叶片泵的制作方法

专利名称：叶片泵的制作方法
技术领域：
本发明涉及例如向汽车用内燃机的各滑动部和控制内燃机阀动作特性的可变气 门装置即阀定时控制装置等供给油的叶片泵。
背景技术：
作为现有的这种叶片泵知道有以下专利文献1所记载的。该现有的叶片泵在转子和叶片的轴向两端面滑动的壳体的两侧壁分别形成有吸 入部和排出部，压缩从吸入部吸入到各动作室的油并向所述排出部排出。专利文献1 (日本)特表2OO8-5M5OO号公报但所述现有的叶片泵在使泵高速旋转时，吸入区间或排出区间中定子内周面的轴 向两端部与中央部的压力不同，因此，有可能妨碍泵稳定的动作。

发明内容
本发明的目的在于提供一种叶片泵，即使是高速旋转，也能够得到定子稳定的动 作。本发明在定子内周面的油吸入区域内或油排出区域内的包含轴向中央部的位置 设置有向定子圆周方向延伸的槽。根据本发明，即使是使泵高速旋转，也能够得到定子一直稳定的动作。


图1是第一实施例叶片泵的分解立体图；图2是把本实施例叶片泵的泵盖卸下的主视图；图3是本实施例叶片泵的横剖视图；图4是图2的A-A剖面；图5是表示本实施例泵壳体的主视图；图6是从本实施例的定子一侧看的立体图；图7是从本实施例的定子另一侧看的立体图；图8是本实施例定子的主要部分剖视图；图9是图8的B部放大图；图10是图8的C部放大图；图11是定子排出侧的主要部分放大剖视图；图12是定子排出侧的主要部分放大剖视图；图13是本实施例的作用说明图；图14是本实施例的作用说明图；图15是表示本实施例的第一、第二螺旋弹簧的弹簧位移与弹簧负载关系的特性 图16是表示现有的排出液压与内燃机转速关系的特性图；图17是表示本实施例的叶片泵与现有叶片泵中转子旋转角与泵室内压关系的特 性图；图18是表示本实施例的叶片泵与现有叶片泵中泵转速与排出压关系的特性图；图19是表示本实施例的叶片泵与现有叶片泵中泵排出压与排出量关系的特性 图；图20是表示本实施例的叶片泵与现有叶片泵中泵转速与排出压关系的特性图；图21是表示定子的连通槽其他例的主要部分剖视图；图22是把第二实施例的可变容量式泵的泵盖卸下的主视图。附图标记说明1泵壳体 Ia底面 2盖 2a内侧面 3驱动轴 4转子5定子 如定子内周面 5a' ,5a'两端面 恥枢轴凸部7,7'吸入孔 8、8'排出孔 9枢轴销 11叶片12背压室 13泵室 14密封部件 15弹性部件16控制油室 16a第一控制油室 16b第二控制油室17支臂 17a支臂本体 17b凸部 17c下面的突起17d上面 18a 18d缺口槽 19第一弹簧收容室20第一螺旋弹簧 21第二弹簧收容室 22第二螺旋弹簧23卡止部 M吸入侧连通槽(连通部)
25排出侧连通槽(连通部)
具体实施例方式以下，按照附图详述本发明叶片泵的实施例。本实施例适用向汽车用内燃机的滑 动部供给润滑油的可变容量式油泵。[第一实施例]如图1 图4所示，叶片泵被设置在内燃机气缸体的前端部等，具备一端开口被 盖2封闭的有底圆筒状的泵壳体1、贯通该泵壳体1的大致中心部且被内燃机曲轴驱动旋转 的驱动轴3、自由旋转地被收容在所述泵壳体1的内部而中心部与所述驱动轴3结合的转 子4、自由摆动地配置在该转子4外周侧的可动部件即定子5、自由滑动地配置在所述转子 4内周部侧两侧面的径小的一对叶片环6、6。所述泵壳体1由铝合金材料形成一体，也如图5所示那样，由于凹状的底面Ia有 定子5的轴向一侧面滑动，所以平面度和表面粗糙度等被高精度加工，滑动范围是由机械 加工所形成。在泵壳体1内周面的规定位置形成有成为所述定子5枢轴支点的被插入枢轴销9 一端部的孔和截面半圆状的枢轴槽lc，且在连结枢轴销9轴心与泵壳体1中心(驱动轴3 的轴心)的直线X(以下叫做“定子基准线”)的上方位置的图2中左侧内周形成有被形成 圆弧凹状的密封面Is。所述密封面Is在后述的控制油室16的图中上端侧的一端，与设置在所述定子5 的后述的密封部件14滑动接触，并且共同进行密封。如图5所示，该密封面Is被形成由规定半径Rl形成的圆弧面状。如图5所示，在泵壳体1的底面Ia分别在驱动轴3左侧形成有吸入孔7，在驱动轴 3的右一半大致相对地形成有排出孔8。如图4、图5所示，所述吸入孔7与吸入图外油盘内的油的吸入口 7a连通，另一方 面，排出孔8从排出口 8a并经由图外的油主巷道而与内燃机的各滑动部和可变气门装置即 例如阀定时控制装置连通。所述吸入孔7由圆弧状的内侧孔部7b和大致矩形的外侧孔部7c构成，另一方面， 排出孔8由圆弧状的内侧孔部8b和与所述排出口 8a直接连通的外侧孔部8c构成。且在所述底面Ia的大致中央形成的驱动轴3的轴承孔If，经由宽度小的大致被形 成L字状的给油槽10的前端凹槽IOa而被供给从所述排出孔8排出的油，而且从所述给油 槽10的开口向所述转子4的两侧面和后述叶片11的侧面供给油，以确保润滑性。如图1、图4所示，所述盖2被形成厚壁板状，在被大致形成平坦状的内侧面加与 所述泵壳体1的底面Ia相同地被形成有与吸入孔7和排出孔8分别连通的吸入孔7'和 排出孔8'，而且在内侧面加的端部形成有穿过所述枢轴销9另一端部的销孔2b。在盖2 的大致中央位置被贯通形成有自由旋转地穿过支承所述驱动轴3的轴穿过孔2c。且该盖2经由图1所示的多个定位销IP对泵壳体1在圆周方向定位同时利用多 个螺钉B而向泵壳体1安装。所述驱动轴3利用从曲轴传递的旋转力而使转子4在图2中向顺时针方向旋转， 以该驱动轴3为中心的图中左侧的一半成为吸入区域、右侧的一半成为排出区域。如图1和图2所示，所述转子4在从内部中心侧向外侧放射状形成的七个切槽如 内分别自由进退地滑动保持有七片叶片11，且在所述各切槽如的基端部分别形成有导入 向所述排出孔8排出的排出液压的截面大致圆形的背压室12。在转子4的轴向两端部形成 有在内周侧把所述两叶片环6、6自由偏心旋转地保持的圆环状的凹槽4b、4b。如图2所示，所述各叶片11的内侧各基端边缘与所述一对叶片环6、6的外周面滑 动接触，且各前端边缘与所述定子5的内周面fe自由滑动接触。在各叶片11之间与定子5的内周面如和转子4的外周面以及泵壳体1的底面Ia 和盖2的内侧面加之间被液密地分隔成多个工作室即扇状的泵室13。所述各叶片环6把 所述各叶片11放射状向外侧按压。所述定子5由容易加工的烧结金属而被一体形成大致圆筒状，图2中在外周面的 所述定子基准线X上的右外侧位置形成有枢轴凸部恥，在该枢轴凸部恥的中央外侧面沿轴 向形成有截面半圆状的枢轴支槽证，其与所述枢轴槽Ic共同地使枢轴销9嵌插而作为偏心 摆动的支点。定子5在所述定子基准线X的上方位置，即图2中的左上方位置一体形成有大致 倒U字状的凸台部5c，该凸台部5c的外面形成有与所述密封面Is相对的圆弧凸状的圆弧 面5d，且在该圆弧面5d形成有横截面矩形的保持槽k。把密封所述控制油室16 —端侧的 所述密封部件14嵌装固定在该保持槽k内。利用定子5的所述枢轴凸部恥的枢轴支槽 5k和枢轴销9来把所述控制油室16的另一端侧密封。所述圆弧面5d按与所述密封面Is 形成一定微小间隙的程度来把其曲率半径大致同等设定。所述密封部件14例如由低磨损性合成树脂沿定子5的轴向细长形成，且利用固定在所述保持槽5e底部侧的橡胶制弹性部件15的弹性力而被向密封面Is按压。由此，确保 后述控制油室16 —直保持良好的液密性。如图4、图6和图7所示，所述定子5分别在吸入孔7侧的轴向两端面沿周向形成有 在吸入区域使油向各泵室13流入的一对吸入侧缺口槽18a、18b，且在排出孔8侧的轴向两 端面沿周向形成有在该排出区域使各泵室13内的油向排出孔8流入的排出侧缺口槽18c、 18d。所述控制油室16在所述定子5的外周面与所述枢轴凸部恥与密封部件14之间 被分隔成大致圆弧状，且使从排出孔8导入的排出液压向定子外周面的受压面5f作用，使 定子5以枢轴销9为支点向图2的逆时针方向摆动，由此，相对转子4而向减少偏心量的方 向移动。所述定子5在筒状本体外周面的所述枢轴凸部恥的相反侧位置一体设置有向径 向外侧突出的延伸部即支臂17。如图1、图2和图6、图7等所示，该支臂17具有从所述 定子5的筒状本体向径向延伸设置的矩形板状的支臂本体17a和在该支臂本体17a的前端 部侧上面一体形成的凸部17b。所述支臂本体17a在所述凸部17b相反侧的下面一体设置有圆弧曲面状的突起 17c，另一方面，所述凸部17b在相对支臂本体17a向大致直角方向延伸设置，并且，其上面 17d形成为曲率半径小的曲面状。在所述泵壳体1的与所述枢轴槽Ic相反侧的位置，即所述支臂17的上下位置，在 图2中同轴上地形成有下侧的第一弹簧收容室19和上侧的第二弹簧收容室21。第一弹簧收容室19被形成沿泵壳体1的轴向延伸的大致平面矩形，另一方面，第 二弹簧收容室21被设定得其长度比第一弹簧收容室19短，且与第一弹簧收容室19同样地 被形成沿泵壳体1的轴向延伸的大致平面矩形。也如图5所示，第二弹簧收容室21 —体设置有从其下端开口部21a的宽度方向相 对地在内端边缘相互向内侧延伸的细长矩形板状的一对卡止部23、23。被形成为经由该两 卡止部23、23之间的开口部21a而所述支臂17的凸部17b相对所述弹簧收容室21内能够 进入或后退。所述两卡止部23、23限制后述第二螺旋弹簧22的最大伸长变形。在所述第一弹簧收容室19的内部收容配置有施力部件即第一螺旋弹簧20，其经 由所述支臂17而把所述定子5向图1中顺时针方向施力，即把所述定子5向转子4的旋转 中心与所述定子5内周面的中心的偏心量变大的方向施力。所述第一螺旋弹簧20被付与规定的弹簧负载W3，下端边缘与第一弹簧收容室19 的底面19a弹性接触，且上端边缘一直与所述支臂本体17a的下面所具有的圆弧状突起17c 抵接，由此而把所述定子5向所述转子4的旋转中心与所述定子5内周面的中心的偏心量 变大的方向施力。即把定子5向图2中顺时针方向施力。所述第二弹簧收容室21收容配置有施力部件即第二螺旋弹簧22，其经由所述支 臂17而把所述定子5向图2中逆时针方向施力。所述第二螺旋弹簧22的上端边缘与收容室21的上壁面21b弹性接触，且下端边 缘与所述支臂17的凸部17b弹性接触而向定子5付与向图2中逆时针方向的力，由此而使 定子5从图2所示的向顺时针方向的最大偏心移动位置卡止到所述两卡止部23、23之间。即第二螺旋弹簧22也被付与与第一螺旋弹簧20相对的规定弹簧负载，但该弹簧负载被设定得比向所述第一螺旋弹簧20付与的弹簧负载W3小，利用第一螺旋弹簧20与第 二螺旋弹簧22各自弹簧负载的差即负载W1，把定子5在初期位置(最大偏心位置)设定。具体说就是，在由所述第一螺旋弹簧20和所述第二螺旋弹簧22付与弹簧负载Wl 的状态下，总是经由支臂17而一直把定子5向上方偏心的方向即泵室13的容积变大的方 向施力。所述弹簧负载Wl是当液压在阀定时控制装置所需要的液压Pl以上时则定子5开 始工作的负载。另一方面，所述定子5中，在所述转子4的旋转中心与所述定子5内周面的中心的 偏心量成为规定以上时，第二螺旋弹簧22与所述支臂17抵接，但如图13所示，在所述转子 4的旋转中心与所述定子5内周面fe的中心的偏心量不到规定(小于)时，则保持被所述 各卡止部23、23压缩的状态不变而被卡止，与所述支臂17成为大致非接触。由于各卡止部 23,23而第二螺旋弹簧22给予支臂17的负载是零的定子5摆动量中所述第一螺旋弹簧20 的弹簧负载W2，是当液压是活塞喷油嘴等的需要液压P2或是曲轴最高转速的需要液压P3 时则定子5开始工作的负载。如图2所示，当所述定子5由于所述第一螺旋弹簧20的弹簧力而向顺时针方向转 动，则所述支臂本体17a的筒状本体根部的上面17d与一个卡止部23的下面抵接而限制进 一步向顺时针方向转动。即利用第一螺旋弹簧20的弹簧力而在初期设定位置(最大偏心 位置)，摆动位置被限制。且如图3、图6和图7所示，在所述定子5的内周面fe分别形成有吸入侧连通槽 24和排出侧连通槽25，其是在所述吸入孔7的形成有圆弧状内侧孔部7b的吸入区域(各 叶片11进入的区域)与所述排出孔8的形成有圆弧状内侧孔部8b的排出区域(各叶片11 后退的区域)的连通部。所述两连通槽M、25被形成与所述各缺口槽18a、18b、18c、18d平行，在所述内周 面如的除了轴向两端部fe' >5a'之外的大致中央位置沿圆周方向延伸设置成带状，其长 度L、L1被设定成与所述各内侧孔部7b、8b的圆弧长度大致相同。所述内周面如的轴向两 端部fe'、5a'的轴向宽度被设定成大致相同。由此，把邻接的各泵室13之间连通。如图3和图8 图12所示，该各连通槽M、25被设定成深度d是定子5厚度幅度 的约1/3程度，且被形成得各自始端部Ma、2fe和终端部Mb、25b的深度从中央部开始逐 渐变浅。即如图8的B部和C部放大图即图9 图12所示，所述各始端部和终端部Ma、 24b,25a,25b被形成比较小的半径R的圆弧面状且从中央部侧开始逐渐变浅。以下，说明本实施例的基本作用。在此之前按照图16来说明使用内外双重螺旋弹 簧的现有可变容量式叶片泵的控制液压与向内燃机滑动部和阀定时控制装置以及活塞冷 却装置的需要液压的关系。在作为降低油耗和废气排放对策而使用所述阀定时控制装置的情况下，内燃机的 需要液压作为该装置的动作源由于使用所述油泵的液压，所以为了提高该装置的动作响应 性而从内燃机低转速的时刻点开始工作液压就被要求如图16的虚线b所示的高液压P1。 在为了活塞冷却而使用喷油嘴装置等的情况下，在内燃机中转速的时刻点则被要求高液压 P2。最高转速的需要液压主要是由曲轴的轴承部润滑所需要的液压P3来决定。因此，内燃 机整体所需要的液压是连结虚线b、c的虚线整体的特性。在此，内燃机中转速区域所要求的液压P2和高转速区域所要求的液压P3大体是P2<P3的关系，要求液压P2和P3大多接近。因此，从图16的(-)区域即中转速区域到 高转速区域之间的液压，希望即使转速上升而液压也不上升。如图16所示，本实施例首先在从内燃机始动时到包含怠速的低转速区域，泵排出 压没达到P1，所以利用第一螺旋弹簧20与第二螺旋弹簧22的弹簧负载差而定子5的支臂 本体17a与泵壳体1的一个卡止部23抵接，使定子5的支臂17成为动作停止状态(参照 图2)。这时，定子5的偏心量最大而泵容量最大，随着内燃机转速的上升而排出液压急 剧上升，成为图16实线上的(了 )所示的特性。然后，随着内燃机转速的进一步上升而泵排出液压进一步上升，当到达图16的 Pf，则控制油室16内的导入液压变高，定子5使向支臂17作用的第一螺旋弹簧20开始压 缩变形，以枢轴销9作为支点向逆时针方向偏心摆动。所述Pf是第一凸轮的动作压，被设 定得比阀定时控制装置的需要液压Pl高。由此，由于泵容量减少而排出液压的上升特性也如图16的(4 )区域所示那样变 小。且如图13所示，第二螺旋弹簧22保持被所述卡止部23、23压缩的状态不变而被卡止， 在支臂凸部17b的上面17d没被加有第二螺旋弹簧22的负载之前，定子5向逆时针方向摆动。在该图13所示的状态下，由于从该时刻点开始第二螺旋弹簧22的负载没向定子5 作用，所以在排出液压达到P2(控制油室16内的液压P》而克服第二螺旋弹簧22的弹簧 负载W2之前，定子5不能摆动而成为被保持的状态。因此，随着内燃机转速上升而排出液 压成为图16(,)所示的上升特性，但由于定子5的偏心量变小而泵容量减少，所以不是图 16的所述(了 )所示急剧上升的特性。当内燃机转速的进一步上升而泵排出液压成为I^s (P2)以上，则如图14所示，定子 5经由支臂17而抵抗第一螺旋弹簧20的弹簧负载W2的弹簧力，并一边把该第一螺旋弹簧 20压缩变形一边摆动。随着该定子5的摆动而泵容量进一步减少且排出液压的上升变小， 维持图16(工)所示的特性状态不变而达到最高转速。因此，能够使该泵高转速时的排出液压(实线)充分接近要求液压(虚线)，所以 能够有效抑制动力损失。图15表示各螺旋弹簧20、22的位移或定子5的摆动角度与弹簧负载Wl、W2的关 系。即在从内燃机始动到低转速的初期状态，由于被付与的是从第一螺旋弹簧20的设定负 载W3减去第二螺旋弹簧22的设定负载的弹簧负载Wl，所以在超过弹簧负载Wl之前不能位 移。当超过该弹簧负载Wl，则第一螺旋弹簧20被压缩位移而其负载增加，另一方面，使第二 螺旋弹簧22接近自由长度而减少其负载，其结果是弹簧负载增加。其斜率成为弹簧特性系 数。所述定子5在图13所示的位置，第一螺旋弹簧20成为弹簧负载W2且不连续地变 大，但当排出液压超过弹簧负载W2，则第一螺旋弹簧20被压缩位移且负载增加，但由于作 用的螺旋弹簧力成为一根，所以弹簧特性系数减少而斜率变化。如上，在内燃机转速上升而排出液压达到Pl时，定子5开始移动而抑制排出液压 的上升，在定子5向图13所示的逆时针方向达到规定的移动量时，则第二螺旋弹簧22的弹 簧力消失而弹簧特性系数变小，且由于第一螺旋弹簧20的弹簧负载W2不连续地变大，所以在排出液压上升到P2后而定子5再次开始摆动(参照图14)。即由于第一、第二螺旋弹簧 20,22的相对弹簧负载起作用而弹簧特性成为非线性状态，所以定子5是特异的摆动变化。这样，由于两螺旋弹簧20、22弹簧力的非线性特性而使排出液压的特性成为图 16( Τ") (工)所示的特性，能够使所述控制液压(实线)充分接近需要液压(虚线)。 其结果是能够充分减少由不必要的液压上升所引起的动力损失。由于使用相对的第一、第二这两个螺旋弹簧20、22，所以能够根据排出液压的变化 而任意设定各弹簧20、22的弹簧负载，能够对于排出液压来设定最佳的弹簧力。且由于所述支臂17不是经由柱塞等而与第一螺旋弹簧20的上端或第二螺旋弹簧 22的下端抵接，而是直接抵接按压，所以结构简单且能够抑制零件数量的增加。由此，制造 作业和组装作业变容易，且能够谋求降低成本。且由于把所述支臂17的支臂本体17a的突起17c和凸部17b的上面17d形成圆 弧曲面状，所以能够减小由定子5的摆动而与第一、第二螺旋弹簧20、22上下端的接触角和 接触点的变化，由此，能够使第一、第二螺旋弹簧20、22的位移稳定化。本实施例把经由所述排出孔8从排出口排出的润滑油除了在内燃机滑动部之外， 还作为阀定时控制装置的动作源来利用，如前所述，由于图16记载的初期排出液压(7区 域)的上升良好，所以对于内燃机刚刚始动后的定时链轮与凸轮轴的相对旋转相位的滞后 角侧或提前角侧而能够提高动作响应性。且本实施例通过在定子5的内周面fe设置吸入侧连通槽M和排出侧连通槽25 而有以下的作用效果。首先，图17例如通过设置在所述转子4外周面的两个切槽如之间的压力传感器 来测定转子4旋转中的各泵室13的内压变化。图中纵轴是泵室13的内压(表压)，横轴是 转子4的旋转角(deg)，转子4的旋转角是0° ( = 360° )时，泵室13是最小容积，180° 时是最大容积，0° 180°的范围是吸入行程(吸入区域)，180° 360°是排出行程(排 出区域)。且图中实线表示不存在有本实施例这样各连通槽M、25时的内压变化，虚线表示 本实施例情况的内压变化，即表示设置了各连通槽对、25时的内压变化。不具有各连通槽M、25的叶片泵如实线所示，在转子4的旋转角0°附近的吸入行 程开始部分，面临吸入孔7、7'的开口部是细长的月牙状，所以当泵为高转速时，对于所述 泵室13的容积膨胀变化而所述开口部的开口面积不足，经由两缺口槽18a、18b向泵室13 内流入的油不能被充分吸入，该泵室13内的吸入负压变大(a)。在转子4的旋转角是90° 附近，由于所述开口部的开口面积扩大，所以能够把油充分吸入而吸入负压暂时变小。在转子旋转角将在180°跟前(日文直前)的吸入行程结束附近，在泵室13容 积膨胀状态下吸入孔7、7'消失而开口部开始关闭，所以不能充分地吸入油，吸入负压再次 变大(b)。这样，由于不能消除油的吸入不足而产生所谓的气蚀，其结果是成为排出流量不 足和产生泵噪音与振动的原因。图18表示叶片泵的转速(N)与排出量(Q)的关系，如该图的实线(现有技术)所 示，在泵的高转速区域排出量不增加，这是由于产生气蚀而引起的。返回来如图17所示，当转子4的旋转角超过180°，则负压大的状态下的泵室13 的侧面向排出孔8、8'(内侧孔部8b)开口。由于泵室13的两侧向高压的排出孔8、8'开口，所以油急剧地向排出孔8、8'流入，在定子内周面fe的轴向大致中央部冲击而产生脉 冲压(c)。在转子旋转角成为270° 360°，则朝向泵室13的排出孔8、8'的两侧的开口 部变小成为月牙状，所以为了向排出孔8、8'排出油而泵室13的内压上升。且在转子旋转 角360°附近的排出行程结束附近，排出孔8、8'消失而泵室13的开口部关闭，所以产生大 的封闭压(d)。包含所述脉冲压(C)和封闭压(d)的泵室13内压的上升，则导致泵各部分的摩擦 增加和产生噪音与振动。特别是所述封闭压(d)的上升则招致定子5动作压(摆动压)下 降的问题。即定子5的动作压本来是由所述第一螺旋弹簧20和第二螺旋弹簧22的弹簧力 以及作用在定子5外周的控制油室16内的泵排出压来决定的，但所述封闭压(d)作为从定 子5的内周面fe而向使定子5的偏心量变小的方向摆动的转矩在起作用，使定子5的动作 压降低。图19表示伴随泵的旋转变化的排出压⑵与排出量(Q)的特性，但如由此可知的 那样，现有技术(实线)中当泵转速上升则大致成比例地泵排出压急剧下降。起因是所述 定子5的动作压下降。图20表示泵转速与泵排出压的关系，可知在现有技术(实线)中泵排出压是随着 泵转速的上升而上升，但泵排出压从P2附近开始就不怎么上升了。起因是所述定子5的动 作压下降。由于所述吸入行程中的油吸入不足，其原因在于对于各泵室13的所述吸入孔7、 7'的开口面积不充分，各泵室13的轴向大致中央部，即定子内周面fe的轴向大致中央部 最为不足，所以吸入负压变大。尽管吸入开始时刻点(转子旋转角0°附近)和吸入结束时 刻点(转子旋转角180°附近)的泵室13负压的降低增大，但在转子旋转角90°附近则负 压的降低被消除。本实施例中，由于通过所述吸入侧连通槽M而在轴向的大致中央部把向吸入孔 7,7'开口的各泵室13彼此之间连通，所以能够补充油的吸入不足部分。因此，能够把吸入 负压平均化，能够消除吸入不足部分。具体则如图17的虚线所示，吸入行程的转子旋转角0°附近和转子旋转角180° 附近的各泵室13内压(a' ) (b')与上述的(a) (b)比较，成为负压接近0的状态。可知 内压在0° 180°被平均化，这就是设置有所述吸入侧连通槽M所引起的。特别是由于把所述吸入侧连通槽M形成在定子轴向的大致中央位置，所以能够 更有效地抑制在容易产生所述负压的中央位置产生气蚀。如图18的虚线分别所示，在泵高转速区域泵排出量(Q)也不降低而是成正比地上 升，消耗马力下降，这是所述吸入侧连通槽M的抑制气蚀效果所致。另一方面，看排出行程侧，在没有排出侧连通槽25的现有技术中如图17的实线所 示，可知泵室13内压上升的原因在于对于该泵室13的排出孔8、8'的开口面积不足，泵室 13的轴向大致中央部的内压上升最大。相对地，本实施例中，由于通过设置所述排出侧连通槽25而把各泵室13之间连 通，所以如虚线所示那样，能够把各泵室13的内压平均化。如图19的虚线所示，能够得到 定子5动作压降低的改善效果。如图18的虚线分别所示，可知在泵高转速区域的消耗马力下降，这是排出侧连通槽25的能够把各泵室13的内压平均化的改善效果所致。且如图20的虚线所示，抑制泵高转速区域的泵排出压降低的效果也是与所述吸 入侧连通槽M的作用相辅相成、有排出侧连通槽25的作用。接着说明把所述吸入侧连通槽M和排出侧连通槽25的各始端部Ma、2fe和终端 部24b、2^形成为圆弧状，且从周向的中央侧开始逐渐变浅的作用效果。即如图9所示，所述泵室13在最小容积区域中从排出行程向吸入行程转移时，由 于吸入侧连通槽M的截面面积利用始端部2 而槽深度逐渐地变大，所以能够抑制封闭压 (图17的d)的急剧释放。由此，能够充分抑制急剧的压力变动和随之而产生的噪音和振 动。如图10所示，由于在吸入侧连通槽M的终端部24b侧而从中央侧开始槽深度逐 渐变浅，所以由于叶片11的旋转而在吸入侧连通槽M内连同旋转的油通过所述终端部Mb 的倾斜面(圆弧面)而向旋转方向侧的泵室13流入，能够得到油的增压效果。其结果是进 一步促进减少所述气蚀的效果。另一方面如图11所示，排出侧连通槽25的始端部2 侧由于槽深度随着转子旋 转的方向而逐渐变深，所以在负压状态的泵室13从吸入行程向排出行程转移时，从位于排 出孔8、8'侧旋转方向反方向的邻接的泵室13没有急剧地高压释放，所述大的脉冲压(图 17的c)的产生被抑制。由此，由于该脉冲压的抑制而能够减少噪音和振动。由于把所述各连通槽M、25设置在定子内周面fe的轴向大致中央位置，在它们的 两侧存在有内周面5的两端面如‘、5a'，所以随着转子4旋转而各叶片11的前端边缘与 所述两端面fe' >5a'滑动接触并被引导支承。因此，各叶片11即使在各连通槽M、25侧 也不倾斜地被稳定支承，所以能够消除在吸入孔7、7'和排出孔8、8'的端部与泵壳体1的 底面Ia冲突而破损的问题。由于在所述定子5的轴向两侧面形成有吸入侧缺口槽18a、18b，使从所述吸入孔 7、7'向泵室13的油的流入性良好，且由于形成有排出侧缺口槽18c、18d，所以使从各泵室 13向排出孔8、8'的油的流出性良好。本实施例中把所述各连通槽M、25设置在定子5的轴向宽度大致中央，但有时利 用所述泵壳体1侧和盖2侧的各孔7、7'、8、8'的深度而使泵室13负压最大的部位和内压 上升最大的部位从轴向的中央部向两侧偏离，所以相应地也有可能把各连通槽24、25的形 成位置向定子内周面fe的轴向两侧面fe' >5a'的一侧偏离形成。但这种情况也是一直包 含中央部地形成。如图21所示，所述各连通槽M、25是把整体开口成曲率半径R大的圆弧状而形 成，也可以把其始端部Ma、2fe和终端部24b、2^形成从中央部侧开始进而有圆滑的曲面 深度变化。[第二实施例]图21表示第二实施例，泵结构体等基本结构与第一实施例相同，但为了加大所述 定子5的偏心量而把按压的控制油室16以所述枢轴销9为中心在图中设置了上下两个。即把第一实施例的控制油室作为第一控制油室16a，在泵壳体1的枢轴销9侧的 下部内形成有大致L字状的凹槽30，利用该凹槽30来构成第二控制油室16b。在所述凹槽 30的下部形成有第二密封面30a，该第二密封面30a被形成以所述枢轴销9的轴心为中心的半径的圆弧面状。另一方面，在定子5的面临所述凹槽30内的部位一体设置有大致三角状的凸部 31，在该凸部31的与所述第二密封面30a相对的部位被形成以所述枢轴销9的轴心为中心 的半径的圆弧面31a。在该圆弧面31a的前端侧形成有横截面矩形的保持槽，把与所述密封 面30a滑动接触的密封部件32和把该密封部件32向密封面30a方向按压的截面矩形的弹 性部件33收容配置在该保持槽内。所述密封面30a被设定成即使相对转子4的中心而定子5的偏心量从图2所示的 最大偏心位置摆动到图14所示的最小偏心量，也能够与所述密封部件32滑动接触的圆弧 长度。所述第二控制油室16b经由在泵壳体1的底面Ia形成的连通槽Ig而与排出孔8 连通，因此，定子5的面临第二控制油室16b的外周的第二受压面5g被作用有与承受第一 控制油室16a的排出压的第一受压面5f同样的排出压。把所述第二圆弧面31a的曲率半径设定得比第一密封部件14侧的第一圆弧面5d 的曲率半径小。因此，第二受压面5g比第一受压面f的表面积小，在两个受压面5f、5g分 别被作用有第一、第二控制油室16a、16b内的排出压时，对于定子5产生与第一实施例同样 的图中逆时针方向的摆动转矩。但由于仅向所述第二受压面5g作用的来自第二控制油室 16b的液压转矩是顺时针方向，所以一部分被抵消。因此，定子5的摆动转矩在排出压相同 的情况下比第一实施例的情况小。因此，能够把所述两螺旋弹簧20、22的弹簧力设定得小，能够缩小各螺旋弹簧20、 22的螺旋径。其结果是能够谋求叶片泵整体的小型化。但由于在定子5的第一、第二受压面5f、5g产生的摆动转矩变小，所以各泵室13 的内压上升所给予定子5动作压的影响变大。因此，所述吸入侧和排出侧的连通槽M、25 的改善定子5动作压降低的效果更加有效地发挥作用。本发明并不限定于上述各实施例的结构，例如也可以缩小各连通槽M、25的轴向 宽度，且也可以形成为并行的多个细长带状。且也可以代替各连通槽对、25而把连通部由在定子5的内部设置通孔作为连通孔 来构成。为了确保所述控制油室16的严密性而设置有密封部件14，但只要能够满足内燃 机所要求的液压特性，也可以为了降低成本而去掉密封部件。也可以进一步变更所述弹簧收容室19、21的配置，两螺旋弹簧20、21的弹簧负载 也可以分别根据泵的规格和大小来自由设定，且其螺旋径和长度也能够自由变更。作为可变气门装置并不限定于阀定时控制装置，能够适用于把液压作为动作源 的、例如能够改变内燃机阀的动作角和提升量的提升可变机构等。且也可以把该叶片泵适用在内燃机以外的液压机器类等。以下说明从所述实施例能够掌握的所述要求项以外的发明的技术思想。[a]在第一方面的发明记载的叶片泵中，所述槽从周向的中央侧向两端侧逐渐变浅地形成。根据本发明，由于槽在周向的两端侧逐渐变浅，所以从中央侧向一个动作室流入 的油例如在向邻接的其他动作室流入时能够顺利地流入。
[b]在第一方面的发明记载的叶片泵中，其特征在于，所述槽被由切削加工所形成。由于单由切削加工来形成，所以能够降低形成成本。[c]在第一方面的发明记载的叶片泵中，其特征在于，所述槽被设置在所述定子内周面的吸入区域和排出区域。能够抑制在吸入区域产生气蚀，且能够抑制在排出区域的压力变动，能够谋求定 子移动的稳定化。[d]在第一方面的发明记载的叶片泵中，其特征在于，所述叶片泵从所述定子的轴向两侧吸入油，且从所述轴向两侧排出油，所述槽被设置在所述定子内周面的除了轴向宽度两端侧之外的部位。[e]在第d方面的发明记载的叶片泵中，其特征在于，所述定子内周面的没设置所述槽的轴向两端侧部位的轴向宽度被设定成大致相 同。[f]在第二方面的发明记载的叶片泵中，其特征在于，所述连通部由在定子内周面的周向延伸的槽所构成。[g]在第f方面的发明记载的叶片泵中，其特征在于，所述槽在所述转子旋转方向终端部侧的深度被形成得比所述槽的周向中间位置浅。[h]在第f方面的发明或第三方面的发明记载的叶片泵中，其特征在于，所述定子通过相对所述转子移动而使定子相对所述转子的偏心量变化来使从所 述排出部排出的油量可变。[i]在第h方面的发明记载的叶片泵中，其特征在于，所述定子利用施力部件被向相对所述转子而偏心量变大的方向施力，根据要求而 抵抗所述施力部件的施力使所述定子向相反方向移动。[j]在第i方面的发明记载的叶片泵中，其特征在于，通过向所述定子作用所述排出部的压力来使其向相反方向移动。[k]在第二方面的发明记载的叶片泵中，其特征在于，把所述连通部由连通孔形成。
权利要求
1.一种叶片泵，从定子的至少轴向一侧吸入油，从所述定子的至少轴向一侧排出油，其 特征在于，在包含所述定子内周面的油吸入区域内或油排出区域内的轴向中央部的位置设置有 在定子周向延伸的槽。
2.如权利要求1所述的叶片泵，其特征在于， 所述槽从周向的中央侧向两端侧逐渐变浅地形成。
3.如权利要求1所述的叶片泵，其特征在于，所述槽被设置在所述定子内周面的吸入区域和排出区域。
4.如权利要求1所述的叶片泵，其特征在于，所述叶片泵从所述定子的轴向两侧吸入油，且从所述轴向两侧排出油， 所述槽被设置在所述定子内周面的除了轴向宽度两端侧之外的部位。
5.如权利要求4所述的叶片泵，其特征在于，所述定子内周面的没设置所述槽的轴向两端侧部位的轴向宽度被设定成大致相同。
6.一种叶片泵，其特征在于，具备 被驱动旋转的转子、在该转子的外周部向放射方向能够自由进退而设置的多个叶片、 把所述转子和叶片收容在内周侧，通过所述转子的旋转驱动而使所述各叶片的外端边 缘沿内周面滑动以使各叶片进退运动的定子、通过把该定子收容在内部而与所述叶片和定子以及所述转子一起来分隔成多个动作 室的壳体、被设置在该壳体的与所述定子轴向两端相对的两侧壁的至少一侧并向所述叶片进入 的区域开口的吸入部、被设置在所述壳体的与所述定子轴向两端相对的两侧壁的至少一侧并向所述叶片后 退的区域开口的排出部、在所述定子内周面的所述叶片进入的周向区域内，且被设置在定子的除了轴向两端之 外的部位而把所述动作室之间连通的连通部。
7.如权利要求6所述的叶片泵，其特征在于， 所述连通部由在定子内周面的周向延伸的槽所构成。
8.如权利要求7所述的叶片泵，其特征在于，所述槽在所述转子旋转方向终端部侧的深度被形成得比所述槽的周向中间位置浅。
9.如权利要求7所述的叶片泵，其特征在于，所述定子通过相对所述转子移动而使定子相对所述转子的偏心量变化来使从所述排 出部排出的油量可变。
10.一种叶片泵，其特征在于，具备被驱动旋转且具备向外周开口的多个切槽的转子、 被设置在所述切槽内的多个叶片、把所述转子和叶片收容在内周侧，通过所述转子的旋转驱动而使所述叶片从转子外周 进退运动的定子、通过把该定子收容在内部而与所述叶片和定子以及所述转子一起来分隔成多个动作室的壳体、被设置在该壳体的与所述定子轴向两端相对的两侧壁的至少一侧并向使所述动作室 的容积扩大的区域开口的吸入部、被设置在所述壳体的与所述定子轴向两端相对的两侧壁的至少一侧并向使所述动作 室的容积缩小的区域开口的排出部、在所述定子内周面的使所述动作室的容积缩小的区域内，且被设置在定子的除了轴向 两端之外的部位而把所述动作室之间连通的连通部。
全文摘要
提供一种叶片泵，抑制在泵高转速时产生气蚀，且能够谋求定子动作的稳定化。具备使从吸入孔(7)向多个泵室(13)导入的油利用泵室的容积变化而从排出孔(8)排出的泵结构体，利用向控制油室(16)内供给的排出压来使定子(5)摆动，由此来使泵室的容积变化。在所述定子内周面(5a)的吸入区域和排出区域的轴向中央位置沿定子周向设置有把各叶片(11)之间的所述各泵室连通的带状吸入侧连通槽(24)和排出侧连通槽(25)。
文档编号F04C2/356GK102141038SQ20111000872
公开日2011年8月3日 申请日期2011年1月17日 优先权日2010年1月29日
发明者佐贺浩二, 大西秀明, 渡边靖 申请人:日立汽车系统株式会社