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CN111630276A - 泵装置 - Google Patents

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CN111630276A
CN111630276A CN201880087652.XA CN201880087652A CN111630276A CN 111630276 A CN111630276 A CN 111630276A CN 201880087652 A CN201880087652 A CN 201880087652A CN 111630276 A CN111630276 A CN 111630276A
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pressure chamber
cam
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Abstract

凸轮环(8)设置为能够在凸轮支承面(9a)上一边滚动一边移动，凸轮环(8)设置为，在与驱动轴(6)的旋转轴线(O2)呈直角的平面上，第一基准线(L1)连结凸轮支承面(9a)与凸轮环(8)的切点(P)和凸轮环(8)的滚动中心(O1)，在将从第一基准线(L1)向与驱动轴(6)的旋转方向相反的方向到第一排出口(23)的起始端(缺口部(23b)的前端)的角度设为偏心量增大侧角度(θα)并将从第一基准线(L1)向驱动轴(6)的旋转方向到第一排出口(23)的末尾端(23a2)的角度设为偏心量减小侧角度(θβ)时，在凸轮环(8)能够在凸轮支承面(9a)上移动的范围内，偏心量增大侧角度(θα)始终大于偏心量减小侧角度(θβ)。

Description

泵装置
技术领域
本发明涉及泵装置。
背景技术
专利文献1中公开了一种可变容量型叶片泵，叶片能够进出地设置于转子的狭缝，使在凸轮环内周面、转子外周面以及叶片之间形成的泵室的容积发生变化。凸轮环被弹簧向泵室的容积增大的方向施力。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：(日本)特开2016-98802号公报
发明内容
发明所要解决的技术问题
然而，在上述现有技术中，必须确保弹簧的收纳部，因此存在构造较为复杂的问题。
本发明的目的之一在于提供一种能够废除对凸轮环进行施力的弹簧的泵装置。
用于解决技术问题的技术方案
在本发明的一个实施方式的泵装置中，凸轮环设置为不受弹簧的作用力而是基于第一流体压力室与第二流体压力室之间的压力差和排出区域中的工作液的压力而能够在泵元件收纳空间中在凸轮支承面上一边滚动一边移动，凸轮环设置为在与驱动轴的旋转轴线呈直角的平面上，第一基准线连结凸轮支承面与凸轮环的切点和凸轮环的滚动中心，在将从第一基准线向与驱动轴的旋转方向相反的方向到排出口的起始端的角度设为偏心量增大侧角度并将从第一基准线向驱动轴的旋转方向到排出口的末尾端的角度设为偏心量减小侧角度时，在凸轮环能够在凸轮支承面上移动的范围内，偏心量增大侧角度始终大于偏心量减小侧角度。
发明的效果
因此，在本发明中，能够废除对凸轮环进行施力的弹簧。
附图说明
图1是表示实施方式1的可变容量型叶片泵1的轴向剖视图。
图2是图1的S2-S2线向视剖视图。
图3是从图2中除去转子7后的局部放大图。
图4是表示凸轮环8与凸轮环止动件15的抵接状态的示意图。
图5是表示凸轮环8的位置与偏心量增大侧角度θα的关系的示意图。
具体实施方式
〔实施方式1〕
图1是表示实施方式1的可变容量型叶片泵1的轴向剖视图，图2是图1的S2-S2线向视剖视图，图3是从图2中除去转子7后的局部放大图。
可变容量型叶片泵(泵装置)1配置在车辆的发动机室内，作为附图外的动力转向装置的油压发生源使用。可变容量型叶片泵1具有泵壳体4和泵元件5。可变容量型叶片泵1通过利用驱动轴6驱动泵元件5旋转而发挥泵作用。
如图1所示，泵壳体4为铝合金制，具有壳体主体部4b、接合环9以及压力板10。壳体主体部4b具有前主体2和后盖3。前主体2形成为有底杯状。后盖3以封堵前主体2的内部空间的方式与前主体2螺栓连结。接合环9配置在前主体2的内部，形成为大致圆环状。接合环9固定于前主体2的内周面2c。压力板10配置在前主体2的内部，与前主体2的内底面2a抵接。压力板10形成为大致圆盘状。
如图1、图2所示，泵元件5收纳于壳体主体部4b的内部且由接合环9、压力板10以及后盖3包围的泵元件收纳空间4a。泵元件5具有转子7和凸轮环8。转子7与驱动轴6一体地旋转。凸轮环8位于转子7的外周侧，形成为大致圆环状。凸轮环8在规定的范围内能够在接合环9的内周面上一边滚动一边移动。
如图2所示，凸轮环8相对于转子7的偏心量δ通过驱动轴6的旋转轴线的正交截面中的凸轮环8的内周缘的中心O1与驱动轴6的旋转轴线O2的偏移量来定义。即，在O1相对于O2的偏移量最大时偏心量δ为最大，在偏移量最小时偏心量δ为最小。以下，将沿着旋转轴线O2的方向称为轴向，将旋转轴线O2的辐射方向称为径向，将绕着旋转轴线O2的方向称为周向。
在接合环9的内周面上形成有在凸轮环8的滚动时对凸轮环8进行支承的凸轮支承面9a。凸轮环8以中心O1为滚动中心在凸轮支承面9a上一边滚动一边移动。凸轮支承面9a从轴向看形成为直线状。在接合环9的内周面上，在与接合环9接近的位置配置有对凸轮环8的旋转进行限制的止转销11。并且，在接合环9的内周面中在径向上与止转销11沿径向大致相对的位置配置有对接合环9与凸轮环8之间进行密封的密封部件13。在凸轮环8与接合环9之间形成有一对流体压力室14a,14b。即，在凸轮环8的径向一侧形成有第一流体压力室14a，在径向另一侧形成有第二流体压力室14b。利用两流体压力室14a,14b之间的压力差使凸轮环8在凸轮支承面9a上滚动，由此凸轮环8的偏心量δ发生增减。
在接合环9的第二流体压力室14b侧的内周面形成有在第二流体压力室14b的容积最小时与凸轮环8抵接的凸轮环止动件15。凸轮环止动件15规定凸轮环8相对于转子7的最小偏心量，在凸轮环8的外周面与凸轮环止动件15抵接的状态下，维持凸轮环8的内周缘的中心O1和驱动轴6的旋转轴线O2偏离的状态。凸轮环止动件15以避免偏心量δ为零的方式保障后述多个泵室17的最小排出容量。即，凸轮环止动件15形成为即使在凸轮环8的外周面抵接的状态下，也能够确保凸轮环8相对于转子7的最小偏心量，使多个泵室17能够排出工作油(工作液)。特别是取决于可变容量型叶片泵1的车辆搭载位置，存在凸轮环8由于自重而向偏心量δ减小的方向移动的情况，但是由于通过凸轮环止动件15能够确保最小偏心量，因此能够确保泵起动时的排出流量。
图4是表示凸轮环8与凸轮环止动件15的抵接状态的示意图。
如图4所示，将凸轮环8与凸轮环止动件15抵接时的凸轮环8与凸轮支承面9a的切点设为第一切点P1，将第一切点P1处的凸轮环8的外周缘的切线设为第一切线T1。并且，将凸轮环8与凸轮环止动件15抵接时的凸轮环8与凸轮环止动件15的切点设为第二切点A，将第二切点A处的凸轮环8的外周缘的切线设为第二切线T2。而且，将第一切线T1与第二切线T2之间的交点设为顶点B。在实施方式1中，以将顶点B与第一切线T1连结的第一线段和将顶点B与第二切线T2连结的第二线段所成的角度中的劣角θγ成为钝角(90°＜θγ＜180°)的方式形成凸轮支承面9a和凸轮环止动件15。
如图2所示，转子7在其外周部具有沿着转子7的径向切出的多个狭缝7a。各狭缝7a沿周向等间距排列。在各狭缝7a中以大致平板状的叶片16在转子7的径向上出没自如的方式收纳大致平板状的叶片16。通过各叶片16在周向上分隔凸轮环8与转子7之间的环状空间而形成多个泵室17。利用驱动轴6来驱动转子7沿图2中逆时针方向旋转，由此各泵室17一边使其容积增减一边进行环绕移动而进行泵工作。各叶片16由于向在各狭缝7a的内周侧形成的背压室7b导入的工作油的压力而被按压于凸轮环8的内周面。
如图1所示，在后盖3中面向泵元件收纳空间4a的内侧面3a，在与伴随着转子7的旋转而各泵室17的容积逐渐扩大的吸入区域相当的部分形成有在沿着周向的正面看为大致月牙状的第一吸入口18。第一吸入口18与形成于后盖3的吸入通路19a连通。由此，经由与附图外的储液罐连接的吸入管20向吸入通路19a内导入的工作油由于上述吸入区域中的泵吸入作用而被吸入各泵室17。
在压力板10中与转子7相对的面上，在与第一吸入口18相对的位置形成有与该第一吸入口18相同的形状的第二吸入口21。第二吸入口21与形成于前主体2的回流通路22连通。回流通路22与前主体2中凹部连通，该凹部收纳对前主体2与驱动轴6之间进行密封的密封部件。上述密封部件的剩余油通过上述吸入区域中的泵吸入作用而向各泵室17供给，由此防止上述剩余油向外部的漏出。以下，在对吸入口进行说明时，方便起见，对第二吸入口21进行说明，省略第一吸入口18的说明。
如图3所示，在压力板10中与转子7相对的面上，在与伴随着转子7的旋转而各泵室17的容积逐渐缩小的排出区域相当的部分形成有在沿着周向的正面看为大致月牙状的第一排出口23。第一排出口23具有排出口主体部23a和缺口部23b。排出口主体部23a形成为在正面看为大致月牙状。缺口部23b从排出口主体部23a的起始端23a1向第二吸入口21的末尾端212延伸。缺口部23b形成为随着朝向转子7的旋转方向而流路截面积逐渐增大的大致锐角三角形形状。起始端23a1是排出口主体部23a中伴随着转子7的旋转而离开了吸入区域的叶片16与排出口主体部23a最初重叠的点。并且，末尾端212是第二吸入口21中伴随着转子7的旋转而处于吸入区域的叶片16最后与第二吸入口21重叠的点。需要说明的是，在排出口主体部23a的末尾端23a2侧没有缺口部。末尾端23a2是排出口主体部23a中伴随着转子7的旋转而处于排出区域的叶片16最后与排出口主体部23a重叠的点。并且，第二吸入口21的起始端211和末尾端212包含缺口部。起始端211是第二吸入口21中伴随着转子7的旋转而离开了排出区域的叶片16与第二吸入口21最初重叠的点。
在从旋转轴线O2的方向观察时，排出区域设定于第一排出口23的起始端(缺口部23b的前端)与末尾端23a2之间的区间所对应的角度范围。并且，吸入区域设定于第二吸入口21的起始端211与末尾端212之间的区间所对应的角度范围。需要说明的是，第二吸入口21的末尾端212与第一排出口23的起始端之间的区间所对应的角度范围为第一封闭区域，第一排出口23的末尾端23a2与第二吸入口21的起始端211之间的区间所对应的角度范围为第二封闭区域。两封闭区域是封闭处于该区域内的泵室17的工作油并抑制第二吸入口21与第一排出口23的连通的部分。凸轮环8具有在第一封闭区域伴随着驱动轴6的旋转而凸轮环8的内周面与驱动轴6的旋转轴线O2之间的最短距离逐渐减小的形状。
如图1所示，第一排出口23经由在前主体2中与压力板10相对的内底面2a上凹陷设置的压力室24与排出通路19b连通。由此，由于上述排出区域中的泵排出作用而从各泵室17排出的工作油通过压力室24和排出通路19b而向泵壳体4外排出，向动力转向装置的油压动力缸输送。压力板10由于压力室24内的压力而被向转子7侧按压。
在后盖3的内侧面3a中与第一排出口23相对的位置形成有与该第一排出口23相同的形状的第二排出口25。通过将两吸入口18,21和两排出口23,25分别隔着各泵室17轴对称地配置，能够保持上述各泵室17的轴向两侧的压力平衡。以下，在对排出口进行说明时，对第一排出口23进行说明，省略第二排出口25的说明。
在压力板10中与转子7相对的面上形成有第一吸入侧背压口42和第一排出侧背压口43。第一吸入侧背压口42是在比第二吸入口21靠压力板10的径向内侧处在周向上呈大致圆弧状延伸的槽，配置于在周向上与第二吸入口21重叠的范围。第一排出侧背压口43是在比第一排出口23靠压力板10的径向内侧处在周向上呈圆弧状延伸的槽，配置于在周向上与第一排出口23重叠的范围。第一排出侧背压口43的周向端部与第一吸入侧背压口42的周向端部连通。第一吸入侧背压口42和第一排出侧背压口43经由连通孔46与压力室24连接。
在后盖3的内侧面3a中与第一吸入侧背压口42相对的位置形成有在后盖3的周向上呈大致圆弧状延伸的槽即第二吸入侧背压口44。并且，在后盖3的内侧面3a中与第一排出侧背压口43相对的位置形成有在后盖3的周向上呈大致圆弧状延伸的槽即第二排出侧背压口45。通过将两吸入侧背压口42,44和两排出侧背压口43,45分别隔着各泵室17轴对称地配置，能够保持上述各泵室17的轴向两侧的压力平衡。
在图3中，将接合环9的凸轮支承面9a与凸轮环8的切点P和凸轮环8的内周缘的中心O1即凸轮环8的滚动中心连结的直线定义为第一基准线L1。并且，将旋转轴线O2的周向上的第一排出口23的末尾端23a2与第二吸入口21的起始端211的中点和凸轮环8的内周缘的中心O1连结的轴线定义为第二基准线L2。接着，将从第一基准线L1向与驱动轴6的旋转方向(逆时针方向)相反的方向到第一排出口23的起始端(缺口部23b的前端)的角度设为偏心量增大侧角度θα。并且，将从第一基准线L1向驱动轴6的旋转方向(逆时针方向)到第一排出口23的末尾端(排出口主体部23a的末尾端23a2)的角度设为偏心量减小侧角度θβ。在实施方式1中，设定为在凸轮环8能够在凸轮支承面9a上滚动的范围内偏心量增大侧角度θα始终大于偏心量减小侧角度θβ。
并且，凸轮支承面9a以与第二基准线L2的最短距离D1随着从第二流体压力室14b侧向第一流体压力室14a侧而逐渐增大的方式相对于第二基准线L2倾斜。
如图2所示，在前主体2中上端侧的内部收纳有对泵排出压力进行控制的控制阀26。控制阀26配置成使其长度方向朝向与旋转轴线O2正交的方向。控制阀26具有阀孔28、滑柱29以及控制阀弹簧30。阀孔28的图2中左侧的开口部被塞子27堵塞。滑柱29在阀孔28内滑动自如地被收纳。滑柱29是形成为大致有底圆筒状的滑柱阀芯。控制阀弹簧30对滑柱29朝向塞子27侧施力。控制阀弹簧30是圆筒压缩螺旋弹簧。
在阀孔28内通过滑柱29而划定高压室28a、中压室28b以及低压室28c。高压室28a导入有形成于排出通路19b的附图外的节流口的上游侧的油压即压力室24的油压。中压室28b收纳控制阀弹簧30，导入有上述节流口的下游侧的油压。低压室28c形成在滑柱29的外周侧，经由低压通路31(参照图1)从吸入通路19a导入有泵吸入压力。
滑柱29根据中压室28b与高压室28a之间的压力差即节流口的前后差压而沿其长度方向移动。具体而言，在节流口的前后差压为预先设定的设定值以下的情况下，滑柱29处于与塞子27抵接的状态。此时，将第一流体压力室14a与阀孔28之间连通的连通路32在低压室28c开口，低压室28c的较低的油压导入到第一流体压力室14a。另一方面，在附图外的节流口的前后差压超过设定值而上升的情况下，滑柱29克服控制阀弹簧30的作用力而向从塞子27离开的方向移动。此时，低压室28c与第一流体压力室14a之间的连通逐渐被切断，高压室28a经由连通路32与第一流体压力室14a连通。由此，高压室28a的较高的油压导入到第一流体压力室14a。即，在第一流体压力室14a选择性地导入有低压室28c或高压室28a的油压。另一方面，第二流体压力室14b与吸入通路19a或第一吸入口18连接，因此始终被导入泵吸入压力。
滑柱29在其内部具有安全阀33。安全阀33在中压室28b的压力小于规定的情况下维持闭阀状态。安全阀33在中压室28b的压力成为规定以上时即动力转向装置侧(负载侧)的压力成为规定以上时成为开阀状态而进行泄压动作，经由低压室28c和低压通路31使工作油向吸入通路19a回流。换言之，安全阀33对排出通路19b与吸入通路19a之间的油通路进行开闭。安全阀33具有阀孔34、泄压孔29a、球35、阀座部件36、安全阀弹簧37以及保持器38。阀孔34位于滑柱29的内周侧，形成为大致圆筒形状。泄压孔29a以将阀孔34与低压室28c之间连通的方式形成于滑柱29。球35是配置在阀孔34内的球状的阀芯。阀座部件36是供球35抵接的阀座，固定于阀孔34中隔着球35的轴向一侧。安全阀弹簧37以压缩变形的状态配置于阀孔34中隔着球35的另一侧。安全阀弹簧37为螺旋弹簧。保持器38介于球35与安全阀弹簧37之间。保持器38利用基于安全阀弹簧37的压缩变形的复原力而对球35向阀座部件36侧施力。
接着，对实施方式1的作用效果进行说明。
在附图外的节流口的前后差压为设定值以下的转子7的低速旋转时，在第一流体压力室14a导入有低压室28c的油压，因此第一流体压力室14a与第二流体压力室14b的压力相等。在这里，在转子7的旋转时，内压(泵室17的压力)作用于凸轮环8的排出区域。此时，在凸轮环8的内周面，在排出区域中偏心量增大侧角度θα的范围作用的内压产生使凸轮环8向偏心量δ增大的方向滚动的力。另一方面，在凸轮环8的内周面，在排出区域中偏心量减小侧角度θβ的范围作用的内压产生使凸轮环8向偏心量δ减小的方向滚动的力。
在实施方式1中，设定为在凸轮环8能够在凸轮支承面9a上滚动的范围内偏心量增大侧角度θα始终大于偏心量减小侧角度θβ。因此，通过在凸轮环8的内周面作用的内压而使凸轮环8向偏心量δ增大的方向滚动的力始终大于使凸轮环8向偏心量δ减小的方向滚动的力。即，在凸轮环8的内周面作用的内压始终向凸轮环8施加使凸轮环8向偏心量δ增大的方向滚动的作用力。由此，在第一流体压力室14a与第二流体压力室14b之间不产生差压的转子7的低速旋转时，通过作用于凸轮环8的内周面的内压而使凸轮环8在凸轮支承面9a上一边滚动一边向偏心量δ最大的位置(图2中左侧的位置)移动。此时，泵排出压力最大。
另一方面，在转子7的转速升高而附图外的节流口的前后差压超过设定值而上升时，在第一流体压力室14a导入有高压室28a的油压。因此，凸轮环8向第一流体压力室14a与第二流体压力室14b之间的压力差所产生的载荷和作用于凸轮环8的内压所产生的载荷相均衡的位置移动(滚动)。由此，对应于泵排出压力的提高，凸轮环8的偏心量δ变小，因此泵排出压力减小。
如以上说明的那样，在实施方式1的可变容量型叶片泵1中，偏心量增大侧角度θα设定为始终大于偏心量减小侧角度θβ。由此，在转子7的旋转时，作用于凸轮环8的内周面的内压始终向凸轮环8施加使凸轮环8向偏心量δ增大的方向滚动的作用力。因此，能够通过第一流体压力室14a与第二流体压力室14b之间的压力差所产生的载荷和作用于凸轮环8的内压所产生的载荷的平衡来进行凸轮环8的位置控制。
其结果是，在实施方式1的可变容量型叶片泵1中，能够废除对凸轮环8进行施力的弹簧。由此，不需要用于从泵壳体4的外侧安装弹簧的开口部、堵塞开口部的塞子以及对开口部进行密封的O型环等，能够实现构造的简化和零件数量的削减。
图5是表示凸轮环8的位置与偏心量增大侧角度θα的关系的示意图。实线表示偏心量δ最小时的凸轮环8的位置，虚线表示偏心量δ最大时的凸轮环8的位置。
凸轮环8以凸轮环8的内周缘的中心O1为滚动中心一边在凸轮支承面9a上滚动一边在泵元件收纳空间4a内移动。因此，偏心量增大侧角度θα在偏心量δ最小时为最大值θαmax，偏心量δ越大则偏心量增大侧角度θα越小，在偏心量δ最大时为最小值θαmin。即，通过采用凸轮环8在凸轮支承面9a上滚动的结构，凸轮环8的偏心量δ越大，通过作用于凸轮环8的内压而使凸轮环8向偏心量δ增大的方向滚动的作用力越小。特别是在凸轮环8的偏心量δ最大时，内压所产生的作用力最小，因此为了克服由作用于凸轮环8的内压产生的载荷而对凸轮环8向凸轮环8的偏心量δ减小的方向施力所需的第一流体压力室14a的压力能够设定得较低。其结果是，防止工作油从第一流体压力室14a泄漏的措施变得容易。
第二流体压力室14b与吸入通路19a或第一吸入口18连接。由此，第二流体压力室14b的压力成为泵吸入压力或与泵吸入压力接近的压力。因此，在产生使凸轮环8移动的第一流体压力室14a与第二流体压力室14b之间的压力差时，能够将第一流体压力室14a的压力设定得较低。其结果是，防止工作油从第一流体压力室14a泄漏的措施变得容易。
凸轮支承面9a以与第二基准线L2的最短距离D1随着从第二流体压力室14b侧向第一流体压力室14a侧而逐渐增大的方式相对于第二基准线L2倾斜。由此，与最短距离D1恒定或逐渐减小的情况相比，能够增大偏心量增大侧角度θα，因此容易使偏心量增大侧角度θα＞偏心量减小侧角度θβ的关系成立。
凸轮支承面9a在与驱动轴的旋转轴线O2呈直角的平面上形成为直线状。由此，在凸轮环8能够在凸轮支承面9a上移动的范围内凸轮环8的偏心量δ越大而偏心量增大侧角度θα越减小时的变化倾向得以简化，因此泵设计中的各种调节变得容易。
第一排出口23的缺口部23b在驱动轴的旋转轴线O2的周向上具有从排出口主体部23a的起始端23a1向第二吸入口21的末尾端212延伸的形状，偏心量增大侧角度θα是从第一基准线L1向与驱动轴6的旋转方向相反的方向到缺口部23b的起始端的角度。泵室17中缺口部23b所开口的区域导入有泵排出压力，因此不需要使排出口主体部23a的位置过度地向第二吸入口21侧偏移就能够较宽地得到偏心量增大侧角度θα。因此，容易使偏心量增大侧角度θα＞偏心量减小侧角度θβ的关系成立。
第一排出口23在其末尾端23a2不具有缺口部。由此，能够减小偏心量减小侧角度θβ，因此能够较宽地得到偏心量增大侧角度θα。因此，容易使偏心量增大侧角度θα＞偏心量减小侧角度θβ的关系成立。
凸轮环8具有在第一封闭区域中伴随着驱动轴6的旋转而凸轮环8的内周面与驱动轴6的旋转轴线O2之间的最短距离逐渐减小的形状，该第一封闭区域是在凸轮环8与转子7之间形成的空间中第二吸入口21的末尾端212与第一排出口23的起始端(缺口部23b的前端)之间的区域。即，在第一封闭区域中，通过形成为所谓的预压缩曲线，能够使第一封闭区域中的泵室17的压力为正压。该压力作用于使凸轮环8的偏心量δ增大的方向，因此能够抑制使凸轮环8的偏心量δ增大的方向的力不足。其结果是，容易使偏心量增大侧角度θα＞偏心量减小侧角度θβ的关系成立。
凸轮环止动件15朝向第二流体压力室14b侧设置，具有在第二流体压力室14b的容积最小时与凸轮环8抵接的形状，在将凸轮环8与凸轮环止动件15抵接时的凸轮环8与凸轮支承面9a之间的第一切点P1处的凸轮环8的外周缘的第一切线T1和凸轮环8与凸轮环止动件15之间的第二切点A处的凸轮环8的外周缘的第二切线T2的交点设为顶点B时，将顶点B与第一切线T1连结的第一线段和将顶点B与第二切线T2连结的第二线段所成的角度中的劣角θγ为钝角。即，在凸轮支承面9a上滚动的凸轮环8与凸轮环止动件15抵接时，该凸轮环止动件15相对于凸轮支承面9a倾斜成比直角大的角度即钝角，因此凸轮环8与凸轮环止动件15的碰撞变得稳定，能够减轻碰撞声。
〔其他实施方式〕
以上，对用于实施本发明的实施方式进行了说明，但本发明的具体结构并不限于实施方式的结构，不脱离发明的主旨的范围的设计变更等也包含于本发明之中。
例如，接合环可以与泵壳体一体地成形。
吸入口和排出口可以仅设置于压力板或后盖中的一侧。
本发明的泵装置也能够作为除了动力转向装置之外的利用压力流体的设备的油压供给源使用。
对于能够根据以上说明的实施方式掌握的技术性思想，如下所述。
泵装置在其一个方案中具有泵壳体、驱动轴、转子、多个叶片、凸轮环，所述泵壳体具有泵元件收纳空间、吸入通路、排出通路、吸入口、排出口以及凸轮支承面，所述吸入通路与所述吸入口连接，所述排出通路与所述排出口连接，所述驱动轴能够旋转地设置于所述泵壳体，所述转子设置于所述驱动轴，并且具有多个狭缝，所述多个叶片能够移动地设置于所述多个狭缝的各狭缝中，所述凸轮环形成为环状，设置在所述泵元件收纳空间中，与所述转子和多个所述叶片一起形成多个泵室，在所述泵元件收纳空间中形成第一流体压力室和第二流体压力室，所述吸入口在多个所述泵室中伴随着所述驱动轴的旋转而所述泵室的容积增大的吸入区域开口，所述排出口在多个所述泵室中伴随着所述驱动轴的旋转而所述泵室的容积减小的排出区域开口，所述第一流体压力室是在所述驱动轴的旋转轴线的径向上设置在所述凸轮环的所述径向外侧的空间，设置在所述驱动轴的旋转轴线与所述凸轮环的内周缘的中心的偏心量越为增大而容积越为减小的部分，所述第二流体压力室是在所述驱动轴的旋转轴线的径向上设置在所述凸轮环的径向外侧的空间，设置在所述驱动轴的旋转轴线与所述凸轮环的内周缘的中心的偏心量越为增大而容积越为增大的部分，所述凸轮环设置为不受弹簧的作用力而是基于所述第一流体压力室与所述第二流体压力室的压力差和所述排出区域中的工作液的压力而能够在所述泵元件收纳空间中在所述凸轮支承面上一边滚动一边移动，所述凸轮环设置为在与所述驱动轴的旋转轴线呈直角的平面上，第一基准线连结所述凸轮支承面与所述凸轮环的切点和所述凸轮环的滚动中心，在将从所述第一基准线向与所述驱动轴的旋转方向相反的方向到所述排出口的起始端的角度设为偏心量增大侧角度并将从所述第一基准线向所述驱动轴的旋转方向到所述排出口的末尾端的角度设为偏心量减小侧角度时，在所述凸轮环能够在所述凸轮支承面上移动的范围内，所述偏心量增大侧角度始终大于所述偏心量减小侧角度。
在更优选的方案中，在上述方案的基础上，所述第二流体压力室与所述吸入通路或所述吸入口连接。
在另一优选的方案中，在上述方案中的任一个的基础上，在与所述驱动轴的旋转轴线呈直角的平面上，在将所述驱动轴的旋转轴线的周向上的所述排出口的末尾端与所述吸入口的起始端的中点和所述凸轮环的滚动中心连结的轴线设为第二基准线时，所述凸轮支承面以所述凸轮支承面与所述第二基准线的最短距离随着从所述第二流体压力室侧向所述第一流体压力室侧而逐渐增大的方式相对于所述第二基准线倾斜。
在又一优选的方案中，在上述方案中的任一个的基础上，所述凸轮支承面在与所述驱动轴的旋转轴线呈直角的平面上形成为直线状。
在又一优选的方案中，在上述方案中的任一个的基础上，所述排出口具备排出口主体部和缺口部，所述缺口部在所述驱动轴的旋转轴线的周向上具有从所述排出口主体部的起始端向所述吸入口的末尾端延伸的形状，所述偏心量增大侧角度是从所述第一基准线向与所述驱动轴的旋转方向相反的方向到所述缺口部的起始端的角度。
在又一优选的方案中，在上述方案中的任一个的基础上，所述排出口在其末尾端不具有缺口部。
在又一优选的方案中，在上述方案中的任一个的基础上，所述凸轮环具有在第一封闭区域中伴随着所述驱动轴的旋转而所述凸轮环的内周面与所述驱动轴的旋转轴线之间的最短距离逐渐减小的形状，所述第一封闭区域是在所述凸轮环与所述转子之间形成的空间中、所述吸入口的末尾端与所述排出口的起始端之间的区域。
在又一优选的方案中，在上述方案中的任一个的基础上，所述泵壳体具有凸轮环止动件，所述凸轮环止动件朝向所述第二流体压力室侧设置，具有在所述第二流体压力室的容积最小时与所述凸轮环抵接的形状，在将所述凸轮环与所述凸轮环止动件抵接时的所述凸轮环与所述凸轮支承面的第一切点处的所述凸轮环外周缘的切线和所述凸轮环与所述凸轮环止动件的第二切点处的所述凸轮环外周缘的切线的交点设为顶点时，将所述顶点与所述第一切点连结的第一线段和将所述顶点与所述第二切点连结的第二线段所成的角度中的劣角为钝角。

Claims (8)

1.一种泵装置，其特征在于，
具有泵壳体、驱动轴、转子、多个叶片、凸轮环，
所述泵壳体具有泵元件收纳空间、吸入通路、排出通路、吸入口、排出口以及凸轮支承面，所述吸入通路与所述吸入口连接，所述排出通路与所述排出口连接，
所述驱动轴能够旋转地设置于所述泵壳体，
所述转子设置于所述驱动轴，并且具有多个狭缝，
所述多个叶片能够移动地设置于所述多个狭缝的各狭缝中，
所述凸轮环形成为环状，设置在所述泵元件收纳空间中，与所述转子和多个所述叶片一起形成多个泵室，在所述泵元件收纳空间中形成第一流体压力室和第二流体压力室，
所述吸入口在多个所述泵室中伴随着所述驱动轴的旋转而所述泵室的容积增大的吸入区域开口，
所述排出口在多个所述泵室中伴随着所述驱动轴的旋转而所述泵室的容积减小的排出区域开口，
所述第一流体压力室是在所述驱动轴的旋转轴线的径向上设置在所述凸轮环的所述径向外侧的空间，设置在所述驱动轴的旋转轴线与所述凸轮环的内周缘的中心的偏心量越为增大而容积越为减小的部分，
所述第二流体压力室是在所述驱动轴的旋转轴线的径向上设置在所述凸轮环的径向外侧的空间，设置在所述驱动轴的旋转轴线与所述凸轮环的内周缘的中心的偏心量越为增大而容积越为增大的部分，
所述凸轮环设置为不受弹簧的作用力而是基于所述第一流体压力室与所述第二流体压力室的压力差和所述排出区域中的工作液的压力而能够在所述泵元件收纳空间中在所述凸轮支承面上一边滚动一边移动，
所述凸轮环设置为在与所述驱动轴的旋转轴线呈直角的平面上，第一基准线连结所述凸轮支承面与所述凸轮环的切点和所述凸轮环的滚动中心，在将从所述第一基准线向与所述驱动轴的旋转方向相反的方向到所述排出口的起始端的角度设为偏心量增大侧角度并将从所述第一基准线向所述驱动轴的旋转方向到所述排出口的末尾端的角度设为偏心量减小侧角度时，在所述凸轮环能够在所述凸轮支承面上移动的范围内，所述偏心量增大侧角度始终大于所述偏心量减小侧角度。
2.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
所述第二流体压力室与所述吸入通路或所述吸入口连接。
3.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
在与所述驱动轴的旋转轴线呈直角的平面上，在将所述驱动轴的旋转轴线的周向上的所述排出口的末尾端与所述吸入口的起始端的中点和所述凸轮环的滚动中心连结的轴线设为第二基准线时，所述凸轮支承面以所述凸轮支承面与所述第二基准线的最短距离随着从所述第二流体压力室侧向所述第一流体压力室侧而逐渐增大的方式相对于所述第二基准线倾斜。
4.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
所述凸轮支承面在与所述驱动轴的旋转轴线呈直角的平面上形成为直线状。
5.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
所述排出口具备排出口主体部和缺口部，
所述缺口部在所述驱动轴的旋转轴线的周向上具有从所述排出口主体部的起始端向所述吸入口的末尾端延伸的形状，
所述偏心量增大侧角度是从所述第一基准线向与所述驱动轴的旋转方向相反的方向到所述缺口部的起始端的角度。
6.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
所述排出口在其末尾端不具有缺口部。
7.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
所述凸轮环具有在第一封闭区域中伴随着所述驱动轴的旋转而所述凸轮环的内周面与所述驱动轴的旋转轴线之间的最短距离逐渐减小的形状，所述第一封闭区域是在所述凸轮环与所述转子之间形成的空间中、所述吸入口的末尾端与所述排出口的起始端之间的区域。
8.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
所述泵壳体具有凸轮环止动件，
所述凸轮环止动件朝向所述第二流体压力室侧设置，具有在所述第二流体压力室的容积最小时与所述凸轮环抵接的形状，在将所述凸轮环与所述凸轮环止动件抵接时的所述凸轮环与所述凸轮支承面的第一切点处的所述凸轮环外周缘的切线和所述凸轮环与所述凸轮环止动件的第二切点处的所述凸轮环外周缘的切线的交点设为顶点时，将所述顶点与所述第一切点连结的第一线段和将所述顶点与所述第二切点连结的第二线段所成的角度中的劣角为钝角。
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