JP6165019B2 - ベーンポンプ - Google Patents

Description

本発明は、例えば自動車用内燃機関の各摺動部や、機関弁の作動特性を制御する可変動弁装置などにオイルを供給するベーンポンプに関する。

この種の従来のベーンポンプとしては、以下の特許文献１に記載されたものが知られている。

概略を説明すれば、ベーンポンプは、内燃機関のシリンダブロックのフロント側の端面に取り付けられており、ハウジング本体と該ハウジング本体の一端開口を閉塞するポンプカバーとからなるハウジングの内部に、クランク軸から駆動軸を介して回転力が伝達されるロータが回転自在に収容され、このロータの外周部に、先端が前記カムリングの内周面に摺接する複数のベーンが径方向へ出没自在に設けられている。また、該ロータの外周側には、該ロータと所定の偏心量をもって配置されたカムリングが設けられ、前記複数のベーンの先端が前記カムリングの内周面に摺接してポンプ室の容積変化を得てポンプ作用を行うようになっている。

また、前記駆動軸の外周面には、二面幅状の係合軸部が形成されている一方、前記ロータの中央には、二面幅状の係合孔が形成されて、該係合孔に前記係合軸部が係合することによって、駆動軸からロータに回転力が伝達されるようになっている。

実開昭６０−１０２４８８号公報

ところで、前記従来のベーンポンプは、前記駆動軸の軸心とロータの中心が径方向にずれたり、回転中の前記駆動軸が振れ回りを起こすおそれがあることから、前記駆動軸の係合軸部とロータの係合孔との間に僅かな隙間を形成して、振れ回りによる干渉を防止したり、前記ロータの回転中心を規制するために、ロータの前記係合孔の軸方向の一端側の孔縁に、円筒状軸部を駆動軸の外周面に沿って一体に設けて、この円筒状軸部の外周面を前記ハウジングの一側壁に形成された第１貫通孔の内周面に微小隙間を介して摺接支持させるようになっている。

一方、前記ロータの円筒状軸部と軸方向で反対側の他端面は、前記ポンプカバーの対向内端面にシール機能をもちながらサイドクリアランスを介して摺接しているが、前記ポンプカバーには、前記駆動軸が挿通する第２貫通孔が形成され、この第２貫通孔の内径が駆動軸の外周面との干渉を抑制するために、両者間に比較的大きな環状隙間が形成されている。

このため、前記ポンプが作動すると、前記サイドクリアランスを伝ってきたオイルが前記環状隙間から外部にリークし易い。

特に、前記公報記載のベーンポンプは、前記ロータの軸方向両端面にガイドリングを収容する一対の環状凹部が形成されていることから、前記ロータの他端面とポンプカバーの内端面との間の径方向のシール幅が小さくなって、オイルのリーク量が多くなってしまう。この結果、ポンプ効率の低下が余儀なくされている。

本発明は、前記ロータの他端面を、該他端面が摺接するハウジングの内端面に軸方向から押し付けることによって、前記ロータの他端面とハウジング内端面とのシール機能を発揮させて、オイルのリーク量を減少させることのできるベーンポンプを提供することにある。

本願請求項１に係る発明は、とりわけ、ロータが、軸方向一端面側の一方の環状凹部より内周側に一体に設けられて、前記駆動軸の外周面に沿って軸方向へ延出した円筒部と、軸方向他端面側の他方の環状凹部より内周側に形成された摺接面とを有し、
前記円筒部は、外周面がハウジングの一方の貫通孔の内周面に摺動自在に支持されている一方、前記摺接面は、前記ハウジングの前記一方の対向側壁の内端面に摺接配置され、
前記一方の環状凹部の受圧面積を、他方の環状凹部の受圧面積よりも大きく形成したことを特徴としている。

本発明によれば、ハウジング内部から外部へのオイルリーク量を減少させることによって、ポンプ効率の低下を抑制することができる。

本発明に係るベーンポンプの第１実施形態の縦断面図である。 図１の要部拡大図である。 本実施形態のベーンポンプのポンプカバーを外した状態を示す正面図である。 本実施形態に供されるハウジング本体の正面図である。 本実施形態に供されるロータの斜視図である。 本実施形態に作用説明図である。 本実施形態の作用説明図である。 本実施形態における第１、第２コイルばねのばね変位とばね荷重との関係を示す特性図である。 本実施形態における吐出油圧と機関回転数との関係を示す特性図である。 第２実施形態に供されるロータの縦断面図である。 第３実施形態に供されるロータの縦断面図である。 第４実施形態に供されるベーンポンプのポンプカバーを外した正面図である。 本実施形態の機関回転数とポンプ油圧との関係を示す特性図である。

以下、本発明に係るベーンポンプの実施形態を図面に基づいて詳述する。なお、本実施形態は、自動車用内燃機関の摺動部や可変動弁装置、ピボットオイルジェットに潤滑油を供給すると共に、各部材の要求に合わせて供給油量を可変にできる可変容量形のベーンポンプに適用したものを示している。

〔第１実施形態〕
本実施形態におけるベーンポンプは、図１に示すように、内燃機関のシリンダブロックの下部に設けられたバランサ装置０１のバランサハウジング０２の前端部に複数のボルト０３によって固定されている。このベーンポンプは、有底円筒状のハウジング本体１及び該ハウジング本体１の一端開口を閉塞するポンプカバー２によって構成されたポンプハウジング０４と、前記バランサシャフトのドライブシャフトを延長してハウジング本体１とポンプカバー２のほぼ中心部を貫通した駆動軸３と、前記ポンプハウジング０４の内部に有する収容室内に回転自在に収容され、内部軸方向に形成された挿通孔４ａを介して前記駆動軸３に係合された断面ほぼエ字形状のロータ４と、該ロータ４の外周側に揺動自在に配置された可動部材であるカムリング５と、前記ロータ４の軸方向の両端面４ｂ、４ｃに形成された一対のガイドリング収容部である第１、第２環状凹部６，７内に摺動自在に配置された小径な一対のベーンリング８，９と、を備えている。

前記ハウジング本体１は、アルミ合金材によって一体に形成され、図４にも示すように、凹状の底面１ｓはカムリング５の軸方向の一側面が摺動することから、平面度や表面粗さなどの精度が高く加工され、摺動範囲が機械加工によって形成されている。

また、ハウジング本体１の内周面の所定位置には、前記カムリング５の枢支点となる枢支ピンであるピボットピン１０が挿入される有底状のピン孔１ｃが穿設されていると共に、ピボットピン１０の軸心とハウジング本体１の中心(駆動軸３の軸心)を結んだ直線Ｘ（以下「カムリング基準線」という。）より垂直方向上方の位置の内周側に、円弧凹状に形成されたシール面１ａが形成されている。

前記シール面１ａは、後述する制御油室１９の図中上端側を前記カムリング５の円弧凸状のシール面５ａとピボットピン１０を中心とした同心円弧軌跡上で微小隙間を介して対向している。カムリング５のシール面５ａに形成されたシール溝内に、ゴム製のバックアップ部材１４ａと、該バックアップ部材１４ａによってシール面１ａ側に付勢されたシール部材１４が摺接しつつ共同してシールするようになっている。前記シール面１ａは、ロータ４に対するカムリング５の偏心量が最大の状態（図３参照）から最小の状態（図７参照）まで揺動してもシール部材１４が摺動できる円弧長さになっている。前記シール部材１４は、例えば低摩耗性の合成樹脂材によってカムリング５の軸方向に沿って細長く形成されている。

また、ハウジング本体１の底面１ｓには、図４に示すように、駆動軸３の左側にほぼ三日月状の吸入ポート１１が形成されていると共に、駆動軸３の右半分にほぼ扇形状の吐出ポート１２がそれぞれほぼ対向して形成されている。

前記吸入ポート１１は、図外のオイルパン内の潤滑油を吸入する吸入ロ１１ａに連通している一方、吐出ポート１２は、吐出口１２ａから図外のオイルメインギャラリーを介して機関の各摺動部や可変動弁装置である例えばバルブタイミング制御装置及びピストンオイルジェットに連通している。

さらに、前記底面１ｓのほぼ中央に駆動軸３が後述する円筒状軸部１５を介して挿通される第１貫通孔である軸受孔１ｆが穿設されていると共に、該軸受孔１ｆの孔縁には前記吐出ポート１２から吐出された潤滑油が供給される半円弧上の給油溝１ｇが形成されている。

前記ポンプカバー２は、図１に示すように、前記バランサハウジング０２に直接ボルト０３によって固定されていると共に、複数のボルト１３によってハウジング本体１に固定されている。また、内側面２ｂがハウジング本体１の一端開口を閉塞していると共に、中央位置に前記駆動軸３が挿通する第２貫通孔２ａが穿設されている。前記第２貫通孔２ａは、円形状に形成されて、前記駆動軸３の横断面円形状の外周面３ａの外径よりも大きく形成されて、内周面と駆動軸３の外周面３ａとの間に比較的大きな環状隙間Ｓが形成されている。つまり、駆動軸３は、前記ポンプカバー２の第２貫通孔２ａに位置する部位の外周面３ａは先端軸部３ｂ側とは異なって後述の二面幅状ではなく、円形状に形成されていることから、第２貫通孔２ａの内周面との間では環状隙間Ｓになっている。

前記駆動軸３は、前記ロータ４の前記挿通孔４ａに挿通される先端部軸部３ｂの外周面が非円形部である二面幅状に形成されて、外周面の両側面３ｃ、３ｄが平坦状に形成されていると共に、残余部が円弧状に形成されて、これらが係合部として構成されている。

また、駆動軸３は、クランク軸からバランサシャフトに伝達された回転力によってロータ４を図３中、時計方向に回転するようになっており、該駆動軸３を中心とした図中左側の半分が吸入領域となり、右側の半分が吐出領域となる。

前記ロータ４は、図１〜図３及び図５示すように、ほぼ円柱状に形成されていると共に、軸方向の一端面４ｂがハウジング本体１の底面１ｓに微小隙間を介して摺接するようになっている一方、軸方向の他端面４ｃが前記ポンプカバー２の内側面２ｂに同じく微小隙間をもって摺接するようになっている。前記他端面４ｃの第２環状凹部７よりも内周側の部位４ｅが、前記内側面２ｂと摺接する摺接部として形成されている。

また、ロータ４は、前記一端面４ｂ側の内周部、つまり前記挿通孔４ａの孔縁に円筒状軸部１５が一体に設けられている。

この円筒状軸部１５は、前記駆動軸３の外周面に沿って軸方向へ延出されて、内周面１５ａが前記挿通孔４ａと連続して形成されていると共に、外周面１５ｂが前記ハウジング本体１の前記軸受孔１ｆに微小隙間を介して回転自在に軸受けされている。また、軸方向で連続した形状の前記挿通孔４ａと円筒状軸部１５の内周面１５ａは、前記駆動軸３の先端軸部３ｂの二面幅状の外周面に対応して二面幅状に形成され、対向する両側面１５ｅ、１５ｆが平坦状に形成されて、これが駆動軸３の係合部と係合して該駆動軸３の回転力をロータ４に伝達するようになっている。

また、先端軸部３ａの係合部である外周面と前記ロータ４の係合孔としての内周面との間には、比較的大きな隙間Ｓ１が形成されている。

そして、前記円筒状軸部１５の前記第１環状凹部６に臨む外周面には、回転軸の機能を付加するために高精度とする必要が有り、加工、研磨などで前記外周面１５ａが作られるので図１、図２に示すように、第１環状凹部６の内周部に段差部１５ｄが形成されて、この段差部１５ｄの端面６ｂが受圧面として機能する。したがって、この端面６ｂが、第１環状凹部６の底面６ａの受圧面と共同して全体の受圧面積が拡大形成されている。

つまり、後述するように、ロータ４の軸方向両端面４ｂ、４ｃに形成された前記一対の第１、第２環状凹部６，７の基本的な径方向幅は、ほぼ同一に形成されているが、前記段差部１５ｄによって前記第１環状凹部６の径方向幅とを合わせた幅長さＹが、第２環状凹部７の径方向幅長さＺよりも大きくなっている。よって、この底面６ａと端面６ｂの全体の受圧面積は、前記第２環状凹部７の受圧面である底面７ａの受圧面積よりも大きく形成されている。

前記ロータ４は、軸方向両端面４ｂ、４ｃに形成された前記一対の第１、第２環状凹部６，７の基本的な径方向幅がほぼ同一に形成されていると共に、内部中心側から外方へ放射状に形成された７つのスリット４ｄ内にそれぞれ７枚のベーン１６が進退自在に摺動保持されている。また、前記各スリット４ｄの基端部に前記吐出ポート１２に吐出された吐出油圧を導入する断面ほぼ円形状の背圧室１７がそれぞれ形成されている。

前記各ベーン１６は、内側の各基端縁が前記一対のベーンリング８、９の外周面に摺接している共に、各先端縁が前記カムリング５の内周面５ｂに摺接自在になっている。また、各ベーン１６間とカムリング５の内周面及びロータ４の内周面、ハウジング本体１の底面１ｓ、ポンプカバー２の内端面との間に複数のポンプ室１８が液密的に隔成されている。前記各ベーンリング６は、前記各ベーン１６を放射外方へ押し出すようになっている。

前記カムリング５は、加工容易な焼結金属によってほぼ円筒状に一体に形成され、外周面の前記カムリング基準線Ｘ上の図１中、右外側位置にピボット凸部５ｃが形成されており、このピボット凸部５ｃの中央位置には、前記ピボット孔１ｃに挿入位置決めされたピボットピン１０が嵌挿して偏心揺動支点となる半円形状の枢支溝５ｄが軸方向に沿って貫通形成されている。

また、カムリング基準線Ｘより上側の前記カムリング５のピボットピン１０と前記シール部材１４との間には、制御油室１９が形成されている。つまり、この制御油室１９は、前記カムリング５の外周面と前記ピボット凸部５ｃ及びシール摺接面５ａ、シール面１ａとの間にほぼ三日月状に隔成されている。また、この制御油室１９は、吐出ポート１２から吐出された吐出油圧によってカムリング５を、ピボットピン１０を支点として図３の反時計方向へ揺動させることによってロ一タ４に対する偏心量を減少させる方向へ移動させるようになっている。

また、前記カムリング５は、筒状本体の外周面の前記ピボット凸部５ｃと反対側の位置に径方向外側に突出した延出部であるアーム２０が一体に設けられている。このアーム２０は、図３に示すように、前記カムリング５の筒状本体の前端縁から軸方向のほぼ中央位置まで延設された矩形板状のアーム本体２０ａと、該アーム本体２０ａの先端部側の上面に一体に形成された凸部２０ｂと、を有している。

前記アーム本体２０ａは、前記凸部２０ｂと反対側の下面に円弧曲面状の突起２０ｃが一体に設けられている一方、前記凸部２０ｂは、アーム本体２０ａに対してほぼ直角方向に延設されていると共に、その上面が曲率半径の小さな曲面状に形成されている。

また、前記アーム２０の上下位置には、図３中、下側の第１ばね収容室２１と上側の第２ばね収容室２２が同軸上に形成されている。

前記第１ばね収容室２１は、ハウジング本体１の軸方向に沿って延びたほぼ平面矩形状に形成されている。

前記第２ばね収容室２２は、その長さが第１ばね収容室２１よりも短く設定されていると共に、第１ばね収容室２１と同じくハウジング本体１の軸方向に沿って延びたほぼ平面矩形状に形成されている。また、その下端開口部２２ａの巾方向から対向して内端縁に互いに内方へ延出した細長い矩形板状の一対の係止部２３、２３が一体に設けられており、この両係止部２３、２３間の前記下端開口部２２ａを介して前記アーム２０の凸部２０ｂが前記第２ばね収容室２２内に対して進入あるいは後退可能に形成されている。前記両係止部２３、２３は、後述する第２コイルばね２５の最大伸張変形を規制するようになっている。

前記第１ばね収容室２１の内部には、前記アーム２０を介して前記カムリング５を図３中、時計方向へ付勢する、つまりロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が大きくなる方向へ前記カムリング５を付勢する付勢部材である第１コイルばね２４が収容配置されている。

前記第１コイルばね２４は、所定のばねセット荷重Ｗ１が付与され、上端縁が前記アーム本体２０ａの下面に有する円弧状突起２０ｃに常時当接しつつ前記カムリング５における前記ロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が大きくなる方向へ付勢している。

前記第２ばね収容室２２には、前記アーム２０を介して前記カムリング５を図３中、反時計方向へ付勢する付勢部材である第２コイルばね２５が収容配置されている。

この第２コイルばね２５は、上端縁が第２ばね収容室２２の上面２２ｂに弾接していると共に、下端縁は図３に示すカムリング５の時計方向へ最大偏心移動位置から前記両係止部２３、２３に係止するまでの間に前記アーム２０の凸部２０ｂに弾接してカムリング５に反時計方向へ付勢力を付与するようになっている。

すなわち、第２コイルばね２５にも、第１コイルばね２４と対向する所定のばねセット荷重が付与されているが、このばねセット荷重は、前記第１コイルばね２４に与えられているばねセット荷重よりも小さく設定されており、第１コイルばね２４と第２コイルばね２５の各々のセット荷重の差によってカムリング５は初期位置（最大偏心位置）にセットされる。

具体的には、前記第１コイルばね２４と第２コイルばね２５の合力の、ばねセット荷重Ｗ１が付与された状態で常にアーム２０を介してカムリング５を上方へ偏心させる方向、つまりポンプ室１８の容積が大きくなる方向に付勢している。前記ばねセット荷重Ｗ１は、油圧がバルブタイミング制御装置の必要油圧Ｐ１（図９参照）を超えたＰｆのときにカムリング５が動き出す荷重である。

一方、第２コイルばね２５は、前記カムリング５における、前記ロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が所定以上となっているときは、前記アーム２０に当接しているが、図６、図７に示すように、前記ロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が所定未満となっているときは、前記各係止部２３、２３により圧縮された状態を保ったまま係止されて前記アーム２０と非接触となる。また、第２コイルばね２５が各係止部２３、２３によりアーム２０への荷重が零になるカムリング５の揺動量における前記第１コイルばね２４の荷重Ｗ２とは、油圧がピストンオイルジェットなどの必要油圧Ｐ２かもしくはクランク軸の最高回転時に必要油圧Ｐ３（図９参照）を超えたＰｓのときにカムリング５が動き出す荷重である。
〔本実施形態の作用〕
以下、本実施形態の作用について説明する。これに先だって、本実施形態の可変容量形のベーンポンプによる制御油圧と、機関摺動部やバルブタイミング制御装置及びピストン冷却装置への必要油圧との関係を図９に基づいて説明する。

内燃機関で必要な油圧は、燃費の向上や排気エミッション対策として前記バルブタイミング制御装置を用いた場合には、この装置の作動源として前記オイルポンプの油圧が用いられることから、かかる装置の作動応答性を向上させるために機関低回転の時点から作動油圧は図９に示す油圧Ｐ１が要求される。またピントン冷却の為のオイルジェット装置などを用いた場合は機関中回転の時点で油圧Ｐ２が要求される。最高回転での必要油圧は主としてクランク軸の軸受部の潤滑に必要な油圧Ｐ３で決定される。したがって、内燃機関全体に必要な油圧は実線の特性になる。

ここで、内燃機関の中回転域要求油圧Ｐ２と高回転域の要求油圧Ｐ３は概ねＰ２＜Ｐ３の関係であり、要求油圧Ｐ２とＰ３は近いことが多い。したがって図９の（エ）の域である中回転域から高回転域の間の油圧は回転が上昇しても油圧が上昇しないようにすることが望ましい。

そして、本実施形態では、図９に示すように、まず、内燃機関の始動時から低回転域までは、ポンプ吐出圧はＰ１に達していないため、カムリング５のアーム２０が第１コイルばね２４と第２コイルばねのばね力差でハウジング本体１側のストッパ面１８ａに対するカムリング５側のストッパ面１８ｂの当接によって作動停止状態になっている（図１参照）。

このとき、カムリング５の偏心量が最も大きくポンプ容量が最大となり、機関回転数の上昇に伴って吐出油圧が前記従来よりも急激に立ち上がり、図９の実線上の（ア）に示す特性となる。

続いて、さらなる機関回転数の上昇に伴いポンプ吐出油圧がさらに上昇しで図９のＰ１よりも高いＰｆに達すると、制御油室１６内の導入油圧が高くなって、カムリング５は、アーム２０に作用する第１コイルばね２４を庄縮変形させはじめて、ピボットピン１０を支点として反時計方向へ偏心揺動する。前記Ｐｆは第１の作動圧であり、バルブタイミング制御装置の要求油圧より高く設定されている。

前記Ｐｆに達すると、ポンプ容量が減少するため、吐出油圧の上昇特性も図９の（イ）の領域に示すように小さくなる。そして、図６に示すように、第２コイルばね２５が前記係止部２３、２３により圧縮された状態を保ったまま係止され、アーム凸部１７ｂの上面１７ｄへ第２コイルばね２５の荷重が加わらない状態までカムリング５が反時計方向へ揺動する。

この図６に示す状態では、この時点から第２コイルばね２５のばね力がカムリング５に作用しなくなることから、吐出油圧がＰ２（制御油室１９内の油圧Ｐ２）に達し、第２コイルばね２５の荷重Ｗ２に打ち勝つまでカムリング５は揺動できず保持された状態になる。したがって、機関の回転上昇とともに吐出油圧は、図９の（ウ）に示す立ち上がり特性となり油圧がＰｓまで高くなるが、カムリング５の偏心量が小さくなってポンプ容量が減少していることから、図９の前記（ア）に示すような急激な立ち上がり特性にはならない。

さらに機関回転数が上昇して吐出油圧がＰｓを超えると、カムリング５がさらに揺動Ｐ２以上になると、カムリング５は、図７に示すように、アーム２０を介して第１コイルばね２４のセット荷重Ｗ２のばね力に抗して該第１コイルばね２４を圧縮変形させながら揺動する。かかるカムリング５の揺動に伴ってポンプ容量がさらに減少して吐出油圧の上昇は小さくなり、図９の（エ）に示す特性の状態を維持したまま最高回転数に達する。

したがって、かかるポンプ高回転時における吐出油圧を要求油圧(破線)に十分に近付けることができることから、油圧が必要以上に高くならずに、動力損失を効果的に抑制することができる。

図８は第１、第２コイルばね２０、２２の変位、あるいはカムリング５の揺動角とばね荷重Ｗ１、Ｗ２との関係を示している。すなわち、内燃機関の始動から低回転までの初期状態では、荷重Ｗ１のばね力が付与されているため、荷重Ｗ１を越えるまでは変位できない。この荷重Ｗ１を越えると、第１コイルばね２４は圧縮変位しその荷重を増させ、一方で第２コイルばね２５は自由長へ近づきその荷重を減少させ、この結果、ばね荷重が増加する。この傾きがばね定数となる。

前記カムリング５の図６に示す位置では、第１コイルばね２４の荷重Ｗ２となり、不連続的に大きくなる。吐出油圧がばね荷重Ｗ２を越えると、第１コイルばね２４は圧縮変位すると共にばね荷重が増加するが、作用するコイルばね力が１本になるので、ばね定数が減少して傾きが変化している。

以上のように、機関回転数が上昇して吐出油圧がＰｆに達したところで、カムリング５が移動を開始しはじめて吐出油圧の上昇を抑制するが、カムリング５が図６に示す反時計方向へ所定の移動量に達したところで第２コイルばね２５のばね力がなくなってばね定数が小さくなり、また、ばね荷重が非連続に大きくなることから、吐出油圧がＰｓに上昇した後に再びカムリング５の揺動が開始することになる。つまり、第１、第２コイルばね２０、２２の相対的なばね荷重が作用して、ばね特性が非線形状態になることから、カムリング５が特異な揺動変化となる。

このように、本実施形態では、両コイルばね２０、２２のばね力の非線形特性によって吐出油圧の特性が図９の（ア）〜（エ）に示すような特性となり、前記制御油圧（実線）を必要油圧（破線）に十分に近づけることが可能になる。この結果、不必要な油圧上昇による動力損失を十分に低減することができる。

また、この実施形態では、対向する第１、第２の２つのコイルばね２０、２２を用いたため、各ばね２０，２２セット荷重を吐出油圧の変化に応じて任意に設定することができるので、吐出油圧に最適なばね力をセットすることが可能になる。

そして、本実施形態のように、前記ロータ４の軸方向の一端面４ｂとハウジング本体１の底面１ｓとの間、並びにロータ４の軸方向の他端面４ｃとポンプカバー２の内側面２ｂが微小隙間（サイドクリアランス）をもって摺接して吐出ポート１２や吸入ポート１１と第１、第２環状凹部７，６をシールする機能を有している。

また、ロータ４の他端面４ｃの内周側の凸部４ｅも第２環状凹部７とポンプの外部とをシールする機能を有し、また、ハウジング本体１側は、円筒状軸部１５の外周面１５ｂと軸受孔１ｆの内周面との間の微小隙間も第２環状凹部６とポンプ外部とをシールする機能を有しているが、この円筒状軸部１５の方が、軸方向のシール面が長いことから、シール性が良好である。

したがって、ロータ４の他端面４ｅとポンプカバー２の内側面２ｂの内周側では、シール面積が小さく、また、前記第１貫通孔２ａの内周面と駆動軸３の外周面３ａとの間は、比較的大きな環状隙間Ｓになっていることから、オイルがリークし易くなっている。

そこで、本実施形態では、前記第１環状凹部６の底面６ａと段差部１５ｄの端面６ｂによって形成される受圧面積Yを、第２環状凹部７の底面７ａの受圧面積Zよりも大きく形成したことから、ロータ４はポンプカバー２方向（図１の左方向）へ押し付けられて、ロータ４の他端面４ｅとポンプカバー２の内側面２ｂとの間のシール性能が高くなる。

つまり、前記両環状凹部６，７は、前記各スリット４ｄの径方向内側に臨んでいることから、両者６，７に流入した油圧が等しくなるが、前記端面６ｂによって受圧面積が大きくなった円筒状軸部１５側の第１環状凹部６に作用する油圧力の方が大きくなることから、ロータ４はポンプカバー２方向（図１の左方向）に向けたスラスト力が発生してロータ４がポンプカバー２側に押し付けられた状態になる。

このため、前記ロータ４の他端面４ｅとポンプカバー２の内側面２ｂとの間の隙間をさらに小さくすることができるので、かかる部位のシール性が高くなって、第２環状凹部７から第２貫通孔２ａと駆動軸外周面３ａとの間からのオイルのリークを十分に抑制することができる。

一方、円筒状軸部１５側は、前述したように、軸受孔１ｆとの間は元々微小隙間であり、軸方向の長さでシールしているのでロータ４がポンプカバー２側へ押し付けられても影響がない。この結果、オイルのリーク量を低減できることからポンプ効率の向上が図れると共に、エアー混入による不都合も回避できる。

また、本実施形態のように、前記駆動軸３がバランサ装置のドライブシャフトに保持され、オイルポンプがバランサハウジング０２の端面に取り付けされていることから、ポンプの中心と駆動軸３の軸心が径方向にずれる可能性があり、また、ロータが円筒状軸部を有さない従来技術の場合には、ポンプ中心と駆動軸の軸心がずれると偏心量が変化してポンプ容量が設計値と合わなくなる。また、駆動軸が振れ回ると回転角と共に、偏心量が変化して吐出量が変化することから、吐出脈動が大きくなるおそれがある。

しかし、本実施形態では、前記ロータ４に円筒状軸部１５を一体に設けて、この円筒状軸部１５を、ポンプ中心にある前記ハウジング本体１の軸受孔１ｆに回転自在に支持させるようにしたため、ロータ４の中心がポンプの中心と必ず一致することから、カムリング５の偏心量の変化することなくなる。これによってポンプ容量を設計値に合わせることが可能になる。

また、ロータ４の挿通孔４ａ内周面（円筒状軸部１５の内周面１５ａも含む）と駆動軸３の外周面３ｃとの間には、十分な隙間Ｓ１が形成されているので、駆動軸３の軸心が径方向へずれたり振れ回ったとしても、駆動軸３の外周面３ｃとロータ４の内周面との間以外での干渉を抑制できる。

また、駆動軸３は、ロータ４の軸方向の長さと円筒状軸部１５の軸方向の長さを合わせた長さが確保されていることから、外周面３ｃと各挿通孔４ａなどの内周面との面圧が小さくなるので、駆動軸３が短い場合や、クランク軸によって駆動軸が回転駆動される場合のようにロータの軸方向の長さが短い場合でも耐久性を確保できる。
〔第２実施形態〕
図１０は第２実施形態に供されるロータ４を示し、この実施形態では、前記円筒状軸部１５の根元部に、前記第１環状凹部６の底面６ａと連続する環状の逃げ溝１５ｃを形成して、前記円筒状軸部１５の軸方向全面を加工して段差をなくしたものである。
〔第３実施形態〕
図１１は第３実施形態に供されるロータ４を示し、この実施形態では、前記円筒状軸部１５の根元部に、該円筒状軸部１５の外周面１５ｂと連続する端面６ｂを設けることにより、前記第１環状凹部底面６ａの受圧面積を大きく形成したものである。

このような、各実施形態の切欠溝１５ｃによっても第１環状凹部６の底面６ａ全体の受圧面積を大きくすることが可能である。したがって、前記第２、第３実施形態も第１実施形態と同様な作用効果が得られる。

特に、第３実施形態では、ロータ４を焼結金属で型成形した場合に型抜き性が良好になるので、成形作業が容易である。
〔第４実施形態〕
図１３及び図１４は第４実施形態を示し、ロータ４の構成は第１実施形態と同じに形成されているが、ロータ４カムリング５の偏心量を大きくする方向へ付勢する第１コイルばね２４のみとすると共に、前記ピボットピン１０を中心とした制御油室１９と反対側に、第１コイルばね２４のばね力を油圧によってカムリング５の偏心量を大きくする方向へアシストする第２制御油室３０が設けられている。

この第２制御油室３０は、ハウジング本体１の内面に形成された第２シール面１ｈと、このシール面１ｈに摺接する第２シール部材３１によって液密的に封止されていると共に、電磁切換弁３２を介して前記吐出口１２ａ下流の分岐通路３３から第１制御油室１９と一緒に油圧が選択的に給排されるようになっている。また、この第２制御油室３０は、第１制御油室１９よりも受圧面積が小さく形成されている。

前記電磁切換弁３２は、コントロールユニット３４によって、機関の油温、水温、回転数、負等をパラメータとして第１制御油室１９の流路３３や第２制御油室３０の流路３３ｂ及びドレン通路の流路を切り換え制御するようになっている。

したがって、実施形態では、第１実施形態と同様な作用効果が得られると共に、図１３に示すように、機関回転数との関係で段階的な油圧特性が得られる。

本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば、両コイルばね２４，２５のばねセット荷重は、それぞれポンプの仕様や大きさに応じて自由に設定することが可能であると共に、そのコイル径や長さも自由に変更することができる。

また、このベーンポンプを、内燃機関以外の油圧機器類等に適用することも可能である。

前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。

〔請求項ａ〕請求項１に記載のベーンポンプにおいて、
前記一方の環状凹部の内周部と該環状凹部に臨む前記円筒部の外周面との間に、受圧面積を拡大する段差部を形成したことを特徴とするベーンポンプ。

この発明によれば、前記円筒部の外周面を成形加工する際に、前記段差部を同時に形成することが可能になる。

〔請求項ｂ〕請求項ａに記載のベーンポンプにおいて、
前記段差部は、前記円筒部の外周面と同径の第１段差部と、該第前記環状凹部側の径方向内周側に形成されて前記第１段差部と階段状に連続する第２段差部とから構成したことを特徴とするベーンポンプ。

前記第２段差部は環状凹部を型成形する際に同時に成形し、第１段差部のみを事後的に切削加工で形成すればよいので、成形作業が容易である。

〔請求項ｃ〕請求項ｂに記載のベーンポンプにおいて、
前記第２段差部の内径は、他方側の環状凹部の内径と同一に形成したことを特徴とするベーンポンプ。

〔請求項ｄ〕請求項ｃに記載のベーンポンプにおいて、
前記ガイドリングは、前記第２段差部の外周面によって径方向内側の移動が規制されることを特徴とするベーンポンプ。

〔請求項ｅ〕請求項ｄに記載のベーンポンプにおいて、
前記第１段差部は、前記円筒部の外径とほぼ同一の外周面に形成されていることを特徴とするベーンポンプ。

この発明によれば、請求項ａと同じく第１段差部を成形するときに円筒部の成形加工と同時に成形できるので成形作業が容易になる。

〔請求項ｆ〕請求項１に記載のベーンポンプにおいて、
前記円筒部の外周面と一方側の環状凹部の内周部を連続的に形成したことを特徴とするベーンポンプ。

この発明によれば、円筒部の外周に段差部がないことから応力集中の発生を抑制できる。

〔請求項ｇ〕請求項ｆに記載のベーンポンプにおいて、
前記円筒部の外周面と一方側の環状凹部は、切削加工あるいは研削加工によって連続的に形成されていることを特徴とするベーンポンプ。

〔請求項ｈ〕請求項１に記載のベーンポンプにおいて、
前記一方側の環状凹部の内周面の一部が前記円筒部の外周面よりも径方向の内側に切欠形成されていることを特徴とするベーンポンプ。

この発明によれば、ロータの外径寸法を抑えつつ受圧面積を確保することが可能になる。また、円筒部の外周面の面積を大きくすることができるので、ラジアルシール面積が大きくなってシール性能が向上する。

〔請求項ｉ〕請求項４に記載のベーンポンプにおいて、
前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの偏心量が大きくなる方向へ該カムリングを付勢する第１付勢部材と、
前記カムリングの偏心量が所定以上の状態では、前記第１付勢部材よりも小さな付勢力によって前記カムリングをその偏心量が小さくなる方向へ付勢し、前記カムリングの偏心量が所定未満の状態では、付勢力を蓄えつつ前記カムリングに対しては付勢力を付与しないように設けられた第２付勢部材と、を有することを特徴とするベーンポンプ。

〔請求項ｊ〕請求項４に記載のベーンポンプにおいて、
前記カムリングの外周面と前記ハウジングの内周面との間であって、前記カムリングの揺動支点となるピボットピンと、
前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの偏心量が大きくなる方向へ前記カムリングを付勢する付勢部材と、
前記カムリングの外周面とハウジングの内周面との間に形成され、前記ピボットピンを中心に分割された一方側であって、油圧が導入されることによって前記付勢部材の付勢力に抗して前記カムリングを揺動させる第１制御油室と、
ピボットピンを中心に分割された他方側であって、油圧が導入されることによって前記付勢部材の付勢力と同方向に前記カムリングを揺動させる第２制御油室と、
吐出圧を前記第１制御油室と第２制御油室へ給排制御する電磁切換弁とを有することを特徴とするベーンポンプ。

〔請求項ｋ〕請求項ｊに記載のベーンポンプにおいて、
前記電磁切換弁は、機関の油温や水温、機関の負荷、回転数などをパラメータとしてコントロールユニットによって制御されることを特徴とするベーンポンプ。

〔請求項ｌ〕請求項１に記載のベーンポンプにおいて、
前記駆動軸の外周に非円形状の係合軸部が形成されている一方、前記ロータのほぼ中央に前記係合軸部が連結係合する非円形状の係合孔が形成され、前記係合孔と係合軸部が僅かな隙間をもって係合していることを特徴とするベーンポンプ。

〔請求項ｍ〕請求項ｌに記載のベーンポンプにおいて、
前記駆動軸の係合軸部は二面幅に形成されていると共に、前記ロータの係合孔も二面幅に形成されていることを特徴とするベーンポンプ。

〔請求項ｎ〕請求項ｌに記載のベーンポンプにおいて、
前記ベーンポンプは内燃機関のバランサ装置に設けられていると共に、前記駆動軸はバランサ装置のバランサシャフトを延長して形成されていることを特徴とするベーンポンプ。

駆動軸とバランサシャフトとの一体化によって部品点数を削減することができる。

〔請求項ｏ〕請求項１に記載のベーンポンプにおいて、
前記円筒部の外周面と前記ハウジングの一方の貫通孔の内周面との摺動面積よりも前記ロータの摺接面と前記ハウジングの一方の対向側壁の内端面との摺動面積の方を小さく形成したことを特徴とするベーンポンプ。

この発明によれば、摺接面側の方の摺動面積を円筒部の外周面側の摺動面積よりも小さく形成したことによって、小型化が図れる。

〔請求項ｐ〕請求項１に記載のベーンポンプにおいて、
前記ハウジングは、前記収容室の一部を構成するハウジング本体と、該ハウジング本体に当接して、前記収容室を隔成するポンプカバーとから構成され、
前記ハウジング本体には、内周面が前記円筒部と摺接する前記一方の貫通孔が形成されている一方、前記ポンプカバーには、前記駆動軸が外周面との間に僅かな隙間をもって挿通する前記他方の貫通孔が形成されていることを特徴とするベーンポンプ。

ハウジング本体に、円筒部の外周面と大きな摺動面積で摺動する一方の貫通孔が形成されていることから、組付時における前記収容室との位置精度が良好になって位置ずれの発生を抑制できる。

０１…バランサ装置
０２…バランサハウジング
０４…ポンプハウジング
１…ハウジング本体
１ａ…シール面
１ｃ…ピボット孔
１ｆ…軸受孔（第１貫通孔）
１ｓ…ハウジング底面
２…ポンプカバー
２ａ…第２貫通孔
２ｂ…内側面
３…駆動軸
４…ロータ
４ａ…挿通孔
４ｂ…一端面
４ｃ…他端面
４ｄ…スリット
４ｅ…摺接面
５…カムリング
６…第１環状凹部
６ａ…底面
６ｂ…端面
７…第２環状凹部
７ａ…底面
８・９…ベーンリング
１０…ピボットピン
１１…吸入ポート
１２…吐出ポート
１５…円筒状軸部
１５ａ…内周面
１５ｂ…外周面
１５ｃ…切欠溝
１５ｄ…段差部
１６…ベーン
１７…背圧室
１９…制御油室
２４…第１コイルばね
２５…第２コイルばね
Ｓ…円環状隙間
Ｓ１…隙間

Claims (5)

1. 内部の収容室にポンプ要素を収容したハウジングと、
   前記ハウジングの対向両側壁に形成された一対の貫通孔に挿通されて回転駆動する駆動軸と、
   前記ポンプ要素の一部を構成し、内部軸方向に沿って挿通された前記駆動軸によって回転駆動されると共に、軸方向の両端面に一対の環状凹部を有するロータと、
   該ロータの外周部に放射状に設けられた複数のスリット内に径方向へ進退自在に設けられたベーンと、
   前記環状凹部内に収容されて、前記ロータの回転に伴って前記複数のベーンを径方向外側へ押し出すように設けられたガイドリングと、
   を備え、
   前記ロータは、前記一端面側の一方の環状凹部より内周側に一体に設けられて、前記駆動軸の外周面に沿って軸方向へ延出した円筒部と、前記他端面側の他方の環状凹部より内周側に形成された摺接面とを有し、
   前記円筒部は、外周面が前記ハウジング側の一方の貫通孔の内周面に摺動自在に配置されている一方、前記摺接面は、前記ハウジングの前記対向一側壁の内側面に摺接配置され、
   前記一方の環状凹部の軸方向の受圧面積を、他方の環状凹部の軸方向の受圧面積よりも大きく形成したことを特徴とするベーンポンプ。
2. 内部の収容室にポンプ要素を収容したハウジングと、
   前記ハウジングの対向両側壁に形成された一対の貫通孔に挿通されて回転駆動する駆動軸と、
   前記駆動軸によって回転駆動されると共に、軸方向の両端面に一対の環状凹部を有するロータと、
   該ロータの外周部に放射状に設けられた複数のスリット内に径方向へ進退自在に設けられたベーンと、
   前記環状凹部内に収容されて、前記ロータの回転に伴って前記複数のベーンを径方向外側へ押し出すように設けられたガイドリングと、
   を備え、
   前記ロータは、前記一端面側の一方の環状凹部より内周側に前記駆動軸の外周面に沿って軸方向へ延出した円筒部を有し、該円筒部の外周面が、前記ハウジングの駆動軸が貫通する一方の貫通孔の内周面に摺動自在に配置されていると共に、前記他端面側の他方の環状凹部より内周側に形成された円環面が、該円環面と対向する前記ハウジングの一方の内側面に摺接し、
   前記一方の環状凹部の前記ハウジングの他方の内側面に対向する軸方向の対向面の受圧面積を、他方の環状凹部の前記ハウジングの一方の内側面に対向する軸方向の対向面の受圧面積よりも大きく形成したことを特徴とするベーンポンプ。
3. 内部の収容室にポンプ要素を収容したハウジングと、
   前記ハウジングの対向両側壁に形成された一対の貫通孔に挿通されて回転駆動する駆動軸と、
   前記ポンプ要素の一部を構成し、内部軸方向に沿って挿通された前記駆動軸によって回転駆動されるロータと、
   該ロータの外周部に放射状に設けられた複数のスリット内に径方向へ進退自在に設けられたベーンと、
   前記ロータの軸方向の両端面に形成された一対のガイドリング収容部に収容されて、前記ロータの回転に伴って前記複数のベーンを径方向外側へ押し出すように設けられたガイドリングと、
   を備え、
   前記ロータは、前記一端面の一方のガイドリング収容部より内周側に一体に設けられて軸方向へ延設された円筒部の外周面が、前記ハウジングの一方の貫通孔の内周面に摺動自在に配置されていると共に、前記他端面の他方のガイドリング収容部より内周側に形成されて、前記ハウジングの前記対向両側壁のうち一側壁の内側面に摺接する円環面を有し、
   前記一方のガイドリング収容部の軸方向の受圧面積を、前記他方のガイドリング収容部の軸方向の受圧面積よりも大きく形成したことを特徴とするベーンポンプ。
4. 請求項１または２に記載のベーンポンプにおいて、
   前記ハウジングの収容室内に収容され、内周面に前記複数のベーンの先端部が摺接すると共に、ポンプ吐出圧に応じて揺動可能に設けられたカムリングを有し、
   前記カムリングが揺動することによって前記円筒部とロータ及びベーンによって隔成されたポンプ室の容積を可変にすることを特徴とするベーンポンプ。
5. 請求項１または２に記載のベーンポンプにおいて、
   前記一方の環状凹部の内周部と該環状凹部に臨む前記円筒部の外周面との間に、受圧面積を拡大する段差部を形成したことを特徴とするベーンポンプ。

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