一种根据相关现有技术的此类型变量泵是公知的，比如在JP-A- 6-200883中公开的变量泵，其中通过增大或减小一个泵腔室的容积来控制排 出流量。参照图9至12，下面将对在该公告中公开的变量泵进行描述。
图9是一个根据相关现有技术的变量泵的横剖视图，该剖视面垂直于驱 动轴的轴线取得；图10是根据相关现有技术的所述变量泵的剖视图，该剖 视面沿着所述驱动轴的轴线取得。图11和12是两个剖视图，示出了一个控 制阀和一条排液通道的构造。在这些图中，附图标记2指代变量泵的泵体(变 量泵整体由附图标记1进行标识)，该泵体2具有一个前部本体4，该前部本 体4如同一个位于附图10左侧的杯子，和一个后部本体5，该后部本体5如同 一个位于附图10右侧的平板。
前部本体4具有一个圆形内凹部分6，该圆形内凹部分6敞口于图10的右 侧，在该内凹部分6内部插入包括一个压力板7、一个凸轮环8、一个转子3 和一个接合环9(a adapter ring)的泵组件。一个形成于后部本体5前表面上 的圆形外凸部分5a装配在前部本体4上的一个开口部分中，并且该前部本体 4与后部本体5由一个紧固螺栓10紧固，以对前部本体4上的圆形内凹部分6 进行封闭。正如后面将要描述的那样，后部本体5上的圆形外凸部分5a构成 了泵腔室11的一个侧壁，并且借助于环绕该圆形外凸部分5a的外周表面附 着的一个O形圈12防止高压油从泵体2中泄漏出来。
设置在圆形外凸部分6的底面上用于前部本体4的压力板7，具有一个圆 形平板部分7a，该圆形平板部分7a构成了泵腔室11的另外一个侧壁；和一个 圆筒形部分7b，该圆筒形部分7b形成在圆形平板部分7a上的一个轴向中心， 其中，这个圆形平板部分7a与前部本体4上的圆形内凹部分6的内周表面相 配合。环绕这个圆形平板部分7a的外圆周附着有一个O形圈13，以防止高压 的油通过圆形平板部分7a与前部本体4之间的间隙泄漏。压力板7设置在前 部本体4上的圆形内凹部分6的底面一侧上。接合环9装配在压力板7的外周 部分上。凸轮环8和转子3被容置于这个接合环9的内侧。
凸轮环8作用为增大和缩小该变量泵1的泵容积，并且被接合环9承载， 以便环绕密封销14(a seal pin)进行摆动，该密封销14作为一个摆动支点设 置在接合环9的内圆周上和图9的下侧上。另外，凸轮环8在推压装置15的作 用下被推压到附图9的左侧。该推压装置15具有螺接在前部本体4中的插塞 16，和一个弹性固附在插塞16与凸轮环8之间的压缩螺旋弹簧17。该压缩螺 旋弹簧17被插入穿过一个形成于接合环9上的通孔9a，与凸轮环8发生接触。
通过选择性地将高压油从一个控制阀23供送到沿着一个摆动方向形成 的第一液压腔室21中(位于附图9的左侧)或供送到一个沿着另一摆动方向 形成的第二液压腔室22内，凸轮环8将往复摆动。第一液压腔室21和第二液 压腔室22由密封销14和密封件24分隔开来，密封件24被固附在与凸轮环8上 的密封销14轴向对称的位置处。液压腔室21和22之间的密封由密封销14和 密封件24保持。
被设置在凸轮环8内侧的转子3被连接在一根驱动轴25上，该驱动轴25 具有从一个未示出的发动机传递来的动能，并且转子2具有多个叶片27，这 些叶片27被安装成能够从其外圆周显露出来，并且能够沿着凸轮环8的内圆 周凸轮表面进行滑动。用于旋动转子3的驱动轴25经由轴承28、29和30可旋 转地支撑在泵体2内部。转子3由驱动轴25沿着图9中的逆时针方向(如箭头 所示)旋转。
如图10所示，该变量泵1通过一个抽吸开口32将工作油从一根抽吸导管 31和一条抽吸通道31a抽吸到泵腔室11内，其中所述抽吸导管31和抽吸通道 31a被固定在后部本体5上，所述抽吸开口32形成于后部本体5上的外凸部分 5a中。另外，被抽吸到泵腔室11内的工作油通过一个排液开口33排入到一 个排液压力腔室34内，其中所述排液开口33形成于压力板7上的圆形平板部 分7a中，所述排液压力腔室34形成于前部本体4的底部上。在如同图9中所 示，凸轮环8摆动到左侧的状态下，该变量泵1的排出流量最大，并且当凸 轮环8摆动到图9的右侧时，排量下降。
排液压力腔室34呈圆环状形成于压力板7上圆筒部分7b的外圆周与圆 形内凹部分6的底面之间。在图10中，排液通道35连接在排液压力腔室34的 上部。从泵腔室11排向排液压力腔室34的高压油通过这个排液通道35被送 入动力转向装置PS中。正如在图10中所示出的那样，排液通道35具有一个 径向部分35a，该径向部分35a沿着转子3径向从排液压力腔室34向外延伸； 和一个横向部分35b，该横向部分35b沿着垂直于径向部分35a的方向进行延 伸。用于将高压的油供送至动力转向装置PS的供油导管(未示出)连接到 这个横向部分35b的一个端部上。另外，排液通道35的横向部分35b设置有 一个计量孔36(参见图11)。
控制阀23具有一个阀芯38，该阀芯38可滑动地装配在一个成形于前部 本体4中的阀孔37内侧。阀芯38将阀孔37的内部分隔成第一至第四油腔41至 44，并且在被设置于第四油腔44内的压缩螺旋弹簧45偏压在图11和12的左 侧。第一油腔41经由连接通道46一直连接到计量孔36的上游侧，该计量孔 36形成于排液通道35的横向部分35b内。第二油腔42经由连接通道47和48 (参见图10)与后部本体5上的抽吸开口32相连通。
正如在图11中所示出的那样，在阀芯38受到压缩螺旋弹簧45的压力并 压靠到一个挡块49上的状态下，第三油腔43通过连通通道50连接到计量孔 36的上游侧，第四油腔44通过连通通道51连接到计量孔36的下游侧上。同 样，正如在图9中所示出的那样，第四油腔44经由一个形成于阀芯38内的减 压阀52与第二油腔42相连通。
正如在图9中所示出的那样，控制阀23的阀孔37通过第一连接通道53与 第一液体压力腔室21相连通，并且通过第二连接通道54与第二液体压力腔 室22相连通。连接通道53和54在阀孔37侧面上的开口位置被设定成，在阀 芯38压靠到挡块49上的状态下，正如图11中所示出的那样，第一连接通道 53与第二油腔42相连通，而第二连接通道54与第三油腔43相连通，或者， 在阀芯38移动到右侧的状态下，正如在图12中所示出的那样，第一连接通 道53与第一油腔41相连通，而第二连接通道54与第二油腔42相连通。
在根据现有技术的具有前述构造的变量泵1中，当发动机速度处于包含 怠速在内的较低转速范围内时(附图13中由A至B的范围内)，控制阀23中 的阀芯38被压缩螺旋弹簧45的弹力压靠在挡块49上，正如图11中所示出的 那样。这是因为计量孔36上游侧与下游侧之间的压力差较小。
在这种状态下，抽吸开口32内的压力从控制阀23中的第二油腔42施加 到第一压力腔室21内，并且一个排液压力(计量孔36的上游压力)从第三 油腔43施加到第二液体压力腔室22内。从而，凸轮环8保持如图9所示的位 置处，以便在转子3与凸轮环8之间形成的泵腔室11的泵容积最大，并且排 出流量也最大。
如果发动机的速度提高，并且流过排液通道35的高压油的流速增大， 那么在计量孔36上游侧与下游侧之间就会存在较大的压力差。随着计量孔 36上游侧的压力不断增大，控制阀23内第一油腔41中的压力也会增大，从 而使得阀芯38克服压缩螺旋弹簧45的弹力作用移动到右侧，如图12所示。 因此，排液压力从第一油腔41施加到第一液体压力腔室21，并且抽吸开口 32内的压力从第二油腔42施加到第二液体压力腔室22。从而，凸轮环8将克 服推压装置15中压缩螺旋弹簧17的弹力作用摆动到图9的右侧，减小泵腔室 11的容积，来保持液体排出流量恒定。在快速驱动的过程中(附图13中的C 点)，当凸轮环8摆动到图9的右侧端部时，液体排出流量恒定最小。
根据现有技术的具有前述构造的变量泵1，具有如下的问题，即在以较 大的液体排出流量条件下进行运转时，能量的损失量也会增大，并且发现， 该问题是由于高压油泄漏所导致的，也就是说，在较低的转速条件下(在 附图13中由A至B的范围内)，计量孔36上游侧的压力被导入第二液体压力 腔室22内，并且在较低的转速条件下被供送至第二液体压力腔室22内的高 压油通过接合环9外侧的微小环形间隙流入到第一连接通道53内，而在控制 阀23最小压力的条件下泄漏到第二油腔室42内。由于该液体泄漏量，从变 量泵1排出的高压油减少。因此，为了弥补该液体泄漏量，发动机的速度必 须增大，来增加液体排出流量，正如前面所描述的，这将导致更多的能量 损失。
高压的油通过其发生泄漏的微小环形间隙，可以由在接合环9与前部本 体4之间形成的第一间隙和沿着O形圈12和13形成的第二间隙组成，所述O 形圈12和13附着在后部本体5和压力板7上，用于对泵腔室11进行密封。
当由于高压油作用于接合环9的外圆周表面上而导致接合环9或者前部 本体4发生形变时，会形成第一间隙。第二液体压力腔室22中的高压油通过 用于接合环9的推压装置15的通孔9a或者一个在后部本体5与压力板7之间 形成的缝隙泄漏到第一间隙内。为了防止高压油通过第一间隙发生泄漏， 采用了这样一个结构，其中，不利用接合环9而将凸轮环直接固附到前部本 体4上。但是，为了采用这种结构，前部本体4必须断开并且形成为如同接 合环9那样高的精度，从而大大增加了生产成本。
一方面，当附着于后部本体5和压力板7上的O形圈12和13由第二液体压 力腔室22的液体压力压缩而增大O形圈容纳部分12a和13a(参见图10)内的 空间时，会形成第二间隙。为了防止高压油通过该第二间隙发生泄漏，前 部本体4与后部本体5上的装配部分、压力板7必须被制成使得该第二间隙尽 可能地狭窄，来防止高压油作用到O形圈容纳部分12a和13a上，从而导致生 产成本增加。
另外，在根据现有技术的变量泵1中，在以较低转速运行的过程内，排 液压力一直被施加于第二液体压力腔室22内，导致泵体2必须可靠形成且尺 寸增大的问题。
因此，在已经由申请人递交的JP-A-2002-98060中公开了一种变量 泵，该变量泵在减少成本的同时通过防止高压的油从泵的内部发生泄漏， 而可以高效地排出高压的油。
这种变量泵具有可摆动地承载在接合环内侧的凸轮环；沿着凸轮环的 一个摆动方向设置的第一液体压力腔室；沿着凸轮环的另一摆动方向设置 的第二液体压力腔室；用于沿着使泵腔室的容积最大化的方向推压凸轮环 的推压装置；以及一个控制阀，该控制阀用于对位于凸轮环两侧的液体压 力腔室中的液体压力进行控制。第一和第二液体压力腔室被连接在所述控 制阀上，以借助于计量孔上游侧与下游侧之间压力差而致动，其中，所述 计量孔设置于排液通道的中部处。该控制阀设置有封闭部分，用于当所述 计量孔上游侧与下游侧之间的压力差较小时，封闭与第二液体压力腔室相 连通的开口。
这种变量泵的优点在于，由于在较低转速的条件下没有高压油流入到 第二液体压力腔室内，所以可以防止高压油经由第二液体压力腔室通过泵 内部的间隙发生泄漏。由于排液压力不会一直施加于第二液体压力腔室中， 所以无需增大泵体的尺寸来获得更大的强度。

本发明对在JP-A-2002-98060中所公开的变量泵进行了进一步改进。 本发明的目的在于提供一种变量泵，形成于泵体内侧或者接合环中并将控 制阀与第二液体压力腔室连通的连通孔变得不需要，且不会损坏用于增大 泵腔室容积侧的可恢复能力。加工步骤的数目也得以减少。不会有高压施 加到第二液体压力腔室内，即使是瞬间的。这种泵可以在不增大泵体尺寸 的条件下应用于更高的压力。
根据本发明的第一方面，提供了一种变量泵，该变量泵具有可摆动地 承载在两侧平板之间的凸轮环；沿着凸轮环的一个摆动方向形成的第一液 体压力腔室；沿着凸轮环的另一摆动方向设置的第二液体压力腔室；用于 朝向第一液体压力腔室推压凸轮环的推压装置，该推压装置被设置在第二 液体压力腔室的一侧上；偏心地设置于凸轮环内部的转子，该转子在其外 圆周上具有多个叶片；设置在将从泵排出的高压液体的排液通道中部的计 量孔；以及一个控制阀，该控制阀由计量孔上游侧与下游侧之间压力差致 动。第一和第二液体压力腔室中至少一个内的液体压力通过致动控制阀而 得以控制，从而使得凸轮环摆动。第一液体压力腔室连接到控制阀上，来 对第一液体压力腔室内的液体压力加以控制。第二液体压力腔室与控制阀 阻断开，并且在任何时候均与泵的抽吸侧相连通。凸轮环的内部压力在凸 轮环的一个摆动方向上施加。
在根据本发明的变量泵中，通过用从控制阀至第二液体压力腔室的输 油通道分配，泵抽吸侧上的压力在任何时候均被导入到第二液体压力腔室 内，从而不会施加高压，由于内部泄漏或者脉冲所导致的震颤噪音得以改 善，并且无需增大泵体的尺寸以获得更大的强度。同时，为了沿着使得泵 容积最大化的方向返回凸轮环，除了一个弹簧力之外，该凸轮环的内部压 力被设定在该返回方向上，从而使得该凸轮环可以稳定、快速地返回。
根据本发明的第二方面，提供了一种变量泵，该变量泵具有可摆动地 承载在两侧平板之间的凸轮环；沿着凸轮环的一个摆动方向形成的第一液 体压力腔室；沿着凸轮环的另一摆动方向设置的第二液体压力腔室；用于 朝向第一液体压力腔室推压凸轮环的推压装置，该推压装置被设置在第二 液体压力腔室的一侧上；偏心地设置在凸轮环内部的转子，该转子在其外 圆周上具有多个叶片；设置在将泵中排出的高压液体的排液通道中部的计 量孔；以及一个控制阀，该控制阀由计量孔上游侧与下游侧之间压力差致 动。第一和第二液体压力腔室中至少一个内的液体压力通过致动控制阀来 控制，从而使得凸轮环摆动。第一流体压力腔室被连接到控制阀上，以控 制第一液体压力腔室内的液体压力。第二液体压力腔室与控制阀阻断开， 并且在任何时候均与泵的抽吸侧相连通。在第二液体压力腔室的一侧上， 设置有一个可摆动地承载凸轮环的滚动支撑表面，该滚动支撑表面偏离转 子的轴心并且朝向第一液体压力腔室发生倾斜。
根据本发明的第三方面，通过朝向一个抽吸开口旋转，抽吸开口的终 止端部和排液开口的起始端部的位置发生周向偏移，其中，所述抽吸开口 和排液开口均形成于设置在凸轮环两侧的平板上。凸轮环朝向抽吸开口发 生偏离，以将凸轮环的内部压力施加到第一液体压力腔室中。
根据本发明的第四方面，提供了一种变量泵，该变量泵具有可摆动地 承载在两侧平板之间的凸轮环；沿着凸轮环的一个摆动方向形成的第一液 体压力腔室；沿着凸轮环的另一摆动方向设置的第二液体压力腔室；用于 朝向第一液体压力腔室推压凸轮环的推压装置，该推压装置被设置在第二 液体压力腔室的一个侧上；偏心地设置在凸轮环内部的转子，该转子在其 外圆周上具有多个叶片；设置在从泵排出的高压液体的排液通道中部的计 量孔；以及一个控制阀，该控制阀由计量孔上游侧与下游侧之间压力差致 动。第一和第二液体压力腔室中至少一个内的液体压力通过触发控制阀来 控制，从而使得凸轮环摆动。用于将来自泵腔室的高压液体排出的排液开 口设置在用于承载所述凸轮环的一个平板上。在另一平板的后表面上，设 置有第一密封圈和第二密封圈，第一密封圈环绕在用于驱动转子的驱动轴， 而第二密封图位于第一密封圈的外圆周上，并且其所环绕的区域大于设置 有排液开口的区域。在第一与第二密封圈之间的区域内形成有用于导入排 液压力的进液通道。
根据前述发明，通过引入设置于一个平板上的内、外密封圈之间的排 液压力，平板、凸轮环、转子、接合环和排液开口被压靠在另一个平板上， 以便随着泵排液压力的不断增大，侧部间隙不断缩小，从而防止由于发生 内部泄漏现象导致泵的效率下降。
根据本发明的第五方面，第一和第二密封圈均由树脂制成。该第一和 第二密封圈与装配有这些密封圈的密封沟槽相连通。成形有比所述密封沟 槽更深的内凹部分，用以将排液压力导入其中。
根据前述发明，由树脂制成的密封圈由被导入内凹部分中的高压油从 后侧支撑，从而可以防止不密封现象。

图1是根据本发明一实施例的变量泵的横剖视图，该剖视面垂直于驱动 轴的轴线取得；
图2是所述变量泵的横剖视图，该剖视面沿着所述驱动轴的轴线取得；
图3是用于解释在传统变量泵中转子和凸轮环相对于排液开口和抽吸 开口位置关系的视图；
图4是用于解释在根据本发明所述实施例的变量泵中转子和凸轮环相 对于排液开口和抽吸开口位置关系的视图；
图5是正视图，示出了设置在用于变量泵的压力板策表面上的密封部分 的构造；
图6是压力板的正视图；
图7是压力板的纵向横剖视图；
图8是用于解释在根据本发明第二实施例的变量泵中转子和凸轮环相 对于凸轮环的滚动支点位置关系的视图；
图9是传统变量泵的横剖视图，该剖视面垂直于驱动轴的轴线取得；
图10是传统变量泵的横剖视图，该剖视面沿着驱动轴的轴线取得；
图11是横剖视图，示出传统变量泵中控制阀和排液通道的构造；
图12是横剖视图，示出了处于与图11不同工作状态下的传统变量泵控 制阀和排液通道的构造；
图13是用于表示泵的液体排出流量与转速之间关系的图表。

下面将参照附图对本发明的优选实施例进行描述。图1是根据本发明一 实施例的变量泵的横剖视图，该剖视面垂直于驱动轴的轴线取得，图2是所 述变量泵的横剖视图，该剖视面沿着所述驱动轴的轴线取得。与根据如同 先前在图9至12中所描述和所示出的现有技术的构造相同或相似的部件由 相同的附图标记来指代，并且不再予以详述。
该变量泵(整体标记为附图标记101)被用作汽车动力转向装置中的液 压动力源，其中，未示出的发动机的动力被传递到一根驱动轴25上，以转 动转子3。在本实施例中，驱动轴25和转子3均沿着逆时针方向旋转，如图1 中的箭头R所示。
该变量泵101具有一个侧板7、一个接合环9、一个凸轮环8、转子3以及 一个压力板160，它们依照该顺序依次从前部本体4的底侧插入到泵体2中， 其中，所述前部本体4与后部本体5彼此抵靠。后部本体5上的圆形凸起部5a 插入到前部本体4上的开口部分内，并且由螺栓10固定。
正如先前所描述的那样，转子3被连接到驱动轴25上，并且由发动机的 动力旋转。另外，在接合环9之内、转子3外周侧面上的凸轮环8相对于转子 3的旋转中心Or(驱动轴25的轴心)偏心设置，并且被可摆动地承载。在接 合环9的内侧表面上，设置有一个支撑板162，该支撑板162具有一个滚动支 撑表面162a，该滚动支撑表面162a垂直于穿过转子3的旋转中心Or的正交线 M。凸轮环8由该支撑板162支撑，以可在侧板7与凸轮环8之间摆动到图1的 左侧和右侧。另外，由于放置了该支撑板162，凸轮环8在图2中略微向上偏 移(朝向抽吸开口32)。正如在后面将要描述的那样，在本实施例中，叶 片被用作支撑板162，用于支撑要摆动的凸轮环8，从而确保了凸轮环8的支 撑板162的强度，并且在液体压力腔室21与22之间形成密封。
在这个凸轮环8的两侧上沿着摆动方向形成有第一液体压力腔室21(在 图1的左侧)和第二液体压力腔室22(在图1中的右侧)。密封元件24附着 到与接合环9上的支撑板162轴向对称的位置处。液体压力腔室21和22由支 撑板162和密封件24以不透光形式分隔开来。当凸轮环8摆动到图1中的左侧 时，由两个相邻叶片27、27在平板7与160之间形成的泵腔室11的容积最大。 当其摆动到右侧时，泵腔室11的容积减小。一个弹簧(推压装置)17设置 于第二液体压力腔室22一侧上，以在任何时候均沿着使泵腔室11的容积最 大的方向对凸轮环8进行推压。设置在支撑板162附近的销164是一个锁定 销，用于对侧板7、接合环9和压力板160进行定位。
在侧板7上的泵腔室11的容积随着转子3的转动逐渐扩大的区域内(在 图1中朝上的抽吸区域)形成有一个圆形抽吸开口32，用于将经由抽吸通道 31吸取的工作流体从油箱供送到泵腔室11中。并且，在侧板7上泵腔室11的 容积随着转子3的转动逐渐减小的区域中(在图1中朝下的排液区域)开设 有排液开口33，以将经由该排液开口33排出的高压液体从泵腔室11引入泵 体2底部上形成的排液压力腔室34内。这个排液压力腔室34经由形成于泵体 2中的排液通道135与排液口166相连通，从而使得导入排液压力腔室34的高 压液体通过排液口166供送至动力转向装置PS的动力缸内。
在泵体2内部，面向垂直于驱动轴25的方向设置有控制阀123。该控制 阀123具有一个阀芯138，该阀芯138可滑动地装配在形成于泵体2中的阀孔 137内。当未致动时，阀芯138一直被设置于第二液体压力腔室22一端上的 腔室144(在下文中被称作弹簧腔室)内的压缩螺旋弹簧145推压到图1的左 侧上(朝向第一液体压力腔室21)，并且止靠在插塞168的前表面上，该插 塞168螺接在阀孔137的开口部分中，用于封闭该阀孔137。
计量孔136设置在从泵腔室11至动力转向装置PS的排液通道135中部。 计量孔136的上游液体压力经由未示出的指示压力通道导入图1中的左侧腔 室141中(在下文中被称作高压腔室)，同时，计量孔136的下游液体压力 经由未示出的指示压力通道151导入到弹簧腔室144内。如果两个腔室141和 144之间的压力差超过了一个预定值，那么阀芯138克服压缩螺旋弹簧145移 动到图1右侧。在本实施例中，计量孔136是一个固定的小孔，但是可以是 如同JP-A-2002-98060或者JP-A-2002-168179中所公开的可变小孔。
形成在凸轮环8左侧的第一液体压力腔室21经由连接通道2a和9a与阀孔 137中的高压腔室141相连通，其中，所述连接通道2a和9a形成于泵体2和接 合环9中。另一方面，根据现有技术，形成于凸轮环8右侧的第二液体压力 腔室22没有设置于变量泵中的连接通道，并且不直接被连接到控制阀123 上。另外，该第二液体压力腔室22经由形成于侧板7上的进液孔170与抽吸 通道31相连通，以在任何时候均能够导入抽吸侧的压力。
在阀芯138的外周面上，形成有用于将高压腔室141分隔开的第一档圈 部分138a和用于将阀芯腔室144分隔开的第二档圈部分138b。环形沟槽部分 138c正好设置于档圈部分138a和138b之间。这个中间的环形沟槽部分138c 经由泵抽吸通道148(见图2)与油箱相连通。泵抽吸腔室142由环形沟槽部 分138c与阀孔137的内周表面之间的空间构成。
当阀芯138处于如图1所示的非工作状态时，设置于凸轮环8左侧的第一 液体压力腔室21经由连接通道2a、9a与泵抽吸腔室142相连通。如果由于计 量孔136前后的压力差而导致阀芯138开始动作，那么该阀芯138将逐步阻断 泵抽吸腔室142，并与高压腔室141相连通。于是，选择性地向第一液体压 力腔室21供送泵抽吸侧面上的压力或者设置在泵排液通道15之内的计量孔 136的上游压力。
在阀芯138内部设置有一个减压阀152，且该减压阀152开口成如果弹簧 腔室144内的压力(计量孔136的下游压力，或者动力转向装置PS的工作压 力)超过了一个预定值，能够使得液体压力逸出到油槽的侧面上。
另外，与根据现有技术的构造相反，根据本实施例的变量泵101，形成 于侧板7上的抽吸开口32和排液开口33的位置在旋转方向上偏移。
作为这种变量泵的基本构造，转子3的中心Or(驱动轴25的轴心)和凸 轮环8的中心Oc均位于同一水平线N上，并且如图3中所示，当设置于转子3 中的两个叶片27、27相对于该水平线N垂直对称时，泵腔室11具有最大容积。 在具有最大容积的状态下，泵腔室11从抽吸开口32转换到排液开口33。
相反，利用本实施例中的构造，形成有排液开口33和抽吸开口32的侧 板7顺时针旋转大约2.5度，并且凸轮环8的中心Oc略微向上偏离穿过转子3 的中心Or的水平线N，如图4中所示。因此，由两个相邻叶片27、27形成的 泵腔室11在到达相对于水平线N的对称位置之前具有最大容积。在泵腔室11 的容积最大时，这个泵腔室11连接到抽吸开口32的终止端部32a上，并且不 会到达排液开口33的起始端部33a。因此，在形成泵腔室11的两个叶片27中 的前一叶片27(在图4中由附图标记27a标示)到达排液开口33的起始端部 33a时，泵腔室11已经开始受到压缩。换句话说，进行了预压缩操作。
正如先前所描述的那样，在凸轮环8略微偏离开抽吸开口32的同时，抽 吸开口32和排液开口33在旋转方向上偏移。因此，当泵处于工作状态时， 高压在图4中从D至E的范围内被施加于凸轮环8的内表面上。因此，凸轮环8 一直经受一个内部压力，以返回到泵腔室11的容积最大的位置(在第一液 体压力腔室21的一侧上)处。
另外，如图5所示，本实施例中的变量泵101内，具有两个装配于后部 本体5一侧上的压力板160表面上的密封圈172和174。在本实施例中，这些 密封圈172和174由树脂制成。内圆周密封图(第一密封圈)172围绕驱动轴 25所穿过的钻孔160a设置。另外，外圆周密封圈(第二密封圈)174环绕排 液区域内(图5中的下部区域)的侧板7中形成的排液开口33的外侧，并且 设置在靠近抽吸区域内第一密封圈172的位置处。
如图6和7所示，在后部本体5一侧上的压力板160的表面上，形成有第 一环形沟槽(密封沟槽)160b和第二环形沟槽160c，它们分别用于装配第 一密封圈172和第二密封圈174。另外，用于装配第一密封圈172的第一环形 沟槽160b具有圆形内凹部分160d，该圆形内凹部分160d的直径差不多等于 以规则间隔沿圆周方向形成的沟槽160b的宽度，并且在四个位置处大约以 其直径的一半向沟槽160b的外侧偏移。另外，用于装配第二密封圈174的第 二环形沟槽160c具有圆形内凹部分160e，该圆形内凹部分160e的直径差不多 等于以规则间隔沿圆周方向形成的沟槽160c的宽度，并且在四个位置处以 大约其直径的一半向沟槽160c的外侧偏移。这些圆形内凹部分160d和160e 均比密封沟槽160b和160c要深，以便将高压的油导入这些圆形内凹部分 160d、160e内，并且从后侧支撑密封圈172和174，从而可防止由于损害了 密封功能而导致的不密封或者高压的油流过密封圈172和174。
压力板160在对应于侧板7内形成的排液开口33的位置处形成有圆形沟 槽160f和通孔160g，由此将泵的排液压力导入到后部本体5一侧上的压力板 160表面上的密封图172和174之间。
泵的排液压力施加于形成有排液开口33并且其圆周位于前部本体4一 侧上的侧板7的表面上的部分上，从而使得由压力板160中的密封圈172和 174所环绕部分的面积大于在侧板7上施加有排液压力的面积。因此，当泵 处于工作状态时，压力板160会朝向侧板7对转子3、凸轮环8和接合环9施压， 从而减小转子3、凸轮环8和接合环9相对于其两侧上的侧板7和压力板160之 间的侧部间隙。尤其是，当泵的排液压力较高时，压力板160更强有力的向 侧板7施压，而减小侧部间隙，并防止由于内部泄漏造成的能量损失。
下面将对具有前述构造的变量泵101的工作过程进行描述。当该泵静止 不动时，控制阀不承受液体压力，从而由于压缩螺旋弹簧145的弹力，控制 阀123中的阀芯138止靠在作为挡块的插塞168上。在这种状态下，如果发动 机启动，那么变量泵101的转速会随着发动机速度的升高而增大。
当发动机的速度较为缓慢时，由于计量孔136上游侧与下游侧之间存在 有较小的压力差，所以控制阀123的阀芯138被压缩螺旋弹簧145停止在如图 2所示的位置处。当控制阀123未工作时，泵抽吸侧面上的压力经由连接通 道2a、9a从控制阀123中的泵抽吸腔室142导入到凸轮环8左侧的第一液体压 力腔室21内，同时，泵抽吸侧面上的压力经由进液孔170导入到凸轮环8右 侧的第二液体压力腔室22内。因此，如图2所示，凸轮环8被弹簧17固定在 泵腔室11的容积最大的位置处，并且，该变量泵101的排出流量与转速成比 例增大(参见附图13中从A至B的范围)。
随着发动机速度的升高，来自泵腔室11的排出流量逐步增大，使得计 量孔136上游侧与下游侧之间的压力差增大，并且如果该压力差超过预定 值，那么阀芯138将沿着压缩螺旋弹簧145的伸缩方向发生移动(朝向弹簧 144的方向)。并且，阀芯138在预定位置处达到平衡，且保持处于该状态。 然后，阀芯138几乎在泵的抽吸侧连接或可以连接到第一液体压力腔室21的 状态下稳定，第一液体压力腔室21形成于凸轮环8的一侧上(图2中的左侧)。
在用于这个控制阀123的阀芯138的均衡状态下，由于两侧上的液体压 力腔室21和22之间的压力差和压缩螺旋弹簧17的偏压力，凸轮环8摆动到图 2的右侧，并且在泵腔室11的泵排出流速最小的位置处平衡。在这种状态下， 比如当泵排出压力为150kg/cm2时，凸轮环8在第一液体压力腔室21内的液体 压力大约达到150kg/cm2时达到平衡，从而即使密封件24的加工精度不高， 也不会存在内部泄漏的危险。
在所述均衡状态下，如果执行转向操作，那么动力转向装置PS的工作 压力会增大，并且经由通道151施加到控制阀123中的弹簧腔室44内，以作 用在用于阀芯138的弹簧腔室144的端部表面上。如果由于动力转向装置PS 的工作压力而使得阀芯138被回推到图1的左侧，那么位于凸轮环8左侧的第 一液体压力腔室21将与高压腔室141阻断，并且与泵抽吸腔室142相连通， 其中，在所述高压腔室141内导入有计量孔136的上游压力。凸轮环8两侧上 的液体压力腔室21和22中的压力均处于泵抽吸侧的压力下，从而凸轮环8被 第二液体压力腔室22上的弹簧17和作用于其内圆周上的压力沿着扩大泵腔 室11的容积的方向摆动。
也就是说，与常规的变量泵1相比，在本实施例中的变量泵101内，用 于将工作油供送至泵腔室11中的抽吸开口33和用于将工作油从泵腔室11排 出的排液开口33均沿着旋转方向(图2中的顺时针方向)偏移，从而将施加 作用于凸轮环8内表面上的压力(图4中从D至E范围内的高压)而将凸轮环8 返回到如图2所示的位置。于是，即使第二液体压力腔室22一直处于泵抽吸 侧的压力，凸轮环8仍将沿着扩大泵腔室11的容积的方向快速返回，从而增 大液体排出流量。
通过传统变量泵(JP-A-6-200883)的构造，图13中从A至B的区域内 的泵的排液压力(计量孔136的上游压力)直接作用到第二液体压力腔室22 上，带来了内部泄漏的危险，从而为了防止发生内部泄漏，密封部分需要 具有很高的加工精确，包括泵体2的内径或者接合环9的外径，并且这种泵 难以应用于高压。但是，利用本实施例的构造，密封部分无需具有很高的 加工精度，由此可以改善内部泄漏现象。另外，由于脉冲所导致的震颤噪 音问题也可以得以改善。还有，这种泵可以在不增大泵体2的尺寸以获得更 大强度的条件下应用于高压。
如本发明人发明且在先提交的JP-A-2002-98060中所公开的那种变 量泵可以解决与传统变量泵相关的前述问题。但是，由于在致动控制阀中 的阀芯的过程中，高压会瞬时施加在第二液体压力腔室上，所以此时可能 会存在内部泄漏现象。相反，利用本发明中该实施例的构造，由于泵抽吸 侧面上的压力一直导入到第二液体压力腔室22内，所以能够更好地应付泵 中高压。并且，在上述专利发明中，设置了用于连接控制阀与第二液体压 力腔室的连接通道，但是在本实施例中，无需在控制阀123与第二液体压力 腔室22之间的连接通道(在泵体2和接合环9中形成的液压孔)，从而可以 在降低成本的同时减少加工步骤。
参照图2，下面将对第二实施例进行描述。在本图中，虚线用于指示转 子3的位置，而实线指示在泵的液体排量最大时凸轮环8A的位置，而断开线 指示在泵的液体排量最小时凸轮环8B的位置。在先前描述的第一实施例中， 形成于侧板7内的排液开口33和抽吸开口32沿着旋转方向偏移，并且凸轮环 8被制成略微偏心于抽吸开口32的侧面(图2和4中的上方)，以沿着凸轮环 8朝向第一液体压力腔室21摆动的方向在凸轮环8上施加内部压力。但是， 在本实施例中，排液开口33和抽吸开口32的位置可以如同传统构造那样垂 直对称。在本实施例中，与第一实施例的构造相同的未示出部件，由相同 的附图标记来标识。
在本实施例中，设置在接合环9的内表面上用于支撑凸轮环8的支撑板 162相对于穿过转子3的中心Or的竖直线M朝向第二液体压力腔室22偏移，并 且其滚动支撑表面162a朝向第一液体压力腔室21(在图8的右侧)倾斜。凸 轮环8的中心Oc(即，当泵的液体排量最大时由OcA标识的，或当泵的液体 排量最小时由OcB标识的)被定位成略高于穿过转子3的中心Or的水平线N。
其它部件的构造均与第一实施例中相同。当凸轮环8沿着减少泵的液体 排量的方向摆动时(图1中的右侧)，泵的排液压力被控制成导入到第一液 体压力腔室21内。相反，当凸轮环8沿着增大泵的液体排出量的方向返回时 (图1中的左侧)，凸轮环8的摆动支点12比转子3的轴心Or更为靠近第二液 体压力腔室22，并朝向第一液体压力腔室21发生倾斜，从而，如果由泵的 排液压力所产生的凸轮环内部压力所形成的力垂直地作用于滚动支撑表面 162a上时，其分力将作用于第一液体压力腔室21上，从而除了弹簧17力之 外，由于该凸轮环8的内部压力，而凸轮环8快速返回。在本实施例中，第 二液体压力腔室在任何时候均与泵的抽吸侧相连通，从而改善了内部泄漏， 并且凸轮环8的摆动支撑表面的位置位于第二液体压力腔室一侧上，从而当 需要增大泵排液流量时，凸轮环可以快速返回。
本发明并不局限于在本实施例中所描述的结构，而是可以在不脱离由 所附权利要求限定的发明构思和保护范围的条件下，进行多种变型。例如， 用于第一实施例中的排液开口或者抽吸开口的旋转角度和第二实施例中凸 轮环的滚动支撑表面的偏移位置，并不局限于在前述实施例中所描述的内 容，而是可以合适地进行选择。
如上所述，本发明中的变量泵具有一个控制阀，该控制阀由计量孔上 游侧与下游侧之间压力差而致动，在该变量泵中，第一液体压力腔室连接 到控制阀上，用于控制第一液体压力腔室内的液体压力，而第二液体压力 腔室与控制阀阻断开，并且在任何时候均与泵的抽吸侧相连通，凸轮环的 内部压力沿着凸轮环朝向第一液体压力腔室摆动的方向上施加。从而，可 以改善内部泄漏，并防止泵的效率下降。另外，除了弹簧力之外，凸轮环 的内部压力也朝向第一液体压力腔室施加，以使凸轮环可以快速地返回到 增大泵腔室的容积的一侧上。
另外，在根据本发明的变量泵中，用于从泵腔室排出高压液体的排液 开口设置在两个用于承载凸轮环的平板中的一个上，在另一平板的后侧表 面上设置有第一密封圈和第二密封圈，第一密封圈环绕在用于驱动转子的 驱动轴，而第二密封圈位于第一密封圈的外圆周上，并且其所环绕的区域 大于设置有排液开口的区域，另外，在这两个密封圈之间的区域内形成有 用于导入排液压力的进液通道。从而，当泵处于工作状态时，两个用于承 载凸轮环的平板中的一个和转子被压靠到另一平板上，而减少了内部泄漏。