可变容量式叶片泵.pdf

本发明提供一种可变容量式叶片泵，能够抑制低速旋转时的冲击压。在将排出端口(44)的终止端(D)和吸入端口(43)的起始端(A)之间作为第一禁闭区域，将吸入端口的终止端(B)和排出端口的起始端(C)之间作为第二禁闭区域，将吸入端口的起始端和排出端口的终止端的周向中间点作为基准点，将与转子(6)的驱动轴(5)的旋转轴(O)直角相交并通过基准点的线作为基准线时，形成在泵构件收容部的内周侧的凸轮支承面(93)以与基准线的最短距离从第二禁闭区域侧向第一禁闭区域侧变小的方式形成，定子(8)形成为：在定子(8)的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在暂时减少之后再次增加。

权利要求书
1.  一种可变容量式叶片泵，其特征在于，包括：
泵壳，其具有泵构件收容部；
驱动轴，其被轴支承在所述泵壳上；
转子，其设置在所述泵壳内，由所述驱动轴驱动旋转，并且在周向上具有多个狭缝；
多个叶片，其进出自如地设置在所述狭缝中；
凸轮支承面，其形成在所述泵构件收容部的内周侧；
定子，其能够移动地设置在所述泵构件收容部内以在所述凸轮支承面上滚动，形成为环状，在内周侧与所述转子及所述叶片一起形成多个泵室；
吸入口，其形成在所述泵壳上，在所述多个泵室中的容积伴随所述转子的旋转而增大的吸入区域中开口，相对于所述驱动轴来说配置在所述凸轮支承面的相反侧；
排出口，其形成在所述泵壳上，在所述多个泵室中的容积伴随所述转子的旋转而减少的排出区域中开口，相对于所述驱动轴来说配置在所述凸轮支承面侧；
定子控制机构，其设置在所述泵壳上，控制所述定子相对于所述转子的偏心量；
在将伴随所述转子的旋转而离开所述排出区域的所述叶片与所述吸入口最开始发生重叠的点作为所述吸入口的起始端，将处于所述吸入区域的所述叶片最后与所述吸入口发生重叠的点作为所述吸入口的终止端，将离开所述吸入区域的所述叶片与所述排出口最开始发生重叠的点作为所述排出口的起始端，将处于所述排出区域的所述叶片最后与所述排出口发生重叠的点作为所述排出口的终止端，将所述排出口的终止端和所述吸入口的起始端之间作为第一禁闭区域，将所述吸入口的终止端和所述排出口的起始端之间作为第二禁闭区域，将所述驱动轴的旋转方向作为周向时，将所述吸入口的起始端和所述排出口的终止端在所述周向上的中间点作为基准点，将与所述驱动轴的旋转轴直角相交并通过所述基准点的线作为基准线，将所述定子的内周面的中心到所述定子的内周面的距离作为凸轮轮廓半径，将所述凸轮轮廓半径在所述驱动轴的旋转方向上的变化率作为凸轮轮廓半径变化率，
在将所述定子配置为所述定子的内周面的中心与所述驱动轴的旋转轴一致时，将所述定子的内周面中的、与所述基准线相交的一对点中的所述第一禁闭区域侧的点作为所述定子轮廓定义用的角度的0度，将所述定子轮廓定义用的角度定义为，在所述定子的内周面的各个点处，沿着所述定子的内周面，所述角度向所述驱动轴的旋转方向增加，并且所述定子的内周面的1周为360度，此时，
所述凸轮支承面以与所述基准线的最短距离从所述第二禁闭区域侧向所述第一禁闭区域侧变小的方式形成，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率在暂时减少之后，再次增加。

2.  如权利要求1所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述定子轮廓定义用的角度为180度的点处，所述凸轮轮廓半径变化率为负值。

3.  如权利要求2所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率在暂时减少之后再次增加时的最大值为负值。

4.  如权利要求2所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述第二禁闭区域侧，所述容积变化率在暂时减少之后再次增加，该增加时的最大值的值为负值。

5.  如权利要求2所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，再之后再次增加，再之后再次减少。

6.  如权利要求5所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，再之后再次增加，再之后再次减少。

7.  如权利要求5所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，再之后再次增加， 再之后再次减少。

8.  如权利要求2所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率两次减少中的一次的最小值为正值。

9.  如权利要求2所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在与所述排出口的起始端对应的位置，所述容积变化率为正值。

10.  如权利要求2所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述定子轮廓定义用的角度为170度的点处，所述容积变化率为正值。

11.  如权利要求1所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述定子轮廓定义用的角度为170度的点处，所述容积变化率为负值。

12.  如权利要求1所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在相对所述排出口的起始端的位置，所述容积变化率的值为负值。

13.  一种可变容量式叶片泵，其特征在于，包括：
泵壳，其具有泵构件收容部；
驱动轴，其被轴支承在所述泵壳上；
转子，其设置在所述泵壳内，由所述驱动轴驱动旋转，并且在周向上具有多个狭缝；
多个叶片，其进出自如地设置在所述狭缝中；
凸轮支承面，其形成在所述泵构件收容部的内周侧；
定子，其能够移动地设置在所述泵构件收容部内以在所述凸轮支承面上滚动，形成为环状，在内周侧与所述转子及所述叶片一起形成多个泵室；
吸入口，其形成在所述泵壳上，在所述多个泵室中的容积伴随所述转子的旋转而增大的吸入区域中开口，相对于所述驱动轴来说配置在所述凸轮支承面的相反侧；
排出口，其形成在所述泵壳上，在所述多个泵室中的容积伴随所述转子的旋转而减少的排出区域中开口，相对于所述驱动轴来说配置在所述凸轮支承面侧；
定子控制机构，其设置在所述泵壳上，控制所述定子相对于所述转子的偏心量；
在将伴随所述转子的旋转而离开所述排出区域的所述叶片与所述吸入口最开始发生重叠的点作为所述吸入口的起始端，将处于所述吸入区域的所述叶片最后与所述吸入口发生重叠的点作为所述吸入口的终止端，将离开所述吸入区域的所述叶片与所述排出口最开始发生重叠的点作为所述排出口的起始端，将处于所述排出区域的所述叶片最后与所述排出口发生重叠的点作为所述排出口的终止端，将所述排出口的终止端和所述吸入口的起始端之间作为第一禁闭区域，将所述吸入口的终止端和所述排出口的起始端之间作为第二禁闭区域，将所述驱动轴的旋转方向作为周向时，将所述吸入口的起始端和所述排出口的终止端在所述周向上的中间点作为基准点，将与所述驱动轴的旋转轴直角相交并通过所述基准点的线作为基准线，将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率，
在将所述定子配置为所述定子的内周面的中心与所述驱动轴的旋转轴一致时，将所述定子的内周面中的、与所述基准线相交的一对点中的所述第一禁闭区域侧的点作为所述定子轮廓定义用的角度的0度，将所述定子轮廓定义用的角度定义为，在所述定子的内周面的各个点处，沿着所述定子的内周面，所述角度向所述驱动轴的旋转方向增加，并且所述定子的内周面的1周为360度，此时，
所述凸轮支承面以与所述基准线的最短距离从所述第二禁闭区域侧向所述第一禁闭区域侧变小的方式形成，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述容积变化率在暂时减少之后，再次增加。

14.  如权利要求13所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在与所述排出口的起始端对应的位置，所述容积变化率为负值。

15.  如权利要求13所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述第二禁闭区域侧，所述容积变化率在暂时减少之后再次增加，该增加时的最大值的值为负值。

16.  如权利要求13所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
在将所述定子的内周面的中心到所述定子的内周面的距离作为凸轮轮廓半径，将所述凸轮轮廓半径在所述驱动轴的旋转方向上的变化率作为凸轮轮廓半径变化率时，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率在暂时减少之后再次增加时的最大值为负值。

17.  如权利要求13所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述定子轮廓定义用的角度为170度的点处，所述容积变化率为负值。

说明书可变容量式叶片泵
技术领域
本发明涉及一种可变容量式叶片泵。
背景技术
以往公知一种可变容量式叶片泵，其将叶片可进出地收容在转子的狭缝中，且使形成在定子内周面、转子外周面和叶片之间的泵室的容积变化。专利文献1记载了与上述说明的技术相关的一例。
专利文献1：(日本)特开2012-87777号公报
在上述的现有装置中，在低速旋转时，泵室内的压力急剧上升，存在想要进一步抑制所谓的冲击压的需求。
发明内容
本发明的目的在于提供能够抑制低速旋转时的冲击压的可变容量式叶片泵。
在本发明的可变容量式叶片泵中，在将排出口的终止端和吸入口的起始端之间作为第一禁闭区域，将吸入口的终止端和排出口的起始端之间作为第二禁闭区域，将吸入口的起始端和排出口的终止端的周向中间点作为基准点，将与转子的驱动轴的旋转轴直角相交并通过基准点的线作为基准线时，形成在泵构件收容部的内周侧的凸轮支承面以与基准线的最短距离从第二禁闭区域侧向第一禁闭区域侧变小的方式形成，定子形成为：在定子的偏心量最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在暂时减少后再次增加。
因此，在本发明的可变容量式叶片泵中，能够抑制低速旋转时的冲击压。
具体而言，技术方案1提供一种可变容量式叶片泵，该可变容量式叶片泵包括：泵壳，其具有泵构件收容部；驱动轴，其被轴支承在所述泵壳上；转子，其设置在所述泵壳内，由所述驱动轴驱动旋转，并且在周向上具有多个狭缝；多个叶片，其进出自如地设置在所述狭缝中；凸轮支承面，其形成在所述泵构件收容部的内周侧；定子，其能够移动地设置在所述泵构件收容 部内以在所述凸轮支承面上滚动，形成为环状，在内周侧与所述转子及所述叶片一起形成多个泵室；吸入口，其形成在所述泵壳上，在所述多个泵室中的容积伴随所述转子的旋转而增大的吸入区域中开口，相对于所述驱动轴来说配置在所述凸轮支承面的相反侧；排出口，其形成在所述泵壳上，在所述多个泵室中的容积伴随所述转子的旋转而减少的排出区域中开口，相对于所述驱动轴来说配置在所述凸轮支承面侧；定子控制机构，其设置在所述泵壳上，控制所述定子相对于所述转子的偏心量；在将伴随所述转子的旋转而离开所述排出区域的所述叶片与所述吸入口最开始发生重叠的点作为所述吸入口的起始端，将处于所述吸入区域的所述叶片最后与所述吸入口发生重叠的点作为所述吸入口的终止端，将离开所述吸入区域的所述叶片与所述排出口最开始发生重叠的点作为所述排出口的起始端，将处于所述排出区域的所述叶片最后与所述排出口发生重叠的点作为所述排出口的终止端，将所述排出口的终止端和所述吸入口的起始端之间作为第一禁闭区域，将所述吸入口的终止端和所述排出口的起始端之间作为第二禁闭区域，将所述驱动轴的旋转方向作为周向时，将所述吸入口的起始端和所述排出口的终止端在所述周向上的中间点作为基准点，将与所述驱动轴的旋转轴直角相交并通过所述基准点的线作为基准线，将所述定子的内周面的中心到所述定子的内周面的距离作为凸轮轮廓半径，将所述凸轮轮廓半径在所述驱动轴的旋转方向上的变化率作为凸轮轮廓半径变化率，在将所述定子配置为所述定子的内周面的中心与所述驱动轴的旋转轴一致时，将所述定子的内周面中的、与所述基准线相交的一对点中的所述第一禁闭区域侧的点作为所述定子轮廓定义用的角度的0度，将所述定子轮廓定义用的角度定义为，在所述定子的内周面的各个点处，沿着所述定子的内周面，所述角度向所述驱动轴的旋转方向增加，并且所述定子的内周面的1周为360度，此时，所述凸轮支承面以与所述基准线的最短距离从所述第二禁闭区域侧向所述第一禁闭区域侧变小的方式形成，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率在暂时减少之后，再次增加。
根据技术方案1，凸轮支承面为所谓的顺向倾斜，因此能够在定子偏心量最大时抑制在第二禁闭区域中的压缩率，抑制低速旋转时的冲击压。另外，在定子内周面为正圆形状的正圆凸轮的情况下，在第二禁闭区域，凸轮轮廓半径变化率一旦开始减少则为单调减少，压缩速度过快，而根据技术方案1 记载的发明，凸轮轮廓半径变化率即使暂时开始减少也将再次转为增加，因此能够使压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
技术方案2是技术方案1的可变容量式叶片泵的基础上，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述定子轮廓定义用的角度为180度的点处，所述凸轮轮廓半径变化率为负值。
根据技术方案2，凸轮轮廓半径变化率的值为负、即处于压缩工序，因此能够抑制高速旋转时的气蚀。
技术方案3是在技术方案2的可变容量式叶片泵的基础上，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率在暂时减少之后，再次增加时的最大值为负值。
根据技术方案3，凸轮轮廓半径变化率再次增加时的最大值越大，偏心量小时的膨胀率也越大，因此，通过使该最大值为负值，能够抑制偏心量小时的膨胀，其结果，能够抑制气蚀。
技术方案4是在技术方案2的可变容量式叶片泵的基础上，在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述第二禁闭区域侧，所述容积变化率在暂时减少之后再次增加，该增加时的最大值的值为负值。
根据技术方案4，与半径变化率同样，容积变化率再次增加时的值为负值，由此能够抑制偏心量小时的膨胀，其结果是能够抑制气蚀。
技术方案5是在技术方案2的可变容量式叶片泵的基础上，所述定子形成为，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，再之后再次增加，再之后再次减少。
根据技术方案5，凸轮轮廓半径变化率即使暂时开始减少也将两次转为增加，因此能够使压缩速度和膨胀速度平缓，能够抑制冲击压或气蚀。
技术方案6是在技术方案5的可变容量式叶片泵的基础上，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，再之后再次增加，再之后再次减少。
根据技术方案6，凸轮轮廓半径变化率即使暂时开始减少也将两次转为增加，因此能够使压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
技术方案7是在技术方案5的可变容量式叶片泵的基础上，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径 变化率在减少之后增加，之后再次减少，再之后再次增加，再之后再次减少。
根据技术方案7，凸轮轮廓半径变化率即使暂时减少、再开始增加也将两次转为减少，因此能够使膨胀速度平缓，能够抑制高速旋转时的气蚀。
技术方案8是在技术方案2的可变容量式叶片泵的基础上，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率两次减少中的一次的最小值为正值。
根据技术方案8，凸轮轮廓半径变化率的两次减少中的一次的最小值为正值，因此压缩速度变得平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
技术方案9是在技术方案2的可变容量式叶片泵的基础上，在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在与所述排出口的起始端对应的位置，所述容积变化率为正值。
根据技术方案9，开始与排出口(凹槽)连通的点处的容积变化率为正值，因此压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
技术方案10是在技术方案2的可变容量式叶片泵的基础上，在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述定子轮廓定义用的角度为170度的点处，所述容积变化率为正值。
根据技术方案10，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率也为正值，因此压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
技术方案11是在技术方案1的可变容量式叶片泵的基础上，在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述定子轮廓定义用的角度为170度的点处，所述容积变化率为负值。
根据技术方案11，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率也为负值，因此膨胀速度平缓，能够抑制高速旋转时的气蚀。
技术方案12是在技术方案1的可变容量式叶片泵的基础上，在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在相对所述排出口的起始端的位置，所述容积变化率的值为负值。
根据技术方案12，开始与排出口(凹槽)连通的点处的容积变化率为 负值，因此，能够施以所谓的预压缩，能够抑制与排出口连通时的压力变化，实现对异响的抑制。
另外，技术方案13提供一种可变容量式叶片泵，该可变容量式叶片泵包括：泵壳，其具有泵构件收容部；驱动轴，其被轴支承在所述泵壳上；转子，其设置在所述泵壳内，由所述驱动轴驱动旋转，并且在周向上具有多个狭缝；多个叶片，其进出自如地设置在所述狭缝中；凸轮支承面，其形成在所述泵构件收容部的内周侧；定子，其能够移动地设置在所述泵构件收容部内以在所述凸轮支承面上滚动，形成为环状，在内周侧与所述转子及所述叶片一起形成多个泵室；吸入口，其形成在所述泵壳上，在所述多个泵室中的容积伴随所述转子的旋转而增大的吸入区域中开口，相对于所述驱动轴来说配置在所述凸轮支承面的相反侧；排出口，其形成在所述泵壳上，在所述多个泵室中的容积伴随所述转子的旋转而减少的排出区域中开口，相对于所述驱动轴来说配置在所述凸轮支承面侧；定子控制机构，其设置在所述泵壳上，控制所述定子相对于所述转子的偏心量；在将伴随所述转子的旋转而离开所述排出区域的所述叶片与所述吸入口最开始发生重叠的点作为所述吸入口的起始端，将处于所述吸入区域的所述叶片最后与所述吸入口发生重叠的点作为所述吸入口的终止端，将离开所述吸入区域的所述叶片与所述排出口最开始发生重叠的点作为所述排出口的起始端，将处于所述排出区域的所述叶片最后与所述排出口发生重叠的点作为所述排出口的终止端，将所述排出口的终止端和所述吸入口的起始端之间作为第一禁闭区域，将所述吸入口的终止端和所述排出口的起始端之间作为第二禁闭区域，将所述驱动轴的旋转方向作为周向时，将所述吸入口的起始端和所述排出口的终止端在所述周向上的中间点作为基准点，将与所述驱动轴的旋转轴直角相交并通过所述基准点的线作为基准线，将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率，在将所述定子配置为所述定子的内周面的中心与所述驱动轴的旋转轴一致时，将所述定子的内周面中的、与所述基准线相交的一对点中的所述第一禁闭区域侧的点作为所述定子轮廓定义用的角度的0度，将所述定子轮廓定义用的角度定义为，在所述定子的内周面的各个点处，沿着所述定子的内周面，所述角度向所述驱动轴的旋转方向增加，并且所述定子的内周面的1周为360度，此时，所述凸轮支承面以与所述基准线的最短距离从所述第二禁闭区域侧向所述第一禁闭区域侧变小的方式形成，所述定子形 成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述容积变化率在暂时减少之后，再次增加。
根据技术方案13，凸轮支承面为所谓的顺向倾斜，因此能够在定子偏心量最大时抑制在第二禁闭区域中的压缩率，抑制低速旋转时的冲击压。另外，根据技术方案13记载的发明，容积变化率即使暂时开始减少也将再次转为增加，因此能够使压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
技术方案14是在技术方案13的可变容量式叶片泵的基础上，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在与所述排出口的起始端对应的位置，所述容积变化率为负值。
根据技术方案14，开始与排出口(凹槽)连通的点处的容积变化率为负值，因此，能够施以所谓的预压缩，能够抑制与排出口连通时的压力变化，实现对异响的抑制。
技术方案15是在技术方案13的可变容量式叶片泵的基础上，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述第二禁闭区域侧，所述容积变化率在暂时减少之后再次增加，该增加时的最大值的值为负值。
根据技术方案15，与半径变化率同样，容积变化率再次增加时的值为负值，由此能够抑制偏心量小时的膨胀，其结果是能够抑制气蚀。
技术方案16是在技术方案13的可变容量式叶片泵的基础上，在将所述定子的内周面的中心到所述定子的内周面的距离作为凸轮轮廓半径，将所述凸轮轮廓半径在所述驱动轴的旋转方向上的变化率作为凸轮轮廓半径变化率时，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率在暂时减少之后再次增加时的最大值为负值。
根据技术方案16，凸轮轮廓半径变化率再次增加时的最大值越大，偏心量小时的膨胀率也越大，因此，通过使该最大值为负值，能够抑制偏心量小时的膨胀，其结果是能够抑制气蚀。
技术方案17是在技术方案13的可变容量式叶片泵的基础上，所述定子形成为，在所述定子的偏心量最小时，在所述定子轮廓定义用的角度为170度的点处，所述容积变化率为负值。
根据技术方案17，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率也为正值，因此膨胀速度平缓，能够抑制高速旋转时的气蚀。
附图说明
图1是应用了实施例1的可变容量式叶片泵的CVT的框图。
图2是从旋转轴方向观察实施例1的可变容量式叶片泵的内部的剖视图。
图3是从z轴正方向侧观察实施例1的板部件(プレート)的俯视图。
图4是从z轴正方向侧观察实施例1的后机身的图。
图5是从z轴负方向侧观察实施例1的前机身的图。
图6是表示实施例1的控制部的结构的图。
图7是从旋转轴方向观察实施例1的定子和接合环的图。
图8是表示实施例1的定子偏心量最大时相对于定子轮廓定义用的角度的凸轮轮廓半径变化率的图。
图9是表示实施例1的可变容量式叶片泵的转速与排出流量的关系的特性图。
图10是表示实施例2的定子偏心量最小时相对于定子轮廓定义用的角度的凸轮轮廓半径变化率的图。
图11是表示实施例3的定子偏心量最大时相对于定子轮廓定义用的角度的凸轮轮廓半径变化率的图。
图12是表示实施例4的定子偏心量最小时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率的图。
图13是表示实施例5的定子最大偏心时相对于定子轮廓定义用的角度的凸轮轮廓半径变化率的图。
图14是表示实施例6的定子最小偏心时相对于定子轮廓定义用的角度的凸轮轮廓半径变化率的图。
图15是表示实施例7的定子偏心量最大时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率的图。
图16是表示实施例8的定子偏心量最大时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率的图。
图17是表示实施例9的定子偏心量最小时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率的图。
附图标记说明
1 可变容量式叶片泵；3 控制部(定子控制机构)；4 机身(泵壳)； 5 驱动轴；6 转子；7 叶片；8 定子；40 后机身(泵壳)；41 板部件(泵壳)；42 前机身(泵壳)；43 吸入端口(吸入口)；44 排出端口(排出口)；61 狭缝；93 凸轮支承面；400 收容孔；A 起始端；B 终止端；C 起始端；D 终止端；r 泵室。
具体实施方式
【实施例1】
[可变容量式叶片泵的结构]
图1是表示应用了实施例1的可变容量式叶片泵(以下称为“叶片泵”)1的带式无级变速器(CVT)100的一例的框图，以下将对实施例1的可变容量式叶片泵(以下称为“叶片泵”)1的大体情况进行说明。叶片泵1作为CVT100的液压供给源使用。
叶片泵1由内燃机(发动机)的曲轴(未图示)驱动，吸入/排出工作流体。作为工作流体使用液压油，具体来说是ATF(自动变速器油)。液压油(ATF)具有弹性系数大、压力相对于微小的容积变化大幅度变化的性质。
在控制阀200内，设置有由CVT控制单元300控制的各种阀201～213。从叶片泵1排出的液压油经由控制阀200被向CVT100的各部分(初级带轮101、次级带轮102、前进离合器103、倒车制动器104、变矩器105、润滑/冷却系统106等)供给。
叶片泵1是能够调节每旋转一周排出的流体量(以下称为“泵容量”)的可变容量式，叶片泵1将吸入/排出液压油的泵部2和控制泵容量的控制部3设置为一体的单元。
[泵部的结构]
泵部2具有驱动轴5、转子6、叶片7、定子8、接合环9、板部件41、后机身(泵壳)40和前机身(泵壳)42这些主要的构成构件，驱动轴5由曲轴驱动，转子6由驱动轴5驱动旋转，叶片7可进出地收容在形成在转子6的外周上的多个狭缝61各自之中，定子8包围转子6而配置，接合环9包围定子8而配置，板部件41被配置在定子8及转子6的轴向侧面，与定子8、转子6及叶片7一起形成多个泵室r，后机身(泵壳)40具有收容孔400，将板部件41收容在收容孔400的底部402，并且将定子8、转子6及叶片7收容在收容孔400内，前机身(泵壳)42封闭后机身40的收容孔400， 并且与定子8、转子6及叶片7一起形成多个泵室r。
图2是从旋转轴方向观察叶片泵1的内部的局部剖视图。为了便于说明，设置三维正交坐标系，在叶片泵1的径向上设定x轴及y轴，在叶片泵1的旋转轴方向上设定z轴。在叶片泵1的旋转轴O上设置z轴，在定子8的中心轴P相对于旋转轴O摆动的方向上设置x轴，在与x轴及z轴正交的方向上设置y轴。将图2的纸面上方作为z轴正方向，将P相对于O分离的一侧(相对于第一禁闭区域来说的第二禁闭区域这一侧。参照图3)作为x轴正方向，相对于吸入区域将排出区域这一侧作为y轴正方向。
[接合环的结构]
在后机身40上，形成有沿着z轴方向的大致圆筒状的收容孔400。在该收容孔400中设置有圆环状的接合环9。
接合环9的内周面构成沿着z轴方向的大致圆筒状的收容孔90。在收容孔90的x轴正方向侧，形成有与yz平面大致平行的第一平面部91。在收容孔90的x轴负方向侧，形成有与yz平面大致平行的第二平面部92。在第二平面部92的z轴方向大致中央，在x轴负方向侧形成有台阶部920。
在收容孔90的y轴正方向侧且相对于旋转轴O稍靠x轴正方向，形成有凸轮支承面93。在凸轮支承面93上，形成有从z轴方向观察呈半圆状的槽(凹部930)。在隔着凹部930的两侧，形成有沿径向贯穿接合环9的连通路931、932。第一连通路931在凹部930的x轴正方向侧的凸轮支承面93上开口，第二连通路932在凸轮支承面93的x轴负方向侧相邻地开口。在收容孔90的y轴负方向侧，形成有与xz平面大致平行的第四平面部94。在第四平面部94上，形成有从z轴方向观察呈矩形的槽(凹部940)。
[定子的结构]
在接合环9的收容孔90内，摆动自如地设置有圆环状的定子8。换言之，接合环9以包围定子8的方式配置。从z轴方向观察，定子8的定子内周面80及定子外周面81为大致圆形，定子8的径向宽度大致一定。在定子8的y轴正方向侧的定子外周面81上，形成有从z轴方向观察呈半圆状的槽(凹部810)。
在定子8的x轴负方向侧的定子外周面81上，沿x轴方向具有轴的大致圆筒状的凹部811被开设到规定深度。在接合环内周的凹部930与定子外周的凹部810之间，沿z轴方向延伸的密封销10以被夹入到这些凹部930、 810的方式与各凹部930、810抵接地设置。
在上述接合环内周的凹部940中设置有密封部件11。密封部件11与定子外周面81的y轴负方向侧抵接。在接合环内周的台阶部920，设置有作为弹性部件的弹簧12的一端。弹簧12是螺旋弹簧。在定子外周的凹部811中嵌插有弹簧12的另一端。弹簧12以压缩状态设置，相对于接合环9始终对定子8向x轴正方向侧施力。
接合环9的收容孔90的x轴方向尺寸即第一平面部91和第二平面部92之间的距离设定得比定子外周面81的直径大。定子8在凸轮支承面93被支承于接合环9，其被设置为以凸轮支承面93为支点在xy平面内自如摆动。密封销10抑制定子8相对于接合环9的位置偏移(相对旋转)。
在x轴正方向侧，通过定子外周面81与接合环9的第一平面部91的抵接来限制定子8的摆动，在x轴负方向侧，通过定子外周面81与接合环9的第二平面部92的抵接来限制定子8的摆动。设定子8的中心轴P相对于旋转轴O的偏心量为δ。在定子外周面81与第二平面部92抵接的位置(最小偏心位置)，偏心量δ变为最小值。在定子外周面81与第一平面部91抵接的图2的位置(最大偏心位置)，偏心量δ变为最大。定子8摆动时，定子8以在凸轮支承面93上滚动的方式移动。
[控制室的结构]
接合环内周面95和定子外周面81之间的空间的、z轴负方向侧由板部件41封闭，z轴正方向侧由前机身42密封，另一方面，上述空间被密封销10和密封部件11液密地分隔成两个控制室R1、R2。
在x轴正方向侧形成第一控制室R1，在x轴负方向侧形成第二控制室R2。第一连通路931在第一控制室R1中开口，第二连通路932在第二控制室R2中开口。此外，在上述限制位置，在定子外周和接合环内周之间确保了规定的间隙，第一、第二控制室R1、R2的容积为规定以上且不为零。
[转子的结构]
在机身4(后机身40、板部件41、前机身42)上旋转自如地轴支承有驱动轴5。驱动轴5经由链条结合于内燃机的曲轴，与曲轴同步旋转。转子6同轴固定(花键结合)在驱动轴5的外周。转子6为大致圆柱状，设置在定子8的内周侧。换言之，定子8包围转子6配置。在转子6的转子外周面60、定子8的定子内周面80、板部件41、前机身42之间，形成有环状室R。 转子6与驱动轴5一起围绕旋转轴O向图2的顺时针方向旋转。
在转子6上，呈辐射状地形成有多个槽(狭缝61)。各狭缝61从z轴方向观察，从转子外周面60向旋转轴O沿转子径向延伸到规定深度且设置成直线状，在转子6的整个z轴方向范围内形成。在沿周向等分转子6的位置形成有十一个狭缝61。
叶片7是大致矩形形状的板部件(翼)，设置了多个(十一片)，一片一片地可进出地收容在各狭缝611中。叶片7的转子外径侧(远离旋转轴O的一侧)的前端部(叶片前端部70)与定子内周面80对应地形成为平缓的曲面状。此外，狭缝61和叶片7的数量不局限于十一。
各狭缝61的转子内径侧(朝向旋转轴O的一侧)的端部(狭缝基端部610)形成为大致圆筒状，从z轴方向观察为直径比狭缝主体部611在转子周向上的宽度大的大致圆形。此外，狭缝基端部610也可以不特别形成为圆筒状，也可以设为例如与狭缝主体部611同样的槽形状。在狭缝基端部610和被收容在该狭缝61中的叶片7的转子内径侧的端部(叶片基端部71)之间，形成有该叶片7的背压室br(受压部)。
在转子外周面60，在与各叶片7对应的位置，设置有从z轴方向观察呈大致梯形形状的突出部62。突出部62形成为在转子6的整个z轴方向范围内从转子外周面60突出到规定高度。在突出部62的大致中央位置，设置有各狭缝61的开口部。狭缝61在转子径向上的长度(包括突出部62及狭缝基端部610)设置得与叶片7在转子径向上的长度大致相同。
通过设置突出部62，可确保狭缝61在转子径向上的长度为规定长度以上，即使例如在第二禁闭区域中，叶片7从狭缝61中最大限度地突出，也能够确保叶片7在狭缝61中的保持性。
环状室R被多个叶片7划分成多个(十一个)泵室(容积室)r。以下，将在转子6的旋转方向(图2的顺时针方向。以下简称为“旋转方向”)上相邻的叶片7彼此之间(两个叶片7的侧面之间)的距离称为1节距。一个泵室r在旋转方向上的宽度为1节距，是不变的。
在定子8的中心轴P相对于旋转轴O(向x轴正方向侧)偏心的状态下，随着从x轴负方向侧朝向x轴正方向侧过渡，转子外周面60和定子内周面80之间的转子径向距离(泵室r的径向尺寸)变大。与该距离的变化相对应地，叶片7相对于狭缝61进出，由此划分出各泵室r，并且x轴正方向侧的 泵室r的容积比x轴负方向侧的泵室r的容积大。通过该泵室r的容积的差异，在以x轴为界的y轴负方向侧，随着向转子6的旋转方向(图2的顺时针方向)即x轴正方向侧过渡，泵室r的容积扩大，另一方面，在以x轴为界的y轴正方向侧，随着向转子6的旋转方向(图2的顺时针方向)即x轴负方向侧过渡，泵室r的容积缩小。
[板部件的结构]
图3是从z轴正方向侧观察板部件41的俯视图。在板部件41上，形成有吸入端口(吸入口)43、排出端口(排出端口)44、吸入侧背压端口45、排出侧背压端口46、销设置孔47和通孔48。密封销10被插入并固定设置在销设置孔47中。驱动轴5被插入并旋转自如地设置在通孔48中。
[吸入端口的结构]
吸入端口43是在从外部向吸入侧的泵室r导入液压油时成为入口的部分，设置在泵室r的容积与转子6的旋转相应地扩大的y轴负方向侧的区间中。吸入端口43具有吸入侧圆弧槽430和吸入孔431、432。吸入侧圆弧槽430是形成在板部件41的z轴正方向侧的面410上，被导入泵吸入侧的液压的槽，吸入侧圆弧槽430对应着吸入侧的泵室r的配置而被相应地形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。
在与吸入侧圆弧槽430对应的角度范围、即与吸入侧圆弧槽430的x轴负方向侧的起始端A(伴随转子6的旋转而离开排出区域的叶片7与吸入端口43最开始发生重叠的点)和x轴正方向侧的终止端B(处于吸入区域中的叶片7最后与吸入端口43发生重叠的点)相对于旋转轴O所成的大致4.5节距大小相当的角度α的范围内，设置有叶片泵1的吸入区域。吸入侧圆弧槽430的起始端A及终止端B被设置在相对于x轴向y轴负方向侧远离与大致0.5节距相当的角度β的位置。
吸入侧圆弧槽430的终止端部436形成为向旋转方向凸出的大致半圆弧状。在吸入侧圆弧槽430的起始端部435，形成有形成为向旋转负方向凸出的大致半圆弧状的主体起始端部433和与主体起始端部433连续的凹槽434。凹槽434从主体起始端部433向泵旋转方向的旋转负方向延伸且形成大致0.5节距的长度，其前端与起始端A一致。吸入侧圆弧槽430在转子径向上的宽度被设定为在整个旋转方向范围内大致相等(参照图2)。
吸入侧圆弧槽430的转子内径侧的缘437与转子外周面60(除了突出 部62)相比稍靠转子外径侧。吸入侧圆弧槽430的转子外径侧的缘438与处于最小偏心位置的定子8的定子内周面80相比稍靠转子外径侧，在其终止端侧，与处于最大偏心位置的定子8的定子内周面80相比稍靠转子外径侧。无论定子8的偏心位置如何，吸入侧的各泵室r从z轴方向观察都与吸入侧圆弧槽430重叠，并与吸入侧圆弧槽430连通。
在吸入侧圆弧槽430的旋转方向大致中央开设有吸入孔431、432。吸入孔431从z轴方向观察呈大致长圆状，其在转子径向上的宽度与吸入侧圆弧槽430大致相等，且旋转方向上的长度为大致1节距。吸入孔431、432沿z轴方向贯穿板部件41，并形成在与y轴重叠的位置。
吸入侧圆弧槽430在主体起始端部433、吸入孔431、432之间及终止端部436具有不到板部件41的(z轴方向)厚度的20％的(z轴方向)深度。
吸入侧圆弧槽430在从主体起始端部433到吸入孔432的这一区间中设置有倾斜，向旋转方向逐渐变深，在到达吸入孔432的部位形成为与板部件41的厚度相同的深度。吸入侧圆弧槽430在从吸入孔431到终止端部436的这一区间中设置有倾斜，沿旋转方向逐渐变浅，在到达终止端部436的部位形成为与主体起始端部433相同的深度。
从z轴方向观察，凹槽434被设置成转子径向上的宽度随着向旋转方向的过渡而逐渐变大的大致锐角三角形形状。凹槽434在转子径向上的宽度的最大值设定得比吸入侧圆弧槽430的宽度小。凹槽434的(z轴方向)深度随着向旋转方向的过渡而逐渐从零增加到板部件41厚度的百分之几。即，凹槽434的流路截面积比吸入侧圆弧槽430的主体部的流路截面积小，凹槽434构成了流路截面积向旋转方向逐渐变大的节流部。
[排出端口的结构]
排出端口44是在从排出侧的泵室r向外部排出液压油时成为出口的部分，设置在泵室r的容积与转子6的旋转相应地缩小的y轴正方向侧的区间中。排出端口44具有排出侧圆弧槽440和排出孔441、442。排出侧圆弧槽440是形成在第一板部件41的面410上，被导入泵排出侧的液压的槽，对应着排出侧的泵室r的配置而被形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。
在与排出侧圆弧槽440对应的角度范围、即排出侧圆弧槽440的x轴正方向侧的起始端C(离开吸入区域的叶片7与排出端口44最开始发生重叠的点)和x轴负方向侧的终止端D(处于排出区域中的叶片7最后与排出端 口44发生重叠的点)相对于旋转轴O所成的角度α的范围内，设置有叶片泵1的排出区域。排出侧圆弧槽440的起始端C及终止端D被设置在相对于x轴向y轴正方向侧远离与大致0.5节距大小相当的角度β的位置。
排出侧圆弧槽440在转子径向上的宽度在整个旋转方向范围内大致相等，比吸入侧圆弧槽430在转子径向上的宽度稍小。排出侧圆弧槽440的转子内径侧的缘446与(除了突出部62)转子外周面60相比稍靠转子外径侧。排出侧圆弧槽440的转子外径侧的缘447与处于最小偏心位置的定子8的定子内周面80大致重叠。无论定子8的偏心位置如何，排出侧的各泵室r从z轴方向观察都与排出侧圆弧槽440重叠，与排出侧圆弧槽440连通。
在排出侧圆弧槽440的旋转方向侧的终止端部444开设有排出孔442。排出孔442从z轴方向观察呈大致长圆状，转子径向上的宽度与排出侧圆弧槽440大致相等，旋转方向上的长度比大致1节距稍长。排出孔442沿z轴方向贯穿板部件41形成。排出孔442的旋转方向侧的缘形成为向旋转方向凸出的大致半圆弧状，并与终止端部444的旋转方向侧的缘一致。
排出侧圆弧槽440的起始端部443从起始端C延伸到排出孔441的旋转负方向侧的缘445地形成。缘445从z轴方向观察形成为向旋转负方向凸出的大致半圆弧状，其前端E位于从起始端C向旋转方向隔开大致1节距距离的位置。在旋转方向上与吸入侧圆弧槽430的终止端B对置的起始端部443的前端从z轴方向观察形成为大致矩形形状，具有沿着转子径向的缘。
被设置在排出侧圆弧槽440的排出孔441、442之间的主体部448的(z轴方向)深度是板部件41的(z轴方向)厚度的大致25％。起始端部443的槽深度比主体部448的槽深度浅，起始端部443从起始端C到缘445设置有倾斜。起始端C处的槽深度为0，随着趋向缘445而逐渐变深，在到达缘445的部位变为不到第一板部件41的厚度的10％的深度。
起始端部443的流路截面积比主体部448小，并且形成为(z轴方向)深度随着趋向旋转方向而逐渐变大的形状，构成了流路截面积向旋转方向逐渐变大的节流部。在吸入侧圆弧槽430的终止端B和排出侧圆弧槽440的起始端C之间的面410上没有设置槽，在与该区间对应的角度范围、即终止端B和起始端C相对于旋转轴O所成的角度2β的范围内，设置有叶片泵1的第二禁闭区域。第二禁闭区域的角度范围与大致1节距大小相当。
同样，在排出侧圆弧槽440的终止端D和吸入侧圆弧槽430的起始端A 之间的面410上没有设置槽，在与该区间对应的角度范围、即终止端D和起始端A相对于旋转轴O所成的角度2β的范围内，设置有第一禁闭区域。第一禁闭区域的角度范围与大致1节距大小相当。
[禁闭区域]
第一禁闭区域及第二禁闭区域是封闭处于该区域内的泵室r中的液压油，抑制排出侧圆弧槽440和吸入侧圆弧槽430连通的部分，被设置在横跨x轴的区间中(参照图3)。
[背压端口]
在板部件41上，与叶片7的根部(背压室br、狭缝基端部610)连通的背压端口45、46在吸入侧和排出侧分别分离地设置(参照图3)。
[吸入侧背压端口](参照图3)
吸入侧背压端口45是将位于吸入区域大部分范围的多个叶片7的背压室br和吸入端口43连通的端口。所谓叶片7“位于吸入区域”，是指从z轴方向观察时，叶片7的叶片前端部70与吸入端口43(吸入侧圆弧槽430)重叠。吸入侧背压端口45具有吸入侧背压圆弧槽450和吸入孔451。
吸入侧背压圆弧槽450是形成在板部件41的面410上，被导入泵吸入侧的液压的槽，对应着叶片7的背压室br(转子6的狭缝基端部610)的配置而形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。吸入侧背压圆弧槽450形成在与大致3节距大小相当的角度范围(比吸入侧圆弧槽430窄的范围)内。
吸入侧背压圆弧槽450的起始端a位于比吸入侧圆弧槽430(凹槽434)的起始端A稍靠旋转方向侧且与主体起始端部433的旋转方向侧相邻的位置。吸入侧背压圆弧槽450的终止端b位于比吸入侧圆弧槽430的终止端B更向旋转负方向侧远离大致1.5节距角度的位置。吸入侧背压圆弧槽450在转子径向上的尺寸(槽宽)在整个旋转方向范围内大致相等，与吸入侧圆弧槽430大致相等，并与狭缝基端部610在转子径向上的尺寸大致相等。
吸入侧背压圆弧槽450的转子内径侧的缘454位于比狭缝基端部610的转子内径侧的缘稍靠转子内径侧的位置。吸入侧背压圆弧槽450的转子外径侧的缘455位于比狭缝基端部610的转子外径侧的缘稍靠转子内径侧的位置。无论定子8的偏心位置如何，从z轴方向观察，吸入侧背压圆弧槽450都被设置在与狭缝基端部610(背压室br)大部分重叠的转子径向位置，在与狭缝基端部610(背压室br)重叠时，与其连通。
在吸入侧背压圆弧槽450的旋转负方向附近(起始端A侧)，在转子径向上与吸入侧圆弧槽430的吸入孔432重叠的位置，开设有吸入孔451。吸入孔451从z轴方向观察呈大致长圆状，其在转子径向上的宽度与吸入侧背压圆弧槽450大致相等，在旋转方向上的长度为大致1节距。吸入孔451沿z轴方向贯穿板部件41形成，经由后述的后机身40的低压室491与吸入侧圆弧槽430的吸入孔432连通。
在吸入侧背压圆弧槽450的从起始端A到吸入孔451的这一区间中，设置有起始端部452。从z轴方向观察，起始端部452的前端形成为向旋转负方向凸出的大致半圆弧状。吸入侧背压圆弧槽450的终止端部453形成为向旋转方向凸出的大致半圆弧状。起始端部452的(z轴方向)深度不到板部件41的厚度的40％，终止端部453的深度不到板部件41的厚度的20％。吸入侧背压圆弧槽450在从终止端部453到吸入孔451的这一区间中设置有倾斜，向旋转负方向随着向吸入孔451的过渡而逐渐变深，在到达吸入孔451的部位形成为与板部件41的厚度相同的深度。
[排出侧背压端口](参照图3)
排出侧背压端口46是将位于排出区域、第一禁闭区域、第二禁闭区域的大半及吸入区域的一部分的多个叶片7的背压室br与排出端口44连通的端口。所谓叶片7“位于排出区域等”，是指从z轴方向观察，叶片7的叶片前端部70与排出端口44(排出侧圆弧槽440)等重叠。排出侧背压端口46具有排出侧背压圆弧槽460和连通孔461。
排出侧背压圆弧槽460是形成在板部件41的面410上，被供给泵排出侧的液压的槽，对应着叶片7的背压室br(狭缝基端部610)的配置而被形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。排出侧背压圆弧槽460形成在与大致7节距大小相当的角度范围(比排出侧圆弧槽440宽的范围)内。
排出侧背压圆弧槽460以面对到吸入区域的方式形成，排出侧背压圆弧槽460的起始端c比排出侧圆弧槽440的起始端C更靠旋转负方向侧，越过第二禁闭区域，而且比吸入侧圆弧槽430的终止端B更靠旋转负方向侧。起始端c位于从终止端B隔开大致1节距(相当于2β的)距离的位置。
排出侧背压圆弧槽460的终止端d与排出侧圆弧槽440的终止端D相比向旋转方向侧离开不到1节距的角度，且排出侧背压圆弧槽460的终止端d位于第一禁闭区域的终止端部附近。排出侧背压圆弧槽460在转子径向上的 尺寸(槽宽)在整个旋转方向范围内大致相等地设置，比排出侧圆弧槽440稍小，且比狭缝基端部610在转子径向上的尺寸稍小。
排出侧背压圆弧槽460的转子内径侧的缘464位于比狭缝基端部610的转子内径侧的缘稍靠转子外径侧的位置。排出侧背压圆弧槽460的转子外径侧的缘465位于比狭缝基端部610的转子外径侧的缘稍靠转子内径侧的位置。无论定子8的偏心位置如何，从z轴方向观察，排出侧背压圆弧槽460都设置在与狭缝基端部610(背压室br)大部分重叠的转子径向位置，在与狭缝基端部610(背压室br)重叠时，与其连通。
在排出侧背压圆弧槽460的旋转负方向附近(起始端c侧)，在第二禁闭区域的起始端侧，在吸入侧圆弧槽430的终止端B和x轴(第二禁闭区域的中间点)所夹的角度位置，开设有连通孔461。连通孔461的直径与排出侧背压圆弧槽460在转子径向上的宽度大致相等。连通孔461在板部件41内以越趋向z轴负方向侧则越位于转子外径侧的方式，相对于z轴方向倾斜地贯穿板部件41而形成。连通孔461在第一板部件41的z轴负方向侧的面上开口，经由后述的后机身40的高压室492与排出端口44(排出侧圆弧槽440)的排出孔441连通。排出侧背压圆弧槽460具有起始端部462和背压端口主体部468。
[后机身的详情]
图4是从z轴正方向侧观察后机身40的图。在后机身40的底部402形成有收容孔490、低压室491、高压室492、排出室493。
驱动轴5被插入并旋转自如地设置收容孔490中。低压室491呈凹状地形成在底部402。该低压室491的开口部以将形成在板部件41上的吸入端口43的吸入孔431、432及吸入侧背压端口45的吸入孔451的z轴负方向侧开口部覆盖的方式设置。即，吸入端口43及吸入侧背压端口45经由低压室491连通，吸入压作用于吸入端口43及吸入侧背压端口45。
高压室492呈凹状地形成在底部402。该高压室492的开口部以覆盖形成于板部件41的排出端口44的排出孔441及排出侧背压端口46的排出孔461的z轴负方向侧开口部的方式设置。即，排出端口44及排出侧背压端口46经由高压室492连通，排出压作用于排出端口44及排出侧背压端口46。
注意，在本实施例中，形成了吸入压作用于吸入侧背压端口45，排出压作用于排出侧背压端口46的结构，但也可以是排出压作用于吸入侧背压 端口45、排出侧背压端口46两者的结构。
排出室493呈凹状地形成在底部402。该排出室493的开口部以将形成在板部件41上的排出端口44的排出孔442的z轴负方向侧开口部覆盖的方式设置。该排出室493与排出通路65(参照图2)连通，从该排出通路65向该排出室493中排出高压的液压油。
另外，以覆盖高压室492和排出室493的外周的方式形成有密封槽494。在该密封槽494中设置有密封部件495。在板部件41的z轴负方向侧的面与后机身40的底部402对置地设置的状态下，密封部件495沿z轴方向被压缩而与板部件41的z轴负方向侧的面紧密接触，由此，高压室492和排出室493被液密地保持。通过密封部件495，划分成了密封部件495外部的低压区域496和密封部件495内部的高压区域497。
[前机身的详情]
图5是从z轴负方向侧观察前机身42的图。
前机身42具有向z轴负方向突出的板面50。在板面50上，形成有吸入端口51、排出端口52、吸入侧背压端口53、排出侧背压端口54、销设置孔55和通孔56。密封销10被插入并固定设置在销设置孔55中。驱动轴5被插入并旋转自如地设置通孔56中。吸入端口51、排出端口52、吸入侧背压端口53及排出侧背压端口54形成在与形成在板部件41上的吸入端口43、排出端口44、吸入侧背压端口45及排出侧背压端口46对应的位置。
[吸入端口的结构](参照图5)
吸入端口51与吸入侧的泵室r连通，被设置在泵室r的容积与转子6的旋转相应地扩大的y轴负方向侧的区间中。吸入端口51具有吸入侧圆弧槽510和吸入孔511、512。吸入侧圆弧槽510对应着吸入侧的泵室r的配置而形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。
吸入侧圆弧槽510的终止端部516形成为向旋转方向凸出的大致半圆弧状。在吸入侧圆弧槽510的起始端部515，形成为向旋转负方向凸出的大致半圆弧状。吸入侧圆弧槽510在转子径向上的宽度在整个旋转方向范围内大致相等地设置。
吸入侧圆弧槽510的转子内径侧的缘517位于比转子外周面60(除了突出部62)稍靠转子外径侧的位置。吸入侧圆弧槽510的转子外径侧的缘518位于比处于最小偏心位置的定子8的定子内周面80稍靠转子外径侧的 位置，在其终止端侧位于比处于最大偏心位置的定子8的定子内周面80稍靠转子外径侧的位置。无论定子8的偏心位置如何，吸入侧的各泵室r从z轴方向观察都与吸入侧圆弧槽510重叠，并与吸入侧圆弧槽510连通。
从吸入侧圆弧槽510的旋转方向终止端部到中央部附近，开设有吸入孔511。吸入孔511在转子径向上的宽度与吸入侧圆弧槽510大致相等，在旋转方向上的长度为大致3节距。吸入孔511与形成在前机身42上的吸入通路64连接，从该吸入通路64向吸入孔511中供给液压油。
在吸入侧圆弧槽510中，在旋转方向终止端侧，与吸入孔511相邻地开设有吸入孔512。吸入孔512在转子径向上的宽度与吸入侧圆弧槽510大致相等，在旋转方向上的长度为大致1节距。吸入孔512也与形成在前机身42上的吸入通路64连接。
[排出端口的结构](参照图5)
排出端口52被设置在泵室r的容积与转子6的旋转相应地缩小的y轴正方向侧的区间中。排出端口52具有排出侧圆弧槽520，该排出侧圆弧槽520具有凹槽521。排出侧圆弧槽520对应着排出侧的泵室r的配置而形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。
排出侧圆弧槽520在转子径向上的宽度在整个旋转方向范围内大致相等，比吸入侧圆弧槽510在转子径向上的宽度稍小。排出侧圆弧槽520的转子内径侧的缘526与转子外周面60(除了突出部62)相比稍靠转子外径侧。排出侧圆弧槽520的转子外径侧的缘527与处于最小偏心位置的定子8的定子内周面80大致重叠。无论定子8的偏心位置如何，排出侧的各泵室r从z轴方向观察都与排出侧圆弧槽520重叠，并与排出侧圆弧槽520连通。
在排出侧圆弧槽520的旋转负方向侧的端部，形成有凹槽521。该凹槽521的深度形成得比排出侧圆弧槽520的深度浅。
排出侧圆弧槽520的旋转正方向侧端部形成为向旋转正方向凸出的大致半圆状。另外，在排出侧圆弧槽520的旋转负方向侧，排出侧圆弧槽520与凹槽521之间的边界部分，被形成为向旋转负方向凸出的大致半圆状。另外，凹槽521的旋转负方向侧的缘形成为矩形。
[吸入侧背压端口的结构](参照图5)
在板面50上，与叶片7的根部(背压室br、狭缝基端部610)连通的背压端口53、54分别分离地设置在吸入侧和排出侧。吸入侧背压端口53是 将位于吸入区域大部分范围的多个叶片7的背压室br和吸入端口51连通的端口。吸入侧背压端口53具有吸入侧背压圆弧槽530和吸入孔531。
吸入侧背压圆弧槽530对应着叶片7的背压室br(转子6的狭缝基端部610)的配置而形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。吸入侧背压圆弧槽530形成在与大致3节距相当的角度范围(比吸入侧圆弧槽510窄的范围)。
吸入侧背压圆弧槽530在转子径向上的尺寸(槽宽)在整个旋转方向范围内大致相等地设置，与吸入侧圆弧槽510在转子径向上的尺寸(槽宽)大致相等，与狭缝基端部610在转子径向上的尺寸大致相等。
吸入侧背压圆弧槽530的转子内径侧的缘534位于比狭缝基端部610的转子内径侧的缘稍靠转子内径侧的位置。吸入侧背压圆弧槽530的转子外径侧的缘535位于比狭缝基端部610的转子外径侧的缘稍靠转子内径侧的位置。无论定子8的偏心位置如何，从z轴方向观察，吸入侧背压圆弧槽530都被设置在与狭缝基端部610(背压室br)大部分重叠的转子径向位置，在与狭缝基端部610(背压室br)重叠时，与其连通。
在吸入侧背压圆弧槽530的旋转负方向附近，在转子径向上与吸入侧圆弧槽510的吸入孔512重叠的位置，开设有吸入孔531。吸入孔531从z轴方向观察呈大致长圆状，其在转子径向上的宽度与吸入侧背压圆弧槽530大致相等，在旋转方向上的长度为大致1节距。
从z轴方向观察，吸入侧背压圆弧槽530的旋转方向两侧形成为向旋转方向凸出的大致半圆弧状。
[排出侧背压端口的结构](参照图5)
排出侧背压端口54具有排出侧背压圆弧槽540和节流槽541。
排出侧背压圆弧槽540对应着叶片7的背压室br(狭缝基端部610)的配置而形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。排出侧背压圆弧槽540形成在与大致7节距相当的角度范围(比排出侧圆弧槽520宽的范围)内。
排出侧背压圆弧槽540以面对到吸入区域的方式形成，排出侧背压圆弧槽540的起始点比排出侧圆弧槽520的起始点更靠旋转负方向侧，越过第二禁闭区域，而且比吸入侧圆弧槽510的终止点更靠旋转负方向侧。
排出侧背压圆弧槽540的终止点形成到比排出侧圆弧槽520的终止点更靠旋转方向侧，位于第一禁闭区域的终止端部附近。
排出侧背压圆弧槽540在转子径向上的尺寸(槽宽)在整个旋转方向范 围内大致相等地设置，比排出侧圆弧槽520在转子径向上的尺寸(槽宽)稍小，比狭缝基端部610在转子径向上的尺寸稍小。
排出侧背压圆弧槽540的转子内径侧的缘544位于比狭缝基端部610的转子内径侧的缘稍靠转子外径侧的位置。排出侧背压圆弧槽540的转子外径侧的缘545位于比狭缝基端部610的转子外径侧的缘稍靠转子内径侧的位置。无论定子8的偏心位置如何，从z轴方向观察，排出侧背压圆弧槽540都被设置在与狭缝基端部610(背压室br)大部分重叠的转子径向位置，在与狭缝基端部610(背压室br)重叠时，与其连通。
排出侧背压圆弧槽540的旋转正方向侧端部形成为向旋转正方向凸出的大致半圆状。另外，在排出侧背压圆弧槽540的旋转负方向侧，排出侧背压圆弧槽540与切口521的边界部分被形成为矩形。另外，节流槽541的旋转负方向侧的缘形成为矩形。
[润滑油槽](参照图5)
在排出端口52的排出侧圆弧槽520的旋转正方向侧端部形成有润滑油槽57，该润滑油槽57与第一禁闭区域且相比吸入端口51、排出端口52更靠外周侧的位置连通的。另外，在排出侧圆弧槽520的旋转正方向侧形成有润滑油槽58，该润滑油槽58与第二禁闭区域且相比吸入端口51、排出端口52更靠外周侧的位置连通。液压油被作为润滑油从该润滑油槽57、58供给到进行摆动的定子8和板面50之间。
在吸入端口51的外周，形成有润滑油槽59。该润滑油槽59将后述的控制部3的第一控制室R1的液压油作为润滑油从润滑油吸入孔591供给到进行摆动的定子8和板面50之间。
[控制部的结构](参照图2)
控制部(定子控制机构)3具有控制阀30、第一、第二通路31、32和第一、第二控制室R1、R2这些主要的构成构件，控制部3通过利用控制阀30切换液压油从排出室493向第一通路31、第二通路32的供给，使控制室R1、R2的容积变化。控制阀30的工作是由CVT控制单元300基于例如内燃机的转速和节气门开度进行控制的。
以下，加入图6来说明控制部3的结构。
控制阀30是控制工作流体向第一控制室R1和第二控制室R2中的流入、流出的阀，具有收容孔401、电磁铁301、阀柱302和螺旋弹簧303。为便 于说明，在阀柱302的轴向上设定了以图6的纸面右侧为正方向的w轴。
收容孔401在后机身40内沿w轴方向延伸，从w轴负方向朝向正方向按顺序设置有第一扩径部404、第二扩径部405、阀柱收容部406。第一扩径部404的内径最大，阀柱收容部406的内径最小。
电磁铁301固定在收容孔401的开口缘，以电磁铁外壳304的外壳前端部305被插入第二扩径部405中的状态固定在后机身40上。在外壳前端部305的外周面306和第一扩径部404之间隔设有环状的密封部件407。外壳前端部305的外壳端面308形成为平的(平坦)，与w轴正交。
电磁铁外壳304具有能够从形成在外壳端面308上的开口(未图示)进出的柱塞307。柱塞307在非通电时不工作，在通电时根据通电量突出。即，柱塞307的前端部309在非通电时比外壳端面308更靠电磁铁外壳304的内部侧，在通电时比外壳端面308更靠电磁铁外壳304的外部侧。
阀柱302被收容在收容孔401的阀柱收容部406中，在其外周，从w轴负方向朝向正方向按顺序设置有第一圆筒部310、第一环槽脊部(第1ランド部)311、第二圆筒部312和第二环槽脊部(第2ランド部)313。
第一圆筒部310与阀柱收容部406及第二扩径部405之间的空间形成有供液压油流入的一个腔室408。第一端面314是阀柱302的靠第一圆筒部310这一侧的端面，第一端面314在电磁铁301非通电时与电磁铁外壳304的外壳端面308接触，在电磁铁301被通电时与从外壳端面308突出的柱塞307接触。关于第一端面314的形状，将在后面说明。
第一环槽脊部311在阀柱收容部406内向w轴方向滑动，将形成在后机身40内的第一通路31与一个腔室408之间连通/切断。
第二环槽脊部313在阀柱收容部406内向w轴方向滑动，将形成在后机身40内的第二通路32与另一腔室409之间连通/切断，该另一腔室409形成在阀柱302和收容孔401的底面403之间。在孔部316的靠第二端面315这一侧，形成有收容螺旋弹簧303的大径孔317。
螺旋弹簧303被压缩设置在收容孔401的底面403和阀柱302的台阶面318之间。螺旋弹簧303以规定的设定载荷对阀柱302向w轴负方向施力。
在将排出室493和排出通路65连结的通路上，具有在比测流口700更靠上游侧的位置分支且与上游侧端口401a连接的上游侧油路65a和在比测流口700更靠下游侧分支的位置且与下游侧端口401b连接下游侧油路65b。
[凸轮支承面]
图7是从旋转轴方向观察实施例1的定子8和接合环9的图。
在此，在将转子6的旋转方向(驱动轴5的旋转方向)设为周向时，以吸入端口43的起始端A与排出端口44的终止端D在周向上的周向中间点为基准点，将与驱动轴5的旋转轴O直角相交并通过基准点的线定义为基准线。也就是说，基准线是在x轴上通过的直线。
在实施例1中，凸轮支承面93从x轴正方向侧向x轴负方向侧以向基准线接近的方式形成。即，凸轮支承面93以其与基准线的最短距离L从第二禁闭区域侧朝向第一禁闭区域侧变小的方式形成。
[定子轮廓]
在图7中，将定子8的中心轴P到定子8的内周面的距离作为凸轮轮廓半径，将凸轮轮廓半径在驱动轴5的旋转方向上的变化率作为凸轮轮廓半径变化率。并且，在将定子8配置为中心轴P与旋转轴O一致时，将定子8的内周面中的、与基准线(x轴)相交的一对点中的第一禁闭区域侧(x轴负方向侧)的点作为定子轮廓定义用的角度的0度，将定子轮廓定义用的角度定义为：在定子8的内周面的各个点处，沿着定子8的内周面，角度向驱动轴5的旋转方向增加，且定子8的内周面的1周为360度。
此时，在实施例1中，如图8所示，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在暂时减少后再次增加。
以下，对实施例1的叶片泵1的作用进行说明。
[泵作用](参照图3)
通过使电机6在定子8相对于旋转轴O向x轴正方向偏心配置的状态下旋转，使泵室r围绕旋转轴旋转并周期性地扩大缩小。在泵室r向旋转方向扩大的y轴负方向侧，从吸入端口43向泵室r吸入液压油，在泵室r向旋转方向缩小的y轴正方向侧，从泵室r向排出端口44排出上述吸入的液压油。
具体来说，若着眼于某个泵室r，则在吸入区域中，该泵室r的容积增大，直到该泵室r的旋转负方向侧的叶片7(以下称为“后侧叶片7”)通过吸入侧圆弧槽430的终止端B，换言之，直到旋转正方向侧的叶片7(以下称为“前侧叶片7”)通过排出侧圆弧槽440的起始端C。这一期间，该泵室r与吸入侧圆弧槽430连通，因此从吸入端口43吸入液压油。
在第二禁闭区域中，在该泵室r的后侧叶片7(的旋转正方向侧的面) 与吸入侧圆弧槽430的终止端B一致、且前侧叶片7(的旋转负方向侧的面)与排出侧圆弧槽440的起始端C一致的旋转位置，该泵室r与吸入侧圆弧槽430和排出侧圆弧槽440都不连通，被液密地保持。
在该泵室r的后侧叶片7通过吸入侧圆弧槽430的终止端B(前侧叶片7通过排出侧圆弧槽440的起始端C)之后，在排出区域中，该泵室r的容积根据旋转相应地减少，与排出侧圆弧槽440连通，因此将液压油从泵室r向排出端口44排出。
在第一禁闭区域中，在该泵室r的后侧叶片7(的旋转正方向侧的面)与排出侧圆弧槽440的终止端D一致、且前侧叶片7(的旋转负方向侧的面)与吸入侧圆弧槽430的起始端A一致的位置，该泵室r与排出侧圆弧槽440和吸入侧圆弧槽430都不连通，被液密地保持。
在实施例1中，第一、第二禁闭区域的范围分别被设置为1节距大小(1个泵室r的大小)，因此，能够抑制吸入区域和排出区域连通，并且能够提高泵效率。此外，也可以将禁闭区域(吸入端口43和排出端口44的间隔)设置在1节距以上的范围内。换言之，禁闭区域的角度范围只要是不使排出区域和吸入区域连通的范围即可，能够任意设定。
此外，在前侧叶片7(的旋转负方向侧的面)从第二禁闭区域向排出区域过渡时，在起始端部443的节流作用下，泵室r和排出侧圆弧槽440的连通不会急剧地进行，因此能够抑制排出端口44及泵室r的压力的变动。即，能够抑制液压油从高压的排出端口44向低压的泵室r急剧地流入，因此能够抑制从排出端口44经由排出孔442向所连接的外部的配管供给的流量急剧地减少。因此，能够抑制配管中的压力变动(油击)。另外，由于能够抑制被供给到泵室r的流量急剧地增加，因此，还能够抑制泵室r中的压力变动。此外，也可以适当省略起始端部443。
另外，在前侧叶片7(的旋转负方向侧的面)从第一禁闭区域向吸入区域过渡时，在凹槽434的节流作用下，泵室r和吸入侧圆弧槽430的连通不会急剧地进行，因此能够抑制吸入端口43及泵室r的压力的变动。即，能够抑制泵室r的容积一下子就增大，能够抑制液压油从高压的泵室r向低压的吸入端口43急剧地流出，因此能够抑制气泡的产生(气蚀)。此外，也可以适当地省略凹槽434。
[容量可变作用](参照图6、图9)
首先，参照图6及图9对电磁铁301的非工作状态进行说明。图9是表示实施例1的可变容量式叶片泵的转速与排出流量的关系的特性图。利用螺旋弹簧303对阀柱302向w轴负方向侧施加初始设定载荷，在泵工作初期的流量较少的状态下，测流口700的前后差压不那么大，由于阀柱302在螺旋弹簧303的载荷下被向w轴负方向侧施力，因此，第一环槽脊部311将上游侧端口401a与第一通路31之间切断，第二环槽脊部313将下游侧端口401b与第二通路32之间连通。由此，第一控制室R1中不被供给排出压，而第二控制室R2中被供给排出压，因此，定子8变为偏心状态，泵排出流量对应着转速相应地增大(参照图9的固定容量区域(a))。
若泵的排出流量增大，则测流口700的上游侧与下游侧之间的差压变大，因此作用于第一环槽脊部311的w轴正方向的力超过螺旋弹簧303的初始设定载荷和作用于第二环槽脊部313的w轴负方向的力之间的合力，此时，阀柱302开始向w轴正方向移动。由此，第一环槽脊部311将上游侧端口401a与第一通路31之间连通，第二环槽脊部313将下游侧端口401b与第二通路32之间切断。因此，比测流口700更靠上游侧的高的排出压被供给到第一控制室R1中，排出压不被供给到第二控制室R2中，因此定子8的偏心量变小，即使泵转速上升，泵排出流量也不增大。若泵排出流量过度减少，则测流口700的上游侧和下游侧之间的差压变小，因此定子8再次偏心，适当地实现排出流量的增大(参照图9的排出流量控制区域(b))。
[凸轮支承面的顺向倾斜带来的冲击压及气蚀抑制作用]
通常，CVT用的叶片泵是在变速器内在被液压油浸泡一半以上的状态下使用。并且，在外壳内，例如连结用的链条等暴露地动作，因此外壳内的液压油是始终被搅拌的状态，具有外壳内的液压油含有非常多的气泡的特征。因此，若在高速旋转时液压油的压缩弱，则可能使气泡不完全破碎而残留下来，发生气蚀。另一方面，若在低速旋转时加强液压油的压缩，则将发生被称为所谓的冲击压的排出压的急剧压力变动及泵室内的急剧压力上升。
对此，在实施例1中，接合环9的凸轮支承面93从x轴正方向侧向x轴负方向侧以向基准线接近的方式形成为所谓的顺向倾斜。因此，定子8的偏心量δ越小，定子8的中心轴P越向比基准线更靠y轴负方向侧的位置移动。也就是说，叶片泵1的转速越高，相对于前侧叶片7到达排出端口44的起始端C的时间，各泵室r开始压缩液压油的时间(泵室r的容积开始缩 小的时间)越早，因此能够提高第二禁闭区域中的压缩率。由此，叶片泵1的转速越高，越能够加强液压油的压缩，越能够抑制高速旋转时发生气蚀。
另外，在实施例1中，叶片泵1的转速越低，各泵室r开始压缩液压油的时间越晚，因此能够抑制第二禁闭区域中的压缩率。由此，叶片泵1的转速越低，越能够减弱液压油的压缩，越能够抑制低速旋转时的冲击压。
[定子轮廓带来的冲击压抑制作用]
在实施例1中，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在暂时减少后再次增加。
在此，在定子内周面为正圆形状的正圆凸轮的情况下，在第二禁闭区域中，凸轮轮廓半径变化率一旦开始减少则为单调减少，液压油的压缩速度过快，因此定子偏心量最大时即低速旋转时的冲击压的抑制效果变低。
对此，在实施例1中，凸轮轮廓半径变化率即使暂时开始减少也将再次转为增加，因此，与上述正圆凸轮的情况相比，能够使压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
实施例1的可变容量式叶片泵起到了以下效果。
(1)实施例1的可变容量式叶片泵包括：机身4(后机身40、板部件41、前机身42)，其具有泵构件收容部；驱动轴5，其被轴支承在机身4上；转子6，其设置在机身4内，由驱动轴5驱动旋转，并且在周向上具有多个狭缝61；多个叶片7，其进出自如地设置在狭缝61中；凸轮支承面93，其形成在泵构件收容部的内周侧；定子8，其能够移动地设置在泵构件收容部内以在凸轮支承面93上滚动，形成为环状，在内周侧与转子6及叶片7一起形成多个泵室r；吸入端口43，其形成在机身4上，在多个泵室r中的容积伴随转子6的旋转而增大的吸入区域中开口，相对于驱动轴5来说配置在凸轮支承面93的相反侧；排出端口44，其形成在机身4上，在多个泵室r中的容积伴随转子6的旋转而减少的排出区域开口，相对于驱动轴5来说配置在凸轮支承面93侧；控制部3，其设置在机身4上，控制定子8相对于转子6的偏心量δ；在将伴随转子6的旋转而离开排出区域的叶片7与吸入端口43最开始发生重叠的点作为吸入端口43的起始端A，将处于吸入区域的叶片7最后与吸入端口43发生重叠的点作为吸入端口43的终止端B，将离开吸入区域的叶片7与排出端口44最开始发生重叠的点作为排出端口44的起始端C，将处于排出区域的叶片7最后与排出端口44发生重叠的点作 为排出端口44的终止端D，将排出端口44的终止端D和吸入端口43的起始端A之间作为第一禁闭区域，将吸入端口43的终止端B和排出端口44的起始端C之间作为第二禁闭区域，将驱动轴5的旋转方向作为周向时，将吸入端口43的起始端A与排出端口44的终止端D的周向中间点作为基准点，将与驱动轴5的旋转轴直角相交并通过基准点的线作为基准线，将定子8的内周面的中心P到定子8的内周面的距离作为凸轮轮廓半径，将凸轮轮廓半径在驱动轴5的旋转方向上的变化率作为凸轮轮廓半径变化率，在将定子8配置为定子8的内周面的中心P与驱动轴5的旋转轴O一致时，将定子8的内周面中的、与基准线相交的一对点中的第一禁闭区域侧的点作为定子轮廓定义用的角度的0度，将定子轮廓定义用的角度定义为，在定子8的内周面的各个点处，沿着定子8的内周面，角度向驱动轴5的旋转方向增加，并且定子8的内周面的1周为360度，此时，凸轮支承面93以该凸轮支承面93与基准线之间的最短距离L从第二禁闭区域侧向第一禁闭区域侧变小的方式形成，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在暂时减少之后再次增加。
因此，凸轮支承面93为所谓的顺向倾斜，因此能够在定子偏心量最大时抑制在第二禁闭区域中的压缩率，抑制低速旋转时的冲击压，并且能够在定子偏心量最小时提高在第二禁闭区域中的压缩率，抑制高速旋转时发生气蚀。另外，凸轮轮廓半径变化率即使暂时开始减少也将再次转为增加，因此能够使定子偏心量最大时的压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
〔实施例2〕
图10是表示实施例2的定子偏心量最小时相对于定子轮廓定义用的角度的凸轮轮廓半径变化率的图。
在实施例2中，如图10所示，定子8形成为，在定子8的偏心量δ最小时，在定子轮廓定义用的角度为180度的点处，凸轮轮廓半径变化率为负值，在这方面与实施例1不同。
对实施例2的作用进行说明。
在定子8形成为当定子偏心量最大时，凸轮轮廓半径变化率在第二禁闭区域侧暂时减少后再次增加的情况下，偏心量δ越小，第二禁闭区域侧的压缩率越被抑制或者膨胀率越大，故高速旋转时压缩变弱，可能无法抑制气蚀。
因此，在实施例2中，在定子偏心量最小时，在定子轮廓定义用的角度 为180度的点处，凸轮轮廓半径变化率为负值、即为压缩行程，由此，能够减小高速旋转时的压缩率降低，能够抑制气蚀。
实施例2的可变容量式叶片泵除了实施例1的效果(1)以外，还发挥以下效果。
(2)定子8形成为：在定子8的偏心量最小时，在定子轮廓定义用的角度为180度的点处，凸轮轮廓半径变化率为负值。
因此，能够抑制高速旋转时的气蚀。
〔实施例3〕
图11是表示实施例3的定子偏心量最大时相对于定子轮廓定义用的角度的凸轮轮廓半径变化率的图。
在实施例3中，如图11所示，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在暂时减少之后再次增加时的最大值为负值，在这方面与实施例2不同。
对实施例3的作用进行说明。
凸轮轮廓半径变化率再次增加时的最大值越大，偏心量δ小时的膨胀率也越大，因此在实施例3中，通过设为该最大值为负值的凸轮轮廓半径变化率，能够抑制偏心量δ小时的膨胀，其结果，能够抑制高速旋转时的气蚀。
实施例3的可变容量叶片泵除了实施例2的效果(2)以外，还发挥以下效果。
(3)定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在暂时减少后再次增加时的最大值为负值。
因此，能够抑制高速旋转时的气蚀。
〔实施例4〕
图12是表示实施例4的定子偏心量最小时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率的图。在此，容积变化率的情况下的定子轮廓定义用的角度是以后侧叶片7的角度为基准。
在实施例4中，如图12所示，在将各泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最小时，在第二禁闭区域侧，容积变化率在暂时减少之后再次增加，该增加时的最大值的值为负值，在这方面与实施例2不同。
对实施例4的作用进行说明。
在实施例4中，与半径变化率同样，容积变化率再次增加时的值为负值，由此，能够抑制偏心量δ小时的膨胀，其结果，能够抑制高速旋转时的气蚀。
实施例4的可变容量叶片泵除了实施例2的效果(2)以外，还发挥以下效果。
(4)在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最小时，在第二禁闭区域侧，容积变化率在暂时减少之后再次增加，该增加时的最大值的值为负值。
因此，能够抑制高速旋转时的气蚀。
〔实施例5〕
图13是表示实施例5的定子最大偏心时相对于定子轮廓定义用的角度的凸轮轮廓半径变化率的图。
在实施例5中，如图13所示，定子8形成为：在定子偏心量最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，之后再次增加，之后再次减少，在这方面与实施例2不同。另外，在实施例5中，如图13所示，定子8形成为：在定子偏心量最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率两次减少中的一次(第一次)的最小值为正值。
对实施例5的作用进行说明。
在实施例5中，凸轮轮廓半径变化率即使暂时开始减少也将两次转为增加，因此能够使压缩速度和膨胀速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
另外，凸轮轮廓半径变化率的两次减少中的一次的最小值为正值，因此压缩速度变得平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
实施例5的可变容量式叶片泵除了实施例2的效果(2)以外，还发挥以下列举的效果。
(5)定子8形成为：在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，之后再次增加，之后再次减少。
因此，能够抑制冲击压或气蚀。
(6)定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，之后再次增加，之后再次减少。
因此，能够抑制低速旋转时的冲击压。
(7)定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧， 凸轮轮廓半径变化率两次减少中的一次的最小值为正值。
因此，能够抑制低速旋转时的冲击压。
〔实施例6〕
图14是表示实施例6的定子最小偏心时相对于定子轮廓定义用的角度的凸轮轮廓半径变化率的图。
在实施例6中，如图14所示，定子8形成为：在定子偏心量最小时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，之后再次增加，之后再次减少，在这方面与实施例2不同。
对实施例6的作用进行说明。
在实施例6中，凸轮轮廓半径变化率即使暂时开始减少也将两次转为增加，因此能够使压缩速度和膨胀速度平缓，能够抑制高速旋转时的气蚀。
实施例6的可变容量式叶片泵除了实施例2的效果(2)、实施例5的效果(5)以外，还发挥以下的效果。
(8)定子8形成为：在定子8的偏心量δ最小时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，之后再次增加，之后再次减少。
因此，能够抑制高速旋转时的气蚀。
〔实施例7〕
图15是表示实施例7的定子偏心量最大时相对于定子轮廓定义用的角度(后侧叶片7的角度)的容积变化率的图。
在实施例7中，如图15所示，在将各泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在与排出端口44的起始端C对应的位置，容积变化率为正值，在这方面与实施例2不同。
对实施例7的作用进行说明。
在实施例7中，开始与排出端口44(凹槽521)连通的点(起始端C)处的容积变化率为正值，因此压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
实施例7的可变容量式叶片泵除了实施例2的效果(2)以外，还发挥以下效果。
(9)在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在与排出端口44 的起始端C对应的位置，容积变化率为正值。
因此，能够抑制低速旋转时的冲击压。
〔实施例8〕
图16是表示实施例8的定子偏心量最大时相对于定子轮廓定义用的角度(后侧叶片7的角度)的容积变化率的图。
在实施例8中，如图16所示，在将各泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率为正值，这点与实施例2不同。另外，在实施例8中，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在相对排出端口44的起始端C的位置，容积变化率的值为负值。
对实施例8的作用进行说明。
在实施例8中，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率也为正值，因此压缩速度变得平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
另外，开始与排出端口44(凹槽521)连通的点处的容积变化率为负值，因此能够施以所谓的预压缩，能够抑制与排出端口44连通时的压力变化。其结果，能够实现对异响的抑制。
实施例8的可变容量式叶片泵除了实施例2的效果(2)以外，还发挥以下列举的效果。
(10)在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率为正值。
因此，能够抑制低速旋转时的冲击压。
(11)在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在相对排出端口44的起始端C的位置，容积变化率的值为负值。
因此，能够抑制与排出端口44连通时的压力变化，实现对异响的抑制。
〔实施例9〕
图17是表示实施例9的定子偏心量最小时相对于定子轮廓定义用的角度(后侧叶片7的角度)的容积变化率的图。
在实施例9中，如图17所示，在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最 小时，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率为负值，在这方面与实施例2不同。
对实施例9的作用进行说明。
在实施例9中，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率也为负值，因此膨胀速度变得平缓，能够抑制高速旋转时的气蚀。
实施例9的可变容量式叶片泵除了实施例2的效果(2)以外，还发挥以下效果。
(12)在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ为最小时，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率为负值。
因此，能够抑制高速旋转时的气蚀。
〔实施例10〕
实施例10的可变容量式叶片泵在以下方面与实施例1不同，即，在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，容积变化率在暂时减少之后再次增加。
关于实施例10的定子偏心量最大时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率，其与图16相同。即，在实施例10中，在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，容积变化率在暂时减少之后，再次增加，并且，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在相对排出端口44的起始端C的位置，容积变化率的值为负值。
此外，关于凸轮支承面93的顺向倾斜，其与实施例1相同。
对实施例10的作用进行说明。
在实施例10中，容积变化率即使暂时开始减少也将再次转为增加，因此能够使压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
另外，开始与排出端口44(凹槽521)连通的点处的容积变化率为负值，因此能够施以所谓的预压缩，能够抑制与排出端口44连通时的压力变化。其结果，能够实现对异响的抑制。
此外，关于将凸轮支承面93设为顺向倾斜所带来的对冲击压及气蚀的抑制作用，其与实施例1相同。
实施例10的可变容量式叶片泵发挥以下列举的效果。
(13)实施例10的可变容量式叶片泵包括：机身4(后机身40、板部件41、前机身42)，其具有泵构件收容部；驱动轴5，其被轴支承在机身4上；转子6，其设置在机身4内，由驱动轴5驱动旋转，并且在周向上具有多个狭缝61；多个叶片7，其进出自如地设置在狭缝61中；凸轮支承面93，其形成在泵构件收容部的内周侧；定子8，其能够移动地设置在泵构件收容部内以在凸轮支承面93上滚动，形成为环状，在内周侧与转子6及叶片7一起形成多个泵室r；吸入端口43，其形成在机身4上，在多个泵室r中的容积伴随转子6的旋转而增大的吸入区域中开口，相对于驱动轴5来说配置在凸轮支承面93的相反侧；排出端口44，其形成在机身4上，在多个泵室r中的容积伴随转子6的旋转而减少的排出区域开口，相对于驱动轴5来说配置在凸轮支承面93侧；控制部3，其设置在机身4上，控制定子8相对于转子6的偏心量δ；在将伴随转子6的旋转而离开排出区域的叶片7与吸入端口43最开始发生重叠的点作为吸入端口43的起始端A，将处于吸入区域的叶片7最后与吸入端口43发生重叠的点作为吸入端口43的终止端B，将离开吸入区域的叶片7与排出端口44最开始发生重叠的点作为排出端口44的起始端C，将处于排出区域的叶片7最后与排出端口44发生重叠的点作为排出端口44的终止端D，将排出端口44的终止端D和吸入端口43的起始端A之间作为第一禁闭区域，将吸入端口43的终止端B和排出端口44的起始端C之间作为第二禁闭区域，将驱动轴5的旋转方向作为周向时，将吸入端口43的起始端A与排出端口44的终止端D的周向中间点作为基准点，将与驱动轴5的旋转轴直角相交并通过基准点的线作为基准线，将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率，将定子8的内周面的中心P到定子8的内周面的距离作为凸轮轮廓半径，在将定子8配置为定子8的内周面的中心P与驱动轴5的旋转轴O一致时，将定子8的内周面中的、与基准线相交的一对点中的第一禁闭区域侧的点作为定子轮廓定义用的角度的0度，将定子轮廓定义用的角度定义为，在定子8的内周面的各个点处，沿着定子8的内周面，角度向驱动轴5的旋转方向增加，并且定子8的内周面的1周为360度，此时，凸轮支承面93以该凸轮支承面93与基准线之间的最短距离L从第二禁闭区域侧向第一禁闭区域侧变小的方式形成，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧， 容积变化率在暂时减少之后再次增加。
因此，凸轮支承面93是所谓的顺向倾斜，因此能够在定子偏心量最大时抑制在第二禁闭区域中的压缩率，抑制低速旋转时的冲击压，并且能够在定子偏心量最小时提高在第二禁闭区域中的压缩率，抑制高速旋转时发生气蚀。另外，容积变化率即使暂时开始减少也将再次转为增加，因此能够使定子偏心量最大时的压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
(14)定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在相对排出端口44的起始端C的位置，容积变化率的值为负值。
因此，能够抑制与排出端口44连通时的压力变化，实现对异响的抑制。
〔实施例11〕
实施例11的可变容量式叶片泵在以下方面与实施例10不同，即定子8形成为：在定子8的偏心量δ最小时，在第二禁闭区域侧，容积变化率暂时减少之后再次增加，该增加时的最大值的值为负值。关于实施例11的定子偏心量最小时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率，其与图12相同。
对实施例11的作用进行说明。
在实施例11中，在定子偏心量最大时，容积变化率再次增加时的值为负值，由此，能够抑制偏心量δ小时的膨胀，其结果，能够抑制高速旋转时的气蚀。
实施例11的可变容量叶片泵除了实施例10的效果(13)以外，还发挥以下效果。
(15)定子8形成为：在定子8的偏心量δ最小时，在第二禁闭区域侧，容积变化率在暂时减少之后再次增加，该增加时的最大值的值为负值。
因此，能够抑制高速旋转时的气蚀。
〔实施例12〕
实施例12的可变容量式叶片泵在以下方面与实施例10不同，即定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，容积变化率在暂时减少之后再次增加，该增加时的最大值的值为负值。关于实施例12的定子偏心量最大时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率，与图12相同。
对实施例12的作用进行说明。
容积变化率再次增加时的最大值越大，偏心量δ小时的膨胀率也就越大，因此，通过使该最大值为负值，能够抑制偏心量小时的膨胀，其结果， 能够抑制高速旋转时的气蚀。
实施例12的可变容量叶片泵除了实施例10的效果(13)以外，还发挥以下效果。
(16)定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，容积变化率在暂时减少之后再次增加，该增加时的最大值的值为负值。
因此，能够抑制高速旋转时的气蚀。
〔实施例13〕
实施例13的可变容量式叶片泵在以下方面与实施例10不同，即定子8形成为：在定子8的偏心量δ最小时，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率为负值。关于实施例13的定子偏心量最小时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率，其与图17相同。
对实施例13的作用进行说明。
在实施例13中，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率也为负值，因此膨胀速度变得平缓，能够抑制高速旋转时的气蚀。
实施例13的可变容量式叶片泵除了实施例10的效果(13)以外，还发挥以下效果。
(17)定子8形成为：在定子8的偏心量δ最小时，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率为负值。
因此，能够抑制高速旋转时的气蚀。
〔实施例14〕
实施例14的可变容量式叶片泵在凸轮支承面93与基准线平行地形成这点与实施例1不同。关于定子8的定子轮廓，其与实施例1相同。
对实施例14的作用进行说明。
在实施例14中，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在暂时减少之后再次增加。由此，凸轮轮廓半径变化率即使暂时开始减少也将再次转为增加，与正圆凸轮的情况相比，能够使压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
实施例14的可变容量式叶片泵发挥以下效果。
(18)可变容量式叶片泵包括：机身4(后机身40、板部件41、前机身42)，其具有泵构件收容部；驱动轴5，其被轴支承在机身4上；转子6，其设置在机身4内，由驱动轴5驱动旋转，并且在周向上具有多个狭缝61； 多个叶片7，其进出自如地设置在狭缝61中；凸轮支承面93，其形成在泵构件收容部的内周侧；定子8，其能够移动地设置在泵构件收容部内以在凸轮支承面93上滚动，形成为环状，在内周侧与转子6及叶片7一起形成多个泵室r；吸入端口43，其形成在机身4上，在多个泵室r中的容积伴随转子6的旋转而增大的吸入区域中开口，相对于驱动轴5来说配置在凸轮支承面93的相反侧；排出端口44，其形成在机身4上，在多个泵室r中的容积伴随转子6的旋转而减少的排出区域开口，相对于驱动轴5来说配置在凸轮支承面93侧；控制部3，其设置在机身4上，控制定子8相对于转子6的偏心量δ；在将伴随转子6的旋转而离开排出区域的叶片7与吸入端口43最开始发生重叠的点作为吸入端口43的起始端A，将处于吸入区域的叶片7最后与吸入端口43发生重叠的点作为吸入端口43的终止端B，将离开吸入区域的叶片7与排出端口44最开始发生重叠的点作为排出端口44的起始端C，将处于排出区域的叶片7最后与排出端口44发生重叠的点作为排出端口44的终止端D，将排出端口44的终止端D和吸入端口43的起始端A之间作为第一禁闭区域，将吸入端口43的终止端B和排出端口44的起始端C之间作为第二禁闭区域，将驱动轴5的旋转方向作为周向时，将吸入端口43的起始端A与排出端口44的终止端D的周向中间点作为基准点，将与驱动轴5的旋转轴直角相交并通过基准点的线作为基准线，将定子8的内周面的中心P到定子8的内周面的距离作为凸轮轮廓半径，将凸轮轮廓半径在驱动轴5的旋转方向上的变化率作为凸轮轮廓半径变化率，在将定子8配置为定子8的内周面的中心P与驱动轴5的旋转轴O一致时，将定子8的内周面中的、与基准线相交的一对点中的第一禁闭区域侧的点作为定子轮廓定义用的角度的0度，将定子轮廓定义用的角度定义为，在定子8的内周面的各个点处，沿着定子8的内周面，角度向驱动轴5的旋转方向增加，且定子8的内周面的1周为360度，此时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在暂时减少之后再次增加。
因此，凸轮轮廓半径变化率即使暂时开始减少也将再次转为增加，因此能够使定子偏心量最大时的压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
〔实施例15〕
实施例15的可变容量式叶片泵在以下方面与实施例14不同，即定子8形成为：在定子偏心量最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在 减少之后增加，之后再次减少，之后再次增加，之后再次减少。另外，在实施例15中，定子8形成为：在定子偏心量最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率两次减少中的一次(第一次)的最小值为正值。关于实施例15的定子最大偏心时相对于定子轮廓定义用的角度的凸轮轮廓半径变化率，其与图13相同。
对实施例15的作用进行说明。
在实施例15中，凸轮轮廓半径变化率即使暂时开始减少也将两次转为增加，因此能够使压缩速度和膨胀速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
另外，凸轮轮廓半径变化率的两次减少中的一次的最小值为正值，因此压缩速度变得平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
实施例15的可变容量式叶片泵除了实施例14的效果(18)以外，还发挥以下列举的效果。
(19)定子8形成为：在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，之后再次增加，之后再次减少。
因此，能够抑制冲击压或气蚀。
(20)定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，凸轮轮廓半径变化率两次减少中的一次的最小值为正值。
因此，能够抑制低速旋转时的冲击压。
〔实施例16〕
实施例16的可变容量式叶片泵在以下方面与实施例14不同，即，在将各泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在与排出端口44的起始端C对应的位置，容积变化率为正值。关于实施例16的定子最大偏心时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率，其与图15相同。
对实施例16的作用进行说明。
在实施例16中，开始与排出端口44(凹槽521)连通的点(起始端C)处的容积变化率是正值，因此压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
实施例16的可变容量式叶片泵除了实施例14的效果(18)以外，还发挥以下效果。
(21)在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在与排出端口44 的起始端C对应的位置，容积变化率为正值。
因此，能够抑制低速旋转时的冲击压。
〔实施例17〕
实施例17的可变容量式叶片泵在以下方面与实施例14不同，即，在将各泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率为正值。另外，在实施例17中，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在相对排出端口44的起始端C的位置，容积变化率的值为负值。关于实施例17的定子最大偏心时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率，其与图16相同。
对实施例17的作用进行说明。
在实施例17中，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率也为正值，因此压缩速度变得平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
另外，由于开始与排出端口44(凹槽521)连通的点处的容积变化率为负值，因此能够施以所谓的预压缩，能够抑制与排出端口44连通时的压力变化。其结果，能够实现对异响的抑制。
实施例17的可变容量式叶片泵除了实施例14的效果(18)以外，还发挥以下列举的效果。
(22)在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率为正值。
因此，能够抑制低速旋转时的冲击压。
(23)在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在相对排出端口44的起始端C的位置，容积变化率的值为负值。
因此，能够抑制与排出端口44连通时的压力变化，实现对异响的抑制。
〔实施例18〕
实施例18的可变容量式叶片泵在凸轮支承面93与基准线平行地形成的这点与实施例10不同。关于定子8的凸轮轮廓，其与实施例10相同。
对实施例18的作用进行说明。
在实施例18中，容积变化率即使暂时开始减少也将再次转为增加，因 此能够使压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
实施例18的可变容量式叶片泵发挥以下效果。
(24)实施例18的可变容量式叶片泵包括：机身4(后机身40、板部件41、前机身42)，其具有泵构件收容部；驱动轴5，其被轴支承在机身4上；转子6，其设置在机身4内，由驱动轴5驱动旋转，并且在周向上具有多个狭缝61；多个叶片7，其进出自如地设置在狭缝61中；凸轮支承面93，其形成在泵构件收容部的内周侧；定子8，其能够移动地设置在泵构件收容部内以在凸轮支承面93上滚动，形成为环状，在内周侧与转子6及叶片7一起形成多个泵室r；吸入端口43，其形成在机身4上，在多个泵室r中的容积伴随转子6的旋转而增大的吸入区域中开口，相对于驱动轴5来说配置在凸轮支承面93的相反侧；排出端口44，其形成在机身4上，在多个泵室r中的容积伴随转子6的旋转而减少的排出区域开口，相对于驱动轴5来说配置在凸轮支承面93侧；控制部3，其设置在机身4上，控制定子8相对于转子6的偏心量δ；在将伴随转子6的旋转而离开排出区域的叶片7与吸入端口43最开始发生重叠的点作为吸入端口43的起始端A，将处于吸入区域的叶片7最后与吸入端口43发生重叠的点作为吸入端口43的终止端B，将离开吸入区域的叶片7与排出端口44最开始发生重叠的点作为排出端口44的起始端C，将处于排出区域的叶片7最后与排出端口44发生重叠的点作为排出端口44的终止端D，将排出端口44的终止端D和吸入端口43的起始端A之间作为第一禁闭区域，将吸入端口43的终止端B和排出端口44的起始端C之间作为第二禁闭区域，将驱动轴5的旋转方向作为周向时，将吸入端口43的起始端A与排出端口44的终止端D的周向中间点作为基准点，将与驱动轴5的旋转轴直角相交并通过基准点的线作为基准线，将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率，将定子8的内周面的中心P到定子8的内周面的距离作为凸轮轮廓半径，在将定子8配置为定子8的内周面的中心P与驱动轴5的旋转轴O一致时，将定子8的内周面中的、与基准线相交的一对点中的第一禁闭区域侧的点作为定子轮廓定义用的角度的0度，将定子轮廓定义用的角度定义为，在定子8的内周面的各个点处，沿着定子8的内周面，角度向驱动轴5的旋转方向增加，并且定子8的内周面的1周为360度，此时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在第二禁闭区域侧，容积变化率在暂时减少之后再次增加。
因此，容积变化率即使暂时开始减少也将再次转向增加，因此能够使定子偏心量最大时的压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
〔实施例19〕
实施例19的可变容量式叶片泵在以下方面与实施例18不同，即，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在相对排出端口44的起始端C的位置，容积变化率的值为负值。关于实施例19的定子最大偏心时相对于定子轮廓定义用的角度的容积变化率，其与图16相同。
对实施例19的作用进行说明。
在实施例19中，由于开始与排出端口44(凹槽521)连通的点处的容积变化率是负值，因此能够施以所谓的预压缩，能够抑制与排出端口44连通时的压力变化。其结果，能够实现对异响的抑制。
实施例19的可变容量式叶片泵除了实施例18的效果(24)以外，还发挥以下效果。
(25)在将多个泵室r在驱动轴5的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，定子8形成为：在定子8的偏心量δ最大时，在相对排出端口44的起始端C的位置，容积变化率的值为负值。
因此，能够抑制与排出端口44连通时的压力变化，实现对异响的抑制。
以下，对能够从实施例把握到的发明内容部分记载的发明以外的技术思想进行说明。
(a)如技术方案13所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为：在所述定子的偏心量最大时，在与所述排出端口的起始端对应的位置，所述容积变化率为负值。
因此，开始与排出口连通的点处的容积变化率是负值，因此能够施以所谓的预压缩，能够抑制与排出口连通时的压力变化，实现对异响的抑制。
(b)如技术方案13所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为：在所述定子的偏心量最小时，在所述第二禁闭区域侧，所述容积变化率在暂时减少之后再次增加，该增加时的最大值的值为负值。
因此，与半径变化率相同，容积变化率再次增加时的值为负值，由此能够抑制偏心量小时的膨胀，其结果，能够抑制气蚀。
(c)如技术方案13所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
在将所述定子的内周面的中心到所述定子的内周面的距离作为凸轮轮 廓半径，将所述凸轮轮廓半径在所述驱动轴的旋转方向上的变化率作为凸轮轮廓半径变化率时，
所述定子形成为：在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率暂时减少之后再次增加时的最大值为负值。
因此，由于凸轮轮廓半径变化率再次增加时的最大值越大，偏心量小时的膨胀率也越大，因此，通过使该最大值为负值，能够抑制偏心量小时的膨胀，其结果，能够抑制气蚀。
(d)如技术方案13所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为：在所述定子的偏心量最小时，在所述定子轮廓定义用的角度为170度的点处，所述容积变化率为负值。
因此，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率为负值，因此膨胀速度变得平缓，能够抑制高速旋转时的气蚀。
(e)如技术方案14所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为：在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率在减少之后增加，之后再次减少，之后再次增加，之后再次减少。
因此，凸轮轮廓半径变化率即使暂时开始减少也将两次转为增加，因此能够使压缩速度平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
(f)如技术方案14所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为：在所述定子的偏心量最大时，在所述第二禁闭区域侧，所述凸轮轮廓半径变化率两次减少中的一次的最小值为正值。
因此，凸轮轮廓半径变化率的两次减少中的一次的最小值是正值，因此压缩速度变得平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
(g)如技术方案14所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，
所述定子形成为：在所述定子的偏心量最大时，在所述定子轮廓定义用的角度为170度的点处，所述容积变化率为正值。
因此，在定子轮廓定义用的角度为170度的点处，容积变化率也为正值，因此压缩速度变得平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
(h)如技术方案14所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，
所述定子形成为：在所述定子的偏心量最大时，在与所述排出端口的起始端对应的位置，所述容积变化率为正值。
因此，开始与排出口(凹槽)连通的点处的容积变化率是正值，因此压缩速度变得平缓，能够抑制低速旋转时的冲击压。
(i)如技术方案14所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
在将所述多个泵室在所述驱动轴的旋转方向上的容积变化率作为容积变化率时，
所述定子形成为：在所述定子的偏心量最大时，在相对所述排出端口的起始端的位置，所述容积变化率的值为负值。
因此，开始与排出口(凹槽)连通的点处的容积变化率是负值，因此能够施以所谓的预压缩，能够抑制与排出口连通时的压力变化，实现对异响的抑制。
(j)如技术方案15所述的可变容量式叶片泵，其特征在于，
所述定子形成为：在所述定子的偏心量最大时，在与所述排出端口的起始端对应的位置，所述容积变化率为负值。
因此，开始与排出口(凹槽)连通的点处的容积变化率是负值，因此能够施以所谓的预压缩，能够抑制与排出口连通时的压力变化，实现对异响的抑制。