CN102644589A - 油泵 - Google Patents

Abstract

一种油泵，其在高速旋转时也能够抑制气穴现象的发生且能够确保足够的排出量。在该油泵中设置有：在泵室的内部容积扩大的区域开口的吸入孔道(21、31)、在泵室的内部容积缩小的区域的下游侧开口的排出孔道(22、32)、在泵室的内部容积缩小的区域的上游侧开口的切换孔道(23、33)、使各切换孔道(23、33)与各所述吸入孔道(21、31)或各所述排出孔道(22、32)连通的进行切换控制的控制阀(40)，当与各所述切换孔道(23、33)相对的泵室内压成为正压的低速旋转时，使各所述切换孔道(23、33)与各所述排出孔道(22、32)连通，而当泵室内压成为负压的高速旋转时，使各所述切换孔道(23、33)与各所述吸入孔道(21、31)连通。

Description

油泵

技术领域

本发明涉及油泵，其适用于向例如机动车用内燃机的各滑动部等供给动作油的液压源。

背景技术

作为现有的适用于机动车的内燃机的油泵，已知有例如下述专利文献1中公开的技术。

概括地说，该油泵是所谓可变容量式叶轮泵，通过弹簧对凸轮环施加使其相对于转子的旋转中心保持偏心的作用力，并基于被导入由壳体与凸轮环之间划分出的控制油室的排出压力来控制该凸轮环的偏心量，从而使排出量可变，降低泵的驱动转矩，实现节能化。

专利文献1：(日本)特开2008-309049号公报

近年来，期待通过使现有的所述油泵以高于内燃机的转速高速驱动，能够增大排出量并实现泵的小型化。

但是，如果使现有的所述油泵这样高速驱动，则吸入量跟不上，出现气穴现象，从而不能确保足够的排出量。

发明内容

因此，鉴于以上现有油泵的技术问题，本发明的目的在于提供一种即使在高速旋转时也能够抑制气穴现象的发生且能够确保足够的排出量的油泵。

本发明的一种油泵，其特征在于，具有：泵结构体，其由内燃机旋转驱动，以使多个动作油室的容积连续地增减；孔道体，其包括：在所述动作油室中的容积扩大区域开口的吸入孔道、在所述动作油室中的容积缩小区域的上游侧开口的切换孔道、在所述动作油室中的容积缩小区域的下游侧开口的排出孔道；阀收容孔，其内周面开口形成有与所述吸入孔道连通的第一孔道、与所述切换孔道连通的第二孔道、与所述排出孔道连通的第三孔道，且在所述阀收容孔的一个端部设置有用于导入所述排出孔道内的液压即排出压力的排出压力导入孔道；阀芯，其滑动自如地收容在所述阀收容孔中，能够切换于以下两种状态，第一状态，限制所述第一孔道与所述第二孔道之间的连通，使所述第二孔道与所述第三孔道连通，第二状态，使所述第一孔道与所述第二孔道连通，限制所述第二孔道与所述第三孔道的连通；施力部件，其设置在所述阀收容孔的另一端部侧，对所述阀芯施加朝向所述阀收容孔的一端侧的作用力；对所述排出压力进行作用的所述阀芯的一端侧的受压面积以及所述施力部件的作用力进行设定，以在开口形成有所述切换孔道的所述动作油室内的压力成为负压时从所述第一状态切换至所述第二状态。

本发明的另一种油泵，其特征在于，具有：泵结构体，其由内燃机旋转驱动，以使多个动作油室的容积连续地增减；孔道体，其包括：在所述动作油室中的容积扩大区域开口的吸入孔道、在所述动作油室中的容积缩小区域的上游侧开口的切换孔道、在所述动作油室中的容积缩小区域的下游侧开口的排出孔道；控制机构，当开口形成有所述切换孔道的所述动作油室内的压力成为正压力的低速旋转时，所述切换孔道与所述排出孔道一同将动作油排出至外部，当开口形成有所述切换孔道的所述动作油室内的压力成为负压的高速旋转时，将动作油从与所述吸入孔道连通的低压部供给至所述切换孔道。

本发明的另一种油泵，其特征在于，具有：泵结构体，其由内燃机旋转驱动，以使多个动作油室的容积连续地增减；孔道体，其至少包括：在所述动作油室中的容积扩大区域开口的吸入孔道、在所述动作油室中的容积缩小区域开口的排出孔道；控制机构，当泵的转速为使位于容积缩小区域的上游侧的所述动作油室内的压力成为负压的转速时，动作油从低压部流入该成为负压的所述动作油室。

特别是，本发明的特征在于，当转速成为使在内部容积缩小区域的上游侧开口的所述动作油室内的压力成为负压的转速时，进行控制，以使动作油从低压部流入该成为负压的动作油室。

根据本发明，当在其内部容积缩小的区域的上游侧开口的所述动作油室内的压力成为负压的高速旋转时，由于从低压部向该成为负压的动作油室供给动作油，因此能够增大吸入量，从而，即使在高速旋转时，仍然能够抑制气穴现象的发生，确保足够的排出量。

附图说明

图1是一体地构成本发明的油泵的平衡装置的主视图。

图2是通过图1的A-A线的剖视图。

图3是图1所示的平衡装置的俯视图。

图4是图1所示的平衡装置的仰视图。

图5是表示本发明第一实施方式的油泵结构的分解立体图。

图6是图5所示的油泵的纵剖视图。

图7是通过图5的B-B线的剖视图。

图8是图5所示的泵体单体的从与外壳部件的对合面侧看的图。

图9是图5所示的外壳部件单体的从与泵体的对合面侧看的图。

图10是表示图7所示的两个弹簧的弹簧荷载与凸轮环摆动角的关系的曲线图。

图11是图5所示的油泵的后视图。

图12是通过图11的C-C线的剖视图。

图13是图12所示的控制阀(阀体)的从与外壳部件的对合面侧看的图。

图14(a)和(b)是第一实施方式的油泵的液压回路图，(a)表示本发明的第一状态，(b)表示本发明的第二状态。

图15是表示第一实施方式的油泵的液压特性的曲线图。

图16(a)～(d)是表示图15所示各区间内凸轮环的相位与液压回路的状态的图，(a)表示区间a，(b)表示区间b，(c)表示区间c，(d)表示区间d，(e)表示区间e。

图17(a)和(b)是第二实施方式的油泵的液压回路图，(a)表示本发明的第一状态，(b)表示本发明的第二状态。

图18(a)和(b)是第三实施方式的油泵的液压回路图，(a)表示本发明的第一状态，(b)表示本发明的第二状态。

附图标记说明

10  油泵

11  泵体(孔道体)

12  壳体部件(孔道体)

15  转子(泵结构体)

16  叶轮(泵结构体)

17  凸轮环(泵结构体)

18  环部件(泵结构体)

21、31  吸入孔道

22、32  排出孔道

23、33  切换孔道

40  控制阀

41  阀体(阀收容孔)

43  阀芯

44  阀弹簧(施力部件)

45  背压孔道(排出压力导入孔道)

46  第一孔道

47  第二孔道

48  第三孔道

PR  泵室(动作油室)

具体实施方式

下面，参照附图对本发明的油泵的各实施方式进行详细说明。另外，在以下说明中，以将该油泵作为向机动车用内燃机的滑动部及控制机阀开闭时间的阀门正时控制装置供给内燃机的润滑油的油泵为例，进行说明。

图1～图16示出了本发明的油泵的第一实施方式，该油泵10一体地设置在平衡装置1上，并由该平衡装置1驱动。所述平衡装置1设置在内燃机的下部，用于降低内燃机的二次振动(2次振動)。

因此，在对所述油泵10进行说明之前，首先对所述平衡装置1进行简略说明，如图1～图4所示，该平衡装置1收容于设置在内燃机下部的未图示的油盘内部，主要包括：上壳体2，其一体地形成于所述油盘；下壳体3，其安装在所述上壳体2的下部；一对的平衡轴即驱动侧的驱动轴4及与其从动的从动侧的从动轴5，其旋转自如地支承于两壳体2、3之间并沿内燃机的前后方向即曲轴6的轴向并列配置；螺旋式驱动齿轮4a及从动齿轮5a，其分别固定在两个所述轴4、5轴向上的一个端部(图2中的右侧端部)，通过互相啮合而彼此反向旋转的。经由链7而传递的曲轴6的动力以该曲轴6的二倍转速驱动所述驱动轴4，另一方面，所述从动轴5经由所述齿轮4a、5a而与驱动轴4反向从动，转速与该驱动轴4相同。

而且，所述油泵10安装在所述平衡装置1的前端部，其驱动轴14连结于从动轴5轴向上的另一端部，通过从该从动轴5传递的动力而被旋转驱动。并且，在下壳体3内设置有用于吸入存储在所述油盘内的动作油的滤油器8，被该滤油器8吸起的动作油通过设置在该下壳体3内部的未图示的吸入通路而被导入油泵10的后述吸入口21a。另一方面，在上壳体2内设置有用于将动作油压向(导入)未图示的缸体(シリンダブロック)的排出孔2a，从油泵10的后述排出口22a排出的动作油通过形成于两个所述壳体2、3内部的未图示的排出通路而被导入所述排出孔2a，经由该排出孔2a而被排出至所述缸体。

这样，通过使所述油泵10一体地形成于平衡装置1，能够使从该油泵10排出的动作油通过平衡装置而供给至内燃机，从而无需另外设置使油泵10与内燃机相连接的配管等，使内燃机周边结构简单化。

下面，对本发明的所述油泵10进行具体说明，如图5～7所示，该油泵10具有：泵壳体(本发明的孔道体(ポ一トブロック))，其由泵体11及壳体部件12构成，所述泵体11的一端侧开口，具有内部收容有后述泵结构体的泵收容室13，截面大致为“コ”状，所述壳体部件12封闭位于该泵体11一端侧的开口；驱动轴14，其旋转自如地支承于所述泵壳体，贯通所述泵收容室13的大致中心部，由所述平衡装置1旋转驱动；泵结构体，其收容在所述泵收容室13内，由驱动轴14驱动，沿图7中的逆时针方向旋转，以增减形成于其内部的多个动作油室即泵室PR的容积，实现泵作用。

其中，所述泵结构体具有：转子15，其旋转自如地收容在泵收容室13内，中心部结合于驱动轴14外周上；叶轮16，其进退自如地分别收容在放射状切削形成(日文：切欠形成)于所述转子15外周部的多个切口15a内；凸轮环17，其可相对于转子15的旋转中心偏心地配置在所述转子15的外周侧，与所述泵壳体、转子15以及邻接的两个叶轮16、16一同划分出各所述泵室PR；一对的环部件18、18，其直径小于所述转子15，滑动自如地配置在该转子15内周侧的两侧部。

所述泵体11由铝合金材料一体成型，如图5～图8所示，在形成泵收容室13的一端壁的该泵体11的端壁11a的大致中央位置，贯通形成有旋转自如地支承驱动轴14的一个端部的轴承孔11b。并且，在泵收容室13内周壁上的规定位置，切削形成有横截面为大致半圆状的支承槽11c，凸轮环17经由枢轴销19而摆动自如地支承于所述支承槽11c。并且，在泵收容室13的内周壁上形成有与后述密封部件20滑动接触的密封滑动接触面11d，该密封滑动接触面11d配置在凸轮环17的外周部上，相对于连结轴承孔11b的中心与支承槽11b的中心的直线(以下，称为“凸轮环基准线”)M位于图7的Y轴负方向侧。该密封滑动接触面11d以支承槽11c的中心为圆心按规定的半径R1而形成为圆弧面状，其圆周方向上的长度被设定为在凸轮环17的偏心摆动范围内能够与所述密封部件20保持滑动接触的长度，当凸轮环17偏心摆动时，沿该密封滑动接触面11d对凸轮环17进行滑动引导，以使该凸轮环17的动作(偏心摆动)顺畅进行。

并且，如图7、8所示，在所述泵体11的端壁11a的内侧面上，特别是轴承孔11b的外周区域，以在因所述泵结构体的泵作用而使各所述泵室PR容积扩大的区域(以下，称为“容积扩大区域”)上开口的方式，切削形成有大致圆弧凹状的吸入孔道21，来自平衡装置1侧的动作油经由后述吸入口21a而被导入该吸入孔道21。另一方面，在各所述泵室PR的容积缩小区域(以下，称为“容积缩小区域”)的下游侧，切削形成有大致圆弧凹状的排出孔道22，其将从各所述泵室PR排出的动作油导入后述排出口22a，并且在所述泵室PR的容积缩小区域(以下，称为“容积缩小区域”)的上游侧，切削形成有大致圆弧凹状的切换孔道23，其能够根据内燃机的动作油压力即排出压力来切换所述吸入孔道21或排出孔道22，排出孔道22以及切换孔道23分别隔着轴承孔11b而与吸入孔道21相对。

在所述吸入孔道21的圆周方向上的大致中间位置，一体地设置有朝后述第一弹簧收容室28侧膨胀的导入部24，在导入部24与吸入孔道21的边界部附近，即，该吸入孔道21的起始端位置，贯通形成有吸入口21a，该吸入口21a贯通泵体11的端壁11a并朝外部开口，以与平衡装置1内的所述吸入通路相连接。由此，经由滤油器8而被从所述油盘中吸起的动作油通过所述吸入通路而被导入吸入口21a，通过所述泵结构体的泵作用产生的负压而将该动作油经由导入部24以及吸入孔道21而供给至位于容量扩大区域的各泵室PR。并且，所述吸入口21a与导入部24以及形成于凸轮环17外周区域的后述低压室36连通，从而，压力到达所述吸入压力的低压动作油也被导入该低压室36。其中，本发明的低压部是包含与吸入孔道21连通的、使压力在所述吸入压力的全部范围的概念，主要包括所述吸入孔道21、与其相邻设置的导入部24以及低压室36等。

在所述排出孔道22的终端侧，贯通形成有排出口22a，该排出口22a贯通泵体11的端壁11a并朝外部开口，以与平衡装置1内的所述排出通路相连接。由此，通过所述泵结构体的泵作用而被加压的动作油被压向排出孔道22，该动作油从排出口22a通过所述排出通路等并经由设置在所述缸体内的未图示的主油路(オイルメインギャラリ)而被供给至内燃机的各滑动部或阀门正时控制装置等。其中，所述排出口22a相对于排出孔道22的圆周方向上的两端朝径向外侧膨胀，所述排出口22a的外半侧经由形成于凸轮环17内部的后述第一连通路38而与设置在壳体部件12侧的后述排出孔道32(第二连通孔32a)连通。

并且，在所述排出孔道22的起始端附近，切削形成有与所述排出孔道22以及轴承孔11b连通的连通槽25，经由该连通槽25而向轴承孔11b供给动作油，并向转子15以及各叶轮16的侧部供给动作油，从而能够确保各滑动部位良好的润滑性能。另外，该连通槽与各叶轮16的进退方向不一致，从而能够抑制各所述叶轮16进退时脱落至所述连通槽25。此外，在所述排出孔道22的起始端部上，开口形成有内部通路26的一端，该内部通路26设置在泵体11的端壁11a内部，使所述排出孔道22与后述控制油室37连通，通过该内部通路26而被压向所述排出孔道22的动作油的一部分被导入后述控制油室37。

在所述切换孔道23的终端部位置，一体地设置有朝径向外侧膨胀的连通部27，所述切换孔道23经由该连通部27以及形成于凸轮环17内部的后述第二连通路39而与壳体部件12侧的切换孔道33(第三连通孔33a)连通。

如图5、图9所示，所述壳体部件12呈大致板状，通过多个螺栓B1而安装在泵体11的开口端面上，在与泵体11的轴承孔11b相对的位置，贯通形成有旋转自如地支承驱动轴14的另一端侧的轴承孔12a。并且，在构成泵收容室13的另一个端壁的壳体部件12的内侧面上，在与设置在泵体11上的各所述孔道21～23相对的位置，分别切削形成有结构与各所述孔道21～23相同的吸入孔道31、排出孔道32以及切换孔道33。而且，在该吸入孔道31的终端部，贯通形成有与后述控制阀40的第一孔道46相连接的第一连通孔31a，并且，在排出孔道32的中间部，贯通形成有与后述控制阀40的第二孔道47相连接的第二连通孔32a，此外，在切换孔道33的终端部，贯通形成有与后述控制阀40的第三孔道48相连接的第三连通孔33a。

如图2所示，所述驱动轴14轴向上的一端部14a贯通泵体11的端壁11a并朝向外部，可一体旋转地连结于平衡装置1的从动轴5轴向上的另一端部，从所述从动轴5传递的旋转力使转子15沿图6的逆时针方向旋转。其中，如图7所示，通过所述驱动轴14的中心并与所述直线M正交的直线(以下，称为“凸轮环偏心方向线”)N是容积扩大区域与容积缩小区域的分界线，在通常状态下，即后述控制阀40处于第一状态时，所述直线N的X轴负方向侧为吸入区域，正方向侧为排出区域。

如图5～图7所示，在所述转子15上切削形成有从其中心侧朝径向外侧呈放射状的多个所述切口15a，并且，在各所述切口15a的内侧基端部，分别设置有用于导入排出油的横截面呈大致圆形状的背压室15b，通过随所述转子15的旋转而产生的离心力与背压室15b内的压力，将各所述叶轮16压向外侧。

当转子15旋转时，各所述叶轮16的各前端面与凸轮环17的内周面滑动接触，并且，各所述叶轮16的各基端面与各所述环部件18、18的外周面滑动接触。即，通过各所述环部件18、18而将各所述叶轮16压向转子15的径向外侧，即使在内燃机转速较低或者所述离心力、背压室15b的压力小的情况下，仍然能够使各前端分别与凸轮环17的内周面滑动接触，液密地形成各所述泵室PR。

所述凸轮环17呈大致圆筒状，由所谓烧结金属一体地形成，在所述凸轮环17外周部上的规定位置，沿轴向切削形成有大致圆弧凹槽状的枢轴部17a，该枢轴部17a与枢轴销19嵌合而构成偏心摆动支点，在隔着凸轮环17的中心而与该枢轴部17a相对的相反侧位置，沿径向突出设置有与各后述弹簧34、35连动(連係)的臂部17b。而且，在所述臂部17b转动方向上的两侧部上，相对地配置有具有规定弹性系数的第一弹簧34、弹性系数小于所述第一弹簧34的第二弹簧35。其中，在所述臂部17b转动方向上的一个侧部上，延伸设置有呈大致圆弧凸状的按压凸部17c，另一方面，在所述臂部17b转动方向上的另一个侧部上，突出设置有长度大于后述限制部30厚度的按压突起17d，所述按压凸部17c与第一弹簧34的前端部保持抵接，所述按压突起17d与第二弹簧35的前端部保持抵接，以使臂部17b与各所述弹簧34、35连动。

并且，根据该结构，如图7及图8所示，在所述泵体11的内部，在与所述支承槽11b相对的位置，收容并保持第一、第二弹簧28、29的第一、第二弹簧收容室28、29沿图7中的Y轴方向与泵收容室13邻接设置，在第一弹簧收容室28中，第一弹簧34保持规定的设置荷载W1而弹性安装在第一弹簧收容室28的端壁与臂部17b(按压突部17c)之间，另一方面，在第二弹簧收容室29中，线径(線径)小于所述第一弹簧34的第二弹簧35保持规定的设置荷载W2而弹性安装在第二弹簧收容室29的端壁与臂部17b(按压突起17d)之间。而且，在所述第一、第二弹簧收容室28、29之间，设置有直径呈台阶状缩小(段差縮径)的限制部30，该限制部30的一个侧部与臂部17b的另一个侧部抵接，从而限制了所述臂部17b逆时针方向上的转动范围，另一方面，所述限制部30的另一个侧部与第二弹簧35的前端抵接，从而限制了所述第二弹簧35的最大伸长量。

这样，两个所述弹簧34、35的设置荷载W1、W2的合力W0，即产生相对较大的弹簧荷载的第一弹簧34对所述凸轮环17施力，从而，经由臂部17b而保持对所述凸轮环17施加朝向使其偏心量增大方向(图7中的逆时针方向)的作用力，从而，如图7所示，在所述凸轮环17非动作状态下，臂部17b的按压突起17d进入第二弹簧收容室29内而使第二弹簧35压缩，该臂部17b的另一个侧部被按压向限制部30的一个侧部，因此，所述凸轮环17被限制在偏心量最大位置。

并且，如图7所示，在所述凸轮环17的外周部，突出设置有横截面呈大致三角形状的密封结构部17e，该密封结构部17e具有与泵体11的密封滑动接触面11d相对并与该密封滑动接触面11d同心的圆弧状密封面17f，并且，在该密封结构部17e的密封面17f上，沿轴向切削形成有横截面呈矩形状的密封保持槽17g，在该密封保持槽17g内，收容并保持有当凸轮环17偏心摆动时与密封滑动接触面11d滑动接触的密封部件20。其中，所述密封面17f以比所述密封滑动接触面11d的半径R1稍小的规定半径R2而构成，在该密封滑动接触面11d与密封面17f之间，形成有规定的微小间隙。

另外，所述密封部件20由例如具有低摩擦特性的含氟树脂材料，形成为沿凸轮环17的轴向的细长的直线状，通过设置在密封保持槽17g底部的橡胶制弹性部件20a的弹性力而被按压在密封滑动接触面11d上，从而使所述密封滑动接触面11d与密封面17f之间保持液密状态。

此外，两个所述弹簧收容室28、29特别是经由所述导入部24、吸入孔道21而与低压室36连通而构成，通过该低压室36内的动作油压力而使凸轮环17保持被向枢轴销19按压的状态，通过枢轴销19和密封部件20，而在相当于切换孔道23的外周区域的凸轮环17的外周区域划分出用于控制凸轮环17的偏心摆动的控制油室37。

排出孔道22内的动作油通过内部通路26而被不断导入所述控制油室37，泵排出压力作用于由面对该控制油室37的密封结构部17e的侧面构成的受压面17h，从而对凸轮环17施加朝向使其偏心量减少的方向(图7中的顺时针方向)的摆动力(移动力)。即，该控制油室37通过所述受压面17h而不断地对凸轮环17施加朝向使其中心趋于与转子15的旋转中心同心的方向的作用力，进行该凸轮环17的同心方向的移动量控制。

根据以上结构，在所述油泵10中，第一弹簧34的弹簧荷载产生的朝向偏心方向的作用力与第二弹簧35的弹簧荷载及控制油室37内压产生的朝向同心方向的作用力具有规定的力关系而保持平衡，当控制油室37的内压产生的作用力小于第一弹簧34的设置荷载W1与第二弹簧35的设置荷载W2之差，即，两个所述弹簧34、35的设置荷载的合力W0(＝W1-W2)时，凸轮环17达到图7所示的最大偏心状态，当所述控制油室37的内压产生的作用力随排出压力的上升而超过两个所述弹簧34、35的设置荷载的合力W0时，凸轮环17根据该排出压力而朝所述同心方向移动。

下面，对两个所述弹簧34、35的弹簧荷载W与凸轮环17的摆动角(移动量)X的关系进行具体说明，如图10所示，在凸轮环17达到最大偏心状态的位置X1，在控制油室37的内压产生的作用力达到相当于后述第一动作油压力Pf产生的作用力的两个所述弹簧34、35的设置荷载W1、W2的合力W0时，第一弹簧34收缩，并且，第二弹簧35开始伸长，所述凸轮环17朝所述同心方向移动。不久，因泵排出压力的增大而使控制油室37的内压产生的作用力增大并使第二弹簧35与限制部30抵接，从而使第二弹簧35的支援作用消失，因此所述凸轮环17朝同心方向的移动停止(图中的位置X2)。而且，在排出压力进一步增大而使控制油室37的内压产生的作用力达到相当于后述第二动作油压力Ps产生的作用力的第一弹簧34的弹簧荷载Wx时，第一弹簧34开始进一步收缩，使所述凸轮环17进一步朝所述同心方向移动(图中的位置X3)。

并且，特别是如图5、图11～图13所示，在所述油泵10中，在壳体部件12的背部设置有控制阀40(相当于本发明的控制机构)，该控制阀40由从设置在凸轮环17内部的第一连通路38导入的排出压力控制，根据控制阀40的阀芯43在轴向上的位置来对所述切换阀23的功能进行切换控制。

特别是如图12所示，所述控制阀40具有：阀体41，其形成为大致筒状，一端侧开口，另一端侧封闭；柱塞42，其封闭所述阀体41一端的开口部；阀芯43，其沿轴向滑动自如地收容在所述阀体41的内周，在该阀芯43的各端部上形成有与阀体41的内周面滑动接触的第一挡圈部43a及第二挡圈部43b；阀弹簧44，其保持与后述孔道切换液压Pk相等的规定设置荷载Wk而弹性安装在所述阀体41一端侧的内周的柱塞42与阀芯43之间，持续对阀芯43向阀体41的另一端侧施力。

所述阀体41的直径与阀芯43的各所述挡圈部43a、43b大致相同，所述阀体41具有：阀芯收容部41a，其***述阀芯43；背压室结构部41b，其经由台阶部41c而相对于所述阀芯收容部41a呈台阶状缩小地设置在所述阀体41的另一端部，通过阀芯43的第二挡圈部43b的划分而在内部形成背压室45；所述阀体41通过多个螺栓B2而固定在壳体部件12的背面。而且，在所述阀体收容部41a的周壁上分别贯通形成有：第一孔道46，其经由设置在阀体41内侧面上的吸入压力导入槽46a而与第一连通孔31a相连接；第二孔道47，其经由设置在阀体41内侧面上的排出压力导入槽47a而与第二连通孔32a相连接；第三孔道48，其通过在第三连通孔33a上直接开口而与该第三连通孔33a相连接。并且，在所述背压室结构部41b的周壁上贯通形成有背压孔道49(本发明的排出压力导入孔道)，其经由设置在阀体41内侧面上的连通槽49a而与第二孔道47保持连接，通过第二连通孔32a而被排出至各所述排出孔道22、32的动作油(排出压力)被不断地导入所述背压孔道49。

所述阀芯43轴向上的中间部的直径缩小，通过两个所述挡圈部43a、43b而在所述阀芯43与阀体41之间形成环状空间50，经由该环状空间50而使第三孔道48与第一孔道46或第二孔道47连通。

根据该结构，如图14(a)所示，在被导入背压室45内的排出压力较低而使该背压室45的内压产生的作用力小于阀弹簧44的设置荷载Wk的状态下，通过该阀弹簧44的作用力而将阀芯43(第二挡圈部43b)压向阀体41的台阶部41c。由此，第一孔道46被第一挡圈部43a截断，经由环状空间50而使第二孔道47与第三孔道48连通，从而各所述切换孔道23、33起到排出孔道的作用(本发明的第一状态)。

另一方面，如图14(b)所示，在被导入背压室45内的排出压力随内燃机转速即油泵10转速的上升而升高，该背压室45的内压产生的作用力大于阀弹簧44的设置荷载Wk的状态下，在该排出压力产生的作用力的作用下，阀芯43克服阀弹簧44的作用力而朝阀体41的一端侧(柱塞42侧)移动。由此，第一孔道46经由环状空间50而与第三孔道48连通，第二孔道47与背压孔道49连通，从而各所述切换孔道23、33起到吸入孔道的作用(本发明的第二状态)。

其中，在进行该控制阀40的孔道切换控制时，使所述阀芯43(第二挡圈部43b)的受压面积以及阀弹簧44的设置荷载Wk的大小被设定为，使各所述切换孔道23、33的内压成为负压之前的排出压力产生的背压室45的作用力与阀弹簧44的作用力大致平衡，在第一状态下，当各所述切换孔道23、33的内压成为负压时，已经从第一状态切换至第二状态。

下面，基于图15、图16对本实施方式的油泵10的特征作用进行说明。

首先，在对所述油泵10的作用进行说明前，基于图15对作为该油泵10的排出压力控制基准的内燃机的必要液压进行说明，图中的P1表示第一内燃机要求液压，其相当于例如为了提高燃耗性能等而采用阀门正时控制装置时该装置所要求的液压，图中P2表示第二内燃机要求液压，其相当于为了冷却活塞而采用喷油器时该装置所要求的液压，图中P3表示第三内燃机要求液压，其是当内燃机高速旋转时所述曲轴的轴承部润滑所要求的液压。图中连结所述点P1～P3的曲线E(双点划线)表示与内燃机转速R对应的理想的必要液压(排出压力)P。并且，图中Pf表示通过控制油室37的内压产生的作用力而使凸轮环17克服两个所述弹簧34、35的合力W0开始摆动的第一动作油压力，图中Ps表示通过控制油室37的内压产生的作用力而使凸轮环17克服第一弹簧的弹簧荷载W1并开始摆动的第二动作油压力。Pk被设定在两个所述动作油压力Pf、Ps之间，表示用于切换各所述切换孔道23、33的连接的孔道切换液压。

即，在所述油泵10中，在相当于内燃机空转运行的图15的区间a内，通过两个所述弹簧34、35的合力W0即相对较大的第一弹簧34的弹簧荷载产生的作用力，使凸轮环17的偏心量保持在图16(a)所示的最大状态。由此，在该区间a内，排出压力(内燃机内的液压)P充分小于所述孔道切换液压Pk，控制阀40的阀芯43位于最靠近背压室45的一侧，各所述切换孔道23、33处于分别与各所述排出孔道22、32相连接的状态，以使排出压力P与内燃机转速R大致成比例地增大。

其后，内燃机转速R上升，在排出压力P达到高于所述第一内燃机要求液压P1而设定的第一动作油压力Pf时，如图16(b)所示，通过控制油室37的内压产生的作用力与第二弹簧35的作用力，使凸轮环17克服第一弹簧34的作用力而开始朝所述同心方向移动。之后，由于凸轮环17的偏心量逐渐减小，而排出量的增加被限制，从而抑制了排出压力P随内燃机转速R的上升而增大(图15中的区间b)。不久，第二弹簧35随所述凸轮环17的移动而伸长，如图16(c)所示，在所述第二弹簧35的前端与限制部30抵接，则该第二弹簧35的支援作用消失，所述凸轮环17的移动停止，排出压力P再次随内燃机转速R的上升而与该内燃机转速R大致成比例地增大(图15中的区间c)。

在本实施方式中，所述油泵10不是以现有的内燃机(曲轴)转速驱动，而是以平衡装置1(从动轴5)的转速即现有转速的二倍转速驱动，因此，在该油泵10中，在内燃机转速R的超过规定转速Rk的区域内，必然出现气穴现象的发生，导致排出压力P不能与内燃机转速R的上升成比例的增大。即，在现有转速的二倍转速下，转子15的转速过快，导致泵室PR位于各所述吸入孔道21、31区域(容积扩大区域)的时间过短，不能将足够的动作油吸入所述泵室PR内而移动至与各所述排出孔道22、32连通的各所述切换孔道23、33区域(容积缩小区域上游侧)，从而，即使移动至各所述切换孔道22、23区域，与该区域相对的泵室PR内也仍为负压状态，不能向各所述切换孔道23、33排出动作油，不能使排出量随内燃机转速R的上升而增加。

并且，该技术问题特别是在像所述油泵10这样的叶轮式泵中尤为显著，在例如次摆线式泵中，由于出现气穴现象的发生后排出量仍然随内燃机转速的上升而增加，因此几乎不会出现排出量不足的情况。

因此，在所述油泵10中，在排出压力P随内燃机转速R的上升而达到导致气穴现象的发生的相当于所述内燃机转速Rk时的排出压力的所述孔道切换液压Pk时，如图16(d)所示，在控制阀40内，背压室45的内压产生的作用力超过阀弹簧44的设置荷载Wk，阀芯43克服所述阀弹簧44的设置荷载Wk而朝柱塞42侧移动，从而使控制阀40从第一状态切换至第二状态。其结果是，经由环状空间50而使第一孔道46与第三孔道48连通，来自各所述吸入孔道21、31的动作油经由第三连通孔33a或第二连通路39而被导入各所述切换孔道23、33，除各所述吸入孔道21、31外，各所述切换孔道23、33也起到吸入孔道的作用。

这样，由于各所述切换孔道23、33起到吸入孔道的作用，加上各所述吸入孔道21、31，合计的吸入区间(吸入区域)扩大，延长了泵室PR位于该吸入区域的时间，从而能够向上述仅靠各所述吸入孔道21、31的区域不能供给足够的动作油而使容积缩小区域的上游侧(各切换孔道23、33的区域)对成为负压的泵室PR供给足够的动作油，抑制气穴现象的发生。

而且，在所述控制阀40从第一状态切换至第二状态期间，由于该控制阀40内的第一孔道46与第二孔道47的连通量逐渐缩小，固有排出量(泵每旋转一周的排出量)降低，导致即使内燃机转速R上升，排出压力P的增加量仍在一段时间内几乎不发生变化，但在所述孔道切换完成后，排出压力P再次随内燃机转速R的上升而与该内燃机转速R大致成比例地增大(图15中的区间d)。

另外，此时，由于所述控制阀40切换至第二状态，排出区域缩小，并且位于该排出区域的泵室PR的容积缩小，动作油在该状态下被排出至各所述排出孔道22、32，因此，与该控制阀40位于第一状态时相比，虽然理论上的排出量减小，但由于未出现气穴现象的发生，实际的排出量是增大的。

其后，内燃机转速R进一步上升，在排出压力P达到高于所述第三内燃机要求液压P3而设定的第二动作油压力Ps时，如图16(e)所示，控制油室37的内压产生的作用力使凸轮环17克服第一弹簧34的弹簧荷载Wx而开始进一步朝所述同心方向移动。于是，随凸轮环17偏心量的减小，排出量的增加被限制，由此，能够抑制排出压力P随内燃机转速R的上升而增大(图15中的区间e)。

这样，在所述油泵10中，通过两个所述弹簧34、35及控制阀40而对凸轮环17进行摆动控制，以使排出压力P多级增大，因此不会使所述排出压力P无用地增大，从而能够得到极为符合内燃机要求液压(曲线E)的特性(参照图15)。

而且，在所述油泵10中，当进行排出压力P超过所述孔道切换液压Pk的高速旋转时，并不仅使各所述切换孔道23、33与各所述吸入孔道21、31相连接，还从抑制气穴现象的发生的角度出发，在该高速旋转时吸入较多的动作油，确保适当的排出量，从而几乎不会使该油泵10作无用功，不会导致燃耗性能恶化。

如上所述，根据本实施方式的油泵10，当进行高速旋转而使位于所述容积缩小区域的上游侧(各所述切换孔道23、33区域)的泵室PR达到负压时，通过切换控制阀40，能够从各所述切换孔道23、33供给动作油，从而使吸入量增大，因此能够解决所述技术问题即在高速旋转时抑制气穴现象的发生，确保足够的排出量。

换言之，在所述油泵10中，当其进行所述高速旋转时，由于能够从各所述切换孔道23、33吸入动作油，因此高速旋转时吸入动作油的区域(吸入区域)扩大，泵室PR位于该吸入区域的时间(吸入时间)延长，从而能够确保足够的吸入量，抑制气穴现象的发生。

并且，在所述油泵10中，在凸轮环17朝所述同心方向移动期间，由于通过凸轮环17的臂部17b的各侧面而将各所述吸入孔道21、31的一部分覆盖，因此其成为吸入时的阻力，从而有效抑制所述气穴现象的发生。

此外，由于使所述油泵10的驱动转速为现有转速(曲轴的转速)的二倍，因此能够通过现有油泵的一半泵容量来实现与现有相同的排出能力，从而能够使泵体大幅度小型化。

另外，在本实施方式中，由于利用附属于内燃机的既存的平衡装置1来获得现有油泵的二倍旋转驱动力，因此无需新的驱动源，抑制了成本的增加。

图17示出了本发明的油泵的第二实施方式，其在所述第一实施方式的控制阀40的背压孔道49与各所述排出泵22、32之间设置有常闭式电磁阀SV，其根据内燃机的运行状态而基于来自车载ECU60的励磁电流进行动作，通过该电磁阀SV来电气地进行所述孔道切换控制。另外，图17(a)示出了励磁电流未流入电磁阀SV的状态即本发明的第一状态，图17(b)示出了励磁电流流入电磁阀SV后的状态即本发明的第二状态。

即，基本上，根据由规定的传感器等检测出的内燃机转速R来控制所述电磁阀SV，在该内燃机转速R低于所述规定转速Rk(参照图15)的状态下，来自ECU60的励磁电流未流入电磁阀SV，被导入背压孔道49的动作油被排出，排出压力被导入背压室45内。其结果是，阀弹簧44的作用力将阀芯43压向阀体41的台阶部41c，该控制阀40维持于所述第一状态(参照图17(a))。

另一方面，在内燃机转速R达到所述规定转速Rk以上时，来自ECU60的励磁电流流入电磁阀SV而使其开阀，在所述孔道切换液压Pk以上的排出压力P被导入背压室45内。其结果是，阀芯43通过该导入压力而克服阀弹簧44的作用力，朝阀体41的一端侧(柱塞42侧)移动，该控制阀40切换至所述第二状态(参照图17(b))。

如上所述，在本实施方式中，利用电磁阀SV来电气地进行所述控制阀40的孔道切换控制，因此与所述第一实施方式的通过排出压力(动作油压力)来进行所述孔道切换控制相比，不受因泵10各部分的磨损或油种变更而产生的液压变化的影响等，从而能够持续进行适当的孔道切换控制，可靠地抑制气穴现象的发生。

另外，在本实施方式中，通过将所述电磁阀SV设置在所述控制阀40的背压孔道49与各所述排出孔道22、32之间来控制导入控制阀40的背压室45的导入压力，但是，除该结构之外，还可通过所述电磁阀SV直接驱动控制阀40的阀芯43，此情况下，同样能够起到上述作用效果。

图18示出了本发明的油泵的第三实施方式，其将所述第二实施方式的电磁阀SV变更为线型电磁阀RSV，并且，在线型电磁阀RSV与各所述排出孔道22、32之间设置有节流孔61，通过所述线型电磁阀RSV来控制放泄排出量，进而控制作用于背压室45的导入压力。另外，图18(a)示出了线型电磁阀RSV放泄排出量最大的状态即本发明的第一状态，图18(a)示出了线型电磁阀RSV放泄排出量为零的状态即本发明的第二状态。

即，所述线型电磁阀RSV主要具有：阀体51，其形成为大致筒状，一端侧开口，另一端侧封闭；阀芯52，其沿轴向滑动自如地收容在所述阀体51的内周内，在该阀芯52的各端部上形成有与阀体51的内周面滑动接触的第一挡圈部52a及第二挡圈部52b；阀弹簧53，其收容在通过所述阀体52的第二挡圈部52b而形成于阀体51的另一端侧的背压室55内，对阀芯52施加朝向阀体51一端侧的作用力；电磁单元54，其安装在阀体51一端的开口部上，通电后，通过使杆54b进退而克服阀弹簧53的作用力，使阀芯52沿轴向朝阀体51的另一端侧移动。

在所述阀体51的周壁上贯通形成有：IN孔道51a，其与各所述切换孔道23、33连通；OUT孔道51b，其与背压孔道49相连接；排出孔道51c，其与各所述吸入孔道21、31或外部相连接，用于将后述环状空间56内的动作油排出。

所述阀芯52其轴向上的中间部直径缩小，通过两个所述挡圈部52a、52b而在所述阀芯52与阀体51之间形成环状空间56，经由该环状空间56而使各所述孔道51a～51c互相连通。而且，通过该阀芯52的第二挡圈部52b来使排出孔道51c开闭，从而对从环状空间56经由OUT孔道51b而导入背压孔道49的动作油压力进行控制。

众所周知，所述电磁单元54主要具有：线圈单元54a，其在线轴上缠绕有线圈，外嵌于轭部；电枢，其由磁性材料制成，可沿轴向进退地设置在所述线圈单元54a的内周侧，未图示；杆54b，其与电枢相结合，根据线圈的通电状态而随电枢进退移动。

根据该结构，在内燃机转速R低于所述规定转速Rk的状态下，来自ECU60的最大励磁电流流入所述线型电磁阀RSV，杆54b达到最大进退状态，排出孔道51c的排出量达到最大。其结果是，，未将阀芯43克服阀弹簧44的作用力而动作所需的足够的动作油压力导入所述控制阀40的背压室，成为通过阀弹簧44的作用力而将阀芯43压向阀体41的台阶部41c的状态，该控制阀40维持于所述第一状态(参照图18(a))。

另一方面，在内燃机转速R上升并达到相当于所述第一动作油压力Pf的规定转速Rf以上时，随内燃机转速R的上升，来自ECU60的励磁电流逐渐减小，排出孔道51c的开口面积逐渐减小，从而使所述背压室45的内压逐渐增大，当该背压室45的内压达到所述孔道切换液压Pk时，阀芯43开始朝阀体41的一端侧(柱塞42侧)移动，开始进行所述孔道切换控制。不久，当来自ECU60的励磁电流达到最小而使排出孔道51c完全封闭时，该控制阀40从所述第一状态完全切换至所述第二状态(参照图18(b))。

如上所述，在本实施方式中，由于利用线型电磁阀RSV对所述控制阀40的背压室45进行导入压力控制，因此能够起到与所述第二实施方式相同的作用效果，该线型电磁阀RSV与仅能够进行ON-OFF控制的所述电磁阀SV相异，由于能够逐渐进行所述孔道切换，因此能够抑制因该孔道切换时的排出量变化而引起的排出压力变动。

另外，在本实施方式中，通过将所述线型电磁阀RSV设置在所述控制阀40的背压孔道49与各所述排出孔道22、32之间来控制导入控制阀40的背压室45的导入压力，但是，除该结构之外，还可通过所述线型电磁阀RSV直接驱动控制阀40的阀芯43，此情况下，同样能够起到上述作用效果。

本发明并不限于各所述实施方式的结构，例如，可根据安装有所述油泵10的车辆的内燃机或阀门正时控制装置等的规格来自由变更所述内燃机要求液压P1～P3、所述第一、第二动作油压力Pf、Ps以及所述孔道切换液压Pk。

并且，所述油泵10的驱动源也并不限于必须使用平衡装置1，只要是能够以高于内燃机转速的转速驱动的装置即可，可以使用其他装置。而且，该其他装置并不限于既存于车体上的装置，也可是追加设置的装置。

另外，在各所述实施方式中，经由所述控制阀40而将各所述切换孔道23、33与各所述吸入孔道21、31相连接，从而扩大吸入区域，但也可不通过将分割的各孔道组合来统一扩大吸入区域，而通过使所述吸入区域连续地扩大来确保高速旋转时的泵吸入量。

即，将各所述排出孔道22、32与各所述切换孔道23、33分别设置为一连串排出孔道，且将使该一连串排出孔道与各所述吸入孔道21、31彼此分隔的一对分隔壁中与内部容积较大的泵室PR相对的一个分隔壁(例如，图7中下侧的分隔壁)，形成为与两个所述部件11、12互相独立并相对于该两个部件11、12能够移动的分隔部件，通过使该分隔部件分别沿圆周方向移动并使吸入区域与排出区域的分配连续地变更，能够使所述吸入区域扩大。

如上所述，由于能够使吸入区域与排出区域的分配连续地变更，因此不仅能够确保内燃机高速旋转时的吸入量，而且能够抑制因吸入/排出区域的扩大或缩小而引起的泵排出量的突然变化，从而能够控制泵10的平稳的排出量。并且，在上述结构中，由于仅通过使分隔部件移动便能够容易地控制吸入/排出区域的扩大或缩小，因此能够提高泵10的响应性能。

此外，在所述第二、第三实施方式中，作为所述电磁阀SV以及线型电磁阀RSV的控制参数，以基本的内燃机转速为例进行了说明，但除了该内燃机转速外，也可根据例如在内燃机中流动的冷却水的温度或动作油的温度或二者共用、通过设置在各所述切换孔道23、33内的压力传感器或压力开关等检测出的各所述切换孔道23、33内的压力来进行控制。

即，由于气穴现象的发生也受动作油粘度的影响，因此，通过将所述冷却水的温度或动作油的温度、优选二者的结合设定为控制参数，能够进一步适当地抑制气穴现象的发生。并且，如上所述，如果各所述切换孔道23、33的内压达到负压，则发生气穴现象，因此基于各所述切换孔道23、33的内压来进行所述孔道切换控制也同样能够适当地抑制气穴现象的发生。

下面，对上述实施方式以外的发明的技术思想进行说明。

(a)根据第一发明的油泵，其特征在于，

所述泵结构体的排出量能够根据所述排出压力而改变，

使所述阀芯从所述第一状态切换至所述第二状态的排出压力设定为低于泵每旋转一周的排出量达到最低时的排出压力。

由于气穴现象的发生出现在泵的排出压力到达泵的固有排出量最低时的排出压力之前，因此通过使切换压力低于该固有排出量达到最低时的排出压力，能够有效抑制气穴现象的发生。

(b)根据(a)所述的油泵，其特征在于，

所述阀结构体具有：转子，其由内燃机旋转驱动，外周侧具有多个放射状的槽；凸轮环，其配置在所述转子的外周侧，该凸轮环内周面的中心可相对于所述转子的旋转中心偏心；叶轮，其进退自如地分别收容在多个所述槽内，各前端与所述凸轮环的内周面滑动接触；

由于在所述凸轮环轴向上的两个侧面上配置有所述孔道体，因此通过所述孔道体、所述转子、所述凸轮环以及各所述叶轮而划分出各所述动作油室。

(c)根据(b)所述的油泵，其特征在于，

在所述排出压力达到第一压力时，所述凸轮环内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量减小，在所述排出压力达到高于所述第一压力的第二压力时，所述凸轮环内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量进一步减小，

所述阀芯从所述第一状态切换至所述第二状态的排出压力高于所述第一压力低于所述第二压力。

通过上述结构，能够确保可变容量式泵的功能，发挥本发明的作用效果。即，由于从第一状态切换至第二状态而使排出量减少，凸轮摆动时间滞后，其结果是，导致泵做了无用功。因此，在不发生气穴现象的状态下，进行如上所述的切换，不仅不能起到减少气穴现象的发生的效果，而且反而白白浪费了能够降低泵驱动转矩的可变容量式泵的功能。

(d)根据(c)所述的油泵，其特征在于，

在所述凸轮环上，分别作用有弹簧荷载相异的两种弹簧的作用力，

在所述排出压力达到所述第一压力时，所述凸轮环克服两个所述弹簧中弹簧荷载较小的弹簧的作用力而朝使所述凸轮环内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量减小的方向移动，

在所述排出压力达到所述第二压力时，所述凸轮环克服两个所述弹簧中弹簧荷载较大的弹簧的作用力而朝使所述凸轮环内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量进一步减小的方向移动。

(e)根据(c)所述的油泵，其特征在于，

所述凸轮环内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量减小，则通过所述凸轮环的侧面来覆盖所述吸入孔道的一部分。

通过上述结构，能够减少吸入孔道的吸入量，抑制气穴现象的发生。

(f)根据第一发明的油泵，其特征在于，

所述泵结构体的驱动转速高于内燃机的曲轴转速。

由于泵的转速高于现有转速，因此在泵能力相同的情况下，能够使泵小型化。

(g)根据(f)所述的油泵，其特征在于，

所述泵结构体的驱动转速是曲轴转速的二倍。

由于泵的转速是现有转速的二倍，因此在泵能力相同的情况下，容量仅为现有的一半即可，能够使泵大幅度小型化。

(h)根据(g)所述的油泵，其特征在于，

所述泵结构体由用于降低内燃机二次振动的平衡装置驱动。

由于利用内燃机附属的既存装置，因此无需新的驱动源便能够使旋转驱动力达到现有的二倍，从而抑制成本增加。

(i)根据(h)所述的油泵，其特征在于，

所述泵结构体安装在所述平衡装置中。

由于使泵与平衡装置一体化，因此与独立设置泵相比，能够将泵紧凑地安装在车辆等中。

(j)根据第二发明的油泵，其特征在于，

对所述控制机构进行电气控制。

通过上述结构，与利用排出压力来进行所述切换控制相比，不受因泵的磨损或油种变更而产生的液压变化的影响，从而能够持续适当地进行所述切换控制。

(k)根据(j)所述的油泵，其特征在于，

所述控制机构根据检测出的内燃机的转速来进行控制。

由于气穴现象的发生依存于泵的转速，因此通过根据与泵的转速相关的内燃机的转速来进行控制，能够适当地抑制气穴现象的发生。

(l)根据(k)所述的油泵，其特征在于，

所述控制机构参考检测出的内燃机的温度来进行控制。

由于气穴现象的发生也受动作油粘度的影响，因此，通过该结构，能够进一步适当地抑制气穴现象的发生。

(m)根据(j)所述的油泵，其特征在于，

所述控制机构根据检测出的所述切换孔道的压力来进行控制。

如果在容积缩小区域的上游侧开口的切换孔道内的压力成为负压，则发生气穴现象，因此通过基于所述切换孔道的压力来进行所述切换控制，能够适当地抑制气穴现象的发生。

(n)根据第三发明的油泵，其特征在于，

当转速为使位于容积缩小区域的上游侧所述动作油室成为负压的转速时，吸入动作油的区域扩大，相反，排出动作油的区域缩小。

通过上述结构，能够在吸入期间确保足够的吸入量，抑制气穴现象的发生。

(o)根据(n)所述的油泵，其特征在于，

吸入动作油的区域根据所述转速而连续地扩大。

通过上述结构，能够抑制因吸入/排出区域的扩大或缩小而引起的泵排出量的突然变化，从而能够平稳地对泵进行控制。

(p)根据(o)所述的油泵，其特征在于，

在所述孔道体上设置有将所述吸入孔道与所述排出孔道分隔的分隔部件，该分隔部件根据所述转速而移动，从而使所述动作油的吸入区域扩大。

通过上述结构，与将吸入/排出区域固定地分隔的现有泵相比，能够容易地实现吸入/排出区域的扩大或缩小，提高泵的响应性能。

Claims (10)

1.一种油泵，其特征在于，具有：

泵结构体，其由内燃机旋转驱动，以使多个动作油室的容积连续地增减；

孔道体，其包括：在所述动作油室中的容积扩大区域开口的吸入孔道、在所述动作油室中的容积缩小区域的上游侧开口的切换孔道、在所述动作油室中的容积缩小区域的下游侧开口的排出孔道；

阀收容孔，其内周面开口形成有与所述吸入孔道连通的第一孔道、与所述切换孔道连通的第二孔道、与所述排出孔道连通的第三孔道，且在所述阀收容孔的一个端部设置有用于导入所述排出孔道内的液压即排出压力的排出压力导入孔道；

阀芯，其滑动自如地收容在所述阀收容孔中，能够切换于以下两种状态，

第一状态，限制所述第一孔道与所述第二孔道之间的连通，使所述第二孔道与所述第三孔道连通，

第二状态，使所述第一孔道与所述第二孔道连通，限制所述第二孔道与所述第三孔道的连通；

施力部件，其设置在所述阀收容孔的另一端部侧，对所述阀芯施加朝向所述阀收容孔的一端侧的作用力；

对所述排出压力进行作用的所述阀芯的一端侧的受压面积以及所述施力部件的作用力进行设定，以在开口形成有所述切换孔道的所述动作油室内的压力成为负压时从所述第一状态切换至所述第二状态。

2.根据权利要求1所述的油泵，其特征在于，

所述泵结构体的排出量能够根据所述排出压力而改变，

使所述阀芯从所述第一状态切换至所述第二状态的排出压力设定为低于泵每旋转一周的排出量成为最低时的排出压力。

3.根据权利要求2所述的油泵，其特征在于，

所述阀结构体具有：转子，其由内燃机旋转驱动，其外周侧具有多个放射状的槽；凸轮环，其配置在所述转子的外周侧，该凸轮环内周面的中心能够相对于所述转子的旋转中心偏心；叶轮，其进退自如地分别收容在多个所述槽内，该叶轮的各前端与所述凸轮环的内周面滑动接触；

所述孔道体配置在所述凸轮环轴向的两个侧面，以通过所述孔道体、所述转子、所述凸轮环以及各所述叶轮而划分出各所述动作油室。

4.根据权利要求3所述的油泵，其特征在于，

在所述排出压力达到第一压力时，所述凸轮环内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量减小，在所述排出压力达到高于所述第一压力的第二压力时，所述凸轮环内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量进一步减小，

使所述阀芯从所述第一状态切换至所述第二状态的排出压力设定为高于所述第一压力而低于所述第二压力。

5.根据权利要求4所述的油泵，其特征在于，

在所述凸轮环上，分别作用有弹簧荷载相异的两种弹簧的作用力，

在所述排出压力达到所述第一压力时，所述凸轮环克服两个所述弹簧中弹簧荷载较小的弹簧的作用力而朝所述凸轮环内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量减小的方向移动，

在所述排出压力达到所述第二压力时，所述凸轮环克服两个所述弹簧中弹簧荷载较大的弹簧的作用力而朝所述凸轮环内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量进一步减小的方向移动。

6.根据权利要求4所述的油泵，其特征在于，

所述凸轮环内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量减小，则所述吸入孔道的一部分由所述凸轮环的侧面覆盖。

7.根据权利要求1所述的油泵，其特征在于，

所述泵结构体由用于降低内燃机二次振动的平衡装置驱动。

8.根据权利要求7所述的油泵，其特征在于，

所述泵结构体安装在所述平衡装置中。

9.一种油泵，其特征在于，具有：

泵结构体，其由内燃机旋转驱动，以使多个动作油室的容积连续地增减；

孔道体，其包括：在所述动作油室中的容积扩大区域开口的吸入孔道、在所述动作油室中的容积缩小区域的上游侧开口的切换孔道、在所述动作油室中的容积缩小区域的下游侧开口的排出孔道；

控制机构，当开口形成有所述切换孔道的所述动作油室内的压力成为正压力的低速旋转时，所述切换孔道与所述排出孔道一同将动作油排出至外部，当开口形成有所述切换孔道的所述动作油室内的压力成为负压的高速旋转时，将动作油从与所述吸入孔道连通的低压部供给至所述切换孔道。

10.一种油泵，其特征在于，具有：

泵结构体，其由内燃机旋转驱动，以使多个动作油室的容积连续地增减；

孔道体，其包括：在所述动作油室中至少在容积扩大区域开口的吸入孔道、在所述动作油室中的容积缩小区域开口的排出孔道；

控制机构，当泵的转速为使位于容积缩小区域的上游侧的所述动作油室内的压力成为负压的转速时，动作油从低压部流入该成为负压的所述动作油室。

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