CN102705232B - 泵装置 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种泵装置，由以下部件构成，即：壳体（A）；泵部，由主动齿轮单元（5）和从动齿轮单元（4）构成；主流路（31），将从动齿轮单元（4）向吐出量减少方向赋予油压；第1分支流路（32），赋予辅助来自主流路的油压的油压；第2分支流路（33），将从动齿轮单元向吐出量增加方向赋予油压；第1流路控制部（C），控制第1分支流路的流动；第2流路控制部（D），控制第2分支流路的流动；以及，弹簧（81），将从动齿轮单元向吐出增加方向弹性施力。并且，第1流路控制部及第2流路控制部对应于发动机转速的增减及压力的增减进行切换控制，以便成为第1分支流路及第2分支流路的连通或截断的任意一方。

Description

泵装置

技术领域

本发明涉及一种泵装置，在可变容量泵中，使油压及吐出量对应于发动机或油压设备所要求的值渐渐上升，而能够将对泵及发动机等施加的载荷抑制到最小限度。

背景技术

齿轮泵一般由齿高及齿宽等决定其理论吐出量，由理论吐出量和齿轮的旋转速度（泵转速）决定吐出量。在将该齿轮泵作为例如向车辆用发动机内部供给润滑油的油泵使用的情况下，该油泵的理论吐出量被设定为即使成为驱动源的发动机的输出低、泵转速小，也能够供给润滑所需要的量的油。

另一方面，若发动机的输出变高、泵转速变大，则向发动机内部供给相对于需要量过剩的量的油，并且高驱动力被油泵消耗，具有导致发动机的输出损失的担忧。作为解决该问题的齿轮泵，已知一种可变容量的齿轮泵，随着泵转速变大，通过使主动齿轮及从动齿轮双方或一方在轴方向上移动，而缩短啮合宽度，减小理论吐出量。

专利文献1：特表2007-514097号。

以往，公开了一种泵技术，在外接齿轮泵中，通过使从动齿轮在轴方向上移动、啮合宽度（轴方向高度）变化，理论吐出量与主动齿轮和从动齿轮的啮合宽度成比例地变化，成为可变容量泵。专利文献1公开了这种泵。下面，概略地说明专利文献1的内容。此外，在以下的说明中，向部件标注的附图标记原样使用了专利文献1中所记载的附图标记。专利文献1具体地如图1所示，外接齿轮泵由第一输送齿轮5（主动齿轮）和第二输送齿轮6（从动齿轮）构成。

第二输送齿轮在右侧设置压力活塞8、在左侧设置弹簧活塞9，借助支承螺栓7与两侧的活塞结合，形成移动单元10。借助移动单元10的轴方向移动，输送齿轮5和6的齿啮合宽度变更，泵的输送量变更。依靠作用在移动单元10上的外力来进行移动单元10的轴方向移动。

作为其外力，是供给给室11的动作油压作用在压力活塞8上，复位弹簧12的力和供给给弹簧室13的来自控制活塞1的控制压作用。专利文献1的图5是将该文献图1的控制活塞1排列在移动单元60内的实施例。

在专利文献1的图5中，在供给移动单元60的与具有复位弹簧67的一侧相反侧的室66内的动作油压的导管92上，配置有电磁阀93。该电磁阀93在由发动机控制装置赋予的动作油压上升时闭锁，同时，经由连接部94，室66的压力减轻。复位弹簧67借助动作油压的上升，使移动单元60移动至最高输送量的位置。

在此，移动单元60的与具有复位弹簧67的一侧相反侧的室66内的动作油压借助电磁阀93的切换而施加油压、或闭锁电磁阀93而经由连接部94使室66压力减轻。但是，借助这样的方法，只能进行施加油压的状态、或未施加的状态的控制，因此，不能将移动单元60的轴方向的滑动量细细地控制为多段。

因此，在各旋转区域中，不能将移动单元60移动至产生发动机或油压设备所需要的吐出量、与油压对应的吐出量、油压的滑动位置，在某旋转区域中产生需要以上的吐出量、油压，所以成为非效率的可变。

并且，在使室66压力减轻时，因克服复位弹簧67的油压的力不足，不能使移动单元60敏捷地滑动，可变的响应性变差。

发明内容

因此，本发明的目的（所要解决的技术课题）在于，提供一种泵装置，在可变容量泵中，使油压及吐出量与发动机或油压设备所要求的值对应而渐渐地上升，能够将对泵及发动机等施加的载荷抑制到最小限度。

因此，发明人为了解决上述课题而反复进行了专心的研究，结果借助第1发明的泵装置解决上述课题，该泵装置由以下部件构成，即：壳体；泵部，由在轴方向上不动的主动齿轮单元和在轴方向上可动的从动齿轮单元构成，且可增减吐出量；主流路，将上述从动齿轮单元向吐出量减少方向赋予油压；第1分支流路，赋予辅助来自主流路的油压的油压；第2分支流路，将上述从动齿轮单元向吐出增加方向赋予油压；第1流路控制部，控制上述第1分支流路的流动；第2流路控制部，控制上述第2分支流路的流动；以及，弹簧，将上述从动齿轮单元向吐出增加方向弹性施力；上述第1流路控制部及上述第2流路控制部对应于发动机转速的增减及压力的增减进行切换控制，以便成为上述第1分支流路及上述第2分支流路的连通或截断的任意一方。

借助第2发明的泵装置解决上述课题，在第1发明中，上述从动齿轮设置有阀活塞，所述阀活塞由具有主受压面的小径部和具有辅助受压面的大径部构成，在上述壳体的从动齿轮单元室中具有配置上述小径部的小径通路部和配置上述大径部的大径通路部，上述第1分支流路能够对上述辅助受压面赋予油压地与上述大径通路部连通，上述从动齿轮单元的轴方向端部作为返回受压面，上述第2分支流路能够对上述返回受压面赋予油压地与主动齿轮单元室连通。

借助第3发明的泵装置解决上述课题，在第1或第2发明中，上述第1流路控制部设置有电磁阀，经由该电磁阀进行第1分支流路的连通或截断的流路控制，且上述第2流路控制部设置有滑阀，经由该滑阀进行第2分支流路的连通或截断的流量控制。

借助第4发明的泵装置解决上述课题，在第1、第2或第3中的任意一项发明的记载中，上述从动齿轮单元的从动齿轮与上述主动齿轮单元的主动齿轮相比轴方向全长尺寸形成得大。借助第5发明的泵装置解决上述课题，在第3或第4发明中，切换泵部的吐出量的增减的第1阶段及第2阶段的可变动作构成为，用借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第1阶段的可变，用借助发动机转速的上述第1流路控制部的电磁阀的切换控制来进行第2阶段的可变。

借助第6发明的泵装置解决上述课题，在第3或第4发明中，切换泵部的吐出量的增减的第1阶段及第2阶段的可变动作构成为，用借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第1阶段的可变，用借助发动机转速的上述第1流路控制部的电磁阀的切换控制及借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第2阶段的可变。

根据第1发明，在对于在轴方向上不动的主动齿轮单元、在轴方向上可动的从动齿轮单元所形成的可变容量型的泵部中，借助第1流路控制部及第2流路控制部，进行该从动齿轮单元的轴方向移动，能够对应于发动机或油压设备各自的运转状况，设为最适当的油的吐出量。特别地，在发动机中，在低速旋转区域、中速旋转区域及高速旋转区域各自中，能够设为最适当的吐出量。

在第2发明中，在从动齿轮单元中，通过设置有由具有主受压面的小径部和具有辅助受压面的大径部形成的阀活塞，将对于从主流路及第1分支流路流出的油的压力的受压面构成两段。而且，第1分支流路的连通和截断的切换由第1流路控制部进行，在被连通时，除了从主流路向主受压面的油压，还借助从第1分支流路向辅助受压面的油压，能够进行迅速的向使从动齿轮单元的吐出量减少的方向的移动，能够敏捷地控制该动作，使可变的响应性优良。

并且，借助第2分支流路和第2流路控制部，能够与上述弹簧一同地、进行将从动齿轮单元向使吐出量增加的方向的移动。而且，第1流路控制部及第2流路控制部构成为根据各自的油的压力或吐出量而动作，由此能够进行效率优良的可变。

在第3发明中，第1流路控制部设置有电磁阀，经由该电磁阀进行第1分支流路的连通或截断的流路控制，且上述第2流路控制部设置有滑阀，经由该滑阀进行第2分支流路的连通或截断的流路控制，借助这样的结构，第1分支流路与从动齿轮单元室的大径通路部的连通及截断是瞬间地进行的，能够迅速地进行根据对于发动机或油压设备的动作状况的吐出量的减少。

并且，在第2流路控制部中，上述第2分支流路与上述从动齿轮单元室的油的连通及截断是瞬时地进行的，能够迅速地进行根据对于发动机或油压设备的动作状况的吐出量的增加。

在第4发明中，通过将从动齿轮单元的从动齿轮与上述主动齿轮单元的主动齿轮相比轴方向全长尺寸形成得大，从动齿轮的角比主动齿轮露出，因此在从动齿轮开始滑动时，从动齿轮的角不咬入主动齿轮，而能够平滑地滑动。

在第5发明中，用借助油压的滑阀的切换控制来进行第1阶段的可变的定时，由此，不被油温左右，能够以适当的油压进行可变。而且，用借助发动机转速的电磁阀的切换控制来进行第2阶段的可变的定时，由此，能够对应于发动机的动作状况，以所需要的定时进行可变。在技术方案6的发明中，用借助发动机转速的电磁阀的切换控制及借助油压的滑阀的切换控制来进行第2阶段的可变的定时，由此，能够使油压可靠地上升至所需要的油压。

附图说明

图1是示出本发明的第1实施方式中的结构及发动机的油供给回路的剖面图。

图2（A）是泵部的主动齿轮和从动齿轮的啮合范围为最大状态的略示剖面图，图2（B）是图2（A）的X1-X1向视剖面图，图2（C）是泵部的主动齿轮和从动齿轮的啮合范围为最小状态的略示剖面图，图2（D）是图2（C）的X2-X2向视剖面图。

图3（A）是借助第1实施方式中的第1流路控制部使第1分支流路连通的状态的略示剖面图，图3（B）是借助第1实施方式中的第1流路控制部使第1分支流路截断的状态的略示剖面图，图3（C）是借助第1实施方式中的第2流路控制部使第2分支流路截断的状态的略示剖面图，图3（D）是借助第1实施方式中的第2流路控制部使第2分支流路连通的状态的略示剖面图。

图4是示出表示本发明的第1实施方式中的从低速旋转区域移行至高速旋转区域的过程的发动机转速和油压的关系的曲线图。

图5是示出本发明的第1实施方式中的发动机的低速旋转区域中的作用的略示剖面图。

图6是示出本发明的第1实施方式中的发动机的中速旋转区域中的作用的略示剖面图。

图7是示出本发明的第1实施方式中的发动机的到达高速旋转区域中的作用的略示剖面图。

图8是示出本发明的第1实施方式中的发动机的高速旋转区域以上中的作用的略示剖面图。

图9是示出本发明的第2实施方式中的发动机的低速旋转区域中的作用的略示剖面图。

图10是示出本发明的第2实施方式中的发动机的中速旋转区域中的作用的略示剖面图。

图11是示出本发明的第2实施方式中的发动机的到达高速旋转区域的前半阶段中的作用的略示剖面图。

图12是示出本发明的第2实施方式中的发动机的到达高速旋转区域的后半阶段中的作用的略示剖面图。

图13是示出本发明的第2实施方式中的发动机的高速旋转区域以上中的作用的略示剖面图。

图14（A）至图14（D）是示出第2流路控制部的类型Ⅱ中的动作的略示图。

图15是示出表示本发明的第2实施方式中的从低速旋转区域移行至高速旋转区域的过程的发动机转速和油压的关系的曲线图。

具体实施方式

下面，根据附图说明本发明的实施方式。首先，在本发明中，根据结构及动作，存在有第1实施方式及第2实施方式。本发明的结构如图1至图3所示主要由壳体A、齿轮泵部B、第1流路控制部C及第2流路控制部D构成。齿轮泵部B由从动齿轮单元4和主动齿轮单元5构成。

第1流路控制部C由电磁阀6形成。第2流路控制部D由滑阀7构成。而且，在第2流路控制部D中在第1实施方式及第2实施方式中存在有类型Ⅰ和类型Ⅱ。第1实施方式中的第2流路控制部D是类型Ⅰ，第2实施方式中的第2流路控制部D是类型Ⅱ。关于第2流路控制部D的类型Ⅱ，在本发明的第2实施方式中说明。首先从本发明的第1实施方式进行说明。

在壳体A的金属制的框体1中形成有泵室2。在图1中泵部B、第1流路控制部C及第2流路控制部D（类型Ⅰ）是分离的，但也可以是分离的，也可以以适当的配置收纳于一个框体1中。泵室2作为从动齿轮单元室2a，以小径通路部21、大径通路部22、阶差面部23及油室24在大致一条直线上排列的方式构成（参照图1）。

阶差面部23形成为平坦状的面。并且，与上述从动齿轮单元室2a邻接，形成有主动齿轮单元室2b。主动齿轮单元室2b由主动齿轮收纳部25及形成在该主动齿轮收纳部25的上下两侧的轴支孔部26构成。

在此，在本发明中，壳体A的上下方向并不是特别限定的，为了使说明便于理解，设从动齿轮单元室2a的通路方向为上下方向，在以大径通路部22比小径通路部21靠上方的方式设定的情况下，大径通路部22侧为上方[参照图1、图2（A）、图2（C）]。

从动齿轮单元4由阀活塞4a、从动轴43、从动齿轮44及分隔活塞45形成[参照图2（A）、图2（C）]。阀活塞4a是由小径部41和大径部42在轴方向上一体形成的。而且，小径部41形成为圆筒形状，大径部42在外周侧面的一部分形成有大致半月状或凹形圆弧状的避让部42b。

该避让部42b是在从动齿轮44对于主动齿轮52在轴方向上移动时，深入主动齿轮52的外周部分的部位[参照图2（C）、图2（D）]，借助该结构，起到主动齿轮52和阀活塞42a相互不干涉的作用。

阀活塞4a在上述小径部41为下方、上述大径部42为上方、轴方向成垂直的状态下而被使用。小径部41的下端是主受压面41a，形成为小径部41和大径部42的边界的阶差部成为辅助受压面42a。上述从动轴43的上表面部成为返回受压面43a而被使用[参照图2（A）、图2（C）]。

主动齿轮单元5由主动轴51和主动齿轮52构成[参照图1、图2（A）、图2（C）]。主动齿轮单元5主动齿轮52收纳在主动齿轮收纳部25中，主动轴51轴支承在轴支孔部26中，被收纳在主动齿轮单元室2b中。主动轴51借助来自未图示的发动机的曲柄轴的动力而旋转，与主动轴51一同旋转的主动齿轮52将旋转传递给从动齿轮44，从而作为齿轮泵进行动作。

在上述油室24中，安装有将从动齿轮单元4朝向吐出增加方向弹性施力的弹簧81[参照图1、图2（A）、图2（C）]。该弹簧81使用了螺旋弹簧，弹性施力使得从动齿轮42和主动齿轮52的啮合宽度成为最大。

接着，说明控制泵部B的第1流路控制部C。在上述框体1中形成有主流路31及第1分支流路32。主流路31是从框体1的外部与上述从动齿轮单元室2a的小径通路部21下方侧的前端面连通形成的流路[参照图1、图2（A）、图2（C）]。

主流路31的前端部位，以与上述从动齿轮单元室2a的小径通路部21的前端面（里侧面）连通的方式形成。即，上述阀活塞4a的（小径部41的）主受压面41a以容易受到油的压力的方式构成。油的压力以下称为油压。

第1分支流路32是在框体1内部从上述主流路31分支形成的。流过上述主流路31的油的一部分流入第1分支流路32。并且，第1分支流路32有时不从上述主流路31分支，在壳体A内由与主流路31不同的独立的流路构成。

在第1分支流路32的上方侧（分支的部位的相反侧），收纳有如后所述的电磁阀6的方向控制部61。在此，电磁阀6是从框体1的外部安装的，为了电磁阀6的组装，第1分支流路32的上方侧端部贯通到框体1的表面。

上述第1分支流路32经由第1流路控制部C与上述从动齿轮单元室2a的大径通路部22连通。并且，在第1分支流路32中，将第1流路控制部C和大径通路部22之间的流路称为第1连接流路321。该第1连接流路321属于第1分支流路32，是构成第1分支流路32的一部分。

而且，第1分支流路32成为借助上述第1流路控制部C来切换为与大径通路部22连通及截断的任意一方的结构[参照图3（A）、图3（B）]。并且，从第1分支流路32经由上述第1流路控制部C形成有第1排出流路322。该第1排出流路322起到将油返回至上述泵部B的泵室2的吸入侧的作用。上述第1连接流路321及第1排出流路322的第1分支流路32内侧的开口一同集中形成在电磁阀室323的范围内。

第一流路控制部C借助电磁阀6进行上述第1分支流路32的连通及截断的切换控制[参照图3（A）、图3（B）]。由方向控制部61和电磁控制部62构成。方向控制部61收纳在形成于第1分支流路32内的电磁阀室323中，电磁控制部62其一部分安装在形成于框体1上的凹陷状的设置部11中。

在电磁阀6的方向控制部61和上述电磁阀室323之间，安装有用于密闭状地分隔油路的O形环，防止漏油。电磁阀6借助螺纹止动等固定方法被固定在壳体A上。上述电磁阀6是起到控制第1分支流路32的油流动方向的作用的阀，借助方向控制部61进行第1分支流路32和大径通路部22的连通及截断的切换控制，且连通第1连接流路321和第1排出流路322进行油的排出。

电磁阀6的控制动作是借助上述电磁控制部62进行的。并且，在选择了第1连接流路321和第1分支流路32的连通、或第1连接流路321和第1排出流路322的连通的任意一方时，另一方的连通成为截断状态，油的流通成为不可能。

电磁阀6的方向控制部61呈圆筒形状，收纳在作为大致相等直径的圆筒空隙部的电磁阀室323内[参照图3（A）、图3（B）]。方向控制部61具有轴方向控制流路61a、第1直径方向控制流路61b及第2直径方向控制流路61c。轴方向控制流路61a在方向控制部61的轴方向下端的端面上具有油流入的开口，从而流过上述主流路31的油的一部分流入第1分支流路32中。

并且，第1直径方向控制流路61b及第2直径方向控制流路61c沿着轴方向形成在上下不同的两个部位，第1直径方向控制流路61b位于下方，第2直径方向控制流路61c位于上方。第1直径方向控制流路61b和第2直径方向控制流路61c借助上述轴方向控制流路61a而连通。轴方向控制流路61a和下方侧的第1直径方向控制流路61b相交的部位作为阀室61d而构成，在该阀室61d中收纳有球体状的阀部件64。

下方侧的第1直径方向控制流路61b成为与上述第1连接流路321连通。并且，上方侧的第2直径方向控制流路61c与上述第1排出流路322连通。并且，以第1直径方向控制流路61b的两端部作为直径，在方向控制部61的外周上以迅速回转一周的方式形成有外周槽61e，以第2直径方向控制流路61c的两端部作为直径，在方向控制部61的外周上以迅速回转一周的方式形成有外周槽61f。

借助该外周槽61e、61f，方向控制部61的设置能够成为旋转方向自由。上述阀部件64通常是，电磁阀6在关闭（off）的状态下借助操作轴63被向阀室61d的下方推压，截断轴方向控制流路61a和下方侧的第1直径方向控制流路61b的连通，使油的流入成为不可能[参照图3（B）]。

并且，上述电磁控制部62具有操作轴63，该操作轴63沿着轴方向以升降的方式往复移动。该动作是借助电磁控制部62的电磁控制来进行的。操作轴63借助下降而将上述阀部件64朝向下方推压，截断油的流入[参照图3（B）]。并且，操作轴63借助上升而解放阀部件64，使方向控制部61内油的流入成为可能[参照图3（B）]。

接着，说明类型Ⅰ的第2流路控制部D。第2流路控制部D（类型Ⅰ）借助滑阀7进行流路控制[参照图1、图3（C）、图3（D）]。在上述壳体A的框体1中形成有第2分支流路33、返回流路34。返回流路34位于比第2分支流路33靠上游侧。在返回流路34中形成有收纳滑阀7的滑阀收纳室341。

第2分支流路33与上述泵室2的油室24连通。并且，在第2分支流路33中，将第2流路控制部D（类型Ⅰ）和油室24之间的流路称为第2连接流路331。该第2连接流路331是属于第2分支流路33的，是构成第2分支流路33的一部分。

而且，第2分支流路33成为借助上述第2流路控制部D（类型Ⅰ）而切换为连通及截断的任意一方的结构。并且，从第2分支流路33经由上述第2流路控制部D（类型Ⅰ）形成有第2排出流路332。该第2排出流路332起到将油返回至上述泵部B的泵室2的吸入侧的作用。

滑阀7是在轴状的阀主体71上形成有沿着周向形成的槽条72、72的结构。滑阀7借助弹簧82的弹性施力，在平时维持为使第2分支流路33连通、且使第2排出流路332截断的状态。而且，在流入返回流路34的油的油压超过既定值时，滑阀7被推压而移动，截断第2分支流路33，将油室24和第2排出流路332连通。

接着，说明第1流路控制部C的方向控制作用。本发明的泵装置被装入在发动机100的油循环流路S内。油从油循环流路S流入至壳体A的主流路31中。主流路31的流入的油与从动齿轮单元室2a的小径通路部21连通，油保持其状态地推压阀活塞4a的主受压面41a。

并且，流入主流路31的油的一部分也流入第1分支流路32中。流入该第1分支流路32中的油由电磁阀6控制方向，成为第1分支流路32和泵室2的大径通路部22连通（开）或截断（闭）的状态。

在电磁阀6关闭（off）时，电磁控制部62的操作轴63成为将方向控制部61内的阀部件64向下方推压的状态，在阀室61d中截断轴方向控制流路61a和第1分支流路32的流入口。由此，停止来自第1分支流路32的油的流入。

并且，大径通路部22和第1连接流路321和第1排出流路322连通。由此，大径通路部22与大气相连，大径通路部22内不是空间密闭的，阀活塞4a的移动不被阻碍。从第1排出流路322排出的油返回至泵部B的吸入侧。

在电磁阀6打开（on）时，电磁控制部62的操作轴63上升，将方向控制部61内的阀部件64从推压开放，成为自由的状态，由此，在阀室61d中使轴方向控制流路61a和第1分支流路32的流入口成为可打开，来自第1分支流路32的油的流入的势头将阀部件64向上方推起而使油流入到方向控制部61内。

而且，阀部件64在阀室61d中，将连通下方侧的第1直径方向控制流路61b和上方侧的第2直径方向控制流路61c的开口截断。由此，第1分支流路32和第1连接流路321和大径通路部22连通，油被送入大径通路部22，油能够推压阀活塞4a的辅助受压面42a。

接着，说明类型Ⅰ的第2流路控制部D的方向控制作用。滑阀7由弹簧82的弹性施力而维持为第2分支流路33连通、且将第2排出流路332截断的状态。即，在第2分支流路33与油室24连通时，第2排出流路332被截断，因此油流入油室24中，与弹簧81一同地对从动齿轮单元4的返回受压面43a施加油压。

而且，在油室24侧的返回受压面43a上施加的油压及弹簧81的作用力为比在主流路31侧的主受压面41a上施加的油压大的力的情况下，从动齿轮单元4在小径通路部21侧停留，主动齿轮52和从动齿轮44的啮合宽度为最大的状态，吐出量成为正常。

而且，在油循环流路S中油的油压上升而超过既定值时，流入返回流路34中的油推压滑阀7而使之移动。由此，截断第2分支流路33，将油室24和第2排出流路332连通。在该状态下，油不在第2分支流路33中流动，变成在油室24中，仅弹簧81推压从动齿轮单元4。

因此，在主流路31侧的主受压面41a的油压所产生的力变得比施加在油室24侧的返回受压面43a上的弹簧81的作用力大，从动齿轮单元4向油室24侧移动，主动齿轮52和从动齿轮44的啮合宽度变小，且吐出量减少。从动齿轮单元4向油室24侧移动时，油室24内的油从第2排出流路332排出，所排出的油返回至泵部B的吸入侧。

接着，说明发动机100的各转速区域中的本发明的动作。在本发明的泵装置中，对应于发动机100的转速Ne，使泵部B的吐出量适当，转速Ne在低速旋转区域、中速旋转区域、高速旋转区域中吐出量变化。首先，叙述发动机转速Ne在低速旋转区域的动作（参照图5）。

在此，所谓低速旋转区域，是转速Ne从0（零）rpm至大约1000rpm的范围。在第1流路控制部C中，电磁阀6根据操作命令变为关闭（off）状态。在电磁控制部62中，操作轴63推压阀部件64，截断第1分支流路32和轴方向控制流路61a的连通。

此时，收纳有大径部42的大径通路部22和第1连接流路321和第1排出流路332连通。由此，大径通路部22以与大气连通的方式而开放[参照图3（B）]。油的油压成为仅流过主流路31的油施加在阀活塞4a的主受压面41a上的状态[参照图2（A）]。

并且，在第2流路控制部D（类型Ⅰ）中，由于发动机转速为低速旋转，因此流入返回流路34的油所产生的向滑阀7的油压仅施加小的吐出压，滑阀7在保持大致初始状态的状态下，第2分支流路33为与油室24连通的状态，向油室24供给油。

第2排出流路332被截断，所以在油室24内与弹簧82一同地向返回受压面43a施加油压和弹簧81的弹性作用力。而且，由于在低速旋转区域且从主流路31仅在主受压面41a上施加吐出压，施加在返回受压面43a上的力变得比施加在主受压面41a上的力大，从动齿轮单元4在保持初始状态的状态下在轴方向上不动，可变还未开始。

接着，叙述发动机100的中速旋转区域的动作（参照图6）。所谓中速旋转区域，是转速Ne从大约1000rpm至大约3500rpm的范围。首先，在发动机转速达到既定值Ne1（大约1000rpm）的时刻，第1流路控制部C的电磁阀6切换为打开（on）。于是，电磁阀6进行切换以便连通第1分支流路32和大径通路部22，辅助受压面42a和第1分支流路32相连。而且，油压施加在主受压面41a和辅助受压面42a两方上，阀活塞4a的受压面积增加。

在该阶段中，由于未达到第2流路控制部D（类型Ⅰ）的滑阀7移动的设定压，没有滑阀7中的油路的切换，在返回受压面43a上施加吐出压和弹簧81的力。而且，借助阀活塞4a的受压面积增加，施加在阀活塞4a上的力变得比施加在返回受压面43a上的力大，从动齿轮单元4向油室24侧移动，可变开始。

在转速Ne从大约1000rpm上升至大约3500rpm的范围的过程中，与上述相同地，第1流路控制部C中，电磁阀6为打开（on），第1分支流路32和大径通路部22为连通的状态。而且，油压施加在阀活塞4a的主受压面41a及辅助受压面42a两方上。

在第2流路控制部D（类型Ⅰ）中，由于未达到滑阀7也移动的设定压，维持在返回受压面43a上施加吐出压和弹簧81的力的状态。因此，小径通路部21侧和油室24侧的力关系不变，但从动齿轮单元4与转速上升一同地继续移动。由此，主动齿轮52和从动齿轮44的啮合宽度变小，理论吐出量渐渐减少。

接着，叙述发动机100的转速Ne在高速旋转区域的溢流动作（参照图7、图8）。高速旋转区域的转速Ne为大约3500rpm以上。首先，在发动机转速达到既定值Ne2（大约3500rpm）时（参照图7），第1流路控制部C的电磁阀6再次切换为关闭（off），第2分支流路33和大径通路部22被截断，大径通路部22和第1排出流路322连通。由此，大径通路部22内的油从第1排出流路322排出，油压变得仅施加在主受压面41a上，小径通路部21侧的油压减少。

在该阶段中，由于未达到第2流路控制部D（类型Ⅰ）的滑阀7移动的设定压，因此在油室24中，在返回受压面43a上施加吐出压和弹簧81的力。借助小径通路部21侧的受压面积减少，从动齿轮单元4向小径通路部21侧移动，主动齿轮52和从动齿轮44的啮合宽度返回至初始状态，理论吐出量增加，变为正常。

由此，来自泵部B的吐出量增加，吐出压立即上升，达到滑阀7移动的设定压（例如600kPa）。借助滑阀7移动，第2分支流路33和油室24截断，油室24和第2排出流路332连通（参照图8）。

因此，变为只有弹簧81推压返回受压面43a。而且，小径通路部21侧的主受压面41a上施加的油压上升，因此，从动齿轮单元4向油室24侧移动，由此主动齿轮52和从动齿轮44的啮合宽度变小，理论吐出量减少。

接着，说明发动机转速进一步超出高速旋转区域的情况（参照图8）。第1流路控制部C的电磁阀6成为关闭（off），仅在主受压面41a上施加油压，第2流路控制部D（类型Ⅰ）的滑阀7截断第2分支流路33和油室24，在油室24中，在返回受压面43a上不施加油压，而在返回受压面43a上仅施加弹簧81的力。

因此，与发动机100的转速上升一同地，从动齿轮单元4主受压面41a侧的油压所产生的推压力进一步成为优势，所以从动齿轮单元4向油室24侧渐渐地移动，主动齿轮52和从动齿轮44的啮合宽度变小，理论吐出量渐渐地减少。由此，即使产生进一步超过高速旋转区域的旋转，也能够防止吐出压力的异常上升。

图4是示出发动机100的转速Ne在低速旋转区域、中速旋转区域及高速旋转区域中的油压P的状态的曲线图。根据本发明，从该图4的曲线图中可以了解，在中速旋转区域中，从其开始到结束，油压P的变化缓慢，但在高速旋转区域中，油压P敏捷地上升，能够使油成为高压。

接着，说明本发明的第2实施方式。在第2实施方式中，对于第1实施方式，泵部B、第1流路控制部C及油循环流路S是大致相同的结构。而且，如上所述，第2流路控制部D使用的是类型Ⅱ。首先，说明类型Ⅱ的第2流路控制部D。并且，设类型Ⅱ的第2流路控制部D中的滑阀的附图标记为9（参照图14）。

在第2流路控制部D的滑阀9中形成有第1连通槽部91、第2连通槽部92及中间截断部93。从初始位置在轴方向上移动时的移动前方侧起，以第1连通槽部91、中间截断部93、第2连通槽部92的顺序形成。即，中间截断部93位于第1连通槽部91和第2连通槽部92中间。

第1连通槽部91构成第2分支流路33和第2连接流路331的连通及第2连接流路331和第2排出流路332的连通。两个连通不会同时进行，而仅进行任意一方的连通[参照图14（A）、图14（B）]。此时，借助中间截断部93截断另一方的连通。

同样地，关于第2连通槽部92，也构成第2分支流路33和第2连接流路331的连通及第2连接流路331和第2排出流路332的连通，仅进行任意一方的连通[参照图14（C）、图14（D）]。此时，也是借助中间截断部93截断另一方的连通。并且，关于借助第1连通槽部91和第2连通槽部92的连通，也不会同时进行，仅进行任意一方的连通。

在第2实施方式中，构成为，在切换泵部B的吐出量的增减的第1阶段及第2阶段的可变动作中，用借助油压的上述第2流路控制部C的滑阀9的切换控制来进行第1阶段的可变，用借助发动机转速的上述第1流路控制部C的电磁阀6的切换控制来进行第2阶段的可变。

并且，构成为，用借助发动机转速的上述第1流路控制部C的电磁阀6的切换控制及借助油压的上述第2流路控制部D的滑阀9的切换控制来进行第2阶段的可变。在此，所谓第1阶段的可变动作，是从低速旋转区域向中速旋转区域变化的阶段，所谓第2阶段的可变动作，是从中速旋转区域向高速旋转区域变化的阶段。

说明油泵的吐出压及发动机100的转速区域中的本发明的动作。在本发明的第2实施方式中，对应于油泵的吐出压P及发动机100的转速Ne，使泵部B的吐出量更加适当，吐出量在转速Ne的各区域（低速旋转区域、中速旋转区域、高速旋转区域）中变化。

首先，叙述低速旋转区域的动作。所谓低速旋转区域，是油泵的吐出压P不到150kPa时（参照图9）、转速Ne从0（零）rpm至大约1000rpm附近的范围。而且，在第1阶段的可变动作中，在第1流路控制部C中，电磁阀6根据操作命令变成打开（on）状态。在电磁控制部62中，操作轴63解放阀部件64，第1分支流路32和大径通路部22变成连通，辅助受压面42a和第1分支流路32相连。油压施加在主受压面41a和辅助受压面42a的两方上。

并且，在第2流路控制部D（类型Ⅱ）中，由于油泵的吐出压P不到150kPa，所以流入返回流路34的油所产生的向滑阀9的油压仅施加小的吐出压。因此，滑阀9在保持在大致初始状态的状态下，第2分支流路33是经由第2连接流路331与油室24连通的状态，向油室24供给油。由于第2排出流路332被截断，因此不进行油室24内的油的大气开放，在油室24内，在返回受压面43a上施加油压和弹簧81的弹性作用力。

而且，施加在从动齿轮单元4的返回受压面43a上的力变得比施加在主受压面41a和辅助受压面42a上的力大，从动齿轮单元4在保持初始状态的状态下在轴方向上不动，可变动作还未开始。而且，在低速旋转区域中，转速上升，在达到如后所述的中速旋转区域时的动作成为第1阶段的可变动作。

接着，叙述油泵的吐出压P为150kPa以上（发动机转速Ne在中速旋转区域）时的动作（参照图10）。所谓中速旋转区域，是转速Ne从大约1000rpm附近至大约3500rpm的范围。首先，在油泵的吐出压P达到150kPa的时刻，第1流路控制部C的电磁阀6是保持打开（on）的状态。由此，油压施加在主受压面41a和辅助受压面42a的两方上。

而且，借助使油泵的吐出压P变成150kPa以上，滑阀9移动，第2分支流路33和油室24被截断，油室24和第2排出流路332经由第2连接流路331而连通（参照图10）。因此，油室24的油被大气开放，变得仅有弹簧81推压返回受压面43a。由此，与施加在从动齿轮单元4的返回受压面43a上的力相比施加在阀活塞4a上的力变大，从动齿轮单元4向油室24侧移动，可变动作开始。

第1流路控制部C在中速旋转区域中，即使在转速Ne从大约1000rpm附近上升至大约3500rpm的范围的过程(达到如后所述的高速旋转区域的行程)中，电磁阀6也变为打开(on)。而且，第1分支流路32和大径通路部22是经由第1连接流路321连通的状态。而且，油压施加在从动齿轮单元4的阀活塞4a的主受压面41a及辅助受压面42a的两方上。

在第2流路控制部D（类型Ⅱ）中，来自返回流路34的油压成为一定的，滑阀9的动作停止。由于此时油室24和第2排出流路332连通，油室24内的油被大气开放，维持在返回受压面43a上仅施加弹簧81的力的状态。因此，小径通路部21侧和油室24侧的力关系不变，但从动齿轮单元4与转速上升一同地继续移动。由此，主动齿轮52和从动齿轮44的啮合宽度变小，由此理论吐出量渐渐地减少。

接着，叙述发动机100的转速Ne从中速旋转区域达到高速旋转区域的行程的动作（图11、图12）。这是如上所述的第2阶段的可变动作，是发动机转速从中速旋转区域（大约1000rpm）到达既定值Ne2（大约3500rpm）的行程。该行程由两个阶段（前半阶段及后半阶段）来进行动作的切换（图11、图12）。

首先，在前半阶段中，如图11所示，借助将第1流路控制部C的电磁阀6切换为关闭（off），第1分支流路32和大径通路部22被截断，大径通路部22和第1排出流路322连通。由此，大径通路部22内的油从第1排出流路322排出，变得仅在主受压面41a上施加油压，小径通路部21侧的油压减少。

在该前半阶段中，由于未达到第2流路控制部D（类型Ⅱ）的滑阀9移动的设定压，在当前位置处于停止状态。在油室24中，在返回受压面43a上仅施加弹簧81的力。借助在小径通路部21侧的受压面积减少，从动齿轮单元4向小径通路部21侧移动，主动齿轮52和从动齿轮44的啮合宽度渐渐地返回至初始状态，由此理论吐出量增加。

接着，在后半阶段中，由于在前半阶段中增加了的理论吐出量，滑阀9从返回流路34受到的压力增加，滑阀9进一步移动。由此，第2分支流路33和油室24再次连通（参照图12）。因此，在返回受压面43a上施加吐出压和弹簧81两方的力，从动齿轮单元4进一步向小径通路部21侧移动，由此，理论吐出量也进一步增加。

而且，达到滑阀9进一步移动的设定压（例如600kPa）。借助滑阀9移动，第2分支流路33和油室24被截断，油室24和第2排出流路332连通。因此，推压返回受压面43a的变得只有弹簧81。相反地，由于在小径通路部21侧的主受压面41a上施加的油压上升，因此从动齿轮单元4向油室24侧移动，主动齿轮52和从动齿轮44的啮合宽度变小，由此理论吐出量减少。

接着，叙述高速旋转区域即发动机转速进一步超过高速旋转的情况（参照图13）。高速旋转区域的转速Ne为3500rpm以上。第1流路控制部C的电磁阀6变为关闭（off），仅在主受压面41a上施加油压，但第2流路控制部D（类型Ⅱ）的滑阀9将第2分支流路33和油室24截断，在油室24中，不在返回受压面43a上施加油压，在返回受压面43a上仅施加弹簧81的力。

因此，从动齿轮单元4与发动机100的转速上升一同地，主受压面41a侧的油压所产生的推压力进一步成为优势，因此，从动齿轮单元4渐渐地向油室24侧移动，主动齿轮52和从动齿轮44的啮合宽度变小，理论吐出量渐渐地减少。由此，即使是进一步超过高速旋转区域的旋转，也能够防止吐出压力的异常上升。

在该第2实施方式中，是如上所述的结构，即用借助发动机转速的第1流路控制部C的电磁阀6的切换控制及借助油压的第2流路控制部D的滑阀9的切换控制来进行第2阶段的可变（到达高速旋转的行程），但作为该第2实施方式的变形例，也可以仅用借助发动机转速的第1流路控制部C的电磁阀6的切换控制来进行第2阶段的可变（到达高速旋转的行程）。此时，即使没有第2流路控制部D的滑阀9移动的中间的设定压，也可以两阶段可变。

图15是示出发动机100的转速Ne在低速旋转区域、中速旋转区域及高速旋转区域中的油压P的状态的曲线图。在该曲线图中，其动作的行程示出为Q1、Q2、Q3、Q4、Q5这5个行程。Q1相当于示出低速旋转区域的图9。Q2相当于示出中速旋转区域的图10。Q3相当于示出要到达高速旋转区域的前半阶段的图11。Q4相当于示出要到达高速旋转区域的后半阶段的图12。

Q5相当于示出高速旋转区域以上的图13。根据本发明，从图15的曲线图中也可以明了，在中速旋转区域中，抑制油压的上升，从其开始到结束，能够使油压P的变化缓慢，不产生多余的油压，能够削减无用的工作。在高速旋转区域中，油压P敏捷地上升，能够确保所需要的油压。

附图标记说明：

A壳体

2a从动齿轮单元室

21小径通路部

22大径通路部

31主流路

32第1分支流路

33第2分支流路

4从动齿轮单元

4a阀活塞

41小径部

41a主受压面

42大径部

42a辅助受压面

43a返回受压面

44从动齿轮

45分隔活塞

5主动齿轮单元

6电磁阀

7滑阀

9滑阀

81弹簧。

Claims (16)

1.一种泵装置，其特征在于，由以下部件构成，即：壳体；泵部，由在轴方向上不动的主动齿轮单元和在轴方向上可动的从动齿轮单元构成，且可增减吐出量；主流路，将上述从动齿轮单元向吐出量减少方向赋予油压；第1分支流路，除了来自该主流路的油压以外，将上述从动齿轮单元向吐出量减少方向进一步赋予油压；第2分支流路，将上述从动齿轮单元向吐出量增加方向赋予油压；第1流路控制部，控制上述第1分支流路的流动；第2流路控制部，控制上述第2分支流路的流动；以及，弹簧，将上述从动齿轮单元向吐出量增加方向弹性施力；上述第1流路控制部根据发动机转速的增减进行切换控制，以便成为上述第1分支流路的连通或截断的任意一方，上述第2流路控制部根据油压的增减进行切换控制，以便成为上述第2分支流路的连通或截断的任意一方。

2.如权利要求1所述的泵装置，其特征在于，上述从动齿轮设置有阀活塞，所述阀活塞由具有主受压面的小径部和具有辅助受压面的大径部构成，在上述壳体的从动齿轮单元室中具有配置上述小径部的小径通路部和配置上述大径部的大径通路部，上述第1分支流路能够对上述辅助受压面赋予油压地与上述大径通路部连通，上述从动齿轮单元的轴方向端部作为返回受压面，上述第2分支流路能够对上述返回受压面赋予油压地与主动齿轮单元室连通。

3.如权利要求1所述的泵装置，其特征在于，上述第1流路控制部设置有电磁阀，经由该电磁阀进行第1分支流路的连通或截断的流路控制，且上述第2流路控制部设置有滑阀，经由该滑阀进行第2分支流路的连通或截断的流量控制。

4.如权利要求1所述的泵装置，其特征在于，上述从动齿轮单元的从动齿轮与上述主动齿轮单元的主动齿轮相比轴方向全长尺寸形成得大。

5.如权利要求3所述的泵装置，其特征在于，切换泵部的吐出量的增减的第1阶段及第2阶段的可变动作构成为，用借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第1阶段的可变，用借助发动机转速的上述第1流路控制部的电磁阀的切换控制来进行第2阶段的可变。

6.如权利要求3所述的泵装置，其特征在于，切换泵部的吐出量的增减的第1阶段及第2阶段的可变动作构成为，用借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第1阶段的可变，用借助发动机转速的上述第1流路控制部的电磁阀的切换控制及借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第2阶段的可变。

7.如权利要求2所述的泵装置，其特征在于，上述第1流路控制部设置有电磁阀，经由该电磁阀进行第1分支流路的连通或截断的流路控制，且上述第2流路控制部设置有滑阀，经由该滑阀进行第2分支流路的连通或截断的流量控制。

8.如权利要求2所述的泵装置，其特征在于，上述从动齿轮单元的从动齿轮与上述主动齿轮单元的主动齿轮相比轴方向全长尺寸形成得大。

9.如权利要求3所述的泵装置，其特征在于，上述从动齿轮单元的从动齿轮与上述主动齿轮单元的主动齿轮相比轴方向全长尺寸形成得大。

10.如权利要求7所述的泵装置，其特征在于，上述从动齿轮单元的从动齿轮与上述主动齿轮单元的主动齿轮相比轴方向全长尺寸形成得大。

11.如权利要求4所述的泵装置，其特征在于，切换泵部的吐出量的增减的第1阶段及第2阶段的可变动作构成为，用借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第1阶段的可变，用借助发动机转速的上述第1流路控制部的电磁阀的切换控制来进行第2阶段的可变。

12.如权利要求7所述的泵装置，其特征在于，切换泵部的吐出量的增减的第1阶段及第2阶段的可变动作构成为，用借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第1阶段的可变，用借助发动机转速的上述第1流路控制部的电磁阀的切换控制来进行第2阶段的可变。

13.如权利要求8所述的泵装置，其特征在于，切换泵部的吐出量的增减的第1阶段及第2阶段的可变动作构成为，用借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第1阶段的可变，用借助发动机转速的上述第1流路控制部的电磁阀的切换控制来进行第2阶段的可变。

14.如权利要求4所述的泵装置，其特征在于，切换泵部的吐出量的增减的第1阶段及第2阶段的可变动作构成为，用借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第1阶段的可变，用借助发动机转速的上述第1流路控制部的电磁阀的切换控制及借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第2阶段的可变。

15.如权利要求7所述的泵装置，其特征在于，切换泵部的吐出量的增减的第1阶段及第2阶段的可变动作构成为，用借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第1阶段的可变，用借助发动机转速的上述第1流路控制部的电磁阀的切换控制及借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第2阶段的可变。

16.如权利要求8所述的泵装置，其特征在于，切换泵部的吐出量的增减的第1阶段及第2阶段的可变动作构成为，用借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第1阶段的可变，用借助发动机转速的上述第1流路控制部的电磁阀的切换控制及借助油压的上述第2流路控制部的滑阀的切换控制来进行第2阶段的可变。