DE102013224208A1

DE102013224208A1 - Verstellpumpe

Info

Publication number: DE102013224208A1
Application number: DE102013224208.5A
Authority: DE
Inventors: Yasuhi Watanabe; Koji Saga; Hideaki Ohnishi
Original assignee: Hitachi Automotive Systems Ltd
Current assignee: Hitachi Astemo Ltd
Priority date: 2012-11-27
Filing date: 2013-11-27
Publication date: 2014-05-28
Also published as: JP2014105624A; JP5993291B2; CN103836321A; US9534596B2; US20140147323A1

Abstract

Eine Verstellpumpe mit einem Steuermechanismus, der zwischen einem ersten und einem zweiten Zustand verschiebbar ist, wenn sich der Steuermechanismus im ersten Zustand befindet, sich der Schieber in einer anfänglichen Position befindet, in der die Fluidverbindung zwischen einem Einführungskanal und den restlichen Kanälen eingeschränkt ist, die Fluidverbindung zwischen einem ersten Steuerkanal und einem Ablasskanal zugelassen ist, und die Fluidverbindung zwischen einem zweiten Steuerkanal und dem Ablasskanal eingeschränkt ist, und wenn der Steuermechanismus gemäß der Erhöhung des ausgelassenen Fluiddrucks in den zweiten Zustand verschoben wird, sich der Schieber in einer Betätigungsposition befindet, in der die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal und dem ersten Steuerkanal zugelassen ist, die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal und dem Ablasskanal eingeschränkt ist und die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal und dem Ablasskanal zugelassen ist.

Description

HINTERGRUND DER ERFINDUNG
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Verstellpumpe, die beispielsweise auf eine Hydraulikquelle anwendbar ist, die ein Arbeitsöl zu Gleitteilen einer Brennkraftmaschine für ein Fahrzeug zuführt.
Die japanische ungeprüfte Patentanmeldungsveröffentlichung Nr. 2011-111926 A offenbart eine Verstellpumpe für die Verwendung in einer Brennkraftmaschine für ein Fahrzeug. Kurz erläutert umfasst die Verstellpumpe einen Nockenring, ein Paar von Federn, die angeordnet sind, um eine Verlagerungskraft auf den Nockenring in einer Richtung aufzubringen, in der ein exzentrisches Ausmaß einer Mittelachse des Nockenrings in Bezug auf eine Drehachse eines Rotors insgesamt erhöht wird (nachstehend als ”exzentrische Richtung” bezeichnet), und ein Paar von Steuerfluidkammern, die dazu konfiguriert sind, eine Verlagerungskraft auf den Nockenring in einer Richtung, in der das exzentrische Ausmaß der Mittelachse des Nockenrings insgesamt verringert wird (nachstehend als ”konzentrische Richtung” bezeichnet), durch Einführen desselben Auslassfluiddrucks in ein Inneres von jeder der Steuerfluidkammern aufzubringen. Die Federn sind derart angeordnet, dass Vorbelastungskräfte derselben auf den Nockenring in zueinander entgegengesetzten Richtungen ausgeübt werden. Wenn das exzentrische Ausmaß der Mittelachse des Nockenrings verringert wird, wird eine Last, die auf den Nockenring in der konzentrischen Richtung aufgebracht wird, diskontinuierlich und schrittweise erhöht. Mit dieser Konstruktion weist die Verstellpupe eine zweistufige Auslassfluiddruckcharakteristik auf, bei der ein erster vorbestimmter Fluiddruck in einem ersten Drehzahlbereich aufrechterhalten wird und ein zweiter vorbestimmter Fluiddruck in einem zweiten Drehzahlbereich aufrechterhalten wird. Die Auslassfluiddruckcharakteristik wird nahe eine erforderliche Fluiddruckcharakteristik der Kraftmaschine gebracht, so dass ein nutzloser Energieverbrauch gesenkt werden kann.
ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG
Bei der obigen herkömmlichen Verstellpumpe werden jedoch die Federn zum Einschränken der Bewegung des Nockenrings verwendet, wie vorstehend beschrieben, und daher kann gemäß der Erhöhung des Auslassfluiddrucks der Nockenring nicht leicht verlagert werden. Selbst wenn beabsichtigt ist, den Auslassfluiddruck auf dem ersten oder dem zweiten vorbestimmten Fluiddruck zu halten, wird folglich der Auslassfluiddruck weit erhöht, wenn die Kraftmaschinendrehzahl höher wird. Folglich tritt ein solches Problem auf, dass die Auslassfluiddruckcharakteristik der Verstellpumpe von der erforderlichen Fluiddruckcharakteristik der Kraftmaschine abweicht.
Die vorliegende Erfindung wurde angesichts eines technologischen Problems der herkömmlichen Verstellpumpe durchgeführt. Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Verstellpumpe zu schaffen, bei der, wenn das Aufrechterhalten eines gewünschten Auslassfluiddrucks erforderlich ist, der erforderliche Auslassfluiddruck möglicherweise selbst in einem Fall aufrechterhalten werden kann, in dem die Kraftmaschinendrehzahl (Pumpendrehzahl) erhöht wird.
In einem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird eine Verstellpumpe geschaffen, die umfasst:
einen Rotor, der so angeordnet ist, dass er zur Drehung um eine Drehachse angetrieben wird;
mehrere Flügel, die an einem äußeren Umfangsabschnitt des Rotors angeordnet sind, so dass sie beweglich sind, um vom Rotor abzustehen und sich in den Rotor zurückzuziehen;
einen Nockenring, der den Rotor und die mehreren Flügel in einer inneren Umfangsseite davon aufnimmt, wobei der Nockenring mit dem Rotor und den mehreren Flügeln zusammenwirkt, um mehrere Arbeitsfluidkammern zu definieren, wobei der Nockenring beweglich ist, um ein exzentrisches Ausmaß einer Mittelachse davon in Bezug auf die Drehachse des Rotors zu verändern, so dass ein Volumen von jeder der Arbeitsfluidkammern während der Drehung des Rotors vergrößert und verkleinert wird,
Endwände, die jeweils an entgegengesetzten axialen Enden des Nockenrings angeordnet sind, wobei mindestens eine der Endwände einen Saugabschnitt und einen Auslassabschnitt umfasst, wobei der Saugabschnitt zu den Arbeitsfluidkammern geöffnet wird, deren Volumen vergrößert wird, wenn sich der Nockenring in einem exzentrischen Zustand befindet, wobei der Auslassabschnitt zu den Arbeitsfluidkammern geöffnet wird, deren Volumen verkleinert wird, wenn sich der Nockenring im exzentrischen Zustand befindet,
einen Vorbelastungsmechanismus mit zwei Vorbelastungselementen, die jeweils mit Vorbelastungen angeordnet sind, wobei der Vorbelastungsmechanismus konstruiert ist, um den Nockenring in einer Richtung vorzubelasten, in der das exzentrische Ausmaß gemäß einer Vorbelastungskraft erhöht wird, die durch die zwei Vorbelastungselemente erzeugt wird, wobei der Vorbelastungsmechanismus konstruiert ist, um die Vorbelastungskraft schrittweise zu erhöhen, wenn das exzentrische Ausmaß nicht größer wird als ein vorbestimmtes Ausmaß,
eine erste Steuerfluidkammer, in die ein Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt ausgelassen wird, eingeführt wird, wobei die erste Steuerfluidkammer zum Aufbringen einer Druckkraft auf den Nockenring gemäß einem Innendruck davon in einer Richtung, in der das exzentrische Ausmaß verringert wird, gegen die Vorbelastungskraft des Vorbelastungsmechanismus dient,
eine zweite Steuerfluidkammer, in die das Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt ausgelassen wird, durch eine Öffnung eingeführt wird, wobei die zweite Steuerfluidkammer mit dem Vorbelastungsmechanismus zusammenwirkt, um eine Druckkraft auf den Nockenring gemäß einem Innendruck davon in der Richtung aufzubringen, in der das exzentrische Ausmaß erhöht wird, und
einen Steuermechanismus, der dazu dient, die Bewegung des Nockenrings zu steuern, wobei der Steuermechanismus einen Ventilkörper, einen Schieber, der verschiebbar in einer Seite eines axialen Endes des Ventilkörpers aufgenommen ist, und eine Steuerfeder, die in einer Seite des anderen axialen Endes des Ventilkörpers aufgenommen ist, umfasst, wobei der Ventilkörper einen Einführungskanal, der am einen axialen Ende des Ventilkörpers angeordnet ist, wobei der Einführungskanal dazu dient, das Arbeitsfluid, das in den Ventilkörper ausgelassen wird, einzuführen, einen ersten Steuerkanal, der mit der ersten Steuerfluidkammer in Verbindung steht, einen zweiten Steuerkanal, der mit der zweiten Steuerfluidkammer in Verbindung steht, und einen Ablasskanal, der mit einem Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck in Verbindung steht, umfasst, wobei der Schieber eine Umstellung der Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal, dem ersten Steuerkanal, dem zweiten Steuerkanal und dem Ablasskanal entsprechend einer Position des Schiebers in einer axialen Richtung des Ventilkörpers in Bezug auf den Ventilkörper ausführt, wobei die Steuerfeder den Schieber in Richtung des einen axialen Endes des Ventilkörpers mit einer Vorbelastungskraft vorbelastet, die kleiner ist als die Vorbelastungskraft des Vorbelastungsmechanismus,
wobei der Steuermechanismus zwischen einem ersten Zustand und einem zweiten Zustand in Reaktion auf den Fluiddruck, der aus dem Auslassabschnitt ausgelassen wird, verschiebbar ist,
wenn sich der Steuermechanismus im ersten Zustand befindet, der Schieber zur Bewegung in Richtung des einen axialen Endes des Ventilkörpers in einem maximalen Umfang durch die Steuerfeder gedrängt wird, so dass er sich in einer anfänglichen Position befindet, in der die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal und den restlichen Kanälen eingeschränkt ist, die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal und dem Ablasskanal zugelassen ist, und die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal und dem Ablasskanal eingeschränkt ist, und
wenn der Steuermechanismus gemäß der Erhöhung des ausgelassenen Fluiddrucks in den zweiten Zustand verschoben wird, der Schieber zur Bewegung in Richtung des anderen axialen Endes des Ventilkörpers gedrängt wird, so dass er sich in einer Betätigungsposition befindet, in der die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal und dem ersten Steuerkanal zugelassen ist, die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal und dem Ablasskanal eingeschränkt ist, und die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal und dem Ablasskanal zugelassen ist.
In einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird die Verstellpumpe gemäß dem ersten Aspekt geschaffen, wobei der Schieber Stege mit großem Durchmesser, die an entgegengesetzten axialen Enden des Schiebers ausgebildet sind, so dass die Stege mit großem Durchmesser relativ zum Ventilkörper verschiebbar sind, und einen Abschnitt mit kleinem Durchmesser zwischen den Stegen mit großem Durchmesser umfasst, wobei der Abschnitt mit kleinem Durchmesser dazu dient, eine Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal und dem Ablasskanal oder eine Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal und dem Ablasskanal zu ermöglichen, wobei die Stege mit großem Durchmesser dazu dienen, die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal und dem Ablasskanal einzuschränken.
In einem dritten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird die Verstellpumpe gemäß dem ersten Aspekt geschaffen, wobei der Einführungskanal zu einer Endoberfläche am einen axialen Ende des Ventilkörpers geöffnet ist.
In einem vierten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird die Verstellpumpe gemäß dem ersten Aspekt geschaffen, wobei eines der zwei Vorbelastungselemente die Vorbelastungskraft auf den Nockenring in der Richtung aufbringt, in der das exzentrische Ausmaß erhöht wird, und das andere der zwei Vorbelastungselemente die Vorbelastungskraft auf den Nockenring in der Richtung aufbringt, in der das exzentrische Ausmaß verringert wird.
In einem fünften Aspekt der vorliegenden Erfindung wird die Verstellpumpe gemäß dem ersten Aspekt geschaffen, wobei die erste Steuerfluidkammer und die zweite Steuerfluidkammer an einer äußeren Umfangsseite des Nockenrings angeordnet sind.
In einem sechsten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird die Verstellpumpe gemäß dem ersten Aspekt geschaffen, wobei das ausgelassene Arbeitsfluid verwendet wird, um eine Brennkraftmaschine zu schmieren.
In einem siebten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird die Verstellpumpe gemäß dem sechsten Aspekt geschaffen, wobei das ausgelassene Arbeitsfluid in einer Ölstrahlvorrichtung verwendet wird, die das Arbeitsfluid zu einer Antriebsquelle eines variablen Ventilbetätigungsmechanismus und einem Kolben der Brennkraftmaschine zuführt.
In einem achten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird eine Verstellpumpe geschaffen, die umfasst:
einen Rotor, der so angeordnet ist, dass er zur Drehung um eine Drehachse angetrieben wird;
mehrere Flügel, die an einer äußeren Umfangsseite des Rotors so angeordnet sind, dass sie beweglich sind, um vom Rotor abzustehen und sich in den Rotor zurückzuziehen;
einen Nockenring, der den Rotor und die mehreren Flügel in einer inneren Umfangsseite davon aufnimmt, wobei der Nockenring mit dem Rotor und den mehreren Flügeln zusammenwirkt, um mehrere Arbeitsfluidkammern zu definieren, wobei der Nockenring beweglich ist, um ein exzentrisches Ausmaß einer Mittelachse davon in Bezug auf die Drehachse des Rotors zu verändern, so dass ein Volumen von jeder der Arbeitsfluidkammern während der Drehung des Rotors vergrößert und verkleinert wird,
Endwände, die jeweils an entgegengesetzten axialen Enden des Nockenrings angeordnet sind, wobei mindestens eine der Endwände einen Saugabschnitt und einen Auslassabschnitt umfasst, wobei der Saugabschnitt zu den Arbeitsfluidkammern geöffnet wird, deren Volumen vergrößert wird, wenn sich der Nockenring in einem exzentrischen Zustand befindet, wobei der Auslassabschnitt zu den Arbeitsfluidkammern geöffnet wird, deren Volumen verkleinert wird, wenn sich der Nockenring im exzentrischen Zustand befindet,
einen Vorbelastungsmechanismus mit zwei Vorbelastungselementen, die jeweils mit Vorbelastungen angeordnet sind, wobei der Vorbelastungsmechanismus konstruiert ist, um den Nockenring in einer Richtung, in der das exzentrische Ausmaß erhöht wird, gemäß einer Vorbelastungskraft vorzubelasten, die durch die zwei Vorbelastungselemente erzeugt wird, wobei der Vorbelastungsmechanismus konstruiert ist, um die Vorbelastungskraft schrittweise zu erhöhen, wenn das exzentrische Ausmaß nicht größer wird als ein vorbestimmtes Ausmaß,
eine erste Steuerfluidkammer, in die ein Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt ausgelassen wird, eingeführt wird, wobei die erste Steuerfluidkammer dazu dient, eine Druckkraft auf den Nockenring gemäß einem Innendruck davon in einer Richtung, in der das exzentrische Ausmaß verringert wird, gegen die Vorbelastungskraft des Vorbelastungsmechanismus aufzubringen,
eine zweite Steuerfluidkammer, in die das Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt ausgelassen wird, durch eine Öffnung eingeführt wird, wobei die zweite Steuerfluidkammer mit dem Vorbelastungsmechanismus zusammenwirkt, um eine Druckkraft auf den Nockenring gemäß einen Innendruck davon in der Richtung aufzubringen, in der das exzentrische Ausmaß erhöht wird, und
einen Steuermechanismus, der dazu dient, die Bewegung des Nockenrings zu steuern, wobei der Steuermechanismus betätigt wird, bevor das exzentrische Ausmaß minimal wird,
wobei, wenn der Fluiddruck, der aus dem Auslassabschnitt ausgelassen wird, nicht höher ist als ein vorbestimmter Fluiddruck, der Steuermechanismus sich in einem ersten Zustand befindet, in dem eine Strömung des Arbeitsfluids vom Auslassabschnitt zur ersten Steuerfluidkammer eingeschränkt ist, und das Arbeitsfluid in der ersten Steuerfluidkammer zu einem Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck ausgelassen wird, und
wenn der Fluiddruck, der aus dem Auslassabschnitt ausgelassen wird, höher wird als der vorbestimmte Fluiddruck, der Steuermechanismus sich in einem zweiten Zustand befindet, in dem der Auslassabschnitt und die erste Steuerfluidkammer fluidtechnisch in Verbindung stehen, wobei eine Strömung des Arbeitsfluids aus der ersten Steuerfluidkammer zum Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck eingeschränkt ist, und das Arbeitsfluid in der zweiten Steuerfluidkammer in den Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck ausgelassen wird.
In einem neunten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird eine Verstellpumpe geschaffen, die umfasst:
ein Pumpenelement, das so konstruiert ist, dass es drehbar angetrieben wird, um ein Arbeitsfluid von einem Saugabschnitt in das Pumpenelement einzuführen und das Arbeitsfluid aus einem Auslassabschnitt auszulassen, wobei das Pumpenelement derart konstruiert ist, dass, wenn das Pumpenelement gedreht wird, Volumina von mehreren Arbeitsfluidkammern verändert werden,
einen Volumenänderungsmechanismus mit einem beweglichen Element, wobei der Volumenänderungsmechanismus dazu dient, ein Ausmaß einer Volumenänderung von jeder der mehreren Arbeitsfluidkammern, die zum Auslassabschnitt geöffnet sind, durch eine Bewegung des beweglichen Elements zu verändern,
einen Vorbelastungsmechanismus mit zwei Vorbelastungselementen, die jeweils mit Vorbelastungen angeordnet sind, wobei der Vorbelastungsmechanismus konstruiert ist, um das bewegliche Element in einer Richtung vorzubelasten, in der das Ausmaß der Volumenänderung von jeder der mehreren Arbeitsfluidkammern, die zum Auslassabschnitt geöffnet sind, gemäß einer Vorbelastungskraft, die durch die zwei Vorbelastungselemente erzeugt wird, erhöht wird, wobei der Vorbelastungsmechanismus dazu konstruiert ist, die Vorbelastungskraft schrittweise zu erhöhen, wenn das Ausmaß der Volumenänderung jeder der mehreren Arbeitsfluidkammern, die zum Auslassabschnitt geöffnet sind, nicht größer wird als ein vorbestimmtes Ausmaß,
eine erste Steuerfluidkammer, in die das Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt ausgelassen wird, eingeführt wird, wobei die erste Steuerfluidkammer dazu dient, eine Druckkraft auf das bewegliche Element gemäß einem Innendruck davon in einer Richtung entgegengesetzt zu jener der Vorbelastungskraft des Vorbelastungsmechanismus aufzubringen,
eine zweite Steuerfluidkammer, in die das Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt ausgelassen wird, durch eine Öffnung eingeführt wird, wobei die zweite Steuerfluidkammer dazu dient, eine Druckkraft auf das bewegliche Element gemäß einem Innendruck davon in einer gleichen Richtung wie einer Richtung der Vorbelastungskraft des Vorbelastungsmechanismus aufzubringen, und
einen Steuermechanismus, der dazu dient, die Bewegung des beweglichen Elements zu steuern, wobei der Steuermechanismus betätigt wird, bevor das Ausmaß der Volumenänderung von jeder der mehreren Arbeitsfluidkammern durch den Volumenänderungsmechanismus gemäß dem Fluiddruck, der aus dem Auslassabschnitt ausgelassen wird, auf ein Minimum verringert wird, wobei der Steuermechanismus wirksam ist, um das Arbeitsfluid in die erste Steuerfluidkammer gemäß einer Erhöhung des ausgelassenen Fluiddrucks einzuführen, und der Steuermechanismus wirksam ist, um das Arbeitsfluid in der zweiten Steuerfluidkammer in einen Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck gemäß einer weiteren Erhöhung des ausgelassenen Fluiddrucks auszulassen.
Wenn in einer Verstellpumpe der vorliegenden Erfindung das Aufrechterhalten eines gewünschten Auslassfluiddrucks erforderlich ist, kann eine Erhöhung des Auslassfluiddrucks unterdrückt werden, um dadurch möglicherweise den erforderlichen Auslassfluiddruck selbst in einem Fall aufrechtzuerhalten, in dem die Pumpendrehzahl erhöht wird.
Die anderen Aufgaben und Merkmale dieser Erfindung werden aus der folgenden Beschreibung mit Bezug auf die begleitenden Zeichnungen verständlich.
KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
1 ist ein schematisches Diagramm einer Verstellpumpe gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, das eine Konstruktion der Verstellpumpe und eines Hydraulikkreises davon zeigt.
2 ist ein vertikaler Querschnitt der in 1 gezeigten Verstellpumpe.
3 ist eine Draufsicht eines Pumpenkörpers der in 1 gezeigten Verstellpumpe von einer Seite einer Eingriffsoberfläche des Pumpenkörpers betrachtet, an der der Pumpenkörper mit einem Abdeckelement in Eingriff steht.
4 ist eine Draufsicht des Abdeckelements von einer Seite einer Eingriffsoberfläche des Abdeckelements betrachtet, an der das Abdeckelement mit dem Pumpenkörper in Eingriff steht.
5 ist ein Graph, der eine Beziehung zwischen einer Federbelastung von zwei Federn und einem Schwenkwinkel eines Nockenrings, wie in 1 gezeigt, darstellt.
6 ist ein Graph, der eine Fluiddruckcharakteristik der Verstellpumpe gemäß der ersten Ausführungsform darstellt.
7 ist ein Diagramm ähnlich zu 1, das einen Zustand der Verstellpumpe gemäß der ersten Ausführungsform zeigt, der dem in 6 gezeigten Bereich ”b” entspricht.
8 ist ein Diagramm ähnlich zu 1, das einen Zustand der Verstellpumpe gemäß der ersten Ausführungsform zeigt, der dem in 6 gezeigten Bereich ”c” entspricht.
9 ist ein Diagramm ähnlich zu 1, das einen Zustand der Verstellpumpe gemäß der ersten Ausführungsform zeigt, der dem in 6 gezeigten Bereich ”d” entspricht.
10 ist ein schematisches Diagramm einer Verstellpumpe gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, das eine Konstruktion der Verstellpumpe und eines Hydraulikkreises davon zeigt.
11 ist ein Diagramm, das einen Zustand der Verstellpumpe gemäß der zweiten Ausführungsform zeigt, der dem in 6 gezeigten Bereich ”b” entspricht.
12 ist ein Diagramm, das einen Zustand der Verstellpumpe gemäß der zweiten Ausführungsform zeigt, der dem in 6 gezeigten Bereich ”c” entspricht.
13 ist ein Diagramm, das einen Zustand der Verstellpumpe gemäß der zweiten Ausführungsform zeigt, der dem in 6 gezeigten Bereich ”d” entspricht.
14A–14C sind Diagramme, die Beispiele eines ersten Steges eines Schiebers eines Steuerventils und eines ersten Steuerkanals der Verstellpumpe gemäß der ersten und der zweiten Ausführungsform zeigen, die in der Maßbeziehung dazwischen verschieden sind. 14A zeigt, dass eine axiale Breite des ersten Steges im Wesentlichen gleich einer Öffnungsbreite des ersten Steuerkanals ist. 14B zeigt, dass eine axiale Breite des ersten Steges größer ist als eine Öffnungsbreite des ersten Steuerkanals. 14C zeigt, dass eine Öffnungsbreite des ersten Steuerkanals größer ist als eine axiale Breite des ersten Steges.
15A–15C sind Diagramme, die Modifikationen des Schiebers (erster Steg) des Steuerventils der Verstellpumpe gemäß der ersten und der zweiten Ausführungsform zeigen. 15A zeigt, dass eine axiale Breite des ersten Steges im Wesentlichen gleich einer Öffnungsbreite des ersten Steuerkanals ist. 15B zeigt, dass eine axiale Breite des ersten Steges größer ist als eine Öffnungsbreite des ersten Steuerkanals. 15C zeigt, dass eine Öffnungsbreite des ersten Steuerkanals größer ist als eine axiale Breite des ersten Steges.
AUSFÜHRLICHE BESCHREIBUNG DER ERFINDUNG
Im Folgenden wird eine Verstellpumpe gemäß jeder der Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung mit Bezug auf 1–15C erläutert. In den Ausführungsformen wird die Verstellpumpe als Ölpumpe verwendet, die ein Schmieröl zu Gleitteilen einer Brennkraftmaschine für ein Fahrzeug oder einer Ventilzeitsteuervorrichtung für die Öffnungs-/Schließzeitsteuerung eines Kraftmaschinenventils zuführt.
Mit Bezug auf 1 bis 9 ist eine Verstellpumpe 100 gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung gezeigt, die als Ölpumpe verwendet wird, die in einem Vorderendabschnitt eines Zylinderblocks (nicht dargestellt) oder eines Ausgleichers (nicht dargestellt) der Brennkraftmaschine angeordnet ist. Wie in 1 bis 4 gezeigt, umfasst die Verstellpumpe 100 ein Pumpengehäuse, das aus einem Pumpenkörper 11, das zu einer U-Form im vertikalen Querschnitt mit einem offenen Ende ausgebildet ist und eine Pumpenaufnahmekammer 13 umfasst, und einem Abdeckelement 12, das das eine offene Ende des Pumpenkörpers 11 verschließt, gebildet ist. Eine Antriebswelle 14 ist drehbar durch das Pumpengehäuse gelagert und erstreckt sich durch einen im Wesentlichen zentralen Abschnitt der Pumpenaufnahmekammer 13. Die Antriebswelle 14 wird zur Drehung um eine Drehachse durch eine Kurbelwelle (nicht dargestellt) oder eine Ausgleichswelle (nicht dargestellt) angetrieben. Ein Nockenring 15 als bewegliches Element ist verschiebbar (schwenkbar) innerhalb der Pumpenaufnahmekammer 13 angeordnet. Der Nockenring 15 bildet einen Volumenänderungsmechanismus, der dazu dient, ein Ausmaß einer Volumenänderung von mehreren Pumpenkammern (Arbeitsfluidkammern) PR in Zusammenwirkung mit einer ersten und einer zweiten Steuerfluidkammer 31, 32 und einem Vorbelastungsmechanismus zu verändern, wie später erläutert. Ein Pumpenelement ist in einer inneren Umfangsseite des Nockenrings 15 aufgenommen und wird zur Drehung in einer Richtung gegen den Uhrzeigersinn in 1 durch die Antriebswelle 14 angetrieben, wodurch ein Volumen von jeder der Pumpenkammern PR als Arbeitsfluidkammer, die zwischen dem Pumpenelement und dem Nockenring 15 ausgebildet ist, vergrößert und verkleinert wird. Das Pumpenelement führt folglich eine Pumpfunktion durch. Ein Steuerventil 40 ist am Pumpengehäuse (Abdeckelement 12) vorgesehen. Das Steuerventil 40 ist ein Steuermechanismus, der dazu dient, die Schwenkbewegung des Nockenrings 15 durch Steuern der Einführung eines Auslassfluiddrucks in jede der Steuerfluidkammern 31, 32 zu steuern und den Auslassfluiddruck daraus auszulassen.
Das Pumpenelement umfasst einen Rotor 16, der drehbar an der inneren Umfangsseite des Nockenrings 15 angeordnet ist. Der Rotor 16 ist mit einem äußeren Umfangsabschnitt der Antriebswelle 14 an einem zentralen Abschnitt davon verbunden, so dass der Rotor 16 um eine Drehachse, d. h. die Drehachse der Antriebswelle 14, drehbar ist. Ferner umfasst das Pumpenelement mehrere Flügel 17, die an einem äußeren Umfangsabschnitt des Rotors 16 angeordnet sind, so dass sie in einer radialen Richtung des Rotors 16 beweglich sind, und ein Paar von Ringelementen 18, 18 mit einem Durchmesser, der kleiner ist als jener des Rotors 16, die an einer inneren Umfangsseite des Rotors 16 an entgegengesetzten axialen Endabschnitten des Rotors 16 angeordnet sind. Mehrere Schlitze 16a sind im äußeren Umfangsabschnitt des Rotors 16 ausgebildet, so dass die Flügel 17 so beweglich sind, dass sie von den Schlitzen 16a vorstehen bzw. sich in diese zurückziehen.
Der Pumpenkörper 11 ist einteilig aus einem Aluminiumlegierungsmaterial ausgebildet. Wie in 3 und 2 gezeigt, weist der Pumpenkörper 11 eine Endwand 11a auf, die an einem von entgegengesetzten axialen Enden des Nockenrings 15 angeordnet ist. Die Endwand 11a dient als eine Endwand der Pumpenaufnahmekammer 13 und ein Lagerloch 11b ist in einer im Wesentlichen zentralen Position der Endwand 11a ausgebildet. Das Lagerloch 11b erstreckt sich durch die Endwand 11a und stützt einen Endabschnitt der Antriebswelle 14 ab. Eine Stütznut 11c mit einer im Allgemeinen halbkugelförmigen Form im Querschnitt ist in einer vorbestimmten Position in einer inneren Umfangswand der Pumpenaufnahmekammer 13 ausgebildet. Der Nockenring 15 ist schwenkbar in der Stütznut 11c durch einen stabförmigen Schwenkstift 19 abgestützt. Ferner ist in der inneren Umfangswand der Pumpenaufnahmekammer 13 eine Dichtungsgleitkontaktoberfläche 11d ausgebildet, die mit einem Dichtungselement 20a in Gleitkontakt steht, das in einem äußeren Umfangsabschnitt des Nockenrings 15 angeordnet ist. Die Dichtungsgleitkontaktoberfläche 11d ist an einer Seite der oberen Hälfte des Pumpenkörpers 11 angeordnet, wie in 1 in Bezug auf die gerade Linie M gezeigt (nachstehend als ”Nockenring-Referenzlinie M” bezeichnet), die ein Zentrum des Lagerlochs 11b und ein Zentrum der Stütznut 11c verbindet. Die Dichtungsgleitkontaktoberfläche 11d ist als gekrümmte Oberfläche ausgebildet, die auf einem Kreis mit einem vorbestimmten Radius R1 um das Zentrum der Stütznut 11c liegt. Die Dichtungsgleitkontaktoberfläche 11d weist eine solche Umfangslänge auf, dass sie immer verschiebbar mit dem Dichtungselement 20 innerhalb eines Bereichs in Gleitkontakt steht, in dem der Nockenring 15 schwenkbar in einer exzentrischen Beziehung zu der Drehachse des Rotors 16 (der Drehachse der Antriebswelle 14) bewegt wird. Ebenso ist eine Dichtungsgleitkontaktoberfläche 11e in der inneren Umfangswand der Pumpenaufnahmekammer 13 ausgebildet und an einer Seite der unteren Hälfte des Pumpenkörpers 11 angeordnet, wie in 1 in Bezug auf die Nockenring-Referenzlinie M gezeigt. Die Dichtungsgleitkontaktoberfläche 11e steht mit dem Dichtungselement 20b in Gleitkontakt, das im äußeren Umfangsabschnitt des Nockenrings 15 angeordnet ist. Die Dichtungsgleitkontaktoberfläche 11e ist als gekrümmte Oberfläche ausgebildet, die auf einem Kreis mit einem vorbestimmten Radius R2 um das Zentrum der Stütznut 11c liegt. Die Dichtungsgleitkontaktoberfläche 11e weist eine solche Umfangslänge auf, dass sie immer mit dem Dichtungselement 20b innerhalb eines Bereichs in Gleitkontakt steht, in dem der Nockenring 15 exzentrisch schwenkbar bewegt wird.
Wie in 1 und 3 gezeigt, sind ein Saugkanal 21a und ein Auslasskanal 22a in einer inneren Oberfläche der Endwand 11a des Pumpenkörpers 11 an einer äußeren Umfangsseite des Lagerlochs 11b ausgebildet. Jeder des Saugkanals 21a und des Auslasskanals 22a ist als ausgeschnittener Abschnitt ausgebildet. Der Saugkanal 21a ist ein Saugabschnitt, der eine im Allgemeinen bogenförmige konkave Form aufweist, so dass der Saugkanal 21a in einen Bereich geöffnet ist (nachstehend als ”Saugbereich” bezeichnet), in dem ein Volumen von jeder der Pumpenkammern PR gemäß der Pumpfunktion des Pumpenelements vergrößert wird. Der Auslasskanal 22a ist ein Auslassabschnitt, der eine im Allgemeinen bogenförmige konkave Form aufweist, so dass der Auslasskanal 22a in einen Bereich (nachstehend als ”Auslassbereich” bezeichnet) geöffnet ist, in dem das Volumen von jeder der Pumpenkammern PR gemäß der Pumpfunktion des Pumpenelements verkleinert wird. Der Saugkanal 21a und der Auslasskanal 22a liegen einander im Wesentlichen gegenüber, so dass das Lagerloch 11b zwischen dem Saugkanal 21a und dem Auslasskanal 22a angeordnet ist.
Wie in 3 gezeigt, umfasst der Saugkanal 21a einen Einführungsabschnitt 23, der im Wesentlichen in einer Zwischenposition in einer Umfangsrichtung des Saugkanals 21a ausgebildet ist. Der Einführungsabschnitt 23 erstreckt sich so, dass er in Richtung einer Seite einer ersten Federaufnahmekammer 26 vorsteht, wie später erläutert, und ist mit dem Saugkanal 21a einteilig ausgebildet. In der Nähe einer Grenze zwischen dem Einführungsabschnitt 23 und dem Saugkanal 21a ist ein Einlass 21b angeordnet, der sich so erstreckt, dass er zu einer Außenseite durch die Endwand 11a des Pumpenkörpers 11 geöffnet ist. Mit dieser Konstruktion wird ein Schmieröl, das in einer Ölwanne (nicht dargestellt) aufbewahrt ist, in jede der Pumpenkammern PR innerhalb des Saugbereichs durch den Einlass 21b und den Saugkanal 21a infolge eines Unterdrucks gesaugt, der durch die Pumpfunktion des Pumpenelements erzeugt wird. Der Saugkanal 21a und der Einführungsabschnitt 23 stehen mit einer Kammer 35 mit niedrigem Fluiddruck, die entlang einer äußeren Umfangsseite des Nockenrings 15 im Saugbereich ausgebildet ist, in Verbindung. Mit der Verbindung wird ein Saugdruck, das heißt das Öl mit einem niedrigen Fluiddruck, in die Kammer 35 mit niedrigem Fluiddruck eingeführt.
Der Auslasskanal 22a weist einen Auslass 22b in einem Anfangsendabschnitt davon auf, der sich so erstreckt, dass er zu einer Außenseite durch die Endwand 11a des Pumpenkörpers 11 geöffnet ist. Mit dieser Konstruktion wird ein Öl, das durch die Pumpfunktion des Pumpenelements mit Druck beaufschlagt wird und in den Auslasskanal 22a ausgelassen wird, vom Auslass 22b zu jedem der Gleitteile und einer Ventilzeitsteuervorrichtung (beide nicht gezeigt) in der Kraftmaschine durch eine Hauptölleitung OG, die im Zylinderblock ausgebildet ist, zugeführt.
Der Auslasskanal 22a steht mit dem Lagerloch 11b durch eine Verbindungsnut 25a in Verbindung, die ein Ausschnitt ist, der in der Endwand 11a des Pumpenkörpers 11 ausgebildet ist. Das Öl wird zum Lagerloch 11b zugeführt und zum Rotor 16 und Seitenabschnitten von jedem der Flügel 17 durch die Verbindungsnut 25a zugeführt, so dass eine gute Schmierung in jedem der Gleitteile davon sichergestellt werden kann. Die Verbindungsnut 25a ist so ausgebildet, dass sie sich in einer Richtung erstreckt, die nicht auf eine Richtung ausgerichtet ist, in der jeder der Flügel 17 vom Schlitz 16a ausgestreckt und in diesen zurückgezogen wird. Mit dieser Konstruktion kann verhindert werden, dass jeder der Flügel 17 in die Verbindungsnut 25a fällt, wenn er vom Schlitz 16a ausgestreckt und in diesen zurückgezogen wird.
Das Abdeckelement 12 ist im Allgemeinen mit einer Plattenform ausgebildet, wie in 2 gezeigt. Das Abdeckelement 12 ist am anderen der entgegengesetzten axialen Enden des Nockenrings 15 angeordnet. Das Abdeckelement 12 ist an einer Oberfläche des offenen Endes des Pumpenkörpers 11 mittels mehrerer Schrauben B1 befestigt. Das Abdeckelement 12 weist ein Lagerloch 12a gegenüber dem Lagerloch 11b des Pumpenkörpers 11 auf. Das Lagerloch 12a erstreckt sich durch das Abdeckelement 12, in dem das andere Ende der Antriebswelle 14 drehbar gelagert ist. Ähnlich zum Pumpenkörper 11 weist das Abdeckelement 12 einen Saugkanal 21c, einen Auslasskanal 22c und eine Verbindungsnut 25b an einer inneren Oberfläche davon auf, die dem Pumpenkörper 11 gegenüberliegt. Der Saugkanal 21c, der Auslasskanal 22c und die Verbindungsnut 25b sind in gegenüberliegender Beziehung zum Saugkanal 21a, zum Auslasskanal 22a bzw. zur Verbindungsnut 25a des Pumpenkörpers 11 angeordnet.
Die Antriebswelle 14 erstreckt sich durch die Endwand 11a des Pumpenkörpers 11 und weist ein axiales Ende auf, das zu einer Außenseite freiliegt und mit der Kurbelwelle (nicht dargestellt) oder dergleichen verbunden ist. Die Antriebswelle 14 empfängt eine Drehkraft, die von der Kurbelwelle oder dergleichen übertragen wird, wodurch der Rotor 16 in einer Richtung im Uhrzeigersinn in 1 gedreht wird. Wie in 1 gezeigt, bezeichnet eine gerade Linie N (nachstehend als ”Linie N der exzentrischen Richtung des Nockenrings” bezeichnet), die sich über die Drehachse der Antriebswelle 14 erstreckt und die Nockenring-Referenzlinie M schneidet, eine Grenze zwischen einem Saugbereich und einem Auslassbereich.
Der Rotor 16 weist mehrere Schlitze 16a auf, die sich von einer zentralen Seite des Rotors 16 in Richtung einer radialen Außenseite des Rotors 16 erstrecken und in einer Umfangsrichtung des Rotors 16 in Intervallen angeordnet sind. Eine Gegendruckkammer 16b mit einem im Allgemeinen kreisförmigen Querschnitt ist an einem radialen inneren Ende von jedem der Schlitze 16a ausgebildet, in die das ausgelassene Öl eingeführt wird. Jeder der Flügel 17 wird zur Bewegung nach außen von jedem der Schlitze 16a durch eine Zentrifugalkraft, die gemäß der Drehung des Rotors 16 erzeugt wird, und einen Öldruck innerhalb der Gegendruckkammer 16b gedrängt.
Während der Drehung des Rotors 16 wird eine Spitzenendoberfläche von jedem der Flügel 17 an einer inneren Umfangsoberfläche des Nockenrings 15 gleiten lassen und eine Fußendoberfläche davon wird an einer äußeren Umfangsoberfläche von jedem der Ringelemente 18, 18 gleiten lassen. Das heißt, jeder der Flügel 17 wird in einer Richtung des Rotors 16 durch jedes der Ringelemente 18, 18 radial nach außen geschoben. Selbst in einem Fall, in dem die Kraftmaschinendrehzahl niedrig ist und die Zentrifugalkraft und der Öldruck innerhalb der Gegendruckkammer 16b klein sind, wird ein Spitzenende von jedem der Flügel 17 an der inneren Umfangsoberfläche des Nockenrings 15 gleiten lassen und definiert dadurch jede der Pumpenkammern PR mit Fluiddichtheit.
Der Nockenring 15 ist aus sogenanntem gesintertem Metall hergestellt ist zu einer im Allgemeinen zylindrischen Form mit einem kreisförmigen Querschnitt ausgebildet. Eine Achse, die sich durch ein Zentrum eines kreisförmigen inneren Umfangs des kreisförmigen Querschnitts erstreckt, wird nachstehend als ”Mittelachse des Nockenrings 15” bezeichnet. Der Nockenring 15 wird schwenkbar bewegt, so dass ein exzentrisches Ausmaß der Mittelachse des Nockenrings 15 in Bezug auf die Drehachse des Rotors 16 (d. h. die Drehachse der Antriebswelle 14) verändert wird. Ein Schwenkabschnitt 15a ist in einer vorbestimmten Position eines äußeren Umfangs des Nockenrings 15 ausgebildet. Der Schwenkabschnitt 15a ist ein gerillter Abschnitt, der sich in einer axialen Richtung des Nockenrings 15 erstreckt und eine im Allgemeinen bogenförmige Form im Querschnitt aufweist. Der Schwenkabschnitt 15a steht mit dem Schwenkstift 19 in Eingriff, wodurch er einen exzentrischen Schwenkdrehpunkt für den Nockenring 15 bildet. Ein Armabschnitt 15b ist so ausgebildet, dass er dem Schwenkabschnitt 15a in Bezug auf die Mittelachse des Nockenrings 15 diametral gegenüber liegt, und erstreckt sich entlang einer radialen Richtung des Nockenrings 15. Der Armabschnitt 15b ist mit einer ersten Feder 33 mit einer vorbestimmten Federkonstante auf einer Seite davon verbunden und ist mit einer zweiten Feder 34 mit einer vorbestimmten Federkonstante, die kleiner ist als jene der ersten Feder 33, auf der anderen Seite davon verbunden. Ein Pressvorsprung 15c mit einem im Allgemeinen bogenförmigen Querschnitt ist auf einer Seite des Armabschnitts 15b in einer Bewegungsrichtung (Drehrichtung) des Armabschnitts 15b (d. h. auf einer Seite der ersten Feder 33) ausgebildet. Ein Pressvorsprung 15d ist auf der anderen Seite des Armabschnitts 15b in der Verlagerungsrichtung (Drehrichtung) des Armabschnitts 15b (d. h. auf einer Seite der zweiten Feder 34) ausgebildet. Der Pressvorsprung 15d weist eine Länge auf, die länger ist als eine Breite (Dicke) eines Armverlagerungseinschränkungsabschnitts 28, der im Pumpenkörper 11 ausgebildet ist, wie später erläutert. Der Pressvorsprung 15c steht immer mit einem Ende der ersten Feder 33 in Kontakt und der Pressvorsprung 15d steht immer mit einem Ende der zweiten Feder 34 in Kontakt. Folglich ist der Armabschnitt 15b mit der ersten und der zweiten Feder 33, 34 verbunden.
Wie in 1 und 3 gezeigt, umfasst der Pumpenkörper 11 auch eine erste und eine zweite Federaufnahmekammer 26, 27, die in einer Position angeordnet sind, die vom Lagerloch 11b in einer radial äußeren Richtung des Lagerlochs 11b beabstandet ist. Die erste und die zweite Federaufnahmekammer 26, 27, in der die erste bzw. die zweite Feder 33, 34 aufgenommen sind, sind benachbart zur Pumpenaufnahmekammer 13 entlang der Linie N der exzentrischen Richtung des Nockenrings angeordnet, wie in 1 gezeigt. Die erste Feder 33 ist elastisch zwischen einer Endwand der ersten Federaufnahmekammer 26 und dem Armabschnitt 15b (Pressvorsprung 15c) mit einer vorbestimmten Vorbelastung W1 installiert. Andererseits ist die zweite Feder 34 elastisch zwischen einer Endwand der zweiten Federaufnahmekammer 27 und dem Armabschnitt 15b (Pressvorsprung 15d) mit einer vorbestimmten Vorbelastung W2 installiert. Die zweite Feder 34 weist einen Drahtdurchmesser, der kleiner ist als jener der ersten Feder 33, und einen äußeren Wendeldurchmesser, der kleiner ist als jener der ersten Feder 33, auf. Der Armverlagerungseinschränkungsabschnitt 28 ist zwischen der ersten Federkammer 26 und der zweiten Federkammer 27 angeordnet, so dass eine Stufe zwischen der ersten und der zweiten Federaufnahmekammer 26, 27 ausgebildet ist. Eine Seite des Armverlagerungseinschränkungsabschnitts 28 ist mit der anderen Seite des Armabschnitts 15b in Kontakt gebracht, wodurch die Drehverlagerung des Armabschnitts 15b in der Richtung im Uhrzeigersinn in 1 eingeschränkt ist.
Die andere Seite des Armverlagerungseinschränkungsabschnitts 28 ist mit dem einen Ende der zweiten Feder 34 in Kontakt gebracht, wodurch ein maximales Ausdehnungsausmaß der zweiten Feder 34 eingeschränkt ist.
Folglich wird der Nockenring 15 immer in einer Richtung, in der das exzentrische Ausmaß der Mittelachse des Nockenrings 15 erhöht wird (nachstehend als ”exzentrische Richtung” bezeichnet), wie in der Richtung im Uhrzeigersinn in 1 gezeigt, durch den Armabschnitt 15b durch die resultierende Kraft W0 der Vorbelastungen W1, W2 der ersten und der zweiten Feder 33, 34, d. h. eine Vorbelastungskraft der ersten Feder 33, die eine relativ große Federbelastung erzeugt, gedrängt. Wie in 1 gezeigt, ist, wenn sich der Nockenring 15 in einem nicht betätigten Zustand befindet, folglich der Pressvorsprung 15d des Armabschnitts 15b in der zweiten Federaufnahmekammer 27 angeordnet und presst die zweite Feder 34 in einen komprimierten Zustand und die andere Seite des Armabschnitts 15b wird auf die eine Seite des Armverlagerungseinschränkungsabschnitts 28 gepresst. Folglich wird die Schwenkbewegung des Nockenrings 15 in einer Position eingeschränkt, in der das exzentrische Ausmaß der Mittelachse des Nockenrings 15 ein Maximum ist.
Der Nockenring 15 umfasst auch einen ersten und einen zweiten Dichtungsabschnitt 15e, 15f, die vom äußeren Umfang des Nockenrings 15 vorstehen. Der erste und der zweite Dichtungsabschnitt 15e, 15f weisen eine erste und eine zweite Dichtungsoberfläche 15g, 15h auf, die der ersten und der zweiten Dichtungsgleitoberfläche 11d, 11e zugewandt sind, die an der inneren Umfangswand der Pumpenaufnahmekammer 13 angeordnet sind. Die erste und die zweite Dichtungsoberfläche 15g, 15h sind konzentrisch zur ersten und zweiten Dichtungsgleitoberfläche 11d, 11e ausgebildet. Die erste und die zweite Dichtungsoberfläche 15g, 15h sind jeweils mit Dichtungshaltenuten 15i ausgebildet, die sich entlang der axialen Richtung des Nockenrings 15 erstrecken. Ein erstes und ein zweites Dichtungselement 20a, 20b sind in den Dichtungshaltenuten 15i abgestützt, um an der ersten bzw. der zweiten Dichtungsgleitoberfläche 11d, 11e während der exzentrischen Schwenkbewegung des Nockenrings 15 zu gleiten.
Insbesondere weisen die erste und die zweite Dichtungsoberfläche 15g, 15h vorbestimmte Radien r1, r2 auf, die geringfügig kleiner sind als die Radien R1, R2 der entsprechenden Dichtungsgleitoberflächen 11d, 11e, so dass vorbestimmte feine Zwischenräume dazwischen ausgebildet sind. Jedes des ersten und des zweiten Dichtungselements 20a, 20b ist aus einem Harz auf Fluorbasis mit geringen Reibungseigenschaften ausgebildet und weist eine gerade Riemenform auf, die sich linear entlang der axialen Richtung des Nockenrings 15 erstreckt. Das erste und das zweite Dichtungselement 20a, 20b werden auf die entsprechenden Dichtungsgleitoberflächen 11d, 11e durch eine elastische Kraft von elastischen Elementen gepresst, die aus Gummi bestehen und an Unterseiten der Dichtungshaltenuten 15i angeordnet sind. Folglich sind die feinen Zwischenräume zwischen der ersten und der zweiten Dichtungsoberfläche 15g, 15h und den entsprechenden Dichtungsgleitoberflächen 11d, 11e mit Fluiddichtheit abgedichtet.
Die erste und die zweite Steuerfluidkammer 31, 32 sind zwischen einer äußeren Umfangsoberfläche des Nockenrings 15 und der inneren Umfangswand der Pumpenaufnahmekammer 13 durch den Schwenkstift 19 und das erste und das zweite Dichtungselement 20a, 20b definiert. Ein Fluiddruck in der Kraftmaschine, der einem Pumpenauslassfluiddruck entspricht, wird in die erste und die zweite Steuerfluidkammer 31, 32 durch einen Steuerdruck-Einführungsdurchgang 60 eingeführt, der von der Hauptölleitung OG abgezweigt ist. Insbesondere wird der Pumpenauslassfluiddruck zur ersten Steuerfluidkammer 31 durch den ersten Einführungsdurchgang 61, der einer der zwei Zweigdurchgänge des Steuerdruck-Einführungsdurchgangs 60 ist, das Steuerventil 40, das im ersten Einführungsdurchgang 61 angeordnet ist, und einen ersten Zufuhr-Auslass-Durchgang 65 zugeführt. Der Auslassfluiddruck wird auch zur zweiten Steuerfluidkammer 32 durch den zweiten Einführungsdurchgang 62, der der andere der zwei Zweigdurchgänge des Steuerdruck-Einführungsdurchgangs 60 ist, eine vorbestimmte Öffnung 63, die im zweiten Einführungsdurchgang 62 angeordnet ist, und einen zweiten Zufuhr-Auslass-Durchgang 66 zugeführt. In 1 bezeichnen die Bezugszeichen F1, F2 Ölfilter, die jeweils beispielsweise aus Filterpapier ausgebildet sind.
Die Fluiddrücke, wie vorstehend beschrieben, werden auf Druckaufnahmeoberflächen 15j, 15k als Teile der äußeren Umfangsoberfläche des Nockenrings 15 ausgeübt, die der ersten bzw. der zweiten Steuerfluidkammer 31, 32 zugewandt sind. Infolge der Ausübung der Fluiddrücke wird eine Schwenkkraft zum Schwenken des Nockenrings 15 (eine Verlagerungskraft zum Verlagern des Nockenrings 15) auf den Nockenring 15 aufgebracht. Die erste Druckaufnahmeoberfläche 15j ist größer als die zweite Druckaufnahmeoberfläche 15k. Mit dieser Konstruktion kann in einem Fall, in dem derselbe Fluiddruck auf die erste und die zweite Druckaufnahmeoberfläche 15j, 15k ausgeübt wird, der Nockenring 15 in einer Richtung vorbelastet werden, in der das exzentrische Ausmaß der Mittelachse des Nockenrings 15 verringert wird (nachstehend als ”konzentrische Richtung” bezeichnet), wie in einer Richtung gegen den Uhrzeigersinn in 1 gezeigt. Mit anderen Worten, die erste und die zweite Steuerfluidkammer 31, 32 dienen zum Steuern des Verlagerungsausmaßes des Nockenrings 15 in der konzentrischen Richtung durch Vorbelasten des Nockenrings 15 in der konzentrischen Richtung durch die Druckaufnahmeoberflächen 15j, 15k durch Innendrücke der ersten und der zweiten Steuerfluidkammer 31, 32, die auf die Druckaufnahmeoberflächen 15j, 15k in zueinander entgegengesetzten Richtungen ausgeübt werden.
In der so konstruierten Ölpumpe 100 gemäß der ersten Ausführungsform sind die Vorbelastungskraft, die auf den Nockenring 15 in der exzentrischen Richtung gemäß der Federbelastung der ersten Feder 33 wirkt, und die Vorbelastungskraft, die auf den Nockenring 15 in der konzentrischen Richtung gemäß der Federbelastung der zweiten Feder 34 wirkt, und die Innendrücke der Steuerfluidkammern 31, 32 in einer vorbestimmten Beziehung dazwischen miteinander ausgeglichen. In einem Fall, in dem die Druckkraft, die auf den Nockenring 15 gemäß den Innendrücken der Steuerfluidkammern 31, 32 wirkt, kleiner ist als die resultierende Kraft W0 der Vorbelastung W1 der ersten Feder 33 und der Vorbelastung W2 der zweiten Feder 34, die eine Differenz zwischen der Vorbelastung W1 und der Vorbelastung W2 ist (d. h. W0 = W1 – W2), befindet sich der Nockenring 15 in einem maximalen exzentrischen Zustand, wie in 1 gezeigt. Dagegen wird in einem Fall, in dem die Druckkraft, die auf den Nockenring 15 gemäß den Innendrücken in den Steuerfluidkammern 31, 32 wirkt, größer wird als die resultierende Kraft W0 der Vorbelastung W1 der ersten Feder 33 und der Vorbelastung W2 der zweiten Feder 34, wenn der Auslassfluiddruck erhöht wird, der Nockenring 15 in der konzentrischen Richtung verlagert.
Eine Beziehung zwischen der Federbelastung W der ersten und der zweiten Feder 33, 34 und dem Schwenkwinkel (Verlagerungsausmaß) X des Nockenrings 16 wird mit Bezug auf 5 im einzelnen erläutert. Wie in 5 gezeigt, beginnt in der Winkelposition X1, in der sich der Nockenring 15 im maximalen exzentrischen Zustand befindet, wenn die Druckkraft, die auf den Nockenring 15 gemäß den Innendrücken in den Steuerfluidkammern 31, 32 wirkt, gleich der resultierenden Kraft W0 der Vorbelastung W1 der ersten Feder 33 und der Vorbelastung W2 der zweiten Feder 34 wird, die einer Druckkraft entspricht, die auf den Nockenring 15 gemäß einem ersten Umstellfluiddruck Pf wirkt, wie später erläutert, die erste Feder 33 komprimiert zu werden und die zweite Feder 34 beginnt ausgedehnt zu werden, so dass der Nockenring 15 in der konzentrischen Richtung verlagert wird. Danach, wenn der Auslassfluiddruck erhöht wird, wird die Druckkraft, die auf den Nockenring 15 gemäß den Innendrücken der Steuerfluidkammern 31, 32 wirkt, groß, so dass die zweite Feder 34 mit dem Armverlagerungseinschränkungsabschnitt 28 in Kontakt gebracht wird. Infolge des Kontakts der zweiten Feder 34 mit dem Armverlagerungseinschränkungsabschnitt 28 wird die Unterstützung der zweiten Feder 34 beseitigt, so dass die Verlagerung des Nockenrings 15 in der konzentrischen Richtung unterbrochen wird (siehe Winkelposition X2 in 5). Wenn der Auslassfluiddruck weiter erhöht wird, so dass die Druckkraft, die auf den Nockenring 15 gemäß den Innendrücken der Steuerfluidkammern 31, 32 wirkt, gleich der Federbelastung Wx der ersten Feder 33 wird, die einer Druckkraft entspricht, die auf den Nockenring 15 gemäß dem zweiten Umstellfluiddruck Ps wirkt, wie später erläutert, wird die erste Feder 33 weiter komprimiert, so dass der Nockenring 15 weiter in der konzentrischen Richtung verlagert wird (siehe Winkelposition X3 in 5).
Mit Rückbezug auf 1 wird nun das Steuerventil 40 erläutert. Wie in 1 gezeigt, umfasst das Steuerventil 40 einen abgestuften röhrenförmigen Ventilkörper 41 mit einem Abschnitt mit kleinem Durchmesser auf einer Seite von einem axialen Ende davon und einem Abschnitt mit großem Durchmesser auf einer Seite des anderen axialen Endes davon, einen Stopfen 42, der ein offenes Ende verschließt, das auf der Seite des anderen axialen Endes des Ventilkörpers 41 ausgebildet ist, einen Schieber 43, der innerhalb des Ventilkörpers 41 so angeordnet ist, dass er in einer axialen Richtung des Ventilkörpers 41 verschiebbar ist, und eine Ventilfeder (Steuerfeder) 44, die innerhalb des Ventilkörpers 41 auf der Seite des anderen axialen Endes davon angeordnet ist, so dass sie immer den Schieber 43 in Richtung des einen axialen Endes des Ventilkörpers 41 vorbelastet. Der Ventilkörper 41 kann einteilig mit dem Abdeckelement 12 ausgebildet sein, aber die Anordnung des Ventilkörpers 41 im Abdeckelement 12 ist nicht speziell begrenzt. Insbesondere umfasst der Schieber 43 einen ersten und einen zweiten Steg 43a, 43b, die ein Paar von Abschnitten mit großem Durchmesser sind, die mit einer inneren Umfangsoberfläche des Ventilkörpers 41 in Gleitkontakt kommen, und dient dazu, die Zufuhr des Fluiddrucks zur zweiten Steuerfluidkammer 32 und das Auslassen des Fluiddrucks davon zu steuern. Die Ventilfeder 44 ist zwischen dem Stopfen 42 und dem Schieber 43 mit einer vorbestimmten Vorbelastung Wk installiert.
Der Ventilkörper 41 umfasst einen Ventilaufnahmeabschnitt 41a, in dem der Schieber 43 aufgenommen ist. Der Ventilaufnahmeabschnitt 41a weist einen Innendurchmesser auf, der im Wesentlichen derselbe wie ein Außendurchmesser des Schiebers 43 ist (d. h. ein Außendurchmesser von jedem der Stege 43a, 43b). Der Ventilaufnahmeabschnitt 41a erstreckt sich in einem axialen Bereich des Ventilkörpers 41, der entgegengesetzte axiale Endabschnitte des Ventilkörpers 41 ausschließt. Der Ventilkörper 41 umfasst auch einen Einführungskanal 50, der in einem Endabschnitt des Abschnitts mit kleinem Durchmesser ausgebildet ist, der an dem einen axialen Ende des Ventilkörpers 41 angeordnet ist. Der Einführungskanal 50 ist zu einer Endoberfläche des Abschnitts mit kleinem Durchmesser geöffnet und mit dem ersten Einführungsdurchgang 61 verbunden. Der Einführungskanal 50 ist auch zur Fluiddruckkammer 55 geöffnet, die im Ventilaufnahmeabschnitt 41a definiert ist, wie später erläutert. Der Einführungskanal 50 weist einen Durchmesser auf, der kleiner ist als der Innendurchmesser des Ventilaufnahmeabschnitts 41a. Der Ventilkörper 41 umfasst auch ein Gewindeloch, das im Abschnitt mit großem Durchmesser des Ventilkörpers 41 ausgebildet ist. Das Gewindeloch weist einen Durchmesser auf, der größer ist als der Innendurchmesser des Ventilaufnahmeabschnitts 41a, in den der Stopfen 42 geschraubt ist.
Der Ventilkörper 41 umfasst auch einen ersten Steuerkanal 51, einen zweiten Steuerkanal 52, einen ersten Ablasskanal 53 und einen zweiten Ablasskanal 54. Diese Kanäle 51, 52, 53 und 54 erstrecken sich durch eine Umfangswand des Ventilkörpers 41, die den Ventilaufnahmeabschnitt 41a definiert. Der erste Steuerkanal 51 ist mit der ersten Steuerfluidkammer 31 durch den ersten Zufuhr-Auslass-Durchgang 65 an einem Ende davon verbunden und kann mit dem Einführungskanal 50 oder dem ersten Ablasskanal 53 am anderen Ende davon in Verbindung gebracht werden, wie später erläutert. Der zweite Steuerkanal 52 ist mit der zweiten Steuerfluidkammer 32 durch den zweiten Zufuhr-Auslass-Durchgang 66 an einem Ende davon verbunden und kann mit dem ersten Ablasskanal 53 am anderen Ende davon in Verbindung gebracht werden, wie später erläutert. Der erste Ablasskanal 53 ist mit einer Saugseite oder einem Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck wie z. B. einer Ölwanne (nicht dargestellt) an einem Ende davon verbunden und kann mit dem ersten und dem zweiten Steuerkanal 51, 52 am anderen Ende in Verbindung gebracht werden, um zum Auslassen des Öls in der ersten und zweiten Steuerfluidkammer 31, 32 zu dienen, wie später erläutert. Der zweite Ablasskanal 54 ist mit dem Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck an einem Ende davon verbunden und mit der Gegendruckkammer 57 am anderen Ende davon verbunden, um zum Auslassen des Öls in der Gegendruckkammer 57 zu dienen, wie später erläutert.
Der Schieber 43 weist einen ersten und einen zweiten Steg 43a, 43b an entgegengesetzten Endabschnitten davon in einer axialen Richtung des Schiebers 43 und einen Schaft 43c zwischen dem ersten und dem zweiten Steg 43a, 43b auf. Der erste und der zweite Steg 43a, 43b sind Abschnitte mit großem Durchmesser und der Schaft 43c ist ein Abschnitt mit kleinem Durchmesser mit einem Durchmesser, der kleiner ist als der Durchmesser des ersten und des zweiten Steges 43a, 43b. Der Schieber 43 wirkt mit dem Ventilkörper 41 zusammen, um die Fluiddruckkammer 55 im Ventilaufnahmeabschnitt 41a zwischen dem ersten Steg 43a und dem Einführungskanal 50 zu definieren. Die Fluiddruckkammer 55 steht mit dem Einführungskanal 50 in Verbindung, so dass der Pumpenauslassfluiddruck vom Einführungskanal 50 in die Fluiddruckkammer 55 durch den ersten Einführungsdurchgang 61 eingeführt wird. Der Schieber 43 wirkt auch mit dem Ventilkörper 41 zusammen, um eine Zwischenkammer 56 zu definieren, die im Ventilaufnahmeabschnitt 41a zwischen dem ersten und dem zweiten Steg 43a, 43b und dem Schaft 43c angeordnet ist. Der erste Steuerkanal 51 und der erste Ablasskanal 53 oder der zweite Steuerkanal 52 und der erste Ablasskanal 53 stehen durch die Zwischenkammer 56 in Abhängigkeit von einer Position des Schiebers 43 innerhalb des Ventilaufnahmeabschnitts 41a in einer axialen Richtung des Ventilkörpers 41 miteinander in Verbindung. Der Schieber 43 wirkt auch mit dem Ventilkörper 41 und dem Stopfen 42 zusammen, um die Gegendruckkammer 57 zu definieren, die im Ventilaufnahmeabschnitt 41a zwischen dem zweiten Steg 43b und dem Stopfen 42 angeordnet ist. Der zweite Ablasskanal 54 steht mit der Gegendruckkammer 57 in Verbindung, so dass das Öl, das aus der Zwischenkammer 56 durch einen feinen Zwischenraum zwischen einer äußeren Umfangsoberfläche des zweiten Steges 43b und einer inneren Umfangsoberfläche des Ventilaufnahmeabschnitts 41a aussickert, in die Gegendruckkammer 57 eingeführt und dann aus dem zweiten Ablasskanal 54 abgelassen wird.
Das so konstruierte Steuerventil 40 ist zwischen einem ersten Zustand, wie in 1 gezeigt, und einem zweiten Zustand, wie in 9 gezeigt, in Reaktion auf den Auslassfluiddruck verschiebbar. Wenn der Auslassfluiddruck, der vom Einführungskanal 50 in die Fluiddruckkammer 55 eingeführt wird, nicht höher ist als ein vorbestimmter Fluiddruck (erster Umstellfluiddruck Pf), befindet sich das Steuerventil 40 im ersten Zustand. Im ersten Zustand wird der Schieber 43 zur Bewegung in Richtung des einen axialen Endes des Ventilkörpers 41 (d. h. in Richtung der Seite des Einführungskanals 50) in einem maximalen Ausmaß gedrängt, um dadurch sich in einer anfänglichen Position zu befinden, in der der erste Steg 43a des Schiebers 43 an einer axialen Endwand des Ventilaufnahmeabschnitts 41a (eine verjüngte Endwand, die einen Teil der Fluiddruckkammer 55 definiert) durch die Vorbelastungskraft der Ventilfeder 44 auf der Basis der Vorbelastung Wk anliegt. In der anfänglichen Position ist die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal 50 und den anderen Kanälen 51–54 durch den ersten Steg 43a unterbrochen und die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem ersten Ablasskanal 53 ist durch die Zwischenkammer 56 hergestellt. Andererseits ist die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und den anderen Kanälen 50, 51, 53, 54 durch den zweiten Steg 43b unterbrochen.
Ein Bereich des Ventilaufnahmeabschnitts 41a, in dem sich der Schieber 43 in der anfänglichen Position befindet, wird nachstehend als ”erster Bereich” bezeichnet. Infolge der obigen Unterbrechung und Herstellung der Fluidverbindung wird das Öl in der ersten Steuerfluidkammer 31 aus dem ersten Ablasskanal 53 durch den ersten Zufuhr-Auslass-Durchgang 65 und den ersten Steuerkanal 51 ausgelassen und der Auslassfluiddruck wird nur zur zweiten Steuerfluidkammer 32 durch den zweiten Einführungsdurchgang 62 zugeführt. Der Begriff ”Unterbrechung”, der in der obigen Beschreibung in Bezug auf das Steuerventil 40 verwendet wird, bedeutet nicht, dass die Fluidverbindung zwischen den Kanälen vollständig blockiert wird, sondern bedeutet, dass die Fluidverbindung zwischen den Kanälen im Wesentlichen eingeschränkt wird, während eine geringfügige Menge des Öls durch den feinen Zwischenraum fließt, der an einer äußeren Umfangsseite von jedem der Stege 43a, 43b ausgebildet ist (nachstehend in derselben Weise definiert).
Wenn der Auslassfluiddruck, der in die Fluiddruckkammer 55 eingeführt wird, den vorbestimmten Fluiddruck überschreitet, wird das Steuerventil 40 in den zweiten Zustand verschoben, wie in 9 gezeigt, in dem der Schieber 43 zur Bewegung in Richtung des anderen axialen Endes des Ventilkörpers 41 gedrängt wird, so dass er sich in einer Betätigungsposition befindet. Das heißt, der Schieber 43 wird zur Bewegung in Richtung des Stopfens 42 gegen die Vorbelastungskraft der Ventilfeder 44 gedrängt. Insbesondere wenn der Auslassfluiddruck höher ist als der vorbestimmte Fluiddruck, d. h. der erste Umstellfluiddruck Pf, und nicht höher ist als der zweite Umstellfluiddruck Ps, ist der Schieber 43 in einem zweiten Bereich als Zwischenbereich angeordnet, wie in 7 und 8 gezeigt. Im zweiten Bereich ist die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal 50 und dem ersten Steuerkanal 51 durch die Fluiddruckkammer 55 zugelassen und die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem ersten Ablasskanal 53 ist durch den ersten Steg 43a unterbrochen. Andererseits wird die Unterbrechung der Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und anderen Kanälen 50, 51, 53, 54 durch den zweiten Steg 43b aufrechterhalten. Folglich wird der Auslassfluiddruck zur ersten Steuerfluidkammer 31 durch den ersten Einführungsdurchgang 61 und das Steuerventil 40 zugeführt und auch zur zweiten Steuerfluidkammer 32 durch den zweiten Einführungsdurchgang 62 zugeführt. Wenn der Auslassfluiddruck den zweiten Umstellfluiddruck PS überschreitet, wird das Steuerventil 40 in den zweiten Zustand gebracht, in dem der Schieber 43 sich in einem dritten Bereich befindet, in dem der Schieber 43 näher an den Stopfen 42 angenähert ist (siehe 9). Im dritten Bereich wird die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal 50 und dem ersten Steuerkanal 51 aufrechterhalten und die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und dem ersten Ablasskanal 53 durch die Zwischenkammer 56 ist zugelassen. Folglich wird das Öl in der zweiten Steuerfluidkammer 32 aus der zweiten Steuerfluidkammer 32 ausgelassen und der Auslassfluiddruck wird nur zur ersten Steuerfluidkammer 31 zugeführt.
Ein Betrieb der Verstellpumpe 100 gemäß der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird nachstehend mit Bezug auf 1 und 6 bis 9 erläutert.
Zuerst wird ein erforderlicher Fluiddruck in einer Brennkraftmaschine, der eine Referenz zur Steuerung des Auslassfluiddrucks der Verstellpumpe 100 ist, mit Bezug auf 6 erläutert. Der in 6 gezeigte Punkt P1 bezeichnet einen ersten Fluiddruck, der für die Kraftmaschine erforderlich ist, der dem Fluiddruck entspricht, der für eine Ventilzeitsteuervorrichtung erforderlich ist, die im Fahrzeug verwendet wird und die dazu dient, die Kraftstoffsparsamkeit zu verbessern. Der in 6 gezeigte Punkt P2 bezeichnet einen zweiten Fluiddruck, der für die Kraftmaschine erforderlich ist und der dem Fluiddruck entspricht, der für eine Ölstrahlvorrichtung, die im Fahrzeug verwendet wird, die dazu dient, einen Kolben der Kraftmaschine zu kühlen, und eine Antriebsquelle einer variablen Ventilbetätigungsvorrichtung erforderlich ist. Das in 6 gezeigte Punktzeichen P3 bezeichnet einen dritten Fluiddruck, der für die Kraftmaschine zum Schmieren eines Lagerabschnitts der Kurbelwelle bei einer Drehung der Kraftmaschine mit hoher Drehzahl erforderlich ist. Die in 6 gezeigte Strich-Punkt-Linie, die diese Punkte P1, P2 und P3 verbindet, bezeichnet den idealen erforderlichen Fluiddruck (Auslassfluiddruck) P in der Brennkraftmaschine gemäß der Kraftmaschinendrehzahl R. Die in 6 gezeigte durchgezogene Linie bezeichnet die Fluiddruckcharakteristik der Verstellpumpe 100 und die in 6 gezeigte gestrichelte Linie bezeichnet die Fluiddruckcharakteristik der vorstehend beschriebenen herkömmlichen Pumpe.
Außerdem bezeichnet das in 6 gezeigte Bezugszeichen Pf den ersten Umstellfluiddruck, bei dem der Schieber 43 beginnt, sich vom ersten Bereich zum zweiten Bereich gegen die Vorbelastungskraft Wk der Ventilfeder 44 zu bewegen. Das in 6 gezeigte Bezugszeichen Ps bezeichnet den zweiten Umstellfluiddruck, bei dem der Schieber 43 beginnt, sich vom zweiten Bereich zum dritten Bereich gegen die Vorbelastungskraft Wk der Ventilfeder 44 zu bewegen. Ferner sind in der Verstellpumpe 100 die Federbelastungen der ersten und der zweiten Feder 33, 34 und die Flächeninhalte der Druckaufnahmeoberflächen 15j, 15k der Steuerfluidkammern 31, 32 derart festgelegt, dass ein Arbeitsfluiddruck (erster Arbeitsfluiddruck), der auf den Nockenring 15 aufgebracht wird, auf den die Vorbelastungskräfte W1, W2 der ersten und der zweiten Feder 33, 34 ausgeübt werden, wie in 1 gezeigt, niedriger ist als der erste Umstellfluiddruck Pf, und ein Arbeitsfluiddruck (zweiter Arbeitsfluiddruck), der auf den Nockenring 15 aufgebracht wird, auf den nur die Vorbelastungskraft W1 der ersten Feder 33 ausgeübt wird, wie in 9 gezeigt, höher ist als der zweite Umstellfluiddruck Ps.
Indem die Federbelastungen der ersten und der zweiten Feder 33, 34 und die Flächeninhalte der Druckaufnahmeoberflächen 15j, 15k in der Verstellpumpe 100 so festgelegt sind, ist der Auslassfluiddruck (Fluiddruck in der Kraftmaschine) P niedriger als der erste Umstellfluiddruck Pf im Abschnitt ”a”, der in 6 gezeigt ist, der einem Drehzahlbereich vom Kraftmaschinenstart bis zu einem Bereich mit niedriger Drehzahl entspricht. Wie in 1 gezeigt, befindet sich daher das Steuerventil 40 im ersten Zustand, das heißt der Schieber 43 befindet sich im ersten Bereich, in dem die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal 50 und anderen Kanälen 51–54 durch den ersten Steg 43a unterbrochen ist, die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem ersten Ablasskanal 53 durch die Zwischenkammer 56 zugelassen ist und die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und den anderen Kanälen 50, 51, 53, 54 durch den zweiten Steg 43b unterbrochen ist. Folglich wird das Öl in der ersten Steuerfluidkammer 31 in den Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck ausgelassen und der Auslassfluiddruck P wird nur zur zweiten Steuerfluidkammer 32 durch den zweiten Einführungsdurchgang 62 zugeführt. Der Nockenring 15 wird im maximalen exzentrischen Zustand gehalten, in dem der Armabschnitt 15 mit dem Armverlagerungseinschränkungsabschnitt 28 durch die Druckkraft in Kontakt gebracht ist, die durch den Innendruck der zweiten Steuerfluidkammer 32 erzeugt wird, und die Vorbelastungskraft, die durch die resultierende Kraft W0 der Vorbelastungskräfte der ersten und der zweiten Feder 33, 34 erzeugt wird, das heißt durch die Federbelastung der ersten Feder 33, die größer ist als jene der zweiten Feder 34. Folglich wird die Menge des durch die Pumpe ausgelassenen Öls am größten und der Auslassfluiddruck P weist eine solche Charakteristik auf, dass der Auslassfluiddruck P im Wesentlichen im Verhältnis zur Erhöhung der Kraftmaschinendrehzahl R erhöht wird.
Danach, wenn der Auslassfluiddruck P den ersten Umstellfluiddruck Pf gemäß der Erhöhung der Kraftmaschinendrehzahl R erreicht hat, wie in 6 gezeigt, wird der Schieber 43 des Steuerventils 40 in Richtung des Stopfens 42 gegen die Vorbelastungskraft Wk der Ventilfeder 44 bewegt, wie in 7 gezeigt, so dass der Schieber 43 vom ersten Bereich zum zweiten Bereich verschoben wird. Im zweiten Bereich ist die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal 50 und dem ersten Steuerkanal 51 durch die Fluiddruckkammer 55 zugelassen und die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem ersten Ablasskanal 53 ist durch den ersten Steg 43a unterbrochen. Andererseits wird die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und den anderen Kanälen 50, 51, 53, 54 durch den zweiten Steg 43b weiterhin unterbrochen. Folglich beginnt der Auslassfluiddruck zur ersten Steuerfluidkammer 31 durch den ersten Einführungsdurchgang 61 zugeführt zu werden und der Auslassfluiddruck wird zur zweiten Steuerfluidkammer 32 weiterhin zugeführt. Folglich überwindet die resultierende Kraft der Druckkraft, die durch den Innendruck der ersten Steuerfluidkammer 31 erzeugt wird, und der Vorbelastungskraft W2 der zweiten Feder 34 die resultierende Kraft der Vorbelastungskraft W1 der ersten Feder 33 und der Druckkraft, die durch den Innendruck der zweiten Steuerfluidkammer 32 erzeugt wird, so dass der Nockenring 15 beginnt, sich in der konzentrischen Richtung zu bewegen.
Dann wird der Auslassfluiddruck P aufgrund der Verringerung des exzentrischen Ausmaßes der Mittelachse des Nockenrings 15 abgesenkt, was durch die Verlagerung des Nockenrings 15 in der konzentrischen Richtung verursacht wird. Die Druckkraft, die durch den gesenkten Auslassfluiddruck P erzeugt wird, wird kleiner als die Vorbelastungskraft Wk der Ventilfeder 44. Folglich wird der Schieber 43 zur Bewegung vom zweiten Bereich zurück zum ersten Bereich durch die Vorbelastungskraft Wk der Ventilfeder 44 gedrängt. Im ersten Bereich ist die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem Einführungskanal 50 durch die Fluiddruckkammer 55 durch den ersten Steg 43a des Schiebers 43 unterbrochen und die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem ersten Ablasskanal 53 durch die Zwischenkammer 56 ist wieder zugelassen. Folglich wird das Öl in der ersten Steuerfluidkammer 31 ausgelassen, so dass der Innendruck der ersten Steuerfluidkammer 31 gesenkt wird. Die resultierende Kraft der Druckkraft, die durch den Innendruck der ersten Steuerfluidkammer 31 erzeugt wird, und der Vorbelastungskraft W2 der zweiten Feder 34 wird kleiner als die resultierende Krafft der Druckkraft, die durch den Innendruck der zweiten Steuerfluidkammer 32 erzeugt wird, und der Vorbelastungskraft W1 der ersten Feder 33, so dass der Nockenring 15 wieder in den maximalen exzentrischen Zustand gebracht wird, wie in 1 gezeigt. Im maximalen exzentrischen Zustand wird der Auslassfluiddruck P wieder erhöht, so dass die Druckkraft, die durch den erhöhten Auslassfluiddruck P erzeugt wird, größer wird als die Vorbelastungskraft Wk der Ventilfeder 44. Folglich wird der Schieber 43 wieder zur Bewegung in Richtung des Stopfens 42 gegen die Vorbelastungskraft Wk der Ventilfeder 44 gedrängt, und wird vom ersten Bereich zum zweiten Bereich verschoben. Folglich wird der Nockenring 15 wieder in der konzentrischen Richtung verlagert.
In der Verstellpumpe 100 wird der Auslassfluiddruck P folglich durch kontinuierliches und abwechselndes Zulassen der Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem ersten Ablasskanal 53 und der Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem Einführungskanal 50 unter Verwendung des Schiebers 43 des Steuerventils 40 reguliert, um den ersten Umstellfluiddruck Pf aufrechtzuerhalten. Da eine solche Auslassfluiddruckregulierung durch Umstellen der Fluidverbindung des ersten Steuerkanals 51 im Steuerventil 40 ausgeführt wird, ist die Auslassfluiddruckregulierung frei von einem Einfluss der Federkonstante von jeder der ersten und der zweiten Feder 33, 34. Ferner wird die Auslassfluiddruckregulierung in einem äußerst schmalen Bereich des Hubs des Schiebers 43 in Bezug auf die Umstellung der Fluidverbindung des ersten Steuerkanals 51 im Steuerventil 40 ausgeführt. Daher besteht keine Befürchtung, dass die Auslassfluiddruckregulierung durch die Federkonstante der Ventilfeder 44 beeinflusst wird. Folglich weist der Auslassfluiddruck P der Verstellpumpe 100 die Charakteristik auf, wie durch das flach verlaufende Liniensegment der durchgezogenen Linie im Abschnitt ”b” in 6 angegeben, im Gegensatz zu der Charakteristik der herkömmlichen Pumpe, wie durch das Liniensegment der gestrichelten Linie im Abschnitt ”b” in 6 angegeben, das im Wesentlichen im Verhältnis zur Zunahme der Kraftmaschinendrehzahl R ansteigt. Folglich kann der Auslassfluiddruck P der Verstellpumpe 100 im Abschnitt ”b” eng an den idealen erforderlichen Fluiddruck angenähert werden, wie durch die Stich-Punkt-Linie in 6 angegeben. In der Verstellpumpe 100 ist es folglich möglich, den Leistungsverlust (schraffierte Fläche S1, die in 6 gezeigt ist) zu verringern, der bei der herkömmlichen Pumpe aufgrund der nutzlosen Erhöhung des Auslassfluiddrucks P entsprechend der Federkonstante der ersten Feder 33 verursacht wird. Ferner wird der Nockenring 15 durch Betätigen des Steuerventils 40 gesteuert, um den Fluiddruck in jede der Steuerfluidkammern 31, 32 einzuführen. Daher kann der Auslassfluiddruck P gesteuert werden, ohne dass er durch eine Änderung der Öltemperatur oder Veränderung des Innendrucks in jeder der Steuerfluidkammern 31, 32 beeinflusst wird, die aufgrund von Belüftung usw. verursacht wird.
Wenn sich der Schieber 43 im zweiten Bereich befindet und der Auslassfluiddruck P erhöht wird, um eine ausreichende Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und der Fluiddruckkammer 55 im Steuerventil 40 gemäß der Erhöhung der Kraftmaschinendrehzahl R zu ermöglichen, wird der Innendruck der ersten Steuerfluidkammer 31 erhöht, um eine Verlagerung des Nockenrings 15 in der exzentrischen Richtung zu bewirken und dadurch das eine Ende der zweiten Feder 34 mit dem Armverlagerungseinschränkungsabschnitt 28 in Kontakt zu bringen (siehe 8). Das heißt, die Unterstützung der zweiten Feder 34 wird beseitigt, so dass die Verlagerung des Nockenrings 15 in der konzentrischen Richtung gestoppt wird. Wenn die Kraftmaschinendrehzahl R höher wird, wird folglich der Auslassfluiddruck P wieder im Wesentlichen im Verhältnis zur Kraftmaschinendrehzahl R erhöht, wie durch das Liniensegment der durchgezogenen Linie im Abschnitt ”c” in 6 angegeben. Unterdessen ist das exzentrische Ausmaß der Mittelachse des Nockenrings 15 im Abschnitt ”c” kleiner als jenes im Abschnitt ”a” und daher wird die Menge an Erhöhung des Auslassfluiddrucks P im Abschnitt ”c” kleiner als jene im Abschnitt ”a”.
Wenn der Auslassfluiddruck P weiter erhöht wird und den zweiten Umstellfluiddruck Ps gemäß der Erhöhung der Kraftmaschinendrehzahl R infolge der obigen Charakteristik der Verstellpumpe 100 erreicht hat, wird der Schieber 43 des Steuerventils 40 weiter in Richtung des Stopfens 42 bewegt und vom zweiten Bereich zum dritten Bereich, der in 9 gezeigt ist, verschoben. Folglich wird die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem Einführungskanal 50 aufrechterhalten und die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und dem ersten Ablasskanal 53 durch die Zwischenkammer 56 wird zugelassen. Folglich wird der Auslassfluiddruck P in die erste Steuerfluidkammer 31 eingeführt und das Öl in der zweiten Steuerfluidkammer 32 wird ausgelassen. Die zweite Steuerfluidkammer 32 wird mit dem Steuerdruck-Einführungsdurchgang 60 durch die Öffnung 63 in Verbindung gebracht. Mit dieser Konstruktion tritt, wenn das Öl aus der zweiten Steuerfluidkammer 32 aufgrund der Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und dem ersten Ablasskanal 53 ausgelassen wird, ein Druckverlust in der Öffnung 63 auf, um dadurch eine Verringerung des Fluiddrucks zu verursachen, der in die zweite Steuerfluidkammer 32 eingeführt wird. Folglich wird die Druckkraft, die durch den Innendruck der ersten Steuerfluidkammer 31 erzeugt wird, größer als die resultierende Kraft der Vorbelastungskraft W1 der ersten Feder 33 und der Druckkraft, die durch den Innendruck der zweiten Steuerfluidkammer 32 erzeugt wird, so dass der Nockenring 15 beginnt, sich wieder in der konzentrischen Richtung zu bewegen.
Infolge der Verlagerung des Nockenrings 15 in der konzentrischen Richtung wird das exzentrische Ausmaß der Mittelachse des Nockenrings 15 verringert, um dadurch eine Verringerung des Auslassfluiddrucks P zu bewirken. Die Druckkraft, die durch den verringerten Auslassfluiddruck P erzeugt wird, wird kleiner als die Vorbelastungskraft Wk der Ventilfeder 44, so dass der Schieber 43 zur Bewegung vom dritten Bereich zurück zum zweiten Bereich durch die Vorbelastungskraft Wk der Ventilfeder 44 gedrängt wird. Die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und dem ersten Ablasskanal 53 wird wieder durch den zweiten Steg 43b unterbrochen. Folglich wird der Auslassfluiddruck P in die zweite Steuerfluidkammer 32 eingeführt und daher wird der Innendruck der zweiten Steuerfluidkammer 32 wieder erhöht. Folglich wird die Druckkraft, die durch den Innendruck der ersten Steuerfluidkammer 31 erzeugt wird, kleiner als die resultierende Kraft der Druckkraft, die durch den Innendruck der zweiten Steuerfluidkammer 32 erzeugt wird, und der Vorbelastungskraft W1 der ersten Feder 33, so dass der Nockenring 15 wieder in den exzentrischen Zwischenzustand gebracht wird, wie in 8 gezeigt. Der Auslassfluiddruck P wird gemäß der Erhöhung des exzentrischen Ausmaßes der Mittelachse des Nockenrings 15 während der Verlagerung des Nockenrings 15 in den exzentrischen Zwischenzustand wieder erhöht, und die Druckkraft, die durch den erhöhten Auslassfluiddruck P erzeugt wird, überwindet die Vorbelastungskraft Wk der Ventilfeder 44. Zu diesem Zeitpunkt wird der Schieber 43 wieder zur Bewegung in Richtung des Stopfens 42 gegen die Vorbelastungskraft Wk der Ventilfeder 44 gedrängt und wird vom zweiten Bereich zum dritten Bereich verschoben. Folglich wird der Nockenring 15 wieder in der konzentrischen Richtung verlagert (siehe Abschnitt ”d”, der in 6 gezeigt ist).
Folglich wird bei der Verstellpumpe 100 der Auslassfluiddruck P durch kontinuierliches und abwechselndes Ermöglichen einer Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und dem ersten Ablasskanal 53 und einer Nicht-Fluidverbindung dazwischen unter Verwendung des Schiebers 43 des Steuerventils 40 reguliert, um den zweiten Umstellfluiddruck Ps aufrechtzuerhalten. Da eine solche Auslassfluiddruckregulierung durch die Umstellung zwischen der Fluidverbindung und der Nicht-Fluidverbindung des zweiten Steuerkanals 52 im Steuerventil 40 ausgeführt wird, kann die Auslassfluiddruckregulierung vom Einfluss der Federkonstante von jeder der ersten und der zweiten Feder 33, 34 frei sein. Ferner wird die Auslassfluiddruckregulierung in einem äußerst schmalen Bereich des Hubs des Schiebers 43 in Bezug auf die Umstellung zwischen der Fluidverbindung und der Nicht-Verbindung des ersten Steuerkanals 51 im Steuerventil 40 ausgeführt. Daher besteht keine Befürchtung, dass die Auslassfluiddruckregulierung durch die Federkonstante der Ventilfeder 44 beeinflusst wird. Folglich weist der Auslassfluiddruck P der Verstellpumpe 100 die Charakteristik auf, wie durch das im Wesentlichen flach verlaufende Liniensegment der durchgezogenen Linie im Abschnitt ”d” in 6 angegeben, im Gegensatz zur Charakteristik der herkömmlichen Pumpe, wie durch das Liniensegment der gestrichelten Linie im Abschnitt ”d” in 6 angegeben, das im Wesentlichen im Verhältnis zur Erhöhung der Kraftmaschinendrehzahl R ansteigt. Folglich kann der Auslassfluiddruck P der Verstellpumpe 100 im Abschnitt ”d” eng an den idealen erforderlichen Fluiddruck angenähert werden, wie durch die Stich-Punkt-Linie in 6 angegeben. Bei der Verstellpumpe 100 ist es folglich möglich, den Leistungsverlust (schraffierte Fläche S2, die in 6 gezeigt ist) zu verringern, der bei der herkömmlichen Pumpe aufgrund der nutzlosen Erhöhung des Auslassfluiddrucks P entsprechend der Federkonstante der ersten Feder 33 verursacht wird. Ferner wird der Nockenring 15 durch Betätigen des Steuerventils 40 gesteuert, um den Fluiddruck in jede der Steuerfluidkammern 31, 32 einzuführen. Daher kann der Auslassfluiddruck P gesteuert werden, ohne dass er durch die Änderung der Öltemperatur oder eine Veränderung des Innendrucks in jeder der Steuerfluidkammern 31, 32 beeinflusst wird, die aufgrund von Belüftung usw. verursacht wird.
Wie vorstehend erläutert, kann bei der Verstellpumpe 100 der Auslassfluiddruck P auf dem gewünschten Auslassfluiddruck (erster Umstellfluiddruck Pf und zweiter Umstellfluiddruck Ps) in jedem der Kraftmaschinendrehzahlbereiche (Abschnitt ”b” und Abschnitt ”d” in 6) aufrechterhalten werden, in denen das Aufrechterhalten des gewünschten Auslassfluiddrucks erforderlich ist.
Da eine solche Auslassfluiddruckregulierung durch das Steuerventil 40 ausgeführt wird, kann die Auslassfluiddruckregulierung ferner von einem Einfluss der Federkonstante von jeder der ersten und der zweiten Feder 33, 34 frei sein, der bei der herkömmlichen Pumpe verursacht wird. Ferner wird die Auslassfluiddruckregulierung in einem äußerst schmalen Bereich des Hubs des Schiebers 43 im Steuerventil 40 ausgeführt. Daher kann die Auslassfluiddruckregulierung auch vom Einfluss der Federkonstante der Ventilfeder 44 frei sein. Mit anderen Worten, es ist möglich, eine solche Unzweckmäßigkeit zu vermeiden, dass eine nutzlose Erhöhung des Auslassfluiddrucks P aufgrund des Einflusses der Federkonstante von jeder der Ventilfeder 44 und der ersten und der zweiten Feder 33, 34 (insbesondere der ersten Feder 33) verursacht wird, und den Auslassfluiddruck P auf dem gewünschten Auslassfluiddruck zu halten, wie vorstehend beschrieben.
Beim Regulieren des Auslassfluiddrucks P in der Verstellpumpe 100, wird außerdem, wenn sich der Schieber 43 des Steuerventils 40 im ersten Bereich befindet, die Fluidverbindung zwischen der ersten Steuerfluidkammer 31 (erster Steuerkanal 51) und dem ersten Ablasskanal 53 zugelassen, um das Öl in der ersten Steuerfluidkammer 31 auszulassen, und der Auslassfluiddruck P wird nur in die zweite Steuerfluidkammer 32 eingeführt. Mit dieser Betätigung des Steuerventils 40 ist es möglich, eine instabile Bewegung, beispielsweise Flattern des Nockenrings 15, zu unterdrücken, die aufgrund der Einführung des Fluiddrucks in sowohl die erste Steuerfluidkammer 31 als auch die zweite Steuerfluidkammer 32 und das Aufbringen davon auf den Nockenring 15 verursacht wird, und daher einen stabilen Halt des Nockenrings 15 zu erreichen. Folglich ist es auch möglich, für die Stabilisierung der Steuerung des Auslassfluiddrucks P im Abschnitt ”a” in 6 zu dienen.
Mit Bezug auf 10 bis 13 ist eine Verstellpumpe 200 gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung gezeigt, die sich von der ersten Ausführungsform in der Konstruktion eines Weges zum Zuführen des Fluiddrucks (Auslassfluiddrucks) zur zweiten Steuerfluidkammer 32 unterscheidet. In der ersten Ausführungsform wird der Fluiddruck direkt zur zweiten Steuerfluidkammer 32 durch den zweiten Einführungsdurchgang 62 zugeführt.
Dagegen wird der Fluiddruck in der zweiten Ausführungsform zur zweiten Steuerfluidkammer 32 durch das Steuerventil 40 zugeführt.
Insbesondere sind in der Verstellpumpe 200 der erste und der zweite Kanal 51, 52 mit der ersten und der zweiten Steuerfluidkammer 31, 32 durch den ersten bzw. den zweiten Zufuhr-Auslass-Durchgang 65, 66 verbunden. Ferner stehen der erste und der zweite Zufuhr-Auslass-Durchgang 65, 66 miteinander durch den Verbindungsdurchgang 67 mit der Öffnung 68 in Verbindung. Der Verbindungsdurchgang 67 kann an sich entweder innerhalb oder außerhalb der Verstellpumpe 200 vorgesehen sein. In einem Fall, in dem der Verbindungsdurchgang 67 im Inneren der Verstellpumpe 200 vorgesehen ist, kann der Verbindungsdurchgang 67 in Form einer Nut vorgesehen sein, die in einer Eingriffsoberfläche zwischen dem Pumpenkörper 11 und dem Abdeckelement 12 ausgebildet ist, so dass eine Zunahme der Größe der Verstellpumpe 200 vermieden werden kann.
Ein Betrieb der Verstellpumpe 200 wird nachstehend mit Bezug auf 6 und 10 bis 13 erläutert.
In der Verstellpumpe 200 ist im Abschnitt ”a”, der in 6 gezeigt ist, nach dem Kraftmaschinenstart der Auslassfluiddruck P niedriger als der erste Umstellfluiddruck Pf. Daher befindet sich das Steuerventil 40, wie in 10 gezeigt, im ersten Zustand, das heißt der Schieber 43 befindet sich im ersten Bereich, in dem die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal 50 und den anderen Kanälen 51–54 durch den ersten Steg 43a unterbrochen ist, die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem ersten Ablasskanal 53 durch die Zwischenkammer 56 zugelassen ist und die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und den anderen Kanälen 50, 51, 53, 54 durch den zweiten Steg 43b unterbrochen ist. Folglich wird das Öl in der ersten Steuerfluidkammer 31 in den Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck ausgelassen und der Auslassfluiddruck P wird weder zur ersten Steuerfluidkammer 31 noch zur zweiten Steuerfluidkammer 32 zugeführt. Folglich wird der Nockenring 15 der resultierenden Kraft W0 der Vorbelastungskräfte W1, W2 der ersten und der zweiten Feder 33, 34 ausgesetzt, das heißt nur der Vorbelastungskraft W1 der ersten Feder 33, die durch die relativ große Federbelastung erzeugt wird. Folglich wird der Nockenring 15 im maximalen exzentrischen Zustand gehalten, so dass die Menge des Öls, das durch die Pumpe ausgelassen wird, am größten wird, und der Auslassfluiddruck P eine solche Charakteristik aufweist, dass der Auslassfluiddruck P im Wesentlichen im Verhältnis zur Erhöhung der Kraftmaschinendrehzahl R erhöht wird.
Danach, wenn der Auslassfluiddruck P den ersten Umstellfluiddruck Pf gemäß der Erhöhung der Kraftmaschinendrehzahl R erreicht hat, wird der Schieber 43 des Steuerventils 40 in Richtung des Stopfens 42 gegen die Vorbelastungskraft der Ventilfeder 44 bewegt, wie in 11 gezeigt, so dass der Schieber 43 vom ersten Bereich zum zweiten Bereich verschoben wird. Im zweiten Bereich ist die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal 50 und dem ersten Steuerkanal 51 durch die Fluiddruckkammer 55 zugelassen und die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem ersten Ablasskanal 53 ist durch den ersten Steg 43a unterbrochen. Andererseits ist die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und den anderen Kanälen 50, 51, 53, 54 durch den zweiten Steg 43b weiterhin unterbrochen. Folglich wird der Fluiddruck, der vom Einführungskanal 50 eingeführt wird, zur ersten Steuerfluidkammer 31 durch den ersten Zufuhr-Auslass-Durchgang 65 zugeführt und wird auch zur zweiten Steuerfluidkammer 32 durch den Verbindungsdurchgang 67 und den zweiten Zufuhr-Auslass-Durchgang 66 zugeführt. In diesem Zustand wird die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und dem ersten Ablasskanal 53 weiterhin unterbrochen, so dass das Öl in der zweiten Steuerfluidkammer 32 nicht ausgelassen wird. Daher tritt kein Druckverlust in der Öffnung 68 auf. Folglich überwindet die resultierende Kraft der Druckkraft, die durch den Innendruck der ersten Steuerfluidkammer 31 erzeugt wird, und der Vorbelastungskraft W2 der zweiten Feder 34 die resultierende Kraft der Vorbelastungskraft W1 der ersten Feder 33 und der Druckkraft, die durch den Innendruck der zweiten Steuerfluidkammer 32 erzeugt wird, so dass der Nockenring 15 beginnt, sich in der konzentrischen Richtung zu bewegen.
In der Verstellpumpe 200 wird folglich der Auslassfluiddruck P durch kontinuierliches und abwechselndes Zulassen der Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem ersten Ablasskanal 53 und der Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem Einführungskanal 50 durch Bewegen des Schiebers 43 zwischen dem ersten Bereich und dem zweiten Bereich ähnlich zur Verstellpumpe 100 gemäß der ersten Ausführungsform reguliert, um den ersten Umstellfluiddruck Pf aufrechtzuerhalten. Folglich weist der Auslassfluiddruck P der Verstellpumpe 200 die Charakteristik auf, wie durch das im Wesentlichen flach verlaufende Liniensegment der durchgezogenen Linie im Abschnitt ”b” in 6 angegeben, im Gegensatz zur Charakteristik der herkömmlichen Pumpe, wie durch das Liniensegment der gestrichelten Linie im Abschnitt ”b” in 6 angegeben, das im Wesentlichen im Verhältnis zur Erhöhung der Kraftmaschinendrehzahl R ansteigt. Folglich kann der Auslassfluiddruck P der Verstellpumpe 200 im Abschnitt ”b” eng an den idealen erforderlichen Fluiddruck angenähert werden, wie durch die Strich-Punkt-Linie in 6 angegeben.
Wenn sich der Schieber 43 im zweiten Bereich befindet und der Auslassfluiddruck P erhöht wird, um eine ausreichende Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und der Fluiddruckkammer 55 im Steuerventil 40 gemäß der Erhöhung der Kraftmaschinendrehzahl R zu ermöglichen, wird der Nockenring 15 zur Verlagerung in der konzentrischen Richtung gedrängt, so dass das eine Ende der zweiten Feder 34 am Armverlagerungseinschränkungsabschnitt 28 anliegt (siehe 12). Folglich wird die Unterstützung der zweiten Feder 34 beseitigt und die Verlagerung des Nockenrings 15 in der konzentrischen Richtung wird gestoppt. Wenn die Kraftmaschinendrehzahl R höher wird, wird folglich der Auslassfluiddruck P wieder im Wesentlichen im Verhältnis zur Kraftmaschinendrehzahl R erhöht, wie durch das Liniensegment der durchgezogenen Linie im Abschnitt ”c” in 6 angegeben. Ähnlich zur ersten Ausführungsform ist das Ausmaß der Erhöhung des Auslassfluiddrucks P im Abschnitt ”c” kleiner als jenes im Abschnitt ”a”.
Wenn der Auslassfluiddruck P weiter erhöht wird und den zweiten Umstellfluiddruck Ps gemäß der Erhöhung der Kraftmaschinendrehzahl R infolge der obigen Charakteristik der Verstellpumpe 200 erreicht hat, wird der Schieber 43 des Steuerventils 40 weiter in Richtung des Stopfens 42 bewegt und vom zweiten Bereich zum dritten Bereich, der in 13 gezeigt ist, verschoben. Folglich wird die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem Einführungskanal 50 aufrechterhalten und die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und dem ersten Ablasskanal 53 durch die Zwischenkammer 56 wird zugelassen. Folglich wird der Auslassfluiddruck P in die erste Steuerfluidkammer 31 eingeführt und das Öl in der zweiten Steuerfluidkammer 32 wird ausgelassen. Aufgrund des Auslasses des Öls aus der zweiten Steuerfluidkammer 32 tritt ein Druckverlust in der Öffnung 68 auf, wodurch eine Verringerung des Fluiddrucks verursacht wird, der in die zweite Steuerfluidkammer 32 eingeführt wird. Folglich wird die Druckkraft, die durch den Innendruck in der ersten Steuerfluidkammer 31 erzeugt wird, größer als die resultierende Kraft der Vorbelastungskraft W1 der ersten Feder 33 und der Druckkraft, die durch den Innendruck in der zweiten Steuerfluidkammer 32 erzeugt wird, so dass der Nockenring 15 beginnt, sich weiter in der konzentrischen Richtung zu bewegen.
In der Verstellpumpe 200 wird folglich der Auslassfluiddruck P durch kontinuierliches und abwechselndes Zulassen einer Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal 52 und dem ersten Ablasskanal 53 und einer Nicht-Fluidverbindung dazwischen durch Bewegen des Schiebers 43 zwischen dem zweiten Bereich und dem dritten Bereich ähnlich zur Verstellpumpe 100 gemäß der ersten Ausführungsform reguliert, um den zweiten Umstellfluiddruck Ps aufrechtzuerhalten. Folglich weist der Auslassfluiddruck P der Verstellpumpe 200 die Charakteristik auf, wie durch das im Wesentlichen flach verlaufende Liniensegment der durchgezogenen Linie im Abschnitt ”d” in 6 angegeben, im Gegensatz zur Charakteristik der herkömmlichen Pumpe, wie durch das Liniensegment der gestrichelten Linie im Abschnitt ”d” in 6 angegeben, das im Wesentlichen im Verhältnis zur Erhöhung der Kraftmaschinendrehzahl R ansteigt. Folglich kann der Auslassfluiddruck P der Verstellpumpe 200 im Abschnitt ”d” eng an den idealen erforderlichen Fluiddruck angenähert werden, wie durch die gestrichelte Linie in 6 angegeben.
Wie vorstehend erläutert, kann die zweite Ausführungsform auch dieselbe Funktion und denselben Effekt wie jene der ersten Ausführungsform durchführen. Die zweite Ausführungsform kann den gewünschten Auslassfluiddruck P in einem Kraftmaschinendrehzahlbereich aufrechterhalten, in dem das Aufrechterhalten des gewünschten Auslassfluiddrucks erforderlich ist.
Die vorliegende Erfindung ist nicht speziell auf die obigen Ausführungsformen begrenzt. Fluiddrücke P1–P3, die für die Kraftmaschine erforderlich sind, und der erste und der zweite Umstellfluiddruck Pf, Ps können beispielsweise gemäß Spezifikationen einer Brennkraftmaschine, einer Ventilzeitsteuervorrichtung usw. eines Fahrzeugs, an dem die Verstellpumpe der vorliegenden Erfindung angebracht ist, frei geändert werden.
In den obigen Ausführungsformen werden ferner die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem Einführungskanal 50 und die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal 51 und dem ersten Ablasskanal 53 durch den ersten Steg 43a ausgeführt. Verschiedene Modifikationen des ersten Steges 43a können wie folgt durchgeführt werden.
Mit Bezug auf 13A bis 13C sind Modifikationen des ersten Steges 43a gezeigt, wobei die Abmessung des ersten Steges 43a in Bezug auf den ersten Steuerkanal 51 wahlweise verändert ist. Wie in 13A gezeigt, weist der erste Steg 43a eine Breite L1 in der axialen Richtung des Schiebers 43 auf, die im Wesentlichen gleich der Breite L0 einer Öffnung des ersten Steuerkanals 51 ist. Wie in 13B gezeigt, weist der erste Steg 43a eine Breite L1 in der axialen Richtung des Schiebers 43 auf, die geringfügig größer ist als die Breite L0 der Öffnung des ersten Steuerkanals 51. Wie in 13C gezeigt, weist der erste Steg 43a eine Breite L1 in der axialen Richtung des Schiebers 43 auf, die geringfügig kleiner ist als die Breite L0 der Öffnung des ersten Steuerkanals 51. Durch solches Modifizieren einer relative Abmessung der Breite L1 des ersten Steges 43a und der Breite L0 der Öffnung des ersten Steuerkanals 51 ist es möglich, die Menge an Fluiddruck, der zur ersten Steuerfluidkammer 31 und dergleichen zugeführt wird, gemäß dem Hub des Schiebers 43 wahlweise zu steuern. Während eine solche modifizierte Abmessung der Breite L1 des ersten Steges 43a und der Breite L0 der Öffnung des ersten Steuerkanals 51 aufrechterhalten wird, können verjüngte abgeschrägte Abschnitte 43d, 43d ferner an beiden Endkanten des ersten Steges 43a ausgebildet sein, an denen entgegengesetzte Endoberflächen des ersten Steges 43a auf eine Umfangsseitenoberfläche davon treffen.
Außerdem dient in den obigen Ausführungsformen der Nockenring 15 als bewegliches Element und der Nockenring 15, die Steuerfluidkammern 31, 32 und die Schraubenfedern 33, 34 wirken miteinander zusammen, um den Volumenänderungsmechanismus zu bilden. In einem Fall, in dem die Verstellpumpe der vorliegenden Erfindung auf andere Typen einer Verstellpumpe angewendet wird, beispielsweise eine Trochoidpumpe, kann jedoch ein äußerer Rotor, der ein äußeres Zahnrad bildet, als bewegliches Element dienen. In einem solchen Fall ist der äußere Rotor zur exzentrischen Bewegung ebenso wie der Nockenring 15 angeordnet und die Steuerfluidkammern und die Federn sind an einer äußeren Umfangsseite des äußeren Rotors angeordnet. Der Volumenänderungsmechanismus kann so konstruiert sein.
Außerdem wird in den obigen Ausführungsformen die Pumpenauslassmenge durch einen Schwenkvorgang des Nockenrings 15 variabel gesteuert. Die Pumpenauslassmenge kann jedoch durch lineares Bewegen des Nockenrings 15 in der radialen Richtung davon variabel gesteuert werden. Mit anderen Worten, eine Weise zur Verlagerung des Nockenrings 15 ist nicht speziell begrenzt, solange die Pumpenauslassmenge (die Änderungsrate des Volumens der Pumpenkammer PR) variabel gesteuert wird.
Diese Anmeldung basiert auf der früheren japanischen Patentanmeldung Nr. 2012-258828 , eingereicht am 27. November 2012. Der ganze Inhalt der japanischen Patentanmeldung Nr. 2012-258828 wird hiermit durch den Hinweis aufgenommen. Obwohl die Erfindung vorstehend mit Bezug auf bestimmte Ausführungsformen der Erfindung und Modifikationen der Ausführungsformen beschrieben wurde, ist die Erfindung nicht auf die vorstehend beschriebenen Ausführungsformen und Modifikationen begrenzt. Weitere Variationen der vorstehend beschriebenen Ausführungsformen und Modifikationen kommen dem Fachmann auf dem Gebiet angesichts der obigen Lehren in den Sinn. Der Schutzbereich der Erfindung ist mit Bezug auf die folgenden Ansprüche definiert.
ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur

JP 2011-111926 A [0002]
JP 2012-258828 [0090, 0090]

Claims

Verstellpumpe, die umfasst: einen Rotor (16), der so angeordnet ist, dass er zur Drehung um eine Drehachse angetrieben wird; mehrere Flügel (17), die an einem äußeren Umfangsabschnitt des Rotors (16) angeordnet sind, so dass sie beweglich sind, um vom Rotor abzustehen und sich in den Rotor (16) zurückzuziehen; einen Nockenring (15), der den Rotor (16) und die mehreren Flügel (17) in einer inneren Umfangsseite davon aufnimmt, wobei der Nockenring (15) mit dem Rotor (16) und den mehreren Flügeln (17) zusammenwirkt, um mehrere Arbeitsfluidkammern zu definieren, wobei der Nockenring (15) beweglich ist, um ein exzentrisches Ausmaß einer Mittelachse davon in Bezug auf die Drehachse des Rotors (16) zu verändern, so dass ein Volumen von jeder der Arbeitsfluidkammern während der Drehung des Rotors (16) vergrößert und verkleinert wird, Endwände (11a, 12), die jeweils an entgegengesetzten axialen Enden des Nockenrings angeordnet sind, wobei mindestens eine der Endwände einen Saugabschnitt (21a) und einen Auslassabschnitt (22a) umfasst, wobei der Saugabschnitt (21a) zu den Arbeitsfluidkammern geöffnet wird, deren Volumen vergrößert wird, wenn sich der Nockenring (15) in einem exzentrischen Zustand befindet, wobei der Auslassabschnitt (22a) zu den Arbeitsfluidkammern geöffnet wird, deren Volumen verkleinert wird, wenn sich der Nockenring (15) im exzentrischen Zustand befindet, einen Vorbelastungsmechanismus mit zwei Vorbelastungselementen (33, 34), die jeweils mit Vorbelastungen angeordnet sind, wobei der Vorbelastungsmechanismus konstruiert ist, um den Nockenring (15) in einer Richtung vorzubelasten, in der das exzentrische Ausmaß gemäß einer Vorbelastungskraft erhöht wird, die durch die zwei Vorbelastungselemente (33, 34) erzeugt wird, wobei der Vorbelastungsmechanismus konstruiert ist, um die Vorbelastungskraft schrittweise zu erhöhen, wenn das exzentrische Ausmaß nicht größer wird als ein vorbestimmtes Ausmaß, eine erste Steuerfluidkammer (31), in die ein Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt (22a) ausgelassen wird, eingeführt wird, wobei die erste Steuerfluidkammer (31) zum Aufbringen einer Druckkraft auf den Nockenring (15) gemäß einem Innendruck davon in einer Richtung, in der das exzentrische Ausmaß verringert wird, gegen die Vorbelastungskraft des Vorbelastungsmechanismus dient, eine zweite Steuerfluidkammer (32), in die das Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt (22a) ausgelassen wird, durch eine Öffnung (63; 68) eingeführt wird, wobei die zweite Steuerfluidkammer (32) mit dem Vorbelastungsmechanismus zusammenwirkt, um eine Druckkraft auf den Nockenring (15) gemäß einem Innendruck davon in der Richtung aufzubringen, in der das exzentrische Ausmaß erhöht wird, und einen Steuermechanismus (40), der dazu dient, die Bewegung des Nockenrings (15) zu steuern, wobei der Steuermechanismus (40) einen Ventilkörper (41), einen Schieber (43), der verschiebbar in einer Seite eines axialen Endes des Ventilkörpers (41) aufgenommen ist, und eine Steuerfeder (44), die in einer Seite des anderen axialen Endes des Ventilkörpers (41) aufgenommen ist, umfasst, wobei der Ventilkörper (41) einen Einführungskanal (50), der am einen axialen Ende des Ventilkörpers (41) angeordnet ist, wobei der Einführungskanal (50) dazu dient, das Arbeitsfluid, das in den Ventilkörper (41) ausgelassen wird, einzuführen, einen ersten Steuerkanal (51), der mit der ersten Steuerfluidkammer (31) in Verbindung steht, einen zweiten Steuerkanal (52), der mit der zweiten Steuerfluidkammer (32) in Verbindung steht, und einen Ablasskanal (53), der mit einem Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck in Verbindung steht, umfasst, wobei der Schieber (43) eine Umstellung der Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal (50), dem ersten Steuerkanal (51), dem zweiten Steuerkanal (52) und dem Ablasskanal (53) entsprechend einer Position des Schiebers (43) in einer axialen Richtung des Ventilkörpers (41) in Bezug auf den Ventilkörper (41) ausführt, wobei die Steuerfeder (44) den Schieber (43) in Richtung des einen axialen Endes des Ventilkörpers (41) mit einer Vorbelastungskraft vorbelastet, die kleiner ist als die Vorbelastungskraft des Vorbelastungsmechanismus, wobei der Steuermechanismus (40) zwischen einem ersten Zustand und einem zweiten Zustand in Reaktion auf den Fluiddruck, der aus dem Auslassabschnitt (22a) ausgelassen wird, verschiebbar ist, wenn sich der Steuermechanismus (40) im ersten Zustand befindet, der Schieber (43) zur Bewegung in Richtung des einen axialen Endes des Ventilkörpers (41) in einem maximalen Umfang durch die Steuerfeder (44) gedrängt wird, so dass er sich in einer anfänglichen Position befindet, in der die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal (50) und den restlichen Kanälen (51, 52, 53) eingeschränkt ist, die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal (51) und dem Ablasskanal (53) zugelassen ist, und die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal (52) und dem Ablasskanal (53) eingeschränkt ist, und wenn der Steuermechanismus (40) gemäß der Erhöhung des ausgelassenen Fluiddrucks in den zweiten Zustand verschoben wird, der Schieber (43) zur Bewegung in Richtung des anderen axialen Endes des Ventilkörpers (41) gedrängt wird, so dass er sich in einer Betätigungsposition befindet, in der die Fluidverbindung zwischen dem Einführungskanal (50) und dem ersten Steuerkanal (51) zugelassen ist, die Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal (51) und dem Ablasskanal (53) eingeschränkt ist, und die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal (52) und dem Ablasskanal (53) zugelassen ist.
Verstellpumpe nach Anspruch 1, wobei der Schieber (43) Stege (43a, 43b) mit großem Durchmesser, die an entgegengesetzten axialen Enden des Schiebers (43) ausgebildet sind, so dass die Stege (43a, 43b) mit großem Durchmesser relativ zum Ventilkörper (41) verschiebbar sind, und einen Abschnitt (43c) mit kleinem Durchmesser zwischen den Stegen (43a, 43b) mit großem Durchmesser umfasst, wobei der Abschnitt (43c) mit kleinem Durchmesser dazu dient, eine Fluidverbindung zwischen dem ersten Steuerkanal (51) und dem Ablasskanal (53) oder eine Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal (52) und dem Ablasskanal (53) zu ermöglichen, wobei die Stege (43a, 43b) mit großem Durchmesser dazu dienen, die Fluidverbindung zwischen dem zweiten Steuerkanal (52) und dem Ablasskanal (53) einzuschränken.
Verstellpumpe nach Anspruch 1, wobei der Einführungskanal (50) zu einer Oberfläche an einem axialen Ende des Ventilkörpers (41) geöffnet ist.
Verstellpumpe nach Anspruch 1, wobei eines der zwei Vorbelastungselemente (33, 34) die Vorbelastungskraft auf den Nockenring (15) in der Richtung aufbringt, in der das exzentrische Ausmaß erhöht wird, und das andere der zwei Vorbelastungselemente (33, 34) die Vorbelastungskraft auf den Nockenring (15) in der Richtung aufbringt, in der das exzentrische Ausmaß verringert wird.
Verstellpumpe nach Anspruch 1, wobei die erste Steuerfluidkammer (31) und die zweite Steuerfluidkammer (32) an einer äußeren Umfangsseite des Nockenrings (15) angeordnet sind.
Verstellpumpe nach Anspruch 1, wobei das ausgelassene Arbeitsfluid verwendet wird, um eine Brennkraftmaschine zu schmieren.
Verstellpumpe nach Anspruch 6, wobei das ausgelassene Arbeitsfluid in einer Ölstrahlvorrichtung verwendet wird, die das Arbeitsfluid zu einer Antriebsquelle eines variablen Ventilbetätigungsmechanismus und einem Kolben der Brennkraftmaschine zuführt.
Verstellpumpe, die umfasst: einen Rotor (16), der so angeordnet ist, dass er zur Drehung um eine Drehachse angetrieben wird; mehrere Flügel (17), die an einer äußeren Umfangsseite des Rotors (16) so angeordnet sind, dass sie beweglich sind, um vom Rotor (16) abzustehen und sich in den Rotor (16) zurückzuziehen; einen Nockenring (15), der den Rotor (16) und die mehreren Flügel (17) in einer inneren Umfangsseite davon aufnimmt, wobei der Nockenring (15) mit dem Rotor (16) und den mehreren Flügeln (17) zusammenwirkt, um mehrere Arbeitsfluidkammern zu definieren, wobei der Nockenring (15) beweglich ist, um ein exzentrisches Ausmaß einer Mittelachse davon in Bezug auf die Drehachse des Rotors (16) zu verändern, so dass ein Volumen von jeder der Arbeitsfluidkammern während der Drehung des Rotors (16) vergrößert und verkleinert wird, Endwände (11a, 12), die jeweils an entgegengesetzten axialen Enden des Nockenrings (15) angeordnet sind, wobei mindestens eine der Endwände einen Saugabschnitt (21a) und einen Auslassabschnitt (22a) umfasst, wobei der Saugabschnitt (21a) zu den Arbeitsfluidkammern geöffnet wird, deren Volumen vergrößert wird, wenn sich der Nockenring (15) in einem exzentrischen Zustand befindet, wobei der Auslassabschnitt (22a) zu den Arbeitsfluidkammern geöffnet wird, deren Volumen verkleinert wird, wenn sich der Nockenring (15) im exzentrischen Zustand befindet, einen Vorbelastungsmechanismus mit zwei Vorbelastungselementen (33, 34), die jeweils mit Vorbelastungen angeordnet sind, wobei der Vorbelastungsmechanismus konstruiert ist, um den Nockenring (15) in einer Richtung vorzubelasten, in der das exzentrische Ausmaß gemäß einer Vorbelastungskraft erhöht wird, die durch die zwei Vorbelastungselemente (33, 34) erzeugt wird, wobei der Vorbelastungsmechanismus konstruiert ist, um die Vorbelastungskraft schrittweise zu erhöhen, wenn das exzentrische Ausmaß nicht größer wird als ein vorbestimmtes Ausmaß, eine erste Steuerfluidkammer (31), in die ein Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt (22a) ausgelassen wird, eingeführt wird, wobei die erste Steuerfluidkammer (31) dazu dient, eine Druckkraft auf den Nockenring (15) gemäß einem Innendruck davon in einer Richtung, in der das exzentrische Ausmaß verringert wird, gegen die Vorbelastungskraft des Vorbelastungsmechanismus aufzubringen, eine zweite Steuerfluidkammer (32), in die das Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt (22a) ausgelassen wird, durch eine Öffnung (63, 68) eingeführt wird, wobei die zweite Steuerfluidkammer (32) mit dem Vorbelastungsmechanismus zusammenwirkt, um eine Druckkraft auf den Nockenring (15) gemäß einen Innendruck davon in der Richtung aufzubringen, in der das exzentrische Ausmaß erhöht wird, und einen Steuermechanismus (40), der dazu dient, die Bewegung des Nockenrings (15) zu steuern, wobei der Steuermechanismus (40) betätigt wird, bevor das exzentrische Ausmaß minimal wird, wobei, wenn der Fluiddruck, der aus dem Auslassabschnitt (22a) ausgelassen wird, nicht höher ist als ein vorbestimmter Fluiddruck, der Steuermechanismus (40) sich in einem ersten Zustand befindet, in dem eine Strömung des Arbeitsfluids vom Auslassabschnitt (22a) zur ersten Steuerfluidkammer (31) eingeschränkt ist, und das Arbeitsfluid in der ersten Steuerfluidkammer (31) zu einem Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck ausgelassen wird, und wenn der Fluiddruck, der aus dem Auslassabschnitt (22a) ausgelassen wird, höher wird als der vorbestimmte Fluiddruck, der Steuermechanismus (40) sich in einem zweiten Zustand befindet, in dem der Auslassabschnitt (22a) und die erste Steuerfluidkammer (31) fluidtechnisch in Verbindung stehen, eine Strömung des Arbeitsfluid aus der ersten Steuerfluidkammer (31) zum Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck eingeschränkt ist, und das Arbeitsfluid in der zweiten Steuerfluidkammer (32) in den Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck ausgelassen wird.
Verstellpumpe, die umfasst: ein Pumpenelement, das so konstruiert ist, dass es drehbar angetrieben wird, um ein Arbeitsfluid von einem Saugabschnitt (21a) in das Pumpenelement einzuführen und das Arbeitsfluid aus einem Auslassabschnitt (22a) auszulassen, wobei das Pumpenelement derart konstruiert ist, dass, wenn das Pumpenelement gedreht wird, Volumina von mehreren Arbeitsfluidkammern verändert werden, einen Volumenänderungsmechanismus mit einem beweglichen Element (15), wobei der Volumenänderungsmechanismus dazu dient, ein Ausmaß einer Volumenänderung von jeder der mehreren Arbeitsfluidkammern, die zum Auslassabschnitt (22a) geöffnet sind, durch eine Bewegung des beweglichen Elements (15) zu verändern, einen Vorbelastungsmechanismus mit zwei Vorbelastungselementen (33, 34), die jeweils mit Vorbelastungen angeordnet sind, wobei der Vorbelastungsmechanismus konstruiert ist, um das bewegliche Element (15) in einer Richtung vorzubelasten, in der das Ausmaß der Volumenänderung von jeder der mehreren Arbeitsfluidkammern, die zum Auslassabschnitt (22a) geöffnet sind, gemäß einer Vorbelastungskraft, die durch die zwei Vorbelastungselemente (33, 34) erzeugt wird, erhöht wird, wobei der Vorbelastungsmechanismus dazu konstruiert ist, die Vorbelastungskraft schrittweise zu erhöhen, wenn das Ausmaß der Volumenänderung jeder der mehreren Arbeitsfluidkammern, die zum Auslassabschnitt (22a) geöffnet sind, nicht größer wird als ein vorbestimmtes Ausmaß, eine erste Steuerfluidkammer (31), in die das Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt (22a) ausgelassen wird, eingeführt wird, wobei die erste Steuerfluidkammer (31) dazu dient, eine Druckkraft auf das bewegliche Element (15) gemäß einem Innendruck davon in einer Richtung entgegengesetzt zu jener der Vorbelastungskraft des Vorbelastungsmechanismus aufzubringen, eine zweite Steuerfluidkammer (32), in die das Arbeitsfluid, das aus dem Auslassabschnitt (22a) ausgelassen wird, durch eine Öffnung (63; 68) eingeführt wird, wobei die zweite Steuerfluidkammer (32) mit dem Vorbelastungsmechanismus zusammenwirkt, um eine Druckkraft auf das bewegliche Element (15) gemäß einem Innendruck davon in einer gleichen Richtung wie einer Richtung der Vorbelastungskraft des Vorbelastungsmechanismus aufzubringen, und einen Steuermechanismus (40), der dazu dient, die Bewegung des beweglichen Elements (15) zu steuern, wobei der Steuermechanismus (40) betätigt wird, bevor das Ausmaß der Volumenänderung von jeder der mehreren Arbeitsfluidkammern durch den Volumenänderungsmechanismus gemäß dem Fluiddruck, der aus dem Auslassabschnitt (22a) ausgelassen wird, auf ein Minimum verringert wird, wobei der Steuermechanismus (40) wirksam ist, um das Arbeitsfluid in die erste Steuerfluidkammer (31) gemäß einer Erhöhung des ausgelassenen Fluiddrucks einzuführen, und der Steuermechanismus (40) wirksam ist, um das Arbeitsfluid in der zweiten Steuerfluidkammer (32) in einen Abschnitt mit niedrigem Fluiddruck gemäß einer weiteren Erhöhung des ausgelassenen Fluiddrucks auszulassen.