JP4796026B2 - オイルポンプにおける圧力制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、複数の吐出源を持ち、油路切り替え方を工夫することで、一般的なオイルポンプの圧力特性と同様の特性のままでありながら、フリクションを低減することができるオイルポンプにおける圧力制御装置に関する。

従来技術としては、可変流量オイルポンプであり、吐出ポートは1つの吐出ポートを２つに分割するため２つ存在するが、吐出源を考えると1組のロータであるため1つのままである。また、ポンプの消費動力の大きい高回転時にメインポンプ（第１ポンプ）とサブポンプ（第２ポンプ）の油路は連通している。よってメインポンプとサブポンプの圧力は略等しい。メインポンプとサブポンプと表現しているが、元々1つのポンプ（１組のロータ）であり、例え無駄仕事があったとしても、ポンプが1組ではあまり削減させることができない。さらに、サブポンプの吐出路がバルブ内で終わっているため、バルブのみによる流量調整には限界がある。
特開２００５−１４００２２ 特開２００２−７０７５６

特許文献１は、望んだ回転数域でオイルをリリーフ（帰還）させることで、無駄仕事を減らし、その回転数域での効率アップを狙ったものである。その第１３頁の図8を見ると、望んだ回転数域での流量を下げることで、無駄仕事を減らし、効率をアップさせている。但し、高速回転時でもサブポンプはメインポンプと連通しながらリリーフしているので、以下のような問題がある。サブポンプはメインポンプと同じ圧力を生み出す仕事（吐出）をしており、無駄仕事の削減には限界がある。

無駄仕事の削減のため、バルブを調整しているわけだが、バルブのリリーフ位置調整の結果のメインとサブの流量（圧力）変動が全てポンプ全体としての流量（圧力）変動に直結し、メインとサブの流量の変極点がずれて重なり合うことでポンプの全体流量（圧力）には急峻な変極点が多数存在し、多数の急峻点により振動が発生し、配管への負担、騒音が高まる。

また、バルブによる流量（圧力）変動がそのままポンプ全体の流量（圧力）変動に直結するため、かなり高い寸法精度で製作しないとポンプ性能にバラツキが発生する。特性が直線状に推移せず、階段状に推移するため、バラツキの影響がより目立つ。また、サブポンプの吐出油路がバルブを通過して、すぐにメインポンプに繋がってしまうため、サブポンプの流量（圧力）をバルブのみによって変動させるのには限界がある。

そこで、本発明が解決しようとする課題（技術的課題又は目的等）としては、複数の吐出源を持ち、油路切り替え方法を工夫することで、一般的なオイルポンプの圧力特性（引用文献２において、その第７頁の図１０の点線を通過する非階段状の特性があり、バルブはリリーフＯＮ、OFFのみの機能を持つものである。また、特性の変極点は略1つである。）と略同様の特性のままでありながら、フリクションを低減することを実現することである。

そこで、発明者は上記課題を解決すべく鋭意，研究を重ねた結果、請求項１の発明を、第１組目ロータからエンジンに送油する第１吐出路と、前記第１組目ロータの吸入路に帰還する第１帰還路と、第２組目ロータから前記エンジンに送油する第２吐出路と、前記第２組目ロータの吸入路に帰還する第２帰還路と、第１弁部と細径連結部と第２弁部とからなる弁本体が前記第２組目ロータからの吐出口と前記第１吐出路との間に設けられた圧力制御弁とからなり、前記第１吐出路と前記第２吐出路とが連結され、低回転域には、前記第１吐出路及び前記第２吐出路のみが開口されると共に連通し、中回転域には、前記第１吐出路と前記２吐出路とが開口されると共に連通し、前記第１帰還路は閉鎖されて前記第２帰還路が開口された状態で、且つ高回転域には、前記第２吐出路は閉鎖されて前記第１吐出路が開口されることで連通がなくなり、前記第１帰還路及び前記第２帰還路は開口された状態で、それぞれ流路制御されてなるオイルポンプにおける圧力制御装置としたことにより、前記課題を解決した。

また、請求項２の発明は、前述の構成において、前記第１組目ロータ及び前記第２組目ロータのそれぞれを別々のオイルポンプとしてなることを特徴とするオイルポンプにおける圧力制御装置としたことにより、前記課題を解決した。請求項３の発明は、前述の構成において、前記第１組目ロータ及び前記第２組目ロータを、３以上のロータを有する１つのオイルポンプとしてなることを特徴とするオイルポンプにおける圧力制御装置としたことにより、前記課題を解決したものである。

請求項１の発明においては、高速回転時は第２組目ロータの第２吐出路が完全に閉塞されて第２組目ロータは独立回路になり、第２組目ロータは無駄な仕事圧力を発生させなくてもポンプ全体圧が低下することはないという効果を得られる。また、仕事＝圧力×流量のため、圧力を下げられれば無駄仕事は削減できる。従来技術のように第１組目ロータの第１吐出路と第２組目ロータの第２吐出路とが連通していると第２組目ロータの圧力は第１組目ロータの帰還路圧力以下には下がらない。また、本発明では第２組目ロータは高速回転時には独立回路のため、第２組目ロータの帰還路の開口面積を大きくすれば、よりー層オイルが吐き出され、第２組目ロータの圧力はより低下させることができる。また、第２組目ロータは高回転時には第２組目ロータの第２吐出路は全閉するため、ポンプ全体の流量（圧力）に影響するのは第１組目ロータの流量（圧力）だけとなる。

また、高速回転時において第２組目ロータの流量（圧力）は表面上見えなくなるため、ポンプ全体としては影響を受けず、特性は階段状から直線状になり、可変流量ポンプで課題となっていた寸法精度を今まで以上に厳しくする必要が無い。第１組目ロータと第２組目ロータは別々の吐出源であり、バルブまでは別々の吐出路であるため、バルブにより２回路の制御をより正確に行うことができる（バルブ以前に連通していると、バルブの制御に限界がある）。また、第２組目ロータの第２吐出路がバルブの下流まで伸びているため、第２組目ロータはバルブ開閉の影響をより受けやすくなり、バルブによって第２組目ロータの流量（圧力）を変更させるのが容易である。また、吐出源が2組あるため、片側のロータの仕事量を削減させ、無駄仕事をより一層削減することが可能である。

請求項２の発明では、前記第１組目ロータ及び前記第２組目ロータのそれぞれを別々のオイルポンプとしたことで、振動・騒音・吐出脈動等を２つのポンプで打ち消しあって、低減させることができる。さらに、請求項３の発明では、前記第１組目ロータ及び前記第２組目ロータを、３以上のロータを有する１つのオイルポンプとしたことで、スペース、重量、部品点数の削減が達成できる。

以下、本発明の実施形態について図面に基づいて説明すると、図１乃至図３に示すように、Ａは第１組目ロータ、Ｂは第２組目ロータであり、それぞれオイルポンプとして、ケーシング内において、アウターロータ、インナーロータと吐出ポート、吸入ポート等にて構成されている。エンジンＥに送油する第１吐出路１と、前記第１組目ロータＡの吸入路８に帰還する第１帰還路２と、エンジンＥに送油する第２吐出路３と、前記第２組目ロータＢの吸入路９に帰還する第２帰還路４とからなり、前記第１吐出路１の中間の適宜な位置と前記第２吐出路３の端部側とが連結されている。第１実施形態の第１組目ロータＡ及び第２組目ロータＢは、それぞれ別々のオイルポンプであり、図１に示すように、オイルポンプなる第１組目ロータＡは、アウターロータ１１１、インナーロータ１１２、吐出ポート１１３及び吸入ポート１１４にて構成されている。また、オイルポンプなる第２組目ロータＢは、アウターロータ１２２、インナーロータ１２１、吐出ポート１２３及び吸入ポート１２４にて構成されている。なお、１１５及び１２５は各駆動軸である。

また、第１弁部５１と細径連結部５３と第２弁部５２とからなる弁本体５が前記第１吐出路１、第１帰還路２、第２吐出路３、第２帰還路４間に弁ハウジング１０の適宜な箇所に圧力制御弁Ｃとして設けられている。該圧力制御弁Ｃには、前記弁本体５に適宜摺動可能な長穴部１１が形成され、該長穴部１１内において前記弁本体５の第２弁部５２の後部側に固定された蓋体７より圧縮コイルバネ６による弾発力にて前記第１弁部５１側に常時押圧されている。１２は停止段部で、前記第１吐出路１の適所に位置すると共に、前記長穴部１１の端に形成されている。

前記圧力制御弁Ｃの制御には、圧力状況、前記弁本体５の直径、圧縮コイルバネ６のバネ定数などを種々決定する事項が存在するが、前記第１吐出路１の吐出圧の変化などによっても、種々の条件を満たす必要がある。具体的には、低回転域には、図１に示すように、第１吐出路１及び第２吐出路３のみが開口された状態で、中回転域には、図２に示すように、第１吐出路１と第２吐出路３とが開口されると共に、前記第１帰還路２は閉鎖されて第２帰還路４が開口された状態で、高回転域には、図３に示すように、第２吐出路３は閉鎖されて第１吐出路１が開口され、第１帰還路２及び第２帰還路４は開口された状態でそれぞれ流路制御されることが必要である。

次に、圧力制御弁Ｃの動作について説明する。まず、第１組目ロータＡ及び第２組目ロータＢが低回転域の場合、つまりエンジン回転数が低回転域の場合は、図１の状態であり、第１組目ロータＡも第２組目ロータＢも帰還路は圧力制御弁Ｃの第１弁部５１及び第２弁部５２にて塞がれ、第１吐出路１及び第２吐出路３から吐出されたオイルは全てエンジンに吐出される。第１組目ロータＡの第１吐出路１と第２組目ロータＢの第２吐出路３は連通しているので、圧力は等しくなる。また帰還路は塞がれているので、オイルポンプ全体の吐出流量は第１組目ロータＡ及び第２組目ロータＢの流量を足したものとなる。回転数と吐出圧力との特性表［図５（Ａ）参照］又は回転数と吐出流量との特性表［図５（Ｂ）参照］における低回転域となる。

さらに、エンジンの回転数が上昇した状態を、中回転域とする。この状態では、図２の状態であり、第２帰還路４の開口部４１が開口開始となると共に、第２吐出路３の開口部３１が閉鎖の開始となる。具体的に説明する。第１組目ロータＡの第１吐出路１と第２組目ロータＢの第２吐出路３は連通したままである。第２組目ロータＢの第２帰還路４の開口部４１の開口が開始となるので、まず第２組目ロータＢの圧力上昇が停止する。同時に、第１吐出路１と第２吐出路３は連通しているので第１組目ロータＡの吐出から第２組目ロータＢの吐出側にオイルが逆流しそのまま第２組目ロータＢの第２帰還路４から排出され、第２組目ロータＢの吸入路９に帰還する。この一連の作用状態によって第１組目ロータＡ吐出と第２組目ロータＢ吐出の圧力が略等しくなる。

中回転域では回転数が上昇するにしたがって、第２組目ロータＢの第２吐出路３の開口部３１がだんだん閉じていき、第２組目ロータＢの第２帰還路４の開口部４１がだんだん開いてくるため、回転数が上昇しても全体の流量はほとんど増加しない。第２組目ロータＢの吐出の真の表面にあらわれない圧力は実際には第２組目ロータＢの第２帰還路４の開口部４１がだんだん開いてくるために、徐々に下がる。しかし、第１吐出路１と第２吐出路３は連通しているため、第１組目ロータＡと第２組目ロータＢの圧力は等しくなり、第２組目ロータＢの圧力については表面上は下がらない。

また、中回転域では第１帰還路２の開口部２１はまだ開いていないため、第１組目ロータＡの吐出流量は回転数と共に増えていく。第２組目ロータＢの吐出流量は回転数と共に第２組目ロータＢの第２帰還路４の開口部４１が開いてくるため、流量は減っていく。ある一定以上の回転数になると第１組目ロータＡの吐出からの逆流量の方が第２組目ロータＢの吐出流量を上回るため、第２組目ロータＢの吐出流量は差し引きマイナスとなる。このようにマイナスにもできるのでオイルポンプ合計流量２つのポンプを合計した流量にもできるし、１つのポンプ以下の流量にもできる。幅広く可変できる。

第２組目ロータＢの第２吐出路３の途中にはオリフィス３２（流量断面積が減少された通路）が必要に応じて設けられていると、該オリフィス３２箇所で圧力損失が起きて、第２組目ロータＢの吐出圧は低下する。そしてオリフィス３２を通過した後に第１組目ロータＡの吐出と連通して圧力が等しくなる。つまり、前記オリフィス３２を通過する前の第２組目ロータＢの吐出の圧力は第１組目ロータＡの吐出の圧力よりも若干高い。このため、中回転域での初期の第２組目ロータＢの吐出の圧力は第１組目ロータ吐出の圧力よりも若干高い。但し、第２組目ロータＢの第２帰還路４の開口部４１の開口面積が増えてきて、第１組目ロータＡの吐出から第２組目ロータＢの吐出側にオイルが逆流するようになるとオリフィス３２の効果は無くなり、第２組目ロータＢの吐出の圧力と第１組目ロータＡの吐出の圧力は等しくなる。この中回転域は、回転数と吐出圧力又は吐出流量との圧力特性表（図５参照）に表れ、第１組目ロータＡは単調増加するが、第２組目ロータＢ側は、逆流してマイナスとなり、第１組目ロータＡと第２組目ロータＢとの合計した圧力連結線が従来のオイルポンプの圧力特性とほぼ同じにできる。

さらに、エンジンの回転数が増加した状態を、高回転域とする。この状態では、図３又は４の状態であり、第１帰還路２の開口部２１の開口開始となると共に、第２吐出路３の開口部３１の閉鎖の終了となる。具体的に説明する。第２組目ロータＢの吐出が完全に閉鎖されるため、第１組目ロータＡの吐出と第２組目ロータＢの吐出の連通が無くなる。すなわち第２組目ロータＢは第１組目ロータＡから独立した油回路となる。第２組目ロータＢには第１組目ロータＡの吐出からの圧力が到達できず、第２組目ロータＢの第２帰還路４から帰還されるだけとなり、第２組目ロータＢの圧力は一気に低下する。第２組目ロータＢへの逆流も停止し、第２組目ロータＢから吐出されたオイルは全て第２帰還路４を介して帰還されるため、第２組目ロータＢからエンジンＥヘの流量はゼロとなる。つまり、第２組目ロータＢの流量はゼロとなり、第２組目ロータＢの吐出は全く仕事をしないため、フリクション（トルク）が一気に低下し、無駄仕事が削減できるためポンプ全体の効率が上昇する。この高回転域は、回転数と吐出圧力又は吐出流量との圧力特性表（図５参照）に表れ、第１組目ロータＡは緩やかに上昇するが、第２組目ロータＢは閉鎖状態であり、第１組目ロータＡと第２組目ロータＢとの合計した圧力連結線が第１組目ロータＡのみとなる。このように、第２組目ロータＢの圧力が下がるため、フリクション（トルク）が低減するため効率が上昇する。

第１組目ロータＡの圧力については、中回転域では、第１吐出路１と第２吐出路３が連通しているために、オイルが第２帰還路４を通って帰還されていたが、高回転域では、第１帰還路２から引き続き帰還されるため、第１組目ロータの圧力は、中回転域でも高回転域でも、ほとんど変わらない。また、第１組目ロータＡの流量は第１帰還路２の開口部２１が開口し、開口した瞬間に第１帰還路２に流れ出すため、流量が一旦低下した後はあまり変化しない。厳密に説明すると、回転数の上昇にしたがって極僅かに上昇する。

ポンプ全体（第１組目ロータＡと第２組目ロータＢの総和）としての「圧力」は、第２組目ロータＢの第２吐出路３の開口部３１が完全閉鎖されているため、第１組目ロータＡのみの圧力となる。第１組目ロータＡの圧力は第１帰還路２の開口部２１が開口しているため、あまり変化しないが、厳密に言えば回転数増加にしたがって、極僅かずつ増加する。また、ポンプ全体としての「流量」は、第２組目ロータＢの第２吐出路３の開口部３１が完全閉鎖されているため、第１組目ロータＡの「流量」がポンプ全体流量となる。第１組目ロータＡの流量は第１帰還路２の開口部２１が開口しているため、あまり変化しないが、厳密に言えば回転数増加にしたがって、極僅かずつ増加する。

以上のように、本願発明は、オイルポンプにおける圧力制御装置であるが、可変流量オイルポンプでもある。吐出路も２つ存在し、且つ吐出源も２組のロータ（ダブルロータ又は３以上のロータ）を使用するものである。また、ポンプの消費動力の大きい高回転時に第２組目ロータＢの吐出口３０又は第２吐出路３が塞がれるため、第１組目ロータＡと第２組目ロータＢとは切り離される。第２組目ロータＢの流量や圧力はポンプ全体の流量や圧力に何ら影響を与えなくなるため、効率アップなどを狙って第２組目ロータＢの流量や圧力を調節しても、ポンプ特性には何の影響も与えないため設計自由度がアップする。また、２つの吐出源を別々のポンプにすると、高回転時に片側1つのポンプの無駄仕事を激減させることができる。さらに、第２組目ロータＢの第２吐出路３が圧力制御弁Ｃの下流にまで伸びているため、圧力制御弁Ｃによる流量調整が容易である。

また、第２実施形態の第１組目ロータＡ及び第２組目ロータＢは、３以上のロータの１つのオイルポンプである。具体的には、図６に示すように、第１組目ロータＡは、アウターロータ１３１、中間ロータ１３２、吐出ポート１３４及び吸入ポート１３５にて構成されている。また、第２組目ロータＢは、中間ロータ１３２、インナーロータ１３３、吐出ポート１３６及び吸入ポート１３７にて構成されている。つまり、３つのロータによる第１組目ロータＡと第２組目ロータＢからなる１つのオイルポンプが構成されている。第２実施形態の第１組目ロータＡ及び第２組目ロータＢにおける圧力制御装置としての各吐出路，各帰還路及び圧力制御弁Ｃの構成は、第１実施形態と同一である。このため、第２実施形態の作用は、図１乃至図３に示すように、第１実施形態の場合と同様である。このため、その説明を省略する。また、効果についても、同等であり、説明を省略する。なお、図６は、エンジン回転数が低回転域の場合の状態図である。

また、第３実施形態の第１組目ロータＡ及び第２組目ロータＢは、３以上の歯車からなる１つのオイルポンプである。具体的には、図７〜９に示すように、第１組目ロータＡは、ケーシング１４０内において、第１歯車１４１、第２歯車１４２、吐出ポート１４４及び吸入ポート１４５にて構成されている。また、第２組目ロータＢは、ケーシング１４０内において、第２歯車１４２、第３歯車１４３、吐出ポート１４６及び吸入ポート１４７にて構成されている。つまり、３つの歯車による第１組目ロータＡと第２組目ロータＢからなる１つのオイルポンプが構成されている。第３実施形態の第１組目ロータＡ及び第２組目ロータＢにおける圧力制御装置としての各吐出路，各帰還路及び圧力制御弁Ｃの構成は、第１実施形態と同一である。

その第３実施形態の第１組目ロータＡ及び第２組目ロータＢにおける圧力制御弁Ｃの動作について説明する。まず、第１組目ロータＡ及び第２組目ロータＢが低回転域の場合、つまり、エンジン回転数が低回転域の場合は、図７の状態であり、前記圧力制御弁Ｃの第１弁部５１及び第２弁部５２の動作は、図１と同等であり、その動作説明は省略する。この状況下では、回転数と吐出圧力との特性表［図５（Ａ）参照］又は回転数と吐出流量との特性表［図５（Ｂ）参照］における低回転域となる。

さらに、エンジンの回転数が上昇した状態を、中回転域とする。この状態では、図８の状態であり、前記圧力制御弁Ｃの動作は、図２と同等であり、その動作説明は省略する。この中回転域は、回転数と吐出圧力又は吐出流量との圧力特性表（図５参照）に表れ、第１組目ロータＡは単調増加するが、第２組目ロータＢ側は、逆流してマイナスとなり、第１組目ロータＡと第２組目ロータＢとの合計した圧力連結線が従来のオイルポンプの圧力特性とほぼ同じにできる。

さらに、エンジンの回転数が増加した状態を、高回転域とする。この状態では、図９の状態であり、前記圧力制御弁Ｃの動作は、図３と同等であり、その動作説明は省略する。この高回転域は、回転数と吐出圧力又は吐出流量との圧力特性表（図５参照）に表れ、第１組目ロータＡは緩やかに上昇するが、第２組目ロータＢは閉鎖状態であり、第１組目ロータＡと第２組目ロータＢとの合計した圧力連結線が第１組目ロータＡのみとなる。このように、第２組目ロータＢの圧力が下がるため、フリクション（トルク）が低減するため効率が上昇する。

本発明の第１実施形態のシステム図であって、エンジンの低回転域での状態図である。 本発明の第１実施形態のシステム図であって、エンジンの中回転域での状態図である。 本発明の第１実施形態のシステム図であって、エンジンの高回転域での状態図である。 本発明の簡略のシステム図である。 （Ａ）は本発明におけるエンジン回転数と吐出圧力との特性表、（Ｂ）は本発明におけるエンジン回転数と吐出流量との特性表である。 本発明の第２実施形態のシステム図であって、エンジンの低回転域での状態図である。 本発明の第３実施形態のシステム図であって、エンジンの低回転域での状態図である。 本発明の第３実施形態のシステム図であって、エンジンの中回転域での状態図である。 本発明の第３実施形態のシステム図であって、エンジンの高回転域での状態図である。

符号の説明

第１組目ロータＡ、エンジンＥ、第１吐出路１、第１帰還路２、第２組目ロータＢ、
第２吐出路３、第２帰還路４、弁本体５、第１弁部５１、第２弁部５２、吐出口３０、
細径連結部５３、圧力制御弁Ｃ。

Claims (3)

1. 第１組目ロータからエンジンに送油する第１吐出路と、前記第１組目ロータの吸入路に帰還する第１帰還路と、第２組目ロータから前記エンジンに送油する第２吐出路と、前記第２組目ロータの吸入路に帰還する第２帰還路と、第１弁部と細径連結部と第２弁部とからなる弁本体が前記第２組目ロータからの吐出口と前記第１吐出路との間に設けられた圧力制御弁とからなり、前記第１吐出路と前記第２吐出路とが連結され、低回転域には、前記第１吐出路及び前記第２吐出路のみが開口されると共に連通し、中回転域には、前記第１吐出路と前記２吐出路とが開口されると共に連通し、前記第１帰還路は閉鎖されて前記第２帰還路が開口された状態で、且つ高回転域には、前記第２吐出路は閉鎖されて前記第１吐出路が開口されることで連通がなくなり、前記第１帰還路及び前記第２帰還路は開口された状態で、それぞれ流路制御されてなることを特徴とするオイルポンプにおける圧力制御装置。
2. 請求項１において、前記第１組目ロータ及び前記第２組目ロータのそれぞれを別々のオイルポンプとしてなることを特徴とするオイルポンプにおける圧力制御装置。
3. 請求項１において、前記第１組目ロータ及び前記第２組目ロータを、３以上のロータを有する１つのオイルポンプとしてなることを特徴とするオイルポンプにおける圧力制御装置。

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