JP4875236B2 - Oil pump device - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、オイルポンプ装置、特に、回転数が変化するエンジン等の駆動源によって回転駆動されるオイルポンプと、このオイルポンプから吐出される作動油の一部を還流させ得る制御弁によって構成されて、被送給部に所定量の作動油を圧送するオイルポンプ装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
この種のオイルポンプ装置として、特開平１０−７３０８４号公報（第1の従来技術という）や、特開平９−１２６１５３号公報（第２の従来技術という）に開示されているものが知られている。これらの装置は、複数の外歯を有し、ポンプハウジング内に回転可能に組付けられて回転数が変化するエンジン等の駆動源によって回転駆動されるインナーロータ及び、該インナーロータの前記外歯に噛み合い前記外歯との間に複数のポンプ室を区画形成する複数の内歯を有し、前記ポンプハウジング内に回転可能に組付けられるアウターロータを有するオイルポンプと、このオイルポンプから吐出される作動油の一部を還流させ得る制御弁とによって構成されている。
【０００３】
この第１の従来技術のオイルポンプ装置においては、吐出口に常時連通する吐出ポートと、吸込口に常時連通するメイン吸込ポートと、制御弁を介してメイン吸込ポートに連通・遮断されると共に吐出口に遮断・連通されるサブ吸込ポートとを有した単一のオイルポンプとして構成されていて、図１５に示すようにサブ吸込ポート２２１ｄのインナーロータ２２２の回転方向側端部のポンプ室への開口形状と、メイン吸込ポート２２１ｃのインナーロータ２２２の反回転方向側端部のポンプ室への開口形状を、吐出ポートと隣合うメイン吸込ポート２２１ｃの回転方向側端部と吐出ポートの反回転方向側端部との間に位置される１つのポンプ室の最大容積よりも小さな容積のポンプ室Ｒ１の形状に沿うように規定している。尚、図１５中、２２１はポンプハウジング、２２３はアウターロータである。
【０００４】
また、第２の従来技術のオイルポンプ装置においては、図２９に示すように、図示しない吸込口と連通する図示しない吸込ポートと、メイン吐出ポート４２１ｂ、サブ吐出ポート４２１ｃを有する単一のオイルポンプ４２０として構成されていて、吸込ポートとメイン吐出ポート４２１ｂとの間に形成される最大容積を持つポンプ室の容積よりも小さな容積を持つポンプ室Ｒ１の形状に沿うように、サブ吐出ポート４２１ｃの反回転方向側端部のポンプ室Ｒ１への開口形状を規定している。尚、図２９中、４２１はポンプハウジング、４２３はアウターロータである。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上記した第１の従来技術に基くオイルポンプ装置においては、吸込口、メイン吸込ポート、サブ吸込ポート、吐出口及び吐出ポートを有する単一のオイルポンプと、このオイルポンプから吐出される作動油の一部のメイン吸込ポートとサブ吸込ポートへの流れをオイルポンプから吐出される作動油の圧力に応じて制御する制御弁によって構成したものであるため、当該オイルポンプ装置を小型・軽量・コンパクトとすることが可能であり、当該オイルポンプ装置の車体等への搭載性を向上させることができると共に、駆動源の回転数に応じた必要油量の確保及びポンプ負荷の低減を図ることができる。また、上記した従来の装置においては、互いに隣合う両吸込ポートの端部の開口形状を、吐出ポートと隣合う側の吸込ポートの回転方向側端部と吐出ポートの反回転方向側端部との間に位置される１つのポンプ室の最大容積よりも所定の割合だけ小さな容積のポンプ室の１つの形状に沿うように規定することで、微小回転時における瞬時の吸込面積の縮小化を防止し、吸込面積が瞬時に縮小することによる吸込流速の増加・ポンプ室内の圧力の低下によってキャビテーションが発生するのを防止している。
【０００６】
ところが、第１の従来技術によるオイルポンプ装置では、上記した各吸込ポートの端部（締め切り部）の開口形状の規定により、両端部の開口形状を単に放射線状に規定するのに対して、微小回転時における各吸込ポートの瞬時の吸込通路断面積の縮小化を防止することができるものの、各吸込ポートの端部が沿うように規定されるポンプ室のインナーロータ及びアウターロータの回転に伴う容積変化に対して、該ポンプ室と各吸込ポートの吸込通路断面積が小さいため、ポンプ室が所定の容積となる図１５に示す回転位置付近で図１４に示すように作動油の吸込流速が増大して、キャビテーションが生じ、騒音が発生するという問題があった。尚、図１４において０点は図１５に示す回転位置である。
【０００７】
また、上記した第２の従来技術に基くオイルポンプ装置においては、吸込口、メイン吐出ポート、サブ吐出ポート、吐出口を有する単一のオイルポンプと、このオイルポンプのメイン吐出ポートとサブ吐出ポートから吐出される作動油の一部を吸込ポートに還流させる量をオイルポンプから吐出される作動油の圧力に応じて制御する制御弁によって構成し、サブ吐出ポートの反回転方向側端部の開口形状を、吸込ポートとメイン吐出ポートとの間に形成される最大容積を持つポンプ室の容積よりも小さな容積を持つ１つのポンプ室の形状に沿うように規定することで、回転に伴う吐出面積の縮小を防止すると共に、吐出面積を瞬時に拡大させることによって吐出流速・ポンプ室（図２９中のＲ１）内の圧力を低下させ、ポンプの駆動馬力が増大するのを防止している。
【０００９】
ところが、第２の従来技術によるオイルポンプ装置では、上記した各吐出ポートの端部（締め切り部）の開口形状の規定により、両端部の開口形状を単に放射線状に規定するのに対して、微小回転時における各吐出ポートの瞬時の吐出通路断面積の縮小化を防止することができるものの、各吐出ポートの端部が沿うように規定されるポンプ室のインナーロータ及びアウターロータの回転に伴う容積変化に対して、該ポンプ室と各吐出ポートの吐出通路断面積が小さいため、ポンプ室が所定の容積となる図２９に示す回転位置付近で図２８に示すように作動油の吐出流速（図２９中のポンプ室Ｒ１内の圧力）が増大して、回転しにくい状態となり、ポンプの駆動トルクの増大や、騒音の発生を招く、という問題があった。
【００１０】
ゆえに、本発明は、オイルポンプ装置において、作動油の流速が増加することによって発生するキャビテーションや、ポンプの駆動トルクの増大や、騒音の発生を防止することを、その課題とする。
【００１１】
上記課題を解決するために講じられた技術的手段は、複数の外歯を有し、ポンプハウジング内に回転可能に組付けられて回転数が変化する駆動源によって回転駆動されるインナーロータと、前記インナーロータの外歯に噛み合い、前記外歯との間に複数のポンプ室を区画形成する複数の内歯を有し前記ポンプハウジング内に回転可能に組付けられるアウターロータと、前記ポンプハウジング内に形成され、前記インナーロータの周方向において異なる位置でそれぞれ前記ポンプ室と連通する吐出ポート、メイン吸込ポート及びサブ吸込ポートと、前記吐出ポートと前記サブ吸込ポートとの連通を制御して前記吐出ポートから被送給部への作動油の供給量を制御する制御弁と、で構成され、前記ポンプ室のうち前記吐出ポートと前記メイン吸込ポートとの間に位置する１つの前記ポンプ室が最大容積となり、前記インナーロータの周方向において、前記メイン吸込ポートの前記サブ吸込ポート側に位置する前記ポンプ室への第１開口形状、及び前記サブ吸込ポートの前記メイン吸込ポート側に位置する前記ポンプ室への第２開口形状の少なくとも一方が、前記メイン吸込ポートと前記サブ吸込ポートとの間の前記ポンプ室を構成する歯間形状に沿うように規定され、前記インナーロータの周方向において、前記メイン吸込ポートの前記サブ吸込ポート側または、前記サブ吸込ポートの前記メイン吸込ポート側には、前記ポンプ室の容積変化に対する作動油の流速変化を抑制する連通溝を設けたことである。
【００１２】
また、上記課題を解決するために講じられた技術的手段は、複数の外歯を有し、ポンプハウジング内に回転可能に組付けられて回転数が変化する駆動源によって回転駆動されるインナーロータと、前記インナーロータの外歯に噛み合い、前記外歯との間に複数のポンプ室を区画形成する複数の内歯を有し前記ポンプハウジング内に回転可能に組付けられるアウターロータと、前記ポンプハウジング内に形成され、前記インナーロータの周方向において異なる位置でそれぞれ前記ポンプ室と連通する吸込ポート、メイン吐出ポート及びサブ吐出ポートと、前記吸込ポートと前記サブ吐出ポートとの連通を制御して前記サブ吐出ポートから被送給部への作動油の供給量を制御する制御弁と、で構成され、前記ポンプ室のうち前記吸込ポートと前記メイン吐出ポートとの間に位置する１つの前記ポンプ室が最大容積となり、前記インナーロータの周方向において、前記メイン吐出ポートの前記サブ吐出ポート側に位置する前記ポンプ室への第１開口形状、及び前記サブ吐出ポートの前記メイン吐出ポート側に位置する前記ポンプ室への第２開口形状の少なくとも一方が、前記メイン吐出ポートと前記サブ吐出ポートとの間の前記ポンプ室を構成する歯間形状に沿うように規定され、前記インナーロータの周方向において、前記メイン吐出ポートの前記サブ吐出ポート側または、前記サブ吐出ポートの前記メイン吐出ポート側には、前記ポンプ室の容積変化に対する作動油の流速変化を抑制する連通溝を設けたことである。
【００１３】
本発明によれば連通溝により、ポンプ室の容積変化に対する作動油の流速変化を抑制できる。これにより、ポンプ室が所定の容積となる回転位置付近で作動油の流速が増大することが防止できて、キャビテーションの発生や、ポンプ室内の油圧の増大を抑制でき、当該オイルポンプ装置の静粛性の向上や、駆動トルクが増大することを防止すること等が可能となる。
【００１５】
また連通溝は、溝の深さ、長さや幅等の変更により任意に通路断面積を変更することができて、容易に作動油の流速の変化を抑制することができると共に、メイン吸込ポートまたはサブ吸込ポート（メイン吐出ポートまたはサブ吐出ポート）が制御弁を介して吐出ポート（吸込ポート）に連通した場合に、ポンプ室を介したメイン吸込ポートとサブ吸込ポートとの間（メイン吐出ポートとサブ吐出ポートとの間）での作動油の流通を抑制でき、当該オイルポンプ装置の効率が低下することを防止できる。
【００１６】
また、メイン吸込ポートとサブ吸込ポートとの連通（メイン吐出ポートとサブ吐出ポートとの連通）はインナーロータの回転によって周期的に発生し、メイン吸込ポートとサブ吸込ポートとの間（メイン吐出ポートとサブ吐出ポートとの間）の作動油の圧力は周期的に変化（脈動）する。この圧力の周期的な変化（脈動）によって騒音が発生するが、連通溝の形状を細溝や薄溝のように圧力（脈動）の伝達を防ぐ絞り形状（オリフィス形状）とすることによって圧力の周期的な変化（脈動）の発生を低減し、騒音を防止することができる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の第１実施形態を図面に基づいて説明する。図１に示したオイルポンプ装置は、車両用エンジン（内燃機関）のクランクシャフト１０によって回転駆動されるオイルポンプ２０（一部破断して示してある）と、このオイルポンプ２０から吐出される作動油の一部を吸込側へ還流させ得る制御弁（制御手段）３０を備えていて、オイルポンプ２０から吐出される作動油は、吐出路４１を通して被送給部、すなわち、エンジンにおける可変動弁装置の油圧作動式アクチュエータ、エンジンにおけるベアリング等の被潤滑部位、及びシリンダやピストン等の油冷却部位等に夫々圧送されるように構成されている。なお、被送給部５０からは排出路４２を通してエンジンのオイルパン４０に作動油が戻されるように構成されている。
【００１８】
オイルポンプ２０は、クランクシャフト１０によって図１の反時計方向へ回転駆動されるようになっていて、ポンプハウジング２１と、このポンプハウジング２１内に回転可能に組付けられてクランクシャフト１０によって回転駆動されるインナーロータ２２と、このインナーロータ２２に対し所定量偏心してポンプハウジング２１内に回転可能に組付けられてインナーロータ２２の外歯２２ａと噛み合う内歯２３ａにてインナーロータ２２により同方向に回転されるアウターロータ２３を備えている。なお、外歯２２ａ及び内歯２３ａは、トロコイド曲線又はサイクロイド曲線で規定されている。
【００１９】
ポンプハウジング２１は、吸入路４３に接続されてオイルパン４０に連通する吸込口２１ａと、吐出路４１に接続される吐出口２１ｂと、吸込口２１ａに常時連通するメイン吸込ポート（第２ポート）２１ｃと、このメイン吸込ポート２１ｃに制御弁３０を介して連通・遮断されるサブ吸込ポート（第３ポート）２１ｄと、吐出口２１ｂに常時連通する吐出ポート（第１ポート）２１ｅを有していて、各ポート２１ｃ、２１ｄ、２１ｅは各外歯２２ａと各内歯２３ａ間に形成される各ポンプ室Ｒを介して連通しない構成となっている。また、メイン吸込ポート２１ｃは、サブ吸込ポート２１ｄに対してオイルポンプ２０の回転方向側（図１の反時計方向側）に位置されている。図１及び図１０に示すように、サブ吸込ポート２１ｄのインナーロータ２２の回転方向側端部のポンプ室Ｒへの開口形状と、メイン吸込ポート２１ｃのインナーロータ２２の反回転方向側端部のポンプ室Ｒへの開口形状は、吐出ポート２１ｅと隣合うメイン吸込ポート２１ｃの回転方向側端部と吐出ポート２１ｅの反回転方向側端部との間に位置される１つのポンプ室Ｒの最大容積よりも所定の割合だけ小さな容積のポンプ室Ｒ１の形状に沿うように規定されている。尚、図１０は、図１のＡ部のカバー２４を取り外した状態の拡大図で、ポンプ室Ｒ１が所定の容積となるインナーロータ２２及びアウターロータ２３の回転位置での状態を示し、所定の容積はメイン吸込ポート２１ｃとサブ吸込ポート２１ｄとの所望の作動油の分配量に応じて任意に設定される。
【００２０】
更に、本第１実施形態においては、図１０及び図１１に示すように、メイン吸込ポート２１ｃのインナーロータ２２の反回転方向側端部にサブ吸込ポート２１ｄのインナーロータ２１の回転方向側端部に向けて薄溝からなる連通溝（抑制手段）２１ｇが延在して形成されている。尚、連通溝２１ｇは、両吸込ポート２１ｃ、２１ｄを区画するポンプハウジング２１の区画部２１ｆのポンプ室Ｒ１側端面に形成されている。
【００２１】
制御弁３０は、図２及び図３にて詳細に示したように、内孔３１ａを有するとともに、この内孔３１ａにそれぞれ連通する制御ポート３１ｂ、サブポート３１ｃ、メインポート３１ｄを有するバルブハウジング３１と、このバルブハウジング３１の内孔３１ａに軸方向へ摺動可能に組付けられて、制御ポート３１ｂを通して流入する作動油の圧力（オイルポンプ２０の吐出圧）を一端（図示上端）に受けるとともにバルブハウジング３１とにより可変絞り部Ａ、Ｂを形成し、各ポート３１ｂ、３１ｃ、３１ｄ間の連通・遮断をランド部３２ａにて可変制御するスプール３２と、このスプール３２を図２の上方へ付勢するスプリング３３によって構成されていて、制御ポート３１ｂにてオイルポンプ２０の吐出ポート２１ｅに常時連通し、サブポート３１ｃにてオイルポンプ２０のサブ吸込ポート２１ｄに常時連通し、メインポート３１ｄにてオイルポンプ２０のメイン吸込ポート２１ｃに常時連通している。なお、スプリング３３の収容室は、オイルパン４０に常時連通していて、圧力（スプール３２を図示上方へ押動する力）が生じないように構成されている。
【００２２】
スプール３２のランド部３２ａは、図３にて詳細に示したように、単一であってスプール３２の一端側（図示上端側）に形成されており、図３の状態すなわち後述する第３制御モードにて制御ポート３１ｂからメインポート３１ｃに流れる作動油の圧力を受けるランド部３２ａの他端側には、ランド部３２ａの外周部分からスプール３２の軸心に向けて傾斜するスロープ面（テーパ面）３２ｂが形成されている。また、スロープ面３２ｂのランド部側端部とランド部３２ａの外周間には径方向の段差３２ｃが形成されている。
【００２３】
また制御弁３０においては、制御ポート３１ｂに付与される油圧（吐出圧）に応じて、サブポート３１ｃをメインポート３１ｄにのみ連通させる第１制御モード（図５参照）と、サブポート３１ｃとメインポート３１ｄの連通を維持した状態でサブポート３１ｃと制御ポート３１ｂを可変絞り部Ａを介して連通させてサブポート３１ｃにはメインポート３１ｄと制御ポート３１ｂから作動油が流れるようにした第２制御モード（図６参照）と、サブポート３１ｃと制御ポート３１ｂの連通を維持した状態でサブポート３１ｃとメインポート３１ｄを可変絞り部Ｂを介して連通させて制御ポート３１ｂからサブポート３１ｃとメインポート３１ｄに作動油が流れるようにした第３制御モード（図７参照）と、サブポート３１ｃを制御ポート３１ｂにのみ連通させる第４制御モード（図８参照）と、サブポート３１ｃと制御ポート３１ｂの連通を維持した状態でサブポート３１ｃとメインポート３１ｄを連通させて制御ポート３１ｂからサブポート３１ｃとメインポート３１ｄに作動油が流れるようにした第５制御モード（図９参照）で制御可能となっていて、これによって図４に示した吐出量特性が得られるようになっている。なお、第１制御モードでは図４の０〜ａ点間の特性が得られ、第２制御モードでは図４のａ点〜ｂ点間の特性が得られ、第３制御モードでは図４のｂ点〜ｃ点間の特性が得られ、第４制御モードでは図４のｃ点〜ｄ点間の特性が得られ、第５制御モードでは図４のｄ点以降の特性が得られる。
【００２４】
上記のように構成した第１実施形態においては、クランクシャフト１０の回転数Ｎが０〜Ｎ１間の回転域であるとき、制御弁３０においてスプール３２が例えば図５にて概略的に示した位置にあって、サブポート３１ｃは制御ポート３１ｂとの連通を遮断されるとともにメインポート３１ｄとの連通を維持される。このため、オイルポンプ２０では、メイン吸込ポート２１ｃとサブ吸込ポート２１ｄが共に吸込ポートとして十分に機能するため、作動油がメイン吸込ポート２１ｃとサブ吸込ポート２１ｄから十分に吸込まれて低回転領域での必要油量を確保することができ、図４に示した０〜ａ点間の吐出量特性が得られ、その吐出量が吐出路４１を通して被送給部５０に向けて圧送される。
【００２５】
このとき、メイン吸込ポート２１ｃがサブ吸込ポート２１ｄに対してオイルポンプ２０の回転方向側に位置されているので、サブ吸込ポート２１ｄが制御弁３０を介して吸込口２１ａ（メイン吸込ポート２１ｃ）に連通されることによる圧力損失によりサブ吸込ポート２１ｄに連通されるポンプ室Ｒにその容積増加分の作動油が十分に吸込まれず該ポンプ室Ｒ内に負圧が生じたとしても、この負圧の生じたポンプ室Ｒがオイルポンプ２０の回転に伴いメイン吸込ポート２１ｃに連通したときに、この負圧により作動油がメイン吸込ポート２１ｃからポンプ室Ｒに吸込まれて負圧が消失される。これにより、上記した低回転領域での必要油量を確保することができる。
【００２６】
また、クランクシャフト１０の回転数ＮがＮ１〜Ｎ２間の回転域であるとき、制御弁３０においてスプール３２が例えば図６にて概略的に示した位置にあって、サブポート３１ｃはメインポート３１ｄとの連通を維持された状態（可変絞り部Ｂにて殆ど絞られていない状態）にて制御ポート３１ｂとの連通量を可変絞り部Ａによって可変制御され、サブポート３１ｃにはメインポート３１ｄと制御ポート３１ｂから作動油が流れる。このため、オイルポンプ２０では、吐出ポート２１ｅから吐出口２１ｂに流れる作動油の一部が制御弁３０を介してサブ吸込ポート２１ｄに流入するとともに、メイン吸込ポート２１ｃからサブ吸込ポート２１ｄに作動油が吸込まれて、メイン吸込ポート２１ｃが吸込ポートとして十分に機能するものの、サブ吸込ポート２１ｄが制御ポート３１ｂから可変絞り部Ａを通して流れる作動油の流量に応じて吸込ポートとしての機能を低下させられるため、図４に示したａ点〜ｂ点間の吐出量特性が得られ、サブ吸込ポート２１ｄの吸込ポートとしての機能低下分の吐出量を低減できて、ポンプ負荷の低減を図ることができる。
【００２７】
また、クランクシャフト１０の回転数ＮがＮ２〜Ｎ３間の回転域であるとき、制御弁３０においてスプール３２が例えば図７にて概略的に示した位置にあって、サブポート３１ｃは制御ポート３１ｂとの連通を維持された状態（可変絞り部Ａにて殆ど絞られていない状態）にてメインポート３１ｄとの連通量を可変絞り部Ｂによって可変制御され、制御ポート３１ｂからサブポート３１ｃとメインポート３１ｄに作動油が流れる。このため、オイルポンプ２０では、吐出ポート２１ｅから吐出口２１ｂに流れる作動油の一部が制御弁３０を介してサブ吸込ポート２１ｄとメイン吸込ポート２１ｃに流入して、サブ吸込ポート２１ｄが吸込ポートとして殆ど機能しない状態にて、メイン吸込ポート２１ｃが制御ポート３１ｂから可変絞り部Ｂを通して流れる作動油の流量に応じて吸込ポートとしての機能を低下させられるため、図４に示したｂ点〜ｃ点の吐出量特性が得られ、サブ吸込ポート２１ｄが吸込ポートとして機能しない分の吐出量と、メイン吸込ポート２１ｃの吸込ポートとしての機能低下分の吐出量を低減できて、ポンプ負荷の低減を図ることができる。
【００２８】
また、クランクシャフト１０の回転数ＮがＮ３〜Ｎ４間の回転域であるとき、制御弁３０においてスプール３２が例えば図８にて概略的に示した位置にあって、サブポート３１ｃは制御ポート３１ｂとの連通を維持されるとともにメインポート３１ｄとの連通を遮断された状態に維持され、制御ポート３１ｂからサブポート３１ｃに作動油が流れるものの、制御ポート３１ｂからメインポート３１ｄには作動油が流れない。このため、オイルポンプ２０では、吐出ポート２１ｅから吐出口２１ｂに流れる作動油の一部が制御弁３０を介してサブ吸込ポート２１ｄに流入するもののメイン吸込ポート２１ｃには流入せず、サブ吸込ポート２１ｄが吸込ポートとして殆ど機能しない状態にて、メイン吸込ポート２１ｃが吸込ポートとして十分に機能するため、図４に示したｃ点〜ｄ点間の吐出量特性が得られ、サブ吸込ポート２１ｄが吸込ポートとして機能しない分の吐出量を低減できて、ポンプ負荷の低減を図ることができる。
【００２９】
また、クランクシャフト１０の回転数ＮがＮ４以上の回転域であるとき、制御弁３０においてスプール３２が例えば図９にて概略的に示した位置にあって、制御ポート３１ｂとサブポート３１ｃがフルオープンにて連通した状態にてメインポート３１ｄが制御ポート３１ｂ及びサブポート３１ｃとの連通量を可変制御され、制御ポート３１ｂからサブポート３１ｃとメインポート３１ｄに作動油が流れる。このため、オイルポンプ２０では、吐出ポート２１ｅから吐出口２１ｂに流れる作動油の一部が制御弁３０を介してサブ吸込ポート２１ｄとメイン吸込ポート２１ｃに流入して、サブ吸込ポート２１ｄが吸込ポートとして殆ど機能しない状態にて、メイン吸込ポート２１ｃが制御ポート３１ｂから流れる作動油の流量に応じて吸込ポートとしての機能を低下させられるため、図４に示したｄ点以降の吐出量特性が得られ、サブ吸込ポート２１ｄが吸込ポートとして機能しない分の吐出量と、メイン吸込ポート２１ｃの吸込ポートとしての機能低下分の吐出量を低減できて、ポンプ負荷の低減を図ることができる。
【００３０】
次に、図１６に示す第２実施形態について説明する。
【００３１】
図１６に示すようにオイルポンプ装置は、車両用エンジンのクランクシャフト（駆動源）３１０によって回転駆動されるオイルポンプ３２０と、このオイルポンプ３２０から吐出される作動油の一部を吸込側へ還流させ得る制御弁（制御手段）３３０を備えていて、オイルポンプ３２０から吐出される作動油は、送給油路３４１を通して被送給部３５０、すなわち、エンジンにおける可変動弁装置の油圧作動式アクチュエータ、エンジンにおけるベアリング等の被潤滑部位、及びシリンダやピストン等の油冷却部位等に夫々圧送されるように構成されている。なお、被送給部３５０からは排出路３４２を通してエンジンのオイルパン３４０に作動油が戻されるように構成されている。
【００３２】
オイルポンプ３２０は、クランクシャフト３１０によって図１６の時計方向へ回転駆動されるようになっていて、ポンプハウジング３２１と、このポンプハウジング３２１内に回転可能に組付けられてクランクシャフト３１０によって回転駆動されるインナーロータ３２２と、このインナーロータ３２２に対し所定量偏心してポンプハウジング３２１内に回転可能に組付けられてインナーロータ３２２の複数の外歯３２２ａと噛み合う複数の内歯３２３ａにてインナーロータ３２２により同方向に回転されるアウターロータ３２３を備えている。なお、外歯３２２ａ及び内歯３２３ａは、例えばトロコイド曲線又はサイクロイド曲線で規定されている。
【００３３】
インナーロータ３２２の外歯３２２ａと、アウターロータ３２３の内歯３２３ａとの歯間にはポンプ室Ｒが構成される。インナーロータ３２２に対してアウターロータ３２３は所定量偏心しているため、ポンプ室Ｒの配置は偏在している。
【００３４】
ポンプハウジング３２１には、オイルパン３４０と連通する吸込ポート（第１ポート）３２１ａと、メイン吐出路３４１ａを介して送給油路３４１に連通するメイン吐出ポート（第２ポート）３２１ｂと、サブ吐出路３４１ｂを介して制御弁３３０のサブ流入ポート３３１ｂへ連通するサブ吐出ポート（第３ポート）３２１ｃとがそれぞれロータの周方向において異なる位置でポンプ室Ｒに開口して設けられている。上記したようにポンプ室は吸込ポート３２１ａとメイン吐出ポート３２１ｂとの間にメインポンプ室Ｒ２が、メイン吐出ポート３２１ｂとサブ吐出ポート３２１ｃとの間にサブポンプ室Ｒ３が、それぞれ形成されている。メイン吐出ポート３２１ｂは図１６中の矢印Ｘ方向において、サブ吐出ポート３２１ｃの上流に位置しており、両ポートは周方向に連通しておらず、よって互いに独立した吐出機能及び吐出特性を有する。
【００３５】
図１８に示すように、サブ吐出ポート３２１ｃのインナーロータ３２２の反回転方向側端部のポンプ室Ｒ３への開口形状は、インナーロータ３２２とアウターロータ３２３との歯間で構成される形状に沿うように規定されている。尚、このポンプ室Ｒ３は、吸込ポート３２１ａと、メイン吐出ポート３２１ｂとの間に形成されるロータの歯間形状（ポンプ室）の容積が最も大きい図示しないポンプ室の容積よりも小さい。
【００３６】
尚、図１８は、図１６の実際のオイルポンプでの拡大図で、ポンプ室Ｒ３が所定の容積となるインナーロータ３２２及びアウターロータ３２３の回転位置での状態を示し、所定の容積は任意に設定される。
【００３７】
図１８に示すようにサブ吐出ポート３２１ｃのインナーロータ３２２の反回転方向側端部にメイン吐出ポート３２１ｂのインナーロータ３２２の反回転方向側端部に向けて薄溝から成る連通溝（抑制手段）３２１ｇが延在して形成されている。
【００３８】
尚、図１９に示すように、連通溝３２１ｇは両吐出ポートを区画するポンプハウジング３２１の区画部３２１ｆのポンプ室側端面に形成されている。
【００３９】
この連通溝３２１ｇは、ポンプ室Ｒ３によって吐出されるオイルを、ポンプ室Ｒ３の歯間形状がインナロータ３２２の回転によってサブ吐出ポート３２１ｃの開口形状と一致する（一致してポンプ室Ｒ３とサブ吐出ポート３２１ｃとが連通する）前にサブ吐出ポート３２１ｃとポンプ室Ｒ３とを連通させる。
【００４０】
また、図２５に示すように、メイン吐出ポート３２１ｂの回転方向側端部をインナーロータ３２２の回転方向に延在させて、サブ吐出ポート３２１ｃとポンプ室Ｒ３とがサブ吐出ポート３２１ｃの反回転方向側端部のポンプ室Ｒ３への開口形状によって連通するときに、ポンプ室Ｒ３とメイン吐出ポート３２１ｂとがメイン吐出ポート３２１ｂのポンプ室Ｒ３への開口形状によって連通するように形成することによって抑制手段を構成することもできる。
【００４１】
制御弁３３０は、図１７にて詳細に示すように、内孔３３０ａを有すると共に、この内孔３３０ａにそれぞれ連通するメイン流入ポート３３１ａ、サブ流入ポート３３１ｂ、合流ポート３３１ｃ、第１帰還ポート３３１ｄ、第２帰還ポート３３１ｅを有するバルブハウジング３３１と、このバルブハウジング３３１内の内孔３３０ａに軸方向に摺動可能に組み付けられて、メイン流入ポート３３１ａを通して流入する作動油の圧力（オイルポンプの吐出圧）を一端（図示上端）に受けると共にバルブハウジング３３１とにより可変絞り部Ｃ、Ｄ、Ｅを形成し、各ポート間の連通・遮断をランド部３３２ａ、３３２ｂにて可変制御するスプール３３２と、このスプール３３２を図１７の上方へ付勢するスプリング３３３によって構成されていて、メイン流入ポート３３１ａにてオイルポンプ３２０のメイン吐出路３４１ａに常時連通し、サブ流入ポート３３１ｂにてオイルポンプ３２０のサブ吐出路３４１ｂに常時連通し、合流ポート３３１ｃにて送給油路３４１（メイン吐出路３４１ａ）と常時連通し、第１、第２帰還ポート３３１ｄ、３３１ｅにてオイルパン３４０（吸込ポート３４３）に常時連通している。
【００４２】
スプール３３２のランド部３３２ａ、３３２ｂは、図１７にて詳細に示したように、スプール３３２の一端側（図示上端側）と他端側（図示下端側）に形成されており、図２４の状態すなわち後述する第４制御モードにてメイン流入ポート３３１ａから第１帰還ポート３３１ｄに流れる作動油の圧力を受けるランド部３３２ａの他端側と、ランド部３３２ｂの一端側には、ランド部３３２ａ、３３２ｂの外周部分からスプール３３２の軸心に向けて傾斜するスロープ面（テーパ面）３３２ｃ、３３２ｄがそれぞれ形成されている。また、スロープ面３３２ｃのランド部３３２ａの一端側の端部とランド部３３２ａの外周の間には径方向の段差３３２ｅが形成されている。
【００４３】
また、制御弁３３０においては、メイン流入ポート３３１ａに付与される油圧（吐出圧）に応じて、サブ流入ポート３３１ｂと合流ポート３３１ｃとを内孔３３０ａを介して連通させると共に、メイン流入ポート３３１ａと第１、第２帰還ポート３３１ｄ、３３１ｅと内孔３３０ａとの連通を遮断してメイン吐出ポート３２１ｂ（メイン吐出路３４１ａ）とサブ吐出ポート３２１ｃ（サブ吐出路３４１ｂ）の双方で作動油を吐出させる第１制御モードと、メイン流入ポート３３１ａと内孔３３０ａとの連通は遮断して、メイン吐出ポート３２１ｂから吐出される作動油は送給油路３４１に流す一方、内孔３３０ａと第２帰還ポート３３１ｅとを所定量だけ連通させ、内孔３３０ａを介してサブ流入ポート３３１ｂを第２帰還ポート３３１ｅと合流ポート３３１ｃの双方に連通させてサブ吐出ポート３２１ｃから吐出された作動油を合流ポート３３１ｃ（送給油路３４１）と、第２帰還ポート３３１ｅ（吸込ポート３４３）とに流れるようにして、サブ吐出ポート３２１ｃから吐出された作動油の一部を吸込側に還流させる第２制御モードと、メイン流入ポート３３１ａと内孔３３０ａとの連通は遮断し、メイン吐出ポート３２１ｂから吐出された作動油は送給油路３４１に流す一方、サブ流入ポート３３１ｂと第２帰還ポート３３１ｅとを内孔３３０ａを介して連通させてサブ吐出ポート３２１ｃから吐出される殆どの作動油を第２帰還ポート３３１ｅを介して吸込ポート３４３に還流させる第３制御モードと、メイン流入ポート３３１ａと第１帰還ポート３３１ｄとを内孔３３０ａによって連通させると共に、サブ流入ポート３３１ｂと第２帰還ポート３３１ｅとを内孔３３０ａによって連通させ、メイン吐出ポート３２１ｂから吐出された作動油の一部と、サブ吐出ポート３２１ｃから吐出された作動油の殆どを吸込ポート３４３に還流させる第４制御モードで制御可能となっていて、これによって図２０に示した吐出特性が得られるようになっている。尚、第１の制御モードでは図２０の０〜ａ点間に、第２の制御モードでは図２０のａ点〜ｂ点間に、第３の制御モードでは図２０のｂ点〜ｃ点間に、第４の制御モードでは図２０のｃ点以上に、それぞれ示す吐出特性が得られる。
【００４４】
上記した第２実施形態においては、クランクシャフト３１０の回転数Ｎが０〜Ｎ１間の回転域であるとき、制御弁３３０においてスプール３３２が例えば図２１にて概略的に示した位置にあって、メイン流入ポート３３１ａは内孔３３０ａとの連通を遮断されるとともに、サブ流入ポート３３１ｂは、制御弁３３０内の内孔３３０ａを介して合流ポート３３１ｃと連通される。このため、オイルポンプ３２０では、メイン吐出ポート３２１ｂとサブ吐出ポート３２１ｃが共に吐出ポートとして十分に機能するため、作動油がメイン吐出ポート３２１ｂとサブ吐出ポート３２１ｃから十分に吐出されて低回転領域での必要油量を確保することができ、図２０に示した０〜ａ点間の吐出量特性が得られ、その吐出量が送給油路３４１を介して被送給部３５０に向けて圧送される。
【００４５】
また、クランクシャフト３１０の回転数ＮがＮ１〜Ｎ２間の回転域であるとき、制御弁３３０においてスプール３３２が例えば図２２にて概略的に示した位置にあって、サブ流入ポート３３１ｂは内孔３３０ａを介して合流ポート３３２ｃとの連通を維持された状態で所定量だけ第２帰還ポート３３１ｅと連通される。一方で、メイン流入ポート３３１ａと内孔３３０ａとの間の連通は遮断されている。サブ流入ポート３３１ｂと合流ポート３３１ｃとの連通量はランド部３３２ａで構成される可変絞り部Ｄによって、サブ流入ポート３３１ｂと第２帰還ポート３３１ｅとの連通量はランド部３３２ｂで構成される可変絞り部Ｅによってそれぞれ可変制御される。このため、オイルポンプ３２０では、メイン吐出ポート３２１ｂは吐出ポートとして十分に機能するものの、サブ吐出ポート３２１ｃは第２帰還ポート３３１ｅから可変絞り部Ｅを通して流れる作動油の流量に応じて吐出ポートとしての機能を低下させるため、図２０に示したａ点〜ｂ点間の吐出量特性が得られ、サブ吐出ポート３２１ｃの吐出ポートとしての機能低下させた分の駆動力を低減できて、ポンプ負荷の低減を図ることができる。
【００４６】
また、クランクシャフト３１０の回転数ＮがＮ２〜Ｎ３間の回転域であるとき、制御弁３３０においてスプール３３２が例えば図２３にて概略的に示した位置にあって、サブ流入ポート３３１ｂは合流ポート３３１ｃとの連通を遮断され、内孔３３０ａを介して第２帰還ポート３３１ｅだけに連通される一方、メイン流入ポート３３１ａと内孔３３０との連通の遮断は維持される。このため、オイルポンプ３２０では、サブ吐出ポート３２１ｃから吐出される作動油の殆どが制御弁３３０を介して第２帰還ポート３３１ｃに流入して、サブ吐出ポート３２１ｃが吐出ポートとして殆ど機能しない状態となり、メイン吐出ポート３２１ｂから吐出される作動油の流量が吐出量となるため、図２０に示したｂ点〜ｃ点の吐出量特性が得られ、サブ吐出ポート３２１ｃが吐出ポートとして機能しない分の吐出量と、ポンプ負荷の低減を図ることができる。
【００４７】
また、クランクシャフト３１０の回転数ＮがＮ３以上の回転域であるとき、制御弁３３０においてスプール３３２が例えば図２４にて概略的に示した位置にあって、サブ流入ポート３３１ｂと第２帰還ポート３３１ｅとの内孔３３０ａを介した連通は維持された状態にてメイン流入ポート３３１ａと第１帰還ポート３３１ｄとの間が可変絞り部Ｃによって連通される。このため、オイルポンプ３２０では、メイン吐出ポート３２１ｂからメイン吐出路３４１ａを介して送給油路３４１に流れる作動油の一部が制御弁３３０を介して第１帰還ポート３３１ｄに流入すると共に、サブ吐出ポート３２１ｃは第２帰還油路３３１ｅと連通して、サブ吐出ポート３２１ｃは吐出ポートとして殆ど機能しない状態となる。これによって、メイン吐出ポート３２１ｂから吐出された作動油のうち、メイン流入ポート３３１ａから可変絞り部Ｄを通して流れる作動油の流量に応じてメイン吐出ポート３２１ｂの吐出ポートとしての機能が低下させられるため、図２０のｃ点以上の領域に示す吐出量特性が得られ、サブ吐出ポート３２１ｃが吐出ポートとして機能しない分の吐出量と、メイン吐出ポート３２１ｂの吐出ポートとしての機能低下分の吐出量を低減できて、ポンプ負荷の低減を図ることができる。
【００４８】
以上の説明から明らかなように、第１の実施形態においては、制御弁３０の第２制御モードにてサブ吸込ポート２１ｄの吸込ポートとしての機能低下分の吐出量を低減でき、また制御弁３０の第３制御モードにてサブ吸込ポート２１ｄが吸込ポートとして機能しない分の吐出量と、メイン吸込ポート２１ｃの吸込ポートとしての機能低下分の吐出量を低減でき、また制御弁３０の第４制御モードにてサブ吸込ポート２１ｄが吸込ポートとして機能しない分の吐出量を低減でき、また制御弁３０の第５制御モードにてサブ吸込ポート２１ｄが吸込ポートとして機能しない分の吐出量と、メイン吸込ポート２１ｃの吸込ポートとしての機能低下分の吐出量を低減できて、駆動源の低回転領域から中・高回転領域に移行するとき及び中・高回転領域でのポンプ負荷の低減を最大限に図ることができ、駆動動力の低減を最大限に図ることができる。
【００４９】
また、第１実施形態においては、当該オイルポンプ装置を、図１にて示したように、吸込口２１ａ、メイン吸込ポート２１ｃ、サブ吸込ポート２１ｄ、吐出口２１ｂ及び吐出ポート２１ｅを有する単一のオイルポンプ２０と、このオイルポンプ２０から吐出される作動油の一部のメイン吸込ポート２１ｃとサブ吸込ポート２１ｄへの流れをオイルポンプ２０から吐出される作動油の圧力に応じて制御する制御弁３０によって構成したものであるため、当該オイルポンプ装置を小型・軽量・コンパクトとすることが可能であり、当該オイルポンプ装置の車体等への搭載性を向上させることができる。
【００５０】
また、第１実施形態においては、サブ吸込ポート２１ｄのインナーロータ２２の回転方向側端部のポンプ室Ｒ１への開口形状と、メイン吸込ポート２１ｃのインナーロータ２２の反回転方向側端部のポンプ室Ｒ１への開口形状を、ポンプ室Ｒ１の形状に沿うように規定しており（図１０参照）、更にメイン吸込ポート２１ｃのインナーロータ２２の反回転方向側端部にサブ吸込ポート２１ｄのインナーロータ２１の回転方向側端部に向けて延在する連通溝２１ｇが形成されている。このため、インナーロータ２２及びアウターロータ２３の回転によりポンプ室Ｒ１がメイン吸込ポート２１ｃのインナーロータ２２の反回転方向側端部及びサブ吸込ポート２１ｄのインナーロータ２１の回転方向側端部を通過する時、ポンプ室Ｒ１の容積変化に対して、ポンプ室Ｒ１と各吸込ポート２１ｃ、２１ｄとの間の吸込通路断面積が小さくなることが連通溝２１ｇにより防止される（サブ吸込ポート２１ｄとポンプ室Ｒ１との間の吸込通路断面積が小さくなると、連通溝２１ｇによりポンプ室Ｒ１とメイン吸込通路２１ｃ間の吸込通路断面積が大きくなる）。この結果、図１４に示すようにポンプ室Ｒ１が所定の容積となる図１０に示す回転位置付近で作動油の吸込流速が増大することが抑制され、吸込流速の増大によりキャビテーションが生じて騒音が発生することが防止される。尚、図１４において０点は図１０に示す回転位置である。このとき、上記したように、サブ吸込ポート２１ｄに制御弁３０を介して吐出油が供給される場合があるが、連通溝２１ｇは薄溝により構成されているので、ポンプ室Ｒ１を介した両吸込ポート２１ｃ、２１ｄ間での作動油の流通を抑制でき、当該オイルポンプ装置の効率が低下することを防止することができる。
【００５１】
尚、上記した第１実施形態では、その深さが均一な薄溝により連通溝２１ｇを構成したが、図１２に示すように、その深さがロータの回転に伴い深くなる傾斜溝により連通溝２１ｈを構成し、ロータの回転に伴い吸込通路断面積が徐々に増大するようにしても良い。また、連通溝は、図１３に示すようにメイン吸込ポート１２１ｃのインナーロータ２２の反回転方向側端部にサブ吸込ポート１２１ｄのインナーロータ２１の回転方向側端部に向けて延在する細溝１２１ｉにより構成することもできる（細溝１２１ｉの深さは、図１１、図１２に示すように均一であっても傾斜していても良い）。このように、連通溝は、溝の深さ、長さや幅等の変更により任意に吸込通路断面積を変更することができて、容易に作動油の吸込流速の変化を抑制することができる。
【００５２】
また、第２の実施形態においては、制御弁３３０の第２制御モードにてサブ吐出ポート３２１ｃの吐出ポートとしての機能低下分の吐出量を低減でき、また制御弁３３０の第３制御モードにてサブ吐出ポート３２１ｃが吐出ポートとして機能しない分の吐出量を低減でき、また制御弁３３０の第４制御モードにてサブ吐出ポート３２１ｃが吐出ポートとして機能しない分の吐出量と、メイン吐出ポート３２１ｂの吐出ポートとしての機能低下分の吐出量を低減でき、駆動源の低回転領域から中・高回転領域に移行するとき及び中・高回転領域でのポンプ負荷の低減を最大限に図ることができ、駆動動力の低減を最大限に図ることができる。
【００５３】
また、第２実施形態においては、当該オイルポンプ装置を、図１６にて示したように、メイン吐出路３４１ａ、サブ吐出路３４１ｂ、送給油路３４１、吸込路３２３、メイン吐出ポート３２１ｂ、サブ吐出ポート３２１ｃ、吸込ポート３２１ａを有する単一のオイルポンプ３２０と、オイルポンプ３２０から吐出される作動油の圧力に応じて、このオイルポンプ３２０から吐出される作動油の流れの一部をメイン吐出ポート３２１ｂとサブ吐出ポート３２１ｃから吸込路３２３へと還流させるように第１、第２帰還通路３３１ｄ、３３１ｅとメイン吐出路３４１ａ、サブ吐出路３４１ｂとの連通を制御する制御弁３３０によって構成したものであるため、当該オイルポンプ装置を小型・軽量・コンパクトとすることが可能であり、当該オイルポンプ装置の車体等への搭載性を向上させることができる。
【００５４】
また、第２実施形態においては、サブ吐出ポート３２１ｃのインナーロータ３２２の反回転方向側端部のポンプ室Ｒ３への開口形状を、ポンプ室Ｒ３の形状に沿うように規定する（図１８参照）と共に、サブ吐出ポート３２１ｃのインナーロータ３２２の反回転方向側端部にメイン吐出ポート３２１ｃのインナーロータ３２２の回転方向端部に向けて延在する連通溝３２１ｇが形成されている。また、メイン吐出ポート３２１ｂのインナーロータ３２２の回転方向側端部をサブ吐出ポート３２１ｃのインナーロータ３２２の反回転方向側端部に向けてポンプ室Ｒ３への開口形状を延在させて形成している。このため、インナーロータ３２２及びアウターロータ３２３の回転によりポンプ室Ｒ３がメイン吐出ポート３２１ｂのインナーロータ３２２の回転方向側端部及びサブ吐出ポート３２１ｃのインナーロータ３２２の反回転方向側端部を通過する時、ポンプ室Ｒ３の容積変化に対して、ポンプ室Ｒ３と各吐出ポート３２１ｂ、３２１ｃとの間の吐出通路断面積が小さくなることが開口形状または連通溝３２１ｇにより防止される（メイン吐出ポート３２１ｂとポンプ室Ｒ３との間の吐出通路断面積が小さくなると、連通溝３２１ｇによりポンプ室Ｒ３とサブ吐出ポート３２１ｃと間の吐出通路断面積が大きくなる、または、ポンプ室Ｒ３とメイン吐出ポート３２１ｂとの間の吐出通路が確保される）。この結果、図２８に示すようにポンプ室Ｒ３が所定の容積となる図１８に示す回転位置付近で作動油の吐出流速が増大すること（歯間のポンプ室内の圧力が上昇すること）が抑制され、駆動トルクの増大や、騒音の発生が防止される。尚、図２８において０点は図１８に示す回転位置である。このとき、上記したように、メイン吐出ポート３２１ａに連通溝３２１ｇを介して吐出油が供給（逆流）される場合があるが、連通溝３２１ｇは薄溝により構成されているので、ポンプ室Ｒ３を介した両吐出ポート３２１ｂ、３２１ｃ間での作動油の流通を抑制でき、当該オイルポンプ装置の効率が低下することや、吐出油の周期的な圧力変動（脈動）の伝達を防止することができる。
【００５５】
尚、上記した実施形態では、その深さが均一な薄溝により連通溝３２１ｇを構成したが、図２６に示すように、その深さがロータの回転に伴い深くなる傾斜溝により連通溝３２１ｈを構成し、ロータの回転に伴い吸込通路断面積が徐々に増大するようにしても良い。また、連通溝は、図２７に示すようにメイン吐出ポート３２１ｂのインナーロータ３２２の回転方向側端部にサブ吐出ポート３２１ｃのインナーロータ３２２の反回転方向側端部に向けて延在する細溝３２１ｉにより構成することもできる（細溝３２１ｉの深さは、図１８、図２６に示すように均一であっても傾斜していても良い）。このように、連通溝は、溝の深さ、長さや幅等の変更により任意に吐出通路断面積を変更することができて、容易に作動油の吐出流速の変化を抑制することができる。
【００５６】
また、上記実施形態においては、車両用エンジン（内燃機関）のクランクシャフト１０、３１０にて駆動されるオイルポンプ装置に本発明を実施したが、本発明は車両以外の他の産業機器に使用するオイルポンプ装置にも同様にまたは適宜変更して実施できるものであり、オイルポンプの形式（上記実施形態ではトロコイド式）や駆動形態（上記実施形態では直結駆動式）も適宜変更可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明によるオイルポンプ装置の第１実施形態を示す図である。
【図２】図１に示した制御弁の詳細な断面図である。
【図３】図２に示した制御弁の要部拡大断面図である。
【図４】図１に示したオイルポンプ装置によって得られる回転数と吐出量との関係を示す特性線図である。
【図５】図２及び図３に示した制御弁の第１制御モードにおける作動を概略的に示した断面図である。
【図６】図２及び図３に示した制御弁の第２制御モードにおける作動を概略的に示した断面図である。
【図７】図２及び図３に示した制御弁の第３制御モードにおける作動を概略的に示した断面図である。
【図８】図２及び図３に示した制御弁の第４制御モードにおける作動を概略的に示した断面図である。
【図９】図２及び図３に示した制御弁の第５制御モードにおける作動を概略的に示した断面図である。
【図１０】図１のＡ部の部分拡大図である。
【図１１】図１０のＢ−Ｂ断面図である。
【図１２】連通溝の変形例を示す断面図である。
【図１３】連通溝の他の変形例を示す部分拡大図である。
【図１４】本発明と従来技術における各吸込ポートとポンプ室間の吸込流速とロータ回転角度との関係を示すグラフである。
【図１５】従来のオイルポンプ装置の各吸込ポートの開口形状を示す図である。
【図１６】本発明によるオイルポンプ装置の第２実施形態を模式的に示す図である。
【図１７】図１５に示した制御弁の詳細な断面図である。
【図１８】図１５に示したオイルポンプの要部拡大図である。
【図１９】図１７のＢ−Ｂ断面図である。
【図２０】図１５に示したオイルポンプ装置によって得られる回転数と吐出量との関係を示す特性線図である。
【図２１】図１５及び図１７に示した制御弁の第１制御モードにおける作動を概略的に示した断面図である。
【図２２】図１５及び図１７に示した制御弁の第２制御モードにおける作動を概略的に示した断面図である。
【図２３】図１５及び図１７に示した制御弁の第３制御モードにおける作動を概略的に示した断面図である。
【図２４】図１６及び図１７に示した制御弁の第４制御モードにおける作動を概略的に示した断面図である。
【図２５】開口形状の変形例を示すオイルポンプの要部拡大図である。
【図２６】連通溝の変形例を示す断面図である。
【図２７】連通溝の変形例を示す部分断面図である。
【図２８】本発明と従来技術における各吐出ポートとポンプ室間の吐出流速とロータ回転角度との関係を示すグラフである。
【図２９】従来のオイルポンプ装置の各吐出ポートの開口形状を示す図である。
【符号の説明】
１０、３１０ エンジンのクランクシャフト（駆動源）
２０、３２０ オイルポンプ
２１、３２１ ポンプハウジング
２１ａ 吸込口
２１ｂ 吐出口
２１ｃ メイン吸込ポート（第１実施形態における第２ポート）
２１ｄ サブ吸込ポート（第１実施形態における第３ポート）
２１ｅ 吐出ポート（第１実施形態における第１ポート）
２１ｇ、２１ｈ、１２１ｉ、３２１ｇ、３２１ｈ、３２１ｉ 連通溝（抑制手段）
３０、３３０ 制御弁
５０、３５０ 被送給部
３２１ａ 吸込みポート（第２実施形態における第１ポート）
３２１ｂ メイン吐出ポート（第２実施形態における第２ポート）
３２１ｃ サブ吐出ポート（第２実施形態における第３ポート）
３３０ａ 内孔
３３１ａ メイン流入ポート
３３１ｂ サブ流入ポート
３３１ｃ 合流ポート
３３１ｄ 第１帰還ポート
３３１ｅ 第２帰還ポート
３４１ 送給油路
３４１ａ メイン吐出路
３４１ｂ サブ吐出路[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention is constituted by an oil pump device, in particular, an oil pump that is rotationally driven by a drive source such as an engine whose rotational speed changes, and a control valve that can recirculate part of the hydraulic oil discharged from the oil pump. The present invention relates to an oil pump device that pumps a predetermined amount of hydraulic oil to a portion to be fed.
[0002]
[Prior art]
As this type of oil pump device, those disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 10-73084 (referred to as the first prior art) and Japanese Patent Laid-Open No. 9-126153 (referred to as the second prior art) are known. Yes. These devices have a plurality of external teeth, are rotatably assembled in a pump housing and are rotationally driven by a drive source such as an engine whose rotational speed changes, and the external teeth of the inner rotor An oil pump having a plurality of internal teeth that define a plurality of pump chambers between the outer teeth and an outer rotor that is rotatably assembled in the pump housing, and is discharged from the oil pump. And a control valve that can recirculate part of the hydraulic oil.
[0003]
In the oil pump device of the first prior art, the discharge port that is always in communication with the discharge port, the main suction port that is always in communication with the suction port, and the main suction port that is in communication with and disconnected from the main suction port through the control valve. It is configured as a single oil pump having a sub suction port that is shut off and communicated with the outlet. As shown in FIG. 15, the sub suction port 221d is connected to the pump chamber at the end of the inner rotor 222 in the rotational direction. The opening shape and the opening shape to the pump chamber at the end of the main suction port 221c on the side opposite to the rotation direction of the inner rotor 222 are the same as those of the main suction port 221c adjacent to the discharge port. It is defined so as to follow the shape of the pump chamber R1 having a volume smaller than the maximum volume of one pump chamber positioned between the side ends. In FIG. 15, 221 is a pump housing and 223 is an outer rotor.
[0004]
In the second conventional oil pump device, as shown in FIG. 29, a single oil pump having a suction port (not shown) communicating with a suction port (not shown), a main discharge port 421b, and a sub discharge port 421c. The sub discharge port 421c is configured so as to follow the shape of the pump chamber R1 having a volume smaller than the volume of the pump chamber having the maximum volume formed between the suction port and the main discharge port 421b. The opening shape to the pump chamber R1 at the end on the counter-rotation direction side is defined. In FIG. 29, reference numeral 421 denotes a pump housing and 423 denotes an outer rotor.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
In the oil pump device based on the first prior art described above, a single oil pump having a suction port, a main suction port, a sub suction port, a discharge port and a discharge port, and the operating oil discharged from the oil pump The oil pump device is small, light, and compact because it consists of a control valve that controls the flow to some main suction ports and sub suction ports according to the pressure of the hydraulic oil discharged from the oil pump. It is possible to improve the mountability of the oil pump device to the vehicle body and the like, and it is possible to secure the required amount of oil according to the rotational speed of the drive source and reduce the pump load. Further, in the above-described conventional apparatus, the opening shape of the end portions of both suction ports adjacent to each other is defined by the rotation direction side end portion of the suction port adjacent to the discharge port and the counter rotation direction side end portion of the discharge port. By prescribing the shape of one pump chamber having a volume smaller than the maximum volume of one pump chamber located between the two by a predetermined rate, it is possible to prevent instantaneous reduction of the suction area during micro rotation Thus, cavitation is prevented from occurring due to an increase in the suction flow velocity and a decrease in the pressure in the pump chamber due to the instantaneous reduction of the suction area.
[0006]
However, in the oil pump device according to the first prior art, the opening shape of each end of each suction port (the cut-off portion) is defined, whereas the opening shape of both ends is simply defined as a radial shape. Although the momentary reduction of the suction passage cross-sectional area of each suction port during rotation can be prevented, the volume associated with the rotation of the inner rotor and outer rotor of the pump chamber defined so that the end of each suction port follows The suction passage cross-sectional area of the pump chamber and each suction port is small with respect to the change, so that the suction flow rate of hydraulic oil increases as shown in FIG. 14 near the rotational position shown in FIG. 15 where the pump chamber has a predetermined volume. As a result, cavitation occurs and noise is generated. In FIG. 14, the zero point is the rotational position shown in FIG.
[0007]
In the oil pump device based on the second prior art described above, a single oil pump having a suction port, a main discharge port, a sub discharge port, and a discharge port, and a main discharge port and a sub discharge port of the oil pump are provided. A control valve that controls the amount of hydraulic oil discharged from the oil pump to return to the suction port according to the pressure of the hydraulic oil discharged from the oil pump. By defining the shape to conform to the shape of one pump chamber having a volume smaller than the volume of the pump chamber having the maximum volume formed between the suction port and the main discharge port, the discharge area accompanying rotation In addition, the pumping horsepower is increased by reducing the discharge flow velocity and the pressure in the pump chamber (R1 in FIG. 29) by instantaneously expanding the discharge area. It is prevented from.
[0009]
  However,In the oil pump device according to the second prior art, the opening shape of each end of each discharge port (the cut-off portion) is defined, but the opening shape of both end portions is simply defined as a radial shape, while at the time of micro rotation. Although it is possible to prevent the instantaneous reduction of the cross-sectional area of the discharge passage of each discharge port, the volume change caused by the rotation of the inner rotor and outer rotor of the pump chamber that is defined so that the end of each discharge port follows On the other hand, since the discharge passage sectional area of the pump chamber and each discharge port is small, the hydraulic oil discharge flow rate (in FIG. 29) as shown in FIG. 28 in the vicinity of the rotational position shown in FIG. 29 where the pump chamber has a predetermined volume. Pressure in the pump chamber R1) increases, and it becomes difficult to rotate, resulting in an increase in pump driving torque and generation of noise.
[0010]
Therefore, an object of the present invention is to prevent cavitation that occurs when the flow rate of hydraulic oil increases, an increase in pump driving torque, and noise generation in an oil pump device.
[0011]
  The technical means taken in order to solve the above-mentioned problem includes an inner rotor that has a plurality of external teeth, is rotatably assembled in a pump housing, and is rotationally driven by a drive source whose rotational speed changes.AboveAn outer rotor that meshes with the outer teeth of the inner rotor and has a plurality of inner teeth that define a plurality of pump chambers between the outer teeth and is rotatably assembled in the pump housing; and Formed,Inner rotorIn the circumferential directionLeaveEach in a different positionAboveCommunicate with pump roomDischarge port, main suction port and sub suction portWhen,A control valve for controlling the communication between the discharge port and the sub suction port to control the amount of hydraulic oil supplied from the discharge port to the fed part, and the discharge port of the pump chamber; The main suction port andOne located betweenAboveMaximum capacity of pump chamberNext,In the circumferential direction of the inner rotor, the first opening shape to the pump chamber located on the sub suction port side of the main suction port, and the pump chamber located on the main suction port side of the sub suction port At least one of the second opening shapes is defined so as to conform to the interdental shape constituting the pump chamber between the main suction port and the sub suction port, and in the circumferential direction of the inner rotor, the main suction port On the side of the sub suction port or on the side of the main suction port of the sub suction port, there is provided a communication groove that suppresses a change in the flow rate of the hydraulic oil with respect to a change in the volume of the pump chamber.That is.
[0012]
  Further, the technical means taken to solve the above-described problem is an inner rotor that has a plurality of external teeth and is rotationally driven by a drive source that is rotatably assembled in the pump housing and changes the rotational speed. An outer rotor that has a plurality of inner teeth that mesh with outer teeth of the inner rotor and that define a plurality of pump chambers between the outer teeth and that is rotatably assembled in the pump housing; A suction port, a main discharge port and a sub discharge port, which are formed in the housing and communicate with the pump chamber at different positions in the circumferential direction of the inner rotor, and control the communication between the suction port and the sub discharge port; A control valve for controlling the amount of hydraulic oil supplied from the sub-discharge port to the fed portion, and the suction port and the pump in the pump chamber One of the pump chambers located between the inner discharge port has a maximum volume, and in the circumferential direction of the inner rotor, a first opening shape to the pump chamber located on the sub discharge port side of the main discharge port, And at least one of the second opening shapes to the pump chamber located on the main discharge port side of the sub discharge port is an interdental shape constituting the pump chamber between the main discharge port and the sub discharge port In the circumferential direction of the inner rotor, on the sub discharge port side of the main discharge port or on the main discharge port side of the sub discharge port, the hydraulic oil with respect to the volume change of the pump chamber This is to provide a communication groove that suppresses changes in flow velocity.
[0013]
  According to the present inventionThe communication groove can suppress a change in the flow rate of the hydraulic oil with respect to a change in the volume of the pump chamber.As a result, it is possible to prevent the hydraulic fluid flow rate from increasing near the rotational position where the pump chamber has a predetermined volume, and to suppress the occurrence of cavitation and the increase in hydraulic pressure in the pump chamber. It is possible to prevent the increase in driving torque and the drive torque.
[0015]
  MaThe communication grooveThe cross-sectional area of the passage can be arbitrarily changed by changing the depth, length, width, etc. of the groove, and the change in the flow rate of the hydraulic oil can be easily suppressed,Main suction port or sub suction port (main discharge port or sub discharge port)Through the control valveDischarge port (suction port)Communicate withdidIf through the pump chamberBetween main suction port and sub suction port (between main discharge port and sub discharge port)It is possible to suppress the flow of hydraulic oil in the oil pump and to prevent the efficiency of the oil pump device from decreasing.
[0016]
  Also,Communication between main suction port and sub suction port (communication between main discharge port and sub discharge port)Is generated periodically by the rotation of the inner rotor,Between main suction port and sub suction port (between main discharge port and sub discharge port)The hydraulic oil pressure periodically changes (pulsates). Noise is generated by the periodic change (pulsation) of this pressure, but the communication groove has a throttle shape (orifice shape) that prevents the transmission of pressure (pulsation) like a narrow groove or thin groove. Generation of a periodic change (pulsation) can be reduced and noise can be prevented.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
DESCRIPTION OF EXEMPLARY EMBODIMENTS Hereinafter, a first embodiment of the invention will be described with reference to the drawings. The oil pump device shown in FIG. 1 includes an oil pump 20 (shown partially broken) that is rotationally driven by a crankshaft 10 of a vehicle engine (internal combustion engine), and an operation that is discharged from the oil pump 20. A control valve (control means) 30 capable of returning a part of the oil to the suction side is provided, and the hydraulic oil discharged from the oil pump 20 passes through the discharge passage 41 to be supplied parts, that is, a variable valve in the engine. It is configured to be pumped to a hydraulically actuated actuator of the apparatus, a lubricated part such as a bearing in an engine, and an oil cooling part such as a cylinder or a piston. In addition, it is comprised so that hydraulic fluid may be returned from the to-be-supplied part 50 to the oil pan 40 of an engine through the discharge path 42. FIG.
[0018]
The oil pump 20 is rotationally driven in the counterclockwise direction of FIG. 1 by the crankshaft 10, and is rotatably mounted in the pump housing 21 by being rotatably assembled in the pump housing 21. The inner rotor 22 and an inner tooth 23a that is eccentrically attached to the inner rotor 22 by a predetermined amount and is rotatably assembled in the pump housing 21 and meshes with the outer teeth 22a of the inner rotor 22 in the same direction by the inner rotor 22. A rotating outer rotor 23 is provided. The outer teeth 22a and the inner teeth 23a are defined by a trochoid curve or a cycloid curve.
[0019]
The pump housing 21 is connected to the suction passage 43 and communicates with the oil pan 40, the discharge port 21b connected to the discharge passage 41, and the main suction port (second port) always communicated with the suction port 21a. 21c, a sub-suction port (third port) 21d that is communicated / blocked via the control valve 30 to the main suction port 21c, and a discharge port (first port) 21e that is always in communication with the discharge port 21b. The ports 21c, 21d, and 21e are configured not to communicate with each other through the pump chambers R formed between the outer teeth 22a and the inner teeth 23a. The main suction port 21c is located on the rotation direction side (counterclockwise side in FIG. 1) of the oil pump 20 with respect to the sub suction port 21d. As shown in FIGS. 1 and 10, the opening shape of the sub suction port 21d in the rotational direction end of the inner rotor 22 to the pump chamber R and the end of the main suction port 21c in the counter rotation direction side of the inner rotor 22 are illustrated. The opening shape to the pump chamber R is the maximum of one pump chamber R positioned between the rotation direction side end of the main suction port 21c adjacent to the discharge port 21e and the counter rotation direction side end of the discharge port 21e. It is defined so as to follow the shape of the pump chamber R1 having a volume smaller than the volume by a predetermined ratio. FIG. 10 is an enlarged view of the state where the cover 24 of part A in FIG. 1 is removed, showing the state at the rotational position of the inner rotor 22 and the outer rotor 23 in which the pump chamber R1 has a predetermined volume. The volume is arbitrarily set according to the distribution amount of the desired hydraulic oil between the main suction port 21c and the sub suction port 21d.
[0020]
  Further, in the first embodiment, as shown in FIGS. 10 and 11, the end portion of the main suction port 21c on the side of the inner rotor 22 in the counter-rotation direction is the end portion of the sub suction port 21d in the direction of rotation of the inner rotor 21. A communication groove (suppressing means) 21g made of a thin groove extends toward the surface. The communication groove 21g has both suction ports.21c, 21dIs formed on the end surface of the partition portion 21f of the pump housing 21 on the pump chamber R1 side.
[0021]
As shown in detail in FIGS. 2 and 3, the control valve 30 has an inner hole 31a and a valve housing 31 having a control port 31b, a sub port 31c, and a main port 31d communicating with the inner hole 31a. The valve housing 31 is assembled to the inner hole 31a of the valve housing 31 so as to be slidable in the axial direction, and receives the pressure of hydraulic oil flowing through the control port 31b (discharge pressure of the oil pump 20) at one end (the upper end in the figure) and the valve. A variable throttle portion A, B is formed by the housing 31, and a spool 32 that variably controls communication / blocking between the ports 31b, 31c, 31d by a land portion 32a, and the spool 32 is urged upward in FIG. The control port 31b always communicates with the discharge port 21e of the oil pump 20, Always communicates at over preparative 31c to the sub suction port 21d of the oil pump 20 always communicates with the main suction port 21c of the oil pump 20 on the main port 31d. The accommodation chamber of the spring 33 is always in communication with the oil pan 40 and is configured so as not to generate pressure (force that pushes the spool 32 upward in the drawing).
[0022]
As shown in detail in FIG. 3, the land portion 32a of the spool 32 is single and is formed on one end side (the upper end side in the drawing) of the spool 32. The state shown in FIG. On the other end side of the land portion 32a that receives the pressure of the hydraulic oil flowing from the control port 31b to the main port 31c in the mode, a slope surface (tapered surface) is inclined from the outer peripheral portion of the land portion 32a toward the axis of the spool 32. ) 32b is formed. Further, a radial step 32c is formed between the end of the slope surface 32b on the land side and the outer periphery of the land 32a.
[0023]
Further, in the control valve 30, a first control mode (see FIG. 5) in which the sub port 31c communicates only with the main port 31d according to the hydraulic pressure (discharge pressure) applied to the control port 31b, the sub port 31c and the main port 31d. In the second control mode (FIG. 6), the sub port 31c and the control port 31b are communicated with each other via the variable restrictor A while the communication between the main port 31d and the control port 31b flows. And the sub port 31c and the main port 31d are connected to each other via the variable throttle B while maintaining the communication between the sub port 31c and the control port 31b so that the hydraulic fluid flows from the control port 31b to the sub port 31c and the main port 31d. The third control mode (see FIG. 7), and the sub port 31c as the control port 31. In the fourth control mode (see FIG. 8) that communicates only with the sub port 31c, the sub port 31c and the main port 31d communicate with each other while maintaining communication between the sub port 31c and the control port 31b, and the sub port 31c and the main port 31d are operated from the control port 31b. Control is possible in a fifth control mode (see FIG. 9) in which oil flows, and the discharge amount characteristic shown in FIG. 4 is thereby obtained. In the first control mode, a characteristic between points 0 and a in FIG. 4 is obtained. In the second control mode, a characteristic between points a and b in FIG. 4 is obtained. In the third control mode, b in FIG. The characteristic between the point c and the point c is obtained, the characteristic between the point c and the point d in FIG. 4 is obtained in the fourth control mode, and the characteristic after the point d in FIG. 4 is obtained in the fifth control mode.
[0024]
In the first embodiment configured as described above, when the rotational speed N of the crankshaft 10 is in the rotational range between 0 and N1, the spool 32 in the control valve 30 is, for example, the position schematically shown in FIG. Therefore, the sub port 31c is disconnected from the control port 31b and maintained in communication with the main port 31d. For this reason, in the oil pump 20, both the main suction port 21c and the sub suction port 21d sufficiently function as the suction ports, so that the hydraulic oil is sufficiently sucked from the main suction port 21c and the sub suction port 21d in the low rotation region. The required amount of oil can be ensured, and the discharge amount characteristic between points 0 to a shown in FIG. 4 is obtained, and the discharge amount is pumped toward the fed portion 50 through the discharge path 41.
[0025]
At this time, since the main suction port 21c is positioned on the rotational direction side of the oil pump 20 with respect to the sub suction port 21d, the sub suction port 21d is connected to the suction port 21a (main suction port 21c) via the control valve 30. Even if the pump chamber R communicated with the sub-suction port 21d due to the pressure loss due to the communication does not sufficiently suck in the hydraulic oil corresponding to the increased volume, a negative pressure is generated in the pump chamber R. When the generated pump chamber R communicates with the main suction port 21c as the oil pump 20 rotates, the negative pressure disappears due to the hydraulic oil being sucked into the pump chamber R from the main suction port 21c. Thereby, the required amount of oil in the low rotation region described above can be ensured.
[0026]
When the rotational speed N of the crankshaft 10 is in the rotational range between N1 and N2, the spool 32 in the control valve 30 is at the position schematically shown in FIG. 6, for example, and the sub port 31c is connected to the main port 31d. The communication amount with the control port 31b is variably controlled by the variable throttle portion A in a state where the communication is maintained (the state where the variable throttle portion B is hardly throttled), and the sub port 31c is controlled with the main port 31d. Hydraulic fluid flows from the port 31b. Therefore, in the oil pump 20, a part of the hydraulic oil flowing from the discharge port 21e to the discharge port 21b flows into the sub suction port 21d via the control valve 30, and the hydraulic oil from the main suction port 21c to the sub suction port 21d. Although the main suction port 21c functions sufficiently as a suction port, the sub suction port 21d has a reduced function as a suction port depending on the flow rate of hydraulic fluid flowing from the control port 31b through the variable restrictor A. Therefore, the discharge amount characteristic between the points a and b shown in FIG. 4 can be obtained, the discharge amount corresponding to the reduced function as the suction port of the sub suction port 21d can be reduced, and the pump load can be reduced. .
[0027]
When the rotational speed N of the crankshaft 10 is in the rotational range between N2 and N3, the spool 32 in the control valve 30 is in the position schematically shown in FIG. 7, for example, and the subport 31c is connected to the control port 31b. The communication amount with the main port 31d is variably controlled by the variable throttle portion B in a state in which the communication is maintained (the state in which the variable throttle portion A is hardly throttled), and the sub port 31c and the main port are controlled from the control port 31b. Hydraulic oil flows to 31d. For this reason, in the oil pump 20, a part of the hydraulic oil flowing from the discharge port 21e to the discharge port 21b flows into the sub suction port 21d and the main suction port 21c via the control valve 30, and the sub suction port 21d becomes the suction port. As shown in FIG. 4, the main suction port 21 c can be reduced in function as a suction port in accordance with the flow rate of hydraulic fluid flowing from the control port 31 b through the variable throttle B. Point discharge amount characteristics can be obtained, the discharge amount for which the sub suction port 21d does not function as a suction port, and the discharge amount for the reduced function of the main suction port 21c as a suction port can be reduced, thereby reducing the pump load. Can be planned.
[0028]
When the rotational speed N of the crankshaft 10 is in the rotational range between N3 and N4, the spool 32 in the control valve 30 is at the position schematically shown in FIG. 8, for example, and the sub port 31c is connected to the control port 31b. Is maintained and the communication with the main port 31d is kept blocked, and the hydraulic oil flows from the control port 31b to the sub port 31c, but the hydraulic oil does not flow from the control port 31b to the main port 31d. For this reason, in the oil pump 20, a part of the hydraulic oil flowing from the discharge port 21e to the discharge port 21b flows into the sub suction port 21d via the control valve 30, but does not flow into the main suction port 21c, Since the main suction port 21c functions sufficiently as a suction port in a state where 21d hardly functions as a suction port, the discharge amount characteristic between the points c and d shown in FIG. 4 is obtained, and the sub suction port 21d The amount of discharge that does not function as a suction port can be reduced, and the pump load can be reduced.
[0029]
Further, when the rotational speed N of the crankshaft 10 is in the rotational range of N4 or more, the spool 32 in the control valve 30 is in the position schematically shown in FIG. 9, for example, and the control port 31b and the subport 31c are fully opened. The main port 31d is variably controlled with respect to the communication amount between the control port 31b and the sub port 31c in the state of being communicated with each other, and hydraulic oil flows from the control port 31b to the sub port 31c and the main port 31d. For this reason, in the oil pump 20, a part of the hydraulic oil flowing from the discharge port 21e to the discharge port 21b flows into the sub suction port 21d and the main suction port 21c via the control valve 30, and the sub suction port 21d becomes the suction port. The function of the main suction port 21c as the suction port is lowered in accordance with the flow rate of the hydraulic fluid flowing from the control port 31b in a state that hardly functions as a discharge amount characteristic after the point d shown in FIG. Thus, the discharge amount corresponding to the sub suction port 21d not functioning as the suction port and the discharge amount corresponding to the reduced function of the main suction port 21c as the suction port can be reduced, and the pump load can be reduced.
[0030]
Next, a second embodiment shown in FIG. 16 will be described.
[0031]
As shown in FIG. 16, the oil pump device returns an oil pump 320 that is rotationally driven by a crankshaft (drive source) 310 of a vehicle engine and a part of the hydraulic oil discharged from the oil pump 320 to the suction side. The hydraulic oil discharged from the oil pump 320 includes a control valve (control means) 330 that can be fed, and the hydraulic supply actuator 350 of the variable valve apparatus in the engine, It is configured to be pumped to a lubricated part such as a bearing in an engine and an oil cooling part such as a cylinder or a piston. In addition, it is comprised so that hydraulic fluid may be returned to the oil pan 340 of an engine through the discharge path 342 from the to-be-supplied part 350. FIG.
[0032]
The oil pump 320 is rotationally driven in the clockwise direction in FIG. 16 by the crankshaft 310. The oil pump 320 is rotatably assembled with the pump housing 321 and the pump housing 321. An inner rotor 322 and a plurality of inner teeth 323a that are eccentrically attached to the inner rotor 322 by a predetermined amount and rotatably assembled in the pump housing 321 and mesh with a plurality of outer teeth 322a of the inner rotor 322 by the inner rotor 322. An outer rotor 323 that rotates in the same direction is provided. The external teeth 322a and the internal teeth 323a are defined by, for example, a trochoid curve or a cycloid curve.
[0033]
A pump chamber R is formed between the teeth of the outer teeth 322 a of the inner rotor 322 and the inner teeth 323 a of the outer rotor 323. Since the outer rotor 323 is eccentric by a predetermined amount with respect to the inner rotor 322, the arrangement of the pump chamber R is unevenly distributed.
[0034]
The pump housing 321 includes a suction port (first port) 321a that communicates with the oil pan 340, a main discharge port (second port) 321b that communicates with the supply oil passage 341 via the main discharge passage 341a, and a sub discharge passage. A sub discharge port (third port) 321c communicating with the sub inflow port 331b of the control valve 330 via the 341b is provided in the pump chamber R at different positions in the circumferential direction of the rotor. As described above, in the pump chamber, the main pump chamber R2 is formed between the suction port 321a and the main discharge port 321b, and the sub pump chamber R3 is formed between the main discharge port 321b and the sub discharge port 321c. The main discharge port 321b is located upstream of the sub discharge port 321c in the direction of the arrow X in FIG. 16, and both ports do not communicate in the circumferential direction, and thus have discharge functions and discharge characteristics independent of each other.
[0035]
As shown in FIG. 18, the opening shape of the sub discharge port 321 c at the end of the inner rotor 322 in the counter-rotation direction to the pump chamber R <b> 3 follows the shape formed between the teeth of the inner rotor 322 and the outer rotor 323. It is prescribed as follows. The pump chamber R3 is smaller than the volume of the pump chamber (not shown) having the largest interdental shape (pump chamber) of the rotor formed between the suction port 321a and the main discharge port 321b.
[0036]
FIG. 18 is an enlarged view of the actual oil pump in FIG. 16, and shows the state of the inner rotor 322 and the outer rotor 323 at which the pump chamber R3 has a predetermined volume, and the predetermined volume is arbitrarily set. Is set.
[0037]
As shown in FIG. 18, a communication groove (suppressing means) consisting of a thin groove at the counter-rotation direction side end of the inner rotor 322 of the sub-discharge port 321c toward the counter-rotation direction end of the inner rotor 322 of the main discharge port 321b. 321 g extends.
[0038]
In addition, as shown in FIG. 19, the communication groove 321g is formed in the end surface on the pump chamber side of the partition part 321f of the pump housing 321 that partitions both discharge ports.
[0039]
The communication groove 321g is configured to allow the oil discharged from the pump chamber R3 to have the shape of the teeth between the pump chamber R3 and the opening shape of the sub discharge port 321c by the rotation of the inner rotor 322 (accordingly, the pump chamber R3 and the sub discharge port). Before the 321c communicates), the sub discharge port 321c and the pump chamber R3 are communicated.
[0040]
Further, as shown in FIG. 25, the rotation direction side end of the main discharge port 321b extends in the rotation direction of the inner rotor 322, and the sub discharge port 321c and the pump chamber R3 are in the counter rotation direction of the sub discharge port 321c. When communicating with the opening shape to the pump chamber R3 at the side end, the pump chamber R3 and the main discharge port 321b are formed to communicate with each other by the opening shape of the main discharge port 321b to the pump chamber R3. Can also be configured.
[0041]
As shown in detail in FIG. 17, the control valve 330 has an inner hole 330a, and a main inflow port 331a, a sub inflow port 331b, a merging port 331c, a first return port 331d, which communicate with the inner hole 330a, respectively. A valve housing 331 having a second return port 331e, and a hydraulic oil pressure (an oil pump discharge pressure) that is slidably assembled in an inner hole 330a in the valve housing 331 and flows in through the main inflow port 331a. ) At one end (the upper end in the figure) and the valve housing 331 form variable restrictors C, D, and E, and a spool 332 that variably controls communication between the ports at the land portions 332a and 332b. It is constituted by a spring 333 that urges the spool 332 upward in FIG. The main inflow port 331a always communicates with the main discharge path 341a of the oil pump 320, the sub inflow port 331b always communicates with the sub discharge path 341b of the oil pump 320, and the confluence port 331c feeds the oil supply path 341 (main discharge Always connected to the oil pan 340 (suction port 343) at the first and second return ports 331d and 331e.
[0042]
The land portions 332a and 332b of the spool 332 are formed on one end side (the upper end side in the drawing) and the other end side (the lower end side in the drawing) of the spool 332 as shown in detail in FIG. That is, the land portions 332a and 332b are disposed on the other end side of the land portion 332a that receives the pressure of the hydraulic fluid flowing from the main inflow port 331a to the first return port 331d and the one end side of the land portion 332b in the fourth control mode described later. Slope surfaces (tapered surfaces) 332c and 332d that are inclined from the outer peripheral portion toward the axial center of the spool 332 are formed. Further, a step 332e in the radial direction is formed between the end portion of the land portion 332a on the slope surface 332c and the outer periphery of the land portion 332a.
[0043]
In the control valve 330, the sub inflow port 331b and the merging port 331c communicate with each other through the inner hole 330a according to the hydraulic pressure (discharge pressure) applied to the main inflow port 331a, and the main inflow port 331a. The communication between the first and second feedback ports 331d and 331e and the inner hole 330a is cut off, and hydraulic oil is discharged from both the main discharge port 321b (main discharge path 341a) and the sub discharge port 321c (sub discharge path 341b). In the first control mode, the communication between the main inflow port 331a and the inner hole 330a is blocked, and the hydraulic oil discharged from the main discharge port 321b flows into the feed oil passage 341, while the inner hole 330a and the second return port 331e. And the sub inflow port 331b and the second return port 331e through the inner hole 330a. The hydraulic fluid discharged from the sub-discharge port 321c in communication with both of the flow ports 331c flows to the merging port 331c (feed oil passage 341) and the second return port 331e (suction port 343), so that the sub-discharge The second control mode for returning a part of the hydraulic oil discharged from the port 321c to the suction side and the communication between the main inflow port 331a and the inner hole 330a are cut off, and the hydraulic oil discharged from the main discharge port 321b is sent. While flowing into the oil supply passage 341, the sub inflow port 331b and the second return port 331e are communicated with each other through the inner hole 330a, and most of the hydraulic oil discharged from the sub discharge port 321c is sucked in through the second return port 331e. The third control mode for returning to the port 343, the main inflow port 331a, and the first return port 331d are connected to the inner hole 330. The sub inflow port 331b and the second return port 331e are in communication with each other through the inner hole 330a, and a part of the hydraulic oil discharged from the main discharge port 321b and the hydraulic oil discharged from the sub discharge port 321c Control is possible in the fourth control mode in which most of the air is returned to the suction port 343, whereby the discharge characteristics shown in FIG. 20 are obtained. In the first control mode, between points 0 and a in FIG. 20, in the second control mode, between points a and b in FIG. 20, and between the points b and c in FIG. 20 in the third control mode. In addition, in the fourth control mode, the ejection characteristics shown at points c and higher in FIG. 20 are obtained.
[0044]
In the second embodiment described above, when the rotational speed N of the crankshaft 310 is in the rotational range between 0 and N1, the spool 332 is in the position schematically shown in FIG. The main inflow port 331a is blocked from communicating with the inner hole 330a, and the sub inflow port 331b is communicated with the merging port 331c via the inner hole 330a in the control valve 330. For this reason, in the oil pump 320, both the main discharge port 321b and the sub discharge port 321c sufficiently function as discharge ports, so that the hydraulic oil is sufficiently discharged from the main discharge port 321b and the sub discharge port 321c in the low rotation region. The required amount of oil can be secured, and the discharge amount characteristic between points 0 to a shown in FIG. 20 is obtained, and the discharge amount is pumped toward the fed portion 350 via the feed oil passage 341. The
[0045]
Further, when the rotational speed N of the crankshaft 310 is in the rotational range between N1 and N2, the spool 332 is in the position schematically shown in FIG. 22, for example, in the control valve 330, and the sub inflow port 331b is an inner hole. A predetermined amount is communicated with the second feedback port 331e while maintaining communication with the merge port 332c via the 330a. On the other hand, the communication between the main inflow port 331a and the inner hole 330a is blocked. The communication amount between the sub inflow port 331b and the merging port 331c is constituted by the variable throttle portion D constituted by the land portion 332a, and the communication amount between the sub inflow port 331b and the second feedback port 331e is constituted by the land portion 332b. Variable control is performed by the variable diaphragm E. For this reason, in the oil pump 320, the main discharge port 321b functions sufficiently as a discharge port, but the sub discharge port 321c functions as a discharge port according to the flow rate of hydraulic oil flowing from the second feedback port 331e through the variable throttle E. In order to reduce the function, the discharge amount characteristic between points a and b shown in FIG. 20 can be obtained, and the driving force corresponding to the reduced function as the discharge port of the sub discharge port 321c can be reduced. Reduction can be achieved.
[0046]
Further, when the rotation speed N of the crankshaft 310 is in the rotation range between N2 and N3, the spool 332 is in the position schematically shown in FIG. 23 in the control valve 330, for example, and the sub inflow port 331b is the merging port The communication with 331c is blocked, and the communication with only the second return port 331e is made via the inner hole 330a, while the communication between the main inflow port 331a and the inner hole 330 is maintained. Therefore, in the oil pump 320, most of the hydraulic oil discharged from the sub discharge port 321c flows into the second feedback port 331c via the control valve 330, and the sub discharge port 321c hardly functions as a discharge port. Since the flow rate of the hydraulic oil discharged from the main discharge port 321b becomes the discharge amount, the discharge amount characteristics of the points b to c shown in FIG. 20 are obtained, and the sub discharge port 321c does not function as a discharge port. The discharge amount and the pump load can be reduced.
[0047]
Further, when the rotational speed N of the crankshaft 310 is in a rotational range equal to or greater than N3, the spool 332 is in the position schematically shown in FIG. 24 in the control valve 330, for example, and the sub inflow port 331b and the second feedback port The variable inflow portion C communicates between the main inflow port 331a and the first return port 331d while maintaining communication with the 331e via the inner hole 330a. For this reason, in the oil pump 320, a part of the hydraulic fluid flowing from the main discharge port 321b to the supply oil passage 341 via the main discharge passage 341a flows into the first feedback port 331d via the control valve 330, and the sub discharge The port 321c communicates with the second return oil passage 331e, and the sub discharge port 321c hardly functions as a discharge port. This reduces the function of the main discharge port 321b as a discharge port according to the flow rate of the hydraulic oil flowing from the main inflow port 331a through the variable throttle portion D among the hydraulic oil discharged from the main discharge port 321b. The discharge amount characteristic shown in the area of the point c or higher in FIG. 20 is obtained, and the discharge amount corresponding to the sub discharge port 321c not functioning as a discharge port and the discharge amount corresponding to the reduced function of the main discharge port 321b are reduced. It is possible to reduce the pump load.
[0048]
As is apparent from the above description, in the first embodiment, the discharge amount corresponding to the reduced function of the sub suction port 21d as the suction port can be reduced in the second control mode of the control valve 30, and the control valve 30 can be reduced. In the third control mode, the discharge amount corresponding to the sub suction port 21d not functioning as the suction port and the discharge amount corresponding to the reduced function as the suction port of the main suction port 21c can be reduced, and the fourth control of the control valve 30 is performed. The amount of discharge that does not function as the suction port in the sub suction port 21d in the mode can be reduced, and the amount of discharge that does not function as the suction port in the fifth control mode of the control valve 30 and the main suction The amount of discharge corresponding to the reduced function of the port 21c as a suction port can be reduced, and when the drive source shifts from the low rotation region to the middle / high rotation region and in the middle / high rotation region Reduction of the pump load can be achieved to maximize the reduction of the drive power can be achieved to the maximum.
[0049]
Further, in the first embodiment, as shown in FIG. 1, the oil pump device includes a single suction port 21a, a main suction port 21c, a sub suction port 21d, a discharge port 21b, and a discharge port 21e. The oil pump 20 and a control valve that controls the flow of a part of the hydraulic oil discharged from the oil pump 20 to the main suction port 21c and the sub suction port 21d according to the pressure of the hydraulic oil discharged from the oil pump 20. Therefore, the oil pump device can be made small, light, and compact, and the mountability of the oil pump device on a vehicle body or the like can be improved.
[0050]
Moreover, in 1st Embodiment, the opening shape to the pump chamber R1 of the rotation direction side edge part of the inner rotor 22 of the sub suction port 21d, and the pump of the counter rotation direction side edge part of the inner rotor 22 of the main suction port 21c The opening shape to the chamber R1 is defined so as to conform to the shape of the pump chamber R1 (see FIG. 10), and the inner side of the sub suction port 21d is provided at the end of the main suction port 21c on the side opposite to the rotation direction of the inner rotor 22. A communication groove 21g extending toward the end of the rotor 21 in the rotational direction is formed. Therefore, the rotation of the inner rotor 22 and the outer rotor 23 causes the pump chamber R1 to pass through the end portion on the counter-rotation direction side of the inner rotor 22 of the main suction port 21c and the end portion on the rotation direction side of the inner rotor 21 of the sub suction port 21d. At this time, the communication groove 21g prevents the suction passage cross-sectional area between the pump chamber R1 and each of the suction ports 21c and 21d from being reduced with respect to the volume change of the pump chamber R1 (the sub suction port 21d and the pump chamber). When the suction passage cross-sectional area between R1 and R1 is reduced, the communication passage 21g increases the suction passage cross-sectional area between the pump chamber R1 and the main suction passage 21c). As a result, as shown in FIG. 14, the increase in the suction flow rate of the hydraulic oil is suppressed near the rotational position shown in FIG. 10 where the pump chamber R1 has a predetermined volume, and the increase in the suction flow rate causes cavitation and noise. Occurrence is prevented. In FIG. 14, the zero point is the rotational position shown in FIG. At this time, as described above, the discharge oil may be supplied to the sub suction port 21d through the control valve 30, but the communication groove 21g is formed of a thin groove, so that both the two through the pump chamber R1. The flow of the hydraulic oil between the suction ports 21c and 21d can be suppressed, and the efficiency of the oil pump device can be prevented from decreasing.
[0051]
In the first embodiment described above, the communication groove 21g is formed by a thin groove having a uniform depth. However, as shown in FIG. 12, the communication groove is formed by an inclined groove whose depth increases as the rotor rotates. 21h may be configured so that the suction passage cross-sectional area gradually increases as the rotor rotates. Further, as shown in FIG. 13, the communication groove is a narrow groove that extends toward the rotation direction side end portion of the inner rotor 21 of the sub suction port 121 d at the end portion on the counter rotation direction side of the inner rotor 22 of the main suction port 121 c. 121i can also be configured (the depth of the narrow groove 121i may be uniform or inclined as shown in FIGS. 11 and 12). As described above, the communication groove can arbitrarily change the cross-sectional area of the suction passage by changing the depth, length, width, and the like of the groove, and can easily suppress the change in the suction flow velocity of the hydraulic oil.
[0052]
In the second embodiment, the discharge amount corresponding to the reduced function as the discharge port of the sub discharge port 321c can be reduced in the second control mode of the control valve 330, and in the third control mode of the control valve 330. The discharge amount for which the sub discharge port 321c does not function as a discharge port can be reduced, and the discharge amount for the sub discharge port 321c not functioning as a discharge port in the fourth control mode of the control valve 330, and the main discharge port 321b The amount of discharge can be reduced due to the reduced function of the discharge port, and the pump load can be reduced to the maximum when shifting from the low rotation range of the drive source to the middle / high rotation range and in the middle / high rotation range. The drive power can be reduced to the maximum.
[0053]
In the second embodiment, as shown in FIG. 16, the oil pump device includes a main discharge path 341a, a sub discharge path 341b, a feed oil path 341, a suction path 323, a main discharge port 321b, and a sub discharge. A single oil pump 320 having a port 321c and a suction port 321a, and a part of the flow of hydraulic oil discharged from the oil pump 320 in accordance with the pressure of the hydraulic oil discharged from the oil pump 320 is a main discharge port. The control valve 330 is configured to control communication between the first and second return passages 331d and 331e and the main discharge passage 341a and the sub discharge passage 341b so as to recirculate from the 321b and the sub discharge port 321c to the suction passage 323. Therefore, it is possible to make the oil pump device small, light and compact. It is possible to improve the mountability to the vehicle body or the like of the pump device.
[0054]
In the second embodiment, the shape of the opening to the pump chamber R3 at the opposite end of the inner rotor 322 of the sub-discharge port 321c is defined so as to follow the shape of the pump chamber R3 (see FIG. 18). At the same time, a communication groove 321g extending toward the rotation direction end of the inner rotor 322 of the main discharge port 321c is formed at the end of the sub discharge port 321c in the counter rotation direction of the inner rotor 322. Further, the end of the main discharge port 321b on the side of the inner rotor 322 in the rotation direction is directed toward the end of the sub-discharge port 321c on the side of the inner rotor 322 in the counter-rotation direction. Yes. Therefore, the rotation of the inner rotor 322 and the outer rotor 323 causes the pump chamber R3 to pass through the rotation direction side end portion of the inner rotor 322 of the main discharge port 321b and the counter rotation direction side end portion of the inner rotor 322 of the sub discharge port 321c. At this time, the opening shape or the communication groove 321g prevents the discharge passage cross-sectional area between the pump chamber R3 and each of the discharge ports 321b and 321c from becoming small with respect to the volume change of the pump chamber R3 (the main discharge port 321b). When the discharge passage cross-sectional area between the pump chamber R3 and the pump chamber R3 is reduced, the cross-sectional area of the discharge passage between the pump chamber R3 and the sub-discharge port 321c is increased by the communication groove 321g, or the pump chamber R3 and the main discharge port 321b A discharge passage between the two is secured). As a result, as shown in FIG. 28, an increase in the discharge flow rate of hydraulic oil (an increase in the pressure in the pump chamber between teeth) is suppressed in the vicinity of the rotational position shown in FIG. 18 where the pump chamber R3 has a predetermined volume. Thus, an increase in driving torque and generation of noise are prevented. In FIG. 28, point 0 is the rotational position shown in FIG. At this time, as described above, the discharge oil may be supplied (reverse flow) to the main discharge port 321a via the communication groove 321g. However, since the communication groove 321g is formed of a thin groove, the pump chamber R3 The flow of hydraulic oil between the two discharge ports 321b and 321c can be suppressed, the efficiency of the oil pump device can be reduced, and the transmission of periodic pressure fluctuations (pulsations) of the discharged oil can be prevented. .
[0055]
In the above-described embodiment, the communication groove 321g is configured by a thin groove having a uniform depth. However, as shown in FIG. 26, the communication groove 321h is formed by an inclined groove whose depth increases as the rotor rotates. The suction passage cross-sectional area may be gradually increased as the rotor rotates. In addition, as shown in FIG. 27, the communication groove is a narrow groove that extends from the rotation direction end of the inner rotor 322 of the main discharge port 321b toward the counter rotation direction end of the inner rotor 322 of the sub discharge port 321c. (The depth of the narrow groove 321i may be uniform or inclined as shown in FIGS. 18 and 26). Thus, the communication groove can arbitrarily change the discharge passage cross-sectional area by changing the depth, length, width, etc. of the groove, and can easily suppress the change in the discharge flow rate of the hydraulic oil.
[0056]
In the above embodiment, the present invention is applied to the oil pump device driven by the crankshafts 10 and 310 of the vehicle engine (internal combustion engine). However, the present invention is used for industrial equipment other than the vehicle. The oil pump device can be implemented in the same manner or with appropriate modifications, and the oil pump type (trochoid type in the above embodiment) and drive mode (direct drive type in the above embodiment) can be changed as appropriate.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a first embodiment of an oil pump device according to the present invention.
FIG. 2 is a detailed sectional view of the control valve shown in FIG.
FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view of a main part of the control valve shown in FIG.
4 is a characteristic diagram showing the relationship between the number of revolutions obtained by the oil pump device shown in FIG. 1 and the discharge amount. FIG.
5 is a cross-sectional view schematically showing the operation of the control valve shown in FIGS. 2 and 3 in a first control mode. FIG.
6 is a cross-sectional view schematically showing the operation of the control valve shown in FIGS. 2 and 3 in a second control mode. FIG.
7 is a cross-sectional view schematically showing the operation of the control valve shown in FIGS. 2 and 3 in a third control mode. FIG.
8 is a cross-sectional view schematically showing an operation of the control valve shown in FIGS. 2 and 3 in a fourth control mode. FIG.
9 is a cross-sectional view schematically showing the operation of the control valve shown in FIGS. 2 and 3 in a fifth control mode. FIG.
10 is a partially enlarged view of part A in FIG. 1;
11 is a sectional view taken along line BB in FIG.
FIG. 12 is a cross-sectional view showing a modification of the communication groove.
FIG. 13 is a partially enlarged view showing another modification of the communication groove.
FIG. 14 is a graph showing the relationship between the suction flow velocity between each suction port and the pump chamber and the rotor rotation angle in the present invention and the prior art.
FIG. 15 is a view showing an opening shape of each suction port of a conventional oil pump device.
FIG. 16 is a diagram schematically showing a second embodiment of an oil pump device according to the present invention.
17 is a detailed cross-sectional view of the control valve shown in FIG.
18 is an enlarged view of a main part of the oil pump shown in FIG.
19 is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG.
20 is a characteristic diagram showing the relationship between the rotation speed and the discharge amount obtained by the oil pump device shown in FIG.
FIG. 21 is a cross-sectional view schematically showing the operation of the control valve shown in FIGS. 15 and 17 in a first control mode.
22 is a cross-sectional view schematically showing the operation of the control valve shown in FIGS. 15 and 17 in a second control mode. FIG.
23 is a cross-sectional view schematically showing the operation of the control valve shown in FIGS. 15 and 17 in a third control mode. FIG.
24 is a cross-sectional view schematically showing the operation of the control valve shown in FIGS. 16 and 17 in a fourth control mode. FIG.
FIG. 25 is an enlarged view of a main part of an oil pump showing a modification of the opening shape.
FIG. 26 is a cross-sectional view showing a modification of the communication groove.
FIG. 27 is a partial cross-sectional view showing a modification of the communication groove.
FIG. 28 is a graph showing the relationship between the discharge flow velocity between each discharge port and the pump chamber and the rotor rotation angle in the present invention and the prior art.
FIG. 29 is a view showing an opening shape of each discharge port of a conventional oil pump device.
[Explanation of symbols]
10, 310 Engine crankshaft (drive source)
20, 320 Oil pump
21, 321 Pump housing
21a Suction port
21b Discharge port
21c Main suction port (in the first embodimentSecond port)
21d Sub suction port (in the first embodiment3rd port)
21e Discharge port (first port in the first embodiment)
21g, 21h, 121i, 321g, 321h, 321i Communication groove (suppression means)
30, 330 Control valve
50, 350 Delivered part
321a Suction port (first port in the second embodiment)
321b Main discharge port (second port in the second embodiment)
321c Sub discharge port (third port in the second embodiment)
330a inner hole
331a Main inflow port
331b Sub inflow port
331c Merge port
331d First feedback port
331e Second return port
341 Oil supply passage
341a Main discharge path
341b Sub discharge path

Claims (6)

複数の外歯を有し、ポンプハウジング内に回転可能に組付けられて回転数が変化する駆動源によって回転駆動されるインナーロータと、
前記インナーロータの外歯に噛み合い、前記外歯との間に複数のポンプ室を区画形成する複数の内歯を有し前記ポンプハウジング内に回転可能に組付けられるアウターロータと、
前記ポンプハウジング内に形成され、前記インナーロータの周方向において異なる位置でそれぞれ前記ポンプ室と連通する吐出ポート、メイン吸込ポート及びサブ吸込ポートと、
前記吐出ポートと前記サブ吸込ポートとの連通を制御して前記吐出ポートから被送給部への作動油の供給量を制御する制御弁と、で構成され、
前記ポンプ室のうち前記吐出ポートと前記メイン吸込ポートとの間に位置する１つの前記ポンプ室が最大容積となり、
前記インナーロータの周方向において、前記メイン吸込ポートの前記サブ吸込ポート側に位置する前記ポンプ室への第１開口形状、及び前記サブ吸込ポートの前記メイン吸込ポート側に位置する前記ポンプ室への第２開口形状の少なくとも一方が、前記メイン吸込ポートと前記サブ吸込ポートとの間の前記ポンプ室を構成する歯間形状に沿うように規定され、
前記インナーロータの周方向において、前記メイン吸込ポートの前記サブ吸込ポート側または、前記サブ吸込ポートの前記メイン吸込ポート側には、前記ポンプ室の容積変化に対する作動油の流速変化を抑制する連通溝を設けたオイルポンプ装置。An inner rotor that has a plurality of external teeth, is rotatably assembled in a pump housing, and is rotationally driven by a drive source whose rotational speed varies;
An outer rotor that meshes with the outer teeth of the inner rotor and has a plurality of inner teeth that define a plurality of pump chambers between the outer teeth and is rotatably assembled in the pump housing;
Is formed in the pump housing, a discharge port communicating with each said pump chamber Oite different positions in the circumferential direction of the inner rotor, and the main suction port and the sub suction port,
A control valve for controlling the communication between the discharge port and the sub suction port to control the amount of hydraulic oil supplied from the discharge port to the fed part,
One said pump chamber maximum volume becomes located between the main suction port and the discharge port of said pump chamber,
In the circumferential direction of the inner rotor, the first opening shape to the pump chamber located on the sub suction port side of the main suction port, and the pump chamber located on the main suction port side of the sub suction port At least one of the second opening shapes is defined so as to conform to the interdental shape constituting the pump chamber between the main suction port and the sub suction port,
In the circumferential direction of the inner rotor, on the sub suction port side of the main suction port or on the main suction port side of the sub suction port, a communication groove that suppresses a change in the flow rate of hydraulic oil with respect to a change in volume of the pump chamber Oil pump device provided with . 複数の外歯を有し、ポンプハウジング内に回転可能に組付けられて回転数が変化する駆動源によって回転駆動されるインナーロータと、An inner rotor that has a plurality of external teeth, is rotatably assembled in a pump housing, and is rotationally driven by a drive source whose rotational speed varies;
前記インナーロータの外歯に噛み合い、前記外歯との間に複数のポンプ室を区画形成する複数の内歯を有し前記ポンプハウジング内に回転可能に組付けられるアウターロータと、An outer rotor that meshes with the outer teeth of the inner rotor and has a plurality of inner teeth that define a plurality of pump chambers between the outer teeth and is rotatably assembled in the pump housing;
前記ポンプハウジング内に形成され、前記インナーロータの周方向において異なる位置でそれぞれ前記ポンプ室と連通する吸込ポート、メイン吐出ポート及びサブ吐出ポートと、A suction port formed in the pump housing and communicating with the pump chamber at different positions in the circumferential direction of the inner rotor, a main discharge port, and a sub discharge port;
前記吸込ポートと前記サブ吐出ポートとの連通を制御して前記サブ吐出ポートから被送給部への作動油の供給量を制御する制御弁と、で構成され、A control valve for controlling the communication between the suction port and the sub-discharge port to control the amount of hydraulic oil supplied from the sub-discharge port to the fed part,
前記ポンプ室のうち前記吸込ポートと前記メイン吐出ポートとの間に位置する１つの前記ポンプ室が最大容積となり、One of the pump chambers located between the suction port and the main discharge port has a maximum volume,
前記インナーロータの周方向において、前記メイン吐出ポートの前記サブ吐出ポート側に位置する前記ポンプ室への第１開口形状、及び前記サブ吐出ポートの前記メイン吐出ポート側に位置する前記ポンプ室への第２開口形状の少なくとも一方が、前記メイン吐出ポートと前記サブ吐出ポートとの間の前記ポンプ室を構成する歯間形状に沿うように規定され、In the circumferential direction of the inner rotor, the first opening shape to the pump chamber located on the sub discharge port side of the main discharge port, and the pump chamber located on the main discharge port side of the sub discharge port At least one of the second opening shapes is defined so as to follow the interdental shape constituting the pump chamber between the main discharge port and the sub discharge port,
前記インナーロータの周方向において、前記メイン吐出ポートの前記サブ吐出ポート側または、前記サブ吐出ポートの前記メイン吐出ポート側には、前記ポンプ室の容積変化に対する作動油の流速変化を抑制する連通溝を設けたオイルポンプ装置。In the circumferential direction of the inner rotor, on the sub-discharge port side of the main discharge port or the main discharge port side of the sub-discharge port, a communication groove that suppresses the change in the flow rate of the hydraulic oil with respect to the volume change of the pump chamber Oil pump device provided with. 前記メイン吸込ポートに設けられた前記連通溝は、前記サブ吸込ポートに向けて延在させた請求項１に記載のオイルポンプ装置。The oil pump device according to claim 1 , wherein the communication groove provided in the main suction port extends toward the sub suction port . 前記サブ吸込ポートに設けられた前記連通溝は、前記メイン吸込ポートに向けて延在させた請求項１に記載のオイルポンプ装置。The oil pump device according to claim 1, wherein the communication groove provided in the sub suction port extends toward the main suction port. 前記メイン吐出ポートに設けられた前記連通溝は、前記サブ吐出ポートに向けて延在させた請求項２に記載のオイルポンプ装置。The oil pump device according to claim 2, wherein the communication groove provided in the main discharge port extends toward the sub discharge port. 前記サブ吐出ポートに設けられた前記連通溝は、前記メイン吐出ポートに向けて延在させた請求項２に記載のオイルポンプ装置。The oil pump device according to claim 2, wherein the communication groove provided in the sub discharge port extends toward the main discharge port.
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