JP5688003B2 - 可変容量形オイルポンプ - Google Patents

Description

本発明は、例えば自動車用の内燃機関の各摺動部等に作動油を供給する油圧源に適用される可変容量形オイルポンプに関する。

自動車用の内燃機関に適用される従来の可変容量形オイルポンプとしては、例えば以下の特許文献１に記載されたものが知られている。

概略を説明すれば、この可変容量形ポンプは、ベーン式の可変容量形オイルポンプであって、ロータの回転中心に対するカムリングの偏心量が大きくなる方向（以下「偏心方向」と称す。）側へと当該カムリングを付勢するスプリングによるばね力と、ポンプハウジングとカムリングの間に隔成された２つの制御油室内に導入され、それぞれ前記スプリングのばね力に抗してカムリングを反偏心方向である同心方向側へ付勢するように作用する吐出圧による付勢力と、に基づき、エンジンの回転数に応じてカムリングの偏心量を２段階に制御することにより、要求吐出圧の異なる複数の機器にオイルを供給することが可能となっている。

具体的には、エンジン回転数が上昇すると、まず一方の制御油室に吐出圧が導入され、当該吐出圧が第１の平衡圧力である第１所定油圧に到達したところで、カムリングが前記スプリングのばね力に抗して同心方向へと若干移動することとなる。また、その後、さらにエンジン回転数が上昇した場合には、前記一方の制御油室に加えて他方の制御油室にも吐出圧が導入されることとなって、当該吐出圧が第２の平衡圧力である第２所定油圧へと到達したところで、カムリングが前記スプリングのばね力に抗してさらに同心方向へと移動することとなっている。

特表２００８−５２４５００号公報

ここで、前記従来の可変容量形オイルポンプの場合には、前記カムリングの作動規制にスプリングを用いていることから、吐出圧の上昇に伴いカムリングが揺動しづらくなってしまう。このため、吐出圧を前記第１所定油圧又は第２所定油圧に維持しようとしても、エンジン回転数が上昇するにつれ大きく上昇してしまうこととなって、要求吐出圧特性の十分な確保が図れないという問題があった。

そこで、本発明は、前記従来の可変容量形ポンプの技術的課題に鑑みて案出されたものであって、所望の吐出圧に維持する要求に対して、エンジン回転数が上昇しても当該要求吐出圧を極力維持し得る可変容量形オイルポンプを提供することを目的としている。

本願発明は、とりわけ、初期位置である第１位置側へと戻すような付勢力が作用する一方で吐出部から吐出された吐出圧が作用することによって付勢力に抗して移動するように構成された弁体により構成され、弁体が第１位置にあるときには第１制御油室とドレン部を連通しつつ第２制御油室に吐出圧を導入し、弁体が前記付勢力に抗して第２位置へ移動した場合には第１、第２制御油室の両制御油室に吐出圧を導入し、弁体が第２位置からさらに前記付勢力に抗して第３位置へ移動した場合には第１制御油室へ吐出圧を導いたまま第２制御油室内のオイルの一部をドレン部へと流出させる切替機構を備え、この切替機構につき、吐出圧が、付勢機構のセット荷重を超えてカムリングが移動可能となる圧力以上であって、かつ、付勢機構の付勢力が段階的に大きくなる圧力以下となったときに、弁体の軸方向位置が第１位置から第２位置へと切り替わるように構成したことを特徴としている。

本願発明によれば、吐出圧が前記所定の圧力範囲にあるときには、吐出圧がカムリング可動圧力以上になると弁体が第２位置へ移動することになるものの、これによってカムリングの偏心量が減少することから、吐出圧が減少して再び前記所定の圧力を下回ることとなって弁体が第１位置へと戻る、といったことが繰り返される結果、回転数上昇に伴う吐出圧の上昇が抑制され、所望とする吐出圧に極力維持することができる。

本発明の第１実施形態に係る可変容量形ポンプの構成を示す分解斜視図である。 図１に示す可変容量形ポンプの正面図である。 図２のＡ−Ａ線に沿う断面図である。 図３のＢ−Ｂ線に沿う断面図である。 図３に示すポンプボディ単体をカバー部材との合わせ面側から見た図である。 図３に示すカバー部材単体をポンプボディとの合わせ面側から見た図である。 図２のＣ−Ｃ線に沿う断面図である。 同実施形態に係る可変容量形ポンプの油圧特性を表すグラフである。 同実施形態に係る可変容量形ポンプの油圧回路図であって、（ａ）は切替制御弁が第１位置にある状態を示し、（ｂ）は切替制御弁が第２位置にある状態を、（ｃ）は切替制御弁が第３位置にある状態を示している。 本発明の第２実施形態に係る可変容量形ポンプの切替制御弁を現したもので、当該切替制御弁の図７に相当する縦断面図である。

以下に、本発明に係る可変容量形オイルポンプの各実施形態を、図面に基づいて詳述する。なお、下記の各実施形態では、この可変容量形オイルポンプを、自動車用内燃機関の摺動部や機関弁の開閉時期制御に供するバルブタイミング制御装置に対し機関の潤滑油を供給するオイルポンプとして適用した例を示している。

図１〜図９は本発明に係るオイルポンプの第１実施形態を示しており、このオイルポンプ１０は、図外の内燃機関のシリンダブロックやバランサ装置の各前端部に設けられ、図１〜図４に示すように、一端側が開口形成されて内部にポンプ収容室１３が設けられた縦断面ほぼコ字形状のポンプボディ１１と当該ポンプボディ１１の一端開口を閉塞するカバー部材１２とからなるポンプハウジングと、該ポンプハウジングに回転自在に支持され、前記ポンプ収容室１３のほぼ中心部を貫通して図外のクランクシャフトないしバランサシャフト等によって回転駆動される駆動軸１４と、前記ポンプ収容室１３内にて移動（揺動）可能に収容された可動部材であるカムリング１５と、該カムリング１５の内周側に収容され、駆動軸１４により図４中の反時計方向に回転駆動されることで、前記カムリング１５との間に形成される複数の作動油室であるポンプ室ＰＲの容積を増減させることでポンプ作用を行うポンプ構成体と、前記ポンプハウジング（カバー部材１２）に付設され、後述する各制御油室３１，３２に対する吐出圧の導入ないし排出を切替制御することによりカムリング１５の揺動制御に供する切替機構である切替制御弁４０と、を備えている。

ここで、前記ポンプ構成体は、カムリング１５の内周側において回転自在に収容され、その中心部が駆動軸１４外周に結合されたロータ１６と、該ロータ１６の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット１６ａ内においてそれぞれ出没自在に収容されたベーン１７と、前記ロータ１６より小径に形成され、当該ロータ１６の内周側両側部に配設された一対のリング部材１８，１８と、から構成されている。

前記ポンプボディ１１は、アルミニウム合金材により一体に形成されていて、ポンプ収容室１３の一端壁を構成する端壁１１ａのほぼ中央位置には、駆動軸１４の一端部を回転自在に支持する軸受孔１１ｂが貫通形成されている。また、ポンプ収容室１３の内周壁の所定位置には、棒状のピボットピン１９を介してカムリング１５を揺動自在に支持する横断面ほぼ半円状の支持溝１１ｃが切欠形成されている。さらに、ポンプ収容室１３の内周壁には、軸受孔１１ｂの中心と支持溝１１ｂの中心とを結ぶ直線（以下「カムリング基準線」という。）Ｍに対して図４中の上半側に、カムリング１５の外周部に配設されるシール部材２０が摺接するシール摺接面１１ｄが形成されている。このシール摺接面１１ｄは、支持溝１１ｃ中心から所定半径Ｒ１をもって構成される円弧面状に形成されると共に、カムリング１５が偏心揺動する範囲においてシール部材２０が常時摺接可能な周方向長さに設定されている。同様に、前記カムリング基準線Ｍに対して図４中の下半側にも、カムリング１５の外周部に配設されるシール部材２０が摺接するシール摺接面１１ｅが形成されている。このシール摺接面１１ｅは、支持溝１１ｃ中心から所定半径Ｒ２をもって構成される円弧面状に形成され、カムリング１５が偏心揺動する範囲においてシール部材２０が常時摺接可能な周方向長さに設定されている。かかる構成により、カムリング１５が偏心揺動する際には、前記両シール摺接面１１ｄ，１１ｅに沿って摺動案内されることで、当該カムリング１５の円滑な作動（偏心揺動）が得られるようになっている。

また、前記ポンプボディ１１の端壁１１ａの内側面には、特に図４、図５に示すように、軸受孔１１ｂの外周域に、前記ポンプ構成体によるポンプ作用に伴い前記各ポンプ室ＰＲの容積が拡大する領域（以下「吸入領域」という。）に開口するようにほぼ円弧凹状の吸入部である吸入ポート２１ａが、また、前記各ポンプ室ＰＲの容積が縮小する領域（以下「吐出領域」という。）に開口するようにほぼ円弧凹状の吐出部である吐出ポート２２ａが、それぞれ軸受孔１１ｂを挟んでほぼ対向するように切欠形成されている。

前記吸入ポート２１ａは、その周方向のほぼ中間位置に、後記の第１スプリング収容室２８側へ膨出するように形成された導入部２３が一体に設けられていて、該導入部２３と吸入ポート２１ａの境界部近傍には、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通し外部へと開口する吸入口２１ｂが貫通形成されている。かかる構成により、内燃機関のオイルパン（図示外）に貯留された潤滑油が、前記ポンプ構成体のポンプ作用に伴い発生する負圧に基づき吸入口２１ｂ及び吸入ポート２１ａを介して吸入領域に係る各ポンプ室ＰＲに吸入されるようになっている。ここで、前記吸入口２１ａは、前記導入部２３と共に、吸入領域のカムリング１５外周域に形成される低圧室３５と連通するように構成されていて、当該低圧室３５にも前記吸入圧である低圧の作動油を導くようになっている。

前記吐出ポート２２ａは、その始端部に、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通して外部へと開口する吐出口２２ｂが貫通形成されている。かかる構成から、前記ポンプ構成体によるポンプ作用により加圧されて吐出ポート２２ａへと吐出された作動油が、吐出口２２ｂから前記シリンダブロック内に設けられた図外のオイルメインギャラリを介して機関内における各摺動部やバルブタイミング制御装置等（いずれも図示外）へと供給されることとなる。

また、前記吐出ポート２２ａには、当該吐出ポート２２ａと軸受孔１１ｂとを連通する連通溝２５ａが切欠形成されていて、この連通溝２５ａを介して軸受孔１１ｂに作動油を供給すると共にロータ１６及び各ベーン１７の側部にも作動油を供給することで、各摺動部位の良好な潤滑が確保されている。なお、かかる連通溝２５ａは、前記各ベーン１７の出没方向と合致しないように形成されており、これら各ベーン１７が出没する際の当該連通溝２５ａへの脱落が抑制されている。

前記カバー部材１２は、図３、図６に示すように、ほぼ板状を呈し、複数のボルトＢ１によりポンプボディ１１の開口端面に取り付けられるものであって、ポンプボディ１１の軸受孔１１ｂに対向する位置には、駆動軸１４の他端側を回転自在に支持する軸受孔１２ａが貫通形成されている。そして、このカバー部材１２の内側面にも、前記ポンプボディ１１と同様に、吸入ポート２１ｃや吐出ポート２２ｃ、連通溝２５ｂが、ポンプボディ１１の吸入ポート２１ａや吐出ポート２２ａ、連通溝２５ａに対して対向配置されている。

前記駆動軸１４は、図３に示すように、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通して外部へと臨む軸方向一端部が前記図外のクランクシャフト等に連係されていて、当該クランクシャフト等から伝達される回転力に基づいてロータ１６を図４中の時計方向へと回転させる。ここで、図４に示すように、この駆動軸１４中心を通り、かつ、前記カムリング基準線Ｍと直交する直線（以下「カムリング偏心方向線」という。）Ｎが、吸入領域と吐出領域の境界となっている。

前記ロータ１６は、図１及び図４に示すように、その中心側から径方向外側へ放射状に形成された前記複数のスリット１６ａが切欠形成されていると共に、該各スリット１６ａの内側基端部には、それぞれ吐出油を導入する横断面ほぼ円形状の背圧室１６ｂが設けられていて、当該ロータ１６の回転に伴う遠心力と背圧室１６ｂ内の圧力とにより、前記各ベーン１７が外方へと押し出されるようになっている。

前記各ベーン１７は、ロータ１６の回転時において、各先端面がカムリング１５の内周面に摺接すると共に、各基端面が前記各リング部材１８，１８の外周面にそれぞれ摺接するようになっている。すなわち、これらの各ベーン１７は、前記各リング部材１８，１８によってロータ１６の径方向外側へ押し上げられる構成となっており、機関回転数が低く、また、前記遠心力や背圧室１６ｂの圧力が小さい場合であっても、各先端がそれぞれカムリング１５の内周面と摺接して前記各ポンプ室ＰＲが液密に隔成されるようになっている。

前記カムリング１５は、いわゆる燒結金属によりほぼ円筒状に一体形成され、その外周部の所定位置には、ピボットピン１９に嵌合することで偏心揺動支点を構成するほぼ円弧凹溝状のピボット部１５ａが軸方向に沿って切欠形成されると共に、該ピボット部１５ａに対しカムリング１５の中心を挟んで反対側の位置には、その両側に対向配置される、所定のばね定数に設定された第１スプリング３３と当該第１スプリング３３よりも小さいばね定数に設定された第２スプリング３４とに連係するアーム部１５ｂが径方向に沿って突設されている。なお、前記アーム部１５ｂには、その移動（回動）方向の一側部に、ほぼ円弧凸状の押圧突部１５ｃが突設されている一方、他側部には、後述する規制部２８の厚さ幅よりも長く設定された押圧突起１５ｄが延設されていて、前記押圧突部１５ｃが第１スプリング３３の先端部に、前記押圧突起１５ｄが第２スプリング３４の先端部に、それぞれ常時当接することにより、アーム部１５ｂと前記各スプリング３３，３４とが連係するようになっている。

また、かかる構成から、前記ポンプボディ１１の内部には、図４及び図５に示すように、前記支持溝１１ｂと対向する位置に、第１、第２スプリング３３，３４を収容保持する第１、第２スプリング収容室２６，２７が、図４中の前記カムリング偏心方向線Ｎに沿うようにポンプ収容室１３に隣接して設けられていて、第１スプリング収容室２６には、その端壁とアーム部１５ｂ（押圧突部１５ｃ）との間に、第１スプリング３３が所定のセット荷重Ｗ１をもって弾装されている一方、第２スプリング収容室２７には、その端壁とアーム部１５ｂ（押圧突起１５ｄ）との間に、前記第１スプリング３３よりも小さい線径に設定された第２スプリング３４が所定のセット荷重Ｗ２をもって弾装されている。そして、前記第１、第２スプリング収容室２６，２７間には、段差形状に構成された規制部２８が設けられていて、この規制部２８の一側部にアーム部１５ｂの他側部が当接することによって当該アーム部１５ｂの時計方向の回動範囲が規制される一方、前記規制部２８の他側部に第２スプリング３４の先端が当接することによって当該第２スプリング３４の最大伸長量が規制されるようになっている。

このようにして、前記カムリング１５については、前記両スプリング３３，３４のセット荷重Ｗ１，Ｗ２の合力Ｗ０、すなわち相対的に大きなばね荷重を発揮する第１スプリング３３の付勢力をもって、アーム部１５ｂを介してその偏心量が増大する方向（図４中の時計方向）へと常時付勢されることで、図４に示すように、その非作動状態において、アーム部１５ｂの押圧突起１５ｄが第２スプリング収容室２７内へと入り込んで第２スプリング３４を圧縮させ、当該アーム部１５ｂの他側部が規制部２８の一側部へと押し付けられた状態となり、これによって、その偏心量が最大となる位置に規制されている。なお、本発明に係る規制手段については、切替制御弁４０が後記の第１位置及び第３位置以外に切り替えられているときにカムリング１５の移動を規制する方向へはたらく力、すなわち第１スプリング３３のばね荷重に基づく付勢力と、第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力とによって構成されている。

また、前記カムリング１５の外周部には、図４に示すように、ポンプボディ１１の内周壁によって構成される第１、第２シール摺接面１１ｄ，１１ｅと対向するように形成された当該各シール摺接面１１ｄと同心円弧状の第１、第２シール面１５ｇ，１５ｈを有する一対の第１、第２シール構成部１５ｅ，１５ｆが突設されていると共に、これらシール構成部１５ｅ，１５ｆの各シール面１５ｇ，１５ｈにはそれぞれシール保持溝１５ｉが軸方向に沿って切欠形成されていて、これらシール保持溝１５ｉ内には、カムリング１５の偏心揺動時に前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅに摺接する第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂがそれぞれ収容保持されている。

ここで、前記第１、第２シール面１５ｇ，１５ｈは、それぞれ前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅを構成する半径Ｒ１，Ｒ２よりも僅かに小さい所定の半径ｒ１，ｒ２により構成されていて、これら各シール摺接面１１ｄ，１１ｅと当該各シール面１５ｇ，１５ｈとの間には、所定の微小なクリアランスが形成されるようになっている。一方、第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂについては、いずれも例えば低摩擦特性を有するフッ素系樹脂材によってカムリング１５の軸方向に沿って直線状に細長く形成され、各シール保持溝１５ｉの底部にそれぞれ配設されたゴム製の弾性部材の弾性力をもって前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅに押し付けられることによって、当該各シール摺接面１１ｄ，１１ｅと前記各シール面１５ｇ，１５ｈとの間が液密に隔成されることとなる。

さらに、前記カムリング１５の外周域には、ピボットピン１９と第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂとによって一対の第１、第２制御油室３１，３２が隔成されている。これら各制御油室３１，３２には、前記切替制御弁４０を介して吐出圧が導かれる構成となっていて、当該吐出圧が前記各制御油室３１，３２に面するカムリング１５の外周面によって構成される受圧面１５ｊ，１５ｋに作用することで、カムリング１５に対して揺動力（移動量）が付与されることとなる。ここで、前記受圧面１５ｊ，１５ｋについては、第２受圧面１５ｋと比べて第１受圧面１５ｊの方が大きくなるように設定されていて、双方に同じ油圧が作用した場合には、全体としてその偏心量を減少させる方向（図４中の反時計方向）へカムリング１５を付勢可能な構成となっている。つまり、換言すれば、前記両制御油室３１，３２は、相反する方向へ作用する内圧をもって前記各受圧面１５ｊ，１５ｋを介してロータ１６の回転中心に対しカムリング１５の内周中心が同心に近づく方向（以下「同心方向」という。）へと当該カムリング１５を付勢することにより、このカムリング１５の同心方向の移動量制御に供される。

こうした構成から、前記オイルポンプ１０では、第１スプリング３３のばね荷重に基づく偏心方向の付勢力と、第２スプリング３４のばね荷重と制御油室３０の内圧とに基づく同心方向の付勢力と、が所定の力関係をもってバランスするように構成されていて、第１スプリング３３のセット荷重Ｗ１と第２スプリング３４のセット荷重Ｗ２との差分となる両スプリング３３，３４のセット荷重の合力Ｗ０（＝Ｗ１−Ｗ２）に対し両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力が小さいときには、カムリング１５は図４に示すような最大偏心状態となる一方、吐出圧の上昇に伴って両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力が両スプリング３３，３４のセット荷重の合力Ｗ０を上回ったときには、その吐出圧に応じてカムリング１５が同心方向へ移動することとなる。

前記切替制御弁４０は、特に図７に示すように、カバー部材１２の外側部において軸方向一端側が拡径状に、かつ、他端側が縮径状に開口形成されたほぼ円筒状のバルブボディ４１と、該バルブボディ４１の一端側開口部を閉塞するプラグ４２と、前記バルブボディ４１の内周に軸方向へ摺動自在に収容され、該バルブボディ４１の内周面と摺接する３つの大径部である第１〜第３ランド部４３ａ〜４３ｃをもって前記各制御油室３１，３２に係る油通路の切替に供するほぼ中空状のスプール弁体４３と、前記バルブボディ４１の一端側内周においてプラグ４２と弁体４３との間に所定のセット荷重Ｗｋをもって弾装され、弁体４３をバルブボディ４１の他端側へと常時付勢するバルブスプリング４４と、から主として構成されている。

前記バルブボディ４１には、軸方向両端部を除く範囲に、スプール弁体４３の外径（前記各ランド部４３ａ〜４３ｃの外径）とほぼ同じ内径によって構成される寸胴のバルブ収容部４１ａが穿設されていて、該バルブ収容部４１ａ内にスプール弁体４３が収容配置される。そして、前記拡径状に形成された一端部には、雌ねじ部が形成され、該雌ねじ部を介してプラグ４２が螺着される。一方、前記縮径状に形成された他端部には、図示外のエンジンブロック内部に設けられる油通路を介して吐出ポート２２に接続される導入ポート５１が開口形成されている。また、前記バルブ収容部４１ａの内周壁には、第１制御油室３１に対する後述する圧力室５２ないし排出中継室５４との接続を切り替えることで当該第１制御油室３１への油圧の給排に供する第１給排ポート５３と、第２制御油室３２に対しての後述する供給中継室５６ないし排出中継室５４との接続を切り替えることで当該第２制御油室３２への油圧の給排に供する第２給排ポート５５と、が開口形成されている。さらに、バルブボディ４１の一端側周壁であって径方向にて後述する背圧室５８と重合する位置には、外部へと直接開口する又は吸入側へと接続されるドレン部である排出ポート５７が開口されている。

また、前記バルブボディ４１の他端側周壁部には、ポンプボディ１１と共同で、スプール弁体４３が図７中の上端側の位置、具体的には図９（ａ）に示す第１位置ないし図９（ｂ）に示す第２位置にある状態にて導入ポート５１と供給中継室５６とを連通する連通油路５９が構成されるようになっている。すなわち、バルブボディ４１には、スプール弁体４３が前記範囲にあるときに導入ポート５１及び供給中継室５６の両者に対して開口し得る各所定位置からそれぞれ径方向に沿って形成された径方向油路５９ａ，５９ｂと、カバー部材１２の内側面に溝状に設けられて、カバー部材１２をポンプボディ１１に接合することによって当該ポンプボディ１１とカバー部材１２の間で前記両径方向油路５９ａ，５９ｂを接続する油路として構成される接続油路５９ｃと、が設けられている。

前記スプール弁体４３は、その軸方向の両端部及び中間部に、それぞれ大径部である３つの第１〜第３ランド部４３ａ〜４３ｃが設けられると共に、第１、第３ランド部４３ａ，４３ｃ間及び第２、第３ランド部４３ｂ，４３ｃ間に、それぞれ小径部である２つの第１、第２軸部４３ｄ，４３ｅが設けられている。そして、当該スプール弁体４３がバルブ収容部４１ａ内に収容されることで、バルブボディ４１内には、第１ランド部４３ａの軸方向外側にてバルブボディ４１の他端部との間に設けられ、導入ポート５１から吐出圧が導かれる圧力室５２と、第２ランド部４３ｂの軸方向外側にてプラグ４２との間に設けられ、後述する内部油路６０等を通じ第１制御油室３１から排出されたオイルの排出に供する背圧室５８と、第１小径部４３ｄの外周側に環状に設けられ、前記各制御油室３１，３２と背圧室５８との接続に供する排出中継室５４と、第２小径部４３ｅの外周側に環状に設けられ、前記各制御油室３１，３２と圧力室５２との接続に供する供給中継室５６と、がそれぞれ隔成されることとなる。

また、前記スプール弁体４３の内部には、その一端が第１軸部４３ｄの複数の外周面（排出中継室５４）に開口し、かつ、その他端が第２大径部４３ｂの外側面（背圧室５８）に開口するように縦断面ほぼＴ字形状となるように設けられた連通路である内部油路６０が貫通形成されていて、この内部油路６０を介して排出中継室５４に接続される制御油室３１，３２のオイルが排出ポート５７へと導かれるようになっている。

以上のような構成から、前記切替制御弁４０は、図９（ａ）に示すように、圧力室５２ないし供給中継室５６に吐出圧が導かれていない、或いは前記圧力室５２等に導かれる吐出圧が十分に低い状態では、スプール弁体４３はバルブスプリング４４の付勢力Ｗ（セット荷重Ｗｋ）をもって、バルブ収容部４１ａの他端側の所定範囲である第１位置に位置することとなる。すなわち、かかる第１位置に位置するスプール弁体４３によれば、第１ランド部４３ａによって第１給排ポート５３が排出中継室５４に接続されることとなるため、第１制御油室３１内のオイルが排出中継室５４を介し内部油路６０を通じてオイルパンＴ等へと排出される。また、当該第１位置に係る第３ランド部４３ｃによっては、第２給排ポート５５が供給中継室５６に接続されることとなり、連通油路５９を通じて導入されるオイル（吐出圧）が供給中継室５６を介して第２制御油室３２へと供給されることとなる。

続いて、前記圧力室５２等に導かれる吐出圧が高まると、図９（ｂ）に示すように、スプール弁体４３は、バルブスプリング４４の付勢力Ｗ（セット荷重Ｗｋ）に抗して前記第１位置からバルブ収容部４１ａの一端側へと移動して、中間位置である第２位置に位置することとなる。すなわち、この第２位置では、第１ランド部４３ａにより第１給排ポート５３が圧力室５２に接続されることとなるため、この圧力室５２に導入された吐出圧の一部が第１給排ポート５３を介して第１制御油室３１へと供給される。一方、第２給排ポート５５については、当該第２位置に位置する第３ランド部４３ｃによっても供給中継室５６との接続が維持されることとなり、第２制御油室３２には連通油路５９を通じ供給中継室５６を介して引き続き吐出圧が供給されることとなる。

そして、前記圧力室５２等へと導入される吐出圧がさらに上昇すると、図９（ｃ）に示すように、スプール弁体４３は、バルブスプリング４４の付勢力Ｗに抗して前記第２位置からさらにバルブ収容部４１ａの一端側へと移動して、該バルブ収容部４１ａの一端側に偏倚した所定範囲である第３位置に位置することとなる。そして、この第３位置でも、第１給排ポート５３については、第１ランド部４３ａにより圧力室５２との接続が維持されることとなって、第１制御油室３１には引き続き吐出圧が供給される。一方、第２給排ポートについては、当該第３位置に係る第３ランド部４３ｃによって排出中継室５４に接続されることとなるため、第２制御油室３２内のオイルが排出中継室５４を介し内部油路６０を通じてオイルパンＴ等へと排出されることとなる。

以下、本実施形態に係るオイルポンプ１０の特徴的な作用について、図８、図９に基づいて説明する。

まず、前記オイルポンプ１０の作用説明に入る前に、当該オイルポンプ１０の吐出圧制御の基準となる内燃機関の必要油圧について、図８に基づいて説明すれば、図中のＰ１は、例えば燃費向上等に供するバルブタイミング制御装置を採用した場合の当該装置の要求油圧に相当する第１機関要求油圧を、図中のＰ２は、ピストンの冷却に供するオイルジェットを採用する場合の当該装置の要求油圧に相当する第２機関要求油圧を、図中のＰ３は、機関高回転時の前記クランクシャフトの軸受部潤滑に要する第３機関要求油圧を、それぞれ示し、これら点Ｐ１〜Ｐ３を一点鎖線により繋いだものが、内燃機関の機関回転数Ｒに応じた理想的な必要油圧（吐出圧）Ｐを表している。なお、同図中における実線は本願発明に係る前記オイルポンプ１０の油圧特性を、破線は前記従来のポンプの油圧特性を、それぞれ表したものである。

また、同図中におけるＰｆは、スプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力Ｗ（セット荷重Ｗｋ）に抗して第１位置から第２位置へ移動を開始する第１切替油圧を、Ｐｓは、スプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力Ｗに抗して第２位置から第３位置へとさらに移動を開始する第２切替油圧を、それぞれ示している。さらに、前記オイルポンプ１０においては、カムリング１５の作動油圧につき、図９（ａ）に示すような第１、第２スプリング３３，３４による両付勢力Ｗ１，Ｗ２が作用している状態におけるカムリング１５の作動油圧（第１作動油圧）は前記第１切替油圧Ｐｆよりも小さく、また、図９（ｂ）に示すような第１スプリング３３による付勢力Ｗ１のみが作用している状態におけるカムリング１５の作動油圧（第２作動油圧）は前記第２切替油圧Ｐｓよりも大きくなるよう、前記両スプリング３３，３４のばね荷重及び前記両制御油室３１，３２の受圧面１５ｊ，１５ｋの面積が設定されている。

このような設定から、前記オイルポンプ１０の場合、機関始動から低回転域までの回転域に相当する図８中の区間ａにおいては、吐出圧（機関内油圧）Ｐが第１切替油圧Ｐｆよりも小さいことから、図９（ａ）に示すように、切替制御弁４０のスプール弁体４３が前記第１位置に位置することとなり、当該切替制御弁４０の第１給排ポート５３が排出中継室５４及び内部油路６０を介して排出ポート５７と連通すると共に、第２給排ポート５５が供給中継室５６及び連通油路５９を介して導入ポート５１と連通した状態となる。この結果、第１制御油室３１のオイルはオイルパンＴ等へと排出されて第２制御油室３２のみに吐出圧Ｐが供給されることとなって、当該第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力と、前記両スプリング３３，３４の合力Ｗ０、すなわち相対的に大きな第１スプリング３３のばね荷重に基づく付勢力とによって、カムリング１５が、アーム部１５ｂが規制部２８に当接した最大偏心状態で保持されることとなる。これにより、ポンプの吐出量は最大となり、吐出圧Ｐも機関回転数Ｒの上昇に伴ってほぼ比例するかたちで増大する特性となる。

その後、図９（ｂ）に示すように、機関回転数Ｒが上昇して吐出圧Ｐが第１切替油圧Ｐｆへと到達すると、切替制御弁４０において、スプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力Ｗに抗してプラグ４２側へと移動し、第１位置から第２位置へと切り替わる。これにより、第２給排ポート５５と導入ポート５１の連通状態が維持されつつ第１給排ポート５３が圧力室５２を介して導入ポート５１と連通することとなって、前記両制御油室３１，３２に吐出圧Ｐが供給されることとなる。ここで、切替制御弁４０によって第１給排ポート５３と圧力室５２とが連通するものの、その開口量（流路面積）はまだ十分でないことから、第１制御油室３１には第１切替油圧Ｐｆよりも若干小さい油圧Ｐｘが導入されることとなる。ここで、カムリング１５の第１作動油圧は第１切替油圧Ｐｆよりも小さく設定されている、つまり前記油圧Ｐｘをもって作動可能に構成されていることから、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力が第１、第２スプリング３３，３４の付勢力Ｗ１，Ｗ２と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力（以下「偏心増大方向に作用する第１付勢力」という。）に打ち勝ち、カムリング１５が同心方向へと移動を開始することとなる。

すると、このカムリング１５の同心方向の移動に伴う当該カムリング１５の偏心量の減少により吐出圧Ｐが低下して、該吐出圧Ｐに基づく付勢力がバルブスプリング４４による付勢力Ｗを下回ることとなる結果、スプール弁体４３が当該バルブスプリング４４の付勢力Ｗをもって第２位置から第１位置へと押し戻される。すなわち、この押し戻されたスプール弁体４３の第１ランド部４３ａにより第１給排ポート５３の接続が切り替えられ、該第１給排ポート５３は再び排出中継室５４を介して排出ポート５７へと接続される。この結果、第１制御油室３１内のオイルが排出されて当該第１制御油室３１の内圧が低下することとなり、この第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力が前記偏心増大方向へと作用する第１付勢力を下回ることで、カムリング１５が再び図９（ａ）に示すような最大偏心状態となる。そして、この最大偏心状態に基づいて吐出圧Ｐが上昇し、該吐出圧Ｐに基づく付勢力がセット荷重Ｗｋに基づくバルブスプリング４４の付勢力Ｗに打ち勝つことになると、このバルブスプリング４４の付勢力Ｗに抗してスプール弁体４３がプラグ４２側へと再び移動して第１位置から第２位置へと切り替わる結果、前述のようにカムリング１５が同心方向へ再び移動することとなる。

このように、前記オイルポンプ１０では、切替制御弁４０においてスプール弁体４３により第１給排ポート５３の接続が排出中継室５４（排出ポート５７）又は圧力室５２（導入ポート５１）へと連続的に交互に切り替えられることで、吐出圧Ｐが第１切替油圧Ｐｆに維持されるよう調整されることとなる。そして、かかる調圧は、切替制御弁４０における前述した第１給排ポート５３の切替によって行われるため、第１、第２スプリング３３，３４のばね定数による影響を受けることがない。しかも、かかる調圧は、前述した第１給排ポート５３の切替に係るスプール弁体４３の極狭いストロークの範囲で行われることから、バルブスプリング４４のばね定数による影響を受けるおそれもない。この結果、オイルポンプ１０の吐出圧Ｐは、図８中に破線で示した従来のポンプのように機関回転数Ｒの上昇に伴い比例的に増大するのではなく、ほぼフラットな特性となって、前記理想的な必要油圧（図８中の一点鎖線）に極力近づけることが可能となる。これにより、本実施形態に係るオイルポンプ１０では、機関回転数Ｒの上昇に伴い第１スプリング３３のばね定数分だけ吐出圧Ｐの増大を余儀なくされていた前記従来のオイルポンプに対して、当該吐出圧Ｐを無駄に増加させてしまうことによって生ずる動力損失（図８中にハッチングで示した範囲Ｓ１）を削減することが可能となる（図８中の区間ｂ）。

やがて、前記切替制御弁４０が第２位置にある状態での機関回転数Ｒの上昇に伴って吐出圧Ｐが増大して前記第１給排ポート５３と圧力室５２とが十分に連通することになると、第１制御油室３１の内圧が上昇し、カムリング１５が同心方向へ移動した際に第２スプリング３４の先端が規制部２８へと当接することとなる（図９（ｂ）参照）。すなわち、当該第２スプリング３４による助勢作用がなくなって、カムリング１５の同心方向の移動が停止することとなる。この結果、吐出圧Ｐは、機関回転数Ｒの上昇に伴って、再び当該機関回転数Ｒにほぼ比例するかたちで増大することとなる（図８中の区間ｃ）。

そして、このような特性に従って機関回転数Ｒが上昇することにより吐出圧Ｐがさらに増大すると、前述のように、カムリング１５の第２作動油圧については第２切替油圧Ｐｓよりも大きく設定されていることから、吐出圧Ｐがカムリング１５の第２作動油圧に到達する前に第２切替油圧Ｐｓに到達したところで、当該切替制御弁４０において、図９（ｃ）に示すように、スプール弁体４３がプラグ４２側へとさらに移動して、第２位置から第３位置へと切り替わる。これによって、第１給排ポート５３については圧力室５２（導入ポート５１）との連通状態が維持される一方、第２給排ポート５５については第３ランド部４３ｃによって排出中継室５４（排出ポート５７）に接続されることとなって、第１制御油室３１には吐出圧Ｐが導入され、第２制御油室３２からはオイルが排出されることとなる。この結果、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力が第１スプリング３３の付勢力Ｗ１と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力（以下「偏心増大方向に作用する第２付勢力」という。）を上回ることとなって、カムリング１５が同心方向へとさらに移動を開始することとなる。

すると、このカムリング１５の同心方向の移動に伴う当該カムリング１５の偏心量の減少により吐出圧Ｐが低下して、該吐出圧Ｐに基づく付勢力がバルブスプリング４４による付勢力Ｗを下回ることとなる結果、スプール弁体４３が当該バルブスプリング４４の付勢力Ｗをもって第３位置から第２位置へと押し戻される。すなわち、この押し戻されたスプール弁体４３の第３ランド部４３ｃにより第２給排ポート５５の接続が切り替えられ、該第２給排ポート５５は再び供給中継室５６（導入ポート５１）に接続される。これにより、第２制御油室３２にも再び吐出圧Ｐが導入され当該第２制御油室３２の内圧が上昇することとなる結果、この第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力が前記偏心増大方向に作用する第２付勢力を下回ることとなって、カムリング１５が再び図９（ｂ）に示すような中間偏心状態となる。そして、この中間偏心量の増大に基づいて吐出圧Ｐが上昇し、該吐出圧Ｐに基づく付勢力がバルブスプリング４４の付勢力Ｗに打ち勝つことになると、該バルブスプリング４４の付勢力Ｗに抗してスプール弁体４３がプラグ４２側へと再び移動して第２位置から第３位置へと切り替わる結果、前述のようにカムリング１５が同心方向へ再び移動することとなる（図８中の区間ｄ）。

このように、前記オイルポンプ１０では、切替制御弁４０においてスプール弁体４３により第２給排ポート５５の接続が排出中継室５４（排出ポート５７）又は導入ポート５１へと連続的かつ交互に切り替えられることで、吐出圧Ｐが第２切替油圧Ｐｓに維持されるように調整されることとなる。そして、かかる調圧は、切替制御弁４０における前述した第２給排ポート５５の切替によって行われることから、第１、第２スプリング３３，３４のばね定数による影響を受けることがない。さらには、当該調圧は、前述の第２給排ポート５５の切替に係るスプール弁体４３の極狭いストロークの範囲内で行われるため、バルブスプリング４４のばね定数による影響を受けるおそれもない。この結果、前記区間ｂの場合と同様に、オイルポンプ１０の吐出圧Ｐは、従来のポンプ（図８中の破線）のように機関回転数Ｒの上昇に伴い比例的に増大するのではなく、ほぼフラットな特性となり、前記理想的な必要油圧に極力近づけることが可能となることから、機関回転数Ｒの上昇に伴って第１スプリング３３のばね定数分だけ吐出圧Ｐの増大を余儀なくされていた前記従来のオイルポンプに対して、当該吐出圧Ｐを無駄に増加させてしまうことによって生ずる動力損失（図８中にハッチングで示した範囲Ｓ２）を削減することが可能となる。

以上のことから、前記オイルポンプ１０では、それぞれ所望の吐出圧（第１切替油圧Ｐｆ及び第２切替油圧Ｐｓ）に維持することが要請される機関回転数領域（図８中の区間ｂ及び区間ｄ）において、吐出圧Ｐを当該所望の吐出圧に維持することができる。

すなわち、本実施形態では、吐出圧Ｐがカムリング１５の第１作動油圧以上であって第１切替油圧以下である場合は、吐出圧Ｐが第１切替油圧Ｐｆ以上になると、スプール弁体４３が第１位置から第２位置へ移動することになる一方、当該移動に伴いカムリング１５の偏心量は減少することから、吐出圧Ｐが再び第１切替油圧Ｐｆを下回ることとなってスプール弁体４３が第１位置へ戻る、といったスプール弁体４３（第１ランド部４３ａ）による第１給排ポート５３の接続切替が繰り返し行われる結果、吐出圧Ｐを第１切替油圧Ｐｆに維持することが可能となる。

また、吐出圧Ｐが第２切替油圧Ｐｓ以上であってカムリング１５の第２作動油圧以下である場合も同様に、前述のようにしてスプール弁体４３により第２給排ポート５５の接続切替が繰り返し行われ、吐出圧Ｐを第２切替油圧Ｐｓに維持することが可能となる。

そして、かかる調圧にあたり、当該調圧は切替制御弁４０によって行われることから、従来のように第１、第２スプリング３３，３４のばね定数の影響を受けることはない。さらに、切替制御弁４０においても、上記調圧はスプール弁体４３の極狭いストロークの範囲でもって行われるため、バルブスプリング４４のばね定数の影響を受けることもない。つまり、換言すれば、バルブスプリング４４を含め、前記両スプリング３３，３４（特に第１スプリング３３）のばね定数の影響により吐出圧Ｐを無駄に増加させてしまう不都合を招来することもなく、前記所望の吐出圧に維持することができる。

また、前記オイルポンプ１０では、上記調圧に際し、切替制御弁４０（スプール弁体４３）が第１位置にあるときは、第１制御油室３１を排出ポート５７と連通させることによって当該油室内部のオイルを排出させることとして第２制御油室３２のみに吐出圧Ｐを導入する構成としたことから、双方の制御油室３１，３２に油圧が供給され作用することによるカムリング１５のばたつき等の不安定な作動が抑制され、当該カムリング１５の安定した保持が可能となる。これにより、前記区間ａにおける吐出圧制御の安定化を図ることができる。

さらに、前記オイルポンプ１０では、ポンプボディ１１内周面とカムリング１５外周面との間に第１、第２制御油室３１，３２を画成し、カムリング１５の外周部に設けた前記各受圧面１５ｊ，１５ｋの大きさ（面積）をもって当該カムリング１５を揺動制御する構成としたことから、容易な構成をもってカムリング１５を揺動制御することが可能となり、ポンプ構造の簡素化に供される。

また、前記切替制御弁４０について、スプール弁体４３の他端側のみに吐出圧Ｐを作用させ、一端側には当該弁体内部に貫通形成した内部油路６０を開口させることとして、当該内部油路６０をもって第１軸部４３ｄに係る排出中継室５４のオイルを排出ポート５７へと導く構成としたことから、排出ポート５７を開閉するための固有のランド部が不要となり、当該ランド部分だけ弁体の軸方向長さを短縮することができる。これにより、当該切替制御弁４０を小型化することが可能となり、オイルポンプ１０の小型化にも供される。

図１０は本発明に係る可変容量形オイルポンプの第２実施形態を示し、前記第１実施形態に係る切替制御弁４０を、機関の運転状態に応じて車載のＥＣＵ（図示外）からの励磁電流に基づいて作動するソレノイドバルブＳＶによって構成し、当該ソレノイドバルブＳＶによってスプール弁体４３を駆動制御することで、前記切替制御を電気的に行うこととしたものである。なお、この際、前記ソレノイドバルブＳＶでは、所定のセンサ等によって検出された内燃機関の回転数や水温、油温や油圧等に基づいて切替制御弁４０の切替制御が行われ、具体的には、機関回転数や油圧を直接検出するか、水温ないし油温等から前記機関回転数や油圧を推定（算出）するなどして、これらの値をパラメータに、図８に実線で表したグラフに相当するマップに基づいて行われる。

このように、本実施形態では、前記切替制御弁４０による切替制御を、ソレノイドバルブＳＶを用いて電気的に行うようにしたことから、前記第１実施形態のように吐出圧をもって前記切替制御を行う場合に比べ、ポンプ各部の摩耗や油種変更による油圧変化の影響等を受けることがないため、当該切替制御を常時適切に行うことが可能となる。これにより、特に図８中の区間ｂにおけるカムリング１５の円滑かつ速やかな作動に供され、当該区間でのポンプの動力損失をより効果的に抑制することができ、さらなる燃費向上が図れる。

しかも、本実施形態の場合には、前記ソレノイドバルブＳＶを、内燃機関の回転数、水温及び油温等に基づいて制御することとしたため、切替制御弁４０のより適切な制御に供される。

本発明は前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば前記機関要求油圧Ｐ１〜Ｐ３や前記第１、第２切替油圧Ｐｆ，Ｐｓについては、オイルポンプ１０が搭載される車両の内燃機関やバルブタイミング制御装置等の仕様に応じて自由に変更することができる。

また、前記各実施形態では、前記カムリング１５を揺動させることによって吐出量を可変にする形態を例に説明しているが、当該吐出量を可変にする手段としては、上記揺動に係る手段のみならず、例えばカムリング１５を径方向に直線的に移動させることによって行うこととしてもよい。換言すれば、吐出量を変更し得る構成（ポンプ室ＰＲの容積変化量を変更し得る構成）であれば、カムリング１５の移動の態様は問わない。

さらに、本発明に係る規制手段についても、前述のようなカムリング１５の移動を妨げる方向にはたらく力のみならず、例えばロックピン等の規制部材によって構成することも可能であって、かかる規制部材によってカムリング１５の移動を物理的に規制するようにしてもよい。

前記各実施形態から把握される特許請求の範囲に記載した発明以外の技術的思想について、以下に説明する。

（ａ）請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記付勢機構は、前記カムリングへと作用する複数の付勢部材によって構成されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

（ｂ）前記（ａ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記付勢部材は、
前記セット荷重が付与された状態で配置され、前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの内周中心の偏心量が大きくなる方向へ当該カムリングを付勢する第１スプリングと、
前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの偏心量が小さくなる方向へ当該カムリングを付勢する一方で、前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの内周中心の偏心量が所定量以上小さくなると圧縮状態を維持しながらも前記カムリングに対して付勢力が作用しなくなる第２スプリングと、から構成されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

（ｃ）前記（ｂ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第２スプリングは、前記第１スプリングよりも付勢力が小さく設定され、その最大伸張長さよりも短い対向壁間に配置されることにより、前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの内周中心の偏心量が所定量以上小さくなると前記カムリングから離間することを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

（ｄ）前記（ａ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記付勢部材は、
前記セット荷重が付与された状態で配置され、前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの内周中心の偏心量が大きくなる方向へ当該カムリングを付勢する第１スプリングと、
前記セット荷重が付与された状態で配置され、前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの内周中心の偏心量が所定量以上大きくなると当該偏心量が小さくなる方向へ前記カムリングを付勢する第２スプリングと、から構成されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

（ｅ）請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記カムリングがハウジング内に収容されると共に、前記第１制御油室及び第２制御油室が前記ハウジングの内周面と前記カムリングの外周面との間に形成され、
前記第１制御油室に面する前記カムリングの受圧面積は、前記第２制御油室に面する前記カムリングの受圧面積よりも大きくなるように設定されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

かかる構成とすることで、カムリングの可変制御機構を容易に構成することが可能となる。これにより、ポンプ構造の簡素化が図れ、生産性の向上や製造コストの低廉化に供される。

（ｆ）請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記切替機構の弁体は、複数の大径部及び小径部を有するスプールによって構成され、
前記スプールは、その軸方向一端側にのみ開口する中空部を有すると共に、該中空部の開口端部が前記ドレン部に連通され、かつ、少なくとも１つの小径部にはその外周域と前記中空部とを連通する連通路が設けられ、前記開口端部と反対側の端部には吐出圧が作用するように構成されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

かかる構成とすることで、スプールにつき、各制御油室とドレン部との連通・遮断に供する大径部（いわゆるランド）を省略することが可能となる。これによって、当該スプールの軸方向長さを短縮することができ、ポンプの小型化に供される。

（ｇ）前記（ｆ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記スプールは、前記中空部の反開口端部に設けられて吐出圧作用に供する第１大径部と、該第１大径部とは反対側であって前記中空部の開口端部に設けられた第２大径部と、該第２大径部と前記第１大径部との間に設けられた第３大径部と、該第３大径部と前記第１大径部との間に設けられた第１小径部と、前記第２大径部と前記第３大径部との間に設けられた第２小径部と、を有すると共に、
前記第１小径部に前記連通路が設けられ、前記第２小径部の外周域を介して前記第２制御油室へ吐出圧を導くように構成されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

（ｈ）前記（ｇ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第１位置では、前記第１小径部の外周域及び連通路を介し前記第１制御油室と前記ドレン部とが連通すると共に、前記第２小径部の外周域を介し前記第２制御油室に吐出圧が導かれることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

（ｉ）前記（ｈ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第２位置では、前記第２大径部の端部外周を介し第１制御油室に吐出圧が導かれると共に、前記第２小径部の外周域を介し前記第２制御油室に吐出圧が導かれることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

（ｊ）前記（ｉ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第３位置では、前記第２大径部の端部外周を介して前記第１制御油室に吐出圧が導かれると共に、前記第３大径部をもって前記第２小径部の外周域と前記第２制御油室との接続が連通又は遮断されることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

（ｋ）請求項３に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記切替機構は、電気的に切替制御されることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

これによって、さらなる適切な切替制御に供され、無駄に吐出圧が増大してしまう不都合をより効果的に抑制することができる。

（ｌ）前記（ｋ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記切替機構は、エンジンの運転状態に応じて切替制御されることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

かかる構成とすることで、より適切な吐出圧制御に供され、無駄に吐出圧が増大してしまう不都合を一層効果的に抑制することができる。

（ｍ）前記（ｌ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記規制手段は、吐出圧が所定値以下のときには前記可動部材の移動を規制し、吐出圧が前記所定値を超えると前記可動部材の移動を許容することを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

１０…オイルポンプ
１１…ポンプボディ（側壁）
１２…カバー部材（側壁）
１５…カムリング
１６…ロータ
１７…ベーン
２１ａ，２１ｃ…吸入ポート（吸入部）
２２ａ，２２ｃ…吐出ポート（吐出部）
３１…第１制御油室
３２…第２制御油室
３３…第１スプリング（付勢機構）
３４…第２スプリング（付勢機構）
４０…切替制御弁（切替機構）
４３…スプール弁体（弁体）
５７…排出ポート（ドレン部）
ＰＲ…ポンプ室（作動油室）

Claims (3)

1. 回転駆動されるロータと、
   前記ロータの外周側に出没自在に設けられた複数のベーンと、
   前記ロータと前記複数のベーンとをその内周側に収容することで複数の作動油室を隔成すると共に、前記ロータの回転中心に対するその内周中心の偏心量が変化するように移動することで前記ロータの回転時における前記各作動油室の容積の増減量を変化させるカムリングと、
   前記カムリングの少なくとも一方の側部に配設され、前記カムリングの偏心状態において容積が増大する作動油室に開口する吸入部と同偏心状態において容積が減少する作動油室に開口する吐出部とが設けられた側壁と、
   前記吐出部から吐出されたオイルが導かれることで、前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの内周中心の偏心量が小さくなる方向へ付勢する力を前記カムリングに作用させる第１制御油室と、
   前記吐出部から吐出されたオイルが導かれることで、前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの内周中心の偏心量が大きくなる方向へ付勢する力であって前記第１制御油室による付勢力よりも小さい付勢力を前記カムリングに作用させる第２制御油室と、
   セット荷重が付与された状態で前記ロータの回転中心に対するその内周中心の偏心量が大きくなる方向へ前記カムリングを付勢し、前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの内周中心の偏心量が所定以下になると段階的で不連続に付勢力が大きくなるように構成された付勢機構と、
   初期位置へと戻すような付勢力が作用する一方で前記吐出部から吐出された吐出圧が作用することによって前記付勢力に抗して移動するように構成された弁体により構成され、前記弁体が初期位置である第１位置にあるときには前記第１制御油室をドレン部に連通し、前記弁体が前記付勢力に抗して第２位置へ移動した場合には前記第１制御油室及び第２制御油室に吐出圧を導入し、前記弁体が前記第２位置からさらに前記付勢力に抗して第３位置へと移動した場合には前記第１制御油室へ吐出圧を導いたまま前記第２制御油室のオイルの一部を前記ドレン部へと流出させる切替機構と、を備え、
   前記切替機構は、吐出圧が、前記付勢機構のセット荷重を超えて前記カムリングが移動可能となる圧力以上であって、かつ、前記付勢機構の付勢力が段階的に大きくなる圧力以下となったとき、前記弁体が前記第１位置から前記第２位置へと切り替わることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
2. 前記第１位置では、前記第２制御油室は前記吐出部と連通することを特徴とする請求項１に記載の可変容量形オイルポンプ。
3. 回転に伴い複数の作動油室の容積が変化するように構成され、回転駆動されることによって吸入部から導かれたオイルを吐出部から吐出するポンプ構成体と、
   可動部材が移動することで前記吐出部に開口する前記各作動油室の容積変化量を可変にする可変機構と、
   セット荷重が付与された状態で前記吐出部に開口する前記各作動油室の容積変化量が大きくなる方向へ前記可動部材を付勢する付勢機構と、
   吐出圧が導かれることで前記付勢機構の付勢力に抗する方向の力を前記可動部材へと作用させる第１制御油室と、
   吐出圧が導かれることで前記付勢機構による付勢方向の力を前記可動部材へと作用させる第２制御油室と、
   前記ポンプ構成体の作動状態に応じ、少なくとも前記第１制御油室とドレン部とを連通する第１位置と、前記第１制御油室及び第２制御油室に吐出圧を導く第２位置と、前記第１制御油室に吐出圧を導いたまま前記第２制御油室内のオイルの一部を前記ドレン部へ流出させる第３位置と、を切り替える切替機構と、
   前記切替機構が前記第１位置及び第３位置以外の位置に切り替えられているときに前記可動部材の移動を規制する規制手段と、を備え、
   前記切替機構は、吐出圧が前記規制手段によって規制される圧力よりも低圧である場合に、前記第１位置に保持されることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

Images