JP6004919B2 - 可変容量形オイルポンプ - Google Patents

Description

本発明は、例えば自動車用内燃機関の可変容量形オイルポンプに関する。

近年、オイルポンプから吐出されるオイルを、例えば機関の各摺動部や、機関弁の作動特性を制御する可変動弁装置などの要求吐出圧の異なる機器に使用するために、第１の回転数領域の低圧特性と第２の回転領域の高圧特性の２段階特性の要求がある。

このような要求を満足するために、例えば以下の特許文献１に記載された可変容量形ポンプは、ばね部材のばね付勢力に打ち勝って移動することによってロータに対する偏心量が変更されるカムリングの外周面側に２つの対向する受圧室が設けられ、これらの受圧室に選択的にポンプ吐出圧を作用させることによって、前記カムリングを２段階に作動させるものが考えられている。

特表２００８−５２４５００号公報

しかしながら、前記特許文献１の可変容量形ポンプは、比較的ばね定数の大きな前記ばね部材によって前記カムリングを付勢する必要があることから、吐出圧の上昇に対してカムリングが偏心量の小さな方向への移動性が低下してしまい、第１吐出圧または第２吐出圧に維持しようとしてもポンプ回転数が上昇するにしたがって吐出圧が大きく上昇してしまう。この結果、要求吐出圧特性からずれてしまう、といった技術的課題が発生している。

本発明は、前記従来の可変容量形オイルポンプの技術的課題に鑑みて案出されたもので、所望の吐出圧に維持する要求があったときに、ポンプ回転数が上昇しても吐出圧の過度な上昇を抑制でき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。

本発明は、回転駆動されるロータと、該ロータの外周に出没自在に設けられた複数のベーンと、内周側に前記ロータとベーンを収容して複数のポンプ室を形成すると共に、移動することによって前記ロータの回転中心に対する内周面の中心の偏心量が変化するカムリングと、前記複数のポンプ室のうち、前記ロータの回転に伴い容積が増大するポンプ室に開口する吸入部と、前記複数のポンプ室のうち、前記ロータの回転に伴い容積が減少するポンプ室に開口する吐出部と、前記ロータの回転中心に対して前記カムリングの偏心量が大きくなる方向へ前記カムリングを付勢する付勢部材と、前記吐出部から吐出された作動油が導入されることによって前記付勢部材の付勢力に抗して前記カムリングを偏心量が小さくなる方向へ偏心移動させる力を前記カムリングに付与する第１制御油室と、作動油が導かれることによって前記付勢部材の付勢力と協働して前記カムリングを偏心量が大きくなる方向へ偏心移動させる力を付与する第２制御油室と、前記吐出部から吐出された作動油が導入され、該導入された作動油を前記第２制御油室に連通する連通路に導く状態と、前記連通路を介して第２制御油室から作動油を排出する状態に切り換える切換機構と、前記吐出部から吐出された作動油を導入し、前記カムリングの偏心量が最小となる前に作動し、前記吐出部から吐出された作動油の吐出圧が第１の所定圧より小さいとき、前記吐出部と前記第１制御油室との連通を遮断し、前記吐出圧が第１の所定圧より大きいとき、前記導入された作動油を前記第１制御室に連通する導入通路に導き、前記吐出圧が前記第１の所定圧よりも大きな第２の所定圧よりも小さいときは、前記連通路を介して前記切換機構と前記第２制御油室との間を連通させ、前記吐出圧が前記第２の所定圧より大きいときは、前記連通路を前記第２制御油室内の作動油を排出する排出通路に連通させる制御機構と、を備えたことを特徴としている。

本発明によれば、所望の吐出圧に維持する要求があったときに、ポンプ回転数が上昇しても吐出圧の過度な上昇を抑制することができる。

本発明の実施形態に係る可変容量形オイルポンプを用いたオイル供給システムの油圧回路を示す概略図である。 同実施形態に係る可変容量形オイルポンプの全体概略図であって、オイルポンプのカムリングの偏心量が最大の状態を表したものである。 本実施形態に供されるオイルポンプの縦断面図である。 本実施形態に供されるポンプボディを示す正面図である。 本実施形態に供される電磁切換弁と第２オイルフィルタの取り付け状態を示す断面図である。 パイロット弁を有さない従来の可変容量形オイルポンプにおける機関回転数とポンプ吐出圧との関係を示すグラフである。 本実施形態の可変容量形オイルポンプの作動説明図である。 同可変容量形オイルポンプの作動説明図である。 同可変容量形オイルポンプの作動説明図である。 同実施形態に係る可変容量形ポンプにおける機関回転数とポンプ吐出圧との関係を示すグラフである。 Ａ、Ｂ、Ｃは本実施形態に供される第１給排ポートの開口面積とスプール弁の第１ランド部の幅の相対的な大きさを変更した場合を示す要部拡大断面図である。 Ａ、Ｂ、Ｃは本実施形態に供されるスプール弁の第１ランド部の形状を変更して中央部位の幅と第１給排ポートの開口面積との相対的な大きさを変更した場合を示す要部拡大断面図である。

以下、本発明に係る可変容量形ポンプの実施形態を図面に基づいて詳述する。なお、本実施形態は、自動車用内燃機関の機関弁のバルブタイミングを可変にする可変動弁機構の作動源とすると共に、機関の摺動部、特にピストンとシリンダボアとの摺動部にオイルジェットによって潤滑油を供給し、またクランクシャフトの軸受に潤滑油を供給する可変容量形オイルポンプに適用したものを示している。

図１は本実施形態の可変容量形オイルポンプを用いた油圧回路を示し、可変容量形のオイルポンプ１０は、内燃機関のクランクシャフトから伝達された回転駆動力によって回転して、オイルパン０１に貯留されたオイルを、ストレーナ０２を介して吸入通路０３から吸入して吐出部である吐出通路０４から機関のメインオイルギャラリー０５に吐出するようになっている。

前記吐出通路０４から分岐したリリーフ通路０６には、ポンプ吐出圧が過上昇した際に、オイルをオイルパン０１内に戻すチェックボール型のリリーフ弁０７が設けられている。

前記メインオイルギャラリー０５は、前記機関の摺動部であるたとえばピストンに冷却オイルを噴射するオイルジェットやバルブタイミング制御装置、クランクシャフトの軸受にオイルを供給するようになっていると共に、吐出通路０４側の上流側には、通流するオイル内の異物を捕集する第１オイルフィルタ１が設けられている。また、メインオイルギャラリー０５の前記第１オイルフィルタ１をバイパスするバイパス通路０８が設けられていると共に、該バイパス通路０８には前記第１オイルフィルタ１が例えば目詰まりを起こしてオイルの通流が困難になった際に、開弁してバイパス通路０８を介して下流側にオイルを流入させるチェックボール型のバイパス弁０９が設けられている。

さらに、前記メインオイルギャラリー０５の第１オイルフィルタ１より下流側に第１分岐通路３が分岐されている。この第１分岐通路３は、下流側が制御機構であるパイロット弁５０を介して前記オイルポンプ１０の後述する第１制御油室３０に第１給排通路６ａを介して連通していると共に、途中には第２分岐通路４が分岐されている。この第２分岐通路４は、下流側が切換機構である電磁切換弁４０が設けられている。この該電磁切換弁４０は、中間通路６０を介して前記パイロット弁５０が接続され、この前記パイロット弁５０が前記オイルポンプ１０の後述する第２制御油室３１に第２給排通路６ｂを介して連通するようになっている。

前記電磁切換弁４０は、図外のコントロールユニットによってオン(通電)−オフ(非通電)制御され、前記第２分岐通路４と給排通路６０を連通させるか、該給排通路６０とドレン通路５を連通させるようになっている。具体的な構成などは後述する。

また、前記第１分岐通路１のメインオイルギャラリー０５との分岐部付近には、第２オイルフィルタ２が設けられている。この第２オイルフィルタ２は、図５に示すように、メインオイルギャラリー０５と大径な第１分岐通路３の分岐箇所に圧入固定されたほぼ円筒状の本体２ａと、該本体２ａの一端部に結合された有底円筒状の金属製メッシュ部２ｂとから構成され、オイル内に混入したコンタミが特に前記電磁切換弁４０へ流入するのを防止するものである。

これら第１、第２オイルフィルタ１，２は、それぞれ例えば濾紙や金属製のメッシュ部が用いられ、濾紙やメッシュ部に目詰まりなどが発生した場合は交換可能なカートリッジ式か濾紙の交換が可能になっている。また、前記第２オイルフィルタ２のメッシュ部２ｂの網目は、第１オイルフィルタ１のメッシュ部の網目の径よりも大きくなっている。

前記オイルポンプ１０は、内燃機関のシリンダブロック３５の前端部等に設けられ、図２〜図４に示すように、一端側が開口するように形成されて内部に円柱状の空間からなるポンプ収容室１３を有する断面コ字形状のポンプボディ１１及び該ポンプボディ１１の一端開口を閉塞するカバー部材１２からなるハウジングと、該ハウジングに回転自在に支持され、ポンプ収容室１３のほぼ中心部を貫通して機関のクランク軸によって回転駆動される駆動軸１４と、ポンプ収容室１３内に回転自在に収容されて中心部が駆動軸１４に結合されたロータ１５及び該ロータ１５の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット１５ａ内にそれぞれ出没自在に収容されたベーン１６からなるポンプ構成体と、該ポンプ構成体の外周側にロータ１５の回転中心に対して偏心可能に配置され、ロータ１５及び隣接するベーン１６，１６と共に複数の作動油室であるポンプ室２０を画成するカムリング１７と、ポンプボディ１１内に収容され、ロータ１５の回転中心に対するカムリング１７の偏心量が増大する方向へ該カムリング１７を常時付勢する付勢部材（制御ばね）であるスプリング１８と、ロータ１５の内周側の両側部に摺動自在に配置された当該ロータ１５よりも小径な一対のリング部材１９，１９と、を備えている。

前記ポンプボディ１１は、アルミ合金材によって一体に形成されていて、図３及び図４にも示すように、ポンプ収容室１３の底面１３ａ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１１ａが貫通形成されている。また、ポンプボディ１１の内側面となるポンプ収容室１３の内周壁の所定位置には、図４に示すように、カムリング１７を揺動自在に支持するピボットピン２４が挿入固定される支持孔１１ｂが切欠形成されている。なお、前記軸受孔１１ａの内周面には、オイルを保持して前記駆動軸１４の潤滑に供される保持溝１１ｅが形成されている。

さらに、ポンプ収容室１３の内周壁には、軸受孔１１ａの中心と支持孔１１ｂの中心とを結ぶ直線（以下「カムリング基準線」という。）Ｍを挟んで両側に、カムリング１７の外周部に配設されるシール部材３０，３０がそれぞれ摺接する第１、第２シール摺接面１１ｃ，１１ｄが形成されている。これら各シール摺接面１１ｃ，１１ｄは、図４に示すように、支持孔１１ｂの中心からそれぞれ所定の半径Ｒ１，Ｒ２により構成される円弧面状になっていると共に、カムリング１７の偏心揺動範囲において前記各シール部材３０，３０が常時摺接可能な周方向長さに設定されている。これによって、カムリング１７が偏心揺動する際に、前記各シール摺接面１１ｃ，１１ｄに沿って摺動案内されることとなって、当該カムリング１７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、前記ポンプ収容室１３の底面１３ａには、図２及び図４に示すように、軸受孔１１ａの外周域に、前記ポンプ構成体のポンプ作用に伴ってポンプ室２０の内部容積が増大する領域（吸入領域）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２１が、前記ポンプ構成体のポンプ作用に伴ってポンプ室２０の内部容積が減少する領域（吐出領域）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２２が、それぞれ軸受孔１１ａ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２１は、当該吸入ポート２１のほぼ中央位置から後述するスプリング収容室２８側に延設された吸入孔２１ａがポンプボディ１１の底壁を貫通して外部へと開口形成されている。これにより、機関のオイルパン０１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って発生する負圧に基づき吸入孔２１ａ及び吸入ポート２１を介して前記吸入領域の各ポンプ室２０に吸入されるようになっている。

なお、前記吸入孔２１ａは、ポンプ吸入側におけるカムリング１７の外周域に臨むように構成されており、該カムリング１７のポンプ吸入側の外周域に吸入圧を導くようになっている。これによって、前記吸入領域の各ポンプ室２０に隣接するポンプ吸入側におけるカムリング１７の外周域が吸入圧又は大気圧の低圧部となることから、吸入領域の各ポンプ室２０からポンプ吸入側におけるカムリング１７の外周域への潤滑油のリークを抑制するようになっている。

前記吐出ポート２２は、図４中の上部位置にポンプボディ１１の底壁を貫通して前記吐出通路０４を介して前記メインオイルギャラリー０５に連通する吐出部の一つである吐出孔２２ａが開口形成されている。

かかる構成から、前記ポンプ構成体のポンプ作用により加圧されて前記吐出領域の各ポンプ室２０から吐出されたオイルが、吐出ポート２２及び吐出孔２２ａを介してメインオイルギャラリー０５に供給されて機関内の各摺動部及びバルブタイミング制御装置などに供給されるようになっている。

前記カバー部材１２は、図３に示すように、ほぼ板状を呈し、外側部におけるポンプボディ１１の軸受孔１１ａに対応する位置が円筒状に形成されると共に、この円筒部の内周面に駆動軸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。このカバー部材１２は、複数のボルト２６によりポンプボディ１１の開口端面に取り付けられている。

なお、カバー部材１２の内側面はほぼ平坦状となっているが、ポンプボディ１１の底面と同様に吸入、吐出ポート２１，２２を形成することも可能である。

前記駆動軸１４は、クランク軸から伝達された回転力によってロータ１５を図２中の時計方向へ回転するように構成されている。

前記ロータ１５は、図２に示すように、内部中心側から径方向外側へ放射状に形成された前記７つのスリット１５ａが切欠形成されていると共に、該各スリット１５ａの内側基端部には、前記吐出ポート２２に吐出された吐出油を導入する断面ほぼ円形状の背圧室１５ｂがそれぞれ形成されている。これにより、前記各ベーン１６がロータ１５の回転に伴うリング部材１９、１９の遠心力と背圧室１５ｂの油圧とによって外方へ押し出されるようになっている。

前記各ベーン１６は、各先端面がそれぞれカムリング１７の内周面に摺接すると共に、各基端部の内端面が各リング部材１９，１９の外周面にそれぞれ摺接するようになっている。これによって、機関回転数が低く、前記遠心力や背圧室１５ｂの油圧が小さいときでも、ロータ１５の外周面と、隣接するベーン１６，１６の各内側面と、カムリング１７の内周面と、側壁であるポンプボディ１１のポンプ収容室１３の底面１３ａ及びカバー部材１２の内側面とによって、前記各ポンプ室２０を液密的に画成している。

前記カムリング１７は、いわゆる焼結金属によって円環状に一体形成され、外周部の所定位置に、前記ピボットピン２４に嵌合して偏心揺動支点を構成するほぼ円弧凹状のピボット部１７ａが軸方向に沿って突設されていると共に、該ピボット部１７ａに対しカムリング１７の中心を挟んで反対側の位置に、前記スプリング１８と連係するアーム部１７ｂが軸方向に沿って突設されている。

ここで、前記ポンプボディ１１内には、前記支持孔１１ｂと反対側の位置に形成された連通部２７を介してポンプ収容室１３と連通するようにスプリング収容室２８が設けられており、このスプリング収容室２８内に前記スプリング１８が収容されている。

このスプリング１８は、前記連通部２７を通じてスプリング収容室２８内まで延出する前記アーム部１７ｂの先端部の下面とスプリング収容室２８の底面との間に、所定のセット荷重Ｗをもって弾性保持されている。前記アーム部１７ｂの先端部の下面には、スプリング１８の内周側に係合するほぼ円弧状に形成された支持突起１７ｃが突設されており、該支持突起１７ｃによってスプリング１８の一端が支持されている。

したがって、前記スプリング１８は、前記ばね荷重Ｗに基づく弾性力をもって、前記アーム部１７ｂを介してカムリング１７を、その偏心量が増大する方向（図２中の時計方向）へ常時付勢するようになっている。これにより、図２に示すカムリング１７の非作動状態において、当該カムリング１７は、前記スプリング１８のばね力によってアーム部１７ｂの上面がスプリング収容室２８の上壁下面に形成されたストッパ面２８ａに押し付けられた状態となり、ロータ１５の回転中心に対するその偏心量が最大となる位置に保持されている。

そして、このように、ピボット部１７ａと反対側にアーム部１７ｂを延設して、該アーム部１７ｂの先端部をスプリング１８によって付勢することによって、カムリング１７に対し最大限のトルクを発生させることができるため、スプリング１８の小型化が図れ、この結果、ポンプ自体の小型化に供される。

また、前記カムリング１７の外周部には、前記第１、第２シール摺接面１１ｃ，１１ｄと対向するように形成された第１、第２シール面を有する横断面ほぼ３角形状の一対の第１、第２シール構成部１７ｄ，１７ｅがそれぞれ突設されていると共に、該各シール構成部１７ｄ，１７ｅのシール面に、横断面ほぼ矩形状の第１、第２シール保持溝が軸方向に沿って切欠形成され、該各シール保持溝にカムリング１７の偏心揺動時に各シール摺接面１１ｃ，１１ｄに摺接する前記一対のシール部材３０，３０がそれぞれ収容保持されている。

ここで、前記第１、第２シール面は、それぞれ前記ピボット部１７ａの中心からこれに対応する前記各シール摺接面１１ｃ，１１ｄを構成する半径Ｒ１，Ｒ２よりも僅かに小さい所定の半径によって構成されており、該各シール面と前記各シール摺接面１１ｃ，１１ｄとの間には、それぞれ微小なクリアランスＣが形成されるようになっている。

前記各シール部材３０，３０は、例えば低摩擦特性を有するフッ素系樹脂材によりカムリング１７の軸方向に沿って直線状に細長く形成され、前記各シール保持溝の底部に配設されたゴム製の弾性部材の弾性力により各シール摺接面１１ｃ，１１ｄに押し付けられるようになっている。これにより、後述する各制御油室３１，３２の良好な液密性が常時確保されるようになっている。

そして、前記ポンプ吐出側となるピボット部１７ａ側におけるカムリング１７の外周域には、図２に示すように、カムリング１７の外周面とポンプボディ１１の内側面との間に、カムリング１７の外周面とピボット部１７ａ、前記各シール部材３０，３０とポンプボディ１１の内側面をもって、前記ピボット部１７ａを挟んだ両側に、第１制御油室３１及び第２制御油室３２がそれぞれ画成されている。

前記第１制御油室３１には、前記吐出ポート２２に吐出されたポンプ吐出圧が前記メインオイルギャラリー０５と第１分岐通路３から前記パイロット弁５０、及びポンプボディ１１の側部に形成された第１連通孔２５ａを介して適宜供給されるようになっており、この第１制御油室３１に面するカムリング１７の外周面によって構成された第１受圧面３３が、前記スプリング１８の付勢力に抗して前記メインオイルギャラリー０５からの油圧を受けて、図７及び図９に示すように、カムリング１７の偏心量を減少させる方向（図２中の反時計方向）へ揺動力（移動力）を付与するようになっている。

すなわち、この第１制御油室３１は、前記第１受圧面３３を介してカムリング１７の中心がロータ１５の回転中心と同心に近づく方向、つまり偏心量が減少する方向へカムリング１７を常時付勢することによって、このカムリング１７の同心方向の移動量制御に供されている。

一方、前記第２制御油室３２には、同じくポンプボディ１１の側部に第１連通孔２５ａと平行に貫通形成された第２連通孔２５ｂを介して連通した前記第２分岐通路４の吐出圧が前記パイロット弁５０を介して電磁切換弁４０のオン、オフ作動により適宜導入されるようになっている。

また、この第２制御油室３２に面するカムリング１７の外周面には第２受圧面３４が形成され、この第２受圧面３４に吐出圧を作用させることによって、スプリング１８の付勢力をアシストする方向に作用する力となり、これにより、カムリング１７に対しその偏心量を増大させる方向（図２中の時計方向）へ揺動力を付与するようになっている。

ここで、図２に示すように、前記第２受圧面３４の受圧面積は、前記第１受圧面３３の受圧面積よりも小さく設定されており、第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力とスプリング１８の付勢力とによるカムリング１７の偏心方向の付勢力と、第１制御油室３１による付勢力が所定の力関係をもってバランスするように構成され、第２制御油室３２内の油圧が、前述のように、スプリング１８の付勢力をアシストするようになっている。すなわち、前記第２制御油室３２は、前記電磁切換弁４０とパイロット弁５０を介して必要に応じて供給された吐出圧を第２受圧面３４に作用させてスプリング１８の付勢力を適宜アシストすることによって、カムリング１７が偏心する方向への移動量を制御するようになっている。

また、前記電磁切換弁４０は、内燃機関を制御するコントロールユニットからの励磁電流に基づき機関の運転状態に応じて作動するようになっており、この電磁切換弁４０を介して前記第２分岐通路４と第２連通孔２５ｂとが適宜連通、あるいは連通が遮断されるようになっている。

前記電磁切換弁４０は、図２及び図５に示すように、３方向切換弁であって、機関のシリンダブロック３５の側壁内に形成されたバルブ収容孔３５ａに圧入固定され、内部軸方向に作動孔４１ａが形成されたバルブボディ４１と、前記作動孔４１ａの先端部に圧入され、中央に第２分岐通路４の下流側と連通したソレノイド開口ポート４２ａが形成されたバルブシート４２と、該バルブシート４２の内側に離着座自在に設けられて、前記ソレノイド開口ポート４２ａを開閉する金属製のボール弁４３と、バルブボディ４１の一端側に設けられたソレノイドユニット４４と、から主として構成されている。

前記バルブボディ４１は、周壁の上端部側に前記第２分岐通路４にソレノイド開口ポート４２ａを介して連通する連通ポート４５が径方向から貫通形成されていると共に、周壁の下端部側には、前記作動孔４１ａと連通するドレンポート４６が径方向から貫通形成されている。

前記ソレノイドユニット４４は、ケーシングの内部に図外の電磁コイルや固定鉄心や可動鉄心等が収容配置され、該可動鉄心の先端部に前記作動孔４１ａ内に所定隙間をもって摺動して先端が前記ボール弁４３を押圧するか、あるいは押圧を解除するプッシュロッド４７が設けられている。

前記プッシュロッド４７の外周面と前記作動孔４１ａの内周面との間には、前記連通ポート４５とドレンポート４６を適宜連通する筒状の通路４８が形成されている。

前記電磁コイルには、機関のコントロールユニットからオン−オフ的に電流が通電あるいは通電が遮断されるようになっている。

つまり、前記電磁コイルにコントロールユニットからオフ信号(非通電)が出力されると、前記可動鉄心が図外のリターンスプリングのばね力によって後退移動してプッシュロッド４７によってボール弁４３の押圧を解除して前記ソレノイド開口ポート４２ａを開成する。これによって、図８，図９に示すように、第２分岐通路４からの吐出圧によってボール弁４３が後退移動して第２分岐通路４と給排通路６を連通させて第２制御油室３２に油圧を供給すると同時に、前記筒状通路４８の一端を閉塞して該筒状通路４８とドレンポート４６との連通を遮断するようになっている。

一方、前記電磁コイルへコントロールユニットからオン信号（通電）が出力されると、可動鉄心がリターンスプリングのばね力に抗して進出移動して前記プッシュロッド４７により前記ボール弁４３を押圧する。これによって、図２、図７に示すように、ボール弁４３がソレノイド開口ポート４２ａを閉止すると共に、連通ポート４５と筒状通路４８を連通させる。これによって、第２制御油室３２内の油圧が、パイロット弁５０と中間通路６０から前記連通ポート４５，筒状通路４８及びドレンポート４６を通ってオイルパン０１に排出されるようになっている。

前記コントロールユニットは、機関の油温や水温、機関回転数や負荷等から現在の機関運転状態を検出して、特に機関回転数が所定以下では前記電磁切換弁４０の電磁コイルへオフ信号（非通電）を出力し、所定より高い場合はオン信号（通電）を出力するようになっている。

但し、機関回転数が所定以下でも、機関が高負荷域の場合などには、電磁コイルへオフ信号が出力されて、第２制御油室３２に油圧が供給されるようになっている。

したがって、前記オイルポンプ１０は、基本的に、メインオイルギャラリー０５から油圧が供給される第１制御油室３１の内圧と、スプリング１８のばね付勢力によってカムリング１７の偏心量を制御し、ポンプ駆動時における前記ポンプ室２０の内部容積の変化量を制御することによって、オイルポンプ１０の吐出圧特性を低圧制御する状態と、前記電磁切換弁４０により第２制御油室３２の内圧を加えてカムリング１７の偏心量を制御し、オイルポンプ１０の吐出圧特性を高圧制御する状態の２種類の吐出圧特性を得るようになっている。

また、前記パイロット弁５０を設けることによって、前記オイルポンプ１０の前記低圧制御と高圧制御の安定化を図ることができるようになっている。

すなわち、前記パイロット弁５０は、図２に示すように、円筒状のバルブボディ５１の内部に形成された摺動用孔５２内にスプール弁５３が摺動自在に設けられていると共に、該スプール弁５３を図中上方へ付勢するバルブスプリング５４のばね荷重が与えられた状態でプラグ４９がバルブボディ５１の下部開口端を封止している。

前記バルブボディ５１は、前記摺動用孔５２の上方に位置する上端開口に、前記摺動用孔５２より小径なパイロット圧導入ポート５５が形成されており、このパイロット圧導入ポート５５と摺動用孔５２の間の段差テーパ面５１ａが、前記スプール弁５３に対して前記パイロット圧導入ポート５５からの油圧が作用しないときに、該スプール弁５３が前記バルブスプリング５４のばね力によって上方へ付勢されて着座する着座面となっている。

前記バルブボディ５１のパイロット圧導入孔５５には、前記メインオイルギャラリー０５から分岐した第１分岐通路３が第２オイルフィルタ２を介して連通している。

前記バルブボディ５１の前記摺動用孔５２が臨む周壁には、前記第１給排通路６ａを介して第１制御油室３１に連通する第１制御ポートである第１給排ポート５７ａと、前記第２給排通路６ｂを介して第２制御油室３２に連通する第２制御ポートである第２給排ポート５７ｂが径方向に沿って貫通形成されていると共に、該第２給排ポート５７ｂよりも下側の反対位置には、前記中間通路６０の一端に接続された接続ポート５６が径方向に沿って貫通形成されている。さらに、該接続ポート５６よりも下側には背圧逃がしポートを兼ねたドレンポート５８が径方向に沿って貫通形成されている。

前記スプール弁５３は、上端が閉止されたほぼ円筒状に形成され、前記第１分岐通路３の内部にバルブスプリング５４の一部が収容される通路孔５３ｉが形成されており、パイロット圧導入ポート５５側である図中最上端側の第１ランド部５３ａと、該第１ランド部５３ａの下側に形成された第１小径軸部５３ｂと、該第１小径軸部５３ｂの下側に形成された第２ランド部５３ｃと、該第２ランド部５３ｃの下側に形成された軸方向に長い第２小径軸部５３ｅと、該第２小径軸部５３ｅの下側に形成された第３ランド部５３ｆとを有している。

前記第１ランド部５３ａと第２ランド部５３ｃ及び第３ランド部５３ｆは同径に設定されて、各外周面が前記摺動用孔５２の内周面と微小隙間をもって摺動するようになっている。

前記第１ランド部５３ａは、有蓋筒状に形成されて、上面が前記パイロット圧導入ポート５５に導入された吐出圧を受ける受圧面として構成されていると共に、スプール弁５３の上下移動に伴って前記第１給排ポート５７ａを開閉するようになっている。

前記第２ランド部５３ｃは、スプール弁５３の上下移動に伴って、前記第２給排ポート５７ｂを開閉するようになっている。

前記第１小径軸部５３ｂの外周には、テーパ円環状に形成された第１環状溝５３ｇが形成されている一方、第２小径軸部５３ｅの外周にはほぼ円筒状の第２環状溝５３ｈがそれぞれ形成されている。

前記第１環状溝５３ｇは、第１小径軸部５３ｂを径方向に貫通した貫通孔５３ｊを介して通路孔５３ｉから摺動用孔５２及び前記ドレンポート５８に連通している。一方、前記第２環状溝５３ｈは、スプール弁５３の摺動位置に応じて前記第２給排ポート５７ｂと接続ポート５６を適宜連通するようになっている。

なお、前記バルブスプリング５４は、前記オイルポンプ１０のスプリング１８のばね力よりも小さく設定されている。

前記中間通路６０は、電磁切換弁４０の前記連通ポート４５とパイロット弁５０の前記接続ポート５６を接続している。

前記第１給排通路６ａは、パイロット弁５０の第１給排ポート５７ａとオイルポンプ１０の第１連通孔２５ａを接続している。第２給排通路６ｂは、パイロット弁５０の第２給排ポート５７ｂとオイルポンプ１０の第２連通孔２５ｂを接続している。

なお、前記第１分岐通路３と前記パイロット圧導入ポート５５、第１給排ポート５７ａ及び第１給排通路６ａによって導入通路が構成されている。

また、前記中間通路６０と接続ポート５６、第２給排通路６ｂ及び第２給排ポート５７ｂなどによって連通路が構成されている。
〔本実施形態の作用〕
以下、本実施形態の前記電磁切換弁４０とパイロット弁５０の作用を、図１０の油圧特性と合わせて説明する。

図２は図１０に示す機関の始動から低回転ａの領域状態である。この状態では電磁切換弁４０はコントロールユニットからのオン信号が出力されて通電状態になっているから、連通ポート４５とドレンポート４６が連通している。

前記パイロット弁５０は、機関低回転数で低油圧であることからスプール弁５３の第１ランド部５３ａが前記着座面５１ａに着座した状態になっている。このとき、第１制御油室３１は、第１給排通路６ａと第１給排ポート５７ａ、第１環状溝５３ｇ、貫通孔５３ｊ及び通路孔５３ｉによってドレンポート５８と連通している。一方、第２制御油室３２は、第２給排通路６ｂと第２給排ポート５７ｂ、第２環状溝５３ｈによって、接続ポート５６と電磁切換弁４０の連通ポート４５が連通し、さらにドレンポート４６を介してドレン通路５に連通している。

したがって、第１制御油室３１と第２制御油室３２は、ともにドレンポート５８、４６と連通するため油圧が導入されず、カムリング１７は、スプリング１８のばね力によって図中反時計方向、つまり、アーム部１７ｂがストッパ面２８ａに当接した最大偏心量を維持し、ポンプ回転数が上昇すると油圧もほぼ比例して上昇する。

その後、オイルポンプ１０によってメインオイルギャラリー０５の吐出圧が図１０に示すＰ１に達すると、パイロット弁５０のパイロット圧導入ポート５５から油圧がスプール弁５３の第１ランド部５３ａ上面に作用し、該スプール弁５３がバルブスプリング５４のばね力に抗して図７に示す位置まで後退移動する。

このように、前記スプール弁５３が下降移動すると、パイロット圧導入ポート５５と第１給排ポート５７ａの互いの開口面積が絞られた状態で連通し、該第１給排ポート５７ａとドレンポート５８との連通が遮断されることから、第１制御油室３１に吐出圧が導入される。このため、カムリング１７は、スプリング１８のばね力に抗して図示のように、反時計方向へ回転移動を開始して図１０の機関回転数ｂに示す低圧制御の状態となる。

そして、本実施形態のようなパイロット弁５０を有さない従来の可変容量形オイルポンプでは、前記低圧制御の状態でも、油圧特性が図６の実線で示すように、油圧制御時に機関回転数の上昇と共にポンプ吐出圧が上昇してしまい、特に、ｃに示すほぼ垂直に立ち上がった状態からさらに右肩上がりで上昇してしまう。なお、図６中、ａは機関始動時から低回転域、ｂは低、中回転域、ｃは高回転域を示していると共に、ＶＴＣは吸気弁や排気弁のバルブタイミング制御装置、ＯＪはピストンに冷却オイルを噴射するオイルジェット、ＣＭはクランクシャフトの軸受を示し、機関回転数に対応したこれらの要求吐出圧特性を明示している。

これに対して、本実施形態のように、パイロット弁５０が設けられている場合は、このパイロット弁５０によって第１制御油室３１の油圧を制御することにより過度に油圧が上昇することを抑制することができる。

前記パイロット弁５０は、吐出圧が下がり過ぎるとスプール弁５３がバルブスプリング５４のばね力で着座方向に移動して、前述の場合と同じく、第１ランド部５３ａによりパイロット圧導入ポート５５と第１給排ポート５７ａを遮断すると共に、第１給排ポート５７ａがドレンポート５８と連通して、第１制御油室３１を減圧してカムリング１７の偏心量を大きくして油圧を上げる。

この状態で吐出圧が上がり過ぎると、前記スプール弁５３がバルブスプリング５４のばね力に抗してプラグ４９方向へ下降移動して、パイロット圧導入ポート５５と第１給排ポート５７ａを連通させて第１制御油室３１に油圧を供給して前記カムリング１７の偏心量を小さくして、吐出圧を下降させる。

これらの制御が前記スプール弁５３の微小な移動で制御できるので、バルブスプリング５４のばね定数の影響が小さく、吐出圧をほぼＰ１に制御することが可能となる。

特に、前記パイロット圧導入ポート５５と第１給排ポート５７ａは、互いの開口面積が小さい状態で連通して、前記スプール弁５３の第１ランド部５３ａの上端縁によって絞られた状態で制御されることから、前記吐出圧のほぼＰ１に安定に保持させることができる。

次に、機関回転数がさらに上昇すると、前記電磁切換弁４０への通電が遮断されて、図８に示すように、該電磁切換弁４０側では、前記ソレノイド開ロポート４２ａと連通ポート４５が連通され、パイロット弁５０側では、前記スプール弁５３がパイロット圧導入ポート５５と第１給排ポート５７ａを僅かに連通した状態のままでバルブスプリング５４のばね力に抗して下降移動している（絞り状態）一方、前記第２環状溝５３ｅを介して接続ポート５６と第２給排ポート５７ｂの連通が維持されている。

したがって、第１制御油室３１と第２制御油室３２には、ともにメインオイルギャラリー０５の吐出圧が第１分岐通路３と第２分岐通路４から導入されて、前記カムリング１７がスプリング１８のばね力とこれをアシストする第２制御油室３２の油圧によって時計方向へ、つまり偏心量が大きくなる方向へ移動することから、図１０のｃに示す高圧制御の状態に移行する。この図１０のｃに示す機関回転数では、高圧制御に切換っても吐出圧がＰ２に達していないため、カムリング１７の偏心量は再び最大となり、機関回転数の上昇にほぼ比例して吐出圧も上昇する。

その後、機関回転数の上昇により吐出圧がＰ２に達すると、前記パイロット弁５０のスプール弁５３は、図９に示すように、パイロット圧導入ポート５５に作用する油圧によってバルブスプリング５４のばね力に抗してさらに下降移動する。したがって、第２ランド部５３ｃによって接続ポート５６と第２給排ポート５７ｂの連通が遮断されると同時に、第２給排ポート５７ｂと第１環状溝５３ｂ（貫通孔５３ｊ）が互いの開口面積が小さな状態で連通を開始して通路孔５３ｉを介してドレンポート５８と連通するので、第２給排ポート５７ｂとドレンポート５８が連通を開始する。

これよって、第２制御油室３２は、ドレンポート５８と連通するため、第２制御油室３２が低圧になってカムリング１７はスプリング１８のばね力のみの付勢力となる。このため、第１制御油室３１内の吐出圧がスプリング１８のばね力に打ち勝ってカムリング１７は図９に示すように反時計方向へ回転移動し、つまり、偏心量を小さくする方向に移動し、図１０の機関回転数ｄに示す平坦かつ均一な高圧制御の状態となる。

このように、前記パイロット弁５０の作動によって、ポンプ吐出圧の高圧制御時に過度に油圧が上昇するのを抑制することができる。

すなわち、パイロット弁５０を有さない従来の可変容量形オイルポンプの場合は、前述した図６の実線で示すように、油圧制御時に機関の回転数上昇と共に油圧が上昇してしまう。これは、機関回転数が上昇するとカムリング１７の偏心量をさらに小さくする必要が生じるが、スプリング１８のばね定数の分だけ吐出圧が上昇するからである。
これに対し、本実施形態では、前記パイロット弁５０を有することから、ポンプ吐出圧が下がり過ぎると、スプール弁５３が上方（着座方向）に移動して、接続ポート５６と第２給排ポート５７ｂを連通させ、第２制御油室３２に油圧を導入してスプリング１８のばね力をアシストして前記カムリング１７を偏心量が大きくなる方向移動させることから吐出圧が上昇する。

ポンプ吐出圧が上がり過ぎると、スプール弁５３がバルブスプリング５４のばね力に抗して下降移動して、ドレンポート５８と第２給排ポート５７ｂを連通させ、第２制御油室３２を減圧してカムリング１７の偏心量を小さく制御して油圧を下げる。これらの制御がスプール弁５３の微小な移動で制御できるので、バルブスプリング５４のばね定数の影響が小さく、油圧を図１０のｄ領域に示すように、ほぼＰ２の吐出圧に平坦な状態に制御することが可能となる。

しかも、本実施形態では、図１０に示す機関回転数がｂ領域状態とｄ領域状態では、図８及び図９に示すように、前記スプール弁５３の第１ランド部５３ａと第２ランド部５３ｃが第１給排ポート５７ａの開口面積と第２給排ポート５７ｂの開口面積を相対的に逆の大きさに変化させるようになっている。つまり、第１制御油室３１への吐出圧の導入量と、第２制御油室３２から油圧を排出する排出量を相対的に変化させるようになっていることから、前記Ｐ１とＰ２の平坦な吐出圧制御の安定化が図れる。

また、本実施形態では、スプール弁５３の第１ランド部５３ａと第２ランド部５３ｃによって各ポート切換える時期を同時としているが、両方同時に連通していたり、両方同時に遮断している状態があっても良い。

また、スプール弁５３の第１、第２ランド部５３ａ、５３ｃと第１小径軸部５３ｂの境は面取りやＲ形状としても良い。これらは切換え時のスプール弁５３のストロークと開口面積の特性を変更する要素であり、ポンプ容量や切換え圧力によって調整される。

図１１Ａ〜Ｃは前記第１給排通路６ａと連通する第１給排ポート５７ａの一端開口の開口幅Ｗ１と第１ランド部５３ａの幅Ｗ２との種々異なる構成を示し、図１１Ａに示すものは、第１給排ポート５７ａの開口幅Ｗ１と第１ランド部５３ａの幅Ｗ２はほぼ同等に設定されている。図１１Ｂに示すものは、第１ランド部５３ａの幅Ｗ２が第１給排ポート５７ａの開口幅Ｗ１より僅かに大きく形成されている。図１１Ｃに示すものは、第１ランド部５３ａの幅Ｗ２よりも第１給排ポート５７ａの開口幅Ｗ１の方がやや大きく形成されている。

このように、第１給排ポート５７ａの開口幅Ｗ１と第１ランド部５３ａの幅Ｗ２を相対的に変えることによって、前記スプール弁５３のストローク量に応じて前記第１制御油室３１への油圧の供給量を任意に制御することが可能になる。

図１２Ａ〜Ｃは図１１と同じく前記第１給排ポート５７ａの一端開口の開口幅Ｗ１が大小変更されている一方、第１ランド部５３ａの外周面の上下部位に面取り部５３ｋ、５３ｌが形成され、この面取り部５３ｋ、５３ｌとの間の中央部位５３ｍの幅Ｗ１が同一に設定されたものである。

すなわち、図１２Ａに示すものは、第１給排ポート５７ａの一端開口の開口幅Ｗ１が第１ランド部５３ａの中央部位５３ｍの幅Ｗ３とほぼ同一に設定され、図１２Ｂに示すものは、第１給排ポート５７ａの開口幅Ｗ１が第１ランド部５３ａ中央部位５３ｍの幅Ｗ３よりも小さく設定され、さらに図１２Ｃに示すものは、第１給排ポート５７ａの開口幅Ｗ１が第１ランド部５３ａの中央部位５３ｍの幅Ｗ３より大きく設定されている。前記第１ランド部５３ａの中央部位５３ｍの幅Ｗ３の方が開口幅Ｗ１より大きい場合でも、中央部位５３ｍと第１給排ポート５７ａの一端開口とは微小な隙間があり、三方が完全に遮断されることはない。これらはスプール弁５３の変位と連通開口面積変化の関係を変えているものであり、パイロット圧導入ポート５５側の開口面積が変化すると他方のポ第１環状溝５３ｇ側の開口面積が逆に変化するようになっており、ポンプ本体の仕様や作動圧の大きさによって適時選択して使うものである。

第１給排ポート５７ａの孔径と第１ランド部５３ａの幅が同じ場合、あるいは第１ランド部５３ａの幅が広い場合に摺動用孔５２との微小隙間の長さが同様に変化することも同じ意味である。

そして、第２ランド部５３ｃと第２給排ポート５７ｂの関係と変形例も同様である。

また、前記電磁切換弁４０の通電切換えのタイミングは、機関の運転状態に応じて前記コントロールユニットが判断するが、図１０に示す状態に限らず機関回転数ａの状態からｃの状態に移行することも、ｂの状態からｄの状態に移行することも可能である。

通常、オイルジェットの噴射圧やクランク軸受けの要求油圧は高回転時に要求されるため、機関低回転時には電磁切換弁４０に通電して低圧制御として油圧の上昇を防止し消費動力の低減を図ると共に、高回転時には、電磁切換弁４０を非通電として高圧制御に切換えて吐出圧を必要なレベルまで上昇させる図６の実線で示すような特性を得る。

そして、前記電磁切換弁４０の通電を切換える機関回転数は、内燃機関の運転状態によって変更することが可能であって、前記コントロールユニットが、前述したように、機関回転数や負荷、油水温などをパラメータとして判断する。

例えば、高負荷時や高油温時には低回転より高圧制御に切換えてオイルジェットを噴射させてノッキングを防止できるので、点火タイミングを早めて燃費を向上することができる。また、低油温時には低圧制御に維持して消費動力を低減したり、オイルジェットからの噴射を止めて暖機時間を短縮しＨＣ（炭化水素）排出を低減できる。

ところで、機関高回転域で高油圧制御の状態では、メインオイルギャラリー０５の脈圧が大きくなり、第１、第２制御油室３１、３２に脈圧が作用するとカムリング１７が振動してポンプの吐出脈圧が増幅されて騒音や振動が発生して問題となることがある。

前記第１制御油室３１と第２制御油室３２の両方に高油圧が供給されている状態では、脈圧も同様に作用するので、位相が合わさった脈圧によりカムリング１７が振動して安定しないことがある。

しかしながら、本実施形態では、第２オイルフィルタ２をメインオイルギャラリー０５から分岐した第１分岐通路３の下流側で、かつ、第１分岐通路３と第２分岐通路４の分岐前に設けているため、分岐する前の脈動を第２オイルフィルタ２の抵抗によって減衰することができる。

この結果、第１制御油室３１と第２制御油室３２の脈圧を同等に低減できる。このように、両制御油室３１、３２の脈圧を同等に低減できることから、どちらかの制御油室３１、３２の脈圧が大きくなってバランスを崩すようなことも無く、カムリング１７の移動を安定化させることができる。

また、電磁切換弁４０の故障などの異常時においては、機関高回転、高負荷、高油温の状態でポンプ吐出圧は高圧制御とするようにフェールセーフを考える必要がある。すなわち、まず、電磁切換弁４０のコイルやハーネスの断線などの故障時には第２制御油室３２へ油圧が導入されるように、電磁コイルは非通電でソレノイド開ロポート４２ａと連通ポート４５が連通する構成としている。

前記電磁切換弁４０の上流に第２オイルフィルタ２を設けたので、コンタミが詰まって電磁切換弁４０の作動不良を起こすことを防止でき、非通電時に第２制御油室３２がドレン通路５と連通することを防止できる。

オイルポンプ１０とメインオイルギャラリー０３との間に、第１オイルフィルタ１を設けているので、通常はメインオイルギャラリー０５や第１分岐通路３にコンタミが流れてくることはない。

ところが、第１オイルフィルタ１はフィルタ詰まりが起きたときなどに、機関の保護のためにバイパス弁０９が開かれるので、このときに第１分岐通路３側にコンタミが流入する可能性がある。

しかし、設定されている第１オイルフィルタ１の交換期間ではそれほど起きることではないので、第２オイルフィルタ２は第１オイルフィルタ１に比較して小型で無交換のものとすることができる。

また、前述した場合でも、第２オイルフィルタ２は、電磁切換弁４０内でボール弁４３に引っ掛かってロックさせる大きさのコンタミを捕集すればよいので、第１オイルフィルタ１より大きなメッシュサイズとすることが可能である。

仮に、第１オイルフィルタ１がバイパスされた状態で長時間運転され、第２オイルフィルタ２も詰った場合には、第１分岐通路３と第２分岐通路４の分岐前で通路が遮断されることとなるので、第１制御油室３１、第２制御油室３２には共に油圧が導入されなくなる。

この場合には、スプリング１８のばね荷重によってカムリング１７は最大偏心量となり、最大容量のままとなるので高油圧を維持することができる。

前記電磁切換弁４０の通電、非通電に関わらず高油圧を維持するので、電磁切換弁４０の故障が重なっても高油圧を維持できる。

そして、過大な油圧に対しては、バイパス弁０９のチェックバルブが作動してオイルポンプ１０や油圧回路中の各部品の破損を抑制することができる。

さらに高油圧状態が続いた場合には、第１制御油室３１と第２制御油室３２が共に各リング部材１９、１９とポンプボディ１、カバー部材１２の間の側面隙間を挟んで吐出ポート３４と隣接しているので、第１制御油室３１と第２制御油室３２ヘオイルが洩れて流入するおそれがある。

第２オイルフィルタ２が詰っているため、オイルは前記シール部材３０、３０から低圧部である吸入側へ流出するが、流入量のほうが多くなるので、第１制御油室３１と第２制御油室３２の油圧が上昇する。

前記電磁切換弁４０が非通電状態では、第１制御油室３１と第２制御油室３２が、電磁切換弁４０及びパイロット弁５０を介して第１、２分岐通路３、４と連通しているので同油圧となる。同油圧状態で前述のような所定油圧まで上昇すると、カムリング１７が時計方向へ動き始めて高圧側で吐出圧を制御することができる。

また、第１オイルフィルタ１が詰っているときは、メインオイルギャラリー０５の油圧が低下しているので、第１、第２制御油室３１、３２油圧の方がメインオイルギャラリー０５油圧より高くなり、第１、第２制御油室３１、３２からメインオイルギャラリー０５ヘオイルが流れて、第２オイルフィルタ２に詰ったコンタミを１度取り除くことができる。
〔故障診断〕
前記実施形態では、メインオイルギャラリー０５に設けた油圧センサまたは油圧スイッチにより故障診断ができるようになっている。電磁切換弁４０の通電時には、所定の機関回転数と油温では所定の油圧以下となるように予め設定されている。また、電磁切換弁４０非通電時には、所定の機関回転数と油温では所定の油圧以上となるように予め設定されている。

前記電磁切換弁４０への指令に対してあらかじめ設定された油圧と異なる場合には何らかの故障と判断し、警告等を点灯するとともに電磁切換弁４０を非通電状態として、高圧制御状態とするようになっている。

前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。
〔請求項ａ〕
回転駆動されるロータと、
該ロータの外周に出没自在に設けられた複数のベーンと、
内周側に前記ロータとベーンを収容しつつ複数のポンプ室を形成すると共に、移動することによって前記ロータの回転中心に対する内周面の中心の偏心量が変化するカムリングと、
前記ロータの回転中心に対して前記カムリングが一方向へ偏心移動した際に容積が増大する前記ポンプ室に開口する吸入部と、
前記カムリングが他方向へ偏心移動した際に容積が減少する前記ポンプ室に開口する吐出部と、
前記ロータの回転中心に対して前記カムリングの偏心量が大きくなる一方向へ前記カムリングを付勢する付勢部材と、
前記吐出部から導入通路を介して吐出圧が導入されることによって前記付勢部材の付勢力に抗して前記カムリングを偏心量が小さくなる他方向へ偏心移動させる力を前記カムリングに付与する第１制御油室と、
作動油が導かれることによって前記付勢部材の付勢力と協働して前記カムリングを一方向へ移動させる力を付与する第２制御油室と、
前記吐出部と第２制御油室とを連通する連通路を介して前記第２制御油室に作動油を導く状態と、前記連通路を介して第２制御油室から作動油を排出する状態に切り換える切換機構と、
前記吐出部の吐出圧に応じて第１制御油室に吐出圧を供給あるいは供給を遮断すると共に、前記連通路を介して前記第２制御油室に油圧を供給するか排出する制御機構とを備え、
前記制御機構は、前記吐出部の吐出圧が要求吐出圧よりも高い場合に、吐出圧を第１制御油室に供給すると共に、第２制御油室内の作動油を排出するように構成したことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｂ〕請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記切換機構は、電気的に切換制御される電磁制御弁であることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｃ〕請求項２に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第２の状態で、前記スプール弁が前記制御ばねのばね力に抗して他方向へ移動すると、前記第１給排ポートの開口面積が小さくなりように変化する一方、前記第２制御ポートからドレンポートまでの流通路の開口面積が大きく変化することを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｄ〕請求項ｃに記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第２の状態で、前記スプール弁が前記制御ばねのばね力に抗して他方向へ移動すると、前記第１給排ポートの開口面積が小さくなりように変化する一方、前記第２制御ポートからドレンポートまでの流通路が開口した後にこの開口面積が大きく変化することを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｅ〕請求項ｄに記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第２の状態でスプール弁が制御ばねのばね力に抗して他方向へ移動すると、前記第１給排ポートの開口面積が小さくなって閉じ、その後、前記第２制御ポートからドレンポートまでの流通路が開口すると共に、その開口面積が大きくなるように変化することを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｆ〕請求項２に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記スプール弁は、軸方向の一端側が開放された中空状の通路孔が形成され、該通路孔の開放した一端側に前記制御ばねが配置されると共に、他端側に径方向から貫通形成された貫通孔が前記通路孔と連通しており、該貫通孔と通路孔によって前記第２制御ポートからドレンポートとの間の流通路が形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。
〔請求項ｇ〕請求項１〜ｆのいずれか一項に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記吐出部から吐出されるオイルは、内燃機関の潤滑用オイルであることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｈ〕請求項１〜ｇのいずれか一項に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記吐出部から吐出されるオイルは、内燃機関の可変動弁装置弁の駆動オイルやオイルジェットによって噴射されてピストンの冷却用に供されるオイルであることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

０４…吐出通路
０５…メインオイルギャラリー
１…第１オイルフィルタ
２…第２オイルフィルタ
３…第１分岐通路
４…第２分岐通路
５…ドレン通路
６…給排通路
１０…オイルポンプ
１１…ポンプボディ（ハウジング）
１２…カバー部材（ハウジング）
１３…ポンプ収容部
１４…駆動軸
１５…ロータ
１６…ベーン
１７…カムリング
１８…スプリング（付勢機構）
２０…ポンプ室（作動油室）
２１…吸入ポート（吸入部）
２２…吐出ポート（吐出部）
２５ａ…第１連通孔
２５ｂ…第２連通孔
３１…第１制御油室
３２…第２制御油室
３３…第１受圧面
３４…第２受圧面
４０…電磁切換弁（切換機構）
５０…パイロット弁（制御機構）
５１…バルブボディ
５２…摺動用孔
５３…スプール弁
５３ａ…第１ランド部
５３ｂ…第１小径軸部
５３ｃ…第２ランド部
５３ｅ…第２小径軸部
５３ｆ…第３ランド部
５３ｇ…第１環状溝
５３ｈ…第２環状溝
５３ｊ…貫通孔
５５…パイロット圧導入ポート
５６…接続ポート
５７ａ…第１給排ポート（第１制御ポート）
５７ｂ…第２給排ポート（第２制御ポート）
５８…ドレンポート
６０…中間通路

Claims (3)

1. 回転駆動されるロータと、
   該ロータの外周に出没自在に設けられた複数のベーンと、
   内周側に前記ロータとベーンを収容して複数のポンプ室を形成すると共に、移動することによって前記ロータの回転中心に対する内周面の中心の偏心量が変化するカムリングと、
   前記複数のポンプ室のうち、前記ロータの回転に伴い容積が増大するポンプ室に開口する吸入部と、
   前記複数のポンプ室のうち、前記ロータの回転に伴い容積が減少するポンプ室に開口する吐出部と、
   前記ロータの回転中心に対して前記カムリングの偏心量が大きくなる方向へ前記カムリングを付勢する付勢部材と、
   前記吐出部から吐出された作動油が導入されることによって前記付勢部材の付勢力に抗して前記カムリングを偏心量が小さくなる方向へ偏心移動させる力を前記カムリングに付与する第１制御油室と、
   作動油が導かれることによって前記付勢部材の付勢力と協働して前記カムリングを偏心量が大きくなる方向へ偏心移動させる力を付与する第２制御油室と、
   前記吐出部から吐出された作動油が導入され、該導入された作動油を前記第２制御油室に連通する連通路に導く状態と、前記連通路を介して第２制御油室から作動油を排出する状態に切り換える切換機構と、
   前記吐出部から吐出された作動油を導入し、前記カムリングの偏心量が最小となる前に作動し、前記吐出部から吐出された作動油の吐出圧が第１の所定圧より小さいとき、前記吐出部と前記第１制御油室との連通を遮断し、
   前記吐出圧が第１の所定圧より大きいとき、前記導入された作動油を前記第１制御室に連通する導入通路に導き、
   前記吐出圧が前記第１の所定圧よりも大きな第２の所定圧よりも小さいときは、前記連通路を介して前記切換機構と前記第２制御油室との間を連通させ、
   前記吐出圧が前記第２の所定圧より大きいときは、前記連通路を前記第２制御油室内の作動油を排出する排出通路に連通させる制御機構と、
   を備えたことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
2. 回転駆動されるロータと、
   該ロータの外周に出没自在に設けられた複数のベーンと、
   内周側に前記ロータとベーンを収容して複数のポンプ室を形成すると共に、移動することによって前記ロータの回転中心に対する内周面の中心の偏心量が変化するカムリングと、
   前記複数のポンプ室のうち、前記ロータの回転に伴い容積が増大するポンプ室に開口する吸入部と、
   前記複数のポンプ室のうち、前記ロータの回転に伴い容積が減少するポンプ室に開口する吐出部と、
   前記ロータの回転中心に対して前記カムリングの偏心量が大きくなる方向へ前記カムリングを付勢する付勢部材と、
   前記吐出部から吐出された作動油が導入されることによって前記付勢部材の付勢力に抗して前記カムリングを偏心量が小さくなる方向へ偏心移動させる力を前記カムリングに付与する第１制御油室と、
   作動油が導かれることによって前記付勢部材の付勢力と協働して前記カムリングを偏心量が大きくなる方向へ偏心移動させる力を付与する第２制御油室と、
   前記吐出部から吐出された作動油が導入される開口ポート、作動油を排出するための排出ポート、及び前記開口ポートと排出ポートに選択的に連通される連通ポートを備え、前記開口ポートから導入される作動油を前記連通ポートへ導く状態と、前記連通ポートと前記排出ポートとが連通した状態に切り換える切換機構と、
   前記吐出部から吐出された作動油が導入される導入ポート、前記第１制御油室と連通する第１制御ポート、連通路を介して前記第２制御油室に連通する第２制御ポート、前記連通ポートに連通する接続ポート、及びドレンポートがそれぞれ形成されたバルブボディと、該バルブボディ内に摺動自在に設けられ、前記各ポートの連通状態を制御するスプール弁と、該スプール弁を一方向に付勢する制御ばねと、を有する制御機構と、
   を備え、
   前記制御機構は、
   前記スプール弁が前記制御ばねによって付勢されて一方向へ最大に移動した初期位置では、該スプール弁によって、前記導入ポートが閉止されると共に、前記第１制御ポートとドレンポートが連通され、前記第２制御ポートと前記接続ポートが連通した第１の状態となり、
   吐出圧が増大して前記導入ポート内の油圧が高くなることによって前記スプール弁が前記制御ばねの付勢力に抗して他方向へ移動すると、前記導入ポートと第１制御ポートが連通されると共に、前記第２制御ポートと前記接続ポートが連通された第２の状態となり、
   前記スプール弁が前記制御ばねのばね力に抗してさらに他方向へ移動すると、前記第２制御ポートとドレンポートとが連通された第３の状態となる
   ことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
3. 回転駆動されることによって複数の作動油室の容積を変化させて吸入部から導入さ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によって、前記吐出部に開口する前記作動油室の容積変化量を変更する可変機構と、
   前記吐出部に開口する前記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にばね荷重を与えた状態で付勢する付勢部材と、
   前記吐出部から吐出された作動油が導かれることによって前記付勢部材の付勢力に抗した方向の力を前記可変機構に作用させる第１制御油室と、
   作動油が導かれることによって前記付勢部材の付勢力と同方向の力を前記可変機構に作用させる第２制御油室と、
   前記吐出部から吐出された作動油を前記第２制御油室に導く状態と、前記第２制御油室内の作動油を排出する状態に切り換える切換機構と、
   前記第１制御油室と連通する通路に開口して前記吐出部から吐出される作動油の吐出圧が第１の所定圧より大きくなるにしたがって開口面積が増大する第１絞り部と、前記第２制御油室と前記切換機構とを連通する通路に開口して前記吐出部から吐出される作動油の吐出圧が第１の所定圧より大きくなるにしたがって開口面積が減少し、前記吐出圧が前記第１の所定圧より大きな第２の所定圧より大きいときには閉止する第２絞り部と、
   前記第２制御油室と低圧部とを連通する通路に開口して前記吐出部から吐出される作動油の吐出圧が前記第２の所定圧より大きくなると開口面積が増大する第３絞り部と、を有する制御機構と、
   を備え、
   前記制御機構は、
   前記吐出圧が第１の所定圧となったときに、前記第１絞り部を介して前記第１制御油室に作動油を供給すると共に、前記切換機構の制御状態に応じて前記第２の絞り部を介して前記第２制御油室内の作動油を排出し、または前記切換機構から供給される作動油を前記第２制御油室に導入し、
   前記吐出圧が第２の所定圧となったときに、前記第３絞り部を介して前記第２制御油室から前記低圧部へ作動油を排出するようにしたことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

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