WO2017154438A1 - 可変容量形ポンプ - Google Patents

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WO2017154438A1
WO2017154438A1 PCT/JP2017/004185 JP2017004185W WO2017154438A1 WO 2017154438 A1 WO2017154438 A1 WO 2017154438A1 JP 2017004185 W JP2017004185 W JP 2017004185W WO 2017154438 A1 WO2017154438 A1 WO 2017154438A1
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discharge
oil chamber
variable displacement
pump
displacement pump
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PCT/JP2017/004185
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浩二 佐賀
大西　秀明
渡辺　靖
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日立オートモティブシステムズ株式会社
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    • F04C2270/18—Pressure
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Definitions

  • the present invention relates to a variable displacement pump that is applied to a hydraulic power source that supplies hydraulic oil to each sliding portion of an internal combustion engine for an automobile, for example.
  • a first control oil chamber and a second control oil chamber are separated between an inner peripheral surface of the pump housing and an outer peripheral surface of the cam ring, and a pump discharge pressure is generated in the first control oil chamber.
  • the cam ring is biased in a direction in which the eccentric amount of the cam ring is reduced (hereinafter referred to as a concentric direction).
  • the pump discharge pressure is supplied to the second control oil chamber, the cam ring is biased in a direction in which the eccentric amount increases (hereinafter referred to as an eccentric direction).
  • the spring force of the coil spring urges the cam ring so that the eccentric direction of the cam ring increases in cooperation with the hydraulic oil in the second control oil chamber.
  • the internal pressure of the plurality of pump chambers separated by the plurality of vanes protruding and retracting in the radial direction from the outer peripheral surface of the rotor and the inner peripheral surface of the cam ring also contributes to the eccentric control of the cam ring and the swing control in the concentric direction. It has become.
  • the supply and discharge of the pump discharge pressure to and from the second control oil chamber is controlled by the electromagnetic switching valve and the pilot valve, thereby controlling the eccentric amount of the cam ring according to the engine speed, and the low pressure characteristic and the high pressure characteristic.
  • the plurality of pump chambers and the first and second control oil chambers are arranged in the axial direction of the cam ring that is slidably in contact with the opposed inner surface of the pump housing and both the inner surfaces. It is sealed by a so-called side clearance between both end faces.
  • the second control oil chamber is disposed in the discharge side region, which is the high pressure region of each pump chamber, for example, when the oil viscosity is low, such as at high oil temperature, the sealing action due to the side clearance is not effective.
  • the high-pressure oil in each pump chamber leaks into the second control oil chamber through the side clearance. That is, during low-pressure control or high-pressure control, oil cannot be quickly discharged from the second control oil chamber due to the passage resistance of the electromagnetic switching valve or pilot valve, and leaks that have flowed into the second control oil chamber from the side clearance. The amount of oil will be relatively large.
  • the present invention has been devised in view of the technical problems of the conventional variable displacement pump, and is capable of suppressing an increase in the weight of the entire pump while suppressing an increase against the control pressure of the pump.
  • the purpose is to provide a displacement pump.
  • the present invention relates to a suction portion formed on at least one side of both inner side surfaces of a pump housing, and having an opening formed in a suction side region in which the volume of each hydraulic oil chamber increases when the rotor is rotationally driven, and the pump A discharge portion formed on at least one side of the both inner side surfaces of the housing and having an opening formed in a discharge side region in which the volume of each hydraulic oil chamber decreases as the rotor is driven to rotate;
  • the discharge pressure is supplied, the discharge pressure is selectively selected by a first control oil chamber that applies a force to the movable member in a direction to reduce the volume change amount of each hydraulic oil chamber by the internal pressure, and a switching mechanism.
  • a second control oil chamber that applies a force to the movable member in a direction in which the volume change amount of each hydraulic oil chamber is changed when supply / discharge or supply is interrupted to the pump, and the pump
  • a first seal portion formed on both end surfaces of the movable member that slides on both inner side surfaces of the udging and seals between each of the hydraulic oil chambers and the first control oil chamber, and both end surfaces of the movable member In the discharge side region, the gap between each hydraulic oil chamber and the second control oil chamber is sealed, and the radial width is longer than the radial width of the first seal portion.
  • a large second seal portion is formed on both end surfaces of the movable member that slides on both inner side surfaces of the udging and seals between each of the hydraulic oil chambers and the first control oil chamber, and both end surfaces of the movable member In the discharge side region, the gap between each hydraulic oil chamber and the second control oil chamber is sealed, and the radial width is longer than the radial width of the first seal portion.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. It is the figure which looked at the pump body provided to this embodiment from the mating face side with a cover member. It is the figure which looked at the cover member provided to this embodiment from the mating surface side with a pump body. It is effect
  • action explanatory drawing which shows the state which the eccentric amount of the cam ring of this embodiment reduced. It is a graph showing the hydraulic characteristic of the variable displacement pump which concerns on this embodiment. It is the schematic which shows the variable displacement pump which concerns on 2nd Embodiment of this invention. It is the schematic which shows the variable displacement pump which concerns on 3rd Embodiment of this invention.
  • variable displacement pump is used to supply engine lubricating oil to a valve timing control device (VTC) for controlling opening / closing timing of a sliding portion of an automobile internal combustion engine and an engine valve.
  • VTC valve timing control device
  • This oil pump is provided, for example, at the front end of a cylinder block of an internal combustion engine (not shown). As shown in FIGS. 1 and 2, the oil pump has an opening formed at one end and a pump housing chamber 3 provided therein.
  • a pump housing composed of a U-shaped pump body 1 and a cover member 2 that closes one end opening of the pump body 1, and is rotatably supported by the pump housing and penetrates substantially the center of the pump housing chamber 3.
  • a drive shaft 4 that is rotationally driven by a crankshaft (not shown), is housed in the pump housing chamber 3 so as to be movable (swingable), and cooperates with first and second control oil chambers 21 and 22 and coil springs 23 described later.
  • a cam ring 5 that changes the volume change amount of the pump chamber 13 and is housed on the inner peripheral side of the cam ring 5 and is driven to rotate counterclockwise in FIG.
  • a pump structure which performs the pumping action by increasing or decreasing the volume of the pump chamber 13 is a plurality of hydraulic oil chamber formed between the ring 5.
  • the pump housing (cover member 2) is provided with a pilot valve 30 which is a control mechanism for controlling supply / discharge of hydraulic pressure to the second control oil chamber 22 or shutting off supply. Further, on the control pressure introduction passage 60 described later formed between the pilot valve 30 and the discharge passage 18 described later, introduction of the discharged hydraulic oil to the pilot valve 30 side is switched and controlled. A solenoid valve 50 as a switching mechanism is provided.
  • the pump structure is rotatably accommodated on the inner peripheral side of the cam ring 5 and has a rotor 6 whose central portion is coupled to the outer periphery of the drive shaft 4 and a plurality of slits radially formed in the outer peripheral portion of the rotor 6.
  • the vane 7 is housed in a freely retractable manner in the inner part 6a, and a pair of ring members 8, 8 are formed on the inner peripheral side of the rotor 6 and have a smaller diameter than the rotor 6. Yes.
  • the pump body 1 is integrally formed of an aluminum alloy material, and as shown in FIGS. 1 to 3, the pump body 1 is formed in a rectangular shape that is long in the vertical direction, and its width is longer than that in the vertical direction. It is formed small. Further, the pump body 1 is provided with a bearing hole 1b that rotatably supports the one end portion 4a of the drive shaft 4 at a substantially central position of the end wall 1a constituting the bottom wall of the pump housing chamber 3. Further, a support groove 1c having a substantially semicircular cross section for supporting the cam ring 5 in a swingable manner through a rod-like pivot pin 9 serving as a swing fulcrum is formed at a predetermined position on the inner peripheral wall of the pump storage chamber 3. Has been.
  • a straight line (hereinafter referred to as "cam ring reference line”) M passing through the center of the bearing hole 1b and the center of the support groove 1c (pivot pin 9) is shown in FIG.
  • a first seal slidable contact surface 1d is formed on the left half of the first seal member 10a.
  • the first seal sliding contact surface 1d is formed in an arcuate surface shape having a predetermined radius R1 from the center of the support groove 1c.
  • the first seal sliding contact surface 1d is set to have a circumferential length that allows the first seal member 10a to always slide in a range in which the cam ring 5 swings eccentrically.
  • a second seal slidable contact surface 1e with which the second seal member 10b disposed on the outer peripheral portion of the cam ring 5 is slidably contacted is formed.
  • the second seal sliding contact surface 1e is formed in an arcuate surface shape having a predetermined radius R2 from the center of the support groove 1c. Further, the second seal sliding contact surface 1e is set to a circumferential length that allows the second seal member 10b to always slide in a range in which the cam ring 5 swings eccentrically.
  • a circle constituting a low-pressure chamber 41 described later is formed between the support groove 1c on the inner peripheral surface of the pump housing chamber 3 and the first control oil chamber 21 defined by the first seal sliding contact surface 1d.
  • An arcuate groove 40 is formed.
  • a third seal sliding contact surface 1f is formed on the inner surface of the concave groove 40 on the first control oil chamber 21 side so that the third seal member 10c disposed on the outer peripheral portion of the cam ring 5 is in sliding contact therewith.
  • the third seal sliding contact surface 1f is formed in an arcuate surface shape having a predetermined radius R3 from the center of the support groove 1c.
  • the third seal sliding contact surface 1f is set to a circumferential length that allows the third seal member 10c to always slide in a range in which the cam ring 5 swings eccentrically.
  • the concave groove 40 is formed on the left side of the pivot pin 9 in the drawing, and the whole is formed in an arc shape along the vertical direction from the inner peripheral surface of the pump body 1. .
  • suction side region a region in which the volume of each pump chamber 13 expands due to the pump action by the pump component.
  • discharge side region is a suction port 11a that is a substantially arc-shaped concave suction portion and an area where the volume of each pump chamber 13 is reduced.
  • a discharge port 12a which is a substantially arc-shaped discharge portion, is formed so as to open. The suction port 11a and the discharge port 12a are notched so as to face each other substantially vertically with the bearing hole 1b interposed therebetween.
  • the discharge side region in the present embodiment is formed between the start end S and the end F of the discharge port 12a in the rotation direction of the drive shaft 4 (rotor 6).
  • the suction port 11a is integrally provided with an introduction portion 11b formed so as to bulge toward the spring accommodating chamber 16 described later at a substantially intermediate position in the circumferential direction.
  • a suction port 11c that penetrates through the end wall 1a of the pump body 1 and opens to the outside is formed in the vicinity of the boundary between the introduction portion 11b and the suction port 11a. Accordingly, the oil stored in the oil pan 43 of the internal combustion engine is sucked into the pump chambers 13 in the suction region through the suction port 11c and the suction port 11a based on the negative pressure generated by the pump action of the pump component. It has become so.
  • the discharge port 12a is formed with a discharge port 12b penetrating through the end wall 1a of the pump body 1 on the end F side and opening to the outside. Accordingly, the oil pressurized by the pump action and discharged to the discharge port 12a passes through the discharge passage 18 provided in the cylinder block from the discharge port 12b as shown in FIG. To the sliding parts in the engine, VTC, and the like. An oil cooler and an oil filter 70 are provided on the downstream side of the discharge passage 18.
  • a communication groove 15 that communicates the discharge port 12a and the bearing hole 1b is formed in the discharge port 12a.
  • the oil is supplied from the communication groove 15 to the bearing hole 1b, and the oil is also supplied to the side portions of the rotor 6 and the vanes 7, thereby ensuring good lubrication of the sliding portions.
  • the cover member 2 has a substantially plate shape and is formed in a rectangular shape that is long in the vertical direction following the outer shape of the pump body 1. Further, the cover member 2 is attached to the mounting surface 1g on the opening side of the pump housing chamber 3 of the pump body 1 at the outer peripheral side of the inner side surface 2b by a plurality of bolts not shown. In addition, a bearing hole 2a that rotatably supports the other end 4b having a large diameter of the drive shaft 4 is formed through the position facing the bearing hole 1b of the pump body 1.
  • the suction port 11 a ′, the discharge port 12 a ′, and the communication groove 15 ′ are also provided on the inner surface 2 b of the cover member 2, and the suction port 11 a, the discharge port 12 a, and the communication groove of the pump body 1.
  • 15 is arranged opposite to the main body.
  • the suction port and the discharge port may be formed on either the pump body 1 side or the cover member 2 side.
  • the drive shaft 4 has a small-diameter end 4 a that is pivotally supported by a bearing hole 1 b in the end wall 1 a of the pump body 1.
  • the other end portion 4b having a large diameter of the drive shaft 4 is supported by the bearing hole 2a of the cover member 2 and is linked to a crankshaft or the like with the tip side facing outside.
  • the drive shaft 4 rotates the rotor 6 in the clockwise direction (arrow direction) in FIG. 1 based on the rotational force transmitted from the crankshaft.
  • the rotor 6 has a plurality of slits 6a formed radially from the center side to the outside in the radial direction.
  • a back pressure chamber 6b having a substantially circular cross section is provided at the inner base end of each slit 6a to introduce discharge oil, which is hydraulic oil. Accordingly, each vane 7 is pushed outward by the centrifugal force accompanying the rotation of the rotor 6 and the pressure in the back pressure chamber 6b.
  • Each vane 7 is configured such that, when the rotor 6 rotates, each distal end surface is in sliding contact with the inner peripheral surface of the cam ring 5, and each proximal end surface is in sliding contact with the outer peripheral surface of each of the ring members 8, 8. .
  • the cam ring 5 is integrally formed in a substantially cylindrical shape by a so-called sintered alloy, and a substantially arc-shaped groove-like pivot that fits into the pivot pin 9 is provided at a predetermined position on the outer peripheral portion thereof.
  • the part 5a is notched along the axial direction.
  • an arm portion 5b linked to a coil spring 23, which is an urging member described later, set to a predetermined spring constant is provided in the radial direction. Protruding along.
  • a spring accommodating chamber 16 is provided at a position facing the support groove 1 c at the inner lower end position of the pump body 1.
  • the coil spring 23 to which a predetermined set load K is applied is elastically mounted between the one end wall and one side surface of the arm portion 5b.
  • the other end wall of the spring accommodating chamber 16 is configured as a regulating surface 16 a that regulates the moving range of the cam ring 5 in the eccentric direction. That is, when the other side surface of the arm portion 5b comes into contact with the regulation surface 16a, further movement (swing) in the eccentric direction of the cam ring 5 is regulated.
  • the cam ring 5 is constantly urged by the urging force of the coil spring 23 in the direction of increasing eccentricity (clockwise in FIG. 1) via the arm portion 5b. That is, in the non-operating state, the cam ring 5 is in a state where the other side surface of the arm portion 5b is pressed against the regulating surface 16a as shown in FIG. It has become.
  • the outer periphery of the cam ring 5 is provided to face the first, second, and third seal sliding contact surfaces 1d, 1e, and 1f formed by the inner peripheral wall of the pump body 1, and each of these seal sliding contact surfaces.
  • First, second, and third seal constituent portions 5c, 5d, and 5e that are concentric arcs with 1d, 1e, and 1f are formed to protrude.
  • the first and second sliding contacts are accommodated and held, respectively.
  • the first, second, and third seal members 10a to 10c are all elongated in a straight line along the axial direction of the cam ring 5 with a fluorine-based resin material having low friction characteristics. Further, the seal members 10a to 10c are pressed against the seal sliding contact surfaces 1d to 1f by the elastic force of rubber elastic members respectively provided at the bottoms of the seal holding grooves. A liquid-tight seal is provided between the contact surfaces 1d to 1f and each sealing surface.
  • first control oil chamber 21 is defined between the first seal member 10a and the third seal member 10c.
  • the second control oil chamber 22 is defined between the pivot pin 9 and the second seal member 10b. Further, the low pressure chamber 41 is separated between the pivot pin 9 and the third seal member 10c.
  • the first pressure receiving surface 5 f facing the first control oil chamber 21 in the outer peripheral surface of the cam ring 5 is formed small by the presence of the low pressure chamber 41 between the pivot pin 9 and the circumferential direction from the pivot pin 9.
  • the second pressure receiving surface 5g facing the second control oil chamber 22 that extends greatly is formed larger. For this reason, when the same hydraulic pressure (discharge pressure) is applied to both the first and second control oil chambers 21 and 22, the cam ring moves in the direction of increasing the eccentric amount as a whole (clockwise in FIG. 1). 5 is energized.
  • the pump discharge pressure is guided to the first and second control oil chambers 21 and 22 through a control pressure introduction passage 60 branched from the discharge passage 18. That is, the pump discharge pressure is supplied to the first control oil chamber 21 via the first introduction passage 61 that is one branch passage branched further from the control pressure introduction passage 60.
  • pump discharge pressure is supplied to the second control oil chamber 22 through the electromagnetic switching valve 50 and the pilot valve 30 through the second introduction passage 62 which is the other branch passage.
  • the low pressure chamber 41 is formed along the vertical direction of the pump body 1 by the concave groove 40 and is connected to the cover member 2 through the communication hole 42 formed through the cover member 2.
  • the oil pan 43 communicates with the outside, being open to the atmosphere. That is, in the low pressure chamber 41, oil leaked from the sliding surfaces (side clearances) between the axial end surfaces 5h and 5i of the cam ring 5 and the pump body 1 and the cover member 2 as will be described later. In addition, so-called contamination mixed in the oil flows in. These oils and contaminants are discharged into the oil pan 43 through the communication hole 42.
  • the communication hole 42 is disposed near the pivot pin 9 on the lower side in the gravity direction of the low pressure chamber 41. Further, the communication hole 42 is formed substantially horizontally by a small and narrow long hole penetrating the wall portion of the cover member 2, and one end portion 42 a is formed at the bottom side of the low pressure chamber 41 and the other end portion 42 b is formed. An opening is formed in the outer surface of the cover member 2 and faces the oil pan 43.
  • the one end portion 42 a of the communication path 42 is formed at a position where the low pressure chamber 41 and the oil pan 43 are always communicated with each other without being blocked by the cam ring 5 at any swing position of the cam ring 5.
  • the first control oil chamber 21 and the second control oil chamber 22 are provided between the pump chambers 13 in the axial direction on both end surfaces 5h, 5i and the both end surfaces 5h, 5i. Is sealed by a so-called side clearance between the bottom surface 3a as one side inner surface of the pump housing chamber 3 of the pump body 1 and the other side inner surface 2b of the cover member 2.
  • the low-pressure chamber 41 is also sealed with each pump chamber 13 by a side clearance between both end surfaces 5h and 5i of the cam ring 5 and the bottom surface 3a of the pump housing chamber 3 and the inner surface 2b of the cover member 2. .
  • the cam ring 5 has a first seal portion that seals between the first control oil chamber 21 and each pump chamber 13 in both end faces 5 h and 5 i that constitute the side clearance.
  • the first seal surface 44 is a part.
  • a portion that seals between the second control oil chamber 22 and each pump chamber 13 is a second seal surface 45 that is a second seal portion.
  • a portion that seals between the low pressure chamber 41 and each pump chamber 13 in the discharge side region is configured as a third seal surface 46 that is a third seal portion.
  • the first to third seal portions 44 to 46 are formed on both end faces 5h and 5i of the cam ring 5, but only the one end face 5h side shown in FIG. 1 will be described below for convenience.
  • the second seal surface 45 and the third seal surface 46 are formed to have substantially the same radial width W2 and the radial width W2 of the first seal surface 44 is the same. It is formed to be larger than the width W1 in the radial direction.
  • each pump chamber 13 in which the first control oil chamber 21 is located is a suction side region facing the suction ports 11a and 11a ′, and in this suction region, each pump chamber 13 has a negative pressure (low pressure). It is in a state. For this reason, the hydraulic pressure acting on the first seal surface 44 is in a low pressure state.
  • each pump chamber 13 in which the second control oil chamber 22 and the low pressure chamber 41 are located has a discharge side region where the discharge ports 12a and 12a ′ face (between the start end S and the end F of the discharge ports 12a and 12a ′). In this discharge side region, the inside of each pump chamber 13 is in a positive pressure (high pressure) state. For this reason, the hydraulic pressure acting on the second seal surface 45 and the third seal surface 46 is in a high pressure state.
  • the pump housing is formed by forming the radial width W2 of the second and third seal portions 45 and 46 larger than the width W1 of the first seal surface 44 in the width direction.
  • the seal areas of the second and third seal portions 45 and 46 formed in a relative relationship with the bottom surface 3 a of the chamber 3 were formed larger than the seal area of the first seal surface 44.
  • the average width length W1 in the radial direction of the first seal surface 44 is set to about 3.5 mm, while the second and third seal portions 45,
  • the average width length W2 of 46 in the radial direction is set to about 5.0 mm, which is larger than the average width length W1.
  • the pilot valve 30 is disposed along the lateral direction at the upper end in the longitudinal direction provided by being overlapped with the cover member 2 of the pump body 1.
  • the pilot valve 30 is formed in a cylindrical valve body 31 that extends to the outside of the cover member 2, a plug 32 that closes the bottom opening of the valve body 31, and an inner axial direction of the valve body 31.
  • the hydraulic pressure is supplied to the second control oil chamber 22 by a pair of first and second land portions 33a and 33b which are slidably received in the valve receiving hole 31a and slidably contact the inner peripheral surface of the valve body 31.
  • the spool valve body 33 used for the exhaust control and the plug body 32 are elastically mounted with a predetermined set load between the plug 32 and the spool valve body 33 on the inner periphery on the other end side of the valve body 31. And a valve spring 34 that is always urged toward the center.
  • an introduction port 63 connected to the solenoid valve 50 via a downstream passage (hereinafter referred to as a downstream passage) 62a of the second introduction passage 62 is formed. Further, inside the valve body 31 and the pump body 1, one end side is connected to the second control oil chamber 22 at its axially intermediate position, and the other end side is always connected to a relay chamber 31 b described later. As a result, the supply / discharge port 64 for supplying and discharging hydraulic pressure to and from the second control oil chamber 22 is formed.
  • one end side is directly connected to the outside or the suction side at the substantially central position in the axial direction of the peripheral wall of the valve body 31, and the connection with the relay chamber 31 b described later is switched, thereby allowing the first through the relay chamber 31 b.
  • the first drain port 65 used for discharging the hydraulic pressure in the control oil chamber 22 is formed with an opening.
  • a second drain port 66 connected directly to the outside or connected to the suction side is formed in an axial position overlapping with a back pressure chamber described later of the valve body 31. .
  • a communication oil passage 67 that communicates with a relay chamber 31b described later is formed in the peripheral wall of the valve body 31 in a state where the spool valve body 33 is in the position on the left end side in FIG. Has been.
  • the spool valve body 33 has a small-diameter shaft portion 33c provided between the first and second land portions 33a and 33b at both end portions in the axial direction.
  • the spool valve body 33 is formed on the outer end side in the axial direction of the first land portion 33a in the valve body 31, and is provided on the outer periphery of the pressure chamber 68 through which the discharge pressure is guided from the introduction port 63 and the small diameter shaft portion 33c.
  • a relay chamber 31b that is formed and relays between the supply / discharge port 64 and the communication oil passage 67 or the first drain port 65 according to the axial position of the spool valve body 33, and is provided between the second land portion 33b and the plug 42. And a back pressure chamber for discharging oil leaked from the relay chamber 31b through the outer peripheral side (a minute gap) of the second land portion 33b.
  • the pilot valve 30 has a spool valve element 33 by the urging force of the valve spring 34 when the discharge pressure guided from the introduction port 63 to the pressure chamber 68 is equal to or lower than a predetermined pressure (spool operating oil pressure Ps described later).
  • a predetermined pressure spool operating oil pressure Ps described later.
  • the second control oil chamber 22 and the relay chamber 31b communicate with each other via the supply / discharge port 64.
  • the hydraulic pressure guided from the downstream side passage 62 a through the communication oil passage 67 is supplied to the second control oil chamber 22 via the relay chamber 31 b and the supply / discharge port 64.
  • the spool valve body 33 moves from one end side to the other end side against the urging force of the valve spring 34, and passes through the supply / discharge port 64.
  • the second control oil chamber 22 is maintained in communication with the relay chamber 31b.
  • the relay chamber 31b and the oil pan 43 are communicated with each other through the first drain port 65 almost simultaneously.
  • the oil in the second control oil chamber 22 is switched so as to be discharged from the first drain port 65 to the oil pan 43 through the supply / discharge port 64 and the relay chamber 31b.
  • both the communication oil passage 67 and the first drain port 65 are communicated with the supply / discharge port 64 for a short time at the switching timing, or both are shut off for a short time.
  • the solenoid valve 50 is housed and disposed in a valve housing hole (not shown) interposed in the middle of the control pressure introduction passage 60.
  • the solenoid valve 50 includes a cylindrical valve body 51 in which an oil passage 54 is formed so as to penetrate along the inner axial direction, and an upstream side of the second introduction passage 62 that is fixed inside the tip end side of the oil passage 54.
  • a seat member 52 having an introduction port 55 to be connected, and a ball valve body 53 provided so as to be detachable from a valve seat formed at an opening edge of the inner end portion of the seat member 52 and serving to open and close the introduction port 55.
  • a solenoid 56 provided at the other end of the valve body 51.
  • the valve body 51 is formed with a valve seat similar to the valve seat included in the seat member 52 at the opening edge of the inner end portion of the valve body housing portion 57 that houses the ball valve body 53. Further, a supply / discharge port 58 connected to the downstream side passage 62a for supplying / discharging hydraulic pressure to / from the pilot valve 30 is formed on the outer peripheral portion of the valve body accommodating portion 57 on one end side of the peripheral wall of the valve body 51. A penetration is formed along the direction. Further, a drain port 59 communicating with the oil pan 43 is formed through the outer peripheral portion of the oil passage 54 on the other end side along the radial direction.
  • the armature disposed on the inner peripheral side of the coil and the rod 56a fixed thereto are moved downward in FIG. 1 by electromagnetic force generated by energizing the coil accommodated in the casing. And are moving forward.
  • the solenoid 56 is energized with an exciting current from an in-vehicle ECU (not shown) based on an engine operating state detected or calculated based on predetermined parameters such as the oil temperature and water temperature of the internal combustion engine and the engine speed.
  • the required oil pressure of the internal combustion engine which serves as a reference for the discharge pressure control of the oil pump, will be described with reference to FIG.
  • the engine required oil pressure corresponding to the required oil pressure of the VTC is shown.
  • P2 indicates the required engine oil pressure corresponding to the required oil pressure of the oil jet used for cooling the piston, and the required engine oil pressure required for lubrication of the bearing portion of the crankshaft at the time of high engine rotation.
  • a connection between these points P1 and P2 by a solid line represents an ideal required oil pressure (discharge pressure) P corresponding to the engine speed of the internal combustion engine.
  • Pc in the figure indicates a cam ring hydraulic pressure at which the cam ring 5 starts moving in the concentric direction against the biasing force of the coil spring 23 based on the set load K.
  • Ps is a spool in which the spool valve element 33 starts to move from the position on one end side to the position on the other end side against the biasing force of the valve spring 34 based on the set load K1, and the opening of the first drain port 65 starts. The hydraulic pressure is shown.
  • the excitation current is supplied to the solenoid 56 of the electromagnetic switching valve 50, and the introduction port 55 and the supply / discharge port 58 are switched. Communication is interrupted. On the other hand, the supply / discharge port 58 and the drain port 59 communicate with each other. Thereby, the discharge pressure P is not introduced into the second control oil chamber 22 (pilot valve 30) side. Therefore, the spool valve element 33 of the pilot valve 30 is held at the maximum left position shown in FIG.
  • the oil in the second control oil chamber 22 is discharged from the drain port 59 of the solenoid valve 50 into the oil pan 43 via the downstream side passage 62a and the oil passage 54, and discharged only to the first control oil chamber 21.
  • Pressure P is supplied.
  • the discharge pressure (in-engine oil pressure) P is lower than the cam ring operating oil pressure Pc.
  • the cam ring 5 is held in the maximum eccentric state, and the discharge pressure P has a characteristic of increasing in a manner substantially proportional to the engine speed.
  • the discharge pressure P rises and reaches the spool operating oil pressure Ps based on the increase characteristic, the discharge pressure P is introduced from the introduction port 63 into the pressure chamber 68 by the pilot valve 30. 33 moves to the plug 32 side against the urging force of the valve spring 34, and its position is switched from one end side to the other end side.
  • valve housing 31a side opening of the communication oil passage 67 is blocked by the first land portion 33a.
  • the supply / exhaust port 64 and the first drain port 65 communicate with each other via the relay chamber 31b, whereby the oil in the second control oil chamber 22 is discharged and decompressed, and becomes lower than the discharge pressure P.
  • the urging force in the concentric direction based on the internal pressure of the first control oil chamber 22 exceeds the urging force in the eccentric direction consisting of the resultant force of the urging force of the coil spring 23 and the urging force based on the internal pressure of the second control oil chamber 22.
  • the cam ring 5 moves in the concentric direction as shown in FIGS.
  • the connection between the supply / discharge port 64 communicating with the second control oil chamber 22 and the communication oil passage 67 or the first drain port 65 is continuously alternated by the spool valve element 33 of the pilot valve 30.
  • the discharge pressure P is adjusted to be maintained at the spool operating oil pressure Ps.
  • the pressure adjustment is performed by switching the supply / discharge port 64 in the pilot valve 30, it is not affected by the spring constant of the coil spring 23. Further, since the pressure adjustment is performed within a very narrow stroke range of the spool valve element 33 related to the switching of the supply / discharge port 64, there is no possibility of being influenced by the spring constant of the valve spring 34. As a result, in this section, the discharge pressure P of the oil pump does not increase proportionally with the increase in the engine speed, but has a substantially flat characteristic, and can be as close as possible to the ideal required oil pressure.
  • the oil pump according to the present embodiment is based on the pressure regulation control by the pilot valve 30 in the engine speed range (section d in FIG. 6) that is required to be maintained at a high predetermined pressure (spool operating oil pressure Ps).
  • the discharge pressure P can be maintained at this high pressure.
  • the radial width W2 of the second and third seal portions 45, 46 of the cam ring 5 is set to be larger than the radial width W1 of the first seal surface 44.
  • the radial width W2 of the second and third seal portions 45 and 46 is increased to increase the seal area from each pump chamber 13 to the second. Oil leakage into the control oil chamber 22 and the low pressure chamber 41 can be sufficiently suppressed.
  • the radial width of the cam ring 5 is not thickened as a whole, but only the second and third seal portions 45 and 46 are only partially thickened. Therefore, since the radial width W1 is relatively thin on the first seal surface 44 side in the low pressure suction region, an increase in the weight of the cam ring 5 can be suppressed. As a result, an increase in the weight of the entire oil pump can be suppressed.
  • the first pressure receiving surface 5f located in the first control oil chamber 21 of the cam ring 5 becomes relatively small.
  • the pressure receiving area of the surface 5f is larger than the pressure receiving area of the second pressure receiving surface 5g located in the second control oil chamber 22.
  • FIG. 7 shows a second embodiment of the present invention, in which the oil pump is disposed opposite to the left and right of the first embodiment, and the rotation direction of the drive shaft 4 is counterclockwise (arrow direction) in the figure. It has become. Furthermore, the low pressure chamber 41 in the first embodiment is eliminated. Since the basic structure of the oil pump is the same as that of the first embodiment, the same reference numerals are given and detailed description is omitted.
  • the cam ring 5 is arranged in the left and right direction opposite to that of the first embodiment, and accordingly, the first control oil chamber 21 is on the right side in the figure, and the second control oil chamber 22 is in the figure. They are arranged on the left side.
  • the suction port 11a is located on the lower side in the figure and partially overlaps with the first control oil chamber 21 in the radial direction, while the discharge port 12a is located on the upper side in the figure and most of it. Is overlapped with the second control oil chamber 22 in the radial direction.
  • the discharge side region is from the start end S to the end F of the discharge port 12a in the rotation direction of the drive shaft 4, and each pump chamber is provided by the second seal surface 45 in this region. 13 and the second control oil chamber 22 are sealed.
  • FIG. 8 shows a third embodiment of the present invention, and the basic structure is similar to that of the second embodiment, but both the first control oil chamber 21 and the second control oil chamber 22 are on the right side of the pivot pin 9.
  • the oil chamber 47 on the left side of the pivot pin 9 is a low-pressure chamber that communicates with the suction port 11a. Further, the pilot valve in each of the above embodiments is eliminated. Then, the pump discharge pressure is supplied to and discharged from the second control oil chamber 22 from the downstream passage 62a of the second introduction passage 62 branched from the discharge passage 18 only through the electromagnetic switching valve 50. .
  • the pump discharge pressure supplied to the second control oil chamber 22 cooperates with the pump discharge pressure of the first control oil chamber 21 to cause the cam ring 5 to resist the spring force of the coil spring 23 in the clockwise direction in the figure. That is, it is made to swing in the concentric direction.
  • the pump discharge pressure is supplied from the first introduction passage 61 to the first control oil chamber 21 as in the above embodiments.
  • Each pump chamber 13 inside the cam ring 5 of the first control oil chamber 21 faces the discharge port 12a. Therefore, the cam ring 5 has an inner and outer surface on which inner and outer surfaces are subjected to substantially uniform pressures of both the pump discharge pressure in the first control oil chamber 21 and the high hydraulic pressure at the initial compression stage by the pump structure. Yes.
  • the width W1 in the radial direction of the portion of the cam ring 5 between the first control oil chamber 21 and each pump chamber 13 is formed sufficiently small. That is, in this part, almost uniform oil pressure is applied inside and outside, so even if the width W1 of the first seal surface 44 is small, there is almost no oil leakage from each pump chamber 13 to the first control oil chamber 21. .
  • the drive shaft 4 rotates counterclockwise (arrow direction) in the figure as in the second embodiment.
  • the discharge side region in the present embodiment is from the end F ′ of the suction port 11a to the start end S of the discharge port 12a, and the width W2 in the radial direction of the first seal surface 45 of the cam ring 5 in this interval is the first.
  • the first seal surface 44 on the one control oil chamber 21 side is formed sufficiently larger than the radial width W1.
  • the radial width W2 of the second seal surface 45 is large, but the radial width W1 of the first seal surface 44 is small, so that the weight increases. It is the same as that of each embodiment that it can suppress.
  • the present invention is not limited to the configuration of the above-described embodiment.
  • suction is performed from the end F of the discharge port 12a in the rotation direction of the rotor 6. It is also possible to be between the start end S ′ of the port 11a.
  • the contrast between the radial width lengths W1 and W2 of the first seal surface 44 and the second seal surface 45 (46) is the average width length. It is also possible to target the length or the minimum width length.
  • the communication hole 42 is communicated with the oil pan 43 (atmosphere) on the low pressure side, but may be communicated with the suction port 11c side where negative suction pressure is generated in some cases. Is possible.
  • the low-pressure chamber 41 is formed in a relatively large arc shape through the concave groove 40, but may be of a size that allows inflow and collection of contaminants and the like, and can be formed smaller. .
  • the orientation of the pump housing when it is attached to an engine cylinder block or the like can be arbitrarily selected, and can be freely changed according to the size and specifications of the engine, for example.
  • a vane type pump is used as the oil pump.
  • a gear pump may be used.
  • variable displacement pump based on the embodiment described above, for example, the following modes can be considered.
  • variable displacement pump has a rotor that is rotationally driven, a plurality of vanes that can be projected and retracted on an outer periphery of the rotor, and the rotor and the plurality of vanes on the inner peripheral side.
  • a plurality of hydraulic oil chambers are separated by housing, and the volume change amount of each hydraulic oil chamber during the rotation of the rotor by moving so that the inner peripheral center changes with respect to the rotation center of the rotor.
  • a ring-shaped movable member for changing the shape a pump housing in which the rotor, vane, and movable member are housed, and both end surfaces in the axial direction of the movable member are slidably contactable on both opposed inner surfaces, and the pump housing A suction portion formed on at least one side of the both inner side surfaces of the first and second openings, and an opening formed in a suction side region in which the volume of each hydraulic oil chamber increases as the rotor rotates.
  • a discharge portion formed on at least one side of the both inner surfaces of the pump housing and having an opening formed in a discharge side region in which the volume of each hydraulic fluid chamber decreases as the rotor is driven to rotate; and from the discharge portion When the discharged discharge pressure is supplied, a first control oil chamber that applies a force to the movable member in a direction to reduce the volume change amount of each hydraulic oil chamber by the internal pressure, and the discharge pressure by the switching mechanism.
  • the second control oil chamber applies a force to the movable member in a direction in which the volume change amount of each hydraulic oil chamber is increased by the hydraulic oil supplied from the discharge unit. ing.
  • the average width length in the radial direction of the second seal portion is formed longer than the average width length in the radial direction of the first control oil chamber.
  • the minimum width length in the radial direction of the second seal portion is formed longer than the minimum width length in the radial direction of the first seal portion.
  • the radial maximum width length of the second seal portion is longer than the radial maximum width length of the first seal portion.
  • the suction part and the discharge part are formed in an arc shape along the moving direction of the movable member, and the end of the suction part and the end of the discharge part in the rotation direction of the rotor
  • Between the hydraulic oil chamber and the second control oil chamber in the discharge side region is a width in the radial direction of the second seal portion. It is formed larger than the width in the radial direction of the part.
  • the movable member is a cam ring that increases or decreases the volume of each hydraulic oil chamber by swinging about a swing fulcrum.
  • the hydraulic oil is provided between a swing fulcrum of the movable member and the first control oil chamber and communicates with the low pressure side, and the hydraulic oil in the discharge side region is provided.
  • the radial width length of the third seal portion formed on both end faces of the movable member that seals between the chamber and the third control oil chamber is greater than the radial width length of the first seal portion. Also formed large.
  • the width of the second seal portion in the radial direction is about 3.5 mm or more.
  • the discharge side region is between the start end and the end of the discharge portion in the rotation direction of the rotor.
  • the discharge side region is between the end of the discharge unit and the start of the suction unit in the rotation direction of the rotor.
  • the discharge side region is between the end of the suction portion and the start end of the discharge portion in the rotation direction of the rotor.
  • variable displacement pump a pump housing in which a pump structure that discharges the working fluid sucked from the suction portion and discharged from the discharge portion by changing the volumes of the plurality of pump chambers in the pump storage chamber; An annular movable member that is disposed in the pump accommodating chamber and moves to change the volume change amount of the plurality of pump chambers, and the hydraulic fluid discharged from the discharge unit is supplied, thereby the plurality of the plurality of pump chambers.
  • a first control oil chamber that applies an urging force to the movable member in a direction to reduce the volume of the pump chamber, and the supply or discharge or supply of hydraulic fluid is selectively interrupted from the discharge section via a passage;
  • a second control oil chamber for controlling the movable member in a direction in which the volumes of the plurality of pump chambers are changed, and a hydraulic pressure supply / discharge to the second control oil chamber in accordance with a discharge pressure of the hydraulic fluid from the discharge portion.
  • a control mechanism that controls, a switching mechanism that is provided on a control pressure introduction passage formed between the control mechanism and the discharge portion, and that switches and controls the introduction of the discharged hydraulic fluid to the control mechanism side; and A first seal portion that is formed on both end surfaces of the movable member that slides on opposing inner surfaces of the pump housing, and seals between the pump chambers and the first control oil chamber on the suction portion side; A second seal portion that is formed on both end surfaces of the movable member that slides on the inner surface of the pump housing and seals between each pump chamber and the second control oil chamber on the discharge portion side; The amount of hydraulic fluid leaking from each pump chamber on the discharge portion side to the second control oil chamber via the second seal portion is measured from the pump chamber on the suction portion side via the first seal portion. 1 Less than the amount of hydraulic fluid leaking to the control oil chamber.
  • the radial width length of the second seal portion of the movable member is formed larger than the radial width length of the first seal portion.

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Abstract

内部油圧によって各ポンプ室１３の容積変化量を減少させる方向へカムリング５に力を付与する第１制御油室２１と、内部油圧によって各ポンプ室の容積変化量を増加させる方向へカムリングに力を付与する第２制御油室２２と、ポンプボディ１とカバー部材２の対向内側面に摺動するカムリング５の両端面に形成されて、各ポンプ室と第１制御油室との間をシールする第１シール面４４及び吐出側領域において各ポンプ室と第２制御油室との間をシールする第２シール面４５と、備え、第２シール面の径方向の幅長さＷ２を、第１シール面の径方向の幅長さＷ１よりも大きく形成した。これによって、ポンプの制御圧力の意に反した上昇を抑制しつつポンプ全体の重量の増加を抑制できる。

Description

可変容量形ポンプ
　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。
　この可変容量形ポンプは、ポンプハウジングの内周面とカムリングの外周面との間に、第１制御油室と第２制御油室が隔成され、前記第１制御油室にポンプ吐出圧が供給されることによって、カムリングの偏心量が小さくなる方向(以下、同心方向という。)へ付勢されるようになっている。一方、第２制御油室にポンプ吐出圧が供給されることによって、カムリングの偏心量が大きくなる方向(以下、偏心方向という。)へ付勢されるようになっている。また、コイルばねのばね力によって、第２制御油室内の作動油と協働してカムリングの偏心方向が大きくなるように付勢している。
　また、ロータの外周面から径方向へ出没する複数のベーンとカムリングの内周面とによって隔成された複数のポンプ室の内圧も、カムリングの偏心、同心方向への揺動制御に寄与するようになっている。
　そして、第２制御油室に対するポンプ吐出圧の供給と排出を、電磁切換弁とパイロット弁によって制御することによって、機関回転数に応じてカムリングの偏心量を制御して、低圧特性と高圧特性の２段階の要求吐出圧を制御することによって複数の機器にオイルを供給可能になっている。
特開２０１４－１０５６２２号公報
　ところで、前記従来の可変容量形ポンプにあっては、複数のポンプ室と前記第１、第２制御油室は、ポンプハウジングの対向内側面と該両内側面に摺接する前記カムリングの軸方向の両端面との間のいわゆるサイドクリアランスによってシールされるようになっている。
　しかしながら、第２制御油室は、各ポンプ室の高圧領域となる吐出側領域に配置されていることから、例えば、高油温時などオイルの粘性が低い場合に、サイドクリアランスによるシール作用が不十分となって、各ポンプ室内の高圧なオイルが、サイドクリアランスを通って第２制御油室内に漏れ出てしまうおそれがある。つまり、低圧制御時や高圧制御時には、電磁切換弁やパイロット弁の通路抵抗などによって第２制御油室から速やかにオイルを排出することができず、サイドクリアランスから第２制御油室内に流入したリーク油量が相対的に多くなってしまう。
　このため、第２制御油室の内圧が高くなって、カムリングを偏心方向へ揺動させてしまい、ポンプの制御圧力が意に反して上昇してしまうおそれがある。
　そこで、カムリングの全体の径方向幅の長さを大きく（厚く）してサイドクリアランスのシール幅を大きくすることによって、シール性能を高めることも考えられるが、カムリング全体の径方向の幅長さを大きくすると、ポンプ全体の重量が増加してしまう。
　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、ポンプの制御圧力の意に反した上昇を抑制しつつポンプ全体の重量の増加を抑制し得る可変容量形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、ポンプハウジングの両内側面の少なくとも一方側に形成され、ロータが回転駆動することによって各作動油室の容積が増大する吸入側領域に開口形成された吸入部と、前記ポンプハウジングの前記両内側面の少なくとも一方側に形成され、前記ロータが回転駆動することによって前記各作動油室の容積が減少する吐出側領域に開口形成された吐出部と、前記吐出部から吐出された吐出圧が供給されることによって、その内圧により前記各作動油室の容積変化量を減少させる方向へ可動部材に力を付与する第１制御油室と、切換機構によって前記吐出圧が選択的に給排、または供給が遮断されることによって、前記各作動油室の容積変化量を変化させる方向へ前記可動部材に力を付与する第２制御油室と、前記ポンプハウジングの両内側面に摺動する前記可動部材の両端面に形成されて、前記各作動油室と前記第１制御油室との間をシールする第１シール部と、前記可動部材の両端面に形成されて、前記吐出側領域において、前記各作動油室と第２制御油室との間をシールすると共に、径方向の幅長さが前記第１シール部の径方向の幅長さよりも大きく形成された第２シール部と、を備えている。
　本願発明によれば、ポンプの制御圧力の意に反した上昇を抑制しつつポンプ全体の重量の増加を抑制することができる。
本発明の第１実施形態に係る可変容量形ポンプを、カバー部材を取り外して示す正面図である。 図１のＡ－Ａ線に沿う断面図である。 本実施形態に供されるポンプボディを、カバー部材との合わせ面側からみた図である。 本実施形態に供されるカバー部材を、ポンプボディとの合わせ面側からみた図である。 本実施形態のカムリングの偏心量が減少した状態を示す作用説明図である。 本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。 本発明の第２実施形態に係る可変容量形ポンプを示す概略図である。 本発明の第３実施形態に係る可変容量形ポンプを示す概略図である。
　以下に、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、以下の実施形態では、可変容量形ポンプを、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(ＶＴＣ)に対して機関の潤滑油を供給するためのオイルポンプとして適用した例を示している。
〔第１実施形態〕
　このオイルポンプは、例えば、図外の内燃機関のシリンダブロックの前端部に設けられ、図１及び図２に示すように、一端側が開口形成され内部にポンプ収容室３が設けられた縦断面ほぼコ字形状のポンプボディ１及び該ポンプボディ１の一端開口を閉塞するカバー部材２とからなるポンプハウジングと、このポンプハウジングに回転自在に支持され、ポンプ収容室３のほぼ中心部を貫通して図外のクランクシャフトにより回転駆動される駆動軸４と、ポンプ収容室３内に移動（揺動）可能に収容され、後述する第１，第２制御油室２１，２２やコイルばね２３と協働してポンプ室１３の容積変化量を変更させるカムリング５と、該カムリング５の内周側に収容され、駆動軸４によって図１中の反時計方向に回転駆動されることによって、カムリング５との間に形成される複数の作動油室であるポンプ室１３の容積を増減させることによってポンプ作用を行うポンプ構成体と、を備えている。
　また、ポンプハウジング（カバー部材２）には、第２制御油室２２への油圧の給排制御あるいは供給を遮断制御する制御機構であるパイロット弁３０が設けられている。また、このパイロット弁３０と後述する吐出通路１８との間に形成される後述の制御圧導入通路６０上には、吐出された作動油であるオイルのパイロット弁３０側への導入を切り換え制御する切換機構であるソレノイドバルブ５０が設けられている。
　ポンプ構成体は、カムリング５の内周側において回転自在に収容され、中心部が駆動軸４の外周に結合されたロータ６と、該ロータ６の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット６ａ内においてそれぞれ出没自在に収容されたベーン７と、前記ロータ６より小径に形成され、このロータ６の内周側両側部に配設された一対のリング部材８，８と、から構成されている。
　ポンプボディ１は、アルミニウム合金材により一体に形成され、図１～図３に示すように、上下方向に長い矩形状に形成されていると共に、その幅長さが上下方向の長さに比較して小さく形成されている。また、ポンプボディ１は、ポンプ収容室３の底壁を構成する端壁１ａのほぼ中央位置に駆動軸４の一端部４ａを回転自在に支持する軸受孔１ｂが穿設されている。また、ポンプ収容室３の内周壁の所定位置には、揺動支点である棒状のピボットピン９を介してカムリング５を揺動自在に支持する横断面ほぼ半円状の支持溝１ｃが切欠形成されている。
　さらに、ポンプ収容室３の内周面には、軸受孔１ｂの中心と支持溝１ｃ(ピボットピン９)の中心とを通る直線（以下「カムリング基準線」という。）Ｍに対して図１中の左半分側に、カムリング５の外周部に配設される第１シール部材１０ａが摺接する第１シール摺接面１ｄが形成されている。この第１シール摺接面１ｄは、支持溝１ｃ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ている。また、この第１シール摺接面１ｄは、カムリング５が偏心揺動する範囲において第１シール部材１０ａが常時摺接可能な周方向長さに設定されている。同様に、カムリング基準線Ｍに対して図１中の右半分側にも、カムリング５の外周部に配設される第２シール部材１０ｂが摺接する第２シール摺接面１ｅが形成されている。この第２シール摺接面１ｅは、支持溝１ｃの中心から所定半径Ｒ２をもって構成される円弧面状に形成されている。また、この第２シール摺接面１ｅは、カムリング５が偏心揺動する範囲において第２シール部材１０ｂが常時摺接可能な周方向長さに設定されている。
　また、ポンプ収容室３の内周面における支持溝１ｃと、第１シール摺接面１ｄによって隔成される第１制御油室２１と、の間には、後述する低圧室４１を構成する円弧状の凹溝４０が形成されている。この凹溝４０の第１制御油室２１側の内側面には、カムリング５の外周部に配設される第３シール部材１０ｃが摺接する第３シール摺接面１ｆが形成されている。この第３シール摺接面１ｆは、支持溝１ｃの中心から所定半径Ｒ３をもって構成される円弧面状に形成されている。また、この第３シール摺接面１ｆは、カムリング５が偏心揺動する範囲において第３シール部材１０ｃが常時摺接可能な周方向長さに設定されている。
　なお、Ｒ１、Ｒ２及びＲ３の周方向長さの関係は、Ｒ１＞Ｒ２＞Ｒ３となっている。
　凹溝４０は、図１、図３に示すように、ピボットピン９の図中左側に形成されて、全体がポンプボディ１の内周面から上下長手方向に沿って円弧状に形成されている。
　また、ポンプボディ１の端壁１ａの内側面には、特に図１に示すように、軸受孔１ｂの外周域には、ポンプ構成体によるポンプ作用に伴い各ポンプ室１３の容積が拡大する領域（以下「吸入側領域」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１１ａと、前記各ポンプ室１３の容積が縮小する領域（以下「吐出側領域」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１２ａが形成されている。この吸入ポート１１ａと吐出ポート１２ａは、それぞれ軸受孔１ｂを挟んでほぼ上下で対向するように切欠形成されている。
　本実施形態における前記吐出側領域としては、図１に示すように、駆動軸４(ロータ６)の回転方向において、吐出ポート１２ａの始端Ｓから終端Ｆまでの間に形成されている。
　吸入ポート１１ａは、その周方向のほぼ中間位置に、後述するスプリング収容室１６側へ膨出するように形成された導入部１１ｂが一体に設けられている。この導入部１１ｂと吸入ポート１１ａの境界部近傍には、ポンプボディ１の端壁１ａを貫通して外部へと開口する吸入口１１ｃが貫通形成されている。したがって、内燃機関のオイルパン４３に貯留されたオイルは、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１１ｃ及び吸入ポート１１ａを介して吸入領域に係る各ポンプ室１３に吸入されるようになっている。
　吐出ポート１２ａは、その終端Ｆ側にポンプボディ１の端壁１ａを貫通して外部へと開口する吐出口１２ｂが貫通形成されている。したがって、ポンプ作用により加圧されて吐出ポート１２ａへと吐出されたオイルは、図１に示すように、吐出口１２ｂからシリンダブロック内部に設けられた吐出通路１８を通って図外のメインオイルギャラリから機関内における各摺動部やＶＴＣ等へと供給される。なお、吐出通路１８の下流側には、オイルクーラやオイルフィルタ７０が設けられている。
　また、吐出ポート１２ａには、該吐出ポート１２ａと軸受孔１ｂを連通する連通溝１５が切欠形成されている。この連通溝１５から軸受孔１ｂにオイルが供給されると共に、ロータ６及び各ベーン７の側部にもオイルが供給されることによって、各摺動部位の良好な潤滑が確保されている。
　カバー部材２は、図２及び図４に示すように、ほぼ板状を呈し、ポンプボディ１の外形状に倣って上下方向に長い矩形状に形成されている。また、カバー部材２は、図外の複数のボルトによって内側面２ｂの外周側がポンプボディ１のポンプ収容室３の開口部側の取り付け面１ｇに取り付けられる。また、ポンプボディ１の軸受孔１ｂに対向する位置には、駆動軸４の大径な他端部４ｂを回転自在に支持する軸受孔２ａが貫通形成されている。
　そして、このカバー部材２の内側面２ｂにも、ポンプボディ１と同様に、吸入ポート１１ａ’や吐出ポート１２ａ’、連通溝１５’が、ポンプボディ１の吸入ポート１１ａや吐出ポート１２ａ、連通溝１５に対向配置されている。なお、吸入ポートや吐出ポートは、ポンプボディ１側あるいはカバー部材２側のいずれか一方側に形成されていても良い。
　駆動軸４は、図２に示すように、小径な一端部４ａがポンプボディ１の端壁１ａの軸受孔１ｂに軸支されている。一方、駆動軸４の大径な他端部４ｂが、カバー部材２の軸受孔２ａに軸受けされつつ先端側が外部へと臨んでクランクシャフトなどに連係されている。駆動軸４は、クランクシャフトから伝達される回転力に基づきロータ６を図１中の時計方向(矢印方向)へと回転させるようになっている。
　ロータ６は、図１に示すように、その中心側から径方向外側へ放射状に複数のスリット６ａが形成されている。この各スリット６ａの内側基端部には、それぞれ作動油である吐出オイルを導入する横断面ほぼ円形状の背圧室６ｂが設けられている。したがって、各ベーン７は、ロータ６の回転に伴う遠心力と背圧室６ｂ内の圧力とによって外方へと押し出されるようになっている。
　各ベーン７は、ロータ６の回転時において、各先端面がカムリング５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８，８の外周面にそれぞれ摺接するようになっている。
　カムリング５は、図１及び図２に示すように、いわゆる焼結合金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９に嵌合するほぼ円弧凹溝状のピボット部５ａが軸方向に沿って切欠形成される。また、このピボット部５ａに対しカムリング５の中心を挟んだ反対側の位置には、所定のばね定数に設定された後述する付勢部材であるコイルばね２３に連係するアーム部５ｂが径方向に沿って突設されている。
　ポンプボディ１の内部下端位置には、図１及び図３に示すように、支持溝１ｃと対向する位置にスプリング収容室１６が設けられている。このスプリング収容室１６内には、その一端壁とアーム部５ｂの一側面との間に、所定のセット荷重Ｋを付与された前記コイルばね２３が弾装されている。このスプリング収容室１６の他端壁は、カムリング５の偏心方向の移動範囲を規制する規制面１６ａとして構成されている。つまり、この規制面１６ａにアーム部５ｂの他側面が当接することによって、カムリング５の偏心方向におけるそれ以上の移動(揺動)が規制されるようになっている。
　このように、カムリング５は、コイルばね２３の付勢力によって、アーム部５ｂを介してその偏心量が増大する方向（図１中の時計方向）へと常時付勢されている。つまり、カムリング５は、非作動状態では、図１に示すように、アーム部５ｂの他側面が規制面１６ａに押し付けられた状態となって、その偏心量が最大となる位置に規制されるようになっている。
　また、カムリング５の外周部には、ポンプボディ１の内周壁によって構成される第１、第２、第３シール摺接面１ｄ、１ｅ、１ｆに対向して設けられ、この各シール摺接面１ｄ、１ｅ、１ｆと同心円弧状の第１、第２、第３シール構成部５ｃ、５ｄ、５ｅが突出形成されている。これらシール構成部５ｃ、５ｄ、５ｅの各シール面に形成されたそれぞれのシール保持溝内には、カムリング５の偏心揺動時に各シール摺接面１ｄ、１ｅ、１ｆに摺接する第１、第２、第３シール部材１０ａ、１０ｂ、１０ｃがそれぞれ収容保持されている。
　第１、第２、第３シール部材１０ａ～１０ｃは、いずれも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５の軸方向に沿って直線状に細長く形成されている。また、この各シール部材１０ａ～１０ｃは、各シール保持溝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各シール摺接面１ｄ～１ｆに押し付けられることにより、この各シール摺接面１ｄ～１ｆと各シール面との間を液密的にシールするようになっている。
　さらに、カムリング５の外周面とポンプボディ１の内周面との間には、図１に示すように、ピボットピン９を中心とした円周方向の左右位置に第１制御油室２１と第２制御油室２２及び前記低圧室４１が形成されている。
　具体的に説明すると、第１制御油室２１は、第１シール部材１０ａと第３シール部材１０ｃとの間に隔成されている。第２制御油室２２は、ピボットピン９と第２シール部材１０ｂとの間に隔成されている。さらに低圧室４１は、ピボットピン９と第３シール部材１０ｃとの間にそれぞれ隔成されている。
　したがって、カムリング５の外周面のうち、第１制御油室２１に臨む第１受圧面５ｆは、ピボットピン９との間の低圧室４１の存在によって小さく形成されて、ピボットピン９から円周方向に大きく延びる第２制御油室２２に臨む第２受圧面５ｇの方が大きく形成されている。このため、第１、第２制御油室２１，２２の双方に同じ油圧(吐出圧)が作用した場合には、全体としてその偏心量を増加させる方向（図１中の時計方向）へとカムリング５を付勢する構成となっている。
　第１，第２制御油室２１，２２には、吐出通路１８から分岐形成された制御圧導入通路６０を介してポンプ吐出圧が導かれるようになっている。すなわち、第１制御油室２１には、制御圧導入通路６０からさらに二股に分岐された一方の分岐通路である第１導入通路６１を介してポンプ吐出圧が供給される。一方、第２制御油室２２には、他方の分岐通路である第２導入通路６２を通じて電磁切換弁５０やパイロット弁３０を経てポンプ吐出圧が供給される。そして、これらの各油圧がそれぞれ第１、第２制御油室２１，２２に面するカムリング５の第１、第２受圧面５ｆ、５ｇに作用することによって、カムリング５に対し移動力（揺動力）が付与されることとなる。
　したがって、オイルポンプは、コイルばね２３のセット荷重Ｋに対して両制御油室２１，２２の内圧に基づく付勢力が小さいときは、カムリング５は図１に示すような最大偏心状態となる。一方、吐出圧の上昇に伴い両制御油室２１，２２の内圧に基づく付勢力がコイルばね２３のセット荷重Ｋを上回ったときは、その吐出圧に応じてカムリング５が同心方向へ移動することとなる。
　また、低圧室４１は、図１～図３に示すように、凹溝４０によってポンプボディ１の上下方向に沿って形成されていると共に、カバー部材２に貫通形成された連通孔４２によってポンプの外部である大気に開放されつつオイルパン４３に連通している。つまり、この低圧室４１には、後述するように、ポンプの作動によってカムリング５の軸方向の両端面５ｈ、５ｉとポンプボディ１及びカバー部材２との摺動面(サイドクリアランス)からリークしたオイルや該オイル内に混入したいわゆるコンタミが流入する。これらのオイルやコンタミを、連通孔４２を介してオイルパン４３内に排出するようになっている。
　連通孔４２は、低圧室４１の重力方向下側のピボットピン９寄りに配置されている。また、連通孔４２は、カバー部材２の壁部を貫通した小径な細長い孔によってほぼ水平に形成され、一端部４２ａが低圧室４１の底部側に開口形成されていると共に、他端部４２ｂがカバー部材２の外面に開口形成されて、オイルパン４３に臨んでいる。
　また、この連通路４２の一端部４２ａは、カムリング５のいずれの揺動位置においてもカムリング５によって閉塞されることなく、常に低圧室４１とオイルパン４３とを連通する位置に形成されている。
　また、第１制御油室２１と第２制御油室２２は、各ポンプ室１３との間が図２に示すように、カムリング５の軸方向の両端面５ｈ、５ｉと該両端面５ｈ、５ｉが摺接するポンプボディ１のポンプ収容室３の一方側内側面としての底面３ａ及びカバー部材２の他方側内側面２ｂの間のいわゆるサイドクリアランスであるによってシールされている。
　また、低圧室４１も、各ポンプ室１３との間はカムリング５の両端面５ｈ、５ｉとポンプ収容室３の底面３ａ及びカバー部材２の内側面２ｂとの間のサイドクリアランスによってシールされている。
　カムリング５は、図１及び図２に示すように、サイドクリアランスを構成する両端面５ｈ、５ｉのうち、第１制御油室２１と各ポンプ室１３との間をシールする部位を、第１シール部である第１シール面４４としている。また、第２制御油室２２と各ポンプ室１３との間をシールする部位を、第２シール部である第２シール面４５としている。さらに吐出側領域内に有する低圧室４１と各ポンプ室１３との間をシールする部位を、第３シール部である第３シール面４６として構成されている。なお、第１～第３シール部４４～４６は、カムリング５の両端面５ｈ、５ｉに形成されるが、以下では、便宜上、図１で示す一端面５ｈ側についてのみ説明する。
　そして、第２シール面４５と第３シール面４６は、それぞれの径方向の幅長さＷ２がほぼ同一に形成されていると共に、この径方向の幅長さＷ２が、第１シール面４４の径方向の幅長さＷ１よりも大きく形成されている。
　すなわち、第１制御油室２１が位置する各ポンプ室１３は、吸入ポート１１ａ、１１ａ’が臨む吸入側領域になっており、この吸入領域では、各ポンプ室１３内が負圧(低圧)の状態になっている。このため、前記第１シール面４４に作用する油圧は低圧状態になっている。一方、前記第２制御油室２２と低圧室４１が位置する各ポンプ室１３は、吐出ポート１２ａ、１２ａ’が臨む吐出側領域(吐出ポート１２ａ、１２ａ’の始端Ｓ－終端Ｆまでの間)になっており、この吐出側領域では、各ポンプ室１３内が正圧(高圧)の状態になっている。このため、第２シール面４５と第３シール面４６に作用する油圧が高圧状態になっている。
　そこで、本実施形態では、第２、第３シール部４５，４６の径方向の幅長さＷ２を、第１シール面４４の幅方向の幅長さＷ１よりも大きく形成することによって、ポンプ収容室３の底面３ａとの相対関係で形成される第２、第３シール部４５，４６のシール面積を第１シール面４４のシール面積よりも大きく形成した。
　具体的には、例えば本実施形態のオイルポンプに仕様では、第１シール面４４の径方向の平均幅長さＷ１を約３．５ｍｍにした設定する一方、第２、第３シール部４５，４６の径方向の平均幅長さＷ２を前記平均幅長さＷ１より大きな約５．０ｍｍに設定したのである。
　パイロット弁３０は、図１に示すように、ポンプボディ１のカバー部材２と重合して設けられる長手方向の上端部に横方向に沿って配置されている。
　また、このパイロット弁３０は、カバー部材２の外側まで延設された筒状のバルブボディ３１と、該バルブボディ３１の底部開口を閉塞するプラグ３２と、バルブボディ３１の内部軸方向に形成されたバルブ収容孔３１ａ内に摺動自在に収容され、バルブボディ３１の内周面と摺接する一対の第１、第２ランド部３３ａ，３３ｂによって第２制御油室２２に対しての油圧の給排制御に供するスプール弁体３３と、バルブボディ３１の他端側内周においてプラグ３２とスプール弁体３３の間に所定のセット荷重をもって弾装され、スプール弁体３３をバルブボディ３１の一端側へ常時付勢するバルブスプリング３４と、から主として構成されている。
　バルブボディ３１の一端部には、第２導入通路６２の下流側の通路（以下、下流側通路という。）６２ａを介してソレノイドバルブ５０と接続される導入ポート６３が開口形成されている。また、バルブボディ３１とポンプボディ１の内部には、その軸方向中間位置に、一端側が第２制御油室２２に接続されると共に、他端側が後述する中継室３１ｂと常時接続されている。これにより、第２制御油室２２に対する油圧を給排する給排ポート６４が開口形成される。
　また、バルブボディ３１の周壁の軸方向のほぼ中央位置に、一端側が外部へ直接開口又は吸入側に接続され、後述する中継室３１ｂとの接続を切り換えることによって、この中継室３１ｂを介して第２制御油室２２内の油圧の排出に供される第１ドレンポート６５が開口形成されている。バルブボディ３１の後述する背圧室と重合する軸方向位置にも、前記第１ドレンポート６５と同様に、外部へ直接開口又は吸入側に接続される第２ドレンポート６６が開口形成されている。
　また、バルブボディ３１の周壁には、ポンプボディ１と協働してスプール弁体３３が図１中の左端側の位置にある状態で、後述する中継室３１ｂを連通する連通油路６７が形成されている。
　スプール弁体３３は、軸方向の両端部の第１、第２ランド部３３ａ，３３ｂ間に設けられた小径軸部３３ｃを有している。また、スプール弁体３３は、バルブボディ３１内の第１ランド部３３ａの軸方向外端側に形成されて、導入ポート６３から吐出圧が導かれる圧力室６８と、小径軸部３３ｃの外周に形成されて、スプール弁体３３の軸方向位置によって給排ポート６４と連通油路６７又は第１ドレンポート６５とを中継する中継室３１ｂと、第２ランド部３３ｂとプラグ４２との間に設けられ、第２ランド部３３ｂの外周側（微小隙間）を通じて中継室３１ｂより漏出したオイルの排出に供する背圧室と、をそれぞれ有している。
　このような構成から、パイロット弁３０は、導入ポート６３より圧力室６８に導かれる吐出圧が所定圧（後述するスプール作動油圧Ｐｓ）以下の状態では、バルブスプリング３４の付勢力によってスプール弁体３３がバルブ収容部３１ａの一端側に位置することとなる（図１参照）。すなわち、スプール弁体３３が前記一端側に位置することにより、連通油路６７が中継室３１ｂに連通される一方、第２ランド部３３ｂによって第１ドレンポート６５と中継室３１ｂの連通が遮断されて、給排ポート６４を介して第２制御油室２２と中継室３１ｂが連通される。この結果、下流側通路６２ａから連通油路６７を通って導かれる油圧が、中継室３１ｂと給排ポート６４を介して第２制御油室２２へと供給されることとなる。
　そして、圧力室６８に導かれる吐出圧が所定圧を超えると、バルブスプリング３４の付勢力に抗してスプール弁体３３が一端側から他端側へと移動し、給排ポート６４を介して第２制御油室２２は中継室３１ｂとの連通が維持される。一方、第１ランド部３３ａによって連通油路６７と中継室３１ｂとの連通が遮断されると、これとほぼ同時に第１ドレンポート６５を介して中継室３１ｂとオイルパン４３が連通される。この結果、第２制御油室２２内のオイルが給排ポート６４と中継室３１ｂを通って第１ドレンポート６５からオイルパン４３へ排出されるように切り換えられる。
　なお、前記遮断されるとほぼ同時に、の意味するところは、切り換えタイミングにおいて、連通油路６７と第１ドレンポート６５の両方が給排ポート６４と短時間連通される、あるいは両方とも短時間遮断されることを意味する。
　ソレノイドバルブ５０は、図１に示すように、制御圧導入通路６０の途中に介在する図外のバルブ収容孔内に収容配置されている。また、ソレノイドバルブ５０は、内部軸方向に沿って油通路５４が貫通形成された円筒状のバルブボディ５１と、油通路５４の先端側内部に固定されて、第２導入通路６２の上流側と接続される導入ポート５５を有するシート部材５２と、該シート部材５２の内端部開口縁に形成されるバルブシートに対して離着座自在に設けられ、導入ポート５５の開閉に供するボール弁体５３と、バルブボディ５１の他端部に設けられたソレノイド５６と、から主として構成されている。
　バルブボディ５１は、ボール弁体５３を収容する弁体収容部５７の内端部開口縁にも、シート部材５２に有するバルブシートと同様のバルブシートが形成されている。さらに、バルブボディ５１の周壁のうち、その一端側となる前記弁体収容部５７の外周部に、下流側通路６２ａと接続されてパイロット弁３０に対する油圧の給排に供する給排ポート５８が径方向に沿って貫通形成されている。また、その他端側となる油通路５４の外周部には、オイルパン４３に連通するドレンポート５９が径方向に沿って貫通形成されている。
　ソレノイド５６は、ケーシング内部に収容されるコイルに通電されることにより発生する電磁力によって、このコイルの内周側に配置されるアーマチュア及びこれに固定されるロッド５６ａが図１中の下方向へと進出移動するようになっている。
　このソレノイド５６には、内燃機関の油温や水温、機関回転数など所定のパラメータによって検出ないし算出された機関運転状態に基づいて車載のＥＣＵ（図示外）から励磁電流が通電される。
　したがって、ソレノイド５６への通電時には、ロッド５６ａが進出移動することによって、このロッド５６ａの先端部に配置されるボール弁体５３がシート部材５２側のバルブシートに押し付けられる。これによって、導入ポート５５と給排ポート５８の連通が遮断され、油通路５４を介して給排ポート５８とドレンポート５９が連通される。
　一方、このソレノイド５６の非通電時には、導入ポート５５より導かれる吐出圧に基づいてボール弁体５３が後退移動してバルブボディ５１側のバルブシートに押し付けられる。これによって、導入ポート５５と給排ポート５８が連通状態となると共に、給排ポート５８とドレンポート５９の連通が遮断される。
〔オイルポンプの作用〕
　以下に、本実施形態に係るオイルポンプの作用について説明する。
　まず、オイルポンプの作用説明に入る前に、このオイルポンプ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６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ＶＴＣの要求油圧に相当する機関要求油圧を示している。Ｐ２は、ピストンの冷却に供するオイルジェットの要求油圧に相当する機関要求油圧及び機関高回転時の前記クランクシャフトの軸受部の潤滑に要する機関要求油圧を示している。これら点Ｐ１～Ｐ２を実線により繋いだものが、内燃機関の機関回転数に応じた理想的な必要油圧（吐出圧）Ｐを表している。
　また、同図中におけるＰｃは、セット荷重Ｋに基づくコイルばね２３の付勢力に抗してカムリング５が同心方向へ移動を開始するカムリング作動油圧を示している。Ｐｓは、セット荷重Ｋ１に基づくバルブスプリング３４の付勢力に抗してスプール弁体３３が一端側の位置から他端側の位置へと移動を開始し、第１ドレンポート６５の開口が始まるスプール作動油圧を示している。
　このような設定から、機関始動から低回転域までの回転域に相当する図６中の区間ａでは、電磁切換弁５０のソレノイド５６に励磁電流が通電され、導入ポート５５と給排ポート５８の連通が遮断される。一方、給排ポート５８とドレンポート５９が連通する。これにより、第２制御油室２２（パイロット弁３０）側には吐出圧Ｐが導入されない。したがって、パイロット弁３０のスプール弁体３３は、図１に示す最大左側の位置に保持されることとなる。この結果、第２制御油室２２内のオイルは、下流側通路６２ａ及び油通路５４を介してソレノイドバルブ５０のドレンポート５９からオイルパン４３内に排出され、第１制御油室２１のみに吐出圧Ｐが供給される。この機関回転域では、吐出圧（機関内油圧）Ｐがカムリング作動油圧Ｐｃよりも低い状態となっている。このため、カムリング５が最大偏心状態に保持されて、吐出圧Ｐは機関回転数にほぼ比例するかたちで増大する特性となる。
　その後、機関回転数が上昇して吐出圧Ｐがカムリング作動油圧Ｐｃに到達すると（図６参照）、ソレノイド５６への通電状態が維持され、引き続き第１制御油室２１のみに吐出圧Ｐが供給される。これにより、第１制御油室２１の内圧に基づく付勢力がコイルばね２３の付勢力に打ち勝ち、カムリング５が同心方向へと移動を始める。この結果、前述したカムリング５が最大偏心状態にあるときと比べて、この吐出圧Ｐの増加量が小さくなる（図６中の区間ｂ）。
　機関回転数がさらに上昇し、機関運転状態において機関要求油圧Ｐ２が必要になると（図６参照）、ソレノイド５６への通電が遮断され、導入ポート５５と給排ポート５８が連通する。一方、給排ポート５８とドレンポート５９の連通が遮断される（図６中の時点Ｘ）。この結果、制御圧導入通路６０から第２導入通路６２へ供給される吐出圧Ｐが下流側通路６２ａを介してパイロット弁３０側へと導かれる。このとき、吐出圧Ｐは未だスプール作動油圧Ｐｓに達していなければ、パイロット弁３０のスプール弁体３３は一端側に位置することとなり(図１に示す位置)、連通油路６７を通じて中径部３１ｂと給排ポート６４が連通するので、吐出圧が第２制御油室２２へと供給される。これにより、コイルばね２３の付勢力と第２制御油室２２の内圧に基づく付勢力との合力からなる偏心方向の付勢力が、第１制御油室２１の内圧に基づく同心方向の付勢力を上回る。このため、カムリング５は、偏心方向へと押し戻されて、吐出圧Ｐの増加量が再び大きくなり、高圧特性となる(図中の区間ｃ)。
　その後、かかる増大特性に基づき吐出圧Ｐが上昇してスプール作動油圧Ｐｓに到達すると、パイロット弁３０によって導入ポート６３より吐出圧Ｐが圧力室６８に導入される、この吐出圧Ｏによってスプール弁体３３が、バルブスプリング３４の付勢力に抗してプラグ３２側へと移動し、その位置が一端側から他端側へと切り替わる。
　これにより、連通油路６７のバルブ収容部３１ａ側開口が第１ランド部３３ａによって遮断される。同時に、中継室３１ｂを介して給排ポート６４と第１ドレンポート６５が連通することによって、第２制御油室２２内のオイルは排出することにより減圧され、吐出圧Pよりも低くなる。この結果、第１制御油室２２の内圧に基づく同心方向の付勢力がコイルばね２３の付勢力と第２制御油室２２の内圧に基づく付勢力との合力からなる偏心方向の付勢力を上回って、カムリング５が図４及び図５に示すように同心方向へ移動することにより、吐出圧Ｐが減少する。
　すると、この吐出圧Ｐの減少によりスプール弁体３３の一端に作用する油圧（吐出圧Ｐ）がスプール作動油圧Ｐｓを下回ると、この吐出圧Ｐによる付勢力にバルブスプリング３４の付勢力が打ち勝ち、スプール弁体３３が導入ポート６３側へと移動する。これにより、パイロット弁３０の連通油路６７と給排ポート６４が連通して、第２制御油室２２に再び第２吐出圧が供給される。この結果、カムリング５は、偏心方向へと押し戻されて、吐出圧Ｐが再び増大して高圧特性(図６の区間ｄ)となる。
　その後、この吐出圧Ｐの増大によって、スプール弁体３３の一端に作用する油圧がスプール作動油圧Ｐｓを上回ると、このスプール弁体３３がバルブスプリング３４の付勢力に抗して再び他端側へと移動する。これにより、前述のように、第２制御油室２２内のオイルは排出されて、第１制御油室２１のみに吐出圧Ｐが供給される。この結果、第１制御油室２２の内圧に基づく同心方向の付勢力がコイルばね２３の付勢力と第２制御油室２２の内圧に基づく付勢力との合力からなる偏心方向の付勢力を上回って、カムリング５が同心方向へ移動する。これにより、吐出圧Ｐが再び減少する。
　このように、オイルポンプは、パイロット弁３０のスプール弁体３３によって、第２制御油室２２に連通する給排ポート６４と連通油路６７又は第１ドレンポート６５との接続が連続的に交互に切り替わることにより、吐出圧Ｐがスプール作動油圧Ｐｓに維持されるように調整されることとなる。
　このとき、かかる調圧は、パイロット弁３０における給排ポート６４の切換によって行われるため、コイルばね２３のばね定数による影響を受けることがない。また、調圧は、給排ポート６４の切換に係るスプール弁体３３の極狭いストロークの範囲で行われるため、バルブスプリング３４のばね定数による影響を受けるおそれもない。その結果、本区間では、オイルポンプの吐出圧Ｐが機関回転数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。
　したがって、本実施形態に係るオイルポンプは、パイロット弁３０による調圧制御に基づき、高い所定圧（スプール作動油圧Ｐｓ）に維持することが要請される機関回転域（図６中の区間ｄ）において、吐出圧Ｐをこの高圧に維持することができる。
　また、本実施形態では、前記カムリング５の第２、第３シール部４５，４６の径方向の幅長さＷ２を、第１シール面４４の径方向の幅長さＷ１よりも大きく設定したことから、前述したポンプ作動中において、例えば高油温時などオイルの粘性が低い場合であっても、前記第２、第３シール部４５，４６によるシール機能が十分に発揮されることから、前記吐出側領域における各ポンプ室１３内の高圧なオイルの第２制御油室２２や低圧室４１内への漏れを十分に抑制することができる。
　すなわち、前記従来技術のように、前記第２、第３シール部４５，４６の径方向の幅長さＷ２が第１シール面４４の同じく比較的小さい場合には、シール面積を十分に確保することができないことから、吐出側領域での各ポンプ室１３内の高圧なオイルが特に第２制御油室２２内に漏れ出てしまうおそれがある。一方、前記低圧制御時や高圧制御時には、前記電磁切換弁５０やパイロット弁３０の通路抵抗などによって第２制御油室２２から速やかにオイルを排出することができない。この結果、第２制御油室２２の内圧が高くなって、カムリング５を偏心方向へ揺動させてしまい、前記ポンプの制御圧力が意に反して上昇してしまうおそれがある(図６の太い破線参照)。
　そこで、本実施形態では、前述のように、第２、第３シール部４５，４６の径方向の幅長さＷ２を大きく形成することによって、シール面積を大きくして各ポンプ室１３から第２制御油室２２や低圧室４１内へのオイルの漏れを十分に抑制することができる。
　したがって、カムリング５を偏心方向へ意に反して移動させることがなくなることから、図６の実線で示すように、低圧制御時や高圧制御時においてもポンプの吐出圧をフラットな安定した状態に制御することが可能になる。
　しかも、本実施形態では、カムリング５の径方向の幅長さを全体に厚くするのではなく、第２、第３シール部４５，４６のみを部分的に厚くするだけである。したがって、低圧な吸入領域にある第１シール面４４側では、その径方向の幅長さＷ１が比較的薄く形成されていることから、カムリング５の重量の増加を抑制することができる。この結果、オイルポンプ全体の重量の増加を抑えることができる。
　また、本実施形態では、ポンプボディ１に低圧室４１を設けたことによって、カムリング５の前記第１制御油室２１に位置する第１受圧面５ｆが相対的に小さくなって、この第１受圧面５ｆの受圧面積が第２制御油室２２に位置する第２受圧面５ｇの受圧面積の方が大きくなっている。このため、前記吐出圧が高圧特性(図６のＰ２)の状態のときの例えば各ポンプ室１３内でのエアレーションやキャビティーションなどに起因してオイル内に混入した気泡によるカムリング５の挙動の不安定化を抑制することができる。
　また、低圧室４１内に、各ポンプ室１３の高圧オイルが例えば第３シール面４６を仮に通過したオイルや、このオイルと一緒に金属粉であるコンタミなどが流入して一旦捕集されるが、ここから連通孔４２を通ってオイルパン４３内に効率良く排出される。このため、ポンプ収容室３内のポンプ構成体などの各構成部品が、コンタミなどによる異常摩耗などの発生を抑制することができる。この結果、ポンプの耐久性を向上できる。
〔第２実施形態〕
　図７は本発明の第２実施形態を示し、オイルポンプの配置を第１実施形態のものに対して左右逆に配置すると共に、駆動軸４の回転方向が図中反時計方向(矢印方向)になっている。さらに、第１実施形態における低圧室４１を廃止したものである。なお、オイルポンプの基本構造は第１実施形態と同じであるから、同一の符番を付して具体的な説明は省略する。
　すなわち、この実施形態では、カムリング５が第１実施形態とは左右反対向きに配置されていると共に、これに伴い第１制御油室２１が図中右側に、第２制御油室２２が図中左側にそれぞれ配置されている。また、吸入ポート１１ａは、図中下側に位置して一部が第１制御油室２１と径方向でオーバーラップしている一方、吐出ポート１２ａは、図中上側に位置してその大部分が第２制御油室２２と径方向でオーバーラップしている。
　また、この実施形態では、吐出側領域としては、駆動軸４の回転方向における吐出ポート１２ａの始端Ｓから終端Ｆまでの間となっており、この領域内で第２シール面４５によって各ポンプ室１３と第２制御油室２２との間がシールされるようになっている。
　他の構成は第１実施形態と同じであるから、同一の作用効果が得られるが、低圧室を設けない分だけカムリング５の外周面に沿った第１制御油室２１の長さを大きくすることができる。これによって、第１制御油室２１が臨むカムリング５の第１受圧面５ｆの面積を大きくすることができるので、カムリング５の同心方向への移動制御が容易になり、さらに安定したポンプ吐出圧制御が可能になる。
〔第３実施形態〕
　図８は本発明の第３実施形態を示し、基本構造は第２実施形態に類似しているが、第１制御油室２１と第２制御油室２２の両方が前記ピボットピン９の右側に配置されていると共に、ピボットピン９の左側の油室４７は吸入ポート１１ａと連通した低圧室になっている。また、前記各実施形態におけるパイロット弁が廃しされている。そして、第２制御油室２２には、吐出通路１８から分岐した第２導入通路６２の下流側通路６２ａから電磁切換弁５０のみを介してポンプ吐出圧が給排制御されるようになっている。
　第２制御油室２２に供給されたポンプ吐出圧は、第１制御油室２１のポンプ吐出圧と協働して前記カムリング５をコイルばね２３のばね力に抗して図中時計方向へ、つまり同心方向へ揺動させるようになっている。
　一方、第１制御油室２１は、前記各実施形態と同じくポンプ吐出圧が第１導入通路６１から供給されている。また、この第１制御油室２１のカムリング５を介した内側の各ポンプ室１３は、吐出ポート１２ａに臨んでいる。したがって、カムリング５は、この部位に位置する内外面には第１制御油室２１内のポンプ吐出圧とポンプ構成体による圧縮初期の高油圧の両方のほぼ均一な圧力が内外面に作用している。
　したがって、カムリング５の前記第１制御油室２１と前記各ポンプ室１３との間における部位の径方向の幅長さＷ１は、十分に小さく形成されている。つまり、この部位では、内外でほぼ均一な油圧が作用することから第１シール面４４の幅長さＷ１は小さくても各ポンプ室１３から第１制御油室２１へのオイルの漏れは殆どない。
　なお、駆動軸４は、第２実施形態と同じく図中反時計方向(矢印方向)に回転するようになっている。
　本実施形態における吐出側領域としては、吸入ポート１１ａの終端Ｆ’から吐出ポート１２ａの始端Ｓまでの間とし、この間における前記カムリング５の第１シール面４５の径方向の幅長さＷ２が第１制御油室２１側の第１シール面４４の径方向の幅長さＷ１よりも十分に大きく形成されている。
　これによって、前記吐出側領域における各ポンプ室１３から第２制御油室２２へのオイルの漏れを抑制することができる。
　また、カムリング５は、第２シール面４５の径方向の幅長さＷ２は大きくなっているが、第１シール面４４の径方向の幅長さＷ１は小さくなっていることから、重量の増加を抑制できることは、各実施形態と同様である。
　本発明は、前記実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば、前記吐出側領域としては、前記各実施形態の場合以外に、ロータ６の回転方向における前記吐出ポート１２ａの終端Ｆから吸入ポート１１ａの始端Ｓ’までの間とすることも可能である。
　また、前記各実施形態では、第１シール面４４と第２シール面４５(４６)の径方向の幅長さＷ１，Ｗ２の対比を、平均の幅長さとしているが、両者の最大の幅長さ、あるいは最小の幅長さを対象とすることも可能である。
　さらに、前記各実施形態では、連通孔４２を、低圧側であるオイルパン４３(大気)に連通させているが、場合によっては吸入負圧が発生する前記吸入口１１ｃ側などに連通させることも可能である。
　さらに、前記低圧室４１は、凹溝４０を介して比較的大きな円弧状に形成されているが、コンタミなどを流入、捕集できる大きさであれば良く、さらに小さく形成することも可能である。
　前記ポンプハウジングを、機関のシリンダブロックなどに取り付ける際におけるその向きは任意に選択でき、例えば機関などの大きさや仕様などに応じて自由に変更することも可能である。
　前記各実施形態では、前記カムリング５を揺動させることで吐出量を可変にする形態を例に説明しているが、この吐出量を可変にする手段としては、前記揺動に係る手段のみならず、例えばカムリング５を径方向へと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。
　なお、前記各実施形態では、オイルポンプとして、ベーン型ポンプを用いているが、例えばギヤポンプを用いることも可能である。
　以上説明した実施形態に基づく可変容量形ポンプとしては、例えば、以下に述べる態様のものが考えられる。
　可変容量形ポンプは、その一つの態様において、回転駆動されるロータと、該ロータの外周部に出没可能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によって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して内周中心が変化するように移動することによって前記ロータの回転時における前記各作動油室の容積変化量を変更させる円環状の可動部材と、内部に前記ロータやベーン及び可動部材を収容し、対向する両内側面に前記可動部材の軸方向の両端面が摺接自在なポンプハウジングと、前記ポンプハウジングの前記両内側面の少なくとも一方側に形成され、前記ロータが回転駆動することによって前記各作動油室の容積が増大する吸入側領域に開口形成された吸入部と、前記ポンプハウジングの前記両内側面の少なくとも一方側に形成され、前記ロータが回転駆動することによって前記各作動油室の容積が減少する吐出側領域に開口形成された吐出部と、前記吐出部から吐出された吐出圧が供給されることによって、その内圧により前記各作動油室の容積変化量を減少させる方向へ前記可動部材に力を付与する第１制御油室と、切換機構によって前記吐出圧が選択的に給排、または供給が遮断されることによって、前記各作動油室の容積変化量を変化させる方向へ前記可動部材に力を付与する第２制御油室と、前記ポンプハウジングの両内側面に摺動する前記可動部材の両端面に形成されて、前記各作動油室と前記第１制御油室との間をシールする第１シール部と、前記可動部材の両端面に形成されて、前記吐出側領域において、前記各作動油室と第２制御油室との間をシールすると共に、径方向の幅長さが前記第１シール部の径方向の幅長さよりも大きく形成された第２シール部と、を備えている。
　前記可変容量形ポンプの好ましい態様として、前記第２制御油室は、前記吐出部から供給された作動油によって前記各作動油室の容積変化量を増加させる方向へ前記可動部材に力を付与している。
　さらに別の好ましい態様として、前記第２シール部の径方向の平均幅長さを、前記第１制御油室の径方向の平均幅長さよりも長く形成した。
　さらに別の好ましい態様として、前記第２シール部の径方向の最小幅長さを、前記第１シール部の径方向の最小幅長さよりも長く形成した。
　さらに別の好ましい態様として、前記第２シール部の径方向の最大幅長さを、前記第１シール部の径方向の最大幅長さよりも長く形成した。
　さらに別の好ましい態様として、前記吸入部と吐出部は、前記可動部材の移動方向に沿って円弧状に形成されていると共に、前記ロータの回転方向における前記吸入部の終端と前記吐出部の終端との間を前記吐出側領域とし、この吐出側領域における前記作動油室と前記第２制御油室との間をシールする前記第２シール部の径方向の幅長さは、前記第１シール部の径方向の幅長さよりも大きく形成されている。
　さらに別の好ましい態様として、前記可動部材は、揺動支点を中心に揺動することによって、前記各作動油室の容積を増減変化させるカムリングである。
　さらに別の好ましい態様として、前記可動部材の揺動支点と前記第１制御油室との間に設けられ、低圧側に連通する第３制御油室とを備え、前記吐出側領域における前記作動油室と前記第３制御油室との間をシールする前記可動部材の両端面に形成された前記第３シール部の径方向の幅長さを、前記第１シール部の径方向の幅長さよりも大きく形成した。
　さらに別の好ましい態様として、前記第２シール部の径方向の幅長さは、約３．５ｍｍ以上に形成されている。
　さらに別の好ましい態様として、前記吐出側領域を、前記ロータの回転方向における前記吐出部の始端から終端までの間とした。
　さらに別の好ましい態様として、前記吐出側領域を、前記ロータの回転方向における前記吐出部の終端から前記吸入部の始端までの間とした。
　さらに別の好ましい態様では、前記吐出側領域を、前記ロータの回転方向における前記吸入部の終端から前記吐出部の始端までの間とした。
　さらに可変容量形ポンプの別の好ましい態様として、複数のポンプ室の容積が変化して吸入部から吸入された作動液を吐出部から吐出するポンプ構成体をポンプ収容室に収容したポンプハウジングと、前記ポンプ収容室内に配置され、移動することによって前記複数のポンプ室の容積変化量を変更させる円環状の可動部材と、前記吐出部から吐出された作動液が供給されることによって、前記複数のポンプ室の容積を減少させる方向へ前記可動部材に付勢力を付与する第１制御油室と、前記吐出部から通路を介して作動液が選択的に給排または供給が遮断されることによって、前記複数のポンプ室の容積を変化させる方向へ前記可動部材を制御する第２制御油室と、前記吐出部からの作動液の吐出圧に応じて前記第２制御油室への油圧の給排を制御する制御機構と、該制御機構と吐出部との間に形成される制御圧導入通路上に設けられ、吐出された作動液の前記制御機構側への導入を切り換え制御する切換機構と、前記ポンプハウジングの対向する内側面に摺動する前記可動部材の両端面に形成され、前記吸入部側において前記各ポンプ室と前記第１制御油室との間をシールする第１シール部と、前記ポンプハウジングの内側面に摺動する前記可動部材の両端面に形成され、前記吐出部側において前記各ポンプ室と第２制御油室との間をシールする第２シール部と、を備え、
　前記吐出部側における各ポンプ室から前記第２シール部を介して第２制御油室へリークする作動液のリーク量を、前記吸入部側における各ポンプ室から前記第１シール部を介して第１制御油室へリークする作動液のリーク量よりも少なくした。
　さらに別の好ましい態様として、前記可動部材の第２シール部の径方向の幅長さを、前記第１シール部の径方向の幅長さよりも大きく形成した。

Claims (14)

  1. 　回転駆動されるロータと、
    　該ロータの外周部に出没可能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によって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して内周中心が変化するように移動することによって前記ロータの回転時における前記各作動油室の容積変化量を変更させる円環状の可動部材と、
    　内部に前記ロータやベーン及び可動部材を収容し、対向する両内側面に前記可動部材の軸方向の両端面が摺接自在なポンプハウジングと、
    　前記ポンプハウジングの前記両内側面の少なくとも一方側に形成され、前記ロータが回転駆動することによって前記各作動油室の容積が増大する吸入側領域に開口形成された吸入部と、
    　前記ポンプハウジングの前記両内側面の少なくとも一方側に形成され、前記ロータが回転駆動することによって前記各作動油室の容積が減少する吐出側領域に開口形成された吐出部と、
    　前記吐出部から吐出された吐出圧が供給されることによって、その内圧により前記各作動油室の容積変化量を減少させる方向へ前記可動部材に力を付与する第１制御油室と、
    　切換機構によって前記吐出圧が選択的に給排、または供給が遮断されることによって、前記各作動油室の容積変化量を変化させる方向へ前記可動部材に力を付与する第２制御油室と、
    　前記ポンプハウジングの両内側面に摺動する前記可動部材の両端面に形成されて、前記各作動油室と前記第１制御油室との間をシールする第１シール部と、
    　前記可動部材の両端面に形成されて、前記吐出側領域において、前記各作動油室と第２制御油室との間をシールすると共に、径方向の幅長さが前記第１シール部の径方向の幅長さよりも大きく形成された第２シール部と、
    　を備えたことを特徴とする可変容量形ポンプ。
  2. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２制御油室は、前記吐出部から供給された吐出圧によって前記各作動油室の容積変化量を増加させる方向へ前記可動部材に力を付与することを特徴とする可変容量形ポンプ。
  3. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２シール部の径方向の平均幅長さを、前記第１制御油室の径方向の平均幅長さよりも長く形成したことを特徴とする可変容量形ポンプ。
  4. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２シール部の径方向の最小幅長さを、前記第１シール部の径方向の最小幅長さよりも長く形成したことを特徴とする可変容量形ポンプ。
  5. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２シール部の径方向の最大幅長さを、前記第１シール部の径方向の最大幅長さよりも長く形成したことを特徴とする可変容量形ポンプ。
  6. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記吐出側領域は、前記ロータの回転方向における前記吸入部の終端と前記吐出部の終端との間に形成されていることを特徴とする可変容量形ポンプ。
  7. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記吐出側領域を、前記ロータの回転方向における前記吐出部の始端から終端までの間としたことを特徴とする可変容量形ポンプ。
  8. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記吐出側領域を、前記ロータの回転方向における前記吐出部の終端から前記吸入部の始端までの間としたことを特徴とする可変容量形ポンプ。
  9. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記吐出側領域を、前記ロータの回転方向における前記吸入部の終端から前記吐出部の始端までの間としたことを特徴とする可変容量形ポンプ。
  10. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記可動部材は、揺動支点を中心に揺動することによって、前記各作動油室の容積変化量を増減変化させるカムリングであることを特徴とする可変容量形ポンプ。
  11. 　請求項１０に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記可動部材の移動支点と前記第１制御油室との間に設けられ、低圧側に連通する第３制御油室を備え、
    　前記吐出側領域における前記作動油室と前記第３制御油室との間をシールする前記可動部材の両端面に形成された前記第３シール部の径方向の幅長さは、前記第１シール部の径方向の幅長さよりも大きく形成されていることを特徴とする可変容量形ポンプ。
  12. 　請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２シール部の径方向の幅長さは、約３．５ｍｍ以上に形成されていることを特徴とする可変容量形ポンプ。
  13. 　複数のポンプ室の容積が変化して吸入部から吸入された作動液を吐出部から吐出するポンプ構成体をポンプ収容室に収容したポンプハウジングと、
    　前記ポンプ収容室内に配置され、移動することによって前記複数のポンプ室の容積変化量を変更させる可動部材と、
    　前記吐出部から吐出された作動液が供給されることによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を減少させる方向へ前記可動部材に付勢力を付与する第１制御油室と、
    　前記吐出部から通路を介して作動液が選択的に給排または供給が遮断されることによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を変化させる方向へ前記可動部材を制御する第２制御油室と、
    　前記吐出部からの作動液の吐出圧に応じて前記第２制御油室への油圧の給排を制御する制御機構と、
    　該制御機構と吐出部との間に形成される制御圧導入通路上に設けられ、吐出された作動液の前記制御機構側への導入を切り換え制御する切換機構と、
    　前記ポンプハウジングの対向する内側面に摺動する前記可動部材の両端面に形成され、前記吸入部側において前記各ポンプ室と前記第１制御油室との間をシールする第１シール部と、
    　前記ポンプハウジングの内側面に摺動する前記可動部材の両端面に形成され、前記吐出部側において前記各ポンプ室と第２制御油室との間をシールする第２シール部と、
    　を備え、
    　前記吐出部側における各ポンプ室から前記第２シール部を介して第２制御油室へリークする作動液のリーク量を、前記吸入部側における各ポンプ室から前記第１シール部を介して第１制御油室へリークする作動液のリーク量よりも少なくしたことを特徴とする可変容量形ポンプ。
  14. 　請求項１３に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記可動部材の第２シール部の径方向の幅長さを、前記第１シール部の径方向の幅長さよりも大きく形成したことを特徴とする可変容量形ポンプ。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2021124098A (ja) * 2020-02-07 2021-08-30 日立Astemo株式会社 可変容量形ポンプ

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US11635076B2 (en) * 2021-01-22 2023-04-25 Slw Automotive Inc. Variable displacement vane pump with improved pressure control and range
CN114110398B (zh) * 2021-11-30 2023-03-24 湖南机油泵股份有限公司 一种能减小压力波动的变量机油泵

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000104671A (ja) * 1998-09-28 2000-04-11 Kayaba Ind Co Ltd 可変容量型ベーンポンプ
JP2012122389A (ja) * 2010-12-08 2012-06-28 Hitachi Automotive Systems Ltd 可変容量型ベーンポンプ
WO2014038302A1 (ja) * 2012-09-07 2014-03-13 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形オイルポンプ及びこれを用いたオイル供給システム

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10205461A (ja) * 1997-01-20 1998-08-04 Nachi Fujikoshi Corp 可変吐出量ベーンポンプ
JP5690238B2 (ja) * 2011-07-26 2015-03-25 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形オイルポンプ
JP6006098B2 (ja) 2012-11-27 2016-10-12 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
WO2014141013A1 (en) 2013-03-13 2014-09-18 Magna Powertrain Inc. Vane pump with multiple control chambers
JP6289943B2 (ja) * 2014-03-10 2018-03-07 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
JP2016104967A (ja) * 2014-12-01 2016-06-09 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形オイルポンプ

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000104671A (ja) * 1998-09-28 2000-04-11 Kayaba Ind Co Ltd 可変容量型ベーンポンプ
JP2012122389A (ja) * 2010-12-08 2012-06-28 Hitachi Automotive Systems Ltd 可変容量型ベーンポンプ
WO2014038302A1 (ja) * 2012-09-07 2014-03-13 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形オイルポンプ及びこれを用いたオイル供給システム

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3428450A4 *

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2021124098A (ja) * 2020-02-07 2021-08-30 日立Astemo株式会社 可変容量形ポンプ
JP7324158B2 (ja) 2020-02-07 2023-08-09 日立Astemo株式会社 可変容量形ポンプ

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