CN102032019A - 控制阀和使用该控制阀的可变容量式泵、及内燃机的油压回路 - Google Patents

Abstract

本发明涉及控制阀和使用该控制阀的可变容量式泵、及内燃机的油压回路。本发明提供能够抑制可变容量式泵对主油道的喷出流量降低的控制阀。控制阀(22)，其设于油压回路(4)，利用导入部侧压力使阀体(29)移动来控制向主油道(20)的油流量，油压回路(4)具备：从根据油的喷出压而喷出流量变化的可变容量式泵(19)导入油的供给通路(15)、从供给通路下游侧的主通路部(15b)分支而向配气相位正时控制装置供给油的分支通路(21)。该控制阀被设定为使所述阀体抵抗阀簧30的弹力而开始后退移动的导入部侧的压力(Pv)比可变容量式泵的油喷出流量进行变化的第一阶段油压(P₃)低，阀体先打开而向主油道供给油。

Description

控制阀和使用该控制阀的可变容量式泵、及内燃机的油压回路

技术领域

本发明涉及例如将从油泵喷出的油分别分流供给到内燃机的各润滑部和配气相位正时控制装置等的可变气门机构的控制阀、使用该控制阀的可变容量式泵、以及内燃机的油压回路的技术。

背景技术

成为油压式的配气相位正时控制等的油压促动器的驱动源的油压，利用从连通油泵和主油道的连通路分支的分支通路来确保所述油压，但针对提高油压促动器即配气相位正时控制装置等的动作响应性、特别是内燃机启动之后的动作响应性的要求越来越高，在这种情况下，必须增大油泵的泵容量。

因此，如以下的专利文献1所记载的技术，在分支通路的下游侧的油通路设置利用油压进行开闭动作的控制阀，并进行如下控制，即，在内燃机启动时等，在油泵的喷出压低时，优先向配气相位正时控制装置供给油，在喷出压变高时，打开控制阀，使向主油道的喷出流量增大。

专利文献1：(日本)特开昭57-173273号公报

然而，在所述专利文献1记载的技术中，在作为油泵代替通常的油泵而使用可变容量式泵的情况下，进行如下控制，即，在所述控制阀动作之前，可变容量式泵进行动作，使整体的泵喷出量减少。因此，存在如下技术课题，即，导致对所述主油道的供给量、即向内燃机的各润滑部的油供给量降低。

发明内容

本发明的目的在于，提供即使在使用所述可变容量式泵的情况下、也能够总是充分获得向主油道的油供给量的控制阀及可变容量式泵等。

本发明的第一方面提供一种控制阀，其设于油压回路中，所述油压回路具备：导入部，所述导入部是从根据油的喷出压使喷出流量变化的可变容量式泵导入油；主通路部，所述主通路部设于所述导入部的下游侧，与向内燃机的各滑动部供给油的供给部连通；以及分支通路，所述分支通路从所述主通路部分支，向油压促动器供给油；所述控制阀通过利用所述导入部侧的压力使阀体进行移动来控制向所述供给部的油流量，所述控制阀的特征在于，

所述阀体开始进行移动的所述导入部侧的压力、比所述可变容量式泵的喷出流量开始进行变化的压力要低。

本发明的第二方面提供一种可变容量式泵，其向油压回路的导入部喷出油，所述油压回路具备：所述导入部，其导入油；主通路部，所述主通路部设于所述导入部的下游侧，与向内燃机的各滑动部供给油的供给部连通；分支通路，所述分支通路从所述主通路部分支，向油压促动器供给油；以及控制阀，所述控制阀通过利用上游侧的压力使阀体进行移动来控制向所述供给部的流量，所述可变容量式泵的特征在于，

构成为根据油的喷出压使喷出流量变化，所述油喷出流量开始变化的压力、比所述阀体开始进行移动的压力要高。

本发明的第三方面提供一种内燃机的油压回路，具备：导入部，所述导入部从根据油的喷出压使喷出流量可变的可变容量式泵导入油；主通路部，所述主通路部设于所述导入部的下游侧，与向内燃机的各滑动部供给油的供给部连通；分支通路，所述分支通路从所述主通路部分支，向油压促动器供给油；以及控制阀，所述控制阀通过利用所述导入部侧的压力使阀体进行移动来控制向所述供给部的油流量，所述内燃机的油压回路的特征在于，

所述阀体开始进行移动的所述导入部侧的压力、比所述可变容量式泵的喷出流量开始进行变化的压力要低。

根据本发明，即使使用可变容量式泵，也能够总是向主油道供给充分的润滑油。

附图说明

图1是表示应用本发明的控制阀的配气相位正时控制装置的局部剖面图。

图2是表示上述配气相位正时控制装置的最大提前角控制状态的图1的A-A线剖面图。

图3是表示上述配气相位正时控制装置的最大滞后角控制状态的图1的A-A线剖面图。

图4是本实施方式的控制阀的纵剖面图。

图5是表示利用上述控制阀将供给通路和主油道连通之前的纵剖面图。

图6是表示利用上述控制阀将供给通路和主油道连通之前的纵剖面图。

图7是本实施方式的可变容量式泵的剖面图。

图8是上述可变容量式泵的分解立体图。

图9是表示上述可变容量式泵的泵壳的正视图。

图10是表示上述可变容量式泵的动作的剖面图。

图11是表示上述可变容量式泵的动作的剖面图。

图12是现有的可变容量式泵的油压特性图。

图13是将现有的可变容量式泵和控制阀组合时的油压特性图。

图14是将本实施方式的可变容量式泵和控制阀组合时的油压特性图。

图15是将可变容量式泵的喷出流量变化的第一阶段的油压设定为控制阀的开阀油压以下时的油压特性图。

图16是表示第二实施方式的控制阀的剖面图。

图17是表示上述实施方式的控制阀的作用的剖面图。

图18是表示第三实施方式的控制阀的剖面图。

图19是表示上述实施方式的控制阀的作用的剖面图。

图20是表示第四实施方式的控制阀的剖面图。

图21是表示上述实施方式的控制阀的作用的剖面图。

标记说明

1凸轮轴

2定时链轮

3叶片部件

4油压回路

13第一油压通路

14第二油压通路

15供给通路

15a导入部

15b主通路部

16排放通路

17电磁切换阀

19可变容量式泵

20主油道(供给部)

20b圆环槽

21分支通路

22控制阀

23节流通路

24过滤器

27控制器

28阀孔

29阀体

29a隔壁

29b开口孔

29c第一受压面

30阀簧(施力部件)

31空气排出孔

41泵壳

45凸轮环

46叶片环

47吸入口

48喷出口

51叶片

57臂

58缸体

60第一螺旋弹簧

61第二螺旋弹簧

62第一柱塞

63第二柱塞

具体实施方式

下面，根据附图详细说明本发明的控制阀和可变容量式泵及内燃机的油压回路的实施方式。

本实施方式中，作为油压促动器使用对内燃机的例如进气门的开闭时期根据内燃机运转状态进行可变控制的配气相位正时控制装置，作为该配气相位正时控制装置的驱动源使用从向内燃机的各润滑部供给润滑油的可变容量式泵喷出的油。

如图1～图3所示，所述配气相位正时控制装置是所谓的叶片式，其包括：定时链轮2，所述定时链轮2由内燃机的曲轴向图2、图3的箭头方向被旋转驱动，将该旋转驱动力传递给凸轮轴1；叶片部件3，所述叶片部件3被固定于所述凸轮轴1的端部，被旋转自如地收容于定时链轮2内；以及油压回路4，所述油压回路4通过油压使该叶片部件3正向逆向旋转。

所述定时链轮2包括：将所述叶片部件3旋转自如地收容的壳体5、封堵该壳体5的前端开口的圆板状的前罩6、封堵壳体5的后端开口的大致圆板状的后罩7，这些壳体5及前罩6、后罩7通过四根小径螺栓8沿凸轮轴1的轴向一体地且一起进行紧固而被固定。

所述壳体5呈将前后两端形成开口的圆筒状，在内周面的周向的相隔约90°位置朝向内方突出设置有四个隔壁即制动蹄5a。

该各制动蹄5a横截面大致为梯形，在大致中央位置沿轴向贯通形成有所述各螺栓8的轴部穿进的四个螺栓穿进孔5b，并且，在各内端面沿轴向形成切口的保持槽内嵌合保持有コ字形的密封部件8和将该密封部件8向内方推压的图示以外的板簧。

所述前罩6形成为圆盘板状，在中央穿设有较大径的贯通孔6a，并且，在外周部在与所述各制动蹄5a的各螺栓穿进孔5b相对应的位置穿设有图示以外的四个螺栓孔。

在所述后罩7的外周侧一体设有所述定时链轮啮合的齿轮部7a，并且，在大致中央沿轴向贯通形成有大径的轴承孔7b。此外，在后端部一体设有卷绕向辅助机构等传递动力的其它链的齿轮部7c。

所述叶片部件3具备：中央具有螺栓穿进孔的圆环状的叶片转子3a、以及在该叶片转子3a的外周面周向相隔大致90°位置一体设置的四个叶片3b。

所述叶片转子3a，其前端侧的小径筒部的前端与所述前罩6的贯通孔6a附近的内侧面旋转自如地滑动接触，另一方面，其后端侧的小径的圆筒部经由所述后罩7的轴承孔7b旋转自如地支承定时链轮2整体。

此外，叶片部件3利用从轴向穿进所述叶片转子3a的螺栓穿进孔的凸轮螺栓9沿轴向被固定在凸轮轴1的前端部。

所述各叶片3b之中的三个叶片形成为较细长的长方体形状，另一个叶片形成为宽度较大的梯形，所述三个叶片3b各自的宽度设定为大致相同，与之相对，另一个叶片3b的宽度被设定为比所述三个叶片大，从而取得叶片部件3整体的重量平衡。

此外，各叶片3b配置于各制动蹄5a之间，并且，在各外表面的轴向形成的细长保持槽内分别嵌合保持有与所述壳体5的内周面滑动接触的コ字形的密封部件10及将该密封部件10向壳体5的内周面方向推压的板簧。

此外，在该各叶片3b的两侧与各制动蹄5a的两侧面之间分别分隔形成有四个滞后角侧油压室11和提前角侧油压室12。

如图1所示，所述油压回路4具有：对于所述各滞后角油压室11供给排泄工作油的油压的第一油压通路13、对于所述各提前角侧油压室12供给排泄工作油的油压的第二油压通路14这两系统的油压通路。

供给通路15和排放通路16分别经由通路切换用的电磁切换阀17连接到该两油压通路13、14。

在所述供给通路15设有对油盘18内的油进行压送的所述可变容量式泵19，另一方面，排放通路16的下游端与油盘18连通。

此外，如图4～图6所示，所述供给通路15在通路中途具有导入部15a和主通路部5b，在所述主通路部15b的下游侧连接有向内燃机的各润滑部供给润滑油(油)的供给部即主油道20，另一方面，连接有从所述主通路部15b分支经由所述电磁切换阀17向所述两油压通路13、14供给油的分支通路21。

此外，在所述主通路部15b和主油道20之间设有根据所述可变容量式泵19的喷出压控制向所述主油道20的油供给量的控制阀22，并且，在所述主通路部15b和主油道20之间连接有小径的节流通路23，所述节流通路23在所述控制阀22关闭时，将该控制阀22旁通，将主通路部15b的油向主油道20供给。

此外，在所述主通路部15b的所述控制阀22的上游侧设置有捕获向该控制阀22流入的油内的灰尘等的油过滤器24。

所述第一、第二油压通路13、14形成于圆柱状的通路构成部25内部，该通路构成部25的一端部经由所述前罩6的贯通孔6a穿进配置于所述叶片转子3a的筒状部3c内，另一方面，其另一端部与所述电磁切换阀17连接。

此外，在所述通路构成部25的一端部的外周面与筒状部3c的内周面之间嵌装固定有将各油压通路13、14的一端侧之间隔开密封的三个环状密封部件26。

如图1所示，所述第一油压通路13具备：形成于所述筒状部3c的凸轮轴1侧端部的油室13a、和大致放射状地形成于叶片转子3a的内部并将油室13a和各滞后角侧油压室11连通的四条分支路13b。

另一方面，第二油压通路14具备：由通路构成部25的一端部内阻挡且形成于该一端部外周面的环状室14a、以及大致L形弯曲形成于叶片转子3a的内部并将所述环状室14a和各提前角侧油压室12连通的第二油路14b。

所述电磁切换阀17为四端口三位置(position)型，内部的阀体对各油压通路13、14和供给通路15及排放通路16进行相对切换控制，并且，根据来自控制器27的控制信号进行切换动作。

该电磁切换阀17，在控制电流未作用的情况下，使供给通路15和与滞后角侧油压室11连通的第一油压通路13连通，使排放通路16和与提前角侧油压室12连通的所述第二油压通路14连通。此外，通过电磁切换阀17内的螺旋弹簧形成机械作用的位置。

该控制器27，根据来自图示以外的曲柄角传感器及空气流量计等各种传感器等的信息信号检测内燃机运转状态，并且，根据来自图示以外的曲柄角传感器及凸轮轴角度传感器的信号检测定时链轮2和凸轮轴1的相对旋转位置，输出所述电磁切换阀17的控制电流。

如图4～图6所示，所述控制阀22主要包括：圆柱状的阀孔28，所述阀孔28穿设于内燃机的缸体的内部，形成于所述主通路部15b的下游侧；大致圆筒状的阀体29，所述阀体29滑动自如地设置在该阀孔28内；以及将该阀体29向关闭方向进行施力的施力部件即阀簧30。

所述阀孔28，前端部从轴向连通所述主通路部15b，并且，在轴向的大致中央位置临近设置有所述主油道20的一端开口20a。该一端开口20a经由形成于阀孔28周围的圆环槽20b与所述阀孔28连通。

所述阀体29，在轴向的大致中央位置一体设有园盘状的隔壁29a，并且，在主通路部15b侧的前端部周壁沿径向贯通形成有多个开口孔29b，该各开口孔29b根据阀体29的滑动位置与所述圆环槽20b连通。此外，所述隔壁29a的下端面构成为承受从所述主通路部15b导入的油压的第一受压面29c。

所述阀簧30，上端与所述阀孔28的底面弹性接触，另一方面，下端与所述隔壁29a的上表面弹性接触，在所述主通路部15b内的油压为规定油压以下的情况下，利用其弹力将所述阀体29向下方向施力，阻断开口孔29b和圆环槽20b的连通，即，由比阀体29的隔壁29a靠向上端部的周壁将圆环槽20b封闭。

此外，位于所述阀孔28的后端部的收容阀簧30的收容室28a经由空气排出孔31与外部连通，由此，确保阀体29的良好的滑动性。

当从所述可变容量式泵19向供给通路15喷出的油从主通路部15b对于阀体29的第一受压面29a作用其压力，并且该压力比所述阀簧30的设定负荷大时，则阀体29进行后退移动，使所述各开口孔29b和圆环槽29b连通(参照图6)。由此，将供给通路15内的喷出油经由阀体29供给向主油道20。

此外，喷出向所述供给通路15的油直接通过分支通路21持续用于配气相位正时控制装置的动作。

此外，在所述叶片部件3和壳体5之间设置有相对于该壳体5限制叶片部件3的旋转及解除该限制的限制机构即锁定机构。

如图1所示，该锁定机构包括：滑动用孔32，所述滑动用孔32设于所述宽度大的一个叶片3b和后罩7之间，沿所述叶片3b的内部的凸轮轴1的轴向形成；有盖圆筒状的锁定销33，所述锁定销33滑动自如地设于该滑动用孔32内部；卡合孔34a，所述卡合孔34a设置在被固定于所述后罩7所具有的固定孔内的横截面杯状的卡合孔构成部34，用于所述锁定销33的锥状前端部33a进行卡止脱离；以及弹簧部件36，所述弹簧部件36被保持在固定于所述滑动用孔32底面侧的弹簧保持件35，将锁定销33向卡合孔34a方向施力。

此外，经由图示以外的油孔直接向所述卡合孔34a供给所述滞后角侧油压室11内的油压或可变容量式泵19的油压。

而且，所述锁定销33在所述叶片部件33旋转到最大滞后角侧位置时，其前端部33a通过所述弹簧部件36的弹力而与卡合孔34a卡合，将定时链轮2和凸轮轴1的相对旋转锁定。此外，由于从所述滞后角侧油压室11供给到卡合孔34a内的油压或可变容量式泵19的油压，使锁定销33后退移动，解除与卡合孔34a的卡合。

下面，对所述配气相位正时控制装置的基本动作进行说明，首先，在内燃机停止时，停止从控制器27对电磁切换阀17的控制电流的输出，使供给通路15和滞后角侧的第一油压通路13连通，并且，使排放通路16和第二油压通路14连通。此外，在内燃机停止的状态下，可变容量式泵19的油压不进行作用，供给油压也为零。

因此，叶片部件3由于对内燃机停止时的凸轮轴1作用的交变转矩而向滞后角侧旋转，一个宽幅叶片3b的一端面与相对的一个制动蹄5a的一侧面抵接，同时，所述锁定机构的锁定销27的前端部27a卡入卡合孔34a内，将叶片部件3稳定保持在最大滞后角位置。即，在最大滞后角位置，配气相位正时控制装置处于机械稳定的原始(デフオルト)位置，该原始位置成为内燃机可启动位置。

其中，原始位置是指在非动作时即未发出控制信号的情况下的机械性自动稳定的位置。

其次，在内燃机启动时，即当对点火开关进行接通操作时，使启动马达旋转驱动，使曲轴进行旋转，从控制器27向电磁切换阀17输出控制信号。由此，电磁切换阀17使供给通路15和第一油压通路13连通，并且，使排放通路16和第二油压通路14连通。

然后，随着从可变容量式泵19压送来的油压的上升，经由第一油压通路13向各滞后角侧油压室11供给油，另一方面，对滞后角侧油压室12，没有供给与内燃机停止时相同的油压，而从排放通路16将油压向油盘18内排泄，从而维持低压状态。

在此，在油压上升后，可以利用电磁切换阀17自如地进行叶片部件3的位置控制。即，伴随滞后角侧油压室11的油压上升，锁定机构的卡合孔43a内的油压也升高，锁定销33进行后退移动，其前端部33a从卡合孔43a脱出，从而容许叶片部件3相对壳体5的相对旋转，因此，可进行自如的叶片位置控制。

因此，之后，例如当转移到规定的低速旋转中负荷区域时，通过来自控制器27的控制信号使电磁切换阀17进行动作，使供给通路15和第二油压通路14连通，另一方面，使排放通路16和第一油压通路13连通。

因此，下次，滞后角侧油压室11内的油压通过第一油压通路13从排放通路16返回至油盘18内，使得该滞后角侧油压室11内成为低压，另一方面，油压向提前角侧油压室12内供给而使其成为高压。

因此，叶片部件3由于该提前角侧油压室12内的高压而向图中顺时针方向旋转，相对旋转至图3所示的位置，将凸轮轴1相对于定时链轮2的相对旋转相位转换到最大提前角侧。此外，通过将电磁切换阀17的位置设为中立位置，可以保持为任意的相对旋转相位。

此外，当从内燃机的低速旋转区域向通常的中速旋转区域进而向高速旋转区域切换时，通过对电磁切换阀17进行与内燃机启动时相同的控制，随着向提前角侧油压室12供给的油压降低，相反滞后角侧油压室11的油压上升，叶片部件3将定时链轮2和凸轮轴1的相对旋转相位转换向滞后角侧(参照图2)。

如图7～图11所示，所述可变容量式泵19具备：有盖圆筒状的泵壳41，所述泵壳41设于内燃机的缸体的前端部等，一端开口由罩42封堵；驱动轴43，所述驱动轴43贯通该泵壳41的大致中心部，由内燃机的曲轴旋转驱动；截面大致工字形的转子44，所述转子44旋转自如地被收容于所述泵壳41的内部，中心部与所述驱动轴43结合；摆动自如地配置于该转子44外周侧的可动部件即凸轮环45；以及小径的一对叶片环46、46，所述一对叶片环46、46滑动自如地配置于所述转子44内周部侧的两侧面。

所述泵壳44由铝合金材料一体形成，如图9所示，对于凹状的底面41a，由于凸轮环45的一侧面进行滑动，因此，针对平面度或表面粗糙度等进行精度高的加工，滑动范围通过机械加工形成。在泵壳41的内周面规定位置形成有成为所述凸轮环45的枢支点的大致圆弧凹槽状的支承座41b，并且，在从该支承座41b夹着壳体中心的大致相对的位置形成有凸轮环45的后述的密封部件54进行滑动接触的密封滑接面41c。该密封滑接面41c形成为以所述支承座41b为中心的半径而形成的圆弧面状。

由于所述支承座41b和密封滑接面41c形成为小的R曲面状，因此，可以利用较小的工具仅对该部位进行加工，从而谋求加工时间的缩短化。此外，在分别加工所述支承座41b和所述密封滑接面41c时，在底面41a侧形成大致心形的微小凹部41d和细长的微小凹部41e，因这些微小凹部41d、41e的存在，而不会对凸轮环45的摆动带来障碍。

此外，在泵壳41的底面41a，在所述密封滑接面41c侧的左侧形成有大致残月状的吸入端口47，并且，在所述支承座41b侧的右半部分大致相对地分别形成有大致残月状的喷出端口48。

如图9所示，所述吸入端口47与吸入图示以外的油盘内的润滑油的吸入口47a连通，另一方面，喷出端口48从喷出口48a经由所述的供给通路15与主油道20及分支通路21连通。此外，在形成于所述底面41a中央的驱动轴43的轴承孔41f的外周侧在圆周方向的等间隔位置形成有三个贮油部49，所述贮油部49暂时贮存从所述喷出端口48喷出的润滑油。从此经由轴承供油槽50向轴承孔41f供给润滑油，并且向转子44的两侧面及后述的叶片51的侧面供给润滑油，确保润滑性。

此外，所述罩42其内侧面在本实施方式中形成为平坦面，但在此也可以与所述底面41a相同地形成吸入口、喷出口、贮油部。此外，该罩42利用多个螺栓B被安装于泵壳41上。

所述驱动轴43利用从曲轴传递来的旋转力使转子44向图7中顺时针方向旋转，在图中左半部分为吸入行程，右半部分为喷出行程。

如图7及图8所示，所述转子44在从内部中心侧向外方放射状形成的多个开槽44a内进退自如地滑动保持叶片51，并且，在所述各开槽44a的内侧基端部分别形成有导入向所述喷出端口48喷出的喷出油压的截面大致圆形状的背压室52。

所述叶片51其各基端部与所述叶片环46的外周面自如滑动接触，并且，各前端部与所述凸轮环45的内周面45a自如滑动接触。此外，在各叶片51之间和凸轮环45的内周面、转子44的内周面、泵壳41的底面41a、罩42的内周面之间液密性地隔成有多个工作油室即泵室53。所述各叶片环46将所述各叶片51放射状向外方推出。

所述凸轮环45利用容易加工的烧结金属一体形成为大致圆筒状，在外周面的规定位置沿轴向一体设置有大致圆弧凸状的枢支部45a，所述枢支部45a与所述支承座41b嵌合而成为偏心摆动支点，并且，在与该枢支部45a大致相对的位置设置有在偏心摆动时与所述密封滑接面41c滑动接触的密封部件54。

该密封部件54由例如低磨损性的合成树脂材料沿凸轮环45的轴向细长地形成，并且，该密封部件54由于被固定于将凸轮环45的外周面圆弧状切开的保持槽45b内的橡胶制的弹簧部件55的弹力而被向前方、即密封滑接面41c推压。由此，确保后述的控制油室56的持续良好的液密性。

此外，在所述凸轮环45的外周面和所述枢支部45a及密封部件54、泵壳41的内周面之间隔成有大致残月状的控制油室56，并且，在凸轮环45的前端面形成有导入通路57，所述导入通路57向所述控制油室56导入从所述喷出端口48喷出的喷出油压。所述控制油室56利用从所述导入通路57导入的喷出油压，使凸轮环45以枢支部45a为支点向逆时针方向摆动，由此，减少相对于转子44的偏心量，使其向同心方向移动。此外，所述导入通路57也可以不形成在凸轮环45的前端面，而是以贯通周壁的形式形成。

此外，凸轮环45在外周面的与所述枢支部45a相反侧的位置一体设有向径向外侧突出的臂57。该臂57的前端侧的下表面57a形成为圆弧曲面状。

此外，所述泵壳41、驱动轴43及转子44、凸轮环45、吸入端口47、喷出端口48、叶片51等形成泵构成体。

另一方面，在所述泵壳41的与所述枢支部45a对称的相反侧部位设有经由所述臂57将凸轮环45向成为最大偏心量的方向持续施力的施力机构。

该施力机构主要包括：与泵壳41一体设置的由铝合金材料构成的有盖圆筒状的缸体58；将该缸体58的下端开口封堵的塞子59；并列被收容配置于缸体58内部的内外两套的压缩弹簧部件即内侧的第一螺旋弹簧60及外侧的第二螺旋弹簧61；配置于所述第一螺旋弹簧60的前端部和所述臂57的下表面57a之间的推压部件即第一柱塞62；以及配置于所述第二螺旋弹簧61的前端部侧并被所述缸体58的内周面58a滑动引导的抵接部件即第二柱塞63。

所述缸体58随着内周面58a从下端开口侧向上方移动而逐渐形成为三台阶状的缩径结构，在大径的下端开口的内周面形成有阴螺纹64a，所述阴螺纹64a与形成于所述塞子59外周的阳螺纹螺合，并且，在位于所述缸体58上部的中径部和小径部的边界部形成有所述第二柱塞63的外周缘进行抵接的圆环状的阻挡突部64b。此外，缸体58形成为，在所述臂57由于第一、第二螺旋弹簧60、61的弹力而向图中顺时针方向旋转时，臂57的上表面与上端壁58b的下表面58c抵接，限制凸轮环45的最大偏心位置。

所述塞子59包括：底部侧的大致圆盘状的盖部59a；以及圆筒部59b，所述圆筒部59b一体竖立设置于该盖部59a的上表面，并从所述下端开口面对缸体58的内部；在圆筒部59的外周形成有所述阳螺纹59c，可以调节该阳螺纹59c与阴螺纹64a的拧进量，并且，由所述盖部59a的外周部的上表面与所述缸体58的下端开口的孔缘抵接的位置来限制最大拧进量。

所述第一螺旋弹簧60的螺旋直径形成为比第二螺旋弹簧61小，而被配置于第二螺旋弹簧61内侧，并且，其轴向的长度形成为比第二螺旋弹簧61长，下端部60a与所述盖部59a的上表面弹性接触，上端部60b与所述第一柱塞62的下表面弹性接触，被设定为规定的弹簧设定负荷W1。该弹簧设定负荷W1为在油压为P3时凸轮环45开始进行动作的负荷。

所述第一柱塞62形成为中心实芯的圆柱状，其平坦的上表面总是与所述臂57的下表面57a接触，并且，在下表面中央位置一体设有小径圆柱状的凸起部62b。该凸起部62b嵌合保持所述第一螺旋弹簧60的一端部即上端部60b，并且，其轴向的长度L在配置状态下延伸设置至贯通所述第二柱塞63的后述的上壁63a的弹簧穿进孔63c的位置，由此，能够抑制第一螺旋弹簧60的压缩、伸长变形时的倾倒或扭曲，总是确保顺畅的变形。此外，为谋求轻量化，该第一柱塞62也可以形成为内部中空状。

所述第二螺旋弹簧61，下端部61a同样与盖部59a的上表面弹性接触，另一方面，上端部61b与所述第二柱塞63的上壁的下表面外周部弹性接触，被设定为规定的设定负荷W2，该设定负荷W2为在油压P4时所述第二柱塞63开始进行动作的负荷。此外，该第二螺旋弹簧61的内径被设定为如下尺寸，即，使得在所述第一螺旋弹簧60压缩变形的情况下，第一螺旋弹簧60的外周面也不会与该第二螺旋弹簧61的内周面接触而彼此可自由压缩、伸长变形。

此外，所述第一螺旋弹簧60与第二螺旋弹簧61其卷绕方向彼此反向。因此，在所述的两者60、61压缩、伸长变形时彼此不会啮合，始终得到顺畅的变形。

所述第二柱塞63由铁类金属材料形成为有盖筒状的纵截面为大致コ字形，包括圆形状的上壁63a、和从该上壁63a的外周下端缘垂下的筒状部63b，在所述上壁63a的中央贯通形成有所述第二螺旋弹簧61穿进的弹簧穿进孔63c。该弹簧穿进孔63c其内径设定为所述第一螺旋弹簧60压缩变形时也不会与该第一螺旋弹簧60的外周面接触的大小，且被设定为比第一柱塞62的外径小。因此，当利用所述凸轮环45的臂57将第一柱塞62压下使其下降到规定位置时，该第一柱塞62的下表面62a的外周部与上壁63a的上表面外周部抵接。

此外，该第二柱塞63在缸体内周面58a的中径部内被滑动引导而进行上下动作，通过上壁63a的外周缘与所述阻挡突部64b抵接，而被限制其最大上方移动位置。

此外，通过在所述塞子59的盖部59a和缸体58的下端开口缘之间适宜选择地安装厚度不同的衬垫等调节部件，而调节拧进量，可以自由变更所述第一、第二螺旋弹簧60、61的弹力。

而且，根据凸轮环45的偏心量而得到所述各泵室53的容积变化，从而使从所述吸入端口47经由各泵室53向喷出端口48喷出的喷出油压发生变化，所述凸轮环45的偏心量由于所述第一、第二螺旋弹簧60、61的各弹力和控制油室56内的喷出油压的相对压力而进行变化。

此外，由所述凸轮环45、叶片环46、46、控制油室56、施力机构等构成可变机构。

下面，对可变容量式泵19的动作进行说明，在此之前，基于图12说明不使用所述控制阀22而通过现有的可变容量式泵进行的控制油压和对于内燃机滑动部及配气相位正时控制装置的需要油压的关系。

内燃机所需的油压主要由曲轴的轴承部的润滑所需的油压决定，如图12的虚线(a)所示，具有随着内燃机转速而增加的趋势。此外，在作为降低油耗及排放物对策使用所述配气相位正时控制装置的情况下，作为该配气相位正时控制装置的动作源使用所述可变容量式泵的油压，因此，为提高工作响应性，从内燃机低转速的时刻开始，工作油压要求图12中虚线(C)所示的高的油压。

因此，在内燃机转速低的区域，所述配气相位正时控制装置侧(分支通路21)要求更大的油流量(油压)，另一方面，在内燃机转速高的区域，润滑部(主油道20)要求更大的油流量(油压)。

但是，在没有所述控制阀22的内燃机中，由于所述分支通路21和主油道20为大致相同油压，因此可变容量式泵的油压为图12中实线(b)所示的特性。即，图12中区域(e)和(d)为过剩的供给量，在这样的区域发生动力损耗。

因此，如果使用本实施方式的控制阀22，则通过控制所述分支通路21和主油道20各自的流量，如图13所示，通过以分别满足润滑所需的油压(a)和配气相位正时控制装置要求的油压(c)的方式设定所述分支通路21的油压(P1)及主油道(20)的油压(P2)，可减小所述的过剩供给量区域(e)、(d)。由此，可降低可变容量式泵的喷出量，可抑制动力损耗。

但是，即使使用所述控制阀22，在使用单一的弹簧部件的可变容量式泵中，过剩供给量的抑制也有限。于是，通过使用本实施方式的可变容量式泵19，能够进一步减小过剩供给区域(d)。其结果，能够进一步抑制动力损耗。

即，首先，说明所述可变容量式泵19的具体动作，从内燃机启动时到低旋转区域，由于泵喷出压未充分上升，因此，凸轮环45的臂57成为通过第一螺旋弹簧60的弹力被推压于缸体上端壁58b的下表面58c的动作停止状态(参照图7)。此时，凸轮环45的偏心量为最大，泵容量为最大，伴随内燃机转速的上升，喷出油压比所述以往的情况更急速上升，成为图14中实线上(ア)所示的特性。

接着，当伴随内燃机转速的上升而喷出油压上升达到规定压力时，控制油室56内的导入油压提高，作用于臂57的第一螺旋弹簧60开始压缩变形，凸轮环45以枢支部45a为支点向逆时针反向偏心摆动。由此，由于泵容量减小，因此，喷出油压的上升特性也如图14中实线(イ)区域所示减小。而且，如图10所示，凸轮环45向逆时针方向摆动直至第一柱塞62的下表面62a与第二柱塞63的上壁63a的外周部抵接。

在该图10所示的状态下，第一柱塞62与第二柱塞63抵接，由于从该时刻开始在第一螺旋弹簧60的设定负荷W1的基础上施加第二螺旋弹簧61的设定负荷W2，因此，喷出油压达到(控制油室56内的油压)，直至超过设定负荷W2为止，凸轮环45无法摆动而成为被保持的状态。因此，伴随内燃机转速上升，喷出油压为图14中(ウ)所示的上升特性，但由于凸轮环45的偏心量减小而泵容量减小，因此不会成为图14中所述(ア)所示的急剧的上升特性。

此外，当内燃机转速上升且喷出油压达到规定压力以上时，如图11所示，凸轮环45经由臂57抵抗第二螺旋弹簧61的设定负荷W2的弹力，而一边使第一、第二螺旋弹簧60、61双方压缩变形一边进行摆动。伴随这样的凸轮环45的摆动，泵容量进一步减小，喷出油压的上升减小，在维持图14中(エ)所示的特性的状态下达到最高转速。

而且，如所述图14所示，将所述控制阀22侧的主通路部15b和主油道20开始连通的油压Pv设定为配气相位正时控制装置所要求的油压(c)以上，且将所述可变容量式泵19的喷出流量发生变化的第一阶段的油压P₃设定为所述油压Pv以上，由此，可以不限制所述控制阀22的动作而减小过剩供给量(d)。

此外，通过将所述可变容量式泵19的喷出流量发生变化的所述第二阶段的油压P₄设为所述润滑所需的油压(a)的最大值P₅，可以在确保润滑所需的油压的状态下减小过剩供给区域(d)。

此外，假设将所述可变容量式泵19的喷出流量发生变化的第一阶段的油压P₃设为所述油压Pv压下，则成为图15所示的特性。即，在所述可变容量式泵19的油压达到油压P₃的时刻，所述可变容量式泵19的喷出流量发生变化，因此，油压上升平缓。于是，即使转速上升，由于不会迅速地成为所述控制阀22侧的主通路部15b和主油道20开始连通的油压Pv，因此，向主油道20侧的油流量不足，产生不能满足所述润滑所需的油压(a)的图15(f)所示的区域。

如上所述，通过利用可变容量式泵19的特异的结构而将油压上升特性设定为两个阶段，并且，初始的上升油压和控制阀22的开阀压力的特殊的设定，能够充分抑制可变容量式泵19的过剩供给区域，因此，能够降低动力损耗，并且能够抑制润滑油的浪费消耗。

此外，在该实施例中，由于使用第一、第二螺旋弹簧60、61，因此，可以根据喷出油压的变化任意设定各弹簧设定负荷，因此，可以针对喷出油压设定最合适的弹力。

此外，由于在各螺旋弹簧60、61的前端侧设置有第一、第二柱塞62、63，因此，组装作业变得容易，并且，各螺旋弹簧60、61可以不产生扭曲而顺畅地进行压缩、伸长变位。此外，在各柱塞62、63的移动量及臂57的摆动量小的情况下，也可以使第一螺旋弹簧60的上端部60不经由柱塞而直接抵接于臂57的下表面57a。

此外，由于将所述臂57的下表面57a形成为圆弧曲面状，因此，可以利用凸轮环45的摆动减小与第一柱塞62的上表面的接触角或接触点的变化，由此，可以使第一螺旋弹簧60的变位稳定化。此外，即使将第一柱塞62的上表面形成为圆弧曲面状，也可以得到同样的效果。

此外，该实施例中，经由所述喷出口8从喷出口喷出的润滑油除了作为内燃机滑动部的润滑之外，还作为配气相位正时控制装置的动作源使用，但如上所述，由于如7所记载的初始的喷出油压(ア的区域)的上升良好，因此，可以提高内燃机启动之后的定时链轮2和凸轮轴1的相对旋转相位的动作响应性。

此外，作为可变气门装置，不限于使用配气相位正时控制装置，也可以适用于以油压为动作源的例如可改变内燃机气门的动作角和提升量的提升可变机构等。

[第二实施方式]

图16及图17表示第二实施方式，提供所述控制阀22的阀体29在与阀孔28之间夹着例如金属粉等污垢物而动作不良时的对策技术。

即，在所述主通路部15b的与分支通路21相对的位置设置有旁通通路70，所述旁通通路70将所述控制阀22旁通而将所述主通路部15b和主油道20的一端开口20a附近连接。该旁通通路70其通路截面积被设定为比所述分支通路21的通路截面积稍小。

此外，所述旁通通路70的通路部15b侧的一端部在图中构成为大致水平的圆柱状的通路部71，在该通路部71的上游端内部收容配置有圆盘状的节流孔构成体72。

该节流孔构成体72是流路截面积扩大机构(截流(ブレ一カ一)机构)，利用例如合成树脂材料或金属材料形成，并且，在大致中央位置贯通形成有小径的节流孔72a。此外，如图16及图17所示，该节流孔构成体72从所述通路部71的一端侧71a向另一端侧71b侧可滑动地设置，在所述主通路部15b内油压达到预先设定的规定压力以上的情况下，能够沿所述通路部71的内周面从一端侧71a向另一端侧71b方向移动。由此，将所述旁通通路70开放(扩大通路面积)。

此外，在所述主通路部15b下游的导入部15a设有检测内部油压的压力检测装置即压力传感器73，由该压力传感器73检测出的油压信息信号被输入所述控制器27，在检测到比规定设定压力大的压力的情况下，从所述控制器27向设于仪表盘的警告灯发送点亮信号，告知给驾驶员。

此外，在所述主通路部15b的与阀孔28的连接部位设有捕获所述污垢物等的过滤器74。此外，该情况下，也可以不设置第一实施方式的过滤器24，也可以双重设置过滤器。

关于控制阀22的其它结构与第一实施方式相同，因此，对于共同的部位标注同一符号，省略说明。

因此，根据该实施方式，在图16所示的阀关闭状态下引起控制阀22的阀体29动作不良而卡住的情况下，从所述可变容量泵19向供给通路15喷出的油向分支通路21侧供给，供配气相位正时控制装置的动作，同时，从所述节流孔72a经由旁通通路70少许也向主油道20供给，但伴随所述的喷出流量的增加，在主通路部15b内油压上升。

而且，当这样的油压达到规定压力以上时，如图17所示，由于该高油压，所述节流孔构成体72从通路部71的一端部71a被推压出另一端部71b而移动，从而使旁通通路70开放，即扩大通路截面积。由此，截流功能起作用，喷出油如箭头所示，从主通路部15b通过旁通通路70被供给向主油道20，从此强制向内燃机的各润滑部供给。由此，确保了向各润滑部的充分润滑油量，且润滑性能提高，可以抑制烧结等的产生。

此外，所述主通路部15b内的过大的压力上升的信息从所述压力传感器73经由控制器27使警告等点亮而告知给驾驶员。

如上所述，通过从旁通通路70向主油道20供给大量的油，有可能使向所述分支通路21的油供给流量减少，配气相位正时控制装置的动作响应性降低，出现输出降低或油耗恶化等。

但是，在本实施方式中，由于将旁通通路70的通路截面积设为比分支通路21的通路截面积小，因此，可以抑制配气相位正时控制装置的动作响应性恶化。

此外，即使配气相位正时控制装置的动作响应性降低，由于也可以进行通常的车辆行驶，因此，也有可能搁置此情况而不修理控制阀22，但如上所述，由于利用警告灯将故障告知给驾驶员，因此，能够进行迅速的应对。

此外，作为检测所述控制阀22的故障的装置，除了所述压力传感器73之外，也可以采用通过检测出配气相位正时控制装置的动作响应性比通常的响应性慢的故障检测装置。

[第三实施方式]

图18及图19表示第三实施方式，其是在第二实施方式的旁通通路70的中途设置有与控制阀22相同结构的溢流阀75。

即，所述旁通通路70被折曲形成为大致L形，在与所述通路部相当的中途的开口部70a侧形成有圆环槽70b。

即，所述溢流阀75主要包括：形成于与所述通路部对应的位置的圆柱状的第二阀孔76、在该第二阀孔76内滑动自如地设置的大致圆筒状的第二阀体77、以及将该第二阀体77向关闭方向施力的第二施力部件即第二阀簧78。

所述阀孔76的前端部76a经由旁通通路70的下游端部70c沿轴向与所述主通路部15b连通，并且，在轴向的大致中央位置临近设置有所述旁通通路的圆环槽70b。

所述第二阀体77在轴向的大致中央位置一体设有圆盘状的隔壁77a，并且，在主通路部15b侧的前端部周壁沿径向贯通形成有多个开口孔77b，该各开口孔77b根据第二阀体77的滑动位置与所述圆环槽70b连通。此外，所述隔壁77a的主通路部15b侧的端面作为承受从所述主通路部15b导入的油压的第二受压面77c构成。

所述第二阀簧78的一端与所述第二阀孔76的底面弹性接触，另一方面，另一端与所述隔壁77a的第二受压面77c的相反侧的端面弹性接触，利用其弹力将所述第二阀体77向图中左方向施力，阻断各开口孔77b和圆环槽70b的连通，即，由比第二阀体77的隔壁77a更右端部的周壁封闭圆环槽70b。

此外，所述第二阀孔76的收容有第二阀簧78的收容室76a经由第二空气排出孔79与外部连通，由此，确保第二阀体77的良好的滑动性。

此外，与第一实施方式相同，在所述旁通通路70的下游侧70c和主油道20之间连接有节流通路23。

而且，如上所述，所述控制阀22的阀体29卡住而动作不良，当从所述可变容量式泵19向供给通路15喷出的油压在主通路部15b内上升到所述规定压力以上时，从主通路部15b向第二阀体77的第二受压面77c作用该压力。当该压力比所述第二阀簧78的设定负荷大时，第二阀体77进行后退移动，将所述各开口孔77b和圆环槽70b连通(参见图19)。由此，将供给通路15内的喷出油经由第二阀体77供给向主油道20。

因此，得到与第二实施方式相同的作用效果。

[第四实施方式]

图20及图21表示第四实施方式，其以第二实施方式的结构为前提，通过电磁阀80使所述控制阀22的阀体29利用供给通路15的油压进行动作。

即，控制阀22整体的基本结构与所述各实施方式相同，但作为施力部件的阀簧30的弹力被设定为在对阀体29未作用油压时仅对于阀体29向打开方向施力的程度。

而且，在所述供给通路15的导入部15a附近和控制阀22的收容室28a之间设有将两者15a、28a连通的连通路81，并且，在该连通路81的中途安装有所述电磁阀80。

所述连通路81包括：导入部15a和电磁阀80之间的第一通路部81a、和电磁阀80和收容室28之间的第二通路部81b，所述第二通路部81b利用所述空气排出孔31，并且经由所述电磁阀80与排放通路83适宜连通。

所述电磁阀80为通常的两方向两位置阀，将连通路81打开而将导入部15a侧的油压供给向收容室28a，或者将收容室28a内的油经由所述第二通路部81b排出到油盘18内，使所述阀体29的前后(第一受压面29c侧和收容室28a侧)产生压差，调节阀体29的滑动位置，从而控制开口孔29b和圆环槽20a的相对的开口面积。

此外，该电磁阀80由从所述控制器27输出的控制电流控制其动作。

由于其它结构与第二实施方式相同，对共同的部位标注同一符号，省略详细的说明。

因此，根据该实施方式，由于在从内燃机启动时到低旋转区域等，可变容量式泵19的喷出压不会充分上升，因此，主通路部15b内的油压低，因此，不对电磁阀80通电，如图20所示，控制阀22维持关闭状态。由此，喷出向供给通路15的油主要被供给到分支通路21内，供配气相位正时控制装置的动作，并且，该油通过节流孔构成体72的节流孔72a从旁通通路70经由主油道20供给向各润滑部。

另一方面，当内燃机转速上升，可变容量式泵19的喷出流量增多，主通路部15b内的油压力上升时，利用来自控制器27的控制电流对电磁阀80进行动作控制。由此，阀体29利用其前后产生的压差的大小确定滑动位置，如图21所示，当向收容室28a侧最大移动时，各开口孔29b和圆环槽20b全部开放，向主油道20供给大量的油，从而充分供给向各润滑部。

此外，在所述阀体29因污垢物等而引起动作不良的情况下，如第二实施方式所说明，利用主通路部15b内的高油压，使节流孔构成体72移动，从而扩大旁通通路70的通路截面积，从该旁通通路70向主油道20供给大量的油。因此，得到与第二实施方式相同的作用效果。

本发明不限于所述各实施方式的结构，例如，作为配气相位正时控制装置，也可以适用于排气阀侧，此外，也可以进一步变更可变容量式泵19的第一、第二螺旋弹簧60、61的设定负荷。

下面，对根据所述实施方式导出的各技术方案的发明以外的技术思想进行说明。

[技术方案a]

如技术方案1所述的控制阀，其特征在于，

所述可变容量式泵具备：泵构成体，所述泵构成体通过由内燃机旋转驱动，而多个工作油室的容积发生变化，从喷出部喷出从吸入部导入的油；可变机构，所述可变机构通过可动部件进行移动，而使在所述喷出部形成开口的所述工作油室的容积变化量可变；第一施力部件，所述第一施力部件向在所述喷出部形成开口的所述工作油室的容积变化量增大的方向对所述可动部件施加作用力；以及第一受压部，所述第一受压部承受喷出的油的压力而抵抗所述第一施力部件的作用力使所述可动部件移动，

另一方面，所述控制阀具备：所述阀体；第二施力部件，所述第二施力部件对于所述阀体向对所述供给部的油流量减少的方向进行施力；以及第二受压部，所述第二受压部承受所述阀体的上游侧的压力，并抵抗所述第二施力部件而使所述阀体移动，

所述第一施力部件的设定负荷与第一受压部的受压面积的乘积、比所述第二施力部件的设定负荷与第二受压部的受压面积的乘积大。

[技术方案b]

如技术方案1所述的控制阀，其特征在于，

所述可变容量式泵的喷出流量开始进行变化的压力、比使所述控制阀的阀体移动而使得向所述供给部的流量为最大的压力要大。

[技术方案c]

如技术方案2所述的可变容量式泵，其特征在于，

所述油压回路具备流路截面积扩大机构，所述流路截面积扩大机构，在向所述供给部的油供给量减少的状态下所述控制阀的阀体无法移动，而作用于所述阀体的压力为规定压力以上时，使从所述导入部向供给部流入油的旁通通路的流路截面积扩大，

所述可变容量式泵的喷出流量开始进行变化的压力、比所述流路截面积扩大机构使流路截面积扩大的压力要低。

[技术方案d]

如技术方案2所述的可变容量式泵，其特征在于，

所述可变容量式泵包括：

由内燃机旋转驱动的转子；

在内周收容该转子的凸轮环；以及

叶片，所述叶片以出入自如的方式设置于所述转子，并通过向所述凸轮环侧突出而分隔成多个工作油室，

根据喷出油的压力使所述凸轮环移动，从而使该凸轮环的中心和所述转子的中心的偏心量可变。

[技术方案e]

一种控制阀装置，其在油压回路中，通过阀体移动来控制向所述供给部的油流量，所述油压回路具备：从油泵导入油的导入部、设于该导入部的下游侧且与向内燃机的各润滑部供给油的供给部连通的主通路、以及从该主通路分支并向油压促动器供给油的分支通路，所述控制阀装置的特征在于，

具备流路截面积扩大机构，所述流路截面积扩大机构在所述阀体为无法移动的状态时，扩大使油从所述导入部流入供给部的流路的流路截面积。

[技术方案f]

如技术方案e所述的控制阀装置，其特征在于，

所述流路截面积扩大机构为截流机构，所述截流机构在压力为规定压力以上时，固定状态被解除，而扩大流路截面积。

[技术方案g]

如技术方案f所述的控制阀装置，其特征在于，

所述截流机构具备检测已将流路截面积扩大这一状况的检测装置。

[技术方案h]

如技术方案g所述的控制阀装置，其特征在于，

所述油压促动器是使内燃机气门的动作可变并且可检测动作状态的可变气门机构，

所述检测装置检测如下状况，即，根据所述阀体使向所述供给部的流量减少的状态下的所述可变气门机构的动作响应性，已扩大了流路截面积。

根据本发明，在所述阀体例如卡住而难以移动的状态、所述截流机构将旁通通路的流路截面积扩大的情况下，由于油更多地流向所述旁通通路，因此，可变气门机构的动作响应性降低。由于检测出该降低的状态，因此提高了检测精度。

[技术方案i]

如技术方案e所述的控制阀装置，其特征在于，

所述检测装置由检测所述流路截面积扩大机构的上游侧压力的压力传感器构成，在所述阀体使向所述供给部的流量减少的状态下的压力为规定压力以下的情况下，检测出流路截面积已扩大这一状况。

[技术方案j]

如技术方案e所述的控制阀装置，其特征在于，

在利用所述检测装置检测出所述流路截面积扩大机构已扩大了流路截面积这一状况的情况下，显示警告。

[技术方案k]

如技术方案e所述的控制阀装置，其特征在于，

在所述主通路的下游侧的所述分支通路和控制阀之间设有过滤器。

[技术方案l]

一种控制阀装置，其在油压回路中，通过阀体移动来控制向所述供给部的油流量，所述油压回路具备：从油泵导入油的导入部、设于该导入部的下游侧且与向内燃机的各润滑部供给油的供给部连通的主通路、以及从该主通路分支并向油压促动器供给油的分支通路，所述控制阀装置的特征在于，具备：

施力部件，所述施力部件对于所述阀体向使向供给部的流量减少的方向进行施力；

受压部，所述受压部承受所述阀体上游侧的压力并抵抗所述施力部件的作用力而使所述阀体移动；

旁通通路，所述旁通通路将所述阀体的上游侧和下游侧连通；以及

溢流阀，所述溢流阀设于该旁通通路，在所述阀体的上游侧压力与抵抗所述施力部件的作用力而使阀体移动的压力相比增大至规定压力以上时，使在所述旁通通路流通的油的流量增加。

[技术方案m]

如技术方案l所述的控制阀装置，其特征在于，

所述控制阀的阀体利用由电磁阀生成的压差被驱动。

[技术方案n]

如技术方案m所述的控制阀装置，其特征在于，

所述控制阀具有第二受压部，所述第二受压部对于所述阀体向与所述施力部件的作用力相同方向产生动作力，对于该第二受压部作用如下压力，即利用所述电磁阀切换所述阀体的上游侧压力和比该上游侧压力低的低压的压力。

Claims (10)

1.一种控制阀，其设于油压回路中，所述油压回路具备：导入部，所述导入部是从根据油的喷出压使喷出流量变化的可变容量式泵导入油；主通路部，所述主通路部设于所述导入部的下游侧，与向内燃机的各滑动部供给油的供给部连通；以及分支通路，所述分支通路从所述主通路部分支，向油压促动器供给油；所述控制阀通过利用所述导入部侧的压力使阀体进行移动来控制向所述供给部的油流量，所述控制阀的特征在于，

所述阀体开始进行移动的所述导入部侧的压力、比所述可变容量式泵的喷出流量开始进行变化的压力要低。

2.如权利要求1所述的控制阀，其特征在于，

所述可变容量式泵具备：泵构成体，所述泵构成体通过由内燃机旋转驱动而使多个工作油室的容积进行变化，使自吸入部导入的油从喷出部喷出；可变机构，所述可变机构通过可动部件进行移动，而使在所述喷出部形成开口的所述工作油室的容积可变；第一施力部件，所述第一施力部件向在所述喷出部形成开口的所述工作油室的容积增大的方向对所述可动部件施加作用力；以及第一受压部，所述第一受压部承受喷出的油的压力，而抵抗所述第一施力部件的作用力使所述可动部件移动，

所述控制阀具备：所述阀体；第二施力部件，所述第二施力部件对于所述阀体向对所述供给部的油流量减少的方向进行施力；以及第二受压部，所述第二受压部承受所述阀体上游侧的压力，并抵抗所述第二施力部件而使所述阀体进行移动，

所述第一施力部件的设定负荷与第一受压部的受压面积的乘积、比所述第二施力部件的设定负荷与第二受压部的受压面积的乘积要大。

3.如权利要求1所述的控制阀，其特征在于，

与使所述控制阀的阀体移动而使得向所述供给部的流量为最大的压力相比，所述可变容量式泵的喷出流量开始进行变化的压力为高。

4.如权利要求2所述的控制阀，其特征在于，

所述阀体通过在圆筒部件的内部设置成一体的隔壁而构成，

与构成所述第二受压部的所述隔壁相比在所述主通路部侧的周壁沿径向贯通形成有多个开口孔，所述开口孔根据所述阀体的滑动位置与所述供给部连通。

5.如权利要求4所述的控制阀，其特征在于，

在所述阀体中，在所述隔壁的第二受压部的相反面设置作为所述第二施力部件的阀簧。

6.如权利要求1所述的控制阀，其特征在于，

所述油压促动器是内燃机的配气相位正时控制装置。

7.一种可变容量式泵，其向油压回路的导入部喷出油，所述油压回路具备：所述导入部，其导入油；主通路部，所述主通路部设于所述导入部的下游侧，与向内燃机的各滑动部供给油的供给部连通；分支通路，所述分支通路从所述主通路部分支，向油压促动器供给油；以及控制阀，所述控制阀通过利用上游侧的压力使阀体进行移动来控制向所述供给部的流量，所述可变容量式泵的特征在于，

所述可变容量式泵构成为根据油的喷出压使喷出流量变化，所述油喷出流量开始变化的压力、比所述阀体开始进行移动的压力要高。

8.如权利要求7所述的可变容量式泵，其特征在于，

所述油压回路具备流路截面积扩大机构，所述流路截面积扩大机构，当所述控制阀的阀体在向所述供给部的油供给量减少的状态下不能移动、而作用于所述阀体的压力成为规定压力以上时，将所述由导入部流入供给部的油流入到扩大截面积的旁通通路，

所述可变容量式泵的喷出流量开始进行变化的压力、比所述流路截面积扩大机构使流路截面积扩大的压力要低。

9.如权利要求7所述的可变容量式泵，其特征在于，

所述可变容量式泵包括：

由内燃机旋转驱动的转子；

在内周收容所述转子的凸轮环；以及

叶片，所述叶片以能够出入的形式设置于所述转子，并通过向所述凸轮环侧突出而分隔多个工作油室，

根据喷出油的压力使所述凸轮环移动，从而使所述凸轮环的中心与所述转子的中心的偏心量可变。

10.一种内燃机的油压回路，具备：导入部，所述导入部从根据油的喷出压使喷出流量可变的可变容量式泵导入油；主通路部，所述主通路部设于所述导入部的下游侧，与向内燃机的各滑动部供给油的供给部连通；分支通路，所述分支通路从所述主通路部分支，向油压促动器供给油；以及控制阀，所述控制阀通过利用所述导入部侧的压力使阀体进行移动来控制向所述供给部的油流量，所述内燃机的油压回路的特征在于，

所述阀体开始进行移动的所述导入部侧的压力、比所述可变容量式泵的喷出流量开始进行变化的压力要低。

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