JP5564450B2 - オイルポンプ - Google Patents

Description

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

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

概略を説明すれば、このオイルポンプは、いわゆる可変容量形ベーンポンプであって、スプリングによってロータの回転中心に対して常時偏心する方向へ付勢されたカムリングの偏心量を、ハウジングとカムリングの間に画成された制御油室に導入される吐出圧に基づいて制御し、これによって吐出量を可変にすることで、ポンプの駆動トルクを低減し、省エネ化を図っている。

特開２００８−３０９０４９号公報

ところで、近年では、前記従来のオイルポンプを内燃機関よりも高い回転数となる高速で駆動することによって、吐出量の増大化やポンプの小型化を図ることが望まれている。

しかしながら、前記従来のオイルポンプを上記高速で駆動させようとすると、吸入量が追いつかず、キャビテーションが発生してしまうこととなり、これによって十分な吐出量を確保できないという問題があった。

そこで、本発明は、上記従来のオイルポンプの技術的課題に鑑みて案出されたもので、高速回転時にもキャビテーションを抑制して十分な吐出量を確保し得るオイルポンプを提供することを目的としている。

本願発明は、とりわけ、その内部容積が縮小する領域の上流側に開口する前記作動油室内の圧力が負圧となる回転数のときには、当該負圧となる作動油室に低圧部から作動油が流入するように制御することを特徴としている。

本願発明によれば、その内部容積が縮小する領域の上流側に開口する作動油室が負圧になる高速回転時には、当該負圧となった作動油室に低圧部から作動油を供給することによって吸入量を増大させることが可能になることから、当該高速回転時であっても、キャビテーションの発生が抑制され、十分な吐出量を確保することができる。

本発明に係るオイルポンプを一体的に構成したバランサ装置の正面図である。 図１のＡ−Ａ線に沿う断面図である。 図１に示すバランサ装置の平面図である。 図１に示すバランサ装置の底面図である。 本発明の第１実施形態に係るオイルポンプの構成を示す分解斜視図である。 図５に示すオイルポンプの縦断面図である。 図５のＢ−Ｂ線に沿う断面図である。 図５に示すポンプボディ単体をカバー部材との合わせ面側から見た図である。 図５に示すカバー部材単体をポンプボディとの合わせ面側から見た図である。 図７に示す両スプリングのばね荷重とカムリング揺動角との関係を表したグラフである。 図５に示すオイルポンプの背面図である。 図１１のＣ−Ｃ線に沿う断面図である。 図１２に示す制御弁（バルブボディ）をカバー部材との合わせ面側から見た図である。 同実施形態に係るオイルポンプの油圧回路図であって、（ａ）は本発明に係る第１の状態を示し、（ｂ）は本発明に係る第２の状態を示している。 同実施形態に係るオイルポンプの油圧特性を表したグラフである。 図１５に示す各区間におけるカムリングの位相と油圧回路の状態を表した図であって、（ａ）は区間ａ、（ｂ）は区間ｂ、（ｃ）は区間ｃ、（ｄ）は区間ｄ、（ｅ）は区間ｅについて、それぞれ示している。 本発明の第２実施形態に係るオイルポンプの油圧回路図であって、（ａ）は本発明に係る第１の状態を示し、（ｂ）は本発明に係る第２の状態を示している。 本発明の第３実施形態に係るオイルポンプの油圧回路図であって、（ａ）は本発明に係る第１の状態を示し、（ｂ）は本発明に係る第２の状態を示している。

以下に、本発明に係るオイルポンプの各実施形態を図面に基づいて詳述する。なお、下記の各実施形態では、このオイルポンプを、自動車用内燃機関の摺動部及び機関弁の開閉時期を制御するバルブタイミング制御装置に機関の潤滑油を供給するオイルポンプとして適用した例を示している。

図１〜図１６は、本発明に係るオイルポンプの第１実施形態を示しており、このオイルポンプ１０は、内燃機関の２次振動を低減するために当該内燃機関の下部に設けられるバランサ装置１と一体的に設けられ、当該バランサ装置１によって駆動されるものである。

そこで、前記オイルポンプ１０について説明する前に、まず、前記バランサ装置１について概略を説明すれば、当該バランサ装置１は、図１〜図４に示すように、機関の下部に設けられる図外のオイルパン内部に収容されるかたちで配設されるもので、前記オイルパンと一体的に構成されるアッパハウジング２及び当該アッパハウジング２の下部に取り付けられるロワハウジング３と、該両ハウジング２，３間に回転自在に支持され、機関の前後方向となるクランクシャフト６の軸方向に沿って並列に配置された一対のバランスシャフトである駆動側のドライブシャフト４及びこれに従動する従動側のドリブンシャフト５と、前記両シャフト４，５の軸方向一端部（図２の右側端部）にそれぞれ固定され、互いに噛合することによって相互に反転するヘリカル型のドライブギヤ４ａ及びドリブンギヤ５ａと、から主として構成され、前記ドライブシャフト４は、チェーン７を介して伝達されるクランクシャフト６の動力をもって当該クランクシャフト６の２倍の回転数で駆動される一方、前記ドリブンシャフト５は、前記両ギヤ４ａ，５ａを介してドライブシャフト４と逆方向へ当該ドライブシャフト４と同じ回転数で従動するようになっている。

そして、前記オイルポンプ１０は、前記バランサ装置１の前端部に取り付けられると共にその駆動軸１４がドリブンシャフト５の軸方向他端部に連結され、該ドリブンシャフト５から伝達される動力をもって回転駆動されることとなる。また、ロワハウジング３には、前記オイルパン内に貯留された作動油の吸入に供するオイルストレーナ８が設けられていて、該オイルストレーナ８によって吸い上げられた作動油は、当該ロワハウジング３内部に設けられた図外の吸入通路を通じて、オイルポンプ１０の後記の吸入口２１ａへと導かれるようになっている。一方、アッパハウジング２には、図外のシリンダブロックへの作動油の吐出（導入）に供する吐出孔２ａが設けられていて、オイルポンプ１０の後記の吐出口２２ａから吐出された作動油が、前記両ハウジング２，３の内部に形成された図外の吐出通路を通じて前記吐出孔２ａへ導かれて、当該吐出孔２ａを介して前記シリンダブロックへと吐出されるようになっている。

このように、前記オイルポンプ１０をバランサ装置１と一体的に構成したことによって、当該オイルポンプ１０から吐出された作動油を、バランサ装置１を通じて内燃機関に供給することが可能となるため、別途オイルポンプ１０と内燃機関とを接続する配管等を設ける必要がなく、機関周辺の構造の簡素化に供されることとなる。

続いて、本発明に係る前記オイルポンプ１０について具体的に説明すれば、当該オイルポンプ１０は、図５〜図７に示すように、一端側が開口形成されて内部に後記のポンプ構成体が収容されるポンプ収容室１３を有する縦断面ほぼコ字形状のポンプボディ１１及び当該ポンプボディ１１の一端開口を閉塞するカバー部材１２からなるポンプハウジング（本発明に係るポートブロック）と、該ポンプハウジングに回転自在に支持され、前記ポンプ収容室１３のほぼ中心部を貫通して前記バランサ装置１によって回転駆動される駆動軸１４と、前記ポンプ収容室１３内に収容され、駆動軸１４により図７中の反時計方向に回転駆動されることで、その内部に形成される複数の作動油室であるポンプ室ＰＲの容積を増減させること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。

ここで、前記ポンプ構成体は、ポンプ収容室１３内に回転自在に収容され、その中心部が駆動軸１４の外周に結合されたロータ１５と、このロータ１５の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット１５ａ内にそれぞれ出没自在に収容されたベーン１６と、前記ロータ１５の外周側に当該ロータ１５の回転中心に対し偏心可能に配置され、前記ポンプハウジング、ロータ１５及び隣接する２つのベーン１６，１６と共に前記各ポンプ室ＰＲを画成するカムリング１７と、前記ロータ１５よりも小径に形成され、該ロータ１５の内周側両側部に摺動自在に配置された一対のリング部材１８，１８と、から構成されている。

前記ポンプボディ１１は、アルミニウム合金材により一体に形成されていて、図５〜図８に示すように、ポンプ収容室１３の一端壁を成す当該ポンプボディ１１の端壁１１ａのほぼ中央位置には、駆動軸１４の一端部を回転自在に支持する軸受孔１１ｂが貫通形成されている。また、ポンプ収容室１３の内周壁の所定位置には、ピボットピン１９を介しカムリング１７を揺動自在に支持する横断面ほぼ半円状の支持溝１１ｃが切欠形成されている。さらに、ポンプ収容室１３の内周壁には、軸受孔１１ｂの中心と支持溝１１ｂの中心とを結ぶ直線（以下「カムリング基準線」という。）Ｍに対し図７中のＹ軸負方向側に、カムリング１７の外周部に配設される後記のシール部材２０が摺接するシール摺接面１１ｄが形成されている。このシール摺接面１１ｄは、支持溝１１ｃの中心から所定の半径Ｒ１をもって構成される円弧面状に形成されると共に、カムリング１７が偏心揺動する範囲において前記シール部材２０が常時摺接可能な周方向長さに設定されていて、カムリング１７が偏心揺動する際には当該シール摺接面１１ｄに沿って摺動案内されることにより、カムリング１７の円滑な作動（偏心揺動）が得られるようになっている。

また、前記ポンプボディ１１の端壁１１ａの内側面には、特に図７、図８に示すように、軸受孔１１ｂの外周域に、前記ポンプ構成体によるポンプ作用に伴い前記各ポンプ室ＰＲの容積が拡大する領域（以下「容積拡大領域」という。）に開口するようにして、後記の吸入口２１ａを介しバランサ装置１側から作動油が導入されるほぼ円弧凹状の吸入ポート２１が切欠形成されている。一方、前記各ポンプ室ＰＲの容積が縮小する領域（以下「容積縮小領域」という。）には、その下流側に、当該各ポンプ室ＰＲから吐出された作動油を後記の吐出口２２ａへと作動油を導くほぼ円弧凹状の吐出ポート２２が、また、その上流側に、機関内の作動油圧、すなわち吐出圧に応じて前記吸入ポート２１又は吐出ポート２２として機能するよう切換可能なほぼ円弧凹状の切換ポート２３が、それぞれ軸受孔１１ｂを挟んで吸入ポート２１と対向するように切欠形成されている。

前記吸入ポート２１は、その周方向ほぼ中間位置に、後記の第１スプリング収容室２８側へ膨出するように形成された導入部２４が一体に設けられていて、この導入部２４と吸入ポート２１との境界部近傍であって当該吸入ポート２１始端側となる位置には、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通して外部へ開口することによりバランサ装置１内の前記吸入通路に接続される吸入口２１ａが貫通形成されている。これにより、オイルストレーナ８を介し前記オイルパンから吸い上げられ前記吸入通路を通じて吸入口２１ａへと導かれた作動油が、前記ポンプ構成体によるポンプ作用に伴って発生する負圧によって導入部２４及び吸入ポート２１を介して容積拡大領域に位置する各ポンプ室ＰＲへと供給されることとなる。また、前記吸入口２１ａは、導入部２４と共にカムリング１７の外周域に形成される後記の低圧室３６と連通するように構成されていて、当該低圧室３６にも前記吸入圧である低圧の作動油を導くようになっている。ここで、本発明に係る低圧部は、吸入ポート２１に連通した前記吸入圧となる範囲の全てを包含した概念であるが、主として、前記吸入ポート２１やこれに隣設される導入部２４ないし低圧室３６等によって構成されている。

前記吐出ポート２２は、その終端側に、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通して外部へと開口することによってバランサ装置１内の前記吐出通路に接続される吐出口２２ａが貫通形成されている。これにより、前記ポンプ構成体によるポンプ作用によって加圧されて吐出ポート２２へと吐出された作動油が、吐出口２２ａから前記吐出通路等を通じ前記シリンダブロック内に設けられた図外のオイルメインギャラリを介して機関内における各摺動部やバルブタイミング制御装置等に供給されることとなる。ここで、前記吐出口２２ａは、吐出ポート２２の周方向両端に対し径方向外側へ膨出するように設けられていて、その外半側がカムリング１７内部に形成される後記の第１連通路３８を介してカバー部材１２側に設けられる後記の吐出ポート３２（第２連通孔３２ａ）と連通するようになっている。

また、前記吐出ポート２２の始端部の近傍には、当該吐出ポート２２と軸受孔１１ｂとを連通する連通溝２５が切欠形成されていて、この連通溝２５を介して軸受孔１１ｂに作動油を供給すると共にロータ１５及び各ベーン１６の側部にも作動油を供給することで、各摺動部位の良好な潤滑が確保されている。なお、かかる連通溝２５は、各ベーン１６の出没方向と合致しないように形成されており、これら各ベーン１６が出没する際の当該連通溝２５への脱落が抑制されている。さらに、前記吐出ポート２２の始端部には、ポンプボディ１１の端壁１１ａ内部に設けられて当該吐出ポート２２と後記の制御油室３７とを連通する内部通路２６の一端が開口形成されていて、該内部通路２６を通じて、当該吐出ポート２２へと吐出された作動油の一部が後記の制御油室３７へと導かれるようになっている。

前記切換ポート２３は、その終端部位置に、径方向外側へと膨出するように形成された連通部２７が一体に設けられていて、この連通部２７を介してカムリング１７の内部に形成される後記の第２連通路３９を介してカバー部材１２側の切換ポート３３（第３連通孔３３ａ）と連通するようになっている。

前記カバー部材１２は、図５、図９に示すように、ほぼ板状を呈し、複数のボルトＢ１によりポンプボディ１１の開口端面に取り付けられるものであって、ポンプボディ１１の軸受孔１１ｂに対向する位置には、駆動軸１４の他端側を回転自在に支持する軸受孔１２ａが貫通形成されている。また、ポンプ収容室１３の他端壁を構成するこのカバー部材１２の内側面にも、ポンプボディ１１に設けられた前記各ポート２１〜２３に対向する位置に、当該各ポート２１〜２３とほぼ同様に構成される吸入ポート３１、吐出ポート３２及び切換ポート３３がそれぞれ切欠形成されている。そして、この吸入ポート３１の終端部には後記の制御弁４０の第１ポート４６に接続される第１連通孔３１ａが、また、吐出ポート３２の中間部には後記の制御弁４０の第２ポート４７に接続される第２連通孔３２ａが、さらに、切換ポート３３の終端部には後記の制御弁４０の第３ポート４８に接続される第３連通孔３３ａが、それぞれ貫通形成されている。

前記駆動軸１４は、図２に示すように、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通して外部へと臨む軸方向一端部１４ａがバランサ装置１のドリブンシャフト５の軸方向他端部に一体回転可能に連結されていて、当該ドリブンシャフト５から伝達される回転力に基づきロータ１５を図６中の反時計方向へ回転させる。ここで、図７に示すように、当該駆動軸１４の中心を通り、かつ、前記直線Ｍと直交する直線（以下「カムリング偏心方向線」という。）Ｎが、容積拡大領域と容積縮小領域との境界を成し、通常の状態である後記の制御弁４０が第１の状態にあるときには、当該直線ＮのＸ軸負方向側が吸入領域、正方向側が吐出領域となっている。

前記ロータ１５は、図５〜図７に示すように、その中心側から径方向外側へ放射状に形成された前記複数のスリット１５ａが切欠形成されていると共に、該各スリット１５ａの内側基端部には、それぞれ吐出油を導入する横断面ほぼ円形状の背圧室１５ｂが設けられていて、当該ロータ１５の回転に伴う遠心力と背圧室１５ｂ内の圧力とにより、前記各ベーン１６が外方へと押し出されるようになっている。

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

前記カムリング１７は、いわゆる燒結金属によりほぼ円筒状に一体形成され、その外周部の所定位置には、ピボットピン１９に嵌合することで偏心揺動支点を構成するほぼ円弧凹溝状のピボット部１７ａが軸方向に沿って切欠形成されていると共に、該ピボット部１７ａに対しカムリング１７の中心を挟んで反対側の位置には、後記の各スプリング３４，３５と連係するアーム部１７ｂが径方向に沿って突設されている。そして、前記アーム部１７ｂの回動方向の両側部には、所定のばね定数に設定された第１スプリング３４と、当該第１スプリング３４より小さいばね定数に設定された第２スプリング３５と、が対向配置されている。ここで、前記アーム部１７ｂには、その回動方向一側部に、ほぼ円弧凸状の押圧突部１７ｃが突設されている一方、他側部には、後記の規制部３０の厚さ幅より長く設定された押圧突起１７ｄが延設されていて、前記押圧突部１７ｃが第１スプリング３４の先端部に、前記押圧突起１７ｄが第２スプリング３５の先端部に、それぞれ常時当接することで、アーム部１７ｂと前記各スプリング３４，３５とが連係するようになっている。

また、かかる構成から、前記ポンプボディ１１の内部には、図７及び図８に示すように、前記支持溝１１ｂと対向する位置に、第１、第２スプリング２８，２９を収容保持する第１、第２スプリング収容室２８，２９が、図７中のＹ軸方向へ沿うようにポンプ収容室１３に隣設されていて、第１スプリング収容室２８には、その端壁とアーム部１７ｂ（押圧突部１７ｃ）との間に、第１スプリング３４が所定のセット荷重Ｗ１をもって弾装されている一方、第２スプリング収容室２９には、その端壁とアーム部１７ｂ（押圧突起１７ｄ）との間に、前記第１スプリング３４よりも小さい線径に設定された第２スプリング３５が所定のセット荷重Ｗ２をもって弾装されている。そして、前記第１、第２スプリング収容室２８，２９の間には、段差縮径状に構成された規制部３０が設けられていて、この規制部３０の一側部にアーム部１７ｂの他側部が当接することによって、当該アーム部１７ｂの反時計方向の回動範囲が規制される一方、前記規制部３０の他側部に第２スプリング３５の先端が当接することによって、当該第２スプリング３５の最大伸長量が規制されるようになっている。

このようにして、前記カムリング１７については、前記両スプリング３４，３５のセット荷重Ｗ１，Ｗ２の合力Ｗ０、すなわち相対的に大きなばね荷重を発揮する第１スプリング３４の付勢力をもって、アーム部１７ｂを介してその偏心量が増大する方向（図７中の反時計方向）へ常時付勢されることで、図７に示すように、その非作動状態において、アーム部１７ｂの押圧突起１７ｄが第２スプリング収容室２９内へと入り込んで第２スプリング３５を圧縮させ、当該アーム部１７ｂの他側部が規制部３０の一側部へと押し付けられた状態となり、これによってその偏心量が最大となる位置に規制されている。

また、前記カムリング１７の外周部には、図７に示すように、ポンプボディ１１のシール摺接面１１ｄと対向するように形成された当該シール摺接面１１ｄと同心円弧状のシール面１７ｆを有する横断面ほぼ三角形状のシール構成部１７ｅが突設されていると共に、このシール構成部１７ｅのシール面１７ｆに、横断面ほぼ矩形状のシール保持溝１７ｇが軸方向に沿って切欠形成されていて、このシール保持溝１７ｇ内には、カムリング１７の偏心揺動時にシール摺接面１１ｄに摺接するシール部材２０が収容保持されている。ここで、前記シール面１７ｆは、前記シール摺接面１１ｄを構成する半径Ｒ１よりも僅かに小さい所定の半径Ｒ２により構成されていて、該シール摺接面１１ｄとシール面１７ｆとの間には、所定の微小なクリアランスが形成されるようになっている。

なお、前記シール部材２０は、例えば低摩擦特性を有するフッ素系樹脂材によりカムリング１７の軸方向に沿って直線状に細長く形成され、シール保持溝１７ｇの底部に配設されたゴム製の弾性部材２０ａの弾性力によりシール摺接面１１ｄに押し付けられることによって、当該シール摺接面１１ｄとシール面１７ｆとの間が液密に隔成された状態となっている。

さらに、前記両スプリング収容室２８，２９は、特に前記導入部２４と吸入ポート２１とを介して低圧室３６と連通するように構成されていて、この低圧室３６内の作動油圧をもってカムリング１７が常にピボットピン１９へと押し付けられた状態となっていることで、切換ポート２３の外周域に相当するカムリング１７の外周域には、ピボットピン１９とシール部材２０とにより、カムリング１７の偏心揺動制御に供される制御油室３７が隔成されている。

この制御油室３７には、内部通路２６を通じて吐出ポート２２内の作動油が常時導入されるようになっていて、当該制御油室３７に面するシール構成部１７ｅの側面により構成された受圧面１７ｈにポンプ吐出圧を作用させることで、カムリング１７に対してその偏心量を減少させる方向（図７中の時計方向）へ揺動力（移動力）を付与するようになっている。すなわち、この制御油室３７は、前記受圧面１７ｈを介して、カムリング１７を、その中心がロータ１５の回転中心と同心に近づく方向へ常時付勢することによって、かかるカムリング１７の同心方向の移動量制御に供されている。

以上のような構成から、前記オイルポンプ１０では、第１スプリング３４のばね荷重に基づく偏心方向の付勢力と、第２スプリング３５のばね荷重及び制御油室３７の内圧に基づく同心方向の付勢力と、が所定の力関係をもってバランスするように構成されていて、第１スプリング３４のセット荷重Ｗ１と第２スプリング３５のセット荷重Ｗ２との差分となる当該両スプリング３４，３５のセット荷重の合力Ｗ０（＝Ｗ１−Ｗ２）に対し制御油室３７の内圧に基づく付勢力が小さいときには、カムリング１７は図７に示すような最大偏心状態となり、吐出圧の上昇に伴って前記制御油室３７の内圧に基づく付勢力が前記両スプリング３４，３５のセット荷重の合力Ｗ０を上回ったときには、その吐出圧に応じてカムリング１７が前記同心方向へ移動することとなる。

ここで、前記両スプリング３４，３５のばね荷重Ｗとカムリング１７の揺動角（移動量）Ｘとの関係について具体的に説明すれば、図１０に示すように、カムリング１７が最大偏心状態となる位置Ｘ１において制御油室３７の内圧に基づく付勢力が後記の第１作動油圧Ｐｆに基づく付勢力に相当する前記両スプリング３４，３５のセット荷重Ｗ１，Ｗ２の合力Ｗ０に到達すると、第１スプリング３４は収縮すると共に、第２スプリング３５は伸長し始め、当該カムリング１７が前記同心方向へと移動する。やがて、ポンプ吐出圧の増大により制御油室３７の内圧に基づく付勢力が増大して第２スプリング３５が規制部３０に当接すると、第２スプリング３５による助勢作用がなくなることから、前記カムリング１７の同心方向の移動が停止する（図中の位置Ｘ２）。そして、さらに吐出圧が増大して制御油室３７の内圧に基づく付勢力が後記の第２作動油圧Ｐｓに基づく付勢力に相当する第１スプリング３４のばね荷重Ｗｘに到達すると、第１スプリング３４はさらに収縮を開始し、カムリング１７がさらに前記同心方向へ移動することとなる（図中の位置Ｘ３）。

また、前記オイルポンプ１０には、特に図５、図１１〜図１３に示すように、カバー部材１２の背部に、カムリング１７内部に設けられた第１連通路３８を通じて導入される吐出圧により制御され、その弁体４３の軸方向位置に応じて前記切換ポート２３の機能を切り換え制御する制御弁４０（本発明に係る制御手段に相当）が設けられている。

この制御弁４０は、特に図１２に示すように、一端側が開口形成され他端側が閉塞されるほぼ筒状に形成されたバルブボディ４１と、該バルブボディ４１の一端開口部を閉塞するプラグ４２と、前記バルブボディ４１の内周に軸方向へ摺動自在に収容され、その各端部にバルブボディ４１内周面に摺接する第１ランド部４３ａ及び第２ランド部４３ｂが形成された弁体４３と、前記バルブボディ４１の一端側内周にてプラグ４２と弁体４３との間に後記のポート切換油圧Ｐｋに等しい所定のセット荷重Ｗｋをもって弾装され、弁体４３をバルブボディ４１の他端側へと常時付勢するバルブスプリング４４と、を備えている。

前記バルブボディ４１は、弁体４３の前記各ランド部４３ａ，４３ｂとほぼ同径に設定され、当該弁体４３を収容する弁体収容部４１ａと、その他端部に段部４１ｃを介して前記弁体収容部４１ａに対し段差縮径状に設けられ、弁体４３の第２ランド部４３ｂによって隔成されることで内部に背圧室４５を構成する背圧室構成部４１ｂとを有し、カバー部材１２の背面に複数のボルトＢ２によって固定されている。そして、前記弁体収容部４１ａの周壁には、バルブボディ４１内側面に設けられた吸入圧導入溝４６ａを介して第１連通孔３１ａに接続される第１ポート４６と、バルブボディ４１内側面に設けられた吐出圧導入溝４７ａを介して第２連通孔３２ａに接続される第２ポート４７と、第３連通孔３３ａに直接開口することによって当該第３連通孔３３ａに接続される第３ポート４８と、がそれぞれ貫通形成されている。さらに、前記背圧室構成部４１ｂの周壁には、バルブボディ４１の内側面に設けられた連通溝４９ａを介して第２ポート４７に常時接続されて第２連通孔３２ａを通じて前記各吐出ポート２２，３２に吐出された作動油（吐出圧）が常時導入される背圧ポート４９（本発明に係る吐出圧導入ポート）が貫通形成されている。

前記弁体４３は、軸方向中間部が縮径形成されていて、前記両ランド部４３ａ，４３ｂによりバルブボディ４１との間に環状空間５０を隔成し、この環状空間５０を介して第３ポート４８と第１ポート４６又は第２ポート４７とが連通するようになっている。

このような構成から、前記制御弁４０は、図１４（ａ）に示すように、背圧室４５内に導入される吐出圧が低く、この背圧室４５の内圧に基づく付勢力がバルブスプリング４４のセット荷重Ｗｋよりも小さい状態では、該バルブスプリング４４の付勢力をもって弁体４３（第２ランド部４３ｂ）がバルブボディ４１の段部４１ｃへ押し付けられることとなる。これにより、第１ポート４６が第１ランド部４３ａにより遮断され、環状空間５０を介して第２ポート４７と第３ポート４８が連通することにより、前記各切換ポート２３，３３は吐出ポートとして機能することとなる（本発明に係る第１の状態）。

一方、図１４（ｂ）に示すように、内燃機関の回転数、つまりオイルポンプ１０の回転数の上昇に伴い背圧室４５内に導入される吐出圧が高まり、この背圧室４５の内圧に基づく付勢力がバルブスプリング４４のセット荷重Ｗｋよりも大きい状態になると、当該吐出圧に基づく付勢力をもって弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力に抗してバルブボディ４１の一端側（プラグ４２側）へ移動することとなる。これにより、第１ポート４６が環状空間５０を介して第３ポート４８と連通し、第２ポート４７が背圧ポート４９と連通することにより、前記各切換ポート２３，３３は吸入ポートとして機能することとなる（本発明に係る第２の状態）。

ここで、かかる制御弁４０のポート切換制御に際して、前記弁体４３（第２ランド部４３ｂ）の受圧面積及びバルブスプリング４４のセット荷重Ｗｋは、前記各切換ポート２３，３３の内圧が負圧となる直前の吐出圧に基づいた背圧室４５による付勢力とバルブスプリング４４の付勢力とがほぼつり合うような大きさに設定されていて、第１の状態にて前記各切換ポート２３，３３の内圧が負圧となるような場合には、第１の状態から第２の状態へ既に切り換わっているような構成となっている。

以下、本実施形態に係るオイルポンプ１０の特徴的な作用について、図１５、図１６に基づいて説明する。

まず、前記オイルポンプ１０の作用説明に入る前に、当該オイルポンプ１０の吐出圧制御の基準となる内燃機関の必要油圧につき、図１５に基づいて説明すると、図中のＰ１は、例えば燃費向上等に供するバルブタイミング制御装置を採用した場合の当該装置の要求油圧に相当する第１機関要求油圧を、図中のＰ２は、ピストンの冷却に供するオイルジェットを採用する場合の当該装置の要求油圧に相当する第２機関要求油圧を、図中のＰ３は、機関高回転時の前記クランクシャフトの軸受部潤滑に要する第３機関要求油圧を、それぞれ示し、これらの点Ｐ１〜Ｐ３を繋いだ図中の曲線Ｅ（二点差線）が、内燃機関の機関回転数Ｒに応じた理想的な必要油圧（吐出圧）Ｐを表している。また、同図中のＰｆは、制御油室３７の内圧に基づく付勢力によりカムリング１７が前記両スプリング３４，３５の合力Ｗ０に抗して揺動し始める第１作動油圧を、同図中のＰｓは、制御油室３７の内圧に基づく付勢力によりカムリング１７が第１スプリングのばね荷重Ｗ１に抗してさらに揺動し始める第２作動油圧を、それぞれ示している。そして、前記両作動油圧Ｐｆ，Ｐｓ間に設定されるＰｋは、前記各切換ポート２３，３３の接続を切り換えるポート切換油圧を示している。

すなわち、前記オイルポンプ１０の場合、機関のアイドル運転時に相当する図１５中の区間ａでは、前記両スプリング３４，３５の合力Ｗ０による付勢力、つまり相対的に大きな第１スプリング３４のばね荷重に基づく付勢力によって、図１６（ａ）に示すように、カムリング１７の偏心量が最大となる状態に保持されることとなる。これにより、当該区間ａでは、吐出圧（機関内油圧）Ｐが前記ポート切換油圧Ｐｋより十分に小さく、制御弁４０の弁体４３が最も背圧室４５側に位置することとなって前記各切換ポート２３，３３がそれぞれ前記各吐出ポート２２，３２に接続された状態となることにより、吐出圧Ｐは機関回転数Ｒにほぼ比例するように増大する特性となる。

その後、機関回転数Ｒが上昇し吐出圧Ｐが前記第１機関要求油圧Ｐ１よりも高く設定される第１作動油圧Ｐｆに到達すると、図１６（ｂ）に示すように、制御油室３７の内圧に基づく付勢力と第２スプリング３５の付勢力とにより、カムリング１７が第１スプリング３４の付勢力に抗して前記同心方向へと移動し始める。すると、カムリング１７の偏心量が徐々に小さくなることによって吐出量の増加が制限され、これによって機関回転数Ｒの上昇に基づく吐出圧Ｐの増大が抑制されることとなる（図１５中の区間ｂ）。やがて、上記カムリング１７の移動に伴い第２スプリング３５が伸長し、図１６（ｃ）に示すように、その先端が規制部３０に当接すると、当該第２スプリング３５による助勢作用がなくなることで上記カムリング１７の移動が停止することとなり、再び機関回転数Ｒの上昇に伴って吐出圧Ｐが当該機関回転数Ｒにほぼ比例するかたちで増大することとなる（図１５中の区間ｃ）。

ここで、本実施形態では、前記オイルポンプ１０を、従来のような内燃機関（クランクシャフト）の回転数ではなく、バランサ装置１（ドリブンシャフト５）の回転数、つまり従来の２倍の回転数でもって駆動する構成となっていることから、当該オイルポンプ１０では、所定回転数Ｒｋを超える機関回転数Ｒの領域ではキャビテーションの発生が余儀なくされ、これによって吐出圧Ｐを機関回転数Ｒの上昇に比例して増大させることができなくなってしまう。すなわち、従来の２倍速となる回転数では、ロータ１５の回転速度が速過ぎるためにポンプ室ＰＲが前記各吸入ポート２１，３１の領域（容積拡大領域）に位置する時間が短くなり過ぎてしまい、当該ポンプ室ＰＲ内に十分な作動油を吸入できないまま前記各吐出ポート２２，３２と連通する前記各切換ポート２３，３３の領域（容積縮小領域の上流側）へと移行してしまうこととなるため、該各切換ポート２３，３３の領域に移行しても、これらと対向するポンプ室ＰＲ内は未だ負圧の状態にあって当該各切換ポート２３，３３に作動油を吐出することができず、機関回転数Ｒの上昇に伴い吐出量を増加させることができない。

なお、かかる技術的課題は、特に、前記オイルポンプ１０のようなベーン式ポンプにおいて顕著に発生するものであり、例えばトロコイド式ポンプの場合には、キャビテーションが発生した後も機関回転数の上昇に伴って吐出量が増加することになるため、吐出量が不足するといった当該技術的課題はほとんど発生することがない。

そこで、前記オイルポンプ１０では、機関回転数Ｒの上昇により吐出圧Ｐが、キャビテーションの発生し得る前記機関回転数Ｒｋでの吐出圧に相当する前記ポート切換油圧Ｐｋに到達すると、図１６（ｄ）に示すように、制御弁４０内において、背圧室４５の内圧に基づく付勢力がバルブスプリング４４のセット荷重Ｗｋに打ち勝ち、該バルブスプリング４４のセット荷重Ｗｋに抗して弁体４３がプラグ４２側へと移動することによって、制御弁４０が第１の状態から第２の状態へと切り換わる。その結果、環状空間５０を介して第１ポート４６と第３ポート４８とが連通することとなり、前記各切換ポート２３，３３には第３連通孔３３ａや第２連通路３９を介して前記各吸入ポート２１，３１から作動油が導入されることとなって、前記各吸入ポート２１，３１に加え、当該各切換ポート２３，３３も吸入ポートとして機能することとなる。

こうして、前記各切換ポート２３，３３が吸入ポートとして機能することで、前記各吸入ポート２１，３１と合わせて吸入区間（吸入領域）が拡大しポンプ室ＰＲが当該吸入領域に位置する時間が長くなることから、前述のように前記各吸入ポート２１，３１の領域のみでは十分に作動油を供給できずに容積縮小領域の上流側（各切換ポート２３，３３の領域）においても負圧となっていたポンプ室ＰＲに対しても十分な作動油を供給することが可能となって、キャビテーション発生の抑制に供されることとなる。

そして、前記制御弁４０が第１の状態から第２の状態へと切り換わっている間は、当該制御弁４０内における第１ポート４６と第２ポート４７との連通量が漸次縮小することにより固有吐出量（ポンプ１回転あたりの吐出量）が低下することになるため、機関回転数Ｒが上昇しても吐出圧Ｐの増加量は一時的にほぼ横ばいとなるものの、前記ポート切換が完了した後は、再び機関回転数Ｒの上昇に伴って吐出圧Ｐが当該機関回転数Ｒにほぼ比例するかたちで増大することとなる（図１５中の区間ｄ）。

なお、このとき、前記制御弁４０が第２の状態へと移行することによって、吐出領域が縮小されると共に、当該吐出領域に位置するポンプ室ＰＲが容積の縮小した状態で前記各吐出ポート２２，３２へと作動油を吐出することになるため、当該制御弁４０が第１の状態にある場合と比較して、理論上の吐出量としては減少することになるものの、キャビテーションが発生しない分、実際の吐出量は増大することとなる。

続いて、さらに機関回転数Ｒが上昇し吐出圧Ｐが前記第３機関要求油圧Ｐ３よりも高く設定される第１作動油圧Ｐｓに到達すると、図１６（ｅ）に示すように、制御油室３７の内圧に基づく付勢力により、カムリング１７が第１スプリング３４のばね荷重Ｗｘに抗してさらに前記同心方向へ移動し始める。すると、カムリング１７の偏心量が小さくなるに従って吐出量の増加が制限され、これによって機関回転数Ｒの上昇に基づく吐出圧Ｐの増大が抑制されることとなる（図１５中の区間ｅ）。

このように、前記オイルポンプ１０では、前記両スプリング３４，３５及び制御弁４０によって吐出圧Ｐを多段階的に増大させるようにカムリング１７を揺動制御することで、当該吐出圧Ｐを無駄に増大させることなく、内燃機関の要求油圧（曲線Ｅ）に極力沿った特性を得ることができる（図１５参照）。

しかも、前記オイルポンプ１０の場合には、その吐出圧Ｐが前記ポート切換油圧Ｐｋを超えるような高回転時に単に前記各切換ポート２３，３３を前記各吸入ポート２１，３１に接続させたのではなく、キャビテーションを抑制するという趣旨から当該高回転時により多くの作動油を吸入させる構成とし、これによって適切な吐出量を確保するようにしたことから、当該ポンプ１０に無駄な仕事をほとんどさせることがなく、燃費の悪化を招来してしまうこともない。

以上のように、本実施形態に係るオイルポンプ１０によれば、前記容積縮小領域の上流側（前記各切換ポート２３，３３の領域）に位置するポンプ室ＰＲが負圧となるような高回転時には、制御弁４０を切り換えることによって前記各切換ポート２３，３３からも作動油を供給可能とし、これによって吸入量を増大させるようにしたことから、前記技術的課題である当該高回転時のキャビテーションの発生を抑制することが可能となり、十分な吐出量を確保することができる。

換言すれば、前記オイルポンプ１０の場合には、前記高回転時に前記各切換ポート２３，３３からも作動油の吸入を可能としたことで、当該高回転時の、作動油を吸入する領域（吸入領域）が拡大され、ポンプ室ＰＲの当該吸入領域に位置する時間（吸入時間）をより長く確保することが可能になることから、十分な吸入量を確保することができ、キャビテーションの抑制に供されることとなる。

さらに、前記オイルポンプ１０では、カムリング１７が前記同心方向へ移動する際に、そのアーム部１７ｂの各側面によって前記各吸入ポート２１，３１の一部が覆われることとなるため、これが吸入時の抵抗となって、前記キャビテーションの効果的な抑制が図れる。

また、前記オイルポンプ１０を、従来（クランクシャフトの回転数）の２倍の回転数で駆動するようにしたことで、従来の半分のポンプ容積で従来と同じ吐出能力を持たせることが可能となることから、ポンプ自体の大幅な小型化にも貢献することができる。

しかも、本実施形態では、かかる従来の２倍の回転駆動力を得るにあたって、内燃機関に付随する既存のバランサ装置１を利用することとしたため、新たに駆動源を用いることもなく、コストの増大化の抑制にも供される。

図１７は本発明に係るオイルポンプの第２実施形態を示しており、前記第１実施形態に係る制御弁４０の背圧ポート４９と前記各吐出ポート２２，３２との間に、機関運転状態に応じて車載のＥＣＵ６０からの励磁電流に基づき作動するノーマルクローズ型のソレノイドバルブＳＶを設け、該ソレノイドバルブＳＶによって前記ポート切換制御を電気的に行うこととしたものである。なお、図１７（ａ）はソレノイドバルブＳＶには励磁電流が通電されていない状態であって本発明に係る第１状態を、図１７（ｂ）はソレノイドバルブＳＶに励磁電流が通電された状態であって本発明に係る第２状態を、それぞれ表している。

すなわち、前記ソレノイドバルブＳＶは、基本的に、所定のセンサ等により検出された内燃機関の回転数Ｒをもって制御されるように構成され、当該機関回転数Ｒが前述の所定回転数Ｒｋ（図１５参照）よりも低い状態では、ＥＣＵ６０から励磁電流は通電されず、背圧ポート４９へと導かれた作動油はドレンされ、背圧室４５内には吐出圧Ｐが導入されないこととなる。この結果、弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力によりバルブボディ４１の段部４１ｃに押し付けられた状態となり、当該制御弁４０は、前記第１の状態が維持されることとなる（図１７（ａ）参照）。

一方、内燃機関の回転数Ｒが前記所定回転数Ｒｋ以上になると、ＥＣＵ６０から励磁電流が通電されることでソレノイドバルブＳＶが開弁し、背圧室４５内には前記ポート切換油圧Ｐｋ以上の吐出圧Ｐが導入されることとなる。この結果、当該導入圧をもって弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力に抗してバルブボディ４１の一端側（プラグ４２側）へと移動し、当該制御弁４０は、前記第２の状態へと切り換えられることとなる（図１７（ｂ）参照）。

以上のように、本実施形態では、前記制御弁４０によるポート切換制御を、ソレノイドバルブＳＶを用いることによって電気的に行うようにしたことから、前記第１実施形態のように吐出圧（作動油圧）によって前記ポート切換制御を行う場合に比べて、ポンプ１０各部の摩耗や油種変更による油圧変化の影響等を受けることがないため、当該ポート切換制御を常時適切に行うことが可能となり、キャビテーションの発生をより確実に抑制することができる。

なお、本実施形態では、前記ソレノイドバルブＳＶを前記制御弁４０の背圧ポート４９と前記各吐出ポート２２，３２との間に介装することによって制御弁４０の背圧室４５への導入圧を制御する構成としたが、当該構成のほか、前記ソレノイドバルブＳＶによって制御弁４０の弁体４３を直接駆動する構成としてもよく、この場合であっても、上記作用効果を得ることができる。

図１８は本発明に係るオイルポンプの第３実施形態を示しており、前記第２実施形態に係るソレノイドバルブＳＶをリニアソレノイドバルブＲＳＶに変更すると共に、該リニアソレノイドバルブＲＳＶと前記各吐出ポート２２，３２との間にオリフィス６１を設け、前記リニアソレノイドバルブＲＳＶをもってドレン排出量を制御することで背圧室４５に作用させる導入圧を制御するように構成したものである。なお、図１８（ａ）はリニアソレノイドバルブＲＳＶにおけるドレン排出量が最大となる状態であって本発明に係る第１の状態を、図１８（ｂ）はリニアソレノイドバルブＲＳＶにおけるドレン排出量がゼロとなる状態であって本発明に係る第２の状態を、それぞれ表している。

すなわち、前記リニアソレノイドバルブＲＳＶは、一端側が開口形成され他端側が閉塞されるほぼ筒状に形成されたバルブボディ５１と、該バルブボディ５１の内周に軸方向に沿って摺動自在に収容され、その各端部にバルブボディ５１の内周面に摺接する第１、第２ランド部５２ａ，５２ｂが形成された弁体５２と、該弁体５２の第２ランド部５２ｂによりバルブボディ５１の他端側に隔成される背圧室５５内に収容され、弁体５２をバルブボディ５１の一端側へ付勢するバルブスプリング５３と、バルブボディ５１の一端開口部に取り付けられ、通電に伴いロッド５４ｂを進出させてバルブスプリング５３の付勢力に抗して弁体５２をバルブボディ５１の他端側へ軸方向移動させる電磁ユニット５４と、から主として構成されている。

前記バルブボディ５１は、その周壁に、前記各切換ポート２３，３３と連通するＩＮポート５１ａと、背圧ポート４９に接続されるＯＵＴポート５１ｂと、前記各吸入ポート２１，３１又は外部に接続されて、後記の環状空間５６内の作動油の排出に供するドレンポート５１ｃと、がそれぞれ貫通形成されている。

前記弁体５２は、その軸方向の中間部が縮径形成されていて、前記両ランド部５２ａ，５２ｂによってバルブボディ５１との間に環状空間５６を隔成し、該環状空間５６を介して前記各ポート５１ａ〜５１ｃが相互に連通するようになっている。そして、この弁体５２の第２ランド部５２ｂによりドレンポート５１ｃが開閉されることによって、環状空間５６からＯＵＴポート５１ｂを介して背圧ポート４９へと導く作動油圧が制御されることとなる。

前記電磁ユニット５４は、周知のように、ボビンにコイルが巻回され、これにヨークを外嵌してなるコイルユニット５４ａと、該コイルユニット５４ａの内周側に軸方向に進退可能に設けられた磁性材からなる図外のアーマチュアと、該アーマチュアに結合され、コイルへの通電状態に応じてアーマチュアに伴い進退移動するロッド５４ｂと、から主として構成されている。

かかる構成から、前記リニアソレノイドバルブＲＳＶは、内燃機関の回転数Ｒが前記所定回転数Ｒｋよりも低い状態では、ＥＣＵ６０から最大の励磁電流が通電され、ロッド５４ｂが最大進出した状態となり、ドレンポート５１ｃの排出量は最大となる。この結果、前記制御弁４０の背圧室４５にはバルブスプリング４４の付勢力に抗して弁体４３を作動させるのに十分な作動油圧が導入されず、バルブスプリング４４の付勢力によって弁体４３がバルブボディ４１の段部４１ｃへと押し付けられた状態となり、当該制御弁４０は、前記第１の状態が維持されることとなる（図１８（ａ）参照）。

一方、内燃機関の回転数Ｒが上昇して前記第１作動油圧Ｐｆに相当する所定回転数Ｒｆ以上になると、当該機関回転数Ｒの上昇に伴ってＥＣＵ６０からの励磁電流が徐々に低減されドレンポート５１ｃの開口面積が漸減していくことによって前記背圧室４５の内圧が漸増することとなり、当該背圧室４５の内圧が前記ポート切換油圧Ｐｋに到達したところで弁体４３がバルブボディ４１の一端側（プラグ４２側）へと移動し始め、前記ポート切換制御が開始される。やがて、ＥＣＵ６０からの励磁電流が最小となってドレンポート５１ｃが完全に閉じられたとき、当該制御弁４０は、前記第１の状態から第２の状態へ完全に移行することとなる（図１８（ｂ）参照）。

以上のように、本実施形態では、前記制御弁４０の背圧室４５に対する導入圧制御にリニアソレノイドバルブＲＳＶを採用したことで、前記第２実施形態と同様の作用効果が奏せられるのは勿論のこと、当該リニアソレノイドバルブＲＳＶは、ＯＮ−ＯＦＦ制御のみ可能な前記ソレノイドバルブＳＶとは異なり、前記ポート切換を徐々に行うことができることから、該ポート切換時の吐出量変化に基づく吐出圧変動の抑制に供される。

なお、この実施形態でも、前記リニアソレノイドバルブＲＳＶを前記制御弁４０の背圧ポート４９と前記各吐出ポート２２，３２との間に介装することによって制御弁４０の背圧室４５への導入圧を制御する構成としたが、当該構成のほか、前記リニアソレノイドバルブＲＳＶによって制御弁４０の弁体４３を直接駆動する構成としてもよく、この場合であっても上記作用効果を得ることができるのは第２実施形態と同様である。

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

また、前記オイルポンプ１０の駆動源についても、必ずしもバランサ装置１を利用する必要はなく、内燃機関の回転数よりも高い回転数で駆動可能なものであれば、他の装置を利用することも可能である。さらに、当該他の装置は、車体に既存のものでもよく、新たに追加したものでもよい。

また、前記各実施形態では、前記制御弁４０を介して前記各切換ポート２３，３３を前記各吸入ポート２１，３１に接続することによって吸入領域の拡大を図っているが、このように分割した各ポートを組み合わせることによって吸入領域を画一的に拡大するのではなく、当該吸入領域を連続的に拡大することで高回転時のポンプ吸入量を確保することとしてもよい。

すなわち、前記各吐出ポート２２，３２と前記各切換ポート２３，３３とをそれぞれ一連の吐出ポートとして構成すると共に、これら一連の吐出ポートと前記各吸入ポート２１，３１を仕切る一対の仕切壁のうち内部容積が大きい方のポンプ室ＰＲが対向する一方の仕切壁（例えば図７中でいう下側の隔壁）を、前記両部材１１，１２とは別体の、該両部材１１，１２に対して相対移動可能な仕切部材として構成し、該仕切部材をそれぞれ周方向に移動させて吸入領域と吐出領域の配分を連続的に変更することによって前記吸入領域を拡大させることとしてもよい。

このように吸入領域と吐出領域の配分を連続的に変更可能に構成することで、機関高回転時における吸入量の確保ができるばかりでなく、吸入・吐出領域の拡縮に基づく急激なポンプ吐出量の変化を抑制することが可能となり、ポンプ１０の円滑な吐出量制御に供されることとなる。また、上述の構成の場合には、仕切部材を移動させるのみによって前記吸入・吐出領域の拡縮を容易に行えることから、ポンプ１０の応答性の向上にも供される。

また、前記第２、第３実施形態では、前記ソレノイドバルブＳＶ及びリニアソレノイドバルブＲＳＶの制御パラメータとして、基本となる機関回転数を例に説明したが、当該機関回転数のほか、例えば機関内を流動する冷却水温もしくは作動油温又はその両方や、前記各切換ポート２３，３３内に圧力センサや圧力スイッチ等を設けることによって検出した当該各切換ポート２３，３３内の圧力、に応じて制御することとしてもよい。

すなわち、キャビテーションの発生は作動油の粘度にも影響することから、前記冷却水温あるいは作動油温、望ましくは両者を制御パラメータとして設定することで、当該キャビテーションの発生をより適切に抑制することが可能となる。また、前述のように、前記各切換ポート２３，３３の内圧が負圧になるとキャビテーションが発生することから、当該各切換ポート２３，３３の内圧に基づいて前記ポート切換制御を行うことも、適切なキャビテーションの抑制に有効となる。

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

（ａ）請求項１に記載のオイルポンプにおいて、
前記ポンプ構成体は、前記吐出圧に応じて吐出量を可変するように構成され、
前記弁体が前記第１の状態を前記第２の状態に切り換える吐出圧は、ポンプ１回転あたりの吐出量が最低となる吐出圧よりも低く設定されていることを特徴とするオイルポンプ。

キャビテーションは、ポンプの吐出圧が、ポンプの固有吐出量が最低となる吐出圧に達するよりも前に発生することになるため、当該固有吐出量が最低となる吐出圧よりも切換圧を低く設定することで、キャビテーション抑制の実効が図れる。

（ｂ）前記（ａ）に記載のオイルポンプにおいて、
前記ポンプ構成体は、内燃機関により回転駆動されてその外周側に放射状の複数の溝を有するロータと、前記ロータの外周側に配置されて該ロータの回転中心とその内周面の中心とが偏心可能となるように設けられたカムリングと、前記複数の溝内にそれぞれ出没自在に収容されて各先端が前記カムリングの内周面に摺接するベーンとから構成され、
前記カムリングの軸方向両側面に前記ポートブロックが配置されることで、該ポートブロック、前記ロータ、前記カムリング及び前記各ベーンにより前記各作動油室が隔成されることを特徴とするオイルポンプ。

（ｃ）前記（ｂ）に記載のオイルポンプにおいて、
前記吐出圧が第１の圧力に達すると前記ロータの回転中心と前記カムリングの内周面の中心との偏心量が減少し、前記吐出圧が前記第１の圧力よりも高い第２の圧力に達すると前記ロータの回転中心と前記カムリングの内周面の中心との偏心量がさらに減少するように構成され、
前記弁体が前記第１の状態を前記第２の状態へと切り換える吐出圧は、前記第１の圧力よりも高く前記第２の圧力よりも低く設定されていることを特徴とするオイルポンプ。

このように構成することで、可変容量形ポンプとしての機能を確保しつつ、本発明の作用効果を得ることができる。すなわち、第１の状態から第２の状態へと切り換えることによって吐出量が減少してしまうことから、カムリングの揺動タイミングが遅れ、その分、ポンプに不必要な仕事をさせてしまう結果となる。よって、キャビテーションが発生し得ない状態で前述のような切り換えを行ってしまうと、キャビテーション低減効果が活かされないばかりか、逆に、ポンプの駆動トルク低減を図るといった可変容量形ポンプとしての機能を無駄に阻害してしまうこととなる。

（ｄ）前記（ｃ）に記載のオイルポンプにおいて、
前記カムリングには、それぞればね荷重の異なる２種類のスプリングによる付勢力が作用するように構成され、
前記吐出圧が前記第１の圧力に達すると、前記カムリングは、前記両スプリングのうち比較的ばね荷重の小さいスプリングの付勢力に抗して前記ロータの回転中心と前記カムリングの内周面の中心との偏心量が減少する方向へ移動し、
前記吐出圧が前記第２の圧力に達すると、前記カムリングは、前記両スプリングのうち比較的ばね荷重の大きいスプリングの付勢力に抗して前記ロータの回転中心と前記カムリングの内周面の中心との偏心量がさらに減少する方向へ移動するように構成されることを特徴とするオイルポンプ。

（ｅ）前記（ｃ）に記載のオイルポンプにおいて、
前記ロータの回転中心と前記カムリングの内周面との偏心量が減少すると、前記吸入ポートの一部が前記カムリングの側面によって覆われるように構成されることを特徴とするオイルポンプ。

このように構成することで、吸入ポートからの吸い込み量を減少させることが可能となり、キャビテーション発生の抑制に供される。

（ｆ）請求項１に記載のオイルポンプにおいて、
前記ポンプ構成体は、内燃機関のクランクシャフトの回転数よりも高回転で駆動されることを特徴とするオイルポンプ。

このように、ポンプの回転数を従来よりも高めることで、同じ能力を有するポンプを構成する場合には、従来よりもポンプを小型化することができる。

（ｇ）前記（ｆ）に記載のオイルポンプにおいて、
前記ポンプ構成体は、前記クランクシャフトの回転数の２倍の回転数で駆動されることを特徴とするオイルポンプ。

このように、ポンプの回転数を従来の２倍とすることで、同じ能力を有するポンプを構成する場合には、従来の半分の容量で足り、ポンプの大幅な小型化に貢献できる。

（ｈ）前記（ｇ）に記載のオイルポンプにおいて、
前記ポンプ構成体は、内燃機関の２次振動を低減するバランサ装置によって駆動されることを特徴とするオイルポンプ。

このように、内燃機関に付随する既存の装置を利用するようにしたことで、新たに駆動源を用いることなく前記従来の２倍の回転駆動力を得ることができ、コスト増大化の抑制に供される。

（ｉ）前記（ｈ）に記載のオイルポンプにおいて、
前記ポンプ構成体は、前記バランサ装置に組み込まれていることを特徴とするオイルポンプ。

このようにしてポンプとバランサ装置とを一体化することで、ポンプを別に配置する場合に比べて、車両等にコンパクトに搭載することが可能となる。

（ｊ）請求項２に記載のオイルポンプにおいて、
前記制御手段は、電気的に制御されることを特徴とするオイルポンプ。

かかる構成とすることで、前記切換制御を吐出圧を用いて行う場合のようにオイルポンプの摩耗や油種変更による油圧変化の影響を受けることがないため、前記切換制御を常時適切に行うことが可能となる。

（ｋ）前記（ｊ）に記載のオイルポンプにおいて、
前記制御手段は、検出された内燃機関の回転数に応じて制御されることを特徴とするオイルポンプ。

キャビテーションの発生はポンプの回転数に依存するため、該ポンプの回転数に相関する内燃機関の回転数に応じた制御とすることで、キャビテーションの発生を適切に抑制することができる。

（ｌ）前記（ｋ）に記載のオイルポンプにおいて、
前記制御手段は、検出された内燃機関の温度を考慮して制御されることを特徴とするオイルポンプ。

キャビテーションの発生は作動油の粘度にも影響することから、かかる構成とすることで、キャビテーションの発生をより適切に抑制することができる。

（ｍ）前記（ｊ）に記載のオイルポンプにおいて、
前記制御手段は、検出された前記切換ポートの圧力に応じて制御されることを特徴とするオイルポンプ。

容積が縮小する領域の上流側に開口する切換ポート内の圧力が負圧になるとキャビテーションが発生するため、当該切換ポートの圧力に基づいて前記切換制御を行うことで、キャビテーションの発生を適切に抑制することができる。

（ｎ）請求項３に記載のオイルポンプにおいて、
前記容積が縮小する領域の上流側の作動油室が負圧になる回転数のときには、作動油を吸入する領域を拡大する一方、作動油を吐出する領域を縮小することを特徴とするオイルポンプ。

かかる構成とすることで、吸入工程において十分な吸入量を確保することが可能となり、キャビテーションの抑制に供される。

（ｏ）前記（ｎ）に記載のオイルポンプにおいて、
作動油を吸入する領域は、前記回転数に応じて連続的に拡大されることを特徴とするオイルポンプ。

かかる構成とすることで、吸入・吐出領域の拡縮に基づく急激な吐出量変化を抑制でき、円滑なポンプ制御に供される。

（ｐ）前記（ｏ）に記載のオイルポンプにおいて、
前記ポートブロックには、前記吸入ポートと前記吐出ポートとを仕切る仕切部材が設けられ、該仕切部材が前記回転数に応じて移動することにより、前記作動油の吸入領域が拡大されることを特徴とするオイルポンプ。

かかる構成とすることで、吸入・吐出領域を固定的に仕切る従来のポンプに比べて、当該吸入・吐出領域の拡縮を容易に行うことができ、ポンプの応答性の向上に供される。

１０…オイルポンプ
１１…ポンプボディ（ポートブロック）
１２…カバー部材（ポートブロック）
１５…ロータ（ポンプ構成体）
１６…ベーン（ポンプ構成体）
１７…カムリング（ポンプ構成体）
１８…リング部材（ポンプ構成体）
２１，３１…吸入ポート
２２，３２…吐出ポート
２３，３３…切換ポート
４１…バルブボディ（弁収容孔）
４３…弁体
４４…バルブスプリング（付勢部材）
４５…背圧ポート（吐出圧導入ポート）
４６ａ…第１ポート
４７…第２ポート
４８…第３ポート
ＰＲ…ポンプ室（作動油室）

Claims (3)

1. 内燃機関により回転駆動されることによって複数の作動油室の容積を連続的に増減させるポンプ構成体と、
   前記作動油室のうち容積が拡大する領域に開口する吸入ポートと、前記作動油室のうち容積が縮小する領域の上流側に開口する切換ポートと、前記作動油室のうち容積が縮小する領域の下流側に開口する吐出ポートとを有するポートブロックと、
   その内周面に、前記吸入ポートに連通する第１ポートと、前記切換ポートに連通する第２ポートと、前記吐出ポートに連通する第３ポートとが開口形成されると共に、その一端部に、前記吐出ポート内の油圧である吐出圧を導入する吐出圧導入ポートが設けられた弁収容孔と、
   前記弁収容孔に摺動自在に収容されることによって、前記第１ポートと前記第２ポートとの間の連通を制限して前記第２ポートと前記第３ポートとを連通させる第１の状態と、前記第１ポートと前記第２ポートとを連通させて前記第２ポートと前記第３ポートとの連通を制限する第２の状態とを切り換える弁体と、
   前記弁収容孔の他端側に設けられ、前記弁体を前記弁収容孔の一端側へ付勢する付勢部材と、を備え、
   前記吐出圧が作用する前記弁体の一端側受圧面積と前記付勢部材の付勢力は、前記切換ポートが開口する前記作動油室内の圧力が負圧となった際に前記第１の状態から前記第２の状態へと切り換わっているように設定されていることを特徴とするオイルポンプ。
2. 内燃機関により回転駆動されることによって複数の作動油室の容積を連続的に増減させるポンプ構成体と、
   前記作動油室のうち容積が拡大する領域に開口する吸入ポートと、前記作動油室のうち容積が縮小する領域の上流側に開口する切換ポートと、前記作動油室のうち容積が縮小する領域の下流側に開口する吐出ポートとを有するポートブロックと、
   前記切換ポートが開口する前記作動油室内の圧力が正圧となるような低回転時には、前記切換ポートは前記吐出ポートと共に外部へ作動油を吐出する一方、前記切換ポートが開口する前記作動油室内の圧力が負圧となるような高回転時には、前記吸入ポートと連通する低圧部から前記切換ポートへ作動油が供給されるように制御する制御手段と、を備えたことを特徴とするオイルポンプ。
3. 内燃機関により回転駆動されることによって複数の作動油室の容積を連続的に増減させるポンプ構成体と、
   前記作動油室のうち少なくとも容積が拡大する領域に開口する吸入ポートと、前記作動油室のうち容積が縮小する領域に開口する吐出ポートとを有するポートブロックと、
   容積が縮小する領域の上流側となる前記作動油室内の圧力が負圧になる回転数のときには、当該負圧となる作動油室に低圧部から作動油が流入するように制御する制御手段と、を備えたことを特徴とするオイルポンプ。

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