JP5950583B2 - ポンプ装置 - Google Patents

Description

本発明は、可変容量ポンプにおいて、油圧及び吐出量をエンジンや油圧機器が要求する値に対応して徐々に上昇させ、ポンプ及びエンジン等にかかる負荷を最小限に抑えることができるポンプ装置に関する。

一般にギヤポンプは、歯丈や歯幅等によりその理論吐出量が決まり、理論吐出量と歯車の回転速度（ポンプ回転数）により吐出量が決まる。このギヤポンプを、例えば車両用エンジン内部に潤滑油を供給するオイルポンプとして用いる場合、このオイルポンプの理論吐出量は、駆動源となるエンジンの出力が低くポンプ回転数が小さくても、潤滑に必要な量のオイルを供給できるように設定される。

一方、エンジンの出力が高くなってポンプ回転数が大きくなると、必要量に対して過剰な量のオイルがエンジン内部に供給されるとともに、高い駆動力がオイルポンプにより消費され、エンジンの出力損失を招くおそれがある。この問題を解決するギヤポンプとして、ポンプ回転数が大きくなるに従って、ドライブギヤおよびドリブンギヤの双方あるいは一方を軸方向に移動させることで、噛み合い幅を短くして理論吐出量を小さくする、可変容量のギヤポンプが知られている。

特表２００７−５１４０９７号

従来より、外接ギヤポンプにおいて、ドリブンギヤが軸方向に移動して、噛み合い幅（軸方向高さ）が変化することにより、ドライブギヤとドリブンギヤの噛み合い幅に比例して理論吐出量が変化し、可変容量ポンプとなっているポンプの技術は開示されている。この種のものが、特許文献１に開示されている。以下、特許文献１の内容を概説する。なお、以下の説明において、部材に付された符号は、特許文献１に記載されたものをそのまま使用する。特許文献１は、具体的には、 図1に示されているように、外接ギヤポンプは第一搬送歯車5（ドライブギヤ）と第二搬送歯車6（ドリブンギヤ）から構成される。

第二搬送歯車は、右側に圧力ピストン8と左側にばねピストン9を設置し、支承ボルト7によって両側のピストンと結合され、移動ユニット10を形成する。移動ユニット10の軸方向移動によって搬送歯車5と6の歯噛合幅が変更され、ポンプの搬送量が変更される。移動ユニット10の軸方向移動は、移動ユニット10に作用する外力に依存して行われる。

その外力としては、室11に供給される作動油圧が圧力ピストン8に作用し、戻りばね12の力とばね室13に供給される制御ピストン1からの制御圧が作用する。特許文献１の 図５は、同文献 図1の制御ピストン1を移動ユニット60内に配列した実施例である。

特許文献１の図５では、移動ユニット60の戻りばね67の有る側とは逆側の室66内の作動油圧を供給する導管92には、電磁弁93が配置されている。その電磁弁93はエンジン制御装置により与えられた作動油圧が上昇すると閉鎖し、同時に接続部94を介して室66の圧力が軽減する。戻りばね67は作動油圧の上昇によって最高搬送量の位置に移動ユニット60を移動させる。

ここで、移動ユニット60の戻りばね67の有る側とは逆側の室66内の作動油圧は、電磁弁93の切り替えによって油圧を掛けるか、電磁弁93を閉鎖して接続部94を介して室66を圧力軽減させるものである。ところが、このような手段によって、油圧が掛かっている状態か、掛かっていない状態かの制御しか出来ないため、移動ユニット60の軸方向のスライド量を細かく多段に制御することが出来ない。

そのため各回転領域において、エンジンや油圧機器が必要とする吐出量、油圧に対応した吐出量、油圧を発生するスライド位置に移動ユニット60を移動する事が出きず、ある回転領域では必要とする以上の吐出量、油圧を発生してしまうので非効率な可変となっている。

また、室66を圧力軽減させる際、戻りばね67に抗する油圧の力不足により、機敏に移動ユニット60をスライドさせることが出来ず、可変の応答性が悪くなってしまう。そこで、本発明の目的（解決しようとする技術的課題）は、可変容量ポンプにおいて、油圧及び吐出量をエンジンや油圧機器が要求する値に対応して徐々に上昇させ、ポンプ及びエンジン等にかかる負荷を最小限に抑えることができるポンプ装置を提供することにある。

そこで、発明者は、上記課題を解決すべく、鋭意，研究を重ねた結果、請求項１の発明を、ハウジングと、軸方向に不動としたドライブギヤユニットと軸方向に可動としたドリブンギヤユニットとからなり吐出量を増減可能としたポンプ部と、前記ドリブンギヤユニットを吐出量減少方向に油圧を与える主流路と、主流路からの油圧を補助する油圧を与える第１分岐流路と、前記ドリブンギヤユニットを吐出増加方向に油圧を与える第２分岐流路と、前記第１分岐流路の流れを制御する第１流路制御部と、前記第２分岐流路の流れを制御する第２流路制御部と、前記ドリブンギヤユニットを吐出増加方向に弾性付勢するバネとからなり、前記第１流路制御部及び前記第２流路制御部はエンジン回転数の増減及び圧力の増減に応じて前記第１分岐流路及び前記第２分岐流路の連通又は遮断のいずれか一方となるように切替制御してなるポンプ装置としたことにより、上記課題を解決した。

請求項２の発明を、請求項１において、前記ドリブンギヤユニットは、主受圧面を有する小径部と、補助受圧面を有する大径部とからなるバルブピストンが設けられ、前記ハウジングのドリブンギヤユニット室には前記小径部が配置される小径通路部と、前記大径部が配置される大径通路部とを有し、前記第１分岐流路は前記補助受圧面に油圧付与可能に前記大径通路部に連通され、前記ドリブンギヤユニットの軸方向端部は戻し受圧面とし、前記第２分岐流路は、前記戻し受圧面に油圧付与可能にドライブギヤユニット室に連通されてなるとしたことにより、上記課題を解決した。

請求項３の発明を、請求項１又は２において、前記第１流路制御部は、ソレノイドバルブが設けられ、該ソレノイドバルブを介して第１分岐流路の連通又は遮断における流路制御が行われ、且つ前記第２流路制御部は、スプールバルブが設けられ、該スプールバルブを介して第２分岐流路の連通又は遮断における流量制御が行われるポンプ装置としたことにより、上記課題を解決した。

請求項４の発明を、請求項１，２又は３のいずれか１項の記載において、前記ドリブンギヤユニットのドリブンギヤは、前記ドライブギヤユニットのドライブギヤより軸方向全長寸法が大きく形成されてなるポンプ装置としたことにより、上記課題を解決した。請求項５の発明を、請求項３又は４において、ポンプ部の吐出量の増減を切り替える第１段階目及び第２段階目の可変動作は、第１段階目の可変を、油圧による前記第２流路制御部のスプールバルブの切替制御で行い、第２段階目の可変をエンジン回転数による前記第１流路制御部のソレノイドバルブの切替制御で行う構成としてなるポンプ装置としたことにより、上記課題を解決した。

請求項６の発明を、請求項３又は４において、ポンプ部の吐出量の増減を切り替える第１段階目及び第２段階目の可変動作は、第１段階目の可変を、油圧による前記第２流路制御部のスプールバルブの切替制御で行い、第２段階目の可変をエンジン回転数による前記第１流路制御部のソレノイドバルブの切替制御及び油圧による前記第２流路制御部のスプールバルブの切替制御で行う構成としてなるポンプ装置としたことにより、上記課題を解決した。

請求項１の発明によれば、軸方向に不動のドライブギヤユニットに対して軸方向に可動のドリブンギヤユニットからなる可変容量タイプのポンプ部において、そのドリブンギヤユニットの軸方向移動を第１流路制御部及び第２流路制御部により行うものであり、エンジン又は油圧機器のそれぞれの稼動状況に応じて最適なオイルの吐出量にすることができる。特に、エンジンでは、低回転域，中回転域及び高回転域のそれぞれにおいて最適な吐出量にすることができる。

請求項２の発明では、ドリブンギヤユニットにおいて、主受圧面を有する小径部と、補助受圧面を有する大径部とからなるバルブピストンが設けられたことにより、主流路及び第１分岐流路から流れるオイルの圧力に対する受圧面を２段構成にしている。そして、第１分岐流路の連通と遮断との切り替えは第１流路制御部で行われ、連通されたときには、主流路から主受圧面への油圧に加えて、第１分岐流路から補助受圧面への油圧とによって、迅速なるドリブンギヤユニットの吐出量を減少させる方向への移動を行うことができ、この動作を機敏に制御し、可変の応答性を良くすることができる。

さらに、第２分岐流路と第２流路制御部によって、前記バネと共に、ドリブンギヤユニットを吐出量を増加させる方向への移動を行うことができる。そして、第１流路制御部及び第２流路制御部は、それぞれオイルの圧力又は吐出量によって作動する構成とすることによって、効率の良い可変を行うことができる。

請求項３の発明では、第１流路制御部は、ソレノイドバルブが設けられ、該ソレノイドバルブを介して第１分岐流路の連通又は遮断における流路制御が行われ、且つ前記第２流路制御部は、スプールバルブが設けられ、該スプールバルブを介して第２分岐流路の連通又は遮断における流路制御が行われる構成により、第１分岐流路とドリブンギヤユニット室の大径通路部との連通及び遮断は瞬時に行われ、エンジンや油圧機器に対する作動状況に応じた吐出量の減少を迅速に行うことができる。

さらに、第２流路制御部では、前記第２分岐流路と前記ドリブンギヤユニット室のオイルとの連通及び遮断は瞬時に行われ、エンジンや油圧機器に対する作動状況に応じた吐出量の増加を迅速に行うことができる。

請求項４の発明では、ドリブンギヤユニットのドリブンギヤは、前記ドライブギヤユニットのドライブギヤより軸方向全長寸法が大きく形成されたことにより、ドリブンギヤの角がドライブギヤよりはみ出しているので、ドリブンギヤがスライドし始める際に、ドリブンギヤの角がドライブギヤに噛み込むことなくスムーズにスライドできる。

請求項５の発明では、第１段階目の可変のタイミングを油圧によるスプールバルブの切替制御で行うことにより、油温に左右されること無く、適正な油圧で可変を行うことができる。そして、第２段階目の可変のタイミングをエンジン回転数によるソレノイドバルブの切替制御で行うことにより、エンジンの作動状況に応じて、必要とされるタイミングで可変を行うことができる。請求項６の発明では、第２段階目の可変のタイミングをエンジン回転数によるソレノイドバルブの切替制御及び油圧によるスプールバルブの切替制御で行うことにより、必要油圧まで油圧を確実に上昇させることができる。

本発明の第１実施形態における構成及びエンジンのオイル供給回路を示す断面図である。 （Ａ）はポンプ部のドライブギヤとドリブンギヤとの噛み合い範囲が最大状態の略示断面図、（Ｂ）は（Ａ）のＸ1−Ｘ1矢視断面図、（Ｃ）はポンプ部のドライブギヤとドリブンギヤとの噛み合い範囲が最小状態の略示断面図、（Ｄ）は（Ｃ）のＸ2−Ｘ2矢視断面図。 （Ａ）は第１実施形態における第１流路制御部によって、第１分岐流路が連通された状態の略示断面図、（Ｂ）は第１実施形態における第１流路制御部によって第１分岐流路が遮断された状態の略示断面図、（Ｃ）は第１実施形態における第２流路制御部によって第２分岐流路が遮断された状態の略示断面図、（Ｄ）は第１実施形態における第２流路制御部によって第２分岐流路が連通された状態の略示断面図である。 本発明の第１実施形態における低回転域から高回転域に移行する過程を示すエンジン回転数と油圧の関係を示すグラフである。 本発明の第１実施形態におけるエンジンの低回転域における作用を示す略示断面図である。 本発明の第１実施形態におけるエンジンの中回転域における作用を示す略示断面図である。 本発明の第１実施形態におけるエンジンの高回転域到達における作用を示す略示断面図である。 本発明の第１実施形態におけるエンジンの高回転域以上における作用を示す略示断面図である。 本発明の第２実施形態におけるエンジンの低回転域における作用を示す略示断面図である。 本発明の第２実施形態におけるエンジンの中回転域における作用を示す略示断面図である。 本発明の第２実施形態におけるエンジンの高回転域到達の前半段階における作用を示す略示断面図である。 本発明の第２実施形態におけるエンジンの高回転域到達の後半段階における作用を示す略示断面図である。 本発明の第２実施形態におけるエンジンの高回転域以上における作用を示す略示断面図である。 （Ａ）乃至（Ｄ）は第２流路制御部のタイプIIにおける動作を示す略示図である。 本発明の第２実施形態における低回転域から高回転域に移行する過程を示すエンジン回転数と油圧の関係を示すグラフである。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。まず、本発明では、構成及び動作によって、第１実施形態及び第２実施形態が存在する。本発明の構成は、主に、図１乃至図３に示すように、ハウジングＡ、歯車ポンプ部Ｂ、第１流路制御部Ｃ、第２流路制御部Ｄとから構成されている。歯車ポンプ部Ｂは、ドリブンギヤユニット４，ドライブギヤユニット５とから構成される。

第１流路制御部Ｃは、ソレノイドバルブ６とからなる。第２流路制御部Ｄは、スプールバルブ７とから構成される。そして、第２流路制御部Ｄには、第１実施形態及び第２実施形態で、タイプIとタイプIIが存在する。第１実施形態における第２流路制御部ＤはタイプIであり、第２実施形態における第２流路制御部Ｄは、タイプIIである。第２流路制御部ＤのタイプIIについては、本発明の第２実施形態にて説明する。まず、本発明の第１実施形態から説明する。

ハウジングＡの金属製の筐体１に、ポンプ室２が形成されている。図１は、ポンプ部Ｂ，第１流路制御部Ｃ及び第２流路制御部Ｄ（タイプI）が分離しているが、分離していても良いし、一つの筐体１に適正な配置で収められていても良い。ポンプ室２は、ドリブンギヤユニット室２ａとして、小径通路部２１と大径通路部２２と段差面部２３とオイル室２４と略１直線上に並ぶように構成される（図１参照）。

段差面部２３は、平坦状の面として形成される。また、前記ドリブンギヤユニット室２ａに隣接してドライブギヤユニット室２ｂが形成されている。ドライブギヤユニット室２ｂは、ドライブギヤ収納部２５及び該ドライブギヤ収納部２５の上下両側に形成された軸支孔部２６とから構成される。

ここで、本発明において、ハウジングＡの上下方向は、特に限定されるものではないが、説明を理解し易いものとするために、ドリブンギヤユニット室２ａの通路方向を上下方向とし、大径通路部２２が小径通路部２１よりも上方となるように設定した場合に、大径通路部２２側を上方とする〔図１、図２（Ａ），（Ｃ）参照〕。

ドリブンギヤユニット４は、バルブピストン４ａ、ドリブンシャフト４３、ドリブンギヤ４４、仕切りピストン４５とからなる〔図２（Ａ），（Ｃ）参照〕。バルブピストン４ａは、小径部４１と大径部４２とが軸方向に一体形成されたものである。そして、小径部４１は円筒形状に形成され、大径部４２は外周側面の一部に略半月状又は凹形円弧状の逃げ部４２ｂが形成されている。

該逃げ部４２ｂは、ドリブンギヤ４４がドライブギヤ５２に対して軸方向に移動したときに、ドライブギヤ５２の外周部分が食い込む部位であり〔図２（Ｃ），（Ｄ）参照〕、この構成によって、ドライブギヤ５２とバルブピストン４ａとが相互に干渉しないようにする役目をなす。

バルブピストン４ａは前記小径部４１を下方とし、前記大径部４２を上方として軸方向が垂直となる状態で使用される。小径部４１の下端は、主受圧面４１ａであり、小径部４１と大径部４２との境目に形成される段差部が補助受圧面４２ａとなる。前記ドリブンシャフト４３の上面部は戻し受圧面４３ａとして使用される〔図２（Ａ），（Ｃ）参照〕。

ドライブギヤユニット５は、ドライブシャフト５１とドライブギヤ５２とから構成される〔図１，図２（Ａ），（Ｃ）参照〕。ドライブギヤユニット５は、ドライブギヤ５２がドライブギヤ収納部２５に収納され、ドライブシャフト５１が軸支孔部２６に軸支されて、ドライブギヤユニット室２ｂに収納される。ドライブシャフト５１は、図示されないエンジンのクランクシャフトからの動力によって回転し、ドライブシャフト５１と共に回転するドライブギヤ５２は、ドリブンギヤ４４に回転を伝達し歯車ポンプとして作動する。

前記オイル室２４には、ドリブンギヤユニット４を吐出増加方向に弾性付勢するバネ８１が装着されている〔図１，図２（Ａ），（Ｃ）参照〕。該バネ８１は、コイルバネが使用されており、ドリブンギヤ４４とドライブギヤ５２との噛み合幅が最大となるように弾性付勢している。

次に、ポンプ部Ｂを制御する第１流路制御部Ｃについて説明する。前記筐体１には、主流路３１、第１分岐流路３２が形成されている。主流路３１は、筐体１の外部から前記ドリブンギヤユニット室２ａの小径通路部２１下方側の先端面と連通形成された流路である〔図１、図２（Ａ），（Ｃ）参照〕。

主流路３１の先端箇所は、前記ドリブンギヤユニット室２ａの小径通路部２１の先端面（奥側面）と連通するように形成されている。つまり、前記バルブピストン４ａの（小径部４１の）主受圧面４１ａがオイルの圧力を受け易いように構成されている。オイルの圧力は、以下油圧と称する。

第１分岐流路３２は、筐体１内部にて、前記主流路３１から分岐形成されたものである。第１分岐流路３２には、前記主流路３１を流れるオイルの一部が流入するようになっている。また、第１分岐流路３２は、前記主流路３１から分岐されず、ハウジングＡ内に主流路３１とは、別の独立した流路で構成されることもある。

第１分岐流路３２の上方側（分岐する部位の反対側）には、後述するソレノイドバルブ６の方向制御部６１が収納される。ここで、ソレノイドバルブ６は、筐体１の外部から装着されるものであり、ソレノイドバルブ６の組付けのために、第１分岐流路３２の上方側端部は筐体１の表面に貫通する。

前記第１分岐流路３２は、前記ドリブンギヤユニット室２ａの大径通路部２２に第１流路制御部Ｃを介して連通している。また、第１分岐流路３２において、第１流路制御部Ｃと大径通路部２２との間の流路を第１接続流路３２１と称する。該第１接続流路３２１は、第１分岐流路３２に属するものであり、第１分岐流路３２を構成する一部である。

そして、第１分岐流路３２は、前記第１流路制御部Ｃによって、大径通路部２２と連通及び遮断のいずれか一方に切り替えられる構成となっている〔図３（Ａ），（Ｂ）参照〕。さらに、第１分岐流路３２から前記第１流路制御部Ｃを介して第１排出流路３２２が形成されている。該第１排出流路３２２は、オイルを前記ポンプ部Ｂのポンプ室２の吸入側に戻す役目をなす。前記第1接続流路３２１及び第１排出流路３２２の第１分岐流路３２内側の開口は共にソレノイドバルブ室３２３の範囲内にまとめて形成されている。

第１流路制御部Ｃは、ソレノイドバルブ６によって前記第１分岐流路３２の連通及び遮断の切替え制御を行うものである〔図３（Ａ），（Ｂ）参照〕。方向制御部６１と電磁制御部６２とから構成されている。方向制御部６１は、第１分岐流路３２内に形成されたソレノイドバルブ室３２３に収納され、電磁制御部６２は、その一部が筐体１に形成された窪み状の設置部１１に装着される。

ソレノイドバルブ６の方向制御部６１と、前記ソレノイドバルブ室３２３との間には、油路を密閉状に仕切るためのＯリングが装着され、オイル漏れを防止する。ソレノイドバルブ６は、ハウジングＡにねじ止め等の固定手段により固定される。前記ソレノイドバルブ６は、第１分岐流路３２のオイル流れ方向を制御する役目のバルブであり、方向制御部６１によって、第１分岐流路３２と大径通路部２２との連通及び遮断の切替え制御を行うと共に、第１接続流路３２１と第１排出流路３２２とを連通してオイル排出を行う。

ソレノイドバルブ６の制御動作は、前記電磁制御部６２によって行われる。また、第１接続流路３２１と第１分岐流路３２との連通、又は第１接続流路３２１と第１排出流路３２２との連通いずれか一方が選択されているときは、他方の連通は遮断された状態であり、オイルの流通は不可能となっている。

ソレノイドバルブ６の方向制御部６１は、円筒形状をなしており、略同等直径の円筒空隙部であるソレノイドバルブ室３２３内に収納されている〔図３（Ａ），（Ｂ）参照〕。方向制御部６１は、軸方向制御流路６１ａと、第１直径方向制御流路６１ｂと、第２直径方向制御流路６１ｃとを有している。軸方向制御流路６１ａは、方向制御部６１の軸方向下端の端面にオイルが流入する開口を有しており、前記主流路３１を流れるオイルの一部が第１分岐流路３２に流入するようになっている。

また、第１直径方向制御流路６１ｂ及び第２直径方向制御流路６１ｃは、軸方向に沿って上下異なる２箇所に形成され、第１直径方向制御流路６１ｂは下方に位置し第２直径方向制御流路６１ｃは上方に位置する。第１直径方向制御流路６１ｂと第２直径方向制御流路６１ｃは、前記軸方向制御流路６１ａによって連通される。軸方向制御流路６１ａと下方側の第１直径方向制御流路６１ｂとが交わる箇所は、弁室６１ｄとして構成され、該弁室６１ｄには球体状の弁部材６４が収納されている。

下方側の第１直径方向制御流路６１ｂは、前記第１接続流路３２１と連通するようになっている。また、上方側の第２直径方向制御流路６１ｃは前記第１排出流路３２２と連通している。さらに、第１直径方向制御流路６１ｂの両端部を直径として方向制御部６１の外周には、一周ぐるりと回るように外周溝６１ｅが形成され、第２直径方向制御流路６１ｃの両端部を直径として、方向制御部６１の外周には一周ぐるりと回るように外周溝６１ｆが形成されている。

該外周溝６１ｅ，６１ｆによって、方向制御部６１の設置は回転方向自由にできる。前記弁部材６４は、通常は、ソレノイドバルブ６がオフ（ｏｆｆ）の状態で操作軸６３により弁室６１ｄの下方に押え付けられ、軸方向制御流路６１ａと下方側の第１直径方向制御流路６１ｂとの連通を遮断し、オイルの流入を不可能にしている〔図３（Ｂ）参照〕。

また、前記電磁制御部６２は操作軸６３を有しており、該操作軸６３は軸方向に沿って昇降するように往復移動する。この動作は、電磁制御部６２の電磁制御により行われる。操作軸６３は、下降することにより前記弁部材６４を下方に向かって押圧してオイルの流入を遮断する〔図３（Ｂ）参照〕。また、操作軸６３が上昇することにより弁部材６４を解放し、方向制御部６１内にオイルの流入が可能となるようにする〔図３（Ｂ）参照〕。

次に、タイプIの第２流路制御部Ｄについて説明する。第２流路制御部Ｄ（タイプI）は、スプールバルブ７によって流路制御が行われる〔図１、図３（Ｃ），（Ｄ）参照〕。前記ハウジングＡの筐体１には、第２分岐流路３３と、戻し流路３４が形成されている。戻し流路３４は、第２分岐流路３３よりも上流側に位置する。戻し流路３４にはスプールバルブ７が収納されるスプールバルブ収納室３４１が形成されている。

第２分岐流路３３は、前記ポンプ室２のオイル室２４に連通している。また、第２分岐流路３３において、第２流路制御部Ｄ（タイプI）とオイル室２４との間の流路を第２接続流路３３１と称する。該第２接続流路３３１は、第２分岐流路３３に属するものであり、第２分岐流路３３を構成する一部である。

そして、第２分岐流路３３は、前記第２流路制御部Ｄ（タイプI）によって、連通及び遮断のいずれか一方に切り替えられる構成となっている。さらに、第２分岐流路３３から前記第２流路制御部Ｄ（タイプI）を介して第２排出流路３３２が形成されている。該第２排出流路３３２は、オイルを前記ポンプ部Ｂのポンプ室２の吸入側に戻す役目をなす。

スプールバルブ７は、軸状の弁本体７１に周方向に沿って形成された溝条７２，７２が形成されたものである。スプールバルブ７は、バネ８２の弾性付勢力によって、常時は、第２分岐流路３３を連通させ、且つ第２排出流路３３２を遮断させた状態に維持している。そして、戻し流路３４に流入したオイルの油圧が所定値を超えるとスプールバルブ７が押圧されて移動し、第２分岐流路３３を遮断し、オイル室２４と第２排出流路３３２とを連通する。

次に、第１流路制御部Ｃの方向制御作用について説明する。本発明のポンプ装置は、エンジン１００のオイル循環流路Ｓ内に組み込まれる。オイル循環流路ＳからハウジングＡの主流路３１にオイルが流入する。主流路３１の流入するオイルは、ドリブンギヤユニット室２ａの小径通路部２１と連通しており、オイルはそのままバルブピストン４ａの主受圧面４１ａを押圧する。

また、主流路３１を流入したオイルの一部は第１分岐流路３２にも流入する。該第１分岐流路３２に流入したオイルは、ソレノイドバルブ６によって方向が制御され、第１分岐流路３２とポンプ室２の大径通路部２２とが連通（開）又は遮断（閉）の状態とされる。

ソレノイドバルブ６がオフ（ｏｆｆ）のとき、電磁制御部６２の操作軸６３は、方向制御部６１内の弁部材６４を下方に押え付ける状態となり、弁室６１ｄにて軸方向制御流路６１ａと第１分岐流路３２との流入口を遮断する。これによって、第１分岐流路３２からのオイルの流入を停止する。

また、大径通路部２２と第１接続流路３２１と第１排出流路３２２とは連通している。これによって、大径通路部２２は大気と繋がっており、大径通路部２２内は空間が密閉されることは無く、バルブピストン４ａの移動が阻害されることは無い。第１排出流路３２２から排出されたオイルはポンプ部Ｂの吸入側に戻される。

ソレノイドバルブ６がオン（ｏｎ）のとき、電磁制御部６２の操作軸６３は、上昇し、方向制御部６１内の弁部材６４を押付けから開放し、自由な状態にする。これによって、弁室６１ｄにて軸方向制御流路６１ａと第１分岐流路３２との流入口が開き可能となり、第１分岐流路３２からのオイルの流入の勢いが弁部材６４を上方に押し上げて方向制御部６１内にオイルが流入する。

そして、弁部材６４は弁室６１ｄにおいて、下方側の第１直径方向制御流路６１ｂと、上方側の第２直径方向制御流路６１ｃとを連通する開口を遮断する。これによって、第１分岐流路３２と第１接続流路３２１と大径通路部２２とが連通され、オイルは、大径通路部２２内に送り込まれ、オイルがバルブピストン４ａの補助受圧面４２ａを押圧することができる。

次に、タイプIの第２流路制御部Ｄの方向制御作用について説明する。スプールバルブ７は、バネ８２の弾性付勢にて、第２分岐流路３３が連通し、且つ第２排出流路３３２を遮断した状態に維持している。つまり、第２分岐流路３３がオイル室２４に連通しているときには、第２排出流路３３２は遮断されているので、オイル室２４にはオイルが流れ込み、ドリブンギヤユニット４の戻し受圧面４３ａにバネ８１と共に油圧がかかる。

そして、オイル室２４側における戻し受圧面４３ａにかかる油圧及びバネ８１の付勢力が、主流路３１側における主受圧面４１ａにかかる油圧よりも大きい力の場合には、ドリブンギヤユニット４は、小径通路部２１側に留まり、ドライブギヤ５２とドリブンギヤ４４との噛み合幅は最大の状態にあり、吐出量は通常となる。

そして、オイル循環流路Ｓにてオイルの油圧が上昇して所定値を超えると、戻し流路３４に流入したオイルがスプールバルブ７を押圧して移動させる。これによって、第２分岐流路３３を遮断し、オイル室２４と第２排出流路３３２とを連通する。この状態で第２分岐流路３３には、オイルは流れることがなく、オイル室２４ではバネ８１のみがドリブンギヤユニット４を押圧することになる。

そのために、主流路３１側における主受圧面４１ａの油圧による力が、オイル室２４側における戻し受圧面４３ａにかかるバネ８１の付勢力よりも大きくなって、ドリブンギヤユニット４は、オイル室２４側に移動し、ドライブギヤ５２とドリブンギヤ４４との噛み合幅が小さくなると共に、吐出量が減少する。ドリブンギヤユニット４がオイル室２４側に移動するときに、オイル室２４内のオイルは、第２排出流路３３２から排出され、排出されたオイルは、ポンプ部Ｂの吸入側に戻される。

次に、エンジン１００の各回転数領域における本発明の動作を説明する。本発明のポンプ装置では、エンジン１００の回転数Ｎｅに応じて、ポンプ部Ｂの吐出量を適正にするものであり、回転数Ｎｅは、低回転域，中回転域，高回転域で吐出量が変化する。まず、エンジン回転数Ｎｅが低回転域の動作について述べる（図５参照）。

ここで、低回転域とは、回転数Neが0（ゼロ）rpmから約1000rpmの範囲である。第１流路制御部Ｃでは、ソレノイドバルブ６が操作命令によりオフ（ｏｆｆ）状態になっている。電磁制御部６２では、操作軸６３は、弁部材６４を押え付け、第１分岐流路３２と軸方向制御流路６１ａとの連通を遮断する。

このとき大径部４２が収納されている大径通路部２２と、第１接続流路３２１と、第１排出流路３２２とは連通している。これによって、大径通路部２２は、大気と連通するように開放されている〔図３（Ｂ）参照〕。オイルの油圧は、主流路３１を流れるオイルのみがバルブピストン４ａの主受圧面４１ａに掛かる状態となる〔図２（Ａ）参照〕。

また、第２流路制御部Ｄ（タイプI）では、エンジン回転数が低回転であるため、戻し流路３４に流入するオイルによるスプールバルブ７への油圧は小さい吐出圧しかかかっておらず、スプールバルブ７は略初期状態のままで、第２分岐流路３３はオイル室２４と連通した状態であり、オイル室２４にオイルが供給される。

第２排出流路３３２は遮断されているため、オイル室２４内ではバネ８２と共に戻し受圧面４３ａに油圧とバネ８１の弾性付勢力がかかる。そして、低回転領域且つ主流路３１から主受圧面４１ａにのみに吐出圧が掛かるため、戻し受圧面４３ａにかかる力が主受圧面４１ａにかかる力よりも大きくなり、ドリブンギヤユニット４は初期状態のまま軸方向に動かず、可変はまだ始まっていない。

次に、エンジン１００の中回転域の動作について述べる（図６参照）。中回転域とは、回転数Neが約1000rpmから約3500rpmの範囲である。まず、エンジン回転数が所定値Ne1（約1000rpm）に達した時点で、第１流路制御部Ｃのソレノイドバルブ６はオン（ｏｎ）に切り替えられる。すると、ソレノイドバルブ６は第１分岐流路３２と大径通路部２２とを連通するように切替えが行われ、補助受圧面４２ａと第１分岐流路３２とが繋がる。そして、油圧が主受圧面４１ａと補助受圧面４２ａとの両方に掛かり、バルブピストン４ａの受圧面積が増える。

この段階では、第２流路制御部Ｄ（タイプI）のスプールバルブ７が移動する設定圧には達していないので、スプールバルブ７における油路の切り替わりは無く、戻し受圧面４３ａには吐出圧とバネ８１との力が加わっている。そして、バルブピストン４ａの受圧面積が増えたことにより、戻し受圧面４３ａにかかる力よりもバルブピストン４ａにかかる力が大きくなり、ドリブンギヤユニット４は、オイル室２４側に移動し、可変が開始される。

回転数Ｎｅが約1000rpmから約3500rpmの範囲に上昇する過程においても、上記同様に、第１流路制御部Ｃではソレノイドバルブ６がオン（ｏｎ）になっており、第１分岐流路３２と大径通路部２２とは連通した状態である。そして、油圧はバルブピストン４ａの主受圧面４１ａ及び補助受圧面４２ａの両方に掛かっている。

第２流路制御部Ｄ（タイプI）では、スプールバルブ７も移動する設定圧には達しないため戻し受圧面４３ａには吐出圧とバネ８１の力が加わっている状態が維持される。そのため小径通路部２１側とオイル室２４側の力関係は変わらないが、回転数上昇と共にドリブンギヤユニット４は、移動し続ける。これによって、ドライブギヤ５２とドリブンギヤ４４との噛み合幅が小さくなり、理論吐出量が徐々に減少する。

次に、エンジン１００の回転数Ｎｅが高回転域のリリーフ動作について述べる（図７、図８参照）。高回転域の回転数Neは約3500rpm以上である。まず、エンジン回転数が所定値Ne2（約3500rpm）に達したとき（図７参照）、第１流路制御部Ｃのソレノイドバルブ６を再びオフ（ｏｆｆ）に切り替わり、第２分岐流路３３と大径通路部２２とは遮断され、大径通路部２２と第１排出流路３２２とが連通される。これによって、大径通路部２２内のオイルは第１排出流路３２２から排出され、主受圧面４１ａにのみ油圧がかかることになり、小径通路部２１側の油圧が減少する。

この段階では、第２流路制御部Ｄ（タイプI）のスプールバルブ７が移動する設定圧には達していないので、オイル室２４では、戻し受圧面４３ａに吐出圧とバネ８１の力が加わっている。小径通路部２１側の受圧面積が減ったことにより、ドリブンギヤユニット４は小径通路部２１側に移動することになり、ドライブギヤ５２とドリブンギヤ４４との噛み合幅が初期状態に戻り、理論吐出量が増えて、通常となる。

これによって、ポンプ部Ｂからの吐出量が増え、即座に吐出圧が上昇し、スプールバルブ７が移動する設定圧（例えば600kPa）に達する。スプールバルブ７が移動することにより、第２分岐流路３３とオイル室２４とは遮断され、オイル室２４と第２排出流路３３２とが連通する（図８参照）。

そのため、戻し受圧面４３ａを押圧するのはバネ８１のみとなる。そして、小径通路部２１側における主受圧面４１ａに掛かる油圧は上昇するので、ドリブンギヤユニット４はオイル室２４側に移動することにより、ドライブギヤ５２とドリブンギヤ４４との噛み合幅が小さくなり、理論吐出量が減少する。

次に、エンジン回転数が高回転領域をさらに超える場合について説明する（図８参照）。第１流路制御部Ｃのソレノイドバルブ６は、オフ（ｏｆｆ）になっており、主受圧面４１ａのみに油圧が掛かっているが、第２流路制御部Ｄ（タイプI）のスプールバルブ７が第２分岐流路３３とオイル室２４とを遮断しており、オイル室２４において戻し受圧面４３ａには油圧がかからず、戻し受圧面４３ａにはバネ８１のみの力しか掛かっていない。

そのため、エンジン１００の回転数上昇と共にドリブンギヤユニット４は主受圧面４１ａ側の油圧による押圧力がより優勢となるため、ドリブンギヤユニット４がオイル室２４側に徐々に移動し、ドライブギヤ５２とドリブンギヤ４４との噛み合幅が小さくなっていき、理論吐出量が徐々に減少してゆく。これによって、高回転域をさらに超える回転が発生しても、吐出圧力の異常な上昇を防止できる。

図４は、エンジン１００の回転数Ｎｅが低回転域，中回転域及び高回転域における油圧Ｐの状態を示すグラフである。本発明によれば、この図４のグラフからも明らかなように、中回転域では、その始まりから終わりまで、油圧Ｐの変化は緩やかであるが、高回転域では油圧Ｐは機敏に上昇し、オイルを高圧にすることができる。

次に、本発明の第２実施形態を説明する。第２実施形態では、第１実施形態に対して、ポンプ部Ｂ，第1流路制御部Ｃ及びオイル循環流路Ｓは、略同一の構成である。そして前述したように、第２流路制御部ＤはタイプIIのものが使用される。まず、タイプIIの第２流路制御部Ｄについて説明する。また、タイプIIの第２流路制御部Ｄにおけるスプールバルブの符号は９とする（図１４参照）。

第２流路制御部Ｄのスプールバルブ９に第１連通溝部９１，第２連通溝部９２及び中間遮断部９３が形成されている。初期位置から軸方向に移動するときの移動前方側から第１連通溝部９１，中間遮断部９３，第２連通溝部９２の順に形成される。つまり、第１連通溝部９１と第２連通溝部９２との間に中間遮断部９３が位置している。

第１連通溝部９１は、第２分岐流路３３と第２接続流路３３１との連通、及び第２接続流路３３１と第２排出流路３３２との連通を構成する。２つの連通は、同時に行われることはなく、いずれか一方の連通のみが行われる〔図１４（Ａ），（Ｂ）参照〕。このとき、中間遮断部９３によって他方の連通が遮断される。

同様に、第２連通溝部９２についても、第２分岐流路３３と第２接続流路３３１との連通、及び第２接続流路３３１と第２排出流路３３２との連通を構成し、いずれか一方の連通のみが行われる〔図１４（Ｃ），（Ｄ）参照〕。このときも、中間遮断部９３によって他方の連通が遮断される。また、第１連通溝部９１と第２連通溝部９２による連通についても、同時に行われることはなく、いずれか一方のみの連通が行われる。

第２実施形態では、ポンプ部Ｂの吐出量の増減を切り替える第１段階目及び第２段階目の可変動作において、第１段階目の可変を油圧による前記第２流路制御部Ｃのスプールバルブ９の切替制御で行い、第２段階目の可変をエンジン回転数による前記第１流路制御部Ｃのソレノイドバルブ６の切替制御で行う構成としたものである。

さらに、第２段階目の可変をエンジン回転数による前記第１流路制御部Ｃのソレノイドバルブ６の切替制御及び油圧による前記第２流路制御部Ｄのスプールバルブ９の切替制御で行う構成としたものである。ここで、第１段階目の可変動作とは、低回転域から中回転域に変化する段階であり、第２段階目の可変動作とは中回転域から高回転域に変化する段階である。

オイルポンプの吐出圧及びエンジン１００の回転数領域における本発明の動作を説明する。本発明の第２実施形態では、オイルポンプの吐出圧Ｐ及びエンジン１００の回転数Ｎｅに応じて、ポンプ部Ｂの吐出量をより一層適正にするものであり、吐出量が回転数Ｎｅの各領域（低回転域，中回転域，高回転域）で変化する。

まず、低回転域の動作について述べる。低回転域とはオイルポンプの吐出圧Ｐが150kPa未満のときであり（図９参照）、回転数Neが0（ゼロ）rpmから約1000rpm付近とした範囲である。そして、第１段階目の可変動作では、第１流路制御部Ｃでは、ソレノイドバルブ６が操作命令によりオン（ｏｎ）状態になっている。電磁制御部６２では、操作軸６３は、弁部材６４を解放し、第１分岐流路３２と大径通路部２２とが連通するようになっており、補助受圧面４２ａと第１分岐流路３２とが繋がっている。油圧は、主受圧面４１ａと補助受圧面４２ａとの両方に掛かっている。

また、第２流路制御部Ｄ（タイプII）では、オイルポンプの吐出圧Ｐが150kPa未満であるため、戻し流路３４に流入するオイルによるスプールバルブ９への油圧は小さい吐出圧しかかかっていない。そのため、スプールバルブ９は、略初期状態のままで、第２分岐流路３３は第２接続流路３３１を介してオイル室２４と連通した状態であり、オイル室２４にオイルが供給される。第２排出流路３３２は遮断されているため、オイル室２４内のオイルの大気開放は行われず、オイル室２４内では戻し受圧面４３ａに油圧とバネ８１の弾性付勢力がかかる。

そして、ドリブンギヤユニット４の戻し受圧面４３ａにかかる力は、主受圧面４１ａと補助受圧面４２ａにかかる力よりも大きくなり、ドリブンギヤユニット４は初期状態のまま軸方向に動かず、可変動作はまだ始まっていない。そして、低回転域において、回転数が上昇し、後述する中回転域に到達するときの動作が第１段階目の可変動作となる。

次に、オイルポンプの吐出圧Ｐが150kPa以上（エンジン回転数Ｎｅが中回転域）のときの動作について述べる（図１０参照）。中回転域とは、回転数Ｎｅが約1000rpm付近から約3500rpmの範囲である。まず、オイルポンプの吐出圧Ｐが150kPaに達した時点で、第１流路制御部Ｃのソレノイドバルブ６はオン（ｏｎ）のままである。よって、油圧は主受圧面４１ａと補助受圧面４２ａとの両方に掛かっている。

そして、オイルポンプの吐出圧Ｐが150kPa以上になることによって、スプールバルブ９が移動し、第２分岐流路３３とオイル室２４とは遮断され、オイル室２４と第２排出流路３３２とが第２接続流路３３１を介して連通する（図１０参照）。そのため、オイル室２４のオイルは大気開放され、戻し受圧面４３ａを押圧するのはバネ８１のみとなる。よって、ドリブンギヤユニット４の戻し受圧面４３ａにかかる力よりもバルブピストン４ａにかかる力が大きくなり、ドリブンギヤユニット４は、オイル室２４側に移動し、可変動作が開始される。

第1流路制御部Ｃは、中回転域において、回転数Ｎｅが約1000rpm付近から約3500rpmの範囲に上昇する過程（後述する高回転域に到達する行程）においても、ソレノイドバルブ６は、オン（ｏｎ）になっている。そして、第１分岐流路３２と大径通路部２２とは、第１接続流路３２１を介して連通した状態である。そして、油圧はドリブンギヤユニット４のバルブピストン４ａの主受圧面４１ａ及び補助受圧面４２ａの両方に掛かっている。

第２流路制御部Ｄ（タイプII）では、戻し流路３４からの油圧は一定となり、スプールバルブ９の動きは止まる。このときオイル室２４と第２排出流路３３２とが連通しているため、オイル室２４内のオイルは、大気開放されており、戻し受圧面４３ａにはバネ８１のみの力が加わっている状態が維持される。そのため小径通路部２１側とオイル室２４側の力関係は変わらないが、回転数上昇と共にドリブンギヤユニット４は、移動し続ける。これによって、ドライブギヤ５２とドリブンギヤ４４との噛み合幅が小さくなることにより、理論吐出量が徐々に減少する。

次に、エンジン１００の回転数Ｎｅが中回転域から高回転域に到達する行程の動作について述べる（図１１、図１２、）。これは、前述した、第２段階目の可変動作のことであり、エンジン回転数が中回転域（約1000rpm）から所定値Ne2（約3500rpm）に到達する行程である。この行程は、２つの段階（前半段階及び後半段階）で動作の切り替えが行われる（図１１，図１２参照）。

まず、前半段階では、図１１に示すように、第１流路制御部Ｃのソレノイドバルブ６をオフ（ｏｆｆ）に切り替えるこれによって、第１分岐流路３２と大径通路部２２とは遮断され、大径通路部２２と第1排出流路３２２とが連通される。これによって、大径通路部２２内のオイルは、第１排出流路３２２から排出され、主受圧面４１ａにのみ油圧がかかることになり、小径通路部２１側の油圧が減少する。

この前半段階では、第２流路制御部Ｄ（タイプII）のスプールバルブ９が移動する設定圧には達していないので、現位置で停止状態にある。オイル室２４において、戻し受圧面４３ａにはバネ８１のみの力が加わっている。小径通路部２１側での受圧面積減少により、ドリブンギヤユニット４は小径通路部２１側に移動し、ドライブギヤ５２とドリブンギヤ４４との噛み合幅が初期状態に徐々に戻ることにより、理論吐出量が増えていく。

次に、後半段階では、前半段階で増加した理論吐出量により、戻し流路３４からスプールバルブ９が受ける圧力が増加し、スプールバルブ９がさらに移動をする。これにより、第２分岐流路３３とオイル室２４は再び連通する（図１２参照）。そのため、戻し受圧面４３ａに吐出圧とバネ８１の両方の力が加わり、ドリブンギヤユニット４がさらに小径通路部２１側に移動することにより、理論吐出量もさらに増えていく。

そして、スプールバルブ９がさらに移動する設定圧（例えば600kPa）に達する。スプールバルブ９が移動することにより、第２分岐流路３３とオイル室２４とは遮断され、オイル室２４と第２排出流路３３２とが連通する。そのため、戻し受圧面４３ａを押圧するのはバネ８１のみとなる。逆に、小径通路部２１側における主受圧面４１ａに掛かる油圧は上昇するので、ドリブンギヤユニット４はオイル室２４側に移動し、ドライブギヤ５２とドリブンギヤ４４との噛み合幅が小さくなることにより、理論吐出量が減少する。

次に、高回転域つまりエンジン回転数が高回転をさらに超える場合について説明する（図１３参照）。高回転域の回転数Ｎｅは約3500rpm以上である。第1流路制御部Ｃのソレノイドバルブ６は、オフ（ｏｆｆ）になっており、主受圧面４１ａのみに油圧が掛かっているが、第２流路制御部Ｄ（タイプII）のスプールバルブ９が第２分岐流路３３とオイル室２４とを遮断しており、オイル室２４において戻し受圧面４３ａには油圧がかからず、戻し受圧面４３ａにはバネ８１のみの力しか掛かっていない。

そのため、エンジン１００の回転数上昇と共にドリブンギヤユニット４は主受圧面４１ａ側の油圧による押圧力がより優勢となるため、ドリブンギヤユニット４がオイル室２４側に徐々に移動し、ドライブギヤ５２とドリブンギヤ４４との噛み合幅が小さくなっていき、理論吐出量が徐々に減少する。これによって、高回転域をさらに超える回転でも、吐出圧力の異常な上昇を防止できる。

この第２実施形態では、前述したように、第２段階目の可変（高回転に到達する行程）をエンジン回転数による第１流路制御部Ｃのソレノイドバルブ６の切替制御及び油圧による第２流路制御部Ｄスプールバルブ９の切替制御で行う構成としたものであるが、この第２実施形態の変形例として、第２段階目の可変（高回転に到達する行程）をエンジン回転数による第１流路制御部Ｃのソレノイドバルブ６の切替制御のみで行うこともできる。このとき、第２流路制御部Ｄのスプールバルブ９の移動する中間の設定圧がなくても、二段階可変できる。

図１５は、エンジン１００の回転数Ｎｅが低回転域，中回転域及び高回転域における油圧Ｐの状態を示すグラフである。このグラフでは、その動作の行程をＱ1，Ｑ2，Ｑ3，Ｑ4，Ｑ5の５行程として示されている。Ｑ1は、低回転域を示す図９に相当する。Ｑ2は中回転域を示す図１０に相当する。Ｑ3は、高回転域に到達しようとする前半段階を示す図１１に相当する。Ｑ4は、高回転域に到達しようとする後半段階を示す図１２に相当する。

Ｑ5は、高回転域以上を示す図１３に相当する。本発明によれば、図１５のグラフからも明らかなように、中回転域では、油圧の上昇を抑え、その始まりから終わりまで、油圧Ｐの変化は緩やかにすることができ、余分な油圧を発生することなく、無駄な仕事を削減できる。高回転域では油圧Ｐは機敏に上昇し、必要油圧を確保することができる。

Ａ…ハウジング、２ａ…ドリブンギヤユニット室、２１…小径通路部、
２２…大径通路部、３１…主流路、３２…第１分岐流路、３３…第２分岐流路、
４…ドリブンギヤユニット、４ａ…バルブピストン、４１…小径部、４１ａ…主受圧面、
４２…大径部、４２ａ…補助受圧面、４３ａ…戻し受圧面、４４…ドリブンギヤ、
４５…仕切りピストン、５…ドライブギヤユニット、６…ソレノイドバルブ、
７…スプールバルブ、９…スプールバルブ、８１…バネ。

Claims (6)

1. ハウジングと、軸方向に不動としたドライブギヤユニットと軸方向に可動としたドリブンギヤユニットとからなり吐出量を増減可能としたポンプ部と、前記ドリブンギヤユニットを吐出量減少方向に油圧を与える主流路と、主流路からの油圧を補助する油圧を与える第１分岐流路と、前記ドリブンギヤユニットを吐出増加方向に油圧を与える第２分岐流路と、前記第１分岐流路の流れを制御する第１流路制御部と、前記第２分岐流路の流れを制御する第２流路制御部と、前記ドリブンギヤユニットを吐出増加方向に弾性付勢するバネとからなり、前記第１流路制御部及び前記第２流路制御部はエンジン回転数の増減及び圧力の増減に応じて前記第１分岐流路及び前記第２分岐流路の連通又は遮断のいずれか一方となるように切替制御してなることを特徴とするポンプ装置。
2. 請求項１において、前記ドリブンギヤユニットは、主受圧面を有する小径部と、補助受圧面を有する大径部とからなるバルブピストンが設けられ、前記ハウジングのドリブンギヤユニット室には前記小径部が配置される小径通路部と、前記大径部が配置される大径通路部とを有し、前記第１分岐流路は前記補助受圧面に油圧付与可能に前記大径通路部に連通され、前記ドリブンギヤユニットの軸方向端部は戻し受圧面とし、前記第２分岐流路は、前記戻し受圧面に油圧付与可能にドライブギヤユニット室に連通されてなることを特徴とするポンプ装置。
3. 請求項１又は２において、前記第１流路制御部は、ソレノイドバルブが設けられ、該ソレノイドバルブを介して第１分岐流路の連通又は遮断における流路制御が行われ、且つ前記第２流路制御部は、スプールバルブが設けられ、該スプールバルブを介して第２分岐流路の連通又は遮断における流量制御が行われることを特徴とするポンプ装置。
4. 請求項１，２又は３のいずれか１項の記載において、前記ドリブンギヤユニットのドリブンギヤは、前記ドライブギヤユニットのドライブギヤより軸方向全長寸法が大きく形成されてなることを特徴とするポンプ装置。
5. 請求項３又は４において、ポンプ部の吐出量の増減を切り替える第１段階目及び第２段階目の可変動作は、第１段階目の可変を、油圧による前記第２流路制御部のスプールバルブの切替制御で行い、第２段階目の可変をエンジン回転数による前記第１流路制御部のソレノイドバルブの切替制御で行う構成としてなることを特徴とするポンプ装置。
6. 請求項３又は４において、ポンプ部の吐出量の増減を切り替える第１段階目及び第２段階目の可変動作は、第１段階目の可変を、油圧による前記第２流路制御部のスプールバルブの切替制御で行い、第２段階目の可変をエンジン回転数による前記第１流路制御部のソレノイドバルブの切替制御及び油圧による前記第２流路制御部のスプールバルブの切替制御で行う構成としてなることを特徴とするポンプ装置。

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