JP6082548B2 - 可変容量形ポンプ - Google Patents

Description

本発明は、例えば自動車用内燃機関の各摺動部などにオイルを供給する可変容量形ポンプに関する。

近年、オイルポンプから吐出されるオイルは、機関の各摺動部の他に、要求吐出圧の異なる可変動弁装置の駆動源や、ピストンを冷却するオイルジェット、さらにはクランクシャフトの軸受の潤滑のために使用されることから、低回転領域での低圧特性と高圧特性の切り換えや、高回転領域での高圧特性が得られることが要求されており、この要求を満足するために、以下の特許文献１及び２に記載された可変容量形オイルポンプが知られている。

前記特許文献１に記載された可変容量形ポンプは、ばねの付勢力に打ち勝って揺動することによりロータに対する偏心量が変更されるカムリングの外周面側に２つの受圧室が設けられ、これらの受圧室に電磁弁などの電気的な制御装置によって選択的にポンプ吐出圧を作用させることによって、低圧特性と高圧特性の異なる特性を自由に選択できるようになっている。

また、特許文献２に記載された可変容量形ポンプは、カムリングを異なるばね荷重が付与された２つのばね部材で付勢することにより、電気的な制御装置を用いずに機械的に低圧特性と高圧特性が得られるようになっている。

特開２００８−５２４５００号公報 特開２０１１−１１１９２６号公報

しかしながら、特許文献１の可変容量形オイルポンプにあっては、前記電磁弁が例えば故障した場合のことを考慮すると、電磁弁への非通電時に高圧特性とさせる必要があることから、逆に常用運転時の要求特性である低速回転領域での低圧特性を得るために、常に電磁弁に通電した状態を継続する必要がある。このため、電気エネルギーの損失が大きくなってしまうおそれがある。

また、特許文献２の可変容量形オイルポンプは、電気エネルギーを用いていないが、低回転領域では低圧特性だけで高圧特性を得ることができないといった問題がある。

本発明は、前記従来の可変容量形オイルポンプの技術的課題に鑑みて案出されたもので、低回転領域での低圧特性と高圧特性の切り換えと、高回転領域での高圧特性を得るための電気エネルギー損失を極力減少させることができる可変容量ポンプを提供することにある。

本願請求項１に記載の発明は、とりわけ、内部に凹状の有底部が形成されたポンプハウジングと、該ポンプハウジングの有底部内に配置され、内燃機関によって回転駆動されるロータと、該ロータの外周に出没自在に設けられた複数のベーンと、前記ポンプハウジングの有底部内に配置され、内側に収容された前記ロータとベーンを介して内部に複数の作動油室を隔成すると共に、移動することによって前記ロータの回転中心に対する偏心量が変化するカムリングと、前記カムリングの軸方向の側面の径方向一方側に形成され、前記ロータの回転にしたがって前記複数の作動室の容積が膨張する状態にある側に開口した吸入ポートと、前記カムリングの軸方向の側面の径方向他方側に形成され、前記ロータの回転にしたがって前記複数の作動室の容積が収縮する状態にある側に開口した吐出ポートと、それぞれにばね荷重が付与された状態で配置された２つのばね部材によって構成され、この２つのばね部材の相対的なばね力によって前記カムリングに偏心量が大きくなる移動方向と偏心量が小さくなる移動方向へ付勢力が付与され、前記カムリングが一方向の最大偏心移動位置から他方向へ移動して偏心量が所定以下になると、前記２つのばね部材の相対的なばね力によって前記カムリングの偏心方向への付勢力が段階的に大きくなるように構成された付勢機構と、前記吐出ポートから吐出されるオイルが導かれることによって、前記ロータの回転中心に対するカムリングの偏心量が小さくなる方向の力を前記カムリングに作用させる第１制御室と、前記吐出ポートから吐出されるオイルが導かれることによって、前記ロータの回転中心に対するカムリングの偏心量が大きくなる方向の力であって、前記第１制御室によって発生する力よりも小さな力を前記カムリングに作用させる第２制御室と、通電状態では前記第２制御室と吐出ポートとを連通させ、非通電状態では前記第２制御室と低圧部を連通させる電磁切換弁と、前記吐出ポートの圧力によって作動し、前記吐出ポートの圧力が所定圧以上になると、前記第２制御室内の圧力を低下させる制御弁と、を備えたことを特徴としている。

本発明によれば、低回転領域での低圧特性と高圧特性の切り換えと、高回転領域での高圧特性を得るための電気エネルギーの損失を極力減少させることができる。

本発明に係る可変容量形オイルポンプの第１実施形態を示す概略図である。 ポンプ本体の縦断面図である。 本実施形態に供されるポンプハウジングを示す正面図である。 本実施形態に供されるパイロット弁の作動を示す縦断面図である。 本実施形態のポンプ本体の作動説明図である。 本実施形態のポンプ本体の作動説明図である。 本実施形態におけるスプリング荷重とカムリングの変位の関係を示すグラフである。 本実施形態における吐出油圧と機関回転数との関係を示す特性図である。 本発明の第２実施形態における可変容量形オイルポンプの概略図である。 本実施形態に供されるパイロット弁の作動説明図である。 本発明の第３実施形態における可変容量形ポンプの概略図である。 本実施形態に供されるパイロット弁の作動説明図である。 本実施形態におけるポンプ本体の作動説明図である。 本実施形態におけるポンプ本体の作動説明図である。

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

〔請求項１および２に係る発明に対応する第１実施形態〕
本実施形態における可変容量形ポンプは、ポンプ本体がベーンタイプに適用されたものであって、内燃機関のシリンダブロックの前端部などに設けられ、図１、図２で示すように、一端開口がポンプポンプカバー２によって閉塞された有底状のポンプハウジング１と、該ポンプハウジング１のほぼ中心部を貫通して、機関のクランクシャフトによって回転駆動される駆動軸３と、前記ポンプハウジング１の内部に回転自在に収容され、中心部が前記駆動軸３に結合された断面ほぼエ字形状のロータ４と、該ロータ４の外周側に揺動自在に配置された可動部材であるカムリング５と、から主として構成されている。

また、前記ポンプポンプカバー２の外側面に配置固定されたアルミ合金製の制御ハウジング６に設けられて、前記カムリング５を揺動させるために後述する第２制御油室１７の油圧の供給と排出を切り換えを行う制御弁であるパイロット弁７と、図外のシリンダブロックに設けられて、前記パイロット弁７の作動を制御する電磁弁である電磁切換弁８と、を備えている。

前記ポンプハウジング１とポンプカバー２は、図２に示すように、前記シリンダブロックへ取り付けられる際に、４本のボルト９によって一体的に結合されており、この各ボルト９は、ポンプハウジング１やポンプポンプカバー２にそれぞれ形成された図外のボルト挿通孔に挿通して、先端部がシリンダブロックに形成された各雌ねじ孔に螺着締結されるようになっている。

前記ポンプハウジング１は、アルミ合金材によって一体に形成され、図３にも示すように、凹状の底面１ａはカムリング５の軸方向の一側面が摺動することから、平面度や表面粗さなどの精度が高く加工され、摺動範囲が機械加工によって形成されている。

また、ポンプハウジング１のほぼ中央位置には、図１及び図２に示すように、前記駆動軸３が貫通して軸受される軸受孔１ｂが貫通形成されていると共に、該軸受孔１ｂ側部の内周面の所定位置には、ピボットピン１０が挿入される有底状のピン孔１ｃが穿設されていると共に、ピボットピン１０の軸心とポンプハウジング１の中心(駆動軸３の軸心)を結んだ直線Ｘ（以下「カムリング基準線」という。）より垂直方向上方の位置の内周側に、円弧凹状に形成された第１シール面１ｄが形成されている。一方、前記ポンプハウジング１のカムリング基準線Ｘより垂直方向下方の位置の内周側には、円弧凹状の第２シール面１ｅが形成されている。

前記第１シール面１ｄには、前記カムリング５の図１中上側に設けられた第１シール部材２２ａが摺接してカムリング５の外周面と共同して後述する第１制御室である第１制御油室１６を隔成しつつシールするようになっている。

前記第２シール面１ｅには、同じくカムリング５の図１中下側に設けられた第２シール部材２２ｂが摺接してカムリング５の外周面と共同して後述する第２制御室である第２制御油室１７を隔成しつつシールするようになっている。

前記第１、第２シール面１ｄ、１ｅは、図３に示すように、前記ピン孔１ｃを中心とした所定の半径Ｒ１、Ｒ２によって形成される円弧面状に形成されている。

また、ポンプハウジング１の底面１ａには、駆動軸３の左側にほぼ三日月状の吸入ポート１１が形成されていると共に、駆動軸３の右半分にほぼ三日月状の吐出ポート１２がそれぞれほぼ対向して形成されている。

前記吸入ポート１１は、図１、図３に示すように、図外のオイルパン内の潤滑油を吸入する吸入ロ１１ａに連通している一方、吐出ポート１２は、吐出口１２ａからオイルメインギャラリー１３を介して機関の各摺動部および可変動弁装置である例えばバルブタイミング制御装置やクランクシャフトの軸受などに連通している。

また、前記メインオイルギャラリー１３は、途中から分岐した分岐通路２９が前記電磁切換弁８とパイロット弁７が連通している。

なお、前記吐出通路１２ｂ近傍のメインオイルギャラリー１３には、第１オイルフィルタ５０が設けられていると共に、前記分岐通路２９のメインオイルギャラリー１３との分岐箇所付近には、第２オイルフィルタ５１が設けられて、前記パイロット弁７や電磁切換弁８へ供給されるオイルを二重に濾過するようになっている。

これらのオイルフィルタ５０，５１は、例えば濾紙が用いられ、目詰まりなどが発生した場合は交換可能なカートリッジ式か前記濾紙の交換が可能になっている。

さらに、前記底面１ａのほぼ中央に形成された駆動軸３の前記軸受孔１ｂの内周面には、前記吐出ポート１２から吐出された潤滑油が保持されて、前記駆動軸３の潤滑に供される潤滑油溝１ｆが形成されている。

また、前記ポンプハウジング１の前記ピン孔１ｃの上下位置には、前記第１制御油室１６と第２制御油室１７にそれぞれ連通する第１連通溝１４と第２連通溝１５が形成されている
前記ポンプカバー２は、アルミ合金材によって一体に形成され、図２に示すように、内側面が平坦状に形成されていると共に、ほぼ中央位置に前記駆動軸３を前記ポンプハウジング１の軸受孔１ｂと共同して軸受する軸受孔２ａが貫通形成されている。また、ポンプカバー２の内側面は平坦面状に形成されているが、ここに前記ポンプハウジング１の底面１ａと同じく吸入口や吐出口、オイル溜まり部を形成することも可能である。また、このポンプカバー２は、複数の位置決めピンＩＰを介してポンプハウジング１に円周方向の位置決めされつつ前記のボルト９によってポンプハウジング１に取り付けられている。

前記駆動軸３は、クランク軸から伝達された回転力によってロータ４を図１中、時計方向に回転させるようになっており、該駆動軸３を中心とした図中左側の半分が吸入領域となり、右側の半分が吐出領域となっている。

前記ロータ４は、図１示すように、内部中心側から外方へ放射状に形成された７つのスリット４ａ内にそれぞれ７枚のベーン１８が進退自在に摺動保持されていると共に、前記各スリット４ａの基端部に前記吐出ポート１２に吐出された吐出油圧を導入する断面ほぼ円形状の背圧室１９がそれぞれ形成されている。

前記各ベーン１８は、内側の各基端縁が前記一対のベーンリング２０、２０の外周面に摺接している共に、各先端縁が前記カムリング５の内周面５ａに摺接自在になっている。また、各ベーン１８間とカムリング５の内周面５ａ及びロータ４の内周面、ポンプハウジング１の底面１ａ、ポンプカバー２の内端面との間に作動油室である複数のポンプ室２１が液密的に隔成されている。前記各ベーンリング２０は、前記各ベーン１８を放射外方へ押し出すようになっている。

前記カムリング５は、加工容易な焼結金属によってほぼ円筒状に一体に形成され、外周面の前記カムリング基準線Ｘ上の図１中、右外側位置にピボット凸部５ｂが形成されており、このピボット凸部５ｂの中央位置には、前記ピボット孔１ｃに挿入位置決めされたピボットピン１０が嵌挿して偏心揺動支点となる枢支孔５ｃが軸方向に沿って貫通形成されている。

また、カムリング５は、前記カムリング基準線Ｘから上方向の位置に、前記第１シール面１ｄと摺接する第１シール部材２２ａを保持する保持溝が形成されたほぼ三角形状の第１突起部５ｄが形成されている一方、前記カムリング基準線Ｘから下方側の位置に、前記第２シール面１ｅと摺接する第２シール部材２２ｂを保持する保持溝が形成されほぼ三角形状の第２突起部５ｅが設けられている。

前記第１、第２シール部材２２ｂ、２２ｂは、例えば低摩耗性の合成樹脂材によってカムリング５の軸方向に沿って細長く形成されていると共に、カムリング５の前記第１、第２突起部５ｄ、５ｅに形成された各保持溝内に保持されていると共に、前記各保持溝の底部側に固定されたゴム製の弾性部材の弾性力によって前方へ、つまり各シール面１ｄ、１ｅに押し付けられるようになっている。これにより、第１、第２制御油室１６、１７の常時良好な液密性を確保するようになっている。

前記第１制御油室１６は、前記第１シール部材２２ａと前記カムリング５の外周面及び前記ピボットピン１０との間に長いほぼ三日月状に隔成されている。また、この第１制御油室１６は、後述するように、吐出ポート１２から導入された吐出油圧によってカムリング５を、ピボットピン１０を支点として図１の反時計方向へ揺動させることによってロ一タ４の中心に対する偏心量を減少させる方向へ移動させるようになっている。

一方、前記第２制御油室１７は、前記第２シール部材２２ｂとカムリング５の外周面及びと前記ピボットピン１０との間に短い異形状に隔成されている。この第２制御油室１７は、吐出ポート１２から前記電磁切換弁８やパイロット弁７を介して導入された吐出油圧によってカムリング５を、ピボットピン１０を支点として図１の時計方向へ揺動させることによってロータ４に対する偏心量が大きくなる方向へ移動させるようになっている。

両制御油室１６、１７は、前述した範囲で形成されていることから、前記第１制御油室１６側からの油圧が作用するカムリング５の外周面の受圧面積は、前記第２制御油室１７からの油圧が作用するカムリング５の外周面の受圧面積よりも大きくなっている。

また、前記カムリング５は、外周面の前記ピボット凸部５ｂと反対側に位置する外側端に径方向外側に突出したアーム２３が一体に設けられている。

このアーム２３は、図１、図５、図６に示すように、前記カムリング５の外側端から径方向へ延設された矩形板状に形成され、先端部２３ａ側の上面に凸部２３ｂが一体に設けられている。

前記アーム２３は、前記凸部２３ｂと反対側の下面に円弧曲面状の突起２３ｃが一体に設けられている。前記凸部２３ｂは、アーム本体２３ａに対してほぼ直角方向に延設されて平面細長い矩形状に形成されていると共に、その上面が曲率半径の小さな曲面状に形成されている。

また、前記ポンプハウジング１の前記ピボット孔１ｃと反対側の位置、つまり前記アーム２３の上下位置には、図１、図３中、下側の第１ばね収容室２４と、上側の第２ばね収容室２５が同軸上に形成されている。

前記第１ばね収容室２４は、ポンプハウジング１の軸方向に沿って延びたほぼ平面矩形状に形成され、低圧部である前記吸入口１０ａに連通している。一方、前記第２ばね収容室２５は、その上下長さが第１ばね収容室２４よりも短く設定されていると共に、第１ばね収容室２４と同じくポンプハウジング１の軸方向に沿って延びたほぼ平面矩形状に形成されている。また、その下端開口部２５ａの巾方向から対向して内端縁に互いに内方へ延出した細長い矩形板状の一対の係止部２６、２６が一体に設けられている。この両係止部２６、２６間の開口部２５ａを介して前記アーム２３の凸部２３ｂが前記第２ばね収容室２５内に対して進入あるいは後退可能に配置されている。前記両係止部２６、２６は、後述する第２コイルばね２８の最大伸張変形を規制するようになっている。

前記第１ばね収容室２４の内部には、前記アーム２３を介して前記カムリング５を図１中、時計方向へ付勢する、つまりロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が大きくなる方向へ前記カムリング５を付勢する付勢部材である第１コイルばね２７が収容配置されている。

前記第１コイルばね２７は、下端縁が前記第１ばね収容室２４の底面２４ａに弾接していると共に、上端縁が前記アーム２３の下面に有する円弧状突起２３ｃに常時弾接して所定のばねセット荷重Ｗ１が付与されている。これによって、前記カムリング５を前記ロータ４の回転中心に対して偏心量が大きくなる方向へ付勢している。

前記第２ばね収容室２５には、前記アーム２３を介して前記カムリング５を図１中、反時計方向へ付勢する付勢部材である第２コイルばね２８が収容配置されている。この第２コイルばね２８は、上端縁が第２ばね収容室２５の内側上面２５ｂに弾接していると共に、下端縁は図１に示すカムリング５の時計方向の最大偏心移動位置から前記両係止部２６、２６に係止するまでの間に、前記アーム２３の凸部２３ｂに弾接してカムリング５に反時計方向へ付勢力を付与する、つまり偏心量が小さくなるようにカムリング５を付勢するようになっている。

この第２コイルばね２８にも、第１コイルばね２７と対向する所定のばね荷重Ｗ２が付与されているが、このばね荷重Ｗ２は前記第１コイルばね２７に与えられているばねセット荷重Ｗ１よりも小さく設定されており、第１コイルばね２７と第２コイルばね２８の各々のばね荷重の差によってカムリング５は初期位置（最大偏心位置）にセットされる。

具体的には、前記第１コイルばね２７は、ばねセット荷重Ｗ１が付与された状態で常にアーム２３を介してカムリング５を上方へ偏心させる方向、つまりポンプ室２１の容積が大きくなる方向に付勢している。前記ばねセット荷重Ｗ１は、油圧がバルブタイミング制御装置の必要油圧Ｐ１のときにカムリング５が動き出す荷重である。

これに対して、第２コイルばね２８は、前記カムリング５における、前記ロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が所定以上となっているときは、前記アーム２３に弾接しているが、図５、図６に示すように、前記ロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が所定未満となったときは、前記各係止部２６、２６により圧縮された状態を保ったまま係止されて、前記アーム２３とは非接触状態になる。また、第２コイルばね２８が各係止部２６、２６によりアーム２３への荷重が零になるカムリング５の揺動量における前記第１コイルばね２７のセット荷重Ｗ１とは、油圧がピストンのオイルジェットなどの必要油圧Ｐ２か、もしくはクランクシャフトの最高回転時に軸受に必要な必要油圧Ｐ３のときにカムリング５が動き出す荷重である。

なお、前記第１コイルばね２７と第２コイルばね２８によって付勢機構が構成されている。

図７はカムリング５の回転移動角と前記第１、第２コイルばね２７，２８のばね荷重との関係を示し、カムリング５の回転移動角が零の場合(最大偏心位置)でも両コイルばね２，２８のばね荷重Ａが付与されている。カムリング５の回転移動角がａの範囲では、第２コイルばね２８のばね荷重Ｗ２がアシスト力として働くことから小さな荷重でカムリング５は図１の反時計方向へ回転することができる。ここでばね荷重の傾きはばね定数である。

カムリング５が図７中、Ｂの位置まで回転移動すると、第２コイルばね２８は下端縁が両係止部２６，２６に当接してアシスト力が得られなくなる。このため、カムリング５は、同方向の回転移動が不可能になり、さらに図中、Ｃのばね荷重以上、つまり、第１制御油室１６への供給油圧が上昇して第１コイルばね２７のばね荷重よりも大きくなると、このばね荷重に抗して再び回転移動が可能になり、ｂの領域まで回転移動可能になる。

なお、前記カムリング５とベーンリング２０、２０、第１、第２制御油室１６、１７及び第１、第２コイルばね２７、２８などによって可変機構が構成されている。

前記分岐通路２９は、この途中から分岐した連通路３５が前記第１連通溝１４に接続されて第１制御油室１６に連通している一方、下流端が前記電磁切換弁８に接続されていると共に、該電磁切換弁８に接続された油通路３６の下流側がパイロット弁７に上部軸方向から連通し、このパイロット弁７に接続された給排通路３７を介して前記第２連通溝１５から第２制御油室１７に連通している。

前記パイロット弁７は、図１に示すように、制御ハウジング６の内部に上下方向に沿って設けられ、開口した底部が蓋部材３１によって閉塞された円筒状の摺動用孔３０と、該摺動用孔３０内部に上下方向へ摺動自在に設けられたスプール弁３２と、該スプール弁３２と蓋部材３１との間に弾装されて、スプール弁３２を上方向、つまり該スプール弁３２の軸方向上端側に開口形成された前記油通路３６の開口端３６ａを閉止する方向へ付勢するバルブスプリング３３とから主として構成されている。

前記摺動用孔３０は、制御ハウジング６やシリンダブロック内に形成された前記油通路３６を介して前記電磁切換弁８に連通していると共に、内側面に前記給排通路３７の一端開口３７ａが臨設されている。また、この給排通路３７の一端開口３７ａよりも上方の位置には、給排通路３７より小径なドレン通路３８の一端開口３８ａが臨設されており、このドレン通路３８は、他端側が図外のオイルパンに連通している。

前記油通路３６の開口端３６ａは、内径が前記摺動用孔３０の内径より小さく形成されて両者間に段差テーパ状の着座面３６ｂが形成されて、この着座面３６ｂにスプール弁３２の後述する第１ランド部３２ａが離着座するようになっている。

前記スプール弁３２は、弁体を構成する上側の第１ランド部３２ａと、中央の第２ランド部３２ｂ及び下側の第３ランド部３２ｃと、各ランド部３２ａ〜３２ｃの間に形成された小径軸部と、を備え、内部軸方向に第１ランド部３２ａ側の上端が開口された有底円筒状の通路孔３２ｄが形成されている。

前記第１ランド部３２ａは、前記バルブスプリング３４のばね力によって前記着座面３６ｂに着座した状態で前記油通路３６の開口端３６ａを閉止するようになっている。

前記各小径軸部は、それぞれの外周に第１環状溝３２ｅと第２環状溝３２ｆが形成されていると共に、下側の小径軸部の周壁には、前記通路孔３２ｄと第２環状溝３２ｆを連通する透孔３２ｇが径方向へ貫通形成されている。

前記通路孔３２ｄは、図１に示すように、スプール弁３２がバルブスプリング３３のばね力によって最大上方位置に保持されて場合には、前記透孔３２ｇと第２環状溝３２ｆを介して前記油通路３６と給排通路３７を連通するようになっている。

前記第１環状溝３２ｅは、スプール弁３２がバルブスプリング３３のばね力によって最大上方位置に保持されている場合は、第２ランド部３２ｂによって給排通路３７とドレン通路３８との連通が遮断されているが、図４に示すように、スプール弁３２が所定位置まで下降移動した場合には、前記給排通路３７とドレン通路３８を連通するようになっている。

前記電磁切換弁８は、図１に示すように、シリンダブロックの所定位置に形成されたバルブ収容孔に圧入固定され、内部軸方向に作動孔４１が形成されたバルブボディ４０と、前記作動孔４１の先端部（図中左端部）に圧入され、中央に分岐通路２９の下流側が連通したソレノイド開口ポート４２ａが形成されたバルブシート４２と、該バルブシート４２の内側に離着座自在に設けられて、前記ソレノイド開口ポート４２ａを開閉する金属製のボール弁４３と、バルブボディ４０の一端側に設けられたソレノイド部４４とから主として構成されている。

前記バルブボディ４０は、周壁の左端部に前記油通路３６に連通する連通ポート４５が径方向から貫通形成されていると共に、周壁の右端部側には、前記作動孔４１と連通するドレンポート４６が径方向から貫通形成されている。

前記ソレノイド部４５は、ケーシング４５ａの内部に図外の電磁コイルや固定鉄心や可動鉄心等が収容配置され、該可動鉄心の先端部に前記作動孔４１内に所定隙間をもって摺動して先端が前記ボール弁４４を押圧するか、あるいは押圧を解除するプッシュロッド４７が設けられている。

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

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

つまり、前記電磁コイルにコントロールユニットからオフ信号(非通電)が出力されると、前記可動鉄心が図外のリターンスプリングのばね力によって進出してプッシュロッド４７によってボール弁４３を押圧して前記ソレノイド開口ポート４２ａを閉止すると共に、筒状通路４８を介して連通ポート４５とドレンポート４６を連通させるようになっている。

一方、前記電磁コイルへコントロールユニットからオン信号（通電）が出力されると、可動鉄心がリターンスプリングのばね力に抗して後退移動して前記プッシュロッド４７による前記ボール弁４３の押圧を解除する。これによって、図１に示すように、前記連通ポート４５を介して前記分岐通路２９と油通路３６とを連通させると共に、前記筒状通路４８を閉止して連通ポート４５とドレンポート４６との連通を遮断するようになっている。

前記コントロールユニットは、機関の油温や水温、機関回転数や負荷等から現在の機関運転状態を検出して、特に機関回転数が図８に示すｆを基準としてこれより低い場合は前記電磁コイルへ通電し、ｆより高い場合は前記通電を遮断するようになっている。

但し、機関回転数がｆ以下でも、機関が高負荷域の場合などには、電磁コイルへの通電を遮断するようになっている。
〔第１実施形態の作用〕
以下、本実施形態の作用について説明するが、これに先だって前記ポンプ本体の作用ついて説明する。

図１は第１コイルばね２７と第２コイルばね２８のばね力の合力によってカムリング５のアーム部２３の上面が一方の係止部２６の下端に有するストッパ面２６ａに当接している。この状態は最も偏心量が大きく、回転に伴うポンプ室２１の容積変化が最も大きいので、オイルポンプとしては容量が最大の状態である。

ポンプ本体のロータ４は、図中時計回りに回転するため、図中左側ではポンプ室２１は吸入ポート１１に開口した状態で膨張している。吸入ポート１１は吸入口１１ａを介してポンプ外部のオイルパンと連通しているため、そこからオイルを吸入することができる。図中右側ではポンプ室２１は、吐出ポート１２に開口した状態で収縮しているため吐出ポート１２ヘオイルは吐出される。吐出ポート１２は、吐出口１２ａと吐出通路１２ｂを介してメインオイルギャラリー１３と繋がっており、吐き出されたオイルは基本的に機関の各摺動部などへ供給される。

機関回転数が上昇するに伴いポンプ吐出圧が上昇すると、分岐通路２９から連通路３５及び第１連通溝１４を通って第１制御油室１６へ油圧が導かれる。該第１制御油室１６に導かれた油圧はカムリング５の上部外周面(受圧面)に作用し、第１コイルばね２７のばね力に抗してカムリング５を、ピポットピン１０を中心に反時計方向へ回転移動させる力として働く。このとき、前記第２コイルばね２８のばね力もカムリング５を回転移動させるアシスト力として作用する。

図５に示す状態までカムリング５が反時計方向へ回転移動すると、第２コイルばね２８は係止部２６，２６の上面に当接するので、アーム部２３には前記アシスト力を作用させなくなる。さらに、カムリング５を図６に示す状態まで回転移動させるためには、第１コイルばね２７のばね荷重よりも油圧力が大きくなるまで第１制御油室１６の油圧が高まる必要がある。

次に機関回転数とポンプ吐出圧との関係を図８の実線で示す。

機関始動直後の状態では、ポンプ本体は図１に示す状態であり、メインオイルギャラリー１３の油圧が分岐通路２９及び連通路３５、第１連通溝１４を介して第１制御油室１６のみに作用している。この時点では、前記カムリング５の偏心量が最大で最大容量の状態であるため、回転の上昇に比例して油圧が急激に上昇する。

この油圧がバルブタイミング制御装置の要求油圧である図８に示す（１）を超えたａに達すると、第１制御油室１６に作用する油圧力と第２コイルばね２８のばね力が第１コイルばね２７のばね力に打ち勝って、カムリング５は偏心量を小さくする方向(反時計方向)へ回転移動を開始する。

このように、偏心量を小さくする方向にカムリング５が回転移動すると、ポンプ本体のポンプ容量が低下するため、回転上昇時の油圧上昇は緩やかになる。図５に示す状態までカムリング５が回転移動すると、第２コイルばね２８は両係止部２６，２６にばね荷重を持ったまま当接するため第２コイルばね２８のアシスト力が急に得られなくなる。

したがって、カムリング５は、回転移動ができないことから、偏心量が固定されポンプ本体のポンプ容量が一定に固定されるので、回転上昇に比例して油圧が上昇する。

ただし、図１の状態と比べればカムリング５の偏心量が小さくなるので油圧上昇の傾きは始動直後よりも小さなものとなる。

油圧がクランクシャフト軸受の要求油圧（３）を超えたｂに達すると、第１制御油室１６に作用する油圧力でカムリング５は、第１コイルばね２７のばね力に抗して再び回転移動が可能となり、図６に示す状態になる。また、途中にオイルジェット要求油圧(２’)がある場合には、それも満足できるように図５に示す状態の偏心量が設定される。

次に、前記パイロット弁７及び電磁切換弁８を含む可変容量ポンプ全体の作動について、図８の油圧特性と合わせて説明する。

すなわち、機関回転数が低回転域の場合は、図１に示すように、前述のように、ポンプ本体の第１コイルばね２７のばね力によってアーム部２３の上面がストッパ部２６ａに当接しており、カムリング５の偏心量が最大で最大吐出量の状態となっている。

前記電磁切換弁８は、コントロールユニットからオフ信号が出力された非通電状態になっているため、図１の一点鎖線で示すように、ソレノイド部４４内のリターンスプリングのばね力によってプッシュロッド４７が進出してボール弁４３をバルブシートに着座させてソレノイド開口ポート４２ａを閉止し、分岐通路２９と油通路３６の連通を遮断すると共に、油通路３６とドレンポート４６を連通している。

前記油通路３６は、開口端３６ａにパイロット弁７の第１ランド部３２ａの上面が臨んでいるため、スプール弁３２には油圧が作用しておらず、スプール弁３２はバルブスプリング３３のばね力で着座部３６ｂに押し付けられた状態になっている。

このように、スプール弁３２が着座部３６ｂに当接して状態では、第２小径軸部の第２環状溝３２ｆが給排通路３７の一端開口３７ａに連通しており、第１小径部の第１環状溝３２ｅがドレン通路３８の一端開口３８ａに連通している。なお、第１環状溝３２ｅと第２環状溝３２ｆの間には第２ランド部３２ｂがあることからお互いに遮断されている。

前記給排通路３７は、前記ポンプ本体の第２連通溝１５に連通していることから、第２制御油室１７は透孔３２ｇと通路孔３２ｄを介して前記油通路３６と電磁切換弁８の連通ポート４５を介してドレンポート４６と連通して、オイルパンに開放されて第２制御油室１７には油圧が作用しない状態となっている。

したがって、機関回転数の上昇時には、前述のように、図８の実線で示す油圧特性となり、油圧が第１作動圧ａを超えると図５に示す状態までカムリング５が反時計方向へ回転移動し、第２作動圧ｂを超えると図６に示す状態までカムリング５がさらに反時計方向へ回転移動する。

このように、機関の最低油圧の要求時には、油圧を始動直後から高回転数まで電磁切換弁８をオフ状態(非通電状態)とすることができるため、電力消費をなくすることが可能になる。

機関高負荷時には、低回転においても前記オイルジェットを噴射してピストンを冷却する必要性が発生する。この場合は、電磁切換弁８に通電することによって、プッシュロッド４７を後退移動させて分岐通路２９を、パイロット弁７の通路孔３２ｄと透孔３２ｇ及び第２環状溝３２ｆを介して給排通路３７と連通させて第２制御油室１７の油圧を高めて、第１コイルばね２７との合成力によってカムリング５を時計方向に回転移動させて偏心量を大きくする。

すなわち、前記電磁切換弁８にコントロールユニットによって通電されると、プッシュロッド４７がリターンスプリングのばね力に抗して後退移動し、ボール弁４３が分岐通路２９からの油圧で後退移動して該分岐通路２９と油通路３６が連通すると共に、筒状通路４８の開口端が閉止されてドレンポート４６が遮断される。

前記パイロット弁７の給排通路３７は、ポンプ本体の第２連通溝１５を介して第２制御油室１７に連通していることから、該第２制御油室１７には、パイロット弁７の油通路３６と電磁切換弁８の連通ポート４５を介して分岐通路２９（メインオイルギャラリー１３）の油圧が作用する。

第２制御油室１７に油圧が作用すると、第１コイルばね２７のばね力と同じ方向(時計方向)へカムリング５を回転移動させる力として作用する。そして、第２制御油室１７は、第１制御油室１６よりも受圧面積が小さくピボットからの第２シール面１ｅの半径Ｒが小さい為、第１制御油室１６よりも油圧力は小さく、第１制御油室１６の油圧力を面積比と第１、第２シール面１ｄ、１ｅの半径Ｒ比分だけ減少させる作用となる。

カムリング５の作動は、前述の電磁切換弁８のオフ状態(非通電状態)と同じであるが、第１制御油室１６の油圧力が減少した分、作動する油圧は高まり、油圧特性は図８の短点線で示す特性となる。

このときの第１作動圧ｃは、確実にオイルジェットの噴射が行われるようにオイルジェットの要求油圧（２）より高くなるように、第２制御油室１７の受圧面積が設定されている。

但し、図８の短点線中、ｅ〜ｄで示すポンプ吐出圧特性では、油圧が過剰に高く、フリクション増加や他部品の破損等の問題が発生する可能性があることから油圧を制御する必要がある。

つまり、パイロット弁７のスプール弁３２は、油通路３６の油圧が高まるとバルブスプリング３３のばね力に抗して下降移動を開始し、図８に示す切換油圧ｅに達すると、パイロット弁７は図４に示す下降移動位置になる。

この状態では、前記給排通路３７の開口幅と第２ランド部３２ｂの幅はほぼ等しくなっており、給排通路３７の連通先を、第２環状溝３２ｆを介して油通路３６、または、第１環状溝３２ｅを介してドレン通路３８とに選択式に切換える三方切換弁となっている。したがって、給排通路３７と連通している第２制御油室１７の連通先をメインオイルギャラリー１３からドレン通路３８に切換えていることになる。

つまり、パイロット弁７の第２ランド部３２ｂにより油通路３６と給排通路３７の連通が遮断され、給排通路３７とドレン通路３８が連通して第２制御油室１７の油圧が減圧される。これによって、第１、第２制御油室１６，１７の油圧が等しいときよりも低い油圧でカムリング５は回転移動を開始する。

第２制御油室１７の油圧が低すぎるとカムリング５の反時計方向の回転移動量が大きくなりポンプ吐出量が減少する。そうすると、メインオイルギャラリー１３の油圧が低下するので、第２ランド部３２ｂがバルブスプリング３３のばね力で僅かに上昇移動して第２環状溝３２ｆと給排通路３７の連通開口面積が小さくなる。これによって、前記ドレン通路３８からのオイルドレン量が減って、第２制御油室１７の油圧が上げられる。

第２制御油室１７内の油圧が高くなりすぎると、カムリング５の時計方向の回転移動量が大きくなって吐出量が過剰となる。そうすると、メインオイルギャラリー１３の油圧が高くなるので、第２ランド部３２ｂはバルブスプリング３３のばね荷重に抗して下降移動して第１環状溝３２ｅと給排通路３７の連通開口面積が大きくなりドレン量が増えて、第２制御油室１７の油圧が下げられる。

このように第２制御油室１７の油圧は、図８に示す所定の油圧ｅで油通路３６との連通が遮断され、ドレン通路３８と給排通路３７の連通が開始され、その後はこれらの両通路３８，３７の連通開口面積の変化で制御される。

そして、これらは第２ランド部３２ｂの小さな移動量で制御できることから、バルブスプリング３３のばね定数の影響はほとんど受けない。

これは、僅かな油圧変動でも必要十分に連通開口面積の変化させることができ、図８の長点線に示すように機関回転数がｆ以上に上昇しても油圧が上がることはなく、ほぼー定の圧力ｅに制御することができる。

また、前記給排通路３７とドレン通路３８が完全に連通した状態では、第２制御油室１７には油圧が作用しないので電磁切換弁８がオフ状態(非通電)と同じとなる。よって、油圧特性は図８の実線で示す状態と等しくなる。

前記給排通路３７の開口端３７ａの内径と第２ランド部３２ｂ幅の関係は、前述のようにほぼ同等であるが、正確にはどちらかが若干広い場合も有り得る。また、第２ランド部３２ｂの上下外周縁、または一方側に面取りやＲ形状とすることも可能である。第２ランド部３２ｂ幅の方が広い場合でも摺動用孔３０内径とは微小な隙間があり、三方が完全に遮断されることはない。

これらはスプール弁３２の変位と連通開口面積変化の関係を変えているものであり、ポンプ本体の仕様や作動圧の大きさによって適時選択して使用するものである。

そして、後述する他の実施形態も同じ作用をなす全ての給排通路３７とスプール弁３２おいても同様である。

以上のように、本実施形態においては、電磁切換弁８への電流を遮断し消費電力を抑えながら低回転時の油圧を下げた２段の油圧特性を得ることができ、また、機関側の要求に応じて低速回転時の油圧だけを上昇させることができる。

この効果を最大に取り出すための設定として、図８に示す、パイロット弁７の切換圧力ｅを、オイルジェットの開弁圧（２）よりも大きく、第２作動圧ｂ以下とした。これにより、前記電磁切換弁８をオフ状態(非通電)としたときに達する最大油圧を、オン状態(通電)としたときにも超えることがなく、無駄に油圧を上昇させてフリクションが増加することを防止できる。

また、機関回転数の上昇時には、電磁切換弁８をオンからオフに切換えるタイミングを、油圧が図８の第２作動圧ｂを超えた以降とするか、あるいは、油圧が第２作動圧ｂに達する回転数以降とした。

これにより、オイルジェットを噴射してピストンに冷却が必要な機関回転数において、電磁切換弁８がオフとなり油圧不足でオイルジェットの噴射が停止してしまうことを防止できる。

さらに、本実施形態では、前記メインオイルギャラリー２５の上流側と分岐通路２９の分岐箇所付近に第１、第２オイルフィルタ５０，５１を設けているため、二重の濾過によって前記パイロット弁７や電磁切換弁８へ金属粉などのコンタミの流入を十分に阻止することが可能になる。これによって、パイロット弁７や電磁切換弁８などがコンタミによって作動不良を起こすおそれがなくなる。

仮に、前記第１、第２フィルタ５０，５１に目詰まりが発生してしまった場合でも、前記制御油室１６に油圧が導入されず、前記カムリング５が最大偏心状態を維持したままとなり、ポンプ吐出圧が過剰になると、リリーフ弁が作動してポンプ吐出圧の過度な上昇を抑制する。このように、油圧回路の目詰まりなどの故障時においても高油圧が確保できるので、機関の高回転高負荷時などで油圧不足によって機関の故障してしまうのを十分に抑制することができる。
〔請求項１および２に係る発明に対応する第２実施形態〕
図９は本発明の第２実施形態を示し、この可変容量形ポンプは、ポンプ本体の基本構造は第１実施形態と同じであって、シリンダブロックの前端部などに設けられ、図１、図２で示すように、一端開口がポンプポンプカバー２によって閉塞された有底状のポンプハウジング１と、該ポンプハウジング１のほぼ中心部を貫通して、機関のクランクシャフトによって回転駆動される駆動軸３と、前記ポンプハウジング１の内部に回転自在に収容され、中心部が前記駆動軸３に結合された断面ほぼエ字形状のロータ４と、該ロータ４の外周側に揺動自在に配置された可動部材であるカムリング５と、から主として構成されている。
また、電磁切換弁８の構造も同一であるから、同一符番を付して具体的な説明は省略するが、パイロット弁７の構造と通路構造が異なっているので、これらを中心に説明する。

すなわち、パイロット弁７は、摺動用孔３０と一端開口３８ａが該摺動用孔３０に形成されたドレン通路３８が制御ハウジング６内に設けられ、前記摺動用孔３０は、内径全体が均一に形成されている共に、開口した下端部が蓋部材３１によって封止されている。

前記摺動用孔３０に微小隙間を持って摺動するスプール弁５２は、２つの第１、第２ランド部５２ａ、５２ｂが小径軸部５２ｃを介して設けられ、前記小径軸部５２ｃの外周に環状溝５２ｄが形成されている。また。スプール弁５２は、前記蓋部材３１との間に弾装されたバルブスプリング３３のばね力によって、第１ランド部５２ａが着座部３６ｂに着座して油通路３６の開口端３６ａを閉塞する方向に付勢されており、このバルブスプリング３３は所定のばね荷重が付与されている。

前記摺動用孔３０の内側面には、前記ドレン通路３８の他に、この上方位置に給排通路３７の一端開口３７ａが形成されている。

また、前記油通路３６と給排通路３７の間に、バイパス通路５３が設けられていると共に、該バイパス通路５３の油通路３６側には、絞り部であるオリフィス５４が設けられている。
〔第２実施形態の作用〕
以下、第２実施形態の作用について説明するが、まず、ポンプ本体の基本作動について、図８の油圧特性と合わせて簡単に説明する。

図９は機関回転数が低くポンプ吐出圧も低い初期の状態のパイロット弁７の作動状態を示している。スプール弁５２がバルブスプリング３３のばね力によって着座部３６ｂに着座して状態では、環状溝５２ｄが給排通路３７の開口部３７ａに開口しているが、第１ランド部５２ａによって前記油通路３６の一端開口３６ａが閉止され、第２ランド部５２ｂによってドレン通路３８の開口端３８ａも閉止されている。

ポンプ本体の第２連通溝１５(第２制御油室１７)は、前記バイパス通路５３によって電磁切換弁８の連通ポート４５に連通していると共に、該連通ポート４５と筒状通路４８を介してドレンポート４６に連通してオイルパンに開放されて油圧が作用しない状態となっている。

したがって、前記電磁切換弁８の電磁コイルがオフされて非通電となっている場合は、第１実施形態と同じく、図８の実線で示す油圧特性が得られる。

電磁切換弁８の電磁コイルがオンされて通電されている場合は、第１実施形態と同様に分岐通路２９と油通路３６が連通し、この油通路３６は、前記バイパス通路５３を介してポンプ本体の第２制御油室１７と連通する。したがって、第２制御油室１７にはメインオイルギャラリー１３の油圧が供給されることになるので、油圧特性は、第１実施形態と同様に図８の短点線で示す状態となり同様の過剰油圧の問題が発生する。
したがって、図８に示す油圧ｅのときに、パイロット弁７は、図１０に示すように、スプール弁５２が油通路３６に作用する油圧によってバルブスプリング３３のばね力に抗して僅かに下降移動する。

この状態では、スプール弁５２の環状溝５２ｄが給排通路３７の一端開口３７ａとドレン通路３８の開口端３８ａの両方に開口して両者３７，３８を連通させ第２制御油室１７の油圧をドレンさせるが、このドレン量は第２ランド部５２ｂの移動位置で変化するドレン通路３８の開口面積で制御される。

つまり、前記第２制御油室１７の油圧は、バイパス通路５３上のオリフィス５４の作用によって制御されるスプール弁５２の移動位置によって変化する前記ドレン量に応じて減圧されて制御されることとなり、前記パイロット弁７は、第１実施形態のように三方切換え弁ではないが、その作用と効果は同様であり、図８の長点線で示す油圧特性が得られる。

〔請求項３及び４に係る発明に対応した実施形態〕
図１１〜図１４は請求項３及び４に係る発明に対応した実施形態を示し、この実施形態では、第１制御油室１６と第２制御油室５７がピボットピン１０を挟まずに、該ピボットピン１０の上方位置に並列に配置されている。したがって、どちらの制御油室１６，５７も油圧が導入された場合には、カムリング５の偏心量を小さくし、ポンプの容量を小さくするように作用するようになっている。

また、メインオイルギャラリー１３は、連通路３５を介して第１制御油室１６に常時連通していると共に、第１分岐通路２９を介して前記電磁切換弁８のソレノイド開口ポート４２ａに連通し、また、第２分岐通路５９を介してパイロット弁７の下流側開口端５９ａに連通している。

さらに、前記カムリング５のアーム２３は、先端部２３ａの下面側に凸部２３ｂが一体に設けられている。

また、前記第１コイルばね２７は、大径な外側の大径コイルばね２７ａと、該大径コイルばね２７ａの内周側に収容された小径コイルばね２７ｂの内外二重に形成されている。

小径コイルばね２７ｂは、図１１に示す初期位置では上端部２７ｃが大径コイルばね２７ａよりも突出して前記アーム先端部２３ａの凸部２３ｂの下端に弾接している一方、大径コイルばね２７ａは、上端部がばね収容室２４の上端開口の内周に一体に形成された一対の係止部６１、６１の下面に弾接している。

前記パイロット弁７は、摺動用孔３０を摺動自在に収容された弁体５８がスプール状ではなく有蓋円筒状に形成され、前記第２分岐通路５９の開口端５９ａから上端面５８ａに作用する前記メインオイルギャラリー１３の油圧に応じて下降移動するようになっている。また、前記摺動用孔３０の上部内側面には、下流端が前記第２制御油室５７に連通する油圧供給通路６０の上流開口端６０ａが開口形成されている共に、摺動用孔３０の下部内側面には、ドレン通路３８の一端開口３８ａが形成されている。このドレン通路３８は、他端が前記電磁切換弁８のドレンポート４６に連通しており、前記一端開口３８ａは摺動用孔３０を介して前記蓋部材３１の中央に有するドレン孔３１ａを介して外部に連通している。

また、前記弁体５８は、内部上壁と蓋部材３１との間に弾装されたバルブスプリング３３のばね力によってテーパ面状の着座面５９ｂに着座する方向に付勢されている。

前記電磁切換弁８への通電や非通電は、油温や水温、エンジン回転数や機関負荷等からコントロールユニットが判断してオン(通電)−オフ(非通電)制御を行う。

すなわち、前記電磁切換弁８は、コントロールユニットから電磁コイルへの通電が遮断されると、プッシュロッド４７が引き戻されて、ボール弁４３は第１分岐通路２９の油圧で押圧されて、筒状通路４８を閉止してドレンポート４６を遮断する共に、連通ポート４５を開成して第１分岐通路２９と油通路３６を連通するようになっている。

電磁コイルに通電されると、プッシュロッド４７が押し出されてボール弁４３を押圧し、ソレノイド開口ポート４２ａを閉止すると共に、連通ポート４５を介して油通路３６とドレンポート４６を連通し、さらにこのドレンポート４６はドレン通路３８、摺動用孔３０及び蓋部材３１のドレン孔３１ａを介して外部に連通するようになっている。前記油通路３６は、前記油圧供給通路６０に接続されている。

したがって、前記両方の制御油室１６，５７に油圧が作用すると、これらの油圧力が大きく、第１コイルばね２７のばね力に抗してカムリング５が反時計方向へ回転移動を始める作動圧は低くなり、いずれか一方の制御油室１６，５７のみに油圧が作用した場合には作動圧が高くなる。

この実施形態の場合では、第１制御油室１６と第２制御油室５７の両方に油圧を導入した場合に、第１作動圧が図８中のａ特性となり、第１制御油室１６のみに導入した場合には第１作動圧がｃ特性となるように設定してある。

図１１に示す始動時の初期状態では、第１コイルばね２７の小径コイルばね２７ｂは、下端部がばね収容室２４の底面２４ａに弾接している一方、上端部がアーム２３の凸部２３ｂに弾接して所定のばね荷重を与えられた状態で配置されている一方、大径コイルばね２７ｂは、下端部がばね収容室２４の底面２４ａに弾接していると共に、上端部が前記各係止部６１、６１に弾接して所定のばね荷重が与えられた状態で配置されている。

なお、前記カムリング５は、ピボットピンが廃止されて円弧突起状のピボット部５ｂがポンプハウジング１の内周に形成されたピボット溝６２に揺動自在に保持されている。

前記アーム２３の凸部２３ｂの幅は、正面から見ると両係止部６１，６１間のストッパ開口幅よりも小さいが、軸方向の長さは大径コイルばね２４ａの外径より長くなっている。このため、第１制御油室１６と第２制御油室５７に油圧が作用してカムリング５が反時計方向へ回転移動すると、移動初期は小径コイルばね２７ｂのみを縮めるが係止部６１，６１の開口部より凸部２３ｂが入り込むと、大径コイルばね２７ａの上端に当接する図１３に示す状態になる。
る。大径コイルばね２７ａには、ばね荷重が与えられているため、カムリング５の変位とスプリング荷重の関係は第１実施形態と同様に図７に示す通りになる。
さらに各制御油室１６，５７の油圧が高くなり油圧力が大きくなると、第１コイルばね２７の両コイルばね２７ａ、２７ｂの合計のばね力に抗してカムリング５は反時計方向へ最大に回転移動して図１４の状態になる。

そして、前記２つの制御油室１６，５７に同じ油圧が作用した場合の油圧特性は、第１実施形態と同様で図８の実線で示す特性となる。
〔第３実施形態の作用〕
次に、本実施形態の作用について、図８の油圧特性と合わせて説明する。

図１１は前述のように、機関回転数が低く油圧も低い初期の状態を示し、ポンプ本体は図１１の状態であり、第１コイルばね２７のばね力によってアーム２３がばね収容室２４の上方位置にあるストッパ面１ｇに押し当てられている。すなわち、偏心量が最大で最大吐出量の状態となっている。

電磁切換弁８は、コントロールユニットからオフ信号が出力されて非通電状態になっているため、ソレノイド部４４内のリターンスプリングによってプッシュロッド４７が引き戻されて第１分岐通路２９の油圧でボール弁４３が押圧されて、連通ポート４５を介して第２分岐通路２９と油通路３６が連通する。油通路３６は、第２制御油室５７に接続されているため、第１制御油室１６と第２制御油室５７の両方にメインオイルギャラリー１３の油圧が作用している。

したがって、機関回転数の上昇時には、前述のように、図８の実線で示す油圧特性となり、油圧が第１作動圧ａを超えると図１３の状態までカムリング５が反時計方向へ回転移動し、第２作動圧ｂを超えると図１４に示す状態へ移行する。

このように、前記各実施形態と同様に最低の機関要求は油圧を始動直後から高回転数まで電磁切換弁８を非通電状態とすることから、電力消費無に達成できる。

機関 負荷が高くなった場合には、低回転域においてもオイルジェットを噴射する必要性が発生する。この場合には、電磁切換弁８の電磁コイルへオン信号を出力して通電することによって、ボール弁４３がソレノイド開口ポート４２ａを閉止して、第１分岐通路２９と油通路３６との連通を遮断すると共に、該油通路３６とドレンポート４６を連通させる。これによって、第２制御油室５７の油圧は、油通路３６、筒状通路４８、ドレンポート４６、ドレン通路３８、摺動用孔３０、ドレン孔３１ａを通って外部に排出される。

パイロット弁７の弁体５８は、図１１に示すように、バルブスプリング３３のばね力で着座面５９ｂに押し付けられており、該弁体５８によって油圧供給通路６０の開口６０ａは遮断され、ドレンポート３８の開口３８ａは開成されている。前記電磁切換弁８のドレンポート４６とパイロット弁７のドレン通路３８が連通され、第２制御油室５７はメインオイルギャラリー１３との連通が遮断される。

これによって第２制御油室５７の油圧が低下することから、カムリング５は、両コイルばね２７ａ、２７ｂのばね力によって時計方向へ回転移動して偏心量が大きくなることによってメインオイルギャラリー１３の油圧が高められることは、前記各実施形態と同様である。

前記カムリング５の作動は前述した電磁切換弁８のオフ状態(非通電状態)と同じであるが、第２制御油室５７の油圧力が減少した分、作動する油圧は高まり、油圧特性は図８の短点線で示す特性となる。このときの第１作動圧ｃは、確実にオイルジェット噴射が行われるようにオイルジェットの要求油圧（２）より高くなるように、第２制御油室５７の受圧面積が設定されている。

ただし、図８の短点線で示す油圧特性では、油圧が過剰でありフリクション増加や他部品の破損等の問題が発生するおそれがあることから、油圧を制御する必要がある。

前記パイロット弁７の弁体５８は、第２分岐通路５９の開口端５９ａの油圧が高まると、バルブスプリング３３のばね力に抗して下降移動を開始して図８に示す切換油圧ｅに達すると、図１２に示す状態となる。つまり、前記油圧供給通路６０とドレン通路３８はどちらか一方のみ開口するようになっていることから、前記ドレン通路３８が閉止されると同時に第２分岐通路５９と油圧供給通路６０を連通する。

したがって、油圧供給通路６０を介して第２制御油室５７にはメインオイルギャラリー１３の油圧が供給されることとなる。

前記第２制御油室５７へ油圧が導入されることによって、第１制御油室１６のみに油圧が導入されるときよりも低い油圧でカムリング５は反時計方向の回転移動を開始する。

前記第２制御油室５７の油圧が高すぎると、カムリング５の反時計方向の回転移動量が大きくなり吐出量が減少する。そうすると、メインオイルギャラリー１３への吐出圧が低下するので、弁体５８がバルブスプリング３３のばね力で上昇移動して油圧供給通路６０の開口端６０ａの連通開口面積が小さくなり、油圧導入時の圧力損失が大きくなって第２制御油室５７の油圧が低下する。

前記第２制御油室５７の油圧が低すぎると、カムリング５の回転移動量が小さいので吐出量が過剰となる。そうすると、メインオイルギャラリー１３への吐出圧が高くなるので、弁体５８はバルブスプリング３３のばね力に抗して下降移動して、油圧供給通路６０の開口端６０ａの連通開口面積が大きくなり油圧導入時の圧力損失が減って第２制御油室５７の油圧が上げられる。

このように第２制御油室５７の油圧は、図８に示す所定の油圧ｅでドレン通路３８が弁体５８によって遮断されると共に、第２分岐通路５９と油圧供給通路６０の連通が開始され、その後は連通開口面積の変化で制御される。そして、弁体５８の小さな移動量で制御できることから、バルブスプリング３３のばね定数の影響はほとんど受けない。

これは、僅かな油圧変動でも必要十分に連通開口面積の変化させることができ、図８の長点線に示すように機関回転数が上昇しても油圧が上がることはなく、ほぼー定の圧力ｅに制御することができる。

そして、電磁切換弁８を介して前記油圧供給通路６０とドレン通路３８が完全に連通した状態では、第２制御油室５７には油圧が作用しないので電磁切換弁８は非通電状態と同じとなる。したがって、油圧特性は図８の実線に示す状態と等しくなる。

前記油圧供給通路６０とドレン通路３８は、前述のようにどちらか一方のみが開口することとなっているが、正確には両方開口する、あるいはどちらも開口しない範囲が若干ある場合もあり得る。また、弁体５８の上下端部の外周縁、または一方側に面取りやＲ形状とすることも可能である。弁体５８と摺動用孔３０間には微小の隙間があり、三方が完全に遮断されることはない。これらは弁体５８の変位と連通開口面積変化の関係を変えているものであり、ポンプ本体の仕様や作動圧の大きさによって適時選択して使うものである。

以上のように本実施形態においては、電磁切換弁８への通電を遮断して消費電力を抑えながら低回転時の油圧を下げた２段の油圧特性を得ることができ、また、機関側の要求に応じて低速回転時の油圧だけを上昇させることもできる。

その効果を最大に引き出すための設定として、パイロット弁７の切換圧力ｅをオイルジェットの開弁圧（２）より大きく、第２作動圧ｂ以下とした。これにより、電磁切換弁８の非通電時に達する最大油圧を通電時にも超えることが無く、無駄に油圧を上昇させてフリクションが増加することを抑制できる。

また、機関回転数の上昇時に、電磁切換弁８をオンからオフに切換えるタイミングを、油圧が第２作動圧ｂを超えた以降とするか、あるいは、油圧が第２作動圧に達する回転数以降とした。これにより、オイルジェットの噴射が必要な回転数において、電磁切換弁８がオフとなり油圧不足でオイルジェットの噴射が停止してしまうことを防止できる。

以上のような第１実施形態と同様の効果に加え、第２制御油室５７への油圧供給を遮断したときにポンプ吐出圧を高圧にできるため、通路の詰まり時には高圧とできるフェールセーフ効果が得られる。
また、第１実施形態のポンプ本体とは、各制御油室１６，５７の配置と第１コイルばね２７構造や配置、そしてこれに伴うカムリング５の形状を変更しているが、第１実施形態に第３実施形態のコイルばねを配置流用することや、その逆とすることも可能である。

前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。
〔請求項ａ〕請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記制御弁は、前記吐出部の吐出圧が作用することによって、前記吐出部から前記第２制御室への連通面積が減少すると共に、前記第２制御室から低圧部への連通面積が増大するように構成されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｂ〕請求項２に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記制御弁に吐出部の吐出圧が作用していない状態では、前記第２制御室と低圧部の連通が遮断されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｃ〕請求項ａに記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記制御弁が最大に作動した状態では、前記吐出部と第２制御室との連通を遮断することを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｄ〕請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記制御弁が作動して前記第２制御室内の圧力が前記低圧部と同一圧力になった後に、前記電磁切換弁８を非通電状態とすることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｅ〕請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記制御弁が作動し始める圧力は、前記第１制御室のみに前記吐出部の吐出圧が作用して、前記ロータの回転中心と前記カムリング内周面の中心との偏心量が所定以下となって、前記付勢機構の付勢力が段階的に大きくなり、この大きくなった付勢力に抗して前記カムリングが移動し始めるときの前記吐出部の吐出圧よりも低圧であることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｆ〕請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記制御弁は、前記第１制御室と第２制御室の両方に前記吐出部の吐出圧が導かれ、かつ、前記ロータの回転中心と前記カムリング内周面の中心との偏心量が最大となっている状態で、前記吐出部の圧力が所定圧以上となると作動することを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｇ〕請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記電磁切換弁８と第２制御室との間に絞りが設けられ、前記制御弁は、前記吐出部の吐出圧に応じて前記絞りと第２制御室の圧力を低圧部に開放するものであることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｈ〕請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記付勢機構を構成する２つのばね部材のうち、一方のばね部材は、前記ロータの回転中心とカムリング内周面の中心と偏心量が大きくなる方向の力を前記カムリングに作用させ、他方のばね部材は、前記ロータの回転中心とカムリング内周面の中心との偏心量が小さくなる方向の力を前記カムリングに作用させることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｉ〕請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第１制御室と第２制御室は、前記カムリングの外周面側に設けられていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｊ〕請求項３に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記制御弁は、一端に前記吐出部から圧力を受ける受圧部を有し、低圧に維持された他端側に付勢部材の付勢力が作用するスプール弁が摺動用孔内に摺動自在に設けられ、
該摺動用孔の一端側には、前記第２制御室と連通する第１ポートの一端開口が形成されていると共に、他端側には、電磁切換弁８を介して前記第２制御室と連通する第２ポートの一端開口が形成され、
前記付勢部材の付勢力に抗して前記スプール弁が所定以上移動することによって、前記第１ポートの一端開口の開口面積が拡大すると共に、第２ポートの一端開口の開口面積が絞られることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｋ〕請求項ｊに記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第１ポートの一端開口が開成されると、前記第２ポートの一端開口が閉止されるようになっていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

１…ポンプハウジング
１ｄ…第１シール面
１ｅ…第２シール面
１ｃ…ピボット孔
２…ポンプカバー
３…駆動軸
４…ロータ
５…カムリング(可動部材)
５ｂ…ピボット凸部
６…制御ハウジング
７…パイロット弁(制御弁)
８…電磁切換弁(電磁弁)
１０…ピボットピン
１１…吸入ポート(吸入部)
１２…吐出ポート(吐出部)
１３…メインオイルギャラリー
１４…第１連通溝
１５…第２連通溝
１６…第１制御油室(第１制御室)
１７…第２制御油室(第２制御室)
１８…ベーン
２１…ポンプ室(作動油室)
２７…第１コイルばね(ばね部材)
２７ａ…大径コイルばね
２７ｂ…小径コイルばね
２８…第２コイルばね(ばね部材)
２９…分岐通路
３２…スプール弁
３５…連通路
３６…油通路
３７…給排通路
３８…ドレン通路

Claims (4)

1. 内燃機関に用いられる可変容量形ポンプであって、
   内部に凹状の有底部が形成されたポンプハウジングと、
   該ポンプハウジングの有底部内に配置され、内燃機関によって回転駆動されるロータと、
   該ロータの外周に出没自在に設けられた複数のベーンと、
   前記ポンプハウジングの有底部内に配置され、内側に収容された前記ロータとベーンを介して内部に複数の作動油室を隔成すると共に、移動することによって前記ロータの回転中心に対する偏心量が変化するカムリングと、
   前記カムリングの軸方向の側面の径方向一方側に形成され、前記ロータの回転にしたがって前記複数の作動室の容積が膨張する状態にある側に開口した吸入ポートと、
   前記カムリングの軸方向の側面の径方向他方側に形成され、前記ロータの回転にしたがって前記複数の作動室の容積が収縮する状態にある側に開口した吐出ポートと、
   それぞれにばね荷重が付与された状態で配置された２つのばね部材によって構成され、この２つのばね部材の相対的なばね力によって前記カムリングに偏心量が大きくなる移動方向と偏心量が小さくなる移動方向へ付勢力が付与され、前記カムリングが一方向の最大偏心移動位置から他方向へ移動して偏心量が所定以下になると、前記２つのばね部材の相対的なばね力によって
   前記カムリングの偏心方向への付勢力が段階的に大きくなるように構成された付勢機構と、
   前記吐出ポートから吐出されるオイルが導かれることによって、前記ロータの回転中心に対するカムリングの偏心量が小さくなる方向の力を前記カムリングに作用させる第１制御室と、
   前記吐出ポートから吐出されるオイルが導かれることによって、前記ロータの回転中心に対するカムリングの偏心量が大きくなる方向の力であって、前記第１制御室によって発生する力よりも小さな力を前記カムリングに作用させる第２制御室と、
   通電状態では前記第２制御室と吐出ポートとを連通させ、非通電状態では前記第２制御室と低圧部を連通させる電磁切換弁と、
   前記吐出ポートの圧力によって作動し、前記吐出ポートの圧力が所定圧以上になると、前記第２制御室内の圧力を低下させる制御弁と、
   を備えた可変容量形オイルポンプ。
2. 内燃機関に用いられる可変容量形ポンプであって、
   内燃機関によって回転駆動されることによって複数の作動油室の容積が変化して吸入ポートから吸入されたオイルを吐出ポートから吐出するポンプ構成体と、
   可動部材が移動することによって前記吐出ポートに開口する前記作動油室の容積変化量が変更される可変機構と、
   それぞれにばね荷重が付与された状態で配置された２つのばね部材によって構成され、この２つのばね部材の相対的なばね力によって前記可動部材を前記吐出ポートに開口する前記作動油室の容積変化量を変更させる付勢力が付与され、前記可動部材による前記作動油室の最大の容積変化量の状態から容積変化量が所定以下になると、前記２つのばね部材の相対的なばね力による付勢力が段階的に大きくなるように構成された付勢機構と、
   前記吐出ポートから吐出されるオイルが導かれることによって、前記吐出ポートに開口する前記作動油室の容積変化量が小さくなる方向の力を前記可動部材に作用させる第１制御室と、
   前記吐出ポートから吐出されるオイルが導かれることによって、前記吐出ポートに開口する前記作動油室の容積変化量が大きくなる方向の力であって、前記第１制御室によって発生する力よりも小さな力を前記可動部材に作用させる第２制御室と、
   通電状態では前記第２制御室と前記吐出ポートを連通させ、非通電状態では前記第２制御室と低圧部とを連通させる電磁弁と、
   前記吐出ポートの吐出圧によって作動し、前記吐出ポートの吐出圧が所定圧以上になると、前記第２制御室内の圧力を低減させる制御弁と、を備えたことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
3. 内燃機関に用いられる油圧式の可変動弁装置やオイルジェット及びクランクシャフトの軸受にオイルを供給する可変容量形ポンプであって、
   内燃機関によって回転駆動されるロータと、
   該ロータの外周に出没自在に設けられた複数のベーンと、
   内部に凹状の有底部が形成されたポンプハウジングと、
   該ポンプハウジングの有底部内に配置され、内燃機関によって回転駆動されるロータと、
   該ロータの外周に出没自在に設けられた複数のベーンと、
   前記ポンプハウジングの有底部内に配置され、内側に収容された前記ロータとベーンを介して内部に複数の作動油室を隔成すると共に、移動することによって前記ロータの回転中心に対する偏心量が変化するカムリングと、
   前記カムリングの軸方向の側面の径方向一方側に形成され、前記ロータの回転にしたがって前記複数の作動室の容積が膨張した状態にある側に開口した吸入ポートと、
   前記カムリングの側面の径方向他方側に形成され、前記ロータの回転にしたがって前記複数の作動室の容積が収縮した状態にある側に開口した吐出ポートと、
   それぞれにばね荷重が付与された状態で配置された２つのばね部材によって構成され、この２つのばね部材のばね力によって前記カムリングに偏心量が大きくなる移動方向へ付勢力が付与され、前記カムリングが一方向の最大偏心移動位置から他方向へ移動して偏心量が所定以下になると、前記２つのばね部材のばね力によって前記カムリングの偏心方向への付勢力が段階的に大きくなるように構成された付勢機構と、
   前記吐出ポートから吐出されるオイルが導かれることによって、前記ロータの回転中心とカムリングの内周面の中心との偏心量が小さくなる方向の力を前記カムリングに作用させる第１制御室と、
   前記吐出ポートから吐出されるオイルが導かれることによって、前記ロータの回転中心とカムリングの内周面の中心との偏心量が小さくなる方向の力を前記カムリングに作用させる第２制御室と、
   通電状態では前記第２制御室と低圧部とを連通させ、非通電状態では前記第２制御室と吐出ポートを連通させる電磁切換弁と、
   前記吐出ポートから吐出された吐出圧によって作動し、前記吐出ポートから吐出された吐出圧が所定圧以上になると、前記第２制御室に連通する油圧供給通路を介して前記第２制御室内に吐出圧を導入すると共に、前記第２制御室に導入された吐出圧に応じて前記油圧供給通路の開口面積を変化させることが可能な制御弁と、
   を備えた可変容量形オイルポンプ。
4. 内燃機関に用いられる少なくとも油圧式の可変動弁装置やオイルジェット及びクランクシャフトの軸受にオイルを供給する可変容量形ポンプであって、
   内燃機関によって回転駆動されることによって複数の作動油室の容積が変化して吸入ポートから吸入されたオイルを吐出ポートから吐出するポンプ構成体と、
   可動部材が移動することによって前記吐出ポートに開口する前記作動油室の容積変化量が変更される可変機構と、
   それぞれにばね荷重が付与された状態で配置された２つのばね部材によって構成され、該２つのばね部材によって生じる付勢力は、前記吐出ポートに開口する前記作動油室の容積変化量が大きくなる方向へ前記可動部材を付勢し、前記吐出ポートに開口する前記作動油室の容積変化量が所定以下になると段階的に付勢力が大きくなる付勢機構と、
   前記吐出ポートから吐出されるオイルが導かれることによって、前記吐出ポートに開口する前記作動油室の容積変化量が小さくなる方向の力を前記可動部材に作用させる第１制御室と、
   前記吐出ポートから吐出されるオイルが導かれることによって、前記吐出ポートに開口する前記作動油室の容積変化量が小さくなる方向の力を前記可動部材に作用させる第２制御室と、
   通電状態では前記第２制御室と前記低圧部を連通させ、非通電状態では前記第２制御室と前記吐出ポートとを連通させる電磁切換弁と、
   前記吐出ポートから吐出された吐出圧によって作動し、前記吐出ポートから吐出された吐出圧が所定圧以上になると、前記第２制御室に連通する油圧供給通路を介して前記第２制御室内に吐出圧を導入すると共に、前記第２制御室に導入された吐出圧に応じて前記油圧供給通路の開口面積を変化させることが可能な制御弁と、
   を備えたことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

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