CN101379296A - 变排量变压叶片泵系统 - Google Patents

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Abstract

传统的变排量叶片泵必须设计成提供最大流体压力，因此在系统操作状况不需要这种高要求时使能量效率下降。提供一种变排量变压叶片泵系统，其包括：第一控制机构，第一控制机构可为直接作用在控制滑动件(36)上的控制室(68)、或控制室(68)和作用在控制滑动件(36)上的控制缸体(44)；以及第二控制机构，第二控制机构是作用在控制滑动件(36)上的控制缸体(44)和控制室(72)。由发动机控制单元或其它合适的控制机构操作的控制阀(76)选择性地向第二控制机构提供加压润滑油，以允许泵系统的输出更加接近地与机械系统的要求匹配。

Description

变排量变压叶片泵系统
技术领域
本发明涉及一种变排量叶片泵。更具体地，本发明涉及一种用于诸如内燃发动机或自动变速器的机械系统的变排量变压叶片泵系统。
背景技术
诸如内燃发动机和自动变速器的机械系统通常包括润滑泵，以将处在压力下的润滑油提供到机械系统的许多活动部件和/或子系统。在大多数情况下，润滑泵由联接到机械系统的机构驱动，且因此泵的操作速度以及输出随着机械系统的操作速度而改变。尽管机械系统的润滑要求也随着机械系统的操作速度改变，但遗憾地是泵的输出变化和机械系统的润滑要求的变化通常为非线性。当将润滑油的粘性以及其它特性的与温度相关的变化考虑在内时，这些要求的不同进一步扩大。
为了处理这些不同，现有技术的固定排量润滑泵通常设计成在高油温或最高油温下有效地操作，导致在大多数机械系统操作条件下润滑油供应过量，并且，提供放泄阀或泄压阀以将多余润滑油“浪费地”排回泵入口或油底壳，以避免机械系统内出现过压状况。在诸如低油温的一些操作条件下，加压润滑油的过度生成量可为机械系统所需的500％，尽管这些系统相当良好地工作，但是确实导致了相当大的能量损失，因为这些能量用于对不需要的通过溢流阀“浪费掉”润滑油进行加压。
近来，已将变排量叶片泵用作润滑油泵。这种泵通常包括控制环或其它机构，控制环或其它机构可移动从而在某一操作速度下改变泵的排量进而改变其输出。通常，采用供应有来自泵输出的加压润滑油---直接地或经由机械系统内的油沟---的控制室或活塞形式的反馈机构来改变泵的排量以避免在机械系统的操作条件的预期范围中发动机内出现过压情况。在授予Schuster的美国专利第4,342,545号中示出了这种泵的示例。
尽管这种变排量泵在能量效率方面提供优于固定排量泵的某些改进，但它们仍旧造成相当大的能量损失，因为它们仍旧必须设计成提供满足最高预期的机械系统要求和操作温度的油压，尽管机械系统操作条件通常不需要这种高的要求。
发明内容
本发明的目的是提供一种消除或缓解现有技术中的至少一个缺点的新颖的变排量变压叶片泵。
根据本发明的第一方面，提供一种用于将润滑油提供到机械系统的变排量变压叶片泵系统，包括:变排量变压叶片泵，其具有控制滑动件，控制滑动件能够移动以改变泵的排量；偏置装置，其朝向对应于泵的最大排量位置的位置偏置控制滑动件；第一控制机构，其响应于从泵输出的润滑油的压力而向控制滑动件施加力，以抵抗偏置装置的偏置力并且迫使控制滑动件离开对应于泵的最大排量位置的位置；第二控制机构，其响应于从泵输出的润滑油的压力而向控制滑动件施加力，以抵抗偏置装置的偏置力并且迫使控制滑动件离开对应于泵的最大排量位置的位置；以及控制装置，其能够操作而改变供应到第二控制机构的润滑油，从而改变泵的输出以更加接近地对应于机械系统的润滑要求。
本发明提供一种用于将润滑油提供到诸如内燃发动机和/或自动变速器的机械系统的变排量变压叶片泵系统。该系统至少包括:第一控制机构，第一控制机构可为直接作用在控制滑动件上的控制室、或作用在控制滑动件上的控制室和控制缸体；以及第二控制机构，第二控制机构是作用在控制滑动件上的控制室和控制缸体。由发动机控制单元或其它合适的控制机构操作的控制阀可选择性地改变通至第二控制机构的加压润滑油，以允许泵系统的输出更加接近地与机械系统的要求匹配。在一个实施方式中，控制机构仅施加或排出加油润滑油，而在另一实施方式中，控制机构可控制提供到第二控制机构的加压润滑油的压力。在另一实施方式中，提供第三控制机构，所述第三控制机构即作用在控制滑动件上的控制室和控制缸体，以在泵系统的输出的控制方面提供更加精细的方式，从而更加接近地对应于发动机的润滑要求。在又一实施方式中，第一控制机构和第二控制机构都是作用在控制滑动件上的控制室和控制缸体。
附图说明
现将参照附图仅以示例方式描述本发明的优选实施方式，其中:
图1示出机械系统的油压需求相对于现有技术的润滑泵的输出的图示的示例；
图2示出根据本发明的变排量变压叶片泵系统在泵系统处于较低速度、较高排量和低压状态下的液压回路；
图3示出如图2所示的处于较低速度、低排量和低压状态下的泵系统；
图4示出如图2所示的处于较高速度、高排量和高压状态下的泵系统；
图5示出如图2所示的处于较高速度、低排量和高压状态下的泵系统；
图6示出机械系统的油压需求相对于如图2至图5所示的泵系统的输出的示例图示；
图7示出根据本发明的另一变排量变压叶片泵系统的液压回路，其中泵的输出直接馈送到控制装置；
图8示出用于如图2至图5所示的泵系统的另一液压回路；
图9示出根据本发明的变排量变压叶片泵系统的另一实施方式在泵系统处于高排量状态下的液压回路；
图10示出机械系统的油压需求相对于如图9所示的泵系统的输出的图示；
图11示出根据本发明的变排量变压叶片泵系统的另一实施方式在泵系统处于较低速度、高排量和较低压力状态下的液压回路；
图12示出根据本发明的变排量变压叶片泵系统的另一实施方式在泵系统处于高排量状态下的液压回路；以及
图13示出根据本发明的变排量变压叶片泵系统的另一实施方式在泵系统处于高排量状态下的液压回路。
具体实施方式
图1示出诸如典型的内燃发动机的机械系统的润滑油压需求(以实线示出)相对于诸如上述Schuster专利中所教示的泵的现有技术变排量泵的输出(以虚线示出)的典型图示。输出(虚线)的拐角点由控制滑动件的移动而产生，所述移动在泵的输出达到预设值时通过控制活塞而进行以减小泵的排量。发动机需求曲线和泵输出曲线之间的阴影区表示由于泵压输出超过发动机需求而发生能量损失的发动机的操作状况。
在图2中总体上以20标示根据本发明的润滑泵系统。尽管在以下论述中，对内燃发动机的润滑需求进行论述，但本发明并不局限于此，且本发明可有利地用于包括内燃发动机、自动变速器等的多种机械系统。
系统20包括变排量叶片泵(VDVP)24，其可为任何合适的VDVP，例如类似于上述授予Schuster的美国专利中所教示的VDVP。VDVP24包括转子28，转子28由泵系统20安装于其上的内燃发动机驱动。转子28包括一组径向延伸的叶片32，叶片32与控制滑动件36的内表面接合，控制滑动件36可绕枢转点38移动以改变转子和叶片与控制滑动件36内表面之间的偏心度，因此改变VDVP24的排量。
VDVP包括偏置弹簧40，偏置弹簧40将控制滑动件36偏置到最大排量位置，并且提供控制活塞44以在某些条件下克服偏置弹簧40的偏置而朝向最小排量位置移动控制滑动件36。
VDVP 24包括入口48和出口56，入口48与诸如发动机油底壳的润滑油源52流体连通，出口56通常通过滤油器60将加压润滑油供应到发动机。在清洁油致动---油已经经过滤油器60---的情况下，泵出口56连接到过压溢流阀64，过压溢流阀64在VDVP 24的输出压力超过预选定压力时打开而将一部分润滑油送回油源52以保护滤油器60。如果用直接来自泵出口56的未经过滤的油进行致动，则如参照图7的实施方式所述，回路反馈是直接的，从而允许省掉过压溢流阀64。
如图示，位于控制活塞44一端处的腔室68与供应给发动机的加压润滑油流体连通，且腔室68内的随着润滑油的压力而增加的产生于控制活塞44上的力克服偏置弹簧40而使控制滑动件36移动，以减小VDVP 24的排量进而减小输出流量。
本领域技术人员理当清楚，至此所述的系统20的部件尤其是偏置弹簧40和控制活塞44是传统部件，并将导致VDVP 24以与图1所示的图示几乎相同的方式操作。
但是，与传统润滑泵(如Schuster专利中所教示的泵)和传统泵系统不同，VDVP 24还包括形成于VDVP 24的泵壳内壁、枢转点38、滑动件密封件74以及控制滑动件36的与控制活塞44位于枢转点38相同侧的外表面之间的控制室72。控制室72与控制阀76流体连通，控制阀76进而与来自发动机油沟、油路的加压润滑油的油源或者任何其它合适的由VDVP 24供应的加压润滑油的油源流体连通，且控制阀76具有通至油源52的回流管路78，以在控制阀76位于适当位置时释放控制室72内的压力。
形成于VDVP 24的壳体内壁、枢转点38、滑动件密封件74以及控制滑动件36的与偏置弹簧40位于枢转点38相同侧的外表面之间的容积空间80基本上相对于加压润滑油密封，并与油源52流体连通，且因此维持于或接近于大气压。
现在本领域技术人员应该清楚，当控制室72被供以加压润滑油时，则由该润滑油产生作用在控制滑动件36上的力。由腔室72产生的力与由控制活塞44产生的力相加，这些力的所形成的总和克服偏置弹簧40的偏置力而起作用，从而移动控制滑动件36，以与如果仅应用控制活塞44的力的情况下相比以更大的程度减小VDVP 24的排量。
优选地，控制室72的投影区(projection area)(即，控制室72的润滑油压在其上生成作用在控制滑动件36上的力的区域)比控制活塞44的投影区大得多。因此，在较低的操作速度时，控制室72将在控制滑动件36上生成比由控制活塞44产生的力大的力，以抵抗偏置弹簧40的偏置力。该装置允许VDVP 24、偏置弹簧40以及控制活塞44的尺寸减小，因此减小VDVP 24的重量并降低其成本。
控制阀76可响应于任何合适的控制机构来选择性地施加或排出加压流体。在所示实施方式中，经由电磁阀控制控制阀76，电磁阀由来自发动机控制单元(ECU)的信号电致动，ECU知道发动机的操作速度，并且在许多情况下也会知道发动机的负荷或发动机的温度中的至少一些测量值，并且按需致动控制阀76以增加或减少VDVP 24的排量，从而提供不同发动机操作条件下的设计油压。
系统20既不局限于控制阀76由ECU控制，也不局限于控制阀76为电控式，尽管这两种方式都为当前优选方式，控制阀76可通过本领域技术人员想象得到的任何合适手段进行操作。
如现在应该清楚的，在图2中示出处于较低速度范围、最大排量配置时的系统20，其中，由于来自VDVP 24的油压输出而在腔室68和控制室72内产生的力起作用而从最大排量位置移动控制滑动件36，并且由于VDVP 24的操作速度，该力不足以抵消偏置弹簧40的偏置力。
图3示出处于低速范围、最小排量配置时的系统20。如图示，尽管VDVP 24操作所依的速度相对较低(但其速度比图2配置中的速度高)，但控制滑动件36通过在腔室68和腔室72内生成的组合力而逆着偏置弹簧40的偏置力移动。
图4示出处于高速范围、最大排量配置时的系统20。如图示，控制阀76已被移动成断开控制室72的加压润滑油，并允许控制室72内的润滑油压通过回流管路78而回流到油源52。因此，控制活塞44将唯一的相当大的力施加于控制滑动件36上以抵抗偏置弹簧40的偏置力，且该力不足以抵消偏置弹簧40的偏置力。
图5示出处于高速、最小排量配置时的系统20，其中，控制阀76位于与图4中的位置相同的位置，从而排出了来自控制室72的压力。但是，由于VDVP 24的相对较高的操作速度，因此腔室68内的润滑油压在控制活塞44上产生足够的力以使控制滑动件36逆着偏置弹簧40的偏置力移动到图示的最小排量位置。
图6示出与图1中的图示相似的、典型内燃发动机的润滑油压需求(以实线示出)相对于系统20的实施方式的输出(以虚线示出)的图示。系统20在以参考标号90标示的图示区域内处于图2中的低速、最大排量配置；在以参考标号94标示的图示区域内处于与图3中的配置相似的低速、排量减小的配置；在以参考标号96标示的图示区域内处于与图4中的配置相似的高速和较高排量的配置；以及在以参考标号100标示的图示区域内处于与图5中的配置相似的高速、排量减小的配置。
可以清楚看出，发动机需求曲线和系统20的输出曲线之间的由于系统20的输出超过发动机需求而发生能量损失的阴影区比图1中的可比区域小得多。
尽管在上面示出的系统20的实施方式中，控制室72和腔室68被供以滤油器60下游的加压“清洁”润滑油，但本领域技术人员理当清楚，本发明并不局限于此，且控制室72和腔室68中的任一或二者可被供以来自滤油器60之前的某一点处的加压润滑油，如图7所示，图中与图2至图5中的部件相似的部件用相似的参考标号标示。
如图8所示，图中与图2至图5中的部件相似的部件用相似的参考标号标示，本发明并不局限于控制阀76与控制室72流体连通，以及腔室68与加压润滑油供应点流体连通。替代地，如图8所示，控制阀76可用来控制通至腔室68的加压润滑油供应，而控制室72则直接连接到加压润滑油供应点。
可进一步设想，对于图2至图5以及图7或图8中的任一配置而言，控制阀76可为变孔阀，该变孔阀可控制供应到控制室72的润滑油压，而不是仅将腔室72连接到由VDVP 24加压的润滑油或回流管路78。以此方式，在ECU或其它合适控制装置的适当控制下，可获得这样的泵输出特性，该输出特性非常接近地对应于发动机的要求，而不是只是两种不同的压力设定。
在图9中以标号200总体上标示根据本发明的润滑泵系统的另一实施方式，图中与系统20中的部件相似的部件用相似的参考标号标示。在系统200中，VDVP 204包括一对控制缸体208和212，所述控制缸体优选地具有不同直径并因此具有不同面积，每一个缸体具有相应的腔室216和220，腔室216和220可通过双端口式控制阀224而连接到加压润滑油的供应点，而控制室72则与由VDVP 204加压的加压润滑油直接流体连通。在所示实施方式中，控制活塞208具有比控制活塞212大的横截面积，因此对于给定的加压润滑油压产生较大的力。这就允许对VDVP 204的输出进行更加精细的控制。
控制阀224可由ECU或任何其它合适的控制装置操作，以给腔室216和220中的任一供应加压润滑油或不给二者供应加压润滑油、和/或经由回流管路78将腔室216和220中的任一或二者连接到油源52。如果腔室216或220中的任何一个都没有被供以加压润滑油，则控制室72内的由加压润滑油产生的力是作用在控制滑动件36上的克服偏置弹簧44的偏置力的唯一的力。如果腔室216和220的其中之一被供以加压润滑油，则产生于控制缸体208和212中相应一个缸体的力与由控制室72产生的力相加。如现在应该清楚的，系统200允许VDVP 204的输出特性更加接近地与发动机的要求匹配。
尽管图9的实施方式仅示出具有三个可选压力的用于VDVP系统200的一个配置，但本领域技术人员现在应该清楚，可利用不同的阀224类型和/或配置来适应不同的VDVP输出要求。
图10示出与图1的图示相似的、典型内燃发动机的润滑油压需求(以实线示出)相对于系统200的输出(以虚线示出)的图示。当发动机处于低速时，控制阀224打开，使得较大的腔室216被供以加压润滑油，且因此控制室72和控制缸体208中的每一个均可向控制滑动件36施加力。
图示中标为“A”的过渡点与由VDVP 204输出的达到下述点的润滑油的压力对应，其中在所述点，由控制室72和控制缸体208形成的力的总和足以开始使控制滑动件36逆着偏置弹簧44的偏置力移动。
图示中标为“B”的过渡点与下述情况对应，所述情况即控制阀224取消腔室216的加压润滑油供应，并增加通至控制室220的油供应，从而控制室72和控制缸体212将力施加到控制滑动件36。
图示中标为“C”过渡点与下述情况对应，所述情况即控制阀224还取消腔室220的加压润滑油供应，从而仅控制室72将力施加到控制滑动件36。
如清楚示出的，发动机需求曲线和系统200的输出曲线之间的由于系统200的输出超过发动机需求而发生能量损失的阴影区比图1和图6中的可比区域小得多。
在图11中以标号300总体上标示根据本发明的润滑泵系统的另一实施方式，图中与系统20和/或系统200中的部件相似的部件用相似的参考标号标示。在系统300中，VDVP 304并未配备控制室72，替代地，类似于容积空间80，容积空间304维持在大致大气压下，因为在本实施方式中不设有滑动件密封件。但是，腔室224直接连接到加压润滑油供应点，并且与控制缸体208一起，以图2至图5中的控制缸体44的方式或者以图7中的控制室72的方式将力施加到控制滑动件36。腔室220连接到控制阀76，并且在通过控制阀76连接到加压润滑油源时，经由控制缸体212将力施加到控制滑动件36。
在图12中以标号400总体上标示根据本发明的润滑泵系统的另一实施方式，图中与系统20中的部件相似的部件用相似的参考标号标示。在系统400中，VDVP 404包括双作用式控制缸体408以及第一控制室412和第二控制室416。第二控制室412在控制缸体408上具有比控制室416小的投影区。
控制室416直接连接到加压润滑油的供应点，而控制室412可经由控制阀420连接到加压润滑油的同一供应点。如图所示，控制阀420可操作而或者将控制室412连接到上述加压润滑油的供应点或者将控制室412连接到油源52，以允许加压润滑油离开控制室412并回流到油源52。
如现在应该清楚的，控制室416内的加压润滑油生成作用在控制缸体408上的力，该力克服偏置弹簧40而起作用从而移动控制滑动件36以减小VDVP 404的排量。但是，当控制阀420允许加压润滑油进入控制室412时，产生于控制室412内的作用于控制缸体408上的力与偏置弹簧40的力相加，以抵抗生成于控制室416内的作用在控制缸体408上的力。通过适当地操作控制阀420，VDVP 404的输出可更加接近地与发动机的要求匹配。
在图13中以标号500总体上标示根据本发明的润滑泵系统的另一实施方式，图中与系统20中的部件相似的部件用相似的参考标号标示。在系统500中，VDVP 504包括控制缸体508以及第一控制室512和第二控制室516。第二控制室516直接连接到加压润滑油供应点，而控制室72和第一控制室512可经由控制阀520而选择性地连接到加油润滑油的供应点或者连接到通至油源52的回流管路。如图示，与上述的图12中的实施方式不同，在第一控制室512内和第二控制室516内产生的力都作用在控制缸体508上以抵抗偏置弹簧40的作用在控制滑动件36上的力，如同产生在控制室72内的作用在控制滑动件36上的力一样。
如现在应该清楚的，系统500的输出可在三个状态之间调整，从而允许以相对较为精细的方式控制系统500的输出。具体而言，所述三种状态通过下述加压方式实现:加压第二控制室516；加压第二控制室516和腔室72(通过移动控制阀520以将腔室72连接到加压润滑油的供应点)；加压第二控制室516和第一控制室512(通过移动控制阀520以将第一控制室512连接到加压润滑油的供应点)。因为控制室72的投影区与第一控制室512的区域不同，并且在所示实施方式中，腔室72的投影区比第一控制室512的区域大，所以上述实施方式提供系统500的三个输出级别。
此外，在无法从ECU获得控制信号或者控制阀520本身故障的情况下，则采用居中位置，在该位置中腔室72和第一控制室512通过其相应的回流管路而连接到油源52，从而确保系统500处于其作为故障保护配置的最大排量操作状态。如本领域技术人员清楚的，可提供相似的用于上述其它实施方式的故障保护配置。
本发明提供一种用于将润滑油提供到内燃发动机的变排量变压叶片泵系统。该系统至少包括:第一控制机构，第一控制机构可为直接作用在控制滑动件上的控制室或作用在控制滑动件上的控制室和控制缸体；以及第二控制机构，第二控制机构是作用在控制滑动件上的控制室和控制缸体。由发动机控制单元或其它合适的控制机构操作的控制阀可选择性地将加压润滑油施加到第二控制机构或排出加压润滑油，以允许泵系统的输出更加接近地与发动机的要求匹配。在一个实施方式中，控制机构仅施加或排出加压润滑油，且在另一实施方式中，控制机构可控制提供给第二控制机构的加压润滑油的压力。在另一实施方式中，提供第三机构，即作用在控制滑动件上的控制室和控制缸体，以在泵系统的输出的控制上提供更加精细的方式，从而更加接近地对应于发动机的润滑要求。在又一实施方式中，第一控制机构和第二控制机构均是作用在控制滑动件上的控制室和控制缸体。
尽管上述实施方式示出ECU或其它装置提供具有与发动机速度相关的两个或三个条件的简单控制信号的情况，但本领域技术人员应该清楚，所提供的控制信号可与其它参数相关，例如:温度；活塞冷却喷射的使用；或编入ECU或其它控制处理器或装置内的参数的组合。在所有上述情况中，改变泵容量以及泵压输出的原理与本文所述的相同。
本发明的上述实施方式旨在作为本发明的示例，而本领域技术人员在不脱离完全由所附权利要求书限定的本发明的范围的情况下可以对本发明进行更改和修改。

Claims (13)

1.一种用于将润滑油提供到机械系统的变排量变压叶片泵系统，包括:
变排量变压叶片泵，其具有控制滑动件，所述控制滑动件能够移动以改变所述泵的排量；
偏置装置，其将所述控制滑动件朝向与所述泵的最大排量位置对应的位置偏置；
第一控制机构，其响应于输出自所述泵的润滑油的压力而将力施加到所述控制滑动件，以抵抗所述偏置装置的偏置力并且迫使所述控制滑动件离开与所述泵的最大排量位置对应的所述位置；
第二控制机构，其响应于输出自所述泵的润滑油的压力而将力施加到所述控制滑动件以改变所述泵的排量；以及
控制装置，其能够操作而改变供应到所述第二控制机构的润滑油，从而改变所述泵的输出以更好地符合所述机械系统的润滑要求。
2.如权利要求1所述的变排量变压叶片泵系统，其中，所述第一控制机构包括形成于所述控制滑动件的外侧面、控制滑动件密封件、控制滑动件枢转点、以及所述泵的壳体的内表面之间的控制室，提供到所述控制室的加压润滑油直接产生作用在所述控制滑动件上的力。
3.如权利要求2所述的变排量变压叶片泵系统，其中，所述控制装置包括电磁阀。
4.如权利要求3所述的变排量变压叶片泵系统，其中，所述电磁阀由发动机控制单元电控制。
5.如权利要求3所述的变排量变压叶片泵系统，其中，所述电磁阀能够操作而改变提供到所述第二控制机构的加压润滑油的压力。
6.如权利要求1所述的变排量变压叶片泵系统，其中，所述第一控制机构和所述第二控制机构各自包括腔室和控制缸体。
7.如权利要求1所述的变排量变压叶片泵系统，其进一步包括第三控制机构，所述第三控制机构响应于输出自所述泵的润滑油的压力而将力施加到所述控制滑动件，以抵抗所述偏置装置的偏置力并且迫使所述控制滑动件离开与所述泵的最大排量位置对应的所述位置，其中，所述控制装置能够操作而改变从所述第二控制机构和所述第三控制机构中的任一或二者的润滑油输出，从而改变所述泵的输出以更好地符合所述机械系统的润滑要求。
8.如权利要求1所述的变排量变压叶片泵系统，其中，所述机械系统是内燃发动机。
9.如权利要求1所述的变排量变压叶片泵系统，其中，所述机械系统是自动变速器。
10.如权利要求1所述的变排量变压叶片泵系统，其中，加压润滑油从所述泵的出口供应到所述第一控制装置和所述第二控制装置。
11.如权利要求1所述的变排量变压叶片泵系统，其中，加压润滑油从所述机械系统的润滑油沟供应到所述第一控制装置和所述第二控制装置。
12.如权利要求1所述的变排量变压叶片泵系统，其中，由所述第二控制机构施加到所述控制滑动件的力抵抗由所述第一控制机构施加到所述控制滑动件的力。
13.如权利要求1所述的变排量变压叶片泵系统，其进一步包括第三控制机构，所述第三控制机构响应于输出自所述泵的润滑油的压力而将力施加到所述控制滑动件，以抵抗所述偏置装置的偏置力并且迫使所述控制滑动件离开与所述泵的最大排量位置对应的所述位置，其中，所述控制装置还能够操作而改变所述第二控制机构和所述第三控制机构之间的润滑油供应，从而改变所述泵的输出以更好地符合所述机械系统的润滑要求，并且，所述第二控制机构和所述第三控制机构对于给定的润滑油压产生大小不同的力。
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