CN103174644A - 可变容量型油泵 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种可变容量型油泵，针对维持在所希望的输出压力的要求，即使发动机转速上升也能够尽量维持该要求输出压力。该可变容量型油泵利用切换控制阀控制凸轮环的摆动，该切换控制阀由滑阀体构成，该滑阀体由于作用有返回初始位置即第一位置侧的作用力但又作用有输出压力，从而抵抗所述作用力而移动，在滑阀体位于第一位置时使第一控制油室与输出口连通并且将输出压力导入第二控制油室，在滑阀体抵抗所述作用力向第二位置移动的情况下，将输出压力导入第一控制油室及第二控制油室，在滑阀体进一步从第二位置抵抗所述作用力向第三位置移动的情况下，在向第一控制油室导入输出压力的状态下使第二控制油室的油的一部分向输出口流出。

Description

可变容量型油泵

技术领域

本发明涉及一种适用于向例如机动车用内燃机的各滑动部等供给工作油的液压源的可变容量型油泵。

背景技术

作为适用于机动车用内燃机的现有可变容量型油泵，公知例如以下的专利文献1所记载的发明。

简要地说明，该可变容量型泵是叶片式可变容量型油泵，基于向使凸轮环相对于转子的旋转中心的偏心量变大的方向（以下称为“偏心方向”）一侧对该凸轮环施力的弹簧产生的弹力，以及被导入在泵壳与凸轮环之间分隔而成的两个控制油室内并且分别抵抗所述弹簧的弹力而将凸轮环向反偏心方向即同心方向一侧施力地作用的输出压力产生的作用力，根据发动机的转速将凸轮环的偏心量控制为两个阶段，从而能够向要求输出压力不同的多个设备供油。

具体来说，在发动机转速上升时，首先，输出压力被导入一个控制油室，在该输出压力达到第一平衡压力即第一规定液压时，凸轮环抵抗所述弹簧的弹力向同心方向稍稍移动。另外，然后，在发动机转速进一步上升的情况下，除了所述一个控制油室以外，输出压力还被导入另一个控制油室，在该输出压力达到第二平衡压力即第二规定液压时，凸轮环抵抗所述弹簧的弹力进一步向同心方向移动。

专利文献1：（日本）特表2008－524500号公报

这里，在所述现有的可变容量型油泵的情况下，由于采用弹簧限制所述凸轮环的工作，所以随着输出压力的上升，凸轮环变得难以摆动。因此，即使将输出压力维持在所述第一规定液压或第二规定液压，随着发动机转速上升，输出压力也大幅度上升，存在不能实现充分确保要求的输出压力特性的问题。

发明内容

因此，本发明是鉴于所述现有的可变容量型泵的技术课题而做出的，其目的在于提供一种可变容量型油泵，针对维持在所希望的输出压力的要求，即使发动机转速上升，也能够尽量维持该要求的输出压力。

第一方面发明所述的可变容量型油泵，其特征在于，具有：转子，其被驱动旋转；多个叶片，其出没自如地设置在所述转子的外周侧；凸轮环，其通过将所述转子和所述多个叶片收纳在其内周侧而分隔成多个工作油室，并且以使其内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量变化的方式移动，从而使所述转子旋转时的所述各工作油室的容积的增减量变化；侧壁，其被配置在所述凸轮环的至少一个侧部，并设置有在所述凸轮环的偏心状态下向容积增大的工作油室开口的吸入部、在该偏心状态下向容积减少的工作油室开口的输出部；第一控制油室，其通过导入从所述输出部输出的油，对所述凸轮环作用向使所述凸轮环的内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量变小的方向施加的力；第二控制油室，其通过导入从所述输出部输出的油，对所述凸轮环作用向使所述凸轮环的内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量变大的方向施加的力且比所述第一控制油室产生的作用力小的作用力；施力机构，其在被施加安装载荷的状态下，向使其内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量变大的方向对所述凸轮环施力，在所述凸轮环的内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量为规定以下时，作用力逐级不连续地变大；切换机构，其由阀体构成，该阀体构成为，由于作用有返回初始位置的作用力但又作用有从所述输出部输出的输出压力，从而抵抗所述作用力而移动，在所述阀体位于初始位置即第一位置时，将所述第一控制油室与排油部连通，在所述阀体抵抗所述作用力向第二位置移动的情况下，将输出压力导入所述第一控制油室及第二控制油室，在所述阀体从所述第二位置进一步抵抗所述作用力向第三位置移动的情况下，在向所述第一控制油室导入输出压力的状态下，使所述第二控制油室的油的一部分向所述排油部流出；所述切换机构是在输出压力超过所述施力机构的安装载荷变为能够使所述凸轮环移动的压力以上，并且变为使所述施力机构的作用力逐级变大的压力以下时，将所述阀体从所述第一位置向所述第二位置切换。

第二方面发明所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述施力机构由向所述凸轮环作用的多个施力部件构成。

第三方面发明所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述切换机构的阀体由具有多个大径部及小径部的滑阀构成，所述滑阀具有仅在其轴向一端侧开口的中空部，并且该中空部的开口端部与所述排油部连通，并且，在至少一个小径部上设置有使其外周区域与所述中空部连通的连通路径，在与所述开口端部相反一侧的端部作用有输出压力。

第四方面发明所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述滑阀具有：第一大径部，其被设置在所述中空部的与开口端部相反的端部而用于作用输出压力；第二大径部，其被设置在与该第一大径部相反一侧且所述中空部的开口端部；第三大径部，其被设置在该第二大径部与所述第一大径部之间；第一小径部，其被设置在该第三大径部与所述第一大径部之间；第二小径部，其被设置在所述第二大径部与所述第三大径部之间；并且在所述第一小径部设置有所述连通路径，经由所述第二小径部的外周区域将输出压力导向所述第二控制油室。

第五方面发明所述的可变容量型油泵，其特征在于，在所述第一位置，经由所述第一小径部的外周区域及连通路径连通所述第一控制油室和所述排油部，并且经由所述第二小径部的外周区域将输出压力导向所述第二控制油室。

第六方面发明所述的可变容量型油泵，其特征在于，在所述第二位置，经由所述第二大径部的端部外周将输出压力导向第一控制油室，并且经由所述第二小径部的外周区域将输出压力导向所述第二控制油室。

第七方面发明所述的可变容量型油泵，其特征在于，在所述第三位置，经由所述第二大径部的端部外周将输出压力导向所述第一控制油室，并且利用所述第三大径部连通或切断所述第二小径部的外周区域与所述第二控制油室的连接。

第八方面发明所述的可变容量型油泵，其特征在于，在所述第一位置，所述第二控制油室与所述输出部连通。

第九方面发明所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述凸轮环被收纳在壳体内，并且所述第一控制油室及第二控制油室形成在所述壳体的内周面与所述凸轮环的外周面之间，面向所述第一控制油室的所述凸轮环的受压面积被设定得比面向所述第二控制油室的所述凸轮环的受压面积大。

第十方面发明所述的可变容量型油泵，其特征在于，具有：泵结构体，其构成为随着旋转而使多个工作油室的容积变化，通过被驱动旋转，将从吸入部导入的油从输出部输出；可变机构，其通过使可动部件移动，使朝所述输出部开口的所述各工作油室的容积变化量可变；施力机构，其在被施加安装载荷的状态下，向使朝所述输出部开口的所述各工作油室的容积变化量变大的方向对所述可动部件施力；第一控制油室，其通过导入输出压力，将抵抗所述施力机构的作用力的方向的力作用于所述可动部件；第二控制油室，其通过导入输出压力，将所述施力机构的施力方向的力作用于所述可动部件；切换机构，其根据所述泵结构体的工作状态，在第一位置、第二位置、第三位置之间进行切换，所述第一位置是至少使所述第一控制油室与排油部连通的位置，所述第二位置是将输出压力导向所述第一控制油室及第二控制油室的位置，所述第三位置是在将输出压力导向所述第一控制油室的状态下，使所述第二控制油室内的油的一部分向所述排油部流出的位置；限制装置，其在所述切换机构被切换到所述第一位置及第三位置以外的位置时，限制所述可动部件的移动，所述切换机构在输出压力比被所述限制装置限制的压力低的情况下，将所述阀体保持在所述第一位置。

发明的效果

根据本发明，当输出压力处于所述规定的压力范围内时，如果输出压力变为凸轮环可动压力以上，虽然阀体向第二位置移动，但凸轮环的偏心量也由此减小，从而减小输出压力，使其再次小于所述规定的压力，使阀体返回第一位置，反复进行这样的操作，其结果是，能够抑制输出压力伴随转速上升而上升，并且能够将其尽量维持在所希望的输出压力。

附图说明

图1是表示本发明的第一实施方式的可变容量型泵的结构的分解立体图。

图2是图1所示的可变容量型泵的主视图。

图3是沿图2的A－A线的剖视图。

图4是沿图3的B-B线的剖视图。

图5是从泵体单体与盖部件之间的配合面侧观察图3所示的泵体单体的图。

图6是从盖部件单体与泵体之间的配合面侧观察图3所示的盖部件单体的图。

图7是沿图2的C－C线的剖视图。

图8是表示该实施方式的可变容量型泵的液压特性的图。

图9是该实施方式的可变容量型泵的液压流路图，图9（a）表示切换控制阀处于第一位置的状态，图9（b）表示切换控制阀处于第二位置的状态，图9（c）表示切换控制阀处于第三位置的状态。

图10表示本发明的第二实施方式的可变容量型泵的切换控制阀，是相当于该切换控制阀的图7的纵向剖视图。

附图标记说明

10…油泵

11…泵体（侧壁）

12…盖部件（侧壁）

15…凸轮环

16…转子

17…叶片

21a、21c…吸入口（吸入部）

22a、22c…输出口（输出部）

31…第一控制油室

32…第二控制油室

33…第一弹簧（施力机构）

34…第二弹簧（施力机构）

40…切换控制阀（切换机构）

43…滑阀体（阀体）

57…排出口（排油部）

PR…泵室（工作油室）

具体实施方式

以下，参照附图详细说明本发明的可变容量型油泵的各实施方式。此外，在以下的各实施方式中，表示将该可变容量型油泵作为向机动车用内燃机的滑动部或内燃机阀的开闭时期控制所使用的阀正时控制装置供给内燃机的润滑油的油泵的例子。

图1～图9表示本发明的油泵的第一实施方式，该油泵10设置在未图示的内燃机的缸体或平衡器装置的各前端部，并且如图1～图4所示，具备：泵壳，其由一端侧开口地形成且内部设有泵收纳室13的纵向截面呈大致コ形的泵体11和封闭该泵体11的一端开口的盖部件12构成；驱动轴14，其能够自如旋转地被该泵壳支承，贯穿所述泵收纳室13的大致中心部，并被未图示的曲轴或者平衡器轴等驱动旋转；作为可动部件的凸轮环15，其能够移动（摆动）地被收纳在所述泵收纳室13内；泵结构体，其被收纳在该凸轮环15的内周侧，被驱动轴14沿图4中的逆时针方向驱动旋转，从而使形成在其与所述凸轮环15之间的多个工作油室即泵室PR的容积增减而进行泵作用；作为切换机构的切换控制阀40，其附加设置在所述泵壳（盖部件12）上，切换控制输出压力相对于后述的各控制油室31、32的导入或排出，从而用于控制凸轮环15的摆动。

这里，所述泵结构体由以下部件构成：转子16，其能够自如旋转地被收纳在凸轮环15的内周侧，其中心部与驱动轴14外周结合；叶片17，其分别能够出没自如地被收纳在以放射状对该转子16的外周部切槽而形成的多个狭缝16a内；一对环部件18、18，其直径形成得比所述转子16小，并被配置在该转子16的内周侧两侧部。

所述泵体11由铝合金材料一体形成，在构成泵收纳室13的一端壁的端壁11a的大致中央位置贯穿地形成有能够自如旋转地支承驱动轴14的一端部的轴承孔11b。另外，在泵收纳室13的内周壁的规定位置切槽形成（切欠形成）有经由棒状的枢轴销19能够摆动自如地支承凸轮环15的横截面呈大致半圆状的支承槽11c。而且，在泵收纳室13的内周壁上，在相对于连结轴承孔11b的中心和支承槽11c的中心的直线（以下称为“凸轮环基准线”）M来说的图4中的上半侧，形成有与配设在凸轮环15的外周部上的密封部件20滑动接触的密封滑动接触面11d。该密封滑动接触面11d形成为从支承槽11c中心按照规定半径R1构成的圆弧面状，并且被设定成在凸轮环15偏心摆动的范围内始终能够与密封部件20滑动接触的周向长度。同样，在相对于所述凸轮环基准线M来说的图4中的下半侧，也形成有与配设在凸轮环15的外周部上的密封部件20滑动接触的密封滑动接触面11e。该密封滑动接触面11e形成为从支承槽11c中心按照规定半径R2构成的圆弧面状，并被设定成在凸轮环15偏心摆动的范围内始终能够与密封部件20滑动接触的周向长度。根据所述结构，在凸轮环15偏心摆动时，由于沿所述两密封滑动接触面11d、11e滑动引导，所以得到该凸轮环15的顺畅的工作（偏心摆动）。

另外，在所述泵体11的端壁11a的内侧面，特别是如图4、图5所示，在轴承孔11b的外周区域，隔着轴承孔11b彼此大致相对地切槽形成有吸入口21a和输出口22a，该吸入口21a是以向伴随所述泵结构体进行的泵作用使所述各泵室PR的容积扩大的区域（以下称为“吸入区域”）开口的方式形成的大致圆弧凹状的吸入部，另外，该输出口22a是以向使所述各泵室PR的容积缩小的区域（以下称为“排出区域”）开口的方式形成的大致圆弧凹状的输出部。

所述吸入口21a是在其周向的大致中间位置，一体地设置有导入部23，该导入部23形成为向后述的第一弹簧收纳室28侧鼓出，在该导入部23和吸入口21a的边界部附近贯穿形成有吸入口21b，该吸入口21b贯穿泵体11的端壁11a且向外部开口。根据所述结构，存储在内燃机的油盘（未图示）中的润滑油基于伴随所述泵结构体的泵作用而产生的负压，经由吸入口21b及吸入口21a被吸入吸入区域的各泵室PR。这里，所述吸入口21a与所述导入部23一起构成为，与形成在吸入区域的凸轮环15的外周区域中的低压室35连通，从而还将所述吸入压力即低压的工作油导入该低压室35中。

所述输出口22a在其起始端部贯穿形成有输出口22b，该输出口22b贯穿泵体11的端壁11a且向外部开口。根据所述结构，通过所述泵结构体的泵作用而被加压并向输出口22a输出的工作油从输出口22b经由设置在所述缸体内的未图示的油沟被供给到发动机内的各滑动部或阀正时控制装置等（各滑动部或阀正时控制装置等未图示）。

另外，在所述输出口22a切槽形成有连通该输出口22a和轴承孔11b的连通槽25a，经由该连通槽25a向轴承孔11b供给工作油并且还向转子16及各叶片17的侧部供给工作油，从而确保各滑动部位的良好的润滑。此外，所述连通槽25a形成为，与所述各叶片17的进退方向不一致，抑制所述各叶片17进退时向该连通槽25a脱落。

如图3、图6所示，所述盖部件13呈大致板状，通过多个螺栓B1被安装在泵体11的开口端面上，在与泵体11的轴承孔11b相对的位置贯穿形成有能够自如旋转地支承驱动轴14的另一端侧的轴承孔12a。而且，在该盖部件12的内侧面，与所述泵体11同样地，也与泵体11的吸入口21a、输出口22a、连通槽25a相对地对置配置有吸入口21c、输出口22c、连通槽25b。

如图3所示，所述驱动轴14的贯穿泵体11的端壁11a并面向外部的轴向一端部与所述未图示的曲轴等连动，基于从该曲轴等传递来的旋转力使转子16向图4中的顺时针方向旋转。这里，如图4所示，通过该驱动轴14的中心且与所述凸轮环基准线M正交的直线（以下称为“凸轮环偏心方向线”）N成为吸入区域和排出区域的边界。

如图1及图4所示，在所述转子16上切槽形成有从其中心侧向径向外侧形成为放射状的所述多个狭缝16a，并且在该各狭缝16a的内侧基端部分别设置有导入输出油的横截面呈大致圆形的背压室16b，通过伴随该转子16的旋转产生的离心力和背压室16b内的压力将所述各叶片17向外侧推出。

在转子16旋转时，所述各叶片17的各前端面与凸轮环15的内周面滑动接触，并且各基端面分别与所述各环部件18、18的外周面滑动接触。即，这些各叶片17构成为利用所述各环部件18、18向转子16的径向外侧压上去，即使在发动机转速低并且所述离心力和背压室16b的压力小的情况下，各前端也能够分别与凸轮环15的内周面滑动接触而液密地分隔所述各泵室PR。

所述凸轮环15是由所谓烧结金属一体形成为大致圆筒状，在其外周部的规定位置沿轴向切槽形成有大致圆弧凹槽状的枢轴部15a，并且在隔着凸轮环15的中心与该枢轴部15a相反的一侧的位置，沿径向突出地设置有臂部15b，该臂部15b与相对地配置在其两侧的第一弹簧33和第二弹簧34连动，该第一弹簧33被设定成规定的弹簧常数，该第二弹簧34被设定成弹簧常数比该第一弹簧33小，该枢轴部15a通过与枢轴销19嵌合而构成偏心摆动支点。此外，在所述臂部15b上，在其移动（转动）方向的一侧部，突出地设置有大致圆弧凸状的按压突部15c，而在另一侧部延伸设置有比后述的限制部28的厚度设定得长的按压突起15d，由于所述按压突部15c始终与第一弹簧33的前端部抵接，所述按压突起15d始终与第二弹簧34的前端部抵接，所以臂部15b与所述各弹簧33、34连动。

另外，根据所述结构，在所述泵体11的内部，如图4及图5所示，在与所述支承槽11b相对的位置，沿着图4中的所述凸轮环偏心方向线N地与泵收纳室13相邻地设置有收纳并保持第一、第二弹簧33、34的第一、第二弹簧收纳室26、27，在第一弹簧收纳室26中，在其端壁与臂部15b（按压突部15c）之间，按照规定的安装载荷W1压缩安装有第一弹簧33，而在第二弹簧收纳室27中，在其端壁与臂部15b（按压突起15d）之间，按照规定的安装载荷W2压缩安装有线径比所述第一弹簧33小的第二弹簧34。在所述第一、第二弹簧收纳室26、27之间设置有构成为台阶状限制部28，由于臂部15b的另一侧部与该限制部28的一侧部抵接，所以限制该臂部15b的顺时针方向的转动范围，另一方面，由于第二弹簧34的前端与所述限制部28的另一侧部抵接，所以限制该第二弹簧34的最大伸长量。

由此，对于所述凸轮环15而言，被施加所述两弹簧33、34的安装载荷W1、W2的合力W0即发挥相对较大的弹簧载荷的第一弹簧33的作用力，并经由臂部15b始终向其偏心量增大的方向（图4中的顺时针方向）施力，由此，如图4所示，在其非工作状态下，变为臂部15b的按压突起15d进入第二弹簧收纳室27内而使第二弹簧34压缩，并且该臂部15b的另一侧部向限制部28的一侧部按压的状态，由此，被限制在其偏心量最大的位置。此外，对于本发明的限制装置而言，在切换控制阀40被切换到下述的第一位置及第三位置以外时，利用向限制凸轮环15移动的方向作用的力，即，以第一弹簧33的弹簧载荷为基础的作用力和以第二控制油室32的内压为基础的作用力进行限制。

另外，如图4所示，在所述凸轮环15的外周部，突出地设置有具有圆弧状的第一、第二密封面15g、15h的一对第一、第二密封结构部15e、15f，所述第一、第二密封面15g、15h与由泵体11的内周壁构成的第一、第二密封滑动接触面11d、11e相对地形成并且与该各密封滑动接触面11d同心，并且在这些密封结构部15e、15f的各密封面15g、15h上分别沿轴向切槽形成有密封保持槽15i，在这些密封保持槽15i内分别收纳保持有在凸轮环15偏心摆动时与所述各密封滑动接触面11d、11e滑动接触的第一、第二密封部件20a、20b。

这里，所述第一、第二密封面15g、15h分别由比构成所述各密封滑动接触面11d、11e的半径R1、R2稍小的规定的半径r1、r2构成，在这些各密封滑动接触面11d、11e与该各密封面15g、15h之间形成有规定的微小的间隙。另一方面，第一、第二密封部件20a、20b都是由例如具有低摩擦特性的氟树脂材料沿凸轮环15的轴向形成为细长的直线状，利用分别配置在各密封保持槽15i的底部的橡胶制的弹性部件的弹力而按压在所述各密封滑动接触面11d、11e上，从而该各密封滑动接触面11d、11e与所述各密封面15g、15h之间被液密地分隔。

而且，在所述凸轮环15的外周区域，通过枢轴销19和第一、第二密封部件20a、20b分隔成一对第一、第二控制油室31、32。这些各控制油室31、32构成为经由所述切换控制阀40引导输出压力，由于该输出压力作用于由面向所述各控制油室31、32的凸轮环15的外周面构成的受压面15j、15k，所以对凸轮环15施加摆动力（移动量）。这里，所述受压面15j、15k被设定为，第一受压面15j比第二受压面15k大，在向两者作用相同的液压的情况下，作为整体构成为能够向使其偏心量减小的方向（图4中的逆时针方向）对凸轮环15施力。即，换言之，所述两控制油室31、32利用向相反方向作用的内压，经由所述各受压面15j、15k向使凸轮环15的内周中心相对于转子16的旋转中心接近同心的方向（以下称为“同心方向”）对该凸轮环15施力，从而用于控制该凸轮环15的同心方向的移动量。

通过这样的结构，在所述油泵10中，以第一弹簧33的弹簧载荷为基础的偏心方向的作用力、以及以第二弹簧34的弹簧载荷和控制油室30的内压为基础的同心方向的作用力按照规定的力的关系地保持平衡，在以两控制油室31、32的内压为基础的作用力比两弹簧33、34的安装载荷的合力W0（＝W1－W2）小时，凸轮环15处于图4所示的最大偏心状态，而伴随输出压力的上升，以两控制油室31、32的内压为基础的作用力超过两弹簧33、34的安装载荷的合力W0时，根据其输出压力，凸轮环15向同心方向移动，两弹簧33、34的安装载荷的合力W0（＝W1－W2）为第一弹簧33的安装载荷W1与第二弹簧34的安装载荷W2的差值。

特别是如图7所示，所述切换控制阀40主要由以下部件构成：大致圆筒状的阀主体41，其形成在盖部件12的外侧部，并且在轴向一端侧开口直径大且另一端侧开口直径小；柱塞42，其封闭该阀主体41的一端侧开口部；大致中空状的滑阀体43，其能够向轴向滑动自如地被收纳在所述阀主体41的内周，并具有与该阀主体41的内周面滑动接触的三个大径部即第一～第三挡圈部43a～43c，用于所述各控制油室31、32的油通路的切换；阀弹簧44，其在所述阀主体41的一端侧内周按照规定的安装载荷Wk被压缩安装在柱塞42与阀体43之间，并始终向阀主体41的另一端侧对阀体43。

在所述阀主体41上，在除了轴向两端部以外的范围内，贯穿设置有由与滑阀体43的外径（所述各挡圈部43a～43c的外径）大致相同的内径构成的圆柱状的阀收纳部41a，滑阀体43被收纳配置在该阀收纳部41a内。在所述开口直径形成得大的一端部形成有内螺纹部，通过该内螺纹部与柱塞42螺合。另一方面，在所述开口直径形成得小的另一端部开设形成有经由设置在未图示的发动机组内部的油通路与输出口22连接的导入口51。另外，在所述阀收纳部41a的内周壁上开设形成有：第一给排口53，其通过切换后述的压力室52或排出中转室54与第一控制油室31的连接来进行液压向该第一控制油室31的给排；第二给排口55，其通过切换后述的供给中转室56或排出中转室54与第二控制油室32的连接来进行液压向该第二控制油室32的给排。而且，在阀主体41的一端侧周壁上，在径向上与后述的背压室58重合的位置，开设有向外部直接开口或向吸入侧连接的排油部即排出口57。

另外，在所述阀主体41的另一端侧周壁部上，与泵体11共同构成连通油路59，该连通油路59是在滑阀体43处于图7中的上端侧的位置、具体来说是处于图9（a）所示的第一位置或图9（b）所示的第二位置的状态下，连通导入口51与供给中转室56。即，在阀主体41上设置有：径向油路59a、59b，其在滑阀体43处于所述范围时，从能够相对于导入口51及供给中转室56两者开口的各规定位置分别沿径向形成；连接油路59c，在盖部件12的内侧面上设置为槽状，并通过使盖部件12与泵体11接合而在该泵体11与盖部件12之间构成作为连接所述两径向油路59a、59b的油路。

所述滑阀体43在其轴向的两端部及中间部，分别设置有作为大径部的三个第一～第三挡圈部43a～43c，在第一、第三挡圈部43a、43c之间及第二、第三挡圈部43b、43c之间分别设置有作为小径部的两个第一、第二轴部43d、43e。通过将该滑阀体43收纳在阀收纳部41a内，阀主体41内分别被分隔成：压力室52，其在第一挡圈部43a的轴向外侧被设置在与阀主体41的另一端部之间，并从导入口51导入输出压力；背压室58，其在第二挡圈部43b的轴向外侧被设置在与柱塞42之间，并用于通过后述的内部油路60等排出从第一控制油室31排出的油；排出中转室54，其在第一小径部43d的外周侧被设置成环状，用于连接所述各控制油室31、32与背压室58；供给中转室56，其在第二小径部43e的外周侧被设置成环状，用于连接所述各控制油室31、32与压力室52。

另外，在所述滑阀体43的内部贯穿形成有内部油路60，该内部油路60是使其一端向第一轴部43d的多个外周面（排出中转室54）开口且使其另一端向第二大径部43b的外侧面（背压室58）开口而被设置为纵向截面呈大致T形的连通路径，从而将经由该内部油路60与排出中转室54连接的控制油室31、32的油导向排出口57。

通过以上结构，如图9（a）所示，所述切换控制阀40是在输出压力不被导入压力室52或供给中转室56的状态下或者在导入所述压力室52等的输出压力足够低的状态下，滑阀体43利用阀弹簧44的作用力W（安装载荷Wk）位于阀收纳部41a的另一端侧的规定范围即第一位置。即，根据位于所述第一位置的滑阀体43，由于利用第一挡圈部43a将第一给排口53与排出中转室54连接，所以第一控制油室31内的油经由排出中转室54通过内部油路60向油盘T等排出。另外，通过该第一位置的第三挡圈部43c，使第二给排口55与供给中转室56连接，通过连通油路59被导入的油（输出压力）经由供给中转室56向第二控制油室32供给。

接着，在被导入所述压力室52等的输出压力升高时，如图9（b）所示，滑阀体43抵抗阀弹簧44的作用力W（安装载荷Wk）从所述第一位置向阀收纳部41a的一端侧移动，而位于中间位置即第二位置。即，在该第二位置，由于利用第一挡圈部43a使第一给排口53与压力室52连接，所以被导入该压力室52的输出压力的一部分经由第一给排口53向第一控制油室31供给。另一方面，对于第二给排口55而言，也利用位于该第二位置的第三挡圈部43c维持与供给中转室56的连接，通过连通油路59经由供给中转室56继续将输出压力供给到第二控制油室32。

在被导入所述压力室52等的输出压力进一步上升时，如图9（c）所示，滑阀体43抵抗阀弹簧44的作用力W从所述第二位置进一步向阀收纳部41a的一端侧移动，而位于偏向该阀收纳部41a的一端侧的规定范围即第三位置。在该第三位置，对于第一给排口53而言，也利用第一挡圈部43a维持与压力室52的连接，继续将输出压力供给到第一控制油室31。另一方面，对于第二给排口而言，由于利用该第三位置的第三挡圈部43c与排出中转室54连接，所以第二控制油室32内的油经由排出中转室54通过内部油路60向油盘T等排出。

以下，基于图8、图9对本实施方式的油泵10的特征作用进行说明。

首先，在对所述油泵10的作用进行说明之前，对于作为该油泵10的输出压力控制的基准的内燃机的必要液压，如果基于图8进行说明，图中的P1表示例如采用了用于降低油耗等的阀正时控制装置的情况下的相当于该装置的要求液压的第一内燃机要求液压，图中的P2表示采用了用于活塞的冷却的喷油嘴的情况下的相当于该装置的要求液压的第二内燃机要求液压，图中的P3表示内燃机高转速时的所述曲轴的轴承部润滑所需的第三内燃机要求液压，通过单点划线将这些点P1～P3相连而成的线表示与内燃机的内燃机转速R相对应的的理想的必要液压（输出压力）P。此外，该图中的实线表示本发明的所述油泵10的液压特性，虚线表示所述现有的泵的液压特性。

另外，该图中的Pf表示滑阀体43抵抗阀弹簧44的作用力W（安装载荷Wk）开始从第一位置向第二位置移动的第一切换液压，Ps表示滑阀体43抵抗阀弹簧44的作用力W开始进一步从第二位置向第三位置移动的第二切换液压。而且，在所述油泵10中，对于凸轮环15的工作液压而言，设定所述两弹簧33、34的弹簧载荷及所述两控制油室31、32的受压面15j、15k的面积，以使得如图9（a）所示的作用有第一、第二弹簧33、34产生的两作用力W1、W2的状态下的凸轮环15的工作液压（第一工作液压）比所述第一切换液压Pf小，另外，使得如图9（b）所示的仅作用有第一弹簧33的作用力W1的状态下的凸轮环15的工作液压（第二工作液压）比所述第二切换液压Ps大。

通过这样的设定，在使用所述油泵10的情况下，在相当于从发动机启动到低转速区域的转速区域的图8中的区间a中，由于输出压力（发动机内液压）P比第一切换液压Pf小，所以如图9（a）所示，切换控制阀40的滑阀体43位于所述第一位置，处于该切换控制阀40的第一给排口53经由排出中转室54及内部油路60与排出口57连通，并且第二给排口55经由供给中转室56及连通油路59与导入口51连通的状态。其结果是，第一控制油室31的油向油盘T等排出并仅向第二控制油室32供给输出压力P，利用以该第二控制油室32的内压为基础的作用力和以所述两弹簧33、34的合力W0即相对较大的第一弹簧33的弹簧载荷为基础的作用力，使凸轮环15保持在臂部15b与限制部28抵接的最大偏心状态。由此，泵的排出量变为最大，输出压力P也具有随着内燃机转速R的上升以大致正比的方式增大的特性。

然后，如图9（b）所示，在内燃机转速R上升，输出压力P达到第一切换液压Pf时，在切换控制阀40中，滑阀体43抵抗阀弹簧44的作用力W向柱塞42侧移动，从第一位置向第二位置切换。由此，维持第二给排口55和导入口51的连通状态，并且使第一给排口53经由压力室52与导入口51连通，从而向所述两控制油室31、32供给输出压力P。这里，虽然通过切换控制阀40使第一给排口53与压力室52连通，但其开口量（流路面积）还不充分，比第一切换液压Pf稍小的液压Px被导入第一控制油室31。这里，由于凸轮环15的第一工作液压设定得比第一切换液压Pf小，即，能够利用所述液压Px工作，所以以第一控制油室31的内压为基础的作用力克服以第一、第二弹簧33、34的作用力W1、W2和以第二控制油室32的内压为基础的作用力的合力（以下称为“向偏心增大方向作用的第一作用力”），凸轮环15开始向同心方向移动。

然后，随着该凸轮环15的同心方向的移动，该凸轮环15的偏心量减少，从而输出压力P降低，基于该输出压力P的作用力小于阀弹簧44的作用力W，其结果是，滑阀体43利用该阀弹簧44的作用力W从第二位置向第一位置被压回。即，通过该被压回的滑阀体43的第一挡圈部43a切换第一给排口53的连接，使该第一给排口53再次经由排出中转室54与排出口57连接。其结果是，第一控制油室31内的油被排出，该第一控制油室31的内压降低，由于以该第一控制油室31的内压为基础的作用力小于向所述偏心增大方向作用的第一作用力，所以凸轮环15再次处于图9（a）所示的最大偏心状态。在输出压力P基于该最大偏心状态而上升，并且基于该输出压力P的作用力克服基于安装载荷Wk的阀弹簧44的作用力W时，滑阀体43抵抗该阀弹簧44的作用力W再次向柱塞42侧移动而从第一位置向第二位置切换，其结果是，凸轮环15如上所述地再次向同心方向移动。

这样，在所述油泵10中，在切换控制阀40中，利用滑阀体43将第一给排口53的连接连续地交替地切换到排出中转室54（排出口57）或压力室52（导入口51），从而调整输出压力P以使其维持在第一切换液压Pf。由于所述调压是通过切换控制阀40中的所述第一给排口53的切换来进行的，所以不会受到第一、第二弹簧33、34的弹簧常数的影响。而且，由于所述调压是在所述第一给排口53的切换中的滑阀体43的极窄的行程范围内进行的，所以也不会受到阀弹簧44的弹簧常数的影响。其结果是，油泵10的输出压力P不会如图8中虚线所示的现有的泵那样随着内燃机转速R的上升而成正比地增大，具有大致平稳的特性，能够尽量接近所述理想的必要液压（图8中的单点划线）。由此，在本实施方式的油泵10中，相对于伴随内燃机转速R的上升使输出压力P被迫增大与第一弹簧33的弹簧常数相应的量的所述现有油泵，能够降低因使该输出压力P无用地增加而产生的动力损失（图8中的剖面线所示的范围S1）（图8中的区间b）。

然后，在伴随所述切换控制阀40处于第二位置的状态下的内燃机转速R的上升，输出压力P增大而使所述第一给排口53与压力室52充分地连通时，第一控制油室31的内压上升，在凸轮环15向同心方向移动时，第二弹簧34的前端向限制部28抵接（参照图9（b））。即，该第二弹簧34的助力作用消失，凸轮环15的同心方向的移动停止。其结果是，输出压力P伴随内燃机转速R的上升再次以与该内燃机转速R大致成正比的方式增大（图8中的区间c）。

根据这样的特性，在由于内燃机转速R上升而使输出压力P进一步增大时，如上所述，由于凸轮环15的第二工作液压设定得比第二切换液压Ps大，所以输出压力P达到凸轮环15的第二工作液压之前先达到第二切换液压Ps，在该切换控制阀40中，如图9（c）所示，滑阀体43向柱塞42侧进一步移动，从第二位置向第三位置切换。由此，第一给排口53维持与压力室52（导入口51）的连通状态，而第二给排口55利用第三挡圈部43c与排出中转室54（排出口57）连接，从而输出压力P被导入第一控制油室31，油从第二控制油室32被排出。其结果是，以第一控制油室31的内压为基础的作用力大于以第一弹簧33的作用力W1和以第二控制油室32的内压为基础的作用力的合力（以下称为“向偏心增大方向作用的第二作用力”），从而凸轮环15开始向同心方向进一步移动。

于是，由于伴随该凸轮环15的同心方向的移动而使该凸轮环15的偏心量减少，所以输出压力P降低，基于该输出压力P的作用力小于阀弹簧44的作用力W，其结果是，滑阀体43利用该阀弹簧44的作用力W从第三位置向第二位置被压回。即，通过该被压回的滑阀体43的第三挡圈部43c切换第二给排口55的连接，该第二给排口55再次与供给中转室56（导入口51）连接。由此，输出压力P再次被导入第二控制油室32，该第二控制油室32的内压上升，其结果是，以该第二控制油室32的内压为基础的作用力小于向所述偏心增大方向作用的第二作用力，凸轮环15再次处于图9（b）所示的中间偏心状态。在输出压力P基于该中间偏心量的增大而上升，并且基于该输出压力P的作用力克服阀弹簧44的作用力W时，滑阀体43抵抗该阀弹簧44的作用力W再次向柱塞42侧移动而从第二位置向第三位置切换，其结果是，凸轮环15如上所述地再次向同心方向移动（图8中的区间d）。

这样，在所述油泵10中，在切换控制阀40中，利用滑阀体43将第二给排口55的连接连续地交替地切换到排出中转室54（排出口57）或导入口51，从而调整输出压力P使其维持在第二切换液压Ps。由于所述调压是通过切换控制阀40的所述第二给排口55的切换来进行的，所以不会受到第一、第二弹簧33、34的弹簧常数的影响。而且，由于该调压是在所述第二给排口55的切换中的滑阀体43的极窄的行程范围内进行，所以也不会受到阀弹簧44的弹簧常数的影响。其结果是，与所述区间b的情况同样，油泵10的输出压力P不会如现有的泵（图8中的虚线）那样随着内燃机转速R的上升而成正比地增大，具有大致平稳的特性，能够尽量接近所述理想的必要液压，从而相对于伴随发动机转速R的上升使输出压力P被迫增大与第一弹簧33的弹簧常数相应的量的所述现有油泵，能够减少因使该输出压力P无用地增加而产生的动力损失（图8中的剖面线所示的范围S2）。

如上所述，在所述油泵10中，在分别要求维持成所希望的输出压力（第一切换液压Pf及第二切换液压Ps）的内燃机转速区域（图8中的区间b及区间d）中，能够将输出压力P维持在该所希望的输出压力。

即，在本实施方式中，在输出压力P为凸轮环15的第一工作液压以上且第一切换液压以下的情况下，在输出压力P为第一切换液压Pf以上时，滑阀体43从第一位置向第二位置移动，另一方面，由于伴随该移动使凸轮环15的偏心量减小，所以输出压力P再次小于第一切换液压Pf，使滑阀体43返回第一位置，通过反复进行这样的滑阀体43（第一挡圈部43a）对第一给排口53的连接进行的切换，其结果是，能够将输出压力P维持在第一切换液压Pf。

另外，与输出压力P为第二切换液压Ps以上且凸轮环15的第二工作液压以下的情况同样，如上所述，通过滑阀体43反复进行第二给排口55的连接切换，从而能够将输出压力P维持在第二切换液压Ps。

每当进行所述调压时，由于该调压通过切换控制阀40进行，所以不会如以往那样受到第一、第二弹簧33、34的弹簧常数的影响。而且，在切换控制阀40中，由于上述调压是在滑阀体43的极窄的行程范围内进行的，所以也不会受到阀弹簧44的弹簧常数的影响。即，换言之，不会导致因包含阀弹簧44在内的所述两弹簧33、34（特别是第一弹簧33）的弹簧常数的影响使输出压力P无用地增加这样的不良情况，能够维持在所述所希望的输出压力。

另外，在所述油泵10中，在进行上述调压时，在切换控制阀40（滑阀体43）位于第一位置时，通过使第一控制油室31与排出口57连通，而排出该油室内部的油，仅向第二控制油室32导入输出压力P，从而能够抑制由于向双方的控制油室31、32供给液压进行作业而导致的凸轮环15的晃动等不稳定的工作，能够保持该凸轮环15的稳定。由此，能够谋求所述区间a的输出压力控制的稳定化。

而且，在所述油泵10中，在泵体11内周面和凸轮环15外周面之间划分出第一、第二控制油室31、32，由于设置在凸轮环15的外周部的所述各受压面15j、15k的大小（面积）控制该凸轮环15摆动，从而能够通过容易的结构控制凸轮环15的摆动，有助于泵构造的简化。

另外，所述切换控制阀40构成为，使输出压力P仅作用于滑阀体43的另一端侧，在一端侧开设贯穿该阀体内部而形成的内部油路60，利用该内部油路60将第一轴部43d的排出中转室54的油导向排出口57，从而不需要用于开闭排出口57的固有的挡圈部，能够使阀体的轴向长度短缩该挡圈部分的量。由此，能够使该切换控制阀40小型化，还有助于油泵10的小型化。

图10表示本发明的可变容量型油泵的第二实施方式，在第二实施方式中，将所述第一实施方式的切换控制阀40由根据内燃机的运转状态基于来自车载ECU（未图示）的励磁电流工作的电磁阀SV构成，通过该电磁阀SV驱动控制滑阀体43，从而电气地进行所述切换控制。另外，此时，在所述电磁阀SV中，基于由规定的传感器等检测的内燃机的转速、水温、油温、液压等进行切换控制阀40的切换控制，具体来说，直接检测内燃机转速和液压，或从水温或油温等推定（算出）所述内燃机转速和液压等，以这些值为参数，基于相当于图8的实线所示的图的曲线图进行控制。

这样，在本实施方式中，因为使用电磁阀SV电气地进行所述切换控制阀40的切换控制，所以与如所述第一实施方式那样利用输出压力进行所述切换控制的情况相比，不会受到泵各部的磨损和油种类的变更对液压变化的影响等，因此，能够始终适当地进行该切换控制。由此，特别有助于图8中的区间b的凸轮环15的顺畅且迅速的工作，能够更有效果地抑制该区间的泵的动力损失，谋求进一步降低油耗。

而且，在本实施方式的情况下，因为基于内燃机的转速、水温及油温等控制所述电磁阀SV，所以有助于切换控制阀40的更适当的控制。

本发明不限于所述各实施方式的结构，例如，能够根据搭载有油泵10的车辆的内燃机、阀正时控制装置等的规格自如地变更所述内燃机要求液压P1～P3、所述第一、第二切换液压Pf、Ps。

另外，在所述各实施方式中，例举通过使所述凸轮环15摆动而使排出量可变的方式进行了说明，但作为使该排出量可变的手段，不仅限于上述摆动的手段，例如也可以使凸轮环15沿径向直线移动来进行。换言之，只要是能够变更排出量的结构（能够变更泵室PR的容积变化量的结构），凸轮环15的移动的方式是任意的。

而且，本发明的限制装置不仅限于所述向阻止凸轮环15移动的方向作用的力，例如可以由锁止销等的限制部件构成，也可以利用所述限制部件物理性地限制凸轮环15的移动。

以下，对从所述各实施方式把握的权利要求书记载的发明以外的技术思想进行说明。

（a）如技术方案1所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

所述施力机构由向所述凸轮环作用的多个施力部件构成。

（b）如所述（a）所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

所述施力部件由第一弹簧、第二弹簧构成，

所述第一弹簧在被施加所述安装载荷的状态下被配置，向所述凸轮环的内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量变大的方向对该凸轮环施力，

所述第二弹簧向所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心的偏心量变小的方向对该凸轮环施力，另一方面，在所述凸轮环的内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量减小规定量以上时，维持压缩状态的同时不对所述凸轮环作用作用力。

（c）如所述（b）所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

所述第二弹簧被设定成其作用力比所述第一弹簧小，并被配置在比其最大伸展长度短的相对壁之间，从而在所述凸轮环的内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量减小规定量以上时，离开所述凸轮环。

（d）如所述（a）所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

所述施力部件由第一弹簧、第二弹簧构成，

所述第一弹簧在被施加所述安装载荷的状态下被配置，并向所述凸轮环的内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量变大的方向对该凸轮环施力，

所述第二弹簧在被施加所述安装载荷的状态下被配置，并在所述凸轮环的内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量增大规定量以上时，向该偏心量变小的方向对所述凸轮环施力。

（e）如技术方案1所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

所述凸轮环被收纳在壳体内，并且所述第一控制油室及第二控制油室形成在所述壳体的内周面与所述凸轮环的外周面之间，

面向所述第一控制油室的所述凸轮环的受压面积设定得比面向所述第二控制油室的所述凸轮环的受压面积大。

通过所述结构，能够容易地构成凸轮环的可变控制机构。由此，谋求泵构造的简化，有助于生产性的提高和制造成本的降低。

（f）如技术方案1所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

所述切换机构的阀体由具有多个大径部及小径部的滑阀构成，

所述滑阀具有仅在其轴向一端侧开口的中空部，并且该中空部的开口端部与所述排油部连通，并且，在至少一个小径部上设置有使其外周区域与所述中空部连通的连通路径，在与所述开口端部相反一侧的端部作用有输出压力。

通过所述结构，对于滑阀而言，能够省略用于各控制油室和排油部的连通和切断的大径部（所谓的挡圈）。由此，能够缩短该滑阀的轴向长度，有助于泵的小型化。

（g）如所述（f）所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

所述滑阀具有：第一大径部，其被设置在所述中空部的与开口端部相反的端部而用于作用输出压力；第二大径部，其被设置在与该第一大径部相反一侧且所述中空部的开口端部；第三大径部，其被设置在该第二大径部与所述第一大径部之间；第一小径部，其被设置在该第三大径部与所述第一大径部之间；第二小径部，其被设置在所述第二大径部与所述第三大径部之间；

并且在所述第一小径部设置有所述连通路径，经由所述第二小径部的外周区域将输出压力导向所述第二控制油室。

（h）如所述（g）所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

在所述第一位置，经由所述第一小径部的外周区域及连通路径连通所述第一控制油室和所述排油部，并且经由所述第二小径部的外周区域将输出压力导向所述第二控制油室。

（i）如所述（h）所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

在所述第二位置，经由所述第二大径部的端部外周将输出压力导向第一控制油室，并且经由所述第二小径部的外周区域将输出压力导向所述第二控制油室。

（j）如所述（i）所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

在所述第三位置，经由所述第二大径部的端部外周将输出压力导向所述第一控制油室，并且利用所述第三大径部连通或切断所述第二小径部的外周区域与所述第二控制油室的连接。

（k）如技术方案10所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

对所述切换机构进行电气性地切换控制。

由此，有助于更适当的切换控制，能够更有效果地抑制输出压力无用地增大这样的不良情况。

（1）如所述（k）所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

根据发动机的运转状态对所述切换机构进行切换控制。

通过所述结构，有助于更适当的输出压力控制，能够进一步有效果地抑制输出压力无用地增大这样的不良情况。

（m）如所述（1）所记载的可变容量型油泵，其特征在于，

所述限制装置在输出压力为规定值以下时限制所述可动部件的移动，在输出压力超过所述规定值时允许所述可动部件移动。

Claims (10)

1.一种可变容量型油泵，其特征在于，具有：

转子，其被驱动旋转；

多个叶片，其出没自如地设置在所述转子的外周侧；

凸轮环，其通过将所述转子和所述多个叶片收纳在其内周侧而分隔成多个工作油室，并且以使其内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量变化的方式移动，从而使所述转子旋转时的所述各工作油室的容积的增减量变化；

侧壁，其被配置在所述凸轮环的至少一个侧部，并设置有在所述凸轮环的偏心状态下向容积增大的工作油室开口的吸入部、在该偏心状态下向容积减少的工作油室开口的输出部；

第一控制油室，其通过导入从所述输出部输出的油，对所述凸轮环作用向使所述凸轮环的内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量变小的方向施加的力；

第二控制油室，其通过导入从所述输出部输出的油，对所述凸轮环作用向使所述凸轮环的内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量变大的方向施加的力且比所述第一控制油室产生的作用力小的作用力；

施力机构，其在被施加安装载荷的状态下，向使其内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量变大的方向对所述凸轮环施力，在所述凸轮环的内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量为规定以下时，作用力逐级不连续地变大；

切换机构，其由阀体构成，该阀体构成为，由于作用有返回初始位置的作用力但又作用有从所述输出部输出的输出压力，从而抵抗所述作用力而移动，在所述阀体位于初始位置即第一位置时，将所述第一控制油室与排油部连通，在所述阀体抵抗所述作用力向第二位置移动的情况下，将输出压力导入所述第一控制油室及第二控制油室，在所述阀体从所述第二位置进一步抵抗所述作用力向第三位置移动的情况下，在向所述第一控制油室导入输出压力的状态下，使所述第二控制油室的油的一部分向所述排油部流出；

所述切换机构是在输出压力超过所述施力机构的安装载荷变为能够使所述凸轮环移动的压力以上，并且变为使所述施力机构的作用力逐级变大的压力以下时，将所述阀体从所述第一位置向所述第二位置切换。

2.如权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述施力机构由向所述凸轮环作用的多个施力部件构成。

3.如权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述切换机构的阀体由具有多个大径部及小径部的滑阀构成，

所述滑阀具有仅在其轴向一端侧开口的中空部，并且该中空部的开口端部与所述排油部连通，并且，在至少一个小径部上设置有使其外周区域与所述中空部连通的连通路径，在与所述开口端部相反一侧的端部作用有输出压力。

4.如权利要求3所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述滑阀具有：第一大径部，其被设置在所述中空部的与开口端部相反的端部而用于作用输出压力；第二大径部，其被设置在与该第一大径部相反一侧且所述中空部的开口端部；第三大径部，其被设置在该第二大径部与所述第一大径部之间；第一小径部，其被设置在该第三大径部与所述第一大径部之间；第二小径部，其被设置在所述第二大径部与所述第三大径部之间；

并且在所述第一小径部设置有所述连通路径，经由所述第二小径部的外周区域将输出压力导向所述第二控制油室。

5.如权利要求4所述的可变容量型油泵，其特征在于，

在所述第一位置，经由所述第一小径部的外周区域及连通路径连通所述第一控制油室和所述排油部，并且经由所述第二小径部的外周区域将输出压力导向所述第二控制油室。

6.如权利要求5所述的可变容量型油泵，其特征在于，

在所述第二位置，经由所述第二大径部的端部外周将输出压力导向第一控制油室，并且经由所述第二小径部的外周区域将输出压力导向所述第二控制油室。

7.如权利要求6所述的可变容量型油泵，其特征在于，

在所述第三位置，经由所述第二大径部的端部外周将输出压力导向所述第一控制油室，并且利用所述第三大径部连通或切断所述第二小径部的外周区域与所述第二控制油室的连接。

8.如权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，

在所述第一位置，所述第二控制油室与所述输出部连通。

9.如权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述凸轮环被收纳在壳体内，并且所述第一控制油室及第二控制油室形成在所述壳体的内周面与所述凸轮环的外周面之间，

面向所述第一控制油室的所述凸轮环的受压面积被设定得比面向所述第二控制油室的所述凸轮环的受压面积大。

10.一种可变容量型油泵，其特征在于，具有：

泵结构体，其构成为随着旋转而使多个工作油室的容积变化，通过被驱动旋转，将从吸入部导入的油从输出部输出；

可变机构，其通过使可动部件移动，使朝所述输出部开口的所述各工作油室的容积变化量可变；

施力机构，其在被施加安装载荷的状态下，向使朝所述输出部开口的所述各工作油室的容积变化量变大的方向对所述可动部件施力；

第一控制油室，其通过导入输出压力，将抵抗所述施力机构的作用力的方向的力作用于所述可动部件；

第二控制油室，其通过导入输出压力，将所述施力机构的施力方向的力作用于所述可动部件；

切换机构，其根据所述泵结构体的工作状态，在第一位置、第二位置、第三位置之间进行切换，所述第一位置是至少使所述第一控制油室与排油部连通的位置，所述第二位置是将输出压力导向所述第一控制油室及第二控制油室的位置，所述第三位置是在将输出压力导向所述第一控制油室的状态下，使所述第二控制油室内的油的一部分向所述排油部流出的位置；

限制装置，其在所述切换机构被切换到所述第一位置及第三位置以外的位置时，限制所述可动部件的移动，

所述切换机构在输出压力比被所述限制装置限制的压力低的情况下，将所述阀体保持在所述第一位置。

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