CN103174645B - 可变容量型泵 - Google Patents

Abstract

本发明施加一种可变容量型泵，使泵排出压接近必要液压并降低动力损失。发动机高转速时，电磁切换阀（8）经由具有节流效应的第一、第二电磁控制端口（55、56）将液压导入第二控制油室（17），而先导阀（7）在第一滑阀（42）被第一阀弹簧（44）靠压而向右方最大程度移动的初始位置，切断液压导入端口（45）和第一先导控制端口（46）的连通状态，排出压增大时，使所述两端口（45、46）连通，并且使第二先导控制端口（47）和第一排油端口（48）连通，来控制第一控制油室（17）的液压。

Description

可变容量型泵

技术领域

本发明涉及例如汽车用内燃机的可变容量型泵。

背景技术

近年，为将从油泵排出的油用于例如发动机的各滑动部、控制发动机气门的工作特性的可变气门装置等要求排出压不同的设备，要求在第一泵转速区域维持第一排出压、且在第二泵转速区域维持第二排出压的两阶段特性。

为满足这样的要求，例如以下的专利文献1记载的可变容量型泵设置有克服弹簧的作用力而摆动的凸轮环，并且在该凸轮环的外周面侧设置有两个受压室，使排出压有选择地作用于这些受压室，由此，变更所述凸轮环与转子的旋转中心之间的偏心量来两阶段地控制排出压。

【现有技术文献】

【专利文献1】日本特表2008－524500号公报

但是，在所述以往的可变容量型泵中，由于通过弹簧常数较大的弹簧对所述凸轮环施力，所以相对于作用于所述一个受压室的排出压的上升，向凸轮环的偏心量变小的一侧顺畅地摆动的作用被妨碍，即使希望维持第一排出压或第二排出压，随着泵转速上升，排出压大幅度上升，有可能会大幅度偏离所述要求的排出压的特性。也就是说，例如，在泵高转速时，排出量变得过多，存在消耗无效的能量的问题。

发明内容

本发明的目的是施加一种可变容量泵，有维持所期望的排出压的要求时，即使泵转速上升也能够抑制排出压的过度上升。

本发明的第一方面为：一种可变容量型泵，其特征在于，具有：被旋转驱动的转子；能够自由进退地设置在该转子的外周的多个叶片；凸轮环，将所述转子和叶片收容配置在内侧，并且内部形成有多个泵室，通过移动使相对于所述转子的旋转中心的偏心量变化；壳体，形成在所述凸轮环的至少一方的侧面侧，并设置有：吸入部，向凸轮环相对于所述转子的旋转中心向一方向偏心移动时容积增大的所述泵室开口；排出部，向凸轮环相对于所述转子的旋转中心向另一方向偏心移动时容积减少的所述泵室开口；施力部件，沿着所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心的偏心量变大的一方向对所述凸轮环施力；第一控制油室，通过导入排出压而抵抗所述施力部件的作用力使所述凸轮环向另一方向移动；第二控制油室，通过导入工作油而与所述施力部件的作用力协同使液压作用于所述凸轮环；切换机构，其切换成从所述排出部向所述第二控制油室导入与排出压相比被减压的工作油的状态、和从所述第二控制油室排出工作油的状态；控制机构，在所述凸轮环的偏心量成为最小之前动作，随着排出压变大，更多地排出所述第二控制油室内的工作油。

本发明的第二方面为：一种可变容量型泵，其特征在于，具有：被旋转驱动的转子；能够自由进退地设置在该转子的外周的多个叶片；凸轮环，将所述转子和叶片收容配置在内侧，并且内部形成多个泵室，通过移动使相对于所述转子的旋转中心的偏心量变化；壳体，形成在所述凸轮环的至少一方的侧面侧，并设置有：吸入部，向凸轮环相对于所述转子的旋转中心向一方向偏心移动时容积增大的所述泵室开口；排出部，向凸轮环相对于所述转子的旋转中心向另一方向偏心移动时容积减少的所述泵室开口；施力部件，以使所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心的偏心量成为最大的方式在施加弹簧负载的状态下对所述凸轮环施力；第一控制油室，通过导入排出压而抵抗所述施力部件的作用力使所述凸轮环向另一方向偏心移动；第二控制油室，通过导入工作油而与所述施力部件的作用力协同使液压作用于所述凸轮环；切换机构，其切换成从所述排出部经由节流部向所述第二控制油室导入工作油的状态、和排出所述第二控制油室内的工作油的状态；控制机构，由以下部件构成：阀体，其具有导入排出压的导入端口、与所述第一控制油室连通的第一控制端口、与所述第二控制油室连通的第二控制端口和与排出通路连通的排油端口；滑阀，能够自由滑动地被设置在该阀体内，并控制所述各端口的连通状态；控制弹簧，以比所述施力部件小的作用力对该滑阀施力，所述滑阀受到所述排出压并抵抗所述控制弹簧在所述阀体内滑动，在所述滑阀通过所述控制弹簧被施力并最大程度地移动的初始位置，成为限制所述导入端口及第二控制端口与其他端口的连通状态的同时连通所述第一控制端口和排油端口的第一状态，排出压增大时，成为连通所述第二控制端口和排油端口的同时连通所述导入端口和第一控制端口的第二状态。

本发明的第三方面为：一种可变容量型泵，其特征在于，具有：泵结构体，通过被旋转驱动，多个工作油室的容积变化，将从吸入部导入的油从排出部排出；可变机构，通过使可动部件可动，来变更向所述排出部开口的所述工作油室的容积变化量；施力部件，沿着向所述排出部开口的所述工作油室的容积变化量变大的方向在对所述可动部件施加弹簧负载的状态下进行施力；第一控制油室，通过导入所述排出压使抵抗所述施力部件的作用力的方向上的力作用于所述可变机构；第二控制油室，通过导入工作油使与所述施力部件的作用力方向同向的力作用于所述可变机构；切换机构，其切换成从所述排出部向所述第二控制油室导入与所述排出压相比被减压的工作油的状态、和排出所述第二控制油室内的工作油的状态；控制机构，在通过所述可变机构使所述工作油室的容积变化量成为最小之前工作，随着排出压变大，更多地排出所述第二控制油室内的工作油。

发明的效果

根据本发明，有维持所期望的排出压的要求时，即使泵转速上升，也能够抑制排出量的过度上升。

附图说明

图1是第一实施方式的可变容量型泵的分解立体图。

图2是该可变容量型泵的拆下了泵盖的主视图。

图3是该可变容量型泵的安装了控制壳体的主视图。

图4是沿图3的A－A线的剖视图。

图5是本实施方式的泵壳体的主视图。

图6是本实施方式的泵盖的后视图。

图7是本实施方式的先导阀的纵剖视图。

图8是本实施方式的电磁切换阀的纵剖视图。

图9是本实施方式的可变容量型泵的发动机启动初始的作用说明图。

图10是本实施方式的可变容量型泵的发动机的通常转速时的作用说明图。

图11是本实施方式的可变容量型泵的发动机的高转速时的作用说明图。

图12是表示本实施方式的可变容量型泵的排出液压和发动机转速的关系的特性图。

图13表示第二实施方式的可变容量型泵的主要部分，是先导阀的纵剖视图。

图14局部剖切地表示本实施方式的电磁切换阀，图14A是开阀时的作用说明图，图14B是闭阀时的作用说明图。

图15表示本实施方式的可变容量型泵的作用，图15A表示发动机启动初始，图15B表示发动机通常转速时，图15C表示发动机高转速时。

图16表示第三实施方式的可变容量型泵，是发动机启动初始时的作用说明图。

图17是该实施方式的发动机通常转速时的作用说明图。

图18是该实施方式的发动机高转速时的作用说明图。

附图标记说明

1…泵壳体

2…泵盖

3…驱动轴

4…转子

5…凸轮环

6…控制壳体

7…先导阀（控制机构）

8…电磁切换阀（切换机构）

10…枢销

11…吸入端口（吸入部）

12…排出端口（排出部）

13、14…密封部件

15…叶片

16…第一控制油室

17…第二控制油室

19…泵室

27…弹簧收容室

28…盘簧（施力部件）

40…先导阀侧的第一阀体

41…第一阀孔

42…第一滑阀

43…柱塞

44…第一阀弹簧（控制弹簧）

45…液压导入端口（导入端口）

46…第一先导控制端口（第一控制端口）

47…第二先导控制端口（第二控制端口）

48…第一排油端口

50…第二阀体

51…第二阀孔

52…第二滑阀

53…螺线管部

53a…推杆

54…第二阀弹簧

55…第一电磁控制端口

56…第二电磁控制端口

57…第二阀弹簧

58…第二排油端口

60…油盘

61…排泄通路（排出通路）

70…第二先导阀（第二控制机构）

71…第三阀体

72…第三阀孔

73…第三滑阀（第三阀体）

75…第三阀弹簧

76…第二液压导入端口

77…第三先导控制端口

78…第三排油端口

具体实施方式

以下，基于附图详细说明本发明的可变容量型泵的实施方式。此外，本实施方式示出了适用可变容量型泵的结构，该可变容量型泵向汽车用内燃机的滑动部供给润滑油的同时，供给作为使发动机气门的气门正时可变的可变气门机构的动力源的液压。

〔第一实施方式〕

本实施方式的可变容量型泵是适用于叶片型的结构，被设置在内燃机的汽缸体的前端部等，如图1、图2所示，主要由以下部件构成：一端开口被泵盖2封闭的有底圆筒状的泵壳体1；驱动轴3，贯穿该泵壳体1的大致中心部，通过未图示的发动机的曲轴被旋转驱动；转子4，能够自由旋转地被收容在所述泵壳体1的内部，中心部与所述驱动轴3结合；可动部件即凸轮环5，能够自由摆动地配置在该转子4的外周侧；控制机构即先导阀7及切换机构即电磁切换阀8，被设置在固定配置于所述泵盖2的外侧面的控制壳体6上，为使所述凸轮环5摆动，控制液压供给切换。

如图4所示，将所述泵壳体1、泵盖2及控制壳体6向所述汽缸体安装时，通过六根螺栓9一体地结合，该各螺栓9穿插在分别形成于泵壳体1、控制壳体6及泵盖2上的螺栓插入孔中，前端部9a螺合紧固在形成于汽缸体上的各内螺纹孔中。

所述泵壳体1由铝合金材料一体地形成，如图5所示，由于凸轮环5的轴向的一侧面在凹状的泵收容室1s的底面上滑动，所以该底面以高精度的平面度和表面粗糙度等被加工，滑动范围通过机械加工形成。

另外，如图2、图4及图5所示，在泵壳体1上，在工作室即泵收容室1s的底面大致中央位置贯穿地形成有对所述驱动轴3的一端部进行轴支承的轴承孔1d，在内周面的规定位置穿设有供成为所述凸轮环5的枢支点的枢支销即枢销10插入的有底状的销孔1c。另外，在连结枢销10的轴心和泵壳体1的中心（驱动轴3的轴心）而成的直线M（以下称为“凸轮环基准线”）的垂直方向下方的位置的内周侧，形成有以圆弧凹状形成的第一密封面1a。另一方面，在所述泵壳体1的凸轮环基准线M的垂直方向上方的位置的内周侧，形成有圆弧凹状的第二密封面1b。

所述第一密封面1a构成为使与形成在所述凸轮环5上的下述密封槽5b嵌合的第一密封部件13始终滑动接触地来密封下述的第一控制油室16。通过所述第一密封面1a和第一密封部件13构成第一密封机构。

所述第二密封面1b构成为与形成在所述凸轮环5上的密封槽5c嵌合的下述第二密封部件14始终滑动接触地来密封下述第二控制油室17。通过所述第二密封面1b和第二密封部件14构成第二密封机构。

另外，如图5所示，所述第一密封面1a和第二密封面1b形成为由以所述销孔1c为中心的规定长度的半径R1、R2形成的圆弧面状，在所述凸轮环5偏心摆动的范围内，所述第一、第二密封部件13、14被设定成始终能够滑动接触的长度。另外，第一密封面1a的半径R1形成得比第二密封面1b的半径R2长，由此，下述的第一控制油室16的容积设定得比第二控制油室17大。

另外，在泵壳体1的底面上，在图5中，在驱动轴3的左侧的位置形成有大致凹月牙形的吸入部即吸入端口11，并且在该吸入端口11上，在径向的相反侧的位置即所述驱动轴3的右侧的位置分别大致相对地形成有大致扇形凹状的排出部即排出端口12。此外，关于该吸入端口11和排出端口12的具体结构如下所述。

而且，从所述排出端口12排出的润滑油经由以小宽度的大致L字形形成的供油槽23被供给到所述泵收容室1s的驱动轴3的轴承孔1d，并且从所述供油槽23的开口向所述转子4的两侧面和下述的各叶片15的侧面供给润滑油来确保润滑性。此外，所述供油槽23与各叶片15的进退方向不一致地形成，由此，各叶片15进退时，防止向供油槽23脱落。

如图1、图2及图6所示，所述泵盖2由铝合金材料形成为大致板状，在大致中央位置贯穿地形成有能够自由旋转地支承所述驱动轴3的另一端部的轴承孔2a，并且在外周部一体地形成有用于形成所述螺栓插通孔的多个突出部。另外，泵盖2的内侧面在本实施方式中形成为大致平坦面状，但这里也可以与所述泵收容室1s的底面相同地形成吸入端口、排出口端口和储油部。另外，该泵盖2借助未图示的多个定位销进行泵壳体1上的圆周方向的定位，并且通过所述多个螺栓9被结合在泵壳体1上。

所述驱动轴3通过经由齿轮等从曲轴向从泵壳体1突出的前端部3a传递的旋转力使转子4向图2中的箭头方向（逆时针方向）旋转，以该驱动轴3为中心的图中左侧的半部分成为吸入区域，右侧的半部分成为排出区域。

如图1及图2所示，九片叶片15分别能够自由进退地被滑动保持在从所述转子4的内部中心侧向外侧以辐射状形成的九个狭缝4a内，并且在所述各狭缝4a的基端部分别形成有导入向所述排出端口12排出的排出液压的截面大致圆形的背压室24。通过该各背压室24内的压力和转子4的旋转产生的离心力向外侧推出所述叶片15。

所述各叶片15的内侧的各基端缘与前后一对叶片固定环18、18的外周面滑动接触，并且各前端缘与所述凸轮环5的内周面5a自由地滑动接触。另外，在相邻的各叶片15间与凸轮环5的内周面5a、转子4的内周面、泵收容室1s、泵盖2的内侧面之间液密地分隔出多个泵室19。所述各叶片固定环18伴随旋转向辐射外侧推出所述各叶片15，在发动机转速低、且所述离心力和背压室24的压力小的情况下，各叶片15的各前端部也分别与凸轮环5的内周面滑动接触，液密地分隔出各泵室19。

所述凸轮环5通过加工容易的烧结金属一体形成为大致圆筒状，在外周面的所述凸轮环基准线M上的图2中的右外侧位置形成有所述枢支凹部5d，被插入定位的所述枢销10嵌插在该枢支凹部5b并成为偏心摆动支点。

另外，在凸轮环5的所述第一所述凸轮环基准线M下方的位置，在所形成的圆弧状的凸部5e的中央贯穿地形成有与所述排出口12a连通的连通口25，并且设置有借助所述第一密封槽5b保持第一密封部件13的大致三角形状的第一突起部5g。而且，在所述凸轮环基准线M上方的位置，设置有借助所述第二密封槽5c保持第二密封部件14的大致三角形状的所述第二突起部5h。

此外，通过所述驱动轴3、转子4、凸轮环5、叶片15和叶片固定环18形成泵结构体。

在所述凸轮环5的各第一、第二突起部g、h侧的外周面和泵壳体1之间，在以所述凸轮环基准线M为中心的下方形成有所述第一控制油室16，并且在上方形成有第二控制油室17。

所述第一控制油室16通过被供给到内部的液压抵抗下述的盘簧28的弹力向偏心量减少的方向推压所述凸轮环5。另外，该第一控制油室16经由所述先导阀7与所述排出端口12连通或切断连通，并且在凸轮环5的摆动时，也通过所述第一密封机构始终液密地被密封。

所述第二控制油室17通过被供给到内部的液压辅助下述的盘簧28的弹力向偏心量增加的方向推压所述凸轮环5，借助所述电磁切换阀8和先导阀7供给或排出液压。

另外，从偏心摆动支点到第一密封部件13的距离R1设定得比到第二密封部件14的距离R2大，从而所述凸轮环5的第一控制油室16侧的外侧面即第一受压面20的面积变得比第二控制油室17侧的外侧面即第二受压面21的面积大。

因此，第一控制油室16内的液压对凸轮环5的推压力被所述第二控制油室17内的相反的液压稍抵消，其结果，通过排出液压力使凸轮环5以枢销10为支点向顺时针方向摆动而使偏心量减少的力变小，与其相应地，能够将向逆时针方向对凸轮环5施力的下述的盘簧28的弹力设定得较小。

所述第一、第二密封部件13、14是由例如低磨损性的合成树脂材料沿凸轮环5的轴向细长地形成，并且被保持在形成在凸轮环5的所述第一、第二突起部5g、5h的外周面上的所述密封槽5b、5c内，并且通过固定在该密封槽5b、5c的底部侧的橡胶制的弹性部件13a、14a的弹力被向前方推压即压抵在各密封面1a、1b上。由此，确保第一、第二控制油室16、17的始终良好的液密性。

如图2、图5所示，所述吸入端口11向各泵室19的容积扩大的区域开口，并且通过伴随所述泵结构体的泵作用发生的负压，经由形成在大致中央的吸入口11a导入油盘60内的润滑油。

另外，在该吸入端口11的外周侧的大致中央位置，连续地形成有延伸设置到下述的弹簧收容室27的导入部11b，该导入部11b与所述吸入口11a连通。该吸入口11a与导入部11b一起连通到低压室22，并且通过由泵结构体的泵作用发生的负压，将从油盘60经由吸入通路抽吸的油供给到吸入端口11，并向容积被扩大的各泵室19供给。因此，所述吸入端口11、吸入口11a、导入部11b及低压室22的整体作为低压部构成。

另一方面，所述排出端口12向伴随所述泵结构体的泵作用使各泵室19的容积缩小的区域开口，并且从形成在下端侧的排出口12a经由形成在汽缸盖上的下述的图9所示的排出通路31（主油道）与发动机的各滑动部及可变气门装置即例如气门正时控制装置连通。

在所述凸轮环5的筒状主体的外周面的与所述枢支凹部5d相反的一侧的位置一体地设置有向径向外侧突出的伸出部即臂26。如图1及图2所示，该臂26具有：从所述凸轮环5的筒状主体的前端缘延伸设置到轴向的大致中央位置的矩形板状的臂主体26a；一体地形成在该臂主体26a的前端部26b侧的上表面上的凸部26c。

所述臂主体26a的前端部26b的与所述凸部26c相反的一侧的下表面形成为平坦状，而所述凸部26c的上表面形成为曲率半径小的曲面状。

另外，在所述泵壳体1的与所述销孔1c相反的一侧的位置，也就是说在所述臂26的上方位置，形成有弹簧收容室27。

所述弹簧收容室27形成为沿泵壳体1的轴向延伸的大致平面矩形状，内部收容配置有经由所述臂26向图2中的逆时针方向对所述凸轮环5施力的、即向转子4的旋转中心和所述凸轮环5的内周面的中心之间的偏心量变大的方向对所述凸轮环5施力的施力部件即盘簧28。此外，所述弹簧收容室27经由所述导入部1b和吸入端口11与所述低压室22连通。

所述盘簧28的上端缘与弹簧收容室27的底面弹性接触，而下端缘与臂26的凸部26c弹性接触，在弹簧收容室27内被施加规定的弹簧负载W，所述下端缘始终与所述臂主体26a的凸部26c抵接，并且向所述凸轮环5中的所述转子4的旋转中心和所述凸轮环5的内周面的中心之间的偏心量变大的方向施力。

也就是说，所述盘簧28是在被施加了弹簧负载W的状态下始终经由臂26向下方偏心的方向即各泵室19的容积变大的方向对凸轮环5施力。所述弹簧负载W是在液压为气门正时控制装置的必要液压P1时仅被导入第一控制油室16而使凸轮环5移动的负载。

另外，在泵壳体1的与所述弹簧收容室27从轴向相对的位置，形成有供所述臂26的前端部26b的下表面抵接并限制该臂26的逆时针方向的最大转动位置的平坦状的限制面29。

而且，如图6所示，在所述泵盖2上，在与所述凸轮环5的连通口25相对的位置贯穿地形成有排出压导入孔30，在与所述第一、第二控制油室16、17相对的位置分别贯穿地形成有第一控制口31和第二控制口32。

所述排出压导入口30的一端向所述泵盖2的外侧面2b开口，并与所述先导阀7的下述的液压导入端口45连通。

所述第一控制口31的一端同样地向泵盖2的外侧面2b开口，向图中的上方延伸并经由前端部弯曲的第一先导油槽31a与所述先导阀7的下述的第一先导控制端口46连通，并且经由向图中的左上方延伸的第一电磁阀油槽31b与所述电磁切换阀8的下述的第一电磁控制端口55连通。

另一方面，第二控制口32的一端同样地向泵盖2的外侧面2b开口，并经由向下方延伸的第二先导油槽32a与所述先导阀7的下述的第二先导控制端口47连通，并且经由向图中的左下方延伸的第二先导油槽31b与所述电磁阀的下述的第二电磁控制端口56连通。

如图1及图7所示，所述先导阀7具有：有盖圆筒状的第一阀体40，一体地沿上下方向设置在控制壳体6的外表面一侧部，底部被封闭；第一滑阀42，在形成在该第一阀体40的内部的第一阀孔41内沿上下方向自由滑动；第一阀弹簧44，弹性安装在封闭所述第一阀孔41的上端开口的柱塞43和所述第一滑阀42之间并向下方对第一滑阀42施力。

在所述第一阀体40中，在控制壳体6的侧壁的下端部，沿水平方向贯穿地形成有使所述排出压导入口30和第一阀孔41的小径前端部41a连通的所述液压导入端口45。该液压导入端口45的外侧形成为大径状，而内侧形成为从垂直于所述小径前端部41a的方向连通的小径状。

另外，在液压导入端口45的上方位置，贯穿地形成有使所述第一先导油槽31a和第一阀孔41连通的所述第一先导控制端口46，并且在该上方位置，贯穿地形成有使所述第二先导油槽32a和第一阀孔41连通的所述第二先导控制端口47。

而且，在第一阀体40中，在周壁的轴向的大致中央位置贯穿地形成有小径的第一排油端口48，并且在周壁的轴向的上部位置贯穿地形成有向大气开放的小径的呼吸孔49。此外，该呼吸孔49确保所述第一滑阀42的顺畅的滑动性，并形成在比所述第一、第二控制油室16、17高的位置，抑制空气向该各控制油室16、17流入。

在所述第一滑阀42中，在以形成在轴向的外周面大致中央的环状槽42c为中心的上下位置，形成有与滑动位置相应地使所述各端口45的开口面积变化的第一阀体42a和第二阀体42b。而且，该第一滑阀42通过所述第一阀弹簧44的弹力被向关闭所述液压导入端口45的方向施力。

此外，所述第一排油端口48经由图9所示的排泄通路61与油盘60连通。

〔先导阀7的基本动作〕

以下，关于所述先导阀7的基本动作进行说明。

（第一状态）

首先，在液压没有被导入所述液压导入端口45的情况下，或者液压比图12的Pk小的情况下，如图9所示，通过第一阀弹簧44的弹力使第一滑阀42向右方向（下方）最大限度地移动并关闭所述液压导入端口45的开口端。此时，第一先导控制端口46通过液压导入端口45和第一阀体42a切断连通，并与第一排油端口48连通，第二先导控制端口47通过第二阀体42b关闭开口端。

（第二状态）

液压被导入所述液压导入端口45且液压升高到图12的Pk时，如图10所示，第一滑阀42抵抗第一阀弹簧44的弹力后退移动规定的距离。由此，所述液压导入端口45和第一先导控制端口46被连通，并且该第一先导控制端口46和第一排油端口48的连通被切断，第二先导控制端口47也通过第二阀体42b维持关闭状态。

在该第二状态下，液压导入端口45的液压成为下述的图12所示的Pf，以向第三状态过渡的方式设定第一阀弹簧44的弹簧负载和弹簧常数、第一滑阀42的长度尺寸和各端口46～48的形成位置。

（第三状态）

被导入所述液压导入端口45的液压进一步升高到图12的Ps时，如图11所示，第一滑阀42抵抗第一阀弹簧44的弹力最大限度地后退移动。由此，所述液压导入端口45和第一先导控制端口46的连通状态被维持，并且该第二先导控制端口47和第一排油端口48经由第一环状槽42c开始连通。

如图1及图8所示，所述电磁切换阀8具有：有盖圆筒状的第二阀体50，其一体地沿上下方向被设置在所述控制壳体6的外表面的另一侧部，上部被封闭；第二滑阀52，其在形成在该第二阀体50的内部的第二阀孔51内沿上下方向自由滑动；被设置在所述第二阀孔51的下端部的螺线管部53；第二阀弹簧54，其被弹性安装在所述第二阀体50的上壁50a内表面和第二滑阀52的上端面之间并向螺线管部53方向对第二滑阀52施力。

在所述第二阀体50中，在控制壳体6的侧壁的下端部贯穿地形成有连通所述第一电磁阀油槽31b的前端部和所述第二阀孔51的第二排出端口即第一电磁控制端口55，并且在其上方位置平行地贯穿地形成有连通所述第二电磁阀油槽32b的前端部和所述第二阀孔51的第二电磁控制端口56。另外，所述第一电磁控制端口55和第二电磁控制端口56被设定成其通路截面积较小并作为固定节流部（节流孔）形成，对该两者55、56中流通的油施加流动阻力。

而且，在第二阀体50中，在周壁的轴向的大致上部位置贯穿地形成有小径的第二排油端口57，并且在上壁50a的大致中央位置贯穿地形成有向大气开放的小径的呼吸孔58。该呼吸孔58也为了确保所述第二滑阀52的顺畅的滑动性，而形成在比第一、第二控制油室16、17高的位置，并抑制空气流入该各控制油室16、17。所述第二排油端口57经由排泄通路61与油盘60连通。

在所述第二滑阀52中，在以形成在轴向的外周面大致中央的第二环状槽52c为中心的上下位置，形成有与滑动位置相应地使所述各端口55～57的开口面积变化的第一阀体52a和第二阀体52b。而且，该第二滑阀52通过所述第二阀弹簧54的弹力下压所述螺线管部53的推杆53a，并向最大下方位置施力，经由所述第二环状槽52c连通所述第一电磁控制端口55和第二电磁控制端口56。

如图1所示，所述螺线管部53借助设置在上端外周的托架53d通过螺栓59被结合在所述第二阀体50上，在阀体内部收容有电磁线圈、固定铁芯及能够滑动的可动铁芯，并且结合该可动铁芯的前端的所述推杆53a。

（电磁切换阀的基本动作）

因此，控制电流从未图示的电子控制器被通到所述电磁线圈时，固定铁芯被励磁，如图8～图10所示，推杆53a经由可动铁芯使所述第二滑阀52抵抗第二阀弹簧54的弹力向最大上方位置滑动。由此，第一阀体52a关闭第一电磁控制端口55的开口端并切断与第二电磁控制端口56的连通，并且经由第二环状槽52c连通第二电磁控制端口56和第二排油端口57。

另外，向电磁线圈的通电被切断时，如图11所示，通过第二阀弹簧54的弹力，使第二滑阀52向最大右方向位置（图8的最大下方位置）移动。由此，经由所述第二环状槽52c连通第一电磁控制端口55和第二电磁控制端口56。

而且，通过所述先导阀7和电磁切换阀8，来自排出端口12的排出压被切换并导入所述第一控制油室16和第二控制油室17，排出压仅作用于第一控制油室16的情况下，压力沿使该凸轮环5的偏心量减少的方向作用于凸轮环5的第一受压面20，但压力比所述盘簧28的弹簧负载W大时，凸轮环5开始以枢销10为中心向图2的顺时针方向摆动。

另外，所述排出压还作用于第二控制油室17的情况下，压力沿使该凸轮环5的偏心量增加的方向作用于凸轮环5的第二受压面21。但是，从枢销10到各密封面1a、1b的距离为R1＞R2的关系，第一受压面20的面积比第二受压面21的面积大，从而在第一控制油室16的排出压变得比所述盘簧28的弹簧负载W大时，凸轮环5开始以枢销10为中心向顺时针方向摆动，但此时的液压变得比排出压仅作用于第一控制油室16的情况大。

因此，通过切换排出压向所述第二控制油室17的导入的有无，能够得到两种工作压（高工作压和低工作压）的特性。

〔成为可变容量型泵的排出压控制基准的发动机的必要液压〕

首先，在对可变容量型泵的作用进行说明之前，基于图12说明成为该可变容量型泵的排出压控制基准的内燃机的必要液压。

图中的P1表示与所述气门正时控制装置的要求液压相当的第一要求液压，图中的P2表示使用了用于活塞冷却的油喷嘴的情况的第二要求液压，图中的P3表示发动机高转速时的曲轴轴承部的润滑所需的第三要求液压。连接这些P1～P3的单点划线（E）示出了与内燃机的发动机转速相应的理想的要求液压（排出压）P。

此外，图中的实线表示本实施方式的可变容量型泵的液压特性，图中的虚线表示所述以往的可变容量型泵的液压特性。这里，Pf是例如发动机启动时的低工作压状态的工作压，Ps是例如发动机高转速域的高工作压状态的工作压。另外，Pt是规定的发动机转速、发动机的油温、发动机负荷时切换成高工作压侧时的达到液压。

在所述以往的可变容量型泵中，达到液压Pf以后，也使凸轮环的偏心量减少，抑制伴随发动机转速（泵转速）的上升产生的排出量、排出压的上升，但因作用于凸轮环的盘簧的弹簧常数的影响，排出压急剧上升。该状态在被切换到高工作压而达到Ps以后也同样。

而在本实施方式的可变容量型泵的情况下，所述先导阀7的第一阀弹簧44的弹簧负载如前所述地根据第一滑阀42的移动和来自排出端口12的泵排出压之间的关系设定，但所述盘簧28的弹簧负载W和第一、第二控制油室16、17的容积的大小被设定成，排出压不作用于所述第二控制油室17的状态的工作压比Pk小，且排出压作用于第二控制油室17的状态的工作压Pu（未图示）比Ps大。具体的作用效果如下所述。

〔第一实施方式中的可变容量型泵的具体作用〕

在与从发动机的启动到低转速区域相当的图12的（a）区间中，排出压P（发动机内液压）比Pk小，从而如图9所示，所述先导阀7的第一滑阀42成为通过第一阀弹簧44的弹力被压抵在第一阀孔41的图中右方向的位置的阶梯部41b。由此，通过第一阀体42a关闭液压导入端口45，成为第一先导控制端口46和第一排油端口48经由第一环状槽42c连通的状态。

另一方面，从电子控制器将控制信号输出到电磁线圈，电磁切换阀8使第二滑阀52抵抗第二阀弹簧54的弹力向最大左方向的位置移动。由此，通过第一阀体52a关闭第一电磁控制端口55，成为第二电磁控制端口56和第二排油端口57经由第二环状槽52c连通的状态。

因此，由于所述第一控制油室16经由所述先导阀7与排泄通路61连通，所以液压未被导入内部。另一方面，由于第二控制油室17经由电磁切换阀8与第二排油端口57连通，所以液压未被导入内部。

因此，凸轮环5通过盘簧28的弹簧负载W的作用力使臂26的前端部26b与限制面29抵接而被保持成最大偏心状态。其结果，泵的排出量成为最大，排出压P也伴随发动机转速的上升大致成正比地上升。

然后，发动机转速进一步上升，排出压P达到Pk时，如图10所示，先导阀7的液压导入端口45的液压变高，第一滑阀42向图示的左方移动规定长度，切断第一先导控制端口47和第一排油端口48的连通，并且连通液压导入端口45和第一先导控制端口46。因此，排出压P被导入第一控制油室16。另外，第二先导控制端口47通过第二阀体42b继续被关闭。

此时，继续向所述电磁切换阀8通电，所述第二滑阀52的第一电磁控制端口55被关闭，连通第二电磁控制端口56和第二排油端口57，从而在该时刻，油尚未被导入第二控制油室17。

如前所述，所述液压导入端口45和第一先导控制端口46开始连通，但在该时刻的低的排出压为Pk的状态下，所述第一滑阀42a使第一先导控制端口46的开口面积小，在被减压的状态下，油被导入第一控制油室16。所述盘簧28的弹簧负载W如前所述地被设定成以比液压Pk小的液压使凸轮环5摆动，从而以使第一控制油室16的液压不上升到Pk的方式通过先导阀7被调压。

所述第一控制油室16的调压是根据先导阀7的第一先导控制端口46开始开口的初始状态的开口面积的变化而进行的，从而不受盘簧28的弹簧常数的影响。

而且，如前所述，由于在先导阀7的第一滑阀42的短行程范围内进行，所以也不受第一阀弹簧44的弹簧常数的影响，基于发动机转速的上升产生的排出压P的不必要的增加也被抑制（图12的（b）区间）。

另外，在油中混入空气的情况下，凸轮环5内外的液压均衡被破坏，通过该凸轮环5的行为变化也能够抑制液压变动。

所述图12的（b）区间中的排出压P不会如图中的虚线所示的以往的泵那样基于发动机转速的上升成正比地增大，而成为大致平坦的特性，能够极力地接近所述理想的必要液压（图12的单点划线）。由此，在本实施方式的可变容量型泵中，伴随发动机转速的上升，相对于排出压P不得不增大与盘簧28的弹簧常数相应的量的、以往的油泵的特性（图12的虚线），能够削减不必要地增加该排出压P而产生的动力损失（图12的剖面线范围E1）。

另外，当需要使发动机转速进一步上升而使排出压成为前述的油喷嘴的要求压即P2以上的情况下，切断向电磁切换阀8的通电时，如图11所示，第二滑阀52通过第二阀弹簧54的弹力向最大右方的位置移动，连通第一电磁控制端口55和第二电磁控制端口56，并且关闭第二排油端口57。由此，由于排出压还被导入所述第二控制油室17，所以凸轮环5向使偏心量增加的方向摆动，排出量增加，并且排出压也上升。

另一方面，先导阀7的第一滑阀42从图10所示的位置进一步向左方移动，液压导入端口45和第一先导控制端口46具有充分的开口面积而连通。由此，第一控制油室16和第二控制油室17成为大致相等的排出压，从而成为前述的高工作压的状态。

但是，成为通过所述先导阀7连通第二先导控制端口47和第一排油端口48的状态的液压Ps被设定成比液压被供给到第一控制油室16和第二控制油室17、且凸轮环5抵抗所述盘簧28的弹簧负载W开始摆动的高工作压Pu低，从而排出压不会达到高工作压，在达到Ps的时刻，第二控制油室17开始与先导阀7的第一排油端口48（排泄通路61）连通。

在从电磁切换阀8到第二控制油室17的油通路中，也就是说，油在所述第一、第二电磁控制端口55、56通流时，发生流动阻力而产生压力损失，从而通过使油从先导阀7排泄，第二控制油室17的液压与排出压相比被减压调整。

也就是说，如图11所示，从先导阀7的液压导入端口45通过第一先导控制端口46的油的一部分被供给到第一控制油室16，而另一部分从电磁切换阀8的第一电磁控制端口55经由第二环状槽52c流过第二电磁控制端口56，在这里被施加流动阻力。

另外，通过该第二电磁控制端口56的油分流到第二控制油室17和先导阀7侧，该被分流到先导阀7侧的油从第二先导控制端口47流入第一环状槽42c并从第一排油端口48流出到排泄通路61，但从所述第二先导控制端口47流入第一环状槽42c时，在所述第一滑阀42的第二阀体42b的端缘，开口面积缩小，排油量被调整。因此，第二控制油室17的液压与排出压相比被减压调整。

所述第二控制油室17的调压由于通过先导阀7的第二先导控制端口47利用第二阀体42b开始开口的初始状态的开口面积的变化而进行的，从而不受所述盘簧28的弹簧常数的影响。而且，如前所述，由于在先导阀7的第一滑阀42的短行程范围内进行，所以也不受第一阀弹簧44的弹簧常数的影响，基于发动机转速的上升产生的排出压P的不必要的增加也被抑制（图12的（c）区间），能够将由于该排出压P不必要地升高而产生的动力损失（图12中的剖面线范围E2）抑制到最小限度。

另外，电磁切换阀8在非通电时与第二控制油室17连通并供给液压而成为高工作油侧的特性，由此，在断线等异常时，在中速以上的泵转速区域中，排出压能够确保图12所示的P2、P3，发挥所谓故障安全功能。

如上所述，在本实施方式中，通过使先导阀7和电磁切换阀8关联的控制对于第一、第二控制油室16、17的供给液压，能够抑制不必要的液压的上升，从而能够降低动力损失，实现发动机的通常转速区域的油耗降低和高转速时的输出提高。

另外，在本实施方式中，由于在所述泵盖2的背面借助控制壳体6一体地设置有先导阀7和电磁切换阀8，所以实现装置整体的小型化。

而且，由于在所述泵盖2的外侧面设置有所述各先导油槽31a、31b和各电磁阀油槽32a、32b，所以与另外对这些通路进行配管的情况相比，制造作业变得容易，并且组装作业也变得容易，能够抑制成本的升高。

另外，在本实施方式中，如前所述，为在泵盖2的外侧面分别形成油槽31a～32b，分体地形成控制壳体6和泵盖2，但也可以一体地形成它们并通过开孔加工形成与所述油槽相当的通路。

而且，也可以在所述液压导入端口45的下游侧设置油过滤器，抑制污物浸入所述先导阀7和电磁切换阀8内。

〔第二实施方式〕

图13表示本发明的第二实施方式，可变容量型泵的泵主体的基本构造与第一实施方式的结构大致相同，但在附图中相反地配置。另外，先导阀7一体地设置在泵盖2侧，而电磁切换阀7一体地设置在泵壳体1。与第一实施方式相同的位置标注相同的附图标记进行说明。

即，如图13所示，所述先导阀7主要由以下部件构成：圆筒状的第一阀体40；自由滑动地设置在第一阀孔41内的第一滑阀42；弹性安装在柱塞43和第一滑阀42之间的第一阀弹簧44。

所述第一滑阀42具有：第一阀体42a，其被设置在前端侧，使所述液压导入端口45的开口面积变化；第二阀体42b，被设置在靠近大致中央，使第二先导控制端口47的开口面积变化；被设置在后端侧的挡圈部42d。另外，在阀轴的内部轴向上，形成有第一阀体42a侧的一端侧被封闭、而下述的第一排油端口48侧的另一端部开口地形成的通路孔42e，并且在阀轴的所述第一阀体42a和第二阀体42b之间沿径向贯穿地形成有与所述通路孔42e连通的连通孔42f。

所述第一阀体40的上端开口作为液压导入端口45构成，在周壁的上部侧的上下位置，沿径向贯穿地形成有第一先导控制端口46和第二先导控制端口47。另外，在阀体40的周壁的下部侧的位置，贯穿地形成有第一排油端口48。该排油端口48与呼吸孔共用，从而能够减少一个端口。

所述液压导入端口45经由未图示的过滤器与主油道连通，所述第一先导控制端口46经由形成在泵壳体1的泵盖2抵接的前端面上的第一油槽62与第一控制油室16连通。另外，第二先导控制端口47同样地经由形成在泵壳体1的前端面上的第二油槽63与所述第二控制油室17连通。

如图14A、B所示，所述电磁切换阀8主要由以下部件构成：第二阀体50，其被压入固定在形成于泵壳体1的规定位置的阀收容孔1a中，沿内部轴向形成有工作孔51；阀座64，其被压入所述工作孔51的前端部，其中央形成有第一电磁控制端口55；金属制的球阀65，其能够自如地分离、结合地设置在该阀座64的内侧，并开闭所述第一电磁控制端口55的开口端；设置在阀体50的一端侧的螺线管部53。

在所述第二阀体50中，在周壁的上端部沿从径向贯穿地形成有与所述工作孔51连通的第二电磁控制端口56，并且在周壁的下端部侧从径向贯穿地形成有与工作孔51连通的第二排油端口57。

所述第一电磁控制端口55经由形成在所述泵壳体1上的所述第一油槽62与第一控制油室16连通，第二电磁控制端口56经由所述第二油槽63与第二控制油室17连通。

所述螺线管部53的基本构造与第一实施方式的结构相同，在套管内部收容配置有电磁线圈、固定铁芯和可动铁芯等，在所述可动铁芯的前端部设置有推杆53a。另外，在套管内部设置有对所述推杆53a向后退方向施力的第二阀弹簧。

而且，从电子控制器对所述电磁线圈通电时，如图14B所示，所述推杆53a进出移动并利用前端部推压所述球阀65使其落座于阀座64而关闭所述第一电磁控制端口55，并且经由所述工作孔51连通第二电磁控制端口56和第二排油端口57。

另一方面，切断向电磁线圈的通电时，如图14A所示，所述推杆53a后退移动而解除球阀65的推压（关闭），打开所述第一电磁控制端口55而使该第一电磁控制端口55和第二电磁控制端口56在工作孔51内连通，并且切断第二电磁控制端口56和第二排油端口57的连通。

其他结构和所述盘簧28、第一、第二阀弹簧44的弹簧负载和工作压力等的设定与第一实施方式相同。

〔第二实施方式中的可变容量泵的作用〕

在发动机启动时和低转速区域（图12的（a）区间）中，由于泵排出压低，所以如图15A所示，虽然动作液压作用于先导阀7的液压导入端口45，第一滑阀42也不能抵抗第一阀弹簧44的弹力而下降移动。因此，液压导入端口45不与其他端口连通，油不流入第一先导控制端口46。另一方面，由于电磁切换阀8处于向电磁线圈通电的状态，所以如图14B所示，通过推杆53a推压球阀65，第二电磁控制端口56和第二排油端口57被连通，成为第一电磁控制端口55被关闭的状态。因此，即使液压不供给到第一、第二控制油室16、17，凸轮环5也被盘簧28的弹力保持在偏心量最大的位置。因此，泵排出压成为图12的（a）区间中的实线的特性。

发动机转速上升达到规定的排出压时，成为图12的（b）区间，如图15B所示，先导阀7的第一滑阀42通过来自液压导入端口45的液压抵抗第一阀弹簧44的弹力稍后退移动并打开所述液压导入端口45，并且使第一先导控制端口46的开口面积稍变大，开始连通两端口45、46。但是，在该状态下，第二先导控制端口46的开口面积小，油流通时，发生压力损失，被调压的液压被供给到第一控制油室16。

这样，由于第一控制油室16内的液压上升，所以如图15B所示，凸轮环5抵抗盘簧28的弹力向偏心量变小的方向摆动并削减泵排出量而使排出压稍降低。因此，泵排出压成为图12的（b）区间中的实线的特性。

发动机转速进一步上升而使泵排出压进一步上升时，成为图12的（c）区间，电磁切换阀8向电磁线圈的通电被切断，如图14A所示，推杆53a通过第二阀弹簧的弹力而后退，球阀65使第一电磁控制端口55和第二电磁控制端口56连通，并且使第二排油端口57关闭。由此，油被供给到第二控制油室17而使液压上升，从而凸轮环5通过所述盘簧28的弹力和第二控制油室17内的液压向偏心量变大的方向摆动。由此，使泵排出量增大而使排出压上升。

另一方面，如图15C所示，先导阀7通过伴随所述排出压的上升而被导入液压导入端口45的高液压使第一滑阀42进一步下降，第二先导控制端口46的开口面积最大程度地变大，并且使第二先导控制端口47和所述连通孔42f连通。由此，由于第二先导控制端口47和第一排油端口48经由通路孔42e连通，所以第二控制油室17的油经由所述各端口47、42f、42e、48被排出。该第二控制油室17的液压通过所述电磁切换阀7的所述各端口55、56的节流效应产生的流动阻力和排油量被决定，但由于这是通过所述先导阀7的第二先导控制端口47的开口面积来调整排泄量而实施的，所以能够通过该作用抑制所述泵排出压的过度上升，能够得到图12的（c）区间中的实线的特性。

因此，与第一实施方式同样地能够抑制图12的斜线区域E2的无用的排出液压，并抑制动力损失。

另外，在该第二实施方式中，将电磁切换阀8设置在泵壳体1，将先导阀7与在泵盖2一体地设置，从而不需要如第一实施方式那样地在盖上形成通路槽，由此，不需要控制壳体，从而不需要盖的双重构造。

另外，作为所述电磁切换阀8的阀，代替滑阀而采用球阀65，由此，在第一电磁控制端口55和第二电磁控制端口56被连通的情况下，其开口面积也能够减小，通过油流量被减压，能够充分地获得用于调整减压水平的节流效应。

〔第三实施方式〕

图16～图18表示第三实施方式，除了第一实施方式中的先导阀7和电磁切换阀8以外，还设置有第二控制机构即第二先导阀70。

首先，关于第一先导阀7的构造的变更点进行说明，该第一先导阀7中废弃了第二先导控制端口47，并且第一阀弹簧44的弹簧负载成为如下的设定压力，即通过作用于所述第一液压导入端口46的较低的规定的液压而压缩变形使第一滑阀42后退移动。

所述第二先导阀70是与第一先导阀7大致相同的构造，具有：有盖圆筒状的第三阀体71，其与第一先导阀7平行地一体地沿上下方向设置在前述的未图示的控制壳体的外表面一侧部，底部被封闭；第三滑阀73，沿上下方向在形成在该第三阀体71的内部的第三阀孔72内自由滑动；第三阀弹簧75，被弹性安装在封闭所述第三阀孔72的上端开口的柱塞74和所述第三滑阀73之间，并对第三滑阀73向图中右方施力。

在所述第三阀体71中，在控制壳体的侧壁的下端部贯穿地形成有使所述排出压导入口30和第三阀孔72的小径前端部72a连通的所述第二液压导入端口76。该第二液压导入端口76的外侧形成为大径状，而内侧形成为从垂直于所述小径前端部72a的方向连通的小径状。

另外，在第三阀体71中，在周壁的所述第二液压导入端口76的侧部贯穿地形成有使所述第二先导油槽32a和第三阀孔72连通的所述第三先导控制端口77。而且，在周壁的轴向的大致中央位置贯穿地形成有小径的第三排油端口78，并且在周壁的轴向的图中左位置贯穿地形成有向大气开放的小径的呼吸孔79。此外，该呼吸孔79确保所述第三滑阀73的顺畅的滑动性，形成在比所述第一、第二控制油室16、17高的位置，抑制空气流入该各控制油室16、17。

在所述第三滑阀73中，在以形成在轴向的外周面大致中央的环状槽73c为中心的左右位置，形成有与滑动位置相应地使所述第三先导控制端口77、第三环状槽73c及第三排油端口78的开口面积变化的同时连通、切断的第一阀体73a和第二阀体73b。而且，该第三滑阀72通过所述第三阀弹簧75的弹力向关闭所述第二液压导入端口76的方向被施力。

所述第三阀弹簧75的弹力被设定得比所述第一阀弹簧44的弹力大，向第二液压导入端口76供给的排出液压成为规定的高压时，使第三滑阀73后退移动，而使所述各端口77、78连通。

此外，所述第三排油端口79经由排泄通路61与油盘60连通。

〔第三实施方式中的可变容量型泵的作用〕

在与从发动机的启动到低转速区域相当的图12的（a）区间，液压不被导入所述第一、第二液压导入端口45、76，或者液压小的情况下，如图16所示，通过第一、第三阀弹簧44、75的弹力使第一、第三滑阀42、73向右方（下方）最大地移动而关闭所述各液压导入端口45、76的开口端。此时，第三先导控制端口77和第三排油端口78通过第三滑阀73的第二阀体73b将其连通切断，但第一先导阀7的第一先导控制端口46和第一排油端口48的连通被维持，在第一控制油室16内经由各端口46、48等向大气开放。

另一方面，电磁切换阀8与第一实施方式同样地从电子控制器向电磁线圈输出控制信号，第二滑阀52抵抗第二阀弹簧54的弹力向最大左方的位置移动。由此，通过第一阀体52a关闭第一电磁控制端口55，成为第二电磁控制端口56和第二排油端口57经由第二环状槽52c连通的状态。

因此，由于所述第一控制油室16经由所述第一先导阀7与排泄通路61连通，所以油没有被导入内部，并且第二控制油室17也经由电磁切换阀8与第二排油端口57连通，从而油没有被导入内部。

因此，凸轮环5通过盘簧28的弹簧负载W产生的作用力使臂26的前端部26b与限制面29抵接而被保持成最大偏心状态。其结果，泵的排出量成为最大，排出压P也伴随发动机转速的上升以大致成正比例的方式上升。

然后，发动机转速进一步上升而使排出压P达到Pk时，如图17所示，第一先导阀7的第一液压导入端口45的液压变高，第一滑阀42向图示的左方向移动规定长度，第一阀体42a使第一先导控制端口46的开口面积变大。由此，液压导入端口45和第一先导控制端口46被连通，排出压P被导入所述第一控制油室16。

此时，在第二先导阀70中，由于作用于第二液压导入端口76的液压没有达到使第三阀弹簧75压缩变形的压力，所以通过第三滑阀73维持第一先导控制端口77和第三排油端口78不连通的状态。

另外，在该时刻，还继续向所述电磁切换阀8通电，所述第二滑阀52的第一电磁控制端口55被关闭，第二电磁控制端口56和第二排油端口57被连通，从而在该时刻，油尚未被导入第二控制油室17。

另外，需要发动机转速进一步上升使排出压成为前述的油喷嘴的要求压P2以上的情况下，切断向电磁切换阀8的通电时，如图18所示，第二滑阀52通过第二阀弹簧54的弹力向最大右方的位置移动，使第一电磁控制端口55和第二电磁控制端口56连通，并且关闭第二排油端口57。由此，由于排出压还被导入所述第二控制油室17，所以凸轮环5向使偏心量增加的方向摆动，排出量增加，并且排出压也上升。

另一方面，第一先导阀7的第一滑阀42维持第一液压导入端口45和第一先导控制端口46具有充分的开口面积而连通的状态。由此，第一控制油室16和第二控制油室17成为大致相等的排出压，从而成为前述的高工作压的状态。

但是，成为通过所述第一先导阀7连通第一先导控制端口46和第一排油端口48的状态的液压Ps被设定成比向第一控制油室16和第二控制油室17供给液压而抵抗所述盘簧28的弹簧负载W地使凸轮环5开始摆动的高工作压Pu低，从而排出压不会达到高工作压，在达到Ps的时刻，如图18所示，第二先导阀70的第三滑阀73伴随第二液压导入端口76的液压的上升而抵抗第三阀弹簧75的弹力后退移动而开始连通第三先导控制端口77和第三排油端口78（排泄通路61）。由此，第二控制油室17成为与排泄通路61连通的状态。

而且，在从所述电磁切换阀8到第二控制油室17的油通路中，也就是说，油在流过所述第一、第二电磁控制端口55、56时，产生流动阻力，而产生压力损失，从而通过从所述第二先导阀70的各端口77、78排出油，第二控制油室17的液压与排出压相比被减压调整。

也就是说，如图18的箭头所示，从第一先导阀7的液压导入端口45通过第一先导控制端口46的油的一部分被供给到第一控制油室16，而另一部分从电磁切换阀8的第一电磁控制端口55经由第二环状槽52c流过第二电磁控制端口56，在这里被施加流动阻力。

另外，通过该第二电磁控制端口56的油分流到第一控制油室17和第二先导阀70侧，该被分流到第二先导阀70侧的油从第三先导控制端口77流入第三环状槽73c并从第三排油端口78排出到排泄通路61，在从所述第三先导控制端口77流入第三环状槽73c时，在所述第三滑阀73的第二阀体73b的端缘，开口面积缩小。因此，第二控制油室17的液压与排出压相比被减压调整。

所述第二控制油室17的调压是由第二先导阀70的第三先导控制端口77通过第二阀体73b开始开口的初始状态的开口面积的变化而实施的，从而不受所述盘簧28的弹簧常数的影响。

而且，如前所述，由于在第二先导阀70的第三滑阀73的短行程范围内进行，所以也不受第三阀弹簧75的弹簧常数的影响，基于发动机转速的上升产生的排出压P的不必要的增加也被抑制（图12的（c）区间）。因此，获得与前述的第一实施方式同样的作用效果。

尤其，在本实施方式中，除了第一先导阀7以外，还设置独立的第二先导阀70，通过该第二先导阀70控制第二控制油室17的液压，从而能够不受第一先导阀7的影响，实现第二控制油室17自身的高精度控制。

其结果，能够使所述图12的（a）区间和（b）区间尤其高转速（c）区间中的泵排出液压充分地接近单点划线，能够充分地抑制无用的排出压的发生。

本发明不限于所述各实施方式的结构，例如，还可以进一步变更所述弹簧收容室27、21的配置。

另外，盘簧28的弹簧负载能够分别根据泵的规格和大小自由地设定，并且其线圈直径和长度也能够自由地变更。

另外，还可以将该可变容量型泵适用于内燃机以外的液压设备等。

关于从所述实施方式把握的所述权利要求书以外的发明的技术思想，如下说明。

〔技术方案a〕技术方案1记载的可变容量型泵，其特征在于，

设置有第二控制机构，其切换从所述排出部向所述第一控制油室导入工作油的状态、和排出所述第一控制油室内的工作油的状态。

〔技术方案b〕技术方案a记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述第二控制机构由第三施力部件和通过该第三施力部件被施力的第三阀体构成，

所述第三阀体受到排出压，由此，阀体与所述施力部件相比先抵抗所述第三施力部件的施力移动，并从工作油从所述第一控制油室排出的状态切换到导入工作油的状态。

〔技术方案c〕技术方案1记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述切换机构是被电切换控制的电磁控制阀。

〔技术方案d〕技术方案c记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述电磁控制阀是在成为工作油被导入所述第一控制油室的状态之后所述第二控制机构使所述转子的转速变大时，切换到工作油从所述排出部导入所述第二控制油室的状态。

〔技术方案e〕技术方案d记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述控制机构是在所述电磁控制阀切换到从所述排出部向所述第二控制油室导入工作油的状态之后，始终排出所述第二控制油室内的工作油，并且，始终使排出量可变。

〔技术方案f〕技术方案1记载的可变容量型泵，其特征在于，

在所述切换机构和所述第二控制油室之间设置有固定节流部。

通过固定节流部对工作油施加流动阻力并向第二控制油室供给减压了的工作油。

〔技术方案g〕技术方案1记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述控制机构排出所述第一控制油室内的工作油直到排出压成为规定的第一压力，

排出压超过第一压力时，将排出压导入所述第一控制油室，并且限制排油端口和其他端口的连通，

排出压进一步上升并超过第二压力时，维持向所述第一控制油室导入排出压，并排出所述第二控制油室内的工作油。

〔技术方案h〕技术方案2记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述切换机构具有：阀体，其具有被导入排出压的第二排出端口、与所述第二控制油室连通的连通端口和与排出通路连通的第二排油端口；滑阀体，能够自由滑动被设置在该阀体内，并口控制所述各端口的连通状态，

该滑阀体成为初始状态时，限制所述第二排出端口和其他端口的连通状态，并且连通所述连通端口和所述第二排油端口，

通过所述滑阀体移动，所述第二排出端口和连通端口连通，并且限制所述第二排油端口和其他端口的连通状态。

〔技术方案i〕技术方案h记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述切换机构的滑阀能够通过电力移动而构成。

〔技术方案j〕技术方案i记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述第二端口与第一控制油室连通，或者与从连通第一控制端口和第一控制油室的通路分支的通路连通。

〔技术方案k〕技术方案j记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述连通端口与所述第二控制油室连通，或者与从连通所述第二控制端口和第二控制油室的通路分支的通路连通。

〔技术方案l〕技术方案k记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述切换机构的滑阀在所述控制机构成为所述第二状态时被切换。

〔技术方案m〕技术方案1记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述第二排出端口和/或所述连通端口构成所述节流部。

〔技术方案n〕技术方案2记载的可变容量型泵，其特征在于，

在没有被所述控制机构的滑阀中的所述控制弹簧施力的一侧的端部，经由所述排出端口导入排出压而构成，所述滑阀抵抗所述控制弹簧的作用力移动，由此经由所述滑阀的端部连通所述排出端口和第一控制端口。

〔技术方案o〕技术方案2记载的可变容量型泵，其特征在于，

所述控制机构的排油端口的开口面积比所述节流部小。

Claims (10)

1.一种可变容量型泵，其特征在于，具有：

被旋转驱动的转子；

能够自由进退地设置在该转子的外周的多个叶片；

凸轮环，将所述转子和叶片收容配置在内侧，并且内部形成有多个泵室，通过移动使相对于所述转子的旋转中心的偏心量变化；

壳体，形成在所述凸轮环的至少一方的侧面侧，并设置有：吸入部，向凸轮环相对于所述转子的旋转中心向一方向偏心移动时容积增大的所述泵室开口；排出部，向凸轮环相对于所述转子的旋转中心向另一方向偏心移动时容积减少的所述泵室开口；

第一施力部件，沿着所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心的偏心量变大的一方向对所述凸轮环施力；

第一控制油室，通过导入从所述排出部排出的工作油而抵抗所述第一施力部件的作用力使所述凸轮环向另一方向移动；

第二控制油室，通过导入工作油而与所述第一施力部件的作用力协同使液压作用于所述凸轮环；

切换机构，其切换成从所述排出部向所述第二控制油室导入工作油的状态和从所述第二控制油室排出工作油的状态；

控制机构，在所述切换机构处于将从所述排出部排出的工作油向所述第二控制油室导入的状态时，若从所述排出部排出的工作油的排出压超过规定的压力则排出所述第二控制油室内的工作油，随着从所述排出部排出的工作油的排出压变大而使所述第二控制油室内的工作油的排出量增加。

2.如权利要求1所述的可变容量型泵，其特征在于，

设置有第二控制机构，其切换从所述排出部向所述第一控制油室导入工作油的状态、和排出所述第一控制油室内的工作油的状态。

3.如权利要求2所述的可变容量型泵，其特征在于，

所述第二控制机构由第二施力部件和通过该第二施力部件被施力的阀体构成，

所述阀体受到排出压，由此，阀体与所述第一施力部件相比先抵抗所述第二施力部件的作用力移动，并从工作油从所述第一控制油室排出的状态切换到导入工作油的状态。

4.如权利要求1所述的可变容量型泵，其特征在于，

所述切换机构是被电切换控制的电磁控制阀。

5.如权利要求1所述的可变容量型泵，其特征在于，

在所述切换机构和所述第二控制油室之间设置有固定节流部。

6.如权利要求1所述的可变容量型泵，其特征在于，

所述控制机构排出所述第一控制油室内的工作油直到从所述排出部排出的工作油的排出压成为规定的第一压力，从所述排出部排出的工作油的排出压超过所述第一压力时，向所述第一控制油室导入排出压，并且限制排油端口和其他端口的连通，从所述排出部排出的工作油的排出压进一步上升而超过作为规定的压力的第二压力时，向所述第一控制油室导入排出压，使所述排油端口和与所述第二控制油室连接的端口连通。

7.一种可变容量型泵，其特征在于，具有：

被旋转驱动的转子；

能够自由进退地设置在该转子的外周的多个叶片；

凸轮环，将所述转子和叶片收容配置在内侧，并且内部形成多个泵室，通过移动使相对于所述转子的旋转中心的偏心量变化；

壳体，形成在所述凸轮环的至少一方的侧面侧，并设置有：吸入部，向凸轮环相对于所述转子的旋转中心向一方向偏心移动时容积增大的所述泵室开口；排出部，向凸轮环相对于所述转子的旋转中心向另一方向偏心移动时容积减少的所述泵室开口；

施力部件，以使所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心的偏心量成为最大的方式在施加弹簧负载的状态下对所述凸轮环施力；

第一控制油室，通过导入排出压而抵抗所述施力部件的作用力使所述凸轮环向另一方向偏心移动；

第二控制油室，通过导入工作油而与所述施力部件的作用力协同使液压作用于所述凸轮环；

切换机构，其切换成从所述排出部经由节流部向所述第二控制油室导入工作油的状态、和排出所述第二控制油室内的工作油的状态；

控制机构，由以下部件构成：阀体，其具有导入排出压的导入端口、与所述第一控制油室连通的第一控制端口、与所述第二控制油室连通的第二控制端口和与排出通路连通的排油端口；滑阀，能够自由滑动地被设置在该阀体内，并控制所述各端口的连通状态；控制弹簧，以比所述施力部件小的作用力对该滑阀施力，

所述滑阀受到所述排出压并抵抗所述控制弹簧在所述阀体内滑动，在所述滑阀通过所述控制弹簧被施力并最大程度地移动的初始位置，成为限制所述导入端口及第二控制端口与其他端口的连通状态的同时连通所述第一控制端口和排油端口的第一状态，排出压增大时，成为连通所述第二控制端口和排油端口的同时连通所述导入端口和第一控制端口的第二状态。

8.如权利要求7所述的可变容量型泵，其特征在于，

所述切换机构具有：阀体，其具有导入排出压的第二排出端口、与所述第二控制油室连通的连通端口和与排出通路连通的第二排油端口；滑阀体，能够自由滑动地被设置在该阀体内，并控制所述各端口的连通状态，

该滑阀体成为初始状态时，所述第二排出端口和其他端口的连通状态被限制，并且所述连通端口和所述第二排油端口连通，

通过所述滑阀体移动，所述第二排出端口和连通端口连通，并且所述第二排油端口和其他端口的连通状态被限制。

9.如权利要求7所述的可变容量型泵，其特征在于，

所述控制机构的排油端口的开口面积比所述节流部小。

10.一种可变容量型泵，其特征在于，具有：

泵结构体，通过被旋转驱动而使多个工作油室的容积变化，将从吸入部导入的油从排出部排出；

可变机构，通过使可动部件可动，来变更向所述排出部开口的所述工作油室的容积变化量；

施力部件，沿着向所述排出部开口的所述工作油室的容积变化量变大的方向在对所述可动部件施加弹簧负载的状态下进行施力；

第一控制油室，通过导入从所述排出部排出的油而使抵抗所述施力部件的作用力的方向上的力作用于所述可变机构；

第二控制油室，通过导入油而使与所述施力部件的作用力方向同向的力作用于所述可变机构；

切换机构，其切换成从所述排出部向所述第二控制油室导入油的状态和排出所述第二控制油室内的油的状态；

控制机构，在所述切换机构处于排出所述第二控制油室内的油的状态时，若从所述排出部排出的油的压力小于规定的第一压力，则排出所述第一控制油室内的工作油，若从所述排出部排出的油的压力超过规定的第一压力，则将该油导入所述第一控制油室，在所述切换机构处于将从所述排出部排出的油向所述第二控制油室导入的状态时，若从所述排出部排出的油的压力超过大于所述第一压力的规定的第二压力，则排出所述第二控制油室内的工作油，随着从所述排出部排出的油的排出压变大而使所述第二控制油室内的油的排出量增加。