CN103671102B - 可变容量型油泵 - Google Patents

Abstract

本发明提供能够不改变泵主体的构造地调整两阶段特性的第一排出压和第二排出压的相对大小的可变容量型油泵。具有：盘簧（28），向顺时针方向对凸轮环（5）施力；控制油室（16），使凸轮环抵抗盘簧的弹力向逆时针方向移动；阀弹簧（34），对滑阀（32）向油导入口（29a）的封闭方向施力；先导阀（7），滑阀通过排出压而下降，相对于连通路（35）切换分支通路（29）和排泄通路（37）而有选择地将油向控制油室给排；电磁切换阀（8），使大径滑动部（33）抵抗阀弹簧的作用力向滑阀方向移动。

Description

可变容量型油泵

技术领域

本发明涉及例如汽车用内燃机的可变容量型油泵。

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和控制发动机气门的工作特性的可变气门装置等的要求排出压不同的设备，要求在第一泵转速区域中维持成第一排出压、且在第二泵转速区域中维持成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，通过有选择地使排出压作用于这些受压室，使所述凸轮环与转子的旋转中心之间的偏心量变更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，所述以往的可变容量型泵为了根据适用对象机器来调整所述两阶段的第一排出压和第二排出压的相对大小，需要变更分别从所述一个受压室和另一个受压室承受液压的凸轮环的受压面积，也就是说，需要变更所述各个受压室的大小。这必须从最初重新设计泵主体的构造而重新制造。

发明内容

本发明的目的是提供一种可变容量型油泵，能够不改变泵主体的构造地调整两阶段特性的第一排出压和第二排出压的相对大小。

本发明的特征是，具有控制机构，相对于来自所述排出部的排出压使切换阀的切换油向控制室的导入和排出的正时可变。

具体地，本发明的可变容量型油泵，其特征在于，具有：泵构成体，通过内燃机被旋转驱动，使多个工作油室的容积变化而将从吸入部导入的油从排出部排出；可变机构，通过可动部件移动，来变更向所述排出部开口的所述工作油室的容积变化量；第一施力部件，对所述可动部件向所述工作油室的容积变化量变大的方向施力；控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，使所述可动部件向所述工作油室的容积变化量变小的方向移动；切换阀，具有能够在滑动用孔内滑动的阀部件以及使所述阀部件向一方向施力的阀弹簧，在第一状态与第二状态之间选择性地切换，在所述第一状态中，通过所述阀弹簧的施力，使所述阀部件向一方向移动，由此切断油从所述排出部向所述控制室的导入，并且排出所述控制室内的油，在所述第二状态中，通过从所述排出部排出的油的液压使所述阀部件抵抗所述阀弹簧向另一方向移动，由此将油从所述排出部向所述控制室导入；控制机构，控制所述切换阀在所述第一状态与所述第二状态之间进行切换的液压。

本发明的另一可变容量型油泵，其特征在于，具有：泵构成体，通过内燃机被旋转驱动，使多个工作油室的容积变化而从排出部排出从吸入部被导入的油；可变机构，通过可动部件移动，来变更向所述排出部开口的所述工作油室的容积变化量；第一施力部件，对所述可动部件向所述工作油室的容积变化量变大的方向施力；控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，使所述可动部件的移动位置变更；切换阀，其具有：滑阀，能够自由滑动地设置在滑动用孔内，在所述滑动用孔的内周面形成有与所述控制室连通的连通路，并具有承受从所述排出部排出的油的排出压的受压室；第二施力部件，对该滑阀向所述排出压的相反方向施力，所述滑阀通过所述排出压的作用力与所述第二施力部件的作用力之间的差而移动，由此切换油相对于所述控制室的导入和排出；控制机构，根据所述排出压的压力使支承所述第二施力部件的一端的支承部移动来控制所述滑阀的移动位置。

本发明的又一可变容量型油泵，其特征在于，具有：泵构成体，通过内燃机被旋转驱动，使多个工作油室的容积变化而将从吸入部导入的油从排出部排出；可变机构，通过可动部件移动，来变更向所述排出部开口的所述工作油室的容积变化量；第一施力部件，对所述可动部件向所述工作油室的容积变化量变大的方向施力；控制室，通过被导入从所述排出部排出的油的排出压，使所述可动部件的移动位置变更；切换阀，其具有：滑阀，具有承受所述排出压的受压部；滑动部件，内部能够自由滑动地收容该滑阀，在滑动面开设有连通端口；第二施力部件，对所述滑阀向一方向施力，所述滑阀通过所述排出压抵抗第二施力部件的施力移动，由此，切换油向所述排出部和连通端口的导入和排出并有选择地向所述控制室给排油；控制机构，使所述滑动部件抵抗所述滑阀及第二施力部件的作用力向所述滑阀的滑动方向移动。

根据本发明，能够不变更泵主体的构造地，仅变更所述第二施力部件的弹簧常数，就能够调整两阶段特性的第一排出压和第二排出压的相对大小。

附图说明

图1是第一实施方式的可变容量型泵的概要图。

图2是表示本实施方式的泵壳的主视图。

图3是本实施方式的可变容量型泵的泵构成体的纵剖面。

图4是发动机的常规运转时的先导阀的作用说明图。

图5是高负载时的可变容量型油泵的作用说明图。

图6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7是本发明的第二实施方式的可变容量型泵的概要图。

图8是发动机的额定运转时的先导阀的作用说明图。

图9是高负载时的可变容量型油泵的作用说明图。

图10是表示本发明的第三实施方式的可变容量型油泵的概要图。

图11是发动机额定运转时的先导阀的作用说明图。

图12是高负载时的先导阀的作用说明图。

图13(A)～(C)表示第四实施方式的先导阀的纵剖视图，A是发动机启动初期的作用说明图，B是额定运转时的作用说明图，C是高负载时的作用说明图。

图14(A)～(C)表示第五实施方式的先导阀的纵剖视图，A是发动机启动初期的作用说明图，B是额定运转时的作用说明图，C是高负载时的作用说明图。

图15(A)～(C)表示第六实施方式的先导阀的纵剖视图，A是发动机启动初期的作用说明图，B是额定运转时的作用说明图，C是高负载时的作用说明图。

图16(A)～(C)表示第七实施方式的先导阀的纵剖视图，A是发动机启动初期的作用说明图，B是额定运转时的作用说明图，C是高负载时的作用说明图。

图17(A)～(C)表示第八实施方式的先导阀的纵剖视图，A是发动机启动初期的作用说明图，B是额定运转时的作用说明图，C是高负载时的作用说明图。

图18(A)～(C)表示第九实施方式的先导阀的纵剖视图，A是发动机启动初期的作用说明图，B是额定运转时的作用说明图，C是高负载时的作用说明图。

图19(A)～(C)表示先导阀的滑阀的圆柱状挡圈部和被该挡圈部开闭的通路孔的大小关系，A是挡圈部的宽度与通路孔的面积大致相同的情况，B是通路孔的面积比挡圈部的宽度小的情况，C是通路孔的面积比挡圈部的宽度稍大的情况。

图20(A)～(C)表示先导阀的滑阀的挡圈部的构造形成为酒桶形时与被该挡圈部开闭的通路孔的大小关系，A是挡圈部的宽度与通路孔的面积大致相同的情况，B是通路孔的面积比挡圈部的宽度小的情况，C是通路孔的面积比挡圈部的宽度稍大的情况。

附图标记的说明

1…泵壳

2…泵盖

3…驱动轴

4…转子

5…凸轮环

6…控制外壳

7…先导阀(切换阀)

8…电磁切换阀(控制机构)

10…枢轴销

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…控制油室(控制室)

19…泵室(工作油室)

27…弹簧收容室

28…盘簧(施力部件)

29…分支通路

29a…油导入口

30…滑动用孔

30a…小径孔部

30b…大径孔部

31…盖部件

32…滑阀

32a…第一挡圈部

32b…第二挡圈部

32c…小径轴

32d…通路孔

32e…环状槽

33…大径滑动部(支承部)

34…阀弹簧(第二施力部件)

35…第一连通路

36…连通孔

37…排泄通路

38…受压室

39…第二连通路

40…电磁切换阀的阀体

41…工作孔

42…阀座

43…电磁控制端口

44…球阀

45…电磁线圈部

46…给排端口

47…排泄端口

48…油通路

49…推杆

50…筒状通路

51、52…第一、第二油过滤器

53…第二控制油室

54…导入通路

55…第二连通路

57…滑阀

58…第三连通路

59…排泄通路

60…套筒(滑动部件)

60a…小径部

60b…大径部

61…连通端口

63…套筒弹簧(第三施力部件)

64…受压室

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，本实施方式示出了如下的可变容量型泵，其作为使汽车用内燃机的发动机气门的气门正时可变的可变气门机构的工作源的同时，通过喷油嘴向发动机的滑动部尤其是活塞和气缸内腔的滑动部供给润滑油，还向曲轴的轴承供给润滑油。

〔第一实施方式〕

本实施方式的可变容量型泵采用叶片型，该泵主体被设置在内燃机的气缸体的前端部等，如图1、图2所示，主要由以下部件构成：有底圆筒状的泵壳1，一端开口被泵盖2封闭；驱动轴3，贯穿地配置在该泵壳1的大致中心部，并被未图示的发动机的曲轴旋转驱动；转子4，能够自由旋转地被收容在所述泵壳1的内部，并且其中心部被结合在所述驱动轴3；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。

另外，具有：切换阀即先导阀7，被设置在配置固定于所述泵盖2的外侧面的铝合金制的控制外壳6上，并为使所述凸轮环5摆动而控制液压供给切换；控制机构即电磁切换阀8，被设置在未图示的气缸体上。

如图2所示，所述泵主体的泵壳1和泵盖2被安装到所述气缸体时，通过4根螺栓9被一体地结合，该各螺栓9穿插在分别形成在泵壳1和泵盖2上的螺栓插孔1a等，前端部被螺合紧固在形成于气缸体的各内螺纹孔中。

所述泵壳1由铝合金材料一体地形成，还如图3所示，凹状的工作室即泵收容室1b的底面中的凸轮环5的轴向的一侧面滑动，从而平面度和表面粗糙度等的精度高地被加工，滑动范围通过机械加工形成。

另外，在泵壳1中，在所述泵收容室1b的底面大致中央位置贯穿形成有轴支承所述驱动轴3的一端部的轴承孔1c，并且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轴销10插入的有底状的销孔1d。另外，在比连结枢轴销10的轴心和泵壳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”)更靠垂直上方的位置的内周侧，形成有形成为圆弧凹状的密封面1e。

与形成在所述凸轮环5上的后述的密封槽5b嵌合的密封部件13始终与所述密封面1e滑动接触，来密封后述的控制油室16。由所述密封面1e和密封部件13构成了密封机构。

另外，如图3所示，所述密封面1e形成为由以所述销孔1d为中心的规定长度的半径R形成的圆弧面状，并被设定成所述密封部件13能够始终在所述凸轮环5偏心摆动的范围内滑动接触的长度。

另外，在泵壳1的底面上，在图3中，在驱动轴3(轴承孔1c)的左侧的位置，形成有大致新月状的吸入部即吸入端口11，并且在与该吸入端口11之间的径向的相反侧的位置，也就是说，所述驱动轴3的右侧的位置，分别大致相对地形成有大致新月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的具体结构在后面说明。

而且，在所述泵收容室1b的驱动轴3的轴承孔1d中，形成有供给从所述排出端口12排出的润滑油的润滑油槽23。该润滑油槽23形成为从轴承孔1d的孔缘到内部轴向的中央附近之间的长度，通过内部所保持的润滑油来确保所述驱动轴3和轴承孔1d之间的润滑性，抑制由摩擦产生的磨损和烧结。

如图2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形成了所述螺栓插孔的多个凸起部。另外，泵盖2的内侧面在该实施方式中形成为大致平坦面状，但在这里还能够与所述泵收容室1b的底面相同地形成吸入端口、排出口端口、储油部。另外，该泵盖2通过固定在泵壳1上的定位销14在泵壳1上进行圆周方向的定位，且确保所述驱动轴3的两轴承孔1c、2a的同轴性，并且通过所述各螺栓9被结合在泵壳1上。此外，所述控制外壳6被一体地设置在所述泵壳1的侧部。

所述驱动轴3通过经由齿轮等从曲轴传递到从泵盖2突出的前端部3a的旋转力使转子4向图1中的箭头方向(顺时针方向)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，所述转子4的7片叶片15分别能够自由进退地被滑动保持在从内部中心侧向外侧以辐射状形成的7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被所述排出端口12排出的排出液压的截面大致圆形状的背压室24。通过该各背压室24内的压力和伴随转子4的旋转产生的离心力将所述各叶片15向外侧挤出。

所述各叶片15的内侧的各基端缘与所述转子4的两侧所具有的前后一对环槽4b、4c的内部中收容的一对叶片环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自由滑动地接触。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1b、泵盖2的内侧面之间，液密地分隔出工作油室即多个泵室19。

所述各叶片环18是伴随旋转向辐射外侧挤出所述各叶片15，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的内周面滑动接触而液密地分隔成各泵室19。

所述凸轮环5是由加工容易的烧结金属一体地形成为大致圆筒状，在外周面的所述凸轮环基准线M上的图1中的右外侧位置形成有所述枢轴凹部5d，供被插入定位于该枢轴凹部5b的所述枢轴销10嵌插并成为偏心摆动支点。

另外，在凸轮环5的从所述凸轮环基准线M到上方侧的位置，隔着所述密封槽5b地设置有保持密封部件13的大致三角形的突起部5e。

此外，由所述驱动轴3、转子4、凸轮环5、叶片15及叶片环18形成了泵构成体。

在所述凸轮环5的突起部5e侧的外周面和泵壳1之间，在以所述凸轮环基准线M为中心的上方侧形成有控制室即所述控制油室16。

所述控制油室16通过被供给到内部的液压抵抗后述的施力部件即盘簧28的弹力将所述凸轮环5向偏心量减少的方向推压。另外，该控制油室16经由所述先导阀7与排出端口12连通或切断连通，并且在凸轮环5的摆动时，也通过所述密封机构始终被液密地密封。

另外，所述凸轮环5的靠控制油室16侧的外侧面作为受压面20发挥功能。

因此，控制油室16内的液压对凸轮环5的推压力成为使该凸轮环5以枢轴销10为支点向图1中的逆时针方向摆动而使偏心量减少的力。

所述密封部件13例如由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的所述突起部5e的外周面上的所述密封槽5b内，并且被固定在该密封槽5b的底部侧的橡胶制的弹性部件的弹性力朝向前方也就是说压抵在各密封面1e上。由此，确保控制油室16的始终良好的密封性。

如图1及图3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构成体的泵作用产生的负压，经由形成在大致中央的吸入口11a吸入未图示的油盘内的润滑油。

另外，在该吸入端口11的外周侧的大致中央位置，连续地形成有延伸地设置到后述的弹簧收容室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一起与低压室22连通，并且将通过由泵构成体的泵作用产生的负压从油盘经由吸入通路吸起的油向吸入端口11供给，并导入容积被扩大的各泵室19。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向各泵室19的容积伴随所述泵构成体的泵作用而缩小的区域开口，并且从形成在上侧的排出口12a经由排出通路12b通过气缸盖内部所具有的后述的主油沟25将油供给到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。

另外，后述的先导阀7和电磁切换阀8与从所述主油沟25分支的分支通路29连通。

此外，在所述排出通路12b附近的主油沟25中设置有第一油过滤器51，并且在所述分支通路29的与主油沟25之间的分支位置附近设置有第二油过滤器52，向所述先导阀7和电磁切换阀8供给的油被双重过滤。

这些油过滤器51、52是例如使用虑筒，在发生堵塞等的情况下能够更换虑筒的盒式，或能够进行所述虑筒的更换。

在所述凸轮环5中，在筒状主体的外周面的与所述枢轴凹部5d相反侧的位置，一体地设置有向径向外侧突出的伸出部即臂26。如图1所示，该臂26具有：矩形板状的臂主体26a，从凸轮环5的筒状主体的前端缘延伸设置到轴向的大致中央位置；凸部26b，一体地形成在该臂主体26a的前端部侧的下表面。

所述臂主体26a的与前端部的所述凸部26b相反侧的下表面形成为平坦状，而所述凸部26b的外表面形成为曲率半径小的圆弧面状。

另外，在所述泵壳1的与所述销孔1d相反侧的位置，也就是说在所述臂26的下方位置，形成有弹簧收容室27。

所述弹簧收容室27形成为沿泵壳1的轴向延伸的大致平面矩形状，在内部收容配置有，通过所述臂26对所述凸轮环5向图1中的顺时针方向施力的、也就是说向转子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施力的所述盘簧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的下端缘与弹簧收容室27的底面弹性接触，而上端缘与臂26的凸部26b弹性接触，在弹簧收容室27内被赋予规定的弹簧负荷W，所述上端缘始终与臂26的凸部26b抵接的同时向凸轮环5中的所述转子4的旋转中心和凸轮环5的内周面的中心之间的偏心量变大的方向施力。

即，所述盘簧28是在被赋予弹簧负荷W的状态下始终通过臂26对凸轮环5向上方偏心的方向，换言之向各泵室19的容积变大的方向施力。如图6所示，所述弹簧负荷W被设定成在泵排出压为气门正时控制装置的必要液压P1时将液压导入所述控制油室16而使凸轮环5移动的负荷。

另外，在泵壳1的从轴向与所述弹簧收容室27相对的位置，一体地设置有供所述臂26的前端部的上表面抵接并限制该臂26的顺时针方向的最大转动位置的球面状的限制突部1f。

如图1所示，所述先导阀7主要由以下部件构成：阶梯圆筒状的滑动用孔30，沿上下方向被设置在控制外壳6的内部，底部被盖部件31封闭；滑阀32，能够向上下方向自由滑动地被设置在该滑动用孔30的上侧的小径孔部30a内部；支承部即大径滑动部33，能够自由上下滑动地被设置在滑动用孔30的下侧的大径孔部30b内；阀弹簧34，被弹性安装在所述滑阀32和大径滑动部33之间，相互向相反方向对滑阀32和大径滑动部33施力。

所述滑动用孔30的所述小径孔部30a的上端通过形成在控制外壳6上的油导入口29a与所述分支通路29连通，并且在小径孔部30a的侧部形成有第一连通路35的一端开口35a。该第一连通路35的另一端通过形成在所述泵壳1的端壁上的连通孔36与所述控制油室16连通。

所述油导入口29a的内径形成得比所述小径孔部30a的内径小，在两者之间形成有阶梯锥形的支承面29b，滑阀32的后述的第一挡圈部32a落座于该支承面29b并封闭油导入口29a。

另外，与未图示的油盘连通的排泄通路37的一端开口地形成在所述小径孔部30a的下部。

所述滑阀32具有构成阀体的上端侧的第一挡圈部32a、外径与第一挡圈部32a相同的下侧的第二挡圈部32b、和形成在第一、第二挡圈部32a、32b之间的小径轴部32c，沿内部轴向形成有被第一挡圈部32a侧的上端封闭的圆筒状的通路孔32d。

第一挡圈部32a的轴向的长度形成得比第二挡圈部32b短，伴随上下滑动来开闭所述连通孔34的一端开口34a，并且在内部的通路孔32d的上壁面上弹性地保持有所述阀弹簧34的上端34a。此外，所述第一挡圈部32a的轴向长度形成得比所述第一连通孔35的一端开口35a的内径稍大。

第二挡圈部32b借助轴向长的外周面在小径孔部30a内稳定地滑动引导滑阀32。

所述小径轴部32c的外周形成有面向第一连通孔35的一端开口35a的环状槽32e，并且在圆周方向的规定位置沿径向贯穿地形成有连通所述环状槽32e和通路孔32d的透孔32f。

另一方面，在所述大径滑动部33的上端侧内部形成有弹性保持所述阀弹簧34的下端34b的有底的弹簧承接孔33a，并且在下表面33b的中央一体地设置有小径圆柱状的止挡突部33c。该止挡突部33c限制大径滑动部33的最大下降位置，并且在大径滑动部33的下表面即大径受压面33b和所述盖部件31的上表面之间形成有大径的受压室38，所述下表面33b承受通过所述电磁切换阀8被导入该受压室38的液压并向上方推起大径滑动部33。

连通所述受压室38和电磁切换阀8的第二连通路39的一端开口地形成在所述大径孔部30b的下端侧。

如图1所示，所述电磁切换阀8主要由以下部件构成：阀体40，被压入固定在形成于气缸体的规定位置的阀收容孔1g中，并沿内部轴向形成有工作孔41；阀座42，被压入所述工作孔41的前端部(图中上端部)，并在中央形成有电磁控制端口(ソレノイド制御ポート)43；金属制的球阀44，能够自由分离落座地设置在该阀座42的内侧，并开闭所述电磁控制端口43的开口端；电磁线圈部(ソレノイド)45，被设置在阀体40的一端侧。

在所述阀体40的周壁的上端部从径向贯穿地形成有给排端口46，并且在周壁的下端部侧从径向贯穿地形成有与所述工作孔41连通的排泄端口47。所述给排端口46经由所述第二连通路39与先导阀7的受压室38连通。

所述电磁控制端口43经由形成在所述气缸体上的油通路48与所述分支通路29连通。

在所述电磁线圈部45的壳体45a的内部收容配置有未图示的电磁线圈、固定铁心、可动铁心等，在该可动铁心的前端部设置有推杆49，其在所述工作孔41内具有规定间隙地滑动，其前端对所述球阀44进行推压或解除推压。

在所述推杆49的外周面和所述工作孔41的内周面之间，形成有适当地连通所述给排端口46和排泄端口47的筒状的通路50。

而且，从电子控制器向所述电磁线圈通电时，所述推杆49推进移动并利用前端部推压所述球阀44使其落座于阀座42而封闭所述电磁控制端口43的开口端的同时，经由所述筒状通路50使给排端口46和排泄端口47连通。

另一方面，向电磁线圈的通电被切断时，如图5所示，所述推杆49后退移动而解除球阀44的推压(封闭)，打开所述电磁控制端口43，使该电磁控制端口43和给排端口46连通，并且切断筒状通路50和排泄端口47的连通。

电流从未图示的发动机的控制单元向所述电磁线圈接通-断开地被通电或被切断通电。

所述控制单元通过发动机的油温和水温、发动机转速和负载等检测当前的发动机运转状态，尤其在以图6的N为基准时发动机转速比其低的情况下，向所述电磁线圈通电，比N高的情况下，切断所述通电。

但是，在发动机转速为N以下也是高负载的情况等下，也切断向电磁线圈的通电。

〔第一实施方式的作用〕

以下，关于所述结构对可变容量型油泵的作用进行说明。首先，在发动机启动后的怠速运转等的低转速区域中，如图1所示，凸轮环5通过所述盘簧28的弹力(作用力)使臂26与限制突部1f抵接而向最大顺时针方向旋转，相对于驱动轴3的偏心量成为最大，泵排出量成为最大。

在该时刻，通过控制单元向所述电磁切换阀8的电磁线圈通电。由此，所述推杆49推进并向上方推压球阀44而封闭电磁控制端口43的开口端，切断该电磁控制端口43和给排端口46的连通的同时，使所述给排端口46和排泄端口47连通。

因此，所述大径受压室38向油盘开放并成为液压不作用于大径滑动部33的受压面33b的状态。由此，大径滑动部33通过阀弹簧34的弹力被向下方施力，止挡突部33c与盖部件31的上表面抵接而限制最大下降移动。

另一方面，所述滑阀32通过所述阀弹簧34的弹力被向上方施力，第一挡圈部32a落座于支承面29b。由此，油导入口29a和第一连通路35的连通被切断，且所述第一连通路35和排泄通路37经由所述环状槽32e、透孔32f、通路孔32d及小径孔部30a连通。

因此，所述控制油室16经由通路槽36和所述环状槽32e等与排泄通路37连通并向油盘开放，成为液压完全不作用的状态。

因此，所述凸轮环5不抵抗盘簧28的弹力向逆时针方向旋转移动，成为保持最大偏心量的状态。因此，油排出量与发动机转速的上升成正比地增加，液压也成正比地上升，从而成为图6所示的低转速区域a的状态。此外，该时刻的液压成为所述气门正时控制装置(可变气门装置)的要求压。

该上升的液压从主油沟25经由分支通路29被导向先导阀7的油导入口29a时，滑阀32抵抗阀弹簧34的弹力开始向下方的移动。而且，所述泵排出压达到超过气门正时控制装置的要求压的P1时，滑阀32成为稍下降移动的位置。在该状态下，滑阀32的第一挡圈部32a成为封闭第一连通路35的一端开口35a的状态，从而油导入口29a和第一连通路35仍然维持连通被切断的状态，液压未被供给到控制油室16。

所述盘簧28的弹簧负荷是在液压P1直接作用于控制油室16的情况下，通过其液压力使凸轮环5向逆时针方向旋转移动而使所述驱动轴3和凸轮环5的内径成为同心的程度的弹簧负荷。因此，滑阀32进一步下降而成为图4所示的位置时，通过先导阀7的第一挡圈部32a以小的开口面积连通油导入口29a和第一连通路35，被减压的液压从第一连通路35被供给到控制油室16。而且，凸轮环5抵抗所述盘簧28的弹力向逆时针方向旋转移动，由此调整泵排出量。

从所述第一连通路35向控制油室16供给的液压过高时，凸轮环5的逆时针方向的旋转移动量变大，泵排出量减少。然后，向主油沟25供给的液压降低，从而滑阀32此时通过阀弹簧34的弹力向上方移动，油导入口29a和第一连通路35的连通开口面积变小，向控制油室16的供给液压降低。

另一方面，向所述控制油室16供给的液压成为过低的状态时，凸轮环5的逆时针方向的旋转移动量小，从而成为偏心量大的状态，泵排出量变得过剩。然后，由于向主油沟25侧供给的液压变高，所以滑阀32抵抗盘簧34的弹力向下方移动，由第一挡圈部32a产生的油导入口29a和第一连通路35的连通开口面积变大，控制油室16的液压上升。

像这样，通过规定的液压P1开始油导入口29a和第一连通路35的连通，然后根据连通开口面积的变化来控制控制油室16的液压。而且，由于能够以滑阀32的小的移动量进行控制，所以几乎不受阀弹簧34的弹簧常数的影响。

这是因为，即使在稍微的液压变动下也能够使连通开口面积必要充分地变化，如图6的实线b所示，即使发动机转速上升，液压也不上升，能够控制成大致一定的压力1P1。

另外，因发动机转速和油温(油粘度)的变化、空气的混入和气穴的发生等，对于凸轮环5的内周面5a的压力分布发生变化，要使所述凸轮环5旋转移动的液压力发生了变化的情况下，也能够以规定的液压P1开始油导入口29a和第一连通路35的连通，能够实现通过开口面积进行的控制，几乎不受其变化的影响。

而且，发动机转速达到图6的N所示的转速时，为进行活塞冷却，产生使喷油嘴喷射的必要性。另外，在发动机的最高输出扭矩时，产生向曲轴的轴承供给高液压P2的必要性。

此外，在低转速下但发动机负载高的情况下，产生使喷油嘴喷射的必要性。

像这样，除了图6的c区域的转速区域以外，在b区域的转速区域，在高负载时，也需要如虚线所示地将液压提高到P2，从而切断向所述电磁切换阀8的通电(断开状态)。

即，如图5所示，向所述电磁切换阀8的电磁线圈的通电被切断时，推杆49将球阀44向电磁控制端口43侧压抵的力消失，球阀44因电磁控制端口43的液压向相反侧(下方)移动，封闭筒状通路50并切断该筒状通路50和排泄端口47的连通的同时，使电磁控制端口43和给排端口46连通。由于该给排端口46与先导阀7的第二连通路39连通，所以主油沟25(分支通路29)的液压被导入所述受压室38。

所述受压室38和油导入口29a都被导入相同的分支通路29的液压，但由于大径孔部30b的受压面33b的受压面积比第一挡圈部32a的上表面的受压面积大，所以滑阀32、阀弹簧34及大径滑动部33的整体一起向油导入口29a方向移动。这里，所述大径滑动部33与大径孔部30b和小径孔部30a的阶梯部30c抵接，其进一步的向上方移动被限制。

滑阀32向上方移动时，第一挡圈部32a也移动并成为图1所示的位置，从而第一连通路35再通过小径轴部32c的透孔32f与排泄通路37连通。然后，由于所述控制油室16的液压降低，所以所述凸轮环5通过盘簧28的弹力向偏心量变大的方向返回而使泵排出量增加，直到上升到图6所示的P2。伴随该泵排出量的增加，主油沟25(分支通路29)的液压增加，从而所述滑阀32如图5所示地抵抗阀弹簧34的弹力向下方移动。

像这样，泵排出压达到P2时，如上所述地，滑阀32成为图4所示的位置，第一挡圈部32a再移动到第一连通路35位置，通过第一挡圈部32a使油导入口29a和第一连通路35连通，被减压的液压从第一连通路35被导入控制油室16。

而且，为将泵排出压一定地保持在P2的状态，通过先导阀7控制所述控制油室16，但其控制方法和作用与前述的将泵排出压控制成P1时相同。

以上，在本实施方式中，通过向所述电磁切换阀8的电磁线圈通电或切断通电，能够将向主油沟的排出液压控制成低液压即P1和高液压即P2这两种。

而且，所述被控制的泵排出压能够与发动机转速和油温等的运转条件无关地被一定地保持在稳定的状态。

另外，由于泵排出压的P1和P2的关系根据阀弹簧34的伸缩量和弹簧常数决定，所以在被用于多个内燃机并成为不同的关系的情况下，仅通过变更阀弹簧34的设定，其他零件还保持相同的设计，就能够应对。

因此，由于不需要如所述现有技术那样地从最初重新设计泵主体的构造并重新制造，所以实现制造成本的大幅降低。

另外，例如仅通过所述阀弹簧34的变更不能够应对的情况下，还能够通过大径滑动部33的止挡突部33c的长度、小径孔部30a和大径孔部30b之间的阶梯部30c、油导入口29a和小径孔部30b之间的锥形的支承面29b的阶梯位置等的小的变更来应对。

而且，所述受压室38成为高压时，大径滑动部33与所述阶梯部30c抵接，从而受压室38的密封性是良好的。因此，大径孔部30b和大径滑动部33之间的游隙不需要更严格的精度管理。

另外，由于所述滑阀32和大径滑动部33是分体的部件，所以小径孔部30a和大径孔部30b的同轴度也不需要较严格的管理，从而从这点来看，制造作业也变得容易。

在本实施方式中，所述控制单元进行判断，来进行向所述电磁线圈的接通-断开控制，但考虑到电磁线圈等的断线时的故障安全，采用断开且液压高的设定，但也可以使接通-断开时的特性相反。

而且，在本实施方式中，在所述主油沟25的上游侧和分支通路29的分支位置附近，设置有第一、第二油过滤器51、52，从而能够通过双重过滤，充分地阻止金属粉等的杂质向所述先导阀7和电磁切换阀8流入。由此，先导阀7和电磁切换阀8等不会因杂质引起工作不良。

假设，在所述第一、第二油过滤器51、52发生堵塞的情况下，液压不能被导入所述控制油室16，所述凸轮环5维持最大偏心状态，泵排出压变得过剩时，泄压阀工作，抑制泵排出压的过度上升。像这样，在液压回路的堵塞等的故障时，也能够确保高液压，从而能够充分地抑制在发动机的高转速高负载时等，通过液压不足引起的发动机的故障。

〔第二实施方式〕

图7表示本发明的第二实施方式，基本结构与第一实施方式相同，从而对于通用的结构标注相同的附图标记，并省略具体的说明。

即，在本实施方式中，主要在以所述枢轴销10为中心的下侧形成有第二控制油室53，并且变更了先导阀7的滑阀32的构造。

具体说明时，在所述泵壳1的内部，在夹着凸轮环基准线M(枢轴销10)的上下位置，设置有第一控制油室16和第二控制油室53。

所述分支通路29的液压从所述分支通路29分支的导入通路54经由第一连通孔36直接被导入第一控制油室16，该液压产生以抵抗盘簧28的弹力使偏心量变小的方式使凸轮环5向逆时针方向旋转移动的力。

另一方面，分支通路29的液压通过与所述第一连通孔36并列地形成的第二连通孔55从先导阀7被导入所述第二控制油室53。该液压产生辅助盘簧28的弹力以使偏心量变大的方式使凸轮环5向顺时针方向旋转移动的力。

相同的压力作用于所述第一、第二控制油室16、53这双方的情况下，相互的液压抵消并成为小的液压，不能抵抗盘簧28的弹力使凸轮环5向偏心量变小的方向旋转移动。

降低所述第二控制油室53的液压时，辅助盘簧28的弹力的力减少，从而能够使凸轮环5如图9所示地抵抗盘簧28的弹力向偏心量变小的方向旋转移动。但是，为了安全，以通过1MPa左右的液压使凸轮环5旋转移动的程度，设定所述盘簧28的弹簧负荷与从第一、第二控制油室16、53到凸轮环5外周面所承受的受压面积的比率。

另外，为构成所述各控制油室16、53，与泵壳1的第一密封面1e对应地在与其大致对称位置，在使泵壳1的一部分鼓出地形成的鼓出部1h的内表面上形成有圆弧状的第二密封面1i。另外，在与凸轮环5的所述鼓出部1h对应的位置形成有第二突起部5f，在形成在该第二突起部5f的外表面上的保持槽内，设置有能够与所述第二密封面1i滑动接触的第二密封部件56。

其他的构成零件与第一实施方式的泵构成体相同，工作也相同。

在所述先导阀7中，形成了油导入口29a、小径孔部30a及大径孔部30b这三个内径不同的圆筒形状的气缸的情况与第一实施方式相同，但滑阀57在轴向的三个位置形成有第一挡圈部57a、第二挡圈部57b及第三挡圈部57c，在所述各挡圈部57a、57b、57c之间形成有第一、第二小径轴部57d、57e。

另外，在滑阀57的内部轴向上，形成有油导入口29a侧开口的有底状的通路孔57f，并且在下侧的第二小径轴部57e，沿径向贯穿地形成有与所述通路孔57f连通的透孔57g。此外，在所述各小径轴部57d、57e的外周，分别形成有环状槽57h、57i。

而且，一端经由所述第二连通孔55与所述第二控制油室53连通的第三连通路58的另一端开口地形成在小径孔部30a的轴向大致中央位置。另外，同样地，在小径孔部30a的比第三连通路58的另一端开口58a更靠上方的位置，形成有与油盘连通的排泄通路59的一端的开口59a。

所述第三连通路58的开口58a和排泄通路59的开口59a通过所述滑阀57的第二挡圈部57b等被相对地开闭，对于所述油导入口29a和第三连通路58、以及该第三连通路58和排泄通路59进行连通或切断。

所述先导阀7的其他结构与第一实施方式相同，在滑阀32和大径滑动部33之间配置有阀弹簧34，通过其弹力对滑阀32和大径滑动部33向相互分离的方向施力。

所述滑阀32中的第一挡圈部57a的上端外周缘落座于油导入口29a和小径孔部30a之间的锥形的支承面29b，所述大径滑动部33通过凸形状的止挡突部33c与盖部件31抵接，从而形成成为受压室38的空间，大径滑动孔30b的下端开口部被盖部件31密封。此时，所述阀弹簧34被配置成提供规定的设定负荷。

所述电磁切换阀8是与第一实施方式的结构相同的结构，另外，给排端口46和第二连通路39连通的结构等也相同，省略具体的说明。

〔第二实施方式的作用〕

以下，关于本实施方式的可变容量型泵的工作，与图6的液压特性相匹配地进行说明。

图7表示发动机转速低且泵排出液压也低的初期的状态。由于所述电磁切换阀8以接通状态被通电，所以通过磁力使推杆49伸展使球阀44向电磁控制端口43压抵后切断，并且所述给排端口46和排泄端口47连通。由于所述给排端口46与先导阀7的第二连通路39连接，所以先导阀7的受压室38向油盘开放，没有液压作用，成为低压状态。因此，所述大径滑动部33的止挡突部33c通过阀弹簧34的弹力与盖部件31抵接。

另一方面，所述滑阀32通过阀弹簧34的弹力与所述支承面29b抵接，在该状态下，第二小径轴部57e向第三连通路58开口，第三连通路58和油导入口29a经由第二小径轴部57e的透孔57g连通。

由于所述第三连通路58与所述第二连通孔55连接，所以第二控制油室53与油导入口29a连通，成为有主油沟25的液压作用的状态。

由于所述第一控制油室16始终通过分支通路29与主油沟25连接，所以相等的液压作用于两个控制油室16、53。因此，所述凸轮环5不能抵抗盘簧28的弹力旋转移动，成为保持最大偏心量的图7的状态。

排出量与发动机转速的上升成正比地增加，泵排出压也成正比地上升，从而成为图6所示的低转速区域a的状态。

上升了的液压被导入先导阀7的油导入口29a时，滑阀32抵抗阀弹簧34的弹力开始下降移动。如图6所示，泵排出压达到超过气门正时控制装置的要求液压的P1时，滑阀32的位置成为图8所示的稍下降的位置。

在该状态下，油导入口29a成为被第一挡圈部57a封闭的状态，并且所述第三连通路58和排泄通路59通过第一环状槽57d连通，从而第二控制油室53内的液压从排泄通路59被排泄到油盘内并成为低压状态。

在液压P1直接作用于第二控制油室53的情况下，所述盘簧28的负荷成为不能通过其液压力使凸轮环5旋转移动的弹簧负荷，但伴随第二控制油室53的低压化，凸轮环5抵抗盘簧28的弹力向逆时针方向旋转移动并调整泵排出量。

而且，所述第二控制油室53的液压过低时，凸轮环5的逆时针方向的旋转移动量变大，泵排出量减少。然后，由于主油沟25(分支通路29)的液压降低，所以滑阀57因阀弹簧34的弹力稍向上方移动，第一环状槽57d和第三连通路58的连通开口面积变小，排泄量减少，使第二控制油室53的液压上升。

另一方面，第二控制油室53的液压过高时，由于凸轮环5的逆时针方向的旋转移动量小，所以泵排出量变得过剩。然后，由于主油沟25的液压变高，所以第二挡圈部57d抵抗弹簧负荷移动，第二环状槽57e和第三连通路58的连通开口面积变大，排泄量增加，第二控制油室53的液压降低。

像这样，第二控制油室53的液压为规定的液压P1，与油导入口29a的连通被切断，并开始第一排泄通路59和第三连通路58的连通，然后，根据连通开口面积的变化被控制。

而且，由于能够以第二挡圈部57b的小的移动量进行控制，所以几乎不受阀弹簧34的弹簧常数的影响。

这意味着，即使微小的液压变动，也能够使连通开口面积必要充分地变化，如图6的b的实线区域所示，即使发动机转速上升，液压也不上升，能够被控制成大致一定的压力P1，与第一实施方式相同。另外，与第一实施方式同样地需要将液压向P2提高时，切断向电磁切换阀8的通电(断开状态)。由此，由于电磁切换阀8的给排端口46与先导阀7的第二连通路39连通，所以主油沟25的液压被导入所述受压室38。

相同的主油沟25的液压被导入所述受压室38和油导入口29a，但受压室38侧成为大径孔部30b，大径滑动部33的下表面的受压面33b的受压面积比第一挡圈部57a的上表面的受压面积大，从而产生的液压力大。因此，如图9所示，所述滑阀32整体和阀弹簧34一起向油导入口29a方向(上方向)移动。因此，所述大径滑动部33与大径孔部30b和小径孔部30a之间的阶梯部30c抵接，不能进行进一步的移动而停止。

如上所述，滑阀32向上方移动时，第二挡圈部57b也移动，从而如图7所示，第三连通路58再经由第二环状槽57e的透孔57g与油导入口29a连通。然后，由于所述第二控制油室53的液压增加，所以凸轮环5因盘簧28的弹力向偏心量变大的方向返回，使排出量增加。主油沟25的液压伴随排出量增加而增加，使所述滑阀32抵抗阀弹簧34的弹力下降移动。

泵排出压达到P2时，成为图9的状态，第二挡圈部57b再移动到第三连通路58的位置，通过第一挡圈部57a连通第二环状槽57e和第三连通路58，从而排泄通路59和第二控制油室53连通。因此，该第二控制油室53成为低压。

而且，第二控制油室53以将泵排出压一定地保持在图6的P2的方式被先导阀7控制，但其控制方法和作用与前述的将泵排出压控制成P1时相同。

以上，通过第二实施方式实现的液压特性和效果与第一实施方式相同，但所述先导阀7和电磁切换阀8被例如杂质等锁定，成为液压作用于第一、第二控制油室16、53双方的状态的情况下，也能够发挥以规定的液压(约1MPa左右)工作的故障安全功能。

〔第三实施方式〕

图10表示第三实施方式，可变容量油泵的泵构成体等的整体结构与第二实施方式的结构相同，但第一控制油室16通过先导阀7供给或排出主油沟25(分支通路29)的液压。另外，所述盘簧28的负荷被设定成在停止时能够将偏心量保持在最大位置的程度的负荷。

而且，在小径孔部30a的比所述第三连通路58的开口端58a更靠上侧的位置的靠所述油导入口29a侧，形成有与第一实施方式相同的第一连通路35。该第一连通路35的一端35a向小径孔部30a开口地形成，另一端经由第一连通孔36与第一控制油室16连通。

具有三个挡圈部57a、57b、57c和两个小径轴部57d、57e(两个环状槽57h、57i)的滑阀57等的其他结构与第二实施方式相同。

所述第一环状槽57h的宽度形成得与第一连通路35的一端开口35a的内径，也就是说开口宽度大致相等，第二环状槽57i的宽度形成得与第三连通孔58的一端开口58a的内径，也就是说开口宽度大致相等。第一排泄通路59的一端开口的开口宽度形成得与第一环状槽57h的宽度大致相等。另外，在所述第二小径轴部57e上沿径向形成有透孔57e并与所述第三连通路58适当地连通。

电磁切换阀8的结构和油通路结构与第二实施方式的结构相同。

〔第三实施方式的作用〕

从泵的排出通路12b排出的油通过油过滤器51和未图示的油冷却器后，到达主油沟25，被供给到滑动各部和通过液压工作的各零件。

所述电磁切换阀8的电磁控制端口43和先导阀7的油导入口29a被连接到所述主油沟25(分支通路29)。优选与主油沟25连接，但也可以在排出通路12b之后紧接着与排出端口12连接。

所述电磁切换阀8的给排端口46被连接到先导阀7第二连通路39。

所述先导阀7的滑阀32的第一环状槽57h向排泄通路59开口，第二环状槽57i经由透孔57g与通路孔57f连通，并且再与所述油导入口29a连通。所述先导阀7的第一、第二排泄通路37、59和电磁切换阀8的排泄端口47与油盘连通的结构与所述实施方式相同。

〔第三实施方式的作用〕

以下，关于本实施方式的作用进行说明，图10表示发动机转速低且泵排出压也低的初期的状态。

在该时刻，由于电磁切换阀8被接通而通电，所以通过电磁线圈的磁力使推杆49伸展而使球阀44压抵在电磁控制端口43的开口端，从而切断该电磁控制端口43和先导阀7的第二连通路39之间的连通，并且给排端口46和排泄端口47连通。由于所述给排端口46被连接到所述第二连通路39，所以受压室38向油盘开放，并成为没有液压作用的状态。

而且，所述先导阀7的大径滑动部33通过阀弹簧34的弹力借助止挡突部33c与盖部件31抵接。

另一方面，先导阀7的滑阀32通过阀弹簧34的弹力被向上方施力，并与小径孔部30a的支承面29b抵接。在该状态下，由于第一小径轴57d(第一环状槽57h)向第一连通路35和第一排泄通路59开口，所以第一连通路35与第一排泄通路59连通。

第三连通路58和油导入口29a经由第二小径轴部57e的透孔57g连通。由于所述第一连通路35与泵壳1的第一连通孔36连接，所以第一控制油室16和第一排泄通路59连通并成为没有液压作用于第一控制油室16的状态。由于第三连通路58与第二连通孔55连接，所以第二控制油室53经由透孔57g等与油导入口29a连通，并作用有主油沟25的液压。

像这样，由于主油沟25的液压通过分支通路29仅作用于所述泵壳1内的第二控制油室53，所以凸轮环5不能抵抗盘簧28的弹力向逆时针方向旋转移动，成为保持最大偏心量的图10的状态。

由于泵排出量与发动机转速的上升成正比地增加，液压也成正比地上升，所以成为图6所示的低转速区域(a)的状态。

而且，上升了的泵液压被导入先导阀7的油导入口29a时，滑阀57抵抗阀弹簧34的弹力开始下降移动。

泵排出压达到超过气门正时控制装置的要求液压的P1(参照图6)时，滑阀57成为图11所示的下降位置。

所述第一连通路35的开口宽度和第一挡圈部57a的宽度大致相等，第一连通路35的连通目标向油导入口29a或通过第一环状槽57h向第一排泄通路59有选择地切换。另一方面，第三连通路58的连通目标通过第二环状槽57i向油导入口29a或通过第一环状槽57h向第一排泄通路59有选择地切换。而且，这两个第一连通路35和第三连通路58的切换大致同时进行。

因此，所述第一控制油室16的连通目标在第一排泄通路59和油导入口29a之间切换，第二控制油室53的连通目标在油导入口29a和第一排泄通路59之间切换，并同时地进行。而且，进行切换时，凸轮环5抵抗所述盘簧28的弹力向逆时针方向旋转移动并调整排出量。

第一控制油室16的液压过高，或者第二控制油室53的液压过低时，所述凸轮环5的逆时针方向的旋转移动量变大，排出量减少。然后，由于主油沟25的液压降低，滑阀57通过弹力稍上升移动，由第一挡圈部57a产生的油导入口29a和第一连通路35的连通开口面积变小，第一控制油室16的液压降低的同时，第二挡圈部57b移动，第二环状槽57i和第一连通路35的连通开口面积变小，排泄量减少，第二控制油室53的液压提高。

第一控制油室16的液压过低，或者第二控制油室53的液压过高时，由于凸轮环5的旋转移动量小，所以泵排出量变得过剩。然后，由于主油沟25的液压变高，所以第一挡圈部57a抵抗弹力下降移动，使油导入口29a和第一连通路35的连通开口面积变大，第一控制油室16的液压提高的同时，第二挡圈部57b也下降移动，第一环状槽57h和第三连通路58的连通开口面积变大，从而来自第二控制油室53的油的排泄量增加，第二控制油室53的液压降低。

像这样，两个控制油室16、53的液压为规定的液压P1，开始油导入口29a、排泄通路59与第一连通路35、第二连通孔58的连通，然后，根据连通开口面积的变化被控制。

而且，由于同时进行双方的控制油室16、53的液压控制，所以第一、第二挡圈部57a、57b的移动量与第一实施方式和第二实施方式的情况相比即使更小也能够进行控制。由此，能够使阀弹簧34的弹簧常数的影响更少。

另外，需要将泵排出压向P2提高时，只要切断向所述电磁切换阀8的电流即可，与第一、第二实施方式相同，其工作也相同。

将泵排出压控制成P2时的先导阀7的状态如图12所示。也就是说，液压从第二连通路39被导入受压室38并经由大径滑动部33使所述滑阀32整体和阀弹簧34一起向油导入口29a方向(上方向)移动。因此，所述大径滑动部33与大径孔部30b和小径孔部30a之间的阶梯部30c抵接，不能进行进一步的移动而停止。

〔第四实施方式〕

图13A～C表示第四实施方式的先导阀7，在该实施方式中，示出了所述第一实施方式的先导阀7的变形例。泵主体是与第一实施方式相同的构造，所述电磁切换阀8也与第一实施方式～第三实施方式的结构相同。

在第一实施方式～第三实施方式中，通过使所述大径滑动部33的位置移动，改变阀弹簧34的全长，使切换所述滑阀32、57对第一连通路35的连通、切断状态时的切换压力变化，但如该实施方式那样地，通过改变先导阀7的端口位置，也能够同样地使切换压力变化。

即，在第四实施方式中，在先导阀7的滑动用孔30和滑阀32之间配置套筒60，通过电磁切换阀8的通电-非通电(接通-断开)使套筒60移动，由此改变切换时的阀弹簧34长度来改变弹簧负荷，从而能够液压控制成两种控制液压P1和P2。

具体说明时，所述套筒60由圆筒状的小径部60a和一体地设置在该小径部60a的图中下端缘上的凸缘状的大径部60b构成，所述小径部60a具有微小游隙并能够自由滑动地被收容在小径孔部30a内，并且大径部60b具有微小游隙并能够自由滑动地被配置在大径孔部30b内。另外，所述滑阀32具有微小游隙并能够自由滑动地被收容在所述小径部60a的内周面。

另外，在所述小径部60a的与所述第一连通路35对应的位置，从径向贯穿地形成有多个连通端口61，所述第一连通路35的开口宽度被设定成即使所述连通端口61上下移动也能够始终连通的宽度。

图13A表示没有泵排出压作用或低液压的初期状态。在所述套筒60的内周面的下部设置有圆环凸状的弹簧座62，在该弹簧座62和密封所述大径孔部30b的下端开口的盖部件31之间，弹性安装有对所述套筒60向上方施力的第三施力部件即套筒弹簧63。该套筒弹簧63被设定成即使液压作用于所述油导入口29a，套筒也不移动的程度的弹簧负荷，并将套筒60压抵在形成于所述小径孔部30a的上端的支承面30d上地进行施力。

在所述盖部件31的大致中央位置，贯穿地形成有与套筒60的内部连通的排泄端口31a。

所述滑阀32的构造与第一实施方式的结构相同，具有上侧的第一挡圈部32a和下侧的第二挡圈部32b，在该两挡圈部32a、32b之间形成有小径轴部32c。另外，在滑阀32的内部轴向上，形成有上端被封闭的通路孔32d。在所述小径轴部32c的外周形成有环状槽32e，并且沿内部径向贯穿地形成有连通所述通路孔32d和环状槽32e的透孔32f。

在所述滑阀32的通路孔3上表面和盖部件31之间，设置有对滑阀32向封闭油导入口29a的方向施力的阀弹簧34。

在小径孔部30a、大径孔部30b的阶梯部30c与套筒60的小径部60a、大径部60b的阶梯部之间形成有圆环状的受压室64，第二连通路39向其开口。未图示的所述电磁切换阀8的给排端口46被连接在该第二连通路39。

套筒60的所述连通端口61与大径的第一连通路35连通。

而且，在图13A所示的初期状态下，所述第一连通路35经由连通端口61、环状槽32e及透孔32f与套筒60的内部连通，并且与盖部件31的排泄端口31a连通。

所述连通端口61以与套筒60的旋转方向无关地与所述第一连通路35连通的方式，在轴向相同位置沿圆周方向设置多个。

而且，各个构成部件的油通路的连接与图1所示的第一实施方式相同，工作也相同，从而得到图6所示的液压特性。

也就是说，泵排出压上升到P1时的先导阀7如图13B所示地通过油导入口29a的液压使滑阀32抵抗阀弹簧34的弹力向盖部件31方向下降移动。第一挡圈部32a的宽度和连通端口61的开口宽度大致相等，第一挡圈部32a移动到连通端口61的位置时，所述连通端口61和排泄端口31a的连通被切断，并且切换到连通端口61和油导入口29a的连通。由此，液压被导入所述控制油室16。

在该时刻，向所述电磁切换阀8的电流被切断，所述电磁控制端口43和第二连通路39被连通，从而如图13C所示，液压被导入所述环状受压室64。

液压被导入所述环状受压室64时，通过作用于套筒60的大径部60b的液压力使套筒60抵抗套筒弹簧63的弹力向盖部件31方向下降移动，大径部60b的下表面被强力地压抵在盖部件31的上表面。由此，得到良好的密封性，并且所述环状受压室64成为高压。

此外，若使所述套筒60的小径部60a和滑动用孔30的小径孔部30a之间的游隙更小来确保密封性，则能够增大所述大径部60b和大径孔部30b的游隙，能够以增大了游隙的量来相应地缓和小径部60a和大径部60b的同轴精度。

如图13C所示，由于连通端口61也伴随所述套筒60的下降移动向盖部件31方向移动，所以滑阀32的第一挡圈部32a也与连通端口61一起下降移动。此时，压缩所述阀弹簧34，负荷提高，从而其切换压力成为图6所示的P2。

其他的作用效果与第一实施方式相同，但套筒60由铁类材料形成，由此，与滑阀32之间的滑动位置的耐磨损性提高，另外，与铝合金材料的控制外壳6的滑动用孔30之间的滑动面积比滑阀32大，能够提高耐磨损性。

〔第五实施方式〕

图14A～C表示第五实施方式的先导阀7，在该实施方式中，示出了与第四实施方式同样地对于所述第二实施方式追加配置了套筒60的先导阀7的变形例。泵主体是与第一实施方式相同的构造，所述电磁切换阀8也与第一实施方式～第三实施方式的结构相同。

即，在滑动用孔30和滑阀57之间，能够自由上下滑动地配置有套筒60，通过向电磁切换阀8的通电-非通电(接通-断开)使所述套筒60上下移动，由此改变切换时的阀弹簧34的全长，也就是说改变弹簧负荷，能够通过液压控制成两种控制液压P1和P2。

所述套筒60是在与第三连通路58对应的位置，在周向的等间隔位置沿径向贯穿地形成有多个连通端口61，并且在该连通端口61的上侧沿径向贯穿地形成有与排泄通路59连通的多个排泄端口65。此外，该排泄端口65被置换成盖部件31的排泄端口31a。

所述滑阀57通过阀弹簧34的弹力被向封闭油导入口29a的方向施力，而套筒60通过套筒弹簧63的弹力被向与支承面30d抵接的方向施力。

图14A表示先导阀7的初期状态，在该状态下，连通端口61与第二实施方式同样地经由透孔57g等与油导入口29a连通，并且与第三连通路58连通。因此，主油沟25的排出压被供给到第二控制油室53。

图14B表示所述主油沟25的液压为P1时的先导阀7的工作状态，滑阀57的第二挡圈部57b的宽度和连通端口61的开口宽度大致相等，第二挡圈部57b下降移动到连通端口61的位置时，连通端口61被封闭，向第二控制油室53的油供给停止，并且连通端口61经由第一环状槽57h被切换到排泄端口65，第二控制油室53的液压被减压。

然后，断开电磁切换阀8而切断电流时，如图14C所示，液压被导入环状受压室64，该受压室64的液压上升时，套筒60抵抗套筒弹簧63的弹力向盖部件31方向下降移动，大径部60b的下表面被压抵在盖部件31的上表面。

由于连通端口61也伴随套筒60的下降移动向盖部件31方向移动，所以滑阀57的第二挡圈部57b也与连通端口61相匹配地下降移动。此时，阀弹簧34收缩，负荷提高，从而其切换压力成为图6所示的P2。

所述第二连通孔58和排泄通路59的开口宽度被设定成即使连通端口61和排泄端口65移动也能够连通的宽度，能够确保所述各连通。其他的作用效果与第二实施方式相同，但套筒60由铁类材料形成，由此，与滑阀57之间的滑动部的耐磨损性提高，另外，铝合金材料的控制外壳6和滑动用孔30的滑动面积比滑阀57大，得到使耐磨损性提高的效果，这与第四实施方式相同。

〔第六实施方式〕

图15A～C表示第六实施方式的先导阀7，在该实施方式中，示出了与第四、第五实施方式同样地对于所述第三实施方式追加配置了套筒60的先导阀7的变形例。泵主体是与第一实施方式相同的构造，所述电磁切换阀8也与第一实施方式～第三实施方式的结构相同。

在能够自由滑动地设置在滑动用孔30和滑阀57之间的套筒60中，沿径向贯穿地形成有与第一连通路35连通的多个第一连通端口61，并且在其下侧沿径向贯穿地形成有与排泄通路59连通的多个排泄端口66。另外，在该排泄端口66的下侧贯穿地形成有与第三连通路58连通的多个第二连通端口67。

而且，通过所述电磁切换阀8的接通-断开使套筒60上下移动来改变切换时的阀弹簧34的全长，由此改变弹簧负荷，从而能够通过液压控制成两种控制液压P1和P2。

图15A表示先导阀7的初期状态，套筒60和滑阀57通过阀弹簧34和套筒弹簧63的弹力被压抵在支承面30d上。

在该状态下，第一连通路35与第三实施方式同样地经由第一环状槽57h与排泄端口66及排泄通路59连通，第三连通路58经由第二连通端口67和透孔57g等与油导入口29a连通。

此外，泵主体和电磁切换阀8及它们的连接与第二实施方式相同。

图15B表示主油沟25的液压为P1时的先导阀7的工作状态，第一挡圈部57a的宽度和第一连通端口61的开口宽度大致相等，第二挡圈部57b的宽度和第二连通端口67的开口宽度大致相等。因此，第一、第二挡圈部57a、57b移动到第一、第二连通端口61、67的位置时，第一连通端口61的连接目标从排泄端口66被切换到油导入口29a，第二连通端口67的连接目标从油导入口29a被切换到排泄端口66，液压被导入泵主体的第一控制油室16，第二控制油室53的液压被减压。

图15C表示断开所述电磁切换阀8而成为非通电状态，液压被导入环状受压室64的状态，液压被导入受压室64时，套筒60抵抗套筒弹簧63的弹力向盖部件31方向下降移动，大径部60b的下表面压抵在盖部件31的上表面。

由于第一、第二连通端口61、67也伴随套筒60的下降移动向盖部件31方向下降移动，所以滑阀57的第一、第二挡圈部57a、57b也与各连通端口61、67相匹配地下降移动。此时，阀弹簧34收缩，负荷提高，从而其切换压力成为图6所示的P2。

所述第一连通路35和排泄通路59的开口宽度被设定成即使所述连通端口61和排泄端口66移动也能够连通的宽度。

〔第七实施方式〕

图16A～C表示第七实施方式，其基本构造与第四实施方式相同，不同之处是变更了能够自由滑动地配置在滑动用孔30和滑阀57之间的套筒60的构造。在该套筒60的小径部60a的上端形成有上壁60c，在该上壁60c的中央贯穿地形成有与油导入口29a连通的大径连通孔60d，并且上壁60c的下表面成为限制滑阀32的最大上方移动的第二支承面60e。该滑阀32是与第一实施方式的结构相同的构造。

另外，在所述小径部60a的上部侧，沿径向贯穿地形成有与第一连通路35连通的多个连通端口61。

在所述盖部件31的上表面中央一体地形成有阶梯状的凸部31b，在该凸部31b的外周面上，沿上下方向滑动引导所述套筒60的下部内周面。另外，在盖部件31的内部中央沿轴向贯穿地形成有排泄端口31a。在所述滑阀57和盖部件31的凸部31b上表面之间，具有规定的弹簧负荷地配置有阀弹簧34，通过该弹力将滑阀57的第一挡圈部32a压抵在套筒60的第二支承面60e，并通过该力将套筒60压抵在滑动用孔30的阶梯面30d。

另外，在套筒60的大径部60b下表面和盖部件31之间形成有受压室64，所述第二连通路39的一端在此开口。

在所述小径孔部30a、大径孔部30b的阶梯部与套筒60的小径部60a、大径部60b的阶梯部之间，形成有背压室68。该背压室68通过设置在套筒60的小径部60a下部侧的背压排泄孔69与盖部件31的排泄端口31a连通。而且，在图16A所示的初期状态下，控制油室16通过连通孔35、连通端口61及小径轴部32c的透孔32f与套筒内的通路孔32d和盖部件31的排泄端口31a连通。所述连通端口61与套筒60的旋转方向无关地始终与所述连通孔35连通。

泵主体与第一实施方式相同，与电磁切换阀8之间的连接结构也相同，另外，工作也相同，得到图6所示的液压特性。但是，电磁切换阀8在通电时从第二连通路39向受压室64供给液压，在非通电时切断向第二连通路39的液压供给，并被变更成与排泄端口47连通的结构。

泵排出压上升到P1时，如图16B所示，通过油导入口29a的液压使滑阀32抵抗阀弹簧34的弹力向盖部件31方向下降移动。

该滑阀32从第二支承面60e分离，没有阀弹簧34的弹力作用，在电流向电磁切换阀8流动的状态下，液压也被供给到受压室64，从而维持套筒60的上壁60c压抵在支承面30d的状态。即，由于套筒60被大地设定从大径部60b的受压室64承受的受压面积，作用相同的主油沟25的液压的情况下，被向上方推起，并向支承面30d压抵。

滑阀32的第一挡圈部32a的宽度和连通端口61的开口宽度大致相等，第一挡圈部32a移动到连通端口61的位置时，连通端口61与排泄端口31a的连通被切断并与油导入口29a连通，液压被导入所述控制油室16。

断开所述电磁切换阀8而切断电流时，受压室64的液压被排泄之后，如图16C所示，受压室38的液压被排泄，从而通过作用于第二支承面60e的外侧端部的液压力，使套筒60向盖部件31方向下降移动，并压抵在盖部件31的凸部31b的阶梯状止挡面31c。而且，通过盖部件31的止挡面31c限制套筒60的下降移动，受压室38成为最小容积。

由于连通端口61也伴随所述套筒60的下降移动向盖部件31方向移动，所以滑阀57的第一挡圈部32a也与连通端口61相匹配地下降移动。此时，由于阀弹簧34收缩，负荷提高，所以其切换压力成为图6所示的P2。连通孔35的开口宽度被设定成即使套筒60的连通端口61移动也始终确保连通状态的宽度。

其他的作用效果与第四实施方式相同，在该实施方式中，液压未被供给到所述压室64时，泵排出压成为高压的P2，从而得到通路堵塞时的故障安全的效果。

〔第八实施方式〕

图17A～C表示第八实施方式，该实施方式的基本构造与第五实施方式相同，不同之处是与第七实施方式同样地变更了能够自由滑动地配置在滑动用孔30和滑阀57之间的套筒60的构造。

在该套筒60的小径部60a的上端形成有上壁60c，在该上壁60c的中央贯穿地形成有与油导入口29a连通的大径连通孔60d，并且上壁60c的下表面成为限制滑阀32的最大上方移动的第二支承面60e。该滑阀32是与第五实施方式的结构相同的构造。

在所述套筒60上，形成有与所述第三连通路58连通的连通端口61、和与排泄通路59连通的排泄端口65。

而且，在图17A所示的初期位置，套筒60和滑阀57通过阀弹簧34的弹力上升移动，并分别被压抵在各支承面30d、60e。

在该状态下，第三连通路58与第二实施方式同样地与油导入口29a连通。泵主体和电磁切换阀8及它们的连接与第二实施方式、第五实施方式相同。但是，电磁切换阀8在通电时向第二连通路39供给液压，在非通电时切断向第二连通路39的液压供给而与电磁切换阀8的所述排泄端口47连通。

主油沟25的液压为P1时，如图17B所示，第一挡圈部57a的宽度和连通端口61的开口宽度大致相等，从而第一挡圈部57a移动到连通端口61的位置时，该连通端口61的连通目标从油导入口29a被切换到排泄端口65，所述第二控制油室53内的液压被减压。

电磁切换阀8成为非通电，向受压室64的液压供给被切断并被排泄时，如图17C所示，通过作用于套筒60的上壁60c的外周端部的液压力使套筒60向盖部件31方向下降移动，大径部60b的下表面被压抵在盖部件31的止挡面31c。在该状态下，套筒60的下降移动被限制，受压室64被确保最小容积。

由于连通端口61也伴随套筒60的下降移动向盖部件31方向下降移动，所以滑阀57的第一挡圈部57a也与连通端口61相匹配地下降移动。此时，由于阀弹簧34收缩，负荷提高，所以其切换压力成为P2。

此外，第三连通路58和排泄通路59的开口宽度被设定成即使所述连通端口61和排泄端口65移动也能够连通的宽度。

〔第九实施方式〕

图18A～C表示第九实施方式的先导阀7，该第九实施方式相对于第六实施方式与第七实施方式、第八实施方式同样，套筒60的小径部60a具有微小游隙地能够滑动地被设置在小径孔部30a，并且大径部60b具有微小游隙地能够滑动地被设置在大径孔部30b。另外，滑阀57也具有微小游隙地能够自由滑动地被设置在套筒60的内周面。另外，在套筒60的上壁60c的中央形成有大径连通孔60d，并且在外周端部设置有第二支承面60e，滑阀57与其抵接。

在所述套筒60上，分别沿径向贯穿地设置有与第一连通路35连通的第一连通端口61、和与排泄端口66和第三连通路58连通的第二连通端口67。套筒60和滑阀57在图18A所示的初期位置，通过阀弹簧34的弹力分别被压抵在各支承面30d、60e。

在该状态下，第一连通路35与第三实施方式同样地经由第一环状槽57h与排泄端口66连通，第三连通路58经由透孔57g等与油导入口29a连通。泵主体和电磁切换阀8及它们的连接与第三实施方式、第六实施方式相同。但是，电磁切换阀8在通电时将液压供给到第二连通路39，在非通电时切断液压供给并与排泄端口47连通。

然后，主油沟25的液压成为P1时，如图18B所示，滑阀57的第一挡圈部57a的宽度和第一连通端口61的开口宽度大致相等，第二挡圈部57b的宽度和第二连通端口67的开口宽度大致相等，从而第一、第二挡圈部57a、57b下降移动到第一、第二连通端口61、67的位置时，第一连通端口61的连接目标从排泄端口66被切换到油导入口29a，第二连通端口67的连接目标从油导入口29a被切换到排泄端口66，液压被导入第一控制油室16，第二控制油室53的液压被减压。

然后，所述电磁切换阀8的电流被切断时，如图18C所示，受压室64的液压被排泄并成为低压，并且通过作用于套筒60的上壁60c的上表面的液压力，使该套筒60向盖部件31方向下降移动，大径部60b的下表面与盖部件31的止挡面31c抵接，下降移动被限制，受压室38成为最小容积。

由于第一、第二连通端口61、67也伴随所述套筒60的下降移动向盖部件31方向下降移动，所以滑阀57的第一、第二挡圈部57a、57b也与连通端口61相匹配地下降移动。此时，由于阀弹簧34收缩，负荷提高，所以其切换压力成为P2。

此外，第一连通路35和排泄通路37的开口宽度被设定成即使第一连通端口61和排泄端口66移动也能够连通的宽度。图19A～C表示例如第一实施方式中的所述第一连通路35的一端开口35a的开口宽度和第一挡圈部32a的宽度的各种不同的结构，图19A所示的是第一连通路35的开口宽度和第一挡圈部32a的宽度被设定成大致相同，还具有任意一方稍大的情况，图19B所示的是第一挡圈部32a的宽度形成得比第一连通路35的开口35a宽度稍大。图19C所示的是第一连通路35的开口35a形成得比第一挡圈部32a稍大。像这样，通过相对地改变一端开口35a的宽度和第一挡圈部32a的宽度，能够与滑阀32的行程量相应地任意地控制向所述控制油室16的液压供给量。

图20A～C表示变更了第一挡圈部32a的形状的情况，还可以在所述第一挡圈部32a的外周面的上下部位形成有倒角部32g、32h。在第一挡圈部32a宽度宽的情况下，与小径孔部30a之间具有微小的间隙，三方并非完全地被切断。它们是改变了滑阀57的位移和连通开口面积变化的关系的情况，根据泵主体的规格和工作压的大小适当地选择使用。

它们在所述各实施方式中的全部的连通孔35、58与滑阀32、57的关系中也是相同的。

关于从所述实施方式把握的所述技术方案以外的发明的技术思想，进行如下说明。

〔技术方案a〕如技术方案2所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述支承部通过所述控制机构被电气地控制。

〔技术方案b〕如技术方案a所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述支承部具有通过受压向所述滑阀的滑动方向移动的受压面，排出压向该受压面的供给通过所述控制机构的电磁切换阀控制。

〔技术方案c〕如技术方案b所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述滑动用孔形成为阶梯状，并由供所述滑阀滑动的小径孔和供所述支承部滑动的大径孔构成，

所述支承部通过形成在小径孔和大径孔之间的阶梯部被限制向小径孔方向的最大移动位置。

〔技术方案d〕如技术方案2所述的可变容量型油泵，其特征在于，

对所述滑动用孔的滑阀施力的第二施力部件侧的部位成为低压状态。

〔技术方案e〕如技术方案2所述的可变容量型油泵，其特征在于，

通过从所述排出部被导入所述控制室的液压，抵抗所述第一施力部件的作用力使所述可动部件向一方向移动，

通过所述排出压使所述滑阀抵抗所述第二施力部件向一方向滑动，由此，油从所述排出部经由所述连通端口被导入所述控制室，在所述滑阀通过所述第二施力部件被最大地施力的状态下，所述连通端口和低压部连通。

〔技术方案f〕如技术方案2所述的可变容量型油泵，其特征在于，

具有常压室，通过始终被导入从所述排出部排出的油，而作用有抵抗所述第一施力部件的作用力使所述可动部件向一方向移动的方向的力，并且

具有第二控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，而作用有辅助所述第一施力部件的作用力地使所述可动部件向施力方向移动的力，

所述滑阀受到所述排出压并抵抗所述第二施力部件移动，由此使所述连通端口和低压部连通，在所述滑阀通过所述第二施力部件的作用力被最大地施力的状态下，油从所述排出部经由所述连通端口被导入所述第二控制室。

〔技术方案g〕如技术方案2所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述控制室由以下部件构成：第一控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，而作用有抵抗所述第一施力部件的作用力使所述可动部件移动的方向的力；第二控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，而作用有辅助所述第一施力部件的作用力，使所述可动部件向施力方向移动的方向的力，并且，

所述连通端口由与所述第一控制室连通的第一连通端口和与所述第二控制室连通的第二连通端口构成，

所述滑阀受到所述排出压而抵抗所述第二施力部件移动，由此，油从所述排出部经由第一连通端口被导入所述第一控制室，并且使所述第二连通端口和低压部连通，在所述滑阀通过所述第二施力部件被最大地施力的状态下，使所述第一连通端口和低压部连通，并且油从所述排出部经由所述第二连通端口被导入所述第二控制室。

〔技术方案h〕如技术方案2所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述滑阀切换油相对于所述排出部和所述连通端口的所述控制室的导入和排出时，临时封闭所述连通端口。

〔技术方案i〕如技术方案2所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述连通端口与所述排出部或低压部始终连通。

〔技术方案j〕如技术方案2所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述滑阀具有在轴向的两端部实施了倒角的大径的挡圈部和小径的轴部，

所述连通端口通过所述挡圈部被切换油的导入和排出。

〔技术方案k〕如技术方案13所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述滑动部件通过所述控制机构被电气地控制。

〔技术方案1〕如技术方案k所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述滑动部件具有通过受压向所述滑阀的滑动方向移动的受压面，排出压向该受压面的供给通过所述控制机构的电磁切换阀控制。

〔技术方案m〕如技术方案1所述的可变容量型油泵，其特征在于，

在所述滑动部件的外周具有凸缘部，该凸缘部成为所述受压面。

〔技术方案n〕如技术方案m所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述滑动部件的内部的与滑阀相反侧的空间部成为大气压。

〔技术方案o〕如技术方案3所述的可变容量型油泵，其特征在于，

通过将从所述排出部排出的油导入所述控制室，而作用有抵抗所述第一施力部件的作用力使所述可动部件移动的方向的力，

所述滑阀受到所述排出压而抵抗所述第二施力部件移动，由此，油从所述排出部经由所述连通端口被导入所述控制室，在所述滑阀通过所述第二施力部件被最大地施力的状态下，所述连通端口和低压部连通。

〔技术方案p〕如技术方案3所述的可变容量型油泵，其特征在于，

具有常压室，通过始终被导入从所述排出部排出的油，而沿抵抗所述第一施力部件的作用力使所述可动部件移动的方向作用有力，并且

通过将从排出部排出的油导入所述控制室，而作用有辅助所述第一施力部件的作用力使所述可动部件向施力方向移动的力，

所述滑阀受到所述排出压而抵抗所述第二施力部件移动，由此使所述连通端口和低压部连通，在所述滑阀通过所述第二施力部件的作用力被最大地施力的状态下，油从所述排出部经由所述连通端口被导入所述控制室。

〔技术方案q〕如技术方案3所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述控制室由以下部件构成：第一控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，而作用有抵抗所述第一施力部件的作用力使所述可动部件移动的方向的力；第二控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，而作用有辅助所述第一施力部件的作用力使所述可动部件向施力方向移动的方向的力，并且

所述连通端口由与所述第一控制室连通的第一连通端口和与所述第二控制室连通的第二连通端口构成，

所述滑阀受到所述排出压而抵抗所述第二施力部件移动，由此将油从所述排出部经由第一连通端口导入所述第一控制室，并且使所述第二连通端口和低压部连通，在所述滑阀通过所述第二施力部件被最大地施力的状态下，使所述第一连通端口和低压部连通，并且将油从所述排出部经由所述第二连通端口导入所述第二控制室。

〔技术方案r〕如技术方案3所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述滑阀切换油相对于所述排出部和连通端口的所述控制室的导入和排出时，临时封闭所述连通端口。

〔技术方案s〕技术方案3所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述连通端口与所述排出部或低压部始终连通。

〔技术方案t〕如技术方案3所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述滑阀具有在轴向的两端部实施了倒角的大径的挡圈部和小径的轴部，

所述连通端口通过所述挡圈部被切换油的导入和排出。

Claims (10)

1.一种可变容量型油泵，其特征在于，具有：

泵构成体，通过内燃机被旋转驱动，使多个工作油室的容积变化而将从吸入部导入的油从排出部排出；

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

第一施力部件，对所述可动部件向所述工作油室的容积变化量变大的方向施力；

控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，使所述可动部件向所述工作油室的容积变化量变小的方向移动；

切换阀，具有能够在滑动用孔内滑动的滑阀以及使所述滑阀向一方向施力的第二施力部件，在第一状态与第二状态之间选择性地切换，在所述第一状态中，通过所述第二施力部件的施力，使所述滑阀向一方向移动，由此切断油从所述排出部向所述控制室的导入，并且排出所述控制室内的油，在所述第二状态中，通过从所述排出部排出的油的液压使所述滑阀抵抗所述第二施力部件向另一方向移动，由此将油从所述排出部向所述控制室导入；

控制机构，控制所述切换阀在所述第一状态与所述第二状态之间进行切换的液压。

2.一种可变容量型油泵，其特征在于，具有：

泵构成体，通过内燃机被旋转驱动，使多个工作油室的容积变化而从排出部排出从吸入部被导入的油；

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

第一施力部件，对所述可动部件向所述工作油室的容积变化量变大的方向施力；

控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，使所述可动部件的移动位置变更；

切换阀，其具有：滑阀，能够自由滑动地设置在滑动用孔内，在所述滑动用孔的内周面形成有与所述控制室连通的连通路，并具有承受从所述排出部排出的油的排出压的受压室；第二施力部件，对该滑阀向所述排出压的相反方向施力，所述滑阀通过所述排出压的作用力与所述第二施力部件的作用力之间的差而移动，由此切换油相对于所述控制室的导入和排出；

控制机构，根据所述排出压的压力使支承所述第二施力部件的一端的支承部移动来控制所述滑阀的移动位置。

3.如权利要求2所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述支承部通过所述控制机构被电气地控制。

4.如权利要求2所述的可变容量型油泵，其特征在于，

通过从所述排出部被导入所述控制室的液压，抵抗所述第一施力部件的作用力使所述可动部件向一方向移动，

通过所述排出压使所述滑阀抵抗所述第二施力部件向一方向滑动，由此，油从所述排出部经由连通端口被导入所述控制室，在所述滑阀通过所述第二施力部件被最大地施力的状态下，所述连通端口和低压部连通。

5.如权利要求4所述的可变容量型油泵，其特征在于，

具有常压室，通过始终被导入从所述排出部排出的油，而作用有抵抗所述第一施力部件的作用力，从而使所述可动部件向一方向移动的方向的力，并且

具有第二控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，而作用有辅助所述第一施力部件的作用力，从而使所述可动部件向施力方向移动的力，

所述滑阀受到所述排出压而抵抗所述第二施力部件移动，由此使所述连通端口和低压部连通，在所述滑阀通过所述第二施力部件的作用力被最大地施力的状态下，油从所述排出部经由所述连通端口被导入所述第二控制室。

6.如权利要求2所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述控制室包括第一控制室和第二控制室，

所述第一控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，而作用有抵抗所述第一施力部件的作用力，从而使所述可动部件移动的方向的力；

所述第二控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，而作用有辅助所述第一施力部件的作用力，从而使所述可动部件向施力方向移动的方向的力，并且

连通端口由与所述第一控制室连通的第一连通端口和与所述第二控制室连通的第二连通端口构成，

所述滑阀受到所述排出压而抵抗所述第二施力部件移动，由此，将油从所述排出部经由第一连通端口导入所述第一控制室，并且使所述第二连通端口和低压部连通，在所述滑阀通过所述第二施力部件被最大地施力的状态下，使所述第一连通端口和低压部连通，并且将油从所述排出部经由所述第二连通端口导入所述第二控制室。

7.一种可变容量型油泵，其特征在于，具有：

泵构成体，通过内燃机被旋转驱动，使多个工作油室的容积变化而将从吸入部导入的油从排出部排出；

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

第一施力部件，对所述可动部件向所述工作油室的容积变化量变大的方向施力；

控制室，通过被导入从所述排出部排出的油的排出压，使所述可动部件的移动位置变更；

切换阀，其具有：滑阀，具有承受所述排出压的受压室；滑动部件，内部能够自由滑动地收容该滑阀，在滑动面开设有连通端口；第二施力部件，对所述滑阀向一方向施力，所述滑阀通过所述排出压抵抗第二施力部件的施力移动，由此，切换油向所述排出部和连通端口的导入和排出并有选择地向所述控制室给排油；

控制机构，使所述滑动部件抵抗所述滑阀及第二施力部件的作用力向所述滑阀的滑动方向移动。

8.如权利要求7所述的可变容量型油泵，其特征在于，

通过将从所述排出部排出的油导入所述控制室，而作用有抵抗所述第一施力部件的作用力，从而使所述可动部件移动的方向的力，

所述滑阀受到所述排出压而抵抗所述第二施力部件移动，由此，油从所述排出部经由所述连通端口被导入所述控制室，在所述滑阀通过所述第二施力部件被最大地施力的状态下，所述连通端口和低压部连通。

9.如权利要求7所述的可变容量型油泵，其特征在于，

具有常压室，通过始终被导入从所述排出部排出的油，而沿抵抗所述第一施力部件的作用力使所述可动部件移动的方向作用有力，并且

通过将从排出部排出的油导入所述控制室，而作用有辅助所述第一施力部件的作用力，从而使所述可动部件向施力方向移动的力，

所述滑阀受到所述排出压而抵抗所述第二施力部件移动，由此使所述连通端口和低压部连通，在所述滑阀通过所述第二施力部件的作用力被最大地施力的状态下，油从所述排出部经由所述连通端口被导入所述控制室。

10.如权利要求7所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述控制室包括第一控制室和第二控制室，

所述第一控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，而作用有抵抗所述第一施力部件的作用力，从而使所述可动部件移动的方向的力；

所述第二控制室，通过被导入从所述排出部排出的油，而作用有辅助所述第一施力部件的作用力，从而使所述可动部件向施力方向移动的方向的力，

所述连通端口由与所述第一控制室连通的第一连通端口和与所述第二控制室连通的第二连通端口构成，

所述滑阀受到所述排出压而抵抗所述第二施力部件移动，由此，将油从所述排出部经由第一连通端口导入所述第一控制室，并且使所述第二连通端口和低压部连通，在所述滑阀通过所述第二施力部件被最大地施力的状态下，使所述第一连通端口和低压部连通，并且将油从所述排出部经由所述第二连通端口导入所述第二控制室。