CN103835940B - 可变容量型油泵 - Google Patents

可变容量型油泵 Download PDF

Info

Publication number
CN103835940B
CN103835940B CN201310394035.3A CN201310394035A CN103835940B CN 103835940 B CN103835940 B CN 103835940B CN 201310394035 A CN201310394035 A CN 201310394035A CN 103835940 B CN103835940 B CN 103835940B
Authority
CN
China
Prior art keywords
control
oil
grease chamber
cam ring
force
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
CN201310394035.3A
Other languages
English (en)
Other versions
CN103835940A (zh
Inventor
渡边靖
大西秀明
佐贺浩二
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Hitachi Astemo Ltd
Original Assignee
Hitachi Automotive Systems Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Hitachi Automotive Systems Ltd filed Critical Hitachi Automotive Systems Ltd
Publication of CN103835940A publication Critical patent/CN103835940A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN103835940B publication Critical patent/CN103835940B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/18—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber
    • F04C14/22—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber by changing the eccentricity between cooperating members
    • F04C14/223—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber by changing the eccentricity between cooperating members using a movable cam
    • F04C14/226—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber by changing the eccentricity between cooperating members using a movable cam by pivoting the cam around an eccentric axis
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/30—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C2/34—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C2/344—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member
    • F04C2/3441—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surface substantially parallel to the axis of rotation
    • F04C2/3442—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surface substantially parallel to the axis of rotation the surfaces of the inner and outer member, forming the working space, being surfaces of revolution
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2210/00—Fluid
    • F04C2210/20—Fluid liquid, i.e. incompressible
    • F04C2210/206—Oil
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/18—Pressure
    • F04C2270/185—Controlled or regulated

Abstract

本发明提供一种可变容量型油泵，当存在维持在希望的排出压的要求时，即使泵转速上升，也可抑制排出压的过度上升。该可变容量型油泵具备：电磁切换阀（40），其从各分支通路（3，4）经由中间通路（60）等向第二控制油室（32）导入工作油，或经由中间通路等从第二控制油室（32）排出工作油；先导阀（50），其根据排出压向第一控制油室（31）供给或切断排出压，并且经由电磁切换阀、中间通路等向第二控制油室（32）供给或排出油压；在排出通路的排出压比要求排出压高的情况下，先导阀向第一控制油室供给排出压，并且，将第二控制油室内的工作油排出。

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
近年来，为了将从油泵排出的油用于例如内燃机的各滑动部、控制内燃机气门的动作特性的可变气门装置等要求排出压不同的设备，要求第一转速范围的低压特性和第二转速范围的高压特性两个阶段特性。
为了满足这种要求，例如下面的专利文献1所记载的可变容量型泵考虑了如下技术：在通过克服弹簧部件的弹簧施力而移动来变更相对于转子的偏心量的凸轮环的外周面侧设有两个对置的受压室，使泵排出压有选择地作用于这些受压室，由此使所述凸轮环以两个阶段工作。
专利文献1：（日本）特表2008－524500号公报
但是，所述专利文献1的可变容量型泵需要利用弹簧常数比较大的所述弹簧部件对所述凸轮环施力，因此，相对于排出压的上升，凸轮环向偏心量小的方向的移动性降低，想要维持在第一排出压或第二排出压，随着泵转速上升，排出压就会大幅度上升。其结果是，产生偏离要求排出压特性等技术性课题。
发明内容
本发明是鉴于上述现有可变容量型油泵的技术性课题而提出的，其目的在于提供一种要求维持在希望的排出压时，即使泵转速上升也能够抑制排出压的过度上升的可变容量型油泵。
为了达到上述目的，本发明第一方面提供一种可变容量型油泵，其特征在于，具备：
被旋转驱动的转子；
多个叶片，其出入自如地被设于该转子的外周；
凸轮环，其在内周侧容纳所述转子和叶片且形成多个泵室，并且，通过移动而改变内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量；
吸入部，其向所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心向一方向进行偏心移动时容积增大的所述泵室开口；
排出部，其向所述凸轮环向另一方向进行偏心移动时容积减少的所述泵室开口；
施力部件，其向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，其通过从所述排出部经由导入通路导入排出压而抵抗所述施力部件的施力，赋予所述凸轮环使所述凸轮环向偏心量变小的另一方向进行偏心移动的力；
第二控制油室，其通过被导入工作油，与所述施力部件的施力协作，赋予使所述凸轮环向一方向移动的力；
切换机构，其切换成经由连通所述排出部和第二控制油室的连通路向所述第二控制油室导入工作油的状态和经由所述连通路从第二控制油室排出工作油的状态；
在所述凸轮环的偏心量成为最小前进行工作，随着所述排出压变大，所述连通路的开口面积变化，排出所述第二控制油室内的工作油的排出通路的开口面积变化为与所述导入通路的开口面积相反。
在第一方面的基础上，第二方面的可变容量型油泵的特征在于，
所述切换机构是被电气切换控制的电磁控制阀。
本发明第三方面的一种可变容量型油泵，其特征在于，具备：
被旋转驱动的转子；
多个叶片，其出入自如地被设于该转子的外周；
凸轮环，其在内周侧容纳所述转子和叶片且形成多个泵室，并且，通过移动而改变内周面的中心相对于所述转子的旋转中的偏心量；
吸入部，其向所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心向一方向进行偏心移动时容积增大的所述泵室开口；
排出部，其向所述凸轮环向另一方向进行偏心移动时容积减少的所述泵室开口；
施力部件，其向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，其通过从所述排出部被导入排出压而抵抗所述施力部件的施力，赋予所述凸轮环使所述凸轮环向偏心量变小的另一方向进行偏心移动的力；
第二控制油室，其通过被导入工作油，与所述施力部件的施力协作，赋予使所述凸轮环向一方向移动的力；
切换机构，其切换成经由连通所述排出部和第二控制油室的连通路向所述第二控制油室导入工作油的状态和经由所述连通路从第二控制油室排出工作油的状态；
控制机构，包括：阀体，其分别形成有导入所述排出压的导入口、与所述第一控制油室连通的第一控制口、经由所述连通路与所述第二控制油室侧连通的第二控制口、与所述连通路的所述切换机构侧连通的连通口、能够与第二控制口连通的泄油口；滑阀，其滑动自如地设于该阀体内，控制各口的连通状态；控制弹簧，其以比所述施力部件的施力小的施力向一方向对该滑阀施力；
在所述滑阀被所述控制弹簧施力而向一方向最大地移动的初始位置，成为所述导入口被该滑阀堵塞，并且所述第一控制口和泄油口连通，所述第二控制口和连通口连通的第一状态，排出压增大而所述导入口内的油压变高，由此所述滑阀抵抗所述控制弹簧的施力向另一方向移动时，成为所述导入口和第一控制口连通，并且所述第二控制口和泄油口连通的第二状态；
当所述滑阀抵抗所述控制弹簧的弹簧力向另一方向移动时，从所述第二控制口到泄油口的流通路的开口面积变化为与所述第一控制口的开口面积向相反的大小。
在第三方面的基础上，第四方面的可变容量型油泵的特征在于，
在所述第二状态下，当所述滑阀抵抗所述控制弹簧的弹簧力向另一方向移动时，所述第一控制口的开口面积以变小的方式变化，而从所述第二控制口到泄油口的流通路的开口面积变大。
在第四方面的基础上，第五方面的可变容量型油泵的特征在于，
在所述第二状态下，当所述滑阀抵抗所述控制弹簧的弹簧力向另一方向移动时，所述第一控制口的开口面积以变小的方式变化，而在从所述第二控制口到泄油口的流通路开口后，该开口面积变大。
在第五方面的基础上，第六方面的可变容量型油泵的特征在于，
在所述第二状态下，当滑阀抵抗所述控制弹簧的弹簧力而另一方向移动时，所述第一供给排出口的开口面积变小并关闭，之后，从所述第二控制口到泄油口的流通路开口，并且其开口面积以变大的方式变化。
在第六方面的基础上，第七方面的可变容量型油泵的特征在于，
从所述排出部排出的油是内燃机的润滑用油。
在第七方面的基础上，第八方面的可变容量型油泵的特征在于，
从所述排出部排出的油是内燃机的可变气门装置阀的驱动油和由喷油嘴喷射并供活塞冷却用的油。
在第三方面的基础上，第九方面的可变容量型油泵的特征在于，
所述滑阀形成有轴向的一端侧开放的中空状的通路孔，在该通路孔开放的一端侧配置有所述控制弹簧，并且，从径向贯通形成于另一端侧的贯通孔与所述通路孔连通，由该贯通孔和通路孔形成从所述第二控制口到泄油口之间的流通路。
本发明第十方面的一种可变容量型油泵，其特征在于，具备：
泵结构体，其通过被旋转驱动使多个工作油室的容积变化，从排出部排出从吸入部被导入的油；
可变机构，其通过可动部件进行移动，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，其在赋予所述可动部件弹簧负载的状态下向在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施力；
第一控制油室，其通过被导入来自所述排出部的排出压，使抵抗所述施力部件的施力的方向的力作用于所述可变机构；
第二控制油室，其通过被导入工作油，使与所述施力部件的施力同方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第二控制油室导入比所述排出压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，具有：第一节流部和第二节流部，所述第一节流部利用所述可变机构在所述工作油室的容积变化量成为最小前进行工作，随着排出压变大，使节流面积增大；所述第二节流部使节流面积减少；
利用所述第一节流部和所述第二节流部中的一方，对从所述切换机构向所述第二控制油室供给的工作油进行节流，利用另一方对从所述第二控制油室向低压部排出的工作油进行节流。
本发明第十一方面的一种可变容量型油泵，其特征在于，具备：
被旋转驱动的转子；
多个叶片，其出入自如地被设于该转子的外周；
凸轮环，其在内周侧容纳所述转子和叶片且形成多个泵室，并且通过移动而改变内周面的中心相对于所述转子的旋转中的偏心量；
吸入部，其向所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心向一方向进行偏心移动时容积增大的所述泵室开口；
排出部，其向所述凸轮环向另一方向进行偏心移动时容积减少的所述泵室开口；
施力部件，其向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，其通过从所述排出部经由导入通路导入排出压而抵抗所述施力部件的施力，赋予所述凸轮环使所述凸轮环向偏心量变小的另一方向进行偏心移动的力；
第二控制油室，其通过被导入工作油，与所述施力部件的施力协作，赋予使所述凸轮环向一方向移动的力；
切换机构，其切换成经由连通所述排出部和第二控制油室的连通路向所述第二控制油室导入工作油的状态和经由所述连通路从第二控制油室排出工作油的状态；
控制机构，其根据所述排出部的排出压向第一控制油室供给排出压或切断供给，并且经由所述连通路向所述第二控制油室供给或排出油压；
所述控制机构构成为，在所述排出部的排出压比要求排出压高的情况下，向第一控制油室供给排出压，并且，将第二控制油室内的工作油排出。
根据本发明，存在维持在希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。
附图说明
图1是表示使用了本发明实施方式的可变容量型油泵的油供给系统的油压回路的示意图；
图2是所述实施方式的可变容量型油泵的整体示意图，是表示油泵的凸轮环的偏心量最大的状态的图；
图3是本实施方式所提供的油泵的纵剖面图；
图4是表示本实施方式所提供的泵体的主视图；
图5是表示本实施方式所提供的电磁切换阀和第二滤油器的安装状态的剖面图；
图6是表示不具有先导阀的现有可变容量型油泵的内燃机转速和泵排出压的关系的曲线图；
图7是本实施方式的可变容量型油泵的工作说明图；
图8是所述可变容量型油泵的工作说明图；
图9是所述可变容量型油泵的工作说明图；
图10是表示所述实施方式的可变容量型泵的内燃机转速和泵排出压的关系的曲线图；
图11（A）、（B）、（C）是表示变更本实施方式所提供的第一供给排出口的开口面积和滑阀的第一台肩面宽度的相对大小时的主要部分放大剖面图；
图12（A）、（B）、（C）是表示变更本实施方式所提供的滑阀的第一台肩面形状而变更中央部位的宽度和第一供给排出口的开口面积的相对大小时的主要部分放大剖面图。
符号说明
04：排出通路
05：主油道
1：第一滤油器
2：第二滤油器
3：第一分支通路
4：第二分支通路
5：泄油通路
6：供给排出通路
10：油泵
11：泵体（外壳）
12：罩部件（外壳）
13：泵容纳部
14：驱动轴
15：转子
16：叶片
17：凸轮环
18：弹簧（施力机构）
20：泵室（工作油室）
21：吸入口（吸入部）
22：排出口（排出部）
25a：第一连通孔
25b：第二连通孔
31：第一控制油室
32：第二控制油室
33：第一受压面
34：第二受压面
40：电磁切换阀（切换机构）
50：先导阀（控制机构）
51：阀体
52：滑动用孔
53：滑阀
53a：第一台肩面
53b：第一小径轴部
53c：第二台肩面
53e：第二小径轴部
53f：第三台肩面
53g：第一环状槽
53h：第二环状槽
53j：贯通孔
55：先导压导入口
56：连接口
57a：第一供给排出口（第一控制口）
57b：第二供给排出口（第二控制口）
58：泄油口
60：中间通路
具体实施方式
下面，基于附图对本发明的可变容量型泵的实施方式进行详细叙述。需要说明的是，本实施方式表示适用于可变容量型油泵的情况，该可变容量型油泵可作为使汽车用内燃机的内燃机气门的气门正时可变的可变气门机构的工作源，并且利用喷油嘴向内燃机的滑动部、特别是向活塞和缸孔的滑动部供给润滑油，并向曲轴的轴承供给润滑油。
图1表示使用了本实施方式的可变容量型油泵的油压回路，可变容量型油泵10利用从内燃机的曲轴被传递的旋转驱动力进行旋转，经由滤网02从吸入通路03吸入储存在油盘01的油，再从排出部即排出通路04向内燃机的主油道05排出。
在自所述排出通路04分支的溢流通路06中，设有泵排出压过度上升时，使油返回油盘01内的球形止回式溢流阀07。
所述主油道05向对所述内燃机的滑动部例如活塞喷射冷却油的喷油嘴及气门正时控制装置、曲轴的轴承供给油，并且在排出通路04侧的上游侧设有捕集流通的油内的异物的第一滤油器1，另外还设有对主油道05的所述第一滤油器1进行分流的分流通路08，并且在该分流通路08中设有球形止回式分流阀09，在所述第一滤油器1发生例如堵塞而难以进行油的流通时，该球形止回式分流阀09打开，使油经由分流通路08流入下游侧。
另外，在比所述主油道05的第一滤油器1更靠下游侧分支有第一分支通路3。该第一分支通路3的下游侧经由控制机构即先导阀50并经由第一供供给排出通路6a与所述油泵10的后述的第一控制油室30连通，并且在中途分支有第二分支通路4。该第二分支通路4在下游侧设有切换机构即电磁切换阀40。该该电磁切换阀40经由中间通路60连接有所述先导阀50，该所述先导阀50经由第二供给排出通路6b与所述油泵10的后述的第二控制油室31连通。
所述电磁切换阀40由未图示的控制器单元进行接通（通电）‐切断（非通电）控制，使所述第二分支通路4和供给排出通路60连通，或者使该供给排出通路60和泄油通路5连通。具体的结构等将在后面进行叙述。
另外，在所述第一分支通路3的与主油道05分支的分支部附近，设有第二滤油器2。如图5所示，该第二滤油器2由压入固定于主油道05和大径的第一分支通路3的分支部位的大致圆筒状的主体2a、结合在该主体2a的一端部的有底圆筒状的金属制网部2b构成，特别是防止混入油内的污染物流入所述电磁切换阀40。
这些第一、第二滤油器1、2分别使用例如滤纸或金属制的网部，在滤纸或网部发生了堵塞等的情况下，可以更换筒式网部或滤纸。另外，所述第二滤油器2的网部2b的网眼比第一滤油器1的网部的网眼的口径大。
所述油泵10设于内燃机的气缸体35的前端部等，如图2～图4所示，具备：外壳，其由以一端侧开口的方式形成且内部具有由圆柱状的空间构成的泵容纳室13的截面コ形的泵体11及封闭该泵体11的一端开口的罩部件12构成；驱动轴14，其旋转自如地支承于该外壳，贯通泵容纳室13的大致中心部并利用内燃机的曲轴进行旋转驱动；泵结构体，其由旋转自如地容纳于泵容纳室13内且中心部与驱动轴14结合的转子15及分别出入自如地容纳在放射状地切口形成于该转子15的外周部的多个狭缝15a内的叶片16构成；凸轮环17，其相对于转子15的旋转中心可偏心地配置于该泵结构体的外周侧，与转子15及邻接的叶片16、16一起划分成多个工作油室即泵室20；施力部件（控制弹簧）即弹簧18，其被容纳于泵体11内，总是向凸轮环17相对于转子15的旋转中心的偏心量增大的方向对该凸轮环17施力；一对环部件19、19，其滑动自如地配置于转子15的内周侧的两侧部且直径比该转子15的直径小。
所述泵体11由铝合金材料一体形成，在图3及图4中也有图示，在泵容纳室13的底面13a的大致中央位置，贯通形成有旋转自如地支承驱动轴14的一端部的轴承孔11a。另外，如图4所示，在成为泵体11的内侧面的泵容纳室13的内周壁的规定位置，切口形成有插入固定摆动自如地支承凸轮环17的枢轴销24的支承孔11b。另外，在所述轴承孔11a的内周面，形成有对油进行保持并提供所述驱动轴14的润滑的保持槽11e。
另外，在泵容纳室13的内周壁上，夹着连结轴承孔11a的中心和支承孔11b的中心的直线（下面称为“凸轮环基准线”。）M的两侧，形成有配设于凸轮环17的外周部的密封部件30、30分别滑接的第一、第二密封滑接面11c、11d。如图4所示，这些各密封滑接面11c、11d形成为从支承孔11b的中心起分别由规定的半径R1、R2构成的圆弧面状，并且设定为在凸轮环17的偏心摆动范围内，所述各密封部件30、30总是可滑接的周向长度。由此，在凸轮环17进行偏心摆动时，沿着所述各密封滑接面11c、11d被滑动导向，获得该凸轮环17的流畅的工作（偏心摆动）。
另外，在所述泵容纳室13的底面13a上，如图2及图4所示，在轴承孔11a的外周区域，以分别夹持轴承孔11a大致对置的方式切口形成有吸入口21和排出口22，所述吸入口21是以伴随所述泵结构体的泵作用而向泵室20的内部容积增大的区域（吸入区域）开口的方式形成的大致圆弧凹状的吸入部，所述排出口22是以伴随所述泵结构体的泵作用而向泵室20的内部容积减少的区域（排出区域）开口的方式形成的大致圆弧凹状的排出部。
所述吸入口21贯通泵体11的底壁向外部开口形成有吸入孔21a，所述吸入孔21a从该吸入口21的大致中央位置向后述的弹簧容纳室28侧延伸设置。由此，储存在内燃机的油盘01的润滑油基于伴随所述泵结构体的泵作用而产生的负压，经由吸入孔21a及吸入口21被吸入所述吸入区域的各泵室20。
另外，所述吸入孔21a以面向泵吸入侧的凸轮环17的外周区域的方式构成，向该凸轮环17的泵吸入侧的外周区域引导吸入压。由此，与所述吸入区域的各泵室20邻接的泵吸入侧的凸轮环17的外周区域成为吸入压或大气压的低压部，从而抑制润滑油从吸入区域的各泵室20向泵吸入侧的凸轮环17的外周区域的泄漏。
所述排出口22在图4中的上部位置开口形成有作为排出部之一的排出孔22a，该排出孔22a贯通泵体11的底壁并经由所述排出通路04与所述主油道05连通。
根据该结构，利用所述泵结构体的泵作用而被加压并从所述排出区域的各泵室20排出的油，经由排出口22及排出孔22a供给到主油道05，再供给到内燃机内的各滑动部及气门正时控制装置等。
如图3所示，所述罩部件12呈大致板状，外侧部的与泵体11的轴承孔11a相对应的位置形成为圆筒状，并且在该圆筒部的内周面上贯通形成有旋转自如地支承驱动轴14的另一端侧的轴承孔12a。该罩部件12利用多个螺栓26安装在泵体11的开口端面上。
另外，罩部件12的内侧面成为大致平坦状，但也与泵体11的底面一样，可以形成吸入、排出口21、22。
所述驱动轴14以利用从曲轴被传递的旋转力使转子15向图2中的顺时针方向旋转的方式构成。
如图2所示，所述转子15切口形成有从内部中心侧向径向外侧放射状地形成的所述七个狭缝15a，并且，在该各狭缝15a的内侧基端部，分别形成有导入被排出到所述排出口22的排出油的截面大致圆形状的背压室15b。由此，所述各叶片16利用伴随转子15的旋转的环部件19、19的离心力和背压室15b的油压向外方被推出。
所述各叶片16的各前端面分别与凸轮环17的内周面滑接，并且各基端部的内端面分别与各环部件19、19的外周面滑动接触。由此，即使在内燃机转速较低、所述离心力或背压室15b的油压较小时，也可利用转子15的外周面、邻接的叶片16、16的各内侧面、凸轮环17的内周面、侧壁即泵体11的泵容纳室13的底面13a及罩部件12的内侧面，液密地划分所述各泵室20。
所述凸轮环17利用所谓的烧结金属一体形成为圆环状，在外周部的规定位置，沿着轴向突设有与所述枢轴销24嵌合而构成偏心摆动支点的大致圆弧凹状的枢轴部17a，并且，在相对于该枢轴部17a隔着凸轮环17的中心的相反侧的位置，沿着轴向突设有与所述弹簧18连接的臂部17b。
在此，在所述泵体11内，以经由形成于所述支承孔11b的相反侧的位置的连通部27与泵容纳室13连通的方式设有弹簧容纳室28，在该弹簧容纳室28内容纳有所述弹簧18。
该弹簧18以规定的设定负载W弹性保持在通过所述连通部27一直延伸到弹簧容纳室28内的所述臂部17b的前端部的下面和弹簧容纳室28的底面之间。在所述臂部17b的前端部的下面，突设有与弹簧18的内周侧卡合的形成为大致圆弧状的支承突起17c，利用该支承突起17c支承弹簧18的一端。
因此，所述弹簧18利用基于所述弹簧负载W的弹性力，经由所述臂部17b，对凸轮环17总是向其偏心量增大的方向（图2中的顺时针方向）施力。由此，在图2所示的凸轮环17的非工作状态下，该凸轮环17处于在所述弹簧18的弹簧力的作用下臂部17b的上面被推向形成于弹簧容纳室28的上壁下面的止动面28a的状态，并保持于其相对于转子15的旋转中心的偏心量为最大的位置。
这样，通过臂部17b向枢轴部17a的相反侧延伸设置，并利用弹簧18对该臂部17b的前端部进行施力，能够对凸轮环17产生最大限度的扭矩，所以实现了弹簧18的小型化，其结果是，有助于泵本身的小型化。
另外，在所述凸轮环17的外周部，分别突设具有以与所述第一、第二密封滑接面11c、11d对置的方式形成的第一、第二密封面的横截面大致三角形状的一对第一、第二密封结构部17d、17e，并且，在该各密封结构部17d、17e的密封面上，沿着轴向切口形成有横截面大致矩形状的第一、第二密封保持槽，在该各密封保持槽中分别容纳保持有在凸轮环17偏心摆动时与各密封滑接面11c、11d滑动连接的所述一对密封部件30、30。
在此，所述第一、第二密封面分别从所述枢轴部17a的中心起由比构成与之相对应的所述各密封滑接面11c、11d的半径R1、R2略小的规定半径构成，在该各密封面和所述各密封滑接面11c、11d之间，分别形成有微小的间隙C。
所述各密封部件30、30由具有例如低摩擦特性的氟系树脂材料沿着凸轮环17的轴向形成为细长的直线状，利用配设于所述各密封保持槽的底部的橡胶制的弹性部件的弹性力被推向各密封滑接面11c、11d。由此，总是确保后述的各控制油室31、32的良好的液密性。
而且，在成为所述泵排出侧的枢轴部17a侧的凸轮环17的外周区域，如图2所示，在凸轮环17的外周面和泵体11的内侧面之间，通过凸轮环17的外周面和枢轴部17a、所述各密封部件30、30和泵体11的内侧面，隔着所述枢轴部17a的两侧分别划分形成有第一控制油室31及第二控制油室32。
在所述第一控制油室31中，从所述主油道05和第一分支通路3经由所述先导阀50及形成于泵体11侧部的第一连通孔25a适当被供给排出到所述排出口22的泵排出压，由面向该第一控制油室31的凸轮环17的外周面构成的第一受压面33，抵抗所述弹簧18的弹力而承受来自所述主油道05的油压，如图7及图9所示，向使凸轮环17的偏心量减少的方向（图2中的逆时针方向）赋予摆动力（移动力）。
即，该第一控制油室31经由所述第一受压面33总是向凸轮环17的中心接近与转子15的旋转中心同心的方向即偏心量减少的方向对凸轮环17进行施力，对该凸轮环17的同心方向的移动量控制做出贡献。
另一方面，在所述第二控制油室32中，同样地经由所述先导阀50并通过电磁切换阀40的接通、切断工作，适当导入经由与第一连通孔25a平行地贯通形成于泵体11的侧部的第二连通孔25b相连通的所述第二分支通路4的排出压。
另外，在面向该第二控制油室32的凸轮环17的外周面上形成有第二受压面34，通过使排出压作用于该第二受压面34，形成向辅助弹簧18的弹力的方向作用的力，由此，对凸轮环17向其使偏心量增大的方向（图2中的顺时针方向）赋予摆动力。
在此，如图2所示，所述第二受压面34的受压面积设定为比所述第一受压面33的受压面积小，基于第二控制油室32的内压的施力、弹簧18的施力产生的凸轮环17的偏心方向的施力和第一控制油室31产生的施力以规定的力关系形成平衡，如上所述，第二控制油室32内的油压辅助弹簧18的施力。即，所述第二控制油室32经由所述电磁切换阀40和先导阀50使根据需要被供给的排出压作用于第二受压面34，适当辅助弹簧18的施力，由此控制凸轮环17向偏心的方向的移动量。
另外，所述电磁切换阀40基于来自控制内燃机的控制器单元的激磁电流，根据内燃机的运转状态进行动作，经由该电磁切换阀40将所述第二分支通路4和第二连通孔25b适当连通或切断连通。
如图2及图5所示，所述电磁切换阀40为三通切换阀，主要包括：阀体41，其压入固定在形成于内燃机的气缸体35的侧壁内的阀容纳孔35a，沿内部轴向形成有工作孔41a；阀座42，其被压入所述工作孔41a的前端部，中央形成有与第二分支通路4的下游侧连通的螺线管开口孔42a；金属制的球阀43，其离开、落座自如地设于该阀座42的内侧，对所述螺线管开口孔42a进行开关；螺线管单元44，其设于阀体41的一端侧。
所述阀体41在周壁的上端部侧，从径向贯通形成有经由螺线管开口孔42a与所述第二分支通路4连通的连通口45，并且，在周壁的下端部侧，从径向贯通形成有与所述工作孔41a连通的泄油口46。
所述螺线管单元44在外壳内部容纳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有推杆47，该推杆47在所述工作孔41a内以规定间隙进行滑动，且前端推压所述球阀43或解除推压。
在所述推杆47的外周面和所述工作孔41a的内周面之间，形成有适当连通所述连通口45和泄油口46的筒状的通路48。
对所述电磁线圈，从内燃机的控制器单元接通-切断地通电或截断通电。
即，当从控制器单元向所述电磁线圈输出切断信号（非通电）时，所述可动铁心利用未图示的复位弹簧的弹簧力进行后退移动并利用推杆47解除球阀43的推压，打开所述螺线管开口孔42a。由此，如图8、图9所示，球阀43利用来自第二分支通路4的排出压进行后退移动使第二分支通路4和供给排出通路6连通，向第二控制油室32供给油压，同时将所述筒状通路48的一端封闭而切断该筒状通路48和泄油口46的连通。
另一方面，当从控制器单元向所述电磁线圈输出接通信号（通电）时，可动铁心抵抗复位弹簧的弹簧力而进行进出移动，利用所述推杆47推压所述球阀43。由此，如图2、图7所示，球阀43将螺线管开口孔42a堵塞，并且使连通口45和筒状通路48连通。由此，第二控制油室32内的油压从先导阀50和中间通路60通过所述连通口45、筒状通路48及泄油口46排出到油盘01。
所述控制器单元根据内燃机的油温和水温、内燃机转速和负荷等检测当前的内燃机运转状态，特别是在内燃机转速为规定以下时，向所述电磁切换阀40的电磁线圈输出切断信号（非通电），在内燃机转速比规定高的情况下，输出接通信号（通电）。
但是，即使内燃机转速为规定以下，在内燃机为高负荷区域的情况等时，也向电磁线圈输出切断信号，向第二控制油室32供给油压。
因此，所述油泵10基本上利用从主油道05被供给油压的第一控制油室31的内压和弹簧18的弹簧施力控制凸轮环17的偏心量，并控制泵驱动时的所述泵室20的内部容积的变化量，由此，得到低压控制油泵10的排出压特性的状态和由所述电磁切换阀40施加第二控制油室32的内压而控制凸轮环17的偏心量，高压控制油泵10的排出压特性的状态这两种排出压特性。
另外，通过设置所述先导阀50，能够实现所述油泵10的所述低压控制和高压控制的稳定化。
即，如图2所示，所述先导阀50在形成于圆筒状的阀体51的内部的滑动用孔52内滑动自如地设有滑阀53，并且，在对该滑阀53赋予向图中上方施力的气门弹簧54的弹簧负载的状态下，塞子49将阀体51的下部开口端封闭。
所述阀体51在位于所述滑动用孔52上方的上端开口，形成有口径比所述滑动用孔52小的先导压导入口55，该先导压导入口55和滑动用孔52之间的台阶锥形面51a在来自所述先导压导入口55的油压不对所述滑阀53作用时，成为该滑阀53利用所述气门弹簧54的弹簧力向上方被施力而落座的落座面。
从所述主油道05分支的第一分支通路3经由第二滤油器2与所述阀体51的先导压导入孔55连通。
在所述阀体51的与所述滑动用孔52面向的周壁上，沿着径向贯通形成有：第一供给排出口57a，其是经由所述第一供给排出通路6a与第一控制油室31连通的第一控制口；第二供给排出口57b，其是经由所述第二供给排出通路6b与第二控制油室32连通的第二控制口，并且，在该第二供给排出口57b的更下侧的相反位置，沿着径向贯通形成有与所述中间通路60的一端连接的连接口56。另外，在该连接口56的下侧，沿着径向贯通形成有兼作背压排出口的泄油口58。
所述滑阀53形成为上端堵塞的大致圆筒状，在所述第一分支通路3的内部形成有容纳气门弹簧54的一部分的通路孔53i，该滑阀53具有：先导压导入口55侧即图中最上端侧的第一台肩面53a、形成于该第一台肩面53a的下侧的第一小径轴部53b、形成于该第一小径轴部53b的下侧的第二台肩面53c、形成于该第二台肩面53c的下侧的轴向较长的第二小径轴部53e、形成于该第二小径轴部53e的下侧的第三台肩面53f。
所述第一台肩面53a、第二台肩面53c及第三台肩面53f设定成同直径，各外周面与所述滑动用孔52的内周面保持微小间隙而进行滑动。
所述第一台肩面53a形成为有盖筒状，上面作为承受导入所述先导压导入口55的排出压的受压面而构成，并且，伴随滑阀53的上下移动而开关所述第一供给排出口57a。
所述第二台肩面53c伴随滑阀53的上下移动而开关所述第二供给排出口57b。
在所述第一小径轴部53b的外周，形成有形成锥形圆环状的第一环状槽53g，而在第二小径轴部53e的外周，形成有大致圆筒状的第二环状槽53h。
所述第一环状槽53g将第一小径轴部53b经由贯通径向的贯通孔53j，从通路孔53i连通至滑动用孔52及所述泄油口58。另一方面，所述第二环状槽53h根据滑阀53的滑动位置将所述第二供给排出口57b和连接口56适当连通。
需要说明的是，所述气门弹簧54设定成比所述油泵10的弹簧18的弹簧力小。
所述中间通路60连接电磁切换阀40的所述连通口45和先导阀50的所述连接口56。
所述第一供给排出通路6a连接先导阀50的第一供给排出口57a和油泵10的第一连通孔25a。第二供给排出通路6b连接先导阀50的第二供给排出口57b和油泵10的第二连通孔25b。
需要说明的是，由所述第一分支通路3和所述先导压导入口55、第一供给排出口57a及第一供给排出通路6a构成导入通路。
另外，由所述中间通路60和连接口56、第二供给排出通路6b及第二供给排出口57b等构成连通路。
〔本实施方式的作用〕
下面，与图10的油压特性一同说明本实施方式的所述电磁切换阀40和先导阀50的作用。
图2是图10所示的内燃机从起动到低速旋转a的区域的状态。在该状态下，电磁切换阀40被输出来自控制器单元的接通信号而变为通电状态，因此，连通口45和泄油口46连通。
所述先导阀50由于在内燃机低转速下为低油压，因此变为滑阀53的第一台肩面53a落座于所述落座面51a的状态。此时，第一控制油室31通过第一供给排出通路6a、第一供给排出口57a、第一环状槽53g、贯通孔53j及通路孔53i与泄油口58连通。另一方面，第二控制油室32通过第二供给排出通路6b、第二供给排出口57b、第二环状槽53h与连接口56和电磁切换阀40的连通口45连通，再经由泄油口46与泄油通路5连通。
因此，第一控制油室31和第二控制油室32均与泄油口58、46连通，因此不会被导入油压，凸轮环17利用弹簧18的弹簧力维持图中逆时针方向，即臂部17b与止动面28a抵接的最大偏心量，当泵转速上升时，油压也大致成比例上升。
之后，当主油道05的排出压利用油泵10达到图10所示的P1时，油压从先导阀50的先导压导入口55作用于滑阀53的第一台肩面53a上面，该滑阀53抵抗气门弹簧54的弹簧力而后退移动到图7所示的位置。
这样，当所述滑阀53进行下降移动时，先导压导入口55和第一供给排出口57a在彼此的开口面积被节流的状态下连通，该第一供给排出口57a和泄油口58的连通被切断，从而排出压导入第一控制油室31。因此，凸轮环17抵抗弹簧18的弹簧力，如图所示开始向逆时针方向旋转移动而成为图10的内燃机转速b所示的低压控制的状态。
在不具有如本实施方式的先导阀50的现有可变容量型油泵中，即使在所述低压控制的状态下，油压特性也如图6的实线所示，在油压控制时，泵排出压随着内燃机转速的上升而上升，特别是从c所示的大致垂直上升的状态进一步向右肩上升。另外，图6中，a表示从内燃机起动时的低速旋转区域，b表示低、中旋转区域，c表示高速旋转区域，并且，VTC表示进气门和排气门的气门正时控制装置，OJ表示向活塞喷射冷却油的喷油嘴，CM表示曲轴的轴承，明确表示与内燃机转速相对应的这些要求排出压特性。
与此相反，如本实施方式所述，设有先导阀50的情况下，通过利用该先导阀50控制第一控制油室31的油压，能够抑制油压过度上升。
在所述先导阀50中，如果排出压过于下降，则滑阀53利用气门弹簧54的弹簧力向落座方向移动，与前述情况一样，利用第一台肩面53a切断先导压导入口55和第一供给排出口57a，并且第一供给排出口57a与泄油口58连通，将第一控制油室31减压而增大凸轮环17的偏心量使油压上升。
在该状态下，如果排出压过于上升，则所述滑阀53抵抗气门弹簧54的弹簧力而向塞子49方向进行下降移动，使先导压导入口55和第一供给排出口57a连通，向第一控制油室31供给油压而减小所述凸轮环17的偏心量，使排出压下降。
这些控制通过所述滑阀53的微小的移动就可以进行，所以，气门弹簧54的弹簧常数的影响较小，可以将排出压控制在大致P1。
特别是所述先导压导入口55和第一供给排出口57a在彼此的开口面积较小的状态下连通，并且在被所述滑阀53的第一台肩面53a的上端缘节流的状态被控制，因此，能够使所述排出压稳定地保持在大致P1。
接下来，如果内燃机转速进一步上升，则向所述电磁切换阀40的通电被切断，如图8所示，在该电磁切换阀40侧，所述螺线管开口孔42a和连通口45连通，在先导阀50侧，所述滑阀53保持将先导压导入口55和第一供给排出口57a稍微连通的状态不变，抵抗气门弹簧54的弹簧力进行下降移动（节流状态）另一方面，经由所述第二环状槽53e维持连接口56和第二供给排出口57b的连通。
因此，在第一控制油室31和第二控制油室32中，均从第一分支通路3和第二分支通路4导入主油道05的排出压，所述凸轮环17利用弹簧18的弹簧力和辅助该弹簧力的第二控制油室32的油压向顺时针方向即偏心量变大的方向移动，从而转换成图10c所示的高压控制的状态。在该图10c所示的内燃机转速下，即使切换为高压控制，排出压也不会达到P2，因此凸轮环17的偏心量再次成为最大，排出压也与内燃机转速的上升大致成比例地上升。
然后，当排出压因内燃机转速的上升而达到P2时，如图9所示，所述先导阀50的滑阀53利用作用于先导压导入口55的油压抵抗气门弹簧54的弹簧力进一步进行下降移动。因此，连接口56和第二供给排出口57b的连通由第二台肩面53c切断，并且第二供给排出口57b和第一环状槽53b（贯通孔53j）在彼此的开口面积较小的状态下开始连通，并经由通路孔53i与泄油口58连通，所以第二供给排出口57b和泄油口58开始连通。
由此，由于第二控制油室32与泄油口58连通，因此第二控制油室32成为低压，对凸轮环17的作用力只是弹簧18的施力。因此，第一控制油室31内的排出压超过弹簧18的弹簧力，凸轮环17如图9所示向逆时针方向旋转移动，即向减小偏心量的方向移动，成为图10的内燃机转速d所示的平坦且均一的高压控制的状态。
这样，通过所述先导阀50的工作，在泵排出压的高压控制时能够抑制油压过度上升。
即，在不具有先导阀50的现有可变容量型油泵的情况下，如前述的图6的实线所示，在油压控制时，油压随着内燃机的转速上升而上升。这是因为、内燃机转速上升时需要进一步减小凸轮环17的偏心量，但排出压仅上升弹簧18的弹簧常数的量。
与此相反，在本实施方式中，由于具有所述先导阀50，因此泵排出压过于降低时，滑阀53向上方（落座方向）移动，使连接口56和第二供给排出口57b连通，向第二控制油室32导入油压来辅助弹簧18的弹簧力，使所述凸轮环17向偏心量变大的方向移动，因此，排出压上升。
如果泵排出压过于上升，则滑阀53抵抗气门弹簧54的弹簧力进行下降移动，使泄油口58和第二供给排出口57b连通，对第二控制油室32进行减压，控制凸轮环17的偏心量使其较小而降低油压。这些控制通过滑阀53微小的移动就可以进行，所以气门弹簧54的弹簧常数的影响较小，如图10的d区域所示，可以将油压以平坦的状态控制在大致P2的排出压。
而且，在本实施方式中，在图10所示的内燃机转速在b区域状态和d区域状态下，如图8及图9所示，所述滑阀53的第一台肩面53a和第二台肩面53c使第一供给排出口57a的开口面积和第二供给排出口57b的开口面积相对地向相反的大小变化。即，使对第一控制油室31的排出压的导入量和从第二控制油室32排出油压的排出量相对性地变化，因此，实现了所述P1和P2的平坦的排出压控制的稳定化。
另外，在本实施方式中，利用滑阀53的第一台肩面53a和第二台肩面53c使切换各口的时期设为同时，但也可以存在使双方同时连通或使双方同时切断的状态。
另外，滑阀53的第一、第二台肩面53a、53c和第一小径轴部53b的边界也可以形成倒角或R形状。这些是变更切换时的滑阀53的冲程和开口面积特性的要素，由泵容量或切换压力来调节。
图11（A）～（C）表示与所述第一供给排出通路6a连通的第一供给排出口57a的一端开口的开口宽度W1和第一台肩面53a的宽度W2的各种不同的结构，图11（A）所示的结构中，第一供给排出口57a的开口宽度W1和第一台肩面53a的宽度W2设定为大致相等。图11（B）所示的结构中，第一台肩面53a的宽度W2形成为比第一供给排出口57a的开口宽度W1略大。图11（C）所示的结构中，第一供给排出口57a的开口宽度W1形成为比第一台肩面53a的宽度W2略大。
这样，通过相对性地改变第一供给排出口57a的开口宽度W1和第一台肩面53a的宽度W2，能够根据所述滑阀53的冲程量任意地控制对所述第一控制油室31供给的油压的供给量。
图12（A）～（C）与图11一样，变更所述第一供给排出口57a的一端开口的开口宽度W1的大小，另一方面，在第一台肩面53a外周面的上下部位形成倒角部53k、53l，该倒角部53k、53l之间的中央部位53m的宽度W1设定为相等。
即，图12A所示的结构中，第一供给排出口57a一端开口的开口宽度W1设定为与第一台肩面53a的中央部位53m的宽度W3大致相同，图12B所示的结构中，第一供给排出口57a的开口宽度W1设定为比第一台肩面53a中央部位53m的宽度W3小，另外，图12C所示的结构中，第一供给排出口57a的开口宽度W1设定为比第一台肩面53a的中央部位53m的宽度W3大。在所述第一台肩面53a的中央部位53m的宽度W3比开口宽度W1大的情况下，中央部位53m和第一供给排出口57a的一端开口也存在微小的间隙，三方也不会被完全切断。这些宽度是改变滑阀53的位移和连通开口面积变化的关系的因素，当先导压导入口55侧的开口面积变化时，另一方的第一环状槽53g侧的开口面积相反地变化，根据泵主体的规格及工作压的大小而适时选择使用。
第一供给排出口57a的孔径和第一台肩面53a的宽度相同的情况下，或者在第一台肩面53a的宽度较宽的情况下，与滑动用孔52的微小间隙的长度同样地变化的情况也是相同的意思。
而且，第二台肩面53c和第二供给排出口57b的关系与变形例也是一样的。
另外，就所述电磁切换阀40的通电切换时机而言，由所述控制器单元根据内燃机的运转状态进行判断，但不限于图10所示的状态，也可以是从内燃机转速a的状态转换成c的状态的情况，也可以是从b的状态转换成d的状态的情况。
通常，在高速旋转时要求喷油嘴的喷射压或曲轴轴承的要求油压，因此，在内燃机低速旋转时，向电磁切换阀40通电而形成低压控制，防止油压上升以实现消耗动力的减少，并且在高速旋转时，将电磁切换阀40设为非通电，并切换为高压控制，使排出压上升到需要的水平，得到如图6的实线所示的特性。
而且，切换所述电磁切换阀40的通电的内燃机转速可以根据内燃机的运转状态进行变更，如上所述，所述控制器单元将内燃机转速、负荷、油水温等作为参数进行判断。
例如，在高负荷时或高油温时，从低速旋转切换为高压控制，使喷油嘴喷射，可防止爆震，所以能够使点火时机提前而降低耗油量。另外，在低油温时，维持在低压控制，减少消耗动力或停止来自喷油嘴的喷射，可缩短预热时间而降低HC（碳化氢）排出。
但是，在内燃机高速旋转区域且高油压控制的状态下，主油道05的脉压变大，当脉压作用于第一、第二控制油室31、32时，有时成为如下问题：凸轮环17振动，泵的排出脉压被放大而产生噪音或振动。
在向所述第一控制油室31和第二控制油室32双方供给高油压的状态下，由于脉压也同样地作用，因此，因相位一致的脉压，有时凸轮环17不稳定而发生振动。
但是，在本实施方式中，将第二滤油器2设置在从主油道05分支的第一分支通路3的下游侧，且设置在第一分支通路3和第二分支通路4分支前，因此，可以利用第二滤油器2的阻力使分支之前的脉动衰减。
其结果是，可同等地降低第一控制油室31和第二控制油室32的脉压。这样，由于可同等地降低两控制油室31、32的脉压，因此不会控制油室31、32的哪一脉压变大而使平衡遭破坏，能够使凸轮环17的移动稳定化。
另外，在电磁切换阀40故障等异常时，有必要考虑在内燃机高速旋转、高负荷、高油温的状态下泵排出压成为高压控制的工作可靠性。即，首先，在电磁线圈为非通电状态下螺线管开口孔42a和连通口45连通，以使在电磁切换阀40的线圈或电线束断线等故障时油压被导入第二控制油室32。
由于在所述电磁切换阀40的上游设有第二滤油器2，可防止污染物堵塞而引起电磁切换阀40的工作不良，在非通电时，可防止第二控制油室32与泄油通路5连通。
由于在油泵10和主油道05之间设有第一滤油器1，因此通常污染物不会流到主油道05或第一分支通路3。
但是，第一滤油器1在产生滤网堵塞等时，为了保护内燃机，分流阀09打开，因此，此时污染物可能流入第一分支通路3侧。
但是，由于在设定的第一滤油器1更换期间并不怎么产生上述的情况，因此与第一滤油器1相比，第二滤油器2可以是小型且无需更换的滤油器。
另外，即使在前述的情况下，第二滤油器2只要在电磁切换阀40内能够捕集被球阀43挂住并使其锁住的大小的污染物即可，因此可以设定为比第一滤油器1大的网眼尺寸。
假如第一滤油器1在被分流的状态下长时间运转并且第二滤油器2也堵塞的情况下，由于在第一分支通路3和第二分支通路4的分支前通路就被切断，因此油压均不会导入第一控制油室31、第二控制油室32。
在该情况下，由于弹簧18的弹簧负载，凸轮环17形成最大偏心量，且形成最大容量的状态保持不变，因此能够维持高油压。
因为不管所述电磁切换阀40通电还是非通电都维持高油压，所以即使电磁切换阀40的故障重复出现也可维持高油压。
而且，对于过大的油压，可以使分流阀09的单向阀工作而抑制油泵10或油压回路中的各零件的破损。
另外，在高油压状态持续的情况下，因为第一控制油室31和第二控制油室32均隔着各环部件19、19和泵体1、罩部件12之间的侧面间隙与排出口34邻接，所以油可能泄漏并流入第一控制油室31和第二控制油室32。
由于第二滤油器2堵塞，油从所述密封部件30、30向低压部的吸入侧流出，但因为流入量变多，所以第一控制油室31和第二控制油室32的油压上升。
在所述电磁切换阀40为非通电的状态下，第一控制油室31和第二控制油室32经由电磁切换阀40及先导阀50与第一、二分支通路3、4连通，所以成为同油压。当在同油压状态下上升到如上所述的规定油压时，凸轮环17开始向顺时针方向移动，能够在高压侧控制排出压。
另外，第一滤油器1堵塞时，因为主油道05的油压降低，所以第一、第二控制油室31、32的油压比主油道05的油压高，油从第一、第二控制油室31、32向主油道05流动，能够一次除掉堵在第二滤油器2的污染物。
〔故障诊断〕
在所述实施方式中，能够利用设置于主油道05的油压传感器或油压开关进行故障诊断。预先设定为在电磁切换阀40通电时，在规定的内燃机转速和油温下成为规定的油压以下。另外，预先设定为在电磁切换阀40非通电时，在规定的内燃机转速和油温下成为规定的油压以上。
在相对于向所述电磁切换阀40发出的指令存在与预先设定的油压不同的情况下，判断为发生了某种故障，打开警告灯等并且将电磁切换阀40处于非通电状态，以形成高压控制状态。
下面，对从所述实施方式掌握的所述发明以外的技术思想进行说明。
〔方面a〕
一种可变容量型油泵，其特征在于，具备：
被旋转驱动的转子；
多个叶片，其出入自如地被设于该转子外周；
凸轮环，其在内周侧容纳所述转子和叶片且形成多个泵室，并且，通过移动而改变内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量；
吸入部，其向所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心向一方向进行偏心移动时容积增大的所述泵室开口；
排出部，其向所述凸轮环向另一方向进行偏心移动时容积减少的所述泵室开口；
施力部件，其向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，其通过从所述排出部经由导入通路被导入排出压而抵抗所述施力部件的施力，赋予所述凸轮环使所述凸轮环向偏心量变小的另一方向进行偏心移动的力；
第二控制油室，其通过被导入工作油而，所述施力部件的施力协作，赋予使所述凸轮环向一方向移动的力；
切换机构，其切换成经由连通所述排出部和第二控制油室的连通路向所述第二控制油室导入工作油的状态和经由所述连通路从第二控制油室排出工作油的状态；
控制机构，其根据所述排出部的排出压向第一控制油室供给排出压或将供给切断，并且经由所述连通路向所述第二控制油室供给或排出油压，
所述控制机构构成为，在所述排出部的排出压比要求排出压高的情况下，向第一控制油室供给排出压，并且排出第二控制油室内的工作油。
〔方面b〕如第一方面所述的可变容量型油泵，其特征在于，
所述切换机构是被电气切换控制的电磁控制阀。
〔方面c〕如第三方面所述的可变容量型油泵，其特征在于，
在所述第二状态下，当所述滑阀抵抗所述控制弹簧的弹簧力向另一方向移动时，所述第一供给排出口的开口面积以变小的方式变化，而从所述第二控制口到泄油口的流通路的开口面积变大。
〔方面d〕如方面c所述的可变容量型油泵，其特征在于，
在所述第二状态下，当所述滑阀抵抗所述控制弹簧的弹簧力向另一方向移动时，所述第一供给排出口的开口面积以变小的方式变化，而在从所述第二控制口到泄油口的流通路开口后，该开口面积变大。
〔方面e〕如方面d所述的可变容量型油泵，其特征在于，
在所述第二状态下，当滑阀抵抗控制弹簧的弹簧力向另一方向移动时，所述第一供给排出口的开口面积变小并关闭，然后，从所述第二控制口到泄油口的流通路开口，并且，该开口面积以变大的方式变化。
〔方面f〕如第三方面所述的可变容量型油泵，其特征在于，
所述滑阀形成有轴向的一端侧开放的中空状的通路孔，在该通路孔开放的一端侧配置有所述控制弹簧，并且，从径向贯通形成于另一端侧的贯通孔与所述通路孔连通，由该贯通孔和通路孔形成从所述第二控制口到泄油口之间的流通路。
〔方面g〕如方面1～f中任一方面所述的可变容量型油泵，其特征在于，
从所述排出部排出的油是内燃机的润滑用油。
〔方面h〕如方面1～g中任一方面所述的可变容量型油泵，其特征在于，
从所述排出部排出的油是内燃机的可变气门装置的驱动油和由喷油嘴喷射用于活塞的冷却的油。

Claims (11)

1.一种可变容量型油泵，其特征在于，具备：
被旋转驱动的转子；
多个叶片，其出入自如地被设于该转子的外周；
凸轮环，其在内周侧容纳所述转子和叶片且形成多个泵室，并且，通过移动而改变内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量；
吸入部，其向所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心向一方向进行偏心移动时容积增大的所述泵室开口；
排出部，其向所述凸轮环向另一方向进行偏心移动时容积减少的所述泵室开口；
施力部件，其向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，其通过从所述排出部经由导入通路导入排出压而抵抗所述施力部件的施力，赋予所述凸轮环使所述凸轮环向偏心量变小的另一方向进行偏心移动的力；
第二控制油室，其通过被导入工作油，与所述施力部件的施力协作，赋予使所述凸轮环向一方向移动的力；
切换机构，其切换成经由连通所述排出部和第二控制油室的连通路向所述第二控制油室导入工作油的状态和经由所述连通路从第二控制油室排出工作油的状态；
在所述凸轮环的偏心量成为最小前进行工作，随着所述排出压变大，所述连通路的开口面积变化，排出所述第二控制油室内的工作油的排出通路的开口面积变化为与所述导入通路的开口面积相反。
2.如权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，
所述切换机构是被电气切换控制的电磁控制阀。
3.一种可变容量型油泵，其特征在于，具备：
被旋转驱动的转子；
多个叶片，其出入自如地被设于该转子的外周；
凸轮环，其在内周侧容纳所述转子和叶片且形成多个泵室，并且，通过移动而改变内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量；
吸入部，其向所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心向一方向进行偏心移动时容积增大的所述泵室开口；
排出部，其向所述凸轮环向另一方向进行偏心移动时容积减少的所述泵室开口；
施力部件，其向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，其通过从所述排出部被导入排出压而抵抗所述施力部件的施力，赋予所述凸轮环使所述凸轮环向偏心量变小的另一方向进行偏心移动的力；
第二控制油室，其通过被导入工作油，与所述施力部件的施力协作，赋予使所述凸轮环向一方向移动的力；
切换机构，其切换成经由连通所述排出部和第二控制油室的连通路向所述第二控制油室导入工作油的状态和经由所述连通路从第二控制油室排出工作油的状态；
控制机构，包括：阀体，其分别形成有导入所述排出压的导入口、与所述第一控制油室连通的第一控制口、经由所述连通路与所述第二控制油室侧连通的第二控制口、与所述连通路的所述切换机构侧连通的连通口、能够与第二控制口连通的泄油口；滑阀，其滑动自如地设于该阀体内，控制各口的连通状态；控制弹簧，其以比所述施力部件的施力小的施力向一方向对该滑阀施力；
在所述滑阀被所述控制弹簧施力而向一方向最大地移动的初始位置，成为所述导入口被该滑阀堵塞，并且所述第一控制口和泄油口连通，所述第二控制口和连通口连通的第一状态，排出压增大而所述导入口内的油压变高，由此所述滑阀抵抗所述控制弹簧的施力向另一方向移动时，成为所述导入口和第一控制口连通，并且所述第二控制口和泄油口连通的第二状态；
当所述滑阀抵抗所述控制弹簧的弹簧力向另一方向移动时，从所述第二控制口到泄油口的流通路的开口面积与所述第一控制口的开口面积相对性地向相反的大小变化。
4.如权利要求3所述的可变容量型油泵，其特征在于，
在所述第二状态下，当所述滑阀抵抗所述控制弹簧的弹簧力向另一方向移动时，所述第一控制口的开口面积以变小的方式变化，而从所述第二控制口到泄油口的流通路的开口面积变大。
5.如权利要求4所述的可变容量型油泵，其特征在于，
在所述第二状态下，当所述滑阀抵抗所述控制弹簧的弹簧力向另一方向移动时，所述第一控制口的开口面积以变小的方式变化，而在从所述第二控制口到泄油口的流通路开口后，该开口面积变大。
6.如权利要求5所述的可变容量型油泵，其特征在于，
在所述第二状态下，当滑阀抵抗所述控制弹簧的弹簧力而另一方向移动时，所述第一控制口的开口面积变小并关闭，之后，从所述第二控制口到泄油口的流通路开口，并且其开口面积以变大的方式变化。
7.如权利要求6所述的可变容量型油泵，其特征在于，
从所述排出部排出的油是内燃机的润滑用油。
8.如权利要求6所述的可变容量型油泵，其特征在于，
从所述排出部排出的油是内燃机的可变气门装置阀的驱动油和由喷油嘴喷射并供活塞冷却用的油。
9.如权利要求3所述的可变容量型油泵，其特征在于，
所述滑阀形成有轴向的一端侧开放的中空状的通路孔，在该通路孔开放的一端侧配置有所述控制弹簧，并且，从径向贯通形成于另一端侧的贯通孔与所述通路孔连通，由该贯通孔和通路孔形成从所述第二控制口到泄油口之间的流通路。
10.一种可变容量型油泵，其特征在于，具备：
泵结构体，其通过被旋转驱动使多个工作油室的容积变化，从排出部排出从吸入部被导入的油；
可变机构，其通过可动部件进行移动，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，其在赋予所述可动部件弹簧负载的状态下向在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施力；
第一控制油室，其通过被导入来自所述排出部的排出压，使抵抗所述施力部件的施力的方向的力作用于所述可变机构；
第二控制油室，其通过被导入工作油，使与所述施力部件的施力同方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第二控制油室导入比所述排出压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，具有：第一节流部和第二节流部，所述第一节流部利用所述可变机构在所述工作油室的容积变化量成为最小前进行工作，随着排出压变大，使节流面积增大；所述第二节流部使节流面积减少；
利用所述第一节流部和所述第二节流部中的一方，对从所述切换机构向所述第二控制油室供给的工作油进行节流，利用另一方对从所述第二控制油室向低压部排出的工作油进行节流。
11.一种可变容量型油泵，其特征在于，具备：
被旋转驱动的转子；
多个叶片，其出入自如地被设于该转子的外周；
凸轮环，其在内周侧容纳所述转子和叶片且形成多个泵室，并且通过移动而改变内周面的中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量；
吸入部，其向所述凸轮环相对于所述转子的旋转中心向一方向进行偏心移动时容积增大的所述泵室开口；
排出部，其向所述凸轮环向另一方向进行偏心移动时容积减少的所述泵室开口；
施力部件，其向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，其通过从所述排出部经由导入通路导入排出压而抵抗所述施力部件的施力，赋予所述凸轮环使所述凸轮环向偏心量变小的另一方向进行偏心移动的力；
第二控制油室，其通过被导入工作油，与所述施力部件的施力协作，赋予使所述凸轮环向一方向移动的力；
切换机构，其切换成经由连通所述排出部和第二控制油室的连通路向所述第二控制油室导入工作油的状态和经由所述连通路从第二控制油室排出工作油的状态；
控制机构，其根据所述排出部的排出压向第一控制油室供给排出压或切断供给，并且经由所述连通路向所述第二控制油室供给或排出油压；
所述控制机构构成为，在所述排出部的排出压比要求排出压高的情况下，向第一控制油室供给排出压，并且，将第二控制油室内的工作油排出。
CN201310394035.3A 2012-11-27 2013-09-03 可变容量型油泵 Active CN103835940B (zh)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2012258827A JP6004919B2 (ja) 2012-11-27 2012-11-27 可変容量形オイルポンプ
JP2012-258827 2012-11-27

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN103835940A CN103835940A (zh) 2014-06-04
CN103835940B true CN103835940B (zh) 2017-04-26

Family

ID=50679205

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201310394035.3A Active CN103835940B (zh) 2012-11-27 2013-09-03 可变容量型油泵

Country Status (4)

Country Link
US (1) US9494153B2 (zh)
JP (1) JP6004919B2 (zh)
CN (1) CN103835940B (zh)
DE (1) DE102013224057A1 (zh)

Families Citing this family (30)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6050640B2 (ja) 2012-09-07 2016-12-21 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形オイルポンプ
JP6082548B2 (ja) 2012-09-07 2017-02-15 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
JP6006098B2 (ja) 2012-11-27 2016-10-12 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
JP5993291B2 (ja) * 2012-11-27 2016-09-14 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
JP6289943B2 (ja) * 2014-03-10 2018-03-07 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
CN104047665B (zh) * 2014-06-06 2016-08-24 湖南机油泵股份有限公司 一种电磁阀控单作用腔反馈可变排量叶片泵的控制系统
KR101538938B1 (ko) * 2014-07-03 2015-07-24 주식회사 유니크 오일펌프 컨트롤 밸브
WO2016059490A1 (en) * 2014-10-15 2016-04-21 Vhit S.P.A. Control system and method for controlling a positive displacement pump
JP2016104967A (ja) * 2014-12-01 2016-06-09 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形オイルポンプ
JP6393172B2 (ja) * 2014-12-01 2018-09-19 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形オイルポンプ
JP6410591B2 (ja) 2014-12-18 2018-10-24 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形オイルポンプ
US10030656B2 (en) * 2014-12-31 2018-07-24 Stackpole International Engineered Products, Ltd. Variable displacement vane pump with integrated fail safe function
KR101680646B1 (ko) 2015-03-17 2016-11-30 명화공업주식회사 가변식 베인펌프
MX2017016286A (es) * 2015-06-19 2018-04-20 Hitachi Automotive Systems Ltd Bomba de aceite de tipo de desplazamiento variable.
DE112016003646T5 (de) 2015-08-10 2018-05-09 Hitachi Automotive Systems, Ltd. Ölregelpumpe
WO2017047303A1 (ja) * 2015-09-18 2017-03-23 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形オイルポンプ
DE102015224387A1 (de) * 2015-12-07 2017-03-30 Mahle International Gmbh Fluidversorgungssystem einer Brennkraftmaschine
US10443457B2 (en) * 2015-12-11 2019-10-15 Miguel Alfonso POTOLICCHIO Lubrication control in internal combustion engines
DE102015121672B3 (de) * 2015-12-11 2017-05-04 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Pumpe mit verstellbarem Fördervolumen
US10253772B2 (en) * 2016-05-12 2019-04-09 Stackpole International Engineered Products, Ltd. Pump with control system including a control system for directing delivery of pressurized lubricant
JP6376177B2 (ja) * 2016-07-06 2018-08-22 トヨタ自動車株式会社 車両の潤滑油供給装置
DE102016214914A1 (de) * 2016-08-10 2018-02-15 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Partikelabscheidesystem
WO2018068841A1 (en) * 2016-10-12 2018-04-19 Pierburg Pump Technology Gmbh Automotive variable mechanical lubricant pump
WO2018100938A1 (ja) * 2016-11-30 2018-06-07 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
WO2018150871A1 (ja) * 2017-02-17 2018-08-23 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形オイルポンプ
EP3473857A1 (en) * 2017-10-20 2019-04-24 Myung HWA Ind. Co., Ltd. Two-stage variable-displacement oil pump
EP3762609B1 (en) * 2018-03-05 2023-04-26 Pierburg Pump Technology GmbH Automotive variable mechanical lubricant pump
KR102052427B1 (ko) * 2018-06-01 2019-12-06 명화공업주식회사 오일펌프 플런저
KR102065567B1 (ko) * 2018-06-15 2020-01-13 명화공업주식회사 오일펌프 시스템
KR20220135375A (ko) * 2021-03-30 2022-10-07 현대자동차주식회사 가변 오일 펌프

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5970891A (ja) * 1982-10-16 1984-04-21 Toyota Central Res & Dev Lab Inc 可変容量形ベ−ンポンプ
JPH0587061A (ja) * 1991-09-25 1993-04-06 Toyoda Mach Works Ltd 流量制御装置
DE4136151A1 (de) * 1991-11-02 1993-05-06 Zf Friedrichshafen Ag, 7990 Friedrichshafen, De Fluegelzellenpumpe
CN102146916A (zh) * 2010-02-09 2011-08-10 日立汽车系统株式会社 可变容量型泵、使用该可变容量型泵的润滑系统及喷油嘴

Family Cites Families (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2932236B2 (ja) 1994-02-28 1999-08-09 自動車機器株式会社 可変容量形ポンプ
JP4601764B2 (ja) * 2000-04-18 2010-12-22 株式会社ショーワ 可変容量型ポンプ
JP2002147350A (ja) 2000-11-10 2002-05-22 Toyota Industries Corp 容量可変型圧縮機の制御装置
JP4673493B2 (ja) * 2001-03-21 2011-04-20 株式会社ショーワ 可変容量型ポンプ
JP2004218529A (ja) 2003-01-15 2004-08-05 Kayaba Ind Co Ltd 可変容量型ベーンポンプと、それを用いたパワーステアリング装置
TR201819627T4 (tr) 2004-12-22 2019-01-21 Magna Powertrain Usa Inc Değişken kapasiteli pompayı çalıştırmaya yönelik yöntem.
US9181803B2 (en) 2004-12-22 2015-11-10 Magna Powertrain Inc. Vane pump with multiple control chambers
CN101517236B (zh) 2006-09-26 2012-07-04 麦格纳动力系有限公司 用于泵输出压力控制的控制系统与方法
JP4986726B2 (ja) 2007-06-14 2012-07-25 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
JP5154469B2 (ja) 2009-02-17 2013-02-27 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ及びこれを用いたパワーステアリング装置
JP5174720B2 (ja) 2009-03-09 2013-04-03 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
EP2253847B1 (en) 2009-05-18 2019-07-03 Pierburg Pump Technology GmbH Variable capacity lubricant vane pump
JP2011080430A (ja) 2009-10-08 2011-04-21 Hitachi Automotive Systems Ltd 制御弁と該制御弁が用いられた可変容量形ポンプ、並びに内燃機関の油圧回路
JP4890604B2 (ja) 2009-11-25 2012-03-07 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
JP5371795B2 (ja) * 2010-01-08 2013-12-18 カヤバ工業株式会社 可変容量型ベーンポンプ
JP5564450B2 (ja) 2011-02-17 2014-07-30 日立オートモティブシステムズ株式会社 オイルポンプ
JP5762573B2 (ja) 2011-02-21 2015-08-12 ピールブルグ パンプ テクノロジー ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツングＰｉｅｒｂｕｒｇ Ｐｕｍｐ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ ＧｍｂＨ 予圧制御装置を有する圧力制御弁を備える可変容量形潤滑油ポンプ
JP5679958B2 (ja) 2011-12-21 2015-03-04 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
JP5897943B2 (ja) 2012-03-22 2016-04-06 日立オートモティブシステムズ株式会社 ベーンポンプ
JP6050640B2 (ja) 2012-09-07 2016-12-21 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形オイルポンプ
CN104541059B (zh) 2012-09-07 2016-09-07 日立汽车系统株式会社 可变容量形油泵及使用其的油供给系统
JP6082548B2 (ja) 2012-09-07 2017-02-15 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
JP6006098B2 (ja) * 2012-11-27 2016-10-12 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
JP6177610B2 (ja) 2013-07-17 2017-08-09 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5970891A (ja) * 1982-10-16 1984-04-21 Toyota Central Res & Dev Lab Inc 可変容量形ベ−ンポンプ
JPH0587061A (ja) * 1991-09-25 1993-04-06 Toyoda Mach Works Ltd 流量制御装置
DE4136151A1 (de) * 1991-11-02 1993-05-06 Zf Friedrichshafen Ag, 7990 Friedrichshafen, De Fluegelzellenpumpe
CN102146916A (zh) * 2010-02-09 2011-08-10 日立汽车系统株式会社 可变容量型泵、使用该可变容量型泵的润滑系统及喷油嘴

Also Published As

Publication number Publication date
US20140219847A1 (en) 2014-08-07
US9494153B2 (en) 2016-11-15
JP6004919B2 (ja) 2016-10-12
DE102013224057A1 (de) 2014-05-28
CN103835940A (zh) 2014-06-04
JP2014105623A (ja) 2014-06-09

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN103835940B (zh) 可变容量型油泵
CN104541059B (zh) 可变容量形油泵及使用其的油供给系统
CN103671102B (zh) 可变容量型油泵
CN105649977B (zh) 可变容量型油泵
CN105715542B (zh) 可变排量油泵
CN103835941B (zh) 容量可变型泵
JP6082548B2 (ja) 可変容量形ポンプ
CN102102557B (zh) 控制阀装置
CN107208632B (zh) 可变容量型泵
CN101566151B (zh) 可变容量式叶片泵
CN104454058B (zh) 气门正时控制装置
CN107532593B (zh) 可变容量式油泵
JP6622809B2 (ja) 可変容量形オイルポンプ
CN104454518B (zh) 可变容量式叶片泵
CN102644589A (zh) 油泵
CN101044322B (zh) 具有可选出口压力的泵
CN101845975A (zh) 阀门定时控制装置
CN106194309A (zh) 流路分隔结构以及流体控制阀
CN104379884A (zh) 凸轮轴调节器的控制阀
JP2006105154A (ja) 内燃機関ガス交換弁の開閉時期を変更するための装置
CN107709780A (zh) 可变容量型油泵
CN108779772A (zh) 变量泵
JP5842531B2 (ja) 油圧制御装置
JP4267768B2 (ja) 可変容量型ポンプ
CN109690081A (zh) 可变容量泵以及内燃机的工作油供给系统

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
EXSB Decision made by sipo to initiate substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant
TR01 Transfer of patent right

Effective date of registration: 20210719

Address after: Ibaraki Prefecture, Japan

Patentee after: Hitachi astemo Co.,Ltd.

Address before: Ibaraki Prefecture, Japan

Patentee before: HITACHI AUTOMOTIVE SYSTEMS, Ltd.

TR01 Transfer of patent right