CN103836321A - 可变容量型泵 - Google Patents

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Abstract

一种可变容量型泵，对于维持在所期望的排出压力的要求，即使内燃机转速上升，也能够极力维持该要求排出压力。该可变容量型泵通过导向阀（40）控制凸轮环（15）的偏心量，所述导向阀（40）在阀芯（43）被阀弹簧（44）施力而向阀体（41）的轴方向一端侧最大地移动的初始位置，成为限制导入口（50）和第一控制口（51）的流通，使该第一控制口（51）和第一泄油口（53）连通，且限制第二控制口（52）和第一泄油口（53）的流通的第一状态，泵排出压力增大时成为导入口（50）和第一控制口（51）连通，限制该第一控制口（51）和第一泄油口（53）的流通，且第二控制口（52）和第一泄油口（53）连通的第二状态。

Description

可变容量型泵
技术领域
本发明涉及一种可变容量型泵，其应用于向例如汽车用内燃机的各滑动部等供给工作油的油压源。
背景技术
作为应用于汽车用内燃机的现有可变容量型泵，例如已知以下的专利文献1所记载的可变容量型泵。
对于所述可变容量型泵大致说明如下。该可变容量型泵具有一对弹簧和一对控制油室，其中一对弹簧被配置为能够对凸轮环朝向凸轮环整体的偏心量（指的是凸轮环相对于转子旋转中心的偏心量）增大的方向（以以下称为为“偏心方向”）赋予移动力，一对控制油室构成为分别向内部导入相同的排出压力而能够对凸轮环朝向凸轮环整体的上述偏心量减小的方向（以以下称为为“同心方向”）赋予移动力，并且上述两个弹簧以分别向相反的方向发挥靠压力的方式配置，随着上述偏心量的减小而同心方向的载荷不连续且阶段性地增大。由此，具有在第一转速域可维持在第一规定油压且在第二转速域可维持在第二规定油压这两阶段的排出压力特性，通过使该排出压力特性接近内燃机的要求油压特性，能够降低无用的能量消耗。
专利文献1：（日本）特开2011－111926号公报
但是，在上述现有的可变容量型泵中，如前所述，由于在凸轮环的工作限制上使用弹簧，因此导致凸轮环难以随着排出压力的上升而移动。因此，即使要将排出压力维持在上述第一或第二规定油压，也会导致该排出压力随着内燃机转速上升而大幅上升，其结果存在偏离上述要求油压特性之类的问题。
发明内容
于是，本发明是鉴于上述现有的可变容量型泵的技术课题而提出的，其目的在于，提供一种可变容量型泵，其对于维持在所期望的排出压力的要求，即使内燃机转速（泵转速）上升，也能够极力维持该要求排出压力。
本发明第一方面的可变容量型泵，其特征在于，具备：
被旋转驱动的转子；
多个叶片，出没自如地被设置在所述转子的外周侧；
凸轮环，通过在其内周侧收容所述转子和多个所述叶片而隔开成多个工作油室，并且通过以其内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量发生变化的方式移动，来改变所述转子旋转时的各所述工作油室的容积的增减量；
侧壁，被配置在所述凸轮环的轴方向两侧，在至少一侧设有吸入部和排出部，该吸入部向在所述凸轮环的偏心状态下容积增大的工作油室开口，该排出部向在同偏心状态下容积减小的工作油室开口；
施力机构，由分别以被赋予设定载荷的状态配置的两个施力部件构成，基于由该两个施力部件产生的靠压力，将所述凸轮环向所述偏心量增大的方向施力，当所述偏心量为规定以下时靠压力阶段性地增大；
第一控制油室，被导入从所述排出部排出的工作油，基于该第一控制油室的内压对所述凸轮环向所述偏心量抵抗所述施力机构的靠压力减小的方向作用靠压力；
第二控制油室，经由节流孔被导入从所述排出部排出的工作油，基于该第二控制油室的内压，与所述施力机构协作而对所述凸轮环向所述偏心量增大的方向作用靠压力；
控制机构，具有阀体、阀芯、控制弹簧，所述阀体具有通过向轴方向一端侧开口而用于导入被排出的所述工作油的导入口、与所述第一控制油室连通的第一控制口、与所述第二控制油室连通的第二控制口、与低压部连通的泄油口，所述阀芯滑动自如地收容于该阀体的轴方向一端侧，根据该阀芯的轴方向位置来切换各个口的连通状态，所述控制弹簧收容配置于所述阀体的轴方向另一端侧，以比所述施力机构小的靠压力对所述阀芯向轴方向一端侧施力；
在所述阀芯被所述控制弹簧施力而向所述阀体的轴方向一端侧最大地移动的初始位置，成为所述导入口的流通被限制，所述第一控制口和所述泄油口连通，并且所述第二控制口和所述泄油口的流通被限制的第一状态，当排出压力增大时成为所述导入口和所述第一控制口连通，所述第一控制口和所述泄油口的流通被限制，并且所述第二控制口和所述泄油口连通的第二状态。
根据本发明，对于维持在所期望的排出压力的要求，即使转速上升，也能够抑制排出压力的上升，从而能够极力维持该要求排出压力。
附图说明
图1是表示本发明第一实施方式的可变容量型泵的构成和油压回路的示意图；
图2是图1所示的泵的纵剖面图；
图3是将图1所示的泵体单体从与罩部件的接合面侧看的图；
图4是表示图1所示的两弹簧的弹簧载荷和凸轮环摆动角之间的关系的曲线图；
图5是表示第一实施方式的可变容量型泵的油压特性的曲线图；
图6是表示第一实施方式的泵中的图5所示的区间b的泵的状态的相当于图1的图；
图7是表示第一实施方式的泵中的图5所示的区间c的泵的状态的相当于图1的图；
图8是表示第一实施方式的泵中的图5所示的区间d的泵的状态的相当于图1的图；
图9是表示本发明第二实施方式的可变容量型泵的构成和油压回路的示意图；
图10是表示第二实施方式的泵中的图5所示的区间b的泵的状态的相当于图1的图；
图11是表示第二实施方式的泵中的图5所示的区间c的泵的状态的相当于图1的图；
图12是表示第二实施方式的泵中的图5所示的区间d的泵的状态的相当于图1的图；
图13是表示导向阀的第一台肩部和第一控制口的尺寸关系的状态的图，（a）表示设定为第一台肩部的轴方向宽度和第一控制口的开口宽度大致相同的状态，（b）表示设定为第一台肩部的轴方向宽度比第一控制口的开口宽度大的状态，（c）表示设定为第一控制口的开口宽度比第一台肩部的轴方向宽度大的状态；
图14表示导向阀的阀芯（第一台肩部）的另一方式，（a）表示设定为第一台肩部的轴方向宽度和第一控制口的开口宽度大致相同的状态，（b）表示设定为第一台肩部的轴方向宽度比第一控制口的开口宽度大的状态，（c）表示设定为第一控制口的开口宽度比第一台肩部的轴方向宽度大的状态。
符号说明
10…油泵
11…泵体（侧壁）
12…罩部件（侧壁）
15…凸轮环
16…转子
17…叶片
21a、21c…吸入口（吸入部）
22a、22c…排出口（排出部）
31…第一控制油室
32…第二控制油室
33…第一弹簧（施力部件）
34…第二弹簧（施力部件）
40…导向阀（控制机构）
41…阀体
43…阀芯
44…阀弹簧（控制弹簧）
51…第一控制口
52…第二控制口
53…第一泄油口（泄油口）
PR…泵室（工作油室）
具体实施方式
下面，参照附图对本发明的可变容量型泵的各实施方式进行详细说明。在下述的各实施方式中，表示将该可变容量型泵作为对汽车用内燃机的滑动部或用于内燃机气门的开闭时刻控制的气门正时控制装置供给内燃机润滑油的油泵应用的例子。
图1～图8表示本发明的油泵的第一实施方式，该油泵10设置于未图示的内燃机的气缸体或平衡装置的各前端部，如图1～图3所示，该油泵10具备：泵壳、驱动轴14、凸轮环15、泵构成体、控制机构即导向阀40，所述泵壳由一端侧开口而内部设有泵收容室13的纵截面呈大致コ形的泵体11和封闭该泵体11的一端开口的罩部件12构成；所述驱动轴14旋转自如地支承于该泵壳，并贯穿上述泵收容室13的大致中心部，被未图示的曲轴或平衡轴等旋转驱动；凸轮环15是可移动（摆动）地收容于上述泵收容室13内的可动部件，构成通过与后述的第一、第二控制油室31、32及第一、第二弹簧33、34协作来变更后述泵室PR的容积变化量的可变机构；泵构成体收容于该凸轮环15的内周侧，被驱动轴14向图1中的逆时针方向旋转驱动而使形成于其与上述凸轮环15之间的多个工作油室即泵室PR的容积增减，由此发挥泵作用；控制机构即导向阀40附设于上述泵壳（罩部件12），通过控制排出压力对后述的各控制油室31、32的导入或排出而用于凸轮环15的摆动控制。
在此，上述泵构成体包括转子16、叶片17和一对环部件18、18，其中转子16旋转自如地收容在凸轮环15的内周侧且其中心部与驱动轴14外周结合，叶片17分别出没自如地收容在以放射状切口形成于该转子16的外周部的多个槽16a内，一对环部件18、18形成为直径比上述转子16的直径小且配置于该转子16的内周侧两侧部。
上述泵体11由铝合金材料一体形成，并且在构成泵收容室13的一端壁的端壁11a（相当于本发明的一侧的侧壁）的大致中央位置，贯穿形成有旋转自如地支承驱动轴14的一端部的轴承孔11b。另外，在泵收容室13的内周壁的规定位置，切口形成有经由棒状的枢轴销19摆动自如地支承凸轮环15的横截面大致半圆状的支承槽11c。而且，在该泵收容室13的内周壁且相对于连接轴承孔11b的中心和支承槽11c的中心的直线（以下称为“凸轮环基准线”）M位于图1中的上半侧，形成有密封滑接面11d，在该密封滑接面11d上滑接配置于凸轮环15的外周部的密封部件20。该密封滑接面11d形成为从支承槽11c中心起具有规定半径R1的圆弧面状，并且设定为在凸轮环15进行偏心摆动的范围内密封部件20总是滑接的周方向长度。同样地，在相对于上述凸轮环基准线M位于图1中的下半侧，也形成有密封滑接面11e，在该密封滑接面11e上滑接配置于凸轮环15的外周部的密封部件20。该密封滑接面11e形成为从支承槽11c中心起具有规定半径R2的圆弧面状，且设定为在凸轮环15进行偏心摆动的范围内密封部件20总是滑接的周方向长度。
另外，在上述泵体11的端壁11a的内侧面，特别是如图1、图3所示，在轴承孔11b的外周域，隔着轴承孔11b大致对置地分别切口形成有吸入口21a和排出口22a，其中吸入口21a为大致圆弧凹状的吸入部，向上述各泵室PR的容积随着上述泵构成体的泵作用而扩大的区域（以下称为“吸入区域”）开口，而排出口22a为大致圆弧凹状的排出部，向上述各泵室PR的容积缩小的区域（以下称为“排出区域”）开口。
上述吸入口21a一体地设有导入部23，该导入部23在该吸入口21a的周方向的大致中间位置以向后述的第一弹簧收容室28侧膨出的方式形成，在该导入部23和吸入口21a的边界部附近，贯穿形成有将泵体11的端壁11a贯穿且向外部开口的吸入口21b。通过这种构成，贮存于内燃机的油底壳（未图示）的润滑油基于随着上述泵构成体的泵作用而发生的负压，经由吸入口21b及吸入口21a被吸入到吸入区域的各泵室PR。在此，上述吸入口21a构成为与上述导入部23一同与在吸入区域的凸轮环15外周域形成的低压室35连通，也向该低压室35导入作为上述吸入压的低压的油。
上述排出口22a在其始端部贯穿形成有将泵体11的端壁11a贯穿并向外部开口的排出口22b。通过这种构成，通过上述泵构成体的泵作用而被加压并向排出口22a排出的油从排出口22b经由设置于上述气缸体内的主油道OG，向内燃机内的各滑动部、气门正时控制装置等（都未图示）被供给。
另外，在上述排出口22a上切口形成有将该排出口22a和轴承孔11b连通的连通槽25a，通过经由该连通槽25a向轴承孔11b供给油，并且也向转子16及各叶片17的侧部供给油，确保各滑动部位的良好润滑。需要说明的是，这种连通槽25a以不与上述各叶片17的出没方向一致的方式形成，该各叶片17出没时向该连通槽25a的脱落被抑制。
上述罩部件12是构成本发明的另一侧的侧壁的部件，如图2所示，呈大致板状，使用多个螺栓B1安装在泵体11的开口端面，在与泵体11的轴承孔11b相对的位置，贯穿形成有旋转自如地支承驱动轴14的另一端侧的轴承孔12a。而且，与上述泵体11同样，在该罩部件12的内侧面上也以与泵体11的吸入口21a、排出口22a、连通槽25a相对的方式配置有吸入口21c、排出口22c、连通槽25b。
上述驱动轴14的贯穿泵体11的端壁11a面向外部的轴方向一端部与上述未图示的曲轴等连接，上述驱动轴14基于从该曲轴等被传递的旋转力，使转子16向图1中的顺时针方向旋转。在此，如图1所示，通过该驱动轴14的中心且与上述凸轮环基准线M正交的直线（以下称为“凸轮环偏心方向线”）N成为吸入区域和排出区域的边界。
上述转子16具有从其中心侧向径方向外侧放射状地形成的上述多个槽16a，并且在该各槽16a的内侧基端部分别设有导入排出油的横截面大致圆形状的背压室16b，通过伴随该转子16的旋转的离心力和背压室16b内的压力，上述各叶片17向外方被推出。
上述各叶片17构成为，在转子16旋转时，各前端面与凸轮环15的内周面滑接，并且各基端面分别与上述各环部件18、18的外周面滑接。即，该各叶片17具有被上述各环部件18、18推向转子16的径方向外侧的结构，即使在内燃机转速低且所述离心力及背压室16b内的压力小的情况下，各前端也分别与凸轮环15的内周面滑接，从而将上述各泵室PR液密地隔开。
上述凸轮环15由所谓的烧结金属一体地形成为大致圆筒状，在其外周部的规定位置，沿轴方向切口形成有通过与枢轴销19嵌合而构成偏心摆动支点的大致圆弧凹槽状的枢轴部15a，并且在相对于该枢轴部15a隔着凸轮环15的中心位于相反侧的位置，沿径方向突出设置有臂部15b，所述臂部15b与在该壁部15的两侧对置的设定为规定的弹簧常数的第一弹簧33和设定为弹簧常数小于该第一弹簧33的第二弹簧34连接。需要说明的是，在上述臂部15b的其移动（转动）方向的一侧部，突出设置有大致圆弧凸状的按压突部15c，而在另一侧部延伸设置有长度设定为比后述的限制部28的厚度大的按压突起15d，通过上述按压突部15c总是与第一弹簧33的前端部抵接，且上述按压突起15d总是与第二弹簧34的前端部抵接，臂部15b均与上述各弹簧33、34连接。
通过这种构成，在上述泵体11的内部，如图1及图3所示，在与上述支承槽11b相对的位置，沿着图1中上述凸轮环偏心方向线N，与泵收容室13相邻设有收容保持第一、第二弹簧33、34的第一、第二弹簧收容室26、27，在第一弹簧收容室26内，在其端壁和臂部15b（按压突部15c）之间，以规定的设定载荷W1弹性安装有第一弹簧33，而在第二弹簧收容室27内，在其端壁和臂部15b（按压突起15d）之间，以规定的设定载荷W2弹性安装有线径比上述第一弹簧33的线径小的第二弹簧34。而且，在上述第一、第二弹簧收容室26、27之间设有台梯形状的限制部28，通过臂部15b的另一侧部与该限制部28的一侧部抵接，来限制该臂部15b的顺时针方向的转动范围，另一方面，通过第二弹簧34的前端与上述限制部28的另一侧部抵接，来限制该第二弹簧34的最大伸长量。
这样，对上述凸轮环15，通过上述两弹簧33、34的设定载荷W1、W2的合力W0即发挥相对大的弹簧载荷的第一弹簧33的靠压力，经由臂部15b总是向偏心量增大的方向（图1中的顺时针方向）施力，由此如图1所示，在该凸轮环15的非工作状态下，臂部15b的按压突起15d进入第二弹簧收容室27内使第二弹簧34压缩，从而处于该臂部15b的另一侧部压向限制部28的一侧部的状态，由此，被限制在凸轮环15的偏心量最大的位置。
另外，在上述凸轮环15的外周部，分别突出设置具有以与由泵体11的内周壁构成的第一、第二密封滑接面11d、11e相对的方式形成的与该各密封滑接面11d、11e同心圆弧状的第一、第二密封面15g、15h的一对第一、第二密封构成部15e、15f，并且在该各密封构成部15e、15f的各密封面15g、15h上，分别沿轴方向切口形成有密封保持槽15i，在该各密封保持槽15i内分别收容保持有在凸轮环15的偏心摆动时与上述各密封滑接面11d、11e滑接的第一、第二密封部件20a、20b。
在此，上述第一、第二密封面15g、15h分别具有比构成上述各密封滑接面11d、11e的半径R1、R2稍小的规定的半径r1、r2，在该各密封滑接面11d、11e和该各密封面15g、15h之间形成有规定的微小间隙。另一方面，第一、第二密封部件20a、20b中的任一个均利用例如具有低摩擦特性的含氟树脂沿凸轮环15的轴方向直线状地形成为细长，通过分别配置于各密封保持槽15i底部的橡胶制的弹性部件的弹性力，第一、第二密封部件20a、20b被按压于上述各密封滑接面11d、11e，由此该各密封滑接面11d、11e和上述各密封面15g、15h之间被液密地隔开。
另外，在上述凸轮环15的外周域，利用枢轴销19和第一、第二密封部件20a、20b隔开形成有一对第一、第二11控制油室31、32。经由从主油道OG分支形成的控制压力导入通路60，向该各控制油室31、32导入相当于泵排出压力的内燃机内的油压。具体而言，通过从上述控制压力导入通路60进一步一分为二地分支的一分支通路即第一导入通路61并经由导向阀4C，向第一控制油室31供给泵排出压力，另一方面，通过另一分支通路即第二导入通路62，向第二控制油室32供给经过了规定的节流孔63的泵排出压力。需要说明的是，图1中的F1、F2均表示由滤纸等构成的机油滤清器。
通过这些各油压分别作用于由面向第一、第二控制油室31、32的凸轮环15的外周面构成的受压面15j、15k，对凸轮环15赋予摆动力（移动量）。在此，在上述受压面15j、15k中，第一受压面15j比第二受压面15k大，在相同的油压作用于受压面15j、15k双方的情况下，能够对凸轮环15向作为整体其偏心量减小的方向（图1中的逆时针方向）施力。换句话说，上述两控制油室31、32通过以向相反的方向发挥作用的内压经由上述各受压面15j、15k对该凸轮环15向同心方向施力，由此进行该凸轮环15的同心方向的移动量控制。
通过这样的构成，在上述油泵10中，通过规定的力关系，基于第一弹簧33的弹簧载荷的偏心方向的作用力和基于第二弹簧34的弹簧载荷和控制油室30的内压的同心方向的作用力平衡，在相对于成为第一弹簧33的设定载荷W1和第二弹簧34的设定载荷W2之差的两弹簧33、34的设定载荷的合力W0（=W1－W2）基于两控制油室31、32的内压的作用力小时，凸轮环15处于图1所示的最大偏心状态，另一方面，在随着排出压力的上升而基于两控制油室31、32的内压的作用力大于两弹簧33、34的设定载荷的合力W0时，凸轮环15根据该排出压力向同心方向移动。
对上述两弹簧33、34的弹簧载荷W和凸轮环15的摆动角（移动量）X之间的关系进行具体说明如下：如图4所示，在凸轮环15成为最大偏心状态的位置X1，基于上述两控制油室31、32的内压的作用力达到与基于后述的第一切换油压Pf的作用力相当的上述两弹簧33、34的设定载荷W1、W2的合力W0时，第一弹簧33开始收缩而第二弹簧34开始伸长，该凸轮环15向同心方向移动。不久，基于上述两控制油室31、32的内压的靠压力随着排出压力的增大而增大，当第二弹簧34与限制部28抵接时，第二弹簧34的助力作用就消失，上述凸轮环15向同心方向的移动就停止（同图中的位置X2）。然后，排出压力进一步增大，基于上述两控制油室31、32的内压的作用力达到与基于后述的第二切换油压Ps的作用力相当的第一弹簧33的弹簧载荷Wx时，第一弹簧33开始进一步收缩，凸轮环15进一步向同心方向移动（同图中的位置X3）。
特别是，如图1所示，上述导向阀40例如主要包括：与罩部件12设置为一体（不管具体配置如何）且一端侧台阶缩径状地开口而另一端侧台阶扩径状地开口的筒状阀体41、封闭该阀体41的另一端侧开口部的塞子42、以沿轴方向滑动自如地收容于上述阀体41的内周侧且具有与该阀体41的内周面滑接的一对大径部即第一、第二台肩部43a、43b并通过该一对大径部进行油压向第二控制油室32的供排控制的阀芯43、在上述阀体41的另一端侧内周以规定的设定载荷Wk弹性安装于塞子42和阀芯43之间而总是对阀芯43向阀体41的一端侧施力的阀弹簧44。
在上述阀体41上，在除轴方向两端部以外的范围，穿设有由与阀芯43的外径（上述各台肩部43a、43b的外径）大致相同的内径构成的尺寸相同的阀收容部41a，在该阀收容部41a内收容配置有阀芯43。在上述小径状的一端部，开口形成有与第二导入通路72连接的导入口50，而在上述大径状的另一端部，经由其内周部具有的内螺纹部而螺接有塞子42。
另外，在上述阀收容部41a的周壁，开口形成有：与导入口50或后述的第一泄油口53连接的第一控制口51、用于第二控制油室32和后述的第一泄油口53的连通或限制状态的切换的第二控制口52、一端侧与吸入侧或上述未图示的油底壳这种低压部连接而另一端侧与上述各控制口51、52连接且用于上述各控制油室31、32内的油的排出的第一泄油口53、一端侧与上述低压部连接而另一端侧与后述的背压室57连接且用于该背压室57内的油的排出的第二泄油口54。
上述阀芯43在其轴方向两端部设有上述大径状的第一、第二台肩部43a、43b，并且在这两台肩部43a、43b之间设有作为小径部的轴部43c。通过该阀芯43收容于阀收容部41a内，该阀收容部41a内分别隔开形成有压力室55、中转室56和背压室57，其中压力室55在第一台肩部43a的轴方向外侧设置于阀芯43与阀体41的一端之间且通过第一导入通路61从导入口51被导入排出压力，中转室56设置于上述两台肩部43a、43b之间且通过阀芯43的轴方向位置来中转第一控制口52或第二控制口52和第一泄油口53，背压室57在第二台肩部43b的轴方向外侧设置于阀芯43与塞子42之间且用于排出通过第二台肩部43b的外周侧（微小间隙）从中转室56漏出的油的排出。
通过这种构成，在从导入口51导入压力室56的排出压力为规定压力（后述的第一切换油压Pf）以下的状态下，如图1所示，上述导向阀40通过基于上述设定载荷Wk的阀弹簧44的作用力，处于阀芯43的第一台肩部43a向阀收容部41a的一端壁抵接的第一状态。即，在该第一状态下，由第一台肩部43a将导入口50的连通切断，并且，第一控制口51和第一泄油口53经由中转室56连接，另一方面，由第二台肩部43b将第二控制口52的连通切断，结果（以下，将包含阀芯43与阀收容部41a的一端壁抵接的状态在内的产生该两控制口51、52的规定的连接状态的阀芯43的轴方向位置称为“第一区域”）是，第一控制油室31内的油被排出，经由第二导入通路62仅向第二控制油室32供给排出压力。需要说明的是，上述导向阀40的“切断”不是指全部的流通都被切断，而是既包含通过形成于上述各台肩部43a、43b的外周侧的微小间隙等产生微量的流通，又包含形式上限制流通（以下相同）。
当导入上述压力室56的排出压力超过上述规定压力时，从上述第一状态转变为阀芯43抵抗阀弹簧44的作用力向塞子42侧移动的第二状态（参照图8）。更详细而言，在排出压力比上述规定压力即第一切换油压Pf高且后述的第二切换油压Ps以下的状态下，阀芯43位于作为中间区域的第二区域（参照图6、图7），利用第一台肩部43a，导入口50和第一控制口51经由压力室55连接，并且，第一控制口51和第一泄油口53的连通被切断，另一方面，利用上述第二台肩部43b维持第二控制口52的切断状态，结果是，从第一导入通路61经由导向阀40向第一控制油室31供给排出压力，并且通过第二导入通路62也向第二控制油室32供给排出压力。然后，当排出压力超过上述第二切换油压Ps时，处于阀芯43位于接近塞子42的第三区域的上述第二状态（参照图8），利用上述第一台肩部43a维持导入口50和第一控制口51的连通状态，另一方面，利用第二台肩部43b，第二控制口52和第一泄油口53经由中转室56连接，结果是，第二控制油室32内的油被排出，仅向第一控制油室31供给排出压力。
下面，参照图1、图5～图8对本实施方式的油泵10的特征性作用进行说明。
首先，在说明上述油泵10的作用之前，先参照图5对成为该油泵10的排出压力控制的基准的内燃机的必要油压进行说明。图中的P1表示采用例如用于降低耗油量等的气门正时控制装置时的相当于该装置的要求油压的第一内燃机要求油压，图中的P2表示采用用于活塞冷却的喷油嘴时的相当于该装置的要求油压的第二内燃机要求油压，图中的P3表示内燃机高速旋转时的上述曲轴的轴承部润滑所需要的第三内燃机要求油压，用单点划线将这三个点P1～P3连接起来的线表示内燃机的内燃机转速R相适应的理想的必要油压（排出压力）P。需要说明的是，同图中的实线表示本申请发明的上述油泵10的油压特性，虚线表示上述现有泵的油压特性。
另外，同图中的Pf表示阀芯43抵抗阀弹簧44的作用力Wk开始从第一区域向第二区域移动的第一切换油压，Ps表示阀芯43抵抗阀弹簧44的作用力W开始进一步从第二区域向第三区域移动的第二切换油压。另外，在上述油泵10中，关于凸轮环15的工作油压，将上述两弹簧33、34的弹簧载荷及上述两控制油室31、32的受压面15j、15k的面积设定为，图1所示的第一、第二弹簧33、34的两作用力W1、W2发挥作用的状态下的凸轮环15的工作油压（第一工作油压）比上述第一切换油压Pf小，另外，图8所示的只有第一弹簧33的作用力W1发挥作用的状态下的凸轮环15的工作油压（第二工作油压）比上述第二切换油压Ps大。
通过这种设定，在上述油泵10的情况下，在相当于从内燃机起动到低速旋转域的旋转域的图5中的区间a，由于排出压力（内燃机内油压）P比第一切换油压Pf小，因此如图1所示，导向阀40处于第一状态，即处于阀芯43位于第一区域，利用第一台肩部43a导入口50的连通被切断，且第一控制口51和第一泄油口53经由中转室56连接，另一方面，利用第二台肩部43b第二控制口52的连通被切断的状态。该结果是，第一控制油室31内的油被排出到上述低压部，经由第二导入通路62只向第二控制油室32供给排出压力P，通过基于第二控制油室32的内压的作用力和上述两弹簧33、34的合力W0即基于相对大的第一弹簧33的弹簧载荷的作用力，凸轮环15保持在臂部15b与限制部28抵接的最大偏心状态。由此，成为泵的排出量成为最大，排出压力P也随着内燃机转速R的上升而以大致成正比的形式增大的特性。
其后，当内燃机转速R上升而排出压力P达到第一切换油压Pf时（参照图5），如图6所示，在导向阀40中，阀芯43抵抗阀弹簧的作用力Wk向塞子42侧移动，从第一区域切换到第二区域。由此，利用第一台肩部43a，导入口50和第一控制口51经由压力室55连接，并且，第一控制口51和第一泄油口53的连通被切断，另一方面，利用上述第二台肩部43b维持第二控制口52的切断状态，该结果是，从第一导入通路61向第一控制油室31供给排出压力，并且也继续从第二导入通路62向第二控制油室32供给排出压力。其结果是，基于第一控制油室31的内压的靠压力和第二弹簧34的靠压力W2的合力超过第一弹簧33的靠压力W1和基于第二控制油室32的内压的靠压力的合力，凸轮环15开始向同心方向移动。
于是，偏心量随着该凸轮环15向同心方向移动而减小，由此排出压力P下降，基于该排出压力P的靠压力低于阀弹簧44的靠压力Wk，该结果是，阀芯43通过该阀弹簧44的靠压力Wk从第二区域退回到第一区域。即，利用该退回来的阀芯43的第一台肩部43a，切换第一控制口51的连接，该第一控制口51再次经由中转室55与第一泄油口53连接。该结果是，第一控制油室31内的油被排出，该第一控制油室31的内压下降，基于该第一控制油室31的内压的靠压力和第二弹簧34的靠压力W2的合力低于上述作用于偏心增大方向的第一靠压力，因此凸轮环15再次成为图1所示的最大偏心状态。然后，当排出压力P基于该最大偏心状态再次上升且基于该排出压力P的靠压力超过阀弹簧44的靠压力Wk时，阀芯43再次抵抗该阀弹簧44的靠压力Wk向塞子42侧移动，从第一区域切换到第二区域，该结果是，如前所述，凸轮环15再次向同心方向移动。
这样，上述油泵10在导向阀40中利用阀芯43将第一控制口51的连接连续且交替地切换到与第一泄油口53的连通状态或与导入口50的连通状态，由此排出压力P被调整为维持在第一切换油压Pf。这种调压是通过导向阀40的前述的第一控制口51的切换来进行的，因此不受第一、第二弹簧33、34的弹簧常数的影响。并且，该调压在前述的第一控制口51的切换的阀芯43的极其狭小的行程的范围内进行，因此也不可能受阀弹簧44的弹簧常数的影响。该结果是，上述油泵10的排出压力P不像图5中用虚线表示的现有泵那样随着内燃机转速R的上升而成正比地增大，而是成为大致平坦的特性，能够极力接近上述理想的必要油压（图5中的单点划线）（图5中的区间b）。由此，在本实施方式的油泵10中，能够削减对随着内燃机转速R的上升而排出压力P不得已要增大第一弹簧33的弹簧常数相应的量的上述现有的油泵，无用地增大该排出压力P而产生的动力损失（图5中，剖面线所示的范围S1）。另外，通过导向阀40的工作向各控制油室31、32导入油压，来控制凸轮环15，因此不会受油温变化及曝气等所带来的内压波动的影响，能够进行排出压力P的控制。
不久，在上述导向阀40处于第二区域的状态下，随着内燃机转速R的上升，排出压力P增大，并且第一控制口51和压力室55充分连通时，第一控制油室31的内压上升，在凸轮环15已向同心方向移动时，第二弹簧34的前端与限制部28抵接（参照图7）。即，该第二弹簧34的助力作用消失，凸轮环15的同心方向的移动停止。该结果是，排出压力P随着内燃机转速R的上升而再次以与该内燃机转速R大致成正比的形式增大（图5中的区间c）。需要说明的是，在该区间c，与上述区间a时相比，凸轮环15的偏心量变小，因此排出压力P的增大量比上述区间a时小。
然后，随着这种特性，因内燃机转速R上升而排出压力P进一步增大时，在排出压力P达到第二切换油压Ps时，在该导向阀40中，如图8所示，阀芯43进一步向塞子42侧移动，从第二区域切换到第三区域。由此，第一控制口51维持与导入口51的连通状态，另一方面，第二控制口52经由中转室55与第一泄油口53连接，向第一控制油室31导入排出压力P，从第二控制油室32排出油。在此，由于第二控制油室32经由节流孔63与控制压力导入通路60连通，因此当通过上述第二控制口52和第一泄油口53的连通而产生油的排出时，在节流孔63内发生压力损失，向第二控制油室32导入的油压下降。其结果是，基于第一控制油室31的内压的靠压力大于第一弹簧33的靠压力Wl和基于第二控制油室32的内压的靠压力的合力，凸轮环15开始进一步向同心方向移动。
于是，该凸轮环15的随着同心方向的移动而偏心量的减小，排出压力P下降，基于该排出压力P的靠压力低于阀弹簧44的靠压力Wk，该结果是，阀芯43通过该阀弹簧44的靠压力Wk从第三区域退回到第二区域。即，利用该退回来的阀芯43的第二台肩部43b，切换第二控制口52的连接，该第二控制口52再次被切断。该结果是，通过向第二控制油室32的排出压力P的导入，该第二控制油室32的内压再次上升，其结果是，基于上述第一控制油室31的内压的靠压力低于作用于上述偏心增大方向的第二靠压力，凸轮环15再次成为图7所示的中间的偏心状态。然后，当基于该中间偏心量的增大而排出压力P再次上升且基于该排出压力P的靠压力超过阀弹簧44的靠压力Wk时，阀芯43抵抗该阀弹簧44的靠压力Wk再次向塞子42侧移动，从第二区域切换到第三区域，该结果是，如前所述，凸轮环L5再次向同心方向移动（图5中的区间d）。
这样，上述油泵10在导向阀40中利用阀芯43将第二控制口52的连接连续且交替地切换到与第一泄油口53的连通状态或切断状态，由此排出压力P被调整为维持在第二切换油压Ps。而且，这种调压是通过导向阀40的前述的第二控制口52的切换来进行的，因此不受第一、第二弹簧33、34的弹簧常数的影响，另外，该调压在前述的第二控制口52的切换的阀芯43的极其狭小的行程的范围内进行，因此也不可能受阀弹簧44的弹簧常数的影响。该结果是，与上述区间b的情况同样，上述油泵10的排出压力P不像现有泵（图5中的虚线）那样随着内燃机转速R的上升而成正比地增大，而是成为大致平坦的特性，能够极力接近上述理想的必要油压，因此能够削减对随着内燃机转速R的上升而排出压力P不得已要增大第一弹簧33的弹簧常数相应的量的上述现有的油泵，无用地增大该排出压力P而产生的动力损失（图5中，剖面线所示的范围S2）。另外，基于导向阀4C的工作，向各控制油室31、32导入油压，由此控制凸轮环15，因此不会受油温变化及曝气等所带来的内压波动的影响，就能够进行排出压力P的控制。
由以上可知，在上述油泵10中，分别要求维持在所期望的排出压力（第一切换油压Pf及第二切换油压Ps）的内燃机转速区域（图5中的区间b及区间d），能够将排出压力P维持在该所期望的排出压力。
并且，该调压通过导向阀40来进行，因此不像现有那样受第一、第二弹簧33、34的弹簧常数的影响。另外，即使在导向阀40中，该调压也在阀芯43的极其狭小的行程的范围内进行，因此也不会受阀弹簧44的弹簧常数的影响。换句话说，也不会因包含阀弹簧44在内、上述两弹簧33、34（特别是第一弹簧33）的弹簧常数的影响而导致使排出压力P无用地增大的不良情况，从而能够维持在上述所期望的排出压力。
此外，在上述油泵10中，在上述调压时，当阀芯43处于第一区域时，使第一控制油室31（第一控制口51）与第一泄油口53连通，使该控制油室31内的油排出，仅向第二控制油室32导入排出压力P，因此能够抑制向双方的控制油室31、32内供给油压并发挥作用所引起的凸轮环15的抖动等不稳定的工作，能够实现该凸轮环15的稳定的保持。其结果是，能够实现上述区间a的排出压力控制的稳定化。
图9～图12表示本发明的可变容量型泵的第二实施方式，是变更了上述第一实施方式的向第二控制油室32的油压（排出压力）的供给方式的实施方式，其不是如上述第一实施方式那样通过第二导入通路62这种独立的油通路直接向第二控制油室32供给油压，而是与第一控制油室31同样，采用的是经由导向阀40向第二控制油室32供给油压的构成。
即，在本实施方式中，上述导向阀40的第一、第二控制口51、52分别经由第一、第二供排通路65、66与第一、第二控制油室31、32连接，并且上述两供排口65、66经由具有节流孔68的连接通路67相互连通。需要说明的是，连接通路67自身也可以设置在油泵10的内外中的内或外，但在设置于该泵内部的情况下，例如，通过槽状地设置于泵体11和罩部件12的接合面，就能够避免泵的大型化。
下面，参照图5、图9～图12对本实施方式的油泵10的特征性作用进行说明。
在内燃机起动后，在图5中的区间a，由于排出压力P小于第一切换油压Pf，因此如图9所示，导向阀40处于第一状态，即处于阀芯43位于第一区域，第一台肩部43a切断导入口50的连通，第一控制口51和第一泄油口53经由中转室56连接，并且第二台肩部43b切断第二控制口52的连通的状态。由此，第一控制油室31的油排出到上述低压部，不向第一、第二控制油室31、32中的任一控制油室供给油压，该结果是，只有第一、第二弹簧33、34的合力W0即基于相对大的第一弹簧33的弹簧载荷的靠压力作用于凸轮环15。因此，成为凸轮环15保持在最大偏心状态，泵的排出量成为最大，排出压力P也随着内燃机转速R的上升而以大致成正比的形式增大的特性。
其后，内燃机转速R上升，排出压力P达到第一切换油压Pf时，如图10所示，在导向阀40中，阀芯43抵抗阀弹簧的靠压力Wl向塞子42侧移动，从第一区域切换到第二区域。由此，利用第一台肩部43a，导入口50和第一控制口51经由压力室55连接，并且，第一控制口51和第一泄油口53的连通被切断，另一方面，利用上述第二台肩部43b维持第二控制口52的切断状态，该结果是，从导入口50导入的油压通过第一供排通路65供给到第一控制油室31，并且通过连接通路67及第二供排通路66也供给到第二控制油室32。此时，如前所述，第二控制口52被切断，不产生来自第二控制油室32的油的排出，因此在上述节流孔68中不发生压力损失，第二控制油室32的内压达到与第一控制油室31相同的内压。其结果是，基于第一控制油室31的内压的靠压力和第二弹簧34的靠压力W2的合力超过第一弹簧33的靠压力Wl和基于第二控制油室32的内压的靠压力的合力，凸轮环15开始向同心方向移动。
于是，阀芯43来往第一区域和第二区域，由此第一控制口51的连接连续且交替地切换为与第一泄油口53的连通状态或与导入口50的连通状态，基于这种与上述第一实施方式同样的作用，排出压力P被调整为维持在第一切换油压Pf。由此，排出压力P不像图5中虚线所示的现有泵那样随着内燃机转速R的上升而成正比地增大，而是成为大致平坦的特性，能够使该排出压力P极力接近上述理想的必要油压（图5中的单点划线）（图5中的区间b）。
不久，在上述导向阀40处于第二区域的状态下，随着内燃机转速R的上升而排出压力P增大，并且第一控制口51和压力室55充分连通时，如图11所示，随着凸轮环15的向同心方向的移动，第二弹簧34的前端与限制部28抵接。由此，该第二弹簧34的助力作用消失，该凸轮环15向同心方向的移动停止。其结果是，与上述第一实施方式同样，排出压力P随着内燃机转速R的上升，以小于区间a的增大量再次与该内燃机转速R大致成正比的形式增大（图5中的区间c）。
然后，按照这种特性，通过内燃机转速R上升而排出压力P进一步增大时，在排出压力P达到第二切换油压Ps时，在该导向阀40中，如图12所示，阀芯43进一步向塞子42侧移动，从第二区域切换到第三区域。由此，第一控制口51维持与导入口51的连通状态，另一方面，第二控制口52经由中转室55与第一泄油口53连接，向第一控制油室31导入排出压力P，从第二控制油室32排出油。其结果是，在上述节流孔68内发生压力损失，向第二控制油室32导入的油压下降，因此基于第一控制油室31的内压的靠压力大于第一弹簧33的靠压力W1和基于第二控制油室32的内压的靠压力的合力，凸轮环15开始进一步向同心方向移动。
于是，阀芯43来往第二区域和第三区域，由此第二控制口52的连接连续且交替地切换为与第一泄油口53的连通状态或切断状态，基于这种与上述第一实施方式同样的作用，排出压力P被调整为维持在第一切换油压Pf。由此，排出压力P不像图5中虚线所示的现有泵那样随着内燃机转速R的上升而成正比地增大，而是成为大致平坦的特性，能够使该排出压力P极力接近上述理想的必要油压（图5中的单点划线）（图5中的区间d）。
如上所述，在本实施方式中也可实现与上述第一实施方式同样的作用效果，其结果是，在要求维持在所期望的排出压力的内燃机转速区域，能够将排出压力P维持在该所期望的排出压力。
本发明不限于上述各实施方式的构成，例如，可根据搭载油泵10的车辆的内燃机、气门正时控制装置等规格，自由变更上述内燃机要求油压P1～P3及上述第一、第二切换油压Pf、Ps。
另外，在上述各实施方式中，利用上述第一台肩部43a同步地进行第一控制口51和导入口50或第一泄油口53的连接的切换，但其具体方式可采用如下的种种构成。
例如，关于尺寸设定，如图13（a）所示，将第一台肩部43a的轴方向宽度L1和第一控制口51的开口宽度L0设定为大致同等；如同图（b）所示，将第一台肩部43a的轴方向宽度L1设定为比第一控制口51的开口宽度L0稍大；或者，如同图（c）所示，将第一控制口51的开口宽度L0设定为比第一台肩部43a的轴方向宽度L1大若干。这样，通过相对地变更第一台肩部43a的轴方向宽度L1和第一控制口51的开口宽度L0，能够任意地控制与阀芯43的行程相适应的向第一控制油室31等供给的油压的供给量。另外，也可以维持所述尺寸设定，并且在第一台肩部43a的两端侧形成圆锥状的倒角部43d、43d（参照图14）。
另外，在上述各实施方式中，以可变容量型叶片泵为例进行了说明，因此本发明的可变部件相当于凸轮环15，由该摆动自如地设置的凸轮环15、配置于该凸轮环15外周侧的两控制油室31、32及螺旋弹簧33构成了可变机构，但在其他形式的可变容量型泵例如摆线型泵上应用本发明的情况下，构成外啮合齿轮的外转子相当于上述可动部件。通过与上述凸轮环15同样地偏心移动自如地配置这种外转子，并且在其外周侧配置上述控制油室及弹簧来构成上述可变机构。
另外，在上述各实施方式中，以通过使上述凸轮环15摆动来改变排出量的方式为例进行了说明，但作为改变该排出量的装置，不限于上述摆动的装置，例如也可以通过使凸轮环15直线地向径方向移动来进行。换句话说，只要是可变更排出量的构成（可变更上述泵室PR的容积变化量的构成），就不拘泥于凸轮环15的移动的方式。
下面，对从上述各实施方式中掌握的发明以外的技术思想进行说明。
（a）如第一方面所述的可变容量型泵，其特征为，
上述阀芯在轴方向两端具有与上述阀体进行滑动的大径的台肩部，并且在该两台肩部间具有小径部，利用该小径部，将上述第一控制口或上述第二控制口和所述泄油口连通，利用上述台肩部，限制上述第二控制口和上述泄油口的连通。
（b）如第一方面所述的可变容量型泵，其特征为，
上述导入口设置在上述阀体的轴方向端面上。
（c）如第一方面所述的可变容量型泵，其特征为，
在构成上述施力机构的施力部件中，一施力部件对上述凸轮环向上述偏心量增大的方向作用靠压力，而另一施力部件对上述凸轮环向上述偏心量减小的方向作用靠压力。
（d）如第一方面所述的可变容量型泵，其特征为，
上述第一控制油室和第二控制油室设置在上述凸轮环的外周侧。
（e）如第一方面所述的可变容量型泵，其特征为，
被排出的工作油用于内燃机的润滑。
（f）如上述（e）所述的可变容量型泵，其特征为，
上述被排出的工作油也用于向可变气门装置的驱动源及内燃机的活塞供给工作油的喷油嘴。

Claims (9)

1.一种可变容量型泵，其特征在于，具备：
被旋转驱动的转子；
多个叶片，出没自如地被设置在所述转子的外周侧；
凸轮环，通过在其内周侧收容所述转子和多个所述叶片而隔开成多个工作油室，并且通过以其内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量发生变化的方式移动，来改变所述转子旋转时的各所述工作油室的容积的增减量；
侧壁，被配置在所述凸轮环的轴方向两侧，在至少一侧设有吸入部和排出部，该吸入部向在所述凸轮环的偏心状态下容积增大的工作油室开口，该排出部向在同偏心状态下容积减小的工作油室开口；
施力机构，由分别以被赋予设定载荷的状态配置的两个施力部件构成，基于由该两个施力部件产生的靠压力，将所述凸轮环向所述偏心量增大的方向施力，当所述偏心量为规定以下时靠压力阶段性地增大；
第一控制油室，被导入从所述排出部排出的工作油，基于该第一控制油室的内压对所述凸轮环向所述偏心量抵抗所述施力机构的靠压力减小的方向作用靠压力；
第二控制油室，经由节流孔被导入从所述排出部排出的工作油，基于该第二控制油室的内压，与所述施力机构协作而对所述凸轮环向所述偏心量增大的方向作用靠压力；
控制机构，具有阀体、阀芯、控制弹簧，所述阀体具有通过向轴方向一端侧开口而用于导入被排出的所述工作油的导入口、与所述第一控制油室连通的第一控制口、与所述第二控制油室连通的第二控制口、与低压部连通的泄油口，所述阀芯滑动自如地收容于该阀体的轴方向一端侧，根据该阀芯的轴方向位置来切换各个口的连通状态，所述控制弹簧收容配置于所述阀体的轴方向另一端侧，以比所述施力机构小的靠压力对所述阀芯向轴方向一端侧施力；
在所述阀芯被所述控制弹簧施力而向所述阀体的轴方向一端侧最大地移动的初始位置，成为所述导入口的流通被限制，所述第一控制口和所述泄油口连通，且所述第二控制口和所述泄油口的流通被限制的第一状态，当排出压力增大时成为所述导入口和所述第一控制口连通，所述第一控制口和所述泄油口的流通被限制，且所述第二控制口和所述泄油口连通的第二状态。
2.如权利要求1所述的可变容量型泵，其特征在于，
所述阀芯在轴方向两端具有与所述阀体进行滑动的大径的台肩部，在两个该台肩部之间具有小径部，利用该小径部将所述第一控制口或所述第二控制口和所述泄油口连通，利用所述台肩部限制所述第二控制口和所述泄油口的连通。
3.如权利要求1所述的可变容量型泵，其特征在于，
所述导入口被设置在所述阀体的轴方向端面上。
4.如权利要求1所述的可变容量型泵，其特征在于，
在构成所述施力机构的施力部件中，一施力部件对所述凸轮环向所述偏心量增大的方向作用靠压力，而另一施力部件对所述凸轮环向所述偏心量减小的方向作用靠压力。
5.如权利要求1所述的可变容量型泵，其特征在于，
所述第一控制油室和所述第二控制油室被设置在所述凸轮环的外周侧。
6.如权利要求1所述的可变容量型泵，其特征在于，
被排出的所述工作油用于内燃机的润滑。
7.如权利要求6所述的可变容量型泵，其特征在于，
被排出的所述工作油也用于向可变气门装置的驱动源和所述内燃机的活塞供给工作油的喷油嘴。
8.一种可变容量型泵，其特征在于，具备：
被旋转驱动的转子；
多个叶片，出没自如地被设置在所述转子的外周侧；
凸轮环，通过在其内周侧收容所述转子和多个所述叶片而隔开成多个工作油室，并且通过以其内周中心相对于所述转子的旋转中心的偏心量发生变化的方式移动，来改变所述转子旋转时的各所述工作油室的容积的增减量；
侧壁，被配置在所述凸轮环的轴方向两侧，在至少一侧设有吸入部和排出部，该吸入部向在所述凸轮环的偏心状态下容积增大的工作油室开口，该排出部向在同偏心状态下容积减小的工作油室开口；
施力机构，由分别以被赋予设定载荷的状态配置的两个施力部件构成，基于由该两个施力部件产生的靠压力，对所述凸轮环向所述偏心量增大的方向施力，当所述偏心量为规定以下时靠压力阶段性地增大；
第一控制油室，被导入从所述排出部排出的工作油，基于该第一控制油室的内压，对所述凸轮环向所述偏心量抵抗所述施力机构的靠压力减小的方向作用靠压力；
第二控制油室，经由节流孔被导入从所述排出部排出的工作油，基于该第二控制油室的内压，与所述施力机构协作而对所述凸轮环向所述偏心量增大的方向作用靠压力；
控制机构，以所述偏心量成为最小之前进行动作的方式构成，在排出压力为规定压力以下时成为从所述排出部向所述第一控制油室的流通被限制，且将所述第一控制油室内的工作油向低压部排出的第一状态，当排出压力超过所述规定压力时成为所述排出部和所述第一控制油室连通，从所述第一控制油室向低压部的流通被限制，且将所述第二控制油室内的工作油向低压部排出的第二状态。
9.一种可变容量型泵，其特征在于，具备：
泵构成体，以多个工作油室的容积随着旋转而变化的方式构成，通过被旋转驱动，将从吸入部导入的工作油从排出部排出；
可变机构，通过可动部件移动，使向所述排出部开口的各所述工作油室的容积变化量变更；
施力机构，由分别以被赋予设定载荷的状态配置的两个施力部件构成，基于由该两个施力部件产生的靠压力，对所述可动部件向朝所述排出部开口的所述工作油室的容积变化量增大的方向施力，当朝所述排出部开口的所述工作油室的容积变化量为规定以下时靠压力阶段性地增大；
第一控制油室，被导入从所述排出部排出的工作油，基于该第一控制油室的内压，对所述可动部件向抵抗所述施力机构的靠压力的方向作用靠压力；
第二控制油室，经由节流孔被导入从所述排出部排出的工作油，基于该第二控制油室的内压，对所述可动部件向与所述施力机构的施力方向相同的方向作用靠压力；
控制机构，基于排出压力，在所述工作油室的容积变化量成为最小之前通过所述可变机构进行动作，随着排出压力的增大，向所述第一工作油室导入工作油，当排出压力进一步增大时，将所述第二控制油室内的工作油向低压部排出。
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