CN104912794B - 可变容量泵 - Google Patents

Abstract

本发明提供能够应对三个以上的要求液压特性的可变容量泵。具有：弹簧(18)，在被施加设定负载的状态下被设置，向多个泵室(20)的容积变化量增大的方向对凸轮环(17)施力；一个第1控制油室(31)，通过始终被供给排出压，将使多个泵室的容积变化量减少的方向的力作用于凸轮环；两个第2、第3控制油室(32、33)，通过被供给排出压，将使多个泵室的容积变化量增大的方向的力作用于凸轮环；第1、第2电磁切换阀(40、50)和先导阀(60)，通过控制单元控制向第2、第3控制油室供给的排出压的供给量。

Description

可变容量泵

技术领域

本发明涉及例如向汽车用内燃机的滑动部位等供给作为内燃机的辅机类的驱动源的油的可变容量泵。

背景技术

以往提供了各种可变容量泵，其中之一公知例如以下的专利文献1公开的发明。

简要地说明，该可变容量泵是所谓的叶轮泵，尤其，具有：第1控制油室，分别被凸轮环的外周侧划分，并且向内部导入泵排出压，使该排出压相对于凸轮环向减少偏心量的方向作用；第2控制油室，使所述排出压相对于凸轮环向增大偏心量的方向作用；电磁切换阀，通过ON-OFF控制来切换排出压向该第2控制油室的给排，通过与泵转速相应地增减控制所述凸轮环的偏心量，将泵排出压控制成低压特性和高压特性。

【现有技术文献】

【专利文献】

【专利文献1】日本特开2010-209718号公报

但是，所述专利文献1记载的可变容量泵仅有两个控制凸轮环的移动的控制油室，从而如上所述地仅成为例如使可变动阀装置工作的低压特性和向曲轴的轴承供给油的高压特性的两个阶段的液压特性。

由此，不能应对两个以上的要求液压特性，不能满足例如向活塞喷射油的喷油嘴的要求液压特性。

发明内容

本发明是鉴于所述以往的可变容量泵的技术课题而提出的，其目的是提供能够应对三个以上的要求液压特性的可变容量泵。

本发明提供一种可变容量泵，其特征在于，具有：

泵构成体，多个泵室的容积发生变化并从排出部排出从吸入部吸入的油；

可变机构，通过可动部件移动使所述多个泵室的容积变化量变化；

施力机构，在被施加设定负载的状态下被设置，向所述多个泵室的容积变化量增大的方向对所述可动部件施力；

减少侧油室组，由至少一个以上的控制油室构成，通过被供给从所述排出部排出的油，由此将朝向使所述多个泵室的容积变化量减少的方向的力作用于所述可动部件；

增大侧油室组，由至少一个以上的控制油室构成，通过供给从所述排出部排出的油，将朝向使所述多个泵室的容积变化量增大的方向的力作用于所述可动部件；

控制机构，控制向所述减少侧油室组、增大侧油室组的各控制油室供给的排出油的供给量，

所述减少侧油室组和增大侧油室组所具有的控制油室的合计为至少三个以上。

发明的效果

根据本发明，能够对于三个以上的要求液压特性，进行三个阶段以上的控制。

附图说明

图1是表示本发明的实施方式的可变容量泵的油泵和液压回路的概要图，表示油泵的凸轮环的偏心量最大的状态。

图2是本实施方式的油泵的纵剖视图。

图3是表示本实施方式的泵体的主视图。

图4(A)和(B)是本实施方式的电磁切换阀的纵剖视图，图4(A) 表示球阀体的打开工作状态，图4(B)表示关闭状态。

图5(A)和(B)是本实施方式的先导阀的纵剖视图，图5(A)表示通过滑阀连通第2给排通路和第2控制油室的状态，图5(B)表示连通第2 控制油室和排泄通路的状态。

图6是本实施方式的可变容量泵的工作说明图。

图7是该可变容量泵的工作说明图。

图8是该可变容量泵的工作说明图。

图9是该可变容量泵的工作说明图。

图10是表示该实施方式的可变容量泵中的发动机转速和泵排出压的关系的线图。

图11是表示本发明的第2实施方式的可变容量泵的油泵和液压回路的概要图。

图12(A)～(C)是本实施方式的电磁切换阀的纵剖视图，图12(A) 表示滑阀关闭供给端口并使第1、第2连通端口与排泄端口连通的状态，图 12(B)表示连通供给端口和第1连通端口且连通第2连通端口和排泄端口的状态，图12(C)表示连通供给端口和第1、第2连通端口的状态。

图13是本实施方式的可变容量泵的工作说明图。

图14是本实施方式的可变容量泵的工作说明图。

图15是表示本实施方式中的至电磁切换阀的电流(占空比)和滑阀的位移量之间的关系的特性图。

图16是表示本实施方式中的滑阀的位移量和弹簧负载的关系的特性图。

图17是表示本实施方式的可变容量泵中的发动机转速和泵排出压的关系的线图。

图18是表示本发明的第3实施方式的可变容量泵中的油泵和液压回路的概要图。

图19是表示本实施方式的泵体的主视图。

图20是表示本实施方式的凸轮环的立体图。

图21是本实施方式的可变容量泵的工作说明图。

图22是本实施方式的可变容量泵的工作说明图。

图23是本实施方式的可变容量泵的工作说明图。

图24是表示本发明的第4实施方式的可变容量泵中的油泵和液压回路的概要图。

图25是表示本实施方式的可变容量泵中的发动机转速和泵排出压的关系的线图。

附图标记的说明

04…排出通路

05…主油道

3…控制通路

4…供给通路

5…第1给排通路

6…第2给排通路

10…油泵

11…泵体

12…盖部件

13…泵收容室

14…驱动轴(泵构成体)

15…转子(泵构成体)

16…叶片(泵构成体)

17…凸轮环(可动部件)

18…弹簧(施力机构)

20…泵室

21…吸入端口(吸入部)

22…排出端口(排出部)

25a…第1连通孔

25b…第2连通孔

25c…第3连通孔

31…第1控制油室(减少侧油室组)

32…第2控制油室(增大侧油室组)

33…第3控制油室(增大侧油室组)

40…第1电磁切换阀(切换机构)

50…第2电磁切换阀(切换机构)

60…先导阀

90…第4控制油室(减少侧油室组)

91…第3电磁切换阀

具体实施方式

以下，基于附图详细说明本发明的可变容量泵的多个实施方式。此外，在各实施方式中，作为使汽车用内燃机的气门的气门正时可变的气门正时控制装置(VTC)的驱动源，且适用于通过喷油嘴向发动机的滑动部尤其活塞和缸膛的滑动部供给润滑油、或者向曲轴的轴承供给润滑油的可变容量泵。

〔第1实施方式〕

图1表示本实施方式的可变容量泵的油泵和液压回路，可变容量式的油泵10通过从内燃机的曲轴传递的旋转驱动力而旋转，将存储在油盘01中的油经由过滤器02从吸入通路03吸入并从排出部即排出通路04排出到发动机的主油道05。

所述主油道05对于向所述发动机的滑动部即例如向活塞喷射冷却油的喷油嘴、气门正时控制装置、曲轴的轴承供给油，且在排出通路04的下游侧设置有捕捉流通的油内的异物的油过滤器1。

另外，在所述主油道05的比油过滤器1更靠下游侧分支出控制通路3。该控制通路3的下游侧如下所述地分别连接有：与第1控制油室31直接连通的供给通路4；经由控制机构即第1电磁切换阀40与第2控制油室32连通的第1给排通路5；经由第2电磁切换阀50和先导阀60与第3控制油室 33连通的第2给排通路6。

所述第1、第2电磁切换阀40、50通过未图示的控制单元被接通(通电)-断开(非通电)控制，使所述控制通路3与第1给排通路5、第2给排通路6连通，还是使该第1、第2给排通路5、6与排泄通路51、52连通。另一方面，所述先导阀60与通过了所述第2电磁切换阀50的排出压相应地连通或切断第2给排通路6。此外，关于所述第1、第2电磁切换阀40、50 及先导阀60的具体结构等在后面说明。

所述油泵10被设置在未图示的内燃机的缸体的前端部，如图1～图3 所示，具有：截面コ形状的泵体11，一端侧开口地形成并在内部具有由圆柱状的空间构成的泵收容室13；盖部件12，封闭该泵体11的一端开口；驱动轴14，贯穿所述泵收容室13的大致中心部，并能够自由旋转地被泵体11 和盖部件12支承，通过发动机的曲轴被旋转驱动；转子15，能够自由旋转地被收容在泵收容室13内，中心部被结合于驱动轴14；多个叶片16，分别能够自由进出地被收容在以辐射状切口形成在该转子15的外周部上的多个狭缝15a内；凸轮环17，相对于转子15的旋转中心能够偏心摆动(偏心移动)地被配置在该各叶片16的外周侧，与所述转子15及相邻的叶片16、 16一起划分出多个泵室20；施力部件即弹簧18，被收容在泵体11内，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凸轮环17始终施力；一对环部件19、19，能够自由滑动地被配置在转子15的内周侧的两侧部，直径比该转子15小。此外，所述驱动轴14、转子15及各叶片16成为泵构成体。

所述泵体11由铝合金材料一体地形成，还如图2及图3所示，在泵收容室13的底面13a的大致中央位置，贯穿地形成有能够自由旋转地支承驱动轴14的一端部的轴承孔11a。另外，在成为泵体11内侧面的泵收容室13 的内周壁的规定位置，形成有供能够自由摆动地支承凸轮环17的枢轴销24 插入固定的支承孔11b。此外，在所述轴承孔11a内，面对着从后述的排出端口22被供给油的通路槽11g的下游侧开口端。

而且，在泵收容室13的内周壁上，如图1所示，在夹着连结轴承孔11a 中心和支承孔11b中心的直线(以下称为“凸轮环基准线”)M的两侧，形成有供配置在后述的凸轮环17的外周部的三个密封部件30、30、30分别滑动接触的第1～第3密封滑动接触面11c、11d、11e。

另外，在所述泵收容室13的底面13a上，如图2及图3所示，在轴承孔11a的外周区域，以向泵室20的内部容积伴随所述泵构成体的泵作用而增大的区域(吸入区域)开口的方式切口形成凹状的吸入部即吸入端口21，以向泵室20的内部容积伴随所述泵构成体的泵作用而减少的区域(排出区域)开口切口形成大致圆弧凹状的排出部即排出端口22，吸入端口21和排出端口22夹着轴承孔11a大致相对。

在所述吸入端口21的一端部侧，向后述的弹簧收容室28这一侧延伸设置的吸入孔21a贯穿泵体11的底壁地向外部开口形成。由此，存储在所述油盘01中的润滑油基于伴随泵构成体的泵作用产生的负压经由吸入通路 03、吸入孔21a及吸入端口21被吸入所述吸入区域的各泵室20。

所述排出端口22是在图3中的上部位置开口形成有贯穿泵体11的底壁并经由所述排出通路04与所述主油道05连通的排出孔22a。

根据所述结构，通过所述泵构成体的泵作用被加压而从所述排出区域的各泵室20排出的油经由排出端口22及排出孔22a被供给到主油道05而被供给到发动机内的各滑动部及气门正时控制装置等。

所述盖部件12如图2所示地呈大致板状，外侧部中的与泵体11的轴承孔11a对应的位置形成为圆筒状，并且在该圆筒部的内周面上贯穿地形成有能够自由旋转地支承驱动轴14的另一端侧的轴承孔12a。该盖部件12通过多个螺栓26被安装在泵体11的开口端面上。

此外，盖部件12的内侧面成为大致平坦状，但也能够与泵体11的底面同样地形成所述吸入、排出端口21、22。

所述驱动轴14通过从曲轴传递的旋转力使转子15向图1中的顺时针方向旋转地构成。

所述转子15如图1所示地切口形成有从内部中心侧向径向外侧以辐射状形成的所述七个狭缝15a，并且在该各狭缝15a的内侧基端部，分别形成有用于将被排出到所述排出端口22的排出油导入的截面大致圆形状的背压室15b。由此，所述各叶片16通过伴随转子15的旋转产生的离心力和背压室15b的液压被向外侧挤压。

所述各叶片16的各前端面分别与凸轮环17的内周面滑动接触，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，发动机转速低，所述离心力、背压室15b的液压小时，通过转子15的外周面、相邻的叶片16、16的各内侧面、凸轮环17的内周面、侧壁即泵体11的泵收容室13的底面13a及盖部件12的内侧面，也能够液密地划分所述各泵室20。

所述凸轮环17通过烧结金属一体地形成为圆环状，在外周部的规定位置，与所述枢轴销24嵌合并构成偏心摆动支点的大致圆弧状的枢轴部17a 沿着轴向突出设置，并且在相对于该枢轴部17a夹着凸轮环17的中心的相反侧的位置，与所述弹簧18链接(日文：連係)的臂部17b沿径向突出设置。

这里，在所述泵体11内，以经由形成在与所述支承孔11b相反侧的位置的连通部27与泵收容室13连通的方式设置有弹簧收容室28，在该弹簧收容室28内收容有所述弹簧18。

该弹簧18在通过所述连通部27延伸到弹簧收容室28内的所述臂部17b 的前端部的下表面和弹簧收容室28的底面之间，具有规定的设定负载W地被弹性保持。在所述臂部17b的前端部的下表面上，突出设置有与弹簧18 的内周侧卡合的形成为大致圆弧状的支承突起17c，并通过该支承突起17c 支承弹簧18的一端。

因此，所述弹簧18具有基于所述弹簧负载W的弹力，经由所述臂部17b 对凸轮环17向其偏心量增大的方向(图1中的顺时针方向)始终施力。由此，凸轮环17在非工作时成为通过所述弹簧18的弹力将臂部17b的上表面压抵在形成于弹簧收容室28的上壁下表面上的止挡面28a的状态，被保持在相对于转子15的旋转中心来说的偏心量成为最大的位置。

另外，在所述凸轮环17的外周部，分别突出设置有具有与所述第1～第3密封滑动接触面11c～11e相对地形成的第1～第3密封面的横截面大致三角形的三个第1～第3密封构成部17d、17e、17f。另外，在该各密封构成部17d～17f的各密封面上，切口形成有横截面大致U字形的第1～第3 密封保持槽，在该各密封保持槽中分别收容保持有在所述凸轮环17的偏心摆动时与各密封滑动接触面11c～11e滑动接触的所述各密封部件30。

这里，所述第1～第3密封面分别从所述枢轴部17a的中心由比构成与其对应的所述各密封滑动接触面11c～11e的半径R1～R3稍小的规定的半径构成，在该各密封面和所述各密封滑动接触面11c～11e之间分别形成有微小的空隙C。

所述三个密封部件30通过例如具有低摩擦特性的氟类树脂材料沿凸轮环17的轴向细长地形成为直线状，通过配置在所述各密封保持槽的底部的橡胶制的弹性部件的弹力被压抵在各密封滑动接触面11c～11e。由此，始终确保后述的各控制油室31～33的良好的液密性。

而且，在成为所述泵排出侧的枢轴部17a这一侧的凸轮环17的外周区域，如图1所示，在与泵体11的内侧面之间，通过凸轮环17的外周面、枢轴部17a、所述各密封部件30、泵体11的内侧面，在夹着所述枢轴部17a 的两侧，分别划分出上述第1控制油室31、第2控制油室32及第3控制油室33。

在比所述枢轴部17a更靠上侧的第1控制油室31中，被排出到所述排出端口22的泵排出压从所述主油道05、控制通路3及供给通路4经由形成在泵体11的侧部的第1连通孔25a始终被供给，面对该第1控制油室31的由凸轮环17的外周面构成的第1受压面34a抵抗所述弹簧18的施力受到来自所述主油道05的液压，如图6～图9所示，向使凸轮环17的偏心量减少的方向(图1中的逆时针方向)施加摆动力(移动力)。

即，该第1控制油室31构成了减少侧油室组，经由所述第1受压面34a 向凸轮环17的中心与转子15的旋转中心同心地接近的方向即偏心量减少的方向始终对凸轮环17施力，由此有助于该凸轮环17的同心方向的移动量控制。

在比所述枢轴部17a更靠下侧的构成增大侧油室组的第2控制油室32 中，同样地经由与第1连通孔25a平行地贯穿形成在泵体11的侧部的第2 连通孔25b连通的所述第1给排通路5(控制通路3)的排出压通过所述第 1电磁切换阀40的接通、断开工作被适当导入。

另外，在面对该第2控制油室32的凸轮环17的外周面上形成有第2受压面34b，通过使排出压作用于该第2受压面34b，成为向辅助弹簧18的施力的方向作用的力，由此，对于凸轮环17向使其偏心量增大的方向(图1 中的顺时针方向)施加摆动力(移动力)。

在比所述第2控制油室32更靠下侧的构成增大侧油室组的第3控制油室33中，同样地经由沿着泵体11的下部的上下方向贯穿形成的第3连通孔 25c连通的所述第2给排通路6(控制通路3)的排出压通过所述第2电磁切换阀50的接通、断开工作经由所述先导阀60被适当导入。

另外，在面对该第3控制油室33的凸轮环17的外周面上形成有第3受压面34c，通过使排出压作用于该第3受压面34c，成为与所述第2受压面 34b协作地向辅助弹簧18的施力的方向作用的力，由此，对于凸轮环17向使其偏心量增大的方向(图1中的顺时针方向)施加摆动力(移动力)。

这里，如图1所示，所述第2、第3受压面34b、34c各自的受压面积被设定得比所述第1受压面34a的受压面积小，通过基于第2、第3控制油室 32、33的各内压的作用力和弹簧18的作用力产生的凸轮环17的偏心方向的作用力、与基于第1控制油室31的内压的作用力具有规定的力关系地平衡地构成，第2、第3控制油室32、33内的各液压如上所述地辅助弹簧18的作用力。即，所述第2、第3控制油室32、33将经由所述第1、第2电磁切换阀40、50和先导阀60根据需要被供给的泵排出压作用于第2、第3受压面34b、34c来适当辅助弹簧18的作用力，由此控制向凸轮环17偏心的方向的移动量。

另外，所述第1、第2电磁切换阀40、50基于来自控制内燃机的控制单元的励磁电流与发动机的运转状态相应地工作，并通过该各电磁切换阀 40、50适当对所述第1给排通路5和第2连通孔25b、以及第2给排通路6 和第3连通孔25c进行连通或者切断。

由于所述第1、第2电磁切换阀40、50是如图1及图4A、B所示地相同构造的3方向切换阀，所以以下为便于说明，仅关于第1电磁切换阀40 进行说明(附图标记相同)。

即，第1电磁切换阀40主要由以下部件构成：阀体41，被压入固定在形成于所述缸体的侧壁内的阀收容孔，沿内部轴向形成有工作孔41；阀座 42，被压入所述工作孔41a的前端部，在中央形成有与第1给排通路5的下游侧连通的电磁阀开口端口42a；金属制的球阀体43，能够自由分离落座地设置在该阀座42的内侧，并开闭所述电磁阀开口端口42a；电磁阀单元44，被设置在阀体41的一端侧。

在所述阀体41中，在周壁的上端部侧，经由电磁阀开口端口42a与所述第1给排通路5连通的连通端口45从径向贯穿地形成，并且在周壁的下端部侧，与所述工作孔41a连通的排泄端口46从径向贯穿地形成。

所述电磁阀单元44是在壳体的内部收容配置有未图示的电磁线圈、固定铁心和可动铁心等，在该可动铁心的前端部设置有顶杆47，其在所述工作孔4la内具有规定间隙地滑动，并且前端推压所述球阀体43或解除推压。

在所述顶杆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端口45和排泄端口46的筒状通路48。

电流从发动机的控制单元接通-断开地在所述电磁线圈中通电或切断通电。

也就是说，从控制单元向所述电磁阀单元44的线圈输出断开信号(非通电)时，所述可动铁心通过未图示的回位弹簧的弹力而后退移动并解除顶杆47对球阀体43的推压，开设出所述电磁阀开口端口42a(参照图4A)。

由此，如图7、图8所示，通过来自控制通路3的排出压，使球阀体43 后退移动而连通控制通路3和第1给排通路5，并向第2控制油室32供给液压的同时，封闭所述筒状通路48的一端开口而切断该筒状通路48和排泄端口46的连通。

另一方面，从控制单元向所述电磁线圈输出接通信号(通电)时，可动铁心抵抗回位弹簧的弹力前进移动并通过所述顶杆47推压所述球阀体43 (参照图4B)。由此，如图6、图9所示，球阀体43封闭电磁阀开口端口 42a，并且使连通端口45和筒状通路48连通。由此，第2控制油室32内的液压从第1给排通路5通过所述连通端口45、筒状通路48及排泄端口46、排泄通路51被排出到油盘01。

所述第2电磁切换阀50也通过与第1电磁切换阀40相同的工作，将液压经由先导阀60供给到所述第3控制油室33或者从排泄通路52排出。

所述控制单元从发动机的油温、水温、发动机转速和负载等检测出当前的发动机运转状态，尤其在发动机转速为规定以下时，向所述第1、第2电磁切换阀40、50的电磁线圈输出接通信号(通电)，比规定高的情况下，输出断开信号(非通电)。

但是，在发动机转速为规定以下时，发动机为高负载区域的情况下等，也向电磁线圈输出断开信号，并向第2控制油室32供给液压。

因此，所述油泵10基本上通过从主油道05被供给液压的第1控制油室 31的内压和弹簧18的弹簧作用力控制凸轮环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，能够得到对油泵10的排出压特性进行低压控制的状态、以及通过所述第1、第2电磁切换阀40、50施加第2、第3控制油室32、33的内压来控制凸轮环17的偏心量而对油泵10 的排出压特性进行中、高压控制的状态这3种排出压特性。

所述先导阀60如图5A、B所示地在形成于圆筒状的阀体61的内部的滑动用孔62内能够自由滑动地设置有滑阀63，并且在提供了对该滑阀63 向图中上方施力的阀弹簧64的弹簧负载的状态下，插塞65密封阀体61的下部开口端。

所述阀体61在所述滑动用孔62的轴向的上端开口处，形成直径比所述滑动用孔62小的先导压导入端口65，该先导压导入端口65和滑动用孔62 之间的阶梯锥面61a成为如下座面，在没有来自所述先导压导入端口65的液压作用于所述滑阀63时，该滑阀63通过所述阀弹簧64的弹力被向上方施力而落座。

所述第2给排通路6的在所述第2电磁切换阀50这一侧分支的先导压供给通路部6a与所述阀体61的先导压导入端口65连通。另外，在所述滑动用孔62面对的周壁上，分别沿径向贯穿地形成与所述先导压供给通路部 6a的下游侧连通的第1给排端口67a、经由所述第2给排通路6的第3控制油室33侧的给排通路部6b与第3控制油室33连通的第2给排端口67b、和平行地配置在第2给排端口67b的下侧并与排泄通路53连通的排泄端口 67c。而且，在所述排泄端口67c的下侧，沿径向贯穿地形成有确保所述滑阀63的顺畅的滑动的背压逃逸端口67d。

所述滑阀63具有：先导压导入端口65侧即图中最上端侧的第1环槽脊部(ランド部)63a；形成在该第1环槽脊部63a的下侧的小径轴部63b；形成在该小径轴部63b的下侧的第2环槽脊部63c。

所述第1环槽脊部63a和第2环槽脊部63c被设定成同径，各外周面与所述滑动用孔62的内周面具有微小间隙地滑动。

所述第1环槽脊部63a形成为大致圆柱状，上表面作为承受被导入所述先导压导入端口65的排出压的受压面构成，并且伴随所述滑阀63的上下移动，开闭所述第1给排端口67a，在图5A所示的最大上升位置，打开第1 给排端口67a而与第2给排端口67b连通，在下降位置，封闭第1给排端口 67a。

所述第2环槽脊部63c伴随滑阀63的上下移动，开闭所述排泄端口67c，在图5A所示的最大上升位置，封闭排泄端口67c，在图5B所示的规定的下降位置，打开排泄端口67c而与第2给排端口67b连通。

在所述小径轴部63b的外周，形成有形成为锥形圆环状的环状槽63d。该环状槽63d与滑阀63的所述上下移动位置相应地使所述第1给排端口67a 和第2给排端口67b连通，并且使第2给排端口67b和排泄端口67c适当连通。

此外，所述阀弹簧64的弹力被设定得比所述油泵10的弹簧18的弹力小。

〔可变容量泵的工作〕

以下，基于图6～图9说明本实施方式的可变容量泵的工作。

从发动机的起动开始到低转速、低负载、低油温的运转状态的情况下，油泵10成为图6所示的第1工作方式。在该状态下，始终向第1控制油室 31内供给液压，但第1、第2电磁切换阀40、50分别被输入来自控制单元的接通信号而成为通电状态，从而如图4B所示，各连通端口45和各排泄端口46连通。

另一方面，所述先导阀60是在发动机低转速、低液压的状态，如图5A 所示，虽然微小的液压作用于滑阀63的上表面，但成为通过弹簧64的弹力使滑阀63的第1环槽脊部63a落座于所述座面61a的状态。由此，第1给排端口67a和第2给排端口67b连通，并且该第2给排端口67b经由第2电磁切换阀50的连通端口45与排泄端口46连通。

因此，第2控制油室32和第3控制油室33内的液压被排出并成为低压状态。

因此，泵的液压特性伴随发动机转速的上升被控制成图10的P1所示的低压状态。

然后，发动机的负载、油温升高，成为需要向活塞喷射油的喷油嘴的工作的运转状态时，油泵10成为图7所示的第2工作方式。也就是说，通过控制单元维持向第2电磁切换阀50输出接通信号(通电)，但仅向第1电磁切换阀40输出断开信号(非通电)。由此，第1电磁切换阀40如图4A所示地伴随顶杆47的后退移动使球阀体43打开电磁阀开口端口42a而与连通端口45连通。

由此，第3控制油室33维持低压状态，但如图7所示，向第2控制油室32供给排出液压以辅助所述弹簧18的弹力的方式发挥作用并使凸轮环 17向顺时针方向稍微摆动而与凸轮环17的反力平衡。由此，泵的液压特性如图10所示地以比P1大的P2被控制。

然后，发动机为高转速、高油温等，成为进一步需要高液压的运转状态时，油泵10成为图8所示的第3工作方式。也就是说，通过控制单元，除了第1电磁切换阀40以外，还向第2电磁切换阀50输出断开信号(非通电)。由此，第2电磁切换阀50也如图4B所示地伴随顶杆47的后退移动使球阀体43打开电磁阀开口端口42a而与连通端口45连通。

由此，成为如下设定，与第2控制油室32一起向第3控制油室33供给排出液压而进一步辅助弹簧18的弹力地发挥作用，使凸轮环17向顺时针方向进一步稍微摆动，以比P2更大的液压P3’与凸轮环17的反力平衡。由此，泵的液压特性是在未设置所述先导阀60的状态下，如图10所示，被控制成比P2更大的最大液压P3’。

此时，先导阀60是在从先导压供给通路部6a向滑阀63的上表面作用控制通路3(第2给排通路6)的大的液压而成为液压P3的状态下，如图5B所示，滑阀63抵抗弹簧64的弹力后退移动，第1环槽脊部63a封闭第1 给排端口67a的开口端，并且经由环状槽63d使第2给排端口67b和排泄端口67c连通。

由此，第3控制油室33内的液压稍降低，使凸轮环17稍微向逆时针方向摆动。因此，泵排出压从图10的P3’降低到P3地被控制。

该第3工作方式在本实施方式中能够控制成最高的泵排出压，被用于发动机的高速旋转运转时的情况较多，此时，能够抑制空气混入油盘01内的油中或者通过气穴使凸轮环17的内径侧的液压平衡破坏而使凸轮环17以设定外的液压摆动导致泵排出压变动。

以下，图9表示油泵10的第4工作方式，伴随从所述发动机的低转速区域上升到规定转速，从控制单元向第1电磁切换阀40输出接通信号(通电)，而向第2电磁切换阀50输出断开信号(非通电)。由此，第2控制油室32内的液压被排出而成为低压，并且经由先导阀60向第3控制油室33 供给泵排出压，内压上升，辅助弹簧18的弹力，以图10所示的比泵排出压P1大的P4与弹簧18的弹力取得平衡。由此，凸轮环17向顺时针方向(增加偏心量的方向)摆动并将泵排出压控制成P4。

该泵排出压P4比P3低，与P2的大小关系根据第2控制油室32、第3 控制油室33的位置和大小，即，所述R2、R3及第2、第3受压面34b、34c 的大小决定。

上述油泵10的1～4的工作方式中的液压向各控制油室31～33的给排与向第1、第2电磁切换阀40、50的通电、非通电状态、控制液压之间的关系总结于以下的表1。

【表1】

从该表1可知，根据发动机转速、负载、发动机油温、水温等的状态切换向各电磁切换阀40、50的通电状态，由此能够将泵排出压与要求液压相应地控制成三个阶段以上。

也就是说，在泵排出压成为P1的区域中，成为气门正时控制装置(VTC) 等的可变动阀装置的工作所需的最低的液压，在P2的区域中，成为冷却活塞的喷油嘴的喷射所需的液压，在P3的区域中，在发动机高转速时成为曲轴的轴承所需的液压。另外，在P4的区域中，要使所述喷油嘴的喷射量成为两个阶段的情况下等，能够将控制液压设定成四个阶段以上的情况。另外，在该实施方式中，不需要进行反馈控制，从而能够实现控制机构的简化。

而且，考虑到各电磁切换阀40、50的线圈的断线等的故障，在向各电磁切换阀40、50的非通电时设定成最高的P3的液压，但以省电为目的还能够采用相反的极性。

〔第2实施方式〕

图11表示本发明的第2实施方式，油泵10的构造以及第1控制油室31 与控制通路3直接连通并始终供给泵排出压的结构等与第1实施方式相同，但不同的是集中所述两个第1、第2电磁切换阀40、50而采用单一的电磁切换阀70。

即，该电磁切换阀70如图12A～C所示地是5端口3位置型，具有被插入固定在缸体中的阀体71和设置在该阀体71的后端部上的电磁阀单元 72。

在所述阀体71中，滑阀74能够向轴向自由滑动地被设置在沿内部轴向形成的阀孔73内，并且在周壁上，连通所述阀孔73的内部和所述控制通路 3的供给端口75a沿径向贯穿地形成。在该供给端口75a的轴向的一侧部，沿径向贯穿地形成有使所述第2控制油室32和阀孔73连通的第1连通端口 75b，在轴向的另一侧部，沿径向贯穿地形成有使所述第3控制油室33和阀孔73连通的第2连通端口75c。

另外，在所述第1连通端口75b的侧部形成有排泄端口76，该排泄端口76经由阀孔73内与所述第1连通端口75b根据所述滑阀74的滑动位置适当地连通，并且经由沿阀体71的内部轴向及径向形成的排泄通路77与所述第2连通端口75c适当连通。

所述滑阀74沿内部轴向形成有压力孔74g，并且在外周面的轴向的中央位置设置有宽度窄的第1环槽脊部74a，在一端部设置有适当选择供给端口75a和排泄端口76来与所述第1连通端口75b连通、切断的第2环槽脊部74b。另外，在另一端部设置有使第2连通端口75c和排泄通路77适当连通、切断的第3环槽脊部74c。所述压力孔74g的一端部沿轴向贯穿，而在前端部侧经由径向孔74h与所述排泄端口76连通，抑制滑阀74的轴向两端部发生液压差。由此，抑制滑阀74不经意地向轴向移动。

另外，该滑阀74是在所述各环槽脊部74a～74c之间，形成有两个圆筒状的通路槽74d、74e，并且在电磁阀单元72这一侧的前端部一体地设置有凸缘部74f。另外，该滑阀74通过被弹性安装在后端部的第1阀弹簧78以与电磁阀单元72的后述的顶杆85的前端弹性接触的方式沿轴向被施力。

另外，在滑阀74中，前端部以嵌合状态配置在所述凸缘部74f的外周的保持器79沿轴向能够自由滑动地设置。该保持器79形成为横截面大致コ形状，并且通过一端与阀孔73的前端侧的阶梯部弹性接触的第2阀弹簧80 被向电磁阀单元72方向施力。

所述电磁阀单元72主要由以下部件构成：筒状的线圈82，被收容在圆筒状的阀体81的内部；有盖筒状的固定轭铁83，被固定在该线圈82的内周面上；可动柱塞84，能够自由滑动地被设置在该固定轭铁83的内部；顶杆85，一体地被固定在该可动柱塞84的前端部，前端与所述滑阀74的凸缘部74f的前端面抵接。

此外，从控制单元使50％、100％的脉冲电流(占空比)向所述线圈82 通电或者非通电。

〔可变容量泵的工作〕

以下，对本实施方式的可变容量泵的工作进行说明。首先，在发动机低转速区域中，在要求液压最低的Pl的运转状态下，从控制单元向所述电磁切换阀70的线圈82输出100％的占空电流并励磁。由此，如图12A所示，可动柱塞84最大程度地向左方向前进并借助顶杆85使滑阀74抵抗第1、第2阀弹簧78、80的弹力向最大左方向移动。

由此，通过第1环槽脊部74a和第2环槽脊部74b封闭供给端口75a，并且第1连通端口75b和第2连通端口75c分别与排泄端口76连通。

该时刻的电流和滑阀74的位移量之间的关系成为图15的第2级。

因此，如图11所示，第2控制油室32和第3控制油室33内的液压被排出而成为低压状态，仅向第1控制油室31供给泵排出压，从而与第1实施方式的第1工作方式同样地，油泵10的泵排出压成为图17所示的P1的液压特性。

然后，成为喷油嘴的喷射所要求的发动机的运转状态时，从控制单元向所述电磁切换阀70的线圈82输出约50％占空比的电流并励磁。由此，如图12B所示，可动柱塞84向右方向后退移动并借助顶杆85通过第1、第2阀弹簧78、80的弹力使滑阀74向轴向的大致中间位置移动。

由此，通过第1环槽脊部74a和第2环槽脊部74b使供给端口75a和第 1连通端口75b连通，并且维持第2连通端口75c与排泄端口76连通的状态。

该时刻的电流和滑阀74的位移量之间的关系成为图15的第1级。

因此，如图13所示，仅第3控制油室33内的液压被排出而成为低压状态，向第2控制油室32供给液压，内压升高，从而与第1实施方式的第2 工作方式同样地，油泵10的泵排出压成为图17所示的P2的液压特性。

然后，发动机转速进一步上升时，从控制单元向所述电磁切换阀70的线圈82输出0％占空比(非通电)的电流并消磁。由此，如图12C所示，可动柱塞84向最大右方向后退移动，借助顶杆85通过第1阀弹簧78的弹力使滑阀74向轴向的最大右方向的位置移动。

由此，通过第1环槽脊部74a和第2、第3环槽脊部74b、74c使供给端口75a、第1连通端口75b及第2连通端口75c连通，并且通过第2环槽脊部74b和第3环槽脊部74c切断两连通端口75b、75c和排泄端口76的连通。

该时刻的电流和滑阀74的位移量之间的关系成为图15的最下级。

因此，如图14所示，向第2、第3控制油室32、33双方供给液压，内压分别升高，从而与第1实施方式的第3工作方式同样地，油泵10的泵排出压成为图17所示的P3’的高的液压特性，但如第1实施方式中说明的那样，根据所述先导阀60的作用，控制液压成为P3。

此外，在该状态下，所述滑阀74向最大右方向位置移动的情况下，如图12C所示，在所述保持器79的底壁和凸缘部74f之间形成规定的空隙C。

这里，如图16所示，所述滑阀74的位移和所述第1、第2阀弹簧78、 80的弹簧负载之间的关系成为阶段性的特性。以下，关于图12和图16的关系进行说明。

在图12C所示的状态下，所述保持器79的前端缘通过第2阀弹簧80 的弹力与电磁阀单元72的阀体81的前端壁抵接，并且凸缘部74f不与保持器79接触，从而第2阀弹簧80的弹力不作用于滑阀74，仅有第1阀弹簧 78的弹力作用。

而且，第1阀弹簧78被施加设定负载，从而在该设定负载以下时，滑阀74如图16(e)所示地不位移，成为该设定负载以上时，如图16(d)所示地与弹簧负载成正比地位移。图16(d)中的斜率成为第1阀弹簧78的弹性系数。

在图12B所示的状态下，所述保持器79与所述凸缘部74f接触，从而第2阀弹簧80的弹力也作用于滑阀74。关于第2阀弹簧80也被施加设定负载，从而在第1、第2阀弹簧78、80的负载合计以下时，滑阀74如图16(c)所示地不位移，在负载合计以上时，如图16(b)所示地与弹簧负载成正比地位移。图16(b)中的斜率成为使第1、第2阀弹簧78、80匹配的弹性系数。在图12A所示的状态下，所述滑阀74抵抗第1、第2阀弹簧78、 80的弹力向左方向移动，并与所述阀体71的最里部抵接，成为最大位移量的状态即图16(a)。

以上，如图16所示，滑阀74的位移和第1、第2阀弹簧78、80的弹簧负载之间的关系成为阶段性的特性，从而即使使用线性电磁阀，所述可动柱塞84的推力与电流值或占空比成比例地变化，也能够使滑阀74阶段性地位移，能够取得图12所示的3种类的位置。

〔第3实施方式〕

图18表示第3实施方式，废弃所述第3控制油室，并且在所述弹簧收容室28的止挡面28a和所述臂部17b的上表面之间，设置有与第1控制油室31一起构成减少侧油室组的第4控制油室90。

该第4控制油室90经由从所述排出通路04分支的第2控制通路93与所述排出通路04连通，并且通过经由设置在所述第2控制通路93中途的第 3电磁切换阀91被供给的内部液压，与第1控制油室31协作地使凸轮环17 向逆时针方向(偏心量减少的方向)作用。

另外，第2控制油室32形成为使所述第3控制油室匹配的大的容积，并且在第1电磁切换阀40的下游侧设置有先导阀60。

所述第4控制油室90如图19所示地将泵体11的底面13a扩大到弹簧收容室28的上端部并在该扩大部13b与所述止挡面28a及臂部17b的上表面之间被分隔。

所述凸轮环17的臂部17b如图20所示地为在上表面将臂部17b的上表面整体作为控制油室利用，与所述止挡面28a抵接的细长的突起部17g沿长度方向一体地形成，并且在形成于前端部的密封槽17h中，嵌合保持液密地密封所述第4控制油室90的密封部件92。此外，该第4控制油室90通过所述第1密封部件30密封其与第1控制油室31之间。

所述第3电磁切换阀91具有与上述第1电磁切换阀40相同的构造，并省略具体的说明，但如以下的表2所示，通过从控制单元输出的接通信号(通电)和断开信号(非通电)相反地被控制。也就是说，第1电磁切换阀40 被输入接通信号时，排出第2控制油室32的液压，但第3电磁切换阀91被输入接通信号时，所述顶杆47后退移动，并通过球阀体43使电磁阀开口端口42a和连通端口45连通，向第4控制油室90供给液压，被输入断开信号时，顶杆47被挤出，通过球阀体43封闭电磁阀开口端口42a，并且连通端口45和排泄端口46连通，第4控制油室90内的液压被排出。

【表2】

因此，在发动机低转速区域中，如图21所示，向第3电磁切换阀91输出接通信号，并向第4控制油室90供给液压，而还向第1电磁切换阀40输出接通信号，第2控制油室32内的液压被排出。由此，油泵10的控制液压被控制成图10所示的Pl。

发动机转速上升时，向第3电磁切换阀91输出断开信号，并维持向第1电磁切换阀40输出接通信号。因此，如图22所示，第4控制油室90和第2控制油室32内的液压分别被排出，仅向第1控制油室31供给液压。由此，油泵10的排出压被控制成图10所示的P2。

发动机转速进一步上升时，维持向第3电磁切换阀91输出断开信号，并向第1电磁切换阀40输出断开信号。因此，如图20、图23所示，第4 控制油室90内的液压被排出，向第2控制油室32内供给液压。由此，油泵 10的排出压与上述情况同样地被控制成图10所示的P3(P3’)。

另外，向第3电磁切换阀91输出接通信号，并向第1电磁切换阀40输出断开信号时，分别向所述第1、第2、第4控制油室31、32、90供给液压，从而油泵10的排出压被控制成图10所示的P4。

因此，得到与所述第1实施方式同样的作用效果。

〔第4实施方式〕

图24表示第4实施方式，向所述第1实施方式中的油泵10的构造加入第3实施方式的所述第4控制油室90和第3电磁切换阀91。也就是说，设置有辅助侧的第2、第3控制抽室32、33和工作侧的第1、第4控制油室 31、90的四个控制油室。

另外，在所述第1给排通路5、第2给排通路6及第2控制通路93中，分别设置有第1电磁切换阀40、第2电磁切换阀50及第3电磁切换阀91，并且在第2电磁切换阀50的下游侧设置有先导阀60。

而且，与发动机转速的变化相应地接通-断开控制各电磁切换阀40、50、 90，如以下的表3所示，以6个工作方式控制油泵10，并控制图25所示的油泵10的排出压。

【表3】

即，在发动机低转速区域中，向第3电磁切换阀91输出接通信号而向第4控制油室90供给液压，还向第1电磁切换阀40输出接通信号，第2控制油室32内的液压被排出。而且，还向第2电磁切换阀输出接通信号，第 3控制油室内的液压被排出(第2工作方式)。由此，油泵10的排出压被控制成图25所示的P1。

发动机转速上升到规定旋转时，向第3电磁切换阀91输出断开信号，而向第11电磁切换阀40输出断开信号，并维持向第2电磁切换阀50输出接通信号。因此，第4控制油室90和第3控制油室33内的液压被排出而成为低压，并且还向第2控制油室32内与第1控制油室31同样地供给液压(第 3工作方式)。由此，油泵10的排出压被控制成图25所示的P2。

发动机转速进一步上升时，维持向第3电磁切换阀91输出断开信号，并向第1电磁切换阀40输出断开信号，并且还向第2电磁切换阀50输出断开信号。因此，维持液压被排出到第4控制油室90内的状态，但除了第2 控制油室32以外，还向第3控制油室33供给液压(第4工作方式)。由此，油泵10的排出压如图25的P3(P3’)所示地与所述图10所示的P3(P3’) 同样地被控制成最大排出压。

另外，通过使发动机转速变化成规定转速，例如，向第3电磁切换阀 91输出断开信号，并向第1电磁切换阀40输出接通信号，还向第2电磁切换阀50输出接通信号时，第2～4控制油室32、33、90内的液压被排出(第 1工作方式)。由此，油泵10的排出压如图25所示地被控制成比所述所述 P1大且比P2小的P4的液压。

进一步成为不同的发动机转速时，例如，向第3电磁切换阀91输出接通信号，并且向第1电磁切换阀40输出断开信号，再向第2电磁切换阀50 输出接通信号时，分别向所述第4控制油室90和第2控制油室32供给液压，第3控制油室33内的液压被排出(第5工作方式)。

由此，油泵10的排出压如图25所示地被控制成比P4大且比P2小的 P5的液压。

进一步成为不同的发动机转速时，例如，向第3电磁切换阀91输出接通信号，并且向第1电磁切换阀40和第2电磁切换阀50输出断开信号时，向所述第4控制油室90供给液压，还向第2控制油室32和第3控制油室 33内供给液压(第6工作方式)。

由此，油泵10的排出压如图25所示地被控制成比P2大且比P3小的 P6的液压。

因此，在该第4实施方式中，能够与发动机转速的变化相应地将油泵 10的排出压控制成六个阶段(七个阶段)。

另外，在第1、第2电磁切换阀40、50的故障等的异常时，在发动机高转速、高负载、高油温的状态下，为使泵排出压成为高压控制，需要考虑故障安全。即，首先，在各电磁切换阀40、50的线圈和线束的断线等的故障时，为向第2、第3控制油室32、33导入液压，各线圈为非通电，各自的电磁阀开口端口42a和连通端口45连通。

本发明不限于所述各实施方式的结构，例如，还能够进一步增加控制油室来进行油泵10的精细的排出压控制。

以下关于能够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进行说明。

〔技术方案a〕如技术方案4所述的可变容量泵，其特征在于，

所述控制机构是电磁切换阀。

〔技术方案b〕如技术方案5所述的可变容量泵，其特征在于，

所述电磁切换阀只有一个。

〔技术方案c〕如技术方案2所述的可变容量泵，其特征在于，

所述减少侧油室组和增大侧油室组所具有的控制油室为合计四个。

〔技术方案d〕如技术方案5所述的可变容量泵，其特征在于，

所述减少侧油室组、增大侧油室组分别具有两个控制油室。

〔技术方案e〕如技术方案1所述的可变容量泵，其特征在于，

所述减少侧油室组、增大侧油室组的各自的控制油室被设置在所述可动部件的外周侧。

〔技术方案f〕如技术方案e所述的可变容量泵，其特征在于，

所述减少侧油室组、增大侧油室组通通过设置在所述可动部件的外周的摆动支点被划分。

〔技术方案g〕如技术方案7所述的可变容量泵，其特征在于，

向所述减少侧油室组的控制油室供给排出油，而向所述增大侧油室组的一个控制油室供给排出油，向另一个控制油室给排油，由此，进行三个阶段控制。

〔技术方案h〕如技术方案g所述的可变容量泵，其特征在于，

所述三个阶段控制是在所述泵排出压的压力状态下，将第1级作为可变动阀装置的驱动源，将第2级作为对于向内燃机的活塞供给油的喷油嘴的供给，将第3级作为对于曲轴的轴承的供给，与各自的要求液压相应地进行控制。

〔技术方案i〕如技术方案8所述的可变容量泵，其特征在于，

向所述减少侧油室组的控制油室供给排出油，向所述增大侧油室组的各控制油室给排排出油，由此进行四个阶段控制。

〔技术方案j〕如技术方案i所述的可变容量泵，其特征在于，

所述四个阶段控制是在所述泵排出压的压力状态下，将第1级作为可变动阀装置的驱动源，将第2级作为对于向内燃机的活塞供给油的喷油嘴的第 1状态，将第3级作为该喷油嘴的第2状态，将第4级作为对于曲轴的轴承的供给，与各自的要求液压相应地进行控制。

〔技术方案k〕如技术方案8所述的可变容量泵，其特征在于，

向所述减少侧油室组的一个控制油室供给排出油，向另一个控制油室给排油，并且向所述增大侧油室组的各控制油室供给油，由此，进行四个阶段控制。

Claims (8)

1.一种可变容量泵，其特征在于，具有：

泵构成体，多个泵室的容积发生变化并从排出部排出从吸入部吸入的油；

可变机构，通过可动部件移动使所述多个泵室的容积变化量变化；

施力机构，在被施加设定负载的状态下被设置，向所述多个泵室的容积变化量增大的方向对所述可动部件施力；

减少侧油室组，具有至少一个以上的控制油室，该控制油室经由与所述排出部连通的控制通路，被供给从所述排出部排出的油，由此将朝向使所述多个泵室的容积变化量减少的方向的力作用于所述可动部件；

增大侧油室组，具有至少一个以上的控制油室，该控制油室通过供给从所述排出部排出的油，将朝向使所述多个泵室的容积变化量增大的方向的力作用于所述可动部件；

控制机构，对于所述减少侧油室组及所述增大侧油室组的至少两个控制油室，通过来自外部的控制，将从所述排出部排出的油的供给或排出的组合，切换为三个以上，

所述减少侧油室组和所述增大侧油室组所具有的控制油室的合计为至少三个以上。

2.如权利要求1所述的可变容量泵，其特征在于，

所述减少侧油室组具有一个控制油室，所述增大侧油室组具有两个控制油室。

3.如权利要求2所述的可变容量泵，其特征在于，

所述控制机构切换为第一状态、第二状态、第三状态，

所述第一状态为从所述增大侧油室组的两个控制油室的内部排出油；

所述第二状态为从所述排出部排出的油被导入所述增大侧油室组的两个控制油室的一个、从所述增大侧油室组的两个控制油室的另一个的内部排出油；

所述第三状态为从所述排出部排出的油被导入所述增大侧油室组的两个控制油室，

所述减少侧油室组的一个控制油室在所述第一状态、所述第二状态及所述第三状态中，被导入从所述排出部排出的油。

4.如权利要求1所述的可变容量泵，其特征在于，

所述减少侧油室组具有两个控制油室，所述增大侧油室组具有一个控制油室。

5.如权利要求4所述的可变容量泵，其特征在于，

所述控制机构切换为第一状态、第二状态、第三状态，

所述第一状态为所述减少侧油室组的两个控制油室的一个及所述增大侧油室组的一个控制油室内的油被排出；

所述第二状态为从所述排出部排出的油被导入所述减少侧油室组的两个控制油室的一个、从所述增大侧油室组的一个控制油室的内部排出油；

所述第三状态为从所述排出部排出的油被导入所述增大侧油室组的一个控制油室，且从所述减少侧油室组的两个控制油室的一个的内部排出油，

所述减少侧油室组的两个控制油室的另一个在所述第一状态、所述第二状态及所述第三状态中，被导入从所述排出部排出的油。

6.如权利要求1所述的可变容量泵，其特征在于，

所述减少侧油室组具有两个控制油室，所述增大侧油室组具有两个控制油室。

7.如权利要求6所述的可变容量泵，其特征在于，

所述控制机构切换为第一状态、第二状态、第三状态，

所述第一状态为所述减少侧油室组的两个控制油室的一个及所述增大侧油室组的两个控制油室内的油被排出；

所述第二状态为从所述排出部排出的油被导入所述减少侧油室组的两个控制油室的一个、从所述增大侧油室组的两个控制油室的内部排出油；

所述第三状态为从所述排出部排出的油被导入所述增大侧油室组的两个控制油室的一个，且从所述减少侧油室组的两个控制油室的一个以及所述增大侧油室组的两个控制油室的另一个的内部排出油，

所述减少侧油室组的两个控制油室的另一个在所述第一状态、所述第二状态及所述第三状态中，被导入从所述排出部排出的油。

8.一种可变容量泵，其特征在于，具有：

转子，由内燃机旋转驱动；

多个叶片，被设置为能够经由狭缝在该转子的外周自由进出；

凸轮环，所述转子和叶片收容在其内部，其内径中心与所述转子的旋转中心偏心地配置，经由转子及叶片在内部隔成多个泵室，并且通过移动使偏心量变化而改变泵容量；

吸入部，在伴随所述转子的旋转而容积增大的所述泵室开口；

排出部，在伴随所述转子的旋转而容积减少的所述泵室开口；

施力部件，在被施加设定负载的状态下被设置，向相对于所述转子的旋转中心而偏心量变大的方向对所述凸轮环施力；

减少侧油室组，具有至少一个以上的控制油室，从所述排出部排出的油经由与所述排出部连通的控制通路，其压力被导入，从而抵抗所述施力部件的作用力，将使所述凸轮环向偏心量减少的方向移动的力作用于所述凸轮环；

增大侧油室组，具有至少一个以上的控制油室，从所述排出部排出的油通过经由所述控制通路被导入而与所述施力部件的作用力协作，将使所述凸轮环向偏心量增大的方向移动的力作用于所述凸轮环；

控制机构，对于所述减少侧油室组及所述增大侧油室组的至少两个控制油室，通过来自外部的控制，将从所述排出部排出的油的供给或排出的组合，切换为三个以上，

所述减少侧油室组和所述增大侧油室组所具有的控制油室的合计为至少三个以上。