CN105715542A - 可变排量油泵 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种可变排量油泵，无论是否产生曝气都能够维持凸轮环的工作油压，从而确保内燃机的最大要求油压。预先考虑由曝气导致的泵室(PR)油压的降低，在超过内燃机最大要求油压的高压域使凸轮环(15)的工作油压(第二工作油压)大于导阀(40)的工作油压(第二切换油压)。由此，即使在发生由所述曝气引起的泵室(PR)的内压降低的情况下，也能够确保内燃机的最大要求油压。

Description

可变排量油泵
技术领域
本发明涉及可变排量油泵，该可变排量油泵适用于例如向机动车用内燃机的各滑动部等供给油的油压源。
背景技术
作为适用于机动车用内燃机的现有可变排量油泵，例如已知以下专利文献1所记载的油泵。
近年来，为了将从油泵排出的油用于例如内燃机各滑动部、或对内燃机气门工作特性进行控制的可变气门装置等要求排出压不同的设备，要求具有第一转速区域的低压特性与第二转速区域的高压特性的两阶段特性。
为了满足上述要求，在例如以下的专利文献1所记载的可变排量油泵中，根据向在泵外壳与凸轮环之间隔成的对置的第一、第二控制油室导入排出压而产生的、基于向凸轮环的偏心量变小的方向(以下称为“同心方向”)侧对凸轮环施力的第一控制油室的内压的作用力以及基于向凸轮环的偏心量变大的方向(以下称为“偏心方向”)侧对凸轮环施力的第二控制油室的内压的作用力、向所述偏心方向侧对凸轮环施力的弹簧所产生的弹簧力，利用导阀控制向所述第一、所述第二控制油室的排出压的导入，能够根据内燃机转速将凸轮环的偏心量控制在两个阶段，向要求排出压不同的多个设备供给油。
专利文献1：日本特开2014-105623号公报
然而，在所述凸轮环的工作油压由基于第一、第二控制油室内压的作用力、基于弹簧弹力的作用力、以及基于各泵室内压的作用力决定，在现有的所述可变排量油泵中，不对基于各所述泵室的内压的作用力进行任何考虑。
因此，尤其在相当于第二转速区域的高速旋转区域，在吸入时容易产生气泡(曝气)，并且，由于该气泡的产生，对油进行压缩而使其排出的排出区域中的泵室的内压降低，在达到上述设定的工作油压之前，可能发生凸轮环的工作(摆动)。
发明内容
因此，本发明是鉴于上述现有的所述可变排量油泵的技术问题而做出的，目的在于提供一种可变排量油泵，无论是否发生曝气、都能够维持凸轮环的工作油压而确保内燃机的最大要求油压。
本申请发明的特征在于，具有：第一控制油室，通过供给从排出部排出的油，用于对可动部件产生多个所述泵室的容积变化量减少的方向的作用力；第二控制油室，通过供给从排出部排出的油，用于对可动部件产生多个泵室的容积变化量发生变化的方向的作用力；控制机构，其在泵室的容积变化量达到最小之前工作，随着排出压逐渐增大，排出第二控制油室内的油或向第二控制油室供给油；在超过内燃机的最大要求油压的高压域，设定可动部件的工作油压使其大于控制机构的工作油压。
根据本发明，通过设定可动部件的工作油压使其大于控制机构的工作油压，能够抑制因发生曝气而导致排出压降低，能够确保内燃机的最大要求油压。
附图说明
图1是本发明实施方式的可变排量泵的油压回路图；
图2是图1所示的可变排量泵的放大图；
图3是表示作用于图2所示的可变排量泵的凸轮环的力矩分布图；
图4是图1所示的导阀的放大图；
图5是图1所示的电磁阀的放大图；
图6是表示同一实施方式的可变排量泵的油压特性的曲线图；
图7是同一实施方式的可变排量泵的油压回路图，图7(a)是表示图6的区间a中泵的状态的示意图，图7(b)是表示图6的区间b中泵的状态的示意图；
图8是同一实施方式的可变排量泵的油压回路图，图8(a)是表示图6的区间c中泵的状态的示意图，图8(b)是表示图6的区间d中泵的状态的示意图；
图9是用于说明本发明实施方式的可变排量泵的效果的与图6对应的图；
图10是本发明的可变排量油泵发生曝气时的油压-流量特性图；
图11是本发明其他实例的可变排量油泵发生曝气时的油压-流量特性图；
图12是用于说明现有的可变排量泵的效果的与图9对应的图。
附图标记说明
10油泵；15凸轮环(可动部件)；16转子(泵元件)；17叶片(泵元件)；21a吸入口(吸入部)；22a排出口(排出部)；31第一控制油室；32第二控制油室；33螺旋弹簧(施力部件)；40导阀(控制机构)；PR泵室。
具体实施方式
以下基于附图，对本发明的可变排量油泵的实施方式详细地进行说明。需要说明的是，在下述实施方式中，表示了将该可变排量油泵适用于对气门正时控制装置供给内燃机润滑油的油泵，该气门正时控制装置对机动车用内燃机滑动部及内燃机气门的开关正时进行控制。
该油泵10例如设置在内燃机缸体(未图示)的前端部等，如图1所示，具有：泵外壳，其包括在一端侧形成开口并且在内部设有泵收纳室13的纵截面大致为コ形的泵体11和封闭该泵体11的所述一端开口的盖部件(未图示)；驱动轴14，其旋转自如地支承于该泵外壳，贯通所述泵收纳室13的大致中心部，被未图示的曲轴驱动而旋转；凸轮环15，其为能够移动(摆动)地收纳在所述泵收纳室13内的可动部件，与后述的第一、第二控制油室31、32及螺旋弹簧33连动而构成后述改变各泵室PR的容积变化量的可变机构；泵元件，其收纳在该凸轮环15的内周侧，被驱动轴14驱动而沿图1中的顺时针方向旋转，由此而使形成在其与所述凸轮环15之间的多个泵室PR的容积增减，从而发挥泵的作用；导阀40，其设置在内燃机的主油路MG的下游侧，是控制油压(控制压)相对于后述的第一、第二控制油室31、32的给排的控制机构；电磁阀60，其设置在从所述主油路MG分支形成的油通路(后述的第二导入通路72)上，是切换、控制从所述主油路MG向所述导阀40导入的控制压的导入的切换机构。
在此，所述泵元件旋转自如地收纳在凸轮环15的内周侧，包括：转子16，其中心部嵌装在驱动轴14外周面；多个叶片17，其分别出入自如地收纳于在该转子16的外周部切割形成为放射状的多个狭缝16a内；一对环部件18、18，其形成为外径比所述转子16小，并且配置在该转子16的内周侧两侧部。
所述泵体11利用铝合金材料一体形成，尤其是如图2所示，在泵收纳室13的端壁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。而且，在该轴承孔11a的外周区域分别切割形成隔着轴承孔11a、大致对置的吸入口21a和排出口22a，吸入口21a是随着所述泵元件的泵的作用在各所述泵室PR的内部容积扩大的区域(以下称为“吸入区域”)开口而形成的大致圆弧凹状的吸入部，排出口22a是在各所述泵室PR的内部容积缩小的区域(以下称为“排出区域”)开口而形成的大致圆弧凹状的排出部。
并且，在所述泵收纳室13的内周壁的规定位置，切割形成有经由棒状的枢轴销19摆动自如地支承凸轮环15的横截面大致为半圆状的支承槽11b。另外，在该泵收纳室13的内周壁上，相对于连结轴承孔11a的中心与支承槽11b的中心连接而得到的直线(以下称为“凸轮环基准线”)M，在图2中的上半侧形成有后述第一密封部件30a能够常时地滑动接触的第一密封滑动接触面13a，并且在该图中的下半侧形成有后述第二密封部件30b能够常时地滑动接触的第二密封滑动接触面13b。
所述吸入口21a，在其周向的大致中间位置一体设有向后述弹簧收纳室28侧膨出而形成的导入部23，在该导入部23与吸入口21a的边界部附近贯通形成有贯通泵体11的端壁而向外部开口的吸入口21b。根据该结构，贮留在内燃机油盘T中的油基于伴随着所述泵元件的泵的作用而产生的负压，经由吸入口21b及吸入口21a被吸入吸入区域的泵室PR。在此，所述吸入口21a构成为与所述导入部23一起与形成在吸入区域的凸轮环15的外周区域的低压室35连通，使所述吸入压即低压的油也导入该低压室35。
所述排出口22a在其始端部贯通形成有贯通泵体11的端壁11a而向外部开口的排出口22b。由此，基于所述泵的作用被加压而向排出口22a排出的油从排出口22b，经过主油路MG而被供给到未图示的所述内燃机的各滑动部、气门正时控制装置等。
并且，在未图示的所述盖部件的内侧面也与所述泵体11同样地切割形成有所述吸入口21a及排出口22a，构成为与该吸入口21a及排出口22a相同的吸入口及排出口与该吸入口21a及排出口22a对置配置。
所述驱动轴14贯通泵体11端壁而面向外部的轴向一端部与未图示的所述曲轴联接，基于由该曲轴传递的旋转力，使转子16向图2中的顺时针方向旋转。在此，如图2所示，通过驱动轴14中心且与凸轮环基准线M正交的直线(以下称为“凸轮环偏心方向线”)N为吸入区域与排出区域的边界。
所述转子16切割形成有从其中心侧向径向外侧形成为放射状的多个所述狭缝16a，并且在该各狭缝16a的内侧基端部设有分别导入排出油的横截面为大致圆形的背压室16b，利用伴随着该转子16的旋转的离心力和背压室16b内的压力，将各所述叶片17向外侧推出。
各所述叶片17在转子16旋转时，各前端面与凸轮环15的内周面滑动接触，并且各基端面分别与各所述环部件18、18的外周面滑动接触。即上述各叶片17成为被各所述环部件18、18向转子16的径向外侧推的结构，在内燃机转速低、或者所述离心力、背压室16b的压力较小的情况下，各前端分别与凸轮环15的内周面滑动接触，液密地分隔出各所述泵室PR。
所述凸轮环15利用所谓的烧结金属一体形成为大致圆筒状，在其外周部的规定位置，沿轴向切割形成通过与枢轴销19嵌合来构成偏心摆动支点的大致圆弧凹槽状的枢轴部26，并且在相对于该枢轴部26隔着凸轮环15中心位于相反侧的位置，沿径向突出设有与被设定为规定弹簧常数的作为施力部件的螺旋弹簧33联接的臂部27。此外，所述臂部27在其移动(转动)方向的一侧部突出设有形成为大致圆弧凸状的按压突部27a，该按压突部27a与螺旋弹簧33的前端部常时抵接，由此，使臂部27与螺旋弹簧33联接。
并且，根据上述结构，在所述泵体11的内部，在与支承槽11b对置的位置，收纳并保持螺旋弹簧33的弹簧收纳室28沿着图2中的凸轮环偏心方向线N与泵收纳室13相邻设置，在该弹簧收纳室28，其一端壁与臂部27(按压突部27a)之间，以规定的设定荷载W1弹性地安装螺旋弹簧33。此外，该弹簧收纳室28的另一端壁构成为对凸轮环15的偏心方向的移动范围进行限制的限制部29，通过使臂部27的另一侧部与该限制部29抵接，能够限制凸轮环15在偏心方向上进一步移动。
在此，对于所述螺旋弹簧33的设定荷载W1，设定为在超过内燃机的最大要求油压(后述第三内燃机要求油压Pe3)的高压域，使凸轮环15的工作油压(后述第二工作油压Pc2)大于导阀40的切换油压(后述第二切换油压Pv2)。由此，例如在产生导阀40的滑阀阀芯43的尺寸误差、阀弹簧44的设定荷载W2大小不一等任何情况下，凸轮环15的第二工作油压Pc2不会低于导阀40的第二切换油压Pv2，切实满足后述的第三内燃机要求油压Pe3。
这样，所述凸轮环15利用所述螺旋弹簧33的作用力Ts(参照图3)，经由臂部27向偏心量增大的方向(图1中的顺时针方向，以下称为“偏心方向”)常时施力，由此，在非工作状态下，臂部27的另一侧部处于被限制部29推压的状态，能够保持在该偏心量达到最大的位置。
并且，在所述凸轮环15的外周部，突出形成有第一、第二密封结构部15a、15b，该第一、第二密封结构部15a、15b具有与分别设置在泵收纳室13的内周壁上的第一、第二密封滑动接触面13a、13b同心的圆弧状密封面，在该各密封结构部15a、15b的密封面上分别收纳并保持有第一、第二密封部件30a、30b。此外，这些各密封部件30a、30b均利用例如具有低摩擦特性的氟类树脂材料沿凸轮环15的轴向细长地形成为直线状，被橡胶制弹性部件进行支承，推压各所述密封滑动接触面13a，13b，由此，液密地分隔该各密封滑动接触面13a、13b与各所述密封结构部15a，15b的密封面之间。
而且，利用该密封结构，在所述凸轮环15的外周部，利用分别收纳且保持于第一、第二密封结构部15a、15b的第一、第二密封部件30a、30b和枢轴销19，分隔出一对第一、第二控制油室31、32。成为利用从所述主油路MG分支形成的控制压导入通路70向该第一、第二控制油室31、32导入作为内燃机内油压的后述控制压的结构。具体地说，经由从控制压导入通路70进一步分支形成为两股的其中一个分支通路即第一导入通路71向第一控制油室31，并且经由另一分支通路即第二导入通路72向第二控制油室32，分别供给通过未图示的油滤清器而减压的泵出压即相当于所述内燃机内油压的控制压(以下简称为“控制压”)。
这样，通过该控制压分别作用于面向第一、第二控制油室31，32的构成为凸轮环15外周面的第一、第二受压面15c，15d，能够对凸轮环15施加移动力(摆动力)。在此，设定所述第一受压面15c的受压面积使其小于所述第二受压面15d的受压面积，在这两个受压面15c、15d上作用有相同油压的情况下，向作为整体使其偏心量减少的方向(图1中的逆时针方向，以下称为“同心方向”)对凸轮环15施力的结构。
这样，如图3所示，在所述凸轮环15上作用有由基于第一控制油室31内压的作用力T1和基于排出区域下游侧的泵室PR的内压的作用力TL构成的同心方向的力矩Tp以及由基于螺旋弹簧33的设定荷载的作用力Ts、基于所述第二控制油室32内压的作用力T2、基于排出区域上游侧的泵室PR内压的作用力TU构成的偏心方向的力矩Tm。此外，基于所述泵室PR内压的作用力TL、TU由于两个泵室PR的受压面积差小，因此其合力为0或一侧(同心方向或偏心方向)的微小力矩。
而且，根据上述结构，在所述油泵10中，通常，在相对于螺旋弹簧33的设定荷载W1，基于两个控制油室31、32的内压的作用力T1、T2的合力Tt较小时，凸轮环15处于最偏心的状态，另一方面，伴随着控制压的上升，在基于两个控制油室31、32的内压的作用力T1、T2的合力Tt超过所述螺旋弹簧33的设定荷载W1时，与基于控制压的两个所述控制油室31、32的作用力的合力Tt相对应，凸轮环15向同心方向移动(参照图7(b)、图8(b))。
如图4所示，所述导阀40主要包括：阀体41，其形成为大致筒状，经由一端侧开口即导入口50与第一导入通路71连接，另一端侧的开口被塞部42封堵；滑阀阀芯43，其滑动自如地收纳在该阀体41的内周侧，利用与该阀体41的内周面滑动接触的一对大径状第一、第二岛部43a、43b相对于第一、第二控制油室31，32进行油压的给排控制；阀弹簧44，其在所述阀体41的另一端侧内周以规定的设定荷载W2弹性地安装在塞部42与滑阀阀芯43之间，对滑阀阀芯43常时向阀体41的一端侧施力。
在所述阀体41内，在除去轴向两端部的范围内穿设有以与滑阀阀芯43的外径(第一、第二岛部43a，43b的外径)大致相同的内径构成的圆筒状的阀收纳部41a，在该阀收纳部41a内收纳配置有滑阀阀芯43。而且，在该阀体41的轴向一端部开口地形成有通过与第一导入通路71连接而用来导入控制压的导入口50，另一方面，在另一端部经由形成于其内周部的内螺纹部螺纹固定有塞部42。
另外，在所述阀收纳部41a的周壁，在轴向的一端侧位置开口地形成有与第一控制油室31连接的第一连接口51，在轴向的中间位置上开口地形成有与第二控制油室32连接的第二连接口52，并且，经由第二导入通路72的下游侧的通路(以下简称为“下游侧通路”)72与电磁阀60连接，由此而开口地形成用来向第二控制油室32给排控制压的给排口53，在轴向的另一端侧位置开口地形成用来排出经由后述的内部通路55导入的第一、第二控制油室31、32内的油压的排油口54。
所述滑阀阀芯43在轴向的两端部形成有所述第一、第二岛部43a、43b，并且该两个岛部43a、43b之间利用小径状的轴部43c连接。而且，通过将该滑阀阀芯43收纳在阀收纳部41a内，在该阀收纳部41a的内部分别分隔出设置在第一岛部43a与阀体41之间而经由导入口50导入控制压的压力室56、设置在两个所述岛部43a，43b之间且用于第二连接口52与后述给排口53的中继的中继室57、设置在第二岛部43b与塞部42之间且用来排出经由后述内部通路55导入的油压的背压室58。
而且，在所述滑阀阀芯43的内部，构成从轴向的另一端侧贯穿设置为台阶缩径状、且用来排出第一控制油室31内的油压的内部通路55。即，该内部通路55中形成于一端侧的小径部55a在滑阀阀芯43位于图3的上端侧位置的状态下，经由多个连通孔59及连接该连通孔59的环状槽59a，与第一连接口51连通，而另一方面，小径部55a在滑阀阀芯43位于图8(b)的下端侧位置的状态下切断该连通，该内部通路55中形成于另一端侧的大径部55b形成收纳阀弹簧44、且通过该阀弹簧44的内周侧而与背压室58连通的结构。
根据这样的结构，所述导阀40在由导入口50向压力室56导入的控制压为规定的第一切换油压Pv1以下的状态下，滑阀阀芯43被阀弹簧44的作用力向阀收纳部41a的一端侧推压，位于该阀收纳部41a一端侧的规定范围即第一位置(参照图7(a))。即，通过使滑阀阀芯43位于该第一位置，利用第一岛部43a封堵第一连接口51，切断该第一连接口51与导入口50的连通，并且，经由中继室57连通第二连接口53与给排口53。
接着，如果导入所述压力室56的控制压超过第一切换油压Pv1，则滑阀阀芯43克服阀弹簧44的作用力而从所述第一位置向阀收纳部41a的另一端侧移动，位于该阀收纳部41a的中间位置即第二位置(参照图7(b)、图8(a))。即，通过使滑阀阀芯43位于该第二位置，第一连接口51与第一岛部43a成为大致重合的状态，通过由此而形成的孔口V，第一连接口51与导入口50经由压力室56连通，并且，继续维持经由所述中继室57连通第二连接口52与给排口53的状态。
而且，如果导入所述压力室56的控制压超过第二切换油压Pv2，则克服阀弹簧44的作用力，进一步从所述第二位置向阀收纳部41a的另一端侧移动，位于偏向该阀收纳部41a的另一端侧的规定范围即第三位置(参照图8(b))。即，通过使滑阀阀芯43位于该第三位置，利用第一岛部43a使第一连接口51成为充分开放的状态，第一连接口51与导入口50经由压力室56充分连通，并且利用第二岛部43b切断经由所述中继室57的第二连接口52与给排口53的连通，从而第二连接口52与排油口54经由内部通路55连通。
如图5所示，所述电磁阀60主要包括：大致筒状的阀体61，其收纳配置在存在于第二导入通路72中途的未图示的阀收纳孔内部，内部沿轴向贯通形成油通路65；座部件62，其在该阀体61的一端部(该图的左侧端部)压入并固定与在油通路65扩径形成的阀芯收纳部66的外端部，在其中央部具有与第二导入通路72上游侧的通路(以下简称为“上游侧通路”)72a连接的上游侧开口部即导入口67；球阀阀芯63，其相对于在该座部件62内端部开口边缘形成的阀座62a，设置为可自如离落座，用来开闭所述导入口67；螺线管64，其设置在所述阀体61的另一端部(该图的右侧端部)。
在所述阀体61一端侧的内周部，收纳球阀阀芯63的所述阀芯收纳部66相对于油通路65设置为阶梯扩径状，由此，在该阀芯收纳部66的内端部开口边缘也形成与设置于所述座部件62的阀座62a相同的阀座66a。另外，在该阀体61的周壁中成为轴向一端侧的阀芯收纳部66的外周部，沿径向贯通形成与下游侧通路72b连接而用来相对于导阀40的给排油压的给排口68，并且，在成为另一端侧的油通路65的外周部，沿径向贯通形成与油盘T连接的排油口69。
所述螺旋管64成为利用向收纳在套管64a内部的线圈(未图示)通电而产生的电磁力，使配置在该线圈的内周侧的电枢(未图示)及固定于该电枢的杆64b向图5的左方向移动进出的结构。此外，基于通过内燃机的油温及水温、内燃机转速等规定的参数检测或算出的内燃机运行状态，从车载ECU(未图示)向该螺线管64通以励磁电流。
根据这样的结构，在对所述螺线管64通电时，通过拉杆64b的移动进出，配置在该拉杆64b的前端部的球阀阀芯63向座部件62侧的阀座62a推压，切断导入口67与给排口68的连通，给排口68与排油口69经由油通路65连通。另一方面，未对该螺线管64通电时，基于从导入口67导入的控制压使球阀阀芯63后退移动，由此，将该球阀阀芯63被向阀体62侧的阀座66a推压，使导入口67与给排口68处于连通状态，并且切断给排口68与排油口69的连通。
下面，参照图6～图11，对本实施方式的油泵10的特征作用进行说明。
首先，在对所述油泵10的作用进行说明之前，基于图6对成为该油泵10的排出压控制基准的内燃机的必要油压进行说明，图中的Pe1表示在例如采用用于提高燃油效率等的气门正时控制装置的情况下的相当于该装置要求油压的第一内燃机要求油压，图中的Pe2表示在采用用于活塞冷却的喷油嘴的情况下的相当于该装置要求油压的第二内燃机要求油压，图中的Pe3表示内燃机高速旋转时所述曲轴的轴承部润滑所要求的第三内燃机要求油压。而且，上述各点Pe1～Pe3以实线相连的部分为对应于内燃机内燃机转速R的、理想的必要油压(控制压)，该图中虚线表示实际的泵的油压特性。
并且，该图中Pv1表示滑阀阀芯43克服基于阀弹簧44的设定荷载W1的作用力而开始从第一位置向第二位置移动的第一切换油压，Pv2表示滑阀阀芯43克服所述阀弹簧44的作用力而开始从第二位置进一步向第三位置移动的第二切换油压。
在此前提下，所述油泵10在相当于从内燃机启动至低速旋转区域的旋转区域的图6的区间a中，如图7(a)所示，因为控制压P小于第一切换油压Pv1，所以滑阀阀芯43位于所述第一位置，其结果是，利用第一岛部43a切断第一连接口51与压力室56的连通，第一连接口51与内部通路55连通，并且处于第二连接口52与给排口53经由中继室57连通的状态。并且，在该内燃机旋转区域，向螺线管64通以励磁电流，处于导入口67与给排口68的连通被切断，并且给排口68与排油口69连通的状态。其结果是，第一控制油室31内的油经由内部通路55及排油口54等向油盘T排出，并且第二控制油室32内的油经由中继室57、给排口53以及电磁阀60等向油盘T排出，油压不作用于第一、第二控制油室31、32，该两个控制油室31，32内的压力均为大气压。即，处于控制压P低于第一工作油压Pc1的状态，其结果是，凸轮环15以最大偏心状态被保持，控制压P具有以与内燃机转速R大致成正比的形式而增大的特性。
之后，如果内燃机转速R上升，控制压P达到第一切换油压Pv1(参照图6)，则如图7(b)所示，仍然继续维持所述螺线管64的通电状态，在导阀40，滑阀阀芯43克服阀弹簧44的作用力而略微向塞部42侧移动，由此，从第一位置向第二位置切换。由此，利用第一岛部43a切断第一连接口51与内部通路55的连通，仅第一连接口51与压力室56连通，并且与所述区间a相同，处于连通第二连接口52与油盘T经由中继室57等的状态。其结果是，在第一控制油室31，经由第一连接口51与第一岛部43a重合而形成的孔口V导入对第一切换油压Pv1减压若干后的控制压Px，另一方面，第二控制油室32内的油继续向油盘T排出，油压只作用于第一控制油室31。于是，第一工作油压Pc1小于第一切换油压Pv1，构成为能够通过所述油压Px工作，因此基于第一控制油室31的内压的作用力T1克服螺旋弹簧33的作用力Ts，凸轮环15略微向同心方向移动。
这样，随着该凸轮环15向同心方向的移动，该凸轮环15偏心量的减少造成控制压P下降，该控制压P低于第一切换油压Pv1，其结果是，滑阀阀芯43由于阀弹簧44的作用力而从第二位置被推回第一位置。由此，如前所述，第一控制油室31内的油被排出，基于该第一控制油室31的内压的作用力T1低于螺旋弹簧33的作用力Ts，凸轮环15再次处于图7(a)所示的最大偏心状态。
这样，与第一控制油室31连通的第一连接口51与经由压力室56的导入口50或经由内部通路55的排油口54的连接利用导阀40的滑阀阀芯43而连续、交替地切换，由此，调整控制压P使其维持在第一切换油压Pv1，油泵10的控制压P具有大致平坦的特性(图6的区间b)。
接着，如果在所述导阀40的滑阀阀芯43位于第二位置的状态下内燃机转速R进一步上升，则如图8(a)所示，首先切断对螺线管64的通电，导入口67与给排口68连通，另一方面，给排口68与排油口69的连通被切断。在此，因为控制压P小于第二切换油压Pv2，所以，滑阀阀芯43保持在所述第一位置，其结果是，处于导入口50与第一连接口51经由压力室56连通，并且给排口53与第二连接口52经由中继室57连通的状态。其结果是，向第一控制油室31供给经由利用第一岛部43a形成的所述孔口V而被减压的控制压Px，并且向第二控制油室32供给通过第二导入通路8b导入的控制压P。由此，螺旋弹簧33的作用力Ts与基于第二控制油室32内压的作用力T2的合力即偏心方向的作用力Tm超过基于第一控制油室31内压的同心方向的作用力T1，凸轮环15被推回偏心方向，控制压P的增加量再次增大(图6中的区间c)。
之后，如果控制压P基于该增大特性而上升，达到第二切换油压Pv2(参照图6)，则如图8(b)所示，仍然继续维持所述螺线管64的不通电状态，在导阀40中，基于从导入口50向压力室56导入的控制压P，滑阀阀芯43克服阀弹簧44的作用力而向塞部42侧移动，从第二位置向第三位置切换。由此，处于导入口50与第一连接口51经由压力室56以足够的开口量连通，而另一方面，利用第二岛部43b切断第二连接口52与中继室57的连通，第二连接口52与排油口54经由内部通路55连通的状态。其结果是，向第一控制油室31供给充足的控制压，另一方面，第二控制油室32内的油通过内部通路55，经由排油口54向油盘T排出，因而油压只作用于第一控制油室31。由此，基于第一控制油室31内压的同心方向的作用力T1超过基于螺旋弹簧33的偏心方向的作用力Ts，凸轮环15向同心方向移动。
于是，随着该凸轮环15向同心方向上的移动，该凸轮环15偏心量的减少造成控制压P下降，该控制压P低于第二切换油压Pv2，其结果是，滑阀阀芯43由于阀弹簧44的作用力而从第三位置被推回第二位置。由此，如前所述，再次向第二控制油室32供给控制压P，基于该第二控制油室32内压的作用力T2与螺旋弹簧33的作用力Ts的合力即偏心方向的作用力Tm超过基于第一控制油室31的内压的作用力T1，由此，凸轮环15被向偏心方向推回(参照图8(a))，控制压P的增加量再次增大。
这样，利用导阀40的滑阀阀芯43而连续、交替地切换与第二控制油室32连通的第二连接口52与经由中继室57的给排口53(导入口67)或经由内部通路55的排油口54的连接，由此，调整控制压P使其维持在第二切换油压Pv2，油泵10的控制压P具有大致平坦的特性(图6的区间d)。
按照上述方式，在对凸轮环15进行摆动控制时，目前，对于随着吸入而在泵室PR内的油中混入气泡即产生曝气所导致的该泵室PR内的内压的降低，未进行任何考虑。因此，如果在吸入过程中产生气泡，则气体导致油的体积弹性系数降低而具有压缩性，因此即使从吸入区域的膨胀冲程向排出区域的压缩冲程过渡，在泵室PR内也只有混入油的气泡的体积发生变化，该泵室PR的内压不直接上升到排出压，相对于排出区域上游侧的基于泵室PR内压的作用力TU，排出区域下游侧的基于泵室PR内压的作用力TL变大。
这样，沿同心方向作用的排出区域下游侧的基于泵室PR内压的作用力TL相对变大，同心方向的力矩Tp超过偏心方向的力矩Tm，其结果是，如图12的点划线所示，相对于未产生所述曝气的状态(该图中的虚线)，第二工作油压Pc2降低(该图中的Pc2')，在高速旋转区域有可能不能满足内燃机的最大要求油压即第三内燃机要求油压Pe3。
并且，在各所述泵室PR的内压由于排出口22a的油压逆流而升高时，像内燃机高速旋转区域那样，内燃机转速越高时各泵室PR的油压越低地旋转，该低压范围进一步扩大。其结果是，所述排出区域中基于泵室PR内压的作用力TL、TU中、沿同心方向作用的所述排出区域下游侧的作用力TL在内燃机转速越高时则越大，因此所述第二工作油压Pc2进一步降低。
与之相对，在所述油泵10中，提前考虑因所述曝气导致的各泵室PR油压的降低，构成为使超过内燃机最大要求油压即第三内燃机要求油压Pe3的高压域中的凸轮环15的工作油压即第二工作油压Pc2大于导阀40的工作油压即第二切换油压Pv2，因此，在图9中虚线所示的未产生所述曝气的情况下当然不用说，在图9中点划线所示的所述曝气导致各泵室PR的内压降低的情况下，即凸轮环15的偏心量基于该各泵室PR的内压的降低而减少，造成排出压(控制压)降低的情况下，也能够确保所述内燃机最大要求油压即第三内燃机要求油压Pe3。
如上所述，根据本实施方式的油泵10，在超过内燃机最大要求油压即第三内燃机要求油压Pe3的高压域，第二工作油压Pc2大于导阀40的第二切换油压Pv2，由此，即使在所述曝气的产生导致排出压(控制压)降低的情况下，也能够确保所述第三内燃机要求油压Pe3，有助于适当维持内燃机的性能。
并且，在所述油泵10的情况下，能够利用螺旋弹簧33和阀弹簧44这两个施力部件设定凸轮环15及导阀40的各工作油压Pc2、Pv2，因此容易进行各工作油压Pc2、Pv2的调整，有助于确保该油泵10良好的生产性和制造成本的低廉化。
并且，在所述油泵10的情况下，对于所述凸轮环15的工作，具有在内燃机低速旋转区域维持第一工作油压Pc1并且在内燃机高速旋转区域维持高于第一工作油压的第二工作油压Pc2的两阶段特性，满足在该高速旋转区域所要求的第三内燃机要求油压Pe3，因此，尤其具有能够抑制排出压(控制压)在凸轮环15的工作油压易于降低的高速旋转域中降低的优点。
此外，在本实施方式中，在所述第二工作油压Pc2的调整时，通过调整螺旋弹簧33及阀弹簧44的各设定荷载W1、W2来实现了该调整，但本发明不限于此方式，例如也可以通过利用凸轮环15的一对受压面即第一、第二受压面15c、15d的受压面积差来进行调整，从而实现上述调整，该方式可以根据泵及搭载车辆的规格等自由地进行变更。另外，在通过所述第一、第二受压面15c、15d的受压面积差来调整第二工作油压Pc2的情况下，具有不必改变各所述弹簧33、44的设定荷载W1、W2的设定，就能够改变凸轮环15的工作油压Pc2的优点。
而且，在图10、图11中，以实线表示未产生所述曝气的状态的特性、以虚线表示产生了所述曝气的状态的特性、以点划线表示表现内燃机内部阻力的内燃机阻力线，在本发明中，不但包括图10所示的产生曝气时第二工作油压Pc2'常时超过第三内燃机要求油压Pe3的情况，当然也包括例如通过使图11所示的、产生曝气时第二工作油压Pc2'低于第三内燃机要求油压Pe3时的排出流量充足来满足该第三内燃机要求油压Pe3的情况。
并且，本发明除了作为本实施方式而例示的所述油泵10以外，也可以适用于具有其他凸轮环控制结构的、公知的可变排量油泵中，例如日本特开2013-1330090号公报的图4所示的利用一对螺旋弹簧即第一、第二弹簧33，34进行凸轮环摆动控制的油泵。而且，对于该油泵，通过调整第一、第二弹簧33、34的作用力及阀弹簧44的作用力，或者调整第一、第二受压面15j、15k的两个受压面面积，提前考虑因所述曝气导致的各泵室PR的油压的降低，构成为在超过内燃机最大要求油压即第三内燃机要求油压Pe3的高压域使第二工作油压大于切换控制阀40的第二切换油压Pv2，从而能够实现前述本发明的作用效果。
此外，本发明不限于各所述实施方式公开的结构，例如对于所述第一～所述第三内燃机要求油压Pe1～Pe3、所述第一、所述第二切换油压Pv1、Pv2、导阀40及电磁阀60的具体结构及油路的处理等，也可以根据搭载油泵10的车辆的内燃机及气门正时控制装置等的规格自由地进行变更。
并且，在上述实施方式中，以通过使所述凸轮环15摆动来使排出量可变的形态为例进行了说明，但作为使该排出量可变的方式，不限于上述摆动的方式，例如也可以是使凸轮环15向径向直线移动。换言之，只要是能够改变排出量的结构(能够改变所述泵室PR的容积变化量的结构)，不对凸轮环15的移动方式做出限定。
另外，在所述实施方式中，对于将本发明适用于可变排量油泵的例子进行了说明，但作为本发明的可变部件，举例说明了凸轮环15，利用该摆动自如地设置的凸轮环15、配置在其外周侧的第一、第二控制油室31、32及螺旋弹簧33构成可变机构，但在将本发明适用于其他形式的可变排量泵、例如摆线泵的情况下，构成外接齿轮的外转子相当于所述可动部件。而且，通过与所述凸轮环15同样地偏心移动自如地配置该外转子，并且在其外周侧配置所述控制油室及弹簧，能够构成所述可变机构。
下面，对根据所述实施方式能够理解的、上述实施方式所记载的发明之外的其他技术思想进行说明。
(a)如技术方案3所述的可变排量油泵，其特征在于，设有两个所述施力部件，并且设有一个所述控制弹簧部件。
(b)如上述(a)所述的可变排量油泵，其特征在于，两个所述施力部件对所述可动部件施力的方向各不相同。
(c)如技术方案2所述的可变排量油泵，其特征在于，所述最大要求油压为用于所述内燃机润滑的油压。
(d)如技术方案7所述的可变排量油泵，其特征在于，满足在所述高速旋转区域所要求的所述内燃机的最大要求油压，利用所述施力机构所具有的施力部件以及所述控制机构所具有的控制弹簧部件，设定在超过所述内燃机的最大要求油压的高压域中的所述可动部件的工作油压与所述控制机构的工作油压的关系。
根据该结构，由于能够利用两个施力部件设定可动部件及控制机构的工作油压，因此容易进行该工作油压的调整，有助于确保良好的生产性及制造成本的低廉化。
(e)如上述(d)所述的可变排量油泵，其特征在于，所述第一控制油室和所述第二控制油室设置在所述凸轮环的外周侧，并且利用设置在该凸轮环外周侧的摆动支点而隔成。
(f)如上述(e)所述的可变排量油泵，其特征在于，所述控制机构利用导阀构成。

Claims (9)

1.一种可变排量油泵，至少向内燃机的各滑动部供给油，
该可变排量油泵的特征在于，具有：
泵元件，其被内燃机驱动而旋转，通过使多个泵室的内部容积发生变化，从而经由吸入部吸入油，并且经由排出部排出油；
可变机构，其通过可动部件的移动，使多个所述泵室的容积变化量发生增减；
施力机构，其以作用有预压的状态设置，对所述可动部件向多个所述泵室的容积变化量增大的方向施力；
第一控制油室，通过供给从所述排出部排出的油，用于对所述可动部件产生多个所述泵室的容积变化量减少的方向的作用力；
第二控制油室，通过供给从所述排出部排出的油，用于对所述可动部件产生多个所述泵室的容积变化量发生变化的方向的作用力；
控制机构，其在所述泵室的容积变化量达到最小之前工作，随着所述排出压逐渐增大，排出所述第二控制油室内的油，或者向所述第二控制油室供给油；
在超过所述内燃机的最大要求油压的高压域，设定所述可动部件的工作油压使其大于所述控制机构的工作油压。
2.如权利要求1所述的可变排量油泵，其特征在于，
对于所述可动部件的工作，具有在所述内燃机的低速旋转区域维持第一工作油压、在高速旋转区域维持比所述第一工作油压更高的第二工作油压的两阶段特性，
满足在所述高速旋转区域所要求的所述内燃机的最大要求油压。
3.如权利要求2所述的可变排量油泵，其特征在于，
利用所述施力机构所具有的施力部件和所述控制机构所具有的控制弹簧部件，来设定在超过所述内燃机的最大要求油压的高压域中的所述可动部件的工作油压与所述控制机构的工作油压的关系。
4.如权利要求3所述的可变排量油泵，其特征在于，
设有一个所述施力部件，并且设有一个所述控制弹簧部件。
5.如权利要求3所述的可变排量油泵，其特征在于，
设有两个所述施力部件，并且设有一个所述控制弹簧部件。
6.如权利要求4所述的可变排量油泵，其特征在于，
两个所述施力部件对所述可动部件进行施力的方向各不相同。
7.如权利要求2所述的可变排量油泵，其特征在于，
利用所述第一控制油室与所述第二控制油室的受压面积差，来设定在超过所述内燃机的最大要求油压的高压域中的所述可动部件的工作油压与所述控制机构的工作油压的关系。
8.如权利要求2所述的可变排量油泵，其特征在于，
所述最大要求油压是用于所述内燃机的润滑的油压。
9.如权利要求1所述的可变排量油泵，其特征在于，
所述施力机构具备一个施力部件，
并且，所述控制机构具备：
阀体，其具有引导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、与所述第二控制油室连通的第二控制口、以及用于排出各所述控制油室的油的排油口；
滑阀，其滑动自如地设置在所述阀体内，控制各所述口的连通状态；
控制弹簧部件，其以比所述施力部件更小的作用力对所述滑阀施力；
利用所述施力部件和所述控制弹簧部件，设定在超过所述内燃机的最大要求油压的高压域中的所述可动部件的工作油压与所述控制机构的工作油压的关系。
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