CN110139987B - 油泵以及油泵一体式平衡器装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种油泵以及油泵一体式平衡器装置。该油泵具有：泵壳体，其由壳体主体(31)与盖部件(32)构成；泵轴(33)，其具有传递旋转力时产生推力的从动侧斜齿轮(43)，并利用从与从动侧斜齿轮啮合的驱动侧斜齿轮(13)施加的旋转力，使转子旋转；第一、第二推力接受部(46、47)，其形成于壳体主体与盖部件的各轴承孔(31a、32a)的孔缘附近；第一、第二推力限制部(48、49)，其设置在从动侧斜齿轮和泵轴的另一端部，从轴向与各推力接受部抵接，来限制泵轴的推力移动。由此，能够确保泵轴的稳定的支承。

Description

油泵以及油泵一体式平衡器装置

技术领域

本发明涉及例如内燃机的油泵以及油泵一体式平衡器装置。

背景技术

近年来，出现一种油泵，例如下面的专利文献1所记载的对内燃机进行润滑的油泵利用平衡器装置的平衡器轴直接进行驱动。

在所述平衡器轴的旋转力的传递中，通常为了降低因齿隙产生的噪声及振动而设有齿轮之间的接触面积较大的斜齿轮，但当使用该斜齿轮时，对平衡器轴作用有推力方向的载荷。因此，平衡器轴由用于接受所述推力载荷的推力轴承进行轴支承。因此，在由所述平衡器轴直接驱动的油泵自身不需要特别设置推力轴承。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：(日本)特开2015-78683号公报

发明内容

发明所要解决的技术问题

可是，虽然普通的平衡器装置的平衡器轴以内燃机曲轴的两倍的转速(旋转速度)进行旋转，但由于油泵侧的要求，不能以平衡器轴的旋转速度直接进行驱动。因此，考虑利用斜齿轮等的推力方向的载荷所作用的齿轮，使平衡器轴的旋转速度减速并向泵轴传递，同时抑制噪声及振动。

但是，当利用推力方向的载荷所作用的齿轮旋转驱动泵轴时，在旋转扭矩发生变化的情况下，可能在泵轴产生推力方向的载荷而使支承不稳定。

本申请发明的目的在于提供一种油泵以及油泵一体式平衡器装置，其即使在泵轴产生推力方向的载荷，也能够确保该泵轴的稳定的支承。

用于解决技术问题的技术方案

作为本发明优选的一个方式，其特征在于，具有：泵壳体，其在内部收纳有泵元件；泵轴，其具有在传递旋转力时产生推力的从动齿轮，利用从与该从动齿轮啮合的外部齿轮施加的旋转力，驱动所述泵元件；一对推力限制部，其设置于该泵轴；一对推力接受部，其设置于所述泵壳体，分别与所述推力限制部抵接。

发明的效果

根据本发明，即使在泵轴产生推力方向的载荷，也能够确保该泵轴的稳定的支承。

附图说明

图1是表示将作为本发明的实施方式的可变容量式泵的油泵安装于平衡器装置的状态的立体图。

图2是表示将油泵安装于平衡器装置的状态的侧视图。

图3是图2的A-A线剖视图。

图4是本实施方式的油泵的油压回路图。

图5是本实施方式所提供的油泵的立体分解图。

图6是拆下本实施方式的盖部件后的油泵的主视图。

图7是表示拆下本实施方式的盖部件后的油泵的动作的主视图。

图8是表示本实施方式所提供的壳体主体的单体的立体图。

图9是本实施方式所提供的盖部件的后视图。

图10是本实施方式所提供的盖部件的立体图。

图11是本实施方式所提供的泵轴的立体图。

图12是本实施方式所提供的从动侧斜齿轮的立体图。

图13是表示向本实施方式的泵轴作用有一方的推力载荷的状态的元件的剖视图。

图14是表示向本实施方式的泵轴作用有另一方的推力载荷的状态的元件的剖视图。

图15是本发明第二实施方式的油泵的元件的剖视图。

图16是第二实施方式所提供的泵轴的立体图。

具体实施方式

下面，基于附图，详细说明本发明的油泵的实施方式。

〔第一实施方式〕

图1是表示将本实施方式的油泵安装于平衡器装置后的状态的立体图，

图2是本实施方式的油泵与平衡器装置的侧视图，图3是图2的A-A线剖视图。

油泵1在设置于内燃机(未图示)油底壳内的平衡器装置2上进行安装，从该平衡器装置2传递旋转力，从而进被驱动。

如图1～图3所示，平衡器装置2在内燃机的缸柱的油底壳侧，经由多个(在本实施方式中为四个)安装部件、例如安装螺栓进行固定。该平衡器装置2具有：上壳体3、以及在该上壳体3的油底壳底部侧由多个固定部件、例如紧固螺栓结合的下壳体4。上壳体3及下壳体4都由作为金属材料的铝合金材料形成。在形成于两壳体3、4之间的收纳部内可旋转地支承有并列配置的一对平衡器轴即驱动轴5及从动轴6。在驱动轴5的旋转轴方向的一端部设有作为第三动力传递部件的斜式驱动齿轮7，其与利用未图示的曲轴而被旋转驱动的驱动斜齿轮啮合，传递旋转力。

另外，在驱动轴5的旋转轴方向的另一端侧，能够与驱动轴5一体旋转地固定有斜式的作为第四动力传递部件的驱动齿轮8。此外，在从动轴6固定有与驱动齿轮8啮合而传递旋转力的斜齿轮式的作为第五动力传递部件的从动齿轮9。

由上述上壳体3与下壳体4构成平衡器壳体。

下壳体4形成为与上壳体3大致相同形状的长方形箱状。另外，下壳体4的一端面成为安装油泵1的被安装面10。

该被安装面10整体形成为平坦状。另外，被安装面10在侧部形成有未图示的多个(在本实施方式中为四个)内螺纹孔。此外，在该被安装面10设有用于将从油泵1排出的机油(润滑油)向内燃机的各滑动部供给的后面叙述的主油道的开口端。

如图3所示，驱动轴5的旋转轴方向两端侧的轴颈部5a、5b由设置于上壳体3与下壳体6之间的滑动轴承11a、12a轴支承。

另外，通过一端部的驱动齿轮7与未图示的驱动斜齿轮啮合，驱动轴5被传递曲轴的旋转力。这样，当驱动轴5旋转时，从在该驱动轴5的另一端固定的驱动齿轮8，经由固定于从动轴6的从动齿轮9，以曲轴的两倍速度向相互相反的方向旋转。

此外，驱动轴5在一对轴颈部5a、5b的轴向之间一体地设有配重5c。

从动轴6与驱动轴5相同，在旋转轴方向的两端侧形成的一对轴颈部6a、6b轴支承在设置于上壳体3与下壳体4之间的两个滑动轴承11b、12b。另外，在该一对轴颈部6a、6b的轴向间一体地设有配重6c。

各滑动轴承11a、12a、11b、12b配置在半圆弧状的轴承槽内，该轴承槽在设置于两壳体3、4之间的一对隔壁11、12的对置面形成。另外，在各隔壁11、12的对置面形成有向各滑动轴承11a、12a、11b、12b供给润滑油的通路槽11c、12c。

另外，从动轴6在旋转轴方向的一端部6d固定有直径比从动齿轮9小的、作为第一动力传递部件(外部齿轮)的驱动侧斜齿轮13。该驱动侧斜齿轮13驱动油泵1

图4表示油泵1的油压回路。

首先，基于图4说明油泵1的油压回路。该油泵1由自从动轴6传递的旋转驱动力进行驱动，经由滤网15，从吸入通路16吸入贮存于油底壳14的机油。从吸入通路16吸入的机油利用泵元件进行加压，使之从排出部即排出通路17向形成于发动机内部的主油道18排出。

主油道18向对发动机的滑动部即例如活塞喷射冷却油的机油喷嘴、气门正时控制装置、以及曲轴的轴承供给机油。

在排出通路17的下游侧设有收集流动的机油内的杂质、并将之向主油道18送出的机油滤清器19。另外，设有在排出压过剩的情况下抑制机油滤清器19破损的压力控制阀20。如图4及图5所示，该压力控制阀20由开、闭从排出通路17分支出来的分支通路17a的开口端的球阀体20a、将该球阀体20a向关闭方向施力的螺旋弹簧20b、以及圆环状的弹簧保持器20c构成。

另外，在主油道18分支形成有经由电磁切换阀22而向后面叙述的控制油室45供给机油的供给通路21。

在电磁切换阀22连接有给排通路23，该给排通路23经由供给通路21而向控制油室45内引导主油道18的油压，或者将控制油室45内的油压向油底壳14内排出。另外，在该电磁切换阀22分别形成有：与从供给通路21分支出来的先导通路21a连通的先导端口22a、与给排通路23连通的给排端口22b、连通给排通路23与排出通路24的排出端口22c、以及与供给通路21连通的供给端口22d。所述排出通路24与油底壳14连通。

图5是分解并表示油泵的各结构配件的立体图，图6是拆下盖部件后的状态的油泵的主视图，图7是油泵的动作说明图。

油泵1形成为图1、图5～图7所示的具体的结构。在平衡器装置2的一端面设有多个内螺纹孔。泵壳体利用安装于各内螺纹孔的、作为固定部件的多个(在本实施方式中为四个)螺栓26，安装于平衡器装置2。

该泵壳体由壳体主体31、盖部件32构成。壳体主体31的一端侧开口，形成为在内部具有泵收纳部即泵收纳室30的剖面コ形状。另外，盖部件32为了闭塞壳体主体31的开口而安装，形成为比壳体主体31薄的厚度。

另外，油泵1具有：泵轴33、转子34、以及叶片35。泵轴33配置在泵收纳室30的大致中心部，旋转轴方向的两端部贯通壳体主体31与盖部件32而旋转自如地被进行支承。转子34可旋转地收纳于泵收纳室30内，中心部通过花键的嵌合而与泵轴33结合。需要说明的是，转子34与泵轴33允许相对移动，使来自泵轴33的旋转力向转子34传递。叶片35分别可出入地收纳于在转子34的外周部切割而形成为辐射状的多个(在本实施方式中为七个)插槽34a内。

另外，油泵1具有：凸轮环37、作为施力部件的螺旋弹簧38、以及叶片环39、39。凸轮环37形成为在内周设有圆形孔的环形状。另外，凸轮环37的孔与各叶片35的外周侧接触。此外，该凸轮环37可摆动，通过凸轮环37摆动，相对于转子34的旋转中心，可以改变凸轮环37的孔的偏心量。由该凸轮环37的孔的内周面与转子34的外周面及邻接的叶片35、35形成多个泵室36。

需要说明的是，凸轮环37的动作不限于摆动，也可以直线移动。螺旋弹簧38收纳在壳体主体31内，始终将凸轮环37向凸轮环37的孔的中心相对于转子34的旋转中心的偏心量增大的方向施力。

叶片环39、39可滑动地配置在转子34的内周侧的两侧部，以直径比该转子34小的小径设有一对。

在转子34的插槽34a内配置的各叶片35的转子34内周侧端与该叶片环39、39接触。因此，凸轮环37的孔的内周面与叶片环39、39外周面的距离确保一定的距离，凸轮环37的孔的中心与叶片环39、39的中心始终一致。

需要说明的是，凸轮环37、泵轴33、转子34以及各叶片35构成泵元件。

壳体主体31由金属材料即铝合金材料一体地形成。另外，如图5及图6所示，壳体主体31在泵收纳室30的底面30a的大致中央位置贯通形成有旋转自如地支承泵轴33的一端部的第一轴承孔31a。此外，在作为壳体主体31的内侧面的泵收纳室30的底面30a设有枢轴销40所插入的枢轴销孔。除此以外，在泵收纳室30的内周壁，在枢轴销40的轴向上延伸而形成有支承槽31b。

此外，如图6所示，在泵收纳室30的内周壁形成有密封滑动接触面31c。在凸轮环37的外周部配置的后面叙述的密封部件27在该密封滑动接触面31c滑动。

另外，壳体主体31在泵收纳室30的开口的外周侧形成的平坦安装面31e，经由凸台部而并列形成有多个(在本实施方式中为三个)螺栓插入孔31f。在上述螺栓插入孔31f中分别插入螺栓29，使壳体主体31与盖部件32结合。

另外，在壳体主体31贯通形成有四个螺栓26之中的三个螺栓26所插入的三个螺栓插通孔31g。另外，同样地，在下部侧贯通形成有相对于平衡器装置2而与盖部件32一起定位的定位用销56所插入的定位用孔31h。

图8是从一侧观察壳体主体31的立体图，图9是从一侧观察盖部件32的立体图，图10是从另一侧观察盖部件32的立体图。

如图5及图8所示，壳体主体31在第一轴承孔31a的外侧孔缘的外周侧一体地设有第二推力接受部46。后面叙述的泵轴33的第二推力限制部48能够从轴向与该第二推力接受部46抵接。另外，该第二推力接受部46从壳体主体31的外表面膨出而形成为均匀的厚度。此外，第二推力接受部46形成为外形从第一轴承孔31a的外周向一侧延伸的U字形状。除此以外，第二推力接受部46的第二接受面46a整体形成为平坦状。

如图4及图9、图10所示，盖部件32由金属材料即铝合金材料形成为厚度比壳体主体31薄的平板状。另外，在盖部件32上在与第一轴承孔31a对置的位置贯通形成有旋转自如地支承泵轴33的轴向的另一端侧的第二轴承孔32a。该盖部件32具有：在壳体主体31侧安装的内端侧的壳体安装面32b、以及与平衡器装置2的被安装面10抵接而安装的外端侧的平衡器安装面32c。

盖部件32在外周部侧形成有三个内螺纹孔32d，该三个内螺纹孔32d供在壳体主体31的三个螺栓插入孔31f中插入的三个第二螺栓29进行固定。另外，在盖部件32贯通形成有四个螺栓26所插入的四个螺栓插通孔32e。

另外，如图5所示，在盖部件32上在与壳体主体31的定位用孔31h对应的位置、以及与在平衡器装置2的平衡器壳体形成的未图示的定位用孔对应的位置贯通形成有分别供定位用销55，56插入的两个定位用孔32f。

此外，如图10所示，该盖部件32在平衡器安装面32c侧的第二轴承孔32a的孔缘外周设有第一推力接受部47。该第一推力接受部47形成为包围第二轴承孔32a的外周的大致圆筒状。另外，在第一推力接受部47的前端，第一接受面47a形成为平坦状。

另外，如图6、图7所示，壳体主体31与盖部件32在对置的各安装面31e、32b的各外周侧设有吸入部即吸入端口41以及排出部即排出端口42。吸入端口41在随着泵元件的泵作用而使泵室36的内部容积增大的区域(吸入区域)开口形成为圆弧凹状。另一方面，排出端口42在随着泵元件的泵作用而使泵室36的内部容积减少的区域(排出区域)开口形成为圆弧凹状。吸入端口41与排出端口42各自隔着轴承孔32a大致对置地进行配置。

在吸入端口41贯通盖部件32的底壁而向外部开口形成有在后面叙述的弹簧收纳室44侧配置的吸入孔41a。由此，使油底壳14内的润滑油经由吸入通路16与吸入孔41a及吸入端口41，向吸入区域的各泵室36吸入。

排出端口42开口形成有贯通壳体主体31的底壁并经由排出通路17而与主油道18连通的未图示的排出孔。

如图6所示，所述转子34形成有从内部中心侧向径向外侧辐射状地形成的多个(在本实施方式中为七个)插槽34a。在该各插槽34a的内侧基端部分别形成有剖面大致为圆形状的室34b。

各叶片35利用叶片环39、39，限制向转子34的内周侧的移动。因此，转子34在各叶片35与凸轮环37的内周面和叶片环39、39的外周面接触的状态下，能够相对于凸轮环37及叶片环39、39相对地移动。

另外，转子34在中央贯通形成有泵轴33所插入的插入孔34c。在该插入孔34c的内周面，沿轴向形成有花键槽34d。

凸轮环37利用烧制方法使铁类金属成型，由此而一体地形成为圆筒状。也如图4及图6所示，在与凸轮环37的外周部的支承槽31b对置的位置形成有圆弧凹状的枢轴槽37a。该枢轴槽37a与支承槽31b合作支承枢轴销40，从而构成凸轮环37的摆动支点。另外，凸轮环37在相对于枢轴槽37a隔着凸轮环37的中心的大致相反一侧的位置，沿径向突出地设有与螺旋弹簧38连接的臂部37b。

在此，在壳体主体31内，经由吸入孔41a而与泵收纳室30连通地设有弹簧收纳室44。另外，在该弹簧收纳室44内收纳有作为施力部件的螺旋弹簧38。

该螺旋弹簧38以设定载荷W弹性地保持在延伸至弹簧收纳室44内的臂部37b与弹簧收纳室44的底面之间。

因此，螺旋弹簧38以基于设定载荷W的弹力，经由臂部37b将凸轮环37始终向相对于转子34的旋转中心的偏心量增大的方向(图6中的逆时针方向)施力。由此，凸轮环37成为臂部37b的外表面由螺旋弹簧38的弹簧力向在弹簧收纳室44的壁面形成的止动面44a按压的状态。在该状态下，凸轮环37保持在相对于转子34的旋转中心的偏心量最大的位置上。

另外，在凸轮环37的外周部，与密封滑动接触面31c对置地形成有横截面为U字形状的密封保持槽。在该密封保持槽收纳保持有密封部件27。该密封部件27例如由具有低摩擦特性的氟类树脂材料，沿凸轮环37的轴向细长地形成为直线状。另外，在密封保持槽的底部内设有具有弹力的橡胶材料，利用该橡胶材料将密封部件27向密封滑动接触面31c按压。由此，确保后面叙述的控制油室45的良好的液密性。

如图3所示，泵轴33在从第二轴承孔32a突出的轴向的一端部33a压入并固定有与驱动侧斜齿轮13啮合的第二动力传递部件(从动齿轮)即从动侧斜齿轮43。而且，从动轴6的旋转力经由两个斜齿轮13、43而向泵轴33传递。利用该泵轴33的旋转力，使转子34向图6中逆时针方向旋转。

另外，泵轴33设定为利用驱动侧斜齿轮13与从动侧斜齿轮43之间的减速比，而成为与曲轴的转速(旋转速度)相同。

另外，如图11所示，泵轴33从旋转轴方向的大致中央开始，一端部33a侧相对于另一端部侧33b形成为小径状。在该另一端部33b侧的外周，在轴向的一部分形成有与转子34的插入孔34c的花键槽34d卡合的花键凸部33c。该花键凸部33c与花键槽34d在双方之间形成有微小间隙，利用该微小间隙，转子34在相对于泵轴33能够向轴向移动的状态下被进行安装。

这样，能够向轴向移动地形成转子34的原因之一是因为不使将泵轴33压入转子34的情况下的压入应力产生。也就是说，当在利用小型转子34的情况下产生压入应力时，由于转子34旋转时叶片35所接受的油压，插槽34a可能扩展。与此相对，在本实施方式中，能够避免上述问题。

此外，如果能够向泵轴33的轴向移动转子34，即使推力作用于泵轴33，转子34的侧面与泵收纳室30的内表面也不会因强力而接触并滑动。因此，能够减小泵轴33的旋转负载。

图12是从动侧斜齿轮43的立体图，该从动侧斜齿轮43在中央贯通形成有压入并固定泵轴33的一端部33a的轴插入孔43a。另外，在外周形成有与所述驱动侧斜齿轮13的斜齿啮合的规定倾斜角度的多个斜齿43b。

另外，从动侧斜齿轮43在盖部件32侧的内周部一体地设有从轴向与第一推力接受部47的第一接受面47a对置配置的圆环状第一推力限制部49。该第一推力限制部49通过将从动侧斜齿轮43的斜齿43b的盖部件32侧的内侧切割为圆环状，而形成为在该内周侧具有规定宽度的圆环凸状。该第一推力限制部49的前端的平坦的第一限制面49a与第一推力接受部47的第一接受面47a可抵接地对置配置。

另外，如图11所示，泵轴33在轴向的另一端部33b的端缘一体地设有从轴向与第二推力接受部46对置配置的第二推力限制部48。该第二推力限制部48形成为薄的凸缘状，外径形成为与所述第二推力接受部46的圆弧部的外径大致相同。另外，在泵轴33侧所具有的平坦的第二限制面48a能够从轴向与第二推力接受部46的圆弧部侧的第二接受面46a抵接。另外，第二推力限制部48的第二接受面46a的外周部48b形成为锥状。

如图6所示，在凸轮环37的枢轴槽37a与密封部件27之间的外周区域设有所述的控制油室45。该控制油室45在壳体主体31的内周面与凸轮环37的外周面之间且由枢轴销40与密封部件27区隔。

控制油室45经由给排通路23与电磁切换阀22，与供给通路21连通。因此，来自主油道18的油压经由供给通路21、电磁切换阀22、以及给排通路23，向该控制油室45供给。或者，经由给排通路23与电磁切换阀22而排出内部油压。

凸轮环37的面对控制油室45的外周面作为受压面37e而构成。利用该受压面37e接受的来自供给通路21的油压，凸轮环37对抗螺旋弹簧38的施力，以向相对于转子34的旋转中心的偏心量减少的方向(图6中顺时针方向)施加摆动力(移动力)。

即，该控制油室45使内部的油压经由受压面37e而向凸轮环37的中心与转子34的旋转中心接近于同心的方向施力。也就是说，使内部油压向相对于转子34的旋转中心的偏心量减少的方向作用于凸轮环37，由此，该凸轮环37被应用在同心方向的移动量控制中。

在此，凸轮环37的摆动位置以规定的力关系，对因螺旋弹簧38的施力而产生的凸轮环37的偏心方向的施力、以及基于控制油室45的内压的施力进行平衡。

电磁切换阀22是在壳体主体31的下端部所具有的保持部内保持的两位三通阀。

也就是说，电磁切换阀22从先导端口22a导入从供给通路21供给的油压，作为先导压加以利用，使内部的三通阀工作。在初始状态(规定压以下)下，控制油室45经由给排通路23而与给排端口22b连通，并且在三通阀内与排出端口22c连通。当泵转速上升而使排出压超过规定压时，三通阀对抗弹簧力而工作。由此，能够进行切换，使给排端口22b与供给端口22d连通，并且与排出端口22c不连通。因此，能够向控制油室45提供来自主油道18的油压。

另外，电磁切换阀22利用来自控制单元的脉冲电流，产生与占空比成比例的螺线管推力，在与先导压相同的方向上使推力作用于三通阀。

也就是说，在停止向电磁切换阀22的线圈提供来自控制单元的脉冲电流的断电(占空比为0)时，螺线管推力消失，成为由弹簧力决定的设定压。

由此，控制油室45利用三通阀切断给排通路23与给排端口22b的连通，并且使给排通路23与排出端口22c连通，所以，能够排出内部的油压而成为低压状态。

当从控制单元输出用于向电磁切换阀22的线圈通电的信号，而且通电量(占空比)增加时，螺线管推力随之增加，辅助先导压。因此，电磁切换阀22的三通阀对抗弹簧力而工作，使给排端口22b与供给端口22d连通，并且与排出端口22c不连通。由此，电磁切换阀22以弹簧力的设定压以下的油压进行工作，能够在较低的油压下恒定地进行控制。

因此，控制油室45的内部压力上升，使凸轮环37对抗螺旋弹簧38的弹簧力而向同心方向连续地摆动，使泵排出压降低。

控制单元基于发动机的油温及水温、发动机转速及负载等内燃机的运转状态、以及来自在主油道18的机油滤清器19下游侧设置的油压传感器25的油压信息信号等，控制电磁切换阀22的动作。也就是说，电磁切换阀22基于来自油压传感器25的油压信息信号，无级地连续控制控制油室45内的油压。由此，实现燃油经济性的提高。

〔本实施方式的油泵的动作〕

下面，基于图6及图7，简单地说明本实施方式的油泵1(可变容量式泵)的动作。

在自发动机启动例如怠速运转等低旋转的运转状态的情况下，平衡器装置2的驱动轴5接受曲轴的旋转力，经由驱动齿轮8、从动齿轮9而使从动轴6旋转驱动。由此，油泵1自从动轴6的驱动侧斜齿轮13、经由泵轴33的从动侧斜齿轮43而使泵轴33旋转驱动，利用泵元件进行泵作用。在该状态下，电磁切换阀22的线圈为断电状态。因此，电磁切换阀22连通给排通路23与给排端口22b及排出端口22c，另一方面，关闭供给端口22d。

由此，因为控制油室45的内部为低压，所以，如图6所示，凸轮环37利用螺旋弹簧38的弹簧力，保持在相对于转子34的旋转中心的最大偏心量的位置。也就是说，在发动机转速为该状态下，泵的排出压特性控制在随着发动机转速的上升、排出压及排出流量增大的状态。

接着，发动机旋转上升，负载及油温增高，当处于向活塞喷射机油的机油喷嘴需要工作的运转状态时，利用来自控制单元的信号，向电磁切换阀22通电。由此，辅助力作用于先导压，三通阀将供给端口22d与给排端口22b连通，并且关闭排出端口22c。

因此，主油道18的油压通过供给通路21、电磁切换阀22以及给排通路23，向控制油室45供给，该控制油室45的内压上升。凸轮环37随着控制油室45的内压上升，与螺旋弹簧38的弹簧力对抗，从图6所示的相对于转子34的旋转中心的最大偏心位置，图7所示的连续地摆动而使相对于转子旋转中心的偏心量减少。由此，进行抑制排出压及排出流量相对于发动机转速增加的控制。

而且，在油泵1的泵旋转中，驱动侧斜齿轮13与从动侧斜齿轮43啮合旋转。在该旋转力的传递中，利用斜齿轮之间的啮合倾斜角，一个方向的推力(载荷)作用于泵轴33。另外，当变动扭矩作用于驱动侧斜齿轮13时，另一个方向的推力(载荷)也作用于泵轴33。因此，泵轴33的支承不稳定，可能影响泵性能。

另外，如所述现有的技术，在泵轴33压入并固定了转子34的情况下，由转子34接受双方向的推力载荷。这样，当转子34在接受了推力载荷的状态下旋转时，与转子34的轴向两端对置的壳体主体31的对置内表面及盖部件32的对置内表面容易磨损。其结果是，容易从排出端口42侧的泵室36向吸入端口41侧的泵室36泄漏机油。

因此，在本实施方式中，将作用于泵轴33的旋转轴方向的一侧与另一侧的推力载荷分别由第一推力限制部49和第一推力接受部47、以及第二推力限制部48和第二推力接受部46来接受。

基于图13及图14，具体地说明上述作用。

首先，当图3中左侧的推力载荷作用于泵轴33时，如图13所示，从动侧斜齿轮43的第一推力限制部49的第一限制面49a从轴向与盖部件32的第一推力接受部47的第一接受面47a抵接，接受左侧的推力载荷。因此，尽管泵轴33向左侧稍微移动，但进一步的推力移动被限制。

需要说明的是，此时，第二推力限制部48的第二限制面48a从第二推力接受部46的第二接受面46a向轴向分离，在48a、46a双方之间产生微小间隙。

另一方面，当图3中右侧的推力载荷作用于泵轴33时，如图14所示，所述第二推力限制部48的第二限制面48a从轴向与壳体主体31的第二推力接受部46的第二接受面46a抵接而接受右侧的推力载荷。因此，尽管泵轴33向右侧稍微移动，但进一步的推力移动被限制。

需要说明的是，此时，所述第一推力限制部49的第一限制面49a从第一推力接受部47的第一接受面47a向轴向分离，在49a、47a双方之间产生微小间隙。

这样，在本实施方式中，各推力接受部46、47经由各推力限制部48、49，有效地接受随着各斜齿轮13、43的旋转而作用于泵轴33的左右的推力载荷。因此，泵轴33即使因旋转扭矩变动而产生推力，也能够利用各轴承孔31a、32a而稳定地支承。由此，能够抑制泵性能的降低。

另外，如上所述，能够有效地限制泵轴33与转子34的推力方向的移动。

另外，当相对于泵轴33，随着驱动侧斜齿轮13与从动侧斜齿轮43的啮合而产生推力载荷时，第一推力限制部49按压第一推力接受部47。由此，将盖部件32向壳体主体31侧按压。

因此，在由于成为高压的排出端口42区域的各泵室36的压力、盖部件32试图向从动侧斜齿轮43侧发生变形时，利用从第一推力限制部49作用于第一推力接受部47的推力载荷，能够抑制盖部件32向从动侧斜齿轮43侧发生变形。

其结果是，能够减少从各泵室36的与盖部件32的对置内表面泄漏机油。通过减少该机油泄漏，能够抑制油泵1的性能降低。

另一方面，在泵轴33、驱动侧斜齿轮13与从动侧斜齿轮43的齿轮倾斜相反的情况下，当随着齿轮的啮合而产生推力载荷时，如图14所示，第二推力限制部48的第二限制面48a与第二推力接受部46的第二接受面46a抵接并进行按压。由此，48a、46a双方之间紧密接触而发挥密封功能，也能够减少从泵轴33与第一轴承孔31a之间泄漏机油，能够抑制油泵1的性能降低。特别对于高旋转型规格的油泵是有效的。

需要说明的是，在该状态下，如果旋转扭矩不发生变动，则如上所述，从动侧斜齿轮43从第一推力接受部47向旋转轴方向分离，在第一接受面47a与第一限制面49a之间产生间隙。因此，从泵轴33与第二轴承孔32a之间漏出的机油流入从动侧斜齿轮43与驱动侧斜齿轮13之间，能够提高齿轮之间的润滑性。

另外，如上所述，油泵1在转子34设有收纳多个叶片35的多个插槽34a及背压室34b。因此，如以往那样在将泵轴33压入轴插入孔的情况下，各所述背压室34b的内周面与转子34的轴插入孔的内周面之间的距离缩短，也就是说，压入厚度减薄，强度降低。因此，由于需要确保转子34的强度，必须增大转子34的外径，不得已必然使油泵1大型化。

与此相对，在本实施方式中，因为通过花键卡合，相对于泵轴33可向泵轴33的轴向移动地设有转子34，所以不需要确保如以往那样的压入厚度。因此，能够使转子34充分小型化。

另外，因为形成有所述从动侧斜齿轮43的第一限制面43a，所以，与分别单独设置的情况相比，能够实现成本的降低。

因为隔着转子34等泵元件而在泵轴33的旋转轴方向的两侧设置所述第一推力限制部49、所述第二推力限制部48、以及第一、第二推力接受部47、46，所以，也就是说，能够使推力载荷所作用的部件分离，因而对于强度是有利的。

在本实施方式中，例如与余摆线泵相比，为了增高泵排出压而使用了叶片泵，所以，容易使泵盖变形，另外，因为该泵盖32由铝合金材料形成，所以在这一点上，也容易使泵盖32变形。

即使采用上述油泵，如果设定驱动侧斜齿轮与从动侧斜齿轮的齿轮倾斜，使推力载荷作用于盖部件32侧，则抑制从泵盖32泄漏机油的效果增大。

另外，如果使驱动侧斜齿轮与从动侧斜齿轮的齿轮倾斜向相反一侧倾斜，则泵内部的机油从第二轴承孔32a向从动侧斜齿轮32与驱动侧斜齿轮13之间泄漏，能够得到上述良好的润滑性。

〔第二实施方式〕

图15表示第二实施方式，图16表示第二实施方式所提供的泵轴33与第二推力限制部48。在该实施方式中，虽然第一推力限制部49及第一推力接受部47与第一实施方式相同，但第二推力限制部48与第二推力接受部46的形成位置不同。

即，如图15所示，第二推力接受部46在盖部件32的壳体安装面32b侧的第二轴承孔32a的孔缘周围配置形成为圆环槽状。也就是说，第二推力接受部46与泵元件的一部分即转子34的一侧部相邻而配置。

另一方面，如图15、图16所示，凸缘状的第二推力限制部48配置在与所述第二推力接受部46的形成位置对应的位置上。也就是说，第二推力限制部48配置在泵轴33一端部33a侧与小径部的花键凸部33c的边界。该第二推力限制部48形成为可插入第二推力接受部46的圆环状槽的外径与厚度。

因此，在泵轴33正常旋转时，第二推力限制部48在第二推力接受部46内旋转。而且，在泵轴33作用有图中从动侧斜齿轮43方向的推力载荷的情况下，第二推力限制部48的第二限制面48a与第二推力接受部46的第二接受面46a抵接。由此，泵轴33的向从动侧斜齿轮43方向的进一步推力移动被限制。

因此，能够得到与泵轴33向从动侧斜齿轮43方向的推力移动时的第一实施方式相同的作用效果。

而且，因为由于从动侧斜齿轮43方向的推力，第二推力限制部48的第二限制面48a与第二推力接受部46的第二接受面46a紧密接触，所以，能够减少机油从所述第二轴承孔32a泄漏。

需要说明的是，关于泵轴33的与图中从动侧斜齿轮43相反方向的推力载荷，与第一实施方式相同，通过第一推力限制部49与第一推力接受部47抵接来限制移动。

本发明不限于所述实施方式的结构，也可以应用在可变容量式油泵以外的普通的固定容量型油泵中。另外，作为油泵，除了叶片泵以外，也可以使用内接式余摆线泵及外接式齿轮泵等。

此外，安装有油泵1的一侧不限于所述平衡器装置2，例如也可以为内燃机。

在各所述实施方式中，作为从动齿轮及外部齿轮，使用了所述驱动侧斜齿轮13与从动侧斜齿轮43，但作为使啮合部分的接触面积增加来减少噪声及振动的齿轮，也可以使用锥齿轮。该锥齿轮也是在旋转轴方向上产生载荷的齿轮。

另外，在将各实施方式的驱动侧斜齿轮13与从动侧斜齿轮43的各齿的倾斜形成为相反的情况下，在泵轴33产生的推力成为与各所述实施方式相反的方向。因此，虽然该推力方向不同，但利用第一推力限制部49对于第一推力接受部47的支承、以及第二推力限制部48对于第二推力接受部46的支承，能够有效地抑制推力载荷。

作为基于如上所述的实施方式的油泵以及油泵一体式平衡器装置，例如可以考虑下面的方式。

在其中一个方式中，具有：

泵壳体，其将通过旋转驱动而进行机油的吸入及排出的泵元件收纳于内部；

泵轴，其具有在传递旋转力时产生推力的从动齿轮，构成为可相对于所述泵元件向轴向相对地移动，利用从与所述从动齿轮啮合的外部齿轮施加的旋转力，来驱动所述泵元件；

一对推力限制部，其设置于该泵轴；

一对推力接受部，其设置于所述泵壳体，分别与所述推力限制部抵接。

此外优选所述泵壳体由设有收纳所述泵元件的泵收纳部的壳体主体、以及形成为厚度比该壳体主体薄且闭塞所述泵收纳部的盖部件构成，

在所述盖部件设有一个所述推力接受部，

所述从动齿轮在施加了旋转力时，在所述盖部件的所述推力接受部，向所述泵元件的方向作用有推力载荷。

此外优选轴支承所述泵轴的轴承部与所述从动齿轮相邻而配置，

所述从动齿轮在施加了旋转力时，向与所述泵元件分离的方向作用有推力。

此外优选在所述从动齿轮设有一个所述推力限制部。

此外优选一对所述推力限制部与所述推力接受部隔着所述泵元件而设置在轴向两侧。

此外优选另一个推力限制部设置在所述泵轴的轴向端部，与该推力限制部抵接的推力接受部设置在所述泵壳体的外侧。

此外优选另一个所述推力限制部在所述泵轴的轴向的中间位置设置为凸缘状，与该推力限制部抵接的所述推力接受部与所述泵壳体内部的所述泵元件相邻而设置。

此外优选所述泵元件是由收纳于所述泵收纳部且在所述泵轴可轴向移动地设置的转子、以及在该转子的外周部辐射状地设置的多个叶片构成的叶片式。

此外优选所述泵元件是通过使配置于所述各叶片外周的凸轮环移动而使泵容量可变的可变容量式。

此外优选所述盖部件由铝合金材料形成。

此外优选在所述盖部件形成有构成所述泵轴的轴承的轴承孔。

此外优选所述从动齿轮为斜齿轮。

此外优选所述转子设置为，相对于所述泵轴，通过花键嵌合能够向旋转轴方向移动。

作为其它的优选方式，具有：

平衡器轴，其收纳配置在平衡器壳体内，传递旋转力；

第一动力传递部件，其设置于该平衡器轴，在传递旋转力时，作用有推力；

泵轴，其具有从该第一动力传递部件传递旋转力时，作用有推力的第二动力传递部件；

泵元件，其设置为相对于该泵轴能够向旋转轴方向移动，通过从所述泵轴传递旋转力，进行机油的吸入及排出；

泵壳体，其将该泵元件收纳于内部；

一对推力限制部，其设置于所述泵轴；

一对推力接受部，其设置于所述泵壳体，分别抵接有各所述推力限制部。

此外优选所述平衡器轴的结构具有：

第三动力传递部件，其从内燃机传递旋转力；

驱动轴，其与该第三动力传递部件一体地旋转；

第四动力传递部件，其设置于该驱动轴；

第五动力传递部件，其与该第四动力传递部件啮合；

从动轴，其与该第五动力传递部件一体地旋转；

所述第一动力传递部件设置于所述从动轴，

所述第三动力传递部件与所述第二动力传递部件在旋转轴方向上相邻而配置。

此外优选在所述第二动力传递部件设有一个所述推力限制部。

此外优选另一个所述推力限制部设置在所述泵轴的轴向端部，

与所述另一个推力限制部抵接的另一个推力接受部设置在所述壳体的外侧。

此外优选所述驱动轴与从动轴相对于曲轴的旋转被加速，在该加速的旋转从所述第一动力传递部件向所述第二动力传递部件进行动力传递时被减速。

此外优选所述泵壳体安装在所述平衡器壳体。

此外优选所述泵壳体由设有收纳所述泵元件的泵收纳部的壳体主体、以及形成为厚度比该壳体主体薄且闭塞所述泵收纳部的盖部件构成，

在所述盖部件设有一个所述推力接受部，

所述第二动力传递部件在施加了驱动力时，在所述盖部件的所述推力接受部，向所述泵元件的方向作用有推力载荷。

Claims (20)

1.一种油泵，其特征在于，具有：

泵壳体，其将通过旋转驱动而进行机油的吸入及排出的泵元件收纳于内部；

泵轴，其具有传递旋转力时产生推力的从动齿轮，构成为相对于所述泵元件能够向轴向相对地移动，利用从与所述从动齿轮啮合的外部齿轮施加的旋转力来驱动所述泵元件；

一对推力限制部，其设置于所述泵轴；

一对推力接受部，其设置于所述泵壳体，分别与所述推力限制部抵接；

所述泵轴能够相对于转子在所述转子的旋转轴方向相对移动，并且在所述泵轴的两端部还设有所述推力接受部。

2.如权利要求1所述的油泵，其特征在于，

所述泵壳体由壳体主体和盖部件构成，所述壳体主体设有收纳所述泵元件的泵收纳部，所述盖部件形成为厚度比所述壳体主体薄且将所述泵收纳部闭塞，

在所述盖部件设有一个所述推力接受部，

所述从动齿轮在被施加了旋转力时，在所述盖部件的所述推力接受部向所述泵元件的方向作用有推力载荷。

3.如权利要求2所述的油泵，其特征在于，

所述泵元件是由收纳于所述泵收纳部且在所述泵轴可轴向移动地设置的所述转子、以及在所述转子的外周部辐射状设置的多个叶片构成的叶片式。

4.如权利要求3所述的油泵，其特征在于，

所述泵元件是通过使在所述各叶片的外周配置的凸轮环移动而使泵容量可变的可变容量式。

5.如权利要求3所述的油泵，其特征在于，

所述转子设置为相对于所述泵轴，通过花键嵌合能够向旋转轴方向移动。

6.如权利要求2所述的油泵，其特征在于，

所述盖部件由铝合金材料形成。

7.如权利要求1所述的油泵，其特征在于，

轴支承所述泵轴的轴承部与所述从动齿轮相邻而配置，

所述从动齿轮在被施加了旋转力时，作用有朝向与所述泵元件分离的方向的推力。

8.如权利要求6所述的油泵，其特征在于，

在所述盖部件形成有构成所述泵轴的轴承的轴承孔。

9.如权利要求1所述的油泵，其特征在于，

在所述从动齿轮设有一个所述推力限制部。

10.如权利要求1所述的油泵，其特征在于，

一对所述推力限制部与所述推力接受部隔着所述泵元件设置在轴向两侧。

11.如权利要求1所述的油泵，其特征在于，

另一个推力限制部设置在所述泵轴的轴向端部，与所述推力限制部抵接的推力接受部设置在所述泵壳体的外侧。

12.如权利要求1所述的油泵，其特征在于，

另一个所述推力限制部在所述泵轴的轴向的中间位置设置为凸缘状，与所述推力限制部抵接的所述推力接受部与所述泵壳体内部的所述泵元件相邻而设置。

13.如权利要求1所述的油泵，其特征在于，

所述从动齿轮为斜齿轮。

14.一种油泵一体式平衡器装置，其特征在于，具有：

平衡器轴，其收纳配置在平衡器壳体内，传递旋转力；

第一动力传递部件，其设置于所述平衡器轴，在传递旋转力时，作用有推力；

泵轴，其具有在从所述第一动力传递部件传递旋转力时，作用有推力的第二动力传递部件；

泵元件，其设置为相对于所述泵轴，能够向旋转轴方向移动，通过从所述泵轴传递旋转力来进行机油的吸入及排出；

泵壳体，其将所述泵元件收纳于内部；

一对推力限制部，其设置于所述泵轴；

一对推力接受部，其设置于所述泵壳体，分别抵接有各所述推力限制部；

所述泵轴能够相对于转子在所述转子的旋转轴方向相对移动，并且在所述泵轴的两端部还设有所述推力接受部。

15.如权利要求14所述的油泵一体式平衡器装置，其特征在于，

所述平衡器轴包括：

第三动力传递部件，其从内燃机传递有旋转力；

驱动轴，其与所述第三动力传递部件一体地旋转；

第四动力传递部件，其设置于所述驱动轴；

第五动力传递部件，其与所述第四动力传递部件啮合；

从动轴，其与所述第五动力传递部件一体地旋转；

所述第一动力传递部件设置于所述从动轴，

所述第三动力传递部件与所述第二动力传递部件在旋转轴方向上相邻而配置。

16.如权利要求15所述的油泵一体式平衡器装置，其特征在于，

在所述第二动力传递部件设有一个所述推力限制部。

17.如权利要求16所述的油泵一体式平衡器装置，其特征在于，

另一个所述推力限制部设置在所述泵轴的轴向端部，

与另一个所述推力限制部抵接的另一个推力接受部设置在所述壳体的外侧。

18.如权利要求15所述的油泵一体式平衡器装置，其特征在于，

所述驱动轴与从动轴相对于曲轴的旋转被加速，该加速的旋转在从所述第一动力传递部件向所述第二动力传递部件动力传递时被减速。

19.如权利要求14所述的油泵一体式平衡器装置，其特征在于，

所述泵壳体安装于所述平衡器壳体。

20.如权利要求14所述的油泵一体式平衡器装置，其特征在于，

所述泵壳体由壳体主体和盖部件构成，所述壳体主体设有收纳所述泵元件的泵收纳部，所述盖部件形成为厚度比所述壳体主体薄且将所述泵收纳部闭塞，

在所述盖部件设有一个所述推力接受部，

所述第二动力传递部件在被施加了驱动力时，在所述盖部件的所述推力接受部，朝向所述泵元件的方向作用有推力载荷。

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