CN110360100A - 可变容量型油泵 - Google Patents

Abstract

可变容量型油泵具有：螺旋弹簧(33)，所述螺旋弹簧对凸轮环(15)向多个泵室(24)的容积变化量(偏心量)增大的方向施力；第一控制油室(31)，所述第一控制油室(31)使被供给的排出压力作用于第一受压面(15e)以使凸轮环(15)向偏心量变小的方向摆动；以及第二控制油室(32)，所述第二控制油室(32)使被供给的排出压力作用于第二受压面(15f)以使凸轮环(15)向偏心量变大的方向摆动。所述第二受压面的面积形成为比第一受压面的面积大，使第二矢量(B2)比第一矢量(B1)大，即便在泵室产生气泡，也可以抑制凸轮环的动作的不稳定化来谋求泵的高压特性的控制的稳定化。

Description

可变容量型油泵

本申请是申请日为2016年3月31日、申请号为2016800358979、发明名称为“可变容量型油泵”的发明专利申请的分案申请。

技术领域

本发明涉及可变容量型油泵，所述可变容量型油泵供给作为例如内燃机的曲轴等滑动部的润滑、辅机类的驱动源的油。

背景技术

作为以往的可变容量型油泵，提供有各种可变容量型油泵，作为其中的一种，存在以下的专利文献1中公开的可变容量型油泵。

该可变容量型油泵为了用于例如内燃机的曲轴的轴承合金等各滑动部、对进气门等内燃机气门的工作特性进行控制的可变气门装置等要求排出压力不同的设备，而满足第一旋转区域所涉及的低压特性和第二旋转区域所涉及的高压特性这2阶段特性的要求。

即，在泵主体的内周面和凸轮环的外周面之间隔出第一控制油室和第二控制油室，通过向所述第一控制油室供给泵排出压力，向所述凸轮环的偏心量变小的方向(以下称为同心方向)被施力，并且，通过向第二控制油室供给泵排出压力，向凸轮环的偏心量变大的方向(以下称为偏心方向)被施力。另外，借助螺旋弹簧的弹力，以凸轮环的偏心量变大的方式被施力，并且，根据基于多个泵室的内压的作用力，也进行所述凸轮环向偏心、同心方向的摆动控制，所述多个泵室由从转子的外周面向径向伸缩的多个叶片和凸轮环的内周面隔出。

而且，通过利用电磁切换阀和先导阀对排出压力相对于所述第一控制油室、第二控制油室的供给和排出进行控制，与内燃机转速相应地对所述凸轮环的偏心量进行控制，从而满足所述低压特性和高压特性的2阶段的要求排出压力。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2014-105622号公报

发明内容

发明要解决的课题

然而，在所述可变容量型油泵中，尤其是在泵高速旋转时(第二旋转区域)，在油中容易产生在吸入过程中起因于曝气、气穴等的大量的气泡，在压缩该油而排出的排出区域产生气泡的破裂等现象而导致所述各泵室的内压的平衡被破坏。因此，所述凸轮环的动作变得不稳定，在达到所设定的工作液压之前所述凸轮环向同心方向摆动，可能会导致第二旋转区域中的高压特性的控制变得不稳定。

本发明是鉴于上述以往的技术问题而作出的，其目的在于提供一种可变容量型油泵，即便在泵室产生气泡，也可以抑制凸轮环的动作的不稳定化来谋求泵的高压特性的控制的稳定化。

用于解决课题的方案

本发明的可变容量型油泵的特征在于，具有：泵结构体，所述泵结构体被旋转驱动而使多个泵室的容积变化，从而将从吸入部吸入的工作油从排出部排出；摆动部件，所述摆动部件在内侧收容该泵结构体，通过以在外周侧设置的摆动支点为支点进行摆动，使在所述排出部开口的所述多个泵室的容积变化量可变；施力部件，所述施力部件以被施加设定载荷的状态设置，向所述多个泵室的容积变化量增大的方向对所述摆动部件施力；第一控制油室，所述第一控制油室通过被供给工作油，使所述多个泵室的容积变化量变小的方向的第一转矩作用于所述摆动部件；第二控制油室，所述第二控制油室通过被供给工作油，使所述多个泵室的容积变化量变大的方向且比所述第一转矩大的第二转矩作用于所述摆动部件；以及切换机构，所述切换机构对工作油相对于该第二控制油室的供给或排出进行切换。

发明的效果

根据本发明，可以抑制凸轮环的动作的不稳定化来谋求泵的高压特性时的控制的稳定化。

附图说明

图1是本发明的可变容量型油泵的各结构部件的分解立体图。

图2是图1所示的可变容量型油泵的主视图。

图3是沿着图2的A-A线的剖视图。

图4是沿着图3的B-B线的剖视图。

图5是从本实施方式所提供的泵主体的与罩部件接合的接合面侧观察的图。

图6是表示该实施方式的可变容量型油泵的液压特性的曲线图。

图7是该实施方式的可变容量型油泵的液压回路图，(A)表示图6的区间a中泵的状态、(B)表示图6的区间b中的泵的状态。

图8是该实施方式的可变容量型油泵的液压回路图，(A)表示图6的区间c中的泵的状态、(B)表示图6的区间d中的泵的状态。

图9是该实施方式的可变容量型油泵的液压回路图，表示图6的C-A点处的泵的状态。

图10是表示本发明中的可变容量型油泵的第二实施方式的液压回路图。

图11是表示本发明中的可变容量型油泵的第三实施方式的液压回路图。

具体实施方式

以下，基于附图详述本发明的可变容量型油泵的实施方式。另外，在本实施方式中，示出将该可变容量型油泵作为如下的油泵而应用的例子，该油泵用于向汽车用内燃机的滑动部、供进行内燃机气门的开闭正时控制的气门正时控制装置供给内燃机的润滑油。

该油泵10设置在未图示的内燃机的气缸体或平衡器装置的前端部，如图1～图4所示，具有：泵壳体，所述泵壳体由一端侧开口形成且在内部设置有泵收容室13的纵截面呈大致コ形的泵主体11以及将该泵主体11的所述一端开口堵塞的罩部件12构成；驱动轴14，所述驱动轴14旋转自如地支承于该泵壳体，贯通所述泵收容室13的大致中心部并由未图示的曲轴或平衡器轴驱动而旋转；作为摆动部件的凸轮环15，所述凸轮环15能够移动(摆动)地被收容在所述泵收容室13内，与后述的第一、第二控制油室31、32、螺旋弹簧33协作而变更后述的工作油室即多个泵室24的容积变化量；泵结构体，所述泵结构体被收容在该凸轮环15的内周侧，由驱动轴14沿图4中的顺时针方向驱动而旋转，从而使在所述泵结构体与所述凸轮环15之间形成的所述泵室24的容积增减来进行泵作用；作为控制机构的先导阀40，所述先导阀40附设于所述罩部件12，对向后述的第二控制油室32的液压的给排进行控制；以及作为切换机构的电磁切换阀60，所述电磁切换阀60设置于在该先导阀40和后述的排出口22a之间构成的油通路(后述的第二导入通路72)上，对排出的油向所述先导阀40侧的供给进行切换控制。

所述泵结构体由转子16、叶片17以及一对环形部件18、18构成，所述转子16旋转自如地被收容在凸轮环15的内周侧，其中心部与驱动轴14外周结合，所述叶片17在呈放射状地在该转子16的外周部开设切口而形成的多个狭缝16a内分别伸缩自如被收容，所述一对环形部件18、18相比所述转子16形成为小径，并配设在该转子16的内周侧两侧部。

所述泵主体11由铝合金材料一体形成，如在图5中也示出的那样，在构成泵收容室13的一端壁的端壁11a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11b。另外，在泵收容室13的内周壁的规定位置，开设切口而形成有经由棒状的枢轴销19摆动自如地支承的凸轮环15的横截面呈大致半圆形的支承孔11c。

并且，在所述泵收容室13的内周壁，在相对于将轴承孔11b的中心和支承孔11c的中心连接的直线(以下称为“凸轮环基准线”)M处于图4中的上半侧，形成有配设在凸轮环15的外周部的第一密封部件20a滑动接触的第一密封滑动接触面11d。该第一密封滑动接触面11d形成为相距支承孔11c中心以规定半径R1构成的圆弧面状，并且，被设定为在凸轮环15偏心摆动的范围内第一密封部件20能够始终滑动接触的周向长度。同样地，在相对于所述凸轮环基准线M处于图4中的下半侧，也形成有配设在凸轮环15的外周部的第二密封部件20b滑动接触的第二密封滑动接触面11e。该密封滑动接触面11e形成为相距支承孔11c的中心以规定半径R2构成的圆弧面状，并被设定为在凸轮环15偏心摆动的范围内第二密封部件20a能够始终滑动接触的周向长度。

另外，在所述泵主体11的端壁11a的内侧面，尤其是如图4、图5所示，在轴承孔11b的外周区域，吸入端口21和排出端口22分别隔着轴承孔11b而大致相向地开设切口而形成，所述吸入端口21是以在所述各泵室24的容积随着由所述泵结构体产生的泵作用而扩大的区域(以下称为“吸入区域”)开口的方式形成的大致圆弧凹状的吸入部，另外，所述排出端口22是以在所述各泵室24的容积缩小的区域(以下称为“排出区域”)开口的方式形成的大致圆弧凹状的排出部。

所述吸入端口21在其周向上的大致中间位置一体地设置有以向后述的弹簧收容室26侧鼓出的方式形成的导入部23，在该导入部23和吸入端口21的边界部附近，贯通形成有贯通泵主体11的端壁11a而向外部开口的吸入口21a。根据如上所述的结构，内燃机的未图示的油盘中积存的油，基于随着所述泵结构体的泵作用而产生的负压，经由吸入口21a以及吸入端口21被吸入到吸入区域所涉及的各泵室24。

在此，所述吸入口21a构成为与所述导入部23一同与在吸入区域的凸轮环15外周区域形成的低压室35连通，所述吸入压即低压的油也被引导到该低压室35。

所述排出端口22在其始端部贯通形成有贯通泵主体11的端壁11a而向外部开口的排出口22a。因此，借助由所述泵结构体产生的泵作用被加压而向排出端口22排出的油，从排出口22a经过在所述气缸体的内部设置的主油道27作为内燃机内的各滑动部的润滑用、气门正时控制装置的驱动源被供给。

另外，在所述端壁11a的内表面，开设切口而形成有将所述排出端口22和轴承孔11b连通的连通槽25，经由该连通槽25向轴承孔11b供给油，并且，也向转子16以及各叶片17的侧部供给油，从而可以确保各滑动部的良好的润滑。

如图1以及图3所示，所述罩部件12呈大致板状，由多个螺栓29安装在泵主体11的开口端面，在与泵主体11的轴承孔11b相向的位置处，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。而且，虽未图示，但与所述泵主体11对应地，在该罩部件12的内侧面也与泵主体11侧的吸入端口21、排出端口22、连通槽25相向地配置有吸入端口、排出端口、连通槽。

如图3所示，所述驱动轴14的贯通罩部件12而面向外部的轴向一端部与所述曲轴等连结，基于从该曲轴等传递的旋转力使转子16沿图4中的顺时针方向旋转。在此，如图4所示，穿过该驱动轴14中心并且与所述凸轮环基准线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线。

如图1、图4所示，所述转子16开设切口而形成有从其中心侧向径向外侧呈放射状形成的所述多个狭缝16a，并且，在上述各狭缝16a的内侧基端部，分别设置有导入排出油的横截面呈大致圆形的背压室16b，借助伴随着该转子16的旋转的离心力和背压室16b内的压力，向外方推出所述各叶片17。

所述各叶片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，各基端面与所述各环形部件18、18的外周面分别滑动接触。即，上述各叶片17成为由所述各环形部件18、18向转子16的径向外侧推起的结构，即便在内燃机转速低且所述离心力和背压室16b的压力小的情况下，各前端也分别与凸轮环15的内周面滑动接触而液密地隔出所述各泵室24。

所述凸轮环15利用所谓烧结金属呈大致圆筒状地一体形成，在其外周部的规定位置，沿着轴向开设切口而形成圆弧凹槽状的枢轴部15a，供轴心构成摆动支点F的枢轴销19嵌入，并且，在相对于该枢轴部15a隔着凸轮环15的中心处于相反侧的位置，沿着径向突出设置有与被设定为规定的弹簧常数的施力部件即螺旋弹簧33关联的臂部15b。另外，在该臂部15b，在其移动(转动)方向的一侧部突出设置有呈大致圆弧凸状形成的未图示的推压突部，该推压突部始终抵接于螺旋弹簧33的前端部，由此，臂部15b和螺旋弹簧33关联。

作为所述摆动支点F的枢轴销19配置在所述多个泵室24的容积减少的排出区域、即相比所述偏心方向线N靠图4中右侧的所述排出端口22的周向上的大致中央位置的外侧。

另外，如图4、图5所示，在所述泵主体11的内部，在与所述支承孔11c相向的位置，收容保持螺旋弹簧33的弹簧收容室26以大致沿着图4中的所述凸轮环偏心方向线N的方式与泵收容室13邻接地设置，在弹簧收容室26，在其一端壁与臂部15b下表面之间，以规定的设定载荷W1具有弹力地安装有所述螺旋弹簧33。

另外，所述弹簧收容室26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面26a，臂部15b的另一侧部与该限制面26a抵接，从而限制凸轮环15在偏心方向上的进一步的移动。

另外，所述螺旋弹簧33配置在所述多个泵室24的容积增加的吸入区域、即相比所述边界线N靠图4中左侧的所述吸入端口21的周向上的大致中央位置的外侧。

这样一来，针对所述凸轮环15，以螺旋弹簧33的作用力经由臂部15b向其偏心量增大的方向(图4中的顺时针方向)始终施力，在非动作状态下，如图4所示，臂部15b的另一侧部处于被压在限制面26a上的状态，被限制在其偏心量最大的位置。

另外，在所述凸轮环15的外周部，突出形成有与由泵主体11的内周壁构成的所述第一、第二密封滑动接触面11d、11e相向地设置的一对第一、第二密封结构部15c、15d，并且，在凸轮环15偏心摆动时与所述各密封滑动接触面11d、11e滑动接触的所述第一、第二密封部件20a、20b分别被收容保持于在这些密封结构部15c、15d的各密封面分别形成的密封保持槽内。

在此，所述第一、第二密封结构部15c、15d的各密封面分别形成为比构成所述各密封滑动接触面11d、11e的半径R1、R2稍小的规定的半径，在各密封滑动接触面11d、11e和上述各密封结构部15c、15d的各密封面之间，形成有规定的微小的间隙。另一方面，第一、第二密封部件20a、20b都由例如具有低摩擦特性的氟类树脂材料沿着凸轮环15的轴向呈直线状细长地形成，借助在各密封保持槽的底部分别配设的橡胶制的弹性部件的弹性力被压在所述各密封滑动接触面11d、11e上，从而上述各密封滑动接触面11d、11e与所述各密封结构部15c、15d的各密封面之间液密地被分隔。

并且，在所述凸轮环15的外周区域，由枢轴销19和第一、第二密封部件20a、20b隔出一对第一、第二控制油室31、32。与泵排出压力相当的内燃机内液压经由从所述主油道27分支形成的控制压导入通路70被引导到上述各控制油室31、32。

具体而言，泵排出压力经过从所述控制压导入通路70被分支为两部分的一方的分支通路即第一导入通路71被供给到第一控制油室31。另一方面，从在所述控制导入通路70经由作为切换机构的电磁切换阀60分支出的另一方的分支通路即第二导入通路72经由先导阀40被减压后的泵排出压力(以下称为“第二排出压力”)，被供给到第二控制油室32。

而且，通过将上述各液压分别施加于由面对第一、第二控制油室31、32的凸轮环15的外周面构成的第一、第二受压面15e、15f，由此，作为向图4中顺时针方向或逆时针方向的第一、第二转矩作用于凸轮环15而施加移动力(摆动力)。

即，对于所述凸轮环15而言，除由所述螺旋弹簧33的弹力产生的向各泵室的容积变化量增大的方向的作用力起作用之外，借助从所述凸轮环15的第一控制油室31施加于第一受压面15e的工作液压抵抗所述螺旋弹簧33的弹力而向偏心量变小的方向施加的作用力起作用。另外，对于凸轮环15而言，借助从第二控制油室32施加于第二受压面15f的工作液压与所述螺旋弹簧33的弹力协作而向偏心量变大的方向施加的作用力起作用。

而且，所述第二受压面15f的面积设定为比第一受压面15e的面积大，在相同的液压作用于双方的情况下，整体上向使其偏心量增加的方向(图4中的顺时针方向)对凸轮环15施力。

由所述第一、第二受压面15e、15f的面积的差异产生的第一、第二转矩(作用力)的差异可以表示为矢量，如图4所示，将枢轴销19的轴心即凸轮环15的摆动支点F作为起点，被分为所述第一密封部件20a(终点)方向的第一矢量B1(半径R1)和所述第二密封部件20b(终点)方向的第二矢量B2(半径R2)的分力。而且，所述第二矢量B2构成为比第一矢量B1大。

根据上述那样的结构，在所述油泵10中，在基于两控制油室31、32的内压的作用力(矢量)比螺旋弹簧33的设定载荷W1小时，凸轮环15处于图4所示那样的最大偏心状态。另一方面，在随着排出压力的上升而使得基于第一控制油室31的内压的作用力(矢量)超过螺旋弹簧33的设定载荷W1时，与该排出压力相应地凸轮环15向同心方向(图4中逆时针方向)移动。

如图1以及图4所示，所述先导阀40主要由如下部件构成：筒状的阀体41，所述阀体41一体地形成在罩部件12的一侧部，在内部轴向上下端侧开口形成并具有阀收容孔41a；塞子42，所述塞子42将该阀体41的下端开口堵塞；滑柱阀芯43，所述滑柱阀芯43向轴向滑动自如地被收容在所述阀体41的内周侧，根据滑动位置供相对于第二控制油室32进行液压的给排控制；以及阀弹簧44，所述阀弹簧44配置在所述阀体41的下端部的内周侧，以规定的设定载荷W2具有弹力地安装在所述塞子42和滑柱阀芯43之间，对滑柱阀芯43向阀体41的上端侧始终施力。

所述阀收容孔41a在内部收容配置有滑柱阀芯43，并且，在上端壁开口形成有经由在第二导入通路72的下游侧分支出的第一分支通路72a与所述电磁切换阀60连接的导入端口51。另外，在阀收容孔41a的下端开口部内压入固定有塞子42。

并且，在所述阀收容部41a的周壁，在其轴向中间位置开口形成有给排端口52，所述给排端口52的一端侧与第二控制油室32连接并且另一端侧与后述的中继室57始终连接，从而供相对于第二控制油室32进行液压的给排。另外，在阀收容孔41a的轴向下端侧的位置开口形成有第一排泄端口53，所述第一排泄端口53的一端侧与吸入侧连接，通过对与后述的中继室57的连通进行切换，从而经由该中继室57排出第二控制油室32内的液压。

另外，在所述阀体41的下端侧周壁开口形成有与后述的背压室58重叠并且与所述第一排泄端口53同样地与吸入侧连通的第二排泄端口54。

所述给排端口52经由在阀体41的下部内形成的连通路59与所述第二控制油室32始终连通。

另外，在所述阀体41的所述导入端口51和第一排泄端口53之间，沿着径向形成有连通端口55，在滑柱阀芯43处于图4所示的上方位置(参照图7A)的状态下，所述连通端口55将相比所述第二导入通路72的第一分支通路72a在更靠下游端的位置分支出的第二分支通路72b与所述中继室57连通。

所述滑柱阀芯43构成为，第一台肩部43a的上端面作为承接从所述导入端口51引导的排出压力的受压面56而形成，并且，在轴向的上下端部设置有第一、第二台肩部43a、43b。在这两个台肩部43a、43b之间设置有小径轴部43c，并且，在该小径轴部43c的外周，设置有根据滑柱阀芯43的轴向位置对给排端口52与导入端口51(连通端口55)或第一排泄端口53进行中继的圆筒状的中继室57。

另外，在第二台肩部43b和塞子42之间，形成有供经过第二台肩部43b的外周侧(微小间隙)从中继室57漏出的油排出的背压室58。

根据上述那样的结构，所述先导阀40在从导入端口51作用于受压面56的排出压力为规定压力(后述的滑柱阀43的工作液压)以下的状态下，借助基于所述设定载荷W2的阀弹簧44的作用力，滑柱阀芯43位于阀收容孔41a的上端侧的规定区域即第一区域(参照图4以及图7A)。

通过使该滑柱阀芯43位于所述第一区域，在经由连通端口55使第二分支通路72b和中继室57连通的同时，第一排泄端口53和中继室57的连通被第二台肩部43b截断，第二控制油室32和中继室57经由给排端口52连通。

而且，在作用于所述受压面56的排出压力超过所述规定压力时，滑柱阀芯43抵抗所述阀弹簧44的弹力从第一区域向阀收容部41a的下方侧移动，并位于该阀收容部41a的下方侧的规定区域即第二区域(参照图8B)。即，通过使滑柱阀芯43位于所述第二区域，在第二控制油室32经由给排端口52维持与中继室57的连通的同时，连通端口55和中继室57的连通被第一台肩部43a截断，中继室57和油盘等经由第一排泄端口53连通。

另外，在作用于所述受压面56的排出压力从维持所述规定压力以上的状态变为稍微降低的状态的情况下，在滑柱阀43借助所述阀弹簧44的弹力而位于比第二区域稍微靠上方侧的第三区域时，如图9所示，滑柱阀43的第一台肩部43a将连通端口55关闭以截断与中继室57的连通，与此同时，第二台肩部43b将第一排泄端口53关闭以截断与中继室57的连通。由此，第二控制油室32与连通路59、给排端口52以及中继室55处于闭回路状态。

如图4所示，所述电磁切换阀60夹设在所述控制压导入通路70和第二导入通路72之间，主要由如下部件构成：大致圆筒状的阀体61，在所述阀体61沿着内部轴向贯通形成有油通路65；阀芯收容部66，所述阀芯收容部66将形成在该阀体61的一端部内的油通路65扩径而形成；阀座部件62，所述阀座部件62被压入固定在该阀芯收容部66的外端部，在其中央部具有与第二导入通路72的上游侧的通路连接的上游侧开口部即导入端口67；球阀芯63，所述球阀芯63相对于在该阀座部件62的内端部开口缘形成的阀座62a离座落座自如地设置，供开闭所述导入端口67；以及螺线管64，所述螺线管64设置在所述阀体61的另一端部(该图中的右侧端部)。

所述阀体61在形成于其一端侧内周部以收容球阀芯63的所述阀芯收容部66的内端部开口缘，也形成有与所述阀座部件62具有的阀座62a相同的阀座66a。并且，在阀体61的周壁中的、处于其一端侧的所述阀芯收容部66的外周部，沿着径向贯通形成有下游侧开口部即给排端口68，所述给排端口68与第二导入通路72的上游侧连接以供液压相对于先导阀40给排，并且，在处于另一端侧的油通路65的外周部，沿着径向贯通形成有多个与油盘等排泄侧连接的排泄端口69。

所述螺线管64成为如下结构：利用通过向被收容在壳体64a内部的未图示的线圈通电而产生的电磁力，使配置在所述线圈的内周侧的衔铁以及固定于该衔铁的杆64b向图4中的左方前进移动。另外，基于根据内燃机的油温、水温、内燃机转速等规定的参数检测到或计算出的内燃机运转状态，从车载的ECU(图示外)对该螺线管64通电励磁电流。

因此，在向所述螺线管64通电时，杆64b前进移动，由此，配置在该杆64b的前端部的球阀芯63被压在阀座部件62侧的阀座62a上，导入端口67和给排端口68的连通被截断，给排端口68和排泄端口69经由油通路65连通。另一方面，在不向螺线管64通电时，基于从导入端口67引导的排出压力，球阀芯63后退移动，由此，该球阀芯63被压在阀体61侧的阀座66a上，导入端口67和给排端口68处于连通状态，并且，给排端口68和排泄端口69的连通被截断。

〔油泵的作用〕

以下，基于图7～图9说明本实施方式的油泵10的作用。

首先，在进入所述油泵10的作用说明之前，基于图6对作为该油泵10的排出压力控制的基准的内燃机的所需液压进行说明。图中P1表示与采用了例如供降低燃料消耗等的气门正时控制装置的情况下的该装置的要求液压相当的第一内燃机要求液压，图中P2表示内燃机高旋转时的所述曲轴的轴承部润滑所需要的第二内燃机要求液压。理想的是像这些要求液压P1、P2那样根据内燃机的内燃机转速N使排出压力(所需液压)P变化。

图6中的实线表示本发明的所述油泵10的液压特性，单点划线表示从到达了排出压力P2的到达点C-A起的上述以往的泵的液压特性。

因此，本实施方式中的油泵10在与从内燃机起动起直至低旋转区域为止的旋转区域相当的图6中的a区间，对螺线管64通电励磁电流，如图7A所示，导入端口67和给排端口68的连通被截断而给排端口68和排泄端口69连通。由此，排出压力P未导入到第二控制油室32(先导阀40)侧，先导阀40的滑柱阀芯43位于第一区域。

因此，第二控制油室32内的油如图中箭头所示，从连通路59经过给排端口52、中继室57、第二分支通路72b以及油通路65从电磁切换阀60的排泄端口69排出，排出压力P仅被供给到第一控制油室31。

在此，在该内燃机旋转区域，排出压力P处于比使凸轮环15摆动的工作液压低的状态，因此，凸轮环15以最大偏心状态被保持，排出压力P成为以与内燃机转速N大致成比例的形态增大的特性。

此后，在内燃机转速N上升而使得排出压力P达到凸轮环15摆动的工作液压时，如图7B所示，针对螺线管64维持所述通电状态，继续仅向第一控制油室31供给排出压力P。由此，基于第一控制油室31的内压的作用力克服螺旋弹簧33的作用力W1，凸轮环15向同心方向开始移动。其结果是，排出压力P减少，与前述的凸轮环15处于最大偏心状态时相比，该排出压力P的增加量变小(图6的b区间)。

接着，内燃机转速N进一步上升，当在内燃机运转状态下需要第二内燃机要求液压P2，针对螺线管64的通电被截断，如图8A所示，导入端口67和给排端口68连通而给排端口68和排泄端口69的连通被截断。因此，从第二导入通路72导入的排出压力P经由第一分支通路72a向先导阀40的受压面56被引导。此时，由于排出压力P尚未达到滑柱阀43工作的工作液压，因此，先导阀40的滑柱阀芯43维持在第一区域的位置，连通端口55与中继室57以及给排端口52成为连通状态，并且，第一排泄端口53被第二台肩部43b截断，所述第二排出压力向第二控制油室32供给。

由此，借助螺旋弹簧33的作用力W1和基于第二控制油室32的内压的作用力的合力，针对凸轮环15的偏心方向的作用力超过基于第一控制油室31的内压的同心方向的作用力，凸轮环15向凸轮环15的偏心量增加的方向被推回去，排出压力P的增加量再次变大(图6中的c区间)。

此后，在基于该增大特性排出压力P上升而达到滑柱阀43的工作液压时，如图8B所示，在先导阀40中，基于从导入端口51作用于受压面56的排出压力P，滑柱阀芯43抵抗阀弹簧44的作用力W2向下方侧(塞子42侧)移动，其位置从第一区域向第二区域切换。由此，连通端口55的阀收容孔41a侧的开口被第一台肩部43a截断，并且，给排端口52和第一排泄端口53经由中继室57连通，因此，第二控制油室32内的油被排出，排出压力P仅被供给到第一控制油室31。其结果是，基于第一控制油室32的内压的同心方向的作用力超过由螺旋弹簧33的作用力W1和基于第二控制油室32的内压的作用力的合力构成的偏心方向的作用力，凸轮环15向同心方向移动，从而排出压力P减少。

在作用于滑柱阀芯43的受压面56的液压(排出压力P)因该排出压力P的减少而低于滑柱阀43的工作液压时，如图8A所示，阀弹簧44的作用力W2克服由该排出压力P产生的作用力，滑柱阀芯43向导入端口51侧移动。由此，先导阀40的连通端口55和给排端口52连通，向第二控制油室32再次供给第二排出压力。其结果是，凸轮环15向偏心方向被推回去，排出压力P再次增大。

此后，在作用于滑柱阀芯43的受压面56的液压因该排出压力P的增大而超过滑柱阀43的工作液压时，如图8B所示，该滑柱阀芯43抵抗阀弹簧44的作用力W2再次向第二区域移动。由此，如上所述，第二控制油室32内的油被排出，排出压力P仅被供给到第一控制油室31。

其结果是，基于第一控制油室31的内压的同心方向的作用力超过由螺旋弹簧33的作用力W1和基于第二控制油室32的内压的作用力的合力构成的所述偏心方向的作用力，凸轮环15向同心方向移动，从而排出压力P再次减少。

这样，本实施方式的油泵10通过利用先导阀40的滑柱阀芯43连续地交替切换与第二控制油室32连通的给排端口52与连通端口55或第一排泄端口53的连通，排出压力P被调节成维持在滑柱阀43的工作液压。此时，该调压通过由先导阀40进行的给排端口52的切换来进行，因此，不会受到由螺旋弹簧33的弹簧常数带来的影响。另外，所述调压在所述给排端口52的切换所涉及的滑柱阀芯43的极窄的行程范围进行，因此，也不会受到由阀弹簧44的弹簧常数带来的影响。其结果是，在该d区间，油泵10的排出压力P并非随着内燃机转速N的上升而呈比例地增大，油泵10的排出压力P成为大致平坦的特性。

如上所述，在本实施方式的油泵10中，基于由所述先导阀40进行的调压控制，至少在要求维持在与第二内燃机要求液压P2相同的较高的规定压力(滑柱阀工作液压)的内燃机旋转区域(图6中的d区间)，可以将排出压力P维持在上述较高的规定压力P2。

即，在本实施方式的油泵10的情况下，从排出压力P比凸轮环15的工作液压大且成为所述规定压力即滑柱阀43的工作液压以下的状态起，在排出压力P超过了滑柱阀43的工作液压时滑柱阀芯43从第一区域向第二区域移动，凸轮环15的偏心量随着该移动而减少，由此，排出压力P再次低于滑柱阀工作液压且滑柱阀芯43向第一区域返回，上述这样的由滑柱阀芯43进行的给排端口52的连通切换连续地反复进行，其结果是，可以将排出压力P维持在滑柱阀43的工作液压，可以维持规定的高压特性P2。

而且，本实施方式的油泵10如上所述，先导阀40的滑柱阀43的滑动位置从第一区域向第二区域移动，在油即将从所述第二控制油室32经过中继室57向第一排泄端口53排出之前，如图9所示，在所述滑柱阀43的第一台肩部43a将连通端口55的阀收容孔41a侧的开口关闭的同时，第二台肩部43b将第一排泄端口53的开口端关闭，所述第二控制油室32与连通路59以及给排端口52暂时成为闭回路状态。

因此，被保持在油被填充在第二控制油室32内的状态，所以，凸轮环15借助作用于面积比第一控制油室31侧的第一受压面15e大的第二控制油室32侧的第二受压面15f的工作液压(第二矢量B2)和螺旋弹簧33的弹力的合力，稳定地被保持在偏心量增大的方向的位置。

即，在上述以往的油泵中，在所述内燃机转速N上升了时在油内产生大量的气泡，该气泡在排出区域内在各泵室24内被压破，因此所述各泵室24的内压平衡被破坏而导致凸轮环15的动作变得不稳定。其结果是，在所述高压特性P2的状态下，如图6的单点划线所示，排出压力P降低而恐怕不能得到所希望的排出压力。

相比之下，在本实施方式中，在内燃机高旋转区域，即使在排出区域内各泵室24内的气泡被压破而导致所述各泵室24的内压平衡被破坏，如上所述，由于所述第二受压面15f的面积形成为比第一受压面15e的面积大，作用于第二控制油室32侧的第二矢量B2也比作用于第一控制油室31侧的第一矢量B1大，因此，凸轮环15被保持在向偏心量增加的方向移动后的位置。因此，能够抑制凸轮环15的动作的不稳定化，其结果是，可以将所述高压特性P2维持在平坦的状态。

〔第二实施方式〕

图10表示可变容量型油泵的第二实施方式，基本结构与第一实施方式相同，不同之处在于在第一控制油室31和第二控制油室32之间设置有第三控制油室80。

即，所述泵主体11的第一密封滑动接触面11d向周向的所述凸轮环15的臂部15b方向移动配置，第一控制油室31整体向相同方向移动，并且，在所述泵主体11的对枢轴销19进行支承的支承孔11c和第一控制油室31之间设置有第三控制油室80。

具体而言，在所述凸轮环15的外周部，突出形成有与由泵主体11的内周壁构成的第三密封滑动接触面11f相向地设置的第三密封结构部15h，并且，在分别形成在该密封结构部15h的外表面的密封保持槽内，收容保持有在凸轮环15偏心摆动时与所述第三密封滑动接触面11f滑动接触的第三密封部件20c。

所述第三密封部件20c与第一、第二密封部件20a、20b同样地由例如具有低摩擦特性的氟类树脂材料呈直线状细长地形成，借助在密封保持槽的底部分别配设的橡胶制的弹性部件的弹性力被压在所述第三密封滑动接触面11f上，从而与该第三密封滑动接触面11f之间液密地被分隔。

由所述枢轴销19和第三密封部件20c隔出所述第三控制油室80。该第三控制油室80经由排泄端口81与所述油盘内等的低压部连通。

这样，通过在所述枢轴销19和第一控制油室31之间设置第三控制油室80，由此，即便凸轮环15的与第一控制油室31相向的第一受压面15e的面积与第一实施方式同等，第一矢量B1(半径R1)也比第一实施方式大。即，有助于凸轮环15的摆动力的第二矢量B2比第一矢量B1大即可，第一、第二控制油室31、32的配置可以绕凸轮环15的外周适当配置。

另外，通过借助先导阀40和电磁切换阀60的动作、这两个阀40、60的控制对凸轮环15的摆动位置进行控制，从而可以得到排出压力的高压特性和低压特性的2阶段控制，这与第一实施方式相同。

另外，从第一控制油室31、第二控制油室32经由所述第三密封部件20c、枢轴销19等泄漏的油被收集在第三控制油室80内，可以从此处经由排泄端口81排出到外部，因此，可以高精度地控制被供给到所述第一控制油室31、第二控制油室32的内部的油量。由此，可以谋求所述凸轮环15的摆动位置控制的更加稳定化。

〔第三实施方式〕

图11表示第三实施方式，在该实施方式中，变更了第三控制油室90的形成位置，第一控制油室31形成在与第一实施方式相同的位置，但在所述泵主体11的对枢轴销19进行支承的支承孔11c和第二控制油室32之间设置有第三控制油室90。

具体而言，在所述凸轮环15的外周部，突出形成有与由泵主体11的内周壁构成的第三密封滑动接触面11g相向地设置的第三密封结构部15i，并且，在形成在该密封结构部15i的外表面的密封保持槽内，收容保持有在凸轮环15偏心摆动时与所述第三密封滑动接触面11g滑动接触的第三密封部件20d。

所述第三密封部件20d与第一、第二密封部件20a、20b同样地由例如具有低摩擦特性的氟类树脂材料呈直线状细长地形成，借助在密封保持槽的底部分别配设的橡胶制的弹性部件的弹性力被压在所述第三密封滑动接触面11g上，由此，在枢轴销19和第三密封滑动接触面11g之间液密地隔出第三控制油室90。该第三控制油室90经由排泄端口91与所述油盘内等的低压部连通。

这样，即便在所述枢轴销19和第二控制油室32之间设置有第三控制油室90，从所述枢轴销19到第二密封滑动接触面11e为止的半径R2的第二矢量B2也比从所述枢轴销19到所述第一密封滑动接触面11d为止的半径R1的第一矢量B1大，由第二控制油室32的液压产生的转矩矢量(第二转矩)也比由第一控制油室31的液压产生的转矩矢量(第一转矩)大，因此，可以实现高压特性P2下的凸轮环15的稳定的位置保持。

另外，通过借助先导阀40和电磁切换阀60的动作、这两个阀40、60的控制对凸轮环15的摆动位置进行控制，从而可以得到排出压力的高压特性和低压特性的2阶段控制，这与第一实施方式相同。

另外，从第一控制油室31、第二控制油室32经由所述第三密封部件20d、枢轴销19等泄漏的油被收集在第三控制油室90内，可以从此处经由排泄端口91排出到外部，因此，可以高精度地控制被供给到所述第一控制油室31、第二控制油室32的内部的油量，所以，可以谋求凸轮环15的摆动位置控制的更加稳定化。

本发明并不限于上述实施方式的结构，例如关于所述内燃机要求液压P1、P2、所述凸轮环15的工作液压以及滑柱阀43的工作液压，可以根据搭载所述油泵10的车辆的内燃机、气门正时控制装置等的规格自由变更。

另外，在上述实施方式中，以通过使所述凸轮环15摆动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手段，不仅包括上述摆动所涉及的手段，例如也可以通过使凸轮环15向径向呈直线地移动来进行。换言之，不管凸轮环15的移动的形态如何，只要是能够变更排出量的结构(能够变更所述泵室24的容积变化量的结构)即可。

另外，在上述实施方式中，以可变容量型叶片泵为例进行了说明，但也可以将本发明应用于例如次摆线型泵，在该情况下，构成外啮合齿轮的外转子相当于所述摆动部件。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和弹簧，从而构成所述可变机构。

Claims (2)

1.一种可变容量型油泵，其用于内燃机，所述可变容量型油泵的特征在于，具有：

泵壳体，所述泵壳体具有泵收容室；

摆动部件，所述摆动部件收容于所述泵收容室，以在所述泵收容室的内周面设置的摆动支点为中心进行摆动；

泵结构体，所述泵结构体收容在所述摆动部件的内部；并且，旋转中心与所述摆动部件的内径的中心偏心而配置，在相对于所述旋转中心的径向，在所述摆动部件和所述泵结构体之间形成多个泵室，从设于伴随着旋转而多个所述泵室的容积增加的吸入区域的吸入部吸入工作油，朝向设于伴随着旋转而多个所述泵室的容积减少的排出区域的排出部排出工作油；

施力部件，所述施力部件以被施加设定载荷的状态设置，朝向所述摆动部件的内径的中心与所述泵结构体的旋转中心之间偏心量增大的方向对所述摆动部件施力；

第一密封部件，所述第一密封部件在所述径向，设于所述摆动部件的外周部，与所述泵收容室的内周面抵接；

第二密封部件，所述第二密封部件在所述径向，设置于相比从所述摆动支点到所述第一密封部件的距离，距所述摆动支点更远的距离的所述摆动部件的外周部，与所述泵收容室的内周面抵接；

第一控制油室，所述第一控制油室在所述径向，形成于所述泵收容室与所述摆动部件之间，且设置于配置在所述排出区域的所述摆动支点与所述第一密封部件之间，在通过向所述第一控制油室供给工作油，所述摆动部件向所述偏心量变小的方向移动了时，容积增加；

第二控制油室，所述第二控制油室在所述径向，形成于所述泵收容室与所述摆动部件之间，且设置于所述摆动支点与所述第二密封部件之间，在通过向所述第二控制油室供给工作油，所述摆动部件向所述偏心量增加的方向移动了时，容积增加；

面对所述第二控制油室的所述摆动部件的第二受压面的面积形成为总是比面对所述第一控制油室的所述摆动部件的第一受压面的面积大。

2.如权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，

所述第二控制油室通过切换机构，被引导有从所述排出部排出的工作油，或者排出所述第二控制油室内的工作油。