ES2352355T3

ES2352355T3 - PRESSURE CONTROL DEVICE IN AN OIL PUMP.

Info

Publication number: ES2352355T3
Application number: ES07122704T
Authority: ES
Inventors: Kenichi Fujiki; Kosuke Yamane; Yasunori Ono; Keiichi Kai
Original assignee: Yamada Manufacturing Co Ltd
Current assignee: Yamada Manufacturing Co Ltd
Priority date: 2007-02-13
Filing date: 2007-12-10
Publication date: 2011-02-17
Anticipated expiration: 2027-12-10
Also published as: JP2008223755A; JP4796026B2; DE602007009922D1; CN101245722A; CN101245722B

Abstract

Dispositivo de control de la presión de una bomba de aceite que comprende: un primer paso de descarga (1) para suministrar aceite desde un primer conjunto de rotor (A) a un motor; un primer paso de retorno (2) que vuelve a un lado de entrada (8) del primer conjunto de rotor (A); un segundo paso de descarga (3) para suministrar aceite de un segundo conjunto de rotor (B) al motor; un segundo paso de retorno (4) que vuelve a un lado de entrada (9) del segundo conjunto de rotor (B); y una válvula de control de la presión (C), cuyo cuerpo principal de la válvula (5) configurado desde una primera porción de la válvula (51), una porción de acoplamiento de diámetro estrecho (53) y una segunda porción de la válvula (52) se proporcionan entre el puerto de descarga (123) del segundo conjunto de rotor (B) y el primer paso de descarga (1), caracterizado porque, el primer paso de descarga (1) y el segundo paso de descarga (3) están acoplados, y se realiza un control del paso de flujo en cada uno de: un rango de bajas revoluciones en un estado en el que sólo el primer paso de descarga (1) y el segundo paso de descarga (3) están abiertos; un rango de revoluciones intermedias en un estado en el que el primer paso de descarga (1) y el segundo paso de descarga (3) están abiertos y el primer paso de retorno (2) está cerrado, mientras el segundo paso de retorno (4) está abierto; y un rango de altas revoluciones en un estado en el que el segundo paso de descarga (3) está cerrado, mientras que el primer paso de descarga (1) está abierto y el primer paso de retorno (2) y el segundo paso de retorno (4) están abiertos.Pressure control device of an oil pump comprising: a first discharge passage (1) for supplying oil from a first rotor assembly (A) to a motor; a first return step (2) that returns to an input side (8) of the first rotor assembly (A); a second discharge passage (3) to supply oil from a second rotor assembly (B) to the engine; a second return passage (4) that returns to an input side (9) of the second rotor assembly (B); and a pressure control valve (C), whose main valve body (5) configured from a first portion of the valve (51), a narrow diameter coupling portion (53) and a second portion of the valve (52) are provided between the discharge port (123) of the second rotor assembly (B) and the first discharge step (1), characterized in that, the first discharge step (1) and the second discharge step (3 ) are coupled, and a flow step control is performed in each of: a range of low revolutions in a state in which only the first discharge step (1) and the second discharge step (3) are open; a range of intermediate revolutions in a state in which the first discharge step (1) and the second discharge step (3) are open and the first return step (2) is closed, while the second return step (4 ) It's open; and a range of high revolutions in a state in which the second discharge step (3) is closed, while the first discharge step (1) is open and the first return step (2) and the second return step (4) are open.

Description

ANTECEDENTES DE LA INVENCIÓN BACKGROUND OF THE INVENTION

1.one.: Campo de la invención Field of the Invention

La presente invención se refiere a un dispositivo de control de presión de una bomba de aceite que facilita la reducción en la fricción, mientras se mantienen unas características idénticas a las características de presión de una bomba de aceite común basada de la provisión de una pluralidad de fuentes de descarga y a un método ideado de nuevo de conmutación de los pasos de aceite. The present invention relates to a pressure control device of an oil pump that facilitates friction reduction, while maintaining characteristics identical to the pressure characteristics of a common oil pump based on the provision of a plurality of Discharge sources and a newly devised method of switching the oil passages.

2.2.: Descripción de la técnica relacionada Description of the related technique

Aunque una bomba de aceite de velocidad de flujo variable de la técnica convencional comprende dos puertos de descarga configurados desde un único puerto de descarga dividido en dos, debido a su único conjunto del rotor, desde el punto de vista de la fuente de descarga todavía hay un único puerto de descarga. Además, en momentos de alta revolución cuando la cantidad de energía consumida por la bomba es alta, los pasos de aceite de una bomba principal (primera bomba) y un sub-bomba (segunda bomba) están en comunicación. En consecuencia, la presión de la bomba principal es substancialmente equivalente a la presión de la sub-bomba. Aunque se hace referencia aquí a una bomba principal y a una sub-bomba, obviamente estas bombas constituyen una sola bomba (un solo rotor), y poca o ninguna reducción en el trabajo superfluo, si se produce, se puede lograr utilizando una sola bomba. Además, como el paso de descarga de la sub-bomba termina dentro de una válvula, existe un límite a la regulación de la velocidad de flujo conseguida por la válvula en solitario. DESCRIPCIÓN DE LA INVENCIÓN Although a conventional flow variable speed oil pump comprises two discharge ports configured from a single discharge port divided in two, due to its single rotor assembly, from the point of view of the discharge source there is still A single download port. In addition, at times of high revolution when the amount of energy consumed by the pump is high, the oil passages of a main pump (first pump) and a sub-pump (second pump) are in communication. Consequently, the pressure of the main pump is substantially equivalent to the pressure of the sub-pump. Although reference is made here to a main pump and a sub-pump, obviously these pumps constitute a single pump (a single rotor), and little or no reduction in superfluous work, if produced, can be achieved using a single pump. In addition, as the discharge passage of the sub-pump ends within a valve, there is a limit to the regulation of the flow rate achieved by the valve alone. DESCRIPTION OF THE INVENTION

La solicitud de patente japonesa no examinada Nº 2005-140022, que se considera que representa la técnica más cercana, describe un dispositivo diseñado con el objetivo de disminuir el trabajo superfluo y aumentar la eficiencia en el rango de bajas revoluciones basado en el aceite que se libera (retorna) en un rango de revoluciones deseado. Con referencia a la figura 8 de la página 13 de este documento, el trabajo superfluo disminuye y la eficiencia aumenta como consecuencia de la reducción de la velocidad de flujo en un rango de revoluciones deseado. Sin embargo, la liberación se produce incluso en momentos de revolución de alta velocidad, mientras que la sub-bomba y la bomba principal están en comunicación y, en consecuencia, provoca los siguientes problemas. La sub-bomba trabaja para generar (descargar) una presión igual a la presión de la bomba principal y, en consecuencia, hay un límite en la extensión en la que se reduce el trabajo superfluo. Japanese unexamined patent application No. 2005-140022, which is considered to represent the closest technique, describes a device designed to reduce superfluous work and increase efficiency in the low rev range based on the oil being releases (returns) in a desired speed range. With reference to Figure 8 on page 13 of this document, superfluous work decreases and efficiency increases as a result of the reduction of the flow rate in a desired speed range. However, the release occurs even in times of high-speed revolution, while the sub-pump and the main pump are in communication and, consequently, causes the following problems. The sub-pump works to generate (discharge) a pressure equal to the pressure of the main pump and, consequently, there is a limit on the extent to which superfluous work is reduced.

Aunque una válvula se regula para reducir el trabajo superfluo, las fluctuaciones en la velocidad de flujo principal y la sub-velocidad de flujo (presión) creadas por la regulación de la posición de liberación de la válvula están directamente vinculadas con todas las fluctuaciones en la velocidad de flujo total (presión) de la bomba , un gran número de puntos de inflexión brusca causados por el desplazamiento y el solapado resultante de los puntos de inflexión de la velocidad de flujo principal y las sub-velocidades de flujo se producen en la velocidad de flujo total (presión) de la bomba, la vibración se genera por este gran número de puntos bruscos y, en consecuencia, aumentan la carga de la tubería y el ruido generado. Although a valve is regulated to reduce superfluous work, fluctuations in the main flow rate and sub-flow rate (pressure) created by the regulation of the valve release position are directly linked to all fluctuations in the Total flow rate (pressure) of the pump, a large number of sharp inflection points caused by displacement and the resulting overlapping of the inflection points of the main flow rate and sub-velocities of flow occur at the speed Total flow (pressure) of the pump, the vibration is generated by this large number of sharp points and, consequently, increase the load of the pipe and the noise generated.

Además, debido a las fluctuaciones de la velocidad de flujo (presión) producidas por la válvula están directamente vinculadas sin verse afectadas a las fluctuaciones de la velocidad de flujo total (presión) de la bomba, en ausencia de su fabricación con un nivel significativamente más alto de precisión dimensional, se producen variaciones en el funcionamiento de la bomba. Se produce una transición escalonada en las características más que una transición lineal y, en consecuencia, el efecto de estas variaciones es más visible. Además, debido a que el paso del aceite de descarga de la sub-bomba pasa a través de la válvula y posteriormente se acopla de inmediato a la bomba principal, hay un límite en la extensión en la cual la velocidad de flujo de la bomba (presión) se hace fluctuar mediante la válvula en solitario. In addition, due to fluctuations in the flow rate (pressure) produced by the valve, they are directly linked without being affected by fluctuations in the total flow rate (pressure) of the pump, in the absence of its manufacture with a significantly higher level. High dimensional accuracy, variations in pump operation occur. There is a phased transition in the characteristics rather than a linear transition and, consequently, the effect of these variations is more visible. In addition, because the passage of the discharge oil from the sub-pump passes through the valve and subsequently immediately attaches to the main pump, there is a limit on the extent to which the flow rate of the pump ( pressure) is fluctuated by the valve alone.

Por lo tanto, el problema (problema técnico y el objeto y así sucesivamente) para ser resuelto por la presente invención es facilitar la reducción de la fricción, mientras se mantienen unas características idénticas a las características de la presión de una bomba de aceite común (la bomba de aceite de acuerdo con la solicitud de patente japonesa no examinada Nº JP2002-70756 que presenta la característica no lineal escalonada que pasa a través de la línea de trazos tal como se muestra en la figura 10 de la página 7 de la misma, y comprende una válvula con una función de liberación ON/OFF. Therefore, the problem (technical problem and the object and so on) to be solved by the present invention is to facilitate friction reduction, while maintaining characteristics identical to the pressure characteristics of a common oil pump ( the oil pump according to the unexamined Japanese patent application No. JP2002-70756 presenting the stepped non-linear characteristic that passes through the dashed line as shown in Figure 10 on page 7 thereof, and comprises a valve with an ON / OFF release function.

Además, presenta aproximadamente un punto de inflexión característico basado en la provisión de una pluralidad de fuentes de descarga y un método ideado de nuevo de conmutación de los pasos de aceite. In addition, it presents approximately one characteristic inflection point based on the provision of a plurality of discharge sources and a newly devised method of switching the oil passages.

Por lo tanto, como resultado de una exhaustiva investigación llevada a cabo por los inventores con el fin de resolver los problemas descritos anteriormente, los problemas antes mencionados pudieron ser resueltos mediante el dispositivo de control de la presión de una bomba de aceite de la invención de la reivindicación 1, que comprende: un primer paso de descarga para suministrar aceite desde un primer conjunto de rotor a un motor; un primer paso de retorno que retorna a un lado de entrada del primer conjunto de rotor citado anteriormente; un segundo paso de descarga para suministrar aceite desde un segundo conjunto de rotor al motor; un segundo paso de retorno que retorna a un lado de entrada del segundo conjunto de rotor citado anteriormente; y una válvula de control de la presión, cuyo cuerpo de la válvula principal configurado desde una primera porción de la válvula, una porción de acoplamiento de diámetro estrecho y una segunda porción de válvula se proporcionan entre un puerto de descarga desde el segundo conjunto de rotor citado anteriormente y el primer paso de descarga citado anteriormente, estando acoplados el primero paso de descarga citado anteriormente y el segundo paso de descarga citado anteriormente; y ejecutándose un control de paso de flujo en cada uno de: una rango de bajas revoluciones en un estado en el que solamente el primer paso de descarga y el segundo paso de descarga están abiertos; un rango de revoluciones intermedias en un estado en el que el primer paso de descarga y el segundo paso de descarga están abiertos y el primer paso de retorno citado anteriormente está cerrado mientras el segundo paso de retorno está abierto; y una rango de altas revoluciones en un estado en el que el segundo paso de descarga está cerrado, mientras el primer paso de descarga está abierto y el primer paso de retorno y el segundo paso de retorno están abiertos. Therefore, as a result of an exhaustive investigation carried out by the inventors in order to solve the problems described above, the above-mentioned problems could be solved by the pressure control device of an oil pump of the invention of claim 1, comprising: a first discharge passage for supplying oil from a first rotor assembly to an engine; a first return step that returns to an input side of the first rotor assembly mentioned above; a second discharge passage to supply oil from a second rotor assembly to the engine; a second return step that returns to an input side of the second rotor assembly mentioned above; and a pressure control valve, whose main valve body configured from a first portion of the valve, a narrow diameter coupling portion and a second valve portion are provided between a discharge port from the second rotor assembly mentioned above and the first discharge step mentioned above, the first discharge step mentioned above and the second discharge step mentioned above being coupled; and executing a flow step control in each of: a range of low revolutions in a state in which only the first discharge step and the second discharge step are open; a range of intermediate revolutions in a state in which the first discharge step and the second discharge step are open and the first return step mentioned above is closed while the second return step is open; and a range of high revolutions in a state in which the second discharge step is closed, while the first discharge step is open and the first return step and the second return step are open.

Además, los problemas antes mencionados pudieron ser resueltos mediante las características adicionales de la reivindicación 2 de acuerdo con la configuración descrita anteriormente mediante el primer conjunto de rotor y el segundo conjunto de rotor, estando cada uno configurado para servir como bombas de aceite respectivamente separadas. Además, los problemas citados anteriormente se encontraron que se resolvieron mediante las características adicionales de la reivindicación 3 de acuerdo con la configuración descrita anteriormente mediante el primer conjunto de rotor y el segundo conjunto de rotor, que se están configurados como una única bomba de aceite con al menos tres rotores. In addition, the aforementioned problems could be solved by the additional features of claim 2 according to the configuration described above by the first rotor assembly and the second rotor assembly, each being configured to serve as respectively separated oil pumps. In addition, the problems cited above were found to be resolved by the additional features of claim 3 according to the configuration described above by the first rotor assembly and the second rotor assembly, which are configured as a single oil pump with At least three rotors.

El efecto de la invención como se reivindica en la reivindicación 1 es evitar una caída en la presión de la bomba total en momentos de revoluciones a alta velocidad cuando el segundo paso de descarga del segundo conjunto de rotor está completamente cerrado para formar el segundo conjunto de rotor como un circuito independiente con el mismo, incluso en ausencia de una presión de trabajo superfluo que se genera mediante el segundo conjunto de rotor, no hay ninguna caída de presión de la bomba total. Además, como el trabajo = presión x velocidad de flujo, el trabajo superfluo puede reducirse si la presión es baja. Tal como se describe en la técnica convencional, cuando el primer paso de descarga del primer conjunto de rotor y el segundo paso de descarga del segundo conjunto de rotor están en la comunicación, la presión del segundo conjunto del rotor no cae por debajo de la presión del paso de retorno del primer conjunto de rotor. Además, como el segundo conjunto de rotor está formado como un circuito independiente durante las revoluciones a alta velocidad, siempre que el área abierta del paso de retorno del segundo conjunto de rotor esté ampliada, más aceite se puede descargar y también disminuir la presión del segundo conjunto de rotor. Además, en el segundo conjunto de rotor, como el segundo paso de descarga del segundo conjunto de rotor está completamente cerrado en los momentos de revoluciones a alta velocidad, la velocidad de flujo (presión) de la bomba en conjunto está influenciada por la velocidad de flujo (presión) solamente del primer conjunto de rotor. The effect of the invention as claimed in claim 1 is to prevent a drop in the total pump pressure at high speed revolutions when the second discharge passage of the second rotor assembly is completely closed to form the second assembly of rotor as an independent circuit with it, even in the absence of a superfluous working pressure that is generated by the second rotor assembly, there is no pressure drop of the total pump. In addition, as work = pressure x flow rate, superfluous work can be reduced if the pressure is low. As described in the conventional technique, when the first discharge passage of the first rotor assembly and the second discharge passage of the second rotor assembly are in communication, the pressure of the second rotor assembly does not fall below the pressure of the return passage of the first rotor assembly. In addition, since the second rotor assembly is formed as an independent circuit during high speed revolutions, as long as the open area of the return passage of the second rotor assembly is enlarged, more oil can be discharged and also lower the pressure of the second rotor assembly In addition, in the second rotor assembly, as the second discharge passage of the second rotor assembly is completely closed at high speed revolutions, the flow rate (pressure) of the pump as a whole is influenced by the speed of flow (pressure) only of the first rotor assembly.

Además, debido a que se elimina la aparición presentada de la velocidad de flujo del segundo conjunto de rotor (presión) en momentos de revoluciones a alta velocidad, se elimina su influencia sobre la bomba en conjunto y, en consecuencia, las características de la bomba cambian de una característica escalonada a una característica lineal, y se elimina la necesidad de una alteración adicional significativa en la precisión dimensional, que ha sido un problema inherente en las bombas convencionales de velocidad de flujo variable. Como el primer conjunto de rotor y el segundo conjunto de rotor constituyen fuentes de descarga separadas y comprenden pasos de descarga separados a la válvula, el control de los dos circuitos realizado por la válvula se puede ejecutar con mayor precisión (hay límites para el control de la válvula cuando la comunicación se produce antes de la válvula). Además, como el segundo paso de descarga del segundo conjunto de rotor no se extiende después de la válvula, el segundo conjunto de rotor es más propenso a que pueda verse afectado por la apertura/cierre de la válvula, y la alteración de la velocidad de flujo (presión) del segundo conjunto de rotor mediante la válvula es fácil. Además, como hay dos fuentes de descarga, la cantidad de trabajo realizado por un único rotor puede reducirse, y el trabajo superfluo también se reduce. In addition, because the presented appearance of the flow rate of the second rotor assembly (pressure) at high speed revolutions is eliminated, its influence on the pump as a whole is eliminated and, consequently, the characteristics of the pump they change from a stepped characteristic to a linear characteristic, and the need for a significant additional alteration in dimensional accuracy is eliminated, which has been an inherent problem in conventional variable flow velocity pumps. As the first rotor set and the second rotor set constitute separate discharge sources and comprise separate discharge passages to the valve, the control of the two circuits performed by the valve can be performed with greater precision (there are limits for the control of the valve when communication occurs before the valve). In addition, since the second discharge passage of the second rotor assembly does not extend after the valve, the second rotor assembly is more prone to being affected by the opening / closing of the valve, and the alteration of the speed of Flow (pressure) of the second rotor assembly through the valve is easy. In addition, as there are two sources of discharge, the amount of work done by a single rotor can be reduced, and superfluous work is also reduced.

Las características adicionales de la reivindicación 2, en la que el primer conjunto de rotor citado anteriormente y el segundo conjunto de rotor citado anteriormente están configurados como bombas de aceite separadas, permiten eliminar y reducir las vibraciones, el ruido y los pulsos de descarga, etc. mediante las dos bombas. Además, las características adicionales de la reivindicación 3, en la que el primer conjunto de rotor citado anteriormente y el segundo conjunto de rotor citado anteriormente están configurados como una única bomba de aceite que tiene por lo menos tres rotores, conducen a una reducción en el espacio, en el peso y en el número de piezas de componentes. BREVE DESCRIPCIÓN DE LOS DIBUJOS The additional features of claim 2, wherein the first rotor assembly mentioned above and the second rotor assembly mentioned above are configured as separate oil pumps, allow eliminating and reducing vibrations, noise and discharge pulses, etc. . by the two bombs. In addition, the additional features of claim 3, wherein the first rotor assembly mentioned above and the second rotor assembly mentioned above are configured as a single oil pump having at least three rotors, lead to a reduction in the space, weight and number of component parts. BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS

La figura 1 es un diagrama de sistemas de una primera realización de la invención que muestra un estado en un rango de bajas revoluciones del motor; Figure 1 is a system diagram of a first embodiment of the invention showing a state in a range of low engine revolutions;

La figura 2 es un diagrama de sistemas de la primera realización de la invención que muestra un estado en un rango intermedio de revoluciones del motor; Figure 2 is a system diagram of the first embodiment of the invention showing a state in an intermediate range of engine revolutions;

La figura 3 es un diagrama de sistemas de la primera realización de la invención que muestra un estado en un rango de altas revoluciones del motor; Figure 3 is a system diagram of the first embodiment of the invention showing a state in a range of high engine revolutions;

La figura 4 es un diagrama simplificado de sistemas de la presente invención; Figure 4 is a simplified system diagram of the present invention;

La figura 5A es un gráfico de las características de las revoluciones del motor y la presión de descarga de la presente invención, y la figura 5B es un gráfico de las características de las revoluciones del motor y la velocidad de flujo de descarga de la presente invención; Figure 5A is a graph of the characteristics of the engine revolutions and the discharge pressure of the present invention, and Figure 5B is a graph of the characteristics of the engine revolutions and the discharge flow rate of the present invention. ;

La figura 6 es un diagrama de sistemas de una segunda realización de la invención que muestra un estado en un rango de bajas revoluciones del Figure 6 is a system diagram of a second embodiment of the invention showing a state in a low rev range of the

motor; engine;

La figura 7 es un diagrama de sistemas de una tercera realización de la invención que muestra un estado en un rango de bajas revoluciones del motor; Figure 7 is a system diagram of a third embodiment of the invention showing a state in a range of low engine revolutions;

La figura 8 es un diagrama de sistemas de la tercera realización de la invención que muestra un estado en un rango intermedio de revoluciones del motor, y Figure 8 is a system diagram of the third embodiment of the invention showing a state in an intermediate range of engine revolutions, and

La figura 9 es un diagrama de sistemas de la tercera realización de la invención que muestra un estado en un rango de altas revoluciones del motor. Descripción de las realizaciones preferidas Figure 9 is a system diagram of the third embodiment of the invention showing a state in a range of high engine revolutions. Description of preferred embodiments

En una descripción de las realizaciones de la presente invención dadas a continuación con referencia a los dibujos, tal como se muestra en la figura 1 a la figura 3, el símbolo A indica un primer conjunto de rotor y B indica un segundo conjunto de rotor, constituyendo cada uno de los mismos una bomba de aceite configurada de un rotor externo, un rotor interno y un puerto de descarga, y un puerto de entrada y etc. proporcionados en una carcasa. El dispositivo está configurado a partir de un primer paso de descarga 1 para suministrar aceite a un motor E, un primer paso de retorno 2 que retorna a un paso de entrada 8 del primer conjunto de rotor A citado anteriormente, un segundo paso de descarga 3 para suministrar aceite al motor E , y un segundo paso de retorno 4 que retorna a un paso de entrada 9 del segundo conjunto de rotor B mencionado anteriormente, estando un lado de una porción de extremo del segundo paso de descarga 3 mencionado anteriormente acoplado con el primer paso de descarga 1 citado anteriormente en una posición adecuada a lo largo del mismo. El primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B de esta primera realización constituyen bombas respectivamente separadas y, tal como se muestra en la figura 1, sirviendo el primer conjunto de rotor A como una bomba de aceite configurada con un rotor externo 111, un rotor interno 112, un puerto de descarga 113 y un puerto de entrada 114. Además, el segundo conjunto de rotor B que sirve como bomba de aceite está configurado con un rotor externo 122, un rotor interno 121, un puerto de descarga 123 y un puerto de entrada 124. Los símbolos 115 y 125 indican cada uno ejes de transmisión. In a description of the embodiments of the present invention given below with reference to the drawings, as shown in Figure 1 to Figure 3, the symbol A indicates a first rotor assembly and B indicates a second rotor assembly, each of them constituting an oil pump configured with an external rotor, an internal rotor and a discharge port, and an inlet port and etc. provided in a housing. The device is configured from a first discharge passage 1 to supply oil to an engine E, a first return passage 2 that returns to an inlet passage 8 of the first rotor assembly A mentioned above, a second discharge passage 3 for supplying oil to the engine E, and a second return passage 4 which returns to an inlet passage 9 of the second rotor assembly B mentioned above, one side of an end portion of the second discharge passage 3 mentioned above being coupled with the first discharge step 1 cited above in a suitable position along it. The first rotor assembly A and the second rotor assembly B of this first embodiment constitute respectively separate pumps and, as shown in Figure 1, the first rotor assembly A serving as an oil pump configured with an external rotor 111 , an internal rotor 112, a discharge port 113 and an input port 114. In addition, the second rotor assembly B serving as an oil pump is configured with an external rotor 122, an internal rotor 121, a discharge port 123 and an input port 124. The symbols 115 and 125 each indicate transmission axes.

Además, un cuerpo principal de la válvula 5 configurado con una primera porción de válvula 51, una porción de acoplamiento de diámetro estrecho 53 y una segunda porción de válvula 52 está previsto para servir como válvula de control de presión C en una posición adecuada de una alojamiento de la válvula 10 a través del primer paso de descarga, el primer paso de retorno 2, el segundo paso de descarga 3 y el segundo paso de retorno 4. Una porción orificio alargado 11 deslizable tal como se requiere en el cuerpo principal 5 de la válvula citada anteriormente está formada en la válvula de control C, estando el cuerpo principal de la válvula 5 mencionado anteriormente constantemente presionado con un empuje desde un cuerpo de cubierta 7 fijo en un lado de la porción posterior de la segunda porción de válvula 52 al lado de la primera porción de válvula 51 mediante la presión elástica producida por un resorte helicoidal de compresión 6 dentro de esta porción de orificio alargado 11. El símbolo 12 indica una porción de tope formada en un extremo de la porción de orificio alargado 11 y está colocada en una posición adecuada del primer paso de descarga. In addition, a main valve body 5 configured with a first valve portion 51, a narrow diameter coupling portion 53 and a second valve portion 52 is provided to serve as a pressure control valve C in a suitable position of a housing of the valve 10 through the first discharge passage, the first return passage 2, the second discharge passage 3 and the second return passage 4. A sliding elongated orifice portion 11 as required in the main body 5 of The aforementioned valve is formed in the control valve C, the main body of the aforementioned valve 5 being constantly pressed with a thrust from a cover body 7 fixed on one side of the rear portion of the second valve portion 52 to the side of the first valve portion 51 by the elastic pressure produced by a helical compression spring 6 within this orifice portion elongated vice 11. The symbol 12 indicates a stop portion formed at one end of the elongated hole portion 11 and is placed in a suitable position of the first discharge passage.

Además de los elementos que determinan de manera variable las condiciones de presión, el diámetro del cuerpo principal 5 de la válvula mencionada anteriormente y la constante elástica del resorte helicoidal de compresión 6, etc., el control de la válvula de control de presión C también requiere que se satisfagan diversas condiciones dependientes del cambio en la presión de descarga del primer paso de descarga mencionado anteriormente. Más específicamente, debe realizarse un control de la velocidad de flujo en cada uno de un rango de bajas revoluciones que constituye un estado en el que solamente se abren el primer paso de descarga 1 y el segundo paso de descarga 3, tal como se muestra en la figura 1, un rango de revoluciones intermedias que constituye un estado en el que el primer paso de descarga 1 y el segundo paso de descarga 3 están abiertos y el primer paso de retorno 2 está cerrado, de modo que el segundo paso de descarga 4 está abierto, tal como se muestra en la figura 2 y, además, en un rango de altas revoluciones que constituye un estado en el que el segundo paso de descarga 3 está cerrado, de manera que el primer paso de descarga 1 está abierto y el primer paso de retorno 2 y el segundo paso de retorno 4 están abiertos, tal como se muestra en la figura 3. In addition to the elements that determine the pressure conditions in a variable manner, the diameter of the main body 5 of the aforementioned valve and the elastic constant of the compression helical spring 6, etc., the control of the pressure control valve C also it requires that various conditions dependent on the change in discharge pressure of the first discharge step mentioned above be satisfied. More specifically, a flow rate control must be carried out in each of a range of low revolutions that constitutes a state in which only the first discharge step 1 and the second discharge step 3 are opened, as shown in Figure 1, a range of intermediate revolutions constituting a state in which the first discharge step 1 and the second discharge step 3 are open and the first return step 2 is closed, so that the second discharge step 4 it is open, as shown in figure 2 and, in addition, in a high speed range that constitutes a state in which the second discharge passage 3 is closed, so that the first discharge passage 1 is open and the First return step 2 and the second return step 4 are open, as shown in Figure 3.

El funcionamiento de la válvula de control de la presión C se describirá a continuación. En primer lugar, en el rango de bajas revoluciones del primer conjunto de rotor A y del segundo conjunto de rotor B, en otras palabras, cuando el número de revoluciones del motor se encuentra en el rango de bajas revoluciones, que constituye el estado de la figura 1, cada uno de los pasos de retorno del primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B están cerrados mediante la primera porción de válvula 51 y la segunda porción de válvula 52 de la válvula de control de la presión C, y todo el aceite descargado desde el primer paso de descarga 1 y desde el segundo paso de descarga 3 se descarga en el motor. El primer paso de descarga del primer conjunto de rotor A y el segundo paso de descarga 3 el segundo conjunto de rotor B están en comunicación y, en consecuencia, se produce una igualación de la presión. Además, como los pasos de retorno están cerrados, la velocidad de flujo de de descarga global de la bomba de aceite es equivalente a la suma de las velocidades de flujo del primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B. Las características producidas en el rango de bajas revoluciones se muestran en un gráfico característico del número de revoluciones y de la presión de descarga [ver la figura 5A] y un gráfico de las características del número de revoluciones y la velocidad de flujo de la descarga [ver la figura 5B]. The operation of the pressure control valve C will be described below. First, in the low speed range of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B, in other words, when the engine speed is in the low speed range, which constitutes the state of the Figure 1, each of the return steps of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B are closed by the first valve portion 51 and the second valve portion 52 of the pressure control valve C, and all oil discharged from the first discharge step 1 and from the second discharge step 3 is discharged into the engine. The first discharge step of the first rotor assembly A and the second discharge step 3 the second rotor assembly B are in communication and, consequently, a pressure equalization occurs. In addition, since the return steps are closed, the overall discharge flow rate of the oil pump is equivalent to the sum of the flow rates of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B. The characteristics produced in the range of low revolutions they are shown in a characteristic graph of the number of revolutions and the discharge pressure [see figure 5A] and a graph of the characteristics of the number of revolutions and the flow rate of the discharge [see figure 5B].

Un estado en el que el número de revoluciones del motor ha aumentado más se toma como el rango de revoluciones intermedias. En este estado, que constituye el estado de la figura 2, una porción de abertura 41 del segundo paso de retorno 4 se ha empezado a abrir, y una porción de abertura 31 del segundo paso de descarga 3 ha empezado a cerrarse. Se proporcionará una descripción más específica de la misma. El primer paso de descarga 1 del primer conjunto de rotor A y el segundo paso de descarga 3 del segundo conjunto de rotor B permanecen en la comunicación. Como resultado de que se empieza a abrir la porción de abertura 41 del segundo paso de retorno 4 del segundo conjunto de rotor B, en primer lugar, se detiene el aumento de la presión en el segundo conjunto de rotor B. Simultáneamente, como el primer paso de descarga y el segundo paso de descarga 3 están en comunicación, se produce un reflujo de aceite desde la descarga del primer conjunto de rotor A al lado de descarga del segundo conjunto de rotor B y, en este estado, sale a través del segundo paso 4 de retorno del segundo conjunto de rotor B y vuelve al paso de entrada 9 del segundo conjunto de rotor B. El estado conseguido con esta serie de acciones resulta en una igualación substancial de la presión del primer conjunto de rotor A y de la presión del segundo conjunto de rotor B. A state in which the engine speed has increased the most is taken as the intermediate speed range. In this state, which constitutes the state of Figure 2, an opening portion 41 of the second return passage 4 has begun to open, and an opening portion 31 of the second discharge passage 3 has begun to close. A more specific description of it will be provided. The first discharge passage 1 of the first rotor assembly A and the second discharge passage 3 of the second rotor assembly B remain in communication. As a result of the opening of the opening portion 41 of the second return passage 4 of the second rotor assembly B being started, first of all, the pressure increase in the second rotor assembly B is stopped. Simultaneously, as the first discharge passage and the second discharge step 3 are in communication, an oil reflux occurs from the discharge of the first rotor assembly A to the discharge side of the second rotor assembly B and, in this state, exits through the second return step 4 of the second rotor assembly B and returns to the input step 9 of the second rotor assembly B. The state achieved with this series of actions results in a substantial equalization of the pressure of the first rotor assembly A and the pressure of the second rotor set B.

Como la porción de abertura 31 del segundo paso de descarga 3 del segundo conjunto de rotor B se cierra gradualmente y la porción de abertura 41 del segundo paso de retorno 4 del segundo conjunto de rotor B se abre gradualmente como consecuencia de un aumento en el número de revoluciones en el rango de revoluciones intermedias, el efecto de un aumento en el número de revoluciones en el aumento total de la velocidad de flujo es despreciable. En realidad, la presión no se expresa en la superficie real de la descarga del segundo conjunto de rotor B, que cae gradualmente debido a la porción de abertura 41 del segundo paso de retorno 4 del segundo conjunto de rotor B que se abre gradualmente. Sin embargo, como que el primer paso de descarga 1 y el segundo paso de descarga 3 están en comunicación, y se produce una igualación de la presión del primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B, y la presión del segundo conjunto de rotor B presenta la apariencia de que no cae. As the opening portion 31 of the second discharge passage 3 of the second rotor assembly B closes gradually and the opening portion 41 of the second return passage 4 of the second rotor assembly B gradually opens as a result of an increase in the number of revolutions in the range of intermediate revolutions, the effect of an increase in the number of revolutions in the total increase of the flow rate is negligible. In reality, the pressure is not expressed on the actual discharge surface of the second rotor assembly B, which gradually falls due to the opening portion 41 of the second return passage 4 of the second rotor assembly B that opens gradually. However, as the first discharge passage 1 and the second discharge passage 3 are in communication, and there is an equalization of the pressure of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B, and the pressure of the second assembly of rotor B has the appearance that it does not fall.

Además, como la porción de abertura 21 del primer paso de retorno 2 todavía no está abierta en el rango de revoluciones intermedias, la velocidad de flujo de descarga del primer conjunto de rotor A aumenta junto con el número de revoluciones. La velocidad de flujo de descarga delo segundo conjunto de rotor B disminuye junto con el número de revoluciones y abriéndose la segunda porción de abertura 41 del segundo paso de retorno 4 del segundo conjunto de rotor B. Como la velocidad de reflujo de la descarga del primer conjunto de rotor A excede la velocidad de flujo de descarga del segundo conjunto de rotor B después de alcanzar un cierto número de revoluciones y, en consecuencia, la velocidad de flujo de descarga resultante del segundo conjunto de rotor B es negativa. La generación de una velocidad de flujo negativa de esta manera significa que se puede producirse una velocidad de flujo equivalente a una suma de la velocidad de flujo de dos bombas de aceite y puede producirse una velocidad de flujo equivalente a menos de una velocidad de flujo de una sola bomba. Es decir, es posible una amplia variación en la velocidad de flujo. Furthermore, since the opening portion 21 of the first return passage 2 is not yet open in the intermediate speed range, the discharge flow rate of the first rotor assembly A increases together with the number of revolutions. The discharge flow rate of the second rotor assembly B decreases together with the number of revolutions and the second opening portion 41 of the second return passage 4 of the second rotor assembly B is opened. As the reflux rate of the first discharge rotor assembly A exceeds the discharge flow rate of the second rotor assembly B after reaching a certain number of revolutions and, consequently, the resulting discharge flow rate of the second rotor assembly B is negative. The generation of a negative flow rate in this manner means that a flow rate equivalent to a sum of the flow rate of two oil pumps can occur and a flow rate equivalent to less than a flow rate of One bomb That is, a wide variation in the flow rate is possible.

Un orificio 32 (paso donde se reduce la velocidad de flujo del área en sección transversal) se proporciona a lo largo del segundo paso de descarga 3 del segundo conjunto de rotor B en función de las necesidades, una pérdida de presión que se produce en la posición del orificio 32 produciendo una caída en la presión de descarga del segundo conjunto de rotor B. Además, como resultado de la comunicación con la descarga del primer conjunto de rotor A después de pasar a través del orificio 32, se produce una igualación de la presión. En otras palabras, la presión de la descarga del segundo conjunto de rotor B antes de pasar a través del orificio 32 es ligeramente mayor que la presión de la descarga del primer conjunto de rotor A. Por esta razón, la presión en la etapa inicial de la descarga del segundo conjunto de rotor B en el rango de revoluciones intermedias es ligeramente superior a la presión de descarga del primer conjunto de rotor. Sin embargo, cuando el área abierta de la porción de abertura 41 del segundo paso de retorno 4 del segundo conjunto de rotor B aumenta y se produce el reflujo de aceite desde la descarga del primer conjunto de rotor A al lado de descarga del segundo conjunto de rotor B, se elimina el efecto del orificio 32 y se produce una igualación de la presión de la descarga del segundo conjunto de rotor B y la presión de la descarga del primer conjunto de rotor A. Las características en el rango de revoluciones intermedias se expresan en los gráficos de las características de presión del número de revoluciones respecto a la presión de descarga y a la velocidad de flujo de descarga (ver la figura 5) y, mientras que el incremento en el primer conjunto del rotor A es constante, se produce una velocidad de flujo de descarga negativa en el lado del segundo conjunto de rotor B debido al reflujo, y una línea de enlace de presión obtenida como una suma del primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B es substancialmente idéntica a las características de presión de una bomba de aceite convencional. A hole 32 (step where the flow velocity of the cross-sectional area is reduced) is provided along the second discharge passage 3 of the second rotor assembly B as a function of need, a loss of pressure that occurs in the hole position 32 causing a drop in the discharge pressure of the second rotor assembly B. Furthermore, as a result of the communication with the discharge of the first rotor assembly A after passing through the hole 32, an equalization of the Pressure. In other words, the discharge pressure of the second rotor assembly B before passing through the hole 32 is slightly greater than the discharge pressure of the first rotor assembly A. For this reason, the pressure in the initial stage of The discharge of the second rotor assembly B in the intermediate speed range is slightly higher than the discharge pressure of the first rotor assembly. However, when the open area of the opening portion 41 of the second return passage 4 of the second rotor assembly B increases and oil reflux occurs from the discharge of the first rotor assembly A to the discharge side of the second assembly of rotor B, the effect of the hole 32 is eliminated and there is an equalization of the discharge pressure of the second rotor assembly B and the discharge pressure of the first rotor assembly A. The characteristics in the intermediate speed range are expressed in the graphs of the pressure characteristics of the number of revolutions with respect to the discharge pressure and the discharge flow rate (see Figure 5) and, while the increase in the first set of rotor A is constant, a negative discharge flow rate on the side of the second rotor assembly B due to reflux, and a pressure link line obtained as a sum of the first rotor assembly A and the following The rotor assembly B is substantially identical to the pressure characteristics of a conventional oil pump.

Un estado en el que el número de revoluciones del motor ha aumentado más se toma como el rango de altas revoluciones. En este estado, que constituye el estado de las figuras 3 ó 4, la porción de abertura 21 del primer paso de retorno 2 empieza a abrirse y la parte de abertura 31 del segundo paso de descarga 3 ha terminado de cerrarse. Una descripción más específica de la misma se proporcionará posteriormente. Como que la descarga del segunda conjunto de rotor B está totalmente cerrada, la descarga del primer conjunto de rotor A y la descarga del segundo conjunto de rotor B ya no están en comunicación. Es decir, el segundo conjunto de rotor B se forma como un circuito de aceite independiente del primer conjunto de rotor A. La presión desde la descarga del primer conjunto de rotor A es incapaz de alcanzar el segundo conjunto de rotor B y en su lugar es simplemente devuelta a través del segundo paso de retorno del segundo conjunto de rotor B, y esto resulta en una caída instantánea de la presión del segundo conjunto de rotor B. Como el reflujo del segundo conjunto de rotor B también se detiene y todo el aceite descargado del segundo conjunto de rotor B retorna mediante el segundo paso de retorno 4, se establece una velocidad de flujo cero desde el segundo conjunto de rotor B al motor E. En otras palabras, como la fricción (par) puede hacerse que caiga instantáneamente y eliminarse un trabajo superfluo debido a la velocidad de flujo cero del segundo conjunto de rotor B y que la descarga del segundo conjunto de rotor B no realice ningún trabajo en absoluto, se aumenta la eficiencia global de la bomba. Las características en el rango de revoluciones intermedias se expresan en los gráficos de las características de presión del número de revoluciones respecto a la presión de descarga y a la velocidad de flujo de descarga (ver la figura 5) y, mientras el aumento en el primer conjunto de rotor A es gradual, el segundo conjunto de rotor B está en un estado cerrado y una línea de enlace de presión obtenida como una suma del primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B es equivalente al primer conjunto de rotor A en solitario. Debida a la disminución en la fricción (par), debida a la caída de la presión del segundo conjunto de rotor B de esta manera, la eficiencia aumenta. A state in which the engine speed has increased more is taken as the high speed range. In this state, which constitutes the state of Figures 3 or 4, the opening portion 21 of the first return passage 2 begins to open and the opening portion 31 of the second discharge passage 3 has finished closing. A more specific description of it will be provided later. Since the discharge of the second rotor assembly B is completely closed, the discharge of the first rotor assembly A and the discharge of the second rotor assembly B are no longer in communication. That is, the second rotor assembly B is formed as an independent oil circuit of the first rotor assembly A. The pressure from the discharge of the first rotor assembly A is unable to reach the second rotor assembly B and instead is simply returned through the second return passage of the second rotor assembly B, and this results in an instantaneous drop in the pressure of the second rotor assembly B. As the reflux of the second rotor assembly B also stops and all the oil discharged of the second rotor assembly B returns through the second return step 4, a zero flow rate is established from the second rotor assembly B to the engine E. In other words, as friction (torque) can be caused to fall instantly and be eliminated. Superfluous work due to the zero flow velocity of the second rotor assembly B and that the discharge of the second rotor assembly B does not perform any work at all, the efficiency is increased Global pump company. The characteristics in the intermediate speed range are expressed in the graphs of the pressure characteristics of the number of revolutions with respect to the discharge pressure and the discharge flow rate (see Figure 5) and, while the increase in the first set of rotor A is gradual, the second rotor assembly B is in a closed state and a pressure link line obtained as a sum of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B is equivalent to the first rotor assembly A in lonely. Due to the decrease in friction (torque), due to the pressure drop of the second rotor assembly B in this way, the efficiency increases.

Respecto a la presión del primer conjunto de rotor A, mientras se produce un retorno de aceite a través del segundo paso de retorno 4 en el rango de revoluciones intermedias porque el primer paso de descarga y el segundo paso de descarga 3 están en comunicación, debido al retorno continuo desde el primer paso de retorno 2 que se produce en el rango de altas revoluciones, el cambio en la presión del primera conjunto de rotor entre el rango de revoluciones intermedias y el rango de altas revoluciones es despreciable. Además, como que se abre la porción de abertura 21 del primer paso de retorno 2 y se produce un sobreflujo del primer paso de retorno 2 en el momento de su apertura, el cambio en la velocidad de flujo del primer conjunto de rotor A que se produce posteriormente a esta caída en la velocidad de flujo es despreciable. Hablando estrictamente, se produce un aumento muy pequeño después del aumento en el número de revoluciones. Regarding the pressure of the first rotor assembly A, while an oil return occurs through the second return step 4 in the intermediate speed range because the first discharge step and the second discharge step 3 are in communication, due At the continuous return from the first return step 2 that occurs in the high speed range, the change in the pressure of the first rotor assembly between the intermediate speed range and the high speed range is negligible. In addition, as the opening portion 21 of the first return passage 2 is opened and an overflow of the first return passage 2 occurs at the time of its opening, the change in the flow rate of the first rotor assembly A which is produced after this fall in the flow rate is negligible. Strictly speaking, there is a very small increase after the increase in the number of revolutions.

Como que la porción de abertura 31 del segundo paso de descarga 3 del segundo conjunto de rotor B está totalmente cerrada, la “presión” del cuerpo principal de la bomba (suma del primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B) es equivalente a la presión del primer conjunto de rotor A en solitario. Aunque el cambio en la presión del primer conjunto de rotor A es despreciable debido a que la porción de abertura 21 del primer paso de retorno 2 está abierta, hablando estrictamente, solamente se produce un aumento muy gradual en la presión después de un aumento en el número de revoluciones. Además, para la “velocidad de flujo” del cuerpo principal de la bomba, como la porción de apertura 31 del segundo paso de descarga 3 del segundo conjunto de rotor B está completamente cerrada, la “velocidad de flujo” del primer conjunto de rotor A constituye la velocidad de flujo total de la bomba. Aunque difícilmente se produce algún cambio en la presión del primer conjunto de rotor A porque la porción de abertura 21 del primer paso de retorno 2 está abierta, hablando estrictamente, solamente se produce un aumento muy gradual de la presión después del aumento en el número de revoluciones. Since the opening portion 31 of the second discharge passage 3 of the second rotor assembly B is fully closed, the "pressure" of the main pump body (sum of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B) is equivalent to the pressure of the first set of rotor A alone. Although the change in pressure of the first rotor assembly A is negligible because the opening portion 21 of the first return passage 2 is open, strictly speaking, only a very gradual increase in pressure occurs after an increase in the number of revolutions. In addition, for the "flow rate" of the main body of the pump, as the opening portion 31 of the second discharge passage 3 of the second rotor assembly B is completely closed, the "flow rate" of the first rotor assembly A constitutes the total flow rate of the pump. Although there is hardly any change in the pressure of the first rotor assembly A because the opening portion 21 of the first return passage 2 is open, strictly speaking, only a very gradual increase in pressure occurs after the increase in the number of Revolutions

Aunque la invención de la solicitud en cuestión constituye un dispositivo de control de la presión de una bomba de aceite tal como se ha descrito anteriormente, también puede constituir una bomba de aceite de velocidad de flujo variable. Esta bomba de aceite comprende dos pasos de descarga en la que la fuente de descarga también utiliza un conjunto de doble rotor (doble rotor o por lo menos tres rotores). Además, en momentos de altas revoluciones cuando la cantidad de energía consumida por la bomba es alta, como un puerto de descarga 30 o el segundo paso de descarga 3 del segundo conjunto de rotor B están cerrados, el primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B están desacoplados. Como la velocidad de flujo y la presión del segundo conjunto de rotor B ya no tienen ningún efecto sobre la velocidad de flujo y la presión del cuerpo principal de la bomba, incluso si la velocidad de flujo y la presión del rotor B están reguladas con el objetivo de aumentar la eficiencia, esto no tiene ningún efecto sobre las características de la bomba y, en consecuencia, permite un mayor grado de libertad en el diseño de la misma. Además, cuando las dos fuentes de descarga están formadas como bombas separadas, el trabajo superfluo de una sola bomba en tiempos de altas revoluciones puede reducirse de manera considerable. Además, como el segundo paso de descarga 3 del segundo conjunto de rotor B se extiende aguas abajo de la válvula de control de la presión C, la regulación de la velocidad de flujo de la válvula de control de la presión C es fácil. Although the invention of the application in question constitutes a pressure control device of an oil pump as described above, it can also constitute a variable flow oil pump. This oil pump comprises two discharge steps in which the discharge source also uses a double rotor assembly (double rotor or at least three rotors). In addition, at times of high speed when the amount of energy consumed by the pump is high, such as a discharge port 30 or the second discharge passage 3 of the second rotor assembly B are closed, the first rotor assembly A and the second rotor assembly B are decoupled. As the flow rate and pressure of the second rotor B assembly no longer have any effect on the flow rate and the pressure of the main body of the pump, even if the flow rate and the pressure of the rotor B are regulated with the In order to increase efficiency, this has no effect on the characteristics of the pump and, consequently, allows a greater degree of freedom in its design. In addition, when the two discharge sources are formed as separate pumps, the superfluous work of a single pump in times of high revolutions can be greatly reduced. In addition, since the second discharge passage 3 of the second rotor assembly B extends downstream of the pressure control valve C, the regulation of the flow rate of the pressure control valve C is easy.

Además, el primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B de la segunda realización constituye una sola bomba de aceite que tiene por lo menos tres rotores. Más específicamente, tal como se muestra en la figura 6, un primer conjunto de rotor A está configurado a partir de un rotor externo 131, un rotor medio 132, un puerto de descarga 134 y un puerto de entrada 135. In addition, the first rotor assembly A and the second rotor assembly B of the second embodiment constitutes a single oil pump having at least three rotors. More specifically, as shown in Figure 6, a first rotor assembly A is configured from an external rotor 131, a middle rotor 132, a discharge port 134 and an input port 135.

Además, un segundo conjunto de rotor B está configurado a partir de un rotor medio 132, un rotor interno 133, un puerto de descarga 136 y un puerto de entrada 137. En otras palabras, una única bomba de aceite está configurada a partir de un primer conjunto de rotor de tres rotores A y un segundo conjunto de rotor B. La configuración de los conductos de descarga, los pasos de retorno y la válvula de control de la presión C del dispositivo de control de la presión del primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B de la segunda realización es la misma que la de la primera realización. En consecuencia, la acción de la segunda realización es la misma que la acción de la primera realización, tal como se muestra en la figura 1 a la figura 3. Como resultado, se ha omitido una descripción de la misma. Su efecto es también el mismo y, en consecuencia, también se ha omitido una descripción del efecto de esta realización. La figura 6 es un diagrama de estado del número de revoluciones del motor en el rango de bajas revoluciones. In addition, a second rotor assembly B is configured from a middle rotor 132, an internal rotor 133, a discharge port 136 and an inlet port 137. In other words, a single oil pump is configured from a first rotor assembly of three rotors A and a second rotor assembly B. The configuration of the discharge ducts, the return passages and the pressure control valve C of the pressure control device of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B of the second embodiment is the same as that of the first embodiment. Accordingly, the action of the second embodiment is the same as the action of the first embodiment, as shown in Figure 1 to Figure 3. As a result, a description thereof has been omitted. Its effect is also the same and, consequently, a description of the effect of this embodiment has also been omitted. Figure 6 is a state diagram of the engine speed in the low speed range.

Además, el primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B de una tercera realización constituyen una sola bomba de aceite configurada a partir de al menos tres engranajes. Más específicamente, tal como se muestra en las figuras 7 a 9, un primer conjunto de rotor A está configurado a partir de un primer engranaje 141, un segundo engranaje 142, un puerto de descarga 144 y un puerto de entrada 145 proporcionados en una carcasa 140. Además, un segundo conjunto de rotor B está configurado a partir de un segundo engranaje 142, un tercer engranaje 143, un puerto de descarga 146 y un puerto de entrada 147 proporcionados en la carcasa 140. En otras palabras, está configurado como una sola bomba de aceite que comprende un primer conjunto de rotor A y un segundo conjunto de rotor B de tres engranajes. La configuración de los pasos de descarga, los pasos de retorno y la válvula de control de la presión C del dispositivo de control de la presión del primer conjunto de rotor A y del segundo conjunto de rotor B de la tercera realización es la misma que la de la primera realización. In addition, the first rotor assembly A and the second rotor assembly B of a third embodiment constitute a single oil pump configured from at least three gears. More specifically, as shown in Figures 7 to 9, a first rotor assembly A is configured from a first gear 141, a second gear 142, a discharge port 144 and an input port 145 provided in a housing 140. In addition, a second rotor assembly B is configured from a second gear 142, a third gear 143, a discharge port 146 and an input port 147 provided in the housing 140. In other words, it is configured as a single oil pump comprising a first rotor assembly A and a second rotor assembly B of three gears. The configuration of the discharge steps, the return steps and the pressure control valve C of the pressure control device of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B of the third embodiment is the same as the of the first embodiment.

El funcionamiento de la válvula de control de la presión C del primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B de la tercera realización se describirán a continuación. En primer lugar, en el rango de bajas revoluciones del primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B, en otras palabras, cuando el número de revoluciones del motor se encuentra en el rango de bajas revoluciones que constituye el estado de la figura 7, el funcionamiento de la primera porción de la válvula 51 y la segunda porción de la válvula 52 de la válvula de control de la presión C es el mismo que el de la figura 1 y, en consecuencia, se ha omitido una descripción de la misma. Las características en el rango de bajas revoluciones bajo estas condiciones se muestran en el gráfico de características del número de revoluciones y de la presión de descarga [ver la figura 5A] o el gráfico de las características del número de revoluciones y la velocidad de flujo de descarga [ver la figura 5B]. The operation of the pressure control valve C of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B of the third embodiment will be described below. First, in the low speed range of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B, in other words, when the engine speed is in the low speed range that constitutes the state of the figure 7, the operation of the first portion of the valve 51 and the second portion of the valve 52 of the pressure control valve C is the same as that of Figure 1 and, consequently, a description of the same. The characteristics in the low speed range under these conditions are shown in the characteristic graph of the number of revolutions and of the discharge pressure [see Figure 5A] or the graph of the characteristics of the number of revolutions and the flow rate of download [see figure 5B].

Un estado en el que el número de revoluciones del motor ha aumentado más se toma como el rango de revoluciones intermedias. En este estado, que constituye el estado de la figura 8, el funcionamiento de la válvula de control C es el mismo que el de la figura 2 y, en consecuencia, se ha omitido una descripción de su funcionamiento. Las características en el rango de revoluciones intermedias se expresan en los gráficos de las características de presión (ver la figura 5) del número de revoluciones respecto a la presión de descarga o a la velocidad de flujo de descarga y, aunque el incremento en el primer conjunto de rotor A es constante, se produce una velocidad de flujo de descarga negativa en el lado del segundo conjunto de rotor B debido al reflujo, y se puede formar una línea de enlace de la presión obtenida como la suma del primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B que es substancialmente la misma que las características de presión de una bomba de aceite convencional. A state in which the engine speed has increased the most is taken as the intermediate speed range. In this state, which constitutes the state of Figure 8, the operation of the control valve C is the same as that of Figure 2 and, consequently, a description of its operation has been omitted. The characteristics in the intermediate speed range are expressed in the graphs of the pressure characteristics (see figure 5) of the number of revolutions with respect to the discharge pressure or the discharge flow rate and, although the increase in the first set of rotor A is constant, a negative discharge flow rate is produced on the side of the second rotor assembly B due to reflux, and a pressure link line can be formed as the sum of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B which is substantially the same as the pressure characteristics of a conventional oil pump.

Un estado en el que el número de revoluciones del motor ha aumentado aún más se toma como el rango de altas revoluciones. En este estado, que constituye el estado de la figura 9, el funcionamiento de la válvula de control C es el mismo que el de la figura 3 y, en consecuencia, se ha omitido una descripción del mismo. Las características en el rango de altas revoluciones se expresan en las gráficas de las características de presión (ver la figura 5) del número de revoluciones respecto a la presión de descarga o la velocidad de flujo de descarga y, aunque el primer conjunto de rotor A aumenta gradualmente, el segundo conjunto de rotor B está en un estado cerrado y la línea de enlace de la presión obtenida como la suma del primer conjunto de rotor A y el segundo conjunto de rotor B es equivalente a la del primer conjunto de rotor A en solitario. Debido a la disminución en la fricción (par) debida a la caída de la presión del segundo conjunto de rotor B de esta manera, la eficiencia aumenta. A state in which the engine speed has increased further is taken as the high speed range. In this state, which constitutes the state of Figure 9, the operation of the control valve C is the same as that of Figure 3 and, consequently, a description thereof has been omitted. The characteristics in the high speed range are expressed in the pressure characteristics graphs (see figure 5) of the number of revolutions with respect to the discharge pressure or the discharge flow rate and, although the first rotor assembly A gradually increases, the second rotor assembly B is in a closed state and the pressure link line obtained as the sum of the first rotor assembly A and the second rotor assembly B is equivalent to that of the first rotor assembly A in lonely. Due to the decrease in friction (torque) due to the pressure drop of the second rotor assembly B in this way, the efficiency increases.

Claims

1. Pressure control device of an oil pump comprising: a first discharge passage (1) for supplying oil from a first rotor assembly (A) to a motor; a first return step (2) that returns to an input side (8) of the first rotor assembly (A); a second discharge passage (3) to supply oil from a second rotor assembly

(B)(B): al motor; un segundo paso de retorno (4) que vuelve a un lado de entrada to the engine; a second return step (4) that returns to an input side

(9)(9): del segundo conjunto de rotor (B); y una válvula de control de la presión (C), cuyo cuerpo principal de la válvula (5) configurado desde una primera porción de la válvula (51), una porción de acoplamiento de diámetro estrecho (53) y una segunda porción de la válvula (52) se proporcionan entre el puerto de descarga (123) del segundo conjunto de rotor (B) y el primer paso de descarga (1), caracterizado porque, of the second rotor assembly (B); and a pressure control valve (C), whose main valve body (5) configured from a first portion of the valve (51), a narrow diameter coupling portion (53) and a second portion of the valve (52) are provided between the discharge port (123) of the second rotor assembly (B) and the first discharge passage (1), characterized in that,

the first discharge step (1) and the second discharge step (3) are coupled, and a flow step control is performed in each of: a range of low revolutions in a state in which only the first step of discharge

(1)(one): y el segundo paso de descarga (3) están abiertos; un rango de revoluciones intermedias en un estado en el que el primer paso de descarga (1) y el segundo paso de descarga (3) están abiertos y el primer paso de retorno (2) está cerrado, mientras el segundo paso de retorno (4) está abierto; y un rango de altas revoluciones en un estado en el que el segundo paso de descarga (3) está cerrado, mientras que el primer paso de descarga (1) está abierto y el primer paso de retorno (2) y el segundo paso de retorno (4) están abiertos. and the second discharge step (3) are open; a range of intermediate revolutions in a state in which the first discharge step (1) and the second discharge step (3) are open and the first return step (2) is closed, while the second return step (4 ) It's open; and a range of high revolutions in a state in which the second discharge step (3) is closed, while the first discharge step (1) is open and the first return step (2) and the second return step (4) are open.

2. 2.: Dispositivo de control de la presión de una bomba de aceite según la reivindicación 1, en el que el primer conjunto de rotor y el segundo conjunto de rotor están configurados cada uno para servir como bombas separadas. Pressure control device of an oil pump according to claim 1, wherein the first rotor assembly and the second rotor assembly are each configured to serve as separate pumps.

3. 3.: Dispositivo de control de la presión de una bomba de aceite según la reivindicación 1, en el que el primer conjunto de rotor y el segundo conjunto de rotor están configurados como una única bomba de aceite que comprende al menos tres rotores. Pressure control device of an oil pump according to claim 1, wherein the first rotor assembly and the second rotor assembly are configured as a single oil pump comprising at least three rotors.