JP2015083839A - 可変容量形ポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】ポンプ吐出圧を必要油圧に近づけて動力損失を低減し得る可変容量形ポンプを提供する。
【解決手段】機関高回転時には、電磁切換弁８が、オリフィス効果をもつ第１、２ソレノイド制御ポート５５，５６を介して油圧を第２制御油室１７に導く、一方、パイロット弁７は、第１スプール弁４２が第１バルブスプリング４４によって付勢されて最大右方向に移動した初期位置では、油圧導入ポート４５と第１パイロット制御ポート４６との連通状態を遮断し、吐出圧が増大すると、前記両ポート４５，４６を連通させると共に、第２パイロット制御ポート４７と第１ドレンポート４８とを連通させて、第１制御油室１７の油圧を制御するようになっている。
【選択図】図１１

Description

本発明は、例えば自動車用内燃機関の可変容量形ポンプに関する。

近年、オイルポンプから吐出されるオイルを例えば機関の各摺動部や、機関弁の作動特性を制御する可変動弁装置などの要求吐出圧の異なる機器に使用するために、第１のポンプ回転数領域では第１吐出圧に維持し、第２のポンプ回転数領域では第２吐出圧に維持する２段階特性の要求がある。

このような要求を満足するために、例えば以下の特許文献１に記載された可変容量形ポンプは、ばねの付勢力に打ち勝って揺動するカムリングを設けると共に、該カムリングの外周面側に２つの受圧室を設け、これらの受圧室に吐出圧を選択的に作用させることによって、前記カムリングをロータの回転中心との偏心量を変更させて吐出圧を２段階に制御するようになっている。

特表２００８−５２４５００号公報

しかしながら、前記従来の可変容量形ポンプにあっては、比較的ばね定数の大きなばねによって前記カムリングを付勢するようになっているため、前記一方の受圧室に作用する吐出圧の上昇に対してカムリングの偏心量が小さくなる側への円滑な揺動作用が阻害されて、第１吐出圧または第２吐出圧に維持しようとしてもポンプ回転数が上昇するにしたがって吐出圧が大きく上昇してしまい、前記要求する吐出圧の特性から大きくずれてしまうおそれがある。つまり、例えば、ポンプ高回転時において吐出量が過度に多くなってしまい無駄なエネルギーを消費してしまうといった問題があった。

本発明の目的は、所望の吐出圧に維持する要求があったときに、ポンプ回転数が上昇しても吐出圧の過度な上昇を抑制することができる可変容量ポンプを提供することにある。

本発明は、回転駆動されることによって複数の作動油室の容積が変化して吸入部から吸入されたオイルを吐出部から吐出するポンプ構成体と、可動することによって前記吐出部に開口する前記作動油室の容積変化量を変更させる可動部材と、前記吐出部に開口する前記作動油室の容積変化量が大きくなる方向へ前記可動部材にばね荷重を与えた状態で付勢する付勢部材と、前記吐出圧が導かれることによって前記付勢部材の付勢力に抗した方向の力を前記可動部材に作用させる第１制御油室と、作動油が導かれることによって前記付勢部材の付勢方向と同方向の力を前記可動部材に作用させる第２制御油室と、前記吐出部から前記第２制御油室に対して吐出圧よりも減圧された作動油を導く状態と、前記第２制御油室から作動油を排出する状態に切り換える切換機構と、ポンプ低回転域より回転数が上昇し、前記切換機構によって前記第２制御油室に対して作動油が導かれていない回転域で、前記第１制御油室に対して吐出圧よりも減圧された作動油を導き、吐出圧が大きくなるにしたがって前記第１制御油室内の作動油を排出させて該第１制御油室内を減圧調整する一方、ポンプ高回転時には、前記切換機構によって前記第２制御油室に対して吐出圧よりも減圧された作動油を導いた際に、吐出圧が大きくなるにしたがって前記第２制御油室内の作動油を排出させて該第２制御油室内を減圧調整する制御機構と、を備えたことを特徴としている。

本発明によれば、所望の吐出圧に維持する要求があったときに、ポンプ回転数が上昇しても、吐出量の過度な上昇を抑えることができる。

第１実施形態における可変容量形ポンプの分解斜視図である。 同可変容量形ポンプのポンプカバーを取り外した正面図である。 同可変容量形ポンプの制御ハウジングを取り付けた正面図である。 図３のＡ−Ａ線断面図である。 本実施形態に供されるポンプハウジングを示す正面図である。 本実施形態に供されるポンプカバーの背面図である。 本実施形態に供されるパイロット弁の縦断面図である。 本実施形態に供される電磁切換弁の縦断面図である。 本実施形態の可変容量形ポンプの機関始動初期の作用説明図である。 本実施形態の可変容量形ポンプの機関の常用回転時の作用説明図である。 本実施形態の可変容量形ポンプの機関の高回転時の作用説明図である。 本実施形態の可変容量形ポンプの吐出油圧と機関回転数との関係を示す特性図である。 第２実施形態における可変容量形ポンプの主要部を示すと共に、パイロット弁の縦断面図である。 本実施形態に供される電磁切換弁を一部断面して示し、Ａは開弁時、Ｂは閉弁時の作用説明図である。 本実施形態の可変容量形ポンプの作用を示し、Ａは機関始動初期、Ｂは機関常用回転時、Ｃは機関高回転時を示している。 第３実施形態における可変容量形ポンプを示し、機関始動初期時の作用説明図である。 同実施形態の機関常用回転時の作用説明図である。 同実施形態の機関高回転時の作用説明図である。

以下、本発明に係る可変容量形ポンプの実施形態を図面に基づいて詳述する。なお、本実施形態は、自動車用内燃機関の摺動部に潤滑油を供給すると共に、機関弁のバルブタイミングを可変にする可変動弁機構の作動源としての油圧を供給する可変容量形ポンプに適用したものを示している。

〔第１実施形態〕
本実施形態における可変容量形ポンプは、ベーンタイプに適用したものであって、内燃機関のシリンダブロックの前端部などに設けられ、図１、図２で示すように、一端開口がポンプカバー２によって閉塞された有底円筒状のポンプハウジング１と、該ポンプハウジング１のほぼ中心部を貫通して、図外の機関のクランクシャフトによって回転駆動される駆動軸３と、前記ポンプハウジング１の内部に回転自在に収容され、中心部が前記駆動軸３に結合されたロータ４と、該ロータ４の外周側に揺動自在に配置された可動部材であるカムリング５と、前記ポンプカバー２の外側面に配置固定された制御ハウジング６に設けられて、前記カムリング５を揺動させるために、油圧供給切り換えを制御する制御機構であるパイロット弁７及び切換機構である電磁切換弁８と、から主として構成されている。

前記ポンプハウジング１とポンプカバー２及び制御ハウジング６は、図４に示すように、前記シリンダブロックへ取り付けられる際に、６本のボルト９によって一体的に結合されており、この各ボルト９は、ポンプハウジング１と制御ハウジング６及びポンプカバー２にそれぞれ形成されたボルト挿通孔に挿通して、先端部９ａがシリンダブロックに形成された各雌ねじ孔に螺着締結されるようになっている。

前記ポンプハウジング１は、アルミ合金材によって一体に形成され、図５にも示すように、凹状のポンプ収容室１ｓの底面はカムリング５の軸方向の一側面が摺動することから、平面度や表面粗さなどの精度が高く加工され、摺動範囲が機械加工によって形成されている。

また、ポンプハウジング１は、図２、図４及び図５に示すように、作動室であるポンプ収容室１ｓの底面ほぼ中央位置に前記駆動軸３の一端部を軸受する軸受孔１ｄが貫通形成されていると共に、内周面の所定位置には、前記カムリング５の枢支点となる枢支ピンであるピボットピン１０が挿入される有底状のピン孔１ｃが穿設されている。また、ピボットピン１０の軸心とポンプハウジング１の中心(駆動軸３の軸心)を結んだ直線Ｍ（以下「カムリング基準線」という。）より垂直方向下方の位置の内周側に、円弧凹状に形成された第１シール面１ａが形成されている。一方、前記ポンプハウジング１のカムリング基準線Ｍより垂直方向上方の位置の内周側には、円弧凹状の第２シール面１ｂが形成されている。

前記第１シール面１ａは、後述する第１制御油室１６を、前記カムリング５に形成された後述するシール溝５ｂに嵌着された第１シール部材１３が常時摺接してシールするようになっている。前記第１シール面１ａと第１シール部材１３とによって第１シール機構が構成されている。

前記第２シール面１ｂは、前記カムリング５に形成されたシール溝５ｃに嵌着された後述する第２シール部材１４が常時摺接して後述する第２制御油室１７をシールするようになっている。前記第２シール面１ｂと第２シール部材１４とによって第２シール機構が構成されている。

また、前記第１シール面１ａと第２シール面１ｂは、図５に示すように、前記ピン孔１ｃを中心とした所定長さの半径Ｒ１、Ｒ２によって形成される円弧面状に形成されており、前記カムリング５が偏心揺動する範囲において前記第１、第２シール部材１３，１４が常時摺接可能な長さに設定されている。また、第１シール面１ａの半径Ｒ１の方が第２シール面１ｂの半径Ｒ２よりも長く形成されており、これによって、後述する第１制御油室１６の容積が第２制御油室１７よりも大きく設定されている。

また、ポンプハウジング１の底面には、図５中、駆動軸３の左側の位置にほぼ三日月凹状の吸入部である吸入ポート１１が形成されていると共に、該吸入ポート１１に径方向の反対側の位置、つまり、前記駆動軸３の右側の位置に、ほぼ扇形凹状の吐出部である吐出ポート１２がそれぞれほぼ対向して形成されている。なお、この吸入ポート１１と吐出ポート１２の具体的構成については後述する。

さらに、前記ポンプ収容室１ｓの駆動軸３の軸受孔１ｄには、前記吐出ポート１２から吐出された潤滑油が小幅なほぼＬ字形に形成された給油溝２３を介して供給されるようになっていると共に、前記給油溝２３の開口から前記ロータ４の両側面や後述する各ベーン１５の側面に潤滑油が供給されて潤滑性が確保されるようになっている。なお、前記給油溝２３は、各ベーン１５の出没方向と合致しないように形成されており、これによって、各ベーン１５が出没する際に給油溝２３への脱落が防止されるようになっている。

前記ポンプカバー２は、図１、図２及び図６に示すように、アルミ合金材によってほぼプレート状に形成され、ほぼ中央位置に前記駆動軸３の他端部を回転自在に支持する軸受孔２ａが貫通形成されていると共に、外周部に前記ボルト挿通孔を形成する複数のボス部が一体に形成されている。また、ポンプカバー２の内側面は、この実施形態ではほぼ平坦面状に形成されているが、ここに前記ポンプ収容室１ｓの底面と同じく吸入ポートや吐出口ポート、オイル溜まり部を形成することも可能である。また、このポンプカバー２は、図外の複数の位置決めピンを介してポンプハウジング１に円周方向の位置決めされつつ前記複数のボルト９によってポンプハウジング１に結合されている。

前記駆動軸３は、ポンプハウジング１から突出した先端部３ａにギアなどを介してクランクシャフトから伝達された回転力によってロータ４を図２中、矢印方向（反時計方向）に回転するようになっており、該駆動軸３を中心とした図中左側の半分が吸入領域となり、右側の半分が吐出領域となる。

前記ロータ４は、図１及び図２に示すように、内部中心側から外方へ放射状に形成された９つのスリット４ａ内にそれぞれ９枚のベーン１５が進退自在に摺動保持されていると共に、前記各スリット４ａの基端部に前記吐出ポート１２に吐出された吐出油圧を導入する断面ほぼ円形状の背圧室２４がそれぞれ形成されている。この各背圧室２４内の圧力とロータ４の回転に伴う遠心力とによって前記ベーン１５を外方へ押し出すようになっている。

前記各ベーン１５は、内側の各基端縁が前後一対のベーンリング１８、１８の外周面に摺接している共に、各先端縁が前記カムリング５の内周面５ａに摺接自在になっている。また、隣接する各ベーン１５間とカムリング５の内周面５ａ及びロータ４の内周面、ポンプ収容室１ｓ、ポンプカバー２の内側面との間に複数の作動油室であるポンプ室１９が液密的に隔成されている。前記各ベーンリング１８は、回転に伴って前記各ベーン１５を放射外方へ押し出すようになっており、機関回転数が低く、また、前記遠心力や背圧室２４の圧力が小さい場合でも、各ベーン１５の各先端部がそれぞれカムリング５の内周面と摺接して各ポンプ室１９が液密に隔成されるようになっている。

前記カムリング５は、加工容易な焼結金属によってほぼ円筒状に一体に形成され、外周面の前記カムリング基準線Ｍ上の図２中、右外側位置に前記ピボット凹部５ｄが形成されており、このピボット凹部５ｂに挿入位置決めされた前記ピボットピン１０が嵌挿して偏心揺動支点となっている。

また、カムリング５の前記第１前記カムリング基準線Ｍから下方側の位置には、形成された円弧状の凸部５ｅの中央に前記吐出口１２ａと連通する連通口２５が貫通形成されていると共に、前記第１シール溝５ｂを介して第１シール部材１３を保持するほぼ三角形状の第１突起部５ｇが設けられている。さらに、前記カムリング基準線Ｍから上方側の位置には、前記第２シール溝５ｃを介して第２シール部材１４を保持するほぼ三角形状の前記第２突起部５ｈが設けられている。

なお、前記駆動軸３とロータ４、カムリング５、ベーン１５、ベーンリング１８によってポンプ構成体が形成されている。

前記カムリング５の各第１、第２突起部５ｇ、５ｈ側の外周面とポンプハウジング１の間には、前記カムリング基準線Ｍを中心とした下方側に前記第１制御油室１６が形成されていると共に、上方側には第２制御油室１７がそれぞれ形成されている。

前記第１制御油室１６は、内部に供給された油圧によって前記カムリング５を後述するコイルばね２８のばね力に抗して偏心量が減少する方向へ押圧するようになっている。また、この第１制御油室１６は、前記パイロット弁７を介して前記吐出ポート１２に連通あるいは連通が遮断されるようになっていると共に、カムリング５の揺動時においても前記第１シール機構によって常時液密的にシールされるようになっている。

前記第２制御油室１７は、内部に供給された油圧によって前記カムリング５を後述するコイルばね２８のばね力とアシストして偏心量が増加する方向へ押圧するようになっており、前記電磁切換弁８やパイロット弁７を介して油圧が供給あるいは排出されるようになっている。

また、偏心揺動支点から第１シール部材１３までの距離Ｒ１が、第２シール部材１４までの距離Ｒ２よりも大きく設定されていることから、前記カムリング５の第１制御油室１６側の外側面である第１受圧面２０の面積が、第２制御油室１７側の外側面である第２受圧面２１の面積よりも大きくなっている。

したがって、第１制御油室１６内の油圧によるカムリング５に対する押圧力が、前記第２制御油室１７内の反対の油圧によって僅かに相殺されて、結果として吐出油圧力によりカムリング５を、ピボットピン１０を支点として時計方向へ揺動させて偏心量を減少させようとする力は小さくなり、これに対向してカムリング５を反時計方向へ付勢する後述のコイルばね２８のばね力を小さく設定できる。

前記第１、第２シール部材１３，１４は、例えば低摩耗性の合成樹脂材によってカムリング５の軸方向に沿って細長く形成されていると共に、カムリング５の前記第１，第２突起部５ｇ、５ｈの外周面に形成された前記シール溝５ｂ、５ｃ内に保持されていると共に、該シール溝５ｂ、５ｃの底部側に固定されたゴム製の弾性部材１３ａ、１４ａの弾性力によって前方へ、つまり各シール面１ａ、１ｂに押し付けられるようになっている。これにより、第１、第２制御油室１６、１７の常時良好な液密性を確保するようになっている。

前記吸入ポート１１は、図２、図５に示すように、各ポンプ室１９の容積が拡大する領域に開口していると共に、前記ポンプ構成体によるポンプ作用に伴って発生する負圧によって、ほぼ中央に形成された吸入口１１ａを介してオイルパン６０内の潤滑油が導入されるようになっている。

また、この吸入ポート１１の外周側のほぼ中央位置には、後述するばね収容室２７まで延設された導入部１１ｂが連続して形成されており、この導入部１１ｂは前記吸入口１１ａが連通している。この吸入口１１ａは、導入部１１ｂと共に低圧室２２と連通していると共に、ポンプ構成体のポンプ作用によって発生する負圧によって、オイルパン６０から吸入通路を介して吸い上げられたオイルを吸入ポート１１に供給して、容積が拡大された各ポンプ室１９に供給するようになっている。したがって、前記吸入ポート１１と吸入口１１ａ、導入部１１ｂ及び低圧室２２の全体が低圧部として構成されている。

一方、前記吐出ポート１２は、前記ポンプ構成体によるポンプ作用に伴って各ポンプ室１９の容積が縮小する領域に開口していると共に、下端側に形成された吐出口１２ａからシリンダヘッドに形成された後述する図９に示す吐出通路３１(オイルメインギャラリー)を介して機関の各摺動部および可変動弁装置である例えばバルブタイミング制御装置に連通している。

前記カムリング５は、筒状本体の外周面の前記ピボット凹部５ｄと反対側の位置に径方向外側に突出した延出部であるアーム２６が一体に設けられている。このアーム２６は、図１及び図２に示すように、前記カムリング５の筒状本体の前端縁から軸方向のほぼ中央位置まで延設された矩形板状のアーム本体２６ａと、該アーム本体２６ａの先端部２６ｂ側の上面に一体に形成された凸部２６ｃと、を有している。

前記アーム本体２６ａは、先端部２６ｂの前記凸部２６ｃと反対側の下面が平坦状に形成されている一方、前記凸部２６ｃは、その上面が曲率半径の小さな曲面状に形成されている。

また、前記ポンプハウジング１の前記ピン孔１ｃと反対側の位置、つまり前記アーム２６の上方位置には、ばね収容室２７が形成されている。

前記ばね収容室２７は、ポンプハウジング１の軸方向に沿って延びたほぼ平面矩形状に形成され、内部には、前記アーム２６を介して前記カムリング５を図２中、反時計方向へ付勢する、つまりロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が大きくなる方向へ前記カムリング５を付勢する付勢部材であるコイルばね２８が収容配置されている。なお、前記ばね収容室２７は、前記導入部１ｂと吸入ポート１１を介して前記低圧室２２に連通している。

前記コイルばね２８は、上端縁がばね収容室２７の底面に弾接している一方、下端縁がアーム２６の凸部２６ｃに弾接しており、ばね収容室２７内において所定のばね荷重Ｗが付与されていて、前記下端縁が前記アーム本体２６ａの凸部２６ｃに常時当接しつつ前記カムリング５における前記ロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が大きくなる方向へ付勢している。

つまり、前記コイルばね２８は、ばね荷重Ｗが付与された状態で常にアーム２６を介してカムリング５を下方へ偏心させる方向、つまり各ポンプ室１９の容積が大きくなる方向に付勢している。前記ばね荷重Ｗは、油圧がバルブタイミング制御装置の必要油圧Ｐ１のときに第１制御油室１６のみに導入されてカムリング５が動き出す荷重である。

また、ポンプハウジング１の前記ばね収容室２７と軸方向から対向する位置に、前記アーム２６の先端部２６ｂの下面が当接して該アーム２６の反時計方向の最大回動位置を規制する平坦状の規制面２９が形成されている。

そして、前記ポンプカバー２には、図６に示すように、前記カムリング５の連通口２５に対向する位置に吐出圧導入孔３０が貫通形成されている共に、前記第１、第２制御油室１６，１７と対向する位置に第１制御口３１と第２制御口３２がそれぞれ貫通形成されている。

前記吐出圧導入口３０は、一端が前記ポンプカバー２の外側面２ｂに開口して、前記パイロット弁７の後述する油圧導入ポート４５に連通している。

前記第１制御口３１は、一端が同じくポンプカバー２の外側面２ｂに開口し、図中上方向に延びて先端部が屈曲した第１パイロット油溝３１ａを介して前記パイロット弁７の後述する第１パイロット制御ポート４６に連通していると共に、図中左上方へ延びた第１ソレノイド油溝３１ｂを介して前記電磁切換弁８の後述する第１ソレノイド制御ポート５５に連通している。

一方、第２制御口３２は、一端が同じくポンプカバー２の外側面２ｂに開口し、下方向へ延びた第２パイロット油溝３２ａを介して前記パイロット弁７の後述する第２パイロット制御ポート４７に連通していると共に、図中左下方へ延びた第２パイロット油溝３１ｂを介して前記ソレノイド弁の後述する第２ソレノイド制御ポート５６に連通している。

前記パイロット弁７は、図１及び図７に示すように、制御ハウジング６の外面一側部に一体に上下方向に設けられ、底部が閉塞された有蓋円筒状の第１バルブボディ４０と、該第１バルブボディ４０の内部に形成された第１バルブ孔４１内に上下方向へ摺動自在な第１スプール弁４２と、前記第１バルブ孔４１の上端開口を閉塞するプラグ４３と前記第１スプール弁４２との間に弾装されて第１スプール弁４２を下方へ付勢する第１バルブスプリング４４と、を備えている。

前記第１バルブボディ４０は、制御ハウジング６の側壁の下端部に前記吐出圧導入口３０と第１バルブ孔４１の小径先端部４１ａとを連通させる前記油圧導入ポート４５が水平方向に沿って貫通形成されている。この油圧導入ポート４５は、外側が大径状に形成されている一方、内側が前記小径先端部４１ａに直角方向から連通する小径状に形成されている。

また、油圧導入ポート４５の上方位置には、前記第１パイロット油溝３１ａと第１バルブ孔４１とを連通させる前記第１パイロット制御ポート４６が貫通形成されていると共に、この上方位置には、前記第２パイロット油溝３２ａと第１バルブ孔４１とを連通させる前記第２パイロット制御ポート４７が貫通形成されている。

さらに、第１バルブボディ４０は、周壁の軸方向のほぼ中央位置に小径な第１ドレンポート４８が貫通形成されていると共に、周壁の軸方向の上部位置に大気に開放した小径な呼吸孔４９が貫通形されている。なお、この呼吸孔４９は、前記第１スプール弁４２の円滑な摺動性を確保するもので、前記第１、第２制御油室１６，１７よりも高い位置に形成されて、該各制御油室１６，１７への空気の流入が抑制されている。

前記第１スプール弁４２は、軸方向の外周面ほぼ中央に形成された環状溝４２ｃを中心とした上下位置に、摺動位置に応じて前記各ポート４５の開口面積を変化させる第１弁体４２ａと第２弁体４２ｂが形成されている。そして、この第１スプール弁４２は、前記第１バルブスプリング４４のばね力によって前記油圧導入ポート４５を閉止する方向に付勢されている。

なお、前記第１ドレンポート４８は、図９に示すドレン通路６１を介してオイルパン６０に連通している。
〔パイロット弁７の基本作動〕
以下、前記パイロット弁７の基本的な作動について説明する。
(第１の状態)
まず、前記油圧導入ポート４５に油圧が導入されていない場合、あるいは油圧が図１２のＰｋより小さい場合は、図９に示すように、第１バルブスプリング４４のばね力によって第１スプール弁４２が右方向（下方)へ最大に移動して前記油圧導入ポート４５の開口端を閉止する。このとき、第１パイロット制御ポート４６は、油圧導入ポート４５と第１弁体４２ａによって連通が遮断されて、第１ドレンポート４８と連通し、第２パイロット制御ポート４７は、第２弁体４２ｂによって開口端が閉止されている。
(第２の状態)
前記油圧導入ポート４５に油圧が導入されて油圧が図１２のＰｋまで高まると、図１０に示すように、第１スプール弁４２は、第１バルブスプリング４４のばね力に抗して所定の距離だけ後退移動する。これによって、前記油圧導入ポート４５と第１パイロット制御ポート４６が連通されると共に、この第１パイロット制御ポート４６と第１ドレンポート４８との連通が遮断され、第２パイロット制御ポート４７も第２弁体４２ｂによって閉止状態が維持される。

この第２の状態で、油圧導入ポート４５の油圧が、後述する図１２に示すＰｆとなり、第３の状態に移行するように第１バルブスプリング４４のばね荷重やばね定数、第１スプール弁４２の長さ寸法や各ポート４６〜４８の形成位置が設定されている。
(第３の状態)
前記油圧導入ポート４５に導入される油圧がさらに図１２のＰｓまで高まると、図１１に示すように、第１スプール弁４２は、第１バルブスプリング４４のばね力に抗して最大に後退移動する。これによって、前記油圧導入ポート４５と第１パイロット制御ポート４６の連通状態が維持されると共に、この第２パイロット制御ポート４７と第１ドレンポート４８が第１環状溝４２ｃを介して連通が開始される。

前記電磁切換弁８は、図１及び図８に示すように、前記制御ハウジング６の外面他側部に一体に上下方向に設けられ、上部が閉塞された有蓋円筒状の第２バルブボディ５０と、該第２バルブボディ５０の内部に形成された第２バルブ孔５１内に上下方向へ摺動自在な第２スプール弁５２と、前記第２バルブ孔５１の下端部に設けられたソレノイド部５３と、前記第２バルブボディ５０の上壁５０ａ内面と第２スプール弁５２の上端面との間に弾装されて第２スプール弁５２をソレノイド部５３方向へ付勢する第２バルブスプリング５４と、を備えている。

前記第２バルブボディ５０は、制御ハウジング６の側壁の下端部に前記第１ソレノイド油溝３１ｂの先端部と前記第２バルブ孔５１を連通する第２吐出ポートである第１ソレノイド制御ポート５５が貫通形成されていると共に、この上方位置には、前記第２ソレノイド油溝３２ｂの先端部と前記第２バルブ孔５１とを連通する第２ソレノイド制御ポート５６が平行に貫通形成されている。また、前記第１ソレノイド制御ポート５５と第２ソレノイド制御ポート５６とは、その通路断面積が比較的小さく設定されて固定絞り（オリフィス）として形成されおり、この両者５５，５６を通流するオイルに流動抵抗を付与するようになっている。

さらに、第２バルブボディ５０は、周壁の軸方向のほぼ上部位置に小径な第２ドレンポート５７が貫通形成されていると共に、上壁５０ａのほぼ中央位置に大気開放された小径な呼吸孔５８が貫通形されている。この呼吸孔５８も、前記第２スプール弁５２の円滑は摺動性を確保するもので、第１、第２制御油室１６，１７よりも高い位置に形成されて、該各制御油室１６，１７へ空気が流入するのを抑制している。前記第２ドレンポート５７は、ドレン通路６１を介してオイルパン６０に連通している。

前記第２スプール弁５２は、軸方向の外周面ほぼ中央に形成された第２環状溝５２ｃを中心とした上下位置に、摺動位置に応じて前記各ポート５５〜５７の開口面積を変化させる第１弁体５２ａと第２弁体５２ｂが形成されている。そして、この第２スプール弁５２は、前記第２バルブスプリング５４のばね力によって前記ソレノイド部５３のプッシュロッド５３ａを押し下げつつ最大下方位置に付勢されて、前記第２環状溝５２ｃを介して前記第１ソレノイド制御ポート５５と第２ソレノイド制御ポート５６を連通するようになっている。

前記ソレノイド部５３は、図１に示すように、上端外周に設けられたブラケット５３ｄを介してボルト５９によって前記第２バルブボディ５０に結合されており、ボディ内部に電磁コイルや固定鉄心及び摺動可能な可動鉄心が収容されている共に、該可動鉄心の先端の前記プッシュロッド５３ａが結合されている。
(電磁切換弁の基本作動)
したがって、前記電磁コイルに図外の電子コントローラから制御電流が通電されると固定鉄心が励磁されて、図８〜図１０に示すように、可動鉄心を介してプッシュロッド５３ａが前記第２スプール弁５２を第２バルブスプリング５４のばね力に抗して最大上方位置に摺動させる。これによって、第１弁体５２ａが第１ソレノイド制御ポート５５の開口端を閉止して第２ソレノイド制御ポート５６との連通を遮断すると共に、第２環状溝５２ｃを介して第２ソレノイド制御ポート５６と第２ドレンポート５７を連通させるようになっている。

また、電磁コイルへの通電が遮断されると、図１１に示すように、第２バルブスプリング５４のばね力によって、第２スプール弁５２が最大右方向位置(図８の最大下方位置)に移動する。これによって、前記第２環状溝５２ｃを介して第１ソレノイド制御ポート５５と第２ソレノイド制御ポート５６を連通させるようになっている。

そして、前記パイロット弁７と電磁切換弁８によって、前記第１制御油室１６と第２制御油室１７に吐出ポート１２からの吐出圧が切り換え導入され、第１制御油室１６にのみ吐出圧が作用した場合は、カムリング５の第１受圧面２０に該カムリング５の偏心量を減少させる方向に圧力が作用して、前記コイルばね２８のばね荷重Ｗよりも大きくなったときにカムリング５がピボットピン１０を中心に図２の時計方向揺動を開始する。

また、第２制御油室１７にも前記吐出圧が作用した場合には、カムリング５の第２受圧面２１に該カムリング５の偏心量を増加させる方向に圧力が作用する。しかし、ピボットピン１０から各シール面１ａ、１ｂまでの距離がＲ１＞Ｒ２の関係にあり、第１受圧面２０の面積が第２受圧面２１の面積よりも大きいことから、第１制御油室１６の吐出圧が前記コイルばね２８のばね荷重Ｗより大きくなったときは、カムリング５がピボットピン１０を中心として時計方向へ揺動を開始するが、そのときの油圧は第１制御油室１６のみに吐出圧が作用した場合よりも大きくなる。

したがって、前記第２制御油室１７への吐出圧の導入の有無を切り換えることによって、２種類の作動圧(高作動圧と低作動圧)の特性を得ることができる。
〔可変容量形ポンプの吐出圧制御の基準となる機関の必要油圧〕
まず、可変容量形ポンプの作用説明に入る前に、この可変容量形ポンプの吐出圧制御の基準となる内燃機関の必要油圧を、図１２に基づいて説明する。

図中のＰ１は、前記バルブタイミング制御装置の要求油圧に相当する第１の要求油圧を示し、図中のＰ２は、ピストンの冷却に供されるオイルジェットを用いた場合の第２の要求油圧を示し、図中のＰ３は機関高回転時のクランクシャフト軸受部の潤滑に要する第３要求油圧をそれぞれ示している。これらＰ１〜Ｐ３を繋いだ一点鎖線(Ｅ)が、内燃機関の機関回転数に応じた理想的な要求油圧(吐出圧)Ｐを示している。

なお、図中の実線は、本実施形態の可変容量形ポンプによる油圧特性を示し、図中の破線は、前記従来の可変容量形ポンプの油圧特性を表したものである。ここでＰｆは例えば機関始動時の低作動圧状態での作動圧であり、Ｐｓは例えば機関高回転域の高作動圧状態の作動圧である。また、Ｐｔは所定の機関回転数、機関の油温、機関負荷のときに高作動圧側に切り換えたときの到達油圧である。

前記従来の可変容量形ポンプでは、油圧Ｐｆに到達した以降でもカムリングの偏心量を減少させて、機関回転数（ポンプ回転数）の上昇に伴う吐出量、吐出圧の上昇を抑えているが、カムリングに作用するコイルばねのばね定数の影響で吐出圧は急激に上昇してしまう。この状態は、高作動圧に切り換わってＰｓに到達した以降でも同様である。

これに対して、本実施形態の可変容量形ポンプの場合は、前記パイロット弁７の第１バルブスプリング４４のばね荷重は、第１スプール弁４２の移動と吐出ポート１２からのポンプ吐出圧との関係で設定されることは前述の通りであるが、前記コイルばね２８のばね荷重Ｗや第１、第２制御油室１６，１７の容積の大きさは、前記第２制御油室１７に吐出圧が作用しない状態での作動圧がＰｋよりも小さく、第２制御油室１７に吐出圧が作用した状態で作動圧Ｐｕ(図示せず)がＰｓよりも大きくなるように設定されている。具体的な作用効果を以下に説明する。
〔第１実施形態における可変容量形ポンプの具体的作用〕
機関の始動から低回転域までに相当する図１２の（ａ）区間では、吐出圧Ｐ(機関内油圧)がＰｋよりも小さいことから、図９に示すように、前記パイロット弁７の第１スプール弁４２が第１バルブスプリング４４のばね力によって第１バルブ孔４１の図中右方向の位置の段部４１ｂに押し付けられた状態になる。これによって、第１弁体４２ａにより油圧導入ポート４５が閉止されて、第１パイロット制御ポート４６と第１ドレンポート４８が第１環状溝４２ｃを介して連通した状態になる。

一方、電磁切換弁８は、電磁コイルに電子コントローラから制御信号が出力されて、第２スプール弁５２が第２バルブスプリング５４のばね力に抗して最大左方向の位置に移動する。これによって、第１弁体５２ａによって第１ソレノイド制御ポート５５が閉止されて、第２ソレノイド制御ポート５６と第２ドレンポート５７が第２環状溝５２ｃを介して連通した状態になる。

よって、前記第１制御油室１６は、前記パイロット弁７を介してドレン通路６１に連通するため、内部に油圧が導入されない。一方、第２制御油室１７は、電磁切換弁８を介して第２ドレンポート５７に連通するため、内部に油圧が導入されない。

したがって、カムリング５は、コイルばね２８のばね荷重Ｗによる付勢力によってアーム２６の先端部２６ｂが規制面２９に当接して最大偏心状態に保持されることになる。この結果、ポンプの吐出量が最大となって、吐出圧Ｐも機関回転数の上昇に伴ってほぼ比例する形で上昇する。

その後、機関回転数がさらに上昇して吐出圧ＰがＰｋに達すると、図１０に示すように、パイロット弁７の油圧導入ポート４５の油圧が高くなって、第１スプール弁４２が図示の左方向へ所定長さだけ移動して、第１パイロット制御ポート４７と第１ドレンポート４８の連通を遮断すると共に、油圧導入ポート４５と第１パイロット制御ポート４６が連通される。したがって、第１制御油室１６には、吐出圧Ｐが導入されることになる。また、第２パイロット制御ポート４７は、第２弁体４２ｂによって継続して閉止されている。

このとき、前記電磁切換弁８への通電が継続されており、前記第２スプール弁５２の第１ソレノイド制御ポート５５が閉止されて、第２ソレノイド制御ポート５６と第２ドレンポート５７が連通されていることから、この時点ではいまだ第２制御油室１７にオイルが導入されない。

前述のように、前記油圧導入ポート４５と第１パイロット制御ポート４６との連通が開始されるが、この時点の低い吐出圧がＰｋの状態では前記第１スプール弁４２ａによる第１パイロット制御ポート４６の開口面積が小さいため、減圧された状態で第１制御油室１６にオイルが導入される。前記コイルばね２８のばね荷重Ｗは、前述のように、油圧Ｐｋよりも小さな油圧でカムリング５が揺動するように設定されているから、第１制御油室１６の油圧がＰｋまで上昇しないようにパイロット弁７によって調圧されている。

前記第１制御油室１６の調圧は、パイロット弁７の第１パイロット制御ポート４６が開口し始めた初期状態の開口面積の変化によって行うことから、コイルばね２８のばね定数の影響を受けない。

そして、前述のように、パイロット弁７の第１スプール弁４２の短いストローク範囲で行うため、第１バルブスプリング４４のばね定数の影響も受けず、機関回転数の上昇に基づく吐出圧Ｐの無用な増加も抑制されることになる(図１２の(ｂ)区間)。

また、オイル中にエアが混入した場合に、カムリング５内外の油圧均衡が崩れて、該カムリング５の挙動変化により油圧が変動することも抑制できる。

前記図１２の(ｂ)区間における吐出圧Ｐは、図中の破線で示した従来のポンプのように、機関回転数の上昇に基づいて比例的の増大するのではなく、ほぼフラットな特性となって前記理想的な必要油圧(図１２の一点鎖線)に極力近づけることができる。これによって、本実施形態に係る可変容量形ポンプでは、機関回転数の上昇に伴い、コイルばね２８のばね定数分だけ吐出圧Ｐの増大を余儀なくされていた従来のオイルポンプの特性(図１２の破線)に対して、当該吐出圧Ｐを無駄に増加させてしまうことによって生じる動力損失(図１２のハッチング範囲Ｅ１)を削減することが可能になる。

また、機関回転数がさらに上昇して吐出圧が前述のオイルジェットの要求圧であるＰ２以上とする必要がある場合は、電磁切換弁８への通電を遮断すると、第２スプール弁５２は、図１１に示すように第２バルブスプリング５４のばね力によって最大右方向の位置に移動して、第１ソレノイド制御ポート５５と第２ソレノイド制御ポート５６を連通させると共に、第２ドレンポート５７を閉止する。これによって、前記第２制御油室１７にも吐出圧が導入されるため、カムリング５は、偏心量を増加させる方向に揺動して吐出量が増加すると共に、吐出圧も上昇する。

一方、パイロット弁７の第１スプール弁４２は、図１０に示す位置よりもさらに左方向へ移動して油圧導入ポート４５と第１パイロット制御ポート４６とが十分な開口面積をもって連通する。このため、第１制御油室１６と第２制御油室１７がほぼ等しい吐出圧となることから、前述の高作動圧の状態になる。

しかし、前記パイロット弁７によって第２パイロット制御ポート４７と第１ドレンポート４８が連通した状態になる油圧Ｐｓの方が、第１制御油室１６と第２制御油室１７に油圧が供給されて、前記コイルばね２８のばね荷重Ｗに反してカムリング５が揺動を開始する高作動圧Ｐｕよりも低く設定されているため、吐出圧は高作動圧まで達することはなく、Ｐｓに達した時点で、第２制御油室１７はパイロット弁７の第１ドレンポート４８(ドレン通路６１)と連通を開始する。

電磁切換弁８から第２制御油室１７までの油通路中、つまり、前記第１，第２ソレノイド制御ポート５５，５６をオイルが通流する際に流動抵抗が発生して圧力損失を生じさせるようになっていることからパイロット弁７からオイルがドレンすることによって、第２制御油室１７の油圧は、吐出圧よりも減圧調整される。

つまり、図１１に示すように、パイロット弁７の油圧導入ポート４５から第１パイロット制御ポート４６を通ったオイルは、その一部が第１制御油室１６に供給されるが、他の一部は電磁切換弁８の第１ソレノイド制御ポート５５から第２環状溝５２ｃを介して第２ソレノイド制御ポート５６を通流するが、ここで流動抵抗を付与される。

また、この第２ソレノイド制御ポート５６を通ったオイルは、第２制御油室１７とパイロット弁７側に分流して、この分流されたパイロット弁７側のオイルが第２パイロット制御ポート４７から第１環状溝４２ｃに流入して第１ドレンポート４８からドレン通路６１に排出されるが、前記第２パイロット制御ポート４７から第１環状溝４２ｃに流入する際に、前記第１スプール弁４２の第２弁体４２ｂの端縁で開口面積が絞られてドレン量が調整されることになる。したがって、第２制御油室１７の油圧は、吐出圧よりも減圧調整されるのである。

前記第２制御油室１７の調圧は、パイロット弁７の第２パイロット制御ポート４７が第２弁体４２ｂによって開口が開始された初期状態の開口面積の変化で行うため、前記コイルばね２８のばね定数の影響を受けない。そして、前述のように、パイロット弁７の第１スプール弁４２の短いストローク範囲で行うことから、第１バルブスプリング４４のばね定数の影響も受けずに、機関回転数の上昇に基づく吐出圧Ｐの無用な増加も抑制されることになり(図１２の(ｃ)区間)、当該吐出圧Ｐを無駄に高めてしまうことによって生じる動力損失(図１２中のハッチング範囲Ｅ２)を最小限に抑制することができる。

また、電磁切換弁８は、非通電時に、第２制御油室１７に連通して油圧を供給して高作動油側の特性とすることにより、断線などの異常時には、中速以上のポンプ回転領域において吐出圧は、図１２に示すＰ２、Ｐ３を確保でき、いわゆるフェールセーフ機能を発揮する。

以上のように、本実施形態では、第１、第２制御油室１６，１７に対する供給油圧を、パイロット弁７と電磁切換弁８が連係した制御によって無用な油圧の上昇を抑制することができるため、動力損失を低減することができ、機関の常用回転域での燃費の低減と高回転時の出力の向上が図れる。

また、本実施形態では、前記ポンプカバー２の背面に制御ハウジング６を介してパイロット弁７と電磁切換弁８を一体的に設けたため、装置全体の小型化が図れる。

しかも、前記ポンプカバー２の外側面に、前記各パイロット油溝３１ａ、３１ｂや各ソレノイド油溝３２ａ、３２ｂを設けたため、これらの通路を別に配管する場合に比較して製造作業が容易になると共に、組み付け作業も容易になり、コストの高騰を抑制できる。

また、本実施形態では、前述のように、ポンプカバー２の外側面にそれぞれ油溝３１ａ〜３２ｂを形成するために、制御ハウジング６とポンプカバー２とを別体に形成したが、これらを一体に形成して前記油溝に相当する通路を孔開け加工によって形成することも可能である。

さらに、前記油圧導入ポート４５の下流側にオイルフィルタを設けて、前記パイロット弁７や電磁切換弁８内へのコンタミの浸入を抑制することも可能である。
〔第２実施形態〕
図１３は本発明の第２実施形態を示し、可変容量形ポンプのポンプ本体の基本構造は第１実施形態のものとほぼ同じであるが、図面上では逆さまに配置されている。また、パイロット弁７はポンプカバー２側に一体に設けられているが、電磁切換弁７はポンプハウジング１に一体に設けられている。第１実施形態と共通の箇所は同一の符号を付して説明する。

すなわち、前記パイロット弁７は、図１３に示すように、円筒状の第１バルブボディ４０と、第１弁孔４１内に摺動自在に設けられた第１スプール弁４２と、プラグ４３と第１スプール弁４２との間に弾装された第１バルブスプリング４４と、から主として構成されている。

前記第１スプール弁４２は、前端側に設けられて、前記油圧導入ポート４５の開口面積を変化させる第１弁体４２ａと、ほぼ中央よりに設けられて、第２パイロット制御ポート４７の開口面積を変化させる第２弁体４２ｂと、後端側に設けられたランド部４２ｄとを有している。また、弁軸の内部軸方向には、第１弁体４２ａ側の一端側が閉塞され、後述の第１ドレンポート４８側の他端部が開口形成された通路孔４２ｅが形成されていると共に、弁軸の前記第１弁体４２ａと第２弁体４２ｂの間には、前記通路孔４２ｅに連通する連通孔４２ｆが径方向に沿って貫通形成されている。

前記第１バルブボディ４０の上端開口が油圧導入ポート４５として構成され、周壁の上部側の上下位置に、第１パイロット制御ポート４６と第２パイロット制御ポート４７が径方向に貫通形成されている。また、バルブボディ４０の周壁の下部側の位置に、第１ドレンポート４８が貫通形成されている。このドレンポート４８は、呼吸孔も共用化しているからポートを一つ削減できる。

前記油圧導入ポート４５は、図外のフィルタを介してオイルメインギャラリーと連通し、前記第１パイロット制御ポート４６は、ポンプハウジング１のポンプカバー２が当接する前面に形成された第１油溝６２を介して第１制御油室１６に連通している。また、第２パイロット制御ポート４７は、同じくポンプハウジング１の前面に形成された第２油溝６３を介して前記第２制御油室１７に連通している。

前記電磁切換弁８は、図１４Ａ，Ｂに示すように、ポンプハウジング１の所定位置に形成されたバルブ収容孔１ａに圧入固定され、内部軸方向に作動孔５１が形成された第２バルブボディ５０と、前記作動孔５１の先端部に圧入され、中央に第１ソレノイド制御ポート５５が形成されたバルブシート６４と、該バルブシート６４の内側に離着座自在に設けられて、前記第１ソレノイド制御ポート５５の開口端を開閉する金属製のボール弁６５と、バルブボディ５０の一端側に設けられたソレノイド部５３とから主として構成されている。

前記第２バルブボディ５０は、周壁の上端部に前記作動孔５１と連通する第２ソレノイド制御ポート５６が径方向から貫通形成されていると共に、周壁の下端部側には、作動孔５１と連通する第２ドレンポート５７が径方向から貫通形成されている。

前記第1ソレノイド制御ポート５５は、前記ポンプハウジング１に形成された前記第1油溝６２を介して第1制御油室１６に連通し、第２ソレノイド制御ポート５６は前記第2油溝６３を介して第２制御油室１７に連通している。

前記ソレノイド部５３は、基本構造が第1実施形態のものと同じであり、ケーシング内部に電磁コイルや固定鉄心、可動鉄心等が収容配置され、前記可動鉄心の先端部にプッシュロッド５３aが設けられている。また、ケーシング内部には、前記プッシュロッド５３aを後退方向に付勢する第2バルブスプリングが設けられている。
そして、前記電磁コイルに電子コントローラから通電されると、図１４Bに示すように、前記プッシュロッド５３aが進出移動して先端部で前記ボール弁６５を押圧してバルブシート６４に着座させて前記第1ソレノイド制御ポート５５を閉止すると共に、前記作動孔５１を介して第２ソレノイド制御ポート５６と第２ドレンポート５７とを連通させる。

一方、電磁コイルへの通電が遮断されると、図１４Aに示すように、前記プッシュロッド５３aが後退移動してボール弁６５の押圧（閉止）を解除し、前記第1ソレノイド制御ポート５５を開成して該第1ソレノイド制御ポート５５と第２ソレノイド制御ポート５６を作動孔５１内で連通させると共に、第２ソレノイド制御ポート５６と第２ドレンポート５７との連通を遮断するようになっている。

その他構成や前記コイルばね２８、第1、第2バルブスプリング４４のばね荷重や作動圧力などの設定は第1実施形態と同じである。
〔第２実施形態における可変容量ポンプの作用〕
機関始動時や低回転域（図１２の（a）区間）では、ポンプ吐出圧が低いため、図１５Ａに示すように、パイロット弁７の油圧導入ポート４５に作動油圧が作用するものの第1スプール弁４２は第1バルブスプリング４４のばね力に抗して下降移動することができない。したがって、油圧導入ポート４５は他のポートと連通することはなく第1パイロット制御ポート４６にオイルが流入しない。一方、電磁切換弁８は、電磁コイルに通電された状態にあることから、図１４Bに示すように、プッシュロッド５３aによってボール弁６５が押圧されて、第2ソレノイド制御ポート５６と第2ドレンポート５７が連通され、第1ソレノイド制御ポート５５が閉止された状態になる。したがって、第１、第２制御油室１６、１７にも油圧が供給されないことから、カムリング５は、コイルばね２８のばね力で偏心量が最大の位置に保持される。したがって、ポンプ吐出圧は、図１２の（a）区間における実線の特性になる。

機関回転数が上昇して所定の吐出圧に達すると、図１２の（ｂ）区間となり、パイロット弁７の第１スプール弁４２は、図１５Bに示すように、油圧導入ポート４５からの油圧によって第１バルブスプリング４４のばね力に抗して僅かに後退移動して前記油圧導入ポート４５を開成すると共に、第１パイロット制御ポート４６の開口面積を僅かに大きくして、両ポート４５、４６を連通し始める。ただし、この状態では、第２パイロット制御ポート４６の開口面積が小さく、オイルが流通する際に圧力損失が発生して、調圧された油圧が第１制御油室１６に供給される。

このように、第１制御油室１６内の油圧が上昇することから、カムリング５は、図１５Bに示すように、コイルばね２８のばね力に抗して偏心量が小さくなる方向に揺動してポンプ吐出量を削減して吐出圧をわずかに低下させる。したがって、ポンプ吐出圧は、図１２の（ｂ）区間のおける実線の特性になる。

機関回転数がさらに上昇してポンプ吐出圧がさらに上昇すると、図１２の（ｃ）区間となり、電磁切換弁８は、電磁コイルへの通電が遮断されて、図１４Aに示すように、プッシュロッド５３aが第２バルブスプリングのばね力で後退してボール弁６５が第１ソレノイド制御ポート５５と第２ソレノイド制御ポート５６を連通させると共に、第２ドレンポート５７を閉止させる。これによって、第２制御油室１７にオイルが供給されて油圧を上昇させるため、カムリング５は前記コイルばね２８のばね力と第２制御油室１７内の油圧によって偏心量が大きくなる方向へ揺動する。このため、ポンプ吐出量が増大させて吐出圧を上昇させる。

一方、パイロット弁７は、図１５Ｃに示すように、前記吐出圧の上昇に伴い油圧導入ポート４５に導入された高油圧によって第１スプール弁４２がさらに下降して、第２パイロット制御ポート４６の開口面積を最大に大きくすると共に、第２パイロット制御ポート４７と前記連通孔４２ｆを連通させる。これによって、第２パイロット制御ポート４７と第１ドレンポート４８が通路孔４２eを介して連通するため、第２制御油室１７のオイルが前記各ポート４７、４２ｆ、４２ｅ、４８を介してドレンされる。この第２制御油室１７の油圧は、前記電磁切換弁７の前記各ポート５５、５６のオリフィス効果による流動抵抗とドレン量によって決定されるが、これは、前記パイロット弁７の第２パイロット制御ポート４７の開口面積でドレン量を調整することに行うので、この作用により前記ポンプ吐出圧の過度な上昇を抑制することができ、図１２の（ｃ）区間における実線の特性を得ることができるのである。

したがって、第１実施形態と同じく、図１２の斜線領域E２の無駄な吐出油圧が抑制されて、動力損失を抑制することが可能になる。

また、この第２実施形態では、電磁切換弁８をポンプハウジング１に設け、パイロット弁７をポンプカバー２と一体に設けたことから、第１実施形態のようにカバーに通路溝を形成する必要がなくなり、これによって制御ハウジングが不要になるので、カバーの２重構造が不要になる。

また、前記電磁切換弁８の弁をスプール弁に代えてボール弁６５としたことによって、第１ソレノイド制御ポート５５と第２ソレノイド制御ポート５６が連通された場合も、その開口面積が小さくすることができ、オイル流量によって減圧させて減圧レベルを調整するためのオリフィス効果が十分に得ることができる。
〔第３実施形態〕
図１６〜図１８は第３実施形態を示し、第１実施形態におけるパイロット弁７と電磁切換弁８の他に、第２制御機構である第２パイロット弁７０を設けたものである。

まず、第１パイロット弁７の構造の変更点について説明すると、この第１パイロット弁７は、第２パイロット制御ポート４７が廃止されている共に、第１バルブスプリング４４のばね荷重は、前記第１油圧導入ポート４６に作用する比較的低い所定の油圧によって圧縮変形して第１スプール弁４２を後退移動させるに設定圧になっている。

前記第２パイロット弁７０は、第１パイロット７とほぼ同じ構造であって、前述した図外の制御ハウジングの外面一側部に第１パイロット弁７と平行に一体に上下方向に設けられ、底部が閉塞された有蓋円筒状の第３バルブボディ７１と、該第３バルブボディ７１の内部に形成された第３バルブ孔７２内に上下方向へ摺動自在な第３スプール弁７３と、前記第３バルブ孔７２の上端開口を閉塞するプラグ７４と前記第３スプール弁７３との間に弾装されて、第３スプール弁７３を図中右方向へ付勢する第３バルブスプリング７５と、を備えている。

前記第３バルブボディ７１は、制御ハウジングの側壁の下端部に前記吐出圧導入口３０と第３バルブ孔７２の小径先端部７２ａとを連通させる前記第２油圧導入ポート７６が貫通形成されている。この第２油圧導入ポート７６は、外側が大径状に形成されている一方、内側が前記小径先端部７２ａに直角方向から連通する小径状に形成されている。

また、第３バルブボディ７１は、周壁の前記第２油圧導入ポート７６の側部には、前記第２パイロット油溝３２ａと第３バルブ孔７２とを連通させる前記第３パイロット制御ポート７７が貫通形成されている。さらに、周壁の軸方向のほぼ中央位置に小径な第３ドレンポート７８が貫通形成されていると共に、周壁の軸方向の図中左位置に大気に開放した小径な呼吸孔７９が貫通形されている。なお、この呼吸孔７９は、前記第３スプール弁７３の円滑な摺動性を確保するもので、前記第１、第２制御油室１６，１７よりも高い位置に形成されて、該各制御油室１６，１７への空気の流入が抑制されている。

前記第３スプール弁７３は、軸方向の外周面ほぼ中央に形成された環状溝７３ｃを中心とした左右位置に、摺動位置に応じて前記第３パイロット制御ポート７７と第３環状溝７３ｃ及び第３ドレンポート７８との開口面積を変化させつつ連通、遮断する第１弁体７３ａと第２弁体７３ｂが形成されている。そして、この第３スプール弁７２は、前記第３バルブスプリング７５のばね力によって前記第２油圧導入ポート７６を閉止する方向に付勢されている。

前記第３バルブスプリング７５は、前記第１バルブスプリング４４のばね力よりも大きく設定されて、第２油圧導入ポート７６へ供給された吐出油圧が所定の高圧になった際に、第３スプール弁７３を後退移動させて、前記各ポート７７，７８を連通させるようになっている。

なお、前記第３ドレンポート７９は、ドレン通路６１を介してオイルパン６０に連通している。
〔第３実施形態における可変容量形ポンプの作用〕
機関の始動から低回転域までに相当する図１２の（ａ）区間では、前記第１、第２油圧導入ポート４５、７６に油圧が導入されていないか、あるいは油圧が小さい場合であり、図１６に示すように、第１、第３バルブスプリング４４、７５のばね力によって第１、第３スプール弁４２、７３が右方向（下方)へ最大に移動して前記各油圧導入ポート４５、７６の開口端を閉止する。このとき、第３パイロット制御ポート７７と第３ドレンポート７８は、第３スプール弁７３の第２弁体７３ｂによって連通が遮断されているが、第１パイロット弁７の第１パイロット制御ポート４６と第１ドレンポート４８の連通が維持されて第１制御油室１６内が各ポート４６，４８などを介して大気に開放されている。

一方、電磁切換弁８は、第１実施形態と同じく、電磁コイルに電子コントローラから制御信号が出力されて、第２スプール弁５２が第２バルブスプリング５４のばね力に抗して最大左方向の位置に移動する。これによって、第１弁体５２ａによって第１ソレノイド制御ポート５５が閉止されて、第２ソレノイド制御ポート５６と第２ドレンポート５７が第２環状溝５２ｃを介して連通した状態になる。

よって、前記第１制御油室１６は、前記第１パイロット弁７を介してドレン通路６１に連通するため、内部にオイルが導入されないと共に、第２制御油室１７も、電磁切換弁８を介して第２ドレンポート５７に連通するため、内部にオイルが導入されない。

したがって、カムリング５は、コイルばね２８のばね荷重Ｗによる付勢力によってアーム２６の先端部２６ｂが規制面２９に当接して最大偏心状態に保持されることになる。この結果、ポンプの吐出量が最大となって、吐出圧Ｐも機関回転数の上昇に伴ってほぼ比例する形で上昇する。

その後、機関回転数がさらに上昇して吐出圧ＰがＰｋに達すると、図１７に示すように、第１パイロット弁７の第１油圧導入ポート４５の油圧が高くなって、第１スプール弁４２が図示の左方向へ所定長さだけ移動して第１弁体４２ａが第１パイロット制御ポート４６の開口面積を大きくする。これによって、油圧導入ポート４５と第１パイロット制御ポート４６が連通されて、前記第１制御油室１６には、吐出圧Ｐが導入されることになる。

このとき、第２パイロット弁７０は、第２油圧導入ポート７６に作用する油圧が第３バルブスプリング７５を圧縮変形させるまでの圧力に達しないので、第３スプール弁７３によって第１パイロット制御ポート７７と第３ドレンポート７８は連通されない状態を維持している。

また、この時点では、前記電磁切換弁８への通電も継続されており、前記第２スプール弁５２の第１ソレノイド制御ポート５５が閉止されて、第２ソレノイド制御ポート５６と第２ドレンポート５７が連通されていることから、この時点ではいまだ第２制御油室１７にオイルが導入されない。

また、機関回転数がさらに上昇して吐出圧を前述のオイルジェットの要求圧Ｐ２以上とすることが必要になった場合は、電磁切換弁８への通電を遮断すると、第２スプール弁５２は、図１８に示すように、第２バルブスプリング５４のばね力によって最大右方向の位置に移動して、第１ソレノイド制御ポート５５と第２ソレノイド制御ポート５６を連通させると共に、第２ドレンポート５７を閉止する。これによって、前記第２制御油室１７にも吐出圧が導入されるため、カムリング５は、偏心量を増加させる方向に揺動して吐出量が増加すると共に、吐出圧も上昇する。

一方、第１パイロット弁７の第１スプール弁４２は、第１油圧導入ポート４５と第１パイロット制御ポート４６とが十分な開口面積をもって連通する状態を維持する。このため、第１制御油室１６と第２制御油室１７がほぼ等しい吐出圧となることから、前述の高作動圧の状態になる。

しかし、前記第１パイロット弁７によって第１パイロット制御ポート４６と第１ドレンポート４８が連通した状態になる油圧Ｐｓの方が、第１制御油室１６と第２制御油室１７に油圧が供給されて、前記コイルばね２８のばね荷重Ｗに反してカムリング５が揺動を開始する高作動圧Ｐｕよりも低く設定されているため、吐出圧は高作動圧まで達することはなく、Ｐｓに達した時点で、第２パイロット弁７０は、図１８に示すように、第３スプール弁７３が第２油圧導入ポート７６の油圧の上昇に伴って第３バルブスプリング７５のばね力に抗して後退移動して第３パイロット制御ポート７７と第３ドレンポート７８(ドレン通路６１)との連通を開始させる。これによって、第２制御油室１７は、ドレン通路６１に連通状態になる。

そして、前記電磁切換弁８から第２制御油室１７までの油通路中、つまり、前記第１，第２ソレノイド制御ポート５５，５６をオイルが通流する際に流動抵抗が発生して圧力損失を生じさせるようになっていることから、前記第２パイロット弁７０の各ポート７７，７８からオイルをドレンさせることによって、第２制御油室１７の油圧は、吐出圧よりも減圧調整される。

つまり、図１８の矢印で示すように、第１パイロット弁７の油圧導入ポート４５から第１パイロット制御ポート４６を通ったオイルは、その一部が第１制御油室１６に供給されるが、他の一部は電磁切換弁８の第１ソレノイド制御ポート５５から第２環状溝５２ｃを介して第２ソレノイド制御ポート５６を通流するが、ここで流動抵抗を付与される。

また、この第２ソレノイド制御ポート５６を通ったオイルは、第１制御油室１７と第２パイロット弁７０側に分流して、この分流された第２パイロット弁７０側のオイルが第３パイロット制御ポート７７から第３環状溝７３ｃに流入して第３ドレンポート７８からドレン通路６１に排出されるが、前記第３パイロット制御ポート７７から第３環状溝７３ｃに流入する際に、前記第３スプール弁７３の第２弁体７３ｂの端縁で開口面積が絞られることになる。したがって、第２制御油室１７の油圧は、吐出圧よりも減圧調整されるのである。

前記第２制御油室１７の調圧は、第２パイロット弁７０の第３パイロット制御ポート７７が第２弁体７３ｂによって開口が開始された初期状態の開口面積の変化で行うため、前記コイルばね２８のばね定数の影響を受けない。

そして、前述のように、２パイロット弁７０の第３スプール弁７３の短いストローク範囲で行うことから、第３バルブスプリング７５のばね定数の影響も受けずに、機関回転数の上昇に基づく吐出圧Ｐの無用な増加も抑制されることになる(図１２の(ｃ)区間)。したがって、前述した第１実施形態と同様な作用効果が得られる。

特に、本実施形態では、第１パイロット弁７の他に独立した第２パイロット弁７０を設け、この第２パイロット弁７０によって第２制御油室１７の油圧を制御するようにしたため、第１パイロット弁７の影響を受けずに第２制御油室１７自体による高精度な制御が可能になる。

この結果、前記図１２の(ａ)区間と(ｂ)区間、とりわけ高回転数(ｃ)区間におけるポンプ吐出油圧を一点鎖線に十分に近づけることができ、無駄な吐出圧の発生を十分に抑制することが可能になる。

本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば、前記ばね収容室２７，２１の配置をさらに変更することも可能である。

また、コイルばね２８のばね荷重は、それぞれポンプの仕様や大きさに応じて自由に設定することが可能であると共に、そのコイル径や長さも自由に変更することができる。

また、この可変容量形ポンプを、内燃機関以外の油圧機器類等に適用することも可能である。

前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。
〔請求項ａ〕請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記吐出部から前記第１制御油室に作動油を導く状態と、前記第１制御油室内の作動油を排出する状態を切り換える第２制御機構を設けたことを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｂ〕請求項ａに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記第２制御機構は、第３付勢部材と、該第３付勢部材によって付勢された第３弁体とによって構成され、
前記第３弁体が吐出圧を受圧することによって前記付勢部材よりも先に前記第３付勢部材の付勢力に抗して弁体が移動して、前記第１制御油室から作動油が排出されている状態から作動油が導かれる状態に切り換えられることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｃ〕請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記切換機構は、電気的に切り換え制御される電磁制御弁であることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｄ〕請求項ｃに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記電磁制御弁は、前記第２制御機構が前記第１制御油室に作動油が導かれる状態となるよりもさらに前記ロータの回転数が大きくなったときに、前記吐出部から前記第２制御油室に作動油を導く状態に切り換えることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｅ〕請求項ｄに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記制御機構は、前記電磁制御弁が前記吐出部から前記第２制御油室に作動油を導く状態に切り換えた後は、前記第２制御油室内の作動油を常に排出させ、かつ、常に排出量が可変になっていることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｆ〕請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記切換機構と前記第２制御油室との間には、固定絞りが設けられていることを特徴とする可変容量形ポンプ。

固定絞りによって作動油に対して流動抵抗を付与して第２制御油室へ減圧した作動油を供給する。
〔請求項ｇ〕請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記制御機構は、吐出圧が所定の第１圧力になるまでは前記第１制御油室内の作動油を排出させ、
吐出圧が第１圧力を超えると前記第１制御油室に吐出圧を導くと共に、ドレンポートと他のポートとの連通を規制し、
吐出圧がさらに上昇して第２圧力を超えると前記第１制御油室に吐出圧が導かれるのを維持しつつ、前記第２制御油室内の作動油を排出させることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｈ〕請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記切換機構は、吐出圧が導かれる第２吐出ポートと、前記第２制御油室に連通する連通ポートと、排出通路に連通する第２ドレンポートとを有するバルブボディと、該バルブボディ内に摺動自在に設けられ、前記各ポートの連通状態を制御するスプール弁体とを備え、
該スプール弁体が初期状態になっているときは、前記第２吐出ポートと他のポートとの連通状態が制限されると共に、前記連通ポートと前記第２ドレンポートが連通し、
前記スプール弁体が移動することによって、前記第２吐出ポートと連通ポートが連通すると共に、前記第２ドレンポートと他のポートとの連通状態が制限されることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｉ〕請求項ｈに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記切換機構のスプール弁は、電気的に移動するように構成されていることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｊ〕請求項ｉに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記第２とポートは、第１制御油室、または第１制御ポートと第１制御油室とを連通する通路から分岐した通路と連通していることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｋ〕請求項ｊに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記連通ポートは、前記第２制御油室、または、前記第２制御ポートと第２制御油室とを連通する通路から分岐した通路と連通していることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｌ〕請求項ｋに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記切換機構のスプール弁は、前記制御機構が前記第２の状態となるときに切り換えられることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｍ〕請求項ｌに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記第２吐出ポート及び／または前記連通ポートが前記絞りを構成していることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｎ〕請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記制御機構のスプール弁における前記制御ばねで付勢されていない側の端部に、前記吐出ポートを経由して吐出圧が導かれるように構成され、前記スプール弁が前記制御ばねの付勢力に抗して移動することによって前記スプール弁の端部を介して前記吐出ポートと第１制御ポートが連通することを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｏ〕請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記制御機構のドレンポートは、前記絞りよりも開口面積が小さいことを特徴とする可変容量形ポンプ。

１…ポンプハウジング
２…ポンプカバー
３…駆動軸
４…ロータ
５…カムリング
６…制御ハウジング
７…パイロット弁(制御機構)
８…電磁切換弁(切換機構)
１０…ピボットピン
１１…吸入ポート(吸入部)
１２…吐出ポート(吐出部)
１３，１４…シール部材
１５…ベーン
１６…第１制御油室
１７…第２制御油室
１９…ポンプ室(作動油室)
２７…ばね収容室
２８…コイルばね(付勢部材)
４０…パイロット弁側の第１バルブボディ
４１…第１バルブ孔
４２…第１スプール弁
４３…プラグ
４４…第１バルブスプリング(制御ばね)
４５…油圧導入ポート(導入ポート)
４６…第１パイロット制御ポート(第１制御ポート)
４７…第２パイロット制御ポート(第２制御ポート)
４８…第１ドレンポート
５０…第２バルブボディ
５１…第２バルブ孔
５２…第２スプール弁
５３…ソレノイド部
５３ａ…プッシュロッド
５４…第２バルブスプリング
５５…第１ソレノイド制御ポート
５６…第２ソレノイド制御ポート
５７…第２バルブスプリング
５８…第２ドレンポート
６０…オイルパン
６１…ドレン通路(排出通路)
７０…第２パイロット弁(第２制御機構)
７１…第３バルブボディ
７２…第３バルブ孔
７３…第３スプール弁(第３弁体)
７５…第３バルブスプリング
７６…第２油圧導入ポート
７７…第３パイロット制御ポート
７８…第３ドレンポート

Claims (2)

1. 回転駆動されることによって複数の作動油室の容積が変化して吸入部から吸入されたオイルを吐出部から吐出するポンプ構成体と、
   可動することによって前記吐出部に開口する前記作動油室の容積変化量を変更させる可動部材と、
   前記吐出部に開口する前記作動油室の容積変化量が大きくなる方向へ前記可動部材にばね荷重を与えた状態で付勢する付勢部材と、
   前記吐出圧が導かれることによって前記付勢部材の付勢力に抗した方向の力を前記可動部材に作用させる第１制御油室と、
   作動油が導かれることによって前記付勢部材の付勢方向と同方向の力を前記可動部材に作用させる第２制御油室と、
   前記吐出部から前記第２制御油室に対して吐出圧よりも減圧された作動油を導く状態と、前記第２制御油室から作動油を排出する状態に切り換える切換機構と、
   ポンプ低回転域より回転数が上昇し、前記切換機構によって前記第２制御油室に対して作動油が導かれていない回転域では、前記第１制御油室に対して吐出圧よりも減圧された作動油を導き、吐出圧が大きくなるにしたがって前記第１制御油室内の作動油を排出させて該第１制御油室内を減圧調整する一方、
   ポンプ高回転時には、前記切換機構によって前記第２制御油室に対して吐出圧よりも減圧された作動油を導いた際に、吐出圧が大きくなるにしたがって前記第２制御油室内の作動油を排出させて該第２制御油室内を減圧調整する制御機構と、
   を備えたことを特徴とする可変容量形ポンプ。
2. 回転駆動されるロータと、
   該ロータの外周に出没自在に設けられた複数のベーンと、
   前記ロータとベーンを内側に収容配置していると共に、内部に複数のポンプ室を形成し、移動することによって前記ロータの回転中心に対する偏心量が変化するカムリングと、
   前記カムリングの少なくとも一方の側面側に形成され、前記ロータの回転中心に対してカムリングが一方向へ偏心移動した際に容積が増大する前記ポンプ室に開口する吸入部と、前記ロータの回転中心に対してカムリングが他方向へ偏心移動した際に容積が減少する前記ポンプ室に開口する吐出部が設けられたハウジングと、
   前記ロータの回転中心に対する前記カムリングの偏心量が大きくなる一方向へ前記カムリングを付勢する付勢部材と、
   吐出圧が導かれることによって前記付勢部材の付勢力に抗して前記カムリングを他方向へ移動させる第１制御油室と、
   作動油が導かれることによって前記付勢部材の付勢力と協働して前記カムリングに油圧を作用させる第２制御油室と、
   前記吐出部から前記第２制御油室に対して吐出圧よりも減圧された作動油を導く状態と、前記第２制御油室内の作動油を排出する状態に切り換える切換機構と、
   ポンプ低回転域より回転数が上昇し、前記切換機構によって前記第２制御油室に対して作動油が導かれていない回転域では、前記第１制御油室に対して吐出圧よりも減圧された作動油を導き、吐出圧が大きくなるにしたがって前記第１制御油室内の作動油を排出させて該第１制御油室内を減圧調整する一方、
   ポンプ高回転時には、前記切換機構によって前記第２制御油室に対して吐出圧よりも減圧された作動油を導いた際に、吐出圧が大きくなるにしたがって前記第２制御油室内の作動油を排出させて該第２制御油室内を減圧調整する制御機構と、
   を備えたことを特徴とする可変容量形ポンプ。

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