JP2016070219A - オイルポンプ構造 - Google Patents

Abstract

【目的】可変容量タイプのオイルポンプにおいて、吐出圧を安定させるオイルポンプ構造とすること。
【構成】第１油圧制御室１７ａと第２油圧制御室１７ｂを有するオイルポンプＡと、弁操作油路４２，第１流入路４３，第２流入路４５，第１流出路４４，第２流出路４６と、ドレン流路４７を有する油圧制御バルブＢと、オイル回路９とを備え、油圧制御バルブＢは、オイル回路９の分岐流路９１と接続され、油圧制御バルブＢのスプール弁体５は、連結軸５４と軸方向に直交して形成される前方弁部５１と後方弁部５２と中間弁部５３とを有し、中間弁部５３の軸方向寸法は第２流出路４６の軸方向寸法よりも大とし、第２流出路４６とドレン流路４７とは共に、スプール弁体５の移動により中間弁部５３と前方弁部５１との間に一時的に収まり、油圧制御バルブＢにて、第１油圧制御室１７ａには常時制御油圧を掛けると共に第２油圧制御室１７ｂには制御油圧を増減させること。
【選択図】 図１

Description

本発明は車両用エンジン等に用いられる可変容量タイプのオイルポンプにおいて、吐出圧を安定させるためのオイルポンプ構造に関する。

自動車のエンジンのオイルポンプとして吐出量を増減させることができる可変容量オイルポンプが存在する。その中で、吐出量の可変操作を油圧手段にて行うものが存在する。この種のポンプの具体的なものが特許文献１に開示されている。特許文献１では、吐出量の可変手段として調整リング(14)を移動させてポンプ容量を増減するように変化させている。前記調整リング(14)の移動手段として油圧バルブが使用されている。

特開２０１２−１４５０９５号公報

特許文献１では、吐出ポート(3)からエンジン(E)にオイルを供給する供給油路(31)が形成され、この供給油路(31)からのオイル圧が作用する位置に制御弁(V)が備えられている。受圧部(21)へ制御圧を与えたり、又は制御圧を外す操作を行うための第１制御油路(C1)が、制御弁(V)と受圧部(21)との間に配置される。

供給油路(31)から弁体(35)の中間部分にオイル圧を作用させる第２制御油路(C2)が形成される。制御弁(V)から排出されたオイルを低圧空間(LP)に送る排出油路(33)が形成される。上記構成において、段落[００６６]に記載されたように、エンジン回転数がＮ３〜Ｎ４未満にある場合、エンジン回転数がＮ３を超えた（オイル圧が第３制御値を超えた）タイミングで図４に示すように、第２制御油路(C2)が制御弁(V)によって遮断される。

これと同時に、第１制御油路(C1)が制御弁（Ｖ）によって排出油路(33)に接続され、受圧部(21)に作用する制御圧が大きく低下する。このように受圧部(21)に作用する制御圧が遮断されるタイミングと、受圧部(21)に作用していた制御圧が排出油路(33)から逃がされるタイミングは、同時となっていることが段落[００６６]に記載されている。

特許文献１の図３と図４を対比すると、以下のような現象が起きる事が懸念される。受圧部(21)に制御圧が掛かるとポンプ容量は減少してオイル圧も減少する。また、受圧部(21)に制御圧が掛からなければポンプ容量は増大してオイル圧も増大する。また、オイル圧は一定では無く、脈動により増減を繰り返しているものである。

オイル圧が第３制御値の近傍となった場合は、オイル圧は短い周期で増減を繰り返すため、受圧部(21)に制御圧が掛かったり、掛からなかったりする動作を短い周期で繰り返す事となる。受圧部(21)に制御圧が掛かったり掛からなかったりする動作が短い周期で繰り返されると、ポンプ容量が増大したり、減少したりする状態も短い周期で繰り返すことになる。そのため、オイル圧が短い周期で増減を繰り返す事となる。これはオイル圧の脈動が増大してしまう事を意味し、オイル圧の脈動が増大すると、騒音や振動が発生し、運転手が不快であると共に装置の耐久性も低下してしまうものである。

また、特に、例は挙げないが、上記現象は「ベーン」タイプの可変容量オイルポンプでも同様に発生するおそれがある。そこで、本発明の目的（解決しようとする技術的課題）は、油圧制御によって吐出量を可変操作するタイプのオイルポンプにおいて、可変操作時に油圧の急激な変化を抑え、吐出量の可変時の振動，脈動，衝撃音，騒音等を防止することにある。

そこで、発明者は上記課題を解決すべく鋭意，研究を重ねた結果、請求項１の発明を、吐出量の可変操作を行うための第１油圧制御室と第２油圧制御室とを有し、前記第１油圧制御室と第２油圧制御室に制御油圧をかけることによって容量可変操作が行われるオイルポンプと、該オイルポンプからの吐出オイルが流入する弁操作油路と第１流入路と第２流入路と、前記第１油圧制御室にオイルを送る第１流出路と、前記第２油圧制御室にオイルを送る第２流出路と、オイルを外部に排出可能なドレン流路とを有する油圧制御バルブと、前記オイルポンプによってオイルが循環するオイル回路とを備え、前記油圧制御バルブは、前記オイル回路の分岐流路と接続され、前記油圧制御バルブ内を摺動するスプール弁体は、連結軸と該連結軸の軸方向に直交して形成される前方弁部と後方弁部と前記前方弁部と前記後方弁部との間に位置する中間弁部とからなり、該中間弁部の軸方向寸法は前記第２流出路の軸方向寸法よりも大とし、前記第２流出路と前記ドレン流路とは共に、前記スプール弁体の移動により前記中間弁部と前記前方弁部との間に一時的に収まり、前記油圧制御バルブによって、前記第１油圧制御室には常時制御油圧を掛けると共に前記第２油圧制御室には制御油圧を増減させてなるオイルポンプ構造としたことにより、上記課題を解決した。

請求項２の発明を、請求項１において前記油圧制御バルブには、前記第２油圧制御室と常時、連通するオリフィスが設けられてなるオイルポンプ構造としたことにより、上記課題を解決した。請求項３の発明を、請求項１又は２において、前記弁操作油路と連通又は遮断の何れか一方に切り替える操作バルブが備えられてなるオイルポンプ構造としたことにより、上記課題を解決した。請求項４の発明を、請求項３において、前記操作バルブはソレノイドバルブとしてなるオイルポンプ構造としたことにより、上記課題を解決した。

請求項１の発明では、第１油圧制御室と第２油圧制御室に制御油圧をかけることによって容量可変操作が行われるオイルポンプと、該オイルポンプからの吐出オイルが流入する弁操作油路と第１流入路と第２流入路と、前記第１油圧制御室にオイルを送る第１流出路と、前記第２油圧制御室にオイルを送る第２流出路とを有する油圧制御バルブと、前記弁操作油路とスプール弁体通路内とを連通又は遮断の何れか一方に切り替えるソレノイドバルブとを備えたものである。そして、該油圧制御バルブによって、前記第１油圧制御室には常時、制御油圧を掛けると共に、前記第２油圧制御室には制御油圧を増減させることにより、オイルポンプの容量が可変した場合の騒音や振動を少なくすることができる。

また、油圧制御バルブ内のスプール弁体における中間弁部の軸方向寸法は第２流出路の軸方向寸法よりも大としている。これによって、前記中間弁部は、第２流出路を完全に塞ぐ事ができ、スプール弁体が後方側に移動するときでも、第２油圧制御室内にオイルを閉じ込めた状態とする時間帯（期間）を存在させることができる。この状態では、オイルが非圧縮性流体であるために、第２油圧制御室内のオイルはダンパーとしての役目をなし、オイルポンプの作動における微振動を抑制でき、振動や騒音を低減できる。そして、中間弁部が多少移動しても第２流出路は閉じ状態を維持することができ、オイルのダンパー効果によりハンチングを抑制できる。

さらに、油圧制御バルブには、ドレン流路が設けられており、前記第２流出路と前記ドレン流路とは、前記スプール弁体の移動により一時的に前記中間弁部と前記前方弁部との間に収まる位置となる。つまり、第２流出路とドレン流路とが連通し、且つ第２流出路と第２流入路とは遮断される。これによって、第２油圧制御室内のオイルを容易に排出することができ、オイルポンプの吐出量の変化が円滑に行われる。

請求項２の発明では、油圧制御バルブにオリフィス流路を設けたものである。これによって、オイルポンプの第２油圧制御室に制御油圧が掛かっている状態から、油圧制御バルブを切り替えて、オイルポンプの第２油圧制御室の油圧を一気に大気解放しようとしたとしても、前記オリフィスを介して微小の油圧がオイルポンプの第２油圧制御室の制御室に常に掛かり続けているため、オイルポンプの第２油圧制御室の油圧変動は、オリフィスを介して掛かる油圧分だけ減少する。

油圧制御バルブにより油路を切り替えたとしても、オイルポンプの第２油圧制御室の制御室の油圧変動を少なくできるため、オイルポンプの吐出容量（吐出性能）は、変化するが、その変化は急変ではない。また、オイルポンプの吐出油圧も、変化はするが、その変化は急変ではなく、大きな油圧の振幅（いわゆるハンチング）の発生を抑制できるものである。これにより、制御に本発明のスプールバルブを用いたオイルポンプでは、騒音や振動を抑制する事ができる。

請求項３の発明では、前記弁操作油路と連通又は遮断の何れか一方に切り替える操作バルブが備えられたことにより、油圧制御バルブの油圧制御バルブの動作がより一層確実に行われるものである。請求項４の発明では、前記操作バルブはソレノイドバルブとしたことにより、高い精度にて自由自在に油圧制御バルブの操作を行うことができる。

本発明におけるオイルポンプ，油圧制御バルブ，ソレノイドバルブ及びオイル回路の構成を示す略示図である。 （Ａ）は油圧制御バルブとソレノイドバルブの動作を示す断面図、（Ｂ）は（Ａ）の（α）部拡大図、（Ｃ）は油圧制御バルブとソレノイドバルブの動作を示す断面図、（Ｄ）は（Ｃ）の（β）部拡大図である。 （Ａ）は油圧制御バルブの第１実施形態の構成を示す要部拡大図、（Ｂ）乃至（Ｄ）は第１実施形態の構成における動作を示す要部拡大図である。 （Ａ）はエンジンの低回転数域における本発明の動作を示す要部略示図、（Ｂ）はエンジンの中回転数域における本発明の動作を示す要部略示図である。 （Ａ）はエンジンの中回転数域から回転数が増加して高回転数域に移行しようとする変化域における本発明の動作を示す要部略示図、（Ｂ）はエンジンの高回転数域における本発明の動作を示す要部略示図である。 本発明においてオリフィスが設けられない実施形態の略示図である。 本発明の特性を示すグラフである。

以下、本発明の実施形態について図面に基づいて説明する。本発明は、図１に示すように、主にオイルポンプＡと油圧制御バルブＢと操作バルブＣとから構成される。オイルポンプＡは、主に自動車のエンジンにオイルを循環させるものであり、エンジンの回転数に比例せずに吐出量を可変することができる可変容量タイプのものである。オイルポンプＡの吐出量の可変操作は、該オイルポンプＡからオイルをエンジンに循環するオイル回路９に設けられた油圧制御バルブＢと操作バルブＣによって行われる。

オイルポンプＡは、種々の構造のものが存在しているが、本発明では内接歯車タイプのものを説明する（図１参照）。オイルポンプＡは、ポンプハウジング１と、インナーロータ２１と、アウターロータ２２と、アウターリング３とから構成される。ポンプハウジング１には、ロータ室１１が形成される。該ロータ室１１の底面部には、ポンプ駆動用の駆動軸２３が装着される軸孔１２が形成され、該軸孔１２の周囲に吸入ポート１３と吐出ポート１４が形成されている。

前記吸入ポート１３の終端部から吐出ポート１４の始端部の間には第１シールランド１６ａが存在し、吐出ポート１４の終端部から吸入ポート１３の始端部の間には第２シールランド１６ｂが存在する。前記ポンプハウジング１には，ロータ室１１に連続する操作室１７が形成され、後述するアウターリング３の操作突出部３１が配置される。ロータ室１１には、インナーロータ２１、アウターロータ２２及びアウターリング３が内装される。

インナーロータ２１は、トロコイド形状又は略トロコイド形状とした歯車であり、複数の外歯が形成されている。また、直径方向中心位置には、駆動軸用のボス孔が形成され、該ボス孔には、駆動軸２３が貫通固定される。アウターロータ２２は、環状に形成され、内周側に複数の内歯が形成されている。

そして、インナーロータ２１の外歯の数は、アウターロータ２２の内歯の数よりも１つ少ないものとして構成されている。インナーロータ２１の外歯と、アウターロータ２２の内歯によって複数のセル（歯間空間）Ｓが構成される。

インナーロータ２１の回転中心Ｐａと、アウターロータ２２の回転中心Ｐｂとの距離を偏心量とし、インナーロータ２１の回転中心Ｐａを中心とし偏心量を半径とする軌跡円が形成される。アウターリング３の操作によって、アウターロータ２２の回転中心Ｐｂは、初期位置状態から最終位置状態に亘って前記軌跡円の一部分である扇形状の円弧に沿って移動する。

アウターリング３は、略円環状に形成され、その外周側面の所定箇所から直径方向外方に突出状に形成される操作突出部３１が設けられている。また、アウターリング３の内方側には真円状の貫通孔となる抱持内周部３２が形成されている。アウターリング３は、前記操作突出部３１を介して後述する操作手段によってロータ室１１内で揺動操作される。
操作突出部３１は、前記操作室１７に配置され、該操作室１７内にて揺動することができる。

前記抱持内周部３２は、円形の内壁面として形成されたものであり、抱持内周部３２の内径は、アウターロータ２２の外径と略同一であり、具体的には抱持内周部３２の内径が、アウターロータ２２の外径よりも僅かに大きく、前記アウターロータ２２が円滑に回転自在となるように抱持内周部３２とアウターロータ２２の間にクリアランスを有して挿入される。

アウターリング３の抱持内周部３２の直径中心は、該抱持内周部３２に挿入された状態のアウターロータ２２の回転中心Ｐｂと位置が一致する。アウターリング３は、ポンプハウジング１のロータ室１１に内装されるものであり、該ロータ室１１内で、揺動可能となる構成となっている。アウターリング３は、後述する油圧制御バルブＢ及び操作バルブＣによって揺動操作を行うものである。

操作突出部３１には、揺動方向の一方に第１受圧面３１ａが形成され、他方に第２受圧面３１ｂが形成されている（図１，図４，図５参照）。操作突出部３１は、操作室１７内に配置された状態で、操作突出部３１が操作室１７を二つに仕切る構成となる。そして、操作室１７内において、第１受圧面３１ａが面する側の油圧室を第１油圧制御室１７ａとし、第２受圧面３１ｂが面する側の油圧室を第２油圧制御室１７ｂとする。

また、操作室１７には付勢部材８が備わっている（図１参照）。該付勢部材８は、アウターリング３の第２受圧面３１ｂを弾性的に押圧して、アウターリング３及びアウターロータ２２を常時、初期位置となるようにしている。また、操作室１７との間に、前記第１油圧制御室１７ａと連通する第１油路１８ａが形成され、前記第２油圧制御室１７ｂと連通する第２油路１８ｂが形成される。

油圧制御バルブＢは、バルブハウジング４とスプール弁体５と弾性部材６とから構成される。油圧制御バルブＢは、前記ポンプハウジング１の一部として該ポンプハウジング１に組み込まれて一体化されることもある。或いはポンプハウジング１とバルブハウジング４とは、それぞれ独立した部材としてもよい。

バルブハウジング４の内部には、弁体通路４１が設けられている（図１，図２等参照）。弁体通路４１の軸方向一端側には弁操作油路４２が形成されている。ここで、弁体通路４１は、軸方向において前記弁操作油路４２と連通する側を弁体通路４１の前方側とし、軸方向において該弁操作油路４２と反対側を弁体通路４１の後方側とする。

弁体通路４１には、スプール弁体５が配置され、該スプール弁体５が弁体通路４１の軸方向に沿って前方側と後方側とを往復移動するものである。前記弁操作油路４２は、オイルポンプＡの吐出ポート１４側の下流側に操作バルブＣを介して連通している。スプール弁体５は、弁体通路４１内の前方側と後方側との間を往復する。

前記バルブハウジング４で且つ弁体通路４１には、第１流入路４３，第１流出路４４，第２流入路４５，第２流出路４６，ドレン流路４７，オリフィス４８が形成されている（図１，図２参照）。そして、前記弁体通路４１の前方側から後方側に向かって第１流入路４３，第１流出路４４，ドレン流路４７，第２流出路４６，第２流入路４５，オリフィス４８の順番で形成されている（図１乃至図３等参照）。

第１流入路４３と第２流入路４５は、オイルポンプＡの吐出ポート１４側とエンジンの間を連結するオイル回路９の下流の分岐流路９１に連通する。第１流入路４３と第２流入路４５は、バルブハウジング４内では、後述する操作バルブＣが組み込まれる共有油路４９からそれぞれ分岐する〔図２（Ａ），（Ｃ）参照〕。

オイルポンプＡから吐出されたオイルが、常時、弁体通路４１内に流入可能となる構成である。第１流出路４４は、オイルポンプＡの第１油圧制御室１７ａに第１連通路９２によって連通している。第２流出路４６は、オイルポンプＡの操作室１７の第２油圧制御室１７ｂに第２連通路９３によって連通している（図１参照）。また、断面積が絞られた絞り油路としての機能を有するオリフィス４８は前記第３連通路９４によって第２油圧制御室１７ｂと連通する。また第３連通路９４は、前記第２連通路９３と合流する構成とすることもある（図１参照）。

ドレン流路４７は、バルブハウジング４の外部に連通し、オイルを外部に排出する役目をなす。外部に排出されるオイルは、オイルパン等に収容され、再度オイルポンプＡの吸入ポート１３側に戻るように構成されている。オリフィス４８は、オイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂに連通している。

スプール弁体５は、前方弁板５１，後方弁板５２，中間弁板５３が連結軸５４にて所定間隔をおいて連結されている（図１，図２参照）。さらに前方弁板５１から軸方向前方側に受圧軸５５が形成されている。また、後方弁板５２の軸方向後方側にはバネ支持軸５６が形成されている。前方弁板５１，後方弁板５２，中間弁板５３は、直径が同一であり、弁体通路４１の内径と略等しく、精度の高い嵌合構造となっている。

受圧軸５５は、前記弁操作油路４２内に摺動可能に挿入されている。そして、弁操作油路４２内の油圧を受けて、受圧軸５５が摺動することによってスプール弁体５が弁体通路４１を摺動する。弁体通路４１の後方側には弾性部材６が収納されており、スプール弁体５は弁体通路４１の前方側に弾性付勢されている。このときスプール弁体５の受圧軸５５が弁操作油路４２から油圧を受けない状態で、スプール弁体５は弁体通路４１の前方側に位置する。この状態をスプール弁体５の初期位置状態とする。

スプール弁体５の初期位置状態及びその他のどのような位置においても、前方弁板５１は、前記第１流入路４３と前記第１流出路４４を閉じることはない（図４，図５参照）。つまり、後述する操作バルブＣが連通するならば第１流入路４３と第１流出路４４とは常時開き状態であり、第１流入路４３から弁体通路４１内へは、常時オイルが流入し、第１流出路４４からは常時オイルを流出させて、オイルポンプＡの第１油圧制御室１７ａへ油圧をかけ続けることができる構成となっている。

スプール弁体５は、第１流入路４３と第１流出路４４とを閉じることができないように、摺動範囲を規制するために規制手段４ａが設けられる。具体的には、弁操作油路４２に段差部を設け、スプール弁体５の受圧軸５５の摺動範囲を規制するものである。また、前記規制手段４ａとして、弁体通路４１の前方側の適宜の位置に段差部を形成することもある。

前記第２流入路４５及び前記第２流出路４６は、スプール弁体５の中間弁板５３によって開閉される構造となっている。したがって、第２流入路４５から第２流出路４６へのオイルの流れは、弁体通路４１内におけるスプール弁体５の位置によって、連通及び非連通（遮断）の何れかの状態となる。つまり、第２流出路４６からオイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂへのオイルの流れが行われたり、停止されたりすることができる（図４，図５参照）。

次に、スプール弁体５の中間弁板５３と、第２流出路４６と、ドレン流路４７とのサイズ及び位置関係の構成を以下に示す。

スプール弁体５の中間弁板５３の軸方向長さＬｓを第２流出路４６孔の軸方向の長さＬｈよりも大きくしたものである〔図２（Ａ），図３（Ａ）参照〕。
つまり、

となる。

油圧制御バルブＢ内のスプール弁体５における中間弁部５３の軸方向寸法は第２流出路４６の軸方向寸法Ｌｈよりも大としている。これによって、前記中間弁部５３は、第２流出路４６を完全に塞ぐ事ができる。

そして、中間弁部５３が多少移動しても第２流出路４６は閉じ状態が維持され、オイルのダンパー効果によりハンチングを抑制できる。そして、上記のことから、第２油圧制御室１７ｂにオイルを閉じ込めた状態とする時間帯（期間）を存在させることができる〔図３（Ｃ）参照〕。

この状態では、オイルが非圧縮性流体であるために、第２油圧制御室１７ｂのオイルはダンパーとしての役目をなす。そのために、オイルポンプの作動における微振動を抑制でき、振動や騒音を低減できる。そして、中間弁部５３が多少移動しても第２流出路４６は閉じ状態が維持され、オイルのダンパー効果によりハンチングを抑制できる。

また、前記第２流出路４６と前記ドレン流路４７は、前記スプール弁体５のスプール弁体通路４１内における軸方向移動により前記中間弁部５３と前記前方弁部５１との間に一時的に収まる構成としている。ここで、前述した第２流出路４６とドレン流路４７とが中間弁部５３と前方弁部５１との間に収まる構成とは、スプール弁体５がスプール弁体通路４１を後方側に移動する行程において、中間弁板５３と前方弁板５１との間に、第２流出路４６とドレン流路４７とが共に位置し、連通状態となるときが一時的に存在するということである〔図３（Ｄ）参照〕。また、収まる構成は、第２流出路４６とドレン流路５７のそれぞれの一部同士が中間弁板５３と前方弁板５１との間に入って入れば良い〔図３（Ｄ）参照〕。

つまり、前記スプール弁体５の中間弁部５３と前記前方弁部５１との間に形成される空隙部の軸方向における間隔寸法をＬｔとし、前記バルブハウジング４の第２流出路４６とドレン流路４７との軸方向における最小間隔寸法をＬｑとすると、

となる〔図３（Ａ），（Ｄ）参照〕。

このような構成によって、スプール弁体５が移動する行程で、第２流出路４６とドレン流路４７とは、中間弁板５３と前方弁板５１との間で連通することができ、オイルを第２流出路４６からドレン流路４７に排出可能となる〔図３（Ｄ）参照〕。また、このとき、第２流入路４５と第２流出路４６とは、中間弁板５３によって遮断され、オイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂ内のオイルは、第２連通路９３と第２流出路４６とドレン流路４７とから構成される連通路によって容易に排出される〔図５（Ｂ）参照〕。これによって、オイルポンプＡのアウターリング３は、円滑に回動することができ、吐出量の変化が円滑に行われる〔図３（Ｄ），図５（Ｂ）参照〕。

そして、さらに油圧が高くなるにつれ、スプール弁体５は弾性部材６の力よりも油圧による力が徐々に上回り、スプール弁体通路４１の後方側に移動する。第２流出路４６は、スプール弁体５の中間弁板５３によって閉じられ、油圧はオイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂには伝搬しない。

次に、操作バルブＣは、前記油圧制御バルブＢを操作制御するために使用するものである（図１，図２等参照）。操作バルブＣは、具体的にはソレノイドバルブＣ1が使用される。該ソレノイドバルブＣ1は、バルブケース７の内部に、供給油路７１，第１分岐供給油路７２及び第２分岐供給油路７３が形成されている。前記供給油路７１は、オイル回路９の分岐流路９１と連通している。第１分岐供給油路７２は、前記油圧制御バルブＢの共有油路４９と連通しており、第２分岐供給油路７３は弁操作油路４２と連通している。

供給油路７１と第１分岐供給油路７２と第２分岐供給油路７３とは、方向制御弁体７４を介して接続されている。該方向制御弁体７４は、主方向制御油路７４ａと副方向制御油路７４ｂとが形成され、主方向制御油路７４ａと副方向制御油路７４ｂとは方向制御弁体７４内部で連通している。方向制御弁体７４は、主方向制御油路７４ａによって供給油路７１と第１分岐供給油路７２とを常時連通している。

また、供給油路７１と第２分岐供給油路７３とは、主方向制御油路７４ａと副方向制御油路７４ｂとによって連通し〔図２（Ａ），（Ｂ）参照〕、方向制御弁体７４を回動させることで遮断に適宜切り換えることができる構成となっている〔図２（Ｃ），（Ｄ）参照〕。方向制御弁体７４は、電磁操作によって方向制御が行われる。したがって、ソレノイドバルブＣ1は、分岐流路９１と共有油路４９とを常時連通させる（図２参照）。

また、分岐流路９１と弁操作油路４２とは、ソレノイドバルブＣ1の方向制御弁体７４によって、適宜連通及び遮断が行われる〔図２（Ｃ），（Ｄ）参照〕。そして、ソレノイドバルブＣ1は、エンジンの回転数域によって、スプール弁体５が弁体通路４１内を低いエンジン回転数で移動する必要があるときに、弁操作油路４２に油圧がかかるように分岐流路９１と弁操作油路４２とを連通させるように制御する（図４参照）。また、スプール弁体５を、なるべく高いエンジン回転数まで初期位置に停止させる状態とするときには、ソレノイドバルブＣ1は、分岐流路９１と弁操作油路４２とを遮断させるように制御する（図５参照）。また、操作バルブＣは、ソレノイドバルブＣ1の他に、特に図示しないが油圧式の操作バルブも存在する。

次に本発明におけるオイルの流れの制御動作について図４，図５に基づいて説明する。まず、エンジンの低回転数域では、ソレノイドバルブＣ1は、オイル回路９の分岐流路９１と、油圧制御バルブＢの弁操作油路４２とが連通し、スプール弁体５には油圧がかかっている〔図４（Ａ）参照〕。しかし、低回転数域では油圧は低く、スプール弁体５は弾性部材６の力が油圧による力を相対的に上回り、弁体通路４１の弁操作油路４２側に位置する。この状態で、第２流出路４６は、スプール弁体５の中間弁板５３によって塞がれないため、油圧はオイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂに伝搬自在である〔図４（Ａ）参照〕。

エンジンの中回転数域では、低回転数域の場合の操作バルブＣの動作と同等の動作が継続されており、オイル回路９の分岐流路９１と、油圧制御バルブＢの弁操作油路４２とが連通している〔図４（Ｂ）参照〕。中回転数域では、油圧が高くなるにつれ、スプール弁体５は、弾性部材６の力よりも油圧による力が徐々に上回り、弁体通路４１を後方側に移動を開始する。さらに、スプール弁体５は、弁操作油路４２及び第１流入路４３から油圧を受けて弁体通路４１の後方側に移動し、中間弁板５３は、第２流出路４６の軸方向の略同一位置に到達する〔図４（Ｂ）参照〕。

第２流出路４６は、スプール弁体５の中間弁板５３によって塞がれ、油圧はオイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂには伝搬しなくなる。このように前記中間弁部５３は、第２流出路４６を完全に塞ぐ事ができ、中間弁部５３が多少移動しても第２流出路４６は閉じ状態であり、オイルのダンパー効果によりハンチングを抑制できる〔図３（Ｃ）参照〕。

スプール弁体５の中間弁板５３が、第２流出路４６の軸方向の中央を僅かに通り過ぎても、まだ第２流出路４６は、中間弁板５３によって閉じたままであり、更に中間弁板５３が弁体通路４１の後方側に移動して初めて、第２流出路４６とドレン流路４７とが連通する〔図３（Ｄ）参照〕。これによって、第２油圧制御室１７ｂ内のオイルが排出される。また、このとき、オリフィス４８からは、第２油圧制御室１７ｂ内にオイルを僅かに送り続けることができ、第２油圧制御室１７ｂにおける急激な圧力変化を防止することができる。

中回転数域から回転数が増加して高回転数域に移行しようとする変化域では、ソレノイドバルブＣ1の方向制御弁体７４は、分岐流路９１と弁操作油路４２とを遮断し、該弁操作油路４２からのスプール弁体５の受圧軸５５への油圧供給が停止される。このため、スプール弁体５を弁体通路４１の後方側に押圧するための受圧面積が減少し、スプール弁体５を弁体通路４１の後方側に押圧する油圧による力も減少する。これによって、弾性部材６による力が上回り、スプール弁体５は前方側に移動する。よって、第２流出路４６は、スプール弁体５のいずれの弁板によっても閉じられず、油圧はオイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂに伝搬自在となる〔図５（Ａ）参照〕。

次に、高回転数域では、より一層油圧が高くなり、スプール弁体５に油圧による力が掛かる面積が小さかったとしても、弾性部材６による力を上回り、スプール弁体５は弁体通路４１を後方側に移動する。このとき、第２流入路４５は、スプール弁体５の中間弁板５３によって塞がれ、油圧はオイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂには伝搬しなくなる。このように、高回転数域でも、第２流入路４５と第２流出路４６とは連通しない。また、図７では、エンジンの低回転数域，中回転数域，変化域及び高回転数域における油圧の状態を示すものである。

また、オリフィス４８は、オイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂに常時、連通しており、オイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂには、常時、若干の油圧が掛かる構造となっている（図４，図５参照）。オリフィス４８を油圧制御バルブＢに設けたことにより、オリフィス４８を介して微小の油圧がオイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂに常に掛かり続けているため、該第２油圧制御室１７ｂの油圧変動は、オリフィス４８を介して掛かる油圧分だけ減少する。これによって、第２油圧制御室１７ｂの油圧変動を少なくできるため、オイルポンプＡの吐出容量（吐出性能）は変化はするが、急変することなく、大きな油圧の振幅（いわゆる油圧脈動）の発生を抑制できる。

そして、オリフィス４８から供給される油圧分だけオイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂの油圧は大気圧よりは若干高くなる。これによって、オイルポンプＡの第２油圧制御室１７ｂの油圧変動を少なくできる。また、油圧制御バルブＢには、オリフィス４８が設けられないこともある（図６参照）。この場合、第２油圧制御室１７ｂには、常時オイルは送られないが、第１流入路４３と第１流出路４４によって、第１油圧制御室１７ａに常時オイルが送られているので、第１油圧制御室１７ａ側には、常時油圧が掛かり、これによって、オイルポンプＡの騒音や振動を抑えることができる。

Ａ…オイルポンプ、１７ａ…第１油圧制御室、１７ｂ…第２油圧制御室、
４２…弁操作油路、４３…第１流入路、４４…第１流出路、４５…第２流入路、
４６…第２流出路、４７…ドレン流路、４８…オリフィス、Ｂ…油圧制御バルブ、
５…スプール弁体、１…前方弁部、５２…後方弁部、５３…中間弁部、５４…連結軸、
５９…オイル回路、Ｃ…操作バルブ。

Claims (4)

1. 吐出量の可変操作を行うための第１油圧制御室と第２油圧制御室とを有し、前記第１油圧制御室と第２油圧制御室に制御油圧をかけることによって容量可変操作が行われるオイルポンプと、該オイルポンプからの吐出オイルが流入する弁操作油路と第１流入路と第２流入路と、前記第１油圧制御室にオイルを送る第１流出路と、前記第２油圧制御室にオイルを送る第２流出路と、オイルを外部に排出可能なドレン流路とを有する油圧制御バルブと、前記オイルポンプによってオイルが循環するオイル回路とを備え、前記油圧制御バルブは、前記オイル回路の分岐流路と接続され、前記油圧制御バルブ内を摺動するスプール弁体は、連結軸と該連結軸の軸方向に直交して形成される前方弁部と後方弁部と前記前方弁部と前記後方弁部との間に位置する中間弁部とからなり、該中間弁部の軸方向寸法は前記第２流出路の軸方向寸法よりも大とし、前記第２流出路と前記ドレン流路とは共に、前記スプール弁体の移動により前記中間弁部と前記前方弁部との間に一時的に収まり、前記油圧制御バルブによって、前記第１油圧制御室には常時制御油圧を掛けると共に前記第２油圧制御室には制御油圧を増減させてなることを特徴とするオイルポンプ構造。
2. 請求項１において、前記油圧制御バルブには、前記第２油圧制御室と常時、連通するオリフィスが設けられてなることを特徴とするオイルポンプ構造。
3. 請求項１又は２において、前記弁操作油路と連通又は遮断の何れか一方に切り替える操作バルブが備えられてなることを特徴とするオイルポンプ構造。
4. 請求項３において、前記操作バルブはソレノイドバルブとしてなることを特徴とするオイルポンプ構造。

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