JP2016114036A - 可変容量形オイルポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】エアレーションの発生に関わらずカムリングの作動油圧を維持して内燃機関の最大要求油圧を確保し得る可変容量形オイルポンプを提供する。【解決手段】予めエアレーションによるポンプ室ＰＲの油圧の低下を考慮して、機関の最大要求油圧を超える高圧域においてカムリング１５の作動油圧（第２作動油圧）をパイロット弁４０の作動油圧（第２切替油圧）よりも大きくなるように構成した。これにより、前記エアレーションによるポンプ室ＰＲの内圧の低下が生じた場合であっても、機関の最大要求油圧を確保することができる。【選択図】図３

Description

本発明は、例えば自動車用の内燃機関の各摺動部等にオイルを供給する油圧源に適用される可変容量形オイルポンプに関する。

自動車用の内燃機関に適用される従来の可変容量形ポンプとしては、例えば以下の特許文献１に記載されたものが知られている。

近年、オイルポンプから吐出されたオイルを、例えば内燃機関の各摺動部や、機関弁の作動特性を制御する可変動弁装置など要求吐出圧の異なる機器に使用するため、第１の回転数領域に係る低圧特性と、第２の回転数領域に係る高圧特性の、２段階特性の要求がある。

かかる要求を満足するために、例えば以下の特許文献１に記載の可変容量形オイルポンプでは、ポンプハウジングとカムリングの間に隔成した、対向する第１、第２制御油室に吐出圧を導入することによって発生する、カムリングの偏心量が小さくなる方向（以下、「同心方向」という。）側へとカムリングを付勢する第１制御油室の内圧に基づく付勢力、及びカムリングの偏心量が大きくなる方向（以下、「偏心方向」という。）側へとカムリングを付勢する第２制御油室の内圧に基づく付勢力と、前記偏心方向側へとカムリングを付勢するスプリングによるばね力と、に基づき、前記第１、第２制御油室への吐出圧の導入をパイロット弁により制御することで、機関回転数に応じてカムリングの偏心量を２段階に制御し、要求吐出圧の異なる複数の機器にオイルを供給することを可能としている。

特開２０１４−１０５６２３号公報

ここで、前記従来の可変容量形オイルポンプでは、カムリングの作動油圧をパイロット弁の作動油圧よりも大きく設定することによって、特に第２の回転数領域における内燃機関の最大要求油圧であるクランクシャフトのメタル要求油圧を確保していた。

しかしながら、前記カムリングの作動油圧は、第１、第２制御油室の内圧に基づく付勢力と、スプリングのばね力に基づく付勢力と、各ポンプ室の内圧に基づく付勢力と、によって決まるところ、前記従来の可変容量形オイルポンプでは、前記各ポンプ室の内圧に基づく付勢力について何ら考慮されていない。

このため、特に第２の回転数領域に相当する高回転領域では、吸入中に気泡（エアレーション）が発生しやすく、また、該気泡の発生によりオイルを圧縮して吐出する吐出領域におけるポンプ室の内圧が低下してしまい、前述の設定した作動油圧に達する前にカムリングが作動（揺動）してしまうおそれがある。

そこで、本発明は、かかる前記従来の可変容量形オイルポンプの技術的課題に鑑みて案出されたものであり、エアレーションの発生に関わらずカムリングの作動油圧を維持して内燃機関の最大要求油圧を確保し得る可変容量形オイルポンプを提供することを目的としている。

本願発明は、とりわけ、吐出部から吐出されたオイルを供給することによって、可動部材に対する前記複数のポンプ室の容積変化量が減少する方向の付勢力発生に供する第１制御油室と、吐出部から吐出されたオイルを供給することによって、可動部材に対する複数のポンプ室の容積変化量が変化する方向の付勢力発生に供する第２制御油室と、ポンプ室の容積変化量が最小となる前に作動し、吐出圧が大きくなるに従って、第２制御油室内のオイルを排出し、又は第２制御油室にオイルを供給する制御機構と、を備え、内燃機関の最大要求油圧を超える高圧域において、可動部材の作動油圧が制御機構の作動油圧よりも大きくなるように設定されたことを特徴としている。

本発明によれば、可動部材の作動油圧が制御機構の作動油圧よりも大きくなるように設定したことで、エアレーションの発生による吐出圧の低下を抑制することが可能となり、内燃機関の最大要求油圧を確保することができる。

本発明の実施形態に係る可変容量形ポンプの油圧回路図である。 図１に示す可変容量形ポンプの拡大図である。 図２に示す可変容量形ポンプのカムリングに作用するトルク分布を表した図である。 図１に示すパイロット弁の拡大図である。 図１に示す電磁弁の拡大図である。 同実施形態に係る可変容量形ポンプの油圧特性を表すグラフである。 同実施形態に係る可変容量形ポンプの油圧回路図であって、（ａ）は図６の区間ａ、（ｂ）は図６の区間ｂにおけるポンプの状態を現した図である。 同実施形態に係る可変容量形ポンプの油圧回路図であって、（ａ）は図６の区間ｃ、（ｂ）は図６の区間ｄにおけるポンプの状態を現した図である。 本発明の実施形態に係る可変容量形ポンプの効果説明に供する図６相当図である。 本発明に係る可変容量形オイルポンプのエアレーション発生時の油圧−流量特性図である。 本発明の他例に係る可変容量形オイルポンプのエアレーション発生時の油圧−流量特性図である。 従来の可変容量形ポンプの効果説明に供する図９相当図である。

以下に、本発明に係る可変容量形オイルポンプの実施形態を、図面に基づき詳述する。なお、下記の実施形態では、この可変容量形オイルポンプを、自動車用内燃機関の摺動部や機関弁の開閉時期制御に供するバルブタイミング制御装置に対して機関の潤滑油を供給するためのオイルポンプとして適用した例を示している。

このオイルポンプ１０は、例えば内燃機関のシリンダブロック（図示外）の前端部等に設けられ、図１に示すように、一端側が開口形成され内部にポンプ収容室１３が設けられた縦断面ほぼコ字形状のポンプボディ１１と当該ポンプボディ１１の前記一端開口を閉塞するカバー部材（図示外）とからなるポンプハウジングと、該ポンプハウジングに回転自在に支持され、前記ポンプ収容室１３のほぼ中心部を貫通して図示外のクランクシャフトにより回転駆動される駆動軸１４と、前記ポンプ収容室１３内に移動（揺動）可能に収容された可動部材であって、後述する第１、第２制御油室３１，３２及びコイルスプリング３３と協働して後述する各ポンプ室ＰＲの容積変化量を変更する可変機構を構成するカムリング１５と、該カムリング１５の内周側に収容され、駆動軸１４により図１中の時計方向に回転駆動されることで、前記カムリング１５との間に形成される複数のポンプ室ＰＲの容積を増減させてポンプ作用を行うポンプ要素と、内燃機関のオイルメインギャラリＭＧの下流側に設けられ、後述する第１、第２制御油室３１，３２に対する油圧（制御圧）の給排を制御する制御機構であるパイロット弁４０と、前記オイルメインギャラリＭＧから分岐形成される油通路（後述する第２導入通路７２）に設けられ、前記オイルメインギャラリＭＧから前記パイロット弁４０へと導かれる制御圧の導入を切替制御する切替機構であるソレノイドバルブ６０と、を備えている。

ここで、前記ポンプ要素は、カムリング１５の内周側に回転自在に収容され、その中心部が駆動軸１４の外周面に嵌着されたロータ１６と、該ロータ１６の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット１６ａ内にそれぞれ出没自在に収容された複数のベーン１７と、前記ロータ１６よりも小径に形成され、該ロータ１６の内周側両側部に配設された一対のリング部材１８，１８と、から構成されている。

前記ポンプボディ１１は、アルミニウム合金材料によって一体に形成されていて、特に図２に示すように、ポンプ収容室１３の端壁のほぼ中央位置には、駆動軸１４の一端部を回転自在に支持する軸受孔１１ａが貫通形成されている。そして、かかる軸受孔１１ａの外周域には、前記ポンプ要素によるポンプ作用に伴って前記各ポンプ室ＰＲの内部容積が拡大する領域（以下、「吸入領域」という。）に開口するようにしてほぼ円弧凹状の吸入部である吸入ポート２１ａが、前記各ポンプ室ＰＲの内部容積が縮小する領域（以下、「吐出領域」という。）に開口するようにしてほぼ円弧凹状の吐出部である吐出ポート２２ａが、それぞれ軸受孔１１ａを挟んでほぼ対向するように切欠形成されている。

また、前記ポンプ収容室１３の内周壁の所定位置には、棒状のピボットピン１９を介してカムリング１５を揺動自在に支持する横断面ほぼ半円状の支持溝１１ｂが切欠形成されている。さらに、このポンプ収容室１３の内周壁のうち、軸受孔１１ａの中心と支持溝１１ｂの中心とを結んでなる直線（以下、「カムリング基準線」という。）Ｍに対して図２中の上半側に、後述する第１シール部材３０ａが常時摺接可能な第１シール摺接面１３ａが形成されると共に、同図中の下半側に、後述する第２シール部材３０ｂが常時摺接可能な第２シール摺接面１３ｂが形成されている。

前記吸入ポート２１ａには、その周方向のほぼ中間位置に、後述するスプリング収容室２８側へ膨出するように形成された導入部２３が一体に設けられていて、該導入部２３と吸入ポート２１ａの境界部近傍には、ポンプボディ１１の端壁を貫通して外部へ開口する吸入口２１ｂが貫通形成されている。かかる構成より、内燃機関のオイルパンＴに貯留されたオイルが、前記ポンプ要素によるポンプ作用に伴って発生する負圧に基づいて吸入口２１ｂ及び吸入ポート２１ａを介して吸入領域に係るポンプ室ＰＲに吸入されるようになっている。ここで、前記吸入口２１ａは、前記導入部２３と共に吸入領域のカムリング１５の外周域に形成される低圧室３５と連通するように構成されていて、かかる低圧室３５にも前記吸入圧である低圧のオイルが導かれるようになっている。

前記吐出ポート２２ａは、その始端部に、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通して外部へと開口する吐出口２２ｂが貫通形成されている。これによって、前記ポンプ作用に基づいて加圧され吐出ポート２２ａへと吐出されたオイルが、吐出口２２ｂからオイルメインギャラリＭＧを通じて前記図示外の内燃機関の各摺動部やバルブタイミング制御装置等に供給されることとなる。

また、前記吸入ポート２１ａ及び吐出ポート２２ａについては、前記図示外のカバー部材の内側面にも前記ポンプボディ１１と同様に切欠形成されていて、この吸入ポート２１ａ及び吐出ポート２２ａと同様に構成された吸入ポート及び吐出ポートが、当該吸入ポート２１ａ及び吐出ポート２２ａに対向配置されている。

前記駆動軸１４は、ポンプボディ１１の端壁を貫通して外部へと臨む軸方向一端部が前記図示外のクランクシャフトに連係され、該クランクシャフトから伝達される回転力に基づいてロータ１６を図２中の時計方向へと回転させる。ここで、図２に示すように、駆動軸１４中心を通り、かつカムリング基準線Ｍと直交する直線（以下、「カムリング偏心方向線」という。）Ｎが、吸入領域と吐出領域の境界となっている。

前記ロータ１６は、その中心側から径方向外側に向けて放射状に形成された前記複数のスリット１６ａが切欠形成されていると共に、該各スリット１６ａの内側基端部には、それぞれ吐出油を導入する横断面ほぼ円形状の背圧室１６ｂが設けられていて、当該ロータ１６の回転に伴う遠心力と背圧室１６ｂ内の圧力とにより、前記各ベーン１７が外方へと押し出されるようになっている。

前記各ベーン１７は、ロータ１６の回転時において、各先端面がカムリング１５の内周面に摺接すると共に、各基端面が前記各リング部材１８，１８の外周面にそれぞれ摺接するようになっている。すなわち、これらの各ベーン１７は、前記各リング部材１８，１８によってロータ１６の径方向外側へ押し上げられる構成となっており、機関回転数が低く、また、前記遠心力や背圧室１６ｂの圧力が小さい場合であっても、各先端がそれぞれカムリング１５の内周面と摺接して前記各ポンプ室ＰＲが液密に隔成されるようになっている。

前記カムリング１５は、いわゆる燒結金属によりほぼ円筒状に一体形成され、その外周部の所定位置には、ピボットピン１９に嵌合することで偏心揺動支点を構成するほぼ円弧凹溝状のピボット部２６が軸方向に沿って切欠形成されると共に、該ピボット部２６に対しカムリング１５の中心を挟んで反対側の位置には、所定のばね定数に設定された付勢部材たるコイルスプリング３３に連係するアーム部２７が径方向に沿って突設されている。なお、前記アーム部２７には、その移動（回動）方向の一側部に、ほぼ円弧凸状に形成された押圧突部２７ａが突設されていて、該押圧突部２７ａがコイルスプリング３３の先端部に常時当接することによって、アーム部２７とコイルスプリング３３とが連係するようになっている。

また、このような構成から、前記ポンプボディ１１の内部には、支持溝１１ｂと対向する位置に、コイルスプリング３３を収容保持するスプリング収容室２８が、図２中のカムリング偏心方向線Ｎに沿うようにポンプ収容室１３に隣接して設けられていて、該スプリング収容室２８には、その一端壁とアーム部２７（押圧突部２７ａ）との間に、所定のセット荷重Ｗ１をもってコイルスプリング３３が弾装されている。なお、このスプリング収容室２８の他端壁は、カムリング１５の偏心方向の移動範囲を規制する規制部２９として構成され、該規制部２９にアーム部２７の他側部が当接することにより、カムリング１５の偏心方向におけるそれ以上の移動が規制されるようになっている。

ここで、前記コイルスプリング３３のセット荷重Ｗ１については、内燃機関の最大要求油圧（後述する第３機関要求油圧Ｐｅ３）を超える高圧域において、カムリング１５の作動油圧（後述する第２作動油圧Ｐｃ２）が、パイロット弁４０の切替油圧（後述する第２切替油圧Ｐｖ２）よりも大きくなるように設定されている。これにより、例えばパイロット弁４０のスプール弁体４３の寸法誤差やバルブスプリング４４のセット荷重Ｗ２のばらつきの発生などいかなる場合であっても、カムリング１５の第２作動油圧Ｐｃ２がパイロット弁４０の第２切替油圧Ｐｖ２を下回ることがなく、後述する第３機関要求油圧Ｐｅ３を確実に満足するように設定されている。

こうして、前記カムリング１５は、前記コイルスプリング３３の付勢力Ｔｓ（図３参照）をもって、アーム部２７を介して偏心量が増大する方向（図１中の時計方向であって、以下「偏心方向」という。）へと常時付勢されることで、非作動状態においては、アーム部２７の他側部が規制部２９に押し付けられた状態となり、その偏心量が最大となる位置に保持されることとなる。

また、前記カムリング１５の外周部には、ポンプ収容室１３の内周壁にそれぞれ設けられた第１、第２シール摺接面１３ａ，１３ｂと同心円弧状のシール面を有する第１、第２シール構成部１５ａ，１５ｂが突出形成されていて、該各シール構成部１５ａ，１５ｂのシール面に、それぞれ第１、第２シール部材３０ａ，３０ｂが収容保持されている。なお、これらの各シール部材３０ａ，３０ｂは、いずれも例えば低摩擦特性を有するフッ素系樹脂材によってカムリング１５の軸方向に沿って直線状に細長く形成され、ゴム製の弾性部材によりバックアップされて前記各シール摺接面１３ａ，１３ｂに押し付けられることで、該各シール摺接面１３ａ，１３ｂと前記各シール構成部１５ａ，１５ｂのシール面との間を液密に隔成している。

そして、かかるシール構造により、前記カムリング１５の外周部には、第１、第２シール構成部１５ａ，１５ｂにそれぞれ収容保持された第１、第２シール部材３０ａ，３０ｂとピボットピン１９とにより、一対の第１、第２制御油室３１，３２が隔成されている。この第１、第２制御油室３１，３２には、前記オイルメインギャラリＭＧから分岐形成された制御圧導入通路７０より機関内油圧としての後述する制御圧が導かれる構成となっている。具体的には、第１制御油室３１には制御圧導入通路７０からさらに二股に分岐形成された一方の分岐通路である第１導入通路７１を通じて、第２制御油室３２には他方の分岐通路である第２導入通路７２を通じて、それぞれ図示外のオイルフィルタの通過によって減圧されたポンプ吐出圧である前記機関内油圧に相当する制御圧（以下、単に「制御圧」という。）が供給される。

このように、当該制御圧がそれぞれ第１、第２制御油室３１，３２に面するカムリング１５の外周面に構成される第１、第２受圧面１５ｃ，１５ｄに作用することにより、カムリング１５に対する移動力（揺動力）が付与されることとなる。ここで、前記第１受圧面１５ｃの受圧面積は前記第２受圧面１５ｄの受圧面積よりも小さく設定されていて、この両受圧面１５ｃ，１５ｄに同じ油圧が作用した場合には、全体としてその偏心量を減少させる方向（図１中の反時計方向であって、以下「同心方向」という。）にカムリング１５を付勢する構成となっている。

こうして、前記カムリング１５には、図３に示すように、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力Ｔ１と吐出領域下流側のポンプ室ＰＲの内圧に基づく付勢力ＴＬとからなる同心方向のトルクＴｐと、コイルスプリング３３のセット荷重に基づく付勢力Ｔｓと前記第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力Ｔ２と吐出領域上流側のポンプ室ＰＲの内圧に基づく付勢力ＴＵとからなる偏心方向のトルクＴｍと、が作用する。なお、前記ポンプ室ＰＲの内圧に基づく付勢力ＴＬ，ＴＵは、両ポンプ室ＰＲの受圧面積差が小さいことから、その合力が、ゼロ又は一方側（同心方向又は偏心方向）の微小なトルクとなる。

そして、上述のような構成から、前記オイルポンプ１０では、通常、コイルスプリング３３のセット荷重Ｗ１に対し両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力Ｔ１，Ｔ２の合力Ｔｔが小さいときは、カムリング１５は最も偏心した状態となる一方、制御圧の上昇に伴って両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力Ｔ１，Ｔ２の合力Ｔｔが前記コイルスプリング３３のセット荷重Ｗ１を上回ったときには、制御圧に基づく前記両制御油室３１，３２の付勢力の合力Ｔｔに応じてカムリング１５が同心方向へと移動することとなる（図７（ｂ）、図８（ｂ）参照）。

前記パイロット弁４０は、図４に示すように、一端側開口である導入ポート５０を介して第１導入通路７１に接続され、他端側開口がプラグ４２により閉塞されるほぼ筒状に形成されたバルブボディ４１と、該バルブボディ４１の内周側において摺動自在に収容され、該バルブボディ４１の内周面と摺接する１対の大径状の第１、第２ランド部４３ａ，４３ｂをもって第１、第２制御油室３１，３２に対する油圧の給排制御に供するスプール弁体４３と、前記バルブボディ４１の他端側内周においてプラグ４２とスプール弁体４３との間に所定のセット荷重Ｗ２をもって弾装され、スプール弁体４３をバルブボディ４３の一端側へと常時付勢するバルブスプリング４４とから主として構成されている。

前記バルブボディ４１には、軸方向両端部を除く範囲に、スプール弁体４３の外径（第１、第２ランド部４３ａ，４３ｂの外径）とほぼ同じ内径によって構成される寸胴のバルブ収容部４１ａが穿設されていて、該バルブ収容部４１ａ内にスプール弁体４３が収容配置される。そして、このバルブボディ４１の軸方向一端部には、第１導入通路７１と接続することによって制御圧の導入に供する導入ポート５０が開口形成される一方、他端部には、その内周部に形成された雌ねじ部を介してプラグ４２が螺着されている。

さらに、前記バルブ収容部４１ａの周壁には、軸方向の一端側位置に、第１制御油室３１に接続される第１接続ポート５１が開口形成され、軸方向の中間位置に、第２制御油室３２に接続される第２接続ポート５２が開口形成されると共に、第２導入通路７２の下流側の通路（以下、単に「下流側通路」という。）７２ｂを介してソレノイドバルブ６０に接続されることで第２制御油室３２への制御圧の給排に供する給排ポート５３が開口形成され、軸方向の他端側位置に、後述の内部通路５５を介して導かれる第１、第２制御油室３１，３２内の油圧の排出に供するドレンポート５４が開口形成されている。

前記スプール弁体４３は、軸方向の両端部に前記第１、第２ランド部４３ａ，４３ｂが形成されると共に、この両ランド部４３ａ，４３ｂ間が小径状の軸部４３ｃにより連接されている。そして、このスプール弁体４３がバルブ収容部４１ａ内に収容されることで、該バルブ収容部４１ａの内部には、第１ランド部４３ａとバルブボディ４１との間に設けられて導入ポート５０を介して制御圧が導入される圧力室５６と、前記両ランド部４３ａ，４３ｂ間に設けられて第２接続ポート５２と後述する給排ポート５３との中継に供する中継室５７と、第２ランド部４３ｂとプラグ４２との間に設けられて後述する内部通路５５を通じて導かれた油圧の排出に供する背圧室５８と、がそれぞれ隔成されている。

また、前記スプール弁体４３の内部には、軸方向の他端側から段差縮径状に穿設され、第１制御油室３１内の油圧の排出に供する内部通路５５が構成されている。すなわち、この内部通路５５は、一端側に形成された小径部５５ａが、スプール弁体４３が図３中のような上端側位置にある状態で複数の連通孔５９及び該連通孔５９を接続する環状溝５９ａを介して第１接続ポート５１と連通する一方、スプール弁体４３が図８（ｂ）中のような下端側位置にある状態で当該連通が遮断され、他端側に形成された大径部５５ｂが、バルブスプリング４４を収容しつつ、該バルブスプリング４４の内周側を通じて背圧室５８と連通する構成となっている。

このような構成から、前記パイロット弁４０は、導入ポート５０より圧力室５６に導かれる制御圧が所定の第１切替油圧Ｐｖ１以下の状態では、スプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力によってバルブ収容部４１ａの一端側へと押し付けられて、該バルブ収容部４１ａの一端側の所定範囲である第１位置に位置することとなる（図７（ａ）参照）。すなわち、スプール弁体４３がかかる第１位置に位置することで、第１ランド部４３ａにより第１接続ポート５１が閉塞されて該第１接続ポート５１と導入ポート５０の連通が遮断されると共に、第２接続ポート５３と給排ポート５３とが中継室５７を介して連通することとなる。

続いて、前記圧力室５６に導かれる制御圧が第１切替油圧Ｐｖ１を超えると、スプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力に抗して前記第１位置からバルブ収容部４１ａの他端側へと移動し、該バルブ収容部４１ａの中間位置である第２位置に位置することとなる（図７（ｂ）、図８（ａ）参照）。すなわち、スプール弁体４３がかかる第２位置に位置することで、第１接続ポート５１と第１ランド部４３ａとがほぼオーバーラップするかたちとなってこれにより形成される絞りＶを通じて第１接続ポート５１と導入ポート５０とが圧力室５６を介して連通すると共に、前記中継室５７を介した第２接続ポート５２と給排ポート５３の連通状態が引き続き維持される。

そして、前記圧力室５６に導かれる制御圧が第２切替油圧Ｐｖ２を超えると、バルブスプリング４４の付勢力に抗して前記第２位置からさらにバルブ収容部４１ａの他端側へと移動して、該バルブ収容部４１ａの他端側に偏倚した所定範囲である第３位置に位置することとなる（図８（ｂ）参照）。すなわち、スプール弁体４３がかかる第３位置に位置することで、第１ランド部４３ａにより第１接続ポート５１が十分に開放されるかたちとなって第１接続ポート５１と導入ポート５０とが圧力室５６を介して十分に連通すると共に、第２ランド部４３ｂにより前記中継室５７を介した第２接続ポート５２と給排ポート５３の連通が遮断されて内部通路５５を介して第２接続ポート５２とドレンポート５４とが連通することとなる。

前記ソレノイドバルブ６０は、図５に示すように、第２導入通路７２の途中に介在する図示外のバルブ収容孔の内部に収容配置され、内部軸方向に沿って油通路６５が貫通形成されたほぼ筒状のバルブボディ６１と、該バルブボディ６１の一端部（同図中の左側端部）において油通路６５を拡径形成してなる弁体収容部６６の外端部に圧入固定され、中央部に第２導入通路７２の上流側の通路（以下、単に「上流側通路」という。）７２ａと接続される上流側開口部である導入ポート６７を有するシート部材６２と、該シート部材６２の内端部の開口縁に形成されるバルブシート６２ａに対して離着座自在に設けられ、前記導入ポート６７の開閉に供するボール弁体６３と、前記バルブボディ６１の他端部（同図中の右側端部）に設けられたソレノイド６４と、から主として構成されている。

前記バルブボディ６１は、一端側の内周部にボール弁体６３を収容する前記弁体収容部６６が油通路６５に対して段差拡径状に設けられ、これによって、当該弁体収容部６６の内端部の開口縁にも、前記シート部材６２に設けられたバルブシート６２ａと同様のバルブシート６６ａが形成されている。さらに、このバルブボディ６１の周壁のうち軸方向一端側となる弁体収容部６６の外周部に、下流側通路７２ｂに接続されてパイロット弁４０に対する油圧の給排に供する給排ポート６８が径方向に沿って貫通形成されると共に、他端側となる油通路６５の外周部に、オイルパンＴに接続されるドレンポート６９が径方向に沿って貫通形成されている。

前記ソレノイド６４は、ケーシング６４ａ内部に収容されるコイル（図示外）に通電されることにより発生する電磁力をもって、当該コイルの内周側に配置されるアーマチュア（図示外）及びこれに固定されるロッド６４ｂが図５中の左方向へと進出移動する構成となっている。なお、このソレノイド６４には、内燃機関の油温や水温、機関回転数など所定のパラメータによって検出ないし算出された機関運転状態に基づいて車載のＥＣＵ（図示外）から励磁電流が通電されることとなる。

このような構成から、前記ソレノイド６４への通電時には、ロッド６４ｂが進出移動することによって当該ロッド６４ｂの先端部に配置されるボール弁体６３がシート部材６２側のバルブシート６２ａへと押し付けられ、導入ポート６７と給排ポート６８の連通が遮断され、油通路６５を通じて給排ポート６８とドレンポート６９とが連通することとなる。一方、当該ソレノイド６４の非通電時には、導入ポート６７より導かれる制御圧に基づいてボール弁体６３が後退移動することによって当該ボール弁体６３がバルブボディ６１側のバルブシート６６ａへと押し付けられ、導入ポート６７と給排ポート６８が連通状態となると共に、給排ポート６８とドレンポート６９との連通が遮断されることとなる。

以下に、本実施形態に係るオイルポンプ１０の特徴的な作用について、図６〜図１１に基づいて説明する。

まず、前記オイルポンプ１０の作用説明に入る前に、当該オイルポンプ１０の吐出圧制御の基準となる内燃機関の必要油圧について、図６に基づいて説明すれば、図中のＰｅ１は、例えば燃費向上等に供するバルブタイミング制御装置を採用した場合の当該装置の要求油圧に相当する第１機関要求油圧を、図中のＰｅ２は、ピストンの冷却に供するオイルジェットを採用する場合の当該装置の要求油圧に相当する第２機関要求油圧を、図中のＰｅ３は、機関高回転時の前記クランクシャフトの軸受部潤滑に要する第３機関要求油圧を、それぞれ示している。そして、これら各点Ｐｅ１〜Ｐｅ３を実線で繋いだものが、内燃機関の機関回転数Ｒに応じた理想的な必要油圧（制御圧）であって、同図中における破線が実際のポンプの油圧特性を表している。

また、同図中におけるＰｖ１は、スプール弁体４３がバルブスプリング４４のセット荷重Ｗ１に基づく付勢力に抗して第１位置から第２位置へと移動を開始する第１切替油圧を示し、また、Ｐｖ２は、スプール弁体４３が前記バルブスプリング４４の付勢力に抗して第２位置から第３位置へとさらに移動を開始する第２切替油圧を、それぞれ示している。

かかる前提のもと、前記オイルポンプ１０は、機関始動から低回転域までの回転域に相当する図６中の区間ａにおいては、図７（ａ）示すように、制御圧Ｐが第１切替油圧Ｐｖ１よりも小さいため、スプール弁体４３が前記第１位置に位置する結果、第１ランド部４３ａにより第１接続ポート５１と圧力室５６との連通が遮断されて第１接続ポート５１と内部通路５５とが連通すると共に、中継室５７を通じて第２接続ポート５２と給排ポート５３とが連通した状態となる。また、当該機関回転域では、ソレノイド６４には励磁電流が通電され、導入ポート６７と給排ポート６８との連通が遮断され、かつ給排ポート６８とドレンポート６９とが連通した状態となる。その結果、第１制御油室３１内のオイルは内部通路５５及びドレンポート５４等を介してオイルパンＴへと排出されると共に、第２制御油室３２内のオイルは中継室５７、給排ポート５３及びソレノイドバルブ６０等を介してオイルパンＴへと排出されて、第１、第２制御油室３１，３２には油圧が作用せず、該両制御油室３１，３２内の圧力は共に大気圧となる。すなわち、制御圧Ｐが第１作動油圧Ｐｃ１よりも低い状態となる結果、カムリング１５は最大偏心状態で保持され、制御圧Ｐは機関回転数Ｒにほぼ比例するかたちで増大する特性となる。

その後、機関回転数Ｒが上昇して制御圧Ｐが第１切替油圧Ｐｖ１に到達すると（図６参照）、図７（ｂ）に示すように、引き続き前記ソレノイド６４の通電状態が維持されたまま、パイロット弁４０においてスプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力に抗してプラグ４２側へと僅かに移動することで第１位置から第２位置へと切り替わる。これにより、第１ランド部４３ａによって第１接続ポート５１と内部通路５５との連通が遮断され、第１接続ポート５１と圧力室５６とが僅かに連通すると共に、前記区間ａと同様、中継室５７等を介して第２接続ポート５２とオイルパンＴとが連通した状態となる。その結果、第１制御油室３１には、第１接続ポート５１と第１ランド部４３ａがオーバーラップすることによって形成される絞りＶを介して第１切替油圧Ｐｖ１よりも若干減圧された制御圧Ｐｘが導入される一方、第２制御油室３２内のオイルは引き続きオイルパンＴに排出され、第１制御油室３１のみに油圧が作用する。すると、第１作動油圧Ｐｃ１は第１切替油圧Ｐｖ１よりも小さく、前記油圧Ｐｘにより作動可能に構成されていることから、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力Ｔ１がコイルスプリング３３の付勢力Ｔｓに打ち勝ち、カムリング１５が同心方向へと僅かに移動する。

すると、このカムリング１５の同心方向の移動に伴う当該カムリング１５の偏心量の減少によって制御圧Ｐが低下し、該制御圧Ｐが第１切替油圧Ｐｖ１を下回ることとなる結果、スプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力により第２位置から第１位置へと押し戻される。これにより、前述のごとく第１制御油室３１内のオイルが排出され、該第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力Ｔ１がコイルスプリング３３の付勢力Ｔｓを下回ることで、カムリング１５が再び図７（ａ）に示すような最大偏心状態となる。

こうして、第１制御油室３１に連通する第１接続ポート５１と、圧力室５６を介した導入ポート５０、又は内部通路５５を介したドレンポート５４との接続がパイロット弁４０のスプール弁体４３によって連続的に交互に切り替わることで、制御圧Ｐが第１切替油圧Ｐｖ１に維持されるように調整され、オイルポンプ１０の制御圧Ｐがほぼフラットな特性となる（図６中の区間ｂ）。

続いて、前記パイロット弁４０のスプール弁体４３が第２位置にある状態で機関回転数Ｒがさらに上昇すると、図８（ａ）に示すように、まずソレノイド６４に対する通電が遮断され、導入ポート６７と給排ポート６８とが連通する一方、給排ポート６８とドレンポート６９との連通が遮断されることとなる。ここで、制御圧Ｐは第２切替油圧Ｐｖ２よりも小さいことから、スプール弁体４３は前記第１位置に保持される結果、圧力室５６を介して導入ポート５０と第１接続ポート５１とが連通すると共に、中継室５７を介して給排ポート５３と第２接続ポート５２とが連通した状態となる。その結果、第１制御油室３１には、第１ランド部４３ａによって形成される前記絞りＶを介して減圧された制御圧Ｐｘが供給されると共に、第２制御油室３２には、第２導入通路８ｂを通じて導かれた制御圧Ｐが供給される。これにより、コイルスプリング３３の付勢力Ｔｓと第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力Ｔ２との合力である偏心方向の付勢力Ｔｍが第１制御油室３１の内圧に基づく同心方向の付勢力Ｔ１を上回ることとなって、カムリング１５が偏心方向へと押し戻されて、制御圧Ｐの増加量が再び大きくなる（図６中の区間ｃ）。

その後、かかる増大特性に基づいて制御圧Ｐが上昇して第２切替油圧Ｐｖ２に到達すると（図６参照）、図８（ｂ）に示すように、引き続き前記ソレノイド６４の非通電状態が維持されたまま、パイロット弁４０において導入ポート５０から圧力室５６に導入される制御圧Ｐに基づいてスプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力に抗してプラグ４２側へ移動することで第２位置から第３位置へと切り替わる。これにより、導入ポート５０と第１接続ポート５１とが圧力室５６を介して十分な開口量をもって連通する一方、第２ランド部４３ｂによって第２接続ポート５２と中継室５７との連通が遮断されて内部通路５５を介して第２接続ポート５２とドレンポート５４とが連通した状態となる。その結果、第１制御油室３１には十分な制御圧が供給される一方、第２制御油室３２内のオイルは内部通路５５よりドレンポート５４を介してオイルパンＴへと排出されて、第１制御油室３１のみに油圧が作用する。これにより、第１制御油室３１の内圧に基づく同心方向の付勢力Ｔ１がコイルスプリング３３による偏心方向の付勢力Ｔｓを上回り、カムリング１５が同心方向へと移動する。

すると、このカムリング１５の同心方向の移動に伴う当該カムリング１５の偏心量の減少によって制御圧Ｐが低下し、該制御圧Ｐが第２切替油圧Ｐｖ２を下回ることとなる結果、スプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力により第３位置から第２位置へと押し戻される。これにより、前述のごとく第２制御油室３２に再び制御圧Ｐが供給され、該第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力Ｔ２とコイルスプリング３３の付勢力Ｔｓとの合力である偏心方向の付勢力Ｔｍが第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力Ｔ１を上回ることで、カムリング１５が偏心方向へと押し戻されて（図８（ａ）参照）、制御圧Ｐの増加量が再び大きくなる。

こうして、第２制御油室３２に連通する第２接続ポート５２と、中継室５７を介した給排ポート５３（導入ポート６７）、又は内部通路５５を介したドレンポート５４との接続がパイロット弁４０のスプール弁体４３によって連続的に交互に切り替わることで、制御圧Ｐが第２切替油圧Ｐｖ２に維持されるように調整され、オイルポンプ１０の制御圧Ｐがほぼフラットな特性となる（図６中の区間ｄ）。

以上のようにして、カムリング１５の揺動制御を行うにあたり、従来では、吸入に伴いポンプ室ＰＲ内のオイルに気泡が混入するいわゆるエアレーションの発生による当該ポンプ室ＰＲ内の内圧の低下について、何ら考慮されていなかった。このため、吸入中に気泡が発生すると、気体によりオイルの体積弾性係数が低下して圧縮性をもつようになることから、吸入領域における膨張行程から吐出領域の圧縮行程へと移行しても、ポンプ室ＰＲ内においてはオイルに混入した気泡の体積が変化するだけで、該ポンプ室ＰＲの内圧が直ちに吐出圧へと上昇せず、吐出領域上流側のポンプ室ＰＲの内圧に基づく付勢力ＴＵに対して吐出領域下流側のポンプ室ＰＲの内圧に基づく付勢力ＴＬが大きくなってしまっていた。

このように、同心方向に作用する吐出領域下流側のポンプ室ＰＲの内圧に基づく付勢力ＴＬが相対的に大きくなることによって、同心方向のトルクＴｐが偏心方向のトルクＴｍを上回ることとなる結果、図１２中に一点鎖線で示すように、前記エアレーションが発生していない状態（同図中の破線）に対して、第２作動油圧Ｐｃ２が低下してしまい（同図中のＰｃ２’）、高回転域において内燃機関の最大要求油圧である第３機関要求油圧Ｐｅ３を満足できないおそれがあった。

また、前記各ポンプ室ＰＲの内圧は吐出ポート２２ａの油圧が逆流することによって上昇するところ、機関高回転域のように、機関回転数が高いときほど各ポンプ室ＰＲの油圧が低いまま回転してしまうこととなり、当該低圧となる範囲がより広くなってしまう。その結果、前記吐出領域におけるポンプ室ＰＲの内圧に基づく付勢力ＴＬ，ＴＵのうち同心方向に作用する前記吐出領域下流側の付勢力ＴＬは、機関回転数が高いときほど大きくなるため、前記第２作動油圧Ｐｃ２がより一層低下してしまうこととなっていた。

これに対し、前記オイルポンプ１０では、予め前記エアレーションによる各ポンプ室ＰＲの油圧の低下を考慮して、機関最大要求油圧である第３機関要求油圧Ｐｅ３を超える高圧域におけるカムリング１５の作動油圧である第２作動油圧Ｐｃ２を、パイロット弁４０の作動油圧である第２切替油圧Ｐｖ２よりも大きくなるように構成したことから、図９中に破線で示されるような前記エアレーションが発生していない場合は勿論、図９中に一点鎖線で示されるような前記エアレーションの発生によって各ポンプ室ＰＲの内圧が低下してしまった場合、すなわち当該各ポンプ室ＰＲの内圧の低下に基づいてカムリング１５の偏心量が減少してしまうことにより吐出圧（制御圧）が低下してしまった場合であっても、前記機関最大要求油圧である第３機関要求油圧Ｐｅ３を確保することができる。

以上のように、本実施形態に係るオイルポンプ１０によれば、機関最大要求油圧である第３機関要求油圧Ｐｅ３を超える高圧域において第２作動油圧Ｐｃ２がパイロット弁４０の第２切替油圧Ｐｖ２よりも大きくなるように構成したことで、前記エアレーションの発生によって吐出圧（制御圧）の低下が生じた場合であっても前記第３機関要求油圧Ｐｅ３を確保することができ、内燃機関の適切な性能維持に供される。

しかも、前記オイルポンプ１０の場合、コイルスプリング３３とバルブスプリング４４の２つの付勢部材でもってカムリング１５及びパイロット弁４０の各作動油圧Ｐｃ２，Ｐｖ２を設定できるため、該各作動油圧Ｐｃ２，Ｐｖ２の調整がしやすく、当該オイルポンプ１０の良好な生産性の確保や製造コストの低廉化に寄与することができる。

また、前記オイルポンプ１０の場合、前記カムリング１５の作動について、機関低回転域では第１作動油圧Ｐｃ１を維持しつつ機関高回転域では第１作動油圧よりも高い第２作動油圧Ｐｃ２を維持する２段階特性を有し、当該高回転域において要求される第３機関要求油圧Ｐｅ３を満足することから、とりわけカムリング１５の作動油圧が低下しやすい高回転域における吐出圧（制御圧）の低下を抑制できるメリットがある。

なお、本実施形態では、前記第２作動油圧Ｐｃ２の調整にあたり、当該調整をコイルスプリング３３及びバルブスプリング４４の各セット荷重Ｗ１，Ｗ２を調整することで実現しているが、本発明はかかる手段に限定されるものではなく、例えばカムリング１５の一対の受圧面である第１、第２受圧面１５ｃ，１５ｄの受圧面積差をもって調整することによって実現することも可能であり、当該手段についてはポンプや搭載車両の仕様等に応じて自由に変更することができる。なお、前記第１、第２受圧面１５ｃ，１５ｄの受圧面積差により第２作動油圧Ｐｃ２の調整を行う場合には、前記各スプリング３３，４４のセット荷重Ｗ１，Ｗ２の設定を変更することなく、カムリング１５の作動油圧Ｐｃ２を変更できるメリットがある。

また、前記エアレーションが発生していない状態の特性を実線で、前記エアレーションが発生した状態の特性を破線で、機関内部の抵抗を表す機関抵抗線を一点鎖線でそれぞれ示した図１０、図１１に示されるように、本発明には、図１０に示されるようなエアレーション発生時の第２作動油圧Ｐｃ２’が常に第３機関要求油圧Ｐｅ３を上回るものだけでなく、例えば図１１に示されるようなエアレーション発生時の第２作動油圧Ｐｃ２’が第３機関要求油圧Ｐｅ３以下となるものの吐出流量に余裕があることで当該第３機関要求油圧Ｐｅ３を満足しうるものも含まれることは言うまでもない。

また、本発明は、本実施形態として例示した前記オイルポンプ１０のほか、他のカムリング制御構造を有する周知の可変容量形オイルポンプ、例えば特開２０１３−１３３００９０号公報の図４に示すような１対のコイルスプリングである第１、第２スプリング３３，３４によってカムリングの揺動制御を行うオイルポンプについても適用可能である。そして、かかるオイルポンプについても、第１、第２スプリング３３，３４の付勢力及びバルブスプリング４４の付勢力を調整したり、第１、第２受圧面１５ｊ，１５ｋの両受圧面積を調整したりすることで、予め前記エアレーションによる各ポンプ室ＰＲの油圧の低下を考慮し、機関最大要求油圧である第３機関要求油圧Ｐｅ３を超える高圧域での第２作動油圧が切替制御弁４０の第２切替油圧Ｐｖ２よりも大きくなるように構成することで、前述したような本発明の作用効果を実現することができる。

その他、本発明は、前記各実施形態に開示の構成に限定されるものではなく、例えば前記第１〜第３機関要求油圧Ｐｅ１〜Ｐｅ３や前記第１、第２切替油圧Ｐｖ１，Ｐｖ２、パイロット弁４０やソレノイドバルブ６０の具体的構成及び油路の取り回し等については、オイルポンプ１０が搭載される車両の内燃機関やバルブタイミング制御装置等の仕様に応じて自由に変更することができる。

また、前記実施形態では、前記カムリング１５を揺動させることで吐出量を可変にする形態を例に説明しているが、当該吐出量を可変にする手段としては、上記揺動に係る手段のみならず、例えばカムリング１５を径方向へと直線的に移動させることによって行うこととしてもよい。換言すれば、吐出量を変更し得る構成（前記ポンプ室ＰＲの容積変化量を変更し得る構成）であれば、カムリング１５の移動の態様は問わない。

さらに、前記実施形態では、本発明を可変容量形ベーンポンプに適用した例について説明したため、本発明に係る可変部材としてカムリング１５を挙げ、この揺動自在に設けたカムリング１５並びにその外周側に配置した第１、第２制御油室３１，３２及びコイルスプリング３３により可変機構を構成しているが、他の形式の可変容量形ポンプ、例えばトロコイド型ポンプに本発明を適用する場合には、外接歯車を構成するアウターロータが前記可動部材に該当する。そして、当該アウターロータを前記カムリング１５と同様に偏心移動自在に配置すると共にその外周側に前記制御油室やスプリングを配置することにより、前記可変機構が構成されることとなる。

以下に、前記実施形態から把握される特許請求の範囲に記載した発明以外の技術的思想について説明する。

（ａ）請求項３に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記付勢部材は２つ設けられ、前記制御ばね部材は１つ設けられていることを特徴とする請求項３に記載の可変容量形オイルポンプ。

（ｂ）前記（ａ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記２つの付勢部材は、前記可動部材を付勢する方向がそれぞれ異なることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

（ｃ）請求項２に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記最大要求油圧は、前記内燃機関の潤滑に供する油圧であることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

（ｄ）請求項７に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記高回転領域において要求される前記内燃機関の最大要求油圧を満足し、
前記付勢機構が有する付勢部材と、前記制御機構が有する制御ばね部材とでもって、前記内燃機関の最大要求油圧を超える高圧域での前記可動部材の作動油圧と前記制御機構の作動油圧との関係が設定されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

かかる構成によれば、２つの付勢部材でもって可動部材及び制御機構の作動油圧を設定できるため、該作動油圧の調整がしやすく、良好な生産性の確保や製造コストの低廉化に供される。

（ｅ）前記（ｄ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第１制御油室と前記第２制御油室は前記カムリングの外周側に設けられ、かつ該カムリングの外周側に設けられた揺動支点によって隔成されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

（ｆ）前記（ｅ）に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記制御機構は、パイロット弁によって構成されることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

１０…オイルポンプ
１５…カムリング（可動部材）
１６…ロータ（ポンプ要素）
１７…ベーン（ポンプ要素）
２１ａ…吸入ポート（吸入部）
２２ａ…吐出ポート（吐出部）
３１…第１制御油室
３２…第２制御油室
３３…コイルスプリング（付勢部材）
４０…パイロット弁（制御機構）
ＰＲ…ポンプ室

Claims (8)

1. 少なくとも内燃機関の各摺動部にオイルを供給する可変容量形オイルポンプであって、
   内燃機関により回転駆動され、複数のポンプ室の内部容積が変化することにより、吸入部を介してオイルを吸入すると共に、吐出部を介してオイルを吐出するポンプ要素と、
   可動部材の移動をもって前記複数のポンプ室の容積変化量を増減させる可変機構と、
   予圧が作用した状態で設けられ、前記複数のポンプ室の容積変化量が増大する方向へ前記可動部材を付勢する付勢機構と、
   前記吐出部から吐出されたオイルを供給することによって、前記可動部材に対する前記複数のポンプ室の容積変化量が減少する方向の付勢力発生に供する第１制御油室と、
   前記吐出部から吐出されたオイルを供給することによって、前記可動部材に対する前記複数のポンプ室の容積変化量が変化する方向の付勢力発生に供する第２制御油室と、
   前記ポンプ室の容積変化量が最小となる前に作動し、前記吐出圧が大きくなるに従って、前記第２制御油室内のオイルを排出し、又は前記第２制御油室にオイルを供給する制御機構と、
   を備え、
   前記内燃機関の最大要求油圧を超える高圧域において、前記可動部材の作動油圧を前記制御機構の作動油圧よりも大きく設定したことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
2. 前記可動部材の作動につき、前記内燃機関の低回転領域では第１作動油圧を維持し、高回転領域では前記第１作動油圧よりも高い第２作動油圧を維持する２段階特性を有し、
   前記高回転領域において要求される前記内燃機関の最大要求油圧を満足することを特徴とする請求項１に記載の可変容量形オイルポンプ。
3. 前記付勢機構が有する付勢部材と、前記制御機構が有する制御ばね部材とでもって、前記内燃機関の最大要求油圧を超える高圧域での前記可動部材の作動油圧と前記制御機構の作動油圧との関係が設定されていることを特徴とする請求項２に記載の可変容量形オイルポンプ。
4. 前記付勢部材は１つ設けられ、前記制御ばね部材は１つ設けられていることを特徴とする請求項３に記載の可変容量形オイルポンプ。
5. 前記第１制御油室と前記第２制御油室の受圧面積差をもって、前記内燃機関の最大要求油圧を超える高圧域での前記可動部材の作動油圧と前記制御機構の作動油圧との関係が設定されていることを特徴とする請求項２に記載の可変容量形オイルポンプ。
6. 前記付勢機構は、１つの付勢部材を備えると共に、
   前記制御機構は、
   前記吐出圧が導かれる導入ポートと、前記第１制御油室と連通する第１制御ポートと、前記第２制御油室と連通する第２制御ポートと、前記各制御油室のオイルの排出に供するドレンポートとを有するバルブボディと、
   前記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と、
   前記スプール弁を前記付勢部材よりも小さな付勢力で付勢する制御ばね部材と、
   を備え、
   前記付勢部材と前記制御ばね部材とによって、前記内燃機関の最大要求油圧を超える高圧域における前記可動部材の作動油圧と前記制御機構の作動油圧との関係が設定されていることを特徴とする請求項１に記載の可変容量形オイルポンプ。
7. 少なくとも内燃機関の各摺動部にオイルを供給する可変容量形オイルポンプであって、
   内燃機関により回転駆動されるロータと、
   前記ロータの外周に出没自在に収容される複数のベーンと、
   前記ロータ及びベーンを内周側に収容することで複数のポンプ室を隔成し、前記ロータに対し偏心移動することで前記複数のポンプ室の容積変化量を増減させるカムリングと、
   前記ポンプ室の内部容積が増大する吸入領域に開口形成された吸入部と、
   前記ポンプ室の内部容積が減少する吐出領域に開口形成された吐出部と、
   予圧が作用した状態で設けられ、前記カムリングを偏心量が増大する方向へ付勢する付勢機構と、
   前記吐出部から吐出されたオイルを供給することによって、前記カムリングに対する前記複数のポンプ室の容積変化量が減少する方向の付勢力発生に供する第１制御油室と、
   前記吐出部から吐出されたオイルを供給することによって、前記カムリングに対する前記複数のポンプ室の容積変化量が変化する方向の付勢力発生に供する第２制御油室と、
   前記ポンプ室の容積変化量が最小となる前に作動し、前記吐出圧が大きくなるに従って前記第２制御油室内のオイルをより多く排出可能に構成された制御機構と、
   を備え、
   前記内燃機関の最大要求油圧を超える高圧域において、前記カムリングの作動油圧を前記制御機構の作動油圧よりも大きく設定したことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
8. 少なくとも内燃機関の各摺動部にオイルを供給する可変容量形オイルポンプであって、
   内燃機関により回転駆動されるロータと、
   前記ロータの外周に出没自在に収容される複数のベーンと、
   前記ロータ及びベーンを内周側に収容することで複数のポンプ室を隔成し、前記ロータに対し偏心移動することで前記複数のポンプ室の容積変化量を増減させるカムリングと、
   前記ポンプ室の内部容積が増大する吸入領域に開口形成された吸入部と、
   前記ポンプ室の内部容積が減少する吐出領域に開口形成された吐出部と、
   予圧が作用した状態で設けられ、前記カムリングを偏心量が増大する方向へ付勢する付勢機構と、
   前記吐出部から吐出されたオイルを供給することによって、前記カムリングに対する前記複数のポンプ室の容積変化量が減少する方向の付勢力発生に供する第１制御油室と、
   前記吐出部から吐出されたオイルを供給することによって、前記カムリングに対する前記複数のポンプ室の容積変化量が変化する方向の付勢力発生に供する第２制御油室と、
   前記ポンプ室の容積変化量が最小となる前に作動し、前記吐出圧が大きくなるに従って、前記第２制御油室内のオイルを排出し、又は前記第２制御油室にオイルを供給する制御機構と、
   を備え、
   前記カムリングの作動油圧を、前記内燃機関内の抵抗を考慮したうえで該内燃機関が必要とする最大要求油圧を満たす設定としたことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

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