JP2016200153A - 可変容量形ポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】所望の吐出圧に維持する要求に対して、回転数が上昇しても吐出圧の上昇を抑えて当該要求吐出圧を極力維持し得る可変容量形ポンプを提供する。【解決手段】吐出圧が所定圧以下のときは当該吐出圧をバイパス状の連通油路５５を通じ中継室５７を介して給排ポート５２より第２制御油室３２へと導く一方、吐出圧が前記所定圧を超えると当該吐出圧に基づいてスプール弁体４３が第１領域から第２領域へと移動することにより第２制御油室３２内の作動油を給排ポート５２から中継室５７を通じ第１ドレンポート５３より排出させるように構成したパイロット弁４０をもって、第２制御油室３２の内圧を連続的に繰り返し変化させることにより、所望とする吐出圧維持を可能にした。【選択図】図４

Description

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

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。

概略を説明すれば、この可変容量形ポンプは、ベーン式の可変容量形オイルポンプであって、ポンプハウジングとカムリングの間に隔成された２つの制御油室内に導入され、いずれもロータの回転中心に対してカムリングの偏心量が小さくなる方向（以下、「同心方向」と呼称する。）側へ当該カムリングを付勢するように作用する吐出圧による付勢力と、カムリングの偏心量が大きくなる方向（以下、「偏心方向」と呼称する。）側へ当該カムリングを付勢するスプリングによるばね力と、に基づいて、機関回転数に応じてカムリングの偏心量を２段階に制御することにより、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。

具体的には、機関回転数が上昇すると、まず一方側の制御油室へと吐出圧が導入され、当該吐出圧が第１の平衡圧力である第１所定油圧に到達したところで、カムリングが前記スプリングのばね力に抗して同心方向へと若干移動し、その後、機関回転数がさらに上昇すると、前記一方側の制御油室に加えて他方側の制御油室にも吐出圧が導入され、当該吐出圧が第２の平衡圧力である第２所定油圧に到達したところで、カムリングが前記スプリングのばね力に抗してさらに同心方向へと移動する、といったように前記２段階制御が行われることとなる。

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の場合、前記２つの制御油室の内圧に対抗し得る比較的大きなばね定数を有するスプリングを使用してカムリングを付勢する必要があることから、吐出圧の上昇に伴ってカムリングが移動しづらくなってしまうおそれがある。このため、特に機関回転数の比較的高い領域に係る前記第２所定油圧に維持しようとしたときは、機関回転数（ポンプ回転数）が上昇するにつれて吐出圧も大きく上昇してしまうこととなる結果、要求吐出圧特性を十分に確保できないという問題があった。

そこで、本発明は、前記従来の可変容量形ポンプの技術的課題に鑑みて案出されたものであり、所望の吐出圧に維持する要求に対し、回転数が上昇しても吐出圧の上昇を抑えて当該要求吐出圧を極力維持し得る可変容量形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、別個独立して設けられたパイロット弁及び切替弁をもって、吐出部から吐出される作動油の油圧が所定圧よりも小さいときは導入通路と第２制御油室とを連通させ、吐出部から吐出される作動油の油圧が所定圧を超えると当該油圧に応じて第２制御油室の作動油を排出させることを特徴としている。

本願発明によれば、所望の吐出圧に維持する要求に対し、回転数が上昇しても吐出圧の上昇を抑えて当該要求吐出圧を極力維持することができる。

本発明に係る可変容量形ポンプの構成を示す分解斜視図である。 図１に示す可変容量形ポンプの正面図である。 図２のＡ−Ａ線に沿う断面図である。 図３のＢ−Ｂ線に沿う断面図である。 図３に示すポンプボディ単体をカバー部材との合わせ面側から見た図である。 図３に示すカバー部材単体をポンプボディとの合わせ面側から見た図である。 図２のＣ−Ｃ線に沿う断面図である。 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８の区間ａ、（ｂ）は図８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８の時点ｃ、（ｂ）は図８の区間ｄにおけるポンプの状態を現した図である。

以下に、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、下記実施形態では、この可変容量形ポンプを、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、図示外の内燃機関のシリンダブロックやバランサ装置の各前端部に設けられ、図１〜図４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１２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ないしバランサシャフト等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、後述する制御油室３１，３２やコイルスプリング３３と協働して後記ポンプ室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によって図４中の反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作動油室であるポンプ室ＰＲの容積を増減させることによってポンプ作用を行うポンプ構成体と、前記ポンプハウジング（カバー部材１２）に付設され、後述する第２制御油室３２への油圧の給排を制御する制御機構であるパイロット弁４０と、該パイロット弁４０と後述する吐出口２２ｂとの間に構成される油通路（後述する第２導入通路７２）上に設けられ、吐出されたオイルの前記パイロット弁４０側へ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、前記ポンプ構成体は、カムリング１５の内周側において回転自在に収容され、その中心部が駆動軸１４外周に結合されたロータ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内においてそれぞれ出没自在に収容されたベーン１７と、前記ロータ１６より小径に形成され、当該ロータ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により一体に形成されていて、ポンプ収容室１３の一端壁を構成する端壁１１ａ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１１ｂが貫通形成されている。また、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１１ｃが切欠形成されている。さらに、ポンプ収容室１３の内周壁には、軸受孔１１ｂの中心と支持溝１１ｃの中心とを結ぶ直線（以下「カムリング基準線」という。）Ｍに対して図４中の上半側に、カムリング１５の外周部に配設されるシール部材２０が摺接するシール摺接面１１ｄが形成されている。このシール摺接面１１ｄは、支持溝１１ｃ中心から所定半径Ｒ１をもって構成される円弧面状に形成されると共に、カムリング１５が偏心揺動する範囲においてシール部材２０が常時摺接可能な周方向長さに設定されている。同様に、前記カムリング基準線Ｍに対して図４中の下半側にも、カムリング１５の外周部に配設されるシール部材２０が摺接するシール摺接面１１ｅが形成されている。このシール摺接面１１ｅは、支持溝１１ｃ中心から所定半径Ｒ２をもって構成される円弧面状に形成され、カムリング１５が偏心揺動する範囲においてシール部材２０が常時摺接可能な周方向長さに設定されている。

また、前記ポンプボディ１１の端壁１１ａの内側面には、特に図４、図５に示すように、軸受孔１１ｂの外周域に、前記ポンプ構成体によるポンプ作用に伴い前記各ポンプ室ＰＲの容積が拡大する領域（以下「吸入領域」という。）に開口するようにほぼ円弧凹状の吸入部である吸入ポート２１ａが、また、前記各ポンプ室ＰＲの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１１ｂを挟んでほぼ対向するように切欠形成されている。

前記吸入ポート２１ａは、その周方向のほぼ中間位置に、後記のスプリング収容室２６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１１ａを貫通して外部へと開口する吸入口２１ｂが貫通形成されている。このような構成により、内燃機関のオイルパン（図示外）に貯留されたオイルが、前記ポンプ構成体のポンプ作用に伴い発生する負圧に基づき吸入口２１ｂ及び吸入ポート２１ａを介して吸入領域に係る各ポンプ室ＰＲに吸入されるようになっている。ここで、前記吸入口２１ｂは、前記導入部２３と共に、吸入領域のカムリング１５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。このような構成から、前記ポンプ構成体によるポンプ作用により加圧されて吐出ポート２２ａへと吐出されたオイルが、吐出口２２ｂから前記シリンダブロックの内部に設けられる図示外のメインオイルギャラリを通じて機関内における各摺動部やバルブタイミング制御装置等（いずれも図示外）へと供給されることとなる。

また、前記吐出ポート２２ａには、当該吐出ポート２２ａと軸受孔１１ｂを連通する連通溝２５ａが切欠形成されていて、この連通溝２５ａを介して軸受孔１１ｂにオイルを供給すると共に、ロータ１６及び各ベーン１７の側部にもオイルを供給することで、各摺動部位の良好な潤滑が確保されている。なお、かかる連通溝２５ａは、前記各ベーン１７の出没方向と合致しないように形成されており、これら各ベーン１７が出没する際の当該連通溝２５ａへの脱落が抑制されている。

前記カバー部材１２は、図３、図６に示すように、ほぼ板状を呈し、複数のボルトＢ１によりポンプボディ１１の開口端面に取り付けられるものであって、ポンプボディ１１の軸受孔１１ｂに対向する位置には、駆動軸１４の他端側を回転自在に支持する軸受孔１２ａが貫通形成されている。そして、このカバー部材１２の内側面にも、前記ポンプボディ１１と同様に、吸入ポート２１ｃや吐出ポート２２ｃ、連通溝２５ｂが、ポンプボディ１１の吸入ポート２１ａや吐出ポート２２ａ、連通溝２５ａに対して対向配置されている。

前記駆動軸１４は、図３に示すように、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通して外部へと臨む軸方向一端部が前記クランクシャフト等に連係されていて、当該クランクシャフト等から伝達される回転力に基づきロータ１６を図４中の時計方向へと回転させる。ここで、図４に示すように、この駆動軸１４中心を通り、かつ、前記カムリング基準線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、図１、図４に示すように、その中心側から径方向外側へ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１５ａが軸方向に沿って切欠形成されると共に、該ピボット部１５ａ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１５ｂが径方向に沿って突設されている。なお、前記アーム部１５ｂ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１５ｃが突設されていて、該押圧突部１５ｃ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り、アーム部１５ｂ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、図４、図５に示すように、前記支持溝１１ｃ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２６が、図４中の前記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、スプリング収容室２６には、その一端壁とアーム部１５ｂ（押圧突部１５ｃ）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２６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２８として構成され、当該規制部２８にアーム部１５ｂの他側部が当接することによって、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。

このようにして、前記カムリング１５については、コイルスプリング３３の付勢力をもって、アーム部１５ｂを介してその偏心量が増大する方向（図４中の時計方向）へと常時付勢され、非作動状態では、図４に示すように、アーム部１５ｂの他側部が規制部２８へと押し付けられた状態となって、その偏心量が最大となる位置に規制されるようになっている。

また、前記カムリング１５の外周部には、ポンプボディ１１の内周壁により構成される第１、第２シール摺接面１１ｄ，１１ｅと対向して設けられた当該各シール摺接面１１ｄと同心円弧状の第１、第２シール面１５ｇ，１５ｈを有する一対の第１、第２シール構成部１５ｅ，１５ｆが突出形成されると共に、これらシール構成部１５ｅ，１５ｆの各シール面１５ｇ，１５ｈにはそれぞれシール保持溝１５ｉが軸方向に沿って切欠形成されていて、これらシール保持溝１５ｉ内には、カムリング１５の偏心揺動時に前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅに摺接する第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂがそれぞれ収容保持されている。

ここで、前記第１、第２シール面１５ｇ，１５ｈは、それぞれ前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅを構成する半径Ｒ１，Ｒ２よりも僅かに小さい所定の半径ｒ１，ｒ２により構成されていて、これら各シール摺接面１１ｄ，１１ｅと当該各シール面１５ｇ，１５ｈとの間には、所定の微小なクリアランスが形成されるようになっている。一方、第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂについては、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、各シール保持溝１５ｉの底部にそれぞれ配設されたゴム製の弾性部材の弾性力をもって前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅに押し付けられることで、当該各シール摺接面１１ｄ，１１ｅと前記各シール面１５ｇ，１５ｈとの間が液密に隔成されることとなる。

さらに、前記カムリング１５の外周域には、ピボットピン１９と第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂとによって一対の第１、第２制御油室３１，３２が隔成されている。当該各制御油室３１，３２には、前記メインオイルギャラリから分岐形成された制御圧導入通路７０を介してポンプ吐出圧に相当する機関内油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、前記制御圧導入通路７０からさらに二股に分岐された一方の分岐通路である第１導入通路７１を通じポンプ吐出圧が供給される一方、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を通じてパイロット弁４０を経て減圧されたポンプ吐出圧（以下、「第２吐出圧」という。）が供給される。そして、これらの各油圧がそれぞれ第１、第２制御油室３１，３２に面するカムリング１５の外周面により構成される受圧面１５ｊ，１５ｋに作用することで、カムリング１５に対し移動力（揺動力）が付与されることとなる。ここで、前記両受圧面１５ｊ，１５ｋについては、第２受圧面１５ｋと比べて第１受圧面１５ｊの方が大きくなるように設定されていて、双方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４中の反時計方向）へとカムリング１５を付勢する構成となっている。

このような構成から、前記オイルポンプ１０では、コイルスプリング３３のセット荷重Ｗ１に対して両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力が小さいときは、カムリング１５は図４に示すような最大偏心状態となる一方、吐出圧の上昇に伴い両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力がコイルスプリング３３のセット荷重Ｗ１を上回ったときは、その吐出圧に応じてカムリング１５が同心方向へ移動することとなる。

前記パイロット弁４０は、特に図７に示すように、カバー部材１２と重合して設けられる軸方向一端側に対して当該カバー部材１２の外側まで延設される他端側が拡径状に開口形成されたほぼ筒状のバルブボディ４１（本発明に係る制御バルブボディに相当）と、該バルブボディ４１の他端側開口部を閉塞するプラグ４２と、前記バルブボディ４１の内周側において軸方向へと摺動自在に収容され、当該バルブボディ４１の内周面と摺接する１対の大径部である第１、第２ランド部４３ａ，４３ｂをもって第２制御油室３２に対しての油圧の給排制御に供するスプール弁体４３（本発明に係るスプールに相当）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４１の一端側へ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（前記各ランド部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、当該バルブ収容部４１ａ内にスプール弁体４３が収容配置される。そして、前記小径状の一端部には、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と接続される導入通路開口部である導入ポート５１が開口形成される一方、前記大径状の他端部には、その内周部に有する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、その軸方向中間位置に、一端側が第２制御油室３２に接続されると共に他端側が後述する中継室５７と常時接続されることで第２制御油室３２に対する油圧の給排に供する制御油室開口部である給排ポート５２が開口形成されると共に、その軸方向他端側の位置に、一端側が外部へ直接開口又は吸入側に接続され、後述する中継室５７との接続を切り替えることによって当該中継室５７を介して第２制御油室３２内の油圧の排出に供する制御ドレン開口部である第１ドレンポート５３が開口形成されている。なお、前記バルブボディ４１の一端側周壁であって径方向に後述する背圧室５８と重合する軸方向位置にも、前記第１ドレンポート５３と同様に、外部へ直接開口又は吸入側に接続される第２ドレンポート５４が開口形成されている。

また、前記バルブボディ４１の他端側周壁部には、ポンプボディ１１と協働で、スプール弁体４３が図７中の上端側の位置（図４参照）にある状態で導入ポート５１と後述する中継室５７を連通する連通油路５５が構成されるようになっている。すなわち、前記バルブボディ４１には、スプール弁体４３が前記所定領域にあるときにそれぞれ導入ポート５１ないし後述する中継室５７に開口するように所定の軸方向位置において径方向に沿って設けられた径方向油路５５ａ，５５ｂと、カバー部材１２の内側面に溝状に設けられ、該カバー部材１２をポンプボディ１１に接合させることでこれら両者１１，１２間に前記両径方向油路５５ａ，５５ｂを接続する油路として構成される接続油路５５ｃと、が設けられている。

前記スプール弁体４３は、その軸方向の両端部に、前記第１、第２ランド部４３ａ，４３ｂが設けられると共に、当該両ランド部４３ａ，４３ｂ間に、小径部である軸部４３ｃが設けられている。そして、かかるスプール弁体４３がバルブ収容部４１ａ内に収容されることによって、バルブボディ４１内には、第１ランド部４３ａの軸方向外側においてバルブボディ４１の一端部との間に設けられ、導入ポート５１から吐出圧が導かれる圧力室５６と、前記両ランド部４３ａ，４３ｂ間に設けられ、当該スプール弁体４３の軸方向位置によって給排ポート５２と導入ポート５１（連通油路５５）又は第１ドレンポート５３とを中継する中継室５７と、第２ランド部４３ｂの軸方向外側においてプラグ４２との間に設けられ、第２ランド部４３ｂの外周側（微小隙間）を通じて中継室５７より漏出したオイルの排出に供する背圧室５８と、がそれぞれ隔成されることとなる。

このような構成から、前記パイロット弁４０は、導入ポート５１より圧力室５６に導かれる吐出圧が所定圧（後述するスプール作動油圧Ｐｓ）以下の状態では、前記セット荷重Ｗ２に基づくバルブスプリング４４の付勢力をもって、スプール弁体４３がバルブ収容部４１ａの一端側の所定領域である第１領域に位置することとなる（図４参照）。すなわち、スプール弁体４３が前記第１領域に位置することにより、連通油路５５を介して導入ポート５１と中継室５７が接続される一方、第２ランド部４３ｂによって第１ドレンポート５３と中継室５７の接続が遮断されて、給排ポート５２を介して第２制御油室３２と中継室５７が接続される結果、導入ポート５１から連通油路５５を通じて導かれる油圧が中継室５７を介して第２制御油室３２へと供給されることとなる。

そして、前記圧力室５６へと導かれる吐出圧が前記所定圧を超えると、前記バルブスプリング４４の付勢力に抗してスプール弁体４３が前記第１領域からバルブ収容部４１ａの他端側へと移動し、当該バルブ収容部４１ａの他端側の所定領域である第２領域に位置することとなる（図１０（ｂ）参照）。すなわち、スプール弁体４３が前記第２領域に位置することによって、給排ポート５２を介して第２制御油室３２は中継室５７との接続が維持される一方、第１ランド部４３ａによって連通油路５５と中継室５７の接続が遮断されて、第１ドレンポート５３を介して中継室５７とオイルパンＴ等が接続される結果、第２制御油室３２内のオイルが中継室５７を通じ第１ドレンポート５３を介してオイルパンＴ等へと排出されることとなる。

前記ソレノイドバルブ６０は、図４に示すように、前記第２導入通路７２の途中に介在する図示外のバルブ収容孔内に収容配置され、内部軸方向に沿って油通路６５が貫通形成されてなるほぼ円筒状のバルブボディ６１（本発明に係る切替バルブボディに相当）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、その中央部に第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、その一端側内周部に、ボール弁体６３を収容する前記弁体収容部６６が油通路６５に対し段差拡径状に設けられている。そして、この弁体収容部６６の内端部開口縁にも、前記シート部材６２に有するバルブシート６２ａと同様のバルブシート６６ａが形成されている。さらに、バルブボディ６１の周壁のうち、その一端側となる前記弁体収容部６６の外周部に、下流側通路７２ｂと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下流側開口部である給排ポート６８が径方向に沿って貫通形成されると共に、その他端側となる油通路６５の外周部に、オイルパンＴなどドレン側へと接続される切替ドレン開口部であるドレンポート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４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を通じ給排ポート６８とドレンポート６９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より導かれる吐出圧に基づいてボール弁体６３が後退移動することにより当該ボール弁体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８〜図１０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８に基づいて説明すれば、図中のＰ１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Ｐ２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Ｐ３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、これら点Ｐ１〜Ｐ３を一点鎖線により繋いだものが、内燃機関の機関回転数Ｒに応じた理想的な必要油圧（吐出圧）Ｐを表している。なお、同図中における実線は本願発明に係る前記オイルポンプ１０の油圧特性を、破線は前記従来のポンプの油圧特性を、それぞれ表したものである。

また、同図中におけるＰｃは前記セット荷重Ｗ１に基づくコイルスプリング３３の付勢力に抗してカムリング１５が同心方向へ移動を開始するカムリング作動油圧を、Ｐｓは前記セット荷重Ｗ２に基づくバルブスプリング４４の付勢力に抗してスプール弁体４３が第１位置から第２位置へと移動を開始するスプール作動油圧を、それぞれ示している。

このような設定から、前記オイルポンプ１０の場合、機関始動から低回転域までの回転域に相当する図８中の区間ａでは、ソレノイド６４に励磁電流が通電され、図９（ａ）に示すように、導入ポート６７と給排ポート６８の連通が遮断される一方、給排ポート６８とドレンポート６９が連通する。これにより、第２制御油室３２（パイロット弁４０）側には吐出圧Ｐが導入されず、パイロット弁４０のスプール弁体４３は第１領域に位置することとなる結果、第２制御油室３２内のオイルは下流側通路７２ｂ及び油通路６５を介してソレノイドバルブ６０のドレンポート６９より排出され、第１制御油室３１のみに吐出圧Ｐが供給される。ここで、当該機関回転域では吐出圧（機関内油圧）Ｐがカムリング作動油圧Ｐｃよりも低い状態となっているため、カムリング１５が最大偏心状態で保持されて、吐出圧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が上昇して吐出圧Ｐがカムリング作動油圧Ｐｃに到達すると（図８参照）、図９（ｂ）に示すように、ソレノイド６４に対しては前記通電状態が維持され、引き続き第１制御油室３１のみに吐出圧Ｐが供給される。これにより、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力がコイルスプリング３３の付勢力Ｗ１に打ち勝ち、カムリング１５が同心方向へと移動を始める。その結果、吐出圧Ｐが減少することとなり、前述のカムリング１５が最大偏心状態にあるときと比べて、当該吐出圧Ｐの増加量が小さくなる（図８中の区間ｂ）。

続いて、機関回転数Ｒがさらに上昇し、機関運転状態において第２機関要求油圧Ｐ２が必要になると（図８参照）、ソレノイド６４に対する通電が遮断され、図１０（ａ）に示すように、導入ポート６７と給排ポート６８が連通する一方、給排ポート６８とドレンポート６９の連通が遮断される結果、上流側通路７２ａから導入される吐出圧Ｐが下流側通路７２ｂを介してパイロット弁４０側へと導かれる。このとき、吐出圧Ｐは未だスプール作動油圧Ｐｓに達していないため、パイロット弁４０のスプール弁体４３は第１領域に位置することとなり、連通油路５５を通じ導入ポート５１と給排ポート５２が連通すると共に、第２ランド部４３ｂによって第１ドレンポート５３が遮断されて、連通油路５５のバルブ収容部４１ａ側開口と第１ランド部４３ａとがオーバーラップすることによって形成される絞りを経て若干減圧された前記第２吐出圧が第２制御油室３２へと供給される。これにより、コイルスプリング３３の付勢力Ｗ１と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力からなる偏心方向の付勢力が第１制御油室３１の内圧に基づく同心方向の付勢力を上回って、カムリング１５が偏心方向へと押し戻され、吐出圧Ｐの増加量が再び大きくなる（図８中の時点ｃ）。

その後、かかる増大特性に基づき吐出圧Ｐが上昇してスプール作動油圧Ｐｓに到達すると（図８参照）、図１０（ｂ）に示すように、パイロット弁４０にて、導入ポート５１より圧力室５６に導入される吐出圧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Ｗ２に抗してプラグ４２側へと移動し、その位置が第１領域から第２領域へと切り替わる。これにより、連通油路５５のバルブ収容部４１ａ側開口が第１ランド部４３ａによって遮断されると共に、中継室５７を介して給排ポート５２と第１ドレンポート５３が連通することで、第２制御油室３２内のオイルは排出されて、第１制御油室３１のみに吐出圧Ｐが供給される。その結果、第１制御油室３２の内圧に基づく同心方向の付勢力がコイルスプリング３３の付勢力Ｗ１と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力からなる偏心方向の付勢力を上回って、カムリング１５が同心方向へ移動することにより、吐出圧Ｐが減少する。

すると、この吐出圧Ｐの減少によりスプール弁体４３の一端に作用する油圧（吐出圧Ｐ）がスプール作動油圧Ｐｓを下回ると、図１０（ａ）に示すように、当該吐出圧Ｐによる付勢力にバルブスプリング４４の付勢力Ｗ２が打ち勝ち、スプール弁体４３が導入ポート５１側へと移動する。これにより、パイロット弁４０の導入ポート５１と給排ポート５２が連通し、第２制御油室３２に再び第２吐出圧が供給される結果、カムリング１５は偏心方向へと押し戻されて、吐出圧Ｐが再び増大する。その後、この吐出圧Ｐの増大によって、スプール弁体４３の一端に作用する油圧がスプール作動油圧Ｐｓを上回ると、図１０（ｂ）に示すように、当該スプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力Ｗ２に抗して再び第２領域へと移動する。これにより、前述のごとく、第２制御油室３２内のオイルは排出されて、第１制御油室３１のみに吐出圧Ｐが供給される結果、第１制御油室３２の内圧に基づく同心方向の付勢力がコイルスプリング３３の付勢力Ｗ１と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力からなる前記偏心方向の付勢力を上回って、カムリング１５が同心方向へ移動することにより、吐出圧Ｐが再び減少する。

このように、前記オイルポンプ１０では、パイロット弁４０のスプール弁体４３をもって、第２制御油室３２に連通する給排ポート５２と導入ポート５１又は第１ドレンポート５３との接続が連続的に交互に切り替わることにより、吐出圧Ｐがスプール作動油圧Ｐｓに維持されるように調整されることとなる。このとき、かかる調圧は、パイロット弁４０における給排ポート５２の切替によって行われるため、コイルスプリング３３のばね定数による影響を受けることがない。また、前記調圧は、前記給排ポート５２の切替に係るスプール弁体４３の極狭いストロークの範囲で行われるため、バルブスプリング４４のばね定数による影響を受けるおそれもない。その結果、本区間では、オイルポンプ１０の吐出圧Ｐが図８中に破線で示した従来のポンプのように機関回転数Ｒの上昇に伴い比例的に増大するのではなくほぼフラットな特性となり、前記理想的な必要油圧（図８中の一点鎖線）に極力近づけることが可能となる。これにより、本実施形態に係るオイルポンプ１０では、機関回転数Ｒの上昇に伴ってコイルスプリング３３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前記従来のオイルポンプに対し、当該吐出圧Ｐを無駄に増加させてしまうことにより生ずる動力損失（図８中にハッチングで示した範囲Ｓ）を削減することが可能となる（図８中の区間ｄ）。

以上のことから、本実施形態に係るオイルポンプ１０では、前記パイロット弁４０による調圧制御に基づき、少なくとも第２機関要求油圧Ｐ２よりも高い所定圧（スプール作動油圧Ｐｓ）に維持することが要請される機関回転域（図８中の区間ｄ）において、吐出圧Ｐを当該所定圧に維持することができる。

すなわち、本実施形態に係るオイルポンプ１０の場合には、吐出圧Ｐがカムリング作動油圧Ｐｃより大きく前記所定圧であるスプール作動油圧Ｐｓ以下となっている状態から、吐出圧Ｐがスプール作動油圧Ｐｓを超えたところでスプール弁体４３が第１領域から第２領域へと移動し、当該移動に伴いカムリング１５の偏心量が減少することで吐出圧Ｐが再びスプール作動油圧Ｐｓを下回りスプール弁体４３が第１領域へと戻る、といったスプール弁体４３による給排ポート５２の接続切替が連続的に繰り返し行われる結果、吐出圧Ｐをスプール作動油圧Ｐｓに維持することが可能となる。

そして、かかる調圧にあたり、当該調圧はパイロット弁４０により行われることから、従来のようにコイルスプリング３３のばね定数の影響を受けることがない。さらに、当該パイロット弁４０においても、上記調圧はスプール弁体４３の極狭いストロークの範囲でもって行われるため、バルブスプリング４４のばね定数の影響を受けることもない。換言すれば、バルブスプリング４４を含め、コイルスプリング３３のばね定数の影響によって吐出圧Ｐを無駄に増加させてしまう不都合を招来することもなく、前記所望の吐出圧に維持することができる。

また、本実施形態では、第２導入通路７２の途中にソレノイドバルブ６０を配置し、該ソレノイドバルブ６０による開閉切替制御でもって吐出圧Ｐのパイロット弁４０側への導入タイミングを制御する構成としているため、前記所定圧（スプール作動油圧Ｐｓ）が必要となる所望のタイミングで前記パイロット弁４０の給排ポート５２の接続切替による前記所望の吐出圧維持を図ることができる。

すなわち、前記ソレノイドバルブ６０を用いることなく、第１制御油室３１と第２制御油室３２（パイロット弁４０）に等しく吐出圧Ｐを導入する構成とした場合には、特に高回転域（比較的高い回転数域）において、当該高回転に基づき、前記所定圧が必要になるよりも前にスプール弁体４３が第１領域から第２領域へと移動を始めてしまう結果、前記所定圧が必要なタイミングで吐出圧Ｐが減少し当該所定圧を確保できないといった不都合を生じてしまうところ、本実施形態では、かかる不都合の招来を回避することができる。

本発明は、前記実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば前記機関要求油圧Ｐ１〜Ｐ３や前記カムリング作動油圧Ｐｃ及びスプール作動油圧Ｐｓについては、前記オイルポンプ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、本発明に係る切替機構の弁体としてボール弁体６３を採用した形態を例に説明しているが、当該切替機構の弁体としては上記ボール弁体６３のほか、例えばスプールを用いることとしてもよい。換言すれば、前記各ポート６７，６８，６９の相互の連通の切替を行い得る構成であれば、いかなる弁体も使用可能である。

また、前記実施形態では、可変容量形ベーンポンプを例に説明したため、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両制御油室３１，３２及びコイルスプリング３３によって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、かかる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１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記切替機構は、電気的に切替制御される電磁制御弁により構成されていることを特徴とする可変容量形ポンプ。

（ｂ）請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
吐出される作動油は、内燃機関の潤滑に用いられることを特徴とする可変容量形ポンプ。

（ｃ）前記（ｂ）に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記吐出される作動油は、可変動弁装置の駆動源及び内燃機関のピストンに作動油を供給するオイルジェットにも用いられることを特徴とする可変容量形ポンプ。

（ｄ）請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記制御機構には、前記スプール弁体と前記制御バルブボディとによって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。

（ｅ）請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記下流側開口部及び制御ドレン開口部は、ともに前記切替バルブボディの周壁に設けられていることを特徴とする可変容量形ポンプ。

（ｆ）請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記制御ドレン開口部及び制御油室開口部は、ともに前記制御バルブボディの周壁に設けられていることを特徴とする可変容量形ポンプ。

１０…オイルポンプ
１１…ポンプボディ（側壁）
１２…カバー部材（側壁）
１５…カムリング
１６…ロータ
１７…ベーン
２１ａ，２１ｃ…吸入ポート（吸入部）
２２ａ，２２ｃ…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）
６０…ソレノイドバルブ（切替機構）
ＰＲ…ポンプ室（作動油室）

Claims (5)

1. 内部にポンプ収容室が形成されたハウジングと、
   回転駆動されるロータと、該ロータの外周側に出没可能に設けられた複数のベーンと、前記ロータ及び前記複数のベーンを収容して複数の作動油室を形成し、前記ポンプ収容室内に移動可能に配置されて、前記ポンプ収容室内で移動することによって前記ロータの回転中心に対する内周中心の偏心量が変化する可動部材とを有し、前記ロータの回転に伴い作動油を吸入及び吐出するポンプ機構と、
   セット荷重が付与された状態で前記ハウジング内に設けられ、前記ロータの回転中心に対する前記可動部材の内周中心の偏心量を増大させる方向へ前記可動部材を付勢する付勢部材と、
   前記可動部材と前記ハウジングの間に形成されて前記ポンプ機構から吐出された作動油が導かれ、前記ロータの回転中心に対する前記可動部材の内周中心の偏心量が減少する方向へ前記可動部材が移動したときに容積が増大する第１制御油室と、
   前記可動部材と前記ハウジングの間に形成されて前記ポンプ機構から吐出された作動油が導入通路を介して導かれ、前記ロータの回転中心に対する前記可動部材の内周中心の偏心量が増大する方向へ前記可動部材が移動したときに容積が増大する第２制御油室と、
   前記導入通路を介して導かれる前記ポンプ機構から吐出された作動油の油圧により作動するスプールを有し、該スプールにより前記ポンプ機構から吐出された作動油が前記第２制御油室へ導かれる状態と、前記第２制御油室内に導かれた作動油が排出される状態とを切り替えるパイロット弁と、
   前記導入通路の途中に接続され、前記第２制御油室へ作動油を導く状態と、前記パイロット弁を介して前記第２制御油室に導かれた作動油を排出する状態とを切り替える切替弁と、
   を備えたことを特徴とする可変容量形ポンプ。
2. 請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
   前記可動部材は、前記ポンプ収容室内を揺動することを特徴とする可変容量形ポンプ。
3. 請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
   前記可動部材は、前記ポンプ収容室内を直線的に移動することを特徴とする可変容量形ポンプ。
4. 請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
   前記ポンプ機構から吐出される作動油は、内燃機関の潤滑に用いられることを特徴とする可変容量形ポンプ。
5. 請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
   前記ポンプ機構から吐出される作動油は、内燃機関の機関弁の開閉時期を制御するバルブタイミング制御装置及び／又は内燃機関の摺動部の潤滑及び／又は内燃機関のピストンに作動油を供給するオイルジェットに用いられることを特徴とする可変容量形ポンプ。

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