JP4521005B2

JP4521005B2 - オイルポンプにおける圧力制御装置

Info

Publication number: JP4521005B2
Application number: JP2007039135A
Authority: JP
Inventors: 圭一甲斐; 謙一藤木; 靖典小野
Original assignee: Yamada Manufacturing Co Ltd
Current assignee: Apic Yamada Corp
Priority date: 2007-02-20
Filing date: 2007-02-20
Publication date: 2010-08-11
Anticipated expiration: 2027-02-20
Also published as: JP2008202488A; US20080253904A1; EP1961961A3; CN101251108A; EP1961961B1; CN101251108B; DE602007012206D1; EP1961961A2; ES2358286T3

Description

本発明は、吐出ポートが２つ存在し、該２つの吐出源を提供する手段として３つのロータを使用した可変流量タイプのオイルポンプであって、油路切り替え方法を工夫することで、圧力（油圧）特性を多段特性でなく、一般的なオイルポンプの圧力特性と同様の特性のままでありながら、フリクションを低減することができるオイルポンプにおける圧力制御装置に関する。

従来より、２か所にオイルを輸送する手段としての３つのロータ自体は特許文献１により公知である。該特許文献１では、２箇所にオイルを輸送する手段として示されているだけで、それ以上の効果は示されていない。
特開平１１−２８０６６６号特開２００５−１４００２２特開２００２−７０７５６

引用文献１では、内側ロータと外側ロータでの流量は一度製作してしまえば歯形が決まっているため、流量比率はどんな回転数でも略一定である。特に、内側歯形と外側歯形の諸元によっては内側歯間空間と外側歯間空間との間に圧力差が発生し、中間ロータが片側に押し付けられ歯面の摩耗が促進される恐れがある。つまり、圧力差によって、中間ロータの片減りが発生する重大な欠点がある。

特許文献２は、望んだ回転数域でオイルをリリーフさせることで、無駄仕事を減らし、その回転数域での効率アップを狙ったものである。第１３頁図８を見ると、望んだ回転数域での吐出量を下げることで、無駄仕事を減らし、効率をアップさせている。このように可変流量オイルポンプにすることにより、効率をアップさせることができるが、以下のような問題が存在する。

一組のロータの吐出ポートを２分割することから吐出流路一つ一つの開口面積が少なくなり、それをカバーするためにはロータ径を大きくせざるを得ず、ロータ径を大きくするとフリクション（トルク）が大きくなり、効率が低下する欠点がある。また、無駄仕事を排除するため可変容量仕様にして効率アップを狙ったのに、効率ダウンしてしまう不都合がある。さらに、一組のロータの吐出ポートを２つに分割しただけなので、２つの吐出ポ一トのロータ諸元は当然同一であり、２つの吐出量の分配比の自由度には限界がある。つまり、ポート位置、開口面積には一定の設計的制約があるためである。また、２つの吐出源が同一ロータからの吐出であるため、吐出脈動のタイミングが重なり合い、騒音・振動が重なり合って大きくなってしまう欠点もある。また、ロータが１組のため、無駄仕事が発生しても、削減する手段がロータに無いという欠点もある。

そこで、本発明が解決しようとする課題（技術的課題又は目的等）としては、吐出ポートが２つ存在し、該２つの吐出源を提供する手段として３つのロータを使用した可変流量タイプのオイルポンプであって、油路切り替え方法を工夫することで、圧力（油圧）特性を多段特性でなく、一般的なオイルポンプの圧力特性（引用文献３において、その第７頁の図１０の点線を通過する非階段状の特性があり、バルブはリリーフＯＮ，０ＦＦのみの機能を持つものである。また、特性の変極点は略１つである。）と略同様の特性のままでありながら、フリクションを低減することができる３つのロータを使用したオイルポンプを実現することである。

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、アウターロータと中間ロータとインナーロータとで構成される３つのロータを有するオイルポンプにおいて、前記アウターロータと前記中間ロータとに外周側吸入ポート及び外周側吐出ポートが設けられ、前記中間ロータと前記インナーロータとに内周側吸入ポート及び内周側吐出ポートが設けられ、前記アウターロータと前記中間ロータと前記外周側吸入ポート及び前記外周側吐出ポートとからなるメーンポンプと、前記中間ロータと前記インナーロータと前記内周側吸入ポート及び前記内周側吐出ポートとからなるサブポンプとをそれぞれ備え、前記メーンポンプの外周側吐出ポートからエンジンに送油する第１吐出路と、前記メーンポンプの外周側吸入ポートに帰還する第１帰還路と、前記サブポンプの内周側吐出ポートから前記エンジンに送油する第２吐出路と、前記サブポンプの内周側吸入ポートに帰還する第２帰還路と、弁本体が前記サブポンプからの吐出口と前記第１吐出路との間に設けられた圧力制御弁とからなり、前記第１吐出路と前記第２吐出路とが連結され、低回転域には、前記第１吐出路及び第２吐出路のみが開口された状態で、中回転域には、前記第１吐出路と第２吐出路とが開口されると共に、前記第１帰還路は閉鎖されて前記第２帰還路が開口された状態で、高回転域には、前記第２吐出路は閉鎖されて前記第１吐出路が開口され、前記第１帰還路及び第２帰還路は開口された状態でそれぞれ流路制御されてなることを特徴とするオイルポンプにおける圧力制御装置としたことにより、前記課題を解決した。

請求項１の発明においては、特に、３つのロータを使用した可変流量タイプのオイルポンプであっても、設計段階で決定する圧力比を他の吐出路及び帰還路の存在によって圧力差をなくすことができるし、サブポンプを構成する中間ロータが片側に押し付けられなくなり、その歯面の摩耗を防止でき、耐久性を向上させることができるという最大の利点がある。さらに、メーンポンプとサブポンプとの高速回転時はサブポンプの第２吐出路が完全に閉塞されてサブポンプは独立回路になり、サブポンプは無駄な仕事圧力を発生させなくてもポンプ全体圧が低下することはないという効果を得られる。また、仕事＝圧力×流量のため、圧力を下げられれば無駄仕事は削減出来、メーンポンプとサブポンプとが連通していないのでサブポンプの圧力を大きく下げられる。

また、サブポンプは、高回転時には独立回路のため、同ポンプの帰還路開口面積を大きくすれば、より一層油が吐き出され、同ポンプの圧力はより低下する。その２つの吐出源を１つの吐出ポートを分割することなく、それぞれ１つの吐出ポートとして成り立たせることができるため、流量が分割されない。よって通常の１組のロータと比較して、３つのロータはロータ径を小さく出来て、ロータの摺動面積を減少できるため、フリクション（トルク）が小さくなり、ポンプ効率をアップさせることができる。さらに、３つのロータはロータとしてみれば２組のロータでできているため、片方のロータの無駄仕事を削減させることができる利点もある。

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と、各回に示したものは、３つのロータ型のオイルポンプであって、主に、アウターロータ１と中間ロータ２とインナ一ロータ３とで構成されている。前記アウターロータ１と前記中間ロータ２とに、外周側吸入ポート４及び外周側吐出ポート５が、前記中間ロータ２と前記インナーロータ３とに、内周側吸入ポート６及び内周側吐出ポート７がそれぞれ設けられている。前記アウターロータ１と前記中間ロータ２と外周側吸入ポート４及び外周側吐出ポート５とを総称してメーンポンプＡと、前記中間ロータ２と前記インナーロータ３と内周側吸入ポート６及び内周側吐出ポート７とを総称してサブポンプＢとそれぞれいう。

３つのロータ型のオイルポンプには、前記メーンポンプＡの外周側吐出ポート５からエンジンＥに送油する第１吐出路１１と、前記メーンポンプＡの外周側吸入ポート４の吸入路８に帰還する第１帰還路１２と、前記サブポンプＢの内周側吐出ポート７からエンジンＥに送油する第２吐出路１３と、前記サブポンプＢの内周側吸入ポート６の吸入路９に帰還する第２帰還路１４とからなり、前記第１吐出路１１の中間の適宜な位置と前記第２吐出路１３の端部側とが連結されている。また、前記吸入路８と前記吸入路９とを総称して吸入体Ｄとすることもある（図４参照）。また、前記第１帰還路１２と前記第２帰還路１４とを総称して帰還路Ｅとすることもある（図４参照）。

Ｃは圧力制御弁であって、弁本体２０と弁ハウジング３０とで構成され、前記第１吐出路１１、第１帰還路１２、第２吐出路１３、第２帰還路１４間に設けられている。前記弁本体２０は、第１弁部２１と細径連結部２３と第２弁部２２とから構成されている。前記第１弁部２１と第２弁部２２を有する弁を２弁型の圧力制御弁Ｃという。また、前記圧力制御弁Ｃには、前記弁本体２０に対して適宜摺動可能な長穴部３１が形成され、該長穴部３１内において前記弁本体２０の第２弁部２２の後部側に固定された蓋体３３より圧縮コイルバネ４０による弾発力にて前記第１弁部２１側に常時抑圧されている。３２は停止段部で、前記第１吐出路１１の適所に位置すると共に、前記長穴部３１の端に形成されている。

前記圧力制御弁Ｃの制御には、圧力状況、前記弁本体２０の直径、圧縮コイルバネ４０のバネ定数などを種々決定する事項が存在するが、前記第１吐出路１１の吐出圧の変化などによっても、種々の条件を満たす必要がある。具体的には、低回転域には、図１に示すように、第１吐出路１１及び第２吐出路１３のみが開口された状態で、中回転域には、図２に示すように、第１吐出路１１と第２吐出路１３とが開口されると共に、前記第１帰還路１２は閉鎖されて第２帰還路１４が開口された状態で、高回転域には、図３に示すように、第２吐出路１３は閉鎖されて第１吐出路１１が開口され、第１帰還路１２及び第２帰還路１４は開口された状態でそれぞれ流路制御されることが必要である。

次に、圧力制御弁Ｃの動作について説明する。まず、メーンポンプＡ及びサブポンプＢが低回転域の場合、つまりエンジン回転数が低回転域の場合は、図１の状態であり、メーンポンプＡもサブポンプＢも帰還路は圧力制御弁Ｃの第１弁部２１及び第２弁部２２にて塞がれ、第１吐出路１１及び第２吐出路１３から吐出されたオイルは全てエンジンに吐出される。メーンポンプＡの第１吐出路１１とサブポンプＢの第２吐出路１３は連通しているので、圧力は等しくなる。また帰還路は塞がれているので、オイルポンプ全体の吐出流量はメーンポンプＡ及びサブポンプＢの流量を足したものとなる。回転数と吐出圧力との特性表［図８（Ａ）参照］又は回転数と吐出流量との特性表［図８（Ｂ）参照］における低回転域となる。

さらに、エンジンの回転数が上昇した状態を、中回転域とする。この状態は、図２の状態であり、第２帰還路１４の開口部１４１が開口開始となると共に、第２吐出路１３の開口部１３１が閉鎖開始となる。具体的に説明する。メーンポンプＡの第１吐出路１１とサブポンプＢの第２吐出路１３は連通したままである。サブポンプＢの第２帰還路１４の開口部１４１の開口が開始となるので、まずサブポンプＢの圧力上昇が停止する。同時に、第１吐出路１１と第２吐出路１３は連通しているのでメーンポンプＡの吐出からサブポンプＢの吐出側にオイルが逆流しそのままサブポンプＢの第２帰還路１４から排出され、サブポンプＢの吸入路９に帰還する。この一連の作用状態によってメーンポンプＡ吐出とサブポンプＢ吐出の圧力が略等しくなる。

中回転域では回転数が上昇するにしたがって、サブポンプＢの第２吐出路１３の開口部１３１がだんだん閉じていき、サブポンプＢの第２帰還路１４の開口部１４１がだんだん開いてくるため、回転数が上昇しても全体の流量はほとんど増加しない。サブポンプＢの吐出の真の表面にあらわれない圧力は実際にはサブポンプＢの第２帰還路１４の開口部１４１がだんだん開いてくるために、徐々に下がる。しかし、第１吐出路１１と第２吐出路１３は連通しているため、メーンポンプＡとサブポンプＢの圧力は等しくなり、サブポンプＢの圧力につき表面上は下がらない。

また、中回転域では第１帰還路１２の開口部１２１はまだ開いていないため、メーンポンプＡの吐出流量は回転数と共に増えていく。サブポンプＢの吐出流量は回転数と共にサブポンプＢの第２帰還路１４の開口部１４１が開いてくるため、流量は減っていく。ある一定以上の回転数になるとメーンポンプＡの吐出からの逆流量の方がサブポンプＢの吐出流量を上回るため、サブポンプＢの吐出流量は差し引きマイナスとなる。このようにマイナスにもできるのでオイルポンプ合計流量は２つのポンプを合計した流量にもできるし、１つのポンプ以下の流量にもでき、幅広く可変できる。この中回転域は、回転数と吐出圧力又は吐出流量との圧力特性表（図８参照）に表れ、メーンポンプＡは単調増加するが、サブポンプＢ側は、逆流してマイナスとなり、メーンポンプＡとサブポンプＢとの合計した圧力連結線が従来のオイルポンプの圧力特性とほぼ同じにできる。

さらに、エンジンの回転数が増加した状態を、高回転域とする。この状態は、図３の状態であり、第１帰還路１２の開口部１２１の開口開始となると共に、第２吐出路１３の開口部１３１の閉鎖終了となる。具体的に説明する。サブポンプＢの吐出が完全に閉鎖されるため、メーンポンプＡの吐出とサブポンプＢの吐出の連通が無くなる。すなわちサブポンプＢはメーンポンプＡから独立した油回路となる。サブポンプＢにはメーンポンプＡの吐出からの圧力が到達できず、サブポンプＢの第２帰還路１４から帰還されるだけとなり、サブポンプＢの圧力は一気に低下する。サブポンプＢへの逆流も停止し、サブポンプＢから吐出されたオイルは全て第２帰還路１４を介して帰還されるため、サブポンプＢからエンジンＥへの流量はゼロとなる。

つまり、サブポンプＢの流量はゼロとなり、サブポンプＢの吐出は全く仕事をしないため、フリクション（トルク）が一気に低下し、無駄仕事が削減できるためポンプ全体の効率が上昇する。この高回転域は、回転数と吐出圧力又は吐出流量との圧力特性表（図８参照）に表れ、メーンポンプＡは緩やかに上昇するが、サブポンプＢは閉鎖状態であり、メーンポンプＡとサブポンプＢとの合計した圧力連結線がメーンポンプＡのみとなる。このように、サブポンプＢの圧力が下がり、フリクション（トルク）が低減するため効率が上昇する。

メーンポンプＡの圧力については、中回転域では、第１吐出路１１と第２吐出路１３が連通しているために、オイルが第２帰還路１４を通って帰還されていたが、高回転域では、第１帰還路１２から引き続き帰還されるため、メーンポンプＡの圧力は、中回転域でも高回転域でも、ほとんど変わらない。また、メーンポンプＡの流量は第１帰還路１２の開口部１２１が開口し、開口した瞬間に第１帰還路１２に流れ出すため、流量が一旦低下した後はあまり変化しない。厳密に説明すると、回転数の上昇にしたがって極僅かに上昇する。

ポンプ全体（メーンポンプＡとサブポンプＢの総和）としての「圧力」は、サブポンプＢの第２吐出路１３の開口部１３１が完全閉鎖されているため、メーンポンプＡのみの圧力となる。メーンポンプＡの圧力は第１帰還路１２の開口部１２１が開口しているため、あまり変化しないが、厳密に言えば回転数増加にしたがって、極僅かずつ増加する。また、ポンプ全体としての「流量」は、サブポンプＢの第２吐出路１３の開口部１３１が完全閉鎖されているため、メーンポンプＡの「流量」がポンプ全体流量となる。メーンポンプＡの流量は第１帰還路１２の開口部１２１が開口しているため、あまり変化しないが、厳密に言えば回転数増加にしたがって、極僅かずつ増加する。

さらに、圧力制御弁Ｃの別の実施形態について説明する。該圧力制御弁Ｃは、弁本体２０と弁ハウジング３０とで構成され、前記第１吐出路１１、第１帰還路１２、第２吐出路１３、第２帰還路１４間に設けられている。前記弁本体２０は、第１弁部２１と細径連結部２３と第２弁部２２と第３弁部２４と細径連結部２５とから構成されている。他の構成は、図１乃至図３と同等である。前記第１弁部２１と第２弁部２２と第３弁部２４とを有する弁を３弁型の圧力制御弁Ｃという。

この作用について説明する。まず、メーンポンプＡ及びサブポンプＢが低回転域の場合、つまりエンジン回転数が低回転域の場合は、図４の状態であり、メーンポンプＡもサブポンプＢも帰還路は圧力制御弁Ｃの第１弁部２１及び第３弁部２４にて塞がれ、第１吐出路１１及び第２吐出路１３から吐出されたオイルは全てエンジンに吐出される。メーンポンプＡの第１吐出路１１とサブポンプＢの第２吐出路１３は連通しているので、圧力は等しくなる。また帰還路は塞がれているので、オイルポンプ全体の吐出流量はメーンポンプＡ及びサブポンプＢの流量を足したものとなる。

さらに、エンジンの回転数が上昇した状態を、中回転域とする。この状態では、図５の状態であり、第２帰還路１４の開口部１４１が開口開始となると共に、第２吐出路１３の開口部１３１が閉鎖になるように開始される。その説明は省略する。エンジンの回転数が増加した状態を、高回転域とする。この状態では、図６の状態であり、第１帰還路１２の開口部１２１の開口開始となると共に、第２吐出路１３の開口部１３１の閉鎖の終了となる。サブポンプＢの吐出が完全に閉鎖されるため、メーンポンプＡの吐出とサブポンプＢの吐出の連通が無くなる。すなわちサブポンプＢはメーンポンプＡから独立した油回路となる。サブポンプＢにはメーンポンプＡの吐出からの圧力が到達できず、サブポンプＢの第２帰還路１４から帰還されるだけとなり、サブポンプＢの圧力は一気に低下する。サブポンプＢへの逆流も停止し、サブポンプＢから吐出されたオイルは全て第２帰還路１４を介して帰還されるため、サブポンプＢからエンジンＥへの流量はゼロとなる。

つまり、サブポンプＢの流量はゼロとなり、サブポンプＢの吐出は全く仕事をしないため、フリクション（トルク）が一気に低下し、無駄仕事が削減できるためポンプ全体の効率が上昇する。この高回転域は、回転数と吐出圧力又は吐出流量との圧力特性表（図８参照）に表れ、メーンポンプＡは緩やかに上昇するが、サブポンプＢは閉鎖状態であり、メーンポンプＡとサブポンプＢとの合計した圧力連結線がメーンポンプＡのみとなる。このように、サブポンプＢの圧力が下がるため、フリクション（トルク）が低減するため効率が上昇する。

以上のように、本願発明は、オイルポンプにおける圧力制御装置であるが、可変流量オイルポンプでもある。また、吐出ポートが２つ存在し、該２つの吐出源を提供する手段として３つのロータを使用したオイルポンプである。また、ポンプの消費動力の大きい高回転時にサブポンプＢの吐出口１３０又は第２吐出路１３が塞がれるため、メーンポンプＡとサブポンプＢとは切り離される。サブポンプＢの流量や圧力はポンプ全休の流量や圧力に何ら影響を与えなくなるため、効率アップなどを狙ってサブポンプＢの流量や圧力を調節しても、ポンプ特性には何の影響も与えないため設計自由度がアップできる。

本発明の第１実施形態のシステム図であって、エンジンの低回転域での状態図である。本発明の第１実施形態のシステム図であって、エンジンの中回転域での状態図である。本発明の第１実施形態のシステム図であって、エンジンの高回転域での状態図である。本発明の第２実施形態のシステム図であって、エンジンの低回転域での状態図である。本発明の第２実施形態の一部のシステム図であって、エンジンの中回転域での状態図である。本発明の第２実施形態の一部のシステム図であって、エンジンの高回転域での状態図である。本発明の簡略のシステム図である。（Ａ）は本発明におけるエンジン回転数と吐出圧力との特性表、（Ｂ）は本発明におけるエンジン回転数と吐出流量との特性表である。

Ａ…メーンポンプ、Ｂ…サブポンプ、Ｅ…エンジン、１１…第１吐出路、
８，９…吸入路、１２…第１帰還路、１３…第２吐出路、１４…第２帰還路、
Ｃ…圧力制御弁。

Claims

アウターロータと中間ロータとインナーロータとで構成される３つのロータを有するオイルポンプにおいて、前記アウターロータと前記中間ロータとに外周側吸入ポート及び外周側吐出ポートが設けられ、前記中間ロータと前記インナーロータとに内周側吸入ポート及び内周側吐出ポートが設けられ、前記アウターロータと前記中間ロータと前記外周側吸入ポート及び前記外周側吐出ポートとからなるメーンポンプと、前記中間ロータと前記インナーロータと前記内周側吸入ポート及び前記内周側吐出ポートとからなるサブポンプとをそれぞれ備え、前記メーンポンプの外周側吐出ポートからエンジンに送油する第１吐出路と、前記メーンポンプの外周側吸入ポートに帰還する第１帰還路と、前記サブポンプの内周側吐出ポートから前記エンジンに送油する第２吐出路と、前記サブポンプの内周側吸入ポートに帰還する第２帰還路と、弁本体が前記サブポンプからの吐出口と前記第１吐出路との間に設けられた圧力制御弁とからなり、前記第１吐出路と前記第２吐出路とが連結され、低回転域には、前記第１吐出路及び第２吐出路のみが開口された状態で、中回転域には、前記第１吐出路と第２吐出路とが開口されると共に、前記第１帰還路は閉鎖されて前記第２帰還路が開口された状態で、高回転域には、前記第２吐出路は閉鎖されて前記第１吐出路が開口され、前記第１帰還路及び第２帰還路は開口された状態でそれぞれ流路制御されてなることを特徴とするオイルポンプにおける圧力制御装置。