JP5364606B2 - ベーンポンプ - Google Patents

Description

本発明は、例えば自動車用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であるバルブタイミング制御装置などにオイルを供給するベーンポンプに関する。

この種、従来のベーンポンプとしては、以下の特許文献１に記載されたものが知られている。

この従来のベーンポンプは、ロータ及びベーンの軸方向の両端面が摺動するハウジングの両側壁に吸入部と吐出部がそれぞれ形成され、吸入部から各作動室に吸入されたオイルを圧縮して前記吐出部に吐出するようになっている。
特表２００８−５２４５００号公報

しかしながら、前記従来のベーンポンプにあっては、ポンプを高速で回転させた場合に、吸入区間または吐出区間におけるカムリングの内周面の軸方向両側部と中央部の圧力が異なってしまうことから、ポンプの安定した作動が阻害されてしまうおそれがあった。

本発明の目的は、高速で回転させたとしてもカムリングの安定した作動が得られるベーンポンプを提供することにある。

本発明は、とりわけ、カムリング内周面のオイル吸入領域内、あるいはオイル吐出領域内における軸方向の中央部を含む位置にカムリングの円周方向に延びる溝を設け、該溝は、前記作動室を介して前記吸入部又は吐出部に連通すると共に、前記吸入部又は吐出部に開口した全ての前記作動室を連通することを特徴としている。

本発明によれば、ポンプを高速回転させたとしてもカムリングの常時安定した作動が得られる。

第１実施形態におけるベーンポンプの分解斜視図である。 本実施形態におけるベーンポンプのポンプカバーを取り外した正面図である。 本実施形態におけるベーンポンプの横断面図である。 図２のＡ−Ａ断面である。 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カムリングの一方からみた斜視図である。 本実施形態に供されるカムリングの他方からみた斜視図である。 本実施形態に供されるカムリングの要部断面図である。 図８のＢ部拡大図である。 図８のＣ部拡大図である。 カムリングの吐出側の要部拡大断面図である。 カムリングの吐出側の要部拡大断面図である。 本実施形態の作用説明図である。 本実施形態の作用説明図である。 本実施形態における第１、第２コイルばねのばね変位とばねばね荷重との関係を示す特性図である。 従来における吐出油圧と機関回転数との関係を示す特性図である。 本実施形態のベーンポンプと従来のベーンポンプにおけるロータ回転角とポンプ室内圧との関係を示す特性図である。 本実施形態のベーンポンプと従来のベーンポンプにおけるポンプ回転数と吐出圧との関係を示す特性図である。 本実施形態のベーンポンプと従来のベーンポンプにおけるポンプ吐出圧と吐出量との関係を示す特性図である。 本実施形態のベーンポンプと従来のベーンポンプにおけるポンプ回転数と吐出圧との関係を示す特性図である。 カムリングの連通溝の他例を示す要部断面図である。 第２実施形態における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。

以下、本発明に係るベーン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可変容量形のオイルポンプに適用したものを示している。

〔第１実施形態〕
ベーンポンプは、図１〜図４に示すように、内燃機関のシリンダブロックの前端部などに設けられ、一端開口がカバー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、機関のクランク軸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、前記ロータ４の内周部側の両側面に摺動自在に配置された小径な一対のベーンリング６、６と、を備えている。

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、凹状の底面１ａ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の内周面の所定位置には、前記カムリング５の枢支点となるピボットピン９の一端部が挿入される孔と断面半円形状のピボット溝１ｃが形成されていると共に、ピボットピン９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Ｘ（以下「カムリング基準線」という。）より上方位置の図２中、左側の内周に、円弧凹状に形成されたシール面１ｓが形成されている。

前記シール面１ｓは、後述する制御油室１６の図中上端側の一端を、前記カムリング５に設けられた後述のシール部材１４が摺接しつつ共同してシールするようになっている。このシール面１ｓは、図５に示すように、所定の半径Ｒ１によって形成される円弧面状に形成されている。

また、ポンプハウジング１の底面１ａには、図５に示すように、駆動軸３の左側に吸入ポート７が形成されていると共に、駆動軸３の右半分に吐出ポート８がそれぞれほぼ対向して形成されている。

前記吸入ポート７は、図４、図５に示すように、図外のオイルパン内のオイルを吸入する吸入ロ７ａに連通している一方、吐出ポート８は、吐出口８ａから図外の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。

前記吸入ポート７は、円弧状の内側ポート部７ｂとほぼ矩形状の外側ポート部７ｃとから構成されている一方、吐出ポート８は、円弧状の内側ポート部８ｂと前記吐出孔８ａに直接連通する外側ポート部８ｃとから構成されている。

さらに、前記底面１ａのほぼ中央に形成された駆動軸３の軸受孔１ｆには、前記吐出ポート８から吐出されたオイルが小幅なほぼＬ字形に形成された給油溝１０の先端凹溝１０ａ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１０の開口から前記ロータ４の両側面や後述するベーン１１の側面にオイルが供給されて潤滑性が確保されるようになっている。

前記カバー２は、図１、図４に示すように、肉厚プレート状に形成されて、ほぼ平坦状に形成された内側面２ａに前記ポンプハウジング１の底面１ａと同じく吸入ポート７や吐出ポート８とそれぞれ連通する吸入ポート７’や吐出ポート８’が形成されていると共に、内側面２ａの端部に前記ピボットピン９の他端部が挿通されるピン穴２ｂが形成されている。また、カバー２のほぼ中央位置には、前記駆動軸３が回転自在に挿通支持される軸挿通孔２ｃが貫通形成されている。

そして、このカバー２は、図１に示す複数の位置決めピンＩＰ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複数のボルトＢによってポンプハウジング１に取り付けられている。

前記駆動軸３は、クランク軸から伝達された回転力によってロータ４を図２中、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示すように、内部中心側から外方へ放射状に形成された７つのスリット４ａ内にそれぞれ７枚のベーン１１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８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１２がそれぞれ形成されている。また、ロータ４の軸方向両端部には、前記両ベーンリング６，６を内周側で偏心回転自在に保持する円環状の凹溝４ｂ、４ｂが形成されている
前記各ベーン１１は、図２に示すように、内側の各基端縁が前記一対のベーンリング６、６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、各ベーン１１間とカムリング５の内周面５ａ及びロータ４の外周面、ポンプハウジング１の底面１ａ、カバー２の内側面２ａとの間に複数の作動室である扇状のポンプ室１３が液密的に隔成されている。前記各ベーンリング６は、前記各ベーン１１を放射外方へ押し出すようになっている。

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、図２中、外周面の前記カムリング基準線Ｘ上の右外側位置にピボット凸部５ｂが形成されており、このピボット凸部５ｂの中央外側面には、前記ピボット溝１ｃと共同してピボットピン９を嵌挿させて偏心揺動支点とする断面半円状の枢支溝５ｋが軸方向に沿って形成されている。

また、カムリング５は、前記カムリング基準線Ｘより上方向の位置、つまり図２中左上方位置に、ほぼ逆Ｕ字形状のボス部５ｃが一体に形成され、このボス部５ｃの外面に前記シール面１ｓと対峙する円弧凸状の円弧面５ｄが形成されていると共に、この円弧面５ｄに横断面矩形状の保持溝５ｅが形成されている。この保持溝５ｅ内には、前記制御油室１６の一端側をシールする前記シール部材１４が嵌着固定されている。また、カムリング５の前記ピボット凸部５ｂの枢支溝５ｋとピボットピン９とによって、前記制御油室１６の他端側をシールするようになっている。なお、前記円弧面５ｄは、その曲率半径が前記シール面１ｓと一定の微小隙間を形成する程度でほぼ同等に設定されている。

前記シール部材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、前記保持溝５ｅの底部側に固定されたゴム製の弾性部材１５の弾性力によってシール面１ｓに押し付けられるようになっている。これにより、後述する制御油室１６の常時良好な液密性を確保するようになっている。

また、前記カムリング５は、図４及び図６，図７に示すように、吸入ポート７側の軸方向両端面に、吸入領域でオイルを各ポンプ室１３に流入させる一対の吸入側切欠溝１８ａ、１８ｂが形成されている共に、吐出ポート８側の軸方向両端面に、該吐出領域で各ポンプ室１３内のオイルを吐出ポート８に流入させる吐出側切欠溝１８ｃ、１８ｄが周方向に沿ってそれぞれ形成されている。

前記制御油室１６は、前記カムリング５の外周面と前記ピボット凸部５ｂとシール部材１４との間にほぼ円弧状に隔成されていると共に、吐出ポート８から導入された吐出油圧がカムリング外周面の受圧面５ｆに作用してカムリング５を、ピボットピン９を支点として図２の反時計方向へ揺動させることによってロ一タ４に対する偏心量を減少させる方向へ移動させるようになっている。

また、前記カムリング５は、筒状本体の外周面の前記ピボット凸部５ｂ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１７が一体に設けられている。このアーム１７は、図１、図２及び図６、図７などに示すように、前記カムリング５の筒状本体から径方向に延設された矩形板状のアーム本体１７ａと、該アーム本体１７ａの先端部側の上面に一体に形成された凸部１７ｂと、を有している。

前記アーム本体１７ａは、前記凸部１７ｂと反対側の下面に円弧曲面状の突起１７ｃが一体に設けられている一方、前記凸部１７ｂは、アーム本体１７ａに対してほぼ直角方向に延設されていると共に、その上面１７ｄ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の前記ピボット溝１ｃと反対側の位置、つまり前記アーム１７の上下位置には、図２中、下側の第１ばね収容室１９と上側の第２ばね収容室２１が同軸上に形成されている。

第１ばね収容室１９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、一方、第２ばね収容室２１は、その長さが第１ばね収容室１９よりも短く設定されていると共に、第１ばね収容室１９と同じくポンプハウジング１の軸方向に沿って延びたほぼ平面矩形状に形成されている。

また、第２ばね収容室２１は、図５にも示すように、その下端開口部２１ａの巾方向から対向して内端縁に互いに内方へ延出した細長い矩形板状の一対の係止部２３、２３が一体に設けられている。この両係止部２３、２３間の開口部２１ａを介して前記アーム１７の凸部１７ｂが前記ばね収容室２１内に対して進入あるいは後退可能に形成されている。前記両係止部２３、２３は、後述する第２コイルばね２２の最大伸張変形を規制するようになっている。

前記第１ばね収容室１９の内部には、前記アーム１７を介して前記カムリング５を図１中、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第１コイルばね２０が収容配置されている。

前記第１コイルばね２０は、所定のばねばね荷重Ｗ３が付与されていて、下端縁が第１ばね収容室１９の底面１９ａに弾接していると共に、上端縁が前記アーム本体１７ａの下面に有する円弧状突起１７ｃ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、カムリング５を、図２中、時計方向へ付勢している。

前記第２ばね収容室２１には、前記アーム１７を介して前記カムリング５を、図２中の反時計方向へ付勢する付勢部材である第２コイルばね２２が収容配置されている。

この第２コイルばね２２は、上端縁がばね収容室２１の上壁面２１ｂに弾接していると共に、下端縁は図２に示すカムリング５の時計方向へ最大偏心移動位置から前記両係止部２３、２３に係止するまでの間に前記アーム１７の凸部１７ｂに弾接してカムリング５に図２中の反時計方向へ付勢力を付与するようになっている。

すなわち、第２コイルばね２２にも、第１コイルばね２０と対向する所定のばね荷重が付与されているが、このばね荷重は前記第１コイルばね２０に与えられているばね荷重Ｗ３よりも小さく設定されており、第１コイルばね２０と第２コイルばね２２の各々のばね荷重の差の荷重Ｗ１によってカムリング５は初期位置（最大偏心位置）にセットされる。

具体的には、前記第１コイルばね２０と前記第２コイルばね２２によって、ばね荷重Ｗ１が付与された状態で常にアーム１７を介してカムリング５を上方へ偏心させる方向、つまりポンプ室１３の容積が大きくなる方向に付勢している。前記ばね荷重Ｗ１は、油圧がバルブタイミング制御装置の必要油圧Ｐ１以上のときにカムリング５が動き出す荷重である。

一方、第２コイルばね２２は、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所定以上となっているときは、前記アーム１７に当接しているが、図１３に示すように、前記ロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面５ａの中心との偏心量が所定未満(小さく)となっているときは、前記各係止部２３、２３により圧縮された状態を保ったまま係止されて前記アーム１７とほぼ非接触となる。また、第２コイルばね２２が各係止部２３、２３によりアーム１７への荷重が零になるカムリング５の揺動量における前記第１コイルばね２０のばね荷重Ｗ２とは、油圧がピストンオイルジェットなどの必要油圧Ｐ２か、もしくはクランク軸の最高回転時に必要油圧Ｐ３のときにカムリング５が動き出す荷重である。

また、前記カムリング５は、図２に示すように、前記第１コイルばね２０のばね力で時計方向へ回動すると、前記アーム本体１７ａの筒状本体との付け根部上面１７ｄが一方の係止部２３の下面に当接してそれ以上の時計方向に回動が規制されるようになっている。つまり、第１コイルばね２０のばね力により初期セット位置（最大偏心位置）で揺動位置を規制されるようになっている。

そして、前記カムリング５の内周面５ａには、図３、図６及び図７に示すように、前記吸入ポート７の円弧状内側ポート部７ｂが形成された吸入領域(各ベーン１１が進出する領域)と、前記吐出ポート８の円弧状内側ポート部８ｂが形成された吐出領域(各ベーン１１が後退する領域)に連通部である吸入側連通溝２４と吐出側連通溝２５がそれぞれ形成されている。

前記両連通溝２４，２５は、前記各切欠溝１８ａ、１８ｂ、１８ｃ、１８ｄと平行に形成されて、前記内周面５ａの軸方向の両端部５ａ’、５ａ’を除くほぼ中央位置に円周方向に沿って帯状に延設されて、その長さＬ、Ｌ１が前記各内側ポート部７ｂ、８ｂの円弧長さとほぼ同一に設定されている。前記内周面５ａの軸方向の両端部５ａ’、５ａ’の軸方向幅はほぼ同一に設定されている。これによって、隣接する各ポンプ室１３間を連通するようになっている。

また、この各連通溝２４、２５は、図３及び図８〜図１２に示すように、深さｄがカムリング５の厚さ幅の約１／３程度に設定されていると共に、それぞれの始端部２４ａ、２５ａと終端部２４ｂ、２５ｂの深さが中央部から漸次浅くなるように形成されている。つまり、前記各始端部と終端部２４ａ、２４ｂ、２５ａ、２５ｂは、図８のＢ部とＣ部の拡大図である図９〜図１２に示すように、比較的小さな半径Ｒの円弧面状に形成されて中央部側から徐々に浅くなるように形成されている。

以下、本実施形態の基本的な作用について説明する。これに先だって内外二重のコイルばねを用いた従来の可変容量形のベーンポンプによる制御油圧と機関摺動部やバルブタイミング制御装置及びピストン冷却装置への必要油圧との関係を図１６に基づいて説明する。

内燃機関で必要な油圧は、燃費の向上や排気エミッション対策として前記バルブタイミング制御装置を用いた場合には、この装置の作動源として前記オイルポンプの油圧が用いられることから、かかる装置の作動応答性を向上させるために機関低回転の時点から作動油圧は図１６の破線ｂに示す高い油圧Ｐ１が要求される。またピントン冷却の為のオイルジェット装置などを用いた場合は機関中回転の時点で高い油圧Ｐ２が要求される。最高回転での必要油圧は主としてクランク軸の軸受部の潤滑に必要な油圧Ｐ３で決定される。したがって、内燃機関全体に必要な油圧は破線ｂ、ｃを結んだ破線全体の特性になる。

ここで、内燃機関の中回転域要求油圧Ｐ２と高回転域の要求油圧Ｐ３は概ねＰ２＜Ｐ３の関係であり、要求油圧Ｐ２とＰ３は近いことが多い。したがって図１６の（エ）の域である中回転域から高回転域の間の油圧は回転が上昇しても油圧が上昇しないようにすることが望ましい。

本実施形態では、図１６に示すように、まず、内燃機関の始動時からアイドリングを含む低回転域までは、ポンプ吐出圧はＰ１に達していないため、カムリング５のアーム１７が第１コイルばね２０と第２コイルばね２２のばね荷重の差でカムリング５のアーム本体１７ａがハウジング１の一方の係止部２３に当接して作動停止状態になっている（図２参照）。

このとき、カムリング５の偏心量が最も大きくポンプ容量が最大となり、機関回転数の上昇に伴って吐出油圧が急激に立ち上がり、図１６の実線上の（ア）に示す特性となる。

続いて、さらなる機関回転数の上昇に伴いポンプ吐出油圧がさらに上昇しで図１６のＰｆに達すると、制御油室１６内の導入油圧が高くなって、カムリング５は、アーム１７に作用する第１コイルばね２０を庄縮変形させはじめて、ピボットピン９を支点として反時計方向へ偏心揺動する。前記Ｐｆは第１のカム作動圧であり、バルブタイミング制御装置の要求油圧Ｐ１より高く設定されている。

これによって、ポンプ容量が減少するため、吐出油圧の上昇特性も図１６の（イ）の領域に示すように小さくなる。そして、図１３に示すように、第２コイルばね２２が前記係止部２３、２３により圧縮された状態を保ったまま係止され、アーム凸部１７ｂの上面１７ｄへ第２コイルばね２２の荷重が加わらない状態までカムリング５が反時計方向へ揺動する。

この図１３に示す状態では、この時点から第２コイルばね２２の荷重がカムリング５に作用しなくなることから、吐出油圧がＰ２（制御油室１６内の油圧Ｐ２）に達し第２コイルばね２２のばね荷重Ｗ２に打ち勝つまでカムリング５は揺動できず保持された状態になる。したがって、機関の回転上昇とともに吐出油圧は、図１６の（ウ）に示す立ち上がり特性となるが、カムリング５の偏心量が小さくなってポンプ容量が減少していることから、図１６の前記（ア）に示すような急激な立ち上がり特性にはならない。

さらに機関回転数が上昇して吐出油圧がＰｓ（Ｐ２）以上になると、カムリング５は、図１４に示すように、アーム１７を介して第１コイルばね２０のばね荷重Ｗ２のばね力に抗して該第１コイルばね２０を圧縮変形させながら揺動する。かかるカムリング５の揺動に伴ってポンプ容量がさらに減少して吐出油圧の上昇は小さくなり、図１６の（エ）に示す特性の状態を維持したまま最高回転数に達する。

したがって、かかるポンプ高回転時における吐出油圧(実線)を要求油圧(破線)に十分に近付けることができることから、動力損失を効果的に抑制することができる。

図１５は各コイルばね２０、２２の変位、あるいはカムリング５の揺動角とばね荷重Ｗ１、Ｗ２との関係を示している。すなわち、内燃機関の始動から低回転までの初期状態では、第１コイルばね２０のセット荷重Ｗ３から第２コイルばね２２のセット荷重を減じたばね荷重Ｗ１が付与されているため、ばね荷重Ｗ１を越えるまでは変位できない。このばね荷重Ｗ１を越えると、第１コイルばね２０は圧縮変位しその荷重を増させ、一方で第２コイルばね２２は自由長へ近づきその荷重を減少させ、この結果、ばね荷重が増加する。この傾きがばね定数となる。

前記カムリング５の図１３に示す位置では、第１コイルばね２０のばね荷重Ｗ２となり、不連続的に大きくなるが、吐出油圧がばね荷重Ｗ２を越えると、第１コイルばね２０は圧縮変位すると共に荷重が増加するが、作用するコイルばね力が１本になるので、ばね定数が減少して傾きが変化している。

以上のように、機関回転数が上昇して吐出油圧がＰ１に達したところでカムリング５が移動を開始しはじめて吐出油圧の上昇を抑制するが、カムリング５が図１３に示す反時計方向へ所定の移動量に達したところで第２コイルばね２２のばね力がなくなってばね定数が小さくなり、また、第１コイルばね２０のばね荷重Ｗ２が非連続に大きくなることから、吐出油圧がＰ２に上昇した後に再びカムリング５の揺動が開始することになる(図１４参照)。つまり、第１、第２コイルばね２０、２２の相対的なばね荷重が作用して、ばね特性が非線形状態になることから、カムリング５が特異な揺動変化となる。

このように、両コイルばね２０、２２のばね力の非線形特性によって吐出油圧の特性が図１６の（ア）〜（エ）に示すような特性となり、前記制御油圧（実線）を必要油圧（破線）に十分に近づけることが可能になる。この結果、不必要な油圧上昇による動力損失を十分に低減することができる。

また、対向する第１、第２の２つのコイルばね２０、２２を用いたため、各ばね２０，２２ばね荷重を吐出油圧の変化に応じて任意に設定することができるので、吐出油圧に最適なばね力をセットすることが可能になる。

しかも、前記アーム１７が、第１コイルばね２０の上端や第２コイルばね２２の下端にプランジャなどを介して当接するのではなく、直接当接して押圧することから、構造が簡素化されると共に、部品点数の増加が抑制される。これによって、製造作業や組立作業が容易になると共にコストの低減化が図れる。

さらに、前記アーム１７のアーム本体１７ａの突起１７ｃや凸部１７ｂの上面１７ｄを円弧曲面状に形成したことから、カムリング５の揺動により第１、第２コイルばね２０、２２の上下端との接触角や接触点の変化を小さくすることができ、これによって、第１、第２コイルばね２０、２２の変位を安定化させることが可能になる。

また、この実施形態では、前記吐出ポート８を介して吐出口から吐出される潤滑油を機関摺動部の他に、バルブタイミング制御装置の作動源として利用するが、前述のように、図１６に記載した初期の吐出油圧（アの領域）の立ち上がりが良好になることから、機関始動直後のタイミングスプロケットとカムシャフトとの相対回転位相の遅角側あるいは進角側への作動応答性を向上させることができる。

そして、本実施形態では、カムリング５の内周面５ａに、吸入側連通溝２４と吐出側連通溝２５を設けたことによって以下の作用効果が奏せられる。

まず、図１７は、例えば、前記ロータ４の外周面の２つのスリット４ａ間に設けられた圧力センサによってロータ４回転中における各ポンプ室１３の内圧変化を測定したものである。図中縦軸がポンプ室１３の内圧(ゲージ圧)、横軸がロータ４の回転角(ｄｅｇ)であって、ロータ４の回転角が０°(＝３６０°)のときポンプ室１３は最小容積となり、１８０°のとき最大容積となり、０°〜１８０°の範囲が吸入行程(吸入領域)、１８０°〜３６０°が吐出行程(吐出領域)となっている。

そして、図中、実線は本実施形態のような各連通溝２４，２５が存在しない場合の内圧変化を示し、破線は本実施形態の場合の内圧変化、つまり各連通溝２４，２５を設けた場合の内圧変化を示している。

各連通溝２４，２５を有しないベーンポンプは、実線で示すように、ロータ４の回転角０°付近の吸入行程始めの部分では、吸入ポート７、７’の臨む開口部が細長い三日月状になっていることから、ポンプが高回転になると、前記ポンプ室１３の容積膨張変化に対して前記開口部の開口面積が不足して、両方の切欠溝１８ａ、１８ｂを介してポンプ室１３内に流入するオイルを十分に吸入することができなくなって該ポンプ室１３内での吸入負圧が大きくなる(ａ)。そして、ロータ４の回転角が９０°付近では、前記開口部の開口面積が拡大するため、オイルを十分に吸入することができることから吸入負圧は一旦小さくなる。

ロータ回転角が１８０°直前の吸入行程の終了付近では、ポンプ室１３の容積が膨張している状態で吸入ポート７，７’がなくなって開口部が閉じ始めるので、十分にオイルを吸入できず、再び吸入負圧が大きくなる(ｂ)。このように、オイルの吸入不足が解消できないことからいわゆるキャビティーションが発生し、この結果、吐出流量の不足やポンプ騒音・振動の発生原因となる。

図１８はベーンポンプの回転数(Ｎ)と吐出量(Ｑ)との関係を示し、この図の実線(従来技術)で示すように、ポンプの高回転域では吐出量が増加しなくなるが、これは、前記キャビティーションの発生によるものである。

戻って、図１７に示すように、ロータ４の回転角が１８０°を超えると、負圧が大きくなった状態のポンプ室１３の側面は吐出ポート８，８’(内側ポート部８ｂ)に開口する。高圧な吐出ポート８，８’にポンプ室１３の両側が開口することから、急激にオイルが吐出ポート８，８’に流入してカムリング内周面５ａの軸方向のほぼ中央部で衝突してスパイク圧(ｃ)が発生する。ロータ回転角が２７０°〜３６０°に掛けてはポンプ室１３の吐出ポート８，８’への両側の開口部が三日月状に小さくなるため、吐出ポート８，８’へオイルを吐出するためにポンプ室１３の内圧が上昇する。そして、ロータ回転角が３６０°付近の吐出行程の終了付近では、吐出ポート８，８’がなくなってポンプ室１３の開口部が閉じられることから、大きな閉じ込み圧(ｄ)が発生する。

前記スパイク圧(ｃ)や閉じ込み圧(ｄ)を含むポンプ室１３の内圧の上昇は、ポンプ各部のフリクションの増加や騒音・振動の発生を招来する。特に、前記閉じ込み圧(ｄ)の上昇は、カムリング５の作動圧(揺動圧)を低下させる問題を招く。つまり、カムリング５の作動圧は、本来、前記第１コイルばね２０及び第２コイルばね２２のばね力とカムリング５の外周に作用する制御油室１６内のポンプ吐出圧で決定されるものであるが、前記閉じ込み圧(ｄ)は、カムリング５の内周面５ａからカムリング５の偏心量を小さくする方向に揺動トルクとして作用して、カムリング５の作動圧を低下させてしまう。

図１９はポンプの回転変化に伴う吐出圧(Ｐ)と吐出量(Ｑ)との特性を示しているが、これから明らかなように、従来技術(実線)ではポンプの回転数の上昇にほぼ比例してポンプ吐出圧が急激に低下してしまう。これは、前記カムリング５の作動圧の低下に起因するものである。

また、図２０は、ポンプ回転数とポンプ吐出圧との関係を示し、従来技術(実線)では、ポンプ吐出圧がポンプ回転数の上昇に伴い上昇するが、ポンプ吐出圧がＰ２の付近からそれ以上大きく上昇しないことが明らかである。これは、前記カムリング５の作動圧の低下に起因しているのである。

前述した吸入行程におけるオイル吸入不足は、各ポンプ室１３に対する前記吸入ポート７，７’の開口面積が不十分であることが原因であるため、各ポンプ室１３の軸方向のほぼ中央部、つまりカムリング内周面５ａの軸方向のほぼ中央部で最も不足し、吸入負圧が大きくなる。また、吸入開始時点(ロータ回転角０°近傍)と吸入終了時点(ロータ回転角１８０°近傍)のポンプ室１３では負圧の低下が大きくなるものの、ロータ回転角９０°近傍では負圧の低下が解消している。

そして、本実施形態では、前記吸入側連通溝２４によって、軸方向のほぼ中央部に吸入ポート７，７’に開口した各ポンプ室１３同士を連通するため、オイルの吸入不足分を補給することが可能になる。このため、吸入負圧を平均化でき、吸入不足分を解消できるのである。

具体的には、図１７の破線で示すように、吸入行程におけるロータ回転角０°付近及びロータ回転角１８０°付近の各ポンプ室１３の内圧(ａ’)(ｂ’)が前述した(ａ)(ｂ)に比較して負圧が０に近い状態になって、０°〜１８０°まで内圧が平均化していることが明らかであり、これは前記吸入側連通溝２４を設けたことによるものである。

特に、前記吸入側連通溝２４を、カムリング軸方向のほぼ中央位置に形成したことから、前記負圧が発生し易い中央位置のキャビティーションの発生をより効果的に抑制できる。

また、図１８の破線でそれぞれ示すように、ポンプ高回転域でもポンプ吐出量(Ｑ)が低下することなく比例的に上昇し、また消費馬力が低下しており、これは前記吸入側連通溝２４によるキャビティーションの抑制効果によるものである。

一方、吐出行程側をみると、吐出側連通溝２５のない従来技術では図１７の実線で示すように、ポンプ室１３の内圧が上昇するのは、該ポンプ室１３に対する吐出ポート８，８’の開口面積が不足していることが原因であり、ポンプ室１３の軸方向のほぼ中央部の内圧が最も上昇することが明らかである。

これに対して、本実施形態では、前記吐出側連通溝２５を設けたことによって各ポンプ室１３同士が連通することから、破線で示すように、各ポンプ室１３の内圧を平均化することが可能になる。これによって、図１９の破線で示すように、カムリング５の作動圧低下の改善効果が得られる。

また、図１８の破線でそれぞれ示すように、ポンプ高回転域での消費馬力が低下していることが明らかであるが、これは、吐出側連通溝２５による各ポンプ室１３の内圧を平均化できる改善効果によるものである。

さらに、図２０の破線で示すように、ポンプ高回転域におけるポンプ吐出圧の低下の抑制効果も、前記吸入側連通溝２４の作用と相俟って吐出側連通溝２５の作用によるものである。

次に、前記吸入側連通溝２４と吐出側連通溝２５の各始端部２４ａ、２５ａと終端部２４ｂ、２５ｂを円弧状に形成して、周方向の中央側から漸次浅くしたことによる作用効果について説明する。

すなわち、前記ポンプ室１３が、最小容積域において吐出行程から吸入行程に移行する際に、図９に示すように、吸入側連通溝２４の断面積が始端部２４ａによって溝深さが徐々に大きくなっているので、閉じ込み圧(図１７のｄ)の急激な開放を抑制できる。これによって、急激な圧力変動とそれに伴う騒音、振動の発生を十分に抑制することができる。

また、吸入側連通溝２４の終端部２４ｂ側では、図１０に示すように中央側から溝深さが徐々に浅くなっているため、ベーン１１の回転で吸入側連通溝２４の内を連れ回ったオイルは前記終端部２４ｂの傾斜面(円弧面)によって回転方向側のポンプ室１３に対して流入するオイルの過給効果が得られる。この結果、前記キャビティーションの低減効果がさらに促進される。

一方、吐出側連通溝２５の始端部２５ａ側は、図１１に示すように、溝深さがロータ回転方向にしたがって漸次深くなっていることから、負圧状態のポンプ室１３が吸入行程から吐出行程に移行する際に、吐出ポート８，８’側の回転方向と逆方向に位置する隣接したポンプ室１３からの高圧が急激に開放されず、前記大きなスパイク圧(図１７のｃ)の発生が抑制される。よって、かかるスパイク圧の抑制によって騒音・振動を低減できる。

また、前記各連通溝２４，２５は、カムリング内周面５ａの軸方向のほぼ中央位置に設けられ、これらの両側に内周面５の両端面５ａ’、５ａ’が存在することから、ロータ４の回転に伴い各ベーン１１の先端縁が前記両端面５ａ’、５ａ’に摺接して案内支持される。このため、各ベーン１１が、各連通溝２４，２５側でも傾くことがなく安定に支持されるので、吸入ポート７，７’や吐出ポート８，８’の端部でポンプハウジング１の底面１ａに衝突して破損するといった問題が一掃できる。

また、前記カムリング５の軸方向両側面に、吸入側切欠溝１８ａ、１８ｂを形成したため、吸入ポート７，７’からポンプ室１３へのオイルの流入性が良好になる一方、吐出側切欠溝１８ｃ、１８ｄを形成したため、各ポンプ室１３から吐出ポート８，８’へのオイルの流出性が良好になる。

本実施形態では、前記各連通溝２４，２５を、カムリング５の軸方向幅のほぼ中央に設けているが、前記ポンプハウジング１側とカバー２側の各ポート７，７’、８，８’の深さによってポンプ室１３の最も負圧が大きくなる部位及び最も内圧が上昇する部位が軸方向の中央部から両側へずれる場合があることがあるので、これに応じて各連通溝２４，２５の形成位置をカムリング内周面５の軸方向両側面５ａ’、５ａ’の一方側へ偏倚して形成することも可能である。但し、この場合でも常に中央部を含むように形成する。

また、前記各連通溝２４、２５は、図２１に示すように、全体を曲率半径Ｒが大きな円弧状に切欠形成して、その始端部２４ａ、２５ａ及び終端部２４ｂ、２５ｂを、中央部側からさらになだらかな曲面の深さ変化に形成することも可能である。
〔第２実施形態〕
図２１は第２実施形態を示し、ポンプ構成体などの基本構造は第１実施形態と同様であるが、前記カムリング５を偏心量が大きくなるように押圧する制御油室１６を、前記ピボットピン９を中心に図中上下２つ設けたものである。

すなわち、第１実施形態における制御油室を第１制御油室１６ａとし、ポンプハウジング１のピボットピン９側の下部内に、ほぼＬ字形状の凹溝３０が形成されて、この凹溝３０によって第２制御油室１６ｂが構成されている。また、前記凹溝３０の下部には、第２シール面３０ａが形成されており、この第２シール面３０ａは、前記ピボットピン９の軸心を中心とした半径の円弧面状に形成されている。

一方、カムリング５の前記凹溝３０内に臨む部位には、ほぼ三角形状の凸部３１が一体に設けられていると共に、該凸部３１の前記第２シール面３０ａと対向する部位に前記ピボットピン９の軸心を中心とした半径の円弧面３１ａが形成されている。この円弧面３１ａの先端側には、横断面矩形状の保持溝が形成され、この保持溝の内部に、前記シール面３０ａに摺接するシール部材３２と該シール部材３２をシール面３０ａ方向に押圧する断面矩形状の弾性部材３３が収容配置されている。

前記シール面３０ａは、ロータ４の中心に対するカムリング５の偏心量が図２に示す最大偏心位置から図１４に示す最小偏心量まで揺動しても前記シール部材３２が摺接可能な円弧長さに設定されている。

また、前記第２制御油室１６ｂは、ポンプハウジング１の底面１ａに形成された連通溝１ｇを介して吐出ポート８に連通し、したがって、カムリング５の第２制御油室１６ｂに臨む外周の第２受圧面５ｇには第１制御油室１６ａの吐出圧を受ける第１受圧面５ｆと同じ吐出圧が作用する。

また、前記第２円弧面３１ａの曲率半径は、第１シール部材１４側の第１円弧面５ｄの曲率半径よりも小さく設定されている。したがって、第２受圧面５ｇの方が第１受圧面ｆよりも表面積が小さいため、両方の受圧面５ｆ、５ｇに第１、第２制御油室１６ａ、１６ｂ内の吐出圧がそれぞれ作用した際には、カムリング５に対して第１実施形態と同様に図中反時計方向の揺動トルクが発生する。しかし、前記第２受圧面５ｇのみに作用する第２制御油室１６ｂからの油圧トルクは、時計方向となることから一部が相殺されることになる。このため、カムリング５の揺動トルクは、吐出圧が同じ場合は、第１実施形態の場合よりも小さくなる。

このため、前記両コイルばね２０、２２のばね力を小さく設定することができることから、各コイルばね２０，２２のコイル径を小さくすることができる。この結果、ベーンポンプ全体の小型化が図れる。

但し、カムリング５の第１、第２受圧面５ｆ、５ｇに発生する揺動トルクが小さくなることから、各ポンプ室１３の内圧上昇がカムリング５の作動圧に与える影響が大きくなる。したがって、前記吸入側及び吐出側の連通溝２４、２５によるカムリング５の作動圧低減の改善効果が一層有効に働く。

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、各連通溝２４，２５の軸方向幅を小さくすることも可能であり、また、並行な複数の細長い帯状に形成することも可能である。

さらに、連通部を各連通溝２４，２５に代えて、カムリング５の内部に孔を穿設して連通孔として構成することも可能である。

また、前記制御油室１６の機密性を確保するためにシール部材１４を設置しているが、内燃機関の要求油圧特性が満足できれば、コスト削減のためシール部材を削減することも可能である。

前記ばね収容室１９，２１の配置をさらに変更することも可能であり、また、両コイルばね２０，２１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、可変動弁装置としては、バルブタイミング制御装置に限定されるものではなく、油圧を作動源とする、例えば、機関弁の作動角とリフト量を可変にするリフト可変機構などに適用することが可能である。

さらに、このベーンポンプを、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に記載のベーンポンプにおいて、
前記溝は、周方向の中央側から両端側に渡って漸次浅くなるように形成したことを特徴とするベーンポンプ。

この発明によれば、溝が周方向の両端側で漸次浅くなっていることから、中央側から一の作動室に流入したオイルが例えば隣接する他の作動室へ流入する際に滑らかに流入させることが可能になる。
〔請求項ｂ〕請求項１に記載のベーンポンプにおいて、
前記溝は、切削加工によって形成されていることを特徴とするベーンポンプ。

単に切削加工によって形成することから成形コストが低減できる。
〔請求項ｃ〕請求項１に記載のベーンポンプにおいて、
前記溝は、前記カムリングの内周面の吸入領域及び吐出領域に設けられていることを特徴とするベーンポンプ。

吸入領域でのキャビティの発生を抑制できる一方、吐出領域での圧力変動が抑制されてカムリングの移動の安定化が図れる。
〔請求項ｄ〕請求項１に記載のベーンポンプにおいて、
前記ベーンポンプは、前記カムリングの軸方向両側からオイルを吸入すると共に、前記軸方向両側からオイルを吐出するベーンポンプであって、
前記溝は、前記カムリングの内周面における軸方向幅の両端側を除く部位に設けられていることを特徴とするベーンポンプ。
〔請求項ｅ〕請求項ｄに記載のベーンポンプにおいて、
前記カムリングの内周面における前記溝が設けられていない軸方向両端側の部位の軸方向幅は、ほぼ同一に設定されていることを特徴とするベーンポンプ。
〔請求項ｆ〕請求項２に記載のベーンポンプにおいて、
前記連通部は、カムリング内周面の周方向に延びる溝によって構成されていることを特徴とするベーンポンプ。
〔請求項ｇ〕請求項ｆに記載のベーンポンプにおいて、
前記溝は、前記ロータの回転方向終端部側の深さが、前記溝の周方向の中間位置よりも浅く形成されていることを特徴とするベーンポンプ。
〔請求項ｈ〕請求項ｆまたは請求項３に記載のベーンポンプにおいて、
前記カムリングは、前記ロータに対して移動することによって前記ロータに対するカムリングの偏心量が変化して前記吐出部から吐出されるオイル量を可変にすることを特徴とするベーンポンプ。
〔請求項ｉ〕請求項ｈに記載のベーンポンプにおいて、
前記カムリングは、前記ロータに対する偏心量が大きくなる方向へ付勢部材によって付勢されており、要求に応じて前記付勢部材の付勢力に抗して前記カムリングを反対方向へ移動させることを特徴とするベーンポンプ。
〔請求項ｊ〕請求項ｉに記載のベーンポンプにおいて、
前記カムリングに前記吐出部の圧力を作用させることによって反対方向へ移動させるようにしたことを特徴とするベーンポンプ。
〔請求項ｋ〕請求項２に記載のベーンポンプにおいて、
前記連通部を連通孔によって形成したことを特徴とするベーンポンプ。

１…ポンプハウジング
１ａ…底面
２…カバー
２ａ…内側面
３…駆動軸
４…ロータ
５…カムリング
５ａ…カムリング内周面
５ａ’、５ａ’…両端面
５ｂ…ピボット凸部
７、７’…吸入ポート
８、８’…吐出ポート
９…ピボットピン
１１…ベーン
１２…背圧室
１３…ポンプ室
１４…シール部材
１５…弾性部材
１６…制御油室
１６ａ…第１制御油室
１６ｂ…第２制御油室
１７…アーム
１７ａ…アーム本体
１７ｂ…凸部
１７ｃ…下面の突起
１７ｄ…上面
１８ａ〜１８ｄ…切欠溝
１９…第１ばね収容室
２０…第１コイルばね
２１…第２ばね収容室
２２…第２コイルばね
２３…係止部
２４…吸入側連通溝(連通部)
２５…吐出側連通溝(連通部)

Claims (3)

1. 自動車用内燃機関の潤滑用に供され、カムリングの少なくとも軸方向の一方側からオイルを吸入する吸入部と、前記カムリングの少なくとも軸方向の一方側からオイルを吐出する吐出部と、前記カムリングの内周側に設けられるベーン及びロータと、前記カムリングを内部に収容することによって前記ベーンとロータ及びカムリングと共に複数の作動室を隔成するハウジングとを有するベーンポンプであって、
   前記カムリング内周面のオイル吸入領域内、あるいはオイル吐出領域内における軸方向の中央部を含む位置にカムリングの円周方向に延びる溝を設け、該溝は、前記作動室を介して前記吸入部又は吐出部に連通すると共に、前記吸入部又は吐出部に開口した全ての前記作動室を連通することを特徴とするベーンポンプ。
2. 自動車用内燃機関の潤滑用に供されるベーンポンプであって、
   回転駆動されるロータと、
   該ロータの外周部に放射方向へ進退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周側に収容し、前記ロータの回転駆動によって前記各ベーンの外端縁が内周面を摺動することにより各ベーンを進退動させるカムリングと、
   該カムリングを内部に収容することによって前記ベーンとカムリング及び前記ロータとともに複数の作動室を隔成するハウジングと、
   該ハウジングの前記カムリングの軸方向両端と対向する両側壁の少なくとも一方側に設けられ、前記ベーンが進出する領域に開口する吸入部と、
   前記ハウジングの前記カムリングの軸方向両端と対向する両側壁の少なくとも一方側に設けられ、前記ベーンが後退する領域に開口する吐出部と、
   前記カムリング内周面の前記ベーンが進出する周方向の領域内で、かつ、カムリングの軸方向両端を除く部位に設けられ、前記作動室を介して前記吸入部又は吐出部に連通すると共に、前記吸入部又は吐出部に開口した全ての前記作動室を連通する連通部と、
   を備えたことを特徴とするベーンポンプ。
3. 自動車用内燃機関の潤滑用に供されるベーンポンプであって、
   回転駆動され、外周に開口する複数のスロットを備えたロータと、
   前記スロット内に設けられた複数のベーンと、
   前記ロータとベーンを内周側に収容し、前記ロータが回転駆動されることによって前記ベーンがロータ外周から進退動するように構成されたカムリングと、
   該カムリングを内部に収容することによって前記ベーンとカムリング及び前記ロータとともに複数の作動室を隔成するハウジングと、
   該ハウジングの前記カムリングの軸方向両端と対向する両側壁の少なくとも一方側に設けられ、前記作動室の容積が拡大する領域に開口する吸入部と、
   前記ハウジングの前記カムリングの軸方向両端と対向する両側壁の少なくとも一方側に設けられ、前記作動室の容積が縮小する領域に開口する吐出部と、
   前記カムリング内周面の前記作動室の容積が縮小する領域内又は前記作動室の容積が拡大する領域内で、かつ、カムリングの軸方向両端を除く部位に設けられ、前記作動室を介して前記吸入部または吐出部に連通すると共に、前記吸入部又は吐出部に開口した全ての前記作動室を連通する連通部と、
   を備えたことを特徴とするベーンポンプ。

Images