JP6289943B2 - 可変容量形ポンプ - Google Patents

Description

本発明は、例えば自動車用内燃機関の摺動部位や、内燃機関の補機類の駆動源としてのオイルを供給する可変容量形ポンプに関する。

従来の可変容量形ポンプとしては種々提供されており、その一つとして、例えば以下の特許文献１に開示されている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、いわゆるベーンポンプであって、とりわけ、カムリングの外周側にそれぞれ画成され、かつ、内部にポンプ吐出圧が導入され、該吐出圧をカムリングに対して偏心量を減少させる方向へ作用させる第１制御油室と、前記吐出圧をカムリングに対して偏心量を増大する方向へ作用させる第２制御油室と、該第２制御油室への吐出圧の給排をＯＮ−ＯＦＦ制御で切り換える電磁切換弁と、を備え、ポンプ回転数に応じて前記カムリングの偏心量を増減制御することによってポンプ吐出圧を低圧特性と高圧特性に制御するようになっている。

特開２０１０−２０９７１８号公報

しかしながら、前記特許文献１に記載の可変容量形ポンプは、カムリングの移動を制御する制御油室が２つだけであることから、前述したように、例えば可変動弁装置を作動させる低圧特性とクランクシャフトの軸受けにオイルを供給する高圧特性の２段階の油圧特性のみとなっている。

このため、２つ以上の要求油圧特性には対応することができず、例えばピストンにオイルを噴射するオイルジェットの要求油圧特性を満たすことができなかった。

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、３つ以上の要求油圧特性に対応可能な可変容量形ポンプを提供することを目的としている。

本発明は、複数のポンプ室の容積が変化して吸入部から吸入されたオイルを吐出部から吐出するポンプ構成体と、可動部材が移動することによって前記複数のポンプ室の容積変化量を変化させる可変機構と、セット荷重が付与された状態で設けられ、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が、前記吐出部と連通する制御通路を介して供給されることによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を減少させる方向への力を前記可動部材に作用させる少なくとも１つ以上の制御油室を有する減少側油室群と、前記吐出部から吐出されるオイルを供給することによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を増大させる方向への力を前記可動部材に作用させる少なくとも１つ以上の制御油室を有する増大側油室群と、前記減少側油室群及び前記増大側油室群の少なくとも２つの制御油室に対して、前記吐出部から吐出されたオイルの供給あるいは排出の組み合わせを、外部からの制御によって３つ以上に切り換える制御機構と、を備え、
前記減少側油室群及び前記増大側油室群の有する制御油室の合計が少なくとも３つ以上であることを特徴としている。

本発明によれば、３以上の要求油圧特性に対して、３段階以上の制御を行うことが可能になる。

本発明の実施形態に係る可変容量形ポンプのオイルポンプと油圧回路を示す概略図であって、オイルポンプのカムリングの偏心量が最大の状態を表したものである。 本実施形態に供されるオイルポンプの縦断面図である。 本実施形態に供されるポンプボディを示す正面図である。 本実施形態に供される電磁切換弁の縦断面図であって、Ａはボール弁体による開作動状態を示し、Ｂは閉状態を示している。 本実施形態に供されるパイロット弁の縦断面図であって、Ａはスプール弁による第２給排通路と第２制御油室を連通した状態を示し、Ｂは第２制御油室とドレン通路を連通した状態を示している。 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。 同可変容量形ポンプの作動説明図である。 同可変容量形ポンプの作動説明図である。 同可変容量形ポンプの作動説明図である。 同実施形態に係る可変容量形ポンプにおける機関回転数とポンプ吐出圧との関係を示すグラフである。 本発明の第２実施形態の可変容量形ポンプのオイルポンプと油圧回路を示す概略図である。 本実施形態に供される電磁切換弁の縦断面図であって、Ａはスプール弁が供給ポートを閉止し、第１、第２連通ポートをドレンポートに連通させた状態を示し、Ｂは供給ポートと第１連通ポートを連通すると共に、第２連通ポートとドレンポートを連通させた状態を示し、Ｃは供給ポートと第１、第２連通ポートを連通させた状態を示している。 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。 本実施形態における電磁切換弁への電流(デューティ比)とスプール弁の変位量の関係を示す特性図である。 本実施形態におけるスプール弁の変位量とスプリング荷重との関係を示す特性図である。 本実施形態の可変容量形ポンプにおける機関回転数とポンプ吐出圧との関係を示すグラフである。 本発明の第３実施形態の可変容量形ポンプにおけるオイルポンプと油圧回路を示す概略図である。 本実施形態に供されるポンプボディを示す正面図である。 本実施形態に供されるカムリングを示す斜視図である。 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。 本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。 本発明の第４実施形態の可変容量形ポンプにおけるオイルポンプと油圧回路を示す概略図である。 本実施形態の可変容量形ポンプにおける機関回転数とポンプ吐出圧との関係を示すグラフである。

以下、本発明に係る可変容量形ポンプの複数の実施形態を図面に基づいて詳述する。なお、各実施形態では、自動車用内燃機関の機関弁のバルブタイミングを可変にするバルブタイミング制御装置(ＶＴＣ)の駆動源とすると共に、機関の摺動部、特にピストンとシリンダボアとの摺動部にオイルジェットによって潤滑油を供給し、またクランクシャフトの軸受に潤滑油を供給する可変容量形ポンプに適用したものを示している。
〔第１実施形態〕
図１は本実施形態の可変容量形ポンプのオイルポンプと油圧回路を示し、可変容量形のオイルポンプ１０は、内燃機関のクランクシャフトから伝達された回転駆動力によって回転して、オイルパン０１に貯留されたオイルを、ストレーナ０２を介して吸入通路０３から吸入して吐出部である吐出通路０４から機関のメインオイルギャラリー０５に吐出するようになっている。

前記メインオイルギャラリー０５は、前記機関の摺動部であるたとえばピストンに冷却オイルを噴射するオイルジェットやバルブタイミング制御装置、クランクシャフトの軸受にオイルを供給するようになっていると共に、吐出通路０４の下流側には、通流するオイル内の異物を捕集するオイルフィルタ１が設けられている。

また、前記メインオイルギャラリー０５のオイルフィルタ１より下流側に制御通路３が分岐されている。この制御通路３は、下流側が後述するように、第１制御油室３１に直接連通する供給通路４と、第２制御油室３２に制御機構である第１電磁切換弁４０を介して連通する第１給排通路５と、第３制御油室３３に第２電磁切換弁５０とパイロット弁６０を介して連通する第２給排通路６がそれぞれ接続されている。

前記第１、第２電磁切換弁４０、５０は、図外のコントロールユニットによってオン(通電)−オフ(非通電)制御され、前記制御通路３と第１給排通路５、第２給排通路６を連通させるか、該第１、第２給排通路５、６とドレン通路５１、５２を連通させるようになっている。一方、前記パイロット弁６０は、前記第２電磁切換弁５０を通過した吐出圧に応じて第２給排通路６を連通あるいは遮断するようになっている。なお、前記第１、第２電磁切換弁４０，５０及びパイロット弁６０の具体的構成などについては後述する。

前記オイルポンプ１０は、図外の内燃機関のシリンダブロックの前端部に設けられ、図１〜図３に示すように、一端側が開口するように形成されて内部に円柱状の空間からなるポンプ収容室１３を有する断面コ字形状のポンプボディ１１と、該ポンプボディ１１の一端開口を閉塞するカバー部材１２と、前記ポンプ収容室１３のほぼ中心部を貫通して、ポンプボディ１１とカバー部材１２に回転自在に支持され、機関のクランク軸によって回転駆動される駆動軸１４と、ポンプ収容室１３内に回転自在に収容されて中心部が駆動軸１４に結合されたロータ１５と、該ロータ１５の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット１５ａ内にそれぞれ出没自在に収容された複数のベーン１６と、該各ベーン１６の外周側にロータ１５の回転中心に対して偏心揺動可能(偏心移動可能)に配置され、前記ロータ１５及び隣接するベーン１６，１６と共に複数のポンプ室２０を画成するカムリング１７と、ポンプボディ１１内に収容され、ロータ１５の回転中心に対するカムリング１７の偏心量が増大する方向へカムリング１７を常時付勢する付勢部材であるスプリング１８と、ロータ１５の内周側の両側部に摺動自在に配置された該ロータ１５よりも小径な一対のリング部材１９，１９と、を備えている。なお、前記駆動軸１４とロータ１５及び各ベーン１６がポンプ構成体になっている。

前記ポンプボディ１１は、アルミ合金材によって一体に形成され、図２及び図３にも示すように、ポンプ収容室１３の底面１３ａのほぼ中央位置に、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。また、ポンプボディ１１の内側面となるポンプ収容室１３の内周壁の所定位置には、カムリング１７を揺動自在に支持するピボットピン２４が挿入固定される支持孔１１ｂが形成されている。なお、前記軸受孔１１ａ内には、後述する吐出ポート２２からオイルが供給される通路溝１１ｇの下流側開口端が臨んでいる。

さらに、ポンプ収容室１３の内周壁には、図１に示すように、軸受孔１１ａの中心と支持孔１１ｂの中心とを結ぶ直線（以下「カムリング基準線」という。）Ｍを挟んだ両側に、後述するカムリング１７の外周部に配設される３つのシール部材３０，３０、３０がそれぞれ摺接する第１〜第３シール摺接面１１ｃ，１１ｄ、１１ｅが形成されている。

また、前記ポンプ収容室１３の底面１３ａには、図２及び図３に示すように、軸受孔１１ａの外周域に、前記ポンプ構成体のポンプ作用に伴ってポンプ室２０の内部容積が増大する領域（吸入領域）に開口するように凹状の吸入部である吸入ポート２１と、前記ポンプ構成体のポンプ作用に伴ってポンプ室２０の内部容積が減少する領域（吐出領域）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２２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。

前記吸入ポート２１の一端部側には、後述するスプリング収容室２８側に延設された吸入孔２１ａがポンプボディ１１の底壁を貫通して外部へと開口形成されている。これにより、前記オイルパン０１に貯留された潤滑油が、ポンプ構成体のポンプ作用に伴って発生する負圧に基づき吸入通路０３と吸入孔２１ａ及び吸入ポート２１を介して前記吸入領域の各ポンプ室２０に吸入されるようになっている。

前記吐出ポート２２は、図３中の上部位置にポンプボディ１１の底壁を貫通して前記吐出通路０４を介して前記メインオイルギャラリー０５に連通する吐出孔２２ａが開口形成されている。

かかる構成から、前記ポンプ構成体のポンプ作用により加圧されて前記吐出領域の各ポンプ室２０から吐出されたオイルが、吐出ポート２２及び吐出孔２２ａを介してメインオイルギャラリー０５に供給されて機関内の各摺動部及びバルブタイミング制御装置などに供給されるようになっている。

前記カバー部材１２は、図２に示すように、ほぼ板状を呈し、外側部におけるポンプボディ１１の軸受孔１１ａに対応する位置が円筒状に形成されると共に、この円筒部の内周面に駆動軸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。このカバー部材１２は、複数のボルト２６によりポンプボディ１１の開口端面に取り付けられている。

なお、カバー部材１２の内側面はほぼ平坦状となっているが、ポンプボディ１１の底面と同様に、前記吸入、吐出ポート２１，２２を形成することも可能である。

前記駆動軸１４は、クランク軸から伝達された回転力によってロータ１５を図１中の時計方向へ回転するように構成されている。

前記ロータ１５は、図１に示すように、内部中心側から径方向外側へ放射状に形成された前記７つのスリット１５ａが切欠形成されていると共に、該各スリット１５ａの内側基端部には、前記吐出ポート２２に吐出された吐出油を導入する断面ほぼ円形状の背圧室１５ｂがそれぞれ形成されている。これにより、前記各ベーン１６がロータ１５の回転に伴う遠心力と背圧室１５ｂの油圧とによって外方へ押し出されるようになっている。

前記各ベーン１６は、各先端面がそれぞれカムリング１７の内周面に摺接すると共に、各基端部の内端面が各リング部材１９，１９の外周面にそれぞれ摺接するようになっている。これによって、機関回転数が低く、前記遠心力や背圧室１５ｂの油圧が小さいときでも、ロータ１５の外周面と、隣接するベーン１６，１６の各内側面と、カムリング１７の内周面と、側壁であるポンプボディ１１のポンプ収容室１３の底面１３ａ及びカバー部材１２の内側面とによって、前記各ポンプ室２０を液密的に画成している。

前記カムリング１７は、焼結金属によって円環状に一体形成され、外周部の所定位置に、前記ピボットピン２４に嵌合して偏心揺動支点を構成するほぼ円弧凹状のピボット部１７ａが軸方向に沿って突設されていると共に、該ピボット部１７ａに対しカムリング１７の中心を挟んで反対側の位置に、前記スプリング１８と連係するアーム部１７ｂが径方向に沿って突設されている。

ここで、前記ポンプボディ１１内には、前記支持孔１１ｂと反対側の位置に形成された連通部２７を介してポンプ収容室１３と連通するようにスプリング収容室２８が設けられており、このスプリング収容室２８内に前記スプリング１８が収容されている。

このスプリング１８は、前記連通部２７を通じてスプリング収容室２８内まで延出する前記アーム部１７ｂの先端部の下面とスプリング収容室２８の底面との間に、所定のセット荷重Ｗをもって弾性保持されている。前記アーム部１７ｂの先端部の下面には、スプリング１８の内周側に係合するほぼ円弧状に形成された支持突起１７ｃが突設されており、該支持突起１７ｃによってスプリング１８の一端が支持されている。

したがって、前記スプリング１８は、前記ばね荷重Ｗに基づく弾性力をもって、前記アーム部１７ｂを介してカムリング１７を、その偏心量が増大する方向（図１中の時計方向）へ常時付勢するようになっている。これにより、カムリング１７は、非作動時には前記スプリング１８のばね力によってアーム部１７ｂの上面がスプリング収容室２８の上壁下面に形成されたストッパ面２８ａに押し付けられた状態となり、ロータ１５の回転中心に対するその偏心量が最大となる位置に保持されている。

また、前記カムリング１７の外周部には、前記第１〜第３シール摺接面１１ｃ〜１１ｅと対向するように形成された第１〜第３シール面を有する横断面ほぼ三角形状の３つの第１〜第３シール構成部１７ｄ，１７ｅ、１７ｆがそれぞれ突設されている。また、該各シール構成部１７ｄ〜１７ｆの各シール面に、横断面ほぼＵ字形状の第１〜第３シール保持溝が切欠形成され、該各シール保持溝に前記カムリング１７の偏心揺動時に各シール摺接面１１ｃ〜１１ｅに摺接する前記各シール部材３０がそれぞれ収容保持されている。

ここで、前記第１〜第３シール面は、それぞれ前記ピボット部１７ａの中心からこれに対応する前記各シール摺接面１１ｃ〜１１ｅを構成する半径Ｒ１〜Ｒ３よりも僅かに小さい所定の半径によって構成されており、該各シール面と前記各シール摺接面１１ｃ〜１１ｅとの間には、それぞれ微小なクリアランスＣが形成されるようになっている。

前記３つのシール部材３０は、例えば低摩擦特性を有するフッ素系樹脂材によりカムリング１７の軸方向に沿って直線状に細長く形成され、前記各シール保持溝の底部に配設されたゴム製の弾性部材の弾性力により各シール摺接面１１ｃ〜１１ｅに押し付けられるようになっている。これにより、後述する各制御油室３１〜３３の良好な液密性が常時確保されるようになっている。

そして、前記ポンプ吐出側となるピボット部１７ａ側におけるカムリング１７の外周域には、図１に示すように、ポンプボディ１１の内側面との間に、カムリング１７の外周面と、ピボット部１７ａ、前記各シール部材３０と、ポンプボディ１１の内側面とによって、前記ピボット部１７ａを挟んだ両側に、前述した第１制御油室３１と第２制御油室３２及び第３制御油室３３がそれぞれ画成されている。

前記ピボット部１７ａより上側の第１制御油室３１には、前記吐出ポート２２に吐出されたポンプ吐出圧が前記メインオイルギャラリー０５と制御通路３及び供給通路４からポンプボディ１１の側部に形成された第１連通孔２５ａを介して常時供給されるようになっており、この第１制御油室３１に面するカムリング１７の外周面によって構成された第１受圧面３４ａが、前記スプリング１８の付勢力に抗して前記メインオイルギャラリー０５からの油圧を受けて、図６〜図９に示すように、カムリング１７の偏心量を減少させる方向（図１中の反時計方向）へ揺動力（移動力）を付与するようになっている。

すなわち、この第１制御油室３１は、減少側油室群を構成し、前記第１受圧面３４ａを介してカムリング１７の中心がロータ１５の回転中心と同心に近づく方向、つまり偏心量が減少する方向へカムリング１７を常時作用することによって、このカムリング１７の同心方向の移動量制御に供されている。

前記ピボット部１７ａよりも下側の増大側油室群を構成する第２制御油室３２には、同じくポンプボディ１１の側部に第１連通孔２５ａと平行に貫通形成された第２連通孔２５ｂを介して連通した前記第１給排通路５(制御通路３)の吐出圧が前記第１電磁切換弁４０のオン、オフ作動により適宜導入されるようになっている。

また、この第２制御油室３２に面するカムリング１７の外周面には第２受圧面３４ｂが形成され、この第２受圧面３４ｂに吐出圧を作用させることによって、スプリング１８の付勢力をアシストする方向に作用する力となり、これにより、カムリング１７に対しその偏心量を増大させる方向（図１中の時計方向）へ揺動力（移動力）を付与するようになっている。

前記第２制御油室３２より下側の増大側油室群を構成する第３制御油室３３には、同じくポンプボディ１１の下部の上下方向に沿って貫通形成された第３連通孔２５ｃを介して連通した前記第２給排通路６(制御通路３)の吐出圧が前記第２電磁切換弁５０のオン、オフ作動により前記パイロット弁６０を介して適宜導入されるようになっている。

また、この第３制御油室３３に面するカムリング１７の外周面には第３受圧面３４ｃが形成され、この第３受圧面３４ｃに吐出圧を作用させることによって、前記第２受圧面３４ｂと協働してスプリング１８の付勢力をアシストする方向に作用する力となり、これにより、カムリング１７に対しその偏心量を増大させる方向（図１中の時計方向）へ揺動力（移動力）を付与するようになっている。

ここで、図１に示すように、前記第２、第３受圧面３４ｂ、３４ｃのそれぞれの受圧面積は、前記第１受圧面３４ａの受圧面積よりも小さく設定されており、第２、第３制御油室３２、３３の各内圧に基づく付勢力とスプリング１８の付勢力とによるカムリング１７の偏心方向の付勢力と、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力が所定の力関係をもってバランスするように構成され、第２、第３制御油室３２、３３内の各油圧が、前述のように、スプリング１８の付勢力をアシストするようになっている。すなわち、前記第２、第３制御油室３２、３３は、前記第１、第２電磁切換弁４０、５０とパイロット弁６０を介して必要に応じて供給されたポンプ吐出圧を第２、第３受圧面３４ｂ、３４ｃに作用させてスプリング１８の付勢力を適宜アシストすることによって、カムリング１７が偏心する方向への移動量を制御するようになっている。

また、前記第１、第２電磁切換弁４０、５０は、内燃機関を制御するコントロールユニットからの励磁電流に基づき機関の運転状態に応じて作動するようになっており、この各電磁切換弁４０、５０を介して前記第１給排通路５と第２連通孔２５ｂ、並びに第２給排通路６と第３連通孔２５ｃとが適宜連通、あるいは連通が遮断されるようになっている。

前記第１、第２電磁切換弁４０、５０は、図１及び図４Ａ，Ｂに示すように、同じ構造の３方向切換弁であるから、以下では便宜上、第１電磁切換弁４０のみについて説明する(符番同じ)。

すなわち、第１電磁切換弁４０は、前記シリンダブロックの側壁内に形成されたバルブ収容孔に圧入固定され、内部軸方向に作動孔４１ａが形成されたバルブボディ４１と、前記作動孔４１ａの先端部に圧入され、中央に第１給排通路５の下流側と連通したソレノイド開口ポート４２ａが形成されたバルブシート４２と、該バルブシート４２の内側に離着座自在に設けられて、前記ソレノイド開口ポート４２ａを開閉する金属製のボール弁体４３と、バルブボディ４１の一端側に設けられたソレノイドユニット４４と、から主として構成されている。

前記バルブボディ４１は、周壁の上端部側に前記第１給排通路５にソレノイド開口ポート４２ａを介して連通する連通ポート４５が径方向から貫通形成されていると共に、周壁の下端部側には、前記作動孔４１ａと連通するドレンポート４６が径方向から貫通形成されている。

前記ソレノイドユニット４４は、ケーシングの内部に図外の電磁コイルや固定鉄心や可動鉄心等が収容配置され、該可動鉄心の先端部に、前記作動孔４１ａ内に所定隙間をもって摺動して先端が前記ボール弁体４３を押圧するか、あるいは押圧を解除するプッシュロッド４７が設けられている。

前記プッシュロッド４７の外周面と前記作動孔４１ａの内周面との間には、前記連通ポート４５とドレンポート４６を適宜連通する筒状通路４８が形成されている。

前記電磁コイルには、機関のコントロールユニットからオン−オフ的に電流が通電あるいは通電が遮断されるようになっている。

つまり、前記ソレノイドユニット４４のコイルにコントロールユニットからオフ信号(非通電)が出力されると、前記可動鉄心が図外のリターンスプリングのばね力によって後退移動してプッシュロッド４７によるボール弁体４３の押圧を解除して前記ソレノイド開口ポート４２ａを開成する(図４Ａ参照)。

これにより、図７，図８に示すように、制御通路３からの吐出圧によってボール弁体４３が後退移動して制御通路３と第１給排通路５を連通させて第２制御油室３２に油圧を供給すると同時に、前記筒状通路４８の一端開口を閉塞して該筒状通路４８とドレンポート４６との連通を遮断するようになっている。

一方、前記電磁コイルへコントロールユニットからオン信号（通電）が出力されると、可動鉄心がリターンスプリングのばね力に抗して進出移動して前記プッシュロッド４７により前記ボール弁体４３を押圧する(図４Ｂ参照)。これによって、図６、図９に示すように、ボール弁体４３がソレノイド開口ポート４２ａを閉止すると共に、連通ポート４５と筒状通路４８を連通させる。これによって、第２制御油室３２内の油圧が、第１給排通路５から前記連通ポート４５，筒状通路４８及びドレンポート４６、ドレン通路５１を通ってオイルパン０１に排出されるようになっている。

前記第２電磁切換弁５０も第１電磁切換弁４０と同じ作動によって、前記第３制御油室３３へ油圧がパイロット弁６０を介して供給あるいはドレン通路５２から排出されるようになっている。

前記コントロールユニットは、機関の油温や水温、機関回転数や負荷等から現在の機関運転状態を検出して、特に機関回転数が所定以下では前記第１、第２電磁切換弁４０、５０の電磁コイルへオン信号（通電）を出力し、所定より高い場合はオフ信号（非通電）を出力するようになっている。

但し、機関回転数が所定以下でも、機関が高負荷域の場合などには、電磁コイルへオフ信号が出力されて、第２制御油室３２に油圧が供給されるようになっている。

したがって、前記オイルポンプ１０は、基本的に、メインオイルギャラリー０５から油圧が供給される第１制御油室３１の内圧と、スプリング１８のばね付勢力によってカムリング１７の偏心量を制御し、ポンプ駆動時における前記ポンプ室２０の内部容積の変化量を制御することによって、オイルポンプ１０の吐出圧特性を低圧制御する状態と、前記第１、第２電磁切換弁４０、５０により第２、第３制御油室３２、３３の内圧を加えてカムリング１７の偏心量を制御し、オイルポンプ１０の吐出圧特性を中、高圧制御する状態の３種類の吐出圧特性を得るようになっている。

前記パイロット弁６０は、図５Ａ，Ｂに示すように、円筒状のバルブボディ６１の内部に形成された摺動用孔６２内にスプール弁６３が摺動自在に設けられていると共に、該スプール弁６３を図中上方へ付勢するバルブスプリング６４のばね荷重が与えられた状態でプラグ６５がバルブボディ６１の下部開口端を封止している。

前記バルブボディ６１は、前記摺動用孔６２の軸方向の上端開口に、前記摺動用孔６２より小径なパイロット圧導入ポート６５が形成されており、このパイロット圧導入ポート６５と摺動用孔６２の間の段差テーパ面６１ａが、前記スプール弁６３に対して前記パイロット圧導入ポート６５からの油圧が作用しないときに、該スプール弁６３が前記バルブスプリング６４のばね力によって上方へ付勢されて着座する着座面となっている。

前記バルブボディ６１のパイロット圧導入ポート６５には、前記第２給排通路６の前記第２電磁切換弁５０側で分岐したパイロット圧供給通路部６ａが連通している。また、前記摺動用孔６２が臨む周壁には、前記パイロット圧供給通路部６ａの下流側と連通する第１給排ポート６７ａと、前記第２給排通路６の第３制御油室３３側の給排通路部６ｂを介して第３制御油室３３に連通する第２給排ポート６７ｂと、第２給排ポート６７ｂの下側に平行に配置されて、ドレン通路５３に連通するドレンポート６７ｃがそれぞれ径方向に沿って貫通形成されている。さらに、前記ドレンポート６７ｃの下側には、前記スプール弁６３の円滑な摺動を確保する背圧逃がしポート６７ｄが径方向に沿って貫通形成されている。

前記スプール弁６３は、パイロット圧導入ポート６５側である図中最上端側の第１ランド部６３ａと、該第１ランド部６３ａの下側に形成された小径軸部６３ｂと、該小径軸部６３ｂの下側に形成された第２ランド部６３ｃと、を有している。

前記第１ランド部６３ａと第２ランド部６３ｃは同径に設定されて、各外周面が前記摺動用孔６２の内周面と微小隙間をもって摺動するようになっている。

前記第１ランド部６３ａは、ほぼ円柱状に形成されて、上面が前記パイロット圧導入ポート６５に導入された吐出圧を受ける受圧面として構成されていると共に、前記スプール弁６３の上下移動に伴って前記第１給排ポート６７ａを開閉するようになっており、図５Ａに示す最大上昇位置で第１給排ポート６７ａを開いて第２給排ポート６７ｂと連通させ、下降位置で第１給排ポート６７ａを閉止するようになっている。

前記第２ランド部６３ｃは、スプール弁６３の上下移動に伴って、前記ドレンポート６７ｃを開閉するようになっており、図５Ａに示す最大上昇位置でドレンポート６７ｃを閉止し、図５Ｂに示す所定の下降位置でドレンポート６７ｃを開いて第２給排ポート６７ｂと連通させるようになっている。

前記小径軸部６３ｂの外周には、テーパ円環状に形成された環状溝６３ｄが形成されている。この環状溝６３ｄは、スプール弁６３の前記上下移動位置に応じて前記第１給排ポート６７ａと第２給排ポート６７ｂを連通させると共に、第２給排ポート６７ｂとドレンポート６７ｃを適宜連通させるようになっている。

なお、前記バルブスプリング６４は、そのばね力が前記オイルポンプ１０のスプリング１８のばね力よりも小さく設定されている。
〔可変容量形ポンプの作動〕
以下、本実施形態の可変容量形ポンプの作動を、図６〜図９に基づいて説明する。

機関の始動から低回転、低負荷、低油温の運転状態である場合は、オイルポンプ１０は図６に示す第１作動形態となる。この状態では、第１制御油室３１内に常時油圧が供給されているが、第１、第２電磁切換弁４０、５０はコントロールユニットからのオン信号がそれぞれ出力されて通電状態になっているから、図４Ｂに示すように、各連通ポート４５と各ドレンポート４６が連通している。

一方、前記パイロット弁６０は、機関低回転数で低油圧であることから、図５Ａに示すように、スプール弁６３の上面に僅かな油圧が作用するもののスプリング６４のばね力によってスプール弁６３の第１ランド部６３ａが前記着座面６１ａに着座した状態になっている。このため、第１給排ポート６７ａと第２給排ポート６７ｂが連通していると共に、該第２給排ポート６７ｂが第２電磁切換弁５０の連通ポート４５を介してドレンポート４６に連通している。

したがって、第２制御油室３２と第３制御油室３３内の油圧は、排出されて低圧状態になっている。

よって、ポンプの油圧特性は、機関回転数の上昇に伴って図１０のＰ１に示す低圧状態に制御される。

次に、機関の負荷や油温が高まり、ピストンにオイルを噴射するオイルジェットの作動が必要な運転状態になると、オイルポンプ１０は、図７に示す第２作動形態となる。つまり、コントロールユニットにより第２電磁切換弁５０にはオン信号(通電)の出力が維持されているが、第１電磁切換弁４０にのみオフ信号(非通電)が出力される。これにより、第１電磁切換弁４０は、図４Ａに示すように、プッシュロッド４７の後退移動に伴いボール弁体４３がソレノイド開口ポート４２ａを開いて連通ポート４５と連通させる。

このため、第３制御油室３３は低圧状態を維持しているが、図７に示すように、第２制御油室３２に吐出油圧が供給されて前記スプリング１８のばね力をアシストするように作用してカムリング１７を時計方向へ僅かに揺動させてカムリング１７の反力と釣り合う。このため、ポンプの油圧特性は、図１０に示すように、Ｐ１より大きなＰ２で制御される。

次に、機関が高回転や高油温などで更に高油圧が必要な運転状態になると、オイルポンプ１０は、図８に示す第３作動形態となる。つまり、コントロールユニットによって、第１電磁切換弁４０の他に第２電磁切換弁５０にもオフ信号(非通電)が出力される。これにより、第２電磁切換弁５０も、図４Ｂに示すように、プッシュロッド４７の後退移動に伴いボール弁体４３がソレノイド開口ポート４２ａを開いて連通ポート４５と連通させる。

このため、第２制御油室３２と共に第３制御油室３３に吐出油圧が供給されてスプリング１８のばね力をさらにアシストするように作用してカムリング１７を時計方向へさらに僅かに揺動させ、Ｐ２よりさらに大きな油圧Ｐ３’でカムリング１７の反力と釣り合う設定となっている。このため、ポンプの油圧特性は、前記パイロット弁６０が設置されていない状態で、図１０に示すように、Ｐ２よりさらに大きな最大油圧Ｐ３’に制御される。

このとき、パイロット弁６０は、スプール弁６３の上面にパイロット圧供給通路部６ａから制御通路３(第２給排通路６)の大きな油圧が作用して油圧Ｐ３の状態で、図５Ｂに示すように、スプール弁６３がスプリング６４のばね力に抗して後退移動して、第１ランド部６３ａが第１給排ポート６７ａの開口端を閉止すると共に、環状溝６３ｄを介して第２給排ポート６７ｂとドレンポート６７ｃを連通させる。

このため、第３制御油室３３内の油圧が僅かに低下してカムリング１７を僅かに反時計方向へ揺動させる。したがって、ポンプ吐出圧は、図１０のＰ３’からＰ３に低下するように制御される。

この第３作動形態は、本実施形態では最も高いポンプ吐出圧に制御でき、機関の高速回転運転時に使用される場合が多い、この際、オイルパン０１内のオイル中にエアーが混入やキャビティーションによりカムリング１７の内径側の油圧バランスが崩れてカムリング１７が設定外の油圧で揺動してポンプ吐出圧が変動するのを抑制することができる。

次に、図９はオイルポンプ１０の第４作動形態を示し、前記機関の低回転領域から所定回転まで上昇するに伴って、コントロールユニットから第１電磁切換弁４０にオン信号(通電)が出力される一方、第２電磁切換弁５０にオフ信号(非通電)が出力される。このため、第２制御油室３２内の油圧が排出されて低圧になると共に、第３制御油室３３にパイロット弁６０を介してポンプ吐出圧が供給されて内圧が上昇してスプリング１８のばね力をアシストし、図１０に示すポンプ吐出圧Ｐ１よりも大きなＰ４でスプリング１８のばね力と釣り合う。このため、カムリング１７が時計方向（偏心量を増加する方向）へ揺動してポンプ吐出圧をＰ４に制御する。

このポンプ吐出圧Ｐ４は、Ｐ３よりも低く、Ｐ２との大小関係は第２制御油室３２，第３制御油室３３の位置と大きさ、すなわち、前記Ｒ２，Ｒ３及び第２，第３受圧面３４ｂ，３４ｃの大きさによって決定される。

前述したオイルポンプ１０の１〜４の作動形態における各制御油室３１〜３３への油圧の給排と、第１、第２電磁切換弁４０，５０への通電、非通電状態、制御油圧との関係を以下の表１に纏めた。

この表１からも明らかなように、機関回転数や負荷、機関油温、水温などの状態によって各電磁切換弁４０，５０への通電状態を切り換えることによって、ポンプ吐出圧を、要求油圧に応じて３段階以上に制御することが可能になった。

つまり、ポンプ吐出圧がＰ１となる領域では、バルブタイミング制御装置(ＶＴＣ)などの可変動弁装置の作動に必要な最も低い油圧となり、Ｐ２の領域では、ピストンを冷却するオイルジェットの噴射に必要な油圧となり、さらにＰ３の領域では、機関高回転時にクランクシャフトの軸受けに必要な油圧となっている。また、Ｐ４の領域では、前記オイルジェットの噴射量を２段階にしたい場合など、制御油圧を４段階以上にしたい場合に設定することができる
また、この実施形態では、フィードバック制御を行う必要がないことから制御機構の簡素化が図れる。

さらに、各電磁切換弁４０，５０のコイルの断線などの故障を考慮して、各電磁切換弁４０，５０への非通電時に最も高いＰ３の油圧に設定してあるが、省電力を目的として逆の極性とすることも可能である。
〔第２実施形態〕
図１１は本発明の第２実施形態を示し、オイルポンプ１０の構造や第１制御油室３１が制御通路３に直接連通して常時ポンプ吐出圧が供給されていることなどは、第１実施形態と同じであるが、異なるところは、前記２つの第１、第２電磁切換弁４０，５０を纏めて単一の電磁切換弁７０としたものである。

すなわち、この電磁切換弁７０は、図１２Ａ〜Ｃに示すように、５ポート３位置型であって、シリンダブロックに挿入固定されたバルブボディ７１と、該バルブボディ７１の後端部に設けられたソレノイドユニット７２と、を備えている。

前記バルブボディ７１は、内部軸方向に形成されたバルブ孔７３内にスプール弁７４が軸方向へ摺動自在に設けられていると共に、周壁には、前記バルブ孔７３の内部と前記制御通路３を連通する供給ポート７５ａが径方向に沿って貫通形成されている。該供給ポート７５ａの軸方向の一側部には、前記第２制御油室３２とバルブ孔７３とを連通させる第１連通ポート７５ｂが径方向へ貫通形成され、軸方向の他側部には、前記第３制御油室３３とバルブ孔７３とを連通させる第２連通ポート７５ｃが径方向へ貫通形成されている。

また、前記第１連通ポート７５ｂの側部には、ドレンポート７６が形成されており、このドレンポート７６は、バルブ孔７３内を介して前記第１連通ポート７５ｂに前記スプール弁７４の摺動位置に応じて適宜連通すると共に、バルブボディ７１の内部軸方向及び径方向に形成されたドレン通路７７を介して前記第２連通ポート７５ｃに適宜連通するようになっている。

前記スプール弁７４は、内部軸方向に圧力孔７４ｇが形成されていると共に、外周面の軸方向の中央位置に幅薄の第１ランド部７４ａが設けられ、一端部に前記第１連通ポート７５ｂに対して供給ポート７５ａとドレンポート７６を適宜選択して連通、遮断する第２ランド部７４ｂが設けられている。また、他端部には、第２連通ポート７５ｃとドレン通路７７を適宜連通、遮断する第３ランド部７４ｃが設けられている。前記圧力孔７４ｇは、一端部は軸方向に貫通しているが、先端部側では径方向孔７４ｈを介して前記ドレンポート７６に連通しており、スプール弁７４の軸方向両端部に油圧差の発生を抑制するようになっている。これによって、スプール弁７４が不用意に軸方向へ移動するのを抑制するようになっている。

また、このスプール弁７４は、前記各ランド部７４ａ〜７４ｃの間には、２つの円筒状の通路溝７４ｄ、７４ｅが形成されていると共に、ソレノイドユニット７２側の先端部にフランジ部７４ｆが一体に設けられている。また、このスプール弁７４は、後端部に弾装された第１バルブスプリング７８によってソレノイドユニット７２の後述するプッシュロッド８５の先端に弾接するように軸方向に付勢されている。

また、スプール弁７４は、先端部に前記フランジ部７４ｆの外周を被嵌状態に配置されたリテーナ７９が軸方向へ摺動自在に設けられている。このリテーナ７９は、横断面ほぼコ字形状に形成されていると共に、一端がバルブ孔７３の先端側の段差部に弾接された第２バルブスプリング８０によってソレノイドユニット７２方向へ付勢されている。

前記ソレノイドユニット７２は、円筒状のボディ８１の内部に収容された筒状のコイル８２と、該コイル８２の内周面に固定された有蓋筒状の固定ヨーク８３と、該固定ヨーク８３の内部に摺動自在に設けられた可動プランジャ８４と、該可動プランジャ８４の先端部に一体的に固定されて先端が前記スプール弁７４のフランジ部７４ｆの前端面に当接したプッシュロッド８５と、から主として構成されている。

なお、前記コイル８２には、コントロールユニットから５０％、１００％のパルス電流(デューティ比)が通電されるか、あるいは非通電されるようになっている。
〔可変容量形ポンプの作動〕
以下、本実施形態に係る可変容量形ポンプの作動を説明する。まず、機関低回転域において、要求油圧が最も低いＰ１の運転状態では、コントロールユニットから前記電磁切換弁７０のコイル８２に１００％のデューティ電流が出力されて励磁される。このため、図１２Ａに示すように、可動プランジャ８４が最大に左方向へ進出してプッシュロッド８５を介してスプール弁７４を第１、第２バルブスプリング７８、８０のばね力に抗して最大左方向へ移動させる。

これによって、第１ランド部７４ａと第２ランド部７４ｂにより供給ポート７５ａを閉止すると共に、第１連通ポート７５ｂと第２連通ポート７５ｃがそれぞれドレンポート７６に連通される。

この時点での電流とスプール弁７４の変位量の関係は、図１５ の２段目となる。

したがって、図１１に示すように、第２制御油室３２と第３制御油室３３内の油圧が排出されて低圧状態となり、第１制御油室３１のみにポンプ吐出圧が供給されることから、第１実施形態の第１作動態様と同じくオイルポンプ１０のポンプ吐出圧は、図１７に示すＰ１の油圧特性となる。

次に、オイルジェットの噴射が要求されるような機関の運転状態になると、コントロールユニットから前記電磁切換弁７０のコイル８２に電流が約５０％のデューティ比が出力されて励磁される。このため、図１２Ｂに示すように、可動プランジャ８４が右方向へ後退移動してプッシュロッド８５を介してスプール弁７４を第１、第２バルブスプリング７８、８０のばね力によって軸方向のほぼ中間位置に移動させる。

これによって、第１ランド部７４ａと第２ランド部７４ｂにより供給ポート７５ａと第１連通ポート７５ｂが連通されると共に、第２連通ポート７５ｃがドレンポート７６に連通した状態が維持される。

この時点での電流とスプール弁７４の変位量の関係は、図１５の１段目となる。

したがって、図１３に示すように、第３制御油室３３内の油圧のみが排出されて低圧状態となり、第２制御油室３２に油圧が供給されて内圧が高くなることから、第１実施形態の第２作動態様と同じくオイルポンプ１０のポンプ吐出圧は、図１７に示すＰ２の油圧特性となる。

次に、機関回転数がさらに上昇すると、コントロールユニットから前記電磁切換弁７０のコイル８２に電流０％のデューティ比(非通電)が出力されて消磁される。このため、図１２Ｃに示すように、可動プランジャ８４が最大右方向へ後退移動してプッシュロッド８５を介してスプール弁７４を第１バルブスプリング７８のばね力によって軸方向の最大右方向の位置に移動させる。

これにより、第１ランド部７４ａと第２、第３ランド部７４ｂ、７４ｃにより供給ポート７５ａと第１連通ポート７５ｂ及び第２連通ポート７５ｃが連通されると共に、第２ランド部７４ｂと第３ランド部７４ｃによって両連通ポート７５ｂ、７５ｃとドレンポート７６との連通が遮断される。

この時点での電流とスプール弁７４の変位量の関係は、図１５の最下段目となる。

したがって、図１４に示すように、第２、第３制御油室３２，３３の両方に油圧が供給されてそれぞれ内圧が高くなることから、第１実施形態の第３作動態様と同じくオイルポンプ１０のポンプ吐出圧は、図１７に示すＰ３’の高い油圧特性となるが、第１実施形態で説明したように前記パイロット弁６０の作用によって制御油圧はＰ３となる。

なお、この状態において、前記スプール弁７４が最大右方向位置に移動している場合は、図１２Ｃに示すように、前記リテーナ７９の底壁とフランジ部７４ｆとの間には、所定のクリアランスＣが形成されるようになっている。

ここで、図１６に示すように、前記スプール弁７４の変位と前記第１、第２バルブスプリング７８、８０のばね荷重の関係は、段階的な特性となる。以下、図１２と図１６の関係について説明する。

図１２Ｃに示す状態では、前記リテーナ７９の先端縁が第２バルブスプリング８０のばね力でソレノイドユニット７２のボディ８１の前端壁に当接すると共に、フランジ部７４ｆがリテーナ７９に接触していないため、第２バルブスプリング８０のばね力はスプール弁７４には作用せず、第１バルブスプリング７８のばね力のみが作用している。

そして、第１バルブスプリング７８は、セット荷重が付与されているため、該セット荷重以下ではスプール弁７４は図１６（ｅ）に示すように変位せず、該セット荷重以上となると図１６（ｄ）に示すようにスプリング荷重に比例して変位する。図１６（ｄ）における傾きは、第１バルブスプリング７８のばね定数となる。

図１２Ｂに示す状態では、前記リテーナ７９が前記フランジ部７４ｆに接触するので、第２バルブスプリング８０のばね力もスプール弁７４に作用するようになる。第２バルブスプリング８０についてもセット荷重が付与されている為、第１、第２バルブスプリング７８、８０の荷重合計以下ではスプール弁７４は図１６（ｃ）に示すように変位せず、荷重合計以上で図１６（ｂ）のようにスプリング荷重に比例して変位する。図１６（ｂ）における傾きは、第１、第２バルブスプリング７８、８０を合わせたばね定数となる。
図１２Ａに示す状態では、前記スプール弁７４は第１、第２バルブスプリング７８、８０のばね力に抗して左方向へ移動し前記バルブボディ７１の最奥部に当接して最大変位量の状態、すなわち図１６（ａ）となる。

以上、図１６に示すように、スプール弁７４の変位と第１、第２バルブスプリング７８、８０のばね荷重の関係は段階的な特性となるので、リニアソレノイドバルブを用いて電流値、またはＤｕｔｙ比に比例して前記可動プランジャ８４の推力が比例に変化しても、スプール弁７４を段階的に変位させることが可能となり、図１２に示す３種類の位置をとることができる。
〔第３実施形態〕
図１８は第３実施形態を示し、前記第３制御油室を廃止すると共に、前記スプリング収容室２８のストッパ面２８ａと前記アーム部１７ｂの上面との間に、第１制御油室３１と共に減少側油室群を構成する第４制御油室９０が設けられている。

この第４制御油室９０は、前記吐出通路０４から分岐した第２制御通路９３を介して前記吐出通路０４に連通していると共に、前記第２制御通路９３の途中に設けられた第３電磁切換弁９１を介して供給される内部油圧によって、第１制御油室３１と協働してカムリング１７を反時計方向(偏心量が減少する方向)へ作用させるようになっている。

また、第２制御油室３２は、前記第３制御油室を合わせたような大きな容積に形成されていると共に、第１電磁切換弁４０の下流側にパイロット弁６０が設けられている。

前記第４制御油室９０は、図１９に示すように、ポンプボディ１１の底面１３ａをスプリング収容室２８の上端部まで拡大してこの拡大部１３ｂと前記ストッパ面２８ａ及びアーム部１７ｂの上面との間に隔成されている。

前記カムリング１７のアーム部１７ｂは、図２０に示すように、上面にアーム部１７ｂの上面全体を制御油室として利用するために、前記ストッパ面２８ａに当接する細長い突起部１７ｇが長手方向に沿って一体に形成されていると共に、先端部に形成されたシール溝１７ｈには、前記第４制御油室９０を液密的に封止するシール部材９２が嵌着保持されている。なお、この第４制御油室９０は、前記第１シール部材３０によって第１制御油室３１との間がシールされている。

前記第３電磁切換弁９１は、前述した第１電磁切換弁４０と同じ構造であるから具体的な説明は省略するが、以下の表２に示すように、コントロールユニットから出力されるオン信号(通電)とオフ信号(非通電)によって逆に制御されるようになっている。つまり、第１電磁切換弁４０は、オン信号が入力されると第２制御油室３２の油圧を排出するようになっているが、第３電磁切換弁９１は、オン信号が入力されると、前記プッシュロッド４７が後退移動してボール弁体４３により、ソレノイド開口ポート４２ａと連通ポート４５が連通して第４制御油室９０に油圧が供給され、オフ信号が入力されると、プッシュロッド４７が押し出されてボール弁体４３により、ソレノイド開口ポート４２ａが閉止されると共に、連通ポート４５とドレンポート４６が連通して第４制御油室９０内の油圧が排出されるようになっている。

したがって、機関低回転域では、図２１に示すように、第３電磁切換弁９１にオン信号が出力されて第４制御油室９０に油圧が供給される一方、第１電磁切換弁４０にもオン信号が出力されて第２制御油室３２内の油圧が排出される。このため、オイルポンプ１０の制御油圧は図１０に示すＰ１に制御される。

機関回転数が上昇すると、第３電磁切換弁９１にオフ信号が出力される一方、第１電磁切換弁４０にはオン信号の出力が維持される。したがって、図２２に示すように、第４制御油室９０と第２制御油室３２内の油圧がそれぞれ排出され、第１制御油室３１のみに油圧が供給される。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は図１０に示すＰ２に制御される。

機関回転数がさらに上昇すると、第３電磁切換弁９１にオフ信号が維持されている一方、第１電磁切換弁４０にはオフ信号が出力される。したがって、図２０，図２３に示すように、第４制御油室９０内の油圧は排出されて、第２制御油室３２内に油圧が供給される。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は、前述した場合と同じく図１０に示すＰ３(Ｐ３’)に制御される。

また、第３電磁切換弁９１にオン信号が出力され、第１電磁切換弁４０のオフ信号が出力されると、前記第１、第２、第４制御油室３１，３２、９０のそれぞれに油圧が供給されることから、オイルポンプ１０の吐出圧は図１０に示すＰ４に制御される。

したがって、前記第１実施形態と同様な作用効果が得られる。
〔第４実施形態〕
図２４は第４実施形態を示し、前記第１実施形態におけるオイルポンプ１０の構造に、第３実施形態の前記第４制御油室９０と第３電磁切換弁９１を加えたものである。つまり、アシスト側の第２、第３制御油室３２，３３と作動側の第１、第４制御油室３１、９０の４つの制御油室が設けられている。

また、前記第１給排通路５と第２給排通路６及び第２制御通路９３には、それぞれ第１電磁切換弁４０、第２電磁切換弁５０及び第３電磁切換弁９１が設けられていると共に、第２電磁切換弁５０の下流側にはパイロット弁６０が設けられている。

そして、機関回転数の変化に応じて各電磁切換弁４０，５０、９０をオン−オフ制御することによって、以下の表３に示すように、オイルポンプ１０を６つの作動形態で制御して、図２５に示すようなオイルポンプ１０の吐出圧を制御するようになっている。

すなわち、機関低回転域では、第３電磁切換弁９１にオン信号が出力されて第４制御油室９０に油圧が供給される一方、第１電磁切換弁４０にもオン信号が出力されて第２制御油室３２内の油圧が排出される。さらに、第２電磁切換弁にもオン信号が出力されて第３制御油室内の油圧が排出される(第２作動形態)。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は図２５に示すＰ１に制御される。

機関回転数が所定回転まで上昇すると、第３電磁切換弁９１にオフ信号が出力される一方、第１電磁切換弁４０にはオフ信号が出力され、第２電磁切換弁５０にはオン信号の出力が維持される。したがって、第４制御油室９０と第３制御油室３３内の油圧が排出されて低圧になると共に、第２制御油室３２内にも第１制御油室３１と同じく油圧が供給される(第３作動形態)。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は図２５に示すＰ２に制御される。

機関回転数がさらに上昇すると、第３電磁切換弁９１にオフ信号が維持されている一方、第１電磁切換弁４０にはオフ信号が出力されると共に、第２電磁切換弁５０にもオフ信号が出力される。したがって、第４制御油室９０内に油圧が排出された状態を維持するが第２制御油室３２の他に第３制御油室３３にも油圧が供給される(第４作動形態)。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は、図２５のＰ３(Ｐ３’)に示すように、前記図１０に示すＰ３(Ｐ３’)と同じく最大吐出圧に制御される。

また、機関回転数が所定回転数に変化することによって、例えば、第３電磁切換弁９１にオフ信号が出力されて、第１電磁切換弁４０にオン信号が出力され、さらに第２電磁切換弁５０にもオン信号が出力されると、第２〜４制御油室３２，３３、９０内の油圧が排出される(第１作動形態)。このため、オイルポンプ１０の吐出圧は、図２５に示すように、前記前記Ｐ１よりも大きくＰ２よりも小さなＰ４の油圧に制御される。

さらに異なる機関回転数になると、例えば、第３電磁切換弁９１にオン信号が出力されると共に、第１電磁切換弁４０にオフ信号が出力されて、さらに第２電磁切換弁５０にオン信号が出力されると、前記第４制御油室９０と第２制御油室３２にそれぞれ油圧が供給され、第３制御油室３３内の油圧が排出される(第５作動形態)。

このため、オイルポンプ１０の吐出圧は、図２５に示すように、Ｐ４よりも大きくＰ２よりも小さなＰ５の油圧に制御される。

さらに異なる機関回転数になると、例えば、第３電磁切換弁９１にオン信号が出力されると共に、第１電磁切換弁４０と第２電磁切換弁５０にオフ信号が出力されると、前記第４制御油室９０に油圧が供給され、第２制御油室３２と第３制御油室３３内にも油圧が供給される(第６作動形態)。

このため、オイルポンプ１０の吐出圧は、図２５に示すように、Ｐ２よりも大きくＰ３よりも小さなＰ６の油圧に制御される。

したがって、この第４実施形態では、機関回転数の変化に応じてオイルポンプ１０の吐出圧を６段階(７段階)に制御することが可能になる。

また、第１、第２電磁切換弁４０、５０の故障などの異常時においては、機関高回転、高負荷、高油温の状態でポンプ吐出圧は高圧制御とするようにフェールセーフを考える必要がある。すなわち、まず、各電磁切換弁４０、５０のコイルやハーネスの断線などの故障時には第２、第３制御油室３２、３３へ油圧が導入されるように、各コイルは非通電でそれぞれのソレノイド開ロポート４２ａと連通ポート４５が連通する構成としている。

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、制御油室をさらに増加してオイルポンプ１０の細かな吐出圧制御を行うことも可能である。

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４に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記制御機構は、電磁切換弁であることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｂ〕請求項５に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記電磁切換弁は、一つのみであることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｃ〕請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側油室群と増大側油室群が有する制御油室が合計４つであることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｄ〕請求項５に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側、増大側油室群は、それぞれ２つの制御油室を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｅ〕請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側、増大側油室群のそれぞれの制御油室は、前記可動部材の外周側に設けられていることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｆ〕請求項ｅに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側、増大側油室群は、前記可動部材の外周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ポンプ。
〔請求項ｇ〕請求項７に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側油室群の制御油室に吐出オイルが供給される一方、前記増大側油室群の一方の制御油室に吐出オイルが供給され、他方の制御油室にオイルが給排されることにより、３段階制御を行うことを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｈ〕請求項ｇに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記３段階制御は、前記ポンプ吐出圧の圧力状態で、１段目を可変動弁装置の駆動源とし、２段目を内燃機関のピストンにオイルを供給するオイルジェットへの供給とし、３段目をクランクシャフトの軸受けに対する供給として、それぞれの要求油圧に応じて制御することを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｉ〕請求項８に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側油室群の制御油室に吐出オイルが供給され、前記増大側油室群の各制御油室に吐出オイルが給排されることによって、４段階制御を行うことを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｊ〕請求項ｉに記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記４段階制御は、前記ポンプ吐出圧の圧力状態で、１段目を可変動弁装置の駆動源とし、２段目を内燃機関のピストンにオイルを供給するオイルジェットへの第１状態とし、３段目を該オイルジェットの第２状態、４段目をクランクシャフトの軸受けに対する供給として、それぞれの要求油圧に応じて制御することを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｋ〕請求項８に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記減少側油室群の一方の制御油室に吐出オイルが供給され、他方の制御油室にオイルが給排されると共に、前記増大側油室群の各制御油室にオイルが供給されることによって４段階制御を行うことを特徴とする可変容量形ポンプ。

０４…吐出通路
０５…メインオイルギャラリー
３…制御通路
４…供給通路
５…第１給排通路
６…第２給排通路
１０…オイルポンプ
１１…ポンプボディ
１２…カバー部材
１３…ポンプ収容室
１４…駆動軸(ポンプ構成体)
１５…ロータ(ポンプ構成体)
１６…ベーン(ポンプ構成体)
１７…カムリング(可動部材)
１８…スプリング（付勢機構）
２０…ポンプ室
２１…吸入ポート（吸入部）
２２…吐出ポート（吐出部）
２５ａ…第１連通孔
２５ｂ…第２連通孔
２５ｃ…第３連通孔
３１…第１制御油室(減少側油室群)
３２…第２制御油室(増大側油室群)
３３…第３制御油室(増大側油室群)
４０…第１電磁切換弁（切換機構）
５０…第２電磁切換弁(切換機構)
６０…パイロット弁
９０…第４制御油室(減少側油室群)
９１…第３電磁切換弁

Claims (8)

1. 複数のポンプ室の容積が変化して吸入部から吸入されたオイルを吐出部から吐出するポンプ構成体と、
   可動部材が移動することによって前記複数のポンプ室の容積変化量を変化させる可変機構と、
   セット荷重が付与された状態で設けられ、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が、前記吐出部と連通する制御通路を介して供給されることによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を減少させる方向への力を前記可動部材に作用させる少なくとも１つ以上の制御油室を有する減少側油室群と、
   前記吐出部から吐出されるオイルを供給することによって、前記複数のポンプ室の容積変化量を増大させる方向への力を前記可動部材に作用させる少なくとも１つ以上の制御油室を有する増大側油室群と、
   前記減少側油室群及び前記増大側油室群の少なくとも２つの制御油室に対して、前記吐出部から吐出されたオイルの供給あるいは排出の組み合わせを、外部からの制御によって３つ以上に切り換える制御機構と、
   を備え、
   前記減少側油室群及び前記増大側油室群の有する制御油室の合計が少なくとも３つ以上である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、
   前記減少側油室群は１つの制御油室を有し、前記増大側油室群は２つの制御油室を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
3. 請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
   前記制御機構は、
   前記増大側油室群の２つの制御油室の内部からオイルが排出される第１状態と、
   前記吐出部から吐出されるオイルが前記増大側油室群の２つの制御油室の一方に導入され、前記増大側油室群の２つの制御油室の他方の内部からオイルが排出される第２状態と、
   前記吐出部から吐出されるオイルが前記増大側油室群の２つの制御油室に導入される第３状態と、に切り換え、
   前記減少側油室群の１つの制御油室は、前記第１状態、前記第２状態及び前記第３状態において、前記吐出部から吐出されたオイルが導入され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、
   前記減少側油室群は２つの制御油室を有し、前記増大側油室群は１つの制御油室を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
5. 請求項４に記載の可変容量形ポンプにおいて、
   前記制御機構は、
   前記減少側油室群の２つの制御油室の一方及び前記増大側油室群の１つの制御油室内のオイルが排出される第１状態と、
   前記吐出部から吐出されるオイルが前記減少側油室群の２つの制御油室の一方に導入され、前記増大側油室群の１つの制御油室の内部からオイルが排出される第２状態と、
   前記吐出部から吐出されるオイルが前記増大側油室群の１つの制御油室に導入され、前記減少側油室群の２つの制御油室の一方の内部からオイルが排出される第３状態と、に切り換え、
   前記減少側油室群の２つの制御油室の他方は、前記第１作動状態、前記第２作動状態及び前記第３作動状態において、前記吐出部から吐出されたオイルが導入されることを特徴とする可変容量形ポンプ。
6. 請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
   前記減少側油室群は２つの制御油室を有し、前記増大側油室群は２つの制御油室を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
7. 請求項６に記載の可変容量形ポンプにおいて、
   前記制御機構は、
   前記減少側油室の２つの制御油室の一方及び前記増大側油室群の２つの制御油室内のオイルが排出される第１状態と、
   前記吐出部から吐出されるオイルが前記減少側油室群の２つの制御油室の一方に導入され、前記増大側油室群の２つの制御油室の内部からオイルが排出される第２状態と、
   前記吐出部から吐出されるオイルが前記増大側油室群の２つの制御油室の一方に導入され、前記減少側油室群の２つの制御油室の一方及び前記増大側制御油室群の２つの制御油室の他方の内部からオイルが排出される第３状態と、に切り換え、
   前記減少側油室群の２つの制御油室の他方は、前記第１状態、前記第２状態及び前記第３状態において、前記吐出部から吐出されたオイルが導入される
   ことを特徴とする可変容量形ポンプ。
8. 内燃機関によって回転駆動されるロータと、
   該ロータの外周にスリットを介して出没自在に設けられた複数のベーンと、
   前記ロータとベーンが内部に収容され、内径中心が前記ロータの回転中心と偏心して配置され、前記ロータとベーンを介して内部に複数のポンプ室を隔成すると共に、移動することによって偏心量が変化してポンプ容量を変化させるカムリングと、
   前記ロータの回転にともなって容積が増大する前記ポンプ室に開口する吸入部と、
   前記ロータの回転にともなって容積が減少する前記ポンプ室に開口する吐出部と、
   セット荷重が付与された状態で設けられ、前記ロータの回転中心に対して偏心量が大きくなる方向へ前記カムリングを付勢する付勢部材と、
   前記吐出部から吐出されたオイルが、前記吐出部と連通する制御通路を介して圧が導入されることによって前記付勢部材の付勢力に抗して前記カムリングを偏心量が小さくなる方向へ移動させる力を前記カムリングに付与する少なくとも１つ以上の制御油室を有する減少側油室群と、
   前記吐出部から吐出圧されたオイルが、前記制御通路を介して導入されることによって、前記付勢部材の付勢力と協働して前記カムリングを偏心量が大きくなる方向へ移動させる力を前記カムリングに付与する少なくとも１つ以上の制御油室を有する増大側油室群と、
   前記減少側油室群及び前記増大側油室の少なくとも２つの制御油室に対して、前記吐出部から吐出部から吐出されたオイルの供給あるいは排出の組合せを、外部からの制御によって３つ以上に切り換える制御機構と、
   を備え、
   前記減少側油室群及び前記増大側油室の有する制御油室の合計が少なくとも３つ以上であることを特徴とする可変容量形ポンプ。

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