JP6897412B2 - オイルポンプ - Google Patents

Description

本発明は、エンジンで駆動される可変容量型のオイルポンプに関する。

従来、エンジンから伝達される回転力により駆動する機械式オイルポンプとして、複数の外歯を有するインナーロータと、該外歯に噛み合う複数の内歯を有するアウターロータと、吸引ポートおよび吐出ポートを有し、インナーロータおよびアウターロータを収容するケーシングとを備えたものが知られている（例えば、特許文献１参照）。このオイルポンプは、アウターロータをインナーロータに対して公転させることでポンプ容量が変更可能に構成されている。

特許文献１に記載のオイルポンプは、吐出ポートからの油圧を制御圧に変換する制御弁と、アウターロータを支持すると共に該制御圧を受けてアウターロータの公転を実現する調整リングと、を備え、調整リングは、該制御圧に対抗して付勢する第１付勢手段を有し、制御弁は、吐出ポートからの油圧に対抗して弁体を付勢する第２付勢手段を有している。これら第１付勢手段や第２付勢手段の付勢力を適正値に設定することで、エンジン回転数の増大に伴いポンプの吐出圧を第１勾配で上昇させ、エンジン回転数が第１所定値を超えた場合に、制御圧が第１付勢手段の付勢力を上回ってアウターロータを公転させることにより、ポンプの吐出圧を第１勾配よりも緩勾配となる第２勾配で上昇させている。さらにエンジン回転数が第１所定値より大きい第２所定値を超えた場合に弁体の開度がゼロとなり、制御圧が第１付勢手段の付勢力を下回ってアウターロータを初期状態に変位させることにより、ポンプの吐出圧を第２勾配よりも急勾配となる第３勾配で上昇させている。このように、特許文献１に記載のオイルポンプは、油圧低減領域となる第２勾配を確保することにより、ポンプの無駄な仕事量を低減して燃費を高めることができる。

特開２０１２−１４５０９５号公報

オイルが低温で粘度が高いときはポンプから吐出されるオイルの圧力上昇勾配が大きいため、制御弁の弁体が速やかに移動して開度が変更され、第１所定値から第２所定値に移行するエンジンの回転数領域が小さくなる。このため、特許文献１のように第１付勢手段や第２付勢手段の付勢力を適正値に設定する構成では、オイルの粘度に応じて付勢力を変更できないため、第２勾配による油圧低減効果が小さくなってしまう。よって、ポンプの無駄な仕事量を低減して燃費を高める上で、改善の余地があった。

そこで、オイルの粘度に関らず無駄な仕事量を低減できるオイルポンプが求められている。

オイルポンプの特徴構成は、エンジンから伝達される回転力により第一軸芯を中心に回転するロータと、前記ロータの外周側との間にポンプ室を形成し、前記第一軸芯に対して偏芯した第二軸芯を有する筒状体と、前記ポンプ室に連通する吸引ポートと吐出ポートとを有し、前記ロータおよび前記筒状体を収容するケーシングと、前記吐出ポートから吐出されたオイルにより前記第二軸芯を前記第一軸芯に対して公転させてポンプ容量を変更する容量変更機構と、を備え、前記容量変更機構は、前記ケーシングの内部に形成され、前記吐出ポートから吐出されたオイルの一部が供給される圧力室と、前記圧力室と前記吐出ポートとを連通させる連通路と、前記連通路に配置され、前記吐出ポートから吐出されたオイルの圧力を受けて移動することにより開度が変化する弁体を含む制御弁と、前記圧力室のオイルを排出する排出路と、を有し、前記容量変更機構は、前記圧力室内のオイルの圧力が大きいほど前記ポンプ容量を減少させるように構成されており、前記圧力室よりも上流側には油路径を絞るオリフィス部が設けられ、前記圧力室よりも下流側には油路径を絞るチョーク部が設けられており、前記オリフィス部は油路長が油路径以下であり、前記チョーク部は油路長が油路径の２倍以上である点にある。

本構成では、圧力室よりも上流側にオリフィス部を設け、圧力室よりも下流側にチョーク部を設けている。オリフィス部は、油路長が油路径以下に設定されており、粘度に関らずオリフィス部を通過する油量（油圧）はほぼ同じになる。一方、チョーク部は、油路長が油路径の２倍以上に設定されており、油路方向に沿う壁面から粘性抵抗を受けるため、粘度が高いほどチョーク部を通過する油量（油圧）が大きく低下する。

つまり、オイルが低温で粘度が高いほど、オリフィス部を通過可能な油量に対してチョーク部を通過可能な油量が小さくなり、圧力室に滞留する油量が増加する。その結果、圧力室に流通するオイルの圧力が大きい状態で維持される期間が長くなり、ポンプ容量を低減する期間を長くすることが可能となる。よって、オイルの粘度が高いときであっても、圧力低減効果が高まり、ポンプの無駄な仕事量を低減することができる。

一方、オイルが高温で粘度が低いほどチョーク部の壁面から粘性抵抗を受け難くなり、チョーク部を通過可能な油量が増大するので、圧力室の油圧がオリフィス部を通過して低下された油圧に近づく。また、オイルが高温で粘度が低いほど、吐出ポートから吐出されるオイルの圧力上昇勾配が小さくなるので、弁体は緩やかに移動して開度が変更される。その結果、オイルが高温で粘度が低い場合には、従来と同様に油圧低減領域を適正に確保して、ポンプの無駄な仕事量を低減することができる。

このように、オイルの粘度に関らず無駄な仕事量を低減できるオイルポンプを提供できた。

他の特徴構成は、前記弁体は、前記吐出ポートから吐出されたオイルの圧力が作用する受圧面を含む環状部と、底部と前記底部から環状に延出した延出部とを含む筒状部と、前記環状部と前記筒状部との間に形成され、前記連通路に連通可能な環状溝と、を有し、前記オリフィス部は、前記弁体を収容するハウジングと前記受圧面とで区画された受圧空間と前記環状溝とが連通するように前記環状部を貫通した貫通路に形成されている点にある。

本構成では、ハウジングと弁体の受圧面とで区画された受圧空間と環状溝とが連通するように環状部の貫通路にオリフィス部を設け、環状溝と連通路とが連通可能となっている。このため、環状溝と連通路とが連通したとき、吐出ポートから吐出されたオイルは、オリフィス部を介して圧力室に流通し、オイルの粘度が高いほどチョーク部によって圧力室にオイルが滞留する。このとき、オリフィス部と圧力室との間の油圧が高まるので、受圧面に作用する油圧に対する対抗力が高まる。その結果、弁体の移動速度がさらに小さくなり、圧力室に流通するオイルの圧力が大きい状態で維持される期間がより長くなる。よって、オイルの粘度が高いときにより一層、圧力低減効果を高めることができる。

他の特徴構成は、前記連通路は、前記制御弁よりも上流側の第一連通路と前記制御弁よりも下流側の第二連通路とで構成され、前記延出部には、前記環状溝が前記第二連通路に連通しないときに前記第二連通路と連通可能なドレン孔が形成されている点にある。

本構成のように、環状溝が第二連通路と連通しないときに、第二連通路と連通可能なドレン孔を設けることで、例えば、エンジンの回転数が圧力低減領域の中回転から低回転に低下した場合にドレン孔を介してオイルを排出させることが可能となるので、エンジンの低回転領域で圧力室の圧力を速やかに低下させることができる。その結果、エンジンの低回転領域に戻る際、オイルの粘度が高いことに起因してチョーク部により圧力室の圧力が低下せず、ポンプ容量が減少した状態となるといった不都合が解消される。このように、エンジンが低回転領域に戻る際のポンプ容量を確保して、供給先に必要量のオイルを確実に供給することができる。

制御弁の弁体が初期状態にあるオイルポンプの断面図である。 弁体の環状溝と第二連通路とが連通したオイルポンプの断面図である。 環状溝と第二連通路との連通が遮断されたオイルポンプの断面図である。 制御弁の受圧空間と第二連通路とが連通したオイルポンプの断面図である。 エンジン回転数に対するオイルポンプの吐出量を示す図である。 オリフィス部におけるオイルの油量と差圧との関係を示す図である。 チョーク部におけるオイルの油量と差圧との関係を示す図である。 別実施形態に係るオイルポンプの断面図である。 その他の実施形態に係るオイルポンプの断面図である。

以下に、本発明に係るオイルポンプの実施形態について、図面に基づいて説明する。本実施形態では、オイルポンプ１００の一例として、車両のエンジンＥに搭載されるトロコイドポンプとして説明する。ただし、以下の実施形態に限定されることなく、その要旨を逸脱しない範囲内で種々の変形が可能である。

〔基本構成〕
図１には、車両のエンジンＥのメインギャラリに対して潤滑油を供給すると共に、エンジンＥに備えられた油圧機器（弁開閉時期制御装置やピストンジェット等）に対して作動油を供給するように、エンジンＥで駆動される可変容量型のオイルポンプ１００を示している（潤滑油と作動油との総称をオイルとする）。このオイルポンプ１００から吐出されたオイルは、オイルフィルタ５５を介して異物が除去された後、一部がメインギャラリや油圧機器に供給されると共に、一部が後述する圧力室４にも供給される。

オイルポンプ１００は、インナーロータ１２（ロータの一例）と、アウターロータ１３（筒状体の一例）と、ケーシング１と、容量変更機構Ａとを備えている。

インナーロータ１２は、駆動回転軸芯Ｘ（第一軸芯）を中心にしてエンジンＥから伝達される回転力により駆動軸１１と一体的に回転する。アウターロータ１３は、駆動回転軸芯Ｘに対して偏芯した従動回転軸芯Ｙ（第二軸芯）を中心に回転する。インナーロータ１２の外周側とアウターロータ１３の内周側との間には、ポンプ室２４が形成されている。インナーロータ１２およびアウターロータ１３は、ケーシング１の内部に収容されている。ケーシング１の壁部１Ａには、オイルを吸引する吸引ポート２と、オイルを吐出する吐出ポート３が形成されており、これら吸引ポート２および吐出ポート３がポンプ室２４に連通している。また、容量変更機構Ａは、吐出ポート３から吐出されるオイルにより、アウターロータ１３をインナーロータ１２に対して駆動回転軸芯Ｘの周りで公転移動させることでポンプ容量を変化させる。

インナーロータ１２は、ケーシング１の壁部１Ａを貫通する駆動軸１１に支持され、複数の外歯１２Ａを有した環状に形成されている。アウターロータ１３は、後述する調整リング１４の内周側に支持され、インナーロータ１２の外歯１２Ａに噛み合う複数の内歯１３Ａを有した環状に形成されている。

インナーロータ１２の外歯１２Ａは、トロコイド曲線に従う歯面形状に成形されている。アウターロータ１３の内歯１３Ａは、インナーロータ１２の外歯１２Ａの歯数より１つ多い歯数に設定され、アウターロータ１３が回転した際に、インナーロータ１２の外歯１２Ａに接触する歯面形状に成形されている。なお、インナーロータ１２の外歯１２Ａやアウターロータ１３の内歯１３Ａをサイクロイド曲線に従う歯面形状に成形しても良く、特に限定されない。

この構成からインナーロータ１２が矢印Ｆで示す方向に駆動回転することにより、吸引ポート２から外歯１２Ａと内歯１３Ａとの間のポンプ室２４にオイルを導入し、オイルを加圧して吐出ポート３から送り出す。これによって、エンジン回転数（エンジンＥの回転速度）が増大するほど吐出ポート３から吐出される油量（油圧）が増大する。

容量変更機構Ａは、圧力室４と、制御油路Ｃ（連通路の一例）と、排出路Ｃ３と、制御弁Ｖと、調整リング１４と、第１スプリングＳ１とを有している。

圧力室４は、ケーシング１の内部のうちケーシング１と調整リング１４との間に形成され、アウターロータ１３を公転させるオイルが供給される空間である。制御油路Ｃは、吐出ポート３と圧力室４とを連通させるように、一端が吐出ポート３に接続され、他端が圧力室４に接続されており、吐出ポート３からのオイルを圧力室４に供給する流路となっている。この制御油路Ｃは、一端が吐出ポート３に接続されると共に他端が制御弁Ｖに接続される第一制御油路Ｃ１（第一連通路の一例）と、一端が制御弁Ｖに接続されると共に他端が圧力室４に接続される第二制御油路Ｃ２（第二連通路の一例）とで構成されている。つまり、第一制御油路Ｃ１は制御弁Ｖよりも上流側にあり、第二制御油路Ｃ２は制御弁Ｖよりも下流側にある。

また、圧力室４には、圧力室４のオイルを不図示のオイルパンに排出する排出路Ｃ３が接続されている。この排出路Ｃ３（圧力室４よりも下流側）には、油路長Ｌ１が油路径Ｗ１の２倍以上に設定され排出路Ｃ３の油路径を絞るチョーク部１５が設けられている。すなわち、チョーク部１５の油路径Ｗ１は排出路Ｃ３の油路径よりも小さい。なお、チョーク部１５の油路長Ｌ１は、油路径Ｗ１の４倍以上に設定されていることが好ましく、さらに好ましくは油路径Ｗ１の１０倍以上である。

調整リング１４の外周のうち、第１スプリングＳ１が配置された部位に吸引ポート２に連通する低圧空間ＬＰが形成され、径方向で低圧空間ＬＰと反対側に吐出ポート３と連通する加圧空間ＨＰが形成されている。圧力室４の両側壁には、調整リング１４の外周とケーシング１の内面との間に一対のシールベーン２３が備えられ、一対のシールベーン２３によって低圧空間ＬＰおよび加圧空間ＨＰと圧力室４とが分離されている。なお、上述した排出路Ｃ３から排出されたオイルを低圧空間ＬＰに送っても良い。

制御弁Ｖは、制御油路Ｃの経路上に配置されており、制御油路Ｃが形成されたハウジングＨに収容されている。制御弁Ｖは、吐出ポート３から供給されるオイルの圧力を受けてハウジングＨに形成されたシリンダ状の空間を直線移動することにより開度が変化する弁体３５と、弁体３５をオイルの圧力に対抗する方向に付勢する第２スプリングＳ２とを有している。この制御弁Ｖは、吐出ポート３から吐出されたオイルの圧力により第２スプリングＳ２の付勢力に対抗して弁体３５が移動して第一制御油路Ｃ１と第二制御油路Ｃ２とを遮断又は連通させる。つまり、制御弁Ｖは、制御油路Ｃの開度を調節することになり、吐出ポート３からの油圧を制御圧（以下、「制御圧」と言う。）に変換して圧力室４に供給し、この制御圧を後述する調整リング１４の操作部２１に作用させる機能を有する。なお、ハウジングＨは、ケーシング１と一体で構成されても良いし、ケーシング１と別体で構成されても良い。

弁体３５は、吐出ポート３から供給されるオイルの圧力が作用する受圧面３５Ａａを含む円柱状の環状部３５Ａと、底部３５Ｂａと底部３５Ｂａから円環状に延出した延出部３５Ｂｂとを含む筒状部３５Ｂと、環状部３５Ａの中央部分と筒状部３５Ｂの底部３５Ｂａの中央部分とを連結する連結部３５Ｃとを有している。環状部３５Ａおよび筒状部３５Ｂは一体となってハウジングＨの内面に摺接して移動する。連結部３５Ｃの外周側は、第二制御油路Ｃ２に連通可能な環状溝３５Ｃａとなっている。

環状部３５Ａには、ハウジングＨと弁体３５の受圧面３５Ａａとの間の受圧空間３６と環状溝３５Ｃａとが連通するように貫通した貫通路３５Ａｂが形成されている。この貫通路３５Ａｂの一部（本実施形態では、貫通路３５Ａｂの環状溝３５Ｃａに隣接する端部）に、オリフィス部１６が形成されている。貫通路３５Ａｂのうちオリフィス部１６を除く部分は、第一制御油路Ｃ１と同等の油路断面積を有している。オリフィス部１６は、貫通路３５Ａｂの油路径を絞る（オリフィス部１６の油路径Ｗ２が貫通路３５Ａｂの油路径より小さい）機能を有しており、油路長Ｌ２が油路径Ｗ２以下、好ましくは油路長Ｌ２が油路径Ｗ２の２分の１以下に設定されている。また、筒状部３５Ｂの延出部３５Ｂｂには、環状溝３５Ｃａが第二制御油路Ｃ２に連通しないとき、第二制御油路Ｃ２に連通可能なドレン孔Ｄが貫通形成されている（図１は初期状態を表す）。つまり、このドレン孔Ｄは、図１に示す初期状態から弁体３５が移動して図２に示す環状溝３５Ｃａが第二制御油路Ｃ２に連通する前まで、又は図４に示す移動完了状態の弁体３５が図１に示す初期状態に戻る過程で、図２に示す環状溝３５Ｃａと第二制御油路Ｃ２との連通が終了した後において、圧力室４のオイルを排出する機能を有している。

第２スプリングＳ２は、弁体３５の筒状部３５Ｂの底部３５ＢａとハウジングＨのシリンダ状空間の底部とに当接した状態で配置されており、筒状部３５Ｂの延出部３５Ｂｂによって第２スプリングＳ２の移動がガイドされる。第２スプリングＳ２が当接するハウジングＨのシリンダ状空間の底部には、ドレン孔Ｄから排出されたオイルや弁体３５とハウジングＨシリンダ状空間のとの隙間から漏れ出たオイルを、不図示のオイルパンに排出するドレン油路Ｈ１が形成されている。このドレン油路Ｈ１は、第２スプリングＳ２の収容空間にある空気を排出する空気抜き孔としても機能する。

調整リング１４は、アウターロータ１３を内挿状態で回転自在に支持するように従動回転軸芯Ｙと同軸芯の内周面を有するリング状に成形されている。この調整リング１４の外周には外方に突出する操作部２１が一体的に形成されており、第１スプリングＳ１が圧力室４内のオイルの圧力（制御圧）に対抗して操作部２１を付勢している。第１スプリングＳ１は、操作部２１を基準にして圧力室４と反対側の低圧空間ＬＰに配置されており、調整リング１４をアウターロータ１３と共にポンプ容量増大方向に変位させる付勢力を有している。一方、制御弁Ｖで変換された制御圧が第二制御油路Ｃ２を介して操作部２１に作用することにより、該制御圧が第１スプリングＳ１の付勢力に対抗して、調整リング１４をアウターロータ１３と共にポンプ容量減少方向に変位させる。

また、オイルポンプ１００は、調整リング１４の移動をガイドするガイド部Ｇを備えている。このガイド部Ｇは、調整リング１４の外周部に備えた２つのガイドピン２５と、このガイドピン２５が係入するように調整リング１４の壁面に形成された２つのガイド溝２６とを有している。２つのガイド溝２６は、駆動回転軸芯Ｘを中心にしてアウターロータ１３の従動回転軸芯Ｙを公転させるように調整リング１４をガイドする形状に形成されている。

上述した容量変更機構Ａは、インナーロータ１２とアウターロータ１３とを図１〜図４に示す状態にすることが可能である。すなわち、図１の状態であれば、吸引ポート２から吸引されたオイルを吐出ポート３から吐出する吐出量（ポンプ容量）が最大となる。一方、図４は、図１から容量変更機構Ａが駆動回転軸芯Ｘを中心にしてアウターロータ１３の従動回転軸芯Ｙを公転させた状態であり、吸引ポート２から吸引されたオイルを吐出ポート３から吐出する吐出量（ポンプ容量）が最小となる。

〔作動形態〕
続いて、本実施形態におけるオイルポンプ１００を作動したとき、オイルの粘度に応じて変化する回転数−油圧特性について、図５〜図７を用いて説明する。

エンジン回転数が低い状態でもエンジンＥの潤滑と弁開閉時期制御装置等の制御とに必要な油量は決まっている。従って、エンジン回転数が所定値を超えて増大した場合には、油量をエンジン回転数と比例して増大させる必要がない。しかしながら、エンジン回転数が大きい値まで上昇した場合には、エンジンＥの潤滑や冷却のために多くのオイルを必要とする。

このような理由から、本実施形態におけるオイルポンプ１００は、ポンプ容量を調整可能に構成している。図５では、ポンプ容量を最大に設定した際のエンジン回転数に対する吐出量変化を、「全量吐出」として破線で示している。実線が本実施形態のオイルポンプ１００の特性を示す。オイルポンプ１００は、エンジン回転数が低速にある場合には、エンジン回転数の増大に対するオイルの吐出量が大きくなるように設定しておき、エンジン回転数がＮ１（高粘度時）又はＮ２（低粘度時）を超えた場合には、エンジン回転数の増大に対するオイルの吐出量の比率を減ずることにより、オイルの無駄な仕事量を低減している。そして、エンジン回転数がＮ４（高粘度）又はＮ５（低粘度）を超えた場合には、高速で駆動されるエンジンＥの各部にオイルを供給して潤滑すると共に、エンジンＥの冷却を促進するために、再びエンジン回転数の増大に対するオイルの吐出量を増大させている。

一方、オイルが低温で粘度が高いとき、図５の高粘度の破線で示すように吐出ポート３から吐出されるオイルの圧力上昇勾配は、オイルが高温で粘度が低いとき（低粘度の破線）の圧力上昇勾配に比べて大きい。このため、オイルが低温で粘度が高いときは制御弁Ｖの弁体３５が速やかに移動してしまい、制御弁Ｖの環状溝３５Ｃａと第二制御油路Ｃ２とが連通することで圧力室４に制御圧が作用してポンプ容量減少状態となるエンジン回転数領域が小さくなる（図５の二点鎖線で示すＮ１とＮ３の間の領域）。その結果、ポンプの無駄な仕事量を低減できる領域が小さくなり、改善の余地があった。

そこで、本実施形態では、上述したように圧力室４より上流側にある弁体３５の環状部３５Ａの貫通路３５Ａｂにオリフィス部１６を設け、圧力室４より下流側にある排出路Ｃ３にチョーク部１５を設けることで、ポンプ容量減少状態となるエンジン回転数領域を大きくしている（図５の実線（高粘度）で示すＮ１とＮ４の間の領域）。その原理について、以降詳述する。

オリフィス部１６は、オイルの流れが壁面から剥がれて不連続面を形成し油圧を低下させるといった特性を有する。このため、図６に示すように、オリフィス部１６の前後の差圧（オリフィス部１６より上流側の油圧−オリフィス部１６より下流側の油圧）は、オイルの粘度に関らず、ほぼ同様の勾配で上昇する。一方、チョーク部１５は、オイルが壁面に沿って流れる際、長い油路長Ｌ１を有する壁面から粘性抵抗を受けるといった特性を有する。このため、図７に示すように、チョーク部１５の前後の差圧（チョーク部１５より上流側の油圧−チョーク部１５より下流側の油圧）は、油量に対する上昇勾配がオイルの粘度に比例して増加する。つまり、オイルの温度が所定値以下で粘度が高い場合は、オイルの温度が所定値より大きく粘度が低い場合に比べて、チョーク部１５の前後の差圧が大きく、チョーク部１５を通過する油量が少ない。その結果、圧力室４から排出される油量が減少し、調整リング１４の操作部２１に長い期間、制御圧が作用してポンプ容量減少状態（図２の状態）となるエンジン回転数領域（図５のＮ１〜Ｎ４）が拡大されるのである。

続いて、図１〜図５を用いて、制御弁Ｖの作動に応じて変化する回転数−油圧特性を説明する。

［オイルが高粘度の場合］
エンジン回転数が０〜Ｎ１未満にある低回転領域では、弁体３５の受圧面３５Ａａに作用する油圧が第２スプリングＳ２の付勢力を下回っており、図１に示すように、環状溝３５Ｃａと第二制御油路Ｃ２とは連通しない。このとき、ドレン孔Ｄと第二制御油路Ｃ２とが連通すると共に圧力室４に連通している排出路Ｃ３によって、圧力室４の制御圧が極めて小さい状態となっている。その結果、調整リング１４に作用する第１スプリングＳ１の付勢力によって圧力室４の容積が最小の状態であり、ポンプ容量が最大となっている。このため、図５に示すように、全量吐出となる勾配（破線の勾配と同一）で、吐出ポート３から吐出されるオイルの圧力が上昇する。このように、エンジンＥが低回転領域で吐出ポート３の吐出圧が小さいときは、容量変更機構Ａによってポンプ容量が最大に維持されるので、エンジンＥの潤滑や弁開閉時期制御装置の作動に必要となる油圧を確保することができる。

次いで、受圧面３５Ａａに作用する油圧が第２スプリングＳ２の付勢力を上回ると、弁体３５が移動し、図２に示すように、環状溝３５Ｃａと第二制御油路Ｃ２とが連通する。そして、圧力室４の制御圧が次第に上昇し、エンジン回転数がＮ１以上となる中回転領域では、調整リング１４に作用する制御圧が第１スプリングＳ１の付勢力を上回り、調整リング１４が移動して圧力室４の容積が拡大され、ポンプ容量が減少する。その結果、図５に示すように、吐出ポート３から吐出されるオイルの圧力の上昇勾配が減少する。このとき、上述したように、容量変更機構Ａがオリフィス部１６およびチョーク部１５を有しているので、圧力室４から排出される油量が減少し、ポンプ容量減少状態となるエンジン回転数領域（図５の実線で示すＮ１とＮ４の間の領域）が、オリフィス部１６およびチョーク部１５がない場合（図５の二点鎖線で示すＮ１とＮ３の間の領域）に比べて拡大される。また、本実施形態では、環状部３５Ａの受圧面３５Ａａとは反対側の面に圧力室４の制御圧が作用するので、受圧面３５Ａａに作用する油圧の一部を該制御圧で打消して、弁体３５の移動速度を低下させている。このように、エンジンＥが中回転領域にあるときは、オリフィス部１６およびチョーク部１５によって、ポンプの無駄な仕事量を低減できる領域を大きくすることができる。

次いで、受圧面３５Ａａに作用する油圧と環状部３５Ａの受圧面３５Ａａとは反対側の面に作用する制御圧との差圧が第２スプリングＳ２の付勢力を上回ると、弁体３５がさらに移動し、図３に示すように、環状溝３５Ｃａと第二制御油路Ｃ２との連通が遮断される。その結果、圧力室４のオイルは排出路Ｃ３を経由して排出され、制御圧が減少することで、調整リング１４に作用する第１スプリングＳ１の付勢力によって圧力室４の容積が減少してポンプ容量が最大となるまで増大し、エンジン回転数がＮ４とＮ６の間の領域で、吐出ポート３からの吐出圧が急勾配で増加する（図５参照）。

この図３の状態では、環状溝３５Ｃａと第二制御油路Ｃ２との連通が遮断されるので、環状部３５Ａの受圧面３５Ａａとは反対側の面には制御圧が作用しない。このため、受圧面３５Ａａに作用する油圧が制御圧によって打消されず、弁体３５が速やかに移動して、図４の状態に移行する。つまり、受圧空間３６と第二制御油路Ｃ２とが直接連通し、エンジン回転数がＮ４と近いＮ６の状態で、ハウジングＨと弁体３５の受圧面３５Ａａとの間の受圧空間３６の油圧が圧力室４に作用する制御圧となる。その結果、エンジン回転数がＮ６以上となる高回転領域では、圧力室４の制御圧が第１スプリングＳ１の付勢力を上回り、調整リング１４が移動して圧力室４の容積が拡大される。そして、図５に示すように、吐出ポート３から吐出されるオイルの圧力の上昇勾配が減少する。このように、エンジンＥが高回転領域にあるときは、容量変更機構Ａによって吐出ポート３から吐出されるオイルの圧力を必要以上に上昇させることがなく、エンジンＥの潤滑や弁開閉時期制御装置の作動に必要となる油圧を確保することができる。

一方、エンジン回転数が中回転領域（Ｎ１〜Ｎ４）から低回転領域（０〜Ｎ１）に移行するとき、図２の状態から図１の状態に弁体３５が戻ることとなる。上述したように、本実施形態では、環状溝３５Ｃａが第二制御油路Ｃ２と連通しない図１の状態のときに、第二制御油路Ｃ２と連通可能なドレン孔Ｄを延出部３５Ｂｂに設けている。これによって、エンジン回転数が圧力低減領域の状態から低下した場合にドレン孔Ｄを介してオイルを排出させることが可能となるので、エンジンＥの低回転領域で圧力室４の圧力を速やかに低下させることができる。その結果、エンジンＥの低回転領域に戻る際、オイルの粘度が高いことに起因してチョーク部１５により圧力室４の圧力が低下せず、ポンプ容量が減少した状態となるといった不都合が解消される。このように、エンジンＥが低回転領域に戻る際のポンプ容量を確保して、エンジンＥの潤滑や弁開閉時期制御装置の作動に必要となる油圧を確保することができる。

［オイルが低粘度の場合］
エンジン回転数が０〜Ｎ２未満にある低回転領域では、弁体３５の受圧面３５Ａａに作用する油圧が第２スプリングＳ２の付勢力を下回っており、図１に示すように、環状溝３５Ｃａと第二制御油路Ｃ２とは連通しない。このとき、ドレン孔Ｄと第二制御油路Ｃ２とが連通すると共に圧力室４に連通している排出路Ｃ３によって、圧力室４の制御圧が極めて小さい状態となっている。その結果、調整リング１４に作用する第１スプリングＳ１の付勢力によって圧力室４の容積が最小の状態となっており、ポンプ容量が最大となっている。このため、図５に示すように、全量吐出となる勾配（破線の勾配と同一）で、吐出ポート３から吐出されるオイルの圧力が上昇する。このように、エンジンＥが低回転領域にあるときは、容量変更機構Ａによってポンプ容量が最大に維持されるので、エンジンＥの潤滑や弁開閉時期制御装置の作動に必要となる油圧を確保することができる。

次いで、受圧面３５Ａａに作用する油圧が第２スプリングＳ２の付勢力を上回ると、弁体３５が移動し、図２に示すように、環状溝３５Ｃａと第二制御油路Ｃ２とが連通する。そして、圧力室４の制御圧が次第に上昇し、エンジン回転数がＮ２以上となる中回転領域では、調整リング１４に作用する制御圧が第１スプリングＳ１の付勢力を上回り、調整リング１４が移動して圧力室４の容積が拡大され、ポンプ容量が減少する。その結果、図５に示すように、吐出ポート３から吐出されるオイルの圧力の上昇勾配が減少する。上述したように、オイルが低粘度の場合は、チョーク部１５の壁面から粘性抵抗を受け難くなり、チョーク部１５を通過する油量が多い。また、オイルが低粘度であるほど、吐出ポート３から吐出されるオイルの圧力上昇勾配が小さくなるので、弁体３５は緩やかに移動する。また、オイルが高粘度の場合と同様に、環状部３５Ａの受圧面３５Ａａとは反対側の面が圧力室４に連通しているので、受圧面３５Ａａに作用する油圧の一部を制御圧で打消して、弁体３５の移動速度を低下させている。これによって、ポンプ容量減少状態となるエンジン回転数領域（図５の実線で示すＮ２とＮ５の間の領域）は、オリフィス部１６およびチョーク部１５がない従来と同様にある程度の拡がりを持つ。このように、オイルが低粘度の場合でも、容量変更機構Ａによってポンプ容量が適正に減少されるので、不必要な供給を抑制した量のオイルをエンジンＥに供給することが可能となり、ポンプの無駄な仕事量を低減できる。

次いで、受圧面３５Ａａに作用する油圧と環状部３５Ａの受圧面３５Ａａとは反対側の面に作用する制御圧との差圧が第２スプリングＳ２の付勢力を上回ると、弁体３５がさらに移動し、図３に示すように、環状溝３５Ｃａと第二制御油路Ｃ２との連通が遮断される。その結果、圧力室４のオイルは排出路Ｃ３を経由して排出され、制御圧が減少することで、調整リング１４に作用する第１スプリングＳ１の付勢力によって圧力室４の容積が減少してポンプ容量が最大となり、エンジン回転数がＮ５とＮ７の間の領域で、吐出ポート３からの吐出圧が急勾配で増加する（図５参照）。このとき、吐出ポート３からの吐出圧は、エンジン回転数に比例する全量吐出（図５の破線）に到達すると、圧力上昇勾配が低下する。

次いで、エンジン回転数がＮ７以上となる高回転領域では、弁体３５が速やかに移動して図４の状態に移行し、圧力室４の制御圧が第１スプリングＳ１の付勢力を上回り、調整リング１４が移動して圧力室４の容積が拡大される。その結果、図５に示すように、ポンプ容量が最小となり、吐出ポート３から吐出されるオイルの圧力の上昇勾配が減少する。このように、エンジンＥが高回転領域にあるときは、容量変更機構Ａによってポンプ容量が最小に維持されるので、吐出ポート３から吐出されるオイルの圧力を必要以上に上昇させることがなく、エンジンＥの潤滑や弁開閉時期制御装置の作動に必要となる油圧を確保することができる。

［別実施形態］
上述した実施形態では、オイルポンプ１００をトロコイドポンプで構成したが、図８に示すようなベーンポンプで構成しても良い。なお、上述した実施形態と同様の構成については同じ符号を用いており、詳細な説明を省略する。

本実施形態のオイルポンプ１００Ａは、可変容量型のベーン式オイルポンプで構成されている。このオイルポンプは、径方向に突出引退可能な複数の可動ベーン５を有するロータ１９と、可動ベーン５との摺動により当該可動ベーン５の突出量を変更するカムリング１８（筒状体の一例）とを備えている。

ロータ１９は、回転軸芯Ｘ周りで駆動軸１１と一体に駆動回転される円筒状の外周筒部１９ａを同芯状に有している。外周筒部１９ａの内周側には、各可動ベーン５の基端側を支持する支持リング１７が装着されている。

各可動ベーン５は、外周筒部１９ａに対してロータ１９の径方向に摺動移動自在に装着されると共に外周筒部１９ａの内周側に装着した支持リング１７に基端側が支持され、ロータ１９の回転に伴う遠心力でロータ１９の外周側に向けて突出移動する。カムリング１８は、可動ベーン５の先端部分が摺動する内周面を有する円筒状に形成されている。

ポンプ室２４は、外周筒部１９ａの外周側とカムリング１８の内周側との間に形成され、可動ベーン５によって周方向で複数のポンプ室２４ａに区画されている。ロータ１９を矢印Ｆで示す方向に駆動回転させることにより、ポンプ室２４ａの容積が増大するに伴って吸引ポート２からオイルをポンプ室２４ａに導入し、ポンプ室２４ａの容積が減少するに伴ってポンプ室２４ａのオイルを吐出ポート３から送り出す。

容量変更機構Ａは、上述した実施形態に係る調整リング１４に代えて、筒状体を構成するカムリング１８の操作部１８ａに制御圧を作用させることによってポンプ容量を変更調整する。その他の構成および作動形態は、上述した実施形態と同様であるのでその説明は省略する。

［その他の実施形態］
（１）上述した実施形態では、オリフィス部１６を弁体３５の環状部３５Ａの貫通路３５Ａｂの一部に形成したが、これに代えて、図９に示すように、貫通路３５Ａｂにオリフィス部１６を設けずに第二制御油路Ｃ２にオリフィス部１６Ａを設けても良い。これにより、上述した実施形態と同様に、環状溝３５Ｃａと第二制御油路Ｃ２とが連通したとき、チョーク部１５によってオイルの粘度が高いほど圧力室４に滞留する油量が増加するので、オイルの粘度が高い場合でもポンプ容量を低減する期間を長くすることができる。また、本実施形態では、オリフィス部１６Ａによって低下する前の油圧、つまり受圧面３５Ａａに作用する油圧と同等の油圧を環状部３５Ａの受圧面３５Ａａとは反対側の面に作用させている。これによって、受圧面３５Ａａと環状部３５Ａの受圧面３５Ａａとは反対側の面との面積差に基づく差圧によって弁体３５が移動することとなるので、弁体３５の移動速度を制御し易い。なお、第二制御油路Ｃ２にオリフィス部１６Ａを設けるのに加えて第一制御油路Ｃ１にオリフィス部１６Ａを設けても良い。また、オリフィス部１６Ａは、第一制御油路Ｃ１、第二制御油路Ｃ２および貫通路３５Ａｂの何れか２つ以上に設けても良い。

（２）上述した実施形態では、チョーク部１５を排出路Ｃ３に設けたが、これに代えてケーシング１における圧力室４と排出路Ｃ３との接続口にチョーク部１５を設けても良い。また、排出路Ｃ３を低圧空間ＬＰに接続する場合は、ケーシング１における低圧空間ＬＰと排出路Ｃ３との接続口にチョーク部１５を設けても良い。

本発明は、エンジンで駆動される可変容量型のオイルポンプに利用可能である。

１ ケーシング
２ 吸引ポート
３ 吐出ポート
４ 圧力室
１２ インナーロータ（ロータ）
１３ アウターロータ（筒状体）
１５ チョーク部
１６ オリフィス部
２４ ポンプ室
３５ 弁体
３５Ａ 環状部
３５Ａａ 受圧面
３５Ａｂ 貫通路
３５Ｂ 筒状部
３５Ｂａ 底部
３５Ｂｂ 延出部
３５Ｃａ 環状溝
３６ 受圧空間
１００ オイルポンプ
Ａ 容量変更機構
Ｃ 制御油路（連通路）
Ｃ１ 第一制御油路（第一連通路）
Ｃ２ 第二制御油路（第二連通路）
Ｃ３ 排出路
Ｄ ドレン孔
Ｅ エンジン
Ｈ ハウジング
Ｌ１ 油路長
Ｌ２ 油路長
Ｖ 制御弁
Ｗ１ 油路径
Ｗ２ 油路径
Ｘ 駆動回転軸芯（第一軸芯）
Ｙ 従動回転軸芯（第二軸芯）

Claims (3)

1. エンジンから伝達される回転力により第一軸芯を中心に回転するロータと、
   前記ロータの外周側との間にポンプ室を形成し、前記第一軸芯に対して偏芯した第二軸芯を有する筒状体と、
   前記ポンプ室に連通する吸引ポートと吐出ポートとを有し、前記ロータおよび前記筒状体を収容するケーシングと、
   前記吐出ポートから吐出されたオイルにより前記第二軸芯を前記第一軸芯に対して公転させてポンプ容量を変更する容量変更機構と、を備え、
   前記容量変更機構は、前記ケーシングの内部に形成され、前記吐出ポートから吐出されたオイルの一部が供給される圧力室と、前記圧力室と前記吐出ポートとを連通させる連通路と、前記連通路に配置され、前記吐出ポートから吐出されたオイルの圧力を受けて移動することにより開度が変化する弁体を含む制御弁と、前記圧力室のオイルを排出する排出路と、を有し、
   前記容量変更機構は、前記圧力室内のオイルの圧力が大きいほど前記ポンプ容量を減少させるように構成されており、
   前記圧力室よりも上流側には油路径を絞るオリフィス部が設けられ、前記圧力室よりも下流側には油路径を絞るチョーク部が設けられており、
   前記オリフィス部は油路長が油路径以下であり、前記チョーク部は油路長が油路径の２倍以上であるオイルポンプ。
2. 前記弁体は、前記吐出ポートから吐出されたオイルの圧力が作用する受圧面を含む環状部と、底部と前記底部から環状に延出した延出部とを含む筒状部と、前記環状部と前記筒状部との間に形成され、前記連通路に連通可能な環状溝と、を有し、
   前記オリフィス部は、前記弁体を収容するハウジングと前記受圧面とで区画された受圧空間と前記環状溝とが連通するように前記環状部を貫通した貫通路に形成されている請求項１に記載のオイルポンプ。
3. 前記連通路は、前記制御弁よりも上流側の第一連通路と前記制御弁よりも下流側の第二連通路とで構成され、
   前記延出部には、前記環状溝が前記第二連通路に連通しないときに前記第二連通路と連通可能なドレン孔が形成されている請求項２に記載のオイルポンプ。

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