WO2012077458A1 - 油供給装置 - Google Patents

油供給装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2012077458A1
WO2012077458A1 PCT/JP2011/075994 JP2011075994W WO2012077458A1 WO 2012077458 A1 WO2012077458 A1 WO 2012077458A1 JP 2011075994 W JP2011075994 W JP 2011075994W WO 2012077458 A1 WO2012077458 A1 WO 2012077458A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
oil
oil passage
land
discharge port
passage
Prior art date
Application number
PCT/JP2011/075994
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
宇野吉人
Original Assignee
アイシン精機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by アイシン精機株式会社 filed Critical アイシン精機株式会社
Priority to CN201180058028.5A priority Critical patent/CN103237989B/zh
Priority to EP11847044.2A priority patent/EP2628954B1/en
Priority to US13/878,626 priority patent/US8827659B2/en
Priority to BR112013014073-9A priority patent/BR112013014073B1/pt
Publication of WO2012077458A1 publication Critical patent/WO2012077458A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/06—Lubrication
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01M—LUBRICATING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; LUBRICATING INTERNAL COMBUSTION ENGINES; CRANKCASE VENTILATING
    • F01M1/00—Pressure lubrication
    • F01M1/16—Controlling lubricant pressure or quantity
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/08—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the rotational speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F04C14/12—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using sliding valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/24—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves
    • F04C14/26—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves using bypass channels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/102—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member the two members rotating simultaneously around their respective axes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2210/00—Fluid
    • F04C2210/20—Fluid liquid, i.e. incompressible
    • F04C2210/206—Oil

Definitions

  • the present invention relates to an oil supply device used for lubrication of an automobile engine and control of a hydraulic control device, for example.
  • the oil supply device described in Patent Document 1 includes a suction port that sucks in working oil as the rotor rotates in synchronization with the crankshaft, and discharges the working oil as the rotor rotates. And a pump body provided with a second discharge port. Further, the oil supply device supplies at least the working oil from the first discharge port to the working oil supplied portion and the working oil from the second discharge port to the first oil path.
  • a relief oil passage that returns hydraulic oil from a hydraulic control valve having a valve body that operates in response to the hydraulic pressure of the hydraulic oil to the first oil passage to at least one of the suction port and the oil pan.
  • the valve body is provided with a first valve body oil passage and a second valve body oil passage. Then, when the hydraulic pressure of the working oil to the first oil passage is within a predetermined range, the working oil from the second discharge port is supplied to the first oil passage through the first valve body oil passage, and the operation to the first oil passage is performed. When the oil pressure of the oil is greater than a predetermined range, the working oil from the second discharge port is supplied to the first oil passage via the second valve body oil passage.
  • the first oil passage at this time is configured.
  • the amount of hydraulic oil supplied to the tank is the sum of the discharge amount of the first discharge port and the discharge amount of the second discharge port.
  • the hydraulic oil from the second discharge port is supplied to the first oil passage via the second valve body oil passage. Configured to do. At this time, even after the supply amount of the hydraulic oil to the first oil passage is once only the hydraulic oil from the first discharge port, the supply amount of the hydraulic oil to the first oil passage is The discharge amount of the first discharge port and the discharge amount of the second discharge port can be combined again.
  • An object of the present invention is to provide a compact oil supply apparatus in view of the above problems.
  • the oil supply device includes a suction port that sucks in hydraulic oil as the rotor driven by the drive source rotates, and discharges the hydraulic oil as the rotor rotates.
  • a pump body provided with a first discharge port and a second discharge port, a supply oil passage for supplying the operation oil to the operation oil supplied portion, and a supply oil passage for at least the operation oil from the first discharge port
  • a first oil passage that supplies oil to the valve chamber, a second oil passage that supplies hydraulic oil from the second discharge port to the valve chamber, and hydraulic oil from the valve chamber to at least one of the suction port and the oil pan.
  • the third rotation region is set, and at the time of the first rotation region, the working oil from the second discharge port is supplied to the first oil passage through the small diameter portion, and the second rotation region Sometimes, after the working oil from the second discharge port is supplied to the return oil passage through the small diameter portion, the second oil passage is blocked from the return oil passage by the second land. In the third rotation region, the working oil from the second discharge port is sent to the first oil passage. It lies in is arranged to.
  • the communication state between the second oil passage, the first oil passage, and the return oil passage can be controlled by the two lands of the first land and the second land. For this reason, it can reduce in size compared with the valve body which has three or more lands. Further, since the total stroke length of the valve body is shortened according to the downsizing of the valve body, the oil supply device itself can be downsized. Therefore, it is possible to realize an oil supply device with good mountability.
  • the outer diameter of the first land is larger than the outer diameter of the second land.
  • a gap can be provided between the inner wall portion of the valve chamber in which the first land is configured to be slidable and the second land. Therefore, this gap can be used as a communication path through which the working oil flows.
  • the return port communicating with the return oil passage is closed by the first land during the first rotation range.
  • a return port communicating with the return oil passage is opened to partition the first oil passage and the second oil passage.
  • a return port communicating with the return oil passage is opened and the first oil passage and the second oil passage communicate with each other.
  • the oil supply device 100 efficiently supplies hydraulic oil to the hydraulic control device (the hydraulic oil feeding unit 7) as the rotor 2 that is driven in synchronization with a drive source such as a crankshaft of an automobile is rotated. It has a function to supply.
  • FIG. 1 is a diagram schematically illustrating a schematic configuration of the oil supply device 100
  • FIG. 2 is a diagram illustrating a state in which the oil supply device 100 is mounted on an engine of an automobile.
  • the oil supply device 100 includes a pump body 1, a hydraulic control valve 4, a supply oil passage 5, a first oil passage 61, a second oil passage 62, and a return oil passage 66. Composed.
  • the pump body 1 is made of metal (for example, an aluminum alloy or an iron alloy), and a pump chamber 10 is formed inside the pump body 1.
  • the pump chamber 10 is formed with an internal gear portion 12 constituting a driven gear having a large number of internal teeth 11.
  • a metal rotor 2 is rotatably arranged.
  • the rotor 2 is connected to a crankshaft 70 of an automobile engine as a drive source and rotates together with the crankshaft 70.
  • the number of rotations of the rotor 2 is designed to be about 600 to 7000 rpm, for example.
  • the rotor 2 is formed with an external gear portion 22 constituting a drive gear having a large number of external teeth 21.
  • the inner teeth 11 and the outer teeth 21 are defined by mathematical curves such as a trochoid curve or a cycloid curve.
  • the rotation direction of the rotor 2 is the arrow A1 direction.
  • the external teeth 21 of the rotor 2 enter the internal teeth 11 one after another, and the internal gear portion 12 also rotates in the same direction.
  • Spaces 22 a to 22 k are formed by the external teeth 21 and the internal teeth 11.
  • the space 22k has the largest volume, and the spaces 22e and 22f have the smallest volume.
  • the volume gradually increases, so that suction pressure is generated and the suction action of the working oil is obtained.
  • the spaces 22j to 22f are gradually reduced in volume, so that a discharge pressure is generated and a discharge action of the working oil is obtained.
  • a discharge port group 33 including a first discharge port (main discharge port) 31 and a second discharge port (sub discharge port) 32 is formed. That is, the discharge port group 33 is a port that discharges hydraulic oil from the pump chamber 10 as the rotor 2 rotates.
  • the main discharge port 31 includes end sides 31a and 31c
  • the sub discharge port 32 includes end sides 32a and 32c.
  • a suction port 36 is formed in the pump body 1.
  • the suction port 36 is a port that sucks hydraulic oil into the pump chamber 10 as the rotor 2 rotates.
  • the suction port 36 includes end sides 36a and 36c.
  • the main discharge port 31 is located upstream of the sub discharge port 32 with the suction port 36 as the starting point in the rotational direction indicated by the arrow A1.
  • the opening area of the main discharge port 31 is set larger than the opening area of the sub discharge port 32.
  • the present invention is not limited by the difference in area or the area ratio between the opening area of the main discharge port 31 and the opening area of the sub-discharge port 32. That is, for example, the opening area of the main discharge port 31 and the opening area of the sub discharge port 32 may be configured to be the same or different. Further, when the opening area of the main discharge port 31 and the opening area of the sub discharge port 32 are different from each other, which of the opening area of the main discharge port 31 and the opening area of the sub discharge port 32 is larger. It doesn't matter.
  • the main discharge port 31 and the sub discharge port 32 are partitioned by the partition portion 37, the main discharge port 31 and the sub discharge port 32 have discharge functions independent of each other.
  • the width of the partition portion 37 (the length along the circumferential direction of the rotor 2) is determined by the operation oil confinement between the teeth in the compression process of the space between the inner teeth 11 and the outer teeth 21 due to the rotation of the rotor. When the hydraulic pressure rises, it is preferable that the width is smaller than the width between the teeth located between the main discharge port 31 and the sub discharge port 32.
  • the working oil supply oil passage 5 is an oil passage for feeding the working oil to the working oil fed portion 7.
  • Examples of the working oil supplied portion 7 include a lubrication device such as a slide bearing or a bearing that requires oil supply, a valve mechanism of an engine, and a drive mechanism such as an engine cylinder or piston.
  • the first oil passage 61 is an oil passage connecting the main discharge port 31 and the feed oil passage 5. Therefore, at least the hydraulic oil discharged from the main discharge port 31 has a function of supplying the supply oil passage 5.
  • the second oil passage 62 is an oil passage that connects a valve chamber 40 of the hydraulic control valve 4 described later and the sub discharge port 32. Accordingly, the hydraulic oil discharged from the sub discharge port 32 is supplied to the valve chamber 40. At this time, the working oil discharged from the sub discharge port 32 is supplied to the supply oil passage 5 via the valve chamber 40 and the first oil passage 61.
  • the return oil passage 66 is an oil passage that returns the working oil from the valve chamber 40 to at least one of the suction port 36 and the oil pan 69. In FIG. 1, the return oil passage 66 is shown as being returned to the suction port 36.
  • a passage 66n for sucking the working oil from the oil pan 69 is provided in communication with the suction port 36.
  • the hydraulic control valve 4 includes a valve body 47 that operates in response to the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the supply oil passage 5 and includes a valve chamber 40 that slidably accommodates the valve body 47. I have.
  • the valve body 47 is accommodated in the valve chamber 40 in a state of being urged by the spring 49 in the arrow B1 direction.
  • the valve body 47 is provided with two radially projecting portions that project in the radial direction of the valve body 47 around the axis of the valve body 47.
  • the two radial protrusions correspond to the first land 47X and the second land 47Y.
  • each of the first land 47 ⁇ / b> X and the second land 47 ⁇ / b> Y has a concentric circular shape with respect to the valve body 47 and is provided at both axial ends of the valve body 47. Further, the outer diameter of the first land 47X is formed larger than the outer diameter of the second land 47Y.
  • the valve body 47 is provided with a small-diameter portion 47a that is at least smaller than the outer diameters of the first land 47X and the second land 47Y so as to connect the first land 47X and the second land 47Y in the axial direction. Accordingly, the inter-land space 47c is formed by the first land 47X, the small diameter portion 47a, and the second land 47Y.
  • the valve chamber 40 of the hydraulic control valve 4 is provided with a valve port 41, a return port 42, and a drain port 43.
  • the valve port 41 is provided in the second inner wall portion 56 of the valve chamber 40 and communicates with the second oil passage 62.
  • the return port 42 is provided in the first inner wall 55 of the valve chamber 40 and communicates with the return oil passage 66.
  • the drain port 43 is also provided in the first inner wall 55 of the valve chamber 40 and communicates with the return oil passage 66. As a result, it is possible to smoothly slide the valve body 47 by sucking or discharging the working oil into the valve chamber 40 via the drain port 43.
  • the outer diameter of the first land 47X is formed according to the inner diameter of the first inner wall 55 so that the first land 47X can slide in the axial direction of the valve body 47 along the inner peripheral surface of the first inner wall 55.
  • the outer diameter of the second land 47 ⁇ / b> Y depends on the inner diameter of the second inner wall portion 56 so that the second land 47 ⁇ / b> Y can slide in the axial direction of the valve body 47 along the inner peripheral surface of the second inner wall portion 56. It is formed.
  • the outer diameter of the first land 47X is formed larger than the outer diameter of the second land 47Y.
  • the inner diameter of the first inner wall 55 of the valve chamber 40 that slidably accommodates the first land 47X is larger than the inner diameter of the second inner wall 56 of the valve chamber 40 that slidably accommodates the second land 47Y. Is also made up of large.
  • the above-described partition portion 37 constitutes a part of the second inner wall portion 56.
  • the outer diameter of the first land 47X is smaller than the inner diameter of the first inner wall portion 55 by, for example, about several ⁇ m.
  • the outer diameter of the second land 47Y is preferably smaller than the inner diameter of the second inner wall portion 56 by, for example, about several ⁇ m. Accordingly, the first inner wall portion 55, the second inner wall portion 56, the first land 47X, and the second land 47Y are arranged in the descending order of the diameter, the inner diameter of the first inner wall portion 55, the outer diameter of the first land 47X, and the second inner wall.
  • the inner diameter of the portion 56 and the outer diameter of the second land 47Y are set.
  • an inner diameter changing portion 57 is formed between the first inner wall portion 55 and the second inner wall portion 56.
  • Such an inner diameter changing portion 57 is provided so as to connect the first inner wall portion 55 and the second inner wall portion 56. Therefore, the valve body 47 accommodated in the valve chamber 40 while being biased in the direction of the arrow B1 by the spring 49 is regulated by the inner diameter changing portion 57. Thereby, the valve body 47 connects and disconnects the second oil passage 62 with the first oil passage 61 and the return oil passage 66. Connecting / disconnecting means that the communication is not performed or the communication is performed. Accordingly, the valve body 47 makes the second oil passage 62 not communicated with or communicates with the first oil passage 61 and the return oil passage 66. The connection / disconnection form of the second oil passage 62, the first oil passage 61, and the return oil passage 66 will be described below.
  • the oil supply apparatus 100 is configured as described above.
  • the valve body 47 of the hydraulic control valve 4 exhibits the following supply forms A to E as the rotational speed of the rotor 2 increases. .
  • the rotation speed of the rotor 2 is set as the first rotation area, the second rotation area, and the third rotation area in ascending order.
  • the first land 47X of the valve body 47 closes the return port 42, and the valve port 41 and the first oil passage 61 are in communication with each other.
  • the first communication passage 91 is formed by the small diameter portion 47 a and the partition portion 37. Therefore, the working oil from the sub discharge port 32 can be supplied to the first oil passage 61 via the small diameter portion 47 a, that is, via the first communication passage 91.
  • the amount of hydraulic oil supplied to the oil supply passage 5 is the sum of the amount discharged from the main discharge port 31 and the amount discharged from the sub discharge port 32.
  • the amount of oil fed to the feed oil passage 5 is equal to the characteristic indicated by the line OP in FIG. 8, that is, as the rotational speed of the rotor 2 increases, the amount of working oil from the main discharge port 31 increases.
  • the discharge amount increases, the hydraulic pressure of the first oil passage 61 increases, the discharge amount of the working oil from the sub discharge port 32 increases, and the hydraulic pressure of the second oil passage 62 increases.
  • the return port 42 communicating with the return oil passage 66 is opened. Further, the state where the valve port 41 and the first oil passage 61 communicate with each other is also maintained. That is, the valve body 47 is in an intermediate state in which the valve body 47 shifts to a supply form C described later. Thereby, the second communication passage 92 is formed by the small diameter portion 47 a and the first inner wall portion 55. Therefore, the working oil from the sub discharge port 32 can be fed to the return oil passage 66 through the small diameter portion 47a, that is, through the second communication passage 92. Further, part of the working oil from the main discharge port 31 is also fed to the return oil passage 66 through the first communication passage 91.
  • the amount of hydraulic oil supplied to the oil supply passage 5 is a part of the discharge amount of the main discharge port 31.
  • the amount of oil fed to the feed oil passage 5 has the characteristics shown by the line PQ in FIG. That is, since the sub discharge port 32 and the return oil passage 66 communicate with each other, the rate of increase in the discharge amount with respect to the increase in the rotation speed of the rotor 2 is reduced.
  • FIG. 8 also shows the relationship between the required oil amount of the VVT (valve opening / closing timing control device) and the engine rotor rotational speed as the working oil supplied portion 7.
  • VVT valve opening / closing timing control device
  • N1 predetermined rotation speed
  • the oil supply apparatus 100 it is preferable to configure the oil supply apparatus 100 so that the slopes of the OP and PQ lines in FIG. 8 exceed the VVT required oil amount V.
  • the oil supply apparatus 100 may be configured to exceed or exceed other hydraulic actuators in place of or in addition to the required oil amount of the VVT.
  • the valve port 41 and the first oil passage 61 are not communicated with each other, and the valve closing of the return port 42 by the first land 47X of the valve body 47 is completely released. . That is, when the hydraulic pressure of the working oil to the feed oil passage 5 is larger than a predetermined range, the working oil from the main discharge port 31 is fed to the feed oil passage 5 and the working oil from the sub discharge port 32 is supplied to the valve chamber 40. It becomes possible to feed to the return oil passage 66 via. At this time, the amount of oil supplied to the oil supply passage 5 has the characteristics indicated by the QR line in FIG. That is, in the case of the supply form C, the oil amount to the feed oil passage 5 is equal to the oil amount from the main discharge port 31.
  • the valve port 41 and the first oil passage 61 are in communication with each other, and the second land 47 ⁇ / b> Y of the valve body 47 (the bottom portion 48 b of the valve body 47) Transfer to the return port 42 is prevented. Therefore, the second oil passage 62 is blocked from the return oil passage 66 by the second land 47Y.
  • a third communication passage 93 is formed by the bottom portion 48 b of the valve body 47 and the second inner wall portion 56 of the valve chamber 40. Accordingly, the working oil from the sub discharge port 32 can be supplied to the first oil passage 61 via the third communication passage 93.
  • the amount of hydraulic oil supplied to the oil supply passage 5 is again the sum of the amount discharged from the main discharge port 31 and the amount discharged from the sub discharge port 32.
  • the amount of oil to the feed oil passage 5 has the characteristics shown by the RT line in FIG. That is, since the transfer of the working oil to the return port 42 stops after the valve port 41 and the first oil passage 61 communicate with each other, the transfer destination of the working oil transferred to the return port 42 becomes the supply oil passage 5. Be changed. Therefore, the supply amount of the working oil to the supply oil passage 5 is increased (FIG. 8: R-S line), and thereafter, the sum of the discharge amount of the main discharge port 31 and the discharge amount of the sub discharge port 32 (FIG. 8: ST line).
  • the return port 42 communicating with the return oil passage 66 is opened, and the first oil passage 61 and the second oil passage 62 are in communication with each other.
  • the fourth communication path 94 is formed by the second land 47Y and the first inner wall portion 55. Therefore, a part of the working oil from the main discharge port 31 and a part of the working oil from the sub discharge port 32 can be supplied to the return oil path 66 via the fourth communication path 94.
  • the third communication passage 93 is also formed by the bottom portion 48 b of the valve body 47 and the second inner wall portion 56. Therefore, as described above, after the second oil passage 62 is blocked from the return oil passage 66 by the second land 47Y, the working oil from the sub discharge port 32 is supplied to the first via the third communication passage 93.
  • the oil passage 61 can also be fed.
  • the amount is a combination of a part of the main discharge port 31 and a part of the sub discharge port 32.
  • the amount of oil fed to the feed oil passage 5 has the characteristics indicated by the TU line in FIG. That is, since the path to the return oil path 66 is in communication, the rate of increase in the discharge amount with respect to the increase in the rotation speed of the rotor 2 is reduced.
  • FIG. 8 also shows the relationship between the required oil amount of the piston jet and the engine rotor rotational speed as the working oil fed portion 7.
  • an oil amount of about the total discharge amount that combines the discharge amount of the main discharge port 31 and the discharge amount of the sub discharge port 32 is required.
  • the total discharge amount becomes unnecessary (region indicated by W in FIG. 8). Therefore, it is preferable to configure the oil supply device 100 so that the inclination of the TU line in FIG. 8 exceeds the piston required oil amount W for the piston.
  • the oil supply apparatus 100 may be configured so as to exceed or exceed another hydraulic actuator instead of or in addition to the required oil amount of the piston jet.
  • the hydraulic oil from the sub discharge port 32 can be supplied to the oil supply passage 5 via the first oil passage 61.
  • the amount of hydraulic oil supplied to the oil supply passage 5 at that time is the sum of the discharge amount of the main discharge port 31 and the discharge amount of the sub discharge port 32 (FIG. 8: OP line).
  • the excess hydraulic oil in the second oil passage 62 can be returned to the return oil passage 66 without being sent to the feed oil passage 5. Can be reduced.
  • the working oil feed section 7 such as a piston jet
  • the working oil from the sub discharge port 32 is fed to the feed oil passage 5 via the third communication passage 93.
  • the supply amount of the working oil to the supply oil passage 5 is again set to the sum of the discharge amount of the main discharge port 31 and the discharge amount of the sub discharge port 32 (FIG. 8: ST line). be able to.
  • Setting of supply type 3-1 Setting of point P
  • the interval between the second oil passage 62 and the return port 42 in the axial direction of the valve chamber 40 is increased and the timing for feeding to the return oil passage 66 is set to be late, It is possible to set the point P on the high speed side along the OP line. Further, for example, when the interval between the second oil passage 62 and the return port 42 in the axial direction of the valve chamber 40 is shortened and the timing for feeding to the return oil passage 66 is set earlier, the point P in FIG. Can be set on the low rotation side along the OP line.
  • the S and T points in FIG. 8 are set on the side where the discharge amount increases along the extension direction of the ST line. It is possible. Further, by shortening the axial length of the second land 47Y, the point S and the point T in FIG. 8 can be set to the side where the discharge amount decreases along the extension direction of the ST line. .
  • the points S and T in FIG. 8 are set to the side where the discharge amount increases along the extension direction of the line ST. Is possible. Further, by shortening the distance between the first land 47X and the second land 47Y in the axial direction, the point S and the point T in FIG. 8 are set to the side where the discharge amount decreases along the extension direction of the ST line. Is possible.
  • the setting of the P point, the S point, and the T point can be changed by changing the urging force of the spring 49 instead of or in addition to the setting method described above. For example, by increasing the biasing force of the spring 49, each of the P point, the S point, and the T point can be set to the high rotation side, and by decreasing the biasing force of the spring 49, the P point, the S point, and the T point. Each can be set on the low rotation side.
  • the communication state between the second oil passage 62, the first oil passage 61, and the return oil passage 66 can be controlled by the two lands, the first land 47X and the second land 47Y. it can. Therefore, it can be formed smaller than a valve body having three or more lands. Further, since the total stroke length of the valve body 47 is shortened in accordance with the downsizing of the valve body 47, the oil supply device 100 itself can be downsized. Therefore, the oil supply apparatus 100 with good mountability can be realized.
  • the return oil passage 66 is an oil passage returning to the suction port 36 in FIG.
  • the return oil passage 66 can be configured as an oil passage for returning the working oil from the hydraulic control valve 4 to the oil pan 69, and the working oil from the hydraulic control valve 4 is supplied to the suction port 36 and the oil pan 69. It is also possible to configure as an oil passage returning to both sides.
  • the present invention can be used for, for example, an oil supply device used for lubrication of an automobile internal combustion engine and control of a hydraulic control device.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Lubrication Of Internal Combustion Engines (AREA)
  • Details And Applications Of Rotary Liquid Pumps (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)
  • Fluid-Pressure Circuits (AREA)
  • Multiple-Way Valves (AREA)

Abstract

コンパクトな油供給装置は、弁体が、当該弁体の軸心を中心に弁体の径方向に突出する第１ランド及び第２ランドと、第１ランドと第２ランドとを軸方向に連接する少なくとも第１ランド及び第２ランドの外径よりも小径の小径部とを備えて構成され、ロータの回転数が低い順に第１回転域、第２回転域、第３回転域と設定し、第１回転域の時に、第２吐出ポートからの作動オイルを、小径部を介して第１油路に送給し、第２回転域の時に、第２吐出ポートからの作動オイルを、小径部を介して帰還油路に送給し、第２ランドにより第２油路が帰還油路に対して遮断された後の第３回転域の時に、第２吐出ポートからの作動オイルを第１油路に送給するように構成されている。

Description

油供給装置
　本発明は、例えば自動車用エンジンの潤滑及び被油圧制御装置の制御に用いられる油供給装置に関する。
　例えば、自動車において、エンジンの潤滑や被油圧制御装置（油圧制御弁など）の制御を行うために作動オイルが用いられる。このような作動オイルは、油供給装置により自動車の各部に送給され、当該油供給装置はエンジンの回転数に応じて作動オイルの吐出圧を適切に調節できる吐出量可変構造を有して構成される。この種の油供給装置として下記に出典を示す特許文献１に記載のものがある。
　特許文献１に記載の油供給装置は、クランクシャフトと同期して駆動するロータの回転に伴って作動オイルを吸い込む吸込ポートを備えると共に、ロータの回転に伴って作動オイルを吐出する第１吐出ポート及び第２吐出ポートを備えたポンプ本体を備える。更に、この油供給装置は、少なくとも第１吐出ポートからの作動オイルを作動オイル被送給部に送給する第１油路と、第２吐出ポートからの作動オイルを第１油路に送給する第２油路と、第１油路への作動オイルの油圧に応答して作動する弁体を備えた油圧制御バルブからの作動オイルを吸込ポート及びオイルパンの少なくとも一方に返送するリリーフ油路とを備える。
　このような油供給装置において、弁体には第１弁体油路及び第２弁体油路が設けられる。そして、第１油路への作動オイルの油圧が所定域の時に第２吐出ポートからの作動オイルを第１弁体油路経由で第１油路に送給し、第１油路への作動オイルの油圧が所定域よりも大きい時に第２吐出ポートからの作動オイルを第２弁体油路経由で第１油路に送給するように構成されている。
　第１油路の作動オイルの油圧が所定域の時に第２吐出ポートからの作動オイルを第１弁体油路経由で第１油路に送給可能に構成すると、この時の第１油路への作動オイルの送給量は、第１吐出ポートの吐出量と第２吐出ポートの吐出量とを合わせた量となる。内燃機関の回転数及びロータの回転数が増し、第１吐出ポートからの作動オイルだけで必要油圧が確保された場合には、第１油路からの作動オイルと第２油路からの作動オイルとを合流させる必要がない。この場合、第２油路における余剰の作動オイルを第１油路に送給することなくリリーフ油路に帰還させる。
　一方、作動オイル被送給部によっては、ロータ回転数が高速域である時、多量の作動オイルの供給が必要となる。そのため、当該油供給装置では、第１油路への作動オイルの油圧が所定域よりも大きい時に、第２吐出ポートからの作動オイルを第２弁体油路経由で第１油路に送給するように構成した。この時、第１油路への作動オイルの送給量が一旦、第１吐出ポートからの作動オイルのみとなった後であっても、第１油路への作動オイルの送給量を、再度第１吐出ポートの吐出量と第２吐出ポートの吐出量とを合わせた量とすることができる。このような構成とすることで、ロータ回転数が高速域にある場合でも、送給できる作動オイルの容量を増大できるので、作動オイル被送給部に送給する必要油量を確保している。
特開２００５－１４００２２号公報
　特許文献１のエンジンの油供給装置では、第１吐出ポート及び第２吐出ポートからの作動オイルを油圧制御バルブに作用する油圧に応じて第１油路及びリリーフ油路に送給するために、油圧制御バルブの軸方向に並んだ３つの径方向突出部（第１弁部、第２弁部、及び分割体）を有する油圧制御バルブが用いられていた。このため、油圧制御バルブの全長が長くなると共に、３つの径方向突出部に応じた第１吐出ポート及び第２吐出ポートを形成する必要があった。したがって、油供給装置のサイズが大きくなるので、材料コストが高くなると共に配置上の規制を受け搭載性が良くなかった。
　本発明の目的は、上記問題に鑑み、コンパクトな油供給装置を提供することにある。
　上記目的を達成するための本発明に油供給装置の特徴構成は、駆動源によって駆動するロータの回転に伴って作動オイルを吸い込む吸込ポートを備えると共に、前記ロータの回転に伴って作動オイルを吐出する第１吐出ポート及び第２吐出ポートを備えたポンプ本体と、作動オイル被送給部に作動オイルを送給する送給油路と、少なくとも前記第１吐出ポートからの作動オイルを前記送給油路に送給する第１油路と、前記第２吐出ポートからの作動オイルを弁室に送給する第２油路と、前記弁室からの作動オイルを前記吸込ポート及びオイルパンの少なくとも一方に返送する帰還油路と、前記送給油路に送給された作動オイルの油圧に応答して作動することにより、前記第２油路を前記第１油路及び前記帰還油路と断接させる弁体を備えた油圧制御バルブと、を有し、前記弁体が、当該弁体の軸心を中心に前記弁体の径方向に突出する第１ランド及び第２ランドと、前記第１ランドと前記第２ランドとを軸方向に連接する少なくとも前記第１ランド及び前記第２ランドの外径よりも小径の小径部とを備えて構成され、前記ロータの回転数が低い順に第１回転域、第２回転域、第３回転域と設定し、前記第１回転域の時に、前記第２吐出ポートからの作動オイルを、前記小径部を介して前記第１油路に送給し、前記第２回転域の時に、前記第２吐出ポートからの作動オイルを、前記小径部を介して前記帰還油路に送給し、前記第２ランドにより前記第２油路が前記帰還油路に対して遮断された後の前記第３回転域の時に、前記第２吐出ポートからの作動オイルを、前記第１油路に送給するように構成してある点にある。
　このような特徴構成とすれば、第１ランド及び第２ランドの２つのランドで、第２油路と、第１油路及び帰還油路との連通状態を制御することができる。このため、３つ以上のランドを有する弁体に比べて、小型化することができる。また、弁体の小型化に応じて、弁体の全ストローク長が短くなるので、油供給装置自体も小型化することが可能となる。したがって、搭載性の良い油供給装置を実現できる。
　また、前記第１ランドの外径が、前記第２ランドの外径よりも大きく構成されていると好適である。
　このような構成とすれば、第１ランドが摺動可能に構成された弁室の内壁部と、第２ランドとの間に隙間を設けることができる。したがって、この隙間を作動オイルが流通する連通路として利用することが可能となる。
　また、前記第１回転域の時に、前記帰還油路に連通する帰還ポートが前記第１ランドで閉弁されていると好適である。
　このような構成とすれば、第１回転域の時には、第１吐出ポート及び第２吐出ポートの双方からの作動オイルの全てを送給油路に送給することが可能となる。したがって、ロータ回転数が低速域の場合であっても、作動オイル被送給部に適切な量の作動オイルを供給することができる。
　また、前記第２回転域の時に、前記帰還油路に連通する帰還ポートが開弁され、前記第１油路と前記第２油路とが仕切られると好適である。
　このような構成とすれば、第１吐出ポートからの作動オイルのみを送給油路に送給することが可能となる。このため、エンジンの回転数及びロータの回転数が増し、第１吐出ポートからの作動オイルだけで必要油圧が確保された場合には、第２吐出ポートからの作動オイルを第１油路に送給することなく帰還流路に流通させることができる。したがって、余剰油圧を低減することができるので、効率的に作動する油供給装置を実現することができる。
　また、前記第３回転域の時に、前記帰還油路に連通する帰還ポートが開弁され、前記第１油路と前記第２油路とが連通すると好適である。
　このような構成とすれば、ロータ回転数が高速域である場合においても、作動オイル被送給部に多量の作動オイルを供給することができると共に、必要な量以外の作動オイルは帰還流路に流通することができる。したがって、余剰油圧を低減することができるので、効率的に作動する油供給装置を実現することができる。
油供給装置を模式的に示した図である。 油供給装置を自動車のエンジンに搭載した例を示す図である。 ロータの回転数が低速域である場合の作動オイルの流れを模式的に示す図である。 ロータの回転数が第１中速域である場合の作動オイルの流れを模式的に示す図である。 ロータの回転数が第１中速域である場合の作動オイルの流れを模式的に示す図である。 ロータの回転数が第２中速域である場合の作動オイルの流れを模式的に示す図である。 ロータの回転数が高速域である場合の作動オイルの流れを模式的に示す図である。 ロータ回転数と作動オイルの吐出量との関係を示したグラフである。
１．油供給装置の構成
　以下、本発明の実施の形態について詳細に説明する。本発明に係る油供給装置１００は、自動車のクランクシャフト等の駆動源と同期して駆動するロータ２の回転に伴って作動オイルを被油圧制御装置（作動オイル被送給部７）に効率良く供給する機能を備えている。図１は油供給装置１００の概略構成を模式的に示した図であり、図２は油供給装置１００が自動車のエンジンに搭載された状態を示す図である。図１及び図２に示されるように、油供給装置１００は、ポンプ本体１、油圧制御バルブ４、送給油路５、第１油路６１、第２油路６２、帰還油路６６を備えて構成される。
１－１．ポンプ本体
　ポンプ本体１は、金属製（例えばアルミ系合金、鉄系合金）であり、ポンプ本体１内部にはポンプ室１０が形成される。ポンプ室１０には、多数個の内歯１１を備えたドリブンギヤを構成する内歯車部１２が形成される。
　ポンプ室１０には金属製のロータ２が回転自在に配置されている。ロータ２は駆動源としての自動車のエンジンのクランクシャフト７０に接続され、クランクシャフト７０と共に回転する。ロータ２の回転数は、例えば、６００～７０００ｒｐｍ程度となる様に設計される。ロータ２には、多数個の外歯２１を備えたドライブギヤを構成する外歯車部２２が形成される。内歯１１及び外歯２１はトロコイド曲線又はサイクロイド曲線等の数学曲線によって規定される。ロータ２の回転方向は矢印Ａ１方向であり、ロータ２の回転に伴いロータ２の外歯２１が内歯１１に次々と入り込み、内歯車部１２も同方向に回転する。外歯２１と内歯１１とにより空間２２ａ～２２ｋが形成される。図１の状態では、空間２２ｋは最も容積が大きなものであり、空間２２ｅ及び２２ｆは最も容積が小さくなっている。この時、ロータ２の回転に応じて、例えば、空間２２ｅから空間２２ａまで移行するに従い、次第に容積が大きくなるため吸込圧が生成され、作動オイルの吸込作用が得られる。また、ロータ２の回転に応じて、空間２２ｊ～２２ｆは、次第に容積が小さくなるため吐出圧が生成され、作動オイルの吐出作用が得られる。
　ポンプ本体１には、第１吐出ポート（メイン吐出ポート）３１及び第２吐出ポート（サブ吐出ポート）３２を備えた吐出ポート群３３が形成される。すなわち、吐出ポート群３３は、ロータ２の回転に伴ってポンプ室１０から作動オイルを吐出するポートである。メイン吐出ポート３１は端辺３１ａ、３１ｃを備えており、サブ吐出ポート３２は端辺３２ａ、３２ｃを備えている。また、ポンプ本体１には、吸込ポート３６が形成されている。吸込ポート３６は、ロータ２の回転に伴ってポンプ室１０に作動オイルを吸い込むポートである。吸込ポート３６は端辺３６ａ、３６ｃを備えている。
　本実施形態では、矢印Ａ１に示す回転方向において、吸込ポート３６を始点と、メイン吐出ポート３１はサブ吐出ポート３２よりも上流に位置している。またメイン吐出ポート３１の開口面積は、サブ吐出ポート３２の開口面積に比較して大きく設定されている。なお本発明は、メイン吐出ポート３１の開口面積及びサブ吐出ポート３２の開口面積の面積差、或いは面積比で限定されるものではない。すなわち、例えばメイン吐出ポート３１の開口面積及びサブ吐出ポート３２の開口面積は同一となるように構成しても良いし、異なるように構成しても良い。また、メイン吐出ポート３１の開口面積及びサブ吐出ポート３２の開口面積が異なるように構成している場合には、メイン吐出ポート３１の開口面積及びサブ吐出ポート３２の開口面積のうち、どちらを大きくしても構わない。
　メイン吐出ポート３１とサブ吐出ポート３２とは、仕切部３７によって仕切られているため、メイン吐出ポート３１とサブ吐出ポート３２とは互いに独立した吐出機能を有する。なお、仕切部３７の幅（ロータ２の周方向に沿った長さ）は、ロータ回転による内歯１１と外歯２１の歯間の空間の圧縮工程の中で歯間の作動オイル閉じ込みによる油圧上昇が起きる場合には、メイン吐出ポート３１とサブ吐出ポート３２との間に位置する歯間の幅より狭くすると好適である。
１－２．作動オイル供給油路
　送給油路５は、作動オイル被送給部７に作動オイルを送給する油路である。作動オイル被送給部７は、例えば、給油を必要とするすべり軸受やベアリング等の潤滑装置、エンジンの動弁機構、エンジンのシリンダやピストン等の駆動機構が挙げられる。
　第１油路６１は、メイン吐出ポート３１と送給油路５とをつなぐ油路である。したがって、少なくともメイン吐出ポート３１から吐出された作動オイルを送給油路５に送給する機能を有する。
　第２油路６２は、後述する油圧制御バルブ４の弁室４０とサブ吐出ポート３２とをつなぐ油路である。したがって、サブ吐出ポート３２から吐出された作動オイルを弁室４０に送給する機能を有する。この際、サブ吐出ポート３２から吐出された作動オイルは、弁室４０、及び第１油路６１を経由して送給油路５に送給される。
　帰還油路６６は、弁室４０からの作動オイルを吸込ポート３６及びオイルパン６９の少なくとも何れか一方に返送する油路である。図１では、帰還油路６６は、吸込ポート３６に返送する形態で示されている。
　また、作動オイルをオイルパン６９から吸い込む通路６６ｎが吸込ポート３６に連通して設けられる。
１－３．油圧制御バルブ
　油圧制御バルブ４は、送給油路５に送給された作動オイルの油圧に応答して作動する弁体４７を備えると共に、当該弁体４７を摺動可能に収容する弁室４０を備えている。弁体４７は、弁室４０において、バネ４９により矢印Ｂ１方向に付勢された状態で収容されている。
　弁体４７には、当該弁体４７の軸心を中心に弁体４７の径方向に突出する２つの径方向突出部が備えられる。この２つの径方向突出部は、第１ランド４７Ｘ及び第２ランド４７Ｙが相当する。本実施形態では、第１ランド４７Ｘ及び第２ランド４７Ｙの夫々は、弁体４７の同芯円状で、且つ、弁体４７の軸方向両端に設けられる。また、第１ランド４７Ｘの外径は、第２ランド４７Ｙの外径よりも大きく形成される。このような第１ランド４７Ｘと第２ランド４７Ｙとを軸方向に連接するように、弁体４７には少なくとも第１ランド４７Ｘ及び第２ランド４７Ｙの外径よりも小さい小径部４７ａが設けられる。したがって、第１ランド４７Ｘ、小径部４７ａ、及び第２ランド４７Ｙとで、ランド間空間４７ｃが形成される。
　また、油圧制御バルブ４の弁室４０には、弁ポート４１、帰還ポート４２、ドレーンポート４３が設けられる。弁ポート４１は、弁室４０の第２内壁部５６に設けられ、第２油路６２に連通する。これにより、第２吐出ポート３２からの作動オイルを弁室４０に導入することが可能となる。帰還ポート４２は、弁室４０の第１内壁部５５に設けられ、帰還油路６６に連通する。これにより、油圧制御バルブ４からの作動オイルを吸込ポート３６に返送することが可能となる。ドレーンポート４３もまた、弁室４０の第１内壁部５５に設けられ、帰還油路６６に連通する。これにより、ドレーンポート４３を介して弁室４０に作動オイルを吸込又は吐出を行うことにより、弁体４７の摺動をスムーズに行うことが可能となる。
　第１ランド４７Ｘの外径は、第１ランド４７Ｘが第１内壁部５５の内周面に沿って弁体４７の軸方向に摺動可能に、第１内壁部５５の内径に応じて形成される。また、第２ランド４７Ｙの外径は、第２ランド４７Ｙが第２内壁部５６の内周面に沿って弁体４７の軸方向に摺動可能に、第２内壁部５６の内径に応じて形成される。本実施形態では、上述のように、第１ランド４７Ｘの外径は、第２ランド４７Ｙの外径よりも大きく形成される。このため、第１ランド４７Ｘを摺動可能に収容する弁室４０の第１内壁部５５の内径は、第２ランド４７Ｙを摺動可能に収容する弁室４０の第２内壁部５６の内径よりも大きく構成されている。なお、上述の仕切部３７は第２内壁部５６の一部を構成する。
　具体的には、第１ランド４７Ｘの外径は、第１内壁部５５の内径に対して、例えば数μｍ程度小さく形成すると好適である。また、第２ランド４７Ｙの外径は、第２内壁部５６の内径に対して、例えば数μｍ程度小さく形成すると好適である。したがって、第１内壁部５５、第２内壁部５６、第１ランド４７Ｘ、及び第２ランド４７Ｙは、径の大きい順に、第１内壁部５５の内径、第１ランド４７Ｘの外径、第２内壁部５６の内径、第２ランド４７Ｙの外径となるように設定される。
　また、第１内壁部５５と第２内壁部５６との間には、内径変更部５７が形成される。このような内径変更部５７は、第１内壁部５５と第２内壁部５６とを連接するように設けられる。したがって、弁室４０においてバネ４９により矢印Ｂ１方向に付勢された状態で収容されている弁体４７は、内径変更部５７により規制される。これにより、弁体４７は、第２油路６２を、第１油路６１及び帰還油路６６と断接させることになる。断接させるとは、連通しない状態、又は連通している状態にすることを意味する。したがって、弁体４７は、第２油路６２を、第１油路６１及び帰還油路６６と連通しない状態にしたり、連通している状態にしたりする。このような第２油路６２と、第１油路６１及び帰還油路６６との断接形態については、以下で説明する。本油供給装置１００は、このように構成される。
２．作動オイルの供給形態
　上述のように構成される油供給装置１００においては、ロータ２の回転数の増加に伴い、油圧制御バルブ４の弁体４７は、以下に示される供給形態Ａ～Ｅを呈する。理解を容易にするために、ロータ２の回転数を低い順に第１回転域、第２回転域、第３回転域として設定されているとして説明する。
２－１．供給形態Ａ
　エンジン始動直後等、ロータ２の回転数が少ない低速域の場合（例えば１５００回転程度まで）、吐出ポート群３３から吐出された第１油路６１の作動オイルの油圧により送給油路５へ作動オイルを送給する。このような低速域が、第１回転域に相当する。このときの油圧は、第１ランド４７Ｘの軸方向中央面４８ａ及び弁体４７の底部４８ｂに作用する。これにより弁体４７を駆動させる弁体駆動力Ｆ１が生じる（図１参照）。弁体駆動力Ｆ１がバネ４９の付勢力Ｆ３よりも小さな時には（Ｆ１＜Ｆ３）、バネ４９により弁体４７は矢印Ｂ１方向に移動する（図１）。これにより、帰還油路６６に連通する帰還ポート４２が第１ランド４７Ｘの外周面により閉弁される。
　この時、図３に示されるように、弁体４７の第１ランド４７Ｘが帰還ポート４２を閉弁すると共に、弁ポート４１と第１油路６１とが連通した状態となる。これにより、小径部４７ａと仕切部３７とで第１連通路９１が形成される。したがって、サブ吐出ポート３２からの作動オイルを、小径部４７ａを介して、すなわち第１連通路９１を介して第１油路６１に送給可能となる。
　つまり、供給形態Ａにおいては、送給油路５への作動オイルの送給量は、メイン吐出ポート３１の吐出量とサブ吐出ポート３２の吐出量とを合わせた量となる。この時、送給油路５へ送給される油量は、図８のＯ―Ｐ線で示される特性、すなわち、ロータ２の回転数が増加するに伴い、メイン吐出ポート３１からの作動オイルの吐出量が増加し、第１油路６１の油圧が増大すると共に、サブ吐出ポート３２からの作動オイルの吐出量が増加し、第２油路６２の油圧が増大する特性となる。
２－２．供給形態Ｂ
　駆動源であるエンジンのクランクシャフト７０の回転数の増加に伴ってロータ２の回転数が増加し、ロータ２の回転数が所定回転数（Ｎ１：例えば１５００回転）を越える第１中速域において、弁体駆動力Ｆ１が増加してバネ４９の付勢力Ｆ３に打ち勝つと（Ｆ１＞Ｆ３）、弁体駆動力Ｆ１と付勢力Ｆ３とが均衡するまで弁体４７は矢印Ｂ２方向（図１参照）に移動する。このような第１中速域は、第２回転域に相当する。
　この時、図４に示されるように、帰還油路６６に連通する帰還ポート４２が開弁される。また、弁ポート４１と第１油路６１とが連通した状態も維持される。即ち、弁体４７が後述する供給形態Ｃに移行する中間状態となる。これにより、小径部４７ａと第１内壁部５５とで第２連通路９２が形成される。したがって、サブ吐出ポート３２からの作動オイルを、小径部４７ａを介して、すなわち第２連通路９２を介して帰還油路６６に送給可能となる。また、メイン吐出ポート３１からの作動オイルの一部も、第１連通路９１を介して帰還油路６６に送給される。
　つまり、供給形態Ｂの場合、送給油路５への作動オイルの送給量は、メイン吐出ポート３１の吐出量の一部となる。この時、送給油路５へ送給される油量は、図８のＰ－Ｑ線で示される特性となる。つまり、サブ吐出ポート３２と帰還油路６６とが連通する状態となるため、ロータ２の回転数の増加に対する吐出量の増加割合が小さくなる。
　ここで、図８には、作動オイル被送給部７としてＶＶＴ（バルブ開閉時期制御装置）の必要油量とエンジンのロータ回転数との関係も示される。例えば、エンジン始動直後は、メイン吐出ポート３１の吐出量とサブ吐出ポート３２の吐出量とを合わせた総吐出量程度の油量が必要であるが、ロータ回転数が所定回転数（Ｎ１）を越えると総吐出量は必要なくなって、やがてメイン吐出ポート３１の吐出量のみで必要油量が確保できるようになる（図８のＶで示した領域）。そのため、図８のＯ―Ｐ、Ｐ－Ｑ線のそれぞれの傾きが、ＶＶＴ必要油量Ｖを上回るように油供給装置１００を構成すると好適である。なお本発明は、ＶＶＴの必要油量に換えて若しくは加えて、他の油圧アクチュエータを基準にして、それを上回るように油供給装置１００を構成しても良い。
２－３．供給形態Ｃ
　ロータの回転数が更に上昇するＮ２（例えば２５００回転）以上になると、弁体４７はさらに矢印Ｂ２方向（図１参照）に移動する。このような状態も第１中速域として規定され、第２回転域に相当する。これにより、第１油路６１と第２油路６２とが仕切部３７と第２ランド４７Ｙとで仕切られる。
　この時、図５に示されるように、弁ポート４１と第１油路６１とが連通しない状態となると共に、弁体４７の第１ランド４７Ｘによる帰還ポート４２の閉弁が完全に解除される。即ち、送給油路５への作動オイルの油圧が所定域より大きい時に、メイン吐出ポート３１からの作動オイルを送給油路５に送給し、サブ吐出ポート３２からの作動オイルを、弁室４０を経由して帰還油路６６に送給可能となる。この時、送給油路５へ送給される油量は、図８のＱ－Ｒ線で示される特性となる。つまり、供給形態Ｃの場合、送給油路５への油量はメイン吐出ポート３１からの油量と等しくなる。
２－４．供給形態Ｄ
　ロータ２の回転数がさらに上昇するＮ３（例えば４０００回転）以上の第２中速域になると、弁体４７は更に矢印Ｂ２方向（図１参照）に移動する。このような第２中速域は、第２回転域に相当する。
　この時、図６に示されるように、弁ポート４１と第１油路６１とが連通した状態となると共に、弁体４７の第２ランド４７Ｙ（弁体４７の底部４８ｂ）により、作動オイルの帰還ポート４２への移送が妨げられる。したがって、第２ランド４７Ｙにより第２油路６２が帰還油路６６に対して遮断された状態となる。この状態では、弁体４７の底部４８ｂと弁室４０の第２内壁部５６とで第３連通路９３が形成される。したがって、サブ吐出ポート３２からの作動オイルを、第３連通路９３を介して第１油路６１に送給可能となる。
　つまり、供給形態Ｄの場合、送給油路５への作動オイルの送給量は、再度、メイン吐出ポート３１の吐出量とサブ吐出ポート３２の吐出量とを合わせた量となる。この時、送給油路５への油量は、図８のＲ―Ｔ線で示される特性となる。つまり、弁ポート４１と第１油路６１とが連通した後、作動オイルの帰還ポート４２への移送が停止するため、帰還ポート４２へ移送されていた作動オイルの移送先が送給油路５に変更される。そのため、送給油路５への作動オイルの送給量が上昇し（図８：Ｒ―Ｓ線）、その後、メイン吐出ポート３１の吐出量とサブ吐出ポート３２の吐出量とを合わせた量となる（図８：Ｓ―Ｔ線）。
２－５．供給形態Ｅ
　ロータ２の回転数が更に上昇するＮ４（例えば４５００回転）以上になる高速域になると、弁体４７は更に矢印Ｂ２方向（図１参照）に移動する。このような高速域は、第３回転域に相当する。
　この時、図７に示されるように、帰還油路６６に連通する帰還ポート４２が開弁され、第１油路６１と第２油路６２とが連通する状態とされる。これにより、第２ランド４７Ｙと第１内壁部５５とで第４連通路９４が形成される。したがって、メイン吐出ポート３１からの作動オイルの一部及びサブ吐出ポート３２からの作動オイルの一部を、第４連通路９４を介して帰還油路６６に送給可能となる。なお、この状態においては、弁体４７の底部４８ｂと第２内壁部５６とで第３連通路９３も形成される。したがって、上述のように、第２ランド４７Ｙにより第２油路６２が帰還油路６６に対して遮断された後、サブ吐出ポート３２からの作動オイルを、第３連通路９３を介して第１油路６１にも送給可能となる。
　つまり、供給形態Ｅの場合、メイン吐出ポート３１の一部の吐出量とサブ吐出ポート３２の一部の吐出量とを合わせた量となる。この時、送給油路５へ送給される油量は、図８のＴ―Ｕ線で示される特性となる。つまり、帰還油路６６への経路が連通する状態となるため、ロータ２の回転数の増加に対する吐出量の増加割合が小さくなる。
　ここで、図８には、作動オイル被送給部７としてピストン用ジェットの必要油量とエンジンのロータ回転数との関係も示される。例えば、ロータ回転数が高速域付近では、メイン吐出ポート３１の吐出量とサブ吐出ポート３２の吐出量とを合わせた総吐出量程度の油量が必要であるが、ロータ回転数が所定回転数（Ｎ４）を越えると総吐出量は必要なくなる（図８のＷで示した領域）。そのため、図８のＴ－Ｕ線の傾きが、ピストン用ジェット必要油量Ｗを上回るように油供給装置１００を構成すると好適である。なお本発明は、ピストン用ジェットの必要油量に換えて若しくは加えて、他の油圧アクチュエータを基準にして、それを上回るように油供給装置１００を構成しても良い。
　以上をまとめると、送給油路５への作動オイルの油圧が所定域の時に、サブ吐出ポート３２からの作動オイルを第１油路６１経由で送給油路５に送給可能に構成すると、この時の送給油路５への作動オイルの送給量は、メイン吐出ポート３１の吐出量とサブ吐出ポート３２の吐出量とを合わせた量となる（図８：Ｏ－Ｐ線）。
　エンジンの回転数及びロータ２の回転数が増してメイン吐出ポート３１から吐出された作動オイルの油圧が所定域よりも大きくなり、やがてメイン吐出ポート３１からの作動オイルだけで送給油路５の必要油圧が確保された場合には、第１油路６１からの作動オイルと第２油路６２からの作動オイルとを合流させる必要がなくなる（図８：Ｐ－Ｑ線、Ｑ－Ｒ線）。
　第１油路６１のみで必要油圧が確保された場合には、第２油路６２における余剰の作動オイルを送給油路５に送給することなく帰還油路６６に帰還させれば、余剰油圧を低減できる。
　一方、例えば、ピストン用ジェット等の作動オイル被送給部７においては、ロータ回転数が高速域である時、迅速にピストンに対して多量の作動オイルを供給する必要がある。
　そのため、本発明では、送給油路５への作動オイルの油圧が所定域よりも大きい時に、サブ吐出ポート３２からの作動オイルを第３連通路９３経由で送給油路５に送給するように構成した。この時、送給油路５への作動オイルの送給量は、再度、メイン吐出ポート３１の吐出量とサブ吐出ポート３２の吐出量とを合わせた量（図８：Ｓ－Ｔ線）とすることができる。これにより、ロータ回転数が高速域においても、再度、送給できる作動オイルの容量を増大できるため、送給する必要油量を確実に確保できる。その後、メイン吐出ポート３１の吐出量とサブ吐出ポート３２の吐出量とを合わせた量となる（図８：Ｓ―Ｔ線）。
３．供給形態の設定
３－１．Ｐ点の設定
　例えば、弁室４０の軸方向における、第２油路６２と帰還ポート４２との間隔を長くし、帰還油路６６へ送給するタイミングが遅くなるように設定すると、図８におけるＰ点をＯ－Ｐ線に沿って高回転数側に設定することが可能である。また、例えば、弁室４０の軸方向における、第２油路６２と帰還ポート４２との間隔を短くし、帰還油路６６へ送給するタイミングが早くなるように設定すると、図８におけるＰ点をＯ－Ｐ線に沿って低回転側に設定することが可能である。
３－２．Ｑ点及びＲ点の設定
　バネ４９の付勢力を強くすることにより、図８におけるＱ点及びＲ点を吐出量が大きくなる側に設定することが可能である。また、バネ４９の付勢力を弱くすることにより、図８におけるＱ点及びＲ点を吐出量が小さくなる側に設定することが可能である。
３－３．Ｓ点及びＴ点の設定
　第２ランド４７Ｙの軸方向長さを長くすることにより、図８におけるＳ点及びＴ点をＳ－Ｔ線の延長方向に沿って吐出量が大きくなる側に設定することが可能である。また、第２ランド４７Ｙの軸方向長さを短くすることにより、図８におけるＳ点及びＴ点をＳ－Ｔ線の延長方向に沿って吐出量が小さくなる側に設定することが可能である。
　一方、第１ランド４７Ｘと第２ランド４７Ｙとの距離を軸方向に長くすることにより、図８におけるＳ点及びＴ点をＳ－Ｔ線の延長方向に沿って吐出量が大きくなる側に設定することが可能である。また、第１ランド４７Ｘと第２ランド４７Ｙとの距離を軸方向に短くすることにより、図８におけるＳ点及びＴ点をＳ－Ｔ線の延長方向に沿って吐出量が小さくなる側に設定することが可能である。
　このように、油圧制御バルブ４の各部の設定を変更することにより、図８における特性を適宜設定することが可能である。したがって、吐出量と回転数との関係に応じて特性を設定することができるので、圧損を少なくして効率の良い油供給装置１００を実現することができる。
　Ｐ点、Ｓ点及びＴ点の設定は、前述した設定方法に換えて若しくは加えて、バネ４９の付勢力を変更することにより、変更が可能となる。例えば、バネ４９の付勢力を強くすることにより、Ｐ点、Ｓ点及びＴ点のそれぞれを高回転側に設定でき、バネ４９の付勢力を弱くすることにより、Ｐ点、Ｓ点及びＴ点のそれぞれを低回転側に設定できる。
　本油供給装置１００によれば、第１ランド４７Ｘ及び第２ランド４７Ｙの２つのランドで、第２油路６２と、第１油路６１及び帰還油路６６との連通状態を制御することができる。したがって、３つ以上のランドを有する弁体に比べて、小型に形成することができる。また、弁体４７の小型化に応じて、弁体４７の全ストローク長が短くなるので、油供給装置１００自体も小型化することが可能となる。したがって、搭載性の良い油供給装置１００を実現できる。
〔その他の実施形態〕
　上記実施形態では、図１において、帰還油路６６が吸込ポート３６に返送する油路であるとして説明した。しかしながら、本発明の適用範囲はこれに限定されるものではない。帰還油路６６は、油圧制御バルブ４からの作動オイルをオイルパン６９に返送する油路として構成することも可能であるし、油圧制御バルブ４からの作動オイルを吸込ポート３６及びオイルパン６９の双方に返送する油路として構成することも可能である。
　本発明は、例えば自動車用内燃機関の潤滑及び被油圧制御装置の制御に用いられる油供給装置に用いることが可能である。
　１：ポンプ本体
　２：ロータ
　４：油圧制御バルブ
　５：送給油路
　７：作動オイル被送給部
　３１：第１吐出ポート（メイン吐出ポート）
　３２：第２吐出ポート（サブ吐出ポート）
　３６：吸込ポート
　４０：弁室
　４２：帰還ポート
　４７：弁体
　４７ａ：小径部
　４７Ｘ：第１ランド
　４７Ｙ：第２ランド
　６１：第１油路
　６２：第２油路
　６６：帰還油路
　６９：オイルパン
　７０：クランクシャフト（駆動原）
　１００：油供給装置

Claims (5)

  1. 　駆動源によって駆動するロータの回転に伴って作動オイルを吸い込む吸込ポートを備えると共に、前記ロータの回転に伴って作動オイルを吐出する第１吐出ポート及び第２吐出ポートを備えたポンプ本体と、
    　作動オイル被送給部に作動オイルを送給する送給油路と、
    　少なくとも前記第１吐出ポートからの作動オイルを前記送給油路に送給する第１油路と、
    　前記第２吐出ポートからの作動オイルを弁室に送給する第２油路と、
    　前記弁室からの作動オイルを前記吸込ポート及びオイルパンの少なくとも一方に返送する帰還油路と、
    　前記送給油路に送給された作動オイルの油圧に応答して作動することにより、前記第２油路を前記第１油路及び前記帰還油路と断接させる弁体を備えた油圧制御バルブと、を有し、
    　前記弁体が、当該弁体の軸心を中心に前記弁体の径方向に突出する第１ランド及び第２ランドと、前記第１ランドと前記第２ランドとを軸方向に連接する少なくとも前記第１ランド及び前記第２ランドの外径よりも小径の小径部とを備えて構成され、
    　前記ロータの回転数が低い順に第１回転域、第２回転域、第３回転域と設定し、
    　前記第１回転域の時に、前記第２吐出ポートからの作動オイルを、前記小径部を介して前記第１油路に送給し、
    　前記第２回転域の時に、前記第２吐出ポートからの作動オイルを、前記小径部を介して前記帰還油路に送給し、
    　前記第２ランドにより前記第２油路が前記帰還油路に対して遮断された後の前記第３回転域の時に、前記第２吐出ポートからの作動オイルを、前記第１油路に送給するように構成してある油供給装置。
  2. 　前記第１ランドの外径が、前記第２ランドの外径よりも大きく構成されている請求項１に記載の油供給装置。
  3. 　前記第１回転域の時に、前記帰還油路に連通する帰還ポートが前記第１ランドで閉弁されている請求項１又は２に記載の油供給装置。
  4. 　前記第２回転域の時に、前記帰還油路に連通する帰還ポートが開弁され、前記第１油路と前記第２油路とが仕切られる請求項１から３のいずれか一項に記載の油供給装置。
  5. 　前記第３回転域の時に、前記帰還油路に連通する帰還ポートが開弁され、前記第１油路と前記第２油路とが連通する請求項１から４のいずれか一項に記載の油供給装置。
PCT/JP2011/075994 2010-12-06 2011-11-10 油供給装置 WO2012077458A1 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201180058028.5A CN103237989B (zh) 2010-12-06 2011-11-10 供油装置
EP11847044.2A EP2628954B1 (en) 2010-12-06 2011-11-10 Oil supply apparatus
US13/878,626 US8827659B2 (en) 2010-12-06 2011-11-10 Oil supply apparatus
BR112013014073-9A BR112013014073B1 (pt) 2010-12-06 2011-11-10 aparelho de abastecimento de óleo

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2010271289A JP5278775B2 (ja) 2010-12-06 2010-12-06 油供給装置
JP2010-271289 2010-12-06

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2012077458A1 true WO2012077458A1 (ja) 2012-06-14

Family

ID=46206958

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2011/075994 WO2012077458A1 (ja) 2010-12-06 2011-11-10 油供給装置

Country Status (6)

Country Link
US (1) US8827659B2 (ja)
EP (1) EP2628954B1 (ja)
JP (1) JP5278775B2 (ja)
CN (1) CN103237989B (ja)
BR (1) BR112013014073B1 (ja)
WO (1) WO2012077458A1 (ja)

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101551102B1 (ko) * 2014-07-01 2015-09-08 현대자동차주식회사 엔진 오일펌프
DE102014222396A1 (de) * 2014-11-03 2016-05-04 Continental Automotive Gmbh Verdrängerpumpe
DE112015005215T5 (de) * 2014-11-19 2017-08-24 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Entlastungsventil
JP6411228B2 (ja) * 2015-01-19 2018-10-24 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 伝達装置
JP6502725B2 (ja) * 2015-03-31 2019-04-17 株式会社Ｓｕｂａｒｕ オイルポンプ装置
CN108223357B (zh) * 2017-11-24 2019-11-08 河南航天液压气动技术有限公司 一种内泄式齿轮泵

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10318158A (ja) * 1997-05-21 1998-12-02 Aisin Seiki Co Ltd オイルポンプ装置
JP2001165064A (ja) * 1999-09-30 2001-06-19 Aisin Seiki Co Ltd オイルポンプ装置
JP2005140022A (ja) 2003-11-06 2005-06-02 Aisin Seiki Co Ltd エンジンの油供給装置
JP2008115821A (ja) * 2006-11-07 2008-05-22 Aisin Seiki Co Ltd エンジンの油供給装置
JP2008223755A (ja) * 2007-02-13 2008-09-25 Yamada Seisakusho Co Ltd オイルポンプにおける圧力制御装置

Family Cites Families (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3067689A (en) * 1958-10-06 1962-12-11 Gen Motors Corp Variable capacity fluid supply
US3788770A (en) * 1972-06-15 1974-01-29 Gen Motors Corp Fluid pump with flow control means
US4222712A (en) * 1978-02-15 1980-09-16 Sundstrand Corporation Multiple displacement pump system with bypass controlled by inlet pressure
JP2636318B2 (ja) * 1988-04-06 1997-07-30 トヨタ自動車株式会社 液圧駆動式冷却ファンの制御装置
US5797732A (en) * 1993-12-28 1998-08-25 Unisia Jecs Corporation Variable capacity pump having a pressure responsive relief valve arrangement
JP3531769B2 (ja) * 1994-08-25 2004-05-31 アイシン精機株式会社 オイルポンプ装置
JP3815805B2 (ja) * 1994-11-15 2006-08-30 富士重工業株式会社 自動変速機のポンプ吐出量制御装置
DE69721092T2 (de) * 1996-01-19 2003-12-11 Aisin Seiki K.K., Kariya Ölpumpenanlage
CA2219062C (en) * 1996-12-04 2001-12-25 Siegfried A. Eisenmann Infinitely variable ring gear pump
US6004111A (en) 1997-04-28 1999-12-21 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Oil pump apparatus
JPH11280667A (ja) * 1998-03-27 1999-10-15 Aisin Seiki Co Ltd オイルポンプ装置
DE69915436T2 (de) * 1998-12-11 2004-07-22 Dana Automotive Ltd., Rochester Verdrängerpumpe-Anlagen
US6478549B1 (en) * 2000-01-21 2002-11-12 Delphi Technologies, Inc. Hydraulic pump with speed dependent recirculation valve
US6790013B2 (en) * 2000-12-12 2004-09-14 Borgwarner Inc. Variable displacement vane pump with variable target regulator
JP2006214286A (ja) * 2005-02-01 2006-08-17 Aisin Seiki Co Ltd オイルポンプ
EP1959143B1 (en) 2007-02-13 2010-10-20 Yamada Manufacturing Co., Ltd. Oil pump pressure control device
JP4521005B2 (ja) * 2007-02-20 2010-08-11 株式会社山田製作所 オイルポンプにおける圧力制御装置

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10318158A (ja) * 1997-05-21 1998-12-02 Aisin Seiki Co Ltd オイルポンプ装置
JP2001165064A (ja) * 1999-09-30 2001-06-19 Aisin Seiki Co Ltd オイルポンプ装置
JP2005140022A (ja) 2003-11-06 2005-06-02 Aisin Seiki Co Ltd エンジンの油供給装置
JP2008115821A (ja) * 2006-11-07 2008-05-22 Aisin Seiki Co Ltd エンジンの油供給装置
JP2008223755A (ja) * 2007-02-13 2008-09-25 Yamada Seisakusho Co Ltd オイルポンプにおける圧力制御装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP2628954A4

Also Published As

Publication number Publication date
CN103237989A (zh) 2013-08-07
JP5278775B2 (ja) 2013-09-04
BR112013014073A2 (pt) 2016-09-20
US8827659B2 (en) 2014-09-09
EP2628954A4 (en) 2013-10-02
CN103237989B (zh) 2015-09-23
BR112013014073B1 (pt) 2021-01-12
JP2012122341A (ja) 2012-06-28
EP2628954B1 (en) 2014-10-15
EP2628954A1 (en) 2013-08-21
US20130209237A1 (en) 2013-08-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4687991B2 (ja) エンジンの油供給装置
JP4366645B2 (ja) エンジンの油供給装置
JP5278775B2 (ja) 油供給装置
JP3531769B2 (ja) オイルポンプ装置
JP7008689B2 (ja) 二重入力ポンプおよびシステム
JP5084536B2 (ja) オイルポンプ
US8128377B2 (en) Split-pressure dual pump hydraulic fluid supply system for a multi-speed transmission and method
JP2004278502A (ja) 多段ギヤポンプ
JP2014077536A (ja) 車両用自動変速機の油圧供給システム
JP5109844B2 (ja) ピストンポンプ及びそれを備えた動力伝達装置、並びにピストンモータ
WO2015072302A1 (ja) オイルポンプ装置およびリリーフ弁
JP6897412B2 (ja) オイルポンプ
JP3608688B2 (ja) オイルポンプ装置
JP3603536B2 (ja) オイルポンプ装置
JPH1073084A (ja) オイルポンプ装置
JP6666766B2 (ja) ポンプシステム
JP3546740B2 (ja) オイルポンプ装置
JP2009127483A (ja) ピストンポンプ及びそれを用いた動力伝達装置
JP2009062969A (ja) 可変容量型ギヤポンプ
CN103026068A (zh) 外齿轮泵
JP2014214685A (ja) 車両用オイルポンプ
JP2002256834A (ja) 内燃機関のオイルポンプ
KR20020092938A (ko) 향상된 에너지효율을 갖는 유체 펌프

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 11847044

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13878626

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2011847044

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

REG Reference to national code

Ref country code: BR

Ref legal event code: B01A

Ref document number: 112013014073

Country of ref document: BR

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 112013014073

Country of ref document: BR

Kind code of ref document: A2

Effective date: 20130606