WO2016125639A1

WO2016125639A1 - 可変容量形ポンプ

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Publication number: WO2016125639A1
Application number: PCT/JP2016/052228
Authority: WO
Inventors: 敦永沼
Original assignee: 日立オートモティブシステムズ株式会社
Priority date: 2015-02-06
Filing date: 2016-01-27
Publication date: 2016-08-11
Also published as: US20180023564A1; JP6419223B2; CN107208632B; US10677245B2; JPWO2016125639A1; CN107208632A

Abstract

　メインオイルギャラリーから分岐した単一の制御通路によって２段階の油圧特性が得ることができる可変容量形ポンプを提供する。　吐出圧が供給されることによって、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カムリンに作用させる第１制御油室３１と、吐出圧が供給されることによって、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カムリングに作用させる第２制御油室３２と、を備え、シリンダブロックに設けられた電磁切換弁６０を介して単一の制御通路１２によりパイロット弁４０のスプール弁４３に対して制御油圧を導入させて第２制御油室３２へ供給される吐出圧を制御するようになっている。

Description

可変容量形ポンプ

　本発明は、例えば内燃機関の摺動部位の潤滑や、内燃機関の補機類の駆動源となる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、本出願人が先に出願した以下の特許文献１に開示されているものが知られている。

　この可変容量形ポンプは、ポンプ吐出通路の下流側に内燃機関の内部に形成されたメインオイルギャラリーから２つの第１、第２制御油室に対して油圧が供給され、あるいはドレン通路を介して排出されることにより、カムリングのロータの軸心に対する偏心量を変化させてポンプ吐出量を変化させるようになっている。

　すなわち、前記第１制御油室は、前記メインオイルギャラリーから分岐した第１分岐通路から供給された油圧によって前記カムリングの偏心量を小さくする方向へ作用させるようになっている。一方、第２制御油室は、メインオイルギャラリーから分岐した第２分岐通路から供給された油圧によって前記カムリングの偏心量を大きくする方向へ作用させるようになっており、この第２制御油室には、機関本体に設けられた電磁切換弁の切り換え作動により、パイロット弁を介して前記第２分岐通路に連通するか、あるいはドレン通路との連通が切り換え制御されるようになっている。

　そして、ポンプ回転数に応じて前記第２制御油室へのメインオイルギャラリーからの油圧を制御して、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の２段階特性に制御するようになっている。

特開２０１４－１０５６２２号公報

　前記特許文献１に記載の可変容量形ポンプは、前述のように、第１制御油室と第２制御油室に、前記メインオイルギャラリーから分岐した第１分岐通路から直接あるいは第２分岐通路から電磁切換弁やパイロット弁を介して間接的に油圧が供給、排出されるようになっており、前記電磁切換弁を機関本体に設けたことに起因して前記第１、第２分岐通路の両方をメインオイルギャラリーと同じく機関本体の内部に形成するようになっている。

　このため、前記各分岐通路の形成作業が繁雑になり、製造コストの高騰が余儀なくされている。

　本願発明は、前記従来の技術的課題に鑑みて案出されたもので、電磁切換弁を機関本体などに設けたとしても、単一の制御通路によって２段階の油圧特性が得ることができる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、機関によって回転駆動されることにより、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、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可変にする可動部材と、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圧が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第１制御油室と、前記吐出部から吐出圧が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増大させる方向への力を前記可動部材に作用させる第２制御油室と、前記機関の内部に形成された単一の制御通路を介して前記吐出部の下流側の吐出圧が制御油圧として導入されることによって作動し、前記第２制御油室に対する前記吐出圧の供給と排出を制御する制御機構と、前記機関に設けられて、前記制御通路と制御機構との連通と遮断を切り換える切換機構と、を備えたことを特徴としている。

　本発明によれば、電磁切換弁を機関本体などに設けたとしても、単一の制御通路によって２段階の油圧特性が得ることが可能になる。

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る。本実施形態に供されるオイルポンプのカバー部材を外した状態を示す正面図である。本実施形態のオイルポンプの分解斜視図である。本実施形態のオイルポンプの縦断面図である。本実施形態に供されるオイルポンプの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バー部材の正面図である。本実施形態のオイルポンプを示す斜視図である。本実施形態に供されるカムリングの斜視図である。本実施形態に供されるパイロット弁の縦断面図である。本実施形態の可変容量形ポンプの作動説明図である。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パイロット弁の縦断面図であって、Ａは第１パイロット弁を示し、Ｂは第２パイロット弁を示している。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３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パイロット弁の縦断面図である。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。
〔第１実施形態〕
　図１は本実施形態の可変容量形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１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２に貯留されたオイルを、ストレーナ３を介して吸入通路４から吸入して吐出部である吐出通路５から機関内部に形成されたメインオイルギャラリー６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６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(ＶＴＣ)、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。

　前記吐出通路５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７が設けられていると共に、吐出圧が過剰になった場合に、前記オイルフィルタ７の破損を抑制する圧力制御弁８が設けられている。

　また、前記吐出通路５の前記オイルフィルタ７と圧力制御弁８の間には、第１供給通路９が分岐形成されていると共に、該第１供給通路９には後述する第１制御油室３１に常時連通する第２供給通路１０が分岐形成されている。

　前記第１供給通路９は、後述する制御機構であるパイロット弁４０と給排通路１１を介して第２制御油室３２に適宜連通あるいは連通が遮断されるようになっている。

　前記パイロット弁４０には、機関本体(シリンダブロック)に設けられた切換機構である電磁切換弁６０を介して前記メインオイルギャラリー６から分岐した制御通路１２が接続されている。

　前記オイルポンプ１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２、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ポンプ収容室１５を有する断面コ字形状のポンプボディ１３と、該ポンプボディ１３の一端開口を閉塞するカバー部材１４と、前記ポンプ収容室１５のほぼ中心部を貫通して、ポンプボディ１３とカバー部材１４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１６と、ポンプ収容室１５内に回転自在に収容されて中心部が駆動軸１６に結合されたロータ１７と、該ロータ１７の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット１７ａ内にそれぞれ出没自在に収容された複数のベーン１８と、該各ベーン１８の外周側にロータ１７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１７及び隣接するベーン１８，１８と共に複数のポンプ室２０を画成するカムリング１９と、ポンプボディ１３内に収容され、ロータ１７の回転中心に対するカムリング１９の偏心量が増大する方向へカムリング１９を常時付勢する付勢機構であるコイルばね２１と、前記ロータ１７の内周側の両側部に摺動自在に配置された該ロータ１７よりも小径な一対のリング部材２２，２２と、を備えている。なお、前記駆動軸１６とロータ１７及び各ベーン１８がポンプ構成体を構成している。

　前記ポンプボディ１３は、アルミ合金材によって一体に形成され、図４及び図５にも示すように、ポンプ収容室１５の底面１５ａのほぼ中央位置に、駆動軸１６の一端部を回転自在に支持する軸受孔１３ａが貫通形成されている。また、ポンプボディ１３の内側面となるポンプ収容室１５の内周壁の所定位置には、カムリング１９を揺動自在に支持するピボットピン２３が挿入固定される支持孔１３ｂが形成されている。なお、前記軸受孔１３ａ内には、後述する吐出ポート２５からオイルが供給される通路溝１３ｇの下流側開口端が臨んでいる。

　さらに、ポンプ収容室１５の内周壁には、図２に示すように、軸受孔１３ａの中心と支持孔１３ｂ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、カムリング１９の外周部に配設される後述の２つのシール部材３０，３０がそれぞれ摺接する第１、第２シール摺接面１３ｃ，１３ｄが形成されている。

　前記カバー部材１４は、図２及び図６に示すように、外側部におけるポンプボディ１３の軸受孔１３ａ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１６の他端側を回転自在に支持する軸受孔１４ａが貫通形成されている。このカバー部材１４は、複数のボルト２６によりポンプボディ１３の開口端面に取り付けられている。

　また、前記カバー部材１４の底面１４ｂとポンプ収容室１５の底面１５ａには、図２及び図３、図６に示すように、前記軸受孔１４ａ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２４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２５が、それぞれ軸受孔１４ａ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２４の一端部側には、後述するばね収容室２８側に延設された吸入孔２４ａがカバー部材１４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２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４と吸入孔２４ａ及び吸入ポート２４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２５は、図６中の上部位置にカバー部材１４の底壁を貫通して前記吐出通路５を介して前記メインオイルギャラリー６に連通する吐出孔２５ａ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２５と吐出孔２５ａ及び吐出通路５を介してメインオイルギャラリー６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。

　また、図７に示すように、前記吐出孔２５ａの開口に隣接し、前記電磁切換弁６０を介して制御油圧を受ける受圧孔１２ａが開口形成されている。

　なお、前記吸入、吐出ポート２４，２５を、前記カバー部材１４の底面ではなく、前記ポンプボディ１３のポンプ収容室１５に形成することも可能である。

　前記駆動軸１６は、図外のクランクシャフトからプーリなどを介して伝達された回転力によってロータ１７を図２中、反時計方向へ回転するように構成されている。

　前記ロータ１７は、図２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１７ａが切欠形成されていると共に、該各スリット１７ａの内側基端部には、前記吐出ポート２５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１７ｂがそれぞれ形成されている。これにより、前記各ベーン１８がロータ１７の回転に伴う遠心力と背圧室１７ｂ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１８は、各先端面がそれぞれカムリング１９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２２，２２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１７ｂの油圧が小さいときでも、ロータ１７の外周面と、隣接するベーン１８，１８の各内側面と、カムリング１９の内周面と、側壁であるポンプボディ１３のポンプ収容室１５の底面１５ａ及びカバー部材１４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１９は、図８にも示すように、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２３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溝１９ａが軸方向に沿って突設されていると共に、該ピボット溝１９ａに対しカムリング１９の中心を挟んで反対側の位置に、前記コイルばね２１と連係するアーム部１９ｂ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１３内には、前記支持孔１３ｂ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１５と連通するようにばね収容室２８が設けられており、このばね収容室２８内に前記コイルばね２１が収容されている。

　このコイルばね２１は、前記連通部２７を通じてばね収容室２８内まで延出する前記アーム部１９ｂの先端部の下面とばね収容室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。

　したがって、前記コイルばね２１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１９ｂを介してカムリング１９を、その偏心量が増大する方向（図２中の反時計方向）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１９は、非作動時には前記コイルばね２１のばね力によってアーム部１９ｂの上面がばね収容室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１７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１９の外周部には、図８に示すように、前記第１、第２シール摺接面１３ｃ、１３ｄと対向するように形成された第１、第２シール面を有する横断面ほぼ三角形状の２つの第１、第２シール構成部１９ｃ、１９ｄがそれぞれ突設されている。また、該各シール構成部１９ｃ、１９ｄの各シール面に、横断面ほぼＵ字形状の第１、２シール保持溝１９ｅ、１９ｆが切欠形成され、該各シール保持溝１９ｅ、１９ｆに前記カムリング１９の偏心揺動時に各シール摺接面１３ｃ、１３ｄに摺接するゴム材からな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２シール面は、それぞれ前記ピボット溝１９ａの中心からこれに対応する前記各シール摺接面１３ｃ、１３ｄを構成する半径Ｒ１、Ｒ２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１３ｃ、１３ｄ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２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１９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１９ｅ、１９ｆの底部に配設されたゴム製の弾性部材の弾性力によって各シール摺接面１３ｃ、１３ｄに押し付けられるようになっており、これによって、後述する第１、第２制御油室３１，３２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溝１９ａ側におけるカムリング１９の外周域には、図２に示すように、ポンプボディ１３の内側面との間に、カムリング１９の外周面と、ピボット溝１９ａ、前記各シール部材３０及びポンプボディ１３の内側面とによって、前記ピボット溝１９ａ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がそれぞれ画成されている。

　前記ピボット溝１９ａよりの図２中、右側の第１制御油室３１は、前記第２供給通路１０を介して吐出通路５に連通しており、この吐出通路５の吐出圧が常時供給されるようになっている。

　この第１制御油室３１に面するカムリング１９の外周面によって構成された第１受圧面３３が、前記コイルばね２１の付勢力に抗して前記第２供給通路１０からの吐出圧を受けて、図２に示すように、カムリング１９の偏心量を減少させる方向（図２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。

　すなわち、この第１制御油室３１は、前記第１受圧面３３を介してカムリング１９の中心がロータ１７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１９を常時作用することによって、このカムリング１９の同心方向の移動量制御に供されている。

　前記ピボット溝１９ａよりも左側の第２制御油室３２は、前記第１供給通路９に流入した吐出通路５の吐出圧がパイロット弁４０を介して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１９の外周面には第２受圧面３４が形成され、この第２受圧面３４に吐出圧を作用させることによって、コイルばね２１の付勢力をアシストする方向へ作用する力となり、これにより、カムリング１９に対しその偏心量を増大させる方向（図２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。

　ここで、図２に示すように、前記第１受圧面３３の受圧面積は、第２受圧面３４の受圧面積よりも大きく形成されて、第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力とコイルばね２１の付勢力とによるカムリング１９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制御油室３２内の油圧が、前述のように、コイルばね２１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制御油室３２は、パイロット弁４０を介して必要に応じて供給されたポンプ吐出圧を第２受圧面３４に作用させてコイルばね２１の付勢力を適宜アシストすることによって、カムリング１９の偏心量が大きくなる方向への移動量を制御するようになっている。

　また、後述するが、実施例１の様にパイロット弁４０によって第２制御油室３２内を調圧する場合は、前記第１受圧面３３と第２受圧面３４の受圧面積の大小は問わない。

　なお、前記第２供給通路１０を、カムリング１９の側面またはカバー部材１４やポンプボディ１３の側面に形成することも可能である。

　前記パイロット弁４０は、前記ポンプボディ１３の外側壁に一体的に設けられ、図２に示す前記カムリング基準線Ｍよりも左側でかつ第２制御油室３２よりも外側に配置されている。

　具体的に説明すると、このパイロット弁４０は、図９に示すように、ポンプボディ１３の外側壁に一体に設けられた円筒状のバルブボディ４１と、該バルブボディ４１の内部に形成された摺動用孔４２内に摺動自在に設けられたスプール弁４３と、該スプール弁４３を図中上方へ付勢するバルブスプリング４４と、該バルブスプリング４４のばね荷重が与えられた状態でバルブボディ４１の下部開口端を封止するプラグ４５と、を備えている。

　前記バルブボディ４１は、前記摺動用孔４２の軸方向の上端部に、前記摺動用孔４２より小径な導入ポートであるパイロット圧導入ポート４６が形成されており、このパイロット圧導入ポート４６と摺動用孔４２の間の小径段差部４１ａが、前記スプール弁４３に対して前記パイロット圧導入ポート４６からの油圧が作用しないときに、該スプール弁４３が前記バルブスプリング４４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４１のパイロット圧導入ポート４６は、前記制御通路１２の電磁切換弁６０の下流側の下流端が接続されている。また、前記摺動用孔４２が臨む周壁には、前記第１供給通路９の下流側と連通する第１供給ポート４７と、該第１供給ポート４７に適宜連通すると共に、前記給排通路１１を介して前記第２制御油室３２に連通する第２供給ポート４８と、前記スプール弁４３の移動位置に応じて前記第２制御油室３２を適宜連通する第１ドレンポート４９と、前記スプール弁４３の移動位置に応じて前記第１ドレンポート４９と適宜連通する第２ドレンポート５０と、スプール弁４３の移動位置に応じて前記第１ドレンポート４９と適宜連通する第３ドレンポート５１が径方向に沿って貫通形成されている。この第３ドレンポート５１は、スプール弁４３の良好な摺動性を確保するための空気抜き孔としての機能を有している。

　また、図２に示すように、前記第１ドレンポート４９は、ポンプボディ１３のカバー部材１４の取り付け面１３ａに形成された第１ドレン溝４９ａを介してポンプ外の大気圧に連通し、第２ドレンポート５０と第３ドレンポート５１は同じく取り付け面１３ａに形成された第２、第３ドレン溝５０ａ、５１ａを介してポンプ外の大気圧に連通している。

　なお、前記第１ドレンポート４９と第２ドレンポート５０と第３ドレンポート５１は、大気圧ではなく、前記吸入ポート２４に連通させることも可能である。

　前記スプール弁４３は、前記パイロット圧導入ポート４６側に形成されて、受圧面である上端面でパイロット圧導入ポート４６からメインオイルギャラリー６から制御通路１２を介して導入された制御油圧を受ける第１小径軸部５２ａと、該第１小径軸部５２ａの下部に設けられた第１ランド部５３ａと、該第１ランド部５３ａの下部に第２小径軸部５２ｂを介して設けられた第２ランド部５３ｂと、該第２ランド部５３ｂの下部の第３小径軸部５２ｃを介して設けられた第３ランド部５３ｃと、該第３ランド部５３ｃの下端に設けられて、前記バルブスプリング４４の上端部を支持する第４小径軸部５２ｄと、によって構成されている。

　前記第１ランド部５３ａ～第３ランド部５３ｃは、同じ外径の円柱状に形成されて、前記摺動用孔４２の内周面に微小隙間を介して摺動するようになっている。

　また、前記第２小径軸部５２ｂや第３小径軸部５２ｃは、外周に形成された円環状の溝によって作動油や油圧が通流する通路が構成されている。以下、他の実施形態も同様である。

　そして、前記スプール弁４３は、前記第１小径軸部５２ａの上端面にパイロット圧導入ポート４６から受ける制御油圧と前記バルブスプリング４４とのばね力との相対圧によって下降移動または上昇移動して、前記各ポート４７～５１を適宜開閉(連通)するようになっている。

　つまり、第１小径軸部５２ａの上端面が制御油圧を受けない場合は、各ランド部５３ａ～５３ｃによって第１供給ポート４７と第２供給ポート４８の連通を遮断すると共に、第１ドレンポート４９と第２ドレンポート５０の連通を遮断するが、第１ドレンポート４９と第３ドレンポート５１を連通するようになっている。

　一方、第１小径軸部５２ａの上端面が所定以上の制御油圧を受けた場合は、その制御油圧の大きさに応じて下降移動して、第１供給ポート４７と第２供給ポート４８を連通すると共に、第１ドレンポート４９と第２ドレンポート５０を連通するなどの各ポートの連通、遮断を行うようになっている。

　前記スプール弁４３の作動による各ポート４７～５１の開閉作用は、本実施形態の作用の項で具体的に説明する。

　前記電磁切換弁６０は、前記制御通路１２を開閉する一般的な２ポート２位置弁であって、機関本体であるシリンダブロックの側部に一体的に取り付けられていると共に、内燃機関を制御するコントロールユニットからのオン、オフ信号（制御電流）に基づき機関の運転状態に応じてオン、オフ作動して制御通路１２を開閉するようになっている。

　すなわち、この電磁切換弁６０は、図１０～図１３に示すように、シリンダブロックに穿設されたバルブ孔に挿通固定された円筒状のバルブボディ６１と、該バルブボディ６１の基端部に結合されて、内部にコイルや固定プランジャ及び可動プランジャなどを収容した円筒状のソレノイドユニット６２と、前記可動プランジャの先端側に結合されて、バルブボディ６１内を進退動自在に支持されたプッシュロッド６３と、前記バルブボディ６１の先端部内に設けられたバルブシート６５の開口ポート６５ａを前記プッシュロッド６３によって開閉するボール弁体６４と、から主として構成されている。

　前記バルブボディ６１は、内部に前記プッシュロッド６３が摺動する通路孔６１ａが軸方向に沿って形成されていると共に、先端部内には前記ボール弁体６４が離着座する前記バルブシート６５が嵌合固定されている。このバルブシート６５の開口ポート６５ａは、ボール弁体６４の離着座（開閉作動）によって前記制御通路１２の上流部１２ａと下流側の給排通路１２ｂを連通あるいは遮断されるようになっている。

　また、このバルブボディ６１は、周壁におけるボール弁体６４の側部に前記開口ポート６５ａと制御通路１２の下流側の給排通路１２ｂを連通する給排孔６１ｂが径方向に沿って貫通形成されていると共に、ソレノイドユニット６２側には前記ボール弁体６４を介して前記通路孔６１ａと連通するドレン孔６１ｃが径方向に沿って貫通形成されている。

　前記コイルには、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、可動プランジャが進出移動することにより、前記プッシュロッド６３を介して前記ボール弁体６４をバルブシート６５方向へ押圧する。これによって、ボール弁体６４が開口ポート６５ａを閉止すると共に、給排孔６１ｂと通路孔６１ａを連通させるようになっている。

　このため、第２制御油室３２内の油圧が、下流側の給排通路１２ｂから前記給排孔６１ｂ，通路孔６１ａ及びドレン孔６１ｃを通ってオイルパン２に排出されるようになっている(図１０、図１１参照)。

　一方、コイルにオフ信号(非通電)が出力されると、前記可動プランジャが後退移動することにより、前記プッシュロッド６３を介してボール弁体６４をバルブシート６５から離間させて前記開口ポート６５ａを開成して、制御通路１２の上流部１２ａと下流側の給排通路１２ｂを連通させると共に、給排孔６１ｂとドレン孔６１ｃとの連通を遮断するようになっている(図１２、図１３参照)。

　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電磁切換弁６０のコイルへオン信号（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。

　前記圧力調整弁８は、図１及び図３にも示すように、前記カバー部材１４に一体に設けられた円筒状のバルブケーシング５５と、該バルブケーシング５５の内部に収容されて、前記吐出通路５の上流部から分岐した分岐部５８の開口端５８ａを開閉するボール弁体５６と、該ボール弁体５６を前記分岐部５８の開口端５８ａを閉塞する方向へ付勢するバルブスプリング５７と、バルブケーシング５５の下端開口を閉止するプラグ５９と、を備えている。

　そして、前記ポンプの回転上昇に伴って前記吐出通路５を通流するポンプ吐出圧が過剰になった場合は、ボール弁体５６が分岐部５８の開口端５８ａを開成して過剰吐出圧を外部に排出するようになっている。
〔第１実施形態の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図１０～図１３に基づいて説明する。

　機関の始動から例えば低回転の運転状態である場合は、オイルポンプ１は図１０及び図１１に示す作動状態(第１の状態)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、前記電磁切換弁６０のコイルにコントロールユニットからのオン信号が出力されて通電状態になり、可動プランジャとプッシュロッド６３によってボール弁体６４が押し上げられてバルブシート６５の開口ポート６５ａを閉止する。このため、制御通路１２の上流部１２ａと給排通路１２ｂとの連通が遮断されてパイロット弁４０への制御油圧の供給が停止されると共に、下流側の給排通路１２ｂとドレン孔６１ｃが通路孔６１ａを介して連通している。

　一方、前記パイロット弁４０は、機関低回転数で低油圧であることから、前記スプール弁４３がバルブスプリング４４のばね力によって最大上昇位置に付勢されて第１ランド部５３ａが着座面である小径段差部４１ａに着座した状態になっている。このため、第１供給ポート４７と第２供給ポート４８の連通が遮断されていると共に、第２ドレンポート５０が閉止されているが、第１ドレンポート４９と第３ドレンポート５１が連通している。

　したがって、第１制御油室３１には吐出油圧が供給されているが、第２制御油室３２は、内部の作動油が第１、第３ドレンポート４９、５１を通ってオイルパン２内に排出されて低圧状態になっている。

　この第１の状態では、機関回転の上昇に伴い吐出通路５に供給された吐出圧が上昇して、第１制御油室３１に供給される吐出圧によって第１受圧面３３を介してカムリング１９の偏心量が減少する方向への力が上昇する。図１４に示す吐出圧ＰがＰ１に達するとカムリング１９に作用する力がコイルばね２１のばね力に打ち勝ってカムリング１９の偏心量が小さくなって吐出圧の上昇を制御する。つまり、図１４に示す機関回転数が(１)(２)の状態では、ポンプの吐出圧特性Ｐは、図１４のＰ１に示すように、機関回転数の上昇に伴ってやや立ち上がった低圧状態に維持制御される。

　次に、機関回転が上昇して図１４の(３)の領域となり、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１は、図１２に示す第２の状態となる。つまり、コントロールユニットにより電磁切換弁６０にオフ信号(非通電)が出力される。これにより、電磁切換弁６０は、図１２に示すように、プッシュロッド６３の後退移動に伴いボール弁体６４がバルブシート６５から離間することで、開口ポート６５ａを開いて制御通路１２の上流部１２ａと下流側の給排通路１２ｂを連通させる。

　このため、前記メインオイルギャラリー６の油圧が前記制御通路１２を通ってスプール弁４３の第１小径軸部５２ａの上端面に作用して、該スプール弁４３がバルブスプリング４４のばね力に抗して下降移動することにより、第１ランド部５３ａと第２ランド部５３ｂによって遮断状態にあった第１供給ポート４７と第２供給ポート４８が第２小径軸部５２ｂを介して連通すると共に、第３ランド部５３ｃが第１ドレンポート４９を閉止する。

　なお、前記スプール弁４３に作用する制御油圧は、メインオイルギャラリー６の前記フィルタ７や通路内の流動抵抗などよって前記吐出通路５内の吐出圧よりも僅かに低下しているものを利用している。

　また、前記第１ドレンポート４９の閉止のタイミングと、第１、第２供給ポート４７，４８の連通のタイミングはどちらが先であっても良く、また同時であっても良い。

　したがって、前記第２制御油室３２には、第１供給通路９を介して吐出通路５の吐出圧が供給されて前記コイルばね２１のばね力をアシストするように作用してカムリング１９を反時計方向へ僅かに揺動させてカムリング１９の反力と釣り合う。このため、ポンプの油圧特性は、図１４に示すように、Ｐ１からＰ２へ段階的に大きく制御される。

　次に、機関が図１４の(４)に示す高回転域になって、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１は、図１３に示す第３の状態となる。つまり、コントロールユニットによって、電磁切換弁６０にオフ信号(非通電)が維持される。これにより、前記プッシュロッド６３の後退移動に伴いボール弁体６４がバルブシート６５から離間することで、開口ポート６５ａを開いて制御通路１２の上流部１２ａと下流側の給排通路１２ｂの連通状態が維持される。

　一方、前記パイロット弁４０側では、図１３に示すように、吐出圧の上昇に伴って前記制御通路１２の下流側の給排通路１２ｂからスプール弁４３の第１小径軸部５２ａの上端面に作用する制御油圧も大きくなることから該スプール弁４３がさらに僅かに下降移動して、第１ランド部５３ａと第２ランド部５３ｂによって前記第１、第２供給ポート４７，４８の開口面積を絞りながらオリフィス状態で連通させると同時に、第３ランド部５３ｃによって第１ドレンポート４９の開口面積を絞ってオリフィス状態で第２小径軸部５２ｃを介して第１ドレンポート４９と第２ドレンポート５０を連通させる。

　このため、第２制御油室３２に吐出油圧が第１、第２供給ポート４７，４８のオリフィスを介して継続して供給されると共に、内部の作動油も前記各ドレンポート４９のオリフィスを介して外部に排出される。一方、前記第１制御油室３１にも大きな吐出圧が連続的に供給されていることからコイルばね２１のばね力に抗してカムリング１９を時計方向へ僅かに揺動させて偏心量が小さくなる方向へ制御する。

　したがって、ポンプ吐出圧は、一時的に低下するが、この低下と共に前記スプール弁４３に作用する制御油圧も低下することから、スプール弁４３再び上昇移動して第２制御油室３２に吐出圧を供給する。つまり、ポンプ吐出圧がＰ２の状態になっているときは、スプール弁４３の上下移動にともなって吐出圧は上昇と低下を繰り返しながら一定圧に調圧されるのである。

　このように、本実施形態では、前記電磁切換弁６０を介してパイロット弁４０の作動を制御することによって、ポンプ吐出圧をＰ１とＰ２の２段階に制御できると共に、前記電磁切換弁６０を機関本体であるシリンダブロックに設けたとしても、機関本体内部には単一の制御通路１２のみを形成するだけであるから、配管構造の簡素化が図れる。この結果、製造作業能率の向上と製造コストの低減化が図れる。

　また、前記第３の状態は、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が、この際、オイルパン２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１９の内径側の油圧バランスが崩れてカムリング１９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。

　なお、前記電磁切換弁６０に対して、機関低回転域(吐出圧Ｐ１)でコントロールユニットから通電する一方、高回転時(吐出圧Ｐ２時)には非通電としたため、例えば電磁切換弁６０のコイルやハーネスが断線してしまった場合にも、高回転時(Ｐ２)でのポンプ吐出圧制御を行うことが可能になる。ただし、省電力化を考慮して通電、非通電を逆に設定することも可能である。
〔第２実施形態〕
　図１５は本発明の第２実施形態を示し、オイルポンプ１の構造や第１制御油室３１が第２供給通路１０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や、電磁切換弁６０の構造などは第１実施形態と同じであるが、異なるところは、パイロット弁を、第１制御機構である第１パイロット弁７０と第２制御機構である第２パイロット弁８０の２つで構成したものである。

　すなわち、前記第１パイロット弁７０は、図１６Ａに示すように、前記カバー部材１４に取り付けられた円筒状の第１バルブボディ７１の内部に形成された第１摺動用孔７２内に第１スプール弁７３が摺動自在に設けられていると共に、前記第１摺動用孔７２の下部に前記第１スプール弁７３を上方へ付勢する第１バルブスプリング７４が弾装されている。また、第１摺動用孔７２の下端開口には、該開口を封止するプラグ７５が圧入固定されている。

　前記第１バルブボディ７１は、上端部に前記制御通路１２の下流側の給排通路１２ｂに連通する第１パイロット圧導入ポート７６が形成されていると共に、周壁には上側から順に大気圧に連通する連通ポート７７と、前記第２制御油室３２と連通する給排ポート７８と、第１供給通路９に連通した供給ポート７９と、第１スプール弁７３の良好な摺動性を確保するための空気抜き孔７１ｂがそれぞれ径方向に沿って貫通形成されている。

　第１スプール弁７３は、上端部側から順に説明すれば、前記第１パイロット圧導入ポート７６の油圧を受ける第１小径軸部７３ａと、第１ランド部７３ｂと、第２小径軸部７３ｃと、第２ランド部７３ｄと、最下部の第３小径軸部７３ｅがそれぞれ形成されている。

　前記第２パイロット弁８０は、図１６Ｂに示すように、前記カバー部材１４に取り付けられた円筒状の第２バルブボディ８１の内部に形成された第２摺動用孔８２内に第２スプール弁８３が摺動自在に設けられていると共に、前記第２摺動用孔８２の下部に前記第２スプール弁８３を上方へ付勢する第２バルブスプリング８４が弾装されている。また、第２摺動用孔８２の下端開口には、該開口を封止するプラグ８５が圧入固定されている。

　前記第２バルブボディ８１は、上端部に前記制御通路１２の下流側の給排通路１２ｂから分岐した第２給排通路１２ｃに連通する第２パイロット圧導入ポート８６が形成されていると共に、周壁には上側から順に前記第２制御油室３２に１１ａを介して連通する第１ドレンポート８７と、該第１ドレンポート８７と大気圧に相対的に連通する第２ドレンポート８８と、第２スプール弁８３の良好な摺動性を確保するための空気抜き孔８１ｂがそれぞれ径方向に沿って貫通形成されている。

　前記第２スプール弁８３は、図１６Ｂの上側から順に、第１小径軸部８３ａ、第１ランド部８３ｂ、第２小径軸部８３ｃ、第２ランド部８３ｄ、第３小径軸部８３ｅを有している。
〔第２実施形態の作用効果〕
　以下、第２実施形態に係る可変容量形ポンプの作用を図１７～図２０に基づいて説明する。

　機関の始動から例えば低回転の運転状態である場合は、オイルポンプ１は図１７及び図１８に示す第１の状態となる。この第１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、前記電磁切換弁６０のコイルにコントロールユニットからのオン信号が出力されて通電状態になり、前記制御通路１２の上流部１２ａと下流側の給排通路１２ｂとの連通が遮断されて第１、第２パイロット弁７０，８０への制御油圧の供給が停止される。

　この第１の状態における第１パイロット弁４０は、図１６Ａ、図１７及び図１８に示すように、機関低回転数で低油圧であることから、前記第１スプール弁７３がバルブスプリング７４のばね力によって最大上昇位置に付勢されて第１小径軸部７３ａが着座面である小径段差部７１ａに着座した状態になっている。このため、第２小径軸部７３ｃによって給排ポート７８と連通ポート７７が連通すると共に、第２ランド部７３ｄによって供給ポート７９が閉止されている。

　したがって、第２制御油室３２は、内部の作動油が給排ポート７８と連通ポート７７を通って外部、つまりオイルパン２内に排出されて低圧状態になっている。

　一方、第２パイロット弁８０は、図１６Ｂ、図１７及び図１８に示すように、前記第２スプール弁８３がバルブスプリング８４のばね力によって最大上昇位置に付勢されて第１小径軸部８３ａが着座面である小径段差部８１ａに着座した状態になっており、この状態では、第２ランド部８３ｄによって第２ドレンポート８８が閉止されて第１ドレンポート８７との連通が遮断されている。

　この第１の状態では、機関回転の上昇に伴い吐出通路５に供給された吐出圧が上昇して、第１制御油室３１に供給される吐出圧によってカムリング１９の偏心量が減少する方向への力が上昇する。

　つまり、第１実施形態と同じく、図１４に示す吐出圧ＰがＰ１に達するとカムリング１９に作用する力がコイルばね２１のばね力に打ち勝ってカムリング１９の偏心量が小さくなって吐出圧の上昇を制御する。つまり、図１４に示す機関回転数が(１)(２)の状態では、ポンプの吐出圧特性Ｐは、図１４のＰ１に示すように、機関回転数の上昇に伴ってやや立ち上がった低圧状態に維持制御される。これは第１実施形態と同じ状態である。

　次に、機関回転が上昇して図１４の(３)の領域になると、オイルポンプ１は、図１９に示す第２の状態となる。つまり、電磁切換弁６０にオフ信号(非通電)が出力されて、この電磁切換弁６０は、プッシュロッド６３の後退移動に伴いボール弁体６４がバルブシート６５から離間することで、開口ポート６５ａを開いて制御通路１２の上流部１２ａと下流側の給排通路１２ｂ及び第２給排通路１２ｃを連通させる。

　このため、メインオイルギャラリー６の油圧が前記制御通路１２を通って各スプール弁７３、８３の第１小径軸部７３ａ、８３ａの上端面に作用して、該各スプール弁７３，８３がバルブスプリング７４，８４のばね力に抗して下降移動する。これにより、前記第１パイロット弁７０側では第１ランド部７３ｂによって連通ポート７７が閉止されると共に、第２小径軸部７３ｃによって供給ポート７９と給排ポート７８が連通する。

　したがって、前記第２制御油室３２には、第１供給通路９を介して吐出通路５の吐出圧が供給されてカムリング１９を反時計方向へ揺動させる。このため、ポンプの油圧特性は、図１４に示すように、Ｐ１からＰ２へ段階的に大きく制御される。

　一方、第２パイロット弁８０は、この段階でも第２ランド部８３ｄが第２ドレンポート８８を閉止した状態が継続されている。

　次に、機関が図１４の(４)に示す高回転域になると、オイルポンプ１は、図２０に示す第３の状態となる。つまり、前記電磁切換弁６０にオフ信号(非通電)が維持されて、前記プッシュロッド６３の後退移動に伴いボール弁体６４がバルブシート６５から離間することで、開口ポート６５ａを開いて制御通路１２の上流部１２ａと下流側の給排通路１２ｂ及び第２給排通路１２ｃの連通状態が維持される。

　ここで、第１、第２パイロット弁７０、８０は、図２０に示すように、吐出圧の上昇に伴って前記制御通路１２の下流側の給排通路１２ｂから第１、第２スプール弁７３，８３の各小径軸部７３ａ、８３ａの上端面に作用する制御油圧も大きくなることから該各スプール弁７３，８３がさらに下降移動して、第１パイロット弁７０側では、第２ランド部７３ｄが供給ポート７９の開口面積を絞ってオリフィスを形成しつつ第２小径軸部７３ｃを介して供給ポート７９と給排ポート７８を連通させた状態とする。したがって、第１供給通路９からの吐出圧が前記供給ポート７９のオリフィスを通って前記第２制御油室３２に供給される。

　一方、第２パイロット弁８０側では、第２小径軸部８３ｃによって第１ドレンポート８７と第２ドレンポート８８を連通させると共に、第２ランド部８３ｄによって第２ドレンポート８８の開口面積を絞ってオリフィス状態とする。したがって、第２制御油室３２内の作動油が絞られながらオイルパン２に排出される。これらの給排作用によって第２制御油室３２内の油圧が調圧されて、吐出圧Ｐ２が図１４に示すようにほぼ一定に制御される。

　そして、この実施形態は、第１実施形態と同様に、機関本体内部での制御通路１２の単一化によって配管構造の簡素化などの作用効果が得られると共に、前記パイロット弁を第１、第２パイロット７０、８０の２つを用いたため、第１バルブスプリング７４と第２バルブスプリング８４のばね荷重やばね常数をそれぞれ独立に設定できるので、第１実施形態の単一のものよりもばね設定が容易になる。
〔第３実施形態〕
　図２１は第３実施形態を示し、第２実施形態の第２パイロット弁８０を廃止して第１パイロット弁７０のみを設けたものである。

　このパイロット弁７０は、図２２に示すように、第２実施形態のものと同じ構造であって、前記カバー部材１４に取り付けられた円筒状のバルブボディ７１と、摺動用孔７２と、スプール弁７３と、バルブスプリング７４と、プラグ７５とを備えている。

　前記バルブボディ７１は、パイロット圧導入ポート７６と、連通ポート７７と、給排ポート７８と、供給ポート７９と、空気抜き孔７１ｂがそれぞれ径方向に沿って貫通形成されている。

　前記スプール弁７３は、第１小径軸部７３ａと、第１ランド部７３ｂと、第２小径軸部７３ｃと、第２ランド部７３ｄと、最下部の第３小径軸部７３ｅがそれぞれ形成されている。
〔第３実施形態の作用効果〕
　したがって、機関始動から低回転域(図２７の(１)(２)の領域)では、オイルポンプ１は図２３、図２４に示す第１の状態になっている。つまり、第２実施形態における図１７、図１８に示す状態と同じく、スプール弁７３がバルブスプリング７４のばね力によって最大上昇位置に付勢されて、第１小径軸部７３ａが着座面である小径段差部７１ａに着座した状態になっている。このため、第２小径軸部７３ｃによって給排ポート７８と連通ポート７７が連通すると共に、第２ランド部７３ｄによって供給ポート７９が閉止されている。

　したがって、第２制御油室３２は、内部の作動油が給排ポート７８と連通ポート７７を通ってオイルパン２内に排出されて低圧状態になっている。

　この第１の状態では、図２７に示すように、吐出圧ＰがＰ１に達するとカムリング１９に作用する力がコイルばね２１のばね力に打ち勝ってカムリング１９の偏心量が小さくなって吐出圧の上昇を制御する。つまり、ポンプの吐出圧特性Ｐは、図２７のＰ１に示すように、機関回転数の上昇に伴ってやや立ち上がった低圧状態に維持制御される。これは第１、第２実施形態と同じ状態である。

　機関回転が上昇して図２７の(３) (４)の領域になると、オイルポンプ１は、図２５，図２６に示す第２、第３状態となり、オフ信号が出力された電磁切換弁６０は、プッシュロッド６３の後退移動に伴いボール弁体６４がバルブシート６５から離間することで、開口ポート６５ａを開いて制御通路１２の上流部１２ａと下流側の給排通路１２ｂを連通させるため、メインオイルギャラリー６の油圧がスプール弁７３の小径軸部７３ａの上端面に作用して、該スプール弁７３がバルブスプリング７４のばね力に抗して下降移動する。

　これにより、パイロット弁７０は、第１ランド部７３ｂによって連通ポート７７が閉止されると共に、第２小径軸部７３ｃによって供給ポート７９と給排ポート７８が連通する。

　したがって、前記第２制御油室３２には、供給ポート７９を介して吐出圧が供給されることにより、この吐出圧と、前記第１制御油室３１と第２制御油室３２に臨むカムリング１９の第１、第２受圧面３３，３４の受圧面積の差によってカムリング１９が時計方向あるいは反時計方向へ揺動して偏心量を大小変化させるが、機関回転数の上昇に伴い図２７に示す吐出圧ＰはＰ２から僅かに上昇した特性になる。

　以上のように、本実施形態も電磁切換弁６０を機関本体に設けたとしても単一の制御通路１２とすることができるので、前記各実施形態と同じく配管などの簡素化が図れ、また、この実施形態では、第２パイロット弁を廃止したことによって、第２実施形態に比較してオイルポンプ１の小型、軽量化や、コストの低減化が図れる。
〔第４実施形態〕
　図２８は第４実施形態を示し、この実施形態は第３実施形態の構成を前提として、前記吐出通路５から分岐された前記第１供給通路９と第２制御油室３２を常時連通させる連通路９０が設けられていると共に、該連通路９０の途中にオリフィス９１が設けられている。したがって、前記第２制御油室３２には、常時前記オリフィス９１を介して吐出圧が供給されている。

　また、前記制御通路１２の前記電磁切換弁６０下流側の給排通路１２から分岐して設けられた第３給排通路９２が前記パイロット弁７０の連通ポート７７に適宜連通するようになっている。なお、第３実施形態の供給ポート７９は油圧排出用のドレンポート７９になっている。
〔第４実施形態の作用効果〕
　したがって、この実施形態によれば、機関始動から低回転域(図３３の(１)(２)の領域)では、オイルポンプ１は、図２９及び図３０に示す第１の状態になる。つまり、前記電磁切換弁６０に通電されて開口ポート６５ａが閉止されていると共に、下流側の給排通路１２ｂとドレン孔６１ｃが連通している一方、パイロット弁７０側では、第３実施形態の図２３、図２４に示す場合と同じく、スプール弁７３がバルブスプリング７４のばね力によって最大上昇位置に付勢されて、第１小径軸部７３ａが着座面である小径段差部７１ａに着座した状態になっている。このため、第２小径軸部７３ｃによって給排ポート７８と連通ポート７７が連通すると共に、第２ランド部７３ｄによってドレンポート７９が閉止されている。

　したがって、第２制御油室３２は、前記オリフィス９１によって低圧な吐出圧が供給されているが、内部の作動油が給排ポート７８と連通ポート７７及び第３給排通路９２、下流側の給排通路１２ｂ、ドレン孔６１ｃを通ってオイルパン２内に排出されていることから、低圧状態になっている。

　この第１の状態では、図３３に示すように、吐出圧ＰがＰ１に達するとカムリング１９に作用する力がコイルばね２１のばね力に打ち勝ってカムリング１９の偏心量が小さくなって吐出圧の上昇を制御する。つまり、ポンプの吐出圧特性Ｐは、前記Ｐ１に示すように、機関回転数の上昇に伴ってやや立ち上がった低圧状態に制御される。

　次に、機関回転が上昇して図３３の(３)の領域になると、オイルポンプ１は、図３１に示す第２の状態になる。つまり、オフ信号が出力された電磁切換弁６０は、図３１に示すように、プッシュロッド６３の後退移動に伴いボール弁体６４がバルブシート６５から離間することで、開口ポート６５ａを開いて制御通路１２の上流部１２ａと下流側の給排通路１２ｂを連通させるため、メインオイルギャラリー６の油圧がスプール弁７３の第１小径軸部７３ａの上端面に作用して、該スプール弁７３がバルブスプリング７４のばね力に抗して下降移動する。これにより、パイロット弁７０は、第２ランド部７３ｄによってドレンポート７９が閉止されると共に、第２小径軸部７３ｃによって連通ポート７７と給排ポート７８が連通される。

　したがって、前記第２制御油室３２には、前記吐出通路５の吐出圧が前記連通路９０とオリフィス９１を介して常時供給されていると共に、前記制御通路１２と第３給排通路９２を介してメインオイルギャラリー６の油圧が供給される。

　そして、第２制御油室３２にメインオイルギャラリー６の吐出圧が供給されると、第２受圧面３４を介してカムリング１９の偏心量が増加する方向へ作用するため、前記カムリング１９の偏心量が大きくなって吐出圧が図３３のＰ２まで上昇する。

　機関の回転がさらに上昇して図３３の(４)に示す高回転域になると、パイロット弁７０は、図３２に示す第３の状態になる。つまり、この状態では、第１小径軸部７３ａの上端面に作用する制御通路１２からの制御圧が大きくなることから、スプール弁７３がバルブスプリング７４のばね力に抗して下降移動して、第１ランド部７３ｂが連通ポート７７を閉止すると共に、第２小径軸部７３ｃを介して給排ポート７８とドレンポート７９を連通させる。このため、第２制御油室３２は、メインオイルギャラリー６の吐出圧の内部への供給が停止される一方、内部の作動油が前記給排ポート７８とドレンポート７９を介してオイルパン２内に排出される。

　これらの一連のパイロット弁７０の作動によって吐出圧Ｐが、図３３の吐出圧がＰ２に一定となるように制御する。

　他の構成は、第３実施形態と同じであるから、この実施形態も第３実施形態と同じように、単一の制御通路１２によって配管などの簡素化が図れるなどの作用効果が得られる。

　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１の細かな吐出圧制御を行うことも可能である。

Claims

　機関によって回転駆動されることにより、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、
　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可変にする可動部材と、
　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圧が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第１制御油室と、
　前記吐出部から吐出圧が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増大させる方向への力を前記可動部材に作用させる第２制御油室と、
　前記機関の内部に形成された単一の制御通路を介して前記吐出部の下流側の吐出圧が制御油圧として導入されることによって作動し、前記第２制御油室に対する前記吐出圧の供給と排出を制御する制御機構と、
　前記機関に設けられて、前記制御通路と制御機構との連通と遮断を切り換える切換機構と、
　を備えたことを特徴とする可変容量形ポンプ。
　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記制御機構は、前記第２制御油室に前記吐出部から吐出圧を供給するか、あるいは前記第２制御油室内の作動油を排出するように構成されていると共に、ポンプ高回転時に、前記第２制御油室に対して前記吐出部から吐出圧を供給した際に、この吐出圧が大きくなるにしたがって前記第２制御油室の作動油を排出して前記第２制御油室内を減圧調整することを特徴とする可変容量形ポンプ。
　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、
　前記制御通路から制御油圧を導入する導入ポートと、前記第２制御油室に連通する吐出側連通ポート及び低圧部に連通するドレンポートを有するバルブボディと、
　該バルブボディの内部軸方向に摺動自在に収容され、軸方向の摺動位置に応じて前記第２制御油室に対する前記吐出側連通ポートとドレンポートとの連通と遮断を切り換えるスプール弁と、
　前記バルブボディの内部に弾装されて、前記付勢機構よりも小さな付勢力によって前記スプール弁を軸方向の一方側へ付勢する制御ばねと、
　を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
　請求項３に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記スプール弁が前記制御ばねによって付勢されて前記バルブボディの軸方向の一方側へ最大に移動した第１位置では、前記ドレンポートと前記第２制御油室が連通する第１状態となり、
　前記吐出圧が増加するに伴い前記導入ポートに供給された制御油圧により前記スプール弁が前記制御ばねのばね力に抗して軸方向の他方側へ僅かに移動した第２位置では、前記吐出側連通ポートと第２制御油室が連通すると共に、前記ドレンポートと前記第２制御油室との連通が遮断される第２状態となり、
　前記吐出圧がさらに大きくなって、前記制御油圧により前記スプール弁が他方側へさらに移動した第３位置では、前記吐出側連通ポートと第２制御油室が連通すると共に、前記ドレンポートと第２制御油室が連通する第３状態となることを特徴とする可変容量形ポンプ。
　請求項４に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記スプール弁は、軸方向の両端部と該両端部の中間位置に前記バルブボディと摺動する大径なランド部をそれぞれ有すると共に、該各ランド部の間に小径軸部が形成され、該小径軸部の外周によって前記第２制御油室に対して前記吐出側連通ポート及びドレンポートを適宜連通させ、前記各ランド部によって前記第２制御油室に対して前記吐出側連通ポートとドレンポートとの連通を適宜遮断することを特徴とする可変容量形ポンプ。
　請求項５に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記導入ポートは、前記バルブボディの軸方向の一端部側に設けられ、該導入ポート側の前記スプール弁の軸方向一端部に、前記制御通路から供給された前記制御油圧を受ける受圧面が形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６に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記吐出側連通ポート及びドレンポートは、前記バルブボディの周壁径方向に沿って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１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記制御機構は、第１制御機構と第２制御機構の２つの機構を有し、
　前記第１制御機構は、前記第２制御油室に前記吐出部から吐出圧を供給するか、または前記第２制御油室内の作動油を排出するように構成され、
　前記第２制御機構は、前記第２制御油室内の作動油をドレン通路を介して排出するか、または前記第２制御油室と前記ドレン通路の連通を遮断するように構成され、
　ポンプ高回転時には、前記第１制御機構によって前記第２制御油室に前記吐出部から吐出圧を供給した際に、この吐出圧が大きくなるにしたがって前記第２制御機構によって前記第２制御油室内の作動油を排出させて該第２制御油室内を減圧調整することを特徴とする可変容量形ポンプ。
　請求項８に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記第１制御機構は、
　前記制御通路を通った制御油圧を導入する第１導入ポートと、前記第２制御油室と連通する吐出側連通ポートと、低圧部に連通する第１ドレンポートとを有する第１バルブボディと、
　該第１バルブボディの内部に軸方向へ摺動自在に収容され、軸方向の摺動位置に応じて前記第２制御油室に対する前記吐出側連通ポートと第１ドレンポートの連通状態を切り換える第１スプール弁と、
　前記第１バルブボディの内部に弾装され、前記付勢機構よりも小さな付勢力によって前記第１スプール弁を軸方向の一方側へ付勢する第１制御ばねと、
　を有し、
　前記第２制御機構は、
　前記制御通路を通った制御油圧を導入する第２導入ポートと、低圧部に連通する第２ドレンポートとを有する第２バルブボディと、
　該第２バルブボディの内部に軸方向へ摺動自在に収容され、軸方向の摺動位置に応じて前記第２制御油室に対する前記第２ドレンポートとの連通状態を切り換える第２スプール弁と、
　前記第２バルブボディの内部に軸方向へ摺動自在に収容され、前記付勢機構よりも小さな付勢力によって前記第２スプール弁を軸方向の一方側へ付勢する第２制御ばねと、
　を備えていることを特徴とする可変容量形ポンプ。
請求項９に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記第２制御ばねの付勢力は、前記第１制御ばねの付勢力よりも大きいことを特徴とする可変容量形ポンプ。
　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記第１制御油室の受圧面積は、前記第２制御油室の受圧面積よりも大きく形成され、
　前記制御機構は、前記第２制御油室に前記吐出部から吐出圧を供給するか、または前記第２制御油室内の作動油を排出するように構成され、ポンプ高回転時において、前記第２制御油室に吐出圧を供給した際に、この吐出圧が大きくなるにしたがって前記第１、第２制御油室の各受圧面積の差によって前記可動部材を前記複数のポンプ室の容積変化量を減少させる方向へ移動させることを特徴とする可変容量形ポンプ。
　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記第２制御油室には、オリフィスを介して前記吐出部から吐出圧が供給され、
　前記制御機構は、前記第２制御油室に前記切換機構を介して前記制御通路の分岐部から吐出圧を供給するか、あるいは前記第２制御油室内の作動油を排出するように構成され、
　ポンプ高回転時には、前記第２制御油室に対して前記制御通路の分岐部から吐出圧を供給した際に、この吐出圧が大きくなるにしたがって前記第２制御油室内の作動油を排出させて、該第２制御油室内を減圧調整することを特徴とする可変容量形ポンプ。
請求項１２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記第２制御油室内の作動油の排出は、前記切換機構と制御機構の両方を介するか、または前記制御機構のみを介することによって行われることを特徴とする可変容量形ポンプ。
請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記切換機構は、内燃機関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１４に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記切換機構は、電気的に切り換え制御される電磁切換弁によって構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１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記吐出部から吐出された作動油は、前記内燃機関の内部に有する構成部材を潤滑する潤滑油であることを特徴とする可変容量形ポンプ。
請求項１６に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記吐出部から吐出された作動油は、可変動弁装置の駆動源と、内燃機関のピストンに作動油を供給するオイルジェットに用いられることを特徴とする可変容量形ポンプ。
　内燃機関によって回転駆動されるロータと、
　該ロータの外周に出没自在に設けられた複数のベーンと、
　内部に前記ロータやベーンととも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前記ロータの中心に対する偏心量が変化してポンプ容積を大小変化させるカムリングと、
　前記各ポンプ室に開口し、前記ロータの回転によってポンプ容積が増大する吸入部と、
　前記各ポンプ室に開口し、前記ロータの回転によってポンプ容積が減少する吐出部と、
　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機構と、
　前記吐出部から吐出圧が供給されることによって、前記偏心量を減少させる方向への力を前記カムリングに作用させる第１制御油室と、
　前記吐出部から吐出圧が供給されることによって、前記付勢機構と協働して前記偏心量を増大させる方向への力を前記カムリングに作用させる第２制御油室と、
　一本の制御通路を通って供給された制御油圧によって、前記第２制御油室に対する吐出圧の供給と排出を制御する制御機構と、
　前記内燃機関に設けられて、前記制御機構と前記制御通路の連通、あるいは遮断を切り換える切換機構と、
　を備えたことを特徴とする可変容量形ポンプ。
請求項１８に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記第１、第２制御油室は、前記カムリングの外周側に設けられていると共に、該カムリングの外周面に有する揺動支点によって画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１９に記載の可変容量形ポンプにおいて、
　前記制御機構は、パイロット弁であることを特徴とする可変容量形ポンプ。