WO2023166963A1 - 可変容量形オイルポンプ - Google Patents

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WO2023166963A1
WO2023166963A1 PCT/JP2023/004714 JP2023004714W WO2023166963A1 WO 2023166963 A1 WO2023166963 A1 WO 2023166963A1 JP 2023004714 W JP2023004714 W JP 2023004714W WO 2023166963 A1 WO2023166963 A1 WO 2023166963A1
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WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
seal
cam ring
variable displacement
pump
oil pump
Prior art date
Application number
PCT/JP2023/004714
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
英俊 楊
浩二 佐賀
敦 永沼
Original Assignee
日立Astemo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 日立Astemo株式会社 filed Critical 日立Astemo株式会社
Publication of WO2023166963A1 publication Critical patent/WO2023166963A1/ja

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    • 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
    • F04C14/18—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber
    • F04C14/22—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber by changing the eccentricity between cooperating members
    • 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
    • F04C2/30—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C2/34—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C2/344—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member

Definitions

  • the present invention relates to a variable displacement oil pump.
  • the cam ring is configured to be slidable via a first seal portion and a second seal portion provided on the outer peripheral portion of the cam ring and a pivot portion.
  • the position of the cam ring is determined by two points, the first seal portion or the second seal portion and the pivot portion. At three points, the clearance with the peripheral wall of the pump accommodating portion is narrowed. For this reason, depending on the variation in the tolerances at the three points, so-called galling (getting caught) may occur in the first or second seal portion when the cam ring slides, which may reduce the slidability of the cam ring. , there was room for improvement in that respect.
  • the present invention has been devised in view of the technical problems of the conventional variable displacement oil pump, and aims to provide a variable displacement oil pump capable of improving the slidability of the cam ring. purpose.
  • a first gap formed between the second seal sliding contact surface and the second seal portion is formed between the first seal sliding contact surface and the first seal portion. It is set larger than the gap.
  • FIG. 1 is an exploded perspective view of a variable displacement oil pump according to a first embodiment of the invention
  • FIG. 2 is a partial cross-sectional view of the control valve showing the control valve shown in FIG. 1 and showing a cross section of a valve portion
  • 3 is an enlarged view of a portion A shown in FIG. 2
  • FIG. 3 is an enlarged view of a B portion shown in FIG. 2
  • 4 is a graph showing discharge oil pressure characteristics of the variable displacement oil pump according to the present invention
  • FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram showing an operating state of an oil pump in section a of FIG. 6;
  • FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram showing an operating state of an oil pump in section b of FIG. 6;
  • FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram showing an operating state of an oil pump in section c of FIG. 6;
  • FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram showing an operating state of an oil pump in section d of FIG. 6;
  • FIG. 7 is a plan view showing a state in which a second housing is removed from the variable displacement oil pump according to the second embodiment of the present invention;
  • FIG. 11 is a plan view showing a state in which a second housing is removed from a variable displacement oil pump according to a third embodiment of the present invention;
  • FIG. 13 is a sectional view along line CC of FIG. 12;
  • variable displacement oil pump is used to supply lubricating oil for an internal combustion engine to a valve timing control device that controls the opening/closing timing of engine valves and sliding parts of an automotive internal combustion engine.
  • An example of application as an oil pump is shown.
  • the direction along the rotation axis of the drive shaft 2 will be referred to as the "axial direction,” the direction perpendicular to the rotation axis of the drive shaft 2 as the “radial direction,” and the rotation direction of the drive shaft 2 as the “circumferential direction.” ” is defined and explained.
  • FIGS. 6 to 10 show a variable displacement oil pump VP1 according to a first embodiment of the invention.
  • 1 to 5 are diagrams showing the configuration of the variable displacement oil pump VP1
  • FIGS. 6 to 10 are diagrams for explaining variable displacement control of the variable displacement oil pump VP1.
  • FIG. 1 shows an exploded perspective view of the variable displacement oil pump VP1, in which the components of the variable displacement oil pump VP1 according to this embodiment are disassembled and displayed.
  • FIG. 2 is an enlarged view of the pump main body PA shown in FIG. 1, showing a plan view of the pump main body PA with the second housing 12 removed.
  • the variable displacement oil pump VP1 has a pump main body PA and a control valve SV that controls the pump main body PA.
  • the pump main body PA includes a drive shaft 2, a pump element 3 that is rotationally driven by the drive shaft 2, a cam ring 4 that is swingably provided on the outer peripheral side of the pump element 3, and a coil spring SP that biases the cam ring 4. , which are housed inside the housing 1 .
  • the pump main body PA is fastened to an engine (not shown), more specifically, a side portion of a cylinder block (not shown) by bolts (not shown).
  • the housing 1 has a cup-shaped first housing 11 that corresponds to a pump body, and a second housing 12 that is joined to the first housing 11 and corresponds to a cover member that closes the opening of the first housing 11 . .
  • the first housing 11 and the second housing 12 are positioned by positioning pins PN and fastened together by a plurality of screws SW, which will be described later.
  • Both the first housing 11 and the second housing 12 are integrally formed of a metal material such as an aluminum alloy.
  • the first housing 11 has, as shown particularly in FIG. That is, the first housing 11 is open at one end in the axial direction facing the second housing 12 and closed by the bottom wall 111 at the other end.
  • the bottom wall 111 and the peripheral wall 112 define a cup-shaped pump accommodating portion 110 inside the first housing 11 .
  • a joint surface 113 for joining with the second housing 12 is provided on the opening edge portion of the first housing 11 on one end side in the axial direction.
  • the joint surface 113 is provided so as to extend radially outward of the first housing 11 and is formed integrally with the peripheral wall 112 .
  • the joint surface 113 has a plurality of (two in this embodiment) female screw holes 113a.
  • the plurality of female threaded holes 113a are provided at intervals in the circumferential direction, and a plurality of screws SW for fastening the second housing 12 to the first housing 11 are screwed into each of the female threaded holes 113a.
  • the joint surface 113 has a plurality (three in the present embodiment) of first housing side mounting holes 113b.
  • the plurality of first housing side mounting holes 113b are provided at intervals in the circumferential direction, and together with the second housing side mounting holes 121b provided in the second housing 12, the variable displacement oil pump VP1 is attached to the cylinder (not shown). Configure the pump mounting holes for attachment to the block.
  • a first bearing hole (not shown) for rotatably supporting one end of the drive shaft 2 is formed penetrating through a bottom wall 111 constituting one end wall of the pump accommodating portion 110 at a substantially central position. .
  • an area hereinafter referred to as an "intake area" in which the volumes of a plurality of pump chambers 30 (hereinafter referred to as “suction area”) are expanded in accordance with the pump action of the pump element 3 on the outer peripheral side of the first bearing hole (not shown).
  • a first intake port 114 having a substantially arc shape is formed.
  • discharge region On the other hand, on the other side of the center of rotation Z of the drive shaft 2, on the opposite side of the suction area, there is an approximately circular shape that opens into a region (hereinafter referred to as a “discharge region”) where the volumes of a plurality of pump chambers 30 (to be described later) are reduced.
  • An arc-shaped first discharge port 115 is formed.
  • the first intake port 114 is formed so that it is narrowest at the starting end side, widest at the middle part, and gradually narrows from the middle part toward the terminal end in the rotational direction D of the drive shaft 2 .
  • a suction port extension portion 114a extending radially outward is continuously provided at an intermediate portion of the first suction port 114. As shown in FIG.
  • the first discharge port 115 is formed so as to gradually expand from the starting end side toward the intermediate portion and gradually decrease from the intermediate portion toward the terminal end side in the rotational direction D of the drive shaft 2 . Further, the first discharge port 115 is provided with a discharge port 115a that penetrates the bottom wall 111 and opens to the outside.
  • variable displacement oil pump VP1 is pressurized by the pumping action of the pump element 3 and discharged to the first discharge port 115 and the second discharge port 125, which will be described later.
  • a main gallery provided inside the cylinder block, it is supplied to each sliding part of the engine (for example, crank metal) (not shown), an oil jet device (not shown), a valve timing control device (not shown), and the like.
  • the first discharge port 115, the second discharge port 125, which will be described later, and the discharge port 115a constitute a discharge portion.
  • the first housing 11 is provided with a relief valve 7 for releasing the pump discharge pressure.
  • the relief valve 7 is provided on the joint surface 113 of the discharge area of the first housing 11, and includes a ball valve body 71 slidably provided in a relief valve hole 116 communicating with the discharge port 115a, and a valve spring 72 that is seated on the side surface and constantly biases the ball valve body 71 in the valve closing direction. That is, when the pump discharge pressure becomes higher than the urging force of the valve spring 72, the ball valve body 71 is pushed away by the pump discharge pressure, and the external (for example, oil pan) is discharged through a communication hole (not shown) facing the relief valve hole 116.
  • the relief valve hole 116 may communicate with the low pressure portion, and may communicate with an oil pan (not shown) at atmospheric pressure. good.
  • a generally arc-shaped first seal sliding contact surface 112a is formed on which the first seal portion SL1 provided on the outer peripheral side of the cam ring 4 can slide.
  • the first seal sliding contact surface 112a is formed in a generally arcuate shape having a curvature defined by a first radius R1 from the pivot center Q of the cam ring 4. As shown in FIG.
  • the first seal sliding contact surface 112a is set to have a circumferential length that allows the first seal portion SL1 to always slide within the swinging range of the cam ring 4. As shown in FIG.
  • the second seal sliding contact surface 112b is formed in a generally arcuate shape having a curvature defined by a second radius R2 from the swing center Q of the cam ring 4. As shown in FIG.
  • the second seal sliding contact surface 112b is set to have a circumferential length that allows the second seal portion SL2 to always slide within the swinging range of the cam ring 4. As shown in FIG.
  • the second housing 12 functions as a cover member that closes the opening of the first housing 11 at one end in the axial direction. It is bonded to surface 113 .
  • the second housing 12 has a plurality of screw through holes 121a provided at positions corresponding to the female screw holes 113a of the first housing 11 .
  • the second housing 12 is fastened to the first housing 11 by screwing a plurality of screws SW passing through the plurality of screw through-holes 121 a into the female screw holes 113 a of the first housing 11 .
  • a second bearing hole 122a that rotatably supports the other end side of the drive shaft 2 penetrates through the second housing 12 at a position facing the first bearing hole (not shown) of the first housing 11. formed. Also, on the inner surface of the second housing 12, a second suction port 124 and a second discharge port 125 corresponding to the first suction port 114 and the first discharge port 115 formed in the first housing 11 are provided. It is arranged to face the port 114 and the first discharge port 115 .
  • the second housing 12 is provided with an intake port 124a that penetrates through the second housing 12 and opens to the outside at a position adjacent to the second intake port 124.
  • an intake port 124a Oil stored in an oil pan (not shown) is introduced.
  • the intake port 124a may be directly opened to the oil pan (not shown) through an oil strainer (not shown), or may be connected to the oil pan (not shown) through an intake passage (not shown). .
  • the drive shaft 2 is rotatably supported in a first bearing hole (not shown) of the first housing 11 at a drive shaft general portion 21 formed at one end in the axial direction. be.
  • the drive shaft 2 has a drive shaft large diameter portion 22 having an outer diameter larger than that of the drive shaft general portion 21 on the other end side in the axial direction. be.
  • the drive shaft 2 has a drive shaft end portion 23 formed with a relatively smaller diameter on the other end side than the drive shaft large diameter portion 22, and faces the outside through the first bearing hole 111a. It is linked to a crankshaft of an engine (not shown) via a transmission member. That is, the drive shaft 2 rotates the pump element 3 in the rotation direction D in FIG.
  • a straight line (hereinafter referred to as a "cam ring eccentric direction line") N passing through the rotation center Z of the drive shaft 2 and orthogonal to the cam ring reference line M shown in FIG. 2 is the boundary between the suction region and the discharge region.
  • the pump element 3 is housed on the inner peripheral side of the cam ring 4 and has a substantially cylindrical rotor 31 that is rotationally driven by the drive shaft 2.
  • the rotor 31 has radial openings on the outer peripheral side. and a plurality of vanes 32 housed in the plurality of slits 312 so as to be retractable.
  • a pair of ring members 33 , 33 formed to have a smaller diameter than the rotor 31 and accommodated inside each vane 32 in the radial direction are arranged at both ends of the rotor 31 in the axial direction.
  • the rotor 31 has a substantially circular shaft through hole 311 axially penetrating through the central portion and through which the drive shaft general portion 21 penetrates. Further, the rotor 31 has a plurality of slits 312 that are cut radially outward from the center side of the shaft through hole 311 . At the bottom of each slit 312, there is provided a back pressure chamber 313 having a substantially circular cross section for introducing oil. That is, the vanes 32 are pushed outward (toward the cam ring 4) by the centrifugal force generated by the rotation of the rotor 31 and the pressure of the oil introduced into the back pressure chamber 313. .
  • the plurality of vanes 32 housed in the rotor 31 are formed in a rectangular plate shape from a predetermined metal material. (peripheral wall of pump element accommodating portion 41). That is, since the tip surface of each vane 32 is in sliding contact with the inner peripheral surface of the cam ring 4 , the rotor 31 , the pair of vanes 32 , 32 adjacent in the circumferential direction, and the cam ring 4 rotate in the rotational direction D of the rotor 31 . , a plurality of pump chambers 30 are defined.
  • each vane 32 has its base end surface slidably contacting the outer peripheral surface of the pair of ring members 33, 33 as the rotor 31 rotates, and is pushed up radially outward of the rotor 31 by the pair of ring members 33, 33. It is configured to be As a result, even when the engine speed is low and the centrifugal force accompanying the rotation of the rotor 31 and the hydraulic pressure in the back pressure chamber 313 are small, the tip surface of each vane 32 is in sliding contact with the inner peripheral surface of the cam ring 4 .
  • Each pump chamber 30 is partitioned in a liquid-tight manner.
  • the cam ring 4 has a cam ring main body portion 40 formed of a sintered material in a substantially annular shape, and a circular pump element accommodating portion 41 capable of accommodating the pump element 3 is formed on the inner peripheral side of the cam ring main body portion 40 . It is Further, the cam ring 4 is arranged swingably in the pump accommodating portion 110 with a pivot portion PV configured between the first housing 11 (pump accommodating portion 110) as a fulcrum.
  • the pivot portion PV is formed by a concave portion 117 formed by recessing the peripheral wall 112 of the pump accommodating portion 110 radially outward, and by protruding the outer peripheral side of the cam ring body portion 40 radially outward.
  • the concave portion 117 has a concave arcuate surface 117a that is gently formed with a relatively large curvature
  • the convex portion 42 has a convex arcuate surface 420 that engages with the concave arcuate surface 117a
  • the convex arcuate surface 420 is concave.
  • the cam ring 4 swings about the swing center Q at the center of curvature of the concave arc surface 117a by being in sliding contact with the arcuate surface 117a.
  • the pivot portion PV may have a configuration opposite to that of the present embodiment, that is, a configuration in which a concave portion is provided on the cam ring 4 side and a convex portion is provided on the peripheral wall 112 side of the pump accommodating portion 110 .
  • the cam ring 4 has a first seal forming portion 431 on the outer peripheral side of the cam ring main body portion 40 to face the first seal sliding contact surface 112a of the first housing 11 and constitute the first seal portion SL1.
  • the first seal structure portion 431 has a first seal surface 431a that is concentric with the first seal sliding contact surface 112a.
  • the first seal surface 431a has a radius slightly smaller than the first radius R1 forming the first seal sliding contact surface 112a.
  • a first clearance C1 is formed which is a minute clearance and is set to a clearance relatively large with respect to a second clearance C2, which will be described later.
  • a first seal holding groove 431b (corresponding to a first concave portion according to the present invention) extending in the axial direction is formed in the first seal surface 431a so as to open toward the first seal sliding contact surface 112a.
  • the first seal holding groove 431b has a rectangular groove shape with a substantially rectangular cross section. , and accommodates a first seal member S1 that can slidably contact the first seal sliding contact surface 112a when the cam ring 4 swings.
  • the first seal member S1 is composed of a plate-like member SL having a substantially rectangular cross section and made of, for example, a fluorine-based resin material having low friction properties.
  • the plate-shaped member SL communicates between a first control oil chamber PR1, which is formed on one or both sides (ends in the axial direction) of the first seal structure portion 431, and the first seal holding groove 431b, which will be described later. It is biased by the discharge pressure (first control oil pressure P1) guided from the first control oil chamber PR1 through the communicating groove 431c, and elastically contacts the first seal sliding contact surface 112a. Thereby, the first seal member S1 liquid-tightly seals between the first seal surface 431a and the first seal sliding contact surface 112a.
  • the surface of the first seal member S1 opposite to the first seal sliding contact surface 112a faces the end portion PV2 of the pivot portion PV on the second control oil chamber PR2 side.
  • the reaction force Fs1 of the back pressure that urges the first seal member S1 is directed toward the end portion PV2 of the pivot portion PV on the side of the second control oil chamber PR2.
  • the cam ring 4 has a second seal forming portion 432 on the outer peripheral side of the cam ring main body portion 40 that faces the second seal sliding contact surface 112b of the first housing 11 and forms a second seal portion SL2.
  • the second seal structure portion 432 has a second seal surface 432a that is concentric with the second seal sliding contact surface 112b.
  • the second seal surface 432a is configured with a radius slightly smaller than the second radius R2 forming the second seal sliding contact surface 112b.
  • a second gap C2 which is a minute clearance and is larger than the first gap C1, is formed.
  • a second seal holding groove 432b (corresponding to a second concave portion according to the present invention) extending in the axial direction is formed in the second seal surface 432a so as to open toward the second seal sliding contact surface 112b.
  • the second seal holding groove 432b is formed such that the groove width center X2 passes through the swing center Q of the cam ring 4 and is directed to the end portion of the recess 117 on the first control oil chamber PR1 side.
  • the second seal holding groove 432b accommodates the second seal member S2 that can slidably contact the second seal sliding contact surface 112b when the cam ring 4 swings.
  • the second sealing member S2 is composed of a plate-like member SL having a substantially rectangular cross-section, which is made of, for example, a fluorine-based resin material having low friction properties, and an elastic member BR made of rubber.
  • the plate member SL of the second seal member S2 elastically contacts the second seal sliding contact surface 112b due to the elastic force of the elastic member BR, and the second seal surface 432a and the second seal sliding contact surface 112b are brought into contact with each other.
  • liquid-tight seal between In other words, the second seal member S2 urges the plate member SL against the second seal sliding contact surface 112b by a physical urging member (elastic member BR) capable of stably applying a relatively large urging force.
  • the biasing force Fs2 acting on the side opposite to the second seal member S2 is directed toward the end portion PV1 of the pivot portion PV on the side of the first control oil chamber PR1.
  • the first control oil chamber PR1 is formed on the outer peripheral side of the cam ring 4 by the convex portion 42 slidingly contacting the recessed portion 117 and the first seal member S1 slidingly contacting the first seal sliding contact surface 112a. defined.
  • a first control oil pressure P1 is introduced to the first control oil chamber PR1 via one of the first passages L1 bifurcated from the discharge pressure introducing passage Lb connected to the main gallery.
  • the first control oil pressure P1 led to the first control oil chamber PR1 is substantially the same as the discharge pressure P led to the main gallery.
  • the first passage L1 is connected to a first control pressure introduction hole (not shown) penetrating through the bottom wall 111 of the first housing 11, and the first control pressure P1 is passed through the first control pressure introduction hole. is introduced directly into the first control oil chamber PR1.
  • the first control oil pressure P1 guided to the first control oil chamber PR1 is formed between the pivot portion PV and the first seal portion SL1 on the outer peripheral surface of the cam ring 4 facing the first control oil chamber PR1. 1 acting on the pressure receiving surface 441 . That is, the hydraulic pressure acting on the first pressure receiving surface 441 reduces the amount of eccentricity of the cam ring 4 (the amount of eccentricity of the center O of the pump element accommodating portion 41 with respect to the rotation center Z of the drive shaft 2) ⁇ .
  • a moving force (swinging force) is applied in a direction (hereinafter referred to as "concentric direction").
  • a second control oil chamber PR2 is defined by a convex portion 42 that is in sliding contact with the concave portion 117 and a second seal member S2 that is in sliding contact with the second seal sliding contact surface 112b.
  • a second control oil pressure P2 reduced in pressure through a control valve SV is introduced to the second control oil chamber PR2 from the other second passage L2 branched from the discharge pressure introducing passage Lb.
  • the second passage L2 is connected to a second control pressure introduction hole 127 (see FIG. 1) penetrating through the second housing 12, and the joint surface 113 of the first housing 11 from the second control pressure introduction hole 127.
  • a second control oil pressure P2 is introduced into the second control oil chamber PR2 via a first control pressure introduction groove 113c (see FIG. 1) provided in the second control oil chamber PR2.
  • the second control oil pressure P2 guided to the second control oil chamber PR2 is formed between the pivot portion PV and the second seal portion SL2 on the outer peripheral surface of the cam ring 4 facing the second control oil chamber PR2. 2 acts on the pressure receiving surface 442 . That is, the hydraulic pressure acting on the second pressure receiving surface 442 increases the eccentricity of the cam ring 4 with respect to the cam ring 4 (the eccentricity of the center O of the pump element accommodating portion 41 with respect to the rotation center Z of the drive shaft 2) ⁇ .
  • a moving force (swing force) is applied in a direction (hereinafter referred to as "eccentric direction").
  • the coil spring SP is accommodated in a spring accommodating portion 119 provided at a position facing the pivot portion PV across the rotation center Z of the drive shaft 2 .
  • a coil spring SP compressed by a predetermined preload (set load W1) is arranged between an arm portion 45 extending to the outer peripheral side of the cam ring main body portion 40 and one end wall 119a of the spring accommodating portion 119. loaded.
  • the spring accommodating portion 119 is formed by recessing the peripheral wall 112 of the pump accommodating portion 110 radially outward on the outer peripheral side of the first suction port 114 in the first housing 11 .
  • One end wall 119a of the spring accommodating portion 119 functions as a seating surface for the coil spring SP, while the other end wall 119b functions as a stopper that restricts the movement range of the cam ring 4 in the eccentric direction. That is, the cam ring 4 is constantly biased in the eccentric direction by the coil spring SP, and the maximum eccentric state is maintained by the arm portion 45 contacting the other end wall 119b of the spring accommodating portion 119. As shown in FIG.
  • FIG. 5 shows a longitudinal sectional view of the control valve SV shown in FIG.
  • control valve SV is a solenoid valve driven and controlled by a control device (not shown) that controls the engine. Specifically, the control valve SV is provided at one end of the valve portion 5 for controlling the opening and closing of the second passage L2 and the valve portion 5 based on an exciting current output by a control device (not shown). and a solenoid portion 6 for controlling the opening and closing of the.
  • the valve portion 5 is a so-called three-way valve including a valve case 51, a spool valve body 52, a retainer member 53, and a valve spring 54. It should be noted that the valve portion 5 may be provided integrally with the variable displacement oil pump so as to be incorporated in the housing 1, or may be provided independently of the variable displacement oil pump. good. Further, hereinafter, for the valve portion 5, for the sake of convenience, the end portion on the side of the first valve body sliding contact portion 511 (right side in FIG. 5) is defined as the first end portion, and the end portion on the side of the second valve body sliding contact portion 512 ( 5) is defined as the second end.
  • the valve case 51 is made of a metal material, such as an aluminum alloy material, and has a generally cylindrical shape with both ends in the direction of the center axis Y open, and has a valve housing portion 510 inside.
  • the valve body accommodating portion 510 is configured by a stepped through hole penetrating the valve case 51 along the central axis Y direction of the valve case 51 . That is, the valve housing portion 510 has a first valve body sliding contact portion 511 on one end side in the central axis Y direction, and has a first valve body sliding contact portion 511 on the other end side in the central axis Y direction. has a second valve body sliding contact portion 512 with a large diameter.
  • the opening of the valve housing portion 510 on the first valve sliding contact portion 511 side is closed by the solenoid portion 6 .
  • the opening on the second valve body sliding contact portion 512 side of the valve body housing portion 510 functions as a drain port Pd for discharging oil from the spring housing chamber 55, which will be described later, and opens to the drain passage Ld.
  • the drain port Pd may not open to the drain passage Ld, but may open directly to an oil pan (not shown) corresponding to the low pressure portion.
  • the drain port Pd may communicate with the low-pressure portion, and may communicate with an oil pan (not shown) corresponding to the atmospheric pressure. .
  • a first annular groove 513 is formed by notching the outer peripheral surface of the valve case 51 along the circumferential direction on the outer peripheral side of the first valve body sliding contact portion 511 . Further, in the bottom portion of the first annular groove 513, a plurality of first valve holes 513a are formed to communicate the inside and outside of the valve housing portion 510 in the radial direction of the valve case 51 orthogonal to the center axis Y.
  • the first valve hole 513a is a round hole that is generally circular in plan view, and serves as a supply/discharge port Pc that supplies oil (second control oil pressure P2) to/from the second control oil chamber PR2 through the second passage L2. Function.
  • a second annular groove 514 is formed by notching the outer peripheral surface of the valve case 51 along the circumferential direction.
  • a second valve hole 514 a is formed in the bottom of the second annular groove 514 to communicate the inside and outside of the valve housing portion 510 in the radial direction of the valve case 51 perpendicular to the central axis Y.
  • the second valve hole 514a is formed by a round hole that is generally circular in plan view, and functions as an introduction port Pb for introducing oil (discharge pressure P) from the discharge pressure introduction passage Lb.
  • the spool valve body 52 has a stepped cylindrical shape with different outer diameters in the direction of movement, that is, the center axis Y direction, and is slidably housed in the valve body housing portion 510 of the valve case 51 .
  • the spool valve body 52 is formed with a first land portion 521 that is in sliding contact with the first valve body sliding contact portion 511 and a larger diameter than the first land portion 521 . and a second land portion 522 that is in sliding contact with. Between the first land portion 521 and the second land portion 522, an intermediate shaft portion 523 having an outer diameter smaller than those of the first land portion 521 and the second land portion 522 is formed. That is, the intermediate shaft portion 523 defines the relay chamber Rc between the valve body accommodating portion 510 and the valve body accommodating portion 510 in the radial direction of the valve case 51 .
  • the first land portion 521 and the second land portion 522 facing each other in the direction of the central axis Y in the relay chamber Rc function as pressure receiving surfaces that receive the hydraulic pressure guided from the second valve hole 514a.
  • the second land portion 522 has a relatively large outer diameter with respect to the first land portion 521, and the second land portion 522 is formed to be relatively large. That is, based on the difference in pressure receiving area between the first pressure receiving surface Pf1 and the second pressure receiving surface Pf2, the hydraulic pressure introduced from the second valve hole 514a to the relay chamber Rc is relatively larger than that of the first pressure receiving surface Pf1.
  • the spool valve body 52 is pressed toward the second end.
  • the spool valve body 52 has a shaft end portion 524 having an outer diameter smaller than that of the first land portion 521 on the first end side of the first land portion 521 .
  • the axial end portion 524 defines a back pressure chamber Rb between itself and the valve body accommodating portion 510 in the radial direction of the valve case 51 .
  • the back pressure chamber Rb collects the oil leaked from the relay chamber Rc through the outer peripheral side of the first land portion 521 (the minute gap with the valve body accommodating portion 510).
  • the back pressure chamber Rb includes a discharge hole 525 formed in the peripheral wall of the first end portion of the spool valve body 52 facing the back pressure chamber Rb, and an internal passage 526 connecting the discharge hole 525 and a spring housing chamber 55, which will be described later.
  • the oil collected in the back pressure chamber Rb is guided to a spring housing chamber 55, which will be described later, through a discharge hole 525 and an internal passage 526, and is discharged to an oil pan (not shown) through a drain port Pd and a drain passage Ld. be done.
  • the spool valve body 52 has a spring support portion 527 that supports the first end of the valve spring 54 facing the spool valve body 52 at the end on the second land portion 522 side facing the retainer member 53 .
  • the spring support portion 527 is formed by increasing the diameter of the inner peripheral side of the spool valve body 52 toward the second land portion 522 in a stepped manner. and a surface 527b.
  • the spring supporting portion 527 supports the first end of the valve spring 54 with the spring supporting surface 527b while surrounding the outer peripheral side of the first end of the valve spring 54 with the spring surrounding portion 527a.
  • the retainer member 53 has an annular spring seating portion 531 that supports the second end of the valve spring 54 and a circular retainer opening 530 passing through the center position of the spring seating portion 531 . That is, the retainer member 53 has an outer peripheral edge that is fitted into the open end of the valve case 51 on the second end side, and the spring seating portion 531 supports the second end of the valve spring 54 and the retainer opening. 530 communicates the second valve hole 514a and the drain port Pd.
  • the valve spring 54 is a well-known compression coil spring, and is loaded in a spring accommodating chamber 55 defined between the spool valve body 52 and the retainer member 53 with a predetermined preload (set load W2). As a result, the valve spring 54 always biases the spool valve element 52 toward the first end portion based on the set load W2.
  • the solenoid part 6 is fixed to a cylindrical casing 61, a coil and an armature (not shown) housed inside the casing 61, and the armature, and is provided so as to be movable back and forth along the central axis Y direction together with the armature. and a rod 62 .
  • An excitation current is applied to the solenoid portion 6 from a control device (not shown) based on the operating state of the engine detected or calculated from predetermined parameters such as engine oil temperature, water temperature, and engine speed (not shown). .
  • the solenoid unit 6 can continuously change the magnitude of the electromagnetic force Fm according to the supplied current value, is controlled by pulse width modulation (PWM), and the current value is given by the duty ratio.
  • PWM pulse width modulation
  • variable displacement oil pump VP1 in the variable displacement oil pump VP1 according to this embodiment, as shown in FIG.
  • the rotor 31 is rotationally driven in the rotational direction D.
  • oil is sucked up from an oil pan (not shown) through a suction port (not shown), the first suction port 114 and the second suction port 124 .
  • the air is discharged to a discharge passage (not shown) through the first discharge port 115, the second discharge port 125 and the discharge port 115a.
  • the oil discharged into the discharge passage is pumped through a main gallery (not shown) to each sliding portion (for example, crank metal) of the engine (not shown), an oil jet device, a valve timing control device, and the like. , to the first passage L1 and the second passage L2 via the discharge pressure introduction passage Lb connected to the main gallery.
  • a hydraulic sensor (not shown) capable of detecting the discharge pressure P is arranged on the main gallery, and the detection result of this hydraulic sensor is fed back to a control device (not shown).
  • the eccentricity ⁇ (see FIG. 2), which is the difference between the rotation center Z of the drive shaft 2 and the center O of the pump element housing portion 41, changes.
  • the volume change amount (the difference between the maximum volume and the minimum volume) of the pump chamber 30 changes.
  • the amount of eccentricity ⁇ increases, the amount of volume change of the pump chamber 30 also increases, and as the amount of eccentricity ⁇ decreases, the amount of volume change of the pump chamber 30 also decreases.
  • the amount of eccentricity ⁇ is determined by the biasing force in the concentric direction based on the internal pressure (first control oil pressure P1) of the first control oil chamber PR1, the set load W1 of the coil spring SP, and the internal pressure (second control oil pressure P1) of the second control oil chamber PR2. It changes according to the biasing force in the eccentric direction based on the control oil pressure P2).
  • FIG. 6 is a graph showing discharge pressure characteristics of the variable displacement oil pump VP1.
  • Px1 in FIG. 6 indicates the first engine required hydraulic pressure corresponding to, for example, the required hydraulic pressure of the valve timing control device VT.
  • Px2 in FIG. 6 indicates the second engine required oil pressure corresponding to, for example, the required oil pressure of the oil jet device OJ for cooling the piston of the engine.
  • Px3 in FIG. 6 indicates the third engine required hydraulic pressure required for lubricating the bearing portion (crank metal CM) of the crankshaft, for example, when the engine is rotating at high speed.
  • 7 shows the state of the pump in section a of FIG. 6, and
  • FIG. 8 shows the state of the pump in section b of FIG. 9 shows the state of the pump in section c of FIG. 6, and
  • FIG. 10 shows the state of the pump in section d of FIG.
  • the duty ratio Dt of the exciting current supplied to the solenoid portion 6 in the control valve SV is set to 100%.
  • the electromagnetic force Pm generated in the solenoid portion 6 that is, the pressing force with which the rod 62 presses the spool valve body 52 becomes greater than the set load W2 of the valve spring 54 . Therefore, as shown in FIG. 7, the spool valve body 52 moves to the second end side, the communication between the supply/discharge port Pc and the drain port Pd is blocked, and the introduction port Pb and the supply/discharge port Pc communicate ( second state).
  • the discharge pressure P (second control oil pressure P2) is not introduced into the second control oil chamber PR2, and the discharge pressure P (first control oil pressure P1 ) is introduced.
  • the discharge pressure P when the discharge pressure P is smaller than the first engine required hydraulic pressure Px1, the set load W1 of the coil spring SP acts on the first pressure receiving surface 441 with the first control hydraulic pressure P1 in the first control oil chamber PR1. Hydraulic force Fp1 generated thereby is exceeded, and the cam ring 4 is maintained in the maximum eccentric state. As a result, the discharge pressure P increases in proportion to the engine speed N.
  • the spool valve body 52 moves toward the second end side due to the increase in the discharge pressure P, and the spool valve body 52 moves toward the second end side so that the cam ring 4 is minimized.
  • the movement of the spool valve body 52 toward the first end side based on the eccentric state is alternately and continuously repeated.
  • the state in which the supply/discharge port Pc and the introduction port Pb are communicated and the state in which the supply/discharge port Pc and the drain port Pd are communicated are alternately and continuously switched, whereby the discharge pressure P rises to the first engine request.
  • the hydraulic pressure is maintained at Px1.
  • the duty ratio Dt of the exciting current supplied to the solenoid portion 6 is set to 0% in the section c in FIG.
  • the set load W2 of the valve spring 54 exceeds the hydraulic pressure Po of the discharge pressure P.
  • the spool valve body 52 moves to the first end side, and communication between the supply/discharge port Pc and the drain port Pd is cut off, and the introduction port Pb and the supply/discharge port Pc are disconnected. Communicate (first state).
  • the discharge pressure P first control oil pressure P1
  • the discharge pressure P (second control oil pressure P2) is introduced into the second control oil chamber PR2.
  • the discharge pressure P is equal to or higher than the first engine required hydraulic pressure Px1 and smaller than the third engine required hydraulic pressure Px3, by adjusting the duty ratio of the excitation current supplied to the solenoid portion 6, Based on the electromagnetic force Fm of the solenoid portion 6, it is possible to shift to the second state at any timing.
  • the discharge pressure P can be maintained at a desired pressure such as the first engine required hydraulic pressure Px1 to the second engine required hydraulic pressure Px2, and the discharge pressure P of the variable displacement oil pump VP1 can be controlled in multiple stages. can be done.
  • the spool valve body 52 moves toward the second end side due to the increase in the discharge pressure P, and the spool valve body 52 moves toward the second end side. Then, the movement of the spool valve body 52 toward the first end side accompanying the cam ring 4 being in the minimum eccentric state is alternately and continuously repeated. In this manner, the state in which the supply/discharge port Pc and the introduction port Pb are communicated and the state in which the supply/discharge port Pc and the drain port Pd are communicated are alternately and continuously switched, whereby the discharge pressure P is reduced to the second level.
  • the 3-engine required hydraulic pressure Px3 is maintained.
  • the position of the cam ring is determined by the two points of the first seal portion or the second seal portion and the pivot portion, but the three points of the first seal portion, the second seal portion and the pivot portion are determined. , the clearance with the peripheral wall of the pump accommodating portion is narrowed. Therefore, depending on the variation in the tolerances at the three points, so-called galling (catching) occurs in the first seal portion or the second seal portion when the cam ring slides, and the slidability of the cam ring deteriorates. There was room for improvement.
  • variable displacement oil pump has a housing 1 having a pump accommodating portion 110 and a , a pump element 3 having a rotor 31 rotated by the drive shaft 2 and a plurality of vanes 32 provided on the outer peripheral portion of the rotor 31 so as to be retractable;
  • a cam ring disposed between the ring-shaped cam ring main body 40 that accommodates the pump element 3 inside, and an arcuate projection protruding from one of the inner peripheral surfaces of the cam ring main body 40 and the pump accommodating section 110 and an arc-shaped concave portion 117 provided on the other side and sliding on the convex portion 42, the pivot portion PV forming the swing fulcrum of the cam ring 4, and the pivot portion PV in the cam ring body portion 40.
  • a first seal portion SL1 that protrudes radially outward from different portions and is capable of slidably contacting a first seal sliding contact surface 112a formed on the inner peripheral surface of the pump accommodating portion 110;
  • a second seal sliding contact surface 112b formed on the inner peripheral surface of the pump accommodating portion 110 protrudes radially outward from a portion different from the first seal portion SL1, and a second seal portion SL2 capable of sliding contact with the second seal portion SL2.
  • the eccentricity ⁇ of the rotor 31 with respect to the rotation center Z is changed by swinging about the portion PV, and the second gap C2 formed between the second seal sliding contact surface 112b and the second seal portion SL2 is changed to the second gap C2. and a cam ring 4 which is set larger than the first gap C1 formed between the first seal sliding contact surface 112a and the first seal portion SL1.
  • the second gap C2 formed between the second seal sliding contact surface 112b and the second seal portion SL2 is the first seal sliding contact surface 112a. and the first seal portion SL1.
  • the swing (rotation) of the cam ring 4 can be guided by the first seal portion SL1 and the pivot portion PV, which have a relatively narrow clearance, while the clearance (second gap C2) of the second seal portion SL2 is relatively wide.
  • the clearance (second gap C2) of the second seal portion SL2 is relatively wide.
  • the discharge pressure is defined by the outer peripheral surface of the cam ring 4, the inner peripheral surface of the pump accommodating portion 110, the pivot portion PV, and the first seal portion SL1.
  • the first seal portion SL1 includes a first recess (first seal retention groove 431b) provided in the outer peripheral surface of the cam ring 4 and a first recess (first seal retention groove 431b) provided on the outer peripheral surface of the cam ring 4. 431b), and the cam ring 4 has a communication passage (communication groove 431c) that communicates between the first recess (first seal holding groove 431b) and the first control oil chamber PR1.
  • the first seal portion SL1 is configured to urge the first seal member S1 against the first seal sliding contact surface 112a using the discharge pressure guided from the first control oil chamber PR1 as back pressure. It's becoming As a result, even when air remains in the first control oil chamber PR1, such as immediately after the engine is started, the clearance of the first seal portion SL1 ( Air in the first control oil chamber PR1 can be discharged to the suction side through the first gap C1). As a result, it is possible to prevent the problem of air (bubbles) entering the oil introduced into the first control oil chamber PR1.
  • the first seal portion SL1 has the back pressure seal structure, the number of parts can be reduced compared to the conventional structure in which an urging member is used to urge the first seal member S1. It is possible to improve productivity and reduce manufacturing costs by reducing the number of points.
  • the discharge pressure is defined by the outer peripheral surface of the cam ring 4, the inner peripheral surface of the pump accommodating portion 110, the pivot portion PV, and the second seal portion SL2.
  • the second seal portion SL2 includes a second recess (second seal holding groove 432b) provided on the outer peripheral surface of the cam ring 4 and a second recess ( and a second seal member S2 disposed in the second seal holding groove 432b), the second seal member S2 includes a plate-like member SL and an attachment that presses the plate-like member SL against the second seal sliding contact surface 112b. and a biasing member (elastic member BR).
  • the second seal member S2 is configured such that the elastic member BR biases the plate member SL against the second seal sliding contact surface 112b. Therefore, even if the second gap C2 is set relatively large, sufficient sealing performance can be ensured by the biasing action of the elastic member BR. In addition, the urging action of the elastic member BR can improve the slidability of the pivot portion PV and the first seal portion SL1.
  • the second control oil chamber PR2 communicates with the drain port Pd. Atmosphere (air) may enter the suction side through the second gap C2 via PR2.
  • the second seal member S2 is pressed against the second seal sliding contact surface 112b by the biasing action of the elastic member BR. Intrusion of air into the suction side can be blocked. As a result, it is possible to suppress a delay in rising of the discharge pressure caused by air entering from the second control oil chamber PR2 to the suction side through the second gap C2.
  • variable displacement oil pump VP1 of the biasing force of the biasing member (elastic member BR), the biasing force acting on the side opposite to the second seal member S2 is directed to the pivot portion PV. ing.
  • the biasing force acting on the side opposite to the second seal member S2 is directed toward the pivot portion PV.
  • the biasing force of the elastic member BR allows the convex portion 42 of the cam ring 4 to be pressed against the concave portion 117 of the peripheral wall of the pump accommodating portion 110, thereby improving the slidability of the cam ring 4 at the pivot portion PV.
  • the sealing performance of the pivot part PV can be improved.
  • the first seal member S1 is formed in a plate shape, and the surface of the first seal member S1 opposite to the first seal sliding contact surface 112a is is directed to the end of the pivot portion PV on the side of the second control oil chamber PR2, and among the biasing forces of the biasing member (elastic member BR), the biasing force acting on the side opposite to the second seal member S2 is the pivot The first control oil chamber PR1 side end portion of the portion PV.
  • the surface of the first seal member S1 opposite to the first seal sliding contact surface 112a is oriented toward the end portion PV2 of the pivot portion PV on the side of the second control oil chamber PR2.
  • the biasing force Fs2 acting on the side opposite to the second seal member S2 is directed toward the end portion PV1 of the pivot portion PV on the side of the first control oil chamber PR1. It has become.
  • the resultant force AF of the reaction force Fs1 of the back pressure that urges the first seal member S1 and the reaction force Fs2 of the urging force that urges the second seal member S2 is directed toward the center PVc of the pivot portion PV. Therefore, the balance is good.
  • the slidability of the cam ring 4 at the pivot portion PV can be more effectively improved, and the sealing performance of the pivot portion PV can be more effectively improved.
  • FIG. 11 shows a second embodiment of a variable displacement oil pump according to the invention.
  • this embodiment is obtained by changing the configuration of the first seal portion SL1 of the first embodiment, and other configurations are the same as those of the first embodiment. For this reason, the same reference numerals are given to the same configurations as in the first embodiment, and the description thereof will be omitted.
  • FIG. 11 shows the configuration of the variable displacement oil pump VP2 according to this embodiment, and shows a plan view of the variable displacement oil pump VP2 with the second housing 12 omitted.
  • the first seal portion SL1 is formed integrally with the cam ring 4 and is provided so as to be slidably contactable with the first seal sliding contact surface 112a. It is constituted by a so-called clearance seal, which is a minute gap (first gap C1) formed between the first seal surface 431a and the first seal sliding contact surface 112a. That is, the first gap C1 forms a liquid-tight seal between the first control oil chamber PR1 and the suction side to define the first control oil chamber PR1.
  • variable displacement oil pump VP2 is defined by the outer peripheral surface of the cam ring 4, the inner peripheral surface of the pump accommodating portion 110, the pivot portion PV, and the first seal portion SL1.
  • the first seal portion SL1 has a first control oil chamber PR1 to which the discharge pressure is guided, and the first seal portion SL1 is formed integrally with the cam ring 4 and has a first seal surface 431a that can slide on the first seal sliding surface 112a.
  • a first control oil chamber PR1 is defined by the first sealing surface 431a.
  • the first seal portion SL1 set to a relatively small clearance (first gap C1) is configured by a clearance seal formed by the first gap C1
  • the first seal portion SL1 is configured by the clearance seal formed by the first gap C1.
  • the physical sealing member (the first sealing member S1) disclosed in is abolished. As a result, the number of constituent parts of the first seal portion SL1 can be reduced, and the manufacturing cost of the oil pump can be reduced.
  • first seal portion SL1 is configured by the clearance seal formed by the first gap C1
  • air may enter the first control oil chamber PR1, for example, when the engine is started after being left for a long time. In this case, it is possible to discharge the air that has entered the first control oil chamber PR1 through the first clearance C1.
  • the oil (discharge pressure) is sufficiently filled in the first control oil chamber PR ⁇ b>1 , and the cam ring 4 is appropriately controlled to swing.
  • FIG. 12 and 13 show a third embodiment of a variable displacement oil pump according to the present invention.
  • this embodiment is obtained by changing the configuration of the second seal portion SL2 of the first embodiment, and other configurations are the same as those of the first embodiment. For this reason, the same reference numerals are given to the same configurations as in the first embodiment, and the description thereof will be omitted.
  • FIG. 12 shows the configuration of the variable displacement oil pump VP3 according to this embodiment, and shows a plan view of the variable displacement oil pump VP3 with the second housing 12 omitted.
  • FIG. 13 shows a vertical cross-sectional view of the second seal portion SL2 cut along line CC of FIG.
  • the second seal member S2 is a plate-like member SL that is a plate made of metal or resin, and the second seal member SL and a metal leaf spring SR that is curved in an arcuate cross-section that protrudes toward the holding groove 432b side and biases the plate-like member SL toward the second seal sliding contact surface 112b side. made up of seals.
  • the plate member SL is a plate made of metal or resin, and the biasing member is a metal spring (leaf spring SR). .
  • the clearance at the pivot portion PV is relatively small and the play of the pivot portion PV is small. Therefore, in such a pinless structure, for example, when the second seal member S2 is composed of the rubber plate member SL and the rubber elastic member BR as in the first embodiment, the cam ring 4 is provided with the rubber elastic member BR. In the state where the plate member SL and the second seal member S2 composed of the rubber elastic member BR are assembled, it becomes difficult to insert the cam ring 4 into the housing 1 (pump accommodating portion 110).
  • the second sealing member S2 is composed of a plate member SL that is a metal or resin plate and a plate spring SR that is a metal spring. Therefore, the second seal member S2 can be provided with sufficient hardness, and after the cam ring 4 is inserted into the housing 1 (pump accommodating portion 110), the second seal member S2 can be assembled into the second seal holding groove 432b. becomes possible. As a result, the assembling workability of the oil pump is improved, which can contribute to the improvement of the productivity of the oil pump and the reduction of the manufacturing cost.
  • the present invention is not limited to the configuration disclosed in the above embodiment, and can be freely changed according to the specifications of the engine and valve timing control device of the vehicle in which the variable displacement oil pump is mounted, for example.
  • the present invention is applied to a vane type variable displacement oil pump, but the variable displacement oil pump to which the present invention can be applied is limited to the vane type. Instead, it can be applied to other types of variable displacement oil pumps, such as trochoid type pumps.
  • the present invention is applied to a trochoidal pump, the outer rotor forming the external gear corresponds to the cam ring.

Landscapes

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Abstract

本発明に係る可変容量形オイルポンプは、第２シール摺接面（１１２ｂ）と第２シール部（ＳＬ２）との間に形成される第２隙間（Ｃ２）が、第１シール摺接面（１１２ａ）と第１シール部（ＳＬ１）との間に形成される第１隙間（Ｃ１）よりも大きく設定されている。これにより、比較的小さいクリアランスとなる第１シール部（ＳＬ１）とピボット部（ＰＶ）とによってカムリング（４）の揺動を案内可能としつつ、第２シール部（ＳＬ２）のクリアランス（第２隙間Ｃ２）が比較的大きく設定されていることで、カムリング（４）の揺動時の第１シール部（ＳＬ１）におけるかじり（引っかかり）の発生が抑制され、カムリング（４）の摺動性を向上させることができる。

Description

可変容量形オイルポンプ
　本発明は、可変容量形オイルポンプに関する。
　従来の可変容量形オイルポンプとしては、例えば、以下の特許文献１に記載されたものが知られている。
　特許文献１に記載された可変容量形オイルポンプでは、カムリングが、当該カムリングの外周部に設けられた第１シール部及び第２シール部とピボット部とを介して摺動可能に構成されている。
特許第５４９９１５１号公報
　しかしながら、前記従来の可変容量形オイルポンプは、第１シール部又は第２シール部とピボット部との２点でカムリングの位置が決まるところ、第１シール部と第２シール部とピボット部との３点で、ポンプ収容部の周壁とのクリアランスが狭められている。このため、前記３点における公差のばらつきによっては、カムリングの摺動時に第１シール部ないし第２シール部においていわゆるかじり（引っかかり）が発生し、カムリングの摺動性が低下してしまうおそれがあり、その点で改善の余地があった。
　そこで、本発明は、前記従来の可変容量形オイルポンプの技術的課題に鑑みて案出されたものであり、カムリングの摺動性を向上させることができる可変容量形オイルポンプを提供することを目的としている。
　本発明は、その一態様として、第２シール摺接面と第２シール部の間に形成される第２隙間が、第１シール摺接面と第１シール部の間に形成される第１隙間よりも大きく設定されている。
　本発明によれば、カムリングの摺動性を向上させることができる。
本発明の第１実施形態に係る可変容量形オイルポンプの分解斜視図である。 図１に示すポンプ本体を示し、第２ハウジングを省略して表示したポンプ本体を平面図である。 図１に示す制御弁を示し、弁部を断面表示した制御弁の部分断面図である。 図２に示すＡ部の拡大図である。 図２に示すＢ部の拡大図である。 本発明に係る可変容量形オイルポンプの吐出油圧特性を示すグラフである。 図６の区間ａにおけるオイルポンプの作動状態を表した油圧回路図である。 図６の区間ｂにおけるオイルポンプの作動状態を表した油圧回路図である。 図６の区間ｃにおけるオイルポンプの作動状態を表した油圧回路図である。 図６の区間ｄにおけるオイルポンプの作動状態を表した油圧回路図である。 本発明の第２実施形態に係る可変容量形オイルポンプの第２ハウジングを外した状態を示す平面図である。 本発明の第３実施形態に係る可変容量形オイルポンプの第２ハウジングを外した状態を示す平面図である。 図１２のＣ－Ｃ線断面図である。
　以下に、本発明に係る可変容量形オイルポンプの実施形態を、図面に基づいて詳述する。なお、下記の実施形態では、この可変容量形オイルポンプを、自動車用内燃機関の摺動部や機関弁の開閉時期制御に供するバルブタイミング制御装置に対して内燃機関の潤滑油を供給するためのオイルポンプとして適用した例を示している。また、以下の説明では、便宜上、駆動軸２の回転軸線に沿う方向を「軸方向」、駆動軸２の回転軸線に直交する方向を「径方向」、駆動軸２の回転方向を「周方向」と定義して説明する。
　［第１実施形態］
　図１～図１０は、本発明の第１実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ１を示している。図１～図５は、可変容量形オイルポンプＶＰ１の構成を示す図であり、図６～図１０は、可変容量形オイルポンプＶＰ１の可変容量制御の説明に供する図である。
　（オイルポンプの構成）
　図１は、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ１の構成部品を分解して表示した、当該可変容量形オイルポンプＶＰ１の分解斜視図を示している。図２は、図１に示すポンプ本体ＰＡを拡大して表示した図であり、第２ハウジング１２を取り外した状態のポンプ本体ＰＡの平面図を示している。
　図１に示すように、可変容量形オイルポンプＶＰ１は、ポンプ本体ＰＡと、ポンプ本体ＰＡを制御する制御弁ＳＶと、を有する。ポンプ本体ＰＡは、駆動軸２と、駆動軸２によって回転駆動されるポンプ要素３と、ポンプ要素３の外周側に揺動可能に設けられたカムリング４と、カムリング４を付勢するコイルばねＳＰとを有し、これらがハウジング１の内部に収容されている。なお、本実施形態では、ポンプ本体ＰＡは、図示外のエンジン、詳細には図示外のシリンダブロックの側部に、図示外のボルトによって締結される。
　ハウジング１は、ポンプボディに相当するカップ状の第１ハウジング１１と、第１ハウジング１１に接合され、当該第１ハウジング１１の開口部を閉塞するカバー部材に相当する第２ハウジング１２と、を有する。第１ハウジング１１と第２ハウジング１２は、位置決めピンＰＮにより位置決めされた状態で、後述する複数のスクリュＳＷによって締結されている。なお、第１ハウジング１１と第２ハウジング１２は、いずれも金属材料、例えばアルミニウム合金によって一体に形成されている。
　第１ハウジング１１は、特に図２に示すように、底壁１１１と、底壁１１１の外周縁から立ち上がり、底壁１１１の外周縁に沿って周方向に連続する周壁１１２と、を有する。すなわち、第１ハウジング１１は、第２ハウジング１２と対向する軸方向の一端側が開口し、他端側が底壁１１１により閉塞されている。換言すれば、底壁１１１と周壁１１２とにより、第１ハウジング１１の内部に、カップ状のポンプ収容部１１０が画定されている。
　また、第１ハウジング１１の軸方向一端側の開口縁部に、第２ハウジング１２との接合に供する接合面１１３が設けられている。この接合面１１３は、第１ハウジング１１の径方向の外側へ延びるように設けられ、周壁１１２と一体に形成されている。また、接合面１１３は、複数（本実施形態では２つ）の雌ねじ穴１１３ａを有する。この複数の雌ねじ穴１１３ａは、周方向に間隔をあけて設けられ、各雌ねじ穴１１３ａには、それぞれ第１ハウジング１１に第２ハウジング１２を締結するための複数のスクリュＳＷがねじ込まれる。また、接合面１１３は、複数（本実施形態では３つ）の第１ハウジング側取付孔１１３ｂを有する。この複数の第１ハウジング側取付孔１１３ｂは、周方向に間隔をあけて設けられ、第２ハウジング１２に設けられた第２ハウジング側取付孔１２１ｂと共に可変容量形オイルポンプＶＰ１を前記図示外のシリンダブロックに取り付けるためのポンプ取付孔を構成する。
　また、ポンプ収容部１１０の一端壁を構成する底壁１１１のほぼ中央位置には、駆動軸２の一端部を回転可能に支持する第１軸受孔（図示外）が貫通して形成されている。さらに、底壁１１１の内側面には、第１軸受孔（図示外）の外周側に、ポンプ要素３のポンプ作用に伴い後述する複数のポンプ室３０の容積が拡大する領域（以下「吸入領域」という。）に開口するように、概ね円弧状をなす第１吸入ポート１１４が形成されている。他方、駆動軸２の回転中心Ｚを挟んで前記吸入領域と反対側に、後述する複数のポンプ室３０の容積が縮小する領域（以下「吐出領域」という。）に開口するように、概ね円弧状をなす第１吐出ポート１１５が形成されている。
　第１吸入ポート１１４は、駆動軸２の回転方向Ｄにおいて、始端側が最も狭く、かつ中間部が最も広く、中間部から終端部へ向かって徐々に縮小するように形成される。また、この第１吸入ポート１１４の中間部には、径方向外側へ延びる吸入ポート延長部１１４ａが連続して設けられている。
　かかる構成から、可変容量形オイルポンプＶＰ１では、図１、図２に示すように、図示外のオイルパンに貯留されたオイルが、ポンプ要素３のポンプ作用に伴い発生する負圧に基づき、吸入口１１４ｂ、第１吸入ポート１１４及び後述する第２吸入ポート１２４を介して、吸入領域に位置する各ポンプ室３０に吸入される。このように、吸入口１１４ｂと、第１吸入ポート１１４と、後述する第２吸入ポート１２４とをもって、吸入部が構成されている。
　第１吐出ポート１１５は、駆動軸２の回転方向Ｄにおいて、始端側から中間部に向かって徐々に拡大し、かつ中間部から終端側に向かって徐々に減少するように形成される。また、この第１吐出ポート１１５には、底壁１１１を貫通して外部へと開口する吐出口１１５ａが設けられている。
　かかる構成から、可変容量形オイルポンプＶＰ１は、ポンプ要素３のポンプ作用により加圧されて第１吐出ポート１１５及び後述する第２吐出ポート１２５へ吐出されたオイルが、吐出口１１５ａから図示外のシリンダブロックの内部に設けられたメインギャラリを通じて、図示外のエンジンの各摺動部（例えばクランクメタルなど）や図示外のオイルジェット装置、及び図示外のバルブタイミング制御装置等に供給される。このように、第１吐出ポート１１５と、後述する第２吐出ポート１２５と、吐出口１１５ａとをもって、吐出部が構成されている。
　また、第１ハウジング１１には、ポンプ吐出圧を開放するリリーフ弁７が設けられている。リリーフ弁７は、第１ハウジング１１の吐出領域の接合面１１３に設けられ、吐出口１１５ａと連通するリリーフ弁孔１１６に摺動可能に設けられたボール弁体７１と、第２ハウジング１２の内側面に着座し、ボール弁体７１を閉弁方向へ常時付勢するバルブスプリング７２と、を有する。すなわち、ポンプ吐出圧がバルブスプリング７２の付勢力よりも高くなると、当該ポンプ吐出圧によりボール弁体７１が押し退けられ、リリーフ弁孔１１６に臨む図示外の連通孔を介して外部（例えばオイルパン）と連通し、圧力が過大となったオイルが図示外のドレン通路を介して低圧部に相当する図示外のオイルパンへと還流される。これにより、過大な圧力を有するオイルが供給されることに起因した前記図示外のエンジン及びバルブタイミング制御装置等の不具合が抑制されている。なお、リリーフ弁孔１１６は、低圧部に連通していればよく、大気圧となる図示外のオイルパンと連通する構成のほか、例えば負圧となる吸入口１２４ａの近傍に連通する構成としてもよい。
　また、ポンプ収容部１１０の側壁を構成する周壁１１２の内側には、第１軸受孔１１１ａの中心とカムリング４の揺動中心Ｑとを結ぶ直線（以下「カムリング基準線」という。）Ｍに対し、図２の上側に、カムリング４の外周側に設けられた第１シール部ＳＬ１が摺接可能な、概ね円弧状の第１シール摺接面１１２ａが形成されている。第１シール摺接面１１２ａは、カムリング４の揺動中心Ｑから第１半径Ｒ１により構成された曲率を有する概ね円弧面状に形成されている。なお、第１シール摺接面１１２ａは、カムリング４の揺動範囲内で第１シール部ＳＬ１が常時摺接可能な周方向長さに設定されている。
　同様に、前記カムリング基準線Ｍに対し、図２の下側に、カムリング４の外周側に設けられた第２シール部ＳＬ２が摺接可能な、概ね円弧状の第２シール摺接面１１２ｂが形成されている。第２シール摺接面１１２ｂは、カムリング４の揺動中心Ｑから第２半径Ｒ２により構成された曲率を有する概ね円弧面状に形成されている。なお、第２シール摺接面１１２ｂは、カムリング４の揺動範囲内で第２シール部ＳＬ２が常時摺接可能な周方向長さに設定されている。
　第２ハウジング１２は、図１に示すように、第１ハウジング１１の軸方向一端側の開口部を閉塞するカバー部材として機能するものであり、複数のスクリュＳＷを介して第１ハウジング１１の接合面１１３に接合される。具体的には、第２ハウジング１２は、第１ハウジング１１の各雌ねじ穴１１３ａに対応する位置に設けられた複数のスクリュ貫通孔１２１ａを有する。そして、これら複数のスクリュ貫通孔１２１ａを貫通した複数のスクリュＳＷが第１ハウジング１１の各雌ねじ穴１１３ａにねじ込まれることにより、第２ハウジング１２が第１ハウジング１１に締結される。
　また、第２ハウジング１２には、第１ハウジング１１の第１軸受孔（図示外）に対向する位置に、駆動軸２の他端側を回転可能に支持する第２軸受孔１２２ａが貫通して形成されている。また、第２ハウジング１２の内側面にも、第１ハウジング１１に形成された第１吸入ポート１１４及び第１吐出ポート１１５に対応する第２吸入ポート１２４及び第２吐出ポート１２５が、第１吸入ポート１１４及び第１吐出ポート１１５に対向して配置されている。
　また、第２ハウジング１２には、第２吸入ポート１２４と隣接する位置に、第２ハウジング１２を貫通して外部へと開口する吸入口１２４ａが設けられていて、この吸入口１２４ａを介して、図示外のオイルパンに貯留されたオイルが導入される。なお、吸入口１２４ａは、図示外のオイルストレーナを介して前記図示外のオイルパンに直接開口されてもよく、また図示外の吸入通路を介して前記図示外のオイルパンに接続されてもよい。
　駆動軸２は、図１、図２に示すように、軸方向の一端側に形成された駆動軸一般部２１が、第１ハウジング１１の第１軸受孔（図示外）に回転可能に支持される。他方、駆動軸２は、軸方向の他端側に駆動軸一般部２１よりも大きい外径を有する駆動軸大径部２２が、第２ハウジング１２の第２軸受孔１２２ａに回転可能に支持される。さらに、駆動軸２は、駆動軸大径部２２よりも他端側に比較的小径に形成された駆動軸端部２３が、第１軸受孔１１１ａを通じて外部へと臨み、例えばチェーンなど図示外の伝達部材を介して、図示外のエンジンのクランクシャフトに連係される。すなわち、駆動軸２は、前記図示外のクランクシャフトから伝達される回転力に基づいて、ポンプ要素３を図２の回転方向Ｄへ回転させる。ここで、図２に示す、駆動軸２の回転中心Ｚを通り、かつ前記カムリング基準線Ｍと直交する直線（以下「カムリング偏心方向線」という。）Ｎが、吸入領域と吐出領域の境界となっている。
　ポンプ要素３は、図１、図２に示すように、カムリング４の内周側に収容され、駆動軸２によって回転駆動される概ね円筒状のロータ３１と、ロータ３１の外周側に放射状に開口する複数のスリット３１２内に出没可能に収容された複数のベーン３２と、を有する。また、ロータ３１の軸方向の両端部には、ロータ３１よりも小径に形成され、かつ径方向において各ベーン３２の内側に収容される一対のリング部材３３，３３が配置されている。
　ロータ３１は、中心部を軸方向に貫通して内部を駆動軸一般部２１が貫通する概ね円形の軸貫通孔３１１を有する。また、ロータ３１は、軸貫通孔３１１の中心側から径方向外側へ向かって放射状に切り欠かれた複数のスリット３１２を有する。また、各スリット３１２の底部には、それぞれオイルの導入に供する横断面がほぼ円形をなす背圧室３１３が設けられている。すなわち、ロータ３１の回転に伴って発生する遠心力と、背圧室３１３に導入されたオイルの圧力と、によって、各ベーン３２が外方（カムリング４側）へと押し出される構成となっている。
　また、ロータ３１に収容される複数のベーン３２は、所定の金属材料によって矩形板状に形成されたものであり、ロータ３１の回転に伴い、それぞれの先端面がカムリング４の内周面（後述するポンプ要素収容部４１の周壁）に摺接する。すなわち、各ベーン３２の先端面がそれぞれカムリング４の内周面に摺接することにより、ロータ３１と、周方向に隣り合う一対のベーン３２，３２と、カムリング４とによって、ロータ３１の回転方向Ｄに複数のポンプ室３０が画定される。また、各ベーン３２は、ロータ３１の回転に伴いそれぞれの基端面が一対のリング部材３３，３３の外周面に摺接し、当該一対のリング部材３３，３３によりロータ３１の径方向外側へと押し上げられる構成となっている。これにより、機関回転数が低く、またロータ３１の回転に伴う遠心力や背圧室３１３内の油圧が小さい場合であっても、各ベーン３２の先端面がカムリング４の内周面と摺接して各ポンプ室３０が液密に仕切られるようになっている。
　カムリング４は、焼結材料により概ね円環状に形成されたカムリング本体部４０を有し、このカムリング本体部４０の内周側に、ポンプ要素３を収容可能な円形のポンプ要素収容部４１が形成されている。また、カムリング４は、第１ハウジング１１（ポンプ収容部１１０）との間に構成されるピボット部ＰＶを支点として、ポンプ収容部１１０において揺動可能に配置される。そして、本実施形態では、ピボット部ＰＶは、ポンプ収容部１１０の周壁１１２を径方向外側へ窪ませてなる凹部１１７と、カムリング本体部４０の外周側を径方向外側へ突出させてなり、凹部１１７に対して摺動可能に設けられた凸部４２と、を有する。すなわち凹部１１７は、比較的大きな曲率をもって緩やかに形成された凹円弧面１１７ａを有する一方、凸部４２は、凹円弧面１１７ａに係合する凸円弧面４２０を有し、凸円弧面４２０が凹円弧面１１７ａに摺接することによって、凹円弧面１１７ａの曲率中心を揺動中心Ｑとしてカムリング４が揺動する。なお、前記ピボット部ＰＶは、本実施形態とは反対の構成、すなわちカムリング４側に凹部を設け、ポンプ収容部１１０の周壁１１２側に凸部を設ける構成としてもよい。
　また、カムリング４は、カムリング本体部４０の外周側に、第１ハウジング１１の第１シール摺接面１１２ａと対向して第１シール部ＳＬ１を構成する、第１シール構成部４３１を有する。そして、第１シール構成部４３１は、第１シール摺接面１１２ａと同心円弧状の第１シール面４３１ａを有する。第１シール面４３１ａは、第１シール摺接面１１２ａを構成する第１半径Ｒ１よりも僅かに小さい半径をもって構成されていて、第１シール面４３１ａと第１シール摺接面１１２ａとの間に、微小なクリアランスであって後述する第２隙間Ｃ２に対して相対的に大きい隙間に設定された、第１隙間Ｃ１が形成される。
　そして、第１シール面４３１ａには、第１シール摺接面１１２ａ側に開口するように、軸方向に延びる第１シール保持溝４３１ｂ（本発明に係る第１凹部に相当する）が形成されている。第１シール保持溝４３１ｂは、横断面が概ね矩形となる矩形溝状を呈し、溝幅中心Ｘ１がカムリング４の揺動中心Ｑを通過し、凹部１１７の第２制御油室ＰＲ２側の端部に指向するように形成され、カムリング４が揺動する際に第１シール摺接面１１２ａに摺接可能な第１シール部材Ｓ１を収容する。
　第１シール部材Ｓ１は、低摩擦特性を有する例えばフッ素系樹脂材により形成された、横断面が概ね矩形状の板状部材ＳＬにより構成されている。この板状部材ＳＬは、第１シール構成部４３１の側部（軸方向の端部）の一方ないし両方に形成された、後述する第１制御油室ＰＲ１と第１シール保持溝４３１ｂとを連通する連通溝４３１ｃを介して第１制御油室ＰＲ１より導かれる吐出圧（第１制御油圧Ｐ１）によって付勢され、第１シール摺接面１１２ａに弾性的に接触する。これにより、第１シール部材Ｓ１は、第１シール面４３１ａと第１シール摺接面１１２ａとの間を液密にシールする。なお、この際、第１シール部材Ｓ１は、第１シール摺接面１１２ａとは反対側の面が、ピボット部ＰＶの第２制御油室ＰＲ２側の端部ＰＶ２に指向している。換言すれば、第１シール部材Ｓ１を付勢する背圧の反力Ｆｓ１が、ピボット部ＰＶの第２制御油室ＰＲ２側の端部ＰＶ２へと指向している。
　また、カムリング４は、カムリング本体部４０の外周側に、第１ハウジング１１の第２シール摺接面１１２ｂと対向して第２シール部ＳＬ２を構成する、第２シール構成部４３２を有する。そして、第２シール構成部４３２は、第２シール摺接面１１２ｂと同心円弧状の第２シール面４３２ａを有する。第２シール面４３２ａは、第２シール摺接面１１２ｂを構成する第２半径Ｒ２よりも僅かに小さい半径をもって構成されていて、第２シール面４３２ａと第２シール摺接面１１２ｂとの間に、微小なクリアランスであって第１隙間Ｃ１よりも大きい第２隙間Ｃ２が形成される。
　そして、第２シール面４３２ａには、第２シール摺接面１１２ｂ側に開口するように、軸方向に延びる第２シール保持溝４３２ｂ（本発明に係る第２凹部に相当する）が形成されている。第２シール保持溝４３２ｂは、溝幅中心Ｘ２がカムリング４の揺動中心Ｑを通過し、凹部１１７の第１制御油室ＰＲ１側の端部に指向するように形成されている。そして、第２シール保持溝４３２ｂは、カムリング４が揺動する際に第２シール摺接面１１２ｂに摺接可能な第２シール部材Ｓ２を収容する。
　第２シール部材Ｓ２は、低摩擦特性を有する例えばフッ素系樹脂材により形成された、横断面が概ね矩形状の板状部材ＳＬと、ゴム製の弾性部材ＢＲと、で構成されている。これにより、第２シール部材Ｓ２は、弾性部材ＢＲの弾性力をもって板状部材ＳＬが第２シール摺接面１１２ｂに弾性的に接触し、第２シール面４３２ａと第２シール摺接面１１２ｂとの間を液密にシールする。換言すれば、第２シール部材Ｓ２が、比較的大きな付勢力を安定的に付与し得る物理的な付勢部材（弾性部材ＢＲ）によって板状部材ＳＬを第２シール摺接面１１２ｂに付勢する構成となっていることで、第２隙間Ｃ２が第１隙間Ｃ１に対して相対的に大きな隙間に設定されていても、良好なシール性を確保することが可能となっている。なお、この際、弾性部材ＢＲの付勢力のうち第２シール部材Ｓ２とは反対側に作用する付勢力Ｆｓ２は、ピボット部ＰＶの第１制御油室ＰＲ１側の端部ＰＶ１へと指向している。
　また、上述の構成から、カムリング４の外周側には、凹部１１７に摺接する凸部４２と、第１シール摺接面１１２ａに摺接する第１シール部材Ｓ１とにより、第１制御油室ＰＲ１が画定されている。第１制御油室ＰＲ１には、メインギャラリと繋がる吐出圧導入通路Ｌｂから二股に分岐された一方の第１通路Ｌ１を介して、第１制御油圧Ｐ１が導かれる。なお、この第１制御油室ＰＲ１に導かれる第１制御油圧Ｐ１は、メインギャラリに導かれた吐出圧Ｐと実質的に同じである。また、第１通路Ｌ１は、第１ハウジング１１の底壁１１１を貫通する第１制御圧導入孔（図示外）に接続されていて、この第１制御圧導入孔を介して第１制御油圧Ｐ１が第１制御油室ＰＲ１へと直接導入される。第１制御油室ＰＲ１に導かれた第１制御油圧Ｐ１は、第１制御油室ＰＲ１に面するカムリング４の外周面のうち、ピボット部ＰＶと第１シール部ＳＬ１の間に形成された第１受圧面４４１に作用する。すなわち、第１受圧面４４１に作用した油圧により、カムリング４に対して、当該カムリング４の偏心量（駆動軸２の回転中心Ｚに対するポンプ要素収容部４１の中心Ｏの偏心量）Δが減少する方向（以下「同心方向」という。）へ移動力（揺動力）が付与される。
　同様に、カムリング４の外周側には、凹部１１７に摺接する凸部４２と、第２シール摺接面１１２ｂに摺接する第２シール部材Ｓ２とにより、第２制御油室ＰＲ２が画定されている。第２制御油室ＰＲ２には、吐出圧導入通路Ｌｂから分岐された他方の第２通路Ｌ２から制御弁ＳＶを通じて減圧された第２制御油圧Ｐ２が導かれる。なお、第２通路Ｌ２は、第２ハウジング１２を貫通する第２制御圧導入孔１２７（図１参照）に接続されていて、この第２制御圧導入孔１２７から第１ハウジング１１の接合面１１３に設けられた第１制御圧導入溝１１３ｃ（図１参照）を介して、第２制御油圧Ｐ２が第２制御油室ＰＲ２へと導入される。第２制御油室ＰＲ２に導かれた第２制御油圧Ｐ２は、第２制御油室ＰＲ２に面するカムリング４の外周面のうち、ピボット部ＰＶと第２シール部ＳＬ２の間に形成された第２受圧面４４２に作用する。すなわち、第２受圧面４４２に作用した油圧により、カムリング４に対して、当該カムリング４の偏心量（駆動軸２の回転中心Ｚに対するポンプ要素収容部４１の中心Ｏの偏心量）Δが増大する方向（以下「偏心方向」という。）へ移動力（揺動力）が付与される。
　コイルばねＳＰは、駆動軸２の回転中心Ｚを挟んでピボット部ＰＶと対向する位置に設けられたばね収容部１１９内に収容されている。このばね収容部１１９には、所定の予圧（セット荷重Ｗ１）により圧縮されたコイルばねＳＰが、カムリング本体部４０の外周側に延びるアーム部４５とばね収容部１１９の一端壁１１９ａとの間に装填される。ここで、ばね収容部１１９は、第１ハウジング１１において第１吸入ポート１１４の外周側にポンプ収容部１１０の周壁１１２を径方向外側へ窪ませることによって形成される。そして、このばね収容部１１９は、一端壁１１９ａがコイルばねＳＰの着座面として機能する一方、他端壁１１９ｂがカムリング４の偏心方向の移動範囲を規制するストッパとして機能する。すなわち、カムリング４は、コイルばねＳＰにより偏心方向に常時付勢されていて、アーム部４５がばね収容部１１９の他端壁１１９ｂに当接することによって最大偏心状態が維持される。
　以上の構成から、第１制御油室ＰＲ１の内圧（第１制御油圧Ｐ１）に基づく付勢力がコイルばねＳＰのセット荷重Ｗ１よりも小さいときは、カムリング４はコイルばねＳＰのセット荷重Ｗ１に基づき偏心方向へ移動して、例えば図２に示すような最大偏心状態となる。一方、吐出圧Ｐが上昇し、第１制御油室ＰＲ１の内圧（第１制御油圧Ｐ１）に基づく付勢力がコイルばねＳＰのセット荷重Ｗ１を上回ったときは、吐出圧Ｐに応じてカムリング４が同心方向へ移動することとなる。
　（制御弁の構成）
　図５は、図１に示す制御弁ＳＶの縦断面図を示している。
　図５に示すように、制御弁ＳＶは、エンジン制御を司る図示外の制御装置により駆動制御されるソレノイドバルブである。具体的には、制御弁ＳＶは、第２通路Ｌ２の開閉制御に供する弁部５と、弁部５の一端部に設けられ、図示外の制御装置により出力される励磁電流に基づき弁部５の開閉制御に供するソレノイド部６と、を有する。
　弁部５は、バルブケース５１と、スプール弁体５２と、リテーナ部材５３と、バルブスプリング５４と、を備える、いわゆる三方向弁である。なお、弁部５は、ハウジング１に内蔵されるかたちで可変容量形オイルポンプと一体に設けられていてもよく、また、可変容量形オイルポンプとは別体に独立して設けられていてもよい。また、以下では、弁部５について、便宜上、第１弁体摺接部５１１側（図５の右側）の端部を第１端部と定義すると共に、第２弁体摺接部５１２側（図５の左側）の端部を第２端部と定義して説明する。
　バルブケース５１は、金属材料、例えばアルミニウム合金材料により中心軸線Ｙ方向の両端部が開口する概ね円筒状を呈し、内部に弁体収容部５１０を有する。弁体収容部５１０は、バルブケース５１の中心軸線Ｙ方向に沿ってバルブケース５１を貫通する段付きの貫通孔によって構成されている。すなわち、この弁体収容部５１０は、中心軸線Ｙ方向の一端側に、第１弁体摺接部５１１を有し、中心軸線Ｙ方向の他端側に、第１弁体摺接部５１１よりも大径となる第２弁体摺接部５１２を有する。そして、弁体収容部５１０のうち、第１弁体摺接部５１１側の開口部はソレノイド部６により閉塞される。一方、弁体収容部５１０のうち、第２弁体摺接部５１２側の開口部は、後述するスプリング収容室５５のオイルを排出するドレンポートＰｄとして機能し、ドレン通路Ｌｄに開口する。ここで、ドレンポートＰｄは、ドレン通路Ｌｄには開口せず、低圧部に相当する図示外のオイルパンに直接開放されてもよい。また、ドレンポートＰｄは、低圧部に連通していればよく、大気圧に相当する図示外のオイルパンと連通する構成のほか、例えば負圧となる吸入口１１４ｂ周辺に連通する構成としてもよい。
　第１弁体摺接部５１１の外周側には、バルブケース５１の外周面を周方向に沿って切り欠いてなる第１環状溝５１３が形成されている。また、第１環状溝５１３の底部には、中心軸線Ｙに直交するバルブケース５１の径方向において弁体収容部５１０の内外を連通する複数の第１弁孔５１３ａが形成されている。第１弁孔５１３ａは、平面視が概ね円形となる丸穴によって構成され、第２通路Ｌ２を通じて第２制御油室ＰＲ２に対するオイル（第２制御油圧Ｐ２）の給排に供する給排ポートＰｃとして機能する。
　また、同様に、第２弁体摺接部５１２の外周側には、バルブケース５１の外周面を周方向に沿って切り欠いてなる第２環状溝５１４が形成されている。また、第２環状溝５１４の底部には、中心軸線Ｙに直交するバルブケース５１の径方向において弁体収容部５１０の内外を連通する第２弁孔５１４ａが形成されている。なお、第２弁孔５１４ａは、平面視が概ね円形となる丸穴により構成され、吐出圧導入通路Ｌｂからオイル（吐出圧Ｐ）を導入する導入ポートＰｂとして機能する。
　スプール弁体５２は、移動方向である中心軸線Ｙ方向において異なる外径を有する段付き状に形成された円筒状を呈し、バルブケース５１の弁体収容部５１０に摺動可能に収容される。具体的には、スプール弁体５２は、第１弁体摺接部５１１に摺接する第１ランド部５２１と、第１ランド部５２１よりも大径に形成され、第２弁体摺接部５１２に摺接する第２ランド部５２２と、を有する。また、第１ランド部５２１と第２ランド部５２２との間には、これら第１ランド部５２１及び第２ランド部５２２よりも小さい外径を有する中間軸部５２３が形成されている。すなわち、中間軸部５２３は、バルブケース５１の径方向における弁体収容部５１０との間に、中継室Ｒｃを画定する。
　そして、中継室Ｒｃにおいて中心軸線Ｙ方向に対向する第１ランド部５２１及び第２ランド部５２２は第２弁孔５１４ａから導かれた油圧を受ける受圧面として機能する。その際、第１ランド部５２１に対して第２ランド部５２２が相対的に大きい外径を有し、第１ランド部５２１によって構成される第１受圧面Ｐｆ１に対して、第２ランド部５２２によって構成される第２受圧面Ｐｆ２が相対的に大きくなるように形成されている。すなわち、かかる第１受圧面Ｐｆ１と第２受圧面Ｐｆ２の受圧面積の差に基づき、第２弁孔５１４ａから中継室Ｒｃに導入された油圧が第１受圧面Ｐｆ１よりも相対的に大きい第２受圧面Ｐｆ２に作用することにより、スプール弁体５２が第２端部側へと押圧される。
　また、スプール弁体５２は、第１ランド部５２１よりも第１端部側に、第１ランド部５２１よりも小さい外径を有する軸端部５２４を有する。軸端部５２４は、バルブケース５１の径方向における弁体収容部５１０との間に、背圧室Ｒｂを画定する。背圧室Ｒｂは、第１ランド部５２１の外周側（弁体収容部５１０との微小隙間）を通じて中継室Ｒｃより漏出したオイルを捕集する。なお、背圧室Ｒｂは、当該背圧室Ｒｂに臨むスプール弁体５２の第１端部の周壁に形成された排出孔５２５と、排出孔５２５と後述するスプリング収容室５５を繋ぐ内部通路５２６と、を通じて、スプリング収容室５５と連通する。すなわち、背圧室Ｒｂに捕集されたオイルは、排出孔５２５及び内部通路５２６を通じて後述するスプリング収容室５５に導かれ、ドレンポートＰｄ及びドレン通路Ｌｄを介して図示外のオイルパンへと排出される。
　また、スプール弁体５２は、リテーナ部材５３と対向する第２ランド部５２２側の端部に、スプール弁体５２と対向するバルブスプリング５４の第１端部を支持するスプリング支持部５２７を有する。スプリング支持部５２７は、スプール弁体５２の内周側を第２ランド部５２２側へ向かって段差状に拡径することによって形成されていて、筒状のスプリング包囲部５２７ａと、平坦なスプリング支持面５２７ｂと、を有する。これにより、スプリング支持部５２７は、スプリング包囲部５２７ａによってバルブスプリング５４の第１端部の外周側を包囲しつつ、スプリング支持面５２７ｂによってバルブスプリング５４の第１端部を支持する。
　リテーナ部材５３は、バルブスプリング５４の第２端部を支持する円環状のスプリング着座部５３１と、スプリング着座部５３１の中央位置を貫通する円形のリテーナ開口部５３０と、を有する。すなわち、このリテーナ部材５３は、外周縁部がバルブケース５１の第２端部側の開口端部に嵌め込まれ、スプリング着座部５３１がバルブスプリング５４の第２端部を支持すると共に、リテーナ開口部５３０が第２弁孔５１４ａとドレンポートＰｄとを連通する。
　バルブスプリング５４は、周知の圧縮コイルばねであって、スプール弁体５２とリテーナ部材５３の間に画定されるスプリング収容室５５に、所定の予圧（セット荷重Ｗ２）をもって装填される。これにより、バルブスプリング５４は、上記セット荷重Ｗ２に基づき、スプール弁体５２を第１端部側へ常時付勢する。
　ソレノイド部６は、円筒状のケーシング６１と、ケーシング６１の内部に収容された図示外のコイル及びアーマチュアと、前記アーマチュアに固定され、当該アーマチュアと共に中心軸線Ｙ方向に沿って進退移動可能に設けられたロッド６２と、を備える。なお、ソレノイド部６には、図示外のエンジンの油温や水温、エンジン回転数など所定のパラメータによって検出又は算出されたエンジンの運転状態に基づいて図示外の制御装置から励磁電流が通電される。そして、ソレノイド部６は、供給される電流値に応じて電磁力Ｆｍの大きさを連続的に変更可能であり、パルス幅変調（ＰＷＭ）により制御され、その電流値はデューティ比により与えられる。
　（オイルポンプの作動説明）
　次に、図２に基づき、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ１の動作について説明する。
　すなわち、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ１は、図２に示すように、図示外のクランクシャフトの回転が図示外のチェーンを介して駆動軸２に伝達され、駆動軸２を介してロータ３１が回転方向Ｄへ回転駆動される。すると、ロータ３１の回転に伴い、吸入口（図示外）、第１吸入ポート１１４及び第２吸入ポート１２４を介して、図示外のオイルパンからオイルが吸い上げられる。また、当該吸入作用と同時に、第１吐出ポート１１５、第２吐出ポート１２５及び吐出口１１５ａを介して図示外の吐出通路へと吐き出される。
　そして、この吐出通路へと吐出されたオイルは、図示外のメインギャラリを介して図示外のエンジンの各摺動部（例えばクランクメタル）、オイルジェット装置及びバルブタイミング制御装置等に圧送されると共に、メインギャラリに接続される吐出圧導入通路Ｌｂを介して第１通路Ｌ１及び第２通路Ｌ２へと導かれる。なお、メインギャラリ上には、吐出圧Ｐを検出可能な図示外の油圧センサが配置されていて、この油圧センサの検出結果は、図示外の制御装置へとフィードバックされる。
　また、ピボット部ＰＶを支点としてカムリング４が揺動することで、駆動軸２の回転中心Ｚとポンプ要素収容部４１の中心Ｏとの差である偏心量Δ（図２参照）が変化し、ポンプ室３０の容積変化量（最大容積と最小容積との差）が変化する。偏心量Δが大きくなるとポンプ室３０の容積変化量も大きくなり、偏心量Δが小さくなるとポンプ室３０の容積変化量も小さくなる。また、偏心量Δは、第１制御油室ＰＲ１の内圧（第１制御油圧Ｐ１）に基づく同心方向の付勢力と、コイルばねＳＰのセット荷重Ｗ１及び第２制御油室ＰＲ２の内圧（第２制御油圧Ｐ２）に基づく偏心方向の付勢力に応じて変化する。
　（制御弁の作動説明）
　図６は、可変容量形オイルポンプＶＰ１の吐出圧特性を表したグラフである。なお、図６のＰｘ１は、例えばバルブタイミング制御装置ＶＴの要求油圧に相当する第１機関要求油圧を示す。また、図６のＰｘ２は、例えばエンジンのピストンの冷却に供するオイルジェット装置ＯＪの要求油圧に相当する第２機関要求油圧を示す。さらに、図６のＰｘ３は、例えばエンジン高回転時のクランクシャフトの軸受部（クランクメタルＣＭ）の潤滑に要する第３機関要求油圧を示す。また、図７は図６の区間ａにおけるポンプの状態を示し、図８は図６の区間ｂにおけるポンプの状態を示している。また、図９は図６の区間ｃにおけるポンプの状態を示し、図１０は図６の区間ｄにおけるポンプの状態を示している。
　すなわち、可変容量形オイルポンプＶＰ１では、吐出圧Ｐを第１機関要求油圧Ｐｘ１に維持する場合は、制御弁ＳＶにおいてソレノイド部６に供給する励磁電流のデューティ比Ｄｔを１００％とする。これにより、ソレノイド部６に発生する電磁力Ｐｍ、すなわちロッド６２がスプール弁体５２を押圧する押圧力が、バルブスプリング５４のセット荷重Ｗ２よりも大きくなる。したがって、図７に示すように、スプール弁体５２は第２端部側へ移動し、給排ポートＰｃとドレンポートＰｄの連通が遮断されて、導入ポートＰｂと給排ポートＰｃが連通する（第２状態）。その結果、図６の区間ａでは、第２制御油室ＰＲ２には吐出圧Ｐ（第２制御油圧Ｐ２）が導入されず、第１制御油室ＰＲ１のみに吐出圧Ｐ（第１制御油圧Ｐ１）が導入される。
　ここで、吐出圧Ｐが第１機関要求油圧Ｐｘ１よりも小さい状態では、コイルばねＳＰのセット荷重Ｗ１が、第１制御油室ＰＲ１内の第１制御油圧Ｐ１が第１受圧面４４１に作用することによって発生する油圧力Ｆｐ１を上回り、カムリング４は最大偏心状態のまま維持される。これにより、吐出圧Ｐは、機関回転数Ｎに比例して増大する。
　そして、吐出圧Ｐが第１機関要求油圧Ｐｘ１に到達すると、第１制御油圧Ｐ１が第１受圧面４４１に作用することによって発生する油圧力Ｆｐ１が、コイルばねＳＰのセット荷重Ｗ１を上回ることとなる。その結果、図８に示すように、図６の区間ｂでは、吐出圧Ｐの上昇に伴ってカムリング４の偏心量Δが減少して最小偏心状態となり、吐出圧Ｐが、第１機関要求油圧Ｐｘ１に維持される。
　なお、上記の区間ｂでは、上記吐出圧Ｐの増大に基づくスプール弁体５２の第２端部側への移動と、このスプール弁体５２が第２端部側へ移動してカムリング４が最小偏心状態となることに基づくスプール弁体５２の第１端部側への移動と、が交互に連続的に繰り返される。そして、給排ポートＰｃと導入ポートＰｂとが連通する状態と、給排ポートＰｃとドレンポートＰｄとが連通する状態と、が交互に連続的に切り替わることで、吐出圧Ｐが第１機関要求油圧Ｐｘ１に維持されることとなる。
　その後、吐出圧Ｐが第１機関要求油圧Ｐｘ１以上、かつ第３機関要求油圧Ｐｘ３よりも小さくなる図６の区間ｃでは、ソレノイド部６に供給する励磁電流のデューティ比Ｄｔを０％とすることにより、バルブスプリング５４のセット荷重Ｗ２が吐出圧Ｐの油圧力Ｐｏを上回ることとなる。これにより、図９に示すように、スプール弁体５２は第１端部側へ移動して、給排ポートＰｃとドレンポートＰｄとの連通が遮断され、導入ポートＰｂと給排ポートＰｃとが連通する（第１状態）。その結果、第１制御油室ＰＲ１に吐出圧Ｐ（第１制御油圧Ｐ１）が導入され、かつ第２制御油室ＰＲ２に吐出圧Ｐ（第２制御油圧Ｐ２）が導入される。
　したがって、図６の区間ｃでは、第２制御油室ＰＲ２に導かれた第２制御油圧Ｐ２が第２受圧面４４２に作用することによって発生する油圧力Ｆｐ２とコイルばねＳＰのセット荷重Ｗ１との合力が、第１制御油室ＰＲ１内の第１制御油圧Ｐ１が第１受圧面４４１に作用することによって発生する油圧力Ｆｐ１を上回り、カムリング４は最大偏心状態となる。これにより、吐出圧Ｐは、機関回転数Ｎに比例して増大する。
　このように、吐出圧Ｐが第１機関要求油圧Ｐｘ１以上、かつ第３機関要求油圧Ｐｘ３よりも小さい図６の区間ｃでは、ソレノイド部６に供給する励磁電流のデューティ比を調整することにより、ソレノイド部６の電磁力Ｆｍに基づいて任意のタイミングで前記第２状態へと移行することができる。これにより、吐出圧Ｐを第１機関要求油圧Ｐｘ１ないし第２機関要求油圧Ｐｘ２など、所望の圧力に維持することが可能となり、可変容量形オイルポンプＶＰ１の吐出圧Ｐを多段階に制御することができる。
　一方、吐出圧Ｐが第３機関要求油圧Ｐｘ３に到達すると、ソレノイド部６に供給する励磁電流のデューティ比Ｄｔが０％の状態で、吐出圧Ｐの油圧力Ｐｏが、バルブスプリング８４のセット荷重Ｗ２よりも大きくなる。すると、図１０に示すように、スプール弁体８２は第２端部側へ移動して、導入ポートＰｂと給排ポートＰｃとの連通が遮断され、給排ポートＰｃとドレンポートＰｄとが連通する（第２状態）。その結果、吐出圧Ｐが第３機関要求油圧Ｐｘ３となる図６の区間ｄでは、第２制御油室ＰＲ２内のオイルが排出されて、第１制御油室ＰＲ１のみに吐出圧Ｐが作用する。これにより、第１制御油室ＰＲ１の吐出圧Ｐ（第１制御油圧Ｐ１）が第１受圧面４４１に作用することにより発生する油圧力Ｆｐ１がコイルばねＳＰのセット荷重Ｗ１を上回ることとなる。その結果、吐出圧Ｐの上昇に伴ってカムリング４の偏心量Δが減少して最小偏心状態となり、吐出圧Ｐが、第３機関要求油圧Ｐｘ３に維持される。
　なお、上記区間ｄでも、前記区間ｂと同様に、上記吐出圧Ｐの増大に基づくスプール弁体５２の第２端部側への移動と、このスプール弁体５２が第２端部側へ移動してカムリング４が最小偏心状態となることに伴うスプール弁体５２の第１端部側への移動と、が交互に連続的に繰り返される。このようにして、給排ポートＰｃと導入ポートＰｂとが連通する状態と、給排ポートＰｃとドレンポートＰｄとが連通する状態と、が交互に連続的に切り替わることにより、吐出圧Ｐが第３機関要求油圧Ｐｘ３に維持されることとなる。
　（本実施形態の作用効果）
　前記従来の可変容量形オイルポンプは、第１シール部又は第２シール部とピボット部との２点によりカムリングの位置が決まるところ、第１シール部と第２シール部とピボット部との３点で、ポンプ収容部の周壁とのクリアランスが狭められている。このため、前記３点における公差のばらつきによっては、カムリングの摺動時に第１シール部ないし第２シール部においていわゆるかじり（引っかかり）が発生し、カムリングの摺動性が低下してしまう点で、改善の余地があった。
　なお、上記３点における公差のばらつきに起因した第１シール部又は第２シール部にて発生するかじり（引っかかり）の問題は、ピボット部にピボットピンを介在させない、いわゆるピンレス構造において発生しやすい特有の技術的課題である。すなわち、上記ピンレス構造の場合は、ピボット部のクリアランスが比較的小さく、ピボットピンを介在させる場合と比べてピボット部のガタが小さいものとなるため、第１シール部及び第２シール部に加えてピボット部においても前記交差のばらつきが大きく影響して、前記かじり（引っかかり）を招来することとなる。換言すれば、ピボット部にピボットピンを介在させる構造の場合には、前記ピボットピンを挿入する関係上、前記ピンレス構造の場合と比べて、カムリングとピボットピンのクリアランス（ガタ）が比較的大きくなるため、前記交差のばらつきの影響が小さく、当該公差のばらつきに起因した第１シール部又は第２シール部にて発生するかじり（引っかかり）の問題は発生し難いものとなる。
　以上のような前記従来の可変容量形オイルポンプに係る技術的課題に対して、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプは、ポンプ収容部１１０を有するハウジング１と、ポンプ収容部１１０に収容され、駆動軸２によって回転されるロータ３１と、ロータ３１の外周部に出没可能に設けられた複数のベーン３２と、を有するポンプ要素３と、ポンプ収容部１１０の内周面とポンプ要素３の間に配置されたカムリングであって、ポンプ要素３を内側に収容する円環状のカムリング本体部４０と、カムリング本体部４０とポンプ収容部１１０の内周面のうち一方から突出した円弧状の凸部４２と、他方に設けられ、凸部４２と摺動する円弧状の凹部１１７と、で構成され、カムリング４の揺動支点を構成するピボット部ＰＶと、カムリング本体部４０においてピボット部ＰＶと異なる部位から径方向外側に突出し、ポンプ収容部１１０の内周面に形成された第１シール摺接面１１２ａと摺接可能な第１シール部ＳＬ１と、カムリング本体部４０においてピボット部ＰＶ及び第１シール部ＳＬ１と異なる部位から径方向外側に突出し、ポンプ収容部１１０の内周面に形成された第２シール摺接面１１２ｂと摺接可能な第２シール部ＳＬ２と、を有し、ピボット部ＰＶを中心として揺動することでロータ３１の回転中心Ｚに対する偏心量Δが変化し、第２シール摺接面１１２ｂと第２シール部ＳＬ２の間に形成される第２隙間Ｃ２が、第１シール摺接面１１２ａと第１シール部ＳＬ１の間に形成される第１隙間Ｃ１よりも大きく設定されているカムリング４と、を備えている。
　このように、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ１では、第２シール摺接面１１２ｂと第２シール部ＳＬ２との間に形成される第２隙間Ｃ２が、第１シール摺接面１１２ａと第１シール部ＳＬ１との間に形成される第１隙間Ｃ１よりも大きく設定されている。これにより、比較的狭いクリアランスとなる第１シール部ＳＬ１とピボット部ＰＶによってカムリング４の揺動（回転）を案内可能としつつ、第２シール部ＳＬ２のクリアランス（第２隙間Ｃ２）が比較的広く設定されていることで、カムリング４の揺動（回転）時の第１シール部ＳＬ１におけるかじり（引っかかり）の発生を抑制することができる。その結果、第１シール部ＳＬ１と第２シール部ＳＬ２とピボット部ＰＶとの３点にて摺動するカムリング４の摺動性を向上させることができる。
　また、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ１では、カムリング４の外周面と、ポンプ収容部１１０の内周面と、ピボット部ＰＶと、第１シール部ＳＬ１とにより画定され、吐出圧が導かれる第１制御油室ＰＲ１を有し、第１シール部ＳＬ１は、カムリング４の外周面に設けられた第１凹部（第１シール保持溝４３１ｂ）と、第１凹部（第１シール保持溝４３１ｂ）に配置された第１シール部材Ｓ１と、を有し、カムリング４は、第１凹部（第１シール保持溝４３１ｂ）と第１制御油室ＰＲ１とを連通する連通路（連通溝４３１ｃ）を有する。
　このように、本実施形態では、第１シール部ＳＬ１が、第１制御油室ＰＲ１から導かれる吐出圧を背圧として第１シール部材Ｓ１を第１シール摺接面１１２ａに付勢する構成となっている。これにより、機関始動直後など、第１制御油室ＰＲ１にエアが残留していた場合であっても、第１シール部材Ｓ１に前記背圧が作用する前に、第１シール部ＳＬ１のクリアランス（第１隙間Ｃ１）を介して第１制御油室ＰＲ１内のエアを吸入側へ排出することが可能となる。その結果、第１制御油室ＰＲ１内に導かれたオイルにエア（気泡）が混入してしまう不具合を抑制することができる。
　また、第１シール部ＳＬ１を前記背圧シール構造としたことにより、従来のように付勢部材を用いて第１シール部材Ｓ１を付勢する構成と比べて、部品点数を削減でき、かかる部品点数の削減による生産性の向上、及び製造コストの低減化を図ることができる。
　また、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ１では、カムリング４の外周面と、ポンプ収容部１１０の内周面と、ピボット部ＰＶと、第２シール部ＳＬ２とにより画定され、吐出圧の導入又は遮断を制御可能な第２制御油室ＰＲ２を有し、第２シール部ＳＬ２は、カムリング４の外周面に設けられた第２凹部（第２シール保持溝４３２ｂ）と、第２凹部（第２シール保持溝４３２ｂ）に配置された第２シール部材Ｓ２と、を有し、第２シール部材Ｓ２は、板状部材ＳＬと、板状部材ＳＬを第２シール摺接面１１２ｂに押し付ける付勢部材（弾性部材ＢＲ）と、を有する。
　このように、本実施形態では、第２シール部材Ｓ２が、弾性部材ＢＲによって板状部材ＳＬを第２シール摺接面１１２ｂに付勢する構成となっている。このため、第２隙間Ｃ２を比較的大きく設定しても、弾性部材ＢＲの付勢作用によって十分なシール性を確保することができる。加えて、弾性部材ＢＲの付勢作用により、ピボット部ＰＶや第１シール部ＳＬ１の摺動性を向上させることができる。
　また、制御弁ＳＶが前記第２状態にあるとき、第２制御油室ＰＲ２はドレンポートＰｄと連通することになるため、吸入側において発生する負圧により、ドレンポートＰｄから第２制御油室ＰＲ２を介して大気（エア）が第２隙間Ｃ２を通じて吸入側へ混入してしまうおそれがある。これに対し、本実施形態では、前記弾性部材ＢＲの付勢作用により第２シール部材Ｓ２が第２シール摺接面１１２ｂに圧接することから、第２隙間Ｃ２を通じた第２制御油室ＰＲ２から吸入側へのエアの混入を遮断することができる。これにより、第２隙間Ｃ２を通じて第２制御油室ＰＲ２から吸入側へエアが混入することにより発生する吐出圧の立ち上がりの遅れを抑制することができる。
　また、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ１では、付勢部材（弾性部材ＢＲ）の付勢力のうち第２シール部材Ｓ２とは反対側に作用する付勢力は、ピボット部ＰＶに指向している。
　このように、本実施形態では、付勢部材である弾性部材ＢＲの付勢力のうち第２シール部材Ｓ２とは反対側に作用する付勢力が、ピボット部ＰＶへと指向している。これにより、弾性部材ＢＲの付勢力によって、カムリング４の凸部４２をポンプ収容部１１０の周壁の凹部１１７へと押し付けることが可能となり、ピボット部ＰＶにおけるカムリング４の摺動性が向上すると共に、ピボット部ＰＶのシール性を高めることができる。
　また、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ１では、第１シール部材Ｓ１は、板状に形成されていて、第１シール部材Ｓ１のうち第１シール摺接面１１２ａとは反対側の面は、ピボット部ＰＶにおける第２制御油室ＰＲ２側の端部に指向し、付勢部材（弾性部材ＢＲ）の付勢力のうち第２シール部材Ｓ２とは反対側に作用する付勢力は、ピボット部ＰＶにおける第１制御油室ＰＲ１側の端部に指向している。
　このように、本実施形態では、第１シール部材Ｓ１のうち第１シール摺接面１１２ａとは反対側の面が、ピボット部ＰＶの第２制御油室ＰＲ２側の端部ＰＶ２に指向すると共に、付勢部材である弾性部材ＢＲの付勢力のうち第２シール部材Ｓ２とは反対側に作用する付勢力Ｆｓ２が、ピボット部ＰＶの第１制御油室ＰＲ１側の端部ＰＶ１に指向する構成となっている。これにより、第１シール部材Ｓ１を付勢する背圧の反力Ｆｓ１と、第２シール部材Ｓ２を付勢する付勢力の反力Ｆｓ２との合力ＡＦがピボット部ＰＶの中心ＰＶｃに指向することとなり、バランスが良い。その結果、ピボット部ＰＶにおけるカムリング４の摺動性をより効果的に向上させ、また、ピボット部ＰＶのシール性をより効果的に向上させることができる。
　［第２実施形態］
　図１１は、本発明に係る可変容量形オイルポンプの第２実施形態を示している。なお、本実施形態は、前記第１実施形態の第１シール部ＳＬ１の構成を変更したものであって、他の構成については、前記第１実施形態と同様である。このため、前記第１実施形態と同じ構成については、同一の符号を付すことにより、その説明を省略する。
　図１１は、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ２の構成を示し、第２ハウジング１２を省略して表示した可変容量形オイルポンプＶＰ２の平面図を示している。
　図１１に示すように、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ２では、第１シール部ＳＬ１が、カムリング４と一体に形成されていて、第１シール摺接面１１２ａと摺接可能に設けられた第１シール面４３１ａと第１シール摺接面１１２ａとの間に形成される微小な隙間（第１隙間Ｃ１）からなる、いわゆるクリアランスシールによって構成されている。すなわち、かかる第１隙間Ｃ１によって、第１制御油室ＰＲ１と吸入側との間が液密にシールされて、第１制御油室ＰＲ１が画定されている。
　以上のように、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ２は、カムリング４の外周面と、ポンプ収容部１１０の内周面と、ピボット部ＰＶと、第１シール部ＳＬ１とにより画定され、吐出圧が導かれる第１制御油室ＰＲ１を有し、第１シール部ＳＬ１は、カムリング４と一体に形成され、かつ第１シール摺接面１１２ａと摺接可能な第１シール面４３１ａを有し、第１シール面４３１ａによって第１制御油室ＰＲ１を画定している。
　このように、本実施形態では、比較的小さいクリアランス（第１隙間Ｃ１）に設定された第１シール部ＳＬ１が、当該第１隙間Ｃ１からなるクリアランスシールによって構成されていて、前記第１実施形態で開示された物理的なシール部材（第１シール部材Ｓ１）が廃止されている。これにより、第１シール部ＳＬ１の構成部品を削減でき、オイルポンプの製造コストの低減化を図ることができる。
　また、第１シール部ＳＬ１が前記第１隙間Ｃ１からなるクリアランスシールによって構成されていることで、例えば長時間放置後の機関始動時など、第１制御油室ＰＲ１内にエアが混入している場合に、第１隙間Ｃ１を介して第１制御油室ＰＲ１に混入したエアを排出することが可能となる。これにより、第１制御油室ＰＲ１内にオイル（吐出圧）が十分に充填され、カムリング４の適切な揺動制御に供する。
　［第３実施形態］
　図１２、図１３は、本発明に係る可変容量形オイルポンプの第３実施形態を示している。なお、本実施形態は、前記第１実施形態の第２シール部ＳＬ２の構成を変更したものであって、他の構成については、前記第１実施形態と同様である。このため、前記第１実施形態と同じ構成については、同一の符号を付すことにより、その説明を省略する。
　図１２は、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ３の構成を示し、第２ハウジング１２を省略して表示した可変容量形オイルポンプＶＰ３の平面図を示している。図１３は、図１２のＣ－Ｃ線に沿って切断した第２シール部ＳＬ２の縦断面図を示している。
　すなわち、図１２、図１３に示すように、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ３は、第２シール部材Ｓ２が、金属製又は樹脂製の板である板状部材ＳＬと、第２シール保持溝４３２ｂ側に向かって凸となる断面円弧状に湾曲して形成され、板状部材ＳＬを第２シール摺接面１１２ｂ側へ付勢する金属製の板ばねＳＲと、からなる、いわゆるアペックスシールによって構成されている。
　以上のように、本実施形態に係る可変容量形オイルポンプＶＰ３は、板状部材ＳＬは、金属製又は樹脂製の板であり、付勢部材は、金属製のばね（板ばねＳＲ）である。
　ピボット部ＰＶにピボットピンを介在させない、いわゆるピンレス構造の場合には、ピボット部ＰＶにおけるクリアランスが比較的小さく、当該ピボット部ＰＶのガタが小さいものとなる。したがって、このようなピンレス構造において、例えば前記第１実施形態のように第２シール部材Ｓ２をゴム製の板状部材ＳＬとゴム製の弾性部材ＢＲによって構成した場合、カムリング４に前記ゴム製の板状部材ＳＬと前記ゴム製の弾性部材ＢＲからなる第２シール部材Ｓ２を組み付けた状態では、カムリング４をハウジング１（ポンプ収容部１１０）に挿入することが困難となる。
　これに対し、本実施形態では、第２シール部材Ｓ２が、金属製ないし樹脂製の板である板状部材ＳＬと、金属製のばねである板ばねＳＲとで構成されている。したがって、第２シール部材Ｓ２に十分な硬度をもたせることができ、カムリング４をハウジング１（ポンプ収容部１１０）に挿入した後で、当該第２シール部材Ｓ２を第２シール保持溝４３２ｂに組み付けることが可能となる。これにより、オイルポンプの組み立て作業性が向上し、オイルポンプの生産性の向上や製造コストの低減化に寄与することができる。
　本発明は、前記実施形態で開示した構成に限定されるものではなく、例えば可変容量形オイルポンプが搭載される車両のエンジンやバルブタイミング制御装置の仕様等に応じて自由に変更可能である。
　また、前記実施形態では本発明をベーン式の可変容量形オイルポンプに適用したものを例示したが、本発明の適用対象となりうる可変容量形オイルポンプは、前記ベーン式のものに限定されるものではなく、他の形式の可変容量形オイルポンプ、例えばトロコイド型ポンプに適用することも可能である。なお、トロコイド型ポンプに本発明を適用する場合には、外接歯車を構成するアウタロータが前記カムリングに相当する。

Claims (7)

  1. 　ポンプ収容部を有するハウジングと、
    　前記ポンプ収容部に収容され、駆動軸によって回転されるロータと、前記ロータの外周部に出没可能に設けられた複数のベーンと、を有するポンプ要素と、
    　前記ポンプ収容部の内周面と前記ポンプ要素の間に配置されたカムリングであって、
    　前記ポンプ要素を内側に収容する円環状のカムリング本体部と、
    　前記カムリング本体部と前記ポンプ収容部の内周面のうち一方から突出した円弧状の凸部と、他方に設けられ、前記凸部と摺動する円弧状の凹部と、で構成され、前記カムリングの揺動支点を構成するピボット部と、
    　前記カムリング本体部において前記ピボット部と異なる部位から径方向外側に突出し、前記ポンプ収容部の内周面に形成された第１シール摺接面と摺接可能な第１シール部と、
    　前記カムリング本体部において前記ピボット部及び前記第１シール部と異なる部位から径方向外側に突出し、前記ポンプ収容部の内周面に形成された第２シール摺接面と摺接可能な第２シール部と、
    　を有し、
    　前記ピボット部を中心として揺動することで前記ロータの回転中心に対する偏心量が変化し、前記第２シール摺接面と前記第２シール部の間に形成される第２隙間が、前記第１シール摺接面と前記第１シール部の間に形成される第１隙間よりも大きく設定されている前記カムリングと、
    　を備えた、
    　ことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
  2. 　請求項１に記載の可変容量形オイルポンプであって、
    　前記カムリングの外周面と、前記ポンプ収容部の内周面と、前記ピボット部と、前記第１シール部とにより画定され、吐出圧が導かれる第１制御油室を有し、
    　前記第１シール部は、前記カムリングの外周面に設けられた第１凹部と、前記第１凹部に配置された第１シール部材と、を有し、
    　前記カムリングは、前記第１凹部と前記第１制御油室とを連通する連通路を有する、
    　ことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
  3. 　請求項２に記載の可変容量形オイルポンプであって、
    　前記カムリングの外周面と、前記ポンプ収容部の内周面と、前記ピボット部と、前記第２シール部とにより画定され、吐出圧の導入又は遮断を制御可能な第２制御油室を有し、
    　前記第２シール部は、前記カムリングの外周面に設けられた第２凹部と、前記第２凹部に配置された第２シール部材と、を有し、
    　前記第２シール部材は、板状部材と、前記板状部材を前記第２シール摺接面に押し付ける付勢部材と、を有する、
    　ことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
  4. 　請求項３に記載の可変容量形オイルポンプであって、
    　前記付勢部材の付勢力のうち前記第２シール部材とは反対側に作用する付勢力は、前記ピボット部に指向している、
    　ことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
  5. 　請求項４に記載の可変容量形オイルポンプであって、
    　前記第１シール部材は、板状に形成されていて、
    　前記第１シール部材のうち前記第１シール摺接面とは反対側の面は、前記ピボット部における前記第２制御油室側の端部に指向し、
    　前記付勢部材の付勢力のうち前記第２シール部材とは反対側に作用する付勢力は、前記ピボット部における前記第１制御油室側の端部に指向している、
    　ことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
  6. 　請求項３に記載の可変容量形オイルポンプであって、
    　前記板状部材は、金属製又は樹脂製の板であり、
    　前記付勢部材は、金属製のばねである、
    　ことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
  7. 　請求項１に記載の可変容量形オイルポンプであって、
    　前記カムリングの外周面と、前記ポンプ収容部の内周面と、前記ピボット部と、前記第１シール部とにより画定され、吐出圧が導かれる第１制御油室を有し、
    　前記第１シール部は、前記カムリングと一体に形成され、かつ前記第１シール摺接面と摺接可能な第１シール面を有し、前記第１シール面によって前記第１制御油室を画定している、
    　ことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
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