JP5993291B2 - 可変容量形ポンプ - Google Patents

Description

本発明は、例えば自動車用の内燃機関の各摺動部等に作動油を供給する油圧源に適用される可変容量形ポンプに関する。

自動車用の内燃機関に適用される従来の可変容量形ポンプとしては、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。

概略を説明すれば、この可変容量形ポンプは、カムリングに対し全体として偏心量（ロータ回転中心に対するカムリングの偏心量をいう。）が増大する方向（以下、「偏心方向」という。）へと移動力を付与可能に配置された１対のスプリングと、内部にそれぞれ同じ吐出圧が導入されることによってカムリングに対し全体として前記偏心量が減少する方向（以下、「同心方向」という。）へと移動力を付与可能に構成された１対の制御油室と、を有し、前記両スプリングがそれぞれ相反する方向へと付勢力を発揮させるように配置され、前記偏心量の減少に伴い同心方向の荷重が不連続かつ段階的に増大する構成となっている。これにより、第１の回転数域では第１の所定油圧に、第２の回転数域では第２の所定油圧にそれぞれ維持可能とする２段階の吐出圧特性をもたせ、当該吐出圧特性を機関の要求油圧特性へと近づけることによって、無駄なエネルギ消費を低減することが可能となっている。

特開２０１１−１１１９２６号公報

しかしながら、前記従来の可変容量形ポンプでは、前述のようにカムリングの作動規制にスプリングを用いているため、吐出圧の上昇に伴いカムリングが移動し難くなってしまう。このため、吐出圧を前記第１又は第２の所定油圧に維持しようとしても、機関回転数が上昇するにつれて当該吐出圧が大きく上昇してしまう結果、前記要求油圧特性からずれてしまうという問題があった。

そこで、本発明は、前記従来の可変容量形ポンプの技術的課題に鑑みて案出されたものであり、所望の吐出圧に維持する要求に対し、機関回転数（ポンプ回転数）が上昇しても当該要求吐出圧を極力維持し得る可変容量形ポンプを提供することを目的としている。

本願発明は、とりわけ、軸方向一端側に開口することで吐出された作動油の導入に供する導入ポートと、第１制御油室と連通する第１制御ポートと、第２制御油室と連通する第２制御ポートと、低圧部に連通するドレンポートとを有するバルブボディと、該バルブボディの軸方向一端側に摺動自在に収容され、その軸方向位置に応じて前記各ポートの連通状態を切り替えるスプールと、前記バルブボディの軸方向他端側に収容配置され、付勢機構より小さな付勢力でもって前記スプールを軸方向一端側へ付勢する制御ばねとを有する制御機構を備え、前記スプール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一端側へ最大に移動した初期位置では、前記導入ポートの流通が制限されると共に、前記第１制御ポートと前記ドレンポートが連通し、かつ、前記第２制御ポートとドレンポートの流通が制限される第１の状態となって、吐出圧が増大すると、前記導入ポートと前記第１制御ポートが連通すると共に、前記第１制御ポートと前記ドレンポートの流通が制限され、かつ、前記第２制御ポートと前記ドレンポートが連通する第２の状態となるように構成されていることを特徴としている。

本願発明によれば、所望の吐出圧に維持する要求に対し、回転数が上昇しても吐出圧の上昇を抑えて当該要求吐出圧を極力維持することができる。

本発明の第１実施形態に係る可変容量形ポンプの構成及び油圧回路を現した概略図である。 図１に示すポンプの縦断面図である。 図１に示すポンプボディ単体をカバー部材との合わせ面側から見た図である。 図１に示す両スプリングのばね荷重とカムリング揺動角との関係を表したグラフである。 同実施形態に係る可変容量形ポンプの油圧特性を表すグラフである。 同実施形態に係るポンプのうち図５に示す区間ｂにおけるポンプの状態を現した図１に相当する図である。 同実施形態に係るポンプのうち図５に示す区間ｃにおけるポンプの状態を現した図１に相当する図である。 同実施形態に係るポンプのうち図５に示す区間ｄにおけるポンプの状態を現した図１に相当する図である。 本発明の第２実施形態に係る可変容量形ポンプの構成及び油圧回路を現した概略図である。 同実施形態に係るポンプのうち図５に示す区間ｂにおけるポンプの状態を現した図１に相当する図である。 同実施形態に係るポンプのうち図５に示す区間ｃにおけるポンプの状態を現した図１に相当する図である。 同実施形態に係るポンプのうち図５に示す区間ｄにおけるポンプの状態を現した図１に相当する図である。 パイロット弁の第１ランド部と第１制御ポートの寸法関係の態様を示す図であって、（ａ）は第１ランド部の軸方向幅と第１制御ポートの開口幅がほぼ同じに、（ｂ）は第１制御ポートの開口幅に対し第１ランド部の軸方向幅の方が大きく、（ｃ）は第１ランド部の軸方向幅に対し第１制御ポートの開口幅の方が大きく、それぞれ設定された状態を示している。 パイロット弁のスプール（第１ランド部）の他の形態を示し、（ａ）は第１ランド部の軸方向幅と第１制御ポートの開口幅がほぼ同じに、（ｂ）は第１制御ポートの開口幅に対し第１ランド部の軸方向幅の方が大きく、（ｃ）は第１ランド部の軸方向幅に対し第１制御ポートの開口幅の方が大きく、それぞれ設定された状態を示している。

以下に、本発明に係る可変容量形ポンプの各実施形態を、図面に基づき詳述する。なお、下記の各実施形態では、この可変容量形ポンプを、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機関の潤滑油を供給するオイルポンプとして適用した例を示している。

図１〜図８は本発明に係るオイルポンプの第１実施形態を示しており、このオイルポンプ１０は、図外の内燃機関のシリンダブロックやバランサ装置の各前端部に設けられ、図１〜図３に示すように、一端側が開口形成されて内部にポンプ収容室１３が設けられた縦断面ほぼコ字形状のポンプボディ１１と当該ポンプボディ１１の一端開口を閉塞するカバー部材１２とからなるポンプハウジングと、該ポンプハウジングに回転自在に支持され、前記ポンプ収容室１３のほぼ中心部を貫通して図示外のクランクシャフトないしバランサシャフト等によって回転駆動される駆動軸１４と、前記ポンプ収容室１３内に移動（揺動）可能に収容された可動部材であって、後述する第１、第２制御油室３１，３２や第１、第２スプリング３３，３４と協働して後記ポンプ室ＰＲの容積変化量を変更する可変機構を構成するカムリング１５と、該カムリング１５の内周側に収容され、駆動軸１４により図１中の反時計方向に回転駆動されることで、前記カムリング１５との間に形成される複数の作動油室であるポンプ室ＰＲの容積を増減させることでポンプ作用を行うポンプ構成体と、前記ポンプハウジング（カバー部材１２）に付設され、後述する各制御油室３１，３２に対する吐出圧の導入ないし排出を制御することによってカムリング１５の揺動制御に供する制御機構であるパイロット弁４０と、を備えている。

ここで、前記ポンプ構成体は、カムリング１５の内周側において回転自在に収容され、その中心部が駆動軸１４外周に結合されたロータ１６と、該ロータ１６の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット１６ａ内においてそれぞれ出没自在に収容されたベーン１７と、前記ロータ１６より小径に形成され、当該ロータ１６の内周側両側部に配設された一対のリング部材１８，１８と、から構成されている。

前記ポンプボディ１１は、アルミニウム合金材により一体に形成されていて、ポンプ収容室１３の一端壁を構成する端壁１１ａ（本発明に係る一方側の側壁に相当）のほぼ中央位置には、駆動軸１４の一端部を回転自在に支持する軸受孔１１ｂが貫通形成されている。また、ポンプ収容室１３の内周壁の所定位置には、棒状のピボットピン１９を介してカムリング１５を揺動自在に支持する横断面ほぼ半円状の支持溝１１ｃが切欠形成されている。さらに、当該ポンプ収容室１３の内周壁には、軸受孔１１ｂの中心と支持溝１１ｂの中心とを結ぶ直線（以下「カムリング基準線」という。）Ｍに対して図１中の上半側に、カムリング１５の外周部に配設されるシール部材２０が摺接するシール摺接面１１ｄが形成されている。このシール摺接面１１ｄは、支持溝１１ｃ中心から所定半径Ｒ１をもって構成される円弧面状に形成されると共に、カムリング１５が偏心揺動する範囲においてシール部材２０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に対して図１中の下半側にも、カムリング１５の外周部に配設されるシール部材２０が摺接するシール摺接面１１ｅが形成されている。このシール摺接面１１ｅは、支持溝１１ｃ中心から所定半径Ｒ２をもって構成される円弧面状に形成され、カムリング１５が偏心揺動する範囲においてシール部材２０が常時摺接可能な周方向長さに設定されている。

また、前記ポンプボディ１１の端壁１１ａの内側面には、特に図１、図３に示すように、軸受孔１１ｂの外周域に、前記ポンプ構成体によるポンプ作用に伴い前記各ポンプ室ＰＲの容積が拡大する領域（以下「吸入領域」という。）に開口するようにほぼ円弧凹状の吸入部である吸入ポート２１ａが、また、前記各ポンプ室ＰＲの容積が縮小する領域（以下「吐出領域」という。）に開口するようにほぼ円弧凹状の吐出部である吐出ポート２２ａが、それぞれ軸受孔１１ｂ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２１ａは、その周方向のほぼ中間位置に、後記の第１スプリング収容室２８側へ膨出するように形成された導入部２３が一体に設けられていて、該導入部２３と吸入ポート２１ａの境界部近傍には、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通し外部へと開口する吸入口２１ｂが貫通形成されている。かかる構成により、内燃機関のオイルパン（図示外）に貯留された潤滑油が、前記ポンプ構成体のポンプ作用に伴い発生する負圧に基づき吸入口２１ｂ及び吸入ポート２１ａを介して吸入領域に係る各ポンプ室ＰＲに吸入されるようになっている。ここで、前記吸入口２１ａは、前記導入部２３と共に、吸入領域のカムリング１５外周域に形成される低圧室３５と連通するように構成されていて、当該低圧室３５にも前記吸入圧である低圧のオイルを導くようになっている。

前記吐出ポート２２ａは、その始端部に、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通して外部へと開口する吐出口２２ｂが貫通形成されている。かかる構成により、前記ポンプ構成体によるポンプ作用により加圧されて吐出ポート２２ａへと吐出されたオイルが、吐出口２２ｂから前記シリンダブロック内に設けられたメインオイルギャラリＯＧを介して機関内における各摺動部やバルブタイミング制御装置等（いずれも図示外）へと供給されることとなる。

また、前記吐出ポート２２ａには、当該吐出ポート２２ａと軸受孔１１ｂとを連通する連通溝２５ａが切欠形成されていて、この連通溝２５ａを介して軸受孔１１ｂにオイルを供給すると共にロータ１６及び各ベーン１７の側部にもオイルを供給することで、各摺動部位の良好な潤滑が確保されている。なお、かかる連通溝２５ａは、前記各ベーン１７の出没方向と合致しないように形成されており、該各ベーン１７が出没する際の当該連通溝２５ａへの脱落が抑制されている。

前記カバー部材１２は、本発明に係る他方側の側壁を構成するものであって、図２に示すように、ほぼ板状を呈し、複数のボルトＢ１によってポンプボディ１１の開口端面に取り付けられるもので、ポンプボディ１１の軸受孔１１ｂに対向する位置には、駆動軸１４の他端側を回転自在に支持する軸受孔１２ａが貫通形成されている。そして、このカバー部材１２の内側面にも、前記ポンプボディ１１と同様に、吸入ポート２１ｃや吐出ポート２２ｃ、連通溝２５ｂが、ポンプボディ１１の吸入ポート２１ａや吐出ポート２２ａ、連通溝２５ａに対して対向配置されている。

前記駆動軸１４は、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通して外部へと臨む軸方向一端部が前記図示外のクランクシャフト等に連係されていて、当該クランクシャフト等から伝達される回転力に基づきロータ１６を図１中の時計方向へと回転させる。ここで、図１に示すように、この駆動軸１４の中心を通り、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。

前記ロータ１６は、その中心側から径方向外側へと放射状に形成された前記複数のスリット１６ａを有すると共に、該各スリット１６ａの内側基端部には、それぞれ吐出油を導入する横断面ほぼ円形状の背圧室１６ｂが設けられていて、当該ロータ１６の回転に伴う遠心力と背圧室１６ｂ内の圧力とにより、前記各ベーン１７が外方へと押し出されるようになっている。

前記各ベーン１７は、ロータ１６の回転時において、各先端面がカムリング１５の内周面に摺接すると共に、各基端面が前記各リング部材１８，１８の外周面にそれぞれ摺接するようになっている。すなわち、当該各ベーン１７は、前記各リング部材１８，１８によりロータ１６の径方向外側へ押し上げられる構成となっており、機関回転数が低く、また、前記遠心力や背圧室１６ｂ内の圧力が小さい場合でも、各先端がそれぞれカムリング１５の内周面と摺接して前記各ポンプ室ＰＲが液密に隔成されるようになっている。

前記カムリング１５は、いわゆる燒結金属によりほぼ円筒状に一体形成され、その外周部の所定位置には、ピボットピン１９に嵌合することで偏心揺動支点を構成するほぼ円弧凹溝状のピボット部１５ａが軸方向に沿って切欠形成されると共に、該ピボット部１５ａに対しカムリング１５の中心を挟んで反対側の位置には、その両側に対向配置される、所定のばね定数に設定された第１スプリング３３と当該第１スプリング３３よりも小さいばね定数に設定された第２スプリング３４とに連係するアーム部１５ｂが径方向に沿って突設されている。なお、前記アーム部１５ｂには、その移動（回動）方向の一側部に、ほぼ円弧凸状の押圧突部１５ｃが突設されている一方、他側部には、後述する規制部２８の厚さ幅よりも長く設定された押圧突起１５ｄが延設されていて、前記押圧突部１５ｃが第１スプリング３３の先端部に、前記押圧突起１５ｄが第２スプリング３４の先端部に、それぞれ常時当接することにより、アーム部１５ｂと前記各スプリング３３，３４とが連係するようになっている。

また、かかる構成から、前記ポンプボディ１１の内部には、図１及び図３に示すように、前記支持溝１１ｃと対向する位置に、第１、第２スプリング３３，３４を収容保持する第１、第２スプリング収容室２６，２７が、図１中の前記カムリング偏心方向線Ｎに沿うようにポンプ収容室１３に隣接して設けられていて、第１スプリング収容室２６には、その端壁とアーム部１５ｂ（押圧突部１５ｃ）との間に、第１スプリング３３が所定のセット荷重Ｗ１をもって弾装されている一方、第２スプリング収容室２７には、その端壁とアーム部１５ｂ（押圧突起１５ｄ）との間に、前記第１スプリング３３よりも小さい線径に設定された第２スプリング３４が所定のセット荷重Ｗ２をもって弾装されている。そして、前記第１、第２スプリング収容室２６，２７間には、段差形状に構成された規制部２８が設けられていて、この規制部２８の一側部にアーム部１５ｂの他側部が当接することによって当該アーム部１５ｂの時計方向の回動範囲が規制される一方、前記規制部２８の他側部に第２スプリング３４の先端が当接することによって当該第２スプリング３４の最大伸長量が規制されるようになっている。

このようにして、前記カムリング１５については、前記両スプリング３３，３４のセット荷重Ｗ１，Ｗ２の合力Ｗ０、すなわち相対的に大きなばね荷重を発揮する第１スプリング３３の付勢力をもって、アーム部１５ｂを介してその偏心量が増大する方向（図１中の時計方向）へと常時付勢されることで、図１に示すように、その非作動状態において、アーム部１５ｂの押圧突起１５ｄが第２スプリング収容室２７内へと入り込んで第２スプリング３４を圧縮させ、当該アーム部１５ｂの他側部が規制部２８の一側部へと押し付けられた状態となり、これによって、その偏心量が最大となる位置に規制されている。

また、前記カムリング１５の外周部には、ポンプボディ１１の内周壁により構成される第１、第２シール摺接面１１ｄ，１１ｅと対向するよう形成された、当該各シール摺接面１１ｄ，１１ｅと同心円弧状の第１、第２シール面１５ｇ，１５ｈを有する一対の第１、第２シール構成部１５ｅ，１５ｆがそれぞれ突設されると共に、該各シール構成部１５ｅ，１５ｆの各シール面１５ｇ，１５ｈにはそれぞれシール保持溝１５ｉが軸方向に沿って切欠形成されていて、該各シール保持溝１５ｉ内には、カムリング１５の偏心揺動時に前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅに摺接する第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂ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１５ｇ，１５ｈは、それぞれ前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅを構成する半径Ｒ１，Ｒ２よりも僅かに小さい所定の半径ｒ１，ｒ２により構成されていて、該各シール摺接面１１ｄ，１１ｅと当該各シール面１５ｇ，１５ｈとの間には、所定の微小なクリアランスが形成されるようになっている。一方、第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂについては、いずれも例えば低摩擦特性を有するフッ素系樹脂材によってカムリング１５の軸方向に沿って直線状に細長く形成され、各シール保持溝１５ｉの底部にそれぞれ配設されたゴム製の弾性部材の弾性力をもって前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅに押し付けられることによって、当該各シール摺接面１１ｄ，１１ｅと前記各シール面１５ｇ，１５ｈとの間が液密に隔成されることとなる。

さらに、前記カムリング１５の外周域には、ピボットピン１９と第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂとによって一対の第１、第２制御油室３１，３２が隔成されている。当該各制御油室３１，３２には、メインオイルギャラリＯＧから分岐形成された制御圧導入通路６０を介してポンプ吐出圧に相当する機関内の油圧が導かれる構成となっている。具体的には、第１制御油室３１には、前記制御圧導入通路６０からさらに二股に分岐した一方の分岐通路である第１導入通路６１を通じパイロット弁４０を介してポンプ吐出圧が供給される一方、第２制御油室３２には、他方の分岐通路である第２導入通路６２を通じ所定の絞り６３を経たポンプ吐出圧が供給されることとなる。なお、図１中のＦ１，Ｆ２は、ともに濾紙等によって構成されるオイルフィルタを示している。

そして、これらの各油圧がそれぞれ第１、第２制御油室３１，３２に面するカムリング１５の外周面によって構成される受圧面１５ｊ，１５ｋに作用することで、カムリング１５に対して揺動力（移動量）が付与されることとなる。ここで、前記受圧面１５ｊ，１５ｋについては、第２受圧面１５ｋと比較して第１受圧面１５ｊの方が大きくなるように設定されていて、双方に同じ油圧が作用した場合には、全体としてその偏心量を減少させる方向（図１中の反時計方向）へカムリング１５を付勢可能な構成となっている。換言すれば、前記両制御油室３１，３２は、相反する方向へと作用する内圧をもって前記各受圧面１５ｊ，１５ｋを介して同心方向へ当該カムリング１５を付勢することにより、当該カムリング１５の同心方向の移動量制御に供される。

こうした構成から、前記オイルポンプ１０では、第１スプリング３３のばね荷重に基づく偏心方向の付勢力と、第２スプリング３４のばね荷重と制御油室３０の内圧とに基づく同心方向の付勢力と、が所定の力関係をもってバランスするように構成されていて、第１スプリング３３のセット荷重Ｗ１と第２スプリング３４のセット荷重Ｗ２との差分となる両スプリング３３，３４のセット荷重の合力Ｗ０（＝Ｗ１−Ｗ２）に対し両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力が小さいときには、カムリング１５は図１に示すような最大偏心状態となる一方、吐出圧の上昇に伴って両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力が両スプリング３３，３４のセット荷重の合力Ｗ０を上回ったときには、その吐出圧に応じてカムリング１５が同心方向へ移動することとなる。

なお、前記両スプリング３３，３４のばね荷重Ｗとカムリング１５の揺動角（移動量）Ｘとの関係について具体的に説明すれば、図４に示すように、カムリング１５が最大偏心状態となる位置Ｘ１において前記両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力が後述する第１切替油圧Ｐｆに基づく付勢力に相当する前記両スプリング３３，３４のセット荷重Ｗ１，Ｗ２の合力Ｗ０に達すると、第１スプリング３３は収縮する一方、第２スプリング３５は伸長し始め、当該カムリング１５が同心方向へと移動する。やがて、吐出圧の増大に伴って前記両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力が増大し、第２スプリング３４が規制部３０に当接すると、第２スプリング３５による助勢作用がなくなって、前記カムリング１５の同心方向の移動が停止する（同図中の位置Ｘ２）。そして、さらに吐出圧が増大し、前記両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力が後述する第２切替油圧Ｐｓに基づく付勢力に相当する第１スプリング３３のばね荷重Ｗｘに達すると、第１スプリング３３はさらに収縮を開始し、カムリング１５がさらに同心方向へ移動することとなる（同図中の位置Ｘ３）。

前記パイロット弁４０は、特に図１に示すように、例えばカバー部材１２と一体に設けられ（具体的な配置は問わない）、一端側が段差縮径状に、他端側が段差拡径状に開口形成される筒状のバルブボディ４１と、該バルブボディ４１の他端側開口部を閉塞するプラグ４２と、前記バルブボディ４１の内周側にて軸方向へ摺動自在に収容され、当該バルブボディ４１の内周面と摺接する１対の大径部である第１、第２ランド部４３ａ，４３ｂをもって第２制御油室３２への油圧の給排制御に供するスプール４３と、前記バルブボディ４１の他端側内周においてプラグ４２とスプール４３の間に所定のセット荷重Ｗｋをもって弾装され、スプール４３をバルブボディ４１の一端側へと常時付勢するバルブスプリング４４と、から主として構成されている。

前記バルブボディ４１には、軸方向両端部を除く範囲に、スプール４３の外径（前記各ランド部４３ａ，４３ｂの外径）とほぼ同じ内径によって構成される寸胴のバルブ収容部４１ａが穿設されていて、当該バルブ収容部４１ａ内にスプール４３が収容配置される。そして、前記小径状の一端部には、第２導入通路７２と接続される導入ポート５０が開口形成される一方、前記大径状の他端部には、その内周部に有する雌ねじ部を介してプラグ４２が螺着されている。

また、前記バルブ収容部４１ａの周壁には、導入ポート５０ないし後述する第１ドレンポート５３と接続する第１制御ポート５１と、第２制御油室３２と後述の第１ドレンポート５３との連通ないし制限状態の切替に供する第２制御ポート５２と、一端側が吸入側ないし前記図示外のオイルパンといった低圧部に、他端側が前記各制御ポート５１，５２に接続され、前記各制御油室３１，３２内のオイルの排出に供する第１ドレンポート５３と、一端側が前記低圧部に、他端側が後述する背圧室５７に接続され、当該背圧室５７内のオイルの排出に供する第２ドレンポート５４と、が開口形成されている。

前記スプール４３は、その軸方向両端部に、前記大径状の第１、第２ランド部４３ａ，４３ｂが設けられると共に、これら両ランド部４３ａ，４３ｂの間に、小径部である軸部４３ｃが設けられている。そして、このスプール４３がバルブ収容部４１ａ内に収容されることによって、当該バルブ収容部４１ａ内には、第１ランド部４３ａの軸方向外側においてバルブボディ４１の一端との間に設けられ、第１導入通路６１を通じ導入ポート５１から吐出圧が導かれる圧力室５５と、前記両ランド部４３ａ，４３ｂ間に設けられ、スプール４３の軸方向位置によって第１制御ポート５２又は第２制御ポート５２と第１ドレンポート５３とを中継する中継室５６と、第２ランド部４３ｂの軸方向外側にてプラグ４２との間に設けられ、第２ランド部４３ｂの外周側（微小隙間）を通じて中継室５６より漏出したオイルの排出に供する背圧室５７と、がそれぞれ隔成されることとなる。

このような構成から、前記パイロット弁４０は、導入ポート５１より圧力室５６に導かれる吐出圧が所定圧（後述する第１切替油圧Ｐｆ）以下の状態では、図１に示すように、前記セット荷重Ｗｋに基づくバルブスプリング４４の付勢力により、スプール４３の第１ランド部４３ａがバルブ収容部４１ａの一端壁へと当接した第１の状態となる。すなわち、この第１の状態では、第１ランド部４３ａにより導入ポート５０の連通が遮断され、かつ、第１制御ポート５１と第１ドレンポート５３とが中継室５６を介して接続される一方、第２ランド部４３ｂにより第２制御ポート５２の連通が遮断される結果（以下、スプール４３がバルブ収容部４１ａの一端壁に当接した状態を含め、当該両制御ポート５１，５２の所定の接続状態を生じさせるスプール４３の軸方向位置を「第１領域」という。）、第１制御油室３１内のオイルは排出され、第２導入通路６２を介して第２制御油室３２のみに吐出圧が供給されることとなる。なお、前記パイロット弁４０における「遮断」とは、一切の流通が遮断される意ではなく、前記各ランド部４３ａ，４３ｂの外周側に形成される微小隙間等を通じた微量の流通は生じるも、形式的に流通が制限されるものも含む意である（以下同じ）。

そして、前記圧力室５６へと導かれる吐出圧が前記所定圧を超えると、前記第１の状態からスプール４３がバルブスプリング４４の付勢力に抗してプラグ４２側へ移動した第２の状態となる（図８参照）。より詳細には、吐出圧が前記所定圧である第１切替油圧Ｐｆより高く後述する第２切替油圧Ｐｓ以下の状態では、スプール４３は中間領域である第２領域に位置することとなり（図６、図７参照）、第１ランド部４３ａにより導入ポート５０と第１制御ポート５１とが圧力室５５を介して接続され、かつ、第１制御ポート５１と第１ドレンポート５３の連通が遮断される一方、前記第２ランド部４３ｂによる第２制御ポート５２の遮断状態が維持される結果、第１導入通路６１よりパイロット弁４０を介して第１制御油室３１に吐出圧が供給されると共に、第２導入通路６２を通じて第２制御油室３２にも吐出圧が供給されることとなる。そして、吐出圧が前記第２切替油圧Ｐｓを超えると、スプール４３がプラグ４２に近接する第３領域に位置する前記第２の状態となって（図８参照）、前記第１ランド部４３ａによる導入ポート５０と第１制御ポート５１の連通状態が維持される一方、第２ランド部４３ｂによって第２制御ポート５２と第１ドレンポート５３とが中継室５６を介して接続されることとなる結果、第２制御油室３２内のオイルは排出され、第１制御油室３１のみに吐出圧が供給されることとなる。

以下に、本実施形態に係るオイルポンプ１０の特徴的な作用について、図１、図５〜図８に基づいて説明する。

まず、前記オイルポンプ１０の作用説明に入る前に、当該オイルポンプ１０の吐出圧制御の基準となる内燃機関の必要油圧について、図５に基づいて説明すれば、図中のＰ１は、例えば燃費向上等に供するバルブタイミング制御装置を採用した場合の当該装置の要求油圧に相当する第１機関要求油圧を、図中のＰ２は、ピストンの冷却に供するオイルジェットを採用する場合の当該装置の要求油圧に相当する第２機関要求油圧を、図中のＰ３は、機関高回転時の前記クランクシャフトの軸受部潤滑に要する第３機関要求油圧を、それぞれ示し、これら点Ｐ１〜Ｐ３を一点鎖線により繋いだものが、内燃機関の機関回転数Ｒに応じた理想的な必要油圧（吐出圧）Ｐを表している。なお、同図中における実線は本願発明に係る前記オイルポンプ１０の油圧特性を、破線は前記従来のポンプの油圧特性を、それぞれ表したものである。

また、同図中におけるＰｆは、スプール４３がバルブスプリング４４の付勢力Ｗｋに抗して第１領域から第２領域へ移動を開始する第１切替油圧を、Ｐｓは、スプール４３がバルブスプリング４４の付勢力Ｗに抗して第２領域から第３領域へとさらに移動を開始する第２切替油圧を、それぞれ示している。さらに、前記オイルポンプ１０では、カムリング１５の作動油圧について、図１に示すような第１、第２スプリング３３，３４による両付勢力Ｗ１，Ｗ２が作用している状態におけるカムリング１５の作動油圧（第１作動油圧）は前記第１切替油圧Ｐｆより小さく、また、図８に示すような第１スプリング３３による付勢力Ｗ１のみが作用している状態におけるカムリング１５の作動油圧（第２作動油圧）は前記第２切替油圧Ｐｓより大きくなるように、前記両スプリング３３，３４のばね荷重及び前記両制御油室３１，３２の受圧面１５ｊ，１５ｋの面積が設定されている。

このような設定から、前記オイルポンプ１０の場合、機関始動から低回転域までの回転域に相当する図５中の区間ａにおいては、吐出圧（機関内油圧）Ｐが第１切替油圧Ｐｆよりも小さいことから、図１に示すように、パイロット弁４０が第１の状態、すなわちスプール４３が第１領域に位置することとなり、第１ランド部４３ａにより導入ポート５０の連通が遮断され、かつ、第１制御ポート５１と第１ドレンポート５３とが中継室５６を介して接続される一方、第２ランド部４３ｂにより第２制御ポート５２の連通が遮断された状態となる。この結果、第１制御油室３１内のオイルは前記低圧部へと排出され、第２導入通路６２を介して第２制御油室３２のみに吐出圧Ｐが供給されることとなり、第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力と、前記両スプリング３３，３４の合力Ｗ０、すなわち相対的に大きな第１スプリング３３のばね荷重に基づく付勢力とにより、カムリング１５が、アーム部１５ｂが規制部２８に当接した最大偏心状態で保持される。これにより、ポンプの吐出量は最大となり、吐出圧Ｐも機関回転数Ｒの上昇に伴ってほぼ比例するかたちで増大する特性となる。

その後、機関回転数Ｒが上昇して吐出圧Ｐが第１切替油圧Ｐｆへと達すると（図５参照）、図６に示すように、パイロット弁４０において、スプール４３がバルブスプリングの付勢力Ｗｋに抗してプラグ４２側へと移動して、第１領域から第２領域へと切り替わる。これにより、第１ランド部４３ａによって導入ポート５０と第１制御ポート５１とが圧力室５５を介して接続され、かつ、第１制御ポート５１と第１ドレンポート５３の連通が遮断される一方、前記第２ランド部４３ｂによる第２制御ポート５２の遮断状態が維持される結果、第１導入通路６１より第１制御油室３１に吐出圧が供給されるようになると共に、引き続き第２制御油室３２にも第２導入通路６２より吐出圧が供給されることとなる。その結果、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力と第２スプリング３４の付勢力Ｗ２との合力が第１スプリング３３の付勢力Ｗ１と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力に打ち勝って、カムリング１５が同心方向へと移動を開始することとなる。

すると、このカムリング１５の同心方向の移動に伴う偏心量の減少によって吐出圧Ｐが低下し、該吐出圧Ｐに基づく付勢力がバルブスプリング４４による付勢力Ｗｋを下回ることとなる結果、該バルブスプリング４４の付勢力Ｗｋをもってスプール４３が第２領域から第１領域へ押し戻される。すなわち、この押し戻されたスプール４３の第１ランド部４３ａによって第１制御ポート５３の接続が切り替えられ、該第１制御ポート５３は再び中継室５５を介して第１ドレンポート５３へと接続される。この結果、第１制御油室３１内のオイルが排出されて当該第１制御油室３１の内圧が低下することとなり、この第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力と第２スプリング３４の付勢力Ｗ２との合力が前記偏心増大方向へと作用する第１付勢力を下回ることから、カムリング１５が再び図１に示すような最大偏心状態となる。そして、この最大偏心状態に基づいて吐出圧Ｐが再び上昇し、該吐出圧Ｐに基づく付勢力がバルブスプリング４４の付勢力Ｗｋに打ち勝つことになると、このバルブスプリング４４の付勢力Ｗｋに抗してスプール４３がプラグ４２側へと再び移動し第１領域から第２領域へと切り替わる結果、前述のように、カムリング１５が再び同心方向へと移動することとなる。

このように、前記オイルポンプ１０は、パイロット弁４０においてスプール４３により第１制御ポート５１の接続が第１ドレンポート５３との連通状態又は導入ポート５０との連通状態と連続的に交互に切り替わることで、吐出圧Ｐが第１切替油圧Ｐｆに維持されるよう調整されることとなる。そして、かかる調圧は、パイロット弁４０における前述した第１制御ポート５１の切替により行われることから、第１、第２スプリング３３，３４のばね定数による影響を受けることがない。しかも、この調圧は、前述した第１制御ポート５１の切替に係るスプール４３の極狭いストロークの範囲で行われるため、バルブスプリング４４のばね定数による影響を受けるおそれもない。この結果、前記オイルポンプ１０の吐出圧Ｐは、図５中において破線で示した従来のポンプのように機関回転数Ｒの上昇に伴い比例的に増大するのではなく、ほぼフラットな特性となり、前記理想的な必要油圧（図５中の一点鎖線）に極力近づけることが可能となる（図５中の区間ｂ）。これにより、本実施形態に係るオイルポンプ１０では、機関回転数Ｒの上昇に伴い第１スプリング３３のばね定数分だけ吐出圧Ｐの増大を余儀なくされていた前記従来のオイルポンプに対して、当該吐出圧Ｐを無駄に増加させてしまうことにより生ずる動力損失（図５中にハッチングで示した範囲Ｓ１）を削減することが可能となる。また、パイロット弁４０の作動により各制御油室３１，３２に油圧を導入してカムリング１５を制御するので、油温変化やエアレーション等による内圧変動の影響を受けることもなく、吐出圧Ｐの制御が可能となる。

やがて、前記パイロット弁４０が第２領域にある状態で機関回転数Ｒの上昇に伴って吐出圧Ｐが増大して第１制御ポート５１と圧力室５５とが十分に連通することになると、第１制御油室３１の内圧が上昇し、カムリング１５が同心方向へ移動した際に第２スプリング３４の先端が規制部２８へと当接することとなる（図７参照）。すなわち、当該第２スプリング３４による助勢作用がなくなって、カムリング１５の同心方向の移動が停止することとなる。この結果、吐出圧Ｐは、機関回転数Ｒの上昇に伴って、再び当該機関回転数Ｒにほぼ比例するかたちで増大することとなる（図５中の区間ｃ）。なお、当該区間ｃでは、前記区間ａのときと比べてカムリング１５の偏心量が小さくなっているため、吐出圧Ｐの増加量は前記区間ａのときよりも小さいものとなる。

そして、このような特性に従って機関回転数Ｒが上昇することにより吐出圧Ｐがさらに増大すると、吐出圧Ｐが第２切替油圧Ｐｓに達したところで、当該パイロット弁４０において、図８に示すように、スプール４３がプラグ４２側へとさらに移動して、第２領域から第３領域へと切り替わる。これによって、第１制御ポート５１については導入ポート５１との連通状態が維持される一方、第２制御ポート５２については中継室５５を介して第１ドレンポート５３に接続されることとなって、第１制御油室３１には吐出圧Ｐが導入され、第２制御油室３２からはオイルが排出されることとなる。ここで、第２制御油室３２は絞り６３を介して制御圧導入通路６０と連通する構成となっていることから、前記第２制御ポート５２と第１ドレンポート５３との連通よりオイルの排出が生じると、絞り６３において圧力損失が発生し、第２制御油室３２へと導入される油圧が低下することとなる。その結果、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力が第１スプリング３３の付勢力Ｗ１と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力を上回ることとなって、カムリング１５が同心方向へとさらに移動を開始することとなる。

すると、このカムリング１５の同心方向の移動に伴う偏心量の減少によって吐出圧Ｐが低下し、該吐出圧Ｐに基づく付勢力がバルブスプリング４４による付勢力Ｗｋを下回ることとなる結果、該バルブスプリング４４の付勢力Ｗｋをもってスプール４３が第３領域から第２領域へ押し戻される。すなわち、この押し戻されたスプール４３の第２ランド部４３ｂによって第２制御ポート５２の接続が切り替えられ、該第２制御ポート５２は再び遮断される。この結果、第２制御油室３２への吐出圧Ｐの導入により当該第２制御油室３２の内圧が再び上昇する結果、前記第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力が前記偏心増大方向に作用する第２付勢力を下回ることとなり、カムリング１５が再び図７に示すような中間の偏心状態となる。そして、この中間偏心量の増大に基づいて吐出圧Ｐが再び上昇し、該吐出圧Ｐに基づく付勢力がバルブスプリング４４の付勢力Ｗｋに打ち勝つことになると、該バルブスプリング４４の付勢力Ｗｋに抗してスプール４３が再びプラグ４２側へと移動し第２領域から第３領域へと切り替わる結果、前述のように、カムリング１５が同心方向へと再び移動することとなる（図５中の区間ｄ）。

このように、前記オイルポンプ１０は、パイロット弁４０においてスプール４３によって第２制御ポート５２の接続が第１ドレンポート５３との連通状態又は遮断状態と連続的かつ交互に切り替わることで、吐出圧Ｐが第２切替油圧Ｐｓに維持されるように調整されることとなる。そして、かかる調圧は、パイロット弁４０における前述した第２制御ポート５２の切替により行われるため、第１、第２スプリング３３，３４のばね定数による影響を受けることがなく、また、当該調圧は、前述した第２制御ポート５２の切替に係るスプール４３の極狭いストロークの範囲内で行われるため、バルブスプリング４４のばね定数による影響を受けるおそれもない。この結果、前記区間ｂの場合と同様、前記オイルポンプ１０の吐出圧Ｐは、従来のポンプ（図５中の破線）のように機関回転数Ｒの上昇に伴って比例的に増大するのではなく、ほぼフラットな特性となり、前記理想的な必要油圧に極力近づけることが可能となることから、機関回転数Ｒの上昇に伴って第１スプリング３３のばね定数分だけ吐出圧Ｐの増大を余儀なくされていた前記従来のオイルポンプに対し、当該吐出圧Ｐを無駄に増加させてしまうことによって生ずる動力損失（図５中にハッチングで示した範囲Ｓ２）を削減することが可能となる。また、パイロット弁４０の作動に基づいて各制御油室３１，３２に油圧を導入してカムリング１５を制御するので、油温変化やエアレーション等による内圧変動の影響を受けることもなく、吐出圧Ｐの制御が可能となる。

以上のことから、前記オイルポンプ１０では、それぞれ所望の吐出圧（第１切替油圧Ｐｆ及び第２切替油圧Ｐｓ）に維持することが要請される機関回転数領域（図５中の区間ｂ及び区間ｄ）において、吐出圧Ｐを当該所望の吐出圧に維持することができる。

しかも、この調圧はパイロット弁４０によって行われるため、従来のように第１、第２スプリング３３，３４のばね定数の影響を受けることがない。さらに、パイロット弁４０においても当該調圧はスプール４３の極狭いストロークの範囲内でもって行われることから、バルブスプリング４４のばね定数の影響を受けることもない。換言すれば、バルブスプリング４４を含め、前記両スプリング３３，３４（特に第１スプリング３３）のばね定数の影響により吐出圧Ｐを無駄に増加させてしまう不都合を招来することもなく、前記所望の吐出圧に維持することができる。

加えて、前記オイルポンプ１０では、前記調圧に際し、スプール４３が第１領域にあるときには、第１制御油室３１（第１制御ポート５１）を第１ドレンポート５３と連通させ当該制御油室３１内のオイルを排出させることとして、第２制御油室３２のみに吐出圧Ｐを導入する構成としたことから、双方の制御油室３１，３２内に油圧が供給され作用することによるカムリング１５のばたつき等の不安定な作動が抑制され、当該カムリング１５の安定した保持が可能となる。その結果、前記区間ａにおける吐出圧制御の安定化を図ることにも供される。

図９〜図１２は本発明に係る可変容量形ポンプの第２実施形態を示し、前記第１実施形態に係る第２制御油室３２への油圧（吐出圧）の供給態様を変更したものであって、前記第１実施形態のように第２導入通路６２といった個別の油通路を通じて第２制御油室３２に直接油圧を供給するのではなく、第１制御油室３１と同様、パイロット弁４０を介して第２制御油室３２に油圧を供給する構成となっている。

すなわち、本実施形態では、前記パイロット弁４０の第１、第２制御ポート５１，５２がそれぞれ第１、第２給排通路６５，６６を介して第１、第２制御油室３１，３２に接続されると共に、前記両給排ポート６５，６６が絞り６８を有する接続通路６７を介して相互に連通する構成となっている。なお、接続通路６７自体は、オイルポンプ１０の内外のいずれに設けることも可能であるが、当該ポンプ内部に設ける場合には、例えばポンプボディ１１とカバー部材１２との接合面に溝状に設けたりすることで、ポンプの大型化を回避することができる。

以下、本実施形態に係るオイルポンプ１０の特徴的な作用について、図５、図９〜図１２に基づいて説明する。

機関始動後、図５中の区間ａにおいては、吐出圧Ｐが第１切替油圧Ｐｆよりも小さいことから、図９に示すように、パイロット弁４０は第１の状態、すなわちスプール４３が第１領域に位置し、第１ランド部４３ａにより導入ポート５０の連通が遮断され、かつ、第１制御ポート５１と第１ドレンポート５３とが中継室５６を介して接続されると共に、第２ランド部４３ｂにより第２制御ポート５２の連通が遮断された状態となる。これによって、第１制御油室３１のオイルは前記低圧部へと排出され、第１、第２制御油室３１，３２のいずれにも油圧が供給されないこととなる結果、カムリング１５には第１、第２スプリング３３，３４の合力Ｗ０、すなわち相対的に大きな第１スプリング３３のばね荷重に基づく付勢力のみが作用することとなる。したがって、カムリング１５が最大偏心状態で保持され、ポンプの吐出量は最大となって、吐出圧Ｐも機関回転数Ｒの上昇に伴ってほぼ比例するかたちで増大する特性となる。

その後、機関回転数Ｒが上昇して吐出圧Ｐが第１切替油圧Ｐｆへと達すると、図１０に示すように、パイロット弁４０において、スプール４３がバルブスプリングの付勢力Ｗｋに抗してプラグ４２側へと移動し、第１領域から第２領域へと切り替わる。これにより、第１ランド部４３ａによって導入ポート５０と第１制御ポート５１とが圧力室５５を介して接続され、かつ、第１制御ポート５１と第１ドレンポート５３の連通が遮断される一方、前記第２ランド部４３ｂによる第２制御ポート５２の遮断状態が維持される結果、導入ポート５０より導入される油圧が第１給排通路６５を通じて第１制御油室３１に供給されると共に、接続通路６７及び第２給排通路６６を通じて第２制御油室３２にも供給されることとなる。このとき、前述のように第２制御ポート５２は遮断され、第２制御油室３２からのオイルの排出は生じないことから、前記絞り６８では圧力損失が発生せず、第２制御油室３２の内圧は第１制御油室３１の同じ内圧となる。その結果、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力と第２スプリング３４の付勢力Ｗ２との合力が第１スプリング３３の付勢力Ｗ１と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力に打ち勝って、カムリング１５が同心方向へと移動を開始することとなる。

すると、スプール４３が第１領域と第２領域とを行き来することで第１制御ポート５１の接続が第１ドレンポート５３との連通状態又は導入ポート５０との連通状態と連続的かつ交互に切り替わるといった前記第１実施形態と同様の作用に基づき、吐出圧Ｐが第１切替油圧Ｐｆに維持されるように調整される。これによって、吐出圧Ｐが図５中において破線で示した従来のポンプのように機関回転数Ｒの上昇に伴って比例的に増大するのではなくほぼフラットな特性となって、当該吐出圧Ｐを前記理想的な必要油圧（図５中の一点鎖線）に極力近づけることが可能となる（図５中の区間ｂ）。

やがて、前記パイロット弁４０が第２領域にある状態で機関回転数Ｒの上昇に伴って吐出圧Ｐが増大して第１制御ポート５１と圧力室５５とが十分に連通することになると、図１１に示すように、カムリング１５の同心方向への移動に伴い第２スプリング３４の先端が規制部２８に当接する。これにより、当該第２スプリング３４による助勢作用がなくなって、当該カムリング１５の同心方向の移動が停止することとなる。その結果、吐出圧Ｐは、機関回転数Ｒの上昇に伴い、前記第１実施形態と同様、区間ａよりも小さな増加量でもって再び当該機関回転数Ｒにほぼ比例するかたちで増大することとなる（図５中の区間ｃ）。

そして、このような特性に従って機関回転数Ｒが上昇することにより吐出圧Ｐがさらに増大すると、吐出圧Ｐが第２切替油圧Ｐｓに達したところで、当該パイロット弁４０において、図１２に示すように、スプール４３がプラグ４２側へとさらに移動して、第２領域から第３領域へと切り替わる。これによって、第１制御ポート５１については導入ポート５１との連通状態が維持される一方、第２制御ポート５２については中継室５５を介して第１ドレンポート５３に接続されることとなって、第１制御油室３１には吐出圧Ｐが導入され、第２制御油室３２からはオイルが排出されることとなる。その結果、前記絞り６８にて圧力損失が発生し、第２制御油室３２に導入される油圧が低下することから、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力が第１スプリング３３の付勢力Ｗ１と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力を上回り、カムリング１５が同心方向へとさらに移動を開始することとなる。

すると、スプール４３が第２領域と第３領域とを行き来することで第２制御ポート５２の接続が第１ドレンポート５３との連通状態又は遮断状態と連続的かつ交互に切り替わるといった前記第１実施形態と同様の作用に基づき、吐出圧Ｐが第１切替油圧Ｐｓに維持されるように調整される。これによって、吐出圧Ｐが図５中において破線で示した従来のポンプのように機関回転数Ｒの上昇に伴って比例的に増大するのではなくほぼフラットな特性となって、当該吐出圧Ｐを前記理想的な必要油圧（図５中の一点鎖線）に極力近づけることが可能となる（図５中の区間ｄ）。

以上のように、本実施形態においても、前記第１実施形態と同様の作用効果が奏せられる結果、所望の吐出圧に維持することが要請される機関回転数領域において、吐出圧Ｐを当該所望の吐出圧に維持することができる。

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、例えば前記機関要求油圧Ｐ１〜Ｐ３や前記第１、第２切替油圧Ｐｆ，Ｐｓについては、オイルポンプ１０が搭載される車両の内燃機関やバルブタイミング制御装置等の仕様に応じて自由に変更することができる。

また、前記各実施形態においては、前記第１ランド部４３ａによる第１制御ポート５１と導入ポート５０ないし第１ドレンポート５３との接続の切替を同時期に行うこととしているが、その具体的態様については、次のような種々の構成を採りうる。

例えば寸法設定については、図１３（ａ）に示すように第１ランド部４３ａの軸方向幅Ｌ１と第１制御ポート５１の開口幅Ｌ０とをほぼ同等に設定する、同図（ｂ）に示すように第１ランド部４３ａの軸方向幅Ｌ１を第１制御ポート５１の開口幅Ｌ０よりも僅かに大きく設定する、或いは同図（ｃ）に示すように第１ランド部４３ａの軸方向幅Ｌ１よりも第１制御ポート５１の開口幅Ｌ０よりも若干大きく設定する、といった任意の寸法設定を採りうる。このように、第１ランド部４３ａの軸方向幅Ｌ１と第１制御ポート５１の開口幅Ｌ０を相対的に変更することで、スプール４３のストロークに応じた第１制御油室３１等への油圧の供給量を任意に制御することが可能となる。また、かかる寸法設定を維持しながら、第１ランド部４３ａの両端側にテーパ状の面取り部４３ｄ，４３ｄを形成してもよい（図１４参照）。

また、前記各実施形態では、可変容量形ベーンポンプを例に説明したため、本発明に係る可変部材としてカムリング１５が該当し、この揺動自在に設けたカムリング１５並びにその外周側に配置した両制御油室３１，３２及びコイルスプリング３３により可変機構を構成しているが、その他の形式の可変容量形ポンプ、例えば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ーロータが前記可動部材に該当する。そして、かかるアウターロータを前記カムリング１５と同様に偏心移動自在に配置すると共にその外周側に前記制御油室やスプリングを配置することによって、前記可変機構が構成されることとなる。

さらに、前記各実施形態では、前記カムリング１５を揺動させることにより吐出量を可変にする形態を例に説明しているが、当該吐出量を可変にする手段としては、上記揺動に係る手段のみならず、例えばカムリング１５を径方向へ直線的に移動させることによって行うこととしてもよい。換言すれば、吐出量を変更し得る構成（前記ポンプ室ＰＲの容積変化量を変更し得る構成）であれば、カムリング１５の移動の態様は問わない。

以下に、前記各実施形態から把握される特許請求の範囲に記載した発明以外の技術的思想について説明する。

（ａ）請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記スプールは、軸方向両端に前記バルブボディと摺動する大径のランド部を有すると共に、該両ランド部間に小径部を有し、該小径部によって前記第１制御ポート又は前記第２制御ポートと前記ドレンポートとを連通し、前記ランド部によって前記第２制御ポートと前記ドレンポートとの連通を制限することを特徴とする可変容量形ポンプ。

（ｂ）請求項１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端面に設けられていることを特徴とする可変容量形ポンプ。

（ｃ）請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記付勢機構を構成する付勢部材のうち、一方の付勢部材は前記カムリングに対し前記偏心量が増大する方向に付勢力を作用させ、他方の付勢部材は前記カムリングに対し前記偏心量が減少する方向に付勢力を作用させることを特徴とする可変容量形ポンプ。

（ｄ）請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記第１制御油室及び第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ことを特徴とする可変容量形ポンプ。

（ｅ）請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
吐出される作動油は、内燃機関の潤滑に用いられることを特徴とする可変容量形ポンプ。

（ｆ）前記（ｅ）に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記吐出される作動油は、可変動弁装置の駆動源及び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も用いられることを特徴とする可変容量形ポンプ。

１０…オイルポンプ
１１…ポンプボディ（側壁）
１２…カバー部材（側壁）
１５…カムリング
１６…ロータ
１７…ベーン
２１ａ，２１ｃ…吸入ポート（吸入部）
２２ａ，２２ｃ…吐出ポート（吐出部）
３１…第１制御油室
３２…第２制御油室
３３…第１スプリング（付勢部材）
３４…第２スプリング（付勢部材）
４０…パイロット弁（制御機構）
４１…バルブボディ
４３…スプール
４４…バルブスプリング（制御ばね）
５１…第１制御ポート
５２…第２制御ポート
５３…第１ドレンポート（ドレンポート）
ＰＲ…ポンプ室（作動油室）

Claims (2)

1. 回転駆動されるロータと、
   前記ロータの外周側に出没自在に設けられた複数のベーンと、
   前記ロータと前記複数のベーンとをその内周側に収容することで複数の作動油室を隔成すると共に、前記ロータの回転中心に対するその内周中心の偏心量が変化するように移動することで前記ロータの回転時における前記各作動油室の容積の増減量を変化させるカムリングと、
   前記カムリングの軸方向両側に配置され、その少なくとも一方側に前記ロータの回転に伴って容積が増大する作動油室に開口する吸入部と、前記ロータの回転に伴って容積が減少する作動油室に開口する吐出部とが設けられた側壁と、
   それぞれセット荷重が付与された状態で配置される２つの付勢部材によって構成され、該２つの付勢部材によって発生する付勢力に基づいて前記偏心量が大きくなる方向へと前記カムリングを付勢し、所定の偏心量において付勢力が不連続となるように構成された付勢機構と、
   前記吐出部から吐出された作動油が導かれ、その内圧に基づいて前記カムリングに対し前記付勢機構の付勢力に抗して前記偏心量が減少する方向へと付勢力を作用させる第１制御油室と、
   前記吐出部から吐出された作動油が絞りを介して導かれ、その内圧に基づき前記付勢機構と協働して前記カムリングに対し前記偏心量が増大する方向へと付勢力を作用させる第２制御油室と、
   軸方向一端側に開口することによって前記吐出された作動油の導入に供する導入ポートと、前記第１制御油室と連通する第１制御ポートと、前記第２制御油室と連通する第２制御ポートと、低圧部に連通するドレンポートとを有するバルブボディと、該バルブボディの軸方向一端側に摺動自在に収容され、その軸方向位置に応じて前記各ポートの連通状態を切り替えるスプールと、前記バルブボディの軸方向他端側に収容配置され、前記スプールを軸方向一端側へ付勢する制御ばねとを有する制御機構と、を備え、
   前記制御機構は、
   前記導入ポートに導入される吐出圧が第１切替油圧以下のときに、前記導入ポートの流通が制限されると共に、前記第１制御ポートと前記ドレンポートが連通し、かつ、前記第２制御ポートとドレンポートの流通が制限される第１の状態と、
   前記導入ポートに導入される吐出圧が前記第１切替油圧よりも高く、かつ、第２切替油圧以下のときに、前記導入ポートと前記第１制御ポートが連通すると共に、前記第１制御ポートと前記ドレンポートとの流通が制限され、かつ、前記第２制御ポートと前記ドレンポートとの流通が制限される第２の状態と、
   前記導入ポートに導入される吐出圧が前記第２切替油圧を超えたときに、前記導入ポートと前記第１制御ポートが連通すると共に、前記第１制御ポートと前記ドレンポートの流通が制限され、かつ、前記第２制御ポートと前記ドレンポートが連通する第３の状態となるように構成されていることを特徴とする可変容量形ポンプ。
2. 回転駆動されるロータと、
   前記ロータの外周側に出没自在に設けられた複数のベーンと、
   前記ロータと前記複数のベーンとをその内周側に収容することで複数の作動油室を隔成すると共に、前記ロータの回転中心に対するその内周中心の偏心量が変化するように移動することで前記ロータの回転時における前記各作動油室の容積の増減量を変化させるカムリングと、
   前記カムリングの軸方向両側に配置され、前記ロータの回転に伴って容積が増大する作動油室に開口する吸入部と、前記ロータの回転に伴って容積が減少する作動油室に開口する吐出部とが設けられた側壁と、
   それぞれセット荷重が付与された状態で配置される２つの付勢部材によって構成され、該２つの付勢部材によって発生する付勢力に基づいて前記偏心量が大きくなる方向へと前記カムリングを付勢し、所定の偏心量において付勢力が不連続となるように構成された付勢機構と、
   前記吐出部から吐出された作動油が導かれ、その内圧に基づいて前記カムリングに対し前記付勢機構の付勢力に抗して前記偏心量が減少する方向へと付勢力を作用させる第１制御油室と、
   前記吐出部から吐出された作動油が絞りを介して導かれ、その内圧に基づき前記付勢機構と協働して前記カムリングに対し前記偏心量が増大する方向へと付勢力を作用させる第２制御油室と、
   前記偏心量が最小となる前に作動するように構成され、吐出圧が第１切替油圧以下のときには、前記吐出部から前記第１制御油室への流通が制限されると共に、前記第１制御油室内の作動油を低圧部へと排出する第１の状態となって、
   吐出圧が前記第１切替油圧よりも高く、かつ、第２切替油圧以下のときには、前記吐出部と前記第１制御油室が連通すると共に、前記第１制御油室から低圧部への流通が制限され、かつ、前記第２制御油室から低圧部への流通が制限される第２の状態となって、
   吐出圧が前記第２切替油圧を超えると、前記吐出部と前記第１制御油室が連通すると共に、前記第１制御油室から低圧部への流通が制限され、かつ、前記第２制御油室内の作動油を低圧部へと排出する第３の状態となる制御機構と、
   を備えたことを特徴とする可変容量形ポンプ。

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