JP4986726B2 - 可変容量形ポンプ - Google Patents

Description

本発明は、例えば自動車用内燃機関の各摺動部や、機関弁の作動特性を制御する可変動弁機構などに潤滑油を供給する可変容量形ポンプに関する。

この種、従来の可変容量形ポンプとしては、以下の特許文献１に記載されたベーンタイプのものが知られている。

概略を説明すれば、ポンプハウジングの両側部に吸入口と吐出口が設けられていると共に、ほぼ中央に内燃機関のクランク軸から回転力が伝達される駆動軸が貫通配置されている。ポンプハウジングの内部には、前記駆動軸に結合され、外周側に複数のベーンをほぼ半径方向へ進退自在に保持するロータと、該ロータの外周側に偏心揺動自在に設けられ、内周面に前記各ベーンの先端が摺接するカムリングが収容配置されている。

このカムリングは、外周部にシール部材を介して隔成された制御油室に導入されるポンプ吐出圧に応じてピボットピンを中心に偏心量が減少する方向へ揺動すると共に、外周に一体に有するレバー部を押圧する単一のコイルばねのばね力によって偏心量が増大する方向へ揺動するようになっている。

つまり、初期状態では、前記コイルばねのばね力によってカムリングを偏心量が最大となる方向へ付勢して吐出圧を増加させる一方、前記制御油室内の油圧が所定以上になると、カムリングを前記コイルばねのばね力に抗して偏心量が小さくなる方向へ揺動させて吐出圧を減少させる。これによって、前記吸入口から各作動油室を介して吐出口への吐出圧の過度な上昇を抑制して動力損失を防止している。
特開平０５−７９４６９号公報（図１など）

しかしながら、前記従来の可変容量形ポンプにあっては、カムリングの偏心量によってポンプ吐出圧を増減変化させることができるものの、実際の制御吐出圧が必要吐出圧よりも大きなものとなるため、前記動力損失を十分に低減することができない。

本発明は、前記各従来の可変容量形ポンプの実状に鑑みて案出されたもので、自動車用内燃機関の各摺動部への潤滑や、油圧によって機関弁の作動特性を制御する可変動弁機構の作動源としてオイルを供給する可変容量形ポンプであって、前記内燃機関によって回転駆動されることにより、吸入部から複数の作動油室に導入された潤滑油を、前記作動油室の容積変化を得て吐出部から吐出するポンプ構成体と、前記潤滑油の吐出油圧を利用して可動部材を移動させることにより、前記吐出部に開口する前記作動油室の容積を変化させる可変機構と、前記作動油室の容積変化量が大きくなる方向へ前記可動部材を付勢すると共に、前記作動油室の容積変化量を減少させる方向への前記可動部材の移動量が大きくなるに伴ってばね定数が大きくなるように２つのコイルばねによって構成された付勢手段と、を備え、
前記作動油室の容積変化量が最も大きくなるように、前記可動部材が前記付勢手段によって付勢された状態において、前記付勢手段を構成する２つのコイルばねにそれぞれセット荷重が付与されており、
前記可動部材側に配置された第１コイルばねは、押圧部材を介して常に前記可動部材を付勢し、
第２コイルばねは、前記可動部材が所定以上移動すると前記押圧部材を介して前記可動部材を付勢することを特徴としている。

また、作動油室の容積変化量が大きくなる方向へ可動部材を付勢する付勢手段は、複数のばね部材によって構成され、該複数のばね部材のうちの少なくとも一つは、配置状態においてセット荷重が付与されていることを特徴としている。

前記作動油室の容積変化量が大きくなる方向へ可動部材を付勢する付勢手段は、前記可動部材の付勢方向と反対方向への移動量が大きくなると、可動部材が移動しにくくなる非線形特性となることを特徴としている。

前記付勢手段は、ポンプ構成体の吐出部から吐出量が大きくなる方向へ可動部材を付勢する第１のばね部材と第２のばね部材によって構成され、前記可動部材の移動量が所定量よりも小さい場合には、前記第１のばね部材の付勢力が作用し、前記所定量よりも大きくなった場合には、前記第１と第２の両方のばね部材の付勢力が作用することを特徴としている。

この発明によれば、特異な構成の付勢手段によって、実際の制御吐出圧を必要吐出圧に近づけることが可能になるから、動力損失を十分に低減することが可能になる。

以下、本発明に係る可変容量形ポンプの実施例を図面に基づいて詳述する。なお、本実施例は、自動車用内燃機関の潤滑油を、機関の摺動部と機関弁の開閉時期を制御する可変動弁装置であるバルブタイミング制御装置にそれぞれ供給するオイルポンプに適用したものを示している。
〔第１実施例〕
第１実施例における可変容量形ポンプは、ベーンタイプに適用したものであって、内燃機関のシリンダブロックの前端部などに設けられ、図１及び図２に示すように、一端開口がカバー２によって閉塞された有蓋円筒状のポンプハウジング１と、該ポンプハウジング１のほぼ中心部を貫通して、機関のクランク軸によって回転駆動される駆動軸３と、前記ポンプハウジング１の内部に回転自在に収容され、中心部が前記駆動軸３に結合された断面ほぼエ字形状のロータ４と、該ロータ４の外周側に揺動自在に配置された可動部材であるカムリング５と、前記ロータ４の内周部側の両側面に摺動自在に配置された小径な一対のベーンリング６、６と、を備えている。

前記ポンプハウジング１は、アルミ合金材によって一体に形成され、図３にも示すように、凹状の底面１ａはカムリング５の一側面が摺動することから、平面度や表面粗さなどの精度が高く加工され、摺動範囲が機械加工によって形成されている。ポンプハウジング１の内周面の所定位置には、前記カムリング５の枢支点となるほぼ円弧凹溝状の受け座１ｂが形成されていると共に、該受け座１ｂからハウジング中心を挟んだほぼ対向する位置に、カムリング５の後述するシール部材１４が摺接するシール摺接面１ｃが形成されている。このシール摺接面１ｃは、前記受け座１ｂを中心とした半径によって形成される円弧面状になっている。

前記受け座１ｂとシール摺接面１ｃは、小さなＲの曲面状に形成されていることから、当該部位のみを比較的小さな工具で加工されて加工時間の短縮化が図られている。また、前記受け座１ｂと前記シール摺接面１ｃをそれぞれ加工する際に、底面１ａ側にほぼハート型の微小凹部１ｄと細長い微小凹部１ｅが加工跡として形成され、これら微小凹部１ｄ、１ｅの存在によりカムリング５の揺動に支障を来さない。

また、ポンプハウジング１の底面１ａには、前記シール摺接部１ｃ側の左側にほぼ三日月状の吸入ポート７が形成されていると共に、前記受け座１ｂ側の右半分にほぼ三日月状の吐出ポート８がそれぞれほぼ対向して形成されている。

前記吸入ポート７は、図３にも示すように、図外のオイルパン内の潤滑油を吸入する吸入口７ａに連通している一方、吐出ポート８は、吐出口８ａからオイルメインギャラリーを介して各摺動部および可変動弁装置に連通している。さらに、前記底面１ａの中央に形成された駆動軸３の軸受孔１ｆの外周側には、前記吐出ポート８から吐出された潤滑油を一旦溜める３つのオイル溜まり部９が円周方向の等間隔位置に形成されており、ここから、軸受給油溝１０を介して軸受孔１ｆへ潤滑油を供給すると共に、ロータ４の両側面や後述するベーン１１の側面に潤滑油を供給して潤滑性を確保するようになっている。

なお、前記カバー２は、内側面がこの実施例では平坦面に形成されているが、ここに前記底面１ａと同じく吸入口や吐出口、オイル溜まり部を形成することも可能である。また、このカバー２は、複数のボルトＢによってハウジング本体に取り付けられている。

前記駆動軸３は、クランク軸から伝達された回転力によってロータ４を図１中、時計方向に回転されるようになっており、図中左半分が吸入行程となり、右半分が吐出工程となる。

前記ロータ４は、図１及び図２に示すように、内部中心側から外方へ放射状に形成された複数のスロット４ａ内にベーン１１が進退自在に摺動保持されていると共に、前記各スロット４ａの内側基端部に前記吐出ポート８に吐出された吐出油圧を導入する断面ほぼ円形状の背圧室１２がそれぞれ形成されている。

前記各ベーン１１は、各基端部が前記ベーンリング６の外周面に摺接している共に、各先端部が前記カムリング５の内周面に摺接自在になっている。また、各ベーン１１間とカムリング５の内周面、ロータ４の内周面、ポンプハウジング１の底面１ａ、カバー２の内端面との間に複数の作動油室であるポンプ室１３が液密的に隔成されている。前記各ベーンリング６は、前記各ベーン１１を放射外方へ押し出すようになっている。

前記カムリング５は、加工容易な焼結金属によってほぼ円筒状に一体に形成され、外周面の所定位置に、前記受け溝１ｂに嵌合して偏心揺動支点となるほぼ円弧凸状のピボット部５ａが軸方向に沿って一体に設けられていると共に、該ピボット部５ａからほぼ対向する位置に偏心揺動時に前記シール摺接面１ｃに摺接するシール部材１４が設けられている。

このシール部材１４は、例えば低摩耗性の合成樹脂材によりカムリング５の軸方向に沿って細長く形成されていると共に、カムリング５の外周面を円弧状に切り欠いた保持溝５ｂ内に固定されたゴム製の弾性部材１５の弾性力によって前方へ、つまりシール摺接面１ｃに押し付けられるようになっている。これにより、後述する制御油室１６の常時良好な液密性を確保するようになっている。

また、前記カムリング５の外周面と前記ピボット部５ａ及びシール部材１４、ポンプハウジング１の内周面との間に、ほぼ三日月状の制御油室１６が隔成されていると共に、カムリング５の前端面には、前記制御油室１６に前記吐出ポート８から吐出された吐出油圧を導入する導入通路１６ａが形成されている。前記制御油室１６は、前記導入通路１６ａから導入された吐出油圧によってカムリング５を、ピボット部５ａを支点として反時計方向へ揺動させることによってロータ４に対する偏心量を減少させて同心方向へ移動させるようになっている。なお、前記導入通路１６ａは、カムリング５の前端面ではなく、周壁を貫通する形で形成することも可能である。

また、カムリング５は、外周面の前記ピボット部５ａと反対側の位置には径方向外側に突出したアーム１７が一体に設けられている。このアーム１７は、先端側の下面１７ａが円弧曲面状に形成されている。

なお、前記ポンプハウジング１や駆動軸３及びロータ４、カムリング５、吸入ポート７、吐出ポート８、ベーン１１などによってポンプ構成体が構成されている。

一方、前記ポンプハウジング１の前記ピボット部５ａと対称の反対側の部位には、前記アーム１７を介してカムリング５を最大偏心量となる方向へ常時付勢する付勢手段が設けられている。

この付勢手段は、ポンプハウジング１と一体に設けられたアルミ合金材からなる有蓋円筒状のシリンダボディ１８と、該シリンダボディ１８の下端開口を閉塞するプラグ１９と、シリンダボディ１８の内部に並列に収容配置された内外２重の圧縮ばね部材である内側の第１コイルばね２０及び外側の第２コイルばね２１と、前記第１コイルばね２０の先端部と前記アーム１７の下面１７ａとの間に配置された押圧部材である第１プランジャ２２と、前記第２コイルばね２１の先端部側に配置されて、前記シリンダボディ１８の内周面１８ａに摺動案内される当接部材である第２プランジャ２３とから主として構成されている。

前記シリンダボディ１８は、内周面１８ａが下端開口側から上方に行くにいたがって漸次３段状の縮径構造に形成され、大径な下端開口の内周面には、前記プラグ１９外周に形成された雄ねじが螺着する雌ねじ２４ａが形成されていると共に、その上部に位置する中径部と小径部との境界部に、前記第２プランジャ２３の外周縁が当接する円環状のストッパ突部２４ｂが形成されている。また、シリンダボディ１８は、前記アーム１７が第１、第２コイルばね２１，２１のばね力によって図中時計方向へ回動した際に、アーム１７の上面が上端壁１８ｂの下面１８ｃに当接してカムリング５の最大偏心位置を規制するようになっている。

前記プラグ１９は、底部側のほぼ円盤状の蓋部１９ａと、該蓋部１９ａの上面に一体に立設されて、前記下端開口からシリンダボディ１８の内部に臨む円筒部１９ｂとからなり、円筒部１９ｂの外周に前記雄ねじ１９ｃが形成されて、この雄ねじ１９ｃと雌ねじ２４ａとのねじ込み量を調整することが可能になっていると共に、前記蓋部１９ａの外周部の上面が前記シリンダボディ１８の下端開口の孔縁に当接した位置で最大にねじ込みが規制されるようになっている。

前記第１コイルばね２０は、そのコイル径が第２コイルばね２１よりも小さく形成されて内側に配置されていると共に、その軸方向の長さが第２コイルばね２１よりも長く形成されて、下端部２０ａが前記蓋部１９ａの上面に弾接し、上端部２０ｂが前記プランジャ２２の下面に弾接して、所定のばねセット荷重Ｗ１に設定されている。このばねセット荷重Ｗ１は、油圧が可変動弁装置の必要油圧Ｐ１のときにカムリング５が動き出す荷重である。

前記第１プランジャ２２は、中実な円柱状に形成されて、その平坦な上面が前記アーム１７の下面１７ａに常時当接していると共に、下面中央位置には、小径円柱状の突起部２２ｂが一体に設けられている。この突起部２２ｂは、前記第１コイルばね２０の一端部である上端部２０ｂが嵌合保持されていると共に、その軸方向の長さＬが配置状態において、前記第２プランジャ２３の後述する上壁２３ａのばね挿通孔２３ｃを貫通する位置まで延設されており、これによって第１コイルばね２０の圧縮・伸長変形時における倒れや捩れを抑制して常時円滑な変形を確保するようになっている。なお、この第１プランジャ２２は、軽量化を図るために内部中空状に形成することも可能である。

前記第２コイルばね２１は、下端部２１ａが同じく蓋部１９ａの上面に弾接している一方、上端部２１ｂが前記第２プランジャ２３の上壁の下面外周部に弾接しており、所定のセット荷重Ｗ２に設定されている。なお、この第２コイルばね２１の内径は、前記第１コイルばね２０が圧縮変形した場合でもこの外周面が内周面に当たらずに互いに自由な圧縮、伸長変形可能な大きさに設定されている。また、前記所定のセット荷重Ｗ２とは、油圧がクランク軸の最高回転時に必要油圧Ｐ２のときにカムリング５が動き出す荷重である。

また、前記第１コイルばね２０と第２コイルばね２１とは、その巻き方向が互いに逆方向になっている。したがって、前述した両者２０，２１の圧縮・伸長変形時において互いが噛み合うことがなくなり、常時スムーズな変形が得られるようになっている。

前記第２プランジャ２３は、鉄系の金属材によって有蓋筒状の縦断面ほぼコ字形状に形成されて、円形状の上壁２３ａと、該上壁２３ａの外周下端縁から垂下した筒状部２３ｂとから構成され、前記上壁２３ａの中央に前記第２コイルばね２１が挿通するばね挿通孔２３ｃが貫通形成されている。このばね挿通孔２３ｃは、その内径が前記第１コイルばね２０の圧縮変形時にも該第１コイルばね２０の外周面に当たらない大きさであって、かつ第１プランジャ２２の外径より小さく設定されている。したがって、前記カムリング５のアーム１７によって第１プランジャ２２が押し下げられて所定位置まで下降すると、該第１プランジャ２２の下面２２ａ外周部が上壁２３ａの上面外周部に当接するようになっている。

また、この第２プランジャ２３は、シリンダボディ内周面１８ａの中径部内を摺動案内されながら上下動するが、上壁２３ａの外周縁が前記ストッパ突部２４ｂに当接することにより、その最大上方移動位置が規制されるようになっている。

なお、前記プラグ１９の蓋部１９ａとシリンダボディ１８の下端開口縁との間に、厚さの異なるスペーサなどの調整部材を適宜選択的に介装してねじ込み量を調整することにより、前記第１、第２コイルばね２１，２１のばね力を自由に変更することが可能である。

そして、前記第１、第２コイルばね２１，２１の各ばね力と制御油室１６内の吐出油圧との相対圧によって変化するカムリング５の偏心量に応じて前記各ポンプ室１３の容積変化を得て前記吸入ポート７から各ポンプ室１３を介して吐出ポート８に吐出される吐出油圧が変化するようになっている。

なお、前記カムリング５、ベーンリング６，６、制御油室１６、付勢手段などによって可変機構が構成されている。

以下、本実施例の作用について説明する。これに先だって前記従来の可変容量形ポンプによる制御油圧と機関摺動部やバルブタイミング制御装置への必要油圧との関係を図６に基づいて説明する。

内燃機関で必要な油圧は、主としてクランク軸の軸受部の潤滑に必要な油圧で決定され、これは図６の破線Ｃで示すように、機関回転数とともに増加する傾向になる。機関の全ての回転域で必要な油圧を満足させるために、カムリングが移動を開始する油圧を、最高回転での必要油圧Ｐ２に設定する。この結果、機関回転数と制御油圧との関係は図６の実線ａに示すように、低回転域から立ち上がり、そのまま回転数の増加に伴って油圧が上昇する傾向になる。

また、燃費の向上や排気エミッション対策として前記可変動弁装置を用いた場合には、この装置の作動源として前記オイルポンプの油圧が用いられることから、かかる装置の作動応答性を向上させるために機関低回転の時点から作動油圧は図６の破線に示す高い油圧Ｐ１が要求される。したがって、内燃機関全体に必要な油圧は破線ｂ、ｃを結んだ破線全体の特性で十分になる。

ところが、従来の可変容量形ポンプにあっては、一定のばねセット荷重の単一のコイルばねによってカムリングを最大偏心量の方向へ付勢しているだけであるから、その制御油圧の特性が、前述のように、図６の実線ａに示す機関回転数の上昇に合った高い油圧になり、つまり、図６の斜線部分において油圧が必要以上に高くなり、動力損失を十分に抑制することができない。

これに対して、本実施例では、図７に示すように、まず、内燃機関の始動時から低回転域までは、ポンプ吐出圧はＰ１に達していないため、カムリング５のアーム１７が第１コイルばね２０のばね力でシリンダボディ上端壁１８ｂの下面１８ｃに押付けられて作動停止状態になっている（図１参照）。このとき、カムリング５の偏心量が最も大きくポンプ容量が最大となり、機関回転数の上昇に伴って吐出油圧が前記従来よりも急激に立ち上がり、図７の実線上の（ア）に示す特性となる。

続いて、機関回転数の上昇に伴いさらに吐出油圧が上昇して図７のＰ１に達すると、制御油室１６内の導入油圧が高くなって、カムリング５が、アーム１７に作用する第１コイルばね２０を圧縮変形しはじめて、ピボット部５ａを支点として反時計方向へ偏心揺動する。これによって、ポンプ容量が減少するため、吐出油圧の上昇特性も図７の（イ）領域に示すように小さくなる。そして、図４に示すように、第１プランジャ２２の下面２２ａが第２プランジャ２３の上壁２３ａの外周部に当接するまでカムリング５が反時計方向へ揺動する
この図４に示す状態では、第１プランジャ２２が第２プランジャ２３に当接しているが、この時点から第１コイルばね２０のセット荷重Ｗ１に加えて、第２コイルばね２１のセット荷重Ｗ２が付与されることから、吐出油圧がＰ２（制御油室１６内の油圧Ｐ２）に達しセット荷重Ｗ２に打ち勝つまでカムリング５は揺動できず保持された状態になる。したがって、機関の回転上昇とともに吐出油圧は、図７の（ウ）に示す立ち上がり特性となるが、カムリング５の偏心量が小さくなってポンプ容量が減少していることから、図７の前記アに示すような急激な立ち上がり特性にはならない。

さらに機関回転数が上昇して吐出油圧がＰ２以上になると、カムリング５は、図５に示すように、アーム１７を介して第２コイルばね２１のセット荷重Ｗ２のばね力に抗して第１，第２コイルばね２１、２１の両方を圧縮変形させながら揺動する。かかるカムリング５の揺動に伴ってポンプ容量がさらに減少して吐出油圧の上昇は小さくなり、図７の（エ）に示す特性の状態を維持したまま最高回転数に達する。

図８は各コイルばね２０，２１の変位、あるいはカムリング５の揺動角とばねセット荷重Ｗ１、Ｗ２との関係を示している。すなわち、内燃機関の始動から低回転までの初期状態では、第１コイルばね２０のセット荷重Ｗ１のばね力が付与されているため、セット荷重Ｗ１を越えるまでは変位できない。このセット荷重Ｗ１を越えると、第１コイルばね２０は圧縮変位すると共に、荷重が増加する。この傾きがばね定数となる。

図４に示す位置では、第２コイルばね２１のセット荷重Ｗ２となり、不連続的に大きくなるが、吐出油圧がセット荷重Ｗ２を越えると、再び第１，第２コイルばね２１，２１は圧縮変位すると共に荷重が増加するが、作用するコイルばねが２本になるので、ばね定数が増加して傾きが変化している。

以上のように、機関回転数が上昇して吐出油圧がＰ１に達したところでカムリング５が移動を開始しはじめて吐出油圧の上昇を抑制するが、カムリング５が所定の移動量に達したところで第２コイルばね２１のばね力が加わってばね定数が大きくなり、またばね荷重Ｗ１、Ｗ２が非連続に大きくなることから、吐出油圧がＰ２に上昇した後に再びカムリング５の揺動が開始することになる。つまり、第１，第２コイルばね２０，２１の段階的なばね荷重が作用して、ばね特性が非線形状態になることから、カムリング５が特異な揺動変化となる。

以上のように、本実施例では、両コイルばね２０，２１のばね力の非線形特性によって吐出油圧の特性が図７の（ア）〜（エ）に示すような特性となり、前記制御油圧（実線）を必要油圧（破線）に十分に近づけることが可能になる。この結果、不必要な油圧上昇による動力損失を十分に低減することができる。

また、この実施例では、第１、第２の２つのコイルばね２０，２１を用いたため、各ばねセット荷重を吐出油圧の変化に応じて任意に設定することができるので、吐出油圧に最適なばね力をセットすることか可能になる。

また、各コイルばね２０，２１の先端側には、第１、第２プランジャ２２，２３を設けたため、組付作業が容易になると共に、各コイルばね２０，２１が捩れなどを生じずにスムーズに圧縮・伸長変位させることができる。なお、各プランジャ２２，２３の移動量やアーム１７の揺動量が小さい場合は、第１コイルばね２０の上端部２０ｂをプランジャを介装せずに、直接アーム１７の下面１７ａに当接することも可能である。

さらに、前記アーム１７の下面１７ａを円弧曲面状に形成したことから、カムリング５の揺動により第１プランジャ２２の上面との接触角や接触点の変化を小さくすることができ、これによって、第１コイルばね２０の変位を安定化させることが可能になる。なお、第１プランジャ２２の上面を円弧曲面状に形成しても同じ効果が得られる。

また、この実施例では、前記吐出ポート８を介して吐出口から吐出される潤滑油を機関摺動部の他に、バルブタイミング制御装置の作動源として利用するが、前述のように、図７に記載した初期の吐出油圧（アの領域）の立ち上がりが良好になることから、機関始動直後の例えば、タイミングスプロケットとカムシャフトとの相対回転位相の遅角側あるいは進角側への作動応答性を向上させることができる。また、可変動弁装置としては、バルブタイミング制御装置に限定されるものではなく、油圧を作動源とする、例えば、機関弁の作動角とリフト量を可変にするリフト可変機構などに適用することが可能である。
〔第２実施例〕
図９〜図１１は第２実施例を示し、ポンプ構成体などの基本構造は第１実施例と同様であるが、付勢手段の特にコイルばねの構成などが異なっている。

すなわち、付勢手段は、シリンダボディ１８の内部に軸方向へ直列に収容配置された上側の第１コイルばね２５及び下側の第２コイルばね２６と、前記第１コイルばね２５の先端部と前記アーム１７の下面１７ａとの間に配置された第１プランジャ２７と、第１コイルばね２５の下端部と前記第２コイルばね２６の上端部との間に介装されて、前記シリンダボディ１８の内周面１８ａに摺動案内される第２プランジャ２３とからとして構成されている。

前記第１コイルばね２５は、そのコイル長が比較的短尺に形成されて、前記第１実施例の第１コイルばね２０と同じばねセット荷重Ｗ１に設定されている。

前記第１プランジャ２７は、ほぼ円盤状に形成されて、その上面がアーム１７の円弧曲面状の下面１７ａに当接してと共に、下面の中央に第１コイルばね２５の上端部が圧入嵌合するほぼ円柱状の突部２７ａが一体に設けられている。この突部２７ａは、第１コイルばね２５の前記変位時における直進性を確保して捩れや倒れなどを抑制するようになっている。

前記第２コイルばね２６は、そのコイル径が第１コイルばね２５よりも一回り大きく形成されて、第１実施例の第２コイルばね２１と同じばねセット荷重Ｗ２に設定されている。

前記第２プランジャ２８は、縦断面ほぼＨ形状に形成されて、中央に有する円盤状基部２８ａと、該基部２８ａの外周上端縁に立設された円筒状の第１突出部２８ｂと、基部２８ａの外周下端縁に垂設された円筒状の第２突出部２８ｃとから構成されている。

前記基部２８ａは、その上面に第１コイルばね２５の下端部が弾接されている一方、下面に第２コイルばね２６の上端部が弾接されて、両者２５，２６間に弾性的に挟持された状態になっている。また、この基部２８ａは、外周部の上端縁がシリンダボディ１８の内周面１８ａに形成されたストッパ突部２４ｂに当接し、これによって第２コイルばね２６の最大伸長変位を規制するようになっている。

前記第１突出部２８ｂは、その軸方向の長さＨが配置状態で第１コイルばね２５の長さの半分よりもやや長く形成されていると共に、内周面が第１コイルばね２５の下端部を保持しつつ前記圧縮・伸長変位を阻害しない内径に設定されている。また、この第１突出部２８ｂは、外周面がシリンダボディ１８の前記ストッパ突部２４ｂの内周面に摺動自在に案内されるようになっている。

前記第２突出部２８ｃは、その軸方向の長さが第１突出部２８ｂとほぼ同じ長さに形成されていると共に、内周面が第２コイルばね２６の上端部を保持しつつ前記圧縮・伸長変形を阻害しない内径に設定されている。また、この第２突出部２８ｃも外周面が前記シリンダボディ１８の中径部内周面１８ａに摺動自在に案内されるようになっている。

したがって、この実施例によれば、第１実施例とほぼ同じ作動となり、まず、内燃機関の始動時から低回転域までは、ポンプ吐出圧はＰ１に達していないため、カムリング５のアーム１７が第１コイルばね２５のばね力でシリンダボディ上端壁１８ｂの下面１８ｃに押付けられて作動停止状態になっている（図９参照）。このとき、カムリング５の偏心量が最も大きくポンプ容量が最大となり、機関回転数の上昇に伴って吐出油圧が急激に立ち上がり、図７の実線上の（ア）に示す特性となる。

続いて、機関回転数の上昇に伴いさらに吐出油圧が上昇してＰ１に達すると、制御油室１６内の導入油圧が高くなって、カムリング５が、アーム１７に作用する第１コイルばね２５を圧縮変形しはじめて、ピボット部５ａを支点として反時計方向へ偏心揺動する。これによって、ポンプ容量が減少するため、吐出油圧の上昇特性も図７の（イ）領域に示すように小さくなる。そして、図１０に示すように、第１プランジャ２７の下面外周部が、第２プランジャ２８の第１突出部２８ｂの上端縁に当接するまでカムリング５が反時計方向へ揺動する
この図１０に示す状態では、第１プランジャ２７が第１突出部２８ｂに当接しているが、第２コイルばね２６はばねセット荷重Ｗ２が付与されていることから、吐出油圧がＰ２（制御油室１６内の油圧Ｐ２）がセット荷重Ｗ２に打ち勝つまでカムリング５は揺動できず保持された状態になる。このように、第１プランジャ２７が第２プランジャ２８に当接すると、第１コイルばね２５はそれ以上に圧縮変形することはない。

したがって、機関の回転上昇とともに吐出油圧は、図７の（ウ）に示す立ち上がり特性となるが、カムリング５の偏心量が小さくなってポンプ容量が減少していることから、図７の（ア）に示すような急激な立ち上がり特性にはならない。

さらに機関回転数が上昇して吐出油圧がＰ２以上になると、カムリング５は、図１１に示すように、アーム１７を介して第２コイルばね２６のセット荷重Ｗ２のばね力に抗して第２コイルばね２６を圧縮変形させながら揺動する。かかるカムリング５の揺動に伴ってポンプ容量がさらに減少して吐出油圧の上昇は小さくなり、図７の（エ）に示す特性の状態を維持したまま最高回転数に達する。

図１２は各コイルばね２５，２６の変位、あるいはカムリング５の揺動角とばねセット荷重Ｗ１、Ｗ２との関係を示している。すなわち、内燃機関の始動から低回転までの初期状態では、第１コイルばね２５のセット荷重Ｗ１のばね力が付与されているため、セット荷重Ｗ１を越えるまでは変位できない。このセット荷重Ｗ１を越えると、第１コイルばね２０は圧縮変位すると共に、荷重が増加する。この傾きがばね定数となる。

前記図１０に示す位置からは、第２コイルばね２６のセット荷重Ｗ２が作用して不連続的に大きくなるが、吐出油圧がセット荷重Ｗ２を越えると、第２コイルばね２６は圧縮変位すると共に荷重が増加するが、圧縮変形するばね部材が第２コイルばね２６となる点で第１実施例と異なっている。そして、セット荷重Ｗ２以後のばね定数は第２コイルばね２６によってのみ決定されるから、ばね定数を同じく設定することも可能であり、増加あるいは減少させることも任意であるが、本実施例の場合は、第１、第２コイルばね２５，２６のばね定数が同じに設定されていることから、図１２に示すようなばね荷重特性となる。

したがって、前述のように、この第２実施例も第１実施例と同様な作用効果が得られるが、特に、第２プランジャ２８の各突出部２８ｂ、２８ｃによって、第１，第２コイルばね２５，２６の圧縮・伸長変形時に対応するそれぞれの下端部及び上端部が各突出部２８ｂ、２８ｃ内で保持されて直立的な姿勢が確保されることから、各コイルばね２５，２６の倒れや捩れなどの発生を十分に防止することが可能になる。

〔第３実施例〕
図１３〜図１６は第３実施例を示し、これも同じく第１実施例とは、ポンプ構成体の基本構造は同一であるが、付勢手段のコイルばねの配置構成やプランジャの構成などが相違している。

すなわち、比較的大径な第１コイルばね２９の内側に小径な第２コイルばね３０が並列状態に配置され、第１コイルばね２９の上端部に、前記アーム１７の下面１７ａと当接する第１プランジャ３１が設けられ、該第１プランジャ３１の内部に第２プランジャ３２が上下動可能に収容配置されている。

前記第１コイルばね２９は、上端部が第１プランジャ３１の下面外周に弾接されている一方、下端部が前記プラグ１９の蓋部１９ａ上面に弾接されていると共に、所定のばねセット荷重Ｗ１に設定されている。

前記第１プランジャ３１は、図１４Ａ、Ｂに示すように、段差径の円柱状に形成され、上側の大径部３１ａの平坦な上面が第１コイルばね２９のばね力によって前記アーム１７の下面１７ａに常時弾接している一方、下側の小径部３１ｂの内部に挿通孔３１ｃが下面側から内部上方向に軸心方向へ穿設されている。また、前記小径部３１ｂの前記挿通孔３１ｃの両側部には、左右一対の移動用スリット３１ｄ、３１ｄが上下方向に沿って形成されている。前記小径部３１ｂは、下面外周部に前記第２コイルばね３０の上端部が弾持していると共に、下面中央に第２コイルばね３０の上端部を位置決めしつつ保持する突部３１ｅが一体に設けられている。

前記第２プランジャ３２は、合成樹脂材によって一体に形成され、下端側に位置して上面の外周部に前記第２コイルばね３０の下端部を弾持する円板状の支持部３２ａと、該支持部３２ａの上面中央に形成されて、前記第２コイルばね３０の下端部内周縁を保持する小径な突部３２ｂと、該突部３２ｂの上面中央に立設されて、前記挿通孔３１ｃ内を摺動自在な一対のステム部３２ｃ、３２ｃとを備えている。この各ステム部３２ｄ、３２ｄは、各先端側が互いに内外方へ撓み変形自在に形成され、各先端部外面には前記各スリット３１ｄ、３１ｄ内に係合しつつ上下方向へ摺動案内される爪部３２ｄ、３２ｄが一体に設けられている。

前記第２コイルばね３０は、前述のように、下端部が前記支持部３２ａの上面に弾持され、上端部が前記第１プランジャ３１の下面に弾持されて第２プランジャを第１プランジャ３１から離間する方向に付勢していると共に、所定のばねセット荷重Ｗ２に設定されている。

また、前記第２プランジャ３２は、図１３に示すように、第２コイルばね３０のばね力で第１プランジャ３１から最大に離間した状態では、前記支持部３２ａの下面がプラグ蓋部１９ａの上面から所定距離Ｓだけ離れている。

以下、本実施例の作動について説明すると、基本的には前記第１，第２実施例と同様であって、吐出油圧の特性は図７とほぼ同じになる。つまり、機関回転数の上昇に伴い吐出油圧が上昇して図７のＰ１に達すると、制御油室１６内の導入油圧が高くなって、カムリング５が、アーム１７に作用する第１コイルばね２９を圧縮変形しはじめて、ピボット部５ａを支点として反時計方向へ偏心揺動する。これによって、ポンプ容量が減少するため、吐出油圧の上昇特性も図７の（イ）の領域に示すように小さくなる。そして、図１５に示すように、第２プランジャ３２の下面が、プラグ蓋部１９ａの上面に当接するが、第２コイルばね３０は未だ圧縮変形せずにばねセット荷重Ｗ２が付与されていることから、吐出油圧がＰ２（制御油室１６内の油圧Ｐ２）がセット荷重Ｗ２に打ち勝つまでカムリング５は揺動できず保持された状態になる。

したがって、機関の回転上昇とともに吐出油圧は、図７の（ウ）に示す立ち上がり特性となるが、カムリング５の偏心量が小さくなってポンプ容量が減少していることから、図７の（ア）に示すような急激な立ち上がり特性にはならない。

さらに機関回転数が上昇して吐出油圧がＰ２以上になると、カムリング５は、図１６に示すように、アーム１７を介して第１，第２コイルばね２９，３０のセット荷重Ｗ１，Ｗ２のばね力に抗して両コイルばね２０，３０を圧縮変形させながら揺動する。かかるカムリング５の揺動に伴ってポンプ容量がさらに減少して吐出油圧の上昇は小さくなり、図７の（エ）に示す特性の状態を維持したまま最高回転数に達する。なお、本実施例の各コイルばね２９，３０の変位やカムリング５の揺動角とばねセット荷重の関係は、第１実施例と同様に図８に示す特性となる。

したがって、この実施例も前記各実施例と同様な作用効果が得られると共に、特に第１プランジャ３１の小径部３１ｂが比較的軸方向に長く形成されて、その外周側に第１コイルばね２９の内周縁が保持された形になることから、圧縮・伸長変位時における第１コイルばね２９の倒れや捩れなどを効果的に抑制することができる。また、第２コイルばね３０も、各突部３１ｅ、３２ｂによって両端部の内周縁が保持された形になって変位における不用意な倒れや捩れを防止できる。
〔第１参考例〕

図１７〜図１９は第１参考例を示し、これも付勢手段の構成が前記各実施例と相違している。

前記内側の小径な第２コイルばね３４は、下端部がプラグ蓋部１９ａの上面に当接しているが、上端部は配設状態ではフリーな状態になっており、プランジャ３５が所定以上下降移動すると、該プランジャ３５の下面に当接するようになっている。

すなわち、前記プランジャ３５は、上側の円柱状の大径部３５ａと該大径部３５ａの下面中央に一体に設けられた円柱状の小径部３５ｂとから構成され、第１コイルばね３３の上端部が、前記大径部３５ａの下部外周面に弾接していると共に、第１コイルばね３３の上端部内周縁が小径部３５ｂの外周面に摺動可能に保持されている。また、前記大径部３５ａと小径部３５ｂの全体の軸方向の長さが所定長さＬ１に設定されている。

前記第２コイルばね３４は、下端部３４ａの内周縁がプラグ蓋部１９ａの上面中央に突設された突部３６の外周面に圧入されて位置決め保持されていると共に、図１７に示すカムリング５の最大偏心状態では、上端部３４ｂが前記小径部３５ｂの下面と所定の距離Ｓ１で離間して自由長の状態になっている。

なお、前記第１コイルばね３３のばねセット荷重Ｗ１は、第１実施例と同様に設定されているが、第２コイルばね３４には、ばね荷重が与えられていない。また、それぞれのコイル巻き方向が逆方向になっている。

したがって、この第１参考例によれば、吐出油圧の特性は図２０のようになる。

すなわち、機関回転数の上昇に伴い吐出油圧が上昇して図２０のＰ１に達すると、制御油室１６内の導入油圧が高くなって、カムリング５が、アーム１７に作用する第１コイルばね３３を圧縮変形しはじめて、ピボット部５ａを支点として反時計方向へ偏心揺動する。これによって、ポンプ容量が減少するため、吐出油圧の上昇特性も図２０の（イ）領域に示すように小さくなる。そして、図１８に示すように、プランジャ３５の小径部３５ｂの下面外周部が、第２コイルばね３４の上面に当接するが、該第２コイルばね３４には、ばねセット荷重が付与されていないからコイルばねが２本に増えた分、ばね定数が増加した作用をするだけとなる。さらに機関回転数が上昇し、油圧上昇によるカムリング５の揺動は続くが、ばね定数の増加によって図２０の（イ）領域よりも揺動しにくくなる。油圧の上昇は図２０の（ウ）領域の状態で、図２０の（イ）領域よりも油圧の上昇代が若干大きいまま最高回転に達する。

なお、本参考例の各コイルばね３３，３４の変位やカムリング５の揺動角とばねセット荷重の関係は、図２１に示すように第１コイルばね３３の圧縮変形後に第２コイルばね３４の圧縮変形がはじまる時点で段階的な立ち上がり特性となる。

したがって、この参考例も前記各参考例と同様な作用効果が得られると共に、第２コイルばね３４を突部３６に予め圧入して保持するようになっていることから、組付性が良好になる。
〔第２参考例〕
図２２は第２参考例を示し、付勢手段のコイルばね３７やプランジャ３８をそれぞれ単一で構成されている。前記コイルばね３７は、不等ピッチのコイルばねによって形成されていると共に、下端部３７ａがプラグ蓋部１９ａの上面に弾接している一方、上端部３７ｂが前記プランジャ３８の下面外周部に弾接しており、圧縮変位するに伴ってばね定数が増加するように設定されている。

前記プランジャ３８は、第１参考例のものと同じくほぼ円柱状に形成されて、下面中央に前記コイルばね３７の上端部３７ａが圧入嵌合して該コイルばね３７を垂下状態に保持する突部３８ａが一体に設けられている。他の構成は前記第１参考例と同様である。

したがって、この参考例も基本的には第１参考例と同様の作用になり、吐出油圧の特性は図２０とほぼ同じになる。

すなわち、機関回転数の上昇に伴い吐出油圧が上昇して図２０のＰ２に達すると、制御油室１６内の導入油圧が高くなって、カムリング５が、アーム１７に作用するコイルばね３７を圧縮変形しはじめて、ピボット部５ａを支点として反時計方向へ偏心揺動する。これにより、ポンプ容量が減少するため、吐出油圧の上昇も図２０の（イ）の領域の示すように小さくなる。さらに機関回転数が上昇して吐出油圧の上昇によってカムリング５の揺動は続くが、ばねの圧縮変形によりばね定数が増加するので、図２０の（イ）領域よりも揺動しにくくなる。油圧上昇は、図２０（ウ）の領域状態で、図２０の（イ）領域より油圧の上昇代が若干大きいまま最高回転に達する。

したがって、この参考例も前記第１参考例と同様な作用効果が得られると共に、特に、コイルばね３７やプランジャ３８を単一としたことから、他の参考例に比較して製造コストの低減化が図れると共に、装置の径方向の大きさを十分小さくすることが可能になる。
〔第３参考例〕
図２３は第３参考例を示し、コイルばね３９を小径な上端部３９ａから下端部３９ｂにかけて漸次拡径状となるテーパ状としたもので、このコイルばね３９は、単一に設定されて上端部３９ａがプランジャ４０の下面外周部に弾接していると共に、プランジャ４０の下面中央に一体に有する突起部４０ａに圧入嵌合されている一方、下端部３９ｂがプラグ蓋部１９ａの上面に弾接している。また、このコイルばね３９は、テーパ形状の特性からそのばねセット荷重が圧縮変位するにしたがって増加するようになっている。他の構成は第１実施例と同様である。

したがって、この参考例も第２参考例と同様に製造コストの低減化と装置の径方向の小型化が図れる。
〔第４実施例〕
図２４は第４実施例を示し、可変容量形ポンプとしてトロコイド型ポンプに適用したものであるが、付勢手段は前記第１実施例の構造と同じである。

具体的に説明すれば、このトロコイド型ポンプは、一端開口が図外のカバーによって閉塞されたポンプハウジング４１と、該ポンプハウジング４１のほぼ中心部を貫通し、機関のクランク軸から回転力が伝達される駆動軸４３と、前記ポンプハウジング４１の内部に形成された収容凹部４２内に回転自在に収納されたインナロータ４４及びアウタロータ４５と、前記収容凹部４２の内部に回転移動自在に収容され、内周面で前記アウターロータ４５の外周面を回転摺動自在に支持する調整リング４６と、を備えている。

前記ポンプハウジング４１は、アルミ合金材によって一体に形成され、ほぼ中央位置には駆動軸４３を回転自在に支持する挿通孔が形成されていると共に、内部にほぼ異形楕円状の前記収容凹部４２が形成されている。また、前端部に前記カバーが６本のボルトによって固定されていると共に、図２４の右側部に前記調整リング４６を図中時計方向へ付勢する調整機構４７が設けられている。

前記駆動軸４３は、一端部に設けられた図外のプーリを介してクランクシャフトからの回転駆動力が伝達されて、図中矢印方向（時計方向）へ回転駆動されるようになっている。

前記インナロータ４４は、その中央部が駆動軸４３に結合されていると共に、外周にトロコイド曲線で形成された６つの外歯４ａが形成されている。前記アウタロータ４５は、その中心がインナロータ４４の中心から所定量ｅだけ偏心していると共に、内周には前記外歯４４ａ…と噛合するトロコイド曲線で形成された７つの内歯４５ａが形成されている。したがって、各ロータ４４，４５の歯先接点と歯底で囲われる空間のポンプ室５０が形成されており、このポンプ室５０の容積が各ロータ４４，４５の回転に伴い変化するようになっている。

また、ポンプハウジング４１の図１中の下部位置には、略円弧状の吸入室４８が設けられている一方、これと反対の上部位置には、吐出室４９が設けられており、上下端には、前記吸入室４８と吐出室４９とにそれぞれ連通する吸入ポート４８ａと吐出ポート４９ａが設けられている。前記吸入ポート４８ａは、吸入口に接続された図外の吸入通路を介して機関本体の下端部に設けられたオイルパン内部とストレーナに連通している一方、吐出ポート４９ａは、吐出口に接続された図外の吐出通路を介して機関のオイルメインギャラリーに接続されている。

また、前記ポンプハウジング４１の前記吸入室４８と吐出室４９の対向する両端部位置には、前記ポンプ室５０の容積がほぼ最大となる部位に第１シールランド部５１ａが形成されていると共に、これと反対側のほぼ最小となる部位に第２シールランド部５１ｂがそれぞれ形成されている。本実施例では、最大容積側の第１シールランド部５１ａは、最大容積のポンプ室５０の形状とほぼ同じ形状に形成されている。

前記収容凹部４２は、その内周面の円周方向のほぼ１２０°の角度位置、つまり前記ポンプ室５０の最大容積部位にほぼ対応する第１曲面部位４２ａと、この第１曲面部位４２ａから円周方向のほぼ１２０°に位置する第２、第３曲面部位４２ｂ、４２ｃがそれぞれトロコイド曲線によって形成されている。

この第１〜第３曲面部位４２ａ〜４２ｃは、その形成手順を図２５、図２６に基づいて具体的に説明すれば、前記インナーロータ４の中心Ｏから任意の長さの半径Ｒを設定し、この半径Ｒに対して半径２Ｒ／３の基円αを描き、この基円α上を転動する半径Ｒ／３の仮想転円βを設定し、前記基円αの中心Ｏと前記仮想転円βの中心Ｏ’を結ぶ線を基準線Ｊとする。この基準線Ｊは、前記第１シールランド部５１ａの中心を通るように設定されており、この上方位置に前記吐出室４９及び吐出ポート４９ａが位置し、下方位置に前記吸入室４８及び吸入ポート４８ａが位置している。

この基準線Ｊの延長線上に、前記仮想転円βの中心Ｏ’から前記基円αの中心Ｏと反対方向へ前記インナーロータ４４に対するアウターロータ４５の径方向の偏心量ｅの距離分の定点Ｅを設定する。

前記仮想転円βを、前記基円α上を滑ることなく転動させた際における前記定点Ｅ、Ｅ’の軌跡で表される曲線がトロコイド曲線γとなる。

前記仮想転円βが基円α上のθの位置まで滑ることなく転がると、転円βは２θだけ自転するので定点Ｅは基準線Ｊに対しては３θだけ回転したことになる。

このことは、図２６に示すように書き換えられる。つまり、インナーロータ４４の中心Ｏから偏心量ｅだけ離れた点Ｅを取り、さらに半径Ｒだけ延長した位置に点Ｔを取り、前記中心点Ｏと点Ｅと点Ｔを直線で結ぶ方向に基準線Ｊを取る。点Ｅが中心点Ｏ回りに３θ回転した点Ｅ’より、基準線Ｊに対してθだけ傾き距離Ｒの点Ｔ’の軌跡が前記トロコイド曲線γとなる。したがって、点Ｔが点Ｔ’へ角度θだけ回転移動したとき、点Ｅは点Ｅ’へ角度３θ回転移動したことになる。
つまり、前記調整リング４６が角度θだけ回転移動したとき、調整リング４６の中心Ｘが３θ回転移動することを表す。

そして、前記トロコイド曲線γ上の点Ｔ’を中心とする半径ｒの円で創成されるトロコイド曲線状の創成曲線をγ’、言い換えれば、点Ｔ’より法線上外側に半径長さｒだけ離れた点の軌跡で表されるトロコイド曲線上の曲線γ’として収容凹部４２の各曲面部位４２ａ〜４２ｃの壁面形状としたものである。

また、前記吐出室４９側に位置する一つの曲面部位４２ｃのポンプ回転方向側の位置には、ほぼ逆Ｌ字形状に折曲されたストッパ面５２が連続して形成されている。

一方、前記調整リング４６は、図２７に示すように、リング本体４６ａがほぼ円環状に形成され、このリング本体４６ａの内周面４８ｂで前記アウターロータ４５の外周面を回転摺接自在に支持していると共に、外周に前記収容凹部４２の各曲面部位４２ａ〜４２ｃに各先端面が摺接する３つの摺接部位５３〜５５が径方向外側に一体に突設されている。

この第１〜第３摺接部位５３〜５５は、前記第１〜第３曲面部位４２ａ〜４２ｃに対応したリング本体４６ａの円周方向のほぼ１２０°位置に設けられ、内周面４６ｂの中心Ｘから前記Ｒの距離を中心として半径ｒの半円状に各先端面５３ａ〜５５ａが形成されている。

すなわち、前記第１摺接部位５３の先端面５３ａまでの長さは、前記内周面４６ｂの中心Ｘから半径Ｒａの距離の位置に中心Ｔａが設定されて、この中心Ｔａから半径ｒａの半円弧状に形成され、第２摺接部位５４の先端面５４ａまでの長さは、前記中心Ｘから半径Ｒｂの距離の位置に中心Ｔｂが設定されて、この中心Ｔｂから半径ｒｂの半円弧状に形成されている。また、第３摺接部位５５の先端面２１ａまでの長さは、前記中心Ｘから半径Ｒｃの距離の位置に中心Ｔｃが設定されて、この中心Ｔｃから半径ｒｃの半円弧状に形成されている。

そして、前記最大容積となるポンプ室５０側に位置する第１摺接部位５３が半径Ｒａの最大突出量に形成され、前記吸入側に位置する第２摺接部位５４が半径Ｒｂの中程度の突出量に形成され、吐出側に位置する第３摺接部位５５が半径Ｒｃの最小突出量にそれぞれ形成されている。

したがって、吐出ポート１４から吐出されたポンプ油圧に対する受圧面積は、前記第３摺接部位５５の一側面５４ｂよりも前記第１摺接部位５４の一側面５３ｂの方が大きくなっている。

また、前記第３摺接部位５５の回転方向の側部には、調整リング４６が図２４中、時計方向へ回転移動した際に、前記ポンプハウジング４１のストッパ面５２に側面が当接してそれ以上の回転移動を規制する規制突部５６がリング本体４６ａと一体に設けられている。

また、前述した収容凹部４２の第１曲面部位４２ａの円周方向の範囲は、前記ｅ、Ｒａ、ｒａを用いて、前記θ＝０°を中心とした両方向の所定角度（θ−θ１、θ＋θ２）に設定され、第２曲面部位４２ｂの円周方向の範囲は、前記ｅ、Ｒｂ、ｒｂを用いて反時計回りにθ＝１２０°から両方向の所定角度に設定され、さらに、第３曲面部位４２ｃの円周方向の範囲は、前記ｅ、Ｒｃ、ｒｃを用いてθ＝−１２０°から両方向の所定角度に設定されている。

これによって、各摺接部位５３〜５５の先端面５３ａ〜５５ａが、各曲面部位４２ａ〜４２ｃにそれぞれ微小クリアランスを介して摺接可能になっている。

さらに、前記第２摺接部位５４の調整リング４６の回転方向側の位置には前記調整機構４７の後述するプランジャが当接して調整リング４６を反時計方向に回転させる円弧状の当接部５７が一体に設けられている。

前記調整機構４７は、図２４に示すように、ポンプハウジング４１の側部から傾斜状に突設された円筒状のシリンダボディ５８と、シリンダボディ５８の開口端を閉塞するプラグ５９と、シリンダボディ５８の内部に並列に収容配置された内外２重の圧縮ばね部材である内側の第１コイルばね６０及び外側の第２コイルばね６１と、前記第１コイルばね６０の先端部と当接部５７との間に配置された第１プランジャ６２と、前記第２コイルばね６１の先端部側に配置されて、前記シリンダボディ５８の内周面に摺動案内される当接部材である第２プランジャ６３とから主として構成されている。

なお、前記シリンダボディ５８とプラグ５９、第１コイルばね６０、第２コイルばね６１、第１プランジャ６２、第２プランジャ６３の具体的構成は、前記第１実施例のものと同一構成であるから具体的な説明は省略し、主たる構成のみを説明する。

前記第１コイルばね６０は、所定のばねセット荷重Ｗ１に設定されており、このばねセット荷重Ｗ１は、油圧が可変動弁装置の必要油圧Ｐ１のときに調整リング４６が図２４中、反時計方向へ回動する荷重である。

前記第１プランジャ６２は、中実な円柱状に形成されて、その平坦な上面が前記当接部５７に常時当接していると共に、下面中央位置には、第１コイルばね６０の先端部が圧入嵌合する突部６２ａが一体に設けられている。

前記第２コイルばね６１は、後端部が同じく蓋部５９ａの内面に弾接している一方、先端部が前記第２プランジャ６３の上壁の下面外周部に弾接しており、所定のセット荷重Ｗ２に設定されている。前記所定のセット荷重Ｗ２とは、油圧がクランク軸の最高回転時に必要油圧Ｐ２のときに調整リング４６が動き出す荷重である。

また、前記第１コイルばね６０と第２コイルばね６１とは、その巻き方向が互いに逆方向になっている。したがって、両者６０，６１の圧縮・伸長変形時において互いが噛み合うことがなくなり、常時スムーズな変形が得られるようになっている。

前記第２プランジャ６３は、円形状の上壁と、該上壁の外周下端縁から垂下した筒状部とから構成され、前記上壁の中央に貫通形成された挿通孔に前記第２コイルばね６１が挿通していると共に、その内径が第１コイルばね６１の圧縮・変形に支障を来さない大きさに設定されている。

そして、前記第１コイルばね６０のばね力によって調整リング４６の第１摺接部位５３は基準線Ｊ上の位置となり、リング内周面４６ｂの中心Ｘも基準線Ｊ上となり、アウターロータ４５の中心も基準線Ｊ上となる。すなわち、インナーロータ４４に対するアウターロータ４５の偏心方向は、基準線Ｊ方向の角度θ＝０°であり、前記第１シールランド部５１ａも基準線Ｊにある。これによって、第１シールランド部５１ａと最大容積ポンプ室５０の位置が一致して、ポンプ吐出量が最大となるように設定されている。

以下、本実施例におけるポンプ吐出圧と調整リング４６の回転作動との関係を図２４及び図２８に基づいて説明する。

調整リング４６の第１、第３摺接部位５３、５５の先端面５３ａ、５５ａと収容凹部４２の第１、第３曲面部位４２ａ、４２ｃとの当接点Ｑ１、Ｑ２で囲まれる空間は、吐出ポート４９ａと連通していることから、斯かる空間に位置する調整リング４６の図中上側外周部には、ポンプ吐出圧が作用し、このポンプ吐出圧は前記当接点Ｑ１、Ｑ２を結ぶ直線に垂直に作用する面圧Ｐ（矢印）となり、前記当接点Ｑ１，Ｑ２の中央部に合力Ｆとして作用する。前記調整リング４６は、その中心Ｘがアウターロータ４５の中心点Ｅと同じであるからインナーロータ４の中心Ｏとは偏心量ｅ分だけずれており、したがって、前記合力Ｆは調整リング４６をインナーロータ４４の中心Ｏに対して図中反時計方向に回転させる力として作用する。

このとき、調整リング４６の第１，第３摺接部位５３，５５の長さは、（Ｒａ＋ｒａ）＞（Ｒｃ＋ｒｃ）であって、第１摺動部位５３の方が長いから、前記合力Ｆの作用する位置がインナーロータ４４の中心Ｏから離れるため、調整リング４６にはより大きな反時計方向の回転力が付与される。さらに、図２４に示すように、受圧面積が第３摺接部位５５の一側面５５ｂよりも第１摺接部位５３の一側面５３ｂの方が大きいことから、調整リング４６に対して反時計方向への回転力が大きくなるのである。

このように、３つの摺接部位５３〜５５のＲ＋ｒの値を異ならせることによって、調整リング４６に作用するポンプ吐出圧で発生する回転力の大きさを制御することができる。

次に、機関運転時（ポンプ運転時）における作用について説明する。

まず、機関始動後（ポンプ始動後）には、駆動軸４３の回転に伴ってインナーロータ４４とアウターロータ４５が互いの各内外歯４４ａ、４５ａを噛み合わせながら回転すると、前記ポンプ室５０が吸入室４８側で膨張し、第１シールランド部５１ａを通過した後に吐出室４９側で収縮し、かかる容積を変化させることによってポンプ作用が行なわれる。

そして、ポンプ始動前あるいは始動直後のポンプ吐出圧がゼロあるいは極めて低い場合には、図２４に示すように、調整リング４６は、調整機構４７の第１コイルばね６０のばね力によって第１プランジャ６２が当接部５７を押圧付勢していることから、時計方向に回転付勢されている。この状態では前記規制突部５６がストッパ面５２に当接して調整リング４６のそれ以上の時計方向の回転が規制されている。

この状態では、調整リング４６を介してインナーロータ４４に対するアウターロータ４５の偏心方向は、基準線Ｊ方向で前記第１シールランド部５１ａと一致しているので、吸入室４８側から吐出室４９側へポンプ室５０の容積が最大で第１シールランド部５１ａを通過する一方、吐出室４９側から吸入室４８側へのポンプ室５０の容積が最小となって、第２シールランド部５１ｂを通過することからポンプ吐出量が最大となる。このため、ポンプ低回転時には、ポンプ吐出圧は、図７の（ア）に示すように急激な立ち上がる特性となる。

続いて、ポンプ回転数の増加に伴いポンプ吐出圧が上昇すると、前述のように、ポンプ吐出圧が吐出ポート４９ａから調整リング４６に作用して、該調整リング４６は、図２９に示すように、ストッパ面５２から離れつつ各摺接部位５３〜５５を介して、前記第１コイルばね６０のばね力に抗して例えば約１５°の角度をもって反時計方向へ回転する。そして、調整リング４６は、第１コイルばね６０が圧縮変形して第１プランジャ６２が第２プランジャ６３に当接すると、第２コイルばね６１のばね荷重Ｗ２が作用して前記ポンプ吐出圧と釣り合った位置で回転が停止される。

前述のように、調整リング４６の回転角度θに対し、内周面４６ａの中心点Ｘ、すなわち、アウターロータ４５の中心点Ｅはインナーロータ４４の中心点Ｏ回りに角度３θ回転するので、この状態では、偏心方向が４５°となる。そのため、第１シールランド部５１ａを通過するポンプ室５０の容積が若干減少する一方、第２シールランド部５１ｂを通過するポンプ室５０の容積が若干増加するので、吸入室４８側から吐出室４９側へ流動するオイル量が減少し、つまり、ポンプ吐出量が減少してポンプ吐出圧は、図７の（イ）〜（ウ）に示すように、なだらかに立ち上がるものの急激な立ち上がりが抑制される。

また、調整リング４６は、前記各摺接部位５３〜５５の先端面５３ａ〜５５ａがそれぞれ円弧面に形成されていることから、各曲面部位４２ａ〜４２ｃに対して滑らかに摺接回転する。

さらに、ポンプ回転数が上昇すると、調整リング４６に作用するポンプ吐出圧がさらに大きくなることから、前記調整リング４６は、図３０に示すように、今度は第１、第２コイルばね６０，６１の両方のセット荷重Ｗ１，Ｗ２に抗してさらに反時計方向へ回転して約３０°の角度まで回転する。このため、アウターロータ４５は、その中心点Ｅが約９０°移動したことになり、インナーロータ４４との偏心方向がほぼ９０°角度位置になる。このため、ポンプ室５０は、吸入室４８から吐出室４９へ第１シールランド部５１ａを通過する際の容積と、吐出室４９から吸入室４８へ第２シールランド部５１ｂを通過する際の容積がほぼ等しくなり、ポンプ吐出量が最小になる。

このように、ポンプ吐出圧によって調整リング４６を回転させることにより、インナーロータ４４とアウターロータ４５の偏心方向をポンプハウジング４１に対して可変とすることによって、ポンプ吐出量を可変として不要な流体仕事を削減することができる。この結果、前記第１〜第３実施例と同じく図７に示すような動力損失の低減化が図れる。

さらに、調整リング４６は、ポンプ吐出圧に応じて調整機構４７の各コイルばね６０，６１のばね力に抗して回転移動するため、所定の吐出圧を超えるとポンプ容量を減少させ、無駄に油圧を上昇させてフリクションの上昇を十分抑制することが可能になる。

前記各摺接部位５３〜５５を調整リング４６の円周方向のほぼ１２０°の間隔位置に３つ設けたことから、調整リング４６が、ポンプハウジング４１の各曲面部位４２ａ〜４２ｃを３点で摺接しつつ回転移動するため、安定した回転移動が得られる。

しかも、調整リング４６の回転方向における第１摺接部位５３と第３摺接部位５５の各受圧面積に差をもたせたため、ポンプ吐出圧を効率的に自由な倍率によって調整リング４６の回転力へと変換させることが可能になる。これによって、調整機構４７の各コイルばね６０，６１のばねセット荷重Ｗ１，Ｗ２を自由に設定することができる。

なお、前記各曲面部位４２ａ〜４２ｃの表面、あるいは各摺接部位５３〜５５の先端面５３ａ〜５５ａに低摩擦材を形成することも可能であり、これによってシール性を向上させつつ調整リング４６のより滑らかな回転を得ることができる。
〔第５実施例〕
図３１は第５実施例を示し、可変容量形ポンプとして外接ギア式ポンプに適用したものであるが、この実施例も付勢手段の基本構造は前記各実施例と同じである。なお、この外接型ポンプの基本構造は一般的なものである。

すなわち、両端開口がバー７１ａ、７１ｂによって閉塞されたポンプハウジング７１と、該ポンプハウジング７１のほぼ上端部を軸方向に貫通して、機関のクランク軸によって回転駆動される駆動軸７２と、前記ポンプハウジング７１の内部に回転自在に収容され、前記駆動軸７２に結合されたドライブギア７３と、ポンプハウジング７１の内部下側に支軸７４を介して回転自在に収容されたドリブンギア７５と、を備えている。

前記ドライブギア７３は、外周に複数の歯部７３ａが形成されていると共に、軸方向への移動が規制されている。

前記ドリブンギア７５は、外周に形成された複数の歯部７５ａが前記ドライブギア７３の各歯部７３ａに噛合して、この各歯部７３ａ、７５ａの回転によって吸入、吐出のポンプ作用が行われるようになっている。また、このドリブンギア７５は、前記支軸７４の前端部に結合された受圧部材７６と、後端部に結合された第１プランジャ７７とを介して前後摺動自在に設けられていると共に、前記前端側カバー７１ａと受圧部材７６の前端面との間に形成された制御油室８２に供給されるポンプ吐出油圧によって図中右方向へ摺動するようになっており、この摺動位置、つまり各歯部７３ａ、７５ａの噛み合い幅に応じてポンプ吐出量を変化させるようになっている。また、前記ドリブンギア７５の後端側には、該ドリブンギア７５を最大前方位置に付勢して最大吐出量（最大吐出油圧）とさせる付勢手段が設けられている。

この付勢手段は、アルミ合金材のポンプハウジング７１と一体に設けられ、後端開口が前記後端側カバー７１ｂによって閉塞されたシリンダボディ７８と、シリンダボディ７８の内部に並列に収容配置された内外２重の圧縮ばね部材である内側の第１コイルばね７９及び外側の第２コイルばね８０と、前記第１プランジャ７７と、前記第２コイルばね８０の先端部側に配置されて、前記シリンダボディ７８の内周面７８ａに摺動案内される第２プランジャ８１とから主として構成されている。

前記第１コイルばね７９は、そのコイル径が第２コイルばね２１よりも小さく形成されて内側に配置されていると共に、その軸方向の長さが第２コイルばね８０よりも長く形成されて、前端部７９ａが第１プランジャ７７の後端面に弾接し、他端部７９ｂが前記後端側カバー７１ｂの内面に弾接していると共に、そのセット荷重がＷ１に設定されている。このばねセット荷重Ｗ１は、油圧が可変動弁装置の必要油圧Ｐ１のときにドリブンギア７５が図中右方向へ動き出す荷重である。

なお、前記第１コイルばね７９は、前端部７９ａが前記第１プランジャ７７の後端面ほぼ中央に一体に設けられた円筒状の突起部７７ａに圧入嵌合して保持されている。

前記第２コイルばね８０は、後端部８０ｂが同じくカバー７１ｂの内面に弾接している一方、前端部８０ａが前記第２プランジャ８１の上壁の下面外周部に弾接しており、所定のセット荷重Ｗ２に設定されている。この所定のセット荷重Ｗ２とは、油圧がクランク軸の最高回転時に必要油圧Ｐ２のときにドリブンギア７５が動き出す荷重である。

前記第２プランジャ８１は、シリンダボディ７８の内周面７８ａを摺動案内されながら左右に摺動するが、その最大左方向への移動が端壁８１ａの外周縁が前記内周面７８ａの前端側に形成されたストッパ突部７８ｂに当接して規制されるようになっている。

したがって、この実施例も前記各実施例と同様な作用となり、簡単に説明すると、ポンプ回転（機関回転）の低回転域から上昇するに伴って、制御油室８２内の吐出油圧が上昇して図７のＰ１に達すると、制御油室１６内の導入油圧が高くなって、ドリブンギア７５が第１コイルばね７９を圧縮変形しはじめて、ドリブンギア７５が右方向に移動する。これによって、ポンプ容量が減少するため、吐出油圧の上昇特性も図７の（イ）領域に示すように小さくなる。そして、図３２に示すように、第１プランジャ７７が第２プランジャ８１の端壁８１ａの外周部に当接するまでドリブンギア７５が右方向へ移動する。

この図３２に示す状態では、第１プランジャ７７が第２プランジャ８１に当接しているが、この時点から第１コイルばね７９のセット荷重Ｗ１に加えて、第２コイルばね８０のセット荷重Ｗ２が付与されることから、吐出油圧がＰ２（制御油室１６内の油圧Ｐ２）に達しセット荷重Ｗ２に打ち勝つまでドリブンギア７５は右方向へ移動できず保持された状態になる。したがって、機関の回転上昇とともに吐出油圧は、図７のウに示す立ち上がり特性となるが、ドリブンギア７５の噛み合い幅が小さくなってポンプ容量が減少していることから、図７の（ア）に示すような急激な立ち上がり特性にはならない。

さらに機関回転数が上昇して吐出油圧がＰ２以上になると、ドリブンギア７５は、図３３に示すように、第２コイルばね８０のセット荷重Ｗ２のばね力に抗して第１，第２コイルばね７９、８０の両方を圧縮変形させながらさらに右方向へ移動する。かかるドリブンギア７５の移動に伴ってポンプ容量がさらに減少して吐出油圧の上昇は小さくなり、図７の（エ）に示す特性の状態を維持したまま最高回転数に達する。

したがって、ポンプの吐出油圧の特性が図７の（ア）〜（エ）に示すような特性となり、前記制御油圧（実線）を必要油圧（破線）に十分に近づけることが可能になることから、不必要な油圧上昇による動力損失を十分に低減することができる。

以上のように、本発明の各実施例によれば、不必要な油圧上昇による動力損失を十分に低減することができる。

また、前記第１実施例などでは、第１、第２の２つのコイルばねを用いたため、各ばねセット荷重を吐出油圧の変化に応じて任意に設定することができるので、吐出油圧に最適なばね力をセットすることか可能になる。

各コイルばねの先端部には、第１、第２プランジャを設けたため、組付作業が容易になると共に、各コイルばねが捩れを生じずスムーズに変位させることができる。したがって、各プランジャの移動量やアームの揺動量が小さい場合は、第１コイルばねの上端を直接アームの下面に当接することも可能である。

さらに、前記アームの下面を円弧曲面状に形成したことから、カムリングの揺動により第１プランジャの上面との接触角や接触点の変化を小さくすることができ、これによって、第１コイルばねの変位を安定化させることが可能になる。

また、各コイルばねを直列に配置した場合には、装置の径方向の大きさを十分に小さくすることが可能になる。

さらに、第２実施例などでプランジャの上端部及び下端部の各外周部に各コイルばねの端部を被嵌状態に保持する突出部を設けたことによって変位時における各コイルばねの倒れや捩れを防止できる。

また、前記吐出口を介して吐出ポートから吐出される潤滑油を機関摺動部の他に、バルブタイミング制御装置の作動源として利用するが、初期の吐出油圧の立ち上がりが良好になることから、機関始動直後の例えばタイミングスプロケットとカムシャフトとの相対回転位相の遅角側あるいは進角側への作動応答性が向上する。

前記第１コイルばねと第２コイルばねのコイル巻き方向を互いに逆向きに形成したことから、圧縮・伸長変位時に両者の噛み合いなどを防止することが可能になる。

本発明は、前記実施例の構成に限定されるものではなく、例えば内燃機関以外の油圧機器類等に適用することも可能である。

本発明にかかる可変容量形ポンプの第１実施例を一部断面して示す正面図である。 本実施例の分解斜視図である。 本実施例に供されるポンプハウジングを示す正面図である。 本実施例の作用説明図である。 本実施例の作用説明図である。 吐出油圧と機関回転数との関係を示す特性図である。 本実施例における吐出油圧と機関回転数との関係を示す特性図である。 本実施例における第１、第２コイルばねのばね変位とばねセット荷重との関係を示す特性図である。 第２実施例を一部断面して示す正面図である。 同じく第２実施例の作用説明図である。 同じく第２実施例の作用説明図である。 本実施例における第１、第２コイルばねのばね変位とばねセット荷重との関係を示す特性図である。 第３実施例を一部断面して示す正面図である。 Ａは本実施例に供される第１、第２プランジャを分解して示す正面図、Ｂは同断面図である。 同実施例の作用説明図である。 同実施例の作用説明図である。 第１参考例を一部断面して示す正面図である。 同参考例の作用説明図である。 同参考例の作用説明図である。 本参考例における吐出油圧と機関回転数との関係を示す特性図である。 本参考例における第１、第２コイルばねのばね変位とばねセット荷重との関係を示す特性図である。 第２参考例を一部断面して示す正面図である。 第３参考例を一部断面して示す正面図である。 第４実施例を一部断面して示す正面図である。 本実施例における収容凹部の各曲面部位を形成する手順説明図である。 同じく各曲面部位を形成する手順説明図である。 本実施例に供される調整リングの正面図である。 前記調整リングに作用するポンプ吐出油圧の作用説明図である。 同実施例の作用説明図である。 同実施例の作用説明図である。 第５実施例を示す縦断面図である。 同実施例の作用説明図である。 同実施例の作用説明図である。

符号の説明

１…ポンプハウジング
３…駆動軸
４…ロータ
５…カムリング
６…ベーンリング
７…吸入口
８…吐出口
１１…ベーン
１３…ポンプ室
１６…制御油室
１７…アーム
１７ａ…下面
１８…シリンダボディ
１８ａ…内周面
１９…プラグ
２０…第１コイルばね
２１…第２コイルばね
２２…第１プランジャ
２２ｂ…突起部
２３…第２プランジャ
２３ａ…上壁
２３ｂ…筒状部

Claims (1)

1. 自動車用内燃機関の各摺動部への潤滑や、油圧によって機関弁の作動特性を制御する可変動弁機構の作動源としてオイルを供給する可変容量形ポンプであって、
   前記内燃機関によって回転駆動されることにより、吸入部から複数の作動油室に導入された潤滑油を、前記作動油室の容積変化を得て吐出部から吐出するポンプ構成体と、
   前記潤滑油の吐出油圧を利用して可動部材を移動させることにより、前記吐出部に開口する前記作動油室の容積を変化させる可変機構と、
   前記作動油室の容積変化量が大きくなる方向へ前記可動部材を付勢すると共に、前記作動油室の容積変化量を減少させる方向への前記可動部材の移動量が大きくなるに伴ってばね定数が大きくなるように２つのコイルばねによって構成された付勢手段と、
   を備え、
   前記作動油室の容積変化量が最も大きくなるように、前記可動部材が前記付勢手段によって付勢された状態において、前記付勢手段を構成する２つのコイルばねにそれぞれセット荷重が付与されており、
   前記可動部材側に配置された第１コイルばねは、押圧部材を介して常に前記可動部材を付勢し、
   第２コイルばねは、前記可動部材が所定以上移動すると前記押圧部材を介して前記可動部材を付勢することを特徴とする可変容量形ポンプ。

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