(57)【要約】【課題】オイルの吐出初期におけるエネルギー消費を抑制することのできる可変容量形ポンプを提供する。【解決手段】吸入ポート７から複数のポンプ室１３に導入されたオイルをポンプ室の容積変化を得て吐出ポート８から吐出するポンプ構成体を備え、制御油室１６内に供給された吐出圧が第１吐出圧Ｐｆになるとカムリングを一方向へ所定量だけ揺動させ、第１吐出圧よりも高圧の第２吐出圧Ｐｓとなるとカムリングをさらに一方向に移動させることによってポンプ吐出圧を可変にする。第１吐出圧を、オイルジェット３０のバルブスプリング５０を圧縮変形させてボール弁体４６を開弁させる圧力よりも低い圧力に設定して、吐出圧が低い時のエネルギー消費を抑制した。【選択図】図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
供給されるオイルの圧力が所定以上になったときに、内燃機関のピストンにオイルを噴射するオイルジェットに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って、吸入部から複数の作動室に流入したオイルを、前記作動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、
一方向へ移動することにより前記吐出部から吐出されるオイルの流量を減少させる可動部材と、
前記オイルの吐出圧が第１吐出圧になると前記可動部材を一方向へ所定量だけ移動させ、前記第１吐出圧よりも高圧の第２吐出圧となると前記可動部材をさらに一方向に移動させる制御手段と、を備え、
前記第１吐出圧は、前記オイルジェットがオイルを噴射し始める圧力よりも低い圧力に設定したことを特徴とする可変容量形ポンプ。
【請求項２】
供給されるオイルの圧力が所定以上になったときに、内燃機関のピストンにオイルを噴射するオイルジェットと、
前記内燃機関によって回転駆動されることによって、吸入部から複数の作動室に流入したオイルを、前記作動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、一方向へ移動することにより前記吐出部から吐出されるオイルの流量を減少させる可動部材と、前記オイルの吐出圧が第１吐出圧になると前記可動部材を一方向へ所定量だけ移動させ、前記第１吐出圧よりも高圧の第２吐出圧となると前記可動部材をさらに一方向に移動させる制御手段と、を備えた可変容量形ポンプと、
前記第１吐出圧は、前記オイルジェットがオイルを噴射し始める圧力よりも低い圧力に設定したことを特徴とする可変容量形ポンプを用いた潤滑システム。
【請求項３】
内燃機関によって回転駆動されることによって、吸入部から複数の作動室に流入したオイルを、前記作動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、一方向へ移動することにより前記吐出部から吐出されるオイルの流量を減少させる可動部材と、前記オイルの吐出圧が第１吐出圧になると前記可動部材を一方向へ所定量だけ移動させ、前記第１吐出圧よりも高圧の第２吐出圧となると前記可動部材をさらに一方向に移動させる制御手段と、を備えた可変容量形ポンプから供給されたオイルの圧力が所定圧以上になったときに内燃機関のピストンにオイルを吐出するオイルジェットであって、
前記オイルジェットからオイルを噴射し始める圧力は、前記第１吐出圧よりも高い圧力に設定したことを特徴とするオイルジェット。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、例えば自動車の内燃機関に用いられる可変容量形ポンプと、該可変容量形ポンプを用いた潤滑システム及びオイルジェットに関する。
【背景技術】
【０００２】
従来の可変容量形ポンプとしては、以下の特許文献１に記載されたものが知られている。
【０００３】
この従来の可変容量形ポンプは、カムリングに常時付勢力を作用させる第１のスプリングと、前記カムリングが所定以上移動したときに前記第１スプリングの付勢力と反対方向へ付勢力を付与する第２のスプリングとを備え、該両スプリングの相対的な付勢力によって前記カムリングの偏心状態を２段階に変化させて、吐出流量特性を２段階に変化させるようになっている。
【０００４】
また、この可変容量形ポンプは、前記第１スプリングの付勢力に抗して前記カムリングが移動する前の第１の吐出圧によってバルブタイミング制御装置のロック状態を解除するようになっている。
【特許文献１】特開２００９−９７４２４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、前記従来の可変容量形ポンプを、内燃機関のピストンを冷却するためのオイルジェットにオイル供給するものにも適用した場合に、可変容量形ポンプの前記第１吐出圧の段階、つまり前記カムリングが移動する前のオイルをオイルジェットに供給してしまうと、前記カムリングを移動させるための吐出圧が得られるまでに不要なエネルギーを消費してしまうおそれがある。
【０００６】
本発明は、オイルの吐出初期におけるエネルギー消費を抑制することのできる可変容量形ポンプを提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明の可変容量形ポンプは、内燃機関によって回転駆動されることによって、吸入部から複数の作動室に流入したオイルを、前記作動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、一方向へ移動することにより前記吐出部から吐出されるオイルの流量を減少させる可動部材と、前記オイルの吐出圧が第１吐出圧になると前記可動部材を一方向へ所定量だけ移動させ、前記第１吐出圧よりも高圧の第２吐出圧となると前記可動部材をさらに一方向に移動させる制御手段と、を備え、前記第１吐出圧は、前記オイルジェットがオイルを噴射し始める圧力よりも低い圧力に設定したことを特徴としている。
【発明の効果】
【０００８】
本発明によれば、オイルの吐出初期におけるエネルギー消費を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】第１実施形態における可変容量形ポンプの分解斜視図である。
【図２】本実施形態における可変容量形ポンプのカバー部材を取り外した正面図である。
【図３】図２のＡ−Ａ断面である。
【図４】本実施形態に供されるポンプハウジングを示す正面図である。
【図５】本実施形態の作用説明図である。
【図６】本実施形態の作用説明図である。
【図７】本実施形態における第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。
【図８】従来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。
【図９】本実施形態に供されるオイルジェットが適用された内燃機関の縦断面図である。
【図１０】同オイルジェットの斜視図である。
【図１１】Ａはオイルジェットの閉弁状態を示す縦断面図、Ｂは同オイルジェットの開弁状態を示す縦断面図である。
【図１２】本実施形態に供されるバルブタイミング制御装置を断面して示す全体図である。
【図１３】同バルブタイミング制御装置におけるベーン部材の最遅角側への回転位置を示す断面図である。
【図１４】同バルブタイミング制御装置におけるベーン部材の最進角側への回転位置を示す断面図である。
【図１５】同バルブタイミング制御装置におけるロック機構を示す断面図である。
【図１６】機関停止時における各機構の作用を示し、Ａはベーン部材が最遅角側に回転制御された状態を示す作用説明図、Ｂはロックピストンがロック穴に係合した状態を示す作用説明図、Ｃはスプール弁体が左側位置に保持された状態を示す作用説明図である。
【図１７】イグニッションキーがオンされた際における各機構の作用を示し、Ａはベーン部材が最遅角側に回転制御された状態を示す作用説明図、Ｂはロックピストンがロック穴から抜け出した状態を示す作用説明図、Ｃはスプール弁体が左側位置に保持された状態を示す作用説明図である。
【図１８】機関が中回転域に移行した際における各機構の作用を示し、Ａはベーン部材が進角側に回転制御された状態を示す作用説明図、Ｂはロックピストンがロック穴から抜け出した状態を示す作用説明図、Ｃはスプール弁体が右側位置に保持された状態を示す作用説明図である。
【図１９】機関のアイドリング運転時における各機構の作用を示し、Ａはベーン部材が遅角側に回転制御された状態を示す作用説明図、Ｂはロックピストンがロック穴から抜け出している状態を示す作用説明図、Ｃはスプール弁体が左側位置に保持された状態を示す作用説明図である。
【図２０】第２実施形態の可変容量形ポンプのカバー部材を取り外した状態を示す正面図である。
【図２１】第３実施形態に係る可変容量形ポンプの構成を示す分解斜視図である。
【図２２】同可変容量形ポンプにつきカバー部材を外した状態を示す正面図であって、カムリングの偏心量が最大の状態を表したものである。
【図２３】同可変容量形ポンプにつきカバー部材を外した状態を示す正面図であって、カムリングの偏心量が最小の状態を表したものである。
【図２４】同可変容量形ポンプの縦断面図である。
【図２５】本実施形態に供されるハウジングの内部を示す正面図である。
【図２６】本実施形態に供されるソレノイドバルブの非通電時の状態を示す縦断面図である。
【図２７】本実施形態に供されるソレノイドバルブの通電時の状態を示す縦断面図である。
【図２８】本実施形態に係る可変容量形ポンプの油圧回路図である。
【図２９】本実施形態に係る可変容量形ポンプについての機関の回転数と油圧との関係を示すグラフである。
【図３０】変形されたソレノイドバルブの非通電時の状態を示す縦断面図である。
【図３１】同変形例に係るソレノイドバルブの通電時の状態を示す縦断面図である。
【図３２】本発明の第４実施形態に係る可変容量形ポンプの構成を示す分解斜視図である。
【図３３】同実施形態における可変容量形ポンプのカバー部材を外した状態を示す正面図であって、カムリングの偏心量が最大の状態を表したものである。
【図３４】同実施形態に係る可変容量形ポンプのカバー部材を外した状態を示す正面図であって、カムリングの偏心量が最小の状態を表したものである。
【図３５】同実施形態のカバー部材の正面図である。
【図３６】同実施形態に係るカバー部材の背面図である。
【図３７】本発明の第５実施形態に係る可変容量形ポンプに供される油圧方向切換弁の非作動状態を示す縦断面図である。
【図３８】同実施形態に係る油圧方向切換弁の作動状態を示す縦断面図である。
【図３９】同実施形態に係る可変容量形ポンプの油圧回路図である。
【図４０】同実施形態に係る可変容量形ポンプにおける機関の回転数と油圧との関係を示すグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００１０】
以下、本発明に係る可変容量形ポンプの実施形態を図面に基づいて詳述する。
【００１１】
この各実施形態の可変容量形ポンプ０１は、自動車用内燃機関の各摺動部に潤滑油を供給すると共に、オイルジェットを介してピストンに潤滑油を供給し、さらには、バルブタイミング制御装置及び該バルブタイミング制御装置のロック機構にも供給するようになっている。
【００１２】
〔第１実施形態〕
可変容量形ポンプ０１は、図１〜図３に示すように、内燃機関のシリンダブロックの前端部に設けられ、一端開口がカバー部材２によって閉塞された有底円筒状のポンプハウジング１と、該ポンプハウジング１の内部中心部を貫通して、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。
【００１３】
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４にも示すように、凹状の底面１ａはカムリング５の軸方向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。
【００１４】
また、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の枢支点となるピボットピン９の一端部が挿入される孔と断面半円形状のピボット溝１ｃが形成されていると共に、ピボットピン９の軸心とポンプハウジング１の中心(駆動軸３の軸心)を結んだ直線Ｍ（以下「カムリング基準線」という。）より上方位置の図２中、左側の内周に、円弧凹状に形成されたシール面１ｓが形成されている。
【００１５】
前記シール面１ｓは、後述する制御油室１６の図中上端側の一端を、前記カムリング５に設けられた後述のシール部材１４が摺接しつつ共同してシールするようになっている。このシール面１ｓは、図４に示すように、所定の半径によって形成される円弧面状に形成されている。
【００１６】
また、ポンプハウジング１の底面１ａには、図４に示すように、駆動軸３の左側に吸入ポート７が形成されていると共に、駆動軸３の右半分に吐出ポート８がそれぞれほぼ対向して形成されている。
【００１７】
前記吸入ポート７は、図４に示すように、図外のオイルパン内のオイルを吸入する吸入口７ａに連通している一方、吐出ポート８は、吐出口８ａから図外のオイルメインギャラリーを介して機関の各摺動部および可変動弁装置である例えばバルブタイミング制御装置に連通している。
【００１８】
前記吸入ポート７は、円弧状の内側ポート部７ｂとほぼ矩形状の外側ポート部７ｃとから構成されている一方、吐出ポート８は、円弧状の内側ポート部８ｂと前記吐出孔８ａに直接連通する外側ポート部８ｃとから構成されている。
【００１９】
さらに、前記底面１ａのほぼ中央に形成された駆動軸３の軸受孔１ｆには、前記吐出ポート８から吐出されたオイルが小幅なほぼＬ字形に形成された給油溝１０の先端凹溝１０ａを介して供給されるようになっていると共に、前記給油溝１０の開口から前記ロータ４の両側面や後述するベーン１１の側面にオイルが供給されて潤滑性が確保されるようになっている。
【００２０】
前記カバー部材２は、図１、図３に示すように、肉厚プレート状に形成されて、ほぼ平坦状に形成された内側面２ａに前記ポンプハウジング１の底面１ａと同じく吸入ポート７や吐出ポート８とそれぞれ連通する吸入ポート７’や吐出ポート８’が形成されていると共に、内側面２ａの端部に前記ピボットピン９の他端部が挿通されるピン穴２ｂが貫通形成されている。また、カバー部材２のほぼ中央位置には、前記駆動軸３が回転自在に挿通支持される軸受孔２ｃが貫通形成されている。
【００２１】
そして、このカバー部材２は、図１に示す複数の位置決めピンＩＰを介してポンプハウジング１に円周方向の位置決めされつつ複数のボルトＢによってポンプハウジング１に取り付けられている。
【００２２】
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２中、時計方向に回転するようになっており、該駆動軸３を中心とした図中左側の半分が吸入領域となり、右側の半分が吐出領域となる。
【００２３】
前記ロータ４は、図１及び図２示すように、内部中心側から外方へ放射状に形成された７つのスロット４ａ内にそれぞれ７枚のベーン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。また、ロータ４の軸方向両端部には、前記両ベーンリング６，６を内周側で偏心回転自在に保持する円環状の凹溝４ｂ、４ｂが形成されている
前記各ベーン１１は、図２に示すように、内側の各基端縁が前記一対のベーンリング６、６の外周面に摺接している共に、各先端縁が前記カムリング５の内周面５ａに摺接自在になっている。
【００２４】
また、各ベーン１１間とカムリング５の内周面５ａ及びロータ４の外周面、ポンプハウジング１の底面１ａ、カバー部材２の内側面２ａとの間に複数の作動室である扇状のポンプ室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。
【００２５】
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、図２中、外周面の前記カムリング基準線Ｘ上の右外側位置にピボット凸部５ｂが形成されており、このピボット凸部５ｂの中央外側面には、前記ピボット溝１ｃと共同してピボットピン９を嵌挿させて偏心揺動支点とする断面半円状の枢支溝５ｋが軸方向に沿って形成されている。
【００２６】
また、カムリング５は、前記カムリング基準線Ｘより上方向の位置、つまり図２中の左上方位置に、ほぼ逆Ｕ字形状のボス部５ｃが一体に形成され、このボス部５ｃの外面に前記シール面１ｓと対峙する円弧凸状の円弧面５ｄが形成されていると共に、この円弧面５ｄに横断面矩形状の保持溝５ｅが形成されている。この保持溝５ｅ内には、前記制御油室１６の一端側をシールする前記シール部材１４が嵌着固定されている。また、カムリング５の前記ピボット凸部５ｂの枢支溝５ｋとピボットピン９とによって、前記制御油室１６の他端側をシールするようになっている。なお、前記円弧面５ｄは、その曲率半径が前記シール面１ｓと一定の微小隙間を形成する程度でほぼ同等に設定されている。
【００２７】
前記シール部材１４は、例えば低摩耗性の合成樹脂材によってカムリング５の軸方向に沿って細長く形成されていると共に、前記保持溝５ｅの底部側に固定されたゴム製の弾性部材１５の弾性力によってシール面１ｓ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。
【００２８】
また、前記カムリング５は、図１及び図２に示すように、吸入ポート７側の軸方向両端面に、吸入領域でオイルを各ポンプ室１３に流入させる一対の吸入側切欠溝１８ａ、１８ｂが形成されている共に、吐出ポート８側の軸方向両端面に、該吐出領域で各ポンプ室１３内のオイルを吐出ポート８に流入させる吐出側切欠溝１８ｃ、１８ｄが周方向に沿ってそれぞれ形成されている。
【００２９】
前記制御油室１６は、前記カムリング５の外周面と前記ピボット凸部５ｂとシール部材１４との間にほぼ円弧状に隔成されていると共に、吐出ポート８から導入された吐出油圧がカムリング外周面の受圧面５ｆに作用してカムリング５を、ピボットピン９を支点として図２の反時計方向へ揺動させることによってロ一タ４に対する偏心量を減少させる方向へ移動させるようになっている。
【００３０】
また、前記カムリング５は、筒状本体の外周面の前記ピボット凸部５ｂと反対側の位置に径方向外側に突出した延出部であるアーム１７が一体に設けられている。このアーム１７は、図１及び図２に示すように、前記カムリング５の筒状本体の外周面から径方向に延設された矩形板状のアーム本体１７ａと、該アーム本体１７ａの先端部側の上面に一体に形成された凸部１７ｂと、を有している。
【００３１】
前記アーム本体１７ａは、前記凸部１７ｂと反対側の下面に円弧曲面状の突起１７ｃが一体に設けられている一方、前記凸部１７ｂは、アーム本体１７ａに対してほぼ直角方向に延設されていると共に、その上面１７ｄが曲率半径の小さな曲面状に形成されている。
【００３２】
また、前記ポンプハウジング１の前記ピボット溝１ｃと反対側の位置、つまり前記アーム１７の上下位置には、図２中、下側の第１ばね収容室１９と上側の第２ばね収容室２１が同軸上に形成されている。
【００３３】
第１ばね収容室１９は、ポンプハウジング１の軸方向に沿って延びたほぼ平面矩形状に形成され、一方、第２ばね収容室２１は、その長さが第１ばね収容室１９よりも短く設定されていると共に、第１ばね収容室１９と同じくポンプハウジング１の軸方向に沿って延びたほぼ平面矩形状に形成されている。
【００３４】
また、第２ばね収容室２１は、図５にも示すように、その下端開口部２１ａの巾方向から対向して内端縁に互いに内方へ延出した細長い矩形板状の一対の係止部２３、２３が一体に設けられている。この両係止部２３、２３間の開口部２１ａを介して前記アーム１７の凸部１７ｂが前記ばね収容室２１内に対して進入あるいは後退可能に形成されている。前記両係止部２３、２３は、後述する第２コイルばね２２の最大伸張変形を規制するようになっている。
【００３５】
前記第１ばね収容室１９の内部には、前記アーム１７を介して前記カムリング５を図１中の時計方向へ付勢する、つまりロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が大きくなる方向へ前記カムリング５を付勢する第１コイルばね２０が収容配置されている。
【００３６】
前記第１コイルばね２０は、所定のばね荷重Ｗ３が付与されていて、下端縁が第１ばね収容室１９の底面１９ａに弾接していると共に、上端縁が前記アーム本体１７ａの下面に有する円弧状突起１７ｃに常時当接しつつ前記カムリング５における前記ロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が大きくなる方向へ付勢している。つまり、カムリング５を、図２中の時計方向へ付勢している。
【００３７】
前記第２ばね収容室２１には、前記アーム１７を介して前記カムリング５を、図２中の反時計方向へ付勢する第２コイルばね２２が収容配置されている。
【００３８】
この第２コイルばね２２は、上端縁がばね収容室２１の上壁面２１ｂに弾接していると共に、下端縁は図２に示すカムリング５の時計方向へ最大偏心移動位置から前記両係止部２３、２３に係止するまでの間に前記アーム１７の凸部１７ｂに弾接してカムリング５に図２中の反時計方向へ付勢力を付与するようになっている。
【００３９】
すなわち、第２コイルばね２２にも、第１コイルばね２０と対向する所定のばねセット荷重が付与されているが、このばねセット荷重は前記第１コイルばね２０に与えられているばねセット荷重Ｗ３よりも小さく設定されており、第１コイルばね２０と第２コイルばね２２の各々のセット荷重の差の荷重Ｗ１によってカムリング５は初期位置（最大偏心位置）にセットされる。
【００４０】
具体的には、前記第１コイルばね２０と第２コイルばね２２によって、ばね荷重Ｗ１が付与された状態で常にアーム１７を介してカムリング５を上方へ偏心させる方向、つまりポンプ室１３の容積が大きくなる方向に付勢している。前記ばね荷重Ｗ１は、油圧がバルブタイミング制御装置の必要油圧Ｐ１以上のときにカムリング５が動き出す荷重である。
【００４１】
一方、第２コイルばね２２は、前記カムリング５における、前記ロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面の中心との偏心量が所定以上となっているときは、前記アーム１７に当接しているが、図５に示すように、前記ロータ４の回転中心と前記カムリング５の内周面５ａの中心との偏心量が所定未満(小さく)となっているときは、前記各係止部２３、２３により圧縮された状態を保ったまま係止されて前記アーム１７とほぼ非接触となる。また、第２コイルばね２２が各係止部２３、２３に係止してアーム１７へのばね荷重が零になるカムリング５の揺動量における前記第１コイルばね２０のばね荷重Ｗ２とは、油圧がピストンオイルジェットなどの必要油圧Ｐ２か、もしくはクランク軸の最高回転時に必要油圧Ｐ３のときにカムリング５が動き出す荷重である。
【００４２】
また、前記カムリング５は、図２に示すように、前記第１コイルばね２０のばね力で時計方向へ回動すると、前記アーム本体１７ａの筒状本体との付け根部上面１７ｄが一方の係止部２３の下面に当接してそれ以上の時計方向に回動が規制されるようになっている。つまり、第１コイルばね２０のばね力により初期セット位置（最大偏心位置）で揺動位置を規制されるようになっている。
【００４３】
以下、本実施形態における可変容量形ポンプ０１の基本的な作動について説明する。これに先だって、通常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及びピストンの冷却に必要なオイルジェットの必要油圧との関係を図８に基づいて説明する。
【００４４】
内燃機関で必要な油圧は、燃費の向上や排気エミッション対策として後述するバルブタイミング制御装置を用いた場合には、この装置の作動源として前記可変容量形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８の破線ｂに示す高い油圧Ｐ１が要求される。
【００４５】
また、後述するオイルジェット３０などを用いた場合は機関中回転の時点で高い油圧Ｐ２が要求され、最高回転での必要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Ｐ３で決定される。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になる。
【００４６】
ここで、内燃機関の中回転域要求油圧Ｐ２と高回転域の要求油圧Ｐ３は概ねＰ２＜Ｐ３の関係であり、要求油圧Ｐ２とＰ３は近いことが多い。したがって図８の（エ）の域である中回転域から高回転域の間の油圧は回転が上昇しても油圧が上昇しないようにすることが望ましい。
【００４７】
本実施形態では、図８の実線で示すように、まず、内燃機関の始動時からアイドリングを含む低回転域までは、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と第２コイルばね２２のばね荷重の差でカムリング５のアーム本体１７ａがハウジング１の一方の係止部２３に当接して作動停止状態になっている（図２参照）。
【００４８】
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８の実線上の（ア）に示す特性となる。
【００４９】
続いて、さらなる機関回転数の上昇に伴いポンプ吐出油圧がさらに上昇しで図８に示すＰｆ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は、アーム１７に作用する第１コイルばね２０を庄縮変形させはじめて、ピボットピン９を支点として反時計方向へ偏心揺動する。前記Ｐｆはカムリング５を作動させるカム作動圧である第１の吐出圧であり、バルブタイミング制御装置の要求油圧Ｐ１より十分に高く設定されている。
【００５０】
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８の（イ）の領域に示すように小さくなる。そして、図５に示すように、第２コイルばね２２が前記係止部２３、２３により圧縮された状態を保ったまま係止され、アーム凸部１７ｂの上面１７ｄへ第２コイルばね２２の荷重が加わらない状態までカムリング５が反時計方向へ揺動する。
【００５１】
この図５に示す状態では、この時点から第２コイルばね２２の荷重がカムリング５に作用しなくなることから、吐出油圧がＰ２（制御油室１６内の油圧Ｐ２）に達し第２コイルばね２２のばね荷重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８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８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。
【００５２】
さらに機関回転数が上昇して吐出油圧がＰｓ（Ｐ２）以上になると、カムリング５は、図６に示すように、アーム１７を介して第１コイルばね２０のばね荷重Ｗ２のばね力に抗して該第１コイルばね２０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８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。
【００５３】
したがって、かかるポンプ高回転時における吐出油圧(実線)を要求油圧(破線)に十分に近付けることができることから、動力損失を効果的に抑制することができる。
【００５４】
図７は各コイルばね２０、２２の変位、あるいはカムリング５の揺動角とばね荷重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、ばね荷重Ｗ１を越えるまでは変位できない。このばね荷重Ｗ１を越えると、第１コイルばね２０は圧縮変位しその荷重を増させ、一方で第２コイルばね２２は自由長へ近づきその荷重を減少させ、この結果、ばね荷重が増加する。この傾きがばね定数となる。
【００５５】
前記カムリング５の図５に示す位置では、第１コイルばね２０のばね荷重Ｗ２となり、不連続的に大きくなるが、吐出油圧がばね荷重Ｗ２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が、作用するコイルばね力が１本になるので、ばね定数が減少して傾きが変化している。
【００５６】
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が図５に示す反時計方向へ所定の移動量に達したところで第２コイルばね２２のばね力がなくなってばね定数が小さくなり、また、第１コイルばね２０のばね荷重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(図６参照)。つまり、第１、第２コイルばね２０、２２の相対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。
【００５７】
このように、両コイルばね２０、２２のばね力の非線形特性によって吐出油圧の特性が図８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。
【００５８】
次に、本実施形態に供される前記オイルジェット３０について説明する。
【００５９】
すなわち、前記オイルジェット３０は、図９に示すように、内燃機関３１に設けられており、前記内燃機関３１は、シリンダブロック３２のクランクケースで隔成されたクランク室３３の内部にクランクシャフト３４が図外の軸受けによって回転自在に支持されている。また、クランクケースの上部に形成された円筒状のシリンダ壁３７の内部には、前記クランクシャフト３５とコンロッド３５を介して連結されたピストン３６が摺動自在に設けられている。
【００６０】
前記シリンダ壁３７の壁内には、冷却水が循環するウォータジャケット３７ａが形成されていると共に、前記クランクケースとシリンダ壁３７との間の隔壁３８の内部には、前記可変容量形ポンプ０１から吐出されたオイル（潤滑油)を各機関の各摺動部などに供給するメインオイルギャラリー３９が形成されている。
【００６１】
前記隔壁３８の下部内には、図１１Ａ、Ｂに示すように、前記メインオイルギャラリー３９と連通する連通路３８ａが上下方向に沿って形成されていると共に、該連通路３８ａの下部には内周面に雌ねじ部３８ｂが形成された取付孔が形成されている。
【００６２】
そして、前記隔壁３８の下部には、前記シリンダ壁３７の内周面とピストン３６との間などに冷却用及び潤滑用のオイルを噴射するオイルジェット３０が取り付けられている。
【００６３】
このオイルジェット３０は、図１０及び図１１Ａ，Ｂに示すように、アルミニウム合金材によって形成された円筒状の保持部材４０と、該保持部材４０の内部に有する挿通孔４０ａに下方から挿通された円筒形状のバルブボディ４１と、前記保持部材４０の外側部に一体に設けられた位置決め用の突起部４２と、保持部材４０の前記突起部４２と反対側の外側部に設けられたノズル４３と、から主として構成されている。
【００６４】
前記保持部材４０は、前記挿通孔４０ａとバルブボディ４１の外周面との間に円環状の通路部４４を形成していると共に、前記外側部に前記ノズル４３の基端部４３ａが嵌合固定される嵌合溝４０ｂが形成されている。
【００６５】
前記バルブボディ４１は、焼結合金などの鉄系金属によって形成され、上端部の外周面に前記雌ねじ部３８ｂに螺合する雄ねじ部４１ａが形成されていると共に、上端部の内部軸方向に前記連通路３８ａに連通するオイル供給部であるオイル供給孔４５が形成されている。また、該オイル供給孔４５の下部にはボール弁体４６を移動可能に保持するオイル導入孔４７が連続して形成されている。前記オイル供給孔とオイル導入孔４７との間の段差部には、ボール弁体４６が着座する円環状の着座面４５ａが形成されている。
【００６６】
また、バルブボディ４１の下端部周壁には、前記オイル導入孔４７と通路部４４と連通する径方向孔４８が直径方向に沿って複数形成されていると共に、下部外周にはフランジ部４１ｂが一体に設けられている。このフランジ部４１ｂは、バルブボディ４１を前記雄ねじ部４１ａと雌ねじ孔３８ｂを介して隔壁３８にねじ込み固定した際に、保持部材４０と共に前記ノズル４３の基端部４３ａを隔壁３８に一緒に押圧固定するようになっている。
【００６７】
前記突起部４２は、前記バルブボディ４１を介して保持部材４０を隔壁３８に固定する際に、隔壁３８に穿設された位置決め穴３８ｃに嵌入して保持部材４０の位置決めと回り止めを行うようになっている。
【００６８】
前記ノズル４３は、保持部材４０側の基端部４３ａから傾斜状に立ち上がって先端部４３ｂが前記シリンダ壁３７内部の下部に位置し、内部軸方向には、一端部が前記通路部４４に開口した細長い油孔４３ｃが形成されていると共に、この先端に形成されたノズル部４３ｄが前記ピストン３６の下部に指向している。
【００６９】
そして、前記ボール弁体４６は、オイル導入孔４７の下端部に圧入されたプラグ状のリテーナ４９に弾持された付勢部材であるコイル状のバルブスプリング５０の付勢力（ばね力)によって前記着座面４５ａに着座する方向、つまり、オイル供給孔４５の下端開口を閉塞する方向に付勢されている。
【００７０】
前記バルブスプリング５０は、そのばね荷重、つまりボール弁体４６の開弁圧が前記可変容量形ポンプ０１の前記第１吐出圧Ｐｆよりも十分に高く、かつカムリング５の作動油圧である第２吐出圧Ｐｓよりも僅かに低い、前述の圧力Ｐ２(図８参照)となるように設定されている。
【００７１】
以下、前記オイルジェット３０の作動を説明する。まず、機関の始動に伴って前記可変容量形ポンプ０１の駆動軸３が回転作動してメインオイルギャラリー３９にオイルが圧送されて、機関の各摺動部を潤滑するが、始動初期の段階では、ポンプ吐出圧が、前述の図８に示すように第１吐出圧Ｐｆになっていることから、前記ボール弁体４６は、図１１Ａに示すように、バルブスプリング５０のばね力によって着座面４５ａに着座して閉弁状態を維持する。
【００７２】
その後、ポンプ吐出圧が上昇してオイル供給孔４５内の油圧がＰ２以上なってバルブスプリング５０のばね荷重に打ち勝つと、図１１Ｂに示すように、バルブスプリング５０が圧縮変形してボール弁体４６を開弁する。これによって、オイル供給孔４５とオイル導入孔４７を連通させ、メインオイルギャラリー３９から連通路３８を介してオイル供給孔４５に供給されたオイルが、オイル導入孔４７から径方向孔４８を通って通路部４４に流入する。さらにここから、図９に示すように、ノズル４３の油孔４３ｃを通り、ノズル部４３ｄからピストン３６の下方から内部に噴射される。
【００７３】
このように、前記可変容量形ポンプ０１から吐出されたオイルは、その吐出圧が第１吐出圧Ｐｆ以上になり、かつ第２吐出圧Ｐｓより僅かに低いＰ２まで達しなければオイルジェット３０からピストン３６に噴射されない。このため、可変容量形ポンプ０１によるポンプ吐出初期のエネルギー損失を効果的に抑制することが可能になる。
【００７４】
また、前述のように、前記第１吐出圧Ｐｆは、オイルジェット３０のボール弁体４６の開弁圧よりも低く設定されていることから、車両の通常走行で使用する機関回転領域(常用域）でオイルジェット３０からのオイルの噴射がないため、ポンプの過度なオイル吐出量が抑えられつつ機関の摺動部へのオイル供給量が多くなる。この結果、ポンプや内燃機関のフリクションを低減できると共に、燃費の向上が図れる。
【００７５】
また、内燃機関３１の冷機時には、オイルジェット３０が低温なオイルをピストン３６に噴射するのを抑制できるので、暖機性能が向上すると共に、排気エミッションを低減できる。
【００７６】
なお、前記オイルジェット３０の構造としては、前記実施形態の構成に限定されるものではなく、保持部材４０とノズル４３を一体に形成したものや、バルブボディ１４１にノズル４３をロー付けによって固着したもの、さらには、弁体としてボール以外にプランジャとしたものであってもよい。
【００７７】
次に、前記バルブタイミング制御装置について説明する。
【００７８】
このバルブタイミング制御装置は、吸気側に適用されたもので、図１２〜図１５に示すように、機関の図外のクランクシャフトによりタイミングチェーンを介して回転駆動される駆動回転体であるタイミングスプロケット５１と、該タイミングスプロケット５１に対して相対回転可能に設けられたカムシャフト５２と、該カムシャフト５２の端部に固定されてタイミングスプロケット５１内に回転自在に収容された従動回転体であるベーン部材５３と、該ベーン部材５３を油圧によって正逆回転させる油圧給排機構５４とを備えている。
【００７９】
前記タイミングスプロケット５１は、外周にタイミングチェーンが噛合する歯部５５ａが一体に設けられて、前記ベーン部材５３を回転自在に収容したハウジング５５と、該ハウジング５５の前端開口を閉塞するフロントカバー５６と、ハウジング５５の後端開口を閉塞するリアカバー５７とから構成され、これらハウジング５５及びフロントカバー５６，リアカバー５７は、４本の小径ボルト５８によってカムシャフト軸方向から一体的に共締め固定されている。
【００８０】
前記ハウジング５５は、前後両端が開口形成された円筒状を呈し、内周面の周方向の約９０°位置に４つのシューである隔壁部６０が内方に向かって突設されている。この各隔壁部６０は、横断面ほぼ台形状を呈し、それぞれハウジング５５の軸方向に沿って設けられて、その軸方向の両端縁がハウジング５５の両端縁と同一面になっていると共に、ほぼ中央位置に前記各ボルト５８が挿通する４つのボルト挿通孔６１が軸方向へ貫通形成されている。さらに、各隔壁部６０は、内端面が前記ベーン部材５３の後述するベーンロータ６４の外形に沿って円弧状に形成されていると共に、内端面の高位部位置に軸方向に沿って切欠形成された保持溝内に、コ字形のシール部材６２と該シール部材６２を内方へ押圧する図外の板ばねが嵌合保持されている。
【００８１】
前記フロントカバー５５は、中央に比較的大径なボルト挿通孔５６ａが穿設されていると共に、外周部に前記ハウジング５５の各ボルト挿通孔６１に挿通する４つのボルト孔が穿設されている。
【００８２】
前記リアカバー５７は、ほぼ中央に前記カムシャフト５２の前端部５２ａを回転自在に支持する軸受孔５７ａが形成されていると共に、外周部に前記各ボルト５８が螺着する４つの雌ねじ孔が形成されている。
【００８３】
前記カムシャフト５２は、シリンダヘッドの上端部に図外のカム軸受を介して回転自在に支持され、外周面の所定位置に図外の吸気弁を、バルブリフターを介して開作動させるカムが一体に設けられている。
【００８４】
前記ベーン部材５３は、焼結合金材で一体に形成され、中央にカムボルト６３によってカムシャフト５２の前端部に固定された円環状のベーンロータ６４と、該ベーンロータ６４の外周面の周方向の９０°位置に一体に設けられた４枚のベーン６５とを備えている。ベーンロータ６４は、中央の軸方向孔６４ａに前記カムボルト６３が挿通されていると共に、カムシャフト５２の前端部５２ａが挿通嵌合する嵌合溝６４ｂが形成されており、前記カムボルト６３によってカムシャフト５２の前端部５２ａに軸方向から固定されている。
【００８５】
前記４つのベーン６５は、その１つがほぼ円周方向の幅が大きなほぼ台形状に形成され、他の３つがそれぞれ細長い長方体形状を呈して、円周方向の所定の角度位置に設けられており、これによってベーン部材５３全体の重量バランスが取られている。また、各ベーン６５は、各隔壁部６０間に配置されていると共に、それぞれの外周面の中央に図外の保持溝が切欠形成され、この各保持溝内に、前記ハウジング５５の内周面に摺接するコ字形のシール部材６６と該シール部材６６をハウジング５５の内周面方向に押圧する板ばね６６ａがそれぞれ嵌着保持されている。
【００８６】
また、この各ベーン６５の両側と各隔壁部６０の両側面との間に、それぞれ４つの進角室６７と遅角室６８がそれぞれ隔成されている。
【００８７】
前記油圧給排機構５４は、図１２に示すように、前記各進角室６７に対して潤滑油である作動油圧を給排する第１油通路６９と、前記各遅角室６８に対して作動油圧を給排する第２油通路７０との２系統の油通路を有し、この両油通路６９，７０には、機関潤滑油供給用のメインオイルギャラリーである供給通路７１とドレン通路７２とが、流路切換弁７３を介して接続されている。前記供給通路７１には、オイルパン７４内の油を圧送する一方向の可変容量形ポンプ０１が設けられている。また、前記ドレン通路７２の下流端はオイルパン７４に連通している。
【００８８】
前記第１油通路６９は、図１２及び図１３にも示すように、前記流路切換弁７３と各進角室６７との間に形成されており、シリンダヘッド内からカム軸受内及びカムシャフト５２の内部軸方向に形成された第１通路部６９ａと、カムシャフト５２の前端側のグルーブ溝からベーンロータ６４の内部にほぼ放射状に分岐形成されて第１通路部６９ａと各進角室６７とを連通する４本の分岐通路６９ｂとから構成されている。
【００８９】
一方、第２油通路７０は、前記流路切換弁７３と各遅角室６８との間に形成されており、シリンダヘッド内からカム軸受及びカムシャフト５２の内部軸方向に形成された第２通路部７０ａと、カムシャフト前端部５２ａの径方向孔からベーンロータ６４の内部に放射状に分岐形成されて、前記第２通路部７０ａと各遅角室６８とを連通する４本の第２分岐通路７０ｂとから構成されている。
【００９０】
なお、前記ベーン部材５３やハウジング５５及び進角室６７、遅角室６８、油圧給排機構５４などによって位相変更機構が構成されている。
【００９１】
前記流路切換弁７３は、図１２に示すように、４ポート２位置型のソレノイド弁であって、シリンダヘッドの内部に形成されたバルブ穴７６内に固定された有底円筒状のバルブボディ７７と、該バルブボディ７７の一端部に一体的に固定されたソレノイド７８と、バルブボディ７７の内部に摺動自在に設けられたスプール弁体７９とを備えている。
【００９２】
前記バルブボディ７７は、軸方向のほぼ中央位置に、供給通路７１とバルブボディ７７の内部とを連通する供給ポート８０が形成されていると共に、該供給ポート８０の軸方向両側に、前記第１油通路６９と第２油通路７０の各端部とバルブボディ７７内を連通する第１、第２ポート８１，８２が径方向に沿って形成されている。また、前記第１、第２ポート８１，８２の各外側には、バルブボディ７７の内部とドレン通路７２とを連通する第１、第２ドレンポート８３，８４がそれぞれ穿設されている。
【００９３】
前記ソレノイド７８は、ソレノイドケーシング７８ａの内部に設けられた電磁コイル７８ｂと、該電磁コイル７８ｂへの通電によって励磁される固定コア７８ｃと、該固定コア７８ｃの励磁によって摺動して前記スプール弁体７９を押圧移動させる可動プランジャ７８ｄとから主として構成されている。前記電磁コイル７８ｂは、図外のハーネスを介して電子コントローラ８６に接続されている。
【００９４】
前記スプール弁体７９は、軸方向の摺動位置に応じて前記供給ポート８０を開閉するほぼ中央の第１ランド部７９ａと、該第１ランド部７９ａの軸方向の両側に設けられて、前記各第１、第２ポート８１、８２及び各ドレンポート８３，８４を相対的に開閉する第２，第３ランド部７９ｂ、７９ｃとを備えている。また、このスプール弁体７９は、バルブボディ７７の他端側に設けられたスプリングリテーナ７７ａと前記第３ランド部７９ｃの外端面との間に弾装されたリターンスプリング８５のばね力によって、最大左方向、つまり、供給ポート８０と第２ポート８２とを連通し、第１ポート８１とドレンポート８３とを連通する位置に付勢されている一方、前記電子コントローラ８６からの制御電流によって、リターンスプリング８５のばね力に抗して最大右方向あるいは所定の中間位置に移動制御されるようになっている。
【００９５】
前記電子コントローラ８６は、機関回転数を検出する図外のクランク角センサや吸入空気量を検出するエアフローメータからの信号及びスロットルバルブ開度センサ、機関の水温を検出する水温センサなどの各種センサ類によって現在の運転状態を検出している。
【００９６】
また、この電子コントローラ８６は、前記機関運転状態に応じて前記流路切換弁７３の電磁コイル７８ａにパルス制御電流を通電あるいは通電を遮断して流路の切り換え制御を行うようになっている。
【００９７】
さらに、前記最大幅のベーン６５とハウジング５５との間には、該ハウジング５５に対してベーン部材５３の回転を拘束し、あるいは拘束を解除するロック機構８７が設けられている。
【００９８】
このロック機構８７は、図１２及び図１５に示すように、前記幅長さの大きな１つのベーン６５とリアカバー５８との間に設けられ、前記ベーン６５の内部のカムシャフト５２軸方向に沿って形成された摺動用穴８８と、該摺動用穴８８の内部に摺動自在に設けられた有蓋円筒状のロックピストン８９と、前記リアカバー５８に形成された固定孔内に固定された横断面カップ状の係合穴構成部９０に設けられて、前記ロックピストン８９のテーパ状先端部８９ａが係脱する当接部であるロック穴９０ａと、前記摺動用穴８８の底面側に固定されたスプリングリテーナ９１に保持されて、ロックピストン８９をロック穴９０ａ方向へ付勢する第３付勢部材であるコイルスプリング９２とから構成されている。
【００９９】
前記ロックピストン８９は、後端側外周に受圧用の大径フランジ８９ｂが一体に形成されていると共に、前記ベーン部材５３が最遅角側に回転した位置で先端部８９ａが前記コイルスプリング９２のばね力によってロック穴９０ａに係合してタイミングスプロケット５１とカムシャフト５２との相対回転をロックするようになっている。
【０１００】
また、前記ロックピストン８９は、図１５に示すように、前記ベーン部材５３に形成された第１油孔９３ａを介して前記進角室６７から前記ロック穴９０ａ内に供給された油圧か、あるいは同じくベーン部材５３に形成された第２油孔９３ｂを介して前記遅角室６８から前記大径フランジ部８９ａと摺動用穴８８の段差部との間の受圧室８９ｃ内に供給されたいずれかの油圧によって前記コイルスプリング９２のばね力に抗して後退移動してロック穴９０ａとの係合が解除されるようになっている。
【０１０１】
前記コイルスプリング９２は、ロック状態維持機構として機能し、機関始動時に前記各遅角室６８内に滞留した空気が前記可変容量形ポンプ０１から圧送された作動油圧によって圧縮された該圧力によっては大きく圧縮変形しない程度のばね力に設定されていると共に、吐出された前記作動油圧が図８の(ア)に示す初期に立ち上がり油圧Ｐｘに達した時点で圧縮変形するように設定されている。
【０１０２】
以下、前記バルブタイミング制御装置の作用を図１６〜図１９に基づいて説明する。まず、機関停止時には、前記可変容量形ポンプ０１の作動が停止されることによって進角室６７と遅角室６８への作動油圧の供給が停止されると共に、機関停止直後に予めカムシャフト５２に発生した交番トルクによってベーン部材５３が、図１３及び図１６Ａに示すように、カムシャフト５２の回転方向（矢印方向）とは反対側に回転して最遅角側に位置している。
【０１０３】
また、この時点で、前記ロック機構８７のロックピストン８９は、図１６Ｂに示すように、コイルスプリング９２のばね力によって先端部８９ａがロック穴９０ａ内に係合してベーン部材５３の自由な回転を規制する。
【０１０４】
さらに、電子コントローラ８６から流路切換弁７３への通電も遮断されることから、スプール弁体７９は、リターンスプリング８５のばね力によって、図１６Ｃに示すように、最大左方向位置に付勢されている。
【０１０５】
次に、イグニッションキーをオン操作して機関を始動させた場合、このクランキング開始から数秒間は、電動コントローラ８６からの制御電流が前記電磁コイル７８ｂに出力されない。したがって、スプール弁体７９は、図１７Ｃに示すように、リターンスプリング８５のばね力によって最大左方向に付勢された状態になっている。このため、供給ポート８０と第２ポート８２が連通されつつ第２ランド部６９ｂが第２ドレンポート８４を閉止する。同時に第１、第３ランド部６９ａ、６９ｃが第１ポート７１と第１ドレンポート７３を連通させる。
【０１０６】
したがって、可変容量形ポンプ０１から吐出された作動油圧(吐出圧)は、同図の矢印に示すように、供給通路６１から供給ポート８０を介してバルブボディ６７内に流入し、そのまま第２ポート８２から第２油通路６０内に流入して、ここから各第２分岐通路６０ｂを通って各遅角室６８に供給される。
【０１０７】
このため、ベーン部材５３は、図１７Ａに示すように、前記各遅角室６８内に供給された低い作動油圧によって最遅角側に位置した状態が維持される。これによって、機関始動性が向上する。
【０１０８】
このとき、各遅角室６８内に滞留した空気は、前記低油圧によって押圧されて該低油圧と一緒にベーン部材５３を最遅角側へ押しつける働きをする。
【０１０９】
一方、ロックピストン８９は、図１７Ｂに示すように、前記各遅角室６８の内圧が上昇するにともなって、この油圧が第２油孔９３ｂから受圧室７９ｃに供給されて大径フランジ７９ｂの受圧面に作用してコイルスプリング９２のばね力に抗してよってロック穴９０ａから後退移動して抜け出す。これによって、ベーン部材５３は、ロック状態が解除されて自由な回転が許容されるが、各遅角室６８内の油圧が高いことから、前記機関停止時の最大遅角位置を維持する。
【０１１０】
このロックピストン８９の先端部８９ａがロック穴９０ａから抜け出すタイミングとしては、前記可変容量形ポンプ０１の吐出油圧特性が第１吐出圧Ｐｆより低い図８の(ア)の領域での第１コイルばね７０を押し下げる前の急激な立ち上がり時点の吐出圧Ｐｘになり、時間的にはイグニッションキーをオンして約２〜３秒経過後となる。
【０１１１】
その後、クランキングが開始された後の例えば機関中回転域になると、電子コントローラ８６から流路切換弁７３の電磁コイル７３ｂに通電されて、固定コア７８ｃを励磁する。そうすると、スプール弁体７９が、図１７Ｃに示す位置から可動プランジャ７８ｄを介して右方向へ移動して、図１８Ｃに示す位置に最大右方向に位置に移動する。そうすると、スプール弁体７９は、第１ポート８１と第１ドレンポート８３との連通を遮断すると共に、供給ポート８０と第１ポート８１を連通する。同時に、第２ポート８２と第２ドレンポート８４を連通する。
【０１１２】
このため、可変容量形ポンプ０１の吐出油圧は、図１８Ｃに示すように、供給通路７１から供給ポート８０及びバルブボディ７７内に流入してさらに第１ポート８１から第１油通路６９の第１通路部６９ａ内に流入し、ここから各分岐通路６９ｂを通って各進角室６７に供給されて内部が高圧になる一方、各遅角室６８内の作動油は第２油通路６０などを介して第２ドレンポート８４からオイルパン７４内に戻されて低圧になる。
【０１１３】
したがって、ロックピストン８９は、受圧室８９ｂの油圧は低下するものの、図１８Ｂに示すように、今度は、前記各進角室６７の油圧の上昇に伴い第１油孔９３ａからロック穴９０ａ内に供給された高油圧によってコイルスプリング９２のばね力に抗してロック穴９０ａから抜け出した状態が維持される。これによって、ベーン部材５３は、前記各進角室６７の高油圧によって、図１３に示す位置から図１８Ａに示すように図中右方向へ回転して、つまりカムシャフト５２の回転方向と同方向に回転して、クランクシャフトとカムシャフト５２の相対回転位相を進角側へ速やかに変更する。
【０１１４】
これにより、吸気弁と排気弁とのバルブオーバーラップが僅かに大きくなって、内部ＥＧＲの効果によって、後述するように、排気ガス中のＨＣの排出量を低減することができる。
【０１１５】
さらに、機関が例えば高回転域に移行すると、電子コントローラ８６から電磁コイル７３ｂへの通電が維持されて、各進角室６７に油圧が継続的に供給される。このため、ベーン部材５３は、同方向へさらに回転して図１４に示すように、最大回転位置に保持され、クランクシャフトとカムシャフト５２の相対回転位相を最進角側に変更させる。これにより、バルブオーバーラップが大きくなって機関の出力が向上する。
【０１１６】
また、機関運転が例えばアイドリング運転に移行した場合は、前記電子コントローラ８６から電磁コイル７８ｂへの制御電流が遮断される。したがって、スプール弁体７９は、図１９Ｃに示すように、リターンスプリング８５のばね力によって最大左方向に移動することから、供給ポート８０と第２ポート８２が連通されつつ第２ランド部６９ｂが第２ドレンポート８４を閉止する。同時に第１、第３ランド部７９ａ、７９ｃが第１ポート８１と第１ドレンポート８３を連通させる。
【０１１７】
したがって、可変容量形ポンプ０１から吐出された作動油圧は、同図の矢印に示すように、供給通路７１から供給ポート８０を介してバルブボディ７７内に流入し、そのまま第２ポート８２から第２油通路７０内に流入して、ここから各第２分岐通路７０ｂを通って各遅角室６８に供給される。一方、各進角室６７の油圧が第１油通路６９から第１ポート８１を通って第１ドレンポート８３、ドレン通路７２を通ってオイルパン７４内に排出されて低圧となる。
【０１１８】
このとき、ロックピストン３９は、図１９Ｂに示すように、遅角室６８内の高油圧を導入された受圧室８９ｃの油圧によってロック穴９０ａからの抜け出し状態が維持されて、ベーン部材５３の自由な回動が許容していることから、かかるベーン部材５３は、図１９Ａに示すように、前記各遅角室６８内に供給された高油圧によって最遅角側に回動する。これによって、燃焼が良好になって機関のアイドル回転の安定性が向上する。
【０１１９】
以上のように、本実施形態では、前記可変容量形ポンプ０１の第１、第２コイルばね２０、２２を用いた特異な構造によって、機関始動時のバルブタイミング制御装置の作動応答性を向上させることができる。
【０１２０】
すなわち、可変容量形ポンプ０１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への供給の他に、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８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５５とカムシャフト５２との相対回転位相の遅角側への作動応答性を向上させることができる。
〔第２実施形態〕
図２０は第２実施形態を示し、ポンプ構成体などの基本構造は第１実施形態と同様であるが、前記カムリング５を偏心量が大きくなるように押圧する制御油室１６を、前記ピボットピン９を中心に図中上下２つ設けたものである。
【０１２１】
すなわち、第１実施形態における制御油室を第１制御油室１６ａとし、ポンプハウジング１のピボットピン９側の下部内に、ほぼＬ字形状の凹溝２４が形成されて、この凹溝２４によって第２制御油室１６ｂが構成されている。また、前記凹溝２４の下部には、第２シール面２４ａが形成されており、この第２シール面２４ａは、前記ピボットピン９の軸心を中心とした半径の円弧面状に形成されている。
【０１２２】
一方、カムリング５の前記凹溝２４内に臨む部位には、ほぼ三角形状の凸部２５が一体に設けられていると共に、該凸部２５の前記第２シール面２４ａと対向する部位に前記ピボットピン９の軸心を中心とした半径の第２円弧面２５ａが形成されている。この第２円弧面２５ａの先端側には、横断面矩形状の保持溝が形成され、この保持溝の内部に、前記シール面２４ａに摺接するシール部材２６と該シール部材２６をシール面２４ａ方向に押圧する断面矩形状の弾性部材２７が収容配置されている。
【０１２３】
前記シール面２４ａは、ロータ４の中心に対するカムリング５の偏心量が図２に示す最大偏心位置から図１４に示す最小偏心量まで揺動しても前記シール部材２６が摺接可能な円弧長さに設定されている。
【０１２４】
また、前記第２制御油室１６ｂは、ポンプハウジング１の底面１ａに形成された連通溝１ｇを介して吐出ポート８に連通し、したがって、カムリング５の第２制御油室１６ｂに臨む外周の第２受圧面５ｇには第１制御油室１６ａの吐出圧を受ける第１受圧面５ｆと同じ吐出圧が作用する。
【０１２５】
また、前記第２円弧面２５ａの曲率半径は、第１シール部材１４側の第１円弧面５ｄの曲率半径よりも小さく設定されている。したがって、第２受圧面５ｇの方が第１受圧面ｆよりも表面積が小さいため、両方の受圧面５ｆ、５ｇに第１、第２制御油室１６ａ、１６ｂ内の吐出圧がそれぞれ作用した際には、カムリング５に対して第１実施形態と同様に図中反時計方向の揺動トルクが発生する。しかし、前記第２受圧面５ｇのみに作用する第２制御油室１６ｂからの油圧トルクは、時計方向となることから一部が相殺されることになる。このため、カムリング５の揺動トルクは、吐出圧が同じ場合は、第１実施形態の場合よりも小さくなる。
【０１２６】
このため、前記両コイルばね２０、２２のばね力を小さく設定することができることから、各コイルばね２０，２２のコイル径を小さくすることができる。この結果、ベーンポンプ全体の小型化が図れる。
〔第３実施形態〕
図２１〜図２９は、可変容量形ポンプ０１の第３実施形態を示しており、第１、第２実施形態の可変容量形ポンプ０１とは構造が一部相違するが、共通の箇所もあるので、この共通箇所は詳細な説明を省略する。
【０１２７】
すなわち、この可変容量形ポンプ０１は、ポンプ収容室１１３を有する断面コ字形状のポンプハウジング１１１と、該ポンプハウジング１１１の一端開口を閉塞するカバー部材１１２と、ポンプ収容室１１３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１１４と、ポンプ収容室１１３内に回転自在に収容されて中心部が駆動軸１１４に結合されたロータ１１５と、該ロータ１１５の外周部に放射状に切欠形成された７つのスロット１１５ａから進退自在に設けられた７枚のベーン１１６と、ポンプハウジング１１１の内部にロータ１１５の回転中心に対して偏心可能(揺動可能)に配置されたカムリング１１７と、ポンプハウジング１１１内に収容され、ロータ１１５の回転中心に対するカムリング１１７の偏心量が増大する方向へ当該カムリング１１７を常時付勢する付勢部材である単一のコイルばね１１８と、ロータ１１５の内周側の両側部に摺動自在に配置されたベーンリング１１９，１１９と、を備えている。前記駆動軸１１４，ロータ１１５、ベーン１１６、カムリング１１７がポンプ構成体になっている。
【０１２８】
前記ポンプハウジング１１１は、図２４及び図２５にも示すように、ポンプ収容室１１３の底面１１３ａのほぼ中央位置には、駆動軸１１４の一端部を回転自在に支持する軸受孔１１１ａが貫通形成されている。また、ポンプハウジング１１１の内側面となるポンプ収容室１１３の内周壁の所定位置には、図２５に示すように、カムリング１１７を揺動自在に支持する断面ほぼ半円状の支持溝１１１ｂが切欠形成されている。
【０１２９】
さらに、ポンプ収容室１１３の内周壁には、軸受孔１１１ａの中心と支持溝１１１ｂの中心とを結ぶカムリング基準線Ｍを挟んで両側に、カムリング１１７の外周部に配設される後記のシール部材１３０，１３０がそれぞれ摺接する第１、第２シール摺接面１１１ｃ，１１１ｄが形成されている。これら各シール摺接面１１１ｃ，１１１ｄは、支持溝１１１ｂの中心からそれぞれ所定の半径Ｒ１，Ｒ２により構成される円弧面状になっていると共に、カムリング１１７の偏心揺動範囲において前記各シール部材１３０，１３０が常時摺接可能な周方向長さに設定されている。これによって、カムリング１１７が偏心揺動する際に、前記各シール摺接面１１１ｃ，１１１ｄに沿って摺動案内されることとなって、当該カムリング１１７の円滑な作動（偏心揺動）が得られるようになっている。
【０１３０】
また、前記ポンプ収容室１１３の底面１３ａには、図２２及び図２５に示すように、軸受孔１１１ａの外周域に、ポンプ作用に伴ってポンプ室１２０の内部容積が増大する領域（吸入領域）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１２１が、ポンプ作用に伴ってポンプ室１２０の内部容積が減少する領域（吐出領域）に開口するようにほぼ円弧凹状の吐出部である吐出ポート１２２が、それぞれ軸受孔１１１ａを挟んでほぼ対向するように切欠形成されている。
【０１３１】
前記吸入ポート１２１は、当該吸入ポート１２１のほぼ中央位置から後記のスプリング収容室１２８側に延設された導入通路１２４に接続され、該導入通路１２４の途中には、ポンプハウジング１１１の底壁を貫通して外部へと開口する吸入孔１２１ａが貫通形成されている。これにより、図２８に示すように、機関のオイルパン１５２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って発生する負圧に基づき吸入孔１２１ａ及び吸入ポート１２１を介して前記吸入領域の各ポンプ室１２０に吸入されるようになっている。
【０１３２】
なお、前記吸入孔１２１ａは、前記導入通路１２４と共にポンプ吸入側におけるカムリング１１７の外周域に臨むように構成されており、該カムリング１１７のポンプ吸入側の外周域に吸入圧を導くようになっている。これによって、前記吸入領域の各ポンプ室１２０に隣接するポンプ吸入側におけるカムリング１１７の外周域が吸入圧又は大気圧となることから、吸入領域の各ポンプ室１２０から当該ポンプ吸入側におけるカムリング１１７の外周域への潤滑油の漏出の抑制に供される。ここで、前記ポンプ吸入側とは、図２２中における後記のカムリング偏心方向線Ｎよりも左側の領域を意味している。
【０１３３】
前記吐出ポート１２２は、当該吐出ポート１２２の始端部からカムリング１１７の外周側に画成される後述する第１制御油室１３１に臨むようにして延設された導入通路１２５に接続され、該導入通路１２５の終端部には、ポンプハウジング１１１の底壁を貫通して外部へ開口する吐出孔１２２ａが貫通形成されている。
【０１３４】
そして、この吐出孔１２２ａは、前記メインオイルギャラリー３９を介して機関内の各摺動部や前記バルブタイミング制御装置、さらにはオイルジェット３０に連通している。
【０１３５】
かかる構成から、前記ポンプ構成体のポンプ作用により加圧されて前記吐出領域の各ポンプ室１２０から吐出された潤滑油が、吐出ポート１２２及び吐出孔１２２ａを介して機関内の各摺動部及びバルブタイミング制御装置に供給されるようになっている。
【０１３６】
なお、前記吐出孔１２２ａは、前記導入通路１２５と共にポンプ吐出側におけるカムリング１１７の外周域に臨むように構成されており、該カムリング１１７のポンプ吐出側の外周域に吐出圧を導くようになっている。ここで、前記ポンプ吐出側とは、図２２中における後述するカムリング偏心方向線Ｎよりも右側の領域を意味している。
【０１３７】
さらに、前記吐出ポート１２２の始端部の近傍には、当該吐出ポート１２２と軸受孔１１１ａとを連通する連通溝１２３が切欠形成されていて、該連通溝１２３を介して軸受孔１１１ａに潤滑油を供給すると共にロータ１１５やベーン１１６の側部にも潤滑油を供給して、各摺動部位の潤滑性を確保するようになっている。
【０１３８】
なお、この連通溝１２３は、前記各ベーン１１６の出没方向と合致しないように形成されており、これらベーン１１６が出没する際の当該連通溝１２３への脱落が抑制されている。
【０１３９】
前記カバー部材１１２は、ほぼ板状を呈し、外側部におけるポンプハウジング１１１の軸受孔１１１ａに対応する位置が若干厚肉に形成されると共に、当該厚肉部分には、駆動軸１４の他端側を回転自在に支持する軸受孔１１２ａが貫通形成されている。このカバー部材１１２の内側面はほぼ平坦状となっている。そして、このカバー部材１１２は、複数のボルト１２６によりポンプハウジング１１１の開口端面に取り付けられている。
【０１４０】
前記駆動軸１１４は、クランク軸から伝達された回転力によってロータ１１５を図２２中における時計方向に回転するように構成されており、当該駆動軸１１４の中心において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を境界として、図２２中の左半分が前記ポンプ吸入側、右半分が前記ポンプ吐出側となっている。
【０１４１】
前記ロータ１１５は、図２１及び図２２に示すように、内部中心側から径方向外側へ放射状に形成された前記複数のスロット１１５ａが切欠形成されていると共に、該各スロット１１５ａの内側基端部には、前記吐出ポート１２２に吐出された吐出油を導入する断面ほぼ円形状の背圧室１１５ｂがそれぞれ形成されている。これにより、前記各ベーン１１６がロータ１１５の回転に伴う遠心力と背圧室１１５ｂの油圧とによって外方へ押し出されるようになっている。
【０１４２】
前記各ベーン１１６は、各先端面がそれぞれカムリング１１７の内周面に摺接すると共に、各基端部の側面が各ベーンリング１１９，１１９の外摺面にそれぞれ摺接するようになっている。これによって、機関回転数が低く、前記遠心力や背圧室１１５ｂの油圧が小さいときでも、ロータ１１５の外周面、隣接するベーン１１６，１１６の各内側面及びカムリング１１７の内周面と、側壁であるポンプハウジング１１１のポンプ収容室１１３の底面１１３ａ及びカバー部材１１２の内側面と、が前記各ポンプ室１２０を液密的に画成している。
【０１４３】
前記カムリング１１７は、いわゆる焼結金属によってほぼ円筒状に一体形成され、外周部の所定位置に、ポンプハウジング１１１の支持溝１１１ｂに嵌合して偏心揺動支点を構成するほぼ円弧凸状のピボット部１１７ａが軸方向に沿って突設されていると共に、該ピボット部１１７ａに対しカムリング１１７の中心を挟んで反対側の位置に、コイルばね１１８と連係するアーム部１１７ｂが軸方向に沿って突設されている。
【０１４４】
ここで、前記ポンプハウジング１１１内には、前記支持溝１１１ｂと反対側の位置に、所定の幅Ｌに設定された連通部１２７を介してポンプ収容室１１３と連通するようにばね収容室１２８が設けられており、このばね収容室１２８内にコイルばね１１８が収容されている。
【０１４５】
このコイルばね１１８は、前記連通部２７を通じてばね収容室１２８内まで延出する前記アーム部１１７ｂの先端部の下面とばね収容室１２８の底面との間に、所定のセット荷重Ｗをもって弾性保持されている。なお、前記アーム部１１７ｂの先端部の下面には、コイルばね１１８の内周側に係合するほぼ円弧状に形成された支持突起１１７ｉが突設されており、該支持突起１１７ｉによってコイルばね１１８の一端が支持されている。
【０１４６】
前記コイルばね１１８は、前記セット荷重Ｗに基づく弾性力をもって、前記アーム部１１７ｂを介してカムリング１１７を、その偏心量が増大する方向（図２２中の時計方向）へ常時付勢するようになっている。これにより、図２２に示すカムリング１１７の非作動状態において、当該カムリング１１７は、前記コイルばね１１８の付勢力によってアーム部１１７ｂの上面がばね収容室１２８の蓋部に突設されたストッパ部１２８ａに押し付けられた状態となり、その偏心量が最大となる位置に規制されている。
【０１４７】
そして、このように、ピボット部１１７ａと反対側にアーム部１１７ｂを延設して、該アーム部１１７ｂの先端部をコイルばね１１８によって付勢するように構成することで、カムリング１１７に対し最大限のトルクを発生させることができるため、当該コイルばね１１８の小型化が図れ、この結果、ポンプ自体のコンパクト化が図れる。
【０１４８】
また、前記カムリング１１７の外周部には、前記第１、第２シール摺接面１１１ｃ，１１１ｄと対向するように形成された当該各シール摺接面１１１ｃ，１１１ｄと同心円弧面状の第１、第２シール面１１７ｇ，１１７ｈを有する横断面ほぼ三角形状の一対の第１、第２シール構成部１１７ｃ，１１７ｄが軸方向に沿ってそれぞれ突設されている。また、この各シール構成部１１７ｃ，１１７ｄのシール面１１７ｇ，１１７ｈに、横断面ほぼ矩形状の第１、第２シール保持溝１１７ｅ，１１７ｆが軸方向に沿って切欠形成され、該各シール保持溝１１７ｅ，１１７ｆには、カムリング１１７の偏心揺動時に各シール摺接面１１１ｃ，１１１ｄに摺接する一対のシール部材１３０，１３０がそれぞれ収容保持されている。
【０１４９】
ここで、前記各シール面１１７ｇ，１１７ｈは、それぞれ前記ピボット部１１７ａの中心からこれに対応する前記各シール摺接面１１１ｃ，１１１ｄを構成する半径Ｒ１，Ｒ２よりも僅かに小さい所定の半径Ｒ３，Ｒ４によって構成されており、当該各シール面１１７ｇ，１１７ｈと前記各シール摺接面１１１ｃ，１１１ｄとの間には、それぞれ微小なクリアランスＣが形成されるようになっている。
【０１５０】
前記各シール部材１３０，１３０は、例えば低摩擦特性を有するフッ素系樹脂材によりカムリング１１７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１１７ｅ，１１７ｆの底部に配設されたゴム製の弾性部材２９，２９の弾性力により各シール摺接面１１１ｃ，１１１ｄに押し付けられるようになっている。これにより、後述する各圧力室３１，３２の良好な液密性が常時確保されるようになっている。
【０１５１】
そして、カムリング１１７の非作動状態において、前記ポンプ吐出側となるカムリング偏心方向線Ｎよりもピボット部１１７ａ側におけるカムリング１１７の外周域には、該カムリング１１７の外周面とポンプハウジング１１１の内側面との間に、カムリング１１７の外周面、ピボット部１１７ａ、前記各シール部材１３０，１３０及びポンプハウジング１１１の内側面をもって、ピボット部１１７ａを挟んで両側に、第１制御油室１３１と第２制御油室１３２がそれぞれ画成されている。
【０１５２】
なお、本実施形態では、前記第１、第２制御油室１３１，１３２の全体を、カムリング１１７の外周域において、前記ポンプ吐出側の範囲内に収める構成になっているが、望ましくは、径方向において加圧領域となる前記吐出領域と重合する領域、つまり、カムリング１１７の周壁を挟んで常時正圧となるポンプ室１２０と対向する領域内に収める方がよい。
【０１５３】
前記第１制御油室１３１には、吐出ポート１２２に吐出された吐出圧が導入通路１２５を介して常時導入されるようになっており、この第１制御油室１３１に面するカムリング１１７の外周面によって構成されてコイルばね１１８の付勢力を妨げるように作用する力を受ける第１受圧面１３３に吐出圧を作用させることによって、カムリング１１７に対しその偏心量を減少させる方向（図２２中の反時計方向）へ揺動力（移動力）を付与するようになっている。
【０１５４】
すなわち、この第１制御油室１３１は、前記第１受圧面１３３を介してカムリング１１７の中心がロータ１１５の回転中心と同心に近づく方向へ当該カムリング１１７を常時付勢することによって、このカムリング１１７の同心方向の移動量制御に供されている。
【０１５５】
一方、前記第２制御油室１３２には、ポンプハウジング１１１の底壁に貫通形成されて機関運転状態に応じて制御される後述のソレノイドバルブ１４０を介して吐出孔１２２ａに接続された導入孔１３５を通じて吐出圧が適宜導入されるようになっている。この第２制御油室１３２に面するカムリング１１７の外周面によって構成されてコイルばね１１８の付勢力を助勢する方向に作用する力を受ける第２受圧面１３４に吐出圧を作用させることで、カムリング１１７に対しその偏心量を増大させる方向（図２２中の時計方向）へ揺動力を付与するようになっている。
【０１５６】
ここで、図２２に示すように、前記第２受圧面１３４の受圧面積Ｓ２は、前記第１受圧面１３３の受圧面積Ｓ１よりも小さく設定されており、第２制御油室１３２の内圧に基づく付勢力とコイルばね１１８の付勢力とによるカムリング１１７の偏心方向の付勢力と、第１制御油室１３１による付勢力と、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、該第２制御油室１３２による付勢力がコイルばね１１８の付勢力をアシストするようになっている。
【０１５７】
すなわち、前記第２制御油室１３２は、前記ソレノイドバルブ１４０を介して必要に応じて供給された吐出圧を第２受圧面１３４に作用させてコイルばね１１８の付勢力を適宜助勢することで、カムリング１１７の偏心方向の移動量制御に供されている。
【０１５８】
また、前記可変容量形ポンプ０１には、図２８に示すように、車載のＥＣＵ１５１からの励磁電流に基づき機関の運転状態に応じて作動するソレノイドバルブ１４０が該可変容量形ポンプ０１とは別体に設けられており、このソレノイドバルブ１４０を介して吐出孔１２２ａと導入孔１３５とが接続され、これによってソレノイドバルブ１４０の開弁時に第１制御油室１３１と第２制御油室１３２が連通するようになっている。
【０１５９】
前記ソレノイドバルブ１４０は、図２６及び図２７に示すように、一端側が開口形成されて他端側が閉塞された円筒状のバルブボディ１４１と、該バルブボディ１４１内に軸方向へ摺動自在に収容され、両端部にバルブボディ１４１の内周面に摺接する第１、第２ランド部１４２ａ，１４２ｂが形成された弁体１４２と、該弁体１４２の第２ランド部１４２ｂによってバルブボディ１４１の他端側に画成された背圧室１４５に収容され、弁体１４２をバルブボディ１４１の一端側へ付勢するスプリング１４３と、バルブボディ１４１の開口端部に取り付けられ、通電に伴ってロッド１４４ｂを進出させてスプリング１４３の付勢力に抗して弁体１４２をバルブボディ１４１の他端側へ軸方向移動させる電磁ユニット１４４と、から主として構成されている。
【０１６０】
前記バルブボディ１４１は、その周壁に、吐出孔２２ａに接続されるＩＮポート１４１ａと、導入孔１３５に接続されるＯＵＴポート１４１ｂと、吸入ポート１２１又は外部に接続されるドレンポート１４１ｃと、がそれぞれ貫通形成されていると共に、他端部の側壁には、吸入ポート１２１又は外部に接続されて背圧室１４５に常時開口する背圧ポート１４１ｄが貫通形成されている。
【０１６１】
前記弁体１４２は、軸方向の中間部が縮径形成されていて、前記両ランド部１４２ａ，１４２ｂによってバルブボディ１４１との間に環状空間１４６を画成し、この環状空間１４６を介してＯＵＴポート１４１ｂとＩＮポート１４１ａ又はドレンポート１４１ｃとが連通するようになっている。
【０１６２】
前記電磁ユニット１４４は、周知のように構成され、ボビンにコイルが巻回され、これにヨークを外嵌してなるコイルユニット１４４ａと、該コイルユニット１４４ａの内周側に軸方向へ進退可能に設けられた磁性材からなる図外のアーマチュアと、該アーマチュアに結合され、通電状態に応じてアーマチュアに伴い進退移動するロッド１４４ｂと、から主として構成されている。
【０１６３】
ここで、前記ソレノイドバルブ１４０は、図２６に示すように、いわゆるノーマルオープン型に構成され、非通電状態においては、環状空間１５６を介してＩＮポート１４１ａとＯＵＴポート１４１ｂとが連通することとなり、第２制御油室１３２に吐出圧が導入されることとなる。このとき、ドレンポート１４１ｃは、背圧室１４５に開口した状態となっている。
【０１６４】
一方、図２７に示すように、コイルユニット１４４ａに励磁電流が通電されたときには、ロッド１４４ｂの押圧力によりスプリング１４３の付勢力に抗して弁体１４２がバルブボディ１４１の他端側へと押し戻されることとなる。これによって、ＩＮポート１４１ａは弁体１４２の第１ランド部１４２ａによって遮断され、ＯＵＴポート１４１ｂは環状空間１４６を介してドレンポート１４１ｃと連通することとなって、第２制御油室１３２は吸入圧又は大気圧に開放されることとなる。
【０１６５】
以上のような構成から、前記可変容量形ポンプ０１は、前記第１制御油室１３１の内圧とコイルばね１１８の付勢力及びソレノイドバルブ１４０により制御される第２制御油室１３２の内圧とのカムリング１１７に作用する相対的な力関係を制御することで、該カムリング１１７の偏心量を制御するようになっている。そして、この偏心量を制御して、ポンプ作用時における前記各ポンプ室１２０の内部容積の変化量を制御することで、当該可変容量形ポンプ０１の吐出圧特性を制御するようになっている。
【０１６６】
以下、本実施形態に係る可変容量形ポンプ０１の特徴的な作用、つまりカムリング１１７の偏心量制御に基づくポンプの吐出圧制御について、図２２、図２３及び図２９に基づいて説明する。
【０１６７】
まず、前記可変容量形ポンプ０１の吐出圧は、前述のように、前記バルブタイミング制御装置を作動させる場合には、その要求油圧は図中のＰ１となる。つまり、機関始動直後の低い油圧Ｐ１でバルブタイミング制御装置が作動するように設定されている。
【０１６８】
また、内燃機関の高回転でのクランクメタルの要求油圧としては、例えば、低負荷又は低油温時であれば図中のＰ２が、高負荷又は高油温時であれば図中のＰ４が、それぞれ要求油圧となる。
【０１６９】
さらに、機関の高負荷時には、ピストン冷却のために前述したオイルジェット３０を使用するが、このオイルジェット３０の前記ボール弁体４６の開弁圧は、中回転時である所定の回転数ｎにおいて図中の油圧Ｐ３に設定されている。
【０１７０】
そこで、前記可変容量形ポンプ０１は、低負荷又は低油温時に図２９中のＰ１もしくはＰ２のどちらか一方、又はＰ１及びＰ２の両方の要求油圧を満足する第１吐出圧特性である低圧特性Ｘとなるように設定されていると共に、高負荷又は高油温時に図２９中のＰ３もしくはＰ４のどちらか一方、又はＰ３及びＰ４の両方の要求油圧を満足する第２吐出圧特性である高圧特性Ｙとなるように設定されている。
【０１７１】
そして、前記ソレノイドバルブ１４０のＯＮ−ＯＦＦを切り換えることにより、カムリング１１７の作動特性、つまり、カムリング１１７の作動に必要となる吐出圧である第１、第２作動油圧Ｐｘ，Ｐｙを変更し、機関の運転状態に応じて前記両油圧特性Ｘ，Ｙのうち最適な油圧特性を選択することで、前記機関の各要求油圧を満足するようになっている。
【０１７２】
本実施形態では、図２９に示すように、前記低圧特性Ｘについては、バルブタイミング制御装置の要求油圧Ｐ１と低負荷又は低油温状態における機関の高回転時の要求油圧Ｐ２とを結んだ破線で示す油圧特性に設定されている一方、前記高圧特性Ｙについては、高負荷又は高油温状態における機関の中回転時の前記オイルジェット３０の開弁圧である要求油圧Ｐ３と当該状態における機関の高回転時の要求油圧Ｐ４とを結んだ実線で示す油圧特性に設定されている。
【０１７３】
すなわち、前記可変容量形ポンプ０１は、コイルばね１１８のばね荷重Ｗが前記第１作動油圧Ｐｘに設定されていて、低負荷又は低油温時には、ＥＣＵ１５１からソレノイドバルブ１４０に励磁電流が通電されることでＩＮポート１４１ａが遮断され、第１制御油室１３１内にのみ吐出圧が導入されることとなる。
【０１７４】
これによって、第１制御油室１３１の内圧が第１作動油圧Ｐｘに達するまでカムリング１１７の偏心量が最大の状態で維持されて（図２２参照）、機関の回転数の上昇に伴って吐出圧が急激に立ち上がることとなる。
【０１７５】
そして、吐出圧の上昇により第１制御油室１３１の内圧が第１作動油圧Ｐｘに達すると、カムリング１１７がピボット部１１７ａを支点として前記カムリング偏心方向線Ｎの下方となる偏心量が減少する方向へと揺動することとなる（図２３参照）。これにより、ポンプ作用時の前記各ポンプ室１２０の容積変化量が小さくなり、その結果、機関の回転数の上昇に伴う吐出圧の上昇が緩やかになることから、図２９に示す低圧特性Ｘが得られることとなる。
【０１７６】
続いて、前記低負荷又は低油温状態から高負荷又は高油温状態へ移行した場合には、ＥＣＵ１５１からのソレノイドバルブ１４０への励磁電流が遮断されて、ＩＮポート１４１ａとＯＵＴポート１４１ｂとが連通することとなり、吐出圧が、第１制御油室１３１のみならず、第２制御油室１３２にも導入されることとなる。
【０１７７】
すると、第２制御油室１３２の第２受圧面１３４に作用する圧力は、コイルばね１１８の付勢力を助勢するようにはたらくため、第１制御油室１３１の内圧が図２９中の第１作動油圧Ｐｘに達してもカムリング１１７は作動せず、第１制御油室１３１の内圧と第２制御油室１３２の内圧により第１受圧面１３３と第２受圧面１３４に作用する油圧力差がコイルばね１１８の付勢力に達するまで、カムリング１１７は、当該カムリング１１７の偏心量が最大となる状態で保持される（図２２参照）。
【０１７８】
すなわち、当該高負荷又は高油温時には、図２９に示すように、吐出圧が、第１制御油室１３１の内圧と第２制御油室１３２の内圧により第１受圧面１３３と第２受圧面１３４に作用する油圧力差がコイルばね１１８の付勢力と等しくなるような第２作動油圧Ｐｙに達するまで、カムリング１１７の偏心量が最大の状態で維持され、機関の回転上昇に伴って吐出圧が大きく立ち上がることとなる。
【０１７９】
そして、第１制御油室１３１の内圧が第２作動油圧Ｐｙに達すると、カムリング１１７が偏心量の減少する方向へ揺動することとなる（図２３参照）。これにより、ポンプ作動時の前記各ポンプ室１２０の容積変化量が小さくなって機関の回転数の上昇に伴う吐出圧の上昇が緩やかになることから、図２９に示すような高圧特性Ｙが得られることとなる。
【０１８０】
このように、前記可変容量形ポンプ０１は、原則として、機関の回転数や負荷、油温等を基準に、ＥＣＵ１５１により高圧が必要と判断された場合にポンプ吐出圧特性が高圧特性Ｙに移行することとなる。
【０１８１】
そこで、通常は、機関の負荷や油温等が高い場合に前記高圧特性Ｙに移行することとなるので、前述の説明では、当該高圧特性Ｙを発揮する場合として機関の負荷や油温が高い状態を例に説明したが、例えば、バルブタイミング制御装置においても前記要求油圧Ｐ１よりも高い油圧が必要となる場合があり、かかる場合には、ＥＣＵ１５１によりバルブタイミング制御装置の作動信号に合わせてソレノイドバルブ１４０の切り換えが行われ、機関の負荷や油温等が低い状態であってもポンプ吐出圧特性が前記高圧特性Ｙに移行することとなる。
【０１８２】
換言すれば、本実施形態では、前記要求油圧Ｐ１をバルブタイミング制御装置の通常の要求油圧に設定したものを示しているが、搭載する車両の仕様等に応じて前記要求油圧Ｐ１をバルブタイミング制御装置における最低限の要求油圧として設定することも可能である。
【０１８３】
また、前記高負荷又は高油温状態から再び前記低負荷又は低油温状態へと移行した場合には、ＥＣＵ１５１から励磁電流が再び通電されてソレノイドバルブ１４０が図７に示すような通電状態となり、第２制御油室１３２が大気圧又は吸入圧に開放されることとなる。これにより、カムリング１１７の作動は第１制御油室１３１の内圧とコイルばね１１８の付勢力との力関係に依存することとなって、ポンプの吐出圧特性が低圧特性Ｘへと変更される。この結果、低負荷又は低油温状態へ移行したことで不要となる吐出圧を低減し、機関の動力損失を抑制することができる。
【０１８４】
このように、前記可変容量形ポンプ０１は、機関の回転数や負荷、油温等の各種の運転情報に基づきＥＣＵ１５１がソレノイドバルブ１４０を切り換えることで、カムリング１１７の作動特性を変更し、当該機関の回転数や負荷、油温等に適した吐出圧特性を選択することができる。これにより、ポンプとしての仕事のムダを省き、機関の動力損失を最小限に抑えることが可能となる。
【０１８５】
しかも、この可変容量形ポンプ０１は、前述のようなカムリング１１７の作動制御につき、デューティ制御等の複雑な制御を必要とせずソレノイドバルブ１４０のＯＮ−ＯＦＦによる単純な制御によって、さらには、該ソレノイドバルブ１４０におけるポート形状等の精密加工や開弁特性等のチューニングをも必要とせず一般的なソレノイドバルブ１４０を用いた簡素な構造をもって、容易に実現することができる。このことから、ポンプの製造コストの低廉化も図れる。
【０１８６】
また、前記可変容量形ポンプ０１は、図２３中に太実線矢印で示すように、吐出領域に係る前記各ポンプ室１２０の内圧がカムリング１１７のピボット部１１７ａ側の内周面に作用することになるため、該カムリング１１７は、前記カムリング基準線Ｍに沿って図中の右方向、つまり、前記支持溝１１１ｂ側へ押圧されて、ピボット部１１７ａが当該支持溝１１１ｂに押し付けられることとなる。
【０１８７】
しかしながら、本実施形態の可変容量形ポンプ０１は、前記ポンプ吐出側におけるカムリング１１７の外周域に、つまり、前記吐出領域に係る前記各ポンプ室１２０に対しカムリング１１７の周壁を挟んでこれらポンプ室１２０と対向するように、前記両制御油室１３１，１３２が配置されていることから、図２３中に太破線矢印で示すように、これら両制御油室１３１，１３２の内圧がそれぞれカムリング１１７を支持溝１１１ｂと反対側へ押し返すように作用することとなり、ピボット部１１７ａの支持溝１１１ｂへの圧接が軽減される。これによって、カムリング１１７の偏心揺動時におけるピボット部１１７ｂと支持溝１１１ｂの摩擦を低減することができる。
【０１８８】
この結果、当該ピボット部１１７ａや支持溝１１１ｂの摩耗、特にカムリング１１７と比べて硬度の低い材質からなる支持溝１１１ｂの摩耗を抑制することが可能となり、ポンプの耐久性の向上に供される。
【０１８９】
なお、かかる作用により、前記ポンプ吐出側においてカムリング１１７の内外周側に作用する力はほぼ相殺されるものの、前記支持溝１１１ｂと反対側に位置する前記ポンプ吸入側のカムリング１１７の外周域には導入通路１２４を介して大気圧又は吸入圧が作用して、該大気圧又は吸入圧によってピボット部１１７ａは少なからず支持溝１１１ｂ内に押圧されることになるため、該ピボット部１１７ａが支持溝１１１ｂの内面から離間してしまうおそれもない。これによって、ピボット部１１７ａが支持溝１１１ｂに適度に摺接したカムリング１１７の適切な作動を得ることができる。
【０１９０】
さらには、上述のように、前記ポンプ吐出側の領域において、吐出領域に係る前記各ポンプ室１２０と対向するように前記両圧力室３１，３２が配置されていることから、かかる領域においてカムリング１１７の内周側に作用する圧力と外周側に作用する圧力とが全て吐出圧となってほぼ等しくなることから、当該吐出領域におけるカムリング１１７の内外周の圧力差を最小限に抑えることができる。これによって、前記吐出領域においてカムリング１１７の両側面とポンプ収容室１１３の底壁１３ａ及びカバー部材１１２の内側面との間に介在する微小隙間を介しての潤滑油の漏出（リーク）を最小限に抑えることが可能となる。この結果、可変容量形ポンプ０１の仕事のムダが極力低減されて、当該可変容量形ポンプ０１の高効率化も図れる。
【０１９１】
以上のように、本実施形態に係る可変容量形ポンプ０１によれば、ピボット部１１７ａを挟んで両側に第１、第２圧力室３１，３２を配置したことで、第２制御油室１３２の内圧がコイルばね１１８の付勢力を助勢するように作用することになるため、該コイルばね１１８の付勢力を極力小さく設定することが可能となる。
【０１９２】
具体的には、かかる第２制御油室１３２の配置により、コイルばね１１８は、前記低圧特性Ｘを確保し得る付勢力、つまり、第１作動油圧Ｐｘとつり合うだけの付勢力を有していればよいため、従来よりもばね常数の小さい低荷重のコイルばねを用いることができる。これにより、ポンプハウジング１１１においてコイルばね１１８の配置に要するスペースを縮小することができ、当該可変容量形ポンプ０１の小型化・軽量化が図れる。この結果、可変容量形ポンプ０１の機関への搭載性が向上する。
【０１９３】
しかも、前記第２受圧面１３４は、前記第１受圧面１３３よりも小さい受圧面積に設定されていることから、第２制御油室１３２によってカムリング１１７の作動油圧を二段階に設定することが可能になる。これにより、ポンプの吐出圧特性の自由度を向上させることもできる。
【０１９４】
また、バルブタイミング制御装置の作動及びロック機構のロック解除油圧は、低圧特性Ｘ中のＰ１に設定されていることから、前記各実施形態と同じくバルブタイミング制御装置の作動応答性の向上が図れる。
【０１９５】
さらに、前記第１吐出圧Ｘが、前記オイルジェット３０の開弁圧Ｐ３よりも低く設定されていることから、車両の通常走行で使用する機関回転数域でオイルジェット３０からオイルが噴射されることがない。
【０１９６】
このため、前記各実施形態と同じく、可変容量形ポンプ０１の吐出量が抑制されて、各部のフリクションが低減され燃費の向上が図れる。
【０１９７】
さらに、冷機時においては、オイルジェット３０が低温のオイルを噴射することがないので、暖機性能が向上する。
【０１９８】
さらに、パワーステアリング装置用の可変容量形ポンプ等、二つの圧力室の差圧によってカムリングを揺動制御するように構成されたポンプは、従来から種々のもの提供されているが、かかる従来のポンプはいずれもオリフィス等による圧力損失に基づいて差圧を発生させる構造を有しており、この圧力損失がポンプ効率を低下させている。これに対して、本実施形態に係る可変容量形ポンプ０１の場合は、第１制御油室１３１及び第２制御油室１３２内へ圧力損失を伴わずに吐出圧を導入することとし、該両圧力室３１，３２の受圧面積差、つまり、第１受圧面１３３と第２受圧面１３４の面積差によってカムリング１１７の作動トルクを発生させる構造となっていることから、前記従来の可変容量形ポンプのようなポンプ効率の低下を生じるおそれがない。これにより、前記従来の可変容量形ポンプと比べて、前記圧力損失が生じない分、ポンプ効率の向上に寄与することができる。
【０１９９】
さらには、本実施形態に係る可変容量形ポンプ０１にあっては、ソレノイドバルブ１４０が非通電時において前記高圧特性となるように設定されているため、該ソレノイドバルブ１４０が故障した場合であっても機関使用領域の全域において必要な吐出圧を確保できる、といったフェールセーフとしての機能も備えている。
【０２００】
図３０及び図３１は前記第３実施形態の変形例を示しており、該第３実施形態に係るソレノイドバルブ１４０を、いわゆるノーマルクローズ型に構成したものである。
【０２０１】
すなわち、本変形例に係るソレノイドバルブ１４０は、前記第３実施形態のものとは逆の特性を有するいわゆるノーマルクローズ型に構成されたものであって、図３０に示すように、非通電時において、ＩＮポート１５１ａが遮断されてＯＵＴポート１５１ｂがドレンポート１５１ｃと連通し、図３１に示すように、通電時において、ＩＮポート１５１ａとＯＵＴポート１５１ｂとが連通するように構成されている。これによって、可変容量形ポンプ０１は、ソレノイドバルブ１４０の非通電時に低圧特性Ｘとなり、該ソレノイドバルブ１４０の通電時に高圧特性Ｙとなる。
【０２０２】
かかる構成によれば、機関に要求される可変容量形ポンプ０１の吐出圧特性につき、低圧特性Ｘの頻度と比べて高圧特性Ｙの頻度が低い場合、ソレノイドバルブ１４０に対する通電時間を短縮することが可能になるため、該ソレノイドバルブ１４０の経時劣化の抑制に供される。
〔第４実施形態〕
図３２〜図３６は、第４実施形態を示しており、前記第３実施形態に係るシール部材１３０，１３０の配置を変更すると共に、ソレノイドバルブ１４０をハウジングに一体に構成したものである。
【０２０３】
すなわち、本実施形態では、第３実施形態においてカムリング１１７の前記各シール構成部１１７ｃ，１１７ｄに設けられた各シール保持溝１１７ｅ，１１７ｆが廃止され、代わりに、前記各シール摺接面１１１ｃ，１１１ｄにおいて、前記廃止した各シール保持溝１１７ｅ，１１７ｆと対向する位置に、該各シール保持溝１１７ｅ，１１７ｆと同様のシール保持溝１１１ｅ，１１１ｆが形成されていて、該各シール保持溝１１１ｅ，１１１ｆ内に、前記各弾性部材１２９，１２９と共に前記各シール部材１３０，１３０の収容配置されている。
【０２０４】
また、本実施形態では、図３２、図３５及び図３６に示すように、ソレノイドバルブ１４０のバルブボディ１４１が、カバー部材１１２の外側面１１２ｂに、前記カムリング偏心方向線Ｎと平行に一体形成されていて、当該ソレノイドバルブ１４０がハウジングと一体に構成されている。
【０２０５】
なお、ソレノイドバルブ１４０の構造については、前記第３実施形態と同様であり、前記カバー部材１１２に一体に形成されたバルブボディ１４１内に弁体１４２１が摺動自在に収容され、当該バルブボディ１４１の図３５中の上端部である一端開口部に電磁ユニット１４４が取り付けられている。
【０２０６】
また、かかる構成の変更に伴い、前記カバー部材１１２の内側面１２ｃには、図３６に示すように、吸入ポート１２１、吐出ポート１２２、吐出ポート１２２と軸受孔１１２ａを連通する連通溝１２３、及び吐出ポート１２２から延設される導入通路１２５が、ポンプハウジング１１１と同様にそれぞれ設けられている。
【０２０７】
さらに、このカバー部材１１２には、前記ポンプハウジング１１１の内部（ポンプ収容室１１３）とバルブボディ１４１の内部とを連通するように、導入通路１２４の所定の位置にＩＮポート１４１ａが、該ＩＮポート１４１ａに対して前記カムリング基準線Ｍを挟んでほぼ対称となる所定位置に導入孔１３５を兼ねるＯＵＴポート１４１ｂが、それぞれ穿設されていると共に、当該カバー部材１１２に一体形成されたバルブボディ１１１の周壁及び底壁の各所定位置には、ドレンポート１４１ｃ及び背圧ポート１４１ｄがそれぞれ貫通形成されている。
【０２０８】
したがって、この実施形態によれば、カムリング１１７の偏心揺動時において、前記各シール部材１３０，１３０が、アルミニウム合金材からなるポンプハウジング１１１よりも硬度の高い鉄系の焼結材からなるカムリング１１７の前記各シール面１１７ｇ，１１７ｈと摺接することになるため、当該各シール部材１３０，１３０による相手部材の摩耗を抑制することができる。これにより、前記第３実施形態と比べて、可変容量形ポンプ０１の耐久性が向上する。
【０２０９】
さらに、本実施形態では、ソレノイドバルブ１４０を、カバー部材１１２、つまり、ハウジングと一体に形成したことから、可変容量形ポンプ０１の油圧回路を該可変容量形ポンプ０１内で完結させることができる。このため、可変容量形ポンプ０１を中心とした油圧供給システムとしての小型化に供される。
〔第５実施形態〕
図３７〜図３９は、第５実施形態を示しており、前記第４実施形態の構成を基本として、該第４実施形態に係るソレノイドバルブ１４０に代えて、吐出圧により作動する油圧方向切換弁１５０をもってポンプの吐出圧特性を変更するように構成したものである。
【０２１０】
すなわち、本実施形態では、前記ソレノイドバルブ１４０の代替として、周知のスプール形の油圧方向切換弁１５０が用いられており、この油圧方向切換弁１５０は、図３７、図３８に示すように、一端側が開口形成されて他端側が閉塞された円筒状のバルブボディ１５１と、該バルブボディ１５１の一端開口部を閉塞するプラグ１５２と、バルブボディ１５１内に軸方向へ摺動自在に収容され、両端部に有する第１、第２ランド部１５３ａ，１５３ｂによって当該バルブボディ１５１内に圧力室１５５及び背圧室１５６を画成する弁体１５３と、背圧室１５６内に収容され、弁体１５３を圧力室１５５側へ付勢するスプリング１５４と、を備え、圧力室１５４の内圧が前記要求油圧Ｐ１より高く前記要求油圧Ｐ２よりも低く設定された所定の設定圧Ｐｚを超えると、図３８に示すように、弁体１５３がスプリング１５４の付勢力に抗して背圧室１５６側へ移動するように設定されている。
【０２１１】
前記バルブボディ１５１は、その周壁における軸方向の所定位置に、吐出孔１２２ａに接続されるＩＮポート１５１ａと、導入孔１３５に接続されるＯＵＴポート１５１ｂと、吸入ポート１２１又は外部に接続されるドレンポート１５１ｃとがそれぞれ貫通形成されていると共に、背圧室１５５側の側壁に、吸入ポート１２１又は外部に接続されて背圧室１４５を吸入圧又は大気圧に常時開放する背圧ポート１５１ｄが貫通形成されている。
【０２１２】
前記プラグ１５２は、前記バルブボディ１５１の一端側における開口端部の内周面に設けられた雌ねじ部に螺着されており、軸心に沿って導入ポート１５２ａが貫通形成され、該導入ポート１５２ａを通じて圧力室１５５内に吐出圧が常時導入されるようになっている。
【０２１３】
前記弁体１５３は、軸方向の中間部が縮径形成されていて、前記両ランド部１５３ａ，１５３ｂによってバルブボディ１５１との間に環状空間１５７を画成し、この環状空間１５７を介してＯＵＴポート１５１ｂとＩＮポート１５１ａ又はドレンポート１５１ｃとが連通するようになっている。
【０２１４】
すなわち、弁体１５３が非作動状態にあるときは、第１ランド部１５３ａによりＩＮポート１５１ａが遮断され、ＯＵＴポート１５１ｂとドレンポート１５１ｃとが環状空間１５７を介して連通することとなる一方、弁体１５３が作動したときには、第２ランド部１５３ｂによりドレンポート１５１ｃが遮断され、ＩＮポート１５１ａとＯＵＴポート１５１ｂとが環状空間１５７を介して連通することとなる。
【０２１５】
したがって、本実施形態に係る可変容量形ポンプ０１の場合には、機関の回転数が低い状態においては、油圧方向切換弁１５０のＩＮポート１５１ａが遮断されて第１制御油室１３１にのみ吐出圧が作用することから、図４０に示すように、吐出圧が第１作動油圧Ｐｘに達すると、カムリング１１７が偏心量減少方向へ揺動することとなって吐出圧の上昇が緩やかになるといった前記低圧特性Ｘを発揮することとなる（同図中のＴ１区間）。
【０２１６】
そして、吐出圧が上昇して圧力室１５５の内圧が前記設定圧Ｐｚに達すると、該圧力室１５５の内圧に基づき弁体１５３がスプリング１５３の付勢力に抗して背圧室１５５側へ軸方向移動を開始し、この弁体１５２の軸方向移動に伴い、ドレンポート１５１ｃが第２ランド部１５３ｂによって閉塞されると共にＩＮポート１５１ａが環状空間１５７に漸次開口することとなる。これによって、ＩＮポート１５１ａとＯＵＴポート１５１ｂとが環状空間１５７を介して徐々に連通することとなって、第２制御油室１３２内に吐出圧が漸次導入されるようになる。この結果、第２制御油室１３２の内圧が上昇し、これに伴いカムリング１１７が偏心量増大方向へ揺動することから、吐出圧がさらに大きく増大するといった前記高圧特性Ｙを発揮することとなる（図４０中のＴ２区間）。
【０２１７】
このように、本実施形態によれば、より低廉な製造コストでもって機関の回転数に合わせた吐出圧特性を備えるオイルポンプを得ることができる。
【０２１８】
また、バルブタイミング制御装置の作動圧は、前記低圧特性Ｘ中のＰ１に設定され、オイルジェット３０の開弁圧は、高圧特性ＹのＰ３に設定されており、前記第１作動油圧Ｐｘは前記Ｐ３よりも十分に低い油圧に設定されていることから、消費エネルギーの低減化など前記各実施形態と同様な作用効果が得られる。
【０２１９】
また、前記各実施形態では、第１制御油室１３１の内圧に対してコイルばね１１８の付勢力と第２制御油室１３２の内圧をバランスさせることによってカムリング１１７の作動を制御しているが、ポンプの仕様によっては、第１受圧面１３３の受圧面積を第２受圧面１３４の受圧面積よりも大きく設定することにより、コイルばね１１８を廃止し、前記両圧力室３１，３２の内圧（差圧）のみによってカムリング１１７の作動を制御するようにしてもよい。
【０２２０】
さらには、前記各実施形態では、前記第２受圧面１３４の受圧面積を第１受圧面１３３の受圧面積よりも小さく設定しているが、内燃機関等の要求によっては前記両受圧面３３，３４を等しく設定してもよい。
【０２２１】
また、前記制御油室の機密性を確保するためにシール部材を設置しているが、内燃機関の要求油圧特性が満足できれば、コスト削減のためシール部材を削減することも可能である。
【０２２２】
前記ばね収容室の配置をさらに変更することも可能であり、また、両コイルばねのセット荷重は、それぞれポンプの仕様や大きさに応じて自由に設定することが可能であると共に、そのコイル径や長さも自由に変更することができる。
【０２２３】
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。
【０２２４】
さらに、この可変容量形ポンプを、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。
【０２２５】
前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。
〔請求項ａ〕請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記第２吐出圧は、前記オイルジェットがオイルを吐出し始める圧力よりも高い圧力に設定したことを特徴とする可変容量形ポンプ。
【０２２６】
この発明によれば、請求項１の発明の作用効果に加えて、第２吐出圧をオイルジェットから噴射される圧力より高く設定することによって、油温の上昇や内燃機関の冷却状態のばらつきなどに左右されずにオイルジェットからピストンへの噴射をより確実なものとすることができる。
〔請求項ｂ〕請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記オイルジェットは、
オイルが供給されるオイル供給部と、該オイル供給部に供給されたオイルを導入するオイル導入部と、該オイル供給部とオイル導入部との間に形成された弁座と、を備えたボディと、
前記オイル供給部に供給されるオイルの圧力に応じて前記弁座に離着座して前記オイル供給部を開閉する弁体と、
前記弁体を閉弁方向へ付勢すると共に、前記弁体の開弁圧を前記第１吐出圧よりも高い圧力に設定された付勢部材と、
前記オイル導入部の下流側に接続され、噴射口から前記ピストンに向かってオイルを噴射する噴射ノズルと、
を備えたことを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｃ〕請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記可動部材は、内周面にカム面が形成されたカムリングであり、
前記ポンプ構成体は、内燃機関によって回転駆動されるロータと、該ロータの外周側から進退自在に設けられ、前記カムリングの内周面方向へ進出することによって前記複数の作動室を隔成するベーンと、を備え、
前記カムリングを移動させることにより、前記ロータの中心に対するカムリングの偏心量を変化にすることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｄ〕請求項ｃに記載した可変容量形ポンプにおいて、
前記吐出されるオイルは内燃機関の摺動部を潤滑するためのものであることを特徴とする可変容量形ポンプ。
〔請求項ｅ〕請求項３に記載のオイルジェットにおいて、
前記オイルジェットがオイルを噴射し始める圧力を、前記第２吐出圧よりも低く設定したことを特徴とするオイルジェット。
〔請求項ｆ〕請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
前記吐出されるオイルは、内燃機関の駆動回転体とカムシャフトとの相対回転位相を可変にするバルブタイミング制御装置と該バルブタイミング制御装置のロック機構を作動するためにも用いられ、
前記ロック機構のロックを解除する圧力が、前記第１吐出圧より低い圧力に設定されていることを特徴とする可変容量形ポンプ。
【符号の説明】
【０２２７】
０１…可変容量形ポンプ
１・１１１…ポンプハウジング
１ａ…底面
２・１１２…カバー部材
２ａ…内側面
３・１１４…駆動軸
４・１１５…ロータ
５・１１７…カムリング
５ａ…カムリング内周面
５ｂ…ピボット凸部
７・１２１…吸入ポート
８・１２２…吐出ポート
９…ピボットピン
１１・１１６…ベーン
１３・１２０…ポンプ室
１４…シール部材
１５…弾性部材
１６…制御油室
１６ａ・１３１…第１制御油室
１６ｂ・１３２…第２制御油室
１７・１１７ｂ…アーム
１９…第１ばね収容室
２０…第１コイルばね
２１…第２ばね収容室
２２…第２コイルばね
３０…オイルジェット
４６…ボール弁体(弁体)
５０…バルブスプリング(付勢部材)
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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【図２７】
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【図２８】
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【図２９】
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【図３０】
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【図３１】
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【図３２】
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【図３３】
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【図３４】
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【図３５】
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【図３６】
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【図３７】
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【図３８】
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【図３９】
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【図４０】
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