(57)【要約】【目的】エンジンの低・中回転では吐出圧と流量を低減させながらも、高回転ではより多くの吐出圧と流量を確保し、エンジン等にかかる負荷を最小限に抑える内接歯車式ポンプとすること。【構成】インナーロータ３と、アウターロータ４と、アウターロータ４を所定の軌跡円Ｑに沿って揺動させるアウターリング５と、アウターリング５を揺動させるスプールバルブ７と、ポンプハウジングＡと、ソレノイドバルブ８とからなること。ポンプハウジングＡには、ロータ室１と、小径通路部２１と大径通路部２２とからなる弁通路２が設けられ、スプールバルブ７は弁通路２内にてオイルの押圧方向と反対方向にスプリング７４にて弾性付勢され、ソレノイドバルブ８は、常時オイルを小径通路部２１に送ると共に、エンジンの回転数の増減に応じて大径通路部２２と連通又は遮断に切替制御されること。【選択図】      図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
インナーロータと、該インナーロータが内接するアウターロータと、該アウターロータを前記インナーロータに対して偏心量を維持しつつ所定の軌跡円に沿って揺動させるアウターリングと、主受圧面を有する小径部と補助受圧面を有する大径部とからなり且つ前記アウターリングを揺動させるスプールバルブと、ポンプハウジングと、ソレノイドバルブとからなり、前記ポンプハウジングには、前記アウターリングが揺動可能に遊挿されるロータ室と、前記スプールバルブが収納される小径通路部と大径通路部とからなる弁通路が設けられ、前記スプールバルブは前記弁通路内にてオイルの押圧方向と反対方向にスプリングにて弾性付勢され、前記ソレノイドバルブは、常時オイルを前記小径通路部に送ると共に、エンジンの回転数の増減に応じて前記大径通路部と連通又は遮断に切替制御される構成としてなることを特徴とする内接歯車式ポンプ。
【請求項２】
請求項１において、前記ソレノイドバルブは、前記大径通路部との遮断時に前記大径通路部内のオイルを排出する大気開放流路を有してなることを特徴とする内接歯車式ポンプ。
【請求項３】
請求項１又は２において、前記アウターリングには、外周から直径方向に突出する係止突起部が係止され、前記スプールバルブには被係止部が形成され、該被係止部にアウターリングの係止突起部が係止されてなることを特徴とする内接歯車式ポンプ。
【請求項４】
請求項１，２又は３のいずれか１項の記載において、前記アウターリングは、前記アウターロータの外径と同一の内径で且つ回動自在に包持する包持内周部を有し、前記ロータ室と前記アウターリングのいずれか一方に形成される複数のプロフィール溝と、該プロフィール溝に遊挿される同数の案内ピンと、前記プロフィール溝と前記案内ピンによって、前記アウターリングの直径中心は、前記インナーロータの回転中心を中心として前記偏心量を半径とした軌跡円に沿って揺動可能に案内される構成としてなることを特徴とする内接歯車式ポンプ。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用エンジン等に装着されるポンプにおいて、エンジンの低・中回転では効率化を図るために吐出圧と流量を低減させながらも、高回転では潤滑や冷却を確保するためにより多くの吐出圧と流量を確保し、エンジン等にかかる負荷を最小限に抑えることができる内接歯車式ポンプに関する。
【背景技術】
【０００２】
自動車用内燃機関の各摺動部やトランスミッションなどに潤滑油圧を供給するための可変容量形ポンプが存在する。この可変容量形ポンプでは、インナーロータと、該インナーロータが内接するアウターロータとを組み合わせたタイプのものである。そして、この種の可変容量形ポンプを開示した一例として、特許文献１が存在する。以下に、特許文献１について概略する。なお、以下の説明において、部材に付された符号は、特許文献１に記載されたものをそのまま使用する。
【０００３】
特許文献１は、アウタロータ周りで回動する可動ハウジング１８を設け、吸入ポート及び吐出ポートのポートタイミングを可変するように、可動ハウジング１８を油圧で回動する制御機構を設けた可変容量ポンプである。エンジン回転数が低回転且つ高油圧時には、第３ソレノイド１７６はオフで制御機構が作動せず、可動ハウジング１８は初期の位置に保持されている。高回転又は低油圧時には、第３ソレノイド１７６がオンになり油圧を導き、その油圧によってピストン５０を押圧移動して可動ハウジング１８を回動させ、これにより、ポートタイミングが可変し、ポンプ吐出量をさせる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開平８―２１０２６１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
引用文献１では、以下に示す課題が存在する。ピストン５０の受圧面は、一つしか存在しない。そのために、第３ソレノイド１７６のオン、オフによって、一段階の単純な可変しかできず、一段階の可変となり、その結果、エンジンが低回転のときと、高回転のときとの切り替えしかできない。したがって、中回転域のポンプ駆動損失を効率よく低減することができないため、ポンプ及びエンジン等にかかる負荷を低く抑えることができない。そのため、燃費の改善幅は小さい。
【０００６】
そこで、本発明の目的（解決しようとする技術的課題）は、エンジンの低・中回転では効率化を図るために吐出圧と流量を低減させながらも、高回転では潤滑や冷却を確保するためにより多くの吐出圧と流量を確保し、エンジン等にかかる負荷を最小限に抑えることにある。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
そこで、発明者は上記課題を解決すべく、鋭意，研究を重ねた結果、請求項１の発明を、インナーロータと、該インナーロータが内接するアウターロータと、該アウターロータを前記インナーロータに対して偏心量を維持しつつ所定の軌跡円に沿って揺動させるアウターリングと、主受圧面を有する小径部と補助受圧面を有する大径部とからなり且つ前記アウターリングを揺動させるスプールバルブと、ポンプハウジングと、ソレノイドバルブとからなり、前記ポンプハウジングには、前記アウターリングが揺動可能に遊挿されるロータ室と、前記スプールバルブが収納される小径通路部と大径通路部とからなる弁通路が設けられ、前記スプールバルブは前記弁通路内にてオイルの押圧方向と反対方向にスプリングにて弾性付勢され、前記ソレノイドバルブは、常時オイルを前記小径通路部に送ると共に、エンジンの回転数の増減に応じて前記大径通路部と連通又は遮断に切替制御される構成としてなる内接歯車式ポンプとしたことにより、上記課題を解決した。
【０００８】
請求項２の発明を、請求項１において、前記ソレノイドバルブは、前記大径通路部との遮断時に前記大径通路部内のオイルを排出する大気開放流路を有してなる内接歯車式ポンプとしたことにより、上記課題を解決した。請求項３の発明を、請求項１又は２において、前記アウターリングには、外周から直径方向に突出する係止突起部が係止され、前記スプールバルブには被係止部が形成され、該被係止部にアウターリングの係止突起部が係止されてなる内接歯車式ポンプとしたことにより、上記課題を解決した。
【０００９】
請求項４の発明を、請求項１，２又は３のいずれか１項の記載において、前記アウターリングは、前記アウターロータの外径と同一の内径で且つ回動自在に包持する包持内周部を有し、前記ロータ室と前記アウターリングのいずれか一方に形成される複数のプロフィール溝と、該プロフィール溝に遊挿される同数の案内ピンと、前記プロフィール溝と前記案内ピンによって、前記アウターリングの直径中心は、前記インナーロータの回転中心を中心として前記偏心量を半径とした軌跡円に沿って揺動可能に案内される構成としてなる内接歯車式ポンプとしたことにより、上記課題を解決した。
【発明の効果】
【００１０】
請求項１の発明では、（案内手段の）アウターリングを操作する（操作手段の）スプールバルブは、主受圧面と補助受圧面とを有しており、（電磁制御手段の）ソレノイドバルブの制御によって、２段階の吐出量の可変にすることができる。そして、ソレノイドバルブの制御によって、スプールバルブが作動し、該スプールバルブと共にアウターリングが揺動する。これによって、インナーロータとアウターロータとの両回転中心同士を結ぶ基準線が揺動することになり、インナーロータとアウターロータによって構成される歯間空間の最も容積の大きな最大歯間空間が初期位置から移動することになる。
【００１１】
このとき、通常では、初期位置において最大歯間空間は、吸入ポートの終端部と吐出ポートの終端部との間の間仕切部（第１間仕切部）に位置し、吐出ポートに対して最大量のオイルを吐出する。しかし、前述したように、（電磁制御手段の）ソレノイドバルブ，（操作手段の）スプールバルブ及び（案内手段の）アウターリングの動作によって、最大歯間空間の位置が前記間仕切部（第１間仕切部）の位置からずれて、最大歯間空間よりも小さい歯間空間が前記間仕切部を通過して吐出ポートにオイルを送り込む。したがって、オイルの吐出量は減少し、吐出量及び吐出圧力が変化することができる。
【００１２】
そして、ソレノイドバルブをエンジン回転数が低回転域（約１０００ｒｐｍ未満）、中回転域（約１０００ｒｐｍ乃至約３５００ｒｐｍ未満）、高回転域（約３５００ｒｐｍ以上）のときのそれぞれの範囲において、前記（電磁制御手段の）ソレノイドバルブにより流路を制御することによってエンジンや油圧機器が必要とする吐出量、油圧に対応した吐出量、油圧を発生し、ポンプの駆動損失を効率よく低減することができる。
【００１３】
このように、ポンプ及びエンジン等にかかる負荷を最小限に抑えることができるため、効率の良い可変を行うことができる。特に、中回転域（として、エンジンの回転数が約２０００回転付近の常用域において、ポンプの駆動損失の低減を大きくすることができるので、燃費の改善幅も大きくなる。
【００１４】
請求項２の発明では、前記ソレノイドバルブは、前記大径通路部との遮断時に前記大径通路部内のオイルを排出する大気開放流路を有する構成としたことにより、大径通路部内のオイルを素早く排出することができ、（操作手段の）スプールバルブの初期位置への戻りを迅速に行うことができ、ひいては、アウターリングによるインナーロータとアウターリングの初期位置への復帰を迅速にできる。
【００１５】
請求項３の発明では、前記アウターリングには、外周から直径方向に突出する係止突起部が係止され、前記スプールバルブには被係止部が形成され、該被係止部にアウターリングの係止突起部が係止されてなる構成としたことにより、スプールバルブの動作に対してアウターリングは、良好に揺動動作を行うことができる。
【００１６】
請求項４の発明では、アウターリングの揺動動作は、案内ピンがプロフィール溝に沿って動く構成となり、前記案内ピンは前記プロフィール溝（の外周面と内周面）によって、動作を規制され、アウターリングは、正確且つ円滑に回動し、滞りなく安定した状態で吐出容量の可変を行うことができる。
【図面の簡単な説明】
【００１７】
【図１】（Ａ）は本発明を示す一部断面にした構成図、(Ｂ)は（Ａ）の（ア）部拡大図、（Ｃ）は（Ａ）の（ア）部拡大図において主流路と分岐流路と放出流路とが連通した状態図である。
【図２】（Ａ）はアウターリング，アウターロータ及びインナーロータの作動状態を示す拡大図、（Ｂ）は（Ａ）の（イ）部拡大図である。
【図３】（Ａ）は本発明においてエンジンの低回転域におけるスプールバルブ，アウターリング，インナーロータ及びアウターロータの状態を示す略示断面図、（Ｂ）は（Ａ）の（ウ）部拡大図である。
【図４】（Ａ）は本発明においてエンジンの中回転域におけるスプールバルブ，アウターリング，インナーロータ及びアウターロータの状態を示す略示断面図、（Ｂ）は（Ａ）の（エ）部拡大図である。
【図５】（Ａ）は本発明においてエンジンの高回転の到達におけるスプールバルブ，アウターリング，インナーロータ及びアウターロータの状態を示す略示断面図、（Ｂ）は（Ａ）の（オ）部拡大図である。
【図６】（Ａ）は本発明においてエンジンの高回転域におけるスプールバルブ，アウターリング，インナーロータ及びアウターロータの状態を示す略示断面図、（Ｂ）は（Ａ）の（カ）部拡大図である。
【図７】（Ａ）はアウターリング，インナーロータ，アウターロータ，ポンプハウジングの分離した状態の斜視図、(Ｂ)はアウターリング，アウターロータ及びインナーロータを組み合わせた状態の斜視図である。
【図８】ポンプハウジングの一部断面にした正面図である。
【図９】本発明の特性を示すグラフである。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１８】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。本発明は、図１（Ａ），図２等に示すように、主に、ポンプハウジングＡと、インナーロータ３と、アウターロータ４と、案内手段Ｂと、操作手段Ｃと、電磁制御手段Ｄとから構成される。ポンプハウジングＡには、図７，図８に示すように、ロータ室１と弁通路２とが形成される。ロータ室１の底面部１ａには、ポンプ駆動用の駆動軸が装着される軸孔１１が形成され、該軸孔１１の周囲に吸入ポート１２と吐出ポート１３が形成されている。また、吸入ポート１２と吐出ポート１３との間には間仕切部が形成されている。
【００１９】
この間仕切部は、ロータ室１内に２箇所に形成され、その一方は、吸入ポート１２の終端部１２ｂから吐出ポート１３の始端部１３ａの間に位置するもので、この間仕切部を第１間仕切部１４と称する〔図２，図７（Ａ），図８等参照〕。また、他方の間仕切部は、吐出ポート１３の終端部１３ｂから吸入ポート１２の始端部１２ａの間に位置するものであり、これを第２間仕切部１５と称する。
【００２０】
ロータ室１には、インナーロータ３、アウターロータ４及び案内手段Ｂを構成するアウターリング５が内装される〔図１（Ａ），図２（Ａ）等参照〕。また、弁通路２には、操作手段Ｃを構成するスプールバルブ７が装着される。また、前記ロータ室１と弁通路２とは、連通室１６によって連通されている（図８参照）。
【００２１】
弁通路２は、小径通路部２１と大径通路部２２とから構成され、前記小径通路部２１と前記大径通路部２２とは、軸方向に沿って直線上に形成されている（図８参照）。さらに、小径通路部２１には、ポンプハウジングＡの外部と連通する導入流路２１ａが形成され、大径通路部２２には、ポンプハウジングＡの外部と連通する導入流路２２ａが形成されている。
【００２２】
インナーロータ３及びアウターロータ４は、トロコイド形状又は略トロコイド形状とした歯車であり、複数の外歯３１，３１，…が形成されている（図７参照）。また、直径方向中心位置には、駆動軸用のボス孔３２が形成され、該ボス孔３２には、駆動軸が貫通固定される。ボス孔３２は、非円形として形成され、ボス孔３２と略同一形状の軸固定部が圧入等の固定手段にて駆動軸がインナーロータ３に固定され、インナーロータ３は駆動軸の回転駆動にて回転する。
【００２３】
アウターロータ４は、環状に形成され、内周側に複数の内歯４１，４１，…が形成されている（図７参照）。そして、インナーロータ３の外歯３１の数は、アウターロータ４の内歯４１の数よりも１つ少ないものとして構成されている。インナーロータ３の外歯３１，３１，…と、アウターロータ４の内歯４１，４１，…によって複数の歯間空間Ｓ，Ｓ，…が構成され、通常の状態では、前記歯間空間Ｓが前記第１間仕切部１４を通過するときに閉鎖された空間を構成し、且つ最大容積の最大歯間空間Ｓａとなる（図２参照）。
【００２４】
インナーロータ３の回転中心をＰ3とする（図２参照）。この回転中心Ｐ3は、ロータ室１に対して位置は不動である。アウターロータ４の回転中心は、Ｐ4とする。そして、回
転中心Ｐ3と、回転中心Ｐ4とを結ぶ仮想の線を基準線Ｌと称する（図２参照）。該基準線Ｌには、後述するように初期位置基準線Ｌａと最終位置基準線Ｌｂが設定され、初期位置基準線Ｌａと最終位置基準線Ｌｂとの間を案内手段Ｂ及び操作手段Ｃによって操作され揺動する。
【００２５】
インナーロータ３の回転中心Ｐ3と、アウターロータ４の回転中心Ｐ4との距離を偏心量ｅと称する。該偏心量ｅは、インナーロータ３とアウターロータ４とが、常に一定の間隔を維持しながら回転し、内歯４１，４１，…と外歯３１，３１，…とのチップクリアランスを最適に維持するものである（図２参照）。
【００２６】
案内手段Ｂは、前記アウターロータ４を、基準線Ｌを初期位置線Ｌａから最終位置基準線Ｌｂとなるまでの角度θｂを揺動させる役目をなすものである。案内手段Ｂは、アウターリング５，プロフィール溝６１及び案内ピン６２とから構成される〔図１（Ａ），図２（Ａ），図７（Ａ）参照〕。アウターリング５は、前記アウターロータ４を揺動させて、前記基準線Ｌの角度を変更させる役目をなすものである。
【００２７】
アウターリング５は、略円環状に形成され、その内周側を包持内周部５１と称する〔図７（Ａ）参照〕。さらに、アウターリング５には、後述する操作手段Ｃによって揺動されるための係止突起部５２が外周側面より直径方向に突出形成されている〔図１（Ａ），図２（Ａ），図７（Ａ）参照〕。
【００２８】
前記包持内周部５１は、円形の内壁面として形成されたものであり、包持内周部５１の内径Ｄ5は、アウターロータ４の外径Ｄ4と同一である。実際には、包持内周部５１の内径Ｄ5は、アウターロータ４の外径Ｄ4よりも僅かに大きく、前記アウターロータ４が円滑に回動自在となるように、包持内周部５１とアウターロータ４の間にクリアランスを有して挿入されるようになっているものであるが、この構成も同一の概念に含むものである。
【００２９】
つまり、アウターリング５の包持内周部５１の直径中心Ｐ5は、該包持内周部５１に挿
入された状態のアウターロータ４の回転中心Ｐ4と位置が一致するように構成されている
（図２参照）。アウターリング５は、ロータ室１内において、アウターロータ４を包持内周部５１に配置して、これを安定した状態に支持すると共に、後述する操作手段Ｃを介してインナーロータ３の回転中心Ｐ3を中心とした半径を偏心量ｅとする軌跡円Ｑに沿って
揺動させる（図２参照）。
【００３０】
アウターリング５は、ポンプハウジングＡのロータ室１に内装されるものであり、該ロータ室１内で、揺動可能となる構成となっている。そのために、アウターリング５の外形対して、ロータ室１は、僅かに広く形成され、アウターロータ４が揺動するためのスペースが余分に設けられている。
【００３１】
アウターリング５は、その揺動の軌跡が決まっており、アウターリング５の直径中心Ｐ5が前記インナーロータ３の回転中心Ｐ3と偏心量ｅを維持しつつ所定の軌跡円、つまりアウターリング５の直径中心Ｐ5がインナーロータ３の回転中心Ｐ3の周囲の軌跡円Ｑに沿って揺動する。そして、前記アウターリング５の包持内周部５１の内径Ｄ5と、前記アウタ
ーロータ４の外径Ｄ4とは等しいため、包持内周部５１の直径中心Ｐ5と、該包持内周部５１に挿入されたアウターロータ４の回転中心Ｐ4とは一致した状態である（図２参照）。
【００３２】
したがって、アウターリング５の揺動によって、アウターロータ４の回転中心Ｐ4は、
前記インナーロータ３の回転中心Ｐ3と偏心量ｅを維持しつつ、軌跡円Ｑに沿って、回転
中心Ｐ3の周囲を揺動する。これによって、回転中心Ｐ3と回転中心Ｐ4とを結ぶ初期位置
基準線Ｌａの角度も変化することになる。
【００３３】
本発明において、インナーロータ３とアウターロータ４には、初期位置と最終位置とが存在し、初期位置は、インナーロータ３とアウターロータ４とが後述するようにエンジンの回転数が主に低回転域で作動しているときの位置のことである。このときの基準線は初期位置基準線Ｌａである（図３参照）。また、最終位置とはインナーロータ３とアウターロータ４とがエンジンの回転数が中回転域及び高回転域で作動しているときの位置のことである。このときの基準線は最終位置基準線Ｌｂとなる（図４，図６参照）。
【００３４】
そして、実際にアウターリング５が初期位置から最終位置に揺動する角度をθａとし、初期位置基準線Ｌａと最終位置基準線Ｌｂとのなす角度はθｂとする。角度θａは、角度θｂよりも小さくなる。つまり、操作手段Ｃにより、アウターリング５の係止突起部５２の僅かな移動により、初期位置基準線Ｌａと最終位置基準線Ｌｂに亘って大きく角度を変更することができる〔図２（Ａ）参照〕。
【００３５】
次に案内手段Ｂを構成するプロフィール溝６１と案内ピン６２について説明する。プロフィール溝６１及び案内ピン６２は、アウターリング５をその直径中心Ｐ5がインナーロ
ータ３の回転中心Ｐ3と偏心量ｅを維持しながら、アウターリング５の包持内周部５１の
直径中心Ｐ5を前記軌跡円Ｑに沿って揺動できるように案内する役目をなす手段である。
【００３６】
プロフィール溝６１はポンプハウジングＡのロータ室１の底面部１ａに形成され、案内ピン６２はアウターリング５に設けられている〔図７（Ａ），図８参照〕。また、特に図示しないが、その反対にプロフィール溝６１がアウターリング５に形成され、案内ピン６２がロータ室１の底面部１ａに形成され実施形態も存在する。
【００３７】
プロフィール溝６１及び案内ピン６２は、それぞれ対をなして、複数個が設けられている。プロフィール溝６１と案内ピン６２は、それぞれ少なくとも２個設けられるものである。そして、アウターリング５及び包持内周部５１に挿入配置されたアウターロータ４を安定した状態で揺動させるには、プロフィール溝６１及び案内ピン６２はそれぞれ３個設けられることが最適である。
【００３８】
プロフィール溝６１は、円弧状に形成された略楕円形状の溝であり、その長手方向は僅かに円弧状に形成されている。プロフィール溝６１は、アウターリング５の直径中心Ｐ5
側に対して凹形円弧形状となる。プロフィール溝６１は、案内ピン６２を、前記アウターリング５の直径中心Ｐ5が、前記軌跡円Ｑに沿って移動できるように案内する。そして、
プロフィール溝６１は、案内ピン６２を、直径中心Ｐ5が軌跡円Ｑに沿って案内移動させ
ることができる形状に形成されたものである（図２参照）。
【００３９】
ここで、インナーロータ３とアウターロータ４とが初期位置にあるときは、初期位置基準線Ｌａが第１間仕切部１４と第２間仕切部１５との中間箇所を通過するものであって、第１間仕切部１４において、歯間空間Ｓが最大の最大歯間空間Ｓａとなり、第２間仕切部１５で最小の最深噛み合い部Ｓｂとなるものである〔図２（Ａ），図３参照〕。
【００４０】
また、インナーロータ３とアウターロータ４とが最終位置にあるときは、容積が最大の最大歯間空間Ｓａと、容積が最小となる最深噛み合い部Ｓｂは最終位置基準線Ｌｂ上に移動する。したがって、第１間仕切部１４において、歯間空間Ｓは最大とはならない（図４，図６参照）。また、同時に第２間仕切部１５では、歯間空間Ｓは最小とならない。つまり、第１間仕切部１４には、最大歯間空間Ｓａではない歯間空間Ｓが通過し、第２間仕切部１５には最深噛み合い部Ｓｂでない歯間空間Ｓが通過する。
【００４１】
操作手段Ｃは、スプールバルブ７とスプリング７４とからなる。スプールバルブ７は、小径部７１と大径部７２とから構成され、共に円筒形状に形成されており、軸方向に沿って小径部７１と大径部７２とが一体形成されたものである。小径部７１の軸端面は、主受圧面７１ａであり、小径部７１と大径部７２との境目に形成される段差部が補助受圧面７２ａとなる。スプールバルブ７は、前記弁通路２に軸方向に移動自在に収納され、小径部７１が小径通路部２１に配置され、大径部７２が大径通路部２２に配置される〔図１（Ａ）参照〕。
【００４２】
前記スプールバルブ７の軸方向寸法は、前記弁通路２の小径通路部２１の通路全長よりも長く形成されている。具体的には、小径部７１の軸方向全長が小径通路部２１の全長よりも僅かに大きい寸法であればよい。これによって、弁通路２に収納されたスプールバルブ７は、補助受圧面７２ａと、弁通路２の段差面との間に常時空隙が生じることになり、補助受圧面７２ａは、オイルによる圧力を受け易い構造にできる。
【００４３】
前記スプールバルブ７には、前記アウターリング５の外周から直径方向に突出する係止突起部５２が係止される被係止部７３が形成されている。該被係止部７３は、軸状のスプールバルブ７の一部に形成された括れであり、該括れとした被係止部７３にアウターリング５の係止突起部５２が略遊挿状態で係止される。
【００４４】
スプールバルブ７は、スプリング７４により、常時初期位置となるように弾性付勢されている〔図２（Ａ）参照〕。そして、スプールバルブ７にかかる油圧が上昇するとスプリング７４の弾性力を上回って、スプールバルブ７が軸方向に移動し、被係止部７３に係止されたアウターリング５の係止突起部５２がロータ室１の接線方向に沿って移動する。
【００４５】
電磁制御手段Ｄは、ソレノイドバルブ８とバルブケーシング９とから構成される（図１参照）。電磁制御手段Ｄは、前記ポンプハウジングＡの吐出口からエンジン・油圧機器の循環路から分岐して構成されたオイルの制御流路Ｋに組み込まれた装置である。ソレノイドバルブ８は、方向制御部８１と電磁制御部８２とから構成されている。ソレノイドバルブ８は、オイルの流れ方向を切替制御する役目をなすバルブであり、前記方向制御部８１は、分岐流路８１ａと、大気開放流路８１ｂを有している。
【００４６】
バルブケーシング９には、ケース内流路Ｊが形成されており、前記制御流路Ｋを構成する一部となる。該ケース内流路Ｊは、主流路９１，方向制御室９２，補助流路９３及び放出流路９４によって構成されている。そして、前記主流路９１は、前記ポンプハウジングＡにおける小径通路部２１に連通する導入流路２１ａと連通しており、補助流路９３は大径通路部２２と連通する導入流路２２ａと連通している〔図１（Ａ）参照〕。
【００４７】
前記主流路９１は、ケース内流路Ｊを構成する一部で、バルブケーシング９を貫通する流路である（図１参照）。そして、ポンプハウジングＡの吐出ポート１３と連通する吐出口１３ｃと、前記弁通路２の小径通路部２１とが前記主流路９１を介して連通する。該主流路９１を介して小径通路部２１に流入するオイルは、スプールバルブ７の主受圧面７１ａを押圧する。つまり、ケース内流路Ｊにおいて主流路９１を流れるオイルは、スプールバルブ７の主受圧面７１ａを常時、押圧する構成となっている〔図１（Ａ）及び図３乃至図６参照〕。
【００４８】
バルブケーシング９の方向制御室９２は、前記ソレノイドバルブ８の方向制御部８１が収納される（図１参照）。方向制御室９２と前記主流路９１とが連通し、さらに、方向制御室９２から前記補助流路９３及び前記放出流路９４が分岐するように連通形成されている。前記方向制御室９２は、補助流路９３を介して、ポンプハウジングＡの大径通路部２２と連通している。そして、方向制御室９２に収納されたソレノイドバルブ８の方向制御部８１の切替動作によって、方向制御部８１の分岐流路８１ａが方向制御室９２と大径通路部２２との間を連通（開）又は遮断（閉）の状態に制御する〔図１（Ｃ）参照〕。
【００４９】
これによって、主流路９１を流れるオイルの一部は、方向制御室９２からソレノイドバルブ８の分岐流路８１ａを通過して大径通路部２２に流入し、スプールバルブ７の補助受圧面７２ａを押圧することになる（図３乃至図６参照）。このとき、前述したように、主流路９１と、弁通路２の小径通路部２１とは常時連通しており、オイルは、スプールバルブ７の主受圧面７１ａを押圧した状態である。つまり、ソレノイドバルブ８によって方向制御室９２と大径通路部２２との流路が連通（開）であるときには、オイルは、スプールバルブの主受圧面７１ａと補助受圧面７２ａとの両方を押圧することができる。
【００５０】
さらに、方向制御室９２に収納されたソレノイドバルブ８の方向制御部８１の切替動作によって、大気開放流路８１ｂが放出流路９４と大径通路部２２との間を連通（開）又は遮断（閉）の状態に制御する〔図１（Ｂ）参照〕。これによって、大径通路部２２は大気と繋がり、大径通路部２２内は空間が密閉されることが無く、スプールバルブ７の補助受圧面７２ａを押圧しようとするオイルが排出され、スプールバルブ７の移動が阻害されることは無い〔図５（Ａ），図６（Ａ）等参照〕。
【００５１】
ソレノイドバルブ８の制御動作は、前記電磁制御部８２によって行われる。そして、ソレノイドバルブ８の方向制御部８１によって、方向制御室９２と大径通路部２２との連通と、放出流路９４と大径通路部２２との連通のいずれか一方が選択されているときは、他方の連通は遮断された状態であり、遮断された側でのオイルの流通は不可能となっている〔図１（Ｂ），（Ｃ）参照〕。
【００５２】
次に、案内手段Ｂを構成するアウターリング５による動作を説明する。アウターリング５は、スプールバルブ７により揺動するものであるが、そのスプールバルブ７の動作は、電磁制御手段Ｄ（ソレノイドバルブ８）と共に後述する。まず、ポンプ始動時には、駆動軸の回転に伴ってインナーロータ３とアウターリング５とが互いの外歯３１，３１，…と内歯４１，４１，…とを噛み合わせながら回転すると、前記歯間空間Ｓが吸入ポート１２側で容積が拡大し、第１間仕切部１４を通過した後に吐出ポート１３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。
【００５３】
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、アウターリング５は、操作手段Ｃのスプリング７４のばね力によって、静止状態のスプールバルブ７に押圧付勢されている。本発明の実施形態では、スプールバルブ７は反時計回りの方向に弾性付勢されている〔図３（Ａ）参照〕。
【００５４】
この状態では、インナーロータ３の回転中心Ｐ3に対するアウターロータ４の位置を示
す基準線Ｌは、初期位置線Ｌａにあり、第１間仕切部１４と一致する（図３参照）。つまり、インナーロータ３に対するアウターロータ４の偏心方向に対応する初期の基準線Ｌは、第１間仕切部１４と一致し、該第１間仕切部１４の中間を通過するので、吸入ポート１２側から吐出ポート１３側への歯間空間Ｓの容積が最大の状態で第１間仕切部１４を通過する〔図３（Ｂ）参照〕。その一方で、吐出ポート１３側から吸入ポート１２への歯間空間Ｓの容積が最小の状態となって、第２間仕切部１５を通過する。これによって、インナーロータ３とアウターロータ４との初期位置状態では、ポンプ吐出量が最大となる。
【００５５】
エンジンの回転数の増加と共にポンプ回転数が増加してポンプ吐出圧が上昇すると、電磁制御手段Ｄにて方向制御されたオイルが、操作手段Ｃのスプールバルブ７をスプリング７４の弾性付勢力に抗して移動させる。これによって、スプールバルブ７係止された案内手段Ｂのアウターリング５を揺動させる。
【００５６】
該アウターリング５は、インナーロータ３とアウターロータ４との回転方向とは反対の方向（本発明においては時計回りの方向）へ回転するように揺動する。そして、アウターリング５は、前記ポンプ吐出圧とスプリング７４のばね力との釣り合った位置で回動が停止される。この説明において、停止する位置は、最終位置基準線Ｌｂまで到達した状態とする（図４，図６参照）。
【００５７】
アウターリング５は、該アウターリング５側に設けられた案内ピン６２，６２，…によって、ポンプハウジングＡ側のプロフィール溝６１，６１，…に沿って案内されて揺動する。これにより、アウターロータ４の回転中心Ｐ4が、インナーロータ３の回転中心Ｐ3に対して角度θｂだけ傾く。つまり、アウターロータ４と共に基準線Ｌは、初期位置線Ｌａから角度θｂだけ傾き、最終位置基準線Ｌｂに向って揺動する。
【００５８】
この角度θｂだけ傾くことによって、歯間空間Ｓが最大容積となる位置が角度θｂだけ移動することになる。つまり、最大歯間空間Ｓａの通過位置は、第１間仕切部１４から吸入ポート１２側に離れた位置となり、第１間仕切部１４は最大歯間空間Ｓａではない歯間空間Ｓが通過することになる（図４，図６参照）。
【００５９】
そして、歯間空間Ｓの容積が最大になるときから更に圧縮工程に入った状態で、歯間空間Ｓが吸入ポート１２と連通し、歯間空間Ｓの容積が最大より小さくなっているときに第１間仕切部１４を通過することになる〔図４（Ａ），図６（Ａ）参照〕。したがって、初期位置状態のときよりも最終位置状態では、吐出量が小さくなる。
【００６０】
本発明では、アウターロータ４が回転自在に挿入されたアウターリング５は、操作手段Ｃのスプールバルブ７によってロータ室１内を揺動する。ここで、アウターリング５は、スプールバルブ７によって、ロータ室１の接線方向に移動するものであり、スプールバルブ７による揺動角度（角度θａ）は小さいものである。しかし、アウターリング５自体は、包持内周部５１の直径中心Ｐ5がインナーロータ３の回転中心Ｐ3を中心とし、偏心量ｅを半径とした軌跡円Ｑに沿って移動するものである。
【００６１】
そのために、前述した操作手段Ｃのスプールバルブ７によるロータ室１の接線方向における移動に加えて、アウターリング５の包持内周部５１の直径中心Ｐ5が軌跡円Ｑに沿っ
て上下方向への移動も行われることとなり、アウターリング５に挿入されたアウターロータ４は、アウターリング５が操作手段Ｃにより揺動した角度θａよりも、プロフィール溝６１と案内ピン６２によって案内揺動される大きな角度θｂでアウターロータ４の回転中心Ｐ4を移動させることができる。
【００６２】
この大きな移動により、初期位置の状態では第１間仕切部１４でインナーロータ３とアウターロータ４による歯間空間Ｓは最大であったものが、その移送がずれて、第１間仕切部１４での歯間空間Ｓは最大状態から減少した状態で通過することになる。つまり、このことによって、第１間仕切部１４における歯間空間Ｓは最大状態から減少したものとなり、総合的な吐出量を減少させることができる。
【００６３】
このように、本発明では、操作手段Ｃのスプールバルブ７による僅かなアウターリング５の移動操作によって、実質的にアウターリング５に大きな回転を行わせることができるものであり、しかもこのような構成を有しながらポンプハウジングＡはコンパクトにできる。
【００６４】
なお、特に図示しないが、前記ポンプハウジングＡのロータ室１を覆うためのカバー部材が具備される。そして、このカバー部材にも、案内手段Ｂが設けられることもあり、前記プロフィール溝６１又は前記案内ピン６２のいずれかが形成又は装着されるものである。この場合には、アウターリング５にはロータ室１の底面部１ａと、前述したカバー部材との両方に対向する両面に案内ピン６２又はプロフィール溝６１のいずれかが装着又は形成されることになる（図７参照）。つまり、アウターリング５は、ポンプハウジングＡとカバー部材の両方に設けられた案内手段Ｂ（プロフィール溝６１又は案内ピン６２）に従って揺動動作を行うものである。
【００６５】
次に、エンジンの回転数に伴う本発明の吐出量可変の動作について説明する。まず、本発明では、エンジンが低回転，中回転及び高回転のそれぞれの領域に分けて、その動作を説明してゆく。まず、エンジン回転数Ｎｅが低回転域の状態を図１，図３等に基づいて説明する。低回転域の範囲とは、約１０００rpm未満の範囲である。ソレノイドバルブ８は、オフ（ｏｆｆ）になっており、電磁制御手段Ｄのバルブケーシング９の方向制御室９２は、ソレノイドバルブ８の方向制御部８１によって遮断され、主流路９１のみがオイルの流通可能となっている。したがって、ケース内流路Ｊは、吐出口１３ｃと、弁通路２の小径通路部２１とのみが連通し、大径通路部２２は、放出流路９４と連通して大気開放されている〔図１（Ｂ），図３（Ａ）参照〕。
【００６６】
これによって、オイルの吐出圧は、スプールバルブ7の主受圧面７１ａのみにかかる。スプールバルブ7の小径通路部２１には、エンジンの回転数が低回転であるため、小さい吐出圧しかかかっておらず、スプールバルブ7は初期状態のまま不動あり、可変は開始されない。
【００６７】
低回転域且つ主受圧面７１ａのみにオイルの油圧がかかり、スプールバルブ7は初期状態のまま動かず、最大歯間空間Ｓａの可変は始まらない〔図３（Ｂ）参照〕。したがって、アウターリング５は不動のままで、揺動せず、最大歯間空間Ｓａは初期位置基準線Ｌａに存在している（図３参照）。
【００６８】
次に、エンジン回転数Neの中回転域について本発明の動作を図１，図４に基づいて説明する。中回転域の範囲とは、約１０００rpm乃至約３５００rpmの範囲である。まず、前述した低回転の領域から回転数が約１０００rpmに到達すると、ソレノイドバルブ８は、オ
ン（ｏｎ）に切り替わる。
【００６９】
オン（ｏｎ）に切り替わることにより、方向制御部８１は流路を切替えて、分岐流路８１ａが主流路９１，方向制御室９２，補助流路９３，大径通路部２２を連通する構成とする〔図１（Ｃ），図４（Ａ）参照〕。そして、電磁制御手段Ｄによって、小径通路部２１と共に大径通路部２２にもオイルが流入し、スプールバルブ７の主受圧面７１ａと補助受圧面７２ａの両方が油圧にて押圧され、スプールバルブ７の受圧面積が増える。
【００７０】
スプールバルブ７の受圧面積が増えたことにより、スプールバルブ７がスプリング７４の力に抗して、可変を開始し、オイルの押圧方向に移動し、それに伴いスプールバルブ７の移動と共にアウターリング５が揺動を開始する。中回転域の範囲でエンジン回転数が上昇すると、引き続き、ソレノイドバルブ８は、オン（ｏｎ）の状態であり、オイルの油圧は、主受圧面７１ａ及び補助受圧面７２ａの両方に掛かっている。
【００７１】
エンジンの回転数上昇と共にスプールバルブ７の主受圧面７１ａ及び補助受圧面７２ａにかかる油圧は大きくなるため、スプールバルブ７の摺動と共に、アウターリング５が揺動を続け、インナーロータ３とアウターロータ４との基準線Ｌは、最大歯間空間Ｓａと共に初期位置基準線Ｌａから最終位置基準線Ｌｂに向って大きく傾いてゆく。
【００７２】
つまり、最大歯間空間Ｓａの形成位置は、初期位置基準線Ｌａからしだいに離れて、最終位置基準線Ｌｂの位置に到達する〔図４（Ａ）参照〕。初期位置基準線Ｌａにおける歯間空間Ｓは、最大歯間空間Ｓａよりも小さいものであり、理論吐出量は次第に減少してゆくことになる〔図４（Ｂ）参照〕。
【００７３】
次に、エンジン回転数Neが高回転に到達したときの本発明の動作を図５に基づいて説明する。高回転域の範囲とは、約３５００rpm以上の範囲である。まず、エンジンの回転数が３５００rpmに到達すると、ソレノイドバルブ８は、再びオフ（ｏｆｆ）となり、ソレノイドバルブ８の方向制御部８１によって、方向制御室９２内で流路が再び切り替わる。
【００７４】
まず、ケース内流路Ｊにおいて、主流路９１と補助流路９３とはソレノイドバルブ８の方向制御部８１の分岐流路８１ａが閉じることによって遮断される。そして、制御流路Ｋは、電磁制御手段Ｄの主流路９１のみで流通可能となり、該主流路９１と小径通路部２１とのみが連通する。また、大径通路部２２は、ソレノイドバルブ８の方向制御部８１の大気開放流路８１ｂが開くことによって放出流路９４と連通し、前記大径通路部２２内のオイルは大気開放される。
【００７５】
これによって、スプールバルブ７の補助受圧面７２ａにかかるオイルの油圧は補助流路９３から大気開放流路８１ｂを介して放出流路９４に流れる。つまり、スプールバルブ７の補助受圧面７２ａにはオイルの油圧がかからず、主受圧面７１ａにのみ油圧がかかり、総合的に受圧面積は減ることになる。  
【００７６】
スプールバルブ７の受圧面積が減ることにより、スプールバルブ７は、スプリング７４に対抗する力が減り、初期状態に戻る。そして、アウターリング５の初期状態への戻りと共に、アウターロータ４も初期状態に戻り、最終位置基準線Ｌｂ上に存在していた最大歯間空間Ｓａは、初期位置基準線Ｌａの位置に戻り、理論吐出量が増える（図５参照）。
【００７７】
次に、エンジン回転数Neが高回転域（高回転以上の領域）での本発明の動作を図６に基づいて説明する。エンジンの回転数が３５００rpmを超えると、引き続き、ソレノイドバルブ８はオフ（ｏｆｆ）のままである。そして、ケース内流路Ｊのオイルは、小径通路部２１のみに流れ、スプールバルブ７の主受圧面７１ａのみに油圧がかかる。
【００７８】
この状態で、エンジンの回転数がさらに上昇すると、スプールバルブ7の主受圧面７１ａにかかる油圧はより強くなるため、スプールバルブ7が可変を開始して摺動し、アウターリング５を揺動させると共にアウターロータ４を移動させ、最大歯間空間Ｓａは初期位置基準線Ｌａ上の位置から最終位置基準線Ｌｂ上の位置に移動する（図６参照）。これによって、理論吐出量は次第に減少する。
【００７９】
図９は、本発明の内接歯車式ポンプにおいて、エンジンの回転数と油圧の関連を示すグラフである。これによれば、エンジンの低回転域では、油圧が徐々に増加し、中回転域では油圧は一定であり、高回転に到達したと略同時に油圧が上昇し、さらに高回転以上で油圧はまた一定となる。
【符号の説明】
【００８０】
Ａ…ポンプハウジング、１…ロータ室、１４…第１間仕切部、２…弁通路、
２１…小径通路部、２２…大径通路部、３…インナーロータ、４…アウターロータ、
５…アウターリング、７…スプールバルブ、７１…小径部、７１ａ…主受圧面、
７２…大径部、７２ａ…補助受圧面、８…ソレノイドバルブ。
【図１】
2013130067.tif 000003
【図２】
2013130067.tif 000004
【図３】
2013130067.tif 000005
【図４】
2013130067.tif 000006
【図５】
2013130067.tif 000007
【図６】
2013130067.tif 000008
【図７】
2013130067.tif 000009
【図８】
2013130067.tif 000010
【図９】
2013130067.tif 000011