"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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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。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1A,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。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7A,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。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1A,図2A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。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。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。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。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。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。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1A,図2A,図7A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。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7A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1A,図2A,図7A参照。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。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。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。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。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。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。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2A参照。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。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7A,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。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。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。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2A,図3参照。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。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1A参照。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。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。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2A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。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。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1A参照。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1A及び図3乃至図6参照。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1C参照。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。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1B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5A,図6A等参照。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1B,C参照。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。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3A参照。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3B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。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。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。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。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。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4A,図6A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。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。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。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。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。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。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1B,図3A参照。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。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3B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。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。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1C,図4A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。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。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。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4A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4B参照。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。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。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。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。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。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。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。"