CN117881891A - 可变容量型油泵 - Google Patents

Abstract

本发明的可变容量型油泵(VP1)在绕驱动轴(2)的旋转中心(Z)的周向上，与相当于吸入部的第一吸入端口(114)、第二吸入端口(124)以及吸入口(124a)不重叠的位置设置有能够与设置于泵收纳部(110)的凸轮环抵接部(112e)抵接的止动部(45)。因此，经由第一吸入端口(114)、第二吸入端口(124)以及吸入口(124a)向吸入区域的泵室(30)吸入的油的流动不会有被止动部切断的隐患，能够使泵的吸入性提高。

Description

可变容量型油泵

技术领域

本发明涉及可变容量型油泵。

背景技术

作为目前的可变容量型油泵，例如，已知的是，具有以下的专利文献1所记载的油泵。

在专利文献1中所记载的可变容量型油泵，经由向凸轮环的外侧延伸的臂部，并通过作为施力部件的螺旋弹簧的作用力，一直对凸轮环向偏心量增大的方向施力。通过设置于所述臂部的偏心方向的侧面的止动部与设置于壳体的内周壁的止动抵接部抵接，从而，对该凸轮环的进一步的偏心方向的移动进行限制而维持最大偏心状态。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2016-104968号公报。

发明内容

发明所要解决的技术问题

然而，上述目前的可变容量型油泵的构成止动部的凸轮环的臂部配置为与将油吸入至泵壳体内的吸入部(吸入口或吸入端口)重叠。因此，凸轮环的臂部导致吸入阻力的增大，在使泵的吸入性降低方面具有改善的余地。

因此，本发明是鉴于上述目前的可变容量型油泵的技术课题而提出的，其目的在于提供一种能够使泵的吸入性提高的可变容量型油泵。

用于解决技术问题的技术方案

作为一个实施方式，本发明在驱动轴的旋转中心的周向上不与吸入部重叠的位置设置有止动部。

发明的效果

根据本发明，能够降低吸入阻力。

附图说明

图1是本发明的第一实施方式的可变容量型油泵的分解立体图。

图2是从正面侧观察图1所示的可变容量型油泵的立体图。

图3是从背面侧观察图1所示的可变容量型油泵的立体图。

图4是表示在图3所示的可变容量型油泵中拆卸了第二壳体的状态的平面图。

图5是图4的A-A线剖视图。

图6是从与第二壳体的接合面侧观察图1所示的第一壳体的图。

图7是从与第一壳体的接合面侧观察图1所示的第二壳体的图。

图8是表示本发明的可变容量型油泵的排出油压特性的曲线图。

图9是表示本发明的第一实施方式的可变容量型油泵的工作状态的油压电路图，(a)是表示图8的区间a、(b)是表示图8的区间b中的泵的状态的图。

图10是表示本发明的第一实施方式的可变容量型油泵的工作状态的油压电路图，(a)是表示图8的区间c、(b)是表示图8的区间d中的泵的状态的图。

图11是表示本发明的第一实施方式的可变容量型油泵的工作状态的油压电路图，(a)表示图8的区间e、(b)是表示图8的区间f中的泵的状态的图。

图12是表示本发明的第二实施方式的可变容量型油泵的拆卸了第二壳体的状态的平面图。

图13是表示本发明的第一实施方式的变形例的可变容量型油泵的工作状态的油压电路图，(a)是表示图8的区间a、(b)是表示图8的区间b中的泵的状态的图。

图14是表示本发明的第一实施方式的变形例的可变容量型油泵的工作状态的油压电路图，(a)是表示图8的区间c、(b)是表示图8的区间d中的泵的状态的图。

图15是表示本发明的第一实施方式的变形例的可变容量型油泵的工作状态的油压电路图，(a)是表示图8的区间e、(b)是表示图8的区间f中的泵的状态的图。

图16是表示本发明的第二实施方式的可变容量型油泵的拆卸了第二壳体的状态的平面图。

图17是表示本发明的第三实施方式的可变容量型油泵的拆卸了第二壳体的状态的平面图。

图18是表示本发明的第四实施方式的可变容量型油泵的拆卸了第二壳体的状态的平面图。

具体实施方式

以下，基于附图对本发明的可变容量型油泵的实施方式进行详细说明。需要说明的是，在下述的实施方式中，示出了将该可变容量型油泵作为用于对提供汽车用内燃机的滑动部、内燃机阀的开闭时期控制的气门时间控制装置供给内燃机的润滑油的油泵而应用的例子。另外，在以下的说明中，为了方便，将沿着驱动轴2的旋转轴线的方向定义为“轴向”，将与驱动轴2的旋转轴线正交的方向定义为“径向”，将驱动轴2的旋转方向定义为“周向”进行说明。

[第一实施方式]

图1～图11表示本发明的第一实施方式的可变容量型油泵VP1。图1～图7是表示可变容量型油泵VP1的结构的图，图8～图11是提供可变容量型油泵VP1的可变容量控制的说明的图。

(油泵的结构)

如图1所示，可变容量型油泵VP1具有：驱动轴2、由驱动轴2旋转驱动的泵部件3、相当于可摆动地设置于泵部件3的外周侧的调整部件的凸轮环4、相当于对凸轮环4施力的施力部件的螺旋弹簧SP，这些结构收纳于壳体1的内部。需要说明的是，在本实施方式中，可变容量型油泵VP1通过未图示的螺栓紧固于未图示的发动机，具体的紧固于未图示的缸体的侧部。

如图1所示，壳体1具有相当于泵体的杯状的第一壳体1、与第一壳体11接合并相当于封闭第一壳体11的开口部的壳部件的盖状的第二壳体12。需要说明的是，第一壳体11和第二壳体12均由金属材料例如铝合金一体地形成。

特别地，如图1、图6所示，第一壳体11具有底壁111和从底壁111的外周缘立起并沿着该底壁111的外周缘在周向连续的周壁112。即，第一壳体11的与第二壳体12对置的轴向的一端侧开口，另一端侧由底壁111封闭。换言之，由底壁111和周壁112在第一壳体11的内部划定有杯状的泵收纳部110。

并且，如图1～图4及图6所示，第一壳体11在轴向一端侧的开口缘部设有供与第二壳体12接合的凸缘状的凸缘部113。凸缘部113以向第一壳体11的径向的外侧延伸的方式设置，与周壁112一体地形成。另外，凸缘部113具有多个内螺纹孔113a。该多个内螺纹孔113a在周向隔开间隔地设置，在各内螺纹孔113a中，拧入用于将第二壳体12紧固于第一壳体11的多个螺钉SW。并且，凸缘部113具有多个第一壳体侧安装孔113b。该多个第一壳体侧安装孔113b在周向隔开间隔地设置，与设置于第二壳体12的第二壳体侧安装孔121b共同构成用于将可变容量型油泵VP1安装于所述未图示的缸体的泵安装孔。

并且，在构成泵收纳部110的一端壁的底壁111的大致中央位置贯通有将驱动轴2的一端部支承为能够旋转的第一轴承孔111a。进一步地，在底壁111的内侧面形成有经由圆柱状的枢轴销40将凸轮环4支承为能够摆动的第一销支承槽111b。

另外，如图6所示，在周壁112的内侧面，相对于连接第一轴承孔111a的中心与第一销支承槽111b的中心的直线(以下称为“凸轮环基准线”)M，在图6的上侧形成有在凸轮环4的外周侧具有的第一密封部件S1滑动接触的第一密封滑动接触面112a。第一密封滑动接触面112a形成为具有从第一销支承槽111b的中心以第一半径R1构成的曲率的圆弧面状。需要说明的是，第一密封滑动接触面112a设定为在凸轮环4的摆动范围内第一密封部件S1能够一直滑动接触的周向长度。

同样地，相对于所述凸轮环基准线M，在图6的下侧形成有设置于凸轮环4的外周侧的第二密封部件S2以及第三密封部件S3滑动接触的第二密封滑动接触面112b以及第三密封滑动接触面112c。第二密封滑动接触面112b形成为具有从第一销支承槽111b的中心以第二半径R2构成的曲率的圆弧面状，第三密封滑动接触面112c形成为具有从第一销支承槽111b的中心以第三半径R3构成的曲率的圆弧面状。此外，第二密封滑动接触面112b设定为在凸轮环4的摆动范围内第二密封部件S2能够一直滑动接触的周向长度，第三密封滑动接触面112c设定为在凸轮环4的摆动范围内第三密封部件S3能够一直滑动接触的周向长度。

另外，如图6所示，在周壁112的内侧面，在第一密封滑动接触面112a与第二密封滑动接触面112b之间形成有与设置于凸轮环4的后述的止动部45抵接的相当于止动抵接部的凸轮环抵接部112e。该凸轮环抵接部112e设置在相当于后述的吸入侧室IH的区域内、与构成本发明的吸入部的第一吸入端口114、后述的第二吸入端口124以及吸入口124a不重叠的位置。

凸轮环抵接部112e呈在凸轮环4最大地偏心的状态下能够与止动部45在大致整个面抵接的平坦状，限制凸轮环4的最大偏心量。即，在凸轮环4向后述的偏心方向移动时，止动部45与凸轮环抵接部112e抵接，因此，限制凸轮环4的最大偏心量。而且，凸轮环抵接部112e由相对于螺旋弹簧SP的施力方向(沿着图4的Y线的方向)大致垂直且与凸轮环4的最大偏心状态下的弹簧抵接部440和止动抵接面450平行的平坦面形成。需要说明的是，凸轮环抵接部112e利用供泵收纳部110的周壁112的机械加工的例如立铣刀等刀具，与第一、第二、第三密封滑动接触面112a、112b、112c共同通过机械加工而形成。

另外，如图6所示，在周壁112的内侧面，在凸轮环抵接部112e与第二密封滑动接触面112b之间形成有使泵收纳部110向径向外侧凹陷而成的凹陷部112f。凹陷部112f呈大致圆弧状，设置为与凸轮环抵接部112e相邻接。进一步地，凹陷部112f具有比供凸轮环抵接部112e的加工的未图示的立铣刀的半径大的曲率半径。由此，凹陷部112f也可以作为使所述立铣刀从第一密封滑动接触面112a侧向第二密封滑动接触面112b侧移动而加工凸轮环抵接部112e时的所述立铣刀的避让部发挥功能。

另外，特别如图4、图6所示，在底壁111的内侧面，在第一轴承孔111a的外周侧，以向随着泵部件3的泵作用而后述的多个泵室30的容积扩大的区域(以下称为“吸入区域”)开口的方式形成有呈大致圆弧状的第一吸入端口114。另一方面，在隔着驱动轴2的旋转中心Z与所述吸入区域相反的一侧，以向后述的多个泵室30的容积缩小的区域(以下称为“排出区域”)开口的方式形成有呈大致圆弧状的第一排出端口115。

如图6所示，第一吸入端口114形成为在驱动轴2的旋转方向D上始端侧最窄，并且中间部最宽，从中间部朝向终端部逐渐缩小。另外，经由设置于第二壳体12的后述的吸入口124a向第一吸入端口114导入贮存于发动机的油盘OP的油。如此，如图4所示，在可变容量型油泵VP1中，贮存于发动机的油盘OP的油通过随着泵部件3的泵作用而产生的负压，经由吸入口124a、第一吸入端口114以及后述的第二吸入端口124被吸入吸入区域的各泵室30。如此，由第一吸入端口114、后述的第二吸入端口124以及后述的吸入口124a构成本发明的吸入部。

如图6所示，第一排出端口115形成为在驱动轴2的旋转方向D上从始端侧朝向终端侧逐渐扩大。另外，在第一排出端口115的终端侧连续地设置有向径向的外侧延伸的排出端口延长部115a。另外，在排出端口延长部115a的前端部设置有贯通底壁111而向外部开口的排出口115b。如此，如图4所示，可变容量型油泵VP1中，通过泵部件3的泵作用而被加压并向第一排出端口115及后述的第二排出端口125排出的油从排出口115b通过设置于未图示的缸体的内部的主油道MG，向所述未图示的发动机的各滑动部(例如曲轴金属CM)、提供所述未图示的发动机的活塞的冷却的未图示的喷油装置OJ及所述未图示的气门时间控制装置VT等供给。如此，由第一排出端口115、后述的第二排出端口125以及排出口115b构成本发明的排出部。

如图1～图3、图7所示，第二壳体12作为封闭第一壳体11的一端侧开口的盖状的壳部件发挥功能，经由多个螺钉SW与第一壳体11的凸缘部113接合。具体的，第二壳体12具有设置于与第一壳体11的各内螺纹孔113a对应的位置的多个螺钉贯通孔121a。并且，通过将贯通这些多个螺钉贯通孔121a的多个螺钉SW拧入第一壳体11的各内螺纹孔113a，从而将第二壳体12紧固于第一壳体11。

另外，如图7所示，在第二壳体12，在与第一壳体11的第一轴承孔111a对置的位置贯通形成有将驱动轴2的另一端侧支承为能够旋转的第二轴承孔122a。而且，在第二壳体12的内侧面，与第一壳体11的第一销支承槽111b、第一吸入端口114以及第一排出端口115对应的第二销支承槽122b、第二吸入端口124以及第二排出端口125也与第一销支承槽111b、第一吸入端口114以及第一排出端口115对置地配置。另外，在第二吸入端口124的始端侧设置有贯通该第二吸入端口124的底部并向外部开口的吸入口124a。吸入口124a可以经由未图示的滤油器而在油盘OP进行直接开口，另外，也可以经由未图示的吸入通路与油盘OP连接。

进一步地，在第二壳体12的内侧面设置有将第二排出端口125与第二轴承孔122a相连的连通槽123。即，经由该连通槽123向第二轴承孔122a供给油，并且，向后述的转子31及各叶片32的侧部供给油，确保各滑动部位的良好的润滑。需要说明的是，该连通槽123形成为与后述的各叶片32进出的方向不一致，抑制各叶片32向该连通槽123的脱落。

如图1～图4所示，驱动轴2的在轴向的一端侧形成为比较大径的驱动轴大径部21可以旋转地支承于第一壳体11的第一轴承孔111a。另一方面，驱动轴2的在轴向的另一端侧具有比驱动轴大径部21小的外径的驱动轴一般部22可以旋转地支承于第二壳体12的第二轴承孔122a。而且，驱动轴2的在比驱动轴大径部21更靠一端侧形成为比较小径的驱动轴端部23通过第一轴承孔111a而面向外部，例如经由链条等未图示的传递部件与未图示的发动机的曲轴相联系。即，驱动轴2基于从上述未图示的曲轴传递的旋转力，使泵部件3向图4的旋转方向D旋转。在此，如图4所示，通过驱动轴2的旋转中心Z并且与所述凸轮环基准线M正交的直线(以下称为“凸轮环偏心方向线”)N成为吸入区域与排出区域的边界。

如图1、图4所示，泵部件3具有：转子31，其收纳于凸轮环4的内周侧，被驱动轴2旋转驱动；多个叶片32，其以能够分别进出的方式收纳于在转子31的外周侧呈放射状地切口的多个缝隙312内。另外，在转子31的轴向的两端部配置有形成为比转子31小径且在径向上收纳于各叶片32的内侧的一对环部件33、33。

如图1、图4所示，转子31在中心部沿轴向贯通有轴贯通孔311，具有从该轴贯通孔311的中心侧朝向径向外侧呈放射状切口的多个缝隙312。另外，在各缝隙312的底部分别设置有导入油的横截面为大致圆形状的背压室313。即，通过随着转子31的旋转而产生的离心力和导入到背压室313的油的压力，各叶片32成为被向外方(凸轮环4侧)推出的结构。

另外，收纳于转子31的多个叶片32由规定的金属材料形成为矩形板状，随着转子31的旋转，各前端面与凸轮环4的内周面滑动接触。即，各叶片32的前端面与凸轮环4的内周面滑动接触，从而利用转子31、在周向上相邻的一对叶片32、32以及凸轮环4在转子31的旋转方向D上划定出多个泵室30。另外，各叶片32成为随着转子31的旋转，各自的基端面与一对环部件33、33的外周面滑动接触，由该一对环部件33、33向转子31的径向外侧顶起的结构。由此，即使在内燃机转速低，而且伴随着转子31的旋转的离心力、背压室313内的油压小的情况下，各叶片32的前端面也与定子4凸轮环4的内周面滑动接触而将各泵室30液密地分隔。

凸轮环4由烧结材料形成为大致圆环状，在内周侧具有能够收纳泵部件3的圆形的泵部件收纳部41。另外，在凸轮环4的外周侧设有沿着轴向延伸的圆筒状的摆动支承部42，在摆动支承部42形成有沿轴向贯通的销贯通孔420。即，凸轮环4经由贯通销贯通孔420而支承于第一销支承槽111b及第二销支承槽122b的圆柱状的枢轴销40，能够摆动地支承于泵收纳部110的内部。需要说明的是，在本实施方式中，摆动支承部42呈所述圆筒状，在整个包围枢轴销40的外周。另外，摆动支承部42在排出区域中由作用于凸轮环4(泵部件收纳部41)的内侧面的排出压力P向泵收纳部110的周壁112按压。即，隔着枢轴销40设于与泵部件收纳部41相反的一侧的支承部前端面421在凸轮环4摆动时相对于泵收纳部110的周壁112滑动。

另外，在凸轮环4的外周侧具有与第一壳体11的第一密封滑动接触面112a、第二密封滑动接触面112b以及第三密封滑动接触面112c分别对置的第一密封结构部431、第二密封结构部432以及第三密封结构部433。第一密封结构部431具有与第一密封滑动接触面112a同心圆弧状的第一密封面431a。第二密封结构部432具有与第二密封滑动接触面112b同心圆弧状的第二密封面432a。第三密封结构部433具有与第三密封滑动接触面112c同心圆弧状的第三密封面433a。

另外，在第一密封面431a，以向第一密封滑动接触面112a侧开口的方式形成有沿轴向延伸的第一密封保持槽431b。在第二密封面432a，以向第二密封滑动接触面112b侧开口的方式形成有沿着轴向延伸的第二密封保持槽432b。在第三密封面433a，以向第三密封滑动接触面112c侧开口的方式形成有沿着轴向延伸的第三密封保持槽433b。

并且，在第一密封保持槽431b中收纳有在凸轮环4摆动时与第一密封滑动接触面112a滑动接触的第一密封部件S1。在第二密封保持槽432b收纳有在凸轮环4摆动时与第二密封滑动接触面112b滑动接触的第二密封部件S2。在第三密封保持槽433b收纳有在凸轮环4摆动时与第三密封滑动接触面112c滑动接触的第三密封部件S3。

另外，如图4所示，第一密封面431a构成为具有比构成第一密封滑动接触面112a的第一半径R1稍小的规定的半径，在第一密封面431a与第一密封滑动接触面112a之间形成有微小的间隙。第二密封面432a构成为具有比构成第二密封滑动接触面112b的第二半径R2稍小的规定的半径，在第二密封面432a与第二密封滑动接触面112b之间形成有微小的间隙。第三密封面433a构成为具有比构成第三密封滑动接触面112c的第三半径R3稍小的规定的半径，在第三密封面433a与第三密封滑动接触面112c之间形成有微小的间隙。

如图1、图4所示，第一密封部件S1、第二密封部件S2以及第三密封部件S3均由具有低摩擦特性的例如氟系树脂材料沿着凸轮环4的轴向呈直线状细长地形成。另外，如图4所示，在第一密封保持槽431b、第二密封保持槽432b以及第三密封保持槽433b的各底部分别配置有橡胶制的弹性部件BR。即，第一、第二、第三密封部件S1、S2、S3具有弹性部件BR的弹力分别与第一、第二、第三密封滑动接触面112a、112b、112c弹性地接触，从而，将第一、第二、第三密封面431a、432a、433a与第一、第二、第三密封滑动接触面112a、112b、112c的间隙液密地密封。

此外，根据该结构，在凸轮环4的外周侧，如图4所示，由经由枢轴销40支承的摆动支承部42和第一密封部件S1划定第一控制油室PR1。从主油道MG分支的排出压力导入通路Lb通过后述的控制阀SV减压了的第一控制油压P1经由第一通路L1导入第一控制油室PR1。另外，第一通路L1与贯通第二壳体12的第一控制压导入孔126连接，从该第一控制压导入孔126经由设在第一壳体11的凸缘部113上的第一控制压导入槽113c将第一控制油压P1向第一控制油室PR1导入。并且，被导入到该第一控制油室PR1中的油压作用于面向第一控制油室PR1的凸轮环4的外周面上的形成在摆动支承部42与第一密封结构部(第一密封部件S1)之间的作为第一区域的第一受压面441。通过作用于该第一受压面441的油压，对凸轮环4向该凸轮环4的偏心量(泵部件收纳部41的中心O相对于驱动轴2的旋转中心Z的偏心量)Δ减少的方向(以下称为“同心方向”)施加移动力(摆动力)。

另外，在凸轮环4的外周侧，由第一密封部件S1和第二密封部件S2划定吸入侧室IH。基于随着泵部件3的泵作用而产生的负压，贮存于油盘OP的内部的油被引导至吸入侧室IH。然后，被引导至吸入侧室IH的油经由第一、第二吸入端口114、124和后述的吸入侧切口槽461a被引导至位于吸入区域的泵室30。

在此，凸轮环4具有形成有将面对吸入区域的轴向两端面切口而成的吸入侧切口槽461a的吸入侧槽形成部461。即，吸入侧槽形成部461相对于凸轮环4的一般部460形成为薄壁，在第一壳体11(底壁111)与第二壳体12之间分别构成将位于吸入区域的各泵室30与吸入侧室IH直接连通的连通路。

另外，吸入侧切口槽461a在吸入区域中的中间部进行开口以与吸入侧室IH连通，吸入侧室IH侧的开口宽度相对于泵室30侧的开口宽度设定得较小。具体的，该吸入侧切口槽461a以周向两端侧从凸轮环4的外周侧朝向内周侧扩大的方式，使泵室30侧的开口宽度相对于吸入侧室IH的开口宽度形成得相对较大。需要说明的是，吸入侧切口槽461a除了相当于与第一、第二吸入端口114，124和第一、第二排出端口115，125均不连通的一对封闭部的泵室30之外，以能够与位于吸入区域的全部泵室30连通的方式进行开口。

另外，在凸轮环4的外周侧，由第二密封部件S2和第三密封部件S3划定弹簧收纳室SR。该弹簧收纳室SR以隔着驱动轴2的旋转中心Z并与第一控制油室PR1对置的方式配置于与第一控制油室PR1相反侧。并且，使泵收纳部110的周壁112的内侧凹陷而成的弹簧收纳部116向弹簧收纳室SR开口，在该弹簧收纳部116与凸轮环4之间以规定的预压(设定载荷W1)装填有螺旋弹簧SP。

在此，弹簧收纳部116沿着与将相当于凸轮环4的内周的中心的泵部件收纳部41的中心O和第一销支承槽111b的中心连接而成的直线(以下称为“凸轮环中心线”)X大致正交的且通过驱动轴2的旋转中心Z的线(以下称为“凸轮环施力方向线”)Y而形成。另外，如图4所示，弹簧收纳部116在第一吸入端口114与第一排出端口115之间设置为偏向第一排出端口115处。具体的，以相当于排出侧密封部的第三密封部件S3与螺旋弹簧SP的中心Cs的距离De比相当于吸入侧密封部的第二密封部件S2与螺旋弹簧SP的中心Cs的距离Di短的方式配置弹簧收纳部116。

另外，贯通第二壳体12的弹簧室连通孔127向弹簧收纳部116开口。弹簧室连通孔127在螺旋弹簧SP的中心Cs上进行开口，并向大气开放，提供弹簧收纳室SR内的压力的调整。需要说明的是，弹簧室连通孔127并不限定于如本实施方式那样的，在螺旋弹簧SP的中心Cs上开口的方式，也可以设置于不与螺旋弹簧SP对置的位置。

另外，在凸轮环4的外侧部设有能够供螺旋弹簧SP抵接的弹簧抵接部440。该弹簧抵接部440与弹簧收纳收纳部116相对设置，由与所述凸轮环中心线X大致平行的平坦面构成。并且，螺旋弹簧SP的作用力作用于弹簧抵接部440，从而对凸轮环4向该凸轮环4的偏心量Δ增大的方向(以下称为“偏心方向”)施加移动力(摆动力)。

根据如以上的结构，在基于第一控制油室PR1的内压(第一控制油压P1)的作用力比螺旋弹簧SP的设定载荷W1更小时，凸轮环4基于螺旋弹簧SP的设定载荷W1向偏心方向移动，成为如图4所示那样的最大偏心状态。另一方面，排出压力P上升，基于第一控制油室PR1的内压(第一控制油压P1)的作用力超过螺旋弹簧SP的设定载荷W1时，则凸轮环4根据排出压力P向同心方向移动。

另一方面，在凸轮环4的外周侧，隔着泵部件收纳部41的中心O在相反侧设置有止动部45，该止动部45与设置于泵收纳部110的周壁112的凸轮环抵接部112e抵接而限制凸轮环4在凸轮环4的偏心量Δ增大的方向上的移动。止动部45具有由相对于弹簧抵接部440大致平行的平坦面、即相对于螺旋弹簧SP的作用力所作用的方向大致垂直的平坦面构成的止动抵接面450。即，在凸轮环4向偏心方向移动时，止动部45的止动抵接面450与凸轮环抵接部112e抵接，因此，限制凸轮环4的最大偏心量。

进一步地，在凸轮环4的外周侧，在第一密封结构部431(第一密封面431a)与止动部45(止动抵接面450)之间设有使凸轮环4的外周面向径向内侧凹陷而成的凹部47。该凹部47在与泵收纳部110的周壁112之间形成空间，作为将从第一控制油室PR1侧从第一密封部件S1与第一密封滑动接触面112a之间漏出的油进行收集的油收集部发挥功能。需要说明的是，如上所述，凹部47作为收集从第一控制油室PR1漏出的油的油收集部发挥功能，因此，只要能够在凸轮环4的外侧面与泵收纳部110的周壁112之间形成空间即可。因此，省略了具体的图示，凹部47也可以设置于在第一密封结构部431(第一密封面431a)与止动部45(止动抵接面450)之间与凸轮环4对置的泵收纳部110的周壁112。

另外，如图4、图5所示，止动部45在轴向上与泵收纳部110对置的侧端缘，遍及该止动部45的宽度方向(长度方向)的大致整个区域设置有倒角部451。该倒角部451呈将轴向上的止动部45的侧端缘的角部以规定的角度(例如45度)进行倒角而成的平坦状，在与泵收纳部110之间划定连通路CL。该连通路CL将凹部47与吸入侧室IH连通，将从第一控制油室PR1向凹部47漏出的油经由凹陷部112f向吸入侧室IH引导。需要说明的是，倒角部451也作为避免在第一壳体11的成型时与在泵收纳部110的底壁111与周壁112之间(角部)形成的圆角部118的干涉的避让部发挥功能。

另外，如图4所示，在凸轮环4的外周侧，由枢轴销40和第三密封部件S3划定排出侧室EH。从位于排出区域的泵室30排出的油经由排出端口延长部115a面向的第一、第二排出端口115，125和后述的排出侧切口槽462a被引导至排出侧室EH。然后，被引导向排出侧室EH的油从排出口115b排出，通过滤油器F，经由排出通路Le向主油道MG排出。

在此，凸轮环4具有形成有对面对排出区域的轴向两端面切口而成的排出侧切口槽462a的排出侧槽形成部462。即，排出侧槽形成部462相对于凸轮环4的一般部460形成为薄壁，在第一壳体11(底壁111)和第二壳体12之间分别构成将位于排出区域的各泵室30和排出侧室EH直接连通的连通路。

另外，排出侧切口槽462a在排出区域中的终端侧开口以与排出侧室EH连通，排出侧室EH侧的开口宽度相对于泵室30侧的开口宽度较小地设定。具体而言，该排出侧切口槽462a以周向的一端侧(排出区域的始端侧)从凸轮环4的外周侧向内周侧扩大的形式以使泵室30侧的开口宽度相对于排出侧室EH的开口宽度较大地形成。需要说明的是，排出侧切口槽462a除了相当于与第一、第二吸入端口114，124和第一、第二排出端口115，125均不连通的封闭部的泵室30之外，以能够与位于排出区域的全部泵室30连通的方式进行开口。

根据如以上那样的结构，可变容量型油泵VP1在第一控制油室PR1与弹簧收纳室SR之间具有相对于第一控制油室PR1及弹簧收纳室SR液密地划定的一系列的吸入排出通路。该吸入排出通路包括第一、第二吸入端口114，124、吸入侧切口槽461a、面向吸入区域及排出区域的各泵室30、排出侧切口槽462a、第一、第二排出端口115，125。换言之，所述吸入排出通路以不被第一控制油室PR1、弹簧收纳室SR遮挡而贯通第一控制油室PR1与弹簧收纳室SR的间隙的形式形成。

而且，设置于第一壳体11与排出端口延长部115a邻接的减压阀7面向排出侧室EH。如图1、图4所示，减压阀7具有：球阀体71，其能够滑动地设置于贯通第一壳体11的底壁111的减压阀孔117；阀簧72，其对球阀体71向闭阀方向一直施力；以及大致圆环状的护圈部件73，其供阀簧72进行落座。即，当泵排出压力比阀簧72的作用力高时，球阀体71被该泵排出压力推开，排出侧室EH与外部(油盘OP)连通，压力过大的油经由排放通路Ld向相当于低压部的油盘OP回流。由此，能够抑制由于供给具有过大压力的油而引起的所述未图示的发动机及气门时间控制装置等的不良情况。需要说明的是，减压阀孔117只要与低压部连通即可，除了与成为大气压的油盘OP连通的结构之外，例如也可以为与成为负压的吸入口124a的附近连通的结构。

(控制阀的结构)

另外，在可变容量型油泵VP1中，如图4所示，向第一控制油室PR1的油(第一控制油压P1。)的导入由相当于控制机构的控制阀SV控制。控制阀SV是由负责发动机控制的控制装置CU驱动控制的电磁阀。具体的，控制阀SV具有提供第一通路L1的开闭控制的阀部5、以及设置于阀部5的一端部并基于由控制装置CU输出的励磁电流而提供阀部5的开闭控制的螺线管部6。

阀部5是具备阀壳体51、滑阀阀体52、护圈部件53和阀簧54的所谓的三向阀。需要说明的是，阀部5可以以内置于壳体1的形式与可变容量型油泵VP1一体地设置，另外，也可以与可变容量型油泵VP1分体地独立设置。

阀壳体51利用规定的金属材料，例如铝合金材料而呈中心轴线Q方向的两端部开口的大致圆筒状，在内部具有阀体收纳部510。阀体收纳部510由沿着阀壳体51的中心轴线Q方向贯通阀壳体51的带有台阶的贯通孔构成。即，阀体收纳部510在中心轴线Q方向的一端侧具有第一阀体滑动接触部511，在中心轴线Q方向的另一端侧具有比第一阀体滑动接触部511更大径的第二阀体滑动接触部512。而且，阀体收纳部510中的第一阀体滑动接触部511侧的开口部被螺线管部6封闭。另一方面，阀体收纳部510中的第二阀体滑动接触部512侧的开口部作为将后述的弹簧收纳室55的油排出的排放端口Pd发挥功能，并向排放通路Ld开口。在此，排放端口Pd也可以不向排放通路Ld开口，而直接向相当于低压部的油盘OP开放。另外，排放端口Pd只要与低压部连通即可，除了与相当于大气压的油盘OP连通的结构之外，例如也可以构成为与成为负压的吸入口124a的附近连通。需要说明的是，以下，关于阀部5，为了方便，将第一阀体滑动接触部511侧(图4中的上侧)的端部定义为第一端部，将第二阀体滑动接触部512侧(图4中的下侧)的端部定义为第二端部而进行说明。

在第一阀体滑动接触部511的外周侧形成有沿着周向对阀壳体51的外周面进行切口而成的第一环状槽513。另外，在第一环状槽513的底部形成有在与中心轴线Q正交的阀壳体51的径向上连通阀体收纳部510的内外的多个第一阀孔513a。第一阀孔513a由俯视呈大致圆形的圆孔构成，作为从排出压力导入通路Lb导入油(排出压力P)的导入端口Pb发挥功能。

另外，同样地，在第二阀体滑动接触部512的外周侧形成有沿着周向对阀壳体51的外周面进行切口而成的第二环状槽514。另外，在第二环状槽514的底部形成有在与中心轴线Q正交的阀壳体51的径向上连通阀体收纳部510的内外的第二阀孔514a。需要说明的是，第二阀孔514a由俯视为大致圆形的圆孔构成，作为提供通过第一通路L1相对于第一控制油室PR1的油(第一控制油压P1)给排的给排端口Pc发挥功能。

滑阀阀体52呈形成为在作为移动方向的中心轴线Q方向上具有不同的外径的带有台阶状的圆筒状，以能够滑动的方式收纳于阀壳体51的阀体收纳部510。具体的，滑阀阀体52具有与第一阀体滑动接触部511滑动接触的第一台肩部521、以及形成为比第一台肩部521大径且与第二阀体滑动接触部512滑动接触的第二台肩部522。另外，在第一台肩部521与第二台肩部522之间形成有具有比第一台肩部521和第二台肩部522小的外径的中间轴部523。即，中间轴部523在阀壳体51的径向上的与阀体收纳部510的间隙划定中转室Rc。

并且，在中转室Rc中在中心轴线Q方向对置的第一台肩部521及第二台肩部522作为承受从第一阀孔513a导入的油压的受压面而发挥功能。此时，第二台肩部522相对于第一台肩部521具有相对大的外径，由第二台肩部522构成的第二受压面Pf2形成为相对于由第一台肩部521构成的第一受压面Pf1相对大。即，基于该第一受压面Pf1与第二受压面Pf2的受压面积之差，从第一阀孔513a导入到中转室Rc的油压作用于比第一受压面Pf1相对大的第二受压面Pf2，由此，滑阀阀体52被向第二端部侧按压。

并且，滑阀阀体52在比第一台肩部521靠近第一端部侧具有比第一台肩部521小的外径的轴端部524。轴端部524在阀壳体51的径向上的与阀体收纳部510的间隙划定背压室Rb。背压室Rb收集通过第一台肩部521的外周侧(与阀体收纳部510的微小间隙)从中转室Rc漏出的油。需要说明的是，背压室Rb通过形成于面向该背压室Rb的滑阀阀体52的第一端部的周壁的排出孔525和将排出孔525与后述的弹簧收纳室55相连的内部通路526而与弹簧收纳室55连通。即，被收集于背压室Rb的油通过排出孔525以及内部通路526被引导至后述的弹簧收纳室55，并经由排放端口Pd以及排放通路Ld向油盘OP排出。

另外，滑阀阀体52在与护圈部件53对置的第二台肩部522侧的端部具有支承与滑阀阀体52对置的阀簧54的第一端部的弹簧支承部527。弹簧支承部527通过使滑阀阀体52的内周侧朝向第二台肩部522侧呈台阶状进行扩径而形成，具有筒状的弹簧包围部527a和平坦的弹簧支承面527b。由此，弹簧支承部527利用弹簧包围部527a包围阀簧54的第一端部的外周侧，并且，利用弹簧支承面527b支承阀簧54的第一端部。

护圈部件53形成为具有筒状部531和封闭筒状部531的外侧端部的底壁部532的大致有底圆筒状。护圈部件53以筒状部531的开口部与滑阀阀体52的弹簧支承部527对置的方式嵌入阀壳体51的第二端部侧的开口端部。由此，护圈部件53通过筒状部531包围阀簧54的第二端部的外周侧，并且通过底壁部532的内侧端面支承阀簧54的第二端部。并且，护圈部件53在底壁部532的中央位置具有圆形的护圈开口部530。即，护圈开口部530贯通底壁部532，将第二阀孔514a与排放端口Pd连通。

阀簧54是公知的压缩螺旋弹簧，以规定的预压(设定载荷W2)装填于在滑阀阀体52与护圈部件53之间划定的弹簧收纳室55。由此，阀簧54基于上述设定载荷W2一直对滑阀阀体52向第一端部侧施力。

螺线管部6具备：圆筒状的壳体61；收纳于壳体61的内部的未图示的线圈及电枢；固定于所述电枢且设置为能够与该电枢一起沿着中心轴线Q方向进退移动的杆62。需要说明的是，基于根据发动机的油温、水温、发动机转速等规定的参数检测或计算出的发动机的运转状态，从控制装置CU向螺线管部6通入励磁电流。而且，螺线管部6能够根据供给的电流值连续地变更电磁力Fm的大小，通过脉冲宽度调制(PWM)进行控制，该电流值通过占空比Dt来赋予。

(油泵的动作说明)

接着，基于图4对本实施方式的可变容量型油泵VP1的动作进行说明。

即，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，未图示的曲轴的旋转经由未图示的链条传递到驱动轴2，转子31经由驱动轴2被向旋转方向D旋转驱动。如此，随着转子31的旋转，经由吸入口124a、第一吸入端口114、第二吸入端口124以及一对吸入侧切口槽461a从油盘OP吸起油。另外，在该吸入作用的同时，经由一对排出侧切口槽462a、第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b向排出通路Le排出。然后，向排出通路Le排出的油经由主油道MG被压送到未图示的发动机的滑动部(曲轴金属CM)、喷油装置OJ以及气门时间控制装置VT等，并且经由排出压力导入通路Lb向控制阀SV的导入端口Pb引导。需要说明的是，在主油道MG配置有能够检测排出压力P的油压传感器PS，该油压传感器PS的检测结果被反馈到控制装置CU。

另外，通过凸轮环4以枢轴销40为支点进行摆动，驱动轴2的旋转中心Z与泵部件收纳部41的中心O之差即偏心量Δ发生变化，泵室30的容积变化量(最大容积与最小容积之差)发生变化。当偏心量Δ变大时，泵室30的容积变化量也变大，当偏心量Δ变小时，泵室30的容积变化量也变小。另外，偏心量Δ根据基于第一控制油室PR1的内压(第一控制油压P1)的同心方向的作用力和基于螺旋弹簧SP的设定载荷W1的偏心方向的作用力而发生变化。即，在基于第一控制油室PR1的内压(第一控制油压P1)的同心方向的作用力比基于螺旋弹簧SP的设定载荷W1的偏心方向的作用力小时，凸轮环4向偏心方向摆动，偏心量Δ变大。另一方面，当基于第一控制油室PR1的内压(第一控制油压P1)的同心方向的作用力比基于螺旋弹簧SP的设定载荷W1的偏心方向的作用力大时，凸轮环4向同心方向摆动，偏心量Δ变小。然后，在基于第一控制油室PR1的内压(第一控制油压P1)的同心方向的作用力和基于螺旋弹簧SP的设定载荷W1的偏心方向的作用力平衡的位置，凸轮环4停止。

(控制阀的动作说明)

图8是表示可变容量型油泵VP1的排出压力特性的曲线图。另外，图9是表示可变容量型油泵VP1的工作状态的油压电路图，(a)表示图8的区间a中的泵的状态，(b)表示图8的区间b中的泵的状态。另外，图10是表示可变容量型油泵VP1的工作状态的油压电路图，(a)表示图8的区间c中的泵的状态，(b)表示图8的区间d中的泵的状态。另外，图11是表示可变容量型油泵VP1的工作状态的油压电路图，(a)表示图8的区间e中的泵的状态，(b)表示图8的区间f中的泵的状态。

图8中的P1表示例如相当于气门时间控制装置VT的要求油压的第一内燃机要求油压。另外，图8中的P2表示例如相当于提供发动机的活塞的冷却的喷油装置OJ的要求油压的第二内燃机要求油压。进一步地，图中的P3表示例如发动机高速旋转时的曲轴的轴承部(曲轴金属CM)的润滑所需要的第三内燃机要求油压。

即，在可变容量型油泵VP1中，在从内燃机起动到转速Na的区间a中，通过排出压力P作用于滑阀阀体52的第二受压面Pf2而产生的作用力Po小于阀簧54的设定载荷W2。因此，如图9(a)所示，滑阀阀体52维持在作为初始位置的第一端部侧的位置，给排端口Pc与排放端口Pd连通(第一状态)。其结果是，不向第一控制油室PR1导入排出压力P(第一控制油压P1)，凸轮环4基于螺旋弹簧SP的设定载荷W1维持最大偏心状态。

不久，在排出压力P达到第一内燃机要求油压P1时，在将该排出压力P维持在第一内燃机要求油压P1的情况下，将向螺线管部6供给的励磁电流的占空比Dt设为100％。由此，在螺线管部6产生的电磁力Pm、即杆62按压滑阀阀体52的按压力大于阀簧54的设定载荷W2。如此，如图9(b)所示，滑阀阀体52向第二端部侧移动，给排端口Pc与排放端口Pd的连通被切断，导入端口Pb与给排端口Pc连通(第二状态)。其结果是，在图8的区间d中，向第一控制油室PR1内导入排出压力P(第一控制油压P1)，随着向该第一控制油室PR1导入的排出压力P(第一控制油压P1)的上升，凸轮环4的偏心量Δ减少，排出压力P缓慢上升。

另外，在可变容量型油泵VP1中，在发动机转速N比转速Na大且比转速Nc小的图8的区间c或区间e中，如图10(a)及图11(a)所示，排出压力P作用于滑阀阀体52的第二受压面Pf2而产生的作用力Po比阀簧54的设定载荷W2小。因此，如图10(a)、图11(a)所示，滑阀阀体52维持在作为初始位置的第一端部侧的位置，给排端口Pc与排放端口Pd连通(第一状态)。其结果是，不向第一控制油室PR1导入排出压力P(第一控制油压P1)，凸轮环4基于螺旋弹簧SP的设定载荷W1而维持最大偏心状态。

另一方面，在发动机转速N小于转速Nc的区间，通过使向螺线管部6供给的励磁电流的电流值(占空比Dt)无台阶地变化，能够控制凸轮环4的偏心量Δ。具体而言，例如在将排出压力P维持在第二内燃机要求油压P2的情况下，将向螺线管部6供给的励磁电流的占空比Dt设定为50％。由此，排出压力P的油压力Po与螺线管部6的电磁力Pm的合力大于阀簧54的设定载荷W2。于是，如图10(b)所示，滑阀阀体52向第二端部侧移动，给排端口Pc与排放端口Pd的连通被切断，导入端口Pb与给排端口Pc连通(第二状态)。其结果是，在图8的区间d中，向第一控制油室PR1导入排出压力P(第一控制油压P1)，基于该排出压力P(第一控制油压P1)，凸轮环4的偏心量Δ减少而成为最小偏心状态，排出压力P维持在第二内燃机要求油压P2。

需要说明的是，在上述的区间d中，交替且连续地反复进行基于上述排出压力P的增大的滑阀阀体52向第二端部侧的移动、基于该滑阀阀体52向第二端部侧移动而凸轮环4成为最小偏心状态的滑阀阀体52向第一端部侧的移动。如此，通过交替地连续切换给排端口Pc与导入端口Pb连通的状态和给排端口Pc与排放端口Pd连通的状态，排出压力P被维持在第二内燃机要求油压P2。

不久，当排出压力P达到第三内燃机要求油压P3时，在向螺线管部6供给的励磁电流的占空比Dt为0％的状态下，排出压力P的油压力Po变得比阀簧54的设定载荷W2大。其结果是，如图11(b)所示，滑阀阀体52向第二端部侧移动，给排端口Pc与排放端口Pd的连通被切断，导入端口Pb与给排端口Pc连通。其结果，在图8的区间f中，向第一控制油室PR1导入排出压力P(第一控制油压P1)，基于该排出压力P(第一控制油压P1)，凸轮环4的偏心量Δ减少而成为最小偏心状态，排出压力P维持在第三内燃机要求油压P3。

需要说明的是，在上述区间f中，与上述区间d同样地，基于上述排出压力P的增大的滑阀阀体52向第二端部侧的移动和随着该滑阀阀体52向第二端部侧移动而凸轮环4成为最小偏心状态的滑阀阀体52向第一端部侧的移动交替地连续反复进行。如此，通过交替地连续切换给排端口Pc与导入端口Pb连通的状态和给排端口Pc与排放端口Pd连通的状态，排出压力P被维持在第三内燃机要求油压P3。

(本实施方式的作用效果)

在所述目前的可变容量型油泵中，构成止动部的凸轮环的臂部配置为与向泵壳体的内部吸入油的吸入部(吸入口或吸入端口)重合。因此，凸轮环的臂部成为吸入阻力，在使泵的吸入性降低这一点上存在改善的余地。

与此相对，本实施方式的可变容量型油泵VP1是具有泵收纳部110的壳体1、作为能够移动地设置于泵收纳部110的内部的调整部件的凸轮环4、收纳于凸轮环4的内部的泵部件，由通过相对于凸轮环4的内周的中心(泵部件收纳部41的中心O)偏心的旋转中心Z的驱动轴2旋转驱动，在泵部件3与凸轮环4之间划定出多个作为工作室的泵室30，随着泵部件3的旋转，经由在相对于驱动轴2的径向上以跨过凸轮环4的方式设置的吸入部(第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a)向所述多个泵室30中的一部分泵室30内吸入油，并且，包括经由以在所述径向上跨过凸轮环4的方式设置的排出部(第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b)排出所述多个泵室30中的一部分泵室30内的油的泵部件3在所述径向上形成于泵收纳部110与凸轮环4之间，从排出部(第一排出端口115、第二排出端口125、排出端口延长部115a以及排出口115b)排出的油被引导，提供凸轮环4的偏心量Δ的调整的控制油室即第一控制油室PR1、通过与凸轮环4抵接，向凸轮环4的内周的中心与驱动轴2的旋转中心Z的偏心量Δ增大的方向对凸轮环4施力的施力部件即螺旋弹簧SP、作为设于凸轮环4，与受到螺旋弹簧SP的作用力(设定载荷W1)并设置于泵收纳部110的止动抵接部(凸轮环抵接部112e)抵接以限制凸轮环4的偏心量Δ增大的方向的移动的止动部的在绕驱动轴4旋转中心Z的周向上，设置于不与吸入部(第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a)重叠的位置的止动部45。

如此，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，在绕驱动轴2的旋转中心Z的周向上，在与相当于吸入部的第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a不重叠的位置，设置有能够与设置于泵收纳部110的凸轮环抵接部112e抵接的止动部45。因此，经由相当于所述吸入部的第一吸入端口114、第二吸入端口124及吸入口124a而被吸入至吸入区域的泵室30的油的流动不会被止动部45切断。由此，在可变容量型油泵VP1中，能够降低泵工作时的吸入阻力，使泵的吸入性提高。

另外，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，控制油室通过经由密封部件(第一密封部件S1)相对于吸入部(第一、第二吸入端口114，124以及吸入口124a)液密地密封而被划定，在从排出部(第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b)排出的油被引导至控制油室，并且向凸轮环4的内周的中心(泵部件收纳部41的中心O)与驱动轴2的旋转中心Z的偏心量Δ减少的方向移动时，控制油室容积增大，止动部45在凸轮环4的外周侧设置于密封部件(第一密封部件S1)与吸入部(第一、第二吸入端口114，124以及吸入口124a)之间。

如此，在本实施方式中，止动部45在凸轮环4的外周侧设置在第一密封部件S1与相当于吸入部的第一、第二吸入端口114，124以及吸入口124a之间，即设置于第一密封部件S1与吸入侧室IH之间。因此，能够在不妨碍油的吸入的位置配置止动部45，实现泵的吸入性的提高。

另外，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，止动部45在密封部件(第一密封部件S1)与吸入部(第一、第二吸入端口114，124以及吸入口124a)之间配置于靠近密封部件(第一密封部件S1)的位置。

如此，在本实施方式中，止动部45配置为与第一密封部件S1接近。因此，被引导到第一控制油室PR1内的比较高压的油越过第一密封部件S1向比较低压的吸入侧室IH侧流入，该流入的油作用于接近第一密封部件S1的止动部45。其结果是，通过所述流入的油的阻尼效果，能够缓和止动部45与凸轮环抵接部112e抵接时的碰撞，能够抑制泵工作时的噪音的产生。

另外，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，螺旋弹簧SP与凸轮环4抵接，向凸轮环4的内周的中心(泵部件收纳部41的中心O)与驱动轴2的旋转中心Z的偏心量Δ增大的方向对凸轮环4施力，螺旋弹簧SP在所述径向上设置于泵收纳部110与凸轮环4之间且不与吸入部(第一、第二吸入端口114，124以及吸入口124a)重叠的位置。

如此，在本实施方式中，螺旋弹簧SP配置在与相当于吸入部的第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a不重叠的位置。因此，经由相当于所述吸入部的第一吸入端口114、第二吸入端口124以及吸入口124a被吸入到吸入区域的泵室30的油的流动也不会被螺旋弹簧SP切断。由此，能够实现泵工作时的吸入阻力的进一步降低化，能够使泵的吸入性进一步提高。

另外，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，螺旋弹簧SP配置于弹簧收纳室SR，该弹簧收纳室SR是在所述径向上形成于泵收纳部110与凸轮环4之间的施力部件收纳室，弹簧收纳室SR配置为隔着凸轮环4与第一控制油室PR1的相反侧对置，经由第二密封部件S2相对于吸入部(第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a)液密地密封。

如此，在本实施方式中，螺旋弹簧SP在泵收纳部110与凸轮环4之间收纳于相当于吸入部的第一吸入端口114、第二吸入端口124以及吸入口124a、即相对于吸入侧室IH液密地密封的弹簧收纳室SR。因此，抑制了经由相当于所述吸入部的第一、第二吸入端口114，124和吸入口124a吸入的油流入弹簧收纳室SR内，经由第一、第二吸入端口114，124和吸入口124a导入的油的流动不会被螺旋弹簧SP切断。由此，作为吸入部的第一吸入端口114、第二吸入端口124以及吸入口124a的附近的油的流动更加顺畅，能够进一步提高泵的吸入性。

另外，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，凸轮环4基于控制油室(第一控制油室PR1)的内部压力(第一控制油压P1)和螺旋弹簧SP的作用力(设定载荷W1)，以设置于泵收纳部110的摆动支点(枢轴销40)为中心摆动。

如此，在本实施方式中，通过将凸轮环4设为摆动式，第一控制油室PR1的内压(油压力Fp1)或螺旋弹簧SP的作用力(设定载荷W1)作用的方向与凸轮环4的移动方向一致。因此，与排出压力作用于与凸轮环4的移动方向正交的方向的公知的滑动式相比，不会导致划定吸入侧室IH的第一、第二密封部件S1、S2的摩擦阻力的增大、磨损的促进。其结果，能够实现凸轮环4的响应性的提高、泵(装置)的耐久性的提高。

另外，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，止动部45配置在以摆动支点(枢轴销40)为中心沿着吸入部(第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a)的最外周侧缘描绘的假想圆VC的内侧。

如此，在本实施方式中，止动部45配置在所述规定的假想圆VC的内侧。因此，止动部45不会向凸轮环4的外周侧较大地偏移，能够实现泵的小型化。

另外，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，第一控制油室PR1通过经由第一密封部件S1相对于吸入部(第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a)液密地密封而被划定，凸轮环4具有用于保持第一密封部件S1的密封保持部即第一密封结构部431(第一密封保持槽431b)，在所述周向上的止动部45与第一密封结构部431(第一密封保持槽431b)之间设有在所述径向上朝向凸轮环4侧(或泵收纳部110侧)凹陷的凹部47。

如此，在本实施方式中，在止动部45与第一密封结构部431之间设有在径向上朝向凸轮环4侧凹陷的凹部47。因此，在该凹部47内保持有油，通过该油，第一密封部件S1的滑动性提高。其结果是，在停止了比较长的时间的发动机的再启动时，能够确保凸轮环4的良好的滑动。

另外，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，从排出部(第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b)排出且通过了设置于内燃机的滤油器F的油被引导至第一控制油室PR1。

如此，在本实施方式中，成为通过了滤油器F的油被引导至第一控制油室PR1的结构。因此，利用滤油器F去除了异物等的油被引导至凹部47，能够抑制第一密封滑动面112a、凸轮环抵接部112e中的异物的搅入。

另外，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，在所述轴向上的止动部45的端缘与凸轮环抵接部112e的端缘之间，形成有将凹部47与吸入部(第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a)连通的连通路CL。

如此，在本实施方式中，在止动部45的端缘与凸轮环抵接部112e的端缘之间形成有将凹部47与吸入侧室IH连通的连通路CL。由此，油容易从凹部47向吸入侧室IH流动。其结果是，能够抑制由于通过滤油器F之前的吸入侧室IH的油经由连通路CL流入凹部47的第一密封滑动面112a至凸轮环抵接部112e中的异物的搅入。

另外，在本实施方式的可变容量型油泵VP1中，连通路CL通过在所述轴向上凸轮环4在止动部45的侧端缘具有的倒角部451而形成于凸轮环4与泵收纳部110之间。

如此，在本实施方式中，连通路CL由在止动部45的侧端缘具有的倒角部451形成。即，连通路CL能够仅通过在止动部45的侧端缘设置倒角部451而形成。由此，能够容易地形成连通路CL，能够抑制泵的制造作业性的降低。

(变形例)

图12～图15表示本发明的可变容量型油泵的第一实施方式的变形例。需要说明的是，本变形例的可变容量型油泵VP2变更了所述第一实施方式的弹簧收纳室SR的使用方式，对于其他结构与所述第一实施方式相同。因此，对与上述第一实施方式相同的结构通过标注相同的附图标记，省略其说明。

图12是表示本变形例的可变容量型油泵VP2的结构的图，图13～图15是用于提供本变形例的可变容量型油泵VP2的可变容量控制的说明的图。

(油泵的结构)

如图12所示，在本变形例的可变容量型油泵VP2中，除了第一控制油室PR1之外，还构成为向弹簧收纳室SR导入油，弹簧收纳室SR也作为第二控制油室PR2发挥功能。即，在该可变容量型油泵VP2中，凸轮环4基于第一控制油室PR1的内压、第二控制油室PR2的内压以及螺旋弹簧SP的作用力被摆动控制。

具体的，第一控制油压P1经由从排出压力导入通路Lb分支为两股的一者的第一通路L1被引导至第一控制油室PR1。需要说明的是，引导至该第一控制油室PR1的第一控制油压P1与引导至主油道MG的排出压力P实质上相同。并且，被引导至第一控制油室PR1内的第一控制油压P1作用于面向第一控制油室PR1的凸轮环4的外周面中的、形成在摆动支承部42与第一密封结构部431(第一密封部件S1)之间(第一区域)的第一受压面441。

另一方面，经由从排出压力导入通路Lb分支的另一者的第二通路L2和弹簧室连通孔127，通过控制阀SV而减压后的第二控制油压P2被引导至第二控制油室PR2。并且，被引导到第二控制油室PR2内的第二控制油压P2作用于面向第二控制油室PR2的凸轮环4的外周面中的、形成在第二密封结构部432(第二密封部件S2)与第三密封结构部433(第三密封部件S3)之间(第二区域)的第二受压面442。

如此，在可变容量型油泵VP2中，被引导至第一控制油室PR1的油压(第一控制油压P1)作用于第一受压面441，并且，被引导至第二控制油室PR2的油压(第二控制油压P2)作用于第二受压面442，从而，对凸轮环4施加移动力(摆动力)。换言之，在可变容量型油泵VP2中，基于第一控制油室PR1的油压(第一控制油压P1)、第二控制油室PR2的油压(第二控制油压P2)以及螺旋弹簧SP的作用力，凸轮环4被摆动控制。

在此，在本变形例中，关于凸轮环4的受压面，第一受压面441的面积和第二受压面442的面积设定为相等。需要说明的是，关于第一受压面441以及第二受压面442的面积，能够任意地设定。即，第一受压面441的面积也可以设定为比第二受压面442的面积大，另外，第二受压面442的面积也可以设定为比第一受压面441的面积大。

另外，在本变形例中，用于将第二控制油压P2引导至第二控制油室PR2内的弹簧室连通孔127偏向于排出侧并设置在与螺旋弹簧SP对置的位置。如此，弹簧室连通孔127期望设置在靠近排出侧的位置、即距离控制阀SV的给排端口Pc的位置比较近的位置。弹簧室连通孔127设于距离控制阀SV的给排口Pc比较近的位置，因此，能够提高凸轮环4的摆动控制的响应性。

根据如以上的结构，本变形例的可变容量型油泵VP2在基于第一控制油室PR1的内压(第一控制油压P1)的作用力比基于第二控制油室PR2的内压(第二控制油压P2)的作用力和螺旋弹簧SP的设定载荷W1的合力小时，凸轮环4成为图12所示的最大偏心状态。另一方面，可变容量型油泵VP2的排出压力P上升，基于第一控制油室PR1的内压(第一控制油压P1)的作用力变得比基于第二控制油室PR2的内压(第二控制油压P2)的作用力和螺旋弹簧SP的设定载荷W1的合力大时，凸轮环4与排出压力P对应地向同心方向移动。

(控制阀的结构)

如图12所示，在可变容量型油泵VP2中，向第一控制油室PR1的油(第一控制油压P1)的导入，以及向第二控制油室PR2的油(第二控制油压P2。)由相当于控制机构的控制阀SV′控制。控制阀SV′是由负责发动机控制的控制装置CU驱动控制的电磁阀。具体的，控制阀SV’具有提供第二通路L2的切换控制的阀部8以及设置于阀部8的一端部并基于由控制装置CU输出的励磁电流提供所述阀部8的切换控制的螺线管部6。

阀部8是具备阀壳体81、滑阀阀体82、护圈部件83和阀簧84的所谓的三向阀。需要说明的是，阀部8可以以内置于壳体1的形式与可变容量型油泵VP2一体地设置，另外，也可以与可变容量型油泵VP2分体地独立设置。

阀壳体81利用规定的金属材料，例如铝合金材料而呈中心轴线Q方向的两端部开口的大致圆筒状，在内部具有阀体收纳部810。阀体收纳部810由沿着阀壳81的中心轴线Q方向贯通阀壳81的带台阶的贯通孔构成。即，阀体收纳部810在中心轴线Q方向的一端侧具有第一阀体滑动接触部811，在中心轴线Q方向的另一端侧具有比第一阀体滑动接触部811大径的第二阀体滑动接触部812。而且，阀体收纳部810中的第一阀体滑动接触部811侧的开口部由螺线管部6封闭。另一方面，阀体收纳部810中的第二阀体滑动接触部812侧的开口部作为将后述的弹簧收纳室85的油排出的排放端口Pd发挥功能，向排放通路Ld开口。在此，排放端口Pd也可以不向排放通路Ld开口，而向相当于低压部的油盘OP直接开放。另外，排放端口Pd只要与低压部连通即可，除了与相当于大气压的油盘OP连通的结构之外，例如也可以构成为与成为负压的吸入口124a的附近连通。需要说明的是，以下，关于阀部8，为了方便，将第一阀体滑动接触部811侧(图12中的上侧)的端部定义为第一端部，将第二阀体滑动接触部812侧(图12中的下侧)的端部定义为第二端部而进行说明。

在第一阀体滑动接触部811的外周侧形成有沿着周向对阀壳体81的外周面进行切口而成的第一环状槽813。另外，在第一环状槽813的底部形成有在与中心轴线Q正交的阀壳体81的径向上将阀体收纳部810的内外连通的多个第一阀孔813a。第一阀孔813a由俯视为大致圆形的圆孔构成，作为通过第二通路L2提供相对于第二控制油室PR2的油(第二控制油压P2)给排的给排端口Pc发挥功能。

另外，同样地，在第二阀体滑动接触部812的外周侧形成有沿着周向对阀壳体81的外周面进行切口而成的第二环状槽814。另外，在第二环状槽814的底部形成有在与中心轴线Q正交的阀壳体81的径向上将阀体收纳部810的内外连通的多个第二阀孔814a。第二阀孔814a由俯视为大致圆形的圆孔构成，作为从排出压力导入通路Lb导入油(排出压力P)的导入端口Pb发挥功能。

滑阀阀体82呈在作为移动方向的中心轴线Q方向上具有不同外径的形成为带台阶状的圆筒状，能够滑动地收纳于阀壳体81的阀体收纳部810。具体的，滑阀阀体82具有与第一阀体滑动接触部811滑动接触的第一台肩部821、以及形成为比第一台肩部821大径且与第二阀体滑动接触部812滑动接触的第二台肩部822。另外，在第一台肩部821与第二台肩部822之间形成有具有比这些第一台肩部821和第二台肩部822小的外径的中间轴部823。即，中间轴部823在与阀壳体81的径向上的阀体收纳部810之间划定中转室Rc。

并且，在中转室Rc中在中心轴线Q方向上对置的第一台肩部821及第二台肩部822构成承受从第二阀孔814a被引导的油压的受压面。具体的，第二台肩部822相对于第一台肩部821具有相对大的外径，由第二台肩部822构成的第二受压面Pf2形成为相对于由第一台肩部821构成的第一受压面Pf1相对大。即，基于该第一受压面Pf1与第二受压面Pf2的受压面积之差，从第二阀孔814a导入到中转室Rc的油压作用于比第一受压面Pf1相对大的第二受压面Pf2，由此，滑阀阀体82被向第二端部侧按压。

另外，滑阀阀体82在比第一台肩部821更靠第一端部侧具有比第一台肩部821小的外径的轴端部824。轴端部824在与阀壳体81的径向上的阀体收纳部810之间划定背压室Rb。而且，在滑阀阀体82的轴端部824与第一台肩部821之间形成有将滑阀阀体82的外周侧切口成环状而成的环状孔825。环状孔825经由在滑阀阀体82的内部以向第二端部侧开口的方式形成的内部通路826而与后述的弹簧收纳室85连通。由此，经由第一阀孔813a被引导至背压室Rb的第二控制油室PR2的油通过环状孔825及内部通路826被引导至后述的弹簧收纳室85，并经由排放端口Pd及排放通路Ld向油盘OP排出。

另外，滑阀阀体82在与护圈部件83对置的第二台肩部822侧的端部具有支承与滑阀阀体82对置的阀簧84的第一端部的弹簧支承部827。弹簧支承部827通过将滑阀阀体82的内周侧朝向第二台肩部822侧呈台阶状地扩径而形成，具有筒状的弹簧包围部827a和平坦的弹簧支承面827b。由此，弹簧支承部827利用弹簧包围部827a包围阀簧84的第一端部的外周侧，并且，利用弹簧支承面827b支承阀簧84的第一端部。

护圈部件83形成为具有筒状部831和封闭筒状部831的外侧端部的底壁部832的大致有底圆筒状。护圈部件83以筒状部831的开口部与滑阀阀体52的弹簧支承部827对置的方式嵌入阀壳体81的第二端部侧的开口端部。由此，护圈部件83通过筒状部831包围阀簧84的第二端部的外周侧，并且通过底壁部832的内侧端面支承阀簧84的第二端部。另外，护圈部件83在底壁部832的中央位置具有圆形的护圈开口部830。即，护圈开口部830贯通底壁部832，将第二阀孔814a与排放端口Pd连通。

阀簧84是公知的压缩螺旋弹簧，以规定的预压(设定载荷W2)装填于在滑阀阀体82与护圈部件83之间划定的弹簧收纳室85。由此，阀簧84基于上述设定载荷W2一直对滑阀阀体82向第一端部侧施力。

(控制阀的动作说明)

图13是表示可变容量型油泵VP2的动作状态的油压电路图，(a)表示图8的区间a中的泵的状态，(b)表示图8的区间b中的泵的状态。另外，图14是表示可变容量型油泵VP2的工作状态的油压电路图，(a)表示图8的区间c中的泵的状态，(b)表示图8的区间d中的泵的状态。另外，图15是表示可变容量型油泵VP2的工作状态的油压电路图，(a)表示图8的区间e中的泵的状态，(b)表示图8的区间f中的泵的状态。

即，在可变容量型油泵VP2中，在从内燃机起动到转速Na的区间a中，经由从排出压力导入通路Lb分支的第一通路L1，第一控制油压P1被导入第一控制油室PR1。另外，在控制阀SV′中，通过排出压力P作用于滑阀阀体82的第二受压面Pf2而产生的作用力Po比阀簧84的设定载荷W2小。由此，如图13(a)所示，滑阀阀体82被维持在作为初始位置的第一端部侧的位置，导入端口Pb和给排端口Pc被连接(第一状态)，向第二控制油室PR2导入第二控制油压P2。其结果是，通过第二控制油室PR2的第二控制油压P2作用于第二受压面442而产生的油压力Fp2和螺旋弹簧SP的设定载荷W1的合力超过通过第一控制油室PR1的第一控制油压P1作用于第一受压面441而产生的油压力Fp1，凸轮环4维持最大偏心状态。

不久，在排出压力P达到第一内燃机要求油压P1时，在将该排出压力P维持在第一内燃机要求油压P1的情况下，将向螺线管部6供给的励磁电流的占空比Dt设为100％。由此，在螺线管部6产生的电磁力Pm、即杆62按压滑阀阀体82的按压力比阀簧84的设定载荷W2大。因此，如图13(b)所示，滑阀阀体82向第二端部侧移动，导入端口Pb与给排端口Pc的连通被切断，给排端口Pc与排放端口Pd连通(第二状态)。其结果是，在图8的区间b中，第二控制油室PR2内的油被排出，排出压力P仅作用于第一控制油室PR1。由此，被导入第一控制油室PR1的排出压力P作用于第一受压面441而产生的油压力Fp1超过螺旋弹簧SP的设定载荷W1。其结果是，随着排出压力P的上升，凸轮环4的偏心量Δ减少，排出压力P缓慢地上升。

另外，在可变容量型油泵VP2中，在发动机转速N比转速Na大且比转速Nc小的图8的区间c或区间e中，如图14(a)及图15(a)所示，通过从导入端口Pb导入的油(排出压力P)作用于滑阀阀体82的第二受压面Pf2而产生的作用力Po比阀簧84的设定载荷W2小。因此，如图14(a)、图15(a)所示，滑阀阀体82被维持在作为初始位置的第一端部侧的位置，导入端口Pb和给排端口Pc被连接(第一状态)，向第二控制油室PR2导入第二控制油压P2。其结果是，由于被引导至第二控制油室PR2的第二控制油压P2作用于第二受压面442而产生的油压力Fp2与螺旋弹簧SP的设定载荷W1的合力超过由于第一控制油室PR1内的油压作用于第一受压面441而产生的油压力Fp1，凸轮环4维持最大偏心状态。

另一方面，在发动机转速N小于转速Nc的区间内，通过使向螺线管部6供给的励磁电流的电流值(占空比Dt)无台阶地变化，能够控制凸轮环4的偏心量Δ。具体的，例如在将排出压力P维持在第二内燃机要求油压P2的情况下，将向螺线管部6供给的励磁电流的占空比Dt设为大致50％。由此，排出压力P的油压力Po与螺线管部6的电磁力Pm的合力大于阀簧84的设定载荷W2。如此，如图14(b)所示，滑阀阀体82向第二端部侧移动，导入端口Pb与给排端口Pc的连通被切断，给排端口Pc与排放端口Pd连通(第二状态)。其结果是，在上述的区间d中，第二控制油室PR2内的油被排出，排出压力P仅作用于第一控制油室PR1。由此，通过第一控制油室PR1的排出压力P(第一控制油压P1)作用于第一受压面441而产生的油压力Fp1超过螺旋弹簧SP的设定载荷W1。其结果是，随着排出压力P的上升，凸轮环4的偏心量Δ减少而成为最小偏心状态，排出压力P维持在第二内燃机要求油压P2。

需要说明的是，在上述的区间d中，交替且连续地反复进行基于上述排出压力P的增大的滑阀阀体82向第二端部侧的移动和基于该滑阀阀体82向第二端部侧移动而凸轮环4成为最小偏心状态的滑阀阀体82向第一端部侧的移动。如此，通过交替地连续切换给排端口Pc与导入端口Pb连通的状态和给排端口Pc与排放端口Pd连通的状态，排出压力P被维持在第二内燃机要求油压P2。

不久，当排出压力P达到第三内燃机要求油压P3时，在向螺线管部6供给的励磁电流的占空比Dt为0％的状态下，排出压力P的油压力Po变得比阀簧84的设定载荷W2大。如此，如图15(b)所示，滑阀阀体82向第二端部侧移动，导入端口Pb与给排端口Pc连通。其结果是，在图8的区间f中，第二控制油室PR2内的油被排出，排出压力P仅作用于第一控制油室PR1。由此，由于第一控制油室PR1的排出压力P(第一控制油压P1)作用于第一受压面441而产生的油压力Fp1超过螺旋弹簧SP的设定载荷W1。其结果是，随着排出压力P的上升，凸轮环4的偏心量Δ减少而成为最小偏心状态，排出压力P维持在第三内燃机要求油压P3。

需要说明的是，在上述区间f中，也与上述区间d同样地，交替地连续反复进行基于上述排出压力P的增大的滑阀阀体82向第二端部侧的移动和伴随该滑阀阀体82向第二端部侧移动而凸轮环4成为最小偏心状态的滑阀阀体82向第一端部侧的移动。如此，通过交替地连续切换给排端口Pc与导入端口Pb连通的状态和给排端口Pc与排放端口Pd连通的状态，排出压力P被维持在第三内燃机要求油压P3。

(本变形例的作用效果)

在本变形例的可变容量型油泵VP2中，控制油室包括：第一控制油室PR1，从排出部(第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b)排出的油被引导至第一控制油室PR1，在凸轮环4向凸轮环4的内周的中心(泵部件收纳部41的中心O)与驱动轴2的旋转中心Z的偏心量Δ减少的方向移动时，第一控制油室PR1容积增大；以及第二控制油室PR2，从排出部(第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b)排出的油被引导至第二控制油室PR2，在凸轮环4向凸轮环4的内周的中心(泵部件收纳部41的中心O)与驱动轴2的旋转中心Z的偏心量Δ增大的方向移动时，第二控制油室PR2容积增大，从所述轴向观察时，止动部45的与凸轮环抵接部112e抵接的抵接面(止动抵接面450)和凸轮环4的与螺旋弹簧SP抵接的抵接面(弹簧抵接部440)平行地设置。

如此，在本变形例中，在从轴向观察时，相当于止动部45的与凸轮环抵接部112e抵接的抵接面的止动抵接面450和相当于凸轮环4的与螺旋弹簧SP抵接的抵接面的弹簧抵接部440平行地设置。因此，通过在凸轮环4的外周侧排出压作用于第一控制油室PR1及第二控制油室PR2，圆环状的凸轮环4以使与第一控制油室PR1及第二控制油室PR2对置的区域的径向的间隔变小的方式稍微变形为椭圆形状。由此，泵部件收纳部41内的顶隙、即吸入区域与排出区域的切换区域中的凸轮环4与叶片32的距离变得更小。其结果是，能够抑制经由该切换区域的泵室30的从排出侧(排出侧室EH)向吸入侧(吸入侧室IH)的油的流入，能够提高泵的排出性能。

另外，在本变形例的可变容量型油泵VP2中，在从所述轴向观察时，泵收纳部110在凸轮环抵接部112e与吸入部(第一、第二吸入端口114，124以及吸入口124a)之间具有向所述径向的外侧凹陷的凹陷部112f。

如此，在本变形例中，在泵收纳部110中，在凸轮环抵接部112e与吸入侧室IH之间设置有向径向的外侧凹陷的凹陷部112f。因此，在制造第一壳体11时加工凸轮环抵接部112e时，能够利用凹陷部112f确保提供所述凸轮环抵接部112e的加工的刀具的退避部，提供该凸轮环抵接部112e的适当且良好的加工。

进而，通过凹陷部112f，在止动部45与凹陷部112f之间形成有间隙。因此，在凸轮环4向偏心量Δ变小的方向移动时，油顺畅地向凹陷部112f流动，能够使该凸轮环4的移动良好。

[第二实施方式]

图16表示本发明的可变容量型油泵的第二实施方式。需要说明的是，本实施方式是在所述第一实施方式的变形例中变更了止动部45和凸轮环抵接部112e的结构的例子，关于其他结构，与所述第一实施方式的变形例相同。因此，通过对与上述第一实施方式的变形例相同的结构标注相同的附图标记而省略其说明。

如图16所示，在本实施方式的可变容量型油泵VP3中，在周向上与第二密封结构部432的第一密封结构部431侧邻接的凸轮环4的外侧部，以向凸轮环4的径向外侧突出的方式设置有止动部45。另外，在止动部45与第二密封结构部432之间设有向凸轮环4的径向内侧凹陷的凹部47。凹部47作为收集从第二控制油室PR2漏出的油的油收集部发挥功能。

另一方面，在泵收纳部110的周壁112上，在比第二密封滑动接触面112b更靠第一密封滑动接触面112a侧，设置有使该周壁112向径向外侧凹陷而成的凹陷部112f。另外，在凹陷部112f形成有与凸轮环4的止动部45抵接而限制凸轮环4的偏心方向的移动的凸轮环抵接部112e。在此，凸轮环抵接部112e在相当于吸入侧室IH的区域内设置于与构成本发明的吸入部的第一吸入端口114、第二吸入端口124以及吸入口124a不重叠的位置。更具体的，在本实施方式中，凸轮环抵接部112e在周向上配置于比构成所述吸入部的第一吸入端口114、第二吸入端口124及吸入口124a更靠弹簧收纳室SR(第二控制油室PR2)侧。换言之，凸轮环抵接部112e在周向上设置在构成所述吸入部的第一吸入端口114、第二吸入端口124及吸入口124a与第二控制油室PR2之间。

另外，与所述第一实施方式同样，凸轮环抵接部112e呈在凸轮环4偏心到最大的状态下能够与止动部45大致整个面地抵接的平坦状，限制凸轮环4的最大偏心量。即，在凸轮环4向偏心方向移动时，止动部45与凸轮环抵接部112e抵接，从而，限制凸轮环4的最大偏心量。需要说明的是，凸轮环抵接部112e与前述第一实施方式同样，利用对泵收纳部110的周壁112进行机械加工的立铣刀等刀具，与第一、第二、第三密封滑动接触面112a、112b、112c一起通过机械加工而形成。此时，凹陷部112f与所述第一实施方式同样，作为对泵收纳部110的周壁112进行机械加工时的所述立铣刀等刀具的避让部发挥功能。

如上所述，在本实施方式的可变容量型油泵VP3中，控制油室包括：第一控制油室PR1，从排出部(第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b)排出的油被引导至第一控制油室PR1，在凸轮环4向凸轮环4的内周的中心(泵部件收纳部41的中心O)与驱动轴2的旋转中心Z的偏心量Δ减少的方向移动时，第一控制油室PR1容积增大；以及第二控制油室PR2，从排出部(第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b)排出的油被引导至第二控制油室PR2，在凸轮环4向凸轮环4的内周的中心(泵部件收纳部41的中心O)与驱动轴2的旋转中心Z的偏心量Δ增大的方向移动时，第二控制油室PR2容积增大，吸入部(第一、第二吸入端口114，124以及吸入口124a)在所述周向上设置于第一控制油室PR1侧，止动部45设置于第二控制油室PR2与吸入部(第一、第二吸入端口114，124以及吸入口124a)之间。

如此，在本实施方式中，止动部45在周向上配置在相当于所述吸入部的第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a与第二控制油室PR2之间。由此，在泵的设计上，即使在需要将第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a设置在第一控制油室PR1侧的情况下，也能够抑制止动部45妨碍吸入的不良情况。换言之，能够抑制止动部45妨碍吸入的不良情况并且使泵的布局性提高。

此外，本实施方式作为前述第一实施方式的变形例，将弹簧收纳室SR构成为第二控制油室PR2的实施方式作为例示进行了说明，但并不限定于该实施方式。即，关于本实施方式，当然也能够应用于例如在所述第一实施方式中例示的仅向第一控制油室PR1导入排出压力P的方式。换言之，不论有无向弹簧收纳室SR的排出压力P的导入，通过止动部45在周向上配置在相当于所述吸入部的第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a与第二控制油室PR2之间，如前所述，能够充分抑制止动部45妨碍泵的吸入的不良情况。

[第三实施方式]

图17表示本发明的可变容量型油泵的第三实施方式。需要说明的是，本实施方式是在所述第一实施方式的变形例中变更了止动部45和凸轮环抵接部112e的结构的实施例，对于其他结构，与所述第一实施方式的变形例相同。因此，通过对与上述第一实施方式的变形例相同的结构标注相同的附图标记，可省略其说明。

如图17所示，在本实施方式的可变容量型油泵VP4中，在与第三密封结构部433邻接的凸轮环4的外侧部，以向凸轮环4的径向外侧突出的方式设置有止动部45。该止动部45设置在从轴向观察时与构成上述排出部的第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a或排出口115b重叠的位置。具体的，止动部45在周向上设置于从止动部45到第二控制油室PR2的距离D2比从止动部45到相当于摆动支点的枢轴销40的距离Dp近的位置。另外，在止动部45与第三密封结构部433之间设有向凸轮环4的径向内侧凹陷的凹部47。凹部47作为收集从第二控制油室PR2漏出的油的油收集部发挥功能。

另一方面，在泵收纳部110的周壁112上，在第三密封滑动接触面112c与排出口115b之间形成有能够与凸轮环4的止动部45抵接的凸轮环抵接部112e。该凸轮环抵接部112e与所述第一实施方式同样地呈在凸轮环4偏心到最大的状态下能够与止动部45大致整个面地抵接的平坦状，限制凸轮环4的最大偏心量。即，在凸轮环4向偏心方向移动时，止动部45与凸轮环抵接部112e抵接，从而，限制凸轮环4的最大偏心量。需要说明的是，凸轮环抵接部112e与前述第一实施方式同样，利用对泵收纳部110的周壁112进行机械加工的立铣刀等刀具，与第一、第二、第三密封滑动接触面112a、112b、112c一起通过机械加工而形成。

如上所述，在本实施方式的可变容量型油泵VP4中，控制油室包括：第一控制油室PR1，从排出部(第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a及排出口115b)排出的油被引导至第一控制油室PR1，在凸轮环4向凸轮环4的内周的中心(泵部件收纳部41的中心O)与驱动轴2的旋转中心Z的偏心量Δ减少的方向移动时，第一控制油室PR1容积增大；第二控制油室PR2，从排出部(第一、第二排出端口115、125、排出端口延长部115a以及排出口115b)排出的油被引导至第二控制油室PR2，在凸轮环4向凸轮环4的内周的中心(泵部件收纳部41的中心O)与驱动轴2的旋转中心Z的偏心量Δ增大的方向移动时，第二控制油室PR2容积增大，止动部45设置于从沿着驱动轴2的轴向观察时，与排出部(第一、第二排出端口115、125、排出端口延长部115a以及排出口115b)不重叠的位置，在驱动轴2的旋转中心的周向上，设置于从止动部45到第二控制油室PR2的距离D2比从止动部45到相当于摆动支点(枢轴销40)的距离Dp近的位置。

如此，在本实施方式中，止动部45配置于排出侧室EH。因此，止动部45不会有成为泵的吸入的妨碍的隐患，能够降低泵工作时的吸入阻力，使泵的吸入性提高。

而且，尤其是，在本实施方式的可变容量型油泵VP4中，止动部45配置于在从轴向的视点观察时与相当于排出部的第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b重叠的位置。因此，通过止动部45，能够使由构成上述排出部的第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b构成的排出通路的通路宽度发生变化。由此，能够有助于经由由该第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b构成的排出通路排出的油量的调整。

此外，本实施方式作为前述第一实施方式的变形例的、将弹簧收纳室SR构成为第二控制油室PR2的实施方式作为例示进行了说明，但并不限定于该实施方式。即，关于本实施方式，当然也能够应用于例如在所述第一实施方式中例示的仅向第一控制油室PR1导入排出压力P的方式。换言之，无论有无向弹簧收纳室SR导入排出压力P，通过将止动部45配置在排出侧室EH，如上所述，能够充分抑制止动部45妨碍泵的吸入的不良情况。

[第四实施方式]

图18表示本发明的可变容量型油泵的第四实施方式。需要说明的是，本实施方式是在所述第一实施方式的变形例中变更了摆动支承部42的结构而得到的，对于其他结构，与所述第一实施方式的变形例相同。因此，对与上述第一实施方式的变形例相同的结构，通过标注相同的附图标记，并省略其说明。

如图18所示，本实施方式的可变容量型油泵VP5在周向上与第二密封结构部432的第三密封结构部433侧邻接的凸轮环4的外侧部，以向凸轮环4的径向外侧突出的方式设有止动部45。另外，在止动部45与第二密封结构部432之间设有向凸轮环4的径向内侧凹陷的凹部47。凹部47作为收集从第二控制油室PR2漏出的油的油收集部发挥功能。

另一方面，在泵收纳部110的周壁112上，在与第二密封滑动接触面112b相比靠第三密封滑动接触面112c(弹簧收纳部116)侧，设置有使该周壁112向径向外侧凹陷而成的凹陷部112f。换言之，凹陷部112f设置在面对由第二密封部件S2相对于吸入侧室IH液密地密封的弹簧收纳室SR、即第二控制油室PR2的区域中。而且，在凹陷部112f形成有与凸轮环4的止动部45抵接而限制凸轮环4的偏心方向的移动的凸轮环抵接部112e。

另外，与所述第一实施方式同样，凸轮环抵接部112e呈在凸轮环4偏心到最大的状态下能够以与止动部45大致整个面地抵接的平坦状，限制凸轮环4的最大偏心量。即，在凸轮环4向偏心方向移动时，止动部45与凸轮环抵接部112e抵接，从而，限制凸轮环4的最大偏心量。需要说明的是，凸轮环抵接部112e与前述第一实施方式同样，利用对泵收纳部110的周壁112进行机械加工的立铣刀等刀具，与第一、第二、第三密封滑动接触面112a、112b、112c一起通过机械加工形成。此时，凹陷部112f与所述第一实施方式同样，作为对泵收纳部110的周壁112进行机械加工时的所述立铣刀等刀具的避让部发挥功能。

如上所述，在本实施方式的可变容量型油泵VP5中，控制油室包括：第一控制油室PR1，从排出部(第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b)排出的油被引导至第一控制油室PR1，在凸轮环4向凸轮环4的内周的中心(泵部件收纳部41的中心O)与驱动轴2的旋转中心Z的偏心量Δ减少的方向移动时，第一控制油室PR1容积增大；第二控制油室PR2，从排出部(第一、第二排出端口115，125、排出端口延长部115a以及排出口115b)排出的油被引导至第二控制油室PR2，在凸轮环4向凸轮环4的内周的中心(泵部件收纳部41的中心O)与驱动轴2的旋转中心Z的偏心量Δ增大的方向移动时，第二控制油室PR2容积增大，吸入部(第一、第二吸入端口114，124以及吸入口124a)在所述周向上设置于第一控制油室PR1侧，止动部45设置于第二控制油室PR2的内部。

如此，在本实施方式中，止动部45设置在相对于构成所述吸入部的第一、第二吸入端口114，124及吸入口124a液密地密封的第二控制油室PR2的内部。由此，能够抑制止动部45成为吸入的妨碍的不良情况，使泵的吸入性提高。

如此，在本实施方式中，将作为前述第一实施方式的变形例的将弹簧收纳室SR构成为第二控制油室PR2的实施方式进行示例并进行了说明，但并不限定于该实施方式。即，关于本实施方式，当然也能够应用于例如在所述第一实施方式中例示的仅向第一控制油室PR1导入排出压力P的实施方式。换言之，在所述第一实施方式中例示的实施方式中，第二控制油室PR2作为弹簧收纳室SR相对于吸入侧室IH液密地密封，因此，配置在弹簧收纳室SR的内部的止动部45不会具有成为泵的吸入的妨碍的隐患。由此，在本实施方式中，能够降低泵工作时的吸入阻力，使泵的吸入性提高。

本发明并不限定于上述各实施方式的结构，例如能够根据搭载可变容量型油泵VP1～VP5的车辆的发动机、气门时间控制装置的规格等自由地变更。

另外，在所述各实施方式中，例示了采用通过使凸轮环4摆动而使泵的排出量可变的所谓摆动型的凸轮环4的实施方式。然而，作为使泵的排出量可变的手段，并不限定于上述摆动，例如也能够通过使凸轮环4沿径向直线地移动(滑动)来进行。换言之，只要是能够变更泵的排出量的结构(能够变更泵室30的容积变化量的结构)，则凸轮环4的移动的方式不限。

而且，在所述各实施方式中，由于将本发明应用于叶片式的可变容量型油泵，因此，凸轮环4相当于本发明的调整部件。然而，可变容量型油泵并不限定于所述叶片式的油泵，也能够应用于其他形式的可变容量型泵，例如次摆线型泵。需要说明的是，在将本发明应用于次摆线型泵的情况下，构成外接齿轮的外转子相当于所述调整部件。

Claims (15)

1.一种可变容量型油泵，其特征在于，具有：

壳体，其具有泵收纳部；

调整部件，其能够移动地设置于所述泵收纳部的内部；

泵部件，其收纳于所述调整部件的内部，由通过相对于所述调整部件的内周的中心偏心的旋转中心的驱动轴旋转驱动，在所述泵部件与所述调整部件之间划定多个工作室，随着所述泵部件的旋转，经由在相对于所述驱动轴的径向上以跨越所述调整部件的方式设置的吸入部向所述多个工作室中的一部分工作室内吸入油，并且，经由在所述径向上以跨越所述调整部件的方式设置的排出部排出所述多个工作室中的一部分工作室内的油；

控制油室，在所述径向上形成于所述泵收纳部与所述调整部件之间，从所述排出部排出的油被引导而提供所述调整部件的偏心量的调整；

施力部件，通过与所述调整部件抵接而对所述调整部件向所述调整部件的内周的中心和所述驱动轴的旋转中心的偏心量增大的方向施力；

止动部，其设置于所述调整部件，受到所述施力部件的作用力而与设置于所述泵收纳部的止动抵接部抵接，从而限制所述调整部件向偏心量增大的方向的移动，在绕所述驱动轴的旋转中心的周向上，设置于不与所述吸入部重叠的位置。

2.根据权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述控制油室通过经由密封部件相对于所述吸入部液密地密封而被划定，从所述排出部排出的油被引导至所述控制油室，在向所述调整部件的内周的中心与所述驱动轴的旋转中心的偏心量减少的方向移动时，所述控制油室的容积增大，

所述止动部在所述调整部件的外周侧设置于所述密封部件与所述吸入部之间。

3.根据权利要求2所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述止动部在所述密封部件与所述吸入部之间配置于靠近所述密封部件的位置。

4.根据权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述控制油室包括：

第一控制油室，从所述排出部排出的油被引导至所述第一控制油室，在所述调整部件向所述调整部件的内周的中心与所述驱动轴的旋转中心的偏心量减少的方向移动时，所述第一控制油室的容积增大；

第二控制油室，从所述排出部排出的油被引导至所述第二控制油室，在所述调整部件向所述调整部件的内周的中心与所述驱动轴的旋转中心的偏心量增大的方向移动时，所述第二控制油室的容积增大，

所述吸入部在所述周向上设置于所述第一控制油室侧，

所述止动部设置于所述第二控制油室的内部或所述第二控制油室与所述吸入部之间。

5.根据权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述施力部件与所述调整部件抵接，对所述调整部件向所述调整部件的内周的中心与所述驱动轴的旋转中心的偏心量增大的方向施力，

所述施力部件在所述径向上设置于所述泵收纳部与所述调整部件之间且不与所述吸入部重叠的位置。

6.根据权利要求5所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述施力部件配置于施力部件收纳室，该施力部件收纳室在所述径向上形成于所述泵收纳部与所述调整部件之间，

所述施力部件收纳室隔着所述调整部件配置为与所述控制油室的相反侧对置，并经由第二密封部件相对于所述吸入部液密地密封。

7.根据权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述调整部件基于所述控制油室的内部压力和所述施力部件的作用力，以设置于所述泵收纳部的摆动支点为中心摆动。

8.如权利要求7所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述止动部配置在以所述摆动支点为中心沿着所述吸入部的最外周侧缘描绘的假想圆的内侧。

9.如权利要求7所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述控制油室包括：第一控制油室，从所述排出部排出的油被引导至所述第一控制油室，在所述调整部件向所述调整部件的内周的中心与所述驱动轴的旋转中心的偏心量减少的方向移动时，第一控制油室的容积增大；

第二控制油室，从所述排出部排出的油被引导至所述第二控制油室，在向所述调整部件的内周的中心与所述驱动轴的旋转中心的偏心量增大的方向移动时，所述第二控制油室的容积增大，

所述止动部设置在从沿着所述驱动轴的轴向观察时与所述排出部重叠的位置，在所述周向上，设置在从所述止动部到所述第二控制油室的距离比从所述止动部到所述摆动支点的距离近的位置。

10.根据权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述控制油室通过经由密封部件相对于所述吸入部液密地密封而被划定，

所述调整部件具有用于保持所述密封部件的密封保持部，

在所述周向上的所述止动部与所述密封保持部之间设置有在所述径向上朝向所述调整部件侧或所述泵收纳部侧凹陷的凹部。

11.根据权利要求10所述的可变容量型油泵，其特征在于，从所述排出部排出且通过了设置于内燃机的滤油器的油被引导至所述控制油室。

12.根据权利要求11所述的可变容量型油泵，其特征在于，在沿着所述驱动轴的轴向上的所述止动部的端缘与所述止动抵接部的端缘之间，形成有将所述凹部与所述吸入部连通的连通路。

13.根据权利要求12所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述连通路通过在所述轴向上所述调整部件在所述止动部的侧端缘具有的倒角而形成于所述调整部件与所述泵收纳部之间。

14.根据权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，所述控制油室包括：

第一控制油室，从所述排出部排出的油被引导至所述第一控制油室，在所述调整部件向所述调整部件的内周的中心与所述驱动轴的旋转中心的偏心量减少的方向移动时，所述第一控制油室的容积增大；

第二控制油室，从所述排出部排出的油被引导至所述第二控制油室，在所述调整部件向所述调整部件的内周的中心与所述驱动轴的旋转中心的偏心量增大的方向移动时，所述第二控制油室的容积增大，

在从沿着所述驱动轴的轴向观察时，所述止动部的与所述止动抵接部抵接的抵接面和所述调整部件的与所述施力部件抵接的抵接面平行地设置。

15.根据权利要求1所述的可变容量型油泵，其特征在于，在从沿着所述驱动轴的轴向观察时，所述泵收纳部在所述止动抵接部与所述吸入部之间具有向所述径向的外侧凹陷的凹陷部。