可変容量形オイルポンプ及びこれを用いたオイル供給システム

本発明は、例えば自動車用内燃機関の可変容量形オイルポンプ及びこれを用いたオイル供給システムに関する。

近年、オイルポンプから吐出されるオイルを、例えば機関の各摺動部や、機関弁の作動特性を制御する可変動弁装置などの要求吐出圧の異なる機器に使用するために、低圧特性と高圧特性の２段階特性の要求がある。

このような要求を満足するために、例えば以下の特許文献１に記載された可変容量形ポンプは、ばねの付勢力に打ち勝って移動することによってロータに対する偏心量が変更される偏心リングに、偏心量が小さくなる方向、または大きくなる方向へ作用させるようにポンプ吐出圧を電磁弁によって切換制御している。

また、この可変容量形ポンプは、メインオイルギャラリーの下流側または前記電磁弁の上流側にオイルフィルタを設けて、前記電磁弁にオイル中の金属粉などのコンタミが噛み込まないようになっている。

しかしながら、前記特許文献１の可変容量形ポンプは、前記オイルフィルタに目詰まりが発生した場合や、前記電磁弁が断線などによって故障した場合には、前記オイルフィルタの下流側へのオイルの流通が断たれて、ポンプ本体内でのオイル漏れによって制御室にオイルが流入し、この油圧によって前記偏心リングに偏心量が小さくなる方向にだけ力が作用して、偏心量が大きくなる方向へ作用するオイルは排出されてしまう。 したがって、ポンプ吐出圧に応じて前記偏心リングの偏心量が小さくなる方向に移動してしまう。

このため、ポンプによる必要最低限のオイル吐出量を確保できなくなってしまうおそれがある。

本発明は、前記従来技術の技術的課題に鑑みて案出されたもので、オイルフィルタなどが目詰まりを起こした場合や、電磁弁が故障してもポンプからの必要なポンプ吐出量と吐出圧を安定して確保することができる可変容量形オイルポンプを提供することを目的としている。

本発明は、とりわけ、内燃機関によって回転駆動されるロータと、
該ロータの外周に出没自在に設けられた複数のベーンと、
前記ロータとベーンを内周側に収容し、複数の作動油室を形成すると共に、移動することによって前記ロータの回転中心と内周面の中心との偏心量が変化するカムリングと、
前記ロータの回転に伴って容積が増大する前記作動油室に開口する吸入部と、
前記ロータの回転に伴って容積が減少する前記作動油室に開口する吐出部と、
前記ロータの回転中心に対してカムリングの偏心量が大きくなる方向へ前記カムリングを付勢する付勢機構と、
前記カムリングの外周側に設けられ、前記メインオイルギャラリーから油圧が導入されることによって前記ロータに対する前記カムリングの偏心量が小さくなる方向への力を前記カムリングに付与する第１制御室と、
前記カムリングの外周側に設けられ、前記メインオイルギャラリーから油圧が導入されることによって、前記ロータに対するカムリングの偏心量が大きくなる方向への力を付与する第２制御室と、
非通電状態では、前記第２制御室とメインオイルギャラリーとを連通させ、通電状態では、前記第２制御室と低圧部を連通させる電磁弁と、
前記メインオイルギャラリーから分岐した分岐通路と前記第１制御室とを連通させる第１制御室通路と、
該第１制御室通路から分岐して、前記電磁弁を介して前記第２制御室に連通する第２制御室通路と、
前記分岐通路のメインオイルギャラリーとの接続位置と第１制御室通路の第２制御室通路との分岐部との間に設けられたオイルフィルタと、
を備えたことを特徴としている。

本発明によれば、オイルフィルタが目詰まりを起こしたり、電磁弁が故障したとしても必要なポンプ吐出量と吐出圧を安定して確保することができる。

本発明の第１実施形態に係る可変容量形オイルポンプを用いたオイル供給システムの油圧回路を示す概略図である。

同実施形態に係る可変容量形オイルポンプの全体概略図であって、カムリングの偏心量が最大の状態を表したものである。

本実施形態に供されるオイルポンプの縦断面図である。

本実施形態に供されるポンプボディを示す正面図である。

本実施形態のオイルポンプのカムリングの偏心量が最小の状態を表したものである。

本実施形態に供される電磁切換弁と第２オイルフィルタの取り付け状態を示す断面図である。

本実施形態に係る可変容量形オイル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。

第２実施形態のオイルポンプを、カバー部材を外して示す正面図である。

第２オイルフィルタの取り付け状態を示す断面図である。

第２オイルフィルタの斜視図である。

第３実施形態の可変容量形ポンプの全体概略図である。

同可変容量形オイルポンプの作動説明図である。

同可変容量形オイルポンプの作動説明図である。

同可変容量形オイルポンプの作動説明図である。

本実施形態に係る可変容量形オイル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。

第４実施形態の可変容量形ポンプの全体概略図である。

同可変容量形オイルポンプの作動説明図である。

同可変容量形オイルポンプの作動説明図である。

同可変容量形オイルポンプの作動説明図である。

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。

以下、本発明に係る可変容量形ポンプおよびこれを用いたオイル供給の実施形態を図面に基づいて詳述する。 なお、本実施形態は、自動車用内燃機関の機関弁のバルブタイミングを可変にする可変動弁機構の作動源とすると共に、機関の摺動部、特にピストンとシリンダボアとの摺動部にオイルジェットによって潤滑油を供給し、またクランクシャフトの軸受に潤滑油を供給する可変容量形オイルポンプに適用したものを示している。

〔第１実施形態〕
図１は第１実施形態における油圧回路を示し、可変容量形のオイルポンプ１０は、内燃機関のクランクシャフトから伝達された回転駆動力によって回転して、オイルパン０１に貯留されたオイルを、ストレーナ０２を介して吸入通路０３から吸入して吐出通路０４から機関のメインオイルギャラリー０５に吐出するようになっている。

前記吐出通路０４から分岐したリリーフ通路０６には、ポンプ吐出圧が過上昇した際に、オイルをオイルパン０１内に戻すチェックボール型のリリーフ弁０７が設けられている。

前記メインオイルギャラリー０５は、前記機関の各摺動部やバルブタイミング制御装置、クランクシャフトの軸受にオイルを供給するようになっていると共に、吐出通路０４側の上流側には、通流するオイル内の異物を捕集する第１オイルフィルタ１が設けられている。 また、メインオイルギャラリー０５の前記第１オイルフィルタ１をバイパスするバイパス通路０８が設けられていると共に、該バイパス通路０８には前記第１オイルフィルタ１が例えば目詰まりを起こしてオイルの通流が困難になった際に、開弁してバイパス通路０８を介して下流側にオイルを流入させるチェックボール型のバイパス弁０９が設けられている。

さらに、前記メインオイルギャラリー０５の第１オイルフィルタ１より下流側に第１分岐通路３が分岐されている。 この第１分岐通路３は、下流端が前記オイルポンプ１０の後述する第１制御油室３０に連通していると共に、途中には第２分岐通路４が分岐されている。

この第２分岐通路２は、下流側が給排通路６を介して前記オイルポンプ１０の後述する第２制御油室３１に連通していると共に、給排通路６との接続箇所には電磁弁である電磁切換弁４０が設けられている。

この電磁切換弁４０は、図外のコントロールユニットによってオン(通電)−オフ(非通電)制御され、前記第２分岐通路４と給排通路６を連通させるか、第２分岐通路４とドレン通路５を連通させるようになっている。 具体的な構成などは後述する。

また、前記第１分岐通路１のメインオイルギャラリー０５との分岐部付近には、第２オイルフィルタ２が設けられている。 この第２オイルフィルタ２は、図６に示すように、メインオイルギャラリー０５と大径な第１分岐通路３の分岐箇所に圧入固定されたほぼ円筒状の本体２ａと、該本体２ａの１端部に結合された有底円筒状の金属製メッシュ部２ｂとから構成され、オイル内に混入したコンタミが特に前記電磁切換弁４０へ流入するのを防止するものである。

これら第１、第２オイルフィルタ１，２は、それぞれ例えば濾紙や金属製のメッシュ部が用いられ、濾紙やメッシュ部に目詰まりなどが発生した場合は交換可能なカートリッジ式か濾紙の交換が可能になっている。 また、前記第２オイルフィルタ２のメッシュ部２ｂの網目は、第１オイルフィルタ１のメッシュ部の網目の径よりも大きくなっている。

前記オイルポンプ１０は、内燃機関のシリンダブロック３５の前端部等に設けられ、図２〜図５に示すように、１端側が開口するように形成されて内部に円柱状の空間からなるポンプ収容室１３を有する断面コ字形状のポンプボディ１１及び該ポンプボディ１１の１端開口を閉塞するカバー部材１２からなるハウジングと、該ハウジングに回転自在に支持され、ポンプ収容室１３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１４と、ポンプ収容室１３内に回転自在に収容されて中心部が駆動軸１４に結合されたロータ１５及び該ロータ１５の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット１５ａ内にそれぞれ出没自在に収容されたベーン１６からなるポンプ要素と、該ポンプ要素の外周側にロータ１５の回転中� ��に対して偏心可能に配置され、ロータ１５及び隣接するベーン１６，１６と共に複数の作動油室であるポンプ室２０を画成するカムリング１７と、ポンプボディ１１内に収容され、ロータ１５の回転中心に対するカムリング１７の偏心量が増大する方向へ当該カムリング１７を常時付勢する付勢部材であるスプリング１８と、ロータ１５の内周側の両側部に摺動自在に配置された当該ロータ１５よりも小径な１対のリング部材１９，１９と、を備えている。

前記ポンプボディ１１は、アルミ合金材によって１体に形成されていて、図３及び図４にも示すように、ポンプ収容室１３の底面１３ａのほぼ中央位置には、駆動軸１４の１端部を回転自在に支持する軸受孔１１ａが貫通形成されている。 また、ポンプボディ１１の内側面となるポンプ収容室１３の内周壁の所定位置には、図４に示すように、カムリング１７を揺動自在に支持するピボットピン２４が挿入固定される支持孔１１ｂが切欠形成されている。 なお、前記軸受孔１１ａの内周面には、オイルを保持して前記駆動軸１４の潤滑に供される保持溝１１ｅが形成されている。

さらに、ポンプ収容室１３の内周壁には、軸受孔１１ａの中心と支持孔１１ｂの中心とを結ぶ直線（以下「カムリング基準線」という。）Ｍを挟んで両側に、カムリング１７の外周部に配設される後述のシール部材３０，３０がそれぞれ摺接する第１、第２シール摺接面１１ｃ，１１ｄが形成されている。 これら各シール摺接面１１ｃ，１１ｄは、支持孔１１ｂ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１７の偏心揺動範囲において前記各シール部材３０，３０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１７が偏心揺動する際に、前記各シール摺接面１１ｃ，１１ｄに沿って摺動案内されることとなって、当該カムリング１７の円滑な作動（偏心揺動）が得られるようになっている。

また、前記ポンプ収容室１３の底面１３ａには、図２及び図４に示すように、軸受孔１１ａの外周域に、前記ポンプ要素のポンプ作用に伴ってポンプ室２０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２１が、前記ポンプ要素のポンプ作用に伴ってポンプ室２０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２２が、それぞれ軸受孔１１ａを挟んでほぼ対向するように切欠形成されている。

前記吸入ポート２１は、当該吸入ポート２１のほぼ中央位置から後述するスプリング収容室２８側に延設された吸入孔２１ａがポンプボディ１１の底壁を貫通して外部へと開口形成されている。 これにより、、機関のオイルパン０１に貯留された潤滑油が、前記ポンプ要素のポンプ作用に伴って発生する負圧に基づき吸入孔２１ａ及び吸入ポート２１を介して前記吸入領域の各ポンプ室２０に吸入されるようになっている。

なお、前記吸入孔２１ａは、ポンプ吸入側におけるカムリング１７の外周域に臨むように構成されており、該カムリング１７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２０に隣接するポンプ吸入側におけるカムリング１７の外周域が吸入圧又は大気圧の低圧部となることから、吸入領域の各ポンプ室２０から当該ポンプ吸入側におけるカムリング１７の外周域への潤滑油の漏出の抑制に供される。

前記吐出ポート２２は、図４中の上部位置にポンプボディ１１の底壁を貫通して前記吐出通路０４を介して前記メインオイルギャラリー０５に連通する吐出孔２２ａが開口形成されている。

かかる構成から、前記ポンプ要素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２０から吐出されたオイルが、吐出ポート２２及び吐出孔２２ａを介してメインオイルギャラリー０５に供給されて機関内の各摺動部及びバルブタイミング制御装置などに供給されるようになっている。

前記カバー部材１２は、ほぼ板状を呈し、外側部におけるポンプボディ１１の軸受孔１１ａに対応する位置が円筒状に形成されると共に、この円筒部の内周面に駆動軸１４の他端側を回転自在に支持する軸受孔１２ａが貫通形成されている。 このカバー部材１２は、複数のボルト２６によりポンプボディ１１の開口端面に取り付けられている。

なお、カバー部材１２の内側面はほぼ平坦状となっているが、ポンプボディ１１の底面と同様に吸入、吐出ポート２１，２２を形成することも可能である。

前記駆動軸１４は、クランク軸から伝達された回転力によってロータ１５を図２中における時計方向に回転するように構成されている。

前記ロータ１５は、図２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７つのスリット１５ａが切欠形成されていると共に、該各スリット１５ａの内側基端部には、前記吐出ポート２２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１５ｂがそれぞれ形成されている。 これにより、前記各ベーン１６がロータ１５の回転に伴うリング部材１９、１９の遠心力と背圧室１５ｂ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。

前記各ベーン１６は、各先端面がそれぞれカムリング１７の内周面に摺接すると共に、各基端部の内端面が各リング部材１９，１９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１５ｂの油圧が小さいときでも、ロータ１５の外周面、隣接するベーン１６，１６の各内側面及びカムリング１７の内周面と、側壁であるポンプボディ１１のポンプ収容室１３の底面１３ａ及びカバー部材１２の内側面と、が前記各ポンプ室２０を液密的に画成している。

前記カムリング１７は、いわゆる焼結金属によって円環状に１体形成され、外周部の所定位置に、前記ピボットピン２４に嵌合して偏心揺動支点を構成するほぼ円弧凹状のピボット部１７ａが軸方向に沿って突設されていると共に、該ピボット部１７ａに対しカムリング１７の中心を挟んで反対側の位置に、前記スプリング１８と連係するアーム部１７ｂが軸方向に沿って突設されている。

ここで、前記ポンプボディ１１内には、前記支持孔１１ｂと反対側の位置に形成された連通部２７を介してポンプ収容室１３と連通するようにスプリング収容室２８が設けられており、このスプリング収容室２８内に前記スプリング１８が収容されている。

このスプリング１８は、前記連通部２７を通じてスプリング収容室２８内まで延出する前記アーム部１７ｂの先端部の下面とスプリング収容室２８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。 前記アーム部１７ｂの先端部の下面には、スプリング１８の内周側に係合するほぼ円弧状に形成された支持突起１７ｃが突設されており、該支持突起１７ｃによってスプリング１８の１端が支持されている。

したがって、前記スプリング１８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１７ｂを介してカムリング１７を、その偏心量が増大する方向（図２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２に示すカムリング１７の非作動状態において、当該カムリング１７は、前記スプリング１８のばね力によってアーム部１７ｂの上面がスプリング収容室２８の上壁下面に突設されたストッパ部２８ａに押し付けられた状態となり、ロータ１５の回転中心に対するその偏心量が最大となる位置に保持されている。

そして、このように、ピボット部１７ａと反対側にアーム部１７ｂを延設して、該アーム部１７ｂの先端部をスプリング１８によって付勢することによって、カムリング１７に対し最大限のトルクを発生させることができるため、スプリング１８の小型化が図れ、この結果、ポンプ自体の小型化に供される。

また、前記カムリング１７の外周部には、前記第１、第２シール摺接面１１ｃ，１１ｄと対向するように形成された第１、第２シール面を有する横断面ほぼ３角形状の１対の第１、第２シール構成部１７ｄ，１７ｅがそれぞれ突設されていると共に、該各シール構成部１７ｄ，１７ｅのシール面に、横断面ほぼ矩形状の第１、第２シール保持溝が軸方向に沿って切欠形成され、該各シール保持溝にカムリング１７の偏心揺動時に各シール摺接面１１ｃ，１１ｄに摺接する前記１対のシール部材３０，３０がそれぞれ収容保持されている。

ここで、前記各シール面は、それぞれ前記ピボット部１７ａの中心からこれに対応する前記各シール摺接面１１ｃ，１１ｄを構成する半径Ｒ１，Ｒ２よりも僅かに小さい所定の半径によって構成されており、該各シール面と前記各シール摺接面１１ｃ，１１ｄ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。

前記各シール部材３０，３０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１７の軸方向に沿って直線状に細長く形成され、前記各シール保持溝の底部に配設されたゴム製の弾性部材の弾性力により各シール摺接面１１ｃ，１１ｄに押し付けられるようになっている。 これにより、後述する各制御油室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。

そして、前記ポンプ吐出側となるピボット部１７ａ側におけるカムリング１７の外周域には、図２に示すように、カムリング１７の外周面とポンプボディ１１の内側面との間に、カムリング１７の外周面、ピボット部１７ａ、前記各シール部材３０，３０及びポンプボディ１１の内側面をもって、ピボット部１７ａを挟んだ両側に、第１制御油室３１及び第２制御油室３２がそれぞれ画成されている。

前記第１制御油室３１には、前記吐出ポート２２に吐出されたポンプ吐出圧が前記メインオイルギャラリー０５と第１分岐通路３及びポンプボディ１１の側部に形成された第１連通孔２５ａ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３１に面するカムリング１７の外周面によって構成された第１受圧面３３が、前記スプリング１８の付勢力に抗して前記メインオイルギャラリー０５からの油圧を受けて、カムリング１７に対しその偏心量を減少させる方向（図２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。

すなわち、この第１制御油室３１は、前記第１受圧面３３を介してカムリング１７の中心がロータ１５の回転中心と同心に近づく方向、つまり偏心量が減少する方向へカムリング１７を常時付勢することによって、このカムリング１７の同心方向の移動量制御に供されている。

１方、前記第２制御油室３２には、同じくポンプボディ１１の側部に第１連通孔２５ａと平行に貫通形成された第２連通孔２５ｂを介して連通した前記第２分岐通路４の吐出圧が前記電磁切換弁４０のオン、オフ作動により適宜導入されるようになっている。

また、この第２制御油室３２に面するカムリング１７の外周面によって構成されてスプリング１８の付勢力をアシストする方向に作用する力を受ける第２受圧面３４に吐出圧を作用させることで、カムリング１７に対しその偏心量を増大させる方向（図２中の時計方向）へ揺動力を付与するようになっている。

ここで、図２に示すように、前記第２受圧面３４の受圧面積Ｓ２は、前記第１受圧面３３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３２の内圧に基づく付勢力とスプリング１８の付勢力とによるカムリング１７の偏心方向の付勢力と、第１制御油室３１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、第２制御油室３２による付勢力がスプリング１８の付勢力をアシストするようになっている。 すなわち、前記第２制御油室３２は、前記電磁切換弁４０を介して必要に応じて供給された吐出圧を第２受圧面３４に作用させてスプリング１８の付勢力を適宜アシストすることによって、カムリング１７の偏心方向の移動量制御に供されている。

また、前記電磁切換弁４０は、内燃機関を制御する図外のコントロールユニット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ようになっており、この電磁切換弁４０を介して前記第２分岐通路４と第２連通孔２５ｂとが適宜連通、あるいは連通が遮断されるようになっている。

前記電磁切換弁４０は、図２及び図６に示すように、３方向切換弁であって、機関のシリンダブロック３５の側壁内に形成されたバルブ収容孔３５ａに圧入固定され、内部軸方向に作動孔４１ａａが形成されたバルブボディ４１と、前記作動孔４１ａａの先端部に圧入され、中央に第２分岐通路４の下流側と連通したソレノイド開口ポート４２ａが形成されたバルブシート４２と、該バルブシート４２の内側に離着座自在に設けられて、前記ソレノイド開口ポート４２ａを開閉する金属製のボール弁４３と、バルブボディ４１の１端側に設けられたソレノイドユニット４４と、から主として構成されている。

前記バルブボディ４１は、周壁の上端部側に前記第１分岐通路３にソレノイド開口ポート４２ａを介して連通する連通ポート４５が径方向から貫通形成されていると共に、周壁の下端部側には、前記作動孔４１ａａと連通するドレンポート４６が径方向から貫通形成されている。

前記ソレノイドユニット４４は、ケーシングの内部に図外の電磁コイルや固定鉄心や可動鉄心等が収容配置され、該可動鉄心の先端部に前記作動孔４１ａ内に所定隙間をもって摺動して先端が前記ボール弁４３を押圧するか、あるいは押圧を解除するプッシュロッド４７が設けられている。

前記プッシュロッド４７の外周面と前記作動孔４１ａの内周面との間には、前記連通ポート４５とドレンポート４６を適宜連通する筒状の通路４８が形成されている。

前記電磁コイルには、機関のコントロールユニットからオン−オフ的に電流が通電あるいは通電が遮断されるようになっている。

つまり、前記電磁コイルにコントロールユニットからオフ信号(非通電)が出力されると、前記可動鉄心が図外のリターンスプリングのばね力によって後退移動してプッシュロッド４７によってボール弁４３の押圧を解除して前記ソレノイド開口ポート４２ａを開成する。 これによって、図６に示すように、第２分岐通路４からの吐出圧によってボール弁４３が後退移動して第２分岐通路４と給排通路６を連通させ、第２制御油室３２に油圧を供給すると同時に前記筒状通路４８の１端を閉塞して該筒状通路４８とドレンポート４６との連通を遮断するようになっている。

１方、前記電磁コイルへコントロールユニットからオン信号（通電）が出力されると、可動鉄心がリターンスプリングのばね力に抗して進出移動して前記プッシュロッド４７により前記ボール弁４３を押圧する。 これによって、図１に示すように、ボール弁４３がソレノイド開口ポート４２ａを閉止すると共に、連通ポート４５と筒状通路４８を連通させる。 これによって、第２制御油室３２内の油圧が、給排通路６から前記連通ポート４５，筒状通路４８及びドレンポート４６からオイルパン０１に排出されるようになっている。

前記コントロールユニットは、機関の油温や水温、機関回転数や負荷等から現在の機関運転状態を検出して、特に機関回転数が所定以下では前記電磁切換弁４０の電磁コイルへオフ信号（非通電）を出力し、所定より高い場合はオン信号（通電）を出力するようになっている。

但し、機関回転数が所定以下でも、機関が高負荷域の場合などには、電磁コイルへオフ信号が出力されて、第２制御油室３２に油圧が供給されるようになっている。

以上のような構成から、前記オイルポンプ１０は、メインオイルギャラリー０５から常時油圧が供給される第１制御油室３１の内圧と、スプリング１８の付勢力及び電磁切換弁４０により制御される第２制御油室３２の内圧と、のカムリング１７に作用する相対的な力関係を制御することによって、該カムリング１７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２０の内部容積の変化量を制御することで、当該オイルポンプ１０の吐出圧特性を制御するようになっている。
〔本実施形態の作用〕
以下、本実施形態に係るオイルポンプ１０の特徴的な作用、つまりカムリング１７の偏心量制御に基づくポンプの吐出圧制御について、図７に示す機関回転数との関係で説明する。

まず、機関始動後の低回転域では、前記電磁切換弁４０の電磁コイルにコントロールユニットからオン信号が出力されて通電状態になっている。 したがって、オイルポンプ１０の駆動によって、メインオイルギャラリー０５に供給された吐出圧は、第１分岐通路３や第１連通路２５ａを介して第１制御油室３１に供給されると共に、図２に示すように、電磁切換弁４０のボール弁４３がプッシュロッド４７の押圧力でソレノイド開口ポート４２ａを閉止すると共に、前記給排通路６と筒状通路４８を連通して第２制御油室３２の油圧をドレンポート４６からオイルパン０３に排出する。

したがって、カムリング１７は、図２に示すように、スプリング２８のばね力によってアーム部１７ｂがストッパ部２８ａに当接して反時計方向へ最大回転位置に保持されている。 この状態では、カムリング１７は、ロータ１５に対して最大偏心量となり、ポンプ室２０の容積変化が最も大きいのでオイルポンプとしては容量が最大の状態である。 この状態ではポンプ吐出圧が高くなって、図７のａに示す吐出圧になる。 この吐出圧は、バルブタイミング制御装置(ＶＴＣ)の作動させる油圧と、機関の各摺動部に供給されて潤滑に供される。

機関回転数が上昇するに伴って吐出圧が上昇すると、メインオイルギャラリー０３から第１制御油室３１に導かれた油圧がカムリング１７の外周面に作用し、スプリング１８のばね荷重に対向してカムリング１７を、ピポットピン２４を中心に反時計方向へ回転移動させる力として働く。 図５はカムリング１７が反時計方向へ回転移動した状態を示すが、カムリング１７の内径の中心が駆動軸１４中心に近づき偏心量が減少する。 偏心量が減少するとポンプ室２０の容積変化が小さくなるのでポンプ容量が小さくなる。 このときの機関油圧特性は図７ｂに示す低圧制御の状態である。 ＶＴＣ等の可変動弁装置の要求油圧を超えるとカムリング１７が動き始めるようにスプリング１８の荷重が設定されている。

続いて、機関回転数がさらに上昇して所定回転になると、電磁切換弁４０にコントロールユニットからオフ信号が出力されて非通電の状態にする。 そうすると、図６に示すように、プッシュロッド４７が後退移動してボール弁４３が第２分岐通路４の油圧を受けて後退移動し、ソレノイド開口ポート４２ａを開成すると共に、筒状通路４８の１端開口を閉止する。

これによって、第２分岐通路４と給排通路６が連通されて第２制御と共に、第２制御油室３２にもメインオイルギャラリー０５の油圧が導入され、第１制御油室３１と第２制御油室３２の油圧が等しくなる。

この場合でも第１制御油室３１の受圧面積の方が大きく設定されているため、所定の油圧を超えるとカムリング１７は図５に示す反時計方向へ動き始めるが、カムリング１７に作用する油圧力は第１制御油室３１のみに油圧が導入された場合よりも小さいため、カムリング１７が動き始める油圧は高くなる。

このときの油圧特性は、図７のｃに示す高圧制御の状態である。

オイルジェット(ＯＪ)の開弁圧やクランク軸受け(ＣＭ)の要求油圧を超えると、カムリング１７が移動し始めるように前記スプリング１８のばね荷重や第１制御油室３１と第２制御油室３２の受圧面積比が設定されている。

通常、オイルジェットの噴射圧やクランク軸受けの要求油圧は高回転時に要求されるため、機関低回転時には電磁切換弁４０に通電して低圧制御として油圧の上昇を防止し消費動力の低減を図ると共に、高回転時には、電磁切換弁４０を非通電として高圧制御に切換えて油圧を必要なレベルまで上昇させる図７の実線で示すような特性を得る。

そして、電磁切換弁４０の通電を切換える機関回転数は、エンジンの運転状態によって変更することが可能であって、前記コントロールユニットが、前述したように、機関回転数や負荷、油水温などをパラメータとして判断する。

例えば、高負荷時や高油温時には低回転より高圧制御に切換えてオイルジェットを噴射させてノッキングを防止できるので、点火タイミングを早めて燃費を向上することができる。 また、低油温時には低圧制御に維持して消費動力を低減したり、オイルジェット噴射を止めて暖機時間を短縮しＨＣ（炭化水素）排出を低減できる。

ところで、機関高回転域で高油圧制御の状態では、メインオイルギャラリー０５の脈圧が大きくなり、第１，第２制御油室３１，３２に脈圧が作用するとカムリング１７が振動してポンプの吐出脈圧が増幅されて騒音や振動が発生して問題となることがある。

前記第１制御油室３１と第２制御油室３２の両方に高油圧が供給されている状態では、脈圧も同様に作用するので、合わさった脈圧によりカムリング１７が振動して安定しないことがある。

しかしながら、本実施形態では、第２オイルフィルタ２をメインオイルギャラリー０５から分岐した第１分岐通路３の下流側で、かつ、第１分岐通路３と第２分岐通路４の分岐前に設けているため、分岐する前の脈動を第２オイルフィルタ２の抵抗によって減衰することができる。

この結果、第１制御油室３１と第２制御油室３２の脈圧を同等に低減できる。 このように、両制御油室３１，３２の脈圧を同等に低減できることから、どちらかの制御油室３１，３２の脈圧が大きくなってバランスを崩すようなことも無く、カムリング１７の移動を安定化させることができる。

また、電磁切換弁４０の故障などの異常時においては、機関高回転、高負荷、高油温の状態でポンプ吐出圧は高圧制御とするようにフェールセーフを考える必要がある。

すなわち、まず、電磁切換弁４０のコイルやハーネスの断線などの故障時には第２制御油室３２へ油圧が導入されるように、電磁コイルは非通電でソレノイド開口ポート４２ａと連通ポート４５が連通する構成としている。

前記電磁切換弁４０の上流に第２オイルフィルタ２を設けたので、コンタミが詰まって電磁切換弁４０の作動不良を起こすことを防止でき、非通電時に第２制御油室３２がドレン通路５と連通することを防止できる。

オイルポンプ１０とメインオイルギャラリー０３との間に、第１オイルフィルタ１を設けているので、通常はメインオイルギャラリー０５や第１分岐通路３にコンタミが流れてくることはない。

ところが、第１オイルフィルタ１はフィルタ詰まりが起きたときなどに、機関の保護のためにバイパス弁０９が開かれるので、このときに第１分岐通路３側にコンタミが流入する可能性がある。

しかし、設定されている第１オイルフィルタ１の交換期間ではそれほど起きることではないので、第２オイルフィルタ２は第１オイルフィルタ１に比較して小型で無交換のものとすることができる。

また、前述した場合でも、第２オイルフィルタ２は、電磁切換弁４０内でボール弁４３に引っ掛かってロックさせる大きさのコンタミを捕集すればよいので、第１オイルフィルタ１より大きなメッシュサイズとすることが可能である。

仮に、第１オイルフィルタ１がバイパスされた状態で長時間運転され、第２オイルフィルタ２も詰った場合には、第１分岐通路３と第２分岐通路４の分岐前で通路が遮断されることとなるので、第１制御油室３１、第２制御油室３２には共に油圧が導入されなくなる。

この場合には、スプリング１８のばね荷重によってカムリング１７は最大偏心量となり、最大容量のままとなるので高油圧を維持することができる。

前記電磁切換弁４０の通電、非通電に関わらず高油圧を維持するので、電磁切換弁４０の故障が重なっても高油圧を維持できる。

そして、過大な油圧に対しては、チェックバルブ０７が作動してオイルポンプ１０や油圧回路中の各部品の破損を抑制することができる。

さらに高油圧状態が続いた場合には、第１制御油室３１と第２制御油室３２が共にリング部材１９とポンプボディ１、カバー部材１２の間の側面隙間を挟んで吐出ポート３４と隣接しているので、第１制御油室３１と第２制御油室３２ヘオイルが洩れて流入するおそれがある。

第２オイルフィルタ２が詰っているため、オイルは前記シール部材３０，３０から低圧部である吸入側へ流出するが、流入量のほうが多く、第１制御油室３１と第２制御油室３２の油圧が上昇する。

前記電磁切換弁４０が非通電状態では、第１制御油室３１、第２制御油室３２は第１分岐通路３と給排通路６のそれぞれを介してを介して連通しているので同油圧となる。 同油圧で前述の所定油圧まで上昇すると、カムリング１７が動き始めて高圧側で油圧を制御することができる。

また、第１オイルフィルタ１が詰っているときは、メインオイルギャラリー０５の油圧が低下しているので、第１、第２制御油室３１，３２油圧の方がメインオイルギャラリー０５油圧より高くなり、第１，第２制御油室３１，３２からメインオイルギャラリー０５ヘオイルが流れて、第２オイルフィルタ２に詰ったコンタミを１度取り除くことができる。

〔第２実施形態〕
図８は第２実施形態を示し、オイルポンプ１０と電磁切換弁４０を１体化したものである。 すなわち、オイルポンプ１０は、カムリング１７の外周に、連通孔３６が形成された円環凸部１７ｆが１体に形成され、この連通孔３６はカバー部材１２とポンプボディ１に同様に設けられた吐出ポート２２に連通して吐出孔２２ａに吐出オイルを導くようになっている。

電磁切換弁４０は、第１実施形態のものと同じ構造であり、ポンプボディ１１に１体に設けられたシリンダ壁３７の内部に有する図外のバルブ収容孔にバルブボディ４１が圧入固定されている。 第１制御油室３１と第２制御油室３２にそれぞれ連通する第１連通孔２５ａと第２連通孔２５ｂは、ポンプボディ１１に溝状に形成されて、該ポンプボディ１１にカバー部材１２が装着されて通路が構成されるようになっている。

前記第２分岐通路４や第２連通孔２５ｂの制御油室３２と反対側の端部に、前記シリンダ壁３７に向けて穿設された孔２５ｃ、２５ｄが第１分岐通路３と電磁切換弁４０の連通ポート４５にそれぞれ連通している。 また、オイルポンプ１０外部と前記シリンダ壁３７には、前記電磁切換弁４０のドレンポート４６に連通するドレン通路５が設けられている。

前記第１制御油室３１の底部には、図９に示すように、シリンダブロック３５の取り付け面３５ａを連通するように第１分岐通路３と連通する第１連通孔２５ａが設けられている。 シリンダブロック３５側には同位置に第１分岐通路３が設けられ、シリンダブロック３５側のポンプボディ１との合せ面に第２オイルフィルタ２を装着する円盤状のフィルタ溝３５ｂが設けられている。

この実施形態における第２オイルフィルタ２は、図９、図１０に示すように、金属製の円環状外枠３８ａの内側に金属製のメッシュ部３８ｂが装着されている。 前記フィルタ溝３５ｂ内には、図９に示すように、第２オイルフィルタ２の外枠３８ａを軸方向から押圧して移動を規制するためのＯリング３９が装着されている。

その他の構成は第１実施形態と同様であるから、第１実施形態と同様な作用効果が得られる。
〔第３実施形態〕
図１１及び図１２は第３実施形態を示し、この実施形態は、オイルポンプ１０や電磁切換弁４０などの基本構造や油圧通路は第１実施形態のものと同じであるが、異なるところは電磁切換弁４０の給排通路６にパイロット弁５０が設けられているところにある。 第１実施形態と共通の構成箇所には同一の符号を付して説明を省略する。

この第３実施形態では、第１分岐通路３と電磁切換弁４０までを上流部Ａ、電磁切換弁４０とパイロット弁５０の間を中間部Ｂ、パイロット弁５０からオイルポンプ１０までの間を下流部Ｃと３つに分けて構成を説明する。

前記パイロット弁５０は、バルブボディ５１の摺動用孔５２にスプール弁５３が摺動自在に収容され、該スプール弁５３がバルブスプリング５４によって上方に付勢されており、摺動用孔５２の下端開口がプラグ４９によって封止されている。 前記スプール弁５３は、バルブスプリング５４と反対側の位置から第１ランド部５３ａ、小径軸部５３ｂ及び第２ランド部５３ｃによって構成されている。 第１ランド部５３ａと第２ランド部５３ｃは同径で前記摺動用孔５２の内周面と微小隙間を持って摺動するようになっている。 前記小径軸部５３ｂは、外周に環状溝５３ｄが形成されている。

前記摺動用孔５２には、上端側に第２分岐通路４と分岐した分岐部４ａと連通するパイロット圧導入ポート５５が開口形成されている。 このパイロット導入ポート５５は、摺動用孔５２より小径に形成されて、その段面がスプール弁５３へ油圧が作用しないときにバルブスプリング５４のばね力によって第１ランド部５３ａが着座する着座面に形成されている。

また、前記摺動用孔５２の内側面には、前記電磁切換弁４０の連通ポート４５に中間通路６０を介して連通する接続ポート５６と、前記第２制御油室３２に第２連通孔２５ｂを介して連通する前記給排通路６に連通する給排ポート５７と、ドレンポート５８及び背圧逃がしポート５９のそれぞれの開口端が形成されている。

次に、全体の油路構成について説明すると、第２分岐通路４は、下流端が電磁切換弁４０のソレノイド開口ポート４２ａに連通している１方、該第２分岐通路４からから分岐した前記分岐部４ａはパイロット弁５０のパイロット圧導入ポート５５に連通している。

また、前記中間通路６０は、前述のように、１端が前記電磁切換弁４０の連通ポート４５に、他端がパイロット弁５０の接続ポート５６にそれぞれ接続されている。 給排通路６は、１端がパイロット弁５０の給排ポート５７に、他端がオイルポンプ１０の第２制御油室３２に連通する第２連通孔２５ｂにそれぞれ接続されている。

次に、図１５の油圧特性とあわせてパイロット弁５０の作動を説明する。 なお、オイルポンプ１０と電磁切換弁４０の作動は第１実施形態と同一である。

図１１は図１５の回転数ａの状態である。 この状態では電磁切換弁４０はコントロールユニットからのオン信号が出力されて通電状態になっているから、連通ポート４５とドレンポート４６が連通している。 前記パイロット弁５０は、機関低回転数で低油圧であることからスプール弁５３の第１ランド部５３ａが前記着座面に着座した状態であり、このとき小径軸部５３ｂ外周の環状溝５３ｄによって接続ポート５６と給排ポート５７が連通している。

この状態では、第１制御油室３１にはメインオイルギャラリー０５の油圧が導入され、第２制御油室３２は、パイロット弁５０を介して電磁切換弁４０のドレンポート４６に連通してことから油圧が導入されないが、メインオイルギャラリー０５の油圧が低いため、カムリング１７は最大偏心量を維持し、回転数が上昇すると油圧もほぼ比例して上昇する。

メインオイルギャラリー０５の油圧が図１５のＰ１に達すると図１２に示すように、カムリング１７がスプリング１８のばね力に抗して反時計方向へ回転移動を開始して、図１５の機関回転数ｂに示す低圧制御の状態となる。

コントロールユニットによって前記電磁切換弁４０への通電が遮断されると、図１３の状態に移行する。 電磁切換弁４０では、ボール弁４３が後退移動してソレノイド開口ポート４２ａと連通ポート４５が連通され、パイロット弁５０側では、スプール弁５３は着座したまま、あるいはスプール弁５３がバルブバルブスプリング５４のばね力に抗して下降移動を開始するものの、接続ポート５６と給排ポート５７の連通が維持されている。

したがって、第２制御油室３２にもメインオイルギャラリー０５の油圧が導入されて、ポンプ吐出圧も図１５に示す高圧制御の状態に移行する。 図１５のｃに示す機関回転数域では高圧制御に切換ってもポンプ吐出圧がＰ２に達していないため、カムリング１７の偏心量は再び最大となり、機関回転数の上昇にほぼ比例してポンプ吐出圧も上昇する。

ポンプ吐出圧がＰ２に達すると、パイロット弁５０のスプール弁５３はパイロット圧導入ポート５５に作用する油圧によってバルブバルブスプリング５４のばね力に抗して下降移動する。

ポンプ吐出圧がＰ２のときに、図１４に示すように、第１ランド部５３ａによって接続ポート５６が閉塞されると同時に第２ランド部５３ｃで塞がれていたドレンポート５８が開口し、給排ポート５７とドレンポート５８が連通を開始する。 このとき、図１４に示すように、第２制御油室３２はドレンポート５８と連通するため、第１制御油室３１の油圧によってカムリング１７は偏心量を小さくする方向に移動し、図１５の機関回転数ｄに示す高圧制御の状態となる。

パイロット弁５０の効果は、ポンプ吐出圧の高圧制御時に過度に油圧が上昇することを防止することができる。

すなわち、第１実施形態の油圧特性である図７に示すように、パイロット弁５０がない場合は、油圧制御時に機関の回転数上昇と共に油圧が上昇してしまう。 これは、機関回転数が上昇するとカムリング１７の偏心量をさらに小さくする必要が生じるが、スプリング１８のばね定数の分だけ油圧が上昇する必要があるからである。

パイロット弁５０は、ポンプ吐出圧が下がり過ぎるとスプール弁５３が上方（着座方向）に移動して、接続ポート５６と給排ポート５７を連通させ、第２制御油室３２に油圧を導入してカムリング１７の偏心量を大きくして油圧を上げる。

油圧が上がりすぎると、スプール弁５３がバルブスプリング５４のばね力に抗して下降移動して、ドレンポート５８と給排ポート５７を連通させ、第２制御油室３２を減圧してカムリング１７の偏心量を小さく制御して油圧を下げる。 これらの制御がスプール弁５３の微小な移動で制御できるので、バルブバルブスプリング５４の影響が小さく、油圧を図１５に示すほぼＰ２に制御することが可能となる。

本実施形態では、パイロット弁５０で給排ポート５７の連通先を接続ポート５６とドレンポート５８と切換えるのを同時に行っているが、両方同時に連通させたり、両方同時に遮断していている状態があっても良く、また、スプール弁５３の第１、第２ランド部５３ａ、５３ｃと小径軸部５３ｂの境は面取りやＲ形状としても良い。 これらは切換え時のスプール弁５３のストロークと開口面積の特性を変更する要素であり、ポンプ容量や切換え圧力によって調整される。

また、電磁切換弁４０の通電切換えのタイミングは、機関の運転状態に応じてコントロールユニットが判断するが、図１５の状態に限らず機関回転数ａの状態からｃの状態に移行することも、ｂの状態からｄの状態に移行することも可能である。

第１、第２オイルフィルタ１，２の目的と効果、及びフェールセールの方法については第１実施形態と同様である。 つまり、第２オイルフィルタ２の詰まりと電磁切換弁４０の故障（断線し非通電状態となる）が重なった場合は、パイロット弁５０のパイロット圧導入ポート５５に油圧が導入されずにスプール弁５３は着座した状態となるので接続ポート５６と給排ポート５７が連通することから、パイロット弁５０のない第１実施形態と同じ状態となる。

さらに、パイロット弁５０の上流にも第２オイルフィルタ２が設けられているため、第２オイルフィルタ２の抵抗により脈圧が低減されてパイロット弁５０に作用するのでバルブ振動を低減できる。

〔第４実施形態〕
図１６は第４実施形態を示し、図２０は本実施形態の油圧特性図を示している。 第４実施形態では、オイルポンプ１０の低圧制御と高圧制 御を、パイロット弁５０を用いて制御するものとし、１つのパイロット弁５０で兼用することができる構成としている。

基本油圧通路は、オイルポンプ１０から吐出通路０４、第１オイルフィルタ１を経てメインオイルギャラリー０５へ繋がっている。 メインオイルギャラリー０５から第１分岐通路３が分岐して第２オイルフィルタ２を通過後の第１、第２連通路２５ａ、２５ｂまでの通路構成は第１実施形態及び第３実施形態と同一である。

また、他のリリーフ通路０６やバイパス通路０８などは図示していないが、図１の油圧回路図と同じ場所に設けている。

第４実施形態では、第３実施形態と同様に第１分岐通路との分岐点から電磁切換弁４０までを上流部、電磁切換弁４０とパイロット弁５０の間を中間部、パイロット弁５０からオイルポンプ１０までの間を下流部と３つに分けて構成している。

また、第１分岐通路３の途中にもパイロット弁５０が介在するので、パイロット弁５０から上流部と下流部に分けて構成を説明する。

パイロット弁５０は、バルブボディ５１の摺動用孔５２にスプール弁５３が挿入されバルブスプリング５４のばね荷重が与えられた状態でプラグ４９が下部開口端を封止している。

スプール弁５３は、ほぼ円筒状に形成され、内部にバルブスプリング５４の一部が収容される通路孔５３ｉが形成されており、パイロット圧導入ポート５５側から第１ランド部５３ａ、第１小径軸部５３ｂ、第２ランド部５３ｃ、第２小径軸部５３ｅ、第３ランド部５３ｆを有ｈし、段付形状となっている。

第１ランド部５３ａと第２ランド部５３ｃと第３ランド部５３ｆは同径に設定されて、前記摺動用孔５２と微小隙間を持って摺動するようになっている。 第１小径軸部５３ｂと第２小径軸部５３ｅの外周に第１、第２環状溝５３ｇ、５３ｈが形成されており、第１小径軸部５３ｂの第１環状溝５３ｇはバルブ内を径方向に貫通した貫通孔５３ｊを介して通路孔５３ｉから摺動用孔５２及び接続ポート５６に連通している。

前記摺動用孔５２には、下側開口端と反対側の位置にパイロット圧導入ポート５５が摺動用孔５２より小径で設けられ、その段部がスプール弁５３へ油圧が作用しないときの着座面となっている。

前記摺動用孔５２の内側面には、第１給排通路６ａを介して第１制御油室３１に連通する第１給排ポート５７ａと、第２給排通路６ｂを介して第２制御油室３２に連通する第２給排ポート５７ｂ、背圧逃がしポートを兼ねたドレンポート５８が設けられている。

メインオイルギャラリー０５から分岐した第１分岐通路３は第２オイルフィルタ２を介してパイロット弁５０のパイロット圧導入孔５５に連通している。 また、第１分岐通路３から分岐した第２分岐通路４は、電磁切換弁４０のソレノイド開口ポート４２ａに連通している。

中間通路６０は、電磁切換弁４０の連通ポート４５とパイロット弁５０の接続ポート５６を接続している。

前記第１給排通路６ａは、パイロット弁５０の第１給排ポート５７ａとオイルポンプ１０の第１連通孔２５ａを接続している。 第２給排通路６ｂは、パイロット弁５０の第２給排ポート５７ｂとオイルポンプ１０の第２連通孔２５ｂを接続している。

次に、図２０の油圧特性と合わせてパイロット弁５０の作動を説明する。 なお、オイルポンプ１０と電磁切換弁４０の作動は第１実施形態及び第３実施形態と同一である。

図１６は図２０の機関回転数ａの状態である。 この状態では電磁切換弁４０は通電状態で連通ポート４５とドレンポート４６が連通している。 パイロット弁５０は、機関が低回転数で低油圧であるためスプール弁５３がバルブスプリング５４のばね力で着座面に着座した状態であり、このとき、第１制御油室３１は、第１給排通路６ａと第１給排ポート５７ａ、第１環状溝５３ｇ、貫通孔５３ｊ及び通路孔５３ｉによってドレンポート５８と連通し、第２制御油室３２は、第２給排通路６ｂと第２環状溝５３ｈによって、接続ポート５６と電磁切換弁４０の連通ポート４５が連通し、さらにドレンポート４６を介してドレン通路５に連通している。

したがって、第１制御油室３１と、第２制御油室３２は共にドレンポート５８、４６と連通するため油圧が導入されず、カムリング１７はスプリング１８によって最大偏心量を維持し、回転数が上昇すると油圧もほぼ比例して上昇する。

メインオイルギャラリー０５の油圧がＰ１に達するとパイロット弁５０のパイロット圧導入ポート５５から油圧がスプール弁５３の第１ランド部５３ａ上面に作用し、バルブスプリング５４のばね力に抗して図１７に示す位置まで後退移動する。 スプール弁５３が下降移動すると、パイロット圧導入ポート５５と第１給排ポート５７ａが連通し、ドレンポート５８とは遮断されるので、第１制御油室３１に油圧が導入され、カムリング１７はスプリング１８のばね力に抗して反時計方向へ回転移動を開始して、図２０の機関回転数ｂに示す低圧制御の状態となる。

かかる低圧制御の状態でも、第１実施形態の油圧特性である図７に示すように、パイロット弁がない場合は、油圧制御時に機関回転数上昇と共に油圧が上昇してしまうが、本実施形態にように、パイロット弁５０によって制御することにより高圧制御時同様に過度に油圧が上昇することを防止することができる。

パイロット弁５０では油圧が下がり過ぎるとスプール弁５３が着座方向に移動し、パイロット圧導入ポート５５と第１給排ポート５７ａを遮断すると共に、第１給排ポート５７ａがドレンポート５８と連通して、第１制御油室３１を減圧してカムリング１７の偏心量を大きくして油圧を上げる。

油圧が上がりすぎると、スプール弁５３がバルブスプリング５４のばね力に抗して開口端方向、つまりプラグ４９方向へ移動し、パイロット圧導入ポート５５と第１給排ポート５７ａが連通して第１制御油室３１に油圧を導入し、カムリング１７の偏心量を小さくして油圧を下げる。

これらの制御がスプール弁５３の微小な移動で制御できるので、バルブバルブスプリング５４の影響が小さく、油圧をほぼＰ１に制御することが可能となる。

前記電磁切換弁４０への通電が遮断されると、図１８の状態に移行する。 電磁切換弁４０側では、ソレノイド開口ポート４２ａと連通ポート４５が連通され、パイロット弁５０側では、スプール弁５３がパイロット圧導入ポート５５と第１給排ポート５７ａを連通した状態の位置までバルブスプリング５４のばね力に抗してプラグ４９方向へ移動しているものの、接続ポート５６と第２給排ポート５７ｂの連通が維持されている。

したがって、第１制御油室３１と 第２制御油室３２には、共にメインオイルギャラリー０５の油圧が導入されて図２０に示す高圧制御の状態に移行する。 図２０のｃに示す機関回転数では、高圧制御に切換っても油圧がＰ２に達していないため、カムリング１７の偏心量は再び最大となり、機関回転数の上昇にほぼ比例して油圧も上昇する。

油圧がＰ２に達すると、パイロット弁５０のスプール弁５３は図１９に示すように、パイロット圧導入ポート５５に作用する油圧によってバルブスプリング５４のばね力に抗してさらにプラグ４９方向へ移動する。 したがって、第２ランド部５３ｃによって接続ポート５６と第２給排ポート５７ｂの連通が遮断されると同時に、第２給排ポート５７ｂと第１環状溝５３ｂが連通を開始して、通路孔５３ｉを介してドレンポート５８と連通するので、第２給排ポート５７ｂとドレンポート５８が連通を開始する。

このとき、図１９に示すように、第２制御油室３２はドレンポート５８と連通するため、カムリング１７は偏心量を小さくする方向に移動し、図２０の機関回転数ｄに示す高圧制御の状態となる。

パイロット弁５０の高圧制御時に過度に油圧が上昇することを防止することができる作用効果とその原理は第３実施形態と同様である。

また、第１ランド部５３ａ及び第２ランド部５３ｃによってポート切換える時期を同時としているが、両方同時に連通していたり、両方同時に遮断していている状態があっても良く、また、スプール弁５３の第１、第２ランド部５３ａ、５３ｃと小径軸部５３ｂの境は面取りやＲ形状としても良い。 これらは切換え時のスプール弁５３のストロークと開口面積の特性を変更する要素であり、ポンプ容量や切換え圧力によって調整されるのも第３実施形態と同様である。

また、電磁切換弁４０の通電切換えのタイミングは、機関の運転状態に応じてコントロールユニットが判断するが、図２０の状態に限らず機関回転数ａの状態からｃの状態に移行することも、ｂの状態からｄの状態に移行することも可能である。

第２オイルフィルタ２の目的と効果やフェールセールの方法については第１実施形態や第３実施形態と同様である。 つまり、第２オイルフィルタ２の目詰まりと電磁切換弁４０の故障（断線し非通電状態となる）が重なった場合は、パイロット弁５０のパイロット圧導入ポート５５に油圧が導入されずにスプール弁５３は着座した状態となるので第１制御油室３１はドレンポート５８と連通することから、カムリング１７は偏心量最大を維持し不用意に動くことはない。

〔故障診断〕
前記第１実施形態から第４実施形態では、メインオイルギャラリー０５に設けた油圧センサまたは油圧スイッチにより故障診断ができるようになっている。 電磁切換弁４０の通電時には、所定の回転数と油温では所定の油圧以下となるようにあらかじめ設定されている。 また、電磁切換弁４０非通電時には所定の回転数と油温では所定の油圧以上となるようにあらかじめ設定されている。

電磁切換弁４０への指令に対してあらかじめ設定された油圧と異なる場合には何らかの故障と判断し、警告等を点灯するとともに電磁切換弁４０を非通電状態として、高圧制御状態とするようになっている。

０４…吐出通路０５…メインオイルギャラリー１…第１オイルフィルタ２…第２オイルフィルタ２ａ…外枠２ｂ…メッシュ部３…第１分岐通路４…第２分岐通路５…ドレン通路６…給排通路１０…オイルポンプ１１…ポンプボディ（ハウジング）
１２…カバー部材（ハウジング）
１３…ポンプ収容部１４…駆動軸１５…ロータ１６…ベーン１７…カムリング１８…スプリング（付勢機構）
２０…ポンプ室（作動油室）
２１…吸入ポート（吸入部）
２２…吐出ポート（吐出部）
２５ａ…第１連通孔(第１制御室通路)
２５ｂ…第２連通孔(第２制御室通路)
３１…第１制御油室(第１制御室)
３２…第２制御油室(第２制御室)
３３…第１受圧面３４…第２受圧面４０…電磁切換弁（電磁弁）
５０…パイロット弁