JP2005133773A - Vane pump type power transmission device - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To accurately transmit power, while reducing size. <P>SOLUTION: A friction plate 72 is provided inside a friction plate moving space 71 between a side surface of a vane 41 and a first right side plate 30R, and the friction plate 72 is always energized toward the vane 41 by a plate spring 73. When the pressure inside a vane housing groove 35a exceeds the predetermined pressure to be determined by spring force of the plate spring 73, the friction plate 72 separates from the side surface of the vane 41 to leak the pressure oil inside the vane housing groove 35a outside the vane housing groove 35a. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

本発明は、ベーンポンプのポンプ作動により発生した油圧を介して駆動源の回転動力が出力軸に伝達されるように構成したベーンポンプ型動力伝達装置に関する。   The present invention relates to a vane pump type power transmission device configured such that rotational power of a drive source is transmitted to an output shaft through hydraulic pressure generated by pump operation of a vane pump.

従来知られたベーンポンプ型動力伝達装置は、ベーンポンプを構成するボディ部とロータの一方側に出力軸を設け、他方側をエンジンなどの動力源により駆動することによりボディ部とロータとの間に相対回転を生じさせてベーンポンプにポンプ作動を起こさせ、これにより発生した油圧を介して駆動源の回転動力を出力軸に伝達させる構成となっている。   A conventionally known vane pump type power transmission device is configured such that an output shaft is provided on one side of a body part and a rotor constituting the vane pump, and the other side is driven by a power source such as an engine so that the body part and the rotor are relatively disposed. The rotation is caused to cause the vane pump to act as a pump, and the rotational power of the drive source is transmitted to the output shaft via the hydraulic pressure generated thereby.

このような従来のベーンポンプ型動力伝達装置では、ボディ部とロータとが相対回転して初めてベーンポンプが油圧を発生する構成であるため、ボディ部とロータとの両者に回転速度差がないとき（ボディ部とロータの両者がともに停止しているときのほか、双方が同一速度で同一方向に回転しているとき）勿論、両者の相対回転が非常に小さいときにも充分な大きさの油圧は発生せず、ベーンポンプを介した動力伝達は行うことができない。両者の相対回転があってもこれが小さいときに油圧が発生しないのは、ボディ部のサイドプレートとロータとの間には或る程度のクリアランスがあり、ここから作動油の漏れが生じるためである。このように、ボディ部とロータとの間に若干の回転速度差があったとしてもベーンポンプが有効にポンプ作動を行うとは限らず、油圧の発生にはボディ部とロータとの間に或る程度の大きな回転速度差が生じることが必要となる。したがって、このようなベーンポンプ型動力伝達装置が四輪駆動車における前後輪間の動力伝達装置に応用されている場合には、悪路走行時などにおいて必要な駆動力が得られない場合が生じてしまう。   In such a conventional vane pump type power transmission device, since the vane pump generates hydraulic pressure only after the body portion and the rotor rotate relative to each other, when there is no difference in rotational speed between the body portion and the rotor (the body (When both the rotor and the rotor are both stopped, and both are rotating in the same direction at the same speed) Of course, a sufficiently large hydraulic pressure is generated even when the relative rotation of both is very small Without power transmission through the vane pump. The reason why the hydraulic pressure is not generated when both are relatively small is that there is a certain clearance between the side plate of the body portion and the rotor, and hydraulic fluid leaks from there. . Thus, even if there is a slight difference in rotational speed between the body portion and the rotor, the vane pump does not always perform the pump operation effectively, and there is a certain amount of hydraulic pressure between the body portion and the rotor. It is necessary to generate a large rotational speed difference. Therefore, when such a vane pump type power transmission device is applied to a power transmission device between front and rear wheels in a four-wheel drive vehicle, a necessary driving force may not be obtained when traveling on a rough road. End up.

このような問題に対処する方法として、下の特許文献には、駆動源側の回転軸（入力軸）と出力軸とが摩擦により押し付け合うようにする摩擦力付加機構を有した構成が開示されている。このような構成では、ベーンポンプにより油圧が発生するか否かに拘わらず、常に入力軸の回転動力の一部が出力軸に伝達されることとなるため、ボディ部とロータとの間の相対回転速度が小さく、ベーンポンプにおいて油圧が発生しない状況でも出力軸にトルクを与えることが可能である。
特公平６−２９６２８号公報 As a method for coping with such a problem, the following patent document discloses a configuration having a frictional force adding mechanism that presses the rotating shaft (input shaft) on the drive source side and the output shaft by friction. ing. In such a configuration, a part of the rotational power of the input shaft is always transmitted to the output shaft regardless of whether hydraulic pressure is generated by the vane pump. Torque can be applied to the output shaft even when the speed is low and no hydraulic pressure is generated in the vane pump.
Japanese Patent Publication No. 6-29628

しかしながら、上記構成のベーンポンプ型動力伝達装置では、摩擦機構の摩擦板の径を大きく取れないため、摩擦機構によるトルク伝達量が小さいという問題があった。また、ベアリングにスラスト力がかかる構造であるため、ベアリングの負荷が増大するという問題もあった。更には、上記のように摩擦力を介して入力軸の回転動力の一部を出力軸に伝達させる構成であると否とに拘わらず、ベーンポンプの発生する油圧が大きくなっているときにはロータに設けられたベーンをカムリングの内周面（カム面）に押し付けるためのベーン収容溝内の圧力も高圧となるが、ボディ部はそのような高い内圧に耐え得るだけの丈夫な構造を有する必要があるため必然的にサイズが大きくなり、重量も増加して製造コストが高くなってしまうという問題もあった。   However, the vane pump type power transmission device having the above configuration has a problem in that the amount of torque transmitted by the friction mechanism is small because the diameter of the friction plate of the friction mechanism cannot be increased. In addition, since the thrust force is applied to the bearing, there is a problem that the load on the bearing increases. Further, regardless of whether or not the configuration is such that a part of the rotational power of the input shaft is transmitted to the output shaft via frictional force as described above, the rotor is provided when the hydraulic pressure generated by the vane pump is large. The pressure in the vane housing groove for pressing the generated vane against the inner peripheral surface (cam surface) of the cam ring also becomes high, but the body portion needs to have a strong structure that can withstand such high internal pressure. Therefore, there is a problem that the size is inevitably increased, the weight is increased, and the manufacturing cost is increased.

本発明はこのような問題に鑑みてなされたものであり、ボディ部とロータとの間の相対回転速度が小さいときでも確実な動力伝達を行うことができる構成でありながらサイズを縮小化することができ、これにより製造コストを低減することが可能な構成のベーンポンプ型動力伝達装置を提供することを目的としている。   The present invention has been made in view of such a problem, and is capable of reliably transmitting power even when the relative rotational speed between the body portion and the rotor is small, and reducing the size. Therefore, an object of the present invention is to provide a vane pump type power transmission device having a configuration capable of reducing the manufacturing cost.

本発明に係るベーンポンプ型動力伝達装置は、回転自在に設けられたボディ部（例えば、実施形態における右ボディ部ＢＹＲ）、このボディ部内に収容され、ボディ部に対して相対回転自在に設けられたロータ（例えば、実施形態における右ロータ３５Ｒ）及びこのロータ内を半径方向に延びて設けられたベーン収容溝内に収容されたベーンを有して構成されたベーンポンプ（例えば、実施形態における右ベーンポンプＰＲ）と、ボディ部及びロータの一方側と繋がる出力軸（例えば、実施形態における右ロータシャフト２７Ｒ）とを備え、ボディ部及びロータの他方側を駆動源（例えば、実施形態におけるエンジンＥ）により駆動し、ボディ部とロータとの間に相対回転が生じたときに、ベーンポンプのポンプ作動により発生した油圧を介して駆動源の回転動力を出力軸に伝達させる構成のベーンポンプ型動力伝達装置（例えば、実施形態におけるハイドロリックカップリング装置Ｈ）において、ボディ部は、ロータの外周面と対向してベーンの外端部と接する内周面を有したカムリング（例えば、実施形態における右カムリング３１Ｒ）及びカムリングの側面に接合されたサイドプレート（例えば、実施形態における右第１サイドプレート３０Ｒ）を有して構成されるとともに、ベーンはベーン収容溝内に供給されたベーンポンプの吐出圧を受けて外端部がカムリングの内周面に押し付けられるようになっており、ベーンの側面とサイドプレートとの間の空間（例えば、実施形態における摩擦プレート移動空間７１）内にロータの回転軸方向に移動自在に設けられた摩擦プレートと、この摩擦プレートと上記サイドプレートとの間に設けられ、摩擦プレートを常時ベーン側に付勢するばね部材（例えば、実施形態における板ばね７３）とを備える。なお、この構成においては、ベーン収容溝内の圧力がばね部材のばね力により定まる所定圧力を上回ったとき、摩擦プレートがベーンの側面から離間することによりベーン収容溝内の圧油がベーン収容溝の外部にリークされるようになっていることが好ましい。   A vane pump type power transmission device according to the present invention is provided in a rotatable body part (for example, the right body part BYR in the embodiment), accommodated in the body part, and provided to be relatively rotatable with respect to the body part. A vane pump (for example, the right vane pump PR in the embodiment) having a rotor (for example, the right rotor 35R in the embodiment) and a vane housed in a vane housing groove that extends radially inside the rotor. ) And an output shaft (for example, the right rotor shaft 27R in the embodiment) connected to one side of the body portion and the rotor, and the other side of the body portion and the rotor is driven by a drive source (for example, the engine E in the embodiment). When the relative rotation occurs between the body and the rotor, the hydraulic pressure generated by the pump operation of the vane pump is In the vane pump type power transmission device (for example, the hydraulic coupling device H in the embodiment) configured to transmit the rotational power of the drive source to the output shaft, the body portion faces the outer peripheral surface of the rotor and the outer end of the vane. A cam ring (for example, right cam ring 31R in the embodiment) having an inner peripheral surface in contact with the portion and a side plate (for example, right first side plate 30R in the embodiment) joined to the side surface of the cam ring. At the same time, the vane receives the discharge pressure of the vane pump supplied into the vane receiving groove and the outer end portion is pressed against the inner peripheral surface of the cam ring, and the space between the side surface of the vane and the side plate (for example, The friction plate is provided in the friction plate moving space 71) in the embodiment so as to be movable in the direction of the rotation axis of the rotor. When provided between the friction plate and the side plate, comprising a spring member for urging the friction plates always vane side (for example, a leaf spring 73 in the embodiment) and a. In this configuration, when the pressure in the vane housing groove exceeds a predetermined pressure determined by the spring force of the spring member, the friction plate is separated from the side surface of the vane, so that the pressure oil in the vane housing groove is It is preferable to leak to the outside.

本発明に係るベーンポンプ型動力伝達装置では、摩擦プレートがばね部材に付勢されてベーンの側面に押し付けられており、ボディ部の回転動力はばね部材及び摩擦プレート（摩擦プレートとベーンとの間の摩擦力）を介してベーンに伝達されるようになっている。このため、ボディ部とロータとの間の相対回転速度が小さいときでも動力源の回転動力は確実に出力軸に伝達されるのであるが、摩擦プレートはボディ部の内部に設けられているので、摩擦プレートとベーンとの間の接触面積を充分に確保することができ、従来よりも大きなトルク伝達力を発揮することが可能である。よって、例えば本発明に係るベーンポンプ型動力伝達装置が四輪駆動車における前後輪間の動力伝達装置に応用されているときには、悪路走行時などにおいても必要な駆動力が得られるようになる。更には、摩擦プレート全体によりベーン収容溝内の気密性を高度に保持することができるので、ベーン収容溝内の圧力の立ち上がりを早めることができ、ベーンポンプを介した動力伝達応答性を従来に比して高めることができる。また、ベーンとサイドプレートとの間には空間が設けられることを必須の要件としているためクリアランス管理を緩くでき、加工工数を削減することもできる。   In the vane pump type power transmission device according to the present invention, the friction plate is urged by the spring member and pressed against the side surface of the vane, and the rotational power of the body portion is applied to the spring member and the friction plate (between the friction plate and the vane). It is transmitted to the vane via a frictional force. For this reason, even when the relative rotational speed between the body part and the rotor is small, the rotational power of the power source is reliably transmitted to the output shaft, but the friction plate is provided inside the body part. A sufficient contact area between the friction plate and the vane can be ensured, and a larger torque transmission force than before can be exhibited. Therefore, for example, when the vane pump type power transmission device according to the present invention is applied to a power transmission device between front and rear wheels in a four-wheel drive vehicle, a necessary driving force can be obtained even when traveling on a rough road. Furthermore, since the airtightness in the vane housing groove can be maintained at a high level by the entire friction plate, the rise of pressure in the vane housing groove can be accelerated, and the power transmission response via the vane pump can be improved compared to the conventional one. Can be increased. In addition, since it is an essential requirement that a space be provided between the vane and the side plate, clearance management can be loosened, and the number of processing steps can be reduced.

更に、ベーン収容溝内の圧力がばね部材のばね力により定まる所定圧力よりを上回ったとき、摩擦プレートがベーンの側面から離間することによりベーン収容溝内の圧油がベーン収容溝の外部にリークされるようになっているのであれば、ボディ部とロータとの間の相対回転速度が大きく、したがってベーンポンプが発生する油圧が大きいときには、ベーン収容溝内の高圧の作動油はベーン収容溝の外部にリーク（リリーフ）されてベーンポンプの吐出圧は弱められる。これによりベーン収容溝内の圧力の上昇が抑えられ、出力軸への伝達トルクが充分な大きさに達した後もベーン収容溝内の圧力が上昇し続けることを防止することができる。よって、出力軸への伝達トルクを必要最小限に抑えてボディ部等に作用する負荷を軽減し、ベーンポンプのサイズが必要以上に大型化するのを防止することができるので、製造コストを更に低減することが可能である。   Further, when the pressure in the vane receiving groove exceeds a predetermined pressure determined by the spring force of the spring member, the friction plate is separated from the side surface of the vane, so that the pressure oil in the vane receiving groove leaks to the outside of the vane receiving groove. If the relative rotational speed between the body portion and the rotor is large, and therefore the hydraulic pressure generated by the vane pump is large, the high-pressure hydraulic oil in the vane receiving groove is outside the vane receiving groove. The discharge pressure of the vane pump is weakened. As a result, an increase in the pressure in the vane housing groove is suppressed, and it is possible to prevent the pressure in the vane housing groove from continuing to rise even after the transmission torque to the output shaft reaches a sufficient magnitude. As a result, the transmission torque to the output shaft can be minimized to reduce the load acting on the body, etc., and the vane pump size can be prevented from becoming larger than necessary, further reducing manufacturing costs. Is possible.

以下、図面を参照して本発明の好ましい実施について説明する。本発明の実施形態として、本発明に係るベーンポンプ型動力伝達装置が適用されたハイドロリックカップリング装置Ｈを備えて構成される四輪駆動車の動力伝達装置を図１〜図１０に示している。   Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. As an embodiment of the present invention, FIG. 1 to FIG. 10 show a power transmission device of a four-wheel drive vehicle configured to include a hydraulic coupling device H to which a vane pump type power transmission device according to the present invention is applied. .

図１にこの動力伝達装置のスケルトン図を示しており、先ず、この四輪駆動車両の動力伝達装置の構成を説明する。四輪駆動車両Ｖは車体前部に横置きに配置したエンジンＥと、このエンジンＥの右側面に結合したトランスミッションＭとを備える。トランスミッションＭの駆動出力を主駆動輪としての左右の前輪ＷＦＬ，ＷＦＲに伝達する第１動力伝達系Ｄ１は、トランスミッションＭの出力軸１に設けた第１スパーギヤ２と、第１スパーギヤ２に噛合する第２スパーギヤ３と、第２スパーギヤ３により駆動されるベベルギヤ式のフロントディファレンシャル４と、フロントディファレンシャル４から左右に延出して前輪ＷＦＬ，ＷＦＲに接続される左右の車軸５Ｌ，５Ｒとから構成される。   FIG. 1 shows a skeleton diagram of this power transmission device. First, the configuration of the power transmission device of this four-wheel drive vehicle will be described. The four-wheel drive vehicle V includes an engine E disposed horizontally in the front of the vehicle body and a transmission M coupled to the right side surface of the engine E. The first power transmission system D1 that transmits the drive output of the transmission M to the left and right front wheels WFL and WFR as main drive wheels meshes with the first spur gear 2 provided on the output shaft 1 of the transmission M and the first spur gear 2. It comprises a second spur gear 3, a bevel gear type front differential 4 driven by the second spur gear 3, and left and right axles 5L, 5R extending from the front differential 4 to the left and right and connected to the front wheels WFL, WFR. .

第１動力伝達系Ｄ１の駆動力を副駆動輪としての後輪ＷＲＬ，ＷＲＲに伝達する第２動力伝達系Ｄ２は、フロントディファレンシャル４のデフボックスに設けられて第２スパーギヤ３と一体回転する第３スパーギヤ６と、第３スパーギヤ６に噛合する第４スパーギヤ７と、第４スパーギヤ７と一体に回転する第１ベベルギヤ８と、第１ベベルギヤ８に噛合する第２ベベルギヤ９と、前端に第２ベベルギヤ９を備えて車体後方に延びるプロペラシャフト１０と、プロペラシャフト１０の後端に設けた第３ベベルギヤ１１と、第３ベベルギヤ１１に噛合する第４ベベルギヤ１２と、第４ベベルギヤ１２により駆動されるハイドロリックカップリング装置Ｈと、ハイドロリックカップリング装置Ｈから左右に延出して後輪ＷＲＬ，ＷＲＲに接続される左右の車軸１３Ｌ，１３Ｒとを備える。   A second power transmission system D2 that transmits the driving force of the first power transmission system D1 to the rear wheels WRL and WRR as auxiliary driving wheels is provided in the differential box of the front differential 4 and rotates integrally with the second spur gear 3. A third spar gear 6, a fourth spar gear 7 meshing with the third spar gear 6, a first bevel gear 8 rotating integrally with the fourth spar gear 7, a second bevel gear 9 meshing with the first bevel gear 8, and a second at the front end. Driven by a propeller shaft 10 having a bevel gear 9 extending rearward of the vehicle body, a third bevel gear 11 provided at the rear end of the propeller shaft 10, a fourth bevel gear 12 meshing with the third bevel gear 11, and a fourth bevel gear 12. Hydraulic coupling device H and the right and left extending from hydraulic coupling device H are connected to rear wheels WRL and WRR Left and right axles 13L, and a 13R.

次に、図２に基づいてハイドロリックカップリング装置Ｈの構造を説明する。ハイドロリックカップリング装置Ｈは左右対称に配置された左ベーンポンプＰＬ及び右ベーンポンプＰＲを備える。左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲは、左第１サイドプレート３０Ｌ、左カムリング３１Ｌ、第２サイドプレート３２、右カムリング３１Ｒ及び右第１サイドプレート３０Ｒを備えており、６本のボルト２１により図示のように一体に結合される。このとき、左第１サイドプレート３０Ｌ、左カムリング３１Ｌ、第２サイドプレート３２、右カムリング３１Ｒ及び右第１サイドプレート３０Ｒはノックピン１００（図４参照）を用いて回転方向に位置決めされている。また、内部に左カムリング３１Ｌ、第２サイドプレート３２、右カムリング３１Ｒ及び右第１サイドプレート３０Ｒを収納する円筒状のケーシング１９が左第１サイドプレート３０Ｌに取り付けられている。この取り付けは、ケーシング１９の左端フランジ部１９ｆに左第１サイドプレート３０Ｌの右端フランジ部３０ｆが重ね合わされて第４ベベルギヤ１２とともに複数本のボルト２２により一体結合されて行われる。なお、左第１サイドプレート３０Ｌ及びケーシング１９の結合面はＯリング２３でシールされ、右第１サイドプレート３０Ｒ及びケーシング１９の結合面はＯリング２４でシールされる。   Next, the structure of the hydraulic coupling device H will be described with reference to FIG. The hydraulic coupling device H includes a left vane pump PL and a right vane pump PR that are arranged symmetrically. The left and right vane pumps PL, PR are provided with a left first side plate 30L, a left cam ring 31L, a second side plate 32, a right cam ring 31R, and a right first side plate 30R. Combined together. At this time, the left first side plate 30L, the left cam ring 31L, the second side plate 32, the right cam ring 31R, and the right first side plate 30R are positioned in the rotational direction using the knock pin 100 (see FIG. 4). A cylindrical casing 19 that houses the left cam ring 31L, the second side plate 32, the right cam ring 31R, and the right first side plate 30R is attached to the left first side plate 30L. This attachment is performed by superimposing the right end flange portion 30f of the left first side plate 30L on the left end flange portion 19f of the casing 19 and integrally connecting with the fourth bevel gear 12 by a plurality of bolts 22. The coupling surface between the left first side plate 30L and the casing 19 is sealed with an O-ring 23, and the coupling surface between the right first side plate 30R and the casing 19 is sealed with an O-ring 24.

第２サイドプレート３２は、薄い鋼板で形成された中央のセンタープレート３７の両面に左右一対の焼結金属製のバルブプレート３８Ｌ，３８Ｒを重ね合わせて構成される。この構成から分かるように、左ベーンポンプＰＬは左カムリング３１Ｌの左右側面に左右サイドプレート（左第１サイドプレート３０Ｌ及び左バルブプレート３８Ｌ）を接合して構成され、右ベーンポンプＰＲは右カムリング３１Ｒの左右側面に左右サイドプレート（右バルブプレート３８Ｒ及び右第１サイドプレート３０Ｒ）を接合して構成される。   The second side plate 32 is configured by overlapping a pair of left and right sintered metal valve plates 38L and 38R on both surfaces of a center plate 37 formed of a thin steel plate. As can be seen from this configuration, the left vane pump PL is configured by joining left and right side plates (the first left side plate 30L and the left valve plate 38L) to the left and right side surfaces of the left cam ring 31L, and the right vane pump PR is formed by connecting the left and right side plates of the right cam ring 31R. The left and right side plates (the right valve plate 38R and the right first side plate 30R) are joined to the side surfaces.

更に詳細には、左ベーンポンプＰＬは、ハウジング２０に回転自在に支持された左ボディ部ＢＹＬと、この左ボディ部ＢＹＬ内に収容され、左ボディ部ＢＹＬに対して相対回転自在に設けられた左ロータ３５Ｌと、この左ロータ３５Ｌ内を半径方向に延びて設けられたベーン収容溝３５ａ（後述）内に収容されたベーン４１とを有して構成される。ここで、左ボディＢＹＬは、左第１サイドプレート３０Ｌ、左カムリング３１Ｌ及び左バルブプレート３８Ｌが接合されて構成される。また、右ベーンポンプＰＲは、ハウジング２０に回転自在に支持された右ボディ部ＢＹＲと、この右ボディ部ＢＹＲ内に収容され、右ボディ部ＢＹＲに対して相対回転自在に設けられた右ロータ３５Ｒと、この右ロータ３５Ｒ内を半径方向に延びて設けられたベーン収容溝３５ａ内に収容されたベーン４１とを有して構成される。ここで、右ボディＢＹＲは、右第１サイドプレート３０Ｒ、右カムリング３１Ｒ及び右バルブプレート３８Ｒが接合されて構成される。   More specifically, the left vane pump PL is a left body portion BYL rotatably supported by the housing 20 and a left body portion that is accommodated in the left body portion BYL and is provided to be rotatable relative to the left body portion BYL. The rotor 35L is configured to include a vane 41 accommodated in a vane accommodation groove 35a (described later) provided to extend radially inside the left rotor 35L. Here, the left body BYL is configured by joining a left first side plate 30L, a left cam ring 31L, and a left valve plate 38L. The right vane pump PR includes a right body part BYR that is rotatably supported by the housing 20, and a right rotor 35R that is housed in the right body part BYR and provided to be rotatable relative to the right body part BYR. The vane 41 is housed in a vane housing groove 35a provided extending in the radial direction in the right rotor 35R. Here, the right body BYR is configured by joining a first right side plate 30R, a right cam ring 31R, and a right valve plate 38R.

左第１サイドプレート３０Ｌの左側面に突出する環状の支持部３０ａがボールベアリング２５を介してハウジング２０により回転自在に支持され、この支持部３０ａの内周面がボールベアリング２６を介して後述する左ロータシャフト２７Ｌを回転自在に支持する。また、右第１サイドプレート３０Ｒの右側面に突出する環状の支持部３０ａがボールベアリング２５を介してハウジング２０により回転自在に支持され、この支持部３０ａの内周面がボールベアリング２６を介して後述する右ロータシャフト２７Ｒを回転自在に支持する。   An annular support portion 30a protruding from the left side surface of the left first side plate 30L is rotatably supported by the housing 20 via a ball bearing 25, and an inner peripheral surface of the support portion 30a will be described later via a ball bearing 26. The left rotor shaft 27L is rotatably supported. An annular support portion 30a protruding from the right side surface of the right first side plate 30R is rotatably supported by the housing 20 via the ball bearing 25, and an inner peripheral surface of the support portion 30a is interposed via the ball bearing 26. A right rotor shaft 27R described later is rotatably supported.

左後輪ＷＲＬの車軸１３Ｌにスプライン２８により結合されて左第１サイドプレート３０Ｌの軸孔３０ｂを貫通する左ロータシャフト２７Ｌの外周は、この軸孔３０ｂ内に設置されたＯリング２９によりシールされ、右後輪ＷＲＲの車軸１３Ｒにスプライン２８により結合されて右第１サイドプレート３０Ｒの軸孔３０ｂを貫通する右ロータシャフト２７Ｒの外周は、この軸孔３０ｂに設けられたＯリング２９によりシールされる。従って、前記４個のＯリング２３，２４，２９，２９によって、左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲの外部への作動油の漏出が防止されるとともに、左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲの内部へのエアーの侵入が防止される。   The outer periphery of the left rotor shaft 27L that is coupled to the axle 13L of the left rear wheel WRL by the spline 28 and passes through the shaft hole 30b of the left first side plate 30L is sealed by an O-ring 29 installed in the shaft hole 30b. The outer periphery of the right rotor shaft 27R that is coupled to the axle 13R of the right rear wheel WRR by the spline 28 and passes through the shaft hole 30b of the right first side plate 30R is sealed by an O-ring 29 provided in the shaft hole 30b. The Therefore, the four O-rings 23, 24, 29, and 29 prevent hydraulic oil from leaking to the outside of the left and right vane pumps PL and PR, and allow air to enter the left and right vane pumps PL and PR. Is prevented.

左ロータシャフト２７Ｌにスプライン３４により結合された左ロータ３５Ｌが、左第１サイドプレート３０Ｌ、左カムリング３１Ｌ及び第２サイドプレート３２に囲まれた空間に回転自在に収納され、また右ロータシャフト２７Ｒにスプライン３４により結合された右ロータ３５Ｒが、右第１サイドプレート３０Ｒ、右カムリング３１Ｒ及び第２サイドプレート３２に囲まれた空間に回転自在に収納される。第２サイドプレート３２は左ベーンポンプＰＬ及び右ベーンポンプＰＲに共通する構成要素であり、その半径方向内周面においてニードルベアリング３６，３６を介して左ロータシャフト２７及び右ロータシャフト２７Ｒの対向部の外周を相対回転自在に支持する。   A left rotor 35L coupled to the left rotor shaft 27L by a spline 34 is rotatably accommodated in a space surrounded by the left first side plate 30L, the left cam ring 31L, and the second side plate 32, and is also attached to the right rotor shaft 27R. The right rotor 35R coupled by the spline 34 is rotatably accommodated in a space surrounded by the right first side plate 30R, the right cam ring 31R, and the second side plate 32. The second side plate 32 is a component common to the left vane pump PL and the right vane pump PR, and the outer circumferences of the opposed portions of the left rotor shaft 27 and the right rotor shaft 27R via needle bearings 36 and 36 on the radially inner circumferential surface thereof. Is supported so as to be relatively rotatable.

次に、図２〜図１０を参照しながら右ベーンポンプＰＲの構造を詳細に説明する。なお、左ベーンポンプＰＬの構造は右ベーンポンプＰＲの構造と左右鏡面対称であるため、その重複する説明は省略する。なお、右ベーンポンプＰＲ及び左ベーンポンプＰＬの相対応する構成要素には、同一の参照符号にそれぞれ添字「Ｒ」及び「Ｌ」を付しており、同一参照符号の要素が左右対称位置に設けられていることを意味する。   Next, the structure of the right vane pump PR will be described in detail with reference to FIGS. Since the structure of the left vane pump PL is symmetrical with the structure of the right vane pump PR, its overlapping description is omitted. The constituent elements corresponding to the right vane pump PR and the left vane pump PL are denoted by the same reference numerals with the suffixes “R” and “L”, respectively, and the elements with the same reference numerals are provided at symmetrical positions. Means that

右カムリング３１Ｒの内周面は概略三角形状のカム面を有するように形成されており、その内部に収納された円形の右ロータ３５Ｒとの間に、円周方向に１２０°ずつ離間した３個の作動室４０Ｒが形成されている。右ロータ３５Ｒには外径方向に放射状に延びる８個のベーン収容溝３５ａが形成されており、これらベーン収容溝３５ａ内にそれぞれ板状のベーン４１が径方向に摺動自在に支持されており、それらベーン４１の半径方向外端は右カムリング３１Ｒの内周面に摺接する。右ロータ３５Ｒの両側面には、各ベーン４１の半径方向外端を右カムリング３１Ｒの内周面に密着させるべく、環状のベーン押上げポート３５ｂ，３５ｂが形成される。このベーン押上げポート３５ｂ，３５ｂは右ロータ３５Ｒの８個のベーン収容溝３５ａの底部にそれぞれ連通する。また各ベーン４１の半径方向外端を右カムリング３１Ｒの内周面に密着させるべく、ベーン収容溝３５ａの底部とベーン４１の半径方向内端との間にコイルスプリング４２が縮設される。   The inner circumferential surface of the right cam ring 31R is formed so as to have a substantially triangular cam surface, and is separated from the circular right rotor 35R accommodated therein by three pieces spaced 120 ° in the circumferential direction. The working chamber 40R is formed. The right rotor 35R is formed with eight vane receiving grooves 35a extending radially in the outer diameter direction, and plate-like vanes 41 are slidably supported in the radial direction in the vane receiving grooves 35a, respectively. The radially outer ends of the vanes 41 are in sliding contact with the inner peripheral surface of the right cam ring 31R. On both side surfaces of the right rotor 35R, annular vane push-up ports 35b and 35b are formed so that the radially outer ends of the vanes 41 are in close contact with the inner peripheral surface of the right cam ring 31R. The vane push-up ports 35b and 35b communicate with the bottoms of the eight vane receiving grooves 35a of the right rotor 35R. Further, a coil spring 42 is contracted between the bottom of the vane receiving groove 35a and the radially inner end of the vane 41 so that the radially outer end of each vane 41 is in close contact with the inner peripheral surface of the right cam ring 31R.

また、図２及び図４に示すように、ベーン４１の側面と右第１サイドプレート３０Ｒとの間には摩擦プレート移動空間７１が形成されており、この摩擦プレート移動空間７１内には平板状の摩擦プレート７２が設置されている。この摩擦プレート７２は図５に示すように右カムリング３１Ｒの内周面形状（カム形状）と相似形でその内周面形状よりもやや小さい大きさの外周形状を有しており、中央に設けられた円孔７２ａ内に右ロータシャフト２７Ｒが貫装されて右ロータ３５Ｒの回転軸方向（右ロータシャフト２７Ｒの延びる方向。図４では紙面左右方向、図５では紙面に垂直な方向）に移動自在になっている。この摩擦プレート７２の右第１サイドプレート３０Ｒ側（図４では右側）には、円錐形状の側面を有して中央に設けられた円孔７３ａ内に右ロータシャフト２７Ｒが貫装された板ばね７３が設けられており、摩擦プレート７２はこの板ばね７３の付勢力（弾性力）によって常時ベーン４１側に付勢された状態となっている。なお、摩擦プレート７２の中央に設けられた円孔７２ａの内径と板ばね７３の中央に設けられた円孔７３ａの内径はいずれも右ロータシャフト２７Ｒの外径よりも或る程度余裕を持った大きさを有している。すなわち、両円孔７２ａ，７３ａと右ロータシャフト２７Ｒの外周部とは密着状態にあるのではなく、摩擦プレート７２と右ロータシャフト２７Ｒとの間、及び板ばね７３と右ロータシャフト２７Ｒとの間にはそれぞれ或る程度の大きさのクリアランスが設けられている（図４参照）。   2 and 4, a friction plate moving space 71 is formed between the side surface of the vane 41 and the right first side plate 30R, and the friction plate moving space 71 has a flat plate shape. The friction plate 72 is installed. As shown in FIG. 5, the friction plate 72 is similar to the inner peripheral surface shape (cam shape) of the right cam ring 31R, and has an outer peripheral shape slightly smaller than the inner peripheral surface shape. The right rotor shaft 27R is inserted into the circular hole 72a formed so as to move in the direction of the rotation axis of the right rotor 35R (the direction in which the right rotor shaft 27R extends. It is free. On the right first side plate 30R side (right side in FIG. 4) of the friction plate 72, a leaf spring in which a right rotor shaft 27R is inserted in a circular hole 73a having a conical side surface and provided in the center. 73 is provided, and the friction plate 72 is constantly urged toward the vane 41 by the urging force (elastic force) of the leaf spring 73. It should be noted that the inner diameter of the circular hole 72a provided in the center of the friction plate 72 and the inner diameter of the circular hole 73a provided in the center of the leaf spring 73 both have some margin than the outer diameter of the right rotor shaft 27R. It has a size. That is, both the circular holes 72a and 73a and the outer periphery of the right rotor shaft 27R are not in close contact with each other, but between the friction plate 72 and the right rotor shaft 27R and between the leaf spring 73 and the right rotor shaft 27R. Each is provided with a certain amount of clearance (see FIG. 4).

右ロータ３５Ｒに形成されたベーン収容溝３５ａは摩擦プレート移動空間７１と繋がっており、この摩擦プレート移動空間７１はリーク油路７４と連通している。ここで、ベーン収容溝３５ａ内の圧力による摩擦プレート７２をベーン４１の側面から離間させようとする第１の力Ｐ１が、板ばね７３の付勢力による摩擦プレート７２をベーン４１の側面に押し付けようとする第２の力Ｐ２よりも小さいとき（Ｐ１＜Ｐ２のとき）には摩擦プレート７２がベーン４１の側面に押し付けられることによりリーク油路７４とベーン収容溝３５ａとの連通が遮断され（図４に示す状態）、第１の力Ｐ１が第２の力Ｐ２を上回ったときには摩擦プレート７２がベーン４１の側面から離間することによりリーク油路７４とベーン収容溝３５ａとが連通するようになっている（図６に示す状態）。なお、このような構成は左ベーンポンプＰＬについても同様であり（図２参照）、ベーン４１の側面と左第１サイドプレート３０Ｌとの間に形成された摩擦プレート移動空間（右ベーンポンプＰＲにおける上記摩擦プレート移動空間７１に対応して設けられる空間）内に平板状の摩擦プレート７２と、この摩擦プレート７２を常時ベーン４１側に付勢する板ばね７３とが設けられている。   The vane accommodation groove 35 a formed in the right rotor 35 </ b> R is connected to the friction plate moving space 71, and the friction plate moving space 71 is connected to the leak oil passage 74. Here, the first force P1 that attempts to separate the friction plate 72 from the side surface of the vane 41 by the pressure in the vane receiving groove 35a presses the friction plate 72 by the biasing force of the leaf spring 73 against the side surface of the vane 41. Is smaller than the second force P2 (when P1 <P2), the friction plate 72 is pressed against the side surface of the vane 41 to block communication between the leak oil passage 74 and the vane housing groove 35a (see FIG. 4), when the first force P1 exceeds the second force P2, the friction plate 72 is separated from the side surface of the vane 41 so that the leak oil passage 74 and the vane housing groove 35a communicate with each other. (State shown in FIG. 6). Such a configuration is the same for the left vane pump PL (see FIG. 2), and a friction plate moving space formed between the side surface of the vane 41 and the left first side plate 30L (the above friction in the right vane pump PR). A flat friction plate 72 and a leaf spring 73 that constantly urges the friction plate 72 toward the vane 41 are provided in a space provided corresponding to the plate movement space 71.

図３〜図１０に明瞭に示すように、第２サイドプレート３２の右バルブプレート３８Ｒの外面（右カムリング３１Ｒ及び右ロータ３５Ｒに対向する面）には、右ベーンポンプＰＲの３個の作動室４０Ｒの内周方向両端にそれぞれ臨む３個の吸入ポート４３Ｒ及び３個の吐出ポート４４Ｒが凹設されている。吸入ポート４３Ｒ及び吐出ポート４４Ｒは、右バルブプレート３８Ｒを貫通する連通孔ｈ１と、右バルブプレート３８Ｒの内面（センタープレート３７に対向する面）に凹設した連通溝ｇ１と、右バルブプレート３８Ｒを貫通する連通孔ｈ２とを介してベーン押上げポート３５ｂにそれぞれ連通する。図９に示すように、連通孔ｈ１には段状の弁座４５が形成されており、右バルブプレート３８Ｒの内面側から連通孔ｈ１に装着したチェックボール４６と前記弁座４５とによってチェックバルブ４７Ｒが構成される。このチェックバルブ４７Ｒは、吸入ポート４３Ｒ及び吐出ポート４４Ｒ側からベーン押上げポート３５ｂへの作動油の流通を許容し、その逆方向の作動油の流通を阻止する機能を有している。チェックボール４６の連通孔ｈ１からの脱落は、センタープレート３７によって阻止される。   As clearly shown in FIGS. 3 to 10, three working chambers 40 </ b> R of the right vane pump PR are provided on the outer surface of the right valve plate 38 </ b> R (the surface facing the right cam ring 31 </ b> R and the right rotor 35 </ b> R) of the second side plate 32. The three suction ports 43R and the three discharge ports 44R respectively facing the both ends in the inner circumferential direction are recessed. The suction port 43R and the discharge port 44R include a communication hole h1 that penetrates the right valve plate 38R, a communication groove g1 that is recessed in the inner surface of the right valve plate 38R (the surface that faces the center plate 37), and the right valve plate 38R. The vane push-up port 35b communicates with the communicating hole h2 that passes therethrough. As shown in FIG. 9, a stepped valve seat 45 is formed in the communication hole h1, and a check valve 46 and the valve seat 45 are mounted on the communication hole h1 from the inner surface side of the right valve plate 38R. 47R is configured. The check valve 47R has a function of allowing the hydraulic oil to flow from the suction port 43R and the discharge port 44R to the vane push-up port 35b and preventing the hydraulic oil from flowing in the opposite direction. The check ball 46 is prevented from dropping from the communication hole h 1 by the center plate 37.

従って、車両の前進走行時に吐出ポート４４Ｒが高圧になり、吸入ポート４３Ｒが低圧になると、高圧側の吐出ポート４４Ｒの吐出圧がベーン押上げポート３５ｂに伝達される。また、車両の後進走行時に吸入ポート４３Ｒが高圧になり、吐出ポート４４Ｒが低圧になると、高圧側の吸入ポート４３Ｒの吐出圧がベーン押上げポート３５ｂに伝達される。   Accordingly, when the discharge port 44R becomes high pressure and the suction port 43R becomes low pressure when the vehicle travels forward, the discharge pressure of the high-pressure side discharge port 44R is transmitted to the vane push-up port 35b. Further, when the intake port 43R becomes high pressure and the discharge port 44R becomes low pressure when the vehicle is traveling backward, the discharge pressure of the high-pressure side intake port 43R is transmitted to the vane push-up port 35b.

右バルブプレート３８Ｒの外面に凹設した３個の吸入ポート４３Ｒ及び３個の吐出ポート４４Ｒは、右バルブプレート３８Ｒを貫通する連通孔ｈ３と、右バルブプレート３８Ｒの内面に凹設した連通溝ｇ２と、右バルブプレート３８Ｒを貫通する連通孔ｈ４とを介して右ロータシャフト２７Ｒの外周部に連通する。連通孔ｈ４には段状の弁座４８が形成されており、右バルブプレート３８Ｒの内面側から連通孔ｈ４に装着したチェックボール４９と前記弁座４８とによってチェックバルブ５０Ｒが構成される。このチェックバルブ５０Ｒは、吸入ポート４３Ｒ及び吐出ポート４４Ｒ側から右ロータシャフト２７Ｒの外周部への作動油の流通を阻止し、その逆方向の作動油の流通を許容する機能を有する。   The three suction ports 43R and the three discharge ports 44R that are recessed on the outer surface of the right valve plate 38R are a communication hole h3 that passes through the right valve plate 38R and a communication groove g2 that is recessed on the inner surface of the right valve plate 38R. And the outer peripheral portion of the right rotor shaft 27R through the communication hole h4 penetrating the right valve plate 38R. A step-shaped valve seat 48 is formed in the communication hole h4, and a check valve 50R is configured by the check ball 49 and the valve seat 48 mounted on the communication hole h4 from the inner surface side of the right valve plate 38R. This check valve 50R has a function of blocking the flow of hydraulic oil from the suction port 43R and discharge port 44R side to the outer periphery of the right rotor shaft 27R and allowing the flow of hydraulic oil in the opposite direction.

右バルブプレート３８Ｒの内面にＬ字状をなす６個の連通溝ｇ３が凹設されており、これら連通溝ｇ３の一端は上記連通孔ｈ３を介して吸入ポート４３Ｒ及び吐出ポート４４Ｒに連通する。また右バルブプレート３８Ｒの外面には３個の連通溝ｇ４が凹設されており、各連通溝ｇ４の両端は右バルブプレート３８Ｒを貫通する連通孔ｈ５を介して前記Ｌ字状の連通溝ｇ３の他端に連通する。   Six L-shaped communication grooves g3 are formed in the inner surface of the right valve plate 38R, and one ends of these communication grooves g3 communicate with the suction port 43R and the discharge port 44R through the communication hole h3. Further, three communication grooves g4 are formed in the outer surface of the right valve plate 38R, and both ends of each communication groove g4 are connected to the L-shaped communication groove g3 via a communication hole h5 that passes through the right valve plate 38R. It communicates with the other end.

図１０に明瞭に示すように、連通孔ｈ５にはそれぞれ第１オリフィス５１Ｒ，５１Ｒが設けられる。第１オリフィス５１Ｒ，５１Ｒは図示のようにテーパ形状に形成されて方向性を有しており、車両の前進走行時に作動油が図１０に矢印で示す方向に流れるときに大きな圧力損失が発生し、車両の後進走行時に作動油が逆方向に流れるときに小さな圧力損失が発生するようになっている。また、図７及び図９に示すように、左右のバルブプレート３８Ｌ，３８Ｒの吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒ同士及び吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒ同士を相互に連通するように、センタープレート３７を貫通して第２オリフィス５２がそれぞれ連通孔ｈ３に対向する位置に形成されている。   As clearly shown in FIG. 10, the first orifices 51R and 51R are provided in the communication hole h5, respectively. The first orifices 51R and 51R are formed in a tapered shape as shown in the figure and have directionality, and a large pressure loss occurs when the hydraulic oil flows in the direction indicated by the arrow in FIG. A small pressure loss is generated when hydraulic oil flows in the reverse direction when the vehicle is traveling backward. Further, as shown in FIGS. 7 and 9, the second through the center plate 37 so that the suction ports 43L, 43R and the discharge ports 44L, 44R of the left and right valve plates 38L, 38R communicate with each other. The orifices 52 are formed at positions facing the communication hole h3.

ここで、各種ポート類及び油路類は全て第２サイドプレート３２に設けているため、右第１サイドプレート３０Ｒにはポート及び油路類を設ける必要がない。この右第１サイドプレート３０Ｒはボルト２１により右カムリング３１Ｒに結合されており、このときノックピン１００により互いの結合位置決めが行われる。また、左第１サイドプレート３０Ｌにも基本的にはポート及び油路類を設ける必要がない。この左第１サイドプレート３０Ｌはボルト２１により左カムリング３１Ｌに結合されており、このときノックピン（図示せず）により互いの結合位置決めが行われる。更に、そのフランジ部３０ｆに円筒状ケーシング１９の左端部フランジ部１９ｆがボルト２２により結合されており、このときノックピン（図示せず）により互いの位置決めが行われる。   Here, since the various ports and the oil passages are all provided in the second side plate 32, it is not necessary to provide the ports and the oil passages in the right first side plate 30R. The right first side plate 30R is coupled to the right cam ring 31R by a bolt 21. At this time, the coupling and positioning are performed by a knock pin 100. Further, it is basically unnecessary to provide ports and oil passages in the left first side plate 30L. The left first side plate 30L is coupled to the left cam ring 31L by a bolt 21. At this time, the coupling and positioning are performed by a knock pin (not shown). Further, the left end flange portion 19f of the cylindrical casing 19 is coupled to the flange portion 30f by a bolt 22, and at this time, positioning with respect to each other is performed by a knock pin (not shown).

図２に示すように、左右のロータシャフト２７Ｌ，２７Ｒの内部には軸方向に延びて両端が開口する貫通孔２７ａ，２７ａが形成されており、そこに左右一対のリザーバ５５Ｌ，５５Ｒが設けられる。各リザーバ５５Ｌ，５５Ｒは、貫通孔２７ａ，２７ａにＯリング５６，５６を介して摺動自在に嵌合するピストン５７，５７と、貫通孔２７ａ，２７ａの外端を閉塞するプラグ５８，５８と、プラグ５８，５８及びピストン５７，５７間に配置されたコイルばね５９，５９とを備える。プラグ５８，５８の近傍において、貫通孔２７ａ，２７ａの内周面に２条のリリーフ溝２７ｂ，２７ｂが軸方向に形成されており、これらのリリーフ溝２７ｂ，２７ｂは連通孔２７ｃ，２７ｃを介して大気に連通する。エアーの閉じ込みによりピストン５７，５７の移動を妨げないように、プラグ５８，５８の内部を通孔５８ａ，５８ａが軸方向に貫通する。   As shown in FIG. 2, through holes 27a and 27a are formed in the left and right rotor shafts 27L and 27R so as to extend in the axial direction and open at both ends, and a pair of left and right reservoirs 55L and 55R are provided therein. . Each of the reservoirs 55L and 55R includes pistons 57 and 57 that are slidably fitted to the through holes 27a and 27a via O-rings 56 and 56, and plugs 58 and 58 that close the outer ends of the through holes 27a and 27a, respectively. , Plugs 58, 58 and coil springs 59, 59 disposed between the pistons 57, 57. In the vicinity of the plugs 58, 58, two relief grooves 27b, 27b are formed in the axial direction on the inner peripheral surfaces of the through holes 27a, 27a, and these relief grooves 27b, 27b are connected via the communication holes 27c, 27c. Communicate with the atmosphere. The through holes 58a and 58a pass through the plugs 58 and 58 in the axial direction so that the movement of the pistons 57 and 57 is not hindered by the air confinement.

このため、ベーンポンプＰＬ，ＰＲ内部の作動油が温度変化に応じて膨張・収縮したとき、リザーバ５５Ｌ，５５Ｒの容積が変化して作動油の容積変化を吸収することにより、作動油へのエアーの混入を防止することができる。すなわち、温度上昇により作動油が膨張すると、ピストン５７，５７がコイルばね５９，５９を圧縮して相互に離反する方向に移動してリザーバ５５Ｌ，５５Ｒの容積が増加するため、前記作動油の膨張を吸収することができる。逆に温度低下により作動油が収縮すると、ピストン５７，５７がコイルばね５９，５９の弾発力で相互に接近する方向に移動してリザーバ５５Ｌ，５５Ｒの容積が減少するため、前記作動油の収縮を吸収するとともに、エアーのポンプ内部への吸入を防止することができる。   For this reason, when the hydraulic oil in the vane pumps PL and PR expands and contracts according to the temperature change, the volume of the reservoirs 55L and 55R changes to absorb the volume change of the hydraulic oil, thereby Mixing can be prevented. That is, when the hydraulic oil expands due to a temperature rise, the pistons 57, 57 compress the coil springs 59, 59 and move away from each other, increasing the volume of the reservoirs 55L, 55R. Can be absorbed. On the other hand, when the hydraulic oil contracts due to a temperature drop, the pistons 57 and 57 move toward each other by the elastic force of the coil springs 59 and 59 to reduce the volumes of the reservoirs 55L and 55R. While absorbing the contraction, it is possible to prevent the air from being sucked into the pump.

何らかの理由で作動油の温度が異常に上昇した場合、ピストン５７，５７はコイルばね５９，５９を圧縮しながら相互に離反する方向に大きく移動し、その先端が左右のロータシャフト２７Ｌ，２７Ｒの貫通孔２７ａ，２７ａのリリーフ溝２７ｂ，２７ｂに連通する。その結果、ベーンポンプＰＬ，ＰＲの内部空間がロータシャフト２７Ｌ，２７Ｒの貫通孔２７ａ，２７ａ、リリーフ溝２７ｂ，２７ｂ及び連通孔２７ｃ，２７ｃを介して大気に連通し、膨張した作動油が連通孔２７ｃ，２７ｃから外部に排出されることでハイドロリックカップリング装置Ｈの損傷が未然に防止される。   When the temperature of the hydraulic oil rises abnormally for some reason, the pistons 57, 57 move greatly in directions away from each other while compressing the coil springs 59, 59, and their tips penetrate the left and right rotor shafts 27L, 27R. The holes 27a and 27a communicate with the relief grooves 27b and 27b. As a result, the internal space of the vane pumps PL and PR communicates with the atmosphere via the through holes 27a and 27a, the relief grooves 27b and 27b, and the communication holes 27c and 27c of the rotor shafts 27L and 27R, and the expanded hydraulic oil communicates with the communication holes 27c. , 27c, the hydraulic coupling device H is prevented from being damaged.

ベーンポンプＰＬ，ＰＲの運転に伴って吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒ（或いは吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒ）が負圧になったとき、その負圧でチェックバルブ５０Ｌ，５０Ｒが開弁して吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒ（或いは吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒ）をリザーバ５５Ｌ，５５Ｒに連通させるので、過剰な負圧によりキャビテーションが発生するのを防止することができる。このとき、コイルばね５９，５９で付勢されたピストン５７，５７により作動油が加圧されるため、前記キャビテーションを一層効果的に防止することができる。しかも、ロータシャフト２７Ｌ，２７Ｒの貫通孔２７ａ，２７ａを利用してリザーバ５５Ｌ，５５Ｒを配置したので、ベーンポンプＰＬ，ＰＲの吐出圧の影響を回避することが可能になるだけでなく、リザーバ５５Ｌ，５５Ｒを設けたことによるベーンポンプＰＬ，ＰＲの大型化を回避することができる。また、リザーバ５５Ｌ，５５ＲがベーンポンプＰＬ，ＰＲの回転中心部に位置することで遠心油圧の影響を受けにくくなり、更にピストン５７，５７の断面積を小さくすれば、コイルばね５９，５９のばね荷重を小さく抑えることができる。   When the suction ports 43L and 43R (or the discharge ports 44L and 44R) become negative with the operation of the vane pumps PL and PR, the check valves 50L and 50R are opened by the negative pressure, and the suction ports 43L and 43R ( Alternatively, since the discharge ports 44L and 44R are connected to the reservoirs 55L and 55R, it is possible to prevent cavitation from being generated due to excessive negative pressure. At this time, since the hydraulic oil is pressurized by the pistons 57 and 57 urged by the coil springs 59 and 59, the cavitation can be more effectively prevented. Moreover, since the reservoirs 55L and 55R are arranged using the through holes 27a and 27a of the rotor shafts 27L and 27R, not only can the influence of the discharge pressure of the vane pumps PL and PR be avoided, but also the reservoirs 55L, The enlargement of the vane pumps PL and PR due to the provision of 55R can be avoided. Further, since the reservoirs 55L and 55R are located at the rotation center portions of the vane pumps PL and PR, the reservoirs 55L and 55R are not easily affected by centrifugal hydraulic pressure, and if the cross-sectional areas of the pistons 57 and 57 are further reduced, the spring load of the coil springs 59 and 59 Can be kept small.

以上、右ベーンポンプＰＲの構造を中心に説明したが、左ベーンポンプＰＬの構造は上記右ベーンポンプＰＲのそれと鏡面対称であって両者の構造は実質的に同じであるのでその説明は省略する。   The structure of the right vane pump PR has been mainly described above. However, the structure of the left vane pump PL is mirror-symmetrical with that of the right vane pump PR, and the structure of both is substantially the same, and thus the description thereof is omitted.

上記ハイドロリックカップリング装置Ｈの油圧回路を図１１に示している。同図から明らかなように、左ベーンポンプＰＬの吸入ポート４３Ｌ及び吐出ポート４４Ｌは第２サイドプレート３２の左バルブプレート３８Ｌに設けた合計三対の第１オリフィス５１Ｌにより相互に連通するとともに、右ベーンポンプＰＲの吸入ポート４３Ｒ及び吐出ポート４４Ｒは第２サイドプレート３２の右バルブプレート３８Ｒに設けた合計三対の第１オリフィス５１Ｒにより相互に連通する。また左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲの吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒは第２サイドプレート３２のセンタープレート３７を貫通する第２オリフィス５２により相互に連通するとともに、左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲポンプの吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒは第２サイドプレート３２のセンタープレート３７を貫通する第２オリフィス５２により相互に連通する。センタープレート３７は薄板であるために第２オリフィス５２を形成することが容易であり、また第２オリフィス５２の孔径が異なるセンタープレート３７を組み付けることによりＬＳＤ（Limited Slippage Differential）効果を変えることが可能となる。   A hydraulic circuit of the hydraulic coupling device H is shown in FIG. As is apparent from the figure, the suction port 43L and the discharge port 44L of the left vane pump PL communicate with each other by a total of three pairs of first orifices 51L provided on the left valve plate 38L of the second side plate 32, and the right vane pump The PR suction port 43R and the discharge port 44R communicate with each other by a total of three pairs of first orifices 51R provided on the right valve plate 38R of the second side plate 32. The suction ports 43L and 43R of the left and right vane pumps PL and PR communicate with each other by a second orifice 52 that passes through the center plate 37 of the second side plate 32, and the discharge ports 44L and 44R of the left and right vane pumps PL and PR pumps. Are communicated with each other by a second orifice 52 penetrating the center plate 37 of the second side plate 32. Since the center plate 37 is a thin plate, it is easy to form the second orifice 52, and the LSD (Limited Slippage Differential) effect can be changed by assembling the center plate 37 having a different hole diameter of the second orifice 52. It becomes.

左ベーンポンプＰＬの吸入ポート４３Ｌ及び吐出ポート４４Ｌの何れか高圧側は第２サイドプレート３２の左バルブプレート３８Ｌに設けたチェックバルブ４７Ｌを介してベーン押上げポート３５ｂに連通し、また右ベーンポンプＰＲの吸入ポート４３Ｒ及び吐出ポート４４Ｒの何れか高圧側は右バルブプレート３８Ｒに設けたチェックバルブ４７Ｒを介してベーン押上げポート３５ｂに連通する。左ベーンポンプＰＬの吸入ポート４３Ｌ及び吐出ポート４４Ｌの何れか低圧側は第２サイドプレート３２の左バルブプレート３８Ｌに設けたチェックバルブ５０Ｌを介してリザーバ５５Ｌ，５５Ｒに連通し、また右ベーンポンプＰＲの吸入ポート４３Ｒ及び吐出ポート４４Ｒの何れか低圧側は第２サイドプレート３２の右バルブプレート３８Ｒに設けたチェックバルブ５０Ｒを介してリザーバ５５Ｌ，５５Ｒに連通する。   One of the suction port 43L and the discharge port 44L of the left vane pump PL communicates with the vane push-up port 35b via a check valve 47L provided on the left valve plate 38L of the second side plate 32, and the right vane pump PR Any one of the suction port 43R and the discharge port 44R communicates with the vane push-up port 35b via a check valve 47R provided on the right valve plate 38R. The low pressure side of either the suction port 43L or the discharge port 44L of the left vane pump PL communicates with the reservoirs 55L and 55R via the check valve 50L provided on the left valve plate 38L of the second side plate 32, and the suction of the right vane pump PR. The low pressure side of either the port 43R or the discharge port 44R communicates with the reservoirs 55L and 55R via a check valve 50R provided on the right valve plate 38R of the second side plate 32.

更に、ベーン押上げポート３５ｂ，３５ｂとリザーバ５５Ｌ，５５Ｒとの間にリリーフバルブ６１Ｌ，６１Ｒ及びチョーク６２Ｌ，６２Ｒが設けられる。前記リリーフバルブ６１Ｌ，６１Ｒは仮想的なもので、左右の第１サイドプレート３０Ｌ，３０Ｒが油圧で撓むことにより、或いはボルト２１が伸びることにより左右のロータ３５Ｌ，３５Ｒとの間の発生する間隙によって構成される。また前記チョーク６２Ｌ，６２Ｒも仮想的なもので、左右の第１サイドプレート３０Ｌ，３０Ｒ或いは第２サイドプレート３２と左右のロータ３５Ｌ，３５Ｒとの摺動部の間隙によって構成される。   Furthermore, relief valves 61L and 61R and chokes 62L and 62R are provided between the vane push-up ports 35b and 35b and the reservoirs 55L and 55R. The relief valves 61L and 61R are virtual, and gaps generated between the left and right rotors 35L and 35R when the left and right first side plates 30L and 30R are bent by hydraulic pressure or when the bolts 21 are extended. Consists of. The chokes 62L and 62R are also virtual, and are constituted by gaps between sliding portions between the left and right first side plates 30L and 30R or the second side plate 32 and the left and right rotors 35L and 35R.

次に、前述の構成を備えたハイドロリックカップリング装置Ｈの作用について説明する。車両Ｖが定速走行する状態では、エンジンＥの駆動力はトランスミッションＭの出力軸１から第１スパーギヤ２、第２スパーギヤ３、フロントディファレンシャル４及び左右の車軸５Ｌ，５Ｒを介して左右の前輪ＷＦＬ，ＷＦＲに伝達される。このとき、フロントディファレンシャル４の第３スパーギヤ６の回転は、第４スパーギヤ７、第１ベベルギヤ８、第２ベベルギヤ９、プロペラシャフト１０、第３ベベルギヤ１１及び第４ベベルギヤ１２を介してハイドロリックカップリング装置ＨのベーンポンプＰＬ，ＰＲ（すなわち、左右のカムリング３１Ｌ，３１Ｒ）を回転させる。一方、車両Ｖの走行に伴って路面から受ける摩擦力で駆動される後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの回転は、左右の車軸１３Ｌ，１３Ｒからロータシャフト２７Ｌ，２７Ｒを介して左ベーンポンプＰＬのロータ３５Ｌ及び右ベーンポンプＰＲのロータ３５Ｒに伝達される。前輪ＷＦＬ，ＷＦＲにスリップが発生しておらず、従って前輪ＷＦＬ，ＷＦＲ及び後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの回転数が等しいときには、左右のカムリング３１Ｌ，３１Ｒの回転数と左右のロータ３５Ｌ，３５Ｒの回転数とが一致するように構成されており、両者に相対回転差が発生しない。その結果、左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲポンプが作動油を吐出しないためにハイドロリックカップリング装置Ｈは駆動力の伝達を行わず、車両Ｖは前輪駆動状態になる。   Next, the operation of the hydraulic coupling device H having the above-described configuration will be described. In a state where the vehicle V travels at a constant speed, the driving force of the engine E is transmitted from the output shaft 1 of the transmission M to the left and right front wheels WFL via the first spur gear 2, the second spur gear 3, the front differential 4, and the left and right axles 5L and 5R. , WFR. At this time, the rotation of the third spur gear 6 of the front differential 4 is caused by hydraulic coupling via the fourth spur gear 7, the first bevel gear 8, the second bevel gear 9, the propeller shaft 10, the third bevel gear 11 and the fourth bevel gear 12. The vane pumps PL and PR (that is, the left and right cam rings 31L and 31R) of the device H are rotated. On the other hand, the rotation of the rear wheels WRL and WRR driven by the frictional force received from the road surface as the vehicle V travels causes the left and right axles 13L and 13R to rotate through the rotor shafts 27L and 27R and the rotor 35L and right of the left vane pump PL. It is transmitted to the rotor 35R of the vane pump PR. When the front wheels WFL, WFR are not slipped, and therefore the front wheels WFL, WFR and the rear wheels WRL, WRR have the same rotation speed, the rotation speeds of the left and right cam rings 31L, 31R and the rotation speeds of the left and right rotors 35L, 35R Are matched so that no relative rotational difference occurs between the two. As a result, since the left and right vane pumps PL and PR pumps do not discharge the hydraulic oil, the hydraulic coupling device H does not transmit the driving force, and the vehicle V enters the front wheel drive state.

次に、低摩擦路における発進時や急加速時にエンジンＥの駆動力が直接作用する前輪ＷＦＬ，ＷＦＲがスリップした場合を考える。このときには前輪ＷＦＬ，ＷＦＲの回転が後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの回転より高くなる。このため、前輪ＷＦＬ，ＷＦＲの回転に連動する左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲのカムリング３１Ｒ，３１Ｌと、後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの回転に連動する左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲのロータ３５Ｌ，３５Ｒとの間に所定方向の相対回転（これを正転方向の相対回転と称する）が発生する。この正転方向の相対回転は、例えば右ベーンポンプＰＲを例にして説明すると、図３において右カムリング３１Ｒを固定した状態で右ロータ３５Ｒが時計回り（矢印Ａ方向）に回転する回転である。   Next, let us consider a case where the front wheels WFL and WFR to which the driving force of the engine E directly acts slip when starting on a low friction road or sudden acceleration. At this time, the rotation of the front wheels WFL, WFR is higher than the rotation of the rear wheels WRL, WRR. Therefore, between the cam rings 31R, 31L of the left and right vane pumps PL, PR interlocked with the rotation of the front wheels WFL, WFR and the rotors 35L, 35R of the left and right vane pumps PL, PR interlocked with the rotation of the rear wheels WRL, WRR. Relative rotation in a predetermined direction (this is called relative rotation in the forward direction) occurs. For example, the relative rotation in the forward rotation direction will be described by taking the right vane pump PR as an example. In FIG. 3, the right rotor 35R rotates clockwise (in the direction of arrow A) with the right cam ring 31R fixed.

このような正転方向の相対回転が発生すると、各ベーン４１は半径方向外端が右カムリング３１Ｒの内周面に摺接しながら右ロータ３５Ｒとともに回転される。上述したように、内周面には内周方向に１２０°ずつ離間した三つの作動室４０Ｒが形成されており、その左右にテーパ部４０ａ，４０ｃが設けられ、中間部４０ｂが円筒状に形成されている。右ロータ３５Ｒとともに各ベーン４１が正転方向に相対回転されると、その半径方向外端は左テーパ部４０ａに沿って摺接移動し、更に中間部４０ｂに摺接しながら移動した後、右テーパ部４０ｃに沿って摺接移動する。このため、上記のようにベーン４１が摺接回転移動されると、隣り合うベーン４１の間に囲まれた作動室４０の内部空間（これをポンプ空間と称する）の容積が変動する。ここで、左テーパ部４０ａの位置に対応して吸入ポート４３Ｒが形成されるとともに右テーパ部４０ｃの位置に対応して吐出ポート４４Ｒが形成されており、上記のようにポンプ空間容積の変化に対応して、吸入ポート４３Ｒからポンプ空間内に作動油が吸入され、吐出ポート４４Ｒから吐出される。   When such relative rotation in the forward rotation direction occurs, each vane 41 is rotated together with the right rotor 35R while the outer end in the radial direction is in sliding contact with the inner peripheral surface of the right cam ring 31R. As described above, three working chambers 40R separated by 120 ° in the inner circumferential direction are formed on the inner circumferential surface, tapered portions 40a and 40c are provided on the left and right sides, and the intermediate portion 40b is formed in a cylindrical shape. Has been. When each vane 41 is relatively rotated in the forward rotation direction together with the right rotor 35R, the radially outer end thereof is slidably moved along the left tapered portion 40a, and further moved while being slidably contacted with the intermediate portion 40b. The sliding movement is made along the portion 40c. For this reason, when the vane 41 is slidably rotated as described above, the volume of the internal space (referred to as a pump space) of the working chamber 40 surrounded by the adjacent vanes 41 varies. Here, a suction port 43R is formed corresponding to the position of the left taper portion 40a and a discharge port 44R is formed corresponding to the position of the right taper portion 40c, so that the pump space volume changes as described above. Correspondingly, the hydraulic oil is sucked into the pump space from the suction port 43R and discharged from the discharge port 44R.

以上の説明から分かるように、左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲにおいてカムリング３１Ｌ，３１Ｒとロータ３５Ｌ，３５Ｒとの間に正転方向の相対回転が生じると、左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲは吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒから吐出した作動油を吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒより吸入する。吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒから吐出された作動油は左右の第１オリフィス５１Ｒ，５１Ｌを通過して吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒに還流するが、その際の流通抵抗により左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲに負荷が発生し、この負荷が駆動力として左右の後輪ＷＲＬ，ＷＲＲに伝達される。そして、前輪ＷＦＬ，ＷＦＲのスリップ時には四輪駆動状態となり、車両Ｖのトラクションを増加させることができる。このとき、第１オリフィス５１Ｌ，５１Ｒの径を減少させるほど、左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲの負荷が増加して後輪ＷＲＬ，ＷＲＲに伝達される駆動力が増加する。   As can be understood from the above description, when relative rotation in the forward rotation direction occurs between the cam rings 31L and 31R and the rotors 35L and 35R in the left and right vane pumps PL and PR, the left and right vane pumps PL and PR are discharged to the discharge ports 44L and 44R. The hydraulic fluid discharged from the suction port is sucked from the suction ports 43L and 43R. The hydraulic oil discharged from the discharge ports 44L and 44R passes through the left and right first orifices 51R and 51L and returns to the suction ports 43L and 43R. However, a load is generated in the left and right vane pumps PL and PR due to the flow resistance at that time. This load is transmitted as a driving force to the left and right rear wheels WRL, WRR. When the front wheels WFL and WFR slip, the four-wheel drive state is established, and the traction of the vehicle V can be increased. At this time, as the diameters of the first orifices 51L and 51R are reduced, the loads on the left and right vane pumps PL and PR are increased, and the driving force transmitted to the rear wheels WRL and WRR is increased.

また、車両Ｖが低速でタイトな旋回を行うとき、左右の前輪ＷＦＬ，ＷＦＲの旋回軌跡の平均半径よりも左右の後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの旋回軌跡の平均半径が小さくなるため、前輪ＷＦＬ，ＷＦＲに接続された左右のカムリング３１Ｌ，３１Ｒと、後輪ＷＲＬ，ＷＲＲに接続された左右のロータ３５Ｌ，３５Ｒとの間に相対回転が発生する。しかも左右の後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの旋回軌跡の半径は旋回外輪において大きく、旋回内輪において小さいため、上記相対回転の大きさは左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲで異なっている。このとき、左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲの吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒから吐出された作動油は左右の第１オリフィス５１Ｌ，５１Ｒを経て吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒに還流し、また左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲが吐出した作動油の差分は、第２オリフィス５２を経て行き来することにより相殺されるため、両ベーンポンプＰＬ，ＰＲに大きな負荷が発生することが防止される。その結果、四輪駆動車両Ｖが低速でタイトな旋回を行う際に、各車輪の旋回軌跡の半径差により発生する旋回を妨げる方向のヨーモーメントを軽減することができる。   Further, when the vehicle V performs a tight turn at a low speed, the average radius of the turning trajectory of the left and right rear wheels WRL, WRR is smaller than the average radius of the turning trajectory of the left and right front wheels WFL, WFR, so that the front wheels WFL, WFR Relative rotation occurs between the left and right cam rings 31L and 31R connected to the left and right rotors 35L and 35R connected to the rear wheels WRL and WRR. In addition, the radius of the turning trajectory of the left and right rear wheels WRL, WRR is large in the turning outer wheel and small in the turning inner wheel, so that the magnitude of the relative rotation differs between the left and right vane pumps PL, PR. At this time, hydraulic fluid discharged from the discharge ports 44L and 44R of the left and right vane pumps PL and PR returns to the suction ports 43L and 43R via the left and right first orifices 51L and 51R, and the left and right vane pumps PL and PR discharge. Since the difference between the hydraulic fluids is canceled by going back and forth through the second orifice 52, it is possible to prevent a large load from being generated in both the vane pumps PL and PR. As a result, when the four-wheel drive vehicle V performs a tight turn at a low speed, it is possible to reduce the yaw moment in the direction that prevents the turn caused by the difference in radius of the turn locus of each wheel.

ところで、例えば、左後輪ＷＲＬを除く左右の前輪ＷＦＬ，ＷＦＲ及び右後輪ＷＲＲが泥濘にはまったような場合、スリップする前輪ＷＦＬ，ＷＦＲに連動してカムリング３１Ｌ，３１Ｒが回転すると、泥濘にはまって摩擦が減少している右後輪ＷＲＲも、カムリング３１Ｒからベーン４１、ロータ３５Ｒ及びロータシャフト２７Ｒを介して伝達される駆動力によりスリップしてしまう。しかしながら、このスリップにより左右後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの回転差が大きくなり第２オリフィス５２を通る油量が多くなるため、この部分の流路抵抗が大きくなり、摩擦係数の高い路面に乗っている左後輪ＷＲＬにはカムリング３１Ｌからベーン４１、ロータ３５Ｌ及びロータシャフト２７Ｌを介して駆動力が伝達され、その駆動力により泥濘からの脱出が可能となる。すなわち、本実施形態のハイドロリックカップリング装置Ｈによれば、いわゆる作動制限機構（ＬＳＤ）の機能を発揮させることが可能となる。このとき、第２オリフィス５２の径を減少させるほど、上記作動制限機構の機能を強めることができる。   By the way, for example, when the left and right front wheels WFL, WFR and the right rear wheel WRR except for the left rear wheel WRL are trapped in the mud, the cam rings 31L, 31R rotate in conjunction with the slipping front wheels WFL, WFR. The right rear wheel WRR in which friction is reduced also slips due to the driving force transmitted from the cam ring 31R via the vane 41, the rotor 35R, and the rotor shaft 27R. However, this slip increases the rotational difference between the left and right rear wheels WRL and WRR, and the amount of oil passing through the second orifice 52 increases. Therefore, the flow resistance of this portion increases and the left on the road surface having a high friction coefficient. A driving force is transmitted from the cam ring 31L to the rear wheel WRL via the vane 41, the rotor 35L, and the rotor shaft 27L, and it is possible to escape from the mud by the driving force. That is, according to the hydraulic coupling device H of the present embodiment, the function of a so-called operation restriction mechanism (LSD) can be exhibited. At this time, the function of the operation limiting mechanism can be strengthened as the diameter of the second orifice 52 is decreased.

前述した低摩擦路における発進時や急加速時のように前輪ＷＦＬ，ＷＦＲの回転数が後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの回転数を上回る場合には、ロータ３５Ｌ，３５Ｒが正転方向（図３の矢印Ａ方向）に相対回転し、吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒから作動油が吸入されて吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒから作動油が吐出される。その結果、高圧側の吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒに連なるチェックバルブ４７Ｌ，４７Ｒが開弁するため、高圧側の吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒがベーン押上げポート３５ｂ，３５ｂに連通するとともに、ベーン押上げポート３５ｂ，３５ｂと低圧側の吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒとの連通がこの吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒに連なるチェックバルブ４７Ｌ，４７Ｒにより遮断される。これにより、ベーン押上げポート３５ｂ，３５ｂに伝達された油圧によってベーン４１を半径方向外側に付勢し、その先端をカムリング３１Ｌ，３１Ｒの内周面に圧接することができる。   When the rotational speed of the front wheels WFL and WFR exceeds the rotational speed of the rear wheels WRL and WRR, such as when starting on a low friction road or sudden acceleration, the rotors 35L and 35R are rotated in the forward direction (arrows in FIG. 3). A relative rotation in the A direction), the working oil is sucked from the suction ports 43L and 43R, and the working oil is discharged from the discharge ports 44L and 44R. As a result, since the check valves 47L and 47R connected to the high-pressure side discharge ports 44L and 44R are opened, the high-pressure side discharge ports 44L and 44R communicate with the vane push-up ports 35b and 35b, and the vane push-up port 35b. , 35b and the low pressure side suction ports 43L, 43R are blocked by check valves 47L, 47R connected to the suction ports 43L, 43R. As a result, the vane 41 can be urged radially outward by the hydraulic pressure transmitted to the vane push-up ports 35b and 35b, and the tips thereof can be pressed against the inner peripheral surfaces of the cam rings 31L and 31R.

一方、車両が急制動を行う場合には、ＡＢＳ（アンチロックブレーキシステム）等によって車輪のロック状態を制御することにより、前輪ＷＦＬ，ＷＦＲが後輪ＷＲＬ，ＷＲＲよりも先にロックするようにして車両の挙動に安定が図られる。このように急制動により後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの回転数が前輪ＷＦＬ，ＷＦＲの回転数を上回ると、ロータ３５Ｌ，３５Ｒが逆転方向（図３の矢印Ｂ方向）に相対回転し、吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒから作動油が吸入されて吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒから作動油が吐出される。その結果、高圧側の吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒに連なるチェックバルブ４７Ｌ，４７Ｒが開弁するため、高圧側の吸入ポート４３Ｌ，４３Ｒがベーン押上げポート３５ｂ，３５ｂに連通するとともに、ベーン押上げポート３５ｂ，３５ｂと低圧側の吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒとの連通がこれら吐出ポート４４Ｌ，４４Ｒに連なるチェックバルブ４７Ｌ，４７Ｒにより遮断される。これにより、ベーン押上げポート３５ｂ，３５ｂに伝達された油圧によってベーン４１を半径方向外側に付勢し、その先端をカムリング３１Ｌ，３１Ｒの内周面に圧接することができる。   On the other hand, when the vehicle performs rapid braking, the front wheels WFL and WFR are locked before the rear wheels WRL and WRR by controlling the lock state of the wheels by means of ABS (anti-lock brake system) or the like. The behavior of the vehicle is stabilized. When the rotational speed of the rear wheels WRL, WRR exceeds the rotational speed of the front wheels WFL, WFR due to sudden braking in this way, the rotors 35L, 35R rotate relative to each other in the reverse direction (arrow B direction in FIG. 3), and the discharge ports 44L, The hydraulic oil is sucked from 44R and discharged from the suction ports 43L and 43R. As a result, the check valves 47L and 47R connected to the high-pressure side suction ports 43L and 43R are opened, so that the high-pressure side suction ports 43L and 43R communicate with the vane push-up ports 35b and 35b and the vane push-up port 35b. , 35b and the low pressure side discharge ports 44L, 44R are blocked by check valves 47L, 47R connected to the discharge ports 44L, 44R. As a result, the vane 41 can be urged radially outward by the hydraulic pressure transmitted to the vane push-up ports 35b and 35b, and the tips thereof can be pressed against the inner peripheral surfaces of the cam rings 31L and 31R.

ハイドロリックカップリング装置Ｈを備えた四輪駆動車両Ｖでは、前輪ＷＦＬ，ＷＦＲ及び後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの相対回転数差に応じて左右のベーンポンプＰＬ，ＰＲが負荷を発生し、前輪ＷＦＬ，ＷＦＲ及び後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの回転数が大きい側から回転数が小さい側に駆動力が伝達される。従って、急制動時における制動力の制御により前輪ＷＦＬ，ＷＦＲが先にロックしようとすると、後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの回転数が前輪ＷＦＬ，ＷＦＲの回転数を上回って後輪ＷＲＬ，ＷＲＲ側から前輪ＷＦＬ，ＷＦＲ側に駆動力が伝達されてしまい、前輪ＷＦＬ，ＷＦＲのロックが抑制されて後輪ＷＲＬ，ＷＲＲのロックが促進されるため、最悪の場合に前輪ＷＦＬ，ＷＦＲ及び後輪ＷＲＬ，ＷＲＲが同時にロックして車両挙動が不安定になる可能性がある。   In the four-wheel drive vehicle V equipped with the hydraulic coupling device H, the left and right vane pumps PL, PR generate loads depending on the relative rotational speed difference between the front wheels WFL, WFR and the rear wheels WRL, WRR, and the front wheels WFL, WFR. In addition, the driving force is transmitted from the side with the higher rotational speed of the rear wheels WRL and WRR to the side with the lower rotational speed. Therefore, if the front wheels WFL, WFR try to lock first by controlling the braking force during sudden braking, the rotational speed of the rear wheels WRL, WRR exceeds the rotational speed of the front wheels WFL, WFR, and the front wheels from the rear wheels WRL, WRR side. Since the driving force is transmitted to the WFL and WFR side, the locking of the front wheels WFL and WFR is suppressed and the locking of the rear wheels WRL and WRR is promoted. Therefore, in the worst case, the front wheels WFL and WFR and the rear wheels WRL and WRR are locked. May be locked at the same time and the vehicle behavior may become unstable.

これを回避すべく、本実施形態では前輪ＷＦＬ，ＷＦＲ及び後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの相対回転の方向によりベーンポンプＰＬ，ＰＲが発生する負荷の大きさに差を持たせている。すなわち、前述した低摩擦路における発進時や急加速時のように前輪ＷＦＬ，ＷＦＲの回転数が後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの回転数を上回る場合には、ロータ３５Ｌ，３５Ｒが図３の矢印Ａ方向に相対回転し、作動油が一対の第１オリフィス５１Ｌ，５１Ｒを図１０に矢印で示す方向に流れて大きな圧力損失を発生する。その結果、ベーンポンプＰＬ，ＰＲは大きな負荷を発生して前輪ＷＦＬ，ＷＦＲから後輪ＷＲＬ，ＷＲＲに伝達される駆動力が増加する。   In order to avoid this, in this embodiment, the magnitude of the load generated by the vane pumps PL and PR is varied depending on the relative rotation directions of the front wheels WFL and WFR and the rear wheels WRL and WRR. That is, when the rotational speed of the front wheels WFL and WFR exceeds the rotational speed of the rear wheels WRL and WRR, such as when starting on a low friction road and sudden acceleration, the rotors 35L and 35R are in the direction of arrow A in FIG. And the hydraulic oil flows through the pair of first orifices 51L and 51R in the direction indicated by the arrow in FIG. 10 to generate a large pressure loss. As a result, the vane pumps PL and PR generate a large load, and the driving force transmitted from the front wheels WFL and WFR to the rear wheels WRL and WRR increases.

一方、前述した急制動時のように後輪ＷＲＬ，ＷＲＲの回転数が前輪ＷＦＬ，ＷＦＲの回転数を上回る場合には、ロータ３５Ｌ，３５Ｒが図３の矢印Ｂ方向に相対回転し、作動油が一対の第１オリフィス５１Ｌ，５１Ｒを図１０に矢印で示す方向とは逆方向に流れて小さな圧力損失を発生する。その結果、ベーンポンプＰＬ，ＰＲは小さな負荷を発生して後輪ＷＲＬ，ＷＲＲから前輪ＷＦＬ，ＷＦＲに伝達される駆動力が減少する。このため、急制動時に前輪ＷＦＬ，ＷＦＲを後輪ＷＲＬ，ＷＲＲに先立ってロックさせ、車両挙動が不安定になるのを未然に防止することができる。   On the other hand, when the rotational speed of the rear wheels WRL and WRR exceeds the rotational speed of the front wheels WFL and WFR as in the sudden braking described above, the rotors 35L and 35R rotate relative to each other in the direction of arrow B in FIG. Flows through the pair of first orifices 51L and 51R in the direction opposite to the direction indicated by the arrow in FIG. 10 to generate a small pressure loss. As a result, the vane pumps PL and PR generate a small load, and the driving force transmitted from the rear wheels WRL and WRR to the front wheels WFL and WFR decreases. For this reason, it is possible to prevent the vehicle behavior from becoming unstable by locking the front wheels WFL, WFR prior to the rear wheels WRL, WRR during sudden braking.

また、本実施形態に係るハイドロリックカップリング装置Ｈでは、摩擦プレート７２が板ばね７３に付勢されてベーン４１の側面に押し付けられており、左右のボディ部ＢＹＬ，ＢＹＲの回転動力はそれぞれ板ばね７３及び摩擦プレート７２（摩擦プレート７２とベーン４１との間の摩擦力）を介してベーン４１に伝達されるようになっている。このため、左ボディ部ＢＹＬと左ロータ３５Ｌとの間、或いは右ボディ部ＢＹＲと右ロータ３５Ｒとの間の相対回転速度が小さいときであってもエンジンＥの回転動力は確実に出力軸である左右のロータシャフト２７Ｌ，２７Ｒに伝達されるのであるが、摩擦プレート７２はそれぞれ左右のボディ部ＢＹＬ，ＢＹＲの内部に設けられているので、摩擦プレート７２とベーン４１との間の接触面積を充分に確保することができ、従来よりも大きなトルク伝達力を発揮することが可能である。よって、上記例のように、本発明に係るベーンポンプ型動力伝達装置（ハイドロリックカップリング装置Ｈ）が四輪駆動車における前後輪間の動力伝達装置に応用されているときには、悪路走行時などにおいても必要な駆動力が得られるようになる。更には、摩擦プレート７２全体によりベーン収容溝３５ａ内の気密性を高度に保持することができるので、ベーン収容溝３５ａ内の圧力の立ち上がりを早めることができ、ベーンポンプＰＬ，ＰＲを介した動力伝達応答性を従来に比して高めることができる。また、ベーン４１とサイドプレート（右第１サイドプレート３０Ｒ或いは左第１サイドプレート３０Ｌ）との間にはそれぞれ空間が設けられることを必須の要件としているためクリアランス管理を緩くでき、加工工数を削減することもできる。   Further, in the hydraulic coupling device H according to the present embodiment, the friction plate 72 is urged by the leaf spring 73 and pressed against the side surface of the vane 41, and the rotational powers of the left and right body portions BYL and BYR are respectively plate. It is transmitted to the vane 41 via the spring 73 and the friction plate 72 (friction force between the friction plate 72 and the vane 41). For this reason, even when the relative rotational speed between the left body part BYL and the left rotor 35L or between the right body part BYR and the right rotor 35R is small, the rotational power of the engine E is reliably an output shaft. It is transmitted to the left and right rotor shafts 27L and 27R, but the friction plate 72 is provided inside the left and right body parts BYL and BYR, respectively, so that the contact area between the friction plate 72 and the vane 41 is sufficient. It is possible to ensure a large torque transmission force than before. Therefore, as in the above example, when the vane pump type power transmission device (hydraulic coupling device H) according to the present invention is applied to a power transmission device between front and rear wheels in a four-wheel drive vehicle, when traveling on a rough road, etc. The necessary driving force can be obtained even at. Furthermore, since the airtightness in the vane accommodation groove 35a can be maintained at a high level by the entire friction plate 72, the rise of pressure in the vane accommodation groove 35a can be accelerated, and power is transmitted via the vane pumps PL and PR. Responsiveness can be improved as compared with the conventional case. Moreover, since it is an essential requirement that a space be provided between the vane 41 and the side plate (the right first side plate 30R or the left first side plate 30L), clearance management can be loosened and the number of processing steps can be reduced. You can also

更に、ベーン収容溝３５ａ内の圧力が板ばね７３のばね力により定まる所定圧力（前述の第２の力Ｐ２と釣り合う圧力）を上回ったとき、摩擦プレート７２がベーン４１の側面から離間することによりベーン収容溝３５ａ内の圧油がベーン収容溝３５ａの外部にリークされるようになっているので、右ボディ部ＢＹＲと右ロータ３５Ｒとの間の相対回転速度が大きく、したがって右ベーンポンプＰＲが発生する油圧が大きいときには、ベーン収容溝３５ａ内の高圧の作動油はベーン収容溝３５ａの外部にリーク（リリーフ）されて右ベーンポンプＰＲの吐出圧は弱められる。これによりベーン収容溝３５ａ内の圧力の上昇が抑えられ、出力軸である右ロータシャフト２７Ｒへの伝達トルクが充分な大きさに達した後もベーン収容溝３５ａ内の圧力が上昇し続けることを防止することができる（左ベーンポンプＰＬについても同様）。よって、出力軸である左右のロータシャフト２７Ｌ，２７Ｒへの伝達トルクを必要最小限に抑えてボディ部ＢＹＬ，ＢＹＲ等に作用する負荷を軽減し、ベーンポンプＰＲ，ＰＬのサイズが必要以上に大型化するのを防止することができるので、製造コストを更に低減することが可能である。   Further, when the pressure in the vane housing groove 35a exceeds a predetermined pressure determined by the spring force of the leaf spring 73 (pressure balanced with the second force P2), the friction plate 72 is separated from the side surface of the vane 41. Since the pressure oil in the vane housing groove 35a is leaked to the outside of the vane housing groove 35a, the relative rotational speed between the right body part BYR and the right rotor 35R is large, and therefore the right vane pump PR is generated. When the hydraulic pressure to be applied is high, the high-pressure hydraulic oil in the vane housing groove 35a leaks (relieves) to the outside of the vane housing groove 35a, and the discharge pressure of the right vane pump PR is weakened. As a result, an increase in the pressure in the vane housing groove 35a is suppressed, and the pressure in the vane housing groove 35a continues to increase even after the transmission torque to the right rotor shaft 27R that is the output shaft reaches a sufficient level. This can be prevented (the same applies to the left vane pump PL). Therefore, the transmission torque to the left and right rotor shafts 27L and 27R, which are output shafts, is minimized to reduce the load acting on the body parts BYL and BYR, and the sizes of the vane pumps PR and PL are increased more than necessary. Therefore, the manufacturing cost can be further reduced.

図１２はこのような本実施形態に係るハイドロリックカップリング装置Ｈにおけるボディ部ＢＹＲ，ＢＹＬとロータ３５Ｒ，３５Ｌとの間の差回転とエンジンＥからロータシャフト２７Ｒ，２７Ｌに伝達される実効トルクとの関係を示す図であり、実線は本実施形態に係るハイドロリックカップリング装置Ｈにおいて得られる実効トルク、破線は摩擦プレート７２及び板ばね７３等の構成を有さない従来のハイドロリックカップリング装置において得られる実効トルクである。図中の領域Ａは本実施形態に係るハイドロリックカップリング装置Ｈによる動力伝達応答性が向上している領域であり、領域ＢはベーンポンプＰＬ，ＰＲが発生する油圧が大きくなり、ベーンポンプ収容溝３５ａ内の高圧の作動油がリーク油路に開放（リリーフ）されることによりベーン収容溝３５ａ内の圧力の上昇が必要最小限に抑えられている領域である。なお、図中に示すトルクＴ₀は本実施形態において必要最小限とされるトルクの上限である。 FIG. 12 shows the differential rotation between the body parts BYR and BYL and the rotors 35R and 35L and the effective torque transmitted from the engine E to the rotor shafts 27R and 27L in the hydraulic coupling device H according to this embodiment. The solid line is the effective torque obtained in the hydraulic coupling device H according to this embodiment, and the broken line is the conventional hydraulic coupling device that does not have the configuration of the friction plate 72, the leaf spring 73, and the like. Is the effective torque obtained at A region A in the figure is a region where the power transmission response by the hydraulic coupling device H according to the present embodiment is improved, and a region B has a higher hydraulic pressure generated by the vane pumps PL and PR, and the vane pump housing groove 35a. This is a region in which the increase in pressure in the vane housing groove 35a is suppressed to a necessary minimum by releasing (relieving) the high-pressure hydraulic oil in the leak oil passage. Note that the torque T ₀ shown in the figure is the upper limit of the torque that is the minimum necessary in the present embodiment.

これまで本発明の好ましい実施形態について説明してきたが、本発明の範囲は上述の実施形態において示したものに限定されない。例えば、上述の実施形態では本発明に係るベーンポンプ型動力伝達装置が、隣り合わせに並べられた２基のベーンポンプを有した構成であったが、これは一例に過ぎず、ベーンポンプを１基のみ有して構成されるものであってもよい。また、上述の実施形態では、摩擦プレート及びばね部材（板ばね）がカムリング及びベーンの一方の側面に対向して設けられるのみであったが、これはカムリング及びベーンの両方の側面に対向して設けられる構成であってもよい（この場合摩擦プレート及びばね部材は２組を要することになる）。また、上述の実施形態では、ボディ部とロータのうちボディ部が動力源により駆動されて出力軸がロータに繋がる構成であったが、これはボディ部とロータのうちロータが動力源により駆動されてボディ部が出力軸に繋がる構成であってもよい。また、上述の実施形態では、本発明に係るベーンポンプ型動力伝達装置が車両用の動力伝達装置に適用されていたが、本発明は車両用に限らず、種々の動力機械の動力伝達装置に適用することが可能である。   Although the preferred embodiments of the present invention have been described so far, the scope of the present invention is not limited to those shown in the above-described embodiments. For example, in the above-described embodiment, the vane pump type power transmission device according to the present invention has two vane pumps arranged side by side, but this is only an example, and there is only one vane pump. It may be configured. Further, in the above-described embodiment, the friction plate and the spring member (leaf spring) are only provided to face one side surface of the cam ring and the vane, but this faces the both side surfaces of the cam ring and the vane. It may be provided (in this case, two sets of friction plates and spring members are required). In the above-described embodiment, the body portion of the body portion and the rotor is driven by the power source and the output shaft is connected to the rotor. However, this is because the rotor of the body portion and the rotor is driven by the power source. The body part may be connected to the output shaft. In the above-described embodiment, the vane pump type power transmission device according to the present invention is applied to a power transmission device for a vehicle. However, the present invention is not limited to a vehicle and is applied to power transmission devices for various power machines. Is possible.

本発明が適用されたハイドロリックカップリング装置を備えた四輪駆動車の動力伝達装置の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the power transmission device of the four-wheel drive vehicle provided with the hydraulic coupling device to which this invention was applied. 上記ハイドロリックカップリング装置の断面図である。It is sectional drawing of the said hydraulic coupling apparatus. 図２中における矢視III−IIIから見たハイドロリックカップリング装置の断面図である。It is sectional drawing of the hydraulic coupling apparatus seen from the arrow III-III in FIG. 摩擦プレート及び板ばねの配置の詳細を示す拡大図であり、摩擦プレートがベーンの側面に押し付けられてベーンポンプ収容溝とリーク油路との連通が遮断されている状態を示す。It is an enlarged view which shows the detail of arrangement | positioning of a friction plate and a leaf | plate spring, and shows the state by which the friction plate was pressed by the side surface of the vane, and the communication with the vane pump accommodation groove and the leak oil path was interrupted | blocked. 図２中における矢視V−Vから見たハイドロリックカップリング装置の断面図である。It is sectional drawing of the hydraulic coupling apparatus seen from the arrow VV in FIG. 摩擦プレート及び板ばねの配置の詳細を示す拡大図であり、摩擦プレートがベーンの側面から離間してベーンポンプ収容溝とリーク油路とが連通されている状態を示す。It is an enlarged view which shows the detail of arrangement | positioning of a friction plate and a leaf | plate spring, and shows the state by which the friction plate is spaced apart from the side surface of a vane, and the vane pump accommodation groove and the leak oil path are connected. 図２中における矢視VII−VIIから見たハイドロリックカップリング装置の断面図である。It is sectional drawing of the hydraulic coupling apparatus seen from the arrow VII-VII in FIG. 図２中における矢視VIII−VIIIから見たハイドロリックカップリング装置の断面図である。It is sectional drawing of the hydraulic coupling apparatus seen from the arrow VIII-VIII in FIG. 図７中における矢視IX−IXから見たハイドロリックカップリング装置の断面図である。It is sectional drawing of the hydraulic coupling apparatus seen from the arrow IX-IX in FIG. 図７中における矢視X−Xから見たハイドロリックカップリング装置の断面図である。It is sectional drawing of the hydraulic coupling apparatus seen from the arrow XX in FIG. ハイドロリックカップリング装置の構成を示す油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram which shows the structure of a hydraulic coupling apparatus. ハイドロリックカップリング装置におけるボディ部とロータとの間の差回転とエンジンからロータシャフトに伝達される実効トルクとの関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the differential rotation between the body part and rotor in a hydraulic coupling apparatus, and the effective torque transmitted to a rotor shaft from an engine.

符号の説明Explanation of symbols

Ｈ ハイドロリックカップリング装置（ベーンポンプ型動力伝達装置）
ＢＹＲ 右ボディ部（ボディ部）
ＰＲ 右ベーンポンプ（ベーンポンプ）
Ｅ エンジン（駆動源）
２７Ｒ 右ロータシャフト（出力軸）
３０Ｒ 右第１サイドプレート（サイドプレート）
３１Ｒ 右カムリング（カムリング）
３５Ｒ 右ロータ（ロータ）
３５ａ ベーン収容溝
４１ ベーン
７１ 摩擦プレート移動空間（空間）
７２ 摩擦プレート
７３ 板ばね（ばね部材）
７４ リーク油路 H Hydraulic coupling device (Vane pump type power transmission device)
BYR Right body part (body part)
PR Right vane pump (vane pump)
E Engine (drive source)
27R Right rotor shaft (output shaft)
30R Right first side plate (side plate)
31R Right cam ring (cam ring)
35R Right rotor (rotor)
35a Vane receiving groove 41 Vane 71 Friction plate moving space (space)
72 Friction plate 73 Leaf spring (spring member)
74 Leakage oil passage

Claims (2)

回転自在に設けられたボディ部、前記ボディ部内に収容され、前記ボディ部に対して相対回転自在に設けられたロータ及び前記ロータ内を半径方向に延びて設けられたベーン収容溝内に収容されたベーンを有して構成されたベーンポンプと、前記ボディ部及び前記ロータの一方側と繋がる出力軸とを備え、前記ボディ部及び前記ロータの他方側を駆動源により駆動し、前記ボディ部と前記ロータとの間に相対回転が生じたときに、前記ベーンポンプのポンプ作動により発生した油圧を介して前記駆動源の回転動力を前記出力軸に伝達させる構成のベーンポンプ型動力伝達装置において、
前記ボディ部は、前記ロータの外周面と対向して前記ベーンの外端部と接する内周面を有したカムリング及び前記カムリングの側面に接合されたサイドプレートを有して構成されるとともに、前記ベーンは前記ベーン収容溝内に供給された前記ベーンポンプの吐出圧を受けて外端部が前記カムリングの前記内周面に押し付けられるようになっており、
前記ベーンの側面と前記サイドプレートとの間の空間内に前記ロータの回転軸方向に移動自在に設けられた摩擦プレートと、
前記摩擦プレートと前記サイドプレートとの間に設けられ、前記摩擦プレートを常時前記ベーン側に付勢する前記ばね部材とを備えたことを特徴とするベーンポンプ型動力伝達装置。 A body part rotatably provided, a rotor housed in the body part, and a rotor provided so as to be relatively rotatable with respect to the body part, and a vane housing groove provided radially extending in the rotor. A vane pump configured to have a vane and an output shaft connected to one side of the body part and the rotor, and the other side of the body part and the rotor is driven by a drive source, and the body part and the In the vane pump type power transmission device configured to transmit the rotational power of the drive source to the output shaft via the hydraulic pressure generated by the pump operation of the vane pump when relative rotation occurs between the rotor and the rotor.
The body portion includes a cam ring having an inner peripheral surface that contacts an outer end portion of the vane so as to face an outer peripheral surface of the rotor, and a side plate that is joined to a side surface of the cam ring. The vane receives the discharge pressure of the vane pump supplied into the vane receiving groove, and the outer end portion is pressed against the inner peripheral surface of the cam ring.
A friction plate provided in a space between the side surface of the vane and the side plate so as to be movable in the rotation axis direction of the rotor;
A vane pump type power transmission device, comprising: the spring member provided between the friction plate and the side plate and constantly biasing the friction plate toward the vane side. 前記ベーン収容溝内の圧力が前記ばね部材のばね力により定まる所定圧力を上回ったとき、前記摩擦プレートが前記ベーンの側面から離間することにより前記ベーン収容溝内の圧油が前記ベーン収容溝の外部にリークされるようになっていることを特徴とする請求項１記載のベーンポンプ型動力伝達装置。 When the pressure in the vane receiving groove exceeds a predetermined pressure determined by the spring force of the spring member, the friction plate is separated from the side surface of the vane, so that the pressure oil in the vane receiving groove is changed in the vane receiving groove. The vane pump type power transmission device according to claim 1, wherein the vane pump type power transmission device is leaked to the outside.

Images