JP2005337482A - 動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 動力源の出力側に、専用の伝動機構を設けずに済む動力伝達装置を提供する。
【解決手段】 動力伝達がおこなわれる入力部材６および出力部材２と、第１の回転部材８と第２の回転部材９とが相対回転してオイルを吐出するオイルポンプとを有し、第１の回転部材８または第２の回転部材９のいずれか一方が入力部材６に連結され、かつ、他方が出力部材２に連結された動力伝達装置において、オイルポンプは、第１の回転部材６と第２の回転部材２とを動力伝達可能に接続し、かつ、回転軸線に直交して半径方向に動作するピストン１１を有するラジアルピストン型ポンプであるとともに、オイルの吐出状態を別々に制御可能なラジアルピストン型ポンプ７，７Ａが複数設けられており、複数のラジアルピストンポンプ７，７Ａにおけるオイル吐出状態を制御することにより、第１の回転部材６と第２の回転部材２との間における動力伝達状態を制御する制御弁２７，２７Ａが設けられている。
【選択図】 図１

Description

この発明は、動力源の出力側に配置される動力伝達装置に関するものである。

従来、車両には動力源が搭載されており、その動力源の出力側には動力伝達装置が配置されている。この動力伝達装置には、クラッチ、変速機、前後進切換装置などの要素が含まれており、各要素の種類および配置位置は、車両性能および車両仕様などの諸元により任意に選択される。このような動力伝達装置を有する車両の一例が、特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された車両にはエンジンが搭載されており、エンジンの出力側に、前後進切換装置およびベルト式無段変速機および最終減速機が配置されている。この前後進切換装置は、遊星歯車装置およびクラッチおよびブレーキを有しており、クラッチおよびブレーキの係合・解放を制御する油圧制御装置が設けられている。

また、ベルト式無段変速機は、プライマリプーリおよびセカンダリプーリおよびベルトを有しており、プライマリプーリの油圧室およびセカンダリプーリの油圧室の油圧が、油圧制御装置により制御される構成となっている。さらに、エンジンのクランクシャフトと、前後進切換装置に連結されたインプットシャフトとの間の動力伝達経路には、トルクコンバータとロックアップクラッチとが並列に設けられている。このトルクコンバータは、クランクシャフトに連結されたポンプインペラと、インプットシャフトに連結されたタービンランナとを有している。このトルクコンバータに供給されるオイル量、およびロックアップクラッチの係合油圧も、前記油圧制御装置により制御される構成となっている。さらに、油圧制御装置は、油圧回路およびソレノイドバルブを有しており、その油圧回路にオイルを供給するオイルポンプが設けられている。このオイルポンプは、ボデーおよびロータを有し、ボデーはトランスアクスルケースに固定され、ロータはポンプインペラと一体的に回転するように連結されている。

上記構成により、エンジンの動力がポンプインペラを経由してロータに伝達されて、オイルポンプが駆動されてオイルが吐出される。そして、ロックアップクラッチが解放されている場合は、エンジンの動力がトルクコンバータに伝達されると、流体の運動エネルギにより動力の伝達がおこなわれる。ロックアップクラッチが係合された場合は、エンジンの動力がトルクコンバータに伝達されると、摩擦力により動力の伝達がおこなわれる。このようにして、エンジンの動力が前後進切換装置に伝達される。なお、オイルポンプを有する動力伝達装置の一例は、特許文献２にも記載されている一方、ラジアル型油圧ポンプの一例が、特許文献３に記載されている。
特開２００１−３２３９７８号公報 特開平１０−２２０５５７号公報 特開２０００−１８６６６４号公報

しかしながら、上記の特許文献１に記載されている動力伝達装置においては、エンジンの動力が、流体伝動機構および前後進切換装置およびベルト式無段変速機を経由して車輪に伝達される構成となっているとともに、流体伝動機構および前後進切換装置およびベルト式無段変速機に供給するオイルを吐出するオイルポンプを別途設ける必要がある。そのため、動力伝達装置の全体としての構成、あるいは動力伝達装置に付随する機器を含めた全体としての構成が大型化し、車載性を向上する場合に改善の余地があった。

この発明は上記事情を背景としてなされたものであって、全体としての小型化を図り、ひいては車両への搭載性を向上させることのできる動力伝達装置を提供することを目的としている。

上記目的を達成するため請求項１の発明は、動力伝達がおこなわれる入力部材および出力部材と、第１の回転部材と第２の回転部材とが相対回転してオイルを吸入および吐出するオイルポンプとを有し、前記第１の回転部材または第２の回転部材のいずれか一方が前記入力部材に連結され、かつ、他方が前記出力部材に連結された動力伝達装置において、前記オイルポンプは、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とを動力伝達可能に接続し、かつ、前記第１の回転部材および前記第２の回転部材の回転軸線に直交して半径方向に動作するピストンを有するラジアルピストン型ポンプであるとともに、オイルの吐出状態を別々に制御可能な前記ラジアルピストン型ポンプが複数設けられており、この複数のラジアルピストン型ポンプにおけるオイル吐出状態を制御することにより、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間における動力伝達状態を制御する制御弁が設けられていることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記第１の回転部材または前記第２の回転部材のいずれか一方には、前記回転軸線を中心として円周方向に形成され、かつ、半径方向に変位されたカム面が複数設けられており、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とが相対回転する場合に、前記複数のラジアルピストン型ポンプの各ピストンが、前記複数のカム面に沿ってそれぞれ半径方向に動作してオイルを吸入および吐出する構成を有しているとともに、前記複数のカム面は前記回転軸線方向に並んで配置されていることを特徴とするものである。

請求項３の発明は、請求項２の構成に加えて、前記複数のカム面のうち、所定のカム面の半径と他のカム面の半径とが異なることを特徴とするものである。

請求項４の発明は、請求項２または３の構成に加えて、前記回転軸線を中心とする円周方向の位相上で、所定のカム面の半径が大きくなるように変位することにともない、他のカム面の半径が小さくなるように変位する構成を有していることを特徴とするものである。各請求項の発明において、入力部材とは、動力の伝達方向で出力部材よりも上流に配置されている部材を意味する。また、請求項３および請求項４には、「所定の」および「他の」が記載されているが、これは、各カム面同士を区別するための用語であり、「所定の」および「他の」の用語自体には、格別の技術的意味はない。

請求項１の発明によれば、入力部材と出力部材との間で、第１の回転部材および第２の回転部材を経由して動力伝達がおこなわれる。また、複数のラジアルピストン型ポンプにおけるオイル吐出状態を制御することにより、入力部材と出力部材との間における動力伝達状態を制御することが可能である。つまり、ラジアルピストン型ポンプが、オイル圧送装置としての機能と、伝動機構としての機能とを兼備しているため、動力源の出力側に、オイルポンプの他に伝動機構を設けずに済む。したがって、動力伝達装置の部品点数が低減され、動力伝達装置を小型化することが可能であり、車載性が向上する。さらに、ラジアルピストン型ポンプが複数設けられているため、オイル吐出状態の総合的な制御モードが増える。

請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得られる他に、複数のラジアルピストン型ポンプを、回転軸線方向の異なる位置に配置することが可能である。

請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の効果を得られる他に、複数のラジアルピストン型ポンプのオイル吐出容量を異ならせることが可能である。

請求項４の発明によれば、請求項２または３の発明と同様の効果を得られる他に、入力部材と出力部材とが円周方向で所定の相対位置関係である場合に、複数のラジアルピストン型ポンプのオイル吐出量が異なる。このため、円周方向で入力部材と出力部材との相対位置関係が変化した場合でも、複数のラジアルピストンポンプの総吐出量の変動量が大きくなることを抑制することができる。したがって、円周方向で入力部材と出力部材との相対位置関係が変化した場合でも、入力部材と出力部材との間で伝達されるトルクの変動量が大きくなることが抑制されるため、動力伝達経路における振動および騒音を低減することが可能である。

つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。この発明は、オイルポンプが、オイル吐出機能と、動力伝達機能とを兼備している構成の動力伝達装置であり、各種の実施例を順次説明する。

図１には、この発明の動力伝達装置を有する車両Ｖｅのパワートレーンおよび制御系統の一例が、模式的に示されている。まず、車両Ｖｅのパワートレーンについて説明すれば、動力源としてのエンジン１が設けられており、エンジントルクが、インプットシャフト２およびベルト式無段変速機３およびデファレンシャル４を経由して車輪５に伝達される構成となっている。前記インプットシャフト２およびベルト式無段変速機３およびデファレンシャル４は、ケーシング６０内に配置されている。

また、エンジン１のクランクシャフト（図示せず）に連結されたシャフト６と、インプットシャフト２とが回転軸線Ａ１を中心として配置されているとともに、シャフト６からインプットシャフト２に至る動力伝達経路に、第１のオイルポンプとしてのオイルポンプ７と、第２のオイルポンプとしてのオイルポンプ７Ａとが設けられている。この実施例では、２基のオイルポンプ７，７Ａとして、共にラジアルピストン型ポンプが用いられている。このオイルポンプ７，７Ａの構成を図２に基づいて説明する。図２は、回転軸線Ａ１を含む平面における正面断面図である。まず、オイルポンプ７の構成について説明すると、オイルポンプ７は、シャフト６に設けられたインナーレース８を有している。このインナーレース８はシャフト６におけるインプットシャフト２側の端部に形成されており、インナーレース８は、回転軸線Ａ１を中心とする円板形状を有している。また、インナーレース８には、円周方向に所定間隔をおいて複数のシリンダ１０が形成されている。各シリンダ１０は、例えば４５度間隔で配置されている。各シリンダ１０は、インナーレース８の外周面に開口された略円柱形状の凹部であり、図２に示すように、各シリンダ１０の軸線Ｂ１と、回転軸線Ａ１とが略直交する構成となっている。

そして、各シリンダ１０内には、円柱形状のピストン１１が各々配置されており、各ピストン１１は軸線Ｂ１方向に往復移動自在に構成されている。つまり、ピストン１１は、インナーレース８の半径方向に移動可能である。また各ピストン１１における外側の端面に凹部１２が形成されている。この凹部１２は半球形状に構成されており、凹部１２によりボール１３が保持されている。このボール１３は凹部１２内で転動可能である。一方、シリンダ１０の奥端面１０Ａとピストン１１との間には油室１４が形成されている。この油室１４には弾性部材１５が設けられており、ピストン１１をシリンダ１０の外に押し出す向きの力が、弾性部材１５からピストン１１に加えられる。

一方、シャフト６には回転軸線方向に吸入油路１６および吐出油路１７，１７Ｄが設けられているとともに、シャフト６の外周面には、３条の環状溝１６Ａ，１７Ａ，１７Ｃが形成されている。この環状溝１６Ａ，１７Ａ，１７Ｃは回転軸線方向の異なる位置に配置されている。そして、吸入油路１６と環状溝１６Ａとが接続され、吐出油路１７と環状溝１７Ａとが接続され、吐出油路１７Ｄと環状溝１７Ｃとが接続されている。ところで、ケーシング６０内には、前記回転軸線Ａ１の半径方向に延ばされた隔壁６１が設けられており、この隔壁６１には軸孔２０が形成されている。この隔壁６１は、回転軸線方向においてエンジン１とオイルポンプ７との間に配置されており、隔壁６１には、吸入油路１８および吐出油路１９，１９Ａが設けられている。また隔壁６１は、回転軸線Ａ１に交差する方向に延ばされており、隔壁６１の軸孔２０内にシャフト６が回転可能に配置されている。吸入油路１８および吐出油路１９，１９Ａは軸孔２０に開口されており、吸入油路１８と環状溝１６Ａとが接続され、吐出油路１９と環状溝１７Ａとが接続され、吐出油路１９Ａと環状溝１７Ｃとが接続されている。

このように、シャフト６が回転している場合、または停止している場合のいずれにおいても、吸入油路１６と吸入油路１８とが接続され、吐出油路１７と吐出油路１９とが接続され、吐出油路１９Ａと環状溝１７Ｃとが接続される構成となっている。さらに、吸入油路１６と吸入油路１８との接続部分、吐出油路１７と吐出油路１９との接続部分、吐出油路１７Ｄと吐出油路１９Ａとの接続部分から、オイルが軸孔２０から漏れることを防止する密封装置２０Ａが設けられている。さらに、図１に示すようにオイルパン２１が設けられており、吸入油路１８はオイルパン２１に接続されている。

さらに、吸入油路１６と油室１４とを連通する油路２２が設けられ、吐出油路１７と油室１４とを連通する油路２３が設けられており、油路２２には逆止弁２４が設けられており、油路２３には逆止弁２５が設けられている。逆止弁２４は、吸入油路１６のオイルが油室１４に吸入されることを許容し、油室１４のオイルが吸入油路１６に逆流することを防止する機能を有している。これに対して、逆止弁２５は、油室１４のオイルが吐出油路１７に吐出されることを許容し、吐出油路１７のオイルが油室１４に逆流することを防止する機能を有している。

一方、前記インプットシャフト２にはアウターレース９が形成されている。アウターレース９は、外向きフランジ３５と、外向きフランジ３５に連続する円筒部３５Ａとを有している。円筒部３５Ａはインナーレース８の外側を取り囲むように配置されているとともに、円筒部３５Ａの内周には、第１のカム面としてのカム面３６が形成されている。図３は、アウターレース９の側面図であり、カム面３６は回転軸線Ａ１を中心とする環状に構成されているとともに、略波形に構成されている。つまり、半径方向の外側に向けて突出するように湾曲した凸部と、半径方向の内側に向けて突出するように湾曲した凹部とが、円周方向で交互に、かつ、連続して配置されている。例えば、凸部同士が４５度間隔で配置され、凹部同士が４５度間隔で配置されている。また、カム面３６の内接円（図示せず）の直径は、インナーレース８の直径よりも大きく設定されている。そして、このカム面３６と、ピストン１１に保持されたボール１３とが接触されているとともに、ボール１３はカム面３６に沿って円周方向に転動可能に構成されている。

つぎに、オイルポンプ７Ａの構成を説明する。オイルポンプ７Ａは、インナーレース８の端面に固定された円板形状のプレート８０を有している。プレート８０は、回転軸線方向で、外向きフランジ３５とインナーレース８との間に配置されている。このプレート８０の外径は、インナーレース８０の外径未満に設定されている。また、プレート８０には、前記吸入油路１６が延ばされており、プレート８０には、回転軸線方向に延ばされた吐出油路１７Ｂが形成されている。この吐出油路１７Ｂは、シャフト６に形成された吐出油路１７Ｄに接続されている。

また、プレート８０には、円周方向に所定間隔をおいて複数のシリンダ１０が形成されている。例えば、各シリンダ１０は４５度間隔で配置されている。各シリンダ１０は、プレート９の外周面に開口された略円柱形状の凹部であり、図２に示すように、各シリンダ１０の軸線Ｂ１と、回転軸線Ａ１とが略直交する構成となっている。そして、各シリンダ１０内には円柱形状のピストン１１が各々配置されており、各ピストン１１は軸線Ｂ１方向に往復移動自在に構成されている。つまり、ピストン１１は、プレート８０の半径方向に移動可能である。

さらに、オイルポンプ７のピストン１１の外径およびシリンダ１０の内径は、オイルポンプ７Ａのピストン１１の外径およびシリンダ１０の内径よりも大きく設定されている。また各ピストン１１における外側の端面に凹部１２が形成されている。この凹部１２は半球形状に構成されており、凹部１２によりボール１３が保持されている。このボール１３は凹部１２内で転動可能である。一方、シリンダ１０の奥端面１０Ａとピストン１１との間には油室１４Ａが形成されている。この油室１４Ａには弾性部材１５が設けられており、ピストン１１をシリンダ１０の外に押し出す向きの力が、弾性部材１５からピストン１１に加えられる。

また、円筒部３５Ａの内周には、第２のカム面としてのカム面３６Ａが形成されている。ここで、前記カム面３６とカム面３６Ａとは回転軸線方向に並んで配置されている。言い換えれば、カム面３６とカム面３６Ａとは回転軸線方向における配置領域が異なっている。また、カム面３６Ａは回転軸線Ａ１を中心とする環状に構成されているとともに、略波形に構成されている。つまり、半径方向の外側に向けて突出するように湾曲した凸部と、半径方向の内側に向けて突出するように湾曲した凹部とが、円周方向で交互に、かつ、連続して配置されている。例えば、凸部同士が４５度間隔で配置され、凹部同士が４５度間隔で配置されている。このように、回転軸線Ａ１に直交する平面内で、カム面３６とカム面３６Ａとは相似形状となっている。

また、カム面３６Ａの外接円（図示せず）の直径は、カム面３６の内接円（図示せず）の直径以下に設定されている。また、カム面３６の内接円の直径は、インナーレース８の直径よりも大きく設定されている。そして、このカム面３６と、ピストン１１に保持されたボール１３とが接触されているとともに、ボール１３はカム面３６に沿って円周方向に転動可能に構成されている。さらにまた、カム面３６の外接円と内接円との差は、カム面３６Ａの外接円と内接円との差よりも大きく設定されている。したがって、オイルポンプ７のピストン１１のストローク量は、オイルポンプ７Ａのピストン１１のストローク量よりも大である。

さらにまた、回転軸線Ａ１を中心とする円周方向の位相上で、例えば、図３で基線Ｃ１から時計方向に向けて、カム面３６の半径が大きくなるように変位することにともない、カム面３６Ａの半径が小さくなるように変位する構成を有している。言い換えれば、円周方向の同一位相上に、カム面３６の最小半径部Ｒ１と、カム面３６Ａの最大半径部Ｒ２とが位置し、円周方向の同一位相上に、カム面３６の最大半径部Ｒ３と、カム面３６Ａの最小半径部Ｒ４とが位置するように、カム面３６，３６Ａの凹部と凸部の位相が設定されている。

さらに、吸入油路１６と油室１４Ａとが油路２２により接続され、吐出油路１７Ｂと油室１４Ａとが油路２３により接続されている。また、油路２２には逆止弁２４が設けられており、油路２３には逆止弁２５が設けられている。逆止弁２４は、吸入油路１６のオイルが油室１４Ａに吸入されることを許容し、油室１４Ａのオイルが吸入油路１６に逆流することを防止する機能を有している。これに対して、逆止弁２５は、油室１４Ａのオイルが吐出油路１７Ｂに吐出されることを許容し、吐出油路１７Ｂのオイルが油室１４Ａに逆流することを防止する機能を有している。

つぎに、オイルポンプ７のオイル吐出状態を制御する装置について説明すると、オイルポンプ７に接続された吐出油路１９から、油圧制御装置２６に至る経路に、制御弁２７が設けられている。制御弁２７は図４に示すように、略直線状に往復移動可能なスプール２８と弾性部材２９と、ソレノイド３０と、プランジャ３０Ａとを有している。弾性部材２９からは、スプール２８を所定の向き、例えば、図４で上向きに付勢する力が加えられる。また、ソレノイド３０に電力を供給すると磁気吸引力が生じて、プランジャ３０Ａを弾性部材２９の力とは逆向きに付勢する。

さらに、スプール２８にはランド３１が形成されているとともに、制御弁２７は吸入ポート３２および吐出ポート３３を有している。吸入ポート３２は吐出油路１９に接続され、吐出ポート３３は、油路３４を経由して油圧制御装置２６に接続されている。さらに、バルブボデーとランド３１の外周面との間にポートＣ１が形成される。そして、弾性部材２９からスプール２８に加えられる力と、プランジャ３０Ａからスプール２８に加えられる力との対応関係により、スプール２８の動作が制御される。このスプール２８の動作により、ポートＣ１の断面積が制御されて、吸入ポート３２から吐出ポート３３に吐出されるオイルの流量が制御される。

さらに、オイルポンプ７Ａのオイル吐出状態を制御する装置を、図４により説明すると、オイルポンプ７Ａに接続された吐出油路１９Ａから、油圧制御装置２６に至る経路に、制御弁２７Ａが設けられている。制御弁２７Ａの構成は、制御弁２７の構成と同じであるため、図４においては、便宜上、制御弁２７と制御弁２７Ａとを共通化して表してあり、吐出油路１９Ａは吸入ポート３２に接続されている。なお、制御弁２７Ａの動作原理は、制御弁２７の動作原理と同じである。

前記エンジン１は、燃料の燃焼による熱エネルギを運動エネルギに変換する動力装置であり、エンジン１としては、例えば内燃機関、具体的には、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジンなどを用いることができる。エンジン１は吸排気装置および燃料噴射装置などを有している。

前記インプットシャフト２からベルト式無段変速機３に至る経路には、前後進切換装置３７が設けられている。前後進切換装置３７は、エンジン１の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、インプットシャフト２の回転方向に対するプライマリシャフト３８の回転方向を切り換える機能を備えている。図１に示す例では、前後進切換装置３７としてダブルピニオン型の遊星歯車機構が採用されている。すなわち、インプットシャフト２と一体回転するサンギヤ３９と、サンギヤ３９と同心状に配置されたリングギヤ４０と、サンギヤ３９に噛合したピニオンギヤ４１と、ピニオンギヤ４１およびリングギヤ４０に噛合した他のピニオンギヤ４２とが設けられ、ピニオンギヤ４１，４２がキャリヤ４３によって、自転かつ公転自在に保持されている。このキャリヤ４３とプライマリシャフト３８とが一体回転するように連結されている。

さらに、インプットシャフト２と、キャリヤ４３とを選択的に連結・解放する前進用クラッチ４４が設けられている。またリングギヤ４０を選択的に固定することにより、インプットシャフト２の回転方向に対するプライマリシャフト３８の回転方向を反転する後進用ブレーキ４５が設けられている。上記前進用クラッチ４４および後進用ブレーキ４５の係合・解放は、油圧制御装置２６により制御される構成となっている。

前記ベルト式無段変速機３は、互いに平行に配置されたプライマリプーリ４６とセカンダリプーリ４７とを有するとともに、プライマリプーリ４６およびセカンダリプーリ４７にはベルト４８が巻き掛けられている。また、プライマリプーリ４６からベルト４８に加えられる挟圧力を制御する油圧サーボ機構４９と、セカンダリプーリ４７からベルト４８に加えられる挟圧力を制御する油圧サーボ機構５０とが設けられている。この油圧サーボ機構４９，５０に供給される圧油の油圧が油圧制御装置２６により制御される構成となっている。

前記プライマリプーリ４６はプライマリシャフト３８と一体回転するように構成され、セカンダリプーリ４７はセカンダリシャフト５１と一体回転するように構成されている。プライマリシャフト３８とセカンダリシャフト５１とは相互に並行に配置され、セカンダリシャフト５１のトルクが、伝動機構５２およびデファレンシャル４を経由して車輪５に伝達される構成となっている。

つぎに、図１に示された車両Ｖｅの制御系統を説明すれば、車両Ｖｅの全体を制御するコントローラとしての電子制御装置５３が設けられている。この電子制御装置５３には、加速要求、制動要求、エンジン回転数、スロットル開度、インプットシャフト２の回転数、プライマリシャフト３８の回転数、セカンダリシャフト５１の回転数、シフトポジションなどの信号が入力される。これに対して、電子制御装置５３からは、油圧制御装置２６を制御する信号、制御弁２７，２７Ａを制御する信号、エンジン１を制御する信号などが出力される。

まず、エンジン１が運転されると、シャフト６のトルクはオイルポンプ７，７Ａを経由してインプットシャフト２に伝達される。なお、オイルポンプ７，７Ａを介在させたトルクの伝達原理は後述する。ここで、シフトポジションとして前進ポジションが選択された場合は、前後進切換装置３７において、前進用クラッチ４４が係合され、かつ後進用ブレーキ４５が解放される。その結果、インプットシャフト２およびキャリヤ４３が一体回転可能に連結されて、インプットシャフト２のトルクがプライマリシャフト３８に伝達される。この場合、インプットシャフト２の回転方向とプライマリシャフト３８の回転方向とが同じになる。これに対して、シフトポジションとして後進ポジションが選択された場合は、後進用ブレーキ４５が係合されて、前進用クラッチ４４が解放される。その結果、リングギヤ４０が反力要素となり、インプットシャフト２のトルクがプライマリシャフト３８に伝達される。この場合、プライマリシャフト３８の回転方向は、インプットシャフト２の回転方向とは逆になる。

一方、ベルト式無段変速機３においては、油圧サーボ機構４９，５０における圧油の供給状態が油圧制御装置２６により制御される。具体的には、油圧サーボ機構４９に供給される圧油の流量が制御されて、プライマリプーリ４６におけるベルト４８の巻き掛け半径、およびセカンダリプーリ４７におけるベルト４８の巻き掛け半径が制御され、ベルト式無段変速機３の変速比、つまり、プライマリシャフト３８の回転速度と、セカンダリシャフト５１の回転速度との比を無段階（連続的）に制御することができる。また、この変速制御に加えて、セカンダリプーリ４７からベルト４８に加える挟圧力が調整されて、ベルト式無段変速機３のトルク容量が制御される。

例えば、車速および加速要求（例えばアクセル開度）などに基づいて、車両における必要駆動力が判断され、その判断結果に基づいて目標エンジン出力が求められる。この目標エンジン出力を最適燃費で達成する目標エンジン回転数および目標エンジントルクが求められ、実エンジン回転数を目標エンジン回転数に近づけるように、ベルト式無段変速機３の変速比が制御される。さらに、ベルト式無段変速機３の変速比の制御と並行して、電子スロットルバルブなどが制御されて、実エンジントルクが目標エンジントルクに近づけられる。上記のようにして、インプットシャフト２のトルクが、前後進切換装置３７およびベルト式無段変速機３を経由して伝動機構５２に伝達されるとともに、伝動機構５２のトルクがデファレンシャル４を経由して車輪５に伝達される。

つぎに、インプットシャフト２とシャフト６との間におけるトルクの伝達原理およびトルク制御方法、言い換えれば、オイルポンプ７，７Ａにおけるトルクの伝達原理、およびオイルポンプ７，７Ａにおける伝達トルクの制御方法を説明し、かつ、オイルポンプ７，７Ａのオイル吐出量の制御について説明する。エンジン１が運転されると、シャフト６を図３の所定方向、例えば、時計方向に回転させる向きのトルクが発生する。この実施例においては、シャフト６とインプットシャフト２との間で伝達されるトルクが、以下のようにして制御される。

まず、オイルポンプ７について説明すると、インナーレース８に取り付けられているボール１３が、弾性部材１５の付勢力により、シリンダ１０の外側に向けて付勢されている。そして、インナーレース８とアウターレース９とが相対回転すると、ボール１３は、アウターレース９のカム面３６に沿って転動するとともに、カム面３６の半径方向の凹凸形状により、ボール１３およびピストン１１が、シリンダ１０内を軸線Ｂ１方向に往復移動する。この実施例では、オイルポンプ７において、各シリンダ１０が４５度間隔で配置され、カム面３６の凸部同士が４５度間隔で配置され、凹部同士が４５度間隔で配置されているため、オイルポンプ７を構成する全てのピストン１１のうち、同一軸線上に位置するピストン１１同士の動作行程が一致する。

このように、ピストン１１がシリンダ１０内を往復移動すると、油室１４の容積が変化する。すなわち、ピストン１１が、軸線Ｂ１に沿って外側に動作すると油室１４の容積が拡大され、ピストン１１が、軸線Ｂ１に沿って内側に動作すると油室１４の容積が縮小される。油室１４の容積が拡大される場合は、油室１４が負圧となる。すると、逆止弁２４が開いて、オイルパン２１のオイルが、吸入油路１８および吸入油路１６を経由して油室１４に吸引される。この場合、逆止弁２５が閉じられるため、吐出油路１７のオイルが油室１４に逆流することはない。

ついで、インナレース８とアウターレース９との相対回転にともない、ピストン１１が内側に動作すると、油室１４の容積が縮小されて、その内部の油圧が上昇する。そして、油室１４の油圧が吸入油路１６の油圧よりも高圧となった場合は、逆止弁２４が閉じられる。その結果、吸入油路１６のオイルが油室１４に吸入されなくなるとともに、油室１４のオイルが吸入油路１６に逆流することが防止される。一方、油室１４の容積の縮小により、その内部の油圧が吐出油路１７の油圧よりも高圧になると、逆止弁２５が開く。その結果、油室１４のオイルは、吐出油路１７および吐出油路１９を経由して、制御弁２７に供給される。以後、ピストン１１が往復運動を繰り返すことにより、オイルポンプ７からオイルが吐出される。

一方、制御弁２７においては、吸入ポート３２と吐出ポート３３との間に形成されたポートＣ１の断面積が制御され、ポートＣ１の断面積に応じて、オイルポンプ７におけるオイル吐出量、具体的には、オイルポンプ７から油圧制御装置２６に供給されるオイル量が制御される。そして、この実施例においては、ソレノイド３０に供給される電力の電流値により、スプール２８の動作が制御され、ポートＣ１の断面積が調整される。このポートＣ１の断面積に応じて、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流通抵抗が変化する。具体的には、ポートＣ１の断面積が拡大されるほど、オイルの流通抵抗が低下し、ポートＣ１の断面積が縮小されるほど、オイルの流通抵抗が増加する。

この吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流通抵抗は、シリンダ１０におけるピストン１１の動作特性に影響を及ぼす。つまり、ピストン１１を内側に押圧する力が同じであった場合、ピストン１１が内側に動作して油室１４の容積を狭める場合は、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流通抵抗が高いほど、油室１４から吐出油路１７に吐出される単位時間あたりのオイル量が低下する。一方、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流通抵抗が低いほど、油室１４から吐出油路１７に吐出される単位時間あたりのオイル量が増加する。

また、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流通抵抗が高いほど、油室１４の油圧が低下しにくく、ピストン１１を内側に動作させるために必要な荷重が増加する。一方、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流通抵抗が低いほど、油室１４の油圧が低下しやすく、ピストン１１を内側に動作させるために必要な荷重が低下する。この実施例においては、インナーレース８とアウターレース９とが相対回転することにより、ボール１３がカム面３６を転動して、アウターレース９からピストン１１を内側に押圧する荷重が加えられる構成となっている。したがって、ピストン１１を内側に動作させるために必要な荷重が高くなるほど、インナーレース８とアウターレース９とを相対回転させるために必要な円周方向の荷重が高くなる。言い換えれば、オイルポンプ７による伝達トルクが上昇する。これとは逆に、ピストン１１を内側に動作させるために必要な荷重が低くなるほど、インナーレース８とアウターレース９とを相対回転させるために必要な円周方向の荷重が低くなり、オイルポンプ７による伝達トルクが低下する。

つぎに、オイルポンプ７Ａについて説明する。このオイルポンプ７Ａの動作原理及びトルク制御原理も、オイルポンプ７の場合と同じである。プレート８０に取り付けられているボール１３が、弾性部材１５の付勢力により、シリンダ１０の外側に向けて付勢されている。そして、インナーレース８とプレート８０とが一体回転して、インプットシャフト２とプレート８０とが相対回転すると、ボール１３がアウターレース９のカム面３６Ａに沿って転動するとともに、カム面３６Ａの半径方向の凹凸形状により、ボール１３およびピストン１１が、シリンダ１０内を軸線Ｂ１方向に往復移動する。

この実施例では、オイルポンプ７Ａにおいて、各シリンダ１０が４５度間隔で配置され、カム面３６Ａの凸部同士が４５度間隔で配置され、凹部同士が４５度間隔で配置されているため、オイルポンプ７Ａを構成する全てのピストン１１のうち、同一軸線上に位置するピストン１１同士の動作行程が一致する。ここで、ピストン１１が外側に動作して油圧室１４Ａが負圧となり、逆止弁２４が開いた場合は、オイルパン２１のオイルが、吸入油路１８および吸入油路１６を経由して油室１４Ａに吸引される。この場合、逆止弁２５が閉じられるため、吐出油路１７Ｂのオイルが油室１４Ａに逆流することはない。

ついで、プレート８０とアウターレース９との相対回転にともない、ピストン１１が内側に動作して、油室１４Ａの油圧が吸入油路１６の油圧よりも高圧となった場合は、逆止弁２４が閉じられる。その結果、吸入油路１６のオイルが油室１４Ａに吸入されなくなるとともに、油室１４Ａのオイルが吸入油路１６に逆流することが防止される。一方、油室１４Ａの容積の縮小により、その内部の油圧が吐出油路１７Ｂの油圧よりも高圧になると、逆止弁２５が開く。その結果、油室１４Ａのオイルは、吐出油路１７Ｂ，１７Ｄおよび吐出油路１９Ａを経由して、制御弁２７Ａに供給される。以後、ピストン１１が往復運動を繰り返すことにより、オイルポンプ７Ａからオイルが吐出される。オイルポンプ７Ａから吐出されたオイルは、制御弁２７Ａに送られる。この制御弁２７Ａにより、オイルポンプ７Ａから油圧制御装置２６に供給されるオイル量が制御される。この制御弁２７Ａの動作原理は制御弁２７の動作原理と同じであり、制御弁２７Ａの機能により、オイルポンプ７Ａにおける伝達トルクが制御される。
する。

以上のように、この実施例においては、オイルポンプ７，７Ａが、オイル圧送装置としての機能と、伝動機構（発進装置）としての機能とを兼備しているため、エンジン１の出力側に、オイルポンプ７，７Ａの他に伝動機構を設けずに済む。したがって、動力伝達装置の部品点数が低減され、動力伝達装置を小型化することが可能であり、車載性が向上する。また、オイルポンプ７，７Ａを、回転軸線方向の異なる位置に配置することが可能である。

また、回転軸線Ａ１を中心とする円周方向の位相上で、カム面３６の半径が大きくなるように変位することにともない、カム面３６Ａの半径が小さくなるように変位する構成を有している。つまり、オイルポンプ７のピストン１１が外側に向けて動作する場合は、オイルポンプ７Ａのピストン１１が内側に向けて動作する。これに対して、オイルポンプ７のピストン１１が内側に向けて動作する場合は、オイルポンプ７Ａのピストン１１が外側に向けて動作する。その結果、オイルポンプ７からオイルの吐出がおこなわれる場合は、オイルポンプ７Ａではオイルの吸引がおこなわれ、オイルポンプ７でオイルの吸引がおこなわれる場合は、オイルポンプ７Ａではオイルの吐出がおこなわれる。

このように、シャフト６とインプットシャフト２とが円周方向で所定の相対位置関係である場合に、オイルポンプ７とオイルポンプ７Ａとのオイル吐出量が異なる。このため、円周方向でシャフト６とインプットシャフト２との相対位置関係が変化した場合でも、オイルポンプ７，７Ａにおけるオイルの総吐出量の変動量が大きくなることを抑制することができる。さらに、円周方向でシャフト６とインプットシャフト２との相対位置関係が変化した場合でも、シャフト６とインプットシャフト２との間で伝達されるトルクの変動量が大きくなることを抑制でき、動力伝達経路における振動および騒音を低減することが可能である。

さらに、この実施例では、オイルポンプ７におけるピストン１１およびシリンダ１０の断面積は、オイルポンプ７Ａにおけるピストン１１およびシリンダ１０の断面積よりも広く設定され、オイルポンプ７におけるピストン１１のストローク量は、オイルポンプ７Ａにおけるピストン１１のストローク量よりも大きくなる。したがって、オイルポンプ７におけるオイル吐出容量の方が、オイルポンプ７Ａにおけるオイル吐出容量よりも多くなる。

このように、オイルポンプ７，７Ａはオイル吐出容量が異なるとともに、車両Ｖｅの運転状態に応じて、オイルポンプ７，７Ａのオイル吐出状態を制御するモードとして、複数の制御モードを選択的に切替可能である。この制御モードの切り替え例を、図５のフローチャートに基づいて説明する。まず、車両Ｖｅの発進時であるか否かが判断され（ステップＳ１）、ステップＳ１で肯定的に判断された場合は、オイルポンプ７からオイルを吐出させ、かつ、オイルポンプ７Ａにおけるオイルの吐出を停止する処理を実行する（ステップＳ２）。このステップＳ２についで、油圧制御装置２６で必要なオイル流量が確保されているか否かが判断され（ステップＳ３）、このステップＳ３で肯定的に判断された場合は、図５に示す制御ルーチンを終了する。これに対して、ステップＳ３で否定的に判断された場合は、オイルポンプ７およびオイルポンプ７Ａからオイルを吐出する処理をおこない（ステップＳ４）、リターンする。

一方、前記ステップＳ１で否定的に判断された場合は、ベルト式無段変速機３で急変速する条件、または、高負荷条件の少なくとも一方が成立したか否かが判断される（ステップＳ５）。ここで、高負荷条件とは、目標エンジン出力が所定値以上であることを意味する。このステップＳ５で肯定的に判断された場合は、ステップＳ２に進む。これに対して、ステップＳ５で否定的に判断された場合は、定常走行する条件、または低負荷条件の少なくとも一成立したか否かが判断される（ステップＳ６）。ここで、定常走行とは、変速比をほぼ一定に維持するような走行を意味し、低負荷とは、目標エンジン出力が所定値未満であることを意味する。そして、ステップＳ６で肯定的に判断された場合は、オイルポンプ７Ａからオイルを吐出させ、かつ、オイルポンプ７におけるオイルの吐出を停止する処理を実行し（ステップＳ７）、この制御ルーチンを終了する。なお、ステップＳ６で否定的に判断された場合も、そのままリターンする。このように、図５の制御例によれば、オイルポンプ７，７Ａの制御モードとして、３種類の制御モードを選択的に切替可能である。

ここで、アウターレース９の製造工程について説明する。被加工物を、フライス盤などを用いて機械加工して、カム面３６，３６Ａを有するアウターレース９を成形することが可能である。ここで、カム面３６の内接円の半径と、カム面３６Ａの外接円の半径とを同一に設定したアウターレース９を成形する場合は、先にカム面３６を加工し、ついで、カム面３９の最小半径部Ｒ１を基準としてカム面３６Ａを加工すれば、カム面３６とカム面３６Ａとの同心度高精度に保持することができ、アウターレース９の加工性が向上する。

つぎに、オイルポンプ７，７Ａの吐出状態を制御する制御弁の他の構成例を、図６に基づいて説明する。この図６に示された制御弁１１０を、図１および図４に示す制御弁２７に代えて用いることが可能である。制御弁１１０は、軸線方向に往復移動自在なスプール１１１と、軸線方向における所定向きの力をスプール１１１に与える弾性部材１１２と、吸入ポート１１３および吐出ポート１１４および制御ポート１１５と、フィードバックポート１１６とを有している。吸入ポート１１３およびフィードバックポート１１６には前記吐出油路１９が接続され、吐出油路１１４には前記油路３４が接続される。

一方、スプール１１１は、ランド１１７，１１８，１１９が形成されており、フィードバックポート１１６の油圧に応じて、スプール１１１を、弾性部材１１２の力とは逆向きに付勢する力が生じる。また、制御ポート１１５の油圧により、弾性部材１１２と同じ向きにスプール１１１を付勢する力が生じる。なお、油路１２０を経由して制御ポート１１５に入力される制御油圧は、油圧制御装置２６で調圧される。

このように構成された制御弁１１０においては、吐出油路１９からフィードバックポート１１６に伝達される油圧に応じてスプール１１１に与えられる力と、弾性部材１１２からスプール１１１に与えられる力および制御ポート１１５の油圧に応じてスプール１１１に与えられる力との対応関係により、軸線方向におけるスプール１１１の動作が制御され、吐出油路１９と油路３４との間に形成されるポートＤ１の断面積、もしく吐出油路１９から油路３４に供給されるオイルの流量が調整される。つまり、吐出油路１９の油圧が上昇すると、フィードバックポート１１６の油圧が上昇して、スプール１１１が図６において上向きに動作する。

このため、ポートＤ１の断面積が拡大されて、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流量が増加し、オイルポンプ７の吐出圧の上昇が抑制される。これに対して、吐出油路１９の油圧が低下すると、フィードバックポート１１６の油圧が低下して、スプール１１１が図６において下向きに動作する。このため、ポートＤ１の断面積が縮小されて、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流量が減少し、オイルポンプ７の吐出圧の低下が抑制される。そして、制御ポート１１５に入力される制御油圧を上昇させると、ポートＤ１の断面積が拡大しにくくなり、オイルポンプ７の吐出圧が低下が抑制されるか、もしくはオイルポンプ７の吐出圧が上昇する。これとは逆に、制御ポート１１５に入力される制御油圧を低下させると、ポートＤ１の断面積が拡大し易くなり、オイルポンプ７の吐出圧が上昇が抑制されるか、もしくはオイルポンプ７の吐出圧が低下する。

さらに、制御弁７Ａに代えて、図６に示す制御弁１１０Ａを用いることが可能である。この制御弁１１０Ａの場合は、吐出油路１９Ａが、吸入ポート１１３およびフィードバックポート１１６に接続される。制御弁１１０Ａのその他の構成および機能は、制御弁１１０とほぼ同じである。したがって、図６においては、制御弁１１０および制御弁１１０Ａを便宜上、共通化して示している。この制御弁１１０Ａの機能により、前述と同様の原理により、オイルポンプ７Ａの吐出圧を制御することが可能である。そして、制御弁１１０，１１０Ａを用いた場合においても、図５に示すフローチャートに基づき、オイルポンプ７，７Ａのオイル吐出状態を制御することが可能である。この場合、電子制御装置５３により制御弁１１０，１１０Ａが制御されることは勿論である。

なお、特に図示しないが、シャフト６にアウターレースおよび複数のカム面を形成し、インプットシャフト２にインナーレースおよびプレートを設けるとともに、そのインナーレースおよびプレートに、それぞれシリンダおよびピストンおよび油圧室などを複数設けるとともに、インプットシャフト２に、これらの油圧室に接続される吸入油路および吐出油路を設ける構成を採用することも可能である。また、ボール１３に代わる転動体、例えば、ローラを有するラジアルピストン型ポンプを用いることも可能である。

ここで、実施例１および実施例２の構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、シャフト６が、この発明の入力部材に相当し、インプットシャフト２が、この発明の出力部材に相当し、インナーレース８およびプレート８０が、この発明の第１の回転部材に相当し、アウターレース９が、この発明の第２の回転部材に相当し、オイルポンプ７，７Ａが、この発明の複数のラジアルピストン型ポンプに相当し、オイルポンプ７，７Ａにおけるオイルの吐出流量および吐出油圧が、この発明のオイルの吐出状態に相当し、カム面３６が、この発明の所定のカム面に相当し、カム面３６Ａが、この発明の他のカム面に相当し、この発明の「動力伝達状態」には、シャフト６とインプットシャフト２との間で伝達されるトルクが含まれる。

この発明の動力伝達装置を有する車両およびその制御系統を示す概念図である。 図１に示されたオイルポンプの構成例を示す正面断面図である。 図２に示されたオイルポンプの構成例を示す側面図である。 図１に示された制御弁の構成を示す図である。 図１の車両で実行可能な制御例を示すフローチャートである。 図１に示された制御弁の他の構成を示す図である。

符号の説明

２…インプットシャフト、 ６…シャフト、 ７，７Ａ…オイルポンプ、 ８…インナーレース、 ９…アウターレース、 １１…ピストン、 ２７，２７Ａ，１１０，１１０Ａ…制御弁、 ３６，３６Ａ…カム面。

Claims (4)

1. 動力伝達がおこなわれる入力部材および出力部材と、第１の回転部材と第２の回転部材とが相対回転してオイルを吸入および吐出するオイルポンプとを有し、前記第１の回転部材または第２の回転部材のいずれか一方が前記入力部材に連結され、かつ、他方が前記出力部材に連結された動力伝達装置において、
   前記オイルポンプは、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とを動力伝達可能に接続し、かつ、前記第１の回転部材および前記第２の回転部材の回転軸線に直交して半径方向に動作するピストンを有するラジアルピストン型ポンプであるとともに、オイルの吐出状態を別々に制御可能な前記ラジアルピストン型ポンプが複数設けられており、この複数のラジアルピストン型ポンプにおけるオイル吐出状態を制御することにより、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間における動力伝達状態を制御する制御弁が設けられていることを特徴とする動力伝達装置。
2. 前記第１の回転部材または前記第２の回転部材のいずれか一方には、前記回転軸線を中心として円周方向に形成され、かつ、半径方向に変位されたカム面が複数設けられており、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とが相対回転する場合に、前記複数のラジアルピストン型ポンプの各ピストンが、前記複数のカム面に沿ってそれぞれ半径方向に動作してオイルを吸入および吐出する構成を有しているとともに、前記複数のカム面は前記回転軸線方向に並んで配置されていることを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。
3. 前記複数のカム面のうち、所定のカム面の半径と他のカム面の半径とが異なることを特徴とする請求項２に記載の動力伝達装置。
4. 前記回転軸線を中心とする円周方向の位相上で、所定のカム面の半径が大きくなるように変位することにともない、他のカム面の半径が小さくなるように変位する構成を有していることを特徴とする請求項２または３に記載の動力伝達装置。

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