JP2010255622A - Fluid supply device for vehicle - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a fluid supply device for a vehicle capable of reducing an output loss required for pump drive without changing the shape of a pump chamber. <P>SOLUTION: The fluid supply device for the vehicle for pressure-feeding fluid by transmitting the rotation of a crank shaft 6 in a decelerated state includes an oil pump P having a pump shaft 26 connected with the crank shaft 6 and a one-way clutch 70 arranged between the pump shaft 26 and the crank shaft 6 for connecting and shutting the transmission of power to the pump shaft 26. <P>COPYRIGHT: (C)2011,JPO&INPIT

Description

この発明は、車両用流体供給装置に関する。   The present invention relates to a vehicle fluid supply apparatus.

従来から、エンジンの潤滑のために用いられるオイルポンプとして、トロコイドポンプなどの容積型のポンプが知られている。このオイルポンプはエンジンの出力軸に連係されたポンプ軸を備え、エンジン回転数の上昇に応じてオイルの吐出量が増加するものである。これに対して、特許文献１に開示されているような可変容量ポンプを用いて吐出量を変化させることも検討されている。   Conventionally, positive displacement pumps such as trochoid pumps are known as oil pumps used for engine lubrication. This oil pump has a pump shaft linked to the output shaft of the engine, and the oil discharge amount increases as the engine speed increases. On the other hand, changing the discharge amount using a variable displacement pump as disclosed in Patent Document 1 has also been studied.

特開２００３−２０１９７６号公報JP 2003-201976 A

ところで、可変容量型ポンプは、ポンプ室の容積を変化させる構造であるため、そのオイルポンプにとって最適なポンプ室の形状となる容積の場合には問題はないが、ポンプ室が最適な形状を取れないような容積となる場合には、キャビテーションなどの課題が生じてしまう。   By the way, since the variable displacement pump has a structure that changes the volume of the pump chamber, there is no problem in the case of the volume that is the optimal pump chamber shape for the oil pump, but the pump chamber can take the optimal shape. If the volume does not exist, problems such as cavitation occur.

そこで、この発明は、ポンプ室の形状を変化させることなく、ポンプ駆動に要する出力損失を減らすことができる車両用流体供給装置を提供することを目的とする。   Therefore, an object of the present invention is to provide a vehicle fluid supply device that can reduce output loss required for driving a pump without changing the shape of the pump chamber.

上記目的を達成するために、請求項１に記載した発明は、エンジン（例えば、実施形態におけるエンジン１）の駆動軸（例えば、実施形態におけるクランクシャフト６）の回転を伝達させることにより流体を圧送する車両用流体供給装置において、前記エンジンの駆動軸に連係されたポンプ軸（例えば、実施形態におけるポンプシャフト２６）を有するポンプ（例えば、実施形態におけるオイルポンプＰ）と、前記ポンプ軸と前記エンジンとの間に設けられ前記ポンプ軸への動力の伝達を接続・遮断するクラッチ（例えば、実施形態におけるワンウェイクラッチ７０）とを備えたことを特徴とする。   In order to achieve the above object, the invention described in claim 1 pumps fluid by transmitting the rotation of a drive shaft (for example, the crankshaft 6 in the embodiment) of an engine (for example, the engine 1 in the embodiment). In the vehicle fluid supply apparatus, the pump (for example, the oil pump P in the embodiment) having a pump shaft (for example, the pump shaft 26 in the embodiment) linked to the drive shaft of the engine, the pump shaft and the engine And a clutch (for example, the one-way clutch 70 in the embodiment) that connects and disconnects transmission of power to the pump shaft.

請求項２に記載した発明は、前記クラッチは前記ポンプの前記ポンプ軸に配置されていることを特徴とする。
請求項３に記載した発明は、前記クラッチは前記ポンプから吐出される流体の圧力によって遮断されることを特徴とする。
請求項４に記載した発明は、前記ポンプから吐出する流体は、前記ポンプの吐出側に設けた液圧弁（例えば、実施形態における油圧弁５０）から排出される流体であることを特徴とする。 The invention described in claim 2 is characterized in that the clutch is disposed on the pump shaft of the pump.
The invention described in claim 3 is characterized in that the clutch is disengaged by the pressure of the fluid discharged from the pump.
The invention described in claim 4 is characterized in that the fluid discharged from the pump is a fluid discharged from a hydraulic valve (for example, the hydraulic valve 50 in the embodiment) provided on the discharge side of the pump.

請求項５に記載した発明は、前記クラッチは前記ポンプ軸とアウタ部材（例えば、実施形態におけるクラッチアウタ７２）との間に設けたカム部材室（例えば、実施形態におけるカム部材収納部８３）内にカム部材（例えば、実施形態におけるカム部材８４）を備え、このカム部材の前記ポンプ軸とのつれ回りによる楔効果により前記ポンプ軸と前記アウタ部材とを接続・遮断するものであり、前記ポンプ軸と前記アウタ部材との間に、前記カム部材のガタツキを防止するバネ（例えば、実施形態におけるコイルスプリング８２）を備えたバネ室（例えば、実施形態におけるスプリング室７８）と前記カム部材による楔作用を解除するための油圧室（例えば、実施形態における油圧室７７）を備えていることを特徴とする。   According to a fifth aspect of the present invention, the clutch is in a cam member chamber (for example, the cam member housing portion 83 in the embodiment) provided between the pump shaft and the outer member (for example, the clutch outer 72 in the embodiment). A cam member (for example, the cam member 84 in the embodiment), and the pump shaft and the outer member are connected and disconnected by a wedge effect due to the cam member rotating with the pump shaft. A spring chamber (e.g., spring chamber 78 in the embodiment) provided with a spring (e.g., coil spring 82 in the embodiment) between the shaft and the outer member to prevent rattling of the cam member, and a wedge by the cam member A hydraulic chamber (for example, the hydraulic chamber 77 in the embodiment) for releasing the action is provided.

請求項６に記載した発明は、前記カム部材室内における前記カム部材を挟んだ前記バネの反対側に、前記カム部材の楔作用を解除させる規制部材（例えば、実施形態における規制部材８６）を設け、この規制部材を前記アウタ部材に一体に設けたことを特徴とする。   The invention described in claim 6 is provided with a regulating member (for example, regulating member 86 in the embodiment) for releasing the wedge action of the cam member on the opposite side of the spring sandwiching the cam member in the cam member chamber. The restriction member is provided integrally with the outer member.

請求項７に記載した発明は、前記ポンプには液圧弁が設けられ、該液圧弁からの排出流体の圧力を前記クラッチに導き前記クラッチを前記ポンプ吐出側圧力が一定値を超えたときに遮断することを特徴とする。
請求項８に記載した発明は、前記液圧弁からの排出流体を前記ポンプに供給するための通路（例えば、実施形態における連通路８０）が前記ポンプ軸内に形成されていることを特徴とする。
請求項９に記載した発明は、前記クラッチ（例えば、実施形態におけるマグネットカップリング７０’）が伝達トルク容量を可変とするカップリングとして作用し前記エンジンからの回転駆動力が伝達される磁性部材からなるポンプ駆動部材（例えば、実施形態におけるオイルポンプドリブンスプロケット２７’）と、このポンプ駆動部材の軸方向に移動可能であって永久磁石（例えば、実施形態における永久磁石Ｍ）を保持する可動部材（例えば、実施形態におけるカップリングロータ１００）とを有し、前記可動部材の軸方向への移動を行うピストン（例えば、実施形態におけるレリーズピストン１１６）と液圧分配室（例えば、実施形態における液圧分配室９７）を備えていることを特徴とする。
請求項１０に記載した発明は、前記カップリングをスリップさせる前記液圧分配室への流体の供給を、前記ポンプ吐出側の流体の圧力により行うことを特徴とする。
請求項１１に記載した発明は、前記ポンプから吐出する流体は、前記ポンプの吐出側に設けた液圧弁（例えば、実施形態における油圧弁５０）から排出される流体であることを特徴とする。
請求項１２に記載した発明は、前記液圧分配室は前記ポンプのポンプ軸（例えば、実施形態におけるポンプシャフト２６’）と同軸に配置され、前記ポンプ室と前記ポンプ駆動部材との間に設けられていることを特徴とする。 According to a seventh aspect of the present invention, the pump is provided with a hydraulic pressure valve, and the pressure of the fluid discharged from the hydraulic pressure valve is guided to the clutch, and the clutch is shut off when the pump discharge side pressure exceeds a certain value. It is characterized by doing.
The invention described in claim 8 is characterized in that a passage (for example, the communication passage 80 in the embodiment) for supplying the fluid discharged from the hydraulic valve to the pump is formed in the pump shaft. .
The invention described in claim 9 is a magnetic member in which the clutch (for example, the magnet coupling 70 ′ in the embodiment) acts as a coupling having a variable transmission torque capacity and to which the rotational driving force from the engine is transmitted. And a movable member (for example, the permanent magnet M in the embodiment) that is movable in the axial direction of the pump driving member (for example, the permanent magnet M in the embodiment). For example, a piston (for example, the release piston 116 in the embodiment) and a hydraulic pressure distribution chamber (for example, the hydraulic pressure in the embodiment) having the coupling rotor 100 in the embodiment and moving the movable member in the axial direction. A distribution chamber 97) is provided.
The invention described in claim 10 is characterized in that the fluid is supplied to the hydraulic pressure distribution chamber for slipping the coupling by the pressure of the fluid on the pump discharge side.
The invention described in claim 11 is characterized in that the fluid discharged from the pump is a fluid discharged from a hydraulic valve (for example, the hydraulic valve 50 in the embodiment) provided on the discharge side of the pump.
According to a twelfth aspect of the present invention, the hydraulic pressure distribution chamber is disposed coaxially with a pump shaft of the pump (for example, a pump shaft 26 ′ in the embodiment), and is provided between the pump chamber and the pump driving member. It is characterized by being.

請求項１に記載した発明によれば、エンジン回転数の増大に伴い増加する流体吐出量（ポンプ回転数）を一定以下に保つことができ、ポンプ駆動に要する出力損失を減らすことができる。
請求項２に記載した発明によれば、クラッチの軸とポンプ軸を共用することにより、構造の簡素化を図ることができる。
請求項３に記載した発明によれば、ポンプの吐出圧によってクラッチの接続・遮断する構造のため、モータ等の他の駆動力も必要とせず低コストで済み、制御が複雑とならず、信頼性を維持できる。
請求項４に記載した発明によれば、液圧弁の設定のみによりポンプの作動を容易に制御できる。
請求項５に記載した発明によれば、楔式のワンウェイクラッチを摺動と油圧とで接続・遮断できるため、構造が複雑とならずに信頼性を維持できる。
請求項６に記載した発明によれば、規制部材によりカム部材の楔作用を解除して吐出量を一定値以下に制限できる。
請求項７に記載した発明によれば、圧力制御弁からの液圧をクラッチの遮断に使用する構造のため、制御が複雑とならず、信頼性を維持できる。
請求項８に記載した発明によれば、ポンプから液圧弁への通路の配置スペースを削減でき、通路の簡素化及び装置の小型化を図ることができる。
請求項９に記載した発明は、カップリングの構造が簡素化すると共にカップリングの小型化を図ることができる。また、永久磁石を非接触式とすることでポンプ駆動部材の摩耗を無くし、耐久性を高められる。
請求項１０に記載した発明によれば、ポンプの吐出圧力をそのままカップリングの伝達トルク変化に用いるため、制御が簡単で信頼性が向上する。
請求項１１に記載した発明によれば、液圧弁の設定のみによりポンプの作動を容易に制御できる。
請求項１２に記載した発明によれば、液圧分配室とポンプ軸とを共用することが可能となるため、構造を簡素化、一体化でき液圧分配室への供給油路を短縮できる。 According to the first aspect of the present invention, the fluid discharge amount (pump rotational speed) that increases with the increase in the engine rotational speed can be kept below a certain level, and the output loss required for driving the pump can be reduced.
According to the invention described in claim 2, the structure can be simplified by sharing the shaft of the clutch and the pump shaft.
According to the invention described in claim 3, since the clutch is connected / disconnected by the discharge pressure of the pump, other driving force such as a motor is not required, and the cost is low, the control is not complicated, and the reliability Can be maintained.
According to the invention described in claim 4, the operation of the pump can be easily controlled only by setting the hydraulic valve.
According to the fifth aspect of the present invention, since the wedge-type one-way clutch can be connected and disconnected by sliding and hydraulic pressure, the structure can be maintained without being complicated.
According to the invention described in claim 6, the wedge action of the cam member can be released by the regulating member, and the discharge amount can be limited to a certain value or less.
According to the seventh aspect of the present invention, since the hydraulic pressure from the pressure control valve is used to disengage the clutch, the control is not complicated and the reliability can be maintained.
According to the eighth aspect of the present invention, the arrangement space of the passage from the pump to the hydraulic valve can be reduced, and the passage can be simplified and the device can be downsized.
According to the ninth aspect of the invention, the structure of the coupling can be simplified and the size of the coupling can be reduced. Moreover, wear of the pump drive member is eliminated by making the permanent magnet non-contact, and durability can be improved.
According to the invention described in claim 10, since the discharge pressure of the pump is used as it is for the transmission torque change of the coupling, the control is simple and the reliability is improved.
According to the invention described in claim 11, the operation of the pump can be easily controlled only by the setting of the hydraulic valve.
According to the twelfth aspect of the present invention, since the hydraulic pressure distribution chamber and the pump shaft can be shared, the structure can be simplified and integrated, and the supply oil path to the hydraulic pressure distribution chamber can be shortened.

この発明の第１、２実施形態の要部後面図である。It is a principal part rear view of 1st, 2nd embodiment of this invention. この発明の第１、２実施形態のエンジンの右側の断面図である。It is sectional drawing of the right side of the engine of 1st, 2nd embodiment of this invention. この発明の第１、２実施形態のエンジンの左側の断面図である。It is sectional drawing of the left side of the engine of 1st, 2nd embodiment of this invention. 第１実施形態の図１の要部拡大断面図である。It is a principal part expanded sectional view of FIG. 1 of 1st Embodiment. 第１実施形態のクラッチが接続状態にある場合の断面図である。It is sectional drawing in case the clutch of 1st Embodiment exists in a connection state. 第１実施形態のクラッチが遮断状態にある場合の断面図である。It is sectional drawing in case the clutch of 1st Embodiment exists in the interruption | blocking state. この発明の第２実施形態の図４に相当する断面図である。It is sectional drawing equivalent to FIG. 4 of 2nd Embodiment of this invention. 図７の部分拡大図である。It is the elements on larger scale of FIG. この発明の第２実施形態のカップリングロータの平面図である。It is a top view of the coupling rotor of 2nd Embodiment of this invention. この発明の第２実施形態のオイルポンプドリブンスプロケットの平面図である。It is a top view of the oil pump driven sprocket of 2nd Embodiment of this invention.

次に、この発明の第１実施形態を図面に基づいて説明する。
図１はクランクシャフト及びオイルポンプの接続状況を示し、図２、図３は自動二輪車のエンジンを示し、このエンジンに車両用流体供給装置が設けられている。エンジン１は四気筒四サイクルエンジンであり、クランクケース２の上部にシリンダブロック３が取り付けられ、シリンダブロック３の上部にはシリンダヘッド４、シリンダヘッドカバー５が取り付けられている。
クランクケース２にはエンジン１の回転駆動力を発生するクランクシャフト６が車幅方向に回転可能に支持され、クランクシャフト６のクランクピン７には四本のコンロッド８を介してピストン９が上下動可能に支持されている。 Next, 1st Embodiment of this invention is described based on drawing.
FIG. 1 shows a connection state between a crankshaft and an oil pump, and FIGS. 2 and 3 show an engine of a motorcycle, which is provided with a vehicle fluid supply device. The engine 1 is a four-cylinder four-cycle engine. A cylinder block 3 is attached to the upper part of the crankcase 2, and a cylinder head 4 and a cylinder head cover 5 are attached to the upper part of the cylinder block 3.
A crankshaft 6 that generates the rotational driving force of the engine 1 is supported on the crankcase 2 so as to be rotatable in the vehicle width direction, and a piston 9 moves up and down on the crankpin 7 of the crankshaft 6 via four connecting rods 8. Supported as possible.

クランクシャフト６の中央のクランクジャーナル１０にはカムチェーンドライブスプロケット１１が設けられ、このカムチェーンドライブスプロケット１１の右側にはオイルポンプドライブスプロケット１２が取り付けられている。
吸気弁１４と排気弁１５を開閉作動させるカム１６，１７は各々カムシャフト１８に取り付けられ、カムシャフト１８にはカムチェーンドリブンスプロケット１９が取り付けられている（図３参照）。これら二つのカムチェーンドリブンスプロケット１９とクランクシャフト６のカムチェーンドライブスプロケット１１にカムチェーン１３が巻回されている。尚、カムチェーン１３には、一対のチェーンガイド２０が当接されて張力が付与されている。 A cam chain drive sprocket 11 is provided in the crank journal 10 in the center of the crankshaft 6, and an oil pump drive sprocket 12 is attached to the right side of the cam chain drive sprocket 11.
Cams 16 and 17 for opening and closing the intake valve 14 and the exhaust valve 15 are each attached to a camshaft 18, and a cam chain driven sprocket 19 is attached to the camshaft 18 (see FIG. 3). A cam chain 13 is wound around the two cam chain driven sprockets 19 and the cam chain drive sprocket 11 of the crankshaft 6. Note that a pair of chain guides 20 are brought into contact with the cam chain 13 to apply tension.

クランクシャフト６にはプライマリドライブギヤ２１が設けられ、このプライマリドライブギヤ２１はメインシャフト２２の図示しないクラッチアウタに接続されたプライマリドリブンブギヤ２３（図２参照）に噛合している。
メインシャフト２２には図示しないギヤ群を介してカウンタシャフト２４が連係され、これらギヤ群とメインシャフト２２とカウンタシャフト２４とによりトランスミッション２５が構成されている。 A primary drive gear 21 is provided on the crankshaft 6, and the primary drive gear 21 meshes with a primary driven gear 23 (see FIG. 2) connected to a clutch outer (not shown) of the main shaft 22.
A counter shaft 24 is linked to the main shaft 22 via a gear group (not shown), and a transmission 25 is constituted by the gear group, the main shaft 22 and the counter shaft 24.

そして、クランクシャフト６のオイルポンプドライブスプロケット１２には、オイルポンプＰのポンプシャフト２６に設けたオイルポンプドリブンスプロケット２７に渡ってクランクシャフト６の回転を減速した状態で伝達させるオイルポンプドライブチェーン２８が巻回されている。クランクシャフト６によってオイルポンプＰが駆動することにより、オイルフィルタ２９により濾過された潤滑油としてのオイルが図示しないメインギャラリからメインシャフト２２、カウンタシャフト２４を経てトランスミッション２５を構成するギヤ群に供給される共にクランクシャフト６に形成されたオイル通路３０及びカムシャフト１８に供給されエンジン１を潤滑している。   The oil pump drive sprocket 12 of the crankshaft 6 has an oil pump drive chain 28 that transmits the rotation of the crankshaft 6 in a decelerated state across an oil pump driven sprocket 27 provided on the pump shaft 26 of the oil pump P. It is wound. When the oil pump P is driven by the crankshaft 6, oil as lubricating oil filtered by the oil filter 29 is supplied from a main gallery (not shown) to the gear group constituting the transmission 25 through the main shaft 22 and the counter shaft 24. In addition, the engine 1 is lubricated by being supplied to the oil passage 30 and the camshaft 18 formed in the crankshaft 6.

図４は車両用流体供給装置を示している。図４に示すように、車両用流体供給装置はオイルポンプＰとワンウェイクラッチ７０とを備えている。オイルポンプＰはトロコイドポンプであって、例えば、五個の凹部を有するアウタロータ３５をケーシング３６内に回転可能に設け、このアウタロータ３５内に凹部に対応して４個の凸部を有するインナロータ３７が偏心回転可能に配置された周知構造の容積ポンプである。   FIG. 4 shows a vehicle fluid supply apparatus. As shown in FIG. 4, the vehicle fluid supply apparatus includes an oil pump P and a one-way clutch 70. The oil pump P is a trochoid pump. For example, an outer rotor 35 having five concave portions is rotatably provided in the casing 36, and an inner rotor 37 having four convex portions corresponding to the concave portions is provided in the outer rotor 35. This is a volumetric pump having a well-known structure arranged to be eccentrically rotatable.

インナロータ３７はポンプシャフト２６の周面の対向する部分を平坦に形成した回り止め部３８に回転不能に装着されている。アウタロータ３５とインナロータ３７との間にはポンプ室３９が形成され、ケーシング３６にはポンプ室３９の容積が最小から最大に変化してゆく側に吸入ポート４０が接続され、ポンプ室３９の容積が最大から最小に変化してゆく側に吐出ポート４１が設けられている。吸入ポート４０にはオイルパン３３（図２参照）に浸漬されたサクションフィルタ３４が取り付けられている。   The inner rotor 37 is non-rotatably attached to a rotation preventing portion 38 that is formed by flattening opposing portions of the peripheral surface of the pump shaft 26. A pump chamber 39 is formed between the outer rotor 35 and the inner rotor 37. A suction port 40 is connected to the casing 36 on the side where the volume of the pump chamber 39 changes from the minimum to the maximum. A discharge port 41 is provided on the side that changes from the maximum to the minimum. A suction filter 34 immersed in an oil pan 33 (see FIG. 2) is attached to the suction port 40.

オイルポンプＰには、オイルポンプＰと同様にポンプシャフト２６に貫通されるバルブブロック４２がボルト４３によって後述する案内通路ブロック４４と共に固定されている。バルブブロック４２はオイルポンプＰの吐出ポート４１に接続される吐出通路４５を形成している。吐出通路４５にはオイルフィルタ２９のイン側４６（図３参照）に接続される吐出配管４７がＯリング４８を介して接続されている。   Similar to the oil pump P, a valve block 42 penetrating the pump shaft 26 is fixed to the oil pump P together with a guide passage block 44 described later by bolts 43. The valve block 42 forms a discharge passage 45 connected to the discharge port 41 of the oil pump P. A discharge pipe 47 connected to the in-side 46 (see FIG. 3) of the oil filter 29 is connected to the discharge passage 45 via an O-ring 48.

吐出通路４５には設定圧でオイルをワンウェイクラッチ７０に導く油圧弁５０が取り付けられている。油圧弁５０はＯリング５１によってシールされた筒状のケース５３を備え、このケース５３内に有底円筒形状の弁本体５４がスプリング５５によって付勢されている。ケース５３には四ヶ所に孔５６が形成され、この孔５６はバルブブロック４２に形成された油圧経路５７に整合している。尚、この油圧弁５０は図２に示すように斜めに取り付けられているが、図４においては図示都合上真っ直ぐ上側に取り付けられている状態で示している。   A hydraulic valve 50 that guides oil to the one-way clutch 70 with a set pressure is attached to the discharge passage 45. The hydraulic valve 50 includes a cylindrical case 53 sealed by an O-ring 51, and a bottomed cylindrical valve body 54 is biased by a spring 55 in the case 53. The case 53 is formed with holes 56 at four locations, and these holes 56 are aligned with a hydraulic path 57 formed in the valve block 42. The hydraulic valve 50 is attached obliquely as shown in FIG. 2, but in FIG. 4, it is shown in a state of being attached straight upward for the sake of illustration.

したがって、弁本体５４が吐出通路４５のオイルから所定の圧力を受け、スプリング５５の付勢力に抗して後退し、弁本体５４の底部５８がケース５３の孔５６の位置に至ると、吐出通路４５のオイルがケース５３の孔５６から油圧経路５７に流れる。
ここで、油圧弁５０はキャップ５９によりバルブブロック４２に固定されており、キャップ５９にはエア抜き用の孔６０が設けられている。 Accordingly, when the valve body 54 receives a predetermined pressure from the oil in the discharge passage 45 and moves backward against the biasing force of the spring 55, and the bottom 58 of the valve body 54 reaches the position of the hole 56 of the case 53, the discharge passage 45 oil flows from the hole 56 of the case 53 to the hydraulic path 57.
Here, the hydraulic valve 50 is fixed to the valve block 42 by a cap 59, and the cap 59 is provided with an air vent hole 60.

バルブブロック４２には、案内通路ブロック４４が前述したボルト４３により固定されている。この案内通路ブロック４４もポンプシャフト２６に貫通されるのもである。したがって、ポンプシャフト２６はオイルポンプＰ、バルブブロック４２及び案内通路ブロック４４を貫通して、これらオイルポンプＰ、バルブブロック４２及び案内通路ブロック４４に対して回転自在に支持される。
案内通路ブロック４４は、バルブブロック４２の油圧経路５７に連通する案内通路６２を有していてこの案内通路６２はポンプシャフト２６の外周面に形成された溝部６３に至っている。尚、６４は案内通路６２の加工用孔６５を閉塞する栓を示す。 A guide passage block 44 is fixed to the valve block 42 by the bolt 43 described above. This guide passage block 44 is also passed through the pump shaft 26. Therefore, the pump shaft 26 passes through the oil pump P, the valve block 42 and the guide passage block 44 and is supported rotatably with respect to the oil pump P, the valve block 42 and the guide passage block 44.
The guide passage block 44 has a guide passage 62 that communicates with the hydraulic passage 57 of the valve block 42, and the guide passage 62 reaches a groove 63 formed on the outer peripheral surface of the pump shaft 26. Reference numeral 64 denotes a plug for closing the processing hole 65 of the guide passage 62.

ポンプシャフト２６の案内通路ブロック４４側の端部は、案内通路ブロック４４から突出すると共に円錐形状に拡径して、この拡径部６７がワンウェイクラッチ７０の一部であるクラッチインナ７１を構成している。
拡径部６７の中央部にはボス部６８が突出形成され、このボス部６８にオイルポンプドリブンスプロケット２７の筒状部２７ａが外側からベアリング６９を介してストッパリング６１により抜け止めされた状態で回転可能に固定されている。オイルポンプドリブンスプロケット２７と拡径部６７との間にクラッチアウタ７２が設けられている。 An end portion of the pump shaft 26 on the guide passage block 44 side protrudes from the guide passage block 44 and expands in a conical shape, and this enlarged diameter portion 67 constitutes a clutch inner 71 which is a part of the one-way clutch 70. ing.
A boss 68 protrudes from the center of the enlarged diameter portion 67, and the cylindrical portion 27 a of the oil pump driven sprocket 27 is prevented from coming off from the outside by a stopper ring 61 via a bearing 69. It is fixed so that it can rotate. A clutch outer 72 is provided between the oil pump driven sprocket 27 and the enlarged diameter portion 67.

図５、図６に示すように、クラッチアウタ７２とクラッチインナ７１とで構成されるワンウェイクラッチ７０は、ポンプシャフト２６とクランクシャフト６との間に設けられ、オイルポンプドリブンスプロケット２７からポンプシャフト２６への動力の伝達を接続・遮断するものである。この実施形態ではポンプシャフト２６とクラッチインナ７１とを一体化している。   As shown in FIGS. 5 and 6, the one-way clutch 70 including the clutch outer 72 and the clutch inner 71 is provided between the pump shaft 26 and the crankshaft 6, and the oil pump driven sprocket 27 to the pump shaft 26. Connects and shuts off the transmission of power to the. In this embodiment, the pump shaft 26 and the clutch inner 71 are integrated.

クラッチアウタ７２の外周にはクラッチインナ７１を内側に囲い込むような外周壁７３が形成されている。外周壁７３から中心部に向かい隔壁７４が三ヶ所設けられている。クラッチインナ７１は、クラッチアウタ７２の外周壁７３の内周面に摺接する三ヶ所の凸部７５を備え、凸部７５間はクラッチアウタ７２の隔壁７４に摺接する弧状部７６により連結されている。クラッチインナ７１の弧状部７６の内側にオイルポンプドリブンスプロケット２７の筒状部２７ａが配置され、オイルポンプドリブンスプロケット２７の筒状部１７ａの内側にポンプシャフト２６のボス部６８が配置されている。   An outer peripheral wall 73 is formed on the outer periphery of the clutch outer 72 so as to surround the clutch inner 71 inside. Three partition walls 74 are provided from the outer peripheral wall 73 toward the center. The clutch inner 71 includes three convex portions 75 that are in sliding contact with the inner peripheral surface of the outer peripheral wall 73 of the clutch outer 72, and the convex portions 75 are connected by an arc-shaped portion 76 that is in sliding contact with the partition wall 74 of the clutch outer 72. . A cylindrical portion 27 a of the oil pump driven sprocket 27 is disposed inside the arc-shaped portion 76 of the clutch inner 71, and a boss portion 68 of the pump shaft 26 is disposed inside the cylindrical portion 17 a of the oil pump driven sprocket 27.

クラッチアウタ７２の隔壁７４によってクラッチインナ７１の弧状部７６とクラッチアウタ７２の外周壁７３との間には右回り方向に順に油圧室７７とスプリング室７８が三組設けられている。各油圧室７７には底部を構成する拡径部６７の底面に溝７９が形成され、この溝７９がポンプシャフト２６の溝部６３に１２０°間隔で振り分けた連通路８０で接続されている。   Three sets of hydraulic chambers 77 and spring chambers 78 are provided in the clockwise direction between the arcuate portion 76 of the clutch inner 71 and the outer peripheral wall 73 of the clutch outer 72 by the partition wall 74 of the clutch outer 72. In each hydraulic chamber 77, a groove 79 is formed on the bottom surface of the enlarged diameter portion 67 constituting the bottom portion, and this groove 79 is connected to the groove portion 63 of the pump shaft 26 by a communication passage 80 distributed at intervals of 120 °.

三ヶ所の連通路８０は互いに等しい圧力を各油圧室７７に伝達させるためにポンプシャフト２６のボス部６８に設けた穿孔８１に各々が連通して等圧化されている。油圧室７７に油圧が作用すると隔壁７４を介してクラッチアウタ７２を右回り方向に回転する力が作用する（図６の状態）。
スプリング室７８には、クラッチアウタ７２を隔壁７４を介して左回りに回動させるように付勢力を付与するコイルスプリング８２が収納されている。 The three communication passages 80 are connected to the perforations 81 provided in the boss portion 68 of the pump shaft 26 in order to transmit equal pressures to the respective hydraulic chambers 77 to be equalized. When hydraulic pressure is applied to the hydraulic chamber 77, a force that rotates the clutch outer 72 clockwise acts via the partition wall 74 (state shown in FIG. 6).
The spring chamber 78 houses a coil spring 82 that applies a biasing force so that the clutch outer 72 is rotated counterclockwise via the partition wall 74.

クラッチインナ７１の凸部７５には、オイルポンプドリブンスプロケット２７の筒状部２７ａとの間にカム部材収納部８３が形成されている。カム部材収納部８３には円筒状のカム部材８４が収納されている。カム部材８４は端面をポンプシャフト２６の軸方向に向けてオイルポンプドリブンスプロケット２７の筒状部２７ａを転がるように収納されている。カム部材収納部８３には扁平な円形状のロックスプリング８５が収納され、このロックスプリング８５はカム部材８４を左回り方向に付勢するものである。   A cam member housing portion 83 is formed between the convex portion 75 of the clutch inner 71 and the cylindrical portion 27 a of the oil pump driven sprocket 27. A cylindrical cam member 84 is accommodated in the cam member accommodating portion 83. The cam member 84 is housed so as to roll the cylindrical portion 27 a of the oil pump driven sprocket 27 with the end face directed in the axial direction of the pump shaft 26. A flat circular lock spring 85 is stored in the cam member storage portion 83, and the lock spring 85 biases the cam member 84 counterclockwise.

カム部材収納部８３は内周側がオイルポンプドリブンスプロケット２７の筒状部２７ａの外周面で構成されており、外周側は左回り方向側ほど径が小さくされた楔面８８を備えている。つまり、カム部材８４はポンプシャフト２６の回転によってつれ回って押圧される方向へ変位すると、オイルポンプドリブンスプロケット２７の筒状部２７ａとカム部材収納部８３の楔面８８とに挟まれる楔効果によってオイルポンプドリブンスプロケット２７とクラッチインナ７１とを一体にする。   The cam member storage portion 83 has an inner peripheral side constituted by the outer peripheral surface of the cylindrical portion 27a of the oil pump driven sprocket 27, and the outer peripheral side has a wedge surface 88 whose diameter is reduced toward the counterclockwise direction. That is, when the cam member 84 is displaced in a direction in which the cam member 84 is rotated and pressed by the rotation of the pump shaft 26, the wedge effect is sandwiched between the cylindrical portion 27 a of the oil pump driven sprocket 27 and the wedge surface 88 of the cam member storage portion 83. The oil pump driven sprocket 27 and the clutch inner 71 are integrated.

カム部材収納部８３にはカム部材８４を挟んでロックスプリング８５とは反対側に規制部材８６が配置されている。規制部材８６はカム部材８４の周面に当接する弧状面８７を備えている。規制部材８６の内側面と外側面は、各々オイルポンプドリブンスプロケット２７の筒状部２７ａとカム部材収納部８３の外周面との間にクリアランスが設けられている。この規制部材８６はクラッチアウタ７２と一体に形成されている。   In the cam member housing 83, a regulating member 86 is disposed on the opposite side of the lock spring 85 with the cam member 84 interposed therebetween. The restricting member 86 includes an arcuate surface 87 that contacts the peripheral surface of the cam member 84. The inner side surface and the outer side surface of the regulating member 86 are each provided with a clearance between the cylindrical portion 27 a of the oil pump driven sprocket 27 and the outer peripheral surface of the cam member storage portion 83. The restricting member 86 is formed integrally with the clutch outer 72.

ここで、クラッチアウタ７２の外周壁７３には油圧室に７７に隣接して段差部８９が形成され、この段差部８９にクラッチインナ７１の凸部７５が係止して、クラッチインナ７１がクラッチアウタ７２に対して右回りに移動するのを一定範囲に制限している。   Here, a stepped portion 89 is formed in the outer peripheral wall 73 of the clutch outer 72 adjacent to the hydraulic chamber 77, and the convex portion 75 of the clutch inner 71 is locked to the stepped portion 89 so that the clutch inner 71 The clockwise movement with respect to the outer 72 is limited to a certain range.

したがって、図５に示すように、クラッチ接続時においては、ポンプシャフト２６につれ回り押圧されることで、カム部材８４がオイルポンプドリブンスプロケット２７の筒状部２７ａとカム部材収納部８３の楔面８８とに挟まれる楔作用を発揮し、クラッチアウタ７２とクラッチインナ７１とが接続され、矢印で示すように、オイルポンプドリブンスプロケット２７の駆動力がポンプシャフト２６に伝達される。
ここで、規制部材８６はカム部材８４が楔作用を発揮する位置にあってもカム部材８４と接触しない位置にあるよう、コイルスプリング８２によって維持される。 Therefore, as shown in FIG. 5, when the clutch is connected, the cam member 84 is pressed around the pump shaft 26, so that the cam member 84 is in the cylindrical portion 27 a of the oil pump driven sprocket 27 and the wedge surface 88 of the cam member storage portion 83. The clutch outer 72 and the clutch inner 71 are connected to each other, and the driving force of the oil pump driven sprocket 27 is transmitted to the pump shaft 26 as indicated by arrows.
Here, the restricting member 86 is maintained by the coil spring 82 so that the cam member 84 is in a position where it does not come into contact with the cam member 84 even if the cam member 84 is in a position where it exerts a wedge action.

また、図６に示すように、オイルポンプＰの回転数が上昇すると共に吐出圧が高くなり、油圧弁５０が設定圧力となって開弁し、油圧弁５０が開弁した際に排出されるオイルポンプＰの吐出オイルの一部が油圧経路５７、案内通路６２を経て三ヶ所の連通路８０から油圧室７７に流れると、コイルスプリング８２とロックスプリング８５を押し縮めるながら隔壁７４が押圧されると共に規制部材８６がカム部材８４を楔作用が解除される方向に押圧する。これにより、クラッチアウタ７２とクラッチインナ７１とが遮断され、オイルポンプドリブンスプロケット２７の筒状部２７ａはロックされなくなり、オイルポンプドリブンスプロケット２７の駆動力はポンプシャフト２６には伝達されない。   Further, as shown in FIG. 6, the number of revolutions of the oil pump P increases and the discharge pressure increases, the hydraulic valve 50 opens at the set pressure, and is discharged when the hydraulic valve 50 is opened. When a part of the oil discharged from the oil pump P flows from the three communication passages 80 to the hydraulic chamber 77 through the hydraulic passage 57 and the guide passage 62, the partition wall 74 is pressed while the coil spring 82 and the lock spring 85 are compressed. At the same time, the restricting member 86 presses the cam member 84 in the direction in which the wedge action is released. Thus, the clutch outer 72 and the clutch inner 71 are disconnected, the cylindrical portion 27a of the oil pump driven sprocket 27 is not locked, and the driving force of the oil pump driven sprocket 27 is not transmitted to the pump shaft 26.

また、ポンプシャフト２６の回転数低下に伴い油圧弁５０の吐出圧が低下し、油圧弁５０が閉鎖すると隔壁７４の押圧が解除されるため、コイルスプリング８２の復元力によりクラッチアウタ７２がクラッチインナ７１に対して左側に回り、再びクラッチアウタ７２とクラッチインナ７１とが接続される。これによりオイルポンプドリブンスプロケット２７の筒状部２７ａはロックされるため、オイルポンプドリブンスプロケット２７の駆動力はポンプシャフト２６に伝達される。
このようにして、油圧弁５０により吐出配管４７の吐出圧力は上昇しないため、オイルポンプＰの駆動力は制限される。 Further, the discharge pressure of the hydraulic valve 50 decreases as the rotational speed of the pump shaft 26 decreases, and when the hydraulic valve 50 is closed, the pressing of the partition wall 74 is released, so that the clutch outer 72 is moved to the clutch inner by the restoring force of the coil spring 82. 71, the clutch outer 72 and the clutch inner 71 are connected again. As a result, the cylindrical portion 27 a of the oil pump driven sprocket 27 is locked, so that the driving force of the oil pump driven sprocket 27 is transmitted to the pump shaft 26.
In this way, the discharge pressure of the discharge pipe 47 is not increased by the hydraulic valve 50, so that the driving force of the oil pump P is limited.

上記第１実施形態によれば、アイドリング時においても油圧系部品へのオイル供給が充分になされるようオイルポンプＰの定格を大きなものに設定したとしても、エンジン回転数が高くなった場合においてはリリーフ弁がなくても吐出圧が設定以上とならないようにすることができ、油圧弁５０からのオイル液圧を有効利用して、オイルポンプＰの駆動を停止させるためにワンウェイクラッチ７０を遮断することができる。よって、エンジン回転数の増大に伴い増加するオイルの吐出量（ポンプ回転数）を一定以下に保つことができ、ポンプ駆動に要する出力損失を減らすことができる。   According to the first embodiment, even when the engine speed is increased even if the rating of the oil pump P is set large so that the oil supply to the hydraulic system components can be sufficiently supplied even during idling. Even if there is no relief valve, it is possible to prevent the discharge pressure from exceeding the set value, and the oil hydraulic pressure from the hydraulic valve 50 is effectively utilized to shut off the one-way clutch 70 in order to stop the driving of the oil pump P. be able to. Therefore, the oil discharge amount (pump rotation speed) that increases as the engine speed increases can be kept below a certain level, and the output loss required for driving the pump can be reduced.

よって、油圧系の部品が増加したため、アイドリング時から必要な油圧を確保できる大型のオイルポンプＰを使用したとしても、エンジン回転数が高い領域まで広いレンジでポンプ駆動力を増大させなくてもよくなる。
また、不必要な回転上昇が無くなることによるキャビテーションの発生防止やリリーフ弁を廃止することによる不必要なオイル戻しによる泡噛み込みでのキャビテーションの発生を防止できるため、キャビテーション発生防止のためのバッファープレート等の配置が必要なくなる。 Therefore, since the number of hydraulic parts has increased, even if a large oil pump P that can secure the required oil pressure from the idling time is used, it is not necessary to increase the pump driving force in a wide range up to a region where the engine speed is high. .
In addition, it prevents the occurrence of cavitation due to the elimination of unnecessary rotation, and prevents the occurrence of cavitation due to bubble entrapment due to unnecessary oil return by eliminating the relief valve. Etc. are no longer necessary.

オイルポンプＰのアウタロータ３５とインナロータ３７で形状されるポンプ室３９の形状を変化させるような可変容量ポンプを用いることなく、最適な状態、つまり定格で使用した状態のままでオイルを供給できるので、キャビテーションを発生させることなく最終的にオイルポンプＰからオイルフィルタ２９を経てメインギャラリに供給されるオイルの吐出量を一定に維持することができる。
ワンウェイクラッチ７０の軸をオイルポンプＰのポンプシャフト２６で共用することにより、構造の簡素化を図ることができる。 Without using a variable capacity pump that changes the shape of the pump chamber 39 formed by the outer rotor 35 and the inner rotor 37 of the oil pump P, oil can be supplied in an optimal state, that is, in a state of being used at a rating. The discharge amount of oil finally supplied from the oil pump P through the oil filter 29 to the main gallery can be kept constant without generating cavitation.
By sharing the shaft of the one-way clutch 70 with the pump shaft 26 of the oil pump P, the structure can be simplified.

また、オイルポンプＰの吐出圧によってワンウェイクラッチ７０を接続・遮断する構造のため、モータ等の他の駆動力を必要とせず制御が複雑とならず、信頼性を維持できる。ここで、オイルポンプＰから吐出するオイルは、オイルポンプＰの吐出側に設けた油圧弁５０から排出されるリリーフオイルであるため、油圧弁５０の設定のみによりオイルポンプＰの作動条件を容易に変更できる。   Further, since the one-way clutch 70 is connected / disconnected by the discharge pressure of the oil pump P, other driving force such as a motor is not required, the control is not complicated, and the reliability can be maintained. Here, since the oil discharged from the oil pump P is relief oil discharged from the hydraulic valve 50 provided on the discharge side of the oil pump P, the operating condition of the oil pump P can be easily set only by setting the hydraulic valve 50. Can change.

ワンウェイクラッチ７０はポンプシャフト２６とクラッチアウタ７２との間に設けたカム部材収納部８３にカム部材８４を備え、このカム部材８４の楔効果によりポンプシャフト２６とクラッチアウタ７２とを接続するものであり、ポンプシャフト２６とクラッチアウタ７２との間に、カム部材８４による楔作用を発揮させるときに規制部材８６の位置をカム部材８４に接しない位置に維持するためのスプリング室７８と、カム部材８４による楔作用を解除するための油圧室７７とを備えているため、楔式のワンウェイクラッチ７０をコイルスプリング８２とオイルとで接続・遮断でき、構造が複雑とならずに信頼性を維持できる。   The one-way clutch 70 is provided with a cam member 84 in a cam member housing portion 83 provided between the pump shaft 26 and the clutch outer 72, and the pump shaft 26 and the clutch outer 72 are connected by the wedge effect of the cam member 84. A spring chamber 78 for maintaining the position of the restricting member 86 at a position not in contact with the cam member 84 when the wedge action by the cam member 84 is exerted between the pump shaft 26 and the clutch outer 72; Since the hydraulic chamber 77 for releasing the wedge action by 84 is provided, the wedge-type one-way clutch 70 can be connected and disconnected by the coil spring 82 and the oil, and the reliability can be maintained without complicating the structure. .

そして、カム部材収納部８３に、カム部材８４を楔作用を発揮させる方向に付勢するロックスプリング８５を設けると共にカム部材８４を挟んだロックスプリング８５の反対側に、カム部材８４の楔作用を解除させる方向へ移動させる規制部材８６を設け、この規制部材８６をクラッチアウタ７２に支持したため、規制部材８６によりカム部材８４の楔作用を発揮させる方向への移動を制限して、油圧弁５０からの圧力が低下するまでワンウェイクラッチ７０を遮断することにより吐出量の均一化を図ることができる。   Then, the cam member housing 83 is provided with a lock spring 85 that urges the cam member 84 in a direction to exert a wedge action, and the wedge action of the cam member 84 is provided on the opposite side of the lock spring 85 across the cam member 84. Since the restricting member 86 that moves in the releasing direction is provided, and the restricting member 86 is supported by the clutch outer 72, the restricting member 86 restricts the movement of the cam member 84 in the direction in which the wedge action is exerted. By disengaging the one-way clutch 70 until the pressure decreases, the discharge amount can be made uniform.

油圧弁５０からのリリーフオイルをワンウェイクラッチ７０の接続・遮断に使用する構造のため、制御が複雑とならず、信頼性を維持できる。また、油圧弁５０のリリーフオイルをオイルポンプＰに供給するための連通路８０がポンプシャフト２６内に形成されているため、オイルポンプＰから油圧弁５０への通路の配置スペースを削減でき、通路の簡素化及び装置の小型化を図ることができる。   Since the relief oil from the hydraulic valve 50 is used to connect / disconnect the one-way clutch 70, the control is not complicated and the reliability can be maintained. Further, since the communication passage 80 for supplying the relief oil of the hydraulic valve 50 to the oil pump P is formed in the pump shaft 26, the arrangement space of the passage from the oil pump P to the hydraulic valve 50 can be reduced. Simplification and downsizing of the apparatus can be achieved.

次に、この発明の第２実施形態を図１から図３を援用し図７に基づいて説明する。
図７はこの実施形態の車両用流体供給装置を示している。
図７に示すように、車両用流体供給装置はオイルポンプＰとマグネットカップリング７０’とを備えている。この実施形態のオイルポンプＰもトロコイドポンプであって、例えば、五個の凹部を有するアウタロータ３５をケーシング３６内に回転可能に設け、このアウタロータ３５内に凹部に対応して４個の凸部を有するインナロータ３７が偏心回転可能に配置された容積ポンプである。 Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
FIG. 7 shows the vehicle fluid supply apparatus of this embodiment.
As shown in FIG. 7, the vehicle fluid supply device includes an oil pump P and a magnet coupling 70 ′. The oil pump P of this embodiment is also a trochoid pump. For example, an outer rotor 35 having five recesses is rotatably provided in the casing 36, and four protrusions corresponding to the recesses are provided in the outer rotor 35. This is a positive displacement pump in which the inner rotor 37 is arranged to be eccentrically rotatable.

インナロータ３７は筒状のポンプシャフト２６’の周面の対向する部分を平坦に形成した回り止め部３８に回転不能に装着されている。アウタロータ３５とインナロータ３７との間にはポンプ室３９が形成され、ケーシング３６にはポンプ室３９の容積が最小から最大に変化してゆく側に吸入ポート４０が接続され、ポンプ室３９の容積が最大から最小に変化してゆく側に吐出ポート４１が設けられている。吸入ポート４０にはオイルパン３３（図２参照）に浸漬されたサクションフィルタ３４が取り付けられている。   The inner rotor 37 is non-rotatably mounted on a rotation preventing portion 38 that is formed by flattening the opposing portions of the circumferential surface of the cylindrical pump shaft 26 '. A pump chamber 39 is formed between the outer rotor 35 and the inner rotor 37. A suction port 40 is connected to the casing 36 on the side where the volume of the pump chamber 39 changes from the minimum to the maximum. A discharge port 41 is provided on the side that changes from the maximum to the minimum. A suction filter 34 immersed in an oil pan 33 (see FIG. 2) is attached to the suction port 40.

オイルポンプＰには、第１実施形態と同様にポンプシャフト２６’に貫通されるバルブブロック４２がボルト４３によって案内通路ブロック４４と共に固定されている。バルブブロック４２はオイルポンプＰの吐出ポート４１に接続される吐出通路４５を形成している。吐出通路４５にはオイルフィルタ２９のイン側４６（図３参照）に接続される吐出配管４７がＯリング４８を介して接続されている。   In the oil pump P, a valve block 42 penetrating through the pump shaft 26 ′ is fixed together with the guide passage block 44 by bolts 43 as in the first embodiment. The valve block 42 forms a discharge passage 45 connected to the discharge port 41 of the oil pump P. A discharge pipe 47 connected to the in-side 46 (see FIG. 3) of the oil filter 29 is connected to the discharge passage 45 via an O-ring 48.

吐出通路４５には設定圧でオイルをマグネットカップリング７０’に導く油圧弁５０が取り付けられている。油圧弁５０はＯリング５１によってシールされた筒状のケース５３を備え、このケース５３内に有底円筒形状の弁本体５４がスプリング５５によって付勢されている。ケース５３には四ヶ所に孔５６が形成され、この孔５６はバルブブロック４２に形成された油圧経路５７に整合している。尚、この油圧弁５０は図２に示すように斜めに取り付けられているが、図７においては図示都合上真っ直ぐ上側に取り付けられている状態で示している。ここで、油圧弁５０はキャップ５９によりバルブブロック４２に固定されており、キャップ５９にはエア抜き用の孔６０が設けられている。尚、５８は弁本体５４の底部を示す。   A hydraulic valve 50 that guides oil to the magnet coupling 70 ′ with a set pressure is attached to the discharge passage 45. The hydraulic valve 50 includes a cylindrical case 53 sealed by an O-ring 51, and a bottomed cylindrical valve body 54 is biased by a spring 55 in the case 53. The case 53 is formed with holes 56 at four locations, and these holes 56 are aligned with a hydraulic path 57 formed in the valve block 42. The hydraulic valve 50 is attached obliquely as shown in FIG. 2, but in FIG. 7, it is shown in a state of being attached directly upward for the sake of illustration. Here, the hydraulic valve 50 is fixed to the valve block 42 by a cap 59, and the cap 59 is provided with an air vent hole 60. Reference numeral 58 denotes the bottom of the valve body 54.

バルブブロック４２には、案内通路ブロック４４が前述したボルト４３により固定されている。この案内通路ブロック４４もポンプシャフト２６’に貫通されている。したがって、ポンプシャフト２６’はオイルポンプＰ、バルブブロック４２及び案内通路ブロック４４を貫通して、これらオイルポンプＰ、バルブブロック４２及び案内通路ブロック４４に対して回転自在に支持される。
案内通路ブロック４４は、バルブブロック４２の油圧経路５７に連通する案内通路６２を有していてこの案内通路６２はポンプシャフト２６’の外周面に形成された溝部６３’に至っている。尚、６４は案内通路６２の加工用孔６５を閉塞する栓を示す。 A guide passage block 44 is fixed to the valve block 42 by the bolt 43 described above. This guide passage block 44 is also passed through the pump shaft 26 '. Accordingly, the pump shaft 26 ′ passes through the oil pump P, the valve block 42 and the guide passage block 44 and is supported rotatably with respect to the oil pump P, the valve block 42 and the guide passage block 44.
The guide passage block 44 has a guide passage 62 that communicates with the hydraulic passage 57 of the valve block 42, and the guide passage 62 reaches a groove 63 'formed on the outer peripheral surface of the pump shaft 26'. Reference numeral 64 denotes a plug for closing the processing hole 65 of the guide passage 62.

ポンプシャフト２６’は、案内通路ブロック４４の貫通部位に、オイルポンプＰ、バルブブロック４２の貫通部位よりも直径が大きい大径部９０を備えている。ポンプシャフト２６’の内部には、オイルポンプドリブンスプロケット２７（この第２実施形態では磁性部材からなる）のシャフト９１が挿通され、ポンプシャフト２６’の両端内周部に設けたベアリング９２，９２を介して、このオイルポンプドリブンスプロケット２７のシャフト９１が回転可能に支持されている。シャフト９１はポンプシャフト２６’端部から突出しストッパリング９３によりポンプシャフト２６’から抜け止めされている。ここで、ポンプシャフト２６’のオイルポンプドリブンスプロケット２７側の端部には筒状のボス部１０７が形成され、このボス部１０７の周囲に固定したストッパリング９３によって後述する液圧分配室９７の後壁９８を抜け止め固定している。尚、１２２はスラストワッシャを示す。   The pump shaft 26 ′ is provided with a large-diameter portion 90 having a diameter larger than that of the oil pump P and the valve block 42 at the penetration portion of the guide passage block 44. Inside the pump shaft 26 ', a shaft 91 of an oil pump driven sprocket 27 (made of a magnetic member in this second embodiment) is inserted, and bearings 92, 92 provided at inner peripheral portions at both ends of the pump shaft 26' are provided. Thus, the shaft 91 of the oil pump driven sprocket 27 is rotatably supported. The shaft 91 protrudes from the end of the pump shaft 26 ′ and is prevented from being detached from the pump shaft 26 ′ by a stopper ring 93. Here, a cylindrical boss portion 107 is formed at an end of the pump shaft 26 ′ on the oil pump driven sprocket 27 side, and a stopper ring 93 fixed around the boss portion 107 is used for a hydraulic pressure distribution chamber 97 described later. The rear wall 98 is secured and secured. Reference numeral 122 denotes a thrust washer.

ポンプシャフト２６’の内部には通路９４がベアリング９２，９２の配置部位に渡って軸方向に設けられている。通路９４はオイルポンプドリブンスプロケット２７側が開放されているが、栓９９で閉塞されている。通路９４のオイルポンプＰ側は、ベアリング９２の配置部位を跨ぐようにしてオイルポンプＰのケーシング３６の内壁、ポンプシャフト２６’及びシャフト９１を貫いて設けられた連通路９５からポンプ室３９に連通し、通路９４のオイルポンプドリブンスプロケット２７側は、ポンプシャフト２６’に設けた連通路９６を介してベアリング９２の配置部位に至っている。   Inside the pump shaft 26 ′, a passage 94 is provided in the axial direction over the locations where the bearings 92, 92 are arranged. The passage 94 is open on the oil pump driven sprocket 27 side, but is closed with a plug 99. The oil pump P side of the passage 94 communicates with the pump chamber 39 from a communication passage 95 provided through the inner wall of the casing 36 of the oil pump P, the pump shaft 26 ′, and the shaft 91 so as to straddle the arrangement portion of the bearing 92. Then, the oil pump driven sprocket 27 side of the passage 94 reaches the arrangement portion of the bearing 92 via the communication passage 96 provided in the pump shaft 26 '.

図８〜１０に示すように、ポンプシャフト２６’の大径部９０の外周にはカップリングロータ１００がポンプシャフト２６’の軸方向にストロークできるようにスプライン嵌合によって取り付けられ、ストッパリング１０１によりオイルポンプＰ側へのストロークが規制されている。尚、カップリングロータ１００はスプリングＳによりオイルポンプドリブンスプロケット２７側に付勢されている。
カップリングロータ１００はポンプシャフト２６’にスプライン嵌合する嵌合部１０２と、この嵌合部１０２から立ち上がる環状の立ち上げ壁１０８と嵌合部１０２よりも径の大きな筒状の拡径部１０３と、この拡径部１０３の周囲に設けたフランジ部１０４を備えている。 As shown in FIGS. 8 to 10, the coupling rotor 100 is attached to the outer periphery of the large-diameter portion 90 of the pump shaft 26 ′ by spline fitting so that it can stroke in the axial direction of the pump shaft 26 ′. The stroke to the oil pump P side is regulated. The coupling rotor 100 is biased toward the oil pump driven sprocket 27 by a spring S.
The coupling rotor 100 includes a fitting portion 102 that is spline-fitted to the pump shaft 26 ′, an annular rising wall 108 that rises from the fitting portion 102, and a cylindrical enlarged diameter portion 103 that has a larger diameter than the fitting portion 102. And a flange portion 104 provided around the enlarged diameter portion 103.

フランジ部１０４はオイルポンプドリブンスプロケット２７と対向するように設けられ、フランジ部１０４には周方向に所定角度で振り分けた凹部１０５がオイルポンプドリブンスプロケット２７に対向するように８箇所設けられ、この凹部１０５に永久磁石Ｍを保持している。
また、図１０に示すように、カップリングロータ１００の永久磁石Ｍに対応するように、オイルポンプドリブンスプロケット２７には、永久磁石Ｍの配置径に沿って周方向に所定角度で振り分けた８箇所に孔１０６（図７，図８に示さず）が形成されている。 The flange portion 104 is provided so as to face the oil pump driven sprocket 27, and the flange portion 104 is provided with eight concave portions 105 distributed at a predetermined angle in the circumferential direction so as to face the oil pump driven sprocket 27. A permanent magnet M is held at 105.
Further, as shown in FIG. 10, the oil pump driven sprocket 27 has eight locations distributed at a predetermined angle in the circumferential direction along the arrangement diameter of the permanent magnet M so as to correspond to the permanent magnet M of the coupling rotor 100. A hole 106 (not shown in FIGS. 7 and 8) is formed in the surface.

カップリングロータ１００はオイルポンプドリブンスプロケット２７側のストロークエンドに位置している場合（カップリング伝達トルク最大状態）において、永久磁石Ｍを含めてオイルポンプドリブンスプロケット２７に接触しないようになっている。具体的には、カップリングロータ１００とオイルポンプドリブンスプロケット２７との間には、カップリング伝達トルク最大状態で隙間Ｃができるようになっている。この隙間Ｃは、オイルポンプドリブンスプロケット２７が回転駆動した場合に、永久磁石Ｍの磁力によりオイルポンプドリブンスプロケット２７、正確にはオイルポンプドリブンスプロケット２７の孔１０６が形成されていない部分に引き寄せられたカップリングロータ１００がオイルポンプドリブンスプロケット２７と連れ回るような吸着力を発揮できる程度の隙間Ｃである。   When the coupling rotor 100 is positioned at the stroke end on the oil pump driven sprocket 27 side (maximum coupling transmission torque), the coupling rotor 100 is prevented from contacting the oil pump driven sprocket 27 including the permanent magnet M. Specifically, a gap C is created between the coupling rotor 100 and the oil pump driven sprocket 27 in the maximum coupling transmission torque state. When the oil pump driven sprocket 27 is driven to rotate, the gap C is attracted to the oil pump driven sprocket 27, more precisely, the portion where the hole 106 of the oil pump driven sprocket 27 is not formed by the magnetic force of the permanent magnet M. The clearance C is such that the coupling rotor 100 can exert an adsorption force that rotates with the oil pump driven sprocket 27.

ここで、オイルポンプドリブンスプロケット２７に孔１０６が設けられているため、オイルポンプドリブンスプロケット２７のカップリングロータ１００に対する相対回転によって、永久磁石Ｍが孔１０６の部分に向かおうとすると、オイルポンプドリブンスプロケット２７の孔１０６の形成されていない部分に永久磁石Ｍが引き寄せられて止まろうとするため、オイルポンプドリブンスプロケット２７にカップリングロータ１００が追従して回転する。つまり、隣り合う孔１０６の間の部分が、カップリングロータ１００の永久磁石Ｍが配置された部分に対応して間欠的に配置されていれば、カップリングロータ１００とオイルポンプドリブンスプロケット２７とを接続状態とできる。   Here, since the hole 106 is provided in the oil pump driven sprocket 27, when the permanent magnet M tries to move toward the hole 106 due to the relative rotation of the oil pump driven sprocket 27 with respect to the coupling rotor 100, the oil pump driven sprocket 27. Since the permanent magnet M is attracted to the portion of the sprocket 27 where the hole 106 is not formed and tries to stop, the coupling rotor 100 rotates following the oil pump driven sprocket 27. That is, if the portion between the adjacent holes 106 is intermittently disposed corresponding to the portion where the permanent magnet M of the coupling rotor 100 is disposed, the coupling rotor 100 and the oil pump driven sprocket 27 are connected. Can be connected.

カップリングロータ１００の大径部９０の立ち上げ壁１０８は、ポンプシャフト２６’の大径部９０とボス部１０７との境界部分に位置している。この立ち上げ壁１０８と大径部９０の端面とボス部１０７とオイルポンプドリブンスプロケット２７とで囲まれる部分に、カップリングロータ１００をポンプシャフト２６’のオイルポンプＰ側の軸方向へ移動させる液圧分配室９７が設けられている。したがって、液圧分配室９７はポンプシャフト２６’と同軸に、ポンプ室３９とオイルポンプドリブンスプロケット２７との間に形成されている。
後壁９８に対向して液圧分配室９７には前壁１１０がポンプシャフト２６’の大径部９０の端面にピン１１１により取り付けられている。前壁１１０は周囲にカップリングロータ１００の拡径部１０３の内周壁に接する筒状部１１２を備え、この筒状部１１２の内周壁に、後壁９８の周縁にポンプシャフト２６’の軸方向に向かって設けたフランジ１１３が密接してストッパ１１４により固定されている。 The rising wall 108 of the large diameter portion 90 of the coupling rotor 100 is located at the boundary portion between the large diameter portion 90 and the boss portion 107 of the pump shaft 26 ′. Liquid that moves the coupling rotor 100 in the axial direction of the pump shaft 26 ′ on the oil pump P side in a portion surrounded by the rising wall 108, the end face of the large diameter portion 90, the boss portion 107, and the oil pump driven sprocket 27. A pressure distribution chamber 97 is provided. Accordingly, the hydraulic pressure distribution chamber 97 is formed between the pump chamber 39 and the oil pump driven sprocket 27 coaxially with the pump shaft 26 ′.
A front wall 110 is attached to the end face of the large-diameter portion 90 of the pump shaft 26 ′ by a pin 111 in the hydraulic pressure distribution chamber 97 so as to face the rear wall 98. The front wall 110 includes a cylindrical portion 112 in contact with the inner peripheral wall of the enlarged diameter portion 103 of the coupling rotor 100 around the front wall 110. A flange 113 provided toward the end is closely fixed by a stopper 114.

後壁９８には周方向に４箇所のピストン孔１１５が形成され、このピストン孔１１５に有底円筒形のレリーズピストン１１６が開口部をオイルポンプドリブンスプロケット２７側に向けて収納されている。このレリーズピストン１１６の底壁１１７がカップリングロータ１００の立ち上げ壁１０８を押圧することにより、カップリングロータ１００がオイルポンプＰ側にストロークし、オイルポンプドリブンスプロケット２７からカップリングロータ１００を引き離してマグネットカップリング７０’をカップリング伝達トルク最小状態とする。   The rear wall 98 is formed with four piston holes 115 in the circumferential direction, and a bottomed cylindrical release piston 116 is accommodated in the piston hole 115 with the opening directed toward the oil pump driven sprocket 27 side. When the bottom wall 117 of the release piston 116 presses the rising wall 108 of the coupling rotor 100, the coupling rotor 100 strokes toward the oil pump P side, and the coupling rotor 100 is pulled away from the oil pump driven sprocket 27. The magnet coupling 70 'is set to the coupling transmission torque minimum state.

ここで、ポンプシャフト２６’の大径部９０には、ポンプシャフト２６’の軸方向に延びオイルポンプドリブンスプロケット２７側の端面で開口する連通路１１８が形成され、液圧分配室９７内に開口する前壁１１０の供給孔１１９に連通している。
ポンプシャフト２６’の大径部９０の溝部６３’は連通路１１８に接続される接続通路１２０を備えている。したがって、油圧弁５０から排出され案内通路ブロック４４の案内通路６２から供給される作動油は、溝部６３’、接続通路１２０、連通路１１８、供給孔１１９を経て、液圧分配室９７内のレリーズピストン１１６内に供給され伝達トルク容量を減少させる。
ここで、レリーズピストン１１６の外周にはシールリング１２１が装着され、シールリング１２１が摺動面の作動油の漏れを抑制する。また、レリーズピストン１１６のオイルポンプドリブンスプロケット２７側へのスラスト移動はストッパリング９３により抜け止めされた後壁９８により限定される。 Here, the large-diameter portion 90 of the pump shaft 26 ′ is formed with a communication path 118 that extends in the axial direction of the pump shaft 26 ′ and opens at the end face on the oil pump driven sprocket 27 side, and opens into the hydraulic pressure distribution chamber 97. The front wall 110 communicates with the supply hole 119.
The groove 63 ′ of the large-diameter portion 90 of the pump shaft 26 ′ includes a connection passage 120 connected to the communication passage 118. Accordingly, the hydraulic oil discharged from the hydraulic valve 50 and supplied from the guide passage 62 of the guide passage block 44 passes through the groove portion 63 ′, the connection passage 120, the communication passage 118, and the supply hole 119, and the release in the hydraulic pressure distribution chamber 97. The torque supplied to the piston 116 is reduced.
Here, a seal ring 121 is attached to the outer periphery of the release piston 116, and the seal ring 121 suppresses leakage of hydraulic oil on the sliding surface. Further, the thrust movement of the release piston 116 toward the oil pump driven sprocket 27 is limited by the rear wall 98 that is prevented from coming off by the stopper ring 93.

したがって、図７に示すように、カップリング伝達トルク最大状態においては、オイルポンプドリブンスプロケット２７に対してカップリングロータ１００の永久磁石Ｍが引き寄せられることにより、オイルポンプドリブンスプロケット２７とカップリングロータ１００との距離が最小となり、カップリングロータ１００がスプライン嵌合しているポンプシャフト２６’にオイルポンプドリブンスプロケット２７の駆動力が伝達される。
ここで、カップリング伝達トルク最大状態では、永久磁石Ｍを含め、カップリングロータ１００はオイルポンプドリブンスプロケット２７に接触せず、隙間Ｃを有しているため、カップリングロータ１００及びオイルポンプドリブンスプロケット２７は摩耗しない。 Therefore, as shown in FIG. 7, in the coupling transmission torque maximum state, the permanent magnet M of the coupling rotor 100 is attracted to the oil pump driven sprocket 27, so that the oil pump driven sprocket 27 and the coupling rotor 100 are attracted. And the driving force of the oil pump driven sprocket 27 is transmitted to the pump shaft 26 ′ in which the coupling rotor 100 is spline-fitted.
Here, in the maximum coupling transmission torque state, the coupling rotor 100 including the permanent magnet M does not contact the oil pump driven sprocket 27 and has a gap C. Therefore, the coupling rotor 100 and the oil pump driven sprocket are included. 27 does not wear.

この状態で、オイルポンプＰの回転数が上昇すると共に吐出圧が高くなり、油圧弁５０が設定圧力となって開弁し、油圧弁５０から排出されるオイルポンプＰの吐出オイルの一部が油圧経路５７、案内通路６２を経て、溝部６３’、接続通路１２０、連通路１１８、供給孔１１９から液圧分配室９７に流れると、レリーズピストン１１６が前壁１１０のピストン孔１１５に押し込まれるため、立ち上げ壁１０８が押圧されたカップリングロータ１００がオイルポンプＰ側に押圧される。   In this state, the rotational speed of the oil pump P increases and the discharge pressure increases, the hydraulic valve 50 opens at the set pressure, and a part of the oil discharged from the oil pump P is discharged. The release piston 116 is pushed into the piston hole 115 of the front wall 110 when it flows from the groove 63 ′, the connection path 120, the communication path 118, and the supply hole 119 to the hydraulic pressure distribution chamber 97 through the hydraulic path 57 and the guide path 62. Then, the coupling rotor 100 whose pressing wall 108 is pressed is pressed toward the oil pump P side.

これにより、オイルポンプドリブンスプロケット２７とカップリングロータ１００とが離れるため、永久磁石Ｍから作用するオイルポンプドリブンスプロケット２７への磁気力が低下し、オイルポンプドリブンスプロケット２７とカップリングロータ１００との間に回転速度差が生ずる。よって、オイルポンプドリブンスプロケット２７は回転をするが、カップリングロータ１００の回転数が低下することにより、オイルポンプドリブンスプロケット２７のポンプシャフト２６’への伝達駆動力は低下する。このとき、オイルポンプドリブンスプロケット２７のシャフト９１はポンプシャフト２６’内で速度差を生じながら回転する。   As a result, the oil pump driven sprocket 27 and the coupling rotor 100 are separated from each other, so that the magnetic force applied to the oil pump driven sprocket 27 acting from the permanent magnet M is reduced, and the oil pump driven sprocket 27 and the coupling rotor 100 are separated. A rotational speed difference occurs. Therefore, although the oil pump driven sprocket 27 rotates, the transmission driving force to the pump shaft 26 ′ of the oil pump driven sprocket 27 decreases due to a decrease in the rotational speed of the coupling rotor 100. At this time, the shaft 91 of the oil pump driven sprocket 27 rotates while producing a speed difference in the pump shaft 26 '.

ポンプシャフト２６’の回転数低下に伴い油圧弁５０の吐出圧が低下し、油圧弁５０が閉鎖しレリーズピストン１１６がオイルポンプドリブンスプロケット２７側に戻り、そのためカップリングロータ１００の永久磁石Ｍの磁気力による引きずり力が増加すると、再びオイルポンプドリブンスプロケット２７の回転トルクのポンプシャフト２６’に対する伝達容量が増大することで、ポンプシャフト２６’の回転数が増加する。
このように、油圧弁５０により吐出配管４７の吐出圧力は上昇しないため、オイルポンプＰの駆動力は設定圧力範囲内に制限される。 As the rotational speed of the pump shaft 26 ′ decreases, the discharge pressure of the hydraulic valve 50 decreases, the hydraulic valve 50 closes, and the release piston 116 returns to the oil pump driven sprocket 27 side, so that the magnet of the permanent magnet M of the coupling rotor 100 When the drag force due to the force increases, the transmission capacity of the rotational torque of the oil pump driven sprocket 27 to the pump shaft 26 'increases again, so that the rotational speed of the pump shaft 26' increases.
Thus, since the discharge pressure of the discharge pipe 47 is not increased by the hydraulic valve 50, the driving force of the oil pump P is limited within the set pressure range.

上記第２実施形態によれば、アイドリング時においても油圧系部品へのオイル供給が充分になされるようオイルポンプＰの定格を大きなものに設定したとしても、エンジン回転数が高くなった場合においてはリリーフ弁がなくても吐出圧が設定以上とならないようにすることができ、油圧弁５０からのオイル液圧を有効利用して、オイルポンプＰの駆動による吐出圧力を制限するためにマグネットカップリング７０’の容量を自動調整することができる。よって、エンジン回転数の増大に伴い増加するオイルの吐出量（ポンプ回転数）を一定以下に保つことができ、ポンプ駆動に要する出力損失を減らすことができる。   According to the second embodiment, even when the engine speed is increased even when the oil pump P is set to a large rating so that the oil is sufficiently supplied to the hydraulic system parts even during idling. Even if there is no relief valve, it is possible to prevent the discharge pressure from exceeding the set value, and to effectively use the oil hydraulic pressure from the hydraulic valve 50, a magnetic coupling is used to limit the discharge pressure by driving the oil pump P. The capacity of 70 'can be automatically adjusted. Therefore, the oil discharge amount (pump rotation speed) that increases as the engine speed increases can be kept below a certain level, and the output loss required for driving the pump can be reduced.

よって、油圧系の部品が増加したため、アイドリング時から必要な油圧を確保できる大型のオイルポンプＰを使用したとしても、エンジン回転数が高い領域まで広いレンジでポンプ駆動力を増大させなくてもよくなる。
また、不必要な回転上昇が無くなることによるキャビテーションの発生防止やリリーフ弁を廃止することによる不必要なオイル戻しによる泡噛み込みでのキャビテーションの発生を防止できるため、キャビテーション発生防止のためのバッファープレート等の配置が必要なくなる。 Therefore, since the number of hydraulic parts has increased, even if a large oil pump P that can secure the required oil pressure from the idling time is used, it is not necessary to increase the pump driving force in a wide range up to a region where the engine speed is high. .
In addition, it prevents the occurrence of cavitation due to the elimination of unnecessary rotation, and prevents the occurrence of cavitation due to bubble entrapment due to unnecessary oil return by eliminating the relief valve. Etc. are no longer necessary.

オイルポンプＰのアウタロータ３５とインナロータ３７で形状されるポンプ室３９の形状を変化させるような可変容量ポンプを用いることなく、最適な状態、つまり定格で使用した状態のままでオイルを供給できるので、キャビテーションを発生させることなく最終的にオイルポンプＰからオイルフィルタ２９を経てメインギャラリに供給されるオイルの吐出量を一定に維持することができる。
マグネットカップリング７０’の軸をオイルポンプＰのポンプシャフト２６’で共用することにより、構造の簡素化を図ることができる。 Without using a variable capacity pump that changes the shape of the pump chamber 39 formed by the outer rotor 35 and the inner rotor 37 of the oil pump P, oil can be supplied in an optimal state, that is, in a state of being used at a rating. The discharge amount of oil finally supplied from the oil pump P through the oil filter 29 to the main gallery can be kept constant without generating cavitation.
By sharing the shaft of the magnet coupling 70 ′ with the pump shaft 26 ′ of the oil pump P, the structure can be simplified.

また、オイルポンプＰの吐出圧によってマグネットカップリング７０’の容量を自動調整する構造のため、モータ等の他の駆動力を必要とせず制御が複雑とならず、信頼性を維持できる。ここで、オイルポンプＰから吐出するオイルは、オイルポンプＰの吐出側に設けた油圧弁５０から排出されるオイルであるため、油圧弁５０の設定のみによりオイルポンプＰの作動条件を容易に変更できる。   Further, since the capacity of the magnet coupling 70 ′ is automatically adjusted by the discharge pressure of the oil pump P, other driving force such as a motor is not required, the control is not complicated, and the reliability can be maintained. Here, since the oil discharged from the oil pump P is oil discharged from the hydraulic valve 50 provided on the discharge side of the oil pump P, the operating condition of the oil pump P can be easily changed only by setting the hydraulic valve 50. it can.

マグネットカップリング７０’はエンジン１からの回転駆動力が伝達される磁性部材からなるオイルポンプドリブンスプロケット２７と、このオイルポンプドリブンスプロケット２７に対して軸方向に移動可能で永久磁石Ｍを保持するカップリングロータ１００とを有し、カップリングロータ１００のポンプシャフト２６’方向への移動を行う液圧分配室９７を備えているため、マグネットカップリング７０’の構造が簡素化すると共にマグネットカップリング７０’の小型化を図ることができる。また、永久磁石Ｍを非接触式とすることでオイルポンプドリブンスプロケット２７の摩耗を無くし、耐久性を高められる。   The magnet coupling 70 ′ is an oil pump driven sprocket 27 made of a magnetic member to which the rotational driving force from the engine 1 is transmitted, and a cup that is movable in the axial direction with respect to the oil pump driven sprocket 27 and holds the permanent magnet M. And a hydraulic pressure distribution chamber 97 that moves the coupling rotor 100 in the direction of the pump shaft 26 ′, the structure of the magnet coupling 70 ′ is simplified and the magnet coupling 70 is provided. 'Can be miniaturized. Further, by making the permanent magnet M non-contact, the wear of the oil pump driven sprocket 27 is eliminated, and the durability can be enhanced.

マグネットカップリング７０’の伝達トルク容量を変化させる液圧分配室９７への作動油の供給を、オイルポンプＰの吐出側のオイルの圧力により行い、オイルポンプＰの吐出圧力をそのままマグネットカップリング７０’の伝達トルク容量変化に用いるため、制御が簡単で信頼性が向上する。   The hydraulic oil is supplied to the hydraulic pressure distribution chamber 97 that changes the transmission torque capacity of the magnet coupling 70 ′ by the oil pressure on the discharge side of the oil pump P, and the discharge pressure of the oil pump P is used as it is. Because it is used to change the transmission torque capacity of ', control is simple and reliability is improved.

オイルポンプＰから吐出するオイルは、オイルポンプＰの吐出側に設けた油圧弁５０から排出されるオイルであることにより、油圧弁５０の設定のみによりオイルポンプＰの作動を容易に制御できる。
液圧分配室９７はオイルポンプＰのポンプシャフト２６’と同軸で、ポンプ室３９とオイルポンプドリブンスプロケット２７との間に設けられているため、液圧分配室９７とオイルポンプＰのポンプシャフト２６’とを共用することが可能となり、構造を簡素化、一体化でき液圧分配室９７への連通路１１８を短縮できる。 Since the oil discharged from the oil pump P is oil discharged from the hydraulic valve 50 provided on the discharge side of the oil pump P, the operation of the oil pump P can be easily controlled only by setting the hydraulic valve 50.
Since the hydraulic pressure distribution chamber 97 is coaxial with the pump shaft 26 ′ of the oil pump P and is provided between the pump chamber 39 and the oil pump driven sprocket 27, the hydraulic pressure distribution chamber 97 and the pump shaft 26 of the oil pump P are provided. 'Can be shared, the structure can be simplified and integrated, and the communication path 118 to the hydraulic pressure distribution chamber 97 can be shortened.

尚、この発明は上記実施形態に限られるものではなく、例えば、オイルポンプに替えてウォータポンプ３１或いは電動機ロータにも適用できる。また、オイルポンプＰの吐出圧を低回転から高くし、かつ、高回転では流量を抑えたい場合に、アウタロータ３５のサイズを大きくして、制限圧力に比較的低い回転で到達させる設定もできる。
また、ポンプ駆動部材側に永久磁石を設け稼動部材側を磁性部材に換えてエンジンからの駆動力を断接するようにしてもよい。
更に、孔１０６に換えて永久磁石Ｍに対向するオイルポンプドリブンスプロケット２７の面に凹部を設けても良い。
ここで、永久磁石Ｍの数、対応する孔１０６や凹部の数、レリーズピストン１１６の数は第２実施形態で説明した数に限られない。 In addition, this invention is not restricted to the said embodiment, For example, it can replace with an oil pump and is applicable also to the water pump 31 or an electric motor rotor. In addition, when the discharge pressure of the oil pump P is increased from low rotation and the flow rate is desired to be suppressed at high rotation, the size of the outer rotor 35 can be increased to reach the limit pressure at a relatively low rotation.
Further, a permanent magnet may be provided on the pump driving member side, and the driving member from the engine may be connected / disconnected by replacing the operating member side with a magnetic member.
Further, a recess may be provided on the surface of the oil pump driven sprocket 27 facing the permanent magnet M instead of the hole 106.
Here, the number of permanent magnets M, the number of corresponding holes 106 and recesses, and the number of release pistons 116 are not limited to those described in the second embodiment.

１ エンジン
６ クランクシャフト（駆動軸）
３９ ポンプ室
２６、２６’ ポンプシャフト（ポンプ軸）
２７’オイルポンプドリブンスプロケット（ポンプ駆動部材）
５０ 油圧弁（液圧弁）
７０ ワンウェイクラッチ
７０’マグネットカップリング
７２ クラッチアウタ（アウタ部材）
７７ 油圧室
７８ スプリング室（バネ室）
８０ 連通路
８２ コイルスプリング（バネ）
８３ カム部材収納部（カム部材室）
８４ カム部材
８５ ロックスプリング（バネ）
８６ 規制部材
９７ 液圧分配室
１００ カップリングロータ（可動部材）
Ｍ 永久磁石
Ｐ オイルポンプ 1 Engine 6 Crankshaft (drive shaft)
39 Pump chamber 26, 26 'Pump shaft (pump shaft)
27 'oil pump driven sprocket (pump drive member)
50 Hydraulic valve (hydraulic valve)
70 One-way clutch 70 'Magnet coupling 72 Clutch outer (outer member)
77 Hydraulic chamber 78 Spring chamber (spring chamber)
80 Communication passage 82 Coil spring (spring)
83 Cam member storage (cam member chamber)
84 Cam member 85 Lock spring (spring)
86 Restriction member 97 Hydraulic pressure distribution chamber 100 Coupling rotor (movable member)
M Permanent magnet P Oil pump

Claims (12)

エンジンの駆動軸の回転を伝達させることにより流体を圧送する車両用流体供給装置において、前記エンジンの駆動軸に連係されたポンプ軸を有するポンプと、前記ポンプ軸と前記エンジンとの間に設けられ前記ポンプ軸への動力の伝達を接続・遮断するクラッチとを備えたことを特徴とする車両用流体供給装置。   In a vehicle fluid supply device that pumps fluid by transmitting rotation of an engine drive shaft, a pump having a pump shaft linked to the engine drive shaft is provided between the pump shaft and the engine. A vehicle fluid supply device comprising: a clutch for connecting / disconnecting transmission of power to the pump shaft. 前記クラッチは前記ポンプの前記ポンプ軸に配置されていることを特徴とする請求項１記載の車両用流体供給装置。   The vehicle fluid supply device according to claim 1, wherein the clutch is disposed on the pump shaft of the pump. 前記クラッチは前記ポンプから吐出される流体の圧力によって遮断されることを特徴とする請求項２記載の車両用流体供給装置。   3. The vehicle fluid supply device according to claim 2, wherein the clutch is disconnected by a pressure of fluid discharged from the pump. 前記ポンプから吐出する流体は、前記ポンプの吐出側に設けた液圧弁から排出される流体であることを特徴とする請求項３記載の車両用流体供給装置。   The fluid supply device for a vehicle according to claim 3, wherein the fluid discharged from the pump is a fluid discharged from a hydraulic valve provided on a discharge side of the pump. 前記クラッチは前記ポンプ軸とアウタ部材との間に設けたカム部材室内にカム部材を備え、このカム部材の前記ポンプとのつれ回りによる楔効果により前記ポンプ軸と前記アウタ部材とを接続・遮断するものであり、前記ポンプ軸と前記アウタ部材との間に、前記カム部材のガタツキを防止するバネを備えたバネ室と前記カム部材による楔作用を解除するための油圧室を備えていることを特徴とする請求項３又は請求項４に記載の車両用流体供給装置。   The clutch is provided with a cam member in a cam member chamber provided between the pump shaft and the outer member, and the pump shaft and the outer member are connected and disconnected by a wedge effect due to the cam member rotating with the pump. And a spring chamber provided with a spring for preventing rattling of the cam member and a hydraulic chamber for releasing the wedge action by the cam member between the pump shaft and the outer member. The vehicle fluid supply device according to claim 3, wherein the vehicle fluid supply device is a vehicle fluid supply device. 前記カム部材室内における前記カム部材を挟んだ前記バネの反対側に、前記カム部材の楔作用を解除させる規制部材を設け、この規制部材を前記アウタ部材に一体に設けたことを特徴とする請求項５記載の車両用流体供給装置。   A restriction member for releasing the wedge action of the cam member is provided on the opposite side of the spring across the cam member in the cam member chamber, and the restriction member is provided integrally with the outer member. Item 6. The vehicle fluid supply device according to Item 5. 前記ポンプには液圧弁が設けられ、該液圧弁からの排出流体の圧力を前記クラッチに導き前記クラッチを前記ポンプ吐出側圧力が一定値を超えたときに遮断することを特徴とする請求項２記載の車両用流体供給装置。   The hydraulic pressure valve is provided in the pump, and the pressure of the fluid discharged from the hydraulic pressure valve is guided to the clutch, and the clutch is shut off when the pump discharge side pressure exceeds a certain value. The vehicle fluid supply apparatus described. 前記液圧弁からの排出流体を前記ポンプに供給するための通路が前記ポンプ軸内に形成されていることを特徴とする請求項７記載の車両用流体供給装置。   8. The vehicle fluid supply device according to claim 7, wherein a passage for supplying fluid discharged from the hydraulic valve to the pump is formed in the pump shaft. 前記クラッチが伝達トルク容量を可変とするカップリングとして作用し前記エンジンからの回転駆動力が伝達される磁性部材からなるポンプ駆動部材と、このポンプ駆動部材に対して軸方向に移動可能であって永久磁石を保持する可動部材とを有し、前記可動部材の軸方向への移動を行うピストンと液圧分配室を備えていることを特徴とする請求項１記載の車両用流体供給装置。   A pump drive member made of a magnetic member for transmitting a rotational driving force from the engine, wherein the clutch acts as a coupling for changing a transmission torque capacity, and is movable in an axial direction with respect to the pump drive member; 2. The vehicle fluid supply apparatus according to claim 1, further comprising: a movable member that holds a permanent magnet; and a piston that moves the movable member in the axial direction and a hydraulic pressure distribution chamber. 前記カップリングをスリップさせる前記液圧分配室への流体の供給を、前記ポンプ吐出側の流体の圧力により行うことを特徴とする請求項９記載の車両用流体供給装置。   The fluid supply device for a vehicle according to claim 9, wherein the fluid is supplied to the hydraulic pressure distribution chamber for slipping the coupling by the pressure of the fluid on the pump discharge side. 前記ポンプから吐出する流体は、前記ポンプの吐出側に設けた液圧弁から排出される流体であることを特徴とする請求項１０記載の車両用流体供給装置。   The fluid supply apparatus for a vehicle according to claim 10, wherein the fluid discharged from the pump is a fluid discharged from a hydraulic valve provided on a discharge side of the pump. 前記液圧分配室は前記ポンプのポンプ軸と同軸で、前記ポンプ室と前記ポンプ駆動部材との間に設けられていることを特徴とする請求項１０又請求項１１に記載の車両用流体供給装置。   12. The vehicle fluid supply according to claim 10, wherein the hydraulic pressure distribution chamber is coaxial with a pump shaft of the pump and is provided between the pump chamber and the pump driving member. apparatus.

Images