JP5109844B2 - Piston pump, power transmission device including the same, and piston motor - Google Patents

Piston pump, power transmission device including the same, and piston motor Download PDF

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Description

本発明は、第１回転部材と第２回転部材とを相対回転させ、第１回転部材のカム面によって第２回転部材に設けられたピストンを往復駆動して流体を送るピストンポンプ及びそれを備えた動力伝達装置、並びにピストンモータに関する。   The present invention includes a piston pump that relatively rotates a first rotating member and a second rotating member, reciprocally drives a piston provided on the second rotating member by a cam surface of the first rotating member, and sends a fluid, and the piston pump. The present invention relates to a power transmission device and a piston motor.

動力伝達可能に接続された第１の回転部材と第２の回転部材とが相対回転することによりオイルの吸入及び吐出が行われるオイルポンプを備え、第１の回転部材又は第２の回転部材の一方に入力部材が連結されるとともに他方に出力部材が連結され、オイルポンプの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動力伝達装置が知られている。例えば、オイルの吐出状態を別々に制御可能な２つのラジアルピストン型ポンプがオイルポンプとして設けられ、一方のラジアルピストン型ポンプのピストンの外径及びシリンダの内径が他方のラジアルピストン型ポンプのピストンの外径及びシリンダの内径よりも大きく設定され、各ラジアルピストン型ポンプのオイル吐出状態を制御することにより、第１の回転部材と第２の回転部材との間における動力伝達状態を制御する動力伝達装置が知られている（特許文献１参照）。その他、本発明に関連する先行技術文献として特許文献２〜４が存在する。   An oil pump is provided that sucks and discharges oil by relative rotation of the first rotating member and the second rotating member that are connected so as to be able to transmit power, and the first rotating member or the second rotating member A power transmission device is known in which an input member is connected to one side and an output member is connected to the other, and the power transmission state between the input member and the output member is controlled by controlling the oil discharge state of the oil pump. Yes. For example, two radial piston pumps capable of separately controlling the oil discharge state are provided as oil pumps, and the outer diameter of the piston of one radial piston pump and the inner diameter of the cylinder of the piston of the other radial piston pump are provided. Power transmission that is set larger than the outer diameter and the inner diameter of the cylinder and controls the power transmission state between the first rotating member and the second rotating member by controlling the oil discharge state of each radial piston pump. An apparatus is known (see Patent Document 1). In addition, there are Patent Documents 2 to 4 as prior art documents related to the present invention.

特開２００５−３３７４８２号公報JP 2005-337482 A 特開２００７−１６８５０６号公報JP 2007-168506 A 特開平５−６００５４号公報JP-A-5-60054 特開２００５−２５６９６０号公報JP 2005-256960 A

特許文献１の装置に設けられたオイルポンプでは、各ラジアルピストン型ポンプの吐出状態をそれぞれ制御することによりポンプ容量を変更することができるが、ラジアルピストン型ポンプを複数設ける必要があるため、装置が大型化するおそれがある。   In the oil pump provided in the device of Patent Document 1, the pump capacity can be changed by controlling the discharge state of each radial piston pump, but it is necessary to provide a plurality of radial piston pumps. May increase in size.

そこで、本発明は、ポンプ容量を変更可能であり、かつ装置の小型化を実現することが可能なピストンポンプ、及びそれを備えた動力伝達装置、並びにピストンモータを提供することを目的とする。   SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide a piston pump that can change the pump capacity and that can reduce the size of the device, a power transmission device including the piston pump, and a piston motor.

本発明のピストンポンプは、カム面を有し、かつ軸線回りに回転自在に設けられる第１回転部材と、前記カム面と対向する対向面に開口するとともに周方向に並ぶ複数のシリンダを有し、前記第１回転部材に対して相対回転可能に設けられる第２回転部材と、を備え、前記第１回転部材と前記第２回転部材とを相対回転させて前記第２回転部材の各シリンダにそれぞれ挿入されたピストンが前記カム面にて往復駆動されることにより各シリンダへの流体の吸入及び各シリンダからの流体の吐出が行われるピストンポンプにおいて、前記第２回転部材に前記複数のシリンダとして互いに直径の大きさが異なる複数種類のシリンダが設けられるとともに、前記複数のシリンダは同じ種類のシリンダにて構成される複数のシリンダ群に分けられ、前記シリンダに吸入される流体の流量及び前記シリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に別々に変更可能な流量変更手段を備え、前記複数のシリンダ群は、それぞれ偶数個のシリンダにて構成され、前記複数のシリンダは、各シリンダ群の半分のシリンダがシリンダ内に流体が吸入される吸入行程のときに残りの半分のシリンダがシリンダから流体が吐出される吐出行程になるように前記複数のシリンダ群に分けられていることにより、上述した課題を解決する（請求項１）。 A piston pump according to the present invention includes a first rotating member having a cam surface and rotatably provided around an axis, and a plurality of cylinders that are open on a facing surface facing the cam surface and are arranged in the circumferential direction. A second rotating member provided so as to be rotatable relative to the first rotating member, and the first rotating member and the second rotating member are rotated relative to each cylinder of the second rotating member. In the piston pump in which each inserted piston is reciprocated on the cam surface to suck fluid into each cylinder and discharge fluid from each cylinder, the second rotating member is used as the plurality of cylinders. A plurality of types of cylinders having different diameters are provided, and the plurality of cylinders are divided into a plurality of cylinder groups composed of the same type of cylinder. Comprising at least one flow changing means capable of changing separately for the cylinder group of the flow rate of the fluid discharged from the flow rate and the cylinder of the fluid sucked into the cylinder, the plurality of cylinder group is an even number, respectively The plurality of cylinders are configured to have a discharge stroke in which the other half of the cylinders discharges fluid from the cylinder when a half of each cylinder group is in a suction stroke in which fluid is sucked into the cylinder. As described above, the above-described problem is solved by being divided into the plurality of cylinder groups .

本発明のピストンポンプによれば、流量変更手段によってシリンダに吸入される流体の流量及びシリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に変更することにより、ポンプ容量を変更することができる。例えば、流量変更手段によって複数種類のシリンダのうち直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群のシリンダのみに流体が吸入されるように各シリンダに吸入される流体の流量を変更する、すなわちこのシリンダ群以外のシリンダ群のシリンダに吸入される流体の流量を０にすることにより、ポンプ容量を最小値に設定できる。一方、全てのシリンダに流体を吸入させることにより、ポンプ容量を最大値に設定できる。そして、シリンダに吸入される流体の流量を０にするシリンダ群を適宜選択することにより、ポンプ容量をこれら最大値と最小値の間で変化させることができる。また、複数のシリンダ群に分けられる複数種類のシリンダは第２回転部材に周方向に、すなわち同一周上に設けられているので、ポンプ容量を変更可能にしつつピストンポンプの小型化を実現することができる。本発明のピストンポンプでは、同じカム面でピストンが往復駆動される複数のシリンダの直径を相異させたので、直径が小さいほどそのシリンダの容積が小さくなる。周知のように容積を小さくするほどシリンダの吸入抵抗を低下させて速やかにシリンダ内に流体を充填することができる。そのため、直径の大きさが異なる複数種類のシリンダを複数のシリンダとして設けることにより、複数のシリンダのうち直径が最も大きいシリンダと比較してそれ以外のシリンダの吸入抵抗を低下させることができる。そのため、全てのシリンダに流体を吸入させたときのポンプ容量をある程度確保しつつ、ポンプの高回転化を実現することができる。   According to the piston pump of the present invention, the pump capacity is changed by changing at least one of the flow rate of the fluid sucked into the cylinder and the flow rate of the fluid discharged from the cylinder by the flow rate changing means for each cylinder group. be able to. For example, the flow rate of the fluid sucked into each cylinder is changed by the flow rate changing means so that the fluid is sucked only into the cylinders of the cylinder group composed of the cylinders having the smallest diameter among a plurality of types of cylinders. The pump capacity can be set to the minimum value by setting the flow rate of the fluid sucked into the cylinders of the cylinder groups other than the group to zero. On the other hand, the pump capacity can be set to the maximum value by letting all the cylinders suck the fluid. The pump capacity can be changed between the maximum value and the minimum value by appropriately selecting a cylinder group that makes the flow rate of the fluid sucked into the cylinder zero. Further, since the plurality of types of cylinders divided into the plurality of cylinder groups are provided in the circumferential direction, that is, on the same circumference, on the second rotating member, it is possible to reduce the size of the piston pump while making it possible to change the pump capacity Can do. In the piston pump of the present invention, since the diameters of the plurality of cylinders whose pistons are reciprocally driven on the same cam surface are made different, the smaller the diameter, the smaller the volume of the cylinder. As is well known, the smaller the volume, the lower the suction resistance of the cylinder and the faster the fluid can be filled into the cylinder. Therefore, by providing a plurality of types of cylinders having different diameters as a plurality of cylinders, the suction resistance of the other cylinders can be reduced as compared with the cylinder having the largest diameter among the plurality of cylinders. Therefore, it is possible to realize high pump rotation while ensuring a certain amount of pump capacity when fluid is sucked into all cylinders.

また、本発明のピストンポンプのように各シリンダ群のシリンダを構成することにより、各シリンダ群から吐出される流体の変動を抑制することができる。 Further, by configuring the cylinders of each cylinder group like the piston pump of the present invention, it is possible to suppress fluctuations in the fluid discharged from each cylinder group.

本発明のピストンポンプの一形態において、前記ピストンポンプは、前記複数のシリンダが前記第２回転部材の半径方向に延びるように設けられたラジアルピストンポンプであり、前記複数のシリンダ群には、前記吐出行程の時期が重なる一対のシリンダがそれぞれ含まれ、前記第２回転部材には、前記第２回転部材を前記軸線の方向から見たときに前記一対のシリンダの一方のシリンダが前記軸線に対する一方の側に配置され、他方のシリンダが前記軸線に対する他方の側に配置されていてもよい（請求項２）。シリンダから流体が吐出される際はピストンが第２回転部材の半径方向に押されるので、第２回転部材にはその半径方向からの荷重がかかる。この形態では、吐出行程の時期が重なる一対のシリンダの一方のシリンダを一方の側に他方のシリンダを他方の側に配置したので、一方のシリンダから第２回転部材に作用する荷重を他方のシリンダから第２回転部材に作用する荷重で弱めることができる。そのため、第２回転部材に掛かる荷重を小さくすることができる。 In one embodiment of the piston pump of the present invention, the piston pump is a radial piston pump provided such that the plurality of cylinders extend in a radial direction of the second rotating member. A pair of cylinders that overlap with each other in the discharge stroke are included, and the second rotating member includes one of the pair of cylinders with respect to the axis when the second rotating member is viewed from the direction of the axis. The other cylinder may be arranged on the other side with respect to the axis ( Claim 2 ). When the fluid is discharged from the cylinder, the piston is pushed in the radial direction of the second rotating member, so that a load from the radial direction is applied to the second rotating member. In this embodiment, since one cylinder of the pair of cylinders having the same discharge stroke time is arranged on one side and the other cylinder is arranged on the other side, the load acting on the second rotating member from one cylinder is applied to the other cylinder. Can be weakened by a load acting on the second rotating member. Therefore, the load applied to the second rotating member can be reduced.

本発明のピストンポンプの一形態において、前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに吸入されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も大きいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されていてもよい（請求項３）。同数の供給通路を同一周上に設ける場合、中心よりも外周に近い円周上に設ける方が供給通路間のピッチを大きく設定できる。そのため、外周側に設けられている供給通路群ほど、各供給通路の直径を大きく設定することができる。この形態では、直径が最も大きいシリンダで構成されたシリンダ群の供給通路群が最も外周側に配置されているので、この供給通路群の供給通路の直径を他の供給通路群の供給通路よりも大きく設定することができる。これにより、この供給通路群の各供給通路の吸入抵抗を低下させることができるので、直径が最も大きいシリンダに速やかに流体を吸入させることができる。そのため、ピストンポンプを高回転化させることができる。 In one form of the piston pump of the present invention, at least a part of the first rotating member is formed so as to extend in the axial direction, and is arranged so as to be arranged on the same circumference around the axis, and A supply passage group composed of a plurality of supply passages for guiding fluid to be sucked into the cylinder is provided for each cylinder group, and the diameter of the plurality of types of cylinders is the largest among the plurality of supply passage groups. A supply passage group provided corresponding to a cylinder group composed of cylinders may be arranged on the outermost peripheral side of the first rotating member ( claim 3 ). When the same number of supply passages are provided on the same circumference, the pitch between the supply passages can be set larger by providing them on a circumference closer to the outer circumference than the center. Therefore, the diameter of each supply passage can be set larger as the supply passage group provided on the outer peripheral side. In this embodiment, the supply passage group of the cylinder group composed of the cylinders with the largest diameter is disposed on the outermost side, so the diameter of the supply passage of this supply passage group is set to be larger than the supply passages of the other supply passage groups. Can be set large. As a result, the suction resistance of each supply passage of this supply passage group can be reduced, so that the cylinder having the largest diameter can be quickly sucked. Therefore, the piston pump can be rotated at a high speed.

また、前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに吸入されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されていてもよい（請求項４）。この場合、直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられた供給通路群の供給通路の直径を他の供給通路群の供給通路よりも大きく設定できる。そのため、この形態では、直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群のみを使用する場合、すなわちポンプ容量を最も小さくした場合におけるピストンポンプの回転数を高回転化できる。 Further, the first rotating member is formed so that at least a part thereof extends in the axial direction, is arranged so as to be aligned on the same circumference around the axis, and is to be sucked into the cylinder A supply passage group composed of a plurality of supply passages is provided for each cylinder group, and among the plurality of supply passage groups, a cylinder group composed of cylinders having the smallest diameter among the plurality of types of cylinders. Correspondingly provided supply passage groups may be arranged on the outermost peripheral side of the first rotating member ( claim 4 ). In this case, the diameter of the supply passage of the supply passage group provided corresponding to the cylinder group composed of the cylinders having the smallest diameter can be set larger than the supply passages of the other supply passage groups. Therefore, in this embodiment, when only the cylinder group composed of the cylinders having the smallest diameter is used, that is, when the pump capacity is minimized, the rotation speed of the piston pump can be increased.

本発明のピストンポンプの一形態においては、前記第１回転部材の一端が回転自在に嵌め込まれる支持部を有するハウジングをさらに備え、前記支持部から前記第１回転部材内を経由して前記シリンダに流体を導く流体供給経路と、前記シリンダから前記第１回転部材内を経由して前記支持部に流体を導く流体排出経路とがシリンダ群毎に設けられ、前記流体供給経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部から流体を受け取る供給溝と、前記供給溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記シリンダに吸入されるべき流体が流出する流体供給口と、を備え、前記流体排出経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部に排出すべき流体が導かれる排出溝と、前記排出溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記排出溝から流体を受け取る流体排出口と、を備え、前記第１回転部材の外周面には、前記複数のシリンダ群のうちの一のシリンダ群に対応して設けられた前記流体排出経路の前記排出溝が一端に配置されるとともに、前記複数のシリンダ群のうちの他のシリンダ群に対応して設けられた前記流体排出経路の前記排出溝が他端に配置され、前記供給溝と前記排出溝とが前記軸線方向に並ぶように設けられていてもよい（請求項５）。流体供給経路はシリンダに吸入される流体が流れるため、シリンダが流体を吸入する際に内部の圧力が大気圧より低くなる場合がある。一方、流体排出経路はシリンダから吐出された流体が流れるため、その内部の圧力は大気圧より高くなる。第１回転部材は支持部に回転自在に支持されているので、第１回転部材と支持部との間には隙間が形成される。そのため、流体供給経路の内部の圧力が大気圧より低くなるとこの隙間から空気が流体供給経路内に吸入されるおそれがある。この形態では、第１回転部材の外周面に複数の供給溝と複数の排出溝とが並べて設けられ、かつその並びの両端には排出溝が配置される、すなわち流体供給経路が流体排出経路に挟まれるように配置されるので、流体供給経路の内部の圧力が大気圧より低くなっても内部の圧力が大気圧より高い流体排出通路によって空気の進入を防止することができる。そのため、流体供給通路の流体に空気が混入することを防止できる。 In one form of the piston pump of the present invention, the piston pump further includes a housing having a support portion into which one end of the first rotation member is rotatably fitted, and the cylinder is passed through the first rotation member from the support portion. A fluid supply path that guides fluid and a fluid discharge path that guides fluid from the cylinder to the support via the first rotating member are provided for each cylinder group, and the fluid supply path is connected to the first rotation. Provided in the outer peripheral surface of the member so as to extend in the circumferential direction, a supply groove for receiving fluid from the support portion, and an opening in the inner peripheral surface of the support portion so as to face the supply groove, and is sucked into the cylinder A fluid supply port through which the fluid to be discharged flows, and the fluid discharge path is provided to extend in the circumferential direction on the outer peripheral surface of the first rotating member, and the discharge groove into which the fluid to be discharged is guided to the support portion When A fluid discharge port that opens on an inner peripheral surface of the support portion so as to face the discharge groove and receives a fluid from the discharge groove, and the outer peripheral surface of the first rotating member includes the plurality of cylinder groups. The discharge groove of the fluid discharge path provided corresponding to one of the cylinder groups is disposed at one end, and the discharge groove provided corresponding to the other cylinder group of the plurality of cylinder groups The discharge groove of the fluid discharge path may be disposed at the other end, and the supply groove and the discharge groove may be provided so as to be aligned in the axial direction ( Claim 5 ). Since the fluid sucked into the cylinder flows through the fluid supply path, the internal pressure may be lower than the atmospheric pressure when the cylinder sucks the fluid. On the other hand, since the fluid discharged from the cylinder flows in the fluid discharge path, the internal pressure becomes higher than the atmospheric pressure. Since the first rotating member is rotatably supported by the support portion, a gap is formed between the first rotating member and the support portion. Therefore, if the pressure inside the fluid supply path becomes lower than atmospheric pressure, air may be sucked into the fluid supply path from this gap. In this embodiment, a plurality of supply grooves and a plurality of discharge grooves are provided side by side on the outer peripheral surface of the first rotating member, and discharge grooves are disposed at both ends of the arrangement, that is, the fluid supply path is a fluid discharge path. Since they are arranged so as to be sandwiched, even if the pressure inside the fluid supply path becomes lower than the atmospheric pressure, the inflow of air can be prevented by the fluid discharge passage whose internal pressure is higher than the atmospheric pressure. Therefore, it is possible to prevent air from being mixed into the fluid in the fluid supply passage.

本発明の動力伝達装置は、上述したピストンポンプを備え、前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの一方が動力源から動力が伝達される入力部材と一体回転するように連結され、他方が動力を出力する出力部材と一体回転するように連結されていることにより、上述した課題を解決する（請求項６）。 The power transmission device of the present invention includes the above-described piston pump, and one of the first rotating member and the second rotating member is connected to rotate integrally with an input member to which power is transmitted from a power source, The other is connected so as to rotate integrally with an output member that outputs power, thereby solving the above-mentioned problem ( claim 6 ).

本発明の動力伝達装置によれば、上述したピストンポンプを備えているので、同様の理由により、ポンプ容量を変更可能であり、かつ装置の小型化を実現できる。また、流量変更手段によって各シリンダ群に吸入される流体の流量又は各シリンダ群から吐出された流体の流量を変更することにより、第１回転部材と第２回転部材すなわち入力部材と出力部材との回転数の差を変更することができる。   According to the power transmission device of the present invention, since the above-described piston pump is provided, the pump capacity can be changed for the same reason, and the device can be downsized. Further, by changing the flow rate of the fluid sucked into each cylinder group or the flow rate of the fluid discharged from each cylinder group by the flow rate changing means, the first rotating member and the second rotating member, that is, the input member and the output member The difference in rotation speed can be changed.

本発明の動力伝達装置の一形態においては、前記入力部材と前記出力部材との回転数の差の大きさに応じて前記流量変更手段を制御する制御手段をさらに備えていてもよい（請求項７）。直径が大きいシリンダほどそのシリンダ内に流体が充填されるまでにかかる時間が長くなるため、第１回転部材と第２回転部材との回転数の差が大きいと直径が大きいシリンダではその内部に流体が十分に充填されずピストンがカム面から離れるおそれがある。この場合、ピストンがカム面に沿って往復駆動しないので、ピストンポンプの動作が不安定になったり、入力部材から出力部材に適切に動力が伝達されないおそれがある。そこで、例えば、入力部材と出力部材との回転数の差が大きい場合は複数種類のシリンダのうち最も直径が小さいシリンダで構成されたシリンダ群のシリンダのみに流体が吸入されるように流量変更手段を制御する。このように流量変更手段を制御することにより、ピストンポンプを正常に動作させ、入力部材から出力部材に適切に動力を伝達することができる。 In one form of the power transmission device of the present invention, the input member and the optionally further comprising control means for controlling the flow rate changing means (claim in accordance with the magnitude of the difference in rotational speed between the output member 7 ). Since a cylinder having a larger diameter takes a longer time to be filled with fluid in the cylinder, a larger difference in the number of rotations between the first rotating member and the second rotating member causes a larger diameter of the cylinder to have fluid therein. May not be sufficiently filled, and the piston may be separated from the cam surface. In this case, since the piston does not reciprocate along the cam surface, the operation of the piston pump may become unstable or power may not be properly transmitted from the input member to the output member. Therefore, for example, when the difference in rotational speed between the input member and the output member is large, the flow rate changing means is configured so that the fluid is sucked into only the cylinders of the cylinder group composed of the cylinders having the smallest diameter among the plurality of types of cylinders. To control. By controlling the flow rate changing means in this way, the piston pump can be operated normally and power can be appropriately transmitted from the input member to the output member.

この形態においては、前記動力伝達装置が車両に搭載されるとともに前記動力源が内燃機関であり、前記制御手段は、前記車両の発進時に前記ピストンポンプのポンプ容量が徐々に増加するように前記流量変更手段を制御してもよい（請求項８）。車両の停止時は出力部材の回転数が０になるため、車両の発進時の初期においては第１回転部材と第２回転部材との回転数の差が最も大きい。そこで、このような初期においてはピストンポンプのポンプ容量を小さくすることにより、ピストンポンプを正常に動作させ、入力部材から出力部材に適切に動力を伝達することができる。そして、第１回転部材と第２回転部材との回転数の差が徐々に小さくなるに従ってポンプ容量を徐々に増加させ、ピストンが往復駆動されるシリンダ群を増加させることにより、第１回転部材と第２回転部材との間で伝達される動力を増加させることができる。そのため、本発明の動力伝達装置を車両の発進装置として機能させることができる。 In this embodiment, the power transmission device is mounted on a vehicle, the power source is an internal combustion engine, and the control means controls the flow rate so that the pump capacity of the piston pump gradually increases when the vehicle starts. The changing means may be controlled ( claim 8 ). Since the rotation speed of the output member is 0 when the vehicle is stopped, the difference in the rotation speed between the first rotation member and the second rotation member is the largest at the initial stage when the vehicle starts. Therefore, in such an initial stage, by reducing the pump capacity of the piston pump, the piston pump can be operated normally and power can be appropriately transmitted from the input member to the output member. The pump capacity is gradually increased as the rotational speed difference between the first rotating member and the second rotating member is gradually reduced, and the number of cylinders in which the pistons are reciprocally driven is increased. The power transmitted to and from the second rotating member can be increased. Therefore, the power transmission device of the present invention can function as a vehicle starting device.

本発明のピストンモータは、カム面を有し、かつ軸線回りに回転自在に設けられる第１回転部材と、前記カム面と対向する対向面に開口するとともに周方向に並ぶ複数のシリンダを有し、前記第１回転部材に対して相対回転可能に設けられる第２回転部材と、を備え、前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの一方を固定し、前記第２回転部材の各シリンダに挿入されたピストンをそれらのシリンダに流体を供給して往復運動させ、そのピストン往復運動を前記カム面にて回転運動に変換して前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの他方を回転させるピストンモータにおいて、前記第２回転部材に前記複数のシリンダとして互いに直径の大きさが異なる複数種類のシリンダが設けられるとともに、前記複数のシリンダは同じ種類のシリンダにて構成される複数のシリンダ群に分けられ、前記シリンダに供給される流体の流量及び前記シリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に別々に変更可能な流量変更手段を備え、前記複数のシリンダ群は、それぞれ偶数個のシリンダにて構成され、前記複数のシリンダは、各シリンダ群の半分のシリンダがシリンダ内に流体が供給される供給行程のときに残りの半分のシリンダがシリンダから流体が吐出される吐出行程になるように前記複数のシリンダ群に分けられていることにより、上述した課題を解決する（請求項９）。 The piston motor of the present invention has a first rotating member that has a cam surface and is rotatably provided around an axis, and a plurality of cylinders that open in a facing surface facing the cam surface and are arranged in the circumferential direction. A second rotating member provided to be rotatable relative to the first rotating member, fixing one of the first rotating member and the second rotating member, and each of the second rotating members The pistons inserted into the cylinders are reciprocated by supplying fluid to the cylinders, and the piston reciprocating motion is converted into a rotational motion on the cam surface, so that the first rotating member and the second rotating member are In the piston motor for rotating the other, the second rotating member is provided with a plurality of types of cylinders having different diameters as the plurality of cylinders, and the plurality of cylinders are of the same type. The flow rate is divided into a plurality of cylinder groups composed of cylinders, and at least one of the flow rate of fluid supplied to the cylinder and the flow rate of fluid discharged from the cylinder can be changed separately for each cylinder group A plurality of cylinder groups each including an even number of cylinders, and the plurality of cylinders remain in a supply stroke in which fluid is supplied to the cylinders in half of the cylinder groups. it allows to solve the problems described above which half of the cylinders are divided into the plurality of cylinder groups so that the discharge stroke the fluid is discharged from the cylinder (claim 9).

本発明のピストンモータによれば、上述した本発明のピストンポンプと同様の理由により、ポンプ容量を変更可能であるとともに装置の小型化を実現できる。   According to the piston motor of the present invention, the pump capacity can be changed and the apparatus can be downsized for the same reason as the above-described piston pump of the present invention.

また、本発明のピストンモータによれば、各シリンダ群から吐出される流体の変動を抑制することができる。 Further, according to the piston motor of the present invention, it is possible to suppress fluctuations in the fluid discharged from each cylinder group.

本発明のピストンモータの一形態において、前記ピストンモータは、前記複数のシリンダが前記第２回転部材の半径方向に延びるように設けられたラジアルピストンモータであり、前記複数のシリンダ群には、前記吐出行程の時期が重なる一対のシリンダがそれぞれ含まれ、前記第２回転部材には、前記第２回転部材を前記軸線の方向から見たときに、前記一対のシリンダの一方のシリンダが前記軸線に対する一方の側に配置され、他方のシリンダが前記軸線に対する他方の側に配置されていてもよい（請求項１０）。この場合、一方のシリンダから第２回転部材に作用する荷重を他方のシリンダから第２回転部材に作用する荷重で弱めることができるので、第２回転部材にかかる荷重を小さくすることができる。 In one aspect of the piston motor of the present invention, the piston motor is a radial piston motor provided such that the plurality of cylinders extend in a radial direction of the second rotating member, and the plurality of cylinder groups include A pair of cylinders, each of which overlaps the discharge stroke, is included, and the second rotating member has one cylinder with respect to the axis when the second rotating member is viewed from the direction of the axis. It may be arranged on one side and the other cylinder may be arranged on the other side with respect to the axis ( claim 10 ). In this case, the load acting on the second rotating member from one cylinder can be weakened by the load acting on the second rotating member from the other cylinder, so that the load applied to the second rotating member can be reduced.

本発明のピストンモータの一形態において、前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに供給されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も大きいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されていてもよい（請求項１１）。この場合、直径が最も大きいシリンダで構成されるシリンダ群の供給通路の直径を他のシリンダ群の供給通路より大きく設定できる。そのため、直径が最も大きいシリンダに速やかに流体を吸入させ、ピストンモータを高回転化させることができる。 In one form of the piston motor of the present invention, at least a part of the first rotating member is formed so as to extend in the axial direction, and is arranged so as to be aligned on the same circumference around the axis, and A supply passage group composed of a plurality of supply passages for guiding fluid to be supplied to the cylinder is provided for each cylinder group, and the diameter of the plurality of types of cylinders is the largest among the plurality of supply passage groups. A supply passage group provided corresponding to a cylinder group composed of cylinders may be arranged on the outermost peripheral side of the first rotating member ( claim 11 ). In this case, the diameter of the supply passage of the cylinder group constituted by the cylinder having the largest diameter can be set larger than the supply passages of the other cylinder groups. Therefore, the cylinder having the largest diameter can be quickly sucked in the fluid and the piston motor can be rotated at a high speed.

また、前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに供給されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されていてもよい（請求項１２）。この形態では、ポンプ容量を最も小さくした場合におけるピストンモータの回転数を高回転化できる。 Further, the first rotating member is formed so that at least a part thereof extends in the axial direction, is arranged so as to be aligned on the same circumference around the axis, and is to be supplied to the cylinder A supply passage group composed of a plurality of supply passages is provided for each cylinder group, and among the plurality of supply passage groups, a cylinder group composed of cylinders having the smallest diameter among the plurality of types of cylinders. Correspondingly provided supply passage groups may be arranged on the outermost peripheral side of the first rotating member ( claim 12 ). In this embodiment, the rotational speed of the piston motor can be increased when the pump capacity is minimized .

本発明のピストンモータの一形態においては、前記第１回転部材の一端が回転自在に嵌め込まれる支持部を有するハウジングをさらに備え、前記支持部から前記第１回転部材内を経由して前記シリンダに流体を導く流体供給経路と、前記シリンダから前記第１回転部材内を経由して前記支持部に流体を導く流体排出経路とがシリンダ群毎に設けられ、前記流体供給経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部から流体を受け取る供給溝と、前記供給溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記シリンダに吸入されるべき流体が流出する流体供給口と、を備え、前記流体排出経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部に排出すべき流体が導かれる排出溝と、前記排出溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記排出溝から流体を受け取る流体排出口と、を備え、前記第１回転部材の外周面には、前記複数のシリンダ群のうちの一のシリンダ群に対応して設けられた前記流体供給経路の前記供給溝が一端に配置されるとともに、前記複数のシリンダ群のうちの他のシリンダ群に対応して設けられた前記流体供給経路の前記供給溝が他端に配置され、前記供給溝と前記排出溝とが前記軸線方向に並ぶように設けられていてもよい（請求項１３）。ピストンモータの場合は、流体供給経路の圧力の方が流体排出経路の圧力よりも高くなる。そのため、このように一端と他端に流体供給経路の供給溝を配置することにより、流体供給経路によって流体排出経路への空気の進入を防止できる。 In one form of the piston motor of the present invention, the piston motor further includes a housing having a support portion into which one end of the first rotating member is rotatably fitted, and the cylinder is passed through the first rotating member from the support portion. A fluid supply path that guides fluid and a fluid discharge path that guides fluid from the cylinder to the support via the first rotating member are provided for each cylinder group, and the fluid supply path is connected to the first rotation. Provided in the outer peripheral surface of the member so as to extend in the circumferential direction, a supply groove for receiving fluid from the support portion, and an opening in the inner peripheral surface of the support portion so as to face the supply groove, and is sucked into the cylinder A fluid supply port through which the fluid to be discharged flows, and the fluid discharge path is provided to extend in the circumferential direction on the outer peripheral surface of the first rotating member, and the discharge groove into which the fluid to be discharged is guided to the support portion When A fluid discharge port that opens on an inner peripheral surface of the support portion so as to face the discharge groove and receives a fluid from the discharge groove, and the outer peripheral surface of the first rotating member includes the plurality of cylinder groups. The supply groove of the fluid supply path provided corresponding to one of the cylinder groups is disposed at one end, and provided corresponding to the other cylinder group of the plurality of cylinder groups The supply groove of the fluid supply path may be disposed at the other end, and the supply groove and the discharge groove may be provided so as to be aligned in the axial direction ( claim 13 ). In the case of a piston motor, the pressure in the fluid supply path is higher than the pressure in the fluid discharge path. Therefore, by arranging the supply grooves of the fluid supply path at one end and the other end in this way, it is possible to prevent air from entering the fluid discharge path by the fluid supply path.

以上に説明したように、本発明によれば、複数のシリンダ群に分けられる複数種類のシリンダを第２回転部材に周方向に設け、シリンダに吸入される流体の流量及びシリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に別々に変更できるので、ポンプ容量を変更可能にしつつ装置の小型化を実現することができる。   As described above, according to the present invention, a plurality of types of cylinders divided into a plurality of cylinder groups are provided on the second rotating member in the circumferential direction, and the flow rate of fluid sucked into the cylinder and the fluid discharged from the cylinder Since at least one of these flow rates can be changed separately for each cylinder group, it is possible to reduce the size of the apparatus while making it possible to change the pump capacity.

（第１の形態）
図１は、本発明の第１の形態に係る動力伝達装置が設けられた車両の動力伝達経路や各要素などを簡略化して示したスケルトン図である。車両１はその走行用動力源として内燃機関２が設けられている。内燃機関２の出力トルクはケーシング３内に収められた動力伝達装置４に入力され、変速などの各種操作が行われてから駆動輪１２に伝達される。動力伝達装置４は、ダンパ機構５を介して入力部材としての入力軸６に伝達されたトルクがピストンポンプ（以下、ポンプと略称することがある。）７、前後進切替装置８、無段変速部９、伝動装置１０、及び最終減速機１１を経由して駆動輪１２に伝達されるように構成されている。また、車両１には、車両１の全体を制御するために設けられたコンピュータである制御手段としてのエンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）１００と、ＥＣＵ１００からの出力信号に基づいて動力伝達装置４の各部の油圧を制御する油圧制御装置１１０とが設けられている。ＥＣＵ１００は、マイクロプロセッサ及びその動作に必要なＲＡＭ、ＲＯＭ等の周辺機器を含んだコンピュータとして構成され、例えば車両１の走行状態に応じて内燃機関２の運転状態を制御する周知のコンピュータユニットである。 (First form)
FIG. 1 is a skeleton diagram schematically showing a power transmission path and each element of a vehicle provided with a power transmission device according to the first embodiment of the present invention. The vehicle 1 is provided with an internal combustion engine 2 as a driving power source. The output torque of the internal combustion engine 2 is input to the power transmission device 4 housed in the casing 3 and is transmitted to the drive wheels 12 after various operations such as shifting are performed. In the power transmission device 4, torque transmitted to an input shaft 6 as an input member via a damper mechanism 5 is a piston pump (hereinafter sometimes abbreviated as a pump) 7, a forward / reverse switching device 8, a continuously variable transmission. It is configured to be transmitted to the drive wheel 12 via the part 9, the transmission device 10, and the final reduction gear 11. Further, the vehicle 1 includes an engine control unit (ECU) 100 serving as a control unit that is a computer provided to control the entire vehicle 1, and each part of the power transmission device 4 based on an output signal from the ECU 100. A hydraulic control device 110 that controls the hydraulic pressure is provided. The ECU 100 is configured as a computer including a microprocessor and peripheral devices such as RAM and ROM necessary for its operation, and is a known computer unit that controls the operating state of the internal combustion engine 2 in accordance with the traveling state of the vehicle 1, for example. .

ポンプ７は、油圧源としてのオイルポンプ機能、内燃機関２側から無段変速部９側への回転の伝達を調整する機能、及び内燃機関２の始動装置を兼備している。ポンプ７は入力軸６と一体回転可能に設けられる第１回転部材としてのアウターレース１３のカム面１４によって第２回転部材としてのインナーレース１５のシリンダ１６に挿入されたピストン１７をインナーレース１５の半径方向に関して往復運動させることができるラジアルピストンポンプとして構成されている。インナーレース１５側の回転は入力軸６の外側に同軸に設けられた中空状のコネクティングドラム１８に伝達される。そのため、コネクティングドラム１８が本発明の出力部材に相当する。   The pump 7 has an oil pump function as a hydraulic source, a function of adjusting transmission of rotation from the internal combustion engine 2 side to the continuously variable transmission unit 9 side, and a starter of the internal combustion engine 2. The pump 7 has a piston 17 inserted into a cylinder 16 of an inner race 15 as a second rotating member by a cam surface 14 of an outer race 13 as a first rotating member provided so as to be rotatable integrally with the input shaft 6. It is configured as a radial piston pump that can reciprocate in the radial direction. The rotation on the inner race 15 side is transmitted to a hollow connecting drum 18 provided coaxially outside the input shaft 6. Therefore, the connecting drum 18 corresponds to the output member of the present invention.

前後進切替装置８は、コネクティングドラム１８と無段変速部９のプライマリ軸１９との間に介在し、プライマリ軸１９の回転方向を正転方向と逆転方向とに切り替える。前後進切替装置８は遊星歯車機構２０を備えており、その遊星歯車機構２０はコネクティングドラム１８と一体回転するサンギア２０ａと、サンギア２０ａと噛み合いつつサンギア２０ａの周囲を公転する複数の第１ピニオンギア２０ｂと、第１ピニオンギア２０ｂと噛み合いつつサンギア２０ａの周囲を公転する複数の第２ピニオンギア２０ｃと、第２ピニオンギア２０ｃと噛み合うリングギア２０ｄと、第１ピニオンギア２０ｂ及び第２ピニオンギア２０ｃをサンギア２０ａの周りに公転可能かつ自転可能な状態で保持するとともにプライマリ軸１９と一体回転するキャリア２０ｅとを備えている。また、前後進切替装置８は、コネクティングドラム１８とキャリア２０ｅとの結合及びその結合の解除を行うクラッチ２１と、コネクティングドラム１８の回転の阻止及びその阻止の解除を行う第１制動装置２２と、リングギア２０ｄの回転の阻止及びその阻止の解除を行う第２制動装置２３とを備えている。前後進切替装置８は、コネクティングドラム１８の回転が許容されるように第１制動装置２２を解除状態に切り替えるとともにリングギア２０ｄの回転が許容されるように第２制動装置２３を解除状態に切り替え、かつコネクティングドラム１８とキャリア２０ｅとをクラッチ２１で結合することによりプライマリ軸１９の回転方向を正転方向に切り替える。また、前後進切替装置８は、コネクティングドラム１８の回転が許容されるように第１制動装置２２を解除状態に切り替え、リングギア２０ｄの回転が阻止されるように第２制動装置２３を制動状態に切り替え、かつコネクティングドラム１８とキャリア２０ｅとをクラッチ２１にて切り離すことによりプライマリ軸１９の回転方向を逆転方向に切り替える。さらに前後進切替装置８は、内燃機関２の始動時にコネクティングドラム１８の回転が阻止されるように第１制動装置２２を制動状態に切り替え、リングギア２０ｄの回転が許容されるように第２制動装置２３を解除状態に切り替え、かつコネクティングドラム１８とキャリア２０ｅとをクラッチ２１にて切り離す。前後進切替装置８がこの状態のときにポンプ７にオイルを供給することにより、供給したオイルでアウターレース１３を回転させることができるので、内燃機関２を始動することができる。   The forward / reverse switching device 8 is interposed between the connecting drum 18 and the primary shaft 19 of the continuously variable transmission unit 9 and switches the rotation direction of the primary shaft 19 between the normal rotation direction and the reverse rotation direction. The forward / reverse switching device 8 includes a planetary gear mechanism 20, which includes a sun gear 20a that rotates integrally with the connecting drum 18, and a plurality of first pinion gears that revolve around the sun gear 20a while meshing with the sun gear 20a. 20b, a plurality of second pinion gears 20c revolving around the sun gear 20a while meshing with the first pinion gear 20b, a ring gear 20d meshing with the second pinion gear 20c, a first pinion gear 20b, and a second pinion gear 20c Is held around the sun gear 20a so that it can revolve and rotate, and a carrier 20e that rotates integrally with the primary shaft 19 is provided. The forward / reverse switching device 8 includes a clutch 21 that couples the connecting drum 18 and the carrier 20e and releases the coupling, a first braking device 22 that blocks rotation of the connecting drum 18 and releases the block. And a second braking device 23 for preventing the rotation of the ring gear 20d and releasing the blocking. The forward / reverse switching device 8 switches the first braking device 22 to the released state so that the rotation of the connecting drum 18 is allowed, and switches the second braking device 23 to the released state so that the rotation of the ring gear 20d is allowed. In addition, the connecting drum 18 and the carrier 20e are coupled by the clutch 21 to switch the rotation direction of the primary shaft 19 to the normal rotation direction. Further, the forward / reverse switching device 8 switches the first braking device 22 to the released state so that the rotation of the connecting drum 18 is allowed, and sets the second braking device 23 to the braking state so as to prevent the rotation of the ring gear 20d. And the rotating direction of the primary shaft 19 is switched to the reverse direction by separating the connecting drum 18 and the carrier 20e by the clutch 21. Further, the forward / reverse switching device 8 switches the first braking device 22 to the braking state so that the rotation of the connecting drum 18 is prevented when the internal combustion engine 2 is started, and performs the second braking so that the rotation of the ring gear 20d is allowed. The device 23 is switched to the released state, and the connecting drum 18 and the carrier 20e are disconnected by the clutch 21. By supplying oil to the pump 7 when the forward / reverse switching device 8 is in this state, the outer race 13 can be rotated by the supplied oil, so that the internal combustion engine 2 can be started.

無段変速部９はベルトを利用した周知の無段変速機構により構成されている。無段変速部９は、プライマリ軸１９と一体回転するプライマリプーリ２４及び伝動装置１０に接続されるセカンダリ軸２５と一体回転するセカンダリプーリ２６及びベルト２７により構成される。そして、ポンプ７の発生する油圧を用いて各プーリ２４、２６の溝幅を変化させることにより、各プーリ２４、２６に巻き掛けられるベルト２７の巻き掛け径を変化させてプライマリ軸１９とセカンダリ軸２５との回転速度比を無段階に変更することができる。無段変速部９から出力された回転は、伝動装置１０にて減速されてから最終減速機１１でさらに減速されて駆動輪１２に連結された駆動軸２８に出力される。   The continuously variable transmission unit 9 is constituted by a known continuously variable transmission mechanism using a belt. The continuously variable transmission unit 9 includes a primary pulley 24 that rotates integrally with the primary shaft 19, a secondary pulley 26 that rotates integrally with the secondary shaft 25 connected to the transmission device 10, and a belt 27. Then, by changing the groove width of each pulley 24, 26 using the hydraulic pressure generated by the pump 7, the winding diameter of the belt 27 wound around each pulley 24, 26 is changed to change the primary shaft 19 and the secondary shaft. The rotation speed ratio with 25 can be changed steplessly. The rotation output from the continuously variable transmission unit 9 is decelerated by the transmission device 10 and further decelerated by the final decelerator 11 and output to the drive shaft 28 connected to the drive wheels 12.

次に図２〜図５を参照してポンプ７の詳細について説明する。図２は、図３のII−II線におけるポンプ７の断面図である。図３は図２のIII−III線におけるポンプ７の断面図であり、図４は図３に示したポンプ７の断面の中央部分を拡大して示した図である。図５は図２のIV−IV線におけるポンプ７の断面図である。ポンプ７は、車両１の車体に固定されるポンプハウジング３０と、アウターレース１３と、インナーレース１５とを備えている。図２及び図３に示したようにインナーレース１５には、第１の直径Ｌ１で形成される第１シリンダ１６Ａと、第１の直径Ｌ１より大きい第２の直径Ｌ２で形成される第２シリンダ１６Ｂとがシリンダ１６として形成されている。第１シリンダ１６Ａ及び第２シリンダ１６Ｂは、カム面１４と対向するインナーレース１５の対向面１５ａに開口している。図３に示したように第１シリンダ１６Ａと第２シリンダ１６Ｂとは、それぞれ４個ずつ設けられている。図２に示したようにこれらのシリンダ１６Ａ、１６Ｂは、同一の周上に設けられている。以降、４個の第１シリンダ１６Ａを第１シリンダ群と称し、４個の第２シリンダ１６Ｂを第２シリンダ群と称することがある。なお、第１シリンダ１６Ａと第２シリンダ１６Ｂとを区別する必要がない場合は単にシリンダ１６と称することがある。なお、第１シリンダ１６Ａと第２シリンダ１６Ｂとは同じ深さに形成される。   Next, details of the pump 7 will be described with reference to FIGS. 2 is a cross-sectional view of the pump 7 taken along the line II-II in FIG. 3 is a cross-sectional view of the pump 7 taken along line III-III in FIG. 2, and FIG. 4 is an enlarged view of the central portion of the cross section of the pump 7 shown in FIG. FIG. 5 is a sectional view of the pump 7 taken along line IV-IV in FIG. The pump 7 includes a pump housing 30 that is fixed to the vehicle body of the vehicle 1, an outer race 13, and an inner race 15. As shown in FIGS. 2 and 3, the inner race 15 includes a first cylinder 16A formed with a first diameter L1 and a second cylinder formed with a second diameter L2 larger than the first diameter L1. 16B is formed as a cylinder 16. The first cylinder 16 </ b> A and the second cylinder 16 </ b> B open on the facing surface 15 a of the inner race 15 that faces the cam surface 14. As shown in FIG. 3, four each of the first cylinder 16A and the second cylinder 16B are provided. As shown in FIG. 2, these cylinders 16A and 16B are provided on the same circumference. Hereinafter, the four first cylinders 16A may be referred to as a first cylinder group, and the four second cylinders 16B may be referred to as a second cylinder group. When there is no need to distinguish between the first cylinder 16A and the second cylinder 16B, they may be simply referred to as the cylinder 16. The first cylinder 16A and the second cylinder 16B are formed to the same depth.

アウターレース１３とインナーレース１５とは互いに相対回転可能に組み合わされ、これらはポンプハウジング３０にベアリング３１、３２を介して軸線Ａｘ回りに回転自在に支持されている。図１及び図２に示したように油圧制御装置１１０とポンプ７とは、第１オイル供給通路３３、第２オイル供給通路３４、第１オイル排出通路３５、及び第２オイル排出通路３６にて接続されている。図２に示したように、これらの通路３３〜３６は、ポンプハウジング３０のうちアウターレース１３が回転自在に嵌め込まれる支持部としての凹部３０ａの内面に開口している。第１オイル供給通路３３及び第２オイル供給通路３４は油圧制御装置１１０からポンプ７にオイルを送るための通路であり、第１オイル排出通路３５及び第２オイル排出通路３６はポンプ７から吐出されたオイルを油圧制御装置１１０に送るための通路である。そのため、凹部３０ａに開口している第１オイル供給通路３３及び第２オイル供給通路３４の開口部が本発明の流体供給口に相当し、凹部３０ａに開口している第１オイル排出通路３５及び第２オイル排出通路３６の開口部が本発明の流体排出口に相当する。図２に示したようにこれらの通路３３〜３６は、第１オイル供給通路３３及び第２オイル供給通路３４が、第１オイル排出通路３５と第２オイル排出通路３６との間に挟まれるように配置されている。言い換えると、第１オイル排出通路３５がこれら通路の並びの一方の端に配置され、第２オイル排出通路３６がこれら通路の並びの他方の端に配置されている。   The outer race 13 and the inner race 15 are combined so as to be rotatable relative to each other, and these are supported by the pump housing 30 via bearings 31 and 32 so as to be rotatable around the axis Ax. As shown in FIGS. 1 and 2, the hydraulic control device 110 and the pump 7 are connected to each other by a first oil supply passage 33, a second oil supply passage 34, a first oil discharge passage 35, and a second oil discharge passage 36. It is connected. As shown in FIG. 2, these passages 33 to 36 are opened in the inner surface of a recess 30 a as a support portion in which the outer race 13 is rotatably fitted in the pump housing 30. The first oil supply passage 33 and the second oil supply passage 34 are passages for sending oil from the hydraulic control device 110 to the pump 7, and the first oil discharge passage 35 and the second oil discharge passage 36 are discharged from the pump 7. This is a passage for sending the oil to the hydraulic control device 110. Therefore, the openings of the first oil supply passage 33 and the second oil supply passage 34 that open to the recess 30a correspond to the fluid supply port of the present invention, and the first oil discharge passage 35 that opens to the recess 30a and The opening of the second oil discharge passage 36 corresponds to the fluid discharge port of the present invention. As shown in FIG. 2, these passages 33 to 36 are such that the first oil supply passage 33 and the second oil supply passage 34 are sandwiched between the first oil discharge passage 35 and the second oil discharge passage 36. Is arranged. In other words, the first oil discharge passage 35 is arranged at one end of the row of the passages, and the second oil discharge passage 36 is arranged at the other end of the row of the passages.

上述したようにインナーレース１５には、第１シリンダ１６Ａ及び第２シリンダ１６Ｂがそれぞれ４個ずつ設けられている。すなわち、インナーレース１５には８個のシリンダ１６が設けられている。これら８個のシリンダ１６は半径方向に延びるように形成され、インナーレース１５の外周面に開口している。また、これら８個のシリンダ１６は、周方向に等間隔、すなわち４５°毎に設けられている。各第１シリンダ１６Ａには第１ピストン１７Ａがそれぞれ往復動自在に挿入され、各第２シリンダ１６Ｂには第２ピストン１７Ｂがそれぞれ往復動自在に挿入されている。第１ピストン１７Ａの直径は第１シリンダ１６Ａの直径Ｌ１とほぼ同じであり、第２ピストン１７Ｂの直径は第２シリンダ１７Ｂの直径Ｌ２とほぼ同じである。なお、第１ピストン１７Ａと第２ピストン１７Ｂとを区別する必要がない場合は単にピストン１７と称することがある。第１ピストン１７Ａは、その頂部に転動体としてのボール３７Ａを備えている。同様に第２ピストン１７Ｂも、その頂部に転動体としてのボール３７Ｂを備えている。第１シリンダ１６Ａには、第１ピストン１７Ａのボール３７Ａがカム面１４に沿って転動するように第１ピストン１７Ａを半径方向外側に付勢する第１スプリング３８Ａが設けられている。第２シリンダ１６Ｂにも同様に、第２ピストン１７Ｂのボール３７Ｂがカム面１４に沿って転動するように第２ピストン１７Ｂを半径方向外側に付勢する第２スプリング３８Ｂが設けられている。以降、ボール３７Ａとボール３７Ｂとを区別する必要がない場合は単にボール３７と称することがある。同様に第１スプリング３８Ａと第２スプリング３８Ｂとを区別する必要がない場合は単にスプリング３８と称することがある。   As described above, the inner race 15 is provided with four first cylinders 16A and four second cylinders 16B. In other words, the inner race 15 is provided with eight cylinders 16. These eight cylinders 16 are formed so as to extend in the radial direction and open to the outer peripheral surface of the inner race 15. The eight cylinders 16 are provided at equal intervals in the circumferential direction, that is, every 45 °. A first piston 17A is inserted into each first cylinder 16A so as to be able to reciprocate, and a second piston 17B is inserted into each second cylinder 16B so as to be able to reciprocate. The diameter of the first piston 17A is substantially the same as the diameter L1 of the first cylinder 16A, and the diameter of the second piston 17B is substantially the same as the diameter L2 of the second cylinder 17B. In addition, when it is not necessary to distinguish the 1st piston 17A and the 2nd piston 17B, it may only be called the piston 17. The first piston 17A includes a ball 37A as a rolling element at the top. Similarly, the second piston 17B also includes a ball 37B as a rolling element at the top. The first cylinder 16A is provided with a first spring 38A that urges the first piston 17A radially outward so that the ball 37A of the first piston 17A rolls along the cam surface 14. Similarly, the second cylinder 16B is provided with a second spring 38B that urges the second piston 17B radially outward so that the ball 37B of the second piston 17B rolls along the cam surface 14. Hereinafter, when it is not necessary to distinguish the ball 37A and the ball 37B, they may be simply referred to as the ball 37. Similarly, when it is not necessary to distinguish the first spring 38A and the second spring 38B, they may be simply referred to as the spring 38.

図２に示したように各第１シリンダ１６Ａは、その底部から半径方向内側に延びてインナーレース１５の内周面に開口する連通路３９をそれぞれ備えている。一方、各第２シリンダ１６Ｂは、その底部から軸線Ａｘに沿って延びる連通路４０をそれぞれ備えている。各連通路４０は、アウターレース１３の摺動面１３ａと対向するインナーレース１５の接触面１５ｂに開口している。   As shown in FIG. 2, each of the first cylinders 16 </ b> A includes a communication passage 39 that extends radially inward from the bottom and opens to the inner peripheral surface of the inner race 15. On the other hand, each second cylinder 16B is provided with a communication passage 40 extending from its bottom along the axis Ax. Each communication path 40 opens to the contact surface 15 b of the inner race 15 that faces the sliding surface 13 a of the outer race 13.

アウターレース１３は、アウターレース本体４１にカム面１４を有するカム部４２が複数のボルト４３で一体回転するように組み付けられることにより形成されており、ポンプハウジング３０の凹部３０ａに挿入される切替バルブ部１３ｂと、インナーレース１５が回転自在に取り付けられる軸部１３ｃとを備えている。また、図２に示したようにアウターレース１３には、軸線Ａｘ方向に延び、切替バルブ部１３ｂの外周面及び軸部１３ｃの外周面にそれぞれ開口する第１供給通路４４、第２供給通路４５、第１排出通路４６、及び第２排出通路４７が設けられている。   The outer race 13 is formed by assembling a cam portion 42 having a cam surface 14 to the outer race main body 41 so as to integrally rotate with a plurality of bolts 43, and is a switching valve inserted into the recess 30 a of the pump housing 30. A portion 13b and a shaft portion 13c to which the inner race 15 is rotatably attached are provided. 2, the outer race 13 has a first supply passage 44 and a second supply passage 45 that extend in the axis Ax direction and open to the outer peripheral surface of the switching valve portion 13b and the outer peripheral surface of the shaft portion 13c, respectively. A first discharge passage 46 and a second discharge passage 47 are provided.

第１供給通路４４は、第１シリンダ１６Ａとポンプハウジング３０の第１オイル供給通路３３とを接続するための通路であり、軸線Ａｘに沿って設けられる主通路４４ａと、切替バルブ部１３ｂに設けられて主通路４４ａと第１オイル供給通路３３とが接続されるように主通路４４ａからアウターレース１３の半径方向に延びる入口部４４ｂと、軸部１３ｃに設けられて主通路４４ａと第１シリンダ１６Ａとが接続されるように主通路４４ａからアウターレース１３の半径方向に延びる出口部４４ｃとを備えている。図３及び図４に示したように第１供給通路４４は、６本設けられている。そして、これら６本の第１供給通路４４により、第１シリンダ群に対応して設けられた供給通路群が構成されている。切替バルブ部１３ｂの外周面には、この外周面においてこれら６本の第１供給通路４４が互いに連通するように供給溝４４ｄが設けられている。この供給溝４４ｄは、切替バルブ部１３ｂの外周面に周方向に全周に亘って形成されている。   The first supply passage 44 is a passage for connecting the first cylinder 16A and the first oil supply passage 33 of the pump housing 30, and is provided in the main passage 44a provided along the axis Ax and the switching valve portion 13b. The main passage 44a and the first oil supply passage 33 are connected to each other so that the main passage 44a extends from the main passage 44a in the radial direction of the outer race 13, and the shaft portion 13c is provided with the main passage 44a and the first cylinder. 16A, an outlet 44c extending in the radial direction of the outer race 13 from the main passage 44a is provided. As shown in FIGS. 3 and 4, six first supply passages 44 are provided. The six first supply passages 44 constitute a supply passage group provided corresponding to the first cylinder group. A supply groove 44d is provided on the outer peripheral surface of the switching valve portion 13b so that the six first supply passages 44 communicate with each other on the outer peripheral surface. The supply groove 44d is formed on the outer peripheral surface of the switching valve portion 13b over the entire circumference in the circumferential direction.

第１排出通路４６は、第１シリンダ１６Ａとポンプハウジング３０の第１オイル排出通路３５とを接続するための通路であり、軸線Ａｘ上に設けられる主通路４６ａと、軸部１３ｃに設けられて主通路４６ａと第１シリンダ１６Ａとが接続されるように主通路４６ａからアウターレース１３の半径方向に延びる入口部４６ｂと、切替バルブ部１３ｂに設けられて主通路４６ａと第１オイル排出通路３５とが接続されるように主通路４６ａからアウターレース１３の半径方向に延びる出口部４６ｃとを備えている。図３及び図４に示したように第１排出通路４６の主通路４６ａは１本であり、入口部４６ｂ及び出口部４６ｃはその一本の主通路４５ａから放射状に延びるようにそれぞれ６個ずつ設けられている。切替バルブ１３ｂの外周面には、この外周面においてこれら６個の出口部４６ｃが互いに連通するように排出溝４６ｄが設けられている。この排出溝４６ｄは、切替バルブ部１３ｂの外周面に周方向に全周に亘って形成されている。なお、第１排出通路４６の主通路４６ａは、例えば切替バルブ部１３ｂの中心に図２の右側から穴を開け、その穴の開口している端部、すなわち図２の右側の端部を栓部材４６ｅで塞ぐことにより形成すればよい。   The first discharge passage 46 is a passage for connecting the first cylinder 16A and the first oil discharge passage 35 of the pump housing 30, and is provided in the main passage 46a provided on the axis Ax and the shaft portion 13c. An inlet portion 46b extending in the radial direction of the outer race 13 from the main passage 46a so as to connect the main passage 46a and the first cylinder 16A, and the main passage 46a and the first oil discharge passage 35 provided in the switching valve portion 13b. And an outlet 46c extending in the radial direction of the outer race 13 from the main passage 46a. As shown in FIGS. 3 and 4, there is one main passage 46a of the first discharge passage 46, and six inlet portions 46b and six outlet portions 46c each extend radially from the one main passage 45a. Is provided. A discharge groove 46d is provided on the outer peripheral surface of the switching valve 13b so that these six outlet portions 46c communicate with each other on the outer peripheral surface. The discharge groove 46d is formed over the entire circumference in the circumferential direction on the outer peripheral surface of the switching valve portion 13b. The main passage 46a of the first discharge passage 46 is, for example, a hole formed in the center of the switching valve portion 13b from the right side of FIG. 2, and the end of the hole, that is, the right end portion of FIG. What is necessary is just to form by closing with the member 46e.

図３及び図５に示したように６本の第１供給通路４４は、それらの主通路４４ａが第１排出通路４６の主通路４６ａの周囲に周方向に等間隔で並ぶように、すなわち６０°毎に配置されるように設けられている。そして、図４に示したように第１供給通路４４の出口部４４ｃと第１排出通路４６の入口部４６ｂとは、アウターレース１３とインナーレース１５とが組み合わされた場合に第１シリンダ１６Ａの連通路３９が配置される軸部１３ｃの同一断面上において周方向に等間隔で交互に並ぶように設けられている。そのため、軸部１３ｃの外周面には、第１供給通路４４の出口部４４ｃと第１排出通路４６の入口部４６ｂとが同一周上に等間隔で交互に開口している。従って、アウターレース１３とインナーレース１５とが相対回転した場合、第１シリンダ１６Ａの連通路３９には第１供給通路４４の出口部４４ｃと第１排出通路４６の入口部４６ｂとが交互に接続される。図４に示したように第１供給通路４４の出口部４４ｃと第１排出通路４６の入口部４６ｂとはそれぞれ６個ずつ設けられているため、第１シリンダ１６Ａの連通路３９はアウターレース１３とインナーレース１５とが３０°回転する毎に第１供給通路４４の出口部４４ｃ及び第１排出通路４６の入口部４６ｂと交互に接続される。一方、図２に示したように第１供給通路４４の入口部４４ｂと第１排出通路４６の出口部４６ｃとは、第１供給通路４４が第１オイル供給通路３３と接続され、第１排出通路４６が第１オイル排出通路３５と接続されるように軸線Ａｘ方向にずらして設けられている。 As shown in FIGS. 3 and 5, the six first supply passages 44 are arranged so that their main passages 44a are arranged at equal intervals in the circumferential direction around the main passage 46a of the first discharge passage 46, that is, 60 It is provided to be arranged at every °. As shown in FIG. 4, when the outer race 13 and the inner race 15 are combined, the outlet portion 44c of the first supply passage 44 and the inlet portion 46b of the first discharge passage 46 are combined with each other. On the same cross section of the shaft portion 13c where the communication passages 39 are arranged, they are provided so as to be alternately arranged at equal intervals in the circumferential direction. Therefore, the outlet portion 44c of the first supply passage 44 and the inlet portion 46b of the first discharge passage 46 are alternately opened at equal intervals on the outer peripheral surface of the shaft portion 13c. Accordingly, when the outer race 13 and the inner race 15 rotate relative to each other, the outlet portion 44c of the first supply passage 44 and the inlet portion 46b of the first discharge passage 46 are alternately connected to the communication passage 39 of the first cylinder 16A. Is done. As shown in FIG. 4, six outlet portions 44c of the first supply passage 44 and six inlet portions 46b of the first discharge passage 46 are provided, so that the communication passage 39 of the first cylinder 16A serves as the outer race 13. And the inner race 15 are alternately connected to the outlet portion 44c of the first supply passage 44 and the inlet portion 46b of the first discharge passage 46 every time it rotates 30 °. On the other hand, as shown in FIG. 2, the inlet 44b of the first supply passage 44 and the outlet 46c of the first discharge passage 46 are connected to the first oil supply passage 33 so that the first discharge passage 46 is connected to the first discharge passage 46. The passage 46 is provided so as to be shifted in the direction of the axis Ax so as to be connected to the first oil discharge passage 35.

第２供給通路４５は、第２シリンダ１６Ｂとポンプハウジング３０の第２オイル供給通路３４とを接続するための通路であり、軸線Ａｘに沿って設けられ、第２シリンダ１６Ｂの底部に設けられた連通路４０と対向するようにアウターレース１３の摺動面１３ａに開口する主通路４５ａと、切替バルブ部１３ｂに設けられて主通路４５ａと第２オイル供給通路３４とが接続されるように主通路４５ａからアウターレース１３の半径方向に延びる入口部４５ｂとを備えている。図５に示したように第２供給通路４５は６本設けられている。そして、これら６本の第２供給通路４５により、第２シリンダ群に対応して設けられた供給通路群が構成されている。切替バルブ部１３ｂの外周面には、この外周面においてこれら６本の第２供給通路４５が互いに連通するように供給溝４５ｃが設けられている。供給溝４５ｃは、切替バルブ部１３ｂの外周面に周方向に全周に亘って形成されている。   The second supply passage 45 is a passage for connecting the second cylinder 16B and the second oil supply passage 34 of the pump housing 30, and is provided along the axis Ax and provided at the bottom of the second cylinder 16B. A main passage 45a that opens to the sliding surface 13a of the outer race 13 so as to face the communication passage 40, and a main passage 45a that is provided in the switching valve portion 13b and is connected to the second oil supply passage 34 are connected to each other. And an inlet 45b extending in the radial direction of the outer race 13 from the passage 45a. As shown in FIG. 5, six second supply passages 45 are provided. The six second supply passages 45 constitute a supply passage group provided corresponding to the second cylinder group. A supply groove 45c is provided on the outer peripheral surface of the switching valve portion 13b so that the six second supply passages 45 communicate with each other on the outer peripheral surface. The supply groove 45c is formed in the outer peripheral surface of the switching valve part 13b over the perimeter in the circumferential direction.

第２排出通路４７は、第２シリンダ１６Ｂとポンプハウジング３０の第２オイル排出通路３６とを接続するための通路であり、軸線Ａｘに沿って設けられ、第２シリンダ１６Ｂの連通路４０と対向するように摺動面１３ａに開口する主通路４７ａと、切替バルブ部１３ｂに設けられて主通路４７ａと第２オイル排出通路３６とが接続されるように主通路４７ａからアウターレース１３の半径方向に延びる出口部４７ｂとを備えている。図５に示したように第２排出通路４７は、６本設けられている。そして、切替バルブ部１３ｂの外周面には、この外周面においてこれら６本の第２排出通路４７が互いに連通するように排出溝４７ｃが設けられている。排出溝４７ｃは、切替バルブ部１３ｂの外周面に周方向に全周に亘って形成されている。   The second discharge passage 47 is a passage for connecting the second cylinder 16B and the second oil discharge passage 36 of the pump housing 30, is provided along the axis Ax, and faces the communication passage 40 of the second cylinder 16B. In the radial direction of the outer race 13 from the main passage 47a, the main passage 47a that opens to the sliding surface 13a and the main passage 47a and the second oil discharge passage 36 that are provided in the switching valve portion 13b are connected. And an outlet portion 47b extending in the direction. As shown in FIG. 5, six second discharge passages 47 are provided. A discharge groove 47c is provided on the outer peripheral surface of the switching valve portion 13b so that the six second discharge passages 47 communicate with each other on the outer peripheral surface. The discharge groove 47c is formed on the outer peripheral surface of the switching valve portion 13b over the entire circumference in the circumferential direction.

図５に示したように第２供給通路４５と第２排出通路４７とは、アウターレース１３に周方向に等間隔で交互に並ぶように設けられている。また、図２に示したように第２供給通路４５と第２排出通路４７とは、第２供給通路４５の主通路４５ａと第２排出通路４７の主通路４７ａとがアウターレース１３とインナーレース１５とが組み合わされた場合に第２シリンダ１６Ｂの連通路４０と対向し、かつ摺動面１３ａにおいて同一円周上に等間隔で交互に開口するように配置される。そのため、アウターレース１３とインナーレース１５とが相対回転した場合、第２シリンダ１６Ｂの連通路４０には、第２供給通路４５の主通路４５ａと第２排出通路４７の主通路４７ａとが交互に接続される。図５に示したように第２供給通路４５と第２排出通路４７とはそれぞれ６本ずつ設けられているため、第２シリンダ１６Ｂの連通路４０はアウターレース１３とインナーレース１５とが３０°回転する毎に第２供給通路４５の主通路４５ａ及び第２排出通路４７の主通路４７ａと交互に接続される。一方、図２に示したように第２供給通路４５の入口部４５ｂと第２排出通路４７の出口部４７ｂとは、第２供給通路４５が第２オイル供給通路３４と接続され、第２排出通路４７が第２オイル排出通路３６と接続されるように軸線Ａｘ方向にずらして設けられている。   As shown in FIG. 5, the second supply passage 45 and the second discharge passage 47 are provided in the outer race 13 so as to be alternately arranged at equal intervals in the circumferential direction. As shown in FIG. 2, the second supply passage 45 and the second discharge passage 47 are composed of a main passage 45a of the second supply passage 45 and a main passage 47a of the second discharge passage 47. 15 are arranged so as to face the communication path 40 of the second cylinder 16B and to alternately open at equal intervals on the same circumference on the sliding surface 13a. Therefore, when the outer race 13 and the inner race 15 rotate relatively, the main passage 45a of the second supply passage 45 and the main passage 47a of the second discharge passage 47 are alternately arranged in the communication passage 40 of the second cylinder 16B. Connected. As shown in FIG. 5, six second supply passages 45 and two second discharge passages 47 are provided, so that the communication passage 40 of the second cylinder 16B is 30 ° between the outer race 13 and the inner race 15. The main passage 45a of the second supply passage 45 and the main passage 47a of the second discharge passage 47 are alternately connected each time the vehicle rotates. On the other hand, as shown in FIG. 2, the inlet 45b of the second supply passage 45 and the outlet 47b of the second discharge passage 47 are connected to the second oil supply passage 34 by the second supply passage 45. The passage 47 is provided so as to be shifted in the direction of the axis Ax so as to be connected to the second oil discharge passage 36.

図５に示したように、軸部１３ｃには第１供給通路４４の出口部４４ｃと第２供給通路４５の主通路４５ａとが半径方向に並ぶように設けられている。また、第１排出通路４６の入口部４６ｂと第２排出通路４７の主通路４７ａとは、軸部１３ｃに半径方向に並ぶように設けられている。図２及び図５に示したようにアウターレース１３には、中心に第１排出通路４６が設けられ、その外側に第１供給通路４４が設けられている。そして、第２供給通路４５及び第２排出通路４７は、第１供給通路４４のさらに外側に設けられている。同一の円周上に複数の通路を周方向に並べて設ける場合は、中心よりも外周に近い円周上に設ける方が通路間のピッチを大きく設定できるので、直径の大きい通路を設けることができる。ポンプ７では、第２供給通路４５及び第２排出通路４７を第１供給通路４４よりも外側に配置し、第２供給通路４５及び第２排出通路４７のそれぞれの直径を第１供給通路４４の直径よりも大きくした。これにより、第２シリンダ１６Ｂのオイルの吸入抵抗を第１シリンダ１６Ａのオイルの吸入抵抗より小さくできる。   As shown in FIG. 5, the shaft portion 13 c is provided with the outlet portion 44 c of the first supply passage 44 and the main passage 45 a of the second supply passage 45 arranged in the radial direction. Further, the inlet 46b of the first discharge passage 46 and the main passage 47a of the second discharge passage 47 are provided so as to be aligned in the radial direction on the shaft portion 13c. As shown in FIGS. 2 and 5, the outer race 13 is provided with a first discharge passage 46 at the center and a first supply passage 44 outside thereof. The second supply passage 45 and the second discharge passage 47 are provided further outside the first supply passage 44. When a plurality of passages are provided side by side in the circumferential direction on the same circumference, it is possible to provide a passage having a large diameter because the pitch between the passages can be set larger on the circumference closer to the outer periphery than the center. . In the pump 7, the second supply passage 45 and the second discharge passage 47 are disposed outside the first supply passage 44, and the diameters of the second supply passage 45 and the second discharge passage 47 are set to be different from those of the first supply passage 44. It was larger than the diameter. Thereby, the oil suction resistance of the second cylinder 16B can be made smaller than the oil suction resistance of the first cylinder 16A.

図６は、切替バルブ部１３ｂの一部を拡大して示した図である。図６に示したように切替バルブ部１３ｂの外周面には、周方向に全周に亘って形成される複数のシール溝４８が設けられており、各シール溝４８にはシールリング４９がそれぞれ嵌め込まれている。各シールリング４９は、ポンプハウジング３０の凹部３０ａの内面とそれぞれ接触し、外部へのオイルの漏れ及びオイルへの空気の混入を抑制する。図６に示したようにシール溝４８は、切替バルブ１３ｂの外周面のうち第１排出通路４６の出口部４６ｃの両側、及び第２排出通路４７の出口部４７ｃの両側に設けられている。上述したようにポンプハウジング３０には、第１オイル供給通路３３及び第２オイル供給通路３４が第１オイル排出通路３５と第２オイル排出通路３６との間に挟まれるように配置されている。そのため、図２及び図６に示したように切替バルブ部１３ｂの外周面には、第１供給通路４４の入口部４４ｂ及び第２供給通路４５の入口部４５ｂが、第１排出通路４６の出口部４６ｃと第２排出通路４７の出口部４７ｂとの間に挟まれるように設けられている。シリンダ１６にオイルを供給する各供給通路４４、４５は、その内部の圧力が大気圧より低くなる。一方、第１排出通路４６及び第２排出通路４７から排出されるオイルは、ポンプ７によって加圧されているため、これらの内部の圧力は大気圧より高い。そのため、このように第１排出通路４６及び第２排出通路４７を第１供給通路４４及び第２供給通路４５の外側に配置することにより、第１排出通路４６及び第２排出通路４７のオイルの吐出圧によって第１供給通路４４及び第２供給通路４５のオイルに空気が進入することを抑制できる。また、各シールリング４９を第１排出通路４６及び第２排出通路４７のオイルの吐出圧によってそれぞれ各シール溝４８の壁面と密着させることができる。そのため、オイル漏れやオイルへの空気の進入をより確実に抑制することができる。   FIG. 6 is an enlarged view of a part of the switching valve portion 13b. As shown in FIG. 6, the outer peripheral surface of the switching valve portion 13b is provided with a plurality of seal grooves 48 formed over the entire circumference in the circumferential direction, and a seal ring 49 is provided in each seal groove 48. It is inserted. Each seal ring 49 comes into contact with the inner surface of the recess 30a of the pump housing 30 to suppress oil leakage to the outside and air mixing into the oil. As shown in FIG. 6, the seal grooves 48 are provided on both sides of the outlet portion 46 c of the first discharge passage 46 and on both sides of the outlet portion 47 c of the second discharge passage 47 on the outer peripheral surface of the switching valve 13 b. As described above, the pump housing 30 is arranged such that the first oil supply passage 33 and the second oil supply passage 34 are sandwiched between the first oil discharge passage 35 and the second oil discharge passage 36. Therefore, as shown in FIGS. 2 and 6, the inlet portion 44 b of the first supply passage 44 and the inlet portion 45 b of the second supply passage 45 are provided on the outer peripheral surface of the switching valve portion 13 b, and the outlet of the first discharge passage 46. It is provided so as to be sandwiched between the portion 46 c and the outlet portion 47 b of the second discharge passage 47. The supply passages 44 and 45 that supply oil to the cylinder 16 have an internal pressure lower than the atmospheric pressure. On the other hand, since the oil discharged from the first discharge passage 46 and the second discharge passage 47 is pressurized by the pump 7, the internal pressure thereof is higher than the atmospheric pressure. Therefore, by disposing the first discharge passage 46 and the second discharge passage 47 outside the first supply passage 44 and the second supply passage 45 in this way, the oil in the first discharge passage 46 and the second discharge passage 47 is removed. Air can be prevented from entering the oil in the first supply passage 44 and the second supply passage 45 by the discharge pressure. Further, each seal ring 49 can be brought into close contact with the wall surface of each seal groove 48 by the oil discharge pressure of the first discharge passage 46 and the second discharge passage 47. Therefore, it is possible to more reliably suppress oil leakage and air entry into the oil.

図３に示したようにアウターレース１３のカム面１４は、径方向に突出する複数（図３では６個）の凸部１４ａと、径方向に窪む複数（図３では６個）の凹部１４ｂとを備えている。これら凸部１４ａと凹部１４ｂとは等間隔で交互に設けられ、互いに滑らかに連続するように接続されている。また、これら凸部１４ａと凹部１４ｂは、第１供給通路４４の出口部４４ｃ、第２供給通路４５の主通路４５ａ、第１排出通路４６の入口部４６ｂ、及び第２排出通路４７の主通路４７ａと対応付けて設けられている。例えば、これら凸部１４ａ及び凹部１４ｂは、図３に示したようにピストン１７のボール３７が凸部１４ａから凹部１４ｂにカム面１４に沿って移動するときに第１シリンダ１６Ａと第１供給通路４４とが接続されるとともに第２シリンダ１６Ｂと第２供給通路４５とが接続され、かつピストン１７のボール３７が凹部１４ｂから凸部１４ａにカム面１４に沿って移動するときに第１シリンダ１６Ａと第１排出通路４６とが接続されるとともに第２シリンダ１６Ｂと第２排出通路４７とが接続されるように設けられている。ピストン１７のボール３７が凸部１４ａから凹部１４ｂにカム面１４に沿って移動する場合、スプリング３８によってピストン１７が外周側に押し出されるので、オイルがシリンダ１６内に吸入される。以降、この行程を吸入行程Ｓ１と称することがある。一方、ピストン１７のボール３７が凹部１４ｂから凸部１４ａにカム面１４に沿って移動する場合はカム面１４によってピストン１７がシリンダ１６内に押し込まれるので、オイルがシリンダ１６から吐出される。以降、この行程を吐出行程Ｓ２と称することがある。   As shown in FIG. 3, the cam surface 14 of the outer race 13 has a plurality (six in FIG. 3) of convex portions 14a protruding in the radial direction and a plurality of (six in FIG. 3) concave portions recessed in the radial direction. 14b. The convex portions 14a and the concave portions 14b are alternately provided at equal intervals, and are connected so as to be smoothly continuous with each other. Further, the convex portion 14 a and the concave portion 14 b are an outlet portion 44 c of the first supply passage 44, a main passage 45 a of the second supply passage 45, an inlet portion 46 b of the first discharge passage 46, and a main passage of the second discharge passage 47. 47a is provided in association with 47a. For example, as shown in FIG. 3, the convex portion 14a and the concave portion 14b are formed by the first cylinder 16A and the first supply passage when the ball 37 of the piston 17 moves along the cam surface 14 from the convex portion 14a to the concave portion 14b. 44 and the second cylinder 16B are connected to the second supply passage 45, and the ball 37 of the piston 17 moves along the cam surface 14 from the concave portion 14b to the convex portion 14a. And the first discharge passage 46 are connected to each other, and the second cylinder 16B and the second discharge passage 47 are connected to each other. When the ball 37 of the piston 17 moves from the convex portion 14 a to the concave portion 14 b along the cam surface 14, the piston 17 is pushed outward by the spring 38, so that oil is sucked into the cylinder 16. Hereinafter, this process may be referred to as an intake process S1. On the other hand, when the ball 37 of the piston 17 moves from the recess 14 b to the projection 14 a along the cam surface 14, the piston 17 is pushed into the cylinder 16 by the cam surface 14, so that oil is discharged from the cylinder 16. Hereinafter, this stroke may be referred to as a discharge stroke S2.

図３に示したようにインナーレース１５には、４個の第１シリンダ１６Ａが連続して配置されている。また、４個の第２シリンダ１６Ｂも同様に連続して配置されている。図７はポンプ７の８個のシリンダ１６及びカム面１４を簡略化して示した図である。図７では、８つのシリンダ１６を区別するため、第１シリンダ群を構成する４つの第１シリンダ１６Ａに＃１〜＃４の番号を付し、第２シリンダ群を構成する４つの第２シリンダ１６Ｂに＃１１〜＃１４の番号を付す。上述したようにカム面１４には凸部１４ａ及び凸部１４ｂがそれぞれ６個ずつ交互に等間隔で設けられているため、アウターレース１３とインナーレース１５とを相対回転させることにより図７に示したように各シリンダ１６に対して吸入行程Ｓ１と吐出行程Ｓ２とが３０°毎に交互に行われる。図８は、アウターレース１３に対してインナーレース１５が図７の矢印Ｒ方向に６０°回転した場合における各シリンダ群を構成する４つのシリンダ１６のピストン１７の動作を示す図である。なお、図８の＃１〜＃４の番号及び＃１１〜＃１４の番号は図７で付した各シリンダ１６の番号である。図８に示したようにポンプ７においては、第１シリンダ群を構成する＃１〜＃４の４つの第１シリンダ１６Ａのうち半分の第１シリンダ１６Ａが吸入行程Ｓ１になるときは残りの半分の第１シリンダ１６Ａが吐出行程Ｓ２になる。同様に第２シリンダ群を構成する＃１１〜＃１４の４つの第２シリンダ１６Ｂも、それらのうちの半分の第２シリンダ１６Ｂが吸入行程Ｓ１になるときは残りの半分の第２シリンダ１６Ｂが吐出行程Ｓ２になる。そのため、各シリンダ群から吐出されるオイルの量が変動することを抑制できる。また、これにより油圧変動を抑制することができる。   As shown in FIG. 3, four first cylinders 16 </ b> A are continuously arranged in the inner race 15. Similarly, the four second cylinders 16B are continuously arranged. FIG. 7 is a simplified view of the eight cylinders 16 and the cam surface 14 of the pump 7. In FIG. 7, in order to distinguish the eight cylinders 16, four first cylinders 16A constituting the first cylinder group are numbered # 1 to # 4, and the four second cylinders constituting the second cylinder group. Numbers # 11 to # 14 are assigned to 16B. As described above, since the cam surface 14 is provided with six convex portions 14a and six convex portions 14b alternately at equal intervals, the outer race 13 and the inner race 15 are rotated relative to each other, as shown in FIG. As described above, the suction stroke S1 and the discharge stroke S2 are alternately performed for each cylinder 16 every 30 °. FIG. 8 is a diagram illustrating the operation of the pistons 17 of the four cylinders 16 constituting each cylinder group when the inner race 15 rotates 60 ° in the direction of arrow R in FIG. 7 with respect to the outer race 13. The numbers # 1 to # 4 and the numbers # 11 to # 14 in FIG. 8 are the numbers of the cylinders 16 attached in FIG. As shown in FIG. 8, in the pump 7, when the first cylinder 16A, which is half of the four first cylinders # 1 to # 4 constituting the first cylinder group, becomes the suction stroke S1, the remaining half. The first cylinder 16A enters the discharge stroke S2. Similarly, the four second cylinders 16B of # 11 to # 14 constituting the second cylinder group also have the remaining half of the second cylinders 16B when the second cylinder 16B of half of them becomes the suction stroke S1. The discharge stroke S2. Therefore, it is possible to suppress fluctuations in the amount of oil discharged from each cylinder group. In addition, this makes it possible to suppress hydraulic pressure fluctuations.

次に図２を参照してポンプ７におけるオイルの流れについて説明する。なお、以下ではポンプハウジング３０の第１オイル供給通路３３及び第２オイル供給通路３４の両方が油圧制御装置１１０を介してオイルが貯留されているオイルパン１１１（図１参照）と連通している場合について説明する。アウターレース１３とインナーレース１５とが相対回転すると、カム面１４及びスプリング３８によって各シリンダ１６が往復駆動される。この際、図８に示したように各シリンダ群のうちの半分のシリンダ１６は吸入行程Ｓ１になり、残りの半分のシリンダ１６は吐出行程Ｓ２になる。そして、第１シリンダ群のうち吸入行程Ｓ１にある第１シリンダ１６Ａには図２に矢印Ｆ１で示したように、第１オイル供給通路３３、第１供給通路４４、及び連通路３９を介してオイルパン１１１からオイルが吸入される。また、第２シリンダ群のうち吸入行程Ｓ１にある第２シリンダ１６Ｂには図２に矢印Ｆ１１で示したように、第２オイル供給通路３４、第２供給通路４５、及び連通路４０を介してオイルパン１１１からオイルが吸入される。一方、第１シリンダ群のうち吐出行程Ｓ２にある第１シリンダ１６Ａからは図２に矢印Ｆ２で示したように、連通路３９、第１排出通路４６、及び第１オイル排出通路３５を介して油圧制御装置１１０にオイルが吐出される。また、第２シリンダ群のうち吐出行程Ｓ２にある第２シリンダ１６Ｂからは図２に矢印Ｆ１２で示したように、連通路４０、第２排出通路４７、及び第２オイル排出通路３６を介して油圧制御装置１１０にオイルが吐出される。そのため、第１オイル供給通路３３及び第１供給通路４４により第１シリンダ群の流体供給経路が形成され、第２オイル供給通路３４及び第２供給通路４５により第２シリンダ群の流体供給経路が形成される。また、第１オイル排出通路３５及び第１排出通路４６により第１シリンダ群の流体排出経路が形成され、第２オイル排出通路３６及び第２排出通路４７により第２シリンダ群の流体排出経路が形成される。ポンプ７から油圧制御装置１１０に吐出されたオイルは、一部が前後進切替装置８及び無段変速部９等の油圧供給部に送られ、残りがポンプ７に戻される。   Next, the flow of oil in the pump 7 will be described with reference to FIG. In the following description, both the first oil supply passage 33 and the second oil supply passage 34 of the pump housing 30 communicate with an oil pan 111 (see FIG. 1) in which oil is stored via the hydraulic control device 110. The case will be described. When the outer race 13 and the inner race 15 rotate relative to each other, the cylinders 16 are reciprocally driven by the cam surface 14 and the spring 38. At this time, as shown in FIG. 8, half of the cylinders 16 in each cylinder group are in the suction stroke S1, and the other half of the cylinders 16 are in the discharge stroke S2. Then, the first cylinder 16A in the suction stroke S1 in the first cylinder group passes through the first oil supply passage 33, the first supply passage 44, and the communication passage 39 as shown by an arrow F1 in FIG. Oil is sucked from the oil pan 111. Further, the second cylinder 16B in the suction stroke S1 in the second cylinder group is connected to the second cylinder 16B via the second oil supply passage 34, the second supply passage 45, and the communication passage 40 as shown by an arrow F11 in FIG. Oil is sucked from the oil pan 111. On the other hand, from the first cylinder 16A in the discharge stroke S2 in the first cylinder group, as shown by the arrow F2 in FIG. 2, the communication path 39, the first discharge path 46, and the first oil discharge path 35 are passed through. Oil is discharged to the hydraulic control device 110. Further, from the second cylinder 16B in the discharge stroke S2 in the second cylinder group, as shown by an arrow F12 in FIG. 2, the communication path 40, the second discharge path 47, and the second oil discharge path 36 are used. Oil is discharged to the hydraulic control device 110. Therefore, the first oil supply passage 33 and the first supply passage 44 form a fluid supply path for the first cylinder group, and the second oil supply passage 34 and the second supply passage 45 form a fluid supply path for the second cylinder group. Is done. The first oil discharge passage 35 and the first discharge passage 46 form a fluid discharge path of the first cylinder group, and the second oil discharge passage 36 and the second discharge passage 47 form a fluid discharge path of the second cylinder group. Is done. A part of the oil discharged from the pump 7 to the hydraulic control device 110 is sent to a hydraulic pressure supply unit such as the forward / reverse switching device 8 and the continuously variable transmission unit 9, and the rest is returned to the pump 7.

このようにポンプ７においては、第１シリンダ群の各第１シリンダ１６Ａにオイルを供給及び排出するラインと、第２シリンダ群の各第２シリンダ１６Ｂにオイル供給及び排出するラインとが別々に設けられている。そして、上述したように第２シリンダ１６Ｂの直径Ｌ２は第１シリンダ１６Ａの直径Ｌ１より大きいため、吐出行程Ｓ２において第２シリンダ１６Ｂから吐出されるオイルの量は第１シリンダ１６Ａから吐出されるオイルの量より多い。そのため、ポンプ７では第１シリンダ群と第２シリンダ群とを互いにポンプ容量が異なる別々のポンプとして機能させることができる。以降、第１シリンダ群の４つの第１シリンダ１６Ａが往復動することにより機能するポンプを第１ポンプ機構７Ａ、第２シリンダ群の４つの第２シリンダ１６Ｂが往復動することにより機能するポンプを第２ポンプ機構７Ｂと称することがある。なお、本発明におけるポンプ容量とは、アウターレース１３に対してインナーレース１５が１回転したときにポンプ７から吐出されるオイルの容量、いわゆる押しのけ容積を示す。   Thus, in the pump 7, a line for supplying and discharging oil to each first cylinder 16A of the first cylinder group and a line for supplying and discharging oil to each second cylinder 16B of the second cylinder group are provided separately. It has been. Since the diameter L2 of the second cylinder 16B is larger than the diameter L1 of the first cylinder 16A as described above, the amount of oil discharged from the second cylinder 16B in the discharge stroke S2 is the oil discharged from the first cylinder 16A. More than the amount. Therefore, in the pump 7, the first cylinder group and the second cylinder group can function as separate pumps having different pump capacities. Thereafter, a pump that functions by reciprocating the four first cylinders 16A of the first cylinder group is a pump that functions by reciprocating the first pump mechanism 7A and the four second cylinders 16B of the second cylinder group. It may be called the 2nd pump mechanism 7B. The pump capacity in the present invention indicates the capacity of oil discharged from the pump 7 when the inner race 15 makes one rotation with respect to the outer race 13, that is, the so-called displacement volume.

図１に戻って動力伝達装置４の各部の制御方法について説明する。動力伝達装置４の各部は、ＥＣＵ１００によって制御される。ＥＣＵ１００には各種センサが接続されており、これらセンサから車両１の走行状態を反映する各種パラメータに対応する信号及び内燃機関２の運転状態を反映する各種パラメータに対応する信号がそれぞれ入力される。ＥＣＵ１００に接続されるセンサとしては、例えば内燃機関２の回転速度に対応する信号を出力するクランク角センサ、車両１の走行速度に対応する信号を出力する車速センサ、及びアクセル開度に対応した信号を出力するアクセル開度センサなどが接続されている。その他にもＥＣＵ１００には各種センサが接続される。ＥＣＵ１００は、これらセンサからの入力信号に基づいて動力伝達装置４に設けられているポンプ７、前後進切替装置８、及び無段変速部９のそれぞれの動作を制御する。ＥＣＵ１００は、例えば内燃機関２を始動すべき所定の始動条件が成立した場合に第１制動装置２２が制動状態に切り替わり、第２制動装置２３が解除状態に切り替わり、かつクラッチ２１が切り離されるように前後進切替装置８を制御する。 Returning to FIG. 1, the control method of each part of the power transmission device 4 will be described. Each part of the power transmission device 4 is controlled by the ECU 100. Various sensors are connected to the ECU 100, and signals corresponding to various parameters reflecting the running state of the vehicle 1 and signals corresponding to various parameters reflecting the operating state of the internal combustion engine 2 are input from these sensors. The sensors connected to the ECU 100, for example, a crank angle sensor for outputting a signal corresponding to the rotational speed of the internal combustion engine 2, a vehicle speed sensor for outputting a signal corresponding to the running speed of the vehicle 1, and corresponding to the accelerator opening degree etc. accelerator opening sensor is connected for outputting a signal. Other Ru various sensors are connected to ECU 100. The ECU 100 controls the operations of the pump 7, the forward / reverse switching device 8, and the continuously variable transmission unit 9 provided in the power transmission device 4 based on input signals from these sensors. For example, the ECU 100 switches the first braking device 22 to the braking state, the second braking device 23 to the released state, and the clutch 21 to be disconnected when a predetermined starting condition for starting the internal combustion engine 2 is satisfied. The forward / reverse switching device 8 is controlled.

図９を参照してＥＣＵ１００によるポンプ７の制御方法について説明する。図９は、ポンプ７の油圧回路を示す図である。ＥＣＵ１００は、油圧制御装置１１０を制御することによりポンプ７の動作を制御する。油圧制御装置１１０は、第１オイル供給通路３３を全開する全開位置ＯＮと第１オイル供給通路３３を全閉する全閉位置ＯＦＦとに切替可能な第１切替弁１１２と、第２オイル供給通路３４を全開する全開位置ＯＮと第２オイル供給通路３４を全閉する全閉位置ＯＦＦとに切替可能な第２切替弁１１３と、ポンプ７からオイルパン１１１に戻されるオイルの量を調整する流量制御弁１１４とを備えている。そのため、油圧制御装置１１０が本発明の流量変更手段に相当する。なお、図９は、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３がそれぞれ全開位置ＯＮに切り替えられている状態を示している。図９に示したようにオイルは、オイルパン１１１からポンプ７によって汲み上げられる。そして、汲み上げられたオイルの一部が前後進切替装置８及び無段変速部９等の油圧供給部に供給され、その後オイルパン１１１に戻される。一方、汲み上げられたオイルの残りは、リターン通路１１５を介してポンプ７に戻される。流量制御弁１１４はこのリターン通路１１５に設けられている。   A control method of the pump 7 by the ECU 100 will be described with reference to FIG. FIG. 9 is a diagram showing a hydraulic circuit of the pump 7. The ECU 100 controls the operation of the pump 7 by controlling the hydraulic control device 110. The hydraulic control device 110 includes a first switching valve 112 that can be switched between a fully open position ON that fully opens the first oil supply passage 33 and a fully closed position OFF that fully closes the first oil supply passage 33, and a second oil supply passage. A second switching valve 113 that can be switched between a fully open position ON that fully opens 34 and a fully closed position OFF that fully closes the second oil supply passage 34, and a flow rate that adjusts the amount of oil returned from the pump 7 to the oil pan 111. And a control valve 114. Therefore, the hydraulic control device 110 corresponds to the flow rate changing means of the present invention. FIG. 9 shows a state where the first switching valve 112 and the second switching valve 113 are each switched to the fully open position ON. As shown in FIG. 9, the oil is pumped up from the oil pan 111 by the pump 7. A part of the pumped-up oil is supplied to a hydraulic pressure supply unit such as the forward / reverse switching device 8 and the continuously variable transmission unit 9, and then returned to the oil pan 111. On the other hand, the remaining oil pumped up is returned to the pump 7 via the return passage 115. The flow control valve 114 is provided in the return passage 115.

ＥＣＵ１００は、流量制御弁１１４の開度を調整することによりポンプ７から吐出されるオイルの量を調整し、これによりポンプ７のアウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数との差（以下、回転数差と称することがある。）を調整する。例えば、流量制御弁１１４を閉じ側に制御するほどリターン通路１１５を介してオイルパン１１１に戻されるオイルの量が減少するので、ポンプ７から吐出されるオイルの量が減少する。そして、ポンプ７から吐出されるオイルの量が減少するほど各ピストン１７が往復駆動する回数が減少するため、回転数差が小さくなる。上述したようにアウターレース１３は入力軸６と一体回転可能に設けられ、インナーレース１５の回転はコネクティングドラム１８に伝達される。そのため、流量制御弁１１４の開度を調整することにより、入力軸６とコネクティングドラム１８との動力の伝達効率、すなわち内燃機関２側と前後進切替装置８側との間の動力の伝達効率を調整できる。例えば、入力軸６に一定の動力が入力されるときに流量制御弁１１４を閉じ側に制御した場合、ポンプ７の吐出すべきオイル量が減少するので、回転数差が小さくなる。この場合、アウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数が近付くため、入力軸６とコネクティングドラム１８との間の動力の伝達効率が上昇する。一方、入力軸６に一定の動力が入力されるときに流量制御弁１１４を開き側に制御した場合は、ポンプ７の吐出すべきオイル量が増加するので、回転数差が大きくなる。そのため、入力軸６とコネクティングドラム１８との間の動力の伝達効率が低下する。そこで、ＥＣＵ１００は、車両１の速度及び内燃機関２の回転速度などに応じて入力軸６からコネクティングドラム１８にそのときの車両１の走行状態や内燃機関２の運転状態に適した大きさの動力が伝達されるように流量制御弁１１４の開度を調整する。   The ECU 100 adjusts the amount of oil discharged from the pump 7 by adjusting the opening degree of the flow control valve 114, whereby the difference between the rotational speed of the outer race 13 of the pump 7 and the rotational speed of the inner race 15 ( Hereinafter, this may be referred to as a rotational speed difference). For example, the amount of oil returned from the pump 7 to the oil pan 111 through the return passage 115 decreases as the flow control valve 114 is controlled to the closed side, so the amount of oil discharged from the pump 7 decreases. Then, as the amount of oil discharged from the pump 7 decreases, the number of times each piston 17 is reciprocated decreases, so that the rotational speed difference becomes smaller. As described above, the outer race 13 is provided so as to be rotatable integrally with the input shaft 6, and the rotation of the inner race 15 is transmitted to the connecting drum 18. Therefore, by adjusting the opening degree of the flow control valve 114, the power transmission efficiency between the input shaft 6 and the connecting drum 18, that is, the power transmission efficiency between the internal combustion engine 2 side and the forward / reverse switching device 8 side is increased. Can be adjusted. For example, when the flow rate control valve 114 is controlled to be closed when constant power is input to the input shaft 6, the amount of oil to be discharged from the pump 7 is reduced, so that the rotational speed difference is reduced. In this case, since the rotation speed of the outer race 13 and the rotation speed of the inner race 15 approach each other, the power transmission efficiency between the input shaft 6 and the connecting drum 18 increases. On the other hand, when the flow rate control valve 114 is controlled to open when a certain amount of power is input to the input shaft 6, the amount of oil to be discharged from the pump 7 increases, so the rotational speed difference increases. For this reason, the power transmission efficiency between the input shaft 6 and the connecting drum 18 is lowered. Therefore, the ECU 100 moves the power from the input shaft 6 to the connecting drum 18 according to the speed of the vehicle 1 and the rotational speed of the internal combustion engine 2 at a power suitable for the traveling state of the vehicle 1 and the operating state of the internal combustion engine 2 at that time. Is adjusted such that the opening degree of the flow control valve 114 is adjusted.

また、ＥＣＵ１００は、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の動作をそれぞれ制御し、これによりポンプ容量を調整する。第１切替弁１１２を全閉位置ＯＦＦに切り替えた場合、第１シリンダ群の各第１シリンダ１６Ａへのオイルの吸入が阻止される。この場合、カム面１４の凸部１４ａによって第１ピストン１７Ａが第１シリンダ１６Ａ内に押し込まれて第１シリンダ１６Ａ内からオイルが排出されるとその後はその第１シリンダ１６Ａにオイルが吸入されないので、第１ピストン１７Ａは第１シリンダ１６Ａ内に押し込まれた状態に保持される。そのため、第１ポンプ機構７Ａによるオイルの汲み出しが禁止される。第２切替弁１１３を全閉位置ＯＦＦに切り替えた場合は、第２シリンダ群の各第２シリンダ１６Ｂへのオイルの吸入が阻止される。そのため、上述した第１シリンダ群の場合と同様に第２ピストン１７Ｂが第２シリンダ１６Ｂ内に押し込まれた状態に保持される。そのため、第２ポンプ機構７Ｂによるオイルの汲み出しを禁止できる。   Further, the ECU 100 controls the operations of the first switching valve 112 and the second switching valve 113, thereby adjusting the pump capacity. When the first switching valve 112 is switched to the fully closed position OFF, oil is prevented from being sucked into the first cylinders 16A of the first cylinder group. In this case, when the first piston 17A is pushed into the first cylinder 16A by the convex portion 14a of the cam surface 14 and the oil is discharged from the first cylinder 16A, the oil is not sucked into the first cylinder 16A thereafter. The first piston 17A is held in a state where it is pushed into the first cylinder 16A. Therefore, pumping out oil by the first pump mechanism 7A is prohibited. When the second switching valve 113 is switched to the fully closed position OFF, oil suction into each second cylinder 16B of the second cylinder group is blocked. Therefore, as in the case of the first cylinder group described above, the second piston 17B is held in a state of being pushed into the second cylinder 16B. Therefore, pumping out oil by the second pump mechanism 7B can be prohibited.

ポンプ７においては、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３のそれぞれの状態を切り替えることによりポンプ容量を４段階に変更できる。第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の両方を全開位置ＯＮに切り替えた場合には、ポンプ７のポンプ容量が最大になる。以下、この状態を第１状態と称することがある。上述したように第２シリンダ１６Ｂの直径Ｌ２は第１シリンダ１６Ａの直径Ｌ１より大きいので、第２ポンプ機構７Ｂのポンプ容量は第１ポンプ機構７Ａのポンプ容量よりも多い。そのため、第１切替弁１１２を全閉位置ＯＦＦに切り替えるとともに第２切替弁１１３を全開位置ＯＮに切り替えた場合にポンプ７のポンプ容量が２番目に大きな値になる。以下、この状態を第２状態と称することがある。そして、第１切替弁１１２を全開位置ＯＮに切り替えるとともに第２切替弁１１３を全閉位置ＯＦＦに切り替えた場合にポンプ７のポンプ容量が３番目に大きな値になる。以下、この状態を第３状態と称することがある。第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の両方をそれぞれ全閉位置ＯＦＦに切り替えた場合にはポンプ容量が０となる。   In the pump 7, the pump capacity can be changed in four stages by switching the respective states of the first switching valve 112 and the second switching valve 113. When both the first switching valve 112 and the second switching valve 113 are switched to the fully open position ON, the pump capacity of the pump 7 is maximized. Hereinafter, this state may be referred to as a first state. As described above, since the diameter L2 of the second cylinder 16B is larger than the diameter L1 of the first cylinder 16A, the pump capacity of the second pump mechanism 7B is larger than the pump capacity of the first pump mechanism 7A. Therefore, when the first switching valve 112 is switched to the fully closed position OFF and the second switching valve 113 is switched to the fully opened position ON, the pump capacity of the pump 7 becomes the second largest value. Hereinafter, this state may be referred to as a second state. When the first switching valve 112 is switched to the fully open position ON and the second switching valve 113 is switched to the fully closed position OFF, the pump capacity of the pump 7 becomes the third largest value. Hereinafter, this state may be referred to as a third state. When both the first switching valve 112 and the second switching valve 113 are switched to the fully closed position OFF, the pump capacity is zero.

図１０は、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態とポンプ７において動作するピストン１６の容積の合計との対応関係を示した表である。第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態が第３状態の場合、すなわち第１ポンプ機構７Ａのみを機能させた場合はポンプ７において動作するピストン１６は第１ピストン１６Ａの４本のみである。そのため、この際のピストン１６の容積の合計（以下、第１合計容積と称することがある。）Ｖ１は、第１シリンダ１６Ａの１個当たりの容積ｖ１と第１シリンダ１６Ａの個数Ｎ１とを掛けた値となる。第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態が第２状態の場合、すなわち第２ポンプ機構７Ｂのみを機能させた場合はポンプ７において動作するピストン１６は第２ピストン１６Ｂの４本のみである。そのため、この際のピストン１６の容積の合計（以下、第２合計容積と称することがある。）Ｖ２は、第２シリンダ１６Ｂの１個当たりの容積ｖ２と第２シリンダ１６Ｂの個数Ｎ２とを掛けた値となる。第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態が第１状態の場合、すなわち第１ポンプ機構７Ａ及び第２ポンプ機構７Ｂの両方を機能させた場合のピストン１６の容積の合計は、第１合計容積Ｖ１と第２合計容積Ｖ２とを足した値となる。なお、ポンプ容量は、これらピストン１６の合計容積にカム面１４に設けられている凸部１４ａ又は凹部１４ｂの個数、すなわちアウターレース１３に対してインナーレース１５が１回転する間にピストン１６が往復駆動される回数を掛けた値である。   FIG. 10 is a table showing the correspondence between the states of the first switching valve 112 and the second switching valve 113 and the total volume of the piston 16 operating in the pump 7. When the state of the first switching valve 112 and the second switching valve 113 is the third state, that is, when only the first pump mechanism 7A is functioning, the piston 16 operating in the pump 7 is only four of the first piston 16A. is there. Therefore, the total volume of the pistons 16 (hereinafter sometimes referred to as a first total volume) V1 at this time is multiplied by the volume v1 per one first cylinder 16A and the number N1 of the first cylinders 16A. Value. When the state of the first switching valve 112 and the second switching valve 113 is the second state, that is, when only the second pump mechanism 7B is functioning, the pistons 16 operating in the pump 7 are only four of the second pistons 16B. is there. Therefore, the total volume of the pistons 16 (hereinafter sometimes referred to as a second total volume) V2 at this time is multiplied by the volume v2 per one second cylinder 16B and the number N2 of the second cylinders 16B. Value. When the state of the first switching valve 112 and the second switching valve 113 is the first state, that is, when both the first pump mechanism 7A and the second pump mechanism 7B are functioned, the total volume of the piston 16 is the first It is a value obtained by adding the total volume V1 and the second total volume V2. The pump capacity is the total volume of these pistons 16; the number of convex portions 14a or concave portions 14b provided on the cam surface 14, that is, the piston 16 reciprocates while the inner race 15 makes one rotation with respect to the outer race 13. It is a value multiplied by the number of times of driving.

ＥＣＵ１００は、車両１の走行状態や内燃機関２の運転状態に基づいて第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態を制御し、ポンプ７のポンプ容量を制御する。例えば、ＥＣＵ１００は、車両１の発進時にポンプ容量が徐々に大きくなるように第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３を制御する。図１１は、車両１の発進時におけるポンプ容量の制御方法の一例を示している。なお、図１１の線Ａはコネクティングドラム１８の回転数、すなわちポンプ７から出力される回転数（以下、出力回転数と称することがある。）の時間変化の一例を示している。図１１に示したように車両１が停止している期間、ＥＣＵ１００は第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の両方を全閉位置ＯＦＦに維持する。この場合、各ピストン１７がシリンダ１６内に押し込まれた状態に保持されるので、アウターレース１３からインナーレース１５への動力伝達が阻止される。   The ECU 100 controls the pump switching capacity of the pump 7 by controlling the states of the first switching valve 112 and the second switching valve 113 based on the running state of the vehicle 1 and the operating state of the internal combustion engine 2. For example, the ECU 100 controls the first switching valve 112 and the second switching valve 113 so that the pump capacity gradually increases when the vehicle 1 starts. FIG. 11 shows an example of a method for controlling the pump displacement when the vehicle 1 starts. Note that a line A in FIG. 11 shows an example of a temporal change in the rotational speed of the connecting drum 18, that is, the rotational speed output from the pump 7 (hereinafter sometimes referred to as output rotational speed). As shown in FIG. 11, during the period when the vehicle 1 is stopped, the ECU 100 maintains both the first switching valve 112 and the second switching valve 113 in the fully closed position OFF. In this case, since each piston 17 is held in a state where it is pushed into the cylinder 16, power transmission from the outer race 13 to the inner race 15 is prevented.

その後、ＥＣＵ１００は、まず第１切替弁１１２のみを全開位置ＯＮに切り替える。これにより第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態が第１状態に切り替えられる。車両１の発進時は出力回転数が０から徐々に上昇するようにアウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数との差を徐々に小さくする必要がある。車両１の停止時はコネクティングドラム１８の回転数が０であるため、インナーレース１５の回転数が０である。一方、アウターレース１３には内燃機関２の回転数が伝達されている。そのため、車両１の発進時はアウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数との差（回転数差）が大きくなり、ポンプ７が高回転となる。そこで、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態を第１状態に切り替え、第１ポンプ機構７Ａのみを機能させる。第１シリンダ１６Ａの直径Ｌ１は第２シリンダ１６Ｂの直径Ｌ２よりも小さいため、第１シリンダ１６Ａの方が第２シリンダ１６Ｂよりもオイルの吸入抵抗が小さい。そのため、第１シリンダ１６Ａの方が第２シリンダ１６Ｂよりもオイルの吸入及び排出を速やかに行うことができる。従って回転数差が大きくても第１シリンダ１７Ａをカム面１４に追従させて動作させることができる。また、第１ポンプ機構７Ａのみを機能させることにより、ポンプ７から無駄にオイルが吐出されることを防止できる。   Thereafter, the ECU 100 first switches only the first switching valve 112 to the fully open position ON. Thereby, the state of the 1st switching valve 112 and the 2nd switching valve 113 is switched to a 1st state. When the vehicle 1 starts, it is necessary to gradually reduce the difference between the rotational speed of the outer race 13 and the rotational speed of the inner race 15 so that the output rotational speed gradually increases from zero. Since the rotational speed of the connecting drum 18 is zero when the vehicle 1 is stopped, the rotational speed of the inner race 15 is zero. On the other hand, the rotational speed of the internal combustion engine 2 is transmitted to the outer race 13. Therefore, when the vehicle 1 starts, the difference between the rotational speed of the outer race 13 and the rotational speed of the inner race 15 (rotational speed difference) increases, and the pump 7 rotates at a high speed. Therefore, the state of the first switching valve 112 and the second switching valve 113 is switched to the first state, and only the first pump mechanism 7A is caused to function. Since the diameter L1 of the first cylinder 16A is smaller than the diameter L2 of the second cylinder 16B, the first cylinder 16A has a smaller oil suction resistance than the second cylinder 16B. Therefore, the first cylinder 16A can suck and discharge oil more quickly than the second cylinder 16B. Therefore, even if the rotational speed difference is large, the first cylinder 17A can be operated by following the cam surface 14. Further, by causing only the first pump mechanism 7A to function, it is possible to prevent oil from being discharged from the pump 7 in vain.

ＥＣＵ１００は、次に第１切替弁１１２を全閉位置ＯＦＦに切り替えるとともに第２切替弁１１３を全開位置ＯＮに切り替える。すなわち、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態を第２状態に切り替える。その後、ＥＣＵ１００は第１切替弁１１２を全開位置ＯＮに切り替えて第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態を第３状態に切り替える。このようにアウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数との差が小さくなるに従って第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態を切り替えることにより、ポンプ７のポンプ容量を徐々に増大させる。これにより、シリンダ１７をカム面１４の凸部１４ａ及び凹部１４ｂに追従させて動作させることができる。すなわち、シリンダ１７のカム追従性を確保することができる。   The ECU 100 then switches the first switching valve 112 to the fully closed position OFF and switches the second switching valve 113 to the fully opened position ON. That is, the state of the first switching valve 112 and the second switching valve 113 is switched to the second state. Thereafter, the ECU 100 switches the first switching valve 112 to the fully open position ON to switch the state of the first switching valve 112 and the second switching valve 113 to the third state. Thus, the pump displacement of the pump 7 is gradually increased by switching the state of the first switching valve 112 and the second switching valve 113 as the difference between the rotational speed of the outer race 13 and the rotational speed of the inner race 15 becomes smaller. Let Thereby, the cylinder 17 can be operated by following the convex portions 14 a and the concave portions 14 b of the cam surface 14. That is, cam followability of the cylinder 17 can be ensured.

ＥＣＵ１００は、ポンプ７の各シリンダ１７がカム面１４に追従して動作するようにアウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数との差（回転数差）に応じて第１制御弁１１３及び第２制御弁１１４の状態を適宜切り替える。   The ECU 100 controls the first control valve 113 in accordance with the difference between the rotational speed of the outer race 13 and the rotational speed of the inner race 15 (rotational speed difference) so that each cylinder 17 of the pump 7 operates following the cam surface 14. And the state of the 2nd control valve 114 is changed suitably.

以上に説明したように、第１の形態に係る動力伝達装置４によれば、同一周上に第１シリンダ１６Ａと第２シリンダ１６Ｂとを設け、オイルの吸入及びオイルの排出をシリンダ群毎に別々に行うことができる。そのため、ポンプ容量を変更でき、かつ装置の小型化を実現できる。各シリンダ群は、半分のシリンダ１６が吸入行程Ｓ１のときに残りの半分のシリンダ１６が吐出行程Ｓ２になるように４つのシリンダ１６で構成されている。そのため、各シリンダ群から吐出されるオイルの変動を抑制することができる。   As described above, according to the power transmission device 4 according to the first embodiment, the first cylinder 16A and the second cylinder 16B are provided on the same circumference, and oil suction and oil discharge are performed for each cylinder group. Can be done separately. Therefore, the pump capacity can be changed and the apparatus can be downsized. Each cylinder group includes four cylinders 16 so that when the half cylinder 16 is in the suction stroke S1, the remaining half cylinder 16 is in the discharge stroke S2. Therefore, it is possible to suppress fluctuations in oil discharged from each cylinder group.

ポンプ７では、第２供給通路４５及び第２排出通路４７を第１供給通路４４よりも外側に配置して第２供給通路４５及び第２排出通路４７のそれぞれの直径を第１供給通路４４の直径よりも大きくし、第２シリンダ１６Ｂのオイルの吸入抵抗を第１シリンダ１６Ａのオイルの吸入抵抗より小さくした。第２シリンダ１６Ｂは第１シリンダ１６Ａよりも直径が大きいため、このように第２シリンダ１６Ｂの吸入抵抗を第１シリンダ１６Ａよりも優先的に低下させることにより、第１ポンプ機構７Ａ及び第２ポンプ機構７Ｂの両方を機能させた場合におけるポンプ７の高回転化を実現できる。   In the pump 7, the second supply passage 45 and the second discharge passage 47 are arranged outside the first supply passage 44, and the diameters of the second supply passage 45 and the second discharge passage 47 are set to be different from those of the first supply passage 44. The oil suction resistance of the second cylinder 16B was made smaller than the oil suction resistance of the first cylinder 16A. Since the second cylinder 16B has a larger diameter than the first cylinder 16A, the first pump mechanism 7A and the second pump are reduced by preferentially reducing the suction resistance of the second cylinder 16B over the first cylinder 16A. High rotation of the pump 7 can be realized when both mechanisms 7B are functioning.

図６に示したようにポンプ７では第１排出通路４６及び第２排出通路４７を第１供給通路４４及び第２供給通路４５の外側に配置したので、第１供給通路４４及び第２供給通路４５のオイルに空気が進入することを抑制できる。   As shown in FIG. 6, in the pump 7, since the first discharge passage 46 and the second discharge passage 47 are disposed outside the first supply passage 44 and the second supply passage 45, the first supply passage 44 and the second supply passage 45 are disposed. It is possible to prevent air from entering the 45 oil.

（第２の形態）
図１２及び図１３を参照して本発明の第２の形態に係る動力伝達装置について説明する。なお、図１２は第１の形態の図７に対応する図である。図１２に示したようにこの形態では、第１の形態において＃１２の第２シリンダ１６Ｂが配置されていた位置に第１シリンダ群の＃２の第１シリンダ１６Ａが配置され、第１の形態において＃２の第１シリンダ１６Ａが配置されていた位置に第２シリンダ群の＃１２の第２シリンダ１６Ｂが配置されている点が異なる。すなわち、この形態では、第１の形態に対して＃２の第１シリンダ１６Ａの位置と＃１２の第２シリンダ１６Ｂの位置とを入れ替える。それ以外は第１の形態と同じであるため、第１の形態と共通の部分には同一の符号を付して説明を省略する。 (Second form)
A power transmission device according to the second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 12 corresponds to FIG. 7 of the first embodiment. As shown in FIG. 12, in this embodiment, the # 2 first cylinder 16A of the first cylinder group is arranged at the position where the # 12 second cylinder 16B is arranged in the first embodiment, and the first embodiment. The difference is that the # 2 second cylinder 16B of the second cylinder group is disposed at the position where the # 2 first cylinder 16A is disposed. That is, in this embodiment, the position of the # 2 first cylinder 16A and the position of the # 12 second cylinder 16B are switched with respect to the first embodiment. Other than that, it is the same as the first embodiment, and therefore, the same reference numerals are given to the parts common to the first embodiment, and the description is omitted.

第１の形態の図８に示したようにアウターレース１３に対してインナーレース１５が６０°回転した場合、＃２の位置にあるシリンダ１６と＃１２の位置にあるシリンダ１６とは同じ動作を行う。そのため、＃１〜＃４の４つの第１シリンダ１６Ａ及び＃１１〜＃１４の４つの第２シリンダ１６Ｂを図１２に示したように配置しても、各シリンダ群のうちの半分のシリンダ１６が吸気行程Ｓ１のときは残りの半分のシリンダ１６が吐出行程Ｓ２になる。   As shown in FIG. 8 of the first embodiment, when the inner race 15 rotates 60 degrees with respect to the outer race 13, the cylinder 16 at the position # 2 and the cylinder 16 at the position # 12 perform the same operation. Do. For this reason, even if the four first cylinders 16A # 1 to # 4 and the four second cylinders 16B # 11 to # 14 are arranged as shown in FIG. Is the intake stroke S1, the remaining half of the cylinders 16 are in the discharge stroke S2.

カム面１４の凸部１４ａによってピストン１７が半径方向中心側に押される吐出行程Ｓ２になると、その吐出行程Ｓ２のシリンダ１６からインナーレース１５に対して半径方向中心側に向かう荷重が作用する。第１の形態の図８に示したように各シリンダ群においては２つのシリンダ１６の吐出行程Ｓ２が重なるため、インナーレース１５にはこれら２つのシリンダ１６から作用する荷重を合成した荷重（以下、合力と称することがある。）が作用する。図１３は、この形態のポンプ７において＃１の第１シリンダ１６Ａ及び＃２の第１シリンダ１６Ａが両方とも吐出行程Ｓ２の場合にこれらのシリンダ１６からインナーレース１５に作用する荷重を示した図である。この形態ではインナーレース１５を軸線Ａｘの方向から見たときに＃１の第１シリンダ１６Ａが軸線Ａｘに対する一方の側（図１３の上側）に配置され、＃２の第１シリンダ１６Ａが軸線Ａｘに対する他方の側（図１３の下側）に配置される。そのため、一方の第１シリンダ１６Ａからインナーレース１５に作用する荷重を他方の第１シリンダ１６Ａからインナーレース１５に作用する荷重で弱めることができる。これにより、＃１の第１シリンダ１６Ａの荷重Ｐ１と＃２の第１シリンダ１６Ａの荷重Ｐ２とを合成した合力Ｐ３を小さくすることができる。   In the discharge stroke S2 in which the piston 17 is pushed toward the radial center by the convex portion 14a of the cam surface 14, a load from the cylinder 16 in the discharge stroke S2 toward the radial center acts on the inner race 15. As shown in FIG. 8 of the first embodiment, since the discharge strokes S2 of the two cylinders 16 overlap each other in each cylinder group, the inner race 15 is combined with a load (hereinafter referred to as a combined load) applied from these two cylinders 16. May be referred to as resultant force). FIG. 13 is a diagram showing loads acting on the inner race 15 from these cylinders 16 when both the # 1 first cylinder 16A and the # 2 first cylinder 16A are in the discharge stroke S2 in the pump 7 of this embodiment. It is. In this embodiment, when the inner race 15 is viewed from the direction of the axis Ax, the # 1 first cylinder 16A is disposed on one side (the upper side in FIG. 13) with respect to the axis Ax, and the # 2 first cylinder 16A is disposed on the axis Ax. Is arranged on the other side (lower side in FIG. 13). Therefore, the load acting on the inner race 15 from one first cylinder 16A can be weakened by the load acting on the inner race 15 from the other first cylinder 16A. Thereby, the resultant force P3 obtained by combining the load P1 of the # 1 first cylinder 16A and the load P2 of the # 2 first cylinder 16A can be reduced.

第２シリンダ群においても同様に＃１１の第２シリンダ１６Ｂと＃１２の第２シリンダ１６Ｂとが両方とも吐出行程Ｓ２になる場合は、これらの第２シリンダ１６Ｂの荷重が互いに弱め合うため、インナーレース１５にかかる荷重を小さくすることができる。   Similarly, in the second cylinder group, when both the # 11 second cylinder 16B and the # 12 second cylinder 16B are in the discharge stroke S2, the loads of these second cylinders 16B weaken each other, so The load applied to the race 15 can be reduced.

以上に説明したように第２の形態によれば、各シリンダ群のうち吐出行程Ｓ２が重なる一対のシリンダ１６の一方のシリンダ１６を軸線Ａｘに対する一方の側に配置し、他方のシリンダ１６を軸線Ａｘに対する他方の側に配置したので、一方のシリンダ１６の荷重を他方のシリンダ１６の荷重で弱めることができる。そのため、インナーレース１５にかかる荷重を小さくすることができる。   As described above, according to the second embodiment, in each cylinder group, one cylinder 16 of the pair of cylinders 16 where the discharge stroke S2 overlaps is disposed on one side with respect to the axis Ax, and the other cylinder 16 is disposed on the axis. Since it arrange | positions on the other side with respect to Ax, the load of one cylinder 16 can be weakened with the load of the other cylinder 16. FIG. Therefore, the load applied to the inner race 15 can be reduced.

なお、この形態のポンプ７は図１３に示したものに限定されず、各シリンダ群を構成する４つのシリンダ１６のうち吐出行程Ｓ２が重なる一対のシリンダ１６の一方が軸線Ａｘに対する一方の側に配置され、他方が軸線Ａｘに対する他方の側に配置されていればよい。例えば、第１の形態に対して第１シリンダ群の＃３の第１シリンダ１６Ａの位置と第２シリンダ群の＃１３の第２シリンダ１６Ｂの位置とを入れ替えてもよい。このように吐出行程Ｓ２が重なる一対のシリンダ１６を配置することにより、一方のシリンダ１６の荷重を他方のシリンダ１６の荷重で弱めることができる。そのため、インナーレース１５にかかる荷重を小さくすることができる。   Note that the pump 7 of this embodiment is not limited to that shown in FIG. 13, and one of the pair of cylinders 16 in which the discharge stroke S <b> 2 overlaps among the four cylinders 16 constituting each cylinder group is on one side with respect to the axis Ax. It is only necessary that the other is disposed on the other side with respect to the axis Ax. For example, the position of the # 3 first cylinder 16A of the first cylinder group and the position of the # 13 second cylinder 16B of the second cylinder group may be interchanged with respect to the first form. By arranging the pair of cylinders 16 with the discharge stroke S2 overlapping in this way, the load of one cylinder 16 can be weakened by the load of the other cylinder 16. Therefore, the load applied to the inner race 15 can be reduced.

本発明は、上述した各形態に限定されることなく、種々の形態にて実施することができる。例えば、本発明のピストンポンプが備えるシリンダの数は８個に限定されない。本発明のピストンポンプのインナーレースには、周方向に並ぶ２個以上のシリンダが設けられていればよい。２個以上のシリンダが設けられていれば、これらのシリンダの直径の大きさを相異させることによりピストンポンプに直径の大きさが互いに異なる複数のシリンダ群を設けることができる。本発明のピストンポンプに設けられるシリンダ群の数は２つに限定されない。例えば、直径の大きさが互いに異なる３種類以上のシリンダを同一周上に設けて３つ以上のシリンダ群をピストンポンプに設けてもよい。この場合、オイルの吸入及びオイルの排出がシリンダ群毎に行われるように供給通路及び排出通路をシリンダ群毎にアウターレースに設ける。この場合、さらに細かくポンプ容量を変更することができる。   This invention is not limited to each form mentioned above, It can implement with a various form. For example, the number of cylinders provided in the piston pump of the present invention is not limited to eight. The inner race of the piston pump of the present invention only needs to be provided with two or more cylinders arranged in the circumferential direction. If two or more cylinders are provided, the piston pump can be provided with a plurality of cylinder groups having different diameters by making the diameters of these cylinders different. The number of cylinder groups provided in the piston pump of the present invention is not limited to two. For example, three or more types of cylinders having different diameters may be provided on the same circumference, and three or more cylinder groups may be provided in the piston pump. In this case, a supply passage and a discharge passage are provided in the outer race for each cylinder group so that oil suction and oil discharge are performed for each cylinder group. In this case, the pump capacity can be changed more finely.

本発明のピストンポンプでは、第１供給通路及び第１排出通路を用いて第２シリンダへのオイルの供給及び第２シリンダからのオイルの排出を行い、第２供給通路及び第２排出通路を用いて第１シリンダへのオイルの供給及び第１シリンダからのオイルの排出を行ってもよい。上述したように第２供給通路及び第２排出通路は、第１供給通路よりも直径が大きいため、この場合は第２シリンダの吸入抵抗よりも第１シリンダの吸入抵抗を小さくできる。そのため、例えば車両１の発進時の初期など第１ポンプ機構のみを機能させる際のポンプの回転数を高回転化できる。   In the piston pump of the present invention, oil is supplied to the second cylinder and oil is discharged from the second cylinder using the first supply passage and the first discharge passage, and the second supply passage and the second discharge passage are used. The oil may be supplied to the first cylinder and discharged from the first cylinder. As described above, since the second supply passage and the second discharge passage have a larger diameter than the first supply passage, in this case, the suction resistance of the first cylinder can be made smaller than the suction resistance of the second cylinder. Therefore, for example, the number of rotations of the pump when only the first pump mechanism is functioning, such as the initial stage when the vehicle 1 is started, can be increased.

上述した各形態では、アウターレースと入力軸とが連結され、インナーレースとコネクティングドラムとが連結されていたが、これらの連結は逆でもよい。すなわち、インナーレースと入力軸とが連結され、アウターレースとコネクティングドラムとが連結されていてもよい。この場合でも入力軸とコネクティングドラムとの間の動力の伝達をポンプにて制御することができる。上述した各形態では、インナーレースとアウターレースとが同軸に設けられたラジアルピストンポンプを示したが、本発明が適用されるピストンポンプはこれに限定されない。例えば、アウターレースに対してインナーレースを偏心させて配置し、この偏心によって発生する間隔の変化を利用してピストンを往復動させるラジアルピストンポンプに本発明を適用してもよい。   In each form mentioned above, although the outer race and the input shaft were connected and the inner race and the connecting drum were connected, these connections may be reversed. That is, the inner race and the input shaft may be connected, and the outer race and the connecting drum may be connected. Even in this case, power transmission between the input shaft and the connecting drum can be controlled by the pump. In each form mentioned above, although the radial piston pump with which the inner race and the outer race were provided coaxially was shown, the piston pump to which the present invention is applied is not limited to this. For example, the present invention may be applied to a radial piston pump in which an inner race is eccentrically arranged with respect to an outer race, and a piston is reciprocated using a change in an interval generated by the eccentricity.

本発明の動力伝達装置に設けられるピストンポンプは、ラジアルピストンポンプに限定されず、シリンダが軸線方向に往復駆動されるアキシャルピストンポンプでもよい。具体的には、例えば上述した形態の図２において開口部が図２の左側を向くように各シリンダ１６を左回りに９０°回転して設け、それら各シリンダ１６の開口部と対向するようにアウターレース１３にカム面１４を設ければよい。そして、このように９０°回転させたシリンダ１６のうちの各第１シリンダ１６Ａにはアウターレース１３の第１供給通路４４及び第１排出通路４６と交互に接続されるように連通路３９をそれぞれ設け、各第２シリンダ１６Ｂにはアウターレース１３の第２供給通路４５及び第２排出通路４７と交互に接続されるように連通路４０をそれぞれ設ける。それ以外の部分は、上述した形態のラジアルピストンポンプと同じでよい。このアキシャルピストンポンプにおいても同一周上に第１シリンダ１６Ａ及び第２シリンダ１６Ｂが設けたので、装置の小型化を実現できる。また、オイルの吸入及びオイルの排出をシリンダ群毎に別々に行うことができるので、ポンプ容量を変更できる。   The piston pump provided in the power transmission device of the present invention is not limited to a radial piston pump, and may be an axial piston pump in which a cylinder is driven to reciprocate in an axial direction. Specifically, for example, in FIG. 2 of the above-described form, each cylinder 16 is rotated 90 ° counterclockwise so that the opening faces the left side of FIG. 2, and is opposed to the opening of each cylinder 16. The cam surface 14 may be provided on the outer race 13. The communication passages 39 are respectively connected to the first cylinders 16A of the cylinders 16 rotated 90 ° in this manner so as to be alternately connected to the first supply passages 44 and the first discharge passages 46 of the outer race 13. The communication paths 40 are provided in the second cylinders 16 </ b> B so as to be alternately connected to the second supply passages 45 and the second discharge passages 47 of the outer race 13. The other part may be the same as the radial piston pump of the form mentioned above. Also in this axial piston pump, since the first cylinder 16A and the second cylinder 16B are provided on the same circumference, the apparatus can be reduced in size. In addition, oil suction and oil discharge can be performed separately for each cylinder group, so that the pump capacity can be changed.

上述した各形態は動力伝達装置について示したものであるが、これらの形態の動力伝達装置に組み込まれているラジアルピストンポンプの部分は、オイルなどの流体を送るための単体のピストンポンプとして使用してもよい。また、周知のようにピストンポンプは、インナーレース又はアウターレースの一方を固定し、各シリンダに周方向に順番にオイルの導入及び排出を行うことによりインナーレース又はアウターレースの他方が回転するピストンモータとして機能させることができる。そのため、上述した各形態の動力伝達装置のピストンポンプは、ピストンモータとして使用することができる。これらの場合も上述した動力伝達装置と同様の理由により、ポンプ容量を変更でき、かつ装置の小型化を実現できる。なお、上述した各形態の吸入行程がピストンモータの供給行程に相当する。ピストンモータでは、シリンダに供給するオイルが流れる供給通路の圧力の方がシリンダから排出されたオイルが流れる排出通路の圧力よりも高くなる。そこで、ピストンモータでは、上述したピストンポンプとは逆に第１オイル排出通路及び第２オイル排出通路が第１オイル供給通路と第２オイル供給通路との間の挟まれるようにこれらの通路を配置する。すなわち、一端と他端にそれぞれオイル供給通路を配置する。これにより、排気通路への空気の進入を抑制することができる。   Each of the above-described forms is shown for a power transmission device, but the portion of the radial piston pump incorporated in the power transmission device of these forms is used as a single piston pump for sending fluid such as oil. May be. As is well known, the piston pump is a piston motor in which one of the inner race and the outer race is fixed by fixing one of the inner race and the outer race, and the other of the inner race and the outer race rotates by sequentially introducing and discharging oil to and from each cylinder. Can function as. Therefore, the piston pump of the power transmission device of each embodiment described above can be used as a piston motor. In these cases, the pump capacity can be changed and the apparatus can be downsized for the same reason as the power transmission device described above. In addition, the suction stroke of each form mentioned above corresponds to the supply stroke of the piston motor. In the piston motor, the pressure in the supply passage through which oil supplied to the cylinder flows is higher than the pressure in the discharge passage through which oil discharged from the cylinder flows. Therefore, in the piston motor, in contrast to the piston pump described above, these passages are arranged so that the first oil discharge passage and the second oil discharge passage are sandwiched between the first oil supply passage and the second oil supply passage. To do. That is, oil supply passages are arranged at one end and the other end, respectively. Thereby, the approach of air to the exhaust passage can be suppressed.

本発明の第１の形態に係る動力伝達装置が設けられた車両の動力伝達経路や各要素などを簡略化して示したスケルトン図。The skeleton figure which simplified and showed the power transmission path | route, each element, etc. of the vehicle provided with the power transmission device which concerns on the 1st form of this invention. 図３のII−II線におけるポンプの断面を示す図。The figure which shows the cross section of the pump in the II-II line | wire of FIG. 図２のIII−III線におけるポンプの断面を示す図。The figure which shows the cross section of the pump in the III-III line | wire of FIG. 図３に示したポンプの断面の中央部分を拡大して示した図。The figure which expanded and showed the center part of the cross section of the pump shown in FIG. 図２のIV−IV線におけるポンプの断面を示す図。The figure which shows the cross section of the pump in the IV-IV line of FIG. アウターレースの切替バルブ部の一部を拡大して示した図。The figure which expanded and showed a part of switching valve | bulb part of an outer race. ポンプのシリンダ及びカム面を簡略化して示した図。The figure which simplified and showed the cylinder and cam surface of the pump. アウターレースに対してインナーレースが６０°回転した場合における各シリンダ群を構成する４つのシリンダのピストンの動作を示す図。The figure which shows operation | movement of the piston of four cylinders which comprise each cylinder group when an inner race rotates 60 degrees with respect to an outer race. ポンプの油圧回路を示す図。The figure which shows the hydraulic circuit of a pump. 第１切替弁及び第２切替弁の状態とポンプにおいて動作するピストンの容積の合計との対応関係を示した図。The figure which showed the correspondence of the state of a 1st switching valve and a 2nd switching valve, and the sum total of the volume of the piston which operate | moves in a pump. 車両の発進時におけるポンプ容量の制御方法の一例を示す図。The figure which shows an example of the control method of the pump capacity | capacitance at the time of start of a vehicle. 本発明の第２の形態に係る動力伝達装置に設けられるポンプのシリンダ及びカム面を簡略化して示した図。The figure which simplified and showed the cylinder and cam surface of the pump provided in the power transmission device which concerns on the 2nd form of this invention. 第２の形態のポンプにおいて＃１の第１シリンダ及び＃２の第１シリンダが両方とも吐出行程の場合にこれらのシリンダからインナーレースに作用する荷重を示した図。The figure which showed the load which acts on an inner race from these cylinders, when the 1st cylinder of # 1 and the 1st cylinder of # 2 are both in a discharge stroke in the pump of the 2nd form.

符号の説明Explanation of symbols

１ 車両
２ 内燃機関（動力源）
４ 動力伝達装置
６ 入力軸（入力部材）
７ ピストンポンプ
１３ アウターレース（第１回転部材）
１４ カム面
１５ インナーレース（第２回転部材）
１５ａ 対向面
１６Ａ 第１シリンダ
１６Ｂ 第２シリンダ
１７Ａ 第１ピストン
１７Ｂ 第２ピストン
１８ コネクティングドラム（出力部材）
３０ ポンプハウジング
３０ａ 凹部（支持部）
４４ 第１供給通路
４４ｄ 供給溝
４５ 第２供給通路
４５ｃ 供給溝
４６ｄ 排出溝
４７ｃ 排出溝
１００ 電子コントロールユニット（制御手段）
１１０ 油圧制御装置（流量変更手段）
Ａｘ 軸線
Ｓ１ 吸入行程
Ｓ２ 吐出行程 1 Vehicle 2 Internal combustion engine (power source)
4 Power transmission device 6 Input shaft (input member)
7 Piston pump 13 Outer race (first rotating member)
14 Cam surface 15 Inner race (second rotating member)
15a Opposing surface 16A 1st cylinder 16B 2nd cylinder 17A 1st piston 17B 2nd piston 18 Connecting drum (output member)
30 Pump housing 30a Concave part (support part)
44 First supply passage 44d Supply groove 45 Second supply passage 45c Supply groove 46d Discharge groove 47c Discharge groove 100 Electronic control unit (control means)
110 Hydraulic control device (flow rate changing means)
Ax Axis S1 Suction stroke S2 Discharge stroke

Claims (13)

カム面を有し、かつ軸線回りに回転自在に設けられる第１回転部材と、前記カム面と対向する対向面に開口するとともに周方向に並ぶ複数のシリンダを有し、前記第１回転部材に対して相対回転可能に設けられる第２回転部材と、を備え、前記第１回転部材と前記第２回転部材とを相対回転させて前記第２回転部材の各シリンダにそれぞれ挿入されたピストンが前記カム面にて往復駆動されることにより各シリンダへの流体の吸入及び各シリンダからの流体の吐出が行われるピストンポンプにおいて、
前記第２回転部材に前記複数のシリンダとして互いに直径の大きさが異なる複数種類のシリンダが設けられるとともに、前記複数のシリンダは同じ種類のシリンダにて構成される複数のシリンダ群に分けられ、
前記シリンダに吸入される流体の流量及び前記シリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に別々に変更可能な流量変更手段を備え、
前記複数のシリンダ群は、それぞれ偶数個のシリンダにて構成され、
前記複数のシリンダは、各シリンダ群の半分のシリンダがシリンダ内に流体が吸入される吸入行程のときに残りの半分のシリンダがシリンダから流体が吐出される吐出行程になるように前記複数のシリンダ群に分けられていることを特徴とするピストンポンプ。 A first rotating member having a cam surface and rotatably provided about an axis; and a plurality of cylinders opening in a facing surface facing the cam surface and arranged in a circumferential direction; A second rotating member provided to be relatively rotatable with respect to the first rotating member and the second rotating member, the pistons respectively inserted into the respective cylinders of the second rotating member by rotating the first rotating member and the second rotating member relative to each other. In a piston pump in which fluid is sucked into and discharged from each cylinder by being reciprocated on the cam surface,
The second rotating member is provided with a plurality of types of cylinders having different diameters as the plurality of cylinders, and the plurality of cylinders are divided into a plurality of cylinder groups configured of the same type of cylinder,
A flow rate changing means capable of separately changing at least one of a flow rate of fluid sucked into the cylinder and a flow rate of fluid discharged from the cylinder for each cylinder group ;
Each of the plurality of cylinder groups is composed of an even number of cylinders,
The plurality of cylinders are arranged such that when half of the cylinders in each cylinder group are in a suction stroke in which fluid is sucked into the cylinders, the other half of the cylinders has a discharge stroke in which fluid is discharged from the cylinders. Piston pumps characterized by being divided into groups . 前記ピストンポンプは、前記複数のシリンダが前記第２回転部材の半径方向に延びるように設けられたラジアルピストンポンプであり、
前記複数のシリンダ群には、前記吐出行程の時期が重なる一対のシリンダがそれぞれ含まれ、
前記第２回転部材には、前記第２回転部材を前記軸線の方向から見たときに前記一対のシリンダの一方のシリンダが前記軸線に対する一方の側に配置され、他方のシリンダが前記軸線に対する他方の側に配置されている請求項１に記載のピストンポンプ。 The piston pump is a radial piston pump provided such that the plurality of cylinders extend in a radial direction of the second rotating member,
Each of the plurality of cylinder groups includes a pair of cylinders in which the times of the discharge stroke overlap,
In the second rotating member, when the second rotating member is viewed from the direction of the axis, one cylinder of the pair of cylinders is disposed on one side with respect to the axis, and the other cylinder is on the other side with respect to the axis. The piston pump according to claim 1 , which is disposed on the side of the piston. 前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに吸入されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、
これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も大きいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されている請求項１又は２に記載のピストンポンプ。 The first rotating member is formed so that at least a part thereof extends in the axial direction, is arranged so as to be aligned on the same circumference around the axis, and guides the fluid to be sucked into the cylinder. A supply passage group composed of a plurality of supply passages is provided for each cylinder group,
Among these plurality of supply passage groups, a supply passage group provided corresponding to a cylinder group constituted by the cylinder having the largest diameter among the plurality of types of cylinders is the outermost peripheral side of the first rotating member. The piston pump of Claim 1 or 2 arrange | positioned. 前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに吸入されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、
これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されている請求項１又は２に記載のピストンポンプ。 The first rotating member is formed so that at least a part thereof extends in the axial direction, is arranged so as to be aligned on the same circumference around the axis, and guides the fluid to be sucked into the cylinder. A supply passage group composed of a plurality of supply passages is provided for each cylinder group,
Among these plurality of supply passage groups, a supply passage group provided corresponding to a cylinder group constituted by a cylinder having the smallest diameter among the plurality of types of cylinders is the outermost peripheral side of the first rotating member. The piston pump of Claim 1 or 2 arrange | positioned. 前記第１回転部材の一端が回転自在に嵌め込まれる支持部を有するハウジングをさらに備え、
前記支持部から前記第１回転部材内を経由して前記シリンダに流体を導く流体供給経路と、前記シリンダから前記第１回転部材内を経由して前記支持部に流体を導く流体排出経路とがシリンダ群毎に設けられ、
前記流体供給経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部から流体を受け取る供給溝と、前記供給溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記シリンダに吸入されるべき流体が流出する流体供給口と、を備え、
前記流体排出経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部に排出すべき流体が導かれる排出溝と、前記排出溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記排出溝から流体を受け取る流体排出口と、を備え、
前記第１回転部材の外周面には、前記複数のシリンダ群のうちの一のシリンダ群に対応して設けられた前記流体排出経路の前記排出溝が一端に配置されるとともに、前記複数のシリンダ群のうちの他のシリンダ群に対応して設けられた前記流体排出経路の前記排出溝が他端に配置され、前記供給溝と前記排出溝とが前記軸線方向に並ぶように設けられている請求項１〜４のいずれか一項に記載のピストンポンプ。 A housing having a support portion into which one end of the first rotating member is rotatably fitted;
A fluid supply path that guides fluid from the support to the cylinder via the first rotating member, and a fluid discharge path that guides fluid from the cylinder to the support via the first rotating member. Provided for each cylinder group,
The fluid supply path is provided on the outer peripheral surface of the first rotating member so as to extend in the circumferential direction, and includes a supply groove that receives fluid from the support portion, and an inner peripheral surface of the support portion so as to face the supply groove. And a fluid supply port through which a fluid to be sucked into the cylinder flows out,
The fluid discharge path is provided on an outer peripheral surface of the first rotating member so as to extend in a circumferential direction, and a discharge groove that guides a fluid to be discharged to the support portion, and the support portion so as to face the discharge groove. A fluid discharge port that opens to the inner peripheral surface of the fluid and receives fluid from the discharge groove,
The discharge groove of the fluid discharge path provided corresponding to one cylinder group of the plurality of cylinder groups is disposed at one end on the outer peripheral surface of the first rotating member, and the plurality of cylinders The discharge groove of the fluid discharge path provided corresponding to another cylinder group in the group is disposed at the other end, and the supply groove and the discharge groove are provided so as to be aligned in the axial direction. The piston pump as described in any one of Claims 1-4 . 請求項１〜５のいずれか一項に記載のピストンポンプを備え、
前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの一方が動力源から動力が伝達される入力部材と一体回転するように連結され、他方が動力を出力する出力部材と一体回転するように連結されていることを特徴とする動力伝達装置。 Comprising the piston pump according to any one of claims 1 to 5 ,
One of the first rotating member and the second rotating member is connected to rotate integrally with an input member that receives power from a power source, and the other is connected to rotate integrally with an output member that outputs power. Power transmission device characterized by being made. 前記入力部材と前記出力部材との回転数の差の大きさに応じて前記流量変更手段を制御する制御手段をさらに備えている請求項６に記載の動力伝達装置。 The power transmission device according to claim 6 , further comprising a control unit that controls the flow rate changing unit in accordance with a magnitude of a difference in rotational speed between the input member and the output member. 前記動力伝達装置が車両に搭載されるとともに前記動力源が内燃機関であり、
前記制御手段は、前記車両の発進時に前記ピストンポンプのポンプ容量が徐々に増加するように前記流量変更手段を制御する請求項７に記載の動力伝達装置。 The power transmission device is mounted on a vehicle and the power source is an internal combustion engine;
The power transmission device according to claim 7 , wherein the control unit controls the flow rate changing unit so that a pump capacity of the piston pump gradually increases when the vehicle starts. カム面を有し、かつ軸線回りに回転自在に設けられる第１回転部材と、前記カム面と対向する対向面に開口するとともに周方向に並ぶ複数のシリンダを有し、前記第１回転部材に対して相対回転可能に設けられる第２回転部材と、を備え、前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの一方を固定し、前記第２回転部材の各シリンダに挿入されたピストンをそれらのシリンダに流体を供給して往復運動させ、そのピストン往復運動を前記カム面にて回転運動に変換して前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの他方を回転させるピストンモータにおいて、
前記第２回転部材に前記複数のシリンダとして互いに直径の大きさが異なる複数種類のシリンダが設けられるとともに、前記複数のシリンダは同じ種類のシリンダにて構成される複数のシリンダ群に分けられ、
前記シリンダに供給される流体の流量及び前記シリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に別々に変更可能な流量変更手段を備え、
前記複数のシリンダ群は、それぞれ偶数個のシリンダにて構成され、
前記複数のシリンダは、各シリンダ群の半分のシリンダがシリンダ内に流体が供給される供給行程のときに残りの半分のシリンダがシリンダから流体が吐出される吐出行程になるように前記複数のシリンダ群に分けられていることを特徴とするピストンモータ。 A first rotating member having a cam surface and rotatably provided about an axis; and a plurality of cylinders opening in a facing surface facing the cam surface and arranged in a circumferential direction; A second rotating member provided so as to be relatively rotatable with respect to the first rotating member, and fixing one of the first rotating member and the second rotating member, and a piston inserted into each cylinder of the second rotating member. In a piston motor that supplies fluid to the cylinders to reciprocate, converts the piston reciprocating motion into rotational motion on the cam surface, and rotates the other of the first rotating member and the second rotating member. ,
The second rotating member is provided with a plurality of types of cylinders having different diameters as the plurality of cylinders, and the plurality of cylinders are divided into a plurality of cylinder groups configured of the same type of cylinder,
A flow rate changing means capable of separately changing at least one of a flow rate of fluid supplied to the cylinder and a flow rate of fluid discharged from the cylinder for each cylinder group ;
Each of the plurality of cylinder groups is composed of an even number of cylinders,
The plurality of cylinders are arranged such that when half of the cylinders of each cylinder group are in a supply stroke in which fluid is supplied into the cylinders, the other half of the cylinders has a discharge stroke in which fluid is discharged from the cylinders. Piston motor characterized by being divided into groups . 前記ピストンモータは、前記複数のシリンダが前記第２回転部材の半径方向に延びるように設けられたラジアルピストンモータであり、
前記複数のシリンダ群には、前記吐出行程の時期が重なる一対のシリンダがそれぞれ含まれ、
前記第２回転部材には、前記第２回転部材を前記軸線の方向から見たときに、前記一対のシリンダの一方のシリンダが前記軸線に対する一方の側に配置され、他方のシリンダが前記軸線に対する他方の側に配置されている請求項９に記載のピストンモータ。 The piston motor is a radial piston motor provided so that the plurality of cylinders extend in a radial direction of the second rotating member.
Each of the plurality of cylinder groups includes a pair of cylinders in which the times of the discharge stroke overlap,
In the second rotating member, when the second rotating member is viewed from the direction of the axis, one cylinder of the pair of cylinders is disposed on one side with respect to the axis, and the other cylinder is with respect to the axis. The piston motor of Claim 9 arrange | positioned at the other side. 前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに供給されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、
これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も大きいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されている請求項９又は１０に記載のピストンモータ。 The first rotating member is formed so that at least a part thereof extends in the axial direction, is arranged so as to be aligned on the same circumference around the axial line, and guides a fluid to be supplied to the cylinder. A supply passage group composed of a plurality of supply passages is provided for each cylinder group,
Among these plurality of supply passage groups, a supply passage group provided corresponding to a cylinder group constituted by the cylinder having the largest diameter among the plurality of types of cylinders is the outermost peripheral side of the first rotating member. The piston motor of Claim 9 or 10 arrange | positioned. 前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに供給されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、
これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されている請求項９又は１０に記載のピストンモータ。 The first rotating member is formed so that at least a part thereof extends in the axial direction, is arranged so as to be aligned on the same circumference around the axial line, and guides a fluid to be supplied to the cylinder. A supply passage group composed of a plurality of supply passages is provided for each cylinder group,
Among these plurality of supply passage groups, a supply passage group provided corresponding to a cylinder group constituted by a cylinder having the smallest diameter among the plurality of types of cylinders is the outermost peripheral side of the first rotating member. The piston motor of Claim 9 or 10 arrange | positioned. 前記第１回転部材の一端が回転自在に嵌め込まれる支持部を有するハウジングをさらに備え、
前記支持部から前記第１回転部材内を経由して前記シリンダに流体を導く流体供給経路と、前記シリンダから前記第１回転部材内を経由して前記支持部に流体を導く流体排出経路とがシリンダ群毎に設けられ、
前記流体供給経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部から流体を受け取る供給溝と、前記供給溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記シリンダに吸入されるべき流体が流出する流体供給口と、を備え、
前記流体排出経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部に排出すべき流体が導かれる排出溝と、前記排出溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記排出溝から流体を受け取る流体排出口と、を備え、
前記第１回転部材の外周面には、前記複数のシリンダ群のうちの一のシリンダ群に対応して設けられた前記流体供給経路の前記供給溝が一端に配置されるとともに、前記複数のシリンダ群のうちの他のシリンダ群に対応して設けられた前記流体供給経路の前記供給溝が他端に配置され、前記供給溝と前記排出溝とが前記軸線方向に並ぶように設けられている請求項９〜１２のいずれか一項に記載のピストンモータ。 A housing having a support portion into which one end of the first rotating member is rotatably fitted;
A fluid supply path that guides fluid from the support to the cylinder via the first rotating member, and a fluid discharge path that guides fluid from the cylinder to the support via the first rotating member. Provided for each cylinder group,
The fluid supply path is provided on the outer peripheral surface of the first rotating member so as to extend in the circumferential direction, and includes a supply groove that receives fluid from the support portion, and an inner peripheral surface of the support portion so as to face the supply groove. And a fluid supply port through which a fluid to be sucked into the cylinder flows out,
The fluid discharge path is provided on an outer peripheral surface of the first rotating member so as to extend in a circumferential direction, and a discharge groove that guides a fluid to be discharged to the support portion, and the support portion so as to face the discharge groove. A fluid discharge port that opens to the inner peripheral surface of the fluid and receives fluid from the discharge groove,
The supply groove of the fluid supply path provided corresponding to one cylinder group of the plurality of cylinder groups is disposed at one end on an outer peripheral surface of the first rotating member, and the plurality of cylinders The supply groove of the fluid supply path provided corresponding to another cylinder group in the group is disposed at the other end, and the supply groove and the discharge groove are provided so as to be aligned in the axial direction. The piston motor as described in any one of Claims 9-12 .
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