CN103003599B - 车辆动力传递系统 - Google Patents

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Abstract

提供了一种车辆动力传递系统，其中油泵构造成充分减小要求的驱动转矩。油泵（28）的第一和第二高压通路（110，114）的高压端口排出量（Q1）被确定成使得在发动机速度（NE）不低于与无级变速器（18）的为了其变速控制而预先确定的最低目标输入轴速度（NINTL）对应的预定阈值（NE2）的车辆稳态行驶期间相对高压力的工作油的消耗量（Q’）能仅由高压端口排出量（Q1）提供。因此，从第一和第二低压排出通路（112，116）排出的工作油的压力能被保持在预定的低水平，并且能充分减小油泵（28）的要求驱动转矩。

Description

车辆动力传递系统
技术领域
本发明涉及一种包括具有高压排出通路和低压排出通路的内接触型油泵的车辆动力传递系统，并且更具体地涉及用于减小所述油泵的驱动转矩的技术。
背景技术
已知一种内接触齿轮泵型油泵，该油泵具有通过发动机而绕自身轴线旋转的驱动齿轮、具有与驱动齿轮的外齿啮合的内齿并可由驱动齿轮绕相对于驱动齿轮的轴线偏心的偏心轴线旋转的环形从动齿轮、容纳驱动齿轮和从动齿轮的泵室、和具有多个压力室的壳体，所述压力室在泵室的侧面中开口以从泵室排出工作油，且其形成在外齿和内齿的互相啮合的表面之间以使得压力室在驱动齿轮和从动齿轮的圆周方向上彼此间隔开，壳体还具有高压排出通路和低压排出通路，所述高压排出通路和低压排出通路在压力室沿驱动齿轮和从动齿轮的旋转方向移动的同时在压力室中的每一个的容积减小的过程中相继与所述多个压力室连通，所述油泵被操作成使得当相对高压力的工作油的消耗量能仅由来自高压排出通路的工作油排出量提供时，要经低压排出通路排出的工作油的压力被保持比从高压排出通路排出的工作油的压力低预定量。专利文献1和2公开了这种类型的油泵的示例。要从低压排出通路排出的工作油的压力被保持在上述低水平的这种类型的油泵需要相对低的驱动转矩，并且相应地提高了装备有所述油泵的车辆的燃料经济性。
专利文献2中公开的油泵具有形成在泵室的侧面中的泄油槽，以便使低压排出通路与压力室中位于高压排出通路和低压排出通路的开口之间并且在不存在泄油槽时未与排出通路连通的特定压力室连通。泄油槽容许工作油从特定压力室流入低压排出通路，这即使在该特定压力室移动经过高压排出通路和低压排出通路之间的上述位置时也防止了特定压力室中的工作油的压力的突然升高。因此，泄油槽防止了泵的要求驱动转矩由于特定压力室中的工作油的压力的升高而升高。
引用清单
专利文献
专利文献1：JP-2009-068473A
专利文献2：JP-2009-127569A
发明内容
技术问题
在上述已知油泵中，当特定压力室移动经过高压排出通路和低压排出通路之间的上述位置时，工作油从特定压力室经泄油槽流入其中工作油的压力被保持在上述低水平的低压排出通路。因此，特定室中的工作油的压力降低至接近上述低水平的水平，使得特定压力室中的工作油的压力和邻接特定压力室并与高压排出通路连通的压力室中的工作油的压力之间的压力差增大，这造成工作油从高压排出通路经驱动齿轮和从动齿轮的外齿和内齿之间的少量间隙泄漏到特定压力室中，并且引起来自高压排出通路的工作油排出量的减小。
在包括上述已知类型的油泵和使用从油泵供给的上述相对高压力的工作油的至少一部分而操作的无级变速器的车辆动力传递系统中，上述来自高压排出通路的工作油排出量的减小不希望地提高了无级变速器的输入轴的转速的下限——在该下限之上上述相对高压力的工作油的消耗量仅能由来自高压排出通路的工作油排出量提供。因此，无级变速器的输入轴速度不能在足够宽的范围内切换。因此，在该车辆动力传递系统中，从低压排出通路排出的工作油的压力不能在无级变速器的输入轴速度的足够宽的范围内被保持在上述低水平，这引起不能有效地减小油泵的要求驱动转矩的问题。
可以考虑为油泵设置这样的泄油槽，该泄油槽用于在特定压力室移动经过高压排出通路与低压排出通路之间的上述位置并且在不存在泄油槽的情况下未与这些排出通路连通时使特定压力室与高压排出通路连通，以容许油从特定油室流入高压排出通路。尽管该泄油槽防止上述油泄漏到特定压力室中，但是相对高压力的工作油的消耗量在车辆的通常行驶状态下不能由仅来自高压排出通路的工作油排出量提供，并且要从低压排出通路排出的工作油的压力可能不会被保持在上述低水平，这也引起不能有效地减小油泵的要求驱动转矩的问题。
本发明鉴于上述技术背景而作出。本发明的一个目的是提供一种具有油泵的车辆动力传递系统，所述油泵的要求驱动转矩能被充分地减小。
问题的解决方案
根据本发明的原理来实现上述目的，本发明提供了一种车辆的动力传递系统，所述车辆的动力传递系统包括：内接触齿轮型的油泵，所述油泵具有通过发动机而绕自身轴线旋转的驱动齿轮、具有与所述驱动齿轮的外齿啮合的内齿并可由所述驱动齿轮绕相对于所述驱动齿轮的轴线偏心的偏心轴线旋转的环形从动齿轮、和具有容纳所述驱动齿轮和所述从动齿轮的泵室以及高压排出通路和低压排出通路的壳体，所述高压排出通路和所述低压排出通路在所述泵室的侧面中开口以从所述泵室排出工作油，使得所述高压排出通路和所述低压排出通路在多个压力室沿所述驱动齿轮和所述从动齿轮的旋转方向移动的同时在所述压力室中的每一个的容积减小的过程中相继与所述压力室连通，所述多个压力室形成在所述外齿和所述内齿的互相啮合的表面之间，使得所述压力室沿所述驱动齿轮和所述从动齿轮的圆周方向彼此间隔开，所述油泵被操作成使得当相对高的压力的工作油的消耗量仅能由来自所述高压排出通路的工作油排出量提供时，要从所述低压排出通路排出的工作油的压力被保持在比从所述高压排出通路排出的工作油的压力低预定量的预定低水平；以及无级变速器，所述无级变速器可使用上述相对高的压力的工作油的至少一部分操作，所述动力传递系统的特征在于：上述来自所述高压排出通路的所述工作油排出量被确定成使得在所述无级变速器的输入轴速度不低于为所述无级变速器的变速控制而预先确定的最低目标值的车辆稳态行驶期间所述相对高的压力的工作油的消耗量能由来自所述高压排出通路的所述工作油排出量提供。
根据本发明的第一优选形式，来自上述高压排出通路的工作油排出量被确定为大于来自所述高压排出通路和上述低压排出通路的工作油总排出量的1/2。
根据本发明的第二优选形式，所述无级变速器包括：彼此平行配置的输入轴和输出轴；分别安装在所述输入轴和所述输出轴上的一对可变直径带轮；接合所述一对可变直径带轮的V形槽的传动带；和一对液压缸，所述一对液压缸被操作成分别作用在所述一对可变直径带轮上以向所述传动带施加张紧力，并且其中，所述一对液压缸使用上述相对高的压力的工作油操作，以改变所述一对可变直径带轮的用于所述传动带的有效直径，以便连续改变所述无级变速器的速比。
本发明的有利效果
在根据本发明的车辆的动力传递系统中，来自高压排出通路的工作油排出量被确定成使得在无级变速器的输入轴速度不低于为无级变速器的变速控制而预先确定的最低目标值并且发动机速度不低于与最低目标输入轴速度对应的预定阈值的车辆稳态行驶期间相对高的压力的工作油的消耗量能由来自高压排出通路的工作油排出量提供。因此，在车辆稳态行驶期间，不论无级变速器的变速状态如何，相对高的压力的工作油的消耗量都能由来自高压排出通路的工作油排出量提供，从而从低压排出通路排出的工作油的压力能被保持在上述预定低水平，并且能充分减小油泵的要求驱动转矩。
在根据本发明的第一优选形式的车辆的动力传递系统中，来自高压排出通路的工作油排出量被确定为大于来自高压排出通路和低压排出通路的工作油总排出量的1/2，从而与在来自高压排出通路的排出量不大于来自高压排出通路和低压排出通路的工作油总排出量的1/2的情况下相比，能降低无级变速器的输入轴速度的下限，在该下限之上，相对高的工作油的消耗量能仅由来自高压排出通路的工作油排出量提供。相应地，从低压排出通路排出的工作油的压力能在无级变速器的输入轴速度的更宽范围内被保持在上述预定低水平，这使得可以减小油泵的要求驱动转矩。
在根据本发明的第二优选形式的车辆的车辆动力传递系统中，所述无级变速器包括：彼此平行配置的输入轴和输出轴；分别安装在输入轴和输出轴上的一对可变直径带轮；接合一对可变直径带轮的V形槽的传动带；和一对液压缸，所述一对液压缸被操作成分别作用在一对可变直径带轮上以向传动带施加张紧力，并且所述一对液压缸使用上述相对高的压力的工作油操作，以改变所述一对可变直径带轮的有效直径，以便连续改变所述无级变速器的速比。在车辆稳态行驶期间，不论无级变速器的变速状态如何，所述一对液压缸的上述高压力的工作油的消耗量都能由来自高压排出通路的工作油排出量提供，从而从低压排出通路排出的工作油的压力能被保持在上述预定低水平，这使得可以充分减小油泵的要求驱动转矩。
附图说明
[图1]图1是示出了根据本发明的一个实施例构成的车辆动力传递系统的布置结构的示意图。
[图2]图2是示出了设置成用于控制图1的车辆动力传递系统的控制系统的主要功能的框图。
[图3]图3是说明了表示预先确定并存储的用作车辆操作人员的要求车辆输出量的加速器踏板操作量、车辆的行驶速度和动力传递系统的目标输入轴速度之间的关系的变速脉谱图的视图。
[图4]图4是设置在车辆的动力传递系统中的油泵的截面图。
[图5]图5是沿图4中的箭头线V-V截取的截面图。
[图6]图6是沿图4中的箭头线VI-VI截取的截面图。
[图7]图7是示出了油泵的各压力室绕油泵的轴线的旋转角度与压力室的容积之间的关系的视图。
[图8]图8是示意性地示出了动力传递系统的油泵和液压控制单元一部分的视图。
[图9]图9是示出了来自油泵的油排出量、油泵端口处的液压压力值和发动机的运转速度之间的关系的视图。
具体实施方式
将参考附图详细描述本发明的实施例。应理解，示出了下述实施例的附图被简化或者示意性地绘制，并且没有准确地表示实施例的元件的尺寸和形状。
参照示出了根据本发明的一个实施例构成的车辆动力传递系统10的布置结构的图1的示意图，车辆动力传递系统10构造成用于FF（前置发动机、前轮驱动）车辆，并且连接至作为车辆的驱动动力源设置的发动机12。作为内燃发动机的发动机12的输出从发动机12的曲轴经变矩器14形式的流体操作的动力传递装置、前进-后退切换装置16、带式无级变速器（CVT）、和减速齿轮装置22传递至差动齿轮装置22，并且被分配给左驱动轮24L和右驱动轮24R。
变矩器14包括连接至发动机12的曲轴的泵轮14p和经涡轮轴34连接至前进-后退切换装置16的涡轮14t，所述涡轮轴34是变矩器14的输出部件。在泵轮14p和涡轮14t之间，配置有在锁止离合器控制阀的控制下接合和分离的锁止离合器26，所述锁止离合器控制阀被结合在液压控制单元76内并且构造成控制待向锁止离合器26的接合压力室和分离压力室施加的工作油或流体的压力。当锁止离合器76被置于完全接合位置时，泵轮14p和涡轮14t一体旋转。机械油泵28连接至泵轮14p，以便执行无级变速器18的变速控制和带张紧控制。该油泵28与发动机12的运转联动地操作。
如上所述构成的变矩器14可在车辆的预定的相应行驶状态下以锁止控制模式和挠性锁止控制模式操作。例如，变矩器14在锁止离合器28被置于泵轮14p和涡轮14t彼此完全连接并且一体操作的完全接合状态下的情况下以锁止控制模式操作，并且在锁止离合器18被置于泵轮14p和涡轮14t彼此部分地连接的部分接合或滑动状态下的情况下以挠性锁止控制模式操作。使变矩器14以相应的锁止控制模式和挠性锁止控制模式操作的车辆行驶状态限定为加速器踏板操作量和车辆行驶速度之间的相应关系。
前进-后退切换装置16主要由前进驱动离合器C1、后退驱动制动器B1、齿圈16r和双小齿轮型行星齿轮装置16p构成。行星齿轮装置16包括一体地连接至涡轮轴34的太阳齿轮16s和一体地连接至无级变速器18的输入轴36的行星架16c。行星架16c和太阳齿轮16s通过前进驱动离合器C1选择性地彼此连接。齿圈16r被选择性地固定至车辆动力传递系统10的外壳（未示出）。前进驱动离合器C1和后退驱动制动器B1是通过诸如液压缸的相应致动器而摩擦接合的液压操作式摩擦接合装置。这些前进驱动离合器C1和后退驱动制动器B1使用结合在图2所示的液压控制单元76中的手动阀而接合和分离。手动阀构造成控制待向前进驱动离合器C1和后退驱动制动器B1施加的工作油的压力，以便选择性地接合或分离离合器C1和制动器B1。
当前进驱动离合器C1被置于其接合状态而后退驱动制动器B1被置于其分离状态时，如上所述构成的前进-后退切换装置16被置于前进驱动位置。在前进驱动位置，前进-后退切换装置16一体操作，并且涡轮轴4直接连接至输入轴36，以建立前进驱动动力传递路径，用于使车辆沿前进方向行驶的前进驱动力经所述前进驱动动力传递路径传递至左驱动轮24L和右驱动轮24R。当后退驱动制动器B1被置于其接合状态而前进驱动离合器C1被置于其分离状态时，前进-后退切换装置16被置于后退驱动位置。在后退驱动位置，输入轴36沿与涡轮轴34的旋转方向相反的方向旋转，使得用于使车辆沿后退方向行驶的后退驱动力传递至左驱动轮24L和右驱动轮24R。此外，当前进驱动离合器C1和后退驱动制动器B1两者都被置于分离位置时，前进-后退切换装置16被置于空档位置（动力断开位置）以便断开动力传递路径。
无级变速器18包括：彼此平行配置且每一者都可绕其自身轴线旋转的输入轴36和输出轴40；安装在输入轴36上的驱动可变直径带轮42；安装在输出轴40上的从动可变直径带轮46；传动带48，该传动带接合可变直径带轮42、46的V形槽，以使用传动带48与可变直径带轮42、46之间的摩擦力在可变直径带轮42、46之间传递驱动力；以及驱动侧液压缸50和从动侧液压缸52，该驱动侧液压缸和从动侧液压缸产生用于改变相应的可变直径带轮42、46的V形槽的宽度的推力和作用在与可变直径带轮42、46压力接触的传动带48的张紧力。可变直径带轮42、46具有固定至相应的输入轴36和输出轴40的相应静止槽轮42a、46a、和相应的可动槽轮42b、46b，该可动槽轮绕它们自身的轴线随同相应的输入轴36和输出轴40旋转且其可相对于相应的输入轴36和输出轴40轴向地移动。由静止槽轮42a、46a和可动槽轮42b、46b限定的可变直径带轮42、46的V形槽的宽度在变速控制电磁阀的控制下改变，所述变速控制电磁阀被结合在图2所示的液压控制单元76中并且构造成控制待向驱动侧液压缸50施加的工作油的压力。作用在与可变直径带轮42、46压力接触的传动带48上的张紧力在张紧控制电磁阀的控制下被调节，所述张紧控制电磁阀被结合在液压控制单元76中并且构造成控制待向从动侧液压缸52施加的工作油的压力。
如上所述构成的无级变速器18具有速比γ（=输入轴36的转速NIN/输出轴40的转速NOUT），该速比γ根据车辆行驶状态而随着驱动侧和从动侧可变直径带轮42、46的V形槽的宽度变化和随之发生的传动带48接合V形槽处的可变直径带轮42、46的有效直径的变化而连续可变。作用在与可变直径带轮42、46压力接触的传动带48上的张紧力被调节为防止传动带48相对于带轮42、46的滑动量。
接下来参照示出了为控制图1的车辆动力传递系统10而设置的控制系统的主要功能的图2的框图，该控制系统包括电子控制装置54，该电子控制装置主要由结合了CPU、RAM、ROM和输入-输出接口的所谓的微计算机构成。CPU在利用RAM的临时数据存储功能的同时根据存储在ROM中的控制程序来进行信号处理操作，以实施发动机12的输出控制、无级变速器18的上述变速控制和带张紧控制、锁止离合器26的接合和分离控制、以及其他控制。电子控制装置54具有用于相应地实施发动机12的输出控制以及无级变速器18和锁止离合器26的液压控制的控制部。
电子控制装置54构造成接收各种信号，包括：指示发动机12的运转速度NE的发动机速度传感器56的输出信号；指示涡轮轴34的转速NT的涡轮速度传感器58的输出信号；指示输入轴36的转速NIN的输入轴速度传感器60的输出信号；指示输出轴40的转速NOUT的输出轴速度传感器62的输出信号；指示车辆的行驶速度Ve的车速传感器64的输出信号；和指示加速器踏板操作量ACC的加速器开度传感器66的输出信号。
电子控制装置54产生用于控制发动机12的输出的发动机输出控制信号，诸如用于驱动节气门致动器以打开和关闭电子节气门致动器68的节气门信号STH、用于控制来自燃料喷射装置72的燃料喷射量的燃料喷射信号SF、和用于通过点火装置74控制发动机12的点火正时的点火正时信号SI。电子控制装置54还产生待施加至液压控制单元76的信号，诸如用于驱动驱动侧液压缸52以控制无级变速器18的速比γ的变速控制信号ST、用于驱动从动侧液压缸52以控制传动带48的张紧的张紧控制信号SB、和用于接合和分离锁止离合器26以及控制锁止离合器26的滑动量的锁止离合器控制信号SL/U。
电子控制装置54包括各种功能部，包括将详细描述的变速控制部78和带张紧控制部80。
变速控制部78构造成基于加速器踏板操作量ACC和车辆行驶速度Ve并且根据表示预先确定并存储的用作车辆操作人员的要求车辆输出量的加速器踏板操作量ACC、车辆行驶速度Ve和目标输入轴速度NINT之间的关系的变速脉谱图（借助示例在图3中示出）来计算输入轴36的目标速度NINT。然后，变速控制部78实施变速控制以根据实际输入轴速度NIN和目标输入轴速度NINT之间的误差来改变无级变速器18的速比γ，使得实际输入轴速度NIN与目标输入轴速度NINT一致。更具体而言，变速控制部78实施上述变速控制电磁阀的反馈控制以控制进入驱动侧液压缸50的工作油的流量，以便改变驱动可变直径带轮42和从动可变直径带轮46的V形槽的宽度，以由此改变接合传动带48的带轮42、46的有效直径，以便改变无级变速器18的速比γ。对应于无级变速器48的变速条件的图3所示的变速脉谱图被表示为确定目标输入轴速度NINT以使得速比γ随着车辆行驶速度Ve的降低并且随着加速器踏板操作量ACC的增大而增大。应注意，图3所示的最低目标输入轴速度NINT L是由变速控制部78用于变速控制的输入轴速度NIN的目标值的最小值。例如，最低目标输入轴速度NINT L被设定为约900-1000rpm。无级变速器18进行变速以控制输入轴速度NIN，使得输入轴速度NIN不低于最低目标输入轴速度NINT L。
返回参照图2，带张紧控制部80构造成基于加速器踏板操作量ACC和速比γ并且根据表示预先确定并存储的加速器踏板操作量ACC、速比γ和目标带张紧力FT之间的关系的带张紧脉谱图来计算目标带张紧力FT。然后，带张紧控制部80实施带张紧控制以控制传动带48的实际张紧力F，使得实际张紧力F与目标带张紧力FT一致。更具体而言，带张紧控制部80实施上述张紧控制电磁阀的反馈控制以控制进入从动侧液压缸52的工作油的流量，以便调节带张紧力F。带张紧脉谱图表示所存储的带张紧力F、加速器踏板操作量ACC和速比γ之间的关系，该关系通过实验被预先确定成使得传动带48不会在可变直径带轮42、46上滑动。
将参照图4的截面图、沿图4中的箭头线V-V截取的图5的截面图和沿图4中的箭头线VI-VI截取的图6的截面图详细描述根据本发明的本实施例构成的油泵28。如图4-6所示，油泵28是所谓的内接触齿轮泵型的油泵，具有壳体82、驱动齿轮88和环形从动齿轮94。壳体82被固定至车辆动力传递系统10的外壳（未示出）的一部分，该部分位于变矩器14和前进-后退切换装置16之间。驱动齿轮88具有十一（11）个外齿84，并且接合形成在泵轴86的一个端部上的多个齿部86a，所述泵轴86的形式是具有从泵轮14p的径向内端部延伸的轴线C1的套筒。驱动齿轮88被容纳在壳体82中以使得驱动齿轮88可绕轴线C1随泵轴86旋转。环形从动齿轮94具有与外齿84啮合的十二（12）个内齿90，和外周面92，并且被容纳在壳体82中以使得从动齿轮94可绕相对于轴线C1偏心的偏心轴线C2旋转。从动齿轮94由驱动齿轮88旋转。
如图5所示，驱动齿轮88的外齿84和从动齿轮94的内齿90当在图5中看去时在油泵28的相对靠下的外周部中彼此啮合地接合。驱动齿轮88由泵轴86沿图5中通过箭头线“a”所示的方向绕轴线C1旋转，而从动齿轮94由驱动齿轮88沿图5中通过箭头线“a”所示的方向绕偏心轴线C2旋转。当驱动齿轮88和从动齿轮94旋转时，外齿84以高于内齿90的速度沿齿轮88、94的旋转方向移动，与当在旋转方向上看去时在前方邻接外齿84的内齿90成滑动接触或者成非常轻微地间隔开的关系。已与油泵28的下周部中的内齿90中的一个啮合的外齿84中的每一个都与当在旋转方向上看去时在前方邻接上述一个内齿90的下一个内齿90啮合。
如图5和6所示，多个（在本实施例中为十一个）压力室96形成在外齿84与内齿90的互相啮合的表面之间，使得压力室96在驱动齿轮88和从动齿轮94的圆周方向上彼此间隔开。这些压力室96随着驱动齿轮88和从动齿轮94旋转而沿驱动齿轮88和从动齿轮94的旋转方向移动。图7是示出了压力室96绕轴线C1的旋转角度（旋转移动）q和各压力室96的容积Vo之间的关系的视图。在图7中，压力室96沿水平轴线所取的0度（360度）旋转角度对应于如图5中可见的位于油泵28的最下部圆周位置的互相啮合的外齿84和内齿90。如图7所示，各压力室96的容积Vo随着压力室96的旋转角度q从0度增大到180度而从零增大到最大值，并且随着旋转角度q从180度减小到360度而从最大值减小到零。
容纳驱动齿轮88和从动齿轮94的壳体82具有：泵室100，该泵室具有与从动齿轮94的外周面92接触的内周面100；第一吸入通路106，该第一吸入通路在泵室100的位于变矩器14侧的一个侧面102（在图4和5中示出）中开口，以便将工作油吸入泵室100；第二吸入通路108，该第二吸入通路在泵室100的位于前进-后退切换装置16侧的另一个侧面104（在图4和6中示出）开口，以便将工作油吸入泵室100；第一高压排出通路110和第一低压排出通路112，该第一高压排出通路和第一低压排出通路在泵室100的侧面102中开口，以便排出来自泵室100的工作油，且其如图5所示在泵室100的圆周方向上彼此间隔开；第二高压排出通路114和第二低压排出通路116，该第二高压排出通路和第二低压排出通路在泵室100的侧面104中开口，以便排出来自泵室100的工作油，且其如图6所示在泵室100的圆周方向上彼此间隔开。通路106、108、110、112、114、116的开口的边缘在图5和6中用虚线示出。
第一吸入通路106和第二吸入通路108在泵室100的圆周的其中各压力室96的容积Vo在驱动齿轮88和从动齿轮94的旋转期间增大的所选择的部分中，也就是在吸入时段的对应于各压力室96的旋转角度q的从0度至180度的范围的所选择的部分中，例如，在该吸入时段的对应于从12度至178度的范围的部分中，保持与泵室100相通。相应地，第一吸入通路106和第二吸入通路108在各压力室96的容积Vo在压力室96沿驱动齿轮88和从动齿轮94的旋转方向移动的同时增大的时段保持与压力室96连通。
第一高压排出通路110和第二高压排出通路114在泵室100的圆周的其中各压力室96的容积Vo在驱动齿轮88和从动齿轮94的旋转期间减小的所选择的部分中，也就是在排出时段的对应于各压力室96的旋转角度q的从180度至360度的范围的所选择的部分中，例如，在对应于从205度至252度的范围的第一排出时段中，保持与泵室1相通。相应地，第一高压排出通路110和第二高压排出通路114在各压力室96的容积Vo在压力室96沿驱动齿轮88和从动齿轮94的旋转方向移动的同时减小的时段的前半部分保持与压力室96连通。
第二低压排出通路112和第二低压排出通路116在泵室100的圆周的其中各压力室96的容积Vo在驱动齿轮88和从动齿轮94的旋转期间减小的所选择的部分中，也就是在排出时段的对应于各压力室96的旋转角度q的从180度至360度的范围的另一个所选择的部分中，例如，在对应于从285度至347度的范围的第二排出时段中，保持与泵室100相通。相应地，第一低压排出通路112和第二低压排出通路116在各压力室96的容积Vo在压力室96沿驱动齿轮88和从动齿轮94的旋转方向移动的同时减小的时段的后半部分保持与压力室96连通。
第一高压排出通路110和第二高压排出通路114分别位于第一低压排出通路112和第二低压排出通路116的上游。第一高压排出通路110和第一低压排出通路112未保持彼此连通，以防止高压侧的容积效率的降低。具体而言，第一高压排出通路110和第一低压排出通路112布置成使得沿驱动齿轮88和从动齿轮94的旋转方向移动的每个压力室96首先仅与高压排出通路110连通，且然后在压力室96与第一高压排出通路110和第一低压排出通路112两者的连通均被抑制后之仅与第一低压排出通路112连通。这种布置结构适用于第二高压排出通路114和第二低压排出通路116。
壳体82具有形成在泵室100的相应侧面102、104中的第一泄油通路118和第二泄油通路120，以便当整个特定压力室96a位于第一高压排出通路110和第二高压排出通路114的开口与第一低压排出通路112和第二低压排出通路116的开口之间并且在不存在泄油通路118、120的情况下未与这些高压排出通路110、114和低压排出通路112、116连通时，使多个压力室96的特定压力室96a与第一高压排出通路110和第二高压排出通路114连通。特定压力室96a是压力室96中的当在平行于轴线C1的方向上看去时不透流体地形成在第一高压排出通路110和第一低压排出通路112的开口之间的壁面122（在图5中示出）与第二高压排出通路114和第二低压排出通路116的开口之间的壁面124（在图6中示出）之间的一个。
如图5所示，第一泄油通路118由第一外周槽126和第一内周槽128组成。第一外周槽126形成为从第一高压排出通路110的前端110a（当在齿轮88、94的旋转方向上看去时）的一部分延伸，该部分位于二者之间限定特定压力室96a的互相啮合的外齿84和内齿90的互相接近或接触的点X的圆形轨迹K的径向外侧，所述特定压力室96a整个位于第一高压排出通路110和第一低压排出通路112之间。第一外周槽126沿齿轮88、94的旋转方向从下游端110a的上述部分延伸并且保持在其前端与特定压力室96a连通。第一内周槽128形成为从第一高压排出通路110的前端110a的一部分延伸，该部分位于圆形轨迹K的径向内侧。第一内周槽128沿齿轮88、94的旋转方向从前端110a的上述部分延伸并且保持在其前端与特定压力室96a连通。
如图6所示，第二泄油通路120由第二外周槽130和第一内周槽132组成。第二外周槽130形成为从第二高压排出通路114的前端114a（当在齿轮88、94的旋转方向上看去时）的一部分延伸，该部分位于二者之间限定特定压力室96a的互相啮合的外齿84和内齿90的互相接触点X的圆形轨迹K的径向外侧，所述特定压力室96a整个位于第二高压排出通路114和第二低压排出通路116之间。第二外周槽130沿齿轮88、94的旋转方向从前端114a的上述部分延伸并且保持在其前端与特定压力室96a连通。第二内周槽132形成为从第二高压排出通路114的前端114a的一部分延伸，该部分位于圆形轨迹K的径向内侧。第二内周槽132沿齿轮88、94的旋转方向从前端114a的上述部分延伸并且保持在其前端与特定压力室96a连通。
如图4所示，壳体82由圆盘形式的泵体134和嵌入形成在泵体134的位于前进-后退切换装置16侧的侧面中的相对大的直径的浅嵌配孔136中的泵盖140组成。泵盖140使用多个螺钉138固定至泵体134。上述内周面98是形成在嵌配孔136的底面中的圆柱形孔的内周面。泵室100的侧面102是上述圆柱形孔的底面，而泵室100的侧面104是泵盖140在泵体134侧的端面。泵室100由上述圆柱形孔和泵盖140的在泵体134侧的端面限定并且位于其间。泵盖140具有内周面，变矩器14的定子轴142的一个端部一体地嵌入所述内周面中。定子轴142在其另一个端部连接至定子轴142。涡轮轴34延伸穿过定子轴142。如图5和6所示，第一吸入通路106、第一高压排出通路110和第一低压排出通路112是穿过泵体134形成的，而第二吸入通路108、第二高压排出通路114和第二低压排出通路116是穿过泵盖140形成的。
参照示意性地示出了油泵28和液压控制单元76的一部分的图8，油泵28的彼此连接的第一吸入通路106和第二吸入通路108保持经穿过上述外壳形成的第一油通路144和过滤器146与形成在固定至动力传递系统10的外壳的下部的油盘148中的储油空间连通。油泵28的彼此连接的第一高压排出通路110和第二高压排出通路114经形成在上述外壳中的第二油通路150连接至结合在液压控制单元76中的现有技术中公知的泄放型调节器152的第一输入端口154。第一高压排出通路110和第二高压排出通路114进一步连接至结合有上述手动阀、变速控制电磁阀、张紧控制电磁阀等的阀装置156。油泵28的彼此连接的第一低压排出通路112和第二低压排出通路116经穿过上述外壳形成的第三油通路158连接至液压控制单元76中的调节器152的第二输入端口160。
待向阀装置156供给的工作油的压力由调节器152调节，该调节器调节来自调节器152的工作油的泄放流量。具体而言，如图9的曲线图的下部中所示，在发动机速度NE不高于在车辆稳态行驶期间的预定阈值NE1时，从高压排出通路110、114排出的工作油的高压端口压力值Pp1不高于预定上限Pphigh。这种情况下，不存在来自调节器152的工作油的泄放流，并且不高于上限Pphigh的高压端口压力值Pp1的工作油被供给至阀装置156。当发动机速度NE高于阈值NE1时，高压端口压力值Pp1变成高于上限Pphigh。这种情况下，调节器152将高压端口压力值Pp1降低至上限Pphigh。图9的曲线图的上部示出了来自排出通路110、112、114、116的工作油排出量Q。来自第一高压排出通路110和第二高压排出通路114的总排出量、也就是高压端口排出量Q1以及来自第一低压排出通路112和第二低压排出通路116的总排出量、也就是低压端口排出量Q2与发动机速度NE成比例。
第一高压排出通路110和第二高压排出通路114的高压端口排出量Q1被确定成使得在无级变速器18的输入轴速度NIN不低于变速控制部78为无级变速器18的变速控制而预先确定的最低目标输入轴速度NINT L并且发动机速度NE不低于与最低目标输入轴速度NINT L对应的预定阈值NE2的车辆稳态行驶期间阀装置156的相对高的压力（上限压力值Pphigh）的工作油的消耗量Q’能仅由第一高压排出通路110和第二高压排出通路114的高压端口排出量Q1提供。具体而言，第一高压排出通路110和第二高压排出通路114在油泵18的圆周方向上的开口角度（圆周长度）以及第一低压排出通路112和第二低压排出通路116在圆周方向上的开口角度（圆周长度）通过实验被确定成使得在车辆以恒速在平坦道路上稳态行驶期间（发动机速度NE不低于阈值NE2）相对高的压力的消耗量Q’能仅由第一高压排出通路110和第二高压排出通路114的高压端口排出量Q1提供。在本发明的本实施例中，高压端口排出量Q1被确定为大于高压端口排出量Q1与低压端口排出量Q2的总量的1/2。也就是说，如图9所示，高压端口排出量Q1（NE2）大于总排出量Q1（NE2）+Q2（NE2）。
在输入轴速度NIN低于上述最低目标输入轴速度NINT L并且发动机速度NE低于阈值NE2的车辆稳态行驶期间，如图9的曲线图的下部中所示，从第一低压排出通路112和第二低压排出通路116供给至第三油通路158的工作油的压力通过调节器152的第二输入端口160的关闭而上升为高于第二油通路150中的工作油的压力，使得工作油从第三油通路158经单向阀162流向第二油通路150。
在输入轴速度NIN不低于上述最低目标输入轴速度NINT L并且发动机速度NE不低于阈值NE2的车辆稳态行驶期间，如图9的曲线图的下部中所示，从第一低压排出通路112和第二低压排出通路116供给至第三油通路158的工作油的压力通过未示出的另一个调节器保持在预定低水平Pplow。因此，在根据本实施例的油泵28中，当阀装置156的相对高的压力的工作油的消耗量Q’能仅由第一高压排出通路110和第二高压排出通路114的高压端口排出量Q1提供时，从第一低压排出通路112和第二低压排出通路116排出的工作油的低压端口压力值Pp2被保持在比从第一高压排出通路110和第二高压排出通路114排出的工作油的高压端口压力值Pp1低预定量ΔPp的低水平Pplow。
在如上所述构成的油泵28中，当驱动齿轮88和从动齿轮94沿上述预定方向旋转时，被容纳在油盘148中的工作油经过滤器146和第一油通路144被吸入压力室96中在泵室100的圆周中的压力室96的容积V增大的部分中移动的那些压力室。被吸入上述压力室96的工作油在这些压力室96继而在泵室100的圆周中容积V减小的后续部分中移动的同时被加压。这样加压的工作油从与第一排出通路110和第二排出通路112连通的特定压力室96a排出，并且经这些排出通路110、114和第二油通路150被输送到液压控制单元76中。被吸入和加压的工作油也从与第一低压排出通路112和第二低压排出通路116连通的压力室96排出，并且经这些排出通路112、116和第三油通路158被输送到液压控制单元76中。
在车辆稳态行驶期间，不论无级变速器18的变速状态如何，输入轴速度NIN都高于上述最低目标输入轴速度NINT L，并且发动机速度NE变成高于阈值NE2，使得阀装置156的相对高的压力的工作油的消耗量Q’能仅由高压端口排出量Q1提供，从而从第一低压排出通路112和第二低压排出通路116排出的工作油的低压端口压力值Pp2被保持在预定低水平Pplow。
在已知油泵中，高压端口排出量Q3小于高压端口排出量Q3与低压端口排出量Q4的总量，如图9的曲线图的上部中所示。在车辆稳态行驶期间，当发动机速度NE不低于比上述阈值NE2高的阈值NE3时，阀装置156的相对高的压力的工作油的消耗量Q’能仅由高压端口排出量Q3提供。因此，在无级变速器18的特定变速状态下，发动机速度NE变成低于阈值NE3，并且阀装置156的相对高的压力的消耗量Q’不能仅由高压端口排出量Q3提供，而且从第一低压排出通路112和第二低压排出通路116排出的工作油的低压端口压力值Pp3可能不会被保持在预定低水平，这引起不能充分减小油泵的要求驱动转矩的问题。
在设置在根据上述本实施例的车辆动力传递系统10中的油泵28中，来自第一高压排出通路110和第二高压排出通路114的工作油排出量（高压端口排出量Q1）被确定成使得在无级变速器18的输入轴速度NIN不低于为无级变速器18的变速控制而预先确定的最低目标输入轴速度NINT L并且发动机速度NE不低于与最低目标输入轴速度NINT L对应的预定阈值NE2的车辆稳态行驶期间相对高的压力的工作油的消耗量Q’能由高压端口排出量Q1提供。因此，在车辆稳态行驶期间，不论无级变速器18的变速状态如何，相对高的压力的工作油的消耗量都能由高压端口排出量Q1提供，使得从第一低压排出通路112和第二低压排出通路116排出的工作油的压力（低压端口压力值Pp2）能被保持在预定低水平，并且能充分减小油泵28的要求驱动转矩。
在根据本实施例的车辆动力传递系统10的油泵28中，高压端口排出量Q1被确定为大于高压端口排出量Q1与低压端口排出量Q2的总量的1/2，使得与在高压端口排出量Q1不大于Q1与Q2的总量的1/2的情况下相比，能降低无级变速器18的输入轴速度的下限——在该下限之上相对高压力的工作油的消耗量Q’能仅由高压端口排出量Q1提供。相应地，从第一低压排出通路112和第二低压排出通路116排出的工作油的压力能在无级变速器18的输入轴速度的更宽范围内被保持在预定低水平，这可以减小油泵28的要求驱动转矩。
在根据本实施例的车辆动力传递系统10中，无级变速器18包括彼此平行配置的输入轴36和输出轴40、安装在输入轴36上的驱动可变直径带轮42、安装在输出轴40上的从动可变直径带轮46、接合一对可变直径带轮42、46的V形槽的传动带48、和被操作成作用在一对可变直径带轮42、46上以向传动带48施加张紧力的驱动侧和从动侧液压缸50、52，并且一对液压缸50、52使用上述相对高的压力的工作油操作，以改变一对可变直径带轮43、46的有效直径，以便连续改变无级变速器18的速比γ。在车辆稳态行驶期间，不论无级变速器18的变速状态如何，一对液压缸50、52的上述高压工作油的消耗量Q’都能由来自第一高压排出通路110和第二高压排出通路114的工作油的高压端口排出量Q1提供，使得从第一低压排出通路112和第二低压排出通路116排出的工作油的压力能被保持在预定低水平，这可以充分减小油泵28的要求驱动转矩。
尽管已参照附图描述了本发明的一个实施例，但是应理解，本发明并不限于所说明的实施例的细节，而是可以其他方式实施。
例如，可仅设置第一高压排出通路110和第二高压排出通路114中的一个。
类似地，可仅设置第一低压排出通路112和第二低压排出通路116中的一个。
无需设置第一泄油通路118和第二泄油通路120。
尽管油泵28设置在包括带式无级变速器18的车辆动力传递系统10中，但油泵28可设置在包括任何其他类型的无级变速器的车辆动力传递系统中。
应理解，已仅出于说明的目的描述了本发明的实施例，并且本发明可使用可想到的各种其他变更和修改实施而不脱离本发明的精神。

Claims (3)

1.一种车辆的动力传递系统，包括：
内接触齿轮型的油泵，所述油泵具有驱动齿轮、环形从动齿轮和壳体，所述驱动齿轮通过发动机而绕自身轴线旋转，所述环形从动齿轮具有与所述驱动齿轮的外齿啮合的内齿，并且所述环形从动齿轮通过所述驱动齿轮而绕相对于所述驱动齿轮的轴线偏心的偏心轴线旋转，所述壳体具有容纳所述驱动齿轮和所述从动齿轮的泵室以及高压排出通路和低压排出通路，所述高压排出通路和所述低压排出通路在所述泵室的侧面中开口以从所述泵室排出工作油，使得在多个压力室沿所述驱动齿轮和所述从动齿轮的旋转方向移动的同时，所述高压排出通路和所述低压排出通路在所述多个压力室中的每一个的容积减小的过程中相继与所述多个压力室连通，所述多个压力室以沿所述驱动齿轮和所述从动齿轮的圆周方向彼此间隔开的方式形成在所述外齿和所述内齿的互相啮合的表面之间，所述油泵被操作成使得当相对高的压力的工作油的消耗量仅能由来自所述高压排出通路的工作油排出量提供时，要从所述低压排出通路排出的工作油的压力被保持在比从所述高压排出通路排出的工作油的压力低预定量的预定低水平，所述相对高的压力对应于允许从所述高压排出通路输出的上限压力；以及
无级变速器，所述无级变速器使用所述相对高的压力的工作油的至少一部分操作，
所述车辆的动力传递系统的特征在于：
来自所述高压排出通路的所述工作油排出量被确定成，使得在所述无级变速器的输入轴速度不低于为所述无级变速器的变速控制而预先确定的最低目标值的车辆稳态行驶期间，所述相对高的压力的工作油的消耗量能由来自所述高压排出通路的所述工作油排出量提供。
2.根据权利要求1所述的车辆的动力传递系统，其特征在于，来自所述高压排出通路的所述工作油排出量被确定为大于来自所述高压排出通路和所述低压排出通路的工作油总排出量的1/2。
3.根据权利要求1或2所述的车辆的动力传递系统，其特征在于，所述无级变速器包括：彼此平行配置的输入轴和输出轴；分别安装在所述输入轴和所述输出轴上的一对可变直径带轮；接合所述一对可变直径带轮的V形槽的传动带；和一对液压缸，所述一对液压缸被操作成分别作用在所述一对可变直径带轮上以向所述传动带施加张紧力，并且其中，所述一对液压缸使用所述相对高的压力的工作油操作，以改变所述一对可变直径带轮的用于所述传动带的有效直径，以便连续改变所述无级变速器的速比。
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