JP2005256960A - 動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 動力源の出力側に、専用の伝動機構を設けずに済む動力伝達装置を提供する。
【解決手段】 動力伝達がおこなわれる入力部材６および出力部材２と、入力部材６と出力部材２との間で伝達される動力により駆動され、かつ、第１の回転部材８と第２の回転部材９とが相対回転してオイルを吐出するオイルポンプ７とを有する動力伝達装置において、入力部材６と第１の回転部材８とが動力伝達可能に連結され、出力部材２と第２の回転部材９とが動力伝達可能に連結されているとともに、第１の回転部材８と第２の回転部材９とを動力伝達を可能に接続する伝達部材と、オイルポンプ７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８と第２の回転部材９との間における動力伝達状態を制御する制御弁２７とを備えている。
【選択図】 図１

Description

この発明は、動力源の出力側に配置される動力伝達装置に関するものである。

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

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

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

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

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

上記目的を達成するため請求項１の発明は、動力伝達がおこなわれる入力部材および出力部材と、この入力部材と出力部材との間で伝達される動力により駆動され、かつ、第１の回転部材と第２の回転部材とが相対回転してオイルを吐出するオイルポンプとを有する動力伝達装置において、前記入力部材と前記第１の回転部材とが動力伝達可能に連結され、前記出力部材と第２の回転部材とが動力伝達可能に連結されているとともに、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とを動力伝達を可能に接続する伝達部材と、前記オイルポンプのオイル吐出状態を制御することにより、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間における動力伝達状態を制御する制御弁とを備えていることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記オイルポンプは、前記第１の回転部材または第２の回転部材の少なくとも一方に設けられ、かつ、第１の回転部材および第２の回転部材の回転軸線に直交して半径方向に動作するピストンを有するラジアルピストンポンプであることを特徴とするものである。

請求項３の発明は、請求項１または２の構成に加えて、車両の運転状態に基づいて前記制御弁を制御することにより、前記オイルポンプの吐出状態を制御する制御手段を、更に有していることを特徴とするものである。

請求項４の発明は、請求項３の構成に加えて、前記伝達部材は、前記オイルポンプの吐出量が減少するほど、またはオイルポンプの吐出圧が上昇するほど、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間で伝達されるトルクを増加する構成を有するとともに、前記制御手段は、前記入力部材と出力部材との間で伝達されるトルクの目標値が大きいほど、前記オイルポンプの吐出量が減少するか、またはオイルポンプの吐出圧が上昇するように、前記制御弁を制御する手段を有していることを特徴とするものである。

請求項５の発明は、請求項３の構成に加えて、前記制御手段は、前記入力部材から出力部材に伝達されるトルクが変動することにより生じる振動および騒音が許容値となるように、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間で伝達されるトルクの目標値を判断し、このトルクの目標値に応じて、前記第１の回転部材と第２の回転部材との回転数差の目標値を判断し、この回転数差の目標値に応じたオイルポンプの吐出量または吐出圧となるように、前記制御弁を制御する手段を有していることを特徴とするものである。

請求項６の発明は、請求項３の構成に加えて、前記制御手段は、前記入力部材から出力部材に伝達されるトルクの変動状態に応じたオイルポンプの吐出量または吐出圧となるように、前記制御弁を制御する手段を有していることを特徴とするものである。

請求項７の発明は、請求項１ないし６のいずれかの構成に加えて、差動回転可能な３つの回転要素を有する遊星歯車装置が設けられており、前記第２の回転部材は、遊星歯車装置における２つの回転要素に別々に連結された第１の構成部材および第２の構成部材を有しており、この第１の構成部材と第２の構成部材とが所定方向に並んで配置されているとともに、前記伝達部材を所定方向に動作させることにより、前記第１の回転部材と、前記第１の構成部材または第２の構成部材とを選択的に動力伝達可能に連結させる連結機構が設けられていることを特徴とするものである。

請求項８の発明は、請求項７の構成に加えて、前記オイルポンプは、前記第１の回転部材または第２の回転部材のいずれか一方に設けられ、かつ、第１の回転部材および第２の回転部材の回転軸線に直交して半径方向に動作するピストンを有するラジアルピストンポンプであるとともに、前記ピストンに前記伝達部材が取り付けられており、前記第１の構成部材および第２の構成部材には、前記伝達部材が接触するカムがそれぞれ設けられているとともに、前記第１の構成部材のカムと、前記第２の構成部材のカムとが所定方向に並んで配置されており、前記第１の構成部材のカムと、前記第２の構成部材のカムとの間における前記伝達部材の移動を滑らかにする円滑機構が設けられていることを特徴とするものである。

請求項９の発明は、請求項７または８の構成に加えて、前記遊星歯車装置は、サンギヤを第１の回転要素とし、リングギヤを第２の回転要素とし、サンギヤに噛合された第１のピニオンギヤと、リングギヤおよび第１のピニオンギヤに噛合された第２のピニオンギヤとを保持するキャリヤを第３の回転要素として有するダブルピニオン式の遊星歯車装置であり、前記サンギヤに前記第１の構成部材が連結され、前記キャリヤに前記第２の構成部材が連結されているとともに、前記伝達部材と前記第１の構成部材とが動力伝達可能に連結される場合に、前記リングギヤの回転を許容するブレーキが設けられていることを特徴とするものである。

請求項１の発明によれば、入力部材と出力部材との間で、第１の回転部材および第２の回転部材を経由して動力伝達がおこなわれる。また、オイルポンプのオイル吐出状態を制御することにより、第１の回転部材と前記第２の回転部材との間における動力伝達状態を制御することが可能である。つまり、単数の部品であるオイルポンプが、オイル圧送装置としての機能と、伝動機構としての機能とを兼備しているため、動力源の出力側に、オイルポンプの他に伝動機構を設けずに済む。したがって、動力伝達装置の部品点数が低減され、動力伝達装置を小型化することが可能であり、車載性が向上する。

請求項２の発明によれば、請求項１の効果を得られる他に、第１の回転部材および第２の回転部材の回転軸線に直交する半径方向にピストンが動作することにより、オイルが吐出される。これにより、回転軸線方向における動力伝達装置の寸法を、さらに小型化することができる。また、第１の回転部材または第２の回転部材の回転にともなう遠心力を、ピストンの動作力に利用することができるため、ピストンを動作させる付勢力付与装置、例えば、弾性部材を廃止したり、弾性部材のばね定数を小さくすることが可能である。

請求項３の発明によれば、請求項１または２の発明と同様の効果を得られる他に、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、車両の運転状態に基づいて制御することが可能である。

請求項４の発明によれば、請求項３の発明と同様の効果を得られる他に、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、入力部材と出力部材との間で伝達されるトルクの目標値に基づいて制御することが可能である。

請求項５の発明によれば、請求項３の発明と同様の効果を得られる他に、入力部材から出力部材に伝達されるトルクが変動することにより生じる振動および騒音を、許容値内に納めることができる。

請求項６の発明によれば、請求項３の発明と同様の効果を得られる他に、入力部材から出力部材に伝達されるトルクの変動状態に基づいて、入力部材と出力部材との間で伝達されるトルクを制御することが可能である。

請求項７の発明によれば、請求項１ないし６のいずれかの発明と同様の効果を得られる他に、伝達部材を所定方向に動作させることにより、第１の回転部材と、第１の構成部材または第２の構成部材とが選択的に動力伝達可能に連結され、動力伝達経路の切替をおこなうことが可能である。

請求項８の発明によれば、請求項７の発明と同様の効果を得られる他に、伝達部材が第１の構成部材と第２の構成部材との間を移動する場合に、その移動動作が円滑におこなわれる。

請求項９の発明によれば、請求項７または８の発明と同様の効果を得られる他に、伝達部材と第１の構成部材とが連結されて、入力部材と出力部材との間で動力伝達がおこなわれる場合に、サンギヤとキャリヤとリングギヤとが一体回転するため、サンギヤと第１のピニオンギヤとの相対回転数、およびリングギヤと第２のピニオンギヤとの相対回転数の増加を抑制したり、相対回転自体を防止することができる。

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

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

また、エンジン１のクランクシャフト６とインプットシャフト２とが回転軸線Ａ１を中心として配置されているとともに、クランクシャフト６からインプットシャフト２に至る動力伝達経路に、オイルポンプ７が設けられている。この実施例では、オイルポンプ７としてラジアルピストンポンプが用いられている。このオイルポンプ７の構成を図２および図３に基づいて説明する。図２は、回転軸線Ａ１を含む平面における断面図であり、図３は、回転軸線Ａ１に直交する平面における断面図である。このオイルポンプ７は、クランクシャフト６に設けられたインナーレース８と、インプットシャフト２に設けられたアウターレース９とを有している。

まず、インナーレース８はクランクシャフト６におけるインプットシャフト２側の端部に形成されており、インナーレース８は、回転軸線Ａ１を中心とする円板形状を有している。また、インナーレース８には、円周方向に所定間隔をおいて複数のシリンダ１０が形成されている。各シリンダ１０は、インナーレース８の外周面に開口された略円筒形状の凹部であり、図２に示すように、各シリンダ１０の軸線Ｂ１と、回転軸線Ａ１とが略直交する構成となっている。さらに、図３に示すように、軸線Ｂ１の延長上に回転軸線Ａ１が位置する。

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

一方、クランクシャフト６には回転軸線方向に吸入油路１６および吐出油路１７が設けられているとともに、クランクシャフト６の外周面には、２条の環状溝１６Ａ，１７Ａが形成されている。この環状溝１６Ａ，１７Ａは回転軸線方向の異なる位置に配置されている。そして、吸入油路１６と環状溝１６Ａとが接続され、吐出油路１７と環状溝１７Ａとが接続されている。ところで、ケーシング６０内には、前記回転軸線Ａ１の半径方向に延ばされた隔壁６１が設けられており、この隔壁６１には軸孔２０が形成されている。この隔壁６１は、回転軸線方向においてエンジン１とオイルポンプ７との間に配置されており、隔壁６１には、吸入油路１８および吐出油路１９が設けられている。また隔壁６１は、回転軸線Ａ１に交差する方向に延ばされており、隔壁６１の軸孔２０内にクランクシャフト６が回転可能に配置されている。吸入油路１８および吐出油路１９は軸孔２０に開口されており、吸入油路１８と環状溝１６Ａとが接続され、吐出油路１９と環状溝１７Ａとが接続されている。

このように、クランクシャフト６が回転している場合、または停止している場合のいずれにおいても、吸入油路１６と吸入油路１８とが連通され、吐出油路１７と吐出油路１９とが連通される構成となっている。さらに、吸入油路１８および吐出油路１９および環状溝１６Ａ，１７Ａのオイルが軸孔２０から漏れることを防止する密封装置２０Ａが設けられている。さらに、オイルパン２１が設けられており、吸入油路１８はオイルパン２１に接続されている。

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

前記吐出油路１９と油圧制御装置２６とを接続する油路には、制御弁２７が設けられている。制御弁２７は図４に示すように、略直線状に往復移動可能なスプール２８と弾性部材２９とソレノイド３０とプランジャ３０Ａとを有している。弾性部材２９からは、スプール２８を所定の向き、例えば、図４で上向きに付勢する力が加えられる。また、ソレノイド３０に電力を供給すると磁気吸引力が生じて、プランジャ３０Ａを弾性部材２９の力とは逆向きに付勢する。さらに、スプール２８にはランド３１が形成されているとともに、制御弁２７は吸入ポート３２および吐出ポート３３を有している。吸入ポート３２は吐出油路１９に接続され、吐出ポート３３は、油路３４を経由して油圧制御装置２６に接続されている。さらに、バルブボデーとランド３１の外周面との間にポートＣ１が形成される。そして、弾性部材２９からスプール２８に加えられる力と、プランジャ３０Ａからスプール２８に加えられる力との対応関係により、スプール２８の動作が制御される。このスプール２８の動作により、ポートＣ１の断面積が制御されて、吸入ポート３２から吐出ポート３３に吐出されるオイルの流量が制御される。

前記アウターレース９は、インプットシャフト２に形成された外向きフランジ３５と、外向きフランジ３５に連続する円筒部３５Ａとを有している。円筒部３５Ａはインナーレース８の外側を取り囲むように配置されているとともに、円筒部３５Ａの内周にはカム面３６が形成されている。このカム面３６は回転軸線Ａ１を中心とする環状に構成されているとともに、略波形に構成されている。つまり、半径方向の外側に向けて突出するように湾曲した凸部と、半径方向の内側に向けて突出するように湾曲した凹部とが、円周方向で交互に、かつ、連続して配置されている。そして、このカム面３６と、インナーレース８に取り付けられたボール１３とが接触されているとともに、ボール１３はカム面３６に沿って転動可能である。

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

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

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

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

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

つぎに、図１に示された車両Ｖｅの制御系統を説明すれば、車両Ｖｅの全体を制御するコントローラとしての電子制御装置５３が設けられている。これらの電子制御装置５３は、演算処理装置（ＣＰＵまたはＭＰＵ）と、記憶装置（ＲＡＭおよびＲＯＭ）と、入出力インターフェースとを有するマイクロコンピュータにより構成されており、電子制御装置５３には、加速要求、制動要求、エンジン回転数、スロットル開度、インプットシャフト２の回転数、プライマリシャフト３８の回転数、セカンダリシャフト５１の回転数、シフトポジションなどの信号が入力される。これに対して、電子制御装置５３からは、油圧制御装置２６を制御する信号、制御弁２７を制御する信号、エンジン１を制御する信号などが出力される。

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

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

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

つぎに、インプットシャフト２とクランクシャフト６との間におけるトルクの伝達原理およびトルク制御方法、言い換えれば、オイルポンプ７におけるトルクの伝達原理、およびオイルポンプ７における伝達トルクの制御方法を説明し、かつ、オイルポンプ７のオイル吐出量の制御について説明する。エンジン１が運転されると、インナレース８を図３の所定方向、例えば、時計方向に回転させる向きのトルクが発生する。この実施例においては、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間で伝達されるトルクの容量、オイルポンプ７におけるオイル吐出量が、以下のようにして制御される。まず、インナーレース８に取り付けられているボール１３が、弾性部材１５の付勢力により、シリンダ１０の外側に向けて付勢されており、押圧インナーレース８が回転すると、ボール１３は、アウターレース９のカム面３６に沿って転動するとともに、カム面３６の半径方向の凹凸形状により、ボール１３およびピストン１１が、シリンダ１０内を軸線Ｂ１方向に往復移動する。

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

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

一方、制御弁２７においては、吸入ポート３２と吐出ポート３３との間に形成されたポートＣ１の断面積が制御され、ポートＣ１の断面積に応じて、オイルポンプ７におけるオイル吐出量、具体的には、オイルポンプ７から油圧制御装置２６に供給されるオイル量が制御される。

そして、この実施例においては、ソレノイド３０に供給される電力の電流値により、スプール２８の動作が制御され、ポートＣ１の断面積が調整される。このポートＣ１の断面積に応じて、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流通抵抗が変化する。具体的には、ポートＣ１の断面積が拡大されるほど、オイルの流通抵抗が低下し、ポートＣ１の断面積が縮小されるほど、オイルの流通抵抗が増加する。

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

また、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流通抵抗が高いほど、油室１４の油圧が低下しにくく、ピストン１１を内側に動作させるために必要な荷重が増加する。一方、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流通抵抗が低いほど、油室１４の油圧が低下しやすく、ピストン１１を内側に動作させるために必要な荷重が低下する。この実施例においては、インナーレース８とアウターレース９とが相対回転することにより、ボール１３がカム面３６を転動して、アウターレース９からピストン１１を内側に押圧する荷重が加えられる構成となっている。したがって、ピストン１１を内側に動作させるために必要な荷重が高くなるほど、インナーレース８とアウターレース９とを相対回転させるために必要な円周方向の荷重が高くなる。言い換えれば、オイルポンプ７におけるトルク容量が増加する。このように、オイルポンプ７は、トルク容量を制御可能なトルクリミッタとしても機能する。

以上のように、図１ないし図４に示された構成によれば、制御弁２７によりオイルポンプ７のオイル吐出量を制御することにより、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間で伝達されるトルクの容量を制御することが可能である。つまり、オイルポンプ７は、油圧制御装置２６にオイルを供給する機能と、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間におけるトルク容量を制御する機能（発進装置としての機能）とを兼備している。つまり、単一の機器が、複数の機能を有しているため、動力伝達装置の部品点数の低減および小型化に寄与することが可能であり、ひいては、動力伝達装置の車載性が向上する。

さらに、オイルポンプ７のインナーレース８が回転してオイルを吐出する場合の反力を、インプットシャフト２で受け持つ構造となっている。したがって、インプットシャフト２に伝達されるトルクを可及的に増加することが可能であり、車両Ｖｅが発進する場合におけるトルクを高めることが可能である。また、トルク容量を制御する機能を有するオイルポンプ７の内部の油路をオイルが循環する構造であるため、摩擦材を用いたクラッチに比べて耐熱性が高く、エンジン１の高負荷運転が継続された場合でも、エンジン出力を低下させる制御をおこなわずに済む。

なお、クランクシャフト６にフライホイールが設けられている車両、またはクランクシャフト６からオイルポンプ７のインナーレース８に至る経路にダンパが設けられている車両に、図１ないし図４の構成を適用することも可能である。

上記の図１ないし図４には、請求項１および請求項２に対応する構成が示されており、図１ないし図４に示された構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、クランクシャフト６が、この発明の入力部材に相当し、インプットシャフト２が、この発明の出力部材に相当し、インナーレース８がこの発明の第１の回転部材に相当し、アウターレース９が、この発明の第２の回転部材に相当し、ボール１３およびピストン１１が、この発明の伝達部材に相当し、この発明の「動力伝達状態」には、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間で伝達されるトルク、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間で伝達されるトルクの容量が含まれる。また、各請求項の発明において、入力部材とは、動力源から出力される動力の伝達方向において、出力部材よりも上流に配置されている部材を意味する。

つぎに、オイルポンプ７の吐出量を制御する場合、または、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間で伝達されるトルクを制御する場合に、実行可能な制御例を順次説明する。

（制御例１）
この制御例１は、請求項３および請求項４の発明に対応する制御例であり、これを図５のフローチャートに基づいて説明する。前述のように、オイルポンプ７におけるオイル吐出量を制御して、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間で伝達されるトルクの容量を増加した場合は、エンジン負荷が変化して、エンジン回転数が変化する可能性がある。そこで、この制御例１は、エンジン１からインプットシャフト２に伝達されるトルクに応じて、オイルポンプ７のオイル吐出量を制御し、かつ、オイルポンプ７のトルク容量を制御するものである。

まず、目標エンジン回転数と目標エンジントルクとの関係を、スロットル開度に応じて一義的に決定したマップが電子制御装置５３に記憶されている。この場合における目標エンジン回転数は、ベルト式無段変速機３の変速比の制御に用いられる目標エンジン回転数とは技術的意義が異なり、オイルポンプ７の制御により達成するべき目標エンジン回転数である。より具体的には、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間で伝達するべきトルクと、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間における実際のトルク容量との関係を考慮した目標エンジン回転数である。そして、所定のスロットル開度および所定のエンジントルクにおいて、実エンジン回転数（実Ｎｅ）と目標エンジン回転数（目標Ｎｅ）とが一致しているか否かが判断され（ステップＳ１）、このステップＳ１で否定的に判断された場合は、実エンジン回転数が目標エンジン回転数を超えているか否かが判断される（ステップＳ２）。

前記ステップＳ２で肯定的に判断されるということは、クランクシャフト６からインプットシャフト２に伝達するべき目標トルクに比べて、オイルポンプ７のトルク容量が低いために、エンジン回転数が上昇していると考えられる。そこで、ステップＳ２で肯定的に判断された場合は、制御弁２７のポートＣ１の断面積を低減させる制御を実行して、オイルポンプ７のオイル吐出量を低減し（ステップＳ３）、ステップＳ１に戻る。つまり、ステップＳ３においては、ソレノイド３０への給電により生じる磁気吸引力を強める制御が実行される。すると、スプール２８を図４において下向きに動作させる力が増加して、ポートＣ１の断面積が減少する。

その結果、オイルポンプ７の油室１４から吐出されるオイル量が低減して、油室１４の油圧の低下が抑制される。したがって、ピストン１１が内側に向けて押圧するために必要な力が増加し、オイルポンプ７におけるトルク容量が高まる。このようにして、エンジン回転数の上昇が抑制され、実エンジン回転数が目標エンジン回転数に近づけられる。

これに対して、前記ステップＳ２で否定的に判断された場合は、クランクシャフト６からインプットシャフト２に伝達するべき目標トルクに比べて、オイルポンプ７におけるトルク容量が高いため、エンジン負荷が増加する可能性がある。そこで、ステップＳ２で否定的に判断された場合は、制御弁２７のポートＣ１の断面積を拡大させる制御を実行して、オイルポンプ７のオイル吐出量を増加し（ステップＳ４）、ステップＳ１に戻る。つまり、ステップＳ４においては、ソレノイド３０への給電により生じる磁気吸引力を弱める制御が実行される。すると、スプール２８を図４において上向きに動作させる力が増加して、ポートＣ１の断面積が減少する。

その結果、オイルポンプ７の油室１４から吐出されるオイル量が増加して、油室１４の油圧の上昇が抑制される。したがって、ピストン１１を内側に向けて押圧するために必要な力が低減して、オイルポンプ７におけるトルク容量が低下する。このようにして、エンジン回転数の低下が抑制され、実エンジン回転数が目標エンジン回転数に近づけられる。なお、ステップＳ１で肯定的に判断された場合は、図５に示す制御ルーチンを終了する。

また、図５の制御例によれば、目標エンジン回転数、目標エンジントルクなどに基づいて、オイルポンプ７におけるトルク容量を制御することが可能である。さらに、図５の制御例によれば、伝達するべきトルクに応じて、オイルポンプ７におけるトルク容量を制御することが可能である。

ここで、図５に示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、オイルポンプ７におけるオイル吐出量、ポートＣ１の断面積、オイルの流通抵抗などが、この発明の「オイルポンプの吐出状態」に相当し、ステップＳ１，Ｓ２，Ｓ３，Ｓ４が、この発明の制御手段に相当し、スロットル開度、目標エンジン回転数、目標エンジントルク、伝達されるトルクなどが、この発明における「車両の運転状態」に相当する。

（制御例２）
つぎに、オイルポンプ７におけるオイル吐出量の他の制御例を、図６のフローチャートに基づいて説明する。まず、オイルポンプ７のオイルが供給されるオイル必要部において、必要油圧が不足しているか否かが判断される（ステップＳ１１）。オイル必要部としては、例えば、ベルト式無段変速機３の油圧サーボ機構４９，５０などが挙げられる。具体的には、油圧サーボ機構４９に供給されるオイル量を急激に増加して、ベルト式無段変速機３の変速比を急激に変化させる場合がある。また、油圧サーボ機構５０の油圧室の油圧を急激に高めて、ベルト式無段変速機３のトルク容量を急激に高める場合がある。

このような制御を実行するにあたり、圧油の流量不足である場合は、ステップＳ１１で肯定的に判断されて、制御弁２７のポートＣ１の断面積を拡大する制御が実行され（ステップＳ１２）、ステップＳ１１に戻る。ステップＳ１１の具体的な制御は、前述したステップＳ４の制御と同じである。このステップＳ１１の制御が実行された場合は、前述した原理により、オイルポンプ７から吐出されるオイルの流量が増加する。その結果、油圧制御装置２６を経由して油圧サーボ機構４９に供給される圧油の流量不足や、油圧サーボ機構５０における油圧不足が解消される。したがって、ベルト式無段変速機３における制御の応答遅れが抑制され、ドライバビリティが向上する。

一方、ステップＳ１１で否定的に判断された場合は、オイルポンプ７におけるオイル吐出流量が過剰であるか否かが判断される（ステップＳ１３）。例えば、前記のオイル必要部における必要油圧と、この必要油圧に対応するオイル吐出流量の最低値との関係を予めマップ化されており、オイルポンプ７における実際のオイル吐出流量が、オイル吐出流量の最低値を超えている場合は、ステップＳ１３で肯定的に判断されて、制御弁２７のポートＣ１の断面積を縮小する制御が実行され（ステップＳ１４）、ステップＳ１１に戻る。ステップＳ１４の制御が実行された場合は、前述と同様の原理により、オイルポンプ７から吐出されるオイルの流量が減少して、オイルポンプ７におけるオイル吐出量が過剰となることを抑制でき、かつ、エンジン１の燃費の低下が抑制される。なお、ステップＳ１３で否定的に判断された場合は、図６に示す制御ルーチンを終了する。また、ステップＳ１１において、前進用クラッチ４４の係合圧を制御する油圧室の油圧不足、または、動力伝達経路における潤滑系統のオイル量不足を判断することも可能である。

（制御例３）
つぎに、オイルポンプ７におけるオイル吐出量の他の制御例を、図７のフローチャートに基づいて説明する。図７のフローチャートは請求項５および請求項６の発明に対応している。エンジン１は燃料を燃焼させて生じる熱エネルギを運動エネルギに変換する装置であるために、トルク変動が不可避的に生じる。具体的には、エンジン回転数が低下することにともない、エンジントルクの変動量が増加する傾向にある。また、エンジン回転数が同じである場合は、スロットル開度が大きいほど、エンジントルクの変動量が増加する傾向にある。このエンジントルクの変動が、動力伝達経路に伝達された場合は、振動および騒音を招く。

この制御例３は、このようなエンジントルクの変動に起因する振動および騒音を低減するために、オイルポンプ７をダンパとして機能させるための制御例である。まず、オイルポンプ７を構成するインナーレース８とアウターレース９との回転数差が、所定値であるか否かが判断される（ステップＳ２１）。ここで、「所定値」とは、エンジン１からインプットシャフト２に伝達されるトルクの変動量を、所定量以下に抑制することが可能であり、かつ、伝達するべきトルクに応じたトルク容量を確保できることの可能な回転数差を意味する。

まず、トルク変動の吸収もしくは緩和について説明すれば、ステップＳ２１の判断をおこなうために、エンジン回転数およびスロットル開度をパラメータとする回転数差の目標値がマップ化されて、電子制御装置５３に記憶されている。具体的には、エンジン回転数が高いほど、回転数差の目標値は小さく設定されている。また、エンジン回転数が同じであれば、スロットル開度が小さいほど、回転数差の目標値は小さく設定されている。

このように、回転数差の目標値がこのような特性で設定されている理由は以下のとおりである。前述したように、オイルポンプ７におけるオイル吐出量を制御することにより、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間におけるトルク容量を制御することが可能であり、所定量以上のエンジントルクの変動が生じた場合は、インナーレース８とアウターレース９との回転数差が増加することにより、そのトルク変動を吸収もしくは緩和可能である。したがって、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間におけるトルク容量を低減させるほど、エンジントルクの変動をトルク変動を吸収もしくは緩和するダンパとしての機能が向上するからである。

一方、オイルポンプ７は、エンジントルクをインプットシャフト２に伝達する機能を有しており、伝達するべき目標トルクに応じたトルク容量を確保する必要がある。そのために、回転数差の上限値も設定する必要があり、ステップＳ２１で判断される回転数差の目標値とは、上限値と下限値とを含む所定幅の値である。

そして、ステップＳ２１で否定的に判断された場合は、実際の回転数差が回転数差の目標値よりも小さいか否かが判断される（ステップＳ２２）。例えば、オイルポンプ７によるダンパ機能が不十分である場合は、ステップＳ２２で肯定的に判断されて、制御弁２７のポートＣ１の断面積を拡大する制御を実行し（ステップＳ２３）、ステップＳ２１に戻る。このステップＳ２３の制御を実行した場合は、前述した原理により、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間におけるトルク容量が低減され、エンジントルクの振動がインプットシャフト２に伝達されにくくなる。したがって、インプットシャフト２から車輪５に至る動力伝達経路で振動および騒音が生じることを抑制できる。

これに対して、ステップＳ２２で否定的に判断されるということは、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間におけるトルク容量が、伝達するべき目標トルクに比べて低く、駆動力不足が生じる可能性がある。そこで、ステップＳ２２で否定的に判断された場合は、制御弁２７のポートＣ１の断面積を縮小させる制御を実行し（ステップＳ２４）、ステップＳ２１に戻る。このステップＳ２４の制御により、前述した原理により、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間におけるトルク容量が増加して、駆動力不足を抑制できる。なお、ステップＳ２１で肯定的に判断された場合は、図７に示す制御ルーチンを終了する。

この制御例３のように、オイルポンプ７がダンパとしての機能をも兼備しているため、エンジン１から車輪５に至る経路に、振動や騒音を抑制するために専用のダンパなどを設けずに済むか、もしくは専用のダンパの構造を簡素化することができる。ここで、図７に示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、ステップＳ２１，Ｓ２２，Ｓ２３，Ｓ２４が、この発明における制御手段に相当する。また、トルクの変動量が、この発明における「トルクの変動状態」に相当する。

つぎに、図１に示されたオイルポンプ７の他の構成例を、図８に基づいて説明する。この実施例２は、請求項１ないし請求項６の全ての発明に対応する実施例である。この図８に示されたオイルポンプ７においては、クランクシャフト６にアウターレース９が設けられており、そのアウターレース９に、外向きフランジ３５、円筒部３５Ａ、カム面３６が形成されている。一方、インナーレース８はインプットシャフト２に形成されており、シリンダ１０、ピストン１１、ボール１３、弾性部材１５、逆止弁２４，２５、油路２２，２３、吸入油路１６、吐出油路１７、密封装置２０Ａなどの構成は、インプットシャフト２側に設けられている。また、回転軸線方向において、前後進切換装置３７とオイルポンプ７との間に隔壁６１が配置されており、隔壁６１に吸入油路１８および吐出油路１９が形成されている。また、図８の構成において、回転軸線Ａ１を中心とする回転慣性質量は、アウターレース９の方がインナーレース８よりも大きい。図８におけるその他の構成は、図１ないし図４の構成と同じである。

この図８の実施例においては、エンジントルクがクランクシャフト６に伝達された場合に、そのトルクが、アウターレース９からインナーレース８に伝達される。この図８に示されたオイルポンプ７においても、図１ないし図４に示された構成と同じ効果を得られる。また、図８の構成例においては、アウターレース９の回転慣性質量の方が、インナーレース８の回転慣性質量よりも大きい。したがって、クランクシャフト６におけるフライホイール効果が向上する。また、図８の構成例においても、前記制御例１ないし制御例３を実行可能である。この図８に示された構成と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、アウターレース９が、この発明の第１の回転部材に相当し、インナーレース８が、この発明の第２の回転部材に相当する。図８におけるその他の構成と、この発明の構成との対応関係は、図１ないし図４に示された構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。

なお、上記の実施例１および実施例２においては、変速機としてベルト式無段変速機を有し、かつ、前後進切換装置を有する車両が示されているが、請求項１ないし請求項６のいずれかに係る発明は、変速機として、有段変速機、つまり、変速比を段階的に（不連続に）変更可能な変速機を有する車両の動力伝達装置にも適用可能である。また、変速機としてトロイダル式無段変速機を有する車両の動力伝達装置に、請求項１ないし６のいずれかに係る発明を適用することも可能である。

（構成例１）
つぎに、この発明の動力伝達装置の実施例３を図９ないし図１１に基づいて説明する。この実施例３は、請求項７および請求項８の発明に対応する実施例である。まず、クランクシャフト６の外周には、インナーレース７０が取り付けられている。インナーレース７０は環状に構成されているとともに、インナーレース７０とクランクシャフト６とは回転軸線方向に相対移動可能に構成されている。そして、インナーレース７０とクランクシャフト６とを回転軸線方向に相対移動させるために連結機構７１が設けられている。この連結機構７１は、クランクシャフト６の外周に形成された外歯７２と、インナーレース７０の内周に形成された内歯７３とを有しており、外歯７２と内歯７３とが噛合され、具体的にはスプライン嵌合されている。したがって、クランクシャフト６とインナーレース７０とが軸線方向に相対移動可能であり、かつ、インナーレース７０とクランクシャフト６とが回転軸線方向に相対移動不可能となっている。

前記インナーレース７０には、円周方向に所定間隔をおいて複数のシリンダ７５が設けられている。各シリンダ７５は、インナーレース７０の外周面に開口されており、各シリンダ７５にはピストン７６がそれぞれ配置されている。各ピストン７６はインナーレース７０の半径方向、すなわち、軸線Ｂ１方向に動作可能であり、各ピストン７６であって、シリンダ７５の外部に露出した端部には、図１１に示すようにローラ７７が取り付けられている。各ローラ７７は、回転軸線Ａ１と平行な軸７８を中心として回転可能に構成されている。またローラ７７の表面の摩擦係数を低くする処理、例えば、硬質クロムメッキ、ダイヤモンド・ライク・カーボンなどが施されている。各シリンダ７５内であって、シリンダ７５の奥端面７６と、ピストン７６との間には油室１４が形成されており、油室１４にはピストン７５を外側に押圧する弾性部材１５が配置されている。

また、インナーレース７０には、各油室１４に連通する油路７８，７９がそれぞれ形成されている。クランクシャフト６には吸入油路１６および吐出油路１７が設けられており、クランクシャフト６には、吸入油路１６に接続する油路８０が設けられており、吐出油路１７に接続する油路８１が設けられている。さらに、クランクシャフト６の外周には、油路８０に連通する油溝８２と、油路８１に連通する油溝８３とが形成されている。また、インナーレース７０が、クランクシャフト６の外周を回転軸線方向に所定範囲でスライドした場合でも、油溝８２とインナーレース７０の油路７８とが常に接続されるように、回転軸線方向における油溝８２の長さが設定されている。さらに、インナーレース７０が、クランクシャフト６の外周を回転軸線方向に所定範囲でスライドした場合でも、油溝８３とインナーレース７０の油路７９とが常に接続されるように、回転軸線方向における油溝８３の長さが設定されている。

一方、クランクシャフト６の外周には、回転軸線方向における異なる箇所に密封装置１００が取り付けられており、油溝８２，８３のオイルがクランクシャフト６０とインナーレース７０との間から漏れることが防止されている。さらに、油路７８には逆止弁８４が設けられており、油路７９には逆止弁８５が設けられている。この逆止弁８４は、吸入油路１６のオイルが油室１４に流れ込むことを許容し、かつ、油室１４のオイルが吸入油路１６に逆流することを防止する機能を備えている。また、逆止弁８５は、油室１４のオイルが吐出油路１７に吐出されることを許容し、吐出油路１７のオイルが油室１４に逆流することを防止する機能を備えている。さらに、インナーレース７０にはシフトフォーク８６が連結されている。このシフトフォーク８６は選択されるシフトポジションに応じて動作し、その動作力がインナーレース７０に伝達されて、インナーレース７０がクランクシャフト６の外周を回転軸線方向にスライドする構成となっている。

一方、前後進切換装置３７が有するサンギヤ３９は、インプットシャフト２と一体回転する構成となっており、リングギヤ４０はケーシング６０に固定されている。また、インプットシャフト２と一体回転するように連結されたアウターレース８７が設けられている。このアウターレース８７は環状に構成されており、アウターレース８７の内周にはカム面３６が設けられている。また、キャリヤ４３と一体回転するように連結されたアウターレース８８が設けられており、このアウターレース８８にもカム面３６が設けられている。回転軸線Ａ１と直交する平面において、アウターレース８８のカム面３６の形状と、アウターレース８７のカム面３６の形状とが同一に設定されている。さらに、アウターレース８７とアウターレース８８とは、回転軸線方向の異なる位置に並んで配置されている。具体的には、エンジン１とアウターレース８７との間にアウターレース８８が配置されている。なお、実施例３におけるその他の構成は、実施例１の構成と同じである。

つぎに、実施例３の作用を説明する。この実施例３においては、選択されるシフトポジションに応じて、クランクシャフト６の外周における回転軸線方向のインナーレース７０の位置が決定される。例えば、前進ポジションが選択された場合は、インナーレース７０が図９において左側に動作して、各ピストン７６がアウターレース８７の内側空間に位置するとともに、各ローラ７７がアウターレース８７のカム面３６に接触する。これに対して、後進ポジションが選択された場合は、インナーレース７０が図９において右側に動作して、各ピストン７６がアウターレース８８の内側空間に位置するとともに、各ローラ７７がアウターレース８８のカム面３６に接触する。このように、シフトポジションの切り替えにともない、ローラ７７が、アウターレース８７のカム面３６と、アウターレース８８のカム面３６との間で行き来する。

前記のように前進ポジションが選択された場合は、クランクシャフト６のトルクが、インナーレース７０およびピストン７６およびローラ７７を経由してアウターレース８７に伝達され、アウターレース８７とインプットシャフト２とが一体的に回転する。この実施例３においては、リングギヤ４０が固定されているため、ピニオンギヤ４１，４２も回転し、キャリヤ４３は空転する。これに対して、後進ポジションが選択された場合は、クランクシャフト６のトルクが、インナーレース７０およびピストン７６およびローラ７７を経由してアウターレース８８に伝達される。この実施例３においては、リングギヤ４０が固定されているため、リングギヤ４０が反力要素となり、クランクシャフト６およびキャリヤ４３とは逆方向にインプットシャフト２が回転する。

上記のように、エンジントルクがクランクシャフト６に伝達されると、後進ポジションまたは前進ポジションのいずれにおいても、ローラ７７がカム面３６に沿って転動する。ここで、カム面３６は半径方向の凹凸が形成された波形形状であるために、ピストン７６が軸線Ｂ１に沿って半径方向に往復移動する。ピストン７６が外側に動作する場合は、油室１４が負圧となり、吸入油路１８のオイルが、吸入油路１６および油路８０を経由して油室１４に流れ込む。この場合、逆止弁８５が閉じられて、吐出油路１７のオイルが油室１４に逆流することを防止できる。

一方、ピストン７６が内側に動作して、油室１４の油圧が上昇すると、油室１４のオイルが油路８１および吐出油路１７，１９を経由して、実施例１で述べた制御弁３７に供給される。以後、ピストン７６が軸線方向に往復移動する動作を繰り返し、オイルポンプ７から油圧制御装置２６にオイルが供給される。そして、この実施例３においても、制御弁３７のポートＣ１の断面積を制御することにより、実施例１の説明した原理により、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間で伝達されるトルクの容量を制御するとともに、オイルポンプ７におけるオイル吐出量を制御することが可能である。つまり、オイルポンプ７は、油圧制御装置２６に供給するオイル量を制御する機能と、トルク容量を制御する機能と、ダンパ機能とを兼備している。したがって、実施例１と同様の効果を得ることができる。また、この実施例３においても、制御例１ないし制御例３を実行可能であり、制御例１ないし制御例３の効果を得ることが可能である。

（構成例２）
つぎに、実施例３における他の構成例を、図１２および図１３に基づいて説明する。図１２および図１３においては、アウターレース８７であってアウターレース８８側の端部内周に、環状のリブ８９が形成されている。リブ８９の側面には、カム面３６に連続する湾曲面９０が形成されている。一方、アウターレース８８であってアウターレース８７側の端部内周に、環状のリブ９１が形成されている。リブ９１の側面には、カム面３６に連続する湾曲面９２が形成されている。これらのリブ８９，９１の内径は、カム面３６の内接円（図示せず）と同じ径に設定されている。さらに、ローラ１１の軸線方向の両端部には、所定半径の面取り部９３が形成されている。

この図１２，１３の構成によれば、一方のカム面３６に接触しているローラ７７が、回転軸線方向に移動する場合は、面取り部９３が湾曲面９０または湾曲面９２に接触してからリブ８９，９１の先端に乗り上げ、ついで、他方のカム面３６に移動することとなる。したがって、アウターレース８７とアウターレース８８との円周方向における位相、具体的には、カム面３６の凹凸の位相が異なっている場合でも、一方のカム面３６から他方のカム面３６へのローラ７７の移動を円滑におこなうことが可能である。また、ニュートラルポジションまたはパーキングポジションが選択された場合は、図１３に示すようにローラ７７がリブ８９，９１に乗り上げた位置で停止する構成とすれば、クランクシャフト６が回転しても、ピストン７６が半径方向に動作しない。したがって、クランクシャフト６とインプットシャフト２との間でトルク伝達がおこなわれないとともに、オイルポンプ７からオイルは吐出されない。

ここで、この実施例３の構成と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、前後進切換装置３７が、この発明の遊星歯車装置を有しており、サンギヤ３９、リングギヤ４０、キャリヤ４３が、この発明における「差動回転可能な３つの回転要素」に相当し、アウターレース８７が、この発明の第１の構成部材に相当し、アウターレース８８が、この発明の第２の構成部材に相当し、回転軸線方向が、この発明におけるが所定方向に相当し、ローラ７７が、この発明の伝達部材に相当し、カム面３６が、この発明のカムに相当し、湾曲面９０．９２、リブ８９，９１が、この発明の円滑機構に相当する。なお、実施例３におけるその他の構成と、この発明の構成との対応関係は、実施例１の構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。

つぎに、この発明における実施例４を、図１４に基づいて説明する。この実施例４は、請求項９の発明に対応するものである。実施例４においては、リングギヤ４０の回転を、選択的に許容または防止するブレーキ９４が設けられている。ブレーキ９４の係合・解放は、実施例１で説明した電子制御装置５３により制御される構成となっている。実施例４におけるその他の構成は、実施例３の構成と同じである。この実施例４においては、前進ポジションが選択された場合は、ブレーキ９４が解放される。このため、クランクシャフト６のトルクがインプットシャフト２に伝達された場合に、キャリヤ４３およびリングギヤ４０が、インプットシャフト２とともに一体回転する。

したがって、ピニオンギヤ４２とリングギヤ４０との相対回転、およびピニオンギヤ４１とサンギヤ３９との相対回転、およびピニオンギヤ４１とピニオンギヤ４２との相対回転を防止でき、インプットシャフト２の回転数が高い場合における前後進切換装置３７の耐久性の低下を抑制できる。なお、リバースポジションが選択された場合は、ブレーキ９４が係合されるとともに、リングギヤ４０が反力要素となり、クランクシャフト６のトルクがキャリヤ４３を経由してインプットシャフト２に伝達される。なお、図１２および図１３の構成を、この実施例４に用いることも可能である。

ここで、実施例４における構成と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、前後進切換装置３７が、この発明における遊星歯車装置に相当し、ピニオンギヤが、この発明の第１のピニオンギヤに相当し、ピニオンギヤ４２が、この発明の第２のピニオンギヤに相当し、サンギヤ３９が、この発明の第１の回転要素に相当し、リングギヤ４０が、この発明の第２の回転要素に相当する。なお、上記の実施例３および実施例４においては、無段変速機としてベルト式無段変速機を有する車両が示されているが、請求項７ないし請求項９のいずれかに係る発明は、無段変速機として、トロイダル式無段変速機を有する車両の動力伝達装置にも適用可能である。

つぎに、オイルポンプ７の吐出状態を制御する制御弁の他の構成例を、図１４に基づいて説明する。この実施例５は、請求項１、請求項３、請求項４、請求項５、請求項６に対応する実施例である。図１４に示された制御弁１１０を、図１に示す制御弁２７に代えて用いることが可能である。制御弁１１０は、軸線方向に往復移動自在なスプール１１１と、軸線方向における所定向きの力をスプール１１１に与える弾性部材１１２と、吸入ポート１１３および吐出ポート１１４および制御ポート１１５と、フィードバックポート１１６とを有している。吸入ポート１１３およびフィードバックポート１１６には前記吐出油路１９が接続され、吐出油路１１４には前記油路３４が接続される。

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

このように構成された制御弁１１０においては、吐出油路１９からフィードバックポート１１６に伝達される油圧に応じてスプール１１１に与えられる力と、弾性部材１１２からスプール１１１に与えられる力および制御ポート１１５の油圧に応じてスプール１１１に与えられる力との対応関係により、軸線方向におけるスプール１１１の動作が制御され、吐出油路１９と油路３４との間に形成されるポートＤ１の断面積、もしく吐出油路１９から油路３４に供給されるオイルの流量が調整される。つまり、吐出油路１９の油圧が上昇すると、フィードバックポート１１６の油圧が上昇して、スプール１１１が図１４において上向きに動作する。

このため、ポードＤ１の断面積が拡大されて、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流量が増加し、オイルポンプ７の吐出圧の上昇が抑制される。これに対して、吐出油路１９の油圧が低下すると、フィードバックポート１１６の油圧が低下して、スプール１１１が図１４において下向きに動作する。このため、ポードＤ１の断面積が縮小されて、吐出油路１９から油路３４に吐出されるオイルの流量が減少し、オイルポンプ７の吐出圧の低下が抑制される。そして、制御ポート１１５に入力される制御油圧を上昇させると、ポートＤ１の断面積が拡大しにくくなり、オイルポンプ７の吐出圧が低下が抑制されるか、もしくはオイルポンプ７の吐出圧が上昇する。これとは逆に、制御ポート１１５に入力される制御油圧を低下させると、ポートＤ１の断面積が拡大し易くなり、オイルポンプ７の吐出圧が上昇が抑制されるか、もしくはオイルポンプ７の吐出圧が低下する。

（制御例４）
この実施例５の制御弁１１０を有する動力伝達装置で実行可能な制御例を、図１５のフローチャートに基づいて説明する。図１５のフローチャートにおいて、ステップＳ１，Ｓ２の処理は、図５のステップＳ１，Ｓ２の処理と同じである。また、図１５のステップＳ２で肯定的に判断された場合は、オイルポンプ７の吐出圧を上昇させる制御が実行され（ステップＳ３１）、ステップＳ１に戻る。さらに図１５のステップＳ２で否定的に判断された場合は、オイルポンプ７の吐出圧を低下させる制御が実行され（ステップＳ３２）、ステップＳ１に戻る。そして、ステップＳ３１の処理の効果は、図５のステップＳ３の処理の効果と同じである。ステップＳ３２の処理の効果は、図５のステップＳ４の処理の効果と同じである。

（制御例５）
この実施例５の制御弁１１０を有する動力伝達装置で実行可能な他の制御例を、図１６のフローチャートに基づいて説明する。図１６のフローチャートにおいて、ステップＳ１１，Ｓ１３の処理は、図６のステップＳ１１，Ｓ１３の処理と同じである。また、図１６のステップＳ１１で肯定的に判断された場合は、オイルポンプ７の吐出圧を低下させる制御が実行され（ステップＳ４１）、ステップＳ１１に戻る。さらに図１６のステップＳ１３で肯定的に判断された場合は、オイルポンプ７の吐出圧を上昇させる制御が実行され（ステップＳ４２）、ステップＳ１１に戻る。そして、ステップＳ４１の処理の効果は、図６のステップＳ１２の処理の効果と同じである。ステップＳ４２の処理の効果は、図６のステップＳ１４の処理の効果と同じである。

（制御例６）
この実施例５の制御弁１１０を有する動力伝達装置で実行可能な他の制御例を、図１７のフローチャートに基づいて説明する。図１７のフローチャートにおいて、ステップＳ２１，Ｓ２２の処理は、図７のステップＳ２１，Ｓ２２の処理と同じである。また、図１７のステップＳ２２で肯定的に判断された場合は、オイルポンプ７の吐出圧を低下させる制御が実行され（ステップＳ５１）、ステップＳ２１に戻る。さらに図１７のステップ２２で否定的に判断された場合は、オイルポンプ７の吐出圧を上昇させる制御が実行され（ステップＳ５２）、ステップＳ２１に戻る。そして、ステップＳ５１の処理の効果は、図７のステップＳ２３の処理の効果と同じである。ステップＳ５２の処理の効果は、図７のステップＳ２４の処理の効果と同じである。

ここで、図１５ないし図１７に示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、オイルポンプ７のオイル吐出圧が、この発明の「オイルポンプの吐出状態」に相当し、図１５のステップＳ１，Ｓ２，Ｓ３１，Ｓ３２、図１６のステップＳ１１，Ｓ１３，Ｓ４１，Ｓ４２、図１７のステップＳ２１，Ｓ２２，Ｓ５１，Ｓ５２が、この発明の制御手段に相当する。

つぎに、上記の実施例１ないし５の構成に組み合わせて実施可能な実施例６を、図１８に基づいて説明する。この実施例５においては、ケーシング６０の外部に熱交換器９５が設けられている。また、オイルポンプ７から吐出されたオイルを熱交換器９５に送り、その後、熱交換器９５からオイルポンプ７に戻す配管９６が設けられている。さらに、エンジン１から熱伝達された流体（冷却水）を熱交換器９５に送り、ついで、その流体をエンジン１側に戻す配管９７が設けられている。熱交換器９５においては、配管９７を流れる流体の熱が、配管９６を流れるオイルに伝達されて、オイルが温められる。このようにして、オイルを温めることにより、冷間時におけるオイルの粘度の上昇を図ることができる。

そして、実施例１ないし５で説明したように、オイルポンプ７がクラッチとしての機能を兼備しているため、実施例６においても、クランクシャフト６の回転軸線方向において、オイルポンプ７とエンジン１との間に、摩擦クラッチ、電磁クラッチ、流体伝動機構などを設けずに済む。したがって、回転軸線方向におけるエンジン１とオイルポンプ７との距離を可及的に短くすることが可能である。このため、配管９７を流れる流体の温度が低下することを抑制でき、熱交換器９５の機能の低下を抑制できる。なお、各実施例において、インナーレースおよびアウターレースおよびピストンおよびボールおよびローラなどの要素は、金属材料により構成されている。

この発明の動力伝達装置を有する車両およびその制御系統を示す概念図である。 図１に示されたオイルポンプの構成例を示す断面図である。 図１に示されたオイルポンプの構成例を示す断面図である。 図１に示された制御弁の構成を示す図である。 図１の車両で実行可能な制御例１を示すフローチャートである。 図１の車両で実行可能な制御例２を示すフローチャートである。 図１の車両で実行可能な制御例３を示すフローチャートである。 この発明におけるオイルポンプの他の構成例を示す断面図である。 この発明におけるオイルポンプの他の構成例を示す概念図である。 図９に示されたオイルポンプの構成を示す断面図である。 図９および図１０におけるオイルポンプで用いるローラおよびピストンの斜視図である。 この発明におけるオイルポンプのアウターレースの構成例を示す図である。 図１２に示されたアウターレースの断面図である。 図１に示された制御弁の他の構成を示す図である。 図１４の制御弁を有する車両で実行可能な制御例４を示すフローチャートである。 図１４の制御弁を有する車両で実行可能な制御例５を示すフローチャートである。 図１４の制御弁を有する車両で実行可能な制御例６を示すフローチャートである。 この発明における動力伝達装置の他の構成例を示す概念図である。 この発明におけるオイルポンプと、エンジンとの間で熱交換をおこなう場合を示す概念図である。

符号の説明

２…インプットシャフト、 ６…クランクシャフト、 ７…オイルポンプ、 ８…インナーレース、 ９…アウターレース、 １３…ボール、 １１，７６…ピストン、 ２７，１１０…制御弁、 ３６…カム面、 ３７…前後進切換装置、 ３９…サンギヤ、 ４０…リングギヤ、 ４１，４２…ピニオンギヤ、 ４３…キャリヤ、 ７１…連結機構、 ７７…ローラ、 ８９，９１…リブ、 ９０，９２…湾曲面、 ９４…ブレーキ、 Ｖｅ…車両。

Claims (9)

1. 動力伝達がおこなわれる入力部材および出力部材と、この入力部材と出力部材との間で伝達される動力により駆動され、かつ、第１の回転部材と第２の回転部材とが相対回転してオイルを吐出するオイルポンプとを有する動力伝達装置において、
   前記入力部材と前記第１の回転部材とが動力伝達可能に連結され、前記出力部材と第２の回転部材とが動力伝達可能に連結されているとともに、
   前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とを動力伝達を可能に接続する伝達部材と、
   前記オイルポンプのオイル吐出状態を制御することにより、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間における動力伝達状態を制御する制御弁と
   を備えていることを特徴とする動力伝達装置。
2. 前記オイルポンプは、前記第１の回転部材または第２の回転部材のいずれか一方に設けられ、かつ、第１の回転部材および第２の回転部材の回転軸線に直交して半径方向に動作するピストンを有するラジアルピストンポンプであることを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。
3. 車両の運転状態に基づいて前記制御弁を制御することにより、前記オイルポンプの吐出状態を制御する制御手段を、更に有していることを特徴とする請求項１または２に記載の動力伝達装置。
4. 前記伝達部材は、前記オイルポンプの吐出量が減少するほど、または前記オイルポンプの吐出圧が上昇するほど、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間で伝達されるトルクを増加する構成を有するとともに、
   前記制御手段は、前記入力部材と出力部材との間で伝達されるトルクの目標値が大きいほど、前記オイルポンプの吐出量が少なくなるか、またはオイルポンプの吐出圧が上昇するように、前記制御弁を制御する手段を有していることを特徴とする請求項３に記載の動力伝達装置。
5. 前記制御手段は、前記入力部材から出力部材に伝達されるトルクが変動することにより生じる振動および騒音が許容値となるように、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間で伝達されるトルクの目標値を判断し、このトルクの目標値に応じて、前記第１の回転部材と第２の回転部材との回転数差の目標値を判断し、この回転数差の目標値に応じたオイルポンプの吐出量または吐出圧となるように、前記制御弁を制御する手段を有していることを特徴とする請求項３に記載の動力伝達装置。
6. 前記制御手段は、前記入力部材から出力部材に伝達されるトルクの変動状態に応じたオイルポンプの吐出量または吐出圧となるように、前記制御弁を制御する手段を有していることを特徴とする請求項３に記載の動力伝達装置。
7. 差動回転可能な３つの回転要素を有する遊星歯車装置が設けられており、前記第２の回転部材は、遊星歯車装置における２つの回転要素に別々に連結された第１の構成部材および第２の構成部材を有しており、この第１の構成部材と第２の構成部材とが所定方向に並んで配置されているとともに、
   前記伝達部材を所定方向に動作させることにより、前記第１の回転部材と、前記第１の構成部材または第２の構成部材とを選択的に動力伝達可能に連結させる連結機構が設けられていることを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載の動力伝達装置。
8. 前記オイルポンプは、前記第１の回転部材または第２の回転部材のいずれか一方に設けられ、かつ、第１の回転部材および第２の回転部材の回転軸線に直交して半径方向に動作するピストンを有するラジアルピストンポンプであるとともに、前記ピストンに前記伝達部材が取り付けられており、
   前記第１の構成部材および第２の構成部材には、前記伝達部材が接触するカムがそれぞれ設けられているとともに、前記第１の構成部材のカムと、前記第２の構成部材のカムとが所定方向に並んで配置されており、
   前記第１の構成部材のカムと、前記第２の構成部材のカムとの間における前記伝達部材の移動を滑らかにする円滑機構が設けられていることを特徴とする請求項７に記載の動力伝達装置。
9. 前記遊星歯車装置は、サンギヤを第１の回転要素とし、リングギヤを第２の回転要素とし、サンギヤに噛合された第１のピニオンギヤと、リングギヤおよび第１のピニオンギヤに噛合された第２のピニオンギヤとを保持するキャリヤを第３の回転要素として有するダブルピニオン式の遊星歯車装置であり、前記サンギヤに前記第１の構成部材が連結され、前記キャリヤに前記第２の構成部材が連結されているとともに、
   前記伝達部材と前記第１の構成部材とが動力伝達可能に連結される場合に、前記リングギヤの回転を許容するブレーキが設けられていることを特徴とする請求項７または８に記載の動力伝達装置。

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