JP2006226512A - 動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 ポンプから吐出された流体により出力部材を駆動する構成を有し、出力部材の回転方向を切り換えることの可能な動力伝達装置を提供する。
【解決手段】 原動機により駆動される容積型ポンプ１４と、容積型ポンプ１４から吐出される流体により駆動される出力部材５１，５４とを有する動力伝達装置において、出力部材５１，５４の回転方向を正逆に切り換える回転方向切換装置１４，４７，４８，４９，５０，６０，６１，６４が設けられていることを特徴とする。
【選択図】 図１

Description

この発明は、容積型ポンプから吐出される流体により、出力部材を回転させることの可能な動力伝達装置に関するものである。

従来、車両には原動機が搭載されており、その原動機の出力側には動力伝達装置が配置されている。この動力伝達装置はクラッチおよび変速機などにより構成されている。このような動力伝達装置としては、噛み合い式の動力伝達装置、摩擦式の動力伝達装置、流体式の動力伝達装置、電磁式の動力伝達装置などが知られており、流体式の動力伝達装置の一例が、特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された高油圧ジェット変速機は、原動機により容積型の高圧油圧ポンプを駆動させ、油圧ポンプから吐出された油を切替弁を経由させて２つのノズルに選択的に供給するように構成されている。また、各ノズルに対応して、出力軸には２つの油圧ジェットペルトンが設けられており、２つの油圧ジェットペルトンは径が異なっている。

そして、切替弁を切替えて、油圧ポンプの油をいずれか一方のノズルに供給し、油ジェットを油圧ジェットペルトンに当てて油圧ペルトンを作動させる構成となっている。ここで、油ジェットを噴射する油圧ジェットペルトンを切り替えることにより、変速機能を作用せしめるものとされている。なお、原動機から変速機に至る経路に設けられる動力伝達装置の他の構成例が、特許文献２に記載されている。この特許文献２に記載された動力伝達装置においては、原動機の動力により駆動されるカム部材と、出力軸に連結されたシリンダ部材と、シリンダ部材に取り付けられ、カム部材のカム面に沿って転動可能なボールとが設けられている。そして、ボールとカム面との間の圧力に応じたトルク伝達がおこなわれるものとされている。
特開平８−１０９９５５号公報 特開平８−２８４９７７号公報

しかしながら、上記の特許文献１に記載されている変速機においては、出力軸の回転方向を切り換えることができなかった。

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、ポンプから吐出された流体により出力部材を駆動する構成において、出力部材の回転方向を切り換えることの可能な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、原動機により駆動される容積型ポンプと、この容積型ポンプから吐出される流体により駆動される出力部材とを有する動力伝達装置において、前記出力部材の回転方向を正逆に切り換える回転方向切換装置が設けられていることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記回転方向切換装置は、前記容積型ポンプにおける流体の吸入状態または吐出状態を制御するための経路として、前記出力部材を正回転させる場合に選択される流体の第１の流通経路と、前記出力部材を逆回転させる場合に選択される流体の第２の流通経路とを切り換える構成を有していることを特徴とするものである。

請求項３の発明は、請求項１または２の構成に加えて、前記回転方向切換装置は、前記流体を噴出させて前記出力部材に供給することにより、この出力部材を駆動する構成を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、前記回転方向切換装置は、前記容積型ポンプにおける流体の吸入状態または吐出状態を制御するために、前記出力部材を正回転させるための流体の流通経路を選択した場合に、前記出力部材を逆回転させるために前記容積型ポンプから前記出力部材に供給される流体の流量を減少させることにより、前記出力部材を逆回転させる運動エネルギの増加を抑制する構成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１ないし４のいずれかの構成に加えて、前記容積型ポンプは、前記原動機から動力が伝達される入力部材と、前記出力部材に対して動力伝達が可能な状態と不可能な状態とを選択的に切り換え可能な接続部材とを有しており、この接続部材が前記出力部材に対して動力伝達が可能に連結された場合に、前記出力部材を正回転させることが可能となる構成を有しているとともに、前記接続部材と前記入力部材とが動力伝達可能に接続され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５の構成に加えて、前記回転方向切換装置は、前記容積型ポンプから吐出される流体により前記出力部材を逆方向に回転させるための流通経路を選択した場合に、前記接続部材を、前記出力部材に対して動力伝達が不可能な状態とすることにより、前記入力部材から前記出力部材に対して、この出力部材を正方向に回転させる動力が伝達されることを遮断する構成を、更に有していることを特徴とするものである。

請求項７の構成は、請求項３または４の構成に加えて、前記回転方向切換装置は、前記容積型ポンプから吐出される流体により前記出力部材を逆方向に回転させるための流通経路を選択した場合に、前記容積型ポンプから吐出された流体が前記出力部材に向けて噴射されることを許容するとともに、前記接続部材を、前記出力部材に対して動力伝達が不可能な状態とすることにより、原動機により駆動される入力部材から前記出力部材に対して、この出力部材を正方向に回転させる動力が伝達されることを遮断する構成を、更に有し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１ないし７のいずれかの構成に加えて、前記出力部材に供給されて出力部材を駆動した後の流体を、前記容積型ポンプの吸入側に誘導する誘導路と、この誘導路の流体が前記容積型ポンプの吐出側に戻ることを抑制する逆流抑制機構とが、更に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８の構成に加えて、前記入力部材の回転軸線を中心とする半径方向で、前記容積型ポンプの吐出側は、前記入力部材よりも内側に配置されているとともに、前記誘導路が前記入力部材の側面により形成されており、前記逆流抑制機構は、前記入力部材の半径方向で外側に向かうほど、前記誘導路の流路面積が拡大されるように、前記入力部材の側面を傾斜した構成であることを特徴とするものである。

上記のように構成された請求項１の発明によれば、原動機により容積型ポンプが駆動されるとともに、容積型ポンプから吐出される流体により出力部材が駆動される。また、回転方向切換装置により、出力部材の回転方向を正逆に切り換えることが可能である。

また、請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得られる他に、容積型ポンプにおける流体の吸入状態または吐出状態を制御することにより、流体の経路として、第１の流通経路と第２の流通経路とを選択的に切り替えることが可能である。ここで、第１の流通経路が選択された場合は、出力部材を正回転する動力が発生し、第２の流通経路が選択された場合は、出力部材を逆回転させる動力が発生する。つまり、容積型ポンプから吐出された流体により出力部材を駆動する場合に、出力部材の回転方向が異なるような動力伝達をおこなうことができる。

また、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、流体が羽根に沿って流れる場合、または流体が羽根に衝突した場合の運動エネルギに応じた分力が出力部材に伝達されて、その出力部材が駆動される。

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、出力部材を正回転させるための流体の流通経路を選択した場合は、出力部材を逆回転させるために容積型ポンプから出力部材に供給される流体の流量が減少されて、出力部材を逆回転させる運動エネルギの増加を抑制できる。したがって、出力部材が逆回転する向きの動力伝達を確実に遮断できる。

請求項５の発明によれば、請求項１ないし４のいずれかの発明と同様の効果を得られる他に、原動機の動力が入力部材に伝達されて、容積型ポンプが駆動される。また、接続部材を出力部材に対して選択的に連結することにより、入力部材の動力を出力部材に伝達して、出力部材を正方向に回転させることが可能である。

請求項６の発明によれば、請求項５の発明と同様の効果を得られる他に、容積型ポンプから吐出される流体により出力部材を逆方向に回転させるための流通経路を選択した場合は、出力部材を正方向に回転させる動力伝達を確実に遮断することができる。

請求項７の発明によれば、請求項３または４の発明と同様の効果を得られる他に、容積型ポンプから吐出される流体により出力部材を逆方向に回転させるための流通経路を選択した場合は、容積型ポンプから吐出された流体が出力部材に向けて噴射され、かつ、出力部材を正方向に回転させる動力伝達を確実に遮断することができる。

請求項８の発明によれば、請求項１ないし７のいずれかの発明と同様の効果を得られる他に、出力部材に供給されて出力部材を駆動した後の流体を、容積型ポンプの吸入側に誘導することが可能であり、容積型ポンプで吸入される流体の流量を確保しやすくなる。また、誘導路の流体が容積型ポンプの吐出側に戻ることを抑制できるため、容積型ポンプで吸入される流体の流量を、一層確保しやすくなる。

請求項９の発明によれば、請求項８の発明と同様の効果を得られる他に、入力部材の半径方向で外側に向かうほど、誘導路の面積が拡大されているため、誘導路のオイルは、流通抵抗が少ない（もしくは圧力が低い）外側に誘導されることとなり、流体が吸入側に逆流することを一層確実に抑制できる。

つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。図２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、原動機としてのエンジン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に伝達されるように構成されている。インプットシャフト２は、トランスアクスルケース３内に配置されている。トランスアクスルケース３は、フロントケース４およびセンターケース５およびリヤケース６を有しており、フロントケース４とリヤケース６との間にセンターケース５が配置されている。そして、フロントケース４とセンターケース５とがねじ部材（図示せず）により結合固定され、センターケース５とリヤケース６とがねじ部材（図示せず）により結合固定されている。インプットシャフト２は、フロントケース４およびセンターケース５およびリヤケース６内に亘って配置されており、インプットシャフト２の軸線は、車両Ｖｅの左右方向に配置されている。そして、インプットシャフト２とエンジン１のクランクシャフト７との間に形成された動力伝達経路にダンパ装置８が設けられている。

また、インプットシャフト２を回転可能に保持する軸受９，１０が設けられている。また、フロントケース４の内面に連続する隔壁１１が設けられており、軸受９が隔壁１１により保持されている。さらに、リヤケース６の内面に連続するスリーブ１２が設けられており、スリーブ１２により軸受１０が保持されている。さらに、センターケース５には隔壁１３が設けられており、トランスアクスルケース３の内部であって、リヤケース６と隔壁１３とにより取り囲まれた空間にオイルポンプ収納室Ａ１が形成されている。このオイルポンプ収納室Ａ１には、容積型のオイルポンプが設けられている。ケーシングと、このケーシングに内接する可動部材との間に密閉空間を形成し、その密閉空間の移動または容積の変化によって、流体を吸入側から吐出側に押し出す形式のポンプである。ここでは、容積型のオイルポンプとして、ラジアルピストンポンプ１４を設けた場合について説明する。以下、ラジアルピストンポンプ１４の実施例を順次説明する。

この実施例１は、請求項１ないし請求項７の発明に対応するものであり、実施例１におけるラジアルピストンポンプ１４の構成例を、図１に基づいて説明する。このラジアルピストンポンプ１４は、インナーレース１５およびアウターレース１６を有している。まず、インナーレース１５はインプットシャフト２に取り付けられており、このインナーレース１５は、インプットシャフト２の軸線Ｂ１を中心として環状に形成されている。また、インプットシャフト２は大径部１７と小径部１８とを有しており、インナーレース１５は小径部１７に取り付けられている。そして、インナーレース１５の内周には内歯１９が形成されている一方、インプットシャフト２の小径部１８の外周には外歯２０が形成されている。そして、内歯１９と外歯２０とが噛み合わされている。すなわち、インプットシャフト２とインナーレース１５とがスプライン嵌合されており、インプットシャフト２とインナーレース１５とが、軸線Ｂ１を中心として一体回転するように連結され、インプットシャフト２に対してインナーレース１５が軸線方向に移動可能である。

そして、インナーレース１５には、円周方向に複数のシリンダ２１が形成されている。各シリンダ２１は、インナーレース１５の外周面に開口された略円筒形状の凹部であり、軸線Ｂ１を中心として複数のシリンダ２１が放射状に配置されている。また、各シリンダ２１内にはピストン２２が各々配置されており、ピストン２２はシリンダ２１内で、インナーレース１５の半径方向に往復移動自在に構成されている。また各ピストン２２における外側の端面に凹部２３が形成されており、凹部２３により転動体２４が転動可能に保持されている。この転動体２４はボールまたはローラを用いることが可能である。一方、シリンダ２１の奥端面２５とピストン２２との間には油室２６が形成されている。この油室２６には、弾性部材、具体的には金属製の圧縮コイルばね２７が設けられており、ピストン２２をシリンダ２１の外に押し出す向きの力が、圧縮コイルばね２７からピストン２２に加えられる。

一方、リヤケース６には油路２８が形成されており、油路２８と油室２６とを接続する経路に逆止弁２９が設けられている。逆止弁２９は、吸入ポート３０と、吸入ポート３０を開閉する弁体３１とを有している。逆止弁２９は、油路２８のオイルが油室２６に吸入されることを許容し、油室２６のオイルが吸入ポート３０から外部に逆流することを防止する構成を有している。さらに、インプットシャフト２の内部には軸線方向に油路３２が形成されており、油路３２がインプットシャフト２の端面に開口されている。そして、リヤケース６に油路３３が形成されており、油路３３と油路３２とが接続されている。なお、リヤケース６内には、油路３４が設けられており。吸入ポート３０と油路２８とが油路３４により接続されている。そして、油路３４に対して、油路３２，３３を液密に遮断する密封装置３５が設けられている。ここで、油路３４は、リヤケース６とインナーレース１５とインナーレース２とアウターレースの内向きフランジ（後述する）とにより取り囲まれた空間である。

さらに、インプットシャフト２には小径部１８の外周に開口された油路３６が設けられており、油路３６と油路３２とが接続されている。また、インナーレース１５には、その内周面に開口された油路３７が形成されており、インナーレース１５がインプットシャフト２に対して軸線方向に移動することにより、油路３７と油路３６との連通面積が増減するように構成されている。そして、油路３７と油室２６とを接続する経路に逆止弁３８が設けられている。逆止弁３８は、油室２６および油路３７に接続された吐出ポート３９と、吐出ポート３９を開閉する弁体４０とを有している。逆止弁４０は、油室２６からオイルが吐出されることを許容し、油室２６の外部のオイルが油室２６に逆流することを防止する構成を有している。

一方、アウターレース１６は、インナーレース１５の外側を取り囲むように配置された円筒部４１と、円筒部４１であって、軸受１０側の内周端に形成された内向きフランジ４２とを有している。円筒部４１の内周にはカム面４３が形成されている。このカム面４３は軸線Ｂ１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、半径方向の外側および内側に向けて交互に湾曲されている。このように構成された円筒部４１の内径は、インナーレース１５の外径よりも大きく設定されている。そして、インナーレース１５の外周端よりも外側に露出する転動体２４の一部とカム面４３とが接触され、転動体２４はカム面４３に沿って、アウターレース１６の円周方向に転動可能である。さらに、アウターレース１６の外周面とカム面４３との間に油路１００が形成されている。

また、円筒部４１の内周面にはスナップリング４４が取り付けられているとともに、円筒部４１の内部には、インナーレース１５の端面に接触するプレート４５が設けられている。プレート４５は環状に構成されており、軸線方向でインナーレース１５とスナップリング４４との間に配置されている。また、インナーレース１５であって、内向きフランジ４２側の端面には、円周方向に沿って複数のストッパ４６が形成されており、ストッパ４６が内向きフランジ４２に接触し、かつ、インナーレース１５がプレート４５に接触することにより、インナーレース１５とアウターレース１６とが、軸線方向に相互に位置決めされている。つまり、インナーレース１５およびアウターレース１６は、軸線方向に一体的に移動可能である。また、内向きフランジ４２とインナーレース１５との間に油路１０１が形成されており、油路１００と油路１０１とが接続されている。さらに、油路１０１は、ストッパ４６同士の間を通じて、吸入ポート３０に接続されている。なお、リヤケース６には密封装置６７が取り付けられており、その密封装置６７が内向きフランジ４２の内周端に接触されている。密封装置６７および密封装置３５により、油路３４が液密にシールされている。

一方、前記アウターレース１６の円筒部４１の外周には、円周方向に沿って環状の外向きフランジ４７が形成されており、外向きフランジ４７であって軸線方向の両端に、軸線方向の凹凸により構成された係合部（歯部）４８，４９が形成されている。この係合部４８，４９は外向きフランジ４７の円周方向に亘って設けられており、リヤケース６には、係合部４８と同じ円周上に、軸線方向の凹凸により構成された係合部（歯部）５０が設けられている。上記のように構成されたアウターレース１６は、インナーレース１５と一体的にインプットシャフト２の軸線方向に移動可能であり、アウターレース１６に軸線方向の動作力を与える動作機構（図示せず）が設けられている。この動作機構としては、乗員のシフトポジション選択操作のための操作力を、ケーブルやリンクなどの機械的な伝動機構（図示せず）によりアウターレース１６に伝達するシステム（図示せず）、または、シフトポジション選択操作を電気信号に変換し、その電気信号に基づいてアクチュエータ（図示せず）を駆動させ、そのアクチュエータの動作力をアウターレース１６に伝達するシステム（図示せず）などのいずれを用いてもよい。

ところで、トランスアクスルケース３内には、中空のプライマリシャフト５１が設けられており、インプットシャフト２の外側にスプライマリシャフト５１が取り付けられている。プライマリシャフト５１とインプットシャフト２とは、ニードルベアリング５２により相対回転可能に構成されている。また、プライマリシャフト５１を回転可能に保持する２つの軸受５３が軸線方向に配置されている。一方の軸受５３は隔壁１３の凹部１３Ｂに取り付けられており、他方の軸受５３は隔壁１１に取り付けられている。２つの軸受５３の内輪は、いずれもプライマリシャフト５１に圧入されている。プライマリシャフト５１はセンターケース５およびリヤケース６の内部に亘って配置されており、プライマリシャフト５１であってリヤケース６側の端部には、羽根車５４が取り付けられている。羽根車５４の内周端がプライマリシャフト５１に接続されている。羽根車５４とプライマリシャフト５１とが一体回転するように構成されており、羽根車５４は、半径方向に延ばされた環状のプレート５５と、プレート５５の円周方向に配置された複数の羽根５６とを有している。

また、羽根車５４は、インプットシャフト２の軸線方向で隔壁１３とインナーレース１５との間に配置されており、羽根車５４の外周側には環状の連結部５７が設けられている。連結部５７には、軸線方向の凹凸により構成された係合部５８が形成されている。係合部５８は係合部４９と同じ円周上に配置されている。そして、アウターレース１６が図１で軸線方向に沿って左側に動作すると、係合部４８と係合部５０とが解放されるとともに、係合部４９と係合部５８とが解放される。これに対して、アウターレース１６が図１で軸線方向に沿って右側に動作すると、係合部４９と係合部５８とが係合されるとともに、係合部４８と係合部５０とが解放される。なお、プレート５５とインナーレース１５との間に油路１０２が形成され、油路１０２が油路１００と接続されている。また、アウターレース１６の外周には密封装置６６が設けられており、油路１０２を液密にシールしている。一方、羽根車５４であって、羽根５６よりも内周側にはプレート５５を軸線方向に貫通する油路５９が形成されている。そして、油路５９と油路１０２とが接続されている。

ところで、前記内歯１９と外歯２０との嵌合部分の隙間に油路６０が形成されており、油路６０は吐出ポート３９に接続可能である。さらに、インプットシャフト２の大径部１７とプライマリシャフト５１との間には油路６１が形成されており、油路６１と油路６０とが接続可能に構成されている。なお、インナーレース１５であってプライマリシャフト５１側の内周端には、軸方向に延ばされた円筒状のシャッタ６２が形成されており、インナーレース１５がインプットシャフト２に対して図１で左側に移動した場合は、油路６０と油路６１とが接続され、インナーレース１５がインプットシャフト２に対して図１で右側に移動した場合は、シャッタ６２が油路６１の開口端に進入して、油路６０と油路６１とが遮断もしくは流通面積が減少するように構成されている。

さらに、プライマリシャフト５１を半径方向に貫通する油路６３が形成されており、油路６３が油路６１に接続されている。また、隔壁１３には油路６４が設けられている。油路６４の内周側の開口部は、隔壁１３の内周面に配置され、油路６４の外周側の開口部６４Ａは隔壁１３の端面１３Ａに配置されている。ここで、油路６４は円周方向に複数、かつ、放射状に設けられており、各油路６４の外周側の開口部６４Ａは、羽根５６と同一円周上に配置されている。そして、油路６４と油路６３とが接続されている。プライマリシャフト５１の外周には密封装置６５が２つ設けられており、油路６３と油路６４との間を流れるオイルが、隔壁１３とプライマリシャフト５１との隙間から漏れないように液密にシールされている。

図３は、羽根車５４および油路６４を示す円周方向の断面図であり、油路６４の中心線Ｃ１と、端面１３Ａとのなす角度θが９０度未満の角度となっている。すなわち、エンジン１側からプライマリシャフト５１を見た場合において、エンジン１の回転方向（正方向）が時計方向であると仮定すると、油路６４から噴射されるオイルが羽根車５４の羽根５６に沿って流動し、オイルの運動エネルギに応じた力が羽根車５４に加えられて、羽根車５４が反時計方向（逆方向）に回転する動力が生じるように、角度θもしくは油路６４の傾き方向が設定されている。油路６４に対するオイルの供給経路は後述する。

上記のように構成されたラジアルピストンポンプ１４は、図１に示すように油圧制御装置６８に接続されている。油圧制御装置６８は、オイルパン６９を有しているとともに、オイルパン６９に油路２８，３３が接続されている。そして、油路２８には吸入制御弁７０が設けられている。吸入制御弁７０は、公知のソレノイドバルブなどにより構成されており、オイルパン６９から油路２８を経由してラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイルの流量を、吸入制御弁７０により制御することが可能である。また、油路３３には吐出制御弁７１が設けられている。吐出制御弁７１は、公知のソレノイドバルブなどにより構成されており、ラジアルピストンポンプ１４から油路３３に吐出されるオイルの流量を制御することが可能である。

ところで、図２のように、トランスアクスルケース３の内部、具体的にはセンターケース５の内部には無段変速機が設けられている。ここでは、無段変速機としてベルト式無段変速機７２が設けられている場合を説明する。ベルト式無段変速機７２は、前述したプライマリシャフト５１の他に、セカンダリシャフト７３を有している。プライマリシャフト５１およびセカンダリシャフト７３は相互に平行に配置されており、プライマリシャフト５１と一体回転するプライマリプーリ７４が設けられ、セカンダリシャフト７３と一体回転するセカンダリプーリ７５が設けられている。

プライマリプーリ７４は、軸線方向に移動不可能な固定片７６と、軸線方向に移動可能な可動片７７とを有している。また、セカンダリプーリ７５は、軸線方向に移動不可能な固定片７８と、軸線方向に移動可能な可動片７９とを有している。そして、プライマリプーリ７４およびセカンダリプーリ７５に無端状のベルト８０が巻き掛けられている。さらに、プライマリプーリ７４からベルト８０に加えられる挟圧力を制御する油圧サーボ機構８１と、セカンダリプーリ７５からベルト８０に加えられる挟圧力を制御する油圧サーボ機構８２とが設けられている。この油圧サーボ機構８１，８２の油圧室（図示せず）に供給される圧油の流量および油圧が、油圧制御装置６８により制御される構成となっている。つまり、油圧制御装置６８は、油圧サーボ機構８１，８２の圧油の流量および油圧を制御するソレノイドバルブ（図示せず）などを有している。

さらに、トランスアクスルケース３の内部には、セカンダリシャフト７３のトルクが伝達される歯車伝動機構８３およびデファレンシャル８４が設けられており、デファレンシャル８４にはドライブシャフト８５を介在させて車輪８６が連結されている。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、例えば外燃機関および内燃機関が挙げられる。この実施例では、エンジン１として内燃機関、例えば、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場合について説明する。このエンジン１の出力を制御する装置として、吸入空気量制御装置（電子スロットルバルブ）、燃料噴射量制御装置などが設けられている。

つぎに、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８７が設けられている。この電子制御装置８７には、イグニッションスイッチ、加速要求を（例えば、アクセルペダルの操作状態）検知するセンサ、制動要求（例えば、ブレーキペダルの操作状態）を検知するセンサ、エンジン回転数を検知するセンサ、スロットル開度を検知するセンサ、インプットシャフト２の回転数を検知するセンサ、プライマリシャフト５１の回転数を検知するセンサ、セカンダリシャフト７３の回転数を検知するセンサ、シフトポジションを検知するセンサなどの信号が入力される。これに対して、電子制御装置８７からは、油圧制御装置８７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。

上記のように構成された車両Ｖｅにおいて、インプットシャフト２とプライマリシャフト５１との間における動力の伝達原理を説明する。エンジン１が運転されるとともに、シフトポジションとしてドライブポジションが選択された場合は、アウターレース１６が図１において右方向に動作する。すると、係合部４９と係合部５８とが係合されるとともに、係合部４８と係合部５０とが解放される。つまり、アウターレース１６と羽根車５４とが、係合部４９と係合部５８との係合力により動力伝達可能に連結される。また、アウターレース１６と一体的にインナーレース１５が軸線方向で右側に動作し、油路３６と油路３７とが接続される。このインナーレース１５の動作にともない、シャッタ６２が、インプットシャフト２の大径部１７とプライマリシャフト５１との間に進入し、油路６０と油路６１との連通面積が狭められる。

一方、インナーレース１５に取り付けられているピストン２２には、油室２６の油圧および圧縮コイルばね２７の付勢力に応じた力が加えられ、転動体２４がカム面４３に押し付けられる。エンジントルクにより、インプットシャフト２およびインナーレース１５が一体的に回転すると、転動体２４がカム面４３に沿って転動し、ピストン２２が、シリンダ２１内でインナーレース１５の半径方向に往復移動する。

ピストン２２がシリンダ２１内を往復移動することにより、油室２６の容積が変化する。すなわち、ピストン２２が、軸線Ｂ１から離れる向きに動作すると油室２６の容積が拡大され、ピストン２２が、軸線Ｂ１に近づく向きに動作すると油室２６の容積が縮小される。油室２６の容積が拡大される場合は、油室２６が負圧となる。すると、逆止弁２９が開くとともに、オイルパン６９のオイルが、油路２８および油路３４を経由して、油室２６内に吸入される。この場合、逆止弁３８が閉じられるため、油路３７からオイルが油室２６に逆流することはない。

ついで、インナーレース１５とアウターレース１６との相対回転に連動して、ピストン２２が軸線Ｂ１に近づく向きで動作すると、油室２６の容積が縮小されて、油室２６の油圧が上昇する。そして、油室２６の油圧が上昇すると、逆止弁２９が閉じられて、油路３４から油室２６にオイルが吸入されなくなるとともに、油室２６のオイルが油路３４に逆流することが防止される。さらに、逆止弁３８が開放され、油室２６のオイルが油路３７および油路３６および油路３２を経由して油路３３に吐出される。油路３３のオイルはオイルパン６９に戻される。以後、ピストン２２がインナーレース１５の半径方向で往復動を繰り返すことにより、ラジアルピストンポンプ１４へのオイルの吸入と、ラジアルピストンポンプ１４からのオイルの吐出とが、交互に繰り返される。

また、この実施例においては、ラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイル量およびラジアルピストンポンプ１４から吐出されるオイル量を、つぎのようにして制御することが可能である。まず、吸入制御弁７０の開度が増加されると、ラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイルの流量が増加する。これに対して、吸入制御弁７０の開度が減少された場合は、ラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイルの流量が減少する。一方、吐出制御弁７１の開度が増加されるほど、油路３３におけるオイルの流通抵抗が低下し、油室２６のオイル量が減少しやすくなる。これに対して、吐出制御弁７１の開度が減少されるほど、油路３３におけるオイルの流通抵抗が増加して、油室２６のオイル量が減少しにくくなる。このようにして、油室２６に吸引されるオイル量および油室２６から吐出されるオイル量を調整可能であり、オイル量に応じて油室２６の油圧が制御される。この油室２６の油圧は、インプットシャフト２とアウターレース１６との間で伝達されるトルクに影響を及ぼす。

前述した油室２６の油圧および圧縮コイルばね２７の押圧力により、転動体２４とカム面４３と接触点において、アウターレース１６を回転させようとする向きの分力が生じ、その分力に応じてアウターレース１６でトルクが生じる。上記のように、油室２６のオイル量が減少して、油室２６の油圧が低下した場合は、ピストン２２を押圧する力が低下するため、インプットシャフト２からアウターレース１６に伝達されるトルクが低下する。これに対して、油室２６のオイル量が増加して、油室２６の油圧が上昇した場合は、ピストン２２を押圧する力が増加するため、インプットシャフト２からアウターレース１６に伝達されるトルクが上昇する。

前述のように、ドライブポジションが選択された場合は、アウターレース１６と羽根車５４とが動力伝達可能に連結されているため、インプットシャフト２のトルクがアウターレース１６を経由して羽根車５４に伝達されるとともに、羽根車５４のトルクが、プライマリシャフト５１に伝達される。なお、ドライブポジションが選択された場合は、シャッタ６２により油路６０と油路６１との連通面積が縮小されるため、油室２６から吐出されたオイルが、油路６０を経由して油路６１に流れ込むことを確実に遮断可能であるか、または油路６０を経由して油路６１に流れ込むオイル量を少量にすることが可能である。したがって、オイルの運動エネルギにより羽根車５４が逆回転することを確実に回避できる。なお、羽根車５４の逆回転については後述する。

一方、シフトポジションとしてリバースポジションが選択された場合は、アウターレース１６が図１において左方向に動作する。すると、係合部４９と係合部５８とが解放されるとともに、係合部４８と係合部５０とが係合される。その結果、アウターレース１６はリヤケース６に固定され、アウターレース１６と羽根車５４との間における動力伝達が遮断される。また、図１に示すように、シャッタ６２がインプットシャフト２の大径部１７とプライマリシャフト５１との間から退出し、油路６０と油路６１とが接続される。さらに、インナーレース１５により、油路３６が遮断されるか、または油路３６と油路３７との連通面積が縮小される。

このように、油路６０と油路６１とが接続された場合において、エンジントルクがインプットシャフト２に伝達された場合は、ピストン２２の動作により油室２６から吐出されたオイルが、油路６０および油路６１および油路６３を経由して油路６４に供給されるとともに、油路６４の開口部６４Ａから羽根車５４に向けて噴射され、ジェット噴流を形成する。噴射されたオイルが羽根５６に衝突して、オイルの運動エネルギに応じて羽根車５４およびプライマリシャフト５１を回転させるトルクが生じる。ここで、リバースポジションが選択された場合における羽根車５４の回転方向は、ドライブポジションが選択された場合における羽根車５４の回転方向とは逆になる。つまり、リバースポジションが選択された場合は、インプットシャフト２の運動エネルギが、ラジアルピストンポンプ１４によりオイルの運動エネルギに変換され、オイルの運動エネルギが羽根車５４の運動エネルギに変換される。言い換えれば、油路６４および羽根車５４は、流体の運動エネルギにより動力伝達をおこなう、いわゆる流体伝動装置を構成している。なお、リバースポジションが選択された場合は、係合部４９と係合部５８とが解放されるため、インプットシャフト２の動力が、アウターレース１６を経由して羽根車５４に伝達されることを確実に遮断することができる。

このように、ラジアルピストンポンプ７は、吸入したオイルを必要部位に供給する機能と、インプットシャフト２とアウターレース１６との間における動力伝達状態を制御する機能（クラッチとしての機能）とを兼備している。特に、動力伝達状態を制御する機能には、係合部４９と係合部５８との噛み合いによる係合力で動力伝達をおこなう第１の動力伝達状態と、羽根車５４にオイルを噴射してオイルの運動エネルギにより動力伝達をおこなう第２の動力伝達状態とを選択的に切り換える機能が含まれている。このように、油室２６の油圧を制御することにより、インプットシャフト２とプライマリシャフト５１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。また、ドライブポジションが選択された場合は、油室２６の油圧の制御により、インプットシャフト２とプライマリシャフト５１との回転数差を制御可能である。具体的には、油室２６の油圧が高いほど、回転数差が小さくなる。以上のような原理により、エンジントルクが、インプットシャフト２を経由してベルト式無段変速機７２のプライマリシャフト５１に伝達される。プライマリシャフト５１のトルクがベルト８０を経由してセカンダリシャフト７３に伝達される。セカンダリシャフト７３のトルクは、歯車伝動機構８３およびデファレンシャル８４を経由して車輪８６に伝達される。

前記ベルト式無段変速機３においては、油圧サーボ機構８１，８２における圧油の供給状態が油圧制御装置６８により制御される。例えば、油圧サーボ機構８１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７４におけるベルト８０の巻き掛け半径、およびセカンダリプーリ７５におけるベルト８０の巻き掛け半径が制御され、ベルト式無段変速機７３の変速比、つまり、プライマリシャフト５１の回転速度と、セカンダリシャフト７３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７５からベルト８０に加える挟圧力が調整されて、ベルト式無段変速機７２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Ｖｅ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７２の変速比が制御される。また、ベルト式無段変速機７２の変速比の制御と並行して、電子スロットルバルブの制御などにより、実エンジントルクが目標エンジントルクに近づけられる。

なお、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、アウターレース１６がドライブポジションの場合と同じ位置に移動し、係合部４９と係合部５８とが係合され、係合部４８と係合部５０とが解放される。そして、油室２６の油圧を低下させることにより、インプットシャフト２とアウターレース１６との間で動力伝達がおこなわれない状態となるまで、ラジアルピストンポンプ１４のトルク容量が低下される。

以上のように、実施例１におけるラジアルピストンポンプ１４を用いると、ドライブポジションまたはリバースポジションのいずれが選択された場合も、エンジントルクによりラジアルピストンポンプ１４が駆動されて、ラジアルピストンポンプ１４によるオイルの吸入および吐出がおこなわれる。また、ラジアルピストンポンプ１４の一部を構成しているアウターレース１６を軸線方向に動作させることにより、プライマリシャフト５１の回転方向を正逆に切り換えることが可能である。したがって、プライマリシャフト５１の回転方向を正逆に切り換えるために、専用の切換装置（前後進切換装置）を設けずに済む。したがって、動力伝達装置の小型化および低コスト化に寄与できる。また、この実施例において、はラジアルピストンポンプ１４が用いられており、リバースポジションが選択された場合は、油室２６の油圧を低下させると、殆ど引き摺りトルクが生じなくなる。このため実施例と、比較例とを比べると、実施例の方が、引き摺りトルクが生じない分、動力損失の増加を抑制でき、エンジン１の燃費が向上する。なお、この比較例とは、前後進切換装置として湿式のクラッチやブレーキなどの摩擦係合装置を用いる構成である。

また、油路６４の開口部６４Ａの面積を設計することにより、油路６４から吐出されるオイルの流量を自在に設定可能である。したがって、ラジアルピストンポンプ１４の体格を大型化することなく、プライマリシャフト５１で生じるトルクを高めることが可能である。また、開口部６４Ａの面積を拡大すれば、エンジン回転数によらずに、高トルクを羽根車５４で生じさせることが可能である。すると、プライマリシャフト５１が停止している状態でインプットシャフト２が回転する場合に、インプットシャフト２の回転数であるストール回転数をなるべく低く設定することが可能である。したがって、エンジン１を燃焼効率のよい運転状態で運転することが可能であり、燃費が向上する。さらに、前述した油路６４の角度θを調整することにより、油路６４から噴射されるオイルの噴射圧と、羽根車５４で生じるトルクとの対応関係を自在に設定することが可能である。例えば、オイルの噴射圧および噴射流量が同じであれば、角度θを小さくするほど、羽根車５４で生じるトルクが高くなる。このようにすると、インプットシャフト２とプライマリシャフト５１との間における動力伝達効率が向上し、エンジン回転数を可及的に低下させることが可能である。そして、車両Ｖｅの発進時から巡航走行までのエンジン回転数の変化を滑らかに推移させることが可能である。

さらに、インプットシャフト２とプライマリシャフト５１との間に、油路６４にオイルを供給する油路６１が形成されている。油路６１はインプットシャフト２の全周に亘って形成されるため、インプットシャフト２の内部に油路を形成する場合と比べて油路６１の断面積を大きく確保しやすくなる。したがって、油路６４から噴射されるオイルの流量を可及的に大流量化することが可能であり、プライマリシャフト５１の高回転化に対応できる。また、ラジアルピストンポンプ１４から吐出され、かつ、羽根車５４に衝突したオイルが、油路５９，１０２，１００，１０１を経由して、吸入ポート３０に戻るため、ラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイル量の低下を抑制できる。したがって、オイルパン６９のみからラジアルピストンポンプ１４にオイルを吸入する構造と比較して、ラジアルピストンポンプ１４の高回転化が可能である。

また、羽根車５４に衝突したオイルを、再度、油室２６に吸入できるため、油室２６の外部の油圧を低下させることが可能であり、かつ、圧縮コイルばね２７のばね荷重を低減させることが可能である。したがって、カム面４３に対する転動体２４の押し付け力を低減させることが可能であり、リバースポジションが選択された場合は、インプットシャフト２とプライマリシャフト５１との間における動力損失を抑制できる。また、油路５９を通過したオイルが油路１００を通過するため、カム面４３と転動体２４との接触部分を潤滑および冷却することが可能である。したがって、ラジアルピストンポンプ１４の耐久性が向上する。さらに、この実施例では、アウターレース４１を固定するために、リヤケース６の一部を用いているため、部品点数の低減をおこなうことが可能である。

また、実施例１においては、軸線方向でベルト式無段変速機７２と羽根車５４との間に隔壁１３が設けられているとともに、プライマリシャフト５１を保持する軸受５３の一方が、隔壁１３の凹部１３Ｂに配置されている。そして、油路６４の開口部６４Ａと、羽根車５４のプレート５５とが、プライマリシャフト５１の軸線方向で正対して（対向して）配置されている。したがって、油路６４の開口部６４Ａから噴射されたオイルがプレート５５に衝突すると、軸線方向で羽根車５４を隔壁１３から遠ざける向きの分力Ｆ１が生じる。すると、分力Ｆ１と同じ向きのスラスト力がプライマリシャフト５１に伝達されて、プライマリシャフト５１に圧入されている軸受５３が凹部１３Ｂの端面に押し付けられる。このため、トランスアクスルケース３に対して、プライマリシャフト５１を軸線方向で確実に位置決めできる。したがって、ベルト８０の幅方向の中心が、プライマリシャフト５１の軸線方向に位置ずれすることを抑制でき、ベルト８０の耐久性が向上する。さらに、実施例１においては、吐出ポート３９から吐出されたオイルが、インプットシャフト２の外側に形成された油路６０，６１を経由して油路６４に供給されるように構成されている。したがって、吐出ポート３９から吐出されたオイルを、インプットシャフト２の内部を経由させて油路６４に供給するような比較例の構成に比べて、プライマリシャフト５１とインプットシャフト２との間に密封装置を設けずに済み、部品点数が減少する。また、その密封装置と、プライマリシャフト５１またはインプットシャフト２との摺動による動力損失を防止でき、エンジン１の燃費が向上する。

また、実施例１におけるラジアルピストンポンプ１４によれば、ドライブポジションが選択された場合は、油路３４を経由して油室２６にオイルが吸入される。一方、リバースポジションが選択された場合は、油路３４を経由して油室２６にオイルが吸入される他、羽根車５４に噴射された後のオイルが、油路５９，１０２，１００，１０１を経由して、再度、吸入ポート３０を経由して油室２６に吸引される。つまり、ドライブポジションが選択された場合は、油室２６に吸引されるオイルの流通経路は１系統であり、リバースポジションが選択された場合は、油室２６に吸引されるオイルの流通経路は２系統となる。また、ドライブポジションが選択された場合は、油室２６から吐出されたオイルが、油路３６および油路３３を経由して油圧制御装置６８に戻されるが、リバースポジションが選択された場合は、油室２６から吐出されたオイルが、油路６０および油路６１を経由して羽根車５４側に供給される。このように、ドライブポジションが選択された場合と、リバースポジションが選択された場合とでは、ラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイルの流通経路が異なり、かつ、ラジアルピストンポンプ１４から吐出されるオイルの流通経路も異なる。

ここで、この実施例１に基づいて説明した構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、エンジン１が、この発明の原動機に相当し、インナーレース１５、アウターレース１６、ピストン２２、転動体２４、油室２６、圧縮コイルばね２７、逆止弁２９，３８、カム面４３などにより構成されたラジアルピストンポンプ１４が、この発明の容積型ポンプに相当する。また、インナーレース１５、アウターレース１６、油路３６，３７，５９，６０，６１，６２，６３，６４，１００，１０１，１０２、外向きフランジ４７、係合部４７，４８，４９，５０，５８などにより、この発明の回転方向切換装置が構成されている。つまり、ラジアルピストンポンプ１４の構成の一部が、回転方向切換装置の一部を兼ねている。また、液体であるところのオイル（作動油、潤滑油を含む）が、この発明における「流体」に相当し、プライマリシャフト５１および羽根車５４および連結部５７が、この発明の出力部材に相当する。

また、ドライブポジションが選択された場合が、この発明における「出力部材を正回転させる場合」に相当する。また、ラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイルの流量、およびラジアルピストンポンプ１４から吐出されるオイルの流量が、この発明における「容積型ポンプにおける流体の吸入状態または吐出状態」に相当する。さらに、ラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイルが流通する油路２８，３４、およびラジアルピストンポンプ１４から吐出されたオイルが流通する油路３７，３６，３２，３３が、この発明における第１の流通経路に相当する。さらに、リバースポジションが選択された場合が、この発明における「出力部材を逆回転させる場合」に相当し、ラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイルが流通する油路２８，３４，５９，１００，１０１，１０２、ラジアルピストンポンプ１４から吐出されたオイルが流通する油路６０，６１，６３，６４が、この発明における第２の流通経路に相当する。

また、インナーレース１５が、この発明における入力部材に相当し、アウターレース１６が、この発明における接続部材に相当する。また、シャッタ６２および油路６１が、この発明における「出力部材を逆回転させる運動エネルギの増加を抑制する構成（流量抑制装置）」に相当する。また、羽根車５４および油路６０，６１，６３，６４が、この発明の「流体の運動エネルギを出力部材に伝達することにより、出力部材を回転させる動力を発生する構成（流体伝動装置）」に相当する。さらに、インナーレース１５およびシャッタ６２が、この発明における「第１の流通経路と流体の第２の流通経路とを切り換える構成（経路切換装置もしくは方向制御弁）」に相当する。さらに、係合部４９と係合部５８とが係合された場合が、この発明の「接続部材を出力部材に対して動力伝達が可能な状態」に相当し、係合部４９と係合部５８とが解放された場合が、この発明の「接続部材を出力部材に対して動力伝達が不可能な状態」に相当する。さらに、インナーレース１５、シャッタ６２、油路６０，６１，６３，６４が、この発明における「容積型ポンプから吐出された流体が出力部材に向けて噴射されることを許容する構成（流体誘導経路）」に相当する。

つぎに、ラジアルピストンポンプ１４の他の構成例を、図４に基づいて説明する。この実施例２は、請求項８および請求項９の発明に対応している。図４において、軸線Ｂ１を中心とする半径方向で、油路１０２よりも油路６０，６１の方が内側に配置されている。また、油路５９は、油路６０，６１よりも外側に配置されている。さらに、油路１０２を形成するインナーレース１５の側面１０３は、油路１０２の流通面積が外側に向かうほど拡大する向きで傾斜している。つまり、軸線方向で、プレート５５の側面と、インナーレース１５の側面１０３との間隔は、外側であるほど長くなっている。言い換えれば、インナーレース１５の軸線方向における肉厚が、外側に向かうほど薄く設定されている。なお、実施例２のその他の構成は、実施例１の構成と同じである。

この実施例２において、実施例１と同じ構成部分については、実施例１と同様の作用効果を得られる。また、実施例２においては、油路５９からオイルが油路１０２に流れ込んだ場合に、油路１０２における外側であるほどオイルの流通抵抗が低下する（もしくは油圧が低い）ため、油路１０２のオイルが油路１００に供給されることを促進できる。言い換えれば、油路１０２のオイルが内側に流れ込み、さらに、シャッタ６２とプライマリシャフト５１との間を経由して油路６０，６１に逆流することを抑制できる。つまり、油路１０２と油路６１との間の液密性が一層向上する。したがって、ラジアルピストンポンプ１４から吐出され、かつ、羽根車５４に衝突した後のオイルを整流して、確実に吸入ポート３０に供給することが可能である。

ここで、実施例２の構成とこの発明の構成との対応関係を説明すると、油路１０２が、この発明の誘導路に相当し、傾斜された側面１０３が、この発明の逆流抑制機構に相当し、吸入ポート３０が、この発明の吸入側に相当し、流路６０，６１が、この発明の吐出側に相当し、軸線Ｂ１が、この発明における「入力部材の軸線」に相当する。実施例２のその他の構成と、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。

この実施例３は、請求項１ないし請求項８の発明に対応するものであり、実施例３におけるラジアルピストンポンプ１４の構成例を、図５および図６に基づいて説明する。図５は、軸線Ｂ１を含む平面における断面図、図６は、ラジアルピストンポンプ１４の円周方向における部分的な断面図である。インプットシャフト２におけるリヤカバー６側の端部内周には、軸受２００が圧入されている。リヤカバー６の内壁にはスリーブ２０１が形成されており、軸受２００がスリーブ２０１により保持されている。リヤカバー６には、スリーブ２０１の軸方向に沿って油路３３が形成されている。また、インプットシャフト２の内部には油路２０２が形成され、インプットシャフト２の外周面に開口された油路２０３が形成されている。そして、スリーブ２０１とインプットシャフト２との間を液密にシールする密封装置２０４が設けられている。このような構成により、油路３３が油路２０２を経由して油路２０３に接続されている。

さらに、インプットシャフト２と一体回転するインナーレース２０５が設けられている。インナーレース２０５は環状に構成されており、インナーレース２０５には、円周方向に複数のシリンダ２０６が形成されている。各シリンダ２０６は、インナーレース２０５の外周面に開口された略円筒形状の凹部であり、軸線Ｂ１を中心として複数のシリンダ２０６が放射状に配置されている。また、各シリンダ２０６内にはピストン２０７が各々配置されており、ピストン２０７はシリンダ２０６内で、インナーレース２０５の半径方向に往復移動自在に構成されている。また、各ピストン２０７における外側の端面に凹部２０８が形成されており、凹部２０８により転動体２０９が転動可能に保持されている。この転動体２０９はボールまたはローラを用いることが可能である。一方、シリンダ２０６にはプレート２１０が設けられており、プレート２１０には油路２１１が形成されている。プレート２１０とピストン２０７との間には油室２１２が形成されている。この油室２１２には、弾性部材、具体的には金属製の圧縮コイルばね２１３が設けられており、ピストン２２３をシリンダ２０６の外に押し出す向きの力が、圧縮コイルばね２１３からピストン２０７に加えられる。

一方、リヤケース６の内部には、環状のアウターレース２１４が設けられているアウターレース２１４は、インナーレース２０５の外側を取り囲む円筒部２１５と、円筒部２１５のリヤケース６側の端部に連続され、かつ、半径方向で内側に向けて延ばされた張り出し部２１６とを有している。アウターレース２１４は、インナーレース２０５およびインプットシャフト２に対して軸線方向に移動可能に構成されている。また、張り出し部２１６はアウターレース２１４の全周に亘って設けられており、張り出し部２１６の内周端とインプットシャフト２との間に油路２１７が形成されている。前記インナーレース２０５であって、油路２１７と油室２１２とを接続する経路に逆止弁２１８が設けられている。逆止弁２１８は、吸入ポート２１９を有する弁座２２０と、吸入ポート２１９を開閉する弁体２２１と、弁体２２１を弁座２２０に押し付ける力を生じる弾性部材としての圧縮コイルばね２２３とを有している。インナーレース２０５には、弁体収納室２２４が形成されており、弁体収納室２２４に弁体２２１および圧縮コイルばね２２３が収納されている。圧縮コイルばね２２３は具体的には円錐コイルばねが用いられており、圧縮コイルばね２２３は、弁収納室２２４の壁面２２５と弁体２２１との間に介在させられている。また、圧縮コイルばね２２３の平均径は、壁面２２５側から弁体２２１側に向かうほど小さくなるように設計されている。さらに、インナーレース２０５には、油室２１２と弁体収納室２２４とを接続する油路２２６が形成されている。

さらに、油室２１２から油路２０３に至る経路に逆止弁２２７が設けられている。逆止弁２２７は、吐出ポート２２８を有する弁座２２９と、吐出ポート２２８を開閉する弁体２３０と、弁体２３０を弁座２２９に押し付ける力を生じる弾性部材としての圧縮コイルばね２３１とを有している。インナーレース２０５とインプットシャフト２との間には、弁体収納室２３２が形成されており、弁体収納室２３２に弁体２３０および圧縮コイルばね２３１が収納されている。圧縮コイルばね２３１は、具体的には円錐コイルばねが用いられており、圧縮コイルばね２３１は、弁収納室２３２の壁面２３３と弁体２３０との間に介在させられている。また、圧縮コイルばね２３１の平均径は、壁面２３３側から弁体２３０側に向かうほど小さくなるように設計されている。さらに、インナーレース２０５とインプットシャフト２との間には、弁体収納室２３２に接続する油路２３４が形成されている。

一方、前記プライマリシャフト５１と一体回転する羽根車３３５が設けられている。羽根車３３５は、プライマリシャフト５１であって、ラジアルピストンポンプ１４側の端部から外側に延ばされた円盤状のプレート３３６と、プレート３３６に円周方向に沿って配置された複数の羽根３３７とを有している。羽根３３７は、プレート３３６であってラジアルピストンポンプ１４側の側面に連続して形成されている。さらに羽根車３３５の外周には環状の連結部材３３７が設けられており、連結部材３３７には全周に亘って係合部（歯部）３３８が形成されている。さらに、センターケース５の内壁には張り出し部３３９が設けられており、張り出し部３３９には係合部（歯部）３４０が形成されている。張り出し部３３９および係合部３４０は、係合部３３８と同一円周上に、かつ、軸線方向で所定間隔をおいて配置されている。

前記アウターレース２４の円筒部２１５には軸線方向に延ばされ、かつ、円筒状に構成された突出部３４１を有しており、突出部３４１の自由端には内向きフランジ３４２が形成されている。内向きフランジ３４２には軸線方向の両側に係合部３４３，３４４が全周に亘って形成されている。なお、アウターレース２１４に軸線方向の動作力を与える動作機構（図示せず）が設けられている。この動作機構は、実施例１で説明したものと同じである。

さらに、アウターレース２１４の円筒部２１５であって、連結部材３３７側の端部には、環状の壁部３４５が接続されている。壁部３４５は、連結部材３３７の端部から、軸線方向でインナーレース２０５と羽根車３３５との間に向けて延ばされている。壁部３４５の内周面とインプットシャフト２の外周面との間を液密にシールする密封装置４００が設けられている。この壁部３４５であって、半径方向で油路２３４と羽根３３７との間には油路３４６が形成されている。油路３４６は壁部３４５を半径方向に貫通して形成されており、油路３４６の外周側の開口端３４７が、図６に示すように、軸線方向で羽根３３７の内側に配置されている。また、油路３６４の中心線Ｄ１と、壁部３４５の端面３４８とのなす角度θが９０度未満の角度となっている。すなわち、エンジン１側からプライマリシャフト５１を見た場合において、エンジン１の回転方向が時計方向であると仮定すると、油路３４６から噴射されるオイルが羽根車３３５の羽根３３７に衝突し、オイルの運動エネルギにより羽根車３３５が反時計方向に回転する動力が生じるように、角度θもしくは油路３４６の傾き方向が設定されている。さらに、壁部３４５であって、羽根３３７同じ円周上には壁部３４５を軸線方向に貫通する油路３４９が設けられている。

ところで、前記インナーレース２１４の円筒部２１５の内周にはカム面３５０が形成されている。このカム面３５０は軸線Ｂ１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、半径方向の外側および内側に向けて交互に湾曲されている。このように構成された円筒部２１５の内径は、インナーレース２０５の外径よりも大きく設定されている。そして、インナーレース２０５の外周端よりも外側に露出する転動体２０９とカム面３５０とが接触され、転動体２０９はカム面３５０に沿って、アウターレース２１４の円周方向に転動可能である。さらに、インナーレース２０５とカム面３５０との間に油路３５１が形成されており、油路３５１と油路３４９とが接続されている。また、前記張り出し部２１６とインナーレース２０５との間には油路３５２が形成されており、油路３５２は、油路３５１および吸入ポート２１９に接続されている。

なお、張り出し部２１６の内周端とリヤケース６との間には、油路２１７を液密にシールする密封装置３５３が設けられている。さらに、アウターレース２１４の円筒部２１５と連結部３３７との間を液密にシールする密封装置３５４が設けられている。さらにまた、壁部３４５であって、半径方向で油路２３４と油路３４９との間には、軸線Ｂ１を中心とする環状の凹部３５５が形成されている。また、インナーレース２０５の外壁であって、半径方向で油路２３４と油路３４９との間には、軸線Ｂ１を中心とする環状の凸部３５６が形成されている。この実施例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において、インプットシャフト２とプライマリシャフト５１との間における動力の伝達原理を説明する。エンジン１が運転されるとともに、シフトポジションとしてドライブポジションが選択された場合は、アウターレース２１４が図５で左方向に動作して、係合部３４３と係合部３３８とが係合されるとともに、係合部３４０と係合部３４４とが解放される。つまり、アウターレース２１４と羽根車３３５とが、係合部３４３と係合部３３８との係合力により動力伝達可能に連結される。また、アウターレース２１４と一体的に壁部３４５が軸線方向で左側に動作して、インナーレース２０５の外壁が壁部３４５の壁面３４８に密着する。その結果、油路２３４と油路３４６との連通面積が狭められるか、または、油路２３４と油路３４６とが遮断される。

一方、インナーレース２０５に取り付けられているピストン２０７には、油室２１２の油圧および圧縮コイルばね２１３の付勢力に応じた力が加えられ、転動体２０９がカム面３５１に押し付けられる。エンジントルクにより、インプットシャフト２およびインナーレース２０５が一体的に回転すると、転動体２０９がカム面３５１に沿って転動し、ピストン２０７が、シリンダ２０６内でインナーレース２０５の半径方向に往復移動する。

ここで、ピストン２０７が、軸線Ｂ１から離れる向きに動作すると油室２１２の容積が拡大され、ピストン２０７が、軸線Ｂ１に近づく向きに動作すると油室２１２の容積が縮小される。油室２１２の容積が拡大される場合は、油室２１２が負圧となる。すると、逆止弁２１８が開くとともに、オイルパン６９のオイルが、油路２８および油路２１７を経由して、油室２１２内に吸入される。この場合、逆止弁２２７は閉じられる。

ついで、インナーレース２０５とアウターレース２４１との相対回転に連動して、ピストン２０７が軸線Ｂ１に近づく向きで動作すると、油室２２１の容積が縮小されて、油室２１２の油圧が上昇する。そして、油室２１２の油圧が上昇すると、逆止弁２１８が閉じられるとともに、逆止弁２２７が開放され、油室２１２から吐出されたオイルが、油路２０３，２０２，３３を経由してオイルパン６９に戻される。以後、ピストン２０７がインナーレース２０５の半径方向で往復動を繰り返すことにより、ラジアルピストンポンプ１４へのオイルの吸入と、ラジアルピストンポンプ１４からのオイルの吐出とが、交互に繰り返される。

また、この実施例３においても、吸入制御弁７０の開度およびが吐出制御弁７１の開度を制御することにより、ラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイル量およびラジアルピストンポンプ１４から吐出されるオイル量を、実施例１と同様の原理により制御可能である。また、油室２１２のオイル量および油圧を制御することにより、インプットシャフト２からアウターレース２１４に伝達されるトルクを制御する原理も、実施例１の場合と同じである。

前述のように、ドライブポジションが選択された場合は、アウターレース２１４と羽根車３３５とが動力伝達可能に連結されているため、インプットシャフト２のトルクがアウターレース２１４を経由して、羽根車３３５およびプライマリシャフト５１に伝達され、プライマリシャフト５１が正方向に回転する。なお、ドライブポジションが選択された場合は、油路２３４と油路３４６との連通面積が縮小されるか、または油路２３４と油路３４６との連通が遮断されるため、油室２１２から油路２３４に吐出されたオイルが、羽根車３３５に供給されることを確実に回避できる。

一方、シフトポジションとしてリバースポジションが選択された場合は、アウターレース２１４および壁部３４５が、一体的に図５で軸線方向の右方向に動作されて、係合部３３８と係合部３４３とが解放されるとともに、係合部３４４と係合部３４０とが係合される。その結果、壁部３４５がインナーレース２０５から離れて、油路２３４と油路３４６との連通面積が拡大される。また、アウターレース２１４はセンターケース５により回転不可能に保持される。つまり、アウターレース２１４と羽根車３３５との間における動力伝達が遮断される。

このように、油路２３４と油路３４６とが接続された場合において、エンジントルクがインプットシャフト２に伝達された場合は、ピストン２０７の動作により油室２１２から油路２３４に吐出されたオイルが、図６に示すように、油路３４６から羽根車３３５の羽根３３７に向けて噴射され、ジェット噴流の運動エネルギにより、羽根車３３５およびプライマリシャフト５１が逆方向に回転する。そして、羽根車３３５に衝突した後のオイルは、油路３４９，３５１，３５２を経由して、吸入ポート２１９に戻る。また、凸部３５６の一部が凹部３５５内に位置することにより、密封装置として機能しており、油路２３４のオイルが、インナーレース２０５と壁部３４５との間を通過して油路３５１流れることが防止される。したがって、油路２３４のオイルを確実に羽根車３３５に向けて噴射することができる。これとは逆に、油路３４９を通過したオイルが、油路２３４側に逆流することが、凸部３５６および凹部３５５により防止される。したがって、羽根車３５５に衝突した後のオイルが、確実に吸入ポート２１９に戻される。なお、リバースポジションが選択された場合でも、油路２０３は解放されているため、ラジアルピストンポンプ１４から吐出されたオイルの一部は、油路２０３を経由して油路３３に排出されるが、吐出制御弁７１が閉じられるため、油路３４６に流れ込むオイル量の低下を抑制できる。

これに対して、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、係合部３３８と係合部３４３とが解放され、かつ、係合部３４０と係合部３４４とが解放される位置でアウターレース２１４が停止される。その結果、エンジントルクがインナーレース２０５に伝達された場合、インナーレース２０５とアウターレースと２１４とが一体回転することとなり、ピストン２０７がインナーレース２０５の半径方向には動作しない。したがって、ラジアルピストンポンプ１４におけるオイルの吸入および吐出が停止され、羽根車３３５に向けてオイルが噴射されることはない。また、アウターレース２１４と羽根車２１４との動力伝達伝も遮断される。このように、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、インプットシャフト２とプライマリシャフト５１との間における動力伝達が遮断される。さらに、実施例３においては、逆止弁２１８を構成する圧縮コイルばね２２３は、壁面２２５側の径の方が、弁体２２１側の径よりも大きく設定されている。このため、圧縮コイルばね２２３の外周面を弁体収納室２２４の内壁に接触させることで、圧縮コイルばね２２３を半径方向に位置決めすることができる。したがって、弁座２２０に弁体２２１を押し付ける力を安定して作用させることができ、かつ、他の位置決め機構を設けずに済む。また、圧縮コイルばね２２３は円錐コイルばねであるため、巻線同士の隙間を広く確保することができ、逆止弁２１８を通過して油室２１２に吸入されるオイルの流量の低下を抑制できる。

さらに、実施例３においては、逆止弁２２７を構成する圧縮コイルばね２３１は、壁面２３３側の径の方が、弁体２３０側の径よりも大きく設定されている。このため、圧縮コイルばね２３１の外周面を弁体収納室２３２の内壁に接触させることで、圧縮コイルばね２３１を半径方向に位置決めすることができる。したがって、弁座２２９に弁体２３０を押し付ける力を安定して作用させることができ、かつ、他の位置決め機構を設けずに済む。また、圧縮コイルばね２３１は円錐コイルばねであるため、巻線同士の隙間を広く確保することができ、逆止弁２２７を通過するオイルの流量の低下を抑制できる。なお、この実施例３において、実施例１と同じ構成部分については、実施例１と同じ作用効果を得られる。

ここで、実施例３で説明した構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、インナーレース２０５、アウターレース２１４、ピストン２０７、逆止弁２１８，２２７、圧縮コイルばね２１３、カム面３５０、転動体２０９などにより構成されたラジアルピストンポンプ１４が、この発明の容積型ポンプに相当する。また、インナーレース２０５が、この発明の入力部材に相当する。また、プライマリシャフト５１、羽根車３３５、連結部３３７が、この発明の出力部材に相当し、インナーレース２０５、ピストン２０７、転動体２０９、アウターレース２１４、カム面３５０、油路２３４，３４６，３４９，３５１，３５２，２０２，２０３，３５３、凹部３５６、凸部３５５、壁部３４５、インナーレース２０５の外壁、係合部３３８，３４３，３４０，３４４などの構成により、この発明の回転方向切換装置が構成されている。

また、プライマリシャフト５１を正回転させる場合において、ラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイルが流通する油路２８，３５３、逆止弁２１８と、ラジアルピストンポンプ１４から吐出されたオイルが流通する油路２０３，２０２，３３、逆止弁２２７とが、この発明における「流体の第１の流通経路」に相当する。また、プライマリシャフト５１を逆回転させる場合において、ラジアルピストンポンプ１４に吸入されるオイルが流通する油路２８，３５３，３４９，３５１，３５２、逆止弁２１８と、ラジアルピストンポンプ１４から吐出されたオイルが流通する油路２３４，３４６、逆止弁２２７が、この発明における「流体の第２の流通経路」に相当する。さらに、壁部３４５の壁面３４８およびインナーレース２０５の外壁が、この発明の「第１の流通経路と第２の流通経路とを切り換える構成（経路切換機構もしくは方向制御弁）」および「出力部材を逆回転させる運動エネルギの増加を抑制する構成」に相当する。さらに、油路２３４，３４６が、この発明における「流体を噴出させて出力部材に衝突することにより、出力部材を駆動する構成」に相当する。さらに、アウターレース２１４が、この発明の接続部材に相当し、係合部３３８，３４３が、この発明における「接続部材が出力部材に対して動力伝達が可能に連結された場合に、出力部材を正回転させることが可能となる構成」に相当する。

さらに、ピストン２０７、転動体２０９、カム面３５０などの構成により、「接続部材と入力部材とが動力伝達可能に接続され」ている。さらに、係合部３３８と係合部３４３とが解放されることが、この発明の「接続部材を出力部材に対して動力伝達が不可能な状態とすること」に相当する。さらに、油路２３４と油路３４６とが接続されて、油路３４６からオイルが噴出されることが、この発明の「容積型ポンプから吐出された流体が出力部材に向けて噴射されること」に相当する。また、吸入ポート２１９を有する逆止弁２１８が、この発明の「容積型ポンプの吸入側」に相当し、吐出ポート２２８を有する逆止弁２２７が、この発明の「容積型ポンプの吐出側」に相当する。さらに、油路３４９，３５０，３５２が、この発明の誘導路に相当し、凸部３５６および凹部３５５が、この発明の逆流抑制機構に相当する。なお、実施例３のその他の構成と、この発明との対応関係は、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。

なお、実施例１ないし実施例３は、ベルト式無段変速機３以外の無段変速機、例えば、トロイダル式無段変速機を有する動力伝達装置に適用することも可能である。また、無段変速機以外の変速機、例えば、複数の遊星歯車機構およびクラッチやブレーキなどの摩擦係合装置を有する有段変速機を有する車両の動力伝達装置にも、この実施例を適用可能である。このような有段変速機の場合において、羽根車にオイルのジェット噴流を衝突させて、出力部材を軸線方向に位置決めすることも可能である。すると、外力で出力部材にスラスト力が発生した場合に、出力部材のガタ打ち音を低減でき、振動・騒音の抑制性能を向上することが可能である。

なお、前記実施例１においては、羽根車５４に衝突したオイルが、油路５９，１０２，１００，１０１を経由して吸入ポート３０に戻るように構成されているが、油路５９，１０２，１００，１０１などの構成が設けられていないラジアルピストンポンプ１４を採用することも可能である。また実施例３においては、羽根車３３５に衝突したオイルが、油路３４９，３５０，３５２を経由して吸入ポート２１９に戻るように構成されているが、油路３４９，３５０，３５２などの構成が設けられていないラジアルピストンポンプ１４を採用することも可能である。

各実施例において、羽根車の羽根の形状は、図１および図３および図４およびおよび図５および図６に示されたような板形状の他に、プレートと羽根との間に流路が形成されるように、断面形状が円弧形状の半割体の羽根を設け、この羽根をプレートに取り付けることも可能である。図１および図３および図４の構成のように、油路６４から噴射されたオイルが羽根車５４に沿って外側から内側に向けて流れる場合、羽根車の半径方向の外側に流路の入口が配置され、羽根車の半径方向の内側に出口が配置される。ここで、入口から出口に向かう流路の形状が、軸線Ｂ１に直交する平面内で円弧形状または放物線形状となるように湾曲して構成される。このように、湾曲する流路を構成した場合、油路６４から噴射されたオイルが羽根の内壁に沿って流路を流れる場合に、オイルの運動エネルギに応じた分力が、羽根の内壁に加えられて、羽根車５４を回転させる向きの力が生じる。

ここで、流路の入口におけるオイルの運動量をρＱＶとし、流路の出口におけるオイルの運動量をρＱＶ′とした場合、下記の運動方程式が成り立つ。
Ｆ＝ρＱ（Ｖ′−Ｖ） ・・・（１）
この式において、Ｆは羽根車５４を回転させる向きの力であり、ρはオイルの密度であり、Ｑはオイルの流量であり、Ｖ，Ｖ′はオイルの流速である。つまり、オイルの運動量の経時的変化の割合、言い換えれば「差」に相当する分力が羽根の内壁に加えられていることになる。そして、入口から出口に向かう流路の形状が、軸線Ｂ１に直交する平面内で円弧形状または放物線形状となるように湾曲して構成されていれば、オイルが羽根の内壁に沿って流れる場合に、流路内でオイルの流動する断面形状が変化することを抑制でき、オイルから羽根車５４に伝達される動力の伝達効率の低下を抑制できる。

なお、図５および図６のように、油路３４６から噴射されたオイルが、羽根車３３５の半径方向で内側から外側に沿って流れるような構成において、羽根により流路を設ける場合は、羽根車の半径方向の内側に流路の入口が配置され、羽根車の半径方向の外側に出口が配置される。このように、図５および図６の構成について、羽根により円弧形状または放物線形状の流路を形成した場合も、上記の式（１）に基づいて説明した原理により、羽根車３３５を回転させる向きの力が生じる。また、各実施例においては、インプットシャフトの軸線方向で、エンジンとラジアルピストンポンプとの間に、羽根車および変速機が配置されているが、インプットシャフトの軸線方向で、エンジンと変速機との間に、ラジアルピストンポンプおよび羽根車を配置する構成も、この発明に含まれる。さらに、この発明における「流体を噴出させて出力部材に供給すること」には、オイルを出力部材に衝突させること、流体を出力部材の形状に沿って流動させることなどが含まれる。

さらに、インプットシャフト２に動力を伝達する原動機として、モータ・ジェネレータを用いた車両の動力伝達装置に、この実施例を適用することも可能である。また、インプットシャフト２とが、車両の幅方向に設けられた動力伝達装置の他、インプットシャフトが、車両の前後方向に設けられた動力伝達装置に、この実施例を適用することも可能である。また、この実施例の動力伝達装置は、前輪駆動車、後輪駆動車、四輪駆動車のいずれにも適用可能である。さらにまた、この発明において、入力部材および出力部材には、シャフト、環状の回転メンバ、歯車などの回転要素が含まれる。すなわち、入力部材および出力部材は、動力を伝達することが可能であれば、その形状、材質などは問われない。

また、各実施例においては、ドライブポジションが選択された場合に、アウターレースと羽根車と動力伝達可能に連結され、リバースポジションが選択された場合に、アウターレースと羽根車との間の動力伝達が遮断される構成について説明しているが、リバースポジションが選択された場合に、アウターレースと羽根車とが動力伝達可能に連結され、ドライブポジションが選択された場合に、アウターレースと羽根車との間の動力伝達が遮断される構成も、この発明に含まれる。また、上記実施例では、接続部材として、噛み合い式のクラッチが用いられているが、摩擦式のクラッチ、電磁式のクラッチを用いて、アウターレースと羽根車とを接続することも可能である。また、容積型ポンプとしては、ベーンポンプ、ギヤポンプなどを用いることも可能である。これらのポンプから吐出される流体の運動エネルギにより、出力部材を駆動するように構成する場合も、流体の運動エネルギ以外の方法により、原動機の動力を出力部材に伝達する伝動機構を設けることとなる。この場合、伝動機構としては、歯車式の伝動機構、摩擦式の伝動機構などを用いることが可能である。

この発明の動力伝達装置で用いられるラジアルピストンポンプの実施例１を示す断面図である。 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に示された羽根車の円周方向における断面図である。 この発明の動力伝達装置で用いられるラジアルピストンポンプの実施例２を示す部分的な断面図である。 この発明の動力伝達装置で用いられるラジアルピストンポンプの実施例３を示す部分的な断面図である。 図５に示された羽根車の円周方向における断面図である。

符号の説明

１…エンジン、 １４…ラジアルピストンポンプ、 １５，２０５…インナーレース、 １６，２１４…アウターレース、 ２２，２０７…ピストン、 ２７，２１３…圧縮コイルばね、 ２８，３２，３３，３４，３６，３７，６０，６１，６３，６４，５９，１００，１０１，１０２，２３４，３４６，３４９，３５１，３５２，２０２，２０３，３５３…油路、 ２４，２０９…転動体、 ２９，３８，２１８，２２７…逆止弁、 ４３，３５０…カム面、 ４７，４８，４９，５０，５８，３３８，３４３，３４０，３４４…係合部、 ５１…プライマリシャフト、 ５４，３３５…羽根車、 ５７，３３７…連結部、 ６２…シャッタ、 １０３…側面、 ３４５…壁部、 ３４８…壁面、 ３５６…凹部、３５５…凸部。

Claims (9)

1. 原動機により駆動される容積型ポンプと、この容積型ポンプから吐出される流体により駆動される出力部材とを有する動力伝達装置において、
   前記出力部材の回転方向を正逆に切り換える回転方向切換装置が設けられていることを特徴とする動力伝達装置。
2. 前記回転方向切換装置は、前記容積型ポンプにおける流体の吸入状態または吐出状態を制御するための経路として、前記出力部材を正回転させる場合に選択される流体の第１の流通経路と、前記出力部材を逆回転させる場合に選択される流体の第２の流通経路とを切り換える構成を有していることを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。
3. 前記回転方向切換装置は、前記流体を噴出させて前記出力部材に供給することにより、この出力部材を駆動する構成を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. 前記回転方向切換装置は、前記容積型ポンプにおける流体の吸入状態または吐出状態を制御するために、前記出力部材を正回転させるための流体の流通経路を選択した場合に、前記出力部材を逆回転させるために前記容積型ポンプから前記出力部材に供給される流体の流量を減少させることにより、前記出力部材を逆回転させる運動エネルギの増加を抑制する構成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. 前記容積型ポンプは、前記原動機から動力が伝達される入力部材と、前記出力部材に対して動力伝達が可能な状態と不可能な状態とを選択的に切り換え可能な接続部材とを有しており、この接続部材が前記出力部材に対して動力伝達が可能に連結された場合に、前記出力部材を正回転させることが可能となる構成を有しているとともに、前記接続部材と前記入力部材とが動力伝達可能に接続されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の動力伝達装置。
6. 前記回転方向切換装置は、前記容積型ポンプから吐出される流体により前記出力部材を逆方向に回転させるための流通経路を選択した場合に、前記接続部材を、前記出力部材に対して動力伝達が不可能な状態とすることにより、前記入力部材から前記出力部材に対して、この出力部材を正方向に回転させる動力が伝達されることを遮断する構成を、更に有していることを特徴とする請求項５に記載の動力伝達装置。
7. 前記回転方向切換装置は、前記容積型ポンプから吐出される流体により前記出力部材を逆方向に回転させるための流通経路を選択した場合に、前記容積型ポンプから吐出された流体が前記出力部材に向けて噴射されることを許容するとともに、前記接続部材を、前記出力部材に対して動力伝達が不可能な状態とすることにより、前記原動機により駆動される入力部材から前記出力部材に、この出力部材を正方向に回転させる動力が伝達されることを遮断する構成を、更に有していることを特徴とする請求項３または４に記載の動力伝達装置。
8. 前記出力部材を駆動した後の流体を、前記容積型ポンプの吸入側に誘導する誘導路と、この誘導路の流体が前記容積型ポンプの吐出側に戻ることを抑制する逆流抑制機構とが、更に設けられていることを特徴とする請求項１ないし７のいずれかに記載の動力伝達装置。
9. 前記入力部材の回転基準となる軸線を中心とした半径方向で、前記容積型ポンプの吐出側は、前記入力部材よりも内側に配置されているとともに、前記誘導路が前記入力部材の側面により形成されており、前記逆流抑制機構は、前記入力部材の半径方向で外側に向かうほど、前記誘導路の流路面積が拡大されるように、前記入力部材の側面を傾斜した構成であることを特徴とする請求項８に記載の動力伝達装置。

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