JP2008309321A - ピストン型の液体機器 - Google Patents

Abstract

【課題】カムとピストンとの接触位置が変化することを抑制できる、ピストン型の液体機器を提供する。
【解決手段】第１の部材１８に設けられたカム２２と、第２の部材２５に取り付けられたピストン３５，３６と、第２の部材２５に設けられた液体室３９とを有し、ピストン３５，３６がカム２２に押し付けられた場合に、第２の部材２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向に押圧する第１の荷重Ｆ２が発生するように、カム２２の形状が構成されている、オイルポンプ６において、液体が出入りする第１調整室１３０と、第１調整室１３０の圧力で第１の荷重Ｆ２とは逆向きの第２の荷重Ｆ３を第２の部材２５に与える受圧面１２６とを有し、第１の荷重Ｆ２と第２の荷重Ｆ３とが一致するように、受圧面１２６の面積を構成し、液圧室３９の液体を第１調整室１３０に供給する通路４８，１３７，１４４を設けた。
【選択図】 図１

Description

この発明は、ピストンがカムに接触した状態で、回転軸線を中心とする半径方向に動作するように構成された、ピストン型の液体機器に関するものである。

従来、第１の部材と第２の部材との相対回転によってピストンが動作し、かつ、液体室内に液体が出入りするように構成された、ピストン型の液体機器、例えば、ラジアルピストンポンプが知られている。このラジアルピストンポンプを用いたトルク伝達装置の一例が、特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載されたトルク伝達装置の構成を説明すると、エンジンの駆動力がトランスミッションで変速されて、フロントデフに伝達されるとともに、フロントデフのトルクが、方向変換歯車組、出力軸、トルク伝達装置、プロペラシャフトを介してリヤデフに伝達されるように構成されている。このトルク伝達装置においては、中空の外側回転部材が、ニードルベアリングを介して相対回転可能および軸方向相対移動可能に支承されている。また、内側回転部材の端部に設けられた内周溝にはフォークが摺動自在に係合し、フォークの操作により内側回転部材は外側回転部材に対して軸方向に相対移動する。さらに、前記外側回転部材の内周には、径方向の凹凸を有し、かつ、周方向に高低差を有するカム面が設けられている。このカム面は軸方向で右側に行くほど凹部の径は小さくなり、また凸部の径は大きくなることによって、その径同士の差が小さくなっている。また、前記内側回転部材にはシリンダ部材がスプライン嵌合しており、このシリンダ部材には、複数のシリンダ室が設けられている。さらに、各シリンダ室には、ピストン部材がそれぞれ摺動自在に設けられており、各ピストン部材は、それぞれ前記カム面に摺接している。また、各シリンダ室はオリフィスを介して流路で連通されており、各シリンダ室および流路には流体が充填されている。

そして、前記エンジンの駆動力により前記内側回転部材が回転し、前記外側回転部材との間に回転差が生じると、前記ピストン部材は前記カム面を摺動しながら往復動をおこなう。そのときピストン部材が中心方向へ移動し、容積が減少するシリンダ室では、前記オリフィスの流動抵抗のために内圧が上昇し、その内圧によって前記ピストン部材がカム面を押圧し、押圧反力によってトルクが外側回転部材に伝達される。また、前記フォークにより内側回転部材を移動動作してカム面の高低差を大きくすると、前記内側回転部材および外側回転部材の差動回転にともなうピストン部材の往復動スピードは速くなり、前記シリンダ室の内圧が大きくなってピストン部材の押圧力が大きくなり、伝達トルクが大きくなる。これに対して、前記フォークにより内側回転部材を移動動作してカム面の高低差を小さくすると、前記内側回転部材および外側回転部材の差動回転にともなうピストン部材の往復動スピードは遅くなり、前記シリンダ室の内圧が低下して前記ピストン部材の押圧力が低下し、伝達トルクが小さくなる。

特開平２−１２０５２０号公報

ところで、上記の特許文献１に記載されているトルク伝達装置においては、シリンダ室の内圧でピストン部材がカム面に押し付けられており、その接触部分に生じる反力で、前記ピストン部材を前記内側回転部材の軸線に沿った方向に押圧する向きの荷重（スラスト荷重）が生じる。そして、前記シリンダ室の圧力が変化すると、前記シリンダ部材に加わるスラスト荷重も変化するため、前記カム面と前記ピストンとの接触位置が変化する恐れがあった。

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、前記カムと前記ピストンとの接触位置を制御する調整室が設けられており、その調整室の液体圧を特別に制御することなく、前記カムと前記ピストンとの接触位置が変化することを抑制できる、ピストン型の液体機器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、回転軸線を中心として相対回転可能に設けられた第１の部材および第２の部材と、前記第１の部材に設けられ、かつ、前記回転軸線を中心とする半径方向に変位された形状を有するカムと、前記第２の部材に取り付けられ、かつ、前記半径方向に沿って往復動可能なピストンと、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記ピストンを前記半径方向で前記カムに押し付ける向きの圧力を生じる液体が出入りする液体室とを有するとともに、前記ピストンが前記カムに押し付けられた場合に生じる反力により、前記第２の部材を前記回転軸線に沿った方向に押圧する第１の荷重が発生するように、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記回転軸線に対して前記カムの形状を示す線分が傾斜されているとともに、前記第１の部材と第２の部材とを前記回転軸線に沿った方向に相対移動させることにより、前記半径方向におけるピストンの動作範囲を変更することの可能な、ピストン型の液体機器において、前記液体が出入りする第１調整室と、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記第１調整室の液体の圧力が作用して、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記第１の荷重とは逆向きの第２の荷重を前記第２の部材に加える第１受圧面とを有し、前記液体室の液体の圧力により前記ピストンが前記カムに押し付けられて前記第１の荷重が発生する場合に、その第１の荷重と前記第２の荷重とが一致するように、前記第１受圧面の面積が構成され、前記液圧室から吐出された液体の圧力を前記第１調整室に伝達する通路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、前記液体室に接続された第２調整室と、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記第２調整室の液体の圧力が作用して、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記第２の荷重と同じ向きの第３の荷重を前記第２の部材に加える第２受圧面と、前記液体室に接続された第３調整室と、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記第３調整室の液体の圧力が作用して、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記第１の荷重と同じ向きの第４の荷重を前記第２の部材に加える第３受圧面とが設けられており、前記第２受圧面の面積が前記第３受圧面の面積よりも広く構成されていることを特徴とするものである。

請求項３の発明は、回転軸線を中心として相対回転可能に設けられた第１の部材および第２の部材と、前記第１の部材に設けられ、かつ、前記回転軸線を中心とする半径方向に変位された形状を有するカムと、前記第２の部材に取り付けられ、かつ、前記半径方向に沿って往復動可能なピストンと、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記ピストンを前記半径方向で前記カムに押し付ける向きの圧力を生じる液体が出入りする液体室とを有するとともに、前記ピストンが前記カムに押し付けられた場合に生じる反力により、前記第２の部材を前記回転軸線に沿った方向に押圧する第１の荷重が発生するように、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記回転軸線に対して前記カムの形状を示す線分が傾斜されているとともに、前記第１の部材と第２の部材とを前記回転軸線に沿った方向に相対移動させることにより、前記半径方向におけるピストンの動作範囲を変更することの可能な、ラジアルピストン型の液体機器において、前記液圧室から吐出された液体が通路を経由して供給される第１調整室と、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記第１調整室の液体の圧力が作用して、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記第１の荷重とは逆向きの第２の荷重を前記第２の部材に加える第１受圧面と、前記通路に設けられ、かつ、前記液体室から前記第１調整室に供給される液体の液圧を減圧する減圧弁とを有しており、前記ピストンが前記カムに押し付けられて前記第１の荷重が発生するとともに、前記減圧弁により減圧された液体の圧力が作用して前記第２の荷重が発生する場合に、前記第１の荷重と前記第２の荷重とが一致するように、前記第１受圧面の面積が構成され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、前記半径方向で前記ピストンの動作範囲を変更する場合に、前記液体室から吐出される液体を、前記減圧弁で減圧せずに前記第１調整室に供給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、前記第１の部材と第２の部材とが相対回転すると、前記ピストンが前記カムの形状に沿って前記半径方向に往復動することにより、前記液体室の圧力が低下すると液体を吸入し、かつ、前記液体室の圧力が上昇するとその液体室から液体を吐出するポンプとして機能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６の発明は、請求項１ないし５のいずれかの構成に加えて、前記第１の部材または第２の部材のいずれか一方に伝達する動力を出力する動力源が設けられており、前記動力源の動力が前記第１の部材または前記第２の部材に伝達された場合に、前記カムと前記ピストンとの係合力により、前記第１の部材と第２の部材との間で動力伝達がおこなわれるように構成されており、前記第１の部材と第２の部材とを前記回転軸線に沿った方向に相対移動させることにより、前記半径方向における前記ピストンの動作範囲を制御して、前記第１の部材と第２の部材との間における動力伝達状態を制御する制御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７の発明は、請求項１ないし６の構成に加えて、動力源から車輪に至る動力伝達経路に無段変速機が設けられており、前記動力源から前記無段変速機に至る動力伝達経路、またはこの無段変速機から前記車輪に至る動力伝達経路のいずれか一方に、前記第１の部材および第２の部材が配置されているとともに、前記動力源の動力が前記第１の部材または前記第２の部材に伝達された場合に、前記カムと前記ピストンとの係合力により、前記第１の部材と前記第２の部材との間で動力伝達がおこなわれる構成であ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、液体室の圧力で、ピストンがカムに向けて押し付けられるとともに、前記ピストンがカムの形状に沿って半径方向に往復動する。また、前記ピストンが前記カムに押し付けられた場合に生じる反力により、前記第２の部材を回転軸線に沿った方向に押圧する第１の荷重が発生する。さらに、第１調整室の液体の圧力が第２の部材の第１受圧面に作用して、前記第１の荷重とは逆向きの第２の荷重が発生する。この第１の荷重と前記第２の荷重とが一致するため、前記第１の部材と第２の部材とが回転軸線に沿った方向に相対移動することを抑制できる。したがって、前記カムと前記ピストンとの接触位置が変化することを抑制できる。また、前記液圧室の液体の圧力が前記第１調整室に伝達されるため、この第１調整室の液体の圧力を特別に制御せずに済む。

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、前記液体室の液体が第２調整室に供給されると、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記第２の荷重と同じ向きの第３の荷重が前記第２の部材に加えられる。また、前記液体室の液体が第３調整室に供給されると、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記第１の荷重と同じ向きの第４の荷重が前記第２の部材に加えられる。また、前記第２受圧面の面積が前記第３受圧面の面積よりも広く構成されているため、第２調整室および第３調整室における液体の供給・排出を制御することにより、前記第２の部材に加えられる相互に逆向きの荷重が変化し、前記第２の部材の移動させる場合の速度を変更することができる。

請求項３の発明によれば、液体室の圧力で、ピストンがカムに向けて押し付けられるとともに、前記ピストンがカムの形状に沿って半径方向に往復動する。また、前記ピストンが前記カムに押し付けられた場合に生じる反力により、前記第２の部材を回転軸線に沿った方向に押圧する第１の荷重が発生する。さらに、液体室から吐出される液体の液圧が減圧されて、第１調整室の第１受圧面に作用して、前記第１の荷重とは逆向きの第２の荷重が発生するとともに、この第１の荷重と前記第２の荷重とが一致するため、前記第１の部材と第２の部材とが回転軸線に沿った方向に相対移動することを抑制できる。したがって、前記カムと前記ピストンとの接触位置が変化することを抑制できる。また、前記液圧室の液体の圧力が前記第１調整室に伝達されるため、この第１調整室の液体の圧力を特別に制御せずに済む。

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、前記液体室から吐出される液体を、前記減圧弁で減圧せずに前記第１調整室に供給すると、第２の荷重の方が第１の荷重よりも高くなり、前記第２の部材が回転軸線に沿った方向に動作し、前記半径方向における前記ピストンの動作範囲が変化する。

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、前記第１の部材と第２の部材とが相対回転することにともない、前記ピストンが前記カムの形状に沿って前記半径方向に往復動する。このようなピストンの往復動により、前記液体室の圧力が低下すると液体を吸入し、かつ、前記液体室の圧力が上昇するとその液体室から液体を吐出するポンプとして機能する。

請求項６の発明によれば、請求項１ないし５のいずれかの発明と同様の効果を得られる他に、動力源の動力が前記第１の部材または第２の部材のいずれか一方に伝達されるとともに、前記カムと前記ピストンとの係合力により、前記第１の部材と第２の部材との間で動力伝達がおこなわれる。また、前記回転軸線に沿った方向で、前記第１の部材と第２の部材とを相対移動させることにより、前記カムとピストンとの係合力が変化して、前記第１の部材と第２の部材との間における動力伝達状態を制御することができる。

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、前記動力源の動力が、第１の部材および前記第２の部材を経由して無段変速機に伝達されるか、または前記動力源の動力が、無段変速機を経由して第１の部材および前記第２の部材に伝達される。また、無段変速機では、入力回転数と出力回転数との間における変速比を無段階に変更可能である。

この発明において、ピストン型の液体機器は、具体的には、圧縮流体を油路、通路、油圧室などを流通させる流体装置である。この流体装置には、ポンプ、モータ、動力伝達装置が含まれる。前記ポンプは、第１の部材と第２の部材とを相対回転させることにより、ピストンをカムの形状に沿って往復動させて、液体室に液体を吸入し、その液体室から液体を吐出する装置、つまり、流体機械の一種である。前記モータでは、液体室に液体を圧入し、かつ、液体室から液体を排出（吸引）する制御がおこなわれる。そして、液体室の圧力でピストンをカムに押し付け、接触点で生じる分力によりトルクが生じる。さらに、前記動力伝達装置は、動力源の動力を、第１の部材または第２の部材のいずれか一方に伝達して、第１の部材と第２の部材とを相対回転させることにより、ピストンをカムの形状に沿って往復動させるとともに、前記ピストンとカムとの係合力により、第１の部材と第２の部材との間で動力伝達をおこなう装置、具体的にはクラッチである。

この発明において、第１の部材および第２の部材は回転軸線を中心として相対回転可能に配置されている。また、この発明においては、第１の部材または第２の部材のうち、少なくとも一方が回転可能に構成される。言い換えれば、いずれか一方の部材は回転不可能に固定された固定構造物でもよい。具体的には、液体機器が動力伝達装置である場合は、第１の部材および第２の部材が、共に回転可能に設けられる。これに対して、液体機器がポンプまたはモータである場合は、何れか一方の部材が固定されていてもよい。この発明において、第１の部材または第２の部材のうち、回転可能に設けられる部材は、動力源の動力が伝達されるように構成されており、前記動力源の動力が一方の部材に伝達されて、第１の部材と第２の部材とが相対回転する。この発明において、第１の部材または第２の部材のうち、回転可能に設けられる部材、つまり、回転要素には、回転軸、歯車、スプロケット、スリーブ、プーリ、キャリヤ、環状部材などの要素が含まれる。これに対して、第１の部材または第２の部材のうち、いずれか一方の部材を回転不可能に固定する場合、この固定要素としては、ポンプが収容されるケーシングまたはハウジング自体、ケーシングまたはハウジングに取り付けられるブラケットもしくはフレーム、ケーシングまたはハウジングに設けられる隔壁などが挙げられる。さらに、前記ケーシングまたはハウジングは、動力源に固定される構造、または車体に固定される構造のいずれでもよい。さらに、液体機器を車両に搭載する場合、車体自体に何れか一方の部材を固定してもよい。

前記動力源としては、熱エネルギを運動エネルギに変換する動力装置である内燃機関を用いることが可能である。さらに、内燃機関としては、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジン、メタノールエンジンなどを用いることができる。また動力源としては電動機を用いることも可能である。電動機は電気エネルギを運動エネルギに変換する動力装置である。また、電動機は直流電動機または交流電動機のいずれでもよい。また、電動機としては、発電機能を兼備した発電・電動機を用いることも可能である。さらには、内燃機関および電動機の両方を動力源として用いることも可能である。さらにまた、動力源として、フライホイールシステムを用いることも可能である。この発明において、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記回転軸線に対して前記カムの形状を示す線分が傾斜されているとは、カムの形状が直線で示される場合は、その直線が前記回転軸線と交差するように構成されているという意味である。これに対して、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、カムの形状が湾曲している場合は、その湾曲面に接する接線もしくは法線が、前記回転軸線と交差するように構成されているという意味である。

前記第１の部材に形成されたカムは、前記回転軸線と垂直な平面内では半径方向に変位されている。また、前記回転軸線と垂直な平面内における前記カムの形状としては、前記回転軸線を中心として環状に形成される湾曲面で構成することができる。前記回転軸線と垂直な平面内における形状としては、波形形状、楕円形状、前記回転軸線から中心を偏心させた真円形状などを用いることができる。この発明において、前記半径方向に動作するピストンは、第１の部材に取り付けられた可動片と、この可動片に取り付けられた転動体とを有し、この転動体がカムに接触するように構成されている。この転動体としては、ローラまたはボールを用いることが可能である。この発明における液体機器をポンプとして用いる場合、液体としては、水、オイル、不凍液、薬液、温水などが挙げられる。この発明における液体機器を、モータまたはクラッチとして用いる場合、液体としてはオイルが挙げられる。また、この発明において、液体機器をクラッチまたはポンプとして用いる場合、動力源の動力が第１の部材を経由して第２の部材に伝達される構成、または動力源の動力が第２の部材を経由して第１の部材に伝達される構成のいずれでもよい。

また、この発明において、液体機器をモータとして用いる場合、液体室に液体を供給・排出し、液体室の圧力で前記ピストンをカムに押し付けて、前記第１の部材または第２の部材を回転させるトルクを発生させる。この発明を動力伝達装置として用いる場合、前記第１の部材と第２の部材とを前記回転軸線に沿った方向に相対移動させることにより、前記半径方向における前記ピストンの動作量を調整して、前記第１の部材と第２の部材との間における動力伝達状態を制御することができる。ここで、動力伝達状態には、第１の部材と第２の部材との間で伝達されるトルクの容量、第１の部材と第２の部材との回転数差などが挙げられる。さらに、この発明におけるピストン型の液体機器を、車両の駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に配置することが可能である。この場合、第１の部材および第２の部材がともに回転可能に配置される。そして、前記ピストンと前記カムとの係合力により、前記第１の部材と第２の部材との間で動力伝達がおこなわれる。この発明において、第１調整室は、液体が供給されて、受圧面に作用する油圧を生じさせる空間であり、液体密にシールされているとともに、前記液体圧自体では容積が変化することはない。

また、この発明における「通路」は、液体室の液体を第１調整室に供給することの可能な構成であり、具体的には、バルブ内部の通路、バルブに形成されたポート、油圧回路や回転部材もしくは軸などに形成された、開口部、溝、貫通孔、油路など、液体が流通可能な構成であればよい。また、この発明において、制御装置は、第１の部材と第２の部材とを回転軸線に沿った方向に相対移動させる装置であり、第１の部材または第２の部材のうち、少なくとも一方に対して、回転軸線に沿った方向の荷重を与えるアクチュエータである。このアクチュエータとしては、液圧式アクチュエータ、または電磁式アクチュエータ、または機械式アクチュエータを用いることが可能である。また、このアクチュエータとして液圧式アクチュエータを用いる場合、第２の部材に第２の荷重を与える第１調整室と、液圧式アクチュエータとが、その構成の一部が共用されていてもよい。さらに、この発明の液体機器は、車両の駆動力源から車輪に至る動力伝達経路、具体的にはフロアーの下方空間に配置することが可能である。また、車両のエンジンルーム内に、液体機器を配置することも可能である。例えば、エンジンルーム内に液体機器を配置し、冷却水を吸入・吐出するポンプとして用いることが可能である。さらに、液体機器は、車両以外に、工場内、地上などにも設置可能である。

つぎに、この発明におけるピストン型の液体機器を車両に用いた場合の具体的な構成例を、図２に基づいて説明する。この図２には、車両１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。図２に示された車両においては、この発明のピストン型の液体機器が、オイルポンプおよびクラッチとして用いられている。この図２に示すパワートレーンは、いわゆるフロントエンジン・フロントドライブ形式のパワートレーン（二輪駆動車）である。前記車両１にはエンジン２が搭載されている。このエンジン２は、車輪に伝達する動力を発生する駆動力源であり、エンジントルクがダンパ機構３を経由してインプットシャフト４に伝達されるように構成されている。前記エンジン２は、車輪１１に伝達するトルクを発生する動力装置であり、例えば、内燃機関を用いることができる。また、ダンパ機構３はエンジントルクの変動を吸収もしくは緩和する装置である。前記ダンパ機構３およびインプットシャフト４は、ケーシング（トランスアクスルケース）５内に配置されている。このケーシング５は、前記エンジンの外壁に固定機構、例えば、ボルトおよびナットにより締め付け固定されている。このケーシング５は、動力伝達経路を構成する回転要素、具体的には回転軸、ギヤ、プーリなど、あるいはこれらの回転要素を支持する軸受を収容する収容機構である。前記インプットシャフト４は、前記エンジン２から車輪１１に至る動力伝達経路の一部を構成する回転要素である。このインプットシャフト４の回転軸線Ｘ１は、前記車両１の左右方向に配置されている。そして、前記インプットシャフト４のトルクが、オイルポンプ６および前後進切換装置７を経由してベルト式無段変速機８に伝達されるとともに、そのベルト式無段変速機８から出力されたトルクが、伝動装置９および終減速機１０を経由して車輪１１に伝達されるように構成されている。以下、オイルポンプ６の具体例を順次説明する。

（具体例１）
前述したオイルポンプ６の具体例１を、図１および図３に基づいて説明する。この図１はオイルポンプ６の回転軸線Ｘ１に沿った方向における断面図であり、図３は回転軸線Ｘ１と垂直な平面における断面図である。この回転軸線Ｘ１は、前記インプットシャフト４の回転軸線および前記エンジン２のクランクシャフトの回転軸線と共通である。前記オイルポンプ６は、前記インプットシャフト４と、前記ベルト式無段変速機８との間における伝達トルクを制御するクラッチとしての機能を兼備している。また、前記ケーシング５であって、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記エンジン２から最も離れた位置にはリヤカバー１２が設けられており、このリヤカバー１２には、円柱形状の固定軸１３が固定されている。この固定軸１３は、前記インプットシャフト４と同軸上に配置されている。この固定軸１３は回転不可能に構成されており、この固定軸１３には回転軸線Ｘ１に沿った方向に吸入油路４５および吐出油路４８が形成されている。また、この固定軸１３の外周には円周方向の全域に亘って溝４４，４６が形成されている。この溝４４，４６は、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で異なる位置に配置されている。そして、溝４４が吸入油路４５と接続され、溝４６が吐出油路４８と接続されている。さらに、前記固定軸１３の外周には、環状の溝１１０，１１１が形成されている。この溝１１０，１１１は、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記溝４４，４６とは異なる位置に配置されている。また、固定軸１３には、溝１１０，１１１に別々に接続された油路（図示せず）が形成されている。

一方、前記インプットシャフト４の外側には、環状のコネクティングドラム１５が同軸上に配置されている。このコネクティングドラム１５は、回転要素同士を接続する接続部材である。また、前記ケーシング５の内部には隔壁１６が設けられており、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記リヤカバー１２と前記隔壁１６とにより取り囲まれた空間に、前記オイルポンプ６が配置されている。そして、前記隔壁１６と前記コネクティングドラム１５との間には軸受１７が介在されており、この軸受１７によって前記コネクティングドラム１５が回転自在に保持されている。このコネクティングドラム１５におけるリヤカバー１２側の端部には、前記オイルポンプ６の一部を構成するアウターレース１８が接続されている。このアウターレース１８は、前記オイルポンプ６の外側部分を構成する回転要素であり、このアウターレース１８が、前記コネクティングドラム１５と一体回転するように連結されている。また、前記アウターレース１８は、円錐部１９および円筒部２０と、この円錐部１９と円筒部２０とを連続する外向きのフランジ１８Ａとを有している。この円錐部１９は、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、外径が異なるようなテーパ形状を有しており、前記回転軸線Ｘ１を中心として構成されている。具体的には、前記円錐部１９における隔壁１６に近い端部が最小径に構成され、前記リヤカバー１２に近い端部が最大径に構成されている。そして、前記円筒部２０は、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記リヤカバー１２と前記円錐部１９との間に配置され、その円筒部２０の端部に前記フランジ部１８Ａが連続して形成され、そのフランジ部１８Ａの外周端に前記円錐部１９の端部が連続されている。

上記のように構成されたアウターレース１８は、前記固定軸１３の周囲を取り囲むように配置されている。また、前記円筒部２０とリヤカバー１２との間には軸受２１が介在されて、前記円筒部２０が回転自在に保持されている。このように、前記アウターレース１８は、軸受１７，２１により回転可能に支持されているとともに、前記ケーシング５に対しては回転軸線Ｘ１に沿った方向には動かないように固定されている。そして、前記円錐部１９の内周には、全周に亘ってカム面２２が形成されている。このカム面２２は、図３に示すように、前記回転軸線Ｘ１と垂直な平面内で、前記回転軸線Ｘ１を取り囲むように環状に構成されている。また、カム面２２は、前記回転軸線Ｘ１を中心とする半径方向に変位された凹部２３および凸部２４を有している。具体的には、前記凹部２３および凸部２４が複数設けられており、前記アウターレース１８の円周方向で、前記凹部２３と凸部２４とが交互に配置され、かつ、連続されて波形形状のカム面２２を形成している。前記凹部２３は半径方向で外側に向けて窪んでおり、凸部２４は半径方向で内向きに突出している。すなわち、凹部２３が複数形成され、かつ、凸部２４が複数形成されて、凹部２３と凸部２４とが円周方向で滑らかに連続するように接続されている。

また、前記カム面２２であって凹部２３の最も外側に相当する部分と回転軸線Ｘ１との距離が、回転軸線Ｘ１に沿った方向で異なる値に設定されている。つまり、凹部２３の最も外側に相当する部分の谷底２３Ａが、前記コネクティングドラム１５に近づくほど前記距離が短くなるようなテーパを有している。このテーパは、前記回転軸線Ｘ１と平行な線分と、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向の平面内で前記カム面２２の形状を示す線分とのなす角度、具体的には鋭角側の「角度γ」で表すことができる。言い換えれば、凹部２３の谷底２３Ａに接する外接円（図示せず）と、凸部２４の頂点２４Ａに接する内接円（図示せず）との半径差が、回転軸線Ｘ１に沿った方向で連続的に異なる値となっている。また、凸部２４の頂点２４Ａと回転軸線Ｘ１との距離は、回転軸線Ｘ１に沿った方向で一定となるように構成されている。このため、回転軸線Ｘ１を中心とする円周方向で、前記「角度γ」は、最低角度である零度から、最大角度までの範囲で連続的に変化している。なお、図３の例では、凹部２３が６箇所設けられ、かつ、凸部２４が６箇所設けられているが、凹部２３および凸部２４の数は任意に設定可能である。

上記のように構成されたアウターレース１８の内部空間にインナーレース２５が設けられている。このインナーレース２５は、前記オイルポンプ６の内側部分を構成している。このインナーレース２５は前記インプットシャフト４と一体回転するように連結されている。このインナーレース２５は、前記アウターレース１８およびコネクティングドラム１５の内部に亘って配置されており、前記インプットシャフト４に対して、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向に相対移動可能に取り付けられている。このインナーレース２５とインプットシャフト４とは、例えばスプライン嵌合により連結されている。そして、前記コネクティングドラム１５の内周とインナーレース２５との間には軸受２８が介在されている。さらに、前記アウターレース２０の内周と前記インナーレース２５の外周との間には、軸受１１２が介在されている。これらの軸受２８，１１２により、前記インナーレース２５が前記アウターレース１８内で回転可能に、かつ、前記アウターレース１８に対して回転軸線Ｘ１に沿った方向に相対移動可能に支持されている。前記軸受２８，１１２としては、ニードルベアリングを用いることが可能である。さらに、前記インナーレース２５の外周には、円周方向に沿って複数のシリンダ３４が形成されている。

各シリンダ３４は、前記インナーレース２５の外周面に開口された略円柱形状の凹部であり、複数のシリンダ３４が放射状に配置されている。また、各シリンダ３４内にはピストン３５が各々配置されており、ピストン３５がシリンダ３４内で、インナーレース２５の半径方向に往復移動自在となる構成を有している。すなわち、オイルポンプ６は、いわゆるラジアルピストンポンプである。また、各ピストン３５により転動体３６が転動可能に保持されており、転動体３６がカム面２２に接触する。この転動体３６はボール（球体）またはローラを用いることが可能である。転動体としてローラを用いる場合、その転動体の軸線Ｘ１方向の回転軸線を中心として回転可能に保持する。なお、ローラの形状は、円柱ではなく、回転軸線Ｘ１に沿った方向に沿って半径が連続的に変化するボビン形状のローラを用いる。なお、図１および図３では、転動体３６としてボールを用いた場合が示されている。さらに、前記ピストン３５は円柱形状を有しており、ピストン３５および前記シリンダ３４の中心線（図示せず）は共通している。この中心線は、前記回転軸線Ｘ１と垂直な平面に沿って設けられており、かつ、その中心線を延長すると前記回転軸線Ｘ１と交差する。なお、図３においては、シリンダ３４およびピストン３５が円周方向に８個設けられているが、その数は任意に設定可能である。

一方、前記シリンダ３４の底面３７と前記ピストン３５の底面３８との間には油室３９が形成されている。前記底面３８は、前記回転軸線Ｘ１を中心とする半径方向の中心線（図示せず）に対して、垂直な平面で構成されている。また、油室３９内には圧縮コイルばね４０が設けられており、この圧縮コイルばね４０は、前記回転軸線Ｘ１を中心とする半径方向に伸縮可能となる状態で、油室３９内に配置されている。そして、前記圧縮コイルばね４０のばね荷重により、前記転動体３６がカム面２３に押し付けられている。また、前記インナーレース２５には前記回転軸線Ｘ１に沿った方向に凹部２５Ａが形成されており、この凹部２５Ａ内に前記固定軸１３の長さ方向の一部が配置されている。前記インナーレース２５には、前記油室３９と凹部２５Ａの内周面とを接続する吸入油路１１３および吐出油路１１４が形成されている。この吸入油路１１３と吐出油路１１４とは、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で異なる位置に配置されている。また、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記吸入油路１１３と溝４４とが同じ位置に配置され、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記吐出油路１１４と溝４６とが同じ位置に配置されている。

さらに、前記吸入油路１１３と溝４４とが接続され、前記固定軸１３の外周に取り付けられたシールリング１１５，１１６により、前記吸入油路１１３と溝４４との接続部分が液密にシールされている。また、前記吐出油路１１４と溝４６とが接続され、前記固定軸１３の外周に取り付けられたシールリング１１６，１１７により、前記吐出油路１１４と溝４６との接続部分が液密にシールされている。このようにして、前記インナーレース２５と前記固定軸１３との円周方向における位相に関わりなく、吸入油路１１３と吸入油路４５とが常に接続され、かつ、吐出油路１１４と吐出油路４８とが常に接続されている。また、前記吸入油路１１３には逆止弁４３が設けられている。この逆止弁４３は、前記吸入油路４５のオイルを油室３９に吸入する場合に開放される一方、前記油室３９のオイルが吸入油路４５に戻ろうとすると閉じられる構成を有している。また、前記吐出油路１１４には逆止弁４７が設けられている。この逆止弁４７は、前記油室３９のオイルを吐出油路４８に吐出する場合に開放される一方、前記吐出油路４８のオイルが前記油室３９に戻ろうとすると閉じられる構成を有している。

つぎに、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向において、前記アウターレース１８とインナーレース２５との相対位置を制御する機構を説明する。前記アウターレース１８の円筒部２０の内周には、内周面１１８および内周面１１９が形成されており、内周面１１８と内周面１１９とが環状の端面１２０により接続されている。前記内周面１１８の外径は内周面１１９の外径よりも大きく構成されている。また、前記円筒部２０には軸孔１２１が形成されており、その軸孔１２１内に前記固定軸１３の一部が配置されている。この軸孔１２１の内径は、前記内周面１１９の内径よりも小さく構成されている。さらに、前記前記軸孔１２１の内周面と前記内周面１１９とが環状の端面１２２により接続されている。上記端面１２０，１２２は、前記回転軸線Ｘ１と垂直な平面に沿って形成された段部により構成されている。前記内周面１１８および前記内周面１１９および前記軸孔１２１は、共に前記回転軸線Ｘ１を中心として同軸上に配置されている。

一方、前記インナーレース２５には外周面１２３および外周面１２４が形成されている。この外周面１２３の外径は、外周面１２４の外径よりも大きく、かつ、前記内周面１１８の内径よりも小さく構成されている。また、前記インナーレース２５には、前記外周面１２３と前記外周面１２４とを接続する受圧面１２５が形成されている。この受圧面１２５は、前記回転軸線Ｘ１と垂直な平坦面であり、かつ、前記回転軸線Ｘ１を中心として環状に構成されている。さらに、外周面１２３と内周面１２４とが、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で異なる位置に配置されている。さらに、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向におけるインナーレース２５の端部には、前記外周面１２４と前記凹部２５Ａの内周面とを接続する受圧面１２６が形成されている。この受圧面１２６は、前記回転軸線Ｘ１と垂直な平坦面であり、かつ、前記回転軸線Ｘ１を中心として環状に構成されている。

一方、外周面１２４の外径は、内周面１１９の内径よりも小さく、かつ、前記軸孔１２１の内径よりも大きく構成されている。そして、前記外周面１２３が前記内周面１１８の内側に配置され、前記外周面１２４が前記内周面１１９の内側に配置されている。このようにして、前記内周面１１８と外周面１２４と端面１２０と受圧面１２５とにより取り囲まれた油圧室１２７が形成されている。この油圧室１２７は前記回転軸線Ｘ１を中心とする環状の空間である。そして、前記内周面１１８と外周面１２３との間にシールリング１２８が設けられ、前記内周面１１９と外周面１２４との間にシールリング１２９が設けられている。このシールリング１２８，１２９により、前記油圧室１２７が液密にシールされている。また、前記内周面１１９と固定軸１３の外周面と端面１２２と受圧面１２６とにより取り囲まれた油圧室１３０が形成されている。この油圧室１３０は前記回転軸線Ｘ１を中心とする環状の空間である。そして、前記軸孔１２１の内周面と固定軸１３の外周面との間にシールリング１３１が設けられ、前記固定軸１３の外周面と凹部２５Ａの内周面との間にシールリング１１７が設けられている。このシールリング１３１，１１７、およびシールリング１２９により、前記油圧室１３１が液密にシールされている。

また、前記円筒部２０には油路１３２が形成されており、この油路１３２が前記油圧室１２７に接続されている。また、油路１３２は前記軸孔１２１の内周面に開口されており、油路１３２は前記溝１１０に接続されている。そして、前記固定軸１３の外周面にはシールリング１３３，１３４が取り付けられており、前記油路１３２と前記溝１１０との接続部分が、シールリング１３３，１３４により液密にシールされている。さらに、前記円筒部２０には油路１３５が形成されており、この油路１３５が前記油圧室１３０に接続されている。さらに、油路１３５は前記軸孔１２１の内周面に開口されており、油路１３５は前記溝１１１に接続されている。そして、前記固定軸１３の外周面に取り付けられたシールリング１３１，１３４により、前記油路１３５と前記溝１１１との接続部分が液密にシールされている。

この具体例では、前記油圧室１２７の油圧が前記受圧面１２５に作用して、前記インナーレース２５を、図１で前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で右側に向けて押圧する荷重が生じるように構成されている。また、前記油圧室１３０の油圧が前記受圧面１２６に作用して、前記インナーレース２５を、図１で前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で右側に向けて押圧する荷重Ｆ３が生じるように構成されている。そして、前記受圧面１２６の面積Ａ２は、次のような技術的意義に基づいて決定されている。まず、前記油室３９の油圧および前記圧縮コイルばね４０のばね荷重が前記ピストン３５の底面３８に加えられるため、前記底面３８の面積（受圧面積））をＡ１とした場合、前記転動体３６を前記カム面２２に押し付ける半径方向の荷重Ｆ１は、
Ｆ１＝ＰＬ×Ａ１＋Ｆｓ
で求められる。

ここで、「ＰＬ」は、前記油室３９の油圧であり、「Ｆｓ」は圧縮コイルばね４０からピストン３５に加えられるばね荷重である。このように、前記転動体３６が前記カム面２２に押し付けられた場合、１個の転動体３６とカム面２２との接触点では、前記荷重Ｆ１に起因して、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向の荷重（反力）Ｆ２が生じる。この荷重Ｆ２は、
Ｆ２＝Ｆ１×ｔａｎγ ・・・（１）
で表される。前記インナーレース２５とアウターレース１７とが相対回転している場合、それぞれのピストン３５において、前記荷重Ｆ２は一定ではなく変動しているが、吐出行程にあるピストン３５における前記荷重Ｆ２は、吸入行程にあるピストン３５における前記荷重Ｆ２よりも大きく、また、油室３９の油圧によって生じる荷重は、圧縮コイルばね４０により生じる荷重よりも大きい。さらに、ピストン３５の全数であるＮ個のうち、半数個のピストン３５が吐出行程にあると仮定すると、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿って図１で左側に向けて押圧する全荷重Σ１は、
Σ１≒ＰＬ×Ａ１×（ｔａｎ（γ０／２））×（Ｎ／２） ・・・（２）
と近似することが可能である。ここで、「ＰＬ」は前記オイルポンプ６からの吐出圧であり、「γ０」は角度γの最大値、すなわち、前記谷底２３Ａにおける角度γである。なお、上記の「吐出行程」および「吸入行程」については後述する。

そして、この具体例では、前記インナーレース２５を前記回転軸線Ｘ１に沿って、図１で左方向に押圧する全荷重Σ１と、前記油圧室１３０の油圧ＰＬが受圧面１２６に加わることにより、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向で右方向に押圧する荷重Ｆ３とを、略一致させることにより、「前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った所定位置で停止させる。」という技術的意義の下に、前記受圧面１２６の面積Ａ２が決定されている。つまり、前記荷重Ｆ３は、
Ｆ３＝ＰＬ×Ａ２
で求められる。ここで、Ａ２は、前記受圧面１２６の面積である。そして、「前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った所定位置で停止させる。」という技術的意義を満足させるためには、次式、
ＰＬ×Ａ２＝ＰＬ×Ａ１×（ｔａｎ（γ０／２））×（Ｎ／２） ・・・（３）
を満足すればよい。そして、この式３を解いて、
Ａ２＝Ａ１×（ｔａｎ（γ０／２））×（Ｎ／２） ・・・（４）
となるように、前記受圧面１２６の面積Ａ２が決定されている。

つぎに、前記ケーシング５の内部に設けられた前後進切換装置７の構成について説明する。前後進切換装置７は、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向において、前記エンジン２と前記オイルポンプ６との間に配置されている。前後進切換装置７は、前記コネクティングドラム１５の回転方向に対して、前記ベルト式無段変速機８のプライマリシャフト４９の回転方向を正逆に切り換えるための装置であり、この実施例では、前後進切換装置７が遊星歯車機構、具体的には、シングルピニオン型の遊星歯車機構を有している。この遊星歯車機構は、サンギヤ５０と、サンギヤ５０と同軸上に配置されたリングギヤ５１と、前記サンギヤ５０およびリングギヤ５１に噛合されたピニオンギヤ５２を自転、かつ公転可能に保持するキャリヤ５３とを有している。そして、前記サンギヤ５０が、前記プライマリシャフト４９に動力伝達可能に連結されており、前記リングギヤ５１が前記コネクティングドラム１５と動力伝達可能に連結されている。さらに、前後進切換装置７を構成する回転要素同士の連結・解放を制御する前進用クラッチＣ１が設けられているとともに、回転要素の回転・停止を制御する後進用ブレーキＢＲが設けられている。前進用クラッチＣ１により、サンギヤ５０とリングギヤ５１との連結・解放が制御され、後進用ブレーキＢＲにより、キャリヤ５３の回転・停止が制御されるように構成されている。

ここで、前進用クラッチＣ１としては、摩擦クラッチまたは電磁クラッチまたは噛み合いクラッチのいずれを用いてもよいし、後進用ブレーキＢＲとしては、摩擦ブレーキまたは電磁ブレーキまたは噛み合いブレーキのいずれを用いてもよい。この実施例では、摩擦クラッチまたは噛み合いクラッチを用い、摩擦ブレーキまたは噛み合いブレーキを用いる場合は、油圧制御式のアクチュエータを用いることが可能である。これに対して、電磁クラッチおよび電磁ブレーキを用いる場合は、電磁制御式のアクチュエータを用いることとなる。この実施例では、摩擦クラッチおよび摩擦ブレーキが用いられ、かつ、油圧制御式アクチュエータが用いられている場合について説明する。すなわち、油圧アクチュエータは油圧室（図示せず）およびピストン（図示せず）などを有しており、油圧室の油圧に基づいて、前進用クラッチＣ１のトルク容量、後進用ブレーキＢＲのトルク容量が制御されるように構成されている。

つぎに、前述のベルト式無段変速機８について説明すると、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向において、前後進切換装置７とダンパ機構３との間にベルト式無段変速機８が設けられている。このベルト式無段変速機８は、前述したプライマリシャフト４９およびセカンダリシャフト５４を有している。このプライマリシャフト４９は、前記インプットシャフト４と同軸上に配置され、かつ、前記インプットシャフト４の外側を取り囲むように配置されている。そして、前記インプットシャフト４とプライマリシャフト４９とが相対回転可能に構成されている。また、前記ケーシング５内には、前記インプットシャフト４の回転軸線Ｘ１に沿った方向で、ベルト式無段変速機８の両側に隔壁５５，５６が設けられており、プライマリシャフト４９と隔壁５５，５６との間に軸受５７が介在されている。このようにして、前記プライマリシャフト４９およびセカンダリシャフト５４は相互に平行に配置されており、プライマリシャフト４９と一体回転するプライマリプーリ５８が設けられ、セカンダリシャフト５４と一体回転するセカンダリプーリ５９が設けられている。

また、プライマリプーリ５８およびセカンダリプーリ５９には無端状のベルト６０が巻き掛けられている。さらに、プライマリプーリ５８からベルト６０に加えられる挟圧力を制御する油圧サーボ機構６１と、セカンダリプーリ５９からベルト６０に加えられる挟圧力を制御する油圧サーボ機構６２とが設けられている。この油圧サーボ機構６１，６２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、後述する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、前記ケーシング５の内部には、セカンダリシャフト５４のトルクが伝達される伝動装置９および終減速機１０１が設けられており、この終減速機１０１の出力側にはドライブシャフト６３を介在させて車輪（前輪）１１が連結されている。なお、伝動装置９としては、歯車伝動装置、巻き掛け伝動装置などを用いることが可能である。

つぎに、車両１の制御系統を説明すれば、車両１の全体を制御するコントローラとしての電子制御装置６４が設けられている。この電子制御装置６４には、加速要求（例えば、アクセルペダルの操作状態）を検知するセンサ、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４９の回転数を検知するセンサ、プライマリシャフト４９の回転数を検知するセンサ、セカンダリシャフト５４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、アウターレース１８の回転数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６４からは、エンジン２を制御する信号、油圧制御装置６５を制御する信号などが出力される。

この油圧制御装置６５は、前記オイルポンプ６におけるオイルの吸入量および吐出量、前記オイルポンプ６における伝達トルク、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢＲの油圧室の油圧、油圧サーボ機構６１，６２の油圧室の油圧、油圧室１２７，１３０の油圧などを制御するとともに、潤滑系統（図示せず）に供給される潤滑油量を制御するものであり、各油圧室の油圧を制御する切替弁およびソレノイドバルブ（図示せず）などを有する公知のものである。前記潤滑系統には、前後進切換装置７を構成する各ギヤ同士の噛み合い部分、ベルト式無段変速機８のプーリとベルト６０との接触部分、各種の軸受１７，２１，２８，５７，１１２の摺動部分が含まれる。

また、前記ケーシング５の内部、またはケーシング５の下部あるいは外部にはオイルパン６７が設けられている。このオイルパン６７には吸入油路１３６が接続されており、この吸入油路１３６が前記吸入油路４５に接続されている。これに対して、前記吐出油路４８には吐出油路１３７が接続されており、その吐出油路１３７は２方向に分岐されている。この吐出油路１３７に吐出された圧油の一部は、前記ベルト式無段変速機８の油圧サーボ機構６１，６２の油圧室、前記潤滑系統、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢＲの油圧室などのオイル必要部に供給される。また、前記吐出油路１３７および吸入油路１３６が接続された切替弁１３８が設けられている。この切替弁１３８は、一定方向に動作するスプール（図示せず）およびこのスプールの動作を制御するソレノイド（図示せず）などを有する公知のもの（ソレノイドバルブ）である。具体的には、切替弁１３８は、ポート１３９，１４０，１４１，１４２を有しており、ポート１３９が前記吸入油路１３６に接続され、ポート１４０が前記吐出油路１３７に接続されている。一方、前記固定軸１３の溝１１０が、油路（図示せず）を介して油路１４３に接続され、この油路１４３がポート１４２に接続されている。また、前記固定軸１３の溝１１１が、油路（図示せず）を介して油路１４４に接続され、この油路１４４がポート１４１に接続されている。このように構成された切替弁１３８は、前記ポート１３９に対して、前記ポート１４１，１４２を選択的に接続・遮断する制御をおこなうとともに、前記ポート１４０に対して、前記ポート１４１，１４２を選択的に接続・遮断する制御をおこなう。

上記のように構成された車両１において、前記エンジン２が運転されて、そのエンジントルクがダンパ機構３を経由して前記インプットシャフト４に伝達される。このインプットシャフト４のトルクが、前記オイルポンプ６のインナーレース２５に伝達される。このようにして、前記インナーレース２５にトルクが伝達された場合のオイルポンプ６の作用を説明する。前記圧縮コイルばね４０のばね荷重により、前記ピストン３５が半径方向で外側に向けて押圧され、前記転動体３６がカム面２２に接触する。また、前記転動体３６と前記カム面２２との接触点では反力が生じ、その反力に基づいて、前記ピストン３６を前記シリンダ３４内に押し戻す向きの荷重（内側向きの荷重）が生じる。そして、前記インナーレース２５にトルクが伝達されて、前記インナーレース２５とアウターレース１８とが相対回転すると、前記回転軸線Ｘ１と垂直な平面内において、前記カム面２２の形状に沿って転動体３６が転動し、前記ピストン３５がシリンダ３４内で前記半径方向に往復動する。具体的には、前記転動体３６が前記凸部２４を登坂する場合に、前記ピストン３５が半径方向で内側に向けて動作し、前記転動体３６が前記凸部２４を降坂する場合に、前記ピストン３５が半径方向で外側に向けて動作する。

前記ピストン３５が前記シリンダ３４内で半径方向で外側に向けて動作する行程（上昇行程）の作用を、具体的に説明する。前記ピストン３５が前記半径方向で外側に向けて動作すると、前記油室３９の容積が拡大し、その油室３９が負圧となる。すると、前記逆止弁１１３が開放されるとともに、前記オイルパン６７に貯溜されているオイルが、前記吸入油路１３６，４５，１１３を経由して、前記油室３９に吸入される。このように、前記油室３９にオイルが吸入される行程が、吸入行程である。なお、前記のように油室３９が負圧になると、前記逆止弁４７が閉じられるため、前記吐出油路４８のオイルが前記油室３９に戻ることはない。つぎに、前記ピストン３５が前記シリンダ３４内で半径方向で内側に向けて動作する行程（下降行程）の作用を説明する。前記ピストン３５が前記半径方向で内側に向けて動作すると、前記油室３９の容積が縮小され、その油室３９の油圧が上昇する。すると、前記逆止弁４７が開放されるとともに、前記油室３９のオイルが、前記吐出油路１１４，４８を経由して、前記吐出油路１３７に吐出される。このように、前記油室３９のオイルが吐出される行程が吐出行程である。なお、前記のように油室３９の油圧が上昇する場合は、前記逆止弁４３が閉じられる。そして、前記インナーレース２５とアウターレース１８との相対回転により、各油室３９におけるオイルの吸入・吐出が交互に繰り返され、吐出油路１３７に吐出されたオイルが、前記オイル必要部に供給される。

上記のようにして、前記転動体３６が前記凸部２４を乗り越える場合の係合力に基づいて、前記インナーレース２５とアウターレース１８との間で動力伝達がおこなわれる。つまり、前記オイルポンプ６は動力伝達装置としての機能を兼備している。また、図１のオイルポンプ６においては、前記インナーレース２５と前記アウターレース１８とを、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向に相対移動させることが可能である。具体的には、前記アウターレース１８は、前記ケーシング５に対して回転軸線Ｘ１に沿った方向には動かないように固定されており、前記インナーレース２５がアウターレース１８に対して回転軸線Ｘ１に沿った方向に動作可能である。この具体例では、前記油圧室１２７，１３０の油圧を制御することにより、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５の位置が変更または固定される。そして、前記油圧室１２７，１３０の油圧は、前記切替弁１３８の機能により制御される。

まず、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向における前記インナーレース２５の位置を、略固定する場合について説明する。この場合は、前記ポート１３９とポート１４２とを接続し、かつ、前記ポート１４０とポート１４１とを接続するように、前記切替弁１３８を制御する。すると、吐出行程にあるピストン３５に相当する油室３９が、前記吐出油路１１４，４８，１３７、および油路１４４，１３５を介して、前記油圧室１３０に接続される。つまり、前記油圧室１３０の油圧は、前記油室３９におけるオイルの吐出油圧と等しくなる。また、前記油圧室１２７は、前記油路１４３を経由して前記吸入油路１３６に接続されるため、油圧室１２７のオイルは前記吸入油路１３６に排出される。

つぎに、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５の位置が略固定される原理を具体的に説明する。前述のように、前記ピストン３５が下降行程にある場合、その油室３９ではオイルの吐出行程にある。この下降行程にあるピストン３５では、前記油室３９の油圧により前記転動体３６が前記カム面２２に前述の荷重Ｆ１で押し付けられて、前述の荷重Ｆ２が発生する。そして、前記のように、複数個のピストン３５のうち、吐出行程にあるピストン３５および転動体３６により、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５には全荷重Σ１が加えられる。これに対して、吐出行程にあるピストン３５の油室３９の吐出油圧が前記油圧室１３０に伝達されて、その油圧室１３０の油圧が前記受圧面１２６に作用し、前記インナーレース２５を図１で右方向の押圧する荷重Ｆ３が生じる。
この荷重Ｆ３は前述のように、
ＰＬ×Ａ２
で表される。これに対して、前記油圧室１２７のオイルは前記吸入油路１３６に排出されるため、その油圧室１２７の油圧により、前記インナーレース２５を図で右方向に押圧する荷重Ｆ４は最低圧となる。

そして、図１において、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５に加えられる右向きの全荷重Σ２は、前記荷重Ｆ３と荷重Ｆ４とを加えた全荷重Σ２で求められる。ここでは、荷重Ｆ４が最低圧となるため、全荷重Σ２は荷重Ｆ３と等しくなり、その全荷重Σ２と全荷重Σ１とが略均等になる。より具体的には、前記インナーレース２５とアウターレース１８との相対回転により、「角度γ」は変動するが、前記角度γの平均値を用いて荷重Ｆ２を求めているため、厳密には、全荷重Σ２を含む一定の振幅で、荷重Σ１が高低に変化することとなる。したがって、前記インナーレース２５とアウターレース１８との間でトルクが伝達されている間、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿った方向に移動することを抑制できる。したがって、前記カム面２２と転動体３６との接触位置が、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向に移動することを抑制できる。また、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿った方向で移動することを抑制する油圧室１３０の油圧は、前記油室３９の油圧が供給されたものであり、受圧面１２６の面積と、油圧室１３０の油圧により、前記荷重Ｆ３を自動的に制御可能である。このため、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿った方向に移動することを防止するために、油圧室１３０の油圧を特別に制御せずに済む。

つぎに、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向で右側に向けて動作させる場合は、前記切替弁１３８が制御されて、前記ポート１４０が、前記ポート１４１，１４２の両方に接続され、かつ、前記ポート１３９が遮断される。すると、前記油室３９が、前記吐出油路４８，１３７および前記油路１４４を介して、前記油圧室１３０に接続されるとともに、前記油室３９が、前記１３７および油路１４３を介して油圧室１２７にも接続される。このようにして、前記油室３９におけるオイルの吐出圧が、前記油圧室１２７，１３０の両方に伝達される。すると、前記油圧室１３０の油圧に応じた回転軸線Ｘ１に沿った方向で右側向きの荷重Ｆ３に加えて、前記油圧室１２７の油圧が前記受圧面１２５に作用し、その油圧室１２７の油圧により、前記インナーレース２５を前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で右側に向けて押圧する荷重Ｆ４が生じる。すると、前記インナーレース２５を図１で左側に向けて押圧する全荷重Σ１よりも、右側に向けて押圧する全荷重Σ２の方が大きくなり、前記インナーレース２５が図１で右側に向けて動作する。

これに対して、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向で左側に向けて動作させる場合は、前記切替弁１３８が制御されて、前記ポート１３９が、前記ポート１４１，１４２の両方に接続され、かつ、前記ポート１４０が遮断される。すると、前記油室３９のオイルは、前記油圧室１２７，１３０のいずれにも供給されなくなり、かつ、前記油圧室１２７，１３０が共に前記吸入油路１３６に接続される。このようにして、前記油圧室１２７，１３０のオイルが吸入油路１３６に排出され、油圧室１２７，１３０の油圧が低下する。すると、前記インナーレース２５を図１で左側に向けて押圧する全荷重Σ１の方が、前記インナーレース２５を図１で右側に向けて押圧する全荷重Σ２よりも大きくなり、そのインナーレース２５が図１で左側に向けて動作する。このようにして、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向に動作させることができる。

そして、前記カム面２２にはテーパが付与されているため、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向でインナーレース２５が左側に移動するほど、前記半径方向で、前記ピストン３５の動作量が長くなり、前記油室３９から吐出されるオイル量が増加する。これに対して、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向でインナーレース２５が右側に移動するほど、前記半径方向で、前記ピストン３５の動作量が短くなり、前記油室３９から吐出されるオイル量が減少する。なお、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向の所定位置でインナーレース２５を停止させると、前記半径方向で、前記ピストン３５の動作量が一定となり、前記油室３９から吐出されるオイル量が一定になる。このように、前記ピストン３５の動作量を変更すると、前記半径方向で、そのピストン３５の上死点の位置は変化するが、下死点の位置は同じである。以上のように、前記オイルポンプ６はその吐出容量を変更可能なオイルポンプ、つまり、可変容量型のオイルポンプである。

また、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向でインナーレース２５が左側に移動するほど、前記転動体３６が乗り越える凸部２４が高くなるため、前記転動体３６とカム面２２との係合力が高くなる。したがって、前記インナーレース２５とアウターレース１８との間で伝達されるトルクの容量が高まり、前記インナーレース２５とアウターレース１８との間における回転数差が小さくなる。これに対して、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向でインナーレース２５が右側に移動するほど、前記転動体３６が乗り越える凸部２４が低くなるため、前記転動体３６とカム面２２との係合力が低くなる。したがって、前記インナーレース２５とアウターレース１８との間で伝達されるトルクの容量が低下し、前記インナーレース２５とアウターレース１８との間における回転数差が大きくなる。なお、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向でインナーレース２５の移動を停止させると、前記転動体３６が乗り越える凸部２４が一定になるため、前記転動体３６とカム面２２との係合力が一定に維持される。したがって、前記インナーレース２５とアウターレース１８との間で伝達されるトルクの容量が一定になり、前記インナーレース２５とアウターレース１８との間における回転数差が一定になる。

つぎに、前後進切換装置７の制御について説明する。まず、シフトポジションとしてドライブポジション（前進ポジション）が選択された場合は、前進用クラッチＣ１が係合され、かつ、後進用ブレーキＢＲが解放される。すると、前後進切換装置７を構成する遊星歯車機構の３つの回転要素が一体回転する。これに対して、シフトポジションとしてリバースポジション（後進ポジション）が選択された場合は、後進用ブレーキＢＲが係合され、かつ、前進用クラッチＣ１が解放される。すると、リングギヤ５１が入力要素となり、かつ、停止しているキャリヤ５３が反力要素となって、サンギヤ５０がリングギヤ５１とは逆方向に回転する。このようにして、前記コネクティングドラム１５のトルクが、ベルト式無段変速機８のプライマリシャフト４９に伝達される。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、後進用ブレーキＢＲが解放され、かつ、前進用クラッチＣ１が解放される。

以上のようにして、前記ベルト式無段変速機８のプライマリシャフト４９にトルクが伝達されると、このプライマリシャフト４９のトルクがベルト６０を経由してセカンダリシャフト５４に伝達される。このベルト式無段変速機８においては、油圧サーボ機構６１，６２における圧油の供給状態が油圧制御装置６５により制御される。例えば、油圧サーボ機構６１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５８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５９におけるベルト６０の巻き掛け半径が制御され、ベルト式無段変速機８の変速比、つまり、プライマリシャフト４９の回転速度と、セカンダリシャフト５４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５９からベルト６０に加える挟圧力が調整されて、ベルト式無段変速機８のトルク容量が制御される。

このような変速制御と並行して、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１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出力が求められる。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８の変速比が制御される。また、ベルト式無段変速機８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、実エンジン回転数を目標エンジン回転数に近づける場合、ベルト式無段変速機８の変速比の制御に加えて、インナーレース２５とアウターレース１８との相対回転数差の制御も実行される。以上のようにして、エンジントルクがインプットシャフト４および前後進切換装置７を経由して、ベルト式無段変速機８のセカンダリシャフト５４に伝達される。このセカンダリシャフト５４のトルクは、伝動装置９および終減速機１０を経由して車輪１１に伝達される。

上記の具体例１は、請求項１の発明に対応しており、具体例１に基づいて説明された構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、オイルポンプ６が、この発明における「ピストン型の液体機器」に相当し、回転軸線Ｘ１が、この発明の回転軸線に相当し、アウターレース１８が、この発明の第１の部材に相当し、インナーレース２５が、この発明の第２の部材に相当し、カム面２２が、この発明におけるカムに相当し、ピストン３５および転動体３６が、この発明におけるピストンに相当し、油室３９が、この発明における液体室に相当し、前記オイルが、この発明における液体に相当し、全荷重Σ１が、この発明における第１の荷重に相当し、荷重Ｆ３が、この発明における第２の荷重に相当し、受圧面１２６が、この発明における第１受圧面に相当し、前記油圧室１３０が、この発明における第１調整室に相当し、前記吐出油路４８，１１４，１３７、油路１３５，１４４、溝１１１、切替弁１３８のポート１４０，１４１が、この発明における通路に相当し、前記切替弁１３８、油圧室１２７，１３０、受圧面１２５，１２６、吐出油路１３７，４８，１１４、油路１３５，１４４などの構成が、この発明における制御装置に相当する。つまり、具体例１で説明した制御装置は、液圧式のアクチュエータであり、その構成の一部が、前記第１調整室と共用化されている。また、図２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、エンジン２が、この発明の動力源に相当し、ベルト式無段変速機８が、この発明の無段変速機に相当する。

（具体例２）
つぎに、オイルポンプ６の他の具体例２を、図４に基づいて説明する。図４において、図１および図２および図３と同様の構成部分については、図１および図２および図３と同じ符号を付してある。この具体例３では、前記インナーレース２５を、図４で右方向に押圧する荷重を発生させるための油圧室１２７，１３０の他に、更に別の油圧室が設けられている。前記円筒部２０には内周面１４５が形成されている。この内周面１４５は回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記内周面１１８よりも前記円錐部１９に近い位置に配置されている。また、内周面１４５の内径は、前記内周面１１８の内径よりも大きく構成されている。さらに、内周面１１８と内周面１４５とが端面１４６により接続されている。この端面１４６は、前記回転軸線Ｘ１を中心として環状に形成されている。一方、インナーレース２５には外周面１４７が形成されている。前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記外周面１４７は外周面１２３よりも前記シリンダ３４に近い位置に配置されている。そして、外周面１４７は外周面１２３よりも大径に構成され、外周面１２３と外周面１４７とが受圧面１４８により連続されている。この受圧面１４８は、前記回転軸線Ｘ１と垂直な平坦面であり、かつ、回転軸線Ｘ１を中心として環状に構成されている。また、前記外周面１４７の外径は、前記内周面１４５の内径よりも小さく構成されており、回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記外周面１４７の配置領域の一部と、前記内周面１４５の配置領域の一部とが重なっている。

このようにして、前記インナーレース２５とアウターレース１８との間に、前記内周面１４５と外周面１２３と端面１４６と受圧面１４８とにより取り囲まれた環状の油圧室１４９が形成されている。また、油圧室１４９が、シールリング１２８，１５０により液密にシールされている。この油圧室１４９の油圧が前記受圧面１４８に作用して、前記インナーレース２５を前記回転軸線Ｘ１に沿って図４で右側に向けて押圧する荷重Ｆ５が発生する。さらに、内周面１４５と外周面１４７との間には軸受１１２が設けられており、この軸受１１２により前記インナーレース２５が回転可能に支持されている。さらに、前記アウターレース１８には前記油圧室１４９に接続された油路１５１が形成されている。また、前記軸孔１２１の内周面には、前記油路１５１の一端が開口されている。一方、前記固定軸１３の外周面には溝１５２が形成されており、前記油路１５１と前記溝１５２とが接続されている。さらに、前記固定軸１３の外周にはシールリング１５３が取り付けられており、前記シールリング１３３とシールリング１５３とにより、前記油路１５１と前記溝１５２との接続部分が液密にシールされている。さらに、この溝１５２は、前記固定軸１３に形成された油路（図示せず）を介して、前記油路１４３に接続されている。また、前記油路１３２が前記油路１４４に接続されている。さらに、前記油路１３５が前記吐出油路１３７に常時接続されている。

この具体例２では、前記切替弁１３８の制御により、前記ポート１４０とポート１４１とを接続し、かつ、ポート１３９とポート１４２とを接続すると、前記油室３９から吐出される圧油が、前記油圧室１２７，１３０に供給され、かつ、前記油圧室１４９のオイルが前記吸入油路１３６に排出される。その結果、前記受圧面１２５の油圧が作用し、かつ、受圧面１２６に油圧が作用することにより、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向で右側に押圧する荷重Ｆ３，Ｆ４が生じる。なお、前記受圧面１４８に作用する油圧は最低圧であり、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向で右側に押圧する荷重は生じない。そして、この具体例２においても、前記インナーレース２が回転軸線Ｘ１に沿った方向に移動することを抑制するできるように、具体例１と同様の原理により、
ＰＬ×（Ａ２＋Ａ３）＝ＰＬ×Ａ１×（ｔａｎ（γ０／２））×（Ｎ／２）
が成立するように、前記受圧面１２５，１２６の面積が構成されている。具体的には、
Ａ２＋Ａ３＝Ａ１×（ｔａｎ（γ０／２））×（Ｎ／２）
となるように、前記受圧面１２５の面積Ａ２および受圧面１２６の面積Ａ３が決定されている。

つぎに、この具体例２における作用を説明する。まず、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向における前記インナーレース２５の位置を、略固定する場合について説明する。この場合は、前記ポート１３９とポート１４２とを接続し、かつ、前記ポート１４０とポート１４１とを接続するように、前記切替弁１３８を制御する。すると、吐出行程にあるピストン３５に相当する油室３９のオイルが、前記吐出油路１１４，４８，１３７、および油路１３５を介して、前記油圧室１３０に供給される。また、前記吐出油路１３７のオイルは、前記油路１４４を経由して油圧室１２５にも供給される。つまり、前記油圧室１２５，１３０の油圧は、共に前記油室３９の吐出油圧と等しくなる。なお、前記油圧室１４９は、前記油路１４３を経由して前記吸入油路１３６に接続されるため、油圧室１４９のオイルは前記吸入油路１３６に排出される。

前記のように、複数個のピストン３５のうち、吐出行程にあるピストン３５および転動体３６により、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５には全荷重Σ１が加えられる。これに対して、前記油圧室１３０の油圧が前記受圧面１２６に作用し、前記インナーレース２５を図４で右方向に押圧する荷重Ｆ３が生じるとともに、前記油圧室１２７の油圧が前記受圧面１２５に作用し、前記インナーレース２５を図４で右方向に押圧する荷重Ｆ４が生じる。ここで、前記荷重Ｆ３は前述のように、
ＰＬ×Ａ２
で求められ、同様にして、荷重Ｆ４は、
ＰＬ×Ａ３
で求められる。一方、前記油圧室１４９のオイルは前記吸入油路１３６に排出されるため、その油圧室１４９の油圧により、前記インナーレース２５を図４で右方向に押圧する荷重Ｆ５は最低となる。

このため、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５に加えられる右向きの全荷重Σ２は、前記荷重Ｆ３と荷重Ｆ４との合計になり、その全荷重Σ２と全荷重Σ１とが釣り合う。したがって、この具体例２においても、具体例１と同様の効果を得られる。また、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿った方向で移動することを抑制する油圧室１２７，１３０の油圧は、前記油室３９の油圧と同じであり、受圧面１２５，１２６の面積と、油圧室１２７，１３０の油圧により、全荷重Σ２を自動的に制御可能である。このため、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿った方向に移動することを防止するために、前記油圧室１２７，１３０の油圧を制御する機構を特別に設けずに済む。

つぎに、図４において、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向で右側に向けて動作させる場合は、前記切替弁１３８が制御されて、前記ポート１４０が、前記ポート１４１，１４２の両方に接続され、かつ、前記ポート１３９が遮断される。すると、前記油室３９から吐出されたオイルが、前記油圧室１２７，１３０に供給されるとともに、前記吐出油路１３７のオイルの一部が、前記油路１４３を経由して前記油圧室１４９にも供給される。すると、前記油圧室１４９の油圧が前記受圧面１４８に作用し、前記インナーレース２５を前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で右側に向けて押圧する荷重Ｆ５が生じる。つまり、全荷重Σ２は、荷重Ｆ３および荷重Ｆ４および荷重Ｆ５の和に相当する値となり、前記インナーレース２５を図１で左側に向けて押圧する全荷重Σ１よりも、右側に向けて押圧する全荷重Σ２の方が大きくなり、前記インナーレース２５が図１で右側に向けて動作する。

これに対して、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向で左側に向けて動作させる場合は、前記切替弁１３８が制御されて、前記ポート１３９が、前記ポート１４１，１４２の両方に接続され、かつ、前記ポート１４０が遮断される。すると、前記油室３９のオイルは前記油圧室１３０に供給され、前記油圧室１２７，１４９のオイルが、共に吸入油路１３６に排出される。すると、前記荷重Ｆ４，Ｆ５は共に最低圧となり、全荷重Σ２は前記荷重Ｆ３に相当する値となる。このため、前記インナーレース２５を図４で左側に向けて押圧する全荷重Σ１の方が、前記インナーレース２５を図４で右側に向けて押圧する全荷重Σ２よりも大きくなり、そのインナーレース２５が図４で左側に向けて動作する。このようにして、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向に動作させることができる。なお、この具体例２においては、前記インナーレース２５が図１で左側に向けて動作する場合でも、前記荷重Ｆ３が最低圧ではないため、前記インナーレース２５が急激に図１で左側に向けて動作することを抑制できる。このように、具体例２のオイルポンプ８においても、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５の位置を制御することが可能であり、具体例１のオイルポンプ８と同様の効果を得られる。また、具体例２において、具体例１と同様の構成部分については、具体例１と同様の作用効果を得られる。この具体例２は請求項１の発明に相当するものであり、具体例２においては、前記油圧室１４９、油路１５１、溝１５２も、この発明の制御装置に相当する。また、油圧室１２７，１３０が、この発明における第１調整室に相当する。具体例２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、具体例１の構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。

（具体例３）
つぎに、前記オイルポンプ８の具体例３を、図５に基づいて説明する。この図５において、図１ないし図３と同じ構成部分については、図１ないし図３と同じ符号を付してある。この具体例３と具体例１とを比べると、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５を図５で右方向に押圧する荷重を発生させるために、前記油圧室１２７，１３０が設けられている点は同じである。これに対して、具体例３では、前記インナーレース２５を図５で左方向に押圧する荷重を発生する油圧室が設けられている点が、具体例１の構成とは異なる。すなわち、前記インナーレース２５の外周面とコネクティングドラム１５の内周面との間に、油圧室１５４が形成されている。また、前記インナーレース２５には、油圧室１５４の油圧が作用して、このインナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向で左側に向けて押圧する荷重Ｆ６を生じる受圧面１５５が形成されている。この受圧面１５５は、前記回転軸線Ｘ１と垂直な平面であり、かつ、受圧面１５５は前記回転軸線Ｘ１を中心として環状に構成されている。そして、前記インナーレース２５の外周面とコネクティングドラム１５の内周面との間には、シールリング１５６，１５７が取り付けられており、前記油圧室１５４を液密にシールしている。

さらに、前記隔壁１６には前記油路１４３に接続された油路１６０が設けられており、前記コネクティングドラム１５の外周面には環状の溝１５８が設けられている。このコネクティングドラム１５には、溝１５８と前記油圧室１５４とを接続する油路１５９が設けられている。そして、前記油路１６０と前記溝１５８とが接続されており、前記隔壁１６の内周面と前記コネクティングドラム１５の外周面との間に、シールリング１６１，１６２が設けられている。このシールリング１６１，１６２により、前記油路１６０と前記溝１５８との接続部分が液密にシールされている。このようにして、前記インナーレース２５とコネクティングドラム１５との円周方向における相対位置関係、およびコネクティングドラム１５と隔壁１６との円周方向における相対位置関係に関わりなく、前記油圧室１５４と油路１４３とが常時接続されている。また、前記切替弁１３８のポート１４１は、油路１４４を介して油圧室１２７に接続されているとともに、前記油圧室１３０に接続された油路１３５は、前記切替弁１３８の制御に関わりなく、前記吐出油路１３７に常時接続されている。さらに、この具体例３では、前記切替弁１３８を制御するモードとして、前記ポート１４０を遮断し、かつ、前記ポート１３９を前記ポート１４１，１４２に接続するモード１と、前記ポート１４０を前記ポート１４１に接続し、かつ、前記ポート１３９を前記ポート１４２に接続するモード２と、前記ポート１４０を前記ポート１４２に接続し、かつ、前記ポート１３９を前記ポート１４１に接続するモード３とを選択的に切り替え可能である。さらに、この具体例３においても、前記油圧室１５４のオイルが排出され、かつ、前記ピストン３５が吐出行程にある場合に、前記の式４を満足するように、前記受圧面１２６の面積Ａ２が決定されている。

この具体例３におけるオイルポンプ８の作用を説明する。まず、具体例１と同様に、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向に前記インナーレース２５が移動することを抑制する場合は、前記切替弁１３８を制御するモードとして、モード１が選択される。すると、前記油室３９から吐出されたオイルが、前記油圧室１３０に供給されて、前記インナーレース２５を図５で右方向に押圧する荷重Ｆ３が発生する。一方、前記油圧室１２７のオイルおよび油圧室１５４のオイルは、共に前記吸入油路１３６に排出される。このため、前記荷重Ｆ３が前記インナーレース２５を右方向に押圧する全荷重Σ２となる。また、前記インナーレース２５を図５で左方向に押圧する向きの全荷重Σ１は、前記式２で示された値となる。そして、この具体例３では、前記の式４を満足するように、前記受圧面１２６の面積Ａ２が決定されているため、全荷重Σ１と全荷重Σ２とが釣り合い、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿って移動することを抑制できる。

これに対して、前記回転軸線Ｘ１に沿って図５で右方向に前記インナーレース２５を移動させる場合は、前記切替弁１３８を制御するモードとして、モード２が選択される。すると、前記油室３９から吐出されたオイルが、前記油圧室１３０および前記油圧室１２７に供給され、前記インナーレース２５を図５で右方向に押圧する荷重Ｆ３，Ｆ４が発生する。一方、前記油圧室１５４のオイルは前記吸入油路１３６に排出される。このため、前記荷重Ｆ３，Ｆ４の合計が、前記全荷重Σ２となる。また、前記全荷重Σ１は、前記式２で示された値となる。そのため、全荷重Σ１よりも全荷重Σ２の方が大きくなり、前記インナーレース２５が、前記回転軸線Ｘ１に沿って図５で右方向に移動する。

さらに、前記回転軸線Ｘ１に沿って図５で左方向に前記インナーレース２５を移動させる場合は、前記切替弁１３８を制御するモードとして、モード３が選択される。すると、前記油室３９から吐出されたオイルが、前記油圧室１５４に供給される。このため、前記インナーレース２５を図５で左方向に押圧する全荷重Σ１は、前記式２で示された荷重と、前記油圧室１５４の油圧により生じる荷重Ｆ６との合計となる。一方、前記油圧室１２７のオイルは、前記吸入油路１３６に排出され、前記全荷重Σ２は、前記荷重Ｆ３となる。このため、全荷重Σ２よりも全荷重Σ１の方が大きくなり、前記インナーレース２５が、前記回転軸線Ｘ１に沿って図５で左方向に移動する。この具体例３において、具体例１と同様の構成部分については、具体例１と同様の作用効果を得られる。さらに、この具体例３においては、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記シリンダ３４およびピストン３５の一方に、前記油圧室１２７，１３０が配置され、他方に油圧室１５４が配置されている。したがって、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記油圧室１２７，１３０，１５４の配置バランスがよく、オイルポンプ８の小型化が可能になる。この具体例３は、請求項１の発明に相当するものであり、油圧室１３０が、この発明の第１調整室に相当する。また、油圧室１５４、油路１５９，１６０、および溝１５８も、この発明の制御装置に相当する。この具体例３のその他の構成と、この発明の構成との対応関係は、具体例１の構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。

（具体例４）
つぎに、オイルポンプ８の具体例４を、図６に基づいて説明する。この具体例４において、前記オイルポンプ８の構成は、具体例３の場合と同様である。すなわち、具体例４においても、前記油圧室１２７，１３０，１５４が設けられている。この具体例４と具体例３とを比べると、前記切替弁１３８の構成、およびこの切替弁１３８に接続された油路と、前記油圧室１２７，１３０，１５４との接続・遮断の切り替え状態が異なる。まず、切替弁１３８は、ポート１３９，１４０，１４１，１４２に加えて、ポート１６３を有している。このポート１６３は、油路１６４，１３５を介して前記油圧室１３０に接続されている。この切替弁１３８においては、前記ポート１３９を、前記ポート１４１，１４２，１６３に対して接続・遮断する制御、前記ポート１４０を、前記ポート１４１，１４２，１６３に対して接続・遮断する制御をおこなうことが可能である。

この切替弁１３８によるポート同士の接続・遮断を切り替えるモードとして、図７に示すようにモード１ないしモード５を選択的に切り替え可能である。図７に示すモード１が選択された場合は、前記ポート１３９とポート１４２とが接続され、前記ポート１４０が、前記ポート１４１，１６３に接続される。このため、モード１が選択された場合は、前記油室３９から吐出されたオイルが、前記吐出油路１３７を経由して、前記油圧室１３０および前記油圧室１２７に供給されるとともに、前記油圧室１５４のオイルが、前記油路１６０，１４３を経由して吸入油路１３６に排出される。つぎに、図７に示すモード２が選択された場合は、前記ポート１４０が、前記ポート１４１，１４２，１６３に接続され、前記ポート１３９が遮断される。このため、モード２が選択された場合は、前記油室３９から吐出されたオイルが、前記吐出油路１３７を経由して、前記油圧室１３０および前記油圧室１２７および前記油圧室１５４に供給される。

一方、図７に示すモード３が選択された場合は、前記ポート１４０が、前記ポート１６３に接続され、前記ポート１３９が、前記ポート１４１，１４２に接続される。このため、モード３が選択された場合は、前記油室３９から吐出されたオイルが、前記吐出油路１３７を経由して、前記油圧室１３０に供給され、前記油圧室１２７のオイル、および前記油圧室１５４のオイルが、共に前記吸入油路１３６に排出される。さらに、図７に示すモード４が選択された場合は、前記ポート１４０が遮断され、前記ポート１３９が、前記ポート１４１，１４２，１６３に接続される。このため、モード４が選択された場合は、前記油圧室１２７，１３０，１５４のオイルが、全て前記吸入油路１３６に排出される。さらに、図７に示すモード５が選択された場合は、前記ポート１３９が、前記ポート１４１，１６３に接続され、前記ポート１４０が、前記ポート１４２に接続される。このため、モード５が選択された場合は、前記油圧室１２７，１３０のオイルが、共に前記吸入油路１３６に排出され、前記油室３９から吐出されたオイルが、前記油圧室１５４に供給される。そして、この具体例４においては、前記油圧室１５４のオイルが前記吸入油路１３６に排出されている場合、つまり、
Σ１＝ＰＬ×Ａ１×（ｔａｎ（γ０／２））×（Ｎ／２）
が成立し、かつ、前記油圧室１３０に吐出油圧が供給され、かつ、前記油圧室１２７のオイルが排出されることにより、前記荷重Ｆ３が前記全荷重Σ２に相当する場合において、前記全荷重Σ１と全荷重Σ２とが釣り合い、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿った方向で停止するように、前記受圧面１２６の面積が決定されている。また、前記受圧面１２５の面積は前記受圧面１５５の受圧面積よりも広く構成されている。これは、受圧面１２５に作用する油圧で発生する荷重の方が、受圧面１５５に作用する油圧で発生する荷重よりも大きくなるようにするためである。

この具体例４において、具体例３と同様の構成部分については、具体例１、３と同様の作用効果を得られる。また、この具体例４では、図６において前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向で停止させる制御、右または左に動作させる制御をおこなうことができる。まず、図７に示すモード１が選択された場合は、前記油室３９から吐出されたオイルが前記油圧室１２７，１３０に供給されるとともに、前記油圧室１５４からオイルが排出される。すると、
Σ１＝ＰＬ×Ａ１×（ｔａｎ（γ０／２））×（Ｎ／２）
で求められる全荷重Σ１よりも、前記荷重Ｆ３と前記荷重Ｆ４との合計で求められる全荷重Σ２の方が大きくなり、前記インナーレース２５が図６で右方向に動作する。

つぎに、図７に示すモード２が選択された場合は、前記油室３９から吐出されたオイルが前記油圧室１２７，１３０，１５４に供給される。この場合、
全荷重Σ１は、
Σ１＝ＰＬ×Ａ１×（ｔａｎ（γ０／２））×（Ｎ／２）＋Ｆ６
で求められる。一方、全荷重Σ２は前記荷重Ｆ３と前記荷重Ｆ４との合計で求められる。ここで、前記受圧面１２５の面積は前記受圧面１５５の面積よりも広く構成されているため、モード２が選択された場合も、全荷重Σ１よりも全荷重Σ２の方が大きくなり、前記インナーレース２５が図６で右方向に動作する。なお、モード１とモード２とを比較すると、前記荷重Ｆ６が前記インナーレース２５を左に向けて押圧するように加えられる分、モード２の方がモード１よりもインナーレース２５の動作速度が遅い。一方、図７に示すモード３が選択された場合は、前記油室３９から吐出されたオイルが前記油圧室１３０に供給され、かつ、前記油圧室１２７，１５４のオイルは吸入油路１３６に排出される。この場合は、前記全荷重Σ１と全荷重Σ２とが釣り合い、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿った方向で停止する。

つぎに、図７に示すモード４が選択された場合は、前記油圧室１２７，１３０，１５４のオイルが共に前記吸入油路１３６に排出される。すると、前記インナーレース２５を図６で右方向に押圧する荷重は発生せず、全荷重Σ１の方が全荷重Σ２よりも大きくなり、前記インナーレース２５が図６で左に向けて動作する。さらに、図７に示すモード５が選択された場合は、前記油圧室１２７，１３０のオイルが共に前記吸入油路１３６に排出されるとともに、前記油室３９から吐出されたオイルが、前記油圧室１５４に供給される。したがって、全荷重Σ１は、
Σ１＝ＰＬ×Ａ１×（ｔａｎ（γ０／２））×（Ｎ／２）＋Ｆ６
となり、全荷重Σ１は全荷重Σ２よりも大きくなるため、前記インナーレース２５が図６で左に向けて動作する。なお、モード４とモード５とを比較すると、前記荷重Ｆ５が前記インナーレース２５を左に向けて押圧するように加えられる分、モード５の方がモード４よりもインナーレース２５の動作速度が速い。なお、図７において、「吐出圧」は、前記油室３９から吐出されたオイルの油圧が、各油圧室１２７，１３０，１５４に伝達されることを意味している。また、図７において、「ドレン」は、各油圧室１２７，１３０，１５４のオイルが吸入油路１３６に排出されることを意味している。さらに、図７において、「右」はインナーレース２５が図６で右方向に動作することを意味し、「左」はインナーレース２５が図６で左方向に動作することを意味し、「維持」はインナーレース２５が停止することを意味する。さらに、図７において、「速い」および「遅い」は、モード１におけるインナーレース２５の移動速度と、モード２におけるインナーレース２５の移動速度とを比べた場合の相対的な速度差、モード４におけるインナーレース２５の移動速度と、モード５におけるインナーレース２５の移動速度とを比べた場合の相対的な速度差である。

この具体例４においては、具体例１と同様に前記オイルポンプ８の容量を変更可能であることに加えて、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５が右または左のいずれに動作する場合も、その動作速度を「速い」、「遅い」の２段階に変更することができる。この具体例４は、請求項２の発明に相当するものであり、この具体例４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、前記油圧室１２７が、この発明における「第２調整室」に相当し、前記荷重Ｆ４が、この発明における「第３の荷重」に相当し、受圧面１２５が、この発明における「第２受圧面」に相当し、油圧室１５４が、この発明における「第３調整室」に相当し、荷重Ｆ６が、この発明における「第４の荷重」に相当し、受圧面１５５が、この発明における「第３受圧面」に相当する。この具体例４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、具体例１の構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。

（具体例５）
さらに、オイルポンプ８の具体例５を図８に基づいて説明する。この具体例５において、具体例１と同じ構成部分については、具体例１と同じ符号を付してある。この具体例５においては、具体例１と同様に前記油圧室１３０が設けられているとともに、前記油圧室１３０の油圧が作用する受圧面１２６が、前記インナーレース２５に形成されている。この具体例５では、具体例１に示された油圧室１２７および受圧面１２５は設けられていない。この具体例５において、前記油室３９の吐出オイルを前記油圧室１３０に供給する経路の構成を説明する。前記吐出油路１３７および吸入油路１３６が接続される切替弁１３８が設けられている。この切替弁１３８は、ポート１４１，１６５，１６６，１６７を有しており、前記ポート１４１が前記油路１４４を経由して、前記油圧室１３０に接続されている。また、切替弁１３８の切替制御により、前記ポート１４１を、前記ポート１６５，１６６，１６７のいずれかに選択的に接続可能である。そして、前記吸入油路１３６は、前記ポート１６７およびオイルパン６７に接続されている。さらに、前記吐出油路１３７は前記ポート１６６に接続されている。さらに、前記吐出油路１３７から分岐した油路１６８が設けられており、その油路１６８は、減圧弁１６９の入力ポート１７０に接続されている。また、前記減圧弁１６９の出力ポート１７１には、油路１７２を介して前記ポート１６５が接続されている。この減圧弁１６９は、前記吐出油路１３７のオイルの油圧を、一定比率で減圧して前記ポート１６５に供給する機能を有している。そして、この具体例５においては、前記油室３９から吐出されたオイルを、前記減圧弁１６９で減圧して前記油室１３０に供給した場合に生じる荷重Ｆ２が全荷重Σ２となり、前記全荷重Σ１と全荷重Σ２とが釣り合うように、前記受圧面１２６の面積が構成されている。

この具体例５においても、具体例１と同様の構成部分については、具体例１と同様の効果を有する。また、この具体例５において、前記インナーレース２５とアウターレース１８との間で動力伝達をおこなう場合に、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で前記インナーレース２５の位置を制御することが可能である。まず、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５を図８で右方向に動作させる場合について説明する。この場合は、前記切替弁１３８を制御して、前記ポート１６５，１６７が遮断され、かつ、前記ポート１４１と前記ポート１６６とが接続される。すると、前記油室３９から吐出油路１３７に吐出されたオイルが、前記切替弁１３８のポート１６６，１４１を経由して油路１４４に供給されるとともに、その油路１４４のオイルが前記油圧室１３０に供給される。このように、前記ポート１６５が遮断された場合、前記油室３９から吐出されたオイルが、前記減圧弁１６９で減圧されることなく、前記油圧室１３０に供給される。つまり、前記油室３９の吐出圧と前記油圧室１３０の油圧とが等しくなる。したがって、前記油圧室１３０の油圧が前記受圧面１２６に作用して生じる荷重Ｆ２、つまり、全荷重Σ２は前記全荷重Σ１よりも大となり、前記インナーレース２５が図８で右方向に動作する。

つぎに、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５を停止させる場合について説明する。この場合は、前記切替弁１３８を制御して、前記ポート１６６，１６７が遮断され、かつ、前記ポート１４１と前記ポート１６５とが接続される。すると、前記油室３９から吐出油路１３７に吐出されたオイルが、前記減圧弁１６９の入力ポート１７０に供給される。この減圧弁１７０でオイルの油圧が減圧されて、そのオイルが前記油圧室１３０に供給される。つまり、前記油室３９の吐出圧よりも、前記油圧室１３０の油圧の方が低くなる。したがって、前記受圧面１２６に油圧が作用して生じる荷重Ｆ２、つまり、全荷重Σ２は前記全荷重Σ１と釣り合い、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿った方向の所定位置で停止する。

つぎに、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で、前記インナーレース２５を左方向に動作させる場合について説明する。この場合は、前記切替弁１３８を制御して、前記ポート１６５，１６６が遮断され、かつ、前記ポート１４１と前記ポート１６７とが接続される。すると、前記油圧室１３０のオイルが前記吸入油路１３６に排出されて、前記油圧室１３０の油圧は、前記油室３９のオイルを前記減圧弁１６９で減圧した油圧よりも低くなる。したがって、前記荷重Ｆ２は最低値となり、全荷重Σ２は前記全荷重Σ１よりも低くなり、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿った方向で左側に動作する。なお、この具体例５において、具体例１と同様の構成部分については、具体例１と同様の作用効果を得られる。また、この具体例５においては、前記回転軸線Ｘ１に沿った方向で前記インナーレース２５の位置を制御する構成として、前記インナーレース２５に荷重を加える油圧室を１箇所設ければ済む。さらには、油圧室を液密にシールするシールリングの使用数を減少させることができ、回転要素とシールシングとの摺動抵抗による動力損失を低減できる。さらには、オイルポンプ８の小型化およびコスト低減を図ることができる。

さらに、この具体例５において、前記減圧弁１６９で減圧を２段階におこなうことができるように、前記減圧弁１６９を設計変更することも可能である。具体的には、前記入力ポート１７０に供給されるオイルの油圧が同じである場合において、第１の減圧段階が選択された時に前記出力ポート１７１から出力される油圧よりも、第２の減圧段階が選択された時に前記出力ポート１７１から出力される油圧の方が低圧となるように、前記減圧弁１６９を構成する。さらに、前記ポート１６７を設けないものとする。さらに、前記減圧弁１６９で第１の減圧段階が選択されるとともに、前記油室３９のオイルが前記減圧弁１６９で減圧されて前記油圧室１３０に供給され、かつ、前記荷重Ｆ２が生じた場合に、前記全荷重Σ２と前記全荷重Σ１とが釣り合うように、前記受圧面１２６の面積を構成しておく。このように、前記減圧弁１６９および切替弁１３８を設計変更しておけば、前記インナーレース２５を右方向に動作させる場合は、前述と同様の制御がおこなわれる。

これに対して、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿った方向で停止させる場合は、前記減圧弁１６９で第１の減圧段階が選択される。すると、前記油室３９のオイルが前記減圧弁１６９で減圧されて前記油圧室１３０に供給され、かつ、前記荷重Ｆ２が生じた場合に、前記全荷重Σ２と前記全荷重Σ１とが釣り合う。したがって、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿った方向で停止する。さらに、前記インナーレース２５を回転軸線Ｘ１に沿って左方向に動作させる場合は、前記減圧弁１６９で第２の減圧段階が選択される。すると、前記油室３９のオイルが前記減圧弁１６９で一層減圧されて前記油圧室１３０に供給され、かつ、前記荷重Ｆ２が生じた場合に、前記全荷重Σ２の方が前記全荷重Σ１よりも小さくなる。したがって、前記インナーレース２５が回転軸線Ｘ１に沿って左方向に動作する。この具体例５は、請求項１、３、４に相当する具体例であり、具体例５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１６８，１７２およびポート１６５が、この発明における通路に相当し、減圧弁１６９が、この発明の減圧弁に相当する。この具体例５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、具体例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、各具体例において、ストローク量とは、トルクを伝達する回転部材、例えば、インナーレース２５などの半径方向におけるピストン３５の動作量（動作範囲）もしくは行程を意味するものであり、ピストン３５が上死点から下死点まで移動する間の距離、回転軸線Ｘ１とピストン３５の高さ方向の中心との距離、底面３７とピストン３５の高さ方向の中心との距離などに基づいて、ストローク量を定義付けることも可能である。さらに、カム面に、回転軸線Ｘ１に沿った方向で隔壁１６に近づくほど内径が大きくなるようなテーパを施すことも可能である。さらに、コネクティングドラムに連結されたアウターレースに液体室、油室、ピストン、転動体などを設け、インナーレースにカム面を設ける構成を採用することも可能である。さらにまた、特に図示しないが、第１の部材に形成されたカム面が回転軸線Ｘ１に沿った方向に変位されており、そのカム面に接触して回転軸線Ｘ１に沿った方向に動作するピストンおよび転動体が、第２の部材に取り付けられている構成のオイルポンプ、クラッチ、モータにもこの発明を適用可能である。

また、各具体例で用いている圧縮コイルばね、皿ばねは、いずれも金属材料により構成されている。また、第１のばねおよび第２のばねは、圧縮コイルばねに代えて、竹の子ばねを用いることも可能である。さらにまた、上記具体例では、第１の部材と第２の部材とが１回分相対回転する間に、ピストンが予め定められた方向に複数回往復動する構成（多行程）の、ピストン型の液体機器が挙げられているが、第１の部材と第２の部材とが１回分相対回転する間に、ピストンが予め定められた方向に１回往復動する構成（単行程）の、ピストン型の液体機器にも、この発明を用いることができる。各実施例において、油圧室のオイルの油圧を受けて、インナーレース２５に回転軸線Ｘ１に沿った方向の荷重を生じさせる受圧面は、前記回転軸線Ｘ１と垂直な平面に限らず、回転軸線Ｘ１に対して９０度以外の角度で交差する平面でもよい。さらには、受圧面は平面に限らず回転軸線Ｘ１に沿った方向に凹凸が設けられていてもよいし、受圧面は平面に限らず回転軸線Ｘ１に沿った方向に湾曲する曲面であってもよい。各実施例において、油圧室のオイルの油圧を受けて、インナーレース２５に回転軸線Ｘ１に沿った方向の荷重を生じさせる受圧面は、前記回転軸線Ｘ１と垂直な平面に限らず、回転軸線Ｘ１に対して９０度以外の角度で交差する平面でもよい。さらに、各実施例で説明した受圧面は、いずれも回転軸線Ｘ１を中心として環状に形成されているが、回転軸線Ｘ１を中心とする円周方向の一部、または円周方向に所定間隔おきに設けられていてもよい。この場合、油圧室も、回転軸線Ｘ１を中心とする円周方向の一部、または円周方向に所定間隔おきに設けられていてもよい。さらには、ピストンの底面は、平面に限らず半径方向の中心線に沿った方向に凹凸が設けられていてもよいし、ピストンの底面は平面に限らず中心線に沿った方向に湾曲する曲面であってもよい。各実施例では、インナーレース２５を右方向、左方向に動作させる構成を説明しているが、インナーレースに伝達される各荷重の向きは、カム面の傾斜方向、油圧室の位置などにより、各具体例とは逆向きとなる。

この発明のピストン型の液体機器を、車両用のオイルポンプとして用いる場合の具体例１を示す断面図である。 この発明のピストン型の液体機器を、車両用のオイルポンプとして用いる場合における、車両の全体構成を示す概念図である。 図１に示されたオイルポンプの半径方向における断面図である。 この発明のピストン型の液体機器を、車両用のオイルポンプとして用いる場合の具体例２を示す断面図である。 この発明のピストン型の液体機器を、車両用のオイルポンプとして用いる場合の具体例３を示す断面図である。 この発明のピストン型の液体機器を、車両用のオイルポンプとして用いる場合の具体例４を示す断面図である。 図６に示されたオイルポンプを制御するモードと、オイルポンプの動作との関係を示す図表である。 この発明のピストン型の液体機器を、車両用のオイルポンプとして用いる場合の具体例５を示す断面図である。

符号の説明

２…エンジン、 ６…オイルポンプ、 ８…ベルト式無段変速機、 １８…アウターレース、 ２２…カム面、 ２５…インナーレース、 ３５…ピストン、 ３６…転動体、 ３９…油室、 ４８，１１４，１３７…吐出油路、 ５８…プライマリプーリ、 ５９…セカンダリプーリ、 ６０…ベルト、 １１１，１５２，１５８…溝、 １２５，１２６…受圧面、 １２７，１３０，１５４…油圧室、 １３５，１４４，１４９，１５１，１５９，１６０，１６８，１７２…油路、 １３８…切替弁、 １４０，１４１，１６５…ポート、 １６９…減圧弁、 Ｆ２，Ｆ３，Ｆ４，Ｆ５，Ｆ６…荷重、 Ｘ１…回転軸線、 Σ１，Σ２…全荷重。

Claims (7)

1. 回転軸線を中心として相対回転可能に設けられた第１の部材および第２の部材と、前記第１の部材に設けられ、かつ、前記回転軸線を中心とする半径方向に変位された形状を有するカムと、前記第２の部材に取り付けられ、かつ、前記半径方向に沿って往復動可能なピストンと、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記ピストンを前記半径方向で前記カムに押し付ける向きの圧力を生じる液体が出入りする液体室とを有するとともに、
   前記ピストンが前記カムに押し付けられた場合に生じる反力により、前記第２の部材を前記回転軸線に沿った方向に押圧する第１の荷重が発生するように、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記回転軸線に対して前記カムの形状を示す線分が傾斜されているとともに、前記第１の部材と第２の部材とを前記回転軸線に沿った方向に相対移動させることにより、前記半径方向におけるピストンの動作範囲を変更することの可能な、ピストン型の液体機器において、
   前記液体が出入りする第１調整室と、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記第１調整室の液体の圧力が作用して、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記第１の荷重とは逆向きの第２の荷重を前記第２の部材に加える第１受圧面とを有し、
   前記液体室の液体の圧力により前記ピストンが前記カムに押し付けられて前記第１の荷重が発生する場合に、その第１の荷重と前記第２の荷重とが一致するように、前記第１受圧面の面積が構成され、前記液圧室から吐出された液体の圧力を前記第１調整室に伝達する通路が設けられていることを特徴とするピストン型の液体機器。
2. 前記液体室に接続された第２調整室と、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記第２調整室の液体の圧力が作用して、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記第２の荷重と同じ向きの第３の荷重を前記第２の部材に加える第２受圧面と、
   前記液体室に接続された第３調整室と、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記第３調整室の液体の圧力が作用して、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記第１の荷重と同じ向きの第４の荷重を前記第２の部材に加える第３受圧面とが設けられており、
   前記第２受圧面の面積が前記第３受圧面の面積よりも広く構成されていることを特徴とする請求項１に記載のピストン型の液体機器。
3. 回転軸線を中心として相対回転可能に設けられた第１の部材および第２の部材と、前記第１の部材に設けられ、かつ、前記回転軸線を中心とする半径方向に変位された形状を有するカムと、前記第２の部材に取り付けられ、かつ、前記半径方向に沿って往復動可能なピストンと、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記ピストンを前記半径方向で前記カムに押し付ける向きの圧力を生じる液体が出入りする液体室とを有するとともに、
   前記ピストンが前記カムに押し付けられた場合に生じる反力により、前記第２の部材を前記回転軸線に沿った方向に押圧する第１の荷重が発生するように、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記回転軸線に対して前記カムの形状を示す線分が傾斜されているとともに、前記第１の部材と第２の部材とを前記回転軸線に沿った方向に相対移動させることにより、前記半径方向におけるピストンの動作範囲を変更することの可能な、ピストン型の液体機器において、
   前記液圧室から吐出された液体が通路を経由して供給される第１調整室と、前記第２の部材に設けられ、かつ、前記第１調整室の液体の圧力が作用して、前記回転軸線に沿った方向の平面内で、前記第１の荷重とは逆向きの第２の荷重を前記第２の部材に加える第１受圧面と、前記通路に設けられ、かつ、前記液体室から前記第１調整室に供給される液体の液圧を減圧する減圧弁とを有しており、
   前記ピストンが前記カムに押し付けられて前記第１の荷重が発生するとともに、前記減圧弁により減圧された液体の圧力が作用して前記第２の荷重が発生する場合に、前記第１の荷重と前記第２の荷重とが一致するように、前記第１受圧面の面積が構成されていることを特徴とするピストン型の液体機器。
4. 前記半径方向で前記ピストンの動作範囲を変更する場合に、前記液体室から吐出される液体を、前記減圧弁で減圧せずに前記第１調整室に供給する構成を有していることを特徴とする請求項３に記載のピストン型の液体機器。
5. 前記第１の部材と第２の部材とが相対回転すると、前記ピストンが前記カムの形状に沿って前記半径方向に往復動することにより、前記液体室の圧力が低下すると液体を吸入し、かつ、前記液体室の圧力が上昇するとその液体室から液体を吐出するポンプとして機能する構成を有し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ピストン型の液体機器。
6. 前記第１の部材または第２の部材のいずれか一方に伝達する動力を出力する動力源が設けられており、
   前記動力源の動力が前記第１の部材または前記第２の部材に伝達された場合に、前記カムと前記ピストンとの係合力により、前記第１の部材と第２の部材との間で動力伝達がおこなわれるように構成されており、
   前記第１の部材と第２の部材とを前記回転軸線に沿った方向に相対移動させることにより、前記半径方向における前記ピストンの動作範囲を制御して、前記第１の部材と第２の部材との間における動力伝達状態を制御する制御装置が設けられていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載のピストン型の液体機器。
7. 動力源から車輪に至る動力伝達経路に無段変速機が設けられており、前記動力源から前記無段変速機に至る動力伝達経路、またはこの無段変速機から前記車輪に至る動力伝達経路のいずれか一方に、前記第１の部材および第２の部材が配置されているとともに、前記動力源の動力が前記第１の部材または前記第２の部材に伝達された場合に、前記カムと前記ピストンとの係合力により、前記第１の部材と前記第２の部材との間で動力伝達がおこなわれる構成であ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ピストン型の液体機器。

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