JP2010019192A - ピストンポンプ及びそれを備えた動力伝達装置、並びにピストンモータ - Google Patents

Abstract

【課題】ポンプ容量を変更可能であり、かつ装置の小型化を実現することが可能なピストンポンプを提供する。
【解決手段】軸線Ａｘ回りに回転自在に設けられ、カム面１５を有するアウターレース１３と、アウターレース１３に対して相対回転可能に設けられ、複数のシリンダ１６を有するインナーレース１５とを備えたピストンポンプ７において、インナーレース１５に複数のシリンダ１６として第１の直径Ｌ１の第１シリンダ１６Ａ及び第１の直径Ｌ１より大きい第２の直径Ｌ２の第２シリンダ１６Ｂが設けられ、第１シリンダ１６Ａにて第１シリンダ群が構成されるとともに第２シリンダ１６Ｂで第２シリンダ群が構成され、シリンダ１６に吸入される流体の流量及びシリンダ１６から吐出される流体の流量をシリンダ群毎に別々に変更可能な油圧制御装置１１０を備えている。
【選択図】図３

Description

本発明は、第１回転部材と第２回転部材とを相対回転させ、第１回転部材のカム面によって第２回転部材に設けられたピストンを往復駆動して流体を送るピストンポンプ及びそれを備えた動力伝達装置、並びにピストンモータに関する。

動力伝達可能に接続された第１の回転部材と第２の回転部材とが相対回転することによりオイルの吸入及び吐出が行われるオイルポンプを備え、第１の回転部材又は第２の回転部材の一方に入力部材が連結されるとともに他方に出力部材が連結され、オイルポンプのオイル吐出状態を制御することにより入力部材と出力部材との間における動力伝達状態を制御する動力伝達装置が知られている。例えば、オイルの吐出状態を別々に制御可能な２つのラジアルピストン型ポンプがオイルポンプとして設けられ、一方のラジアルピストン型ポンプのピストンの外径及びシリンダの内径が他方のラジアルピストン型ポンプのピストンの外径及びシリンダの内径よりも大きく設定され、各ラジアルピストン型ポンプのオイル吐出状態を制御することにより、第１の回転部材と第２の回転部材との間における動力伝達状態を制御する動力伝達装置が知られている（特許文献１参照）。その他、本発明に関連する先行技術文献として特許文献２〜４が存在する。

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

特許文献１の装置に設けられたオイルポンプでは、各ラジアルピストン型ポンプの吐出状態をそれぞれ制御することによりポンプ容量を変更することができるが、ラジアルピストン型ポンプを複数設ける必要があるため、装置が大型化するおそれがある。

そこで、本発明は、ポンプ容量を変更可能であり、かつ装置の小型化を実現することが可能なピストンポンプ、及びそれを備えた動力伝達装置、並びにピストンモータを提供することを目的とする。

本発明のピストンポンプは、カム面を有し、かつ軸線回りに回転自在に設けられる第１回転部材と、前記カム面と対向する対向面に開口するとともに周方向に並ぶ複数のシリンダを有し、前記第１回転部材に対して相対回転可能に設けられる第２回転部材と、を備え、前記第１回転部材と前記第２回転部材とを相対回転させて前記第２回転部材の各シリンダにそれぞれ挿入されたピストンが前記カム面にて往復駆動されることにより各シリンダへの流体の吸入及び各シリンダからの流体の吐出が行われるピストンポンプにおいて、前記第２回転部材に前記複数のシリンダとして互いに直径の大きさが異なる複数種類のシリンダが設けられるとともに、前記複数のシリンダは同じ種類のシリンダにて構成される複数のシリンダ群に分けられ、前記シリンダに吸入される流体の流量及び前記シリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に別々に変更可能な流量変更手段を備えていることにより、上述した課題を解決する（請求項１）。

本発明のピストンポンプによれば、流量変更手段によってシリンダに吸入される流体の流量及びシリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に変更することにより、ポンプ容量を変更することができる。例えば、流量変更手段によって複数種類のシリンダのうち直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群のシリンダのみに流体が吸入されるように各シリンダに吸入される流体の流量を変更する、すなわちこのシリンダ群以外のシリンダ群のシリンダに吸入される流体の流量を０にすることにより、ポンプ容量を最小値に設定できる。一方、全てのシリンダに流体を吸入させることにより、ポンプ容量を最大値に設定できる。そして、シリンダに吸入される流体の流量を０にするシリンダ群を適宜選択することにより、ポンプ容量をこれら最大値と最小値の間で変化させることができる。また、複数のシリンダ群に分けられる複数種類のシリンダは第２回転部材に周方向に、すなわち同一周上に設けられているので、ポンプ容量を変更可能にしつつピストンポンプの小型化を実現することができる。本発明のピストンポンプでは、同じカム面でピストンが往復駆動される複数のシリンダの直径を相異させたので、直径が小さいほどそのシリンダの容積が小さくなる。周知のように容積を小さくするほどシリンダの吸入抵抗を低下させて速やかにシリンダ内に流体を充填することができる。そのため、直径の大きさが異なる複数種類のシリンダを複数のシリンダとして設けることにより、複数のシリンダのうち直径が最も大きいシリンダと比較してそれ以外のシリンダの吸入抵抗を低下させることができる。そのため、全てのシリンダに流体を吸入させたときのポンプ容量をある程度確保しつつ、ポンプの高回転化を実現することができる。

本発明のピストンポンプの一形態において、前記複数のシリンダ群は、それぞれ偶数個のシリンダにて構成され、前記複数のシリンダは、各シリンダ群の半分のシリンダがシリンダ内に流体が吸入される吸入行程のときに残りの半分のシリンダがシリンダから流体が吐出される吐出行程になるように前記複数のシリンダ群に分けられていてもよい（請求項２）。このように各シリンダ群のシリンダを構成することにより、各シリンダ群から吐出される流体の変動を抑制することができる。

この形態において、前記ピストンポンプは、前記複数のシリンダが前記第２回転部材の半径方向に延びるように設けられたラジアルピストンポンプであり、前記複数のシリンダ群には、前記吐出行程の時期が重なる一対のシリンダがそれぞれ含まれ、前記第２回転部材には、前記第２回転部材を前記軸線の方向から見たときに前記一対のシリンダの一方のシリンダが前記軸線に対する一方の側に配置され、他方のシリンダが前記軸線に対する他方の側に配置されていてもよい（請求項３）。シリンダから流体が吐出される際はピストンが第２回転部材の半径方向に押されるので、第２回転部材にはその半径方向からの荷重がかかる。この形態では、吐出行程の時期が重なる一対のシリンダの一方のシリンダを一方の側に他方のシリンダを他方の側に配置したので、一方のシリンダから第２回転部材に作用する荷重を他方のシリンダから第２回転部材に作用する荷重で弱めることができる。そのため、第２回転部材に掛かる荷重を小さくすることができる。

本発明のピストンポンプの一形態において、前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに吸入されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も大きいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されていてもよい（請求項４）。同数の供給通路を同一周上に設ける場合、中心よりも外周に近い円周上に設ける方が供給通路間のピッチを大きく設定できる。そのため、外周側に設けられている供給通路群ほど、各供給通路の直径を大きく設定することができる。この形態では、直径が最も大きいシリンダで構成されたシリンダ群の供給通路群が最も外周側に配置されているので、この供給通路群の供給通路の直径を他の供給通路群の供給通路よりも大きく設定することができる。これにより、この供給通路群の各供給通路の吸入抵抗を低下させることができるので、直径が最も大きいシリンダに速やかに流体を吸入させることができる。そのため、ピストンポンプを高回転化させることができる。

また、前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに吸入されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されていてもよい（請求項５）。この場合、直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられた供給通路群の供給通路の直径を他の供給通路群の供給通路よりも大きく設定できる。そのため、この形態では、直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群のみを使用する場合、すなわちポンプ容量を最も小さくした場合におけるピストンポンプの回転数を高回転化できる。

本発明のピストンポンプの一形態においては、前記第１回転部材の一端が回転自在に嵌め込まれる支持部を有するハウジングをさらに備え、前記支持部から前記第１回転部材内を経由して前記シリンダに流体を導く流体供給経路と、前記シリンダから前記第１回転部材内を経由して前記支持部に流体を導く流体排出経路とがシリンダ群毎に設けられ、前記流体供給経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部から流体を受け取る供給溝と、前記供給溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記シリンダに吸入されるべき流体が流出する流体供給口と、を備え、前記流体排出経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部に排出すべき流体が導かれる排出溝と、前記排出溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記排出溝から流体を受け取る流体排出口と、を備え、前記第１回転部材の外周面には、前記複数のシリンダ群のうちの一のシリンダ群に対応して設けられた前記流体排出経路の前記排出溝が一端に配置されるとともに、前記複数のシリンダ群のうちの他のシリンダ群に対応して設けられた前記流体排出経路の前記排出溝が他端に配置され、前記供給溝と前記排出溝とが前記軸線方向に並ぶように設けられていてもよい（請求項６）。流体供給経路はシリンダに吸入される流体が流れるため、シリンダが流体を吸入する際に内部の圧力が大気圧より低くなる場合がある。一方、流体排出経路はシリンダから吐出された流体が流れるため、その内部の圧力は大気圧より高くなる。第１回転部材は支持部に回転自在に支持されているので、第１回転部材と支持部との間には隙間が形成される。そのため、流体供給経路の内部の圧力が大気圧より低くなるとこの隙間から空気が流体供給経路内に吸入されるおそれがある。この形態では、第１回転部材の外周面に複数の供給溝と複数の排出溝とが並べて設けられ、かつその並びの両端には排出溝が配置される、すなわち流体供給経路が流体排出経路に挟まれるように配置されるので、流体供給経路の内部の圧力が大気圧より低くなっても内部の圧力が大気圧より高い流体排出通路によって空気の進入を防止することができる。そのため、流体供給通路の流体に空気が混入することを防止できる。

本発明の動力伝達装置は、上述したピストンポンプを備え、前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの一方が動力源から動力が伝達される入力部材と一体回転するように連結され、他方が動力を出力する出力部材と一体回転するように連結されていることにより、上述した課題を解決する（請求項７）。

本発明の動力伝達装置によれば、上述したピストンポンプを備えているので、同様の理由により、ポンプ容量を変更可能であり、かつ装置の小型化を実現できる。また、流量変更手段によって各シリンダ群に吸入される流体の流量又は各シリンダ群から吐出された流体の流量を変更することにより、第１回転部材と第２回転部材すなわち入力部材と出力部材との回転数の差を変更することができる。

本発明の動力伝達装置の一形態においては、前記入力部材と前記出力部材との回転数の差の大きさに応じて前記流量変更手段を制御する制御手段をさらに備えていてもよい（請求項８）。直径が大きいシリンダほどそのシリンダ内に流体が充填されるまでにかかる時間が長くなるため、第１回転部材と第２回転部材との回転数の差が大きいと直径が大きいシリンダではその内部に流体が十分に充填されずピストンがカム面から離れるおそれがある。この場合、ピストンがカム面に沿って往復駆動しないので、ピストンポンプの動作が不安定になったり、入力部材から出力部材に適切に動力が伝達されないおそれがある。そこで、例えば、入力部材と出力部材との回転数の差が大きい場合は複数種類のシリンダのうち最も直径が小さいシリンダで構成されたシリンダ群のシリンダのみに流体が吸入されるように流量変更手段を制御する。このように流量変更手段を制御することにより、ピストンポンプを正常に動作させ、入力部材から出力部材に適切に動力を伝達することができる。

この形態においては、前記動力伝達装置が車両に搭載されるとともに前記動力源が内燃機関であり、前記制御手段は、前記車両の発進時に前記ピストンポンプのポンプ容量が徐々に増加するように前記流量変更手段を制御してもよい（請求項９）。車両の停止時は出力部材の回転数が０になるため、車両の発進時の初期においては第１回転部材と第２回転部材との回転数の差が最も大きい。そこで、このような初期においてはピストンポンプのポンプ容量を小さくすることにより、ピストンポンプを正常に動作させ、入力部材から出力部材に適切に動力を伝達することができる。そして、第１回転部材と第２回転部材との回転数の差が徐々に小さくなるに従ってポンプ容量を徐々に増加させ、ピストンが往復駆動されるシリンダ群を増加させることにより、第１回転部材と第２回転部材との間で伝達される動力を増加させることができる。そのため、本発明の動力伝達装置を車両の発進装置として機能させることができる。

本発明のピストンモータは、カム面を有し、かつ軸線回りに回転自在に設けられる第１回転部材と、前記カム面と対向する対向面に開口するとともに周方向に並ぶ複数のシリンダを有し、前記第１回転部材に対して相対回転可能に設けられる第２回転部材と、を備え、前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの一方を固定し、前記第２回転部材の各シリンダに挿入されたピストンをそれらのシリンダに流体を供給して往復運動させ、そのピストン往復運動を前記カム面にて回転運動に変換して前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの他方を回転させるピストンモータにおいて、前記第２回転部材に前記複数のシリンダとして互いに直径の大きさが異なる複数種類のシリンダが設けられるとともに、前記複数のシリンダは同じ種類のシリンダにて構成される複数のシリンダ群に分けられ、前記シリンダに供給される流体の流量及び前記シリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に別々に変更可能な流量変更手段を備えていることにより、上述した課題を解決する（請求項１０）。

本発明のピストンモータによれば、上述した本発明のピストンポンプと同様の理由により、ポンプ容量を変更可能であるとともに装置の小型化を実現できる。

本発明のピストンモータの一形態において、前記複数のシリンダ群は、それぞれ偶数個のシリンダにて構成され、前記複数のシリンダは、各シリンダ群の半分のシリンダがシリンダ内に流体が供給される供給行程のときに残りの半分のシリンダがシリンダから流体が吐出される吐出行程になるように前記複数のシリンダ群に分けられていてもよい（請求項１１）。この場合、各シリンダ群から吐出される流体の変動を抑制することができる。

この形態において、前記ピストンモータは、前記複数のシリンダが前記第２回転部材の半径方向に延びるように設けられたラジアルピストンモータであり、前記複数のシリンダ群には、前記吐出行程の時期が重なる一対のシリンダがそれぞれ含まれ、前記第２回転部材には、前記第２回転部材を前記軸線の方向から見たときに、前記一対のシリンダの一方のシリンダが前記軸線に対する一方の側に配置され、他方のシリンダが前記軸線に対する他方の側に配置されていてもよい（請求項１２）。この場合、一方のシリンダから第２回転部材に作用する荷重を他方のシリンダから第２回転部材に作用する荷重で弱めることができるので、第２回転部材にかかる荷重を小さくすることができる。

本発明のピストンモータの一形態において、前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに供給されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も大きいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されていてもよい（請求項１３）。この場合、直径が最も大きいシリンダで構成されるシリンダ群の供給通路の直径を他のシリンダ群の供給通路より大きく設定できる。そのため、直径が最も大きいシリンダに速やかに流体を吸入させ、ピストンモータを高回転化させることができる。

また、前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに供給されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されていてもよい（請求項１４）。この形態では、ポンプ容量を最も小さくした場合におけるピストンモータの回転数を高回転化できる

本発明のピストンモータの一形態においては、前記第１回転部材の一端が回転自在に嵌め込まれる支持部を有するハウジングをさらに備え、前記支持部から前記第１回転部材内を経由して前記シリンダに流体を導く流体供給経路と、前記シリンダから前記第１回転部材内を経由して前記支持部に流体を導く流体排出経路とがシリンダ群毎に設けられ、前記流体供給経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部から流体を受け取る供給溝と、前記供給溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記シリンダに吸入されるべき流体が流出する流体供給口と、を備え、前記流体排出経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部に排出すべき流体が導かれる排出溝と、前記排出溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記排出溝から流体を受け取る流体排出口と、を備え、前記第１回転部材の外周面には、前記複数のシリンダ群のうちの一のシリンダ群に対応して設けられた前記流体供給経路の前記供給溝が一端に配置されるとともに、前記複数のシリンダ群のうちの他のシリンダ群に対応して設けられた前記流体供給経路の前記供給溝が他端に配置され、前記供給溝と前記排出溝とが前記軸線方向に並ぶように設けられていてもよい（請求項１５）。ピストンモータの場合は、流体供給経路の圧力の方が流体排出経路の圧力よりも高くなる。そのため、このように一端と他端に流体供給経路の供給溝を配置することにより、流体供給経路によって流体排出経路への空気の進入を防止できる。

以上に説明したように、本発明によれば、複数のシリンダ群に分けられる複数種類のシリンダを第２回転部材に周方向に設け、シリンダに吸入される流体の流量及びシリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に別々に変更できるので、ポンプ容量を変更可能にしつつ装置の小型化を実現することができる。

（第１の形態）
図１は、本発明の第１の形態に係る動力伝達装置が設けられた車両の動力伝達経路や各要素などを簡略化して示したスケルトン図である。車両１はその走行用動力源として内燃機関２が設けられている。内燃機関２の出力トルクはケーシング３内に収められた動力伝達装置４に入力され、変速などの各種操作が行われてから駆動輪１２に伝達される。動力伝達装置４は、ダンパ機構５を介して入力部材としての入力軸６に伝達されたトルクがピストンポンプ（以下、ポンプと略称することがある。）７、前後進切替装置８、無段変速部９、伝動装置１０、及び最終減速機１１を経由して駆動輪１２に伝達されるように構成されている。また、車両１には、車両１の全体を制御するために設けられたコンピュータである制御手段としてのエンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）１００と、ＥＣＵ１００からの出力信号に基づいて動力伝達装置４の各部の油圧を制御する油圧制御装置１１０とが設けられている。ＥＣＵ１００は、マイクロプロセッサ及びその動作に必要なＲＡＭ、ＲＯＭ等の周辺機器を含んだコンピュータとして構成され、例えば車両１の走行状態に応じて内燃機関２の運転状態を制御する周知のコンピュータユニットである。

ポンプ７は、油圧源としてのオイルポンプ機能、内燃機関２側から無段変速部９側への回転の伝達を調整する機能、及び内燃機関２の始動装置を兼備している。ポンプ７は入力軸６と一体回転可能に設けられる第１回転部材としてのアウターレース１３のカム面１４によって第２回転部材としてのインナーレース１５のシリンダ１６に挿入されたピストン１７をインナーレース１５の半径方向に関して往復運動させることができるラジアルピストンポンプとして構成されている。インナーレース１５側の回転は入力軸６の外側に同軸に設けられた中空状のコネクティングドラム１８に伝達される。そのため、コネクティングドラム１８が本発明の出力部材に相当する。

前後進切替装置８は、コネクティングドラム１８と無段変速部９のプライマリ軸１９との間に介在し、プライマリ軸１９の回転方向を正転方向と逆転方向とに切り替える。前後進切替装置８は遊星歯車機構２０を備えており、その遊星歯車機構２０はコネクティングドラム１８と一体回転するサンギア２０ａと、サンギア２０ａと噛み合いつつサンギア２０ａの周囲を公転する複数の第１ピニオンギア２０ｂと、第１ピニオンギア２０ｂと噛み合いつつサンギア２０ａの周囲を公転する複数の第２ピニオンギア２０ｃと、第２ピニオンギア２０ｃと噛み合うリングギア２０ｄと、第１ピニオンギア２０ｂ及び第２ピニオンギア２０ｃをサンギア２０ａの周りに公転可能かつ自転可能な状態で保持するとともにプライマリ軸１９と一体回転するキャリア２０ｅとを備えている。また、前後進切替装置８は、コネクティングドラム１８とキャリア２０ｅとの結合及びその結合の解除を行うクラッチ２１と、コネクティングドラム１８の回転の阻止及びその阻止の解除を行う第１制動装置２２と、リングギア２０ｄの回転の阻止及びその阻止の解除を行う第２制動装置２３とを備えている。前後進切替装置８は、コネクティングドラム１８の回転が許容されるように第１制動装置２２を解除状態に切り替えるとともにリングギア２０ｄの回転が許容されるように第２制動装置２３を解除状態に切り替え、かつコネクティングドラム１８とキャリア２０ｅとをクラッチ２１で結合することによりプライマリ軸１９の回転方向を正転方向に切り替える。また、前後進切替装置８は、コネクティングドラム１８の回転が許容されるように第１制動装置２２を解除状態に切り替え、リングギア２０ｄの回転が阻止されるように第２制動装置２３を制動状態に切り替え、かつコネクティングドラム１８とキャリア２０ｅとをクラッチ２１にて切り離すことによりプライマリ軸１９の回転方向を逆転方向に切り替える。さらに前後進切替装置８は、内燃機関２の始動時にコネクティングドラム１８の回転が阻止されるように第１制動装置２２を制動状態に切り替え、リングギア２０ｄの回転が許容されるように第２制動装置２３を解除状態に切り替え、かつコネクティングドラム１８とキャリア２０ｅとをクラッチ２１にて切り離す。前後進切替装置８がこの状態のときにポンプ７にオイルを供給することにより、供給したオイルでアウターレース１３を回転させることができるので、内燃機関２を始動することができる。

無段変速部９はベルトを利用した周知の無段変速機構により構成されている。無段変速部９は、プライマリ軸１９と一体回転するプライマリプーリ２４及び伝動装置１０に接続されるセカンダリ軸２５と一体回転するセカンダリプーリ２６及びベルト２７により構成される。そして、ポンプ７の発生する油圧を用いて各プーリ２４、２６の溝幅を変化させることにより、各プーリ２４、２６に巻き掛けられるベルト２７の巻き掛け径を変化させてプライマリ軸１９とセカンダリ軸２５との回転速度比を無段階に変更することができる。無段変速部９から出力された回転は、伝動装置１０にて減速されてから最終減速機１１でさらに減速されて駆動輪１２に連結された駆動軸２８に出力される。

次に図２〜図５を参照してポンプ７の詳細について説明する。図２は、図３のII−II線におけるポンプ７の断面図である。図３は図２のIII−III線におけるポンプ７の断面図であり、図４は図３に示したポンプ７の断面の中央部分を拡大して示した図である。図５は図２のIV−IV線におけるポンプ７の断面図である。ポンプ７は、車両１の車体に固定されるポンプハウジング３０と、アウターレース１３と、インナーレース１５とを備えている。図２及び図３に示したようにインナーレース１５には、第１の直径Ｌ１で形成される第１シリンダ１６Ａと、第１の直径Ｌ１より大きい第２の直径Ｌ２で形成される第２シリンダ１６Ｂとがシリンダ１６として形成されている。第１シリンダ１６Ａ及び第２シリンダ１６Ｂは、カム面１４と対向するインナーレース１５の対向面１５ａに開口している。図３に示したように第１シリンダ１６Ａと第２シリンダ１６Ｂとは、それぞれ４個ずつ設けられている。図２に示したようにこれらのシリンダ１６Ａ、１６Ｂは、同一の周上に設けられている。以降、４個の第１シリンダ１６Ａを第１シリンダ群と称し、４個の第２シリンダ１６Ｂを第２シリンダ群と称することがある。なお、第１シリンダ１６Ａと第２シリンダ１６Ｂとを区別する必要がない場合は単にシリンダ１６と称することがある。なお、第１シリンダ１６Ａと第２シリンダ１６Ｂとは同じ深さに形成される。

アウターレース１３とインナーレース１５とは互いに相対回転可能に組み合わされ、これらはポンプハウジング３０にベアリング３１、３２を介して軸線Ａｘ回りに回転自在に支持されている。図１及び図２に示したように油圧制御装置１１０とポンプ７とは、第１オイル供給通路３３、第２オイル供給通路３４、第１オイル排出通路３５、及び第２オイル排出通路３６にて接続されている。図２に示したように、これらの通路３３〜３６は、ポンプハウジング３０のうちアウターレース１３が回転自在に嵌め込まれる支持部としての凹部３０ａの内面に開口している。第１オイル供給通路３３及び第２オイル供給通路３４は油圧制御装置１１０からポンプ７にオイルを送るための通路であり、第１オイル排出通路３５及び第２オイル排出通路３６はポンプ７から吐出されたオイルを油圧制御装置１１０に送るための通路である。そのため、凹部３０ａに開口している第１オイル供給通路３３及び第２オイル供給通路３４の開口部が本発明の流体供給口に相当し、凹部３０ａに開口している第１オイル排出通路３５及び第２オイル排出通路３６の開口部が本発明の流体排出口に相当する。図２に示したようにこれらの通路３３〜３６は、第１オイル供給通路３３及び第２オイル供給通路３４が、第１オイル排出通路３５と第２オイル排出通路３６との間に挟まれるように配置されている。言い換えると、第１オイル排出通路３５がこれら通路の並びの一方の端に配置され、第２オイル排出通路３６がこれら通路の並びの他方の端に配置されている。

上述したようにインナーレース１５には、第１シリンダ１６Ａ及び第２シリンダ１６Ｂがそれぞれ４個ずつ設けられている。すなわち、インナーレース１５には８個のシリンダ１６が設けられている。これら８個のシリンダ１６は半径方向に延びるように形成され、インナーレース１５の外周面に開口している。また、これら８個のシリンダ１６は、周方向に等間隔、すなわち４５°毎に設けられている。各第１シリンダ１６Ａには第１ピストン１７Ａがそれぞれ往復動自在に挿入され、各第２シリンダ１６Ｂには第２ピストン１７Ｂがそれぞれ往復動自在に挿入されている。第１ピストン１７Ａの直径は第１シリンダ１６Ａの直径Ｌ１とほぼ同じであり、第２ピストン１７Ｂの直径は第２シリンダ１７Ｂの直径Ｌ２とほぼ同じである。なお、第１ピストン１７Ａと第２ピストン１７Ｂとを区別する必要がない場合は単にピストン１７と称することがある。第１ピストン１７Ａは、その頂部に転動体としてのボール３７Ａを備えている。同様に第２ピストン１７Ｂも、その頂部に転動体としてのボール３７Ｂを備えている。第１シリンダ１６Ａには、第１ピストン１７Ａのボール３７Ａがカム面１４に沿って転動するように第１ピストン１７Ａを半径方向外側に付勢する第１スプリング３８Ａが設けられている。第２シリンダ１６Ｂにも同様に、第２ピストン１７Ｂのボール３７Ｂがカム面１４に沿って転動するように第２ピストン１７Ｂを半径方向外側に付勢する第２スプリング３８Ｂが設けられている。以降、ボール３７Ａとボール３７Ｂとを区別する必要がない場合は単にボール３７と称することがある。同様に第１スプリング３８Ａと第２スプリング３８Ｂとを区別する必要がない場合は単にスプリング３８と称することがある。

図２に示したように各第１シリンダ１６Ａは、その底部から半径方向内側に延びてインナーレース１５の内周面に開口する連通路３９をそれぞれ備えている。一方、各第２シリンダ１６Ｂは、その底部から軸線Ａｘに沿って延びる連通路４０をそれぞれ備えている。各連通路４０は、アウターレース１３の摺動面１３ａと対向するインナーレース１５の接触面１５ｂに開口している。

アウターレース１３は、アウターレース本体４１にカム面１４を有するカム部４２が複数のボルト４３で一体回転するように組み付けられることにより形成されており、ポンプハウジング３０の凹部３０ａに挿入される切替バルブ部１３ｂと、インナーレース１５が回転自在に取り付けられる軸部１３ｃとを備えている。また、図２に示したようにアウターレース１３には、軸線Ａｘ方向に延び、切替バルブ部１３ｂの外周面及び軸部１３ｃの外周面にそれぞれ開口する第１供給通路４４、第２供給通路４５、第１排出通路４６、及び第２排出通路４７が設けられている。

第１供給通路４４は、第１シリンダ１６Ａとポンプハウジング３０の第１オイル供給通路３３とを接続するための通路であり、軸線Ａｘに沿って設けられる主通路４４ａと、切替バルブ部１３ｂに設けられて主通路４４ａと第１オイル供給通路３３とが接続されるように主通路４４ａからアウターレース１３の半径方向に延びる入口部４４ｂと、軸部１３ｃに設けられて主通路４４ａと第１シリンダ１６Ａとが接続されるように主通路４４ａからアウターレース１３の半径方向に延びる出口部４４ｃとを備えている。図３及び図４に示したように第１供給通路４４は、６本設けられている。そして、これら６本の第１供給通路４４により、第１シリンダ群に対応して設けられた供給通路群が構成されている。切替バルブ部１３ｂの外周面には、この外周面においてこれら６本の第１供給通路４４が互いに連通するように供給溝４４ｄが設けられている。この供給溝４４ｄは、切替バルブ部１３ｂの外周面に周方向に全周に亘って形成されている。

第１排出通路４６は、第１シリンダ１６Ａとポンプハウジング３０の第１オイル排出通路３５とを接続するための通路であり、軸線Ａｘ上に設けられる主通路４６ａと、軸部１３ｃに設けられて主通路４６ａと第１シリンダ１６Ａとが接続されるように主通路４６ａからアウターレース１３の半径方向に延びる入口部４６ｂと、切替バルブ部１３ｂに設けられて主通路４６ａと第１オイル排出通路３５とが接続されるように主通路４６ａからアウターレース１３の半径方向に延びる出口部４６ｃとを備えている。図３及び図４に示したように第１排出通路４６の主通路４６ａは１本であり、入口部４６ｂ及び出口部４６ｃはその一本の主通路４５ａから放射状に延びるようにそれぞれ６個ずつ設けられている。切替バルブ１３ｂの外周面には、この外周面においてこれら６個の出口部４６ｃが互いに連通するように排出溝４６ｄが設けられている。この排出溝４６ｄは、切替バルブ部１３ｂの外周面に周方向に全周に亘って形成されている。なお、第１排出通路４６の主通路４６ａは、例えば切替バルブ部１３ｂの中心に図２の右側から穴を開け、その穴の開口している端部、すなわち図２の右側の端部を栓部材４６ｅで塞ぐことにより形成すればよい。

図３及び図５に示したように６本の第１供給通路４４は、それらの主通路４４ａが第１排出通路４６の主通路４６ａの周囲に周方向に等間隔で並ぶように、すなわち６０°毎に配置されるように設けられている。そして、図４に示したように第１供給通路４４の出口部４４ｃと第１排出通路４６の入口部４６ｂとは、アウターレース１３とインナーレース１５とが組み合わされた場合に第１シリンダ１６Ａの連通路３９が配置される軸部１３ｃの同一断面上において周方向に等間隔で交互に並ぶように設けられている。そのため、軸部１３ｃの外周面には、第１供給通路４０の出口部４０ｃと第１排出通路４２の入口部４２ｂとが同一周上に等間隔で交互に開口している。従って、アウターレース１３とインナーレース１５とが相対回転した場合、第１シリンダ１６Ａの連通路３９には第１供給通路４４の出口部４４ｃと第１排出通路４６の入口部４６ｂとが交互に接続される。図４に示したように第１供給通路４４の出口部４４ｃと第１排出通路４６の入口部４６ｂとはそれぞれ６個ずつ設けられているため、第１シリンダ１６Ａの連通路３９はアウターレース１３とインナーレース１５とが３０°回転する毎に第１供給通路４４の出口部４４ｃ及び第１排出通路４６の入口部４６ｂと交互に接続される。一方、図２に示したように第１供給通路４４の入口部４４ｂと第１排出通路４６の出口部４６ｃとは、第１供給通路４４が第１オイル供給通路３３と接続され、第１排出通路４６が第１オイル排出通路３５と接続されるように軸線Ａｘ方向にずらして設けられている。

第２供給通路４５は、第２シリンダ１６Ｂとポンプハウジング３０の第２オイル供給通路３４とを接続するための通路であり、軸線Ａｘに沿って設けられ、第２シリンダ１６Ｂの底部に設けられた連通路４０と対向するようにアウターレース１３の摺動面１３ａに開口する主通路４５ａと、切替バルブ部１３ｂに設けられて主通路４５ａと第２オイル供給通路３４とが接続されるように主通路４５ａからアウターレース１３の半径方向に延びる入口部４５ｂとを備えている。図５に示したように第２供給通路４５は６本設けられている。そして、これら６本の第２供給通路４５により、第２シリンダ群に対応して設けられた供給通路群が構成されている。切替バルブ部１３ｂの外周面には、この外周面においてこれら６本の第２供給通路４５が互いに連通するように供給溝４５ｃが設けられている。供給溝４５ｃは、切替バルブ部１３ｂの外周面に周方向に全周に亘って形成されている。

第２排出通路４７は、第２シリンダ１６Ｂとポンプハウジング３０の第２オイル排出通路３６とを接続するための通路であり、軸線Ａｘに沿って設けられ、第２シリンダ１６Ｂの連通路４０と対向するように摺動面１３ａに開口する主通路４７ａと、切替バルブ部１３ｂに設けられて主通路４７ａと第２オイル排出通路３６とが接続されるように主通路４７ａからアウターレース１３の半径方向に延びる出口部４７ｂとを備えている。図５に示したように第２排出通路４７は、６本設けられている。そして、切替バルブ部１３ｂの外周面には、この外周面においてこれら６本の第２排出通路４７が互いに連通するように排出溝４７ｃが設けられている。排出溝４７ｃは、切替バルブ部１３ｂの外周面に周方向に全周に亘って形成されている。

図５に示したように第２供給通路４５と第２排出通路４７とは、アウターレース１３に周方向に等間隔で交互に並ぶように設けられている。また、図２に示したように第２供給通路４５と第２排出通路４７とは、第２供給通路４５の主通路４５ａと第２排出通路４７の主通路４７ａとがアウターレース１３とインナーレース１５とが組み合わされた場合に第２シリンダ１６Ｂの連通路４０と対向し、かつ摺動面１３ａにおいて同一円周上に等間隔で交互に開口するように配置される。そのため、アウターレース１３とインナーレース１５とが相対回転した場合、第２シリンダ１６Ｂの連通路４０には、第２供給通路４５の主通路４５ａと第２排出通路４７の主通路４７ａとが交互に接続される。図５に示したように第２供給通路４５と第２排出通路４７とはそれぞれ６本ずつ設けられているため、第２シリンダ１６Ｂの連通路４０はアウターレース１３とインナーレース１５とが３０°回転する毎に第２供給通路４５の主通路４５ａ及び第２排出通路４７の主通路４７ａと交互に接続される。一方、図２に示したように第２供給通路４５の入口部４５ｂと第２排出通路４７の出口部４７ｂとは、第２供給通路４５が第２オイル供給通路３４と接続され、第２排出通路４７が第２オイル排出通路３６と接続されるように軸線Ａｘ方向にずらして設けられている。

図５に示したように、軸部１３ｃには第１供給通路４４の出口部４４ｃと第２供給通路４５の主通路４５ａとが半径方向に並ぶように設けられている。また、第１排出通路４６の入口部４６ｂと第２排出通路４７の主通路４７ａとは、軸部１３ｃに半径方向に並ぶように設けられている。図２及び図５に示したようにアウターレース１３には、中心に第１排出通路４６が設けられ、その外側に第１供給通路４４が設けられている。そして、第２供給通路４５及び第２排出通路４７は、第１供給通路４４のさらに外側に設けられている。同一の円周上に複数の通路を周方向に並べて設ける場合は、中心よりも外周に近い円周上に設ける方が通路間のピッチを大きく設定できるので、直径の大きい通路を設けることができる。ポンプ７では、第２供給通路４５及び第２排出通路４７を第１供給通路４４よりも外側に配置し、第２供給通路４５及び第２排出通路４７のそれぞれの直径を第１供給通路４４の直径よりも大きくした。これにより、第２シリンダ１６Ｂのオイルの吸入抵抗を第１シリンダ１６Ａのオイルの吸入抵抗より小さくできる。

図６は、切替バルブ部１３ｂの一部を拡大して示した図である。図６に示したように切替バルブ部１３ｂの外周面には、周方向に全周に亘って形成される複数のシール溝４８が設けられており、各シール溝４８にはシールリング４９がそれぞれ嵌め込まれている。各シールリング４９は、ポンプハウジング３０の凹部３０ａの内面とそれぞれ接触し、外部へのオイルの漏れ及びオイルへの空気の混入を抑制する。図６に示したようにシール溝４８は、切替バルブ１３ｂの外周面のうち第１排出通路４６の出口部４６ｃの両側、及び第２排出通路４７の出口部４７ｃの両側に設けられている。上述したようにポンプハウジング３０には、第１オイル供給通路３３及び第２オイル供給通路３４が第１オイル排出通路３５と第２オイル排出通路３６との間に挟まれるように配置されている。そのため、図２及び図６に示したように切替バルブ部１３ｂの外周面には、第１供給通路４４の入口部４４ｂ及び第２供給通路４５の入口部４５ｂが、第１排出通路４６の出口部４６ｃと第２排出通路４７の出口部４７ｂとの間に挟まれるように設けられている。シリンダ１６にオイルを供給する各供給通路４４、４５は、その内部の圧力が大気圧より低くなる。一方、第１排出通路４６及び第２排出通路４７から排出されるオイルは、ポンプ７によって加圧されているため、これらの内部の圧力は大気圧より高い。そのため、このように第１排出通路４６及び第２排出通路４７を第１供給通路４４及び第２供給通路４５の外側に配置することにより、第１排出通路４６及び第２排出通路４７のオイルの吐出圧によって第１供給通路４４及び第２供給通路４５のオイルに空気が進入することを抑制できる。また、各シールリング４９を第１排出通路４６及び第２排出通路４７のオイルの吐出圧によってそれぞれ各シール溝４８の壁面と密着させることができる。そのため、オイル漏れやオイルへの空気の進入をより確実に抑制することができる。

図３に示したようにアウターレース１３のカム面１４は、径方向に突出する複数（図３では６個）の凸部１４ａと、径方向に窪む複数（図３では６個）の凹部１４ｂとを備えている。これら凸部１４ａと凹部１４ｂとは等間隔で交互に設けられ、互いに滑らかに連続するように接続されている。また、これら凸部１４ａと凹部１４ｂは、第１供給通路４４の出口部４４ｃ、第２供給通路４５の主通路４５ａ、第１排出通路４６の入口部４６ｂ、及び第２排出通路４７の主通路４７ａと対応付けて設けられている。例えば、これら凸部１４ａ及び凹部１４ｂは、図３に示したようにピストン１７のボール３７が凸部１４ａから凹部１４ｂにカム面１４に沿って移動するときに第１シリンダ１６Ａと第１供給通路４４とが接続されるとともに第２シリンダ１６Ｂと第２供給通路４５とが接続され、かつピストン１７のボール３７が凹部１４ｂから凸部１４ａにカム面１４に沿って移動するときに第１シリンダ１６Ａと第１排出通路４６とが接続されるとともに第２シリンダ１６Ｂと第２排出通路４７とが接続されるように設けられている。ピストン１７のボール３７が凸部１４ａから凹部１４ｂにカム面１４に沿って移動する場合、スプリング３８によってピストン１７が外周側に押し出されるので、オイルがシリンダ１６内に吸入される。以降、この行程を吸入行程Ｓ１と称することがある。一方、ピストン１７のボール３７が凹部１４ｂから凸部１４ａにカム面１４に沿って移動する場合はカム面１４によってピストン１７がシリンダ１６内に押し込まれるので、オイルがシリンダ１６から吐出される。以降、この行程を吐出行程Ｓ２と称することがある。

図３に示したようにインナーレース１５には、４個の第１シリンダ１６Ａが連続して配置されている。また、４個の第２シリンダ１６Ｂも同様に連続して配置されている。図７はポンプ７の８個のシリンダ１６及びカム面１４を簡略化して示した図である。図７では、８つのシリンダ１６を区別するため、第１シリンダ群を構成する４つの第１シリンダ１６Ａに＃１〜＃４の番号を付し、第２シリンダ群を構成する４つの第２シリンダ１６Ｂに＃１１〜＃１４の番号を付す。上述したようにカム面１４には凸部１４ａ及び凸部１４ｂがそれぞれ６個ずつ交互に等間隔で設けられているため、アウターレース１３とインナーレース１５とを相対回転させることにより図７に示したように各シリンダ１６に対して吸入行程Ｓ１と吐出行程Ｓ２とが３０°毎に交互に行われる。図８は、アウターレース１３に対してインナーレース１５が図７の矢印Ｒ方向に６０°回転した場合における各シリンダ群を構成する４つのシリンダ１６のピストン１７の動作を示す図である。なお、図８の＃１〜＃４の番号及び＃１１〜＃１４の番号は図７で付した各シリンダ１６の番号である。図８に示したようにポンプ７においては、第１シリンダ群を構成する＃１〜＃４の４つの第１シリンダ１６Ａのうち半分の第１シリンダ１６Ａが吸入行程Ｓ１になるときは残りの半分の第１シリンダ１６Ａが吐出行程Ｓ２になる。同様に第２シリンダ群を構成する＃１１〜＃１４の４つの第２シリンダ１６Ｂも、それらのうちの半分の第２シリンダ１６Ｂが吸入行程Ｓ１になるときは残りの半分の第２シリンダ１６Ｂが吐出行程Ｓ２になる。そのため、各シリンダ群から吐出されるオイルの量が変動することを抑制できる。また、これにより油圧変動を抑制することができる。

次に図２を参照してポンプ７におけるオイルの流れについて説明する。なお、以下ではポンプハウジング３０の第１オイル供給通路３３及び第２オイル供給通路３４の両方が油圧制御装置１１０を介してオイルが貯留されているオイルパン１１１（図１参照）と連通している場合について説明する。アウターレース１３とインナーレース１５とが相対回転すると、カム面１４及びスプリング３８によって各シリンダ１６が往復駆動される。この際、図８に示したように各シリンダ群のうちの半分のシリンダ１６は吸入行程Ｓ１になり、残りの半分のシリンダ１６は吐出行程Ｓ２になる。そして、第１シリンダ群のうち吸入行程Ｓ１にある第１シリンダ１６Ａには図２に矢印Ｆ１で示したように、第１オイル供給通路３３、第１供給通路４４、及び連通路３９を介してオイルパン１１１からオイルが吸入される。また、第２シリンダ群のうち吸入行程Ｓ１にある第２シリンダ１６Ｂには図２に矢印Ｆ１１で示したように、第２オイル供給通路３４、第２供給通路４５、及び連通路４０を介してオイルパン１１１からオイルが吸入される。一方、第１シリンダ群のうち吐出行程Ｓ２にある第１シリンダ１６Ａからは図２に矢印Ｆ２で示したように、連通路３９、第１排出通路４６、及び第１オイル排出通路３５を介して油圧制御装置１１０にオイルが吐出される。また、第２シリンダ群のうち吐出行程Ｓ２にある第２シリンダ１６Ｂからは図２に矢印Ｆ１２で示したように、連通路４０、第２排出通路４７、及び第２オイル排出通路３６を介して油圧制御装置１１０にオイルが吐出される。そのため、第１オイル供給通路３３及び第１供給通路４４により第１シリンダ群の流体供給経路が形成され、第２オイル供給通路３４及び第２供給通路４５により第２シリンダ群の流体供給経路が形成される。また、第１オイル排出通路３５及び第１排出通路４６により第１シリンダ群の流体排出経路が形成され、第２オイル排出通路３６及び第２排出通路４７により第２シリンダ群の流体排出経路が形成される。ポンプ７から油圧制御装置１１０に吐出されたオイルは、一部が前後進切替装置８及び無段変速部９等の油圧供給部に送られ、残りがポンプ７に戻される。

このようにポンプ７においては、第１シリンダ群の各第１シリンダ１６Ａにオイルを供給及び排出するラインと、第２シリンダ群の各第２シリンダ１６Ｂにオイル供給及び排出するラインとが別々に設けられている。そして、上述したように第２シリンダ１６Ｂの直径Ｌ２は第１シリンダ１６Ａの直径Ｌ１より大きいため、吐出行程Ｓ２において第２シリンダ１６Ｂから吐出されるオイルの量は第１シリンダ１６Ａから吐出されるオイルの量より多い。そのため、ポンプ７では第１シリンダ群と第２シリンダ群とを互いにポンプ容量が異なる別々のポンプとして機能させることができる。以降、第１シリンダ群の４つの第１シリンダ１６Ａが往復動することにより機能するポンプを第１ポンプ機構７Ａ、第２シリンダ群の４つの第２シリンダ１６Ｂが往復動することにより機能するポンプを第２ポンプ機構７Ｂと称することがある。なお、本発明におけるポンプ容量とは、アウターレース１３に対してインナーレース１５が１回転したときにポンプ７から吐出されるオイルの容量、いわゆる押しのけ容積を示す。

図１に戻って動力伝達装置４の各部の制御方法について説明する。動力伝達装置４の各部は、ＥＣＵ１００によって制御される。ＥＣＵ１００には各種センサが接続されており、これらセンサから車両１の走行状態を反映する各種パラメータに対応する信号及び内燃機関２の運転状態を反映する各種パラメータに対応する信号がそれぞれ入力される。ＥＣＵ１００に接続されるセンサとしては、例えば内燃機関２の回転速度に対応する信号を出力するクランク角センサ１０１、車両１の走行速度に対応する信号を出力する車速センサ１０２、及びアクセル開度に対応した信号を出力するアクセル開度センサ１０３などが接続されている。その他にもＥＣＵ１００には各種センサが接続されるが、それらの図示は省略した。ＥＣＵ１００は、これらセンサからの入力信号に基づいて動力伝達装置４に設けられているポンプ７、前後進切替装置８、及び無段変速部９のそれぞれの動作を制御する。ＥＣＵ１００は、例えば内燃機関２を始動すべき所定の始動条件が成立した場合に第１制動装置２２が制動状態に切り替わり、第２制動装置２３が解除状態に切り替わり、かつクラッチ２１が切り離されるように前後進切替装置８を制御する。

図９を参照してＥＣＵ１００によるポンプ７の制御方法について説明する。図９は、ポンプ７の油圧回路を示す図である。ＥＣＵ１００は、油圧制御装置１１０を制御することによりポンプ７の動作を制御する。油圧制御装置１１０は、第１オイル供給通路３３を全開する全開位置ＯＮと第１オイル供給通路３３を全閉する全閉位置ＯＦＦとに切替可能な第１切替弁１１２と、第２オイル供給通路３４を全開する全開位置ＯＮと第２オイル供給通路３４を全閉する全閉位置ＯＦＦとに切替可能な第２切替弁１１３と、ポンプ７からオイルパン１１１に戻されるオイルの量を調整する流量制御弁１１４とを備えている。そのため、油圧制御装置１１０が本発明の流量変更手段に相当する。なお、図９は、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３がそれぞれ全開位置ＯＮに切り替えられている状態を示している。図９に示したようにオイルは、オイルパン１１１からポンプ７によって汲み上げられる。そして、汲み上げられたオイルの一部が前後進切替装置８及び無段変速部９等の油圧供給部に供給され、その後オイルパン１１１に戻される。一方、汲み上げられたオイルの残りは、リターン通路１１５を介してポンプ７に戻される。流量制御弁１１４はこのリターン通路１１５に設けられている。

ＥＣＵ１００は、流量制御弁１１４の開度を調整することによりポンプ７から吐出されるオイルの量を調整し、これによりポンプ７のアウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数との差（以下、回転数差と称することがある。）を調整する。例えば、流量制御弁１１４を閉じ側に制御するほどリターン通路１１５を介してオイルパン１１１に戻されるオイルの量が減少するので、ポンプ７から吐出されるオイルの量が減少する。そして、ポンプ７から吐出されるオイルの量が減少するほど各ピストン１７が往復駆動する回数が減少するため、回転数差が小さくなる。上述したようにアウターレース１３は入力軸６と一体回転可能に設けられ、インナーレース１５の回転はコネクティングドラム１８に伝達される。そのため、流量制御弁１１４の開度を調整することにより、入力軸６とコネクティングドラム１８との動力の伝達効率、すなわち内燃機関２側と前後進切替装置８側との間の動力の伝達効率を調整できる。例えば、入力軸６に一定の動力が入力されるときに流量制御弁１１４を閉じ側に制御した場合、ポンプ７の吐出すべきオイル量が減少するので、回転数差が小さくなる。この場合、アウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数が近付くため、入力軸６とコネクティングドラム１８との間の動力の伝達効率が上昇する。一方、入力軸６に一定の動力が入力されるときに流量制御弁１１４を開き側に制御した場合は、ポンプ７の吐出すべきオイル量が増加するので、回転数差が大きくなる。そのため、入力軸６とコネクティングドラム１８との間の動力の伝達効率が低下する。そこで、ＥＣＵ１００は、車両１の速度及び内燃機関２の回転速度などに応じて入力軸６からコネクティングドラム１８にそのときの車両１の走行状態や内燃機関２の運転状態に適した大きさの動力が伝達されるように流量制御弁１１４の開度を調整する。

また、ＥＣＵ１００は、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の動作をそれぞれ制御し、これによりポンプ容量を調整する。第１切替弁１１２を全閉位置ＯＦＦに切り替えた場合、第１シリンダ群の各第１シリンダ１６Ａへのオイルの吸入が阻止される。この場合、カム面１４の凸部１４ａによって第１ピストン１７Ａが第１シリンダ１６Ａ内に押し込まれて第１シリンダ１６Ａ内からオイルが排出されるとその後はその第１シリンダ１６Ａにオイルが吸入されないので、第１ピストン１７Ａは第１シリンダ１６Ａ内に押し込まれた状態に保持される。そのため、第１ポンプ機構７Ａによるオイルの汲み出しが禁止される。第２切替弁１１３を全閉位置ＯＦＦに切り替えた場合は、第２シリンダ群の各第２シリンダ１６Ｂへのオイルの吸入が阻止される。そのため、上述した第１シリンダ群の場合と同様に第２ピストン１７Ｂが第２シリンダ１６Ｂ内に押し込まれた状態に保持される。そのため、第２ポンプ機構７Ｂによるオイルの汲み出しを禁止できる。

ポンプ７においては、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３のそれぞれの状態を切り替えることによりポンプ容量を４段階に変更できる。第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の両方を全開位置ＯＮに切り替えた場合には、ポンプ７のポンプ容量が最大になる。以下、この状態を第１状態と称することがある。上述したように第２シリンダ１６Ｂの直径Ｌ２は第１シリンダ１６Ａの直径Ｌ１より大きいので、第２ポンプ機構７Ｂのポンプ容量は第１ポンプ機構７Ａのポンプ容量よりも多い。そのため、第１切替弁１１２を全閉位置ＯＦＦに切り替えるとともに第２切替弁１１３を全開位置ＯＮに切り替えた場合にポンプ７のポンプ容量が２番目に大きな値になる。以下、この状態を第２状態と称することがある。そして、第１切替弁１１２を全開位置ＯＮに切り替えるとともに第２切替弁１１３を全閉位置ＯＦＦに切り替えた場合にポンプ７のポンプ容量が３番目に大きな値になる。以下、この状態を第３状態と称することがある。第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の両方をそれぞれ全閉位置ＯＦＦに切り替えた場合にはポンプ容量が０となる。

図１０は、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態とポンプ７において動作するピストン１６の容積の合計との対応関係を示した表である。第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態が第３状態の場合、すなわち第１ポンプ機構７Ａのみを機能させた場合はポンプ７において動作するピストン１６は第１ピストン１６Ａの４本のみである。そのため、この際のピストン１６の容積の合計（以下、第１合計容積と称することがある。）Ｖ１は、第１シリンダ１６Ａの１個当たりの容積ｖ１と第１シリンダ１６Ａの個数Ｎ１とを掛けた値となる。第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態が第２状態の場合、すなわち第２ポンプ機構７Ｂのみを機能させた場合はポンプ７において動作するピストン１６は第２ピストン１６Ｂの４本のみである。そのため、この際のピストン１６の容積の合計（以下、第２合計容積と称することがある。）Ｖ２は、第２シリンダ１６Ｂの１個当たりの容積ｖ２と第２シリンダ１６Ｂの個数Ｎ２とを掛けた値となる。第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態が第１状態の場合、すなわち第１ポンプ機構７Ａ及び第２ポンプ機構７Ｂの両方を機能させた場合のピストン１６の容積の合計は、第１合計容積Ｖ１と第２合計容積Ｖ２とを足した値となる。なお、ポンプ容量は、これらピストン１６の合計容積にカム面１４に設けられている凸部１４ａ又は凹部１４ｂの個数、すなわちアウターレース１３に対してインナーレース１５が１回転する間にピストン１６が往復駆動される回数を掛けた値である。

ＥＣＵ１００は、車両１の走行状態や内燃機関２の運転状態に基づいて第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態を制御し、ポンプ７のポンプ容量を制御する。例えば、ＥＣＵ１００は、車両１の発進時にポンプ容量が徐々に大きくなるように第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３を制御する。図１１は、車両１の発進時におけるポンプ容量の制御方法の一例を示している。なお、図１１の線Ａはコネクティングドラム１８の回転数、すなわちポンプ７から出力される回転数（以下、出力回転数と称することがある。）の時間変化の一例を示している。図１１に示したように車両１が停止している期間、ＥＣＵ１００は第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の両方を全閉位置ＯＦＦに維持する。この場合、各ピストン１７がシリンダ１６内に押し込まれた状態に保持されるので、アウターレース１３からインナーレース１５への動力伝達が阻止される。

その後、ＥＣＵ１００は、まず第１切替弁１１２のみを全開位置ＯＮに切り替える。これにより第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態が第１状態に切り替えられる。車両１の発進時は出力回転数が０から徐々に上昇するようにアウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数との差を徐々に小さくする必要がある。車両１の停止時はコネクティングドラム１８の回転数が０であるため、インナーレース１５の回転数が０である。一方、アウターレース１３には内燃機関２の回転数が伝達されている。そのため、車両１の発進時はアウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数との差（回転数差）が大きくなり、ポンプ７が高回転となる。そこで、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態を第１状態に切り替え、第１ポンプ機構７Ａのみを機能させる。第１シリンダ１６Ａの直径Ｌ１は第２シリンダ１６Ｂの直径Ｌ２よりも小さいため、第１シリンダ１６Ａの方が第２シリンダ１６Ｂよりもオイルの吸入抵抗が小さい。そのため、第１シリンダ１６Ａの方が第２シリンダ１６Ｂよりもオイルの吸入及び排出を速やかに行うことができる。従って回転数差が大きくても第１シリンダ１７Ａをカム面１４に追従させて動作させることができる。また、第１ポンプ機構７Ａのみを機能させることにより、ポンプ７から無駄にオイルが吐出されることを防止できる。

ＥＣＵ１００は、次に第１切替弁１１２を全閉位置ＯＦＦに切り替えるとともに第２切替弁１１３を全開位置ＯＮに切り替える。すなわち、第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態を第２状態に切り替える。その後、ＥＣＵ１００は第１切替弁１１２を全開位置ＯＮに切り替えて第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態を第３状態に切り替える。このようにアウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数との差が小さくなるに従って第１切替弁１１２及び第２切替弁１１３の状態を切り替えることにより、ポンプ７のポンプ容量を徐々に増大させる。これにより、シリンダ１７をカム面１４の凸部１４ａ及び凹部１４ｂに追従させて動作させることができる。すなわち、シリンダ１７のカム追従性を確保することができる。

ＥＣＵ１００は、ポンプ７の各シリンダ１７がカム面１４に追従して動作するようにアウターレース１３の回転数とインナーレース１５の回転数との差（回転数差）に応じて第１制御弁１１３及び第２制御弁１１４の状態を適宜切り替える。

以上に説明したように、第１の形態に係る動力伝達装置４によれば、同一周上に第１シリンダ１６Ａと第２シリンダ１６Ｂとを設け、オイルの吸入及びオイルの排出をシリンダ群毎に別々に行うことができる。そのため、ポンプ容量を変更でき、かつ装置の小型化を実現できる。各シリンダ群は、半分のシリンダ１６が吸入行程Ｓ１のときに残りの半分のシリンダ１６が吐出行程Ｓ２になるように４つのシリンダ１６で構成されている。そのため、各シリンダ群から吐出されるオイルの変動を抑制することができる。

ポンプ７では、第２供給通路４５及び第２排出通路４７を第１供給通路４４よりも外側に配置して第２供給通路４５及び第２排出通路４７のそれぞれの直径を第１供給通路４４の直径よりも大きくし、第２シリンダ１６Ｂのオイルの吸入抵抗を第１シリンダ１６Ａのオイルの吸入抵抗より小さくした。第２シリンダ１６Ｂは第１シリンダ１６Ａよりも直径が大きいため、このように第２シリンダ１６Ｂの吸入抵抗を第１シリンダ１６Ａよりも優先的に低下させることにより、第１ポンプ機構７Ａ及び第２ポンプ機構７Ｂの両方を機能させた場合におけるポンプ７の高回転化を実現できる。

図６に示したようにポンプ７では第１排出通路４６及び第２排出通路４７を第１供給通路４４及び第２供給通路４５の外側に配置したので、第１供給通路４４及び第２供給通路４５のオイルに空気が進入することを抑制できる。

（第２の形態）
図１２及び図１３を参照して本発明の第２の形態に係る動力伝達装置について説明する。なお、図１２は第１の形態の図７に対応する図である。図１２に示したようにこの形態では、第１の形態において＃１２の第２シリンダ１６Ｂが配置されていた位置に第１シリンダ群の＃２の第１シリンダ１６Ａが配置され、第１の形態において＃２の第１シリンダ１６Ａが配置されていた位置に第２シリンダ群の＃１２の第２シリンダ１６Ｂが配置されている点が異なる。すなわち、この形態では、第１の形態に対して＃２の第１シリンダ１６Ａの位置と＃１２の第２シリンダ１６Ｂの位置とを入れ替える。それ以外は第１の形態と同じであるため、第１の形態と共通の部分には同一の符号を付して説明を省略する。

第１の形態の図８に示したようにアウターレース１３に対してインナーレース１５が６０°回転した場合、＃２の位置にあるシリンダ１６と＃１２の位置にあるシリンダ１６とは同じ動作を行う。そのため、＃１〜＃４の４つの第１シリンダ１６Ａ及び＃１１〜＃１４の４つの第２シリンダ１６Ｂを図１２に示したように配置しても、各シリンダ群のうちの半分のシリンダ１６が吸気行程Ｓ１のときは残りの半分のシリンダ１６が吐出行程Ｓ２になる。

カム面１４の凸部１４ａによってピストン１７が半径方向中心側に押される吐出行程Ｓ２になると、その吐出行程Ｓ２のシリンダ１６からインナーレース１５に対して半径方向中心側に向かう荷重が作用する。第１の形態の図８に示したように各シリンダ群においては２つのシリンダ１６の吐出行程Ｓ２が重なるため、インナーレース１５にはこれら２つのシリンダ１６から作用する荷重を合成した荷重（以下、合力と称することがある。）が作用する。図１３は、この形態のポンプ７において＃１の第１シリンダ１６Ａ及び＃２の第１シリンダ１６Ａが両方とも吐出行程Ｓ２の場合にこれらのシリンダ１６からインナーレース１５に作用する荷重を示した図である。この形態ではインナーレース１５を軸線Ａｘの方向から見たときに＃１の第１シリンダ１６Ａが軸線Ａｘに対する一方の側（図１３の上側）に配置され、＃２の第１シリンダ１６Ａが軸線Ａｘに対する他方の側（図１３の下側）に配置される。そのため、一方の第１シリンダ１６Ａからインナーレース１５に作用する荷重を他方の第１シリンダ１６Ａからインナーレース１５に作用する荷重で弱めることができる。これにより、＃１の第１シリンダ１６Ａの荷重Ｐ１と＃２の第１シリンダ１６Ａの荷重Ｐ２とを合成した合力Ｐ３を小さくすることができる。

第２シリンダ群においても同様に＃１１の第２シリンダ１６Ｂと＃１２の第２シリンダ１６Ｂとが両方とも吐出行程Ｓ２になる場合は、これらの第２シリンダ１６Ｂの荷重が互いに弱め合うため、インナーレース１５にかかる荷重を小さくすることができる。

以上に説明したように第２の形態によれば、各シリンダ群のうち吐出行程Ｓ２が重なる一対のシリンダ１６の一方のシリンダ１６を軸線Ａｘに対する一方の側に配置し、他方のシリンダ１６を軸線Ａｘに対する他方の側に配置したので、一方のシリンダ１６の荷重を他方のシリンダ１６の荷重で弱めることができる。そのため、インナーレース１５にかかる荷重を小さくすることができる。

なお、この形態のポンプ７は図１３に示したものに限定されず、各シリンダ群を構成する４つのシリンダ１６のうち吐出行程Ｓ２が重なる一対のシリンダ１６の一方が軸線Ａｘに対する一方の側に配置され、他方が軸線Ａｘに対する他方の側に配置されていればよい。例えば、第１の形態に対して第１シリンダ群の＃３の第１シリンダ１６Ａの位置と第２シリンダ群の＃１３の第２シリンダ１６Ｂの位置とを入れ替えてもよい。このように吐出行程Ｓ２が重なる一対のシリンダ１６を配置することにより、一方のシリンダ１６の荷重を他方のシリンダ１６の荷重で弱めることができる。そのため、インナーレース１５にかかる荷重を小さくすることができる。

本発明は、上述した各形態に限定されることなく、種々の形態にて実施することができる。例えば、本発明のピストンポンプが備えるシリンダの数は８個に限定されない。本発明のピストンポンプのインナーレースには、周方向に並ぶ２個以上のシリンダが設けられていればよい。２個以上のシリンダが設けられていれば、これらのシリンダの直径の大きさを相異させることによりピストンポンプに直径の大きさが互いに異なる複数のシリンダ群を設けることができる。本発明のピストンポンプに設けられるシリンダ群の数は２つに限定されない。例えば、直径の大きさが互いに異なる３種類以上のシリンダを同一周上に設けて３つ以上のシリンダ群をピストンポンプに設けてもよい。この場合、オイルの吸入及びオイルの排出がシリンダ群毎に行われるように供給通路及び排出通路をシリンダ群毎にアウターレースに設ける。この場合、さらに細かくポンプ容量を変更することができる。

本発明のピストンポンプでは、第１供給通路及び第１排出通路を用いて第２シリンダへのオイルの供給及び第２シリンダからのオイルの排出を行い、第２供給通路及び第２排出通路を用いて第１シリンダへのオイルの供給及び第１シリンダからのオイルの排出を行ってもよい。上述したように第２供給通路及び第２排出通路は、第１供給通路よりも直径が大きいため、この場合は第２シリンダの吸入抵抗よりも第１シリンダの吸入抵抗を小さくできる。そのため、例えば車両１の発進時の初期など第１ポンプ機構のみを機能させる際のポンプの回転数を高回転化できる。

上述した各形態では、アウターレースと入力軸とが連結され、インナーレースとコネクティングドラムとが連結されていたが、これらの連結は逆でもよい。すなわち、インナーレースと入力軸とが連結され、アウターレースとコネクティングドラムとが連結されていてもよい。この場合でも入力軸とコネクティングドラムとの間の動力の伝達をポンプにて制御することができる。上述した各形態では、インナーレースとアウターレースとが同軸に設けられたラジアルピストンポンプを示したが、本発明が適用されるピストンポンプはこれに限定されない。例えば、アウターレースに対してインナーレースを偏心させて配置し、この偏心によって発生する間隔の変化を利用してピストンを往復動させるラジアルピストンポンプに本発明を適用してもよい。

本発明の動力伝達装置に設けられるピストンポンプは、ラジアルピストンポンプに限定されず、シリンダが軸線方向に往復駆動されるアキシャルピストンポンプでもよい。具体的には、例えば上述した形態の図２において開口部が図２の左側を向くように各シリンダ１６を左回りに９０°回転して設け、それら各シリンダ１６の開口部と対向するようにアウターレース１３にカム面１４を設ければよい。そして、このように９０°回転させたシリンダ１６のうちの各第１シリンダ１６Ａにはアウターレース１３の第１供給通路４４及び第１排出通路４６と交互に接続されるように連通路３９をそれぞれ設け、各第２シリンダ１６Ｂにはアウターレース１３の第２供給通路４５及び第２排出通路４７と交互に接続されるように連通路４０をそれぞれ設ける。それ以外の部分は、上述した形態のラジアルピストンポンプと同じでよい。このアキシャルピストンポンプにおいても同一周上に第１シリンダ１６Ａ及び第２シリンダ１６Ｂが設けたので、装置の小型化を実現できる。また、オイルの吸入及びオイルの排出をシリンダ群毎に別々に行うことができるので、ポンプ容量を変更できる。

上述した各形態は動力伝達装置について示したものであるが、これらの形態の動力伝達装置に組み込まれているラジアルピストンポンプの部分は、オイルなどの流体を送るための単体のピストンポンプとして使用してもよい。また、周知のようにピストンポンプは、インナーレース又はアウターレースの一方を固定し、各シリンダに周方向に順番にオイルの導入及び排出を行うことによりインナーレース又はアウターレースの他方が回転するピストンモータとして機能させることができる。そのため、上述した各形態の動力伝達装置のピストンポンプは、ピストンモータとして使用することができる。これらの場合も上述した動力伝達装置と同様の理由により、ポンプ容量を変更でき、かつ装置の小型化を実現できる。なお、上述した各形態の吸入行程がピストンモータの供給行程に相当する。ピストンモータでは、シリンダに供給するオイルが流れる供給通路の圧力の方がシリンダから排出されたオイルが流れる排出通路の圧力よりも高くなる。そこで、ピストンモータでは、上述したピストンポンプとは逆に第１オイル排出通路及び第２オイル排出通路が第１オイル供給通路と第２オイル供給通路との間の挟まれるようにこれらの通路を配置する。すなわち、一端と他端にそれぞれオイル供給通路を配置する。これにより、排気通路への空気の進入を抑制することができる。

本発明の第１の形態に係る動力伝達装置が設けられた車両の動力伝達経路や各要素などを簡略化して示したスケルトン図。 図３のII−II線におけるポンプの断面を示す図。 図２のIII−III線におけるポンプの断面を示す図。 図３に示したポンプの断面の中央部分を拡大して示した図。 図２のIV−IV線におけるポンプの断面を示す図。 アウターレースの切替バルブ部の一部を拡大して示した図。 ポンプのシリンダ及びカム面を簡略化して示した図。 アウターレースに対してインナーレースが６０°回転した場合における各シリンダ群を構成する４つのシリンダのピストンの動作を示す図。 ポンプの油圧回路を示す図。 第１切替弁及び第２切替弁の状態とポンプにおいて動作するピストンの容積の合計との対応関係を示した図。 車両の発進時におけるポンプ容量の制御方法の一例を示す図。 本発明の第２の形態に係る動力伝達装置に設けられるポンプのシリンダ及びカム面を簡略化して示した図。 第２の形態のポンプにおいて＃１の第１シリンダ及び＃２の第１シリンダが両方とも吐出行程の場合にこれらのシリンダからインナーレースに作用する荷重を示した図。

符号の説明

１ 車両
２ 内燃機関（動力源）
４ 動力伝達装置
６ 入力軸（入力部材）
７ ピストンポンプ
１３ アウターレース（第１回転部材）
１４ カム面
１５ インナーレース（第２回転部材）
１５ａ 対向面
１６Ａ 第１シリンダ
１６Ｂ 第２シリンダ
１７Ａ 第１ピストン
１７Ｂ 第２ピストン
１８ コネクティングドラム（出力部材）
３０ ポンプハウジング
３０ａ 凹部（支持部）
４４ 第１供給通路
４４ｄ 供給溝
４５ 第２供給通路
４５ｃ 供給溝
４６ｄ 排出溝
４７ｃ 排出溝
１００ 電子コントロールユニット（制御手段）
１１０ 油圧制御装置（流量変更手段）
Ａｘ 軸線
Ｓ１ 吸入行程
Ｓ２ 吐出行程

Claims (15)

1. カム面を有し、かつ軸線回りに回転自在に設けられる第１回転部材と、前記カム面と対向する対向面に開口するとともに周方向に並ぶ複数のシリンダを有し、前記第１回転部材に対して相対回転可能に設けられる第２回転部材と、を備え、前記第１回転部材と前記第２回転部材とを相対回転させて前記第２回転部材の各シリンダにそれぞれ挿入されたピストンが前記カム面にて往復駆動されることにより各シリンダへの流体の吸入及び各シリンダからの流体の吐出が行われるピストンポンプにおいて、
   前記第２回転部材に前記複数のシリンダとして互いに直径の大きさが異なる複数種類のシリンダが設けられるとともに、前記複数のシリンダは同じ種類のシリンダにて構成される複数のシリンダ群に分けられ、
   前記シリンダに吸入される流体の流量及び前記シリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に別々に変更可能な流量変更手段を備えていることを特徴とするピストンポンプ。
2. 前記複数のシリンダ群は、それぞれ偶数個のシリンダにて構成され、
   前記複数のシリンダは、各シリンダ群の半分のシリンダがシリンダ内に流体が吸入される吸入行程のときに残りの半分のシリンダがシリンダから流体が吐出される吐出行程になるように前記複数のシリンダ群に分けられている請求項１に記載のピストンポンプ。
3. 前記ピストンポンプは、前記複数のシリンダが前記第２回転部材の半径方向に延びるように設けられたラジアルピストンポンプであり、
   前記複数のシリンダ群には、前記吐出行程の時期が重なる一対のシリンダがそれぞれ含まれ、
   前記第２回転部材には、前記第２回転部材を前記軸線の方向から見たときに前記一対のシリンダの一方のシリンダが前記軸線に対する一方の側に配置され、他方のシリンダが前記軸線に対する他方の側に配置されている請求項２に記載のピストンポンプ。
4. 前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに吸入されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、
   これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も大きいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されている請求項１〜３のいずれか一項に記載のピストンポンプ。
5. 前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに吸入されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、
   これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されている請求項１〜３のいずれか一項に記載のピストンポンプ。
6. 前記第１回転部材の一端が回転自在に嵌め込まれる支持部を有するハウジングをさらに備え、
   前記支持部から前記第１回転部材内を経由して前記シリンダに流体を導く流体供給経路と、前記シリンダから前記第１回転部材内を経由して前記支持部に流体を導く流体排出経路とがシリンダ群毎に設けられ、
   前記流体供給経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部から流体を受け取る供給溝と、前記供給溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記シリンダに吸入されるべき流体が流出する流体供給口と、を備え、
   前記流体排出経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部に排出すべき流体が導かれる排出溝と、前記排出溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記排出溝から流体を受け取る流体排出口と、を備え、
   前記第１回転部材の外周面には、前記複数のシリンダ群のうちの一のシリンダ群に対応して設けられた前記流体排出経路の前記排出溝が一端に配置されるとともに、前記複数のシリンダ群のうちの他のシリンダ群に対応して設けられた前記流体排出経路の前記排出溝が他端に配置され、前記供給溝と前記排出溝とが前記軸線方向に並ぶように設けられている請求項１〜５のいずれか一項に記載のピストンポンプ。
7. 請求項１〜６のいずれか一項に記載のピストンポンプを備え、
   前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの一方が動力源から動力が伝達される入力部材と一体回転するように連結され、他方が動力を出力する出力部材と一体回転するように連結されていることを特徴とする動力伝達装置。
8. 前記入力部材と前記出力部材との回転数の差の大きさに応じて前記流量変更手段を制御する制御手段をさらに備えている請求項７に記載の動力伝達装置。
9. 前記動力伝達装置が車両に搭載されるとともに前記動力源が内燃機関であり、
   前記制御手段は、前記車両の発進時に前記ピストンポンプのポンプ容量が徐々に増加するように前記流量変更手段を制御する請求項８に記載の動力伝達装置。
10. カム面を有し、かつ軸線回りに回転自在に設けられる第１回転部材と、前記カム面と対向する対向面に開口するとともに周方向に並ぶ複数のシリンダを有し、前記第１回転部材に対して相対回転可能に設けられる第２回転部材と、を備え、前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの一方を固定し、前記第２回転部材の各シリンダに挿入されたピストンをそれらのシリンダに流体を供給して往復運動させ、そのピストン往復運動を前記カム面にて回転運動に変換して前記第１回転部材及び前記第２回転部材のうちの他方を回転させるピストンモータにおいて、
    前記第２回転部材に前記複数のシリンダとして互いに直径の大きさが異なる複数種類のシリンダが設けられるとともに、前記複数のシリンダは同じ種類のシリンダにて構成される複数のシリンダ群に分けられ、
    前記シリンダに供給される流体の流量及び前記シリンダから吐出される流体の流量の少なくともいずれか一方をシリンダ群毎に別々に変更可能な流量変更手段を備えていることを特徴とするピストンモータ。
11. 前記複数のシリンダ群は、それぞれ偶数個のシリンダにて構成され、
    前記複数のシリンダは、各シリンダ群の半分のシリンダがシリンダ内に流体が供給される供給行程のときに残りの半分のシリンダがシリンダから流体が吐出される吐出行程になるように前記複数のシリンダ群に分けられている請求項１０に記載のピストンモータ。
12. 前記ピストンモータは、前記複数のシリンダが前記第２回転部材の半径方向に延びるように設けられたラジアルピストンモータであり、
    前記複数のシリンダ群には、前記吐出行程の時期が重なる一対のシリンダがそれぞれ含まれ、
    前記第２回転部材には、前記第２回転部材を前記軸線の方向から見たときに、前記一対のシリンダの一方のシリンダが前記軸線に対する一方の側に配置され、他方のシリンダが前記軸線に対する他方の側に配置されている請求項１１に記載のピストンモータ。
13. 前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに供給されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、
    これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も大きいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されている請求項１０〜１２のいずれか一項に記載のピストンモータ。
14. 前記第１回転部材には、少なくとも一部が前記軸線方向に延びるように形成されるとともに前記軸線を中心とした同一周上に並ぶように配置され、かつ前記シリンダに供給されるべき流体を導く複数の供給通路で構成される供給通路群がシリンダ群毎に設けられ、
    これら複数の供給通路群のうち、前記複数種類のシリンダのうちの直径が最も小さいシリンダで構成されたシリンダ群に対応して設けられている供給通路群が、前記第１回転部材の最も外周側に配置されている請求項１０〜１２のいずれか一項に記載のピストンモータ。
15. 前記第１回転部材の一端が回転自在に嵌め込まれる支持部を有するハウジングをさらに備え、
    前記支持部から前記第１回転部材内を経由して前記シリンダに流体を導く流体供給経路と、前記シリンダから前記第１回転部材内を経由して前記支持部に流体を導く流体排出経路とがシリンダ群毎に設けられ、
    前記流体供給経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部から流体を受け取る供給溝と、前記供給溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記シリンダに吸入されるべき流体が流出する流体供給口と、を備え、
    前記流体排出経路は、前記第１回転部材の外周面に周方向に延びるように設けられ、前記支持部に排出すべき流体が導かれる排出溝と、前記排出溝と対向するように前記支持部の内周面に開口し、前記排出溝から流体を受け取る流体排出口と、を備え、
    前記第１回転部材の外周面には、前記複数のシリンダ群のうちの一のシリンダ群に対応して設けられた前記流体供給経路の前記供給溝が一端に配置されるとともに、前記複数のシリンダ群のうちの他のシリンダ群に対応して設けられた前記流体供給経路の前記供給溝が他端に配置され、前記供給溝と前記排出溝とが前記軸線方向に並ぶように設けられている請求項１０〜１４のいずれか一項に記載のピストンモータ。

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