JP2012017802A - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

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Abstract

【課題】オイルポンプの駆動トルクを十分に低減することができる車両用動力伝達装置を提供する。
【解決手段】第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４からの高圧ポート吐出量Ｑ１は、車両の定常走行状態において、エンジン回転速度ＮＥが、無段変速機１８の変速制御の予め定められた最低目標入力軸回転速度ＮＩＮＴ_Ｌに対応する所定エンジン回転速度ＮＥ２以上となる場合に、相対的に高油圧の作動油の消費量が高圧ポート吐出量Ｑ１により充足されるように予め設定される。車両の定常走行状態においては、無段変速機１８の変速状態に拘わらず上記高油圧の作動油の消費量が高圧ポート吐出量Ｑ１により充足され、第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６からの作動油が低油圧に維持されるので、ポンプ駆動トルクを十分に低減することができる。
【選択図】図９

Description

本発明は、高圧吐出油路および低圧吐出油路を有する内接歯車型のオイルポンプを含む車両用動力伝達装置に関し、特に、オイルポンプの駆動トルクを低減するための技術に関するものである。
外周歯を有し、エンジンによって一軸心まわりに回転駆動されるドライブギヤと、そのドライブギヤの外周歯に噛み合わされた内周歯を有して前記一軸心から偏心した偏心軸心まわりに回転可能に設けられ、前記ドライブギヤにより回転駆動される円環状のドリブンギヤと、そのドリブンギヤおよび前記ドライブギヤが収容させられたポンプ室と、そのポンプ室内から油を吐出するためにそのポンプ室の側面に周方向の所定の間隔を隔ててそれぞれ開口させられ、前記内周歯と外周歯との噛合隙間によって周方向に形成された複数の油圧室が前記ドライブギヤおよびドリブンギヤの回転に伴って所定の回転方向に移動させられるときにおいて、その油圧室の容積が減少させられる過程で順次連通させられる高圧吐出油路および低圧吐出油路を有するハウジングとを備え、相対的に高油圧の作動油の消費量が前記高圧吐出油路からの吐出量だけで充足される場合には、前記低圧吐出油路からの油圧が前記高圧吐出油路の油圧よりも所定圧低い低油圧に維持されて用いられる内接歯車型のオイルポンプが知られている。たとえば、特許文献１および２に記載されたものがそれである。これによれば、低圧吐出油路の油圧が上記低油圧に維持されることでポンプ駆動トルクが低減し、車両燃費が向上される。
また、前記特許文献２のオイルポンプは、所定の油圧室が前記高圧吐出油路と低圧吐出油路との間に位置させられてそれら吐出油路と連通していないときに、その油圧室と低圧吐出油路とを連通させるために、ポンプ室の側面に形成された油逃がし溝を備えている。これによれば、上記油圧室が高圧吐出油路と低圧吐出油路との間の閉じ込み位置を通過するときに昇圧しようとするその油圧室内の作動油が、上記油逃がし溝を通じて低圧吐出油路へ逃がされるので、閉じ込み状態とされた油圧室内の油圧が急激に上昇することを抑制し、その油圧室内の油圧上昇に起因してポンプ駆動トルクが増大することを抑制することができる。
特開２００９−０６８４７３号公報 特開２００９−１２７５６９号公報
ところで、上記従来のオイルポンプでは、低圧吐出油路の油圧が前記低油圧に維持されている場合において、所定の油圧室が高圧吐出油路と低圧吐出油路との間の閉じ込み位置を通過するときには、その所定の油圧室内の作動油が油逃がし溝を通じて低圧吐出油路へ逃がされるため、上記所定の油圧室内の油圧値が上記低油圧に近い状態まで低下させられる。そのため、上記所定の油圧室内の油圧値と、その油圧室に隣接し且つ高圧吐出油路に連通された油圧室内の油圧値との圧力差が拡大することに起因して、内周歯と外周歯との間の僅かな隙間（チップクリアランス）を通じて高圧吐出油路から上記所定の油圧室へ油が洩れて、高圧吐出油路の吐出量が減少する。
したがって、上記従来のオイルポンプと、前記相対的に高油圧の作動油の少なくとも一部が供給されることで作動させられる無段変速機とを備える車両用動力伝達装置においては、上記高圧吐出油路の吐出量の減少に伴って、前記相対的に高油圧の作動油の消費量を高圧吐出油路からの吐出量だけで充足させる無段変速機の入力軸回転速度域の下限値が高回転側にあってその入力軸回転速度域が十分に大きく得られない。そのため、上記車両用動力伝達装置においては、低圧吐出油路の油圧を前記低油圧に維持できる無段変速機の入力軸回転速度域が十分に大きく得られず、ポンプ駆動トルクを十分に低減させることができないという問題があった。
これに対して、未公知ながらも、所定の油圧室が高圧吐出油路と低圧吐出油路との間に位置させられてそれら吐出油路と連通していないときに、その油圧室を高圧吐出油路に連通させる油逃がし溝を設けることでその油圧室内の作動油を高圧吐出油路へ逃がすように構成し、高圧吐出油路から上記所定の油圧室への油洩れを抑制することが考えられる。しかし、これによっても、車両の定常走行状態において前記高油圧の作動油の消費量が高圧吐出油路からの吐出量だけで充足されず、低圧吐出油路の油圧が前記低油圧に維持されない場合があるため、オイルポンプの駆動トルクを十分に低減することができないという問題があった。
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、オイルポンプの駆動トルクを十分に低減することができる車両用動力伝達装置を提供することにある。
かかる目的を達成するための請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a-1) 外周歯を有し、エンジンによって一軸心まわりに回転駆動されるドライブギヤと、(a-2) そのドライブギヤの外周歯に噛み合わされた内周歯を有して前記一軸心から偏心した偏心軸心まわりに回転可能に設けられ、前記ドライブギヤにより回転駆動される円環状のドリブンギヤと、(a-3) そのドリブンギヤおよび前記ドライブギヤが収容させられたポンプ室と、そのポンプ室内から油を吐出するためにそのポンプ室の側面に周方向の所定の間隔を隔ててそれぞれ開口させられ、前記内周歯と外周歯との噛合隙間によって周方向に形成された複数の油圧室が前記ドライブギヤおよびドリブンギヤの回転に伴って所定の回転方向に移動させられるときにおいて、その油圧室の容積が減少させられる過程で順次連通させられる高圧吐出油路および低圧吐出油路とを有するハウジングとを備え、(a-4) 相対的に高油圧の作動油の消費量が前記高圧吐出油路からの吐出量だけで充足される場合には、前記低圧吐出油路からの油圧が前記高圧吐出油路の油圧よりも所定圧低い低油圧に維持される内接歯車型のオイルポンプと、(b) 前記相対的に高油圧の作動油の少なくとも一部が供給されることで作動させられる無段変速機とを、備える車両用動力伝達装置であって、(c) 前記高圧吐出油路の吐出量は、車両の定常走行状態において、前記無段変速機の入力軸回転速度がその無段変速機の変速制御の予め定められた最低目標回転速度以上の回転域において、前記相対的に高油圧の作動油の消費量が前記高圧吐出油路からの吐出量により充足されるように予め設定されていることにある。
また、請求項２にかかる発明の要旨とするところは、請求項１にかかる発明において、前記高圧吐出油路の吐出量は、その高圧吐出油路および前記低圧吐出油路の合計吐出量に対して、１／２よりも多くなるように予め設定されていることにある。
また、請求項３にかかる発明の要旨とするところは、請求項１または２にかかる発明において、前記無段変速機は、互いに平行に設けられた入力軸および出力軸と、その入力軸および出力軸に設けられた一対の溝幅可変プーリと、その一対の溝幅可変プーリのＶ溝にそれぞれ巻き掛けられた伝動ベルトと、前記一対の溝幅可変プーリの前記伝動ベルトに対する挟圧力をそれぞれ付与する一対の油圧シリンダとを備え、その一対の油圧シリンダに前記高油圧が供給されることでその一対の油圧シリンダがそれぞれ作動させられて、前記伝動ベルトの前記一対の溝幅可変プーリに対する掛かり径が変化させられることにより、変速比を無段階に変化させるベルト式無段変速機であることにある。
請求項１にかかる発明の車両用動力伝達装置によれば、オイルポンプの高圧吐出油路の吐出量は、車両の定常走行状態において、無段変速機の入力軸回転速度がその無段変速機の変速制御の予め定められた最低目標回転速度以上の回転域において、相対的に高油圧の作動油の消費量が前記高圧吐出油路からの吐出量により充足されるように予め設定されていることから、車両の定常走行状態においては、無段変速機の変速状態に拘わらず前記高油圧の作動油の消費量が常に高圧吐出油路からの吐出量により充足され、低圧吐出油路の油圧が前記低油圧に維持されるので、オイルポンプの駆動トルクを十分に低減することができる。
また、請求項２にかかる発明の車両用動力伝達装置によれば、前記高圧吐出油路の吐出量は、その高圧吐出油路および前記低圧吐出油路の合計吐出量に対して、１／２よりも多くなるように予め設定されていることから、例えば、高圧吐出油路の吐出量が、高圧吐出油路および低圧吐出油路の合計吐出量に対して１／２またはそれ以下となるように設定される場合と比べて、前記高油圧の作動油の消費量が高圧吐出油路からの吐出量だけで充足される無段変速機の入力軸回転速度域の下限値が、低回転側となり、低圧吐出油路の油圧が前記低油圧に維持されるための無段変速機の入力軸回転速度域が十分に大きく得られるので、ポンプ駆動トルクを十分に低減することができる。
また、請求項３にかかる発明の車両用動力伝達装置によれば、前記無段変速機は、互いに平行に設けられた入力軸および出力軸と、その入力軸および出力軸に設けられた一対の溝幅可変プーリと、その一対の溝幅可変プーリのＶ溝にそれぞれ巻き掛けられた伝動ベルトと、前記一対の溝幅可変プーリの前記伝動ベルトに対する挟圧力をそれぞれ付与する一対の油圧シリンダとを備え、その一対の油圧シリンダに前記高油圧が供給されることでその一対の油圧シリンダがそれぞれ作動させられて、前記伝動ベルトの前記一対の溝幅可変プーリに対する掛かり径が変化させられることにより、変速比を無段階に変化させるベルト式無段変速機であることから、車両の定常走行状態においては、そのベルト式無段変速機の変速状態に拘わらず上記一対の油圧シリンダに供給される前記高油圧の作動油の消費量が高圧吐出油路からの吐出量により充足され、低圧吐出油路の油圧が前記低油圧に維持されるので、オイルポンプの駆動トルクを十分に低減することができる。
本発明が適用された車両用動力伝達装置の構成を説明する骨子図である。 図１の車両用動力伝達装置を制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。 運転者の出力要求量を表すアクセル開度と、車速と、目標入力軸回転速度との予め定められて記憶された関係すなわち変速マップを示す図である。 オイルポンプを示す断面図である。 図４のV-V矢視部断面を示す断面図であり、 図４のVI-VI矢視部断面を示す断面図である。 オイルポンプの油圧室の軸心まわりの回転角度と、その油圧室の容積との関係を示す図である。 オイルポンプおよび油圧制御回路の構成の一部を模式的に例示した図である。 オイルポンプの吐出量およびポート油圧値と、エンジン回転速度との関係を示す図である。
以下、本発明の一実施例を図面を参照して詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。
図１は、本発明が適用された車両用動力伝達装置１０の構成を説明する骨子図である。この車両用動力伝達装置１０は、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の動力源としてのエンジン１２に連結されている。内燃機関にて構成されているエンジン１２の出力は、そのエンジン１２のクランク軸から流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４、前後進切替装置１６、ベルト式の無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車装置２０を介して差動歯車装置２２に伝達され、左右の駆動輪２４Ｌ、２４Ｒへ分配される。
トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車１４ｐと、トルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸３４を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔとを備えており、それら翼車の間で流体（作動油）を介して動力伝達を行うようになっている。また、ポンプ翼車１４ｐとタービン翼車１４ｔとの間にはロックアップクラッチ２６が設けられている。このロックアップクラッチ２６は、後述の図２に示す油圧制御回路７６内に設けられる図示しないロックアップコントロールバルブによってそのロックアップクラッチ２６の係合側油室および開放側油室に供給される作動油が調圧制御されることにより、係合または開放されるようになっており、完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔが一体回転させられるようになっている。また、ポンプ翼車１４ｐには、無段変速機１８の変速制御やベルト挟圧力制御、およびロックアップクラッチ２６の係合開放制御等を実施するための油圧を発生させる機械式のオイルポンプ２８が連結されている。このオイルポンプ２８は、エンジン１２の回転と連動して作動させられる。
このように構成されたトルクコンバータ１４では、車両の運転状態が所定の運転領域になったときに、例えば、ロックアップクラッチ２８を完全係合させてポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔを直結状態とするロックアップ制御や、ロックアップクラッチ２８を半係合（スリップ）させてポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔを半直結状態とするフレックスロックアップ制御等が行われる。上記ロックアップ制御およびフレックスロックアップ制御が実施される運転領域は、例えばアクセル開度と車速との関係として予め設定されている。
前後進切替装置１６は、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１とダブルピニオン型の遊星歯車装置１６ｐとを主体として構成されている。上記遊星歯車装置１６ｐのサンギヤ１６ｓは、トルクコンバータ１４のタービン軸３４に一体的に連結され、キャリア１６ｃは、無段変速機１８の入力軸３６に一体的に連結されている。そして、キャリア１６ｃおよびサンギヤ１６ｓは、前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒは、後進用ブレーキＢ１を介してトランスミッションケースに選択的に固定されるようになっている。上記前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は、何れも油圧シリンダ等の油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。これら前進用クラッチＣ１および後退用ブレーキＢ１は、後述の図２に示す油圧制御回路７６内に設けられる図示しないマニュアルバルブによってそれら前進用クラッチＣ１および後退用ブレーキＢ１に供給される作動油が調圧制御されることにより、係合または解放されるようになっている。
このように構成された前進後退切換装置１６では、前進用クラッチＣ１が係合させられるとともに後進用ブレーキＢ１が開放されると、前後進切換装置１６は一体回転させられてタービン軸３４が入力軸３６に直結され、前進用動力伝達経路が成立させられて、前進方向の駆動力が駆動輪２４Ｒおよび２４Ｌに伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合させられるとともに前進用クラッチＣ１が開放されると、入力軸３６はタービン軸３４に対して逆回転させられ、後進方向の駆動力が駆動輪２４Ｒおよび２４Ｌに伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に開放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル状態（動力伝達遮断状態）になる。
無段変速機１８は、互いに平行に且つ各軸心まわりに回転可能に設けられた入力軸３６および出力軸４０と、入力軸３６に設けられた駆動側溝幅可変プーリ４２と、出力軸４０に設けられた従動側溝幅可変プーリ４６と、それら溝幅可変プーリ４２および４６のＶ溝にそれぞれ巻き掛けられてそれら溝幅可変プーリ４２および４６との間の摩擦力により動力伝達を行う伝動ベルト４８と、上記各溝幅可変プーリ４２および４６のＶ溝幅を変更する推力を付与するとともにそれら溝幅可変プーリ４２および４６の伝動ベルト４８に対する挟圧力をそれぞれ付与する駆動側油圧シリンダ５０および従動側油圧シリンダ５２とを備えている。上記溝幅可変プーリ４２および４６は、入力軸３６および出力軸４０にそれぞれ固定された固定シーブ４２ａおよび４６ａと、入力軸３６および出力軸４０に対して軸心まわりの相対回転不能かつ軸心方向の移動可能に設けられた可動シーブ４２ｂおよび４６ｂとを備えて構成されている。これら溝幅可変プーリ４２および４６は、後述の図２に示す油圧制御回路７６内に設けられる図示しない変速制御用ソレノイドバルブによって上記駆動側油圧シリンダ５０に供給される作動油が調圧制御されることにより、固定シーブ４２ａおよび４６ａと可動シーブ４２ｂおよび４６ｂとの間のＶ溝幅がそれぞれ変更されるようになっている。また、溝幅可変プーリ４２および４６では、後述の図２に示す油圧制御回路７６内に設けられる図示しない挟圧力制御用ソレノイドバルブによって上記従動側油圧シリンダ５２に供給される作動油が調圧制御されることにより、溝幅可変プーリ４２および４６の伝動ベルト４８に対する挟圧力がそれぞれ調節されるようになっている。
このように構成された無段変速機１８では、車両の走行状態に応じて駆動側溝幅可変プーリ４２および従動側溝幅可変プーリ４６の溝幅がそれぞれ変化させられて、それら溝幅可変プーリ４２および４６に対する伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更されることにより、変速比γ（＝入力軸回転速度ＮＩＮ／出力軸回転速度ＮＯＵＴ）が連続的に変化させられるようになっている。また、それら溝幅可変プーリ４２および４６の伝動ベルト４８に対する挟圧力がそれぞれ調節されることにより、伝動ベルト４８の滑りが抑制されるようになっている。
図２は、図１の車両用動力伝達装置１０などを制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。図２において、電子制御装置５４は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、エンジン１２の出力制御、無段変速機１８の変速制御およびベルト挟圧力制御、およびロックアップクラッチ２６の係合開放制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用や無段変速機１８およびロックアップクラッチ２６の油圧制御用等に分けて構成される。
電子制御装置５４には、エンジン回転速度センサ５６により検出されたエンジン１２の回転速度すなわちエンジン回転速度ＮＥを表す信号、タービン回転速度センサ５８により検出されたタービン軸３４の回転速度すなわちタービン回転速度ＮＴを表す信号、入力軸回転速度センサ６０により検出された入力軸３６の回転速度すなわち入力軸回転速度ＮＩＮを表す信号、出力軸回転速度センサ６２により検出された出力軸４０の回転速度すなわち出力軸回転速度ＮＯＵＴを表す信号、車速センサ６４により検出された車速Ｖeを表す信号、およびアクセル開度センサ６６により検出されたアクセルペダルの操作量すなわちアクセル開度Ａｃｃを表す信号などが供給される。
電子制御装置５４からは、エンジン１２の出力制御のためのエンジン出力制御指令信号として、例えば、電子スロットル弁６８の開閉を制御するためにスロットルアクチュエータ７０を駆動するためのスロットル信号ＳＴＨ、燃料噴射装置７２から噴射される燃料の量を制御するための燃料噴射信号ＳＦ、および点火装置７４によるエンジン１２の点火時期を制御するための点火時期信号ＳＩなどがそれぞれ出力される。また、電子制御装置５４からは、駆動側油圧シリンダ５０を駆動して無段変速機１８の変速比γを制御するための変速制御指令信号ＳＴ、従動側油圧シリンダ５２を駆動して伝動ベルト４８の挟圧力を制御するための挟圧力制御指令信号ＳＢ、およびロックアップクラッチ２６の係合、開放、スリップ量を制御するためのロックアップ制御指令信号ＳL/Uなどが油圧制御回路７６へそれぞれ出力される。
ここで、電子制御装置５４の備える制御機能のうちの変速制御手段７８およびベルト挟圧力制御手段８０について詳述する。
上記変速制御手段７８は、例えば、図３に示すように、運転者の出力要求量を表すアクセル開度Ａｃｃと、車速Ｖeと、目標入力軸回転速度ＮＩＮＴとの予め定められて記憶された関係すなわち変速マップから、アクセル開度Ａｃｃおよび車速Ｖeに基づいて目標入力軸回転速度ＮＩＮＴを算出し、実際の入力軸回転速度ＮＩＮが上記目標入力軸回転速度ＮＩＮＴと一致するように、それらの偏差に応じて無段変速機１８の変速比γを変更する変速制御を行う。具体的には、変速制御手段７８は、前記変速制御用ソレノイドバルブをフィードバック制御するなどして駆動側油圧シリンダ５０へ供給される作動油の流量を制御することにより、駆動側溝幅可変プーリ４２および従動側溝幅可変プーリ４６のＶ溝幅を変更して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）を変更し、変速比γを連続的に変化させる。図３の変速マップは変速条件に相当するもので、車速Ｖeが小さくアクセル操作量Ａｃｃが大きい程大きな変速比γとなるように、目標入力軸回転速度ＮＩＮＴが設定されるようになっている。なお、図３に示す最低目標入力軸回転速度ＮＩＮＴ_Ｌは、変速制御手段７８による変速制御において目標とされる入力軸回転速度ＮＩＮの最低値であって、例えば９００〜１０００[rpm]程度に予め設定されている。無段変速機１８は、上記最低目標入力軸回転速度ＮＩＮＴ_Ｌ以上の回転速度域で入力軸回転速度ＮＩＮが制御される。
図２に戻って、ベルト挟圧力制御手段８０は、アクセル開度Ａｃｃと、変速比γと、目標ベルト挟圧力ＦＴとの予め定められて記憶された関係すなわち挟圧力マップから、アクセル開度Ａｃｃおよび変速比γに基づいて目標ベルト挟圧力ＦＴを算出し、実際のベルト挟圧力Ｆが上記目標ベルト挟圧力ＦＴに一致するようにベルト挟圧力Ｆを調節するベルト挟圧力制御を行う。具体的には、ベルト挟圧力制御手段８０は、前記挟圧力制御用ソレノイドバルブをフィードバック制御するなどして従動側油圧シリンダ５２へ供給される作動油の流量を制御することにより、ベルト挟圧力Ｆを調節する。上記挟圧力マップは、伝動ベルト４８が滑りを生じないようなベルト挟圧力Ｆとアクセル開度Ａｃｃと変速比γとの関係として予め実験的に求められて記憶されている。
以下、本発明の一実施例のオイルポンプ２８について詳しく説明する。図４は、本実施例のオイルポンプ２８を示す断面図である。図５は、図４のV-V矢視部断面を示す断面図であり、図６は、図４のVI-VI矢視部断面を示す断面図である。図４乃至図６に示すように、オイルポンプ２８は、トルクコンバータ１４と前後進切替装置１６との間において図示しないトランスミッションケースに固設されたハウジング８２と、１１個の外周歯８４を有し、ポンプ翼車１４ｐの内周端部から軸心（一軸心）Ｃ１方向に突設された円筒状のポンプ軸８６の先端部の複数の爪部８６ａに係合され、上記ポンプ軸８６と共に軸心Ｃ１まわりに回転可能にハウジング８２内に収容されたドライブギヤ８８と、上記外周歯８４に噛み合わされた１２個の内周歯９０と円筒状外周面９２とを有して、軸心Ｃ１から偏心した偏心軸心Ｃ２まわりに回転可能にハウジング８２内に収容され、上記ドライブギヤ８８により回転駆動される円環状のドリブンギヤ９４とを、備える所謂内接歯車型のものである。
上記ドライブギヤ８８およびドリブンギヤ９４は、図５に示すように、外周歯８４および内周歯９０が下方で互いに噛み合わされている。そして、ドライブギヤ８８は、ポンプ軸８６により軸心Ｃ１まわりの図５に矢印ａで示す回転方向に回転駆動され、ドリブンギヤ９４は、ドライブギヤ８８により偏心軸心Ｃ２まわりの図５に矢印ａで示す回転方向に回転駆動されるようになっている。外周歯８４は、上記ドライブギヤ８８およびドリブンギヤ９４の回転に伴って、前記回転方向の前方に隣接する内周歯９０に対して摺接するか又は所定の微少隙間を隔てた状態で、その内周歯９０よりも速く前記回転方向へ移動させられる。そして、図５に示す下方で所定の内周歯９０に噛み合わされた外周歯８４は、軸心Ｃ１まわりに１回転させられると、上記所定の内周歯９０に対して前記回転方向の前方に隣接する内周歯９０と噛み合わされるようになっている。
図５および図６において、外周歯８４と内周歯９０との噛合隙間によって周方向に形成された複数個（本実施例では１１個）の油圧室９６は、ドライブギヤ８８およびドリブンギヤ９４の回転に伴って前記回転方向へ移動させられる。図７は、上記油圧室９６の軸心Ｃ１まわりの回転角度θとその油圧室９６の容積Ｖｏとの関係を示す図である。図７において、横軸に示す油圧室９６の回転角度θの０°（３６０°）は、図５の下方に位置する外周歯８４と内周歯９０とが噛み合う周方向位置を表している。図７に示すように、油圧室容積Ｖｏは、油圧室９６が回転角度θ＝０°の周方向位置から前記回転方向に移動させられるに従って増加し、油圧室９６が回転角度θ＝１８０°の周方向位置に位置させられたときに最大となる。そして、油圧室容積Ｖｏは、油圧室９６が回転角度θ＝１８０°の周方向位置から前記回転方向に移動させられるに従って減少し、油圧室９６が回転角度θ＝３６０°の周方向位置に位置させられたときに最小となる。
前記ハウジング８２は、上記ドリブンギヤ９４およびドライブギヤ８８を収容し、ドリブンギヤ９４の円筒状外周面９２が嵌め入れられた円筒状内周面９８を有するポンプ室１００と、そのポンプ室１００内に油を吸入するために、ポンプ室１００のトルクコンバータ１４側の側面１０２（図５参照）およびポンプ室１００の前後進切替装置１６側の側面１０４（図６参照）にそれぞれ開口させられた第１吸入油路１０６および第２吸入油路１０８と、上記ポンプ室１００内から油を吐出するために図５に示すようにポンプ室１００の側面１０２に周方向の所定の間隔を隔ててそれぞれ開口させられた第１高圧吐出油路１１０および第１低圧吐出油路１１２と、上記ポンプ室１００内から油を吐出するために図６に示すようにポンプ室１００の側面１０４に周方向の所定の間隔を隔ててそれぞれ開口させられた第２高圧吐出油路１１４および第２低圧吐出油路１１６とを、備えている。図５および図６にそれら油路の開口縁が実線又は破線で示されている。
上記第１吸入油路１０６および第２吸入油路１０８は、前記油圧室９６が前記回転方向に移動させられるに従ってその油圧室９６の容積Ｖｏが増加する周方向範囲、すなわち図７に示すように油圧室９６の回転角度θが０°〜１８０°である吸入区間のうち、例えば回転角度θが１２°〜１７８°である所定の吸入区間でポンプ室１００に開口させられている。これにより、油圧室９６がドライブギヤ８８およびドリブンギヤ９４の回転に伴って前記回転方向へ移動させられるときにおいて、上記油圧室９６の容積Ｖｏが増加させられる過程でその油圧室９６が第１吸入油路１０６および第２吸入油路１０８に連通させられるようになっている。
前記第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４は、前記油圧室９６が前記回転方向に移動させられるに従ってその油圧室９６の容積Ｖｏが減少する周方向範囲、すなわち図７に示すように油圧室９６の回転角度θが１８０°〜３６０°である吐出区間のうち、例えば回転角度θが２０５°〜２５２°である第１吐出区間でポンプ室１００に開口させられている。これにより、油圧室９６がドライブギヤ８８およびドリブンギヤ９４の回転に伴って前記回転方向へ移動させられるときにおいて、上記油圧室９６の容積Ｖｏが減少させられる過程の前半でその油圧室９６が第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４に連通させられるようになっている。
前記第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６は、前記油圧室９６が前記回転方向に移動させられるに従ってその油圧室９６の容積Ｖｏが減少する周方向範囲、すなわち図７に示すように油圧室９６の回転角度θが１８０°〜３６０°である吐出区間のうち、例えば回転角度θが２８５°〜３４７°である第２吐出区間でポンプ室１００に開口させられている。これにより、油圧室９６がドライブギヤ８８およびドリブンギヤ９４の回転に伴って前記回転方向へ移動させられるときにおいて、上記油圧室９６の容積Ｖｏが減少させられる過程の後半でその油圧室９６が第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６に連通させられるようになっている。
前記第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４は、上記第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６に対して前記回転方向の後方側に設けられている。ここで、第１高圧吐出油路１１０および第１低圧吐出油路１１２は、高圧吐出側の容積効率の低下を防止するために、互いに連通しないように設けられている。具体的には、第１高圧吐出油路１１０および第１低圧吐出油路１１２は、油圧室９６が前記回転方向へ移動させられる際に、油圧室９６と第１高圧吐出油路１１０とが連通させられた状態から、油圧室９６と第１高圧吐出油路１１０および第１低圧吐出油路１１２とがそれぞれ遮断させられた状態を経て、油圧室９６と第１低圧吐出油路１１２とが連通させられた状態に至るように、設けられている。上記のことは、第２高圧吐出油路１１４および第２低圧吐出油路１１６についても同様である。
また、ハウジング８２は、図５および図６に示すように、前記複数の油圧室９６のうちの所定の油圧室９６ａの全体が、第１高圧吐出油路１１０の開口および第２高圧吐出油路１１４の開口と、第１低圧吐出油路１１２の開口および第２低圧吐出油路１１６の開口との間に位置させられて、それらと連通していないときに、所定の油圧室９６ａと第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４との間がそれぞれ連通させられるための、ポンプ室１００の側面１０２および側面１０４にそれぞれ形成された第１油逃がし油路１１８および第２油逃がし油路１２０を備えている。上記所定の油圧室９６ａは、複数の油圧室９６のうち、第１高圧吐出油路１１０の開口と第１低圧吐出油路１１２の開口との間の壁面１２２（図５参照）と、第２高圧吐出油路１１４の開口と第２低圧吐出油路１１６の開口との間の壁面１２４（図６参照）とによって軸心Ｃ１方向から挟まれて油密とされた瞬間のものを指す。
図５に示すように、上記第１油逃がし油路１１８は、上記所定の油圧室９６ａの全体が第１高圧吐出油路１１０と第１低圧吐出油路１１２との間の閉じ込み位置に位置させられるときにおいて、第１高圧吐出油路１１０の前記回転方向の前方側端面１１０ａのうちの内周歯９０と外周歯８４との間の最近接点或いは接触点である噛合位置Ｘの軌跡Ｋよりも径方向外側から、前記回転方向の前方側へ周方向に延設されて、先端部が所定の油圧室９６ａに連通させられる第１外側周方向溝１２６と、前方側端面１１０ａのうちの内周歯９０と外周歯８４との噛合位置Ｘの軌跡Ｋよりも径方向内側から、前記回転方向の前方側へ周方向に延設されて、先端部が所定の油圧室９６ａに連通させられる第１内側周方向溝１２８とにより、構成されている。
図６に示すように、前記第２油逃がし油路１２０は、上記所定の油圧室９６ａの全体が第２高圧吐出油路１１４と第２低圧吐出油路１１６との間の閉じ込み位置に位置させられるときにおいて、第２高圧吐出油路１１４の前記回転方向の前方側端面１１４ａのうちの内周歯９０と外周歯８４との間の最近接点或いは接触点である噛合位置Ｘの軌跡Ｋよりも径方向外側から、前記回転方向の前方側へ周方向に延設されて、先端部が所定の油圧室９６ａに連通させられる第２外側周方向溝１３０と、前方側端面１１４ａのうちの内周歯９０と外周歯８４との噛合位置Ｘの軌跡Ｋよりも径方向内側から、前記回転方向の前方側へ周方向に延設されて、先端部が所定の油圧室９６ａに連通させられる第２内側周方向溝１３２とにより構成されている。
ここで、ハウジング８２は、図４に示すように、円板状のポンプボデー１３４と、そのポンプボデー１３４の前後進切替装置１６側の端面に比較的大径に且つ浅く形成された嵌合穴１３６内に嵌合された状態で複数のボルト１３８により固定されたポンプカバー１４０とが組み合わされて構成されている。前記円筒状内周面９８は、上記嵌合穴１３６の底面に形成された有底円筒孔の内周面である。そして、前記ポンプ室１００の側面１０２は、上記有底円筒孔の底面であり、側面１０４は、上記ポンプカバー１４０のポンプボデー１３４側の端面である。ポンプ室１００は、上記有底円筒孔と上記ポンプカバー１４０のポンプボデー１３４側の端面とによって囲まれた空間により形成されている。そして、ポンプカバー１４０の内周面には、一端部がトルクコンバータ１４のステータ翼車１４ｓに連結された円筒状のステータシャフト１４２の他端部が、一体的に嵌め着けられている。そのステータシャフト１４２の内周側には、タービン軸３４が貫通させられている。第１吸入油路１０６、第１高圧吐出油路１１０、および第１低圧吐出油路１１２は、図５および図６に示すように、ポンプボデー１３４に形成されている。また、第２吸入油路１０８、第２高圧吐出油路１１４、および第２低圧吐出油路１１６は、ポンプカバー１４０に形成されている。
図８は、オイルポンプ２８および油圧制御回路７６の構成の一部を模式的に例示した図である。オイルポンプ２８の第１吸入油路１０６および第２吸入油路１０８は、互いに接続され、例えば前記トランスミッションケースに形成された第１油路１４４とストレーナ１４６とをそれぞれ介して、上記トランスミッションケースの下部に固定されたオイルパン１４８内の油貯溜空間に連通されている。また、オイルポンプ２８の第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４は、互いに接続され、例えば前記トランスミッションケースに形成された第２油路１５０を介して、油圧制御回路７６内に設けられた例えば良く知られたリリーフ形のレギュレータ１５２の第１入力ポート１５４に接続されると共に、例えば前記マニュアルバルブ、前記変速制御用ソレノイドバルブ、および前記挟圧力制御用ソレノイドバルブ等を含むバルブ装置１５６に接続されている。また、オイルポンプ２８の第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６は、互いに接続され、例えば前記トランスミッションケースに形成された第３油路１５８を介して油圧制御回路７６のレギュレータ１５２の第２入力ポート１６０に接続されている。
上記バルブ装置１５６に供給される作動油は、レギュレータ１５２によってそのレギュレータ１５２からのリリーフ量が調節されることでその油圧値が調圧されるようになっている。具体的には、上記バルブ装置１５６に供給される作動油は、図９の下段に示すように、車両の定常走行状態において、エンジン回転速度ＮＥが予め定められた所定エンジン回転速度ＮＥ１以下であって、各高圧吐出油路から吐出される作動油の油圧値すなわち高圧ポート油圧値Ｐｐ１が予め定められた所定の高油圧値Ｐｐhigh以下である場合には、そのままの油圧値で用いられる。また、エンジン回転速度ＮＥが上記所定エンジン回転速度ＮＥ１を超えるときであって高圧ポート油圧値Ｐｐ１が上記所定の高油圧値Ｐｐhighを超えようとする場合には、レギュレータ１５２により所定の高油圧値Ｐｐhighに調圧されて用いられる。ここで、図９の上段に示すのは、オイルポンプ２８の各吐出油路からの作動油の吐出量Ｑである。第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４からの作動油の吐出量すなわち高圧ポート吐出量Ｑ１、および第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６からの作動油の吐出量すなわち低圧ポート吐出量Ｑ２は、エンジン回転速度ＮＥにそれぞれ正比例する。
ここで、第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４からの高圧ポート吐出量Ｑ１は、車両の定常走行状態において、無段変速機１８の入力軸回転速度ＮＩＮが前記変速制御手段７８による変速制御の最低目標入力軸回転速度ＮＩＮＴ_Ｌ以上の回転域にある場合であって、エンジン回転速度ＮＥが上記最低目標入力軸回転速度ＮＩＮＴ_Ｌに対応する所定エンジン回転速度ＮＥ２以上となる場合に、バルブ装置１５６に供給される相対的に高油圧（高油圧値Ｐｐhigh）の作動油の消費量Ｑ’が、第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４からの高圧ポート吐出量Ｑ１だけで充足されるように予め設定されている。具体的には、車両の平坦路且つ定速の定常走行状態において、エンジン回転速度ＮＥが所定エンジン回転速度ＮＥ２以上となる場合に上記相対的に高油圧の作動油の消費量Ｑ’が、高圧ポート吐出量Ｑ１だけで充足されるように、第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４の周方向の開口角度範囲（周方向長さ）、および第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６の周方向の開口角度範囲（周方向長さ）がそれぞれ予め実験的に求められて設定されている。なお、本実施例の高圧ポート吐出量Ｑ１は、高圧ポート吐出量Ｑ１および低圧ポート吐出量Ｑ２の合計吐出量に対して１／２よりも多くなるように設定されている。すなわち、図９に示すように、所定のエンジン回転速度たとえば所定エンジン回転速度ＮＥ２において、高圧ポート吐出量Ｑ１(ＮＥ２)が、合計吐出量Ｑ１(ＮＥ２)＋Ｑ２(ＮＥ２)の１／２よりも大きくなるように設定されている。
そして、前記第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６から第３油路１５８に供給される作動油は、車両の定常走行状態において、入力軸回転速度ＮＩＮが前記最低目標入力軸回転速度ＮＩＮＴ_Ｌを下回り、図９の下段に示すように、エンジン回転速度ＮＥが所定エンジン回転速度ＮＥ２を下回る場合には、レギュレータ１５２の第２入力ポート１６０が塞がれることで昇圧させられて第２油路１５０内の油圧値よりも大きくなることにより、第３油路１５８と第２油路１５０との間に設けられた一方向弁１６２を介して第２油路１５０へ流出させられるようになっている。
また、第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６から第３油路１５８に供給される作動油は、車両の定常走行状態において、入力軸回転速度ＮＩＮが前記最低目標入力軸回転速度ＮＩＮＴ_Ｌ以上の場合であって、図９の下段に示すように、エンジン回転速度ＮＥが所定エンジン回転速度ＮＥ２以上となる場合には、所定の低油圧値Ｐｐlowに調圧する図示しない調圧バルブとつながる為、所定の低油圧値Ｐｐlowに維持される。したがって、本実施例のオイルポンプ２８は、バルブ装置１５６に供給される前記相対的に高油圧の作動油の消費量Ｑ’が、第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４からの高圧ポート吐出量Ｑ１だけで充足される場合には、第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６から吐出される油圧の油圧値（低圧ポート油圧値Ｐｐ２）が、第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４から吐出される油圧の油圧値（高圧ポート油圧値Ｐｐ１）よりも所定圧△Ｐｐ低い低油圧（低油圧値Ｐｐlow）に維持されるようになっている。
以上のように構成されたオイルポンプ２８では、ドライブギヤ８８およびドリブンギヤ９４が前記回転方向に回転させられると、容量Ｖが増加する周方向範囲を移動させられる油圧室９６には、オイルパン１４８に貯溜された油がストレーナ１４６および第１油路１４４を通じて吸入される。そして、容量Ｖが減少する周方向範囲のうちの第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４が開口する周方向範囲を移動させられる油圧室９６からは、上記吸入されて加圧された油が第２油路１５０を通じて油圧制御回路７６へ圧送される。そして、容量Ｖが減少する周方向範囲のうちの第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６が開口する周方向範囲を移動させられる油圧室９６からは、上記吸入されて加圧された油が第３油路１５８を通じて油圧制御回路７６へ圧送される。
ここで、車両の定常走行状態においては、無段変速機１８の変速状態に拘わらず、入力軸回転速度ＮＩＮが最低目標入力軸回転速度ＮＩＮＴ_Ｌ以上となってエンジン回転速度ＮＥが所定エンジン回転速度ＮＥ２を超え、バルブ装置１５６に供給される相対的に高油圧の作動油の消費量が第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４からの高圧ポート吐出量Ｑ１だけで充足されるため、第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６から吐出される油圧の油圧値（低圧ポート油圧値Ｐｐ２）が所定の低油圧に維持される。
因みに、従来のオイルポンプは、図９の上段において破線で示すように、高圧ポート吐出量Ｑ３および低圧ポート吐出量Ｑ４の合計吐出量に対して高圧ポート吐出量Ｑ３の割合（流量配分）が、１／２以下となるように設定される。そして、車両の定常走行状態においては、エンジン回転速度ＮＥが、所定エンジン回転速度ＮＥ２よりも大きい所定エンジン回転速度ＮＥ３以上となる場合に、バルブ装置１５６に供給される相対的に高油圧の作動油の消費量Ｑ’が、高圧ポート吐出量Ｑ３だけで充足されるようになっている。したがって、無段変速機１８の変速状態によっては、エンジン回転速度ＮＥが所定エンジン回転速度ＮＥ３を下回って、バルブ装置１５６に供給される相対的に高油圧の作動油の消費量Ｑ’が、高圧ポート吐出量Ｑ３だけで充足されず、第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６から吐出される作動油の油圧値（ポート油圧値Ｐｐ３）が所定の低油圧に維持されない場合がある。そのため、オイルポンプの駆動トルクを十分に低減することができないという問題があった。
上述のように、本実施例のオイルポンプ２８によれば、第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４からの吐出量（高圧ポート吐出量Ｑ１）は、車両の定常走行状態において、無段変速機１８の入力軸回転速度ＮＩＮが、その無段変速機１８の変速制御の予め定められた最低目標入力軸回転速度ＮＩＮＴ_Ｌ以上の回転域にある場合であって、エンジン回転速度ＮＥが上記最低目標入力軸回転速度ＮＩＮＴ_Ｌに対応する所定エンジン回転速度ＮＥ２以上となる場合に、相対的に高油圧の作動油の消費量Ｑ’が高圧ポート吐出量Ｑ１により充足されるように予め設定されていることから、車両の定常走行状態においては、無段変速機１８の変速状態に拘わらず前記高油圧の作動油の消費量が常に高圧ポート吐出量Ｑ１により充足され、第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６から吐出される作動油の油圧値（低圧ポート油圧値Ｐｐ２）が所定の低油圧に維持されるので、オイルポンプ２８の駆動トルクを十分に低減することができる。
また、本実施例のオイルポンプ２８によれば、高圧ポート吐出量Ｑ１は、高圧ポート吐出量Ｑ１および低圧ポート吐出量Ｑ２の合計吐出量に対して１／２よりも多くなるように設定されていることから、例えば、高圧ポート吐出量Ｑ１が高圧ポート吐出量Ｑ１および低圧ポート吐出量Ｑ２の合計吐出量に対して１／２またはそれ以下となるように設定される場合と比べて、前記高油圧の作動油の消費量Ｑ’が高圧ポート吐出量Ｑ１だけで充足される無段変速機１８の入力軸回転速度域の下限値が、低回転側となり、第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６から吐出される作動油が所定の低油圧に維持されるための無段変速機１８の入力軸回転速度域が十分に大きく得られるので、ポンプ駆動トルクを十分に低減することができる。
また、本実施例のオイルポンプ２８によれば、互いに平行に設けられた入力軸３６および出力軸４０と、その入力軸３６に設けられた駆動側溝幅可変プーリ４２と、出力軸４０に設けられた従動側溝幅可変プーリ４６と、その一対の溝幅可変プーリ４２および４６のＶ溝にそれぞれ巻き掛けられた伝動ベルト４８と、上記一対の溝幅可変プーリ４２および４６の伝動ベルト４８に対するベルト挟圧力をそれぞれ付与する駆動側油圧シリンダ５０および従動側油圧シリンダ５２とを備え、その一対の油圧シリンダ５０および５２に前記高油圧が供給されることでその一対の油圧シリンダ５０および５２がそれぞれ作動させられて、伝動ベルト４８の一対の溝幅可変プーリ４２および４６に対する掛かり径が変化させられることにより、変速比γを無段階に変化させるベルト式の無段変速機１８を備えることから、車両の定常走行状態においては、無段変速機１８の変速状態に拘わらず上記一対の油圧シリンダ５０および５２に供給される前記高油圧の作動油の消費量Ｑ’が第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４からの高圧ポート吐出量Ｑ１により充足され、第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６から吐出される作動油が所定の低油圧に維持されるので、オイルポンプ２８の駆動トルクを十分に低減することができる。
以上、本発明の一実施例を図面を参照して詳細に説明したが、本発明はこの実施例に限定されるものではなく、別の態様でも実施され得る。
たとえば、第１高圧吐出油路１１０および第２高圧吐出油路１１４は、少なくとも一方が設けられればよい。
また、第１低圧吐出油路１１２および第２低圧吐出油路１１６は、少なくとも一方が設けられればよい。
また、第１油逃がし油路１１８および第２油逃がし油路１２０は、必ずしも設けられなくてもよい。
また、オイルポンプ２８は、ベルト式の無段変速機１８を含む車両用動力伝達装置１０に設けられていたが、その他の型式の無段変速機を含む車両用動力伝達装置に設けられてもよい。
なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、その他一々例示はしないが、本発明は、その主旨を逸脱しない範囲で当業者の知識に基づいて種々変更、改良を加えた態様で実施することができる。
１０：車両用動力伝達装置
１２：エンジン
１８：無段変速機
２８：オイルポンプ
３６：入力軸
４０：出力軸
４２：駆動側溝幅可変プーリ（溝幅可変プーリ）
４６：従動側溝幅可変プーリ（溝幅可変プーリ）
４８：伝動ベルト
５０：駆動側油圧シリンダ（油圧シリンダ）
５２：従動側油圧シリンダ（油圧シリンダ）
８２：ハウジング
８４：外周歯
８８：ドライブギヤ
９０：内周歯
９４：ドリブンギヤ
９６：油圧室
１００：ポンプ室
１０２：側面
１０４：側面
１１０：第１高圧吐出油路（高圧吐出油路）
１１２：第１低圧吐出油路（低圧吐出油路）
１１４：第２高圧吐出油路（高圧吐出油路）
１１６：第２低圧吐出油路（低圧吐出油路）
Ｃ１：軸心（一軸心）
Ｃ２：偏心軸心
ＮＩＮ：入力軸回転速度
ＮＩＮＴ_Ｌ：最低目標入力軸回転速度（最低目標回転速度）
Ｑ１：高圧ポート吐出量（高圧吐出油路からの吐出量）
Ｑ１(ＮＥ２)＋Ｑ２(ＮＥ２)：合計吐出量
Ｖｏ：油圧室の容積
ａ：回転方向
γ：変速比
△Ｐｐ：所定圧

Claims (3)

  1. 外周歯を有し、エンジンによって一軸心まわりに回転駆動されるドライブギヤと、該ドライブギヤの外周歯に噛み合わされた内周歯を有して前記一軸心から偏心した偏心軸心まわりに回転可能に設けられ、該ドライブギヤにより回転駆動される円環状のドリブンギヤと、該ドリブンギヤおよびドライブギヤが収容させられたポンプ室と、該ポンプ室内から油を吐出するために該ポンプ室の側面に周方向の所定の間隔を隔ててそれぞれ開口させられ、前記内周歯と外周歯との噛合隙間によって周方向に形成された複数の油圧室が前記ドライブギヤおよびドリブンギヤの回転に伴って所定の回転方向に移動させられるときにおいて、該油圧室の容積が減少させられる過程で順次連通させられる高圧吐出油路および低圧吐出油路とを有するハウジングとを備え、相対的に高油圧の作動油の消費量が該高圧吐出油路からの吐出量だけで充足される場合には、該低圧吐出油路からの油圧が前記高圧吐出油路の油圧よりも所定圧低い低油圧に維持される内接歯車型のオイルポンプと、
    前記相対的に高油圧の作動油の少なくとも一部が供給されることで作動させられる無段変速機と
    を、備える車両用動力伝達装置であって、
    前記高圧吐出油路の吐出量は、車両の定常走行状態において、前記無段変速機の入力軸回転速度が該無段変速機の変速制御の予め定められた最低目標回転速度以上の回転域において、前記相対的に高油圧の作動油の消費量が前記高圧吐出油路からの吐出量により充足されるように予め設定されていることを特徴とする車両用動力伝達装置。
  2. 前記高圧吐出油路の吐出量は、該高圧吐出油路および前記低圧吐出油路の合計吐出量に対して、１／２よりも多くなるように予め設定されていることを特徴とする請求項１の車両用動力伝達装置。
  3. 前記無段変速機は、互いに平行に設けられた入力軸および出力軸と、該入力軸および出力軸に設けられた一対の溝幅可変プーリと、該一対の溝幅可変プーリのＶ溝にそれぞれ巻き掛けられた伝動ベルトと、該一対の溝幅可変プーリの該伝動ベルトに対する挟圧力をそれぞれ付与する一対の油圧シリンダとを備え、該一対の油圧シリンダに前記高油圧が供給されることで該一対の油圧シリンダがそれぞれ作動させられて、前記伝動ベルトの前記一対の溝幅可変プーリに対する掛かり径が変化させられることにより、変速比を無段階に変化させるベルト式無段変速機であることを特徴とする請求項１または２の車両用動力伝達装置。
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