JP2017190028A

JP2017190028A - 車両駆動装置

Info

Publication number: JP2017190028A
Application number: JP2016079808A
Authority: JP
Inventors: 朋亮 ▲柳▼田; Tomoaki Yanagida; 伊藤　良雄; Yoshio Ito; 良雄伊藤
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2016-04-12
Filing date: 2016-04-12
Publication date: 2017-10-19
Also published as: KR20170116957A; US20170291587A1; DE102017105136A1; CN107415920A

Abstract

【課題】車両の通常走行時において負圧ポンプによる負圧の発生を抑制して、負圧ポンプに消費するエンジンのエネルギー損失を低減して、車両の燃費を向上すること。【解決手段】エンジン２と、負圧室内の圧力に応じて定まる負圧によりブレーキ圧を増幅させる制動倍力部１９と、エンジン２と駆動輪２０との間に設けられた動力伝達クラッチ４と、駆動軸の回転によってエンジンからのトルクと駆動輪からのトルクとを選択的に用いて駆動可能に構成され、負圧室の空気を吸引する負圧ポンプ９と、を備え、動力伝達クラッチ４が開放状態でありエンジン２を停止させた状態で、惰性走行を行う車両に搭載される車両駆動装置において、負圧ポンプ９が、負圧室内の負圧の大きさが大きくなるのに従って、負圧ポンプ９の吸入量を低減する制御室を有する。【選択図】図１

Description

本発明は、車両駆動装置に関する。

従来、クラッチ手段を開放状態にするとともにエンジンを停止して車両の惰性走行を行う技術が知られている。例えば特許文献１には、エンジンと駆動輪とを選択的に用いて駆動可能な補機として、モータジェネレータ（ＭＧ）や、ブレーキに使用するための負圧を発生させるための負圧ポンプが設けられた車両駆動装置が記載されている。

特開２０１１−２３１８４４号公報

上述した従来技術においては、車両の惰性走行中は、運転者によってブレーキをオンにする操作が行われると、補機である負圧ポンプを動作させてブレーキの負圧を確保する必要が生じる。この場合、車両の惰性走行中は、特許文献１に記載されている駆動輪から駆動可能な負圧ポンプや、電動の負圧ポンプにより負圧が確保される。一方、通常の負圧ポンプでは、エンジンが運転状態にある通常走行の場合に負圧ポンプが負圧を発生し続けることから、負圧の発生によるエンジンのエネルギー損失が継続して生じるため、燃費の向上が困難であった。

本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、その目的は、車両の通常走行時において負圧ポンプによる負圧の発生を抑制することができ、負圧ポンプが消費するエンジンのエネルギーに起因するエネルギー損失を低減して、車両の燃費を向上できる車両駆動装置を提供することにある。

上述した課題を解決し、上記目的を達成するために、本発明に係る車両駆動装置は、エンジンと、負圧室を有し、前記負圧室内の圧力に応じて定まる負圧によってブレーキ圧を増幅させる制動倍力部と、前記エンジンと駆動輪との間に設けられた動力伝達クラッチと、前記エンジンからのトルクと前記駆動輪からのトルクとを選択的に用いて駆動可能に構成され、前記負圧室内の負圧を変化可能な負圧ポンプと、を備え、前記動力伝達クラッチが開放状態であり前記エンジンを停止させた状態で、惰性走行を行う車両に搭載される車両駆動装置において、前記負圧ポンプが、前記負圧室内の負圧の大きさが大きくなるのに従って、前記負圧ポンプの容量を低減する制御室を有することを特徴とする。

本発明の一態様に係る車両駆動装置は、上記の発明において、前記負圧ポンプは、相対移動によって前記負圧ポンプの容量を変化させるカムリングと、前記カムリングを前記負圧ポンプの容量を増加させる向きに押圧する弾性体と、を備え、前記制御室が前記負圧室に連通して、前記負圧室の負圧に応じて前記弾性体による弾性力に対抗して前記カムリングを相対移動させることにより、前記負圧ポンプの容量を変更可能に構成されていることを特徴とする。

本発明の一態様に係る車両駆動装置は、上記の発明において、前記負圧ポンプは、揺動によって前記負圧ポンプの容量を変化させる可変斜板と、前記可変斜板を前記負圧ポンプの容量を増加させる向きに押圧する弾性体と、を備え、前記制御室が前記負圧室に連通して、前記負圧室の負圧に応じて前記弾性体による弾性力に対抗して前記可変斜板を揺動させることにより、前記負圧ポンプの容量を変更可能に構成されていることを特徴とする。

本発明の一態様に係る車両駆動装置は、上記の発明において、前記制動倍力部と前記負圧ポンプとの間の経路に、前記負圧ポンプへの空気の流入を抑制する逆止弁が設けられていることを特徴とする。この構成によって、負圧室内の負圧が所定の負圧になるまで、制御室と負圧室との連通を遮断することができるので、負圧室内の負圧が所定の負圧になるまでの時間を短縮できる。

本発明の一態様に係る車両駆動装置は、上記の発明において、前記制動倍力部と前記負圧ポンプとの間の経路に、前記負圧室内の負圧の大きさに応じて前記制御室内の負圧の大きさを制御するソレノイドが設けられていることを特徴とする。この構成によって、ソレノイドを制御することによって、負圧ポンプの吸入性能を最大吸入性能から最小吸入性能まで段階的に緩やかに変化できるので、最大吸入性能から最小吸入性能に瞬間的に変化する際に生じる作動ショックの発生を抑制できる。

本発明に係る車両駆動装置によれば、制動倍力部の負圧室内に生じる負圧が所定の負圧以上の場合に、発生する負圧を変化可能な負圧ポンプにおける負圧を低下させていることにより、車両の通常走行時において負圧ポンプによる負圧の発生を抑制できるので、負圧ポンプの駆動に消費するエンジンのエネルギー損失を低減して、車両の燃費を向上させることが可能となる。

図１は、本発明の実施形態による車両駆動装置を備えた車両の構成を示すスケルトン図である。図２は、本発明の実施形態による可変容量負圧ポンプの構造を示す略線図である。図３は、本発明の実施形態による可変容量負圧ポンプの構造を示す略線図である。図４は、本発明の第１の実施例による第１の空気圧回路を示す回路図である。図５は、本発明の第１の実施例による第１の空気圧回路における、ブレーキブースタの負圧に応じた負圧ポンプの吸入性能（ａ）および可変容量負圧ポンプの制御圧（ｂ）を示すグラフである。図６は、本発明の第２の実施例による第２の空気圧回路を示す回路図である。図７は、本発明の第２の実施例による第２の空気圧回路における、ブレーキブースタの負圧に応じた負圧ポンプの吸入性能（ａ）および可変容量負圧ポンプの制御圧（ｂ）を示すグラフである。図８は、本発明の第３の実施例による第３の空気圧回路を示す回路図である。図９は、本発明の第３の実施例による第３の空気圧回路における、ブレーキブースタの負圧に応じた負圧ポンプの吸入性能（ａ）および可変容量負圧ポンプの制御圧（ｂ）を示すグラフである。図１０は、本発明の実施形態の変形例による可変容量負圧ポンプの構造を示す略線図である。図１１は、本発明の実施形態の変形例による可変容量負圧ポンプの構造を示す略線図である。

以下、本発明の実施形態について図面を参照しつつ説明する。なお、以下の実施形態の全図においては、同一または対応する部分には同一の符号を付す。また、本発明は以下に説明する実施形態によって限定されるものではない。

まず、本発明の実施形態による車両駆動装置を備えた車両の構成について説明する。図１は、この実施形態による車両駆動装置を備えた車両の構成を示すスケルトン図である。

図１に示すように、この実施形態における車両駆動装置１は、車両Ｖｅに搭載される。車両Ｖｅは、エンジン２、トルクコンバータ３、エンジン切り離しクラッチ４、変速機構５、減速差動機構６、駆動機構７、モータジェネレータ（ＭＧ）８、可変容量負圧ポンプ９、ＥＣＵ（電子制御ユニット）１０、電動オイルポンプ（ＥＯＰ）１８、およびブレーキブースタ１９を備える。

エンジン２から出力された動力は、トルクコンバータ３およびエンジン切り離しクラッチ４を介して変速機構５に入力され、変速機構５から減速差動機構６を介して駆動輪２０に伝達される。エンジン２と駆動輪２０との間に動力伝達経路が構成されている。

エンジン２は、車両Ｖｅの動力源であり、燃料の燃焼エネルギーをクランクシャフト（出力軸）１１の回転運動に変換して出力する。エンジン２の始動時は、例えばＭＧ８によってクランキングされる。

トルクコンバータ３は、作動流体（作動油）を介して、エンジン２から出力された動力を伝達する流体伝達装置である。トルクコンバータ３は、動力伝達経路上において、エンジン２とエンジン切り離しクラッチ４との間に配置されている。トルクコンバータ３は、ポンプインペラ３ａ、タービンランナ３ｂおよびステータ３ｃを備える。ポンプインペラ３ａは、エンジン２のクランクシャフト１１に接続される。タービンランナ３ｂは、変速機構５のインプットシャフト１２に接続される。変速機構５のインプットシャフト１２は、トルクコンバータ３からエンジン切り離しクラッチ４を介して伝達される動力を駆動輪２０に伝達する出力軸として機能する。ステータ３ｃは、ワンウェイクラッチを有してトルク増幅機能を有する。また、トルクコンバータ３は、ロックアップクラッチを有する。

動力伝達クラッチとしてのエンジン切り離しクラッチ４は、動力伝達経路上におけるトルクコンバータ３と変速機構５との間に配置され、トルクコンバータ３と変速機構５との間の動力伝達を断接可能に構成されている。エンジン切り離しクラッチ４は、例えば摩擦係合式のクラッチ装置である。エンジン切り離しクラッチ４が係合状態になることによって、トルクコンバータ３と変速機構５との間の動力伝達が接続されて、エンジン２が動力伝達経路に接続される。一方、エンジン切り離しクラッチ４が開放状態になることによって、トルクコンバータ３と変速機構５との間の動力伝達が遮断され、エンジン２が動力伝達経路から切り離される。

変速機構５は、トルクコンバータ３を介してエンジン２から出力された動力を変速する機能を有する。変速機構５は、動力伝達経路上のトルクコンバータ３と減速差動機構６との間に配置されている。この実施形態において変速機構５は、具体的には、ベルト式の無段変速機（ＣＶＴ）である。変速機構５は、エンジン２側のプライマリプーリ１４、駆動輪２０側のセカンダリプーリ１５、およびプライマリプーリ１４とセカンダリプーリ１５とに巻回されて動力伝達を行う金属ベルト１６を有する。変速機構５は、ＥＣＵ１０からの制御指令に応じて、クラッチＣ１やブレーキＢ１の係合や開放を適宜制御するとともに、プライマリプーリ１４およびセカンダリプーリ１５のＶ溝幅を変化させて金属ベルト１６の巻き掛け径を変化させて、変速比（変速段）を変更する。選択された変速比によって、インプットシャフト１２に入力された動力を変速して駆動輪２０側に向けて出力する。

ここで、上述したエンジン切り離しクラッチ４、トルクコンバータ３のロックアップクラッチ、および変速機構５（プーリ１４，１５、クラッチＣ１、およびブレーキＢ１）の動作は、油圧制御装置（図示せず）により供給される作動油の油圧によって制御される。油圧制御装置は、ＥＣＵ１０からの制御指令に応じて、各部へ供給する油圧を調整することによって、係合（または締結）と開放との切り替えや、係合（または締結）の度合いを制御できる。

減速差動機構６は、動力伝達経路上の変速機構５と駆動輪２０との間に配置されている。減速差動機構６は、ギヤの組合せによる減速機構６ａおよび差動機構６ｂを有している。変速機構５から入力される回転は、減速差動機構６により減速されて、さらに左右の駆動輪２０に分配される。

ＥＯＰ１８は、モータ等の電気で作動する動力源により駆動する油圧ポンプである。ＥＯＰ１８は、エンジン切り離しクラッチ４、トルクコンバータ３のロックアップクラッチ、および変速機構５（プーリ１４，１５、クラッチＣ１、およびブレーキＢ１）に作動油の油圧を供給する油圧供給源である。

可変容量負圧ポンプ９は、駆動機構７により伝達されるエンジン２からのトルクと駆動輪２０からのトルクとを選択的に用いることにより駆動される。可変容量負圧ポンプ９は、制動倍力部としてのブレーキブースタ１９の負圧室１９ａに連通している。可変容量負圧ポンプ９が、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａ内の空気を吸引することによって、負圧室１９ａ内を大気圧未満の圧力（以下、負圧）に変化可能である。また、負圧室１９ａは、エンジン２の吸入管路（インテークマニホールド：図示せず）に連通されている。これにより、エンジン２が自立運転している状態では、エンジン２の吸入負圧によって負圧室１９ａ内が負圧に維持されている。負圧室１９ａ内が負圧となっているブレーキブースタ１９によって、車両Ｖｅにおけるブレーキ（図示せず）のブレーキ圧を増幅させることができる。なお、本明細書において、負圧の大きさは、圧力に応じて定まり、負圧が生じている気体の絶対圧と大気圧との差を絶対値で表した圧力である。このため、気体の負圧が大きいほど、気体の絶対圧は小さい。可変容量負圧ポンプ９の詳細については、後述する。

駆動機構７は、ＭＧ８および可変容量負圧ポンプ９に動力を伝達するための装置である。駆動機構７は、第１動力伝達部３６（第１動力伝達経路）と第２動力伝達部３７（第２動力伝達経路）とからなる。駆動機構７は、伝達軸３１、ワンウェイクラッチ３２、プーリ３３ａおよび補機切り離しクラッチ３３ｂ、第１スプロケット３４、第２スプロケット３５、第１動力伝達部３６、および第２動力伝達部３７を有する。

ワンウェイクラッチ３２は、伝達軸３１の一端に設けられている。ワンウェイクラッチ３２は、内輪３２ａおよび外輪３２ｂを備える。内輪３２ａの回転数が外輪３２ｂの回転数未満の場合に内輪３２ａと外輪３２ｂとが一体に回転し、内輪３２ａの回転数が外輪３２ｂの回転数以上の場合に内輪３２ａと外輪３２ｂとが別々に回転する。ワンウェイクラッチ３２の内輪３２ａは、伝達軸３１と一体回転可能に固設されている。

補機切り離しクラッチ３３ｂは、伝達軸３１の他端に設けられる。補機切り離しクラッチ３３ｂは、伝達軸３１において、補機であるＭＧ８および可変容量負圧ポンプ９と変速機構５のインプットシャフト１２との間において、動力を伝達したり遮断したりする。これにより、ＭＧ８は、インプットシャフト１２に対して動力伝達可能に構成されている。補機切り離しクラッチ３３ｂが係合状態である場合には、補機であるＭＧ８および可変容量負圧ポンプ９と変速機構５のインプットシャフト１２との間において、動力が伝達される。補機切り離しクラッチ３３ｂが開放状態である場合には、補機であるＭＧ８および可変容量負圧ポンプ９と変速機構５のインプットシャフト１２との間において、動力の伝達が遮断される。これにより、駆動輪２０からのトルクによって、可変容量負圧ポンプ９を選択的に駆動可能に構成されている。なお、図１中図示省略したが、補機としては、機械式オイルポンプ（ＭＯＰ）、パワーステアリング用のポンプ、およびエアコン用のコンプレッサなども設けられる。

第１スプロケット３４は、エンジン２のクランクシャフト１１と一体回転可能に固設されている。すなわち、第１スプロケット３４は、第１動力伝達経路上のエンジン２とエンジン切り離しクラッチ４との間に配置されている。第２スプロケット３５は、変速機構５のインプットシャフト１２と一体回転可能に固設されている。すなわち、第２スプロケット３５は、第２動力伝達経路上のトルクコンバータ３と変速機構５との間に配置されている。

第１動力伝達部３６は、ワンウェイクラッチ３２の外輪３２ｂと、第１スプロケット３４との間で動力を伝達する。第１動力伝達部３６は、ワンウェイクラッチ３２の外輪３２ｂの外周と、第１スプロケット３４の外周とに巻き掛けられるチェーンを適用するのが好ましいが、これに限定されるものではなく、例えば歯車群など他の要素を適用してもよい。これにより、第１動力伝達部３６は、第１動力伝達経路上のエンジン２からの動力を、ワンウェイクラッチ３２を介してＭＧ８および可変容量負圧ポンプ９に伝達可能に構成される。第２動力伝達部３７は、補機切り離しクラッチ３３ｂと、第２スプロケット３５との間で動力を伝達する。第２動力伝達部３７は、補機切り離しクラッチ３３ｂに連結されたプーリ３３ａの外周と、第２スプロケット３５の外周とに巻き掛けられるチェーンを適用するのが好ましいが、これに限定されるものではなく、例えば歯車群など他の要素を適用してもよい。第２動力伝達部３７は、第２動力伝達経路上の駆動輪２０からの動力を、プーリ３３ａおよび係合状態の補機切り離しクラッチ３３ｂを介してＭＧ８および可変容量負圧ポンプ９に伝達する。これにより、駆動輪２０側からＭＧ８および可変容量負圧ポンプ９などを駆動できる。

駆動機構７においては、第１スプロケット３４、第１動力伝達部３６、およびワンウェイクラッチ３２が、エンジン２のクランクシャフト１１と、ＭＧ８の伝達軸３１とを接続する第１駆動経路を形成する。第１駆動経路では、ワンウェイクラッチ３２の機能により、エンジン２のクランクシャフト１１からＭＧ８の伝達軸３１への動力伝達は許容され、伝達軸３１からクランクシャフト１１への動力伝達は阻止される（ワンウェイクラッチ３２が空転する）。

駆動機構７においては、第２スプロケット３５、第２動力伝達部３７、プーリ３３ａおよび補機切り離しクラッチ３３ｂが、変速機構５のインプットシャフト１２と、ＭＧ８の伝達軸３１とを接続する第２駆動経路を形成する。第２駆動経路では、補機切り離しクラッチ３３ｂの機能により、変速機構５のインプットシャフト１２とＭＧ８の伝達軸３１との動力が伝達されたり、遮断されたりする。

制御部としてのＥＣＵ１０は、物理的には、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＡＭ（Random Access Memory）やＲＯＭ（Read Only Memory）およびインターフェースなどを含む周知のマイクロコンピュータを主体とする電子回路である。上述したＥＣＵ１０の各機能は、ＲＯＭに保持されるアプリケーションプログラムをＲＡＭにロードしてＣＰＵで実行することによって、ＣＰＵの制御のもとで車両Ｖｅ内の各種装置を動作させるとともに、ＲＡＭやＲＯＭにおけるデータの読み出しおよびＲＡＭへの書き込みを行うことで実現される。

ＥＣＵ１０は、ドライバによるエンジン２の操作状態やこのエンジン２の運転状態に基づいて、エンジン２、トルクコンバータ３、エンジン切り離しクラッチ４、変速機構５、およびＭＧ８などの車両Ｖｅの各部の制御を行い、車両Ｖｅの走行を総合的に制御する。また、ＥＣＵ１０は、車両Ｖｅの各部を制御することにより、フリーラン制御を実行する。

フリーラン制御においては、燃費向上のため、車両Ｖｅの走行中にエンジン２を自動停止させて惰性により車両Ｖｅを走行させる。フリーラン制御においては、エンジン２の停止によるショック伝達を抑制するため、エンジン２の停止時にエンジン切り離しクラッチ４を開放する。換言すると、フリーランとは、車両Ｖｅの走行中に、エンジン切り離しクラッチ４を開放してエンジン２と変速機構５との動力伝達を遮断するとともに、エンジン２を停止させた状態で車両Ｖｅを惰性走行させるものである。このフリーラン制御においては、エンジン２における燃料消費が停止することで、燃費の向上を図ることができる。

ＥＣＵ１０は、車両Ｖｅの走行中に、エンジン自動停止条件（例えば、アクセルオフかつブレーキオフの状態など）が成立すると、エンジン切り離しクラッチ４の開放およびエンジン２の自動停止を行って、フリーラン制御を実行する。ＥＣＵ１０がエンジン２を自動停止する際には、エンジン２への燃料供給と点火を停止する。また、ＥＣＵ１０は、フリーラン制御の実行中にエンジン自動始動条件（例えば、ドライバによるアクセルペダルの踏込みなど）が成立すると、エンジン切り離しクラッチ４を係合するとともにエンジン２を始動させて、フリーランから復帰する。

次に、本発明の実施形態による車両駆動装置に用いられる可変容量負圧ポンプ９の詳細について説明する。図２および図３はそれぞれ、最大吐出状態および最小吐出状態における可変容量負圧ポンプ９の構造を示す略線図である。

図２および図３に示すように、可変容量負圧ポンプ９は、可変容量型のベーンポンプである。可変容量負圧ポンプ９は、ポンプボデー９０の内部に、カムリング９１、ベーン９２、揺動ピン９３、ロータ９４、およびコイルスプリング９５を有して構成される。ポンプボデー９０とカムリング９１との間の空間によって、制御室９６が構成される。コイルスプリング９５は、一端がポンプボデー９０に固定されているとともに、他端が可動の押圧部９５ａに連結されている。押圧部９５ａは、カムリング９１の外周部のうち揺動ピン９３に対して円周方向に１／２回転ずれて、中心を挟んだ反対側に設けられている。換言すると、揺動ピン９３および押圧部９５ａとは中心部についてほぼ対称となる位置に設けられている。

カムリング９１は、ポンプボデー９０の内部にほぼ環状をなして収容されている。カムリング９１は、外周の一部分に介在させた揺動ピン９３を介してポンプボデー９０に対して揺動可能に保持される。すなわち、カムリング９１の外周面の一部とポンプボデー９０の内周面の一部との間に揺動ピン９３が挟み込まれている。

制御室９６は、ポンプボデー９０の内面とカムリング９１の外面との間において、揺動ピン９３および押圧部９５ａによって区画されている。ポンプボデー９０には、制御室９６に連通した制御ポート９６ａが設けられ、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａに連通されている。これにより、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａ内の負圧の大きさに応じて、制御室９６内の空気の圧力を制御可能に構成されている。制御室９６内の負圧の大きさが変化し、この負圧がカムリング９１を揺動させる推力となる。負圧の大きさを大きくすると、カムリング９１を揺動させる推力が増加して、可変容量負圧ポンプ９の容量を低減する。押圧部９５ａに当接された弾性体としてのコイルスプリング９５はカムリング９１に対して、制御室９６内の負圧によってカムリング９１がロータ９４に対して相対移動する向き（図２中、白抜き矢印）に対抗する向き、すなわちカムリング推力に対抗する向きに弾性力を作用させる。カムリング９１の内周側には、シャフト（図示せず）に取付けた略Ｙ字形断面が連なって環状をなすロータ９４が設けられている。ロータ９４の円周にスリット溝が放射状に形成されている。それぞれのスリット溝には、ベーン９２の基端部である内周側の端部が収容されて、それぞれのベーン９２を放射方向へ移動自在としている。それぞれのベーン９２は、先端部である外周側端部がカムリング９１の内周面に摺接している。

可変容量負圧ポンプ９のポンプボデー９０には、空気を吸入する吸入口および空気を排出する吐出口（いずれも図示せず）が形成されている。すなわち、カムリング９１は、ロータ９４に対して偏心している。互いに隣り合う一対のベーン９２の間において、ベーン９２とカムリング９１の内周面、ロータ９４の外周面およびポンプボデー９０の内周面によって空気室が気密に区画形成され、区画形成された空気室の容積は、ロータ９４およびベーン９２の回転に伴って増減する。ベーン９２の回転領域のうちの上側の半分の領域が、ロータ９４が図中右回りに回転する際に空気室の容積が次第に増大する吸入領域である。吸入領域に開口するように吸入口（図示せず）が形成されている。ベーン９２の回転領域のうちの下側の半分は空気室の容積が次第に減少する吐出領域である。吐出領域に開口するように吐出口（図示せず）が形成されている。

可変容量負圧ポンプ９の制御ポート９６ａおよび吸入口（図示せず）はブレーキブースタ１９の負圧室１９ａに連通されている。そのため、図２に示すように、可変容量負圧ポンプ９が作動することによりブレーキブースタ１９の負圧室１９ａ内が負圧になる。これとともに、図３に示すように、負圧室１９ａと連通した制御室９６内の負圧の大きさによってカムリング９１が揺動することで、ロータ９４に対するカムリング９１の偏心量を変化させて容量を変化させることができる。

すなわち、容量が最大になるのは、図２に示すように、ロータ９４の回転中心ＯＲとカムリング９１の揺動中心ＯＣとの偏心量が最大になる場合である。回転中心ＯＲと揺動中心ＯＣとの偏心量が最大になる状態は、カムリング推力Ｆ_actを、コイルスプリング９５の弾性力Ｆ_spring未満（Ｆ_act＜Ｆ_spring）に制御することで実現できる。一方、可変容量負圧ポンプ９において、容量が最小になるのは、図３に示すように、ロータ９４の回転中心ＯＲとカムリング９１の揺動中心ＯＣとの偏心量が最小（例えば０）になる場合である。回転中心ＯＲと揺動中心ＯＣとの偏心量が最小になる状態は、カムリング推力Ｆ_actを、コイルスプリング９５の弾性力Ｆ_spring以上（Ｆ_act≧Ｆ_spring）に制御することで実現できる。なお、可変容量負圧ポンプ９とブレーキブースタ１９との接続形態の詳細については後述する。

（第１の実施例）
次に、以上のように構成された実施形態による可変容量負圧ポンプ９を用いた空気圧回路について説明する。図４は、第１の実施例における第１の空気圧回路を示す回路図である。図５は、第１の空気圧回路における、ブレーキブースタの負圧に応じた負圧ポンプの吸入性能（図５（ａ））および可変容量負圧ポンプの制御圧（図５（ｂ））を示すグラフである。

図４に示すように、第１の空気圧回路は、エンジン２、可変容量負圧ポンプ９、ブレーキブースタ１９、オリフィス１７６、および逆止弁１７７ａ，１７７ｂを有して構成される。ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａは、オリフィス１７６を介して可変容量負圧ポンプ９の制御室９６に接続されているとともに、逆止弁１７７ａを介して、可変容量負圧ポンプ９の吸入口に連通されている。逆止弁１７７ａによって、負圧室１９ａから可変容量負圧ポンプ９への空気の流れは許容される一方、可変容量負圧ポンプ９から負圧室１９ａへの空気の流れは遮断される。これにより、負圧室１９ａ内の負圧が所定の負圧になるまで、可変容量負圧ポンプ９と負圧室１９ａとの連通を遮断できるので、負圧室１９ａ内の負圧が所定の負圧になるまでの時間を短縮できる。

負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbはオリフィス１７６によって降圧され、負圧の制御圧Ｐcvpになる。なお、以下の説明において制御圧Ｐcvpは負圧とする。可変容量負圧ポンプ９の制御室９６内の圧力は制御圧Ｐcvpになり、制御圧Ｐcvpの大きさに応じて可変容量負圧ポンプ９の容量が制御される。一方、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａはさらに、逆止弁１７７ｂを介してエンジン２のインテークマニホールド（図示せず）に接続されている。逆止弁１７７ｂによって、負圧室１９ａからエンジン２への空気の流れは許容される一方、エンジン２から負圧室１９ａへの空気の流れは遮断される。これにより、エンジン２が稼働している間は、エンジン２の吸引負圧によって負圧室１９ａ内を負圧状態にできる。

第１の空気圧回路においては、図５（ｂ）に示すように、可変容量負圧ポンプ９の制御室９６内の制御圧Ｐcvpの圧力が、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbの大きさに応じた比例関係になる。図５（ｂ）における直線の傾き（Ｐcvp／Ｐbb）は、オリフィス１７６の仕様に依存する。

上述したように、可変容量負圧ポンプ９においては、制御室９６内の制御圧Ｐcvpがカムリング９１を揺動させるカムリング推力となる。カムリング９１には、押圧部９５ａに当接されたコイルスプリング９５によって、カムリング推力に対抗する向きに弾性力が作用されている。そのため、図５（ａ）に示すように、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａ内の圧力が所定の負圧Ｐbb₁になり、制御室９６内の制御圧が所定の制御圧Ｐcvp₁になるまでは、カムリング９１は揺動されず、可変容量負圧ポンプ９の吸入性能も変化しない（セット荷重）。負圧室１９ａ内の圧力が所定の負圧Ｐbb₁以上になると、制御圧Ｐcvpも所定の制御圧Ｐcvp₁以上になり、カムリング推力によって弾性力と釣り合う位置までコイルスプリング９５を縮めることができる。これにより、カムリング９１は、制御圧Ｐcvpの大きさに応じて、図２に示す状態から図３に示す状態に揺動される。図５（ａ）に示すように、負圧室１９ａ内の圧力が所定の負圧Ｐbb₀以上になり、制御室９６内の制御圧が所定の制御圧Ｐcvp₀以上になると、可変容量負圧ポンプ９の吸入性能は０となり、可変容量負圧ポンプ９による負圧の発生が抑制される。

第１の実施例によれば、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbによって、可変容量負圧ポンプ９の容量を制御することができるので、第１の空気圧回路の構成を簡易な構成にできる。また、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbを、オリフィス１７６によって降圧させて制御圧Ｐcvpにしていることにより、可変容量負圧ポンプ９のコイルスプリング９５を小型化できるので、可変容量負圧ポンプ９の組み付け性を向上させることができる。また、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａ内に生じる負圧が所定の負圧Ｐbb₁以上の場合に、可変容量負圧ポンプ９の吸入性能に応じて生じる負圧を低下させることにより、車両Ｖｅの通常走行時において可変容量負圧ポンプ９による負圧の発生を抑制できるので、可変容量負圧ポンプ９の作動に起因して消費されるエンジン２のエネルギーを低減させてエネルギー損失を低減し、車両Ｖｅの燃費を向上できる。

（第２の実施例）
次に、可変容量負圧ポンプ９を用いた第２の空気圧回路について説明する。図６は、第２の実施例における第２の空気圧回路を示す回路図である。図７は、第２の空気圧回路における、ブレーキブースタの負圧に応じた負圧ポンプの吸入性能（図７（ａ））および可変容量負圧ポンプの制御圧（図７（ｂ））を示すグラフである。

図６に示すように、第２の空気圧回路は、第１の実施例と異なり、オリフィス１７６と可変容量負圧ポンプ９との間にチェックバルブ１７７ｃが設けられている。逆止弁としてのチェックバルブ１７７ｃによって、可変容量負圧ポンプ９の制御室９６からブレーキブースタ１９の負圧室１９ａへの空気の流れは許容される一方、負圧室１９ａから制御室９６への空気の流れは遮断される。これにより、負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbが所定の負圧になるまでは、制御室９６内の制御圧Ｐcvpは０、すなわち大気圧を維持する。その他の構成は、第１の実施例と同様である。

第２の空気圧回路においては、図７（ｂ）に示すように、可変容量負圧ポンプ９の制御室９６内の制御圧Ｐcvpは、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbの大きさが所定の負圧Ｐbb₂未満の場合には、０のままになる。これにより、可変容量負圧ポンプ９は、最大吸入性能で作動している。一方、負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbが所定の負圧Ｐbb₂以上になると、チェックバルブ１７７ｃが開放されて、制御室９６内の負圧が所定の制御圧Ｐcvp₂になる。図７（ａ）に示すように、負圧室１９ａ内の圧力が所定の負圧Ｐbb₂以上になって、制御室９６内の制御圧Ｐcvpが所定の制御圧Ｐcvp₂になると、可変容量負圧ポンプ９の吸入性能は０（最小吸入性能）になり、可変容量負圧ポンプ９による負圧の発生が抑制される。なお、所定の負圧Ｐbb₂は、チェックバルブ１７７ｃの設計や選定によって設定できる。所定の制御圧Ｐcvp₂は、設定された所定の負圧Ｐbb₂およびオリフィス１７６の設計や選定によって設定できる。さらに、コイルスプリング９５の弾性力の大きさを適切に設定することによって、所定の制御圧Ｐcvp₂の場合に可変容量負圧ポンプ９の吸入性能が０になるように設計できる。

第２の実施例によれば、負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbが所定の負圧Ｐbb₂になるまで、制御室９６と負圧室１９ａとの連通を遮断している。そのため、負圧室１９ａ内を所定の負圧Ｐbb₂にするまで制御室９６内の空気が吸引されない。これにより、第１の空気圧回路に比して、負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbが所定の負圧Ｐbb₂になるまでの時間を短縮できる。また、所定の制御圧Ｐcvp₂の場合に可変容量負圧ポンプ９の吸入性能を０にすればよいため、コイルスプリング９５の弾性力を、第１の実施例に比してさらに小さくできるので、コイルスプリング９５をさらに小型化でき、可変容量負圧ポンプ９の組み付け性をより一層向上できる。

（第３の実施例）
次に、可変容量負圧ポンプ９を用いた第３の空気圧回路について説明する。図８は、第３の実施例における第３の空気圧回路を示す回路図である。図９は、第３の空気圧回路における、ブレーキブースタの負圧に応じた負圧ポンプの吸入性能（図９（ａ））および可変容量負圧ポンプの制御圧（図９（ｂ））を示すグラフである。

図８に示すように、第３の空気圧回路は、第１の実施例と異なり、オリフィス１７６と可変容量負圧ポンプ９との間にソレノイド１７８が設けられている。ソレノイド１７８としては、デューティソレノイドまたはリニアソレノイドが採用できる。また、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａと逆止弁１７７ａ，１７７ｂとの間に、負圧室１９ａの負圧を計測する負圧センサ１７９が設けられている。ソレノイド１７８はＥＣＵ１０によって制御される。ＥＣＵ１０は、負圧センサ１７９から供給された負圧Ｐbbの計測値のデータに基づいて、ソレノイド１７８を制御する。その他の構成は、第１の実施例と同様である。

第３の空気圧回路においては、図９（ｂ）に示すように、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbの大きさが所定の負圧Ｐbb₃未満の場合、ソレノイド１７８によって、可変容量負圧ポンプ９の制御室９６内の制御圧Ｐcvpが０になるように制御される。負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbが所定の負圧Ｐbb₃以上になると、ソレノイド１７８が開放されて、制御室９６内の制御圧Ｐcvpが負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbの増加に比例して増加する。上述したように、制御室９６内の制御圧Ｐcvpがカムリング９１を揺動させるカムリング推力となる一方、カムリング９１には、コイルスプリング９５によってカムリング推力に対抗する弾性力が作用されている。そのため、図９（ａ）に示すように、負圧室１９ａ内の圧力が所定の負圧Ｐbb₄になるまでは、カムリング９１は揺動されず、可変容量負圧ポンプ９の吸入性能も変化しない（セット荷重）。負圧室１９ａ内の圧力が所定の負圧Ｐbb₄以上になると、制御圧Ｐcvpも所定の制御圧Ｐcvp₄以上になり、カムリング推力によって弾性力と釣り合う位置までコイルスプリング９５が縮められる。これにより、カムリング９１は、制御圧Ｐcvpの負圧の大きさに応じて、図２に示す状態から図３に示す状態に向かって揺動される。図９（ａ）に示すように、負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbが所定の負圧Ｐbb₅以上になると、カムリング９１が最大まで揺動してロータ９４とカムリング９１との偏心量が０になって可変容量負圧ポンプ９の吸入性能が０になり、可変容量負圧ポンプ９による負圧の発生が抑制される。

第３の実施例によれば、負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbが所定の負圧Ｐbb₃になるまで、制御室９６と負圧室１９ａとの連通を遮断しているため、第１の空気圧回路に比して、負圧室１９ａ内の負圧Ｐbbが所定の負圧Ｐbb₃になるまでの時間を短縮できる。また、所定の制御圧Ｐcvp₅の場合に可変容量負圧ポンプ９の吸入量が０になればよいため、コイルスプリング９５の弾性力を、第１の実施例に比して小さくできるので、コイルスプリング９５の小型化を実現でき、可変容量負圧ポンプ９の組み付け性をより一層向上できる。さらに、第２の空気圧回路の場合には、負圧室１９ａの負圧ＰbbがＰbb₂になった段階で、可変容量負圧ポンプ９の作動が最大吸入性能から最小吸入性能まで一気に変化するため、可変容量負圧ポンプ９の作動ショックが生じる可能性があった。これに対し、第３の空気圧回路においては、可変容量負圧ポンプ９の最大吸入性能から最小吸入性能まで段階的に緩やかに変化するため、作動ショックの発生を抑制できる。

（可変容量負圧ポンプの変形例）
次に、上述した実施形態による車両駆動装置に用いられる可変容量負圧ポンプの変形例について説明する。図１０および図１１はそれぞれ、最大吐出状態および最小吐出状態における可変容量負圧ポンプの構造を示す略線図である。

図１０および図１１に示すように、変形例による可変容量負圧ポンプ１００は、可変容量型のアキシャルピストンポンプである。可変容量負圧ポンプ１００は、ケーシング１０１の内部に、可変斜板１０２、ピストン１０３、シリンダブロック１０６、シャフト１０５、チェックボール１０７，１０８、およびコイルスプリング１０９を有して構成される。

板状に構成された可変斜板１０２には、ケーシング１０１と接する板状の側面の一端部に揺動ピン１０２ａが設けられている。すなわち、可変斜板１０２の一端とケーシング１０１の内周部とによって、揺動ピン１０２ａが挟持され、可変斜板１０２は、揺動ピン１０２ａを軸として揺動可能に構成されている。シリンダブロック１０６は、スプライン（図示せず）を介してシャフト１０５とともに回転軸ＯＰを中心として回転可能に構成されている。シャフト１０５は、ＭＧ８やエンジン２などの外部の動力源と連結されて、動力源の動力によって回転するように構成されている。シリンダブロック１０６には、シャフト１０５の軸線と平行に形成された複数のシリンダボア１０４を備える。ピストン１０３（１０３ａ，１０３ｂ）はそれぞれ、シリンダボア１０４（１０４ａ，１０４ｂ）内に往復運動可能に配置されている。ピストン１０３の先端は、可変斜板１０２の主面である摺動面に当接する。

可変斜板１０２の摺動面とは反対側の裏面とケーシング１０１の内面とがなす空間によって、制御室１１０が構成される。制御室１１０は、ケーシング１０１の制御ポート１０１ａを通じて、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａと連通されている。負圧室１９ａによって制御室１１０内が負圧になることによって、可変斜板１０２には、揺動ピン１０２ａを中心として揺動させる揺動推力が作用する。弾性体としてのコイルスプリング１０９は、一端がケーシング１０１に固定されているとともに、他端が可変斜板１０２の揺動ピン１０２ａが設けられた一端部に対して他端部に連結されている。これにより、コイルスプリング１０９は可変斜板１０２に対して、制御室１１０内の負圧によって可変斜板１０２が揺動する向き（図１０中、白抜き矢印）に対抗する向き、すなわち揺動推力に対抗する向きに弾性力を作用させる。

これらのチェックボール１０７は、可変容量負圧ポンプ１００の吸入口側に設けられ、外部からの空気の流入（図中、破線矢印Ａ）を許容する一方、内部からの空気の流出を抑制するように設けられる。チェックボール１０８は、可変容量負圧ポンプ１００の吐出口側に設けられ、内部からの空気の流出（図中、破線矢印Ｂ）を許容する一方、外部からの空気の流入を抑制するように設けられる。

以上のように構成された可変容量負圧ポンプ１００の動作について説明する。なお、以下の説明においては、一般的なピストンの場合はピストン１０３を用い、位置を特定する必要のあるピストンの説明の場合には、ピストン１０３ａ，１０３ｂを用いる。

まず、外部の動力源からの駆動力を受けてシャフト１０５が回転するとともに、シリンダブロック１０６も回転する。シリンダブロック１０６が回転すると、シリンダボア１０４内のピストン１０３は、先端部が可変斜板１０２に押圧された状態で回転する。これにより、ピストン１０３は、可変斜板１０２の摺動面に案内されてシリンダボア１０４内を往復運動する。

図１０において、最下方に位置するピストン１０３ｂは、シリンダボア１０４ｂ内で最も後方の位置になる。最も後方の位置からシリンダブロック１０６が回転すると、ピストン１０３ｂの先端部が可変斜板１０２の摺動面に沿って案内され、シリンダボア１０４ｂの前方に移動する。その結果、ピストン１０３ａが位置する、シリンダボア１０４ａ内の最も前方の位置まで移動する。ピストン１０３が最も後方の位置から最も前方の位置まで移動することにより、破線矢印Ａに示すように、チェックボール１０７が開放されて吸入口から空気が吸入される。さらに、シャフト１０５が回転すると、最も前方に位置するピストン１０３ａは、ピストン１０３ｂが位置する最も後方の位置にまで移動する。ピストン１０３が最も前方の位置から最も後方の位置まで移動することによって、破線矢印Ｂに示すように、チェックボール１０８が開放されて吐出口から空気が吐出される。シリンダブロック１０６に設けられた複数のピストン１０３に対して、以上のサイクルが行われることにより、連続して空気の吸入および吐出が行われる。

また、可変斜板１０２の角度θは、ピストン１０３の先端部が摺動する摺動面が、シャフト１０５の回転軸ＯＰに対して直交するときを０度として、０度の状態に対して可変斜板１０２の摺動面のなす角度である。図１１に示すように、可変斜板１０２の角度θが０度の場合、ピストン１０３は往復運動をしないため、ピストン１０３の移動が生じない。そのため、可変容量負圧ポンプ１００は、吐出量が最小（０）となる最小吐出状態となって、最小吸入性能になる。この状態は、制御室１１０内の負圧の大きさが所定の負圧以上になって、揺動推力が、可変斜板１０２の角度θが０度になるまでコイルスプリング１０９の弾性力に抗した場合に実現できる。一方、図１０に示すように、可変斜板１０２の角度θが大きくなるに従って、可変容量負圧ポンプ１００の吐出量は増大する。この状態は、制御室１１０内の負圧の大きさが所定の負圧未満となって、揺動推力が可変斜板１０２の角度θが０度になる程度まで、コイルスプリング１０９の弾性力に対抗できない状態である。可変斜板１０２の角度θが最大角になると吐出量は最大になって最大吐出状態になるので、可変容量負圧ポンプ１００は最大吸入性能になる。

このように、可変斜板１０２の角度θは、制御室１１０内の負圧の大きさによって変化する。そのため、変形例による可変容量負圧ポンプ１００においても、上述した第１〜第３の空気圧回路における可変容量負圧ポンプとして用いることができる。さらに、この変形例による可変容量負圧ポンプ１００においても、上述した実施形態と同様に、ブレーキブースタ１９の負圧室１９ａ内の負圧の大きさによって、吸入性能を変化させることができるので、上述した実施形態と同様の効果を得ることができる。

以上、本発明の実施形態について具体的に説明したが、本発明は、上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の技術的思想に基づく各種の変形が可能である。例えば、上述の実施形態において挙げた数値はあくまでも例に過ぎず、必要に応じてこれと異なる数値を用いてもよい。

１車両駆動装置
４エンジン切り離しクラッチ
９，１００可変容量負圧ポンプ
１０ＥＣＵ
１９ブレーキブースタ
１９ａ負圧室
３１伝達軸
３２ワンウェイクラッチ
３３ｂ補機切り離しクラッチ
９０ポンプボデー
９１カムリング
９５，１０９コイルスプリング
９５ａ押圧部
９６，１１０制御室
９６ａ制御ポート
１０１ケーシング
１０１ａ制御ポート
１０２可変斜板
１０２ａ揺動ピン
１０３，１０３ａ，１０３ｂピストン
１０４，１０４ａ，１０４ｂシリンダボア
１０５シャフト
１０６シリンダブロック
１０７，１０８チェックボール
１７６オリフィス
１７７ａ，１７７ｂ逆止弁
１７７ｃチェックバルブ
１７８ソレノイド
１７９負圧センサ

Claims

エンジンと、
負圧室を有し、前記負圧室内の圧力に応じて定まる負圧によってブレーキ圧を増幅させる制動倍力部と、
前記エンジンと駆動輪との間に設けられた動力伝達クラッチと、
前記エンジンからのトルクと前記駆動輪からのトルクとを選択的に用いて駆動可能に構成され、前記負圧室内の負圧を変化可能な負圧ポンプと、を備え、
前記動力伝達クラッチが開放状態であり前記エンジンを停止させた状態で、惰性走行を行う車両に搭載される車両駆動装置において、
前記負圧ポンプが、前記負圧室内の負圧の大きさが大きくなるのに従って、前記負圧ポンプの容量を低減する制御室を有する
ことを特徴とする車両駆動装置。
前記負圧ポンプは、相対移動によって前記負圧ポンプの容量を変化させるカムリングと、前記カムリングを前記負圧ポンプの容量を増加させる向きに押圧する弾性体と、を備え、
前記制御室が前記負圧室に連通して、前記負圧室の負圧に応じて前記弾性体による弾性力に対抗して前記カムリングを相対移動させることにより、前記負圧ポンプの容量を変更可能に構成されていることを特徴とする請求項１に記載の車両駆動装置。
前記負圧ポンプは、揺動によって前記負圧ポンプの容量を変化させる可変斜板と、前記可変斜板を前記負圧ポンプの容量を増加させる向きに押圧する弾性体と、を備え、
前記制御室が前記負圧室に連通して、前記負圧室の負圧に応じて前記弾性体による弾性力に対抗して前記可変斜板を揺動させることにより、前記負圧ポンプの容量を変更可能に構成されていることを特徴とする請求項１に記載の車両駆動装置。
前記制動倍力部と前記負圧ポンプとの間の経路に、前記負圧ポンプへの空気の流入を抑制する逆止弁が設けられていることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載の車両駆動装置。
前記制動倍力部と前記負圧ポンプとの間の経路に、前記負圧室内の負圧の大きさに応じて前記制御室内の負圧の大きさを制御するソレノイドが設けられていることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載の車両駆動装置。