JP5018340B2 - ピストン型の流体装置 - Google Patents

Description

この発明は、第１の部材と第２の転部材との相対回転によってピストンが動作することにより、流体室に流体が流入され、かつ、流体室から流体が排出されるように構成された、ピストン型の流体装置に関するものである。

従来、第１の部材と第２の転部材との相対回転によってピストンが動作し、かつ、シリンダ内に流体が流入・排出されるように構成された、ピストン型の流体装置、具体的にはオイルポンプおよび動力伝達装置が知られている。このようなピストン型の動力伝達装置の一例が、特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された動力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、フロントデフから方向変換歯車組と出力軸と、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に記載されている動力伝達装置において、各シリンダ室を、外部装置に接続させることも考えられる。この外部装置は、前記シリンダ室とは構成および機能が異なるものであり、前記外部装置としては、例えばオイルパン、オイルポンプが挙げられる。このように、シリンダ室に外部装置を接続させた構成において、内側回転部材と外側回転部材との回転数差が大きくなった場合は、シリンダ室から吐出されるオイル量が増加して、そのオイルの流通経路での流通抵抗が増す。その結果、ピストン部材がカム面に追従できなくなる可能性がある。そこで、ピストン部材をカム面に押し付ける荷重を増大するために、シリンダ室のばね荷重を大きくすることが考えられる。しかしながら、シリンダ室のばね荷重を大きくすると、ピストン部材の全動作範囲で、カム面に対する押し付け荷重が一様に増大することとなる。その結果、ピストン部材とカム面との摺動部分における摩擦損失が増加して、内側回転部材と外側回転部材との間における機械効率が低下する恐れがあった。

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、「ピストンの全動作範囲に亘って、カム面に対するピストンの押し付け荷重が一様に増加すること」を抑制することの可能なピストン型の流体装置を提供することを目的としている。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、第１の部材と、該第１の部材に外周側を覆われかつ該第１の部材と同一の軸線を中心に相対回転自在に配置された第２の部材と、それら第１の部材と第２の部材とのうちのいずれか一方の部材に設けられ、かつ、前記第１の部材と第２の部材とのうちの他方の部材に向けた凹部と突部とを滑らかに連続された形状を有するカムと、それら第１の部材と第２の部材とのうちのいずれか他方の部材に設けられたシリンダと、このシリンダ内に配置されて流体室を前記シリンダ内に形成するとともに、前記カムの形状に沿って前記シリンダ内で往復動することにより前記流体室の容積を増大および減少させるピストンと、前記ピストンを前記シリンダの外側方向である前記カムに向けて押し付ける力を与える押し付け機構とを有し、前記第１の部材と第２の部材とが相対的に回転した場合に前記ピストンが前記カムおよび押し付け機構によってシリンダ内を前後動して前記流体室の容積が増減することにより流体を前記流体室に流入・排出させるように構成されたピストン型の流体装置において、前記押し付け機構は、前記カムに向けた前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合または少ない場合のいずれにおいても前記ピストンと前記シリンダとによって圧縮状態に保持され、かつ、前記いずれの場合においてもその弾発力で前記ピストンを前記カムに向けて押し付けるように前記シリンダ内に配置された第１のばねと、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合または少ない場合のいずれにおいても圧縮された状態に保持され、かつ、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多くて前記流体室の容積が大きい場合は前記ピストンに対して押し付け力を与えないとともに、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少なくて前記流体室の容積が小さい場合は、前記ピストンに押し付け力を与えるように前記第１のばねと共に前記シリンダ内に配置された第２のばねとを有することを特徴とするものである。

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記第２のばねは、圧縮された状態で前記シリンダによって支持されているとともに、前記シリンダは、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多くて前記流体室の容積が大きい場合は、前記第２のばねが前記ピストンに接触しないように前記第２のばねを圧縮した状態に保持し、かつ前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少なくて前記流体室の容積が小さい場合は、前記ピストンにより前記第２のばねを更に圧縮させて、この第２のばねから前記ピストンに弾発力を与えさせる構成を備えていることを特徴とするピストン型の流体装置である。

また、請求項３の発明は、請求項１の発明において、前記第２のばねは、圧縮された状態で前記ピストンに支持されているとともに、前記ピストンは、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多くて前記流体室の容積が大きい場合は、前記第２のばねが前記シリンダに接触しないように前記第２のばねを圧縮した状態に保持し、かつ前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少なくて前記流体室の容積が小さい場合は、前記シリンダにより前記第２のばねを更に圧縮させて第２のばねから前記ピストンに弾発力を与えさせる構成を備えていることを特徴とするピストン型の流体装置である。

また、請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、車両の車輪に伝達する動力を出力する駆動力源と、この駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に、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、前記カムと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を有しているピストン型の流体装置である。

また、請求項５の発明は、請求項２の発明において、前記押し付け機構は、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は前記ピストンに弾発力を与えず、かつ、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、前記第２のばねが圧縮される前に前記ピストンにより圧縮されて、そのピストンに弾発力を与える第３のばねを有しており、この第３のばねのばね定数は、前記第２のばねのばね定数よりも小さく設定されているピストン型の流体装置である。

また、請求項６の発明は、請求項３の発明において、前記押し付け機構は、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は前記ピストンに弾発力を与えず、かつ、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、前記第２のばねが圧縮される前に前記シリンダにより圧縮されて、前記ピストンに弾発力を与える第３のばねを有しており、この第３のばねのばね定数は、前記第２のばねのばね定数よりも小さく設定されているピストン型の流体装置である。

また、請求項７の発明は、請求項１ないし６のいずれかの発明において、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一方向に往復動することにより、前記流体室の圧力が低下すると流体を吸入し、かつ、前記流体室の圧力が上昇するとその流体室から流体を吐出するポンプとして機能するピストン型の流体装置である。

また、請求項８の発明は、請求項１ないし７のいずれかの発明において、前記第１の部材と前記第２の部材とを回転軸線方向に相対移動させて、前記シリンダ内で前記カムの形状に沿って往復動する前記ピストンの上死点を変化させることにより前記流体室の容量を変更する容量変更機構が設けられているピストン型の流体装置である。

この発明によれば、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一方向に往復動する。また流体室には流体が流入・排出される。そして、シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合、または少ない場合のいずれにおいても、第１のばねが圧縮されており、前記いずれの場合においても、その第１のばねの弾発力で前記ピストンを前記カムに向けて押し付けられる。また、第２のばねは、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合、または少ない場合のいずれにおいても圧縮されているが、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は、前記第２のばねから前記ピストンには弾発力が与えられない。これに対して、前記シリンダの外側へのピストンの動作量が少ない場合は、第２のばねが更に圧縮されて、この第２のばねから前記ピストンをカムに押し付け力が与えられる。このように、前記ピストンの動作位置が変化すると、前記ピストンを前記カムに向けて押し付ける力の特性が変化する。したがって、ピストンが前記カムに追従できなくなることを回避できるとともに、「ピストンの動作範囲の全般に亘って、ピストンがカムに押し付けられる荷重が一様に増加すること」を回避できる。つまり、カムに対してピストンの追従性が要求されない場合は、ピストンをカムに押し付ける荷重を低減させて、第１の部材と第２の部材との間における機械効率の低下を抑制できる。また、前記第２のばねは、前記シリンダの外側へのピストンの動作量が多い場合でも圧縮されているため、その時点で第２のばねがシリンダ内で動いたり、転倒したりすることを防止できる。

この発明は、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、予め定められた一方向に沿って変位された形状を有するカムと、前記第２の部材に設けられたシリンダと、このシリンダ内に配置され、かつ、前記カムの形状に沿って前記シリンダ内で往復動するピストンと、前記ピストンを前記カムに向けて押し付ける力を与える押し付け機構と、前記シリンダ内に設けられ、かつ、流体が流入・排出される流体室とを有するピストン型の流体装置において、前記押し付け機構は、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合または少ない場合のいずれにおいても圧縮され、かつ、前記いずれの場合においてもその弾発力で前記ピストンを前記カムに向けて押し付ける第１のばねと、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合または少ない場合のいずれにおいても圧縮されており、かつ、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は前記ピストンに対して押し付け力を与えないとともに、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、前記ピストンに押し付け力を与える第２のばねとを有することを特徴とする。

また、一実施形態では、前記第２のばねは、圧縮された状態で前記第２の部材に支持されているとともに、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は、前記第２のばねが前記ピストンに接触しないように構成されており、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、前記ピストンにより前記第２のばねが更に圧縮されて、この第２のばねから前記ピストンに弾発力を与える構成であることが好ましい。

この実施形態によれば、前記第２のばねは圧縮された状態で前記第２の部材に支持されている。また、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は、前記第２のばねは前記ピストンには接触せず、第２のばねから前記ピストンに弾発力は与えられない。これに対して、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、前記ピストンが前記第２のばねに接触して、第２のばねが更に圧縮され、その第２のばねから前記ピストンに弾発力が与えられる。

また、一実施形態では、前記第２のばねは、圧縮された状態で前記ピストンに支持されているとともに、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は、前記第２のばねが前記第２の部材に接触しないように構成されており、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、前記第２の部材により前記第２のばねが更に圧縮されて、この第２のばねから前記ピストンに弾発力を与える構成であることが好ましい。

また、この実施形態によれば、前記第２のばねは圧縮された状態で前記ピストンに支持されている。また、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は、前記第２の部材は前記第２のばねには接触せず、第２のばねから前記ピストンに弾発力は与えられない。これに対して、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、前記第２の部材が前記第２のばねに接触して、第２のばねが更に圧縮され、その第２のばねから前記ピストンに弾発力が与えられる。

また、この一実施形態では、車両の車輪に伝達する動力を出力する駆動力源と、この駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に、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、前記カムと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を有していることが好ましい。

この実施形態によれば、駆動力源の動力が車輪に伝達されて駆動力を発生する。また、前記駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に、前記第１の部材および第２の部材が配置されている。そして、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がおこなわれる。

また、一実施形態では、前記押し付け機構は、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は前記ピストンに弾発力を与えず、かつ、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、前記第２のばねが圧縮される前に前記ピストンにより圧縮されて、そのピストンに弾発力を与える第３のばねを有しており、この第３のばねのばね定数は、前記第２のばねのばね定数よりも小さく設定されていることが好ましい。

この実施形態によれば、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は、第１のばねから前記ピストンに押し付け力が与えられているが、第２のばねおよび第３のばねからは、前記ピストンに弾発力が与えられない。これに対して、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、先に前記第３のばねが前記ピストンにより圧縮されて、その第３のばねから前記ピストンに弾発力が与えられる。ついで、前記第２のばねが圧縮されて、その第２のばねから前記ピストンに弾発力が与えられる。ここで、前記第３のばねのばね定数は、前記第２のばねのばね定数よりも小さく設定されている。このため、第３のばねが先に圧縮され、ついで、第２のばねが圧縮されることとなり、前記ピストンに与えられる荷重を緩やかに変化させることが可能である。

また、一実施形態では、前記押し付け機構は、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は前記ピストンに弾発力を与えず、かつ、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、前記第２のばねが圧縮される前に前記第２の部材により圧縮されて、前記ピストンに弾発力を与える第３のばねを有しており、この第３のばねのばね定数は、前記第２のばねのばね定数よりも小さく設定されていることが好ましい。この実施形態によれば、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は、第１のばねから前記ピストンに押し付け力が与えられているが、第２のばねおよび第３のばねからは、前記ピストンに弾発力が与えられない。これに対して、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、先に前記第３のばねが前記第２の部材により圧縮されて、その第３のばねから前記ピストンに弾発力が与えられる。ついで、前記第２のばねが圧縮されて、その第２のばねから前記ピストンに弾発力が与えられる。ここで、前記第３のばねのばね定数は、前記第２のばねのばね定数よりも小さく設定されている。このため、第３のばねが先に圧縮され、ついで、第２のばねが圧縮されることになり、前記ピストンに与えられる荷重を緩やかに変化させることが可能である。

さらに、一実施形態では、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一方向に往復動することにより、前記流体室の圧力が低下すると流体を吸入し、かつ、前記流体室の圧力が上昇するとその流体室から流体を吐出するポンプとして機能することが好ましい。

この実施形態によれば、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一方向に往復動する。このようなピストンの往復動により、前記流体室の圧力が低下すると流体を吸入し、かつ、前記流体室の圧力が上昇するとその流体室から流体を吐出するポンプとして機能する。

また、一実施形態では、前記流体室の容量を変更する容量変更機構が設けられていることが好ましい。この実施形態によれば、前記流体室の容量を変更することができる。

この発明において、ピストン型の流体装置には、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、シリンダ室に流体を吸入し、そのシリンダ室から流体を吐出する装置、つまり、流体機械の一種である。前記モータは、シリンダ室に流体を圧入し、かつ、シリンダ室から流体を排出することにより、ピストンを動作させて、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であり、動力源としての機能を有する。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、流体装置がモータまたは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、流体装置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。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、流体装置をポンプまたはモータとして用い、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、ポンプまたはモータ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、流体装置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。

前記第１の部材に形成されたカムは、予め定められた方向に変位されている。具体的には、前記回転軸線を中心とする半径方向にカムが変位された構成の流体装置、または前記回転軸線に沿った方向にカムが変位された構成の流体装置のいずれでもよい。前記第１の部材に形成されたカムが、前記回転軸線を中心とする半径方向にカムが変位している場合、前記ピストンは前記回転軸線を中心とする半径方向に動作する。このように、前記ピストンが前記回転軸線を中心とする半径方向に動作する流体装置を、ラジアルピストン型の流体装置と記す。これに対して、前記第１の部材に形成されたカムが、前記回転軸線に沿った方向にカムが変位している場合、前記ピストンは前記回転軸線に沿った方向に動作する。このように、前記ピストンが前記回転軸線に沿った方向に動作する流体装置を、アキシャル（スラスト）ピストン型の流体装置と記す。

前記ラジアルピストン型の流体装置においては、前記カムは、前記回転軸線を中心として環状に形成される湾曲面であり、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。また、前記アキシャルピストン型の流体装置においては、前記カムは、前記回転軸線を中心として環状に形成される湾曲面であり、前記回転軸線に沿った方向の平面内における形状としては、波形形状を用いることができる。また、前記アキシャルピストン型の流体装置においては、前記回転軸線と垂直な平面に対して傾斜した平面でカムを構成することも可能である。この発明において、予め定められた方向に動作するピストンは、シリンダ内に設けられた可動片と、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。この発明における流体は、非圧縮性流体、具体的には液体であり、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。この発明における流体装置を、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、流体装置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、流体装置をモータとして用いる場合、流体室に流体を供給・排出し、流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。この発明をオイルポンプとして用いる場合、容量変更機構により、前記回転軸線を中心とする半径方向で、前記ピストンの上死点と下死点との間における流体室の容積が変更され、オイルポンプの容量が制御される。

また、この発明において、ラジアルピストン型の流体装置である場合は、シリンダの外側へのピストンの動作量が多い場合または少ない場合とは、第２の部材の半径方向におけるピストンの位置を意味している。具体的には、このピストンが前記回転軸線から遠い箇所に位置する（動作する）場合は、シリンダの外側へのピストンの動作量が多い場合に相当する。これに対して、前記ピストンが前記回転軸線に近い箇所に位置する（動作する）場合は、シリンダの外側へのピストンの動作量が少ない場合に相当する。つまり、シリンダの外側へのピストンの動作量が多い場合（第１の動作位置）と少ない場合（第２の動作位置）とは、前記半径方向における２つの動作位置同士の相対的な位置関係を指している。

この発明において、アキシャルピストン型の流体装置である場合は、シリンダの外側へのピストンの動作量が多い場合または少ない場合とは、シリンダの底面からの距離を意味している。具体的には、このピストンが前記シリンダの底面から遠い箇所に位置する（動作する）場合は、シリンダの外側へのピストンの動作量が多い場合に相当する。これに対して、前記ピストンが前記シリンダの底面に近い箇所に位置する（動作する）場合は、シリンダの外側へのピストンの動作量が少ない場合に相当する。

この発明において、ラジアルピストン型またはアキシャルピストン型の流体装置のいずれにおいても、シリンダの外側へのピストンの動作量が多い場合（第１の動作位置）と少ない場合（第２の動作位置）とは、予め定められた方向における２つの動作位置同士の相対的な位置関係を指している。そして、この発明では、第１のばねの弾発力が常時ピストンに加わり、かつ、第２のばねの弾発力はピストンに加わらない第１の動作位置と、第１のばねおよび第２のばねの弾発力が常時ピストンに加わる第２の動作位置とが設けられていることが特徴であり、その第１の動作位置と第２の動作位置との境界がどこにあるかを特定する必要はない。ここで必要とは、技術的意義もしくは効果を発生させるための必要性を意味する。このような「境界」がどこに設けられるかは、予め定められた方向に変位するカムの変位量、ピストンに取り付けられる転動体の半径、ピストンの下死点と上死点との差（距離）などに基づいて決定される設計事項である。さらに、この発明におけるピストン型の流体装置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。

つぎに、この発明におけるピストン型の流体装置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流体装置が、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を経由して無段変速機８に伝達されるとともに、その無段変速機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Ａ１に沿った方向における断面図であり、図３は回転軸線Ａ１と垂直な平面における断面図である。この回転軸線Ａ１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Ａ１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、円筒形状のスリーブ１３が固定されている。このスリーブ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。また、スリーブ１３の内部にはホルダ１４が設けられており、このホルダ１４はリヤカバー１２に固定されている。このホルダ１４は円筒形状に構成されており、このホルダ１４と前記インプットシャフト４とが同軸上に配置されている。さらに、前記インプットシャフト４の外側には、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Ａ１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と円筒部２０とを有している。この円錐部１９は、前記回転軸線Ａ１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Ａ１を中心として構成されている。また、円筒部２０は、前記回転軸線Ａ１に沿った方向で、外径および内径が共に略一定に構成されている。そして、前記円筒部２０が前記スリーブ１３の外側に配置され、この円筒部２０とスリーブ１３との間には軸受２１が介在されている。また、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Ａ１と垂直な平面内で、前記回転軸線Ａ１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Ａ１との距離が、回転軸線Ａ１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、前記スリーブ１３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Ａ１との成す鋭角側の角度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Ａ１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Ａ１との距離は、回転軸線Ａ１に沿った方向で一定となるように構成されている。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２つの円筒部２６，２７を有しており、一方の円筒部２７が前記インプットシャフト４の外側に配置され、このインプットシャフトと前記円筒部２７とが一体回転するように連結、具体的にはスプライン結合されている。また、前記インナーレース２５は前記インプットシャフト４に対して、前記回転軸線Ａ１に沿った方向に相対移動可能に構成されており、前記円筒部２７と前記コネクティングドラム１５との間には軸受２８が介在されている。さらに、前記インナーレース２５には軸部２９が設けられており、この軸部２９は前記円筒部２７の内部に、かつ、円筒部２７と同軸上に形成されている。一方、前記インプットシャフト４の端部に開口された凹部３０が形成されており、前記軸部２９がこの凹部３０内に配置されている。そして、前記凹部３０の内周面および端面と、前記軸部２９の端面とにより取り囲まれた油圧室３１が形成されており、前記インプットシャフト４には前記油圧室３１に接続された油路３２が設けられている。さらに、前記インナーレース２５であって、前記回転軸線Ａ１に沿った方向で、前記円筒部２６と円筒部２７との間には円板形状のボス部３３が形成されており、そのボス部３３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、ボス部３３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。図４および図５は、前記シリンダ３４およびピストン３５の構成を示す拡大断面図である。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Ａ１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Ａ１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および図４および図５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Ｃ１は共通している。この中心線Ｃ１は、前記回転軸線Ａ１と垂直な平面に沿って設けられており、かつ、その中心線Ｃ１の延長すると前記回転軸線Ａ１と交差する。また、前記ピストン３５は大径部１２０と小径部１２１とを有しており、前記シリンダ３４内で前記大径部１２０は小径部１２１より外側に配置されている。さらに、前記大径部１２０の外周にはシールリング１２２が取り付けられており、前記大径部１２０の外周面が前記シリンダ３４の内周面と摺動する構成となっている。さらに、大径部１２０の外周面と、小径部１２１の外周面とを連続する環状の端面１２３が形成されている。この端面１２３は、前記ピストン３５の軸線と垂直に構成されている。また、前記小径部１２１の端部を構成する底面３８が設けられている。ピストン３５の軸線と垂直な平面内で、前記底面３８は略円形に構成されている。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は、前記軸線と垂直な平面であり、その底面３７と前記底面３８との間には油室３９が形成されている。また、油室３９内には複数個の圧縮コイルばね、この実施例では２個の圧縮コイルばね４０，４１が設けられており、２個の圧縮コイルばね４０，４１は、インナーレース２５の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。２個の圧縮コイルばね４０，４１は、その内径および外径が異なり、かつ、伸縮方向の高さが異なる。具体的には、一方の圧縮コイルばね４０の外径は、前記小径部１２１の外径よりも小さく構成されており、圧縮コイルばね４０の伸縮方向の軸線（図示せず）と、前記シリンダ３４の軸線とが略一致されている。そして、圧縮コイルばね４０は、転動体３６がカム面２３に接触している場合に、常時、底面３７および底面３８に接触し、かつ、転動体３６をカム面２２に向けて押圧する力を発生することの可能な高さを有している。言い換えれば、圧縮コイルばね４０は、底面３７と底面３８との間の距離に関わりなく、底面３７および底面３８に接触する高さに構成されている。

これに対して、他方の圧縮コイルばね４１の内径は、前記圧縮コイルばね４０の外径よりも大きく構成されており、前記圧縮コイルばね４０の外側に前記圧縮コイルばね４１が配置されている。前記圧縮コイルばね４０および前記圧縮コイルばね４１の伸縮方向の軸線は共通である。また、前記シリンダ３４の内周面にスナップリング１２５が取り付けられている。このスナップリング１２５の内径は、前記小径部１２１の外径よりも小さく構成されている。また、前記シリンダ３４の深さ方向で、前記スナップリング１２５よりも底面３７に近い位置にプレート１３６が設けられている。このプレート１３６は環状に構成されているとともに、このプレート１３６の内径は、前記小径部１２１の外径よりも大きく構成されている。また、プレート１３６の外径は、前記スナップリング１２５の内径よりも大きく、かつ、前記圧縮コイルばね４１の外径以上に構成されている。また、このプレート１３６は、前記シリンダ１３４内で深さ方向に移動可能に構成されている。さらに、そのプレート１３６と前記底面３７との間に、前記圧縮コイルばね４１が介在されている。すなわち、前記圧縮コイルばね４１は、前記底面３７およびプレート１３６により挟み付けられて圧縮荷重が与えられた状態で、前記シリンダ３４内に取り付けられている。つまり、圧縮コイルばね４１は常時撓まされている。そして、前記ピストン３５が前記シリンダ３４内で外側に向けて動作している場合に、前記ピストン３５の底面３８と、前記プレート１３６とが非接触となるように、前記シリンダ３４の深さ方向における前記スナップリング１２５の取り付け位置が決定されている。このように、前記圧縮コイルばね４０，４１は、前記インナーレース２５に取り付けられている。

つぎに、前記油室３９に接続された油路の構成を、図１および図２に基づいて説明する。前記インナーレース２５には、油室３９に接続された吸入油路４２が設けられており、吸入油路４２には逆止弁４３が設けられている。一方、前記リヤカバー１２には油路４４が設けられている。さらに、ホルダ１４にも油路４５が設けられており、油路４４と油路４５とが接続されている。さらに、前記インナーレース２５には、円筒部２６からボス部３３に亘って円柱形状の凹部２５Ａが形成されており、凹部２５Ａ内にホルダ１４が挿入され、かつ、円筒部２６がスリーブ１３内に挿入されて、前記インナーレース２５が、前記スリーブ１３およびホルダ１４に対して、前記回転軸線Ａ１に沿った方向に移動可能に構成されている。そして、凹部２５Ａとホルダ１４とにより油路２５Ｂが形成されており、前記油路２５Ｂが、前記吸入油路４２および油路４５に接続されている。そして、前記逆止弁４３は、油路２５Ｂのオイルが油室３９に吸入される場合に開放する一方、前記油室３９のオイルが油路２５Ｂに戻ろうとすると閉じられる構成を有している。さらに、前記インナーレース２５の円筒部２６には吐出油路４６が設けられており、吐出油路４６には逆止弁４７が設けられている。さらに、リヤカバー１２には油路４８が設けられており、その油路４８が後述する吐出制御弁に接続されている。さらに、この油路４８は吐出油路４６に接続されている。そして、前記逆止弁４７は、前記油室３９のオイルが油路４８に吐出される場合に開放され、前記油路４８のオイルが前記油室３９に戻ろうとすると閉じる構成を有している。

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Ａ１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、前述の無段変速機８について説明すると、前記回転軸線Ａ１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との間に無段変速機８が設けられている。この実施例では、無段変速機８としてベルト式無段変速機が用いられており、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Ａ１に沿った方向で無段変速機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１０が設けられており、この終減速機１０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、インナーレース２５の回転数を検知するセンサ、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３１の油圧などを制御するとともに、潤滑系統６６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。ここで、潤滑系統６６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、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１７，２１，５７などの摺動部分、あるいは、これらの箇所にオイルを供給して冷却および潤滑する油路が含まれる。

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。さらに、前記油圧制御装置６５には前記油路４４が接続されており、前記オイルパン６７のオイルを油路４４を経由させて、前記油室３９に供給することが可能となるように構成されている。さらに、前記油圧制御装置６５は、油室３９から油路４８を経由して吐出されるオイル量を制御する吐出制御弁６９を有している。さらに、前記油圧制御装置６５は、油圧室３１の油圧を制御する圧力制御弁７０を有している。これらの吐出制御弁６９および圧力制御弁７０は、例えば、ソレノイドバルブにより構成されている。

上記のように構成された車両１において、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、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。ここで、前記インナーレース２５と前記アウターレース１８との間におけるトルクの伝達原理を説明する。前記インナーレース２５とアウターレース１８とが相対回転した場合、前記転動体３６が、前記回転軸線Ａ１と垂直な平面内におけるカム面２２の形状に沿って転動し、前記ピストン３５がシリンダ３４内を往復移動する。また、図１のオイルポンプ６においては、前記油圧室３１の油圧に基づいて、前記インナーレース２５が前記回転軸線Ａ１に沿った方向に動作可能であり、前記回転軸線Ａ１に沿った方向で、前記インナーレース２５の位置が変化すると、前記インナーレース２５の半径方向における前記ピストン３５の動作量、すなわち、ストローク量が変化する。具体的には、前記油圧室３１の油圧が前記インナーレース２５の軸部２９の端面に作用するため、前記油圧室３１の油圧に基づいて、前記インナーレース２５を回転軸線Ａ１に沿った方向でリヤカバー１２に近づける向きの力が発生する。

一方、前記インナーレース２５の半径方向におけるピストン３５の位置に関わりなく、前記圧縮コイルばね４０の付勢力が転動体３６に加えられており、その転動体３６がカム面２２に押し付けられている。さらに、後述するように、前記油圧室３９の容積を縮小する過程にあるピストン３５において、油圧室３９から吐出されるオイルの流動抵抗によって生じる油圧室３９の油圧により、転動体３６がカム面２２に押し付けられている。その押し付け力はカム面２２に対して略直角に作用する。一方、前記カム面２２の凹部２３は、前記スリーブ１３に近づくことにともない、谷底２３Ａと軸線Ａ１との距離が短くなる方向のテーパを有しているため、前記転動体３６が凹部２３に接触している場合は、前記転動体３６に与えられる押し付け力に応じた反力が発生し、その反力に応じて回転軸線Ａ１に沿った方向の成分（分力）が、前記ピストン３５を経由して前記インナーレース２５に伝達される。そして、前記油圧室３１の油圧に基づいて前記インナーレース２５に加えられる回転軸線Ａ１に沿った方向の力と、前記反力に基づいて前記インナーレース２５に伝達される回転軸線Ａ１に沿った方向の力との対応関係により、前記回転軸線Ａ１に沿った方向における前記インナーレース２５の位置が決定される。

例えば、前記油圧室３１の油圧が上昇した場合は、前記インナーレース２５をリヤカバー１２側に向けて押圧する力が増加して、前記インナーレース２５が図１で左方向に動作する。これに対して、前記油圧室３１の油圧が低下した場合は、前記インナーレース２５をリヤカバー１２から離れる方向に押圧する力が増加して、前記インナーレース２５が図１で右方向に動作する。なお、前記インナーレース２５に加えられ、かつ、前記回転軸線Ａ１に沿った方向で逆向きの力同士が釣り合った場合は、前記インナーレース２５が回転軸線Ａ１に沿った方向の所定位置で停止する。

まず、前記インナーレース２５が図１で右方向に動作する場合について説明する。この場合は、凹部２３の谷底２３Ａに接触する外接円と、凸部２４の頂点２４Ａに接触する内接円との半径差が、前記インナーレース２５の動作前よりも大きくなる。これに対して、前記インナーレース２５が図１で左方向に動作すると、凹部２３の谷底２３Ａに接触する外接円と、凸部２４の頂点２４Ａに接触する内接円との半径差が、前記インナーレース２５の動作前よりも小さくなる。前記インナーレース２５が、回転軸線Ａ１に沿った方向の所定位置で停止すると、凹部２３の谷底２３Ａに接触する外接円と、凸部２４の頂点２４Ａに接触する内接円との半径差が一定に維持される。つまり、前記回転軸線１を中心とする半径方向で、前記ピストン３５の上死点から下死点に至る移動量が制御され、前記油室３９の容積が変化する。このように、前記インナーレース２５を回転軸線Ａ１に沿った方向に動作させて、前記回転軸線Ａ１を中心とする半径方向で、前記ピストン３５の動作範囲を変更すると、前記油室３９に吸入されるオイルの容量が変化する。つまり、ラジアルピストンポンプ６は、可変容量型のオイルポンプである。

つぎに、前記ピストン３５の動作範囲、すなわちストロークの使用域を、図６の特性線図により説明する。ここで、ストロークとは、前記インナーレース２５の半径方向におけるピストン３５の位置であり、使用域とは、前記インナーレース２５の半径方向における前記ピストン３５の動作範囲である。この図６には、前記ストロークとばね荷重関係との一例が示されている。ここで、ばね荷重とは、前記圧縮コイルばね４０，４１から前記ピストン３５に与えられる荷重、言い換えれば、前記ピストン３５を前記カム面２２に押し付ける向きの力である。

この具体例１においては、前記凹部２３の谷底２３Ａに接触する外接円と、凸部２４の頂点２４Ａに接触する内接円とに半径差があり、その半径差に基づいて、前記回転軸線Ａ１を中心とする半径方向における前記ピストン３５の動作量が変化する。そして、ピストン３５の動作量および動作位置に基づいて、前記圧縮コイルばね４０，４１の圧縮量が決定される。まず、前記転動体３６が前記カム面２２に接触している場合、前記ピストン３５のストロークに関わりなく、前記圧縮コイルばね４０は前記ピストン３５の底面３８と、前記シリンダ３３の底面３７とにより挟まれて、常に圧縮されている。つまり、圧縮コイルばね４０は常時撓まされている。このため、前記シリンダ３４における外側への動作量が多い場合に相当するストローク領域Ｂ１においても、前記圧縮コイルばね４０のばね荷重は前記ピストン３５には伝達される。このストローク領域Ｂ１は、ストロークＳ１以上の高い領域であり、かつ、前記ピストン３５の動作可能範囲のうち、ピストン３５の最大上昇位置Ｓ２に近い半分程度の領域である。この最大上昇位置Ｓ２は、前記カム面２２の半径方向における変位量、および前記回転軸線Ａ１に沿った方向における前記インナーレース２５の移動量により決定される。

また、このストロークＳ１とは、前記ピストン３５が前記プレート１３６に接触する直前の位置である。また、前記ピストン３５がプレート１３６に接触して前記圧縮コイルばね４１が更に圧縮されるストローク領域Ｂ２でも、前記圧縮コイルばね４０のばね荷重は、前記ピストン３５に伝達される。このストローク領域Ｂ２は、ピストン３５の動作範囲のうち、下死点に近い半分程度の領域である。なお、具体例１において、前記回転軸線Ａ１に沿った方向で、前記インナーレース２５の位置に関わりなく、前記半径方向で、前記ピストン３５の下死点は同じ位置である。これに対して、前記回転軸線Ａ１に沿った方向で、前記インナーレース２５の位置が図１で右側に移動するほど、前記半径方向で、前記ピストン３５の上死点が高くなる。このように、前記半径方向における前記ピストン３５のストロークに関わりなく、その圧縮コイルばね４０のばね荷重が常時前記ピストン３５に伝達される。

これに対して、前記圧縮コイルばね４１は、前記ピストン３５のストロークに関わりなく、常に圧縮されているが、前記ピストン３５が前記プレート１３６に接触していないストローク領域Ｂ１では、前記圧縮コイルばね４１のばね荷重（初期荷重）は前記ピストン３５には伝達されない。そして、前記ピストン３５がプレート１３６に接触して前記圧縮コイルばね４１が前記ピストン３５により更に圧縮されるストローク領域Ｂ２では、前記圧縮コイルばね４０のばね荷重、および前記圧縮コイルばね４１のばね荷重が、共に前記ピストン３５に伝達される。このように、ストローク領域Ｂ１におけるばね荷重（実線）よりも、ストローク領域Ｂ２におけるばね荷重（実線）の方が高くなる特性を示す。特に、この実施例では、前記圧縮コイルばね４１が予め圧縮されているため、ストロークＳ１を境界としてばね荷重がステップ的に変化する。また、前記ストローク領域Ｓ１におけるばね荷重の変化割合よりも、前記ストローク領域Ｓ２におけるばね荷重の変化割合の方が大きい。前記図６の特性線図は、前記インナーレース２５が図１で右方向に動作されて、凹部２３の谷底２３Ａに接触する外接円と、凸部２４の頂点２４Ａに接触する内接円との半径差が、所定値以上になる場合に相当するものである。つまり、前記ストローク領域Ｂ１およびストローク領域Ｂ２を含む使用域Ｄ１の範囲で、前記ピストン３５が動作する。

これに対して、前記インナーレース２５を図１で左向に動作させて、凹部２３の谷底２３Ａに接触する外接円と、凸部２４の頂点２４Ａに接触する内接円との半径差が、所定値未満になる場合における特性線図の一例を、図７に基づいて説明する。この図７の特性線図では、前記ピストン３５の動作範囲を示すストロークの使用域Ｄ２が、ストローク領域Ｂ２内に設けられており、ストローク領域Ｂ１は使用されない。つまり、使用領域Ｄ２発明の詳細な説明、使用領域Ｄ１よりも狭い。この図７の特性線図のように、前記ストローク領域Ｂ２では、前記圧縮コイルばね４０，４１のばね荷重が、常時、前記ピストン３５に加えられる。なお、図６および図７において、破線で示された特性について説明する。この破線で示す特性は、圧縮コイルばね４１に代えて、ピストン３５が接触していない状態で圧縮されていない圧縮コイルばねを、前記シリンダ３４内に設けた比較例の特性である。この比較例では、ストローク領域Ｂ１におけるばね荷重は、実線の特性と同じになる。これに対して、ストローク領域Ｂ２では、前記ピストン３５が圧縮コイルばねに接触して初めて、その圧縮コイルばねが圧縮されてばね荷重を生じる。このため、ストローク領域Ｂ２で生じるばね荷重は、実施例（実線）の方が、比較例（破線）よりも高くなることは明らかである。

上記のようにして、エンジントルクが前記インナーレース２５に伝達されて、前記インナーレース２５と前記アウターレース１８とが相対回転し、前記ピストン３５が前記シリンダ３４内で前記インナーレース２５の半径方向に往復移動する。すると、前記ピストン３５の動作により油室３９の容積が拡大・縮小される。まず、前記油室３９の容積が拡大される場合は、前記油室３９が負圧となる。すると、前記逆止弁４３が開放されるとともに、前記オイルパン６７のオイルが、前記油路４４および吸入油路４２を経由して、前記油室３９内に吸入される。このように、オイルが油室３９に吸入される間、逆止弁４７は閉じられている。これに対して、前記インナーレース２５とアウターレース１８とが相対回転して、前記ピストン３５の動作により油室３９の容積が縮小されると、この油室３９の油圧が上昇する。すると、前記逆止弁４３が閉じられるとともに、前記逆止弁４７が開放され、前記油室３９のオイルが、吐出油路４６を経由して油路４８に吐出される。以後、前記ピストン３５が前記シリンダ３４内で往復運動を繰り返すことにより、前記オイルポンプ６の油室３９へのオイルの吸入と、前記油室３９からのオイルの吐出とが、交互に繰り返される。このようにして、前記オイルパン６７のオイルが前記オイルポンプ６により吸入・吐出され、吐出されたオイルが、油圧制御装置６５を経由して、油圧サーボ機構６１，６２および潤滑系統６６および前後進切換装置７用の油圧室などに供給される。

また、吐出制御弁６９の制御により、前記オイルポンプ６の油室３９から吐出されるオイルの流量が調整される。そして、インナーレース２５とアウターレース１８との回転数差が調整される。すなわち、吐出制御弁６９における通路の絞り量を増加して、その通路の断面積を縮小させると、この通路を通過するオイルの流動抵抗が高まる。このため、エンジン２からインナーレース２５へ一定のトルクが入力される場合、インナーレース２５とアウターレース１８との間の回転数差は減少する。

これとは逆に、前記吐出制御弁６９における通路の絞り量を減少させて、通路の断面積を拡大すると、通路を通過するオイルの流通抵抗が低下する。このため、エンジン２からインナーレース２５へ一定のトルクが入力される場合、インナーレース２５とアウターレース１８との間の回転数差は増加する。このようにして、エンジン２からインナーレース２５に伝達されたトルクは、油室３９内の圧油の流体エネルギに変換される。そして、油室３９の油圧により転動体３６がカム面２２に押し付けられて、転動体３６とカム面２２との係合力により、アウターレース１８およびコネクティングドラム１５にトルクが伝達される。

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、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、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、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、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、無段変速機８の変速比が制御される。また、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、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、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。

ところで、前記ピストン３５が前記インナーレース２５の半径方向で内側に向けて動作（下降行程）して、前記ピストン３５が下死点に到達し、ついで、前記ピストン３５が前記インナーレース２５の半径方向で外側に向けて動作する上昇行程に切り換わる場合は、前記転動体３６が凸部２４を乗り越えることとなる。このため、前記インナーレース２５とアウターレース１８との回転数差が大きい場合は、「転動体３６が凸部２４を乗り越える場合に、転動体３６がカム面２２から離れ、その後に、転動体３６がカム面２２に衝突する現象」が生じる可能性がある。これに対して、この具体例１では、前記ピストン３５が下死点を経由して前記凸部２４を転動体３６が乗り越える作用が、前記ストローク領域Ｂ２でおこなわれる構成となっている。そして、このストローク領域Ｂ２では、前記ばね荷重がストローク領域Ｂ１に比べて高くなっているため、「転動体３６が凸部２４を乗り越える場合に、転動体３６がカム面２２から離れ、その後に、転動体３６がカム面２２に衝突する現象」を回避することができる。したがって、転動体３６とカム面２２との衝突による振動・騒音を抑制でき、カム面２２に対する転動体３６の追従性が向上する。また、前記ピストン３５が前記シリンダ３４内で外側に向けて動作する上昇行程が円滑化され、前記油室３９にオイルを吸入するオイルポンプ６のオイル吸入機能（自吸性能）が向上する。また、前記ピストン３５が上死点付近に位置しており、前記転動体３６が凹部２３Ｂを転動する領域は、前記ストローク領域Ｂ１に相当することとなり、前記ピストン３５に加えられるばね荷重が過剰となることを抑制できる。したがって、前記インプットシャフト４とコネクティングドラム１５との間における機械効率、具体的には動力伝達効率の低下を抑制できる。さらに、前記圧縮コイルばね４１が前記ピストン３５に接触しない場合でも、常時プレート１３６により圧縮されているため、シリンダ３４内で圧縮コイルばね４１が動いたり、転倒したりすることを防止できる。

ここで、図１ないし図７にお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、回転軸線Ａ１が、この発明の回転軸線に相当し、アウターレース１８が、この発明における第１の部材に相当し、インナーレース２５が、この発明における第２の部材に相当し、カム面２２が、この発明のカムに相当し、カム面２２が変位された半径方向が、この発明における「予め定められた一方向」に相当し、シリンダ３４が、この発明のシリンダに相当し、前記ピストン３５および転動体３６が、この発明のピストンに相当し、圧縮コイルばね４０，４１が、この発明の押し付け機構に相当し、油圧室３９が、この発明における流体室に相当し、オイルが、この発明における流体に相当し、オイルポンプ６が、この発明における「ピストン型の流体装置」に相当する。また、圧縮コイルばね４０が、この発明における第１のばねに相当し、圧縮コイルばね４１が、この発明における第２のばねに相当し、図６よび図７に基づいて説明した「ばね荷重」が、この発明の「弾発力」に相当し、前記車両１が、この発明の車両に相当し、車輪１１が、この発明の車輪に相当し、エンジン２が、この発明の駆動力源に相当し、カム面２２および油圧室３１および油路３２およびインナーレース２５が、この発明における容量変更機構に相当する。さらに、この具体例１は、請求項１、請求項２、請求項４、請求項７、請求項８に対応している。

また、図６で説明したストローク領域Ｂ１が、この発明における「シリンダの外側へのピストンの動作量が多い場合」に相当し、図６で説明したストローク領域Ｂ２が、この発明における「シリンダの外側へのピストンの動作量が少ない場合」に相当する。この具体例１において、前記シリンダ３４の外側へのピストン３５の動作量は、例えば、前記底面３７と底面３８との距離、前記底面３７とピストン３５の長さ方向の中心との距離、または前記インナーレース２５のボス部３３の外周面からの転動体３６の突出量などに基づいて判断可能である。これらの距離および突出量は、前記シリンダ３４の中心線Ｃ１に沿った方向の距離もしくは突出量である。そして、前記底面３７と底面３８との距離が所定距離以上である場合が、ストローク領域Ｂ１に相当し、前記底面３７と底面３８との距離が所定距離未満である場合が、ストローク領域Ｂ２に相当する。また、前記底面３７とピストン３５の長さ方向の中心との距離が所定値以上である場合が、ストローク領域Ｂ１に相当し、前記底面３７とピストン３５の長さ方向の中心との距離が所定値未満である場合が、ストローク領域Ｂ２に相当する。また、前記インナーレース２５のボス部３３の外周面からの転動体３６の突出量が多い場合が、ストローク領域Ｂ１に相当し、前記インナーレース２５のボス部３３の外周面からの転動体３６の突出量が少ない場合が、ストローク領域Ｂ２に相当する。そして、この具体例１において、前記ストローク領域Ｂ２は、言い換えれば、前記シリンダ３４の深さ方向における前記ストッパ１３６の位置は、前記凸部２４の高さ、凸部２４の湾曲程度、転動体３６の半径、ピストン３５の動作範囲などに基づいて決定される設計事項である。これは、前記転動体３６が凸部２４を乗り越える場合に、その転動体３６が凸部３４から離れることを防止するために、前記ピストン３５に加えるばね荷重を高くすることを目的としているからである。

（具体例２）
つぎに、図２に示されたオイルポンプ６の他の具体例を、図８および図９および図１０に基づいて説明する。図８は、前記回転軸線Ａ１に沿った方向におけるオイルポンプ６の断面図であり、図９および図１０は、図８に示されたオイルポンプ６の要部を拡大した断面図である。この図８および図９および図１０において、図１および図４および図５と同じ構成部分については、図１および図４および図５と同じ符号を付してある。この具体例２においても、各ピストン３５毎に前記油室３９内に２種類の圧縮コイルばね１３７，１３８が設けられている。まず、前記シリンダ３４の底面３７には凹部１３９が設けられており、この凹部１３９には有底円筒部材１４０が取り付けられている。この有底円筒部材１４０は、円筒部１４０Ａおよび底部１４２を有しており、その開口部１４１がピストン３５に向けて配置されている。また、有底円筒部材１４０中心線Ｃ１は、前記シリンダ３４と共通である。一方、前記ピストン３５には凹部１４３が形成されており、前記シリンダ３４および凹部１４３に亘って油室３９が形成されている。この凹部１４３は前記中心線Ｃ１を中心として形成された円柱形状を有しており、その凹部１４３の内径は、前記有底円筒部材１４０の外径よりも大きく構成されている。そして、前記油室３９に設けられた圧縮コイルばね１３７は、前記凹部１４３の底面１４４と、前記有底円筒部材１４０の前記底部１４２との間に介在されている。つまり、前記円筒部１４０Ａの内径は前記圧縮コイルスばね１３７の外径よりも大きく構成されている。そして、前記回転軸線Ａ１を中心とする半径方向で、前記ピストン３５の位置に関わりなく、前記ピストン３５と前記有底円筒部材１４０とにより前記圧縮コイルばね１３７が挟み付けられ、かつ、圧縮されている。つまり、前記回転軸線Ａ１を中心とする半径方向で、前記ピストン３５の位置に関わりなく、常時、前記圧縮コイルばね１３７の弾発力が前記ピストン３５に加えられて、前記転動体３６が前記カム面２２に押し付けられている。

一方、前記圧縮コイルばね１３８は前記凹部１４３内に配置されている。また、前記凹部１４３の内周面にはスナップリング１４５が取り付けられており、前記底面１４４とスナップリング１４５との間には、環状のプレート１４６および圧縮コイルばね１３８が配置されている。具体的には、前記スナップリング１４５には前記プレート１４６が接触されており、このプレート１４６と底面１４４とにより、前記圧縮コイルばね１３８が挟み付けられて、この圧縮コイルばね１３８が圧縮されている。また、前記スナップリング１４５の内径は、前記有底円筒部材１４０の外径よりも大きく構成されている。さらに前記プレート１４６の外径は、前記圧縮コイルばね１３７の外径よりも大きく構成されており、そのプレート１４６は、前記圧縮コイルばね１３７の外周側に配置されている。このようにして、前記圧縮コイルばね１３７および圧縮コイルばね１３８が、中心線Ｃ１を中心として同軸上に配置され、かつ、中心線Ｃ１に沿った方向に伸縮自在に構成されている。

この具体例２において、前記カム面２２に前記転動体３６が接触するとともに、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、前記転動体３６が前記カム面２２の形状に沿って転動し、前記ピストン３５が動作する原理は、具体例１の場合と同様である。この具体例２においても、前記ピストン３５の動作範囲は、図６の特性線図に示されたものと同様になる。具体的には、ストローク範囲Ｂ１，Ｂ２を含む使用域Ｄ１の全部に亘り、圧縮コイルばね１３７の弾発力が前記ピストン３５に加えられる。これに対して、有底円筒部材１４０の円筒部１４０Ａと前記プレート１４６とが接触していない場合、つまり、前記ストローク域Ｂ１では、前記圧縮コイルばね１３８の弾発力は、前記ピストン３５には加えられない。このストローク領域Ｂ１は、前記ピストン３５の動作可能範囲のうち、最上昇位置Ｓ２に近い半分程度の領域である。

一方、ストローク領域Ｂ２は、前記ピストン３５の動作可能範囲のうち、下死点に近い半分程度の領域である。このストローク領域Ｂ２では、前記有底円筒部１４０の円筒部１４０Ａが前記プレート１４６に接触して、前記圧縮コイルばね１３８が更に圧縮される。つまり、前記圧縮コイルばね１３８が更に圧縮されるストローク域Ｂ２では、前記圧縮コイルばね１３８の弾発力が前記ピストン３５に加えられる。また、前記インナーレース２５が図８で左側に位置することにより、前記ピストン３５の動作半径を小さくすれば、そのピストン３５の動作範囲を、図７に示すように、前記ストローク領域Ｂ２に限定することも可能である。なお、具体例２において、前記回転軸線Ａ１に沿った方向で、前記インナーレース２５の位置に関わりなく、前記半径方向で、前記ピストン３５の下死点は同じ位置である。これに対して、前記回転軸線Ａ１に沿った方向で、前記インナーレース２５の位置が図１で右側に移動するほど、前記半径方向で、前記ピストン３５の上死点が高くなる。以上のように、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。

さらに、具体例２の構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、圧縮コイルばね１３７が、この発明の第１のばねに相当し、圧縮コイルばね１３８が、この発明の第２のばねに相当する。具体例２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。また、具体例２では、前記底面３７と底面１４４との距離が所定距離以上である場合が、ストローク領域Ｂ１に相当し、前記底面３７と底面１４４との距離が所定距離未満である場合が、ストローク領域Ｂ２に相当する。また、この具体例２において、前記シリンダ３４の深さ方向における前記プレート１６６の位置は、前記凸部２４の高さ、凸部２４の湾曲程度、転動体３６の半径、ピストン３５の動作範囲などに基づいて決定される設計事項である。これは、前記転動体３６が凸部２４を乗り越える場合に、その転動体３６が凸部３４から離れることを防止するために、前記ピストン３５に加えるばね荷重を高くすることを目的としているからである。なお、この具体例２は、請求項１、請求項３、請求項４、請求項７、請求項８に対応している。

（具体例３）
この具体例３は、前記具体例１の構成の一部を変更したものであり、図１１に基づいて説明する。図１１において、図４および図５と同じ構成部分については、図４および図５と同じ符号を付してある。この具体例３においては、前記シリンダ室３４内には前記プレート１３６に代えて、皿ばね１４７が設けられている。この皿ばね１４７は環状に構成されており、皿ばね１４７は中心線Ｃ１を中心として配置されている。また、この皿ばね１４７の内径は、前記ピストン３５の小径部１２１の外径よりも小さく構成されている。さらに、この皿ばね１４７の外径は、前記スナップリング１２５の内径よりも大きく構成されている。さらに、この皿ばね１４７は、中心線Ｃ１に沿った方向に伸縮可能であり、前記ピストン３５に近づくことにともない外径が小さくなる方向にテーパが付与されている。この皿ばね１４７が前記スナップリング１２５と圧縮コイルばね４１とにより挟み付けられて、前記中心線Ｃ１に沿った方向に圧縮された状態で、前記シリンダ３４内に配置されている。また、この皿ばね１４７のばね定数は、前記圧縮コイルばね４１のばね定数よりも小さく構成されている。なお、この具体例３においても、前記圧縮コイルばね４１は、前記皿ばね１４７および底面３７により挟み付けられて、圧縮された状態で前記シリンダ３４内に配置されている。

この具体例３においても、具体例１と同様に、ストローク領域Ｂ１では、皿ばね１４７および圧縮コイルばね４１の弾発力は、前記ピストン３５には伝達されない。ついで、前記ピストン３５が下死点に向けて更に下降すると、前記ピストン３５の底面３８が前記皿ばね１４７に接触する。ここで、皿ばね１４７のばね定数の方が、圧縮コイルばね１４１のばね定数よりも小さいため、先に皿ばね１４７が更に圧縮され、皿ばね１４７の弾発力がピストン３５に加えられる。この皿ばね１４７によりピストン３５に加えられるばね荷重が、図６および図７では二点鎖線で示されている。ついで、前記圧縮コイルばね４１が圧縮されて、その圧縮コイルばね４１の弾発力がピストン３５に加えられる。

一方、前記ピストン３５が下死点に到達し、前記半径方向で外側に向けて動作を開始すると、前記圧縮コイルばね４１の圧縮量が徐々に減少し、先に、圧縮コイルばね４１からピストン３５に加えられる荷重が減少する。ついで、前記ピストン３５から皿ばね１４７から離れると、この皿ばね１４７からピストン３５に加えられるばね荷重がなくなる。このように、具体例３においても、具体例１と同様の効果を得られる。また、具体例３においては、前記圧縮コイルばね４０からピストン３５にばね荷重が加えられる領域と、圧縮コイルばね４１からピストン３５にばね荷重が加えられるピストン３５の領域との間に、前記皿ばね１４７からピストン３５にばね荷重が加えられる領域が存在する。このため、前記ピストン３５に加えられるばね荷重をステップ的に変化させることなく、緩やかな勾配で変化させることができる。したがって、オイルポンプ６の振動・騒音特性、および耐久性が向上する。この具体例３は、請求項５の発明に相当するものでり、皿ばね１４７が、この発明における第３のばねに相当する。

（具体例４）
この具体例４は、前記具体例２の構成の一部を変更したものであり、図１２に基づいて説明する。図１２において、図９および図１０と同じ構成部分につては、図９および図１０と同じ符号を付してある。この具体例４においては、前記シリンダ室３４内には前記プレート１４６に代えて、皿ばね１４８が設けられている。この皿ばね１４８は環状に構成されており、皿ばね１４８は中心線Ｃ１を中心として配置されている。また、この皿ばね１４８の内径は、前記圧縮コイルばね１３８内径よりも大きく構成されている。さらに、この皿ばね１４８の内径は、前記圧縮コイルばね１３７の外径よりも大きく構成されている。さらに、この皿ばね１４８は、中心線Ｃ１に沿った方向に伸縮可能であり、前記底面１４４から離れることにともない外径が小さくなる方向にテーパが付与されている。この皿ばね１４８が前記スナップリング１４５と圧縮コイルばね１３８とにより挟み付けられて、前記中心線Ｃ１に沿った方向に圧縮された状態で、前記シリンダ３４内に配置されている。また、この皿ばね１４８のばね定数は、前記圧縮コイルばね１３８のばね定数よりも小さく構成されている。なお、この具体例４においても、前記圧縮コイルばね１３８は、前記皿ばね１４８および底面１４４により挟み付けられて、圧縮された状態で前記凹部１４３内に配置されている。

この具体例４においても、具体例２と同様に、有底円筒部材１４０が前記皿ばね１４８に接触していない領域、つまり、ストローク領域Ｂ１では、皿ばね１４８および圧縮コイルばね１３８の弾発力は、前記ピストン３５には伝達されない。ついで、前記ピストン３５が下死点に向けて更に下降すると、前記有底円筒部材１４０が前記皿ばね１４８に接触する。ここで、皿ばね１４８のばね定数の方が、圧縮コイルばね１３８のばね定数よりも小さいため、先に皿ばね１４８が更に圧縮され、皿ばね１４８の弾発力がピストン３５に加えられる。この皿ばね１４８によりピストン３５に加えられるばね荷重が、図６および図７では二点鎖線で示されている。ついで、前記圧縮コイルばね１３８が圧縮されて、その圧縮コイルばね１３８の弾発力がピストン３５に加えられる。

一方、前記ピストン３５が下死点に到達し、前記半径方向で外側に向けて動作を開始すると、前記圧縮コイルばね１３８の圧縮量が徐々に減少し、先に、圧縮コイルばね１３８からピストン３５に加えられる荷重が減少する。ついで、前記ピストン３５から皿ばね１４８から離れると、この皿ばね１４８からピストン３５に加えられるばね荷重がなくなる。このように、具体例４においても、具体例２と同様の効果を得られる。また、具体例４においては、前記圧縮コイルばね１３７からピストン３５にばね荷重が加えられる領域と、圧縮コイルばね１３８からピストン３５にばね荷重が加えられるピストン３５の領域との間に、前記皿ばね１４８からピストン３５にばね荷重が加えられる領域が存在する。このため、前記ピストン３５に加えられるばね荷重をステップ的に変化させることなく、緩やかな勾配で変化させることができる。したがって、オイルポンプ６の振動・騒音特性、および耐久性が向上する。この具体例４は、請求項６の発明に相当するものでり、皿ばね１４８が、この発明における第３のばねに相当する。

（具体例５）
つぎに、オイルポンプ６の他の構成例を、図１３に基づいて説明する。この具体例５は、アウターレース１８に形成されるカム面の構成が、具体例１ないし具体例４の場合とは異なる。なお、この具体例５において、前記ピストン３５の構成、および前記シリンダ３４内の構成、ピストン３５にばね荷重を加える圧縮コイルばねの構成は、具体例１と同様に構成されているものとして説明する。このため、図１３において、図１および図４および図５と同じ構成部分については、図１および図４および図５と同じ符号を付してある。この具体例５においては、前記カム面２２が大径カム面７５と小径カム面７６と傾斜カム面７７とを有している。前記大径カム面７５は、円周方向に沿って凹部７８と凸部７９とを交互に配置して構成されている。つまり、前記大径カム面７５は、前記インナーレース２５の半径方向に波形に変位している。また、凹部７８の谷底の半径が回転軸線Ａ１に沿った方向の全域に亘って一定であり、前記凸部７９の頂点の半径が回転軸線Ａ１に沿った方向の全域に亘って一定である。また、小径カム面７６は、円周方向に沿って凹部８０と凸部８１とを交互に配置して構成されている。つまり、小径カム面７６は、前記インナーレース２５の半径方向に波形に変位している。そして、凹部８０の谷底の半径が軸方向の全域に亘って一定であり、凸部８１の頂点の半径が軸方向の全域に亘って一定である。

さらに、前記大径カム面７５と前記小径カム面７６とは、回転軸線Ａ１に沿った方向の異なる位置に形成されており、回転軸線Ａ１に沿った方向で大径カム面７５と小径カム面７６との間に傾斜カム面７７が配置されている。この具体例５では、回転軸線Ａ１に沿った方向で隔壁１６に近い位置に大径カム面７５が配置されており、回転軸線Ａ１に沿った方向でスリーブ１３に近い位置に小径カム面７６が配置されている。そして、傾斜カム面７７は、凹部８２および凸部８３を有しており、さらに、傾斜カム面７７にはテーパが施されており、凹部８２が凹部７８，８０に連続され、凸部８３が凸部７９，８１に連続されている。このようにして、傾斜カム面７７、大径カム面７５および小径カム面７６に連続されており、前記転動体３６がカム面２２に接触したまま回転軸線Ａ１に沿った方向に移動できるように滑らかに接続されている。

この具体例５においても、具体例１と同様の原理により、前記転動体３６およびピストン３５が、前記インナーレース２５の半径方向にストロークし、前記インナーレース２５と前記アウターレース１８との間でトルクが伝達されるとともに、前記油室３９にオイルが吸入され、かつ、前記油室３９から吐出されたオイルが、油圧制御装置６５に供給される。また、この具体例５においては、油圧室３１の油圧を制御することにより、具体例１と同様の原理により、前記インナーレース２５が回転軸線Ａ１に沿った方向に動作し、かつ、位置決めされる。このように、インナーレース２５を回転軸線Ａ１に沿った方向に動作させることにより、転動体３６が大径カム面７５と小径カム面７７との間で、傾斜カム面７７を経由して行き来可能である。そして、大径カム面７５の凹部７８および凸部７９に沿って転動体３６が転動している場合は、図１４に示すように、前記ピストン３５が予め定められたストローク領域Ｂ１を含む使用域Ｄ３の内で往復動する。これに対して、前記転動体３６が小径カム面７６の凸部８１および凹部８０に沿って転動する場合は、前記図７に示すように、前記ピストン３５が予め定められたストローク領域Ｂ２内に形成された使用域Ｄ２の範囲で往復動する。このように、具体例５においては、使用域Ｄ３と使用域Ｄ２とを比べると、前記回転軸線Ａ１を中心とする半径方向で、前記ピストン３５の上死点および下死点が共に異なる。そして、前記使用域Ｄ３では、前記圧縮コイルばね４０のばね荷重が前記ピストン３５に加えられるが、前記圧縮コイルばね４１のばね荷重は前記ピストン３５には加わらない。これに対して、前記使用域Ｄ２では、前記圧縮コイルばね４０，４１のばね荷重が、共に前記ピストン３５に加えられる。この具体例５においても、使用域Ｄ３に比べて使用域Ｄ２の方が前記ピストン３５に加えられるばね荷重を高くすることができ、具体例１と同様の効果を得られる。

なお、この具体例５においては、前記具体例２ないし具体例４で説明したピストン２３の構成、圧縮コイルばねの構成、シリンダ３４の構成を用いることも可能である。例えば、前記具体例２の構成を具体例５に用いると、前記使用域Ｄ３では、前記圧縮コイルばね１３７のばね荷重がピストン３５に加えられ、かつ、前記圧縮コイルばね１３７のばね荷重はピストン３５に加えられない。また、前記使用域Ｄ２では、前記圧縮コイルばね１３７，１３８のばね荷重が、共にピストン３５に加えられる。さらに、前記図１１で説明した具体例３の構成を具体例５に用いると、前記使用域Ｄ３では、前記圧縮コイルばね４０のばね荷重がピストン３５に加えられ、かつ、前記圧縮コイルばね４０および皿ばね１４７の荷重はピストン３５に加えられない。また、前記使用域Ｄ２では、前記圧縮コイルばね４０，４１のばね荷重、および皿ばね１４７のばね荷重が、共にピストン３５に加えられる。さらにまた、前記図１２で説明した具体例４の構成を具体例５に用いると、前記使用域Ｄ３では、前記圧縮コイルばね１３７のばね荷重がピストン３５に加えられ、かつ、前記圧縮コイルばね１３８および皿ばね１４８の荷重はピストン３５に加えられない。また、前記使用域Ｄ２では、前記圧縮コイルばね１３７，１３８のばね荷重、および皿ばね１４８のばね荷重が、共にピストン３５に加えられる。

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Ａ１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。また、各具体例においては、インプットシャフトに油圧室が設けられ、この油圧室の油圧によりボス部がスリーブ側に向けて回転軸線Ａ１に沿った方向に押圧される構成となっているが、油圧室をスリーブ側に設け、その油圧室の油圧によりボス部がインプットシャフト側に向けて回転軸線Ａ１に沿った方向に押圧される構成にすることも可能である。この場合、ピストン部材を動作させる油圧室に接続される油路は、インプットシャフト側に設けることも可能である。さらに、カム面に、回転軸線Ａ１に沿った方向でスリーブ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シリンダ室、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Ａ１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Ａ１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、ピストン型の流体装置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、ピストン型の流体装置にも、この発明を用いることができる。

この発明のピストン型の流体装置を、車両用のオイルポンプとして用いる場合の具体例を示す断面図である。 この発明のピストン型の流体装置を、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。 図１に示されたオイルポンプの要部を示す断面図である。 図１に示されたオイルポンプの要部を示す断面図である。 図１に示されたオイルポンプの動作特性を示す特性線図である。 図１に示されたオイルポンプの動作特性を示す特性線図である。 この発明のピストン型の流体装置を、車両用のオイルポンプとして用いる場合の他の具体例を示す断面図である。 図８に示されたオイルポンプの要部を示す断面図である。 図８に示されたオイルポンプの要部を示す断面図である。 図４および図５に示されたオイルポンプの一部を変更した具体例を示す断面図である。 図９および図１０に示されたオイルポンプの一部を変更した具体例を示す断面図である。 この発明のピストン型の流体装置を、車両用のオイルポンプとして用いる場合の他の具体例を示す断面図である。 図１３に示されたオイルポンプの動作特性を示す線図である。

符号の説明

１…車両、 ２…エンジン、 ６…オイルポンプ、 １１…車輪、 １８…アウターレース、 ２２…カム面、 ２５…インナーレース、 ３１，３９…油圧室、 ３２…油路、 ３４…シリンダ、 ３５…ピストン、 ３６…転動体、 ４０，４１，１３７，１３８…圧縮コイルばね、 １４７，１４８…皿ばね、 Ａ１…回転軸線。

Claims (8)

1. 第１の部材と、該第１の部材に外周側を覆われかつ該第１の部材と同一の軸線を中心に相対回転自在に配置された第２の部材と、それら第１の部材と第２の部材とのうちのいずれか一方の部材に設けられ、かつ、前記第１の部材と第２の部材とのうちの他方の部材に向けた凹部と突部とを滑らかに連続された形状を有するカムと、それら第１の部材と第２の部材とのうちのいずれか他方の部材に設けられたシリンダと、このシリンダ内に配置されて流体室を前記シリンダ内に形成するとともに、前記カムの形状に沿って前記シリンダ内で往復動することにより前記流体室の容積を増大および減少させるピストンと、前記ピストンを前記シリンダの外側方向である前記カムに向けて押し付ける力を与える押し付け機構とを有し、前記第１の部材と第２の部材とが相対的に回転した場合に前記ピストンが前記カムおよび押し付け機構によってシリンダ内を前後動して前記流体室の容積が増減することにより流体を前記流体室に流入・排出させるように構成されたピストン型の流体装置において、
   前記押し付け機構は、
   前記カムに向けた前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合または少ない場合のいずれにおいても前記ピストンと前記シリンダとによって圧縮状態に保持され、かつ、前記いずれの場合においてもその弾発力で前記ピストンを前記カムに向けて押し付けるように前記シリンダ内に配置された第１のばねと、
   前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合または少ない場合のいずれにおいても圧縮された状態に保持され、かつ、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多くて前記流体室の容積が大きい場合は前記ピストンに対して押し付け力を与えないとともに、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少なくて前記流体室の容積が小さい場合は、前記ピストンに押し付け力を与えるように前記第１のばねと共に前記シリンダ内に配置された第２のばねと
   を有することを特徴とするピストン型の流体装置。
2. 前記第２のばねは、圧縮された状態で前記シリンダによって支持されているとともに、
   前記シリンダは、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多くて前記流体室の容積が大きい場合は、前記第２のばねが前記ピストンに接触しないように前記第２のばねを圧縮した状態に保持し、かつ前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少なくて前記流体室の容積が小さい場合は、前記ピストンにより前記第２のばねを更に圧縮させて、この第２のばねから前記ピストンに弾発力を与えさせる構成を備え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流体装置。
3. 前記第２のばねは、圧縮された状態で前記ピストンに支持されているとともに、
   前記ピストンは、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多くて前記流体室の容積が大きい場合は、前記第２のばねが前記シリンダに接触しないように前記第２のばねを圧縮した状態に保持し、かつ前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少なくて前記流体室の容積が小さい場合は、前記シリンダにより前記第２のばねを更に圧縮させて第２のばねから前記ピストンに弾発力を与えさせる構成を備え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流体装置。
4. 車両の車輪に伝達する動力を出力する駆動力源と、この駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に、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、前記カムと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を有している請求項１ないし３のいずれかに記載のピストン型の流体装置。
5. 前記押し付け機構は、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は前記ピストンに弾発力を与えず、かつ、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、前記第２のばねが圧縮される前に前記ピストンにより圧縮されて、そのピストンに弾発力を与える第３のばねを有しており、この第３のばねのばね定数は、前記第２のばねのばね定数よりも小さく設定されている請求項２に記載のピストン型の流体装置。
6. 前記押し付け機構は、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が多い場合は前記ピストンに弾発力を与えず、かつ、前記シリンダの外側への前記ピストンの動作量が少ない場合は、前記第２のばねが圧縮される前に前記シリンダにより圧縮されて、前記ピストンに弾発力を与える第３のばねを有しており、この第３のばねのばね定数は、前記第２のばねのばね定数よりも小さく設定されている請求項３に記載のピストン型の流体装置。
7. 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一方向に往復動することにより、前記流体室の圧力が低下すると流体を吸入し、かつ、前記流体室の圧力が上昇するとその流体室から流体を吐出するポンプとして機能する請求項１ないし６のいずれかに記載のピストン型の流体装置。
8. 前記第１の部材と前記第２の部材とを回転軸線方向に相対移動させて、前記シリンダ内で前記カムの形状に沿って往復動する前記ピストンの上死点を変化させることにより前記流体室の容量を変更する容量変更機構が設けられている請求項１ないし７のいずれかに記載のピストン型の流体装置。

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