WO2013061403A1 - Accessory unit drive mechanism - Google Patents

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pump
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良昭 山田
邦彦 肥喜里
孝幸 土屋
幸一 井谷
隆朗 小早川
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Ｕｄトラックス株式会社
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    • F04B49/002—Hydraulic systems to change the pump delivery
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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Abstract

The purpose of the present invention is to provide an accessory unit drive mechanism configured so that the accessory unit drive mechanism can transmit a specific amount of power to the accessory unit side irrespective of the rotational speed of an engine output shaft (crankshaft) and so that the accessory unit drive mechanism can be mounted with less restriction within a region in the vicinity of the engine even if the region is configured in a complex manner. The accessory unit drive mechanism according to the present invention is provided with a hydraulic pump (20) which is provided to the output shaft (11) of an engine, and a hydraulic motor (30) which is rotationally driven by hydraulic fluid discharged from the hydraulic pump (20). The discharge opening (30o) of the hydraulic motor (30) is connected to a hydraulic fluid tank (oil storage tank (40)), and the output shaft (31) of the hydraulic motor (30) is connected to the drive shaft (91) of an accessory unit.

Description

補機駆動機構Auxiliary drive mechanism
　本発明は、車両（例えば商用車）の補機（補機装置）を駆動する技術に関する。 The present invention relates to a technology for driving an auxiliary device (auxiliary device) of a vehicle (for example, a commercial vehicle).
　ＣＯ２排出量規制の強化により、ハイブリッドエンジン搭載車、プラグインハイブリッド車、電気自動車等、各種の動力源を搭載した車両の普及が進んでいる。一方、内燃機関（ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン）搭載車両においても、燃費の向上（省燃費化）の要請が強くなっている。
　何れの車両においても、走行時には、パワーステアリング用油圧ポンプ、ブレーキ作動用のエアコンプレッサ、空調機（エアコン）作動流体用コンプレッサ、バッテリーに充電するためのオルタネータ（発電機）等の補助機器類（所謂「補機」）を駆動しなければならない。
　この様な補機の駆動についても、省エネルギー化の要請は存在する。 Due to stricter regulations on CO 2 emissions, vehicles equipped with various power sources such as hybrid engine-equipped vehicles, plug-in hybrid vehicles, electric vehicles, and the like are becoming popular. On the other hand, in vehicles equipped with an internal combustion engine (gasoline engine, diesel engine), there is a strong demand for improvement in fuel consumption (fuel saving).
In any vehicle, during driving, auxiliary equipment (so-called so-called hydraulic pump for power steering, air compressor for brake operation, compressor for air conditioner (air conditioner) working fluid, alternator (generator) for charging the battery, etc. "Auxiliary machine") must be driven.
There is also a demand for energy saving for driving such auxiliary machines.
　例えば、ハイブリッドエンジン搭載車において、補機を電動モータで駆動するシステムを採用している場合に、電動で走行（モータ・ジェネレータをモータとして動作させて走行）中であっても補機の駆動が可能であり、補機を高効率で稼動させることも可能である。
　しかし、補機を電動モータで駆動するシステムでは、補機駆動用のモータ、インバータ、制御装置等が必要となる。その結果、製造コストが高騰する。
　また、補機駆動用のモータ、インバータ、制御装置等を設置するためのスペースが必要になるため、搭載スペースの点で制約が存在する。 For example, if a hybrid engine-equipped vehicle adopts a system that drives an auxiliary machine with an electric motor, the auxiliary machine can be driven even if it is running electrically (running with a motor / generator operated as a motor). It is possible to operate the auxiliary machine with high efficiency.
However, a system for driving an auxiliary machine with an electric motor requires a motor for driving the auxiliary machine, an inverter, a control device, and the like. As a result, the manufacturing cost increases.
In addition, since a space for installing a motor for driving auxiliary equipment, an inverter, a control device, and the like is required, there is a restriction in terms of mounting space.
　走行手段として内燃機関と電動モータを用いるハイブリッド車両では、運転状況に応じて効率の良い走行手段を選択できる。そして、補機駆動用モータを駆動して、その駆動力を内燃機関のアシストとして用いることも出来る。
　しかし、補機を電動モータで駆動するシステムを採用した場合と同様に、補機駆動用のモータ、インバータ、制御装置等が必要となり、製造コストの高騰化、設置スペースが必要になる等の問題が存在する。 In a hybrid vehicle using an internal combustion engine and an electric motor as travel means, efficient travel means can be selected according to the driving situation. Then, it is also possible to drive the accessory driving motor and use the driving force as an assist for the internal combustion engine.
However, as with the case where a system for driving an auxiliary machine with an electric motor is adopted, a motor for driving the auxiliary machine, an inverter, a control device, etc. are required, resulting in an increase in manufacturing cost and an installation space. Exists.
　内燃機関（ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン）搭載車両においては、エンジンの回転力を用いて補機を駆動するタイプの車両が多数存在する。係るタイプの車両では、「負荷／無負荷」の切り換え、電磁クラッチ等の「断／接」について、「ＯＮ／ＯＦＦ」選択式のメカニカル制御の為の機構や、電気制御機構が組み込まれている。
　しかし、パワーステアリング用油圧ポンプ、オルタネータ、空調機（エアコン）作動流体用コンプレッサのような補機は、走行状態に応じたエンジン回転数に比例した回転数で運転される。
　そのような車両においては、例えば、アイドル回転のような最低回転数でも補機の機能が果たせるように構成されているために、高速回転域では、補機自体が低効率な運転を行っている場合が多い。そして、エンジンについても、燃料を無駄に費やしている。 In vehicles equipped with an internal combustion engine (gasoline engine, diesel engine), there are many types of vehicles that drive auxiliary equipment using the rotational force of the engine. Such a type of vehicle incorporates an “ON / OFF” selection type mechanical control mechanism and an electric control mechanism for “load / no load” switching and “disengagement / contact” of an electromagnetic clutch or the like. .
However, auxiliary machines such as a hydraulic pump for power steering, an alternator, and a compressor for an air conditioner (air conditioner) working fluid are operated at a speed proportional to the engine speed according to the running state.
In such a vehicle, for example, since it is configured such that the function of the auxiliary device can be performed even at the minimum number of rotations such as idle rotation, the auxiliary device itself performs low-efficiency operation in the high-speed rotation region. There are many cases. The engine also wastes fuel.
　その他の従来技術としては、ベルト式無断変速機により、補機側回転数の変動幅を小さくした技術が提案されている（特許文献１参照）。
　しかし、係る従来技術では、回転数の変動によって遠心力が変動してベルト溝の幅が変化するのは被駆動側のプーリのみであり、駆動側のプーリはばねの反撥力により溝幅を変化させている。そのため、エンジン出力軸（クランク軸）の回転変動に対応して、補機側に伝達される動力を変動する応答性能が低い（鈍い）という問題を有している。
　また、駆動側のプーリはばねの反撥力により溝幅を変化させており、エンジン出力軸（クランク軸）の回転数が低くなると、溝幅が小さくなり、Ｖベルトを駆動側のプーリで押える力（ばねの反撥力）が小さくなる。そのため、Ｖベルトによる動力伝達効率が低下するという問題がある。 As another conventional technique, a technique has been proposed in which the fluctuation range of the auxiliary side rotation speed is reduced by a belt-type continuously variable transmission (see Patent Document 1).
However, in the related art, only the driven pulley changes the centrifugal groove due to the rotation speed and the belt groove width changes, and the driving pulley changes the groove width due to the repulsive force of the spring. I am letting. Therefore, there is a problem that the response performance for changing the power transmitted to the auxiliary machine side is low (dull) in response to the rotation fluctuation of the engine output shaft (crankshaft).
Further, the driving pulley has a groove width changed by the repulsive force of the spring, and when the engine output shaft (crankshaft) speed decreases, the groove width decreases, and the force that holds the V belt with the driving pulley is reduced. (Repulsive force of the spring) becomes small. Therefore, there exists a problem that the power transmission efficiency by a V belt falls.
実開平４－１２１５６６号公報Japanese Utility Model Publication No. 4-121656
　本発明は上述した従来技術の問題点に鑑みて提案されたものであり、エンジン出力軸（クランク軸）の回転数にかかわらず、補機側に一定の動力を伝達することが出来て、複雑な構造をもつエンジン周辺の領域であってもレイアウトの制約を受け難い構造の補機駆動機構の提供を目的としている。 The present invention has been proposed in view of the above-described problems of the prior art, and is capable of transmitting a constant power to the auxiliary machine regardless of the rotational speed of the engine output shaft (crankshaft). The purpose is to provide an auxiliary drive mechanism having a structure that is difficult to be subjected to layout restrictions even in a region around an engine having a complicated structure.
　本発明の補機駆動機構（２３０）は、エンジンの出力軸（例えばエンジンのクランク軸１１）に設けられた（当該クランク軸に結合された駆動軸を有する場合を含む）流体圧ポンプ（油圧ポンプ：ベーンポンプ２０）と、流体圧ポンプ（２０）から吐出された作動流体（例えば圧油）により回転駆動する流体圧モータ（油圧モータ：定容積ベーンモータ３０）を備え、流体圧モータ（３０）の吐出口（３０ｏ）は作動流体用タンク（油貯蔵タンク４０）に連通し、流体圧モータ（３０）の出力軸（３１）は補機の駆動軸（９１）に接続しており、前記流体圧ポンプ（２０）の吐出口（２０ｏ）と前記流体圧モータ（３０）の吸入口（３０ｉ）を連通する作動流体配管（圧油配管Ｌ１、Ｌ２）から作動流体用タンク（４０）に連通する分岐配管（Ｌｂ）が分岐しており、分岐配管（Ｌｂ）には安全装置（例えば、レリーフ弁５０）が介装されており、前記流体圧ポンプ（２０）は駆動軸（エンジンの出力軸１１）の回転数にかかわらず一定量の作動流体を吐出する機能を有している。 The auxiliary machine drive mechanism (230) of the present invention includes a fluid pressure pump (hydraulic pump) provided on an engine output shaft (for example, the engine crankshaft 11) (including a drive shaft coupled to the crankshaft). A vane pump 20) and a fluid pressure motor (hydraulic motor: constant volume vane motor 30) that is rotated by a working fluid (for example, pressure oil) discharged from the fluid pressure pump (20). The outlet (30o) communicates with a working fluid tank (oil storage tank 40), the output shaft (31) of the fluid pressure motor (30) is connected to the drive shaft (91) of the auxiliary machine, and the fluid pressure pump Bifurcated distribution that connects the working fluid piping (pressure oil piping L1, L2) to the working fluid tank (40) that connects the discharge port (20o) of (20) and the suction port (30i) of the fluid pressure motor (30). (Lb) is branched, a safety device (for example, a relief valve 50) is interposed in the branch pipe (Lb), and the fluid pressure pump (20) is connected to a drive shaft (engine output shaft 11). It has a function of discharging a constant amount of working fluid regardless of the rotational speed.
　本発明において、前記流体圧ポンプ（油圧ポンプ：ベーンポンプ２０）は、本体部（ハウジング２１）と、駆動軸（エンジンのクランク軸、あるいは当該クランク軸に結合された駆動軸２２）に取り付けられたベーン（２４）及び円盤状部材（バックプレート２５）と、駆動軸２２に対して周方向は拘束されているが軸方向には移動可能な容積調整装置（レギュレータ２６）と、円盤状部材（２５）と容積調整装置（２６）の間に配置されたフライウェイト（２７）と、容積調整装置（２６）を円盤状部材（２５）側に付勢する弾性部材（リターンスプリング２８）を備え、容積調整装置（２６）と本体部（２１）の内壁面（２１０ｂ、２１２ｂ）で包囲された空間の容積は駆動軸（２２）が一回転する毎のポンプ吐出容積を決定し、容積調整装置（２６）が駆動軸（２２）の軸方向を移動（摺動）して円盤状部材（２５）から離隔するとポンプ吐出容積は減少し、フライウェイト（２７）は半径方向に移動可能であり且つ円盤状部材（２５）及び容積調整装置（２６）に接触しており、円盤状部材（２５）と容積調整装置（２６）の一方におけるフライウェイト（２７）と接触している面（２６ａ）は半径方向外方が他方側（容積調整装置あるいは円盤状部材２５）に近接するテーパー（円錐面：あるいは傾斜）を有しているのが好ましい。 In the present invention, the fluid pressure pump (hydraulic pump: vane pump 20) includes a vane attached to a main body (housing 21) and a drive shaft (a crankshaft of an engine or a drive shaft 22 coupled to the crankshaft). (24), a disk-shaped member (back plate 25), a volume adjusting device (regulator 26) that is restrained in the circumferential direction with respect to the drive shaft 22 but is movable in the axial direction, and a disk-shaped member (25) And a volume adjusting device (26), a flyweight (27), and an elastic member (return spring 28) for urging the volume adjusting device (26) toward the disk-shaped member (25). The volume of the space surrounded by the inner wall surface (210b, 212b) of the device (26) and the main body (21) determines the pump discharge volume for each rotation of the drive shaft (22). When the adjusting device (26) moves (slids) in the axial direction of the drive shaft (22) and moves away from the disk-like member (25), the pump discharge volume decreases and the flyweight (27) can move in the radial direction. There is a surface (26a) that is in contact with the disk-shaped member (25) and the volume adjusting device (26), and is in contact with the flyweight (27) in one of the disk-shaped member (25) and the volume adjusting device (26). ) Preferably has a taper (conical surface: or slope) in which the outer side in the radial direction is close to the other side (volume adjusting device or disk-like member 25).
　ここで、エンジンの出力軸（例えばクランク軸１１）の前記流体圧ポンプ（２０）が設けられているのとは反対側（１２）は、クラッチ（２）及び回生用モータ（モータ及び発電機３）を介して変速機（４）に接続しており、回生モータ（３）の回転がクラッチ（２）及びエンジン（１）のクランク軸（１１）を介して前記駆動軸（２２）に伝達される様に構成することが可能である。
　もちろん、前記回生モータ（３）を省略しても良い。 Here, the opposite side (12) of the engine output shaft (for example, the crankshaft 11) to the fluid pressure pump (20) is provided with a clutch (2) and a regenerative motor (motor and generator 3). ) To the transmission (4), and the rotation of the regenerative motor (3) is transmitted to the drive shaft (22) via the clutch (2) and the crankshaft (11) of the engine (1). It can be configured as follows.
Of course, the regenerative motor (3) may be omitted.
　また、上記の補機としては、例えば、パワーステアリング用油圧ポンプ、ブレーキその他の作動流体である圧縮空気を作るエアーコンプレッサ、車両用の空調機で用いられる冷媒を圧縮するエアコン用コンプレッサ、ライト等に用いられるサービス電源（バッテリー）を充電するオルタネータがある。 In addition, examples of the auxiliary machine include a power steering hydraulic pump, an air compressor that produces compressed air that is a brake and other working fluid, an air conditioner compressor that compresses a refrigerant used in an air conditioner for vehicles, a light, and the like. There is an alternator that charges the service power supply (battery) used.
　本発明の補機駆動機構（２４０）は、エンジンの出力軸（例えばエンジンのクランク軸１１）に設けられた（当該クランク軸１１に結合された駆動軸を有する場合を含む）流体圧ポンプ（油圧ポンプ：ベーンポンプ２０）と、流体圧ポンプ（２０）から吐出された作動流体（例えば圧油）により回転駆動する流体圧モータ（油圧モータ：定容積ベーンモータ３０）と、補機（９）の駆動軸（９１）に接続された電動モータ（６０）を備え、流体圧モータ（３０）の吐出口（３０ｏ）は作動流体用タンク（油貯蔵タンク４０）に連通し、流体圧モータ（３０）の出力軸（３１）は補機の駆動軸（９１）に接続しており、前記流体圧ポンプ（２０）の吐出口（２０ｏ）と前記流体圧モータ（３０）の吸入口（３０ｉ）を連通する作動流体配管（圧油配管Ｌ１、Ｌ２）から作動流体用タンク（４０）に連通する分岐配管（Ｌｂ）が分岐しており、分岐配管（Ｌｂ）には安全装置（例えば、レリーフ弁５０）が介装されており、前記流体圧ポンプ（２０）は駆動軸（エンジンの出力軸１１）の回転数にかかわらず一定量の作動流体を吐出する機能を有しており、前記流体圧モータ（３０）と補機（９）の間の領域と前記電動モータ（６０）と補機（９）の間の領域には一方向のみに回転力を伝達するクラッチ機構（ワンウェイクラッチＣＬ２、ＣＬ３）が介装されている。 The auxiliary machine drive mechanism (240) of the present invention includes a fluid pressure pump (hydraulic pressure) provided on an engine output shaft (for example, a crankshaft 11 of the engine) (including a case where a drive shaft coupled to the crankshaft 11 is included). Pump: vane pump 20), fluid pressure motor (hydraulic motor: constant volume vane motor 30) that is rotationally driven by working fluid (for example, pressure oil) discharged from fluid pressure pump (20), and drive shaft of auxiliary machine (9) The discharge port (30o) of the fluid pressure motor (30) communicates with the working fluid tank (oil storage tank 40), and the output of the fluid pressure motor (30) is provided. The shaft (31) is connected to the drive shaft (91) of the auxiliary machine and communicates the discharge port (20o) of the fluid pressure pump (20) and the suction port (30i) of the fluid pressure motor (30). Fluid piping ( A branch pipe (Lb) communicating from the oil pipes L1, L2) to the working fluid tank (40) is branched, and a safety device (for example, a relief valve 50) is interposed in the branch pipe (Lb). The fluid pressure pump (20) has a function of discharging a constant amount of working fluid regardless of the rotational speed of the drive shaft (engine output shaft 11), and the fluid pressure motor (30) and the auxiliary device ( 9) and a region between the electric motor (60) and the auxiliary machine (9) are provided with clutch mechanisms (one-way clutches CL2, CL3) for transmitting the rotational force in only one direction.
　この場合においても、前記流体圧ポンプ（油圧ポンプ：ベーンポンプ２０）は、本体部（ハウジング２１）と、駆動軸（エンジンのクランク軸、あるいは当該クランク軸に結合された駆動軸２２）に取り付けられたベーン（２４）及び円盤状部材（バックプレート２５）と、駆動軸（２２）に対して周方向は拘束されているが軸方向には移動可能な容積調整装置（レギュレータ２６）と、円盤状部材（２５）と容積調整装置（２６）の間に配置されたフライウェイト（２７）と、容積調整装置（２６）を円盤状部材（２５）側に付勢する弾性部材（リターンスプリング２８）を備え、容積調整装置（２６）と本体部（２１）の内壁面（２１０ｂ、２１２ｂ）で包囲された空間（ＣＢ）の容積は駆動軸（２２）が一回転する毎のポンプ吐出容積を決定し、容積調整装置（２６）が駆動軸（２２）の軸方向を移動（摺動）して円盤状部材（２５）から離隔するとポンプ吐出容積は減少し、フライウェイト（２８）は半径方向に移動可能であり且つ円盤状部材（２５）及び容積調整装置（２６）に接触しており、円盤状部材（２５）と容積調整装置（２６）の一方におけるフライウェイト（２７）と接触している面（２６ａ）は半径方向外方が他方側（容積調整装置あるいは円盤状部材２５）に近接するテーパー（円錐面：あるいは傾斜）を有しているのが好ましい。 Also in this case, the fluid pressure pump (hydraulic pump: vane pump 20) is attached to the main body (housing 21) and the drive shaft (the engine crankshaft or the drive shaft 22 coupled to the crankshaft). A vane (24), a disk-shaped member (back plate 25), a volume adjusting device (regulator 26) that is constrained in the circumferential direction with respect to the drive shaft (22) but movable in the axial direction, and a disk-shaped member; A flyweight (27) disposed between (25) and the volume adjusting device (26), and an elastic member (return spring 28) for urging the volume adjusting device (26) toward the disk-like member (25). The volume of the space (CB) surrounded by the volume adjusting device (26) and the inner wall surface (210b, 212b) of the main body (21) is the pump discharge capacity for each rotation of the drive shaft (22). When the volume adjusting device (26) moves (slids) in the axial direction of the drive shaft (22) and moves away from the disk-like member (25), the pump discharge volume decreases and the flyweight (28) has a radius. And is in contact with the disk-shaped member (25) and the volume adjusting device (26), and is in contact with the flyweight (27) in one of the disk-shaped member (25) and the volume adjusting device (26). It is preferable that the surface (26a) that has a taper (conical surface: or inclination) in which the outer side in the radial direction is close to the other side (volume adjusting device or disk-like member 25).
　また、本発明の補機駆動機構はパワーステアリング駆動機構であり、その場合には、エンジンの出力軸（例えばエンジンのクランク軸１１）に設けられた（当該クランク軸１１に結合された駆動軸を有する場合を含む）流体圧ポンプ（油圧ポンプ：ベーンポンプ２０）を備え、流体圧ポンプ（２０）の吐出口は作動流体配管（圧油配管Ｌ２Ａ）を介して（パワーステアリング駆動機構の）バルブユニット（ＢＵ）の吸入ポートに連通しており、バルブユニット（ＢＵ）の吐出ポートは作動流体用タンク（油貯蔵タンクＴ）に連通しており、前記作動流体配管（Ｌ２Ａ）から作動流体用タンク（Ｔ）に連通する分岐配管（ＬｂＡ）が分岐しており、分岐配管（ＬｂＡ）には安全装置（例えば、レリーフ弁５０）が介装されており、
　流体圧ポンプ（２０）は駆動軸（エンジンの出力軸１１）の回転数にかかわらず一定量の作動流体を吐出する機能を有しており、本体部（ハウジング２１）と、駆動軸（エンジンのクランク軸、あるいは当該クランク軸に結合された駆動軸２２）に取り付けられたベーン（２４）及び円盤状部材（バックプレート２５）と、駆動軸（２２）に対して周方向は拘束されているが軸方向には移動可能な容積調整装置（レギュレータ２６）と、円盤状部材（２５）と容積調整装置（２６）の間に配置されたフライウェイト（２７）と、容積調整装置（２６）を円盤状部材（２５）側に付勢する弾性部材（リターンスプリング２８）を備え、容積調整装置（２６）と本体部（２１）の内壁面（２１０ｂ、２１２ｂ）で包囲された空間（ＣＢ）の容積は駆動軸（２２）が一回転する毎のポンプ吐出容積を決定し、容積調整装置（２６）が駆動軸（２２）の軸方向を移動（摺動）して円盤状部材（２５）から離隔するとポンプ吐出容積は減少し、フライウェイト（２８）は半径方向に移動可能であり且つ円盤状部材（２５）及び容積調整装置（２６）に接触しており、円盤状部材（２５）と容積調整装置（２６）の一方におけるフライウェイト（２７）と接触している面（２６ａ）は半径方向外方が他方側（容積調整装置あるいは円盤状部材２５）に近接するテーパー（円錐面：あるいは傾斜）を有している。 Further, the auxiliary machine drive mechanism of the present invention is a power steering drive mechanism, and in this case, the drive shaft (for example, the crankshaft 11 of the engine) provided on the engine output shaft (for example, the crankshaft 11 of the engine) is provided. Including a fluid pressure pump (hydraulic pump: vane pump 20), and a discharge port of the fluid pressure pump (20) is connected to a valve unit (of a power steering drive mechanism) via a working fluid piping (pressure oil piping L2A). BU) communicates with the suction port, and the discharge port of the valve unit (BU) communicates with the working fluid tank (oil storage tank T). From the working fluid pipe (L2A), the working fluid tank (T ) Branching pipe (LbA) is connected, and a safety device (for example, relief valve 50) is interposed in the branching pipe (LbA),
The fluid pressure pump (20) has a function of discharging a constant amount of working fluid regardless of the rotational speed of the drive shaft (engine output shaft 11), and includes a main body (housing 21) and a drive shaft (engine engine). Although the circumferential direction is restrained with respect to the drive shaft (22) and the vane (24) and disk-shaped member (back plate 25) attached to the crankshaft or the drive shaft 22 connected to the crankshaft. A volume adjusting device (regulator 26) that is movable in the axial direction, a flyweight (27) disposed between the disk-like member (25) and the volume adjusting device (26), and a volume adjusting device (26) The volume of the space (CB) is provided with an elastic member (return spring 28) that is biased toward the shape member (25) and is surrounded by the volume adjusting device (26) and the inner wall surfaces (210b, 212b) of the main body (21). Is When the pump discharge volume is determined for each rotation of the dynamic shaft (22), the volume adjusting device (26) moves (slids) in the axial direction of the drive shaft (22) to separate from the disk-shaped member (25). The pump discharge volume decreases, and the flyweight (28) is movable in the radial direction and is in contact with the disk-shaped member (25) and the volume adjusting device (26). The disk-shaped member (25) and the volume adjusting device The surface (26a) that is in contact with the flyweight (27) on one side of (26) has a taper (conical surface: or inclination) whose radially outer side is close to the other side (volume adjusting device or disk-like member 25). Have.
　上述する構成を具備する本発明によれば、前記流体圧モータ（３０）は前記流体圧ポンプ（油圧ポンプ：ベーンポンプ２０）から吐出される作動流体（例えば圧油）により回転駆動され、補機（９）はその流体圧モータ（油圧モータ：定容積ベーンモータ３０）の出力により駆動される。ここで、前記流体圧ポンプ（２０）から吐出される作動流体は、駆動軸（エンジンの出力軸１１）の回転数にかかわらず一定量の作動流体を吐出する機能を有しており、その一定量の作動流体で駆動される流体圧モータ（油圧モータ：定容積ベーンモータ３０）も概略一定の回転数で回転する（駆動される）。そして、補機（９）は概略一定の回転数で回転する（駆動される）流体圧モータ（油圧モータ：定容積ベーンモータ３０）によって運転される。
　したがって、補機（９）は、駆動軸（２２）あるいはエンジンの出力軸（１１）の回転数にかかわらず、常に概略一定の回転数で駆動されるため、補機駆動の効率の変動が少なく、補機駆動におけるエンジン動力の無駄を軽減することが出来る。 According to the present invention having the above-described configuration, the fluid pressure motor (30) is rotationally driven by a working fluid (for example, pressure oil) discharged from the fluid pressure pump (hydraulic pump: vane pump 20). 9) is driven by the output of the fluid pressure motor (hydraulic motor: constant volume vane motor 30). Here, the working fluid discharged from the fluid pressure pump (20) has a function of discharging a constant amount of working fluid regardless of the rotational speed of the drive shaft (engine output shaft 11). A fluid pressure motor (hydraulic motor: constant volume vane motor 30) driven by an amount of working fluid also rotates (drives) at a substantially constant rotational speed. The auxiliary machine (9) is operated by a fluid pressure motor (hydraulic motor: constant volume vane motor 30) that is rotated (driven) at a substantially constant rotational speed.
Therefore, since the auxiliary machine (9) is always driven at a substantially constant rotation speed regardless of the rotation speed of the drive shaft (22) or the output shaft (11) of the engine, the fluctuation of the auxiliary drive efficiency is small. It is possible to reduce the waste of engine power in driving the auxiliary equipment.
　また、前記流体圧モータ（３０）と前記流体圧ポンプ（２０）は作動流体の配管系（Ｌ１、Ｌ２）により接続され、補機（９）を駆動する前記流体圧モータ（３０）は前記流体圧ポンプ（２０）から吐出される作動流体（例えば圧油）を当該配管系（Ｌ１、Ｌ２）を経由して吸入し、その作動流体（例えば圧油）により回転駆動している。
　作動流体の配管系（Ｌ１～Ｌ４、Ｌｂ）は、例えばＶベルトによる巻き掛け伝動に比較して、レイアウトの自由度が高い。そのため、複雑な形状、構造を有するエンジン周辺であっても、他の機器と干渉することなく、前記流体圧モータ（３０）と前記流体圧ポンプ（２０）を接続する作動流体の配管系（Ｌ１～Ｌ４、Ｌｂ）を配置することが出来る。
　すなわち、本発明によれば、Ｖベルト等に比較して、レイアウト上の自由度が高くなる。 The fluid pressure motor (30) and the fluid pressure pump (20) are connected by a working fluid piping system (L1, L2), and the fluid pressure motor (30) for driving an auxiliary machine (9) is connected to the fluid. The working fluid (for example, pressure oil) discharged from the pressure pump (20) is sucked through the piping system (L1, L2), and is rotationally driven by the working fluid (for example, pressure oil).
The working fluid piping system (L1 to L4, Lb) has a high degree of freedom in layout as compared with, for example, winding transmission by a V-belt. Therefore, even in the vicinity of an engine having a complicated shape and structure, a working fluid piping system (L1) that connects the fluid pressure motor (30) and the fluid pressure pump (20) without interfering with other devices. ~ L4, Lb) can be arranged.
That is, according to the present invention, the degree of freedom in layout is higher than that of a V-belt or the like.
　上述した様に、本発明によれば、駆動軸（２２）あるいはエンジンの出力軸（１１）の回転数にかかわらず、補機は常に概略一定の回転数で駆動することが出来るので、例えばアイドリング時の様なエンジンの低速回転数からエンジン最高回転まで、全回転数に亘って補機の駆動を保障する機構を必要としない。そして、補機の定格性能を向上させる必要もない。
　そのため、補機駆動機構全体の小型化、軽量化が可能であり、製造コスト等の低減を図ることが出来る。 As described above, according to the present invention, the accessory can always be driven at a substantially constant rotational speed regardless of the rotational speed of the drive shaft (22) or the output shaft (11) of the engine. There is no need for a mechanism that guarantees the driving of the auxiliary machine over the whole number of revolutions from the low engine speed to the maximum engine speed. And it is not necessary to improve the rated performance of the auxiliary machine.
Therefore, it is possible to reduce the size and weight of the entire accessory drive mechanism, and to reduce the manufacturing cost.
　本発明において、前記流体圧ポンプ（２０）が、駆動軸（エンジンのクランク軸１１、あるいは当該クランク軸に結合された駆動軸２２）に取り付けられたベーン（２４）及び円盤状部材（バックプレート２５）と、駆動軸（２２）に対して周方向は拘束されているが軸方向には移動可能な容積調整装置（レギュレータ２６）と、円盤状部材（２５）と容積調整装置（２６）の間に配置されたフライウェイト（２７）と、容積調整装置（２６）を円盤状部材（２５）側に付勢する弾性部材（リターンスプリング２８）を備え、フライウェイト（２７）は半径方向に移動可能であり且つ円盤状部材（２５）及び容積調整装置（２６）に接触しており、円盤状部材（２５）と容積調整装置（２６）の一方におけるフライウェイト（２７）と接触している面（２６ｃ）は半径方向外方が他方側（容積調整装置あるいは円盤状部材２５）に近接するテーパー（円錐面：あるいは傾斜）を有していれば、駆動軸（２２）の回転数に対応してフライウェイト（２７）に遠心力が作用して半径方向に移動し、軸方向については、前記容積調整装置（２６）を前記弾性部材（リターンスプリング２８）の弾性反撥力と均衡する箇所まで移動する。
　ここで、容積調整装置（２６）の端部（２６ｇ）と本体部（２１）の内壁面（２１２ｂ）で包囲された空間（ＣＢ）の容積は駆動軸（２２）が一回転する毎のポンプ吐出容積を決定し、容積調整装置（２６）が駆動軸（２２）の軸方向を移動（摺動）して円盤状部材（２５）から離隔するとポンプ吐出容積は減少し、容積調整装置（２６）が円盤状部材（２５）に近接するとポンプ吐出容積は増加するので、駆動軸（２２）が一回転する毎のポンプ吐出容積は、駆動軸（２２）の回転数に応じて変動することになる。
　その結果、前記流体圧ポンプ（２０）は、駆動軸（エンジンの出力軸１１）の回転数にかかわらず一定量の作動流体を吐出する特性を有する。そして、係る特性は、車両の補機として理想的な特性に近似している。 In the present invention, the fluid pressure pump (20) includes a vane (24) attached to a drive shaft (the engine crankshaft 11 or a drive shaft 22 coupled to the crankshaft) and a disk-like member (back plate 25). ) And a volume adjusting device (regulator 26) that is constrained in the circumferential direction with respect to the drive shaft (22) but is movable in the axial direction, and between the disk-shaped member (25) and the volume adjusting device (26). And an elastic member (return spring 28) that urges the volume adjusting device (26) toward the disc-like member (25), and the flyweight (27) is movable in the radial direction. And is in contact with the disk-shaped member (25) and the volume adjusting device (26), and is in contact with the flyweight (27) in one of the disk-shaped member (25) and the volume adjusting device (26). If the outer surface (26c) has a taper (conical surface: or inclination) close to the other side (volume adjusting device or disk-like member 25) in the radial direction, the rotational speed of the drive shaft (22) is increased. Correspondingly, centrifugal force acts on the flyweight (27) to move in the radial direction, and in the axial direction, the volume adjusting device (26) is balanced with the elastic repulsive force of the elastic member (return spring 28). Move up.
Here, the volume of the space (CB) surrounded by the end (26g) of the volume adjusting device (26) and the inner wall surface (212b) of the main body (21) is the pump each time the drive shaft (22) rotates once. When the discharge volume is determined and the volume adjusting device (26) moves (slids) in the axial direction of the drive shaft (22) and moves away from the disk-like member (25), the pump discharge volume decreases and the volume adjusting device (26 ) Is close to the disk-shaped member (25), the pump discharge volume increases, so that the pump discharge volume for each rotation of the drive shaft (22) varies according to the rotational speed of the drive shaft (22). Become.
As a result, the fluid pressure pump (20) has a characteristic of discharging a constant amount of working fluid regardless of the rotational speed of the drive shaft (engine output shaft 11). Such characteristics are approximated to ideal characteristics as an auxiliary device of a vehicle.
　また本発明において、補機（９）の駆動軸（９２）に電動モータ（６０）を接続すれば、エンジン（１）を停止して回生用モータ（３）で車両を駆動する場合においても、電動モータ（６０）により補機（９）の駆動を補償することが出来る。従って、いわゆる「ハイブリッド車」についても、適用することが出来る。
　その場合、前記流体圧モータ（３０）と補機（９）の間の領域と前記電動モータ（６０）と補機（９）の間の領域には一方向のみに回転力を伝達するクラッチ機構（ワンウェイクラッチＣＬ２、ＣＬ３）を介装すれば、エンジン１が駆動している場合には、前記流体圧ポンプ（２０）及び流体圧モータ（３０）を介して伝達されるエンジン（１）からの駆動力のみを補機（９）に伝達し、エンジン（１）が停止している場合には、前記電動モータ（６０）から伝達される駆動力のみを補機に伝達することが出来る。 In the present invention, if the electric motor (60) is connected to the drive shaft (92) of the auxiliary machine (9), the engine (1) is stopped and the vehicle is driven by the regenerative motor (3). The driving of the auxiliary machine (9) can be compensated for by the electric motor (60). Therefore, the present invention can also be applied to so-called “hybrid vehicles”.
In that case, a clutch mechanism that transmits a rotational force only in one direction to a region between the fluid pressure motor (30) and the auxiliary device (9) and a region between the electric motor (60) and the auxiliary device (9). (One-way clutches CL2 and CL3) are interposed, and when the engine 1 is driven, from the engine (1) transmitted through the fluid pressure pump (20) and the fluid pressure motor (30). When only the driving force is transmitted to the accessory (9) and the engine (1) is stopped, only the driving force transmitted from the electric motor (60) can be transmitted to the accessory.
本発明の第１実施形態に係る補機駆動機構を装備した車両の駆動系全体を示すブロック図である。1 is a block diagram showing an entire drive system of a vehicle equipped with an accessory drive mechanism according to a first embodiment of the present invention. 第１実施形態の補機駆動機構を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the auxiliary machinery drive mechanism of 1st Embodiment. 第１実施形態の補機駆動機構における油圧ポンプの縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the hydraulic pump in the auxiliary machinery drive mechanism of 1st Embodiment. 図３のＡ－Ａ矢視断面図である。FIG. 4 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 3. 図３のＢ矢視図である。FIG. 4 is a view taken in the direction of arrow B in FIG. 3. 図３のＸ－Ｘ矢視断面図である。FIG. 4 is a cross-sectional view taken along arrow XX in FIG. 3. 第１実施形態の補機駆動機構における油圧ポンプの要部の一部断面斜視図である。It is a partial cross section perspective view of the principal part of the hydraulic pump in the auxiliary machinery drive mechanism of a 1st embodiment. 第１実施形態を適用した油圧ポンプの特性図である。It is a characteristic view of the hydraulic pump to which the first embodiment is applied. 第１実施形態の油圧ポンプの図８とは別の特性図である。It is a characteristic view different from FIG. 8 of the hydraulic pump of 1st Embodiment. 第１実施形態の油圧ポンプの図８、図９とは別の特性図であって、回転数－ポンプ駆動動力特性を示す特性図である。FIG. 10 is a characteristic diagram different from FIGS. 8 and 9 of the hydraulic pump according to the first embodiment, and is a characteristic diagram showing a rotational speed-pump drive power characteristic. 本発明の第２実施形態に係る補機駆動機構を装備した車両の補機駆動系全体を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the whole auxiliary machine drive system of the vehicle equipped with the auxiliary machine drive mechanism which concerns on 2nd Embodiment of this invention. 本発明の第３実施形態に係るパワーステアリング駆動機構を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the power steering drive mechanism which concerns on 3rd Embodiment of this invention. 従来技術におけるパワーステアリング駆動機構を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the power steering drive mechanism in a prior art. 図１３におけるポンプ回転数－ポンプ吐出量特性を示す特性図である。FIG. 14 is a characteristic diagram showing a pump rotation speed-pump discharge amount characteristic in FIG. 13. 図１３におけるポンプ回転数－ポンプ駆動動力特性を示す特性図である。FIG. 14 is a characteristic diagram showing pump rotation speed-pump drive power characteristics in FIG. 13.
　以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
　先ず、図１～図９を参照して、第１実施形態について説明する。
　図１において、例えばハイブリッドエンジンを搭載した貨物自動車である車両１００は、エンジン１と、クラッチ２と、モータ・ジェネレータ３と、トランスミッション４を備えている。
　モータ・ジェネレータ３は、単一のユニットでモータと発電機の二つの機能を有している。そして、図１に示すようなパラレルハイブリッド車や、パラレル・シリーズハイブリッド車等に用いられる。
　ここで、図２以降を参照して説明する補機駆動機構２３０は、ハイブリッドエンジンを搭載した車両以外、例えば内燃機関により駆動する車両、についても用いることが出来る。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.
First, a first embodiment will be described with reference to FIGS.
In FIG. 1, for example, a vehicle 100 that is a truck equipped with a hybrid engine includes an engine 1, a clutch 2, a motor / generator 3, and a transmission 4.
The motor / generator 3 has two functions of a motor and a generator in a single unit. And it is used for a parallel hybrid vehicle as shown in FIG. 1, a parallel series hybrid vehicle, or the like.
Here, the accessory drive mechanism 230 described with reference to FIG. 2 and subsequent drawings can be used for a vehicle driven by an internal combustion engine, for example, other than a vehicle equipped with a hybrid engine.
　図１において、エンジン１の出力軸１２の回転は、クラッチ２を介して、モータ・ジェネレータ３に伝達され、更にトランスミッション４に伝達される。トランスミッション４の図示しない出力軸の回転は、プロペラシャフト５を介して差動ギヤ６に伝達され、さらにリアアクスル７内に配置された図示しないドライブシャフトを介して後輪（後車輪）８に伝達される。
　図１における符号ＡＩＴは、エンジン１に燃焼用空気を供給する吸気ラインを示し、符号ＥＸは、エンジンの燃焼後の排気ガスを大気に排出する排気系を示している。
　なお、図１では、前輪（前車輪）の図示を省略している。 In FIG. 1, the rotation of the output shaft 12 of the engine 1 is transmitted to the motor / generator 3 via the clutch 2 and further to the transmission 4. The rotation of the output shaft (not shown) of the transmission 4 is transmitted to the differential gear 6 via the propeller shaft 5 and further transmitted to the rear wheel (rear wheel) 8 via the drive shaft (not shown) arranged in the rear axle 7. Is done.
1 indicates an intake line that supplies combustion air to the engine 1, and EX indicates an exhaust system that exhausts exhaust gas after combustion of the engine to the atmosphere.
In FIG. 1, illustration of front wheels (front wheels) is omitted.
　エンジン１に近接して（例えば、エンジン１のシリンダブロックには）、補機９（パワーステアリング用油圧ポンプ、ブレーキ作動用のエアコンプレッサ、空調機作動流体用コンプレッサ、バッテリーに充電するためのオルタネータ等）が取り付けられている。
　補機９は、エンジン１あるいはエンジン１のクランク軸１１の回転が、補機駆動機構２３０によって、補機９の入力軸９１に伝達されるように構成されている。補機駆動機構２３０は、クランク軸１１の端部（図１では左端）に配置されている。
　次に図２～図４を参照して、補機駆動機構２３０を説明する。 Close to the engine 1 (for example, in the cylinder block of the engine 1), an auxiliary machine 9 (power steering hydraulic pump, brake air compressor, air conditioner working fluid compressor, alternator for charging the battery, etc. ) Is attached.
The auxiliary machine 9 is configured such that the rotation of the engine 1 or the crankshaft 11 of the engine 1 is transmitted to the input shaft 91 of the auxiliary machine 9 by the auxiliary machine drive mechanism 230. The accessory drive mechanism 230 is disposed at the end of the crankshaft 11 (left end in FIG. 1).
Next, the accessory drive mechanism 230 will be described with reference to FIGS.
　図２において、全体を符号２３０で示す補機駆動機構は、油圧ポンプであるベーンポンプ２０と、油圧モータである定容積型油圧モータ（以下、「油圧モータ」と言う）３０と、作動油タンク４０と、油圧配管Ｌを備えている。
　油圧配管Ｌは、ラインＬ１、ラインＬ２、ラインＬ３、ラインＬ４、レリーフ弁５０を介装した分岐ラインＬｂを有している。 In FIG. 2, the auxiliary drive mechanism generally indicated by reference numeral 230 includes a vane pump 20 that is a hydraulic pump, a constant displacement hydraulic motor (hereinafter referred to as “hydraulic motor”) 30 that is a hydraulic motor, and a hydraulic oil tank 40. And a hydraulic pipe L.
The hydraulic pipe L has a branch line Lb with a line L1, a line L2, a line L3, a line L4, and a relief valve 50 interposed therebetween.
　ベーンポンプ２０の駆動軸２２は、第１のカップリング（接続部材）ＣＰ１を介して、エンジン１のクランク軸１１に接続されている。そしてベーンポンプ２０は、エンジンの出力軸１１の回転数にかかわらず、一定量の作動流体を吐出する機能を有している。
　なお、過剰な圧油がベーンポンプ２０から吐出された場合には、レリーフ弁５０が開放され、必要な供給量を上回った圧油は分岐ラインＬｂを経由して、作動油タンク４０に戻される。
　油圧モータ３０はベーンポンプ２０から供給される圧油により駆動する。そして、油圧モータ３０の出力軸３１は、第２のカップリング（接続部材）ＣＰ２を介して、補機９の入力軸９１に接続されている。 The drive shaft 22 of the vane pump 20 is connected to the crankshaft 11 of the engine 1 via a first coupling (connection member) CP1. The vane pump 20 has a function of discharging a constant amount of working fluid regardless of the rotational speed of the output shaft 11 of the engine.
When excessive pressure oil is discharged from the vane pump 20, the relief valve 50 is opened, and the pressure oil exceeding the necessary supply amount is returned to the hydraulic oil tank 40 via the branch line Lb.
The hydraulic motor 30 is driven by pressure oil supplied from the vane pump 20. The output shaft 31 of the hydraulic motor 30 is connected to the input shaft 91 of the auxiliary machine 9 via the second coupling (connection member) CP2.
　ベーンポンプ２０の吐出口２０ｏに接続しているラインＬ１は、分岐点Ｂにおいて、ラインＬ２と分岐ラインＬｂに分岐している。
　ラインＬ２は、油圧モータ３０の吸入口３０ｉに接続されている。一方、分岐ラインＬｂは、作動油タンク４０に連通している。
　ラインＬ３は、作動油タンク４０とベーンポンプ２０の吸入口２０ｉを連通している。
　ラインＬ４は、油圧モータ３０の排出口３０ｏと作動油タンク４０を連通している。 A line L1 connected to the discharge port 20o of the vane pump 20 branches at a branch point B into a line L2 and a branch line Lb.
The line L2 is connected to the suction port 30i of the hydraulic motor 30. On the other hand, the branch line Lb communicates with the hydraulic oil tank 40.
The line L3 communicates the hydraulic oil tank 40 and the suction port 20i of the vane pump 20.
The line L4 communicates the discharge port 30o of the hydraulic motor 30 and the hydraulic oil tank 40.
　図３～図７を参照して、ベーンポンプ２０について、詳細に説明する。
　図３、図４において、ベーンポンプ２０は、ハウジング２１と、駆動軸２２と、ベーン２４と、円盤状部材（以下、「バックプレート」と言う）２５と、容積調整装置（以下、「レギュレータ」と言う）２６と、複数（例えば、３個）のフライウェイト２７と、リターンスプリング（円錐コイルスプリング）２８を備えている。 The vane pump 20 will be described in detail with reference to FIGS.
3 and 4, the vane pump 20 includes a housing 21, a drive shaft 22, a vane 24, a disk-like member (hereinafter referred to as “back plate”) 25, and a volume adjusting device (hereinafter referred to as “regulator”). 26), a plurality of (for example, three) flyweights 27, and a return spring (conical coil spring) 28.
　図３において、ハウジング２１は、円筒部２１ａと、円柱部２１ｂと、ベアリング格納部２１ｃを有している。円筒部２１ａは中空部２１０ａを含んでおり、円柱部２１ｂは圧力室内周面２１２ｂを含んでおり、ベアリング格納部２１ｃはメインベアリング嵌合部２１０ｃを含んでいる。
　ベアリング格納部２１ｃは、ハウジング２１の端部（図３における右端）に位置している。そしてハウジング２１の当該端部（図３における右端）において、メインベアリング嵌合部２１０ｃにはメインベアリングＢＧ１が嵌合されている。
　円柱部２１ｂにはサブベアリング嵌合部２１４ｂが形成されている。サブベアリング嵌合部２１４ｂは、圧力室２１２ｂの一端（図３における左端）に隣接して配置されている。そして、サブベアリング嵌合部２１４ｂには、サブベアリングＢＧ２が嵌合されている。 In FIG. 3, the housing 21 has a cylindrical portion 21a, a columnar portion 21b, and a bearing storage portion 21c. The cylindrical portion 21a includes a hollow portion 210a, the column portion 21b includes a pressure chamber peripheral surface 212b, and the bearing storage portion 21c includes a main bearing fitting portion 210c.
The bearing storage portion 21c is located at the end of the housing 21 (the right end in FIG. 3). The main bearing BG1 is fitted to the main bearing fitting portion 210c at the end of the housing 21 (the right end in FIG. 3).
A sub-bearing fitting portion 214b is formed in the cylindrical portion 21b. The sub-bearing fitting portion 214b is disposed adjacent to one end (left end in FIG. 3) of the pressure chamber 212b. The sub bearing BG2 is fitted to the sub bearing fitting portion 214b.
　図３において、ハウジング２１における中空部２１０ａと貫通孔２１０ｂの境界部には、オイルシール嵌入孔２１ｈが形成されている。ここで、貫通孔２１０ｂには、レギュレータ２６の円筒部２６ｂが摺動する。
　オイルシール嵌入孔２１ｈにはオイルシールＯＳが嵌入され、オイルシールＯＳにより圧力室ＣＢから中空部２１０ｂ側への圧油の漏洩が防止される。 In FIG. 3, an oil seal insertion hole 21 h is formed at the boundary between the hollow portion 210 a and the through hole 210 b in the housing 21. Here, the cylindrical portion 26b of the regulator 26 slides in the through hole 210b.
The oil seal OS is inserted into the oil seal insertion hole 21h, and the oil seal OS prevents pressure oil from leaking from the pressure chamber CB to the hollow portion 210b.
　駆動軸２２は、入力側支持部（図３では右端）２２ａと、大径部（図３では左右方向中央）２２ｂと、圧力室側支持部（図３では左端）２２ｃを有している。
　駆動軸２２は、入力側支持部２２ａにおいて、大径部（中央部）２２ｂとの境界部がメインベアリングＢＧ１によって軸支されている。そして駆動軸２２は、圧力室側支持部２２ｃにおいて、大径部（中央部）２２ｂとの境界部がサブベアリングＢＧ２によって軸支されている。
　駆動軸２２において、入力側支持部２２ａの端部（図３では右端）には外周にスプライン２２ｓが形成され、入力側支持部２２ａの端部（図３では右端）の半径方向内側には雌ねじ２２ｅが形成されている。
　この、スプライン２２ｓ及び雌ねじ２２ｅは、図示しない接続部材によって、エンジン１（図１、図２）のクランク軸１１と接続される。 The drive shaft 22 has an input side support portion (right end in FIG. 3) 22a, a large diameter portion (center in the left-right direction in FIG. 3) 22b, and a pressure chamber side support portion (left end in FIG. 3) 22c.
The drive shaft 22 is pivotally supported by the main bearing BG1 at the input side support portion 22a at the boundary with the large diameter portion (center portion) 22b. The drive shaft 22 is pivotally supported by the sub-bearing BG2 at the boundary with the large diameter portion (center portion) 22b in the pressure chamber side support portion 22c.
In the drive shaft 22, a spline 22 s is formed on the outer periphery of the end portion (right end in FIG. 3) of the input side support portion 22 a, and a female screw is formed radially inward of the end portion (right end in FIG. 3) of the input side support portion 22 a. 22e is formed.
The spline 22s and the female screw 22e are connected to the crankshaft 11 of the engine 1 (FIGS. 1 and 2) by a connection member (not shown).
　図３、図４、図７において、駆動軸２２の大径部（中央部）２２ｂには、圧力室側支持部２２ｃとの境界部の外周に、複数の（図示の例では６箇所）スリット２２ｄが形成されている。スリット２２ｄは、駆動軸２２の大径部２２ｂの円周方向に等間隔で配置されており、大径部２２ｂの円周面から半径方向内方に向ってスリット２２ｄが形成されている。
　スリット２２ｄには、スリット２２ｄと同数の（図示の例では６個）のベーン２４が、それぞれ挿入されている。
　図４、図７で示す様に、ベーン２４は矩形の薄板で構成され、レギュレータ２６の円筒部先端に形成されたスリット２６ｆ（図７）にも係合している。 3, 4, and 7, the large-diameter portion (center portion) 22 b of the drive shaft 22 has a plurality of (six locations in the illustrated example) slits on the outer periphery of the boundary portion with the pressure chamber-side support portion 22 c. 22d is formed. The slits 22d are arranged at equal intervals in the circumferential direction of the large diameter portion 22b of the drive shaft 22, and the slits 22d are formed inward in the radial direction from the circumferential surface of the large diameter portion 22b.
The same number (six in the illustrated example) of vanes 24 as the slits 22d are inserted into the slits 22d.
As shown in FIGS. 4 and 7, the vane 24 is formed of a rectangular thin plate and is also engaged with a slit 26 f (FIG. 7) formed at the tip of the cylindrical portion of the regulator 26.
　図３、図４、図７において、ハウジング２１における圧力室内周面２１２ｂは断面が円形ではある。
　ここで、図４で示す様に、ハウジング２１における圧力室内周面２１２ｂは断面円形であるが、その中心は、駆動軸２２の圧力室側支持部２２ｃ側（図３のＡ－Ａ線断面）に対して偏奇している。
　図４において、圧力室ＣＢの断面は、ハウジング２１における圧力室内周面２１２ｂと駆動軸２２の大径部（中央部）２２ｂの外周との間の領域として形成されており、図４においては白抜きの三日月形状で示されている。
　なお、圧力室ＣＢの容積は、軸方向（図４では紙面に垂直な方向）に摺動するレギュレータ２６の軸方向位置（図４では紙面に垂直な方向）によって決定される。 3, 4, and 7, the pressure chamber peripheral surface 212 b of the housing 21 has a circular cross section.
Here, as shown in FIG. 4, the pressure chamber peripheral surface 212b of the housing 21 is circular in cross section, but the center is the pressure chamber side support portion 22c side of the drive shaft 22 (cross section taken along line AA in FIG. 3). It is bizarre against.
4, the cross section of the pressure chamber CB is formed as a region between the pressure chamber peripheral surface 212b of the housing 21 and the outer periphery of the large-diameter portion (center portion) 22b of the drive shaft 22, and in FIG. It is shown in the shape of a crescent moon.
The volume of the pressure chamber CB is determined by the axial position (direction perpendicular to the paper surface in FIG. 4) of the regulator 26 that slides in the axial direction (direction perpendicular to the paper surface in FIG. 4).
　図３において、バックプレート２５は円盤状であり、中心には貫通孔２５ａが形成されている。その貫通孔２５ａには、駆動軸の大径部２２ｂが、公知の態様にて嵌合している。
　バックプレート２５は、ハウジング２１の中空部２１０ａにおいて、ベアリング格納部２１ｃ近傍（図３では右側の領域）に配置されている。
　バックプレート２５において、ベアリング格納部２１ｃと離隔する側（図３では左側）の面２５ｂには、軌条（フライウェイト２７の転動面）２５ｔが形成されている。
　図５で示すように、軌条（フライウェイト２７の転動面）２５ｔは、軸中心Ｌｃに対して点対称に、図５の紙面に垂直な方向に伸びる軸中心Ｌｃから半径外方に向かって延在しており、３箇所に（１箇所について軌条２５ｔは２本ずつ設けられている）形成されている。 In FIG. 3, the back plate 25 has a disk shape, and a through hole 25a is formed at the center. A large-diameter portion 22b of the drive shaft is fitted in the through hole 25a in a known manner.
The back plate 25 is disposed in the hollow portion 210a of the housing 21 in the vicinity of the bearing storage portion 21c (the region on the right side in FIG. 3).
In the back plate 25, a rail (a rolling surface of the flyweight 27) 25t is formed on a surface 25b on the side (left side in FIG. 3) that is separated from the bearing storage portion 21c.
As shown in FIG. 5, the rail (the rolling surface of the flyweight 27) 25t is point-symmetrical with respect to the axial center Lc and extends radially outward from the axial center Lc extending in a direction perpendicular to the paper surface of FIG. It extends and is formed at three locations (two rails 25t are provided for each location).
　図６において、１箇所について２本ずつ設けられた軌条２５ｔには、フライウェイト２７の１対の外輪２７２が接している。
　フライウェイト２７は、軸部材２７１と、１対の外輪２７２と、その１対の外輪２７２、２７２に挟まれた１個の内輪２７３を備えている。
　１対の外輪２７２の各々は円柱状であり、軸部材２７１に固着している。
　内輪２７３の断面外周の形状は円弧状である。内輪２７３の円弧の半径Ｒ２７は、レギュレータ２６のテーパー面２６ｃの曲率半径をＲ２６よりも小さく形成されている。内輪２７３の断面外周の曲率半径Ｒ２７がレギュレータ２６のテーパー面２６ｃの曲率半径Ｒ２６よりも大きいと、フライウェイト２７が転動する際に、フライウェイト２７の両端部（図６では左右両端）が、レギュレータ２６のテーパー面２６ｃに干渉して傷付けてしまうからである。 In FIG. 6, a pair of outer rings 272 of the flyweight 27 are in contact with two rails 25 t that are provided two at one place.
The flyweight 27 includes a shaft member 271, a pair of outer rings 272, and a single inner ring 273 sandwiched between the pair of outer rings 272 and 272.
Each of the pair of outer rings 272 has a cylindrical shape and is fixed to the shaft member 271.
The shape of the outer periphery of the cross section of the inner ring 273 is an arc shape. The arc radius R 27 of the inner ring 273 is formed so that the radius of curvature of the tapered surface 26 c of the regulator 26 is smaller than R 26 . If the radius of curvature R 27 of the outer circumference of the inner ring 273 is larger than the radius of curvature R 26 of the tapered surface 26c of the regulator 26, both ends of the fly weight 27 (both left and right in FIG. 6) when the fly weight 27 rolls. However, it interferes with the tapered surface 26c of the regulator 26 and is damaged.
　ここで、内輪２７３が面２５ｂとテーパー面２６ｃと同時に接触したのでは、対向する面２５ｂとテーパー面２６ｃに挟まれた状態でフライウェイト２７が転動することは出来ない。そのため、フライウェイト２７の１対の外輪２７２が、１対の軌条２５ｔの転動面に接している時には、フライウェイト２７の内輪２７３と、バックプレート２５の面２５ｂとには、隙間δが形成されるように構成されている。
　同様に、１対の外輪２７２が面２５ｂとテーパー面２６ｃと同時に接触したのでは、対向する面２５ｂとテーパー面２６ｃに挟まれた状態でフライウェイト２７が転動することも出来ない。そのため、フライウェイト２７の１対の外輪２７２は、レギュレータ２６のテーパー面２６ｃに接触していない。 Here, if the inner ring 273 is in contact with the surface 25b and the tapered surface 26c simultaneously, the flyweight 27 cannot roll while being sandwiched between the opposing surface 25b and the tapered surface 26c. Therefore, when the pair of outer rings 272 of the flyweight 27 is in contact with the rolling surfaces of the pair of rails 25t, a gap δ is formed between the inner ring 273 of the flyweight 27 and the surface 25b of the back plate 25. It is configured to be.
Similarly, if the pair of outer rings 272 are in contact with the surface 25b and the tapered surface 26c at the same time, the flyweight 27 cannot roll while being sandwiched between the opposing surface 25b and the tapered surface 26c. Therefore, the pair of outer rings 272 of the flyweight 27 is not in contact with the tapered surface 26 c of the regulator 26.
　図３、図７において、レギュレータ２６は、円錐フランジ部２６ａと、円筒部２６ｂとを有している。円錐フランジ部２６ａと円筒部２６ｂとの境界には段部２６ｄが形成されている。
　図３で示すように、円錐フランジ部２６ａは、半径方向外方が、バックプレート２５に近接する（円筒部２６ｂと離隔する：図３では右側に向かう）テーパーが設けられている（円錐形状である）。そして、円錐フランジ部２６ａのバックプレート２５側（図３では右側）のテーパー面（円錐面）２６ｃを、フライウェイト２７の内輪２７３が転動する（図６参照）。 3 and 7, the regulator 26 has a conical flange portion 26a and a cylindrical portion 26b. A step portion 26d is formed at the boundary between the conical flange portion 26a and the cylindrical portion 26b.
As shown in FIG. 3, the conical flange portion 26 a is provided with a taper that is radially outward (close to the cylindrical portion 26 b: toward the right side in FIG. 3) that is close to the back plate 25 (conical shape). is there). Then, the inner ring 273 of the flyweight 27 rolls on a tapered surface (conical surface) 26c on the back plate 25 side (right side in FIG. 3) of the conical flange portion 26a (see FIG. 6).
　図３において、レギュレータ２６の円筒部２６ｂの内周面には、中心軸ＬＣに平行に（図３では左右方向に）延在する複数のキー溝２６ｅが形成されている。駆動軸２２の大径部２２ｂの外周において、レギュレータ２６のキー溝２６ｅに対応する箇所にはキーＫが公知の手段で固着され、キーＫはキー溝２６ｅに係合している。
　キー溝２６ｅの長さ（図３では左右方向長さ）寸法は、キーＫの長さ（図３では左右方向長さ）寸法よりも大きく、レギュレータ２６の軸方向（図３では左右方向）の摺動を妨げない値に設定されている。
　その結果、レギュレータ２６は、駆動軸２２の円周方向の相対回転は拘束されるが、駆動軸２２の軸方向の摺動は妨げられないように構成されている。 3, a plurality of key grooves 26e extending in parallel to the central axis LC (in the left-right direction in FIG. 3) are formed on the inner peripheral surface of the cylindrical portion 26b of the regulator 26. On the outer periphery of the large-diameter portion 22b of the drive shaft 22, a key K is fixed by a known means at a position corresponding to the key groove 26e of the regulator 26, and the key K is engaged with the key groove 26e.
The length of the key groove 26e (the length in the left-right direction in FIG. 3) is larger than the length of the key K (the length in the left-right direction in FIG. 3), and is in the axial direction of the regulator 26 (the left-right direction in FIG. 3). It is set to a value that does not prevent sliding.
As a result, the regulator 26 is configured so that the relative rotation in the circumferential direction of the drive shaft 22 is restricted, but the sliding of the drive shaft 22 in the axial direction is not hindered.
　図３、図７において、レギュレータ２６の円筒部２６ｂの端部には、円周方向に等間隔に複数（図７では６箇所）のスリット２６ｆが形成されている。スリット２６ｆは、その内部にベーン２４を挿入可能に構成されている。
　作動の説明の便宜のため、図３では、レギュレータ２６の断面は、中心軸Ｌｃの上下で異なる位置に示している。もちろん、実機においては、レギュレータ２６の断面は、中心軸Ｌｃの上下で異なることはない。
　図３において、レギュレータ２６の断面を、中心軸Ｌｃの上下で異なる位置に示したのは、駆動軸２２、レギュレータ２６及びバックプレート２５が回転して、フライウェイト２７に遠心力が作用した際のフライウェイト２７の動きを分かり易く表現するためである。 3 and 7, a plurality of (six locations in FIG. 7) slits 26 f are formed at equal intervals in the circumferential direction at the end of the cylindrical portion 26 b of the regulator 26. The slit 26f is configured such that the vane 24 can be inserted therein.
For convenience of explanation of the operation, in FIG. 3, the cross section of the regulator 26 is shown at different positions above and below the central axis Lc. Of course, in the actual machine, the cross-section of the regulator 26 does not differ above and below the central axis Lc.
In FIG. 3, the cross section of the regulator 26 is shown at different positions above and below the central axis Lc when the drive shaft 22, the regulator 26, and the back plate 25 rotate and centrifugal force acts on the flyweight 27. This is to express the movement of the flyweight 27 in an easily understandable manner.
　図３において、レギュレータ２６の円筒部２６ｂの先端２６ｇは、回転軸２２が停止状態か、低速回転状態の場合（中心軸Ｌｃの上方の場合）には、比較的右側（バックプレート２５に近接する側）に位置している。
　一方、回転軸２２が中速～高速で回転中の場合（中心軸Ｌｃの下方の場合）には、レギュレータ２６の円筒部２６ｂの先端２６ｇは、比較的左側（バックプレート２５から離隔する側）に位置している。 In FIG. 3, the tip 26g of the cylindrical portion 26b of the regulator 26 is relatively on the right side (close to the back plate 25) when the rotating shaft 22 is in a stopped state or in a low-speed rotating state (above the center axis Lc). Side).
On the other hand, when the rotary shaft 22 is rotating at a medium speed to a high speed (below the center axis Lc), the tip 26g of the cylindrical portion 26b of the regulator 26 is relatively left (side away from the back plate 25). Is located.
　図３において、ハウジング２１の円筒部２１ａにおける中空部２１０ａには、円筒状のスプリングシート２９が設けられている。円筒状のスプリングシート２９は、バックプレート２５側（図３では右側）が開口しており、バックプレート２５側と離隔する側（図３では左側）の底部に座面２９ｓが設けられている。
　スプリングシート２９の中央には貫通孔２９ａが形成されており、その貫通孔２９ａを、駆動軸２２及びレギュレータ２６の円筒部２６ｂが貫通している。
　スプリングシート２９における円筒部２９ｃの内周面の直径寸法は、レギュレータ２６における円錐フランジ部２６ａの外径寸法よりも、僅かに大きく形成されている。 In FIG. 3, a cylindrical spring seat 29 is provided in the hollow portion 210 a of the cylindrical portion 21 a of the housing 21. The cylindrical spring seat 29 is open on the back plate 25 side (right side in FIG. 3), and a seating surface 29s is provided on the bottom of the side separated from the back plate 25 side (left side in FIG. 3).
A through hole 29 a is formed at the center of the spring seat 29, and the cylindrical portion 26 b of the drive shaft 22 and the regulator 26 passes through the through hole 29 a.
The diameter of the inner peripheral surface of the cylindrical portion 29 c in the spring seat 29 is slightly larger than the outer diameter of the conical flange portion 26 a in the regulator 26.
　図３において、スプリングシート２９と、レギュレータ２６の間には、巻き形状が円錐状の円錐コイルスプリング（リターンスプリング）２８が介装されている。
　リターンスプリング２８の大径側（図３では左側）がスプリングシート２９の底部２９ｓおよび円筒部２９ｃの内周側コーナー部に位置し、リターンスプリング２８の小径側（図３では右側）がレギュレータ２６の段部２６ｄに係合するように配置されている。 In FIG. 3, a conical coil spring (return spring) 28 having a conical winding shape is interposed between the spring seat 29 and the regulator 26.
The large diameter side (left side in FIG. 3) of the return spring 28 is located at the bottom 29s of the spring seat 29 and the inner peripheral side corner of the cylindrical portion 29c, and the small diameter side (right side in FIG. 3) of the return spring 28 is the regulator 26. It arrange | positions so that the step part 26d may be engaged.
　駆動軸２２が停止している場合や低速回転している場合は、フライウェイト２７に作用する遠心力が小さいので、フライウェイト２７は半径方向内方に位置しており、図３の軸中心Ｌｃの上方で示す様に、駆動軸２２に接する位置となる。
　その結果、リターンスプリング２８の反撥力により、レギュレータ２６はバックプレート２５に近接する方向（図３では右側）に摺動し、ベーンポンプ２０の圧油吐出量は増加する。
　図３の軸中心Ｌｃ上方の領域における白抜きの矢印は、フライウェイト２７に作用する遠心力が小さい場合におけるフライウェイト２７とレギュレータ２６の移動しようとする方向を示している。 When the drive shaft 22 is stopped or rotating at a low speed, the centrifugal force acting on the flyweight 27 is small, so the flyweight 27 is located radially inward, and the shaft center Lc in FIG. As shown above, the position is in contact with the drive shaft 22.
As a result, due to the repulsive force of the return spring 28, the regulator 26 slides in the direction close to the back plate 25 (right side in FIG. 3), and the pressure oil discharge amount of the vane pump 20 increases.
A white arrow in a region above the axial center Lc in FIG. 3 indicates a direction in which the flyweight 27 and the regulator 26 are about to move when the centrifugal force acting on the flyweight 27 is small.
　一方、駆動軸２２が所定以上の速度で回転すると、フライウェイト２７に作用する遠心力が大きくなるため、図３の軸中心Ｌｃの下方に示したように、半径方向外方に移動する。フライウェイト２７が半径方向外方に移動する際には、レギュレータ２６の円錐形状のテーパー面２６ｃ及びバックプレート２５の軌条２５ｔの転動面を転動する。
　その結果、リターンスプリング２８の付勢に打ち勝って、レギュレータ２６はバックプレート２５から離隔する方向（図３では左側）に摺動し、ベーンポンプ２０の圧油吐出量は減少する。
　図３の軸中心Ｌｃ下方の領域における白抜きの矢印は、フライウェイト２７に作用する遠心力が大きい場合におけるフライウェイト２７とレギュレータ２６の移動しようとする方向を示している。 On the other hand, when the drive shaft 22 rotates at a predetermined speed or higher, the centrifugal force acting on the flyweight 27 increases, and therefore moves outward in the radial direction as shown below the shaft center Lc in FIG. When the flyweight 27 moves outward in the radial direction, the conical tapered surface 26c of the regulator 26 and the rolling surface of the rail 25t of the back plate 25 roll.
As a result, the bias of the return spring 28 is overcome, the regulator 26 slides in a direction away from the back plate 25 (left side in FIG. 3), and the pressure oil discharge amount of the vane pump 20 decreases.
A white arrow in a region below the axis center Lc in FIG. 3 indicates a direction in which the flyweight 27 and the regulator 26 are about to move when the centrifugal force acting on the flyweight 27 is large.
　図１～図７で示す第１実施形態によれば、油圧モータ３０は油圧ポンプ２０から吐出される圧油により回転駆動され、補機９はその油圧モータ３０の出力により駆動される。
　ここで、油圧ポンプ２０から吐出される圧油の量は、エンジン１の出力軸１１の回転数が増加すれば減少し、エンジン１の出力軸１１の回転数が減少すれば増加する。そのため、エンジン１の出力軸１１の回転数にかかわらず、概略一定の圧油が油圧ポンプ２０から吐出される。そのため、その一定量の圧油で駆動される油圧モータ３０も概略一定の回転数で回転する。
　補機９は概略一定の回転数で回転する油圧モータ３０によって運転されるため、補機９は、油圧ポンプ２０の駆動軸２２あるいはエンジンの出力軸１１の回転数にかかわらず、概略一定の回転数で駆動される。このため、補機駆動の効率の変動が少なく、補機駆動におけるエンジン動力の無駄を軽減することが出来る。 According to the first embodiment shown in FIGS. 1 to 7, the hydraulic motor 30 is rotationally driven by the pressure oil discharged from the hydraulic pump 20, and the auxiliary machine 9 is driven by the output of the hydraulic motor 30.
Here, the amount of pressure oil discharged from the hydraulic pump 20 decreases as the rotational speed of the output shaft 11 of the engine 1 increases, and increases as the rotational speed of the output shaft 11 of the engine 1 decreases. Therefore, substantially constant pressure oil is discharged from the hydraulic pump 20 regardless of the rotational speed of the output shaft 11 of the engine 1. Therefore, the hydraulic motor 30 driven by the constant amount of pressure oil also rotates at a substantially constant rotational speed.
Since the auxiliary machine 9 is operated by a hydraulic motor 30 that rotates at a substantially constant rotation speed, the auxiliary machine 9 rotates at a substantially constant rotation regardless of the rotation speed of the drive shaft 22 of the hydraulic pump 20 or the output shaft 11 of the engine. Driven by number. For this reason, there is little fluctuation in the efficiency of the auxiliary machine drive, and waste of engine power in the auxiliary machine drive can be reduced.
　また、図１～図７で示す第１実施形態では、油圧ポンプ２０と油圧モータ３０は作動流体の配管系Ｌ１、Ｌ２により接続されている。そのため、補機９を駆動する油圧モータ３０は、作動流体である圧油を、配管系Ｌ１、Ｌ２を経由して油圧ポンプ２０から供給されて、回転駆動している。
　ここで、油圧配管系Ｌは、例えばＶベルトによる巻き掛け伝動に比較して、レイアウトの自由度が高い。そのため、複雑な形状、構造を有するエンジン周辺であっても、他の機器と干渉すること無く、油圧ポンプ２０と油圧モータ３０を接続する作動流体の配管系Ｌを配置することが出来る。
　すなわち、図１～図７で示す第１実施形態によれば、Ｖベルト等に比較して、レイアウト上の自由度が高くなる。 In the first embodiment shown in FIGS. 1 to 7, the hydraulic pump 20 and the hydraulic motor 30 are connected by working fluid piping systems L1 and L2. Therefore, the hydraulic motor 30 that drives the auxiliary machine 9 is driven to rotate by supplying the hydraulic oil, which is a working fluid, from the hydraulic pump 20 via the piping systems L1 and L2.
Here, the hydraulic piping system L has a high degree of freedom in layout compared to, for example, winding transmission by a V belt. Therefore, the working fluid piping system L that connects the hydraulic pump 20 and the hydraulic motor 30 can be arranged without interfering with other devices even around the engine having a complicated shape and structure.
That is, according to the first embodiment shown in FIGS. 1 to 7, the degree of freedom in layout is higher than that of a V belt or the like.
　図１～図７で示す第１実施形態によれば、油圧ポンプの２０の駆動軸２２、すなわちエンジンの出力軸１１の回転数にかかわらず、油圧ポンプの２０の吐出量は大きくは増加しないので補機９の回転数も大きくは増加しない。したがって、例えばアイドリング時の様な（エンジン１の）低速回転数からエンジン最高回転まで、全回転域に亘って補機９の駆動を保証する様な特別な機構を必要としない。そして、補機９の定格性能を向上させる必要もない。
　そのため、補機駆動機構２３０全体の小型化、軽量化が可能であり、製造コスト等の低減を図ることが出来る。 According to the first embodiment shown in FIGS. 1 to 7, the discharge amount of the hydraulic pump 20 does not increase greatly regardless of the rotational speed of the drive shaft 22 of the hydraulic pump 20, that is, the output shaft 11 of the engine. The rotational speed of the auxiliary machine 9 does not increase greatly. Therefore, for example, a special mechanism for guaranteeing the driving of the auxiliary machine 9 over the entire rotation range from the low speed (engine 1) to the maximum engine speed as in idling is not required. And it is not necessary to improve the rated performance of the auxiliary machine 9.
As a result, the entire auxiliary drive mechanism 230 can be reduced in size and weight, and the manufacturing cost and the like can be reduced.
　図１～図７で示す第１実施形態では、油圧ポンプ２０のフライウェイト２７は、半径方向に移動可能であり、且つバックプレート２５及びレギュレータ２６に接触している。
　そして、レギュレータ２６のフライウェイト２７と接触している面２６ｃは、半径方向外方がバックプレート２５に近接するテーパー（円錐面：あるいは傾斜）を有している。
　したがって、駆動軸２２の回転数に対応してフライウェイト２７に作用する遠心力が変動して、フライウェイト２７は半径方向内方（駆動軸２２の回転数が低い場合）あるいは半径方向外方（駆動軸２２の回転数が高い場合）に移動する。そして、レギュレータ２６は、リターンスプリング２８の弾性反撥力と均衡する位置まで、駆動軸２２の軸方向に移動（摺動）する。 In the first embodiment shown in FIGS. 1 to 7, the flyweight 27 of the hydraulic pump 20 is movable in the radial direction and is in contact with the back plate 25 and the regulator 26.
The surface 26 c of the regulator 26 that is in contact with the flyweight 27 has a taper (conical surface: or inclination) that is radially outwardly close to the back plate 25.
Accordingly, the centrifugal force acting on the flyweight 27 varies in accordance with the rotational speed of the drive shaft 22, and the flyweight 27 is radially inward (when the rotational speed of the drive shaft 22 is low) or radially outward ( (When the rotational speed of the drive shaft 22 is high). The regulator 26 moves (slids) in the axial direction of the drive shaft 22 to a position that balances with the elastic repulsion force of the return spring 28.
　ここで、レギュレータ２６とハウジング２１の内壁面２１０ｂ、２１２ｂで包囲された空間の容積は、駆動軸２２が一回転する毎のポンプ吐出容積を決定し、レギュレータ２６がバックプレート２５から離隔すると、ポンプ吐出容積は減少し、レギュレータ２６がバックプレート２５に近接すると、ポンプ吐出容積は増加する。そのため、駆動軸２２が一回転する毎のポンプ吐出容積は、駆動軸２２の回転数に応じて変動する（駆動軸２２の回転数の変動を緩和する方向に作用する）ことになる。
　その結果、図１～図７で示す第１実施形態によれば、ベーンポンプ２０は、エンジンの出力軸１１の回転数にかかわらず概略一定の圧油を吐出する機能を有する。 Here, the volume of the space surrounded by the regulator 26 and the inner wall surfaces 210b and 212b of the housing 21 determines the pump discharge volume for each rotation of the drive shaft 22, and when the regulator 26 is separated from the back plate 25, the pump The discharge volume decreases, and when the regulator 26 comes close to the back plate 25, the pump discharge volume increases. Therefore, the pump discharge volume for each rotation of the drive shaft 22 varies in accordance with the rotation speed of the drive shaft 22 (acts in a direction that reduces fluctuations in the rotation speed of the drive shaft 22).
As a result, according to the first embodiment shown in FIGS. 1 to 7, the vane pump 20 has a function of discharging substantially constant pressure oil regardless of the rotational speed of the output shaft 11 of the engine.
　発明者等は、第１実施形態の補機駆動装置２３０を搭載した貨物自動車で、補機駆動装置に関する実験を行った。
　図８は、補機駆動装置として、パワーステアリングポンプを選択した場合における実験結果を示している。図８で示す実験で用いられたパワーステアリンシステムは、従来技術に係るパワーステアリングシステムと同様な構成を具備しており、係る構成は図１３で示されている。
　図１３を参照して、実験で用いられたパワーステアリングシステムを説明する。 The inventors conducted an experiment related to the accessory drive device in the freight car equipped with the accessory drive device 230 of the first embodiment.
FIG. 8 shows the experimental results when a power steering pump is selected as the accessory driving device. The power stearin system used in the experiment shown in FIG. 8 has the same configuration as the power steering system according to the prior art, and this configuration is shown in FIG.
The power steering system used in the experiment will be described with reference to FIG.
　図１３において、パワーステアリングシステムは、ステアリングホイールＳＷと、ステアリングギアボックスＳＧと、パワーステアリングポンプＳＰと、パワーシリンダＳＣとを備えている。
　走行中に、ステアリングホイールＳＷを操舵すると、ステアリングギアボックスＳＧに係合したピットマンアームＰＡが揺動して、パワーシリンダＳＣにおけるバルブユニットＢＵのコントロールロッドＲが操作（押圧、或いは引張）され、パワーシリンダＳＣがナックルアームＮを操作（パワーアシスト）する。
　ここで、バルブユニットＢＵへ供給される油圧はパワーステアリングポンプＳＰによって供給され、パワーステアリングポンプＳＰから供給される圧油は油圧ポンプＰによって昇圧され、油圧ポンプＰはエンジン１の出力軸１１により駆動されている。
　なお、図１３における符号Ｔは、作動油タンクを示す。 In FIG. 13, the power steering system includes a steering wheel SW, a steering gear box SG, a power steering pump SP, and a power cylinder SC.
When the steering wheel SW is steered during traveling, the pitman arm PA engaged with the steering gear box SG swings, and the control rod R of the valve unit BU in the power cylinder SC is operated (pressed or pulled), and the power The cylinder SC operates the knuckle arm N (power assist).
Here, the hydraulic pressure supplied to the valve unit BU is supplied by the power steering pump SP, the pressure oil supplied from the power steering pump SP is boosted by the hydraulic pump P, and the hydraulic pump P is driven by the output shaft 11 of the engine 1. Has been.
In addition, the code | symbol T in FIG. 13 shows a hydraulic-oil tank.
　第１実施形態の補機駆動装置２３０に係る実験において、補機駆動装置２３０におけるベーンポンプ２０の回転数（Ｎ）と、ポンプ吐出量（ｑ：１回転当りの吐出量）との関係を示す特性曲線（Ｎ－ｑ）と、ベーンポンプ２０の回転数（Ｎ）と、レギュレータ２６の変移量（Ｌｒ）との関係を示した特性曲線（Ｎ－Ｌｒ）が、図８で示されている。
　レギュレータ２６の変移量（Ｌｒ）は、フライウェイト２７の軸方向の変移量を示しており、フライウェイト２７が遠心力の作用を受けていない場合（「変移量は０」の場合）におけるレギュレータ２６の軸方向位置と比較して求めた。
　図８によれば、ポンプ回転数が増加すれば、レギュレータ２６の変移量（Ｌｒ）は２次曲線的に増加することが認められた。 In the experiment related to the auxiliary machine driving device 230 of the first embodiment, the characteristics indicating the relationship between the rotational speed (N) of the vane pump 20 in the auxiliary machine driving device 230 and the pump discharge amount (q: discharge amount per one rotation). FIG. 8 shows a characteristic curve (N−Lr) showing the relationship among the curve (Nq), the rotational speed (N) of the vane pump 20 and the displacement (Lr) of the regulator 26.
The shift amount (Lr) of the regulator 26 indicates the shift amount of the flyweight 27 in the axial direction, and the regulator 26 when the flyweight 27 is not subjected to the centrifugal force (when the shift amount is 0). It was obtained by comparing with the axial position of.
According to FIG. 8, it was recognized that the displacement (Lr) of the regulator 26 increases in a quadratic curve when the pump speed increases.
　図９は、図８の実験を行った際の、補機駆動装置２３０におけるベーンポンプ２０の回転数（Ｎ）と、ポンプ吐出量（Ｑ：毎分の吐出量）との関係（Ｎ－Ｑ）を示した特性図である。
　図９において、破線は、従来技術（吐出量制御を行っていないポンプ）における特性を示し、特性ＣＲは、ポンプ吐出量がポンプ回転数（エンジン回転数に比例）に拘らず一定となる特性（理想的な特性）を示している。
　図９によれば、従来技術（破線の特性）では、ポンプ回転数（あるいはエンジン回転数）が高くなると、ポンプ吐出量は特性ＣＲ（理想的な特性）におけるポンプ吐出量を大幅に超過している。
　それに対して、図１～図７の第１実施形態に係る補機駆動装置２３０を用いた場合には、高回転域になっても、ポンプ吐出量は特性ＣＲ（理想的な特性）におけるポンプ吐出量を大きく外れることは無い。 FIG. 9 shows the relationship (NQ) between the rotational speed (N) of the vane pump 20 in the accessory driving device 230 and the pump discharge amount (Q: discharge amount per minute) in the experiment of FIG. FIG.
In FIG. 9, the broken line shows the characteristic in the prior art (pump without discharge amount control), and the characteristic CR is a characteristic that makes the pump discharge amount constant regardless of the pump rotational speed (proportional to the engine rotational speed). Ideal characteristics).
According to FIG. 9, in the prior art (characteristic of the broken line), when the pump speed (or engine speed) increases, the pump discharge amount greatly exceeds the pump discharge amount in the characteristic CR (ideal characteristic). Yes.
On the other hand, when the auxiliary machine driving device 230 according to the first embodiment of FIGS. 1 to 7 is used, the pump discharge amount is a pump having a characteristic CR (ideal characteristic) even in the high rotation range. The discharge amount is not greatly deviated.
　図１０は、図８の実験を行った際の、補機駆動装置２３０におけるベーンポンプ２０の回転数（Ｎ）と、ポンプ駆動に要した駆動動力（Ｗ）との関係（Ｎ－Ｗ）を示した特性図である。
　図１０から明らかなように、図１～図７の第１実施形態に係る補機駆動装置２３０を用いた場合（図１０の実線で示す特性）には、ポンプ回転数（あるいはエンジン回転数）が増加しても、ポンプ駆動に要するエンジンの消費馬力の増加は少なく、従来技術に比較すると、エンジンの消費馬力は大幅に軽減されている。 FIG. 10 shows the relationship (N−W) between the rotational speed (N) of the vane pump 20 in the accessory driving device 230 and the driving power (W) required for driving the pump when the experiment of FIG. 8 was performed. FIG.
As is apparent from FIG. 10, when the accessory driving device 230 according to the first embodiment of FIGS. 1 to 7 is used (characteristic shown by the solid line in FIG. 10), the pump rotational speed (or engine rotational speed) However, the increase in the horsepower consumption of the engine required for driving the pump is small, and the horsepower consumption of the engine is greatly reduced as compared with the prior art.
　第１実施形態の比較例として、図１３で示す従来技術のパワーステアリングシステムについても、同様な実験を行った。
　図１４は、図１３のシステムにおけるパワーステアリングポンプＳＰの回転数Ｎと吐出量Ｑとの関係を示す特性（Ｎ－Ｑ線図）を示し、図１５は、その時のパワーステアリングポンプＳＰの回転数Ｎとポンプ駆動動力Ｗとの関係（Ｎ－Ｗ線図）を示している。
　図１４において、破線はパワーステアリングポンプＳＰにおけるポンプＰそのものの吐出特性を示している。ポンプＰの直ぐ下流に設けられた流量調整弁の作用により、パワーステアリングポンプＳＰからの吐出特性は、図１４の実線で示すように、ある回転数以上は一定吐出量に近い特性に制御される。
　図１５において、ポンプＰの駆動力は、ポンプＰそのものの吐出量と圧力の積に比例するため、回転数が増加するに連れて駆動力も大きくなる。
　なお、図１５において、Ｎ－Ｗ線の両側に存在する２本の破線は、パワーステアリングポンプＳＰに内臓の圧力調整弁或いは流量調整弁の作用により、パワーシリンダＳＣの入口圧力が変動した場合の特性を示しており、油圧は非圧縮性であるため、図１４、図１５で示す様な特性となる。 As a comparative example of the first embodiment, a similar experiment was performed on the conventional power steering system shown in FIG.
FIG. 14 shows characteristics (NQ diagram) showing the relationship between the rotational speed N of the power steering pump SP and the discharge amount Q in the system of FIG. 13, and FIG. 15 shows the rotational speed of the power steering pump SP at that time. The relationship (NW diagram) between N and pump drive power W is shown.
In FIG. 14, the broken line shows the discharge characteristic of the pump P itself in the power steering pump SP. Due to the action of the flow rate adjusting valve provided immediately downstream of the pump P, the discharge characteristic from the power steering pump SP is controlled to a characteristic close to a certain discharge amount at a certain rotational speed or more as shown by the solid line in FIG. .
In FIG. 15, since the driving force of the pump P is proportional to the product of the discharge amount and the pressure of the pump P itself, the driving force increases as the rotational speed increases.
In FIG. 15, the two broken lines existing on both sides of the NW line indicate the case where the inlet pressure of the power cylinder SC fluctuates due to the action of the built-in pressure adjustment valve or flow rate adjustment valve on the power steering pump SP. Since the hydraulic pressure is incompressible, the characteristics shown in FIGS. 14 and 15 are obtained.
　上述した様に、パワーステアリングポンプＳＰにおける理想的なポンプ吐出量Ｑは、ポンプ回転数Ｎあるいはエンジン回転数とは無関係に一定であるのが理想的である。これに対して、従来技術では、回転数Ｎが高くなると吐出量Ｑはある程度は制御されるが、駆動動力は増大しており、理想的な特性から外れている。
　また図１５から明らかな様に、ポンプ回転数がＮｎ以上では、パワーステアリングポンプＳＰは、必要な駆動力を上回る無駄な仕事をしている。換言すれば、パワーステアリングポンプＳＰの駆動源であるエンジンは、ポンプ回転数がＮｎ以上の運転領域では、無駄な仕事に消費馬力を費やしている。
　図１～図７の第１実施形態における特性、すなわち、回転数が高くなれば吐出量が一定値に近づく図９の特性は、図１５の特性に比較して、パワーステアリングポンプＳＰにおける理想的な特性ＣＲ、すなわち、ポンプ回転数Ｎあるいはエンジン回転数とは無関係にポンプ吐出量Ｑが一定となる特性に近似している。 As described above, the ideal pump discharge amount Q in the power steering pump SP is ideally constant regardless of the pump speed N or the engine speed. On the other hand, in the prior art, when the rotational speed N increases, the discharge amount Q is controlled to some extent, but the driving power increases and deviates from ideal characteristics.
As is clear from FIG. 15, when the pump rotation speed is Nn or more, the power steering pump SP is performing useless work exceeding the necessary driving force. In other words, the engine, which is the drive source of the power steering pump SP, consumes horsepower for wasted work in the operation region where the pump speed is Nn or more.
The characteristics in the first embodiment of FIGS. 1 to 7, that is, the characteristics of FIG. 9 in which the discharge amount approaches a constant value as the rotational speed increases, are ideal in the power steering pump SP compared to the characteristics of FIG. It is approximated to a characteristic CR, that is, a characteristic in which the pump discharge amount Q is constant irrespective of the pump speed N or the engine speed.
　次に、図１１を参照して、第２実施形態を説明する。
　図１１において、補機駆動装置は符号２４０で示されている。
　以下、図１１を参照して、第２実施形態に係る補機駆動装置２４０が、図１～図７の第１実施形態に係る補機駆動装置２３０と異なる部分について、主に説明する。 Next, a second embodiment will be described with reference to FIG.
In FIG. 11, the accessory driving device is indicated by reference numeral 240.
Hereinafter, with reference to FIG. 11, a description will be mainly given of differences between the accessory driving device 240 according to the second embodiment and the accessory driving device 230 according to the first embodiment of FIGS.
　図１１において、補機駆動装置２４０は、油圧ポンプ（ベーンポンプ）２０と、定容積形モータ（以下、「油圧モータ」と言う）３０と、補機９の駆動軸９２に接続された電動モータ６０を備えている。
　ベーンポンプ２０の駆動軸２２は、一方向のみに回転力を伝達するクラッチ機構（ワンウェイクラッチ）ＣＬ１を介して、エンジン１のクランク軸１１と接続されている。
　油圧モータ３０は、油圧ポンプ２０から吐出される圧油により回転駆動する。そして、油圧モータ３０の吐出口３０ｏは作動油タンク４０に連通し、油圧モータ３０の出力軸３１は補機９の駆動軸９１に接続している。 In FIG. 11, an auxiliary machine driving device 240 includes a hydraulic pump (vane pump) 20, a constant displacement motor (hereinafter referred to as “hydraulic motor”) 30, and an electric motor 60 connected to a drive shaft 92 of the auxiliary machine 9. It has.
The drive shaft 22 of the vane pump 20 is connected to the crankshaft 11 of the engine 1 via a clutch mechanism (one-way clutch) CL1 that transmits rotational force only in one direction.
The hydraulic motor 30 is rotationally driven by the pressure oil discharged from the hydraulic pump 20. The discharge port 30 o of the hydraulic motor 30 communicates with the hydraulic oil tank 40, and the output shaft 31 of the hydraulic motor 30 is connected to the drive shaft 91 of the auxiliary machine 9.
　油圧ポンプ２０の吐出口２０ｏと油圧モータ３０の吸入口３０ｉを連通する圧油配管Ｌ１、Ｌ２からは、作動油タンク４０に連通する分岐配管Ｌｂが分岐している。そして分岐配管Ｌｂにはレリーフ弁５０が介装されている。
　第１実施形態と同様に、油圧ポンプ２０は、エンジンの出力軸１１の回転数にかかわらず一定量の作動流体を吐出する機能を有している。
　油圧モータ３０と補機９の間の領域と、電動モータ６０と補機９の間の領域には、一方向のみに回転力を伝達するクラッチ機構（ワンウェイクラッチＣＬ２、ＣＬ３）が介装されている。
　なお、図１１において、符号６１は、電動モータ６０の出力軸を示している。 A branch pipe Lb communicating with the hydraulic oil tank 40 branches from the pressure oil pipes L1 and L2 that connect the discharge port 20o of the hydraulic pump 20 and the suction port 30i of the hydraulic motor 30. A relief valve 50 is interposed in the branch pipe Lb.
Similar to the first embodiment, the hydraulic pump 20 has a function of discharging a constant amount of working fluid regardless of the rotational speed of the output shaft 11 of the engine.
Clutch mechanisms (one-way clutches CL2 and CL3) that transmit the rotational force in only one direction are interposed in the region between the hydraulic motor 30 and the accessory 9 and the region between the electric motor 60 and the accessory 9. Yes.
In FIG. 11, reference numeral 61 indicates an output shaft of the electric motor 60.
　第２実施形態に係る補機駆動装置２４０によれば、補機９の駆動軸９２に電動モータ６０を接続しているので、エンジン１を停止してモータ・ジェネレータ３で車両を駆動する場合においても、電動モータ６０により補機９の駆動を補償することが出来る。従って、いわゆる「ハイブリッド車」についても、適用することが出来る。
　その場合、前記流体圧モータ３０と補機９の間の領域と前記電動モータ６０と補機９の間の領域には一方向のみに回転力を伝達するクラッチ機構（ワンウェイクラッチＣＬ２、ＣＬ３）が介装されているので、エンジン１が駆動している場合には、油圧ポンプ２０及び油圧モータ３０を介して伝達されるエンジン１からの駆動力のみを補機９に伝達する。
　そしてエンジン１が停止している場合には、電動モータ６０から伝達される駆動力のみを、補機９に伝達する。
　図１１の第２実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図１～図１０を参照して説明した第１実施形態と同様である。 According to the accessory drive apparatus 240 according to the second embodiment, since the electric motor 60 is connected to the drive shaft 92 of the accessory 9, when the engine 1 is stopped and the motor / generator 3 drives the vehicle. In addition, the driving of the auxiliary machine 9 can be compensated by the electric motor 60. Therefore, the present invention can also be applied to so-called “hybrid vehicles”.
In that case, clutch mechanisms (one-way clutches CL2 and CL3) that transmit the rotational force in only one direction are provided in the region between the fluid pressure motor 30 and the accessory 9 and the region between the electric motor 60 and the accessory 9. Therefore, when the engine 1 is driven, only the driving force from the engine 1 transmitted through the hydraulic pump 20 and the hydraulic motor 30 is transmitted to the auxiliary machine 9.
When the engine 1 is stopped, only the driving force transmitted from the electric motor 60 is transmitted to the auxiliary machine 9.
Other configurations and operational effects of the second embodiment of FIG. 11 are the same as those of the first embodiment described with reference to FIGS.
　図１２は本発明の第３実施形態を示しており、第１実施形態及び第２実施形態で用いられた油圧ポンプ２０を用いたパワーステアリング駆動機構を示している。
　図１２で示すパワーステアリング駆動機構は、油圧ポンプ２０の吐出口が圧油配管Ｌ２Ａを介してバルブユニットＢＵの吸入ポートに連通している。そして、バルブユニットＢＵの吐出ポートは、圧油配管Ｌ４Ａを介して、油貯蔵タンクＴに連通している。
　圧油配管Ｌ２Ａは、分岐点Ｂにおいて分岐配管ＬｂＡが分岐しており、分岐配管ＬｂＡには安全装置であるレリーフ弁５０が介装されている。
　そして、図１２のパワーステアリング駆動機構も、図１３で示す従来技術と同様に、ステアリングホイールＳＷと、ステアリングギアボックスＳＧと、パワーステアリングポンプＳＰと、パワーシリンダＳＣとを備えている。そして、走行中にステアリングホイールＳＷを操舵すると、ステアリングギアボックスＳＧに係合したピットマンアームＰＡが揺動して、パワーシリンダＳＣにおけるバルブユニットＢＵのコントロールロッドＲが操作（押圧、或いは引張）され、パワーシリンダＳＣがナックルアームＮを操作（パワーアシスト）する。 FIG. 12 shows a third embodiment of the present invention, and shows a power steering drive mechanism using the hydraulic pump 20 used in the first and second embodiments.
In the power steering drive mechanism shown in FIG. 12, the discharge port of the hydraulic pump 20 communicates with the suction port of the valve unit BU via the pressure oil pipe L2A. The discharge port of the valve unit BU communicates with the oil storage tank T via the pressure oil pipe L4A.
In the pressure oil pipe L2A, a branch pipe LbA is branched at a branch point B, and a relief valve 50 as a safety device is interposed in the branch pipe LbA.
The power steering drive mechanism of FIG. 12 also includes a steering wheel SW, a steering gear box SG, a power steering pump SP, and a power cylinder SC, as in the prior art shown in FIG. When the steering wheel SW is steered during traveling, the pitman arm PA engaged with the steering gear box SG swings, and the control rod R of the valve unit BU in the power cylinder SC is operated (pressed or pulled). The power cylinder SC operates the knuckle arm N (power assist).
　図１２の第３実施形態では、パワーステアリングポンプＳＰは、油圧ポンプ２０を備えている。この油圧ポンプ２０については、第１実施形態及び第２実施形態で説明したのと同様であるため、詳細な説明は省略する。
　第１実施形態及び第２実施形態で上述した様に、ポンプ２０は、エンジンの出力軸１１の回転数にかかわらず概略一定の圧油を吐出する様に構成されている。従って、バルブユニットＢＵへ供給される油圧は、エンジンの出力軸１１の回転数にかかわらず概略一定である。
　そのため、第３実施形態によれば、パワーステアリングポンプＳＰにおける吐出量Ｑ及び吐出圧が一定となり、理想的な特性が得られる。
　図１２の第３実施形態におけるその他の構成及び作用効果については、図１～図１１、図１３～図１５を参照して説明したのと同様である。 In the third embodiment of FIG. 12, the power steering pump SP includes a hydraulic pump 20. Since this hydraulic pump 20 is the same as that described in the first embodiment and the second embodiment, a detailed description thereof will be omitted.
As described above in the first and second embodiments, the pump 20 is configured to discharge substantially constant pressure oil regardless of the rotational speed of the output shaft 11 of the engine. Therefore, the hydraulic pressure supplied to the valve unit BU is substantially constant regardless of the rotational speed of the output shaft 11 of the engine.
Therefore, according to the third embodiment, the discharge amount Q and the discharge pressure in the power steering pump SP are constant, and ideal characteristics are obtained.
Other configurations and operational effects in the third embodiment of FIG. 12 are the same as those described with reference to FIGS. 1 to 11 and FIGS.
　図示の実施形態はあくまでも例示であり、本発明の技術的範囲を限定する趣旨の記述ではない。
　例えば、図示の実施形態では、レギュレータ２６は、半径方向外方に向かうに連れてバックプレート２５に近接するテーパーを有している。これに対してバックプレート２５は、半径方向に延在するのみでテーパーを有していない。しかし、バックプレート２５が、半径方向外方に向かうに連れてレギュレータ２６に近接するテーパーを有し、一方、レギュレータ２６は半径方向に延在するのみでテーパーを有していない様に構成しても良い。あるいは、図示の実施形態と同様に、レギュレータ２６が半径方向外方に向かうに連れてバックプレート２５に近接するテーパーを有し、且つ、バックプレート２５も半径方向外方に向かうに連れてレギュレータ２６に近接するテーパーを有していても良い。 The illustrated embodiment is merely an example, and is not intended to limit the technical scope of the present invention.
For example, in the illustrated embodiment, the regulator 26 has a taper that approaches the back plate 25 as it extends radially outward. On the other hand, the back plate 25 extends only in the radial direction and does not have a taper. However, the back plate 25 has a taper that approaches the regulator 26 as it goes outward in the radial direction, while the regulator 26 extends only in the radial direction and does not have a taper. Also good. Alternatively, similar to the illustrated embodiment, the regulator 26 has a taper that approaches the back plate 25 as it goes radially outward, and the regulator 26 also goes as it goes radially outward. It may have a taper close to.
１・・・エンジン
２・・・クラッチ
３・・・モータ・ジェネレータ
４・・・トランスミッション
９・・・補機
１１・・・エンジンの出力軸／クランク軸
２０・・・流体圧ポンプ／油圧ポンプ／ベーンポンプ
２１・・・本体部／ハウジング
２２・・・駆動軸
２４・・・ベーン
２５・・・円盤状部材／バックプレート
２６・・・容積調整装置／レギュレータ
２７・・・へらいウェイト
２８・・・弾性部材／リターンスプリング
２９・・・スプリングシート
３０・・・流体圧モータ／油圧モータ
４０・・・作動油タンク
５０・・・安全装置／レリーフ弁 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine 2 ... Clutch 3 ... Motor generator 4 ... Transmission 9 ... Auxiliary machine 11 ... Engine output shaft / crankshaft 20 ... Fluid pressure pump / Hydraulic pump / Vane pump 21 ... main body / housing 22 ... drive shaft 24 ... vane 25 ... disk-like member / back plate 26 ... volume adjusting device / regulator 27 ... spatula weight 28 ... Elastic member / return spring 29 ... spring seat 30 ... fluid pressure motor / hydraulic motor 40 ... hydraulic oil tank 50 ... safety device / relief valve

Claims (4)

  1. 　エンジンの出力軸に設けられた流体圧ポンプと、流体圧ポンプから吐出された作動流体により回転駆動する流体圧モータを備え、流体圧モータの吐出口は作動流体用タンクに連通し、流体圧モータの出力軸は補機の駆動軸に接続しており、前記流体圧ポンプの吐出口と前記流体圧モータの吸入口を連通する作動流体配管から作動流体用タンクに連通する分岐配管が分岐しており、分岐配管には安全装置が介装されており、前記流体圧ポンプは駆動軸の回転数にかかわらず一定量の作動流体を吐出する機能を有していることを特徴とする補機駆動機構。 A fluid pressure pump provided on an output shaft of the engine; and a fluid pressure motor that is rotationally driven by a working fluid discharged from the fluid pressure pump. A discharge port of the fluid pressure motor communicates with a working fluid tank, and the fluid pressure motor The output shaft is connected to the drive shaft of the auxiliary machine, and a branch pipe communicating with the working fluid tank branches from a working fluid pipe communicating the discharge port of the fluid pressure pump and the suction port of the fluid pressure motor. A safety device is provided in the branch pipe, and the fluid pressure pump has a function of discharging a constant amount of working fluid regardless of the rotational speed of the drive shaft. mechanism.
  2. 　エンジンの出力軸に設けられた流体圧ポンプと、流体圧ポンプから吐出された作動流体により回転駆動する流体圧モータと、補機の駆動軸に接続された電動モータを備え、流体圧モータの吐出口は作動流体用タンクに連通し、流体圧モータの出力軸は補機の駆動軸に接続しており、前記流体圧ポンプの吐出口と前記流体圧モータの吸入口を連通する作動流体配管から作動流体用タンクに連通する分岐配管が分岐しており、分岐配管には安全装置が介装されており、前記流体圧ポンプは駆動軸の回転数にかかわらず一定量の作動流体を吐出する機能を有しており、前記流体圧モータと補機の間の領域と前記電動モータと補機の間の領域には一方向のみに回転力を伝達するクラッチ機構が介装されていることを特徴とする補機駆動機構。 A fluid pressure pump provided on the output shaft of the engine; a fluid pressure motor that is rotationally driven by the working fluid discharged from the fluid pressure pump; and an electric motor connected to the drive shaft of the auxiliary machine. The outlet communicates with the working fluid tank, the output shaft of the fluid pressure motor is connected to the drive shaft of the auxiliary machine, and from the working fluid piping that communicates the discharge port of the fluid pressure pump and the suction port of the fluid pressure motor. A branch pipe communicating with the working fluid tank is branched, and a safety device is interposed in the branch pipe, and the fluid pressure pump discharges a constant amount of working fluid regardless of the rotational speed of the drive shaft. And a clutch mechanism for transmitting a rotational force in only one direction is interposed in a region between the fluid pressure motor and the auxiliary device and a region between the electric motor and the auxiliary device. Auxiliary drive mechanism.
  3. 　前記流体圧ポンプは、本体部と、駆動軸に取り付けられたベーン及び円盤状部材と、駆動軸に対して周方向は拘束されているが軸方向には移動可能な容積調整装置と、円盤状部材と容積調整装置の間に配置されたフライウェイトと、容積調整装置を円盤状部材側に付勢する弾性部材を備え、容積調整装置と本体部の内壁面で包囲された空間の容積は駆動軸が一回転する毎のポンプ吐出容積を決定し、容積調整装置が駆動軸の軸方向を移動して円盤状部材から離隔するとポンプ吐出容積は減少し、フライウェイトは半径方向に移動可能であり且つ円盤状部材及び容積調整装置に接触しており、円盤状部材と容積調整装置の一方におけるフライウェイトと接触している面は半径方向外方が他方側に近接するテーパーを有している請求項１、２の何れかの補機駆動機構。 The fluid pressure pump includes a main body, a vane and a disk-like member attached to the drive shaft, a volume adjusting device that is restrained in the circumferential direction with respect to the drive shaft but movable in the axial direction, and a disk-like shape. A flyweight disposed between the member and the volume adjusting device, and an elastic member that urges the volume adjusting device toward the disk-shaped member, and the volume of the space surrounded by the volume adjusting device and the inner wall surface of the main body is driven. The pump discharge volume for each rotation of the shaft is determined, and when the volume adjusting device moves in the axial direction of the drive shaft and moves away from the disk-shaped member, the pump discharge volume decreases and the flyweight can move in the radial direction. And the surface in contact with the flyweight in one of the disk-shaped member and the volume adjusting device has a taper whose radially outer side is close to the other side. Item 1, 2 Re one of the accessory drive mechanism.
  4. 　エンジンの出力軸に設けられた流体圧ポンプを備え、流体圧ポンプの吐出口は作動流体配管を介してバルブユニットの吸入ポートに連通しており、バルブユニットの吐出ポートは作動流体用タンクに連通しており、前記作動流体配管から作動流体用タンクに連通する分岐配管が分岐しており、分岐配管には安全装置が介装されており、
    　流体圧ポンプは駆動軸の回転数にかかわらず一定量の作動流体を吐出する機能を有しており、本体部と、駆動軸に取り付けられたベーン及び円盤状部材と、駆動軸に対して周方向は拘束されているが軸方向には移動可能な容積調整装置と、円盤状部材と容積調整装置の間に配置されたフライウェイトと、容積調整装置を円盤状部材側に付勢する弾性部材を備え、容積調整装置と本体部の内壁面で包囲された空間の容積は駆動軸が一回転する毎のポンプ吐出容積を決定し、容積調整装置が駆動軸の軸方向を移動して円盤状部材から離隔するとポンプ吐出容積は減少し、フライウェイトは半径方向に移動可能であり且つ円盤状部材及び容積調整装置に接触しており、円盤状部材と容積調整装置の一方におけるフライウェイトと接触している面は半径方向外方が他方側に近接するテーパーを有していることを特徴とするパワーステアリング駆動機構。     It has a fluid pressure pump provided on the output shaft of the engine. The discharge port of the fluid pressure pump communicates with the intake port of the valve unit through the working fluid piping, and the discharge port of the valve unit communicates with the tank for working fluid. A branch pipe communicating from the working fluid pipe to the working fluid tank is branched, and a safety device is interposed in the branch pipe,
    The fluid pressure pump has a function of discharging a constant amount of working fluid regardless of the rotational speed of the drive shaft. A volume adjusting device that is restrained in the direction but movable in the axial direction, a flyweight disposed between the disk-shaped member and the volume adjusting device, and an elastic member that urges the volume adjusting device toward the disk-shaped member The volume of the space surrounded by the volume adjustment device and the inner wall surface of the main body determines the pump discharge volume for each rotation of the drive shaft, and the volume adjustment device moves in the axial direction of the drive shaft to form a disk shape. When separated from the member, the pump discharge volume decreases, the flyweight is movable in the radial direction and is in contact with the disk-shaped member and the volume adjusting device, and is in contact with the flyweight in one of the disk-shaped member and the volume adjusting device. The side that is half Power steering drive mechanism, characterized in that towards the outside direction has a tapered proximate the other side.
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JP2009518579A (en) * 2005-12-12 2009-05-07 ザ ゲイツ コーポレイション Auxiliary power system for motor vehicle

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