(57)【要約】【課題】ピストンの動作中心線と垂直に力が生じて、第１の回転部材と第２の回転部材との間における動力伝達効率が低下することを抑制することの可能な動力伝達装置を提供する。【解決手段】一方の回転部材に設けたカム面２２と、他方の回転部材に設けられたピストン３５と、ピストン３５に取り付けられた転動体３６をカム面２２に押し付ける油圧室３９とを有し、ピストン３５の往復移動量を制御する移動量制御機構が設けられている動力伝達装置において、カム面２２と転動体３６との接触部分に発生する反力により、ピストン３５に対して第１の力が加えられる場合に、油圧室３９の油圧をピストン３５に加えて、第１の力とは逆向きの第２の力を発生させる荷重低減機構３８を設けた。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
軸線を中心として相対回転可能に設けられた第１の回転部材および第２の回転部材と、いずれか一方の回転部材に設けられ、かつ、一方向に沿って変位されたカム面と、他方の回転部材に設けられ、かつ、往復移動可能なピストンと、このピストンに取り付けられた転動体を、前記カム面に向けて押し付ける力を発生させる油圧室とを有するとともに、前記ピストンの往復移動量を制御する移動量制御機構が設けられており、この移動量制御機構は、前記ピストンの動作中心線に対して前記カム面を非垂直とすることにより、前記ピストンの移動量を変更可能に構成されている往復動装置において、
前記カム面と前記転動体との接触部分に発生する反力により、前記ピストンに対して前記動作中心線に垂直な一定方向に第１の力が加えられる場合に、前記油圧室の油圧を前記ピストンに加えて、前記一定方向で前記第１の力とは逆向きの第２の力を発生させる荷重低減機構を設けたことを特徴とする往復動装置。
【請求項２】
軸線を中心として相対回転可能に設けられた第１の回転部材および第２の回転部材と、いずれか一方の回転部材に設けられ、かつ、一方向に沿って変位されたカム面と、他方の回転部材に設けられ、かつ、往復移動可能なピストンと、このピストンに取り付けられた転動体を、前記カム面に向けて押し付ける力を発生させる油圧室とを有し、前記カム面と前記転動体との係合力により、前記第１の回転部材と第２の回転部材との間で動力伝達がおこなわれるように構成されているとともに、前記ピストンの往復移動量を制御する移動量制御機構が設けられており、この移動量制御機構は、前記ピストンの動作中心線に対して前記カム面を非垂直とすることにより、前記ピストンの移動量を変更可能に構成されている動力伝達装置において、
前記カム面と前記転動体との接触部分に発生する反力により、前記ピストンに対して前記動作中心線に垂直な一定方向に第１の力が加えられる場合に、前記油圧室の油圧を前記ピストンに加えて、前記一定方向で前記第１の力とは逆向きの第２の力を発生させる荷重低減機構を設けたことを特徴とする動力伝達装置。
【請求項３】
前記荷重低減機構は、前記ピストンに形成され、かつ、前記油圧室の油圧を受ける受圧面を有しており、この受圧面は、前記動作中心線と垂直な平面に対して傾斜された傾斜角度を備えており、前記油圧室の油圧が前記受圧面に作用して前記第２の力が発生する構成であることを特徴とする請求項２に記載の動力伝達装置。
【請求項４】
軸線を中心として相対回転可能に設けられた第１の回転部材および第２の回転部材と、いずれか一方の回転部材に設けられ、かつ、一方向に沿って変位されたカム面と、他方の回転部材に設けられ、かつ、往復移動可能なピストンと、このピストンに取り付けられた転動体を前記カム面に向けて押し付ける力を発生させる油圧室とを有し、前記カム面と前記ピストンとの係合力により、前記第１の回転部材と第２の回転部材との間で動力伝達がおこなわれるように構成されているとともに、前記ピストンの往復移動量を制御する移動量制御機構が設けられており、この移動量制御機構は、前記ピストンの動作中心線に対して前記カム面を非垂直とすることにより、前記ピストンの移動量を変更可能に構成されている動力伝達装置において、
前記転動体を回転可能に支持する支持軸線を、前記動作中心線と垂直な平面に対して傾斜させたことを特徴とする動力伝達装置。
【請求項５】
動力源から車輪に至る経路にベルト式無段変速機が設けられており、前記動力源から前記ベルト式無段変速機に至る経路、または前記ベルト式無段変速機から前記車輪に至る経路に、前記第１の回転部材および第２の回転部材が設けられていることを特徴とする請求項２ないし４のいずれかに記載の動力伝達装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、第１の回転部材に転動体およびピストンが取り付けられ、第２の回転部材にカム面が設けられており、前記転動体が前記カム面に沿って転動することにより、前記ピストンが往復動するように構成された往復動装置および動力伝達装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、車両には動力源が搭載されており、その動力源の出力側には動力伝達装置が配置されている。この動力伝達装置としては、歯車伝動装置、巻き掛け伝動装置、係合伝動装置などがあり、係合伝動装置の一例が、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、この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、内側回転部材が設けられており、そ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、そのフォークの操作により前記内側回転部材は前記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、このシリンダ部材のシリンダ室にはピストン部材が摺動自在に設けられ、このピストン部材はそれぞれカム面に摺接している。また、前記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、各シリンダ室と前記流路には流体が充填されている。
【０００３】
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カム面を摺動しながら往復動をおこなう。そのとき前記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前記外側回転部材に伝達される。また、前記フォークにより前記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前記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前記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前記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前記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。なお、カム面と転動体との係合力によりトルク伝達がおこなわれる構成の動力伝達装置が、特許文献２にも記載されている。
【特許文献１】特開平２−１２０５２０号公報
【特許文献２】特開平８−２８４９７７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
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は、回転部材の軸線方向で、カム面の内径が異なるため、カム面とピストン部材との接触部分から、軸線方向の力がピストン部材に対して加えられる。すると、ピストン部材とシリンダ部材との接触部分の摩擦抵抗が増加して、内側回転部材と外側回転部材との間における動力伝達効率が低下する恐れがあった。また、特許文献１に記載されたピストン部材として、特許文献２に記載されているボールを用いることも考えられる。ここで、回転部材の軸線と平行な中心線に沿ってボールを回転可能に支持する構成を採用すると、前述と同様の原理でボールに軸線方向の力が加えられて、ボールの回転抵抗が増加して、内側回転部材と外側回転部材との間における動力伝達効率が低下する恐れがあった。
【０００５】
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、「前記カム面から前記転動体に加えられる力により、前記ピストンの動作中心線と垂直な一定方向に力が生じて、前記ピストンと前記シリンダ部材との接触部分で生じる摩擦損失が増加すること」を抑制することの可能な往復動装置および動力伝達装置を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記目的を達成するため請求項１の発明は、軸線を中心として相対回転可能に設けられた第１の回転部材および第２の回転部材と、いずれか一方の回転部材に設けられ、かつ、一方向に沿って変位されたカム面と、他方の回転部材に設けられ、かつ、往復移動可能なピストンと、このピストンに取り付けられた転動体を、前記カム面に向けて押し付ける力を発生させる油圧室とを有するとともに、前記ピストンの往復移動量を制御する移動量制御機構が設けられており、この移動量制御機構は、前記ピストンの動作中心線に対して前記カム面を非垂直とすることにより、前記ピストンの移動量を変更可能に構成されている往復動装置において、前記カム面と前記転動体との接触部分に発生する反力により、前記ピストンに対して前記動作中心線に垂直な一定方向に第１の力が加えられる場合に、前記油圧室の油圧を前記ピストンに加えて、前記一定方向で前記第１の力とは逆向きの第２の力を発生させる荷重低減機構を設けたことを特徴とするものである。
【０００７】
また、請求項２の発明は、軸線を中心として相対回転可能に設けられた第１の回転部材および第２の回転部材と、いずれか一方の回転部材に設けられ、かつ、一方向に沿って変位されたカム面と、他方の回転部材に設けられ、かつ、往復移動可能なピストンと、このピストンに取り付けられた転動体を、前記カム面に向けて押し付ける力を発生させる油圧室とを有し、前記カム面と前記転動体との係合力により、前記第１の回転部材と第２の回転部材との間で動力伝達がおこなわれるように構成されているとともに、前記ピストンの往復移動量を制御する移動量制御機構が設けられており、この移動量制御機構は、前記ピストンの動作中心線に対して前記カム面を非垂直とすることにより、前記ピストンの移動量を変更可能に構成されている動力伝達装置において、前記カム面と前記転動体との接触部分に発生する反力により、前記ピストンに対して前記動作中心線に垂直な一定方向に第１の力が加えられる場合に、前記油圧室の油圧を前記ピストンに加えて、前記一定方向で前記第１の力とは逆向きの第２の力を発生させる荷重低減機構を設けたことを特徴とするものである。
【０００８】
また、請求項３の発明は、請求項２の構成に加えて、前記荷重低減機構は、前記ピストンに形成され、かつ、前記油圧室の油圧を受ける受圧面を有しており、この受圧面は、前記動作中心線と垂直な平面に対して傾斜された傾斜角度を備えており、前記油圧室の油圧が前記受圧面に作用して前記第２の力が発生する構成であることを特徴とするものである。
【０００９】
さらに、請求項４の発明は、軸線を中心として相対回転可能に設けられた第１の回転部材および第２の回転部材と、いずれか一方の回転部材に設けられ、かつ、一方向に沿って変位されたカム面と、他方の回転部材に設けられ、かつ、往復移動可能なピストンと、このピストンに取り付けられた転動体を前記カム面に向けて押し付ける力を発生させる油圧室とを有し、前記カム面と前記ピストンとの係合力により、前記第１の回転部材と第２の回転部材との間で動力伝達がおこなわれるように構成されているとともに、前記ピストンの往復移動量を制御する移動量制御機構が設けられており、この移動量制御機構は、前記ピストンの動作中心線に対して前記カム面を非垂直とすることにより、前記ピストンの移動量を変更可能に構成されている動力伝達装置において、前記転動体を回転可能に支持する支持軸線を、前記動作中心線と垂直な平面に対して傾斜させたことを特徴とするものである。
【００１０】
さらに、請求項５の発明は、請求項２ないし４のいずれかの構成に加えて、動力源から車輪に至る経路にベルト式無段変速機が設けられており、前記動力源から前記ベルト式無段変速機に至る経路、または前記ベルト式無段変速機から前記車輪に至る経路に、前記第１の回転部材および第２の回転部材が設けられていることを特徴とするものである。
【発明の効果】
【００１１】
請求項１の発明によれば、転動体がカム面に接触し、そのカム面の形状に沿って前記転動体が往復移動する。また、油圧室の油圧により、転動体をカム面に押し付ける力が発生するとともに、カム面と転動体との接触部分に生じる反力により、ピストンを動作中心線と垂直な一定方向に付勢する第１の力（分力）が発生する。これに対して、油圧室の油圧により、ピストンに対して第２の力が与えられる。ここで、一定方向で第１の力と第２の力とが逆向きになるため、相互に打ち消し合う。したがって、ピストンと回転部材との接触部分の摩擦抵抗（摩擦損失）の増加を抑制できる。
【００１２】
請求項２の発明によれば、第１の回転部材と第２の回転部材とが相対回転すると、転動体がカム面に接触したまま往復移動するとともに、カム面と転動体との係合力により、第１の回転部材と第２の回転部材との間でトルク伝達がおこなわれる。また、油圧室の油圧により、転動体をカム面に押し付ける力が発生するとともに、カム面と転動体との接触部分に生じる反力により、ピストンを動作中心線と垂直な一定方向に付勢する第１の力（分力）が発生する。これに対して、油圧室の油圧により、ピストンに対して第２の力が与えられる。ここで、一定方向で第１の力と第２の力とが逆向きになるため、相互に打ち消し合う。したがって、ピストンと回転部材との接触部分の摩擦抵抗（摩擦損失）の増加を抑制でき、動力伝達効率の低下を抑制できる。
【００１３】
請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の効果を得られる他に、油圧室の圧力が受圧面に垂直に作用して、傾斜角度に応じた第２の力が発生する。
【００１４】
請求項４の発明によれば、第１の回転部材と第２の回転部材とが相対回転すると、転動体がカム面に接触したまま往復移動するとともに、カム面と転動体との係合力により、第１の回転部材と第２の回転部材との間でトルク伝達がおこなわれる。また、油圧室の油圧により、転動体をカム面に押し付ける力が発生するとともに、カム面と転動体との接触部分に生じる反力により、ピストンを動作中心線と垂直な一定方向に付勢する分力が発生する。これに対して、転動体を支持する支持軸線が、動作中心線と垂直な平面に対して傾斜しているため、分力の発生方向と支持軸線との方向が交差し、支持軸線方向に作用する力の増加が抑制される。したがって、転動体とピストンとの接触部分の摩擦抵抗の増加を抑制でき、第１の回転部材と第２の回転部材との間における動力伝達効率の低下を抑制できる。
【００１５】
請求項５の発明によれば、請求項２ないし４のいずれかの発明と同様の効果を得られる他に、動力源のトルクが、第１の回転部材および第２の回転部材を経由してベルト式無段変速機に伝達されるか、または、動力源のトルクが、ベルト式無段変速機を経由して、第１の回転部材および第２の回転部材に伝達される。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１６】
この発明における往復動装置には、第１の回転部材および第２の回転部材が相対回転した場合に、転動体がカム面に接触したままピストンが往復移動する「第１の往復動装置」と、油圧室の油圧が上昇してピストンが動作し、そのピストンにより保持された転動体がカム面に押し付けられて、このカム面と転動体との接触部分に発生する分力により、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材とが相対回転する「第２の往復動装置」とが含まれる。前記第１の往復動装置は、前記第１の回転部材または前記第２の回転部材の何れか一方にトルクが伝達されて、前記第１の回転部材および前記第２の回転部材が相対回転した場合に、前記転動体が前記カム面に接触したまま、前記ピストンが往復移動する構成を有する。このような第１の往復動装置の具体例としては、動力伝達装置がある。すなわち、この動力伝達装置では、前記第１の回転部材および前記第２の回転部材が相対回転した場合に、前記転動体が前記カム面に接触したまま、前記ピストンが往復移動する構成を有する。そして、前記カム面と前記転動体との係合力により、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間で動力伝達がおこなわれる。
【００１７】
この動力伝達装置の概念について、より具体的に説明すると、車両の動力源から車輪に至る経路に動力伝達装置が配置される。ここで、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ハイブリッド車であってもよい。すなわち、動力の発生原理が異なる複数種類の動力源を有するハイブリッド車にも、この発明を適用可能である。
【００１８】
さらに、この発明において、第１の回転部材および第２の回転部材は、動力源と車輪との間でトルクを伝達する場合に回転する要素であり、各回転部材には、中空軸、中実軸、ギヤ、回転メンバ、コネクティングドラム、遊星歯車機構のキャリヤなどが含まれる。また、第１の回転部材および第２の回転部材の軸線が、車両の前後方向または車両の幅方向のいずれの向きで配置されていてもよい。この発明は、動力源のトルクが、前輪または後輪のいずれに伝達される構成の二輪駆動車にも適用可能である。また、この発明は、動力源のトルクが、動力分配装置（トランスファ）により、前輪および後輪に分配される構成の四輪駆動車にも適用可能である。さらにまた、この発明において、第１の回転部材および第２の回転部材は、動力の伝達方向で直列に配置される。
【００１９】
また、この発明において動作部材としては、第１の回転部材および第２の回転部材の軸線を中心として半径方向に動作する構成、または、第１の回転部材および第２の回転部材の軸線方向と同じ方向に動作する構成のいずれであってもよい。動作部材が軸線を中心として半径方向に動作する構成である場合においては、カム面は軸線を中心として全周に亘って形成され、かつ、半径方向に変位される。例えば、半径方向の凹部と凸部とを交互に配置して波形のカム面を形成することが可能である。また、カム面として、軸線に対して偏心された略円形のカム面を構成することもできる。さらに、長軸と短軸との交点を軸線が通過する構成のカム面を採用することも可能である。これに対して、動作部材が軸線方向に動作する構成である場合においては、カム面は軸線を中心として全周に亘って形成され、かつ、軸方向に変位される。例えば、軸方向の凹部と凸部とを交互に配置してカム面を形成することが可能である。また、動作部材が軸線方向に動作する構成である場合は、軸線に対して非垂直に構成された平坦なカム面を構成することも可能である。
【００２０】
さらに、動作部材が軸線方向または半径方向のいずれの方向に動作する場合においても、動作部材を、ピストンおよび転動体により構成することができる。そして一方の回転部材に凹部（もしくはシリンダ）を設けておき、この凹部に動作部材を取り付けることができる。また、この発明の動力伝達装置は、動作部材の動作により容積が変化する油圧室を有しており、その油圧室にオイルを吸入したり、油圧室からオイルを吐出したりすることもできる。つまり、動力伝達装置は、オイルポンプとしての機能を兼備していてもよい。動作部材が回転部材の半径方向に動作する構成である場合が、ラジアルピストンポンプであり、動作部材が回転部材の軸線方向に動作する構成である場合が、アキシャルピストンポンプである。さらに、動作部材の往復移動量を変更および制御する移動量制御機構が設けられている。例えば、カム面の変位方向とは異なる第２の方向（例えば垂直な方向）においてカム面の変位量を異ならせる（カム面を傾斜させる）とともに、カム面と動作部材とを相対移動させることにより、動作部材の移動量を制御することが可能である。例えば、カム面が半径方向に変位されているのであれば、カム面と動作部材とを、回転部材の軸線方向に相対移動させることとなる。これに対して、カム面が回転部材の軸線方向に変位されているのであれば、カム面と動作部材とを、回転部材の半径方向に相対移動させることとなる。そして、カム面または動作部材の少なくとも一方を第２の方向に相対移動させることにより、動作部材の変位量が変化する。
【００２１】
ところで、カム面を傾斜させると、カム面と動作部材との接触部分に発生する反力により、動作中心線と垂直な一定方向に動作部材を押す第１の力が発生する。これに対して、この発明では、油圧室の油圧を用いて、動作部材に対し、第１の力とは逆向きの第２の力が発生するような荷重低減機構が設けられている。すると、第１の力と第２の力とが打ち消しあって、動作部材に加えられる一定方向の荷重が低減され、第１の回転部材と第２の回転部材との間における動力伝達効率の低下が抑制される。
【００２２】
また、動力源から車輪に至る経路に変速機が設けられている場合において、動力源から変速機に至る経路に、この発明の動力伝達装置を設ける構成、変速機から車輪に至る経路に、この発明の動力伝達装置を設ける構成のいずれを採用してもよい。前記変速機は、入力回転数と出力回転数との比を変更可能な装置であり、変速機は、無段変速機または有段変速機のいずれであってもよい。無段変速機は、変速比を無段階に（連続的に）変更できる変速機であり、ベルト式無段変速機、トロイダル式無段変速機などを用いることが可能である。
【００２３】
一方、前記第１の往復動装置の例としては、オイルポンプがある。このオイルポンプでは、前記ピストンの往復動により、油圧室へのオイルの吸入と、この油圧室からのオイルの吐出とが交互に繰り返される。そして、前記ピストンの往復移動量を制御することにより、前記油圧室の最大容積が変化する。すなわち、オイルポンプが可変容量ポンプとして機能する。
【００２４】
さらに前記第２の往復動装置の例としては、油圧モータがある。この油圧モータにおいては、前記油圧室の油圧を制御することにより、前記ピストンの動作力が制御される。具体的には、前記カム面に押し付けられる前記転動体の押圧力が変化する。そして、前記カム面に対する前記転動体の押し付け力を高めると、前記カム面と前記転動体との接触部分で分力が発生する。例えば、第１の回転部材に前記ピストンおよび前記転動体が設けられ、第２の回転部材にカム面が形成されているとともに、前記第１の回転部材が回転しないように固定されている場合は、前記カム面と前記転動体との接触部分で発生する分力により、前記第２の回転部材を回転させるトルクが発生する。このようにして、前記第２の回転部材が油圧モータの出力軸となる。
【００２５】
つぎに、この発明における往復動装置を、前述した第１の往復動装置として用いる場合の具体例を、図２に基づいて説明する。図２には、前記第１の往復動装置の具体例である動力伝達装置を有する車両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。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。まず、原動機としてのエンジン２が設けられており、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。インプットシャフト４の軸線は、車両１の左右方向に配置されている。そして、インプットシャフト４には動力伝達装置としてのオイルポンプ６が連結されている。このオイルポンプ６は動力伝達をおこなう機能と、オイルを吸入・吐出するオイルポンプとしての機能とを兼備している。そして、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、そのトルクが、伝動装置９および最終減速機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の具体的な構成例を順次説明する。
【実施例１】
【００２６】
前述したオイルポンプ６の具体的な構成例を、図１および図３および図４に基づいて説明する。この図１はオイルポンプ６の軸線方向における断面図であり、図３は軸線に直交する半径方向の断面図である。オイルポンプ６は、インプットシャフト４と、無段変速機８との間における伝達トルクを制御する機能を有している。また、前記ケーシング５であって、インプットシャフト４の軸線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、リヤカバー１２には、スリーブ１３が固定されている。このスリーブ１３は、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、ホルダ１４と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、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。また、ケーシング５の内部には隔壁１６が設けられており、リヤカバー１２と隔壁１６とにより取り囲まれた空間に、オイルポンプ６が配置されている。そして、隔壁１６と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、軸受１７によってコネクティングドラム１５が回転自在に保持されている。
【００２７】
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、オイルポンプ６の一部を構成するアウターレース（カム部材）１８が接続されている。アウターレース１８は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、アウターレース１８は、円錐部１９と円筒部２０とを有しており、円筒部２０がスリーブ１３の外側に配置され、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、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、インプットシャフト４の軸線Ａ１を中心として半径方向に変位された凹部２３と凸部２４とを交互に配置した波形形状を有している。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。
【００２８】
また、カム面２２であって凹部２３の最も外側に相当する部分と軸線Ａ１との距離が、軸方向で異なる値に設定されている。つまり、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、図４に示す線分Ｂ１との成す鋭角側の角度βで表すことができる。この線分Ｂ１は軸線Ａ１と平行である。また、凸部２４の頂点２４Ａに相当する箇所では、テーパ角度βが零度となる。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、軸線方向で連続的に異なる値となっている。図５は、アウターレース１８の円周方向の位相（回転角度φ）と、カム面２２のテーパ角度βとの関係を示している。谷底２３Ａではテーパ角度βが最大のβｍａｘとなり、頂点２４Ａではテーパ角度βが最小（零度）のβｍｉｎとなり、アウターレース１８の円周方向の異なる位相で、カム面２２によって形成されるテーパ角度βが、連続的に変化していることを示す。
【００２９】
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（シリンダ部材）２５が設けられており、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がインプットシャフト４の外側に配置され、インプットシャフトと円筒部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、インナーレース２５はインプットシャフトに対して、軸方向に相対移動可能に構成されており、円筒部２７と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、インナーレース２５には軸部２９が設けられており、軸部２９は円筒部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、インプットシャフト４の端部に臨む凹部３０が形成されており、軸部２９が凹部３０内に配置されている。そして、凹部３０の内周面および端面と、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、インプットシャフト４には油圧室３１に接続された油路３２が設けられている。さらに、インナーレース２５であって、軸線方向で軸部２７と軸部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。
【００３０】
各シリンダ３４は、ボス部３３の外周面に開口された凹部であり、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、かつ、放射状に形成された動作中心線Ｄ１に沿って往復移動自在となる構成を有している。動作中心線Ｄ１は工学的な仮想線であり、物理的に実在しているわけではない。また、各ピストン３５が、シリンダ３４内で動作中心線Ｄ１を中心として回転不可能となる構成を有している。例えば、シリンダ３４の断面形状およびピストン３５の断面形状を楕円形状とすることにより、ピストン３５がシリンダ３４内で回転することを防止することが可能である。また、各ピストン３５の半径方向の外側端部には凹部（窪み）４１がそれぞれ形成されており、その凹部４１により転動体３６が転動可能に保持されている。そして、転動体３６がカム面２２に点接触するように構成されている。図１ないし図３の実施例では、転動体３６としてボール（球体）を用いた場合が示されている。
【００３１】
一方、前記図４に示すように、シリンダ３４内の底面３７と、ピストン３５の底面３８との間には油圧室３９が形成されている。また、油圧室３９内には圧縮コイルばね４０が設けられており、圧縮コイルばね４０がインナーレース２５の半径方向に伸縮可能となる状態で、油圧室３９内に配置されている。圧縮コイルスばね４０は、転動体３６をカム面２２に向けて押圧する力を発生するものである。したがって、金属材料などの弾性部材であれば、圧縮コイルばねでなくともよい。さらに、ピストン３５には、油圧室３９に臨む底面３８と線分Ｃ１との間に、傾斜角度αが設定されている。ここで、線分Ｃ１は、ピストン３５の動作中心線Ｄ１に対して垂直となっている。さらに、底面３８の傾斜方向は、カム面２２のテーパと同じ方向に設定されている。そして、１個のピストン３５については、軸線Ａ１および動作中心線Ｄ１を含む平面内において、底面３８で動作中心線Ｄ１と交差し、かつ、底面３８と直交する線分Ｅ１が設けられており、その線分Ｅ１上に転動体３６の曲率中心Ｇ１が配置されている。なお、テーパ角度βと傾斜角度αとの関係については後述する。さらに、ピストン３５の全周に亘って、環状の取り付け溝が形成されており、その取り付け溝３５にはシールリング（Ｏリング）８０が取り付けられている。このシールリング８０の厚さ方向における中心線Ｋ１と、線分Ｋ２との成す角度θは、傾斜角度αと同じに設定されている。線分Ｋ２は、動作中心線Ｄ１と垂直である。なお、シールリング８０の厚さ方向は、線分Ｅ１と同方向である。このシールリング８０は、シリンダ３４の内壁とピストン３５との接触部分を、液密にシールするものである。
【００３２】
前記インナーレース２５には、油圧室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が設けられており、この油路４４は、後述する吸入制御弁に接続されている。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、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、インナーレース２５が、スリーブ１３およびホルダ１４に対して、軸線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、油路２５Ｂが、吸入油路４２および油路４５に接続されている。そして、逆止弁４３は、油路２５Ｂのオイルが油圧室３９に吸入されることを許容し、油圧室３９のオイルが油路２５Ｂに戻ることを防止する構成を有している。さらに、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、逆止弁４７は、油圧室３９のオイルが油路４８に吐出されることを許容し、油路４８のオイルが油圧室３９に戻ることを防止する構成を有している。
【００３３】
つぎに、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、インプットシャフト４の軸線方向において、エンジン２とオイルポンプ６との間に配置されている。前後進切換装置７は、コネクティングドラム１５の回転方向に対して、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、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、サンギヤ５０が、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、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。
【００３４】
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。
【００３５】
つぎに、前述の無段変速機８について説明すると、インプットシャフト４の軸線方向において、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、インプットシャフト４と同軸上に配置され、かつ、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、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、ケーシング５内には、インプットシャフト４の軸線方向で無段変速機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、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。
【００３６】
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、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および最終減速機１０が設けられており、最終減速機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。
【００３７】
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４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。
【００３８】
この油圧制御装置６５は、オイルポンプ６におけるオイルの吸入量および吐出量、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する油路などが含まれている。
【００３９】
また、油圧制御装置６５には前記油路４４が接続されており、オイルパン６７のオイルが油路４４を経由して油圧室３９に供給するすることが可能に構成されている。また、油圧制御装置６５は、油路４４を経由して油圧室３９に吸入されるオイル量を制御する吸入制御弁６８を有している。なお、吸入制御弁６８は設けられていなくてもよい。さらに、油圧制御装置６５は、油圧室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、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。これらの吸入制御弁６８および吐出制御弁６９および圧力制御弁７０は、ソレノイドバルブにより構成されている。
【００４０】
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、オイルポンプ６のインナーレース２５に伝達される。そして、転動体３６とカム面２２との係合力によりトルク伝達がおこなわれる。ここで、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、転動体３６がカム面２２に沿って転動し、かつ、ピストン３５がシリンダ３４内を往復移動する。すると、ピストン３５の動作により油圧室３９の容積が拡大・縮小される。まず、油圧室３９の容積が拡大される場合は、油圧室３９が負圧となる。すると、逆止弁４３が開放されるとともに、オイルパン６７のオイルが、油路４４および吸入油路４２を経由して、油圧室３９内に吸入される。このように、オイルが油圧室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、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、ピストン３５の動作により油圧室３９の容積が縮小されると、油圧室３９の油圧が上昇する。すると、逆止弁４３が閉じられるとともに、逆止弁４７が開放され、油圧室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、ピストン３５がシリンダ３４内で往復運動を繰り返すことにより、オイルポンプ６の油圧室３９へのオイルの吸入と、油圧室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、オイルパン６７のオイルがオイルポンプ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。
【００４１】
また、図１に示されたオイルポンプ６の吐出容量制御について説明する。まず、図１に示すように、油圧室３１の油圧に基づいて、インナーレース２５がインプットシャフト４の軸線方向に動作可能に構成されている。そして、軸線方向におけるインナーレース２５の位置を制御することにより、インナーレース２５の半径方向におけるピストン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、油圧室３１の油圧がインナーレース２５の軸部２９の端面に作用するため、油圧室３１の油圧に基づいて、インナーレース２５を軸線方向でリヤカバー１２に近づける向きの力が発生する。すると、インナーレース２５が、図１で左方向に動作し、かつ、転動体３６がカム面２２に接触したまま、カム面２２に対して、図１で左方向に移動する。この実施例では、カム面２２にテーパが施されているため、インナーレース２５が図１で左側に移動することにともない、ピストン３５の上死点の半径が小さくなる。このようにして、油圧室３９の最大容積が狭められ、オイルポンプ６としての容量が減少する。
【００４２】
これに対して、油圧室３１の油圧を低下させると、カム面２２と転動体３６との接触面に生じる反力により、ピストン３５を図１で右方向に押圧する分力が、軸線Ａ１方向に発生する。この分力がインナーレース２５に伝達されてインナーレース２５が図１で右方向に動作すると、ピストン３５の上死点半径が大きくなる。このようにして、油圧室３９の最大容積が拡大され、オイルポンプ６としての容量が増加する。以上のように、オイルポンプ６はオイルの吸入・吐出量を変更可能なオイルポンプ、いわゆる可変容量型のオイルポンプである。
【００４３】
つぎに、シフトポジションとしてドライブポジションまたはリバースポジションが選択された場合における吐出制御弁６９の制御について説明する。この吐出制御弁６９の制御により、オイルポンプ６の油圧室３９から吐出されるオイルの流量が調整される。例えば、油圧室３９から吐出されるオイルの流量を、吐出制御弁６９により制限すると、油圧室３９から吐出されるオイルの流動抵抗を高めることができる。すると、油圧室３９から吐出されるオイルの流通抵抗が高められて、転動体３５が凸部２４を乗り越える場合に、ピストン３５を半径方向で内側に向けて押圧するために必要な力が増加する。したがって、転動体３６とカム面２２との係合力が増加し、インナーレース２５とアウターレース１８との間で伝達されるトルクが増加する。
【００４４】
これとは逆に、油圧室３９から吐出されるオイルの流量を、吐出制御弁６９により増加すると、オイルの流動抵抗が低下する。すると、転動体３５が凸部２４を乗り越える場合に、ピストン３５を半径方向で内側に向けて押圧するために必要な力が低下する。したがって、転動体３６とカム面２２との係合力が減少し、インナーレース２５とアウターレース１８との間で伝達されるトルクが低下する。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が、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に伝達される。なお、上記のようなインナーレース２５とアウターレース１８との間における伝達トルクの制御により、インナーレース２５とアウターレース１８との回転数差も制御可能である。すなわち、インナーレース２５とアウターレース１８との間における伝達トルクが高められた場合は回転数差が小さくなり、インナーレース２５とアウターレース１８との間における伝達トルクが低下された場合は回転数差が大きくなり、インナーレース２５とアウターレース１８との間における伝達トルクが一定に制御された場合は、回転数差も一定となる。
【００４５】
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、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。
【００４６】
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。
【００４７】
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および最終減速機１０を経由して車輪１１に伝達される。
【００４８】
つぎに、前記転動体３５とカム面２２との接触点に反力が発生した場合の現象を具体的に説明する。前記カム面２２にはテーパが施されているのため、図４に示すように、カム面２２と転動体３６との接触点Ｈ１から、転動体３６の曲率中心Ｇ１に向けて反力Ｆ１が発生する。このため、転動体３６を軸線Ａ１方向に押圧する分力Ｆ２が発生する。カム面２２にはテーパが付与されているため、図４で分力Ｆ２は右向きとなる。この分力Ｆ２が、転動体３６とピストン３５との接触部分を経由してピストン３５に伝達されて、ピストン３５がシリンダ３４の内周面に押し付けられる。ところで、この実施例では、ピストン３５の底面３８が、カム面２２の傾斜方向と同じ方向に傾斜されている。ここで、油圧室３９の油圧が、底面３８に対して垂直に作用することはパスカルの原理から明らかであり、底面３８に加わる油圧により、ピストン３５を線分Ｅ１に沿って押圧する力Ｆ３が発生し、ピストン３５に対して、図４で左向きのスラスト力（分力）Ｆ４が加えられる、ここで、分力Ｆ２と分力Ｆ４とが、同じ方向であり、かつ、逆向きであるために相互に打ち消し合い、全体としてピストン３５に加わるスラスト力の総和が低減される。
【００４９】
この実施例では、図５に示すように、アウターレース１８の円周方向の位相変化に応じて、カム面２２のテーパ角度βが変化する構成となっており、インナーレース２５とアウターレース１８との相対回転により、各シリンダ３４内におけるピストン３５のストローク位置が変化する。つまり、凸部２４の頂点２４Ａではテーパ角度βｍｉｎとなり、ピストン３５が最も内側に移動した下死点となる。これに対して、凹部２３の谷底２３Ａではテーパ角度βｍａｘとなり、ピストン３５が最も外側に移動した上死点となる。このように、テーパ角度βおよびカム面２２に対するピストン３５の位相が変化するため、カム面２２から転動体３６に向けて加えられる反力Ｆ１の向きおよび大きさが変化し、ピストン３５に加わる分力Ｆ２の大きさも変化する。
【００５０】
図６は、カム面２２のテーパ角度βと、ピストン３５に加えられるスラスト力との関係の一例を示す特性図である。図６には、ピストンの底面に傾斜ありの場合（実施例）と、傾斜なしの場合（比較例）とが示されている。また、この図６において、ピストン３５に加えられるスラスト力は、図４に示す右向きの分力Ｆ２と、図４で左向きの分力Ｆ４との合力である。この図６に示すように、この実施例では、転動体３６がカム面２２を転動してテーパ角度βが変化することで、ピストン３５に加わるスラスト力の総和が変化する。特に、テーパ角度β＝傾斜角度αとなる位置を境界として、スラスト力の総和の増減特性が変化する。この実施例では、テーパ角度β＜傾斜角度αとなる領域では、テーパ角度βが大きくなるほど、スラスト力の総和が増加する特性となる。また、テーパ角度β＞傾斜角度αとなる領域では、テーパ角度βが小さくなるほど、スラスト力の総和が増加する特性となる。また、テーパ角度βと傾斜角度αとが一致する時点（瞬間）では、スラスト力の総和が零［Ｎ］となる。これは、反力Ｆ１の向きと力Ｆ３の向きとが正反対となるからである。これに対して、比較例の場合は、テーパ角度βが大きくなることに比例して、スラスト力の総和が増加する特性となる。そして、実施例の特性を示す線分と、比較例の特性を示す線分との交点に相当するテーパ角度βよりも大きい領域Ｊ１において、実施例の方が比較例よりもスラスト力の総和が減少する。また、実施例の特性を示す線分と、比較例の特性を示す線分との交点に相当するテーパ角度βよりも小さい領域Ｊ２では、実施例の方が比較例よりもスラスト力の総和が増加する。
【００５１】
そして、この実施例では、
テーパ角度βｍｉｎ＜傾斜角度α＜テーパ角度βｍａｘ
の関係に設定される。より具体的には、ピストン３５に加えられるスラスト力の総和、つまり、領域Ｊ１，Ｊ２の面積に相当するスラスト力が最小となるように、ピストン３５の底面３８の傾斜角度αを決定することができる。例えば、領域Ｊ１，Ｊ２の面積の和と、ピストン３５の底面３８の傾斜角度αとの関係は、図７の特性線図のようになる。ここで、
傾斜角度α＝（テーパ角度βｍｉｎ＋テーパ角度βｍａｘ）／２
である場合に、領域Ｊ１，Ｊ２の面積の和が最も狭くなる。なお、領域Ｊ１，Ｊ２の面積は、テーパ角度βｍａｘの値、油圧室３９の油圧などの条件により決まる。
【００５２】
以上のように、この実施例においては、カム面２２にテーパが施されているため、ピストン３５に対して分力Ｆ２が加わるが、ピストン３５の底面３８に傾斜角度αを形成してあるため、油圧室３９の油圧により、分力Ｆ２を低減させる分力Ｆ２を発生させることができる。したがって、「ピストン３５とシリンダ３４の内壁との接触部分の摩擦抵抗が増加し、インプットシャフト４とコネクティングドラム１５との間における動力伝達効率が低下すること」を抑制できる。また、ピストン３５とシリンダ３４の内壁との接触部分の摩耗や焼き付きを抑制できる。さらに、この実施例においては、シールリング８０とシリンダ３４の内面との接触部分にシール面が形成される。また、傾斜角度αと角度θとがほぼ一致しているため、底面３８からシール面までの距離、つまり、線分Ｄ１方向の距離がシールリング８０の全周に亘って同じとなっている。
【００５３】
このため、シリンダ３４の内壁とピストン３５との間にオイルが浸入した場合でも、図４でピストン３５の右側における受圧面の長さと、ピストン３５の左側における受圧面の長さとが同じとなる。つまり、ピストン３５とシリンダ３４の内壁との間にオイルが浸入して、その油圧がピストン３５の外周面に作用した場合でも、軸線Ａ１方向における逆向きの押圧力同士が同じ大きさとなって打ち消し合う。したがって、ピストン３５にスラスト力が加えられることを抑制でき、ピストン３５とシリンダ３４との摺動抵抗の増加を、一層確実に抑制できる。なお、転動体３６が樽形ローラである場合は、その曲率中心は曲率中心Ｇ１とは異なる位置になるが、その曲率中心も線分Ｅ１上に設定される。
【００５４】
図１ないし図４に示された構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、軸線Ａ１が、この発明の軸線に相当し、インナーレース２５およびアウターレース１８が、この発明における第１の回転部材および第２の回転部材に相当し、ピストン３５が、この発明のピストンに相当し、転動体３６が、この発明の転動体に相当し、カム面２２が、この発明のカム面に相当し、油圧室３９が、この発明の油圧室に相当し、油圧室３１、カム面２２を有するアウターレース１８、インナーレース２５、インプットシャフト４および油圧制御装置６５などの構成が、この発明の移動量制御機構に相当し、動作中心線Ｄ１が、この発明の動作中心線に相当し、反力Ｆ１が、この発明の「反力」に相当し、分力Ｆ２が、この発明の「第１の力」に相当する。
【００５５】
また、分力Ｆ４が、この発明の「第２の力」に相当し、油圧室３９およびピストン３５の底面３８が、この発明の荷重低減機構に相当し、底面３８が、この発明の受圧面に相当し、線分Ｃ１が、この発明の「動作中心線と垂直な平面」に相当し、傾斜角度αが、この発明の傾斜角に相当する。なお、実施例１では、底面３８全体が傾斜しているが、底面３８の一部を線分Ｃ１と平行に構成し、底面３８の一部を傾斜角度αで傾斜させても、実施例１と同様の効果を得られる。さらに、他の実施例としては、ピストン３５の一部に油圧室３９の底面３８の全部を線分Ｃ１と平行に構成し、ピストン３５の外周の一部に、油圧室３９の油圧が作用する受圧面（図示せず）を別途設け、その受圧面に加わる油圧により、ピストン３５に分力Ｆ４と同方向の力が与えられるように構成することも可能である。この場合、ピストン３５の外周に形成される受圧面が、この発明の荷重低減機構に相当する。
【実施例２】
【００５６】
つぎに、オイルポンプ６の実施例２の構成を、図８に基づいて説明する。この図８は、オイルポンプ６の部分的な構成を示す拡大断面図である。この実施例２において、実施例１と同じ構成部分については、実施例１と同じ符号を付してその説明を省略する。実施例２においては、ピストン３５の底面３８は、動作中心線Ｄ１と垂直に構成されている。また、ピストン３５には軸孔８１が形成されており、この軸孔８１にはローラ軸８２が取り付けられている。このローラ軸８２にはニードルベアリング８３を介して転動体３６が取り付けられている。又、ローラ軸８２であって、転動体３６の両側にはスラストワッシャ８４が介在されている。そして、ローラ軸８２の支持軸線Ｋ１は線分Ｌ１に対して、傾斜角度γを有する。線分Ｌ１は動作中心線Ｅ１に垂直な平面に相当する。支持軸線Ｋ１の傾斜方向は、カム面２２の傾斜方向と同じである。
【００５７】
さらに、
テーパ角度βｍｉｎ＜傾斜角度γ＜テーパ角度βｍａｘ
に設定されている。より具体的には、
傾斜角度γ＝（テーパ角度βｍｉｎ＋テーパ角度βｍａｘ）／２
に設定されている。
ここで、
傾斜角度γ＝（テーパ角度βｍｉｎ＋テーパ角度βｍａｘ）／２
とした理由は、図７に示すように、
傾斜角度α＝（テーパ角度βｍｉｎ＋テーパ角度βｍａｘ）／２
とした理由と同じである。
【００５８】
この実施例２において、実施例１と同様にして反力Ｆ１が発生し、かつ、分力Ｆ２が発生すると、分力Ｆ２の方向に対して、ローラ軸８２の支持軸線Ｋ１が傾斜角度γ分傾斜しているため、ローラ軸８２に加わるスラスト力が低減される。したがって、転動体３６とスラストワッシャ８４との間に生じる摩擦抵抗の増加を抑制でき、実施例１と同様の効果を得られる。この実施例で説明した構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、支持軸線Ｋ１が、この発明の支持軸線に相当し、線分Ｌ１が、この発明の「動作中心線と垂直な平面」に相当する。実施例２におけるその他の構成と、この発明の構成との対応関係は、実施例１の構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。
【図面の簡単な説明】
【００５９】
【図１】この発明の動力伝達装置で用いられるオイルポンプの実施例１の構成を示す軸線方向の断面図である。
【図２】この発明の動力伝達装置を有する車両およびその制御系統を示す概念図である。
【図３】図１に示されたオイルポンプ半径方向における断面図である。
【図４】図２に示されたオイルポンプの拡大断面図である。
【図５】図４に示されたカム面のテーパ角度を示す線図である。
【図６】図４に示されたカム面の傾斜角度と、スラスト力との関係を示す線図である。
【図７】図４に示されたピストンに加えられるスラスト力と、ピストンの底面の傾斜角度との関係を示す線図である。
【図８】この発明の動力伝達装置で用いられるオイルポンプの実施例２の構成を示す拡大断面図である。
【符号の説明】
【００６０】
１…車両、  ２…エンジン、  ４…インプットシャフト、  ６…オイルポンプ、  ８…ベルト式無段変速機、  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、  ３５…ピストン、  ３６…転動体、  ３８…底面、  ６５…油圧制御装置、  Ａ１…軸線、  Ｄ１…動作中心線、  Ｆ１…反力、  Ｆ２，Ｆ４…分力、  Ｃ１…線分、  α、γ…傾斜角度、  β…テーパ角度。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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