(57)【要約】【課題】カム面の加工が容易なラジアルピストンポンプを提供する。【解決手段】軸線Ａ１を中心として相対回転可能に設けられた外周側部材２５および内周側部材１８と、内周側部材１８に設けられ、かつ、軸線Ａ１を中心として半径方向に変位されたカム面２２と、外周側部材２５に設けられ、かつ、カム面２２に接触して半径方向に往復動可能な動作部材３５，３６と、動作部材３５，３６に接触する流体が出入りする流体室３９とを備え、軸線Ａ１に沿った方向における断面内で、カム面２２が軸線Ａ１に対して傾斜されているラジアルピストンポンプにおいて、軸線Ａ１を中心とする円周方向の全位相で、軸線Ａ１に沿った方向における断面内におけるカム面２２の形状が直線である。【選択図】図１
2009121637.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転中心となる軸線を中心として相対回転可能に設けられ、かつ、内外周に配置された外周側部材および内周側部材と、前記外周側部材に設けられ、かつ、前記軸線を中心として環状に形成され、かつ、前記軸線を中心として半径方向に変位されたカム面と、前記内周側部材に設けられ、かつ、前記カム面に追従して前記半径方向に往復動可能な動作部材と、この動作部材に流体圧を作用させる流体が出入りする流体室とを備え、前記軸線に沿った方向の異なる位置で、前記カム面の内径が不均一に設定されている流体装置において、
前記軸線に沿った方向の平面で前記カム面の内端を接続する線分が、前記軸線を中心とする円周方向の全位相で直線となっていることを特徴とする流体装置。
【請求項２】
前記動作部材および前記流体室が、前記軸線を中心として円周方向に複数組設けられており、
前記軸線に沿った方向で、前記カム面に対して前記動作部材が基準位置にあるとき、前記流体室から流体を吐出させる方向に前記動作部材が動作する場合に、前記外周側部材と内周側部材との単位相対回転角度あたりのストロークの変化量を各動作部材の総数について合計した値が、前記単位相対回転角度によらずに一定となるように、前記カム面が構成されていることを特徴とする請求項１に記載の流体装置。
【請求項３】
前記軸線に沿った方向で、前記カム面が形成された範囲の中間に、前記基準位置が設けられていることを特徴とする請求項２に記載の流体装置。
【請求項４】
前記カム面に対する前記動作部材の基準位置は、前記流体室から吐出される流体の容量のうち、使用頻度が高い容量となる箇所に決定されていることを特徴とする請求項２に記載の流体装置。
【請求項５】
動力源から出力されたトルクが、前記外周側部材および内周側部材を経由して車輪に伝達されるように構成されており、前記動力源から外周側部材に至る動力伝達経路、または内周側部材から車輪に至る動力伝達経路の何れか一方に、ベルト式無段変速機が設けられていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の流体装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、カム面に沿って動作部材が動作し、かつ、この動作部材に流体圧を作用させる流体が、流体室に出入りするように構成された流体装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、流体を輸送するポンプには回転式および往復式があり、このうち回転式ポンプは、外周側部材と内周側部材とが相対回転する構造のポンプである。さらに、一方の部材にカム面が設けられており、他方の部材に設けられた動作部材が前記カム面に接触した状態で、外周側部材と内周側部材とが相対回転すると、前記動作部材が、軸線を中心とする半径方向に動作することにより、流体室で流体の出入りがおこなわれるラジアルピストンポンプが知られている。このラジアルピストンポンプは、流体の吸入・吐出をおこなう流体輸送機械としての機能の他に、トルク伝達装置に用いることも可能であり、ラジアルピストンポンプを用いたトルク伝達装置の一例が特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載されたトルク伝達装置は、エンジンの駆動力がトランスミッションで変速されて、フロントデフに伝達されるとともに、フロントデフから方向変換歯車組と出力軸と、トルク伝達装置、プロペラシャフトを介してリヤデフに伝達されるように構成されている。
【０００３】
このトルク伝達装置においては、中空の外側回転部材が、ニードルベアリングを介して相対回転可能および軸方向相対移動可能に支承されている。また、内側回転部材の端部に設けられた内周溝にはフォークが摺動自在に係合し、フォークの操作により内側回転部材は外側回転部材に対して軸方向に相対移動する。さらに、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。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、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、ピストン部材はそれぞれカム面に摺接している。各平面上のシリンダ室は、一方の平面上のシリンダ室が、他方の平面上のシリンダ室の周方向の中間にくるようにそれぞれが配置されている。また、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、各シリンダ室と流路には流体が充填されている。
【０００４】
そして、前記エンジンの駆動力により内側回転部材が回転し、外側回転部材との間に回転差が生じると、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、その内圧によってピストン部材がカム面を押圧し、押圧反力によってトルクが外側回転部材に伝達される。また、フォークにより内側回転部材を移動動作してカム面の高低差を大きくすると、内側回転部材および外側回転部材の差動回転にともなうピストン部材の往復動スピードは速くなり、シリンダ室の内圧が大きくなってピストン部材の押圧力が大きくなり、伝達トルクが大きくなる。これに対して、フォークにより内側回転部材を移動動作してカム面の高低差を小さくすると、内側回転部材および外側回転部材の差動回転にともなうピストン部材の往復動スピードは遅くなり、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、ラジアルピストンポンプを有する動力伝達装置の一例は、特許文献２にも記載されている。
【０００５】
【特許文献１】特開平２−１２０５２０号公報
【特許文献２】特開２００５−２５６９６０号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
ところで、上記の特許文献１に記載されているラジアルピストンポンプにおいて、前記軸線を中心とする円周方向のある位相における、前記外側回転部材および内側回転部材の軸線に沿った方向における断面内で、前記カム面が曲線状となるように構成されているとすれば、その外側回転部材を製造する工程において、カム面の加工が困難であるという問題があった。
【０００７】
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、カム面の加工が容易な流体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】
【０００８】
上記目的を達成するため請求項１の発明は、回転中心となる軸線を中心として相対回転可能に設けられ、かつ、内外周に配置された外周側部材および内周側部材と、前記外周側部材に設けられ、かつ、前記軸線を中心として環状に形成され、かつ、前記軸線を中心として半径方向に変位されたカム面と、前記内周側部材に設けられ、かつ、前記カム面に追従して前記半径方向に往復動可能な動作部材と、この動作部材に流体圧を作用させる流体が出入りする流体室とを備え、前記軸線に沿った方向の異なる位置で、前記カム面の内径が不均一に設定されている流体装置において、前記軸線に沿った方向の平面で前記カム面の内端を接続する線分が、前記軸線を中心とする円周方向の全位相で直線となっていることを特徴とするものである。
【０００９】
請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記動作部材および前記流体室が、前記軸線を中心として円周方向に複数組設けられており、前記軸線に沿った方向で、前記カム面に対して前記動作部材が基準位置にあるとき、前記流体室から流体を吐出させる方向に前記動作部材が動作する場合に、前記外周側部材と内周側部材との単位相対回転角度あたりのストロークの変化量を各動作部材の総数について合計した値が、前記単位相対回転角度によらずに一定となるように、前記カム面が構成されていることを特徴とするものである。
【００１０】
請求項３の発明は、請求項２の構成に加えて、前記軸線に沿った方向で、前記カム面が形成された範囲の中間に、前記基準位置が設けられていることを特徴とするものである。
【００１１】
請求項４の発明は、請求項２の構成に加えて、前記カム面に対する前記動作部材の基準位置は、前記流体室から吐出される流体の容量のうち、使用頻度が高い容量となる箇所に決定されていることを特徴とするものである。
【００１２】
請求項５の発明は、請求項１ないし４のいずれかの構成に加えて、動力源から出力されたトルクが、前記外周側部材および内周側部材を経由して車輪に伝達されるように構成されており、前記動力源から外周側部材に至る動力伝達経路、または内周側部材から車輪に至る動力伝達経路の何れか一方に、ベルト式無段変速機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】
【００１３】
請求項１の発明によれば、外周側部材と内周側部材とが相対回転すると、動作部材がカム面に沿って半径方向に動作するとともに、流体室で流体の出入りがおこなわれる。一方、流体装置の製造工程において、例えば、略円柱形状の工具を、回転軸線を中心として回転させて対象物材料を切削加工することにより、前記カム面を成形できる。また、工具の回転軸線は、加工後を想定した場合における軸線に対して傾斜した直線となる。そして、前記工具と対象物とを前記回転軸線に沿って相対移動させることにより、前記カム面を加工できるため、そのカム面の加工が容易となる。
【００１４】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得られる他に、外周側部材と内周側部材とが相対回転した場合に、軸線を中心として円周方向に複数設けられ流体室で、各々流体の出入りがおこなわれる。また、動作部材がカム面に押し付けられて、その係合力により外周側部材と内周側部材との間でトルク伝達がおこなわれる。さらに、前記軸線方向で、前記カム面に対して前記動作部材が所定の基準位置にあるとき、前記外周側部材と内周側部材との間で伝達されるトルクは、回転角度によらずに略一定となる。
【００１５】
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、前記軸線に沿った方向で全般的にトルク変動を抑制できる。
【００１６】
請求項４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、流体装置の運転頻度が高い容量を発生する場合に、トルク変動を抑制できる。
【００１７】
請求項５の発明によれば、請求項１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、動力源から出力されたトルクが、前記外周側部材および内周側部材を経由して車輪に伝達される。また、前記動力源から出力されたトルクは、前記動力源から外周側部材に至る動力伝達経路、または内周側部材から車輪に至る動力伝達経路の何れか一方で、ベルト式無段変速機を経由する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１８】
この発明における流体装置は液体室に液体が出入りする構成であり、流体装置には、ラジアルピストンポンプおよびラジアルピストンモータが含まれる。この発明において、流体室に吸入され、また流体室から吐出される流体は、具体的には非圧縮性流体、すなわち液体であり、液体にはオイル（圧油）あるいは水が含まれる。この発明の流体装置において、外周側部材または内周側部材の何れか一方が固定されていてもよいし、両方の部材が回転可能に設けられていてもよい。また、動力源のトルクが外周側部材または内周側部材に伝達されて、前記外周側部材と前記内周側部材とが相対回転する。さらに、この発明の流体装置を、車両の駆動力源から車輪に至るトルク伝達経路に設けることが可能である。この場合、前記外周側部材および前記内周側部材を経由してトルクが伝達されるため、第１の回転部材および第２の回転部材は、共に回転可能に設けられる。さらに、第１の回転部材および第２の回転部材が、共に回転可能である場合、各回転部材には、回転軸、ギヤ、コネクティングドラム、遊星歯車機構のキャリヤなどの要素が含まれる。これに対して、何れか一方が固定される部材、つまり、回転不可能な部材である場合は、この回転不可能な部材には、ケーシング、ハウジング、ボス部などが含まれる。この発明における流体装置は、流体の吸入および吐出機能の他に、外周側部材と内周側部材との間で伝達されるトルクを制御する機能を有している。
【００１９】
この発明において、駆動力源から外周側部材に至る動力伝達経路、または内周側部材から車輪に至る動力伝達経路の何れか一方に、変速機を設けることが可能である。この変速機は、入力回転数と出力回転数との比、すなわち変速比を変更可能な装置であり、変速機としては、無段変速機または有段変速機の何れを用いてもよい。ここで、無段変速機は、変速比を無段階（連続的）に変更可能な変速機であり、有段変速機は、変速比を段階的（不連続）に変更可能な変速機である。さらに、無段変速機としては、ベルト式無段変速機またはトロイダル型無段変速機のいずれでもよい。なお、ベルト式無段変速機は、ベルトが、環状のリングおよび複数のエレメントにより構成されたもの、または多数のブロックをピンとリンクで連結したチェーン式のもののいずれでもよい。さらにまた、この発明における動力源（駆動力源）は、車輪に伝達するトルクを発生する動力装置であり、単数の動力源を用いてもよいし、動力の発生原理が異なる複数種類の動力源を用いてもよい。動力源としては、例えば、熱エネルギを運動エネルギに変換するエンジン、電気エネルギを運動エネルギに変換する電動機などを用いることが可能である。なお、車両の駆動力源から車輪に至る経路に流体装置を用いると、この流体装置を、車両の発進機構またはクラッチとして用いることが可能である。さらに、動力源から車輪に至る経路に外周側部材および内周側部材を配置する場合、トルクの伝達方向で上流側の部材に動作部材を設け、下流側の部材にカム面を設けることが可能である。これに対して、動力源から車輪に至る経路に外周側部材および内周側部材を配置する場合、トルクの伝達方向で上流側の部材にカム面を設け、下流側の部材に動作部材を設けることも可能である。
【００２０】
つぎに、流体装置の具体例であるラジアルピストンポンプを有する車両のパワートレーン、およびその車両の制御系統を、図２に基づいて説明する。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。前記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、前記インプットシャフト４のトルクが、ラジアルピストンポンプ６および前後進切換装置７を経由してベルト式無段変速機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。
【００２１】
前記ラジアルピストンポンプ６の具体的な構成例を、図１および図３に基づいて説明する。この図１はラジアルピストンポンプ６の軸線Ａ１に沿った方向における断面図であり、図３は軸線Ａ１に直交する半径方向の断面図である。このラジアルピストンポンプ６は、オイルを吸入・吐出する機能の他に、前記インプットシャフト４と、ベルト式無段変速機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、前記インプットシャフト４の回転中心となる軸線Ａ１に沿った方向で、前記エンジン２から最も離れた位置にはリヤカバー１２が設けられており、このリヤカバー１２には、スリーブ１３が固定されている。このスリーブ１３は、前記インプットシャフト４と同軸上に配置されている。また、スリーブ１３の内部にはホルダ１４が設けられており、このホルダ１４はリヤカバー１２に固定されている。このホルダ１４は円筒形状に構成されており、このホルダ１４と前記インプットシャフト４とが同軸上に配置されている。さらに、前記インプットシャフト４の外側には、コネクティングドラム１５が同軸上に配置されている。また、前記ケーシング５の内部には隔壁１６が設けられており、前記リヤカバー１２と前記隔壁１６とにより取り囲まれた空間に、前記ラジアルピストンポンプ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、この軸受１７によって前記コネクティングドラム１５が回転自在に保持されている。
【００２２】
このコネクティングドラム１５におけるリヤカバー１２側の端部には、前記ラジアルピストンポンプ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。このアウターレース１８は前記コネクティングドラム１５と一体回転するように連結されている。また、前記アウターレース１８は、円錐部１９と円筒部２０とを有しており、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。この凹部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。
【００２３】
また、前記カム面２２であって凹部２３の最も外側に相当する部分と軸線Ａ１との距離が、この軸線Ａ１に沿った方向で異なる値に設定されている。つまり、凹部２３の最も外側に相当する部分の谷底２３Ａが、前記スリーブ１３に近づくほど前記距離が短くなるようなテーパを有している。このテーパは、前記軸線Ａ１との成す鋭角側の角度γで表すことができる。言い換えれば、前記凹部２３の谷底２３Ａに接する外接円（図示せず）と、前記凸部２４の頂点２４Ａに接する内接円（図示せず）との半径差が、前記軸線Ａ１に沿った方向で、連続的に異なる値となっている。また、前記軸線Ａ１を中心とするアウターレース１８の全位相において、図１に示す前記軸線Ａ１に沿った方向の断面内で、カム面２２の内端を接続する線分が、つぎのように構成されている。具体的には、凹部２３および凸部２４を表す線分が、共に直線となるように構成されている。さらに、前記凸部２４の頂点２４Ａと前記軸線Ａ１との距離は、前記軸線Ａ１に沿った方向で一定となるように構成されている。なお、図３の例では、前記アウターレース１８の円周方向において、前記凹部２３が６箇所設けられ、かつ、円周方向で前記凸部２４が６箇所設けられているが、円周方向における凹部２３および凸部２４の数は、任意に設定可能である。
【００２４】
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、同軸上に配置された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４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、前記インナーレース２５は前記インプットシャフト４に対して、軸線Ａ１に沿った方向で相対移動可能に構成されており、前記円筒部２７と前記コネクティングドラム１５との間には軸受２８が介在されている。さらに、前記インナーレース２５には軸部２９が設けられており、この軸部２９は前記円筒部２７の内部に、かつ、円筒部２７と同軸上に形成されている。一方、前記インプットシャフト４の端部に開口する凹部３０が形成されており、前記軸部２９が前記凹部３０内に配置されている。そして、前記凹部３０の内周面および端面と、前記軸部２９の端面とにより取り囲まれた油圧室３１が形成されており、前記インプットシャフト４には前記油圧室３１に接続された油路３２が設けられている。さらに、前記軸線Ａ１に沿った方向で、前記円筒部２６と前記円筒部２７とを接続するボス部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。
【００２５】
各シリンダ３４は、前記ボス部３３の外周面に開口された略円筒形状の凹部であり、複数のシリンダ３４が放射状に配置されている。また、各シリンダ３４内にはピストン３５が各々配置されており、このピストン３５がシリンダ３４内で、前記インナーレース２５の半径方向に往復移動自在となる構成を有している。また、各ピストン３５により転動体３６が転動可能に保持されており、この転動体３６がカム面２２に接触する。この転動体３６はボール（球体）またはローラを用いることが可能である。転動体としてローラを用いる場合、ローラの形状は、円柱ではなく、軸線方向に沿って半径が連続的に変化するボビン形状のローラを用いる。なお、図１では転動体３６としてボールを用いた場合が示されている。さらに図３においては、前記シリンダ３４および前記ピストン３５が円周方向に８個設けられているが、その数は任意に設定可能である。
【００２６】
一方、前記シリンダ３４内の底面３７と、前記ピストン３５の底面３８との間には油室３９が形成されている。また、前記油室３９内には複数個の金属製の弾性部材、具体的には、複数の圧縮コイルばねが設けられている。この実施例では２個の圧縮コイルばね４０，４１が設けられており、２個の圧縮コイルばね４０，４１は、インナーレース２５の半径方向に伸縮可能となる状態で、油室３９内に配置されている。２個の圧縮コイルばね４０，４１は伸縮方向の高さが異なり、一方の圧縮コイルばね４０は、転動体３６がカム面２２に接触している場合に、常時、圧縮コイルばね４０の両端が底面３７および底面３８に接触し、かつ、転動体３６をカム面２２に向けて押圧する力を発生することの可能な高さを有している。言い換えれば、圧縮コイルばね４０は、底面３７と底面３８との間の距離に関わりなく、底面３７および底面３８に接触する高さに構成されている。これに対して、他方の圧縮コイルばね４１は、圧縮コイルばね４０よりも高さが低く構成されている。具体的には、圧縮コイルばね４１は、底面３７と底面３８との間の距離が短くなった場合に、底面３７および底面３８に接触し、転動体３６をカム面２２に向けて押圧する力を発生することの可能な高さを有している。図１では、圧縮コイルばね４１の内径の方が圧縮コイルばね４０の外径よりも大きく設定されており、圧縮コイルばね４１の内側に圧縮コイルばね４０が配置されている。なお、圧縮コイルばね４１のばね定数を、圧縮コイルばね４０のばね定数よりも大きく設定してもよい。
【００２７】
前記インナーレース２５には、油室３９に接続された吸入油路４２が設けられており、吸入油路４２には逆止弁４３が設けられている。この逆止弁４３は、前記油室３９にオイルを吸入する場合に開放され、前記油室３９からオイルを吐出する場合に閉じられる構成を有している。一方、前記リヤカバー１２には油路４４が設けられている。さらに、前記ホルダ１４にも油路４５が設けられており、油路４４と油路４５とが接続されている。さらに、前記インナーレース２５には、円筒部２６からボス部３３に亘って円柱形状の凹部２５Ａが形成されており、この凹部２５Ａ内にホルダ１４が挿入され、かつ、円筒部２６がスリーブ１３内に挿入されて、前記インナーレース２５が、前記スリーブ１３およびホルダ１４に対して、前記軸線Ａ１に沿った方向に移動可能に構成されている。そして、前記凹部２５Ａとホルダ１４とにより油路２５Ｂが形成されており、この油路２５Ｂが、前記吸入油路４２および油路４５に接続されている。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、前記逆止弁４７は、前記油室３９のオイルを油路４８に吐出される場合に開放され、かつ、前記油室３９にオイルを吸入する場合に閉じられる構成を有している。
【００２８】
つぎに、前記ケーシング５の内部に設けられた前後進切換装置７の構成について説明する。この前後進切換装置７は、前記軸線Ａ１に沿った方向において、前記エンジン２と前記ラジアルピストンポンプ６との間に配置されている。この前後進切換装置７は、前記コネクティングドラム１５の回転方向に対して、前記ベルト式無段変速機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、前記サンギヤ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、前記リングギヤ５１が前記コネクティングドラム１５と動力伝達可能に連結されている。さらに、前後進切換装置７を構成する回転要素同士の連結・解放を制御する前進用クラッチＣ１が設けられているとともに、回転要素の回転・停止を制御する後進用ブレーキＢＲが設けられている。この前進用クラッチＣ１により、前記サンギヤ５０と前記リングギヤ５１との連結・解放が制御され、この後進用ブレーキＢＲにより、前記キャリヤ５３の回転・停止が制御されるように構成されている。
【００２９】
ここで、この前進用クラッチ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、この後進用ブレーキ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。
【００３０】
つぎに、前述のベルト式無段変速機８について説明すると、前記軸線Ａ１に沿った方向において、前記前後進切換装置７と前記ダンパ機構３との間にベルト式無段変速機８が設けられている。このベルト式無段変速機８は、巻き掛け伝動部材としてベルトを有し、そのベルトを経由してトルク伝達をおこなう変速機である。このベルト式無段変速機８は、前述したプライマリシャフト４９およびセカンダリシャフト５４を有している。このプライマリシャフト４９は、前記インプットシャフト４と同軸上に配置され、かつ、前記インプットシャフト４の外側を取り囲むように配置されている。そして、前記インプットシャフト４と前記プライマリシャフト４９とが相対回転可能に構成されている。また、前記ケーシング５内には、前記軸線Ａ１に沿った方向で前記ベルト式無段変速機８の両側に隔壁５５，５６が設けられており、前記プライマリシャフト４９と隔壁５５，５６との間に軸受５７が介在されている。このようにして、前記プライマリシャフト４９および前記セカンダリシャフト５４は相互に平行に配置されており、前記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、前記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。
【００３１】
また、前記プライマリプーリ５８および前記セカンダリプーリ５９には無端状のベルト６０が巻き掛けられている。さらに、前記プライマリプーリ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、前記セカンダリプーリ５９からベルト６０に加えられる挟圧力を制御する油圧サーボ機構６２とが設けられている。この油圧サーボ機構６１，６２の油圧室（図示せず）に供給される圧油の流量および油圧が、後述する油圧制御装置により制御される構成となっている。さらに、前記ケーシング５の内部には、セカンダリシャフト５４のトルクが伝達される伝動装置９および最終減速機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。
【００３２】
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、前記インプットシャフト４の回転数を検知するセンサ、前記プライマリシャフト４９の回転数を検知するセンサ、前記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、前記インナーレース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、前記エンジン２を制御する信号、前記油圧制御装置６５を制御する信号などが出力される。この油圧制御装置６５は、ラジアルピストンポンプ６におけるオイルの吐出量、ラジアルピストンポンプ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の油室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、前記潤滑系統６６には、前記前後進切換装置７を構成する各ギヤ同士の噛み合い部分、前記ベルト式無段変速機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。
【００３３】
また、前記油圧制御装置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を経由して油室３９に供給されるように構成されている。また、前記油圧制御装置６５は、油室３９から油路４８を経由して吐出されるオイル量を制御する吐出制御弁６９を有している。さらに、前記油圧制御装置６５は、油圧室３１の油圧を制御する圧力制御弁７０を有している。これらの吐出制御弁６９および圧力制御弁７０は、ソレノイドバルブにより構成されている。
【００３４】
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、ラジアルピストンポンプ６のインナーレース２５に伝達される。ここで、インナーレース２５とアウターレース１８との間におけるトルクの伝達原理を説明する。前記インナーレース２５とアウターレース１８とが相対回転した場合、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内でインナーレース２５の半径方向に往復移動する。すると、ピストン３５の動作により油室３９の容積が拡大・縮小される。まず、前記油室３９の容積が拡大される場合は、その油室３９が負圧となる。すると、前記逆止弁４３が開放されるとともに、前記オイルパン６７のオイルが、油路４４および吸入油路４２を経由して、油室３９内に吸入される。このように、オイルが油室３９に吸入される間、逆止弁４７は閉じられている。
【００３５】
これに対して、前記インナーレース２５とアウターレース１８とが相対回転して、ピストン３５の動作により油室３９の容積が縮小されると、前記油室３９の油圧が上昇する。すると、前記逆止弁４３が閉じられるとともに、前記逆止弁４７が開放され、前記油室３９のオイルが、吐出油路４６を経由して油路４８に吐出される。以後、前記ピストン３５がシリンダ３４内で往復運動を繰り返すことにより、前記ラジアルピストンポンプ６の油室３９へのオイルの吸入と、油室３９からのオイルの吐出とが、交互に繰り返される。このようにして、オイルパン６７のオイルがラジアルピストンポンプ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。
【００３６】
また、吐出制御弁６９の制御により、ラジアルピストンポンプ６の油室３９から吐出されるオイルの流量が調整される。油室３９から吐出されるオイルの流量を制御することにより、インナーレース２５とアウターレース１８との間における回転数差が調整される。すなわち、吐出制御弁３９の流通面積を狭めると、吐出制御弁３９を通過するオイルの流動抵抗が高まる。このため、エンジン２からインナーレース２５に伝達されるトルクが一定であるとすると、インナレース２５とアウターレース１８との間の回転数差が減少する。これとは逆に、吐出制御弁３９の流通面積を拡大すると、吐出制御弁３９を通過するオイルの流動抵抗が低下する。このため、エンジン２からインナーレース２５に伝達されるトルクが一定であるとすると、インナレース２５とアウターレース１８との間の回転数差が増加する。このようにして、エンジン２からインナーレース２５に伝達されたトルクは、油室３９内の油圧を介して、転動体３６とカム面２２との係合力により、アウターレース１８およびコネクティングドラム１５に伝達される。
【００３７】
さらに、インナーレース２５を図３で右方向に動作させた場合は、凹部２３の谷底２３Ａと、凸部２４の頂点２４Ａとの半径差が大きくなる。このため、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増加する。ここで、吐出制御弁６９の流通面積が一定であり、かつ、インナーレース２５とアウターレース１８との間の回転数差が同じである場合について説明する。この場合、前記油室３９から吐出されるオイル量が増加し、かつ、油室３９内の油圧が上昇する。このため、転動体３６とカム面２２との係合力が増加する。これに対して、インナーレース２５を図３で左方向に動作させた場合は、凹部２３の谷底２３Ａと、凸部２４の頂点２４Ａとの半径差が小さくなるため、ピストン３５のストローク量が減少する。また、油室３９から吐出されるオイル量は減少し、油室３９の油圧も低下する。したがって、転動体３６とカム面２２との係合力が低下する。
【００３８】
ところで、図１に示されたラジアルピストンポンプ６においては、油圧室３１の油圧に基づいて、前記インナーレース２５が前記軸線Ａ１に沿った方向に動作可能である。前記軸線Ａ１に沿った方向で、前記インナーレース２５の位置が変化すると、前記凹部２３の谷底２３Ａと、前記凸部２４の頂点２４Ａとの半径差が変化する。その結果、前記インナーレース２５の半径方向におけるピストン３５の動作量、すなわち、ストロークが変化する。具体的には、前記油圧室３１の油圧が前記インナーレース２５の軸部２９の端面に作用するため、前記油圧室３１の油圧に基づいて、前記軸線Ａ１に沿った方向で、前記インナーレース２５を前記リヤカバー１２に近づける向きの力が発生する。一方、前記インナーレース２５の半径方向におけるピストン３５の位置に関わりなく、前記圧縮コイルばね４０の付勢力が転動体３６に加えられており、前記転動体３６がカム面２２に押し付けられている。その押し付け力はカム面２２に対して略直角に作用する。また、カム面２２の凹部２３は、前記スリーブ１３に近づくことにともない、谷底２３Ａと軸線Ａ１との距離が短くなる方向のテーパを有しているため、前記転動体３６が凹部２３に接触している場合は、転動体３６に与えられる押し付け力に応じた反力が発生し、その反力に応じた軸線方向の成分（分力）が、ピストン３５を経由して前記インナーレース２５に伝達される。そして、前記油圧室３１の油圧に基づいて前記インナーレース２５に加えられる軸線方向の力と、前記反力に基づいてインナーレース２５に伝達される軸線方向の力との対応関係により、前記軸線Ａ１に沿った方向における前記インナーレース２５の位置が決定される。
【００３９】
例えば、前記油圧室３１の油圧が上昇した場合は、前記インナーレース２５をリヤカバー１２側に向けて押圧する力が増加して、前記インナーレース２５が図１で左方向に動作する。これに対して、前記油圧室３１の油圧が低下した場合は、前記インナーレース２５をリヤカバー１２から離れる方向に押圧する力が増加して、前記インナーレース２５が図１で右方向に動作する。なお、前記インナーレース２５に加えられ、かつ、前記軸線Ａ１に沿った方向で逆向きの力同士が釣り合った場合は、前記インナーレース２５が前記軸線Ａ１に沿った方向の所定位置で停止する。まず、前記インナーレース２５が図１で右方向に動作した場合について説明する。この場合は、凹部２３の谷底２３Ａに接触する外接円と、凸部２４の頂点２４Ａに接触する内接円との半径差が比較的大きくなる。つまり、カム面２２に沿って転動する転動体３６が、凹部２３および凸部２４を交互に転動し、前記インナーレース２５の半径方向に動作する。このインナーレース２５の半径方向におけるピストン３５の動作量がストロークである。
【００４０】
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、ベルト式無段変速機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。
【００４１】
以上のようにして、ベルト式無段変速機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。このベルト式無段変速機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６０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、ベルト式無段変速機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、ベルト式無段変速機８のトルク容量が制御される。
【００４２】
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、ベルト式無段変速機８の変速比が制御される。また、ベルト式無段変速機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、ベルト式無段変速機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、ベルト式無段変速機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。
【００４３】
つぎに、前記アウターレース１８の製造工程について説明する。前記アウターレース１８は、金属材料、例えば機械構造用鋼を、プレス加工して円筒形状の加工対象物１５０を得る。ついで、その加工対象物１５０の内周面を切削加工して、カム面２２を成形する。このカム面２２の成形工程では、図４および図５に示すようにしておこなわれる。まず、切削工具１５１、例えば、エンドミルを中心線Ｍ１を中心として回転させるとともに、その切削工具１５１の中心線Ｍ１を軸線Ａ１に対して傾斜させる。さらに、軸線Ａ１と中心線Ｍ１との間の傾斜角度（鋭角側の傾斜角度）を連続的に変化させ、かつ、軸線Ａ１に対する半径方向の位置を変化させる。一方、軸線Ａ１を中心として加工対象物１５０を回転させる（送る）。このようにして、切削工具１５１で加工対象物１５０を切削することにより、カム面２２が成形される。このとき、図１の構成例では、アウターレース１８の全位相において、カム面２２の内端を表す線分が直線となる。そして、前記ピストン３５のストロークと、前記カム面２２の内端を表す線分との関係は次式で表される。
【数１】
2009121637.tif 000003
・・・（１）
【００４４】
上記数式（１）に示された記号の意味を、図６および図７を参照して説明する。図６は、カム面２２と転動体３５との接触点Ｇ１を、Ｘ軸、Ｙ軸、Ｚ軸および極座標を用いて３次元的に示す概念図である。この図６では、軸線Ａ１上において、転動体３６の中心Ｄ１の位置を
Ｚ＝Ｚ
で表している。また、図７は、接触点Ｇ１を含み、かつ、前記軸線Ａ１と垂直な平面における概念図である。図７において、Ｒは転動体３６の中心半径、具体的には、中心点Ｄ１から軸線Ａ１までの距離である。さらに、前記θは、線分Ｂ１と線分Ｃ１とのなす角度である。言い換えれば、アウターレース１８に対するインナーレース２５の回転角度を意味する。ここで、前記線分Ｂ１とは、前記軸線Ａ１と垂直な平面内で、アウターレース１８を固定した状態で、円周方向における前記凹部２３の中心と、前記軸線Ａ１とを通過する直線である。すなわち、線分Ｂ１はＹ軸と共通である。また、前記線分Ｃ１とは、前記平面内で、前記軸線Ａ１と、前記転動体３６の中心Ｄ１を通過する直線である。また、θcam は、前記線分Ｂ１と線分Ｅ１とのなす角度であり、アウターレース１８の位相である。この線分Ｅ１は、前記平面内で、接触点Ｇ１および前記軸線Ａ１を通過する直線である。なお、Δθは、前記角度θと角度θcam との差である。
【００４５】
また、前記線分Ｃ１と転動体３５の外周面との交点を通過する接線Ｈ１が示されている。さらに前記接触点Ｇ１を通過する法線Ｊ１が示されており、その法線Ｊ１と接線Ｈ１とのなす鋭角側の角度が、βである。また、前記中心Ｄ１および前記接触点Ｇ１を通過する線分Ｋ１が示されており、その線分Ｋ１と線分Ｃ１とのなす鋭角側の角度もβで表される。さらに、図６に示すように、Ｚ軸に沿った方向の平面内において、中心点Ｄ１と接触点Ｇ１とを通過する線分Ｌ１が示されており、その線分Ｌ１と前記線分Ｋ１とのなす鋭角側の角度がαである。さらに、γは、前記θcam に対するカム面２２の傾斜角度であり、傾斜角度γは、軸線Ａ１とのなす角度である。さらに、ＲB は、前記転動体３５の半径であり、Ｒ0 は、転動体３５が凸部２４の中心と接触しているときにおける、転動体３６の中心半径である。さらに、
Ｚ＝０
である場合、全ての角度θにおいて（角度θに関わりなく）、中心半径Ｒは中心半径Ｒ0 と等しい。このように、図１に示された構成例では、アウターレース１８の全位相において、カム面２２の形状が直線となっているため、前記工具の移動方向および移動軌跡が簡略化されて、前記アウターレース１８の加工を容易におこなうことが可能である。
【００４６】
つぎに、前記ラジアルピストンポンプ６におけるトルク伝達機能を説明する。前記インナーレース２５とアウターレース１８とが相対回転している場合、吐出行程にある油圧室３９の油圧がピストン３５に加えられる。このピストン３５より支持されている転動体３６から、前記アウターレース１８に伝達するトルクは、次数式で表される。
ｔ＝Ｆ×Ｒtan β＝−Ｆ×（ｄＲ／ｄθ）                ・・・（２）
ここで、
tan β＝（ｄＲ／Ｒｄθ）
であり、
ｄＲ／ｄθはピストン３５のストローク変化率である。また、Ｆは、油圧により、転動体３６がカム面２２を線分Ｃ１に沿った方向に押し付ける力であり、
Ｆ＝ｐＡ
で求められる。ここで、ｐは油圧であり、Ａはピストン３５の断面積（受圧面積）である。よって、吐出行程にあるピストン３５にある全ピストンによる伝達トルクは次数式の通りである。
Ｔ＝Σｔ＝−Ｆ×Σ（ｄＲ／ｄθ）                      ・・・（３）
【００４７】
つぎに、前記ピストン３５の１往復分における、角度θと中心半径Ｒとの関係を図８により説明し、角度θとピストン３５のストローク変化率ｄＲ／ｄθとの関係を図９により説明する。この図８および図９においては、横軸に角度θが示されている。また、図８では、縦軸に中心半径Ｒが示され、図９では、縦軸にストローク変化率ｄＲ／ｄθが示されている。この図８および図９は、前記ピストン３５が８個、前記凸部２４および凹部２３が、それぞれ６個の場合に相当する。そして、前記ピストン３５がθ零［rad ］からθπ／６［rad ］の範囲を移動している間、油圧室３９は吐出行程にある。また、ピストン３５がθπ／６［rad ］からθπ／３［rad ］の範囲を移動している間、油圧室３９は吸入行程にある。
【００４８】
また、図１０は伝達トルクと、前記インナーレース２５の回転方向における角度θとの関係を示す線図である。この図１０では、縦軸に伝達トルクが示され、横軸に角度θが示されている。図１０において、一点鎖線がピストン３５ａ，３５ｅに相当し、二点鎖線がピストン３５ｂ，３５ｆに相当し、実線がピストン３５ｃ，３５ｇに相当し、破線がピストン３５ｄ，３５ｈに相当する特性を示す。ここで、ピストン３５ａは前述したＹ軸の位置に相当するものである。以下、図３において時計回りにピストン３５ｂないしピストン３５ｈが、４５度おきに円周方向に配列されており、インナーレース２５はアウターレース１８に対して、図３で時計方向に回転するものとする。この図１０に示すように、インナーレース２５の回転位相により、４組のピストンにおいては、位相により伝達トルクが異なり、かつ、４組の伝達トルクの変化タイミングが異なるが、アウターレース１８に伝達される全トルクは略一定となる。ここで、アウターレース１８に対するインナーレース２５の基準位置において、図１０に示すように、カム面２２の理想状態となる角度θと中心半径Ｒとの関係が成り立つものとする。なお、「カム面２２の理想状態」とは、「伝達トルクの変動が生じないカム面形状」を意味する。このときの転動体３５の中心のＺ座標、および角度θと中心半径Ｒとの関係数式（４）を、前記数式（１）に代入して、θcam とγとの関係を求めることにより、カム面２２の形状を決定する。
【数２】
2009121637.tif 000004
・・・（４）
【００４９】
上記の数式（４）において、Ｓはピストン３５のストローク量である。このとき、ラジアルピストンポンプ６のインナーレース２５とアウターレース１８との相対回転数が１回転である場合に、油圧室３９から吐出される圧油の体積、すなわち、ラジアルピストンポンプ６の容量Ｖは、例えば次数式で求められる。
Ｖ＝Ａ×Ｓ×ｍ×ｎ
この数式において、Ａは、ピストン３５の受圧面積であり、「ｍ」はピストン３５の本数（総数）であり、「ｎ」は凹部２３の個数および凸部２４の個数である。図３に示す具体例では、ｍは８であり、ｎは６である。したがって、
Ｖ＝４８ＡＳ
となる。
【００５０】
ここで、伝達トルクの変動を生じないカム面形状の理想状態は、前記インナーレース２５がアウターレース１８に対して、軸線Ａ１に沿った方向で基準位置に停止している場合のみで成立する。この「基準位置」の求め方については後述する。一方、前記インナーレース２５を、前記軸線Ａ１に沿った方向で基準位置から、アウターレース１８に対して相対移動させた場合を、図１１に基づいて説明する。この図１１は、角度θとストローク変化率との関係を示す線図である。この図１１に示すように、基準位置以外での実際に相当する「ストローク変化率」の位相特性は、理想状態に相当する「ストローク変化率」の位相特性に対して、位相方向にズレが生じる。ここで、位相変化に対応する伝達トルクを図１２に示す。この図１２に示すように、理想状態に相当する伝達トルクに対し、基準位置以外での実際の伝達トルクには変動が生じる。例えば、前記インナーレース２５が基準位置にある場合のラジアルピストンポンプ６のポンプ容量をＶ０として、前記軸線Ａ１に沿った方向において、前記基準位置に対してインナーレース２５を図１で左右方向に動作させて、ラジアルピストンポンプ６の容量を、最低容量Ｖmin から最大容量Ｖmax の範囲で変化させる。このように、ラジアルピストンポンプの容量を変化させた場合において、ラジアルピストンポンプ６の容量と、伝達トルクの変動量との関係を図１３に示す。この図１３に示すように、ラジアルピストンポンプ６の容量を、基準位置における容量から大きく変化させるほど、伝達トルクの変動量（トルク変動幅）が増加する。
【００５１】
そこで、伝達トルクの変動量を最小限に抑制する手法を説明する。まず、ラジアルピストンポンプ６で使用する容量を、最低容量Ｖmin から最大容量Ｖmax まで、時間的に等分して変化させる場合を考慮する。この場合、その伝達トルクの変動量の合計は、図１３に斜線で示す２つの領域の合計面積Ｓに等しくなる。図１４は、ラジアルピストンポンプ６の容量Ｖ０と、面積Ｓとの関係を示す線図である。具体的には、前記インナーレース２５が基準位置にあり、かつ、ラジアルピストンポンプ６の容量をＶ０とし、その容量Ｖ０を、最低容量Ｖmin から最大容量Ｖmax まで変化させた場合における、容量Ｖ０と面積Ｓとの関係を示している。この図１４において、
Ｖ０＝（Ｖmin ＋Ｖmax ）／２
である場合に、「伝達トルクの変動量」の合計が最小となる。そして、この容量Ｖ０に相当する軸線Ａ１に沿った方向のインナーレース２５の位置を「基準位置」として用いる。なお、基準位置は、具体的には、前記最低容量Ｖmin となる位置、または最大容量Ｖmax となる位置からの距離で表せばよい。さらに、車両の走行性能、駆動力特性、走行地域、運転状態などとの関係から、最も使用頻度が多くなる容量Ｖ１を求め、その容量Ｖ１が前記基準位置に相当する容量Ｖ０となるように、カム面２２のテーパ角度γ、軸線Ａ１に沿った方向におけるカム面２２の長さ、などの条件を決定することが可能である。なお、車両の走行性能、駆動力特性、走行地域、運転状態などとの関係から、最も使用頻度が多くなる容量Ｖ１を求める方法としては、以下の方法がある。すなわち、車両１の典型的な走行パターンを想定して、ラジアルピストンポンプ６の容量と、その容量の使用頻度との関係を算出することが可能である。
【００５２】
ここで、上記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、インナーレース２５およびアウターレース１８が、この発明の外周側部材および内周側部材に相当し、ピストン３５および転動体３６が、この発明の転動体に相当し、油室３９が、この発明の流体室に相当し、エンジン２が、この発明の動力源に相当する。なお、上記の具体例では、流体装置の一例としてラジアルピストンポンプが挙げられているが、今発明の流体装置は、ラジアルピストンモータにも適用可能である。このラジアルピストンモータにおいては、外周側部材または内周側部材のうち、いずれか一方の部材が回転不可能に固定され、他方の部材が回転可能に設けられる。そして、流体室に供給される流体の圧力が、下死点から上昇し始めている動作部材に作用する。すると、その動作部材が半径方向で外側に向けて動作する。そして、動作部材とカム面との接触点に生じる分力で、外周側部材または内周側部材のうち、回転可能に設けられた部材を回転させる向きのトルクが発生する。また、外周側部材と内周側部材との相対回転により、動作部材が上死点に到達すると、カム面から動作部材に対して、動作部材を半径方向で内側に向けて押し付ける力が生じる。すると、流体室の流体圧が上昇して、その流体が流体室から吐出される。
【図面の簡単な説明】
【００５３】
【図１】この発明の具体例であるラジアルピストンポンプの構成を示し、軸線に沿った方向における断面図である。
【図２】この発明の具体例であるラジアルピストンポンプ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に示されたラジアルピストンポンプの構成を示し、軸線と直交する方向の断面図である。
【図４】図１に示されたラジアルピストンポンプのアウターレースの加工方法を示し、軸線に沿った方向における断面図である。
【図５】図１に示されたラジアルピストンポンプのアウターレースの加工方法を示し、軸線と直交する方向における側面図である。
【図６】図１に示されたラジアルピストンポンプにおいて、転動体とカム面との接触状態を３次元的に示す概念図である。
【図７】図１に示されたラジアルピストンポンプにおいて、転動体とカム面との接触状態を２次元的に示す概念図である。
【図８】図１に示されたラジアルピストンポンプにおいて、角度と転動体の中心半径との関係を示す線図である。
【図９】図１に示されたラジアルピストンポンプにおいて、角度とストローク変化率との関係を示す線図である。
【図１０】図１に示されたラジアルピストンポンプにおいて、ピストンの位相と伝達トルクとの関係を示す線図である。
【図１１】図１に示されたラジアルピストンポンプにおいて、ピストンの位相と、ストローク変化率との関係を示す線図である。
【図１２】図１に示されたラジアルピストンポンプにおいて、ピストンの位相と、トルク変動量との関係を示す線図である。
【図１３】図１に示されたラジアルピストンポンプにおいて、容量とトルクの変動量との関係を示す図である。
【図１４】図１に示されたラジアルピストンポンプにおいて、容量とトルク変動量の面積との関係を示す図である。
【符号の説明】
【００５４】
２…エンジン、  ６…ラジアルピストンポンプ、  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、  ３５…ピストン、  ３６…転動体、  ３９…油室、  Ａ１…軸線。
【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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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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