JP2696520B2 - 動力伝達装置 - Google Patents
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
- F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
- F16H61/42—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic involving adjustment of a pump or motor with adjustable output or capacity
- F16H61/425—Motor capacity control by electric actuators
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- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
- B60K17/00—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles
- B60K17/04—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles characterised by arrangement, location, or kind of gearing
- B60K17/10—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles characterised by arrangement, location, or kind of gearing of fluid gearing
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- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
- B62M—RIDER PROPULSION OF WHEELED VEHICLES OR SLEDGES; POWERED PROPULSION OF SLEDGES OR SINGLE-TRACK CYCLES; TRANSMISSIONS SPECIALLY ADAPTED FOR SUCH VEHICLES
- B62M19/00—Transmissions characterised by use of non-mechanical gearing, e.g. fluid gearing
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H39/00—Rotary fluid gearing using pumps and motors of the volumetric type, i.e. passing a predetermined volume of fluid per revolution
- F16H39/04—Rotary fluid gearing using pumps and motors of the volumetric type, i.e. passing a predetermined volume of fluid per revolution with liquid motor and pump combined in one unit
- F16H39/06—Rotary fluid gearing using pumps and motors of the volumetric type, i.e. passing a predetermined volume of fluid per revolution with liquid motor and pump combined in one unit pump and motor being of the same type
- F16H39/08—Rotary fluid gearing using pumps and motors of the volumetric type, i.e. passing a predetermined volume of fluid per revolution with liquid motor and pump combined in one unit pump and motor being of the same type each with one main shaft and provided with pistons reciprocating in cylinders
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Description
【発明の詳細な説明】 A.発明の目的 （１） 産業上の利用分野 本発明は、斜板式油圧ポンプのポンプシリンダ及び斜
板式油圧モータのモータシリンダを互いに同軸上で一体
的に結合して静油圧式無段変速機を構成し、この無段変
速機の両端部を軸受に回転自在に支承し、動力源に連な
る第１伝動装置を油圧ポンプの入力部材に無段変速機の
半径方向一側方から接続し、また負荷に連なる第２伝動
装置を油圧モータの出力部材に無段変速機の半径方向他
側方から接続してなる動力伝達装置に関する。
板式油圧モータのモータシリンダを互いに同軸上で一体
的に結合して静油圧式無段変速機を構成し、この無段変
速機の両端部を軸受に回転自在に支承し、動力源に連な
る第１伝動装置を油圧ポンプの入力部材に無段変速機の
半径方向一側方から接続し、また負荷に連なる第２伝動
装置を油圧モータの出力部材に無段変速機の半径方向他
側方から接続してなる動力伝達装置に関する。
（２） 従来の技術 かかる動力伝達装置は、例えば特開昭62-224769号公
報に開示されているように、既に知られている。
報に開示されているように、既に知られている。
（３） 発明が解決しようとする課題 従来の動力伝達装置では、第１及び第２伝動装置を無
段変速機の軸方向両端部にそれぞれ接続しているため、
両伝動装置から無段変速機に互いに反対方向の大なるラ
ジアル荷重が作用し、これに起因して無段変速機には大
なる揺動モーメントが発生する。特に、無段変速機は、
ポンプシリンダ及びモータシリンダを出力軸に一体的に
結合した形式のもので、その軸方向長さが比較的長いの
で、上記揺動モーメントの値は大きく、それだけ軸受の
負荷は大きい。
段変速機の軸方向両端部にそれぞれ接続しているため、
両伝動装置から無段変速機に互いに反対方向の大なるラ
ジアル荷重が作用し、これに起因して無段変速機には大
なる揺動モーメントが発生する。特に、無段変速機は、
ポンプシリンダ及びモータシリンダを出力軸に一体的に
結合した形式のもので、その軸方向長さが比較的長いの
で、上記揺動モーメントの値は大きく、それだけ軸受の
負荷は大きい。
本発明は、このような事情に鑑みてなされたもので、
第１及び第２伝動装置からのラジアル荷重に起因する無
段変速機の揺動モーメントを小さくして軸受の負荷を軽
減し得るようにした前記動力伝達装置を提供することを
目的とする。
第１及び第２伝動装置からのラジアル荷重に起因する無
段変速機の揺動モーメントを小さくして軸受の負荷を軽
減し得るようにした前記動力伝達装置を提供することを
目的とする。
B.発明の構成 （１） 課題を解決するための手段 上記目的を達成するために、本発明は、斜板式油圧ポ
ンプのポンプシリンダ及び斜板式油圧モータのモータシ
リンダを互いに同軸上で一体的に結合して静油圧式無段
変速機を構成し、この無段変速機の両端部を軸受に回転
自在に支承し、動力源に連なる第１伝動装置を油圧ポン
プの入力部材に無段変速機の半径方向一側方から接続
し、また負荷に連なる第２伝動装置を油圧モータの出力
部材に無段変速機の半径方向他側方から接続してなる動
力伝達装置において、第１伝動装置の、前記入力部材に
設けられる被動部材と、第２伝動装置の、前記出力部材
に設けられる駆動部材とを無段変速機の一端側で互いに
軸方向に近接して配置したことを特徴とする。
ンプのポンプシリンダ及び斜板式油圧モータのモータシ
リンダを互いに同軸上で一体的に結合して静油圧式無段
変速機を構成し、この無段変速機の両端部を軸受に回転
自在に支承し、動力源に連なる第１伝動装置を油圧ポン
プの入力部材に無段変速機の半径方向一側方から接続
し、また負荷に連なる第２伝動装置を油圧モータの出力
部材に無段変速機の半径方向他側方から接続してなる動
力伝達装置において、第１伝動装置の、前記入力部材に
設けられる被動部材と、第２伝動装置の、前記出力部材
に設けられる駆動部材とを無段変速機の一端側で互いに
軸方向に近接して配置したことを特徴とする。
（２） 作用 上記構成によれば、第１伝動装置の入力部材に対する
ラジアル荷重の作用点と、第２伝動装置の出力部材に対
するラジアル荷重の作用点との間の軸方向距離が狭ま
り、しかも両ラジアル荷重の方向は互いに反対であるか
ら、両ラジアル荷重が大きくても、無段変速機に加わる
揺動モーメント及び曲げモーメントは極めて小さい。
ラジアル荷重の作用点と、第２伝動装置の出力部材に対
するラジアル荷重の作用点との間の軸方向距離が狭ま
り、しかも両ラジアル荷重の方向は互いに反対であるか
ら、両ラジアル荷重が大きくても、無段変速機に加わる
揺動モーメント及び曲げモーメントは極めて小さい。
（３） 実施例 以下、図面により本発明の一実施例について説明す
る。先ず第１図において、自動二輪車用パワーユニット
Ｕは、エンジン（動力源）Ｅ及び静油圧式無段変速機Ｔ
とからなっており、エンジンＥのクランク軸１及び無段
変速機Ｔは共通のケーシング４に収容されて支持され
る。無段変速機Ｔは、入力筒軸５及び出力軸15をクラン
ク軸１と平行に配置され、クランク軸１は１次減速装置
２を介して入力部材たる入力筒軸５を駆動し、出力部材
たる出力軸15は２次減速装置３を介して自動二輪車の図
示しない後輪を駆動するようになっている。１次及び２
次減速装置2,3は本発明の第１及び第２伝動装置にそれ
ぞれ対応する。
る。先ず第１図において、自動二輪車用パワーユニット
Ｕは、エンジン（動力源）Ｅ及び静油圧式無段変速機Ｔ
とからなっており、エンジンＥのクランク軸１及び無段
変速機Ｔは共通のケーシング４に収容されて支持され
る。無段変速機Ｔは、入力筒軸５及び出力軸15をクラン
ク軸１と平行に配置され、クランク軸１は１次減速装置
２を介して入力部材たる入力筒軸５を駆動し、出力部材
たる出力軸15は２次減速装置３を介して自動二輪車の図
示しない後輪を駆動するようになっている。１次及び２
次減速装置2,3は本発明の第１及び第２伝動装置にそれ
ぞれ対応する。
第１図及び第２図において、無段変速機Ｔは、定容量
型の斜板式油圧ポンプＰと、可変容量型の同じく斜板式
油圧モータＭからなっている。
型の斜板式油圧ポンプＰと、可変容量型の同じく斜板式
油圧モータＭからなっている。
油圧ポンプＰは、入力筒軸５と、この入力筒軸５の内
周壁にボールベアリング６を介して相対回転自在に嵌合
されるポンプシリンダ７と、このポンプシリンダ７にそ
の軸線を囲むように設けられた環状配列の多数且つ奇数
のシリンダ孔8,8…内を摺動するポンププランジャ9,9…
と、これらポンププランジャ9,9…の外端に前面を当接
させるポンプ斜板10と、このポンプ斜板10をポンプシリ
ンダ７の軸線と直交する仮想トラニオン軸線Ｏ1を中心
としてポンプシリンダ７の軸線に対して一定角度傾斜さ
せた状態に保持すべく該斜板10の背面をアンギュラコン
タクトベアリング11を介して支承するポンプ斜板ホルダ
12とから構成され、その斜板ホルダ12は入力筒軸５の内
壁に嵌着される。また入力筒軸５の外端には前記１次減
速装置２の被動歯車2b（被動部材）がトルクダンパを介
して付設される。
周壁にボールベアリング６を介して相対回転自在に嵌合
されるポンプシリンダ７と、このポンプシリンダ７にそ
の軸線を囲むように設けられた環状配列の多数且つ奇数
のシリンダ孔8,8…内を摺動するポンププランジャ9,9…
と、これらポンププランジャ9,9…の外端に前面を当接
させるポンプ斜板10と、このポンプ斜板10をポンプシリ
ンダ７の軸線と直交する仮想トラニオン軸線Ｏ1を中心
としてポンプシリンダ７の軸線に対して一定角度傾斜さ
せた状態に保持すべく該斜板10の背面をアンギュラコン
タクトベアリング11を介して支承するポンプ斜板ホルダ
12とから構成され、その斜板ホルダ12は入力筒軸５の内
壁に嵌着される。また入力筒軸５の外端には前記１次減
速装置２の被動歯車2b（被動部材）がトルクダンパを介
して付設される。
而して、ポンプ斜板10は、入力筒軸５の回転時、ポン
ププランジャ9,9…群に順次往復動を与えて吸入及び吐
出行程を繰返させることができる。
ププランジャ9,9…群に順次往復動を与えて吸入及び吐
出行程を繰返させることができる。
一方、油圧モータＭは、ポンプシリンダ７と同軸上で
その左方に配置されるモータシリンダ17と、このモータ
シリンダ17にその軸線を囲むように設けられた環状配列
の、前記シリンダ孔8,8…と同数のシリンダ18,18…内を
摺動するモータプランジャ19,19…と、これらモータプ
ランジャ19,19…の外端に前面を当接させるモータ斜板2
0と、このモータ斜板10の背面をテーパローラベアリン
グ21を介して支承するモータ斜板ホルダ22と、更にこの
モータ斜板ホルダ22の背面を支承するモータ斜板アンカ
23とから構成され、そのモータ斜板アンカ23はケーシン
グ４にボルト27で固着される。
その左方に配置されるモータシリンダ17と、このモータ
シリンダ17にその軸線を囲むように設けられた環状配列
の、前記シリンダ孔8,8…と同数のシリンダ18,18…内を
摺動するモータプランジャ19,19…と、これらモータプ
ランジャ19,19…の外端に前面を当接させるモータ斜板2
0と、このモータ斜板10の背面をテーパローラベアリン
グ21を介して支承するモータ斜板ホルダ22と、更にこの
モータ斜板ホルダ22の背面を支承するモータ斜板アンカ
23とから構成され、そのモータ斜板アンカ23はケーシン
グ４にボルト27で固着される。
各シリンダ孔18は前記シリンダ孔８より大径に形成さ
れ、これにより油圧モータＭの最大容量が油圧ポンプＰ
の容量よりも充分大きく設定され、大なる減速比が得ら
れるようになっている。
れ、これにより油圧モータＭの最大容量が油圧ポンプＰ
の容量よりも充分大きく設定され、大なる減速比が得ら
れるようになっている。
上記モータ斜板ホルダ22は、モータシリンダ17の軸線
と直交するトラニオン軸線Ｏ2上に配置される一対の半
円筒状トラニオン軸22a,22bを両端に一体に備え、両ト
ラニオン軸22a,22bはモータ斜板アンカ23に形成された
軸受孔23a及び軸受凹部23bにそれぞれ回転自在に嵌合さ
れる。また、モータ斜板ホルダ22及びモータ斜板アンカ
23の互いに当接する対向面ｆ1,f2は、モータシリンダ17
の軸線とトラニオン軸線Ｏ2との交点を中心とする球面
に形成される。したがって、モータ斜板ホルダ22は、モ
ータ斜板アンカ23から調心作用を受けつつトラニオン軸
線Ｏ2周りに回動することができる。
と直交するトラニオン軸線Ｏ2上に配置される一対の半
円筒状トラニオン軸22a,22bを両端に一体に備え、両ト
ラニオン軸22a,22bはモータ斜板アンカ23に形成された
軸受孔23a及び軸受凹部23bにそれぞれ回転自在に嵌合さ
れる。また、モータ斜板ホルダ22及びモータ斜板アンカ
23の互いに当接する対向面ｆ1,f2は、モータシリンダ17
の軸線とトラニオン軸線Ｏ2との交点を中心とする球面
に形成される。したがって、モータ斜板ホルダ22は、モ
ータ斜板アンカ23から調心作用を受けつつトラニオン軸
線Ｏ2周りに回動することができる。
モータ斜板アンカ23には、その右方へ延びる筒状のシ
リンダホルダ24が一体に連設されており、このシリンダ
ホルダ24によってモータシリンダ17の外周面がボールベ
アリング25を介して回転自在に支承される。
リンダホルダ24が一体に連設されており、このシリンダ
ホルダ24によってモータシリンダ17の外周面がボールベ
アリング25を介して回転自在に支承される。
第８図ないし第10図に示すように、一方のトラニオン
軸22aには作動レバー26が固着され、この作動レバー26
にボールナット機構28を介して正逆転可能の電動モータ
29が連結される。ボールナット機構28はねじ軸30と、こ
のねじ軸30に循環ボール31を介して螺合するナット32と
からなっており、ねじ軸30に電動モータ29の出力軸が連
結され、ナット32の外側面に突設された一対のフォーク
33,33に作動レバー26の先端がピン34を介して連接され
る。
軸22aには作動レバー26が固着され、この作動レバー26
にボールナット機構28を介して正逆転可能の電動モータ
29が連結される。ボールナット機構28はねじ軸30と、こ
のねじ軸30に循環ボール31を介して螺合するナット32と
からなっており、ねじ軸30に電動モータ29の出力軸が連
結され、ナット32の外側面に突設された一対のフォーク
33,33に作動レバー26の先端がピン34を介して連接され
る。
電動モータ29はシリンダホルダ24の外側面に突設され
たブラケット35に支持され、またねじ軸30はモータ斜板
アンカ23及びシリンダホルダ24の外側面に突設された一
対のブラケット36,37にボールベアリング38,39を介して
回転自在に支承される。
たブラケット35に支持され、またねじ軸30はモータ斜板
アンカ23及びシリンダホルダ24の外側面に突設された一
対のブラケット36,37にボールベアリング38,39を介して
回転自在に支承される。
而して、電動モータ29によりねじ軸30を正転させれ
ば、ナット32が第８図で左動し、作動レバー26を介して
モータ斜板ホルダ22をトラニオン軸線Ｏ2周りに回動
し、モータ斜板20を起立させることができ、これと反対
にねじ軸30を逆転させれば、ナット32が右動してモータ
斜板20を傾倒させることができる。そして、モータ斜板
20は、その傾斜状態でモータシリンダ17が回転したと
き、モータプランジャ19,19…群に順次往復動を与えて
膨脹行程及び収縮行程を繰返させることができる。
ば、ナット32が第８図で左動し、作動レバー26を介して
モータ斜板ホルダ22をトラニオン軸線Ｏ2周りに回動
し、モータ斜板20を起立させることができ、これと反対
にねじ軸30を逆転させれば、ナット32が右動してモータ
斜板20を傾倒させることができる。そして、モータ斜板
20は、その傾斜状態でモータシリンダ17が回転したと
き、モータプランジャ19,19…群に順次往復動を与えて
膨脹行程及び収縮行程を繰返させることができる。
再び第１図及び第２図においてポンプシリンダ７及び
モータシリンダ17は相互に一体に結合されてシリンダブ
ロックＢを構成し、このシリンダブロックＢと、その中
心部を貫通する前記出力軸15とがスプライン結合40され
る。
モータシリンダ17は相互に一体に結合されてシリンダブ
ロックＢを構成し、このシリンダブロックＢと、その中
心部を貫通する前記出力軸15とがスプライン結合40され
る。
この出力軸15には、前記１次減速装置２の被動歯車2b
（被動部材）に軸方向で隣接して、２次減速装置３の駆
動歯車3a（駆動部材）が一体に形成される。そして１次
減速装置２における駆動歯車2a及び被動歯車2bの噛合部
と、２次減速装置３における駆動歯車3a及び被動歯車3b
の噛合部は、出力軸15の軸線を挟んで反対側に配置され
る。
（被動部材）に軸方向で隣接して、２次減速装置３の駆
動歯車3a（駆動部材）が一体に形成される。そして１次
減速装置２における駆動歯車2a及び被動歯車2bの噛合部
と、２次減速装置３における駆動歯車3a及び被動歯車3b
の噛合部は、出力軸15の軸線を挟んで反対側に配置され
る。
出力軸15の左端部は前記モータ斜板アンカ23にテーパ
ローラベアリング41を介して支承され、このベアリング
41のインナレースを支持するベアリングホルダ42がコッ
タ43により出力軸15に固定される。
ローラベアリング41を介して支承され、このベアリング
41のインナレースを支持するベアリングホルダ42がコッ
タ43により出力軸15に固定される。
また出力軸15の右端部は、駆動歯車3aを挟んで並ぶボ
ールベアリング44及びテーパローラベアリング45を介し
てケーシング４に支承されると共に入力筒軸５を支承す
る。
ールベアリング44及びテーパローラベアリング45を介し
てケーシング４に支承されると共に入力筒軸５を支承す
る。
ポンプ斜板10をポンプシリンダ７と同期的に回転させ
るために、ポンプ斜板10には、対応するポンププランジ
ャ９の球状端部9aが係合する球状凹部10aが形成され
る。
るために、ポンプ斜板10には、対応するポンププランジ
ャ９の球状端部9aが係合する球状凹部10aが形成され
る。
また、モータ斜体20をモータシリンダ17と同期的に回
転させるために、モータ斜板20には、対応するモータプ
ランジャ19の球状端部19aが係合する球状凹部20aが形成
される。
転させるために、モータ斜板20には、対応するモータプ
ランジャ19の球状端部19aが係合する球状凹部20aが形成
される。
前記球状凹部10a,20aは、いずれも対応する前記球状
端部9a,19aの半径より大なる半径をもって形成されてい
て、如何なる位置においても球状端部9a,19aとの係合状
態が確保されるようになっている。
端部9a,19aの半径より大なる半径をもって形成されてい
て、如何なる位置においても球状端部9a,19aとの係合状
態が確保されるようになっている。
また前記ポンプシリンダ７及びモータシリンダ17の外
周面には、第11図に示すように、それぞれのシリンダ孔
8,8…;18,18…間に凹入する重量軽減のための多数の溝4
6,47が形成される。
周面には、第11図に示すように、それぞれのシリンダ孔
8,8…;18,18…間に凹入する重量軽減のための多数の溝4
6,47が形成される。
第１図，第２図及び第５図において、シリンダブロッ
クＢには、ポンプシリンダ７のシリンダ孔8,8…群とモ
ータシリンダ17のシリンダ孔18,18…群との間におい
て、出力軸15を中心にして同心に並ぶ環状の内側油路52
及び外側油路53と、両油路52,53間の環状隔壁及び外側
油路53の外周壁を放射状に貫通する、シリンダ孔8,8…
及び18,18…とそれぞれ同数の第１弁孔54,54…及び第２
弁孔55,55…と、相隣るシリンダ孔8,8…及び第１弁孔5
4,54…を相互に連通するポンプポートa,a…と、相隣る
シリンダ孔18,18…及び第２弁孔55,55…を相互に連通す
る多数のモータポートb,b…とが設けられる。
クＢには、ポンプシリンダ７のシリンダ孔8,8…群とモ
ータシリンダ17のシリンダ孔18,18…群との間におい
て、出力軸15を中心にして同心に並ぶ環状の内側油路52
及び外側油路53と、両油路52,53間の環状隔壁及び外側
油路53の外周壁を放射状に貫通する、シリンダ孔8,8…
及び18,18…とそれぞれ同数の第１弁孔54,54…及び第２
弁孔55,55…と、相隣るシリンダ孔8,8…及び第１弁孔5
4,54…を相互に連通するポンプポートa,a…と、相隣る
シリンダ孔18,18…及び第２弁孔55,55…を相互に連通す
る多数のモータポートb,b…とが設けられる。
前記内側油路52は、シリンダブロックＢの内周面に環
状溝として形成され、その開放面は出力軸15の外周面に
より閉じられる。
状溝として形成され、その開放面は出力軸15の外周面に
より閉じられる。
前記第１弁孔54,54…にはスプール型の第１分配弁56,
56…が、また前記第２弁孔55,55…には同じくスプール
型の第２分配弁57,57…がそれぞれ摺合される。そし
て、第１分配弁56,56…の外端にはそれぞれを囲む第１
偏心輪58が、また第２分配弁57,57…の外端にはそれら
を囲む第２偏心輪59がそれぞれボールベアリング60,61
を介して係合され、それらの係合を強制するために、第
１分配弁56,56…の外端部は第１偏心輪58と同心関係の
第１強制輪62により相互に連結され、また第２分配弁5
7,57…の外端部は第２偏心輪59と同心関係の第２強制輪
63により相互に連結される。
56…が、また前記第２弁孔55,55…には同じくスプール
型の第２分配弁57,57…がそれぞれ摺合される。そし
て、第１分配弁56,56…の外端にはそれぞれを囲む第１
偏心輪58が、また第２分配弁57,57…の外端にはそれら
を囲む第２偏心輪59がそれぞれボールベアリング60,61
を介して係合され、それらの係合を強制するために、第
１分配弁56,56…の外端部は第１偏心輪58と同心関係の
第１強制輪62により相互に連結され、また第２分配弁5
7,57…の外端部は第２偏心輪59と同心関係の第２強制輪
63により相互に連結される。
第１偏心輪58は、第３図に示すように、クラッチオン
位置ｎとクラッチオフ位置ｆとの間を揺動し得るよう、
出力軸15と平行な枢軸64を介して入力筒軸５の内端に連
結される。そして、この第１偏心輪58は、クラッチオン
位置ｎでは、トラニオン軸線Ｏ2に沿って出力軸15の中
心から所定距離ε1偏心した位置を占め、またクラッチ
オフ位置ｆでは出力軸15の中心から上記偏心量ε1より
も大なる距離ε2偏心した位置を占めるもので、そのク
ラッチオフ位置ｆは、第１偏心輪58の内周縁が入力筒軸
５の内端面に突設された第１ストッパ65に当接すること
により、またクラッチオン位置ｎは、第１偏心輪58の内
向き突起67が入力筒軸５の内端面に第１ストッパ65と反
対側で突設された第２ストッパ66に当接することにより
それぞれ規制される。
位置ｎとクラッチオフ位置ｆとの間を揺動し得るよう、
出力軸15と平行な枢軸64を介して入力筒軸５の内端に連
結される。そして、この第１偏心輪58は、クラッチオン
位置ｎでは、トラニオン軸線Ｏ2に沿って出力軸15の中
心から所定距離ε1偏心した位置を占め、またクラッチ
オフ位置ｆでは出力軸15の中心から上記偏心量ε1より
も大なる距離ε2偏心した位置を占めるもので、そのク
ラッチオフ位置ｆは、第１偏心輪58の内周縁が入力筒軸
５の内端面に突設された第１ストッパ65に当接すること
により、またクラッチオン位置ｎは、第１偏心輪58の内
向き突起67が入力筒軸５の内端面に第１ストッパ65と反
対側で突設された第２ストッパ66に当接することにより
それぞれ規制される。
また、第１偏心輪58及び入力筒軸５には、枢軸64と反
対側で互いに周方向に対向するばね受片68,69が突設さ
れ、これらの間にクラッチばね70が縮設され、そのばね
力により第１偏心輪58はクラッチオフ位置ｆの方向へ付
勢される。
対側で互いに周方向に対向するばね受片68,69が突設さ
れ、これらの間にクラッチばね70が縮設され、そのばね
力により第１偏心輪58はクラッチオフ位置ｆの方向へ付
勢される。
さらに、第１偏心輪58には、その回転時クラッチオン
位置ｎの方向へ遠心力を発揮する重錘71が一体に形成さ
れる。
位置ｎの方向へ遠心力を発揮する重錘71が一体に形成さ
れる。
さらにまた、第１偏心輪58には、クラッチばね70の外
れ止めのために、該ばね70を覆う庇72が上記ばね受片68
に連ねて形成される。
れ止めのために、該ばね70を覆う庇72が上記ばね受片68
に連ねて形成される。
さらにまた、第１偏心輪58及び入力筒輪５には、第１
偏心輪58の枢軸64周りの揺動経路を規制すべく互いに摺
動自在に係合する案内溝73及び案内突起74が枢軸64と反
対側にそれぞれ設けられる（第３図及び第４図参照）。
偏心輪58の枢軸64周りの揺動経路を規制すべく互いに摺
動自在に係合する案内溝73及び案内突起74が枢軸64と反
対側にそれぞれ設けられる（第３図及び第４図参照）。
而して、第５図に示すように、第１偏心輪58がクラッ
チオン位置ｎを占めるとき、入力筒軸５とポンプシリン
ダ７間に相対回転が生じると、各第１分配弁56は、第１
偏心輪58により第１弁孔54において偏心量ε1の２倍の
距離をストロークとしてポンプシリンダ７の半径方向内
方位置及び外方位置間を往復動される。そして、油圧ポ
ンプＰの吐出領域Ｄでは、第１分配弁56は前記内方位置
側を移動して、対応するポンプポートａを外側油路53に
連通すると共に内側油路52と不通にする。また吸入領域
Ｓでは、第１分配弁56は前記外方位置側を移動して、対
応するポンプポートａを内側油路52に連通すると共に外
側油路53と不通にする。
チオン位置ｎを占めるとき、入力筒軸５とポンプシリン
ダ７間に相対回転が生じると、各第１分配弁56は、第１
偏心輪58により第１弁孔54において偏心量ε1の２倍の
距離をストロークとしてポンプシリンダ７の半径方向内
方位置及び外方位置間を往復動される。そして、油圧ポ
ンプＰの吐出領域Ｄでは、第１分配弁56は前記内方位置
側を移動して、対応するポンプポートａを外側油路53に
連通すると共に内側油路52と不通にする。また吸入領域
Ｓでは、第１分配弁56は前記外方位置側を移動して、対
応するポンプポートａを内側油路52に連通すると共に外
側油路53と不通にする。
また、第１偏心輪58がクラッチオフ位置ｆを占めると
き（第６図参照）、入力筒軸５とポンプシリンダ７間に
相対回転が生じると、各第１分配弁56は、第１偏心輪58
により、第１弁孔54において偏心量ε2の２倍の距離を
ストロークとしてポンプシリンダ７の半径方向内方位置
及び外方位置間を往復動され、その内方及び外方位置で
第１分配弁56は内側及び外側油路52,53間を直接連通さ
せる。
き（第６図参照）、入力筒軸５とポンプシリンダ７間に
相対回転が生じると、各第１分配弁56は、第１偏心輪58
により、第１弁孔54において偏心量ε2の２倍の距離を
ストロークとしてポンプシリンダ７の半径方向内方位置
及び外方位置間を往復動され、その内方及び外方位置で
第１分配弁56は内側及び外側油路52,53間を直接連通さ
せる。
一方、第２偏心輪59は、第７図に示すように、トラニ
オン軸線Ｏ2に沿って出力軸15の中心から所定距離ε3偏
心した位置を占めるように前記シリンダホルダ24に一体
に結合される。
オン軸線Ｏ2に沿って出力軸15の中心から所定距離ε3偏
心した位置を占めるように前記シリンダホルダ24に一体
に結合される。
而して、モータシリンダ17が回転すると、各第２分配
弁57は、第２偏心輪59により、第２弁孔55において偏心
量ε3の２倍の距離をストロークとしてモータシリンダ1
7の半径方向内方位置及び外方位置間を往復動される。
そして、油圧モータＭの膨脹領域Exでは、第２分配弁57
は前記内方位置側を移動して、対応するモータモータポ
ートｂを外側油路53に連通すると共に内側油路52と不通
にする。また収縮領域Shでは、第２分配弁57は前記外方
位置側を移動して、対応するモータポートｂを内側油路
52に連通すると共に外側油路53と不通にする。
弁57は、第２偏心輪59により、第２弁孔55において偏心
量ε3の２倍の距離をストロークとしてモータシリンダ1
7の半径方向内方位置及び外方位置間を往復動される。
そして、油圧モータＭの膨脹領域Exでは、第２分配弁57
は前記内方位置側を移動して、対応するモータモータポ
ートｂを外側油路53に連通すると共に内側油路52と不通
にする。また収縮領域Shでは、第２分配弁57は前記外方
位置側を移動して、対応するモータポートｂを内側油路
52に連通すると共に外側油路53と不通にする。
上記構成において、エンジンＥから１次減速装置２を
介して油圧ポンプＰの入力筒軸５が駆動され、ポンプ斜
板10によりポンププランジャ9,9…に吐出及び吸入行程
が交互に与えられると、各ポンププランジャ９は、吐出
領域Ｄを通過する間、シリンダ孔８から外側油路53に作
動油を圧送し、また吸入領域Ｓを通過する間、内側油路
52からシリンダ孔８に作動油を吸入する。
介して油圧ポンプＰの入力筒軸５が駆動され、ポンプ斜
板10によりポンププランジャ9,9…に吐出及び吸入行程
が交互に与えられると、各ポンププランジャ９は、吐出
領域Ｄを通過する間、シリンダ孔８から外側油路53に作
動油を圧送し、また吸入領域Ｓを通過する間、内側油路
52からシリンダ孔８に作動油を吸入する。
ところで、エンジンＥのアイドリング状態では、入力
筒軸５の回転速度が低く、この入力筒軸５と共に回転す
る第１偏心輪58の重錘71が発揮する遠心力が弱いため、
第１偏心輪58はクラッチばね70によりクラッチオフ位置
ｆに保持される。したがって、前述のように第１分配弁
56が内側及び外側油路52,53間を直接連通するので、吸
入行程のポンププランジャ９を収容するシリンダ孔８
と、吐出行程のポンププランジャ９を収容するシリンダ
孔８とが内側及び外側油路52,53を介して短絡状態とな
り、油圧モータＭへの油圧伝動は行われない。
筒軸５の回転速度が低く、この入力筒軸５と共に回転す
る第１偏心輪58の重錘71が発揮する遠心力が弱いため、
第１偏心輪58はクラッチばね70によりクラッチオフ位置
ｆに保持される。したがって、前述のように第１分配弁
56が内側及び外側油路52,53間を直接連通するので、吸
入行程のポンププランジャ９を収容するシリンダ孔８
と、吐出行程のポンププランジャ９を収容するシリンダ
孔８とが内側及び外側油路52,53を介して短絡状態とな
り、油圧モータＭへの油圧伝動は行われない。
エンジンＥの回転上昇、したがって入力筒軸５の回転
上昇に伴い重錘71の遠心力が増加し、その遠心力がクラ
ッチばね70のセット荷重を超えると第１偏心輪58がクラ
ッチオン位置ｎに向って、枢軸64周りに移動していく。
上昇に伴い重錘71の遠心力が増加し、その遠心力がクラ
ッチばね70のセット荷重を超えると第１偏心輪58がクラ
ッチオン位置ｎに向って、枢軸64周りに移動していく。
第１偏心輪58がクラッチオン位置ｎに達すると、前述
のように、第１分配弁56が吸入領域Ｓでポンプポートａ
を内側油路52に連通すると共に外側油路53と不通にし、
吐出領域Ｄでポンプポートａを外側油路53に連通すると
共に内側油路52と不通にするので、吐出行程のポンププ
ランジャ９により外側油路53へ圧送された作動油は油圧
モータＭの膨脹領域Exに存するモータプランジャ19のシ
リンダ孔18に供給される一方、収縮領域Shに存するモー
タプランジャ19によりそのシリンダ孔18から内側油路52
へ作動油が排出される。
のように、第１分配弁56が吸入領域Ｓでポンプポートａ
を内側油路52に連通すると共に外側油路53と不通にし、
吐出領域Ｄでポンプポートａを外側油路53に連通すると
共に内側油路52と不通にするので、吐出行程のポンププ
ランジャ９により外側油路53へ圧送された作動油は油圧
モータＭの膨脹領域Exに存するモータプランジャ19のシ
リンダ孔18に供給される一方、収縮領域Shに存するモー
タプランジャ19によりそのシリンダ孔18から内側油路52
へ作動油が排出される。
この間に、ポンプシリンダ７が吐出行程のポンププラ
ンジャ９を介してポンプ斜板10から受ける反動トルク
と、モータシリンダ17が膨脹行程のモータプランジャ19
を介してモータ斜板20から受ける反動トルクとの和によ
って、シリンダブロックＢは回転され、その回転トルク
は出力軸15から２次減速装置３で伝達される。
ンジャ９を介してポンプ斜板10から受ける反動トルク
と、モータシリンダ17が膨脹行程のモータプランジャ19
を介してモータ斜板20から受ける反動トルクとの和によ
って、シリンダブロックＢは回転され、その回転トルク
は出力軸15から２次減速装置３で伝達される。
第１偏心輪58がクラッチオフ位置ｆ及びクラッチオン
位置ｎの間を通過する間は、油圧ポンプＰから吐出され
る作動油の一部が吸入側に短絡し、その余りが油圧モー
タＭへ供給されるので、油圧ポンプＰから油圧モータＭ
への油圧伝動を適度に抑えた半クラッチ状態となる。か
くして、エンジンＥの回転上昇に応じて油圧ポンプＰか
ら油圧モータＭへの油圧伝動が自動的に開始され、車両
はスムーズに発進する。
位置ｎの間を通過する間は、油圧ポンプＰから吐出され
る作動油の一部が吸入側に短絡し、その余りが油圧モー
タＭへ供給されるので、油圧ポンプＰから油圧モータＭ
への油圧伝動を適度に抑えた半クラッチ状態となる。か
くして、エンジンＥの回転上昇に応じて油圧ポンプＰか
ら油圧モータＭへの油圧伝動が自動的に開始され、車両
はスムーズに発進する。
入力筒軸５に対する出力軸31の変速比は次式によって
求めることができる。
求めることができる。
したがって、油圧モータＭの容量を零から或る値に変
えれば、変速比を１から或る必要な値まで変えることが
できる。しかも、その油圧モータＭの容量はモータプラ
ンジャ19のストロークにより決定されるので、モータ斜
板20の直立位置から或る傾斜位置まで傾動させることに
より変速比を１から或る値まで無段階に制御することが
できる。
えれば、変速比を１から或る必要な値まで変えることが
できる。しかも、その油圧モータＭの容量はモータプラ
ンジャ19のストロークにより決定されるので、モータ斜
板20の直立位置から或る傾斜位置まで傾動させることに
より変速比を１から或る値まで無段階に制御することが
できる。
変速機Ｔの作動中、ポンプ斜板10はポンププランジャ
9,9…群から、またモータ斜板20はモータプランジャ19,
19…群からそれぞれ反対方向のスラスト荷重を受ける
が、ポンプ斜板10が受けるスラスト荷重はアンギュラコ
ンタクトベアリング11、ポンプ斜板ホルダ12、入力筒軸
５、テーパローラベアリング45及び駆動歯車3aを介して
出力軸15に支承され、またモータ斜板20が受けるスラス
ト荷重はテーパローラベアリング21、モータ斜板ホルダ
22、モータ斜板アンカ23、テーパローラベアリング41、
ベアリングホルダ42及びコック43を介して出力軸15に支
承される。したがって、上記スラスト荷重は、出力軸15
に引張応力を生じさせるだけで、該軸15を支持するケー
シング４には全く作用しない。
9,9…群から、またモータ斜板20はモータプランジャ19,
19…群からそれぞれ反対方向のスラスト荷重を受ける
が、ポンプ斜板10が受けるスラスト荷重はアンギュラコ
ンタクトベアリング11、ポンプ斜板ホルダ12、入力筒軸
５、テーパローラベアリング45及び駆動歯車3aを介して
出力軸15に支承され、またモータ斜板20が受けるスラス
ト荷重はテーパローラベアリング21、モータ斜板ホルダ
22、モータ斜板アンカ23、テーパローラベアリング41、
ベアリングホルダ42及びコック43を介して出力軸15に支
承される。したがって、上記スラスト荷重は、出力軸15
に引張応力を生じさせるだけで、該軸15を支持するケー
シング４には全く作用しない。
この場合、モータ斜板ホルダ22は、前面でモータ斜板
20をテーパローラベアリング21を介して支承すると共
に、背面をモータ斜板アンカ23に支承されるので、モー
タプランジャ19,19…群からモータ斜板20を介してスラ
スト荷重を受けても撓みを生じることがない。しかも、
モータ斜板ホルダ22及びモータ斜板アンカ23は、モータ
シリンダ17の軸線とトラニオン軸線Ｏ2との交点を中心
とする球面ｆ1,f2を対向させているので、これら球面の
相互作用によりモータ斜板ホルダ22は調心機能を発揮す
る。その結果、モータ斜板ホルダ22は、トラニオン軸線
Ｏ2周りにスムーズに回動し得、モータ斜板20の傾斜角
度を容易に制御することができる。その際、モータ斜板
ホルダ22のトラニオン軸22a及び22bとモータ斜板アンカ
23の軸受孔23a及び軸受凹部23bとの係合により、モータ
斜板ホルダ22のトラニオン軸線Ｏ2以外の軸線周りの回
転は阻止される。
20をテーパローラベアリング21を介して支承すると共
に、背面をモータ斜板アンカ23に支承されるので、モー
タプランジャ19,19…群からモータ斜板20を介してスラ
スト荷重を受けても撓みを生じることがない。しかも、
モータ斜板ホルダ22及びモータ斜板アンカ23は、モータ
シリンダ17の軸線とトラニオン軸線Ｏ2との交点を中心
とする球面ｆ1,f2を対向させているので、これら球面の
相互作用によりモータ斜板ホルダ22は調心機能を発揮す
る。その結果、モータ斜板ホルダ22は、トラニオン軸線
Ｏ2周りにスムーズに回動し得、モータ斜板20の傾斜角
度を容易に制御することができる。その際、モータ斜板
ホルダ22のトラニオン軸22a及び22bとモータ斜板アンカ
23の軸受孔23a及び軸受凹部23bとの係合により、モータ
斜板ホルダ22のトラニオン軸線Ｏ2以外の軸線周りの回
転は阻止される。
また凹状球面ｆ2を持つモータ斜板アンカ23は、中心
部から周縁に向って肉厚となり、高い剛性を有するの
で、モータ斜板ホルダ22及びテーパローラベアリング21
からの大なる負荷に充分耐えることができる。
部から周縁に向って肉厚となり、高い剛性を有するの
で、モータ斜板ホルダ22及びテーパローラベアリング21
からの大なる負荷に充分耐えることができる。
更に、同心配置の入力筒軸５及び出力軸15にそれぞれ
設けられた被動歯車2b及び駆動歯車3aは軸方向に隣接し
て配置され、しかも被動歯車2bに噛合する駆動歯車2a
と、駆動歯車3aに噛合する被動歯車3bとは出力軸15の軸
線を挟んで互いに反対側に配置されるので、伝動中、相
手歯車2a,3bから被動歯車2b及び駆動歯車3aにそれぞれ
大なるラジアル荷重が加わっても、両荷重の方向は互い
に反対であり、しかも両荷重の作用点間隔が極めて小さ
いことから、両荷重に起因して出力軸15に加わる曲げモ
ーメント及び揺動モーメントは極めて小さい。その結
果、出力軸15の両端部を支承するベアリング41,44の負
荷を小さくしてその延命を図ることができる。
設けられた被動歯車2b及び駆動歯車3aは軸方向に隣接し
て配置され、しかも被動歯車2bに噛合する駆動歯車2a
と、駆動歯車3aに噛合する被動歯車3bとは出力軸15の軸
線を挟んで互いに反対側に配置されるので、伝動中、相
手歯車2a,3bから被動歯車2b及び駆動歯車3aにそれぞれ
大なるラジアル荷重が加わっても、両荷重の方向は互い
に反対であり、しかも両荷重の作用点間隔が極めて小さ
いことから、両荷重に起因して出力軸15に加わる曲げモ
ーメント及び揺動モーメントは極めて小さい。その結
果、出力軸15の両端部を支承するベアリング41,44の負
荷を小さくしてその延命を図ることができる。
再び第１図、第２図及び第５図において、出力軸15の
中心部には一端を閉塞した中心油路80が穿設され、この
油路80には補給ポンプ81から１次及び２次オイルフィル
タ82,83を通して作動油が供給されるようになってい
る。補給ポンプ81はクランク軸１から図示しない伝動装
置を介して駆動され、ケーシング４の底部に設けられる
油溜84の油を吸入する。１次オイルフィルタ82は中心油
路80の入口に対向してケーシング４の右側壁に装着さ
れ、２次オイルフィルタ83は中心油路80にその入口から
中央部にかけて装着される。
中心部には一端を閉塞した中心油路80が穿設され、この
油路80には補給ポンプ81から１次及び２次オイルフィル
タ82,83を通して作動油が供給されるようになってい
る。補給ポンプ81はクランク軸１から図示しない伝動装
置を介して駆動され、ケーシング４の底部に設けられる
油溜84の油を吸入する。１次オイルフィルタ82は中心油
路80の入口に対向してケーシング４の右側壁に装着さ
れ、２次オイルフィルタ83は中心油路80にその入口から
中央部にかけて装着される。
出力軸15の中央部には、２次オイルフィルタ83の内端
に隣接する弁筒85が中心油路80を横切って両端を内側油
路52に臨ませるように嵌装される。この弁筒85は、第５
図に明示するように、中心油路80に開口する十字状の横
孔86と、この横孔86を挟んで対向し且つ横孔86を前記内
側油路52に連通する一対の弁室87,87とを有し、各弁室8
7には内側油路52から中心油路80への油の逆流を阻止す
る第１逆止弁88が収容される。
に隣接する弁筒85が中心油路80を横切って両端を内側油
路52に臨ませるように嵌装される。この弁筒85は、第５
図に明示するように、中心油路80に開口する十字状の横
孔86と、この横孔86を挟んで対向し且つ横孔86を前記内
側油路52に連通する一対の弁室87,87とを有し、各弁室8
7には内側油路52から中心油路80への油の逆流を阻止す
る第１逆止弁88が収容される。
弁筒85の両端面にはシリンダブロックＢの内周面を微
小間隙を存して対向させ（第１図参照）、これにより弁
筒85の出力軸15からの抜出しを防止している。
小間隙を存して対向させ（第１図参照）、これにより弁
筒85の出力軸15からの抜出しを防止している。
また、出力軸15及びシリンダブロックＢには、弁筒85
より上流側の中心油路80と前記外側油路53とを結ぶ一連
の補給油路90が設けられ、この補給油路90の途中には、
外側油路53から中心油路80への油の逆流を阻止する第２
逆止弁91が介装される。
より上流側の中心油路80と前記外側油路53とを結ぶ一連
の補給油路90が設けられ、この補給油路90の途中には、
外側油路53から中心油路80への油の逆流を阻止する第２
逆止弁91が介装される。
而して、油圧ポンプＰから油圧モータＭを油圧駆動す
る通常の負荷運転中に、両者間の油圧閉回路からの漏油
により、低圧側の内側油路52の圧力が中心油路80の圧力
よりも低下すると、第１逆止弁88,88が開いて中心油路8
0から内側油路52に作動油が補給される。一方、このと
き、高圧側の外側油路53の作動油は第２逆止弁91により
中心油路80への流出を阻止される。
る通常の負荷運転中に、両者間の油圧閉回路からの漏油
により、低圧側の内側油路52の圧力が中心油路80の圧力
よりも低下すると、第１逆止弁88,88が開いて中心油路8
0から内側油路52に作動油が補給される。一方、このと
き、高圧側の外側油路53の作動油は第２逆止弁91により
中心油路80への流出を阻止される。
また、逆負荷運転時、即ちエンジンブレーキ時には、
油圧モータＭがポンプ作用を行い、油圧ポンプＰがモー
タ作用を行うようになり、したがって外側油路53が低圧
に、内側油路52が高圧に変わるので、漏油により外側油
路53の圧力が中心油路80の圧力により低下すれば、第２
逆止弁91が開いて中心油路80から外側油路53へ作動油が
補給され、内側油路52から中心油路80への作動油の流出
は第１逆止弁88,88により阻止される。
油圧モータＭがポンプ作用を行い、油圧ポンプＰがモー
タ作用を行うようになり、したがって外側油路53が低圧
に、内側油路52が高圧に変わるので、漏油により外側油
路53の圧力が中心油路80の圧力により低下すれば、第２
逆止弁91が開いて中心油路80から外側油路53へ作動油が
補給され、内側油路52から中心油路80への作動油の流出
は第１逆止弁88,88により阻止される。
C.発明の効果 以上のように本発明によれば、第１伝動装置の、前記
入力部材に設けられる被動部材と、第２伝動装置の、前
記出力部材に設けられる駆動部材とを無段変速機の一端
側で互いに軸方向に近接して配置したので、第１及び第
２伝動装置の入力部材及び出力部材に対するラジアル荷
重の作用点を互いに近接させて、それらに起因する無段
変速機の揺動モーメント及び曲げモーメントを小さくす
ることができ、したがって無段変速機を支持する軸受の
延命に大いに寄与することができる。
入力部材に設けられる被動部材と、第２伝動装置の、前
記出力部材に設けられる駆動部材とを無段変速機の一端
側で互いに軸方向に近接して配置したので、第１及び第
２伝動装置の入力部材及び出力部材に対するラジアル荷
重の作用点を互いに近接させて、それらに起因する無段
変速機の揺動モーメント及び曲げモーメントを小さくす
ることができ、したがって無段変速機を支持する軸受の
延命に大いに寄与することができる。
図面は本発明の一実施例を示すもので、第１図は自動二
輪車の動力伝達系に介装した本発明静油圧式無段変速機
を備えた自動二輪車用パワーユニットの縦断平面図、第
２図及び第３図は第１図のII-II線及びIII-III線断面
図、第４図は第３図のIV-IV線断面図、第５図は第２図
のＶ−Ｖ線断面図（偏心輪のクラッチオン位置を示
す）、第６図は偏心輪のクラッチオフ位置で示す第５図
と同様の断面図、第７図は第２図のVII-VII線断面図、
第８図は第２図のVIII矢視図、第９図は第８図のIX-IX
線断面図、第10図はモータ斜板ホルダ周辺部の分解斜視
図、第11図はシリンダブロックの斜視図である。 Ｍ……動力源としてのエンジン、Ｐ……油圧ポンプ、Ｔ
……無段変速機、２……第１伝動装置としての１次減速
装置、2a……被動部材としての被動歯車、３……第２伝
動装置としての２次減速装置、3a……駆動部材としての
駆動歯車、５……入力部材としての入力筒軸、７……ポ
ンプシリンダ、９……ポンププランジャ、10……ポンプ
斜板、15……出力部材としての出力軸、17……モータシ
リンダ、19……モータプランジャ、20……モータ斜板、
41,44……軸受としてのテーパローラベアリング及びボ
ールベアリング
輪車の動力伝達系に介装した本発明静油圧式無段変速機
を備えた自動二輪車用パワーユニットの縦断平面図、第
２図及び第３図は第１図のII-II線及びIII-III線断面
図、第４図は第３図のIV-IV線断面図、第５図は第２図
のＶ−Ｖ線断面図（偏心輪のクラッチオン位置を示
す）、第６図は偏心輪のクラッチオフ位置で示す第５図
と同様の断面図、第７図は第２図のVII-VII線断面図、
第８図は第２図のVIII矢視図、第９図は第８図のIX-IX
線断面図、第10図はモータ斜板ホルダ周辺部の分解斜視
図、第11図はシリンダブロックの斜視図である。 Ｍ……動力源としてのエンジン、Ｐ……油圧ポンプ、Ｔ
……無段変速機、２……第１伝動装置としての１次減速
装置、2a……被動部材としての被動歯車、３……第２伝
動装置としての２次減速装置、3a……駆動部材としての
駆動歯車、５……入力部材としての入力筒軸、７……ポ
ンプシリンダ、９……ポンププランジャ、10……ポンプ
斜板、15……出力部材としての出力軸、17……モータシ
リンダ、19……モータプランジャ、20……モータ斜板、
41,44……軸受としてのテーパローラベアリング及びボ
ールベアリング
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 北條 敦雄 埼玉県和光市中央１丁目４番１号 株式 会社本田技術研究所内 (56)参考文献 特開 昭62−72955（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−224769（ＪＰ，Ａ) 特開 昭55−2883（ＪＰ，Ａ)
Claims (1)
- 【請求項１】斜板式油圧ポンプのポンプシリンダ及び斜
板式油圧モータのモータシリンダを互いに同軸上で一体
的に結合して静油圧式無段変速機を構成し、この無段変
速機の両端部を軸受に回転自在に支承し、動力源に連な
る第１伝動装置を油圧ポンプの入力部材に無段変速機の
半径方向一側方から接続し、また負荷に連なる第２伝動
装置を油圧モータの出力部材に無段変速機の半径方向他
側方から接続してなる動力伝達装置において、第１伝動
装置の、前記入力部材に設けられる被動部材と、第２伝
動装置の、前記出力部材に設けられる駆動部材とを無段
変速機の一端側で互いに軸方向に近接して配置したこと
を特徴とする、動力伝達装置。
Priority Applications (5)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63035487A JP2696520B2 (ja) | 1988-02-18 | 1988-02-18 | 動力伝達装置 |
| DE3904945A DE3904945A1 (de) | 1988-02-18 | 1989-02-17 | Hydrostatisches kontinuierlich variables getriebe |
| US07/312,551 US5038634A (en) | 1988-02-18 | 1989-02-17 | Power transmission system |
| DE3904944A DE3904944C2 (de) | 1988-02-18 | 1989-02-17 | Hydrostatisches Getriebe |
| US07/312,952 US4938024A (en) | 1988-02-18 | 1989-02-17 | Hydrostatic continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63035487A JP2696520B2 (ja) | 1988-02-18 | 1988-02-18 | 動力伝達装置 |
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| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH01210657A JPH01210657A (ja) | 1989-08-24 |
| JP2696520B2 true JP2696520B2 (ja) | 1998-01-14 |
Family
ID=12443106
Family Applications (1)
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|---|---|---|---|
| JP63035487A Expired - Fee Related JP2696520B2 (ja) | 1988-02-18 | 1988-02-18 | 動力伝達装置 |
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| JP3986584B2 (ja) * | 1996-05-14 | 2007-10-03 | 本田技研工業株式会社 | 静油圧式無段変速機 |
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| AT408898B (de) * | 1998-04-27 | 2002-03-25 | Joerg Thurner | Axialkolbenverstellmaschine |
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| JP2001071771A (ja) * | 1999-09-03 | 2001-03-21 | Honda Motor Co Ltd | 内燃機関のパワーユニット |
| JP4510998B2 (ja) * | 2000-07-17 | 2010-07-28 | ヤンマー株式会社 | 油圧装置 |
| JP3962348B2 (ja) * | 2003-03-31 | 2007-08-22 | 本田技研工業株式会社 | 斜板プランジャ式油圧ユニットの斜板サーボ装置 |
| JP4124716B2 (ja) * | 2003-09-29 | 2008-07-23 | カヤバ工業株式会社 | 斜板型液圧ポンプ・モータ |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| FR42422E (fr) * | 1932-10-06 | 1933-07-19 | Appareil de changement de vitesse hydraulique continu et automatique | |
| US2453128A (en) * | 1945-02-10 | 1948-11-09 | Richard W Hautzenroeder | Transmission |
| US2869397A (en) * | 1955-04-04 | 1959-01-20 | Austin Motor Co Ltd | Hydro-mechanical variable speed transmission gearing |
| US3075472A (en) * | 1957-03-08 | 1963-01-29 | Air Equipement | Variable-flow pumps of the drum piston type |
| US3023579A (en) * | 1960-04-28 | 1962-03-06 | Ford Motor Co | Fluid pressure system |
| US3212358A (en) * | 1962-01-16 | 1965-10-19 | Lalio George M De | Continuously variable power transmission |
| US3364679A (en) * | 1965-10-21 | 1968-01-23 | Chrysler Corp | Hydrostatic transmission |
| US3416312A (en) * | 1966-12-27 | 1968-12-17 | Int Harvester Co | Force compensating means for axial piston machines |
| CH473997A (de) * | 1967-01-06 | 1969-06-15 | Ustav Pro Vyzkum Motorovych Vo | Hydrostatische Übersetzungseinrichtung mit kontinuierlich veränderlichem Übersetzungsverhältnis und mit hydraulischer Leistungsspeicherung |
| US3535984A (en) * | 1968-03-28 | 1970-10-27 | Trans Wheel Inc | Axial piston pump-motor system |
| DE2306053A1 (de) * | 1973-02-08 | 1974-08-15 | Kopat Ges Fuer Konstruktion En | Fahrzeuggetriebe, insbesondere fuer hubstapler oder dgl. mit einem hydrostatischen drehmomentwandler |
| JPS5770968A (en) * | 1980-10-22 | 1982-05-01 | Honda Motor Co Ltd | Swash plate hydraulic gear |
| JPS61153057A (ja) * | 1984-12-26 | 1986-07-11 | Honda Motor Co Ltd | 静油圧式無段変速機 |
| US4748898A (en) * | 1985-05-28 | 1988-06-07 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Switching valve device |
| JPH0689829B2 (ja) * | 1986-03-25 | 1994-11-14 | 本田技研工業株式会社 | 静油圧式無段変速機 |
| US4794756A (en) * | 1987-12-18 | 1989-01-03 | Sundstrand Corporation | Hydraulic differential |
-
1988
- 1988-02-18 JP JP63035487A patent/JP2696520B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1989
- 1989-02-17 DE DE3904944A patent/DE3904944C2/de not_active Expired - Fee Related
- 1989-02-17 US US07/312,551 patent/US5038634A/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| DE3904944C2 (de) | 1994-01-27 |
| DE3904944A1 (de) | 1989-08-31 |
| US5038634A (en) | 1991-08-13 |
| JPH01210657A (ja) | 1989-08-24 |
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| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |