JP4324165B2

JP4324165B2 - Hydrostatic continuously variable transmission

Info

Publication number: JP4324165B2
Application number: JP2005506316A
Authority: JP
Inventors: 豪朗野崎
Original assignee: Yanmar Co Ltd
Current assignee: Yanmar Co Ltd
Priority date: 2003-05-22
Filing date: 2004-04-30
Publication date: 2009-09-02
Anticipated expiration: 2024-04-30
Also published as: US20060120884A1; JPWO2004104448A1; WO2004104448A1

Description

本発明は、静油圧式無段変速装置の構成、及び該静油圧式無段変速装置と遊星歯車機構とを組み合わせてなる油圧・機械式無段変速装置に関する。 The present invention relates to a configuration of a hydrostatic continuously variable transmission, and a hydraulic / mechanical continuously variable transmission that is a combination of the hydrostatic continuously variable transmission and a planetary gear mechanism.

従来のアキシャルピストン式ポンプとモータを備える静油圧式無段変速装置（ＨｙｄｒｏＳｔａｔｉｃＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ；以下、「ＨＳＴ」とする）では、ポンプ回転軸、モータ回転軸は、ハウジング及び高圧油路板に設けられる軸受により両側を軸承されて平行配置され、各回転軸に回転拘束されて取付けられるプランジャーブロックは、それぞれの回転摺動面を前記高圧油路板に対向配置させている。
前記プランジャーブロックと、高圧油路板との間には、吸込みポートと吐出ポートに分離するためのバルブプレートが介装され、該バルブプレートは、高圧油路板に固定配置されている。
そして、前記プランジャーブロックを挟んで高圧油路板の反対側に配される斜板により、プランジャーブロック内のプランジャーを前記回転軸方向に摺動させることにより、前記ポンプとモータとの間で油の給排が行なわれる構成としている（例えば、日本特開２００３−０３５２７６号公報参照。）。
しかし、以上の従来構成のＨＳＴでは、バルブプレートとプランジャーブロックとの相対回転摺動面（合わせ面）における油漏れといった問題があり、また、この相対回転摺動面は、ポンプ側とモータ側とで二箇所存在するため、油漏れによる容積効率の低下、チャージポンプの動力ロスが多いといった問題がある。
また、上述した従来構成のＨＳＴでは、高圧油路板に固定されて回転不能なバルブプレートに対し、プランジャーブロックの回転摺動面が摺接されて相対回転摺動面を形成する構成としているため、両者の相対回転数は、プランジャーブロックの回転数そのものとなり、これにより、バルブプレートとプランジャーブロックの間に生じる摩擦による動力ロスが多いといった問題がある。また、油漏れにおけるものと同様、相対回転摺動面がポンプ側とモータ側とで二箇所存在するため、この摩擦抵抗は、動力ロスに大きく影響するといえる。
さらに、上述した従来構成のＨＳＴでは、斜板の傾斜により、プランジャーブロックにはラジアル方向の荷重が生じる。このラジアル方向の荷重は、前記回転軸に回転モーメントを与え、該回転軸を軸承する前記軸受の回転負荷となって、動力ロスを発生させるといった問題がある。
他方、上記ＨＳＴと遊星歯車機構とを組み合わせた、油圧・機械式無段変速装置（ＨｙｄｒｏＭｅｃｈａｎｉｃａｌＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ；以下、「ＨＭＴ」とする）も知られている。
前記遊星歯車機構においては、サンギア、インターナルギア、遊星キャリアの三要素のうちいずれか一の要素（第一の要素）に回転動力を入力し、残りの二要素のうち一の要素（第二の要素）から出力回転を取り出すとともに、他の要素（第三の要素）からＨＳＴに対する出力又は入力を連動するよう構成されている。
そして、前記ＨＭＴにおいては、前記第三の要素にＨＳＴの出力を連動させるか、若しくは、ＨＳＴに対する入力を連動させるかによって、二つの形式に分けられるものであり、前者は入力分割型とされ、後者は出力分割型とされている。
また、前記第三の要素とＨＳＴとの連動を動力伝達軸により行なう構成としており、該動力伝達軸と、ＨＳＴの入力軸又は出力軸とを歯車を介して連動させる構成としている。
また、前記ＨＳＴにおいては、平行配置される回転軸にそれぞれ相対回転不能に取付けられるプランジャーブロックの回転摺動面を高圧油路板に摺接させることで油圧ポンプ、油圧モータが平行配置される構成とするものがある（この構成をＨＭＴにおける第二の従来構成とする；日本特許特開２０００−１２７７８５号公報参照。）。
また、油圧ポンプと油圧モータとを同軸上に配する構成とするＨＭＴも知られており、入力分割型とするものは、油圧ポンプを固定容積型とし、油圧モータを可変容積型に構成される一方、出力分割型とするものは、油圧ポンプを可変容積型とし、油圧モータを固定容積型に構成されるものである（この構成をＨＭＴにおける第三の従来構成とする；特許文献１参照。）。この特許文献で示されるところの技術では、入力分割型とするものであって、油圧ポンプの固定斜板を中空の入力軸に内嵌する構成としている。
しかし、上述したＨＭＴにおける第二の従来構成では、ＨＳＴ部からの油漏れ、摩擦ロスにより伝達効率が低いといえる。二つのプランジャーブロックと高圧油路板との間には二つの相対回転摺動面（合わせ面）が形成されるため、該相対回転摺動面での油漏れや、回転摺動面における摩擦抵抗が、動力ロスに大きく影響するためである。また、第二の従来構成では、動力伝達軸、軸受、歯車などの部品が多く存在するため、動力ロスの発生が大きく、また、製造コストが高くつくともいえる。さらに、複数の軸が平行に配置されることや、軸受、歯車の存在が、装置のコンパクト化に対して障害となる。
一方、上述したＨＭＴにおける第三の従来構成では、油圧ポンプの斜板を中空の入力軸に内嵌する構成としており、斜板が回転することになるため、油圧ポンプを可変容積型に構成できない。このため、固定された斜板の角度によって一義的に決まる一定の変速比よりも低い変速比を実現することができない、つまり、ゼロからの無段変速運転ができない構成となっている。また、斜板操作のみでは正逆回転をさせることができないため、前後進切換え用の機構が必要とされる。同様に、出力分割式とする場合にも、油圧モータ側の斜板が回転する構成となるため、油圧モータを可変容量式にすることができないといえ、変速範囲を広くとることができないとともに、仮に、斜板操作で正逆回転をさせる構成とするためには、油圧ポンプ側の容量を油圧モータ側の２倍程度大きくすることが必要となる。このように、第三の従来構成においては、変速範囲が狭いといった問題や、前後進切換え用の機構の存在による製造コスト高といった問題が存在する。
本発明は、以上の従来構成における問題点に鑑み、新規な構成のＨＳＴの構成、及び該ＨＳＴと遊星歯車機構とを組み合わせてなるＨＭＴを提案するものである。
特開２０００−１２７７８５ In a conventional hydrostatic continuously variable transmission (hereinafter referred to as “HST”) having an axial piston pump and a motor, the pump rotation shaft and the motor rotation shaft are provided on the housing and the high-pressure oil passage plate. Plunger blocks that are supported in parallel by bearings on both sides and are rotationally restrained and attached to the respective rotating shafts have their respective rotational sliding surfaces disposed opposite to the high-pressure oil passage plates.
A valve plate for separating a suction port and a discharge port is interposed between the plunger block and the high pressure oil passage plate, and the valve plate is fixedly disposed on the high pressure oil passage plate.
Then, the plunger in the plunger block is slid in the direction of the rotation axis by a swash plate arranged on the opposite side of the high-pressure oil passage plate with the plunger block interposed therebetween, thereby In this configuration, oil is supplied and discharged (see, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 2003-035276).
However, the HST having the above-described conventional configuration has a problem of oil leakage on the relative rotational sliding surface (matching surface) between the valve plate and the plunger block, and the relative rotational sliding surfaces are on the pump side and the motor side. Therefore, there are problems such as a decrease in volumetric efficiency due to oil leakage and a large power loss of the charge pump.
Further, in the HST having the conventional configuration described above, the rotation sliding surface of the plunger block is slidably contacted with the valve plate which is fixed to the high pressure oil passage plate and cannot rotate, thereby forming a relative rotation sliding surface. For this reason, the relative rotational speed of the both becomes the rotational speed of the plunger block itself, and there is a problem that there is a large power loss due to friction generated between the valve plate and the plunger block. Further, as in the case of oil leakage, there are two relative rotational sliding surfaces on the pump side and the motor side, so it can be said that this frictional resistance greatly affects the power loss.
Further, in the conventional HST described above, a radial load is generated on the plunger block due to the inclination of the swash plate. The load in the radial direction gives a rotational moment to the rotary shaft, and becomes a rotational load of the bearing that supports the rotary shaft, causing a problem of generating power loss.
On the other hand, a hydraulic mechanical transmission (hereinafter referred to as “HMT”) that combines the HST and the planetary gear mechanism is also known.
In the planetary gear mechanism, rotational power is input to one of the three elements (first element) of the sun gear, the internal gear, and the planet carrier, and one of the remaining two elements (the second element) The output rotation is taken out from the element), and the output or input to the HST is linked from the other element (third element).
The HMT is divided into two types depending on whether the HST output is linked to the third element or the input to the HST is linked. The former is an input division type, The latter is an output division type.
Further, the third element and the HST are linked by a power transmission shaft, and the power transmission shaft and the HST input shaft or output shaft are linked via a gear.
Further, in the HST, the hydraulic pump and the hydraulic motor are arranged in parallel by sliding the sliding surfaces of the plunger blocks attached to the rotating shafts arranged in parallel so as not to rotate relative to the high pressure oil passage plate. There is a configuration (this configuration is a second conventional configuration in HMT; see Japanese Patent Laid-Open No. 2000-127785).
An HMT having a configuration in which a hydraulic pump and a hydraulic motor are coaxially arranged is also known. In the input split type, the hydraulic pump is a fixed volume type and the hydraulic motor is a variable volume type. On the other hand, in the output split type, the hydraulic pump is configured as a variable displacement type, and the hydraulic motor is configured as a fixed displacement type (this configuration is a third conventional configuration in HMT; see Patent Document 1). ). In the technique disclosed in this patent document, an input division type is adopted, and a fixed swash plate of a hydraulic pump is fitted into a hollow input shaft.
However, in the above-described second conventional configuration in the HMT, it can be said that the transmission efficiency is low due to oil leakage from the HST part and friction loss. Since two relative rotational sliding surfaces (mating surfaces) are formed between the two plunger blocks and the high-pressure oil passage plate, oil leakage on the relative rotational sliding surface and friction on the rotational sliding surface. This is because the resistance greatly affects the power loss. Further, in the second conventional configuration, since there are many parts such as a power transmission shaft, a bearing, and a gear, it can be said that generation of power loss is large and manufacturing cost is high. Further, the arrangement of a plurality of shafts in parallel and the presence of bearings and gears are obstacles to downsizing the apparatus.
On the other hand, in the above-described third conventional configuration in the HMT, the swash plate of the hydraulic pump is fitted into the hollow input shaft, and the swash plate rotates. Therefore, the hydraulic pump cannot be configured as a variable displacement type. . For this reason, a gear ratio lower than a fixed gear ratio that is uniquely determined by the angle of the fixed swash plate cannot be realized, that is, a continuously variable transmission from zero cannot be performed. Further, since forward / reverse rotation cannot be performed only by operating the swash plate, a mechanism for switching between forward and backward movement is required. Similarly, in the case of the output split type, the swash plate on the hydraulic motor side is configured to rotate, so it can be said that the hydraulic motor cannot be made variable, and the speed change range cannot be widened. In order to achieve forward and reverse rotation by operating the swash plate, it is necessary to increase the capacity on the hydraulic pump side by about twice that on the hydraulic motor side. As described above, in the third conventional configuration, there are a problem that the speed change range is narrow and a problem that the manufacturing cost is high due to the presence of the forward / reverse switching mechanism.
In view of the problems in the conventional configuration described above, the present invention proposes a new configuration of an HST and an HMT that is a combination of the HST and a planetary gear mechanism.
JP 2000-127785 A

本発明は、アキシャルピストン式の油圧ポンプと油圧モータとを組み合わせてなる静油圧式無段変速装置であって、ポンプ側プランジャーブロックと、モータ側プランジャーブロックとが、互いに摺動回転する面を介して向かい合わせられ、両プランジャーブロックに形成されるシリンダ間を流体連通する複数の連通路が形成されるとともに、該複数の連通路に分離要素が介設され、該分離要素により、各プランジャーブロック内の該複数の連通路が、吐出域のものと吸入域のものとに区分される構成、とする静油圧式無段変速装置とするものである。
これにより、一つの相対回転摺動面（合わせ面）が形成され、従来の高圧油路板に対して二つの相対回転摺動面が形成される構成のものと比較して、該相対回転摺動面からの漏れ量を相対的に低減することができる。そして、必要なチャージ油量を抑えることができ、動力ロスの低減、コスト低減を図ることができる。また、前記両プランジャーブロックは同じ方向に回転するため、互いの回転数の差から求まる回転数にて相対回転することになり、前記回転摺動面との間で生じる動力ロスの低減を図ることができる。
また、前記分離要素は、前記いずれか一方のプランジャーブロックに、該プランジャーブロックのシリンダの数と同数設けられるスプールバルブにて構成されるものであり、該スプールバルブは、前記プランジャーブロックの回転軸を中心に摺動自在に放射状に配置され、その外側先端が、前記回転軸に対して偏心配置される軸受の内輪の内周面に当接され、前記プランジャーブロックの回転に従って前記回転軸の半径方向に摺動され、前記両プランジャーブロックのシリンダを連通させる油路を開通又は分断させるものであり、該スプールバルブにて前記油路を分断し、各プランジャーブロックの油路を吸入域・吐出域に区分するものとする。
これにより、前記モータ側プランジャーブロックの回転軸と、前記ポンプ側プランジャーブロックの回転軸を同軸上に配することが可能となり、コンパクトな静油圧式無段変速装置を構成することができる。
また、前記モータ側プランジャーブロックの回転軸と、前記ポンプ側プランジャーブロックの回転軸を同軸上に配し、これら回転軸と遊星歯車機構とを組み合わせて、入力分割式に構成される油圧・機械式無段変速装置を構成することを可能とした静油圧式無段変速装置とするものである。
これにより、ＨＳＴの二つの回転軸と、遊星歯車機構のサンギアとを同軸上に配する構成が可能となるものであり、遊星歯車機構の第三の要素とＨＳＴとを、動力伝達軸・ギアを介して連動させる従来構成と比較すると、当該動力伝達軸・ギアを省略することができ、低コスト、かつコンパクトな油圧・機械式無段変速装置を構成することができる。
また、前記モータ側プランジャーブロックの回転軸と、前記ポンプ側プランジャーブロックの回転軸を同軸上に配し、これら回転軸と遊星歯車機構とを組み合わせて、出力分割式に構成される油圧・機械式無段変速装置を構成することを可能とした静油圧式無段変速装置とするものである。
これにより、ＨＳＴの二つの回転軸と、遊星歯車機構のサンギアとを同軸上に配する構成が可能となるものであり、遊星歯車機構の第三の要素とＨＳＴとを、動力伝達軸・ギアを介して連動させる従来構成と比較すると、当該動力伝達軸・ギアを省略することができ、低コスト、かつコンパクトな油圧・機械式無段変速装置を構成することができる。
また、前記軸受の内輪の内周面を、前記回転軸の軸方向に対し傾斜させることとする。
これにより、該内周面に当接するスプールバルブの先端部の内周面に対する当接部を回転摺動させることができ、スプールバルブ先端部の耐久性を向上できる。
また、前記スプールバルブの摺動方向を、前記回転軸の軸方向に対し傾斜させることとする。
これにより、前記軸受の内周面に当接するスプールバルブの先端部の内周面に対する当接部を回転摺動させることができ、スプールバルブ先端部の耐久性を向上できる。
また、前記分離要素は、偏心配置した回転軸にそれぞれポンプ側プランジャーブロック及びモータ側プランジャーブロックを支持し、両プランジャーブロック間の相対回転摺動面に臨ませるように、各プランジャーブロックに形設される複数のシリンダと個別に連通するポンプ側ポート、モータ側ポートを形設し、前記の回転軸の偏心配置によりずれ合う両プランジャーブロックのポートが互いに重なることで、両プランジャーブロックのシリンダを連通させる油路を形成し、前記両回転軸の軸心を結ぶ線の延長線上にて両プランジャーブロックのポート間の重なりがなくなって前記油路を分断する、ことで構成されるものであり、前記油路のうち、分断された油路によって、各プランジャーブロックの油路を吸入域・吐出域に区分することとする、ことにより構成されるものとする。
これにより、両回転軸の偏心配置といった簡易な構成により分離要素を構成することができ、部品点数の少ない静油圧式無段変速装置に構成することができる。
また、前記いずれか一方のプランジャーブロックと一体に回転する油路板を設け、該油路板と他方のプランジャーブロックとを相対回転摺動自在に当接させることで、前記両プランジャーブロック間の相対回転摺動面を画し、該油路板には、複数の油路を軸方向に貫通して形成し、これら油路の配置は、前記油路板が一体に回転される側のプランジャーブロックの回転摺動面に形設するポートと略同一とするとともに、前記油路板が一体に回転される側のプランジャーブロックの回転軸は、該油路板にて支持されることとする。
これにより、簡易な構成で両プランジャーブロックの回転摺動面の間に生じる摺動抵抗を削減することができ、動力ロスの低減を図ることができる。また、油路板により回転軸が支持されるため、回転軸のぶれを防止することができる。
また、前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングに設けたチャージポンプとの接続点と、モータ側又はポンプ側プランジャーブロック内の油圧回路との間に、チャージ油供給機構が設けられることとする。
例えば、固定斜板、プランジャーブロック、回転軸に油路を形成して、これらに内装する構成とするものであり、これにより、静油圧式無段変速装置のコンパクト化を図ることができる。
また、前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングに設けたチャージポンプとの接続点と、モータ側又はポンプ側プランジャーブロック内の油圧回路との間に、チェックバルブ機構が設けられることとする。
例えば、固定斜板、プランジャーブロック回転軸にチェック機構を内装する構成とするものであり、これにより、静油圧式無段変速装置のコンパクト化を図ることができる。
また、前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングは、前記分離要素の近傍で分割されることとする。
これにより、各ケースハウジングに、それぞれ別個に油圧ポンプ、油圧モータを仕組むことができ、仕組みやすい構成とすることができる。
また、前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングは、分割される構成とするものであり、第一のハウジング内に油圧モータ及び油圧ポンプが収容され、その他のハウジングにて、第一のハウジングの開口部が閉じられる構成とする。
これにより、モータ・ポンプを別個のハウジングに個別に収容する形態と比較して、ハウジングの剛性が優れたものとすることができる。The present invention relates to a hydrostatic continuously variable transmission that is a combination of an axial piston hydraulic pump and a hydraulic motor, in which the pump-side plunger block and the motor-side plunger block slide and rotate with respect to each other. And a plurality of communication passages are formed to fluidly communicate between the cylinders formed in both plunger blocks, and separation elements are interposed in the plurality of communication paths. The hydrostatic continuously variable transmission is configured such that the plurality of communication passages in the plunger block are divided into a discharge region and a suction region.
As a result, one relative rotational sliding surface (matching surface) is formed, and the relative rotational sliding surface is compared with a configuration in which two relative rotational sliding surfaces are formed on the conventional high-pressure oil passage plate. The amount of leakage from the moving surface can be relatively reduced. And the amount of charge oil required can be suppressed, and reduction of power loss and cost reduction can be aimed at. Further, since both the plunger blocks rotate in the same direction, the plunger blocks rotate relative to each other at a rotation speed obtained from the difference between the rotation speeds of each other, thereby reducing the power loss generated between the rotary slide surface and the plunger block. be able to.
In addition, the separation element is configured by a spool valve provided in the number of cylinders of the plunger block in any one of the plunger blocks, and the spool valve is formed of the plunger block. The outer end is arranged radially so as to be slidable about the rotation axis, and the outer end thereof is in contact with the inner peripheral surface of the inner ring of the bearing arranged eccentrically with respect to the rotation axis, and the rotation is performed according to the rotation of the plunger block. An oil passage that is slid in the radial direction of the shaft and communicates the cylinders of the two plunger blocks is opened or divided. The oil passage is divided by the spool valve, and the oil passages of the plunger blocks are separated. It shall be divided into suction area and discharge area.
Thereby, it becomes possible to arrange | position the rotating shaft of the said motor side plunger block, and the rotating shaft of the said pump side plunger block coaxially, and can comprise a compact hydrostatic continuously variable transmission.
Further, the rotation axis of the motor side plunger block and the rotation axis of the pump side plunger block are arranged on the same axis, and the rotation axis and the planetary gear mechanism are combined to provide a hydraulic / The hydrostatic continuously variable transmission can be configured as a mechanical continuously variable transmission.
Thereby, the configuration in which the two rotating shafts of the HST and the sun gear of the planetary gear mechanism are arranged on the same axis is possible, and the third element of the planetary gear mechanism and the HST are connected to the power transmission shaft / gear. Compared with the conventional configuration that is interlocked with each other, the power transmission shaft / gear can be omitted, and a low-cost and compact hydraulic / mechanical continuously variable transmission can be configured.
Further, the rotation shaft of the motor side plunger block and the rotation shaft of the pump side plunger block are arranged coaxially, and the rotation shaft and the planetary gear mechanism are combined to form a hydraulic / The hydrostatic continuously variable transmission can be configured as a mechanical continuously variable transmission.
Thereby, the configuration in which the two rotating shafts of the HST and the sun gear of the planetary gear mechanism are arranged on the same axis is possible, and the third element of the planetary gear mechanism and the HST are connected to the power transmission shaft / gear. Compared with the conventional configuration that is interlocked with each other, the power transmission shaft / gear can be omitted, and a low-cost and compact hydraulic / mechanical continuously variable transmission can be configured.
The inner peripheral surface of the inner ring of the bearing is inclined with respect to the axial direction of the rotating shaft.
Thereby, the contact part with respect to the internal peripheral surface of the front-end | tip part of the spool valve which contact | abuts to this internal peripheral surface can be rotationally slid, and durability of a spool valve front-end | tip part can be improved.
The sliding direction of the spool valve is inclined with respect to the axial direction of the rotating shaft.
Thereby, the contact part with respect to the internal peripheral surface of the front-end | tip part of the spool valve contact | abutted to the internal peripheral surface of the said bearing can be rotationally slid, and durability of a spool valve front-end | tip part can be improved.
The separating element supports each of the plunger block on the pump side and the plunger block on the motor side on the eccentrically arranged rotating shaft, and faces each of the plunger blocks so as to face the relative rotational sliding surface between the two plunger blocks. The pump-side port and the motor-side port that are individually communicated with a plurality of cylinders formed in the shape of the cylinder, and the ports of both plunger blocks that are displaced due to the eccentric arrangement of the rotating shaft overlap each other. An oil passage that communicates the cylinders of the block is formed, and the oil passage is divided because there is no overlap between the ports of both plunger blocks on the extended line connecting the axes of the two rotary shafts. The oil path of each plunger block is divided into a suction area and a discharge area by the divided oil paths among the oil paths. To shall be constituted by.
Accordingly, the separation element can be configured with a simple configuration such as the eccentric arrangement of both rotary shafts, and a hydrostatic continuously variable transmission with a small number of parts can be configured.
Also, an oil passage plate that rotates integrally with any one of the plunger blocks is provided, and the both plunger blocks are brought into contact with each other so that the oil passage plate and the other plunger block are slidable relative to each other. The oil passage plate is formed with a plurality of oil passages penetrating in the axial direction, and these oil passages are arranged on the side on which the oil passage plate is rotated integrally. And the rotation axis of the plunger block on the side where the oil passage plate is rotated integrally is supported by the oil passage plate. I will do it.
Thereby, the sliding resistance which arises between the rotation sliding surfaces of both plunger blocks with a simple structure can be reduced, and reduction of power loss can be aimed at. Moreover, since the rotating shaft is supported by the oil passage plate, the rotating shaft can be prevented from shaking.
A charge oil supply mechanism is provided between a connection point with a charge pump provided in a case housing of the hydrostatic continuously variable transmission and a hydraulic circuit in a motor side or pump side plunger block; To do.
For example, an oil passage is formed in the fixed swash plate, the plunger block, and the rotation shaft, and the oil passage is internally provided in the oil passage, whereby the hydrostatic continuously variable transmission can be made compact.
Further, a check valve mechanism is provided between a connection point with a charge pump provided in a case housing of the hydrostatic continuously variable transmission and a hydraulic circuit in the motor side or pump side plunger block. .
For example, the stationary swash plate and the plunger block rotating shaft are configured to include a check mechanism, whereby the hydrostatic continuously variable transmission can be made compact.
The case housing of the hydrostatic continuously variable transmission is divided in the vicinity of the separation element.
Thereby, each case housing can be separately provided with a hydraulic pump and a hydraulic motor, and the structure can be made easy.
Further, the case housing of the hydrostatic continuously variable transmission is configured to be divided, and a hydraulic motor and a hydraulic pump are accommodated in the first housing, and the first housing is the other housing. The opening is closed.
Thereby, compared with the form which accommodates a motor pump separately in a separate housing, the rigidity of a housing can be made excellent.

［図１］ＨＳＴの第一構成例を示す側面断面図である。
［図２］図１におけるＩＩ−ＩＩ線一部断面図である。
［図３］同じく図１におけるＩＩＩ−ＩＩＩ線一部断面図である。
［図４］両プランジャーブロック間で形成される油路が分断される状態を示す図である。
［図５］（ａ）は第一の区間において形成される油路を示す図であり、（ｂ）は第二の区間において形成される油路を示す図である。
［図６］ポンプ側プランジャーブロックの回転摺動面を示す図である。
［図７］モータ側プランジャーブロックの回転摺動面を示す図である。
［図８］油路板の回転摺動面を示す図である。
［図９］路板等により形成される一連の油路を示す側面一部断面図である。
［図１０］上記第一構成例においてスプールバルブを傾斜させた構成例示す側面断面図である。
［図１１］定斜板の傾斜面の構成を示す図である。
［図１２］チャージ油供給機構及びチェック・リリーフ機構の構成を示す平面断面図である。
［図１３］バルブプレートの構成を示す図である。
［図１４］チャージ油供給機構及びチェック・リリーフ機構の第二構成例を適用したＨＳＴの側面断面図である。
［図１５］チャージ油供給機構及びチェック・リリーフ機構の第三構成例を適用したＨＳＴの側面断面図である。
［図１６］（ａ）は分離要素の前側で分割される構成のケースハウジングについて示す図であり、（ｂ）は、分離要素の後側で分割される構成のケースハウジングについて示す図であり、（ｃ）は、第一のハウジング内に油圧モータ及び油圧ポンプが収容される構成のケースハウジングについて示す図である。
［図１７］第一のハウジング内に油圧モータ及び油圧ポンプを収容したＨＳＴの構成について示す図である。
［図１８］入力分割型のＨＭＴの全体構成図である。
［図１９］同構成におけるＨＳＴ部の構成を示す側面断面図である。
［図２０］スプールバルブを傾斜させた構成例示す側面断面図である。
［図２１］チャージ油供給機構及びチェック・リリーフ機構の構成を示す側面断面図である。
［図２２］出力分割型のＨＭＴの全体構成図である。
［図２３］同構成におけるＨＳＴ部の構成を示す側面断面図である。
［図２４］回転軸が偏心配置されるＨＳＴの構成例を示す側面断面図である。
［図２５］図２４に示されるＸＸＶ−ＸＸＶ線の一部断面図である。
［図２６］ポンプ側プランジャーブロックの回転摺動面の構成を示す図である。
［図２７］モータ側プランジャーブロックの回転摺動面の構成を示す図である。
［図２８］油路板の構成を示す図である。
［図２９］プランジャーブロックのシリンダを連通する油路の構成を示す図である。
［図３０］同構成において油路板をプランジャーブロックに一体とする場合に形成される相対回転摺動面を示す図である。FIG. 1 is a side sectional view showing a first configuration example of an HST.
FIG. 2 is a partial cross-sectional view taken along the line II-II in FIG.
3 is a partial cross-sectional view taken along line III-III in FIG.
FIG. 4 is a view showing a state where an oil passage formed between both plunger blocks is divided.
[FIG. 5] (a) is a figure which shows the oil path formed in a 1st area, (b) is a figure which shows the oil path formed in a 2nd area.
FIG. 6 is a view showing a rotational sliding surface of a pump side plunger block.
FIG. 7 is a view showing a rotational sliding surface of a motor-side plunger block.
FIG. 8 is a view showing a rotational sliding surface of an oil passage plate.
FIG. 9 is a partial side sectional view showing a series of oil passages formed by a road plate or the like.
FIG. 10 is a side sectional view showing a configuration example in which the spool valve is inclined in the first configuration example.
FIG. 11 is a diagram showing a configuration of an inclined surface of a constant swash plate.
FIG. 12 is a cross-sectional plan view showing configurations of a charge oil supply mechanism and a check / relief mechanism.
FIG. 13 is a view showing a configuration of a valve plate.
FIG. 14 is a side sectional view of an HST to which a second configuration example of a charge oil supply mechanism and a check / relief mechanism is applied.
FIG. 15 is a side sectional view of an HST to which a third configuration example of a charge oil supply mechanism and a check / relief mechanism is applied.
[FIG. 16] (a) is a view showing a case housing having a structure divided on the front side of the separation element, and (b) is a view showing a case housing having a structure divided on the rear side of the separation element, (C) is a figure shown about the case housing of the structure by which a hydraulic motor and a hydraulic pump are accommodated in a 1st housing.
FIG. 17 is a diagram showing a configuration of an HST in which a hydraulic motor and a hydraulic pump are accommodated in a first housing.
FIG. 18 is an overall configuration diagram of an input division type HMT.
FIG. 19 is a side sectional view showing the configuration of the HST section in the same configuration.
FIG. 20 is a side sectional view showing a configuration example in which a spool valve is inclined.
FIG. 21 is a side sectional view showing a configuration of a charge oil supply mechanism and a check / relief mechanism.
FIG. 22 is an overall configuration diagram of an output division type HMT.
FIG. 23 is a side sectional view showing the configuration of the HST section in the same configuration.
FIG. 24 is a side sectional view showing a configuration example of an HST in which a rotation shaft is eccentrically arranged.
FIG. 25 is a partial cross-sectional view taken along line XXV-XXV shown in FIG.
FIG. 26 is a diagram showing a configuration of a rotational sliding surface of a pump side plunger block.
FIG. 27 is a diagram showing a configuration of a rotational sliding surface of a motor side plunger block.
FIG. 28 is a view showing a configuration of an oil passage plate.
FIG. 29 is a diagram showing a configuration of an oil passage communicating with a cylinder of a plunger block.
FIG. 30 is a view showing a relative rotation sliding surface formed when an oil passage plate is integrated with a plunger block in the same configuration.

以下、図面を用いて実施の形態について説明する。
＜静油圧式無段変速装置の構成＞
図１及び図２に示すごとく、静油圧式無段変速装置１（以下、「ＨＳＴ１」とする）は、次の構成とするものである。
即ち、アキシャルピストン式ポンプ３０（以下、「油圧ポンプ３０」とする）、及びアキシャルピストン式モータ４０（以下、「油圧モータ４０」とする）を備えるＨＳＴ１であって、同心配置した二つの回転軸３０ａ・４０ａにそれぞれ支持される、ポンプ側プランジャーブロック３１及びモータ側プランジャーブロック４１を対向配置しており、前記モータ側プランジャーブロック４１（又は３１）には、プランジャーブロックのシリンダ４１ａ・４１ａの数（又は３１ａ・３１ａ）と同数のスプールバルブ５０・５０を前記回転軸４０ａ（又は３１ａ）を中心に摺動自在に放射状に配置している。前記スプールバルブ５０・５０の外側先端は、前記回転軸３０ａ・４０ａに対して偏心配置される軸受６０の内輪６０ａの内周面６１に当接されてモータ側プランジャーブロック４１の回転に従って半径方向に摺動し、該スプールバルブ５０・５０により、前記両プランジャーブロック３１・４１のシリンダ３１ａ・４１ａ同士を連通させる油路６ａ・６ｂを開通又は分断させる構成としている。
以上の構成とするＨＳＴ１は、前記回転軸３０ａ・４０ａの軸方向における回転軸３０ａを配する側を前側として、前側に油圧ポンプ３０を、後側に油圧モータ４０を配する構成とし、これらを前後分割式とするケースハウジング２ａ・２ｂに内装している。
以下詳述すると、ケースハウジング２ａの前側、ケースハウジング２ｂの後側には、それぞれ軸受３０ｂ・４０ｂが嵌設されており、これら軸受３０ｂ・４０ｂによって、前記回転軸３０ａの後端面と、前記回転軸４０ａの前端面を対向させつつ、両回転軸３０ａ・４０ａを同心配置させる構成としている。そして、回転軸３０ａにはポンプ側プランジャーブロック３１が、回転軸４０ａにはモータ側プランジャーブロック４１がそれぞれ相対回転不能に支持され、それぞれの回転摺動面３４・４４を互いに対向させている。これにより、一つの相対回転摺動面（合わせ面５ｃ；図１参照）が構成されている。
また、ケースハウジング２ａにおいて、前記軸受３０ｂとポンプ側プランジャーブロック３１との間には可動斜板３３Ｍが配置され、ポンプ側プランジャーブロック３１に等間隔で、かつ回転軸３０ａの軸方向に形設される３１ａ・３１ａ内のプランジャー３２・３２を前後摺動させる構成の可変容積型の油圧ポンプ３０が構成されている。
また、ケースハウジング２ｂにおいて、前記軸受４０ｂとモータ側プランジャーブロック４１との間には固定斜板４３Ｆが配置され、モータ側プランジャーブロック４１に等間隔で、かつ回転軸４０ａの軸方向に形設される４１ａ・４１ａ内のプランジャー４２・４２を前後摺動させる構成の固定容積型の油圧モータ４０が構成されている。
また、油圧ポンプ３０の可動斜板３３Ｍの斜板傾転軸３３ａと、油圧モータ４０の固定斜板４３Ｆの斜板傾転軸４３ａとは平行としている。この斜板傾転軸３３ａ・４３ａは、図１において、紙面に対し垂直の関係となるものである。
また、図１に示すごとく、前記ポンプ側プランジャーブロック３１のシリンダ３１ａ・３１ａの回転摺動面３４側の底面積３２ｔ・３２ｔの総和と、モータ側プランジャーブロック４１のシリンダ４１ａ・４１ａの回転摺動面４４側の底面積４２ｔ・４２ｔの総和は、略同一となるように設計され、ポンプ側プランジャーブロック３１と、モータ側プランジャーブロック４１のそれぞれのシリンダ３１ａ・４１ａの合計受圧面積を略同一としている。
また、図１に示すごとく、前記回転軸３０ａ・４０ａの端面が対向する位置において、回転軸４０ａの前端部には軸受７が相対回転不能に嵌設されるとともに、該軸受７に回転軸３０ａの後端部が相対回転可能に挿入されることで、両回転軸３０ａ・４０ａの端面が近づけて対向配置されている。
また、図１に示すごとく、モータ側プランジャーブロック４１は、その外周面がケースハウジング２ｂに嵌設される軸受１６０に支承されている。
また、図１及び図６に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック３１の回転摺動面３４においては、各シリンダ３１ａ・３１ａ内と個別に連通するためのポンプ側ポート３４ａ・３４ａが開口されており、前記プランジャー３２・３２の摺動により、該ポンプ側ポート３４ａ・３４ａを油が通過するようになっている。
また、図１及び図７に示すごとく、モータ側プランジャーブロック４１の回転摺動面４４においては、各シリンダ４１ａ・４１ａ内と個別に連通するためのモータ側ポート４４ａ・４４ａが、一つのシリンダ４１ａ・４１ａに対して二つずつ開口されており、前記プランジャー４２・４２の摺動により、該モータ側ポート４４ａ・４４ａを油が通過するようになっている。
また、図１、図８及び図９に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック３１の回転摺動面３４と、モータ側プランジャーブロック４１の回転摺動面４４との間には、いずれか一方のプランジャーブロック３１・４１に回転拘束され、回転拘束される側のプランジャーブロック３１・４１の回転摺動面３４・４４のポート３４ａ・４４ａと同形・同配列の連通ポート５ａ・５ａが開口される油路板５が挟装されている。本実施例では、モータ側プランジャーブロック４１に対して回転拘束される構成としており、連通ポート５ａ・５ａの配列を、図７に示されるモータ側プランジャーブロック４１のモータ側ポート４４ａ・４４ａ・・・と略同一としている。そして、図１及び図９に示すごとく、該油路板５の回転摺動面５５に対して、ポンプ側プランジャーブロック３１の回転摺動面３４がスプリング３１ｃによって当着するようにして油密に形成され、一連の油路６が形成されている。
即ち、この実施例では、ポンプ・モータの両プランジャーブロック３１・４１間の相対回転摺動面（合わせ面５ｃ）を、油路板５の回転摺動面５５とポンプ側プランジャーブロック３１の回転摺動面３４との当接面としている。
この油路板５は、特に、両回転摺動面３４・４４の間に生じる摺動抵抗の削減や、焼付きの防止を目的としており、これら摺動面の表面は、例えば、耐焼付き性材料で被覆等されるものである。尚、両プランジャーブロック３１・４１の間に焼付きの問題が生じない場合には、油路板５を設けない構成として、両回転摺動面３４・４４を直接当接させる構成としてもよい。
また、図１、図２及び図９に示すごとく、モータ側プランジャーブロック４１において、それぞれのシリンダ４１ａと、回転摺動面４４のポート４４ａとの間には、回転軸４０ａを中心としてシリンダ５１ａ・５１ａが放射状に形設されており、該シリンダ５１ａ・５１ａには、柱状のスプールバルブ５０・５０が半径方向に摺動自在に配されている。
また、図２に示すごとく、シリンダ５１ａ・５１ａ・・・の底部と、前記軸受７の外周面との間には、一連の環状油路５４を回転軸４０ａの周方向に形設し、各シリンダ５１ａ・５１ａ・・・内を連通させて、一連の油室５１ｂを形設している。
また、図２に示すごとく、このスプールバルブ５０は、前記シリンダ４１ａ・４１ａと同数配置されることにより、回転軸４０ａを中心に放射状に配置されるものであり、半球状に形成される先端部５０ａ・５０ａ・・・は、モータ側プランジャーブロック４１より半径方向外側に突出されるとともに、前記回転軸４０ａに偏心配置されてモータ側プランジャーブロック４１を外環する軸受６０の内輪６０ａの内周面６１に接するように構成されている。この軸受６０を回転軸４０ａに対して偏心させる方向は、互いに平行関係にある前記斜板傾転軸３３ａ・４３ａ（図１）の軸方向とするものとし、図２に示すごとく、軸受６０の軸心６０ｄと、回転軸４０ａの軸心４０ｄとを結ぶ直線４ｈが、前記斜板傾転軸３３ａ・４３ａと平行となるようにしている。
また、図１に示すごとく、軸受６０（内輪６０ａ）の内周面６１の内径は、前記回転軸４０ａの軸方向前側から後側にかけて徐々に小さく構成することにより、内周面６１は、前記回転軸４０ａの軸方向に対し傾斜させるようにしている。
また、図２に示すごとく、スプールバルブ５０は、二つの大径部５０ｂ・５０ｃの間に小径部５０ｄを配して構成される柱状体とするものであり、前記大径部５０ｂ・５０ｃの外周面をシリンダ５１ａの内周面に摺接させるとともに、前記小径部５０ｄにおいては、図９に示すごとく、シリンダ５１ａの内周面との間に油路５６を形成する。該油路５６は、モータ側プランジャーブロック４１のシリンダ４１ａと、ポンプ側プランジャーブロック３１のシリンダ３１ａを連通させる前記一連の油路６の一部を構成する。そして、該油路５６は、モータ側プランジャーブロック４１が規定の回転角となる位置において、前記スプールバルブ５０の大径部５０ｃにより閉じられるようにしている。即ち、図２及び図３に示すごとく、前記斜板傾転軸３３ａ・４３ａと平行な直線４ｈに対し、相反する方向にそれぞれ９０度位相がずれる回転角４ｖ・４ｗの位置において、スプールバルブ５０の大径部５０ｃが回転摺動面４４のポート４４ａの位置に到達するように構成されるものであり、回転軸４０ａを中心とする半径方向の前記ポート４４ａの開口高さと、大径部５０ｃの軸長を略同一として、前記回転角４ｖ・４ｗにて、油路５６・５６がスプールバルブ５０により閉じられるものである。図２に示される構成では、軸受６０が回転軸４０ａに対し上下方向に偏心されるものであり、図１に示すごとく、スプールバルブ５０は、最上位置（回転角４ｖ）及び最下位置（回転角４ｗ）となる際に、図４に示すごとく、前記油路５６が閉じられるように構成されている。
そして、図３に示すごとく、前記回転角４ｖ・４ｗの位置を基準として分断される二つの区間１１・１２を形成し、第一の区間１１においては、図５（ａ）に示すごとく、スプールバルブ５０の小径部５０ｄがポート４４ａの位置と重なるように配されることにより、前記油路５６を含む一連の油路６ａが開通される一方、第二の区間１２においては、図５（ｂ）に示すごとく、スプールバルブ５０が外側に突出し、大径部５０ｃがポート４４ａの位置よりも半径方向外側に配されることにより、前記油室５１ｂ（シリンダ５１ａ）を介して形成される一連の油路６ｂが開通される。このように、該スプールバルブ５０により、前記両プランジャーブロック３１・４１のシリンダ３１ａ・４１ａを連通させる油路６ａ・６ｂを開通又は分断させる構成としている。
以上のようにして、第一の区間１１においては、油圧ポンプ３０につき吐出域（又は吸入域）が、油圧モータ４０につき吸入域（又は吐出域）が形成され、第二の区間１２においては、油圧ポンプ３０につき吸入域（又は吐出域）が、油圧モータ４０につき吐出域（吸入域）が、それぞれ形成されるものであり、該油圧ポンプ３０・モータ４０の各々において、吸入域と吐出域は、前記の油路５６を閉じ込んだスプールバルブ５０により分離されることとしているものである。
また、以上のように、ポンプ側プランジャーブロックと、モータ側プランジャーブロックとが、互いに摺動回転する面（回転摺動面３３・４４）を介して向かい合わせられ、両プランジャーブロックに形成されるシリンダ間を流体連通する連通路（油路６ａ・６ｂ）が形成されるとともに、該連通路に分離要素（スプールバルブ５０・軸受６０等）が介設され、該分離要素により、前記連通路が、一方のプランジャーブロックの吸入域と他方のプランジャーブロックの吐出域を連通する通路（油路６ａ）と、該一方のプランジャーブロックの吐出域と該他方のプランジャーブロックの吸入域を連通する通路（油路６ｂ）とに分割されるものとしている。即ち、該分離要素により、各プランジャーブロック３１・４１内の油路群は、吸入域と吐出域（いずれか一方を油路６ａ・他方を６ｂとする）とに区分されるのである。
また、以上のように、前記分離要素は、前記いずれか一方のプランジャーブロックに、該プランジャーブロックのシリンダの数と同数設けられるスプールバルブ５０にて構成されるものであり、該スプールバルブ５０は、前記プランジャーブロックの回転軸を中心に摺動自在に放射状に配置され、その外側先端が、前記回転軸に対して偏心配置される軸受６０の内輪６０ａの内周面に当接され、前記プランジャーブロックの回転に従って前記回転軸の半径方向に摺動され、前記両プランジャーブロックのシリンダを連通させる油路を開通又は分断させるものであり、該スプールバルブ５０にて前記油路を分断し、各プランジャーブロックの油路を吸入域・吐出域に区分することとしている。
そして、以上の構成により、第一の区間１１においては、油路６ａ・６ａ・・・により高圧油路（又は低圧油路）が形成され、第二の区間１２においては、油路６ｂ・６ｂ・・・により低圧油路（又は高圧油路）が形成されることで、回転軸３０ａを入力軸として油圧ポンプ３０より油圧モータ４０に圧油を供給し、回転軸４０ａを出力軸として駆動するＨＳＴ１が構成される。
また、以上の構成によれば、図１に示すごとく、油圧ポンプ３０の可動斜板３３Ｍの斜板傾転軸３３ａと、油圧モータ４０の固定斜板４３Ｆの斜板傾転軸４３ａとは平行としているため、メインとする駆動方向（例えば、ＨＳＴ１を備える車体を前進させる方向）における両斜板３３Ｍ・４３Ｆの傾き方向を同じ向きに設定することで、油圧ポンプ３０のプランジャー３２・３２と、油圧モータ４０のプランジャー４２・４２の摺動によって生じる回転軸３０ａ・４０ａを基準とするスラスト方向、及びラジアル方向の荷重を互いに打ち消し合うことができ、より小型の軸受１６０を使用してモータ側プランジャーブロック４１を支承することが可能となり、動力ロスの低減、コスト低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図１に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック３１と、モータ側プランジャーブロック４１のそれぞれのシリンダ３１ａ・４１ａの合計受圧面積を略同一としているので、上述したスラスト方向、及びラジアル方向の荷重を、より確実に、互いに打ち消し合うことができる。また、前記合計受圧面積を略同一とする限りは、シリンダ３１ａ・４１ａの数は特に限定されるものでなく、プランジャーブロックの設計上の自由度は広いものとなっている。
また、以上の構成によれば、前記モータ側プランジャーブロック４１の回転軸４０ａと、前記ポンプ側プランジャーブロック３１の回転軸３０ａを同軸上に配することが可能となり、コンパクトな静油圧式無段変速装置１を構成することができる。
また、以上の構成によれば、図１に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック３１とモータ側プランジャーブロック４１は、同じ方向に回転するため、互いの回転数の差から求まる回転数にて相対回転することになり、前記回転摺動面３４・４４（５５）との間で生じる動力ロスの低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図１に示すごとく、前記回転摺動面３４・４４（５５）を対向させて一つの相対回転摺動面（合わせ面５ｃ）を形成しているため、従来の高圧油路板に対して二つの相対回転摺動面が形成される構成のものと比較して、該相対回転摺動面（合わせ面５ｃ）からの漏れ量を相対的に低減することができる。このことから、必要なチャージ油量を抑えることができ、動力ロスの低減、コスト低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図１に示すごとく、従来構成に必要とされた高圧油路板を備えないため、ＨＳＴ１全体としての質量低減を図れるとともに、コスト低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図１に示すごとく、回転軸３０ａ・４０ａは、軸受３０ｂ・４０ｂにより軸承される構成とし、回転軸３０ａの後端面と、回転軸４０ａの前端面は、近づけて対向配置されるため、従来の高圧油路板に軸受を配して回転軸を軸承する構成と比較して、ＨＳＴ１の全長をコンパクトに構成することができる。
また、以上の構成によれば、図１に示すごとく、油路板５を備えることで、簡易な構成で両回転摺動面３４・４４の間に生じる摺動抵抗を削減することができる。そして、これにより、動力ロスの低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図１に示すごとく、軸受６０の内輪６０ａの内周面６１は、前記回転軸４０ａの軸方向に対し傾斜させているため、該内周面６１に当接するスプールバルブ５０・５０の半球状に形成される先端部５０ａ・５０ａ・・・は、モータ側プランジャーブロック４１が回転するに従ってスプールバルブ５０・５０の摺動方向を軸心として回転する。これにより、先端部５０ａ・５０ａ・・・の内周面６１に対する当接部を回転摺動させることができ、スプールバルブ５０先端部の耐久性を向上できる。
また、このスプールバルブ５０の耐久性の向上に関する他の構成として、図１０に示すごとく、モータ側プランジャーブロック４１において、スプールバルブ５０が摺動するシリンダ５１ａ・５１ａを、前記回転軸４０ａの軸方向に対し傾斜して形設し、スプールバルブの摺動方向を、回転軸４０ａの半径方向に対して傾斜させるとともに、軸受６０の内輪６０ａの内周面６１は平坦に構成することもできる。この構成によれば、内周面６１を傾斜させる構成と同様、スプールバルブ５０を摺動方向に対して回転させることによるスプールバルブ５０の耐久性の向上といった効果を得ることができるとともに、内周面６１を平坦とする汎用的な軸受を使用することができる。
＜チャージリリーフ機構＞
次に、以上の構成のＨＳＴ１におけるチャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構について説明する。
以下で説明する構成は、ＨＳＴ１のケースハウジング２ｂに設けたチャージポンプとの接続点（チャージ油路２ｆ）と、モータ側又はポンプ側プランジャーブロック内の油圧回路との間に、チャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構を備えてなる構成の具体例を示すものであり、それぞれ、固定斜板、プランジャーブロック回転軸に内装する構成とすることで、ＨＳＴ１のコンパクト化を図ろうとするものである。
第一の構成例は、油圧モータ４０の固定斜板４３ｆ内にチャージ油供給機構、チェック・リリーフ機構を設けるものである。
第二の構成例は、油圧モータ４０のモータ側プランジャーブロック４１内にチャージ油供給機構、チェック・リリーフ機構を設けるものである。
第三の構成例は、油圧モータ４０の回転軸４０ａ内にチャージ油供給機構、チェック・リリーフ機構を設けるものである。
以下、各構成例について詳述する。
＜チャージ油供給機構、チェック・リリーフ機構の第一の構成例＞
図１、図１１乃至図１３に示される構成は、チャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構に係る第一の構成例を示すものである。
本構成は、図１、及び図１２に示すごとく、プランジャー４２・４２にシュー４６・４６を備えるタイプの油圧モータ４０において、油圧モータ４０の固定斜板４３Ｆに形設されるチャージ油路４７と、モータ側プランジャーブロック４１のシリンダ４１ａ・４１ａとを、前記シュー４６・４６に形設される連絡油路４６ａ・４６ａ、前記プランジャー４２・４２に形設される連絡油路４２ａ・４２ａを介して連通させるとともに、前記固定斜板４３Ｆ内のチャージ油路４７に、チェックバルブとリリーフバルブの機能を有したチェック・リリーフバルブ４８Ｌ・４８Ｒ（図１２）を備える構成とするものである。
より詳しくは、図１１及び図１２に示すごとく、固定斜板４３Ｆには、前記チャージ油路４７を形設する一連の貫通孔４３ｃが左右方向に穿設され、該貫通孔４３ｃの左右の開口は前記チェック・リリーフバルブ４８Ｌ・４８Ｒにて閉口されている。前記貫通孔４３ｃの略中央部より後方に向けては、チャージ油路４３ｄが形設されており、図１に示すごとく、前記ケースハウジング２ｂに形設されたチャージ油路２ｆを介して図示せぬチャージポンプに連通されている。
また、図１１及び図１２に示すごとく、固定斜板４３Ｆの傾斜面４３ｆには、一対のキドニーポート４３Ｌ・４３Ｒが形設され、該キドニーポート４３Ｌ・４３Ｒと、前記チェック・リリーフバルブ４８Ｌ・４８Ｒのリリーフバネ室４８ａ・４８ａとを連絡油路４３ｂ・４３ｂにて連通している。
また、図１及び図１３に示すごとく、固定斜板４３Ｆの傾斜面４３ｆには、バルブプレート４９が固設されており、該バルブプレート４９に周方向に四分割して形設されるキドニーポート４９ａ・４９ａ・・は、前記傾斜面４３ｆのキドニーポート４３Ｌ・４３Ｒと一連の油路を形設する。尚、キドニーポート４９ａ・４９ａ・・の間に形設されるブリッジ４９ｂ・４９ｃ・・は、上下に位置するブリッジ４９ｂ・４９ｂについては、キドニーポート４３Ｌ・４３Ｒの連通を分断するために設けられるものであり、左右に位置するブリッジ４９ｃ・４９ｃについては、バルブプレート４９の強度を保つために設けられるものである。該バルブプレート４９は、特に、固定斜板４３Ｆと、後述の中間板１４６・１４６との間に生じる摺動抵抗の削減や、焼付きの防止を目的としており、これら摺動面の表面は、例えば、耐焼付き性材料で被覆等されるものである。尚、固定斜板４３Ｆと、中間板１４６との間に焼付きの問題が生じない場合には、バルブプレート４９を設けない構成としてもよい。
また、図１に示すごとく、該バルブプレート４９と前記シュー４６・４６との間には、前記シュー４６・４６の固定斜板側円筒部４６ｂ・４６ｂが挿入されることで、回転軸４０ａを中心に各シュー４６・４６と一体的に回転する中間板１４６・１４６が挟装されている。中間板１４６・１４６における反バルブプレート４９側には、平底の挿入孔１４６ｂ・１４６ｂが穿設されており、該挿入孔１４６ｂ・１４６ｂにシュー４６・４６の固定斜板側円筒部４６ｂ・４６ｂを挿入するとともに、該固定斜板側円筒部４６ｂ・４６ｂの端面を平底に当着させている。該中間板１４６・１４６には、連絡油路１４６ａ・１４６ａを側面視において斜状に形設し、前記バルブプレート４９のキドニーポート４９ａ・４９ａ・・と、シュー４６・４６の連絡油路４６ａ・４６ａとを連通させている。
また、図１に示すごとく、リテーナ板２４６は、シュー４６を中間板１４６から離れるのを防止する目的で、プランジャーブロック４１の後端に設けられた球状部４１ｂに摺接保持されている。
また、図１に示すごとく、シリンダ４１ａ・４１ａと、シュー４６・４６の連絡油路４６ａ・４６ａとを連通するための連絡油路４２ａ・４２ａが、プランジャー４２・４２の摺動方向に形設されている。
そして、以上に述べた連絡油路４２ａ、連絡油路４６ａ、連絡油路１４６ａ、キドニーポート４９ａ、キドニーポート４３Ｌ・４３Ｒにより、モータ側プランジャーブロック４１のシリンダ４１ａ・４１ａと、固定斜板４３Ｆのチャージ油路４７を連通する一連の連絡油路が形設されるものである。
以上の構成により、モータ側プランジャーブロック４１のシリンダ４１ａ・４１ａと、チャージ油路４７とがチェック・リリーフバルブ４８Ｌ・４８Ｒを介して連通されることになり、油圧ポンプ３０と油圧モータ４０との間で形成される油圧閉回路（前記油路６ａ・６ｂ）のチャージ油供給回路、及びリリーフ回路が構成される。
そして、以上の構成によれば、油圧モータ４０の固定斜板４３Ｆ内に、チャージ油供給機構、及びリリーフ機構としてのチェック・リリーフバルブ４８Ｌ・４８Ｒが内装される構成となるため、チャージ油供給機構、及びリリーフ機構を設けるためのスペースが必要なく、ＨＳＴ１全体としてのコンパクト化が図れるとともに、両機構は、耐高圧性、油密性に優れたものとなる。
尚、以上の構成の他、前記貫通孔４３ｃを二つ設け、それぞれに、チェックバルブ、リリーフバルブを独立して配する構成としてもよい。
＜チャージ油供給機構、チェック・リリーフ機構の第二の構成例＞
また、図１４に示される構成は、チャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構に係る第二の構成例を示すものである。
本構成は、モータ側プランジャーブロック４１に、前記スプールバルブ５０の小径部５０ｄで形設される油路５６と連通する第一の環状油路４１ｒと、前記スプールバルブ５０・５０のシリンダ５１ａ・５１ａを連通して油室５１ｂを形成する第二の環状油路４１ｓを設けるとともに、回転軸４０ａに、図示せぬチャージポンプと連通される連絡油路４０ｕ・４０ｖ・４０ｗ・４０ｘを設け、前記第一・第二の環状油路４１ｒ・４１ｓと、連絡油路４０ｕ・４０ｖ・４０ｗ・４０ｘとをモータ側プランジャーブロック４１内部に二組形設される連絡油路４１ｅ・４１ｆを介して連通するとともに、一組の連絡油路４１ｅ・４１ｆにチェックバルブ４８ｃ・４８ｃを設け、もう一組の図示せぬ連絡油路にリリーフバルブを配する構成とするものである。
より詳しくは、図１４に示すごとく、前記ケースハウジング２ｂに形設されたチャージ油路２ｆは、図示せぬチャージポンプに連通されている。
また、該チャージ油路２ｆは、ケースハウジング２ｂにおける軸穴２ｕの内周面に形設されたスイベルジョイント２３を介して、回転軸４０ａの内部に形設された連絡油路４０ｘ・４０ｗと連通されている。
また、回転軸４０ａにおいては、モータ側プランジャーブロック４１の内周面との間で環状の連絡油路４０ｕを形設し、該連絡油路４０ｕを連絡油路４０ｖを介して前記連絡油路４０ｗと連通させている。
また、モータ側プランジャーブロック４１の外周面は軸受１６０により軸承されており、該モータ側プランジャーブロック４１の外周面と、軸受１６０の内輪１６０ａの内周面との間で、第一の環状油路４１ｒを形設している。この第一の環状油路４１ｒは、上述したスプールバルブ５０の小径部５０ｄで形設される油路５６に連絡油路４１ｈを介して連通している。
また、モータ側プランジャーブロック４１の内周面と、前記軸受７の外周面の間には、前記スプールバルブ５０・５０のシリンダ５１ａ・５１ａを連通して油室５１ｂを形成する第二の環状油路４１ｓが形設されている。
また、モータ側プランジャーブロック４１に、これら第一・第二の環状油路４１ｒ・４１ｓと前記連絡油路４０ｕとを連通する連絡油路４１ｅ・４１ｆを、それぞれ二経路ずつ、回転軸４０ａの軸心を中心に位相をずらして形設し、二組の連絡油路４１ｅ・４１ｆを形設する。このうち、一組の連絡油路４１ｅ・４１ｆには、チェックバルブ４８ｃ・４８ｃを設ける一方、もう一組の連絡油路４１ｅ・４１ｆ（不図示）には、リリーフバルブを設ける構成とするものである。
以上の構成により、モータ側プランジャーブロック４１のスプールバルブ５０のシリンダ５１ａ・５１ａと、チャージ油路２ｆとがチェックバルブ、リリーフバルブを介してそれぞれ連通されることになり、油圧ポンプ３０と油圧モータ４０との間で形成される油圧閉回路（前記油路６ａ・６ｂ）のチャージ油供給回路、及びリリーフ回路が構成される。
そして、以上の構成によれば、油圧モータ４０のモータ側プランジャーブロック４１内に、チャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構としてのチェックバルブ４８ｃ・４８ｃ、リリーフバルブ（不図示）が内装される構成となるため、チャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構を設けるためのスペースが必要なく、ＨＳＴ１全体としてのコンパクト化が図れるとともに、両機構は、耐高圧性、油密性に優れたものとなる。
さらに、以上の構成によれば、油圧モータ４０内の斜板に油路を設ける必要がないことから、図１４に示すごとく、油圧モータ４０は、可動斜板４３Ｍを採用することで可変容積型に構成することができる。尚、油圧モータ４０に固定斜板を採用して固定容積型とすることについても同様であることは、いうまでもない。
＜チャージ油供給機構、チェック・リリーフ機構の第三の構成例＞
また、図１５に示される構成は、チャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構に係る第三の構成例を示すものである。
本構成は、モータ側プランジャーブロック４１に、前記スプールバルブ５０の小径部５０ｄで形設される油路５６と連通する第一の環状油路７１ｒと、前記スプールバルブ５０・５０のシリンダ５１ａ・５１ａを連通して油室５１ｂを形成する第二の環状油路７１ｓを設けるとともに、回転軸４０ａに、図示せぬチャージポンプと連通される連絡油路７０ｗ・７０ｘを設け、前記第一・第二の環状油路７１ｒ・７１ｓと、連絡油路７０ｗ・７０ｘとを、回転軸４０ａ内部に二組形設される連絡油路７１ｅ・７１ｆを介して連通するとともに、一組の連絡油路７１ｅ・７１ｆにチェックバルブ７８ｃ・７８ｃを設け、もう一組の図示せぬ連絡油路にリリーフバルブを配する構成とするものである。
より詳しくは、図１５に示すごとく、前記ケースハウジング２ｂに形設されたチャージ油路２ｆは、図示せぬチャージポンプに連通されている。
また、該チャージ油路２ｆは、ケースハウジング２ｂにおける軸穴２ｕの内周面に形設されたスイベルジョイント２３を介して、回転軸４０ａの内部に形設された連絡油路７０ｘ・７０ｗと連通されている。
また、回転軸４０ａにおいて、前記連絡油路７０ｗは軸方向に形設され、該連絡油路７０ｗから、モータ側プランジャーブロック４１の内周面に向かって放射状に連絡油路７１ｅ・７１ｆが形設されている。尚、該連絡油路７１ｅ・７１ｆは、二組構成される、つまりは、合計四つの連絡油路７１ｅ・７１ｆが形成され、そのうちの二つの連絡油路７１ｅ・７１ｆに、チェックバルブ７８ｃ・７８ｃが設けられ、図示せぬもう二つの連絡油路に、リリーフバルブが設けられる構成としている。
また、モータ側プランジャーブロック４１の外周面は軸受１６０により軸承されており、該モータ側プランジャーブロック４１の外周面と、軸受１６０の内輪１６０ａの内周面との間で、第一の環状油路７１ｒを形設している。この第一の環状油路７１ｒは、上述したスプールバルブ５０の小径部５０ｄで形設される油路５６に連絡油路７１ｈを介して連通している。
また、モータ側プランジャーブロック４１の内周面と、回転軸４０ａの外周面の間には、前記スプールバルブ５０・５０のシリンダ５１ａ・５１ａを連通して油室５１ｂを形成する第二の環状油路７１ｓが形設されている。
また、モータ側プランジャーブロック４１には、前記第一の環状油路７１ｒと、回転軸４０ａの連絡油路７１ｅを結ぶ連絡油路７１ｍが形設される。上述したごとく、連絡油路７１ｅは、回転軸４０ａの軸心を中心に位相をずらして二つ形設されるものであり、連絡油路７１ｍも二つ形成されるものである。
また、前記第二の環状油路７１ｓは、回転軸４０ａの連絡油路７１ｆと連通されている。
そして、一組の連絡油路７１ｅ・７１ｆには、チェックバルブ７８ｃ・７８ｃを設ける一方、もう一組の連絡油路７１ｅ・７１ｆ（不図示）には、リリーフバルブ（不図示）を設ける構成とするものである。
以上の構成により、モータ側プランジャーブロック４１のスプールバルブ５０のシリンダ５１ａ・５１ａと、チャージ油路２ｆとがチェックバルブ、リリーフバルブを介してそれぞれ連通されることになり、油圧ポンプ３０と油圧モータ４０との間で形成される油圧閉回路（前記油路６ａ・６ｂ）のチャージ油供給回路、及びリリーフ回路が構成される。
そして、以上の構成によれば、回転軸４０ａ内に、チャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構としてのチェックバルブ７８ｃ・７８ｃ、リリーフバルブ（不図示）が内装される構成となるため、チャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構を設けるためのスペースが必要なく、ＨＳＴ１全体としてのコンパクト化が図れるとともに、両機構は、耐高圧性、油密性に優れたものとなる。
さらに、以上の構成によれば、油圧モータ４０内の斜板に油路を設ける必要がないことから、図１５に示すごとく、油圧モータ４０は、可動斜板４３Ｍを採用することで可変容積型に構成することができる。尚、油圧モータ４０に固定斜板を採用して固定容積型とすることについても同様であることは、いうまでもない。
＜ケースハウジングの構成＞
次に、以上の構成のＨＳＴ１におけるケースハウジングの構成について説明する。
図１６に示すごとく、ケースハウジングの構成として、三つの構成例を提案する。
第一の構成例は、ＨＳＴ１のケースハウジングにおいて、作動油の高低圧の分離要素としてのスプールバルブ５０の近傍で分割される構成につき、前記分離要素としてのスプールバルブ５０の前側で分割される構成とするものである。
第二の構成例は、ＨＳＴ１のケースハウジングにおいて、作動油の高低圧の分離要素としてのスプールバルブ５０の近傍で分割される構成につき、前記分離要素としてのスプールバルブ５０の後側で分割される構成とするものである。
第三の構成例は、ＨＳＴ１のケースハウジングは分割される構成とするものであり、第一のハウジング内に油圧モータ４０及び油圧ポンプ３０が収容され、その他のハウジングにて、第一のハウジングの開口部が閉じられる構成とするものである。
以下、各構成例について詳述する。
＜ケースハウジングの第一の構成例＞
第一の構成例は、図１及び図１６（ａ）に示すごとく、作動油の高低圧の分離要素としてのスプールバルブ５０の近傍で分割される構成につき、前記分離要素としてのスプールバルブ５０の前側で分割される構成とするものである。
また、図１に示すごとく、ケースハウジングは前後分割式とするとともに、油圧モータ４０を配するケースハウジング２ｂに、回転軸４０ａに偏心配置される前記軸受６０が嵌設される軸受穴２０ａ、及び、前記モータ側プランジャーブロック４１の軸受１６０が嵌設される軸受穴２０ｂが形設される。
この構成によれば、例えば、ケースハウジング２ｂの加工において、軸受穴２０ｂの加工後、ケースハウジング２ｂを固定したままにして軸受穴２０ａの加工をすることが可能となり、前記軸受６０と、軸受１６０の相対関係の設計値を具現化することができる、つまりは、軸受６０の回転軸３０ａ・４０ａの軸心に対する偏心の加工精度を向上させることができる。
また、図１及び図１４に示すごとく、ケースハウジングは前後分割式とするとともに、油圧ポンプ３０側のケースハウジング２ａには、可動斜板３３Ｍの半割軸受ガイド２１、入力軸としての回転軸３０ａの軸受３０ｂの軸受穴２２を一体成形する一方、油圧モータ４０側のケースハウジング２ｂには、スイベルジョイント２３（図１４の構成とする場合のみ：上記、チャージ油供給機構、チェック・リリーフ機構を第二の構成例とする場合）、可動斜板４３Ｍの半割軸受ガイド２７（同じく、図１４の構成とする場合のみ）、スプールバルブ５０・５０用の軸受６０の軸受穴２０ａ、出力軸としての回転軸４０ａの軸受穴２４を一体成形している。
この構成によれば、ケースハウジングをダイキャストで作成することにより、機械加工を減らすことができ、コスト低減を図ることができる。
また、上述した構成例においては、油圧ポンプ３０を可変容積型とし、油圧モータ４０を固定容積型又は可変容積型とするものであるが、この他、油圧ポンプ３０を固定容積型とする構成にも適用可能である。
また、上述した構成例においては、モータ側プランジャーブロック４１にスプールバルブ５０・５０を摺動自在に配する構成とするものであるが、これとは逆の構成、即ち、ポンプ側プランジャーブロック３１にスプールバルブ５０・５０を摺動自在に配する構成にも適用可能であり、この場合は、油圧ポンプ３０側にチャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構を設ける構成とするものである。
そして、油圧ポンプ３０を固定容積型、油圧モータ４０を固定容積型又は可変容積型とし、油圧ポンプ３０側にスプールバルブ５０、チャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構を設ける構成とする場合においては、敢えて図示はしないが、前記ケースハウジングは前後分割式とするとともに、油圧ポンプ３０側のケースハウジング２ａには、スイベルジョイント２３、スプールバルブ５０用の軸受６０の軸受穴２０ａ、入力軸としての回転軸３０ａの軸受穴２２を一体成形する一方、油圧モータ４０側のケースハウジング２ｂには、可動斜板４３Ｍの半割軸受ガイド２１、出力軸としての回転軸４０ａの軸受３０ｂの軸受穴２４を一体成形するものである。
このように、上述した構成例の他、油圧ポンプ３０を固定容積型、油圧モータ４０を可変容積型とする構成の場合においても、ケースハウジングをダイキャストで作成することにより、機械加工を減らすことができ、コスト低減を図ることができる。
＜ケースハウジングの第二の構成例＞
第二の構成例は、図１６（ｂ）に示すごとく、作動油の高低圧の分離要素としてのスプールバルブ５０の近傍で分割される構成につき、前記分離要素としてのスプールバルブ５０の後側で分割される構成とするものである。
この場合、各ケースハウジング２ａ・２ｂに、それぞれ軸受６０・１６０の軸穴を加工することになる。
＜ケースハウジングの第三の構成例＞
第三の構成例は、図１６（ｃ）及び図１６に示すごとく、ＨＳＴ１のケースハウジングは分割される構成とするものであり、第一のハウジング２２２ｂ内に油圧モータ４０及び油圧ポンプ３０が収容され、その他のハウジング（第二のハウジング２２２ａ）にて、第一のハウジング２２２ｂの開口部を閉じる構成とするものである。
この構成では、第一のハウジング２２２ｂの筒部を長く構成し、筒部に油圧モータ４０及び油圧ポンプ３０の両方が仕組まれる構成とするものである。
前記軸受６０・１６０は、第一のハウジング２２２ｂに形設した段部８９に嵌設されるものであり、図において、左側より油圧モータ４０及び油圧ポンプ３０が仕組まれる本構成例では、軸受６０の抜けを防止すべく、止め輪８８が嵌設される。
また、第二のハウジング２２２ａは、油圧モータ４０及び油圧ポンプ３０を第一のハウジング２２２ｂに仕組んだ状態において、該第一のハウジング２２２ｂの開口部を閉じるべく構成されるものであり、該第二のハウジング２２２ａには、油圧ポンプ３０の可動斜板３３Ｍの半割軸受ガイド２１が構成されることとしている。
以上の本構成例では、第一のハウジング２２２ｂ内に、油圧モータ４０及び油圧ポンプ３０が仕組まれるため、モータ・ポンプを別個のハウジングで個別に収容する形態と比較すると、ハウジングの剛性に優れたものとなる。
尚、以上のように第一のハウジング２２２ｂと、第二のハウジング２２２ａの二つにより二分割に構成するものの他、例えば、第一のハウジング２２２ｂの長手方向両側を開口し、開口部をそれぞれ塞ぐこととする（三分割）構成としてもよい。
＜油圧・機械式無段変速装置＞
次に、上記のＨＳＴを用いてＨＭＴ（油圧・機械式無段変速装置）を構成する例について説明する。
＜入力分割型＞
図１８に示される油圧・機械式無段変速装置３００（以下、「ＨＭＴ３００」とする）は、入力分割型に構成されるものである。
即ち、静油圧式無段変速装置３０１（以下、「ＨＳＴ３０１」とする）と遊星歯車機構１０とを組み合わせて出力回転の変速を行うように構成されたＨＭＴ３００であって、図１８、図１９及び図２に示すごとく、ＨＳＴ３０１のモータ側プランジャーブロック４１（図１９）を回転軸１３０ａに相対回転不能に支持し、ポンプ側プランジャーブロック３１を回転軸１４０ａに相対回転不能に支持し、前記回転軸１４０ａは中空とするとともに、前記回転軸１３０ａに対して同軸上に配置し、前記ポンプ側プランジャーブロック３１とモータ側プランジャーブロック４１とは対向して配置し、前記モータ側プランジャーブロック４１（又は３１）には、スプールバルブ５０・５０を前記回転軸１３０ａを中心に摺動自在に放射状に配置し、前記スプールバルブ５０・５０の外側先端は、前記回転軸１３０ａに対して偏心配置される軸受６０の内輪６０ａの内周面６１に当接してモータ側プランジャーブロック４１の回転に従って半径方向に摺動し、該スプールバルブ５０・５０により、前記両プランジャーブロック３１・４１のシリンダ３１ａ・４１ａを連通させる油路６ａ・６ｂ（図２）を開通又は分断する構成とし、前記回転軸１３０ａ・１４０ａ、及び遊星歯車機構１０により入力分割式に構成されている。
以上の構成とするＨＭＴ３００のＨＳＴ３０１は、図１９に示すごとく、前記回転軸１３０ａ・１４０ａの軸方向において、油圧ポンプ３３０が配される側を前側として、油圧モータ３４０が配される側を後側とし、これらを前後分割式とするケースハウジング２ａ・２ｂに内装している。
以下詳述すると、ケースハウジング２ａの前側、ケースハウジング２ｂの後側には、それぞれ軸受３０ｂ・４０ｂが嵌設されており、軸受３０ｂには回転軸１４０ａが、軸受４０ｂには回転軸１３０ａが軸承されている。該回転軸１３０ａにおいて、油圧ポンプ３３０が配される側は、中空に構成される前記回転軸１４０ａにより外環されている。そして、回転軸１３０ａにはモータ側プランジャーブロック４１が、回転軸１４０ａにはポンプ側プランジャーブロック３１が、それぞれの回転摺動面３４・４４を対向させつつ相対回転不能に支持されている。
また、ケースハウジング２ａにおいて、前記軸受３０ｂとポンプ側プランジャーブロック３１との間には可動斜板３３Ｍが配置され、ポンプ側プランジャーブロック３１に等間隔で、かつ回転軸１４０ａの軸方向に形設される３１ａ・３１ａ内のプランジャー３２・３２を前後摺動させる構成の可変容積型の油圧ポンプ３３０が構成されている。
また、ケースハウジング２ｂにおいて、前記軸受４０ｂとモータ側プランジャーブロック４１との間には可動斜板４３Ｍが配置され、モータ側プランジャーブロック４１に等間隔で、かつ回転軸１３０ａの軸方向に形設される４１ａ・４１ａ内のプランジャー４２・４２を前後摺動させる構成の可変容積型の油圧モータ３４０が構成されている。
また、油圧ポンプ３３０の可動斜板３３Ｍの斜板傾転軸３３ａと、油圧モータ３４０の可動斜板４３Ｍの斜板傾転軸４３ａとは平行としている。この斜板傾転軸３３ａ・４３ａは、図１９において、紙面に対し垂直の関係となるものである。
また、図１９に示すごとく、前記ポンプ側プランジャーブロック３１のシリンダ３１ａ・３１ａの回転摺動面３４側の底面積３２ｔ・３２ｔの総和と、モータ側プランジャーブロック４１のシリンダ４１ａ・４１ａの回転摺動面４４側の底面積４２ｔ・４２ｔの総和は、略同一となるように設計され、ポンプ側プランジャーブロック３１と、モータ側プランジャーブロック４１のそれぞれのシリンダ３１ａ・４１ａの合計受圧面積を略同一としている。
また、図１９に示すごとく、前記回転軸１３０ａにおける前後中途部には、軸受７が相対回転不能に嵌設されるとともに、該軸受７に回転軸１４０ａの後端部が相対回転可能に挿入されている。
また、図１８に示すごとく、回転軸１３０ａにおいては、ケースハウジング２よりも前後方向に長く構成され、前端部はケースハウジング２ａの前方に延出されて遊星歯車機構１０のサンギア１３に接続されるとともに、後端部はケースハウジング２ｂの後方に延出されて図示せぬ車輪、作業機等を駆動する出力軸として機能する。
また、図１８に示すごとく、回転軸１４０ａにおいては、前端部がケースハウジング２の前方に延出されて遊星歯車機構１０のインターナルギア１４に接続され、図示せぬ駆動源により駆動される遊星キャリア１５より動力を入力し、油圧ポンプ３３０を駆動する入力軸として機能する。
また、図１９に示すごとく、モータ側プランジャーブロック４１は、その外周面がケースハウジング２ｂに嵌設される軸受１６０に支承されている。
また、図１９及び図６に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック３１の回転摺動面３４においては、各シリンダ３１ａ・３１ａ内と個別に連通するためのポンプ側ポート３４ａ・３４ａが開口されており、前記プランジャー３２・３２の摺動により、該ポンプ側ポート３４ａ・３４ａを油が通過するようになっている。
また、図１９及び図７に示すごとく、モータ側プランジャーブロック４１の回転摺動面４４においては、各シリンダ４１ａ・４１ａ内と個別に連通するためのモータ側ポート４４ａ・４４ａが、一つのシリンダ４１ａ・４１ａに対して二つずつ開口されており、前記プランジャー４２・４２の摺動により、該モータ側ポート４４ａ・４４ａを油が通過するようになっている。
また、図１９、図８に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック３１の回転摺動面３４と、モータ側プランジャーブロック４１の回転摺動面４４との間には、いずれか一方のプランジャーブロック３１・４１に回転拘束され、回転拘束される側のプランジャーブロック３１・４１の回転摺動面３４・４４のポート３４ａ・４４ａと同形・同配列の連通ポート５ａ・５ａが開口される油路板５が挟装されている。本実施例では、モータ側プランジャーブロック４１に対して回転拘束される構成としており、連通ポート５ａ・５ａの配列を、図７に示されるモータ側プランジャーブロック４１のモータ側ポート４４ａ・４４ａ・・・と略同一としている。そして、図１９及び図２０に示すごとく、該油路板５の回転摺動面５５に対して、ポンプ側プランジャーブロック３１の回転摺動面３４が当着するようにして油密に形成され、一連の油路６が形成されている。この油路板５は、特に、両回転摺動面３４・４４との間に生じる摺動抵抗の削減や、焼付きの防止を目的としており、これら摺動面の表面は、例えば、耐焼付き性材料で被覆等されるものである。尚、両プランジャーブロック３１・４１の間に焼付きの問題が生じない場合には、油路板５を設けない構成として、両回転摺動面３４・４４を直接当接させる構成としてもよい。
また、図１９、図２０及び図２に示すごとく、モータ側プランジャーブロック４１において、それぞれのシリンダ４１ａと、回転摺動面４４のポート４４ａとの間には、回転軸１３０ａ・１４０ａを中心としてシリンダ５１ａ・５１ａが放射状に形設されており、該シリンダ５１ａ・５１ａには、柱状のスプールバルブ５０・５０が半径方向に摺動自在に配されている。
また、図２に示すごとく、シリンダ５１ａ・５１ａ・・・の底部と、前記軸受７の外周面との間には、一連の環状油路５４を回転軸１３０ａ・１４０ａの周方向に形設し、各シリンダ５１ａ・５１ａ・・・内を連通させて、一連の油室５１ｂを形設している。
また、図２に示すごとく、このスプールバルブ５０は、前記シリンダ４１ａ・４１ａと同数配置されることにより、回転軸１３０ａ・１４０ａを中心に放射状に配置されるものであり、半球状に形成される先端部５０ａ・５０ａ・・・は、モータ側プランジャーブロック４１より半径方向外側に突出されるとともに、前記回転軸１３０ａに偏心配置されてモータ側プランジャーブロック４１を外環する軸受６０の内輪６０ａの内周面６１に接するように構成されている。この軸受６０を回転軸１３０ａに対して偏心させる方向は、互いに平行関係にある前記斜板傾転軸３３ａ・４３ａ（図１９）の軸方向とするものとし、軸受６０の軸心６０ｄと、図２に示すごとく、回転軸１３０ａの軸心１３０ｄとを結ぶ直線４ｈが、前記斜板傾転軸３３ａ・４３ａと平行となるようにしている。
また、図１９に示すごとく、軸受６０（内輪６０ａ）の内周面６１の内径は、前記回転軸１３０ａの軸方向前側から後側にかけて徐々に小さく構成することにより、内周面６１は、前記回転軸１３０ａの軸方向に対し傾斜させるようにしている。
また、図２に示すごとく、スプールバルブ５０は、二つの大径部５０ｂ・５０ｃの間に小径部５０ｄを配して構成される柱状体とするものであり、前記大径部５０ｂ・５０ｃの外周面をシリンダ５１ａの内周面に摺接させるとともに、前記小径部５０ｄにおいては、図２０に示すごとく、シリンダ５１ａの内周面との間に油路５６を形成する。該油路５６は、モータ側プランジャーブロック４１のシリンダ４１ａと、ポンプ側プランジャーブロック３１のシリンダ３１ａを連通させる前記一連の油路６の一部を構成する。そして、該油路５６は、モータ側プランジャーブロック４１が規定の回転角となる位置において、前記スプールバルブ５０の大径部５０ｃにより閉じられるようにしている。即ち、図２及び図３に示すごとく、前記斜板傾転軸３３ａ・４３ａと平行な直線４ｈに対し、それぞれ相反する方向に９０度位相がずれる回転角４ｖ・４ｗの位置において、スプールバルブ５０の大径部５０ｃが回転摺動面４４のポート４４ａの位置に到達するように構成されるものであり、回転軸１３０ａを中心とする半径方向の前記ポート４４ａの開口高さと、大径部５０ｃの軸長を略同一として、前記回転角４ｖ・４ｗにて、油路５６・５６がスプールバルブ５０により閉じられるものである。図２に示される構成では、軸受６０が回転軸１３０ａに対し紙面上で水平方向に偏心されるものであり、図１９に示すごとく、スプールバルブ５０は、最上位置（回転角４ｖ）及び最下位置（回転角４ｗ）となる際に、図４に示すごとく、前記油路５６が閉じられるように構成されている。
そして、図３に示すごとく、前記回転角４ｖ・４ｗの位置を基準として分断される二つの区間１１・１２を形成し、第一の区間１１においては、図５（ａ）に示すごとく、スプールバルブ５０の小径部５０ｄがポート４４ａの位置と重なるように配されることにより、前記油路５６を含む一連の油路６ａが開通される一方、第二の区間１２においては、図５（ｂ）に示すごとく、スプールバルブ５０が外側に突出し、大径部５０ｃがポート４４ａの位置よりも半径方向外側に配されることにより、前記油室５１ｂ（シリンダ５１ａ）を介して形成される一連の油路６ｂが開通される。このように、該スプールバルブ５０により、前記両プランジャーブロック３１・４１のシリンダ３１ａ・４１ａを連通させる油路６ａ・６ｂを開通又は分断させる構成としている。
以上の構成により、第一の区間１１においては、油路６ａ・６ａ・・・により高圧油路（又は低圧油路）が形成され、第二の区間１２においては、油路６ｂ・６ｂ・・・により低圧油路（又は高圧油路）が形成されることで、図１９に示すごとく、回転軸１４０ａを入力軸として油圧ポンプ３３０より油圧モータ３４０に圧油を供給し、回転軸１３０ａを出力軸として駆動するＨＳＴ３０１が構成される。
そして、以上のように構成されるＨＳＴ３０１と、遊星歯車機構１０とを組み合わせて図１８に示される入力分割型のＨＭＴ３００が構成されるものである。
即ち、前記回転軸１３０ａは、ケースハウジング２よりも前後方向に長く構成され、前端部はケースハウジング２ａの前方に延出されて遊星歯車機構１０のサンギア１３に接続されるとともに、後端部はケースハウジング２ｂの後方に延出されて図示せぬ車輪、作業機等を駆動する出力軸として機能する一方、回転軸１４０ａは、前端部がケースハウジング２ａの前方に延出されて遊星歯車機構１０のインターナルギア１４に接続され、図示せぬ駆動源により駆動される遊星キャリア１５より動力を入力し、油圧ポンプ３３０を駆動する入力軸として機能する構成し、さらに、前記回転軸１４０ａを中空として回転軸１３０ａに対し同軸上に配置される構成とするものである。
そして、以上の構成によれば、図１９に示すごとく、油圧ポンプ３３０の可動斜板３３Ｍの斜板傾転軸３３ａと、油圧モータ３４０の可動斜板４３Ｍの斜板傾転軸４３ａとは平行としているため、メインとする駆動方向（例えば、ＨＭＴ３００を備える車体を前進させる方向）における両斜板３３Ｍ・４３Ｍの傾き方向を同じ向きに設定することで、油圧ポンプ３３０のプランジャー３２・３２と、油圧モータ３４０のプランジャー４２・４２の摺動によって生じる回転軸１３０ａ・１４０ａを基準とするスラスト方向、及びラジアル方向の荷重を互いに打ち消し合うことができ、より小型の軸受１６０を使用してモータ側プランジャーブロック４１を支承することが可能となり、動力ロスの低減、コスト低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図１９に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック３１と、モータ側プランジャーブロック４１のそれぞれのシリンダ３１ａ・４１ａの合計受圧面積を略同一としているので、上述したスラスト方向、及びラジアル方向の荷重を、より確実に、互いに打ち消し合うことができる。また、前記合計受圧面積を略同一とする限りは、シリンダ３１ａ・４１ａの数は特に限定されるものでなく、プランジャーブロックの設計上の自由度は広いものとなっている。
また、以上の構成によれば、図１９に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック３１とモータ側プランジャーブロック４１は、同じ方向に回転するため、互いの回転数の差から求まる回転数にて相対回転することになり、前記回転摺動面３４・４４（５５）との間で生じる動力ロスの低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図１９に示すごとく、前記回転摺動面３４・４４（５５）を対向させて一つの相対回転摺動面（合わせ面５ｃ）を形成しているため、従来の高圧油路板に対して二つの相対回転摺動面が形成される構成のものと比較して、該相対回転摺動面からの漏れ量を相対的に低減することができる。このことから、必要なチャージ油量を抑えることができ、動力ロスの低減、コスト低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図１９に示すごとく、従来構成に必要とされた高圧油路板を備えないため、ＨＳＴ３０１全体としての質量低減を図れるとともに、コスト低減を図ることができる。
また、前記モータ側プランジャーブロック４１の回転軸１４０ａと、前記ポンプ側プランジャーブロック３１の回転軸１３０ａを同軸上に配するとともに、当該回転軸１３０ａに遊星歯車機構３１０のサンギア１３が接続されるものとし、これら回転軸１３０ａ・１４０ａと遊星歯車機構３１０とを組み合わせて、入力分割式に構成される油圧・機械式無段変速装置３００を構成することとしている。これにより、ＨＳＴの二つの回転軸１３０ａ・１４０ａと、遊星歯車機構３１０のサンギア１３とを同軸上に配する構成が可能となるものであり、遊星歯車機構の第三の要素とＨＳＴとを、動力伝達軸・ギアを介して連動させる従来構成と比較すると、当該動力伝達軸・ギアを省略することができ、低コスト、かつコンパクトな油圧・機械式無段変速装置を構成することができる。
また、以上の構成によれば、図１９に示すごとく、油路板５を備えることで、簡易な構成で両回転摺動面３４・４４の間に生じる摺動抵抗を削減することができる。そして、これにより、動力ロスの低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図１９に示すごとく、軸受６０の内輪６０ａの内周面６１は、前記回転軸１３０ａの軸方向に対し傾斜させているため、該内周面６１に当接するスプールバルブ５０・５０の半球状に形成される先端部５０ａ・５０ａ・・・は、モータ側プランジャーブロック４１が回転するに従ってスプールバルブ５０・５０の摺動方向を軸心として回転する。これにより、先端部５０ａ・５０ａ・・・の内周面６１に対する当接部を回転摺動させることができ、スプールバルブ５０先端部の耐久性を向上できる。
尚、このスプールバルブ５０の耐久性の向上に関する他の構成として、図２０に示すごとく、モータ側プランジャーブロック４１において、スプールバルブ５０が摺動するシリンダ５１ａ・５１ａを、前記回転軸１３０ａの軸方向に対し傾斜して形設し、スプールバルブの摺動方向を、回転軸１３０ａの半径方向に対して傾斜させるとともに、軸受６０の内輪６０ａの内周面６１は平坦に構成することもできる。この構成によれば、内周面６１を傾斜させる構成と同様、スプールバルブ５０を摺動方向に対して回転させることによるスプールバルブ５０の耐久性の向上といった効果を得ることができるとともに、内周面６１を平坦とする汎用的な軸受を使用することができる。
また、以上の構成による入力分割型のＨＭＴ３００によれば、上述した第一の従来構成と比較した場合に、動力伝達軸が必要とされず、また、軸受、歯車を少なく構成することが可能となるため、動力ロスの発生の少ない構成とすることができるとともに、これらの部品点数の削減にともなう製造コストの削減を図ることができる。
また、以上の構成による入力分割型のＨＭＴ３００によれば、前記回転軸１４０ａが回転軸１３０ａに対し同軸上に配置されるため、上述した第一の従来構成と比較した場合に、装置のコンパクト化を図ることができる。
また、以上の構成による入力分割型のＨＭＴ３００によれば、油圧ポンプ３３０を可変容積型に構成しているため、ゼロからの無段変速運転を可能とする構成とすることができ、上述した第二の従来構成と比較した場合に、変速範囲を広く構成することができる。尚、特に、変速範囲を広く確保する必要が無い場合には、上記構成例の他、固定容積型の油圧ポンプ３３０と可変容積型の油圧モータ３４０による構成としてもよい。
また、以上の構成による入力分割型のＨＭＴ３００によれば、油圧ポンプ３３０を可変容積型に構成しているため、上述した第二の従来構成と比較した場合に、前後進切換え用の機構が必要とされず、該機構に係る製造コストの削減を図ることができる。
＜チャージ油供給機構、チェック・リリーフ機構＞
次に、以上の構成のＨＳＴ３０１におけるチャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構について説明する。
尚、本構成では、上述のチャージ油供給機構、チェック・リリーフ機構の第二の構成例が採用されるものであるが、第一・第三の構成例の適用も可能である。
図２１に示すごとく、モータ側プランジャーブロック４１に、前記スプールバルブ５０の小径部５０ｄで形設される油路５６と連通する第一の環状油路４１ｒと、前記スプールバルブ５０・５０のシリンダ５１ａ・５１ａを連通して油室５１ｂを形成する第二の環状油路４１ｓを設けるとともに、回転軸１３０ａに、図示せぬチャージポンプと連通される連絡油路４０ｕ・４０ｖ・４０ｗ・４０ｘを設け、前記第一・第二の環状油路４１ｒ・４１ｓと、連絡油路４０ｕ・４０ｖ・４０ｗ・４０ｘとをモータ側プランジャーブロック４１内部に二組形設される連絡油路４１ｅ・４１ｆを介して連通するとともに、一組の連絡油路４１ｅ・４１ｆにチェックバルブ４８ｃ・４８ｃを設け、もう一組の図示せぬ連絡油路にリリーフバルブを配する構成とするものである。
より詳しくは、図２１に示すごとく、前記ケースハウジング２ｂに形設されたチャージ油路２ｆは、図示せぬチャージポンプに連通されている。
また、該チャージ油路２ｆは、ケースハウジング２ｂにおける軸穴２ｕの内周面に形設されたスイベルジョイント２３を介して、回転軸１３０ａの内部に形設された連絡油路４０ｘ・４０ｗと連通されている。
また、回転軸１３０ａにおいては、モータ側プランジャーブロック４１の内周面との間で環状の連絡油路４０ｕを形設し、該連絡油路４０ｕを連絡油路４０ｖを介して前記連絡油路４０ｗと連通させている。
また、モータ側プランジャーブロック４１の外周面は軸受１６０により軸承されており、該モータ側プランジャーブロック４１の外周面と、軸受１６０の内輪１６０ａの内周面との間で、第一の環状油路４１ｒを形設している。この第一の環状油路４１ｒは、上述したスプールバルブ５０の小径部５０ｄで形設される油路５６に連絡油路４１ｈを介して連通している。
また、モータ側プランジャーブロック４１の内周面と、前記軸受７の外周面の間には、前記スプールバルブ５０・５０のシリンダ５１ａ・５１ａを連通して油室５１ｂを形成する第二の環状油路４１ｓが形設されている。
また、モータ側プランジャーブロック４１に、これら第一・第二の環状油路４１ｒ・４１ｓと前記連絡油路４０ｕとを連通する連絡油路４１ｅ・４１ｆを、それぞれ二経路ずつ、回転軸１３０ａの軸心を中心に位相をずらして形設し、二組の連絡油路４１ｅ・４１ｆを形設する。このうち、一組の連絡油路４１ｅ・４１ｆには、チェックバルブ４８ｃ・４８ｃを設ける一方、もう一組の連絡油路４１ｅ・４１ｆ（不図示）には、リリーフバルブを設ける構成とするものである。
以上の構成により、モータ側プランジャーブロック４１のスプールバルブ５０のシリンダ５１ａ・５１ａと、チャージ油路２ｆとがチェックバルブ、リリーフバルブを介してそれぞれ連通されることになり、油圧ポンプ３３０と油圧モータ３４０との間で形成される油圧閉回路（前記油路６ａ・６ｂ）のチャージ油供給回路、及びリリーフ回路が構成される。
そして、以上の構成によれば、油圧モータ３４０のモータ側プランジャーブロック４１内に、チャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構としてのチェックバルブ４８ｃ・４８ｃ、リリーフバルブ（不図示）が内装される構成となるため、チャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構を設けるためのスペースが必要なく、ＨＳＴ３０１全体としてのコンパクト化が図れるとともに、両機構は、耐高圧性、油密性に優れたものとなる。
尚、上述した構成例においては、モータ側プランジャーブロック４１にスプールバルブ５０・５０を摺動自在に配する構成とするものであるが、これとは逆の構成、即ち、ポンプ側プランジャーブロック３１にスプールバルブ５０・５０を摺動自在に配する構成にも適用可能であり、この場合は、油圧ポンプ３３０側にチャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構を設ける構成とするものである。
次に、以上の構成のＨＳＴ３０１におけるケースハウジング２ａ・２ｂの構成について説明する。
即ち、図１９に示すごとく、本発明に係るケースハウジングは前後分割式とするとともに、油圧モータ３４０を配するケースハウジング２ｂに、回転軸１３０ａに偏心配置される前記軸受６０が嵌設される軸受穴２０ａ、及び、前記モータ側プランジャーブロック４１の軸受１６０が嵌設される軸受穴２０ｂが形設される。
この構成によれば、例えば、ケースハウジング２ｂの加工において、軸受１６０の加工後、ケースハウジング２ｂを固定したままにして軸受６０の加工をすることが可能となり、前記軸受６０と、軸受１６０の相対関係の設計値を具現化することができる、つまりは、軸受６０の回転軸１３０ａ・１４０ａの軸心に対する偏心の加工精度を向上させることができる。
また、図１９に示すごとく、ケースハウジングは前後分割式とするとともに、油圧ポンプ３３０側のケースハウジング２ａには、可動斜板３３Ｍの半割軸受ガイド２１、入力軸としての回転軸１３０ａの軸受３０ｂの軸受穴２２を一体成形する一方、油圧モータ３４０側のケースハウジング２ｂには、スイベルジョイント２３、可動斜板４３Ｍの半割軸受ガイド２７、スプールバルブ５０・５０用の軸受６０の軸受穴２０ａ、出力軸としての回転軸１４０ａの軸受穴２４を一体成形している。
この構成によれば、ケースハウジング２をダイキャストで作成することにより、機械加工を減らすことができ、コスト低減を図ることができる。
尚、ケースハウジングの構成については、図１６に示される（ａ）〜（ｃ）の構成が適用可能である。
＜出力分割型＞
図２２及び図２３に示される油圧・機械式無段変速装置３２０（以下、「ＨＭＴ３２０」とする）は、出力分割型に構成されるものである。
即ち、ＨＳＴ３１１と遊星歯車機構３１０とを組み合わせて出力回転の変速を行うように構成されたＨＭＴ３２０であって、ＨＳＴ３１１のポンプ側プランジャーブロック３１を回転軸１３０ａに相対回転不能に支持し、モータ側プランジャーブロック４１を回転軸１４０ａに相対回転不能に支持し、前記回転軸１４０ａは中空とするとともに、前記回転軸１３０ａに対して同軸上に配置し、前記ポンプ側プランジャーブロック３１とモータ側プランジャーブロック４１とは対向して配置し、前記モータ側プランジャーブロック４１（又は３１）には、スプールバルブ５０・５０が前記回転軸１３０ａを中心に摺動自在に放射状に配置し、前記スプールバルブ５０・５０の外側先端は、前記回転軸１３０ａに対して偏心配置される軸受６０の内輪６０ａの内周面６１に当接してモータ側プランジャーブロック４１の回転に従って半径方向に摺動し、該スプールバルブ５０・５０により、前記両プランジャーブロック３１・４１のシリンダ３１ａ・４１ａを連通する油路６ａ・６ｂを開通又は分断させる構成とし、前記回転軸１３０ａ・１４０ａ、及び遊星歯車機構３１０により出力分割式に構成されている。
尚、図２２及び図２３において付される符号については、上述した入力分割型の構成のＨＭＴ３００と同様の構成・機能を果たすものであり、説明は省略するものとする。
そして、以上のように構成される出力分割型のＨＭＴ３２０においては、前記回転軸１３０ａは、ケースハウジング２よりも前後方向に長く構成され、前端部はケースハウジング２ａの前方に延出されて図示せぬ駆動源により駆動され、油圧ポンプ３３０を駆動する入力軸として機能するとともに、後端部はケースハウジング２ｂの後方に延出されて遊星歯車機構３１０のサンギア１３に接続される一方、回転軸１４０ａは、後端部がケースハウジング２ｂの後方に延出されて遊星歯車機構３１０のインターナルギア１４に接続される構成とし、さらに、前記回転軸１４０ａを中空として回転軸１３０ａに対し同軸上に配置される構成とするものである。
また、前記モータ側プランジャーブロック４１の回転軸１４０ａと、前記ポンプ側プランジャーブロック３１の回転軸１３０ａを同軸上に配するとともに、当該回転軸１３０ａに遊星歯車機構３１０のサンギア１３が接続されるものとし、これら回転軸１３０ａ・１４０ａと遊星歯車機構３１０とを組み合わせて、出力分割式に構成される油圧・機械式無段変速装置３２０を構成することとしており、回転軸１３０ａ・１４０ａの同軸上の配置により、コンパクトな油圧・機械式無段変速装置を構成することができる。
以上のように構成される出力分割型のＨＭＴ３２０においては、上述したＨＭＴ３００と同様の効果が奏されるものである。
尚、特に、変速範囲を広く確保する必要が無い場合には、上記構成例の他、固定容積型の油圧ポンプ３３０と可変容積型の油圧モータ３４０による構成、又は、可変容積型の油圧ポンプ３３０と固定容積型の油圧モータ３４０による構成としてもよい。
＜静油圧式無段変速装置＞
次に、対向する油圧ポンプ３０と油圧モータ４０それぞれの吸入域・吐出域の分離要素を、ポンプ３０・４０の両回転軸の偏心により構成することとする静油圧式無段変速装置について説明する。
図２４及び図２５に示すごとく、静油圧式無段変速装置４０１（以下、「ＨＳＴ４０１」とする）は、次の構成とするものである。
即ち、アキシャルピストン式ポンプ４３０（以下、「油圧ポンプ４３０」とする）、及びアキシャルピストン式モータ４４０（以下、「油圧モータ４４０」とする）を備えるＨＳＴ４０１であって、偏心配置した回転軸４７０ａ・４８０ａにそれぞれ支持される、ポンプ側プランジャーブロック４３１及びモータ側プランジャーブロック４４１を対向配置しており、両プランジャーブロック４３１・４４１の回転摺動面４３４・４４４には、各プランジャーブロック４３１・４４１に形設される複数のシリンダ４３１ａ・４４１ａと個別に連通するポンプ側ポート４３４ａ・４３４ａ、モータ側ポート４４４ａ・４４４ａを形設している。回転軸４７０ａの軸心を中心に径方向に見ると、該回転軸４７０ａ・４８０ａの軸心同士を結ぶ直線上に位置する相反二位置のポンプ側ポート４３４ａ・４３４ａに対し、同一直線上に位置してそれぞれに対応するモータ側ポート４４４ａ・４４４ａは最も遠くなって（最大偏心位置）分離されている。この直線上以外に位置するモータ側ポート４４４ａは、該直進上にある場合に比べ、それぞれに対応するポンプ側ポート４３４ａに対する径方向のずれ（偏心量）が小さくなり、これにより、対応するポンプ側ポート４３４ａに対し重なり部分が生じ、即ち、ポート４３４ａ・４４４ａ同士が連通する。即ち、両プランジャーブロック４３１・４４１のシリンダ４３１ａ・４４１ａ同士を連通させる各油路４０８は、そのモータ側シリンダ４４１ａがモータ側プランジャーブロック４４１のポンプ側プランジャーブロック４３１に対する最大偏心位置に到達した時に分断され、該モータ側シリンダ４４１ａがそれ以外の位置になれば開通する。
以上の構成とするＨＳＴ４０１は、前記回転軸４７０ａ・４８０ａの軸方向における回転軸４７０ａを配する側を前側として、前側に油圧ポンプ４３０を、後側に油圧モータ４４０を配する構成とし、これらを前後分割式とするケースハウジング４０２ａ・４０２ｂに内装している。
また、前記分離要素は、偏心配置した回転軸４７０ａ・４８０ａにそれぞれポンプ側プランジャーブロック４３１及びモータ側プランジャーブロック４４１を支持し、両プランジャーブロック４３１・４４１間の相対回転摺動面に臨ませるように、両プランジャーブロック４３１・４４１の回転摺動面４３４・４４４には、各プランジャーブロックに形設される複数のシリンダと個別に連通するポンプ側ポート４３４ａ・４３４ａ、モータ側ポート４４４ａ・４４４ａを形設し、前記の回転軸４７０ａ・４８０ａの偏心配置によりずれ合う両プランジャーブロック４３１・４４１のポート４３４ａ・４３４ａが互いに重なることで、両プランジャーブロックのシリンダを連通させる油路４０８・４０８を形成し、前記両回転軸４７０ａ・４８０ａの軸心を結ぶ線の延長線上にて両プランジャーブロックのポート間の重なりがなくなって前記油路４０８・４０８を分断する、ことで構成されるものであり、前記油路４０８・４０８のうち、分断された油路によって、各プランジャーブロックの油路を吸入域・吐出域に区分することとするものである。
以下詳述すると、ケースハウジング４０２ａの前側、ケースハウジング４０２ｂの後側には、それぞれ軸受４３０ｂ・４０ｂが嵌設されており、これら軸受４３０ｂ・４０ｂによって、前記回転軸４７０ａの後端面と、前記回転軸４８０ａの前端面を対向させつつ、両回転軸４７０ａ・４８０ａを偏心配置させる構成としている。そして、回転軸４７０ａにはポンプ側プランジャーブロック４３１が、回転軸４８０ａにはモータ側プランジャーブロック４４１が、それぞれの回転摺動面４３４・４４４を対向させつつ相対回転不能に支持されている。
また、ケースハウジング４０２ａにおいて、前記軸受４３０ｂとポンプ側プランジャーブロック４３１との間には可動斜板４３３Ｍが配置され、ポンプ側プランジャーブロック４３１に等間隔で、かつ回転軸４７０ａの軸方向に形設される４３１ａ・４３１ａ内のプランジャー４３２・４３２を前後摺動させる構成の可変容積型の油圧ポンプ４３０が構成されている。
また、ケースハウジング４０２ｂにおいて、前記軸受４４０ｂとモータ側プランジャーブロック４４１との間には固定斜板４３Ｆが配置され、モータ側プランジャーブロック４４１に等間隔で、かつ回転軸４８０ａの軸方向に形設される４４１ａ・４４１ａ内のプランジャー４４２・４４２を前後摺動させる構成の固定容積型の油圧モータ４４０が構成されている。
また、油圧ポンプ４３０の可動斜板４３３Ｍの斜板傾転軸４３３ａと、油圧モータ４４０の固定斜板４３Ｆの斜板傾転軸４４３ａとは平行としている。この斜板傾転軸４３３ａ・４４３ａは、図２４において、紙面に対し垂直の関係となるものである。
また、図２４に示すごとく、前記ポンプ側プランジャーブロック４３１のシリンダ４３１ａ・４３１ａの回転摺動面４３４側の底面積４３２ｔ・４３２ｔの総和と、モータ側プランジャーブロック４４１のシリンダ４４１ａ・４４１ａの回転摺動面４４４側の底面積４４２ｔ・４４２ｔの総和は、略同一となるように設計され、ポンプ側プランジャーブロック４３１と、モータ側プランジャーブロック４４１のそれぞれのシリンダ４３１ａ・４４１ａの合計受圧面積を略同一としている。
また、図２４に示すごとく、モータ側プランジャーブロック４４１は、その外周面がケースハウジング４０２ｂに嵌設される軸受４９６に支承されている。そして、前記モータ側プランジャーブロック４４１と回転軸４８０ａの間に軸受４０７が挟装されることで、回転軸４８０ａの前端部が軸受４０７及びモータ側プランジャーブロック４４１を介して前記軸受４９６に支承される構成としている。
また、図２４に示すごとく、前記回転軸４７０ａの後端面と、回転軸４８０ａの前端面は、近づけて対向配置されている。
また、図２５及び図２６に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック４３１の回転摺動面４３４においては、各シリンダ４３１ａ・４３１ａ内と個別に連通するためのポンプ側ポート４３４ａ・４３４ａが開口されており、前記プランジャー４３２・４３２の摺動により、該ポンプ側ポート４３４ａ・４３４ａを油が通過するようになっている。
また、図２６及び図２７に示すごとく、モータ側プランジャーブロック４４１の回転摺動面４４４においては、各シリンダ４４１ａ・４４１ａ内と個別に連通するためのモータ側ポート４４４ａ・４４４ａが開口されており、前記プランジャー４４２・４４２の摺動により、該モータ側ポート４４４ａ・４４４ａを油が通過するようになっている。
また、図２４、図２７に示すごとく、前記両プランジャーブロック４３１・４４１の回転摺動面４３３・４４４の間には、油路板４９０が介装され、該油路板４９０には、複数の油路４９０ａ・４９０ａが軸方向に貫通して形成され、これら油路４９０ａ・４９０ａの配置は、いずれか一方のプランジャーブロック４３１・４４１の回転摺動面４３３・４４４に形設されるポート４３４ａ・４４４ａと略同一としている。本実施例では、ポンプ側プランジャーブロック４３１の回転摺動面４３３に形設されるポンプ側ポート４３４ａ・４３４ａと断面形状及び配置を同一とする油路４９０ａ・４９０ａを油路板４９０に設ける構成としている。
また、前記油路板４９０と他方のプランジャーブロック（本実施例では、モータ側プランジャーブロック４４１）とを相対回転摺動自在に当接させることで、前記両プランジャーブロック４３３・４４４間の相対回転摺動面（合わせ面５ｃ）を画することとしている。
また、該油路板４９０は、円盤状として、前記油路４９０ａ・４９０ａと同一配置のポートが形成されるプランジャーブロック（本実施例では、ポンプ側プランジャーブロック４３１）を支持する回転軸４７０ａに同心配置されるものである。
また、該油路板４９０は、回転軸４７０ａに同心配置される軸受４９７に内嵌されており、ポンプ側プランジャーブロック４３１、モータ側プランジャーブロック４４１、及び回転軸４７０ａ・４８０ａに対し相対回転自在に構成されている。尚、油路板４９０は、前記油路４９０ａとポンプ側ポート４３４ａの位置が一致する角度において、回転軸４７０ａに対して相対回転不能に構成してもよい。また、油路板４９０は、ピン等の係止部材によりポンプ側プランジャーブロック４３１に対して相対回転不能とし、ポンプ側プランジャーブロック４３１と一体に回転する構成としてもよい。つまり、いずれか一方のプランジャーブロックと一体に回転する油路板４９０を、両プランジャーブロックの回転摺動面の間に介装し、該油路板４９０には、複数の油路４９０ａを軸方向に貫通して形成し、これら油路４９０ａの配置は、前記油路板４９０が一体に回転される側のプランジャーブロックの回転摺動面に形設するポートと略同一とするものである。
また、前記油路板４９０により、該油路板４９０が一体に回転される側のプランジャーブロック４３１の回転軸４７０ａを支持する、つまりは、油路板４９０を介して軸受４９７により回転軸４７０ａを支持する構成とすることによれば、回転軸４７０ａのぶれを防止することができる。
そして、図２４及び図２９に示すごとく、該油路板４９０の回転摺動面４９４ａ・４９４ｂに対して、ポンプ側プランジャーブロック４３１の回転摺動面４３４、及びモータ側プランジャーブロック４４１の回転摺動面４４４が当着することで一連の油路４０８が形成される。この油路板４９０は、軸４７０ａを指示する目的の他に、特に、両回転摺動面４３４・４４４の間に生じる摺動抵抗の削減や、焼付きの防止を目的としており、これら摺動面の表面は、例えば、耐焼付き性材料で被覆等されるものである。尚、両回転摺動面４３４・４４４と油路板４９０の間に焼付きの問題が生じない場合には、油路板４９０につき、耐焼付き性材料による被覆を省略する構成としてもよい。
また、図２４、図２５に示すごとく、油圧ポンプ４３０の可動斜板４３３Ｍの斜板傾転軸４３３ａと、油圧モータ４４０の固定斜板４３Ｆの斜板傾転軸４４３ａとは平行とするとともに、これら斜板傾転軸４３３ａ・４４３ａと直交する方向に、前記回転軸４７０ａ・４８０ａの中心が偏心配置されている。
そして、これら回転軸４７０ａ・４８０ａの偏心量４９９は、最大偏心量となる回転角、即ち、前記斜板傾転軸４３３ａ・４４３ａの軸方向に対し、それぞれ９０度位相がずれる回転角４０４ｔ・４０４ｕの位置において、両プランジャーブロック４３１・４４１の回転摺動面４３４・４４４のポート４３４ａ（４９０ａ）・４４４ａのズレ量を最大とすることにより、両ポート４３４ａ（４９０ａ）・４４４ａが重なることにより形成される油路４０８・４０８を分断する構成とするとともに、その他の回転角では前記油路４０８・４０８が連通される偏心量４９９とするものである。
これにより、図２５に示すごとく、前記回転角４０４ｔ・４０４ｕの位置を基準として分断される二つの区間４１１・４１２を形成し、それぞれの区間４１１・４１２において、図２９に示すごとく、ポート４３４ａ（４９０ａ）・４４４ａが重なることにより、油路４０８が形成される。
以上の構成により、図２５に示すごとく、第一の区間４１１においては、油路４０８・４０８により高圧油路（又は低圧油路）が形成され、第二の区間４１２においては、油路４０８・４０８により低圧油路（又は高圧油路）が形成されることで、回転軸４７０ａを入力軸として油圧ポンプ４３０より油圧モータ４４０に圧油を供給し、回転軸４８０ａを出力軸として駆動するＨＳＴ４０１が構成される。
また、第一の区間４１１においては、油圧ポンプ４３０につき吐出域（又は吸入域）が、油圧モータ４４０につき吸入域（又は吐出域）が形成され、第二の区間４１２においては、油圧ポンプ４３０につき吸入域（又は吐出域）が、油圧モータ４４０につき吐出域（吸入域）が、それぞれ形成されるものであり、これら吸入域と吐出域は、回転軸４７０ａ・４８０ａの偏心配置にて構成されることとしているものである。
また、以上のように、ポンプ側プランジャーブロック４３１と、モータ側プランジャーブロック４４１とが、互いに摺動回転する面（回転摺動面４３３・４４４）を介して向かい合わせられ、両プランジャーブロックに形成されるシリンダ間を流体連通する連通路（油路４０８）が形成されるとともに、該連通路に分離要素が介設され、該分離要素により、前記ポンプ側・モータ側プランジャーブロックの各々において、該複数の連通路が、吸入域（第一の区間４１１（第二の区間４１２））のものと吐出域（第二の区間４１２（第二の区間４１１））のものとに区分されるものとしている。即ち、該分離要素により、各プランジャーブロック４３１・４４１内の油路群は、吸入域と吐出域（いずれか一方を第一区間４１１・他方を第二区間４１２にする）とに区分されるのである。
そして、以上の構成によれば、図２４に示すごとく、油圧ポンプ４３０の可動斜板４３３Ｍの斜板傾転軸４３３ａと、油圧モータ４４０の固定斜板４３Ｆの斜板傾転軸４４３ａとは平行としているため、メインとする駆動方向（例えば、ＨＳＴ４０１を備える車体を前進させる方向）における両斜板４３３Ｍ・４３Ｆの傾き方向を平行に設定することで、油圧ポンプ４３０のプランジャー４３２・４３２と、油圧モータ４４０のプランジャー４４２・４４２の摺動によって生じる回転軸４７０ａ・４８０ａを基準とするスラスト方向、及びラジアル方向の荷重を互いに打ち消し合うことができ、より小型の軸受４９６を使用してモータ側プランジャーブロック４４１を支承することが可能となり、動力ロスの低減、コスト低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図２４に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック４３１と、モータ側プランジャーブロック４４１のそれぞれのシリンダ４３１ａ・４４１ａの合計受圧面積を略同一としているので、上述したスラスト方向、及びラジアル方向の荷重を、より確実に、互いに打ち消し合うことができる。また、前記合計受圧面積を略同一とする限りは、シリンダ４３１ａ・４４１ａの数は特に限定されるものでなく、プランジャーブロックの設計上の自由度は広いものとなっている。
また、以上の構成によれば、図２４に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック４３１とモータ側プランジャーブロック４４１は、同じ方向に回転するため、互いの回転数の差から求まる回転数にて相対回転することになり、前記回転摺動面４３４・４４４（４９４ａ・４９４ｂ）との間で生じる動力ロスの低減を図ることができる。
また、以上の構成において、図３０に示すごとく、ポンプ側プランジャーブロック４３１に対し油路板４９０を一体的に構成することによれば、前記回転摺動面４９４ｂ・４４４が対向して、一つの相対回転摺動面（合わせ面４０５ｃ）が形成されるため、従来の高圧油路板に対して二つの相対回転摺動面が形成される構成のものと比較して、該相対回転摺動面からの漏れ量を相対的に低減することができる。このようにして、必要なチャージ油量を抑えることができ、動力ロスの低減、コスト低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図２４に示すごとく、従来構成に必要とされた高圧油路板を備えないため、ＨＳＴ４０１全体の質量低減を図れるとともに、コスト低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図２４に示すごとく、回転軸４７０ａの後端面と、回転軸４８０ａの前端面は、近づけて対向配置されるため、従来の高圧油路板に軸受を配して回転軸を軸承する構成と比較して、ＨＳＴ４０１の全長をコンパクトに構成することができる。
また、以上の構成によれば、図２４に示すごとく、油路板４９０を備えることで、簡易な構成で両回転摺動面４３４・４４４の間に生じる摺動抵抗を削減することができる。これにより、動力ロスの低減を図ることができる。
また、以上の構成によれば、図２４に示すごとく、油路板４９０は、軸受４９７に内嵌されて回転自在に支承されるとともに、ポンプ側プランジャーブロック４３１、モータ側プランジャーブロック４４１、及び回転軸４７０ａ・４８０ａに対し相対回転自在に構成されているので、両回転軸４７０ａ・４８０ａの回転数に大きな差が生じた場合においても、油路板４９０の自由な回転が許容され、該油路板４９０が両プランジャーブロック４３１・４４１の回転を拘束することがないため、該油路板４９０と両プランジャーブロック４３１・４４１との間で生じる回転摺動抵抗を最小限に抑えることができる。
また、以上の構成によれば、両回転軸４７０ａ・４８０ａの偏心配置といった簡易な構成により分離要素を構成することができ、部品点数の少ない静油圧式無段変速装置に構成することができる。
また、以上の構成のＨＳＴ４０１におけるチャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構については、図１１乃至図１３、図２４に示される構成で解るように、上述した第一の構成例と同様の構成としている。尚、上述の第二・第三の構成例の適用も可能である。
次に、以上の構成のＨＳＴ４０１におけるケースハウジングの構成について説明する。
即ち、図２４に示すごとく、ケースハウジングは前後分割式とするとともに、油圧ポンプ４３０側のケースハウジング４０２ａには、可動斜板４３３Ｍの半割軸受ガイド４２１、入力軸としての回転軸４７０ａの軸受４３０ｂの軸受穴４２２、油路板４９０用の軸受４９７の軸受穴４２０ａを一体成形する一方、油圧モータ４４０側のケースハウジング４０２ｂには、出力軸としての回転軸４８０ａの軸受穴４２４を一体成形している。
この構成によれば、ケースハウジングをダイキャストで作成することにより、機械加工を減らすことができ、コスト低減を図ることができる。
また、上述した構成例においては、油圧ポンプ４３０を可変容積型とし、油圧モータ４４０を固定容積型とするものであるが、これとは逆の構成、即ち、油圧ポンプ４３０を固定容積型とし、油圧モータ４４０を可変容積型とする構成にも適用可能である。
また、上述した構成例においては、ポンプ側プランジャーブロック４３１に油路板４９０を配する構成とするものであるが、これとは逆の構成、即ち、モータ側プランジャーブロック４４１に油路板４９０を配する構成にも適用可能である。
また、上述した構成例においては、油圧モータ４４０側にチャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構を設けたが、これとは逆の構成、即ち、油圧ポンプ４３０側にチャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構を設ける構成としてもよい。
そして、このように、油圧ポンプ４３０を固定容積型、油圧モータ４４０を可変容積型とし、油圧ポンプ４３０側にチャージ油供給機構、及びチェック・リリーフ機構を、油圧モータ４４０側に油圧モータ４４０を設ける構成とする場合においては、敢えて図示はしないが、前記ケースハウジングは前後分割式とするとともに、油圧ポンプ４３０側のケースハウジング４０２ａには、入力軸としての回転軸４７０ａの軸受穴４２２を一体成形する一方、油圧モータ４４０側のケースハウグング４０２ｂには、可動斜板４３３Ｍの半割軸受ガイド４２１、出力軸としての回転軸４８０ａの軸受４４０ｂの軸受穴４２４を一体成形するものである。
このように、上述した構成例の他、油圧ポンプ４３０を固定容積型、油圧モータ４４０を可変容積型とする構成においても、ケースハウジングをダイキャストで作成することにより、機械加工を減らすことができ、コスト低減を図ることができる。
尚、ケースハウジングの構成については、図１６に示される（ａ）〜（ｃ）の構成が適用可能である。Hereinafter, embodiments will be described with reference to the drawings.
<Configuration of hydrostatic continuously variable transmission>
As shown in FIGS. 1 and 2, the hydrostatic continuously variable transmission 1 (hereinafter referred to as “HST1”) has the following configuration.
That is, the HST 1 includes an axial piston pump 30 (hereinafter referred to as “hydraulic pump 30”) and an axial piston motor 40 (hereinafter referred to as “hydraulic motor 40”), and two concentrically arranged rotating shafts. The pump-side plunger block 31 and the motor-side plunger block 41, which are respectively supported by 30a and 40a, are arranged to face each other, and the motor-side plunger block 41 (or 31) has a plunger block cylinder 41a. The same number of spool valves 50 and 50 as the number of 41a (or 31a and 31a) are radially arranged so as to be slidable around the rotating shaft 40a (or 31a). The outer ends of the spool valves 50 and 50 are in contact with the inner peripheral surface 61 of the inner ring 60a of the bearing 60 that is eccentrically arranged with respect to the rotary shafts 30a and 40a, and follow the rotation of the motor-side plunger block 41 in the radial direction. The oil passages 6a and 6b for communicating the cylinders 31a and 41a of the plunger blocks 31 and 41 are opened or divided by the spool valves 50 and 50.
The HST 1 configured as described above has a configuration in which the side on which the rotation shaft 30a in the axial direction of the rotation shafts 30a and 40a is disposed is the front side, the hydraulic pump 30 is disposed on the front side, and the hydraulic motor 40 is disposed on the rear side. The case housings 2a and 2b are divided into front and rear parts.
More specifically, bearings 30b and 40b are fitted on the front side of the case housing 2a and the rear side of the case housing 2b, respectively. The bearings 30b and 40b allow the rear end surface of the rotary shaft 30a and the rotation to be rotated. Both rotary shafts 30a and 40a are arranged concentrically with the front end face of the shaft 40a facing each other. A pump-side plunger block 31 is supported on the rotary shaft 30a, and a motor-side plunger block 41 is supported on the rotary shaft 40a so as not to rotate relative to each other. The rotary sliding surfaces 34 and 44 are opposed to each other. . Thereby, one relative rotation sliding surface (mating surface 5c; refer FIG. 1) is comprised.
Further, in the case housing 2a, a movable swash plate 33M is disposed between the bearing 30b and the pump-side plunger block 31, and is formed in the pump-side plunger block 31 at equal intervals and in the axial direction of the rotary shaft 30a. A variable displacement hydraulic pump 30 configured to slide back and forth the plungers 32 and 32 in the provided 31a and 31a is configured.
Further, in the case housing 2b, a fixed swash plate 43F is disposed between the bearing 40b and the motor side plunger block 41, and the motor side plunger block 41 is formed at regular intervals and in the axial direction of the rotary shaft 40a. The fixed displacement type hydraulic motor 40 is configured to slide the plungers 42 and 42 in the provided 41a and 41a back and forth.
The swash plate tilting shaft 33a of the movable swash plate 33M of the hydraulic pump 30 and the swash plate tilting shaft 43a of the fixed swash plate 43F of the hydraulic motor 40 are parallel to each other. The swash plate tilting axes 33a and 43a are in a relationship perpendicular to the paper surface in FIG.
Further, as shown in FIG. 1, the sum of the bottom areas 32t and 32t of the pump-side plunger block 31 on the rotary sliding surface 34 side of the cylinders 31a and 31a and the rotation of the cylinders 41a and 41a of the motor-side plunger block 41 are rotated. The total sum of the bottom areas 42t and 42t on the sliding surface 44 side is designed to be substantially the same, and the total pressure receiving area of each of the cylinders 31a and 41a of the pump side plunger block 31 and the motor side plunger block 41 is determined. It is almost the same.
Further, as shown in FIG. 1, at the position where the end surfaces of the rotary shafts 30a and 40a face each other, a bearing 7 is fitted to the front end portion of the rotary shaft 40a so as not to be relatively rotatable, and the rotary shaft 30a is fitted to the bearing 7. By inserting the rear end portion so as to be relatively rotatable, the end surfaces of both the rotating shafts 30a and 40a are arranged close to each other.
As shown in FIG. 1, the motor-side plunger block 41 is supported by a bearing 160 whose outer peripheral surface is fitted in the case housing 2b.
Further, as shown in FIGS. 1 and 6, on the rotational sliding surface 34 of the pump side plunger block 31, pump side ports 34 a and 34 a for individually communicating with the inside of the cylinders 31 a and 31 a are opened. By the sliding of the plungers 32, 32, the oil passes through the pump side ports 34a, 34a.
Further, as shown in FIGS. 1 and 7, on the rotational sliding surface 44 of the motor side plunger block 41, motor side ports 44a and 44a for individually communicating with the cylinders 41a and 41a have one cylinder. 41a and 41a are opened two by two, and the sliding of the plungers 42 and 42 allows oil to pass through the motor side ports 44a and 44a.
Further, as shown in FIGS. 1, 8, and 9, either one of the rotation sliding surface 34 of the pump side plunger block 31 and the rotation sliding surface 44 of the motor side plunger block 41 is provided. The communication ports 5a and 5a having the same shape and the same arrangement as the ports 34a and 44a of the rotation sliding surfaces 34 and 44 of the plunger blocks 31 and 41 on the side of the rotation-constrained plunger blocks 31 and 41 are opened. An oil path plate 5 is sandwiched. In this embodiment, the motor-side plunger block 41 is rotationally restrained, and the arrangement of the communication ports 5a and 5a is changed to the motor-side ports 44a, 44a, and the motor-side plunger block 41 shown in FIG.・ Approximately the same. As shown in FIGS. 1 and 9, the oil slide is made such that the rotary sliding surface 34 of the pump side plunger block 31 contacts the rotary sliding surface 55 of the oil passage plate 5 by a spring 31 c. A series of oil passages 6 is formed.
That is, in this embodiment, the relative rotational sliding surface (matching surface 5c) between the plunger blocks 31 and 41 of the pump and motor is the same as the rotational sliding surface 55 of the oil passage plate 5 and the pump side plunger block 31. A contact surface with the rotary sliding surface 34 is used.
The oil passage plate 5 is particularly intended to reduce sliding resistance between the rotating sliding surfaces 34 and 44 and to prevent seizure. The surface of these sliding surfaces is, for example, seizure resistant. It is covered with a material. If no seizure problem occurs between the plunger blocks 31 and 41, the oil passage plate 5 is not provided, and the rotary sliding surfaces 34 and 44 may be in direct contact with each other. .
Further, as shown in FIGS. 1, 2 and 9, in the motor side plunger block 41, a cylinder 51a centering on the rotation shaft 40a is provided between each cylinder 41a and the port 44a of the rotation sliding surface 44. -51a is radially formed, and columnar spool valves 50, 50 are slidably arranged in the radial direction in the cylinders 51a, 51a.
Further, as shown in FIG. 2, a series of annular oil passages 54 are formed in the circumferential direction of the rotating shaft 40a between the bottoms of the cylinders 51a, 51a. A series of oil chambers 51b are formed in communication with the cylinders 51a, 51a.
Further, as shown in FIG. 2, the spool valve 50 is arranged in the same number as the cylinders 41a and 41a, and is arranged radially around the rotation shaft 40a, and has a hemispherical tip. 50a, 50a... Protrude from the motor-side plunger block 41 radially outward, and are arranged eccentrically on the rotating shaft 40a and are arranged in the inner ring 60a of the bearing 60 that outerally rotates the motor-side plunger block 41. It is comprised so that the surrounding surface 61 may be contact | connected. The direction in which the bearing 60 is eccentric with respect to the rotating shaft 40a is the axial direction of the swash plate tilting shafts 33a and 43a (FIG. 1) that are in parallel with each other, and as shown in FIG. A straight line 4h connecting the shaft center 60d and the shaft center 40d of the rotary shaft 40a is parallel to the swash plate tilting shafts 33a and 43a.
Further, as shown in FIG. 1, the inner peripheral surface 61 of the bearing 60 (inner ring 60a) is configured so that the inner peripheral surface 61 gradually decreases from the front side to the rear side in the axial direction of the rotary shaft 40a. It is made to incline with respect to the axial direction of the rotating shaft 40a.
As shown in FIG. 2, the spool valve 50 is a columnar body configured by arranging a small diameter portion 50d between two large diameter portions 50b and 50c. While the outer peripheral surface is brought into sliding contact with the inner peripheral surface of the cylinder 51a, an oil passage 56 is formed between the small diameter portion 50d and the inner peripheral surface of the cylinder 51a as shown in FIG. The oil passage 56 constitutes a part of the series of oil passages 6 for communicating the cylinder 41 a of the motor-side plunger block 41 and the cylinder 31 a of the pump-side plunger block 31. The oil passage 56 is closed by the large-diameter portion 50c of the spool valve 50 at a position where the motor-side plunger block 41 has a specified rotation angle. That is, as shown in FIGS. 2 and 3, the spool valve 50 is located at a rotational angle 4v · 4w where the phase is shifted by 90 degrees in the opposite direction with respect to the straight line 4h parallel to the swash plate tilting shafts 33a and 43a. The large-diameter portion 50c is configured to reach the position of the port 44a of the rotary sliding surface 44, and the opening height of the port 44a in the radial direction around the rotation shaft 40a and the large-diameter portion 50c. The oil passages 56 and 56 are closed by the spool valve 50 at the rotation angles 4v and 4w. In the configuration shown in FIG. 2, the bearing 60 is eccentric in the vertical direction with respect to the rotating shaft 40a. As shown in FIG. 1, the spool valve 50 has an uppermost position (rotation angle 4v) and a lowermost position (rotation). When the corner 4w) is reached, the oil passage 56 is closed as shown in FIG.
Then, as shown in FIG. 3, two sections 11 and 12 that are divided with respect to the positions of the rotation angles 4v and 4w are formed. In the first section 11, as shown in FIG. By arranging the small diameter portion 50d of the valve 50 so as to overlap the position of the port 44a, a series of oil passages 6a including the oil passage 56 are opened, while in the second section 12, FIG. ), The spool valve 50 protrudes outward, and the large diameter portion 50c is arranged radially outward from the position of the port 44a, whereby a series of lines formed via the oil chamber 51b (cylinder 51a). The oil passage 6b is opened. Thus, the spool valve 50 is configured to open or divide the oil passages 6a and 6b that communicate the cylinders 31a and 41a of the plunger blocks 31 and 41.
As described above, in the first section 11, a discharge area (or suction area) is formed for the hydraulic pump 30, and a suction area (or discharge area) is formed for the hydraulic motor 40, and in the second section 12, A suction area (or discharge area) is formed for the hydraulic pump 30 and a discharge area (suction area) is formed for the hydraulic motor 40. In each of the hydraulic pump 30 and the motor 40, the suction area and the discharge area are defined as follows. The oil passage 56 is separated by a spool valve 50 which is closed.
Further, as described above, the pump-side plunger block and the motor-side plunger block face each other through surfaces that slide and rotate (rotating sliding surfaces 33 and 44), and are formed on both plunger blocks. A communication passage (oil passages 6a and 6b) for fluid communication between the cylinders is formed, and a separation element (spool valve 50, bearing 60, etc.) is interposed in the communication passage. A passage communicates a suction area of one plunger block and a discharge area of the other plunger block (oil passage 6a), a discharge area of the one plunger block, and a suction area of the other plunger block And a passage (oil passage 6b) communicating with each other. That is, the oil passage groups in the plunger blocks 31 and 41 are divided into a suction area and a discharge area (one of which is an oil path 6a and the other is 6b) by the separation element.
In addition, as described above, the separation element is configured by the spool valve 50 provided in the same number as the number of cylinders of the plunger block in any one of the plunger blocks. Is radially arranged so as to be slidable about the rotation axis of the plunger block, and the outer tip thereof is brought into contact with the inner peripheral surface of the inner ring 60a of the bearing 60 arranged eccentrically with respect to the rotation axis, The oil passage is slid in the radial direction of the rotating shaft according to the rotation of the plunger block, and opens or divides an oil passage that communicates the cylinders of both plunger blocks. The spool valve 50 divides the oil passage. The oil path of each plunger block is divided into a suction area and a discharge area.
And by the above structure, in the 1st area 11, a high pressure oil path (or low pressure oil path) is formed by oil path 6a * 6a ..., and in the 2nd area 12, oil path 6b * 6b. By forming a low-pressure oil passage (or high-pressure oil passage), pressure oil is supplied from the hydraulic pump 30 to the hydraulic motor 40 using the rotary shaft 30a as an input shaft, and driven using the rotary shaft 40a as an output shaft. HST1 is configured.
According to the above configuration, as shown in FIG. 1, the swash plate tilting shaft 33a of the movable swash plate 33M of the hydraulic pump 30 and the swash plate tilting shaft 43a of the fixed swash plate 43F of the hydraulic motor 40 are parallel. Therefore, by setting the inclination directions of the swash plates 33M and 43F in the main driving direction (for example, the direction in which the vehicle body including the HST1 moves forward) to the same direction, the plungers 32 and 32 of the hydraulic pump 30 The load in the thrust direction and the radial direction with respect to the rotation shafts 30a and 40a generated by the sliding of the plungers 42 and 42 of the hydraulic motor 40 can be canceled with each other. The side plunger block 41 can be supported, and power loss and cost can be reduced.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 1, the total pressure receiving areas of the cylinders 31a and 41a of the pump side plunger block 31 and the motor side plunger block 41 are substantially the same. The load in the direction and the radial direction can be canceled out more reliably. As long as the total pressure receiving areas are substantially the same, the number of cylinders 31a and 41a is not particularly limited, and the design freedom of the plunger block is wide.
Further, according to the above configuration, the rotating shaft 40a of the motor-side plunger block 41 and the rotating shaft 30a of the pump-side plunger block 31 can be arranged on the same axis. The step transmission 1 can be configured.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 1, since the pump-side plunger block 31 and the motor-side plunger block 41 rotate in the same direction, the relative rotation speed is obtained from the difference between the rotation speeds of each other. The power loss that occurs between the rotary sliding surfaces 34 and 44 (55) can be reduced.
In addition, according to the above configuration, as shown in FIG. 1, the rotation sliding surfaces 34 and 44 (55) face each other to form one relative rotation sliding surface (matching surface 5c). The amount of leakage from the relative rotation sliding surface (mating surface 5c) can be relatively reduced compared to a configuration in which two relative rotation sliding surfaces are formed with respect to the high pressure oil passage plate. it can. As a result, the required amount of charge oil can be suppressed, and power loss and cost can be reduced.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 1, since the high-pressure oil passage plate required for the conventional configuration is not provided, the mass of the entire HST 1 can be reduced and the cost can be reduced.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 1, the rotary shafts 30a and 40a are supported by the bearings 30b and 40b, and the rear end surface of the rotary shaft 30a and the front end surface of the rotary shaft 40a are close to each other. Therefore, the overall length of the HST 1 can be made compact compared to a configuration in which a bearing is provided on a conventional high-pressure oil passage plate and the rotary shaft is supported.
Moreover, according to the above structure, as shown in FIG. 1, by providing the oil path board 5, the sliding resistance which arises between both the rotation sliding surfaces 34 and 44 can be reduced with a simple structure. As a result, power loss can be reduced.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 1, the inner peripheral surface 61 of the inner ring 60a of the bearing 60 is inclined with respect to the axial direction of the rotary shaft 40a. The hemispherical tip portions 50a, 50a,... Of the spool valves 50, 50 rotate around the sliding direction of the spool valves 50, 50 as the motor-side plunger block 41 rotates. Thereby, the contact part with respect to the internal peripheral surface 61 of front-end | tip part 50a * 50a ... can be rotationally slid, and durability of the spool valve 50 front-end | tip part can be improved.
As another configuration for improving the durability of the spool valve 50, as shown in FIG. 10, in the motor side plunger block 41, cylinders 51a and 51a on which the spool valve 50 slides are connected to the shaft of the rotary shaft 40a. The spool valve sliding direction is inclined with respect to the radial direction of the rotating shaft 40a, and the inner peripheral surface 61 of the inner ring 60a of the bearing 60 can be configured to be flat. According to this configuration, as in the configuration in which the inner peripheral surface 61 is inclined, the effect of improving the durability of the spool valve 50 by rotating the spool valve 50 with respect to the sliding direction can be obtained. A general-purpose bearing that flattens the surface 61 can be used.
<Charge relief mechanism>
Next, the charge oil supply mechanism and the check / relief mechanism in the HST 1 configured as described above will be described.
The configuration described below includes a charge oil supply mechanism between a connection point (charge oil path 2f) with a charge pump provided in the case housing 2b of the HST 1 and a hydraulic circuit in the motor side or pump side plunger block. , And a specific example of a configuration provided with a check / relief mechanism, which is intended to reduce the size of the HST1 by being internally mounted on a fixed swash plate and a plunger block rotating shaft. is there.
In the first configuration example, a charge oil supply mechanism and a check / relief mechanism are provided in the fixed swash plate 43 f of the hydraulic motor 40.
In the second configuration example, a charge oil supply mechanism and a check / relief mechanism are provided in the motor-side plunger block 41 of the hydraulic motor 40.
In the third configuration example, a charge oil supply mechanism and a check / relief mechanism are provided in the rotary shaft 40 a of the hydraulic motor 40.
Hereinafter, each configuration example will be described in detail.
<First configuration example of charge oil supply mechanism and check / relief mechanism>
The configuration shown in FIGS. 1 and 11 to 13 shows a first configuration example related to the charge oil supply mechanism and the check / relief mechanism.
As shown in FIG. 1 and FIG. 12, this configuration is a charge oil passage 47 formed in a fixed swash plate 43 </ b> F of the hydraulic motor 40 in a hydraulic motor 40 of a type in which the plungers 42 and 42 are provided with shoes 46 and 46. And cylinders 41a and 41a of the motor-side plunger block 41 are connected to communication oil passages 46a and 46a formed in the shoes 46 and 46, and communication oil passages 42a and 42a formed in the plungers 42 and 42, respectively. In addition, the charge oil passage 47 in the fixed swash plate 43F includes check / relief valves 48L and 48R (FIG. 12) having functions of a check valve and a relief valve.
More specifically, as shown in FIGS. 11 and 12, the fixed swash plate 43F is provided with a series of through holes 43c forming the charge oil passage 47 in the left-right direction, and left and right openings of the through holes 43c. Is closed by the check and relief valves 48L and 48R. A charge oil passage 43d is formed from the substantially central portion of the through hole 43c to the rear, and as shown in FIG. 1, it is illustrated via a charge oil passage 2f formed in the case housing 2b. Is connected to the charge pump.
Further, as shown in FIGS. 11 and 12, a pair of kidney ports 43L and 43R are formed on the inclined surface 43f of the fixed swash plate 43F, and the kidney ports 43L and 43R and the check / relief valves 48L and 48R are formed. The relief spring chambers 48a and 48a communicate with each other through communication oil passages 43b and 43b.
As shown in FIGS. 1 and 13, a valve plate 49 is fixed to the inclined surface 43f of the fixed swash plate 43F, and a kidney port is formed by dividing the valve plate 49 into four parts in the circumferential direction. 49a, 49a,... Form a series of oil passages with the kidney ports 43L, 43R of the inclined surface 43f. The bridges 49b, 49c,... Formed between the kidney ports 49a, 49a,... Are provided to divide the communication between the kidney ports 43L, 43R with respect to the bridges 49b, 49b positioned above and below. The left and right bridges 49c and 49c are provided to maintain the strength of the valve plate 49. The valve plate 49 is particularly intended to reduce sliding resistance generated between the fixed swash plate 43F and intermediate plates 146 and 146, which will be described later, and to prevent seizure. For example, it is coated with a seizure-resistant material. If no problem of seizure occurs between the fixed swash plate 43F and the intermediate plate 146, the valve plate 49 may not be provided.
Further, as shown in FIG. 1, the fixed swash plate side cylindrical portions 46b and 46b of the shoes 46 and 46 are inserted between the valve plate 49 and the shoes 46 and 46, so that the rotating shaft 40a can be moved. Intermediate plates 146 and 146 that rotate integrally with the shoes 46 and 46 are sandwiched at the center. The intermediate plates 146 and 146 have flat bottom insertion holes 146b and 146b on the side opposite to the valve plate 49, and the fixed swash plate side cylindrical portions 46b and 46b of the shoes 46 and 46 are formed in the insertion holes 146b and 146b. While inserting, the end surface of this fixed swash plate side cylindrical part 46b * 46b is contact | abutted to the flat bottom. In the intermediate plates 146, 146, connecting oil passages 146a, 146a are formed obliquely in side view, and the kidney ports 49a, 49a,... Of the valve plate 49 and the connecting oil passages 46a, 46a, 46 of the shoes 46, 46 are formed. 46a is communicated.
Further, as shown in FIG. 1, the retainer plate 246 is slidably held on a spherical portion 41 b provided at the rear end of the plunger block 41 for the purpose of preventing the shoe 46 from being separated from the intermediate plate 146.
Further, as shown in FIG. 1, communication oil passages 42 a and 42 a for communicating the cylinders 41 a and 41 a with the communication oil passages 46 a and 46 a of the shoes 46 and 46 are formed in the sliding direction of the plungers 42 and 42. It is installed.
The cylinder 41a and 41a of the motor side plunger block 41 and the fixed swash plate 43F are connected to the cylinder 41a and 41a of the motor side plunger block 41 by the communication oil path 42a, the communication oil path 46a, the communication oil path 146a, the kidney port 49a, and the kidney ports 43L and 43R. A series of communication oil passages communicating with the charge oil passage 47 is formed.
With the above configuration, the cylinders 41a and 41a of the motor side plunger block 41 and the charge oil passage 47 are communicated with each other via the check / relief valves 48L and 48R, and the hydraulic pump 30 and the hydraulic motor 40 are connected. A charge oil supply circuit and a relief circuit of a hydraulic closed circuit (the oil passages 6a and 6b) formed therebetween are configured.
According to the above configuration, the charge oil supply mechanism and the check / relief valves 48L and 48R as the relief mechanism are built in the fixed swash plate 43F of the hydraulic motor 40. In addition, the space for providing the relief mechanism is not necessary, and the HST 1 as a whole can be made compact, and both mechanisms are excellent in high pressure resistance and oil tightness.
In addition to the above configuration, two through holes 43c may be provided, and a check valve and a relief valve may be provided independently of each other.
<Second configuration example of charge oil supply mechanism and check / relief mechanism>
The configuration shown in FIG. 14 shows a second configuration example related to the charge oil supply mechanism and the check / relief mechanism.
In this configuration, the motor-side plunger block 41 has a first annular oil passage 41r communicating with an oil passage 56 formed by the small diameter portion 50d of the spool valve 50, and cylinders 51a and 51a of the spool valves 50 and 50. Provided is a second annular oil passage 41s that communicates 51a to form an oil chamber 51b, and communication shafts 40u, 40v, 40w, and 40x that communicate with a charge pump (not shown) are provided on the rotary shaft 40a. The first and second annular oil passages 41r and 41s and the communication oil passages 40u, 40v, 40w, and 40x are communicated with each other via the connection oil passages 41e and 41f that are formed in two sets inside the motor side plunger block 41. In addition, a set of connecting oil passages 41e and 41f is provided with check valves 48c and 48c, and a relief valve is arranged in another set of connecting oil passages (not shown). A.
More specifically, as shown in FIG. 14, the charge oil passage 2f formed in the case housing 2b communicates with a charge pump (not shown).
The charge oil passage 2f communicates with communication oil passages 40x and 40w formed inside the rotary shaft 40a through a swivel joint 23 formed on the inner peripheral surface of the shaft hole 2u in the case housing 2b. Has been.
Further, in the rotary shaft 40a, an annular communication oil passage 40u is formed with the inner peripheral surface of the motor side plunger block 41, and the communication oil passage 40u is connected to the communication oil passage 40v via the communication oil passage 40v. It communicates with 40w.
The outer peripheral surface of the motor side plunger block 41 is supported by a bearing 160, and a first annular shape is formed between the outer peripheral surface of the motor side plunger block 41 and the inner peripheral surface of the inner ring 160a of the bearing 160. An oil passage 41r is formed. The first annular oil passage 41r communicates with the oil passage 56 formed by the small diameter portion 50d of the spool valve 50 described above via a communication oil passage 41h.
Further, a second annular ring is formed between the inner peripheral surface of the motor-side plunger block 41 and the outer peripheral surface of the bearing 7 by connecting the cylinders 51a and 51a of the spool valves 50 and 50 to form an oil chamber 51b. An oil passage 41s is formed.
In addition, the motor-side plunger block 41 has two connecting oil passages 41e and 41f that connect the first and second annular oil passages 41r and 41s and the connecting oil passage 40u, respectively, of the rotating shaft 40a. The two connecting oil passages 41e and 41f are formed by shifting the phase around the axis. Among these, a set of connecting oil passages 41e and 41f is provided with check valves 48c and 48c, while another set of connecting oil passages 41e and 41f (not shown) is provided with a relief valve. is there.
With the above configuration, the cylinders 51a and 51a of the spool valve 50 of the motor side plunger block 41 and the charge oil passage 2f are communicated with each other via the check valve and the relief valve. 40, a charge oil supply circuit and a relief circuit of a hydraulic closed circuit (the oil passages 6a and 6b) formed between the hydraulic circuit 40 and the hydraulic circuit 40 are configured.
According to the above configuration, the charge oil supply mechanism, the check valves 48c and 48c as the check / relief mechanism, and the relief valve (not shown) are housed in the motor-side plunger block 41 of the hydraulic motor 40. Since it is configured, there is no need for a space for providing a charge oil supply mechanism and a check / relief mechanism, and the HST1 as a whole can be made compact, and both mechanisms are excellent in high pressure resistance and oil tightness. Become.
Further, according to the above configuration, it is not necessary to provide an oil passage in the swash plate in the hydraulic motor 40. Therefore, as shown in FIG. 14, the hydraulic motor 40 employs a movable swash plate 43M to make a variable displacement type. Can be configured. Needless to say, the same applies to the fixed displacement type by adopting a fixed swash plate for the hydraulic motor 40.
<Third configuration example of charge oil supply mechanism and check / relief mechanism>
The configuration shown in FIG. 15 shows a third configuration example related to the charge oil supply mechanism and the check / relief mechanism.
In this configuration, a first annular oil passage 71r communicating with the oil passage 56 formed by the small diameter portion 50d of the spool valve 50 and the cylinders 51a and 51a of the spool valves 50 and 50 are connected to the motor side plunger block 41. In addition to providing a second annular oil passage 71s that communicates 51a to form an oil chamber 51b, communication shafts 70w and 70x that communicate with a charge pump (not shown) are provided on the rotary shaft 40a. The two annular oil passages 71r and 71s and the communication oil passages 70w and 70x communicate with each other via two communication oil passages 71e and 71f formed inside the rotary shaft 40a, and a pair of communication oil passages 71e. -Check valves 78c and 78c are provided at 71f, and a relief valve is arranged in another set of communication oil passages (not shown).
More specifically, as shown in FIG. 15, the charge oil passage 2f formed in the case housing 2b communicates with a charge pump (not shown).
The charge oil passage 2f communicates with connecting oil passages 70x and 70w formed inside the rotary shaft 40a via a swivel joint 23 formed on the inner peripheral surface of the shaft hole 2u in the case housing 2b. Has been.
In the rotating shaft 40a, the connecting oil passage 70w is formed in the axial direction, and connecting oil passages 71e and 71f are formed radially from the connecting oil passage 70w toward the inner peripheral surface of the motor side plunger block 41. It is installed. The communication oil passages 71e and 71f are configured in two sets, that is, a total of four communication oil passages 71e and 71f are formed, and two of the communication oil passages 71e and 71f are connected to check valves 78c and 78c. And a relief valve is provided in the other two communication oil passages (not shown).
The outer peripheral surface of the motor side plunger block 41 is supported by a bearing 160, and a first annular shape is formed between the outer peripheral surface of the motor side plunger block 41 and the inner peripheral surface of the inner ring 160a of the bearing 160. An oil passage 71r is formed. The first annular oil passage 71r communicates with the oil passage 56 formed by the small diameter portion 50d of the spool valve 50 described above via a communication oil passage 71h.
Further, a second annular ring is formed between the inner peripheral surface of the motor-side plunger block 41 and the outer peripheral surface of the rotary shaft 40a by connecting the cylinders 51a and 51a of the spool valves 50 and 50 to form an oil chamber 51b. An oil passage 71s is formed.
The motor-side plunger block 41 is formed with a communication oil passage 71m that connects the first annular oil passage 71r and the communication oil passage 71e of the rotary shaft 40a. As described above, two communication oil passages 71e are formed by shifting the phase around the axis of the rotation shaft 40a, and two communication oil passages 71m are also formed.
The second annular oil passage 71s communicates with the communication oil passage 71f of the rotating shaft 40a.
The set of connecting oil passages 71e and 71f is provided with check valves 78c and 78c, while the other set of connecting oil passages 71e and 71f (not shown) is provided with a relief valve (not shown). To do.
With the above configuration, the cylinders 51a and 51a of the spool valve 50 of the motor side plunger block 41 and the charge oil passage 2f are communicated with each other via the check valve and the relief valve. 40, a charge oil supply circuit and a relief circuit of a hydraulic closed circuit (the oil passages 6a and 6b) formed between the hydraulic circuit 40 and the hydraulic circuit 40 are configured.
According to the above configuration, the charge oil supply mechanism, the check valves 78c and 78c as the check / relief mechanism, and the relief valve (not shown) are built in the rotary shaft 40a. A space for providing the supply mechanism and the check / relief mechanism is not required, and the HST 1 can be made compact as a whole, and both mechanisms are excellent in high pressure resistance and oil tightness.
Further, according to the above configuration, it is not necessary to provide an oil passage in the swash plate in the hydraulic motor 40. Therefore, as shown in FIG. 15, the hydraulic motor 40 employs a movable swash plate 43M so as to be a variable displacement type. Can be configured. Needless to say, the same applies to the fixed displacement type by adopting a fixed swash plate for the hydraulic motor 40.
<Structure of case housing>
Next, the configuration of the case housing in the HST 1 having the above configuration will be described.
As shown in FIG. 16, three configuration examples are proposed as the configuration of the case housing.
In the first structural example, in the case housing of the HST 1, the structure divided in the vicinity of the spool valve 50 as the high / low pressure separation element for the hydraulic oil is divided at the front side of the spool valve 50 as the separation element. It is what.
The second configuration example is divided at the rear side of the spool valve 50 as the separation element with respect to the configuration divided in the vicinity of the spool valve 50 as the high and low pressure separation element of the hydraulic oil in the case housing of the HST1. It is to be configured.
In the third configuration example, the case housing of the HST 1 is divided. The hydraulic motor 40 and the hydraulic pump 30 are accommodated in the first housing, and the other housings The opening is closed.
Hereinafter, each configuration example will be described in detail.
<First configuration example of case housing>
As shown in FIG. 1 and FIG. 16 (a), the first configuration example is a configuration in which the spool valve 50 as the separation element is divided in the vicinity of the spool valve 50 as the high and low pressure separation element of the hydraulic oil. It is set as the structure divided | segmented by the front side.
As shown in FIG. 1, the case housing is divided into a front and rear type, and a bearing hole 20 a into which the bearing 60 arranged eccentrically on the rotary shaft 40 a is fitted in the case housing 2 b in which the hydraulic motor 40 is arranged, and A bearing hole 20b into which the bearing 160 of the motor side plunger block 41 is fitted is formed.
According to this configuration, for example, in the processing of the case housing 2b, after the processing of the bearing hole 20b, the processing of the bearing hole 20a can be performed while the case housing 2b is fixed. The design value of the relative relationship can be realized, that is, the machining accuracy of the eccentricity of the bearing 60 with respect to the axis of the rotary shaft 30a / 40a can be improved.
As shown in FIGS. 1 and 14, the case housing is of a front / rear split type, and the case housing 2a on the hydraulic pump 30 side includes a half bearing guide 21 of a movable swash plate 33M and a rotary shaft 30a as an input shaft. The bearing hole 22 of the bearing 30b is integrally formed, while the case housing 2b on the hydraulic motor 40 side is provided with a swivel joint 23 (only in the case of the configuration shown in FIG. In the case of the second configuration example), the half bearing guide 27 of the movable swash plate 43M (similarly only in the case of the configuration of FIG. 14), the bearing hole 20a of the bearing 60 for the spool valves 50 and 50, and the output shaft The bearing hole 24 of the rotating shaft 40a is integrally formed.
According to this configuration, machining can be reduced and costs can be reduced by forming the case housing by die casting.
In the configuration example described above, the hydraulic pump 30 is a variable displacement type, and the hydraulic motor 40 is a fixed displacement type or a variable displacement type. In addition, the hydraulic pump 30 is a fixed displacement type. Is also applicable.
In the above-described configuration example, the spool valve 50/50 is slidably arranged on the motor side plunger block 41. However, the configuration opposite to this, that is, the pump side plunger block is provided. The present invention can also be applied to a configuration in which the spool valves 50 and 50 are slidably arranged on the valve 31. In this case, a charge oil supply mechanism and a check / relief mechanism are provided on the hydraulic pump 30 side.
In the case where the hydraulic pump 30 is a fixed displacement type, the hydraulic motor 40 is a fixed displacement type or a variable displacement type, and the spool valve 50, the charge oil supply mechanism, and the check / relief mechanism are provided on the hydraulic pump 30 side. Although not shown in the figure, the case housing is divided into front and rear, and the case housing 2a on the hydraulic pump 30 side includes a swivel joint 23, a bearing hole 20a of the bearing 60 for the spool valve 50, and rotation as an input shaft. While the bearing hole 22 of the shaft 30a is integrally formed, the case housing 2b on the hydraulic motor 40 side is integrally formed with the half bearing guide 21 of the movable swash plate 43M and the bearing hole 24 of the bearing 30b of the rotary shaft 40a as the output shaft. It is to be molded.
As described above, in addition to the above-described configuration example, even when the hydraulic pump 30 has a fixed displacement type and the hydraulic motor 40 has a variable displacement type, the case housing is formed by die casting, thereby reducing machining. And cost reduction can be achieved.
<Second configuration example of case housing>
In the second configuration example, as shown in FIG. 16 (b), a configuration in which the hydraulic oil is divided in the vicinity of the spool valve 50 as a high / low pressure separation element is arranged on the rear side of the spool valve 50 as the separation element. It is set as the structure divided | segmented.
In this case, the shaft holes of the bearings 60 and 160 are formed in the case housings 2a and 2b, respectively.
<Third configuration example of case housing>
In the third configuration example, as shown in FIGS. 16C and 16, the case housing of the HST 1 is divided, and the hydraulic motor 40 and the hydraulic pump 30 are accommodated in the first housing 222b. The other housing (second housing 222a) closes the opening of the first housing 222b.
In this configuration, the cylindrical portion of the first housing 222b is configured to be long, and both the hydraulic motor 40 and the hydraulic pump 30 are configured in the cylindrical portion.
The bearings 60 and 160 are fitted into a stepped portion 89 formed in the first housing 222b. In the present configuration example in which the hydraulic motor 40 and the hydraulic pump 30 are assembled from the left side in the drawing, the bearing 60 A retaining ring 88 is fitted to prevent the slipping off.
The second housing 222a is configured to close the opening of the first housing 222b in a state where the hydraulic motor 40 and the hydraulic pump 30 are assembled to the first housing 222b. The half bearing guide 21 of the movable swash plate 33M of the hydraulic pump 30 is configured in the housing 222a.
In the above configuration example, since the hydraulic motor 40 and the hydraulic pump 30 are assembled in the first housing 222b, the rigidity of the housing is excellent as compared with the case where the motor and pump are individually accommodated in separate housings. It will be a thing.
As described above, in addition to the first housing 222b and the second housing 222a that are divided into two parts, for example, both the longitudinal sides of the first housing 222b are opened and the openings are respectively closed. A (three-division) configuration may be adopted.
<Hydraulic / mechanical continuously variable transmission>
Next, an example of configuring an HMT (hydraulic / mechanical continuously variable transmission) using the above HST will be described.
<Input division type>
The hydraulic / mechanical continuously variable transmission 300 (hereinafter referred to as “HMT300”) shown in FIG. 18 is configured as an input division type.
That is, the HMT 300 is configured to shift the output rotation by combining a hydrostatic continuously variable transmission 301 (hereinafter referred to as “HST 301”) and the planetary gear mechanism 10, and is shown in FIGS. As shown in FIG. 2, the motor-side plunger block 41 (FIG. 19) of the HST 301 is supported on the rotating shaft 130a so as not to be relatively rotatable, and the pump-side plunger block 31 is supported on the rotating shaft 140a so as not to be relatively rotatable. The shaft 140a is hollow and is coaxially disposed with respect to the rotating shaft 130a. The pump-side plunger block 31 and the motor-side plunger block 41 are disposed to face each other, and the motor-side plunger block 41 is disposed. (Or 31), the spool valves 50 and 50 are arranged radially so as to be slidable about the rotary shaft 130a. The outer tips of the spool valves 50 and 50 abut against the inner peripheral surface 61 of the inner ring 60a of the bearing 60 arranged eccentrically with respect to the rotating shaft 130a, and slide in the radial direction according to the rotation of the motor-side plunger block 41. The spool valves 50 and 50 open or divide the oil passages 6a and 6b (FIG. 2) for communicating the cylinders 31a and 41a of the plunger blocks 31 and 41, and the rotary shafts 130a and 140a, and The planetary gear mechanism 10 is configured as an input division type.
As shown in FIG. 19, the HST 301 of the HMT 300 having the above configuration has the side where the hydraulic pump 330 is arranged as the front side and the side where the hydraulic motor 340 is arranged as the rear side in the axial direction of the rotary shafts 130 a and 140 a. These are housed in case housings 2a and 2b that are divided into front and rear parts.
More specifically, bearings 30b and 40b are fitted on the front side of the case housing 2a and the rear side of the case housing 2b, respectively. The bearing 30b has a rotating shaft 140a and the bearing 40b has a rotating shaft 130a. Has been. In the rotating shaft 130a, the side where the hydraulic pump 330 is disposed is outer ringed by the rotating shaft 140a configured to be hollow. The motor-side plunger block 41 is supported on the rotary shaft 130a, and the pump-side plunger block 31 is supported on the rotary shaft 140a so that the rotary sliding surfaces 34 and 44 face each other so as not to rotate relative to each other.
Further, in the case housing 2a, a movable swash plate 33M is disposed between the bearing 30b and the pump-side plunger block 31, and is formed in the pump-side plunger block 31 at equal intervals and in the axial direction of the rotary shaft 140a. A variable displacement hydraulic pump 330 configured to slide back and forth the plungers 32 and 32 in the provided 31a and 31a is configured.
In the case housing 2b, a movable swash plate 43M is disposed between the bearing 40b and the motor-side plunger block 41, and is formed in the motor-side plunger block 41 at regular intervals and in the axial direction of the rotary shaft 130a. A variable displacement hydraulic motor 340 configured to slide back and forth the plungers 42 and 42 in the provided 41a and 41a is configured.
The swash plate tilting shaft 33a of the movable swash plate 33M of the hydraulic pump 330 and the swash plate tilting shaft 43a of the movable swash plate 43M of the hydraulic motor 340 are parallel to each other. The swash plate tilting shafts 33a and 43a are perpendicular to the paper surface in FIG.
As shown in FIG. 19, the sum of the bottom areas 32t and 32t of the cylinders 31a and 31a of the pump side plunger block 31 on the rotary sliding surface 34 side and the rotations of the cylinders 41a and 41a of the motor side plunger block 41 are also shown. The total sum of the bottom areas 42t and 42t on the sliding surface 44 side is designed to be substantially the same, and the total pressure receiving area of each of the cylinders 31a and 41a of the pump side plunger block 31 and the motor side plunger block 41 is determined. It is almost the same.
Further, as shown in FIG. 19, the bearing 7 is fitted in the middle of the front and rear of the rotary shaft 130a so as not to be relatively rotatable, and the rear end portion of the rotary shaft 140a is inserted into the bearing 7 so as to be relatively rotatable. ing.
As shown in FIG. 18, the rotation shaft 130 a is configured to be longer in the front-rear direction than the case housing 2, and the front end portion extends forward of the case housing 2 a and is connected to the sun gear 13 of the planetary gear mechanism 10. At the same time, the rear end portion extends to the rear of the case housing 2b and functions as an output shaft that drives a wheel, a working machine, and the like (not shown).
Further, as shown in FIG. 18, in the rotating shaft 140a, the front end portion extends forward of the case housing 2, is connected to the internal gear 14 of the planetary gear mechanism 10, and is driven by a driving source (not shown). Power is input from 15 and functions as an input shaft for driving the hydraulic pump 330.
As shown in FIG. 19, the motor-side plunger block 41 is supported by a bearing 160 whose outer peripheral surface is fitted in the case housing 2b.
Further, as shown in FIGS. 19 and 6, on the rotational sliding surface 34 of the pump side plunger block 31, pump side ports 34 a and 34 a for individually communicating with the cylinders 31 a and 31 a are opened. By the sliding of the plungers 32, 32, the oil passes through the pump side ports 34a, 34a.
Further, as shown in FIGS. 19 and 7, on the rotational sliding surface 44 of the motor side plunger block 41, motor side ports 44 a and 44 a for individually communicating with the cylinders 41 a and 41 a have one cylinder. 41a and 41a are opened two by two, and the sliding of the plungers 42 and 42 allows oil to pass through the motor side ports 44a and 44a.
Further, as shown in FIGS. 19 and 8, either plunger block is provided between the rotation sliding surface 34 of the pump side plunger block 31 and the rotation sliding surface 44 of the motor side plunger block 41. Oil passages in which the communication ports 5a and 5a having the same shape and the same arrangement as the ports 34a and 44a of the rotation sliding surfaces 34 and 44 of the plunger blocks 31 and 41 on the side of the plunger blocks 31 and 41 on the rotation-constrained side are opened. A plate 5 is sandwiched. In this embodiment, the motor-side plunger block 41 is rotationally restrained, and the arrangement of the communication ports 5a and 5a is changed to the motor-side ports 44a, 44a, and the motor-side plunger block 41 shown in FIG.・ Approximately the same. As shown in FIGS. 19 and 20, the rotary sliding surface 34 of the pump-side plunger block 31 is oil-tightly formed against the rotary sliding surface 55 of the oil passage plate 5. A series of oil passages 6 is formed. The oil path plate 5 is particularly intended to reduce sliding resistance between the rotating sliding surfaces 34 and 44 and to prevent seizure. The surface of these sliding surfaces is, for example, seizure resistant. It is covered with a functional material. If no seizure problem occurs between the plunger blocks 31 and 41, the oil passage plate 5 is not provided, and the rotary sliding surfaces 34 and 44 may be in direct contact with each other. .
As shown in FIGS. 19, 20 and 2, in the motor side plunger block 41, between each cylinder 41a and the port 44a of the rotational sliding surface 44, the rotational shafts 130a and 140a are the center. Cylinders 51a and 51a are radially formed, and columnar spool valves 50 and 50 are slidably disposed in the radial direction in the cylinders 51a and 51a.
Further, as shown in FIG. 2, a series of annular oil passages 54 are formed in the circumferential direction of the rotary shafts 130a and 140a between the bottoms of the cylinders 51a and 51a. The cylinders 51a, 51a,... Communicate with each other to form a series of oil chambers 51b.
Further, as shown in FIG. 2, the spool valves 50 are arranged in a radial shape around the rotation shafts 130a and 140a by being arranged in the same number as the cylinders 41a and 41a, and are formed in a hemispherical shape. The tip portions 50a, 50a,... Protrude outward in the radial direction from the motor-side plunger block 41, and are arranged eccentrically on the rotating shaft 130a so that the inner ring 60a of the bearing 60 that surrounds the motor-side plunger block 41 is provided. It is comprised so that the inner peripheral surface 61 may be contact | connected. The direction in which the bearing 60 is decentered with respect to the rotating shaft 130a is the axial direction of the swash plate tilting shafts 33a and 43a (FIG. 19) which are parallel to each other. As shown in FIG. 2, a straight line 4h connecting the axis 130d of the rotary shaft 130a is parallel to the swash plate tilting shafts 33a and 43a.
Further, as shown in FIG. 19, the inner peripheral surface 61 of the bearing 60 (inner ring 60a) is configured so that the inner peripheral surface 61 gradually decreases from the front side to the rear side in the axial direction of the rotary shaft 130a. It is made to incline with respect to the axial direction of the rotating shaft 130a.
As shown in FIG. 2, the spool valve 50 is a columnar body configured by arranging a small diameter portion 50d between two large diameter portions 50b and 50c. The outer peripheral surface is brought into sliding contact with the inner peripheral surface of the cylinder 51a, and an oil passage 56 is formed between the small diameter portion 50d and the inner peripheral surface of the cylinder 51a as shown in FIG. The oil passage 56 constitutes a part of the series of oil passages 6 for communicating the cylinder 41 a of the motor-side plunger block 41 and the cylinder 31 a of the pump-side plunger block 31. The oil passage 56 is closed by the large-diameter portion 50c of the spool valve 50 at a position where the motor-side plunger block 41 has a specified rotation angle. That is, as shown in FIGS. 2 and 3, the spool valve 50 is located at a rotational angle 4v · 4w where the phase is shifted by 90 degrees in the opposite direction with respect to the straight line 4h parallel to the swash plate tilting shafts 33a and 43a. The large-diameter portion 50c is configured to reach the position of the port 44a of the rotary sliding surface 44, and the opening height of the port 44a in the radial direction around the rotation shaft 130a and the large-diameter portion 50c. The oil passages 56 and 56 are closed by the spool valve 50 at the rotation angles 4v and 4w. In the configuration shown in FIG. 2, the bearing 60 is eccentric in the horizontal direction on the paper surface with respect to the rotating shaft 130a, and as shown in FIG. 19, the spool valve 50 has the uppermost position (rotation angle 4v) and the lowermost position. When the position (rotation angle 4w) is reached, the oil passage 56 is closed as shown in FIG.
Then, as shown in FIG. 3, two sections 11 and 12 that are divided with respect to the positions of the rotation angles 4v and 4w are formed. In the first section 11, as shown in FIG. By arranging the small diameter portion 50d of the valve 50 so as to overlap the position of the port 44a, a series of oil passages 6a including the oil passage 56 are opened, while in the second section 12, FIG. ), The spool valve 50 protrudes outward, and the large diameter portion 50c is arranged radially outward from the position of the port 44a, whereby a series of lines formed via the oil chamber 51b (cylinder 51a). The oil passage 6b is opened. Thus, the spool valve 50 is configured to open or divide the oil passages 6a and 6b that communicate the cylinders 31a and 41a of the plunger blocks 31 and 41.
With the above configuration, in the first section 11, high-pressure oil paths (or low-pressure oil paths) are formed by the oil paths 6 a, 6 a, and in the second section 12, the oil paths 6 b, 6 b,. By forming a low-pressure oil passage (or high-pressure oil passage), as shown in FIG. 19, pressure oil is supplied from the hydraulic pump 330 to the hydraulic motor 340 using the rotary shaft 140a as an input shaft, and the rotary shaft 130a is output. An HST 301 is configured to be driven as a shaft.
Then, the input split type HMT 300 shown in FIG. 18 is configured by combining the HST 301 configured as described above and the planetary gear mechanism 10.
That is, the rotating shaft 130a is configured to be longer in the front-rear direction than the case housing 2, and the front end portion extends forward of the case housing 2a and is connected to the sun gear 13 of the planetary gear mechanism 10, and the rear end portion is The rotary shaft 140a extends to the front of the case housing 2a and functions as an output shaft that drives a wheel, a work machine, and the like (not shown) that extends to the rear of the case housing 2b. The power is input from a planet carrier 15 that is connected to the internal gear 14 and driven by a drive source (not shown), and functions as an input shaft for driving the hydraulic pump 330. Further, the rotary shaft 140a is rotated as a hollow. It is set as the structure arrange | positioned coaxially with respect to the axis | shaft 130a.
According to the above configuration, as shown in FIG. 19, the swash plate tilting shaft 33a of the movable swash plate 33M of the hydraulic pump 330 and the swash plate tilting shaft 43a of the movable swash plate 43M of the hydraulic motor 340 are parallel to each other. Therefore, by setting the inclination directions of the swash plates 33M and 43M in the main driving direction (for example, the direction in which the vehicle body including the HMT 300 is advanced) to the same direction, the plungers 32 and 32 of the hydraulic pump 330 The load in the thrust direction and the radial direction with respect to the rotation shafts 130a and 140a generated by the sliding of the plungers 42 and 42 of the hydraulic motor 340 can be canceled with each other. The side plunger block 41 can be supported, and power loss and cost can be reduced.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 19, the total pressure receiving areas of the cylinders 31a and 41a of the pump side plunger block 31 and the motor side plunger block 41 are substantially the same. The load in the direction and the radial direction can be canceled out more reliably. As long as the total pressure receiving areas are substantially the same, the number of cylinders 31a and 41a is not particularly limited, and the design freedom of the plunger block is wide.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 19, since the pump side plunger block 31 and the motor side plunger block 41 rotate in the same direction, the relative rotation speed is obtained from the difference between the rotation speeds of each other. The power loss that occurs between the rotary sliding surfaces 34 and 44 (55) can be reduced.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 19, the above-described rotational sliding surfaces 34 and 44 (55) are opposed to each other to form one relative rotational sliding surface (matching surface 5c). The amount of leakage from the relative rotation sliding surface can be relatively reduced as compared with a configuration in which two relative rotation sliding surfaces are formed with respect to the high pressure oil passage plate. As a result, the required amount of charge oil can be suppressed, and power loss and cost can be reduced.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 19, since the high-pressure oil passage plate required for the conventional configuration is not provided, the mass of the entire HST 301 can be reduced, and the cost can be reduced.
Further, the rotation shaft 140a of the motor side plunger block 41 and the rotation shaft 130a of the pump side plunger block 31 are arranged coaxially, and the sun gear 13 of the planetary gear mechanism 310 is connected to the rotation shaft 130a. The rotary shafts 130a and 140a and the planetary gear mechanism 310 are combined to form a hydraulic / mechanical continuously variable transmission 300 configured as an input split type. Thereby, the structure which arrange | positions coaxially the two rotating shafts 130a * 140a of HST and the sun gear 13 of the planetary gear mechanism 310 is attained, and the 3rd element and HST of a planetary gear mechanism, Compared with the conventional configuration in which the power transmission shaft / gear is linked via the power transmission shaft / gear, the power transmission shaft / gear can be omitted, and a low-cost and compact hydraulic / mechanical continuously variable transmission can be constructed.
Moreover, according to the above structure, as shown in FIG. 19, by providing the oil path board 5, the sliding resistance which arises between both the rotation sliding surfaces 34 and 44 can be reduced with a simple structure. As a result, power loss can be reduced.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 19, the inner peripheral surface 61 of the inner ring 60 a of the bearing 60 is inclined with respect to the axial direction of the rotary shaft 130 a, so that it abuts on the inner peripheral surface 61. The hemispherical tip portions 50a, 50a,... Of the spool valves 50, 50 rotate around the sliding direction of the spool valves 50, 50 as the motor-side plunger block 41 rotates. Thereby, the contact part with respect to the internal peripheral surface 61 of front-end | tip part 50a * 50a ... can be rotationally slid, and durability of the spool valve 50 front-end | tip part can be improved.
As another configuration for improving the durability of the spool valve 50, as shown in FIG. 20, in the motor side plunger block 41, cylinders 51a and 51a on which the spool valve 50 slides are connected to the shaft of the rotary shaft 130a. The spool valve sliding direction is inclined with respect to the radial direction of the rotating shaft 130a, and the inner peripheral surface 61 of the inner ring 60a of the bearing 60 can be configured to be flat. According to this configuration, as in the configuration in which the inner peripheral surface 61 is inclined, the effect of improving the durability of the spool valve 50 by rotating the spool valve 50 with respect to the sliding direction can be obtained. A general-purpose bearing that flattens the surface 61 can be used.
In addition, according to the input split type HMT 300 having the above configuration, a power transmission shaft is not required and the number of bearings and gears can be reduced as compared with the first conventional configuration described above. Therefore, it is possible to achieve a configuration in which the generation of power loss is small, and it is possible to reduce the manufacturing cost associated with the reduction in the number of these parts.
Further, according to the input division type HMT 300 having the above configuration, the rotating shaft 140a is arranged coaxially with the rotating shaft 130a. Therefore, when compared with the first conventional configuration described above, the apparatus is made compact. Can be achieved.
Further, according to the input split type HMT 300 having the above configuration, since the hydraulic pump 330 is configured as a variable displacement type, it can be configured to be capable of continuously variable operation from zero. When compared with the second conventional configuration, the shift range can be widened. In particular, when it is not necessary to ensure a wide shift range, in addition to the above configuration example, a configuration with a fixed displacement hydraulic pump 330 and a variable displacement hydraulic motor 340 may be employed.
Further, according to the input split type HMT 300 having the above configuration, since the hydraulic pump 330 is configured as a variable displacement type, a mechanism for forward / reverse switching is required when compared with the second conventional configuration described above. However, the manufacturing cost related to the mechanism can be reduced.
<Charge oil supply mechanism, check relief mechanism>
Next, the charge oil supply mechanism and the check / relief mechanism in the HST 301 having the above configuration will be described.
In this configuration, the second configuration example of the charge oil supply mechanism and the check / relief mechanism described above is adopted, but the first and third configuration examples can also be applied.
As shown in FIG. 21, the motor side plunger block 41 has a first annular oil passage 41r communicating with an oil passage 56 formed by a small diameter portion 50d of the spool valve 50, and cylinders of the spool valves 50 and 50. Provided is a second annular oil passage 41s that communicates 51a and 51a to form an oil chamber 51b, and communication oil passages 40u, 40v, 40w, and 40x that communicate with a charge pump (not shown) are provided on the rotary shaft 130a. The first and second annular oil passages 41r and 41s and the communication oil passages 40u, 40v, 40w, and 40x are connected to the motor-side plunger block 41 through two connection oil passages 41e and 41f. In addition, a check valve 48c / 48c is provided in one set of communication oil passages 41e / 41f, and a relief valve is provided in another set of communication oil passages (not shown). It is an.
More specifically, as shown in FIG. 21, the charge oil passage 2f formed in the case housing 2b is communicated with a charge pump (not shown).
The charge oil passage 2f communicates with communication oil passages 40x and 40w formed inside the rotary shaft 130a through a swivel joint 23 formed on the inner peripheral surface of the shaft hole 2u in the case housing 2b. Has been.
In addition, in the rotating shaft 130a, an annular communication oil passage 40u is formed with the inner peripheral surface of the motor side plunger block 41, and the communication oil passage 40u is connected to the communication oil passage 40v via the communication oil passage 40v. It communicates with 40w.
The outer peripheral surface of the motor side plunger block 41 is supported by a bearing 160, and a first annular shape is formed between the outer peripheral surface of the motor side plunger block 41 and the inner peripheral surface of the inner ring 160a of the bearing 160. An oil passage 41r is formed. The first annular oil passage 41r communicates with the oil passage 56 formed by the small diameter portion 50d of the spool valve 50 described above via a communication oil passage 41h.
Further, a second annular ring is formed between the inner peripheral surface of the motor-side plunger block 41 and the outer peripheral surface of the bearing 7 by connecting the cylinders 51a and 51a of the spool valves 50 and 50 to form an oil chamber 51b. An oil passage 41s is formed.
Further, the motor-side plunger block 41 has two connecting oil passages 41e and 41f that connect the first and second annular oil passages 41r and 41s and the connecting oil passage 40u, respectively, of the rotating shaft 130a. The two connecting oil passages 41e and 41f are formed by shifting the phase around the axis. Among these, a set of connecting oil passages 41e and 41f is provided with check valves 48c and 48c, while another set of connecting oil passages 41e and 41f (not shown) is provided with a relief valve. is there.
With the above configuration, the cylinders 51a and 51a of the spool valve 50 of the motor side plunger block 41 and the charge oil passage 2f are communicated with each other via the check valve and the relief valve, respectively. A charge oil supply circuit and a relief circuit of a hydraulic closed circuit (the oil passages 6a and 6b) formed with the air conditioner 340 are configured.
According to the above configuration, the charge oil supply mechanism, the check valves 48c and 48c as the check / relief mechanism, and the relief valve (not shown) are housed in the motor-side plunger block 41 of the hydraulic motor 340. Since it is configured, there is no need for a space for providing a charge oil supply mechanism and a check / relief mechanism, the HST 301 can be made compact as a whole, and both mechanisms are excellent in high pressure resistance and oil tightness. Become.
In the above-described configuration example, the spool valve 50/50 is slidably arranged on the motor side plunger block 41. However, the configuration opposite to this, that is, the pump side plunger block is provided. It is also applicable to a configuration in which the spool valves 50 and 50 are slidably arranged on the valve 31. In this case, a charge oil supply mechanism and a check / relief mechanism are provided on the hydraulic pump 330 side.
Next, the configuration of the case housings 2a and 2b in the HST 301 having the above configuration will be described.
That is, as shown in FIG. 19, the case housing according to the present invention is divided into a front and rear type, and a bearing in which the bearing 60 eccentrically arranged on the rotary shaft 130a is fitted in the case housing 2b in which the hydraulic motor 340 is arranged. A hole 20a and a bearing hole 20b into which the bearing 160 of the motor side plunger block 41 is fitted are formed.
According to this configuration, for example, in the processing of the case housing 2b, after the processing of the bearing 160, it is possible to process the bearing 60 while the case housing 2b is fixed. The design value of the relationship can be realized, that is, the machining accuracy of the eccentricity with respect to the shaft center of the rotating shafts 130a and 140a of the bearing 60 can be improved.
Further, as shown in FIG. 19, the case housing is divided into a front and rear type, and the case housing 2a on the hydraulic pump 330 side includes a half bearing guide 21 of the movable swash plate 33M and a bearing 30b of the rotary shaft 130a as an input shaft. In the case housing 2b on the hydraulic motor 340 side, the swivel joint 23, the half bearing guide 27 of the movable swash plate 43M, the bearing hole 20a of the bearing 60 for the spool valves 50 and 50, The bearing hole 24 of the rotating shaft 140a as an output shaft is integrally formed.
According to this configuration, by forming the case housing 2 by die-casting, machining can be reduced and cost can be reduced.
In addition, about the structure of a case housing, the structure of (a)-(c) shown by FIG. 16 is applicable.
<Output division type>
The hydraulic / mechanical continuously variable transmission 320 (hereinafter referred to as “HMT320”) shown in FIGS. 22 and 23 is configured as an output division type.
In other words, the HMT 320 is configured to shift the output rotation by combining the HST 311 and the planetary gear mechanism 310, and supports the pump-side plunger block 31 of the HST 311 on the rotary shaft 130a so as not to be relatively rotatable, The plunger block 41 is supported on the rotation shaft 140a so as not to rotate relative to the rotation shaft 140a. The rotation shaft 140a is hollow and is arranged coaxially with the rotation shaft 130a. The pump-side plunger block 31 and the motor-side plan are arranged. The jar block 41 is disposed opposite to the motor-side plunger block 41 (or 31), and spool valves 50 and 50 are radially disposed so as to be slidable about the rotary shaft 130a. The outer tips of 50 and 50 are provided with bearings 60 arranged eccentrically with respect to the rotary shaft 130a. Abutting against the inner peripheral surface 61 of the wheel 60a, it slides in the radial direction according to the rotation of the motor side plunger block 41, and the cylinders 31a and 41a of both plunger blocks 31 and 41 are communicated by the spool valves 50 and 50. The oil passages 6a and 6b are configured to be opened or divided, and the output shafts are configured by the rotary shafts 130a and 140a and the planetary gear mechanism 310.
22 and FIG. 23 have the same configuration and function as the HMT 300 having the input division type configuration described above, and the description thereof will be omitted.
In the output-divided HMT 320 configured as described above, the rotating shaft 130a is configured to be longer in the front-rear direction than the case housing 2, and the front end portion extends to the front of the case housing 2a. The rear end portion extends rearward of the case housing 2b and is connected to the sun gear 13 of the planetary gear mechanism 310, while being rotated by a driving source, and the rotating shaft 140a. The rear end portion extends rearward of the case housing 2b and is connected to the internal gear 14 of the planetary gear mechanism 310. Further, the rotary shaft 140a is hollow and arranged coaxially with the rotary shaft 130a. It is set as the structure which becomes.
Further, the rotation shaft 140a of the motor side plunger block 41 and the rotation shaft 130a of the pump side plunger block 31 are arranged coaxially, and the sun gear 13 of the planetary gear mechanism 310 is connected to the rotation shaft 130a. The rotary shafts 130a and 140a and the planetary gear mechanism 310 are combined to form a hydraulic / mechanical continuously variable transmission 320 configured as an output division type. With this arrangement, a compact hydraulic / mechanical continuously variable transmission can be configured.
The output division type HMT 320 configured as described above has the same effects as the HMT 300 described above.
In particular, when it is not necessary to ensure a wide shift range, in addition to the above configuration example, a configuration with a fixed displacement hydraulic pump 330 and a variable displacement hydraulic motor 340, or a variable displacement hydraulic pump 330. And a fixed displacement hydraulic motor 340.
<Hydraulic continuously variable transmission>
Next, a hydrostatic continuously variable transmission will be described in which the separation elements of the suction area and the discharge area of the opposing hydraulic pump 30 and hydraulic motor 40 are constituted by the eccentricity of both rotary shafts of the pumps 30 and 40. .
As shown in FIGS. 24 and 25, the hydrostatic continuously variable transmission 401 (hereinafter referred to as “HST 401”) has the following configuration.
That is, the HST 401 includes an axial piston type pump 430 (hereinafter referred to as “hydraulic pump 430”) and an axial piston type motor 440 (hereinafter referred to as “hydraulic motor 440”). A pump-side plunger block 431 and a motor-side plunger block 441, which are respectively supported by 480a, are arranged to face each other, and the plunger blocks 431 are arranged on the rotational sliding surfaces 434 and 444 of both plunger blocks 431 and 441, respectively. The pump side ports 434a and 434a and the motor side ports 444a and 444a that individually communicate with the plurality of cylinders 431a and 441a formed in the shaft 441 are formed. When viewed in the radial direction around the axis of the rotation shaft 470a, the pump side ports 434a and 434a located on the straight line connecting the axes of the rotation shafts 470a and 480a are positioned on the same straight line. The motor side ports 444a and 444a corresponding to each of them are separated farthest (maximum eccentric position). The motor-side port 444a located on a line other than the straight line has a smaller radial deviation (eccentricity) with respect to the pump-side port 434a corresponding to each of the motor-side ports 444a than on the straight-ahead travel. An overlapping portion is generated with respect to the port 434a, that is, the ports 434a and 444a communicate with each other. That is, in each oil passage 408 that connects the cylinders 431a and 441a of both plunger blocks 431 and 441, the motor side cylinder 441a has reached the maximum eccentric position of the motor side plunger block 441 with respect to the pump side plunger block 431. When the motor-side cylinder 441a is in any other position, the motor-side cylinder 441a is opened.
The HST 401 configured as described above has a configuration in which the side on which the rotation shaft 470a in the axial direction of the rotation shafts 470a and 480a is disposed is the front side, the hydraulic pump 430 is disposed on the front side, and the hydraulic motor 440 is disposed on the rear side. The case housings 402a and 402b are divided into front and rear parts.
The separation element supports the pump side plunger block 431 and the motor side plunger block 441 on the eccentric shafts 470a and 480a, respectively, and faces the relative rotational sliding surface between the plunger blocks 431 and 441. As shown, the rotary sliding surfaces 434 and 444 of both plunger blocks 431 and 441 include pump-side ports 434a and 434a and motor-side ports 444a that individually communicate with a plurality of cylinders formed in each plunger block. An oil passage 408 that communicates the cylinders of both plunger blocks by forming 444a and overlapping the ports 434a and 434a of the plunger blocks 431 and 441 that are displaced by the eccentric arrangement of the rotary shafts 470a and 480a. 408 is formed, and both the rotating shafts 470a and 48 are formed. The overlap between the ports of both plunger blocks is eliminated on the extension of the line connecting the axes of a, and the oil passages 408 and 408 are divided, and the oil passages 408 and 408 are separated. Of these, the oil path of each plunger block is divided into a suction area and a discharge area according to the divided oil paths.
More specifically, bearings 430b and 40b are fitted on the front side of the case housing 402a and the rear side of the case housing 402b, respectively, and the bearings 430b and 40b allow the rear end surface of the rotary shaft 470a and the rotation to be rotated. Both the rotating shafts 470a and 480a are arranged eccentrically while facing the front end face of the shaft 480a. A pump-side plunger block 431 is supported on the rotation shaft 470a, and a motor-side plunger block 441 is supported on the rotation shaft 480a so that the rotation sliding surfaces 434 and 444 are opposed to each other so as not to rotate relative to each other.
In the case housing 402a, a movable swash plate 433M is disposed between the bearing 430b and the pump-side plunger block 431, and the pump-side plunger block 431 is formed at regular intervals and in the axial direction of the rotary shaft 470a. A variable displacement hydraulic pump 430 configured to slide the plungers 432 and 432 in the provided 431a and 431a back and forth is configured.
Further, in the case housing 402b, a fixed swash plate 43F is disposed between the bearing 440b and the motor side plunger block 441, and is formed in the motor side plunger block 441 at equal intervals and in the axial direction of the rotary shaft 480a. A fixed displacement hydraulic motor 440 configured to slide the plungers 442 and 442 in the installed 441a and 441a back and forth is configured.
The swash plate tilting shaft 433a of the movable swash plate 433M of the hydraulic pump 430 and the swash plate tilting shaft 443a of the fixed swash plate 43F of the hydraulic motor 440 are parallel to each other. The swash plate tilting axes 433a and 443a are perpendicular to the paper surface in FIG.
Further, as shown in FIG. 24, the sum of the bottom areas 432t and 432t of the cylinder 431a and 431a of the cylinder 431a and 431a of the pump side plunger block 431 and the rotation of the cylinders 441a and 441a of the motor side plunger block 441, respectively. The sum of the bottom areas 442t and 442t on the sliding surface 444 side is designed to be substantially the same, and the total pressure receiving area of each of the cylinders 431a and 441a of the pump-side plunger block 431 and the motor-side plunger block 441 is defined as the total pressure receiving area. It is almost the same.
Further, as shown in FIG. 24, the motor-side plunger block 441 is supported by a bearing 496 whose outer peripheral surface is fitted in the case housing 402b. The bearing 407 is sandwiched between the motor side plunger block 441 and the rotating shaft 480a, so that the front end portion of the rotating shaft 480a is supported by the bearing 496 via the bearing 407 and the motor side plunger block 441. It is assumed to be configured.
Further, as shown in FIG. 24, the rear end surface of the rotation shaft 470a and the front end surface of the rotation shaft 480a are arranged close to each other and face each other.
Further, as shown in FIGS. 25 and 26, pump-side ports 434a and 434a for individually communicating with the cylinders 431a and 431a are opened on the rotational sliding surface 434 of the pump-side plunger block 431. By the sliding of the plungers 432 and 432, the oil passes through the pump side ports 434a and 434a.
Further, as shown in FIGS. 26 and 27, motor-side ports 444a and 444a for individually communicating with the cylinders 441a and 441a are opened on the rotational sliding surface 444 of the motor-side plunger block 441. By the sliding of the plungers 442 and 442, the oil passes through the motor side ports 444a and 444a.
Further, as shown in FIGS. 24 and 27, an oil passage plate 490 is interposed between the rotary sliding surfaces 433 and 444 of the plunger blocks 431 and 441, and a plurality of oil passage plates 490 are provided in the oil passage plate 490. The oil passages 490a and 490a are formed so as to penetrate in the axial direction, and the arrangement of these oil passages 490a and 490a is a port formed on the rotational sliding surfaces 433 and 444 of any one of the plunger blocks 431 and 441. 434a and 444a are substantially the same. In this embodiment, the oil passage plate 490 is provided with oil passages 490a and 490a having the same cross-sectional shape and arrangement as the pump side ports 434a and 434a formed on the rotational sliding surface 433 of the pump side plunger block 431. It is said.
Further, the oil passage plate 490 and the other plunger block (in this embodiment, the motor side plunger block 441) are brought into contact with each other so as to be relatively rotatable and slidable. A relative rotational sliding surface (mating surface 5c) is defined.
Further, the oil passage plate 490 is formed in a disk shape, and a rotating shaft 470a that supports a plunger block (in this embodiment, a pump-side plunger block 431) in which ports having the same arrangement as the oil passages 490a and 490a are formed. Are concentrically arranged.
The oil passage plate 490 is fitted in a bearing 497 that is concentrically disposed on the rotary shaft 470a, and rotates relative to the pump-side plunger block 431, the motor-side plunger block 441, and the rotary shafts 470a and 480a. It is configured freely. The oil passage plate 490 may be configured not to be rotatable relative to the rotation shaft 470a at an angle where the positions of the oil passage 490a and the pump side port 434a coincide. Further, the oil passage plate 490 may be configured to be unable to rotate relative to the pump side plunger block 431 by a locking member such as a pin and to rotate integrally with the pump side plunger block 431. That is, an oil passage plate 490 that rotates integrally with one of the plunger blocks is interposed between the rotational sliding surfaces of both plunger blocks, and the oil passage plate 490 has a plurality of oil passages 490a. The oil passages 490a are formed so as to penetrate in the axial direction, and the arrangement of the oil passages 490a is substantially the same as a port formed on the rotational sliding surface of the plunger block on the side where the oil passage plate 490 is integrally rotated. is there.
Further, the oil passage plate 490 supports the rotation shaft 470a of the plunger block 431 on the side where the oil passage plate 490 is integrally rotated, that is, the rotation shaft 470a is supported by the bearing 497 via the oil passage plate 490. According to the configuration supporting the shaft, it is possible to prevent the rotation shaft 470a from shaking.
24 and 29, the rotation sliding surface 434 of the pump side plunger block 431 and the rotation of the motor side plunger block 441 with respect to the rotation sliding surfaces 494a and 494b of the oil passage plate 490 are rotated. A series of oil passages 408 are formed by the sliding surface 444 being attached. In addition to the purpose of indicating the shaft 470a, the oil passage plate 490 is particularly intended to reduce sliding resistance between the rotating sliding surfaces 434 and 444 and to prevent seizure. The surface of the surface is, for example, coated with a seizure-resistant material. In addition, when the problem of seizure does not occur between the rotating sliding surfaces 434 and 444 and the oil passage plate 490, the oil passage plate 490 may be configured to omit coating with a seizure-resistant material.
Further, as shown in FIGS. 24 and 25, the swash plate tilting shaft 433a of the movable swash plate 433M of the hydraulic pump 430 and the swash plate tilting shaft 443a of the fixed swash plate 43F of the hydraulic motor 440 are parallel to each other. The centers of the rotary shafts 470a and 480a are eccentrically arranged in a direction orthogonal to the swash plate tilting shafts 433a and 443a.
The eccentric amounts 499 of the rotary shafts 470a and 480a are the rotation angles 404t and 404u that are 90 degrees out of phase with respect to the rotational angle that is the maximum eccentric amount, that is, the axial direction of the swash plate tilting shafts 433a and 443a. In this position, the displacement of the ports 434a (490a) and 444a of the rotational sliding surfaces 434 and 444 of the plunger blocks 431 and 441 is maximized, so that the ports 434a (490a) and 444a overlap each other. The oil passages 408 and 408 are divided, and the eccentric amount 499 with which the oil passages 408 and 408 communicate with each other at other rotation angles is set.
As a result, as shown in FIG. 25, two sections 411 and 412 are formed that are divided based on the positions of the rotation angles 404t and 404u. In each of the sections 411 and 412, as shown in FIG. 490a) and 444a overlap to form an oil passage 408.
With the above configuration, as shown in FIG. 25, in the first section 411, a high pressure oil path (or low pressure oil path) is formed by the oil paths 408 and 408, and in the second section 412, the oil path 408. By forming a low-pressure oil passage (or high-pressure oil passage) by 408, the HST 401 that supplies pressure oil to the hydraulic motor 440 from the hydraulic pump 430 using the rotary shaft 470a as an input shaft and drives the rotary shaft 480a as an output shaft is provided. Composed.
In the first section 411, a discharge area (or suction area) is formed for the hydraulic pump 430, and a suction area (or discharge area) is formed for the hydraulic motor 440. In the second section 412, the discharge area (or suction area) is formed. A suction area (or a discharge area) is formed in each of the hydraulic motor 440 and a discharge area (suction area) is formed. The suction area and the discharge area are configured by an eccentric arrangement of the rotation shafts 470a and 480a. That is what you are trying to do.
In addition, as described above, the pump-side plunger block 431 and the motor-side plunger block 441 face each other via the surfaces that rotate and rotate with respect to each other (rotating sliding surfaces 433 and 444). In addition, a communication passage (oil passage 408) for fluid communication between the cylinders is formed, and a separation element is interposed in the communication passage, and each of the pump side and motor side plunger blocks is provided by the separation element. The plurality of communication passages are divided into a suction zone (first zone 411 (second zone 412)) and a discharge zone (second zone 412 (second zone 411)). It is supposed to be. That is, by the separation element, the oil passage groups in the plunger blocks 431 and 441 are divided into a suction area and a discharge area (one of which is a first section 411 and the other is a second section 412). It is.
According to the above configuration, as shown in FIG. 24, the swash plate tilting shaft 433a of the movable swash plate 433M of the hydraulic pump 430 and the swash plate tilting shaft 443a of the fixed swash plate 43F of the hydraulic motor 440 are parallel to each other. Therefore, by setting the inclination directions of the two swash plates 433M and 43F in the main driving direction (for example, the direction in which the vehicle body including the HST 401 is advanced) in parallel, the plungers 432 and 432 of the hydraulic pump 430, The thrust and radial loads based on the rotation shafts 470a and 480a generated by the sliding of the plungers 442 and 442 of the hydraulic motor 440 can be canceled each other, and the motor side can be used by using a smaller bearing 496. Plunger block 441 can be supported, and power loss and cost can be reduced. That.
In addition, according to the above configuration, as shown in FIG. 24, the total pressure receiving area of each of the cylinders 431a and 441a of the pump side plunger block 431 and the motor side plunger block 441 is substantially the same. The load in the direction and the radial direction can be canceled out more reliably. As long as the total pressure receiving areas are substantially the same, the number of cylinders 431a and 441a is not particularly limited, and the design freedom of the plunger block is wide.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 24, since the pump side plunger block 431 and the motor side plunger block 441 rotate in the same direction, the relative number of rotations determined from the difference in the number of rotations of each other. It will rotate, and it can aim at reduction of the power loss produced between the said rotation sliding surfaces 434 * 444 (494a * 494b).
Further, in the above configuration, as shown in FIG. 30, when the oil passage plate 490 is integrally formed with the pump side plunger block 431, the rotational sliding surfaces 494b and 444 are opposed to each other. Since two relative rotational sliding surfaces (matching surface 405c) are formed, the relative rotational sliding surface is compared with the conventional configuration in which two relative rotational sliding surfaces are formed on the high-pressure oil passage plate. The amount of leakage from the surface can be relatively reduced. In this way, the required amount of charge oil can be suppressed, and power loss and cost can be reduced.
In addition, according to the above configuration, as shown in FIG. 24, since the high-pressure oil passage plate required for the conventional configuration is not provided, the mass of the entire HST 401 can be reduced and the cost can be reduced.
In addition, according to the above configuration, as shown in FIG. 24, the rear end surface of the rotating shaft 470a and the front end surface of the rotating shaft 480a are disposed close to each other, so that a bearing is disposed on the conventional high-pressure oil passage plate. Thus, the overall length of the HST 401 can be made compact compared to the configuration in which the rotating shaft is supported.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 24, by providing the oil passage plate 490, it is possible to reduce the sliding resistance generated between the rotating sliding surfaces 434 and 444 with a simple configuration. Thereby, reduction of power loss can be aimed at.
Further, according to the above configuration, as shown in FIG. 24, the oil passage plate 490 is fitted in the bearing 497 and rotatably supported, and the pump side plunger block 431, the motor side plunger block 441, And the rotation shafts 470a and 480a are configured to be rotatable relative to each other, so that the oil passage plate 490 is allowed to freely rotate even when there is a large difference in the rotational speed between the rotation shafts 470a and 480a. Since the oil passage plate 490 does not restrain the rotation of both plunger blocks 431 and 441, the rotational sliding resistance generated between the oil passage plate 490 and both plunger blocks 431 and 441 is minimized. Can do.
Further, according to the above configuration, the separation element can be configured with a simple configuration such as the eccentric arrangement of the rotary shafts 470a and 480a, and the hydrostatic continuously variable transmission with a small number of parts can be configured.
Further, the charge oil supply mechanism and the check / relief mechanism in the HST 401 having the above-described configuration are the same as those in the first configuration example described above, as will be understood from the configurations shown in FIGS. 11 to 13 and FIG. Yes. The second and third configuration examples described above can also be applied.
Next, the configuration of the case housing in the HST 401 having the above configuration will be described.
That is, as shown in FIG. 24, the case housing is divided into front and rear, and the case housing 402a on the hydraulic pump 430 side includes a half bearing guide 421 of the movable swash plate 433M, and a bearing 430b of the rotary shaft 470a as the input shaft. The bearing hole 422 and the bearing hole 420a of the bearing 497 for the oil passage plate 490 are integrally formed, and the bearing hole 424 of the rotary shaft 480a as the output shaft is integrally formed in the case housing 402b on the hydraulic motor 440 side. Yes.
According to this configuration, machining can be reduced and costs can be reduced by forming the case housing by die casting.
In the above-described configuration example, the hydraulic pump 430 is a variable displacement type, and the hydraulic motor 440 is a fixed displacement type. However, the opposite configuration, that is, the hydraulic pump 430 is a fixed displacement type, The present invention can also be applied to a configuration in which the hydraulic motor 440 is a variable displacement type.
In the configuration example described above, the oil passage plate 490 is disposed on the pump-side plunger block 431. However, the opposite configuration, that is, the oil passage plate is disposed on the motor-side plunger block 441. The present invention can also be applied to a configuration in which 490 is arranged.
In the above-described configuration example, the charge oil supply mechanism and the check / relief mechanism are provided on the hydraulic motor 440 side. However, the opposite configuration, that is, the charge oil supply mechanism and check on the hydraulic pump 430 side is provided. -It is good also as a structure which provides a relief mechanism.
Thus, the hydraulic pump 430 is a fixed displacement type, the hydraulic motor 440 is a variable displacement type, the charge oil supply mechanism and the check / relief mechanism are provided on the hydraulic pump 430 side, and the hydraulic motor 440 is provided on the hydraulic motor 440 side. In the case of the configuration, although not shown, the case housing is divided into front and rear types, and a bearing hole 422 of a rotary shaft 470a as an input shaft is integrally formed in the case housing 402a on the hydraulic pump 430 side. On the other hand, in the case housing 402b on the hydraulic motor 440 side, the half bearing guide 421 of the movable swash plate 433M and the bearing hole 424 of the bearing 440b of the rotary shaft 480a as the output shaft are integrally formed.
Thus, in addition to the configuration example described above, even in a configuration in which the hydraulic pump 430 is a fixed displacement type and the hydraulic motor 440 is a variable displacement type, machining can be reduced by die casting the case housing. Cost reduction can be achieved.
In addition, about the structure of a case housing, the structure of (a)-(c) shown by FIG. 16 is applicable.

本発明は、従来の静油圧式無段変速装置の代替として利用可能であり、特に、省スペース設計が要求される個所に好適な構成である。また、動力ロスが少ないため、高い伝達効率が要求される個所に好適な構成である The present invention can be used as an alternative to a conventional hydrostatic continuously variable transmission, and is particularly suitable for a place where a space-saving design is required. In addition, since there is little power loss, it is suitable for locations where high transmission efficiency is required.

Claims

アキシャルピストン式の油圧ポンプと油圧モータとを組み合わせてなる静油圧式無段変速装置であって、ポンプ側プランジャーブロックと、モータ側プランジャーブロックとが、互いに摺動回転する面を介して向かい合わせられ、両プランジャーブロックに形成されるシリンダ間を流体連通する複数の連通路が形成されるとともに、該複数の連通路に分離要素が介設され、該分離要素により、前記ポンプ側・モータ側プランジャーブロックの各々において、該複数の連通路が、吸入域のものと吐出域のものとに区分される構成のものにおいて、前記分離要素は、前記いずれか一方のプランジャーブロックに、該プランジャーブロックのシリンダの数と同数設けられるスプールバルブにて構成されるものであり、該スプールバルブは、前記プランジャーブロックの回転軸を中心に摺動自在に放射状に配置され、その外側先端が、前記回転軸に対して偏心配置される軸受の内輪の内周面に当接され、前記プランジャーブロックの回転に従って前記回転軸の半径方向に摺動され、前記両プランジャーブロックのシリンダを連通させる油路を開通又は分断させるものであり、該スプールバルブにて前記油路を分断し、各プランジャーブロックにおける油路を吸入域・吐出域に区分することを特徴とする静油圧式無段変速装置。 A hydrostatic continuously variable transmission that is a combination of an axial piston type hydraulic pump and a hydraulic motor, wherein the pump side plunger block and the motor side plunger block face each other through surfaces that slide and rotate. A plurality of communication passages are formed to fluidly communicate with each other between the cylinders formed in both plunger blocks, and a separation element is interposed in the plurality of communication passages. In each of the side plunger blocks, the plurality of communication passages are configured to be divided into those for the suction area and those for the discharge area, and the separation element is connected to any one of the plunger blocks, The spool valve is provided in the same number as the number of cylinders of the plunger block. The outer end of the jar block is radially arranged to be slidable about the rotation axis of the jar block, and the outer end of the jar block is in contact with the inner circumferential surface of the inner ring of the bearing arranged eccentrically with respect to the rotation axis. The oil passage is slid in the radial direction of the rotating shaft according to the above, and the oil passage for communicating the cylinders of the two plunger blocks is opened or divided. The oil passage is divided by the spool valve, and each plunger block A hydrostatic continuously variable transmission characterized by dividing an oil passage into a suction area and a discharge area.

前記モータ側プランジャーブロックの回転軸と、前記ポンプ側プランジャーブロックの回転軸を同軸上に配し、これら回転軸と遊星歯車機構とを組み合わせて、入力分割式に構成される油圧・機械式無段変速装置を構成することを可能とした請求の範囲第１項記載の静油圧式無段変速装置。 The rotation shaft of the motor side plunger block and the rotation shaft of the pump side plunger block are arranged on the same axis, and the rotation shaft and the planetary gear mechanism are combined to form a hydraulic / mechanical type constituted by an input division type. The hydrostatic continuously variable transmission according to claim 1, wherein the continuously variable transmission can be configured.

前記モータ側プランジャーブロックの回転軸と、前記ポンプ側プランジャーブロックの回転軸を同軸上に配し、これら回転軸と遊星歯車機構とを組み合わせて、出力分割式に構成される油圧・機械式無段変速装置を構成することを可能とした請求の範囲第１項記載の静油圧式無段変速装置。 The rotating shaft of the motor side plunger block and the rotating shaft of the pump side plunger block are arranged on the same axis, and the rotating shaft and the planetary gear mechanism are combined to form a hydraulic / mechanical type constituted by an output division type. The hydrostatic continuously variable transmission according to claim 1, wherein the continuously variable transmission can be configured.

前記軸受の内輪の内周面を、前記回転軸の軸方向に対し傾斜させることを特徴とする請求の範囲第１項記載の静油圧式無段変速装置。 The hydrostatic continuously variable transmission according to claim 1, wherein an inner peripheral surface of an inner ring of the bearing is inclined with respect to an axial direction of the rotating shaft.

前記スプールバルブの摺動方向を、前記回転軸の軸方向に対し傾斜させることを特徴とする請求の範囲第１項記載の静油圧式無段変速装置。 The hydrostatic continuously variable transmission according to claim 1, wherein a sliding direction of the spool valve is inclined with respect to an axial direction of the rotating shaft.

前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングに設けたチャージポンプとの接続点と、モータ側又はポンプ側プランジャーブロック内の油圧回路との間に、チャージ油供給機構が設けられることを特徴とする請求の範囲第１項記載の静油圧式無段変速装置。 A charge oil supply mechanism is provided between a connection point with a charge pump provided in a case housing of the hydrostatic continuously variable transmission and a hydraulic circuit in a motor side or pump side plunger block. The hydrostatic continuously variable transmission according to claim 1.

前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングに設けたチャージポンプとの接続点と、モータ側又はポンプ側プランジャーブロック内の油圧回路との間に、チェック機構が設けられることを特徴とする請求の範囲第１項記載の静油圧式無段変速装置。 A check mechanism is provided between a connection point with a charge pump provided in a case housing of the hydrostatic continuously variable transmission and a hydraulic circuit in a motor side or pump side plunger block. 2. A hydrostatic continuously variable transmission according to claim 1.

前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングは、前記分離要素の近傍で分割されることを特徴とする請求の範囲第１項記載の静油圧式無段変速装置。 The hydrostatic continuously variable transmission according to claim 1, wherein a case housing of the hydrostatic continuously variable transmission is divided in the vicinity of the separation element.

前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングは、分割される構成とするものであり、第一のハウジング内に油圧モータ及び油圧ポンプが収容され、その他のハウジングにて、第一のハウジングの開口部が閉じられる構成とすることを特徴とする請求の範囲第１項記載の静油圧式無段変速装置。 The case housing of the hydrostatic continuously variable transmission is configured to be divided, and a hydraulic motor and a hydraulic pump are accommodated in the first housing, and the other housing opens the first housing. 2. The hydrostatic continuously variable transmission according to claim 1, wherein the portion is closed.

アキシャルピストン式の油圧ポンプと油圧モータとを組み合わせてなる静油圧式無段変速装置であって、ポンプ側プランジャーブロックと、モータ側プランジャーブロックとが、互いに摺動回転する面を介して向かい合わせられ、両プランジャーブロックに形成されるシリンダ間を流体連通する複数の連通路が形成されるとともに、該複数の連通路に分離要素が介設され、該分離要素により、前記ポンプ側・モータ側プランジャーブロックの各々において、該複数の連通路が、吸入域のものと吐出域のものとに区分される構成のものにおいて、前記分離要素は、偏心配置した回転軸にそれぞれポンプ側プランジャーブロック及びモータ側プランジャーブロックを支持し、両プランジャーブロック間の相対回転摺動面に臨ませるように、各プランジャーブロックに形設される複数のシリンダと個別に連通するポンプ側ポート、モータ側ポートを形設し、前記の回転軸の偏心配置によりずれ合う両プランジャーブロックのポートが互いに重なることで、両プランジャーブロックのシリンダを連通させる油路を形成し、前記両回転軸の軸心を結ぶ線の延長線上にて両プランジャーブロックのポート間の重なりがなくなって前記油路を分断する、ことで構成されるものであり、前記油路のうち、分断された油路によって、各プランジャーブロックの油路を吸入域・吐出域に区分することとすることを特徴とする静油圧式無段変速装置。A hydrostatic continuously variable transmission that is a combination of an axial piston type hydraulic pump and a hydraulic motor, wherein the pump side plunger block and the motor side plunger block face each other through surfaces that slide and rotate. A plurality of communication passages are formed to fluidly communicate with each other between the cylinders formed in both plunger blocks, and a separation element is interposed in the plurality of communication passages. In each of the side plunger blocks, the plurality of communication passages are configured to be divided into those for the suction area and those for the discharge area. Support the block plunger on the motor side and the motor side plunger block so that it faces the relative rotational sliding surface between both plunger blocks. A pump side port and a motor side port individually communicating with a plurality of cylinders formed in the jar block are formed, and the ports of both plunger blocks that are displaced due to the eccentric arrangement of the rotating shaft overlap each other, thereby Forming an oil passage that communicates the cylinders of the plunger block, and dividing the oil passage by eliminating the overlap between the ports of both plunger blocks on the extended line connecting the axes of the two rotation shafts. and those composed, of the oil passage, shed by the oil passage, hydrostatic stepless it, characterized in that the oil passage of the respective plunger block and be divided into the suction zone and discharge zone Transmission device.

前記いずれか一方のプランジャーブロックと一体に回転する油路板を設け、該油路板と他方のプランジャーブロックとを相対回転摺動自在に当接させることで、前記両プランジャーブロック間の相対回転摺動面を画し、該油路板には、複数の油路を軸方向に貫通して形成し、これら油路の配置は、前記油路板が一体に回転される側のプランジャーブロックに形設するポートと略同一とするとともに、前記油路板が一体に回転される側のプランジャーブロックの回転軸は、該油路板にて支持されることを特徴とする請求の範囲第１０項記載の静油圧式無段変速装置。 An oil passage plate that rotates integrally with any one of the plunger blocks is provided, and the oil passage plate and the other plunger block are brought into contact with each other so as to be relatively rotatable and slidable. A relative rotational sliding surface is defined, and a plurality of oil passages are formed through the oil passage plate in the axial direction. The arrangement of these oil passages is a plan on the side where the oil passage plate is rotated integrally. The rotary shaft of the plunger block on the side where the oil passage plate is integrally rotated is supported by the oil passage plate, being substantially the same as the port formed in the jar block. A hydrostatic continuously variable transmission according to claim 10.

前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングに設けたチャージポンプとの接続点と、モータ側又はポンプ側プランジャーブロック内の油圧回路との間に、チャージ油供給機構が設けられることを特徴とする請求の範囲第１０項記載の静油圧式無段変速装置。 A charge oil supply mechanism is provided between a connection point with a charge pump provided in a case housing of the hydrostatic continuously variable transmission and a hydraulic circuit in a motor side or pump side plunger block. The hydrostatic continuously variable transmission according to claim 10.

前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングに設けたチャージポンプとの接続点と、モータ側又はポンプ側プランジャーブロック内の油圧回路との間に、チェック機構が設けられることを特徴とする請求の範囲第１０項記載の静油圧式無段変速装置。 A check mechanism is provided between a connection point with a charge pump provided in a case housing of the hydrostatic continuously variable transmission and a hydraulic circuit in a motor side or pump side plunger block. The hydrostatic continuously variable transmission according to claim 10.

前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングは、前記分離要素の近傍で分割されることを特徴とする請求の範囲第１０項記載の静油圧式無段変速装置。 11. The hydrostatic continuously variable transmission according to claim 10, wherein a case housing of the hydrostatic continuously variable transmission is divided in the vicinity of the separation element.

前記静油圧式無段変速装置のケースハウジングは、分割される構成とするものであり、第一のハウジング内に油圧モータ及び油圧ポンプが収容され、その他のハウジングにて、第一のハウジングの開口部が閉じられる構成とすることを特徴とする請求の範囲第１０項記載の静油圧式無段変速装置。 The case housing of the hydrostatic continuously variable transmission is configured to be divided, and a hydraulic motor and a hydraulic pump are accommodated in the first housing, and the other housing opens the first housing. The hydrostatic continuously variable transmission according to claim 10, wherein the portion is closed.