JPH02144274A - Power device for vehicle - Google Patents
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- JPH02144274A JPH02144274A JP29739288A JP29739288A JPH02144274A JP H02144274 A JPH02144274 A JP H02144274A JP 29739288 A JP29739288 A JP 29739288A JP 29739288 A JP29739288 A JP 29739288A JP H02144274 A JPH02144274 A JP H02144274A
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Abstract
Description
[産業上の利用分野J
本発明は、車両の動力装置に係わり、特に、エンジンと
、このエンジンから出力される回転を無段階に変速する
無段変速機とを備えた車両の動力装置に関するものであ
る。
[従来の技術]
従来、例えば自動二輪車等の車両に用いられる動力装置
として、エンジンと、このエンジンから出力される回転
を変速して駆動輪へ伝達する無段変速機とを備えたもの
が知られており、この無段変速機としてベルトドライブ
式の無段変速機が多く用いられている。
このベルトドライブ式の無段変速機は、一般に、エンジ
ンのクランクシャフトによって回転駆動させられる遠心
式可変径構造の駆動プーリと、駆動輪である後輪の近傍
に配設された可変径構造の従動ブーりと、これらの両プ
ーリ間に巻回された■ベルト構造のドライブベルトとに
よって構成されている。
一:、 :)ような構成の無段変速機では、クランクシ
ャフトIこよって駆動プ−りが回転さ 7−の駆動
プーリの回転がVベルトによって従動プーリへ伝達され
、さらに、この従動プーリの回転が減速歯車群等を経て
駆動輪へ伝達されるようになっている。
そして、クランクシャフトの回転速度の変化に伴い、駆
動プーリおよび従動プーリに対するVベルトの有効巻回
半径が変化し、これによって駆動プーリと従動プーリと
の回転速度の比が自動的に調整されて、駆動輪に加えら
れるトルクの調整が無段階に行われるようになっている
。
[発明が解決しようとする課題]
ところで、前述のようなベルトドライブ式の無段変速機
を備えた動力装置においては、前記エンジンが、複数の
シリンダをクランクシャフトの両側に振り分け配置した
多気筒型のエンジンであり、かつ、そのクランクシャフ
トを車両の長さ方向に沿わせて配設しなければならない
場合において、次のような不具合が生じる。
すなわち、前記無段変速機においては、各プーリの回転
軸線とその回転の伝達方向とが直交していることから、
これら両プーリをその回転軸線が駆動輪の回転軸線と平
行となるように(車両の幅方向に沿って)設置しなけれ
ばならないが、エンジンの設置方向を前述のように車両
の長さ方向に設定すると、エンジンのクランクシャフト
と駆動プーリの回転軸線とが直交することとなり、これ
に伴い、動力伝達経路の複雑化を招くばかりでなく、両
者間に動力伝達経路を変更する機構を設けなければなら
ない。
また、駆動プーリはその構造上、エンジンの側部Jこ設
けなければならず、また、前記クランクシャフトは車両
の幅方向の略中間部に位置させられることから、前述の
動力伝達経路の変更のために設けられる機構が駆動プー
リによって覆われてしまい、組み付は性やメンテナンス
性の煩雑化が予想される。
さらに、各シリンダがクランクシャフトの両側に振り分
けられることにより、このシリンダが形成されたシリン
ダブロックやそれに併設されるシリンダヘッド等と前記
駆動プーリとの干渉が想定される。これを回避するため
には、駆動プーリをエンジンと駆動輪との間に配置する
必要があるが、このような構成とすると、エンジンと駆
動輪との間隔を広げなければならず、これに伴ってホイ
ールベースの拡大を招き、適用される車種が限定されて
しまう。
一方、これらの不具合を解消するための一方法として、
駆動プーリをエンジンの下方や上方に配置することが考
えられるが、駆動プーリが比較的大径であるために、最
低地上高やエンジン上方のスペースからの制約を受は易
く、有効な手段とはなり得ない。
したがって従来においては、前述の問題点への対処が望
まれており、本発明はこのような課題を解決せんとする
ものである。[Industrial Field of Application J] The present invention relates to a power system for a vehicle, and particularly to a power system for a vehicle that includes an engine and a continuously variable transmission that continuously changes the rotation speed output from the engine. It is. [Prior Art] Conventionally, power units used in vehicles such as motorcycles have been known to include an engine and a continuously variable transmission that changes the speed of the rotation output from the engine and transmits it to drive wheels. As this continuously variable transmission, a belt drive type continuously variable transmission is often used. This belt drive type continuously variable transmission generally has a drive pulley with a centrifugal variable diameter structure that is rotationally driven by the engine's crankshaft, and a driven pulley with a variable diameter structure located near the rear wheel, which is the drive wheel. It consists of a pulley and a drive belt with a belt structure wound between both pulleys. In a continuously variable transmission with a configuration like 1:, :), the drive pulley is rotated by the crankshaft I.The rotation of the drive pulley 7- is transmitted to the driven pulley by the V-belt, and The rotation is transmitted to the drive wheels via a group of reduction gears and the like. Then, as the rotational speed of the crankshaft changes, the effective winding radius of the V-belt for the driving pulley and the driven pulley changes, and as a result, the ratio of the rotational speed of the driving pulley and the driven pulley is automatically adjusted. The torque applied to the drive wheels can be adjusted steplessly. [Problem to be Solved by the Invention] Incidentally, in the power plant equipped with the belt drive type continuously variable transmission as described above, the engine is a multi-cylinder type engine in which a plurality of cylinders are distributed and arranged on both sides of the crankshaft. In the case where the crankshaft must be disposed along the length of the vehicle, the following problems occur. That is, in the continuously variable transmission, since the rotational axis of each pulley and the direction of transmission of its rotation are orthogonal,
Both pulleys must be installed so that their rotational axes are parallel to the rotational axis of the drive wheels (along the width direction of the vehicle), but the engine installation direction must be in the longitudinal direction of the vehicle as described above. If this setting is made, the engine crankshaft and the rotational axis of the drive pulley will be perpendicular to each other, which not only complicates the power transmission path but also requires a mechanism to change the power transmission path between the two. It won't happen. Furthermore, due to its structure, the drive pulley must be provided on the side of the engine, and since the crankshaft is located approximately in the middle of the vehicle in the width direction, it is necessary to change the power transmission path as described above. The mechanism provided for this purpose will be covered by the drive pulley, and it is expected that assembly and maintenance will be complicated. Furthermore, since each cylinder is distributed to both sides of the crankshaft, interference between the cylinder block in which the cylinder is formed, the cylinder head attached thereto, etc., and the drive pulley are expected. In order to avoid this, it is necessary to place the drive pulley between the engine and the drive wheels, but with such a configuration, the distance between the engine and the drive wheels must be increased, and accordingly, the distance between the engine and the drive wheels must be increased. This results in an expansion of the wheelbase, which limits the number of vehicle models to which it can be applied. On the other hand, as a way to solve these problems,
It is conceivable to place the drive pulley below or above the engine, but since the drive pulley has a relatively large diameter, it is easily constrained by minimum ground clearance and space above the engine, so this is not an effective method. It can't be. Therefore, in the past, it has been desired to address the above-mentioned problems, and the present invention aims to solve these problems.
本発明は、前述した課題を有効に解決し得る車両の動力
装置を提供せんとするもので、この動力装置は、特に、
車両の長さ方向に延在するように配設されたエンジンと
、このエンジンから出力される回転を変速して駆動輪へ
伝達する無段変速機とを備えた車両の動力装置であって
、前記エンジンは、複数のシリンダがクランクシャフト
の両側に振り分け配置された多気筒型エンジンであり、
かつ、前記無段変速機は、前記エンジンの近傍に配設さ
れた静油圧式無段変速機であり、この静油圧式無段変速
機は、その出力軸が前記クランクシャフトの軸線と略平
行な軸線に沿って配設されているとともに、その一部が
前記クランクシャフトに対して軸線と直交する方向にお
いて重畳させられていることを特徴とする。
〔作用J
本発明に係わる車両の動力装置によれば、静油圧式無段
変速機がその入出力部が同軸上に配設されて小径となさ
れ、かつ、その回転軸線と動力の伝達方向とを同一方向
とすることができるから、エンジンのクランクシャフト
の設置方向を変更した場合においても、静油圧式無段変
速機の出力軸とエンジンのクランクシャフトとを平行状
態に保持して、エンジンと静油圧式無段変速機間におけ
る動力伝達経路の変更が不要となる。
また、静油圧式無段変速機を、その出力軸の一部が前記
クランクシャフトに対して軸線と直交する方向において
重畳するように配設することにより、静油圧式無段変速
機のエンジンからの突出量を小さくする。
しかも静油圧式無段変速機の小径構造により、これをエ
ンジンの上下に配設した場合においても、上下方向への
寸法拡大が抑制される。
[実施例]
以下、本発明の一実施例を第1図ないし第4図に基づき
説明する。
第1図中、符号lは、本実施例が適用された車両として
の自動二輪車を示し、この自動二輪車1は、車体の前方
から後方(図において左から右)に延ヒる車体フレーム
2と、この車体フレーム2の前端に取り付けられたフロ
ントフォーク3と、このフロントフォーク3の下端に回
転自在に支持された前輪4と、前記フロントフォーク3
の上端に取り付けられ前記前輪4を操舵するハンドル5
と、前記車体フレーム2に揺動自在に支持され車体の後
方に向かって延設されたリアフォーク6と、このリヤフ
ォーク6の揺動端部に回転自在に取り付けられた後輪7
と、前記車体フレーム2の前部や両側部ならびにハンド
ル5の前方を覆って設けられたフロントカウル8と、前
記車体フレーム2の後部やそれに続く両側部を覆って設
けられたリアカウル9と、前記車体フレーム2の略中間
部から後輪7にかけて設けられた本実施例に係わる動力
装置10とを備えている。
なお、図中符号11は燃料タンクを示し、また、符号1
2はシートを示す。
前記動力装置10は、前記車体フレーム2の略中間部に
搭載されたエンジン13と、このエンジン13の下方に
一体に併設され静油圧式無段変速機(以下、無段変速機
と略称する)口と、この無段変速11114と前記後輪
7の車軸15とを連結するドライブシャフト16とを備
え、前記エンジン13は、第2図ないし第4図に示すよ
うに、前記クランクシャツ)+7が回転自在に装着され
るクランクケースC1に連続して、一対のシリンダブロ
ックHaがクランクシャフトI7の両側のそれぞれに振
り分け配置され(第3図には一方のシリンダブロックH
aのみを示した)、各シリンダブロックHaには、3個
のシリンダNbが形成された水平対向6気筒型であって
、クランクシャフト17が車体の長さ方向に沿うように
配設され、かつ、第1図および第4図に示すように、前
記無段変速機14がエンジン13の下方に位置させられ
ているとともに、第3図に示すように、その出力軸1a
の軸線が、前記クランクシャフト17の軸線と平行とな
るように、かつ、出力軸18の一部がクランクシャフト
17と、前記軸線と直交する方向において重畳させられ
るように配設された概略構成となっている。
前記エンジン13について詳述すれば、第3図に示すよ
うに、前記クランクシャフト17の一端部(図中の上方
側の端部で、車両の前方)には、カムベルト20が巻回
される一対のドライブプーリ21が同軸上に固定されて
おり、また、前記各シリンダブロック+3aに連続して
設けられたシリンダヘッドHe内には、カムシャフト2
2が回転自在に装着されており、このカムシャフト22
の一端部に取り付けられたドリブンプーリ23へ前記カ
ムベルト20が巻回されることにより、前記カムシャフ
ト22とクランタンヤ7ト17とが連結されるとともに
、カムシャフト22がクランクシャフト17と同期して
回転させられるようになっている。
前記シリンダブロック13aに形成された各シリンダN
b内にはピストン24が摺動自在に嵌装されており、こ
れらのピストン24は、前記クランクシャフト17へそ
れぞれコネクティングロッド25を介して連結されてい
る。
また、前記クランタンヤ7ト17の他端部(第3図中の
下方側の端部で、車両の後方側)には、出力用のドライ
ブギヤ26が一体に取り付けられているとともに、端部
には、エンジン13の各潤滑部へ潤滑油を供給するため
のオイルポンプ27が同軸上に連結されている。
一方、前記ドライブギヤ26には、前記クランクケース
C1の端面に取り付けられたジェネレータ28のドリブ
ンギヤ29が噛合されて、このジェネレータ28を回転
駆動するようになされている。
次いで、前記無段変速機14について説明すると、この
無段変速機14は、定容量型の斜板式油圧ポンプPと可
変容量型の斜板式油圧モータMによって構成される。
前記油圧ポンプPは、前記クランクケースC1に併設さ
れたミッションケースC2にポールベアリング30によ
って回転自在に支持された入力筒軸31と、この入力筒
41131にポールベアリング33を介して相対回転自
在に支持されシリンダブロック34と、このシリンダブ
ロック34の一端部側に、その回転軸線まわりに間隔を
おきかつこの回転軸線に平行となるように形成された奇
数のシリンダ孔35のそれぞれにfiff動可能に嵌合
させられる多数のポンププランジャ36と、これらポン
プグランジャ36の外端に前面を当接させるポンプ斜板
37とから構成される。
そして、前記入力筒軸31は、長さ方向において2分割
されこれらをポルトBによって連結することによって構
成されており、略中間部外周には、前記クランクシャフ
ト17に設けられたドライブギヤ26へ噛合するドリブ
ンギヤ32が一体に形成され、これによって入力筒軸3
1がクランクシャフトI7によって回転駆動させられる
ようになっている。
このポンプ斜板37はその背面をアンギュラコンタクト
ベアリング38を介し前記入力筒軸31によって支承さ
れて、シリンダブロック34の軸線と直交する仮想トラ
ニオン軸線O1を中心にしてシリンダブロック34の軸
線に対し一定角度傾斜させた状態に保持され、前記アン
ギュラコンタクトベアリング38は、入力筒軸31と協
働してポンプ斜板37に調心作用を与えるように構成さ
れる。
そして、前記ポンプ斜板37は、入力筒軸31が回転す
る際に、ポンプグランジャ36に往復動を与えて吸入お
よび吐出工程を繰返させる。
一方、油圧モータMは、前記油圧ポンプPと共通して用
いられるシリンダブロック34と、その他端部側に、回
転軸線まわりに間隔をおきかつ回転軸線に平行となるよ
うに形成された奇数のシリンダ孔39のそれぞれに摺動
可能に嵌合させられる多数のモータプランジャ4oと、
これらモータプランジャ40の外端面を当接させるモー
タ斜板4Iと、このモータ斜板41の背面をアンギュラ
コンタクトベアリンゲイ2を介して支承するモータ斜板
ホルダ43と、このモータ斜板ホルダ43の背面を支承
するモータ斜板アンカ44とから構成される。
また、互いに当接するモータ斜板ホルダ43およrJr
ニー91M板アンカ14の当接面は、シリンダブロック
34の軸線とトラニオン軸線o2との交点を中心とする
球面に形成されている。
そして、この油圧モータMにおいても前記アンギュラコ
ンタクトベアリング42はモータ斜板ホルダ43と協働
してモータ斜板4!に調心作用を与えるように構成され
る。
前記モータ斜板アンカ44は、その他端部において前記
ミッションケースC2にポルトBにより固着され、また
、一端部6二おいて、ポールベアリング45を介して前
記シリンダブロック34を回転自在に支承する。このモ
ータ斜板アンカ44も前記入力筒軸31と同様に、長さ
方向に2分割されており、これらをポルトBによって連
結することにより構成されている。
前記モータ斜板41は、シリンダブロック34の軸線に
対し直角となる直立位置と、ある角度で傾倒する最大傾
斜位置との間をモータ斜板ホルダ43の回動によって傾
動させられるようになっており、その傾斜状態では、シ
リンダブロック34の回転に伴いモータプランジャ40
に往復動を与えて膨張及び収縮行程を繰返させるように
なっている。
また、前記モータ斜板ホルダ43の傾斜角度は、ミッシ
ョンケースC2の外部に配設された図示せぬ傾動機構に
より、例えばエンジン口の回転数や車速あるいはスロッ
トル開度等に応じ自動的に調整されるようになっている
。ここでは、傾動機構の詳細については省略する。
一方、本実施例では、前記各グランジャ36・40と各
斜板37・目との当接部の構成を、各プランジャ36・
40の突出端部Iこ形成した凹部に各斜板37・42に
突設した突部を嵌合させる構成としている。
これは、各プランジャ36・40のシリンダブロック3
4からの突出量を小さくするとともに、斜板37・41
の強度を確保してその薄肉化を可能とすることにより、
各斜板37・41とシリンダブロック34との間隔を狭
め、これによって、無段変速機14の回転軸線方向の寸
法を小さくするための処置である。
もちろん、スペース上の制約がない場合等においてはこ
れと逆の関係の構成とすることも可能である。
前記シリンダブロック34の中心部には前記出力軸口が
貫通しており、この出力軸18はエンジン13のクラン
クシャフト17と平行に配置され、かつ、前記出力軸1
Bとシリンダブロック34とは、スプライン46・47
により出力軸18まわりの相対回転が拘束されている。
また、前記出力軸18の一端は、ポンプ斜板37および
入力筒軸31を貫通させられており、この入力@@31
にポールベアリング48を介して回転自在に支持されて
いる。
さらに、この出力−18の前記入力筒軸31から外部へ
突出させられた部分には、ドライブギヤ49が一体に取
り付けられて、前記ミッションケースc2に一対のポー
ルベアリング50・5Iを介して回転自在に取り付けら
れたカウンタシャフト19のドリブンギヤ52へ噛合さ
せられている。
一方、出力軸の他端部は、モータ斜板41、モータ斜板
ホルダ43およびモータ斜板アンカ44を貫通するよう
に延びており、モータ斜板アンカ44との間にはポール
ベアリング53が介装されて、このモータ斜板アンカ4
4に相対回転自在に支持されている。
前記シリンダブロック34には、ポンプ側のシリンダ孔
35群と七−夕側のシリンダ孔39群との間において、
出力軸18を中心にして同心に並ぶ環状の内側油路54
および外側油路55と、両油路54・55間の環状隔壁
および外側油路55の外周壁を放射状に貫通する、前記
シリンダ孔35・39とそれぞれ同数の第1弁孔56お
よび第2弁孔s7と、各弁孔56・57を前記外側油路
55へ連通させる連絡油路と、相隣るシリンダ孔35B
よび第1弁孔S6を相互に連通するポンプポートaと、
相隣るシリンダ孔39および第2弁孔57を相互に連通
する多数のモータポートbとが設けられている。
前記内側油路54は、シリンダブロック34の内周面に
環状溝として形成され、その開放面は出力軸+gの外周
面により閉じられている。
前記第1弁孔56には、スプール型の第1分配弁5gが
、また前記第2弁孔57には同じくスプール型の第2分
配弁59かそれぞれ摺動可能に嵌合されている。そして
、第1分配弁58の外端にはそれを囲む第1偏心輪60
が、また第2分配弁59の外端にはそれらを囲む第2偏
心輪61がそれぞれ係合されている。
前記第1偏心輪60は入力筒軸31にポールベアリング
62を介して取り付けられて、前記仮想トラニオン軸線
01に沿って出力筒軸18の中心から所定距離偏心した
位置Jこ位置決めされ、第2偏心輪6Jは、前記モータ
斜板アンカ44にポールベアリング63を介して取り付
けられて所定の偏心位置に保持されている。
前記構成の無段変速機14 Iコよれば、入力筒@b3
1と7リンダブロソク34との間に相対回転が生じると
、各第1分配弁58が、第1偏心輪6Gにより第1弁孔
56において偏心量の2倍の距離をストロークとして/
リンダブロック34の半径方向内方位置および外方位置
間を往復動される。そして、油圧ポンプPの吐出領域で
は、第1分配弁5gは前記内方位置側に移動させられて
、対応するポンプボー1・aが外側油路55に連通させ
られるとともに内側油路54と不通とされ、吐出行程中
のポンププランジャ36によりシリンダ孔35から外側
油路55へ作動油が圧送され、また吸入領域では、第1
分配弁58が前記外方位置側に移動させられて、対応す
るポンプポートaが内側油路54に連通させられるとと
もに外側油路55と不通とされ、吸入行程中のポンププ
ランジャ36により内側油路54からシリンダ孔35に
作動油が吸入される。
一方、シリンダブ1ンク34が回転すると、各第2分配
弁59は、第2儂心輪61により第2弁孔57において
偏心量の2倍の距離をストロークとしてシリングブロッ
ク34の半径方向内方位置および外方位置間を往復動さ
れる。そして油圧モータMの膨張領域では、第2分配弁
59は前記内方位置側に移動させられて、対応するモー
タボートbが外側油路S5に連通させられるとともに内
側油路54と不通とされ、外側油路55から膨張行程中
のシリンダ孔39に高圧の作動油が供給され、また収縮
領域では、第2分配弁59が前記外方位置側に移動させ
られて、対応するモータポートbが内側油路54に連通
させられるとともに外側油路55と不通とされ、収縮行
程中のモータプランジャ40のシリンダ孔39から内側
油路54へ作動油が排出される。
そして、ポンププランジャ36は、吐出領域を通過する
間、シリンダ孔35から外側油路55に作動油を圧送し
、また吸入餌域を通過する間、内側油路S4からシリン
ダ孔35に作動油を吸入する。また、外側油路55に送
られlこ高圧の作動油は、油圧モータMの膨張領域に存
するモータプランジャ40のシリンダ孔39に供給さ(
る一方、収縮領域に存するモータプランジャ401こよ
りそのシリンダ孔39から内側油路s4へ作動油が排出
される。
この間に、シリンダブロック34が吐出行程のポンププ
ランジャ36を介してポンプ斜板37から受ける反動ト
ルクと、シリンダブロック34が膨張行程のモータプラ
ンジャ40を介してモータ斜板41から受ける反動トル
クとの和によって、シリンダブロック34は回転され、
その回転トルクは出力軸18から、噛合する一対のギヤ
49・52を経て前記カウンタシャフト19へ伝達され
る。
この場合、入力筒軸31に対する出力軸口の変速比は次
式によって与えられる。
したがって、油圧モータMの容量を零からある値に変え
れば、変速比を1からある必要な値まで変えることがで
きる。しかも、その油圧モータMの容量はモータプラン
ジャ36のスロトークによって決定されるので、モータ
斜板ホルダ43の操作により、モータ斜板41を直立位
置からある傾斜位置まで傾動させることにより、変速比
が1からある値まで無段階に調整される。
前記カウンタシャフト19の他端部には、ギヤ64が一
体に取り付けられており、このギヤ64を介して後段の
ファイナルシャフト65が接続されている。
このファイナルシャフト65は、一対のボールベアリン
グ66・61を介してミッションケースC2に回転自在
に支持されており、その一端部には、前記カウンタシャ
フト19のギヤ64へ噛合させられるギヤ68が相対回
転自在に設けられ、また、このギヤ68の近傍には、風
車69がスプライン嵌合により相対回転が拘束された状
態で、かつ、軸線方向に摺動可能に組み付けられている
。
この風車69はスプリング70により前記ギヤ6gへ向
けて付勢されて、前記ギヤ68へ回転方向において係合
させられている。そして、両部材68・69間の伝達ト
ルクが所定以上(こなると、風車69がギヤ68との保
合部分に設置すられた斜面の反力によりスプリング70
の弾発力1こ抗して移動させられて、両部材68・69
の連結が一時的に解かれる。つまり、一種のトルクリミ
ッタを構成している。
また、前記ファイナルシャフト65の近傍には、スター
タモータ月が設けられており、このスタータモータ71
は前記ジェネエータ28と同様にクランクケースC1の
他端部に固着されている。
このスタータモータ月は、リダクションギヤ群72(7
2a〜72c)およびクランクシャフト17の他端部に
設けられたワンウェイクラッチ73を介してクランクシ
ャフト17へ接続されている。
さらに、本実施例においては、スタータモータ月とファ
イナルシャ2トロ5との間にリバース機構74が設けら
れている。
このリバース機構74は、前記ファイナルシャフト65
の略中間部に一仲に取り付けられたドリブンギヤ75と
、前記クランクケースC1に回転自在に支持されたアイ
ドルシャフト76にスプライン嵌合されてこのアイドル
シャ7ト76の長さ方向に摺動可能となされたセレクト
ギヤ77と、アイドルシャ7ト76に一体に取り付1す
られ、スタータモータ71に一体に設けられたドライブ
ギヤ7Sと常時噛合状態に保持されたアイドルギヤ79
と、前記セレクトギヤ77の摺動をなすカム機構80と
によって構成されている。
このカム機構80は、螺旋状のカム溝81aが形成され
た操作ロッド81と、この操作ロッド81にその長さ方
向に沿って摺動自在に外嵌されかつ軸線回りの回動が拘
束された筒状のカムフォロア82ト、このカムフォロア
82に一体に取り付けられ前記カム溝81aに摺動自在
に係合させられたピン$3とによって構成され、前記カ
ム7オロア82は前記セレクトギヤ77に対し回転自在
に、かつ、セレクトギヤ77の摺動方向に対して常時係
合状態に保持されるようになっている。
そして、前記操作p・7ド81には、この操作ロッド8
1を回転させて前記セレクトギヤ77の摺動を行わせる
ための操作レバー$4が取り付けられ、この操作レバー
64は、前呂操rFaツド81を回転させることにより
前記カム7オpアa2をアイドルシャフト76の軸線方
向に摺動させて、前記セレクトギヤ17とドリブンギヤ
7Sとを噛合させあるいはそれを解除するようになって
いる。
このセレクトギヤ77とドリブンギヤ75とが噛合させ
られた状態においてスタータモータ月を始動させること
により、ファイナルシャフト65およびこのファイナル
シャフト65に連結されているドライブシャフト16が
リバース方向へ回転させられて、車両の後退操作が行わ
れる。
このとき、ファイナルシャフト65とクランクシャフト
17との連結状態を解除しなければならないが、その一
方法として、無段変速機Hの分配弁58(59)の偏心
量を変更してシリンダブロック34内に形成されている
油圧閉回路を外部に開放し、油圧回路内の作動油を外部
へリークさせることにより、あるいは、油圧ポンプP内
や油圧モータM内で作動油を循環させることにより、油
圧ポンプPと油圧モータM間の動力伝達を遮断すること
が挙げられる。さらに他の方法としては、無段変速機1
4からファイナルシャフト65に至る動力伝達経路の途
中に別途にクラッチを設けることが考えられる。
そして、これらの無段変速機口、カウンタシャフト19
、ジェネレータ2B、ファイナルシャ7ト65゜および
、スタータモータ月は、第4図に示すように、前記クラ
ンクシャフト17を取り囲むように設けられている。
しかして、前記構成の動力装置lGによれば、無段変速
機14がその回転軸線と動力伝達方向とが同一方向とな
されていることから、この無段変速機口をクランクシャ
フト17と平行に配設することにより、エンジン13と
無段変速機14との接続が近接して配設されたドライブ
ギヤ26とドリブンギヤ32とによって行え、これによ
って、クランクシャフト17を車両の長さ方向に沿って
配設した場合においても、エンジン13と無段変速機口
との間の動力伝達経路の変更を行うことなく対応が可能
となる。
また、無段変速機14をエンジン13のクランクシャフ
ト17とその軸線と直交する方向において重畳させたか
ら、無段変速機14のエンジン13の後方への突出量が
少なくて隨み、エンジン13と後輪7との間隔の拡大が
抑制される。
さらに、本実施例に示すように無段変速機14をエンジ
ン13のクランクケースC1の下方に配置した場合にお
いても、無段変速機14が円柱状で小径であることから
、エンジン13下方への突出量をも抑えて、最低地上高
の確保が容易となる。
しかも、前述のように水平対向型のエンジン131こ適
用した場合においても、クランクシャフト17の両側部
に張り出すシリンダブロックHaや、シリンダヘッドH
eと無段変速機14との干渉はなく、したがって、これ
らの相乗作用により、動力装置10やそのまわりの機器
のレイアウトの自由度が高められる。
一方、無段変速機14は、クランクケースC1の下方に
配設されている二とから、無段変速機14に走行風が直
接光たり、これ1こより、この無段変速機14の冷却効
果か期待できる。特に、静油圧式の無段変速機I4では
、作動油が高圧となりこれに伴う発熱が見られることか
ら、このような冷却効果は作動の効率を高める点で捧め
て有効である。
なお、前記実施例においては示した各構成部材の諸形状
や寸法、ならびに、配置は一例であって、適用する車両
の種類や設計要求等に基づき種々変更可能である。
[発明の効果]
以上説明したように本発明に係わる車両の動力装置は、
車両の長さ方向に延在するように配設されたエンジンと
、このエンジンから出力される回転を変速して駆動輪へ
伝達する無段変速機とを備えた車両の動力装置であって
、前記エンジンは、複数のシリンダがクランクシャフト
の両側に振り分け配置された多気筒型エンジンであり、
かつ、前記無段変速機は、前記エンジンの近傍に配設さ
れた静油圧式無段変速機であり、この静油圧式無段変速
機は、その出力軸が前記クランクシャフトの軸線と晴平
行な軸線に沿って配設されているとともに、その一部が
前記クランクシャフトに対して軸線と直交する方向にお
いて重畳させられていることを特徴とするもので、次の
ような優れた効果を奏する。
■静油圧式無段変速機においてその回転軸線と動力伝達
方向とを同一方向することができるから、エンジンのク
ランクシャフトを動力伝達方向に沿わせて配設した場合
においても、この静油圧式無段変速機を前記クランクシ
ャフトと平行状態に配設して、両者の接続構造の簡素化
を図ることができる。
これによって、エンジンを前述の配設とした場合でも、
エンジンと静油圧式無段変速機との間の動力伝達経路の
変更を行うことなく対応することができる。
■静油圧式無段変速溝をエンジンのクランクシャフトと
その軸線と直りする方向において重畳させて配置したか
ら、この静油圧式無段変速機のエンジンと駆動輪との間
への突出量を抑えて、エンジンと駆動輪との相対的な位
置関係の設定、ひいては、車両のホイールペースの設定
の自由度を高めることができる。
■静油圧式無段変速−をクランクケースの下方側におい
て重畳させた場合Iこおいても、この静油圧式無段変速
機が小径であることから、車両の最低地上高を十分に確
保することができる。
■動力源として水平対向型、あるいは、V型のエンジン
を用いた場合においても、静油圧式無段変速機をクラン
クシャフトの下方に配設することができるから、クラン
クシャフトの両側部に張り出すシリンダブロックやシリ
ンダヘッドと静油圧式無段変速機との干渉を防止するこ
とができる。
■前記■〜■の相乗作用により、動力装置やそのまわり
の機器のレイアウトの自由度を高めることができるとと
もに、車種の適用範囲を大幅に拡大することができる。The present invention aims to provide a power system for a vehicle that can effectively solve the above-mentioned problems.
A power device for a vehicle, comprising an engine disposed to extend in the longitudinal direction of the vehicle, and a continuously variable transmission that changes the speed of the rotation output from the engine and transmits it to drive wheels, The engine is a multi-cylinder engine in which a plurality of cylinders are distributed and arranged on both sides of a crankshaft,
The continuously variable transmission is a hydrostatic continuously variable transmission disposed near the engine, and the output shaft of the hydrostatic continuously variable transmission is substantially parallel to the axis of the crankshaft. The crankshaft is arranged along an axis, and a portion thereof overlaps the crankshaft in a direction perpendicular to the axis. [Function J] According to the vehicle power system according to the present invention, the hydrostatic continuously variable transmission has its input and output parts coaxially arranged to have a small diameter, and its rotational axis and the power transmission direction. Even if the installation direction of the engine crankshaft is changed, the output shaft of the hydrostatic continuously variable transmission and the engine crankshaft can be maintained in a parallel state, and the engine and crankshaft can be kept in the same direction. There is no need to change the power transmission path between the hydrostatic continuously variable transmissions. Furthermore, by arranging the hydrostatic continuously variable transmission so that a part of its output shaft overlaps the crankshaft in a direction perpendicular to the axis, the engine of the hydrostatic continuously variable transmission can be Reduce the amount of protrusion. Furthermore, due to the small-diameter structure of the hydrostatic continuously variable transmission, even when it is disposed above and below the engine, the size increase in the vertical direction is suppressed. [Example] An example of the present invention will be described below with reference to FIGS. 1 to 4. In FIG. 1, the reference numeral l indicates a motorcycle as a vehicle to which this embodiment is applied, and this motorcycle 1 has a body frame 2 extending from the front of the vehicle body to the rear (from left to right in the figure). , a front fork 3 attached to the front end of the vehicle body frame 2, a front wheel 4 rotatably supported at the lower end of the front fork 3, and the front fork 3.
A handle 5 attached to the upper end of the wheel for steering the front wheels 4
, a rear fork 6 that is swingably supported by the vehicle body frame 2 and extends toward the rear of the vehicle body, and a rear wheel 7 that is rotatably attached to the swinging end of the rear fork 6.
a front cowl 8 provided to cover the front part and both sides of the vehicle body frame 2 and the front of the handle 5; a rear cowl 9 provided to cover the rear part of the vehicle body frame 2 and subsequent both sides thereof; The vehicle includes a power unit 10 according to the present embodiment, which is provided from approximately the middle of the vehicle body frame 2 to the rear wheel 7. In addition, the reference numeral 11 in the figure indicates a fuel tank, and the reference numeral 1
2 indicates a sheet. The power plant 10 includes an engine 13 mounted approximately in the middle of the vehicle body frame 2, and a hydrostatic continuously variable transmission (hereinafter abbreviated as a continuously variable transmission) installed below the engine 13. The engine 13 includes a drive shaft 16 that connects the continuously variable transmission 11114 and the axle 15 of the rear wheel 7. Continuing from the rotatably mounted crankcase C1, a pair of cylinder blocks Ha are arranged on both sides of the crankshaft I7 (in FIG. 3, one cylinder block H is shown).
(a only shown), each cylinder block Ha is a horizontally opposed six-cylinder type in which three cylinders Nb are formed, and a crankshaft 17 is disposed along the length direction of the vehicle body, and , as shown in FIGS. 1 and 4, the continuously variable transmission 14 is located below the engine 13, and as shown in FIG.
The output shaft 18 is arranged so that its axis is parallel to the axis of the crankshaft 17, and a portion of the output shaft 18 overlaps the crankshaft 17 in a direction perpendicular to the axis. It has become. In detail about the engine 13, as shown in FIG. 3, a pair of cam belts 20 are wound around one end of the crankshaft 17 (the upper end in the figure, the front of the vehicle). A drive pulley 21 is coaxially fixed thereto, and a camshaft 2 is provided in the cylinder head He continuously provided in each cylinder block +3a.
2 is rotatably mounted, and this camshaft 22
By winding the cam belt 20 around the driven pulley 23 attached to one end, the camshaft 22 and the crank shaft 17 are connected, and the camshaft 22 rotates in synchronization with the crankshaft 17. It is now possible to do so. Each cylinder N formed in the cylinder block 13a
Pistons 24 are slidably fitted in b, and these pistons 24 are connected to the crankshaft 17 via connecting rods 25, respectively. Further, an output drive gear 26 is integrally attached to the other end of the crank holder 7 (the lower end in FIG. 3, the rear side of the vehicle), and an output drive gear 26 is integrally attached to the end. An oil pump 27 for supplying lubricating oil to each lubricating section of the engine 13 is coaxially connected. On the other hand, a driven gear 29 of a generator 28 attached to the end surface of the crankcase C1 is meshed with the drive gear 26, so as to rotationally drive the generator 28. Next, the continuously variable transmission 14 will be explained. The continuously variable transmission 14 is comprised of a constant displacement swash plate type hydraulic pump P and a variable displacement swash plate type hydraulic motor M. The hydraulic pump P includes an input cylinder shaft 31 rotatably supported by a pawl bearing 30 in a mission case C2 attached to the crankcase C1, and an input cylinder shaft 31 rotatably supported by the input cylinder 41131 via a pawl bearing 33. The cylinder block 34 is movably fitted into each of an odd number of cylinder holes 35 formed at one end of the cylinder block 34 at intervals around the axis of rotation and parallel to the axis of rotation. It is composed of a large number of pump plungers 36 that are fitted together, and a pump swash plate 37 whose front surface is brought into contact with the outer ends of these pump plungers 36. The input cylinder shaft 31 is divided into two parts in the length direction and connected by a port B, and a drive gear 26 provided on the crankshaft 17 is engaged with the drive gear 26 on the outer periphery of the substantially intermediate part. A driven gear 32 is integrally formed with the input cylinder shaft 3.
1 is adapted to be rotationally driven by a crankshaft I7. This pump swash plate 37 is supported by the input cylinder shaft 31 through an angular contact bearing 38 on its back surface, and is angled at a certain angle with respect to the axis of the cylinder block 34 with the virtual trunnion axis O1 orthogonal to the axis of the cylinder block 34 as the center. The angular contact bearing 38 is held in an inclined state and is configured to cooperate with the input cylinder shaft 31 to provide an aligning action to the pump swash plate 37 . When the input cylinder shaft 31 rotates, the pump swash plate 37 gives reciprocating motion to the pump granger 36 to repeat the suction and discharge processes. On the other hand, the hydraulic motor M includes a cylinder block 34 used in common with the hydraulic pump P, and an odd number of cylinders formed on the other end side at intervals around the rotational axis and parallel to the rotational axis. a large number of motor plungers 4o slidably fitted into each of the holes 39;
A motor swash plate 4I that contacts the outer end surfaces of these motor plungers 40, a motor swash plate holder 43 that supports the back surface of this motor swash plate 41 via an angular contact bearing gay 2, and a back surface of this motor swash plate holder 43. and a motor swash plate anchor 44 that supports the motor. Also, the motor swash plate holder 43 and r Jr.
The contact surface of the knee 91M plate anchor 14 is formed into a spherical surface centered on the intersection of the axis of the cylinder block 34 and the trunnion axis o2. Also in this hydraulic motor M, the angular contact bearing 42 cooperates with the motor swash plate holder 43 to move the motor swash plate 4! It is configured to provide an aligning effect to. The motor swash plate anchor 44 is fixed to the mission case C2 by a port B at the other end, and rotatably supports the cylinder block 34 at one end 62 via a pawl bearing 45. Like the input cylinder shaft 31, this motor swash plate anchor 44 is also divided into two parts in the length direction, and these parts are connected by a port B. The motor swash plate 41 can be tilted by rotation of the motor swash plate holder 43 between an upright position perpendicular to the axis of the cylinder block 34 and a maximum tilt position at a certain angle. , in the inclined state, the motor plunger 40 rotates as the cylinder block 34 rotates.
It is designed to give reciprocating motion to repeat the expansion and contraction strokes. Further, the inclination angle of the motor swash plate holder 43 is automatically adjusted according to, for example, the rotational speed of the engine port, the vehicle speed, the throttle opening, etc., by a tilting mechanism (not shown) disposed outside the mission case C2. It has become so. Here, details of the tilting mechanism will be omitted. On the other hand, in this embodiment, the structure of the contact portion between each of the grangers 36 and 40 and each swash plate 37 is changed to
The protrusions provided on each of the swash plates 37 and 42 are fitted into the recesses formed by the protruding ends I of 40. This is the cylinder block 3 of each plunger 36, 40.
In addition to reducing the amount of protrusion from 4, the swash plate 37, 41
By ensuring the strength of the material and making it possible to make it thinner,
This is a measure to narrow the distance between each swash plate 37, 41 and the cylinder block 34, thereby reducing the dimension of the continuously variable transmission 14 in the rotational axis direction. Of course, in cases where there are no space constraints, it is also possible to have a configuration with the opposite relationship. The output shaft port passes through the center of the cylinder block 34, and the output shaft 18 is arranged parallel to the crankshaft 17 of the engine 13, and is connected to the output shaft 1.
B and the cylinder block 34 are splines 46 and 47.
Relative rotation around the output shaft 18 is restricted. Further, one end of the output shaft 18 is passed through the pump swash plate 37 and the input cylinder shaft 31.
is rotatably supported via a pole bearing 48. Further, a drive gear 49 is integrally attached to a portion of the output 18 that projects outward from the input cylinder shaft 31, and is rotatable via a pair of pole bearings 50 and 5I to the mission case c2. The counter shaft 19 is meshed with a driven gear 52 of a counter shaft 19 attached to the counter shaft 19. On the other hand, the other end of the output shaft extends through the motor swash plate 41, the motor swash plate holder 43, and the motor swash plate anchor 44, and a pole bearing 53 is interposed between the output shaft and the motor swash plate anchor 44. This motor swash plate anchor 4
4 for relative rotation. In the cylinder block 34, between a group of cylinder holes 35 on the pump side and a group of cylinder holes 39 on the Tanabata side,
An annular inner oil passage 54 arranged concentrically around the output shaft 18
and an outer oil passage 55, first valve holes 56 and second valves of the same number as the cylinder holes 35 and 39, respectively, which radially penetrate the annular partition wall between the oil passages 54 and 55 and the outer peripheral wall of the outer oil passage 55. hole s7, a communication oil passage that communicates each valve hole 56 and 57 with the outer oil passage 55, and an adjacent cylinder hole 35B.
and a pump port a that communicates the first valve hole S6 with each other;
A large number of motor ports b are provided that communicate the adjacent cylinder holes 39 and the second valve hole 57 with each other. The inner oil passage 54 is formed as an annular groove on the inner peripheral surface of the cylinder block 34, and its open surface is closed by the outer peripheral surface of the output shaft +g. A spool-type first distribution valve 5g is slidably fitted into the first valve hole 56, and a spool-type second distribution valve 59 is slidably fitted into the second valve hole 57. A first eccentric ring 60 surrounding the first distribution valve 58 is provided at the outer end of the first distribution valve 58.
However, second eccentric wheels 61 surrounding the second distribution valves 59 are engaged with the outer ends of the second distribution valves 59, respectively. The first eccentric wheel 60 is attached to the input cylinder shaft 31 via a pole bearing 62, and is positioned at a predetermined distance eccentrically from the center of the output cylinder shaft 18 along the virtual trunnion axis 01. The ring 6J is attached to the motor swash plate anchor 44 via a pole bearing 63 and held at a predetermined eccentric position. According to the continuously variable transmission 14 I with the above configuration, the input cylinder @b3
When relative rotation occurs between the 1st and 7th cylinder valves 34, each first distribution valve 58 strokes a distance twice the amount of eccentricity in the first valve hole 56 by the first eccentric wheel 6G.
The cylinder block 34 is reciprocated between a radially inner position and an outer position. In the discharge area of the hydraulic pump P, the first distribution valve 5g is moved to the inner position side, and the corresponding pump bow 1.a is brought into communication with the outer oil passage 55 and disconnected from the inner oil passage 54. The hydraulic oil is force-fed from the cylinder hole 35 to the outer oil passage 55 by the pump plunger 36 during the discharge stroke, and in the suction area, the first
The distribution valve 58 is moved to the outer position side, and the corresponding pump port a is made to communicate with the inner oil passage 54 and disconnected from the outer oil passage 55, and the inner oil passage is opened by the pump plunger 36 during the suction stroke. Hydraulic oil is sucked into the cylinder hole 35 from 54 . On the other hand, when the cylinder block 1k 34 rotates, each second distribution valve 59 is moved to the radially inner position of the silling block 34 with a stroke of twice the eccentricity in the second valve hole 57 by the second inner ring 61. and reciprocated between outward positions. In the expansion region of the hydraulic motor M, the second distribution valve 59 is moved to the inner position side, and the corresponding motor boat b is brought into communication with the outer oil passage S5 and disconnected from the inner oil passage 54; High-pressure hydraulic oil is supplied from the outer oil passage 55 to the cylinder hole 39 during the expansion stroke, and in the contraction region, the second distribution valve 59 is moved to the outer position, and the corresponding motor port b is moved to the inner side. It is communicated with the oil passage 54 and disconnected from the outer oil passage 55, and hydraulic oil is discharged from the cylinder hole 39 of the motor plunger 40 during the contraction stroke to the inner oil passage 54. The pump plunger 36 pumps hydraulic oil from the cylinder hole 35 to the outer oil passage 55 while passing through the discharge region, and pumps hydraulic oil from the inner oil passage S4 to the cylinder hole 35 while passing through the suction bait region. Inhale. Further, the high-pressure hydraulic oil sent to the outer oil passage 55 is supplied to the cylinder hole 39 of the motor plunger 40 located in the expansion region of the hydraulic motor M.
On the other hand, hydraulic oil is discharged from the cylinder hole 39 of the motor plunger 401 in the contraction region to the inner oil passage s4. During this period, the sum of the reaction torque that the cylinder block 34 receives from the pump swash plate 37 via the pump plunger 36 during the discharge stroke and the reaction torque that the cylinder block 34 receives from the motor swash plate 41 via the motor plunger 40 during the expansion stroke. The cylinder block 34 is rotated by
The rotational torque is transmitted from the output shaft 18 to the countershaft 19 via a pair of meshing gears 49 and 52. In this case, the gear ratio of the output shaft port to the input cylinder shaft 31 is given by the following equation. Therefore, by changing the capacity of the hydraulic motor M from zero to a certain value, the gear ratio can be changed from 1 to a certain required value. Furthermore, since the capacity of the hydraulic motor M is determined by the slot talk of the motor plunger 36, by tilting the motor swash plate 41 from the upright position to a certain inclined position by operating the motor swash plate holder 43, the gear ratio can be changed to 1. It is adjusted steplessly from to a certain value. A gear 64 is integrally attached to the other end of the countershaft 19, and a final shaft 65 at a subsequent stage is connected via the gear 64. The final shaft 65 is rotatably supported by the mission case C2 via a pair of ball bearings 66 and 61, and a gear 68 meshed with the gear 64 of the counter shaft 19 is attached to one end of the final shaft for relative rotation. A wind turbine 69 is installed in the vicinity of the gear 68 so that its relative rotation is restrained by spline fitting and is slidable in the axial direction. This windmill 69 is urged toward the gear 6g by a spring 70 and is engaged with the gear 68 in the rotational direction. When the transmission torque between both members 68 and 69 exceeds a predetermined value (when this happens, the wind turbine 69 is caused to move against the spring 70 due to the reaction force of the slope installed at the engagement portion with the gear 68).
Both members 68 and 69 are moved against the elastic force 1 of
The connection between the two is temporarily broken. In other words, it constitutes a kind of torque limiter. Further, a starter motor 71 is provided near the final shaft 65.
is fixed to the other end of the crankcase C1 similarly to the generator 28. This starter motor is connected to reduction gear group 72 (7
2a to 72c) and a one-way clutch 73 provided at the other end of the crankshaft 17. Furthermore, in this embodiment, a reverse mechanism 74 is provided between the starter motor 2 and the final shaft 2 and 5. This reverse mechanism 74 includes the final shaft 65
A driven gear 75 is integrally attached to approximately the middle of the crankcase C1, and the idler shaft 76 is spline-fitted to the idler shaft 76, which is rotatably supported by the crankcase C1, and is slidable in the length direction of the idler shaft 76. The select gear 77 is integrally attached to the idle shaft 76, and the idle gear 79 is always kept in mesh with the drive gear 7S, which is integrally provided to the starter motor 71.
and a cam mechanism 80 that causes the select gear 77 to slide. This cam mechanism 80 includes an operating rod 81 in which a spiral cam groove 81a is formed, and an operating rod 81 that is fitted onto the operating rod 81 so as to be slidable along its length and whose rotation around an axis is restricted. It is composed of a cylindrical cam follower 82 and a pin 3 that is integrally attached to the cam follower 82 and slidably engaged with the cam groove 81a, and the cam 7 follower 82 rotates with respect to the select gear 77. It is designed to be freely and always kept in an engaged state with respect to the sliding direction of the select gear 77. The operation rod 8 is attached to the operation p.7 do 81.
An operating lever $4 is attached to rotate the cam 7 op a2 to cause the select gear 77 to slide. By sliding in the axial direction of the idle shaft 76, the select gear 17 and the driven gear 7S are brought into mesh with each other or disengaged from each other. By starting the starter motor in a state where the select gear 77 and the driven gear 75 are engaged, the final shaft 65 and the drive shaft 16 connected to the final shaft 65 are rotated in the reverse direction, and the vehicle A backward operation is performed. At this time, it is necessary to release the connection between the final shaft 65 and the crankshaft 17. One way to do this is to change the amount of eccentricity of the distribution valve 58 (59) of the continuously variable transmission H so that the inside of the cylinder block 34 By opening the hydraulic closed circuit formed in the hydraulic circuit to the outside and leaking the hydraulic oil in the hydraulic circuit to the outside, or by circulating the hydraulic oil in the hydraulic pump P or the hydraulic motor M, the hydraulic pump One example of this is to cut off power transmission between P and hydraulic motor M. Furthermore, as another method, continuously variable transmission 1
It is conceivable to provide a separate clutch in the middle of the power transmission path from 4 to the final shaft 65. And these continuously variable transmission ports, countershaft 19
, the generator 2B, the final shaft 75°, and the starter motor 7 are provided so as to surround the crankshaft 17, as shown in FIG. According to the power plant IG having the above configuration, since the rotational axis of the continuously variable transmission 14 and the power transmission direction are in the same direction, the continuously variable transmission port is arranged parallel to the crankshaft 17. By disposing the engine 13 and the continuously variable transmission 14, the connection between the engine 13 and the continuously variable transmission 14 can be performed by the drive gear 26 and the driven gear 32 which are disposed in close proximity to each other. Even when such a configuration is provided, it can be handled without changing the power transmission path between the engine 13 and the continuously variable transmission port. In addition, since the continuously variable transmission 14 is overlapped with the crankshaft 17 of the engine 13 in a direction orthogonal to the axis thereof, the amount of protrusion of the continuously variable transmission 14 to the rear of the engine 13 is small, and the engine 13 and rear Expansion of the distance from the ring 7 is suppressed. Furthermore, even when the continuously variable transmission 14 is disposed below the crankcase C1 of the engine 13 as shown in this embodiment, since the continuously variable transmission 14 is cylindrical and has a small diameter, the downward movement of the engine 13 is It also suppresses the amount of protrusion, making it easy to ensure minimum ground clearance. Moreover, even when the horizontally opposed engine 131 is applied as described above, the cylinder block Ha protruding from both sides of the crankshaft 17 and the cylinder head H
There is no interference between the power unit e and the continuously variable transmission 14, and therefore, due to their synergistic effect, the degree of freedom in the layout of the power unit 10 and its surrounding equipment is increased. On the other hand, the continuously variable transmission 14 has a cooling effect on the continuously variable transmission 14 because the running wind directly shines on the continuously variable transmission 14 from the cylinders disposed below the crankcase C1. You can expect that. In particular, in the hydrostatic continuously variable transmission I4, the hydraulic oil is at high pressure and generates heat, so such a cooling effect is extremely effective in increasing the efficiency of operation. It should be noted that the shapes, dimensions, and arrangement of the constituent members shown in the above-mentioned embodiments are merely examples, and can be variously changed based on the type of vehicle to which the components are applied, design requirements, and the like. [Effects of the Invention] As explained above, the vehicle power device according to the present invention has the following effects:
A power device for a vehicle, comprising an engine disposed to extend in the longitudinal direction of the vehicle, and a continuously variable transmission that changes the speed of the rotation output from the engine and transmits it to drive wheels, The engine is a multi-cylinder engine in which a plurality of cylinders are distributed and arranged on both sides of a crankshaft,
The continuously variable transmission is a hydrostatic continuously variable transmission disposed near the engine, and the output shaft of the hydrostatic continuously variable transmission is parallel to the axis of the crankshaft. The crankshaft is arranged along an axis, and a part thereof overlaps the crankshaft in a direction perpendicular to the axis, and it has the following excellent effects. . ■In a hydrostatic continuously variable transmission, the rotation axis and the power transmission direction can be aligned in the same direction, so even if the engine crankshaft is arranged along the power transmission direction, this hydrostatic continuously variable transmission can By arranging the gear transmission parallel to the crankshaft, the connection structure between the two can be simplified. As a result, even if the engine is arranged as described above,
This can be done without changing the power transmission path between the engine and the hydrostatic continuously variable transmission. ■The hydrostatic continuously variable transmission grooves are arranged so as to overlap in the direction perpendicular to the engine crankshaft and its axis, reducing the amount of protrusion between the engine and the drive wheels of this hydrostatic continuously variable transmission. As a result, it is possible to increase the degree of freedom in setting the relative positional relationship between the engine and the drive wheels, and in turn, in setting the wheel pace of the vehicle. ■When a hydrostatic continuously variable transmission is stacked below the crankcase, the small diameter of the hydrostatic continuously variable transmission ensures sufficient minimum ground clearance for the vehicle. be able to. ■ Even when using a horizontally opposed or V-type engine as a power source, the hydrostatic continuously variable transmission can be installed below the crankshaft, so it can be extended to both sides of the crankshaft. Interference between the cylinder block or cylinder head and the hydrostatic continuously variable transmission can be prevented. (2) The synergistic effects of (2) to (2) above can increase the degree of freedom in the layout of the power unit and its surrounding equipment, and can significantly expand the range of vehicle types.
図面は本発明の一実施例を示すもので、第1図は一実施
例が適用された車両としての自動二輪車の側面図、第2
図は同正面図、第3図は要部の横断面図、第4図は要部
の背面を示す概略図である。
Ha・・・シリンダブロック、
14・・・静油圧式無段変速機、
15・・・車軸、
I7・・・クランクシャフト、
P・・・斜板式油圧ポンプ、
C1・・・クランクケース、
16・・・ドライブシャフト、
18・・・出力軸、
M・・・斜板式油圧モータ、
C2・・・ケーシング。The drawings show one embodiment of the present invention, and FIG. 1 is a side view of a motorcycle as a vehicle to which one embodiment is applied, and FIG.
The figure is a front view of the same, FIG. 3 is a cross-sectional view of the main part, and FIG. 4 is a schematic diagram showing the rear side of the main part. Ha... Cylinder block, 14... Hydrostatic continuously variable transmission, 15... Axle, I7... Crankshaft, P... Swash plate type hydraulic pump, C1... Crank case, 16. ...Drive shaft, 18...Output shaft, M...Swash plate type hydraulic motor, C2...Casing.
Claims (1)
、このエンジンから出力される回転を変速して駆動輪へ
伝達する無段変速機とを備えた車両の動力装置であって
、前記エンジンは、複数のシリンダがクランクシャフト
の両側に振り分け配置された多気筒型エンジンであり、
かつ、前記無段変速機は、前記エンジンの近傍に配設さ
れた静油圧式無段変速機であり、この静油圧式無段変速
機は、その出力軸が前記クランクシャフトの軸線と略平
行な軸線に沿って配設されているとともに、その一部が
前記クランクシャフトに対して軸線と直交する方向にお
いて重畳させられていることを特徴とする車両の動力装
置A power device for a vehicle, comprising an engine disposed to extend in the longitudinal direction of the vehicle, and a continuously variable transmission that changes the speed of the rotation output from the engine and transmits it to drive wheels, The engine is a multi-cylinder engine in which a plurality of cylinders are distributed and arranged on both sides of a crankshaft,
The continuously variable transmission is a hydrostatic continuously variable transmission disposed near the engine, and the output shaft of the hydrostatic continuously variable transmission is substantially parallel to the axis of the crankshaft. A power device for a vehicle, characterized in that the power device is disposed along an axis, and a portion thereof overlaps the crankshaft in a direction perpendicular to the axis.
Priority Applications (4)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP29739288A JPH02144274A (en) | 1988-11-25 | 1988-11-25 | Power device for vehicle |
DE8888121798T DE3871359D1 (en) | 1987-12-28 | 1988-12-28 | POWER TRANSMISSION FOR VEHICLES. |
EP88121798A EP0323633B1 (en) | 1987-12-28 | 1988-12-28 | A power train for vehicles |
US07/483,277 US5085053A (en) | 1987-12-28 | 1990-02-20 | Swashplate assembly for a swashplate type hydraulic pressure device |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP29739288A JPH02144274A (en) | 1988-11-25 | 1988-11-25 | Power device for vehicle |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH02144274A true JPH02144274A (en) | 1990-06-04 |
Family
ID=17845897
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP29739288A Pending JPH02144274A (en) | 1987-12-28 | 1988-11-25 | Power device for vehicle |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH02144274A (en) |
-
1988
- 1988-11-25 JP JP29739288A patent/JPH02144274A/en active Pending
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