JPH0689829B2 - Hydrostatic continuously variable transmission - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 A.発明の目的 （１） 産業上の利用分野 本発明は、斜板式油圧ポンプと斜板式油圧モータとの間
に油圧閉回路を形成してなる静油圧式無段変速機の改良
に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION A. Object of the Invention (1) Field of Industrial Application The present invention relates to a hydrostatic stepless system in which a hydraulic closed circuit is formed between a swash plate hydraulic pump and a swash plate hydraulic motor. Regarding improvement of transmission.

（２） 従来の技術 かかる静油圧式無段変速機は、例えば特公昭59−38467
号公報に記載されているように、既に知られている。(2) Conventional technology Such a hydrostatic continuously variable transmission is disclosed in, for example, Japanese Patent Publication No. 59-38467.
It is already known as described in the publication.

（３） 発明が解決しようとする問題点 従来の静油圧式無段変速機では、油圧モータのモータシ
リンダに固設された分配盤に油圧ポンプのポンプシリン
ダを回転摺動自在に圧接させ、それらの回転摺動面を貫
通する油路を通して油圧ポンプ及び油圧モータの作動油
の授受を行うようにしている。このため、分配盤及びポ
ンプシリンダの相対向する回転摺動面間から圧油が漏洩
し易く、その漏洩によれば伝動効率の低下を招く。(3) Problems to be Solved by the Invention In the conventional hydrostatic continuously variable transmission, the pump cylinder of the hydraulic pump is rotatably slidably pressed against the distribution board fixed to the motor cylinder of the hydraulic motor. The hydraulic oil of the hydraulic pump and the hydraulic motor is transmitted and received through an oil passage penetrating the rotary sliding surface. For this reason, the pressure oil easily leaks from between the rotary sliding surfaces of the distributor and the pump cylinder which face each other, and the leakage causes a reduction in the transmission efficiency.

そこで、本発明は、油圧ポンプ及び油圧モータ間で作動
油の授受を確実に行い得るようにして伝動効率を高め、
また油圧ポンプと油圧モータ間の動力伝達を任意に遮断
し得る簡単有効な前記静油圧式無段変速機を提供するこ
とを目的とする。Therefore, the present invention enhances the transmission efficiency by reliably transmitting and receiving hydraulic oil between the hydraulic pump and the hydraulic motor,
Another object of the present invention is to provide a simple and effective hydrostatic continuously variable transmission that can arbitrarily cut off power transmission between a hydraulic pump and a hydraulic motor.

B.発明の構成 （１） 問題点を解決するための手段 上記目的を達成するために、本発明は、油圧ポンプのポ
ンプシリンダ及び油圧モータのモータシリンダを出力軸
に一体的に結合し、これらポンプシリンダ及びモータシ
リンダ間に、油圧モータの膨脹行程領域に存するモータ
ポートに連通する環状の高圧油路と、油圧モータの収縮
行程領域に存するモータポートに連通する環状の低圧油
路とを同心上で形成すると共に、半径方向外方位置及び
内方位置間を往復動して油圧ポンプの多数のポンプポー
トを高圧油路と低圧油路に交互に連通させ得る多数の分
配弁を放射状に配設し、これら分配弁に係合する偏心輪
にこれを第１偏心位置と第２偏心位置とに作動し得るク
ラッチ制御手段を設け、偏心輪の第１偏心位置では、油
圧ポンプの吐出行程領域に存するポンプポートを高圧油
路に、吸入行程領域に存するポンプポートを低圧油路に
それぞれ連通すべく分配弁を制御し、偏心輪の第２偏心
位置では、油圧ポンプを短絡状態にすべく分配弁を制御
するようにしたことを特徴とする。B. Structure of the Invention (1) Means for Solving the Problems In order to achieve the above object, the present invention integrally connects a pump cylinder of a hydraulic pump and a motor cylinder of a hydraulic motor to an output shaft, Concentric between the pump cylinder and the motor cylinder is an annular high-pressure oil passage communicating with the motor port in the expansion stroke region of the hydraulic motor and an annular low-pressure oil passage communicating with the motor port in the contraction stroke region of the hydraulic motor. And a plurality of distribution valves radially arranged to reciprocate between the outer position and the inner position in the radial direction to alternately connect the many pump ports of the hydraulic pump to the high pressure oil passage and the low pressure oil passage. The eccentric wheel engaging with the distribution valve is provided with a clutch control means capable of operating the eccentric wheel in the first eccentric position and the second eccentric position. At the first eccentric position of the eccentric wheel, the discharge stroke range of the hydraulic pump is provided. The distribution valve is controlled so that the pump port existing in the above is connected to the high pressure oil passage and the pump port existing in the suction stroke region is connected to the low pressure oil passage. It is characterized in that the valve is controlled.

（２） 作用 クラッチ制御手段により偏心輪を第１偏心位置に制御し
て油圧ポンプを駆動すると、油圧ポンプから吐出された
作動油は分配弁を介して高圧油路へ、更に高圧油路から
油圧モータへ給送され、また油圧モータから低圧油路へ
排出された作動油は、分配弁を介して油圧ポンプに吸入
される。こうして、油圧ポンプ及び油圧モータ間で作動
油の授受が挿通され、油圧ポンプから油圧モータへの動
力伝達が行われる。(2) Action When the eccentric wheel is controlled to the first eccentric position by the clutch control means to drive the hydraulic pump, the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump is transferred to the high pressure oil passage via the distribution valve, and further to the hydraulic pressure from the high pressure oil passage. The hydraulic oil fed to the motor and discharged from the hydraulic motor to the low pressure oil passage is sucked into the hydraulic pump via the distribution valve. In this way, the transfer of hydraulic oil is inserted between the hydraulic pump and the hydraulic motor, and power is transmitted from the hydraulic pump to the hydraulic motor.

クラッチ制御手段により偏心輪を第２偏心位置に制御す
れば、油圧ポンプは短絡状態となり、油圧ポンプの吐出
行程側から吐出された作動油は直ちに油圧ポンプの吸入
行程側へ吸入されるため、油圧モータへの作動油の給送
は行われない。その結果、油圧ポンプから油圧モータへ
の動力伝達は遮断される。If the eccentric wheel is controlled to the second eccentric position by the clutch control means, the hydraulic pump is short-circuited, and the hydraulic fluid discharged from the discharge stroke side of the hydraulic pump is immediately sucked into the suction stroke side of the hydraulic pump. No hydraulic oil is fed to the motor. As a result, power transmission from the hydraulic pump to the hydraulic motor is cut off.

（３） 実 施 例 以下、図面により本発明の一実施例について説明する。
先ず第１図及び第２図において、自動二輪車のエンジン
Ｅの動力は、そのクランク軸１からチエン式１次減速装
置２、静油圧式無段変速機Ｔ及びチエン式２次減速装置
３を順次経て図示しない後車輪に伝達される。(3) Example Hereinafter, one example of the present invention will be described with reference to the drawings.
First, in FIG. 1 and FIG. 2, the power of the engine E of the motorcycle is the crankshaft 1 from the chain type primary speed reducer 2, the hydrostatic continuously variable transmission T, and the chain type secondary speed reducer 3 in order. After that, it is transmitted to a rear wheel (not shown).

無段変速機Ｔは定容量型の斜板式油圧ポンプＰ及び可変
容量型の斜板式油圧モータＭからなり、そしてクランク
軸１を支承するクランクケース４をケーシングとして、
それに収容される。The continuously variable transmission T is composed of a constant displacement type swash plate hydraulic pump P and a variable displacement type swash plate hydraulic motor M, and a crankcase 4 supporting the crankshaft 1 is used as a casing.
Accommodated in it.

油圧ポンプＰは、１次減速装置２の出力スプロケット2a
を３本のリベット14‥で結合されたカップ状の入力部材
５と、この入力部材５の内周壁にニードルベアリング６
を介して相対回転自在に嵌合されるポンプシリンダ７
と、このポンプシリンダ７にその回転中心を囲むように
設けられた環状配列の複数且つ奇数のシリンダ孔8,8…
にそれぞれ摺合されるポンププランジャ9,9…と、これ
らポンププランジャ9,9…の外端に当接するポンプ斜板1
0とから構成される。The hydraulic pump P is an output sprocket 2a of the primary speed reducer 2.
Is connected to the cup-shaped input member 5 with three rivets 14 and a needle bearing 6 is provided on the inner peripheral wall of the input member 5.
Pump cylinder 7 that is relatively rotatably fitted through
, And a plurality of odd-numbered cylinder holes 8, 8 arranged in an annular array in the pump cylinder 7 so as to surround the center of rotation.
And the pump swash plate 1 that abuts on the outer ends of these pump plungers 9, 9 ...
It consists of 0 and.

ポンプ斜板10は、ポンプシリンダ７の軸線と直交する仮
想トラニオン軸線O₁を中心にしてポンプシリンダ７の軸
線に対し一定角度傾斜した姿勢で入力部材５の内端壁に
スラストローラベアリング11を介して回転自在に背面を
支承され、入力部材５の回転時、ポンププランジャ9,9
…に往復動を与えて吸入及び吐出行程を繰返させること
ができる。The pump swash plate 10 has a thrust roller bearing 11 on the inner end wall of the input member 5 in a posture inclined at a constant angle with respect to the axis of the pump cylinder 7 about a virtual trunnion axis O ₁ orthogonal to the axis of the pump cylinder 7. Is rotatably supported on the back side, and when the input member 5 rotates, the pump plungers 9,9
A reciprocating motion can be given to ... to repeat the suction and discharge strokes.

尚、ポンププランジャ９のポンプ斜板10に対する追従性
を良くするために、ポンププランジャ９を伸長方向に付
勢するばねをシリンダ孔８に縮設してもよい。In order to improve the followability of the pump plunger 9 with respect to the pump swash plate 10, a spring for urging the pump plunger 9 in the extension direction may be contracted in the cylinder hole 8.

入力部材５は、その背面をスラストローラベアリング12
を介して支持筒13に支承される。The rear surface of the input member 5 is a thrust roller bearing 12
Is supported by the support cylinder 13 via.

一方、油圧モータＭは、ポンプシリンダ７と同軸上でそ
の左方に配置されるモータシリンダ17と、このモータシ
リンダ17にその回転中心を囲むように設けられた環状配
列の複数且つ奇数のシリンダ孔18,18…にそれぞれ摺合
されるモータプランジャ19,19…と、これらモータプラ
ンジャ19,19…の外端に当接するモータ斜板20と、この
モータ斜板20の背面をスラストローラベアリング21を介
して支承する斜板ホルダ22と、更にこの斜板ホルダ22を
支持する斜板アンカ23とから構成される。On the other hand, the hydraulic motor M includes a motor cylinder 17 coaxially arranged to the left of the pump cylinder 7, and a plurality of odd-numbered cylinder holes arranged in an annular array in the motor cylinder 17 so as to surround the rotation center. The motor plungers 19, 19 that are slidably fitted to the 18, 18 ..., the motor swash plate 20 that contacts the outer ends of the motor plungers 19, 19 ..., and the back surface of the motor swash plate 20 through the thrust roller bearing 21. And a swash plate anchor 23 that supports the swash plate holder 22.

モータ斜板20は、モータシリンダ17の軸線に対し直角と
なる直立位置と、或る角度で傾倒する最大傾斜位置との
間を傾動し得るようになっており、その傾斜位置では、
モータシリンダ17の回転に伴いモータプランジャ19,19
…に往復動を与えて膨脹及び収縮行程を繰返させること
ができる。The motor swash plate 20 is capable of tilting between an upright position that is perpendicular to the axis of the motor cylinder 17 and a maximum tilt position that tilts at a certain angle, and at that tilt position,
As the motor cylinder 17 rotates, the motor plungers 19, 19
A reciprocating motion can be given to ... to repeat the expansion and contraction strokes.

尚、モータプランジャ19のモータ斜板20に対する追従性
を良くするために、モータプランジャ19を伸長方向に付
勢するばねをシリンダ孔18に縮設してもよい。In order to improve the followability of the motor plunger 19 with respect to the motor swash plate 20, a spring that biases the motor plunger 19 in the extension direction may be contracted in the cylinder hole 18.

ポンプシリンダ７及びモータシリンダ17は一体のシリン
ダブロックＢを構成し、このシリンダブロックＢの中心
部に出力軸25を貫通させる。そして、この出力軸25の外
周に一体に形成されたフランジ25aにモータシリンダ17
の外端を衝き当て、ポンプシリンダ７を出力軸25にスプ
ライン嵌合し、ポンプシリンダ７の外端に当接するサー
クリップ26を出力軸25に係止することにより、シリンダ
ブロックＢは出力軸25に固着される。The pump cylinder 7 and the motor cylinder 17 form an integral cylinder block B, and the output shaft 25 is passed through the center of the cylinder block B. The motor cylinder 17 is attached to the flange 25a formed integrally with the outer periphery of the output shaft 25.
The outer end of the cylinder is struck, the pump cylinder 7 is spline-fitted to the output shaft 25, and the circlip 26 that abuts the outer end of the pump cylinder 7 is locked to the output shaft 25. Stuck to.

出力軸25は入力部材５をも貫通すると共に該部材５をニ
ードルベアリング27を介して回転自在に支承する。The output shaft 25 also penetrates the input member 5 and rotatably supports the member 5 via a needle bearing 27.

出力軸25の右端部外周には前記支持筒13がキー28を介し
て嵌装され、そしてナット30で固着される。上記支持筒
13及びローラベアリング31を介して出力軸の右端部はク
ランクケース４に回転自在に支承される。The support cylinder 13 is fitted on the outer periphery of the right end portion of the output shaft 25 via a key 28, and is fixed by a nut 30. Above support tube
The right end of the output shaft is rotatably supported by the crankcase 4 via the roller bearing 13 and the roller bearing 31.

また、出力軸25は、モータ斜板20、斜板ホルダ22及び斜
板アンカ23の中心部を貫通し、その左端部には、斜板ア
ンカ23の背面をスラストローラベアリング32を介して支
承する支持筒33がスプライン嵌合され、そして２次減速
装置３の入力スプロケット3aと共にナット34で固着さ
れ、上記支持筒33及びローラベアリング35を介して出力
軸25の左端部はクランクケース４に回転自在に支承され
る。Further, the output shaft 25 penetrates through the central portions of the motor swash plate 20, the swash plate holder 22, and the swash plate anchor 23, and supports the back surface of the swash plate anchor 23 at its left end via a thrust roller bearing 32. The support cylinder 33 is spline-fitted and fixed with the nut 34 together with the input sprocket 3a of the secondary speed reducer 3. The left end of the output shaft 25 is freely rotatable with the crankcase 4 through the support cylinder 33 and the roller bearing 35. Supported by.

出力軸25には、ポンプ斜板10の内周面と相対的に全方向
傾動可能に係合する半球状の調心体36が摺動自在にスプ
ライン嵌合される。この調心体36は、複数枚の皿ばね38
の力でポンプ斜板10をスラストローラベアリング11に対
して押圧し、これによりポンプ斜板10に調心作用を常に
与えている。A hemispherical centering body 36 that slidably engages with the inner peripheral surface of the pump swash plate 10 in all directions is slidably fitted to the output shaft 25. The aligning body 36 includes a plurality of disc springs 38.
Force presses the pump swash plate 10 against the thrust roller bearing 11, whereby the pump swash plate 10 is always aligned.

また出力軸25には、モータ斜板20の内周面と相対的に全
方向傾動可能に係合する半球状の調心体37が摺動自在に
スプライン嵌合される。この調心体37は、複数枚の皿ば
ね39の力でモータ斜板20をスラストローラベアリング21
に対して押圧し、これによりモータ斜板20に調心作用を
常に与えている。Further, a hemispherical centering body 37 that slidably engages with the inner peripheral surface of the motor swash plate 20 in all directions is slidably fitted to the output shaft 25. The aligning body 37 moves the motor swash plate 20 to the thrust roller bearing 21 by the force of a plurality of disc springs 39.
The swash plate 20 is constantly pressed against the swash plate 20.

各斜板10,20の調心作用を強化し、しかもポンプ斜板10
とポンププランジャ9,9…群、モータ斜板20とモータプ
ランジャ19,19…群の各間の回転方向の滑りを防止する
ために、各斜板10,20には、対応するプランジャ9,19の
球状端部9a,19aを係合させる球状凹部10a,20aがそれぞ
れ形成される。The swash plates 10 and 20 are strengthened in alignment, and the pump swash plate 10
And the pump plungers 9,9 ... Group, the motor swash plate 20 and the motor plungers 19,19 .. Spherical recesses 10a, 20a for engaging the spherical end portions 9a, 19a of the respective are formed.

油圧ポンプＰ及び油圧モータＭ間には、次のようにして
油圧閉回路が形成される。A hydraulic closed circuit is formed between the hydraulic pump P and the hydraulic motor M as follows.

シリンダブロックＢには、ポンプシリンダ７のシリンダ
孔8,8…群とモータシリンダ17のシリンダ孔18,18…群と
の間において、出力軸25を中心にして同心的に並ぶ環状
の内側油路40及び外側油路41と、両油路40,41間の環状
隔壁及び外側油路41の外周壁を放射状に貫通する、シリ
ンダ孔8,8…及び18,18…とそれぞれ同数の第１弁孔42,4
2…及び第２弁孔43,43…と、相隣るシリンダ孔8,8…及
び第１弁孔42,42…を相互に連通する多数のポンプポー
トａ、ａ…と、相隣るシリンダ孔18,18…及び第２弁孔4
3,43…を相互に連通する多数のモータポートb,b…とが
設けられる。その際、前記内側油路40は、シリンダブロ
ックＢと出力軸25との対向周面間に形成され、また前記
外側油路41は、シリンダブロックＢと、その外周に嵌合
して溶接されるスリーブ44との対向周面間に形成され
る。上記内側及び外側油路40,41は本発明の低圧及び高
圧油路に対応する。In the cylinder block B, annular inner oil passages are arranged concentrically around the output shaft 25 between the cylinder holes 8, 8 ... Group of the pump cylinder 7 and the cylinder holes 18, 18 ... Group of the motor cylinder 17. 40 and the outer oil passage 41, the annular partition between both oil passages 40, 41 and the outer wall of the outer oil passage 41 radially penetrate through, and the same number of cylinder holes 8, 8 ... And 18, 18 ... Holes 42,4
2 and the second valve holes 43, 43, and the adjacent cylinder holes 8, 8 ... and the first valve holes 42, 42. Holes 18, 18 ... and second valve hole 4
There are provided a large number of motor ports b, b ... Which communicate the 3, 43 ... At that time, the inner oil passage 40 is formed between the opposing circumferential surfaces of the cylinder block B and the output shaft 25, and the outer oil passage 41 is fitted to the cylinder block B and welded to the outer circumference thereof. It is formed between the peripheral surfaces facing the sleeve 44. The inner and outer oil passages 40 and 41 correspond to the low pressure and high pressure oil passages of the present invention.

前記第１弁孔42,42…には第１分配弁45,45…が、また前
記第２弁孔43,43…には第２分配弁46,46…がそれぞれ摺
合される。The first valve holes 42, 42 ... And the first distribution valves 45, 45 ... And the second valve holes 43, 43.

前記各第１分配弁45は第８図に示すようなスプール型に
形成されていて、第３図において第１弁孔42の半径方向
外方位置を占めると、対応するポンプポートａを外側油
路41に連通すると共に内側油路40と不通にして、対応す
るシリンダ孔８を外側油路41のみに連通し、第１弁孔42
の半径方向内方位置を占めると、対応するポンプポート
ａを内側油路40に連通すると共に外側油路41と不通にし
て、対応するシリンダ孔８を内側油路40のみに連通し、
また第１弁孔42の中央位置を占めるとポンプポートａを
両油路40,41と不通にする。Each of the first distribution valves 45 is formed in a spool type as shown in FIG. 8, and when it occupies a position radially outward of the first valve hole 42 in FIG. The corresponding cylinder hole 8 communicates only with the outer oil passage 41 while communicating with the passage 41 and with the inner oil passage 40, and the first valve hole 42
Occupying the inner position in the radial direction, the corresponding pump port a communicates with the inner oil passage 40 and the outer oil passage 41 does not communicate, and the corresponding cylinder hole 8 communicates only with the inner oil passage 40,
Further, when the central position of the first valve hole 42 is occupied, the pump port a is cut off from both oil passages 40 and 41.

このような動作を各第１分配弁45に与えるために、第１
偏心輪47が第１分配弁45,45…群を囲んでそれらの外端
に係合され、またその偏心輪47と同心関係の追従輪47′
が第１分配弁45,45…群の内側に配設されてそれらの内
端の係合溝45a,45a…に係合され、この係合によって各
第１分配弁45の回転が阻止される。上記追従輪47′は鋼
線から成形されていて、第１分配弁45,45…を第１偏心
輪47との係合方向に弾発すべく配設される。尚、この追
従輪47′には、その直径の製作誤差を吸収するために、
１つの切り口を設けてもよい。In order to give such an operation to each first distribution valve 45, the first
An eccentric wheel 47 surrounds the first distribution valves 45, 45 ... Engages with their outer ends, and a follower wheel 47 'concentric with the eccentric wheel 47.
Are disposed inside the first distribution valves 45, 45 ... Group and are engaged with the engagement grooves 45a, 45a ... At their inner ends, and the engagement prevents the rotation of each first distribution valve 45. . The follower wheel 47 'is formed of a steel wire and is arranged so as to elastically urge the first distribution valves 45, 45 ... In the engagement direction with the first eccentric wheel 47. In addition, in order to absorb the manufacturing error of its diameter, this follower wheel 47 '
One cut may be provided.

第１偏心輪47は、入力部材５に連結される第１制御環51
にボールベアリング48を介して回転自在に支承され、そ
して通常は第３図に示すように、前記ポンプ斜板10の仮
想トラニオン軸線O₁に沿って出力軸25の中心から一定距
離ε_１だけ偏心した第１偏心位置２に配置される。した
がって、入力部材５とポンプシリンダ７間に相対回転が
生じると、各第１分配弁45は、その弁孔42内で第１偏心
輪47の偏心量ε_１の２倍の距離をストロークとして前記
外方位置及び内方位置間を往復動する。The first eccentric wheel 47 is a first control ring 51 connected to the input member 5.
Is rotatably supported by a ball bearing 48 and is normally eccentric from the center of the output shaft 25 along the virtual trunnion axis O ₁ of the pump swash plate 10 by a constant distance ε ₁ as shown in FIG. It is arranged at the first eccentric position 2. Therefore, when a relative rotation occurs between the input member 5 and the pump cylinder 7, each first distribution valve 45 has a stroke in the valve hole 42 that is a distance twice the eccentric amount ε ₁ of the first eccentric ring 47. Reciprocates between the outer position and the inner position.

第１図ないし第３図において、前記第１制御環51は、入
力部材５に前記スプロケット2aを結合するリベット14‥
のうちの１本の一端を延長して形成した枢軸14aを介し
て入力部材５に揺動可能に連結される。即ち、この第１
制御環51は第３図において、枢軸14a回りにクラッチオ
ン位置ｇとクラッチオフ位置ｈとの間を揺動するもので
あって、クラッチオン位置ｇでは、第１偏心輪47を、出
力軸25の中心から仮想トラニオン軸線O₁に沿って距離ε
_１だけ偏心させた第１偏心位置ｅに制御し、クラッチオ
フ位置ｈでは、第１偏心輪47を、出力軸25の中心から仮
想トラニオン軸線O₁の垂線Ｌに沿って距離ε_１だけ偏心
させた第２偏心位置ｆに制御する。第１制御環51のこの
ような揺動範囲を規制するために、第５図及び第６図に
示すように、制御環51に固着されてその内周面から突出
する案内ピン52が、入力部材５の外周に形成されてその
周方向に延びる案内溝53に摺動自在に係合される。そし
て、第１制御環51をクラッチオン位置ｇの方向へ弾発す
るように板ばね54が第１制御環51と入力部材５間に介装
され、この板ばね54は中央部を第１制御環51にリベット
55で固着される。1 to 3, the first control ring 51 has a rivet 14 for connecting the sprocket 2a to the input member 5.
One of the two is pivotally connected to the input member 5 via a pivot 14a formed by extending one end thereof. That is, this first
In FIG. 3, the control ring 51 swings between the clutch-on position g and the clutch-off position h around the pivot 14a. At the clutch-on position g, the first eccentric wheel 47 and the output shaft 25 are connected. Along the virtual trunnion axis O ₁ from the center of
Controls in the first eccentric position e that is decentered by _1, in the clutch off position h, and the first eccentric ring 47, is decentered by a distance epsilon ₁ along the vertical line L from the center of the virtual trunnion axis O ₁ of the output shaft 25 The second eccentric position f is controlled. In order to regulate such a swing range of the first control ring 51, as shown in FIGS. 5 and 6, the guide pin 52 fixed to the control ring 51 and protruding from the inner peripheral surface thereof is input. A guide groove 53 formed on the outer circumference of the member 5 and extending in the circumferential direction thereof is slidably engaged. A leaf spring 54 is interposed between the first control ring 51 and the input member 5 so as to elastically urge the first control ring 51 toward the clutch on position g. Rivets to 51
It is fixed at 55.

前記案内ピン52にはローラ56が取付けられており、この
ローラ56には、作動環57の一側に突設された押腕58が係
合される。作動環57は、第２図に示すように、スプロケ
ット2aを挟んで第１制御環51と反対側で入力部材５外周
面に摺動及び回転可能に嵌合され、そしてスプロケット
ａに穿設された透孔59に押腕58を貫通させている。A roller 56 is attached to the guide pin 52, and a push arm 58 protruding from one side of the operating ring 57 is engaged with the roller 56. As shown in FIG. 2, the operating ring 57 is slidably and rotatably fitted to the outer peripheral surface of the input member 5 on the side opposite to the first control ring 51 with the sprocket 2a interposed therebetween, and is drilled in the sprocket a. The push arm 58 is passed through the through hole 59.

押腕58は、第１制御環51をクラッチオフ位置ｈの方向へ
揺動させ得るように、先端の凹部60を前記ローラ56の一
側に係合させている（第６図参照）。また押腕58は、そ
の先端に向かって周方向幅を減少させる山形をなしてお
り、その山形を形成する一方の斜面58aは前記凹部60に
連なり、他方の斜面58bは前記透孔59の内壁に形成した
案内斜面59aに摺動可能に係合される。The push arm 58 engages the recess 60 at the tip with one side of the roller 56 so that the first control ring 51 can be swung in the direction of the clutch-off position h (see FIG. 6). Further, the push arm 58 has a mountain shape in which the width in the circumferential direction decreases toward the tip thereof, one slope 58a forming the mountain is continuous with the recess 60, and the other slope 58b is the inner wall of the through hole 59. Is slidably engaged with the guide slope 59a formed on the.

第２図において、作動環57の外周にはレリーズベアリン
グ61を介してレリーズ環62が回転自在に取付けられ、こ
のレリーズ環62の外端には、クランクケース４に揺動自
在に軸支63されて入力部材５を囲繞する環状クラッチレ
バー64の押圧突子64aが当接する。In FIG. 2, a release ring 62 is rotatably attached to the outer periphery of the operating ring 57 via a release bearing 61, and an outer end of the release ring 62 is pivotally supported 63 on the crankcase 4 by a swing. As a result, the pressing protrusion 64a of the annular clutch lever 64 surrounding the input member 5 abuts.

クラッチレバー64の揺動端には、第２図及び第７図に示
すように、クランクケース４に軸支65されたベルクラン
ク66の内側レバー66aがクラッチレバー64をレリーズ環6
2側へ押動しるうように連接されると共に、クラッチレ
バー64をレリーズ環62と反対側へ弾発する戻しばね67が
接続される。At the swinging end of the clutch lever 64, as shown in FIGS. 2 and 7, an inner lever 66a of a bell crank 66 pivotally supported by the crankcase 4 moves the clutch lever 64 to the release ring 6.
The return spring 67 is connected so as to push the clutch lever 64 to the 2 side, and is connected to the return spring 67 that elastically pushes the clutch lever 64 to the side opposite to the release ring 62.

ベルクランク66は、クランクケース４内に配置される上
記内側レバー66aと、同ケース４の外側に配置される外
側レバー66bとを有し、その外側レバー66bには、操縦者
により操作されるクラッチ操作レバー（図示せず）がワ
イヤ68を介して接続される。The bell crank 66 has the inner lever 66a arranged inside the crank case 4 and an outer lever 66b arranged outside the case 4, and the outer lever 66b has a clutch operated by a driver. An operating lever (not shown) is connected via a wire 68.

前記各第２分配弁46も、第８図に示すように第１分配弁
45と同様のスプール型に形成されていて、第２弁孔43の
半径方向外方位置を占めると、対応するモータポートｂ
を外側油路41に連通すると共に内側油路40と不通にし
て、対応するシリンダ孔18を外側油路41のみに連通し、
また第２弁孔43の半径方向内方位置を占めると、対応す
るモータポートｂを内側油路40に連通すると共に外側油
路41と不通にして、対応するシリンダ孔18を内側油路40
のみに連通し、さらに上記両位置間の中央位置を占める
と、対応するモータポート６を内側及び外側油路40,41
のいずれとも不通にする。Each of the second distribution valves 46 is also a first distribution valve as shown in FIG.
It is formed in the same spool type as 45, and when it occupies the radially outward position of the second valve hole 43, the corresponding motor port b
To communicate with the outer oil passage 41 and not communicate with the inner oil passage 40, and communicate the corresponding cylinder hole 18 only with the outer oil passage 41,
Further, when occupying the radially inner position of the second valve hole 43, the corresponding motor port b is communicated with the inner oil passage 40 and is not communicated with the outer oil passage 41, and the corresponding cylinder hole 18 is made into the inner oil passage 40.
Communication with only the above, and when it occupies the center position between the above two positions, the corresponding motor port 6 is connected to the inner and outer oil passages 40, 41.
To be cut off.

このような動作を各第２分配弁46に与えるために、第２
偏心輪49が第２分配弁46,46…群を囲んでそれらの外端
に係合され、またその偏心輪49と同心関係の追従輪49′
が第２分配弁46,46…群の内側に配設されてそれらの内
端の係合溝46a,46a…に係合され、この係合によって各
第２分配弁46の回転が阻止される。上記追従輪49′は鋼
線から成形されていて、第２分配弁46,46…を第２偏心
輪49との係合方向に弾発すべく配設される。尚、この追
従輪49′にも、前記追従輪47′と同様に１つの切り口を
設けてもよい。In order to give such an operation to each second distribution valve 46, the second
An eccentric wheel 49 surrounds the second distribution valves 46, 46 ... Engages with their outer ends, and has a follower wheel 49 'concentric with the eccentric wheel 49.
Are disposed inside the second distribution valves 46, 46 ... Group and are engaged with the engagement grooves 46a, 46a ... Of their inner ends, and the engagement prevents rotation of each second distribution valve 46. . The follower wheel 49 'is formed of a steel wire and is arranged so as to repel the second distribution valves 46, 46 ... In the engagement direction with the second eccentric wheel 49. Incidentally, the follower wheel 49 'may also be provided with one cut, like the follower wheel 47'.

第２偏心輪49は、第９図に示すように、モータ斜板20の
傾動軸線即ちトラニオン軸線O₂に沿って出力軸25の中心
から一定距離ε_２だけ偏心した偏心位置ｌと、出力軸25
と同心になる同心位置ｍとに制御される。As shown in FIG. 9, the second eccentric wheel 49 has an eccentric position 1 which is eccentric from the center of the output shaft 25 along the tilt axis of the motor swash plate 20, that is, the trunnion axis O ₂ by a constant distance ε _2, and the output shaft. twenty five
Is controlled to a concentric position m which is concentric with.

而して、第２偏心輪49が第１偏心位置ｌを占めるとき、
モータシリンダ17が回転すると、各第２分配弁46は、そ
の弁孔43内で第２偏心輪49の偏心量ε_２の２倍の距離を
ストロークとして前記外方位置及び内方位置間を往復動
し、また同心位置ｍを占めるときは、モータシリンダ17
の回転によるも全第２分配弁49,49…は前記中央位置に
留められる。Thus, when the second eccentric wheel 49 occupies the first eccentric position l,
When the motor cylinder 17 rotates, each second distribution valve 46 reciprocates between the outer position and the inner position with a stroke that is twice the eccentric amount ε ₂ of the second eccentric wheel 49 within the valve hole 43. When moving and occupying the concentric position m, the motor cylinder 17
.., all second distributing valves 49, 49 ... Are held in the central position.

再び第２図において、前記斜板ホルダ22の両端には、モ
ータ斜板20のトラニオン軸線O₂上に並ぶ上下一対のトラ
ニオン軸80,80′が一体に突設され、これらトラニオン
軸80,80′は、ローラベアリング71,71′をそれぞれ介し
てクランクケース４と一体の筒状モータハウジング72の
両側壁に回転自在に支承される。換言すれば、これらト
ラニオン軸80,80′によって前記トラニオン軸線O₂が規
定される。また、モータハウジング72は、モータシリン
ダ17をもニードルベアリング73を介して回転自在に支承
する。Referring again to FIG. 2, a pair of upper and lower trunnion shafts 80, 80 ′ arranged on the trunnion axis O ₂ of the motor swash plate 20 are integrally provided at both ends of the swash plate holder 22 so as to integrally project. ′ Is rotatably supported on both side walls of a cylindrical motor housing 72 integral with the crankcase 4 via roller bearings 71, 71 ′. In other words, the trunnion shafts O and 80 'define the trunnion axis O ₂ . The motor housing 72 also rotatably supports the motor cylinder 17 via a needle bearing 73.

上記構成において、第１制御環51がクラッチオン位置ｇ
を占めることにより第１偏心輪47を第１偏心位置ｅに制
御し、一方、第２偏心輪49が第１偏心位置ｅを占めると
き、１次減速装置２から油圧ポンプＰの入力部材５が回
転されると、ポンプ斜板10によりポンププランジャ9,9
…に吸入及び吐出行程が交互に与えられ、この油圧ポン
プＰの吸入行程領域Ｓ及び吐出行程領域Ｄを第３図に示
す。そして吸入行程領域Ｓに存する第１分配弁45は第偏
心輪47及び追従輪47′の協働により内方位置へ作動さ
れ、吐出行程領域Ｄに存する第１分配弁45は第１偏心輪
47及び追従輪47′の協働により外方位置へ作動される。
したがって、各ポンププランジャ９は、吸入行程におい
て内側油路40からシリンダ孔８に作動油を吸入し、吐出
行程においてシリンダ孔８から外側油路41に作動油を圧
送する、 外側油路41に送られた高圧の作動油は、油圧モータＭの
膨脹行程領域Ex（第９図参照）に存するポンプポートａ
に、第２偏心輪49及び追従輪49′により外方位置に制御
される第２分配弁46を介して給送される一方、収縮行程
領域Sh（第９図参照）に存するモータポートｂから排出
される作動油は、第２偏心輪49及び追従輪49′により内
方位置に制御される第２分配弁46を介して内側油路40へ
誘導される。In the above-mentioned configuration, the first control ring 51 has the clutch on position g.
Occupancy controls the first eccentric wheel 47 to the first eccentric position e, while the second eccentric wheel 49 occupies the first eccentric position e, the primary speed reducer 2 causes the input member 5 of the hydraulic pump P to move. When rotated, pump swashplate 10 causes pump plungers 9,9
The intake stroke and the discharge stroke are alternately given to ... And the suction stroke area S and the discharge stroke area D of this hydraulic pump P are shown in FIG. The first distribution valve 45 in the intake stroke region S is operated to the inward position by the cooperation of the eccentric wheel 47 and the follower wheel 47 ', and the first distribution valve 45 in the discharge stroke region D is the first eccentric wheel.
It is operated to the outer position by the cooperation of 47 and the follower wheel 47 '.
Therefore, each pump plunger 9 sucks the working oil from the inner oil passage 40 to the cylinder hole 8 in the suction stroke, and pumps the working oil from the cylinder hole 8 to the outer oil passage 41 in the discharge stroke. The generated high-pressure hydraulic oil is in the expansion port region Ex (see FIG. 9) of the hydraulic motor M.
While being fed through the second distribution valve 46 controlled to the outer position by the second eccentric wheel 49 and the follower wheel 49 ', from the motor port b existing in the contraction stroke region Sh (see FIG. 9). The discharged hydraulic oil is guided to the inner oil passage 40 through the second distribution valve 46 controlled to the inward position by the second eccentric wheel 49 and the follower wheel 49 '.

この間に、ポンプシリンダ７が吐出行程のポンププラン
ジャ９を介してポンプ斜板10から受ける反動トルクと、
モータシリンダ17が膨脹行程のモータプランジャ19を介
してモータ斜板20とから受ける反動トルクとの和によっ
て、シリンダブロックＢは回転され、その回転トルクは
出力軸25から２次減速装置３へ伝達される。During this time, the reaction torque that the pump cylinder 7 receives from the pump swash plate 10 via the pump plunger 9 in the discharge stroke,
The cylinder block B is rotated by the sum of the reaction torque that the motor cylinder 17 receives from the motor swash plate 20 via the motor plunger 19 in the expansion stroke, and the rotation torque is transmitted from the output shaft 25 to the secondary reduction gear 3. It

この場合、入力部材５に対する出力軸25の変速比は次式
によって与えられる。In this case, the gear ratio of the output shaft 25 to the input member 5 is given by the following equation.

したがって、油圧モータＭの容量を零から或る値に変え
れば、変速比を１から或る必要な値まで変えることがで
きる。 Therefore, if the capacity of the hydraulic motor M is changed from zero to a certain value, the gear ratio can be changed from 1 to a certain required value.

ところで、油圧モータＭの容量はモータプランジャ19の
ストロークにより決定されるので、モータ斜板20の直立
位置から成る傾斜位置まで傾動させることにより変速比
を１から或る値まで無段階に制御することができる。By the way, since the capacity of the hydraulic motor M is determined by the stroke of the motor plunger 19, it is possible to control the gear ratio steplessly from 1 to a certain value by tilting the motor swash plate 20 to an inclined position that is an upright position. You can

このような運転中に、図示しないクラッチ操作レバーの
操作により、ワイヤ68及びベルクランク66を介してクラ
ッチレバー64を戻しばね67の力に抗してレリーズ環62側
へ揺動させれば、レリーズ環62へ加えられる押圧力がレ
リーズベアリング61を介して作動環57に作用し、これを
第６図の矢印74のように左方へ摺動させて、押腕58をス
プロケット2aの透孔59に深く押し入れる。すると、押腕
58の斜面58bに対する透孔59の案内斜面59aの押圧作用、
及びローラ56に対する押腕58の斜面58aの押圧作用によ
り、作動環57の軸方向変位74が僅かでもローラ56に大き
な周方向変位75を与えることができ、これにより第１制
御環51をこれまでのクラッチオン位置ｇからクラッチオ
フ位置ｈへ板ばね54の力に抗して揺動させる。During such an operation, by operating a clutch operating lever (not shown), the clutch lever 64 is swung toward the release ring 62 side through the wire 68 and the bell crank 66 against the force of the return spring 67. The pressing force applied to the ring 62 acts on the actuating ring 57 via the release bearing 61 and slides it to the left as shown by the arrow 74 in FIG. 6 to move the pressing arm 58 into the through hole 59 of the sprocket 2a. Push deeply into. Then the push arm
The pressing action of the guide slope 59a of the through hole 59 against the slope 58b of 58,
By the pressing action of the inclined surface 58a of the push arm 58 against the roller 56, a large circumferential displacement 75 can be given to the roller 56 even if the axial displacement 74 of the actuating ring 57 is small. From the clutch-on position g to the clutch-off position h against the force of the leaf spring 54.

その結果、第１偏心輪47は第１偏心位置ｅから第２偏心
位置ｆへ移行され、第３図に示すように、油圧ポンプＰ
の吸入行程、吐出行程の各領域S,Dにおいて、第２分配
弁46,46…によりポンプポートａ…群の半分が内側油路4
0に、また他の半分が外側油路41にそれれぞれ連通され
るため、油圧ポンプＰは短絡状態となり、したがって油
圧ポンプＰの吐出行程領域Ｄのポンプポートａから吐出
される高圧の作動油は直ちに吸入行程領域Ｓのポンプポ
ートａへ吸入されるようになるから、油圧ポンプＰおよ
び油圧モータＭ間での作動油の授受は停止され、油圧ポ
ンプＰから油圧モータＭへの動力伝達を遮断したクラッ
チオフ状態となる。As a result, the first eccentric wheel 47 is moved from the first eccentric position e to the second eccentric position f, and as shown in FIG.
In each region S, D of the intake stroke and the discharge stroke of the pump, the second distribution valves 46, 46 ...
Since 0 and the other half are communicated with the outer oil passage 41, respectively, the hydraulic pump P is short-circuited, so that the high pressure operation of the high pressure discharged from the pump port a of the discharge stroke region D of the hydraulic pump P is performed. Since the oil is immediately sucked into the pump port a in the suction stroke region S, the transfer of the hydraulic oil between the hydraulic pump P and the hydraulic motor M is stopped, and the power transmission from the hydraulic pump P to the hydraulic motor M is stopped. The clutch is turned off.

以上において、第１制御環51及び作動環57は本発明のク
ラッチ制御手段を構成する。In the above, the first control ring 51 and the operating ring 57 constitute the clutch control means of the present invention.

油圧ポンプＰ及び油圧モータＭの作動中、ポンプ斜板10
はポンププランジャ9,9…群から、またモータ斜板20は
モータプランジャ19,19…群からそれぞれ反対方向のス
ラスト荷重を受けるが、ポンプ斜板10が受けるスラスト
荷重はスラストローラベアリング11、入力部材５、スラ
ストローラベアリング12、支持筒13及びナット30を介し
て出力軸25に支承され、またモータ斜板20が受けるスラ
スト荷重はスラストローラベアリング21、斜板ホルダ2
2、斜板アンカ23、スラストローラベアリング32、支持
筒33、スプロケット3a及びナット34を介して同じく出力
軸25に支承される。したがって、上記スラスト荷重は、
出力軸25に引張応力を生じさせるだけで、該軸25を支持
するクランクケース４には全く作用しない。During operation of the hydraulic pump P and the hydraulic motor M, the pump swash plate 10
Are thrust loads in the opposite directions from the pump plungers 9, 9 ... Group and the motor swash plates 20 are in opposite directions from the motor plungers 19, 19 ... Group, but the thrust loads received by the pump swash plate 10 are the thrust roller bearing 11 and the input member. 5, the thrust roller bearing 12, the support cylinder 13 and the nut 30 support the output shaft 25, and the thrust load received by the motor swash plate 20 is the thrust roller bearing 21 and the swash plate holder 2.
2, similarly supported by the output shaft 25 via the swash plate anchor 23, the thrust roller bearing 32, the support cylinder 33, the sprocket 3a and the nut 34. Therefore, the thrust load is
It only produces a tensile stress in the output shaft 25 and does not act on the crankcase 4 supporting the output shaft 25 at all.

第１図、第10図及び第11図において、前記トラニオン軸
70には、これを介してモータ斜板20の角度を制御する変
速制御装置80が連結される。この変速制御装置80は、ト
ラニオン軸70に回転可能に支承されるセクタギヤ81と、
このセクタギヤ81をトラニオン軸70に弾力的に連結する
ダンパ82と、クランクケース４にボルト83で固着された
ブラケット板83にベアリング84,84′を介して支承され
てセクタギヤ81と噛合するウォームギヤ85と、このウォ
ームギヤ85に駆動軸86aを連結する正，逆転可能の直流
電動モータ86とから構成され、この電動モータ86のステ
ータ86bはクランクケース４の適所に固定される。In FIGS. 1, 10, and 11, the trunnion shaft is shown.
A shift control device 80 for controlling the angle of the motor swash plate 20 is connected to the 70. The shift control device 80 includes a sector gear 81 rotatably supported by the trunnion shaft 70,
A damper 82 that elastically connects the sector gear 81 to the trunnion shaft 70, and a worm gear 85 that is supported by a bracket plate 83 fixed to the crankcase 4 with bolts 83 via bearings 84 and 84 'and meshes with the sector gear 81. The worm gear 85 is connected to a drive shaft 86a, which is a direct-current / reverse-rotatable DC electric motor 86. The stator 86b of the electric motor 86 is fixed to a proper position of the crankcase 4.

以上において、セクタギヤ81及びウォームギヤ85は、駆
動軸86aの回転を減速してトラニオン軸80へ伝達し得る
が、トラニオン軸80から逆負荷を受けるとロック状態と
なる減速装置Ｒを構成する。In the above, the sector gear 81 and the worm gear 85 can decelerate the rotation of the drive shaft 86a and transmit the rotation to the trunnion shaft 80. However, when a reverse load is applied from the trunnion shaft 80, the reduction gear R constitutes a reduction state.

前記ダンパ82は、トラニオン軸70を中心とする扇形の緩
衝室87を有してトラニオン軸70にボルト88で固着される
ダンパ本体89と、上記緩衝室87に装填された一対のゴム
製緩衝部材90,90′とを備え、この両緩衝部材90,90′間
には、前記セクタギヤ81の一側面に突設した伝動片91が
挿入される。The damper 82 has a fan-shaped buffer chamber 87 centered on the trunnion shaft 70 and a damper main body 89 fixed to the trunnion shaft 70 with bolts 88, and a pair of rubber buffer members loaded in the buffer chamber 87. 90, 90 ', and a transmission piece 91 protruding from one side surface of the sector gear 81 is inserted between the cushioning members 90, 90'.

而して、電動モータ86を正転または逆転させれば、その
回転はウォームギヤ85からセクタギヤ81へ減速されて伝
達し、さらに伝動片91、緩衝部材90または90′、及びダ
ンパ本体89を介してトラニオン軸70へ伝達して、これを
モータ斜板20の起立方向または傾倒方向へ回転させるこ
とができる。Thus, when the electric motor 86 is rotated in the normal direction or the reverse direction, the rotation is decelerated and transmitted from the worm gear 85 to the sector gear 81, and further, via the transmission piece 91, the buffer member 90 or 90 ′, and the damper body 89. By transmitting it to the trunnion shaft 70, this can be rotated in the standing direction or the tilting direction of the motor swash plate 20.

その際、モータプランジャ…群からモータ斜板20へ加え
られるスラスト荷重に脈動が生じれば、その脈動は緩衝
部材90,90′の弾性変形により吸収され、それによりウ
ォームギヤ85及びセクタギヤ81の負担を軽減することが
できる。At that time, if a pulsation occurs in the thrust load applied to the motor swash plate 20 from the motor plunger group, the pulsation is absorbed by the elastic deformation of the cushioning members 90, 90 ′, thereby burdening the worm gear 85 and the sector gear 81. Can be reduced.

また、電動モータ86を停止してモータ斜板20を任意角度
に保持したとき、モータ斜板20がモータプランジャ19,1
9…群から起立または傾倒方向のモーメントを受け、そ
のモーメントがトラニオン軸70を介してセクタギヤ81に
伝達しても、セクタギヤ81からウォームギヤ85を駆動す
ることはできないから、即ち両ギヤ81,85はロック状態
を呈してトラニオン軸70の回転を許さず、したがってモ
ータ斜板20はそのときの位置に確実に保持される。Further, when the electric motor 86 is stopped and the motor swash plate 20 is held at an arbitrary angle, the motor swash plate 20 moves to the motor plungers 19,1.
9 ... Even if a moment in the standing or tilting direction is received from the group and the moment is transmitted to the sector gear 81 via the trunnion shaft 70, the sector gear 81 cannot drive the worm gear 85, that is, both gears 81 and 85 It does not allow the trunnion shaft 70 to rotate due to the locked state, so that the motor swash plate 20 is securely held at the position at that time.

電動モータ86によるモータ斜板20の起立位置及び傾倒位
置を規制するために、セクタギヤ81にはそれと同心の円
弧状の規制溝92が穿設されると共に、この規制溝92に摺
動自在に係合する規制カラー93が前記ブラケット板83に
ボルト94で固着される。In order to restrict the standing position and tilting position of the motor swash plate 20 by the electric motor 86, the sector gear 81 is provided with an arcuate restriction groove 92 concentric therewith, and is slidably engaged with the restriction groove 92. A matching regulation collar 93 is fixed to the bracket plate 83 with a bolt 94.

第２図および第９図において、前記第２偏心輪49はベア
リング50を介して第２制御環95に回転自在に支承され
る。この第２制御環95は前記トラニオン軸線O₂方向の両
側部に一対の耳部96,96′を有し、一方の耳部96にはト
ラニオン軸線O₂の方向へ延びるＵ字状の案内溝97が形成
されると共に、この案内溝97に摺動自在に挿入される案
内ピン98がクランクケース４に固設される。また他方の
耳部96′には第２の案内ピン99が固設されると共に、こ
の案内ピン99に係合してトラニオン軸線O₂の方向へ延び
るＵ字状の案内溝100を持った支持部101がクランクケー
ス４内壁に突設される。こうして、第２制御環95はトラ
ニオン軸線O₂の方向に変位可能となっており、この変位
により第２偏心輪49を前記偏心位置ｌと同心位置ｍとに
制御することができる。In FIGS. 2 and 9, the second eccentric ring 49 is rotatably supported by the second control ring 95 via a bearing 50. The second control ring 95 has a pair of ears 96, 96 'on both sides of the trunnion axis O ₂ direction, U-shaped guide groove extending toward one of the ear portions 96 of the trunnion axis O ₂ direction A guide pin 98, which is slidably inserted into the guide groove 97, is fixedly mounted on the crankcase 4 while forming 97. Also in the other ear portion 96 'together with the second guide pin 99 is fixed, the support having a U-shaped guide groove 100 extending in the direction of the trunnion axis O ₂ engaged with the guide pin 99 The portion 101 is provided so as to project from the inner wall of the crankcase 4. In this way, the second control ring 95 can be displaced in the direction of the trunnion axis O ₂ , and this displacement can control the second eccentric wheel 49 to the eccentric position 1 and the concentric position m.

第２制御環95と一体の前記案内ピン99には、第２制御環
95を第２偏心輪49の偏心位置ｌへ向かって弾発すべく、
板ばねからなる戻しばね102が圧接される。The guide pin 99 integrated with the second control ring 95 has a second control ring.
In order to repel 95 toward the eccentric position 1 of the second eccentric wheel 49,
A return spring 102, which is a leaf spring, is pressed into contact.

さらに前記耳部96′にはカム孔103が設けられ、前記ト
ラニオン軸70′に固着された制御レバー104がこのカム
孔103に挿入される。カム孔103は、戻しばね102側の内
面が制御レバー104と係合する斜面103aとなっていて、
モータ斜板20の起立動作に連動して制御レバー104に押
圧されるようになっている。その押圧によれば、第２制
御環95が戻しばね102の力に抗して変位して、第２偏心
輪49を偏心位置ｌから同心位置ｍへ向かって変位させ、
モータ斜板20の直立状態では第２偏心輪49を同心位置ｍ
に制御する。Further, a cam hole 103 is provided in the ear portion 96 ', and the control lever 104 fixed to the trunnion shaft 70' is inserted into the cam hole 103. The cam hole 103 has an inner surface on the side of the return spring 102 that is a slope 103a that engages with the control lever 104,
It is adapted to be pressed by the control lever 104 in conjunction with the standing motion of the motor swash plate 20. According to the pressing, the second control ring 95 is displaced against the force of the return spring 102, and the second eccentric ring 49 is displaced from the eccentric position 1 toward the concentric position m,
When the motor swash plate 20 is in the upright state, the second eccentric wheel 49 is placed at the concentric position m.
To control.

第２偏心輪49が同心位置ｍに達すると、全ての第２分配
弁46,46…は第9A図に示すように閉弁状態となり、高圧
油路41及び低圧油路40のいずれも油圧モータＭと遮断さ
れる。その結果、油圧ポンプＰに連通する低圧回路容積
が油圧モータＭの容積分だけ減少するので、作動油に気
泡が多少含まれていても、油圧ポンプＰによる作動油の
圧縮量は極めて少なく、入力部材５及び出力軸25間の相
対回転を極少に抑えることができ、したがって変速比１
の状態での伝動効率を高めることができる。When the second eccentric wheel 49 reaches the concentric position m, all the second distribution valves 46, 46 ... Are closed as shown in FIG. 9A, and both the high pressure oil passage 41 and the low pressure oil passage 40 are hydraulic motors. It is cut off from M. As a result, the volume of the low-pressure circuit communicating with the hydraulic pump P is reduced by the volume of the hydraulic motor M, so that even if the operating oil contains some air bubbles, the amount of compression of the operating oil by the hydraulic pump P is extremely small and the input The relative rotation between the member 5 and the output shaft 25 can be suppressed to a minimum, and therefore the gear ratio 1
The transmission efficiency in the state of can be improved.

この場合、図示例では、第２偏心輪49の同心位置ｈへの
変位は、カム孔103の斜面103aの作用により、モータ斜
板20の起立動作に連動して無段階に行われるので、第２
分配弁46,46…も無段階に閉じ動作をし、そして閉弁状
態に達する。したがって伝動効率の向上は、その閉弁状
態に到達する前から緩徐に始まるので、その閉弁時には
変速ショックが発生することを防止することができる。
しかし、変速ショックが許容される程度の場合は、モー
タ斜板20の直立時に第２分配弁46,46…の閉弁を急速に
行うようにしてもよい。In this case, in the illustrated example, the displacement of the second eccentric wheel 49 to the concentric position h is performed steplessly by the action of the slope 103a of the cam hole 103 in conjunction with the standing motion of the motor swash plate 20, so Two
The distribution valves 46, 46 ... also endlessly close and reach a closed state. Therefore, the improvement of the transmission efficiency starts slowly before reaching the valve closed state, so that the shift shock can be prevented from occurring when the valve is closed.
However, when the shift shock is acceptable, the second distribution valves 46, 46 ... May be closed rapidly when the motor swash plate 20 is upright.

再び、第１図において、出力軸25は、その中心部に奥が
行止まりとなった油路110が穿設され、この油路110の開
放端には、補強ポンプ111介してクランクケース４底部
のオイルパン（図示せず）と連通され、補給ポンプ111
は前記入力部材５から駆動される。したがって、入力部
材５の回転中常に補給ポンプ111によってオイルパン内
の油が油路110に供給される。Referring again to FIG. 1, the output shaft 25 is provided with an oil passage 110 having a deep stop at the center thereof, and an open end of the oil passage 110 is provided with a bottom portion of the crankcase 4 through a reinforcement pump 111. Is connected to the oil pan (not shown) of the
Is driven from the input member 5. Therefore, the oil in the oil pan is constantly supplied to the oil passage 110 by the supply pump 111 while the input member 5 is rotating.

上記油路110は、出力軸25に穿設された半径方向の補給
孔112を介して前記内側油路40に連通される。また該油
路110には、補給ポンプ111側への油の逆流を防止する逆
止弁113が介装される。The oil passage 110 is communicated with the inner oil passage 40 via a radial replenishment hole 112 formed in the output shaft 25. Further, a check valve 113 for preventing the reverse flow of oil to the supply pump 111 side is interposed in the oil passage 110.

したがって、通常の負荷運転時に油圧ポンプＰ及び油圧
モータＭ間の油圧閉回路から作動油が漏洩すれば、油路
110から補給孔112を通して内側油路40へ作動油が補給さ
れる。Therefore, if hydraulic fluid leaks from the closed hydraulic circuit between the hydraulic pump P and the hydraulic motor M during normal load operation,
The hydraulic oil is supplied from 110 to the inner oil passage 40 through the supply hole 112.

逆負荷運転時即ちエンジンブレーキ時には、油圧モータ
Ｍがポンプ作用を行い、油圧ポンプＰがモータ作用を行
うようになるので、外側油路41が低圧に、内側油路40が
高圧に変わり、内側油路40から油路110へ作動油が逆流
しようとするが、その逆流は逆止弁113によって阻止さ
れる。したがって、油圧モータＭから油圧ポンプＰへの
逆負荷を確実に伝達することができ、良好なエンジンブ
レーキ効果が得られる。During reverse load operation, that is, during engine braking, the hydraulic motor M acts as a pump and the hydraulic pump P acts as a motor, so that the outer oil passage 41 is changed to a low pressure and the inner oil passage 40 is changed to a high pressure. The hydraulic oil tries to backflow from the passage 40 to the oil passage 110, but the backflow is blocked by the check valve 113. Therefore, the reverse load from the hydraulic motor M to the hydraulic pump P can be reliably transmitted, and a good engine braking effect can be obtained.

尚、第１図中114,115は油路110からプランジャ9,19と斜
板10,20との各当接部に潤滑油を供給するために、出力
軸25に穿設されたオリフィス孔である。Incidentally, reference numerals 114 and 115 in FIG. 1 are orifice holes formed in the output shaft 25 in order to supply the lubricating oil from the oil passage 110 to the respective contact portions of the plungers 9 and 19 and the swash plates 10 and 20.

C.発明の効果 以上のように本発明によれば、油圧ポンプのポンプシリ
ンダ及び油圧モータのモータシリンダを出力軸に一体的
に結合し、これらポンプシリンダ及びモータシリンダ間
に、油圧モータの膨脹行程領域に存するモータポートに
連通する環状の高圧油路と、油圧モータの収縮行程領域
に存するモータポートに連通する環状の低圧油路とを同
心上で形成すると共に、半径方向外方位置及び内方位置
間を往復動して油圧ポンプの多数のポンプポートを高圧
油路と低圧油路に交互に連通させ得る多数の分配弁を放
射状に配設し、これら分配弁に係合する偏心輪にこれを
第１偏心位置と第２偏心位置とに作動し得るクラッチ制
御手段を設け、偏心輪の第１偏心位置では、油圧ポンプ
の吐出行程領域に存するポンプポートを高圧油路に、吸
入行程領域に存するポンプポートを低圧油路にそれぞれ
連通すべく分配弁を制御し、偏心輪の第２偏心位置で
は、油圧ポンプを短絡状態にすべく分配弁を制御するよ
うにしたので、偏心輪を第１偏心輪に制御すれば、ポン
プシリンダ及びモータシリンダを相対回転させることな
く、油圧ポンプ及び油圧モータ間の作動油の授受を分配
弁を介して行うことができ、しかも往復動する分配弁で
は作動油の漏洩は極めて少なく、したがって上記作動油
の授受は確実で伝動効率の向上に寄与することができ
る。C. Effects of the Invention As described above, according to the present invention, the pump cylinder of the hydraulic pump and the motor cylinder of the hydraulic motor are integrally connected to the output shaft, and the expansion stroke of the hydraulic motor is provided between the pump cylinder and the motor cylinder. The annular high-pressure oil passage communicating with the motor port existing in the area and the annular low-pressure oil passage communicating with the motor port existing in the contraction stroke area of the hydraulic motor are concentrically formed, and the radial outer position and the inner position are formed. A large number of distribution valves, which can reciprocate between positions to alternately connect the many pump ports of the hydraulic pump to the high-pressure oil passage and the low-pressure oil passage, are radially arranged, and the eccentric ring that engages with these distribution valves is provided with the distribution valves. Is provided with a clutch control means for operating the first eccentric position and the second eccentric position. At the first eccentric position of the eccentric wheel, the pump port in the discharge stroke region of the hydraulic pump is introduced into the high pressure oil passage to the suction stroke. The distribution valve is controlled so that the pump ports existing in the region are respectively communicated with the low pressure oil passages, and at the second eccentric position of the eccentric wheel, the distribution valve is controlled so as to short-circuit the hydraulic pump. If the first eccentric wheel is controlled, hydraulic oil can be transferred between the hydraulic pump and the hydraulic motor via the distribution valve without rotating the pump cylinder and the motor cylinder relative to each other. Leakage of hydraulic oil is extremely small, and therefore the transmission and reception of the hydraulic oil is reliable and can contribute to the improvement of transmission efficiency.

また、偏心輪を第２偏心位置に制御すれば、前記分配弁
により油圧ポンプを短絡状態にして、油圧ポンプ及び油
圧モータ間の動力伝達を遮断することができ、したがっ
て油圧ポンプを短絡状態とするための専用のクラッチ弁
が不要であって、構造の簡素化にも寄与することができ
る。Further, if the eccentric wheel is controlled to the second eccentric position, the hydraulic pump can be short-circuited by the distribution valve, and the power transmission between the hydraulic pump and the hydraulic motor can be cut off. Therefore, the hydraulic pump is short-circuited. A dedicated clutch valve for this is not necessary, which can also contribute to simplification of the structure.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

図面は本発明の一実施例を示すもので、第１図は自動二
輪車の動力伝達系に介装した静油圧式無段変速機の縦断
平面図、第２図は同変速機の縦断背面図、第３図は第２
図のIII−III線断面図、第3A図は第３図の作動図、第４
図，第５図，第６図及び第７図は第２図のIV−IV線,V−
Ｖ線,VI−VI線及びVII−VII線断面図、第８図は第1,第
２分配弁の斜視図、第９図は第２図のIX−IX線断面図、
第9A図は第９図の作動図、第10図及び第11図は第２図の
Ｘ−Ｘ線及びXI−XI線断面図である。 ａ……ポンプポート、ｂ……モータポート、ｅ……第１
偏心位置、ｆ……第２偏心位置、ｇ……クラッチオン位
置、ｈ……クラッチオフ位置、Ｄ……吐出行程領域、Ｅ
……エンジン、Ｍ……油圧モータ、Ｐ……油圧ポンプ、
Ｓ……吸入行程領域、Ｔ……無段変速機、Ex……膨脹行
程領域、Sh……収縮行程領域、 １……クランク軸、７……ポンプシリンダ、９……ポン
ププランジャ、10……ポンプ斜板、17……モータシリン
ダ、19……モータプランジャ、20……モータ斜板、25…
…出力軸、40……低圧油路としての内側油路、41……高
圧油路としての外側油路、45……分配弁、47……偏心
輪、51……制御環、57……作動環The drawings show an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a vertical plan view of a hydrostatic continuously variable transmission interposed in a power transmission system of a motorcycle, and FIG. 2 is a vertical rear view of the transmission. , Fig. 3 is the second
Fig. 3 is a sectional view taken along line III-III, Fig. 3A is an operation diagram of Fig. 3, and Fig. 4
Figure 5, Figure 6, Figure 6 and Figure 7 are IV-IV line, V- in Figure 2
V line, VI-VI line and VII-VII line sectional view, FIG. 8 is a perspective view of the first and second distribution valves, FIG. 9 is a sectional view taken along line IX-IX of FIG. 2,
FIG. 9A is an operation diagram of FIG. 9, and FIGS. 10 and 11 are sectional views taken along line XX and XI-XI of FIG. a ... pump port, b ... motor port, e ... first
Eccentric position, f ... Second eccentric position, g ... Clutch on position, h ... Clutch off position, D ... Discharge stroke region, E
…… Engine, M …… hydraulic motor, P …… hydraulic pump,
S: suction stroke area, T: continuously variable transmission, Ex: expansion stroke area, Sh: contraction stroke area, 1 ... crankshaft, 7 ... pump cylinder, 9 ... pump plunger, 10 ... Pump swash plate, 17 ... Motor cylinder, 19 ... Motor plunger, 20 ... Motor swash plate, 25 ...
Output shaft, 40 ... Inner oil passage as low pressure oil passage, 41 ... Outer oil passage as high pressure oil passage, 45 ... Distribution valve, 47 ... Eccentric wheel, 51 ... Control ring, 57 ... Actuation ring

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 八木ケ谷 信幸 埼玉県和光市中央１丁目４番１号 株式会 社本田技術研究所内 (72)発明者 中村 一彦 埼玉県和光市中央１丁目４番１号 株式会 社本田技術研究所内 (72)発明者 吉田 圭宏 埼玉県和光市中央１丁目４番１号 株式会 社本田技術研究所内 (72)発明者 中島 芳浩 埼玉県和光市中央１丁目４番１号 株式会 社本田技術研究所内 (56)参考文献 特開 昭61−153057（ＪＰ，Ａ) 英国特許745543（ＧＢ，Ａ) ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Inventor Nobuyuki Yagigaya 1-4-1 Chuo, Wako-shi, Saitama Inside the Honda R & D Co., Ltd. (72) Kazuhiko Nakamura 1-4-4 Chuo, Wako-shi, Saitama No. 1 Inside the Honda R & D Co., Ltd. (72) Inventor Keihiro Yoshida 1-4-1 Chuo, Wako City, Saitama Prefecture Inside the Honda R & D Co., Ltd. (72) In-house Yoshihiro Nakajima 1-4 Chuo, Wako, Saitama Prefecture No. 1 in Honda R & D Co., Ltd. (56) References JP 61-153057 (JP, A) British patent 745543 (GB, A)

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】斜板式油圧ポンプと斜板式油圧モータとの
間に油圧閉回路を形成してなる静油圧式無段変速機にお
いて、油圧ポンプのポンプシリンダ及び油圧モータのモ
ータシリンダを出力軸に一体的に結合し、これらポンプ
シリンダ及びモータシリンダ間に、油圧モータの膨脹行
程領域に存するモータポートに連通する環状の高圧油路
と、油圧モータの収縮行程領域に存するモータポートに
連通する環状の低圧油路とを同心上で形成すると共に、
変形方向外方位置及び内方位置間を往復動して油圧ポン
プの多数のポンプポートを高圧油路と低圧油路に交互に
連通させ得る多数の分配弁を放射状に配設し、これら分
配弁に係合する偏心輪にこれを第１偏心位置と第２偏心
位置とに作動し得るクラッチ制御手段を設け、偏心輪の
第１偏心位置では、油圧ポンプの吐出行程領域に存する
ポンプポートを高圧油路に、吸入行程領域に存するポン
プポートを低圧油路にそれぞれ連通すべく分配弁を制御
し、偏心輪の第２偏心位置では、油圧ポンプを短絡状態
にすべく分配弁を制御するようにした静油圧式無段変速
機。1. A hydrostatic continuously variable transmission in which a closed hydraulic circuit is formed between a swash plate hydraulic pump and a swash plate hydraulic motor, wherein a pump cylinder of the hydraulic pump and a motor cylinder of the hydraulic motor are used as output shafts. Between the pump cylinder and the motor cylinder, an annular high pressure oil passage communicating with the motor port in the expansion stroke region of the hydraulic motor and an annular high pressure oil passage communicating with the motor port in the contraction stroke region of the hydraulic motor are integrally connected. While forming the low pressure oil path concentrically,
A large number of distribution valves that radially reciprocate between the outer position and the inner position in the deformation direction to alternately connect the plurality of pump ports of the hydraulic pump to the high pressure oil passage and the low pressure oil passage are radially arranged. The eccentric wheel that engages with the eccentric wheel is provided with a clutch control means that can operate the eccentric wheel in the first eccentric position and the second eccentric position. The distribution valve is controlled to connect the pump ports existing in the suction stroke region to the oil passage, and the distribution valve is controlled to short-circuit the hydraulic pump at the second eccentric position of the eccentric wheel. Hydrostatic type continuously variable transmission.