JPH10122331A - Continuously variable transmission - Google Patents
Continuously variable transmissionInfo
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- JPH10122331A JPH10122331A JP27650896A JP27650896A JPH10122331A JP H10122331 A JPH10122331 A JP H10122331A JP 27650896 A JP27650896 A JP 27650896A JP 27650896 A JP27650896 A JP 27650896A JP H10122331 A JPH10122331 A JP H10122331A
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、主として自動二輪
車、自動車等の車両に適用される無段変速機に関する。The present invention relates to a continuously variable transmission mainly applied to vehicles such as motorcycles and automobiles.
【０００２】[0002]
【従来の技術】無段変速機として、例えば特公平７−２
６６７６号公報に開示されているように、固定容量のア
キシャル型油圧ポンプと可変容量のアキシャル型油圧モ
ータを同軸状に配置し、これらを油圧閉回路を介して接
続したものが知られている。2. Description of the Related Art As a continuously variable transmission, for example, Japanese Patent Publication No. 7-2
As disclosed in Japanese Patent No. 6676, there is known an axial hydraulic pump having a fixed capacity and an axial hydraulic motor having a variable capacity which are coaxially arranged and connected via a hydraulic closed circuit.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】上記のような無段変速
機では、軸方向に比較的長く延びるアキシャル型の油圧
ポンプ及び油圧モータが軸方向に配置されるので、全体
として軸方向寸法が長くなることを免れず、そのコンパ
クト化が困難である。In the continuously variable transmission as described above, the axial type hydraulic pump and the hydraulic motor, which extend relatively long in the axial direction, are arranged in the axial direction. And it is difficult to make it compact.
【０００４】本発明は、かゝる事情に鑑みてなされたも
ので、軸方向寸法が大幅に短縮したコンパクトな構成を
持ち、しかも変速比を入力軸の回転数の変化に応じて自
動的に無段階に制御し得る無段変速機を提供することを
目的とする。The present invention has been made in view of such circumstances, and has a compact configuration in which the axial dimension is greatly reduced, and furthermore, the gear ratio is automatically adjusted according to a change in the rotation speed of the input shaft. It is an object of the present invention to provide a continuously variable transmission that can be continuously controlled.
【０００５】[0005]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明は、ミッションケースに入力軸及び出力軸を
同軸状に支承し、その入力軸に固設されるシリンダボデ
ィと、このシリンダボデーに放射状に配設される複数の
第１プランジャと、これら第１プランジャを囲繞してそ
れらの外端に相対移動可能に係合し、シリンダボディの
回転に伴い各第１プランジャに往復動を与えると共に、
その往復動ストロークを調節すべく、ミッションケース
に回動可能に支持される第１ポンプリングとで可変容量
のラジアル型第１油圧ポンプを構成し、また前記シリン
ダボデーと、このシリンダボディに放射状に配設される
複数の第２プランジャと、出力軸に固設されると共にこ
れら第２プランジャを囲繞してそれらの外端に相対移動
可能に係合し、シリンダボディとの相対回転に伴い各第
２プランジャに一定ストロークの往復動を与える第２ポ
ンプリングとで固定容量のラジアル型第２油圧ポンプを
構成し、更にシリンダボディには、第１油圧ポンプに作
動油を吸入されると共に第２油圧ポンプから作動油を吐
出される高圧油路と、第１油圧ポンプから作動油を吐出
されると共に第２油圧ポンプに作動油を吸入される低圧
油路とを設け、シリンダボディと第１ポンプリングとの
間には、入力軸の回転数の上昇に応じて変速比の減少側
へ第１プランジャの往復ストロークを制御すべく第１ポ
ンプリングを作動する自動変速制御機構を介裝したこと
を第１の特徴とする。SUMMARY OF THE INVENTION To achieve the above object, the present invention provides a transmission case in which an input shaft and an output shaft are coaxially supported on a transmission case, and a cylinder body fixed to the input shaft is provided. A plurality of first plungers radially disposed on the body, and surrounding the first plungers so as to relatively movably engage with their outer ends, and reciprocate with each of the first plungers as the cylinder body rotates. Give
In order to adjust the reciprocating stroke, a radial type first hydraulic pump having a variable capacity is constituted by a first pump ring which is rotatably supported by a transmission case. A plurality of second plungers are fixed to the output shaft, surround the second plungers and engage with their outer ends so as to be relatively movable. A second hydraulic pump having a fixed capacity is constituted by a second pump ring for providing a reciprocating motion of a constant stroke to the two plungers. A high-pressure oil passage for discharging hydraulic oil from the pump and a low-pressure oil passage for discharging hydraulic oil from the first hydraulic pump and sucking hydraulic oil into the second hydraulic pump; An automatic transmission control mechanism for operating the first pump ring between the piston body and the first pump ring to control the reciprocating stroke of the first plunger to decrease the transmission ratio in response to an increase in the rotation speed of the input shaft. The first feature is that it is provided.
【０００６】また本発明は、上記特徴に加えて、シリン
ダボディに固着される駆動板と、この駆動板に軸方向摺
動自在に連結される摺動板と、これら駆動板及び摺動板
間に設けられ、遠心力の増大に応じて摺動板を軸方向へ
作動する遠心重錘と、摺動板及び第１ポンプリング間を
連動するようにミッションケースに軸支され、摺動板の
軸方向作動時、変速比の減少側へ第１プランジャの往復
ストロークを制御すべく第１ポンプリングを作動させる
シフトレバーと、このシフトレバーの作動方向と反対側
へ第１ポンプリングを付勢する戻しばねとから自動変速
制御機構を構成したことを第２の特徴とする。In addition to the above features, the present invention provides a driving plate fixed to a cylinder body, a sliding plate slidably connected to the driving plate in an axial direction, and a driving plate and a sliding plate between the driving plate and the sliding plate. And a centrifugal weight that axially operates the sliding plate in response to an increase in centrifugal force, and is supported by the transmission case so as to interlock the sliding plate and the first pump ring. When operating in the axial direction, a shift lever that operates the first pump ring to control the reciprocating stroke of the first plunger in the direction of decreasing the gear ratio, and biases the first pump ring in a direction opposite to the operating direction of the shift lever. A second feature is that the automatic transmission control mechanism is constituted by the return spring.
【０００７】[0007]
【発明の実施の形態】本発明の実施の形態を、添付図面
に示す本発明の実施例に基づいて説明する。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Embodiments of the present invention will be described based on embodiments of the present invention shown in the accompanying drawings.
【０００８】図１において、１は車両の原動機に連なる
入力軸、２は車両の駆動車輪に連なる出力軸で、これら
両軸１，２は同軸状に配置されると共に、本発明の無段
変速機Ｔを介して連結される。In FIG. 1, reference numeral 1 denotes an input shaft connected to a motor of a vehicle, and 2 denotes an output shaft connected to drive wheels of the vehicle. Both shafts 1 and 2 are coaxially arranged and have a continuously variable transmission according to the present invention. It is connected via the machine T.
【０００９】出力軸２の内端には、入力軸１の内端部を
同心に囲繞する支持筒３が一体に形成され、この支持筒
３と入力軸１との間に両軸１，２の相対回転を許容する
ボールベアリング４が介装される。At the inner end of the output shaft 2 is integrally formed a support tube 3 which concentrically surrounds the inner end of the input shaft 1. A ball bearing 4 is provided to allow relative rotation of.
【００１０】また入、出力軸１，２は、無段変速機Ｔを
収容するミッションケース５の左右両端部にそれぞれボ
ールベアリング６，７を介して支承され、更に前記支持
筒３はミッションケース５の中間部にボールベアリング
８を介して支承される。そして上記ボールベアリング
６，８の外側において、入、出力軸１，２とミッション
ケース５との各間にオイルシール９，１０が介装され
る。The input and output shafts 1 and 2 are supported at left and right ends of a transmission case 5 accommodating the continuously variable transmission T via ball bearings 6 and 7, respectively. Is supported via a ball bearing 8 at an intermediate portion of the head. Oil seals 9 and 10 are interposed between the input and output shafts 1 and 2 and the transmission case 5 outside the ball bearings 6 and 8.
【００１１】無段変速機Ｔは、可変容量のラジアル型第
１油圧ポンプＰ1 と、定容量のラジアル型第２油圧ポン
プＰ2 とを油圧閉回路を介して相互に連結して構成され
る。The continuously variable transmission T is constructed by interconnecting a variable capacity first radial hydraulic pump P 1 and a constant capacity radial second hydraulic pump P 2 via a hydraulic closed circuit. .
【００１２】図１、図２及び図６に示すように、第１油
圧ポンプＰ1 は、入力軸１にスプライン１１を介して同
心状に結合されるシリンダボディ１２に、その外周面に
開口するように設けられる放射状配列の複数（図示例で
は５本）の第１シリンダ孔１３と、これらシリンダ孔１
３にそれぞれ摺動自在に嵌装される第１プランジャ１４
と、このプランジャ１４群を囲繞してそれらの外端と周
方向摺動可能に係合する第１ポンプリング１５とを備え
ており、各第１シリンダ孔１３には第１プランジャ１４
を第１ポンプリング１５との係合方向へ付勢するばね１
６が収納される。[0012] As shown in FIGS. 1, 2 and 6, the first hydraulic pump P 1 is the cylinder body 12 that is coupled coaxially through a spline 11 to the input shaft 1, opened to the outer peripheral surface (Five in the illustrated example) of the first cylinder holes 13 provided in a radial arrangement as shown in FIG.
The first plungers 14 slidably fitted to the respective 3
And a first pump ring 15 surrounding the group of plungers 14 and slidably engaging with the outer ends thereof in the circumferential direction. Each first cylinder hole 13 has a first plunger 14.
1 for urging the spring in the direction of engagement with the first pump ring 15
6 are stored.
【００１３】第１ポンプリング１５は、その一側に形成
したボス１５ａが入力軸１と平行な枢軸１７を介してミ
ッションケース５に支持されるもので、シリンダボディ
１２に対し一側方へ所定距離ｅ1 （最大偏心量、図２及
び図１２（ａ）参照）偏心する第１偏心位置Ａと、それ
に対し他側方へ所定距離ｅ2 （図２及び図１５（ａ）参
照）偏心する第２偏心位置Ｃとの間を揺動し得るように
なっており、両偏心位置Ａ、Ｃの中間には、シリンダボ
ディ１２と同心になる無偏心位置（図１４（ａ）参照）
Ｂが存在する。第１ポンプリング１５の第１及び第２偏
心位置Ａ、Ｃは、該リング１５の他側に突設されたスト
ッパアーム１５ｂがミッションケース５の内周壁に形成
された凹部１８の一方と他方の内端壁に当接することに
より規定される。この第１ポンプリング１５は、後述の
自動変速制御機構６０により上記第１偏心位置Ａ及び第
２偏心位置Ｃ間でシフトされ、各偏心位置では、シリン
ダボディ１２の回転時、その偏心量の２倍のストローク
をもって各第１プランジャ１４に往復動を与え、吸入及
び吐出行程を繰返えさせることができる。The first pump ring 15 has a boss 15a formed on one side thereof supported by the transmission case 5 via a pivot 17 parallel to the input shaft 1. The first pump ring 15 is directed to one side with respect to the cylinder body 12. Distance e 1 (maximum eccentricity, see FIGS. 2 and 12 (a)) Eccentric first eccentric position A, and a predetermined distance e 2 (see FIGS. 2 and 15 (a)) eccentric to the other side It can swing between the second eccentric position C and a non-eccentric position which is concentric with the cylinder body 12 between the eccentric positions A and C (see FIG. 14A).
B exists. The first and second eccentric positions A and C of the first pump ring 15 correspond to one and the other of the concave portions 18 formed on the inner peripheral wall of the transmission case 5 by the stopper arm 15 b protruding from the other side of the ring 15. It is defined by contacting the inner end wall. The first pump ring 15 is shifted between the first eccentric position A and the second eccentric position C by an automatic transmission control mechanism 60 described later, and at each eccentric position, when the cylinder body 12 rotates, the eccentric amount is 2 A reciprocating motion is applied to each first plunger 14 with a double stroke, so that the suction and discharge strokes can be repeated.
【００１４】図７ないし図９により自動変速制御機構６
０について説明すると、この機構６０は、シリンダボデ
ィ１２の第１油圧ポンプＰ1 側端面にビス６１により固
着される駆動板６２と、ミッションケース５に合成樹脂
製のブッシュ６３を介して回転及び軸方向摺動自在に支
承される摺動板６４とを備えており、ブッシュ６３は、
前記ベアリング６を囲繞するようにミッションケース５
に設けられた大径の支持孔６５に回転不能に装着されて
いる。駆動板６２及び摺動板６４間には、それらの周方
向に並ぶ複数の重錘ポケット６６が画成される。各重錘
ポケット６６は、該ポケット６６に臨む駆動板６２及び
摺動板６４の間隔が半径方向外方に向かって狭まるよう
に楔形断面の形状をなしており、各重錘ポケット６６に
ローラ形の遠心重錘６７が収納される。重錘ポケット６
６の半径方向内方の端壁には、軸方向に延びる駆動爪６
８が一体に連設されており、これが摺動板６４の透孔６
９を摺動自在に係合していて、摺動板６４を駆動板６２
と共に回転させ得るようになっいる。Referring to FIG. 7 to FIG.
If 0 is described, this mechanism 60 includes a drive plate 62 which is secured by the first hydraulic pump P 1 side end surface bis 61 of the cylinder body 12, the rotation and the axial through synthetic resin bush 63 in the transmission case 5 A sliding plate 64 that is slidably supported in the direction.
The transmission case 5 surrounds the bearing 6.
Is mounted non-rotatably in a large-diameter support hole 65 provided in the main body. A plurality of weight pockets 66 are defined between the drive plate 62 and the slide plate 64 in the circumferential direction thereof. Each weight pocket 66 has a wedge-shaped cross-section so that the distance between the drive plate 62 and the sliding plate 64 facing the pocket 66 becomes smaller toward the outside in the radial direction. Is stored. Weight pocket 6
A drive claw 6 extending in the axial direction is provided on a radially inner end wall of the drive claw 6.
8 are integrally connected to each other.
9 is slidably engaged, and the sliding plate 64 is
It can rotate with it.
【００１５】ミッションケース５には、２本のアーム７
０ａ，７０ｂを持つベルクランク型のシフトレバー７０
が軸支され、その第１アーム７０ａに装着されたローラ
７２が摺動板６４の、前記ブッシュ６３に支承される円
筒部６４ａの端面に接するように配置され。したがっ
て、第１アーム７０ａは、摺動板６４の回転を許容しつ
ゝ該板６４の軸方向移動に連動することができる。また
シフトレバー７０の第２アーム７０ｂは、第１ポンプリ
ング１５を第１偏心位置Ａから第２偏心位置Ｃまで押動
し得るように配置される。そしてこのシフトレバー７０
は、ローラ７２を前記円筒部６４ａの端面に当接させる
ように、レバー戻しばね７４の弱いばね力により付勢さ
れる。尚、第１アーム７０ａと前記ブッシュ６３との干
渉を避けるために、前記ブッシュ６３に第１アーム７０
ａの進入を許す切欠７３が設けられる。The transmission case 5 has two arms 7
Bell crank type shift lever 70 having 0a, 70b
And the roller 72 mounted on the first arm 70a is disposed so as to be in contact with the end surface of the cylindrical portion 64a of the sliding plate 64 supported by the bush 63. Therefore, the first arm 70a can interlock with the axial movement of the sliding plate 64 while allowing the sliding plate 64 to rotate. The second arm 70b of the shift lever 70 is arranged so as to be able to push the first pump ring 15 from the first eccentric position A to the second eccentric position C. And this shift lever 70
The lever 72 is urged by a weak spring force of a lever return spring 74 so that the roller 72 comes into contact with the end face of the cylindrical portion 64a. In order to avoid interference between the first arm 70a and the bush 63, the first arm 70a
A notch 73 allowing entry of a is provided.
【００１６】一方、第１ポンプリング１５とミッション
ケース５との間には、該リング１５を第１偏心位置Ａ側
へ常時付勢する戻しばね７１が縮設される。以上により
自動変速制御機構６０が構成される。On the other hand, between the first pump ring 15 and the transmission case 5, a return spring 71 for constantly urging the ring 15 toward the first eccentric position A is contracted. The automatic transmission control mechanism 60 is configured as described above.
【００１７】図１及び図３に示すように、第２油圧ポン
プＰ2 は、前記シリンダボディ１２の外周面に開口して
設けられる放射状配列の複数（図示例では５本）の第２
シリンダ孔２３と、これら第２シリンダ孔２３にそれぞ
れ摺動自在に嵌装される第２プランジャ２４と、この第
２プランジャ２４群を囲繞してそれらの外端と周方向摺
動可能に係合する第２ポンプリング２５とを備えてお
り、各第２シリンダ孔２３には各第２プランジャ２４を
第２ポンプリング２５との係合方向へ付勢するばね２６
が収納される。As shown in FIGS. 1 and 3, the second hydraulic pump P 2 has a plurality (five in the illustrated example) of radially arranged second openings provided on the outer peripheral surface of the cylinder body 12.
A cylinder hole 23, a second plunger 24 slidably fitted in each of the second cylinder holes 23, and circumferentially slidably engaged with outer ends of the second plungers 24 surrounding the group of the second plungers 24. And a spring 26 that urges each second plunger 24 in the direction of engagement with the second pump ring 25 in each second cylinder hole 23.
Is stored.
【００１８】第２ポンプリング２５は、出力軸２の支持
筒３に一体に連設され、且つシリンダボディ１２に対し
一側方へ所定距離ｅ3 （固定偏心量、図３及び図１４
（ａ）参照）偏心するように配置される。而して、この
第２ポンプリング２５は、シリンダボディ１２の回転
時、該リング２５の偏心量の２倍のストロークをもって
各第２プランジャ２４に往復動を与えて吸入及び吐出行
程を繰返えさせることができる。The second pump ring 25 is integrally connected to the support cylinder 3 of the output shaft 2 and is a predetermined distance e 3 (fixed eccentric amount, FIGS. 3 and 14) to one side of the cylinder body 12.
(See (a)) It is arranged to be eccentric. When the cylinder body 12 rotates, the second pump ring 25 reciprocates each second plunger 24 with a stroke twice as much as the eccentric amount of the ring 25 to repeat the suction and discharge strokes. Can be done.
【００１９】図６に示すように、第１プランジャ１４の
外径ｄ1 は、第２プランジャ２４の外径ｄ2 より小さく
設定される。また図２及び図３に示すように、第１ポン
プリング１５の最大偏心量ｅ1 は、第２ポンプリング２
５の固定偏心量ｅ3 より大きく設定され、即ち第１プラ
ンジャ１４の最大ストロークは、第２プランジャ２４の
ストロークより大きく設定される。こうして第１油圧ポ
ンプＰ1 の最大容量と第２油圧ポンプＰ2 の固定容量と
が略等しく設定される。As shown in FIG. 6, the outer diameter d 1 of the first plunger 14 is set smaller than the outer diameter d 2 of the second plunger 24. As shown in FIGS. 2 and 3, the maximum eccentricity e 1 of the first pump ring 15 is
5 is set larger than the fixed eccentric amount e 3 , that is, the maximum stroke of the first plunger 14 is set larger than the stroke of the second plunger 24. Thus a first maximum displacement of the hydraulic pump P 1 and fixed capacity of the second hydraulic pump P 2 is substantially equal to.
【００２０】図１に示すように、第１油圧ポンプＰ1 と
第２油圧ポンプＰ2 とはシリンダボディ１２の一端側と
他端側とに互いに離れて配置され、これらの中間部に入
力軸１を囲繞する環状の低圧油路２８と、この低圧油路
２８を更に囲繞する環状の高圧油路２９とが設けられ
る。As shown in FIG. 1, the first hydraulic pump P 1 and the second hydraulic pump P 2 are arranged at one end and the other end of the cylinder body 12 so as to be separated from each other. 1 and an annular high-pressure oil passage 29 further surrounding the low-pressure oil passage 28.
【００２１】シリンダボディ１２には、更に第１シリン
ダ孔１３と同数で、その第１シリンダ孔１３群の内側に
隣接して放射状に延びる第１弁孔３１と、第２シリンダ
孔２３と同数で、その第２シリンダ孔２３群の内側に隣
接して放射状に延びる第２弁孔３２とが設けられる。各
第１弁孔３１は、シリンダボディ１２の外周面から高圧
油路２９を貫通して低圧油路２８に達しており、各第１
弁孔３１の内側面には、隣接する第１シリンダ孔１３か
ら側方に延びる第１ポンプポート３３が開口する。各第
２弁孔３２も又、シリンダボディ１２の外周面から高圧
油路２９を貫通して低圧油路２８に達しており、各第２
弁孔３２の内側面には、隣接する第２シリンダ孔２３か
ら側方に延びる第２ポンプポート３４が開口する。The cylinder body 12 has the same number of the first cylinder holes 13, the first valve holes 31 radially extending adjacent to the inside of the first cylinder holes 13, and the second cylinder holes 23. A second valve hole 32 extending radially adjacent to the inside of the second cylinder hole group 23 is provided. Each first valve hole 31 penetrates from the outer peripheral surface of the cylinder body 12 through the high-pressure oil passage 29 to reach the low-pressure oil passage 28.
A first pump port 33 extending laterally from the adjacent first cylinder hole 13 is opened on the inner surface of the valve hole 31. Each second valve hole 32 also penetrates from the outer peripheral surface of the cylinder body 12 through the high-pressure oil passage 29 to reach the low-pressure oil passage 28.
A second pump port 34 extending laterally from the adjacent second cylinder hole 23 opens on the inner surface of the valve hole 32.
【００２２】図１及び図４に示すように、第１弁孔３１
にはスプール型の第１切換弁３５がそれぞれ摺動可能に
嵌装され、これら第１切換弁３５の外端に、それらを囲
繞する第１切換リング３７が周方向摺動可能に係合され
る。この第１切換リング３７は図４に示すようにシリン
ダボディ１２に対し所定距離ｅ4 偏心した位置でミッシ
ョンケース５にボルト３９で固着される。As shown in FIGS. 1 and 4, the first valve hole 31
A first switching valve 35 of a spool type is slidably fitted to the first switching valve 35, and a first switching ring 37 surrounding the first switching valve 35 is slidably engaged with the outer end of the first switching valve 35 in the circumferential direction. You. The first switching ring 37 is fixed to the transmission case 5 with bolts 39 at a position eccentric by a predetermined distance e 4 with respect to the cylinder body 12 as shown in FIG.
【００２３】而して、シリンダボディ１２の回転時、各
第１切換弁３５は、それ自体の遠心力と低圧油路２８の
作動油の遠心油圧とにより、第１切換リング３７との係
合状態に保たれる。したがって第１切換リング３７は、
シリンダボディ１２の回転に伴い各第１切換弁３５をシ
リンダボディ１２の半径方向内方位置と外方位置との間
で往復動させる。When the cylinder body 12 rotates, each of the first switching valves 35 engages with the first switching ring 37 due to the centrifugal force of the first switching valve 35 and the centrifugal oil pressure of the operating oil in the low-pressure oil passage 28. Kept in state. Therefore, the first switching ring 37
As the cylinder body 12 rotates, each first switching valve 35 is reciprocated between a radially inner position and an outer position of the cylinder body 12 in the radial direction.
【００２４】このとき、第１ポンプリング１５が前記第
１偏心位置Ａを占めていれば、吐出行程中の第１プラン
ジャ１４に対応する第１ポンプポート３３は第１切換弁
３５により低圧油路２８に連通される一方、吸入行程中
の第２プランジャ２４に対応する第２ポンプポート３４
は第１切換弁３７により高圧油路２９に連通される。At this time, if the first pump ring 15 occupies the first eccentric position A, the first pump port 33 corresponding to the first plunger 14 during the discharge stroke is moved by the first switching valve 35 to the low pressure oil passage. , The second pump port 34 corresponding to the second plunger 24 during the suction stroke.
Is connected to the high-pressure oil passage 29 by the first switching valve 37.
【００２５】また第１ポンプリング１５が前記第２偏心
位置Ｃを占めていれば、上記とは反対に、吐出行程中の
第１プランジャ１４に対応する第１ポンプポート３３は
第１切換弁３５により高圧油路２９に連通される一方、
吸入行程中の第１プランジャ１４に対応する第１ポンプ
ポート３３は第１切換弁３５により低圧油路２８に連通
される。If the first pump ring 15 occupies the second eccentric position C, on the contrary, the first pump port 33 corresponding to the first plunger 14 during the discharge stroke becomes the first switching valve 35. While communicating with the high pressure oil passage 29,
The first pump port 33 corresponding to the first plunger 14 during the suction stroke is connected to the low-pressure oil passage 28 by the first switching valve 35.
【００２６】図１及び図５に示すように、第２弁孔３２
には同じくスプール型の第２切換弁３６がそれぞれ摺動
自在に嵌装され、これら第２切換弁３６の外端に、それ
らを囲繞する第２切換リング３８が周方向摺動可能に係
合される。この第２切換リング３８は、前記第２ポンプ
リング２５に一体に連設され、且つシリンダボディ１２
に対し所定距離ｅ5 偏心するように配置される。As shown in FIGS. 1 and 5, the second valve hole 32
A second switching valve 36, which is also of a spool type, is slidably fitted to the second switching valve 36, and a second switching ring 38 surrounding the second switching valve 36 is slidably engaged with the outer end of the second switching valve 36 in the circumferential direction. Is done. The second switching ring 38 is integrally connected to the second pump ring 25 and is connected to the cylinder body 12.
Are disposed so as to be eccentric with respect to a predetermined distance e 5 .
【００２７】而して、シリンダボディ１２の回転時、各
第２切換弁３６は、それ自体の遠心力と低圧油路２８の
作動油の遠心油圧とにより、第２切換リング３８との係
合状態に保たれる。したがって、第２切換リング３８
は、シリンダボディ１２との相対回転に伴い各第２切換
弁３６をシリンダボディ１２の半径方向内方位置と外方
位置との間で往復動させる。この第２切換弁３６によっ
て、吸入行程中の第２プランジャ２４に対応する第２ポ
ンプポート３４は低圧油路２８に連通される一方、吐出
行程中の第２プランジャ２４に対応する第２ポンプポー
ト３４は高圧油路２９に連通される。When the cylinder body 12 rotates, each of the second switching valves 36 engages with the second switching ring 38 by the centrifugal force of itself and the centrifugal oil pressure of the working oil in the low-pressure oil passage 28. Kept in state. Therefore, the second switching ring 38
Reciprocates each second switching valve 36 between a radially inner position and an outer position of the cylinder body 12 with the relative rotation with respect to the cylinder body 12. By the second switching valve 36, the second pump port 34 corresponding to the second plunger 24 during the suction stroke is connected to the low-pressure oil passage 28, while the second pump port corresponding to the second plunger 24 during the discharge stroke. Reference numeral 34 communicates with the high-pressure oil passage 29.
【００２８】図４、図１０及び図１１に示すように、シ
リンダボディ１２には、また、該ボディ１２の外周面か
ら高圧油路２９を貫通して低圧油路２８に達する１若し
くは複数のクラッチ弁孔５０が設けられる。このクラッ
チ弁孔５０は、シリンダボディ１２の外周に近接して環
状の係止溝５０ｂを、また該ボディ１２の内周に近接し
て環状段部５０ａを有しており、このクラッチ弁孔５０
にはスプール型のクラッチ弁５１が摺動可能に嵌装さ
れ、またこのクラッチ弁５１を前記段部５０ａ側へ付勢
するクラッチばね５２が収納される。そしてこのクラッ
チばね５２の固定端を支持する止環５３が前記係止溝５
０ｂに装着される。クラッチ弁５１は、その外周の環状
溝５４、中心部にあって低圧油路２８に開放端を向けた
袋孔５５、及び上記環状溝５４と袋孔５５間を結ぶ横孔
５６からなる短絡路５７を有しており、該弁５１が前記
段部５０ａに当接するクラッチオフ位置（図１０の状
態）では、環状溝５４が高圧油路２９に合致して、短絡
路５７により高低両油路２８，２９間を連通し、該弁５
１が止環５３に近接するクラッチオン位置（図１１の状
態）では、環状溝５４が高圧油路２９からずれて両油路
２８，２９間の連通が絶たれるようになっている。この
クラッチ弁５１には所定の重量が、又クラッチばね５２
には所定のセット荷重が付与されていて、シリンダボデ
ィ１２の回転数が所定値を越えると、クラッチ弁５１が
前記クラッチオフ位置からクラッチオン位置側へ変位す
るようになっている。As shown in FIGS. 4, 10 and 11, the cylinder body 12 has one or more clutches extending from the outer peripheral surface of the body 12 through the high-pressure oil passage 29 and reaching the low-pressure oil passage 28. A valve hole 50 is provided. The clutch valve hole 50 has an annular locking groove 50b near the outer periphery of the cylinder body 12 and an annular step portion 50a near the inner periphery of the body 12.
A clutch valve 51 of a spool type is slidably fitted therein, and a clutch spring 52 for urging the clutch valve 51 toward the step portion 50a is housed therein. The retaining ring 53 supporting the fixed end of the clutch spring 52 is provided with the locking groove 5.
0b. The clutch valve 51 has an annular groove 54 on the outer periphery thereof, a blind hole 55 located at the center and facing the open end toward the low-pressure oil passage 28, and a short-circuit path including a lateral hole 56 connecting the annular groove 54 and the blind hole 55. In the clutch-off position (the state shown in FIG. 10) where the valve 51 abuts on the step portion 50a, the annular groove 54 matches the high-pressure oil passage 29, and the short-circuit passage 57 causes both the high and low oil passages. 28, 29 and the valve 5
At the clutch-on position (state of FIG. 11) where 1 is close to the stop ring 53, the annular groove 54 is displaced from the high-pressure oil passage 29 and the communication between the oil passages 28 and 29 is cut off. The clutch valve 51 has a predetermined weight and a clutch spring 52.
Is applied with a predetermined set load, and when the rotation speed of the cylinder body 12 exceeds a predetermined value, the clutch valve 51 is displaced from the clutch off position to the clutch on position.
【００２９】以上において、低圧油路２８、高圧油路２
９、第１、第２弁孔３１，３２及び第１、第２ポンプポ
ート３３，３４は第１、第２油圧ポンプＰ1 ，Ｐ2 間を
結ぶ油圧閉回路を構成する。In the above, the low pressure oil passage 28 and the high pressure oil passage 2
9, the first and second valve holes 31 and 32 and the first and second pump ports 33 and 34 constitute a closed hydraulic circuit that connects the first and second hydraulic pumps P 1 and P 2 .
【００３０】再び図１において、低圧油路２８は、入力
軸１及びミッションケース５の側壁に形成された一連の
補給油路４０を介してミッションケース５底部の油溜４
１に連通する。補給油路４０の入口にはオイルフィルタ
４２が設置され、またミッションケース５の底壁中に
は、油溜４１と通孔４３を介して連通するダスト溜４４
が設けられる。Referring again to FIG. 1, the low pressure oil passage 28 is connected to the oil reservoir 4 at the bottom of the transmission case 5 through a series of supply oil passages 40 formed on the input shaft 1 and the side wall of the transmission case 5.
Communicate with 1. An oil filter 42 is installed at the inlet of the replenishing oil passage 40, and a dust reservoir 44 communicating with the oil reservoir 41 through the through hole 43 is provided in the bottom wall of the transmission case 5.
Is provided.
【００３１】図１、図２、図４及び図６において、シリ
ンダボディ１２は、第１、２弁孔３１，３２及びクラッ
チ弁孔５０を有する中央ブロック１２ｂ、第１シリンダ
孔１３を有して中央ブロック１２ｂの左側面に重ねられ
る第１側ブロック１２ａ、及び第２シリンダ孔２３を有
して中央ブロック１２ｂの右側面に重ねられる第２側ブ
ロック１２ｃの三ブロックに分割され、これらブロック
の一つ、図示例では第１側ブロック１２ａが入力軸１に
スプライン１１を介して結合される。そしてこれら三ブ
ロック１２ａ，１２ｂ，１２ｃはシールリング４５，４
６を挟んで複数のボルト４７により結合される。その
際、図６に明示するように、高圧油路２９は、中央のブ
ロック１２ｂの両端面に形成した対をなす第１、第２環
状溝２９ａ，２９ｂと、相隣る第１及び第２弁孔３１，
３２、並びにクラッチ弁孔５０と交差して両環状溝２９
ａ，２９ｂ間を連通する環状配列の複数の通孔２９ｃと
で構成され、第１、第２環状溝２９ａ，２９ｂの開放面
は第１、第２側ブロック１２ａ，１２ｃによりそれぞれ
閉塞される。また第１、第２ポンプポート３３，３４は
ブロック１２ａ，１２ｂ，１２ｃの各対向面に穿設され
る。In FIGS. 1, 2, 4 and 6, the cylinder body 12 has a central block 12b having first and second valve holes 31, 32 and a clutch valve hole 50, and a first cylinder hole 13. The first block 12a is overlapped on the left side of the central block 12b, and the second block 12c is overlapped on the right side of the central block 12b with the second cylinder hole 23. In the illustrated example, the first side block 12 a is connected to the input shaft 1 via a spline 11. And these three blocks 12a, 12b, 12c are provided with seal rings 45, 4
6 are connected by a plurality of bolts 47. At this time, as clearly shown in FIG. 6, the high-pressure oil passage 29 has a pair of first and second annular grooves 29a and 29b formed on both end surfaces of the central block 12b, and adjacent first and second annular grooves 29a and 29b. Valve hole 31,
32, and both annular grooves 29 intersecting with the clutch valve hole 50.
The first and second annular grooves 29a and 29b are closed by the first and second side blocks 12a and 12c, respectively. Further, the first and second pump ports 33, 34 are formed in the respective opposing surfaces of the blocks 12a, 12b, 12c.
【００３２】一方、低圧油路２８は、入力軸１の外周面
に形成した環状溝と中央ブロック１２ｂの内周面とで画
成される。On the other hand, the low-pressure oil passage 28 is defined by an annular groove formed on the outer peripheral surface of the input shaft 1 and the inner peripheral surface of the central block 12b.
【００３３】前記複数のボルト４７は、前記複数の通孔
２９ｃと交互に並ぶように、これら通孔２９ｃの環状配
列線上に略配置され、前記環状溝２９ａ，２９ｂは、こ
れらボルト４７を迂回すべく、部分的に半径方向内方に
湾曲した花弁形に形成される（図４参照）。The plurality of bolts 47 are substantially arranged on an annular arrangement line of the through holes 29c so as to be alternately arranged with the plurality of through holes 29c, and the annular grooves 29a and 29b bypass these bolts 47. Therefore, it is formed in a petal shape partially curved inward in the radial direction (see FIG. 4).
【００３４】次に、この実施例の作用について説明す
る。Next, the operation of this embodiment will be described.
【００３５】先ず、クラッチ弁５１の作用について説明
する。First, the operation of the clutch valve 51 will be described.
【００３６】入力軸１のアイドル回転域では、クラッチ
弁５１に働く遠心力が小さいので、図１０に示すよう
に、クラッチ弁５１はクラッチばね５２のセット荷重に
よりクラッチ弁孔５０の段部５０ａに当接した半径方向
内方位置に保持されるため、クラッチ弁５１の環状溝５
４が高圧油路２９に合致することにより、短絡路５７を
介して低圧油路２８及び高圧油路２９間が短絡される。
したがって、この状態は、第１及び第２油圧ポンプ
Ｐ1 ，Ｐ2 間での油圧伝動を不能にするクラッチオフ状
態である。したがって、手押しによる車両の取り回しを
自由に行うことができる。これは入力軸１の停止状態で
も同様である。In the idle rotation range of the input shaft 1, the centrifugal force acting on the clutch valve 51 is small, so that the clutch valve 51 is moved to the step 50a of the clutch valve hole 50 by the set load of the clutch spring 52 as shown in FIG. The annular groove 5 of the clutch valve 51
4 matches the high-pressure oil passage 29, whereby the low-pressure oil passage 28 and the high-pressure oil passage 29 are short-circuited via the short-circuit passage 57.
Therefore, this state is a clutch-off state in which hydraulic transmission between the first and second hydraulic pumps P 1 and P 2 is disabled. Therefore, the vehicle can be freely handled by manual pushing. This is the same even when the input shaft 1 is stopped.
【００３７】入力軸１の回転数がアイドル回転域より高
い所定値を越えて上昇していくと、クラッチ弁５１は、
図１１に示すように、増大する遠心力によりクラッチば
ね５２のばね力と釣り合うように半径方向外方へ徐々に
移動していくので、クラッチ弁５１の環状溝５４が高圧
油路２９から少しずつずれていき、遂には短絡路５７に
よる高、低圧両油路２８，２９の連通が絶たれる。した
がって、第１及び第２油圧ポンプＰ1 ，Ｐ2 は、相互に
半クラッチ状態を経て完全な油圧伝動を可能にするクラ
ッチオン状態となり、スムーズな自動発進を行うことが
できる次に、自動変速制御機構６０の作用について説明
する。When the rotation speed of the input shaft 1 increases beyond a predetermined value higher than the idle rotation range, the clutch valve 51
As shown in FIG. 11, the annular groove 54 of the clutch valve 51 is gradually moved from the high-pressure oil passage 29 by gradually moving outward in the radial direction so as to balance the spring force of the clutch spring 52 due to the increased centrifugal force. As a result, the communication between the high-pressure and low-pressure oil passages 28 and 29 by the short-circuit path 57 is finally cut off. Therefore, the first and second hydraulic pumps P 1 and P 2 are in a clutch-on state that enables complete hydraulic transmission through a half-clutch state, and can perform a smooth automatic start. The operation of the control mechanism 60 will be described.
【００３８】入力軸１が回転すると、シリンダボディ１
２と共に駆動板６２、遠心重錘６７及び摺動板６４が回
転し、遠心重錘６７はその遠心力をもって重錘ポケット
６６内を半径方向外方へ移動しようとするが、第１及び
第２油圧ポンプＰ1 ，Ｐ2 間が前記クラッチオフ状態に
ある入力軸１の低速回転域では、遠心重錘６７の遠心力
が小さいため、第１ポンプリング１５は、戻しばね７１
のセット荷重により第１偏心位置Ａに保持されている。When the input shaft 1 rotates, the cylinder body 1
2, the driving plate 62, the centrifugal weight 67, and the sliding plate 64 rotate, and the centrifugal weight 67 attempts to move radially outward in the weight pocket 66 by the centrifugal force. In the low-speed rotation range of the input shaft 1 in which the clutch between the hydraulic pumps P 1 and P 2 is in the clutch-off state, the centrifugal force of the centrifugal weight 67 is small.
Is held at the first eccentric position A by the set load.
【００３９】入力軸１の回転数が上昇し、第１及び第２
油圧ポンプＰ1 ，Ｐ2 間が前記クラッチオン状態となる
頃、遠心重錘６７は、その増大する遠心力により重錘ポ
ケット６６内を半径方向外方へ移動し始め、摺動板６４
を駆動板６２から遠ざけるように押動するので、シフト
レバー７０が摺動板６４により図８で時計方向へ搖動さ
れて、第１ポンプリング１５を戻しばね７１のばね付勢
力に抗して第２偏心位置へ向かって搖動し、第１ポンプ
リング１５は、遠心重錘６７の遠心力と戻しばね７１の
付勢力とが釣り合うところでその搖動を停止する。した
がって第１ポンプリング１５は、入力軸１の回転数の上
昇に応じて第１偏心位置Ａから第２偏心位置Ｃに向けて
自動的にシフトされることになる。The number of revolutions of the input shaft 1 increases, and the first and second
When the clutch between the hydraulic pumps P 1 and P 2 enters the clutch-on state, the centrifugal weight 67 starts moving radially outward in the weight pocket 66 due to the increased centrifugal force, and the sliding plate 64
8 is moved away from the drive plate 62, the shift lever 70 is swung clockwise in FIG. 8 by the slide plate 64, and the first pump ring 15 is pushed against the spring biasing force of the return spring 71. The first pump ring 15 oscillates toward the two eccentric positions, and stops oscillating when the centrifugal force of the centrifugal weight 67 and the urging force of the return spring 71 balance. Therefore, the first pump ring 15 is automatically shifted from the first eccentric position A to the second eccentric position C in accordance with an increase in the rotation speed of the input shaft 1.
【００４０】第１ポンプリング１５のこのような偏心位
置と入、出力軸１，２間の変速比との関係について、図
１２ないし図１５を参照しながら説明する。上記各図に
おいて、（ａ）は第１、第２油圧ポンプの横断面略図、
（ｂ）は第１、第２油圧ポンプＰ1 ，Ｐ2 の展開略図で
ある。The relationship between the eccentric position of the first pump ring 15 and the speed ratio between the input and output shafts 1 and 2 will be described with reference to FIGS. In each of the drawings, (a) is a schematic cross-sectional view of the first and second hydraulic pumps,
(B) is a development schematic diagram of the first and second hydraulic pumps P 1 and P 2 .
【００４１】〈変速比が無段大の状態（図１２参照）〉
この状態では、第１ポンプリング１５が第１偏心位置Ａ
（図２参照）に保持されており、このとき第１油圧ポン
プＰ1 の容量が第２油圧ポンプＰ2 のそれと等しくなっ
ている。<State where the gear ratio is steplessly large (see FIG. 12)>
In this state, the first pump ring 15 is in the first eccentric position A
Is held (see FIG. 2), the capacity of the first hydraulic pump P 1 at this time is equal to that of the second hydraulic pump P 2.
【００４２】そこで、入力軸１を回転させれば、それと
一体になって回転するシリンダボディ１２は第１ポンプ
リング１５及び第２ポンプリング２５との各間で相対回
転を生じる。このとき、第１油圧ポンプＰ1 では前述の
ように吐出行程中の第１プランジャ１４に対応する第１
ポンプポート３３は低圧油路２８に、また吸入行程中の
第１プランジャ１４に対応する第１ポンプポート３３は
高圧油路２９にそれぞれ連通されるため、高圧油路２９
から作動油を吸入し、低圧油路２８へ作動油を吐出す
る。Therefore, when the input shaft 1 is rotated, the cylinder body 12 which rotates integrally therewith causes relative rotation between the first pump ring 15 and the second pump ring 25. At this time, the corresponding first plunger 14 in the discharge stroke as the first in the hydraulic pump P 1 above 1
The pump port 33 communicates with the low-pressure oil passage 28, and the first pump port 33 corresponding to the first plunger 14 during the suction stroke communicates with the high-pressure oil passage 29.
The hydraulic oil is sucked into the low pressure oil passage 28 and discharged.
【００４３】一方、第２油圧ポンプＰ2 では、吸入行程
中の第２プランジャ２４に対応する第２ポンプポート３
４は低圧油路２８に、また吐出行程中の第２プランジャ
２４に対応する第２ポンプポート３４は高圧油路２９に
それぞれ連通されるため、低圧油路２８から作動油を吸
入し、高圧油路２９へ作動油を吐出する。On the other hand, in the second hydraulic pump P 2 , the second pump port 3 corresponding to the second plunger 24 during the suction stroke
4 is connected to the low-pressure oil passage 28, and the second pump port 34 corresponding to the second plunger 24 during the discharge stroke is connected to the high-pressure oil passage 29. The hydraulic oil is discharged to the passage 29.
【００４４】しかも、両油圧ポンプＰ1 ，Ｐ2 の容量が
等しいので、シリンダボディ１２の１回転中、第１油圧
ポンプＰ1 が低圧油路２８に吐出する作動油の全量が第
２油圧ポンプＰ2 に吸入され、また第２油圧ポンプＰ2
が高圧油路２９に吐出する作動油の全量が第１油圧ポン
プＰ1 に吸入されることになる。したがって、第１、第
２プランジャ１４，２４はそれぞれ往復動を繰返しつゝ
第１、第２ポンプリング１５，２５の内周面上を単に摺
動するだけで回転トルクを発生せず、出力軸２は停止状
態を保つ。In addition, since the capacities of the two hydraulic pumps P 1 and P 2 are equal, the entire hydraulic oil discharged from the first hydraulic pump P 1 to the low-pressure oil passage 28 during one rotation of the cylinder body 12 is reduced by the second hydraulic pump P 1. P 2 and the second hydraulic pump P 2
There will be the total amount of the hydraulic oil to be discharged to the high pressure oil passage 29 is sucked into the first hydraulic pump P 1. Therefore, the first and second plungers 14 and 24 repeat reciprocating motions, respectively. The first and second plungers 14 and 24 merely slide on the inner peripheral surfaces of the first and second pump rings 15 and 25 and do not generate a rotational torque, so that the output shaft is not generated. 2 keeps the stopped state.
【００４５】〈変速比が例えば２の状態（図１３参
照）〉第１ポンプリング１５が第１偏心位置Ａ（図２参
照）と無偏心位置Ｂの中間位置、即ち偏心量がｅｎとな
る位置にシフトされると、第１油圧ポンプＰ1 の容量が
第２油圧ポンプＰ2 の容量の２分の１に制御される。こ
のようになると、シリンダボディ１２の１回転中、第１
油圧ポンプＰ1 が高圧油路２９から吸入する作動油量
は、第２油圧ポンプＰ2 が高圧油路２９に吐出する作動
油量の半分となるので、第２油圧ポンプＰ2 が残りの半
分の作動油を吐出するときの反力が吐出行程中の第２プ
ランジャ２４から第２ポンプリング２５に作用し、該リ
ング２５を介して出力軸２を回転させる。その結果、入
力軸１の１回転中、出力軸２は半回転することになる。<State where the gear ratio is, for example, 2 (see FIG. 13)> The first pump ring 15 is at an intermediate position between the first eccentric position A (see FIG. 2) and the non-eccentric position B, that is, the position where the eccentric amount is en Once shifted, the capacity of the first hydraulic pump P 1 is controlled to half the capacity of the second hydraulic pump P 2. As a result, during one rotation of the cylinder body 12, the first
Amount of hydraulic oil hydraulic pump P 1 is sucked from the high-pressure oil passage 29, second because hydraulic pump P 2 is half of the amount of hydraulic oil to discharge the high pressure oil passage 29, the second hydraulic pump P 2 is the other half The reaction force generated when the hydraulic oil is discharged acts on the second pump ring 25 from the second plunger 24 during the discharge stroke, and rotates the output shaft 2 via the ring 25. As a result, during one rotation of the input shaft 1, the output shaft 2 makes a half rotation.
【００４６】〈変速比が１の状態（図１４参照）〉第１
ポンプリング１５が無偏心位置Ｂ（図２参照）にシフト
されると、第１油圧ポンプＰ1 の容量は零に制御され
る。このようになると、第２油圧ポンプＰ2が高圧油路
２９へ吐出する作動油は第１油圧ポンプＰ1 に全く吸入
されず、行き場を失うため、全ての第２プランジャ２４
は油圧ロック状態となり、シリンダボディ１２及び第２
ポンプリング２５により入、出力軸１，２間が一体的に
連結される結果、両軸１，２は同速度で回転する。<State where the gear ratio is 1 (see FIG. 14)>
When the pump ring 15 is shifted to the non-eccentric position B (see FIG. 2), the first volume of the hydraulic pump P 1 is controlled to zero. When this occurs, hydraulic fluid second hydraulic pump P 2 is discharged to the high pressure oil passage 29 is not at all taken into the first hydraulic pump P 1, to lose nowhere to go, all the second plunger 24
Is in a hydraulic lock state, and the cylinder body 12 and the second
As a result, the input and output shafts 1 and 2 are integrally connected by the pump ring 25, so that both shafts 1 and 2 rotate at the same speed.
【００４７】〈変速比が例えば０．６６の状態（図１５
参照）〉第１ポンプリング１５が第２偏心位置Ｃ（図２
参照）にシフトされると、第１油圧ポンプＰ1 の吸入領
域及び吐出領域は、これまでとは逆になると共に、その
容量が第２油圧ポンプＰ2 の容量の２分の１に制御され
る。このようになると、シリンダボディ１２の１回転
中、第１油圧ポンプＰ1 では第２油圧ポンプＰ2 の２分
の１の容量をもって、吐出行程中の第１プランジャ１４
により対応する第１ポンプポート３３から高圧油路２９
へ作動油を吐出し、それまで第２油圧ポンプＰ2 におい
て吐出行程にあった第２プランジャ２４に対応する第２
ポンプポート３４に供給するようになるため、該第２プ
ランジャ２４は膨脹行程に移り、その膨脹推力により第
２ポンプリング２５をシリンダボディ１２の回転方向へ
半回転分増速させる。結局、変速比は１：１．５＝０．
６６となり、増速状態となる。<State where the gear ratio is, for example, 0.66 (FIG. 15)
The first pump ring 15 is in the second eccentric position C (see FIG. 2).
When shifted to the reference), the suction region and the discharge region of the first hydraulic pump P 1, together with the reverse of the past, its capacity is controlled to half the capacity of the second hydraulic pump P 2 You. If this occurs, during one rotation of the cylinder body 12, with a capacity of 2 minutes of the first hydraulic pump P 1 in the second hydraulic pump P 2, the first plunger 14 in the discharge stroke
From the corresponding first pump port 33 to the high-pressure oil passage 29
Discharging hydraulic oil to the second corresponding to the second plunger 24 that were in the discharge stroke in the second hydraulic pump P 2 until it
Since the second plunger 24 is supplied to the pump port 34, the second plunger 24 moves to the expansion stroke, and the second pump ring 25 is accelerated by a half rotation in the rotation direction of the cylinder body 12 by the expansion thrust. After all, the gear ratio is 1: 1.5 = 0.
66, and the vehicle is in the speed increasing state.
【００４８】以上より明らかなように、自動変速制御機
構６０により第１ポンプリング１５を第１偏心位置Ａか
ら第２偏心位置Ｃへ無段階にシフトすることにより、
入、出力軸１，２間の変速比を無限大（ニュートラル状
態）から増速状態まで無段階に制御することができ、ク
ラッチ弁５１の作動と相俟って車両をスムーズに発進さ
せ得ると共に、高速時にはオーバドライブを可能にして
燃費の低減を図ることができる。As is clear from the above, by automatically shifting the first pump ring 15 from the first eccentric position A to the second eccentric position C by the automatic transmission control mechanism 60,
The gear ratio between the input and output shafts 1 and 2 can be controlled steplessly from infinity (neutral state) to a speed-up state, and the vehicle can be started smoothly in conjunction with the operation of the clutch valve 51. In addition, at high speeds, overdrive is enabled to reduce fuel consumption.
【００４９】シリンダボディ１２の回転中は、油溜４１
の油は補給油路４０から低圧油路２８に遠心力の作用で
吸入され、且つ蓄えられる。したがって第１、第２プラ
ンジャ１４，２４及び第１、第２切換弁３５，３６の摺
動面等からの作動油のリーク分は、低圧油路２８から直
ちに補給される。While the cylinder body 12 is rotating, the oil sump 41
Is sucked from the replenishing oil passage 40 to the low-pressure oil passage 28 by the action of centrifugal force and is stored. Therefore, leaks of hydraulic oil from the sliding surfaces of the first and second plungers 14 and 24 and the first and second switching valves 35 and 36 are immediately supplied from the low-pressure oil passage 28.
【００５０】ところで、無段変速機Ｔは、いずれもラジ
アル型の第１及び第２油圧ポンプＰ 1 ，Ｐ2 を共通のシ
リンダボディ１２上で構成してなるものであるから、従
来のアキシャル型油圧ポンプ及びモータを組合せたもの
に比し、軸方向寸法を大幅に短縮させ、コンパクト化を
図ることができる。しかも、前述のように第１ポンプリ
ング１５をシフトするだけで変速比を無限大状態から増
速状態まで無段階に制御することができるので、各種車
両への適用範囲が極めて広い。Incidentally, the continuously variable transmission T is
Al-type first and second hydraulic pumps P 1, PTwoThe common
Since it is constructed on the Linda body 12,
Combination of conventional axial type hydraulic pump and motor
Compared with, the axial dimension is greatly reduced, making it more compact.
Can be planned. Moreover, as described above, the first pump
Gear ratio can be increased from infinity by simply shifting ring 15
Since it can be controlled in a continuous manner up to the speed state,
The range of application to both is extremely wide.
【００５１】また、出力軸２の内端に形成された支持筒
３はボールベアリング４を介してミッションケース５に
支承され、その支持筒３はボールベアリング７を介して
入力軸１の内端を支承するので、軸方向の小スペース内
で両軸１，２の内端をミッションケース５に強固に支持
して、その支持剛性を高めることができる。しかも、上
記支持筒３に第２ポンプリング２５が一体に連設される
ので、第２プランジャ２４の推力及びその反力を支持筒
３及び入力軸１間で支承することでき、これによりミッ
ションケース５への荷重負担を軽減し、その薄肉軽量化
を図ることができる。The support cylinder 3 formed at the inner end of the output shaft 2 is supported by a transmission case 5 via a ball bearing 4, and the support cylinder 3 connects the inner end of the input shaft 1 via a ball bearing 7. Since the bearings are supported, the inner ends of the two shafts 1 and 2 can be firmly supported by the transmission case 5 within a small axial space, and the supporting rigidity can be increased. In addition, since the second pump ring 25 is integrally connected to the support cylinder 3, the thrust of the second plunger 24 and its reaction force can be supported between the support cylinder 3 and the input shaft 1. 5 can be reduced, and its thickness and weight can be reduced.
【００５２】さらにシリンダボディ１２は、第１、第２
弁孔３１，３２及びクラッチ弁孔５０を有する中央ブロ
ック１２ｂ、第１シリンダ孔１３を有する第１側ブロッ
ク１２ａ、及び第２シリンダ孔２３を有する第２側ブロ
ック１２ｃの三ブロックに分割され、これらブロックの
接合面に形成される第１、第２環状溝２９ａ，２９ｂ
と、両環状溝２９ａ，２９ｂ間を連通し、且つ第１、第
２弁孔３１，３２及びクラッチ弁孔５０と交差すべく中
央ブロック１２ｂに穿設される環状配列の複数の通孔２
９ｃとで環状の高圧油路２９が構成され、また三ブロッ
ク１２ａ，１２ｂ，１２ｃの接合面に第１、第２ポンプ
ポート３３，３４が穿設されるので、高圧油路２９及び
ポンプポート３３，３４の形成を容易に行うことがで
き、盲栓が不要である。Further, the cylinder body 12 includes first and second cylinders.
The central block 12b having the valve holes 31 and 32 and the clutch valve hole 50, the first block 12a having the first cylinder hole 13, and the second block 12c having the second cylinder hole 23 are divided into three blocks. First and second annular grooves 29a and 29b formed on the joint surface of the block
And a plurality of annularly arranged through holes 2 formed in the central block 12b so as to communicate between the annular grooves 29a and 29b and to intersect the first and second valve holes 31 and 32 and the clutch valve hole 50.
9c, an annular high-pressure oil passage 29 is formed, and the first and second pump ports 33, 34 are formed in the joint surfaces of the three blocks 12a, 12b, 12c. , 34 can be easily formed and no blind plug is required.
【００５３】一方、低圧油路２８は、入力軸１及び中央
ブロック１２ｂの対向周面に形成される環状溝で構成さ
れるので、その形成も容易に行うことができる。On the other hand, since the low-pressure oil passage 28 is constituted by an annular groove formed on the peripheral surface of the input shaft 1 and the central block 12b opposed to each other, it can be easily formed.
【００５４】また上記三ブロック１２ａ，１２ｂ，１２
ｃは、前記複数の通孔２９ｃの環状配列線上に略配置さ
れる複数のボルト３９により相互に接合されるが、これ
らボルト３９を迂回するように、高圧油路２９の第１、
第２環状溝２９ａ，２９ｂは、部分的に半径方向内方に
湾曲した花弁形に形成されるので、シリンダボディ１２
を小径に形成しても、ボルト３９及び高圧油路２９の干
渉を回避することができる。The three blocks 12a, 12b, 12
c are joined to each other by a plurality of bolts 39 substantially arranged on the annular arrangement line of the plurality of through holes 29c.
Since the second annular grooves 29a and 29b are partially formed in a petal shape curved inward in the radial direction, the cylinder body 12
Can be prevented from interfering with the bolt 39 and the high-pressure oil passage 29.
【００５５】本発明は、上記実施例に限定されるもので
はなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更が
可能である。例えば、遠心重錘６７は、これを駆動板６
２に軸支する振り子式に構成することもできる。また第
１側ブロック１２ａを入力軸１と一体に形成することも
できる。The present invention is not limited to the above embodiment, and various design changes can be made without departing from the gist of the present invention. For example, the centrifugal weight 67 is
It is also possible to adopt a pendulum type that is pivotally supported at 2. Further, the first side block 12a can be formed integrally with the input shaft 1.
【００５６】[0056]
【発明の効果】以上のように本発明の第１の特徴によれ
ば、ミッションケースに入力軸及び出力軸を同軸状に支
承し、その入力軸に固設されるシリンダボディと、この
シリンダボディに放射状に配設される複数の第１プラン
ジャと、これら第１プランジャを囲繞してそれらの外端
に相対移動可能に係合し、シリンダボディの回転に伴い
各第１プランジャに往復動を与えると共に、その往復動
ストロークを調節すべく、ミッションケースに回動可能
に支持される第１ポンプリングとで可変容量のラジアル
型第１油圧ポンプを構成し、また前記シリンダボディ
と、このシリンダボディに放射状に配設される複数の第
２プランジャと、出力軸に固設されると共にこれら第２
プランジャを囲繞してそれらの外端に相対移動可能に係
合し、シリンダボディとの相対回転に伴い各第２プラン
ジャに一定ストロークの往復動を与える第２ポンプリン
グとで固定容量のラジアル型第２油圧ポンプを構成し、
更にシリンダボディには、第１油圧ポンプに作動油を吸
入されると共に第２油圧ポンプから作動油を吐出される
高圧油路と、第１油圧ポンプから作動油を吐出されると
共に第２油圧ポンプに作動油を吸入される低圧油路とを
設けたので、従来のアキシャル型油圧ポンプ及び油圧モ
ータを組合せたものに比し、軸方向寸法が小さく、コン
パクトな無段変速機を提供することができる。As described above, according to the first aspect of the present invention, the input shaft and the output shaft are coaxially supported on the transmission case, and the cylinder body fixed to the input shaft is provided. And a plurality of first plungers radially disposed around the first plungers, the first plungers surround the first plungers and are relatively movably engaged with their outer ends, and reciprocate each first plunger with rotation of the cylinder body. In addition, in order to adjust the reciprocating stroke, a first pump ring rotatably supported by a transmission case constitutes a radial type first hydraulic pump having a variable capacity. A plurality of second plungers radially arranged, and a plurality of second plungers fixed to the output shaft;
A second pump ring which surrounds the plungers and movably engages with the outer ends thereof, and reciprocates a fixed stroke to each second plunger with the relative rotation with the cylinder body. 2 constitute a hydraulic pump,
Further, the cylinder body has a high-pressure oil passage through which hydraulic oil is sucked into the first hydraulic pump and hydraulic oil is discharged from the second hydraulic pump, and a second hydraulic pump that discharges hydraulic oil from the first hydraulic pump. Is provided with a low-pressure oil passage through which hydraulic oil is sucked, so that it is possible to provide a compact continuously variable transmission having a smaller axial dimension as compared with a conventional combination of an axial hydraulic pump and a hydraulic motor. it can.
【００５７】しかもシリンダボディと第１ポンプリング
との間には、入力軸の回転数の上昇に応じて変速比の減
少側へ第１プランジャ（１４）の往復ストロークを制御
すべく第１ポンプリングを作動する自動変速制御機構を
介裝したので、入力軸の回転数の上昇に応じて第１ポン
プリングをシフトさせ、変速比を無段階に自動制御する
ことができる。Further, between the cylinder body and the first pump ring, the first pump ring is provided so as to control the reciprocating stroke of the first plunger (14) in such a manner that the speed ratio decreases in accordance with an increase in the rotation speed of the input shaft. Since the automatic transmission control mechanism that operates the first pump ring is provided, the first pump ring is shifted according to the increase in the rotation speed of the input shaft, so that the gear ratio can be automatically controlled steplessly.
【００５８】また本発明の第２の特徴によれば、シリン
ダボディに固着される駆動板と、この駆動板に軸方向摺
動自在に連結される摺動板と、これら駆動板及び摺動板
間に設けられ、遠心力の増大に応じて摺動板を軸方向へ
作動する遠心重錘と、摺動板及び第１ポンプリング間を
連動するようにミッションケースに軸支され、摺動板の
軸方向作動時、変速比の減少側へ第１プランジャの往復
ストロークを制御すべく第１ポンプリングを作動させる
シフトレバーと、このシフトレバーの作動方向と反対側
へ第１ポンプリングを付勢する戻しばねとから自動変速
制御機構を構成したので、該機構の構造を簡単に、且つ
狭小なミッションケース内に容易に収容すべくコンパク
トに構成することができる。According to a second feature of the present invention, a driving plate fixed to a cylinder body, a sliding plate slidably connected to the driving plate in an axial direction, the driving plate and the sliding plate A centrifugal weight that is provided between the sliding plate and the first pump ring to actuate the sliding plate in the axial direction in response to an increase in centrifugal force, and is supported by the transmission case so as to interlock the sliding plate and the first pump ring. A shift lever for actuating the first pump ring to control the reciprocating stroke of the first plunger in the axially decreasing direction of the gear ratio, and urging the first pump ring in a direction opposite to the actuation direction of the shift lever. Since the automatic transmission control mechanism is constituted by the return spring, the structure of the mechanism can be made simple and compact so as to be easily housed in a small transmission case.
【図１】本発明による無段変速機の縦断側面図FIG. 1 is a longitudinal sectional side view of a continuously variable transmission according to the present invention.
【図２】図１の２−２線断面図FIG. 2 is a sectional view taken along line 2-2 of FIG.
【図３】図１の３−３線断面図FIG. 3 is a sectional view taken along line 3-3 in FIG. 1;
【図４】図１の４−４前断面図FIG. 4 is a sectional front view taken along line 4-4 of FIG. 1;
【図５】図１の５−５線断面図FIG. 5 is a sectional view taken along line 5-5 of FIG. 1;
【図６】図１の部分拡大図FIG. 6 is a partially enlarged view of FIG. 1;
【図７】図１の７−７線断面図FIG. 7 is a sectional view taken along line 7-7 of FIG. 1;
【図８】図１の８部拡大図FIG. 8 is an enlarged view of part 8 of FIG.
【図９】図８の９−９線断面図9 is a sectional view taken along line 9-9 in FIG.
【図１０】図４の１０部の拡大図でクラッチオフ状態を
示す。FIG. 10 is an enlarged view of a portion 10 in FIG. 4, showing a clutch-off state.
【図１１】図４の１０部の拡大図でクラッチオン状態を
示す。FIG. 11 is an enlarged view of a portion 10 in FIG. 4, showing a clutch-on state.
【図１２】変速比無限大状態の作用説明図FIG. 12 is an explanatory diagram of an operation in an infinite speed ratio state.
【図１３】変速比２の状態の作用説明図FIG. 13 is an explanatory diagram of an operation in a state of a gear ratio 2;
【図１４】変速比１の状態の作用説明図FIG. 14 is an operation explanatory view in a state of a speed ratio 1;
【図１５】変速比０．６６の状態の作用説明図FIG. 15 is an explanatory diagram of an operation in a state of a gear ratio of 0.66.
１・・・・・入力軸 ２・・・・・出力軸 ３・・・・・支持筒 ５・・・・・ミッションケース １２・・・・シリンダボディ １３・・・・第１シリンダ孔 １４・・・・第１プランジャ １５・・・・第１ポンプリング ２３・・・・第２シリンダ孔 ２４・・・・第２プランジャ ２５・・・・第２ポンプリング ２８・・・・低圧油路 ２９・・・・高圧油路 ６０・・・・自動変速制御機構 ６２・・・・駆動板 ６４・・・・摺動板 ６６・・・・重錘ポケット ６７・・・・遠心重錘 ７０・・・・シフトレバー ７１・・・・戻しばね Ｐ1 ・・・・第１油圧ポンプ Ｐ2 ・・・・第２油圧ポンプ Ｔ・・・・・無段変速機1 ... input shaft 2 ... output shaft 3 ... support cylinder 5 ... transmission case 12 ... cylinder body 13 ... first cylinder hole 14 ... ... 1st plunger 15 ... 1st pump ring 23 ... 2nd cylinder hole 24 ... 2nd plunger 25 ... 2nd pump ring 28 ... low-pressure oil passage 29 ···· High pressure oil passage 60 ··· Automatic transmission control mechanism 62 ··· Drive plate 64 ··· Sliding plate 66 ··· Weight pocket 67 ··· Centrifugal weight 70 ··· Shift lever 71 Return spring P 1 First hydraulic pump P 2 Second hydraulic pump T Continuously variable transmission
Claims (2)
及び出力軸（２）を同軸状に支承し、その入力軸（１）
に固設されるシリンダボディ（１２）と、このシリンダ
ボデー（１２）に放射状に配設される複数の第１プラン
ジャ（１４）と、これら第１プランジャ（１４）を囲繞
してそれらの外端に相対移動可能に係合し、シリンダボ
ディ（１２）の回転に伴い各第１プランジャ（１４）に
往復動を与えると共に、その往復動ストロークを調節す
べく、ミッションケース（５）に回動可能に支持される
第１ポンプリング（１５）とで可変容量のラジアル型第
１油圧ポンプ（Ｐ1 ）を構成し、また前記シリンダボデ
ー（１２）と、このシリンダボディ（１２）に放射状に
配設される複数の第２プランジャ（２４）と、出力軸
（２）に固設されると共にこれら第２プランジャ（２
４）を囲繞してそれらの外端に相対移動可能に係合し、
シリンダボディ（１２）との相対回転に伴い各第２プラ
ンジャ（２４）に一定ストロークの往復動を与える第２
ポンプリング（２５）とで固定容量のラジアル型第２油
圧ポンプ（Ｐ2 ）を構成し、更にシリンダボディ（１
２）には、第１油圧ポンプ（Ｐ1 ）に作動油を吸入され
ると共に第２油圧ポンプ（Ｐ2 ）から作動油を吐出され
る高圧油路（２９）と、第１油圧ポンプ（Ｐ1 ）から作
動油を吐出されると共に第２油圧ポンプ（Ｐ2 ）に作動
油を吸入される低圧油路（２８）とを設け、シリンダボ
ディ（１２）と第１ポンプリング（１５）との間には、
入力軸（１）の回転数の上昇に応じて変速比の減少側へ
第１プランジャ（１４）の往復ストロークを制御すべく
第１ポンプリング（１５）を作動する自動変速制御機構
（６０）を介裝したことを特徴とする、無段変速機。An input shaft (1) is mounted on a transmission case (5).
And the output shaft (2) is coaxially supported, and its input shaft (1)
A cylinder body (12), a plurality of first plungers (14) radially disposed on the cylinder body (12), and outer ends thereof surrounding the first plungers (14). To reciprocate the first plunger (14) with the rotation of the cylinder body (12), and can rotate to the transmission case (5) to adjust the reciprocating stroke. radially arranged constitutes a radial type first hydraulic pump of the variable displacement out the first pump ring (15) supported (P 1), also with the cylinder body (12), to the cylinder body (12) A plurality of second plungers (24), which are fixed to the output shaft (2), and
4) and movably engage with their outer ends around
A second reciprocation of a constant stroke to each second plunger (24) with relative rotation with respect to the cylinder body (12).
The pump ring (25) constitutes a fixed-capacity radial second hydraulic pump (P 2 ), and further comprises a cylinder body (1).
The 2), a high pressure oil passage (29) to be discharged hydraulic oil from the second hydraulic pump while being sucked hydraulic oil to the first hydraulic pump (P 1) (P 2), the first hydraulic pump (P 1 ) A low-pressure oil passage (28) for discharging hydraulic oil from the first hydraulic pump (P 2 ) and sucking hydraulic oil into the second hydraulic pump (P 2 ) is provided. In the meantime,
An automatic transmission control mechanism (60) that operates the first pump ring (15) to control the reciprocating stroke of the first plunger (14) in accordance with an increase in the rotation speed of the input shaft (1) to decrease the transmission ratio. A continuously variable transmission characterized by being provided.
と、この駆動板（６２）に軸方向摺動自在に連結される
摺動板（６４）と、これら駆動板（６２）及び摺動板
（６４）間に設けられ、遠心力の増大に応じて摺動板
（６４）を軸方向へ作動する遠心重錘（６７）と、摺動
板（６４）及び第１ポンプリング（１５）間を連動する
ようにミッションケース（５）に軸支され、摺動板（６
４）の軸方向作動時、変速比の減少側へ第１プランジャ
（１４）の往復ストロークを制御すべく第１ポンプリン
グ（１５）を作動させるシフトレバー（７０）と、この
シフトレバー（７０）の作動方向と反対側へ第１ポンプ
リング（１５）を付勢する戻しばね（７１）とから自動
変速制御機構（６０）を構成したことを特徴とする、無
段変速機。2. The drive plate according to claim 1, wherein the drive plate is fixed to the cylinder body.
A sliding plate (64) slidably connected to the driving plate (62) in the axial direction; and a sliding plate (64) provided between the driving plate (62) and the sliding plate (64). The sliding plate (64) is pivotally supported by the transmission case (5) so that the centrifugal weight (67) that operates in the axial direction and the sliding plate (64) and the first pump ring (15) are linked. , Sliding plate (6
A shift lever (70) for actuating the first pump ring (15) to control the reciprocating stroke of the first plunger (14) in the direction of decreasing the gear ratio during the axial operation of 4), and the shift lever (70); A continuously variable transmission characterized in that an automatic transmission control mechanism (60) is constituted by a return spring (71) for urging the first pump ring (15) in a direction opposite to the operation direction of (1).
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP27650896A JPH10122331A (en) | 1996-10-18 | 1996-10-18 | Continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP27650896A JPH10122331A (en) | 1996-10-18 | 1996-10-18 | Continuously variable transmission |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH10122331A true JPH10122331A (en) | 1998-05-15 |
Family
ID=17570452
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP27650896A Pending JPH10122331A (en) | 1996-10-18 | 1996-10-18 | Continuously variable transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH10122331A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN112179652A (en) * | 2020-10-09 | 2021-01-05 | 湖南美蓓达科技股份有限公司 | Bearing running-in machine |
-
1996
- 1996-10-18 JP JP27650896A patent/JPH10122331A/en active Pending
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN112179652A (en) * | 2020-10-09 | 2021-01-05 | 湖南美蓓达科技股份有限公司 | Bearing running-in machine |
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