JPS61165065A - Hydraulic speed changer - Google Patents
Hydraulic speed changerInfo
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- JPS61165065A JPS61165065A JP60006490A JP649085A JPS61165065A JP S61165065 A JPS61165065 A JP S61165065A JP 60006490 A JP60006490 A JP 60006490A JP 649085 A JP649085 A JP 649085A JP S61165065 A JPS61165065 A JP S61165065A
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
- F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
- F16H61/42—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic involving adjustment of a pump or motor with adjustable output or capacity
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
[産業上の利用分野1
本発明は、液圧ポンプと液圧モータを対にして構成した
液圧式変速装置に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Industrial Field of Application 1] The present invention relates to a hydraulic transmission configured by pairing a hydraulic pump and a hydraulic motor.
[従来の技術]
例えば農業用トラクターのトランスミッションなどでは
、液圧ポンプと液圧モータとを対にし、エンジン動力等
で液圧ポンプを駆動し該ポンプで供給される圧液で液圧
モータを!%動するようにするとともに、そのポンプお
よび/またはモータの容量を可変してポンプの回転入力
を無段階に変速してモータから回転出力させるようにし
た液圧式変速a!の利用が注目されつつある。[Prior Art] For example, in the transmission of an agricultural tractor, a hydraulic pump and a hydraulic motor are paired, the hydraulic pump is driven by engine power, etc., and the hydraulic motor is driven by the pressure fluid supplied by the pump! %, and the capacity of the pump and/or motor is varied to steplessly change the rotational input of the pump and the rotational output from the motor. The use of is attracting attention.
しかして、この種の変速装置を構成する液圧ポンプまた
はモータには現在のところアキシャルピストン形のもの
が常用されているが、かかる従来の変速装置では、ポン
プ、モータ共にトルク−液圧相互の変換効率が悪いとい
う致命的な欠点があり、これが液圧式変速装置の広汎な
活用を妨げる最大の要因となっている。すなわち、斜盤
形のものであれ斜軸形のものであれ、アキシャルピスト
ン形のポンプ/モータでは、ピストンの往復動をを介し
回転カー液圧相互の変換を行なわしめて作動するもので
あるが、このさい既存のポンプ/モータではその各ピス
トンの外周面とこれを嵌合しているシリンダポアの内周
面をはじめとする各構成部材相?il′間の摺動面にお
ける機械的摩擦が非常に大さく、この摩擦によるエネル
ギ損失が変換効率の著しい低下を来たすものとなってい
る。Currently, axial piston-type hydraulic pumps or motors are commonly used in this type of transmission, but in such conventional transmissions, both the pump and the motor have a torque-hydraulic pressure relationship. It has a fatal drawback of poor conversion efficiency, and this is the biggest factor preventing the widespread use of hydraulic transmissions. In other words, axial piston type pumps/motors, whether they are slant plate type or oblique shaft type, operate by mutually converting the hydraulic pressure of the rotating car through the reciprocating motion of the piston. At this time, in existing pumps/motors, each component phase, including the outer circumferential surface of each piston and the inner circumferential surface of the cylinder pore that fits the piston, is important. Mechanical friction on the sliding surface between il' is extremely large, and energy loss due to this friction causes a significant reduction in conversion efficiency.
また、従来の液圧式変速装置では、そのポンプおよびモ
ータを構成している前記アキンヤルピストン形ポンプ/
モータに付設されてその容量可変操作を迅速かつ正確に
行なわしめるのに好適なものがなく、このため実際に利
用できる変速範囲や変速パターンが限られていた。すな
わち、変速条件に多様性が要求される場合でも、十分こ
れに応じ得なかったのが実1で′−ある。In addition, in conventional hydraulic transmissions, the akinyal piston type pump/motor that constitutes the pump and motor is
There is no suitable device that can be attached to a motor to quickly and accurately perform variable capacity operation, and as a result, the speed change range and speed change pattern that can actually be used are limited. In other words, even when diversity in speed change conditions is required, it has not been possible to adequately meet this requirement.
[発明が解決しようとする問題点]
本発明は、このような従来技術の問題点に着目してなさ
れたもので、その目的とするところは、エネルギ損失を
最小限に抑えることができる液圧ポンプと液圧モータと
を組み合わせて従来のものに比較して遥かに動力伝達効
率が高く、しかも簡便なる容量可変機構を備えてその変
速パターンも種々多様に変化させることのできる液圧式
変′iM装置を提供することにある。[Problems to be Solved by the Invention] The present invention has been made by focusing on the problems of the prior art, and its purpose is to improve hydraulic pressure that can minimize energy loss. Hydraulic converter combines a pump and a hydraulic motor and has much higher power transmission efficiency than conventional ones, and is equipped with a simple variable capacity mechanism that allows the speed change pattern to be varied in a variety of ways. The goal is to provide equipment.
[問題点を解決するための手段]
本発明は、上記の目的を達成するために、対をなす液圧
ポンプと液圧モータとを備え、前記ポンプの流出ポート
と前記モータの流入ポートとを連通しまた前記ポンプの
流入ポートと前記モータの渣出ポートとを連通してなる
とともに、前記ポンプおよび/または前記モータの容量
を可変して前記ポンプの回転入力を無段階に変速して前
記モータから回転出力させるようにした変速装置であっ
て、前記ポンプと前記モータの双方を、流出入ポートを
有したハウジング内に、このハウジングに支持された人
出力用の回転軸と、この回転軸に一体回転可能に設けら
れたトルクプレートと、このトルクプレートの回転中心
と交わる傾斜軸心回りに回転可能に設けられ・前記傾斜
軸心に平行な複数のシ1)ンダ穴を前記トルクプレート
に向けて開口させたシリンダブロックと、このシリンダ
ブロックの各シリンダ穴にスライド可能に嵌着されると
ともにその反シリンダブロック側の外方端を前記トルク
プレートに枢支させた複数のピストンと、前記ハウジン
グの流出入ポートと前記各シリンダ穴と?接続するため
の接続ポートを有してなるパルプ面とを具備し、かつ前
記各ピストン外方端と前記トルクプレートとの間、前記
シリンタブロー7りと該シリンダブロックに摺合するハ
ウシングまたは傾動盤との間および前記トルクプレート
と該トルクプレートに摺合するハウジングとの間にそれ
ぞれ作動液を導入する圧力ポケットを設けてこれらピス
トン、シリンダブロックおよびトルクプレートを軸方向
に静圧バランスし得るようにした斜軸形ピストンポンプ
/モータで構成するとともに、前記液圧ポンプと前記液
圧モータを構成している前記斜軸形ピストンポンプ/モ
ータの少なくとも一方に、前記トルクプレートに対し傾
動可能に配設されるとともに前記シリンダブロックが相
対回転自由にかつ一体傾動可能に摺合される前記傾動盤
と、この傾動盤の反シリンダブロック側に当る背面側に
配設され該傾動盤の背面に形成した円弧面に沿って刻設
してある歯形と噛合するピニオンと、このピニオンを回
転動する作動軸とを具備してなる容量可変機構を設けた
ことを特徴としている。[Means for Solving the Problems] In order to achieve the above object, the present invention includes a hydraulic pump and a hydraulic motor that form a pair, and an outflow port of the pump and an inflow port of the motor. The inlet port of the pump and the outlet port of the motor are communicated with each other, and the capacity of the pump and/or the motor is varied to steplessly change the speed of the rotational input of the pump, so that the motor is connected to the inlet port of the pump. The transmission device is configured to output rotation from the pump and the motor, in which both the pump and the motor are housed in a housing having an inflow and outflow port, and a rotating shaft for human output supported by the housing, and a rotating shaft for human output supported by the housing, and a rotating shaft for human output supported by the housing, and a rotating shaft for human output supported by the housing A torque plate is provided to be integrally rotatable, and a plurality of cylindrical holes are provided to be rotatable around an inclined axis that intersects with the rotation center of the torque plate, and are parallel to the inclined axis. a plurality of pistons that are slidably fitted into each cylinder hole of the cylinder block and whose outer ends on the side opposite to the cylinder block are pivotally supported on the torque plate; With the inflow and outflow ports and each cylinder hole? a pulp surface having a connection port for connection, and a housing or tilting plate that slides between the cylinder blower 7 and the cylinder block between the outer end of each piston and the torque plate; A pressure pocket for introducing hydraulic fluid is provided between the torque plate and the housing that slides on the torque plate, respectively, so that the piston, the cylinder block, and the torque plate can be statically balanced in the axial direction. The pump is configured of an axial piston pump/motor, and is arranged to be tiltable with respect to the torque plate on at least one of the oblique axial piston pump/motor that constitutes the hydraulic pump and the hydraulic motor. and the tilting plate on which the cylinder block slides relative to each other so as to be freely rotatable and integrally tiltable; The present invention is characterized in that a variable capacity mechanism is provided, which includes a pinion that meshes with a tooth profile carved in the groove, and an operating shaft that rotates the pinion.
[作用コ
かかる構成からなる液圧式変速装置では、その液圧ポン
プおよび液圧モータが共に、そのシリンタブロック、ピ
ストンおよびトルクプレートに作用する軸方向の液圧力
をそれぞれ静圧的にバランスさせているため、まず第1
に、ピストン外方端との間に設けられる圧力ポケットで
作動液の液圧力が合成してトルクプレートに与える偶力
とトルクプレートの入出力トルクとが釣り合い、したが
ってこの種既存のもののように各ピストンに倒れモーメ
ントが働いてピストンがシリンダ穴の内周面にこすりつ
けられたり、各ピストン外方端がトルクプレートに押し
付けられるなどの摩擦を軽減することができる。第2に
は、シリンタブロックとこれに摺合するハウジングまた
は傾動部材との間およびトルクプレートとこれに噛合す
るハウジングとの間ではそれぞれこれらを軸方向に支え
る作動液の液膜を介して添接支持されることになるので
、これらの摺合部位における摩擦を効果的に軽減するこ
とができる。このため、変速装置を構成する液圧ポンプ
、液圧モータ共に機械的摩擦によるエネルギ損失をきわ
めて小さなものとなり、したがってこの液圧式変速装置
には全体として非常に高い動力伝達効率をもたせること
が可能である。また、この液圧式変速装置では、その液
圧ポンプまたは液圧モータが、ピニオンの回転操作によ
る傾動盤の傾動と一体となってシリンダブロックが傾斜
角を変えることにより容量変更されるものであるが、こ
のような容量可変機構であれば、それ自体小型で構造簡
易に構成されると同時に、シリンダブロックの傾斜角を
その回転駆動手段を問わずピニオンの回転に追従させて
瞬時にかつ所望の値に正確にコントロールすることがで
きる。すなわち、ピニオンの回転操作に即応させてその
液圧ポンプまたは液圧モータの容量を自在に調整可変す
ることができ、このため変速装置にはその目的に応じ種
々多様な変速パターンを容易に与えることができるのが
もう一つの特徴である。[Operation] In a hydraulic transmission with such a configuration, both the hydraulic pump and the hydraulic motor statically balance the axial hydraulic pressures acting on the cylinder block, piston, and torque plate. First of all,
In addition, the hydraulic pressure of the hydraulic fluid is combined in the pressure pocket provided between the outer end of the piston and the couple applied to the torque plate balances the input and output torque of the torque plate. It is possible to reduce friction caused by a falling moment acting on the piston, causing the piston to rub against the inner circumferential surface of the cylinder hole, or by pressing the outer end of each piston against the torque plate. Second, between the cylinder block and the housing or tilting member that slides on it, and between the torque plate and the housing that meshes with it, there is a liquid film of hydraulic fluid that supports them in the axial direction. Since it is supported, friction at these sliding parts can be effectively reduced. For this reason, energy loss due to mechanical friction in both the hydraulic pump and hydraulic motor that make up the transmission is extremely small, and this hydraulic transmission can therefore have extremely high power transmission efficiency as a whole. be. In addition, in this hydraulic transmission, the capacity of the hydraulic pump or hydraulic motor is changed by changing the inclination angle of the cylinder block in conjunction with the tilting of the tilting plate by rotating the pinion. , such a variable capacity mechanism is compact and has a simple structure, and at the same time, it can instantly change the inclination angle of the cylinder block to the desired value by following the rotation of the pinion regardless of its rotational drive means. can be precisely controlled. In other words, the capacity of the hydraulic pump or hydraulic motor can be freely adjusted and varied in response to the rotational operation of the pinion, and therefore a variety of speed change patterns can be easily applied to the transmission device depending on its purpose. Another feature is that it can.
[実施例] 以下5本発明の実施例を図面を参照して説明する。[Example] Hereinafter, five embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
第1図は1本発明に係る液圧式変速装置の構成例を示す
断面図であって、その方へ−ケースに内に、対をなす液
圧ポンプPEと液圧モータIIEとをそれらの各リヤカ
バーの間に所要の作動液回路を内部に穿設したバルブ(
アダプタ)ブロックBBを挟んで突合せた直列状態の下
に接合している。そして、一方の液圧ポンプPEには入
力軸Iが連結され、他方の液圧モータにEには出力軸■
が連結されている。この液圧ポンプρEと液圧モータ1
4Eとは、図示されていないがそれぞれバルブブロック
8B側に流出(吐出)ポート、と流入(吸込〕ポートと
を有し、へルブブ!:1ツクBB内に設けた前記作動液
回路を介して液圧ポンプPEの流出ポートと液圧モータ
MEの流入ポートとを連通させ、また液圧ポンプPEの
流入ポートと液圧モータMEの流出ポートとを連通させ
ている。なお、前記作動液回路の概略構成は、第3図に
みるように、前記液圧ポンプPHの流出ポートと前記液
圧モータの流入ポートとを連通している高圧回路Hと、
前記液圧ポンプPEの流入ポートとriii記液圧モー
タMEの流出ポートとを連通している低圧回路りと、こ
れら高低圧回路H,Lを各リリーフバルブR,Rを介し
直結するアンロード回路A、A等からなる。FIG. 1 is a sectional view showing a configuration example of a hydraulic transmission according to the present invention, in which a pair of hydraulic pump PE and hydraulic motor IIE are installed inside a case. A valve with the required hydraulic fluid circuit drilled inside the rear cover (
Adapter) They are joined in series with the blocks BB interposed and abutted against each other. An input shaft I is connected to one hydraulic pump PE, and an output shaft I is connected to the other hydraulic motor E.
are connected. This hydraulic pump ρE and hydraulic motor 1
Although not shown, each of 4E has an outflow (discharge) port and an inflow (suction) port on the valve block 8B side, and the valve block 8B has an outflow (discharge) port and an inflow (suction) port. The outflow port of the hydraulic pump PE and the inflow port of the hydraulic motor ME are communicated, and the inflow port of the hydraulic pump PE and the outflow port of the hydraulic motor ME are communicated. As shown in FIG. 3, the schematic configuration includes: a high pressure circuit H that communicates an outflow port of the hydraulic pump PH with an inflow port of the hydraulic motor;
A low pressure circuit that communicates the inflow port of the hydraulic pump PE with the outflow port of the hydraulic motor ME, and an unload circuit that directly connects these high and low pressure circuits H and L through relief valves R and R. Consists of A, A, etc.
しかして、この液圧式変速装置を構成している液圧ポン
プPEと液圧モータにEとは、いずれも共通の構成を具
備した容量可変形の斜軸形ピストンポンプ/モータから
なっている。そこで、第2因に拡大開示する液圧ポンプ
PEの側の構成をもとに、それらの内部構成について以
下に詳述する。The hydraulic pump PE and hydraulic motor E constituting this hydraulic transmission are both variable displacement oblique shaft type piston pumps/motors having a common configuration. Therefore, based on the configuration of the hydraulic pump PE, which will be enlarged and disclosed as the second factor, the internal configuration thereof will be described in detail below.
:52図は、液圧ポンプPE(あるいは液圧モータME
)を構成するポンプ/モータの縦断面を示し、図中1は
その構成要素を固有するハウジングである。このハウジ
ングlは、中空筒体をなすフロントカバー2と、該フロ
ントカバー2の後端開口部に液密に蓋着したりャカバー
3とからなり、前記リヤカバー3側に前記流出ポートと
前記流入ポートが開口(いずれも図示せず)させである
、前記ハウジングl内には、回転軸4を収容している。:Figure 52 shows the hydraulic pump PE (or hydraulic motor ME).
), and numeral 1 in the figure is a housing housing the components. This housing l consists of a front cover 2 forming a hollow cylindrical body, and a carrier cover 3 that is liquid-tightly attached to the rear end opening of the front cover 2, and has the outflow port and the inflow port on the rear cover 3 side. The rotating shaft 4 is accommodated in the housing l, which is open (none of which is shown).
この回転軸4は、フロントカバー2側で2債のラジアル
軸受5.6を介して前記ハウジング1に片持支持されて
おり、その外方端部な前記フロントカバ−2に設けた開
口部を通して外部に延出させ、第1図の例ではこの回転
軸4に前記入力軸重(あるいは出力軸■)を連結してい
る。また、この回転軸4の前記ハウジング1内に位置す
る中途部位にスプライン溝を刻設し、この部分にトルク
プレート7をスプライン嵌合させている。トルクプレー
ト7は1円盤状のもので前記回転軸4と一体に回転する
ようになっている。このトルクプレート7はそのボ1端
面を、フロントカバー2の内部で回転軸4と直交する方
向に形成されその接触部を面一に仕上げた段壁(受圧面
)8に密着させて該段壁8に回転自由に摺合させている
。そして、このトルクプレート7の後方にシリンダブロ
ック9を配設している。シリンダブロック9は、前記ト
ルクプレート7および前記回転軸4の回転中心Mに対し
て比較的小さな所定の角度範囲内で傾斜させて設けられ
る円筒体状のもので、その軸心りを傾斜軸心としている
(図ではLがMに一致する中立状態、即ち無出力状態に
ある場合を示している)。そして、このシリンダブロッ
ク9の後端面を、接続ポート12.13を有するパルプ
面11を形成し後述するように該シリンダブロック9を
傾動させるためにハウジング1内に配設されている傾動
盤10の前端面に回転自由に摺合させている。すなわち
、このポンプ/モータにおいて、ハウジング1のリヤカ
バー3側に設けた前記流入、流出ポート(図示せず)と
シリンダブロック9の各シリンダ穴14内に形成される
ピストン内室20とを接続するための接続ポート12.
13を有するバルブ面11を、シリンダブロック9の後
端面が摺合される傾動盤10の前端面に設けるようにし
ている。そして、第4図に示すように、このバルブ面1
1において接続ポート12.13はそれぞれ半円弧状を
なして傾動51110の前端面に開口しており、シリン
ダブロック9との相対回転下に、各作動液流通路14a
t−通じてその片側領域に存在するピストン内室20を
前記流出ポート(接続ポート12)に連通させ反対側の
領域に存在するピストン内室20を前記流入ポート(接
続ポート13)に連通させるディストリビュータの作用
を営ませるようにしている。なお、各接続ポート12.
13は、傾fig110内に穿設した分岐合流路12a
、13aおよびこの流路12a、13aと摺動可能に会
合されるハウジング1内に穿設してある連絡路12b、
13bを経由して前記流出、流入ポートと一対一に連通
される。そして、前記シリンダプロ、り9には、その傾
斜軸心りに平行で前記トルクプレート7方向に開口する
複数のシリンダ穴14が円周方向に等角間隔をあけて設
けているとともに、これら各シリンダ穴14にピストン
】5をそれぞれスライド可能に嵌合させている。ピスト
ン15は、前記シリンダ穴14内に狭巾に嵌合するピス
トン本体16と、このピストン本体16から外方へ延出
させたロー2ド部17と、このロッド部17の外方端に
形成した球面端部18とを一体に形成してなるもので、
前記本体16を前記シリンダ穴14の内周に適正な隙間
(0,05■薦程度)を介して嵌合している。そして、
これらピストン15の外方端に設けた球面端部18をそ
れぞれトルクプレート7に回動Of能に枢支させている
。すなわち、前記トルクプレート7の後端面に前記ピス
トン15と同数の球面受座19を円周方向に等角間隔を
あけて設けておき、これら各球面受座19に前記各ピス
トン15の球面端部18を密着摺接状態で嵌合させてい
るのである。そして、これらピストン15の内方端側で
その本体16により封鎖される各シリンダ穴14内に前
記ピストン内室20をそれぞれ形成している。This rotating shaft 4 is cantilever-supported by the housing 1 via a two-piece radial bearing 5.6 on the front cover 2 side, and is passed through an opening provided in the front cover 2 at its outer end. In the example shown in FIG. 1, the input shaft load (or output shaft 2) is connected to this rotary shaft 4. Further, a spline groove is formed in a midway portion of the rotating shaft 4 located inside the housing 1, and the torque plate 7 is spline-fitted to this portion. The torque plate 7 is in the shape of a disc and rotates together with the rotating shaft 4. This torque plate 7 has its bore 1 end face in close contact with a stepped wall (pressure receiving surface) 8 formed inside the front cover 2 in a direction perpendicular to the rotating shaft 4 and whose contact portion is finished flush. 8 and is slidably rotated freely. A cylinder block 9 is disposed behind the torque plate 7. The cylinder block 9 has a cylindrical shape that is inclined within a relatively small predetermined angle range with respect to the rotation center M of the torque plate 7 and the rotating shaft 4, and its axis is set as the inclined axis. (The figure shows a neutral state where L matches M, that is, a no-output state). Then, the rear end surface of this cylinder block 9 forms a pulp surface 11 having a connection port 12, 13, and a tilting plate 10 disposed in the housing 1 for tilting the cylinder block 9, as will be described later. It is slidably rotated on the front end surface. That is, in this pump/motor, in order to connect the inflow and outflow ports (not shown) provided on the rear cover 3 side of the housing 1 and the piston inner chamber 20 formed in each cylinder hole 14 of the cylinder block 9. Connection port 12.
A valve surface 11 having a diameter of 13 is provided on the front end surface of a tilting plate 10 on which the rear end surface of the cylinder block 9 slides. Then, as shown in FIG. 4, this valve surface 1
1, the connection ports 12, 13 each have a semicircular arc shape and are open to the front end surface of the tilting member 51110, and under relative rotation with the cylinder block 9, each of the hydraulic fluid flow passages 14a
A distributor that communicates the piston internal chamber 20 present in one side region with the outflow port (connection port 12) and communicates the piston internal chamber 20 present in the opposite region with the inflow port (connection port 13) through the T- I am trying to make it work. Note that each connection port 12.
13 is a branching and merging path 12a bored in the inclined fig.
, 13a and a communication passage 12b bored in the housing 1 slidably associated with the flow passages 12a, 13a;
It is in one-to-one communication with the outflow and inflow ports via the port 13b. The cylinder protrusion 9 is provided with a plurality of cylinder holes 14 that are parallel to the inclined axis thereof and open toward the torque plate 7 at equal angular intervals in the circumferential direction. Pistons] 5 are slidably fitted into the cylinder holes 14. The piston 15 includes a piston body 16 that narrowly fits into the cylinder hole 14, a rod portion 17 extending outward from the piston body 16, and a rod portion 17 formed at the outer end thereof. It is formed integrally with the spherical end portion 18,
The main body 16 is fitted into the inner periphery of the cylinder hole 14 with an appropriate gap (approximately 0.05 mm recommended). and,
Spherical end portions 18 provided at the outer ends of these pistons 15 are each pivoted to the torque plate 7 for rotation. That is, the same number of spherical seats 19 as the pistons 15 are provided on the rear end surface of the torque plate 7 at equal angular intervals in the circumferential direction, and each spherical seat 19 has a spherical end portion of each piston 15. 18 are fitted in close sliding contact. The piston inner chamber 20 is formed in each cylinder hole 14 which is closed by the main body 16 on the inner end side of the piston 15.
なお、21はピストン球面端部18の球面受座19から
の離脱を防止するためのピストンリテーナであり、22
は前記トルクプレート7と前記シリンダブロック9とを
同期回転させるための同期連結杆であり、さらに23は
対向するトルクプレート7とシリンダブロック9との間
の空間に介装されて両者をそれぞれ各摺合面8.11に
押圧付勢するバネである。Note that 21 is a piston retainer for preventing the piston spherical end portion 18 from separating from the spherical seat 19;
23 is a synchronous connecting rod for synchronously rotating the torque plate 7 and the cylinder block 9, and 23 is interposed in a space between the opposing torque plate 7 and cylinder block 9 to allow the two to slide together. It is a spring that presses against the surface 8.11.
そして、このピストンポンプまたはモータでは、前記ピ
ストン15の前記シリンダ穴14に対する嵌合長ざをl
am程度の小さな値に定めるとともに、前記回転中心M
に対する前記傾斜軸心りの角度の範囲を15°以下に、
好ましくは100以下の範囲に設定している(なお、以
下の説明ではこの傾斜角度をθと表示する)。In this piston pump or motor, the fitting length of the piston 15 into the cylinder hole 14 is set to l.
The center of rotation M is set to a small value of about am.
The angle range of the tilted axis is 15° or less,
Preferably, it is set in a range of 100 or less (in the following description, this inclination angle will be expressed as θ).
上述のような基本構成を有してなる斜軸形ピストン/モ
ータから構成されている液圧ポンプPE(並びに液圧モ
ータにE)は、さらに前記ピストン15、前記シリンタ
ブロー7り9および前記トルクプレート7をそれぞれ静
圧バランスし、少なくともこれらの部材を軸方向に押圧
する力を釣り合せるようにしている。すなわち、このた
めドまず前記バルブ面11と前記シリンダブロック9と
の間に第1の圧力ポケ−7ト(前記接続ポート12.1
3)を設けているとともに、IiI記ピストン15の外
方端(球面端部)18と前記トルクプレート7(球面受
座19)との間に第2の圧力ポケット24を形成し、こ
の第2の圧力ポケット24に各ピストン15の軸心部に
穿設した作動液導入路14bを介してピストン内室20
内の作動液の一部を導入するようにしている。そして、
前記第1の圧力ポケッ)12内の作動液が前記シリンダ
ブロック9をトルクプレート7方向へ押圧する力と、前
記ピストン内室20内の作動液が前記シリンダブロック
9をバルブ面11方向に押圧する力とを略バランスさせ
るとともに、前記第2の圧力ポケット24内の作動液が
前記ピストン15をシリンダブロック9側へ押圧する力
と、前記ピストン内室20内の作動液が前記ピストン1
5をトルクプレート7方向に押圧する力とを略バランス
させている。具体的に説明すれば、第1の圧力ポケット
を構成する一方の接続ポート12の開口幅wlおよび前
記バルブ面11とシリンダブロック9との摺接面部の幅
W2を適正な値に設定することによって、前記作動液が
前記シリンダブロック9の後端面を押圧する力F1を所
望の値に定めている(第6図参照)、一方、ピストン1
5に対する液圧バランスは次のようである。すなわち、
前記ピストン15の球面端部18に環状溝25を設け、
この環状溝25とこれに連通させて前記球面受座19に
設けた凹陥部26とによって前記第2の圧力ポケット2
4を形成している。そして、この圧力ポケット24内の
作動液が前記ピストン15をシリンダブロック9方向へ
押圧する力F3と、前記ピストン内室20内の作動液が
前記ピストン15をトルクプレート7方向に押圧する力
F ’ 2とを略バランスさせるようにしている(第7
図参照)、また、トルクプレート7に対しても次のよう
に液圧バランスされている。すなわち、前記トルクプレ
ート7の前端面とこの面が密着されるハウジングlの前
記受圧面8との間に前記ピストン内室20内の作動液が
導入される第3の圧力ポケット27を形成し、この圧力
ポケット27内の作動液が前記トルクプレート7を押圧
するスラスト力と、前記ピストン15側から前記トルク
プレート7に作用するスラスト力とが略バランスし得る
ように構成している。具体的には、前記トルクプレート
7の前端面の前記各球面受座19に対応する部位を円形
に突出させ、その突出面28を前記フロントカバー2に
設けた受圧面8に密接させている。そして、この突出面
28に第5図に示すような形状の圧力ポケット27を設
け、この圧力ポケット27に圧液導入路29を通して前
記ピストン内室20内に作動液の一部を導入するように
している。そして、前記圧力ポケット27内の作動液が
前記トルクプレート7をピストン15方向へ押圧する力
F4と、前記圧力ポケット24内の作動液が前記トルク
プレート7を受圧面8方向に押圧する力F′3のスラス
ト方向酸分F ’ 3 c。The hydraulic pump PE (and the hydraulic motor E), which is composed of a diagonal piston/motor having the basic configuration as described above, further includes the piston 15, the cylinder blower 7, and the torque. The plates 7 are each statically balanced so that at least the forces that press these members in the axial direction are balanced. That is, for this purpose, a first pressure pocket 7 (the connection port 12.1) is first formed between the valve face 11 and the cylinder block 9.
3), and a second pressure pocket 24 is formed between the outer end (spherical end) 18 of the piston 15 and the torque plate 7 (spherical seat 19), The pressure pocket 24 of each piston 15 is connected to the piston inner chamber 20 through a hydraulic fluid introduction passage 14b formed in the axial center of each piston 15.
A portion of the hydraulic fluid inside is introduced. and,
The hydraulic fluid in the first pressure pocket 12 presses the cylinder block 9 in the direction of the torque plate 7, and the hydraulic fluid in the piston inner chamber 20 presses the cylinder block 9 in the direction of the valve surface 11. The hydraulic fluid in the second pressure pocket 24 pushes the piston 15 toward the cylinder block 9, and the hydraulic fluid in the piston inner chamber 20 pushes the piston 1 toward the cylinder block 9.
5 in the direction of the torque plate 7 is approximately balanced. Specifically, by setting the opening width wl of one of the connection ports 12 constituting the first pressure pocket and the width W2 of the sliding surface between the valve surface 11 and the cylinder block 9 to appropriate values. , the force F1 with which the hydraulic fluid presses the rear end surface of the cylinder block 9 is set to a desired value (see FIG. 6);
The hydraulic balance for 5 is as follows. That is,
an annular groove 25 is provided in the spherical end 18 of the piston 15;
The second pressure pocket 2 is formed by this annular groove 25 and a concave portion 26 provided in the spherical seat 19 in communication with the annular groove 25.
4 is formed. The hydraulic fluid in this pressure pocket 24 presses the piston 15 in the direction of the cylinder block 9 with a force F3, and the hydraulic fluid in the piston inner chamber 20 presses the piston 15 in the direction of the torque plate 7 with a force F'. I try to keep the balance between 2 and 2 (7th
(see figure), and the hydraulic pressure is balanced for the torque plate 7 as follows. That is, a third pressure pocket 27 is formed between the front end surface of the torque plate 7 and the pressure receiving surface 8 of the housing l to which this surface is in close contact, into which the hydraulic fluid in the piston inner chamber 20 is introduced. The structure is such that the thrust force of the hydraulic fluid in the pressure pocket 27 pressing the torque plate 7 and the thrust force acting on the torque plate 7 from the piston 15 side are substantially balanced. Specifically, portions of the front end surface of the torque plate 7 corresponding to the respective spherical receiving seats 19 are made to protrude in a circular shape, and the protruding surface 28 is brought into close contact with the pressure receiving surface 8 provided on the front cover 2. A pressure pocket 27 having a shape as shown in FIG. 5 is provided on this protruding surface 28, and a part of the hydraulic fluid is introduced into the piston inner chamber 20 through a pressure fluid introduction passage 29 into this pressure pocket 27. ing. Then, there is a force F4 in which the hydraulic fluid in the pressure pocket 27 presses the torque plate 7 in the direction of the piston 15, and a force F' in which the hydraulic fluid in the pressure pocket 24 presses the torque plate 7 in the direction of the pressure receiving surface 8. 3 thrust direction acid content F' 3 c.
Sθとをバランスさせるようにしている(第8図参照)
。I try to balance Sθ (see Figure 8).
.
カ〈すて、前記シリンダブロック9.ピストン15およ
びトルクプレート7がそれぞれ静圧バランスされている
のである。Discard the cylinder block 9. The piston 15 and the torque plate 7 are each statically balanced.
また、この液圧ポンプPE(並びに液圧モータME)に
は、その操作機構と共に次のような容量可変機構30が
付設されている。この容量可変機構30の構成について
説明すると、この機構30は、シリンダプロ、り9を傾
動させるための傾動部材としてハウジング1内に配設さ
れそれ自身所定の傾動中心まわりに傾動可能な前記傾動
盤1゜と、この傾動盤10の反シリンダブロック9側に
当る背面側に配設され該傾動11i10の背面に形成し
た円弧面10Bに沿って刻設してある歯形31と噛合し
ているピニオン32と、このピニオン32を回転動する
作動軸33とからなるものである。具体的に説明すると
、前記傾動盤1oはその前端面の前記バルブ面11にシ
リンダブロック9の後端面を摺合させているとともに、
その前端から嵌設突出させであるガイドリング34上に
シリンダブロック9の内周面を摺接させて、前記シリン
ダブロック9の軸心りを該傾動盤10の軸心に一致させ
、シリンダプロ、り9をこの傾動盤lOと一体に傾動す
るものとしている。そして、この傾動盤lOは、その背
面に両側の大径円弧面IOAと中央部の小径円弧面10
Bとを形成してなり、その大径円弧面10Aをハウジン
グlの内面に固設してある支持ブロック35の凹面36
に受着させ、該凹面36上を摺動しながら所定の傾動中
心0のまわりに傾動自由なものとしている。また、傾動
盤10の背面中央部に位置して形成された前記小径円弧
面10Bにはその円弧と直交する方向の前記歯形31が
帯状に刻設してあり、この歯形31に臨む傾動盤lOの
背面側に該歯形31と噛み合う前記ピニオン32を配置
している。そして、このピニオン32の軸心部からこれ
を回転動する前記作動軸33が連結されている。Further, this hydraulic pump PE (as well as the hydraulic motor ME) is provided with the following variable capacity mechanism 30 along with its operating mechanism. To explain the configuration of this variable capacity mechanism 30, this mechanism 30 is arranged in the housing 1 as a tilting member for tilting the cylinder pro 9, and the tilting plate itself is tiltable around a predetermined tilting center. 1°, and a pinion 32 that is disposed on the rear side of the tilting plate 10 opposite to the cylinder block 9 and meshes with a tooth profile 31 carved along the arcuate surface 10B formed on the rear surface of the tilting plate 11i10. and an operating shaft 33 that rotates the pinion 32. Specifically, the tilting plate 1o has the rear end surface of the cylinder block 9 slidably connected to the valve surface 11 on the front end surface thereof, and
The inner circumferential surface of the cylinder block 9 is brought into sliding contact with the guide ring 34 fitted and projected from the front end of the cylinder block 9, so that the axis of the cylinder block 9 is aligned with the axis of the tilting plate 10. 9 is designed to tilt integrally with this tilting plate lO. This tilting plate IO has large diameter arcuate surfaces IOA on both sides and a small diameter arcuate surface 10 in the center on its back surface.
The concave surface 36 of the support block 35 has a large diameter arcuate surface 10A fixed to the inner surface of the housing l.
It is allowed to freely tilt around a predetermined tilting center 0 while sliding on the concave surface 36. Further, the tooth profile 31 in a direction perpendicular to the circular arc is carved in a band shape on the small diameter circular arc surface 10B formed at the center of the back surface of the tilting plate 10, and the tilting plate lO facing this tooth profile 31 The pinion 32 that meshes with the tooth profile 31 is arranged on the back side of the gear. The operating shaft 33 that rotates the pinion 32 is connected to the axial center of the pinion 32.
しかして、この作動軸33を介するピニオン32の回転
動作で液圧ポンプPEおよび液圧モータMEの容量可変
を行なわしめるための操作機構を、第1図、第3図につ
いて説明する。この場合、液圧モータME側と液圧ポン
プPE側の各ピニオン32゜32に連なる作動軸33.
33は、これをそのハウジングlから前記ケースKを通
して外部に延出し その端部に図示のようにそれぞれ所
定角度範囲内での傾動動作で該作動軸33.33を回転
動するだめの変速操作し八−37,37を連結するよう
にしている。そして5両者の組立接合状態の下に、両す
ャカへ−3,3とその間に挟持される前記バルブブロッ
クBBとを貫通して設けるようにしているギヤ収容空間
38内で、液圧ポンプPE側のピニオン32と液圧モー
タ)IE側のピニオン32とを軸心を平行にしかつ対向
位置を変位させて近接配置しているとともに、jIIビ
ニオン32,32の間に各々これらピニオン32の一方
と噛合する一対のアイドラ40.41を摺動クラッチ3
9と一体に設けてこれを両者の間に断続自在に介在せし
めるようにしている。すなわち、アイドラ40.41は
、前記バルブブロックBB内に位置するギヤ収容空間3
8内で前記ピニオン作動軸33.33の方向に摺妨可走
に配設されたクラッチ39上に前記ピニオン32.32
の変位に対応する間隔をおいて列設され、クラッチON
の状態ではその片方のアイドラ40は液圧ポンプPE側
のピニオン32と噛合し他方のアイドラ41はクラッチ
39は液圧モータ)IE側のピニオン32と噛合するよ
うになっており、クラッチOFFの状態ではその噛み合
いが断たれてフリーとされる。そして、このクラッチ3
9の断続は、該クラッチ39の一端に当接するクラッチ
操作軸4zの往復変位動作で行なわれる。したがって、
このような操作機構を設けたものでは、クラッチONで
一方の変速操作し八−37を傾動動作するとピニオン3
2からの噛み合い送りで該変速操作し八−37側の機関
の傾動盤lOが所定の方向に傾動されて容量が増減され
ると共に、ピニオン32.32とアイトチ40.41の
ギヤ機構を介して他方の機関の傾動盤10も同時に同じ
角度だけ逆方向に傾動され容量が減増されることになる
。つまり、一本の変速レバー操作でポンプPEとモータ
MEの容量可変制御を同時に打なわしめることができる
。また、クラッチOFFでは、各変速操作し八−37の
操作でポンプPEとモータMEの容量を独立自由に可変
制御できることになる。An operating mechanism for varying the capacities of the hydraulic pump PE and the hydraulic motor ME by the rotational movement of the pinion 32 via the operating shaft 33 will be described with reference to FIGS. 1 and 3. In this case, the operating shaft 33. is connected to each pinion 32° 32 on the hydraulic motor ME side and the hydraulic pump PE side.
33 extends from the housing l to the outside through the case K, and has at its end a gearshift operating shaft for rotating the operating shaft 33 and 33 by tilting movement within a predetermined angle range, respectively, as shown in the figure. 8-37, 37 are connected. Then, under the assembled and connected state of both 5, a hydraulic pump is installed in a gear housing space 38 which is provided by penetrating the valve block BB held between the two shafts 3 and 3. The pinion 32 on the PE side and the pinion 32 on the IE side (of the hydraulic motor) are arranged close to each other with their axes parallel to each other and their opposing positions displaced, and one of these pinions 32 is placed between the jII pinions 32 and 32. A pair of idlers 40 and 41 that mesh with the sliding clutch 3
It is provided integrally with 9 and is interposed between the two so as to be freely intermittent. That is, the idler 40.41 is located in the gear housing space 3 located within the valve block BB.
The pinion 32.32 is mounted on a clutch 39 which is slidably disposed in the direction of the pinion actuating shaft 33.33 within the
are arranged in a row at intervals corresponding to the displacement of the clutch.
In the state, one of the idlers 40 meshes with the pinion 32 on the hydraulic pump PE side, and the other idler 41 meshes with the pinion 32 on the IE side (the clutch 39 is the hydraulic motor), and the clutch 39 is in the OFF state. Then, the mesh is broken and the ball is freed. And this clutch 3
9 is made by reciprocating displacement of the clutch operating shaft 4z that comes into contact with one end of the clutch 39. therefore,
In a device equipped with such an operation mechanism, when the clutch is ON and one gear is operated and the 8-37 is tilted, the pinion 3
The gear shift operation is performed by meshing feed from 2, and the tilting plate 10 of the engine on the 8-37 side is tilted in a predetermined direction to increase or decrease the capacity. The tilting plate 10 of the other engine is also tilted in the opposite direction by the same angle at the same time, thereby decreasing or increasing the capacity. In other words, variable displacement control of the pump PE and the motor ME can be performed simultaneously by operating a single speed change lever. Further, when the clutch is OFF, the capacities of the pump PE and the motor ME can be independently and freely variably controlled by each speed change operation and the operation 8-37.
次いで、上記構成の液圧ポンプPMと液圧モータにεと
の一対からなる変速装置の作動および効果について説明
する1作動に関しては既存のこの種変速装置と基本的に
全く同じである。すなわち、入力軸Iから液圧ポンプP
Eの回転軸4にトルクを伝動して液圧ポンプPEを駆動
すると、液圧モータにEの流出ボートと+41Hるその
流入ポートから吸込み液圧モータ)IEの流入ポートと
連なるその流出ポートから高圧の作動液が吐出される。Next, we will explain the operation and effects of the transmission device configured as described above, which consists of a pair of hydraulic pump PM, hydraulic motor, and ε.The operation is basically exactly the same as that of the existing transmission device of this type. That is, from the input shaft I to the hydraulic pump P
When the hydraulic pump PE is driven by transmitting torque to the rotating shaft 4 of E, the hydraulic motor receives high pressure from the outflow port connected to the inflow port of E (hydraulic motor) and the outflow port connected to the inflow port of E. of hydraulic fluid is discharged.
すると、液圧モーターEはこの高圧作動液を流入して回
転駆動され、その回転軸4に連なる出力軸Hにトルクが
伝達される。そして、このさい前記操作レバー37.3
7の傾動操作により液圧ポンプPEおよび/または液圧
モータMEの′B量を変更していけば、その可変操作に
応じ様々な態様でポンプPE側の入力トルクを無段階に
変速してモータME側から出力させることができるもの
となる。Then, the hydraulic motor E is rotated by this high-pressure hydraulic fluid flowing in, and torque is transmitted to the output shaft H connected to the rotating shaft 4. At this time, the operating lever 37.3
If the amount of B of the hydraulic pump PE and/or the hydraulic motor ME is changed by the tilting operation in step 7, the input torque on the pump PE side is steplessly changed in various ways according to the variable operation, and the motor is controlled. This allows output from the ME side.
しかして、この液圧式変速’JMにあっては、エネルギ
ロスが少なくその動力伝達効率がきわめて高いのが特徴
である。これは、この変速装置を構成している液圧ポン
プPEと液圧モータMEとが共に前述のような静圧バラ
ンスタイプの斜軸形ポンプ/モータで構成されているこ
とに負うものである。このポンプ/モータの詳細な動作
原理については省略するが(必要ならば本出願人の出願
に係る特願昭59−39960号、特願昭59−617
08号および特願昭59−64690号を参照きれたい
)、このようなものであれば、以下に述へるよりにエネ
ルギロスを生じる各構成部材の摩擦が最小限に抑んられ
るためである。つまり、前記シリンタブロック9、前記
ピストン15および前記トルクプレート7に作用する軸
方向の液圧力をそれぞれ静圧的にバランスさせたもので
は、最終的に液圧力により前記トルクプレート7に回転
方向の偶力が発生して、その偶力が回転軸4に伝わる人
出力トルクと釣り合うことになる。すなわち、第6図に
示すように、第1の圧力ポケットたる接続ボート12内
の作動液が前記シリンダブロック9をピストン15方向
に押圧する力F。The hydraulic transmission 'JM' is characterized by low energy loss and extremely high power transmission efficiency. This is due to the fact that the hydraulic pump PE and the hydraulic motor ME constituting this transmission are both constituted by the above-mentioned static pressure balance type diagonal shaft type pump/motor. The detailed operating principle of this pump/motor will be omitted (if necessary, Japanese Patent Application No. 59-39960 and Japanese Patent Application No. 59-617 filed by the present applicant) will be omitted.
08 and Japanese Patent Application No. 59-64690), this is because the friction between each component that causes energy loss can be minimized as described below. . In other words, in a system in which the hydraulic pressure in the axial direction acting on the cylinder block 9, the piston 15, and the torque plate 7 is statically balanced, the hydraulic pressure ultimately causes the torque plate 7 to have a rotational direction. A force couple is generated, and the force couple balances the human output torque transmitted to the rotating shaft 4. That is, as shown in FIG. 6, the force F of the hydraulic fluid in the connection boat 12, which is the first pressure pocket, presses the cylinder block 9 in the direction of the piston 15.
と、この領域を通過中のピストン内室20内の作動液が
前記シリンタブロック9をバルブ面11方向に押圧する
力F2の総和とが略バランスしており、わずかなバラン
ス差(F 2 F + )なる力と、前記へ223の
弱い付勢力とにより前記シリンダブロック9は、液膜を
介してバルブ面11に添接することになる。また、第7
図に示すようにピストン内室20内の作動液が前記ピス
トン15をトルクプレート7方向に押圧する力F2’
と第2の圧力ポケット24内の作動液が前記ピストン
15をシリンダブロック9方向に押圧する力F。and the total force F2 of the hydraulic fluid in the piston inner chamber 20 passing through this region pressing the cylinder block 9 in the direction of the valve surface 11 are approximately balanced, and there is a slight balance difference (F 2 F The cylinder block 9 is brought into contact with the valve surface 11 via the liquid film due to the force 223 and the weak biasing force 223. Also, the seventh
As shown in the figure, the force F2' of the hydraulic fluid in the piston inner chamber 20 presses the piston 15 in the direction of the torque plate 7.
and the force F by which the hydraulic fluid in the second pressure pocket 24 presses the piston 15 in the direction of the cylinder block 9.
とがバランスしており、前記ピストン15は作動液の中
に浮いたような状態となっている。ざらに、第8図に示
すように、ピストン内室20の作動液がピストン15を
介してトルクプレート7を受圧面8方向に押圧する力F
2°のスラスト方向の力F2’CDSθとを略バランス
させかつ前記第2の圧力ポケット24の作動液がトルク
プレート7を押圧する力F3 ゛のスラスト方向成分F
3 ′cos Oと第3の圧力ポケット27内の作動液
が前記トルクプレート7をピストン15方向へ押圧する
力F4とが略バランスしており、F2°CaSσ−F
のわずかな力とへネ23の弱い付勢力によって前記トル
クプレート7は前記受圧面8に添接することになる。そ
して、前記力F2 ゛のラジアル方向成分F7 ’5i
nOの総和により前記トルクプレート7に回転方向の偶
力が発生することになり、これが前記回転輪4の入出力
トルクに拮抗する。したがって、このようなものであれ
ば、前記ピストン15に倒れモーメントが働いて該ピス
トン15がシリンダ穴14の内周面にこすりつけられた
り、液膜が破れてシリンダブロック9やピストン15の
球面端部18がバルブ面11や球面受座19に直接に押
し付けられて焼付さや摩耗が生じるというような不都合
を効果的に防止することができ、機械効率を大幅に向上
させることができるものとなる。また、このようなもの
であれば、前記トルクプレート7、ピストン15および
シリンダブロック9が1機械的なモーメントや押圧力等
を伝達する伝動要素としての機能を有する必要はない、
すなわち、これらの部材は、理想的な状態においては、
必要な場所に必要な大きさおよび方向の圧力液柱を形成
するためのシール部材としての役割を担うのみとなる。The piston 15 is in a state of floating in the hydraulic fluid. Roughly speaking, as shown in FIG. 8, the force F of the hydraulic fluid in the piston inner chamber 20 pressing the torque plate 7 in the direction of the pressure receiving surface 8 via the piston 15
The thrust direction component F of the force F3' which substantially balances the thrust direction force F2'CDSθ of 2° and causes the hydraulic fluid in the second pressure pocket 24 to press the torque plate 7.
3' cos O and the force F4 by which the hydraulic fluid in the third pressure pocket 27 presses the torque plate 7 in the direction of the piston 15 are approximately balanced, and F2°CaSσ - F
The torque plate 7 is brought into contact with the pressure-receiving surface 8 by the slight force of , and the weak biasing force of the lever 23 . Then, the radial direction component F7'5i of the force F2'
The sum of nO generates a rotational couple in the torque plate 7, which counteracts the input/output torque of the rotating wheel 4. Therefore, in such a case, a falling moment acts on the piston 15 and the piston 15 rubs against the inner circumferential surface of the cylinder hole 14, or the liquid film is torn and the spherical end of the cylinder block 9 and the piston 15 It is possible to effectively prevent inconveniences such as seizure and abrasion caused by the valve surface 11 and the spherical seat 19 being pressed directly, and mechanical efficiency can be greatly improved. In addition, in this case, the torque plate 7, piston 15, and cylinder block 9 do not need to have a function as a transmission element that transmits mechanical moment, pressing force, etc.
In other words, in an ideal state, these members:
It only serves as a sealing member to form a pressure liquid column of the required size and direction at the required location.
そのため、これらトルクプレート7、ピストン15およ
びシリンダブロック9に無理な力が作用したり摩耗が生
じるようなことがない、つまり、摺合部位に当る前記シ
リンダブロック9と傾動盤lOの間および前記トルクプ
レート7と前記ハウジングl(受圧面8)との間ではそ
れぞれこれらの回転部材が作動液の液膜を介して添接支
持されることになるので、この摺合部位における機械的
摩擦が非常に効果的に軽減されるのである。Therefore, the torque plate 7, the piston 15, and the cylinder block 9 are prevented from being subjected to excessive force or being worn out. In other words, between the cylinder block 9 and the tilting plate 1O, which are the sliding parts, and the torque plate 7 and the housing l (pressure-receiving surface 8), these rotating members are supported via a liquid film of hydraulic fluid, so mechanical friction at this sliding portion is very effective. It is reduced to
以上のような理由からこの液圧式変速装置では、既存の
7キシヤルピストンポンプ/モータで構成したものと比
較すると、すこぶる良好な動力伝達効率を発揮すること
が=1能とされる。For the above-mentioned reasons, this hydraulic transmission is capable of exhibiting extremely good power transmission efficiency compared to the existing one constructed with a 7-axis piston pump/motor.
また、この液圧2式変速装置にあっては、その液圧ポン
プPEおよび/または液圧モータMEの容量可変操作が
簡便でしかも目出に行なえるため、変速の範囲、パター
ンに多様な態様を容易に得られる特徴も備えている。す
なわち、この変速装置では、その液圧ポンプPEと液圧
モータXEが共に、ビニオン32の回転操作による傾動
盤10の#4幼と一体となってシリンダブロック9が傾
斜角を変えることにより容量変更されるものであるが、
かかる容量可変機構30を備えたものであれば、それ自
体小型で構造簡易に構成されると同時に、シリンダブロ
ック9の傾斜角をその変速操作レバー37からの駆動に
伴なうビニオン32の回転に追従させて瞬時にかつ所望
の値に正確にコントロールすることができる。そして、
このように液圧ポンプPEまたは液圧モータ肚の容量を
自在に調整可変することができるため、この変速装置に
はその目的に応じ種々多様な変速パターンを容易に与え
る得る。第9図乃至第11図は、かかる変速パターンの
具体例を示すものであって、まず第9図はクラッチOF
Fの状態、即ち前記両ピニオン32゜32をそれぞれの
変速操作レバー37.37で独立に回転駆動させるとさ
の変速態様の一例を示している(ポンプ側とモータ側の
各々のシリンダブロックの傾斜角の変化とそれに伴なう
モータ出力回転数の変化を示している)、また、第10
図と第11図は、クラッチONの状愚、即ち前記両ビニ
オン32.32を前記アイドラ40.41を介して噛合
させる場合において、ポンプ側の変速操作し八−37の
みを回転駆動させるときの同じく変速態様の例を示して
いる。これらの例から分るように、前記のような操作機
構を備えたものであれば、両ビニオン32.32の各独
立した回転操作と片方の変速操作レバー37で行なうア
イドラ40.41を介しての両ピニオン32.32の関
連した回転操作とを組合せることにより、広い変速範囲
で非常に多様な変速パターンをつくり出すことができる
。In addition, in this hydraulic two-type transmission, the capacity variable operation of the hydraulic pump PE and/or the hydraulic motor ME can be performed easily and easily, so that the range and pattern of speed change can be varied in various ways. It also has features that make it easy to obtain. That is, in this transmission, both the hydraulic pump PE and the hydraulic motor XE are integrated with #4 of the tilting plate 10 by rotating the pinion 32, and the cylinder block 9 changes the inclination angle, thereby changing the capacity. However,
If such a variable capacity mechanism 30 is provided, it is small in size and has a simple structure, and at the same time, the inclination angle of the cylinder block 9 can be adjusted to the rotation of the pinion 32 caused by the drive from the speed change operation lever 37. It can be controlled instantaneously and precisely to the desired value. and,
Since the capacity of the hydraulic pump PE or the hydraulic motor can be freely adjusted and varied in this manner, this transmission device can be easily provided with various speed change patterns depending on its purpose. 9 to 11 show specific examples of such shift patterns. First, FIG. 9 shows the clutch OF
This figure shows an example of the speed change mode in state F, that is, when both the pinions 32 and 32 are rotated independently by the respective speed change operation levers 37 and 37. ), and the 10th
The figure and FIG. 11 show the situation when the clutch is ON, that is, when both the binions 32 and 32 are engaged through the idler 40 and 41, and when only the pump 8-37 is driven to rotate by changing the speed on the pump side. Similarly, an example of a speed change mode is shown. As can be seen from these examples, if the device is equipped with the above-mentioned operating mechanism, the independent rotational operations of both pinions 32, 32 and the idler 40, 41 performed by one of the speed change operation levers 37 can be performed. By combining the associated rotational operation of both pinions 32, 32, a wide variety of shifting patterns can be created over a wide shifting range.
以上、−実施例をもとに説明したが1本発明は上記実施
例のものに限定されず、その他種々の態様で実施可能な
ものである。第12図は、かかる変形実施例の一つを図
示するもので、その主要部に付している符合は荊例と共
通して使用している。この実施例においては、液圧ポン
プPEと液圧モータIIIEとを前記バルブブロックを
挟まずそのリヤカバー3,3同士を直接接合させている
とともに、そのビニオン32.32は前記アイドラを介
さず各々変速操作し八−37,37で独立自由に回転駆
動できるようにしている。また、この場合では両側の液
圧ポンプPEと液圧モータにE共に、前記接続ポー)1
2.13を有するバルブ面11を前記煩#J盤10の側
ではなく、ハウジング1のフロント力へ−2内面具体的
には前記受圧面8に設けるようにしている。そして、こ
の場合においてもその各ピストン15、シリンダブロッ
ク9およびトルクプレート7を軸方向に静圧バランスさ
せるため所要の箇所にそれぞれ前記圧力ポケット12.
24.27を設けている(但し、この構造のものでは圧
力ポケ−z)12と圧力ポケット27の形態が前記実施
例のものと逆にされる)、そして更に、この場合バルブ
面11の接続ポート12.13と逮通し液圧ポンプPK
と液圧モータMEの各フロントカバー2、z側のハウジ
ングl外面に開口しているそれらの流出入ポート(図示
せず)を、液通パイプ43.44で接続連通し、必要な
作動液循環回路を構成している。しかして、このような
構成からなる変速装置にあっても、基本的には前例のも
のと作用、効果を共通する。Although the present invention has been described above based on the embodiments, the present invention is not limited to the above embodiments, and can be implemented in various other forms. FIG. 12 shows one of such modified embodiments, and the reference numerals given to the main parts thereof are the same as in the example. In this embodiment, the hydraulic pump PE and the hydraulic motor IIIE are directly connected to their rear covers 3, 3 without sandwiching the valve block, and the pinions 32 and 32 are respectively shifted to different speeds without using the idler. It is designed so that it can be rotated independently and freely by operating the 8-37, 37. In this case, both the hydraulic pump PE and the hydraulic motor E on both sides are connected to the connection port 1).
The valve surface 11 having a diameter of 2.13 is provided not on the side of the front pressure plate 10, but on the front force-2 inner surface of the housing 1, specifically on the pressure receiving surface 8. In this case as well, the pressure pockets 12. are located at required locations to balance the static pressure of each piston 15, cylinder block 9, and torque plate 7 in the axial direction.
24.27 (however, in this construction the form of the pressure pocket 12 and the pressure pocket 27 is reversed to that of the previous example), and furthermore, in this case the connection of the valve face 11 is Port 12.13 and hydraulic pump PK
and each front cover 2 of the hydraulic motor ME, and their inflow and outflow ports (not shown) that are open on the outer surface of the housing l on the z side are connected and communicated with each other through liquid communication pipes 43 and 44 to ensure necessary circulation of the working fluid. It constitutes a circuit. Even in a transmission having such a configuration, the operation and effect are basically the same as those of the previous example.
本発明のその他の実施態様を挙げれば、実施例では液圧
ポンプPE、モータTIEを構成するポンプ/モータ共
に容量可変機構を具備した可変容量形のものとしている
が、これはその一方のみを前記容量可変機構30を備え
た可変容量形のものとし、他方は定容量形のもので構成
するようにしてもよい。To give another embodiment of the present invention, in the embodiment, both the hydraulic pump PE and the pump/motor constituting the motor TIE are variable displacement types equipped with a variable displacement mechanism, but only one of them is of the above-mentioned type. It is also possible to configure one of the variable capacity type with the variable capacity mechanism 30 and the other of the constant capacity type.
また、前記実施例では、対をなす液圧ポンプPEと液圧
モータMEの配置はいずれも直列状にしているが、その
配置は並列状あるいは朕交状その他任意であり、両者を
離れた位置に分離して設置することも可俺である。Further, in the above embodiment, the pair of hydraulic pump PE and hydraulic motor ME are arranged in series, but the arrangement can be parallel, intersecting, or other arbitrary arrangement, and they can be placed at separate positions. It is also possible to install it separately.
なお、本発明の液圧式変速装置を構成するさいにおいて
は、液圧ポンプPEと液圧モータMEとを一対一の対に
する場合のみならず、例えば一つのポンプPMに対し複
数個のモータMEを対にして組合せてもよい。Note that when configuring the hydraulic transmission of the present invention, it is possible not only to configure a hydraulic pump PE and a hydraulic motor ME in a one-to-one pair, but also to configure a plurality of motors ME for one pump PM, for example. may be combined in pairs.
[発明の効果]
本発明は、以上に述べたように、その主要構成部材を静
圧パランスレ、しかも優れた可変性能をもつ容量可変機
構を付設してなる新形の斜軸形ピストンポンプ/モータ
を組合せてなるものであるから、その液圧ポンプ、液圧
モータ共に機械的摩擦によるエネルギ損失が非常に小さ
く、このため特に高い動力伝達効率が得られるとともに
、変速パターンの多様な要求に応じることのできる液圧
式変速装置を提供することができたものである。[Effects of the Invention] As described above, the present invention provides a new type of oblique shaft type piston pump/motor whose main component is a static pressure parallel plate and which is equipped with a variable displacement mechanism having excellent variable performance. Since the hydraulic pump and hydraulic motor have extremely low energy loss due to mechanical friction, it is possible to obtain particularly high power transmission efficiency and to meet the diverse demands of speed change patterns. Therefore, it was possible to provide a hydraulic transmission device that can perform the following functions.
@1図は末完11の一実施例を示す全体断面図第2図は
その一部の拡大断面図である。第3図は第1図における
■−■線断線断面図番第4図じく一部省略のIV−1’
V線断面図、第5図は同じ<V−V線に沿う部分断面図
である。第6図、第7図および第8図はいずれも圧力バ
ランス状態を示す作用説明図である。第9図、第1O図
および第11図はいずれも実施例の変速装置による変速
態様の具体例を示す図である。812図は本発明の他の
実施例を示す断面図である。
工・・・人力軸、■・・・出力軸
PE・・争液圧ポンプ、ME11IIe液圧モータBB
IIe11バルブブロック
H,L−働・作動液回路
l・・・ハウジング
2−・ゆフロントカバー、3・・・リヤカバー4・・・
回転軸、7@−、)ルクプレート9−−・シリンダブロ
ック、10・・・傾動盤11−−・バルブ面
12.13・・拳接続ポート(圧力ポケット)14・a
−シリンダ穴、15@−−ピストン18・・・ピストン
外方端(法面端部)19・・・球面受座、20−・自ピ
ストン内室24・拳・圧力ポケット
27・・・圧力ポケット
30−争・容量a(受機構
31・oll歯形、32−−−ピニオン33、。。作動
軸、37− @−操作レバー38・・・ギヤ収容空間、
39中・・クラッチ40.41−−−アイドラ、
42−・・クラ9チ操作軸42
43.44・◆・液通パイプ
L・・・傾斜軸心、M・・・回転中心
0・・・傾動中心@ Figure 1 is an overall cross-sectional view showing one embodiment of the end 11. Figure 2 is an enlarged cross-sectional view of a part thereof. Figure 3 is a cross-sectional view of the ■-■ line in Figure 1 with part number IV-1' partially omitted.
The cross-sectional view taken along the V line and FIG. 5 are partial cross-sectional views taken along the same <V-V line. FIG. 6, FIG. 7, and FIG. 8 are all action explanatory diagrams showing the pressure balance state. FIG. 9, FIG. 1O, and FIG. 11 are all diagrams showing specific examples of speed change modes by the transmission device of the embodiment. Figure 812 is a sectional view showing another embodiment of the present invention. Engineering...Manual shaft, ■...Output shaft PE...Hydraulic pressure pump, ME11IIe hydraulic motor BB
IIe11 Valve block H, L - working/hydraulic circuit l...Housing 2-Y front cover, 3...rear cover 4...
Rotating shaft, 7@-,) Luk plate 9--・Cylinder block, 10...Tilting plate 11--・Valve surface 12.13...Fist connection port (pressure pocket) 14・a
- Cylinder hole, 15@-- Piston 18...Piston outer end (slope end) 19... Spherical catch, 20-- Own piston inner chamber 24, fist, pressure pocket 27... Pressure pocket 30-Conflict/capacity a (receiving mechanism 31/oll tooth profile, 32--pinion 33, .. operating shaft, 37-@-operating lever 38... gear accommodation space,
39 Middle...Clutch 40.41---Idler, 42-...Clutch 9ch operating shaft 42 43.44・◆・Liquid pipe L...Inclination axis center, M...Rotation center 0... Tilt center
Claims (1)
の流出ポートと前記モータの流入ポートとを連通しまた
前記ポンプの流入ポートと前記モータの流出ポートとを
連通してなるとともに、前記ポンプおよび/または前記
モータの容量を可変して前記ポンプの回転入力を無段階
に変速して前記モータから回転出力させるようにした変
速装置であって、前記ポンプと前記モータの双方を、流
出入ポートを有したハウジング内に、このハウジングに
支持された入出力用の回転軸と、この回転軸に一体回転
可能に設けられたトルクプレートと、このトルクプレー
トの回転中心と交わる傾斜軸心回りに回転可能に設けら
れ前記傾斜軸心に平行な複数のシリンダ穴を前記トルク
プレートに向けて開口させたシリンダブロックと、この
シリンダブロックの各シリンダ穴にスライド可能に嵌着
されるとともにその反シリンダブロック側の外方端を前
記トルクプレートに枢支させた複数のピストンと、前記
ハウジングの流出入ポートと前記各シリンダ穴とを接続
するための接続ポートを有してなるバルブ面とを具備し
、かつ前記各ピストン外方端と前記トルクプレートとの
間、前記シリンダブロックと該シリンダブロックに摺合
するハウジングまたは傾動盤との間および前記トルクプ
レートと該トルクプレートに摺合するハウジングとの間
にそれぞれ作動液を導入する圧力ポケットを設けてこれ
らピストン、シリンダブロックおよびトルクプレートを
軸方向に静圧バランスし得るようにした斜軸形ピストン
ポンプ/モータで構成するとともに、前記液圧ポンプと
前記液圧モータを構成している前記斜軸形ピストンポン
プ/モータの少なくとも一方に、前記トルクプレートに
対し傾動可能に配設されるとともに前記シリンダブロッ
クが相対回転自由にかつ一体傾動可能に摺合される前記
傾動盤と、この傾動盤の反シリンダブロック側に当る背
面側に配設され該傾動盤の背面に形成した円弧面に沿っ
て刻設してある歯形と噛合するピニオンと、このピニオ
ンを回転動する作動軸とを具備してなる容量可変機構を
設けたことを特徴とする液圧式変速装置。A hydraulic pump and a hydraulic motor are provided as a pair, an outflow port of the pump is connected to an inflow port of the motor, and an inflow port of the pump is connected to an outflow port of the motor; A transmission device that varies the capacity of a pump and/or the motor to steplessly change the speed of the rotational input of the pump and output the rotation from the motor, In a housing with a port, there is a rotating shaft for input/output supported by the housing, a torque plate that is rotatably provided on the rotating shaft, and a rotary shaft that rotates around an inclined axis that intersects with the center of rotation of the torque plate. a cylinder block that is rotatably provided and has a plurality of cylinder holes parallel to the tilted axis and opened toward the torque plate; and a cylinder block that is slidably fitted into each cylinder hole of the cylinder block and opposite to the cylinder block. a plurality of pistons whose outer ends are pivotally supported on the torque plate; and a valve surface having a connection port for connecting an inflow/outflow port of the housing to each of the cylinder holes; and between each of the outer ends of the pistons and the torque plate, between the cylinder block and a housing or tilting plate that slides on the cylinder block, and between the torque plate and the housing that slides on the torque plate. A diagonal shaft type piston pump/motor is provided with a pressure pocket for introducing liquid so that the piston, cylinder block, and torque plate can be statically balanced in the axial direction, and the hydraulic pump and the hydraulic motor are The tilting plate is disposed on at least one of the oblique shaft type piston pump/motor and is arranged so as to be tiltable with respect to the torque plate, and on which the cylinder block is slidably engaged with the cylinder block so as to be relatively rotatable and integrally tiltable. and a pinion that is disposed on the rear side of the tilting plate opposite to the cylinder block and meshes with a tooth profile carved along an arcuate surface formed on the rear surface of the tilting plate, and an operation that rotates this pinion. 1. A hydraulic transmission characterized by being provided with a variable capacity mechanism comprising a shaft.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP60006490A JPS61165065A (en) | 1985-01-16 | 1985-01-16 | Hydraulic speed changer |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP60006490A JPS61165065A (en) | 1985-01-16 | 1985-01-16 | Hydraulic speed changer |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS61165065A true JPS61165065A (en) | 1986-07-25 |
Family
ID=11639911
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP60006490A Pending JPS61165065A (en) | 1985-01-16 | 1985-01-16 | Hydraulic speed changer |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS61165065A (en) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2006266493A (en) * | 2005-02-22 | 2006-10-05 | Toyota Motor Corp | Transmission |
JP2008051151A (en) * | 2006-08-22 | 2008-03-06 | Toyota Motor Corp | Control device of speed change gear |
-
1985
- 1985-01-16 JP JP60006490A patent/JPS61165065A/en active Pending
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2006266493A (en) * | 2005-02-22 | 2006-10-05 | Toyota Motor Corp | Transmission |
JP2008051151A (en) * | 2006-08-22 | 2008-03-06 | Toyota Motor Corp | Control device of speed change gear |
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