CN101283205A - 液压式无级式变速装置 - Google Patents
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Abstract
本发明的液压式无级变速装置的课题在于，通过改变液压泵的容量，改变前进后退的输出特性，同时，获得高效率的输出特性；液压式无级变速装置由液压泵(10)和可变容量式液压马达(11)构成；具有根据该液压式无级变速装置接受的负荷进行容量控制的控制机构(4·10)；其中：连接相应于液压泵(10)的排出侧的液压回路(13)的压力进行容量控制的上述控制阀(204)，进行上述可变泵和马达(11)的容量控制。
Description
技术领域
本发明涉及一种液压式无级变速装置，更为详细地说，涉及对构成液压式无级变速装置的液压泵和/或液压马达的可动斜盘的斜盘角度进行控制的技术。
背景技术
以前，由液压泵和液压马达构成的液压式无级变速装置(以下简称“HST”)已知由液压伺服机构对液压泵、液压马达的可动斜盘进行倾动控制，调整可变容积型的液压泵、液压马达的容量的构成。作为该液压伺服机构的构成，已知由液压泵、安装于HST的电磁阀使可动斜盘随液压泵的转速的增加成比例地自动倾动的机构(自动控制)，以及由安装于HST的外部的变速操作杆对液压泵的可动斜盘进行操作的机构(手动伺服控制)等。
另一方面，在上述HST中，已知具有负荷控制机构的HST，该负荷控制机构进行速度控制，在发动机的负荷为设定值以上的场合，对作业车辆的行走速度进行减速，另一方面，在发动机的负荷为设定值以下的场合，使行走速度为设定速度。具体地说，使作业负荷不超过预定值地使HST(液压泵)的可动斜盘朝减速侧变速等，防止发动机停止。
关于设有这样的液压伺服机构、负荷控制机构的HST，例如公开了记载于专利文献1的那样的HST。
该HST具有可变容积型的液压泵和2个利用由该液压泵产生的压力油操作的液压马达，将该2个液压马达中的至少一方构成为可变容积型的液压马达，同时，设置输出合并机构，该输出合并机构用于使该2个液压马达的各输出回转合并，作为单一的输出回转取出。然后，通过这样构成，从而可调节可变容积型的液压马达的输出回转，使输出转矩为大体2倍，实现HST的最大转矩的增大。
公开于上述专利文献1的HST在液压泵中具有液压伺服机构，该液压伺服机构由变速阀切换与可动斜盘连动的变速缸，使该可动斜盘倾动；同时，液压马达的可动斜盘可倾动地构成。通过这样构成，在作业车辆于泥泞地等的作业中，当在发动机的负荷转矩增大时，使构成为可变容积型的一方的液压马达的可动斜盘倾动，增大低速转矩，进行作业车辆的速度控制。
下面说明以前的具有使用往复阀的反馈回路的液压式无级变速装置的构成。
图19为以前的具有使用了往复阀的反馈回路的液压式无级变速装置的液压回路。
在以前的液压式无级变速装置的反馈回路中，通过往复阀204c使工作油作为连接液压泵与液压马达的主回路的压力反馈到负荷控制机构4·4b·104。
专利文献1：日本特开2004-11769号公报
在公开于上述专利文献1的HST中，为可电接通和断开主回路的压力在上述负荷控制机构的反馈的构成和总是将主回路压力反馈到负荷控制机构的状态。为此，难以设置前进和后退时的工作压力差。
在具有使用了往复阀的反馈回路的液压式无级变速装置中，施加于液压泵与液压马达间的压力作用于负荷控制机构，所以，在前进后退中相对液压式无级变速装置，负荷控制机构同样地工作。在使用作业机进行在前进后退时不同的作业的场合，以及使后退侧的泵容量构成得比前进侧小的场合，不能发挥足够的效率。
发明内容
因此，本发明的目的在于，解决上述关于液压式无级变速装置的的课题，使得在现有的液压式无级变速装置中容易改变前进后退的输出特性，同时，获得高效率的输出特性。
本发明为了解决上述课题，采取以下那样的手段。
在本发明中，液压式无级变速装置由液压泵和可变容量式液压马达构成，具有根据该液压式无级变速装置受到的负荷进行容量控制的控制机构；其中：将压力控制阀连接到相应于液压泵的排出侧的液压回路的压力进行容量控制的上述控制机构的控制压力部，进行上述可变泵和马达的容量控制。
在本发明中，液压式无级变速装置由液压泵和可变容量式液压马达构成，具有控制机构，该控制机构相应于该液压式无级变速装置受到的负荷由液压伺服机构进行容量控制；其中：在负荷控制活塞与容量控制机构间设置容量控制的死区，该负荷控制活塞接受液压泵与液压马达间的反馈压力进行工作；该容量控制机构由该活塞作用。
另外，在本发明中，将单向节流阀设置到液压式无级变速装置的负荷控制活塞的接受反馈压力的一侧的相反侧，使节流对负荷控制活塞朝泵或马达的容量减小方向的移动产生效果。
另外，在本发明中，将单向节流阀构成为盒式，将该单向节流阀构成得可从液压式无级变速装置的外侧直接装拆。
由于如本发明那样构成液压式无级变速装置，所以，可有效地利用在对前进和后退具有不同特性或不同容量的液压式无级变速装置的、在后退侧的输出。另外，在液压式无级变速装置中，可改变前进后退的输出特性，同时，可获得高效的输出特性。
由于如本发明那样构成液压式无级变速装置，所以，可抑制负荷控制机构的过敏反应。可由小型的负荷控制机构进行平滑的负荷控制。
由于如本发明那样构成液压式无级变速装置，所以，可控制负荷控制活塞周围的工作油流量。另外，在使用小直径的负荷控制活塞的场合，也可进行平滑的负荷控制。
由于如本发明那样构成液压式无级变速装置，所以，可提高负荷控制机构的维修性。
附图说明
图1为液压式无级变速装置的底面图。
图2为液压式无级变速装置的底面局部截面图。
图3为示出液压式无级变速装置的整体构成的正面局部截面图。
图4为示出液压式无级变速装置的油路板的构成的正面局部截面图。
图5为液压式无级变速装置的液压回路图。
图6为示出调压阀的构成的图。
图7为示出前进后退时的液压式无级变速装置的牵引力与车速的关系的图。
图8为示出在前进侧和后退侧配置调压阀的构成的液压回路图。
图9为示出图8所示液压回路的前进后退时的牵引力与车速的关系的图。
图10为示出实施例2的液压式无级变速装置的整体构成的正面局部截面图。
图11为示出实施例2的液压回路的图。
图12为示出泵和马达的负荷控制的侧面截面图。
图13为示出马达的负荷控制机构的正面截面图。
图14为示出由活塞进行的销的位置调节的示意图。
图15为示出活塞的大直径部分的图。
图16为示出单向节流阀的安装状态的图。
图17为示出单向节流阀的内部的侧面截面图。
图18为示出单向节流阀的工作构成的示意图。
图19为以前的具有使用往复阀的反馈回路的液压式无级变速装置的液压回路。
符号说明
2液压伺服机构
3中立位置保持机构
4负荷控制机构
10液压泵
11液压马达
103最大斜盘位置保持机构
104负荷控制机构
203单向阀
204调压阀
具体实施方式
本发明的液压式无级变速装置用于作业车辆，通过设置前进侧与后退侧的排出容量差，同时，使得可相对后退时的负荷控制机构设置工作压力，从而构成高效率地发挥发动机性能的液压式无级变速装置。
实施例1
[整体构成]下面说明本发明的一个实施形式的作业车。
图1为液压式无级变速装置的底面图。
图2为液压式无级变速装置的底面局部截面图。
图3为示出液压式无级变速装置的整体构成的正面局部截面图。
图4为示出液压式无级变速装置的油路板的构成的正面局部截面图。
图5为液压式无级变速装置的液压回路图。
本实施例的液压式无级变速装置(以下简称“HST”)1可用于拖拉机等农用作业车辆，下面，在本实施例中，说明搭载于作为作业机具有装载作业机的作业车辆的场合。
下面，首先说明本发明液压式无级变速装置的整体构成。
如从图1～图3所示那样，在HST1中，将都构成为可变容积型的液压泵10和液压马达11内包于箱体12，同时，在箱体12中还设置了作为调整液压泵10和液压马达11的可动斜盘的斜盘角度、控制各液压泵10和液压马达11的输出回转的机构的液压伺服机构2·2，中立位置保持机构3(最大斜盘位置保持机构103)及负荷控制机构4·104等。液压伺服机构2·2、中立位置保持机构3(最大斜盘位置保持机构103)和负荷控制机构4·104等分别相对液压泵10和液压马达11各设置一对。
下面，如不特别预先告知，则说明液压泵10侧的液压伺服机构2和中立位置保持机构3等。在本实施例中，配置于液压泵10和液压马达11的这些构成(液压伺服机构2·2、中立位置保持机构3(最大斜盘位置保持机构103))为大致相同的构成。
在本实施例中，将液压泵10和液压马达11都构成为可变容积型。也可将至少一方构成为可变容积型，将另一方构成为固定容积型。
在这里，可变容积型的液压泵10由输入轴、缸体、柱塞及接触于柱塞的可动斜盘等构成。可动斜盘接触或接合柱塞的头部，改变滑动量，可调节液压泵10的工作油的排出量。可变容积型的液压马达11与可变容积型的液压泵10同样，由缸体、柱塞及接触于柱塞的可动斜盘构成。可动斜盘接触或接合柱塞的头部，改变滑动量，可调节压力油在液压马达11的吸入量。液压泵10和液压马达11大致平行地并设于油路板210的同一面，压力油通过主油路13从液压泵10供给到液压马达11。
按照这样的构成，来自作业车辆的发动机的驱动力输入到输入轴，驱动液压泵10。在液压泵10和液压马达11，将由液压泵10的驱动力排出的压力油供给到液压马达11，由该压力油的给排驱动液压马达11，将液压马达11的驱动力传递到输出轴。
下面，说明液压伺服机构2。
如图3所示那样，HST1在上下并排设置液压泵10和液压马达11，在液压泵10的一侧方配置液压泵10用的液压伺服机构2，在液压马达11的一侧方将相同的液压马达11用的液压伺服机构2配置到液压伺服机构2的下方。液压伺服机构2由活塞21和配置于该活塞21的内部的阀柱22等构成，收容于HST1的箱体12内部，分别一体地构成。
液压伺服机构2具有内装阀柱22的活塞21。具体地说，在箱体12内，将缸室24形成于液压泵10的可动斜盘的侧部，在缸室24内收容活塞21，活塞21的侧面与可动斜盘的侧部由滑动定程块25连接。在活塞21的轴心位置开设贯通孔，在该贯通孔内可自由滑动地嵌装阀柱22。
在图3中，活塞21形成连通缸室24的上部与下部的油路，通过阀柱22滑动，油路被连通或隔断，将压力油送到活塞21的上下的油室，活塞21朝上下方向滑动。
在阀柱22的下部外周设置嵌合槽26，在嵌合槽26嵌合作为阀柱22的变速驱动构件的销27的一端部27a。销27的另一端部由构成后述的中立位置保持机构3等的扭簧28夹持。销27的一端部27a从开设于箱体12和活塞21侧面的开口12a和开口21a插入到箱体12内部，如上述那样嵌合到嵌合槽26。
通过对与销27进行连动连接的液压伺服机构2的变速操作杆29进行回转操作，从而反抗扭簧28的弹性力使销27朝上下方向(在图3中朝上下方向)移动，与此相随，阀柱22朝上下方向移动。通过这样使手动斜盘角度控制阀23的阀柱22进行滑动操作，改变油路，使活塞21滑动，从而使图中未示出的可动斜盘倾动，对HST1进行变速。
[负荷控制用调压阀]
下面，使用图5所示液压回路说明HST的负荷控制构成。
液压泵10通过图5的左侧的伺服机构2控制斜盘角度，进行排出量控制。在伺服机构2连接变速杆29，对伺服机构2的阀柱22进行操作。图5左侧所示变速杆29为前进后退操作杆，进行作业车辆的前进后退的切换和速度调整。在液压泵10连接中立位置保持机构3，使液压泵10的斜盘成为中立位置地施力。在本实施例中，中立位置保持机构3接触于变速杆29，由弹性力使液压泵10的斜盘成为中立位置。
另外，在液压泵10设置负荷控制机构4，由负荷控制机构4相应于液压泵10的负荷限制斜盘的倾动量。负荷控制机构4相应于主回路13的液压由配置于壳体41内的阀柱40限制阀柱22的移动量。
液压马达11通过图5右侧的伺服机构2控制斜盘角度，从而进行排出量控制。在伺服机构2连接变速杆29，操作伺服机构2的阀柱22。图5右侧所示变速杆29为可变马达的变速杆，进行驱动速度的增减速。另外，设置有最大斜盘位置保持机构103，其进行施力，使得液压马达11的斜盘成为最大斜盘位置。另外，由负荷控制机构104相应于液压马达11的负荷限制斜盘的倾动量。负荷控制机构104相应于主回路13的液压由配置于壳体41内的阀柱140限制阀柱22的移动量。
负荷控制机构4·104分别在主回路13施加设定以上的压力时，使液压泵10的斜盘或液压马达11的斜盘朝减速方向回转。
在连接液压泵10与液压马达11的主油路13中，连接单向阀203和调压阀204。单向阀203连接到液压泵10在前进时压送工作油的一侧，调压阀204连接到在后退时压送的一侧。调压阀204可进行压力设定。
在液压泵10中，使液压泵10的输出特性在前进侧与后退侧不同地构成。在本实施例中，使前进侧的工作油排出量与后退侧的工作油排出量不同地构成，后退侧比前进侧少地构成。
主回路13的安全压力通过全开设定54·54进行，使得主回路13的工作油不足地由供给泵50将工作油供给到主回路13。在供给泵50与油箱间配置自给泵205，使得当发动机停止时主回路13内的工作油不变空。工作油向主回路13的供给压力由溢流阀55调节。供给泵50将控制压力供给到伺服机构2·2和负荷控制机构4·104，通过背压回路206供给工作油。背压回路206进行工作油的逆流防止和过剩的工作油的溢流。
调压阀204从侧方安装到油路板210，成为连接于主回路13的构成。为此，容易进行调压阀204的更换和调节。
单向阀203连接到负荷控制机构4·104，成为将压力油供给到负荷控制机构4·104的控制压力部的构成。单向阀203在液压泵10成为前进侧的场合连接到成为排出侧的油路，在前进时根据主油路13的工作液压对负荷控制机构4·104进行反馈控制。
调压阀204在液压泵10的后退侧的油路中连接主回路13与负荷控制机构4·104，在施加于调压阀204的压力比设定压力大的场合，进行反馈控制。前进时通过单向阀203，后退时通过调压阀204，将压力油供给到负荷控制机构4·104的控制压力部。
在后退时，通过调压阀204进行反馈控制，所以，可独立地调节后退时的反馈控制，可容易地进行与搭载了变速装置的作业车辆的作用方法相应的设定。
图6为示出调压阀的构成的图。图6(a)为调压阀的侧面截面图，图6(b)为示出调压阀的组装构成的截面图。
下面说明用作调压阀204的阀的构成。
阀300为调压阀，由柱塞301、螺栓303、硬球302、弹簧304构成。通过将该阀300安装于油路板210，从而用作调压阀。阀300在柱塞301内安装弹簧304，由弹簧304朝螺栓303的油口对硬球302施力。螺栓303螺旋安装于柱塞301内，导入到柱塞301内的工作油通过贯通螺栓303的油路排出。硬球302接触于螺栓303的工作油排出侧的油口。
这样，对导入至螺栓303内的工作油的硬球302进行推压的力超过弹簧304推压硬球的力时，螺栓303的油口打开，工作油通过螺栓303从柱塞301排出。另外，在螺栓303与柱塞301间配置垫片305，可进行压力的调节。
这样，调压阀204的更换容易，同时，可容易地进行阀300的压力调整。
通过这样构成调压阀204，可设定在后退时开始实施反馈的工作油压力(负荷值)。这样，可进行与液压泵10的特性相应的反馈控制，可提高作业车辆在后退侧的操作的作业效率。
图7为示出前进后退时由液压式无级变速装置获得的牵引力与车速的关系的图。
在图7中，虚线L1为等马力线(发动机停止曲线)，粗线L2为HST溢流线，一点划线L3为负荷控制曲线。通过使用调压阀204，即使使用在前进后退时设置了容量差的液压泵，也可进行与负荷控制曲线相应的HST控制。
等马力线示出由一定发动机输出获得的牵引力与速度的关系，在超过等马力线的场合，在发动机施加输出以上的负荷，有时产生发动机停止。HST溢流线示出为了保护HST而由溢流阀进行工作油的排出的场合的特性，在将过剩压力施加于工作油时，工作油被溢流到排泄管，发动机输出的一部分被浪费。
在前进和后退中，为同样地利用负荷控制机构4·104的构成，对于在后退侧减小泵容量的构成，通过在负荷控制机构的工作压力设置差，从而高效率地利用发动机输出。
因此，后退时通过由调压阀204对负荷控制机构4·104的控制压力进行压力控制，从而可在负荷控制中在不超过等马力线的范围内进行发动机负荷控制。并且，在后退时，可进行效率更高的输出控制。
另外，也可将连接到前进侧的单向阀203作为调压阀203b，调节HST的前进侧的负荷控制曲线。
图8为示出在前进侧和后退侧配置调压阀的构成的液压回路图。
图9为示出图8所示液压回路的前进后退时的牵引力与车速的关系。
在图9中，虚线L1为等马力线(发动机停止曲线)，粗线L2为HST溢流线，一点划线L3为负荷控制曲线。
通过使用调压阀203b·204，即使使用在前进后退时设置了容量差的液压泵，也可进行与负荷控制曲线相应的HST控制，在前进侧也可调节负荷控制曲线。即，通过调节调压阀203b的设定压力，从而可调节L3的位置。这样，可相应于等马力线进行负荷控制，可进行行走与作业机的动力分配调节，可进行高效率的运行。
在前进和后退时，可相应于等马力线进行行走与作业机的动力分配调节。
在调压阀203b中，通过使用用于调压阀204的阀300，从而可容易地进行压力调整。
实施例2
[整体构成]
下面，说明本发明的实施例2。
图10为示出实施例2的液压式无级变速装置的整体构成的正面局部截面图。
首先，说明液压式无级变速装置的整体构成。
如图10所示那样，在HST1中，将都构成为可变容积型的液压泵和液压马达11内包于箱体12。在HST1设置调整液压泵和液压马达11的可动斜盘的斜盘角度并作为控制液压泵和液压马达11的输出的机构的液压伺服机构2·2、中立位置保持机构3(最大斜盘位置保持机构103)及负荷控制机构4·440等。
液压伺服机构2具有内装阀柱22的活塞21，对阀柱22进行操作，从而由液压对活塞21进行驱动，控制可动斜盘的倾动位置。活塞21的侧部与图中未示出的可动斜盘由滑动定程块25连接。
在阀柱22接合与变速杆29连动的销27，通过销27进行阀柱22的操作。另外，负荷控制机构也被连接，为了进行泵的操作，中立位置保持机构3在进行马达11的操作的部分连接最大斜盘位置保持机构103。
[液压构成]
下面，说明实施例2的液压构成。
图11为示出实施例2的液压回路的图。实施例2的液压回路由HST系回路500、伺服系回路510及负荷控制系回路520构成。
液压泵10通过图11中左侧的伺服机构2控制斜盘角度，进行排出量控制。在伺服机构2连接变速杆29，操作伺服机构2的阀柱22。图11中左侧所示变速杆29为前进后退操作杆，进行作业车辆的前进后退的切换和速度调整。另外，在液压泵10设置负荷控制机构4，由负荷控制机构4相应于液压泵10的负荷限制斜盘的倾动量。负荷控制机构4相应于主油路13的液压限制变速杆29的回转。
液压马达11通过图11的右侧的伺服机构2控制排出量。在伺服机构2连接变速杆29，操作伺服机构2的阀柱22。图11的右侧所示变速杆29为可变马达的变速杆，进行驱动速度的增减速操作。另外，由负荷控制机构404相应于液压马达11的负荷限制斜盘的倾动量。负荷控制机构404相应于主油路13的液压由阀柱440限制变速杆29的回转量。
负荷控制机构4·104分别在主回路13施加设定以上的压力时，使液压泵10的斜盘或液压马达11的斜盘朝减速方向回转。在连接液压泵10与液压马达11的主油路13中，连接单向阀203b和调压阀204b。单向阀203b连接到液压泵10在前进时压送工作油的一侧，调压阀204b连接到在后退时压送工作油的一侧。调压阀204可设定压力地构成。
在液压泵10中，使液压泵10的输出特性在前进侧与后退侧不同地构成。在本实施例中，使前进侧的工作油排出量与后退侧的工作油排出量不同地构成，后退侧比前进侧少地构成。
主回路13的安全压力通过全开设定54·54进行控制。在供给泵50与油箱间配置自给泵205。作用于主回路13的工作油的供给压力由安全阀55调节。供给泵50将控制压力供给到伺服机构2·2和负荷控制机构4·104，通过背压回路206供给工作油。背压回路206进行工作油的逆流防止和过剩的工作油的溢流。调压阀204b从侧方安装到油路板210，成为连接于主回路13的构成。因此，容易进行调压阀204的更换和调节。
在实施例2中，负荷控制系回路520由作用于泵侧的负荷控制机构4和作用于马达侧的负荷控制机构404构成。
负荷控制机构4由油室4b和油室4c、活塞40、弹簧4d构成。活塞40将小直径的前端插入到油室4c，将后端插入到油室4c。在油室4d中，活塞40由弹簧4d朝油室4b侧施力。油室4b连接于HST系回路500，相应于液压泵10的排出侧的压力将液压施加于油室4b。由油室4b的液压与弹簧4d的力的差使活塞40移动，减轻泵10的负荷地作用于伺服系回路510的泵操作侧的伺服机构2。
负荷控制机构404由油室404b和油室404c、活塞440、单向节流阀405构成。活塞440将小直径的前端插入到油室404c，将后端插入到油室404c。油室404b连接于HST系回路500，相应于液压泵10的排出侧的压力将液压施加于油室404b。由油室404b与油室404c的压力差使活塞440移动，减轻泵10的负荷地作用于伺服系回路510的马达操作侧的伺服机构2。
在插入了活塞440的后端的油室404c连接单向节流阀405。单向节流阀405为单向的节流阀，在油室404c内的工作油通过单向节流阀405排出的场合，节流起作用，流量受到限制。在工作油通过单向节流阀405流入到油室404c的场合，工作油的流量不受限制。
在活塞440作用于减速侧的场合，排出油室404c内的工作油。为此，可由负荷控制机构404顺利地进行马达11朝减速侧的负荷控制。这样，可防止车速控制中的波动。
油室4c和油室404c连接于背压阀206，通过该背压阀206从泵50接受控制压力的供给。
下面更详细地说明负荷控制机构404。
图12为示出泵和马达的负荷控制的侧面截面图，图13为示出马达的负荷控制机构的正面截面图。
构成负荷控制机构404的油室404b、油室404c、活塞440、单向节流阀405配置于壳体41。在壳体41设置油室404b和油室404c，安装有活塞440和单向节流阀405。
连接于变速杆29的臂29b可自由回转地安装于壳体41，安装于该臂29b的销27插入到设于活塞440中部的开口部。活塞440可相对壳体41自由滑动，通过油室404b与油室404c的压力差的作用而滑动。通过将活塞440接触于销27，从而调整对斜盘的伺服机构进行控制的销27的位置。
沿活塞440的滑动方向配置油室404b、油室404c、单向节流阀405，单向节流阀405从壳体41的外侧通过螺旋安装进行安装。单向节流阀405配置于油室404c与壳体41的油路41b间，油路41b成为供给控制压力的油路。
插入到活塞440的油室404b的前端部构成为比插入到油室404c的后端部小的直径。在活塞440的后端部安装O形密封圈444，油室404c的工作油可不泄漏地流过单向节流阀405。
下面根据图14说明由活塞440进行的销27的位置调节的构成。图14为示出由活塞进行的销的位置调节的示意图。
从图14(a)所示状态，随着HST的负荷的增大，当油室404b的液压增大时，活塞440朝从油室404b脱出的方向移动。另外，随着活塞440的移动，将油室404c内的工作油挤到单向节流阀405。然后，如图14(b)所示那样，销27接触于活塞440的长孔内侧面。另外，活塞440朝从油室404b脱出的方向移动时，销27的位置被调节到马达最大斜盘位置侧。另外，由活塞440的位置限制销27的移动范围。
在活塞440朝从油室404b脱出的方向移动的场合，利用单向节流阀405的节流，抑制活塞440的急剧的移动。这样，可抑制急剧的负荷控制。
下面说明活塞440的大直径部分的构成。
图15为示出活塞的大直径部分的图。(a)为透视图，(b)为侧面图，(c)为平面图，(d)为正面图。
在活塞440中，当将销27调节到最大斜盘位置侧时，使与销27接触的接触面440b比通常的位置更位于滞后侧(油室404b侧)。通过使接触面440b位于滞后侧，从而可在活塞440的急剧的移动受到抑制的状态下，即单向节流阀405有效地动作的状态下，进行销27的位置调整。
由于将负荷控制机构404构成得紧凑而且小型，所以，随着活塞440插入到油室404c，在工作油流入到单向节流阀405的节流孔的过程中，为了节流充分起到效果，需要某种程度的流量。在这里，在节流充分起到效果之前的期间，存在活塞440快速移动的可能性。因此，使单向节流阀405的节流起到效果，以使得在从活塞440最接近于油室104b侧的状态到接触于销27之前的期间性能充分稳定。
在设活塞440的行程为10的场合，销27的行程为13，成为行程差的3为朝图15所示滞后侧的移动量d。另外，在活塞440的后端部安装O形密封圈，将由活塞440的移动产生的油室404c的工作油不漏出地供给到单向节流阀405。这样，促进由节流产生的活塞440的性能的稳定化。
下面说明单向节流阀的构成。
图16为示出单向节流阀的安装状态的图。图17为示出单向节流阀的内部的侧面截面图。
单向节流阀405在中央部构成螺旋槽405g，螺旋安装于壳体41。在单向节流阀405的前端部安装O形密封圈405c，不漏出油室404c的工作油地将其供给到单向节流阀405内。
单向节流阀405由保持架405b、滑阀410、弹簧405j、台座405d及簧环405e构成。在保持架405b上朝伸出方向设置开口部，在其中收容滑阀410。滑阀410从前端插入到保持架405b内，后端由弹簧405j施力。弹簧405j配置于滑阀410与台座405d间，台座405d由安装于保持架405前端的簧环405e固定。
在保持架405b的中途部构成油路405f。在滑阀410的前端构成作为小直径油路的孔口410b，在孔口410b的后端侧构成孔410c。滑阀410具有在后端侧开口的内部空间，该空间与孔口410f和孔410c相接。滑阀410的前端部在自然状态(不对单向节流阀405施加压力差的状态)下接触在设于保持架405b的开口部的油路405f侧的座面。
滑阀410为朝滑动方向伸长的形状，可在保持架405b内稳定地滑动。
图18为示出单向节流阀的工作构成的示意图。(a)为示出没有压力差的状态的图，(b)为示出前端侧的压力高的状态的图，(c)为示出后端侧的压力高的状态的图。
首先，如图18(a)所示那样，在油室404c与油路41b没有压力差的状态下，油室404c与油路41b间没有工作油的来往。
另外，如图18(b)所示那样，当油室404c的液压变高时，工作油通过滑阀410的孔口410b流出到油路41b。此时，工作油由孔口410b限制流量。
另外，如图18(c)所示那样，当油路41b的液压变高时，由工作油的移动使滑阀410朝油室404c侧移动，来自油路41b的工作油通过孔410c流出到油室404c。此时，工作油的流量不受到限制。
这样，在朝减轻马达11的负荷的方向进行负荷控制的场合，由单向节流阀405抑制急速的操作，所以，可提高顺利的负荷控制。
本发明可用于液压式无级变速装置，特别是可用于控制构成液压式无级变速装置的液压泵和/或液压马达的可动斜盘的斜盘角度。
Claims (4)
1.一种液压式无级变速装置，由液压泵和可变容量式液压马达构成，具有根据该液压式无级变速装置受到的负荷进行容量控制的控制机构；其特征在于：
将压力控制阀连接到相应于液压泵的排出侧的液压回路的压力进行容量控制的上述控制机构的控制压力部，进行上述可变泵和马达的容量控制。
2.一种液压式无级变速装置，由液压泵和可变容量式液压马达构成，具有控制机构，该控制机构相应于该液压式无级变速装置受到的负荷由液压伺服机构进行容量控制；其特征在于：
在负荷控制活塞与容量控制机构间设置容量控制的死区，该负荷控制活塞接受液压泵与液压马达间的反馈压力进行工作；该容量控制机构由该活塞作用。
3.一种液压式无级变速装置，其特征在于：将单向节流阀设置到液压式无级变速装置的负荷控制活塞的接受反馈压力的一侧的相反侧，使节流对负荷控制活塞朝泵或马达的容量减小方向的移动产生效果。
4.根据权利要求3所述的液压式无级变速装置，其特征在于：将单向阀构成为盒式，将该单向节流阀构成得可从液压式无级变速装置的外侧直接装拆。
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| C06 | Publication | ||
| PB01 | Publication | ||
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| SE01 | Entry into force of request for substantive examination | ||
| C02 | Deemed withdrawal of patent application after publication (patent law 2001) | ||
| WD01 | Invention patent application deemed withdrawn after publication |
Open date: 20081008 |