CN1016984B

CN1016984B - 无级变速装置

Info

Publication number: CN1016984B
Application number: CN88104693A
Authority: CN
Inventors: 喜多康雄; 中小路义彦
Original assignee: Shimadzu Corp
Current assignee: Shimadzu Corp
Priority date: 1987-07-31
Filing date: 1988-07-30
Publication date: 1992-06-10
Also published as: US4895049A; KR890002581A; DE3854022T2; DE3854022D1; EP0301590B1; JPH01105066A; EP0301590A3; KR910009629B1; JP2646599B2; CN1031126A; EP0301590A2

Abstract

本发明无级变速装置。它具有低速侧高速侧机械传动系统的差动机构；液压传动机构；低速侧高速侧离合器；其特征在于：还设置了对上述液压泵马达的排量进行控制的引入机构。使引入最大设定速度比的运转状态，动力分配停止机构它具有在该运转状态下能强制锁紧低速侧液压泵马达输出入轴的制动机构：排量补偿机构。它能在此运转状态下控制液压泵马达的排量，使上述液压式传动系统回路间的压差为零。

Description

本发明涉及可广泛用于工业机械和车辆等各种工业领域的无级变速装置。

采用液压泵马达的无级变速装置，是所谓液压传动装置（HST）的用途之一，这是人们所熟知的。然而，该变速装置虽然无级变速性能良好，但效率不一定高，速度范围也不能满足要求。所以，开发了这样一种液压机械式无级变速装置（HMT），即液压传动装置和差动齿轮机构并用，两者联合进行动力传输，既能使上述液压传动装置发挥其无级变速作用，又能使齿轮传动机构发挥其高效率性。

也就是说，该无级变速装置是这样构成的，通过向相反方向转换下列4个机构，即可选择低速方式或高速方式：1）具有第1、第2、第3输出入端，构成两种传动系统（一是通过第一输出入端和第2输出入端之间的低速侧机械式传动系统;二是通过第1输出入端和第3输出入端之间的高速侧机械式传动系统）的差动机构，2）将一侧的液压泵马达的输出入轴连接到该差动机构的第2输出入端上，同时将另一侧的液压泵马达的输出入轴连接到上述第3输出入端上，利用这两个泵马达来构成变速液压式传动系统的液压传动机构，3）使上述低速侧机械式传动系统的传动端与设置在输入侧或输出侧的公用旋转零件相接合和分离的低速侧离合器，4）使上述高速侧机械式传动系统的传动端与上述公用旋转零件相接合和分离的高速侧离合器。

并且，通过这样的无级变速装置将发动机的动力传递给车轮而使之行驶的车辆，通常无论是选用上述低速方式还是高速方式，均可控制该无级变速装置的速度比（输出转速/输入转速），使发动机转速（Spee d Engine，以下，有时简称“SE”能随时保持最佳数值（即Speed Desired，以下有时简称“SD”），此最佳数值即与和加速器连动的发动机燃料操纵端的燃料供应量相应的转速。

但是，一般来说，这样的无级变速装置，在用输出转速/输入转速来表示的速度比，小于中间设定速度比（即上述两个传动端的速度相等）的运转区域内，选择出仅连接上述低速侧离合器的低速方式，当上述速度比增大，达到上述中间速度比时，连接高速侧离合器，同时释放低速侧离合器，转移到高速方式。并且，当从高速方式向低速方式转移时，进行相反的动作。

然而，和机械式传动系统相比，如果传动效率较低的液压式传动系统要在整个高速行驶区域内常时间运转，则很难进一步提高无级变速装置的总效率。

作为解决这一难题的方法，现提出了所谓设定最高锁紧状态的方案，即在高速行驶区域内使液压式传动系统停止运转，仅用高速侧机械式传动系统来传递动力。

但是，采用这种方案时，高速方式情况下的速度比一旦超过最大设定速度比，液压式传动系统就停止运转;而速度比一旦低于最大设定速度比，则液压式传动系统就开始运转。因此，根据加速器（油门）在最大设定速度比附近所进行调整或者车辆行驶阻力（输出端所承受的负荷）的变化，以上述设定速度比为界限，液压式传动系统时而进入最高锁紧状态，时而脱离最高锁紧状态，其结果，液压式传动系统频繁地反复起动和停止，为锁紧液压式传动系统而采用的离合器等机构，寿命受到很大影响。

再者，采用这种方案时，由于液压式传动系统的回路之间几乎随时都产生差压，所以，构成该液压式传动系统的液压泵马达及其附属设备，其耐久性很难提高。

本发明正是为了解决上述问题的。

本发明的目的是：提供一种改进型的无级变速装置，该装置增设了可将本装置控制在低、高速及最高锁紧状态，控制液压泵马达的排量及使低，高压液压迥路的压差可为零;可将液压泵马达的输出入轴强制锁紧的引入机构;排量补偿机构及动力分配停止机构，由此提高传动效率并提高机件寿命。

为达到上述目的，本发明提供具有以下机构的无级变速装置，它包括：在输出入端之间并列地形成低速侧机械式传动系统和高速侧机械式传动系统的差动机构;成对的液压泵马达的各个输出入轴分别连接在上述各机械式传动系统的中间，利用这两种液压泵马达来构成变速液压传动系统的液压传动机构;使上述低速侧机械式传动系统的传动端与设置在输入侧或输出侧的公用转动零件相接合和分离的低速侧离合器，使上述高速侧机械式传动系统的传动端与上述公用转动零件相结合和分离的高速侧离合器;在用输出转速/输入转速来表示的速度比，小于上述低速侧离合器和高速侧离合器之转速差为零的中间设定速度比的、运转区域内，可以选择仅连接低速侧离合器的低速方式（状态）;在上述速度比大于上述中间设定速度比的运转区域内，可以选择仅连接上述高速侧离合器的高速方式，其特征在于：在这种无级变速装置内还设置了以下机构：在上述速度比按上述高速方式接近于低速侧液压泵马达基本停止的最大设定速度比，并达到一定程度以上时，对上述液压泵马达的排量进行控制，进入最大设定速度比的运转状态的引入机构;动力分配停止机构，它配置有在该运转状态下能强制地锁紧低速侧液压泵马达输出入轴的制动机构;在此状态下控制液压泵马达的排量，使上述液压式传动系统回路间的压差为零的，排量补偿机构。

再者，可以采用带式制动器、棘轮式的单向离合器或同步啮合式的离合器，作为动力分配停止机构的制动机构。并且，动力分配停止机构除了配备制动机构外，也可以配备以机械方式将高速侧液压泵马达从机械式传动系统中分离出来的分离机构，或者配备使高速侧液压泵马达的空转扭矩损耗减小的扭矩损耗控制机构。

在以高速方式运转的过程中，当速度比接近使低速侧液压泵马达基本停止的最大设定速度比的规定值以上时，液压泵马达的排量受到控制，从而强制进入最大设定速度比的运转状态。并且，在此状态下低速侧液压泵马达的输出入轴被强制锁紧，同时，液压式传动系统的回路间压差为零，即输出入轴处于最高锁紧状态。因此，输入的全部动力均通过高速侧机械式传动系统进行输出，同时，沿着使动力源的实际转速（SE）向目标转速（SD）靠拢的方向逐渐变换变速比，这样一种通常的无级变速控制被中断。并且，在被置于这种最高锁紧状态下的期间内，例如，原动机的实际转速与目标转速之间所产生的偏差超过规定的幅度时，可以不向通常的无级变速控制转移，而使液压传动系统保持锁紧状态，这样可以保持较大的偏差幅度。所以，高速方式和最高锁紧方式不会频繁地转换，锁紧液压泵马达输出入轴所用的离合器等机件，其转换频率可以大幅度减小。

而在被置于该最高锁紧状态下的期间内，不进行通常的变速控制，而进行使高低两回路间的差压基本上为零的控制。因此，液压泵马达内的漏泄损耗和随压力而变化的扭矩损耗将减小。

其结果，无级变速装置的传动效率提高，同时上述液压泵马达大体上完全从负荷中解脱出来。当接近最大设定速度比时可以这样控制：使液压泵马达的排量连续变化，进入最大设定速度比的运转状态，把基本上停止了的液压泵马达锁紧。此后的压差控制也是通过连续变化排量来进行的。因此，运转状态不会突然变化，可以防止对车辆乘坐人员带来不舒适的冲击。

在这种最高锁紧状态下，由于不能实现把发动机转速降低到目标转速的最佳控制，所以发动机的效率有可能稍微降低。但在上述方式下，由于提高了无级变速器的效率，并且其提高量超过了发动机效率的降低量，所以系统整体的效率得到了提高。

再者，制动机构若采用带式制动器或棘轮式单向离合器，则可以用最少的结构零件把低速侧液压泵马达的输出入轴妥善地锁紧。如果制动机构采用同步啮合离合器，那么，即使对排量的控制精度不高，也能使上述低速侧液压泵马达的输出入轴妥善锁紧。

除了这种制动机构外，如果再设置上述分离机构和扭矩损耗控制机构，那么，最高锁紧时在高速侧液压泵马达部分可能产生的空转摩擦所造成的扭矩损耗也能减小或消除，效率可进一步提高。

如上所述，本发明在接近最大设定速度比的情况下强制进入最大设定速度比的运转状态，把一侧的液压泵马达锁紧。同时把液压式传动系统的回路间压差大致上调整到零，由于仅仅依靠高速侧机械式传动系统来传递动力，所以可大大提高系统整体的效率。并且，在此情况下还可以获得这样的效果，即在最高锁紧方式下，由于液压泵马达处于无负荷状态，所以，该液压泵马达及其附属设备的耐用性得以提高。

附图的简单说明，附图表示本发明的实施例，图1是系统说明图，图2（a）、（b）、（c）是说明液压泵马达控制状态的说明图，图3是表示控制内容概要的流程图。4……差动机构，7.……一侧的液压泵马达，8.……另一侧的液压泵马达，12.…… 液压传动机构，13……公用旋转零件，14……低速用离合器，15……高速用离合器，35……制动机构（锁紧离合器），50……动力分配停止机构，51……引入机构、排量补偿机构（计算机），a、b……机械式传动系统，A、B……液压式传动系统。

以下参照附图对本发明的实施例加以说明。

涉及本发明的无级变速装置，如图1中的简图所示，它具有以下4个机构：①差动机构4此机构具有第1、第2、第3输出入端，它是由通过其第1输出入端1和第2输出入端2之间的低速侧机械式传动系统a和通过第1输出入端1和第3输出入端3之间的高速侧机械式传动系统b二者并列形成，②液压传动机构12，该机构通过齿轮5、6把一侧的液压泵马达7的输出入轴7a连接到差动机构4的第2输出入端2上，同时通过齿轮9、11把另一侧的液压泵马达8的输出入轴8a连接到上述第3输出入端3上，以利用这两个泵马达7、8来构成变速的液压式传动系统A、B，③低速侧离合离14，该离合器使上述低速侧机械式传动系统a的传动端与做为公用旋转零件的中心轮毂13相接合和分离，④高速侧离合器15，该离合器使上述高速侧机械式传动系统b的传动端与上述中心轮毂13相接合和分离。并且，通过齿轮16、17把中心轮毂13连接到输出轴（输出端）18上。

差动机构4是行星齿轮式的，均等地设置在圆周方向上的多个行星齿轮21的内侧设置了太阳齿轮22，同时，其外侧与内齿轮23-相啮合。并且，以支承上述各行星齿轮21的齿轮架24的中心为上述第1输出入端1，在该输出入端1上设置了与动力源19相连接的输入轴（输入端）25。把上述太阳齿轮22的支承轴22a的端头作为上述第2输出入端2，把上述齿轮5固定在该输出入端2上。再把上述内齿轮23的轮毂23a的端头作为上述第3输出入端3，把上述齿轮9设置在该输出入端3上。

上述低速侧的机械式传动系统a由上述行星齿轮21、太阳齿轮22、齿轮5、齿轮6、下述前进用离合器26、齿轮28和齿轮29构成，最后的齿轮29的轮毂部29a具有该机械传动系统a的传动端作用。另一方面，高速侧机械式传动系统b由上述行星齿轮21和内齿轮23构成。上述内齿轮23的轮毂部23a具有该机械式传动系统b的传动端作用。

再者，上述液压传动机构12通过与通常的液压传动装置相同的液压回路31，把变量液压泵马达7和变量液压泵马达8串联在一起，通过齿轮6、5把上述液压泵马达7的输出入轴7a连接到上述太阳齿轮22的支承轴22a上，同时，通过齿轮11、9把上述液压泵马达8的输出入轴8a连接到上述内齿轮23上。而32是连接在上述液压回路31上的辅助泵。

在上述差动机构4的第2输出入端2和上述另一液压泵马达7之间设置了输出方向转换机构33。输出方向转换机构33通过前进用离合器26把齿轮6连接到另一个液压泵马达7的输出入轴7a上，同时，把锁紧离合器35设置在上述齿轮6和紧固零件34之间。前进用离合器26仅仅在使车辆后退时才被分离，在向前行驶时该离合器总是处于接合状态。因为锁紧离合器35兼有两种功能;即在后退时把差动机构4的第2输出入端2锁紧的功能，和在最高锁紧状态下把以极低速度运转的另一台液压泵马达7的输出入轴7a硬性锁紧的功能，即制动机构的功能，所以其结构能使上述输出入轴7a与紧固零件34相结合和彼此脱开。也就是说，由于该锁紧离合器35能利用传动装置46使安装在紧固零件34上的棘爪37与棘轮36相结合，因而在向前行驶的低速方式下，对齿轮6的旋转不加制动，在进入下述最高锁紧方式时和后退时，禁止齿轮6一侧的旋转，对差动机构4的第2输出入端2的旋转加以制动。而且，在该实施例中把此锁紧离合器35作为制动机构，构成了动力分配停止机构50。上述各离合器14、15、26，可以采用湿式或干式的多片离合器，也可以采用所谓同步啮合离合器。并且这些离合器14、15、26，可通过传动机构进行断续操作。再者，这些传动机构41、42、43、46以及为变更上述液压泵马达7、8的排量而采用的传动机构44、45，均由计算机51进行控制。该计算机51还担负与本发明有关的引入机构和排量校正机构的功能。

计算机51是由通常的微型计算机系统构成的，该系统中配备了中央运算处理装置52、各种存储器53和接口54。而且，下列信号分别输入到该接口54内：①信号P，它来自为检测输出转速用的转速检测器55，②信号q，它来自为检测输入转速用的转速检测器56，③信号r，它来自设置在液压回路31的回路部分31a（当选择低速方式时回路为高压）上的压力检测器57，④信号S，它来自设置在回路部分31b（当选择高速方式时回路为高压）上的压力检测器58，⑤信号t，其大小与加速器（该加速器用于控制动力源发动机19的输出转速）操作量成比例。并且，从该接口54输出下列信号：①信号U，它用于驱动低速侧离合器14的传动机构41，②信号V，它用于驱动高速侧离合器15的传动机构42，③信号W，它用于驱动前进离合器26的传动机构43，④信号x、y，它用于驱动传动机构44，45，二传动机构用于调节液压泵马达7、8的排量，⑤信号z，它用于驱动锁紧离合器35的传动机构46。

在该计算机51的存储器53内，以图2（b）所示的状态存储了对低速方式和高速方式进行转换控制用的程序和实施本发明所用的程序（图3表示其概念）。

下面对车辆前进时（前进离合器26已被接合的状态）无级变速装置的动作加以说明。

首先，在以输出转速/输入转速来表示的速度比e小于中间设定速度比e_m的运转区域内，选择出连接低速侧离合器14，释放高速侧离合器15的低速方式。

具体来说，根据由转速检测器55检测出的输出转速和由转速检测器56所检测出的输入转速，依次计算上述速度比e。中间设定速度比e_m对应于上述低速侧机械式传动系统a的传动端与高速侧机械式传动系统b的传动端二者的速度相等时的速度比e（参见图2a的M点）。并且，在该低速方式下，借助从上述差动机构4的第1输出入端1和第2输出入端2之间通过的低速侧机械式传动系统a，把输入侧和输出侧直接连结起来，从发动机19输入的一部分动力通过该机械式传动系统a，直接传送到输出轴18上。

这时，上述一侧的液压泵马达7作为马达使用，上述另一侧的液压泵马达8作为泵使用。也就是说，上述差动机构4的第3输出入端3的转矩，通过在上述两种泵马达7和8之间形成的液压传动系统A，传递到上述输出轴18上。并且，在该低速方式条件下，如图2（b）所示，使上述另一液压泵马达8的排量增加（参见图中实线F），在其排量达到最大值之后，使另一台液压泵马达7的排量逐渐减小（参见图中虚线G），其结果，上述输出轴18相对于输入轴25的旋转速度逐渐增大。再者，图2中的双点划线H表示采用完全无漏泄损耗的理想液压泵马达时的理论值。所以，在采用现实的液压泵马达7、8进行控制时，沿着相对于该理论值（二点划线H）来说有一定偏差的特性曲线（实线F和虚线G），进行其排量的控制。也就是说，上述液压泵马达7、8，作为泵使用时，必须采取比理论值稍大的排量值;作为马达使用时，必须采取比理论值稍小的排量值。于是，当方式转换时必须对漏泄所造成的上述偏差加以补偿，利用低速侧液压泵马达7进行这种偏差补偿。

上述液压泵马达7、8的排量控制方法是，把动作指令信号输出到传动机构44、45，使对应于加速器操作量的目标转速（SD）和转速检测器56所检测出的发动机19的实际转速（SE）相等。再者，上述目标转速（SD）要对应于例如能适应各加速器操作量的、燃料费最低的动力源19的转速，预先通过实验确定后制成图表存储在存储器53内。所以，各运转状态下的目标转速（SD）根据依次输入的加速器操作量来选定。在这种低速方式下，当速度比达到中间设定速度比e_m，低速侧离合器14和高速侧离合器15的转速相等（图2a的M点）时，连接高速侧离合器15，而后释放低速侧离合器14，转移到高速方式。

在该高速方式下，形成这样一种通过上述差动机构4的第1输出入端1和第3输出入端3之间的机械式传动系统b，输入的一部分动力通过该机械式传动系统b，直接传递到输出轴18上。这时一台液压泵马达7作为泵使用，另一台液压泵马达8作为马达使用。也就是说，上述差动机构4的第2输出入端2的转矩，通过在上述液压泵马达7和另一台液压泵马达8之间形成的液压传动系统B，传递到上述输出轴18上。并且，在该高速方式下，如图2所示，使上述液压泵马达7的排量逐渐增大（参见图中虚线G），在其排量达到最大值之后使另一台液压泵马达8的排量逐渐减小（参见图中实线F），其结果，上述输出轴18相对于上述输入轴25的转速逐渐增大。

再者，这时的液压泵马达7、8的排量控制，也是把动作指令信号输出到转动机构44、45上，使对应于加速器操作量的目标转速（SD）和转速检测器56所检测出的发动机19的实际转速（SE）相等。

在这种高速方式（参见图3中的第61步）中，当转速比接近最大设定速度比eT达一定程度时，即超过设定值eT₁时（参见图3中的第62步），通过控制液压泵马达8的排量，硬性进入最高锁紧方式（图3中的第63步），把转速比固定在最大设定速度比eT上。也就是说，当进入该最高锁紧方式时，对另一台液压泵马达8的排量进行控制，一旦达到零以下时，只要以极低速度工作的液压泵马达7进行微小的反转就把该液压泵马达7的输出入轴7a锁紧。而液压泵马达7之所以稍许反转后再锁紧，是为了让棘爪37能顺利地与连接在输出入轴7a上的单向超越离合器的棘轮36相结合。之后，立即对上述液压泵马达8的排量进行控制，将液压传动系统A、B的回路间压差，即两个回路部分31a、31b之间的压差调整到零，定为最高锁紧方式（图3中的第64步）。然后，这一控制能驱动传动机构45，使设置在液压传动机构12的两个回路部分31a和31b上的压力检测器57、58的检测值相等。

并且，在这一最高锁紧方式下，当根据加速器操作量确定的目标转速（SD）和由转速检测器56检测出的发动机19的实际转速（SE）的差（SD-SE）超过一定范围a时（图3中的第65步），则释放锁紧离合器35，脱离最高锁紧方式（图3中的第66步），恢复到高速方式。再者，所谓目标转速（SD）和实际转速（SE）之差超过一定的范围a，是指操作人员要求加速，使加速器操作量增大（这时SD上升），以及尽管操作人员使加速器操作量大体保持一定，但由于输出端负荷增大，使SE下降。在这种情况下，由于减小对发动机19本身的负荷是最好的办法，所以，解除液压传动机构B的锁紧状态，转移到高速方式。

再者，高速方式和低速方式的转换控制，可根据上述速度比、低速侧离合器14和高速侧离合器15的速度差以及目标转速（SD）和发动机实际转速（SE）的差，适当进行。

这样，相对于输入转速来说输出转速提高，在其接近极限的高速区域内，上述通常的无级变速控制被中断，强制进入仅仅靠高速侧机械式传动系统b来传递动力的最高锁紧方式。并且，一旦设定为最高锁紧方式，只要目标转速（SD）与发动机19的实际转速（SE）的偏差不超过一定幅度a，就不会恢复到高速方式。因此，即使在设定速度比eT₁附近较长时间使用，也能防止锁紧离合器35频繁地转换，并且容易延长离合器35以及使离合器35动作的传动机构46等机件的寿命。

在最高锁紧方式下，不仅把液压泵马达7的输出入轴7a锁紧，使其动作能切实停止，而且，能控制另一液压泵马达8的排量，使回路部分31a、31b之间的压差基本上达到零。于是，把高速侧液压式传动系统B的传动比率调整到零，仅仅依靠高速侧机械式传动系统b来传递动力。因此，如果能确保把液压式传动系统B（其传动效率低于机械式传动）的动力传递比率调整到零的这种运转区域，则可以提高系统效率（参见图2c），也就是说，如上所述，在使液压泵马达7完全停止运转的同时，如对另一液压泵马达8进行控制，使回路间差压为零，那么，工作流体的发热和噪声的产生可以大大减少。同时，液压泵马达7、8内部的漏泄损耗减小，随压力而变化的转矩损耗也将减小。因而，使液压传动系统A、B中的能量损耗减小，无级变速装置的传动效率大大提高。所以，即使发动机19的实际转速（SE）和目标转速（SD）稍有差异，也可以提高系统整体的效率，达到节约燃料费用的目的。这样，液压传动系统A、B的回路间压差调整到零的机会如果增加，那么，液压泵马达7、8及其附属设备的耐久性也将提高。

再者，在图2的a、b、c中，N点表示速度比e达到了设定值eT₁时的状态，O点表示进入速度比e为最大设定速度比e_T的状态时的那点，P表示把低速侧液压泵马达的输出入轴7a锁紧后的压差达到零的阶段，Q点表示再次使高速侧泵马达的分离机构和转矩损耗控制机构（图中未示出）工作的状态。

以上叙述了本发明的一个实施例，但上述差动机构不限于行星齿轮式，也可以是錐齿轮式的。

并且，动力分配停止机构的制动机构，不仅仅限于上述爪形离合器，例如，也可以采用带式制动器的或同步啮合离合器。也就是说，当采用带式制动器时，在低速侧液压泵马达的输出入轴一侧安装制动鼓。同时，在该制动鼓上缠绕由固定端支承的制动带，用传动机构调节制动带的松紧程度，即可施加适当的制动力。当采用同步啮合离合器时，可在低速侧液压泵马达的输出入轴一侧，设置具有圆錐离合器面部的爪形齿轮。同时，在外圆上配置了具有花键部分的固定轮毂，使轴芯与其爪形齿轮相一致。在上述爪形齿轮的圆錐离合器面部外嵌同步器锁止环，同时，在上述轮毂的花键部位装配一个在中心轴方向上可以滑动的套管。并且，把上述轮毂侧所支承的同步键以转动配合方式安装到同步器锁止环上的沟槽内，使其发挥同步作用，要使上述套管能与上述爪形齿轮相啮合。

这样，在单向超越离合器不采用棘轮方式的情况下，当一侧的液压泵马达被锁紧时另一侧的液压泵马达的排量，也可以不必控制到使前一台液压泵马达反转的程度。

再者，对动力分配停止机构并不限定只能采用上述制动机构，此外，也可以配备能把高速侧液压泵马达从机械式传动系统中分离出来的分离机构。该分离机构可以采用湿式或干式的多片离合器，或者采用符合上述要求的同步啮合离合器。

另外，动力分配停止机构除具有制动机构外，也可以配备能减小高速侧液压泵马达空转转矩损耗的转矩损耗控制机构。转矩损耗控制机构，示于以前申请的特许昭61-160578号专利中，其结构包括以下组成部分：①作为高压侧液压泵马达8，在内圆上形成錐形面的机壳、②其轴心与该机壳的轴心相平行，端部外圆上形成錐面的枢轴，③与该枢轴外圆錐面自由旋转配合、和枢轴一起安装在上述机壳偏心位置上的汽缸筒，④以出入灵活的方式与汽缸（以放射状设置在汽缸筒上的汽缸）相配合的多个活塞，⑤在与上述机壳轴心同心的情况下，外圆与机壳的上述錐面相拼接，内圆与上述各活塞（从上述汽缸筒突出来的活塞）相拼接的扭矩环。采用的工作原理是，该扭矩环与上述汽缸筒同步旋转时，随着各活塞的周期性出入动作，可以发挥泵的作用或马达作用。于是，该液压泵马达8使枢轴滑动，通过改变上述汽缸筒的偏心量，即可调整其排量。并且，在液压泵马达8上设置了上述扭矩损耗控制机构。该扭矩损耗控制机构配置了上述扭矩环，使其能相对于机壳轴心方向进行位移。同时，在该扭矩环的端头及与其相对设置的外壳内侧之间设置压力袋，该压力袋连接到上述控制压引入口。并且，在上述最高锁紧方式下把控制压供给到控制压引入口。于是当向该压力引入口供应控制压力时，上述扭矩环就在轴心方向上产生位移，离开机壳，摩擦阻力降低，液压泵马达8的空转扭矩损耗减小。扭矩损耗控制机构也可以采用这样一种结构，例如在以前申请的特愿昭61-160577号专利所披露的，在基本结构与上述内容相同的液压泵马达中，当供应控制压力时，汽缸筒离开枢轴上浮，使空转时的摩擦阻力减小。

如果采用这种备有分离机构和扭矩损耗控制机构的动力分配停止机构，那么，高速侧液压泵马达空转时所产生的动力损耗也可以消除或减小，因而能进一步提高效率。

再者，液压传动机构的结构也并非仅限于上述实施例一种，还可以采用各种形式，例如把液压泵马达制成固定容量型的。

在上述实施例中，对于在输入侧配置了差动齿轮机构的输入分配方式进行了说明，但这些说明对于输出分配方式也同样适用。

Claims

1、一种无级变速装置，它具有以下部件：在输出入端之间并列地形成低速侧机械式传动系统和高速侧机械式传动系统的差动机构；成对的液压泵马达的各个输出入轴分别连接在上述各机械式传动系统的中间，利用这两种液压泵马达来构成变速的液压式传动系统的、液压传动机构；使上述低速侧机械式传动系统的传动端与设置在输入侧或输出侧的公用旋转零件相接合和分离的低速侧离合器；使上述高速侧机械式传动系统的传动端与上述公用旋转零件相接合和分离的高速侧离合器；其运转方式是这样选择的，即在用输出传速/输入转速来表示的速度比小于上述低速侧离合器和高速侧离合器之转速差为零的中间设定速度比的运转区域内，可选择仅连接低速侧离合器的低速方式，在上述速度比大于上述中间设定速度比的运转区域内，可以选择仅连接上述高速侧离合器的高速方式；

其特征在于：

在上述无级变速装置内，还设置了以下机构：引入机构、它能在上述速度比按上述高速方式接近于使低速侧液压泵马达基本停止的最大设定速度比并达到一定程度以上时，对上述液压泵马达的排量进行控制，使进入最大设定速度比的运转状态；动力分配停止机构它具有在该运转状态下能强制锁紧低速侧液压泵马达输出入轴的制动机构；排量补偿机构，它能在此运转状态下控制液压泵马达的排量，使上述液压式传动系统回路间的压差为零。

2、按照权利要求1所说的无级变速装置，其特征在于所说的制动机构是带式制动器。

3、按照权利要求1所说的无级变速装置，其特征在于所说的制动机构具有棘轮和棘爪该棘爪与上述棘轮相啮合，限制棘轮按一定方向旋转。

4、按照权利要求1所说的无级变速装置，其特征在于所说的制动机构是同步啮合离合器。

5、按照权利要求1～4所说的无级变速装置，其特征在于所说的动力分配停止机构除具有上述制动机构外，还备有用机械方法把高速侧液压泵马达从机械式传动系统中分离出来的分离机构。

6、按照权利要求1～4所说的无级变速装置，其特征在于所说的动力分配停止机构除备有上述制动机构外还备有使高速侧液压泵马达空转扭矩损耗减小的扭矩损耗控制机构。