CN103375560A - 液压式无级变速装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种液压式无级变速装置。HST（2）具备液压泵（14）、液压马达（15）及对该液压泵（14）与该液压马达（15）进行流体连接的由第一、第二主油路（29A、29B）构成的闭回路（29）。该液压泵（14）的柱塞缸体（19）及液压马达（15）的柱塞缸体（24）被收容在筒状的中间壳体（16）中，与在各柱塞缸体（19、24）的外周面开口的柱塞缸体油孔（19c1、24c1）连通地在该中间壳体（16）的一侧部构成第一主油路（29A），在另一侧部构成第二主油路（29B）。在该中间壳体（16）的内周面与各柱塞缸体（19、24）的外周面之间设置产生油的动压作用的轴承间隙，把柱塞缸体（19、24）流体支承在中间壳体（16）上。

Description

液压式无级变速装置

技术领域

本发明涉及由闭回路对液压泵和液压马达进行流体连接的液压式无级变速装置（以下称为“HST”），特别是涉及构成上述闭回路的中间壳体的配置构造、上述液压泵和液压马达中的柱塞缸体的支承构造。另外，涉及与该中间壳体的配置构造对应地对该闭回路强制性地补给工作油。

背景技术

如在日本特开2008-281180号公报中公开的那样，在以往的HST中，与液压泵的泵轴一起转动的第一柱塞缸体和与上述液压马达的马达轴一起转动的第二柱塞缸体都是开设了各个柱塞缸体油孔的平坦面，与共通的板状或块状的中间壳体（油路构件）的平坦面能滑动地抵接（以下，将该第一、第二柱塞缸体及该中间壳体相互抵接的平坦面称为滑动面）。

在该中间壳体内，形成对作为液压泵的第一柱塞缸体和作为液压马达的第二柱塞缸体进行流体连接的作为闭回路的一对主油路，这些主油路通过在该中间壳体的滑动面作为泵用壳体油孔及马达用壳体油孔进行开设，将第一、第二柱塞缸体的滑动面与该中间壳体的滑动面抵接，从而第一柱塞缸体的柱塞缸体油孔经泵用壳体油孔，第二柱塞缸体的柱塞缸体油孔经马达用壳体油孔，分别与两主油路连通。

发明内容

发明所要解决的课题

如上述那样结构的HST存在以下问题，即，若因为由高负荷运转、高速运转等施加在HST上的负荷变大，在上述壳体油孔与上述柱塞缸体油孔之间流动的工作油的液压变得过大，则上述柱塞缸体的滑动面与上述中间壳体的滑动面之间被该液压推开，工作油从该扩大了的间隙漏出到外部。

并且，关于上述壳体油孔，如上述那样，其形状一般是腰子形状，其大小也被上述柱塞缸体的滑动面的大小限制，所以，壳体内油路的油路截面积并不那么大，循环流量少，存在导致流速的下降、压损的增加、噪声的产生的问题。特别是在处于低温时工作油的粘度高的情况下，有时不能对液压泵与液压马达之间进行流体连接，HST不能起动。

此外，以往的中间壳体还存在以下问题，即，因为与两柱塞缸体抵接的原因，对气冷有效的壳体表面积窄，因此，若因为高负荷运转、高速运转等，工作油的油温变高，则因粘度下降所导致的工作油的向外部的漏出变得剧烈。

并且，以往的中间壳体还存在以下问题，即，由于需要与两柱塞缸体的滑动面抵接，所以，其形状、位置受到很大的限制，因此，不能容易地改变泵轴、马达轴的位置关系，限定向HST的输入方向及输出方向，安装该HST的设备的设计自由度变低。

另外，上述泵轴、马达轴存在以下问题，即，从稳定支承的观点看，由于上述泵轴、马达轴的两端在收容液压泵、液压马达的箱体与上述中间壳体之间经轴承等在两端被支承，因此导致由该轴承等所产生的部件成本的增加、装置尺寸的大型化。特别是若在同一轴心上连续设置液压泵、液压马达，则有时装置的总长变得非常长。

为了解决课题的手段

为了解决上述那样的问题，本发明使用以下那样的技术性的解决手段。本发明的HST（2）由闭回路（29）对液压泵（14）和液压马达（15）进行流体连接而构成，该闭回路（29）由第一、第二主油路（29A、29B）构成。上述液压泵（14）具备泵轴（11）、第一柱塞缸体（19）、和多个柱塞（20），第一柱塞缸体（19）与该泵轴（11）一起旋转，多个柱塞（20）分别在轴向滑动自如地插嵌在形成于该第一柱塞缸体（19）的多个柱塞室（19a）中。上述液压马达（15）具备马达轴（12）、第二柱塞缸体（24）、和多个柱塞（25），第二柱塞缸体（24）与该马达轴（12）一起旋转，多个柱塞（25）分别在轴向滑动自如地插嵌在形成于该第二柱塞缸体（24）的多个柱塞室（24a）中。上述HST（2）设有中间壳体（16），该中间壳体（16）内插有该第一柱塞缸体（19）及该第二柱塞缸体（24）。在上述第一柱塞缸体（19）及上述第二柱塞缸体（24）内设有柱塞缸体油孔（19c1、24c1），该柱塞缸体油孔（19c1、24c1）与各柱塞室（19a、24a）连通，并开设在该第一、第二柱塞缸体（19、24）各自的外周面（19e、24e）上。在上述中间壳体（16）内，沿上述泵轴（11）及上述马达轴（12）的轴心方向设有第一壳体内油路（36、37、38）及第二壳体内油路（39、40、41）。在与上述第一柱塞缸体（19）的上述外周面（19e）面对的上述中间壳体（16）的内周面（16e）上设有周向的第一给排槽（16e1）及第三给排槽（16e3），在与上述第二柱塞缸体（24）的上述外周面（24e）面对的上述中间壳体（16）的内周面上，设有周向的第二给排槽（16e2）及第四给排槽（16e4）。上述第一壳体内油路（36、37、38），由上述第一给排槽（16e1）与上述第一柱塞缸体（19）的上述柱塞缸体油孔（19c1）连接，并且，由上述第二给排槽（16e2）与上述第二柱塞缸体（24）的上述柱塞缸体油孔（24c1）连接，由该第一壳体内油路（36、37、38）及该第一、第二给排槽（16e1、16e2）构成上述闭回路的第一主油路（29A）。上述第二壳体内油路（39、40、41），由上述第三给排槽（16e3）与上述第一柱塞缸体（19）的上述柱塞缸体油孔（19c1）连接，并且，由上述第四给排槽（16e4）与上述第二柱塞缸体（24）的上述柱塞缸体油孔（24c1）连接，由上述第二壳体内油路（39、40、41）及第三、第四给排槽（16e3、16e4）构成上述闭回路（29）的第二主油路（29B）。

如以上那样构成的HST（2）取得以下那样的效果。即，在由上述闭回路（29）使工作油循环时，即使因为高负荷运转、高速运转等原因该工作油的液压变得过大，由于具有内周面的中间壳体（16）相对于内压的刚性高，所以，该中间壳体（16）的内周面（16e）与柱塞缸体（19、24）的外周面（19e、24e）的间隙几乎不会变化，能防止工作油从该间隙向外部的漏出。另外，包围上述中间壳体（16）的内周面的壁在轴心方向具有充分的截面积，通过使作为各主油路（29A、29B）的轴心方向的壳体内油路（36、37、38、39、40、41）的条数增加，或进一步增大该壁的壁厚而使各壳体内油路（36、37、38、39、40、41）每一条的截面积增加，能使得壳体内油路（36、37、38、39、40、41）整体的油路截面积足够大，由此，能实现液压泵（14）与液压马达（15）之间的循环流量增加，流速的上升、压损的减少、噪声的抑制，特别是能提高低温起动性能。此外，能使上述中间壳体（16）的整个外周面作为散热部起作用，作为散热部起作用的壳体表面积变宽，能使用气冷、油冷等方式的冷却手段简单地抑制因为高负荷运转、高速运转等导致工作油的油温变高。并且，即使在以油冷为目的把HST装填配置在变速箱内的底部的情况下，柱塞缸体（19、24）等旋转体因为被容纳在中间壳体（16）中，所以，不成为油的搅拌阻力，抑制发动机功率的损失，能实现车辆的燃耗降低。

在上述HST（2）中，通过在中间壳体（16）的内周面（16e）与上述第一柱塞缸体（19）的外周面（19e）之间及上述中间壳体（16）的内周面（16e）与上述第二柱塞缸体（24）的外周面（24e）之间分别设置使油的动压作用产生的轴承间隙，把该第一柱塞缸体（19）及该第二柱塞缸体（24）流体支承在该中间壳体（16）上。

作为这样利用动压作用进行流体支承的效果，能减轻施加在机械式轴承上的负荷，能实现机械式轴承的小型化，进而能不用机械式轴承地仅通过流体支承对柱塞缸体（19、24）进行支承，由此，能实现成本低廉、部件个数的削减、装配性的提高。另外，能相应于机械式轴承的缩小或削减的量缩短泵轴（11）、马达轴（12）的轴心方向的柱塞缸体（19、24）的长度，还带来HST（2）的紧凑化。并且，能实现HST（2）中的因为磨损、发热胶着的减轻所产生的部件的寿命延长、动力传递效率的提高及噪声的抑制。

并且，通过在上述第一、第二柱塞缸体（19、24）的外周面及上述中间壳体（16）的内周面中的至少任一个上设置动压槽（35），来设置上述轴承间隙。

这样，通过利用第一、第二柱塞缸体（19、24）的外周面或中间壳体（16）的内周面（16e）形成动压槽（35），能构成上述轴承间隙，能实现上述的柱塞缸体（19、24）的流体支承。关于动压槽（35），可考虑以下各种各样的形状、配置，即，做成箭尾形状槽、多圆弧形状槽，在周向排列这些槽，另外，在轴心方向将这样的槽的周向列排成一列或多列等，通过这样的动压槽的形态的设计，能实现对于柱塞缸体（19、24）的流体支承最佳的动压作用。

另外，在上述中间壳体（16）上设置分隔壁（16g），该分隔壁（16g）配置在上述第一柱塞缸体（19）与上述第二柱塞缸体（24）之间，在该第一柱塞缸体（19）及该第二柱塞缸体（24）各自的端部与上述分隔壁（16g）之间在面对的端面上设置能向该分隔壁（16g）供给上述柱塞室（19a、24a）内的压力油的开口。

由这样设置的分隔壁（16g），能滑动自如地支承各柱塞缸体（19、24）的端部，承受作用在各柱塞缸体（19、24）上的推力载荷，另一方面，由上述开口，能使该分隔壁（16g）相对于该柱塞缸体（19、24）的端部的摩擦阻力减少，实现HST（2）中的因为磨损、发热胶着的减轻所产生的部件的寿命延长、动力传递效率的提高、及噪声的抑制。

另外，在上述第一柱塞缸体（19）及上述第二柱塞缸体（24）中的至少一个与上述中间壳体（16）之间，设置能应对作用在该第一柱塞缸体（19）或该第二柱塞缸体（24）上的径向载荷及推力载荷的轴承（30）。

这样，径向载荷及推力载荷作用的该柱塞缸体（19、24）能由单一的上述轴承（30）确实地能转动地支承，与对应于径向载荷及推力载荷的各个设置分别的轴承的情况相比，能实现因为部件个数的削减所产生的部件成本的下降和维修性的提高。

另外，当上述马达轴（12）正转时，上述第一主油路（29A）成为高压侧，上述第二主油路（29B）成为低压侧，使从上述第一、第二给排槽（16e1、16e2）的一方或两方分支的平衡槽（42、43、44、45）延伸设置，以便与上述第三、第四给排槽（16e3、16e4）的一方或两方邻接。

由此，即使在马达轴（12）正转时，即使在柱塞缸体（19、24）内的柱塞室（19a、24a）内往复滑动的柱塞（21、25）受从与该柱塞（21、25）的前端部抵接的斜板受的反力和由中间壳体（16）内的高压侧的第一主油路（29A）与低压侧的第二主油路（29B）的液压差产生的液压力，该柱塞缸体（19、24）被向中间壳体（16）的内周面（16e）上的低压侧的上述第三、第四给排槽（16e3、16e4）的形成部分推动，通过经平衡槽（42、43、44、45）把来自高压侧的上述第一、第二给排槽（16e1、16e2）的高压力油向该部分引导，通过该高压力油也能将该柱塞缸体（19、24）推回，该柱塞缸体（19、24）的外周面（19e、24e）与中间壳体（16）的内周面（16e）不接触。由此，能实现HST（2）中的由磨损、发热胶着的减轻所产生的部件的寿命延长、动力传递效率的提高、及噪声的抑制。

在从各个上述第一柱塞缸体（19）及第二柱塞缸体（24）突出的上述柱塞（20、25）的前端设有的导向板（シュー）（32、33）与斜板（21、26）抵接，并且，在与各个上述泵轴（11）及上述马达轴（12）同一轴心上设置弹簧构件（60），通过该弹簧构件（60）的弹性力，向该斜板（21、26）推压该导向板（32、33）。

这样，因为作为用于将导向板（32、33）推压在斜板（21、26）上的施力构件的弹簧构件（60）配设在相对于作为HST闭回路（29）的油路的外侧的泵轴（11）、马达轴（12）的同一轴心上的位置，所以，不会因为施力构件的存在而妨碍闭回路（29）内的工作油流动。特别是，虽然以往通常作为这样的施力构件在形成在柱塞缸体（19、24）内的柱塞室（19a、24a）内设置弹簧构件，但通过设置与泵轴、马达轴同一轴心上的弹簧构件（60），不需要对各柱塞室设置弹簧构件，因此，不会妨碍柱塞室内的工作油流动，能稳定地进行闭回路（29）上的稳定的工作油供给，防止HST（2）的动力传递效率的下降，另外，能实现更进一步的由部件个数的削减所产生的部件成本的下降和维修性的提高。

另外，上述HST（2）具备阀单元（80），该阀单元（80）是在油路块（81）中内装一对补油单向阀（チャージチェック弁）（82）和一对溢流阀（83）而构成的，该一对补油单向阀（82）用于向上述第一、第二主油路（29A、29B）的工作油供给，该一对溢流阀（83）用于从上述第一、第二主油路（29A、29B）中的成为了高压侧的主油路把过剩压力油排出。

这样，向主油路的工作油供给用的一对补油单向阀（82）和从主油路的过剩压力油排出用的一对溢流阀（83）作为一个阀单元（80）被组合，当将这些闭回路（29）的油量、液压管理用的阀设在HST（2）中时，仅是进行将一体的阀单元（80）安装在HST（2）中的作业，全部的阀在HST（2）中的安装就得以完成，所以，制造HST、将该HST配备在车辆时的作业工序数减少，成本下降成为可能。

另外，在上述中间壳体（16）内，穿设与上述第一壳体内油路（36、37、38）连接的第一补油油路（51）和与上述第二壳体内油路（39、40、41）连接的第二补油油路（52）。在上述油路块（81）上设有分别与各补油单向阀（82）的排出口（82a）连通的一对补油孔（81d、81e）。通过将该油路块（81）安装在该中间壳体（16）上，将各补油孔（81d、81e）与各个第一、第二补油油路（51、52）连接。

这样，为了与装上阀单元（80）对应，提供向闭回路（29）的工作油供给用的油路，只要在中间壳体（16）内穿设第一、第二补油油路（51、52）即可，HST（2）中的闭回路（29）的工作油管理用的油路构造简单，油路的条数也可以少，加工工序数的降低及成本下降成为可能。

上述溢流阀（83）分别在上述油路块（81）内与各个上述补油孔（81d、81e）连通，当上述第一、第二主油路（29A、29B）中的相应的主油路是高压侧时，通过将该主油路内的液压经相应的补油孔（81d、81e）作为先导压力输入而将阀打开，从该高压侧的主油路把过剩压力油排出。

这样，是相对于用于从高压侧的主油路把过剩压力油排出的溢流阀（83），从补油孔（81d、81e）输入被导入油路块（81）内的该过剩压力油，在HST（2）中，中间壳体（16）内的第一、第二补油油路（51、52）也兼用来向溢流阀（83）供给该过剩压力油，所以，不需要为了向溢流阀（83）引导过剩压力油而将别的油路构成在HST中。因此，上述那样的加工工序数的降低及成本下降的效果更显著。

另外，上述中间壳体（16）是筒状，上述第一柱塞缸体（19）及上述第二柱塞缸体（24）内插在该中间壳体（16）中连续设置，上述泵轴（11）及上述马达轴（12）被配置在同一轴心上。

通过这样构成，HST（2）成为在泵轴（11）及马达轴（12）的径向紧凑的装置，例如当在作业车辆的前后方向配置该泵轴（11）及马达轴（12）的轴心地安装了HST（2）时，能扩展该HST（2）的上下方及左右方的自由空间。

以上的和这以外的本发明的目的、特征及效果，通过参照附图的以下的详细的说明将变得更明白。

附图说明

图1是表示配备了作为本发明的液压式无级变速装置的HST2的作业车辆整体的动力传递结构的模式图。

图2是作为HST2的第一实施例的HST2A的俯视剖视图。

图3是图2的A-A向视剖视图。

图4是图2的B-B向视剖视图。

图5是HST2A中的液压泵14的柱塞缸体19的立体图。

图6是HST2A中的中间壳体16的俯视剖视图。

图7是HST2A中的该中间壳体16的内周面展开图。

图8是表示作为HST2A的第一变形例的HST2Aa中的液压马达部分的俯视剖视图。

图9是表示作为HST2A的第二变形例的HST2Ab中的液压马达部分的俯视剖视图。

图10是作为HST2的第二实施例的HST2B的俯视剖视图。

图11是HST2B的部分扩大俯视剖视图。

图12是图10的A-A向视剖视图。

图13是图10的B-B向视剖视图。

图14是HST2B中的液压泵14的柱塞缸体19的立体图。

图15是HST2B中的中间壳体16的俯视剖视图。

图16是HST2B中的该中间壳体16的内周面展开图。

图17是作为HST2B的变形例的HST2Ba的侧面局部剖视图。

图18是带阀单元80的HST2的工作油管理系统的液压回路图。

图19是附设了阀单元80的HST2的整体侧视图。

图20是图19的A-A向视剖视图。

图21是图19的B-B向视剖视图。

图22是图19的C-C向视剖视图。

图23是使用了液压泵单元90的液压缸控制用液压回路图。

图24是液压泵单元90的俯视剖视图。

图25是液压泵单元90的主视剖视图。

具体实施方式

下面详细说明本发明的实施方式。另外，在图1中将箭头F所指方向作为具备本发明的HST2的作业车辆1的前方向，在图2等中将箭头F所指方向作为HST2的前方向。即，在HST2中，液压泵14配置在前侧，液压马达15配置在后侧。以下的说明只要没有特别的记述，就是以作业车辆1及HST2这样地被配置为前提。但是，这是为了方便说明，关于HST2的配置，例如也可能是液压马达15处于前侧、液压泵14处于后侧，也可能将泵轴11、马达轴12的轴心配置在作业车辆1的左右方向、或铅直方向。因此，在以下说明中的、前后左右等特定朝向的说明，应考虑存在相应于作业车辆1的布局、HST2的配置的变更而被变更的可能性。

首先根据图1对本发明的作业车辆1的动力传递结构进行说明。该作业车辆1，作为原动机配备有发动机3。该发动机3的输出轴作为原动轴4向后方延伸设置，经PTO传动机构7与PTO轴8连动关联。PTO轴8，向装配在作业车辆1上的作业机传递发动机动力。

在上述原动轴4上固定设置驱动齿轮5，本发明的HST2的泵轴11相对于该原动轴4平行地沿前后方向配置，在该泵轴11的前端固定设置与驱动齿轮5相比小直径的从动齿轮6，大直径的驱动齿轮5与小直径的从动齿轮6啮合，由齿轮5、6构成从发动机输出轴4向泵轴11传递动力的增速齿轮系。另外，根据需要，也可使齿轮5、6是相同直径而构成等速齿轮系，另外，也可使齿轮6与齿轮5相比直径大而构成减速齿轮系。

HST2在作业车辆1中是主变速机构。HST2具有被配置在与上述泵轴11同一轴心上的马达轴12，由该马达轴12向传动下游侧的变速机构13传递HST2的输出。在该变速机构13内，设有机械式（例如齿轮式）变速装置等副变速机构，连动连结着未图示的前轮或后轮。

由此，来自上述发动机3的发动机动力在由作为上述增速齿轮系的齿轮5、6增速后，作为高速动力输入到HST2，在该HST2中进行主变速。然后，该HST2的输出被输入到变速机构13，被副变速后传递到前轮或后轮。

下面对本发明的HST2进行说明。另外，在本申请中，把用圆锥滚子轴承30支承后述柱塞缸体19、24地构成的图2～7所示的HST2A（及作为其变形例的图8、图9的HST2Aa、HST2Ab）作为HST2的第一实施例，把对柱塞缸体19、24进行流体支承地构成的图10～图16所示的HST2B（及作为其变形例的图17的HST2Ba）作为HST2的第二实施例。以下，关于对第一实施例的HST2A和第二实施例的HST2B都共通的构造，作为“HST2”的构造进行说明。

另外，例如在图7所示的HST2A的柱塞缸体19和图14所示HST2B的柱塞缸体19中，形成在外表面上的动压槽35的形态不同，关于即使因实施例的差别而使得形状等不同但也被标注了同一符号的构件，在涉及到不同的实施例而对共通的功能进行说明的情况下，统一其说明，仅在需要说明该形状等的差别的情况下对其差别进行说明。

如图2、图10所示，HST2是由液压泵单元9、液压马达单元10、和中间壳体16构成的。液压泵单元9是在泵壳体17内置轴向柱塞式的液压泵14而构成的。液压马达单元10是在马达壳体18内置轴向柱塞式的液压马达15而构成的。中间壳体16为了对上述液压泵14与液压马达15进行流体连接而夹设在泵壳体17与马达壳体18之间。HST2的外观如图19所示。

在上述液压泵单元9中，将上述泵轴11、第一柱塞缸体19、多个柱塞20、及可动斜板21进行组合而构成可变容量型的液压泵14。第一柱塞缸体19被该泵轴11插嵌，固定安装在该泵轴11上，以便与泵轴11一起转动。多个柱塞20分别滑动自如地插嵌在多个柱塞室19a中，该多个柱塞室19a沿轴向形成在该第一柱塞缸体19内。可动斜板21与全部柱塞20的突出端抵接。

上述可动斜板21与一对耳轴22连结，该一对耳轴22朝着与上述泵轴11正交的方向，并且，该耳轴22转动自如地支承在盖体23上，盖体23被嵌入上述泵壳体17的侧部开口17a中，并且，一对耳轴22的至少一个向外部突出，在其突出端22a上固定地设有未图示的变速臂。

由此，通过从液压泵14的外部操作该变速臂而使耳轴22转动，改变上述可动斜板21的斜板角，能对柱塞20的滑动量进行限制，调节来自液压泵14的工作油的排出量及排出方向。

与上述液压泵单元9同样地，在上述液压马达单元10中，上述液压马达15由上述马达轴12、第二柱塞缸体24、多个柱塞25、及固定斜板26构成，构成固定容量型的液压马达15。马达轴12配置在与上述泵轴11同一轴心上。第二柱塞缸体24被该马达轴12插嵌，固定在该马达轴12上，以便与马达轴12一起转动。多个柱塞25分别滑动自如地插嵌在多个柱塞室24a中，该多个柱塞室24a在轴心方向形成在该第二柱塞缸体24内。固定斜板26与全部柱塞25的突出端抵接。该固定斜板26固定在上述马达壳体18上。

上述中间壳体16由主体部16a和凸缘部16b、16c构成。主体部16a具备圆筒孔，该圆筒孔在与上述泵轴11及马达轴12同一轴心上具有轴心。凸缘部16b、16c在该主体部16a的前后端向半径方向外方伸出。其中的前凸缘部16b与上述泵壳体17的后开口端17b抵接，并且，后凸缘部16c与上述马达壳体18的前开口端18a抵接，都由多个螺栓31进行连结固定。

由此，泵壳体17、中间壳体16、马达壳体18在前后方向被连续设置而一体化，形成HST2的箱体28。另外，泵轴11由配置在泵壳体17的前侧的轴承101支承，马达轴12由配置在马达壳体18的后侧的轴承102支承。

并且，如在后面详细说明的那样，在中间壳体16内设有由一对主油路29A、29B构成的闭回路29，经该闭回路29，连通上述液压泵14和液压马达15。

在以上那样的结构中，若来自上述发动机3的动力被输入泵轴11，液压泵14旋转驱动，则柱塞室19a内的工作油从第一柱塞缸体19被排出，经上述闭回路29供给到上述液压马达15。然后，通过该工作油的流出流入，液压马达15旋转驱动，其驱动力从马达轴12输出。

根据图2～图5及图10～图14，对HST2（与HST2A、2B共通）中的柱塞缸体19、24、柱塞20、25、斜板21、26、泵轴11、马达轴12的构造进行说明。在第一柱塞缸体19内，在泵轴11的周围在周向以大致相等间隔穿设上述柱塞室19a，并且，被滑动自如地插嵌在各柱塞室19a内的各柱塞20的外端部上安装着导向板32。另一方面，在第二柱塞缸体24内，在马达轴12的周围在周向以大致相等间隔穿设上述柱塞室24a，并且，在滑动自如地插嵌在各柱塞室24a内的各柱塞25的外端部上安装着导向板33。

全部柱塞20的导向板32与上述斜板21抵接，全部柱塞25的导向板33与上述斜板26抵接。当斜板21处在中立位置以外的位置时，若第一柱塞缸体19与泵轴11一起旋转，则因从该斜板21受到的反力，柱塞20在各柱塞室19a内往复滑动，由此进行相对于柱塞室19a的工作油的给排，因为随此进行的相对于柱塞室24a的工作油的给排及从斜板26受到的反力，柱塞25在柱塞室24a内往复滑动，第二柱塞缸体24与马达轴12一起旋转。

泵轴11具有与柱塞缸体19相比更向前方突出的部分和配置在柱塞缸体19的轴心孔19i内的部分，与柱塞缸体19相比更突出的部分经轴承101支承在泵壳体17上，经轴承101与泵壳体17相比更向前外方突出。在HST2中，马达轴12也具有与柱塞缸体24相比更向后方突出的部分和配置在柱塞缸体24的轴心孔24i内的部分，与柱塞缸体24相比更突出的部分经轴承102支承在马达壳体18上，经轴承102与马达壳体18相比更向后外方突出。

另外，在上述柱塞缸体19的外周面19e上开设柱塞缸体油孔19c1。全部柱塞缸体油孔19c1沿该柱塞缸体19的周向排列，各柱塞缸体油孔19c1经在径向穿孔了的缸体内油路19c与各柱塞室19a连通。另一方面，在上述柱塞缸体24的外周面24e上开设柱塞缸体油孔24c1。全部柱塞缸体油孔24c1沿该柱塞缸体24的周向排列，各柱塞缸体油孔24c1经在径向穿孔了的缸体内油路24c与各柱塞室24a连通。由此，能相对于各柱塞室19a、24a经柱塞缸体19、24的外周面19e、24e给排工作油。

在液压泵14的该柱塞缸体19的外周面19e上，在上述柱塞缸体油孔19c1的近旁，作为动压槽35在周向形成图5及图14所示那样的箭尾形状槽35。由此，随着柱塞缸体19旋转，被充满在箭尾形状槽35内的工作油产生动压作用。该动压作为相对于中间壳体16旋转自如地支承柱塞缸体19的轴承起作用。即，利用该动压，中间壳体16对柱塞缸体19进行流体支承。这样，由箭尾形状槽35，在柱塞缸体19的外周面19e与中间壳体16的内周面16e之间构成利用动压作为轴承起作用的间隙，即“轴承间隙”。通过该轴承间隙中的工作油的动压作用，中间壳体16对柱塞缸体19进行流体支承。而且，虽然未图示，但在液压马达15的柱塞缸体24的外表面24e上也设置这样的作为动压槽的箭尾形状槽35。

另外，形成在各柱塞缸体19、24的外周面上的槽，除了箭尾形状槽35以外，也可以是多圆弧形状槽等。即，这些槽只要是充满在槽内的工作油产生动压作用的动压槽即可，其形状、大小不特别受限定。另外，在本实施例中，虽然把动压槽设置在柱塞缸体19、24的外周面19e、24e上，但也可设置在上述中间壳体16的内周面16e或该内周面16e和上述外周面19e、24e两方。

即，因为在上述第一柱塞缸体19、第二柱塞缸体24的外周面19e、24e和中间壳体16的内周面16e的至少一方设置动压槽，所以，即使高速旋转，通过在箭尾形状槽35、多圆弧形状槽等的动压槽中产生的工作油的动压作用，也能把各柱塞缸体19、24流体支承在中间壳体16的内周面16e上，能实现由磨损、发热胶着的减轻所产生的部件的寿命延长、动力传递效率的提高、及噪声的抑制。

在这里，关于在HST2的第一实施例（HST2A）与第二实施例（HST2B）之间的柱塞缸体19及柱塞缸体24的构造的差别、另外这些中间壳体16上的支承构造的差别，通过图2与图10的对比、图5与图14的对比等进行说明。

在HST2A中的各柱塞缸体19、24上，在其轴心方向内侧的端部（在柱塞缸体19上是后端部，在柱塞缸体24上是前端部）形成小径部19b、24b，这一点相对于在轴心方向整个长度区域的范围内都是大致同一直径的HST2B的柱塞缸体19、24来说，在形状上不同。

因此，HST2A的柱塞缸体19的、开设柱塞缸体油孔19c1的外周面19e，在轴心方向靠前变短与小径部19b相当的量，如图5所示，箭尾形状槽35仅形成柱塞缸体油孔19c1的前侧的周向一列。该箭尾形状槽35的形成位置成为外周面19e的前端、后端之间的大致中央部。在HST2A的柱塞缸体24上，虽然未图示，但同样地在其外周面24e上在柱塞缸体油孔24c1的后侧仅将箭尾形状槽35形成周向一列。

另一方面，HST2B的柱塞缸体19的、开设柱塞缸体油孔19c1的外周面19e，与柱塞缸体油孔19c1相比进一步向后方延伸与未设置小径部19b相应的量。如图14所示，箭尾形状槽35在柱塞缸体油孔19c1的前侧形成周向一列，在后侧形成周向一列，即，形成前后二列。在HST2B的柱塞缸体24，虽然未图示，但也同样地在其外周面24e上在柱塞缸体油孔24c1的前侧形成周向一列箭尾形状槽35，在后侧形成周向一列箭尾形状槽35，形成前后二列箭尾形状槽35。

这样的柱塞缸体19、24的形状的差别及箭尾形状槽（动压槽）35的形态的差别，是应对在第一实施例（HST2A）和第二实施例（HST2B）中相对于中间壳体16的柱塞缸体19、24的支承构造不同这一情况。如图2所示，在HST2A的柱塞缸体19、24的小径部19b、24b的外周面与中间壳体16的内周面16e之间夹设圆锥滚子轴承30，该圆锥滚子轴承30对来自各柱塞缸体19、24和中间壳体16的径向载荷及推力载荷进行支承。即，HST2A的柱塞缸体19、24，通过小径部19b、24b的由圆锥滚子轴承30所产生的机械性地支承和由各柱塞缸体19、24的外周面19b、24b上的周向一列的箭尾形状槽35的动压作用所产生的流体支承的协同动作，被支承在中间壳体16上。

另一方面，在HST2B中，没有如圆锥滚子轴承30那样设置用于对中间壳体16机械性地支承柱塞缸体19、24的机械式轴承，仅是通过由箭尾形状槽35产生的油的动压作用所产生的流体支承，把柱塞缸体19、24支承在中间壳体16上，该箭尾形状槽35在各柱塞缸体19、24的外周面19e、24e上设置前后二列。

下面，根据图2～图4、图6、图7、图10～图13、图15、图17、图19、图21、图22对HST2（与HST2A、2B共通）中的上述中间壳体16内的油路结构进行说明。如上述那样，将液压泵14及液压马达15彼此进行流体连接的上述闭回路29由第一主油路29A及第二主油路29B构成。第一主油路29A具有由油路36、37、38构成的第一壳体内油路组、第一给排槽16e1及第二给排槽16e2，第二主油路29B由用油路39、40、41构成的壳体内油路组和第三给排槽16e3及第四给排槽16e4构成。该第一主油路29A及第二主油路29B被分开配置在夹着与泵轴11、马达轴12的轴心一致的中间壳体16的轴心相向的两侧。若以如图2及图10所示那样由箭头F所指的方向为基准，则在本实施例中，第一主油路29A形成在中间壳体16的右侧部，第二主油路29B形成在中间壳体16的左侧部。

如上述那样，通过发动机3的动力驱动液压泵14，主油路29A、29B中的一方作为使工作油从液压泵14向液压马达15流动的高压侧油路起作用，另一方作为使工作油从液压马达15向液压泵14流动的低压侧油路起作用。哪一方成为高压侧、低压侧是根据可动斜板21被设定在使液压马达15（马达轴12）正转的方向，还是被设定在使液压马达15（马达轴12）反转的方向而定，即，是根据车辆1是前进还是后退而定。在该实施例中，当是作业车辆1的前进设定时，即，在液压马达15正转时，在处于中间壳体16的右侧的第一主油路29A成为高压侧、处于中间壳体16的左侧的第二主油路29B成为低压侧的前提下，下面进行说明。

在上述中间壳体16的右侧部，构成该第一主油路29A的3条第一壳体内油路36、37、38被穿设在该中间壳体16的外周面16f与内周面16e之间的壁部上，并且分别沿泵轴11、马达轴12的轴心方向朝前后方向延伸设置。该第一壳体内油路36、37、38，在以该泵轴11、马达轴12的轴心为中心的圆周上隔开大致相等间隔地上下排列。该第一壳体内油路36、37、38分别从前端向左右方向延伸设置油孔36a、37a、38a，从后端向左右方向延伸设置油孔36b、37b、38b。

并且，在上述中间壳体16的处于右侧部的内周面16e上，在前后设有构成该第一主油路29A的周向带状的给排槽16e1、16e2。如图3及图12所示，第一壳体内油路36、37、38的后端的油孔36b、37b、38b，在它们的左右方向内侧端（左端）与后侧的给排槽16e2连接、向其开口。第一壳体内油路36、37、38的前端的油孔36a、37a、38a，如参照图3及图12能得知的那样，与油孔36b、37b、38b同样地，在它们的左右方向内侧端（左端）与前侧的给排槽16e1连接、向其开口。另外，虽然各油孔36a、36b、37a、37b、38a、38b的左右方向外侧端（右端）在中间壳体16的外周面（右侧面）16f上开设，但它们的开口端分别由塞子49堵塞。

另一方面，在上述中间壳体16的左侧部，构成该第二主油路29B的3条第二壳体内油路39、40、41被穿设在该中间壳体16的外周面16f与内周面16e之间的壁部上，并分别沿泵轴11、马达轴12的轴心方向朝前后方向延伸设置。该第二壳体内油路39、40、41，在以该泵轴11、马达轴12的轴心为中心的圆周上隔开大致相等间隔地上下排列。该第二壳体内油路39、40、41分别从前端向左右方向延伸设置油孔39a、40a、41a，从后端向左右方向延伸设置油孔39b、40b、41b。

并且，在上述中间壳体16的处于左侧部的内周面16e上，在前后设有构成该第二主油路29B的周向带状的给排槽16e3、16e4。如图3及图12所示，第二壳体内油路39、40、41的后端的油孔39b、40b、41b，在它们的左右方向内侧端（右端）与后侧的给排槽16e4连接、向其开口。第二壳体内油路39、40、41的前端的油孔39a、40a、41a，如参照图3及图12能得知的那样，与油孔39b、40b、41b同样地在它们的左右方向内侧端（右端）与前侧的给排槽16e3连接、向其开口。另外，虽然各油孔39a、39b、40a、40b、41a、41b的左右方向外侧端（左端）在中间壳体16的外周面（左侧面）16f上开设，但它们的开口端分别由塞子49堵塞。

如图3、图6、图12、图15所示，后侧的给排槽16e2及给排槽16e4在轴心方向（前后方向）被配置在相同的位置，如图3及图12所示，沿以马达轴12的轴心为中心的圆周的右半部形成给排槽16e2，沿该圆周的左半部形成给排槽16e4。这些给排槽16e2、16e4与在液压马达15的柱塞缸体24的外周面24e上在周向排列的上述的一组柱塞缸体油孔24c1面对并连通。

另一方面，如图6、图15所示，前侧的给排槽16e1及给排槽16e3在轴心方向（前后方向）被配置在相同位置，如参照图3、图12所示后侧的给排槽16e2、16e4的配置能得知的那样，沿以泵轴11的轴心为中心的圆周的右侧部分形成给排槽16e1，沿该圆周的左侧部分形成给排槽16e3。这些给排槽16e1、16e3与在液压泵14的柱塞缸体19的外周面19e上在周向排列的上述的一组柱塞缸体油孔19c1面对并连通。

车辆前进时，在成为高压侧的第一主油路29A中，给排槽16e1接受从旋转的液压泵14的柱塞缸体19的柱塞室19a经柱塞缸体油孔19c1排出的工作油，该工作油从油孔36a、37a、38a经壳体内油路36、37、38及油孔36b、37b、38b向给排槽16e2流动，从该给排槽16e2经柱塞缸体油孔24c1向柱塞缸体24的柱塞室24a供给该工作油。由此，液压马达15的柱塞缸体24旋转（正转），在成为低压侧的第二主油路29B中，给排槽16e4接受从柱塞缸体24的柱塞室24a经柱塞缸体油孔24c1排出的工作油，该工作油从油孔39b、40b、41b经壳体内油路39、40、41及油孔39a、40a、41a向给排槽16e3流动，从该给排槽16e3经柱塞缸体油孔19c1向柱塞缸体19的柱塞室19a供给该工作油。

在这里，如图4及图13所示，在液压马达15中，在各柱塞室24a内往复滑动的柱塞25从与该柱塞25的头部抵接的固定斜板26（在图4、图13中向下的）受到反力46，并且，柱塞缸体24受到由高压侧的第一主油路29A与低压侧的第二主油路29B的液压差产生的（在图4、图13中向左的）液压力47，所以，作为结果，在柱塞缸体24作用作为反力46与液压力47的合力的推动力48（在图4、图13中是向左下的）。在液压泵14也同样地在柱塞缸体19上作用推动力48。若这样的推动力48变大，则尽管如上述那样在柱塞缸体19、24的外周面19e、24e与中间壳体16的内周面16e之间设有轴承间隙，也存在柱塞缸体19、24被推压在中间壳体16的内周面16e上而接触的可能性。该倾向如在图1中说明的那样，在将由齿轮5、6构成的齿轮系作为增速齿轮系，使泵轴11高速旋转的状态下，变得更显著。

为了避免这样的柱塞缸体19、24被向中间壳体16推压，如图6、图7、图15、图16所示，在上述中间壳体16的内周面16e上，沿给排槽16e1、16e2、16e3、16e4在周向延伸设置平衡槽42、43、44、45，平衡槽42、43、44、45用于从在车辆前进时成为高压侧的第一主油路29A向上述推动力48作用的部分（中间壳体16的内周面16e的左下部）引导高压力油。它们中的平衡槽45被表示在图4及图13中，如图示所示，平衡槽45在从中间壳体16的右上部至左下部的、内周面16e的约半周部分的范围内延伸设置。其它的平衡槽42、43、44也同样。

如图4、图6、图7、图13、图15、图16所示，从与给排槽16e2、16e4的后侧邻接地沿着给排槽16e2、16e4设置的平衡槽45向轴心方向前方延伸设置3条连接槽45a，3条连接槽45a分别与给排槽16e2上的与各油孔36b、37b、38b的连接部连接。如图6、图7、图15、图16所示，从与给排槽16e2、16e4的前侧邻接地沿给排槽16e2、16e4设置的平衡槽44，与各连接槽45a相向地向轴心方向后方延伸设置3条连接槽44a，3条连接槽44a分别与给排槽16e2上的与各油孔36b、37b、38b的连接部连接。另外，如图6、图7、图15、图16所示，从与给排槽16e1、16e3的前侧、后侧邻接地沿给排槽16e1、16e3设置的平衡槽42、43，在轴心方向延伸设置3对连接槽42a、43a，3对连接槽42a、43a分别与给排槽16e1上的与各油孔36a、37a、38a的连接部连接。这样，平衡槽42、43与给排槽16e1连通，平衡槽44、45与给排槽16e2连通，接受来自第一主油路29A的高压力油。

从形成在中间壳体16的右侧的给排槽16e2至形成在中间壳体16的左侧的给排槽16e4沿这些给排槽设置的平衡槽45，如图4及图13所示，从中间壳体16的右上部至左下部在内周面16e的大致半周的范围内延伸设置。其它的平衡槽42、43、44也同样地从中间壳体16的右上部至左下部在内周面16e的大致半周的范围内延伸设置。通过经这样延伸设置的平衡槽42、43、44、45，把前进时成为高压侧的第一主油路29A内的高压力油供给到上述推动力48作用的中间壳体16的内周面16e的左下部分，能够实现该高压力油对抗该推动力48，旋转中的柱塞缸体19、24相对于该中间壳体16的内周面16e的左下部分的推压减弱，上述柱塞缸体19、24与中间壳体16之间的轴承间隙也被确保，由HST2中的因为磨损、发热胶着的减轻所产生的部件的寿命延长、动力传递效率的提高及噪声的抑制。另外，不限于把平衡槽设置在各给排槽16e1、16e2的前侧、后侧的两方，也可仅在该前侧或后侧的任一方设置平衡槽。

另外，HST2（HST2A、2B）中的各柱塞缸体19、24的外周面19e、24e的前端、后端的边缘部被除去角而加工成具有圆角的形状，由此，也能减轻柱塞缸体19、24相对于中间壳体16的内周面的推压产生的上述那样的问题。

下面，对在HST2A和HST2B中不同的柱塞缸体19、24之间的分隔构造进行说明。首先，在HST2A中，如图2、图6、图7所示，在上述中间壳体16的主体部16a的内周面16e的前后大致中央部，向径向内方突出设置环状的卡定部16d，如图2所示，圆锥滚子轴承30夹着该卡定部16d在前后分别被定位固定。柱塞缸体19的小径部19b被插嵌在前侧的圆锥滚子轴承30中，柱塞缸体24的小径部24b被插嵌在后侧的圆锥滚子轴承30中。

另一方面，在HST2B中，如图10、图11、图15、图16所示，在上述中间壳体16的主体部16a上的内周面16e的前后大致中央部形成分隔壁16g，由该分隔壁16g，被包围在中间壳体16的内周面16e的内部空间在前后被隔离。在该分隔壁16g的前后面上，配置耐磨损性优良的圆盘状的托板71、71。而且，如图11所示，在各柱塞缸体19、24的轴心方向内端（柱塞缸体19的后端、柱塞缸体24的前端）形成向轴心方向突出的内端凸部19f、24f，柱塞缸体19、24的内端凸部19f、24f分别与各托板71、71的表面接触。

并且，从各柱塞室19a、24a的铅直端面到内端凸部19f、24f的端面，从柱塞室19a、24a向轴心方向穿孔设置小直径的补给油路19g、24g，该补给油路19g、24g在各内端凸部19f、24f的铅直端面上开设，以便与前后的各托板71的外侧面面对。由此，柱塞室19a、24a内的工作油被供给（喷吹）到各托板71。此时，夹着上述柱塞室19a、24a的铅直端面与上述内端凸部19f、24f的铅直端面之间的壁19h、24h，由柱塞室19a、24a内的工作油所产生的液压力和从经补给油路19g、24g供给到托板71的工作油受到的反力相互从相反侧作用而抵消，能减轻施加在上述分隔壁16g上的推力载荷，能使由该推力载荷产生的摩擦阻力减少，实现由磨损、发热胶着的减轻所产生的部件的寿命延长、动力传递效率的提高及噪声的抑制。

下面，对HST2A中的泵轴11、马达轴12的支承构造及利用相对于斜板21、25的轴心方向的推力的施力构造进行说明。在HST2A中，如图2所示，在泵轴11中的配置在柱塞缸体19的轴心孔19i内的部分形成凸起（ボス）部11a、花键部11c及在凸起部11a与花键部11c之间在轴心方向延伸设置的延伸部11b。上述的泵轴11上的与柱塞缸体19相比突出的部分与该凸起部11a相比更向前方延伸设置。延伸部11b与该轴心孔19i相比是小直径，在其外周面与围着该轴心孔19i的柱塞缸体19的内周面之间有间隙。凸起部11a是与该轴心孔19i大致相同的直径，当把泵轴11插通在轴心孔19i中时，通过该凸起部11a的外周面滑动自如地与柱塞缸体19的内周面抵接，进行泵轴11的对心，在泵单元9完成的状态下，与柱塞缸体19的内周面的前端部抵接地配置。通过在柱塞缸体19的内周面中的其后端部的被小径部19b围着的部分形成有花键，该花键与泵轴11的花键部11c进行花键嵌合，泵轴11不能相对旋转地与柱塞缸体19卡合。同样地，在马达轴12上，在配置在柱塞缸体24的轴心孔24i内的部分形成凸起部12a、花键部12c、该凸起部12a与该花键部12c之间的延伸部12b，该凸起部12a在外周面与柱塞缸体24的内周面的后端部抵接而被用于马达轴12的对心。在柱塞缸体24的内周面的前端部的、被上述小径部24b围着的部分形成花键，通过该花键与花键部12c卡合，马达轴12与柱塞缸体24不能相对旋转地卡合。

另外，在HST2A中，如图2所示，在各柱塞室19a内，在各柱塞室19a的、相对于斜板21在相反侧的铅直端面和柱塞20之间夹装弹簧构件34。另一方面，在各柱塞室24a内，在各柱塞室24a的、相对于斜板26在相反侧的铅直端面与柱塞25之间夹装弹簧构件34。由这些弹簧构件34的弹性力，向斜板21侧对各柱塞20始终施力，另外，向斜板26侧对各柱塞25始终施力。由此，能提高导向板32、33相对于斜板21、26的追随性，实现变速精度的提高。

在图8所示作为HST2A的第一变形例的HST2Aa及图9所示作为HST2A的第二变形例的HST2Ab中，与HST2A同样地为了将柱塞缸体19、24支承在中间壳体16上，使用圆锥滚子轴承30，另一方面，泵轴11、马达轴12的支承构造及相对于斜板21、26的轴心方向的推力的施力构造与HST2A的构造不同。对这些构造进行说明。另外，在图8、图9中作为液压泵14、马达15的代表，仅液压马达15被图示，以下，以液压泵14的构造与液压马达15的构造相同为前提，仅对液压马达15的构造进行说明。

如图8所示，在HST2Aa中，在柱塞25与柱塞室24a的铅直端面之间没有夹装弹簧构件34，而是在马达轴12上卷装弹簧构件60，代替给这些各柱塞25的弹簧构件34。另外，在轴心孔24i内，在马达轴12，使图2所示HST2A的马达轴12的凸起部12a及花键部12c的前后反过来地形成对心用的凸起部12a及与柱塞缸体24的卡合用的花键部12c。即，在HST2Aa中，凸起部12a的外周面与柱塞缸体24前端部的被小径部24b围着的内周面抵接，花键部12c与形成在柱塞缸体24的内周面的后端部上的花键卡合，延伸部12b在这些凸起部12a与花键部12c之间延伸设置，另外，马达轴12的、与柱塞缸体24相比更向外方突出的部分，与花键部12c相比更向后方延伸设置。

花键部12c的后部，通过与柱塞缸体24的中心凸起部的后端部即固定斜板26侧的端部相比更向后方突出某种程度，止动导向构件61相对于马达轴12不能旋转地与该花键部12c的突出部卡合，止动导向构件61被盖装在该柱塞缸体24的中心凸起部的后端部上。该止动导向构件61的外周面61a形成为球面状，环状的止动62滑动自如地被支承在该外周面61a上。而且，该止动62上的与支承部相比处于外周的部分配置在上述导向板33与柱塞25之间。

另一方面，在柱塞缸体24的轴心孔24i内，贯通柱塞缸体24的中心凸起部地设有多个止动压紧销64。而且，该止动压紧销64的一端与在轴心孔24i内在轴心方向滑动自如地被收容的环状的后卡定构件67抵接，并且，另一端与上述止动导向构件61抵接。

并且，在轴心孔24i内，在后卡定构件67的前方设有被挡圈65限制向前方滑动的环状的前卡定构件66，上述弹簧构件60在卷绕在上述马达轴12的延伸部12b上的状态（即，在与马达轴12同一轴心上被配设在该马达轴12的外周面上的状态）下，夹装在该前卡定构件66与上述后卡定构件67之间。而且，通过该弹簧构件60的弹性力，使得后卡定构件67被向固定斜板26侧推压。

于是，经上述止动压紧销64，止动导向构件61被推压到固定斜板26侧，该推压力向被支承在止动导向构件61上的止动62传递，使得由该止动62向固定斜板26侧始终推压上述导向板33。在未图示的液压泵单元9中也同样。

由此，通过由被卷装在各个泵轴11、马达轴12上的弹簧构件60向斜板21、26侧推压导向板32、33，能使该导向板32、33追随斜板21、26。而且，因为不需要在柱塞室19a、24a内设置弹簧构件，所以，没有如弹簧构件34那样妨碍该柱塞室19a、24a内的工作油的流动的构件。这样，使得高速旋转时的柱塞室19a、24a内的工作油流动更进一步地顺畅，防止动力传递效率的下降。

图9所示HST2Ab与HST2Aa同样地由弹簧构件60代替给各柱塞20、25的弹簧构件34，对泵轴11、马达轴12向斜板21、26施力，但在以下方面与HST2Aa不同，即，使泵轴11、马达轴12的轴长比HST2Aa的泵轴11、马达轴12更短，弹簧构件60在同一轴心上从泵轴11、马达轴12偏置。

即，如图9所示，在马达轴12的被配置在柱塞缸体24的轴心孔24i内的部分，没有HST2Aa的马达轴12所具有的那样的延伸部12b，花键部12c与凸起部12a邻接地形成。花键部12c与HST2Aa的花键部同样地与柱塞缸体24的内周面的前端部进行花键嵌合，并且与被盖装在柱塞缸体24的后端部的止动导向构件61卡合。另一方面，虽然凸起部12a也与HST2Aa的凸起部同样地与柱塞缸体24的内周面抵接，但其轴心位置与HST2Aa中的马达轴12的凸起部12a是在柱塞缸体24的前端部的小径部24b内的这一情况进行对比，是在花键部12c的紧挨着的前方，被配置在柱塞缸体24的轴心方向大致中央部。这样，在缩短了柱塞缸体24内的马达轴12的轴长之后，将圆盘状的前卡定构件68配置在上述挡圈65的后表面上，在马达轴12的前端的前方配置圆盘状的后卡定构件69，在两卡定构件68、69之间夹装弹簧构件60。而且，通过该弹簧构件60的弹性力，使得后卡定构件69被向固定斜板26侧推压。

对于该后卡定构件69来说，也隔着止动压紧销64设有止动导向构件61，由支承在该止动导向构件61上的止动62，使得向固定斜板26侧始终推压上述导向板33。在未图示的液压泵单元9中也是同样。

如图10所示，在HST2B中，泵轴11、马达轴12的构造及导向板32、33的向斜板21、26的施力构造，也是使用与HST2Ab同样的构造，在各柱塞缸体19、24的轴心孔19i、24i内，从泵轴11、马达轴12向轴心方向偏置地配置弹簧构件60。作为HST2B的变形例的图17的HST2Ba，是将该弹簧构件60卷装在各个泵轴11、马达轴12上。另外，在图17中，虽然作为代表仅是公开了马达单元10，但在泵单元9中也是同样的。

如以上那样，在HST2Aa、2Ab、2B、2Ba中，因为做成由设在与泵轴11、马达轴12同一轴心上的弹簧构件60的弹性力向上述斜板21、26侧推压与柱塞20、25抵接的导向板32、33的结构，所以，不会妨碍柱塞室19a、24a内的工作油流动，能进行稳定的工作油供给，防止动力传递效率的下降。并且，不需要对每个各柱塞室19a、24a设置弹簧构件34，能实现进一步的由部件个数的削减所产生的部件成本的下降和维修性的提高。

下面，根据图18～图22对配备了阀单元80的状态的HST2的闭回路29的液压、油量管理构造进行说明。另外，上述的HST2的任一个实施例都能作为图18～图22所示HST2进行应用。阀单元80是在作为油路构件的油路块81内置一对补油单向阀82及一对溢流阀83而构成的，通过以外装的方式安装在HST2的箱体28上，详细地说，使得油路块81的上表面与中间壳体16的底面抵接，以外装的方式固定设置，一体地配备在HST2上。另外，作为油路块81的安装位置，中间壳体16的底面适合，这是因为能简单而且相对于两主油路29A、29B以均等的距离在箱体28内形成与主油路29A、29B连接的补油用的油路，但是，也可考虑在中间壳体16的底面以外（例如中间壳体16的左侧面或右侧面，或泵壳体17）安装油路块81。

油路块81成为在水平方向平坦的板状，在该油路块81的底面上开设泵油孔81a，由该泵油孔81a，如图18所示那样接受来自用发动机3驱动的补油泵50的排出油。泵油孔81a向铅直上方延伸设置，从其上端向左右两方分支形成分支油孔81b、81c（更详细地说，将左右水平方向的一条油孔的、与泵油孔81a的上端的连接部的右侧的部分作为分支油孔81b，将左侧的部分作为分支油孔81c）。在油路块81中，从其右侧面外侧嵌入右方的补油单向阀82，从左侧面外侧嵌入左方的补油单向阀82，右方的补油单向阀82与分支油孔81b在同一轴心上，左方的补油单向阀82与分支油孔81c在同一轴心上，使左右的补油单向阀82相互面对。

如上述那样，在HST2中以车辆前进时成为高压侧的第一主油路29A被配置在中间壳体16的右侧、车辆前进时成为低压侧的第二主油路29B被配置在中间壳体16的左侧为前提，将右侧的补油单向阀82作为向第一主油路29A的工作油补填用的第一补油单向阀82A，将左侧的补油单向阀82作为向第二主油路29B的工作油补填用的第二补油单向阀82B。从与各补油单向阀82的排出口82a面对的各分支油孔81b、81c的上端部向上方分别延伸设置补油孔81d、81e，补油孔81d、81e分别在油路块81的上表面开设。

如图21及图22所示，在中间壳体16的右侧部穿设补油油路51，补油油路51的上部与第一壳体内油路36、37、38的中途部连接，该补油油路51的下端开设在中间壳体16的底面上，与在安装于该中间壳体16的底面的油路块81的上表面开设的右侧的补油孔81d连通。另一方面，在中间壳体16的左侧部穿设补油油路52，补油油路52的上部与第一壳体内油路39、40、41的中途部连接，该补油油路52的下端开设在中间壳体16的底面上，与在安装在该中间壳体16的底面上的油路块81的上表面开设的左侧的补油孔81e连通。这样，在第一主油路29A与第一补油单向阀82A之间夹设补油油路51，在第二主油路29B与第二补油单向阀82B之间夹设补油油路52。

来自图18的补油泵50的排出油在由补油溢流阀（未图示）施加了一定的液压的状态下被供给到泵油孔81a中，在该状态下，若通过可动斜板21的倾斜方向的切换等，第一、第二主油路29A、29B中的一方成为高压侧，另一方成为低压侧，则低压侧的补油单向阀82开阀。若例如第一主油路29A成为低压侧，则第一补油单向阀82A开阀，把来自泵油孔81a的油从其排出口82a排出，该排出油经补油油路51被供给到第一壳体内油路36、37、38即第一主油路29A中。这样，正常地维持在闭回路29内循环的油量，防止空穴化等问题。

从油路块81的后面嵌入左右一对溢流阀83。将右侧的溢流阀83作为用于将第一主油路29A内的过剩压力油排出的第一溢流阀83A，将左侧的溢流阀83作为用于将第二主油路29B内的过剩压力油排出的第二溢流阀83B。各溢流阀83与各补油孔81d、81e连接。即，在补油孔81d的上端与第一补油单向阀82A的排出口82a之间的补油孔81d的部分与前后水平方向的溢流油路81f的前端连接。在补油孔81e的上端与第二补油单向阀82B的排出口82a之间的补油孔81e的部分与前后水平方向的溢流油路81g的前端连接。各溢流阀83与排出口82a面对地具备液控单向阀83a，在该液控单向阀83a的后方具备主溢流阀83b。

在油路块81内的左右的溢流阀83A、83B之间穿设有前后水平状的排泄油路81h。排泄油路81h的前端与泵油孔81a及分支油孔81b、81c的连接部分连接。左右水平方向的液控溢流孔81i、81j从排泄油路81h向左右两方分支，与各溢流阀83A、83B的液控单向阀83a的排出口连通。另外，左右水平方向的溢流孔81k、81m从排泄油路81h向左右两方分支，与各溢流阀83A、83B的主溢流阀83b的排出口连通。

例如当第一主油路29A成为高压侧时，第一补油单向阀82A闭阀。第一主油路29A的液压从第一补油油路51及补油孔81d传递至第一补油单向阀82A的排出口82a，经与该排出口82a连通的溢流油路81f向第一溢流阀83A的液控单向阀83a供给该高压力油。液控单向阀83a具有节流孔，经该节流孔向液控单向阀83a与主溢流阀83b之间的背压室注入该高压力油。因此，液控单向阀83a的前后成为等压，并且因为背压室内的弹簧，该单向阀83a的闭状态持续。若该背压室内的液压即背压超过主溢流阀83b的开阀用的规定值，则首先主溢流阀83b被推开，使该背压室内的油从该主溢流阀83b的排出口经溢流孔81k排出到排泄油路81h中。通过主溢流阀83b开阀、背压下降，液控单向阀83a由来自第一主油路29A的高压力油的液压推开，该高压力油从该液控单向阀83a的排出口经液控溢流孔81i排出到排泄油路81h。此时，经该第二补油单向阀82B，排泄油路81h内的油被供给到第二主油路29B。当第一主油路29A成为低压侧、第二主油路29B成为高压侧时，同样地通过第二溢流阀83B的主溢流阀83b及液控单向阀83a开阀，第二主油路29B内的剩余压力油被排出到排泄油路81h，通过第一补油单向阀82A开阀，排泄油路81h内的油被补填到低压侧的第一主油路29A。

这样，通过阀单元80的溢流阀83，第一、第二主油路29A、29B中的成为高压侧的主油路的液压被保持为正常，并且，通过阀单元80的补油单向阀82，从高压侧的主油路排出的油被补填到低压侧的主油路，所以，防止闭回路29的工作油不足。

另外，阀单元80若是获得以上的阀功能地构成图18所示液压回路系统的阀单元，则油路块81中的一对补油单向阀82及一对溢流阀83的配置、油路块81内的油路构造不需要如上述那样地限定。

下面，对图23～图25所示液压泵单元90进行说明。液压泵单元90如图23所示，例如由能反转的电动马达160驱动，用来对复动式的液压缸150进行控制，该复动式的液压缸150是用于牵引车的作业机升降的那样的液压执行机构。

在液压泵单元90中设有油孔111、112，作为液压缸150作动用的给排油孔。另一方面，液压缸150的内部空间，以活塞153为边界，被划分成未配设活塞杆154的第一油室150a和配设活塞杆154的第二油室150b，在液压缸150上设有与第一油室150a连通的第一油孔151和与第二油室150b连通的第二油孔152。液压泵单元90的油孔111由配管等与液压缸150的油孔151连接，液压泵单元90的油孔112由配管等与液压缸150的油孔152连接。并且，在液压泵单元90中设置用于向油箱114排出油的排泄油孔113。

如图24所示，液压泵单元90具备与电动马达160连动联接的驱动轴91、固定设置在该驱动轴91上的柱塞缸体94、设在该柱塞缸体94内的柱塞95、被该柱塞95的导向板96推压接触的斜板97、用于在该柱塞95的导向板96上施加向斜板97的推压力的弹簧构件98。通过组合这些构件，将其收容在接合箱体半体92和箱体半体93而构成的箱体中，构成液压泵单元90。

在该液压泵单元90中，虽然是定量式泵，具有固定斜板97，但此外的构造基本上应用与上述的HST2的各种各样的实施例共通的构造、在某一实施例中特有的构造。箱体93是与HST2的中间壳体16同样地起作用的构件，使其内周面与柱塞缸体94的外周面面对，在柱塞缸体94的外周面与箱体93的内周面之间设置轴承间隙，对该柱塞缸体94进行流体支承。不设置机械式轴承，仅通过由该轴承间隙所产生的流体支承对柱塞缸体94进行支承。因此，还可以认为作为柱塞缸体94，与如图5所示那样设置了一列动压槽35的情形相比，如图14所示那样设置二列动压槽35的情形较好。另外，弹簧构件98被卷装在驱动轴91的外周上。其中，图示的液压泵单元90的构造是一例，可以应用在上述的HST2中应用的任何构造，例如，也可如在HST2A中使用的那样，使用圆锥滚子轴承30对柱塞缸体94进行支承。

作为从液压泵单元90中的柱塞缸体94内的柱塞室往各油孔111、112的油路构造，从柱塞缸体94内的各柱塞室94a向径向形成油路94b，各油路94b在柱塞缸体94的外周面上作为柱塞缸体油孔94c开设，这些柱塞缸体油孔94c在柱塞缸体94的周向排列。

在箱体92、93内，使这些柱塞缸体油孔94c与油孔111连通的油路构造120和使该柱塞缸体油孔94c与油孔112连通的油路构造130构成为左右对称状。在以驱动轴91的轴心被配置在前后方向的前提下，油孔111、112被分配在箱体92的左侧端和右侧端构成。根据由图25所示的位置关系来说，在柱塞缸体94的右侧的箱体92、93内构成油路构造120，在柱塞缸体94的左侧的箱体92、93内构成油路构造130。

为了构成油路构造120，在箱体93的内周面的右侧部与上述柱塞缸体油孔94c面对地形成周向带状的给排槽121，从该给排槽121大致水平地延伸设置上中下3条分支油路122、123、124。各分支油路122、123、124从给排槽121向右方延伸，以L字折曲向前方延伸，延伸至与箱体93接合的箱体92内。在箱体92内大致铅直地穿设汇合油路125，汇合油路125与分支油路122、123、124连接，从汇合油路125往油孔111朝右方延伸设置油路126。

油路构造130由给排槽131、从该给排槽131向左方延伸设置的上中下3条分支油路132、133、134、汇合油路135、和油路136构成。该给排槽131在箱体93的内周面的左侧部与上述柱塞缸体油孔94c面对地形成为周向带状，该汇合油路135为了与这些油路132、133、134连接而形成在箱体92内，该油路136在该箱体92内从该汇合油路135往油孔112朝左方延伸设置。当电动马达160向一个方向旋转时，油孔111成为排出侧，油孔112成为吸入侧。当电动马达向另一方向旋转时，油孔112成为排出侧，油孔111成为吸入侧。

给排槽121的下端配置在箱体93的内周面的下端近旁的低的位置，给排槽121的周向的长度达到箱体93的内周面的近半周，相对于此，给排槽131的下端配置在箱体93的左端的稍下方的、比给排槽121的下端高的位置，给排槽131的周向的长度比给排槽121的周向的长度短。

这是考虑了以下情况，即，油路构造120及油孔111与液压缸150的第一油室150a连通，相对于此，油路构造130及油孔112与液压缸150的第二油室150b连通。即，在第一油室150a内不存在活塞杆154，相对于此，在第二油室150b内存在活塞杆154，所以，与相对于活塞153的单位移动量的第一油室150a的体积变化量相比，相对于活塞153的单位移动量的第二油室150b的体积变化量变小。考虑该体积变化量的差，为了使给排油量不同而使给排槽131比给排槽121短。

液压泵单元90不论是在电动马达160的哪个旋转方向，排出能力都相同。为了在油孔111与油孔112之间使排出油量有差，设置第三给排槽141，经形成在壳体93内的油路142及形成在壳体92内的油路143，将该给排槽141与油孔113连接。油孔113与油箱114连通。

即，在液压泵单元90中，以与液压缸150中的活塞杆154侧的第二油室150b连通的油路构造130被构成在箱体92、93的左侧部为前提，在该左侧部中的、油路构造130的作用涉及不到的左下部构成具有给排槽141及油路142、143的油路构造140，以便能在与液压缸150没有关系的油箱114与柱塞缸体油孔94c之间进行油的给排。由此，在柱塞缸体94的旋转中，各柱塞95不论处在什么样的旋转位置，都不妨碍油的给排动作。

如以上那样，用于向复动式液压缸150的工作油供给的液压泵单元90，通过考虑液压缸150中的第一油室150a及第二油室150b的活塞单位移动量的体积变化量的差，非对称地构成油路构造120、130的给排槽121、131，以及设置第三油路构造140，确保液压缸150的活塞153的圆滑的作动，该第三油路构造140连通至与液压缸150没有关系的油箱114。另外，只要是在这样的考虑下构成作为油路构造120、130、140起作用的油路构造，则关于复动式的液压泵单元90中的其它的构造（例如是采用HST2的各种各样的实施例中的哪种构造）、位置及方向，不限于以上的说明的情况。

另外，如图24所示，从给排槽121使前后的平衡槽121a、121b分支，从给排槽131使前后的平衡槽131a、131b分支，以HST2的平衡槽42、43、44、45的那样的形态形成。从形成于箱体93的右部的给排槽121分支的平衡槽121a、121b延伸设置到箱体93的左部的给排槽131的前后侧，从形成于箱体93的左部的给排槽131分支的平衡槽131a、131b延伸设置到箱体93的右部的给排槽121的前后侧。使给排槽121与平衡槽121a、121b之间的间隔和给排槽131与平衡槽131a、131b之间的间隔不同，以便平衡槽121a、121b与平衡槽131a、131b在箱体93的左下部及右下部不干涉，平衡槽121a和平衡槽131a以在给排槽121、131的前侧平行地邻接的方式构成，另外，平衡槽131b和平衡槽131b以在给排槽121、131的后侧平行地邻接的方式构成。

Claims (11)

1.一种液压式无级变速装置（2（2A、2Aa、2Ab、2B、2Ba）），由闭回路（29）对液压泵（14）和液压马达（15）进行流体连接而构成，该闭回路（29）由第一、第二主油路（29A、29B）构成；

其特征在于：

上述液压泵（14）具备泵轴（11）、第一柱塞缸体（19）、和多个柱塞（20），第一柱塞缸体（19）与该泵轴（11）一起旋转，多个柱塞（20）分别在轴向滑动自如地插嵌在形成于该第一柱塞缸体（19）的多个柱塞室（19a）中；

上述液压马达（15）具备马达轴（12）、第二柱塞缸体（24）、和多个柱塞（25），第二柱塞缸体（24）与该马达轴（12）一起旋转，多个柱塞（25）分别在轴向滑动自如地插嵌在形成于该第二柱塞缸体（24）的多个柱塞室（24a）中；

上述液压式无级变速装置设有中间壳体（16），该中间壳体（16）内插有该第一柱塞缸体（19）及该第二柱塞缸体（24）；

在上述第一柱塞缸体（19）及上述第二柱塞缸体（24）内设有柱塞缸体油孔（19c1、24c1），该柱塞缸体油孔（19c1、24c1）与各柱塞室（19a、24a）连通，并开设在该第一、第二柱塞缸体（19、24）的各自的外周面（19e、24e）上；

在上述中间壳体（16）内，沿上述泵轴（11）及上述马达轴（12）的轴心方向设有第一壳体内油路（36、37、38）及第二壳体内油路（39、40、41）；

在与上述第一柱塞缸体（19）的上述外周面（19e）面对的上述中间壳体（16）的内周面（16e）上，设有周向的第一给排槽（16e1）及第三给排槽（16e3），

在与上述第二柱塞缸体（24）的上述外周面（24e）面对的上述中间壳体（16）的内周面（16e）上，设有周向的第二给排槽（16e2）及第四给排槽（16e4）；

上述第一壳体内油路（36、37、38）由上述第一给排槽（16e1）与上述第一柱塞缸体（19）的上述柱塞缸体油孔（19c1）连接，并且，由上述第二给排槽（16e2）与上述第二柱塞缸体（24）的上述柱塞缸体油孔（24c1）连接，由该第一壳体内油路（36、37、38）及该第一、第二给排槽（16e1、16e2）构成上述闭回路的第一主油路（29A）；

上述第二壳体内油路（39、40、41）由上述第三给排槽（16e3）与上述第一柱塞缸体（19）的上述柱塞缸体油孔（19c1）连接，并且，由上述第四给排槽（16e4）与上述第二柱塞缸体（24）的上述柱塞缸体油孔（24c1）连接，由上述第二壳体内油路（39、40、41）及第三、第四给排槽（16e3、16e4）构成上述闭回路（29）的第二主油路（29B）。

2.根据权利要求1所述的液压式无级变速装置（2（2A、2Aa、2Ab、2B、2Ba）），其特征在于：通过在上述中间壳体（16）的内周面（16e）与上述第一柱塞缸体（19）的外周面（19e）之间及在上述中间壳体（16）的内周面（16e）与上述第二柱塞缸体（24）的外周面（24e）之间分别设置使油的动压作用产生的轴承间隙，把该第一柱塞缸体（19）及该第二柱塞缸体（24）流体支承在该中间壳体（16）上。

3.根据权利要求2所述的液压式无级变速装置（2（2A、2Aa、2Ab、2B、2Ba）），其特征在于：通过在上述第一、第二柱塞缸体（19、24）的外周面（19e、24e）及上述中间壳体（16）的内周面（16e）中的至少任一个上设置动压槽（35），设置上述轴承间隙。

4.根据权利要求1所述的液压式无级变速装置（2（2B、2Ba）），其特征在于：在上述中间壳体（16）上设置分隔壁（16g），该分隔壁（16g）配置在上述第一柱塞缸体（19）与上述第二柱塞缸体（24）之间，在该第一柱塞缸体（19）及该第二柱塞缸体（24）各自的端部的与上述分隔壁（16g）面对的端面上设置能向该分隔壁（16g）供给上述柱塞室（19a、24a）内的压力油的开口。

5.根据权利要求1所述的液压式无级变速装置（2（2A、2Aa、2Ab）），其特征在于：在上述第一柱塞缸体（19）及上述第二柱塞缸体（24）中的至少一个与上述中间壳体（16）之间，设置能应对作用在该第一柱塞缸体（19）或该第二柱塞缸体（24）上的径向载荷及推力载荷的轴承（30）。

6.根据权利要求1所述的液压式无级变速装置（2（2A、2Aa、2Ab、2B、2Ba）），其特征在于：当上述马达轴（12）正转时，上述第一主油路（29A）成为高压侧，上述第二主油路（29B）成为低压侧，使从上述第一、第二给排槽（16e1、16e2）的一方或两方分支的平衡槽（42、43、44、45）延伸设置，以便与上述第三、第四给排槽（16e3、16e4）的一方或两方邻接。

7.根据权利要求1所述的液压式无级变速装置（2（2Aa、2Ab、2B、2Ba）），其特征在于：在从各个上述第一柱塞缸体（19）及第二柱塞缸体（24）突出的上述柱塞（20、25）的前端设有的导向板（32、33）与斜板（21、26）抵接，并且，在与各个上述泵轴（11）及上述马达轴（12）同一轴心上设置弹簧构件（60），通过该弹簧构件（60）的弹性力，向该斜板（21、26）推压该导向板（32、33）。

8.根据权利要求1所述的液压式无级变速装置（2（2A、2Aa、2Ab、2B、2Ba）），其特征在于：设有阀单元（80），该阀单元（80）在油路块（81）中内装一对补油单向阀（82）和一对溢流阀（83）而构成，该一对补油单向阀（82）用于向上述第一、第二主油路（29A、29B）供给工作油，该一对溢流阀（83）用于从上述第一、第二主油路（29A、29B）中的成为了高压侧的主油路把过剩压力油排出。

9.根据权利要求8所述的液压式无级变速装置（2（2A、2Aa、2Ab、2B、2Ba）），其特征在于：在上述中间壳体（16）内穿设与上述第一壳体内油路（36、37、38）连接的第一补油油路（51）和与上述第二壳体内油路（39、40、41）连接的第二补油油路（52）；在上述油路块（81）上设有分别与各补油单向阀（82）的排出口（82a）连通的一对补油孔（81d、81e）；通过将该油路块（81）安装在该中间壳体（16）上，将各补油孔（81d、81e）与各个第一、第二补油油路（51、52）连接。

10.根据权利要求9所述的液压式无级变速装置（2（2A、2Aa、2Ab、2B、2Ba）），其特征在于：上述溢流阀（83）分别在上述油路块（81）内与各个上述补油孔（81d、81e）连通，当上述第一、第二主油路（29A、29B）中的相应的主油路是高压侧时，通过将该主油路内的液压经相应的补油孔（81d、81e）作为先导压力输入而将阀打开，从该高压侧的主油路把过剩压力油排出。

11.根据权利要求1所述的液压式无级变速装置（2（2A、2Aa、2Ab、2B、2Ba）），其特征在于：上述中间壳体（16）是筒状，上述第一柱塞缸体（19）及上述第二柱塞缸体（24）内插在该中间壳体（16）中连续设置，上述泵轴（11）及上述马达轴（12）配置在同一轴心上。

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