CN1522348A - 连续液压变速传动装置和动力传输设备 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种连续液压变速传动装置，所述装置具有：可变排量类型的第一液压系统，所述第一液压系统具有第一活塞和驱动所述第一活塞的活塞邻靠部分；以及第二液压系统，所述第二液压系统具有第二活塞和并且装有以邻靠在所述第二活塞上的方式转动的输出转动部分。缸体围绕轴线转动，并且具有分别保持第一和第二活塞的第一活塞孔和第二活塞孔。液压闭路连接第一和第二活塞孔并使得工作油在第一和第二活塞孔之间循环。连续变速传动装置具有分配阀，所述分配阀用于控制工作油在所述液压闭路中的循环；形成于所述缸体中的阀孔，所述阀孔用于保持所述分配阀；以及轴，所述轴穿透缸体。轴与缸体同步转动，并且输出转动部分以可转动的方式被支撑于所述轴的周围。所述阀孔是以平行于所述轴的方式形成的，并且限制装置相对于所述轴以倾斜的方式布置并且与缸体同步转动以便于在分配阀受限制的情况下使得分配阀往复运动。

Description

连续液压变速传动装置和动力传输设备

技术领域

本发明涉及一种连续液压变速传动装置和动力传输设备，所述设备可广泛地应用在各种工业领域，诸如诸如用在工业机器和工业用车辆领域。

技术背景

已知有一种传统的装配有第一液压系统和第二液压系统的连续液压变速传动装置，所述第一液压系统通过多个活塞的往复运动排出和吸入工作油，所述第二液压系统具有当抵靠在多个活塞上时获得输出转动的输出转动部分。所述连续液压变速传动装置的第一液压系统和第二液压系统共用一个缸体并且该缸体绕其纵向轴转动。

所述缸体设有：多个第一活塞腔室，在其中保持有第一液压系统中的多个第一活塞；多个第二活塞腔室，在其中保持有第二液压系统中的多个第二活塞；以及一液压闭路，所述液压闭路用于在第一和第二活塞腔室之间循环工作油。设在所述缸体上的多个分配阀的往复运动使得工作油在第一和第二活塞腔室之间循环。

通常，在这样的连续液压变速传动装置中，每个分配阀都平行于所述缸体的轴线布置，并且为了将轴向往复运动传输到每个分配阀，使得所述分配阀的远端邻靠旋转斜盘(swash plate)。

依照现有技术，由于使得所述分配阀的远端紧靠旋转斜盘，因此分配阀沿轴向往复运动，同时每个分配阀绕所述缸体的轴线进行一次转动。在所述结构中，每个分配阀都被压在旋转斜盘上，并且需要压制装置，诸如弹簧。

此外，如图21中所示的，传统的连续液压变速传动装置中的缸体311装有构成液压闭路的多个活塞孔312和阀孔313。用于使得工作油在液压闭路中产生预定流水作业(flow operation)的活塞314和选择器阀315分别被布置于活塞孔312和阀孔313中。活塞孔312和阀孔313被安排在缸体311的纵向轴周围并且通过液道317彼此相通。在缸体311的纵向轴周围以环状形成的第一和第二液压腔室318和319是沿缸体311的轴向以并列式方式布置的，并且与设在缸体311中的所有阀孔313相通。

选择器阀315具有第一到第三脊面部分(land portions)316a到316c，所述脊面部分具有与阀孔313的直径近似于相同的直径，并且选择器阀315是以线轴的形状形成的。当选择器阀315在阀孔313中往复运动时，液道以这种方式转向，即，使得工作油流向液道317(活塞孔312)和第一或第二液压腔室318、319之一中。

由于在传统设备中工作油的液道是通过选择器阀315的往复运动而转向的，因此具有这样一个位置，在选择器阀315的往复运动过程中，在所述位置，工作油在液道317与阀孔313(即，第一和第二液压腔室318和319)之间没有转换。此时选择器阀315的该位置被称为密封位置。如图21中所示的，当选择器阀315被布置于该密封位置处时，作为液道317与阀孔313的组合部分的端口320被选择器阀315的第二脊面部分316b所封闭。因此，不会发生工作油在液道317与阀孔313(第一和第二液压腔室318和319)之间的转换。

然而，在将选择器阀315布置于密封位置处时端口320仅被第二脊面部分316b所封闭的范例结构中，留在液道317中的工作油向第二脊面部分316b外表面的一部分集中施加压力。因此，在阀孔313中可能不会平滑地实现选择器阀315的往复运动。

因此，如图22中所示的，可考虑这样一种结构，其中通过扩展与端口320相对应的阀孔313的部分而形成直径扩展部分321，并且在将选择器阀315布置于密封位置处时使得直径扩展部分321面对第二脊面部分316b。这使得甚至当工作油在液道317与阀孔313(第一和第二液压腔室318和319)之间转换时，工作油也滞留在第二脊面部分316b的圆周表面上。因此，在残留在液道317中的工作油没有向第二脊面部分316b的外表面的一部分集中施加压力的情况下，可平滑地实现选择器阀315的往复运动。

然而，直径扩展部分321被形成于阀孔313的与布置于其纵向中间部分处的端口320相对应的部分处。因此，在缸体311的制造工艺中，在形成阀孔313的直径扩展部分321时会出现以下问题。也就是说，通常，是通过首先用钻孔机等钻出具有预定直径的孔来形成阀孔313，然后在直径扩展部分321上执行切削工作。此时，为了形成直径扩展部分321，应使用例如L形状的薄形工具，并且应将所述薄形工具插入到阀孔313的开口中以进行切削工作。在形成直径扩展部分321中需要非常困难的工作，并且会导致增加加工步骤数量的问题。

在考虑上述情况的基础上已提出了本发明，并且本发明的目的在于提供一种连续液压变速传动装置和动力传输设备，所述设备可简化用于使得每个分配阀往复运动并简单容易地形成阀孔的结构。

发明内容

为了解决上述问题，根据本发明的一个实施例的连续液压变速传动装置具有可变排量类型的第一液压系统以及还具有第二液压系统，所述第一液压系统具有第一活塞和用以驱动第一活塞的活塞抵靠部分，所述第二液压系统具有第二活塞并装有当抵靠在第二活塞上时进行转动的输出转动部分。一缸体绕轴线转动，并且具有分别保持第一和第二活塞的第一活塞孔和第二活塞孔。连续液压变速传动装置的液压闭路连接所述第一和第二活塞孔并使得工作油在所述第一和第二活塞孔之间循环。此外，连续液压变速传动装置具有用于控制工作油在液压闭路中的循环的分配阀、形成于缸体中的用于保持分配阀的阀孔、以及穿透缸体的轴。所述轴和缸体同步转动，并且输出转动部分以可转动的方式被支撑于所述轴的周围。所述阀孔是以平行于所述轴的方式形成的，并且相对于所述轴以倾斜的方式布置限制装置，所述限制装置与缸体同步转动以便于在分配阀受限制的情况下使得分配阀往复运动。

由于根据该连续液压变速传动装置，是由限制装置使得分配阀往复运动的，因此与导致旋转斜盘使得分配阀往复运动而同时用诸如弹簧或液压系统的压制装置将分配阀的远端压制在旋转斜盘上的类型相比较，该结构变得更简化。

该实施例所涉及的连续液压变速传动装置最好还应具有用于解除第二液压系统的第二活塞中的工作油的压力的装置。在该情况中，在没有阻滞对于连续变速传动装置的动力输入的情况下，可停止对于输出转动部分的动力传输。

该实施例所涉及的连续液压变速传动装置中，液压闭路应最好具有第一液压室和第二液压室，在缸体绕轴线作出一次转动时，应该设定第一活塞孔与第一液压室相通的区域和第一活塞孔与第二液压室相通的区域，以及第二活塞孔与第一液压室相通的区域。此外当输出转动部分绕轴线相对于缸体作出一次转动时，应该设定第二活塞孔与第二液压室相通的区域，并且应具有一范围，第一液压系统的冲程容积应在该范围内超过第二液压系统的冲程容积，当输出转动部分沿正向方向转动时在第一和第二液压室中其压力低于另一个压力的那个液压室中应该提供油去除装置，以及当输出转动部分沿相反的方向转动时提供用于密封油去除装置的密封装置。

在这种情况下，如果第一液压系统的冲程容积具有大于第二液压系统的冲程容积的范围的话，该传动装置可单独地提供从输出转动部分的向前转动到反向转动的大范围的输出。当输出转动部分沿正向方向转动时在压力较低的那个液压室中提供油去除装置可容易地实现这样的中性状态，其中输出转动部分停止，因此可防止输出转动部分沿正向方向转动时工作油的泄漏。此外，如果当输出转动部分沿相反的方向转动时提供了用于密封油去除装置的密封装置的话，也可防止在输出转动部分沿相反的方向转动时工作油的泄漏。

该实施例所涉及的连续液压变速传动装置最好还应具有用于使得限制装置沿缸体的轴线位移的移位装置，并且应该将第一液压系统的最大冲程容积设定得大于第二液压系统的最大冲程容积。在这种情况下，可将第二液压系统的最大冲程容积设定得较小。因此，根据第一和第二液压系统之间的容积差异，该传动装置可单独地提供从输出转动部分的向前转动到反向转动的大范围的输出。而且，第一和第二液压系统之间的容积差异是微小的，因此在第一和第二液压系统中可使用具有相同结构的活塞。

在该实施例所涉及的连续液压变速传动装置中，所述限制装置最好应沿缸体的轴线方向在任何不同的两个位置处被保持。在这种情况下，当限制装置被控制在任一位置时，在第一和第二液压系统之间都可产生容积差异，因此该传动装置可单独地提供从输出转动部分的向前转动到反向转动的广范围的输出。

通过使用用于控制对所述轴的动力输入的第一控制装置和用于控制输出转动部分的扭矩输出的第二控制装置，可构成具有本发明该实施例所涉及的连续液压变速传动装置的动力传输设备。

第一控制装置最好应具有用于产生动力的马达和用于选择性地将马达的动力传输到所述轴的离合器机构，同时第二控制装置最好应具有具有输出轴的转换装置(shift device)，并且所述转换装置应可选择性地将输出转动部分的扭矩传输到输出轴并且将输出转动部分的转动方向改变为正向方向或相反方向。

附图说明

图1是本发明第一实施例所涉及的连续液压变速传动装置的截面图。

图2是沿图1中的线2-2所截的截面图。

图3是沿图1中的线3-3所截的截面图。

图4是图1中传动装置的一部分的放大截面图。

图5是图1中传动装置的另一部分的放大截面图。

图6(a)是保持器(往复运动传递元件(reciprocation impartingmember))的前视图，图6(b)是保持器和选择器阀的基本部分的放大图，以及图6(c)是示出了保持器和选择器阀的修正的基本部分的放大图。

图7是说明图，示出了由第一选择器阀和第二选择器阀打开所述端口的定时(timing)。

图8是包括连续变速传动装置的动力传输设备的概念图。

图9是概念图，示出了第一实施例的连续变速传动装置的动作。

图10是概念图，示出了该连续变速传动装置的动作。

图11是转换器的平面图。

图12是特性图，示出了冲程容积与输出转动的数量之间的关系。

图13是第二实施例所涉及的连续变速传动装置的截面图。

图14是图13中连续变速传动装置的一部分的放大截面图。

图15是图13中连续变速传动装置的另一部分的放大截面图。

图16(a)是正视图，示出了根据第二实施例的修正的传递元件(保持器)的往复运动，图16(b)是所述传递元件的基本部分的放大图。

图17是根据第二实施例的修正的连续变速传动装置的基本部分的放大图。

图18也是动力传输设备的基本部分的概念图。

图19是本发明第三实施例所涉及的连续变速传动装置的截面图。

图20是基本部分的截面图。

图21是基本部分的截面图，示出了传统的液压系统。

图22是基本部分的截面图，示出了另一个传统的液压系统。

图23是本发明第四实施例所涉及的连续变速传动装置的水平截面图。

图24是连续变速传动装置的缸体的横向截面图。

图25是沿图24中的线25-25所截的截面图。

图26是基本部分的截面图。

图27是基本部分的截面图。

图28是基本部分的截面图。

图29是第四实施例的连续变速传动装置的概念图。

图30是概念图，示出了该连续变速传动装置的动作。

图31是概念图，示出了该连续变速传动装置的动作。

图32是特性图，示出了冲程容积与输出转动的数量之间的关系。

图33是第五实施例所涉及的连续变速传动装置的水平截面图。

图34是基本部分的截面图。

图35是第五实施例的连续变速传动装置的概念图。

图36是概念图，示出了该连续变速传动装置的动作。

图37是概念图，示出了该连续变速传动装置的动作。

图38是特性图，示出了冲程容积与输出转动的数量之间的关系。

图39是说明图，示出了端口被打开的定时。

图40是第六实施例所涉及的连续变速传动装置的水平截面图。

图41是基本部分的截面图。

图42是截面图，示出了该连续变速传动装置的运行状态。

图43是第六实施例的连续变速传动装置的概念图。

图44是概念图，示出了该连续变速传动装置的动作。

图45是概念图，示出了该连续变速传动装置的动作。

图46是特性图，示出了冲程容积与输出转动的数量之间的关系。

图47是第七实施例所涉及的连续变速传动装置的水平截面图。

图48是第一液压系统的横向截面图。

图49是横向截面图，示出了该连续变速传动装置的运行状态。

图50是横向截面图，示出了该连续变速传动装置的运行状态。

图51是第二液压系统的横向截面图。

图52是第八实施例所涉及的连续变速传动装置的基本部分的截面图。

图53是该连续变速传动装置的基本部分的截面图。

图54是概念图，示出了该连续变速传动装置的运行状态。

图55是特性图，示出了冲程容积与输出转动的数量。

图56是特性图，示出了第九和第十一实施例所涉及的连续变速传动装置中的冲程容积与输出转动的数量。

图57是视图，示出了第十实施例所涉及的连续变速传动装置的转换器。

图58是特性图，示出了第十实施例所涉及的连续变速传动装置中的冲程容积与输出转动的数量之间的关系。

具体实施方式

第一实施例

下面将参照图1到图12描述体现为连续液压变速传动装置20(在下文中称其为连续变速传动装置)和包含连续变速传动装置20的动力传输设备的第一实施例，所述连续液压变速传动装置20用于操纵工作车辆。

如图1和图3中所示的，连续变速传动装置20被容纳在工作车辆的动力单元的壳体26中。连续变速传动装置20具有其间形成有液压闭路C(见图9和图10)的第一液压系统100和第二液压系统200。

图8是包括连续变速传动装置20的动力传输设备的概念图。连续变速传动装置20的输入轴21通过离合器机构300与发动机22的曲柄轴相连接。齿轮传动装置150(CST)连接于在连续变速传动装置20的输出侧上的轭(yoke)23。

如图中所示的，齿轮传动装置150在轭23的突出端具有输出齿轮24，并且还具有正向离合器152和反向离合器153，所述正向离合器152和反向离合器153连接于输出轴155以便于将驱动转矩传输到未示出的末级减速齿轮单元。

正向离合器152的驱动侧离合器片具有与输出齿轮24相啮合的齿轮151。并且，当图11中所示的变速杆146的操作将正向离合器152切换到接合状态时，通过轭23、输出齿轮24、齿轮151、正向离合器152以及输出轴155将驱动转矩传输到未示出的末级减速齿轮单元。

一组齿轮与输出齿轮24相连接。所述齿轮组包括空转齿轮156、与空转齿轮156具有共用轴的空转齿轮157，以及通过中间齿轮159与反向离合器153的驱动侧离合器片相连接的齿轮160。并且，在切断离合器机构之后，当通过变速杆146的操作将反向离合器153切换到接合状态时，驱动转矩通过齿轮组和输出轴155被传输到未示出的末级减速齿轮单元。在该实施例中，齿轮传动装置150相当于正向/反向转动切换装置。在该实施例中，发动机22相当于马达，离合器机构300和齿轮传动装置138分别相当于马达、断开装置以及正向/反向转动切换装置。

图1中所示的连续变速传动装置20的壳体26具有柱形缸元件27。为了封闭缸元件27的两端开口，通过未示出的螺钉将一对侧壁元件30和31整体连接于缸元件27。

连续变速传动装置20的输入轴21的输入端通过轴承部分32以可转动的方式被支撑于第一侧壁元件30上。作为输出转动部分的轭23通过轴承部分33以可转动的方式被支撑于第二侧壁元件31上。并且输入轴21的输出端以布置于与轭23相同的轴线上的方式穿透轭23，并且该输出端通过与密封23b配对的轴承23a以可转动的方式被支撑于轭23上。从轭23中突出的输入轴21的端部是PTO轴(动力输出轴)。

如图4中所示的，一对保持孔34和35以布置于同一轴线上的方式被并列地设在第一侧壁元件30中央的内侧和外侧上。在外部轴承保持孔34和内部轴承保持孔35之间形成有通孔36，所述通孔36的直径比轴承保持孔34和35两者的直径都窄。套筒37以可转动的方式被设置于通孔36中，并且圆锥滚柱轴承38和39以通孔36位于中间的对称方式被分别装配并固定于两个轴承保持孔34和35中。输入轴21通过两个圆锥滚柱轴承38和39被支撑。外部轴承保持孔34的开口被栓固于第一侧壁元件30的盖15覆盖。如图4中所示的，输入轴21通过密封元件16被插入到盖15的通孔15a中。

圆锥滚柱轴承38的外环38a通过薄垫片50抵靠在外部轴承保持孔34上。内部圆锥滚柱轴承39的外环39a牢牢地抵靠在内部轴承保持孔35的后部阶部分上。螺母40被固定在内部轴承保持孔34中的输入轴21的输入端的外圆周上。螺母40的固定使得外部圆锥滚柱轴承38的内环38b通过套筒37压制内部圆锥滚柱轴承39的内环39b，以及进一步压制装配于输入轴21上的套筒41。套筒41压制缸体42。使得缸体42邻靠在以突出的方式设在输入轴21外表面上的止动部分46b上。因此，仅通过从输入端侧的固定螺母40就可沿轴向方向固定缸体42。可通过改变插在外环38a和第一侧壁元件30之间的薄垫片50的数量和厚度来调节轴承38和39的内环和外环之间的粘合程度。圆锥滚柱轴承38和39和套筒37构成轴承部分32。

第一液压系统100包括输入轴21、缸体42、活塞43以及支架45，所述支架45包含抵靠在活塞43上的旋转斜盘表面44。输入轴21穿过所述支架45。

如图3中所示的，支架45以可倾斜的方式被支撑于壳体26上，而同时所述水平轴TR作为垂直于缸体42的轴线O的中心。也就是说，由于当将包含支架45的旋转斜盘表面44的假想平面放置于垂直于轴线O的位置处时，旋转斜盘表面44是直立的，因此该位置是直立位置。如图3中所示的，支架45可在以直立位置作为参照的沿逆时针方向最大倾斜的角位置(第一位置)与以直立位置作为参照的沿顺时针方向最大倾斜的角位置(第二位置)之间倾斜。

在该实施例中，在将布置于直立位置的旋转斜盘表面44作为参照时，在图3中，顺时针方向为正向而逆时针方向为逆向。在该实施例中，在分界线为图12中所示的轭23的输出转动数量Nout等于Nin的时候的情况下，当Nout＞Nin时支架45倾斜于逆侧，当Nout＜Nin时支架45倾斜于正侧。

通过花键21a的连接将缸体42整体连接于输入轴21。缸体42具有近似为圆柱形的形状，其两端都比中间部分窄。

多个第一活塞孔47以呈环状围绕转动中心(轴线O)的方式被布置于缸体42的前述中间部分中，并如图2中所示的平行于轴线O延伸。如图3中所示的，每个第一活塞孔47都在缸体42的中心阶部分处朝向支架45开口。第一活塞43以可滑动的方式布置于每个第一活塞孔47中。第一活塞孔47相当于第一活塞腔室。钢球48以可滚动的方式装配于第一活塞43的远端上，并且第一活塞43通过钢球48和钢球48附于其上的底板49抵靠在旋转斜盘表面44上。倾斜的旋转斜盘表面44使得第一活塞43随着缸体42的转动往复运动并重复工作油的吸入和排出冲程。

其间，第二液压系统200具有以可滑动的方式布置于缸体42上的多个第二活塞58，和一个圆柱形轭23，所述圆柱形轭23具有抵靠在第二活塞58上的转动倾斜表面51。

如图1和图3中所示的，轴承保持孔52和其直径小于轴承保持孔52的通孔53以相互同轴的方式形成于第二侧壁元件31上。圆锥滚柱轴承54装配于轴承保持孔52中。滚珠轴承55固定于缸元件27的输出端部的内表面。轭23具有大直径部分和小直径部分，并且当大直径部分装配于滚珠轴承55上以及小直径部分装配于圆锥滚柱轴承54上时，轭23以可转动的方式被支撑于第二侧壁元件31上。轭23的小直径部分经由粘附于通孔53内侧的密封元件56从第二侧壁元件31向外突出。

转动倾斜表面51被形成于缸体42侧上的轭23的端面上，并且包含转动倾斜表面51的假想平面以相对于轴线O的以给定角度进行倾斜。

如图2中所示的，在数量上与第一活塞孔47相同的第二活塞孔57以围绕其转动中心呈环状的方式被安排在缸体42的中间部分处并且平行于轴线O延伸。第二活塞孔57相当于第二活塞腔室。第二活塞孔57的节距圆与第一活塞孔47的节距圆同心并相等。每个第二活塞孔57都以这种方式布置成沿缸体42的圆周方向从第一活塞孔47处移动半个节距，所述方式即，每个第二活塞孔57都位于相邻的第一活塞孔47之间。

第二活塞孔57在缸体42的中心阶部分处朝向轭23开口。第二活塞58以可滑动的方式布置于每个第二活塞孔57中，并且钢球59以可滚动的方式装配于其远端上。第二活塞58通过钢球59和钢球59附于其上的底板60邻靠在转动倾斜表面51上。转动倾斜表面51与缸体42之间的相对转动使得第二活塞58往复运动并重复进行工作油的吸入和排出冲程。在该实施例中，将第一液压系统100的最大冲程容积VPmax设定得等于第二液压系统200的最大冲程容积VMmax。

接下来，将描述形成于第一液压系统100与第二液压系统200之间的液压闭路C。

沿缸体42的轴向方向以并列的方式将都为环状的第一液压室61和第二液压室62设在缸体42的内表面上。为了便于描述，可将第一液压室61称作液压室A，将第二液压室62称作液压室B。

在数量上等于第一活塞孔47并连接第一液压室61和第二液压室62的第一阀孔63以平行于缸体42的轴线O的方式被设在缸体42中。在数量上等于第二活塞孔57并连接第一液压室61和第二液压室62的第二阀孔64以平行于缸体42的轴线O的方式被设在缸体42中。第一阀孔63和第二阀孔64以围绕缸体42的轴线O呈环状的方式被布置。

第一阀孔63的节距圆与第二阀孔64的节距圆同心并相等。以这种方式将阀孔63和64的节距圆的直径设定得小于活塞孔47和57的节距圆的直径，即，将阀孔63和64布置得比活塞孔47和57更向内。如图2中所示的，每个第一阀孔63都以这种方式沿缸体42的圆周方向从第二阀孔64处移动半个节距，所述方式即，每个第一阀孔63都位于第二阀孔64的相邻对之间。如图1中所示的，将第一阀孔63与第二阀孔64布置的彼此面对，轴线O位于它们之间。如图2中所示的，每个第一阀孔63和每个第一活塞孔47的轴线与每个第二阀孔64和每个第二活塞孔57的轴线都以这种方式布置，即，将其布置在从轴线O处沿直径方向延伸的直线上。

如图1中所示的，以这种方式形成液道65，即，使其连接于第一活塞孔47的底部与第一阀孔63的第一液压室61和第二液压室62之间的一部分之间。如图1和图5中所示的，液道65从缸体42的外表面侧向内歪斜。每个第一阀孔63具有端口U，所述端中U用于通过位于第一液压室61和第二液压室62之间的液道65将每个第一阀孔63连接于对应的活塞孔47。

线轴形的第一选择器阀66以可滑动的方式设置于每个第一阀孔63中。第一选择器阀66相当于分配阀。由于第一选择器阀66被设置在第一阀孔63中，因此第一选择器阀66是以平行于缸体42的轴线O的方式布置的。

如图1和图4中所示的，圆柱形固定器68被固定于内部圆锥滚柱轴承39的外环39a的外表面。沿轴线O方向的固定器(holder)68内表面的中心部分是具有减小直径的直径减小部分68b。作为往复运动传递元件的保持器70以可转动的方式通过滚珠轴承69被支撑于直径减小部分68b上。如图6(a)中所示的，保持器70包括圆柱形缸部分71和形成于在缸体42侧上的缸部分71的端部处的凸缘72。滚珠轴承69使得保持器70可相对于缸体42同步转动。

如图4中所示的，以这种方式布置保持器70，即，滚珠轴承69使其轴线相对于轴线O歪斜，在这种状态下，将输入轴21以可转动的方式插入到保持器70中。因此，面对着缸体42的凸缘72的面(在下文中称其为凸缘顶表面)相对于轴线O歪斜。

如图6(b)中所示的，在保持器70的凸缘72中围绕其轴线从外表面朝向其轴线以等角开槽有多个止动槽73。如图6(b)中所示的，设在第一选择器阀66上的收缩部分66b与每个止动槽73相接合。收缩部分66b具有比通过两个纵向侧上的锥形表面66d来连接的大直径部分66c小的直径。锥形表面66d是以这种方式形成的，即，越靠近第一选择器阀66的轴线，离另一个锥形表面66d的距离越短。凸缘72的两个侧表面被布置得与锥形表面66d直线接触。

由于第一选择器阀66与其凸缘顶表面向轴线O歪斜的保持器70相接合，因此，第一选择器阀66沿缸体42的轴向方向往复运动，实现图7中所示的位移。

如图7中所示的，第一选择器阀66具有细长轴部分166d和形成于部分166d上以预定距离彼此隔开的第一到第三脊面部分(land portion)166a到166c。将第一到第三脊面部分166a到166c形成得具有与第一阀孔63的直径近似相同的直径，而将轴部分166d形成得具有小于第一阀孔63的直径的直径。因此，第一到第三脊面部分166a到166c的横截面积近似于与第一阀孔63的横截面积相同，而轴部分166d的横截面积小于第一阀孔63的横截面积。尽管图7中未示出，但是收缩部分66b形成于第一脊面部分166a的远端处。

如图7中所示的，保持器70的凸缘72使得第一选择器阀66在端口U与第二液压室62相连接的第一打开位置n1和端口U与第一液压室61相连接的第二打开位置n2之间往复运动，其中端口关闭位置n0作为中心。这里，为了便于描述，相对于绕缸体42的轴线O的转动，将0度到180度的范围称作区域H，而将180度到360(0)度的范围称作区域I。

区域H是包括端口U与第二液压室62相连接的所有区的区域，而区域I是包括端口U与第一液压室61相连接的所有区的区域。

如图12中所示的，在使得旋转斜盘表面44从直立位置移动到最大倾斜角位置的情况中，第一液压系统100的冲程容积VP从0变为VMmax。因此，在该实施例中以这种方式设定第一液压系统100侧上的工作油的排出量，即，当输入轴21的输入转动数量为Nin时，输出转动的数量Nout变为从Nin到2Nin范围内的数值。

在图12中，竖轴表示第一液压系统100或第二液压系统200每一次转动的冲程容积，横轴表示轭23(输出转动部分)的输出转动的数量Nout。在该图中，实线表示第一液压系统100的冲程容积VP中的变化，点划线表示第二液压系统200的冲程容积VM中的变化。

第一液压系统100的冲程容积是当缸体42转动一次时每个第一活塞43和每个第一活塞孔47所形成的活塞空间与第一液压室61和第二液压室62互换的工作油量。第二液压系统200的冲程容积是当轭23(输出转动部分)相对于缸体42进行一次转动时每个第二活塞58和每个第二活塞孔57所形成的活塞空间与第一液压室61和第二液压室62互换的工作油量。

在该实施例中，如图3中所示的，在旋转斜盘表面44在逆侧上倾斜的情况下，工作油通过围绕缸体42的轴线O在0度到180度的转动角范围内的端口U被吸入到第一活塞孔47中，并且工作油通过在180度到360(0)度范围内的端口U从第一活塞孔47中被排出。其间，在旋转斜盘表面44在正侧上倾斜的情况下，工作油通过围绕缸体42的轴线O在0度到180度转动角范围内的端口U从第一活塞孔47中被排出，并且工作油通过在180度到360(0)度范围内的端口U被吸入到第一活塞孔47中。工作油在其中被排放的液压室和工作油从中被吸出的液压室由与围绕缸体42的轴线O的转动角相对应的区域H和I确定。

如图1和图3中所示的，以这种方式形成液道75，即，使其连接于第二活塞孔57的底部和在第一液压室61和第二阀孔64的第二液压室62之间的一部分之间。如图1和图3中所示的，液道75从缸体42的外表面侧向内歪斜。

每个第二阀孔64中形成有端口W，所述端口W用于与第一液压室61和第二液压室62之间的相应第二活塞孔57相通。线轴形的第二选择器阀76以平行于第二活塞58的方式被可滑动地设置于每个第二阀孔64中。第二选择器阀76相当于分配阀。

如图1和图5中所示的，保持孔78形成于在缸体42侧上的轭23的端面的中心部分中。在保持孔78中设有输入轴21插入其中的圆柱形支撑元件81。支撑元件81通过多个销82整体地连接于轭23的保持孔78的底部。作为往复运动传递元件的第二保持器83以可转动的方式通过滚珠轴承84连接于支撑元件8 1的内表面。滚珠轴承84允许第二保持器83相对于缸体42同步转动。

由于第二保持器83具有在结构上与第一保持器70相同的圆柱形部分、凸缘以及止动槽，因此对于那些结构使用相同的附图标记并且将省略对其的描述(见图6(a))。

如图5中所示的，以这种方式布置第二保持器83，即，通过滚珠轴承84使其轴线相对于轴线O歪斜，并且输入轴21以可转动的方式穿透第二保持器83。面对着缸体42的第二保持器83的凸缘72的面(在下文中称其为凸缘顶表面)相对于轴线O歪斜。

如图6(b)中所示的，设在第二选择器阀76上的收缩部分76b与第二保持器83的止动槽73相接合。收缩部分76b具有比通过两个纵向侧上锥形表面76d来连接的一对大直径部分76c小的直径。锥形表面76d是以这种方式形成的，即，越靠近第二选择器阀76的轴线，离另一个锥形表面76d的距离越短。凸缘72的两个侧表面被布置得与锥形表面76d直线接触。

由于第二选择器阀76与其凸缘顶表面向轴线O歪斜的第二保持器83相接合，因此，实现了图7中所示的位移。在图7中，尽管由于两保持器70和83都是可转动的，因此第一保持器70的凸缘72和第二保持器83的凸缘72的相对位置改变了，但是为了便于描述，只示出了保持器70和83中的一个。

为了便于描述，相对缸体42绕轴线O转动的从0度到180度的轭23(输出转动部分)的相对转动角的范围称作区域J，而将180度到360(0)度的范围称作区域K。

区域J是包括端口W与第一液压室61相连接的所有区的区域，而区域K是包括端口W与第二液压室62相连接的所有区的区域。

在该实施例中，如图3中所示的，在旋转斜盘表面44向逆侧倾斜的情况下，工作油通过相对缸体42绕轴线O转动的轭23(输出转动部分)的在0度到180度的相对转动角的范围内的端口W被吸入到第二活塞孔57中，并且工作油通过在180度到360(0)度范围内的端口W从第二活塞孔57中被排出。其间，在旋转斜盘表面44向正侧倾斜的情况下，工作油通过相对缸体42围绕轴线O的轭23(输出转动部分)的在0度到180度的相对转动角的范围内的端口W从第二活塞孔57中被排出，并且工作油通过180度到360(0)度范围内的端口W被吸入到第二活塞孔57中。工作油在其中被排放的液压室和工作油在其中被吸引的液压室由与相对缸体42围绕轴线O的轭23的相对转动角相对应的区域J和K确定。

液压闭路C由第一活塞孔47、第二活塞孔57、第一液压室61、第二液压室62、第一阀孔63、第二阀孔64、液道65、液道75、端口U以及端口W组成。

如图1和图3中所示的，为了将工作油填充到液压闭路C中，沿轴线O在输入轴21中钻出轴孔99，在与套筒37相对应的部分处，轴孔99具有沿径向延伸的入口液道99a。入口液道99a与沿径向方向在套筒37中钻出的液道37a以及形成于外表面中的圆周槽37b相连接。与圆周槽37b相通的液道30a被设在第一侧壁元件30中，并且工作油在压力下从未示出的供给泵中被供给到液道30a中。在轴孔99中，以固定量可调的方式将停止器主体121固定于输出端侧上的输入轴21的开口部分中。

用于将第一液压室61和第二液压室62连接于轴孔99的加载阀90(止回阀)被分别布置于输入轴21中。加载阀90被打开直到液压闭路C中的液体压力达到了轴孔99中的充装压力，并且将轴孔99中的工作油供应到液压闭路C中。加载阀90防止工作油逆流到轴孔99。

这里，将对如所述构成的连续液压变速传动装置20(第一和第二液压系统100和200)中的第一和第二选择器阀66和76的往复运动操作进行描述。

当缸体42转动时，每个选择器阀66、76都通过与相应的保持器70、83的接合而沿轴线O的方向往复运动。此时，每个保持器70、83都与缸体42一起转动并且关于旋转斜盘表面44或轭23的转动倾斜表面51相对转动。当保持器70、83的凸缘顶表面朝向缸体42前进时，每个选择器阀66、76的近端都靠近相应的阀孔63、64的底部63a、64a。此时，保持器70、83的凸缘顶表面挤压选择器阀66、76的缸体42侧锥形表面66d、76d。由于凸缘顶表面与锥形表面66d、76d直线接触，因此与点接触的示例相比提高了耐用性。

另一方面，当由于缸体42的转动而导致保持器70、83的凸缘顶表面远离缸体42移动时，每个选择器阀66、76的近端都远离相应的阀孔63、64的底部63a、64a。此时，保持器70、83的凸缘背表面挤压在缸体42相对侧上的选择器阀66、76的锥形表面66d、76d。由于凸缘背表面此时也与锥形表面66d、76d直线接触，因此与点接触的示例相比减少了。

依照本实施例，与现有技术不同，选择器阀的往复运动是通过每个选择器阀66、76的收缩部分66b、76b与保持器70、83的止动槽73之间的接合而实现的，而不是通过每个选择器阀66、76的远端抵靠在旋转斜盘上而实现的。因此不必通过弹簧等将阀66、76的每个选择器压在旋转斜盘上。

下面将描述如上所述构成的连续变速传动装置20的支架45的倾斜所产生的动作。应该注意的是，为了便于描述，在描述中将输入转动的数量Nin看作是常量。

(在输出转动数量Nout为Nin的情况中)

通过操纵图11中所示的变速杆146，旋转斜盘表面44通过支架45位于直立位置处。

在该状态下，发动机22的驱动力使得缸体42通过输入轴21沿正向转动Nin的转动数量。在下文中，当齿轮142或输出轴155沿与输入轴21的方向相反的方向转动时，将称其为输出轴的正向。旋转斜盘表面44处于中立状态或相对于输入轴21的直立位置。旋转斜盘表面44未使得第一液压系统100的第一活塞43往复运动，因此在该状态中工作油没有在液压闭路C中循环。因此在第二液压系统200中，每个第二活塞58的突出端在这样的状态下通过底板60与转动倾斜表面51相邻靠，所述状态即，不会产生冲程动作。因此，缸体42和转动倾斜表面51实现了直接接合状态并一起转动。这样，该状态中的输入轴21和输出轴155就直接接合了。传递到转动倾斜表面51的正向转动就可通过接合状态中的轭23和离合器152、齿轮24和齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。

在旋转斜盘表面44位于直立位置处的情况中，如图12中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP变为0，而输出转动数量Nout(轭23转动的数量)变得等于输入转动数量Nin。

(在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间的情况中)

通过操纵变速杆146，支架45的旋转斜盘表面44朝向逆侧倾斜以便于位于逆向最大倾斜角位置与直立位置之间。逆向最大倾斜角位置是第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值(＝VMmax)的位置。

在该状态下，发动机22的驱动力使得缸体42通过输入轴21转动Nin。然后，第一液压系统100通过绕缸体42的轴线O的在0度到180度转动角范围内的端口U将工作油吸入到活塞孔47中，以及通过在180度到360(0)度范围内的端口U将工作油从活塞孔47中排出。工作油在其中被排放的液压室和工作油从中被抽吸的液压室由与围绕缸体42的轴线O的转动角相对应的区域H和I确定。

当旋转斜盘表面44朝向逆侧倾斜的角度增加时，由第一液压系统排出和吸入的工作油的量增加。此时，第二液压系统200通过相对于缸体42围绕轴线O的轭23(输出转动部分)的从0度到180度的相对转动角的范围内的端口W将工作油吸入到第二活塞孔57中，并且通过在180度到360(0)度范围内的端口W将工作油从第二活塞孔57中排出。工作油在其中被排放的液压室和工作油从中被吸出的液压室由与围绕相对于缸体42的轴线O的轭23(输出转动部分)的相对转动角相对应的区域J和K来确定。

因此，使得转动倾斜表面51通过由输入轴21驱动的缸体42的转动数量Nin与在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压所产生的正向方向的转动数量的总和(总数)来转动。被传递到转动倾斜表面51上的正向转动将作为正向转动通过轭23和接合的离合器152、齿轮24及齿轮151被传输到末级减速齿轮单元以实现增速作用。

当此时旋转斜盘表面44从直立位置朝向逆向最大倾斜角位置移动时，如图12中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到VMmax，而输出转动数量Nout从Nin增加到2Nin。应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为2Nin时第二液压系统200的冲程容积VM保持在VMmax。图10示出了工作油的流动以及在该状态中每一部分是如何转动的。液压闭路C中的箭头指示工作油的流动，而转动数量Nin和Nout的箭头指示相关元件的转动方向。

(在输出转动数量Nout处于0与Nin之间的情况中)

通过操纵变速杆146，支架45的旋转斜盘表面44朝向正侧倾斜以便于从直立位置处定位成正倾斜角位置处。在正倾斜角位置中，预定正倾斜角位置为第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值的位置。

在该状态下，由于旋转斜盘表面44沿正向方向倾斜，当发动机22的驱动力使得缸体42通过输入轴21转动时，第一液压系统100通过绕缸体42的轴线O的在0度到180度转动角范围内的端口U将工作油从活塞孔47中排出，以及通过在180度到360(0)度范围内的端口U将工作油吸入到活塞孔47中。工作油在其中被排放的液压室和工作油从中被吸出的液压室由与围绕缸体42的轴线O的转动角相对应的区域H和I确定。

当旋转斜盘表面44朝向正侧倾斜的角度增加时，由第一液压系统排出和吸入的工作油的量增加。此时，第二液压系统200通过相对于缸体42绕轴线O的轭23(输出转动部分)的在从0度到180度的相对转动角的范围内的端口W将工作油从第二活塞孔57中排出，并且通过在180度到360(0)度范围内的端口W将工作油吸入到第二活塞孔57中。工作油在其中被排放的液压室和工作油从中被吸出的液压室由与相对于缸体42绕轴线O的轭23(输出转动部分)的相对转动角相对应的区域J和K确定。

因此，转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压对于转动倾斜表面51对于“在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间的情况中”的突出增压引起了相反的转动。因此，沿反向转动的数量与缸体42沿正向转动的数量的总和(总数)通过轭23和接合的离合器152、齿轮24及齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。当此时的转动数量总数变为沿正向方向转动的数量减去沿反向转动的数量时，输出转动数量Nout变得比“在输出转动数量Nout为Nin的情况中”的小。

在该实施例中，当此时旋转斜盘表面44从直立位置朝向正向最大倾斜角位置移动时，如图12中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到-VMmax(“-”表示从端口U排入到第二液压室62中的情况)，而输出转动数量Nout从Nin增加到0。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为0时第二液压系统200每次转动的冲程容积VM为-VMmax(“-”表示从第二液压室62中吸入到端口W中的情况)。图9是该状态下的示范性视图。第一液压室61(液压室A)的压力变得高于第二液压室62(液压室B)的压力。液压闭路C中的箭头指示工作油的流动，而与转动数量Nin和Nout相对应的箭头指示相关元件的转动方向。

(在输出转动数量Nout为0的情况中)

当离合器机构300切断发动机22与第一液压系统100之间的动力传输时，输入转动数量Nin变为0，从而轭23也停止，使得输出转动数量Nout为0。

(在输出转动数量Nout低于0的情况中)

当在离合器机构300切断动力传输的情况下将变速杆146移向反面侧时，随着变速杆146的操作，齿轮传动装置150的第一离合器152被切换到断开状态，而第二离合器153被切换到连接状态。此时，发动机22的转动未被传输到连续变速传动装置20，因此，活塞58在转动倾斜表面51上的增压作用去除了，从而轭23从第二液压系统中解除出来。这可促进第二离合器153的连接或反向运动时的切换。在完成了变速杆146向反面的移动后，将离合器机构300重新设定为连接状态。在返回到正侧时，脚踩型(foot-depression type)的离合器踏板受压以断开离合器机构300。此时，同样可容易地进行正向运动时的切换。

(在输出转动数量Nout处于0与-Nin的情况中)

如图9中所示的，在由第二离合器153进行了反向连接之后，在第一液压系统100和第二液压系统200关于输出转动数量Nout的最大冲程容积方面的变化状态与在正向移动(正向转动)的情况中或“在输出转动数量Nout处于0与Nin之间的情况中”的变化状态相同。因此，将省略对其的详细描述。然而，在该情况中，传递到转动倾斜表面51的转动通过轭23、第二离合器153、齿轮24、空转齿轮156、空转齿轮157、齿轮159以及齿轮160被传输到末级减速齿轮单元。

(在输出转动数量Nout处于-Nin与-2Nin的情况中)

在这种情况中，由于第一液压系统100和第二液压系统200的动作与“在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间的情况中”的动作(见图10)相同，因此省略对其的详细描述。此时，传递到转动倾斜表面51的转动通过轭23、第二离合器153、齿轮24、空转齿轮156、空转齿轮157、齿轮159以及齿轮160被传输到末级减速齿轮单元。

上述实施例具有以下优点。

(1)在该实施例中，当缸体42转动时，保持器70、83保持着选择器阀66、76并且凸缘顶表面或凸缘背表面按压锥形表面66d、76d，因此确保了撑选择器阀66、76的往复运动。

已知一种设备，所述设备具有设在选择器阀66、76的远端侧处的滚珠轴承，而其轴线相对于缸体42的轴线O倾斜给定的角度，并且滚珠轴承的内环的侧表面(相当于旋转斜盘)用作用于选择器阀66、76往复运动的凸轮表面。弹簧被设在位于选择器阀66、76的近端侧上的阀孔63、64的底部63a、64a上，并且来自于供给泵的工作油在那里被填充。通过弹簧的驱动力和工作油的液体压力总是朝向滚珠轴承推动选择器阀66、76。在选择器阀66、76抵靠在滚珠轴承内环的侧表面上的情况下，当滚珠轴承与缸体42一起绕着轴线O转动时，往复运动被传递到选择器阀66、76。

然而，为了使得选择器阀66、76往复运动，应提供弹簧和液道等，因此使得结构复杂化并会导致成本增加。

用相反的方法，该实施例的结构不需要提供用于将选择器阀66、76按压在旋转斜盘上的弹簧。此外，由于阀孔63、64的底部63a、64a不需要充满来自于供给泵的工作油，因此不必为此提供液道等。因此可将选择器阀66、76的往复运动结构制造得较为简单。零件数量上的减少可降低制造成本。

(2)在该实施例中，锥形表面66d被形成于与凸缘72的止动槽73相接合的收缩部分66b、76b的两个纵向侧部上，并且将凸缘72的两端布置得与锥形表面66d直线接触。与例如其中凸缘72和选择器阀66、76彼此点接触的情况相比较，在使得选择器阀66、76往复运动时可减少抵靠部分上的载荷，从而提高耐用性。

(3)在该实施例中，发动机22使得输入轴21和连续变速传动装置20的缸体42转动，输入轴21相反于发动机22延伸，轭23(输出转动部分)被设在延伸的输入轴21的外表面上，提供了将轭23的转动传递到输出轴155的齿轮传动装置150(正向/反向转动切换装置)，此外，在发动机22和输入轴21之间提供了离合器机构300(断开装置)，从而构成动力传输设备。因此，在动力传输设备中可获得与连续变速传动装置20中相同的效果。

(4)在该实施例中，从在输出侧上延伸的输入轴21和轭23两者中都可获得输出转动。此外，沿正向和反向以及在广范围内的轭23的转动或驱动转矩可通过支架45和齿轮传动装置150被传输到末级减速齿轮单元。

(5)在该实施例中，将离合器机构300切换到断开状态可解除轭23上的转矩，使其可容易地执行将轭23的转动从正向切换到反向或从反向切换到正向的操作。

第二实施例

接下来，将根据图13到图15描述本发明的第二实施例。

在第二实施例中，对于与第一实施例中的部件相同或相当的部件还使用相同的附图标记，并且省略对其的描述。

该实施例不同于第一实施例之处在于，其结构包括向选择器阀66、76传递往复运动的阀动元件170和183。

如图13和图15中所示的，螺旋弹簧67被设置在第一阀孔63的底部63a上，并且通过螺旋弹簧67沿与第一活塞43从缸体42中突出的方向相同的方向推动第一选择器阀66。如图14中所示的，从缸体42中突出的第一选择器阀66的远端部分(在此以后成为邻靠端66a)被形成得近似为圆锥形。

如图14中所示的，以圆柱形的方式形成了固定于内部圆锥滚柱轴承39的外环39a外表面上的固定器(holder)68，并且阀动元件170以可转动的方式通过滚针轴承110被支撑在其内表面上的缸体42侧的保持部分68a上。滚针轴承110使得阀动元件170与缸体42同步转动。

下面将详细描述阀动元件170。阀动元件170是以圆柱形方式形成的并且具有近似地形成于其中心部分中的通孔170a。将阀动元件170布置得其轴线X平行于缸体42的轴线O偏移预定距离e。输入轴21被插入到通孔170a中。该轴线O相当于缸体的轴线。

凸轮部分171以与通孔170a相连接的方式形成于阀动元件170的缸体42侧上。凸轮部分171的内表面是以朝向缸体42增大的方式形成的圆锥形表面。如沿轴线X的横截面方向所看到的，包括凸轮部分171的阀动元件170被形成得与阀动元件170的轴线X轴线地对称。凸轮部分171的内表面(圆锥形表面)相当于倾斜表面。

将第一选择器阀66的圆锥形邻靠端部66a构成得与凸轮部分171的内表面直线接触并且所述圆锥形邻靠端部66a抵靠在凸轮部分171的圆锥形表面上。因此，当如稍后所述的螺旋弹簧67的驱动力和供给泵(未示出)的工作油的液体压力被施加到第一选择器阀66上时，第一选择器阀66在抵靠和被保持于阀动元件170上的状态下与缸体42同步转动。当阀动元件170的轴线X相对于缸体42的轴线O偏移时，第一选择器阀66沿凸轮部分171在轴线O的方向上以距离D1往复运动，并且实现图7中所示的位移，同时缸体42绕轴线O进行一次转动。

因此，当缸体42转动时，第一选择器阀66沿轴线O的方向在端口U(液道65)与第二液压室62相连接的第一打开位置n1和在端口U(液道65)与第一液压室61相连接的第二打开位置n2之间往复运动，其中端口关闭位置n0作为参照点(见图7)。距离D1相当于图7中第二打开位置n2与第一打开位置n1之间的距离。

其间，如图13和图14中所示的，通过设置在第二阀孔64的底部64a上的螺旋弹簧77，沿与第二活塞58从缸体42中突出的方向相同的方向推动第二选择器阀76。如图15中所示的，从缸体42中突出的第二选择器阀76的远端部分(在下文中称其为邻靠端部76a)被形成得近似为圆锥形。

如图15中所示的，圆柱形的固定器93被固定于在轭23的缸体42侧端面的中心部分中所形成的保持孔78中。在固定器93的内表面上形成有朝向缸体42增大的直径增大部分93a，并且阀动元件183以可转动的方式通过滚针轴承94被支撑在直径增大部分93a上。滚针轴承94使得阀动元件183与缸体42同步转动。

在固定器93的与缸体42相对的那一侧上形成有直径减小部分93b，并且支撑元件95以可转动的方式被插入到直径减小部分93b中。输入轴21被插入到相对于输入轴21固定的支撑元件95中。阀动元件183通过薄垫片96被支撑在支撑元件95上。

阀动元件183是以圆柱形方式形成的并且具有近似地形成于其中心部分中的通孔183a。将阀动元件183布置得其轴线Y平行于缸体42(输入轴21)的轴线O偏移预定距离f。输入轴21被插入到通孔183a中。将第一液压系统100中的偏移量(预定距离)e与第二液压系统200中的偏移量(预定距离)f设定得彼此相等。

与通孔183a相通的凸轮部分184形成于阀动元件183的缸体42侧上。凸轮部分184的内表面是以朝向缸体42增大的方式形成的圆锥形表面。如沿轴线Y的横截面方向所看到的，包括凸轮部分184的阀动元件183被构成得对于阀动元件183的轴线Y轴线对称。凸轮部分184的内表面(圆锥形表面)对应于倾斜表面。

将第二选择器阀76的圆锥形邻靠端部76a构成得与凸轮部分184直线接触并且抵靠在凸轮部分184上。因此，如稍后所述，当螺旋弹簧77的驱动力和供给泵(未示出)的工作油的液体压力被施加到第二选择器阀76上时，第二选择器阀76在抵靠在阀动元件183上的状态下与缸体42同步转动。当阀动元件183的轴线Y相对于缸体42的轴线O偏移时，通过凸轮部分183使得第二选择器阀76在轴线O的方向上以距离D2往复运动并且实现图7中所示的位移，同时缸体42绕轴线O进行一次转动。将第一选择器阀66的往复运动距离D1与第二选择器阀76的往复运动距离D2设定得彼此相等。

在图13中，由于阀动元件170和183被制成可转动的，因此阀动元件170的凸轮部分171的圆锥形表面与阀动元件183的凸轮部分184的圆锥形表面的相对位置是可变的，但是出于便于描述的目的只示出了一个相对位置。

如图13到15中所示的，沿径向延伸并与轴孔99相通的液道97被形成于输入轴21中对应于第一阀孔63的位置处。在缸体42的内表面中形成有被插入到第一和第二阀孔63和64的底部63a和64a中的圆周槽98，并且圆周槽98与液道97相连接。因此，来自于供给泵的工作油通过轴孔99、液道97和圆周槽98被填充到设置有螺旋弹簧67和77的第一和第二阀孔63和64的底部63a和64a中。在该实施例中，阀动元件170和183相当于往复运动传递元件。

下面将对如上所述构成的连续变速传动装置20(第一和第二液压系统100和200)中的第一和第二选择器阀66和76的往复运动的操作进行描述。

首先，通过阀孔63和64的底部63a和64a中的液体压力和底部63a和64a处的螺旋弹簧67、77的驱动力的共同作用，每个选择器阀66、76都总是朝向阀动元件170、183的凸轮部分171、184受压并被保持得邻靠在相应的凸轮部分上。

当缸体42转动时，选择器阀66、76沿轴线O往复运动。此时，阀动元件170、183与缸体42同步转动，并且相对于旋转斜盘表面44或轭23(转动倾斜表面51)转动。在选择器阀66、76的近端接近于阀孔63和64的底部63a和64a的情况中，凸轮部分171的圆锥形表面的邻靠在邻靠端部66a、76a上的那个部分朝向缸体42的侧部移动并朝向缸体42压制选择器阀66、76的邻靠端部66a、76a。接着，选择器阀66、76压缩螺旋弹簧67、77抵抗其自身的推动力，并朝向圆周槽98将工作油排到阀孔63和64的底部63a和64a中。

其间，在选择器阀66、76的近端远离于阀孔63和64的底部63a和64a移动的情况中，凸轮部分171、184的圆锥形表面的抵靠在邻靠端部66a、76a上的那个部分相反于缸体42移动。此时，螺旋弹簧67、77的弹力和在阀孔63和64的底部63a和64a中工作油的液体压力作用在选择器阀66、76上。接着，第一和第二选择器阀66、76以这种方式移动，即，邻靠端部66a、76a从缸体42处突出，同时保持邻靠在凸轮部分171、184上。

邻靠端部66a、76a是以这种方式邻靠在以锥形形构成的凸轮部分171、184上而不是邻靠在旋转斜盘上，从而实现选择器阀66、76的往复运动。由于阀动元件170、183(凸轮部分171、184)具有与轴X、Y轴线对称的横截面形状，因此可相对于缸体42的轴线O很好地保持重力平衡。

因此，除第一实施例的(3)到(5)中所描述的优点之外，本实施例还具有以下优点。

(1)在本实施例中，凸轮部分171、184被提供在与缸体42同步转动的阀动元件170、183的缸体42侧上并且其内表面被形成为圆锥形的。并且，阀动元件170、183的轴线X、Y相对于缸体42的轴线O偏移预定距离e、f。因此，当缸体42转动时，往复运动被传递到选择器阀66、76。

因此，与上述传统设备不同，将选择器阀66、76构成得邻靠在与轴线X、Y轴线对称形成的圆锥形凸轮部分171、184上，而不是邻靠在滚珠轴承上，因此在选择器阀66、76往复运动时沿轴线O的平衡较正是容易的。

上述每个实施例都可以如下述那样修正和改变。

虽然在第一实施例中锥形表面66d、76d是被形成于与凸缘72的止动槽73相接合的收缩部分66b、76b上，位于每个纵向侧中的，但是也可如图6(c)中所示的那样省略锥形表面。在这种情况下，每个凸缘72都与选择器阀66、76的大直径部分66c、76c点接触。

代替第一实施例中的保持器70和选择器阀66、76，也可如图16(a)和16(b)中所示的那样构成保持器和选择器阀。也就是说，如图16(a)中所示的，保持器70、83包括圆柱形缸部分71和多个接合突出部分172，这些接合突出部分172形成得以相等角度在缸部分71的缸体42侧端部的圆周上向外突出。如图16(b)中所示的，每个接合突出部分172都是以L形状形成的。

以这种方式布置保持器70、83，即，通过滚珠轴承69、84使其轴线朝向轴线O歪斜。因此，包含每个接合突出部分172的面对缸体42的那个表面的假想平面朝向轴线O歪斜。

其间，接合孔176形成于每个选择器阀66、76中并且各个接合突出部分172都被插在所述接合孔176中。接合孔176的两打开部分都是锥形表面176a，并且接合突出部分172的两侧表面都与锥形表面176a直线接触。这甚至提供了与第二实施例中相同的作用和效果。虽然图16(b)示出了第二液压系统200侧部上的保持器83，但是第一液压系统100侧部上的保持器70具有相同的结构。

可如图17中所示的那样构成第一实施例的保持器70、83。也就是说，可通过沿弯曲方向具有弹性的元件，诸如钢琴线(piano line)173，使得保持器70、83的凸缘72与各个选择器阀66、76的远端相连接。当凸缘72的凸缘顶部表面朝向或远离缸体42移动时，该结构甚至可通过钢琴线173向选择器阀66、76传递往复运动。虽然图17示出了第二液压系统200侧部上的保持器83，但是第一液压系统100侧部上的保持器70具有相同的结构。

可将第一和第二实施例中所涉及的齿轮传动装置的结构可被改变为图18中所示的齿轮传动装置(CST)138的结构。

齿轮传动装置138具有第一离合器139和第二离合器140。在第一离合器139中，当被驱动的离合器片与连接到轭23的驱动侧离合器片相连接时，连接于被驱动的离合器片的齿轮141通过齿轮142将驱动转矩传输到未示出的末级减速齿轮单元。在第二离合器140中，当被驱动的离合器片与连接到轭23的驱动侧离合器片相连接时，齿轮143通过空转齿轮144和145以及与空转齿轮145啮合的齿轮142将驱动转矩传输到未示出的末级减速齿轮单元。

齿轮传动装置138被连接于变速杆146(见图11)上，并且根据变速杆146的操作，在正向移动时第一离合器139被切换到连接状态，在反向移动时第二离合器140被切换到连接状态。

在第一和第二实施例中，可将第一液压系统100或第二液压系统200构成为其中活塞沿轴线的径向往复运动的径向式的而不是其中活塞43、58在轴向上往复运动的轴向式。

在第二实施例中，可将阀动元件170、183的凸缘部分171、184的内表面构成为半球状的。凸缘部分的形状可以不是圆锥形表面或半球状表面的，而是可为具有径向横截面或其他形状的表面。

尽管在第二实施例中将凸缘部分171、184的内表面构成为圆锥形的，但是可将阀动元件170、183的外表面制成得成圆锥形地突出，并且选择器阀66、76可邻靠在那个外表面上。在这种情况中，阀动元件170、183的外表面相当于倾斜表面。

第三实施例

下面根据图19到图22，将以不同于第一实施例的方面为中心，详细描述体现本发明的连续变速传动装置20的第三实施例。对于与第一实施例中的部件相同或相当的部件还使用相同的附图标记，并且省略对其的描述。

如图19中所示的，与第一实施例一样，在第一液压室61和第二液压室62之间的每个第一阀孔63中形成有用于与相应活塞孔47相通的液道65的端口U。除与第一液压室61和第二液压室62相对应的部分之外，第一阀孔63一直到其背部都具有恒定的内径，并且与现有技术中(见图22)不同，第一阀孔63在对应于端口U处不具有直径增加部分。端口U相当于组合部分。

第一选择器阀66通过在第一打开位置n1和第二打开位置n2之间的往复运动为工作油切换液道。在往复运动过程中当第一选择器阀66位于端口关闭位置n0时，工作油没有在液道65和第一阀孔63之间(即，第一液压室61或第二液压室62中)交换。如图19和图7中所示的，当第一选择器阀66位于端口关闭位置n0时，轴部分166d面对端口U，第二脊面部分166b直接封闭第一液压室61以及第三脊面部分166c直接封闭第二液压室62。

因此与现有技术中(见图21和22)不同，上述结构可在端口U的相对位置处没有布置脊面部分166a-166c的情况下封闭端口U。由于轴部分166d的横截面积小于第一阀孔63的横截面积，因此滞留在第二脊面部分166b和第三脊面部分166c之间的工作油被布置在轴部分166d的整个圆周表面上。因此，与现有技术中(见图21)不同，在没有由于工作油滞留在液道65中而导致压力集中于第一选择器阀66的外表面一部分上的情况下，可平滑地执行第一选择器阀66的往复运动。由于在位于面对端口U的轴部分166d的两侧上的第二脊面部分166b和第三脊面部分166c的横截面积近似于与第一阀孔63的横截面积相同，因此工作油不会当然地流入到第一和第二液压室61和62中。端口关闭位置n0相当于密封位置。

在图7中所示的区域H中，第一选择器阀66以将端口U与上述实施例的第二液压室62相连接的方式在端口关闭位置n0与第一打开位置n1之间移动。在该区域H中，第一选择器阀66相对于每个液压室61、62以下述方式动作。也就是说，在第一选择器阀66的中间部分处的第二脊面部分166b封闭第一液压室61以便于将端口U(液道65)与第一液压室61断开。同时，位于第一选择器阀66的远端侧上的第三脊面部分166c深深地移动到第一阀孔63中以将端口U(液道65)与第二液压室62相连接。

在图7中所示的区域I中，第一选择器阀66以将端口U与第一液压室61相连接的方式在端口关闭位置n0与第二打开位置n2之间移动。在该区域I中，第一选择器阀66相对于每个液压室61、62以下述方式作用。也就是说，位于第一选择器阀66远端侧上的第三脊面部分166c封闭第二液压室62以便于将端口U(液道65)与第二液压室62断开。同时，位于第一选择器阀66中间部分处的第二脊面部分166b朝向第一阀孔63的开口移动以将端口U(液道65)与第一液压室61相连接。

如图20中所示的，在第一液压室61和第二液压室62之间的每个第二阀孔64中形成有与相应活塞孔57相通的液道75的端口W。除与第一液压室61和第二液压室62相对应的部分之外，第二阀孔64一直到其背部都具有恒定的内径，并且与现有技术中(见图22)不同，第二阀孔64在对应于端口W处不具有直径增加部分。端口W相当于组合部分。

以平行于活塞58的方式，将线轴形状的第二选择器阀76以可滑动的方式布置于每个第二阀孔64中。第二选择器阀76相当于分配阀。第二选择器阀76包括轴部分176d和第四到第六脊面部分176a到176c。第二选择器阀76的结构与第一选择器阀66的结构相同，并且第二选择器阀76的第四到第六脊面部分176a到176c和轴部分176d相当于第一选择器阀66的第一到第三脊面部分166a到166c和轴部分166d。

如图7中所示的，第二选择器阀76在端口W(液道75)通过第二阀孔64连接于第一液压室61处的第三打开位置m1与端口W(液道75)连接于第二液压室62处的第四打开位置m2之间往复运动，其中端口关闭位置m0作为中心。

第二选择器阀76通过在第三打开位置m1与第四打开位置m2之间的往复运动为工作油切换液道。并且，如图20和图7中所示的，当在往复运动过程中第二选择器阀76位于端口关闭位置m0时，轴部分176d面对端口W，第五脊面部分176b直接封闭第二液压室62以及进一步第六脊面部分176c直接封闭第一液压室61。

因此与现有技术中(见图21和22)不同，上述结构可在端口W的相对位置处没有布置脊面部分的情况下封闭端口W。此时，由于基于第二阀孔64与第二选择器阀76在横截面积方面的差异的作用和效果与已经描述的第一选择器阀66的情况相同，因此将省略对其的详细描述。端口关闭位置m0相当于密封位置。

在图7中所示的区域J中，第二选择器阀76以将端口W与第一液压室61相连接的方式在端口关闭位置m0与第三打开位置m1之间移动。在该区域J中，第二选择器阀76相对于每个液压室61、62以下述方式作用。也就是说，在第二选择器阀76的中间部分处的第五脊面部分176b封闭第二液压室62以便于将端口W(液道75)与第二液压室62断开。同时，位于第二选择器阀76的远端侧上的第六脊面部分176c向第二选择器阀76的背侧部分移动以将端口W与第一液压室61相连接。

在区域K中，第二选择器阀76以将端口W与第二液压室62相连接的方式在端口关闭位置m0与第四打开位置m2之间移动。在该区域K中，第二选择器阀76相对于每个液压室61、62以下述方式作用。也就是说，在第二选择器阀76的远端侧上的第六脊面部分176c封闭第一液压室61以便于将端口W(液道75)与第一液压室61断开。同时，位于第二选择器阀76的中间部分处的第五脊面部分176b朝向第二选择器阀76的开口移动以将端口W(液道75)与第二液压室62相连接。

因此，上述实施例具有以下优点。

(1)在该实施例中，当将选择器阀66、76布置于端口关闭位置n0、m0时，使得其直径方面小于阀孔63、64的轴部分166d、176d面对端口U、W，以便于封闭第一和第二液压室61、62，所述第一和第二液压室61、62具有直径方面近似于等于阀孔63、64的第二和第三脊面部分166b、166c(第五和第六脊面部分176b、176c)。并且可停止在液道65和每个液压室61、62(阀孔63、64)之间的工作油的交换。因此，工作油滞留在端口关闭位置n0、m0处的轴部分166d、176d的整个表面上，以便于可平滑地执行选择器阀66、76的往复运动。

(2)此外，与现有技术中(见图22)不同，为了实现选择器阀66、76的平滑的往复运动，在阀孔63、64的面对着端口U、K的那个部分处不必形成直径增加部分，从而可减少阀孔63、64的加工步骤。

第四实施例

接下来，将参照图23到46以不同于第一实施例的方面为中心，详细描述体现本发明的第四实施例。

在该实施例中，将第一液压系统100的最大冲程容积VPmax设定为第二液压系统200的最大冲程容积VMmax的1.7倍。特别地，在该实施例中，可通过将第一液压系统100的旋转斜盘表面44的最大倾斜角设定得大于第二液压系统200的转动倾斜表面51的倾斜角而获得在最大冲程容积之间的差异。假设在第一液压系统100与第二液压系统200的最大冲程容积之间的差异可形成这样的结构，即，具有其中第一液压系统100的冲程容积VP超过第二液压系统200的冲程容积VM的一个范围。

在该实施例中，以这种方式设定第一液压系统100中工作油的排出量，即，在图32中，在旋转斜盘表面44从直立位置位移到逆向倾斜角位置的情况中，此时第一液压系统100的冲程容积VP从0改变为VPmax，并且因此当输入轴21的输入转动数量为Nin时，输出转动数量Nout(输出齿轮24的转动数量)可具有从Nin到2.7Nin范围内的速度。

如图28中所示的，在轭23的缸体42侧端面的中心部分中形成有保持孔78。在保持孔78中，圆柱形固定器79被整体固定于输入轴21的外表面上。通过滚珠轴承80以及通过多个销82将圆柱形支撑表面81相对于轭23的保持孔78的底部整体地连接于固定器79，并且将圆柱形支撑表面81以可相对转动的方式附于缸体42上。通过滚珠轴承84将保持器83以可转动的方式连接于支撑元件81的内表面上。

如图26中所示的，将一对阀保持孔85和86以平行于轴线O的方式布置在接近于与第一液压室61和第二液压系统62相联系的缸体42的外表面的位置处。两个阀保持孔85和86的底部通过其在直径上小于阀保持孔85的通孔87彼此相通。在两个阀保持孔85和86中位于缸体42中心部分的阶状表面处形成有朝向外侧打开的开口88和89。一对加载阀(止回阀)90和91被布置于两个阀保持孔85和86中。

由于加载阀90和91具有相同的结构，因此将描述加载阀90并且加载阀91的相同部件也使用相同的附图标记，从而省略对其的描述。

加载阀90的壳体192是以圆柱形的方式形成的。在壳体192的圆周壁中形成有连接内部与外部的流通孔192a。在壳体192一端处的开口部分由停止器主体193封闭，并且用于包括有钢珠的阀主体194的阀座195被形成于另一端的开口部分处。螺旋弹簧(coil spring)196被保持在阀主体194与停止器主体193之间并使得阀主体194在阀座195处停止。

相对于阀保持孔85和86沿纵向(平行于轴线O的方向)可滑动地布置每个加载阀90、91的壳体192。具有C形状的弹簧止动环88a和89a被固定在阀保持孔85和86的开口88和89的内表面。螺旋弹簧197和198被插在和各个加载阀90和91之间，以便于朝向阀保持孔85和86的底部推动加载阀90和91。稍后将描述螺旋弹簧197和198的推动力。

在第一液压室61与阀保持孔85之间以及第二液压室62与阀保持孔86之间形成有流通液道61a和62a。为了将工作油充入到液压闭路C中，在输入轴21中沿轴线O钻出轴孔99。轴孔99具有沿径向的在与套筒37(见图25)相对应部分处的入口液道99a。入口液道99a与沿径向在套筒37中钻出的液道37a以及形成于外表面中的圆周槽37b相连接。与圆周槽37b相通的液道30a被设在侧壁元件30中，并且工作油在压力下从未示出的供给泵中被供给到液道30a中。

如图26中所示的，在输入轴21和缸体42中，在面对通孔87的部分处形成有与轴孔99相通的旁路99b和42a。在压力下被供给到轴孔99中的工作油通过旁路99b和42a、通孔87以及加载阀90和91填充液压闭路C。也就是说，加载阀90和91的阀主体194被打开直到液压闭路C中的压力达到了轴孔99中的充装压力，以便于将轴孔99中的工作油供给到液压闭路C中。加载阀90、91防止工作油反向流动到轴孔99中。

以这种方式设定螺旋弹簧197和198的推动力，即，使得壳体192可移动到这样一个位置，在该位置处，逆着螺旋弹簧197和198的推动力，流通孔92a与流通液道61a、62a相通。

图26示出了在加载阀90侧通过工作油的预定充装压力将加载阀90布置于这样一个位置，在该位置处，逆着螺旋弹簧196的推动力，流通孔92a与流通液道61a、62a相通。在该图中，箭头α表示工作油的流动，所述流工作油从轴孔99中穿过旁路99b和42a、通孔87、阀保持孔85、流通孔92a以及流通液道61a的流动。

在充装压力下降的情况中，螺旋弹簧197和198的推动力使得加载阀90、91的壳体192邻靠在阀保持孔85、86的底部上。此时，流通液道61a、62a通过阀保持孔85、86的开口88、89与缸体42的外部相通，将液压闭路C中的工作油释放到外部。也就是说，液压闭路C直接释放于缸体42的外部。

图26示出了，在加载阀91侧上，在工作油落到预定充装压力之下时，螺旋弹簧198的推动力使得加载阀91的壳体192邻靠在阀保持孔86的底部上，以使得流通液道62a通过阀保持孔86的开口89与外部连接。在该图中，箭头β表示工作油的移动轨迹，所述工作油从第二液压室62中流出并通过流通液道62a、阀保持孔86以及开口89到缸体42之外。

尽管出于便于描述的目的，图26示出了与加载阀90侧上的流通液道61a相连接的流通孔92a以及与阀保持孔86的开口89相连接的加载阀91侧流通液道62a，但是那些状态不会同时发生。

接下来将描述油去除部分110。

如图26中所示的，在面对第一液压室61和第二液压室62的输入轴21的圆周表面上形成有圆周槽21c和21d。如图28中所示的，油去除部分110形成于输入轴21上。在输入轴21的外表面上，油去除部分110具有沿轴向延伸并与圆周槽21d相通的槽部分111以及从槽部分111的端部沿输入轴21的直径方向钻出并与轴孔99相通的液道112。如图28中所示的，轴孔99具有与入口液道99a及旁路99b相通的小直径部分113、与小直径部分113相邻的中间直径部分114以及朝向输入轴21的输出端面开口的大直径部分115。以同轴的方式形成各个部分113到115。

油去除部分110的液道112的内端通过限制部分112a与轴孔99的中间直径部分114相连接。移动元件116以可滑动的方式被保持在中间直径部分114与大直径部分115中。移动元件116是以滑阀(spool valve)的形状形成的。移动元件116具有可滑动地装配于中间直径部分114中的第一脊面117、可滑动地装配于大直径部分115中的第二脊面118以及联接部分119，所述联接部分119将第一脊面117连接于第二脊面118并且在直径方面小于两个脊面。

将第一脊面117的轴向长度设定得比中间直径部分114的轴向长度短。并且，在第一脊面117与位于小直径部分113和中间直径部分114之间的接合阶部分114a相接合时，第一脊面117释放液道112的限制部分112a侧开口端部(见图28)。在联接部分119和第一脊面117中形成有沿轴向延伸的孔120，并且其一端朝向联接部分119的圆周表面开口，而另一端朝向第一脊面117的小直径部分113侧端面开口。

因此，在第一脊面117与位于小直径部分113和中间直径部分114之间的接合阶部分114a相接合时，第二液压室62中的工作油通过圆周槽21d、油去除部分110(槽部分111、液道112以及限制部分112a)流入到轴孔99的中间直径部分114中。已流入到中间直径部分114中的工作油通过孔120流入到轴孔99的小直径部分113中。限制部分112a的存在将流出到小直径部分113中的工作油量限制成一个小的量。

在第一脊面117移动到输入轴21的输出端侧时，它封闭了液道112的限制部分112a侧开口部分。第二脊面118具有锥形部分118a和弹簧止动部分118b，所述锥形部分118a具有近似为圆锥梯形的形状和朝向非联接部分(即，朝向输入轴21的输出端)在直径方面逐渐变小的锥形表面，所述弹簧止动部分118b被设在锥形部分118a的远端并且被构成得相对于大直径部分115可滑动。

如图23中所示的，以固定量可调的方式将停止器主体121固定于输入轴21的输出端侧开口部分中。以固定量可调的方式沿停止器主体121的轴线装配用于移动元件116的停止器元件122。移动元件116的停止器元件122的内端沿其轴线的方向在大直径部分115的内部延伸。螺旋弹簧124被插在停止器主体121与第二脊面118的弹簧止动部分118b之间。在正常充装压力时，螺旋弹簧124的推动力使得移动元件116停止在接合阶部分114a处。可通过调节停止器主体121的固定量来调节螺旋弹簧124的推动力。

当通过驱动未示出的供给泵压缩轴孔99中的工作油以便于获得大于螺旋弹簧124推动力的充装压力时，移动元件116可逆着螺旋弹簧124的推动力朝向输入轴21的输出端移动。该移动可使得移动元件116封闭液道112的限制部分112a侧开口端部。并且，在朝向输出端移动时，移动元件116的停止器元件122限制了移动元件116的最大移动量。

接下来，将描述具有上述结构的连续变速传动装置20的作用。

在下文中，为了便于描述，将在从发动机22的曲轴传递到输入轴21的输入转动数量Nin为常量的前提下给出本实施例和其他实施例的描述。

在该实施例中，由于螺旋弹簧124的推动力，移动元件116通常停止于接合阶部分114a处，因此只允许少量工作油从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中。

(在输出转动数量Nout为Nin的情况中)

通过操纵未示出的变速杆，旋转斜盘表面44通过支架45位于直立位置处。

在该状态下，发动机22的推动力使得缸体42通过输入轴21以Nin进行转动。在下文中，将沿与Nin相同方向的转动称为正向转动(forwarddirection)。旋转斜盘表面44处于中立状态或相对于输入轴21的轴线O的直立位置。

旋转斜盘表面44未使得第一液压系统100的第一活塞43往复运动，因此在该状态中工作油没有在液压闭路C中循环。因此在第二液压系统200中，每个第二活塞58的突出端在这样的状态下通过底板60与转动倾斜表面51相邻靠，所述状态即，不会产生冲程动作，因此，缸体42和转动倾斜表面51直接相互接合并一起转动。也就是说，在该状态中，输入轴21直接与输出齿轮24相连接。传递到转动倾斜表面51的正向转动就可通过轭23、输出齿轮24和输入齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。

图29是该状态中的示范性图。在图29到31中，与Nin和Nout相对应的箭头表示相关元件的转动方向。

在旋转斜盘表面44位于直立位置处的情况中，如图32中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP变为0，而输出转动数量Nout(输出齿轮24的转动的数量)变为输入转动数量Nin。

(在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间的情况中)

如图25中所示的，通过操纵未示出的变速杆，旋转斜盘表面44通过支架45朝向逆侧倾斜以便于位于预定逆向倾斜角位置与直立位置之间。预定逆向倾斜角位置是这样的位置，直到该位置第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值(＝VMmax)。

在该状态下，发动机22的推动力使得缸体42通过输入轴21转动Nin。然后，第一液压系统100通过绕缸体42的轴线O的在0度到180度的转动角范围内的端口U将工作油吸入到活塞孔47中，以及通过在180度到360(0)度范围内的端口U将工作油从活塞孔47中排出。用于排出的液压室和用于吸入的液压室由与围绕缸体42的轴线O的转动角相对应的区域H和I确定。

当在逆侧上的旋转斜盘表面44倾斜的角度增加时，由第一液压系统排出和吸入的工作油的量增加。此时，第二液压系统200通过相对缸体42轭23(输出转动部分)的围绕轴线O的在0度到180度的的相对转动角的范围内的端口W将工作油吸入到第二活塞孔57中，并且通过在180度到360(0)度范围内的端口W将工作油从第二活塞孔57中排出。用于排出的液压室和用于吸入的液压室由与相对于缸体42绕轴线O的轭23(输出转动部分)的相对转动角相对应的区域J和K确定。

因此，使得转动倾斜表面51转动了通过输入轴21驱动的缸体42的输入转动数量Nin与在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压的正向方向的转动数量的总和(总数)。被传递到转动倾斜表面51上的正向转动将作为正向转动通过轭23、输出齿轮24及输入齿轮151被传输到末级减速齿轮单元以实现增速作用。

当此时旋转斜盘表面44从直立位置朝向预定逆向倾斜角位置移动时，如图32中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到VMmax，而输出转动数量Nout从Nin增加到2Nin。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为2Nin时第二液压系统200的冲程容积VM保持在VMmax。在该实施例中，VPmax＝1.7VMmax。

图29示出了工作油的流动以及在该状态中是如何进行转动的。

在该状态中，如上所述的，少量工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中，造成轻微损失。然而，工作油的流出量很小并且第二液压室62(液压室B)中的压力低于第一液压室61(液压室A)中的压力，因此没有降低用于压制轭23以增加速度的活塞58的驱动功效，从而不会存在问题。

(在输出转动数量Nout超过2Nin的情况中)

在期望将正向移动设定得比前述快的情况中，旋转斜盘表面44通过支架45被布置于逆向最大倾斜角位置侧上。

此时，第一液压系统100的冲程容积VP处于大于第二液压系统200的冲程容积VM(＝VMmax)的范围(VMmax＜VP≤1.7VMmax)。

因此，当第二液压系统200的冲程容积VM变得相对于第一液压系统100的冲程容积VP较小时，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度变得更快以作为补偿。因此，转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压的作用使得正向转动的数量增加，并且增加的转动数量与沿正向的缸体42的转动数量的综合使得轭23和输出齿轮24在增加的速度下转动，所述增加的速度大于沿正向输出转动数量为2Nin情况中的速度。

传递到转动倾斜表面51的转动扭矩通过轭23、输出齿轮24及输入齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。在旋转斜盘表面44位于逆向最大倾斜角位置的情况中，第一液压系统100的冲程容积VP为VPmax＝1.7VMmax，而第二液压系统200的冲程容积为VMmax，在图32中VMmax为常量。因此，由于VPmax＝1.7VMmax，因此输出转动数量Nout从2Nin增加到2.7Nin。

图29示出了工作油的流动以及在该状态中是如何执行转动的。

在该状态中，如上所述的，少量工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中，造成轻微损失。然而，工作油的流出量很小并且第二液压室62(液压室B)中的压力低于第一液压室61(液压室A)中的压力，因此没有降低用于压制轭23以增加速度的活塞58的驱动功效，从而不会存在问题。

(在输出转动数量Nout处于0与Nin之间的情况中)

通过操纵未示出的变速杆，旋转斜盘表面44通过支架45朝向正侧倾斜以便于从直立位置处被布置于正倾斜角位置的区域中。在正倾斜角位置中，预定正倾斜角位置为这样的位置，直到该位置第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值。

在该状态下，由于旋转斜盘表面44沿正向倾斜，当发动机22的推动力使得缸体42通过输入轴21转动时，第一液压系统100通过绕缸体42的轴线O的在0度到180度转动角范围内的端口U将工作油从活塞孔47中排出，以及通过在180度到360(0)度范围内的端口U将工作油吸入到活塞孔47中。用于排出的液压室和用于吸入的液压室由与围绕缸体42的轴线O的转动角相对应的区域H和I确定。

当正向侧上的旋转斜盘表面44的倾斜角度增加时，由第一液压系统排出和吸入的工作油的量增加。此时，第二液压系统200通过相对缸体42围绕轴线O的从0度到180度的轭23(输出转动部分)的相对转动角的范围内的端口W将工作油从第二活塞孔57中排出，并且通过在180度到360(0)度范围内的端口W将工作油吸入到第二活塞孔57中。用于排出的液压室和用于吸入的液压室由与相对于缸体42围绕轴线O的轭23(输出转动部分)的相对转动角相对应的区域J和K确定。

因此，在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压给“在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间以及超过2Nin的情况中”的以相反的转动。因此，沿反向转动的数量与缸体42沿正向转动的数量的总和(总数)使得轭23和输出齿轮24转动。当此时的转动数量总数变为沿正向转动的数量减去沿反向转动的数量时，输出转动数量Nout变得比“在输出转动数量Nout为Nin的情况中”的小。

在该实施例中，当此时旋转斜盘表面44从直立位置朝向正向最大倾斜角位置移动时，如图32中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到-VMmax(“-”表示从端口U排入到第二液压室62中的情况，下面也是一样的)，而输出转动数量Nout从Nin增加到0。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为0时第二液压系统200每次转动的冲程容积VM为-VMmax(“-”表示从第二液压室62中吸入到端口W中的情况)。在该状态中，如上所述的，少量工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中，造成轻微损失。然而，工作油的流出量很小并且第二液压室62(液压室B)中的压力低于第一液压室61(液压室A)中的压力，因此没有降低用于压制轭23以降低速度的活塞58的驱动功效，从而不会存在问题。

图30是该状态下的示范性视图。第一液压室61(液压室A)的压力变得高于第二液压室62(液压室B)的压力，并且工作油如图中示出的箭头所指示那样在液压闭路C中流动。

(在输出转动数量Nout为0的情况中)

接下来，通过操纵未示出的变速杆，旋转斜盘表面44被布置于正倾斜角位置的位置处。在正倾斜角位置中，第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值。

在该情况中，在本实施例中，第一液压系统100的冲程容积VP变为-VMmax。因此，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的转动数量Nin相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且输出齿轮24停止了。

在该状态下，当旋转斜盘表面44通过支架45从预定正倾斜角位置进一步向正侧倾斜时，第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值进入到这样的范围中，所述范围即，它大于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值(＝VMmax)。

因此，第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值相对于第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值变得相对地小，因此为了补偿，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度在第二液压系统200中应适当地变快。

然而，此时与第一液压室61的压力相比较，第二液压室62的压力较高，因此高压工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中。假定L为缸体42进行一次转动时从液压闭路C中流出的最大损失量，而第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值与第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值之间的差(|VP|-|VM|)满足|VP|-|VM|≤L，因而|VP|与|VM|+损失量相抵消，因此在第二液压系统200中，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的转动数量Nin保持相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且输出齿轮24保持静止状态(中立)。

在图32中，Δ1表示两个系统的冲程容积之间的差异，直到|VP|-|VM|从0变为L。

(在输出转动数量Nout低于0的情况中)

而且，旋转斜盘表面44通过支架45从预定正倾斜角在正侧上倾斜，以使得第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值与第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值之间的差(|VP|-|VM|)变为|VP|-|VM|＞L。然后，第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值和损失量的总数相对于第一液压系统100的冲程容积VP变得相对地小，因此在第二液压系统200中，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度变得更快以作为补偿。

假定此时，在该实施例中，移动元件116没有在沿轴线O的方向中移动并且没有封闭液道112的限制部分112a侧开口端部。

因此，在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压增加了沿反向的转动数量，并且沿反向增加的转动数量与沿正向的缸体42的转动数量的总数使得轭23和输出齿轮24沿相对于输入转动的反向进行转动。沿反向的转动扭矩通过轭23、输出齿轮24及输入齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。

在图32中，在将旋转斜盘表面44布置于正向最大倾斜角位置侧的情况下，第一液压系统100的冲程容积VP为-VPmax＝-1.7VMmax，并且第二液压系统200的冲程容积为-VMmax，它是常量。然而，如上所述的，假定在该实施例中，移动元件116没有沿轴线O的方向移动并且没有封闭液道112的限制部分112a侧开口端部。

因此通过从油去除部分110中损失的工作油量使转动量减少了，但是由于-VPmax＝-1.7VMmax，因此输出转动数量Nout从0降低。因此，输出转动数量Nout沿反向从0增加。

在图32中，实线上的Nout以附有“非密封”的方式改变。图31是示出了此时状态的例证性图。第二液压室62(液压室B)的压力变得高于第一液压室61(液压室A)的压力，并且工作油如图中示出的箭头所指示那样在液压闭路C中流动。

第四实施例具有下述优点。

(1)第四实施例的连续变速传动装置20(连续液压变速传动装置)作为第一液压系统100具有活塞43并且活塞43的伸长和收缩是由支架45的旋转斜盘表面44(邻靠部分)执行的，所述支架45不能绕轴线O转动。作为第二液压系统200，提供了具有活塞58的轭23(输出转动部分)，并且轭23通过活塞58的伸长和收缩相对于输入转动执行相对或同步转动。保持第一液压系统100和第二液压系统200两者的活塞43、58的缸体42是共用的，并且将缸体42构成得可产生输入转动和同步转动。

此外，第一液压系统100的冲程容积VP具有超过第二液压系统200的冲程容积VM的范围，并且在第二液压室62中提供了油去除部分110，当轭23相对于输入转动在液道(液压闭路C)中正向转动时，第二液压室62中的压力变得更低，所述液道连接第一液压系统100与第二液压系统200。

因此，在从第一液压系统100的冲程容积VP等于第二液压系统200的冲程容积VMmax的点到可克服油去除部分110的油溢出量(从液压闭路C中流出的损失量L)的点之间的范围内，输出转动数量Nout变为0，因此可实现中立。因此，可实现中立的范围可具有由油溢出量限定的界限。

第四实施例的修正

接下来，将参照图23到32描述第四实施例的修正。

除移动元件116的动作部分不同以外，该实施例的结构与第四实施例的结构相同。因此，将使用相同的附图标记来描述在第四实施例中所使用的结构。另外，在第四实施例的修正中，只有当输出转动数量Nout低于0时的动作才不同于第四实施例。以下将描述这种情况。

为了便于描述，将从第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值与第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值之间的差(|VP|-|VM|)满足|VP|-|VM|≤L的状态开始进行描述，并且在第二液压系统200中，反向的转动数量和缸盖42通过输入轴21被驱动的转动数量Nin保持相抵。

也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)并且输出齿轮24保持静止状态(中立)。

在该状态中，当|VP|-|VM|＝L时，第一液压系统100的冲程容积VP位于图32中点a的位置处。

在该状态中，为了获得比螺旋弹簧124的推动力更大的充装压力，通过驱动未示出的供给泵而使得轴孔99中的工作油受压。然后，移动元件116逆着螺旋弹簧124的推动力移动到输入轴21的输出端侧并封闭液道112的限制部分112a侧开口端部。

因此，通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113的工作油的流动被停止了。因此，通过到现在为止已损失的工作油增加了压制第二液压系统200的活塞58的工作油量。

因此，第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值相对于第一液压系统100的冲程容积VP变得较小，因此在第二液压系统200中，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度变得更快以作为补偿。

因此，转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压增加了沿反向的转动数量，并且增加的转动数量与缸体42的沿正向的转动数量的总数使得轭23和输出齿轮24沿相对于输入转动的反向转动。沿反向的转动扭矩通过轭23、输出齿轮24及输入齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。此时，输出转动数量Nout从图32中的点a移动到点b。

之后，在图32中，在将旋转斜盘表面44通过支架45布置于正向最大倾斜角位置侧的情况下，第一液压系统100的冲程容积VP为-VPmax＝-1.7VMmax，因此当从点b处移动时输出转动数量Nout增加了其反向转动。在图32中，Nout在实线上以标签“密封”所指示的方式改变。

该修正具有以下优点。

(1)在第四实施例的修正中，提供了移动元件116(密封机构)，当轭23(输出转动部分)相反于输入转动而转动时，移动元件116封闭油去除部分110的限制部分112a侧开口端部。

因此，在轭23(输出转动部分)相反于输入转动而转动时，工作油不会经由油去除部分110泄漏，也就是说，工作油不会从液压闭路C中泄漏，因此提高了轭23相反于输入转动而转动时的效率。

第五实施例

接下来，将根据图33到图39描述本发明的第五实施例。关于与第四实施例的结构相同的结构，关于与第四实施例的结构相同或相当的结构，给出了相同的附图标记。请参考第四实施例的附图。

该实施例与第四实施例不同之处在于，第四实施例中的第二液压系统200是以固定容量型的微分(differential)液压系统构成的，而该实施例中是以冲程容积可变型的液压系统构成的。下面的描述是以该不同结构为中心的。

在第四实施例中，第二液压系统200中的支撑元件81沿轴向被固定于销82，以及固定于轭23。作为比较，依照该实施例，支撑元件81以可滑动的方式沿轴线O装配在销82上。此外，通过滚珠轴承80连接于支撑元件81上的固定器79以这种方式被安在输入轴21的外表面上，所述方式即，沿轴线O可滑动并可与输入轴21一起转动。止动环125被固定于输入轴21的外表面的更位于输出端侧而不是固定器79所在的部分，并且在固定器79朝向输出端侧移动时，它可由止动环125止住。

因此，使得保持器83可以朝向轴线O歪斜的方式与支撑元件81、滚珠轴承80、84以及固定器79一起沿轴线O移动。

作为推动装置放在输入轴21外表面周围的螺旋弹簧126被布置在止动部分46和固定器79之间，并且通过螺旋弹簧126的推动力通常朝向输入轴21的输出端侧推动固定器79。

在输入轴21中与接合于止动环125的固定器79相对应的位置处以沿直径方向延伸的方式形成有销孔127，并且所述销孔127与轴孔99的大直径部分115相连接。以沿输入轴21的直径方向可滑动的方式将驱动销128布置于销孔127中。

如图34中所示的，移动元件116、驱动销128、固定器79、滚珠轴承80、支撑元件81以及滚珠轴承84构成了位移机构(displacing mechanism)D。以这种方式提供位移机构D，即，使其可在输入轴21附近并被布置于轭23的内表面侧空间(保持孔78)中。

沿固定器79的纵向将锥形槽129设置在固定器79内表面中位于与销孔127相对应的部分处。以这种方式将锥形槽129的底部构成得倾斜于固定器79的轴线，所述方式即，当其更靠近于止动环125(即，输入轴21的输出端侧)时使其更远离固定器79的轴线(该轴线与输入轴21的轴线O重合)。也就是说，使得锥形槽129沿与移动元件116的锥形部分118a相反的方向倾斜，并且锥形槽129底部的坡度比锥形部分118a的坡度更陡。因此，当将移动元件116的位移量或第一位移量与保持器83的位移量或第二位移量相比较时，将第一位移量设定得更大。此处提及的陡坡意味着，在锥形部分沿轴线O的方向移动时，从轴线O处分离的程度是大的。

驱动销128的内端邻靠在移动元件116的锥形部分118a上而其外端邻靠在固定器79的锥形槽129的底部上。在固定器79邻靠在止动环125上时，驱动销128邻靠在锥形槽129底部的封闭端侧上。在驱动销128沿径向围绕输入轴21的轴线O移动时，固定器79经由锥形槽129的底部逆着螺旋弹簧126的推动力朝向输入轴21的输入端侧移动，并且固定器79可邻靠在锥形槽129的底部的远端侧上。通过驱动销128的压力位置从锥形槽129封闭端侧到远端侧的移动，使得与保持器83的凸缘72相接合的第二选择器阀76的位移端在输入轴21的输入端侧上位移。

以这种方式将端口W的打开/封闭定时设定得可改变，所述方式即，通过第二选择器阀76的位移端的位移，也就是，通过如图7和39中所示的在轭23(输出转动部分)相对于缸体42进行一次转动时区域J和K比率上的变化，使得图38中的第二液压系统200的最大冲程容积的绝对值从VMmax改变为0.6VMmax。

在第五实施例中，图39中所示的区域J是包括端口W与第一液压室61相连接的所有区的区域，而区域K是包括端口W与第二液压室62相连接的所有区的区域。

在下文中，将驱动销128邻靠在锥形槽129底部的封闭端侧上时的第二选择器阀76的位移位置称作是第一位移位置R1，而将驱动销128邻靠在远端侧上时的第二选择器阀76的位移位置称作是第二位移位置R2(见图7)。因此，第二选择器阀76沿图7中的第一位移位置R1或第二位移位置R2所指示的直线被驱动。

在该实施例中，将第一液压系统100的最大冲程容积VPmax设定得略微大于第二液压系统200的最大冲程容积VMmax。其差为Δ2。特别地，将第一液压系统100的活塞孔47的内径设定得与第二液压系统200的活塞孔57的内径近似于相同，将活塞43和58的直径设定得近似于相同，并且以这种方式将旋转斜盘表面44的最大倾斜角设定得比转动倾斜表面51的倾斜角略大，所述方式即，活塞43和58的冲程量在最大冲程容积方面具有差异。由于其他结构与第一实施例的结构相同，因此将省略其描述。

在对该实施例所涉及的连续变速传动装置20的作用的描述中，假定从发动机22的曲轴传递到输入轴21的输入转动数量Nin是常量。

(在输出转动数量Nout为Nin的情况中)

通过操纵未示出的变速杆，旋转斜盘表面44通过支架45位于直立位置处。在该状态下，出于与第四实施例中相同的原因，缸体42与转动倾斜表面51处于直接连接状态并一起转动。也就是，在该状态下，输入轴21与输出齿轮24直接连接。传递到转动倾斜表面51的正向转动通过轭23、输出齿轮24以及输入齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。

在旋转斜盘表面44处于直立位置的情况中，如图38中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP变为0，而输出转动数量Nout(输出齿轮24的转动的数量)变得等于输入转动数量Nin。

(在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间的情况中)

与第四实施例一样，通过操纵未示出的变速杆，旋转斜盘表面44通过支架45朝向逆侧倾斜以便于位于预定逆向倾斜角位置与直立位置之间的区域中。预定逆向倾斜角位置是这样的位置，直到该位置第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值(＝VMmax)的位置。

在该状态下，出于与第四实施例中相同的原因，使得转动倾斜表面51转动了通过输入轴21驱动的缸体42的转数Nin与在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压的正向转动数量的总和(总数)。被传递到转动倾斜表面51上的正向转动将作为正向转动通过轭23、输出齿轮24及输入齿轮151被传输到末级减速齿轮单元以实现增速动作。

此时，当旋转斜盘表面44从直立位置朝向预定逆向倾斜角位置移动时，如图38中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到VMmax，而输出转动数量Nout从Nin增加到2Nin。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为2Nin时第二液压系统200的冲程容积VM保持在VMmax。在该实施例中，VPmax≈VMmax。图35示出了工作油的流动以及在该状态中是如何进行转动的。

在该状态中，如上所述的，少量工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中，造成轻微损失。然而，工作油的流出量很小并且第二液压室62(液压室B)中的压力低于第一液压室61(液压室A)中的压力，因此没有降低用于压制轭23以增加速度的活塞58的驱动功效，从而不会存在问题。

(在输出转动数量Nout超过2Nin的情况中)

在将旋转斜盘表面44布置在逆向最大倾斜角位置的情况下，为了获得比螺旋弹簧124的推动力更大的充装压力，通过驱动未示出的供给泵而使得轴孔99中的工作油增压。接着，移动元件116逆着螺旋弹簧124的推动力移动到输入轴21的输出端侧并封闭液道112的限制部分112a侧开口端部。

当移动元件116移动到输入轴21的输出端侧时，驱动销128被锥形部分118a压制并沿径向从输入轴21的轴线O处移动。在固定器79的锥形槽129的底部的封闭端侧作为起始位置的情况下，驱动销128保持压制倾斜的锥形槽129，同时朝向远端侧逐渐改变其压制点。因此，驱动销128的压力使得固定器79逆着螺旋弹簧126的推动力朝向输入轴21的输入端侧移动。因此，当驱动销128邻靠在锥形槽129底部的远端侧上时，第二选择器阀76的位移端移动到从第一位移位置R1到第二位移位置R2之间的任何位置。

然后，与端口W以及第二液压室62相通的区域被弄窄，并且与端口W以及第一液压室61相连接的区域被加宽。也就是说，在2Nin以上，如图39中所示的，区域J变得更宽，而区域K变得更窄。

因此，由于第二液压系统200的冲程容积相对于第一液压系统100的冲程容积VPmax变得较小，因此第二液压系统200的活塞58的往复运动速度变得更快以作为补偿。因此，在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压的动作增加了沿正向的转动数量，并且沿正向增加的转动数量与缸体42的沿正向的转动数量的总数使得轭23和输出齿轮24在高于沿正向的输出转动数量为2Nin的情况下的速度的增加速度下转动。沿正向的转动扭矩通过轭23、输出齿轮24及输入齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。

在旋转斜盘表面44位于逆向最大倾斜角位置侧的情况中，第一液压系统100的最大冲程容积VPmax略微大于第二液压系统200的最大冲程容积VMmax，在图38中，它们之间的差异表示为Δ2。在图38中，为了便于描述，部分Δ2是以放大的形式示出的。

当第二选择器阀76处于第二位移位置R2时将第二液压系统200的冲程容积设定为0.6VMmax。因此，输出转动数量Nout从2Nin增加到近似于2.7Nin。图35示出了工作油的流动以及在该状态中是如何转动的。在该实施例中，油去除部分110在该状态下被封闭。

(在输出转动数量Nout处于0与Nin之间的情况中)

在输出转动数量Nout处于0与Nin之间的情况中，螺旋弹簧124的推动力总是使得移动元件116停止在接合阶部分114a处，因此可使得少量工作油经由油去除部分110和孔120从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113。也就是说，第二选择器阀76的位移端位于第一位移位置R1处。

通过操纵未示出的变速杆，旋转斜盘表面44通过支架45朝向正侧倾斜以便于从直立位置处被布置于预定正倾斜角位置之间的区域中。在正倾斜角位置中，预定正倾斜角位置为这样的位置，直到该位置第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值。

在该状态下，出于与第四实施例相同的原因，在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压对“在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间以及超过Nin的情况中”的提供了反向转动。因此，沿反向转动的数量与缸体42沿正向转动的数量的总和(总数)使得轭23和输出齿轮24转动。当此时的转动数量的总数变为沿正向转动的数量减去沿反向转动的数量时，输出转动数量Nout变得比“在输出转动数量Nout为Nin的情况中”的小。

在该实施例中，当此时旋转斜盘表面44从直立位置朝向正向最大倾斜角位置移动时，如图38中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到-VMmax，而输出转动数量Nout因此从Nin减少到0。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为0时第二液压系统200每次转动的冲程容积VM为-VMmax。在该状态中，如上所述的，少量工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中，造成轻微损失。然而，工作油的流出量很小并且第二液压室62(液压室B)中的压力低于第一液压室61(液压室A)中的压力，因此没有降低用于压制轭23以增加速度的活塞58的驱动功效，从而不会存在问题。图36是该状态下的示范性视图。第一液压室61(液压室A)的压力变得高于第二液压室62(液压室B)的压力，并且工作油如图中示出的箭头所指示那样在液压闭路C中流动。

(在输出转动数量Nout为0的情况中)

接下来，通过操纵未示出的变速杆，旋转斜盘表面44被布置于正倾斜角位置的位置中，在正倾斜角位置处，第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值。

在该情况中，在本实施例中，第一液压系统100的冲程容积VP变为-VMmax。因此，由于-VP≈-VMmax，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的转动数量Nin相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且输出齿轮24停止了。

在该状态下，当旋转斜盘表面44通过支架45从预定正倾斜角位置进一步倾斜时，第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值进入到这样的范围中，所述范围即，它大于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值(＝VMmax)。

因此，第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值相对于第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值变得较小，因此为了抵偿，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度在第二液压系统200中应适当地变快。

然而，此时与第一液压室61的压力相比较，第二液压室62的压力较高，因此高压工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中。假定L为缸体42进行一次转动时从液压闭路C中流出的最大损失量，而第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值与第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值之间的差(|VP|-|VM|)满足|VP|-|VM|≤L(＝Δ2)，因而|VP|与|VM|+损失量相抵消，因此在第二液压系统200中，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的转动数量Nin保持相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且输出齿轮24保持静止状态(中立)。在图38中，Δ2表示两个系统的冲程容积之间的差，直到|VP|-|VM|从0变为L。

(在输出转动数量Nout低于0的情况中)

而且，在将旋转斜盘表面44布置在正向最大倾斜角位置的情况下，为了获得比螺旋弹簧124的推动力更大的充装压力，通过驱动未示出的供给泵而使得轴孔99中的工作油增压。接着，移动元件116逆着螺旋弹簧124的推动力移动到输入轴21的输出端侧并封闭液道112的限制部分112a侧开口端部。

当移动元件116移动到输入轴21的输出端侧时，驱动销128被锥形部分118a压制并沿径向从输入轴21的轴线O处移动。在固定器79的锥形槽129的底部的封闭端侧作为起始位置的情况下，驱动销128保持着压制倾斜的锥形槽129，同时朝向远端侧逐渐改变其压制点。因此，驱动销128的压力使得固定器79逆着螺旋弹簧126的推动力朝向输入轴21的输入端侧移动。因此，当驱动销128邻靠在锥形槽129底部的远端侧上时，第二选择器阀76的位移端移动到从第一位移位置R1到第二位移位置R2之间的任何位置。

然后，如图39中所示的，与端口W以及第二液压室62相通的区域被弄窄，并且与端口W以及第一液压室61相连接的区域被加宽。也就是说，在当输出转动数量Nout变得小于0时，区域J变得更宽，而区域K变得更窄。

因此，由于第二液压系统200的冲程容积相对于第一液压系统100的冲程容积VPmax变得较小，因此第二液压系统200的活塞58的往复运动速度变得更快以作为补偿。因此，在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压的动作增加了沿反向的转动数量，并且沿反向增加的转动数量与缸体42的沿正向的转动数量的总数使得轭23和输出齿轮24在高于在沿反向的输出转动数量为0的情况下的速度的增加速度下转动(见图38)。

当移动元件116朝向输入轴21的输出端侧移动并封闭液道112的限制部分112a侧开口端部时，通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113的工作油的流动被停止了。因此，通过到现在为止已损失的工作油增加了压制第二液压系统200的活塞58的工作油量。

因此，第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值相对于第一液压系统100的冲程容积VP变得较小，因此在第二液压系统200中，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度变得更快以作为补偿。

因此，在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压增加了沿反向的转动数量，并且增加的沿反向的转动数量与缸体42的沿正向的转动数量的总数使得轭23和输出齿轮24沿相对于输入转动的反向方向进行转动。

沿反向的转动扭矩通过轭23、输出齿轮24及输入齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。此时，输出转动数量Nout从图38中的点c(在点c中，输出转动数量Nout为0，而冲程容积为-VPmax)移动到点d。

如图38中所示的，在旋转斜盘表面44通过支架45位于正向最大倾斜角位置侧的情况中，尽管存在微小差异，第一液压系统100的最大冲程容积VPmax的绝对值为VPmax≈VMmax，并且第二液压系统200的冲程容积的绝对值为0.6VMmax。因此，输出转动数量Nout从0降低，但是输出转动数量Nout从现行点d处增加了其反向转动。即，在图38中，输出转动数量Nout以这种方式沿向后方向变得更快，即，从现行点d处更向左移动。

如图38中所示的，实线上的Nout以标签“密封”所指示的方式改变。沿反向的转动扭矩通过轭23、输出齿轮24及输入齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。图37是示出了此时状态的例证性图。第二液压室62(液压室B)的压力变得高于第一液压室61(液压室A)的压力，并且工作油如图中示出的箭头所指示那样在液压闭路C中流动。

该实施例具有以下优点。

(1)在第五实施例的连续变速传动装置20(连续液压变速传动装置)中，第一液压系统100的最大冲程容积VPmax具有超过第二液压系统200的最大冲程容积VMmax的范围，并且在第二液压室62中提供了油去除部分110，当轭23相对于输入转动在液道(液压闭路C)中正向转动时，第二液压室62中的压力变得更低，所述液道连接第一液压系统100与第二液压系统200。

因此，在从第一液压系统100的冲程容积VP等于第二液压系统200的冲程容积VMmax的点到可克服油去除部分110的油溢出量(从液压闭路C中流出的损失量)的点之间的范围内，输出转动数量Nout变为0，因此可实现中立，如同第四实施例一样。因此，可实现中立的范围可具有由油溢出量限定的界限。

(2)依照第五实施例，将第一液压系统100的最大冲程容积VPmax与第二液压系统200的最大冲程容积VMmax之间的容积差设定得非常小。也就是说，由于通过将旋转斜盘表面44的最大倾斜角和转动倾斜表面51的倾斜角构成得非常小而将第一活塞43、58的冲程量构成得非常微小，可制备第一液压系统100和第二液压系统200两者共用的活塞，从而可由两个系统共用该部分。由于冲程量是非常微小的，因此可将缸体42构成得较为紧凑。

在该说明书中，微小差异表示这样的程度，即，可提供在具有油溢出量界限的情况下发生中立的范围。

(3)在第五实施例中，提供了使得第二选择器阀76往复运动的保持器83并且还提供了用于使得保持器83沿轴线O位移的位移机构D。当位移机构D使得保持器83在压力下朝向缸体42移动时，第二选择器阀76从第一位移位置R1移动到第二位移位置R2。并且，将选择器阀布置得比活塞43、58更靠近于轴线O(内侧)。因此，可将连续变速传动装置20的位移机构D布置在轭23的内表面上。

另外，其中分配阀或选择器阀位于第一和第二活塞的外部在缸体的外圆周附近的连续液压变速传动装置是已知的。在这样的传统连续液压变速传动装置中，用于使得分配阀位移的位移机构被如此布置，即，使其从第一和第二活塞处向外延伸，这会导致传输装置增大的问题。与之相反，与传统连续液压变速传动装置相比，可将连续变速传动装置20构成得较为紧凑。

(4)在第五实施例中，保持器83是通过作用在位移机构D上的工作油的液压在压力下移动的。因此可在不提供专用联杆机构的情况下通过工作油的液压使得第二选择器阀76沿轴线O位移，因此可将位移机构D构成得较为简单。

(5)在该实施例中，将移动元件116的锥形部分118a的坡度形成得比固定器79的锥形槽129的坡度更缓。因此，当工作油的液压压制移动元件116时，保持器83的位移量小于移动元件116的位移量。因此，可使得保持器83的位移量非常小。因此，即使在工作油的液压用作驱动源的情况下，也可精确容易地执行第二选择器阀76的移动量的调节。

第六实施例

接下来，将根据图40到46描述本发明的第六实施例。该描述是以不同于第四实施例的结构为中心而给出的。该实施例将使用与第四实施例的结构相对应的相同附图标记。

第六实施例与第四实施例不同之处在于，朝向缸体42的中心部分的外表面开口的小孔130被形成于每个第二活塞孔57的底部中并且圆柱形盖元件131以沿轴向可滑动的方式被安在缸体42的中心部分的外表面中。

详细地说，在缸体42的中心部分的外表面上位于一个轴向端部处形成有突出部分132并且止动环133被固定于另一个端部。螺旋弹簧134被放在缸体42的中心部分的外表面周围在盖元件131与止动环133之间并且以这种方式被推动，即，使得盖元件131停止在突出部分132处。在盖元件131停止在突出部分132处时，小孔130被盖元件131封闭，并且此时盖元件131朝向输入轴21的输出端移动，小孔130可向外部释放。

可动的凸缘135以凸出的方式设在盖元件131的外表面上。经由设在壳体26的缸元件27中的操作孔27a将驱动元件136插入在壳体26中。在驱动元件136的远端处提供有可绕其轴线转动的辊137，所述驱动元件136通过辊137邻靠在盖元件131的凸缘135上。并且，未示出的驱动器(例如，螺线管)等逆着螺旋弹簧134的推动力通过凸缘135朝向输入轴21的输出端来驱动盖元件131。此时，变速杆146朝向向后移动区域移动，来自于未示出的控制单元的控制信号使得驱动器工作一预定时间，以便于通过驱动元件136朝向输入轴21的输出端驱动盖元件131，并且在预定时间过去之后，控制信号消失以解除其驱动。

盖元件131、驱动元件136、螺旋弹簧134等构成油去除机构M。

在第六实施例中，将第一液压系统100的最大冲程容积VPmax设定得略微大于第二液压系统200的最大冲程容积VMmax，从而与上述实施例一样，其之间的差异为Δ2。特别地，在该实施例中，将第一液压系统100的活塞孔47的内径设定得与第二液压系统200的活塞孔57的内径近似于相同，将活塞43和58的直径设定得近似于相同，并且以这种方式将旋转斜盘表面44的最大倾斜角设定得比转动倾斜表面51的倾斜角略大，所述方式即，活塞43冲程量在最大冲程容积方面具有差异以便于大于活塞58的冲程量。

在该实施例中，省略了输出齿轮24，并且，与图8中所示实施例的齿轮传动装置相似的齿轮传动装置150(CST)连接于作为输出转动部分的轭23。

接下来，将描述本实施例的连续变速传动装置20。

在第六实施例中，输出转动数量Nout是输出轴155的转动数量。

(在输出转动数量Nout为Nin的情况中)

假定构成油去除机构M的盖元件131被止动在突出部分132处，并且小孔130由盖元件131封闭。

通过操纵图11中所示出的变速杆146，旋转斜盘表面44通过支架45位于直立位置处。

在该状态下，出于与第四实施例中相同的原因，缸体42与转动倾斜表面51处于直接连接状态并一起转动。也就是，在该状态下，输入轴21与输出齿轮142直接连接。传递到转动倾斜表面51的转动通过轭23以及连接的第一离合器152、齿轮24和齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。在连接图43中所示的齿轮传输装置150的情况下，当输出轴155相反于Nin转动时，将其称作沿正向的转动。

在旋转斜盘表面44处于直立位置的情况中，如图46中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP变为0，而输出转动数量Nout(输出轴155的转动的数量)变得等于输入转动数量Nin。

(在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间的情况中)

按照第四实施例，通过操纵变速杆146，旋转斜盘表面44通过支架45朝向逆侧倾斜以便于位于预定逆向倾斜角位置与直立位置之间的区域中。预定逆向倾斜角位置是这样的位置，直到该位置第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值(＝VMmax)。

在该状态下，出于与第四实施例中相同的原因，使得转动倾斜表面51转动了通过输入轴21驱动的缸体42的输入转动数量Nin与在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压的正向方向的转动数量的总和(总数)。被传递到转动倾斜表面51上的正向转动将作为正向转动通过轭23以及连接的第一离合器152、齿轮24和齿轮151被传输到末级减速齿轮单元以实现增速作用。

此时，当旋转斜盘表面44从直立位置朝向预定逆向倾斜角位置移动时，如图46中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到VMmax，而输出转动数量Nout从Nin增加到2Nin。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为2Nin时第二液压系统200的冲程容积VM保持在VMmax。图45示出了工作油的流动以及在该状态中是如何进行转动的。

在该状态中，如上所述的，少量工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中，造成轻微损失。然而，工作油的流出量很小并且第二液压室62(液压室B)中的压力低于第一液压室61(液压室A)中的压力，因此没有降低用于压制轭23以增加速度的活塞58的驱动功效，从而不会存在问题。

(在输出转动数量Nout处于0与Nin之间的情况中)

通过操纵变速杆146，旋转斜盘表面44通过支架45朝向正侧倾斜，以便于从直立位置处被布置于正倾斜角位置处。在正倾斜角位置中，预定正倾斜角位置为这样的位置，直到该位置第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值的位置。

在该状态下，出于与第四实施例相同的原因，在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压对“在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间以及超过Nin的情况中”的提供了相反的转动。因此，沿反向转动的数量与缸体42沿正向转动的数量的总和(总数)通过轭23以及连接的第一离合器152、齿轮24和齿轮151被传输到末级减速齿轮单元。

当此时的转动数量总数变为沿正向转动的数量减去沿反向转动的数量时，输出转动数量Nout变得比“在输出转动数量Nout为Nin的情况中”的小。

在该实施例中，当此时旋转斜盘表面44从直立位置朝向正向最大倾斜角位置移动时，如图46中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到-VMmax，而输出转动数量Nout因此从Nin增加到0。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为0时第二液压系统200每次转动的冲程容积VM为-VMmax。在该状态中，如上所述的，少量工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中，造成轻微损失。然而，工作油的流出量很小并且第二液压室62(液压室B)中的压力低于第一液压室61(液压室A)中的压力，因此没有降低用于压制轭23以增加速度的活塞58的驱动功效，从而不会存在问题。

图44是该状态下的示范性视图。第一液压室61(液压室A)的压力变得高于第二液压室62(液压室B)的压力，并且工作油如图中示出的箭头所指示那样在液压闭路C中流动。

(在输出转动数量Nout为0的情况中)

接下来，通过操纵变速杆146，旋转斜盘表面44通过支架45被布置于正倾斜角位置中的位置处，在该位置处，第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值。

在该情况中，在本实施例中，第一液压系统100的冲程容积VP变为-VMmax。因此，由于-VP≈-VMmax，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的转动数量Nin相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且输出齿轮24停止了。

在该状态下，当旋转斜盘表面44通过支架45从预定正倾斜角位置进一步倾斜时，第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值进入到这样的范围中，所述范围即，它大于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值(＝VMmax)。

因此，第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值相对于第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值变得较小，因此以进行抵偿，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度在第二液压系统200中应适当地变快。

然而，由于此时与第一液压室61的压力相比较，第二液压室62的压力较高，并且高压工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中，因此工作油流出的量变得较大。假定L为在缸体42进行一次转动时从液压闭路C中流出的最大损失量，而第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值与第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值之间的差(|VP|-|VM|)满足|VP|-|VM|≤L(＝Δ2)，因而|VP|与|VM|+损失量相抵消，因此在第二液压系统200中，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的输入转动数量Nin保持相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且输出齿轮24保持静止状态(中立)。

在图46中，Δ2表示两个系统的冲程容积之间的差，直到|VP|-|VM|从0变为L。在图46中，为了便于描述，Δ2的部分是以放大的方式示出的。

(在输出转动数量Nout低于0的情况中)

而且，在该状态下，当使得变速杆146朝向向后移动侧移动时，响应于变速杆146的操作，未示出的驱动器(例如，螺线管)被致动一给定时间，使得驱动元件136将盖元件131驱动到输入轴21的输出端侧。

因此，盖元件131的移动使得小孔130朝向外侧打开，以便于释放工作油的液压。当释放了工作油的液压时，在转动倾斜表面51上的活塞58的增压动作消失，使得轭23从第二液压系统200中解脱出来。因此，可断开齿轮传输装置150的第一离合器152，从而响应于变速杆146的操作，连接第二离合器153。在返回到向前移动侧时，出于相同的原因释放了第二活塞孔57中的工作油的液压。

在预定时间过去之后，释放了驱动器的驱动，因此由于螺旋弹簧134的推动力使得盖元件131移动直到它停止在突出部分132处为止，再次封闭小孔130。因此，工作油的液压作用在第二活塞孔57上，并且活塞58开始挤压转动倾斜表面51。

(在输出转动数量Nout处于0和-Nin之间的情况中)

在由第二离合器140实现了用于向后移动的连接之后，输出转动数量Nout和第一液压系统100的冲程容积上的改变的状态与图46中所示的向前移动(正向转动)的情况中相同，并且其描述与那些(在输出转动数量Nout处于0和Nin之间的情况中)的相同，因此省略其描述。图44示出了工作油的流动以及是如何进行转动的。

(在输出转动数量Nout处于-Nin和-2Nin之间的情况中)

在该情况中，第一液压系统100和第二液压系统200的动作与那些(在输出转动数量Nout处于Nin和2Nin之间的情况中)相同，因此省略其描述。图45示出了工作油的流动以及是如何进行转动的。

第六实施例具有如下优点。

(1)在第六实施例中，提供了油去除机构M，所述油去除机构M用于当切换(从正向到反向以及从反向到正向)轭23(输出转动部分)的转动方向时，解除施加到第二液压系统200的活塞58的液压。

因此，可解除切换轭23的转动方向时的扭矩，从而可容易地执行正向/反向的切换。具体地，当朝向缸体42的外侧直接释放活塞孔57时，该实施例可容易地实现上述效果。

(2)在第六实施例中，将连续变速传动装置20构成得具有可从发动机22(马达)获得输入转动的输入轴21，并且将输入轴21构成为反向于马达延伸的输出轴。并且，轭23(输出转动部分)被设在延伸的输入轴21的外表面上，并且提供用于执行轭23的动力传输以及可在正向和反向转动之间切换的齿轮传输装置150(正向/反向转动切换装置)，以便于构成动力传输设备。

因此，可说明作为动力传输设备的上述(1)的操作和效果。

第七实施例

接下来，将描述本发明的第七实施例。

第七实施例涉及其缸体42由第一液压系统和第二液压系统共享并且具有径向布置的活塞43、58的变速传输装置20(在下文中称作径向类型的)。

参照图47到图51给出以下描述。

图47示出了径向类型的变速传输装置。对于与上述实施例中的部件相同或相当的部件还使用相同的附图标记，并且省略对其的描述，其描述将根据差异作出。

在缸体42中，输入轴21的输入侧端部通过轴承161被可转动地支撑于壳体26的内表面上，并且其输出侧端部通过轴承162以可相对转动的方式与作为输出转动部分的输出转动缸23A的内表面相连接。输出转动缸23A通过轴承180被可转动地支承座侧壁元件31上。输出转动缸23A具有相当于其他实施例的轭23的功能。

在径向类型的第一液压系统100中，多个活塞43以这种方式被布置在轴线O周围，所述方式即，相对于缸体42可伸长和收缩。

环状元件165使其外表面形成得具有环形横截面(沿垂直于轴线O的方向切开横截面)并且围绕其自身的轴线以滑动接触的方式可转动地装配在壳体26的内表面中。也就是说，环状元件165外表面165s的轴线(中心)位于与装配在壳体26中的内表面的轴线S同轴的位置。

将环状元件165的内表面165r形成得具有环形横截面并且其轴线(中心)R被布置得偏心于外表面的轴(中心)。也就是说，轴线R被布置得偏心于轴线S。

环状元件165相当于邻靠部分。

并且，如图48中所示的，将环状元件165构成得在包括内表面轴线R与轴线0重合的位置(在下文中称之为中立位置)的预定范围内可转动。也就是说，以中立位置作为参照，使得环状元件165在如图49中所示的顺时针转动预定角的位置(在下文中，在该实施例中将该位置称作第一位置)与如图50中所示的逆时针转动一预定角的位置(在下文中，在第七实施例中将该位置称作第二位置)之间可转动。假定图48中输入轴21的转动是逆时针的。通过联接轴177容纳于壳体26的液压系统178的驱动，环状元件165在第一位置和第二位置之间往复运动。

在第七实施例中，以位于中立位置的环状元件165作为参照，顺时针转动的位置是逆转动位置(见图49)，而逆时针转动位置是正转动位置(见图50)。

并且，在第七实施例中，以输出转动数量Nout＝Nin作为分界线，当Nout＞Nin时它移动到逆转动位置，而当Nout＜Nin时它移动到正转动位置。输出转动的数量是输出转动缸23A的输出转动的数量。

图49示出了位于第一位置的环状元件165或将其布置于逆转动位置中最大转动位置的状态。图50示出了位于第二位置的环状元件165或将其布置于正转动位置中最大转动位置的状态。

将多个活塞孔47沿径向以等角的距离布置于缸体42的面对环状元件165的那个部分处的转动中心(轴线O)周围。活塞孔47具有形成于缸体42外表面中的开口。活塞43以通过开口可伸长以及可收缩的方式被可滑动地布置在每个活塞孔47中。

当缸体42转动时，布置于正转动位置或负转动位置处的环状元件165使得活塞43往复运动，并且传递吸入和排出冲程的动作。因此，将该实施例中的第一液压系统100构成得使得活塞43如在第四到第六实施例中中旋转斜盘表面44在正向和逆向倾斜的情况中那样收缩和伸长。

径向类型的第二液压系统200包括缸体42、可滑动地布置于缸体42上的多个活塞58以及装配有邻靠在活塞58上的滑动接触元件181的输出转动缸23A。如此布置多个活塞58，即，使其沿径向围绕轴线O相对于缸体42可伸长和收缩。如图34中所示的，滑动接触元件181是以内表面和外表面彼此同轴的方式形成为圆环形的，并且滑动接触元件181被牢固地装配于输出转动缸23A的内端的内表面。滑动接触元件181的内表面被构成得具有环形横截面，其中心被布置得与安装在输出转动缸23A上的内表面的中心Q重合。

因此，以这种方式布置滑动接触元件181，即，其轴线(中心Q)偏心于输入轴21的轴线O一预定的偏移量Δa，并且在输出转动缸23A转动时中心Q围绕轴线O移动，画出环形。

将多个活塞孔57沿径向布置在缸体42的面对滑动接触元件181的那部分处围绕转动中心(轴线O)的等角的位置处。活塞孔57具有形成于缸体42的外表面中的开口。活塞58以通过开口可伸长以及可收缩的方式被可滑动地布置在每个活塞孔57中。

在滑动接触元件181与缸体42相对转动时，活塞58与滑动接触元件181之间的邻靠使得活塞58往复运动并重复吸入和排出冲程。

在第七实施例中，将第一液压系统100的最大冲程容积VPmax设定得略微大于第二液压系统200的最大冲程容积VMmax，并且根据第五实施例，其差为Δ2。特别地，将第一液压系统100的活塞孔47的内径设定得与第二液压系统200的活塞孔57的内径近似于相同，将活塞43和58的直径设定得近似于相同，并且以这种方式设定环状元件165的最大转动位置，即，活塞43和58的冲程量在最大冲程容积方面具有差异。

在第七实施例中，第一选择器阀66邻靠在作为在受到布置于第一阀孔63底部上的螺旋弹簧175的压制的状态下的轴承的滚珠轴承69的内环上。以这种方式布置滚珠轴承69，即，根据第四实施例，使其轴线歪斜于轴线O。第二选择器阀76邻靠在作为在受到布置于第二阀孔64底部上的螺旋弹簧186的压制的状态下的轴承的滚珠轴承84的内环上。

以这种方式布置滚珠轴承84，即，使其轴线歪斜于轴线O。

在该实施例中，支撑元件81以这种方式与输出转动缸23A的内表面相接合，所述方式即，可沿平行于轴线O形成的导向槽23c滑动。此外，通过滚珠轴承80连接于支撑元件81的固定器79以沿轴线O可滑动的方式被安在输入轴21的外表面上。

作为推动装置布置于输入轴21的外表面周围的螺旋弹簧126被布置于缸体42和固定器79之间，并且固定器79通常被螺旋弹簧126的推动力朝向输入轴21的输出端推动。将螺旋弹簧126的推动力设定在这样的强度下，所述强度即，即使输入轴21的转动将沿径向的离心力施加于驱动销128上时，固定器79也不会朝向输入轴21的输入端移动。

将使用图7和图35到39描述以上述方式构成的连续变速传动装置20的作用。为了便于描述，在描述中将从发动机22的曲轴被传递到输入轴21的输入转动数量Nin假定为常量。

(在输出转动数量Nout为Nin的情况中)

通过操纵未示出的变速杆，环状元件165通过液压系统178被驱动并且被布置于中立位置处。在该状态下，出于与第五实施例中相同的原因，缸体42与滑动接触元件181(输出转动缸23A)处于直接连接状态并一起转动。

在环状元件165处于直立位置的情况中，如图38中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP变为0，而输出转动数量Nout(输出齿轮24的转动的数量)变得等于输入转动数量Nin。

(在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间的情况中)

通过操纵未示出的变速杆，环状元件165通过液压系统178进行转动以便于位于在中立位置与第一位置处的逆转动位置之间的区域中。

在该状态下，出于与第五实施例中相同的原因，使得滑动接触元件181(输出转动缸23A)转动了通过输入轴21驱动的缸体42的输入转动数量Nin与在滑动接触元件181上的活塞58的突出增压产生的正向转动数量的总和(总数)。被传递到滑动接触元件181上的正向转动将作为正向转动通过输出转动缸23A、输出齿轮151等被传输到末级减速齿轮单元以实现增速作用。

此时，当环状元件165从中立位置朝向预定逆转动位置移动时，如图38中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到VMmax，而输出转动数量Nout从Nin增加到2Nin。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为2Nin时第二液压系统200的冲程容积VM保持在VMmax。在该实施例中，VPmax≈VMmax。图35示出了工作油的流动以及在该状态中是如何进行转动的。

在该状态中，根据第五实施例，少量工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中，造成轻微损失。然而，工作油的流出量很小并且第二液压室62(液压室B)中的压力低于第一液压室61(液压室A)中的压力，因此没有降低用于压制输出转动缸23A以增加速度的活塞58的驱动功效，从而不会存在问题。

(在输出转动数量Nout超过2Nin的情况中)

在将环状元件165布置在第一位置的情况下，为了获得比螺旋弹簧124的推动力更大的充装压力，通过驱动未示出的供给泵而使得轴孔99中的工作油增压。

接着，移动元件116逆着螺旋弹簧124的推动力移动到输入轴21的输出端侧并封闭液道112的限制部分112a侧开口端部。

当移动元件116移动到输入轴21的输出端侧时，驱动销128被锥形部分118a压制并沿径向从输入轴21的轴线O处移动。在固定器79的锥形槽129的底部的封闭端侧作为起始位置的情况下，驱动销128保持压制倾斜的锥形槽129，同时朝向远端侧逐渐改变其压制点。

因此，驱动销128的压力使得固定器79逆着螺旋弹簧126的推动力朝向输入轴21的输入端侧移动。因此，当驱动销128邻靠在锥形槽129底部的远端侧上时，第二选择器阀76的位移端移动到从第一位移位置R1到第二位移位置R2之间的任何位置。

然后，与端口W以及第二液压室62相通的区域被弄窄，并且与端口W以及第一液压室61相连接的区域被加宽。也就是说，在2Nin以上，如图39中所示的，区域J变得更宽，而区域K变得更窄。

因此，出于与第五实施例中相同的原因，由于第二液压系统200的冲程容积相对于第一液压系统100的冲程容积VPmax变得较小，因此第二液压系统200的活塞58的突出增压的动作的往复运动速度变得更快以作为补偿。

因此，通过在滑动接触元件181上的活塞58的突出增压动作增加了沿正向的转动数量，并且增加的正向转动数量与缸体42的沿正向的转动数量的总数使得输出转动缸23A和输出齿轮24在高于在沿正向的输出转动数量为2Nin的情况下的速度的增加速度下转动。

在环状元件165位于第一位置处的情况中，第一液压系统100的最大冲程容积VPmax略微大于第二液压系统200的最大冲程容积VMmax，在图38中，它们之间的差表示为Δ2。

当第二选择器阀76处于第二位移位置R2时将第二液压系统200的冲程容积设定为0.6VMmax。因此，输出转动数量Nout从2Nin增加到近似于2.7Nin。图35示出了工作油的流动以及在该状态中是如何转动的。在该实施例中，油去除部分110在该状态下被封闭。

(在输出转动数量Nout处于0与Nin之间的情况中)

在该情况中，螺旋弹簧124的推动力总是使得移动元件116停止在接合阶部分114a处，因此可使得少量工作油经由油去除部分110和孔120从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113。也就是说，第二选择器阀76的位移端位于第一位移位置R1处。

通过操纵未示出的变速杆，环状元件165通过液压系统178被驱动并且从中立位置处被布置于正转动位置的区域中。

在该状态下，出于与第五实施例相同的原因，在滑动接触元件181上的活塞58的突出增压对“在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间以及超过Nin的情况中”的给予了反向转动。因此，沿反向方向的输入转动的数量与缸体42沿正向转动的数量的总和(总数)使得输出转动缸23A和输出齿轮24转动。当此时的转动数量总数变为沿正向转动的数量减去沿反向转动的数量时，输出转动数量Nout变得比“在输出转动数量Nout为Nin的情况中”的小。

在该实施例中，当此时环状元件从中立位置朝向第二位置移动时，如图38中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到-VMmax，而输出转动数量Nout从Nin减小到0。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为0时第二液压系统200每次转动的冲程容积VM为-VMmax。

在该状态中，如上所述的，少量工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中，造成轻微损失。然而，工作油的流出量很小并且第二液压室62(液压室B)中的压力低于第一液压室61(液压室A)中的压力，因此没有降低用于压制输出转动缸23A以降低速度的活塞58的驱动功效，从而不会存在问题。图36是该状态下的示例性视图。

(在输出转动数量Nout为0的情况中)

接下来，操纵未示出的变速杆以使得环状元件165通过液压系统178转动并且将环状元件165布置在第二位置处。

在该情况中，在本实施例中，第一液压系统100的冲程容积VP变为-VMmax。因此，由于-VP≈-VMmax，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的输入转动数量Nin相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且输出齿轮24停止了。

当环状元件165通过液压系统178进一步转动以便于从第二位置进一步在正侧上转动时，第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值进入到这样的范围中，所述范围即，它大于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值(＝VMmax)。

因此，第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值相对于第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值变得较小，因此为了抵偿，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度在第二液压系统200中应适当地变快。

然而，此时与第一液压室61的压力相比较，第二液压室62的压力较高，因此高压工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中。

假定L为缸体42进行一次转动时从液压闭路C中流出的最大损失量，而第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值与第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值之间的差(|VP|-|VM|)满足|VP|-|VM|≤L(＝Δ2)，因而|VP|与|VM|+损失量相抵消，因此在第二液压系统200中，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的输入转动数量Nin保持相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且与第五实施例中一样，输出齿轮24保持静止状态(中立)。在图38中，Δ2表示两个系统的冲程容积之间的差，直到|VP|-|VM|从0变为L。

(在输出转动数量Nout低于0的情况中)

而且，在该状态下为了获得比螺旋弹簧124的推动力更大的充装压力，通过驱动未示出的供给泵而使得轴孔99中的工作油增压。接着，移动元件116逆着螺旋弹簧124的推动力移动到输入轴21的输出端侧并封闭液道112的限制部分112a侧开口端部。

当移动元件116移动到输入轴21的输出端侧时，驱动销128被锥形部分118a压制并沿径向从输入轴21的轴线O处移动。在固定器79的锥形槽129的底部的封闭端侧作为起始位置的情况下，驱动销128保持压制倾斜的锥形槽129，同时朝向远端侧逐渐改变其压制点。因此，驱动销128的压力使得固定器79逆着螺旋弹簧126的推动力朝向输入轴21的输入端侧移动。因此，当驱动销128邻靠在锥形槽129的底部的远端侧上时，第二选择器阀76的位移端移动到从第一位移位置R1到第二位移位置R2之间的任何位置。

然后，如图39中所示的，与端口W以及第二液压室62相通的区域被弄窄，并且与端口W以及第一液压室61相连接的区域被加宽。也就是说，在当输出转动数量Nout变得小于0时，区域J变得更宽，而区域K变得更窄。

因此，由于第二液压系统200的冲程容积相对于第一液压系统100的冲程容积VPmax变得较小，因此第二液压系统200的活塞58的突出增压(projecting pressurization)的动作的往复运动速度变得更快以作为补偿。因此，通过在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压的动作增加了沿反向的转动数量，并且沿反向增加的转动数量与沿正向的缸体42的转动数量的总数使得输出转动缸23A和输出齿轮24在高于在沿反向的输出转动数量为0的情况下的速度的增加速度下转动(见图38)。

当移动元件116朝向输入轴21的输出端侧移动并封闭液道112的限制部分112a侧开口端部时，通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113的工作油的流动被停止了。因此，通过到现在为止已损失的工作油增强了压制第二液压系统200的活塞的作用。

因此，第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值相对于第一液压系统100的冲程容积VP变得较小，因此在第二液压系统200中，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度变得更快以作为补偿。

因此，在滑动接触元件181上的活塞58的突出增压增加了沿反向的转动数量，并且增加的转动数量与沿正向的缸体42的转动数量的总数使得输出转动缸23A和输出齿轮24沿相对输入转动的反向方向进行转动。沿反向的转动扭矩通过输出转动缸23A、输出齿轮24等被传输到末级减速齿轮单元。

此时，与第五实施例一样，输出转动数量Nout从图38中的点c移动到点d，点c是输出转动数量Nout为0，而冲程容积为-VPmax的点。

在环状元件165通过液压系统178被布置于第二位置处的情况中，在图38中，尽管存在微小差异，第一液压系统100的最大冲程容积VPmax的绝对值为VPmax≈VMmax，并且第二液压系统200的冲程容积的绝对值为0.6VMmax。因此，输出转动数量Nout从0降低，但是输出转动数量Nout从现行点d处增加了其反向转动。即，输出转动数量Nout从现行点d处沿反向变得更快。

如图38中所示的，Nout在以标签“密封”所指示的实线上改变。图37是示出了此时状态的示例性图。第二液压室62(液压室B)的压力变得高于第一液压室61(液压室A)的压力，并且工作油如图中示出的箭头所指示那样在液压闭路C中流动。

第七实施例具有以下优点。

(1)第七实施例的连续变速传动装置20(连续液压变速传动装置)作为第一液压系统100具有活塞43，并且活塞43的伸长和收缩是由环状元件165(邻靠部分)执行的。作为第二液压系统200，提供了具有活塞58的输出转动缸23A(输出转动部分)，并且输出转动缸23A通过活塞58的邻靠相对于输入转动执行相对或同步转动。保持第一液压系统100和第二液压系统200两者的活塞43、58的缸体42是共用的，并且将缸体42构成得可产生输入转动和同步转动。

此外，第一液压系统100的最大冲程容积VPmax具有超过第二液压系统200的最大冲程容积VMmax的范围，并且在第二液压室62中提供了油去除部分110，当输出转动缸23A相对于输入转动在液道(液压闭路C)中正向转动时，第二液压室62中的压力变得更低，所述液道连接第一液压系统100与第二液压系统200。

因此，在从第一液压系统100的冲程容积VP等于第二液压系统200的冲程容积VMmax的点到可克服油去除部分110的油溢出量(从液压闭路C中流出的损失量L)的点之间的范围内，输出转动数量Nout变为0，因此与第五实施例一样可实现中立。因此，可实现中立的范围可具有由油溢出量限定的界限。

(2)第七实施例具有与第五实施例的优点(2)相同的优点。

(3)在第七实施例中，提供了使得第二选择器阀76往复运动的滚珠轴承84(使得分配阀往复运动的元件)，并且还提供了用于使得滚珠轴承84沿轴线O位移的位移机构D。位移机构D包括移动元件116、驱动销128、固定器79、滚珠轴承80以及支撑元件81。当位移机构D使得滚珠轴承84在压力下从正常位置朝向缸体42移动时，第二选择器阀76从第一位移位置R1移动到第二位移位置R2。将第二选择器阀76布置得比活塞43、58更靠近于轴线O，因此，可将连续变速传动装置20的位移机构D布置在输出转动缸23A(输出转动部分)的内表面侧空间中。

本发明的实施例不局限于上述实施例，而是可进行以下修正。

在第六实施例中，可省略掉油去除机构M，而用图26中所示的加载阀90用作油去除机构M。也就是说，当将变速杆146移动到反向移动侧时，响应于变速杆146的操作(在输出转动数量Nout低于0的情况中)，供给泵的充装压力低于螺旋弹簧197、198的推动力。然后，如图26中所示的，加载阀90、91被压制并停止在阀保持孔85、86的内底部。(图26只示出了加载阀91的移动)。然后，第一液压室61和第二液压室62中的工作油通过阀保持孔85、86的开口88、89被释放到外部。

由于释放了液压，活塞孔57中工作油的液压被释放，因此在旋转斜盘表面44上的活塞43的压力作用和在转动倾斜表面51上的活塞58的压力作用都消失了。具体地，轭23脱离于第二液压系统200。这可断开齿轮传输装置150的第一离合器152，从而响应于变速杆146的操作，连接第二离合器153。在返回到向前移动侧时，出于相同的原因释放了活塞孔57中的工作油的液压。

在预定时间过去之后，未示出的供给泵使得充装压力返回到初始值，加载阀90、91关闭了开口88，89。因此，工作油的液压作用在活塞孔47、57上，从而活塞43和活塞58开始压制旋转斜盘表面44和转动倾斜表面51。这甚至可提供与第六实施例相同的作用和效果。

第五实施例和第七实施例可进行如下修正。

在第五实施例和第七实施例中，尽管当输出转动数量Nout低于0时油去除部分110可被封闭，但是也可通过省略移动元件116的第一脊面117或使得图34中双点划线所指示的联接部分119更长并且使得第一脊面117的轴向长度更短，而提供当输出转动数量Nout低于0时不封闭油去除部分110的结构。尽管当输出转动数量Nout低于0时工作油从油去除部分110中被去除，但是这种情况是切实可行的，输出转动数量Nout的效果比第三实施例中的弱。

也就是说，在这种情况中，当用于来自于油去除部分110中的工作油损失量的转动量降低时，它从点c移动到点e(在其中，输出转动数量Nout大于-0.7Nin，冲程容积为-VPmax值)并且输出转动数量Nout从0降低(从0沿反向增加)。在图38中，Nout根据标签“不密封”所指示的实线改变。

在第七实施例的结构中，固定器79可被固定于输入轴21，并且可省略螺旋弹簧126、销孔127、驱动销128以及锥形槽129。可将第一液压系统100的最大冲程容积VPmax设定得明显大于第二液压系统200的最大冲程容积VMmax。例如，可将其设定为如第四实施例中的1.7倍。假设在第一液压系统100和第二液压系统200的最大冲程容积之间的差可产生这样一种结构，其中第一液压系统100的冲程容积VP具有超过第二液压系统200的冲程容积VM的范围。这可使得径向类型的连续液压变速传动装置显示与第四实施例相同的效果。

第八实施例

接下来，将根据图52到图55描述第八实施例。

如图52到54中所示的，该实施例的传输装置，除了包括如图40中所示的第六实施例中的盖元件131和驱动元件136以及螺旋弹簧134的油去除机构M之外，还具有包括如图33中第五实施例中的移动元件116、驱动销128、固定器79、滚珠轴承80、支撑元件81和滚珠轴承84等的位移机构D。因此，为了避免冗余的描述，将省略对于该实施例的该结构的详细结构描述。

如从图46与图55的对比中可明白的，在输出转动数量Nout超过了2Nin的情况中，该实施例的传输装置的动作与第六实施例的传输装置的作用(见图46)不同。

(在输出转动数量Nout超过2Nin的情况中)

在将旋转斜盘表面44布置在逆向最大倾斜角位置的情况下，通过驱动未示出的供给泵而使得轴孔99中的工作油增压。接着，移动元件116逆着螺旋弹簧124的推动力移动到输入轴21的输出端侧并封闭液道112的限制部分112a侧开口端部。

当移动元件116移动到输入轴21的输出端侧时，驱动销128被锥形部分118a压制并沿径向从输入轴21的轴线O处移动。在固定器79的锥形槽129的底部的封闭端侧作为起始位置的情况下，驱动销128保持压制倾斜的锥形槽129，同时朝向远端侧逐渐改变其压制点。因此，驱动销128的压力使得固定器79逆着螺旋弹簧126的推动力朝向输入轴21的输入端侧移动。因此，当驱动销128邻靠在锥形槽129底部的远端侧上时，第二选择器阀76的位移端移动到从第一位移位置R1到第二位移位置R2之间的任何位置。

然后，与端口W以及第二液压室62相通的区域被弄窄，并且与端口W以及第一液压室61相连接的区域被加宽。也就是说，在2Nin以上，如图39中所示的，区域J变得更宽，而区域K变得更窄。

因此，由于第二液压系统200的冲程容积相对于第一液压系统100的冲程容积VPmax变得较小，因此第二液压系统200的活塞58的突出增压的动作的往复运动速度变得更快以作为补偿。因此，通过在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压的动作增加了沿正向的转动数量，并且沿正向增加的转动数量与沿正向的缸体42的转动数量的总数使得齿轮142沿正向的输出转动数量大于在是2Nin的情况下的数量。沿正向的转动扭矩通过轭23和连接的第一离合器139、齿轮141及齿轮142被传输到末级减速齿轮单元。

在旋转斜盘表面44位于逆向最大倾斜角位置侧的情况中，第一液压系统100的最大冲程容积VPmax近似于等于第二液压系统200的最大冲程容积VMmax(VPmax≈VMmax)，但是严格地说，VPmax略大，并且在图55中存在Δ1的差异。在图55中，为了便于描述，部分Δ1是以放大的形式示出的。

当第二选择器阀76处于第二位移位置R2时将第二液压系统200的冲程容积设定为0.6VMmax。因此，输出转动数量Nout从2Nin增加到近似于2.7Nin。参看第五实施例的图35，其中示出了工作油的流动以及在该状态中是如何转动的。油去除部分110被封闭。

该实施例具有如下优点。

(1)在该实施例中，提供了油去除机构M，所述油去除机构M用于在切换轭23(输出转动部分)的转动方向时释放施加于第二液压系统200的活塞58上的液压。

因此，可释放在切换轭23的转动方向时的扭矩，从而可容易地执行正/反转动。具体地，由于活塞孔57被直接释放于缸体42的外部，因此该实施例可容易地获得上述效果。

(2)在该实施例中，将连续变速传动装置20构成得具有从发动机22(马达)处获得输入转动的输入轴21，并且将输入轴21构成得相反于马达延伸作为输出轴。并且，在延伸的输入轴21的外表面上设有轭23(输出转动部分)，并且提供了执行轭23的动力传输以及可在正向和反向转动之间切换的齿轮传输装置138(正/反转动切换装置)以便于构成动力传输设备。因此，可显示作为动力传输设备的上述(1)的作用和效果。

第九实施例

接下来，将根据图56描述第九实施例。

虽然该实施例的结构与图33和34中所示的第五实施例的结构相同，但是它与第五实施例中的不同之处在于，用于输出转动数量Nout的控制系统，因此，将描述这一点。

在以下的描述中，在驱动销128邻靠在锥形槽129的底部的封闭端侧上时的保持器83的位置被称作第一动作位置。在驱动销128邻靠在锥形槽129的底部的远端侧上时的保持器83的位置被称作第二动作位置。保持器83用作选择器阀76的限制装置。

在保持器83位于第一动作位置时第二选择器阀76的位移位置被称作第一位移位置R1，在保持器83位于第二动作位置时第二选择器阀76的位移位置被称作第二位移位置R2(见图7)。因此，第二选择器阀76沿由第一位移位置R1或第二位移位置R2所指示的线被驱动。

以这种方式将端口W的打开/封闭定时设定为可改变的，所述方式即，在图56中，当通过第二选择器阀76的位移端的位移使得区域J和K的比率在一个时期中如图7和39中所示那样改变时，第二液压系统200的最大冲程容积的绝对值从VMmax改变为0.6VMmax。

下面将描述如上所述方式构成的连续变速传动装置20的作用。

在下文中，为了便于描述，将在从发动机22的曲轴传递到输入轴21的输入转动数量Nin为常量的前提下给出本实施例和其他实施例的描述。

(在输出转动数量Nout为Nin的情况中)

通过操纵未示出的变速杆，旋转斜盘表面44通过支架45位于直立位置处。

在该状态下，发动机22的推动力使得缸体42通过输入轴21转动Nin。在下文中，将沿与Nin相同方向的转动称为正向转动。旋转斜盘表面44处于中立状态或相对于输入轴21的轴线O的直立位置。旋转斜盘表面44未使得第一液压系统100的第一活塞43往复运动，因此在该状态中工作油没有在液压闭路C中循环。因此在第二液压系统200中，每个第二活塞58的突出端在这样的状态下通过底板60与转动倾斜表面51相邻靠，所述状态即，不会产生冲程作用，因此，缸体42和转动倾斜表面51直接相互接合并一起转动。

也就是说，在该状态中，输入轴21直接与输出齿轮24相连接。传递到转动倾斜表面51的正向转动就可通过轭23、输出齿轮24和输入齿轮25被传输到末级减速齿轮单元。

在旋转斜盘表面44位于直立位置处的情况中，如图56中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP变为0，而输出转动数量Nout(输出齿轮24的转动的数量)变得等于输入转动数量Nin。

(在输出转动数量Nout超过Nin的情况中)

首先，在将旋转斜盘表面44布置于直立位置处的情况下，也就是说，在液压闭路C中的工作油未循环的状态中，通过驱动未示出的供给泵而向轴孔99中的工作油增压。接着，移动元件116逆着螺旋弹簧124的推动力移动到输入轴21的输出端侧并封闭液道112的限制部分112a侧开口端部。

当移动元件116移动到输入轴21的输出端侧时，驱动销128被锥形部分118a压制并沿径向从输入轴21的轴线O处移动。驱动销128从固定器79的锥形槽129的底部的封闭端位移到远端。因此，驱动销128的压力使得固定器79逆着螺旋弹簧126的推动力朝向输入轴21的输入端侧移动。因此，当驱动销128邻靠在锥形槽129底部的远端上时，保持器83从第一动作位置移动到第二动作位置，并且第二选择器阀76的位移端从第一位移位置R1切换到第二位移位置R2。

然后，与端口W以及第二液压室62相通的区域被弄窄，并且与端口W以及第一液压室61相连接的区域被加宽。也就是说，在Nin以上，如图39中所示的，区域J变得更宽，而区域K变得更窄。因此，如图39中所示的，从活塞孔57中通过端口W流出到第二液压室62中的每一冲程的工作油量变得更小。因此，与第二液压系统200的第二液压室62相通的冲程容积变成0.6VMmax。

操纵未示出的变速杆，以使得旋转斜盘表面44通过支架45朝向逆侧倾斜，以便于位于预定逆向倾斜角位置与直立位置之间的区域中。预定逆向倾斜角位置是这样的位置，直到该位置第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值(＝0.6VMmax)的位置。

在该状态下，发动机22的推动力使得缸体42通过输入轴21转动Nin。然后，第一液压系统100通过绕缸体42的轴线0的在0度到180度的转动角范围内的端口U将工作油吸入到第一活塞孔47中，以及通过在180度到360(0)度范围内的端口U将工作油从第一活塞孔47中排出。用于排出的液压室和用于吸入的液压室由与围绕缸体42的轴线O的转动角相对应区域H和I确定。当在逆侧上的旋转斜盘表面44倾斜的角度增加时，由第一液压系统排出和吸入的工作油的量增加。此时，第二液压系统200通过相对缸体42的轭23(输出转动部分)的绕轴线O转动的从0度到180度的相对转动角的范围内的端口W将工作油吸入到活塞孔57中，并且通过在180度到360(0)度范围内的端口W将工作油从活塞孔57中排出。用于排出的液压室和用于吸入的液压室由与相对于缸体42绕轴线O的轭23(输出转动部分)的相对转动角相对应的区域J和K确定。

因此，使得转动倾斜表面51转动了通过输入轴21驱动的缸体42的输入转动数量Nin与在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压的正向转动数量的总和(总数)。被传递到转动倾斜表面51上的正向转动将作为正向转动通过轭23、输出齿轮24及输入齿轮25被传输到末级减速齿轮单元以实现增速作用。

当此时旋转斜盘表面44从直立位置朝向预定逆向倾斜角位置移动时，如图56中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到VMmax，而输出转动数量Nout从Nin增加到2.7Nin。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为2.7Nin时第二液压系统200的冲程容积VM保持在0.6VMmax。图35示出了工作油的流动以及在该状态下是如何执行转动的，并且油去除部分110是封闭的。

另一方面，当Nout从“Nout＞Nin”改变为“Nout＜Nin”时，第二选择器阀76的位移端从第二位移位置R2被切换到第一位移位置R1，并且，第二液压系统200的冲程容积VM从0.6VMmax变为-VMmax。

(在输出转动数量Nout处于0与Nin之间的情况中)

在该状态中，螺旋弹簧124的推动力总是使得移动元件116停止在接合阶部分114a处，因此可使得少量工作油经由油去除部分110和孔120从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113。也就是说，第二选择器阀76的位移端位于第一位移位置R1处。

通过操纵未示出的变速杆，旋转斜盘表面44通过支架45朝向正侧倾斜，以便于从直立位置处被布置于预定正倾斜角位置的区域中。在正倾斜角位置中，预定正倾斜角位置为这样的位置，直到该位置第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值。

在该状态下，由于旋转斜盘表面44沿正向倾斜，发动机22的推动力使得缸体42通过输入轴21转动。然后，第一液压系统100通过绕缸体42的轴线O的在0度到180度转动角范围内的端口U将工作油从活塞孔47中排出，以及通过在180度到360(0)度范围内的端口U将工作油吸入到第一活塞孔47中。用于排出的液压室和用于吸入的液压室由与围绕缸体42的轴线O的转动角相对应的区域H和I确定。当在正向侧上的旋转斜盘表面44的倾斜角度增加时，由第一液压系统100排出和吸入的工作油的量增加。此时，第二液压系统200通过相对缸体42的绕轴线O转动的轭23(输出转动部分)的从0度到180度的相对转动角的范围内的端口W将工作油从活塞孔57中排出，并且通过在180度到360(0)度范围内的端口W将工作油吸入到活塞孔57中。从中排出工作油的液压室和将工作油吸入的液压室由与相对于缸体42的绕轴线O的轭23(输出转动部分)的相对转动角相对应的区域J和K确定。

因此，通过在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压将与“在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间以及超过2Nin的情况中”的相反的转动施加到轭23上。因此，沿反向的输入转动的数量与缸体42沿正向转动的数量的总和(总数)使得轭23和输出齿轮24转动。当此时的转动数量总数变为沿正向转动的数量减去沿反向转动的数量时，输出转动数量Nout变得比“在输出转动数量Nout为Nin的情况中”的小。

在该实施例中，当此时旋转斜盘表面44从直立位置朝向正向最大倾斜角位置移动时，如图56中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到-VMmax(“-”表示从端口U排入到第二液压室62中的情况)，而因此输出转动数量Nout从Nin降低到0。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为0时第二液压系统200每次转动的冲程容积VM为-VMmax(“-”表示从第二液压室62中吸入到端口W中的情况)。

图36是该状态下的示例性视图。第一液压室61(液压室A)的压力变得高于第二液压室62(液压室B)的压力，并且工作油如图中示出的箭头所指示那样在液压闭路C中流动。

(在输出转动数量Nout为0的情况中)

接下来，通过操纵未示出的变速杆，旋转斜盘表面44被布置于正倾斜角位置的位置处，在该位置中，第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值等于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值。

在该情况中，在本实施例中，第一液压系统100的冲程容积VP变为-VMmax。因此，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的输入转动数量Nin相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且输出齿轮24停止了。

在该状态下，当旋转斜盘表面44通过支架45从预定正倾斜角位置进一步倾斜时，第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值进入到这样的范围中，所述范围即，它大于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值(＝VMmax)。

因此，第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值相对于第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值变得较小，因此为了抵偿，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度在第二液压系统200中应适当地变快。

然而，此时与第一液压室61的压力相比较，第二液压室62的压力较高，因此高压工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中。假定L为缸体42进行一次转动时从液压闭路C中流出的最大损失量，而第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值与第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值之间的差(|VP|-|VM|)满足|VP|-|VM|≤L(＝Δ1)，因而|VP|与|VM|+损失量相抵消，因此在第二液压系统200中，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的输入转动数量Nin保持相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且输出齿轮24保持静止状态(中立)。

在图56中，Δ1表示两个系统的冲程容积之间的差异，直到|VP|-|VM|从0变为L。在图56中，为了便于描述，部分Δ1是以放大的形式示出的。

(在输出转动数量Nout低于0的情况中)

首先，执行将旋转斜盘表面44从正向最大倾斜角位置移动到第一液压系统100的冲程容积VP变为-0.6VMmax的位置(在下文中称其为特殊位置)的程序。在执行该程序时，通过在将旋转斜盘表面44从正向最大倾斜角位置移动到特殊位置的同时将第二液压系统200的冲程容积VM从-VMmax改变为-0.6Vmmax，从而将输出转动数量Nout保持在0的状态。

如“在输出转动数量Nout超过Nin的情况”中所描述的，在将第二液压系统200的冲程容积VM从-VMmax改变为-0.6VMmax时，通过驱动未示出的供给泵压缩轴孔99中的工作油而使得第二选择器阀76从第一位移位置R1移动到第二位移位置R2。此时，保持器83从第一动作位置移动到第二动作位置。在该状态中，油去除部分110被封闭。

因此，如图39中所示的，端口W与第二液压室62相通的区域变得更窄，并且与端口W以及第一液压室61相连接的区域变得更宽。因此，第二液压系统200的冲程容积变为-0.6VMmax。

并且，在将输出转动数量Nout设定得低于0时，将出现以下情况。

操作未示出的变速杆以使得旋转斜盘表面44通过支架45向正侧倾斜以便于从特殊位置被布置于预定正倾斜角位置的区域中。

在该情况中，由于旋转斜盘表面44沿正向倾斜，发动机22的推动力使得缸体42通过输入轴21转动。接着，第一液压系统100通过缸体42的围绕轴线O的在0度到180度转动角范围内的端口U从第一活塞孔47中排出工作油并且通过在180度到360(0)度范围内的端口U将工作油吸入到第一活塞孔47中。用于排出的液压室和用于吸入的液压室由与缸体42的围绕轴线O的转动角相对应的区域H和I确定。当正侧上的旋转斜盘表面44倾斜的角度增加时，由第一液压系统100排出和吸入的工作油的量增加。此时，第二液压系统200通过相对缸体42绕轴线O转动的从0度到180度的轭23(输出转动部分)的相对转动角的范围内的端口W将工作油从活塞孔57中排出，并且通过在180度到360(0)度范围内的端口W将工作油吸入到活塞孔57中。用于排出的液压室和用于吸入的液压室由与相对于缸体42绕轴线O的轭23(输出转动部分)的相对转动角相对应的区域J和K确定。

第一液压系统100的冲程容积VP在第二液压系统200的冲程容积VM(＝0.6VMmax)(0.6VMmax＜VP≤VMmax)这样的范围内。因此，第二液压系统200的冲程容积VM相对于第一液压系统100的冲程容积VP变得较小，因此，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度变得更快，以进行补偿。

因此，转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压对“在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间以及超过2Nin的情况中”的提供了相反的转动。因此，沿反向转动的数量使得轭23和输出齿轮24转动。此时的转动数量变得比在输出转动数量Nout为0时的小。

在该实施例中，当此时旋转斜盘表面44从特殊位置朝向正向最大倾斜角位置移动时，如图56中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到-VMmax(“-”表示从端口U排入到第二液压室62中的情况)，而输出转动数量Nout从0降低到近似于-0.7Nin。

当输出转动数量Nout从0改变为近似于-0.7Nin时，第二液压系统200每次转动的冲程容积VM为-0.6VMmax(“-”表示从第二液压室62吸入到端口W中的情况)。

此时，当此时旋转斜盘表面44从特殊位置朝向正向最大倾斜角位置移动时，在图12中，第一液压系统100的冲程容积VP从-0.6VPmax增加到-VPmax，而输出转动数量Nout从0增加到近似于-0.7Nin。

图37是示出了此时状态的例证性图。第一液压室61(液压室A)的压力变得低于第二液压室62(液压室B)的压力，并且工作油如图中示出的箭头所指示那样在液压闭路C中流动。

该实施例具有以下优点。

(1)沿轴向方向由位移机构D固定的保持器83的固定位置是第二液压系统200的冲程容积VM变为VMmax(-VMmax)的第一动作位置和冲程容积VM变为0.6VMmax(-0.6VMmax)的第二动作位置。这样构成第一液压系统100的旋转斜盘表面44(支架45)，即，可在保持器83被控制在第一动作位置和第二动作位置处时使其可位移。

同时，通过改变可变排量类型液压系统的工作油的排出量而使得输出转动在0和中间速度之间改变。此外，在传统连续液压变速传动装置中，通过改变流入到微分液压系统的活塞孔中的工作油的定时同时保持可变排量类型液压系统的工作油的排出量，而使得输出转动在中间速度和快速之间改变。然而，在传统连续液压变速传动装置中，用于改变流入到微分液压系统的活塞孔中的工作油的定时的机构与输出转动部分一起转动，因此难于精细地改变流入到活塞孔中的工作油的定时。

因此，难于在中间速度和快速之间控制输出转动的数量。

根据本实施例的连续变速传动装置20，作为比较，该连续变速传动装置20可，在保持器83处于第一动作位置或第二动作位置处时，仅通过位移第一液压系统100的旋转斜盘表面44(支架45)，在从反向转动到快速正向转动的整个转动速度范围(在本实施例中从近似于-0.7Nin到2.7Nin的范围)内容易地执行输出转动的数量Nout上的速度控制。

因此，与其中驱动未示出的供给泵以在压力下将工作油供应到轴孔99中并将保持器83从第一动作位置逐渐移动到第二动作位置的情况相比，可精确地控制输出转动的数量Nout。

(2)如此构成本实施例的连续变速传动装置20，即，在止住液压闭路C中工作油的流动时，即使将保持器83位移到第一动作位置与第二动作位置中任意一个，也可保持轭23的转动速度。因此如图56中所示的，当输出转动的数量Nout为Nin时，可执行用以将输出转动的数量Nout从Nin增加到2.7Nin的保持器83从第一动作位置到第二动作位置的移动，同时将输出转动的数量Nout保持在Nin。

(3)如此构成本实施例的连续变速传动装置20，即，保持器83的固定位置是两个位置，第一动作位置和第二动作位置，当将保持器83布置于第二动作位置时，轭23的转动速度变得比当将保持器83布置于第一动作位置时更快。当保持器83位于第一动作位置时，冲程容积VM变为VMmax(-VMmax)，当保持器83位于第二动作位置时，冲程容积VM变为0.6VMmax(-0.6VMmax)。这样构成支架45的旋转斜盘表面44，即，使其响应于保持器83从第一动作位置到第二动作位置的位移而是可位移的。

因此，当输出转动的数量Nout为0时，通过根据旋转斜盘表面44从正向最大倾斜角位置到特殊位置的位移而将第二液压系统200的冲程容积VM从-VMmax变为-0.6VMmax，可将输出转动的数量Nout保持为0。

第十实施例

接下来，将根据图57和58描述第十实施例。

如从图55与图58的比较中可明白的，在输出转动的数量Nout超过2Nin的情况中，该实施例的传输装置的动作不同于第八实施例(见图55)的传输装置的动作。下面将描述该差异。

(在输出转动数量Nout为Nin的情况中)

假定构成油去除机构M的盖元件131被止动在突出部分132处，并且小孔130由盖元件131封闭。

通过操纵图57中所示出的变速杆146，旋转斜盘表面44通过支架45位于直立位置处。在该状态下，如上所述的，缸体42与转动倾斜表面51处于直接连接状态并一起转动。也就是，在该状态下，输入轴21与输出齿轮142直接连接。传递到转动倾斜表面51的转动通过轭23以及连接的第一离合器139、齿轮141和齿轮142被传输到末级减速齿轮单元。在该实施例中，当齿轮142相反于Nin转动时，将其称作沿正向的转动。

在旋转斜盘表面44处于直立位置的情况中，如图21中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP变为0，而输出转动数量Nout(输出齿轮24的转动的数量)变得等于输入转动数量Nin。

(在输出转动数量Nout超过Nin的情况中)

在该情况中，使得转动倾斜表面51转动了通过输入轴21驱动的缸体42的输入转动数量Nin与通过在转动倾斜表面51上的活塞58的突出增压所产生的正向转动数量的总和(总数)。被传递到转动倾斜表面51上的正向转动将作为正向转动通过轭23、以及连接的第一离合器139、齿轮141和齿轮142被传输到末级减速齿轮单元以实现增速作用。

当此时旋转斜盘表面44从直立位置朝向预定逆向倾斜角位置移动时，如图58中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到VMmax，而输出转动数量Nout从Nin增加到2.7Nin。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为2.7Nin时第二液压系统200的冲程容积VM保持在0.6VMmax。请参看图35，其中示出了工作油的流动以及在该状态下是如何执行转动的。在该状态下，油去除部分110是封闭的。

因此，由于该实施例提供了油去除机构M，所述油去除机构M用于在切换轭23的转动方向时释放施加于第二液压系统200的活塞58上的液压，因此，除第九实施例中的效果之外可容易地切换正/反转动。具体地，由于在该实施例中活塞孔57被直接释放于缸体42的外部，因此可容易地获得前述效果。

第十一实施例

下面，第十一实施例涉及控制图47到51中所示的第七实施例的径向类型连续液压变速传动装置中的图56中所示的模式中的输出转动数量Nout。因此下面将参照图47-51描述其控制系统。

(在输出转动数量Nout为Nin的情况中)

如图50中所示的，通过操纵未示出的变速杆，环状元件165通过液压系统178被驱动并且被布置于中立位置处。在该状态下，出于与第五实施例中相同的原因，缸体42与滑动接触元件181(输出转动缸23A)处于直接连接状态并一起转动。

在环状元件165处于直立位置的情况中，如图56中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP变为0，而输出转动数量Nout(输出齿轮24的转动的数量)变得等于输入转动数量Nin。

(在输出转动数量Nout超过Nin的情况中)

首先，在将环状元件165布置在直立位置的情况下，即，在液压闭路C中的工作油未循环的状态下，通过驱动未示出的供给泵而使得轴孔99中的工作油增压。接着，移动元件116逆着螺旋弹簧124的推动力移动到输入轴21的输出端侧并封闭液道112的限制部分112a侧开口端部。

当移动元件116移动到输入轴21的输出端侧时，驱动销128被锥形部分118a压制并沿径向从输入轴21的轴线O处移动。在固定器79的锥形槽129的底部的封闭端作为压制点的起始位置的情况下，驱动销128位移到远端。

因此，驱动销128的压力使得固定器79逆着螺旋弹簧126的推动力朝向输入轴21的输入端侧移动。因此，当驱动销128邻靠在锥形槽129底部的远端上时，轴承84从第一动作位置移动到第二动作位置，第二选择器阀76的位移端从第一位移位置R1被切换到到第二位移位置R2。

然后，与端口W以及第二液压室62相通的区域被弄窄，并且与端口W以及第一液压室61相连接的区域被加宽。也就是说，在Nin以上，区域J变得更宽，而区域K变得更窄。因此从活塞孔57中通过端口W流出到第二液压室62中的每一次冲程的工作油量变得更少了。因此，与第二液压系统200的第二液压室62相通的冲程容积变为0.6VMmax。

操纵未示出的变速杆，以使得环状元件165通过液压系统178转动，以便于位于中立位置与第一位置之间的逆向转动位置的区域中。在该状态下，使得滑动接触元件181(输出转动缸23A)转动了通过输入轴21驱动缸体42的转动数量Nin与在滑动接触元件181上的第二活塞58的突出增压的动作所产生的正向转动数量的总和(总数)。被传递到滑动接触元件181上的正向转动将作为正向转动通过输出转动缸23A、输出齿轮24等被传输到末级减速齿轮单元，以实现增速作用。

此时，当此时环状元件165从中立位置朝向预定逆向转动位置移动时，如图56中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到VMmax，而输出转动数量Nout从Nin增加到2.7Nin。当输出转动数量Nout从Nin变为2.7Nin时第二液压系统200的冲程容积VM保持在0.6VMmax。请参考图16，其中示出了工作油的流动以及在该状态中是如何进行转动的。在该状态中，油去除部分110被封闭。

另一方面，当Nout从“Nout＞Nin”改变为“Nout＜Nin”时，第二选择器阀76的位移端从第二位移位置R2被切换到第一位移位置R1，并且，第二液压系统200的冲程容积VM从0.6VMmax变为-VMmax。

(在输出转动数量Nout处于0与Nin之间的情况中)

在该情况中，通过螺旋弹簧124的推动力总是使得移动元件116停止在接合阶部分114a处，因此可使得少量工作油经由油去除部分110和孔120从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113。也就是说，第二选择器阀76的位移端位于第一位移位置R1处。

操纵未示出的变速杆，以使得环状元件165从中立位置处被布置于正向转动位置的区域中。在该情况中，出于与第五实施例相同的原因，滑动接触元件181上的活塞58的突出增压对“在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间以及超过Nin的情况中”的给予了反向转动。因此，沿反向的输入转动的数量与缸体42沿正向转动的数量的总和(总数)使得输出转动缸23A和输出齿轮24转动。

当此时的转动数量总数变为沿正向转动的数量减去沿反向转动的数量时，输出转动数量Nout变得比“在输出转动数量Nout为Nin的情况中”的小。

在该实施例中，当此时将环状元件从图48中的中立位置朝向图50中的第二位置移动时，如图56中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从0增加到-VMmax，而输出转动数量Nout从Nin降低到0。

应该注意的是，当输出转动数量Nout从Nin变为0时第二液压系统200每次转动的冲程容积VM为-VMmax。在该状态中，如上所述的，少量工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中，造成轻微损失。然而，工作油的流出量很小并且第二液压室62(液压室B)中的压力低于第一液压室61(液压室A)中的压力，因此没有降低用于压制输出转动缸23A以降低速度的活塞58的驱动功效，从而不会存在问题。图36是该状态下的示例性视图。

(在输出转动数量Nout为0的情况中)

接下来，操纵未示出的变速杆以使得环状元件165通过液压系统178转动并且将环状元件165布置在第二位置处。

在该情况中，在本实施例中，第一液压系统100的冲程容积VP变为-VMmax。因此，由于-VP≈-VMmax，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的输入转动数量Nin相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且输出齿轮24停止了。

当环状元件165通过液压系统178进一步转动以便于从第二位置进一步转动到正侧时，第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值进入到这样的范围中，所述范围即，它大于第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值(＝VMmax)。

因此，第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值相对于第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值变得较小，因此为了抵偿，第二液压系统200的活塞58的往复运动速度在第二液压系统200中应适当地变快。

然而，此时与第一液压室61的压力相比较，第二液压室62的压力较高，因此高压工作油通过油去除部分110等从第二液压室62(即，液压闭路C)中流出到轴孔99的小直径部分113中。

假定L为缸体42进行一次转动时从液压闭路C中流出的最大损失量，而第一液压系统100的冲程容积VP的绝对值与第二液压系统200的冲程容积VM的绝对值之间的差(|VP|-|VM|)满足|VP|-|VM|≤L(＝Δ1)，因而|VP|与|VM|+损失量相抵消，因此在第二液压系统200中，沿反向转动的数量和缸体42通过输入轴21被驱动的输入转动数量Nin保持相抵消，也就是说，转动数量的总数变为0(输出转动数量Nout为0)，并且与第一实施例中一样，输出齿轮24保持静止状态(中立)。在图56中，Δ1表示两个系统的冲程容积之间的差，直到|VP|-|VM|从0变为L。

(在输出转动数量Nout低于0的情况中)

首先，执行将环状元件165从第二位置移动到第一液压系统100的冲程容积VP变为-0.6VMmax的位置(在下文中称其为特殊位置)的程序。在执行该程序时，通过在将环状元件165从正向最大倾斜角位置从第二位置移动到特殊位置的同时将第二液压系统200的冲程容积VM从-VMmax改变为-0.6Vmmax，而将输出转动数量Nout保持在0的状态。

如“在输出转动数量Nout超过Nin的情况”中所描述的，在将第二液压系统200的冲程容积VM从-VMmax改变为-0.6VMmax时，通过驱动未示出的供给泵来压缩轴孔99中的工作油而使得第二选择器阀76从第一位移位置R1移动到第二位移位置R2。此时，保持器83从第一动作位置移动到第二动作位置。在该状态中，油去除部分110被封闭。

因此，端口W与第二液压室62相通的区域变得更窄，并且与端口W以及第一液压室61相连接的区域变得更宽。因此，与第二液压系统200相通的冲程容积变为0.6VMmax。

在将输出转动数量Nout设定得低于0时，将出现以下情况。

操作未示出的变速杆以使得环状元件165通过液压系统178向正转动位置倾斜以便于将其从特殊位置被布置于正转动位置的区域中。

第一液压系统100的冲程容积VP在这样的范围内，即，它大于第二液压系统200的冲程容积VM(＝0.6VMmax)，(0.6VMmax＜VP≤VMmax)。

因此，第二液压系统200的冲程容积VM相对于第一液压系统100的冲程容积VP变得较小，因此第二液压系统200的活塞58的往复运动速度在第二液压系统200中变得更快。

在该情况中，出于与第九实施例中相同的原因，在滑动接触元件181上的活塞58的突出增压对“在输出转动数量Nout处于Nin与2Nin之间以及超过2Nin的情况中”的提供了反向转动。因此，沿反向转动的数量使得输出转动缸23A和输出齿轮24转动。此时的转动数量变得比在输出转动数量Nout为0时的小。

当环状元件165从特殊位置朝向第二位置移动时，如图56中所示的，第一液压系统100的冲程容积VP从-0.6VPmax增加到-VMmax，而因此输出转动数量Nout从0降低到近似于-0.7Nin。见图37。

第十一实施例具有与第九实施例相同的优点。

Claims (8)

1.一种连续液压变速传动装置，所述装置包括：

可变排量类型的第一液压系统，所述第一液压系统具有第一活塞和驱动所述第一活塞的活塞邻靠部分；

第二液压系统，所述第二液压系统具有第二活塞和并且设有以邻靠在所述第二活塞上的方式转动的输出转动部分；

缸体，所述缸体被构成得可围绕轴线转动，并且所述缸体设有分别保持第一和第二活塞的第一活塞孔和第二活塞孔；

液压闭路，所述液压闭路用于连接第一和第二活塞孔并使得工作油在第一和第二活塞孔之间循环；

分配阀，所述分配阀用于控制工作油在所述液压闭路中的循环；

阀孔，其形成于所述缸体中，用于保持所述分配阀；以及

轴，所述轴穿过所述缸体并与缸体同步转动，并且输出转动部分以可转动的方式被支撑于所述轴的周围，

其中，所述阀孔是以平行于所述轴的方式形成的，并且

其中，提供了限制装置，所述限制装置相对于所述轴以倾斜的方式布置并且与缸体同步转动以便于在分配阀受限制的情况下使得分配阀往复运动。

2.一种动力传输设备，所述动力传输设备装配有如权利要求1中所述的连续液压变速传动装置，并且，所述设备具有：

第一控制装置，所述第一控制装置用于控制对所述轴的动力输入；以及

第二控制装置，所述第二控制装置用于控制所述输出转动部分的扭矩输出。

3.如权利要求2中所述的动力传输设备，其特征在于，所述第一控制装置具有用于产生动力的马达和用于可选择性地将马达的动力传输到所述轴的离合器机构；并且

第二控制装置具有转换装置，该转换装置具有输出轴，并且所述转换装置可选择性地将所述输出转动部分的扭矩传输到所述输出轴，并且将输出转动部分的转动方向改变为正向方向或反向方向。

4.如权利要求1中所述的连续液压变速传动装置，其特征在于，还具有用于解除在第二液压系统的第二活塞中的工作油的压力的装置。

5.一种动力传输设备，所述动力传输设备装配有如权利要求4中所述的连续液压变速传动装置，并且，所述设备具有：

第一控制装置，所述第一控制装置用于控制对所述轴的动力输入；以及

第二控制装置，所述第二控制装置用于控制所述输出转动部分的扭矩输出。

6.如权利要求1中所述的连续液压变速传动装置，

其特征在于，所述液压闭路具有第一液压室和第二液压室，

其中，在所述缸体绕轴线作出一次转动时，设定第一活塞孔与第一液压室相通的区域和第一活塞孔与第二液压室相通的区域，而当输出转动部分绕轴线相对于缸体作出一次转动时，设定第二活塞孔与第一液压室相通的区域以及第二活塞孔与第二液压室相通的区域，并且存在有第一液压系统的冲程容积超过第二液压系统的冲程容积应的一个范围，以及

其中，当所述输出转动部分沿正向方向转动时在第一和第二液压室中其压力低于另一个的压力的那个液压室中提供油去除装置，以及当输出转动部分沿反向方向转动时提供用于密封油去除装置的密封装置。

7.如权利要求6中所述的连续液压变速传动装置，其特征在于，具有移位装置，所述移位装置用于使得所述限制装置沿所述缸体的轴线位移，并且其中，将第一液压系统的最大冲程容积设定得大于第二液压系统的最大冲程容积。

8.如权利要求6中所述的连续液压变速传动装置，其特征在于，所述限制装置被保持在沿所述缸体的轴向方向的任何两个不同位置处。

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