JP2005247200A - 運搬車 - Google Patents
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Abstract
【課題】運搬車につき、駆動力の伝達効率が良好で、前後進切替の変速の際のショックが生じないトランスミッション提供する。
【解決手段】動力源と駆動連結される駆動入力軸１１と、該駆動入力軸１１に同心配置される遊星歯車機構５０と、該遊星歯車機構５０と駆動連結されるＨＳＴ４０と、一対の車軸（後輪車軸１５・１５）を差動連結する差動装置７０と、とを具備する入力分割型のＨＭＴ１０であって、前記駆動入力軸１１の（軸断面視）前後一側（図４の紙面左右方向）に前記ＨＳＴ４０のポンプ軸４２とモータ軸４４が配され、前記駆動入力軸１１の前後他側に前記車軸（後輪車軸１５・１５）が配される構成とする。
【選択図】図４
【解決手段】動力源と駆動連結される駆動入力軸１１と、該駆動入力軸１１に同心配置される遊星歯車機構５０と、該遊星歯車機構５０と駆動連結されるＨＳＴ４０と、一対の車軸（後輪車軸１５・１５）を差動連結する差動装置７０と、とを具備する入力分割型のＨＭＴ１０であって、前記駆動入力軸１１の（軸断面視）前後一側（図４の紙面左右方向）に前記ＨＳＴ４０のポンプ軸４２とモータ軸４４が配され、前記駆動入力軸１１の前後他側に前記車軸（後輪車軸１５・１５）が配される構成とする。
【選択図】図４
Description
本発明は、静油圧式無段変速装置（本明細書において「ＨＳＴ」と称する。）と遊星歯車機構とを組み合わせた、油圧・機械式無段変速装置（本明細書において「ＨＭＴ」と称する。）の技術に関するものであり、特に、運搬車に備えるＨＭＴに関するものである。
従来、運搬車の動力伝達機構には、エンジンの動力をベルト式のＣＶＴ（Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ Ｖａｒｉａｂｌｅ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）を介してトランスミッションに入力する形態が用いられており、この構成について開示する文献も存在する（例えば、特許文献１参照。）。
また、前記トランスミッションには、機械式リバーサ機構が設けられており、該機械式リバーサ機構により前後進の変速の切替を行うようにしている。
また、従来、ＨＳＴ〈Ｈｙｄｒｏ Ｓｔａｔｉｃ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ〉と遊星歯車機構とを組み合わせてなるＨＭＴ〈Ｈｙｄｒｏ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ〉も公知となっている。
また、前記トランスミッションには、機械式リバーサ機構が設けられており、該機械式リバーサ機構により前後進の変速の切替を行うようにしている。
また、従来、ＨＳＴ〈Ｈｙｄｒｏ Ｓｔａｔｉｃ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ〉と遊星歯車機構とを組み合わせてなるＨＭＴ〈Ｈｙｄｒｏ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ〉も公知となっている。
従来のベルト式のＣＶＴを用いる形態では、ベルトとプーリの間において機械的に摩擦駆動する構成とするため、伝達効率に優れない、あるいは、ベルトが濡れるとスリップするといった問題がある。
また、前記トランスミッションに設けた機械式リバーサ機構では、動力伝達状態において、前後進の変速の切替ができない、つまりは、クラッチの断接が必要とされ、このクラッチの断接に伴い変速ショック、あるいは、変速時のギヤ鳴りが発生するといった問題がある。この点、例えば、油圧クラッチ式を採用することで動力伝達状態での前後進の切替は可能となり、変速ショックやギヤ鳴りを抑えることも可能となるが、油圧源を備える等の必要が生じ、コスト高を招いてしまうことになる。
また、動力伝達した状態で前後進へ無段変速することは困難である。
また、前記トランスミッションに設けた機械式リバーサ機構では、動力伝達状態において、前後進の変速の切替ができない、つまりは、クラッチの断接が必要とされ、このクラッチの断接に伴い変速ショック、あるいは、変速時のギヤ鳴りが発生するといった問題がある。この点、例えば、油圧クラッチ式を採用することで動力伝達状態での前後進の切替は可能となり、変速ショックやギヤ鳴りを抑えることも可能となるが、油圧源を備える等の必要が生じ、コスト高を招いてしまうことになる。
また、動力伝達した状態で前後進へ無段変速することは困難である。
さらに、運搬車において、荷台の下にトランスミッションを備える構成とする場合には、荷台下のスペースが限られるといったことから、当該トランスミッションをコンパクトに構成することが要求される。
また、トランスミッションをコンパクトにすることができれば、当該荷台の地上高をより低く設定することが可能となり、これにより、積載作業等の作業性に優れた構成を実現することや、運搬車のロードクリランスを高く設定することや、車両重心位置を低くして安定性のある車両の提供が可能となる。
また、トランスミッションをコンパクトにすることができれば、当該荷台の地上高をより低く設定することが可能となり、これにより、積載作業等の作業性に優れた構成を実現することや、運搬車のロードクリランスを高く設定することや、車両重心位置を低くして安定性のある車両の提供が可能となる。
以上の問題点に着目し、本発明は、新規な構成のＨＭＴを提案するものである。
本発明の解決しようとする課題は以上のごとくであり、次にこの課題を解決するための手段を説明する。
即ち、請求項１に記載のごとく、荷台の下方において、動力源の出力軸と駆動連結される駆動入力軸と、遊星歯車機構と、該遊星歯車機構と駆動連結されるＨＳＴと、一対の車軸を差動連結する差動装置、とを具備する油圧・機械式無段変速装置を備える運搬車とすることである。
また、請求項２に記載のごとく、
前記油圧・機械式無段変速装置は、入力分割型であり、前記駆動入力軸の前後一側に前記ＨＳＴのポンプ軸とモータ軸が配され、前記駆動入力軸の前後他側に前記車軸が配される構成としたことである。
前記油圧・機械式無段変速装置は、入力分割型であり、前記駆動入力軸の前後一側に前記ＨＳＴのポンプ軸とモータ軸が配され、前記駆動入力軸の前後他側に前記車軸が配される構成としたことである。
また、請求項３に記載のごとく、前記ポンプ軸とモータ軸は、軸断面視において、互いに上下方向の位置関係で配されることである。
また、請求項４に記載のごとく、前記駆動入力軸、ポンプ軸、モータ軸、及び車軸は、平行配置されることである。
また、請求項５に記載のごとく、前記駆動入力軸と、前記車軸の間には、副変速軸が前記駆動入力軸と平行配置され、
該副変速軸には、副変速機構が同心配置されることである。
該副変速軸には、副変速機構が同心配置されることである。
また、請求項６に記載のごとく、前記駆動入力軸と、前記車軸とは、上下方向にずらして配されることである。
また、請求項７に記載のごとく、前記副変速軸は、前記駆動入力軸の軸心と前記車軸の軸心とを結ぶ線に対し、上下方向にずれた位置に配されることである。
また、請求項８に記載のごとく、前記油圧・機械式無段変速装置は、入力分割型であり、前記駆動入力軸の上下一側に前記ＨＳＴのポンプ軸とモータ軸が配され、前記駆動入力軸の上下他側に前記車軸が配されることである。
また、請求項９に記載のごとく、前記ポンプ軸とモータ軸は、軸断面視において、互いに略水平方向の位置関係に配されることである。
また、請求項１０に記載のごとく、前記動力源の出力軸と、前記駆動入力軸とは、同心配置されることである。
また、請求項１１に記載のごとく、前記駆動入力軸、ポンプ軸、及びモータ軸は、平行配置され、これらの軸と、前記車軸は直交配置されることである。
また、請求項１２に記載のごとく、前記駆動入力軸と、前記車軸の間には、副変速軸が前記駆動入力軸と平行配置され、該副変速軸には、副変速機構が同心配置されることである。
また、請求項１３に記載のごとく、前記ＨＳＴは、前記駆動入力軸の上方に配され、
前記副変速軸は、前記駆動入力軸の下方に配されることとし、
前記副変速軸の軸心と、前記車軸の軸心とは、上下方向において略同一位置に配されることである。
前記副変速軸は、前記駆動入力軸の下方に配されることとし、
前記副変速軸の軸心と、前記車軸の軸心とは、上下方向において略同一位置に配されることである。
本発明の効果として、以下に示すような効果を奏する。
即ち、請求項１に記載の発明では、油圧・機械式無段変速装置（ＨＭＴ）を配することで、伝達効率を向上でき、ＨＳＴ搭載車両に比べて省燃費が図れる。さらに、ＨＳＴに比べてポンプ／モータ容量を小さくすることができ、コンパクトな動力伝達装置を提供できる。
また、ＣＶＴとの比較では、ベルトとプーリの間において機械的に摩擦駆動する構成のベルト式ＣＶＴと比べて、原動機からの駆動力の伝達効率を優れたものとすることができ、また、ベルトが濡れることによるスリップ損失も回避できる。
また、当該ＨＭＴを備える構成によれば、機械式リバーサ機構は必要とされないため、前後進切替の際に変速ショックやギヤ鳴りが生じることもない。
また、ＣＶＴとの比較では、ベルトとプーリの間において機械的に摩擦駆動する構成のベルト式ＣＶＴと比べて、原動機からの駆動力の伝達効率を優れたものとすることができ、また、ベルトが濡れることによるスリップ損失も回避できる。
また、当該ＨＭＴを備える構成によれば、機械式リバーサ機構は必要とされないため、前後進切替の際に変速ショックやギヤ鳴りが生じることもない。
また、請求項２に記載の発明では、前記駆動入力軸の前後一側に前記ＨＳＴのポンプ軸とモータ軸が配され、前記駆動入力軸の前後他側に前記車軸が配されることで、上下方向におけるＨＭＴのコンパクト化を図ることが可能となり、荷台の積載量を減らすことなく低重心位置の安定した車両を提供できる。また、入力分割型のＨＭＴの採用により、前後進についても無段変速が可能となり、前後進切替の変速ショックや、ギヤ鳴りといった問題から解放でき、車両の機動性の向上が図れる。
また、請求項３に記載の発明では、各軸に設けられるギア等の半径寸法が、ＨＭＴの左右方向の寸法に影響することがなく、ＨＭＴの左右方向のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、請求項４に記載の発明では、車速の高速／低速切替が可能となるとともに、副変速軸の半径方向におけるＨＭＴのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、請求項５に記載の発明では、上下方向におけるＨＭＴのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、請求項６に記載の発明では、駆動入力軸と車軸との間隔を狭く構成することが可能となり、前後方向におけるＨＭＴのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、請求項７に記載の発明では、駆動入力軸と車軸との間隔を狭く構成することが可能となり、前後方向におけるＨＭＴのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、請求項８に記載の発明では、前記駆動入力軸の上下一側に前記ＨＳＴのポンプ軸とモータ軸が配され、前記駆動入力軸の上下他側に前記車軸が配されることで、左右方向におけるＨＭＴのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、請求項９に記載の発明では、上下方向におけるＨＭＴのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、請求項１０に記載の発明では、出力軸と駆動入力軸との駆動連結をベルト・プーリを用いた形態とせずに、これらの軸に同心配置されるクラッチ機構による駆動連結とすることが可能となり、ベルト・プーリを用いた形態と比較して、動力ロスの少ない構成とすることができる。
また、請求項１１に記載の発明では、前記駆動入力軸、ポンプ軸、及びモータ軸に設けられるギア等の半径寸法が、ＨＭＴの前後方向の寸法に影響することがなく、ＨＭＴの前後方向のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、請求項１２に記載の発明では、車速の高速／低速切替が可能となるとともに、副変速軸の半径方向におけるＨＭＴのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、請求項１３に記載の発明では、ＨＭＴの最低地上高を高く設定することが可能となる。
次に、本発明の実施の形態を、図面に基づいて説明する。
図１は本発明にかかる運搬車を示す図、図２は実施例１の油圧・機械式無段変速装置を備える運搬車のスケルトン図、図３は実施例１の油圧・機械式無段変速装置の平面断面展開図、図４は同じく側面断面図、図５は斜板制御と車速変更・前後進変更の関係について示す図、図６は、車軸にユニバーサルジョイントにて屈曲可能な車軸を連結した構成について示す図である。
尚、以下の説明において、図１における紙面上側を上側とし、同じく紙面下側を下側とする。また、図１における紙面左側を前側とし、同じく紙面右側を後側とする。また、図１における紙面に垂直の向きを左右方向とする。
尚、以下の説明において、図１における紙面上側を上側とし、同じく紙面下側を下側とする。また、図１における紙面左側を前側とし、同じく紙面右側を後側とする。また、図１における紙面に垂直の向きを左右方向とする。
図１に示す運搬車１においては、車体フレーム２にエンジン３、ＨＭＴ１０が支持され、該ＨＭＴ１０の出力により前輪４、後輪５が駆動される構成としている。
また、運搬車１の前部に運転操作部６、座席７が配され、後部に荷台８が配される構成としている。
また、前記荷台８の下方において、車体フレーム２にエンジン３、ＨＭＴ１０が支持されている。
また、運搬車１の前部に運転操作部６、座席７が配され、後部に荷台８が配される構成としている。
また、前記荷台８の下方において、車体フレーム２にエンジン３、ＨＭＴ１０が支持されている。
図２に示す構成は、運搬車１の動力伝系に関するスケルトン図を示すものであり、エンジン３の駆動がＨＭＴ１０に入力されて、ＨＭＴ１０において後輪５・５が駆動される構成としている。
また、該ＨＭＴ１０と、前輪４・４を駆動する前輪車軸駆動装置８０とがドライブシャフト９を介して連動連結されており、ＨＭＴ１０の駆動により前輪４・４が駆動される構成となっている。
以上のようにして、運搬車１は、前輪４・４と後輪５・５とが駆動される四輪駆動の車両に構成されている。
また、該ＨＭＴ１０と、前輪４・４を駆動する前輪車軸駆動装置８０とがドライブシャフト９を介して連動連結されており、ＨＭＴ１０の駆動により前輪４・４が駆動される構成となっている。
以上のようにして、運搬車１は、前輪４・４と後輪５・５とが駆動される四輪駆動の車両に構成されている。
図２に示すごとく、前記エンジン３の出力軸３１に固定されたプーリ３２と、ＨＭＴ１０の駆動入力軸１１に固定されたプーリ１２とは、ベルト２１を介して連動連結されており、これにより、エンジン３の出力がＨＭＴ１０に入力される構成としている。
図２に示すごとく、ＨＭＴ１０においては、ＨＳＴ４０と、遊星歯車機構５０が備えられており、該遊星歯車機構５０においては、遊星キャリア５１にエンジン３の回転動力が入力され、サンギア５２からＨＳＴ４０の油圧ポンプ４１に対する動力が出力され、インターナルギア５３にＨＳＴ４０の油圧モータ４２の出力が入力される構成としている。
以上のようにして、図２に示されるＨＭＴ１０は、いわゆる入力分割型に構成されている。
図２に示すごとく、ＨＭＴ１０においては、ＨＳＴ４０と、遊星歯車機構５０が備えられており、該遊星歯車機構５０においては、遊星キャリア５１にエンジン３の回転動力が入力され、サンギア５２からＨＳＴ４０の油圧ポンプ４１に対する動力が出力され、インターナルギア５３にＨＳＴ４０の油圧モータ４２の出力が入力される構成としている。
以上のようにして、図２に示されるＨＭＴ１０は、いわゆる入力分割型に構成されている。
また、図２に示すごとく、ＨＭＴ１０においては、副変速機構６０が設けられており、遊星歯車機構５０の出力を副変速機構６０を介して後輪駆動用、及び前輪駆動用として出力することを可能としている。
また、図２に示すごとく、ＨＭＴ１０においては、差動装置７０が設けられており、副変速機構６０の回転動力が、差動装置７０を介して後輪車軸１５・１５に伝達される。
また、図２に示すごとく、ＨＭＴ１０においては、前輪駆動用の動力を取り出すためのギア式動力取出機構８５が設けられており、副変速機構６０の回転動力が、該ギア式動力取出機構８５及び前記ドライブシャフト９を介して前輪車軸駆動装置８０に伝達される。
また、図２に示すごとく、ＨＭＴ１０においては、差動装置７０が設けられており、副変速機構６０の回転動力が、差動装置７０を介して後輪車軸１５・１５に伝達される。
また、図２に示すごとく、ＨＭＴ１０においては、前輪駆動用の動力を取り出すためのギア式動力取出機構８５が設けられており、副変速機構６０の回転動力が、該ギア式動力取出機構８５及び前記ドライブシャフト９を介して前輪車軸駆動装置８０に伝達される。
また、ＨＭＴ１０は、図３及び図４に示すごとくの仕組みで構成されるものとしている。
図３に示すごとく、ハウジングケース２５内に、前記遊星歯車機構５０、差動装置７０が配されている。また、ハウジングケース２５に、前記ＨＳＴ４０が付設される構成としている。
駆動入力軸１１は、ハウジングケース２５に軸受支持されるとともに、該ハウジングケース２５の外部においてプーリ１２がスプライン結合されている。
駆動入力軸１１には、ハウジングケース２５内において、遊星歯車機構５０の遊星キャリア５１がスプライン結合されている。
駆動入力軸１１には、ハウジングケース２５内において、遊星歯車機構５０のサンギア５２が遊嵌されている。
また、ハウジングケース２５内において、前記駆動入力軸１１の軸線の延長上に中間軸５５が軸受支持されており、該中間軸５５に、遊星歯車機構５０のインターナルギア５３がスプライン結合されている。該インターナルギア５３のリングギア５３ａは、遊星キャリア５１に回転自在に支持されるプラネットギア５１ａ・５１ａと噛合されている。また、該プラネットギア５１ａ・５１ａは、前記サンギア５２と噛合されている。
以上のようにして、駆動入力軸１１と、中間軸５５を回転中心とする遊星歯車機構５０が構成されるものとしている。
図３に示すごとく、ハウジングケース２５内に、前記遊星歯車機構５０、差動装置７０が配されている。また、ハウジングケース２５に、前記ＨＳＴ４０が付設される構成としている。
駆動入力軸１１は、ハウジングケース２５に軸受支持されるとともに、該ハウジングケース２５の外部においてプーリ１２がスプライン結合されている。
駆動入力軸１１には、ハウジングケース２５内において、遊星歯車機構５０の遊星キャリア５１がスプライン結合されている。
駆動入力軸１１には、ハウジングケース２５内において、遊星歯車機構５０のサンギア５２が遊嵌されている。
また、ハウジングケース２５内において、前記駆動入力軸１１の軸線の延長上に中間軸５５が軸受支持されており、該中間軸５５に、遊星歯車機構５０のインターナルギア５３がスプライン結合されている。該インターナルギア５３のリングギア５３ａは、遊星キャリア５１に回転自在に支持されるプラネットギア５１ａ・５１ａと噛合されている。また、該プラネットギア５１ａ・５１ａは、前記サンギア５２と噛合されている。
以上のようにして、駆動入力軸１１と、中間軸５５を回転中心とする遊星歯車機構５０が構成されるものとしている。
また、ハウジングケース２５内において、前記サンギア５２には、出力ギア９１が外嵌され、該出力ギア９１に中間ギア９２が噛合される。該中間ギア９２は、ハウジングケース２５に軸受支持される中間軸９３に固設されている。
また、該中間ギア９２にＨＳＴ駆動入力ギア９４が噛合される。該ＨＳＴ駆動入力ギア９４は、ハウジングケース２５に軸受支持されるＨＳＴ駆動入力軸９５にスプライン結合されている。
また、該ＨＳＴ駆動入力軸９５における反ＨＳＴ駆動入力軸９５側の端部には、ＨＳＴ４０の油圧ポンプ４１のポンプ軸４２がスプライン結合される。
また、前記油圧ポンプ４１は、可変容積型に構成され、可動斜板４１ａと、その操作アーム４１ｂが備えられる。
また、該油圧ポンプ４１より吐出される作動油は油圧モータ４３に吸入され、これにより、モータ軸４４が回転駆動される。前記油圧モータ４３は、可動斜板４３ａと、その操作アーム４３ｂを備えた可変容積型に構成される。
また、該モータ軸４４は、ハウジングケース２５内に延設されて、該ハウジングケース２５にて軸受支持されるＨＳＴ出力ギア４５とスプライン結合される。
そして、該ＨＳＴ出力ギア４５は、前記中間軸５５にスプライン結合される駆動連結ギア５６と噛合される。
以上のようにして、遊星歯車機構５０とＨＳＴ４０とが駆動連結されることとしており、当該連結の形態より、入力分割型のＨＭＴ１０が構成されている。
また、該中間ギア９２にＨＳＴ駆動入力ギア９４が噛合される。該ＨＳＴ駆動入力ギア９４は、ハウジングケース２５に軸受支持されるＨＳＴ駆動入力軸９５にスプライン結合されている。
また、該ＨＳＴ駆動入力軸９５における反ＨＳＴ駆動入力軸９５側の端部には、ＨＳＴ４０の油圧ポンプ４１のポンプ軸４２がスプライン結合される。
また、前記油圧ポンプ４１は、可変容積型に構成され、可動斜板４１ａと、その操作アーム４１ｂが備えられる。
また、該油圧ポンプ４１より吐出される作動油は油圧モータ４３に吸入され、これにより、モータ軸４４が回転駆動される。前記油圧モータ４３は、可動斜板４３ａと、その操作アーム４３ｂを備えた可変容積型に構成される。
また、該モータ軸４４は、ハウジングケース２５内に延設されて、該ハウジングケース２５にて軸受支持されるＨＳＴ出力ギア４５とスプライン結合される。
そして、該ＨＳＴ出力ギア４５は、前記中間軸５５にスプライン結合される駆動連結ギア５６と噛合される。
以上のようにして、遊星歯車機構５０とＨＳＴ４０とが駆動連結されることとしており、当該連結の形態より、入力分割型のＨＭＴ１０が構成されている。
また、前記ハウジングケース２５には、副変速軸６１が軸受支持されており、該副変速軸６１に遊嵌される増速ギア６２が前記駆動連結ギア５６と噛合されている。
また、副変速軸６１には、減速ギア６３が遊嵌されており、該減速ギア６３は、前記中間軸５５に刻設した出力ギア５７と噛合されている。
また、副変速軸６１には、シフトギア６４が軸方向摺動自在にスプライン結合されており、シフト操作により、シフトギア６４を増速ギア６２又は減速ギア６３のいずれかに噛合させて副変速軸６１を高速又は低速回転させることができ、車速の高速／低速切替を可能としている。
また、図示せぬシフトの操作により、シフトギア６４を増速ギア６２及び減速ギア６３のいずれにも噛合させないこととすれば、副変速軸６１を回転させずに、ニュートラルの状態が作れるようになっている。
また、副変速軸６１には、減速ギア６３が遊嵌されており、該減速ギア６３は、前記中間軸５５に刻設した出力ギア５７と噛合されている。
また、副変速軸６１には、シフトギア６４が軸方向摺動自在にスプライン結合されており、シフト操作により、シフトギア６４を増速ギア６２又は減速ギア６３のいずれかに噛合させて副変速軸６１を高速又は低速回転させることができ、車速の高速／低速切替を可能としている。
また、図示せぬシフトの操作により、シフトギア６４を増速ギア６２及び減速ギア６３のいずれにも噛合させないこととすれば、副変速軸６１を回転させずに、ニュートラルの状態が作れるようになっている。
また、前記副変速軸６１には、駆動出力ギア６６が刻設されており、該駆動出力ギア６６には、差動装置７０の入力ギア７１が噛合されている。
該差動装置７０においては、デフケース７２内にサイドギア７３・７３及びピニオン７４を配して構成されるものであり、前記サイドギア７３・７３は前記後輪車軸１５・１５にスプライン結合されることにより、両後輪車軸１５・１５が差動連結されることとしている。
また、ハウジングケース２５において、差動装置７０の両側部にブレーキ室７５・７５が構成され、該ブレーキ室７５・７５の内部において、各後輪車軸１５・１５のブレーキ装置７６・７６が配される構成としている。
該差動装置７０においては、デフケース７２内にサイドギア７３・７３及びピニオン７４を配して構成されるものであり、前記サイドギア７３・７３は前記後輪車軸１５・１５にスプライン結合されることにより、両後輪車軸１５・１５が差動連結されることとしている。
また、ハウジングケース２５において、差動装置７０の両側部にブレーキ室７５・７５が構成され、該ブレーキ室７５・７５の内部において、各後輪車軸１５・１５のブレーキ装置７６・７６が配される構成としている。
また、前記副変速軸６１の反駆動出力ギア６６側の端部には、駆動出力軸８６がスプラインカラー９７を介して駆動連結されている。尚、該駆動出力軸８６は、ハウジングケース２５に軸受支持される。
また、該駆動出力軸８６には、駆動出力ギア８６ａが固設されており、該駆動出力ギア８６ａに、駆動連結軸８８に固設された駆動入力ギア８８ａが噛合されている。該駆動連結軸８８は、ハウジングケース２５に軸受け支持されるものであり、前記ドライブシャフト９（図２参照）と駆動連結されることとしている。
以上の駆動出力軸８６、駆動出力ギア８６ａ、駆動連結軸８８、駆動入力ギア８８ａによりギア式動力取出機構８５が構成されることとしている。
以上のように構成し、副変速軸６１の回転動力が、ギア式動力取出機構８５を介してドライブシャフト９に出力され、前輪車軸駆動装置８０に伝達されるようになっており、本発明にかかるＨＭＴ１０を搭載することにより、四輪駆動の車両を構成できるようになっている。
なお、前輪４・４の夫々にサスペンション機構が備えられ、該前輪と前輪車軸駆動装置８０の左右から突出するデフ出力軸との間はユニバーサルジョイント付きの伝動軸１４・１４にて連結されている。
また、該駆動出力軸８６には、駆動出力ギア８６ａが固設されており、該駆動出力ギア８６ａに、駆動連結軸８８に固設された駆動入力ギア８８ａが噛合されている。該駆動連結軸８８は、ハウジングケース２５に軸受け支持されるものであり、前記ドライブシャフト９（図２参照）と駆動連結されることとしている。
以上の駆動出力軸８６、駆動出力ギア８６ａ、駆動連結軸８８、駆動入力ギア８８ａによりギア式動力取出機構８５が構成されることとしている。
以上のように構成し、副変速軸６１の回転動力が、ギア式動力取出機構８５を介してドライブシャフト９に出力され、前輪車軸駆動装置８０に伝達されるようになっており、本発明にかかるＨＭＴ１０を搭載することにより、四輪駆動の車両を構成できるようになっている。
なお、前輪４・４の夫々にサスペンション機構が備えられ、該前輪と前輪車軸駆動装置８０の左右から突出するデフ出力軸との間はユニバーサルジョイント付きの伝動軸１４・１４にて連結されている。
また、以上の構成につき、各構成部材のレイアウトは、以下のごとくとしている（図４参照）。
即ち、前記動力源（エンジン３）と駆動連結される駆動入力軸１１と、該駆動入力軸１１に同心配置される遊星歯車機構５０と、該遊星歯車機構５０と駆動連結されるＨＳＴ４０と、一対の車軸（後輪車軸１５・１５）を差動連結する差動装置７０と、とを具備する入力分割型のＨＭＴ１０であって、前記駆動入力軸１１の（軸断面視）前後一側（図４の紙面左右方向）に前記ＨＳＴ４０のポンプ軸４２とモータ軸４４が配され、前記駆動入力軸１１の前後他側に前記車軸（後輪車軸１５・１５）が配されることとしている。
また、前記ポンプ軸４２とモータ軸４４は、軸断面視において、互いに上下方向の位置関係で配される。
また、前記駆動入力軸１１、ポンプ軸４２、モータ軸４４、及び車軸（後輪車軸１５・１５）は、平行配置される。
また、前記駆動入力軸１１と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の間には、副変速軸６１が前記駆動入力軸１１と平行配置され、該副変速軸６１には、副変速機構６０が同心配置される。
また、前記駆動入力軸１１と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）とは、上下方向にずらして配される。
また、前記副変速軸６１は、前記駆動入力軸１１の軸心と前記車軸（後輪車軸１５・１５）の軸心とを結ぶ線に対し、上下方向にずれた位置に配される。
即ち、前記動力源（エンジン３）と駆動連結される駆動入力軸１１と、該駆動入力軸１１に同心配置される遊星歯車機構５０と、該遊星歯車機構５０と駆動連結されるＨＳＴ４０と、一対の車軸（後輪車軸１５・１５）を差動連結する差動装置７０と、とを具備する入力分割型のＨＭＴ１０であって、前記駆動入力軸１１の（軸断面視）前後一側（図４の紙面左右方向）に前記ＨＳＴ４０のポンプ軸４２とモータ軸４４が配され、前記駆動入力軸１１の前後他側に前記車軸（後輪車軸１５・１５）が配されることとしている。
また、前記ポンプ軸４２とモータ軸４４は、軸断面視において、互いに上下方向の位置関係で配される。
また、前記駆動入力軸１１、ポンプ軸４２、モータ軸４４、及び車軸（後輪車軸１５・１５）は、平行配置される。
また、前記駆動入力軸１１と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の間には、副変速軸６１が前記駆動入力軸１１と平行配置され、該副変速軸６１には、副変速機構６０が同心配置される。
また、前記駆動入力軸１１と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）とは、上下方向にずらして配される。
また、前記副変速軸６１は、前記駆動入力軸１１の軸心と前記車軸（後輪車軸１５・１５）の軸心とを結ぶ線に対し、上下方向にずれた位置に配される。
そして、以上のレイアウトによれば、以下の効果が得られる。
即ち、遊星歯車機構５０が駆動入力軸１１に同心配置されることで、遊星歯車機構５０の配置に必要なスペースが削減され、駆動入力軸１１の半径方向におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１の（軸断面視）前後一側に前記ＨＳＴ４０のポンプ軸４２とモータ軸４４が配され、前記駆動入力軸１１の前後他側に前記車軸（後輪車軸１５・１５）が配されることで、上下方向（図４の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１、ポンプ軸４２、モータ軸４４、及び車軸（後輪車軸１５・１５）は、平行配置されることで、各軸に設けられるギア等の半径寸法が、ＨＭＴ１０の左右方向（図３の紙面上下方向）の寸法に影響することがなく、ＨＭＴ１０の左右方向のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の間には、副変速軸６１が前記駆動入力軸１１と平行配置され、該副変速軸６１には、副変速機構６０が同心配置されることで、車速の高速／低速切替が可能となるとともに、副変速軸６１の半径方向におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）とは、上下方向にずらして配されることで、上下方向（図４の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記副変速軸６１は、前記駆動入力軸１１の軸心と前記車軸（後輪車軸１５・１５）の軸心とを結ぶ線に対し、上下方向にずれた位置に配されることで、駆動入力軸１１と車軸（後輪車軸１５・１５）との間隔を狭く構成することが可能となり、前後方向（図４の紙面左右方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
即ち、遊星歯車機構５０が駆動入力軸１１に同心配置されることで、遊星歯車機構５０の配置に必要なスペースが削減され、駆動入力軸１１の半径方向におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１の（軸断面視）前後一側に前記ＨＳＴ４０のポンプ軸４２とモータ軸４４が配され、前記駆動入力軸１１の前後他側に前記車軸（後輪車軸１５・１５）が配されることで、上下方向（図４の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１、ポンプ軸４２、モータ軸４４、及び車軸（後輪車軸１５・１５）は、平行配置されることで、各軸に設けられるギア等の半径寸法が、ＨＭＴ１０の左右方向（図３の紙面上下方向）の寸法に影響することがなく、ＨＭＴ１０の左右方向のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の間には、副変速軸６１が前記駆動入力軸１１と平行配置され、該副変速軸６１には、副変速機構６０が同心配置されることで、車速の高速／低速切替が可能となるとともに、副変速軸６１の半径方向におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）とは、上下方向にずらして配されることで、上下方向（図４の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記副変速軸６１は、前記駆動入力軸１１の軸心と前記車軸（後輪車軸１５・１５）の軸心とを結ぶ線に対し、上下方向にずれた位置に配されることで、駆動入力軸１１と車軸（後輪車軸１５・１５）との間隔を狭く構成することが可能となり、前後方向（図４の紙面左右方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
そして、以上のＨＭＴ１０のコンパクト化によれば、図１に示されるごとくの運搬車１の構成につき、荷台８の下方の限られたスペースへの配置の自由度を広げることができる。
また、特に、上下方向（図４の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化によれば、荷台８の地上高をより低く設定することが可能となり、これにより、積載作業等の作業性に優れた構成を実現することができ、また車両全体を低重心にすることができる。
また、同じく、上下方向（図４の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化によれば、ＨＭＴ１０につき最低地上高を高く設定することが可能となり、これにより、運搬車１のロードクリランスを高く設定することが可能となる。
また、特に、上下方向（図４の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化によれば、荷台８の地上高をより低く設定することが可能となり、これにより、積載作業等の作業性に優れた構成を実現することができ、また車両全体を低重心にすることができる。
また、同じく、上下方向（図４の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化によれば、ＨＭＴ１０につき最低地上高を高く設定することが可能となり、これにより、運搬車１のロードクリランスを高く設定することが可能となる。
また、以上のＨＭＴ１０は、入力分割型に構成されるため、斜板制御と車速変更・前後進変更は、図５に示すごとくの関係となる。これは、後進高速レンジでも油圧モータ４３の斜板を制御する実施例である。
図５において、線Ｐθは、油圧ポンプ４１の斜板角度率を示す。尚、油圧モータ４３の場合と同様、斜板角度率は、油圧ポンプ４１の可動斜板の傾き度合いに対応するものであり、油圧ポンプ４１の斜板の傾きがない場合、つまり中立状態においてゼロとされ、油圧ポンプ４１からの吐出量はゼロとなる。また、斜板角度率が、図の最大（＋）、又は最大（−）の位置においてポンプ容積は最大とされるものであり、ゼロを境として作動油の吐出方向が切換わることとなっている。
また、線Ｐｖは、ポンプ軸４２の回転数を示す。ポンプ軸４２の回転数は、最大後進車速において最大となり、前進最大において最小（ゼロ）となる。
また、線Ｍθは、油圧モータ４３の斜板角度率を示す。尚、斜板角度率は、油圧モータ４３の可動斜板の傾き度合いに対応するものであり、油圧モータ４３の斜板の傾きがない場合、つまり中立状態においてゼロとされ、また、図の最大の位置においてモータ容積は最大とされる。
また、線Ｍｖは、モータ軸４４の回転数を示す。モータ軸４４の回転数は、最大後進車速において、逆回転方向（ポンプ軸４２の回転方向を正回転方向とした場合の逆回転方向）に最大となり、最大前進車速において、正回転方向に最大となる。
図５において、線Ｐθは、油圧ポンプ４１の斜板角度率を示す。尚、油圧モータ４３の場合と同様、斜板角度率は、油圧ポンプ４１の可動斜板の傾き度合いに対応するものであり、油圧ポンプ４１の斜板の傾きがない場合、つまり中立状態においてゼロとされ、油圧ポンプ４１からの吐出量はゼロとなる。また、斜板角度率が、図の最大（＋）、又は最大（−）の位置においてポンプ容積は最大とされるものであり、ゼロを境として作動油の吐出方向が切換わることとなっている。
また、線Ｐｖは、ポンプ軸４２の回転数を示す。ポンプ軸４２の回転数は、最大後進車速において最大となり、前進最大において最小（ゼロ）となる。
また、線Ｍθは、油圧モータ４３の斜板角度率を示す。尚、斜板角度率は、油圧モータ４３の可動斜板の傾き度合いに対応するものであり、油圧モータ４３の斜板の傾きがない場合、つまり中立状態においてゼロとされ、また、図の最大の位置においてモータ容積は最大とされる。
また、線Ｍｖは、モータ軸４４の回転数を示す。モータ軸４４の回転数は、最大後進車速において、逆回転方向（ポンプ軸４２の回転方向を正回転方向とした場合の逆回転方向）に最大となり、最大前進車速において、正回転方向に最大となる。
ここで、線Ｐθに着目すると、油圧ポンプ４１の斜板角度率ゼロを境として、車両の進行方向が切換わることとなっている。また、線Ｍｖに着目すると、油圧ポンプ４１の斜板角度率ゼロの位置において、油圧モータ４３の回転数がゼロとこととなっている。これらのことから解るように、車両の進行方向を切換える際には、油圧モータ４３のモータ軸４４は停止され、また、前記副変速軸６１、車軸（後輪車軸１５・１５）も停止されることとなっているのものである。
そして、このように、車両の進行方向の切換えが油圧モータ４３の回転方向の切替で行え、また、その際には、車軸（後輪車軸１５・１５、及び前輪車軸１４・１４）が停止されることとなっており、前後進切替の際における変速ショックが生じることもない。
そして、このように、車両の進行方向の切換えが油圧モータ４３の回転方向の切替で行え、また、その際には、車軸（後輪車軸１５・１５、及び前輪車軸１４・１４）が停止されることとなっており、前後進切替の際における変速ショックが生じることもない。
そして、以上のように、入力分割型のＨＭＴ１０とすることで、前後進切替の際においては、変速ショックを生じさせないものとすることができる。
また、以上の構成のＨＭＴ１０は、ベルト式ＣＶＴと、機械式リバーサ機構を組み合わせたトランスミッションの構成と比較した場合に、
（１）本発明にかかるＨＭＴ１０では、油圧モータ４３の斜板制御により、動力伝達状態での前後進切替を可能とするため、機械式リバーサ機構が不要となる。
（２）機械式リバーサ機構の場合、前後進切替の際に変速ショックが生じることがあるが、本発明にかかるＨＭＴ１０では、前後進切替の際に変速ショックが生じることもなく、無段変速ができる。
（３）本発明にかかるＨＭＴ１０は、ベルトとプーリの間において機械的に摩擦駆動する構成のベルト式ＣＶＴと比べて、原動機からの駆動力の伝達効率が優れる。また、ベルトが濡れてスリップしてしまうといった不具合が生じることもない。
といった利点を有することになる。
また、以上の構成のＨＭＴ１０は、ベルト式ＣＶＴと、機械式リバーサ機構を組み合わせたトランスミッションの構成と比較した場合に、
（１）本発明にかかるＨＭＴ１０では、油圧モータ４３の斜板制御により、動力伝達状態での前後進切替を可能とするため、機械式リバーサ機構が不要となる。
（２）機械式リバーサ機構の場合、前後進切替の際に変速ショックが生じることがあるが、本発明にかかるＨＭＴ１０では、前後進切替の際に変速ショックが生じることもなく、無段変速ができる。
（３）本発明にかかるＨＭＴ１０は、ベルトとプーリの間において機械的に摩擦駆動する構成のベルト式ＣＶＴと比べて、原動機からの駆動力の伝達効率が優れる。また、ベルトが濡れてスリップしてしまうといった不具合が生じることもない。
といった利点を有することになる。
尚、図６に示すごとく、当該実施例１のＨＭＴ１０を備える車両につき、後輪５・５の夫々にサスペンション機構が備えられる場合には、該後輪５・５と車軸（後輪車軸１５・１５）との間をユニバーサルジョイント付きの伝動軸にて連結させる構成としてもよい。
次に、本発明にかかるＨＭＴの他の実施例について説明する。
図７は実施例２の油圧・機械式無段変速装置を備える運搬車のスケルトン図、図８は実施例２の油圧・機械式無段変速装置の平面断面展開図、図９は同じく側面断面図である。
図７は実施例２の油圧・機械式無段変速装置を備える運搬車のスケルトン図、図８は実施例２の油圧・機械式無段変速装置の平面断面展開図、図９は同じく側面断面図である。
図７に示す構成は、運搬車１Ａの動力伝系に関するスケルトン図を示すものであり、エンジン３Ａの駆動がＨＭＴ１０Ａに入力されて、ＨＭＴ１０Ａにおいて後輪５・５が駆動される構成としている。
また、該ＨＭＴ１０Ａと、前輪４・４を駆動する前輪車軸駆動装置８０とがドライブシャフト９を介して連動連結されており、ＨＭＴ１０Ａの駆動により前輪４・４が駆動される構成となっている。
以上のようにして、運搬車１Ａは、前輪４・４と後輪５・５とが駆動される四輪駆動の車両に構成されている。
また、該ＨＭＴ１０Ａと、前輪４・４を駆動する前輪車軸駆動装置８０とがドライブシャフト９を介して連動連結されており、ＨＭＴ１０Ａの駆動により前輪４・４が駆動される構成となっている。
以上のようにして、運搬車１Ａは、前輪４・４と後輪５・５とが駆動される四輪駆動の車両に構成されている。
図７に示すごとく、前記エンジン３０Ａの出力軸３１Ａと、ＨＭＴ１０Ａの駆動入力軸１１Ａとは、クラッチ機構２１Ａを介して連動連結されており、これにより、エンジン３０Ａの出力がＨＭＴ１０Ａに入力される構成としている。
図７に示すごとく、ＨＭＴ１０Ａにおいては、ＨＳＴ４０Ａと、遊星歯車機構５０Ａが備えられており、該遊星歯車機構５０Ａにおいては、遊星キャリア５１Ａにエンジン３０Ａの回転動力が入力され、サンギア５２ＡからＨＳＴ４０Ａの油圧ポンプ４１Ａに対する動力が出力され、インターナルギア５３ＡにＨＳＴ４０Ａの油圧モータ４２Ａの出力が入力される構成としている。
以上のようにして、図７に示されるＨＭＴ１０Ａは、いわゆる入力分割型に構成されている。
図７に示すごとく、ＨＭＴ１０Ａにおいては、ＨＳＴ４０Ａと、遊星歯車機構５０Ａが備えられており、該遊星歯車機構５０Ａにおいては、遊星キャリア５１Ａにエンジン３０Ａの回転動力が入力され、サンギア５２ＡからＨＳＴ４０Ａの油圧ポンプ４１Ａに対する動力が出力され、インターナルギア５３ＡにＨＳＴ４０Ａの油圧モータ４２Ａの出力が入力される構成としている。
以上のようにして、図７に示されるＨＭＴ１０Ａは、いわゆる入力分割型に構成されている。
また、図７に示すごとく、ＨＭＴ１０Ａにおいては、副変速機構６０Ａが設けられており、遊星歯車機構５０Ａの出力を副変速機構６０Ａを介して後輪駆動用、及び前輪駆動用として出力することを可能としている。
また、図７に示すごとく、ＨＭＴ１０Ａにおいては、差動装置７０Ａが設けられており、副変速機構６０Ａの回転動力が、差動装置７０Ａを介して後輪車軸１５・１５に伝達される。
また、図７に示すごとく、ＨＭＴ１０Ａにおいては、前輪駆動用の動力を取り出すためのギア式動力取出機構８５Ａが設けられており、副変速機構６０Ａの回転動力が、該ギア式動力取出機構８５Ａ及びドライブシャフト９を介して前輪車軸駆動装置８０に伝達される。
また、図７に示すごとく、ＨＭＴ１０Ａにおいては、差動装置７０Ａが設けられており、副変速機構６０Ａの回転動力が、差動装置７０Ａを介して後輪車軸１５・１５に伝達される。
また、図７に示すごとく、ＨＭＴ１０Ａにおいては、前輪駆動用の動力を取り出すためのギア式動力取出機構８５Ａが設けられており、副変速機構６０Ａの回転動力が、該ギア式動力取出機構８５Ａ及びドライブシャフト９を介して前輪車軸駆動装置８０に伝達される。
また、ＨＭＴ１０Ａは、図８及び図９に示すごとくの仕組みで構成されるものとしている。
図８に示すごとく、ハウジングケース２５Ａ内に、前記遊星歯車機構５０Ａ、差動装置７０Ａが配されている。また、ハウジングケース２５Ａに、前記ＨＳＴ４０Ａが付設される構成としている。
駆動入力軸１１Ａは、ハウジングケース２５Ａに軸受支持されるとともに、クラッチ機構２１Ａを介してエンジン３Ａの出力軸３１Ａに連結されている。
駆動入力軸１１Ａには、ハウジングケース２５Ａ内において、遊星歯車機構５０Ａの遊星キャリア５１Ａがスプライン結合されている。
駆動入力軸１１Ａには、ハウジングケース２５Ａ内において、遊星歯車機構５０Ａのサンギア５２Ａが遊嵌されている。
また、ハウジングケース２５Ａ内において、前記駆動入力軸１１Ａの軸線の延長上に中間軸５５Ａが軸受支持されており、該中間軸５５Ａに、遊星歯車機構５０Ａのインターナルギア５３Ａがスプライン結合されている。該インターナルギア５３Ａのリングギア１５３ａは、遊星キャリア５１Ａに回転自在に支持されるプラネットギア１５１ａ・１５１ａと噛合されている。また、該プラネットギア１５１ａ・１５１ａは、前記サンギア５２Ａと噛合されている。
以上のようにして、駆動入力軸１１Ａと、中間軸５５Ａを回転中心とする遊星歯車機構５０Ａが構成されるものとしている。
図８に示すごとく、ハウジングケース２５Ａ内に、前記遊星歯車機構５０Ａ、差動装置７０Ａが配されている。また、ハウジングケース２５Ａに、前記ＨＳＴ４０Ａが付設される構成としている。
駆動入力軸１１Ａは、ハウジングケース２５Ａに軸受支持されるとともに、クラッチ機構２１Ａを介してエンジン３Ａの出力軸３１Ａに連結されている。
駆動入力軸１１Ａには、ハウジングケース２５Ａ内において、遊星歯車機構５０Ａの遊星キャリア５１Ａがスプライン結合されている。
駆動入力軸１１Ａには、ハウジングケース２５Ａ内において、遊星歯車機構５０Ａのサンギア５２Ａが遊嵌されている。
また、ハウジングケース２５Ａ内において、前記駆動入力軸１１Ａの軸線の延長上に中間軸５５Ａが軸受支持されており、該中間軸５５Ａに、遊星歯車機構５０Ａのインターナルギア５３Ａがスプライン結合されている。該インターナルギア５３Ａのリングギア１５３ａは、遊星キャリア５１Ａに回転自在に支持されるプラネットギア１５１ａ・１５１ａと噛合されている。また、該プラネットギア１５１ａ・１５１ａは、前記サンギア５２Ａと噛合されている。
以上のようにして、駆動入力軸１１Ａと、中間軸５５Ａを回転中心とする遊星歯車機構５０Ａが構成されるものとしている。
また、ハウジングケース２５Ａ内において、前記サンギア５２Ａには、出力ギア９１Ａが外嵌され、該出力ギア９１Ａに中間ギア９２Ａが噛合される。該中間ギア９２Ａは、ハウジングケース２５Ａに軸受支持される中間軸９３Ａに固設されている。
また、該中間ギア９２ＡにＨＳＴ駆動入力ギア９４Ａが噛合される。該ＨＳＴ駆動入力ギア９４Ａは、ハウジングケース２５Ａに軸受支持されるＨＳＴ駆動入力軸９５Ａにスプライン結合されている。
また、該ＨＳＴ駆動入力軸９５Ａにおける反ＨＳＴ駆動入力軸９５Ａ側の端部には、ＨＳＴ４０Ａの油圧ポンプ４１Ａのポンプ軸４２Ａがスプライン結合される。
また、前記油圧ポンプ４１Ａは、可変容積型に構成され、可動斜板４１ａと、その操作アーム４１ｂが備えられる。
また、該油圧ポンプ４１Ａより吐出される作動油は油圧モータ４３Ａに吸入され、これにより、モータ軸４４Ａが回転駆動される。前記油圧モータ４３Ａは、可動斜板４３ａと、その操作アーム４３ｂを備えた可変容積型に構成される。
また、該モータ軸４４Ａは、ハウジングケース２５Ａ内に延設されて、該ハウジングケース２５Ａにて軸受支持されるＨＳＴ出力ギア４５Ａとスプライン結合される。
そして、該ＨＳＴ出力ギア４５Ａは、前記中間軸５５Ａにスプライン結合される駆動連結ギア５６Ａと噛合される。
以上のようにして、遊星歯車機構５０ＡとＨＳＴ４０Ａとが駆動連結されることととしており、当該連結の形態より、入力分割型のＨＭＴ１０Ａが構成されている。
また、該中間ギア９２ＡにＨＳＴ駆動入力ギア９４Ａが噛合される。該ＨＳＴ駆動入力ギア９４Ａは、ハウジングケース２５Ａに軸受支持されるＨＳＴ駆動入力軸９５Ａにスプライン結合されている。
また、該ＨＳＴ駆動入力軸９５Ａにおける反ＨＳＴ駆動入力軸９５Ａ側の端部には、ＨＳＴ４０Ａの油圧ポンプ４１Ａのポンプ軸４２Ａがスプライン結合される。
また、前記油圧ポンプ４１Ａは、可変容積型に構成され、可動斜板４１ａと、その操作アーム４１ｂが備えられる。
また、該油圧ポンプ４１Ａより吐出される作動油は油圧モータ４３Ａに吸入され、これにより、モータ軸４４Ａが回転駆動される。前記油圧モータ４３Ａは、可動斜板４３ａと、その操作アーム４３ｂを備えた可変容積型に構成される。
また、該モータ軸４４Ａは、ハウジングケース２５Ａ内に延設されて、該ハウジングケース２５Ａにて軸受支持されるＨＳＴ出力ギア４５Ａとスプライン結合される。
そして、該ＨＳＴ出力ギア４５Ａは、前記中間軸５５Ａにスプライン結合される駆動連結ギア５６Ａと噛合される。
以上のようにして、遊星歯車機構５０ＡとＨＳＴ４０Ａとが駆動連結されることととしており、当該連結の形態より、入力分割型のＨＭＴ１０Ａが構成されている。
また、前記ハウジングケース２５Ａには、副変速軸６１Ａが軸受支持されており、該副変速軸６１Ａに遊嵌される増速ギア６２Ａが前記駆動連結ギア５６Ａと噛合されている。
また、副変速軸６１Ａには、減速ギア６３Ａが遊嵌されており、該減速ギア６３Ａは、前記中間軸５５Ａに刻設した出力ギア５７Ａと噛合されている。
また、副変速軸６１Ａには、シフトギア６４Ａが軸方向摺動自在にスプライン結合されており、シフト操作により、シフトギア６４Ａを増速ギア６２Ａ又は減速ギア６３Ａのいずれかに噛合させて副変速軸６１Ａを高速又は低速回転させることができ、車速の高速／低速切替を可能としている。
また、図示せぬシフトの操作により、シフトギア６４Ａを増速ギア６２Ａ及び減速ギア６３Ａのいずれにも噛合させないこととすれば、副変速軸６１Ａを回転させずに、ニュートラルの状態が作れるようになっている。
また、副変速軸６１Ａには、減速ギア６３Ａが遊嵌されており、該減速ギア６３Ａは、前記中間軸５５Ａに刻設した出力ギア５７Ａと噛合されている。
また、副変速軸６１Ａには、シフトギア６４Ａが軸方向摺動自在にスプライン結合されており、シフト操作により、シフトギア６４Ａを増速ギア６２Ａ又は減速ギア６３Ａのいずれかに噛合させて副変速軸６１Ａを高速又は低速回転させることができ、車速の高速／低速切替を可能としている。
また、図示せぬシフトの操作により、シフトギア６４Ａを増速ギア６２Ａ及び減速ギア６３Ａのいずれにも噛合させないこととすれば、副変速軸６１Ａを回転させずに、ニュートラルの状態が作れるようになっている。
また、前記副変速軸６１Ａには、駆動出力ギア６６Ａが刻設されており、該駆動出力ギア６６Ａには、差動装置７０Ａの入力ギア７１Ａが噛合されている。
該差動装置７０Ａにおいては、デフケース７２Ａ内にサイドギア７３Ａ・７３Ａ及びピニオン７４Ａを配して構成されるものであり、前記サイドギア７３Ａ・７３Ａは前記後輪車軸１５・１５にスプライン結合されることにより、両後輪車軸１５・１５が差動連結されることとしている。
また、ハウジングケース２５Ａにおいて、差動装置７０Ａの両側部にブレーキ室７５Ａ・７５Ａが構成され、該ブレーキ室７５Ａ・７５Ａの内部において、各後輪車軸１５・１５のブレーキ装置７６Ａ・７６Ａが配される構成としている。
該差動装置７０Ａにおいては、デフケース７２Ａ内にサイドギア７３Ａ・７３Ａ及びピニオン７４Ａを配して構成されるものであり、前記サイドギア７３Ａ・７３Ａは前記後輪車軸１５・１５にスプライン結合されることにより、両後輪車軸１５・１５が差動連結されることとしている。
また、ハウジングケース２５Ａにおいて、差動装置７０Ａの両側部にブレーキ室７５Ａ・７５Ａが構成され、該ブレーキ室７５Ａ・７５Ａの内部において、各後輪車軸１５・１５のブレーキ装置７６Ａ・７６Ａが配される構成としている。
また、ハウジングケース２５に付設されたギアケース１２６には、中間軸８７Ａが、前記副変速軸６１Ａと平行に軸受支持されている。同じく、ギアケース１２６には、駆動連結軸８８Ａが、前記中間軸８７Ａと平行に軸受支持されている。
また、前記副変速軸６１Ａには、前記駆動出力ギア６６Ａの反対側に駆動出力ギア９６Ａが刻設され、前記中間軸８７Ａには中間ギア１８７ａが固定され、両ギア８６Ａ・１８７ａが噛合されている。また、前記駆動連結軸８８Ａには、駆動入力ギア１８８ａが固定され、該駆動入力ギア１８８ａと前記中間ギア１８７ａが噛合されている。
以上の構成で、副変速軸６１Ａと、前記駆動連結軸８８Ａとが連動連結されることとし、中間軸８７Ａ、中間ギア１８７ａ、駆動連結軸８８Ａ、駆動入力ギア１８８ａによりギア式動力取出機構８５Ａが構成されることとしている。
そして、該駆動連結軸８８Ａに前記ドライブシャフト９（図７参照）が連結されることで、副変速軸６１Ａの回転動力が、ギア式動力取出機構８５Ａを介してドライブシャフト９に出力され、前輪車軸１４・１４を駆動する前輪車軸駆動装置８０に伝達されるようになっており、本発明にかかるＨＭＴ１０Ａを搭載することにより、四輪駆動の車両を構成できるようになっている。
また、前記副変速軸６１Ａには、前記駆動出力ギア６６Ａの反対側に駆動出力ギア９６Ａが刻設され、前記中間軸８７Ａには中間ギア１８７ａが固定され、両ギア８６Ａ・１８７ａが噛合されている。また、前記駆動連結軸８８Ａには、駆動入力ギア１８８ａが固定され、該駆動入力ギア１８８ａと前記中間ギア１８７ａが噛合されている。
以上の構成で、副変速軸６１Ａと、前記駆動連結軸８８Ａとが連動連結されることとし、中間軸８７Ａ、中間ギア１８７ａ、駆動連結軸８８Ａ、駆動入力ギア１８８ａによりギア式動力取出機構８５Ａが構成されることとしている。
そして、該駆動連結軸８８Ａに前記ドライブシャフト９（図７参照）が連結されることで、副変速軸６１Ａの回転動力が、ギア式動力取出機構８５Ａを介してドライブシャフト９に出力され、前輪車軸１４・１４を駆動する前輪車軸駆動装置８０に伝達されるようになっており、本発明にかかるＨＭＴ１０Ａを搭載することにより、四輪駆動の車両を構成できるようになっている。
また、以上の構成につき、各構成部材のレイアウトは、以下のごとくとしている（図９参照）。
即ち、前記動力源（エンジン３０Ａ）と駆動連結される駆動入力軸１１Ａと、該駆動入力軸１１Ａに同心配置される遊星歯車機構５０Ａと、該遊星歯車機構５０Ａと駆動連結されるＨＳＴ４０Ａと、一対の車軸（後輪車軸１５・１５）を差動連結する差動装置７０Ａと、とを具備するＨＭＴ１０Ａであって、前記駆動入力軸１１Ａの（軸断面視）上下一側（図９の紙面上下方向）に前記ＨＳＴ４０Ａのポンプ軸４２Ａとモータ軸４４Ａが配され、前記駆動入力軸１１Ａの上下他側に前記車軸（後輪車軸１５・１５）が配されることとしている。
また、前記ポンプ軸４２Ａとモータ軸４４Ａは、軸断面視において、互いに略水平方向の位置関係に配される。
また、前記動力源（エンジン３０Ａ）の出力軸３１Ａと、前記駆動入力軸１１Ａとは、同心配置される。
また、前記駆動入力軸１１Ａ、ポンプ軸４２Ａ、及びモータ軸４４Ａは、平行配置され、これらの軸と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）は直交配置される。
また、前記駆動入力軸１１Ａと、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の間には、副変速軸６１Ａが前記駆動入力軸１１と平行配置され、該副変速軸６１Ａには、副変速機構６０Ａが同心配置される。
また、前記ＨＳＴ４０Ａは、前記駆動入力軸１１Ａの上方に配され、前記副変速軸６１Ａは、前記駆動入力軸１１Ａの下方に配されることとし、前記副変速軸６１Ａの軸心と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の軸心とは、上下方向において略同一位置に配される。
即ち、前記動力源（エンジン３０Ａ）と駆動連結される駆動入力軸１１Ａと、該駆動入力軸１１Ａに同心配置される遊星歯車機構５０Ａと、該遊星歯車機構５０Ａと駆動連結されるＨＳＴ４０Ａと、一対の車軸（後輪車軸１５・１５）を差動連結する差動装置７０Ａと、とを具備するＨＭＴ１０Ａであって、前記駆動入力軸１１Ａの（軸断面視）上下一側（図９の紙面上下方向）に前記ＨＳＴ４０Ａのポンプ軸４２Ａとモータ軸４４Ａが配され、前記駆動入力軸１１Ａの上下他側に前記車軸（後輪車軸１５・１５）が配されることとしている。
また、前記ポンプ軸４２Ａとモータ軸４４Ａは、軸断面視において、互いに略水平方向の位置関係に配される。
また、前記動力源（エンジン３０Ａ）の出力軸３１Ａと、前記駆動入力軸１１Ａとは、同心配置される。
また、前記駆動入力軸１１Ａ、ポンプ軸４２Ａ、及びモータ軸４４Ａは、平行配置され、これらの軸と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）は直交配置される。
また、前記駆動入力軸１１Ａと、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の間には、副変速軸６１Ａが前記駆動入力軸１１と平行配置され、該副変速軸６１Ａには、副変速機構６０Ａが同心配置される。
また、前記ＨＳＴ４０Ａは、前記駆動入力軸１１Ａの上方に配され、前記副変速軸６１Ａは、前記駆動入力軸１１Ａの下方に配されることとし、前記副変速軸６１Ａの軸心と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の軸心とは、上下方向において略同一位置に配される。
そして、以上のレイアウトによれば、以下の効果が得られる。
即ち、遊星歯車機構５０Ａが駆動入力軸１１Ａに同心配置されることで、遊星歯車機構５０Ａの配置に必要なスペースが削減され、駆動入力軸１１Ａの半径方向におけるＨＭＴ１０Ａのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１Ａの（軸断面視）上下一側に前記ＨＳＴ４０Ａのポンプ軸４２Ａとモータ軸４４Ａが配され、前記駆動入力軸１１Ａの上下他側に前記車軸（後輪車軸１５・１５）が配されることで、左右方向（図９の紙面左右方向）におけるＨＭＴ１０Ａのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記ポンプ軸４２Ａとモータ軸４４Ａは、軸断面視において、互いに水平方向の位置関係に配されることで、上下方向（図９の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記動力源（エンジン３０Ａ）の出力軸３１Ａと、前記駆動入力軸１１Ａとは、同心配置されるので、出力軸３１Ａと駆動入力軸１１Ａとの駆動連結をベルト・プーリを用いた形態とせずに、これらの軸に同心配置されるクラッチ機構２１Ａによる駆動連結とすることが可能となり、ベルト・プーリを用いた形態と比較して、動力ロスの少ない構成とすることができる。
また、前記駆動入力軸１１Ａ、ポンプ軸４２Ａ、及びモータ軸４４Ａは、平行配置され、これらの軸と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）は直交配置されるので、前記駆動入力軸１１Ａ、ポンプ軸４２Ａ、及びモータ軸４４Ａに設けられるギア等の半径寸法が、ＨＭＴ１０Ａの前後方向（図８の左右方向）の寸法に影響することがなく、ＨＭＴ１０Ａの前後方向のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１Ａと、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の間には、副変速軸６１Ａが前記駆動入力軸１１と平行配置され、該副変速軸６１Ａには、副変速機構６０Ａが同心配置されるので、車速の高速／低速切替が可能となるとともに、副変速軸６１Ａの半径方向におけるＨＭＴ１０Ａのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記ＨＳＴ４０Ａは、前記駆動入力軸１１Ａの上方に配され、前記副変速軸６１Ａは、前記駆動入力軸１１Ａの下方に配されることとし、前記副変速軸６１Ａの軸心と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の軸心とは、上下方向において略同一位置に配されることとするため、ＨＭＴ１０Ａの最低地上高を高く設定することが可能となる。
即ち、遊星歯車機構５０Ａが駆動入力軸１１Ａに同心配置されることで、遊星歯車機構５０Ａの配置に必要なスペースが削減され、駆動入力軸１１Ａの半径方向におけるＨＭＴ１０Ａのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１Ａの（軸断面視）上下一側に前記ＨＳＴ４０Ａのポンプ軸４２Ａとモータ軸４４Ａが配され、前記駆動入力軸１１Ａの上下他側に前記車軸（後輪車軸１５・１５）が配されることで、左右方向（図９の紙面左右方向）におけるＨＭＴ１０Ａのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記ポンプ軸４２Ａとモータ軸４４Ａは、軸断面視において、互いに水平方向の位置関係に配されることで、上下方向（図９の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記動力源（エンジン３０Ａ）の出力軸３１Ａと、前記駆動入力軸１１Ａとは、同心配置されるので、出力軸３１Ａと駆動入力軸１１Ａとの駆動連結をベルト・プーリを用いた形態とせずに、これらの軸に同心配置されるクラッチ機構２１Ａによる駆動連結とすることが可能となり、ベルト・プーリを用いた形態と比較して、動力ロスの少ない構成とすることができる。
また、前記駆動入力軸１１Ａ、ポンプ軸４２Ａ、及びモータ軸４４Ａは、平行配置され、これらの軸と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）は直交配置されるので、前記駆動入力軸１１Ａ、ポンプ軸４２Ａ、及びモータ軸４４Ａに設けられるギア等の半径寸法が、ＨＭＴ１０Ａの前後方向（図８の左右方向）の寸法に影響することがなく、ＨＭＴ１０Ａの前後方向のコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記駆動入力軸１１Ａと、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の間には、副変速軸６１Ａが前記駆動入力軸１１と平行配置され、該副変速軸６１Ａには、副変速機構６０Ａが同心配置されるので、車速の高速／低速切替が可能となるとともに、副変速軸６１Ａの半径方向におけるＨＭＴ１０Ａのコンパクト化を図ることが可能となる。
また、前記ＨＳＴ４０Ａは、前記駆動入力軸１１Ａの上方に配され、前記副変速軸６１Ａは、前記駆動入力軸１１Ａの下方に配されることとし、前記副変速軸６１Ａの軸心と、前記車軸（後輪車軸１５・１５）の軸心とは、上下方向において略同一位置に配されることとするため、ＨＭＴ１０Ａの最低地上高を高く設定することが可能となる。
そして、以上のＨＭＴ１０のコンパクト化によれば、図１に示されるごとくの運搬車１の構成につき、荷台８の下方の限られたスペースへの配置の自由度を広げることができる。
また、特に、上下方向（図９の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化によれば、荷台８の地上高をより低く設定することが可能となり、これにより、積載作業等の作業性に優れた構成を実現することができ、また車両全体を低重心にすることができる。
また、同じく、ＨＭＴ１０の最低地上高を高く設定することを可能とすることで、運搬車１のロードクリランスを高く設定することが可能となる。
また、特に、上下方向（図９の紙面上下方向）におけるＨＭＴ１０のコンパクト化によれば、荷台８の地上高をより低く設定することが可能となり、これにより、積載作業等の作業性に優れた構成を実現することができ、また車両全体を低重心にすることができる。
また、同じく、ＨＭＴ１０の最低地上高を高く設定することを可能とすることで、運搬車１のロードクリランスを高く設定することが可能となる。
尚、上述の実施例１につき図６において説明したものと同様、当該実施例２のＨＭＴ１０Ａの車軸（後輪車軸１５・１５）と後輪５・５との間を、ユニバーサルジョイント付きの伝動軸にて連結させる構成としてもよい。
本発明は、特に、トランスミッションの配置スペースが限られる運搬車等の作業車両に好適なものである。
１０ ＨＭＴ
１１ 駆動入力軸
１５ 車軸
４０ ＨＳＴ
４２ ポンプ軸
４４ モータ軸
５０ 遊星歯車機構
７０ 差動装置
１１ 駆動入力軸
１５ 車軸
４０ ＨＳＴ
４２ ポンプ軸
４４ モータ軸
５０ 遊星歯車機構
７０ 差動装置
Claims (13)
- 荷台の下方において、
動力源の出力軸と駆動連結される駆動入力軸と、
遊星歯車機構と、
該遊星歯車機構と駆動連結されるＨＳＴと、
一対の車軸を差動連結する差動装置、
とを具備する油圧・機械式無段変速装置を備える運搬車。 - 前記油圧・機械式無段変速装置は、入力分割型であり、
前記駆動入力軸の前後一側に前記ＨＳＴのポンプ軸とモータ軸が配され、
前記駆動入力軸の前後他側に前記車軸が配される、
ことを特徴とする請求項１に記載の運搬車。 - 前記ポンプ軸とモータ軸は、軸断面視において、互いに上下方向の位置関係で配される、ことを特徴とする請求項２に記載の運搬車。
- 前記駆動入力軸、ポンプ軸、モータ軸、及び車軸は、平行配置される、ことを特徴とする請求項２又は請求項３に記載の運搬車。
- 前記駆動入力軸と、前記車軸の間には、副変速軸が前記駆動入力軸と平行配置され、
該副変速軸には、副変速機構が同心配置される、
ことを特徴とする請求項２乃至請求項４のいずれか一項に記載の運搬車。 - 前記駆動入力軸と、前記車軸とは、上下方向にずらして配される、
ことを特徴とする請求項２乃至請求項５のいずれか一項に記載の運搬車。 - 前記副変速軸は、前記駆動入力軸の軸心と前記車軸の軸心とを結ぶ線に対し、
上下方向にずれた位置に配される、
ことを特徴とする請求項２乃至請求項６のいずれか一項に記載の運搬車。 - 前記油圧・機械式無段変速装置は、入力分割型であり、
前記駆動入力軸の上下一側に前記ＨＳＴのポンプ軸とモータ軸が配され、
前記駆動入力軸の上下他側に前記車軸が配される、
ことを特徴とする請求項１に記載の運搬車。 - 前記ポンプ軸とモータ軸は、軸断面視において、互いに略水平方向の位置関係に配される、
ことを特徴とする請求項８に記載の運搬車。 - 前記動力源の出力軸と、前記駆動入力軸とは、同心配置される、
ことを特徴とする請求項８又は請求項９に記載の運搬車。 - 前記駆動入力軸、ポンプ軸、及びモータ軸は、平行配置され、これらの軸と、前記車軸は直交配置される、
ことを特徴とする請求項８乃至請求項１０のいずれか一項に記載の運搬車。 - 前記駆動入力軸と、前記車軸の間には、副変速軸が前記駆動入力軸と平行配置され、該副変速軸には、副変速機構が同心配置される、
ことを特徴とする請求項８乃至請求項１１のいずれか一項に記載の運搬車。 - 前記ＨＳＴは、前記駆動入力軸の上方に配され、
前記副変速軸は、前記駆動入力軸の下方に配されることとし、
前記副変速軸の軸心と、前記車軸の軸心とは、上下方向において略同一位置に配される、
ことを特徴とする請求項８乃至請求項１２のいずれか一項に記載の運搬車。
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