JP3448337B2 - Hydraulic continuously variable transmission - Google Patents

Hydraulic continuously variable transmission

Info

Publication number
JP3448337B2
JP3448337B2 JP04686794A JP4686794A JP3448337B2 JP 3448337 B2 JP3448337 B2 JP 3448337B2 JP 04686794 A JP04686794 A JP 04686794A JP 4686794 A JP4686794 A JP 4686794A JP 3448337 B2 JP3448337 B2 JP 3448337B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
hydraulic
oil
oil chamber
oil passage
valve
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP04686794A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JPH07259950A (en
Inventor
泉 ▲高▼木
繁治 大浜
寿義 柴田
Original Assignee
川崎重工業株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 川崎重工業株式会社 filed Critical 川崎重工業株式会社
Priority to JP04686794A priority Critical patent/JP3448337B2/en
Publication of JPH07259950A publication Critical patent/JPH07259950A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP3448337B2 publication Critical patent/JP3448337B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Application status is Expired - Fee Related legal-status Critical

Links

Description

【発明の詳細な説明】 【0001】 【産業上の利用分野】本願発明は、固定容量型の油圧ポンプと、該油圧ポンプの吐出部と吸入部にそれぞれ供給側油路と戻り側油路とを介して接続されて油圧閉回路を構成する可変容量型の斜板式油圧モータとを備えた油圧式無段変速機に関し、特に、それに備えられる分配環支持軸等の支持構造に関する。 BACKGROUND OF THE INVENTION [0001] The present invention relates comprises a fixed displacement hydraulic pump, and the discharge portion of the hydraulic pump and each of the suction unit the supply side oil passage return side oil passage and relates hydraulic stepless transmission having a swash plate type hydraulic motor of variable displacement constituting the hydraulic closed circuit is connected via the, in particular, to a support structure such as a distribution ring support shaft provided to it. 【0002】 【従来の技術】図20は、従来の油圧式無段変速機(特願平5−130385号)の分配環支持軸等の構造を示している。 [0002] FIG. 20 is a conventional hydraulic CVT shows the structure of such distribution ring support axis (Japanese Patent Application No. 5-130385). リヤカバー23はバルブボディ3を介して前方のモータ用シリンダブロックに一体的に結合され、バルブボディ3及びモータ用シリンダブロックと一体回転するようになっており、リヤカバー23内に油室24を形成している。 The rear cover 23 is integrally connected to the cylinder block for the front of the motor through the valve body 3 is adapted to rotate integrally with the valve body 3 and the motor cylinder block to form oil chamber 24 in the rear cover 23 ing. 該油室24内に配置されている油圧分配環支持軸25は、入力軸1と概略同軸心に配置されると共に、ラジアル軸受327を介してリヤカバー23に回転自在に支持され、リヤカバー23の後側段部との間にはスラスト軸受326が配置されており、これにより回転を確保しながら軸方向後方への移動を規制している。 Hydraulic distributor ring support shaft 25 disposed in the oil chamber 24 is disposed on the input shaft 1 and the schematic coaxial, rotatably supported in the rear cover 23 through the radial bearing 327, after the rear cover 23 between the side step portion is disposed a thrust bearing 326, and restricts the movement in the axial rearward while ensuring rotation thereby. 【0003】支持軸25の前端の偏心頭部25aには、 [0003] to the eccentric head 25a of the front end of the support shaft 25,
有底筒状の油圧分配環29が嵌合しており、これにより、油室24を、分配環29の外方側の外方油室24a Bottomed cylindrical hydraulic distributor ring 29 and is fitted, thereby, the oil chamber 24, the outer side of the distribution ring 29 outward oil chamber 24a
と、内方側の内方油室24bとに区画している。 And, it is divided into an inner oil chamber 24b of the inner side. 内方油室24bは、油圧ポンプと油圧モータ間で形成される油圧閉回路の供給側油路に連通し、外方油室24aは、戻り側油路に連通している。 Inner oil chamber 24b is communicated with the supply-side oil passage of the hydraulic closed circuit formed between the hydraulic pump and the hydraulic motor, the outer oil chamber 24a is in communication with the return side oil passage. 【0004】 【発明が解決しようとする課題】図20において、分配環支持軸25にかかる軸方向の荷重は、エンジンドライブ走行時とエンジンブレーキ走行時とで異なっている。 [0004] In FIG. 20 [SUMMARY OF THE INVENTION], the axial load on the distribution ring support shaft 25 is different between at the time of engine drive running and the engine brake running.
エンジンドライブ時には、内方油室24bの高油圧により、支持軸25は軸方向の後方ヘ押され、この荷重は、 During engine drive, the high pressure of the inner oil chamber 24b, the support shaft 25 is pushed axially backward F, this load,
スラスト軸受326と、外方油室24aから弁体350 The thrust bearing 326, the valve body 350 from outside the oil chamber 24a
内に導かれて支持軸25を前方へ押し戻そうとする力によって釣り合っている。 The guided by the support shaft 25 within in balance by the force to be push back forward. このエンジンドライブ状態では、内方油室24bは外方油室24aよりも高圧であり、加えて内方油室24b側の受圧面積が大きいため、 Because this engine drive state, the inner oil chamber 24b is at a higher pressure than the outer oil chamber 24a, the pressure receiving area of ​​the inner oil chamber 24b side in addition large,
スラスト軸受326は必ず支持軸25によって後方へ押し付けられている。 Is pressed backward by a thrust bearing 326 is always support shaft 25. 【0005】ところが、エンジンブレーキ状態になると、内方油室24bが外方油室24aよりも低圧となるため、支持軸25は前方へと引き込まれ、分配環29を押し付ける。 [0005] However, at the engine brake state, the inner oil chamber 24b becomes lower pressure than the outer oil chamber 24a, the support shaft 25 is pulled forward, pressing the dispensing ring 29. よってスラスト軸受326は、軸方向に透き間ができた状態に置かれる。 Thus the thrust bearing 326 is placed in a state where the axial direction could gap. 【0006】このようなエンジンブレーキ状態から、前述のエンジンドライブ状態に移行した場合、内外油室2 [0006] from such an engine brake state, if you migrate to the engine drive state of the above-mentioned, the inner and outer oil chamber 2
4b,24aの圧力の高低が急激に逆転するので、支持軸25は急激に後方へ押され、スラスト軸受326と強く衝突する。 4b, since the high and low pressure 24a is abruptly reversed, the support shaft 25 is pushed suddenly backward, it collides strongly with the thrust bearing 326. 【0007】また、モータ用プランジャの後方への反力は、リヤカバー23を介して主にスラスト軸受328が受け持っている。 Further, the reaction force to the rear of the motor plungers are mainly thrust bearing 328 via the rear cover 23 is in charge. 一般的に、油圧伝導部の伝達効率を向上させるために、モータ用プラジャに作用する圧力は、 Generally, in order to improve the transmission efficiency of the hydraulic conductivity portion, the pressure acting on the motor Puraja is
できるだけ高く設定されており、それにより反力も大きくなり、したがって、上記スラスト軸受328に負荷される荷重は極めて大きく、このため、スラスト軸受32 Is set as high as possible, whereby the reaction force becomes large, therefore, the load applied to the thrust bearing 328 is extremely large, Therefore, the thrust bearing 32
8としては、耐圧性能が大きくて、高価な軸受が必要となる。 The 8, large pressure resistance, expensive bearings are required. 【0008】この対策としては、支持軸25を、図20 [0008] As a countermeasure, the support shaft 25, as shown in FIG. 20
のようにスラスト軸受326でリヤカバー23の端面に当接支持する構造を廃止して、支持軸25の後端部を直接静止ケース部材(変速機ケース等)に当接させることにより、スラスト軸受328に作用する荷重を軽減することができる。 By abolished the structure abutting supporting the end face of the rear cover 23 in the thrust bearing 326, it is brought into contact with the rear end portion of the support shaft 25 to direct the stationary case member (transmission case, etc.) as a thrust bearing 328 it is possible to reduce the load acting on. これは、たとえば特開昭53−8846 This is, for example, JP-A-53-8846
0号等に記載された発明に採用されている。 Adopted in the invention described in No. 0 like. 【0009】しかしながら、このように支持軸25にかかるスラスト力を、静止ケース部材に分担させていても、エンジンドライブ走行時におけるリヤカバー支持用のスラスト軸受328にかかる荷重は軽減されるが、エンジンブレーキ時においては、支持軸25が前側(分配環側)に引き込まれるため、スラスト軸受328にかかるモータ用プランジャの反力による後方へのスラスト力は軽減されない。 However, the thrust force applied to the thus supporting shaft 25, even though is shared by the stationary casing member, load applied to the thrust bearing 328 for the rear cover support when the engine drive running is being reduced, the engine brake during, the support shaft 25 for being drawn to the front side (the distribution ring side), a thrust force to the rear due to the reaction force of the motor plungers in accordance with the thrust bearing 328 is not reduced. 【0010】さらには、エンジンブレーキとエンジンドライブが繰り返されるたびに、支持軸25は静止ケース部材に激突し、損傷を招くと共に、異音等の原因となる。 [0010] Further, each time the engine brake and the engine drive is repeated, the support shaft 25 is slammed into the stationary casing member, the result in damage, causing such abnormal noise. 【0011】 【発明の目的】 (1)エンジンドライブ時及びエンジンブレーキ時のいずれの状態またはその繰り返し状態においても、リヤカバーの支持用軸受にかかるモータ用プランジャの反力によるスラスト力を軽減し、上記軸受の寿命延長あるいは部品コストの低減を図る。 [0011] Also in the SUMMARY OF THE INVENTION (1) any state or repeating state when the engine drive and during engine braking, to reduce the thrust force due to the reaction force of the motor plungers in accordance with the supporting bearing of the rear cover, the promote longevity or the component cost reduction of the bearing. (2)分配環支持軸専用のスラスト軸受を廃止して、コスト低減、耐久性向上及び異音発生防止を図る。 (2) abolished the distribution ring support shaft dedicated thrust bearing, reduce the cost, durability and abnormal noise prevention. (3)また、分配環の傾斜を防止して、分配環とバルブボディ端面との間のシール性能向上を図る。 (3) In addition, to prevent tilting of the distribution ring, achieving sealing performance improvement between the distribution ring and the valve body end face. 【0012】 【課題を解決するための手段】[請求項1記載の発明] 図5において、固定容量型の油圧ポンプPと、上記油圧ポンプの吐出部と吸入部にそれぞれ供給側油路B1と戻り側油路B2とを介して接続されて油圧閉回路を構成する可変容量型の斜板式油圧モータMとを備えている。 [0012] In Means for Solving the Problems] [Invention of claim 1, wherein FIG. 5, a hydraulic pump P of the fixed displacement, and the discharge portion of the hydraulic pump and each of the suction unit the supply side oil passage B1 It is connected via a return-side oil passage B2 with and a swash plate type hydraulic motor M of variable displacement constituting the hydraulic closed circuit. 図1において、リヤカバー23は、モータ用プランジャ突出方向を軸方向前方として、モータ用シリンダブロック4の後側に、バルブボディ3を介して回転方向及び軸方向に一体的に結合されると共に静止ケース部材(後部支持壁22a)に軸受7を介して回転自在に支持されている。 In Figure 1, a stationary casing with the rear cover 23, a plunger protruding direction motor as an axial forward to rear side of the motor cylinder block 4 is integrally coupled to the rotational direction and the axial direction through the valve body 3 the member (rear support walls 22a) is rotatably supported via a bearing 7. 油圧分配環29は、バルブボディ後面に回動自在に摺接配置されてリヤカバー内を上記供給側油路B1の一部となる内方油室24bと戻り側油路B2の一部となる外方油室24aとに区画している。 Hydraulic distributor ring 29, an outer become part of the inner oil chamber 24b and the return oil passage B2 which the inside is sliding disposed rotatably after the valve body surface rear cover a part of the supply oil passage B1 It has been partitioned into a Hoaburashitsu 24a. 分配環支持軸25 Distribution ring support shaft 25
は、前端偏心頭部25aで軸方向移動可能に支持して分配環29を前方へ押し付けると共にリヤカバー内から後方へ突出してシフト機構10に連結している。 It is linked to the shift mechanism 10 to protrude rearward from the rear cover with pressed axially movably supported to distribute ring 29 at the front eccentric head 25a forward. このような油圧式無段変速機において、図12において、支持軸25には、前面が外方油室24aに面する外向きフランジ状の支承部25bを形成し、該支承部25bとリヤカバー23の内周支持孔との間に円環49を介在させている。 In such a hydraulic CVT, 12, the support shaft 25 forms an outward flange-like bearing portion 25b of the front facing outward oil chamber 24a, said supporting Seung portion 25b and the rear cover 23 It is interposed the annular 49 between the inner peripheral support hole of. 円環49の内周面には、段部49aを介して前半部分に嵌合面49bを形成し、該嵌合面49bに支承部2 The inner peripheral surface of the ring 49, forming a mating surface 49b on the first part through a stepped portion 49a, bearing 2 on the fitting surface 49b
5bの外周面を軸方向相対移動可能に嵌合し、円環49 The outer peripheral surface fitted axially movable relative to 5b, ring 49
の後端面を、後側の静止ケース部材(46)に直接あるいは緩衝材55を介して係止している。 The rear end face directly or via a cushioning material 55 in the stationary casing member (46) of the rear side, is engaged in. 円環49の外周面を、リヤカバー23の内周支持孔に、回転自在かつ軸方向相対移動可能に軸受48を介して支持している。 The outer peripheral surface of the ring 49, the inner peripheral support hole of the rear cover 23, are supported by a rotatable and axially relatively movable bearing 48. 図12において、支承部25bの後面と円環49の間に、 12, between the rear surface and the circular 49 of the bearing portion 25b,
支承部25bと円環49との相対的軸方向移動により、 The relative axial movement of the bearing portion 25b and the circular 49,
容積変化するダンパー油室87を形成している。 To form a damper oil chamber 87 to the volume change. 【0013】[請求項2記載の発明] 固定容量型の油圧ポンプPと、該油圧ポンプPの吐出部と吸入部にそれぞれ供給側油路B1と戻り側油路B2とを介して接続されて油圧閉回路を構成する可変容量型の斜板式油圧モータMと、モータ用プランジャ突出方向を軸方向前方として、モータ用シリンダブロック4の後側に、バルブボディ3を介して回転方向及び軸方向に一体的に結合されると共に静止ケース部材に軸受7を介して回転自在に支持されたリヤカバー23と、バルブボディ後面に回動自在に摺接配置されてリヤカバー内を上記供給側油路B1の一部となる内方油室24bと戻り側油路B [0013] and [Claim 2 invention described] fixed displacement hydraulic pump P, is connected via the said hydraulic pump P respectively to the suction unit and the discharge unit supply-side oil passage B1 and the return side oil path B2 a swash plate type hydraulic motor M of variable displacement constituting the hydraulic closed circuit, the plunger projecting direction motor as an axial forward to rear side of the motor cylinder block 4, the rotational direction and the axial direction through the valve body 3 a rear cover 23 which is rotatably supported via a bearing 7 to the stationary casing member while being integrally connected one of the supply-side oil passage B1 to the rear cover is sliding disposed rotatably on rear valve body surface the parts inside the oil chamber 24b and the return-side oil passage B
2の一部となる外方油室24aとに区画する油圧分配環2 Hydraulic distributor ring 2 for partitioning the an outer oil chamber 24a to be a part of 2
9と、該分配環29を前端偏心頭部25aで前方押付け可能かつ軸方向移動可能に支持すると共にリヤカバー内から突出してシフト機構10に連結する支持軸25とを備えた油圧式無段変速機である。 9 and, the distribution ring 29 can pressed forward in front eccentric head 25a and hydraulic CVT that includes a support shaft 25 for connecting the shift mechanism 10 protrudes from the rear cover as well as axially movably supported it is. このような油圧式無段変速機において、支持軸25には、前面が外方油室24 In such a hydraulic CVT, a support shaft 25, front outer oil chamber 24
aに面する外向きフランジ状の支承部25bを形成し、該支承部25bとリヤカバー23の内周支持孔との間に円環49を介在させ、円環49の内周面には段部49aを介して前半部分に嵌合面49bを形成し、該嵌合面49b Forming an outward flange-like bearing portion 25b facing a, is interposed annular 49 between the inner peripheral support hole of said supporting Seung portion 25b and the rear cover 23, the inner peripheral surface of the ring 49 stepped portion forming a mating surface 49b on the first part through the 49a, the fitting surface 49b
に支承部25bの外周面を軸方向相対移動可能に嵌合し、円環49の後端面を、後側の静止ケース部材に直接あるいは緩衝材55を介して係止し、円環49の外周面をリヤカバー23の内周支持孔に、回転自在かつ軸方向相対移動可能に軸受48を介して支持している。 The outer peripheral surface of the bearing portion 25b axially movable relative fitted, engages directly or via a cushioning material 55 to the rear end face, the stationary casing member of the rear ring 49, the outer periphery of the ring 49 the surface on the inner periphery supporting hole of the rear cover 23, are supported by a rotatable and axially relatively movable bearing 48. そして、支持軸25の頭部前面の略中央部に、分配環29の略圧力中心を前方へと押さえる突子25cを形成している。 Then, at a substantially central portion of the head front face of the support shaft 25, to form a projections 25c for holding the substantially center of pressure distribution ring 29 forward. 【0014】 【0015】 【作用】エンジンドライブ時は、図13のように内方油室24bが外方油室24aより高圧になり、支持軸25 [0014] [0015] [action] When the engine drives, becomes high pressure inside the oil chamber 24b is higher than the outer oil chamber 24a as shown in FIG. 13, the support shaft 25
は円環49及びリヤカバー23に対して後方へ押されるが、この移動は、ダンパー油室87のダンパー作用により、緩やかに行われ、そして支承部25bの後面が円環段部49aに係合する。 Although pushed rearwardly against the ring 49 and the rear cover 23, this movement, the damper effect of the damper oil chamber 87, gradually performed, and the rear surface of the support portion 25b is engaged with the annular step portion 49a . リヤカバー23にかかるモータ用プランジャの後方への反力は、支持軸25の後端縁と、円環49の後端縁(緩衝材55)と、軸受7で分散して受けており、これにより、相対的回転する軸受7にかかる上記反力による荷重を低減している。 Reaction force to the rear of the motor plungers in accordance with the rear cover 23, and the rear edge of the support shaft 25, the rear edge of the ring 49 (cushioning material 55) has received distributed by the bearing 7, thereby , thereby reducing the load due to such the reaction force to the bearing 7 to relative rotation. 【0016】エンジンブレーキ時は、図12のように、 [0016] when the engine brake is, as shown in FIG. 12,
外方油室24aが内方油室24bよりも高圧になり、リヤカバー23等に対して分配環支持軸25は前方へと引き込まれる。 Outer oil chamber 24a becomes higher pressure than the inner oil chamber 24b, the distribution ring support shaft 25 relative to the rear cover 23 and the like is drawn forward. この時、円環49はその前面の環状受圧面で外方油室24aの高圧油の圧力を受け、静止ケース部材46に押し当てられる。 In this case, ring 49 is subjected to pressure of the high pressure oil in the outer oil chamber 24a in an annular pressure receiving surface of the front surface, pressed against the stationary casing member 46. すなわち、外方油室24a内の油圧を介してバルブボディ3を前方へと押し、これにより、軸受7にかかるモータ用プランジャの反力によるスラスト力を軽減する。 That is, press the valve body 3 forward through the oil pressure in the outer oil chamber 24a, thereby reducing the thrust force due to the reaction force of the motor plungers in accordance with the bearing 7. 【0017】このとき、支持軸25の前端突子25c [0017] In this case, the front end projections 25c of the support shaft 25
は、分配環29の略圧力中心を前方へと押して、分配環29の前面シール面をバルブボディ3の端面に均一に圧接することにより、同分配環29の浮き上がりを防止し、シール性能を維持する。 It is maintained by pressing substantially the center of pressure distribution ring 29 forward, by uniformly pressed against the front sealing surface of the distribution ring 29 on the end face of the valve body 3, preventing floating of the distribution ring 29, the sealing performance to. 【0018】 【発明の効果】以上説明したように、本願の請求項1記載の発明によると、 (1)エンジンドライブ時及びエンジンブレーキ時のいずれの状態またはその繰り返し状態においても、リヤカバー23の支持用の軸受7にかかるモータ用プランジャの反力によるスラスト力を軽減することができ、スラスト軸受7の寿命延長あるいは部品コストの低減を達成できる。 [0018] As has been described in the foregoing, according to the invention of the present application according to claim 1, (1) In any of the state or its repeating state when the engine drive and during engine braking, the support of the rear cover 23 it is possible to reduce the thrust force due to the reaction force of the motor plungers in accordance with the bearing 7 of use can be achieved life extension or component cost of the thrust bearing 7. 【0019】(2)支持軸25を、外方油室24aに面する円環49を介して静止ケース部材に支持していることにより、分配環支持軸専用のスラスト軸受(図20の軸受328)を廃止することができ、コスト低減、耐久性向上及び異音発生防止を達成できる。 [0019] (2) the support shaft 25, by via a ring 49 facing outward oil chamber 24a is supported by the stationary casing member, the bearing 328 of the distribution ring support shaft dedicated thrust bearing (FIG. 20 ) can be eliminated, cost reduction, improved durability and abnormal noise prevention can be achieved. 【0020】(3)支承部25bと円環49の間に、ダンパー油室87を形成しているので、エンジンブレーキからエンジンドライブに変わる時において、支持軸25 [0020] (3) between the bearing portion 25b and the circular 49, since the form damper oil chamber 87, at the time when the change from engine braking to engine driving, the support shaft 25
の後方への移動による円環49と支持軸25との衝突(衝撃)を緩和でき、一層の耐久性向上及び異音発生防止効果を得られる。 The collision between ring 49 and the support shaft 25 by the rearward movement of can be relaxed (shock), the resulting effect of preventing further durability and abnormal noise. 【0021】(4)請求項2記載の発明によると、上記効果(1)(2)に加え、エンジンブレーキ時に分配環29をバルブボディ3の端面に押し付ける際、分配環2 [0021] (4) According to the second aspect of the invention, in addition to the above effects (1) (2), when pressed against the engine braking distribution ring 29 on the end face of the valve body 3, the distribution ring 2
9の油圧反発力の略中心を集中的に前方へ押さえることにより、分配環29の傾斜を防止して、分配環とバルブボディ端面との間のシール性能向上を達成できる。 By pressing 9 the approximate center of the hydraulic reaction force to the intensive front of, to prevent tilting of the distribution ring 29 can be achieved sealing performance improvement between the distribution ring and the valve body end face. 【0022】 【実施例】図1は、本願発明を適用した油圧式無段変速機の全体縦断面図を示しており、モータ用プランジャ突出方向(図中の左側)を軸方向の前方向と規定している。 [0022] [Embodiment] FIG. 1 shows an overall longitudinal sectional view of the hydraulic CVT according to the present invention, the forward motor plunger projecting direction (the left side in the drawing) in the axial direction It prescribes. 【0023】まず、全体のレイアウトを説明する。 [0023] First, a description will be given of the overall layout. 駆動源側の変速用入力軸1の外周には、前側から順に可変容量型の斜板式の油圧モータ(アキシャル形プランジャモータ)Mと固定容量型の斜板式の油圧ポンプ(アキシャル形プランジャポンプ)Pとが軸方向に直列配置されている。 The outer periphery of the driving source side of the transmission input shaft 1, a variable displacement swash plate type hydraulic motor (axial type plunger motor) M and a fixed displacement type swash plate hydraulic pump (axial type plunger pump) from the front in order P They are arranged in series in the axial direction. 【0024】さらに具体的には、前側から順に、モータ用斜板19、モータ用シリンダブロック4、ポンプ用斜板15及びポンプ用シリンダブロック2が配置され、ポンプ用シリンダブロック2の半径方向外方にはこれを間隔をおいて覆う中間ドラム5が配置され、該中間ドラム5とポンプ用シリンダブロック2の間には、両者5、2 [0024] More specifically, from the front side in this order, the motor swash plate 19, the motor cylinder block 4, the pump swash plate 15 and the pump cylinder block 2 is disposed radially outwardly of the pump cylinder block 2 an intermediate drum 5 which covers at intervals which are arranged to, during the intermediate drum 5 and the pump cylinder block 2, both 5,2
を直結するための多板式油圧直結クラッチC1 が配置されている。 Multi-plate hydraulic lockup clutch C1 for directly is arranged. 【0025】中間ドラム5及びポンプ用シリンダブロック2の後側に、油圧回路を有するバルブボディ3が配置され、バルブボディ3の後側には、リヤカバー23が配置され、バルブボディ3及びリヤカバー23は、中間ドラム5と共にモータ用シリンダブロック4に一体に締結され(図4)、モータ用シリンダブロック4と一体回転し、かつ、軸方向スラスト力も互いに直接伝達される。 [0025] the rear side of the intermediate drum 5 and the pump cylinder block 2, is arranged a valve body 3 having a hydraulic circuit, on the rear side of the valve body 3, the rear cover 23 is arranged, the valve body 3 and the rear cover 23 are integrally fastened together with the intermediate drum 5 in the motor cylinder block 4 (FIG. 4), rotates integrally with the motor cylinder block 4, and the axial thrust force is also transmitted directly to each other.
リヤカバー23は、後で詳しく説明するが、ころがり玉軸受7を介して変速機ケース22の後部支持壁部22a The rear cover 23 is described in detail later, rolling ball rear support wall portion 22a of the bearing 7 via the transmission case 22
に回転自在かつ後方移動不能に支承され、リヤカバー2 Rotatably and are back immovably supported on, a rear cover 2
3の後端部には出力ギヤ53が一体に形成され、該出力ギヤ53は車輪側のギヤ54に噛み合っている。 The rear end portion of the third output gear 53 is integrally formed, the output gear 53 meshes with a gear 54 on the wheel side. リヤカバー23内には、リヤカバー内油室24を外方油室24 The rear cover 23, the outer oil chamber rear cover oil chamber 24 24
aと内方油室24bに区画する前後進切換用の油圧分配環29と、これを偏心支持する分配環支持軸25と、該支持軸25内に内装された内側管31等が配置されている。 The hydraulic distributor ring 29 of the forward-reverse switching partitioning in a an inner oil chamber 24b, which a distributor ring support shaft 25 eccentrically supported by the inner tube 31 or the like which is furnished to the support shaft 25 is arranged there. 【0026】変速機ケース22の後部支持壁部22aの後面には、後部ケース46が固着され、さらにその後側にはカバーケース47が固着され、カバーケース47内には、前後進切換用のシフト機構10及び内外方油室短絡用のクラッチ弁72等が備えられている。 [0026] On a rear surface of the rear support wall portion 22a of the transmission case 22, the rear case 46 is fixed, and further the rear side fixed cover case 47 to, in the cover case 47, the shift of the forward-reverse switching mechanism 10 and the inner and outer side oil chamber clutch valve 72 or the like for a short circuit is provided. 【0027】モータM及びポンプPの半径方向外方側には、モータ用斜板19の傾斜角度を制御して、自動変速制御及び速比ロック制御を行う変速制御用油圧アクチュエータ、すなわち、コントロールラムA1が配置されている。 The motor M and the radially outer side of the pump P by controlling the inclination angle of the motor swash plate 19, automatic shift control and speed ratio shift control hydraulic actuator for performing lock control, i.e., control ram A1 is located. 【0028】油圧ポンプPの概要を説明する。 [0028] for an overview of the hydraulic pump P. ポンプ用シリンダブロック2は、その内周が入力軸1にスプライン嵌合し、入力軸1と一体的に回転する。 Pump cylinder block 2 has its inner circumference splined to the input shaft 1, rotates integrally with the input shaft 1. ポンプ用シリンダブロック2には円周方向に等間隔を置いて、奇数個(例えば5個)の円筒穴41が形成されており、各円筒穴41は入力軸1と平行に形成されると共に、前方に向いて開口している。 The pump cylinder block 2 at equal intervals in the circumferential direction, is formed an odd number cylindrical bore 41 of (e.g., five), with each cylinder bore 41 is formed parallel to the input shaft 1, It is open towards the front. 各円筒穴41には、それぞれ有底筒状のポンプ用プランジャ14が軸方向摺動自在に嵌合しており、各ポンプ用プランジャ14の前端球面部はポンプ用斜板15に当接している。 Each cylindrical bore 41, a bottomed cylindrical pump plungers 14 each are fitted axially slidably, forward spherical portion of each pump plunger 14 is in contact with the pump swash plate 15 . ポンプ用斜板15は、ポンプ用プランジャ14の往復運動のガイドとなるものであり、スラスト軸受16を介してモータ用シリンダブロック4の後端部斜面に設置されている。 Pump swash plate 15 serves as a guide for reciprocating movement of the pump plunger 14 is installed in the rear end slopes of the motor cylinder block 4 via a thrust bearing 16. 各ポンプ用プランジャ14内にはこれを前方に付勢するコイルばね17 Coil spring 17 in each pump plunger 14 for urging it forward
が円筒穴後端面との間に縮設されており、これにより、 There are provided in a compressed state between the cylindrical bore rear end surface, thereby,
ポンプ用斜板15を押さえてポンプ用斜板15の脱落を防止すると共に、ポンプ用シリンダブロック2を後側のバルブボディ3に押さえ付けて摺動シール面2bにおける低回転時のシール性を向上させ、さらに、ポンプ用プランジャ14を前方に付勢していることにより、自己吸引能力を油圧ポンプPに付与している。 With pressing the pump swash plate 15 is prevented from falling off of the pump swash plate 15, enhancing the sealing property at low rotation at the sliding seal surface 2b by pressing the pump cylinder block 2 on the rear side of the valve body 3 is further, by biasing the pump plunger 14 forward, is imparted self-suction capacity hydraulic pump P. 【0029】油圧モータMの概要を説明する。 [0029] for an overview of the hydraulic motor M. モータ用シリンダブロック4は、その内周側が入力軸1に対して環状油路50を隔てて回転自在に嵌合し、変速機ケース22に軸受44等を介して支持されている。 The cylinder block 4 for motor, the inner peripheral side thereof is fitted rotatably at a ring-shaped oil passage 50 to the input shaft 1 is supported through a bearing 44 or the like to the transmission case 22. モータ用シリンダブロック4には円周方向に等間隔を置いて、複数個(例えば9個)の円筒穴43が形成されており、該円筒穴43は、入力軸1と平行に形成されると共に前方に向いて開口している。 The motor cylinder block 4 at equal intervals in the circumferential direction, are formed cylindrical bore 43 of the plurality (e.g., nine), the cylindrical bore 43, while being parallel to the input shaft 1 It is open towards the front. 各円筒穴43には、それぞれ有底筒状のモータ用プランジャ18が軸方向摺動自在で前方に突出可能に嵌合しており、各モータ用プランジャ18 Each cylindrical bore 43, and a bottomed cylindrical motor plunger 18 is fitted so as to be projected forward in axially slidable respectively, each motor plungers 18
の前端球面部はモータ用斜板19に当接している。 Front spherical surface portion of the is in contact with the motor swash plate 19. モータ用斜板19は、モータ用プランジャ18の往復運動のガイドとなるものであり、転動体20等を介して前側の斜板ホルダー21に支持されている。 Motor swash plate 19 serves as a guide for the reciprocating motion of the motor plungers 18, is supported on the front side of the swash plate holder 21 via the rolling elements 20 and the like. 各モータ用プランジャ18内にはこれを前方に付勢するコイルばね37が円筒穴後端面との間に縮設されており、これにより、自己吸引力を油圧モータMに付与している。 Coil spring 37 for urging it forwardly in the motor plunger 18 is provided under compression between the cylindrical bore rear end surface, thereby, have granted self suction force to the hydraulic motor M. 【0030】油圧モータMと油圧ポンプPとの間で構成されるHST回路(閉回路)の概要を説明する。 [0030] an overview of comprised between the hydraulic motor M and the hydraulic pump P HST circuit (closed circuit). 油圧ポンプPに関して、バルブボディ3には、ポンプ用円筒穴41と内方油室24b又は外方油室24aとを連通する油路148,149が形成されており、吐出行程の円筒穴41は内方油室24bに連通して、油路148を介して作動油を内方油室24bに吐出し、吸入行程の円筒穴41は外方油路24aに連通し、油路149を介して外方油室24aから作動油を吸入する。 Regard the hydraulic pump P, the valve body 3, the oil passage 148, 149 for communicating the pump for cylindrical bore 41 inwardly oil chamber 24b or outer oil chamber 24a is formed, a cylinder bore 41 of the discharge stroke communicates with the inner oil chamber 24b, via the oil passage 148 discharges the hydraulic oil to the inner oil chamber 24b, the cylindrical bore 41 of the suction stroke communicates outward oil passage 24a, through the oil passage 149 inhalation of hydraulic oil from the outer oil chamber 24a. 【0031】油圧モータMに関して、バルブボディ3、 [0031] With respect to the hydraulic motor M, the valve body 3,
中間ドラム5及びモータ用シリンダブロック4には、各モータ用円筒穴43と、内方油室24b又は外方油室2 The intermediate drum 5 and the cylinder block 4 motor, each motor cylinder bore 43, the inner oil chamber 24b or outer oil chamber 2
4aとを連通する油路150、151が形成されており、膨張行程のモータ用円筒穴43は、内方油室24b 4a and has an oil passage 150 and 151 communicating is formed a motor cylinder bore 43 of the expansion stroke, the inner oil chamber 24b
に連通して内方油室24bからモータ用円筒穴43内に作動油が圧送され、一方、排出行程のモータ用円筒穴4 Hydraulic fluid from the communicating inner oil chamber 24b to the motor cylinder hole 43 is pumped in, while the cylindrical bore 4 for motor exhaust stroke
3は、外方油室24aに連通してモータ用円筒穴43から外方油室24aに作動油を排出する。 3 discharges the operating oil from the motor cylinder bore 43 communicates with the outside oil chambers 24a outward oil chamber 24a. 【0032】図5の一部に、ポンプPとモータMとの間で構成されるHST回路(閉回路)の簡略図を示しており、油圧ポンプPは入力軸1を介してエンジン11に連結されており、油圧ポンプPの吐出部と油圧モータMの入口部を連通する圧油供給側油路B1は、前記油路14 [0032] Some of FIG 5 shows a simplified diagram of a HST circuit (closed circuit) between the pump P and the motor M, a hydraulic pump P is connected to the engine 11 through the input shaft 1 It is pressure oil supply oil passage B1 for communicating the inlet of the discharge unit and the hydraulic motor M of the hydraulic pump P, the oil passage 14
8、内方油室24b及び油路150等から構成され、エンジンドライブ時では、高圧となる。 8, is composed of the inner oil chamber 24b and the oil passage 150, etc., at the time of engine drive, a high pressure. 油圧モータMの出口部と油圧ポンプPの吸入部を連通する戻り側油路B2 Return side oil passage communicating the suction portion of the outlet portion and the hydraulic pump P of the hydraulic motor M B2
は、前記油路149、外方油室24a及び油路151等から構成され、通常、エンジンドライブ時では、低圧となっている。 , The oil passage 149 is composed of the outer oil chamber 24a and the oil passage 151 and the like, usually, at the time of engine drive, and has a low pressure. また、エンジンブレーキ時には油圧モータMが油圧ポンプPを駆動することになり、戻り側油路B Further, at the time of engine braking will be hydraulic motor M to drive the hydraulic pump P, the return-side oil passage B
2が高圧となり供給側油路B1が低圧となる。 2 the supply-side oil passage B1 becomes high pressure becomes low. 【0033】前記クラッチ弁72は、終局的には閉回路の両油路B1,B2間を短絡する弁である。 [0033] The clutch valve 72, the ultimately a valve for short-circuiting between both the oil passages B1, B2 of the closed circuit. 戻り側油路B2には、油路75を介して遠心式車速ガバナー弁76 The return side oil passage B2, centrifugal speed governor valve through the oil passage 75 76
の入口ポートが接続し、車速ガバナー弁76の出口ポートは、油路77を介して直結クラッチC1の作動油室7 The inlet port is connected, the outlet port of the speed governor valve 76, the hydraulic oil chamber of the lockup clutch C1 through the oil passage 77 7
8に連通している。 And it communicates with the 8. 【0034】HST回路の各油路B1,B2は、それぞれ逆止弁95b,95aを介して油路94に連通し、該油路94は、2次圧油路102、1次調圧弁121及び1次圧油路101を介してチャージングポンプ100に接続している。 The oil passages B1, B2 of the HST circuit, check valves, respectively 95b, communicates with an oil passage 94 via the 95a, oil passage 94, the primary tone secondary pressure oil passage 102, valve 121 and It is connected to the charging pump 100 via the primary pressure oil passage 101. 【0035】遠心式車速ガバナー弁76の構造を説明する。 [0035] illustrating the structure of a centrifugal speed governor valve 76. 図1において、遠心式車速ガバナー弁76の弁ケース80は、中間ドラム5の半径方向の嵌着孔に固着され、弁ケース80内にはスプール弁体81が半径方向移動可能に嵌合しており、該弁スプール弁体81はばね8 In Figure 1, the valve casing 80 of the centrifugal speed governor valve 76 is fixed in the radial direction of the fitting hole of the intermediate drum 5, the valve case 80 in the spool valve body 81 is fitted so as to be radially moved cage, valve spool valve body 81 is a spring 8
2により半径方向内方側に付勢されて、弁を閉じている。 2 by being biased radially inward, closing the valve. 車速が一定の高速値に達すると、ばね82に抗して半径方向外方にスプール弁体81が移動することにより、弁が開くようになっている。 When vehicle speed reaches a certain high-speed value, the spool valve body 81 radially outwardly against the spring 82 by moving, so that the valve is opened. 【0036】車速ガバナー弁76の入口側の油路75 The oil passage 75 on the inlet side of the vehicle speed governor valve 76
は、中間ドラム5及びバルブボディ3内に形成されており、外方油室24aに連通している。 It is formed on the intermediate drum 5 and the valve body 3 and communicates with the outside oil chamber 24a. ガバナー弁76の出口側の油路77には、モータ用シリンダブロック4内に形成された信号用油路83が連通し、該油路83は前記環状油路50を介して変速機ケース22の前壁内の油路90に連通し、該油路90は、図5に示すように、ガバナーレバーYのストッパ用シリンダ115の作動油室に連通している。 The oil passage 77 on the outlet side of the governor valve 76, the signal oil passage 83 formed in the motor cylinder block 4 are communicated, oil passage 83 of the transmission case 22 through the annular oil passage 50 It communicates with an oil passage 90 of the front wall, the oil passage 90, as shown in FIG. 5, and communicates with the hydraulic oil chamber of the stopper cylinder 115 of the governor lever Y. 【0037】図3は、図2のIII−III断面図であり、車速ガバナー弁76の出口部に接続する前記油路77はコの字形に折れ曲がっった後、図4のように後方へ延びて直結クラッチC1の作動油室78に至っている。 [0037] FIG. 3 is a sectional view taken along line III-III in FIG. 2, after the oil passage 77 connected to the outlet portion of the vehicle speed governor valve 76 which Tsu bent in a U-shaped, extending rearward as shown in FIG. 4 It has led to the hydraulic oil chamber 78 of the lockup clutch C1 Te. 【0038】図1において、前後進切換用のシフト機構10を説明する。 [0038] In FIG. 1, illustrating a shifting mechanism 10 of the forward-reverse switching. 支持軸25の後端部にはギヤ部32が一体に形成されており、該ギヤ部32は扇形のシフトギヤ60に噛み合い、該シフトギヤ60は、その上端部が切換軸56に回動自在に支持されると共に、中間部に上下方向に長い長孔60aを有している。 The rear end portion of the support shaft 25 is gear portion 32 is formed integrally with the gear portion 32 meshes with the sector shift gear 60, the shift gear 60 is rotatably supported upper end thereof to the control shaft 56 while being, it has a long elongated hole 60a in the vertical direction in the middle portion. 長孔60aには中間ギヤ58の偏心円筒突起部58aが係合している。 Eccentric cylindrical protrusion 58a of the intermediate gear 58 is engaged with the long hole 60a.
中間ギヤ58は、後部ケース46に固着された支持ピン59に回転自在に支承されており、駆動ギヤ57に噛み合っている。 Intermediate gear 58 is rotatably support pin 59 fixed to the rear case 46 are supported, in mesh with the drive gear 57. 駆動ギヤ57は切換軸56に固定され、切換軸56と一体に回転する。 Drive gear 57 is fixed to the switching shaft 56, rotates integrally with the switching axis 56. 切換軸56は、後部ケース46及びカバーケース47に回動自在に支持されると共にケース外方へと延び出し、操作レバー等の適宜の操作部材に連動連結されている。 Switching shaft 56 extends out into the casing outward while being rotatably supported by the rear case 46 and the cover case 47, is interlocked to an appropriate operating member such as an operation lever. 【0039】すなわち、切換軸56を外部から回動操作することにより、駆動ギヤ57を介して中間ギヤ58を回動し、偏心円筒突起部58aにより長孔60aを介してシフトギヤ60を切換軸56回りに揺動させ、ギヤ部32を介して前記支持軸25及び油圧分配環29を回動するようになっている。 [0039] That is, by turning operation of the switching shaft 56 from the outside, the intermediate gear 58 rotates via the driving gear 57, switching the shift gear 60 through a long hole 60a by the eccentric cylindrical protrusion 58a 換軸 56 It is swung around, so as to rotate the support shaft 25 and the hydraulic distributor ring 29 via the gear unit 32. 【0040】図18はシフト機構10の縦断後面拡大図を示しており、駆動ギヤ57は前記中間ギヤ58に噛み合うギヤ部57aと、切換軸心を中心とする円周面57 [0040] Figure 18 shows a longitudinal rear enlarged view of the shift mechanism 10, the drive gear 57 and the gear portion 57a ​​meshing with the intermediate gear 58, the circumferential surface 57 around the switching axis
bを有しており、該円周面57bには、前進、中立及び後進の各シフト位置を明確にするための前進用位置決め溝61a、中立用位置決め溝61b及び後進用位置決め溝61cが設けられ、位置決め溝61a,61b,61 Has a b, and the circular peripheral surface 57 b, forward, forward positioning groove 61a for clarity, neutral positioning grooves 61b and the reverse positioning groove 61c is provided to each shift position of the neutral and reverse , positioning grooves 61a, 61b, 61
cには位置決め用の鋼球62が係脱自在に噛み合う。 Steel balls 62 for positioning engaged detachably meshing is to c. 該鋼球62は、カバーケース47に形成された孔63内に嵌合すると共に、圧縮コイルばね64により駆動軸心側へと付勢され、圧縮コイルばね64の弾性力により、例えば前進用位置決め溝61aに噛み合っている。 Steel balls 62, as well as fit in the hole 63 formed in the cover case 47 by the compression coil spring 64 is biased to the drive axis side by the elastic force of the compression coil spring 64, for example, positioning the forward It is engaged in the groove 61a. 【0041】各位置決め溝61a,61b,61cは、 [0041] Each positioning grooves 61a, 61b, 61c is
略U字形あるいはV字形又は斜面状になっており、駆動ギヤ57に一定以上の回転トルクが加わることにより、 Has become a generally U-shaped or V-shaped or inclined plane, by joining a certain or more rotational torque to the drive gear 57,
溝61a等の斜面のカム作用により、ばね64の弾性力に抗して、鋼球62を押し退けて回転することができる。 The camming action of the inclined surface, such as grooves 61a, against the elastic force of the spring 64, can rotate pushing the steel ball 62. 【0042】シフトギヤ60の回動方向の両側には、突出量調節自在な前進位置規制用ストッパ85と、固定壁式の後進位置規制用ストッパ86が設けられている。 [0042] On both sides in the rotational direction of the shift gear 60, and the projection amount adjustable forward position regulating stopper 85, the reverse position regulating stopper 86 stationary wall type is provided. 【0043】上記シフト機構10には、上記鋼球62等の位置決め機構やストッパ85,86に加え、中立位置において駆動ギヤ57を完全にロックするための中立ロック用アクチュエータ129が配置されており、以下のように構成されている。 [0043] The shift mechanism 10, in addition to the positioning mechanism and the stopper 85 and 86 such as the steel balls 62 are located completely neutral lock actuator 129 to lock the drive gear 57 in the neutral position, It is constructed as follows. カバーケース47に、ロッド支持孔68及びこれに連通するシリンダ71が形成され、 The cover case 47, a cylinder 71 which communicates with the rod support holes 68 and which are formed,
シリンダ71内には円柱状ロッド66のピストン部66 The cylinder 71 the piston unit 66 of the cylindrical rod 66
aが摺動自在に嵌合し、ロッド66は、支持孔68に液密状態に嵌合すると共にこれを貫通して駆動ギヤ中心側に突出している。 a is slidably fitted, rod 66 protrudes to the drive gear center side therethrough with fits liquid-tight manner into the supporting hole 68. シリンダ71にはプラグ73が螺着され、該プラグ73とピストン部66aとの間に縮設されたばね67により、ロッド66を駆動ギヤ中心側へと付勢し、中立状態において、駆動ギヤ円周面57bに形成されたロック溝70に係合させている。 Plug 73 is screwed to the cylinder 71 by a spring 67 provided in a compressed state between the plug 73 and the piston portion 66a, the rod 66 is biased to the drive gear center side, in the neutral state, the drive gear circumference It is engaged with the lock groove 70 formed on the surface 57 b. ロック溝70 Lock groove 70
は、コの字形に形成され、一方ロッド66の先端面は平面状に形成され、これにより、一旦,円柱状ロッド66 It is formed in a U-shape, whereas the distal end surface of the rod 66 is formed in a flat shape, thereby, once the cylindrical rod 66
が係合すると、駆動ギヤ57の回転トルクによっては外れないようになっている。 There upon engagement so as not come off the rotation torque of the drive gear 57. 【0044】シリンダ71内はピストン部66aによって、油室69とばね室74とに区画されており、ばね室74は、逃がし通路65を介してケース47内に連通している。 [0044] by the cylinder 71 is a piston portion 66a, is partitioned into an oil chamber 69 and spring chamber 74, spring chamber 74 is communicated into the case 47 through the relief passage 65. 油室69は、図5のように、油路106を介して中立ロック作動弁(電磁弁)126の入口ポートと2 The oil chamber 69, as shown in FIG. 5, the neutral lock-operated valve through the oil passage 106 and the inlet port (solenoid valve) 126 2
次圧油路102に接続している。 It is connected to the next pressure oil path 102. 油室69に作動油が圧送されるとロッド66がばね67に抗して後退し、中立ロック状態が解除されるようになっている。 When the hydraulic oil to the oil chamber 69 is pumped retracted against the rod 66 the spring 67, so that the neutral lock state is released. 【0045】中立ロック作動弁126のソレノイドは、 The solenoid of the neutral lock-operated valve 126,
図11に示すようにブレーキ作動検出スイッチ226に接続し、ブレーキ作動時(ブレーキオン時)には、中立ロック作動弁126を閉じ、図6のように2次圧油路1 And connected to the brake operation detecting switch 226 as shown in FIG. 11, at the time of braking operation (when the brake ON), close the neutral lock operation valve 126, the secondary pressure oil path 1 as shown in FIG. 6
02から油路106を通して油室69に作動油を圧送するようになっている。 It is adapted to pump the hydraulic fluid from 02 through the oil passage 106 to the oil chamber 69. すなわち、ブレーキ作動時にロッド66を後退させるようになっている。 That is, in order to retract the rod 66 during braking. 【0046】図12において、リヤカバー23の支持構造及び内部の構造を具体的に説明する。 [0046] In FIG. 12, detailed explanation of the support structure and the internal structure of the rear cover 23. リヤカバー23 The rear cover 23
の軸方向の中間部外周に、段部23aを介して軸受取付面23bが形成され、該取付面23bに、前記ころがり玉軸受7のインナーレースが嵌着され、かつ前端面が段部23aに当接している。 The intermediate portion outer periphery of the axial bearing mounting surface 23b is formed through the stepped portion 23a, the mounting surface 23b, the inner race is fitted in the rolling ball bearing 7, and the front end surface in the stepped portion 23a It is in contact with. ころがり玉軸受7のアウタレースは、変速機ケース22の後部支持壁22aに形成されたボス6の内周面に嵌着され、後端面がボス6の後部内向きフランジ6aに当接している。 The outer race of the rolling ball bearing 7 is fitted to the inner peripheral surface of the boss 6 formed on the rear support wall 22a of the transmission case 22, the rear end surface is in contact with the rear inward flange 6a of the boss 6. 【0047】油圧分配環支持軸25は、前後方向に貫通する中空孔を有し、入力軸1と概略同軸心に配置されている。 The hydraulic distributor ring support shaft 25 has a hollow hole penetrating in the longitudinal direction, it is arranged on the input shaft 1 and the schematic coaxial. 支持軸前端部には、支持軸心から偏心した円筒状の頭部25aが一体に形成され、頭部25aの後側部位に、十字形に半径方向貫通するメインクラッチ用クラッチ油孔51が形成され、その後側部位には支持軸心と同心で外方に張り出す嵌合支承部25bが形成され、さらに後方へと延びて後部ケース46を通過し、後端部は、 The support shaft front end, the cylindrical head 25a offset from the support axis is formed integrally on the side portions after the head 25a, the main clutch clutch oil hole 51 which radially penetrates the cruciform formation are, subsequently fitting the support portion 25b which project outward in the support axis and concentric to the side portion is formed, passes through the rear case 46 and extends further rearward, the rear end portion,
クラッチ弁72用回動スリーブ34の内周面の前半大径部に、Oリングを介して回転自在かつ軸方向相対移動可能に支持されている。 The first half large-diameter portion of the inner peripheral surface of the clutch valve 72 for rotation sleeve 34 is rotatably and axially relatively movable supported through an O-ring. 【0048】内側管31は、支持軸25の後端縁よりも後方へと延び、回動スリーブ34の内周面の後半小径部に嵌合支持されると共に、さらに後方へと延び、カバーケース47のボス部47aに支持され、位置決め固定用ボルト38により、軸方向及び回転不能に規制されている。 The inner tube 31 extends also to the rear from the rear end edge of the support shaft 25, while being fitted and supported on the small diameter portion late of the inner peripheral surface of the rotating sleeve 34 extends further rearward, the cover case is supported by the boss 47a of 47, the positioning and fixing bolts 38 are axially and nonrotatably regulations. 内側管31の外周面と支持軸25の内周面との間には、環状油路33が形成され、該環状油路33の前端部は、斜め油路84を介して外方油室24aに連通し、後端部は回動スリーブ34との間の環状油室42に連通している。 Between the outer peripheral surface of the inner tube 31 and the inner circumferential surface of the support shaft 25, the annular oil passage 33 is formed, the front end of the annular oil passage 33, the outer oil chamber 24a via the oblique oil passage 84 It communicates with the rear end portion is in communication with the annular oil chamber 42 between the rotating sleeve 34. 回動スリーブ34は、その外周面がころがり玉軸受40を介してカバーケース47の軸受支持穴47c Rotating sleeve 34, the bearing supporting hole 47c of the cover case 47 through the outer peripheral surface of the rolling ball bearing 40
に回転自在かつ軸方向移動不能に支持されている。 Rotatable and is axially immovably supported. 【0049】支持軸25を、シフト機構10により、図18の中立位置から、支持軸心回りにF側あるいはR側に一定角度回動することにより、分配環29を支持軸心回りに前進位置(図17)あるいは後進位置(図19) [0049] The support shaft 25, the shift mechanism 10, from the neutral position shown in FIG. 18, by a predetermined angle rotation to the F side or R side to the support axis around advanced position distribution ring 29 to the support axis around (Figure 17) or reverse position (Fig. 19)
に変位させることができ、これにより、図12のバルブボディ3の摺接面に開口している油路150,151の各ポートP0 (図18)に対して、内方油室24b及び外方油室24aの連通関係が切り換わり、HST回路を前進あるいは後進状態とする。 Can be displaced, thereby, for each port P0 of the oil passage 150 and 151 are opened (FIG. 18) to the sliding surface of the valve body 3 of Figure 12, the inner oil chamber 24b and the outer communication with the switching of the oil chamber 24a, the forward or backward state HST circuit. 【0050】チャージング油圧の供給経路を説明する。 [0050] illustrating the charging pressure of the supply path.
図12において、静止部材であるカバーケース47内に、HST作動油補給用の供給油路94a,94bが形成されており、それぞれ逆止弁95a,95b及び油路94を介して2次圧油路102に連通している。 12, in the cover casing 47 is a stationary member, supply oil passage 94a for HST hydraulic oil supply, and 94b are formed, the secondary pressure oil through a check valve 95a, 95b and the oil passage 94, respectively and it communicates with the road 102. 一方の油路94bの上端部は、内側管31の後端部の孔及び内側管31内を介して内方油室24bに連通している。 The upper end of one of the oil passage 94b is in communication with the inner oil chamber 24b through the bore and the inner tube 31 of the rear end portion of the inner tube 31. 他方の油路94aの上端部は、回動スリーブ34の後側の油室45に連通し、該油室45は、回動スリーブ34の内周面に形成された軸方向の油溝35を介して油室42 The upper end of the other oil passage 94a communicates with the side of the oil chamber 45 after the rotating sleeve 34, the oil chamber 45, an axial oil groove 35 formed on the inner peripheral surface of the rotation sleeve 34 the oil chamber 42 through
に連通している。 And it communicates with. すなわち、カバーケース47の油路9 That is, the oil passage 9 of the cover case 47
4aは、油室45、油溝35、油室42、環状油路33 4a is an oil chamber 45, oil grooves 35, the oil chamber 42, annular oil passage 33
及び斜め油路84を介して常時外方油室24aに連通している。 And always communicates with the outside oil chamber 24a via the oblique oil passage 84. 【0051】このように、内方油室24bと外方油室2 [0051] In this way, the inner oil chamber 24b and the outer oil chamber 2
4aとを、シフト操作時しか回動しない支持軸25の内側管31内通路を介して、静止ケース部材であるカバーケース47内の油路94b,94aに連通し、逆止弁9 And 4a, when the shift operation only through the inner tube 31 in the passage of the support shaft 25 does not rotate, communicating oil passage 94b, the 94a in the cover case 47 is stationary casing member, the check valve 9
5a,95a等を介してチャージングポンプ100(図5)に連通していることにより、回転部材と静止部材の間に装置するような複雑なシール構造が不要となり、簡単なシール構造でチャージング油圧をHST回路に供給できる。 5a, by communicating with the charging pump 100 (FIG. 5) via 95a and the like, complex seal structure such that device between the rotary member and the stationary member is not required, and charging a simple seal structure It can supply the hydraulic pressure to the HST circuit. 【0052】クラッチ弁72の具体的構造を説明する。 [0052] illustrating a specific structure of the clutch valve 72.
内側管31の回動スリーブ34との嵌合部分には、クラッチ用油孔36が形成されており、回動スリーブ34の回動により、油溝35を油孔36に一致させたときには、内側管31内、油孔36、油溝35、油室42、環状油路33及び斜め油路84を介して、内、外方油路2 The mating portion of the rotation sleeve 34 of the inner tube 31, the clutch oil hole 36 is formed, the rotation of the rotating sleeve 34, when matched to the oil groove 35 to the oil hole 36, the inner within the tube 31, the oil hole 36, the oil groove 35, the oil chamber 42, through the annular oil passage 33 and the oblique oil passage 84, among, the outer oil passage 2
4b,24a間を連通する。 4b, and between 24a communicates. すなわち、クラッチ弁72 That is, the clutch valve 72
を開いて、HST回路を短絡させる。 The open, short-circuiting the HST circuit. 一方、回動スリーブ34の回動により、油溝35の位置を円周方向にずらして油孔36を閉じることにより、内、外方油路24 On the other hand, the rotation of the rotating sleeve 34, by closing the oil hole 36 by shifting the position of the oil groove 35 in the circumferential direction, of the outer side oil passage 24
b,24a間を遮断する。 b, to cut off the inter-24a. なお、油溝35は、回動スリーブ34の両端油室42,45を連通するように設けられ、逆止弁95aからのチャージング油圧を外方油室2 Incidentally, the oil groove 35 is provided at both ends oil chamber 42, 45 of the rotating sleeve 34 so as to communicate, the charging pressure from the check valve 95a outside the oil chamber 2
4aに導く。 Lead to 4a. 【0053】回動スリーブ34は、そのレバー部34a [0053] rotating sleeve 34, the lever portion 34a
が、エンジン11の回転速度により変化するガバナー油圧で作動する油圧アクチュエータ(図示せず)に連結しており、アイドリング時に開弁し、エンジン回転速度が速くなると閉弁する。 But it is connected to a hydraulic actuator (not shown) that operates in the governor pressure which varies with the rotational speed of the engine 11, opened at the time of idling, and closes when the engine rotational speed increases. また、直結クラッチ作動時に、開いて油溝35と内側管31内とを連通するようになっている。 Further, when the direct clutch operation, and the open oil groove 35 and the inner tube 31 so as to communicate. 【0054】支持軸25の詳細な支持構造を説明する。 [0054] will be described in detail a support structure of the support shaft 25.
前述のように支持軸25に外向きフランジ状に形成された嵌合支承部25bは、前面が外方油室24aに面し、 Fitting bearing 25b formed in an outward flange-like on the support shaft 25 as described above, the front faces outward oil chamber 24a,
該支承部25bの外周に円環49が配置されており、該円環49の内周面には前向きの段部49aを介して嵌合面49bが形成され、該嵌合面49bに、シールリングを介して支承部25bが回動自在かつ軸方向相対移動可能に嵌合支持されている。 The outer periphery of said supporting Seung portion 25b annular 49 are disposed, mating face 49b is formed through the forward step portion 49a on the inner peripheral surface of the circular ring 49, the fitting surface 49b, the seal bearing 25b is fitted and supported rotatably and axially movable relative rotation through the ring. 円環49の外周面は、ローラころがり軸受48を介してリヤカバー23の後部内周支持孔39に回転自在に支持されると共に、外周面前端部49cはシールリングを介してリヤカバー23内の内向き嵌合部23dに、液密状態で軸方向相対移動可能に嵌合している。 The outer peripheral surface of the ring 49 is rotatably supported in the rear inner peripheral support hole 39 of the rear cover 23 via a roller rolling bearings 48, inward in the rear cover 23 through the outer peripheral surface front portion 49c is the seal ring the fitting portion 23d, is fitted so as to be axially relatively moved in a liquid-tight state. 円環49の後端面は、樹脂等の円板状の緩衝材55を介して後部ケース46の前端面に当接している。 The rear end surface of the ring 49 is in contact with the front end surface of the rear case 46 through a disk-shaped cushioning material 55 such as resin. 【0055】円環49の段部49aと支承部25bの後面の間には、支持軸25の軸方向移動により体積変化するダンパー油室87が形成されており、該ダンパー油室87は、支持軸25の外周面と円環49の後部内周面との間の狭い環状油路88を介してカバーケース47内の油溜まりに連通している。 [0055] Between the rear surface of the yen stepped portion 49a and the bearing portion 25b of the ring 49, and the damper oil chamber 87 of volume change is formed by the axial movement of the support shaft 25, the damper oil chamber 87, the support and it communicates with the oil sump in the cover case 47 through the narrow annular oil passage 88 between the rear inner peripheral surface of the outer peripheral surface and the circular 49 of the shaft 25. 【0056】支承部25bの外径(円環49の嵌合部4 [0056] fitting portion 4 of the outer diameter (ring 49 of the bearing 25b
9bのボア径)D1は、エンジンブレーキ時に必要な分配環29の押付力を維持できる程度に決定される。 Bore diameter of 9b) D1 is determined to be enough to maintain the pressing force of the distribution ring 29 necessary during engine braking. すなわち、支承部25bの外径D1を大きくすれば支持軸2 That is, the support shaft 2 by increasing the outer diameter D1 of the bearing 25b
5を前方へ押す力は小さくなり、反対に小さくすれば前方へ押す力は大きくなる。 Force pressing the 5 forward is reduced, the force pushing forward is made smaller in the opposite increases. 一方、円環49の外周面前端部49cのシール部分の外径D2は、エンジンブレーキ時及びエンジンドライブ時のいずれの状態においても、 On the other hand, the outer diameter D2 of the seal portion of the outer peripheral surface front portion 49c of the ring 49, in any state during engine braking and engine drive,
支持軸25まわりの総スラスト力が、モータ用プランジャ18の軸方向反力を越えず、リヤカバー23等を前方に押し戻さないことを限度に、できるだけ大きく設定される。 The total thrust force around the support shaft 25, does not exceed the axial reaction force of the motor plungers 18, the limit that no pushed back rear cover 23 or the like to the front, is set as large as possible. 【0057】モータ用プランジャ18の反力は、エンジンドライブ時とエンジンブレーキ時を問わず、後向きに働いており、この反力は、支持軸25の後端縁と、円環49の後端面と、軸受7で受けているが、軸受7は相対回転しているので、これに反力が集中しないように、前記緩衝材55介して静止ケース部材である後部ケース4 [0057] the reaction force of the motor plungers 18, whether at the time of engine braking engine drive, has worked backwards, the reaction force, and the rear edge of the support shaft 25, the rear end face of the ring 49 and , although received in bearings 7, the bearing 7 so that relative rotation thereto as a reaction force is not concentrated, the rear case 4 is stationary casing member via the cushioning material 55
6に負担させて、軸受7にかかる後向きのモータ用プランジャ反力を軽減しているのである。 6 be borne in, with each other to reduce the motor plungers reaction force backward in accordance with the bearing 7. 【0058】円環49のシール径(外径)D2を大きくすることは、外方油室24aに面する円環49の受圧面積が大きくなるので、外方油室24a内の作動油を介して全体(バルブボディ3)を左の方向へ押そうとする力が大きくなり、その分、モータ用プランジャ18の反力に対する軸受7の負担が減る。 [0058] yen increasing the sealing diameter (outer diameter) D2 of the ring 49, since the pressure receiving area of ​​the ring 49 facing outward oil chamber 24a increases, via the hydraulic oil in the outer oil chamber 24a whole Te force to to push the (valve body 3) to the left direction is increased, correspondingly, the burden of the bearing 7 is reduced relative to the reaction force of the motor plungers 18. 特に、エンジンブレーキ時は、外方油室24aが高圧となって支持軸25が引き込まれる場合に有効である。 In particular, when the engine brake is effective when the outward oil chamber 24a support shaft 25 is pulled it becomes high. 【0059】支持軸頭部25aの前端面には、該頭部2 [0059] the front end surface of the support shaft head 25a is head portion 2
5aの中心部に僅かに前方へ突出する突子25cが形成され、エンジンブレーキ時の油圧分配環29の概ね中心部分を前方へ押すようになっている。 Projections 25c which projects slightly forward in the center of 5a is formed, it has a generally central portion of the hydraulic distributor ring 29 at the time of engine braking to push forward. 【0060】エンジンドライブ時は、図13のように内方油室24bが外方油室24aより高圧になり、支持軸25は円環49及びリヤカバー23に対して後方へ押されるが、ダンパー油室87のダンパー作用により、緩やかに後方へ移動し、支承部25bの後面が円環段部49 [0060] When the engine drives, although the inner oil chamber 24b as shown in FIG. 13 is a pressure higher than the outer oil chamber 24a, the support shaft 25 is pushed rearwardly against the ring 49 and the rear cover 23, the damper oil the damper effect of the chamber 87, gradually moves backward, the surface is annular stepped portion 49 after the bearing 25b
aに係合する。 To engage in a. リヤカバー23にかかるモータ用プランジャの後方への反力は、支持軸25の後端縁と、円環4 Reaction force to the rear of the motor plungers in accordance with the rear cover 23, and the rear edge of the support shaft 25, a circular ring 4
9の後端縁と、軸受7で分散して受けており、これにより、相対的回転するスラスト軸受7にかかる荷重を低減する。 And trailing edge 9, it is subject to dispersion by the bearing 7, thereby reducing the load on the thrust bearing 7 for relative rotation. 【0061】エンジンブレーキ時は、図12のように、 [0061] when the engine brake is, as shown in FIG. 12,
外方油室24aが内方油室24bより高圧になり、リヤカバー23等に対して分配環支持軸25は前方へと引き込まれる。 Outer oil chamber 24a becomes high pressure from the inner oil chamber 24b, the distribution ring support shaft 25 relative to the rear cover 23 and the like is drawn forward. この時、円環49はその前面の環状受圧面で外方油室24aの高圧油の圧力を受け、静止ケース部材46に押し当てられ、これにより、軸受7にかかるモータ用プランジャの反力によるスラスト力を軽減する。 At this time, the ring 49 receives the pressure of the high pressure oil in the outer oil chamber 24a in an annular pressure receiving surface of the front surface, is pressed against the stationary casing member 46, by which, due to the reaction force of the motor plungers in accordance with the bearing 7 to reduce the thrust force. 【0062】また、エンジンブレーキ時に分配環29をバルブボディ3の端面に押し付ける際、油圧反発力の略中心を集中的に押さえることにより、分配環29の傾斜を防止して、分配環29とボディ端面との間のシール性能を維持する。 [0062] Further, when pressing the dispensing ring 29 during engine braking at the end face of the valve body 3, by pressing a substantially central hydraulic repulsive force intensively, to prevent tilting of the distribution ring 29, distribution ring 29 and the body maintaining the sealing performance between the end face. 【0063】図14〜図16により、自動変速制御用油圧アクチュエータとしてのコントールラムA1の具体的構造を説明する。 [0063] The 14 to 16, a specific structure of Kontoruramu A1 as a hydraulic actuator for automatic shift control. 図14において、コントロールラムA 14, the control Ram A
1は、三段ピストン式になっており、前段の小径のメインピストン161と、中段の中間径の第1補助ピストン162と、後段の大径の第2補助ピストン163とを有し、多段型のシリンダ164内に直列に備えられている。 1 is adapted to a three-stage piston includes a front small-diameter main piston 161, the first auxiliary piston 162 in the middle of the intermediate diameter, and a second auxiliary piston 163 having a larger diameter of the subsequent stage, multi-stage It is provided in series in the cylinder 164. 多段型シリンダ164は、五段階の筒部171,1 Multi-stage cylinder 164, five levels of the cylindrical portion 171,1
72,173,174,175を一体に有しており、前端の第1筒部171から後側へと順次拡径している。 It has integrally 72,173,174,175, are sequentially enlarged to the rear side from the first cylindrical portion 171 of the front end. 【0064】メインピストン161は、後端が開口する有底筒形に形成されており、斜板ホルダー21の上端部に連結リンク12を介して連結しており、メインピストン1161が前方に移動する伴い、斜板ホルダー21が立ち上がるようになっている。 [0064] The main piston 161, the rear end is formed into a bottomed cylindrical shape that is open, and linked via a connecting link 12 to the upper end of the swash plate holder 21, the main piston 1161 is moved forward with, so that the swash plate holder 21 rises. 【0065】メインピストン161は、前端部の外周がシールを介して第1筒部171の内周面に軸方向移動自在に嵌合し、後部には環状段部161aを介して拡径嵌合部が形成され、第2筒部172の内周面に軸方向移動自在に嵌合しており、第2筒部172とメインピストン161の間で環状の第1油室181を構成している。 [0065] The main piston 161 is axially movably fitted to the inner peripheral surface of the first cylindrical portion 171 outer periphery of the front end through the seal, the rear diameter fitting over the annular step 161a parts are formed, is fitted freely axially movable on the inner peripheral surface of the second cylindrical portion 172 constitutes a first oil chamber 181 of the annular between the second cylindrical portion 172 and the main piston 161 . 【0066】第1補助ピストン162は、前端が開口する有底筒形に形成されると共に後端部に環状段部162 [0066] The first auxiliary piston 162 has an annular step portion 162 on the rear end with the front end is formed into a bottomed cylindrical shape which opens
aが形成されている。 a is formed. 前端開口端はメインピストン16 Front open end main piston 16
1の後端縁と略同形状に形成され、当接自在となっている。 Is formed on one of the rear end edge substantially the same shape, it is freely abutting. 後部の拡径シール部は、第3筒部173の内周面に軸方向移動自在に嵌合している。 Diameter seal portion of the rear is fitted in axially movably on the inner peripheral surface of the third cylindrical portion 173. メインピストン161 The main piston 161
と第1補助ピストン162の間で、第2油室182を構成している。 Between the first auxiliary piston 162 constitute a second oil chamber 182. 第1補助ピストン162の後端中央部には、後方に突出する筒状の芯出しガイド突起162bが形成され、第2補助ピストン163の前壁の孔にシールを介して嵌合している。 The rear central portion of the first auxiliary piston 162, a cylindrical centering guide protrusion 162b that protrudes rearward is formed, it is fitted through a seal bore of the front wall of the second auxiliary piston 163. 【0067】第2補助ピストン163は、後端が開口した有底筒状に形成されると共に、前部に段部163aが形成されている。 [0067] The second auxiliary piston 163, the rear end is formed into a bottomed cylindrical shape which is open, stepped portions 163a are formed in the front. 前部外周シール部分は、第4筒部17 Anterior peripheral seal portion, the fourth cylindrical portion 17
4の内周面に軸方向移動自在に嵌合し、前端縁は、第1 Axially movably fitted to the inner peripheral surface of the 4, the front edge, first
補助ピストン162の後端縁と同形状に形成され、当接自在となっている。 Formed at the rear edge and the shape of the auxiliary piston 162, it is freely abutting. 第2補助ピストン163の後端縁は、シリンダ164の底壁面(後部ケース46)に当接自在となっている。 Rear edge of the second auxiliary piston 163 is freely contact the bottom wall surface of the cylinder 164 (rear case 46). 第1補助ピストン162と第2補助ピストン163との間で、第3油室183を形成している。 Between the first auxiliary piston 162 and the second auxiliary piston 163, forms a third fluid chamber 183. また、第2補助ピストン163の後側に第4油室1 The fourth oil chamber on the rear side of the second auxiliary piston 163 1
84を形成している。 To form a 84. 【0068】各油室181,182,183,184にはそれぞれ第1,第2,第3,第4ポート191,19 [0068] The first, respectively in each oil chamber 181, 182, 183, 184, second, third, fourth port 191,19
2,193,194が形成されている。 2,193,194 are formed. 各ポート19 Each port 19
1,192,193,194は、それぞれ後述する各種弁機構を介してエンジンガバナー弁112(図5)に接続し、各種走行条件に対応して、選択的にエンジン回転ガバナー油圧が供給される。 1,192,193,194 is connected to an engine governor valve 112 (FIG. 5) through a variety of valve mechanism to be described later, respectively, in response to various running conditions, is selectively engine governor oil pressure is supplied. 【0069】上記第4油室184と第1油室181の受圧面積の差は、図14において、第2ポート192から第2油室182にガバナー油圧が供給されてメインピストン161が前方へ移動する際のメインピストン161 [0069] difference in pressure receiving area of ​​the fourth oil chamber 184 and the first oil chamber 181 is moved, in FIG. 14, the main piston 161 governor oil pressure is supplied to the second oil chamber 182 from the second port 192 is forward the main piston 161 at the time of
の受圧面積と等しくしてある。 It is equal to the pressure receiving area of. 【0070】また、第3油室183の前方への推力と第1油室181の後方への推力との差は、第2ポート19 [0070] Also, the difference between the thrust to thrust and behind the first oil chamber 181 to the front of the third oil chamber 183, a second port 19
2からのガバナー油圧による前方への推力と略等しくなるように受圧面積が設定されている。 Pressure receiving area to be substantially equal to the thrust forward by governor pressure from 2 it has been set. 【0071】このコントロールラムA1によると、3種類の速比位置で、速比ロックできると共に、車輪側負荷(モータ用プランジャ側負荷)に応じて自動変速制御できる。 [0071] According to the control ram A1, in three speed ratio position, it is possible to lock speed ratio, the automatic transmission control according to the wheel-side load (motor plungers side load). 以下、各速比ロック位置及び通常運転時の状態を説明する。 Hereinafter, describing the state when the speed ratio locked position and normal operation. 【0072】[第1ロック位置時(最大減速比L1)− [0072] [at the first locking position (maximum reduction ratio L1) -
図14]図14に実線の矢印で示すように、第1ポート191から第1油室181へのみガバナー油圧を圧送し、他のポート192,193,194を開放した場合には、第1油室181の油圧により全ピストン161, 14] As indicated by solid line arrow in FIG. 14, when pumped only governor oil pressure from the first port 191 to the first oil chamber 181 and opens the other port 192,193,194 is first oil All piston 161 by the oil pressure chamber 181,
162,163は同時に後方へ押され、最大収縮状態となる。 162, 163 is pushed backward at the same time, the maximum contracted state. すなわち、斜板ホルダー21は最大傾転位置(最大減速比L1)でロックされる。 That is, the swash plate holder 21 is locked at the maximum displacement position (maximum reduction ratio L1). 【0073】[通常走行時]図14に破線で示すように、第2ポート192から第2油室182へのみエンジンガバナー油圧を圧送し、他のポート191,193, [0073] As shown by broken lines in the normal driving time of FIG. 14, pumped only engine governor oil pressure from the second port 192 to the second oil chamber 182, the other ports 191, 193,
194を開放した場合には、第2油室182に入るガバナー油圧に比例して、メインピストン161が前後方向に移動しようとし、モータ用斜板19の傾転位置を自動制御する。 When the 194 was open, in proportion to the governor oil pressure entering the second oil chamber 182, the main piston 161 is trying to move in the longitudinal direction, to automatically control the tilting position of the motor swash plate 19. 両補助ピストン162,163は、第2油室182の作動油により、後方へと付勢され、後方位置で係止している。 Both auxiliary piston 162 and 163, the hydraulic oil in the second oil chamber 182 is urged rearward, is locked in a rearward position. 【0074】メインピストン161が最大ストロークS [0074] the main piston 161 is the maximum stroke S
1を前進して、シリンダ164の第1ストッパ面201 1 by advancing the first stopper surface 201 of the cylinder 164
にメインピストン161の段部161aが当接すると、 When stepped portion 161a of the main piston 161 abuts on,
モータ用斜板19は略直立状態となる。 Motor swash plate 19 becomes substantially upright. 【0075】この状態から車輪側(モータ側)の負荷が増加すると、HSTの供給側油路B1の圧力が上昇し、 [0075] If the load on the wheel side from this state (motor side) is increased, the pressure of the supply oil passage B1 of the HST is increased,
モータ用プランジャ18がモータ用斜板19を傾斜させ、減速比を大きくしようとする。 Motor plungers 18 are inclined motor swash plate 19, it attempts to increase the speed reduction ratio. 【0076】[第2ロック位置時(最大減速比に近い中間速比L2)−図15]図15において、実線の矢印で示すように、第1、第4ポート191,194から第1,第4油室181,184にガバナー油圧を圧送し、 [0076] [when the second lock position (intermediate speed ratio L2 near the maximum reduction ratio) - 15] 15, as shown by solid arrows, first, first to fourth ports 191, 194, the 4 governor hydraulic pumping the oil chamber 181 and 184,
第2,第3ポート192,193を開放した場合には、 Second, if you open a third port 192 and 193,
第2補助ピストン163は、受圧面積が大であるので、 Second auxiliary piston 163, since the pressure receiving area is large,
第4ポート194から第4油室184に入る油圧により前進し、第2補助ピストン163の段部163aがシリンダ164の第3ストッパ面203に当接し、係止される。 Advanced by the hydraulic pressure from the fourth port 194 enters the fourth oil chamber 184, a stepped portion 163a of the second auxiliary piston 163 is brought into contact with the third stopper surface 203 of the cylinder 164 is locked. 【0077】一方、メインピストン161は、第1ポート191から第1油室181に入るガバナー油圧により後方へ押され、第1補助ピストン162の前端縁に当接し、該第1補助ピストン162を介して第2補助ピストン163により係止され、図15の速度比L2でロックされる。 [0077] On the other hand, the main piston 161, the governor oil pressure from the first port 191 into the first oil chamber 181 is pushed rearwardly, in contact with the front edge of the first auxiliary piston 162, through the first auxiliary piston 162 the second auxiliary piston 163 is locked Te is locked at a speed ratio L2 in FIG. 【0078】モータ用斜板19を直立側へと押す力は、 [0078] force to push the motor swash plate 19 to the upright side,
第4油室184の作動油による前方への推力と第1油室181の後方への推力の差である。 And thrust forward by the hydraulic fluid of the fourth oil chamber 184 which is the difference between the thrust backward in the first oil chamber 181. 上記第4油室184 The fourth oil chamber 184
と第1油室181の受圧面積の差は、前述のように、第2ポート192から第2油室182にガバナー油圧が供給されてメインピストン161が前方へ移動する際のメインピストン161の受圧面積と等しいので、第1ポート191から第1油室181へのみガバナー油圧が供給されている図14の状態から、さらに第4ポート194 When the difference in pressure receiving area of ​​the first oil chamber 181, as described above, pressure of the main piston 161 when the main piston 161 governor oil pressure is supplied to the second oil chamber 182 from the second port 192 moves forward is equal to the area, from the state of FIG. 14 is viewed governor hydraulic is supplied from the first port 191 to the first oil chamber 181, further a fourth port 194
にガバナー油圧を追加した場合には、通常運転時の場合(第2ポート192へのみ圧送時)と同じ推力特性で3 3 when adding a governor oil pressure, at the same thrust characteristics (see when pumped into the second port 192) normal case during operation to
つのピストン161,162,163は前進し、モータ用斜板19を起こし、図15の状態に至ることになる。 One of the pistons 161, 162, 163 is advanced, causes a motor swash plate 19, thereby reaching the state of Figure 15.
すなわち、通常運転時と同様の特性で自動変速を行いながら、最終的に図15の速比L2の状態でロックされる。 That is, while the automatic transmission in the same characteristics as the normal operation, is finally locked in a state in speed ratio L2 in FIG. 【0079】図15の状態で、車輛の負荷が増加した場合、たとえば登坂時等では、キックダウンが必要となるが、HST回路のモータ用プラジャ18の作動油圧が高くなるので、モータ用プラジャ18の前方への圧力が増加し、これによりモータ用斜板19を傾転させようとする力が増大すると、第2補助ピストン163がメインピストン161及び第1補助ピストン162と共に後方へ押し戻されて、シフトダウンされる。 [0079] In the state of FIG. 15, when the vehicle load is increased, for example, in the uphill time etc., but a kick-down is necessary, since the hydraulic pressure of the motor Puraja 18 of the HST circuit is higher, Puraja motor 18 the increased pressure on the front, thereby the force tending to tilt the motor swash plate 19 is increased, the second auxiliary piston 163 is pushed back rearward along with the main piston 161 and the first auxiliary piston 162, It is shifted down. もしも、負荷が増大したときでも、第2ロック位置で完全にロック状態が保たれていると、駆動力が抵抗に打ち負けてしまい、エンストしてしまうが、これを上記のように第2補助ピストン163の移動により補正するのである。 If, even when the load is increased, the fully locked in the second lock position is maintained, the driving force is not beat out the resistance, but result in engine stall, the second auxiliary this as above than is corrected by movement of the piston 163. すなわち、 That is,
通常はロックされているが、負荷増大時には自然にロックを解除してシフトダウンできるのである。 Although usually is locked, it can shift down to unlock naturally at the time of load increase. 【0080】[第3のロック位置(トップ側に近い速比L3)−図16]図16に実線の矢印で示すように、第1,第3ポート191,193から第1,第3油室18 [0080] [third locking position (closer to the top side speed ratio L3) - 16] as shown by solid line arrow in FIG. 16, first, third fluid chamber from the first, the third port 191, 193 18
1,183にガバナー油圧を圧送し、残りのポート19 The governor hydraulic pressure is pumped to 1,183, the rest of the port 19
2,194を開放した場合、図14の最大傾転位置でのロック状態から、第3ポート193を経て第3油室18 When opening the 2,194, from the locked state at the maximum tilting position of FIG. 14, the third oil chamber through the third port 193 18
3にガバナー油圧を入れて、図16の状態まで移行する場合において、第3油室183の前方への推力と第1油室181の後方への推力との差は、前記のように通常走行時における第2ポート192からのガバナー油圧による前方への推力と略等しくなるように受圧面積が設定されているので、最大減速比L1の位置から図16の状態までは自動変速制御時と同じ特性でモータ用斜板19を変化させることができる。 3 to put the governor oil pressure, in case of transition to the state of FIG. 16, the difference between the thrust to the thrust forward of the third oil chamber 183 behind the first oil chamber 181 is normally running as the substantially since the pressure receiving area is set to be equal, the same characteristics as the automatic speed change control from the position of the maximum reduction ratio L1 to the state of FIG. 16 and thrust forward by the governor hydraulic pressure from the second port 192 during in it is possible to change the motor swash plate 19. また、車輪側の負荷が急激に増加した場合には、通常運転の場合と同様にメインピストン161を後方へ移動し、変速比を大きくし、シフトダウンする。 Further, when the load on the wheel side increases sharply, as in the case of normal operation to move the main piston 161 backwards, increasing the transmission ratio is shifted down. 【0081】該実施例の油圧無段変速機は、自動変速の制御、シフトロックの制御並びに直結クラッチ接続時に余分な部分に余分の圧力が発生しないようにする制御等が行われ、それら全体の制御系の油圧回路を図5〜図1 [0081] hydrostatic transmission of the embodiment, the control of the automatic transmission, control, etc. extra pressure on excess portions at control and direct clutch engagement of the shift lock will not happen is performed in their entirety Figures 5 a hydraulic circuit of a control system 1
0に示している。 0 to show. チャージング油圧は、制御系の駆動用及び直結クラッチの作動用に利用されると共に、前述のようにHST回路の洩れの補給のため等に利用される。 Charging hydraulic pressure, while being utilized for actuation of the drive and direct-coupled clutch control system, is utilized such for leakage of replenishment of the HST circuit as described above. 【0082】図5において、制御用の電磁弁としては、 [0082] In FIG. 5, as an electromagnetic valve for control,
主として次の5つが配置されており、いずれも常閉型の電磁弁である。 It is mainly the following five but arranged each a normally closed electromagnetic valve. 走行モード切換パイロット弁 120 コントロールラム切換パイロット弁 105 第1シフトロックパイロット弁 108 第2シフトロックパイロット弁 110 中立ロック作動弁 126 【0083】図5〜図10においては、シフト機構10 The traveling mode switching the pilot valve 120 controls the ram switching pilot valve 105 first shift lock pilot valve 108 second shift lock pilot valve 110 neutral lock operation valve 126 [0083] FIGS. 5-10, the shift mechanism 10
を簡略化して示しており、駆動ギヤ57及び扇形シフトギヤ60を、一つの部材のように描いてある。 The shows a simplified, the driving gear 57 and the sector shift gear 60, is depicted as a single member. また、各油路の内、パイロット用の油路は破線で示しており、また、圧力が立っている油路は、太く描いてある。 Also, among the oil passages, the oil passage for pilot is indicated by a broken line, also the oil passage the pressure is standing, is depicted thick. 【0084】図11において、各電磁弁のソレノイドは、次のような各スイッチが接続されている。 [0084] In FIG. 11, the solenoid of the solenoid valve, the switches such as the following to be connected. 走行モード切換パイロット弁120のソレノイドには、走行モード切換スイッチ220と直結クラッチ作動検出スイッチ221が直列に接続され、走行モード切換スイッチ22 The solenoid of the driving mode switching pilot valve 120, direct clutch operation detection switch 221 and run mode changeover switch 220 are connected in series, the running mode change-over switch 22
0の正側端子は、電源204に接続すると共に、エコノミーモード接点Ecと、パワーモード接点Paと、速比ロックモード接点Loに切換自在に接続する。 Positive terminal 0, while connected to a power source 204, and economy mode contact Ec, and the power mode contacts Pa, for connection changeover freely the speed ratio lock mode contact Lo. 【0085】コントロールラム切換パイロット弁105 [0085] control ram switching pilot valve 105
のソレノイドには、前進検出用スイッチ205と、クラッチ弁作動検出用スイッチ206と、アクセルペダル踏込操作検出用スイッチ207が並列に接続されると共に、前記走行モード切換スイッチ220のロック接点L The solenoids, the forward detecting switch 205, a clutch valve operation detecting switch 206, the accelerator pedal depression operation detecting switch 207 are connected in parallel, the locking contact L of the running mode change-over switch 220
oが接続している。 o is connected. 【0086】第1シフトロックパイロット弁108と第2シフトロックパイロット弁110の各ソレノイドは、 [0086] The first shift lock pilot valve 108 each solenoid of the second shift lock pilot valve 110,
シフトロック位置切換スイッチ208の各接点部分に接続しており、両シフトロックパイロット弁108、11 They are connected to each contact portions of the shift lock position changeover switch 208, both the shift lock pilot valve 108,11
0のソレノイド間には、後進検出用スイッチ209が接続され、該後進検出用スイッチ209は、前進及び中立検出接点F,Nと、後進検出接点Rに切換可能である。 Between 0 of the solenoid, reverse detection switch 209 is connected, rear proceeds detecting switch 209, forward and neutral detecting contact point F, and N, it can be switched to the reverse detection contact R.
シフトロック位置切換スイッチ208の正側端子は、前記走行モード切換スイッチ220のロック接点Loに接続している。 The positive terminal of the shift lock position changeover switch 208 is connected to the lock contacts Lo of the traveling mode changeover switch 220. 【0087】中立ロック作動弁126のソレノイドには、前述のようにブレーキ作動検出スイッチ226が接続している。 [0087] The solenoid of the neutral lock operation valve 126, a brake operation detecting switch 226 as described above are connected. 【0088】図5において、チャージングポンプ100 [0088] In FIG. 5, the charging pump 100
の吐出側に接続された1次圧油路101には、1次調圧弁121及びエンジンガバナー弁112が接続されている。 The primary pressure oil passage 101 connected to the discharge side of the primary regulator valve 121 and the engine governor valve 112 is connected. 1次調圧弁121の出口ポートに接続されている2 2 connected to the outlet port of the primary regulator valve 121
次圧油路102には、2次調圧弁122が接続すると共に、オリフィス91及び油路106を介して前述のように中立ロック用アクチュエータ129の油室が接続すると共に油路107を介してスロットル量検出用シリンダ92の油室が接続している。 The following pressure oil passage 102, the secondary regulator valve 122 is connected, through an oil passage 107 with the oil chamber of the neutral lock actuator 129 as described above through the orifice 91 and the oil passage 106 is connected throttle the oil chamber of the amount detecting cylinder 92 are connected. スロットルレバー押し戻し用シリンダ92の移動ロッドは手動式スロットルレバー93に当接し、ロッドが突出した時にスロットルレバー93をアイドリング状態へと押し戻すようになっている。 Moving the rod of the cylinder 92 for pushing back the throttle lever is in contact with the manual throttle lever 93, which is the throttle lever 93 when the rod is protruded to push back into the idling state. 【0089】2次圧油路102は、前述のように油路9 [0089] The secondary pressure oil passage 102, oil passage 9 as previously described
4、逆止弁95b,95a及び油路94b,94aを介してHST回路の吐出側油路B1と戻り側油路B2にそれぞれ接続している。 4, the check valve 95b, are connected respectively to 95a and the oil passage 94b, the discharge-side oil passage of the HST circuit via 94a B1 and the return-side oil passage B2. HST回路に装備されるクラッチ弁72、車速ガバナー弁76、直結クラッチC1等は前述の通りに接続している。 Clutch valve 72 to be mounted to the HST circuit, speed governor valve 76, the direct clutch C1 or the like are connected as previously described. 【0090】エンジンガバナー弁112の出口ポートは、ガバナー圧切換弁113の入口ポートに直接に至る油路96と、オリフィス97を介してガバナー圧切換弁113の別の入口ポートに至る油路98と、コントロールラム切換弁104の入口ポート及びクラッチ弁72の作動油室に至る油路99とに分岐している。 [0090] outlet port of the engine governor valve 112, the oil passage 96 leading directly to the inlet port of the governor pressure switching valve 113, the oil passage 98 leading to another inlet port of the governor pressure switching valve 113 through the orifice 97 branches into an oil passage 99 leading to the hydraulic oil chamber of the inlet port and the clutch valve 72 controls the ram switching valve 104. また、油路98は、コントロールラム切換弁104の作動油室に至る油路とコントロールラム切換パイロット弁105の入口ポートに至る油路118とに分岐している。 Further, the oil passage 98 is branched into an oil passage 118 leading to the inlet port of the oil passage and the control ram switching pilot valve 105 leading to the hydraulic oil chamber of the control ram switching valve 104. 【0091】エンジンガバナー弁112の移動ロッドはガバナレバーYの一端部に当接している。 [0091] moving the rod of the engine governor valve 112 is in contact with one end of the governor lever Y. エンジン回転速度が上昇するに従い、機械式ガバナー117により、 As the engine rotational speed increases, the mechanical governor 117,
ガバナーレバーYの他端側を押して所定角度矢印T1方向に回動し、エンジンガバナー弁112は、その移動ロッドが押し込められて開弁し、エンジンガバナー圧を次第に上昇させるようになっている。 Press the other end of the governor lever Y rotated to a predetermined angular direction of the arrow T1, the engine governor valve 112, the moving rod is pushed to open, so as gradually to increase the engine governor pressure. 【0092】ガバナーレバーYの一端部には、エンジンガバナー弁112の反対側に増圧用アシストシリンダ1 [0092] At one end of the governor lever Y, intensifying assist cylinder 1 on the opposite side of the engine governor valve 112
14が配置され、また、他端部には機械式ガバナー11 14 is arranged, also, at the other end the mechanical governor 11
7とは反対側にストッパ用シリンダ115が配置されている。 Stopper cylinder 115 on the opposite side is arranged a 7. 増圧用アシストシリンダ114の油室は、ガバナー圧切換弁113の出口ポートに接続している。 The oil chamber of the pressure-increasing assist cylinder 114 is connected to the outlet port of the governor pressure switching valve 113. ストッパ用シリンダ115の油室は、前記信号用油路90を介して車速ガバナー弁76の出口ポートに接続し、車速が上昇して同車速ガバナー弁76が開弁するとロッドが突出し、ガバナレバーYのT1 方向への回動を抑制することにより、エンジンガバナー圧を降下させるようになっている。 The oil chamber of the stopper cylinder 115 is connected to the outlet port of the speed governor valve 76 via the signal oil passage 90, when the vehicle speed governor valve 76 the vehicle speed is increased is opened rod protrudes, the governor lever Y by suppressing the rotation of the T1 direction, so as to lower the engine governor pressure. 【0093】コントロールラム切換弁104の出口側第1ポート104aは第1油路131を介してコントロールラムA1の第1ポート191に接続し、出口側第2ポート104bは油路132を介してコントロールラムA [0093] connected to the first port 191 of the control ram outlet side first port 104a of the switching valve 104 is controlled ram A1 via the first oil passage 131, the second port 104b outlet side through the oil passage 132 Control ram A
1の第2ポート192に接続している。 It is connected to the second port 192 of 1. 上記第1油路1 The first oil passage 1
31は、途中で分岐して、第1,第2シフトロック切換弁109,111の入口ポートにそれぞれ接続すると共に、さらに分岐し、オリフィス133,134及び油路135,136を介して第1,第2シフトロック切換弁109,111の各作動油室に連通している。 31 is branched on the way, the first, as well as connected to the inlet port of the second shift lock switching valve 109 and 111, and further branches, the first through the orifices 133, 134 and the oil passage 135, and it communicates with the hydraulic oil chamber of the second shift lock switching valve 109, 111. 上記油路135,136には、第1,第2シフトロックパイロット弁108,110の入口ポートがそれぞれ接続している。 The aforementioned oil passage 135, first inlet port of the second shift lock pilot valve 108, 110 are connected respectively. 第1,第2シフトロックパイロット弁108,11 The first, the second shift lock pilot valve 108,11
0の出口ポートはタンクに接続している。 0 outlet port of the is connected to the tank. 【0094】第1シフトロック切換弁109の出口ポートは油路138を介してコントロールラムA1の第4ポート194に接続し、第2シフトロック切換弁111の出口ポートは、油路139を介してコントロールラムA [0094] outlet port of the first shift lock switching valve 109 is connected to the fourth port 194 of the control ram A1 through the oil passage 138, the outlet port of the second shift lock switching valve 111 through the oil passage 139 control ram A
1の第3ポート193に接続している。 It is connected to the third port 193 of 1. 【0095】1次調圧弁121には、減圧用アクチュエータ123が備えられており、該アクチュエータ123 [0095] The primary regulator valve 121, vacuum actuator 123 are provided, the actuator 123
の作動油室と、前記ガバナー圧切換弁113の作動油室は、油路140及びオリフィス141を介して2次圧油路102に接続している。 And the working oil chamber, the working oil chamber of the governor pressure switching valve 113 is connected via an oil passage 140 and the orifice 141 to the secondary pressure oil path 102. 油路140には、該油路14 The oil passage 140, oil passage 14
0をタンクに接続可能な走行モード切換パイロット弁1 0 connectable to the tank drive mode switching pilot valve 1
20が接続している。 20 is connected. 【0096】エンジンのアイドル回転状態から発進、加速、低速及び高速走行までの一連の油圧制御を説明する。 [0096] starting from the idle rotation state of the engine, acceleration, illustrating a series of hydraulic control to low and high speed running. 【0097】図5は、発進前で、エンジンのアイドル回転時の状態を示している。 [0097] Figure 5 is a forward shifting, shows the state at the time of idle rotation of the engine. [条件] エンジン回転 :アイドルシフト位置 :中立走行モード :エコノミー速比ロック :解除(通常変速モード) 【0098】[電磁弁の状態] 走行モード切換パイロット弁120 オン(エコノミーモード) コントロールラム切換パイロット弁105 オン(中立シフト位置) 第1シフトロックパイロット弁108 オフ第2シフトロックパイロット弁110 オフ中立ロック作動弁126 オン(中立ロック) 【0099】チャージングポンプ100からの圧油は、 Condition engine: Idle shift position: Neutral running mode: Economy speed ratio lock: release (normal shift mode) [0098] State of the solenoid valve] traveling mode switching the pilot valve 120 on (economy mode) control ram switching pilot valve 105 on the pressure oil from (neutral shift position) first shift lock pilot valve 108 off the second shift lock pilot valve 110 off the neutral lock operation valve 126 on (neutral lock) [0099] charging pump 100,
フィルター103を通って、まず1次圧油路101に入る。 Through the filter 103, first enters the primary pressure oil passage 101. 該油路101内は、1次調圧弁121により1次圧(1.3MPa)に調圧されており、エンジンガバナー弁112に至り、閉状態のエンジンガバナー弁112により、一旦そこで遮断されている。 Oil path 101 by the primary regulator valve 121 has pressure is regulated to the primary pressure (1.3 MPa), reaches the engine governor valve 112, the engine governor valve 112 in the closed state, it is temporarily blocked therein . 【0100】ブレーキを作動させていない状態なので、 [0100] Since the state was not operated brake,
中立ロック作動弁126は、スプールをX2方向へ移動して開弁しており、油路106,107をドレインし、 Neutral lock operation valve 126 is opened by moving the spool in the X2 direction, the oil passage 107 to the drain,
減圧している。 It is reduced pressure. 2次圧油路102の圧油は、オリフィス91を通って油路106,107に供給されるが、上記のように中立ロック作動弁126を介してドレインされており、しかも油路106と2次圧油路102の間には、オリフィス91が配置されていることにより、油路106,107の圧は略0になっている。 Pressure oil in the secondary pressure oil path 102 is fed to the oil passage 106 and 107 through the orifice 91, which is a drain through the neutral lock operation valve 126 as described above, moreover the oil passage 106 2 during the next pressure oil passage 102, by the orifice 91 is located, pressure of the oil passage 106 and 107 are substantially zero. したがって、 Therefore,
中立ロック用アクチュエータ129の油室69は0付近まで減圧し、図18のようにアクチュエータ129のロッド66がばね67の力により突出して、駆動ギヤ57 Neutral oil chamber 69 of the lock actuator 129 is depressurized to a nearly 0, and projects by the force of the rod 66 the spring 67 of the actuator 129 as shown in FIG. 18, the driving gear 57
のロック溝70に係合し、シフト機構10を中立状態にロックしている。 It engages the lock groove 70, locking the shift mechanism 10 to the neutral state. また、図5のシリンダ92も非作動状態で、引っ込んでいる。 Further, the cylinder 92 of Figure 5 in a non-operating state, is retracted. 【0101】2次圧油路102の圧油は、油路94を通ってHSTの閉回路内に補給される。 [0102] secondary pressure oil path 102 hydraulic fluid is replenished through the oil passage 94 to the closed circuit of the HST. 【0102】エンジンガバナー弁112は未だ閉じているので、ガバナー油圧は該弁112からは供給されておらず、したがって油路99からクラッチ弁72へのパイロット作動油の供給はなく、クラッチ弁72は開いている。 [0102] Since the engine governor valve 112 is still closed, the governor oil pressure is not supplied from the valve 112, thus no supply of pilot hydraulic oil from the oil passage 99 to the clutch valve 72, the clutch valve 72 is open. これによりHST回路の油路B1,B2(油室24 Thus the oil passage B1 of the HST circuit, B2 (oil chamber 24
a,24b)間は短絡されており、モータMは作動していない。 a, 24b) between it is short-circuited, the motor M is not operating. また、車速は0なので、遠心式車速ガバナー弁76は閉じており、直結クラッチC1 には圧油は供給されず、信号用油路90にも信号用圧油は供給されていない。 Further, the vehicle speed is 0, so the centrifugal speed governor valve 76 is closed, the pressure oil is not supplied to the direct clutch C1, the signal pressure oil to signal oil passage 90 is not supplied. 【0103】図6は、車発進後、中、低速域まで加速している状態を示している。 [0103] Figure 6, after the car start, middle, and shows a state that accelerated to a low speed range. エンジン :中、高速車速 :中、低速(直結クラッチオフ) シフト位置 :前進走行モード :エコノミー速比ロック :解除(通常変速モード) 【0104】[電磁弁の状態] 走行モード切換パイロット弁 120 オン(エコノミーモード) コントロールラム切換パイロット弁 105 オフ第1シフトロックパイロット弁 108 オフ第2シフトロックパイロット弁 110 オフ中立ロック作動弁 126 オフ(ブレーキ作動時のみ) 【0105】前記図5の状態から、ブレーキを踏むと、 Engine: in a fast speed: medium, low speed (direct clutch off) shift position: forward driving mode: Economy speed ratio lock: release (normal shift mode) [0104] State of the solenoid valve] traveling mode switching the pilot valve 120 on ( Economy mode) control ram switching pilot valve 105 off when the first shift lock pilot valve 108 off the second shift lock pilot valve 110 off the neutral lock operation valve 126 off (braking only) [0105] of FIG. 5 condition, the brake stepping,
中立ロック作動弁126がX1方向に移動して閉状態となり、油路106内の圧力が上昇する。 Neutral lock operation valve 126 is closed and moved in the X1 direction, the pressure in the oil passage 106 rises. それにより、アクチュエータ129の油室69の圧力が上昇し、ばね6 Thereby, the pressure of the oil chamber 69 of the actuator 129 is increased, the spring 6
7に抗してロッド66後退させて、図18の駆動ギヤ5 7 and the rod 66 is retracted against the driving gear 5 in FIG. 18
7のロック溝70からロッド66を外す。 Remove the rod 66 from 7 of the lock groove 70. これにより、 As a result,
シフト機構10の中立ロック状態は解除され、前進または後退にシフト可能となる。 Neutral lock state of the shift mechanism 10 is released, the shift can be in forward or backward. 【0106】また、ブレーキを踏んで図5の中立ロック作動弁126が閉じた場合に、上記油路106の上昇と共に油路107も上昇することにより、シリンダ92のロッドが突出し、スロットルレバー93をスロットル閉じ側へと押さえてアイドル状態を保つ。 [0106] Also, when the neutral lock operation valve 126 of FIG. 5 in the brakes is closed by an oil passage 107 also increases with increasing the oil passage 106, the rod of the cylinder 92 is projected, the throttle lever 93 It remains idle by pressing to the throttle closing side. 上記、スロットルレバー93は、手動式であり、通常前進あるいは後退シフト時には、所定のアイドル位置に停止保持しているが、アクセル位置が仮に中開度あるいは高開度位置にあった場合、入力回転速度が高すぎて大きなスタートショックを伴うため、ブレーキを踏むことにより、自動的にスロットルレバー93をアイドル位置に戻すのである。 The throttle lever 93 is manually, in the normal forward or backward shift, it is stopped held at a predetermined idle position, when the accelerator position was in if mid opening amount or a high opening position, the input rotation because with a large start shock velocity is too high, by stepping on the brake, it is to automatically return the throttle lever 93 to the idle position. 【0107】ブレーキ踏込状態を維持しつつ、シフト機構を前進または後進位置等へシフトした後は、アクチュエータ129のロッド66はロック溝70から外れて図17のように駆動ギヤ57の円周面57bに乗り上げているので、ブレーキを戻しても、ロックは解除されたままである。 [0107] while maintaining the brake depression state, after shifting the shift mechanism into forward or reverse position, etc., the circumferential surface 57b of the drive gear 57 as the rod 66 of the actuator 129 is disengaged from the lock groove 70 17 since the run-up to, even if returned to brake, lock remains has been canceled. 【0108】スロットルレバー93の開度を上げエンジン回転数を上昇することにより、図6の機械式ガバナー117のロッド117aの突出量が大きくなり、ガバナレバーYをT1方向へ回動し、エンジンガバナー弁11 [0108] By increasing the engine speed increases the opening degree of the throttle lever 93, the greater the amount of projection of the rod 117a of the mechanical governor 117 of FIG. 6, to rotate the governor lever Y to T1 direction, the engine governor valve 11
2のロッド112aが押さえ込まれることにより、エンジン回転速度の二乗に比例した作動油がガバナー弁11 By second rod 112a is held down, the hydraulic fluid is proportional to the square of the engine speed governor valve 11
2から吐出される。 Discharged from the 2. 【0109】この作動油(ガバナー油圧)は、オリフィス97、油路98及びガバナー圧切換弁113を通って、アシストシリンダ114に入り、ガバナーレバーY [0109] The hydraulic oil (governor pressure) passes through the orifice 97, the oil passage 98 and the governor pressure switching valve 113, enters the assist cylinder 114, the governor lever Y
のT1方向への回動力を増幅させる。 Amplifying the rotational force to the T1 direction. したがって、機械式ガバナー117で押す以上に出力を高めている。 Therefore, to enhance the output to more than pressing a mechanical governor 117. たとえば通常、3000rpmで0.6MPaのガバナー油圧が出る場合において、アシストシリンダ114でアシストすることにより、略1.2MPaに上がる。 For example typically when the 3000rpm by leaving the governor oil pressure of 0.6 MPa, by assisting in the assist cylinder 114, go up to approximately 1.2 MPa. すなわち、回転に対する比例定数(ゲイン)を増大させている。 That is, increasing the proportionality constant with respect to the rotation (gain). 【0110】走行モードがエコノミーであることは、エンジン回転が低い回転でも、ガバナー油圧を大きくして、コントロールラムA1の各ポート192等に供給するので、同じエンジン回転でも、コントロールラムA1 [0110] It travel mode is the economy, even rotary engine is low, by increasing the governor oil pressure, since the supply to each of the ports 192 or the like of the control ram A1, at the same engine speed, the control ram A1
のピストン161(図14)等を強く押すことになり、 The piston 161 will be pressed strongly (Figure 14) or the like,
モータ用斜板19が直立しやすく、減速比が早くトップ側へと変化する。 The swash plate 19 tends to erect motor, the reduction ratio is changed to fast and top side. すなわち、低いエンジン回転速度にマッチングして変速比をトップ側へと変化させることにより、駆動力は低下するものの燃料消費量を低減させる。 That is, by changing the matching to the gear ratio to the top side to a lower engine rotational speed, the driving force reduces the fuel consumption of those drops. 【0111】ガバナー油圧は油路99を介してクラッチ弁72の作動油室にも供給され、エンジンが所定の回転速度に達した際、クラッチ弁72が閉じる。 [0111] The governor oil pressure is also supplied to the hydraulic oil chamber of the clutch valve 72 through the oil passage 99, when the engine reaches a predetermined rotational speed, the clutch valve 72 is closed. これによりポンプ圧が供給側油路B1内に立ち、HST回路が機能し、モータMが回転する。 Thereby the pump pressure is up to the supply side oil passage B1, HST circuit functions, motor M is rotated. 【0112】なお、図5から図6に変化する初期過程において、ガバナー油圧が低くコントロールラム切換弁1 [0112] Note that, in the initial process of change in FIG. 6. FIG 5, the control governor oil pressure is lower ram switching valve 1
04がまだ図5のようにばね146に押されている場合には、油路99からのガバナー油圧は、第1油路131 When the 04 is still pushed by the spring 146 as shown in Figure 5, the governor oil pressure from the oil passage 99, the first oil path 131
に入り、コントロールラムA1の第1ポート191に圧送される。 Go into, it is pumped to the first port 191 of the control ram A1. これにより、モータ用斜板19は、最大傾転位置(最大減速比)にロックされる。 Thus, the motor swash plate 19 is locked in the maximum tilting position (maximum reduction ratio). すなわち、車の発進時においては、最大減速比の状態となる。 That is, at the time of car starting, the state of the maximum reduction ratio. 【0113】しかし、上記状態からすぐにエンジンの回転が上がりガバナー油圧が上昇するので、車両発進後、 [0113] However, since the rotation of the engine immediately from the state governor hydraulic up increases, after the vehicle is started,
すぐにコントロールラム切換弁104は、図6のように変化する。 Immediately control ram switching valve 104 is changed as shown in FIG. すると今度は、油路99から油路132を通って、コントロールラムA1の第2ポート192に圧油が供給され、一方、第1ポートへ191への圧油はドレインされる。 Then in turn, from the oil passage 99 through the oil passage 132 is supplied with pressure oil to the second port 192 of the control ram A1, whereas, pressure oil to 191 to the first port is the drain. 【0114】なお、発進時には勿論ブレーキは解除されているので、シリンダ92は解除状態となっており、スロットルレバー93は自在に操作可能である。 [0114] Incidentally, since of course the brake is released at the time of starting, the cylinder 92 has a release state, the throttle lever 93 is freely operable. 【0115】図7は、車速が上昇し、車速ガバナー弁7 [0115] FIG. 7, the vehicle speed is increased, the vehicle speed governor valve 7
6が開いて、直結クラッチC1が接続した状態を示している。 6 is opened, showing a state in which the lockup clutch C1 is connected. [条件] エンジン回転 :中、高速車速 :高速(直結クラッチオン) シフト位置 :前進走行モード :エコノミーモード速比ロック :解除【0116】[電磁弁の状態] 走行モード切換パイロット弁 120 オフ(エコノミーモード) コントロールラム切換パイロット弁 105 オン第1シフトロックパイロット弁 108 オフ第2シフトロックパイロット弁 110 オフ中立ロック作動弁 126 オン【0117】車速が上昇することにより、遠心式車速ガバナー弁76は開き(連通し)、直結クラッチC1 の作動油室78にHST回路の圧油が供給され、直結クラッチC1が接続すると共に、信号用油路90を介してストッパ用シリンダ115の作動油室に作動油(車速ガバナー油圧)が供給され、シリンダ115のロッドを突出させてガ Condition engine: in a fast speed: Fast (direct clutch on) shift position: forward driving mode: economy mode speed ratio lock: release [0116] State of the solenoid valve] traveling mode switching the pilot valve 120 off (economy mode ) controlled by the ram switching pilot valve 105 on the first shift lock pilot valve 108 off the second shift lock pilot valve 110 off the neutral lock operation valve 126 on [0117] the vehicle speed is increased, the centrifugal speed governor valve 76 is open (communicating teeth), the pressure oil of the HST circuit is supplied to the hydraulic oil chamber 78 of the lockup clutch C1, with direct clutch C1 is connected, the operating oil chambers to the hydraulic fluid of the stopper cylinder 115 via a signal oil passage 90 (the vehicle speed governor oil pressure) is supplied, gas is protruded rod of the cylinder 115 ナーレバーYをT2方向に押さえ、これによりエンジンガバナー弁112を閉じ、ガバナー油圧を0とする。 Hold the Nareba Y in the direction T2, thereby closing the engine governor valve 112, the governor oil pressure to zero. すなわち、直結時におけるガバナー油圧の作動を停止する。 That is, to stop the operation of the governor oil pressure during direct. したがって、エンジンガバナー弁112の出口ポートからガバナー油圧は供給されず、油路99を介してクラッチ弁72の作動油室にガバナー油圧は供給されないので、クラッチ弁72は開き、HST回路の両油路間は短絡状態となる。 Thus, the governor oil pressure from the outlet port of the engine governor valve 112 is not supplied, since the hydraulic oil chamber of the clutch valve 72 through the oil passage 99 governor oil pressure is not supplied, the clutch valve 72 is opened, both the oil passage of the HST circuit between becomes a short-circuit state. これにより、直結運転状態において、たとえモータ用斜板19が多少傾いていても、その油圧の立ち上がりをクラッチ弁72を介して逃がし、 Thus, in the direct operating condition, even if the inclined motor swash plate 19 is somewhat escape the rising of the hydraulic pressure via the clutch valve 72,
負荷の増大を無くし、エネルギーの損失を防止している。 Without an increase in the load, and prevent loss of energy. 【0118】また、遠心式車速ガバナー弁76が上記のように開いて信号用油路90に圧油が供給されると、図11の直結クラッチ作動検出スイッチ(プレッシャスイッチ)221が作動して、図7のように走行モード切換パイロット弁120をオフとする。 [0118] Further, when the centrifugal speed governor valve 76 pressurized oil to the signal oil passage 90 is opened as described above is supplied, the direct coupling clutch actuation detection switch (pressure switch) 221 of FIG. 11 is activated, to turn off the driving mode switching pilot valve 120 as shown in FIG. これにより、油路1 As a result, the oil passage 1
40内に圧力が立ち上がり、アクチュエータ123のロッドを突出させて、1次調圧弁121の1次設定圧をたとえば1.3MPaから0.8MPaまで下げる。 Rising pressure in 40, the rod of actuator 123 is protruded, it lowers the primary set pressure of the primary regulator valve 121, for example, from 1.3MPa to 0.8 MPa. したがって、チャージングポンプ100の負担は軽減され、 Therefore, the burden of the charging pump 100 is reduced,
省エネルギー化が達成される。 Energy saving can be achieved. これと同時に、ガバナー圧切換弁113の作動油室にも圧油が供給され、該弁1 At the same time, pressure oil is also supplied to the hydraulic oil chamber of the governor pressure switching valve 113, the valve 1
13をストレート形セクション(図の上側のセクション)に切り換え、アシストシリンダ114を非加圧状態(ガバナーレバーを加圧しない状態)としている。 Switch the 13 straight shaped section (upper side section of the drawing), and the assist cylinder 114 and the non-pressurized state (the absence of the governor lever pressing). 【0119】図7の状態では、エンジンガバナー弁11 [0119] In the state shown in FIG. 7, engine governor valve 11
2からガバナー油圧が供給されないので、コントロールラムA1には、いずれのポート191,192,19 Since 2 governors hydraulic pressure is not supplied, the control ram A1, which port 191,192,19
3,194にも圧油は供給されない。 Pressure oil to 3,194 is not supplied. したがって、コントロールラムA1のシフト推力は消失し、モータ用斜板19は、単にモータ用プランジャ18の押圧力により、 Therefore, the shift thrust control ram A1 disappeared, the motor swash plate 19, by simply pressing force of the motor plungers 18,
略垂直姿勢に保たれる。 It is maintained in a substantially vertical attitude. 【0120】図8は、コントロールラムA1を最大減速比L1で速比をロックし、一定の車速で走行作業をしている状態を示している。 [0120] Figure 8 shows a state in which lock the speed ratio control ram A1 at maximum reduction ratio L1, it has a traveling work at a constant speed. [条件] エンジン回転 :中、高速車速 :中、低速(直結クラッチオフ) シフト位置 :前進走行モード :速比ロックモード速比ロック :L1(最大減速比) 【0121】[電磁弁の状態] 走行モード切換パイロット弁 120 オフ(速比ロックモード) コントロールラム切換パイロット弁 105 オン第1シフトロックパイロット弁 108 オン(L Condition engine: in a fast speed: medium, low speed (direct clutch off) shift position: forward driving mode: speed ratio lock mode speed ratio locked: L1 (maximum reduction ratio) [0121] [state of the solenoid valves' travel mode switching pilot valve 120 off (speed ratio lock mode) control ram switching pilot valve 105 on the first shift lock pilot valve 108 on (L
1指定) 第2シフトロックパイロット弁 110 オン(L 1 designated) second shift lock pilot valve 110 on (L
1指定) 中立ロック作動弁 126 オン【0122】前提の状態としては、車速が中、低速なので、直結クラッチC1はオフになっており、ガバナー弁112は開き、該ガバナー弁112からガバナー油圧が供給された状態である。 The state of one specified) neutral lock operation valve 126 on [0122] premise, in the vehicle speed, so slow, direct clutch C1 is turned off, the governor valve 112 is opened, the governor oil pressure is supplied from the governor valve 112 is a state of being. コントロールラム切換パイロット弁105は走行モード切換スイッチ220(図11) Control ram switching pilot valve 105 is traveling mode changeover switch 220 (FIG. 11)
が速比ロックモード位置であることにより、常にオンとなっているので、油路116,118内の圧油はドレインされ、オリフィス97より下流側の油路部分には圧力は立たなくなる。 By is speed ratios lock mode position, it is always in the ON pressure oil in the oil passage 116, 118 is the drain, the pressure will not stand in the oil passage portion downstream of the orifice 97. したがって、コントロールラム切換弁104の作動油室にはパイロット圧は作用せず、ガバナー弁12から吐出されるガバナー油圧は、油路99からコントロールラム切換弁104を通り、油路131から、コントロールラムA1の第1ポート191、第1シフトロック切換弁109及び第2シフトロック切換弁1 Therefore, it does not act pilot pressure to the hydraulic oil chamber of the control ram switching valve 104, the governor oil pressure discharged from the governor valve 12, through the control ram switching valve 104 from the oil passage 99, the oil passage 131, the control ram the first port 191 of the A1, the first shift lock switching valve 109 and the second shift lock switching valve 1
11の入口ポートに圧送される。 It is pumped to 11 inlet port of. 【0123】ところが、第1、第2シフトロック切換弁109,111の各パイロット用の第1,第2シフトロックパイロット弁108,110が開いていることにより、上記両シフトロック切換弁109,111は閉状態になっており、結局、コントロールラムA1には油路1 [0123] However, first, by the first for each pilot of the second shift lock switching valve 109 and 111, the second shift lock pilot valve 108, 110 open, the both shift lock switching valve 109, 111 is in the closed state, after all, the oil passage to the control ram A1 1
31から第1ポート191のみに圧油が供給される。 31 pressurized oil only to the first port 191 is supplied from. これにより、コントロールラムは図14のように最大減速比L1にロックされる。 Thus, the control ram is locked to the maximum reduction ratio L1 as shown in FIG. 14. 【0124】上記ロック操作は、上述のように中、低速走行時で直結クラッチC1がオフになっている時のみ有効に動作するが、一方、高速走行時で直結クラッチC1 [0124] The lock operation during as described above, only works effectively when the direct coupling clutch C1 at the time of low-speed running is turned off, whereas, direct clutch C1 in high-speed running
が接続している時には、急激な車速減少を防止するために、いくらロック操作をしても、ロック作動しない。 There when the connected, in order to prevent the sudden vehicle speed decrease, even if the much locking operation, no lock operation. すなわち、図7のように、直結クラッチが接続している時に、第1、第2シフトロックパイロット弁108,11 That is, as shown in FIG. 7, when the lockup clutch is connected, first, second shift lock pilot valve 108,11
0を開いて最大減速比L1にロックしたとしても、エンジンガバナー弁112からガバナー油圧は供給されていないので、図8のような状態にはならず、コントロールラムA1の第1ポート191には圧油は供給されず、ロックされない。 0 open even when locked to the maximum reduction ratio L1, since the governor oil pressure from the engine governor valve 112 is not supplied, not to the state shown in FIG. 8, pressure in the first port 191 of the control ram A1 oil is not supplied, not locked. すなわち、高速走行時にたとえシフトロック操作を行ったとしても、ロックはされず、急激なシフトダウンを避けることができる。 That is, even when subjected to even shift lock operation at high speeds, the locking can be avoided Sarezu, a rapid downshift. 【0125】車速が下がって直結クラッチC1が解除された状態になると、ガバナー弁112は開いてガバナー油圧が供給されるので、図8のように、シフトロック操作を行うと、コントロールラムA1の第1ポート191 [0125] At state lockup clutch C1 down vehicle speed is canceled, since the governor valve 112 governor oil pressure is supplied open, as shown in FIG. 8, when the shift lock operation, the control ram A1 1 port 191
に圧油が供給され、最大減速比1にロックされるのである。 Pressure oil is supplied to, we are locked in the maximum reduction ratio 1. 【0126】図9は、コントロールラムA1を第2の減速比L2で速比をロックしている状態を示している。 [0126] Figure 9 shows a state that locks the speed ratio control ram A1 at the second reduction ratio L2. [条件] エンジン回転 :中、高速車速 :中、低速(直結クラッチオフ) シフト位置 :前進走行モード :速比ロックモード速比ロック :L2(中間減速比) 【0127】[電磁弁の状態] 走行モード切換パイロット弁 120 オフ(速比ロックモード) コントロールラム切換パイロット弁 105 オン第1シフトロックパイロット弁 108 オフ(L Condition engine: in a fast speed: medium, low speed (direct clutch off) shift position: forward driving mode: speed ratio lock mode speed ratio locked: L2 (intermediate reduction ratio) [0127] [state of the solenoid valves' travel mode switching pilot valve 120 off (speed ratio lock mode) control ram switching pilot valve 105 on the first shift lock pilot valve 108 off (L
2指定) 第2シフトロックパイロット弁 110 オン(L 2 designated) second shift lock pilot valve 110 on (L
2指定) 中立ロック作動弁 126 オン【0128】第1シフトロックパイロット弁108が閉じていること以外は、図8の状態と同様な状態となっている。 2 specification) except that the neutral lock-operated valve 126 on [0128] The first shift lock pilot valve 108 is closed, has the same state as the state in FIG. 8. ガバナー弁112から吐出されるガバナー油圧は、油路99からコントロールラム切換弁104を通り、油路131から、コントロールラムA1の第1ポート191と、第1シフトロック切換弁109の入口ポートと、第2シフトロック切換弁111の入口ポートに供給される。 Governor oil pressure discharged from the governor valve 112, through the control ram switching valve 104 from the oil passage 99, the oil passage 131, the first port 191 of the control ram A1, an inlet port of the first shift lock switching valve 109, It is supplied to the inlet port of the second shift lock switching valve 111. 【0129】第2シフトロック切換弁111のパイロット用の第2シフトロックパイロット弁110が開いていることにより、第2シフトロック切換弁111は閉状態になっているので、コントロールラムA1には、油路1 [0129] By that second shift lock pilot valve 110 of the pilot of the second shift lock switching valve 111 is opened, since the second shift lock switching valve 111 is in the closed state, the control ram A1, the oil passage 1
31から第1ポート191に圧油が供給されると同時に、オン状態の第1シフトロック切換弁109を介して第4ポート194に圧油が供給され、図15のように第2の減速比L2にロックされる。 From 31 at the same time pressure fluid to the first port 191 is supplied pressure oil to the fourth port 194 is supplied via the first shift lock switching valve 109 in the ON state, the second reduction ratio as in FIG. 15 L2 is locked in. 【0130】図10は、第3の減速比L3で速比をロックしている状態を示している。 [0130] Figure 10 shows a state that locks the speed ratio in the third speed reduction ratio L3. [条件] エンジン回転 :中、高速車速 :中、低速(直結クラッチオフ) シフト位置 :前進走行モード :速比ロックモード速比ロック :L3 【0131】[電磁弁の状態] 走行モード切換パイロット弁 120 オフ(速比ロックモード) コントロールラム切換パイロット弁 105 オン第1シフトロックパイロット弁 108 オン(L Condition engine: in a fast speed: medium, low speed (direct clutch off) shift position: forward driving mode: speed ratio lock mode speed ratio locked: L3 [0131] State of the solenoid valve] traveling mode switching the pilot valve 120 off (speed ratio lock mode) control ram switching pilot valve 105 on the first shift lock pilot valve 108 on (L
3指定) 第2シフトロックパイロット弁 110 オフ(L 3 Specify) second shift lock pilot valve 110 off (L
3指定) 中立ロック作動弁 126 オン【0132】第2シフトロックパイロット弁110が閉じていること以外は、図8の状態と同様な状態となっている。 3 specification) except that the neutral lock-operated valve 126 on [0132] the second shift lock pilot valve 110 is closed, has the same state as the state in FIG. 8. ガバナー弁112から吐出されるガバナー油圧は、油路99からコントロールラム切換弁104を通り、油路131から、コントロールラムA1の第1ポート191と、第1シフトロック切換弁109の入口ポートと、第2シフトロック切換弁111の入口ポートに供給される。 Governor oil pressure discharged from the governor valve 112, through the control ram switching valve 104 from the oil passage 99, the oil passage 131, the first port 191 of the control ram A1, an inlet port of the first shift lock switching valve 109, It is supplied to the inlet port of the second shift lock switching valve 111. 【0133】第1シフトロック切換弁109のパイロット用の第1シフトロックパイロット弁108が開いていることにより、第1シフトロック切換弁109は閉状態になっているので、コントロールラムA1には、油路1 [0133] By being first shift lock pilot valve 108 of the pilot of the first shift lock switching valve 109 is opened, the first shift lock switching valve 109 is in the closed state, the control ram A1, the oil passage 1
31から第1ポート191に圧油が供給されると同時に、オン状態の第2シフトロック切換弁111を介して第3ポート193に圧油が供給され、図16のように第3の減速比L3にロックされる。 From 31 at the same time pressure fluid to the first port 191 is supplied pressure oil to the third port 193 is supplied via the second shift lock switching valve 111 in the ON state, the third reduction ratio as in FIG. 16 L3 is locked in.

【図面の簡単な説明】 【図1】 本願発明を適用した油圧式無段変速機の全体縦断面図である。 It is an overall longitudinal sectional view of the BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS [Figure 1] by applying the present invention has hydraulic CVT. 【図2】 図1のII−II断面拡大図である。 2 is a II-II cross-sectional enlarged view of FIG. 【図3】 図2のIII−III断面図である。 3 is a sectional view taken along line III-III in FIG. 2. 【図4】 図1と同じ変速機であって、別の切断面による部分縦断面図である。 [4] In the same transmission as in FIG. 1 is a partial longitudinal sectional view according to another cut surface. 【図5】 本願発明の油圧式無段変速機の制御機構全体を示しており、アイドル回転時状態を示す油圧回路図である。 Figure 5 shows the whole control mechanism of a hydraulic continuously variable transmission of the present invention is a hydraulic circuit diagram showing an idle rotation time state. 【図6】 図5と同じ油圧回路図であって、通常運転開始時の状態を示す油圧回路図である。 [6] have the same hydraulic circuit diagram and FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing a normal operation start state. 【図7】 図5と同じ油圧回路図であって、直結クラッチ接続時の通常運転状態を示す油圧回路図である。 [7] In the same hydraulic circuit diagram and FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing a normal operation state when the direct-coupled clutch connected. 【図8】 図5と同じ油圧回路図であって、最大減速比で速比ロックした状態を示す油圧回路図である。 [8] In the same hydraulic circuit diagram and FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing a state where the speed ratio locked at the maximum reduction ratio. 【図9】 図5と同じ油圧回路図であって、第2の減速比で速比ロックした状態を示す油圧回路図である。 [9] In the same hydraulic circuit diagram and FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing a state where the speed ratio locked in a second reduction ratio. 【図10】 図5と同じ油圧回路図であって、第3の減速比で速比ロックした状態を示す油圧回路図である。 [10] In the same hydraulic circuit diagram and FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing a state where the speed ratio locked in third speed reduction ratio. 【図11】 図5の制御機構に使用される各種電磁弁の配線図である。 11 is a wiring diagram of the various solenoid valves used to control mechanism of FIG. 【図12】 図1の支持軸部分であって、エンジンドブレーキ時の状態を示す縦断面拡大図である。 [12] A support shaft portion of FIG. 1 is a longitudinal sectional enlarged view showing a state when the engine de braking. 【図13】 図1の支持軸部分であって、エンジンドライブ時の状態を示す縦断面拡大図である。 [13] A support shaft portion of FIG. 1 is a longitudinal sectional enlarged view showing a state during the engine drive. 【図14】 変速制御用油圧アクチュエータ(コントロールラム)であって、最大減速比で速比ロックした状態を示す縦断面図である。 [14] A shift control hydraulic actuator (control ram) is a longitudinal sectional view showing a state where the speed ratio locked at the maximum reduction ratio. 【図15】 変速制御用油圧アクチュエータであって、 [15] A shift control hydraulic actuator,
第2の減速比で速比ロックした状態を示す油圧回路図である。 A hydraulic circuit diagram showing a state where the speed ratio locked in a second reduction ratio. 【図16】 変速制御用油圧アクチュエータであって、 [16] A shift control hydraulic actuator,
第3の減速比で速比ロックした状態を示す油圧回路図である。 A hydraulic circuit diagram showing a state where the speed ratio locked in third speed reduction ratio. 【図17】 シフト機構であって、前進シフト状態を示す縦断後面拡大図である。 17 A shifting mechanism is a vertical rear enlarged view showing a forward shift state. 【図18】 シフト機構であって、中立シフト状態を示す縦断後面拡大図である。 [18] The shift mechanism, a vertical rear enlarged view showing a neutral shift state. 【図19】 シフト機構であって、後進シフト状態を示す縦断後面拡大図である。 [19] The shift mechanism, a vertical rear enlarged view showing a reverse shift state. 【図20】 従来例の縦断面図である。 20 is a longitudinal sectional view of a conventional example. 【符号の説明】 1 入力軸3 バルブボディ4 モータ用シリンダブロック7 軸受18 モータ用プランジャ23 リヤカバー24 油室24a 外方油室24b 内方油室25 分配環支持軸25a 偏心頭部25b 支承部25c 突子29 油圧分配環46 後部ケース(静止ケース部材) 48 軸受49 円環49a 段部49b 嵌合面87 ダンパー油室P 油圧ポンプM 油圧モータB1 供給側油路B2 戻り側油路 [Description of Reference Numerals] 1 input shaft 3 to the valve body 4 motor cylinder block 7 bearing 18 motor plungers 23 the rear cover 24 oil chamber 24a outside the oil chamber 24b inward oil chamber 25 partitioned ring support shaft 25a eccentric head 25b bearing 25c projections 29 hydraulic distributor ring 46 the rear case (stationary casing member) ¥ 48 bearing 49 ring 49a stepped portion 49b fitting surface 87 damper oil chamber P hydraulic pump M hydraulic motor B1 supply side oil passage B2 return oil passage

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 平5−296343(JP,A) 特開 平2−89867(JP,A) 特開 平1−108460(JP,A) 実開 昭63−96369(JP,U) (58)調査した分野(Int.Cl. 7 ,DB名) F16H 39/02 - 39/14 ────────────────────────────────────────────────── ─── of the front page continued (56) reference Patent flat 5-296343 (JP, a) JP flat 2-89867 (JP, a) JP flat 1-108460 (JP, a) JitsuHiraku Akira 63- 96369 (JP, U) (58 ) investigated the field (Int.Cl. 7, DB name) F16H 39/02 - 39/14

Claims (1)

  1. (57)【特許請求の範囲】 【請求項1】固定容量型の油圧ポンプ(P)と、該油圧ポンプ(P)の吐出部と吸入部にそれぞれ供給側油路(B1) (57) and the Patent Claims 1. A fixed displacement hydraulic pump (P), respectively the supply side oil passage to the suction portion and the discharge portion of the hydraulic pump (P) (B1)
    と戻り側油路(B2)とを介して接続されて油圧閉回路を構成する可変容量型の斜板式油圧モータ(M)と、モータ用プランジャ突出方向を軸方向前方として、モータ用シリンダブロック(4)の後側に、バルブボディ(3)を介して回転方向及び軸方向に一体的に結合されると共に静止ケース部材に軸受(7)を介して回転自在に支持されたリヤカバー(23)と、バルブボディ後面に回動自在に摺接配置されてリヤカバー内を上記供給側油路(B1)の一部となる内方油室(24b)と戻り側油路(B2)の一部となる外方油室(24 And the return-side oil passage and (B2) a variable displacement swash plate type hydraulic motor and constituting the connection has been closed hydraulic circuit through the (M), a plunger protruding direction motor as an axial forward, the motor cylinder block ( behind the 4), the rear cover which is rotatably supported via a bearing (7) on the stationary casing member while being integrally coupled to the rotational direction and the axial direction through the valve body (3) and (23) , the part of the supply-side oil path in the rear cover is sliding disposed rotatably on rear valve body surface (B1) become part inner oil chamber of (24b) and the return side oil passage (B2) outside the oil chamber (24
    a)とに区画する油圧分配環(29)と、該分配環(29)を前端偏心頭部(25a)で前方押付け可能かつ軸方向移動可能に支持すると共にリヤカバー内から突出してシフト機構(1 A hydraulic distributor ring (29) which divides the with a), the shift protrudes from the rear cover while supporting possible and be axially movable pressing forward the distributor ring (29) at the front eccentric head (25a) mechanism (1
    0)に連結する支持軸(25)とを備えた油圧式無段変速機において、支持軸(25)には、前面が外方油室(24a)に面する外向きフランジ状の支承部(25b)を形成し、該支承部 In the hydraulic stepless transmission having the support shaft connecting the 0) and (25), the support shaft (25), an outward flange-like bearing the front facing outward oil chamber (24a) ( 25b) is formed, said supporting Seung portion
    (25b)とリヤカバー(23)の内周支持孔との間に円環(49) Annular between the inner peripheral support hole of (25b) and rear cover (23) (49)
    を介在させ、円環(49)の内周面には段部(49a)を介して前半部分に嵌合面(49b)を形成し、該嵌合面(49b)に支承部(25b)の外周面を軸方向相対移動可能に嵌合し、円環 The interposed, on the inner peripheral surface of the ring (49) forming a mating surface (49b) to the first part through stepped portion (49a), bearing on the fitting face (49b) of (25b) the outer peripheral surface fitted axially relatively movable, annular
    (49)の後端面を、後側の静止ケース部材に直接あるいは緩衝材(55)を介して係止し、円環(49)の外周面をリヤカバー(23)の内周支持孔に、回転自在かつ軸方向相対移動可能に軸受(48)を介して支持し、支承部(25b)の後面と円環(49)の間に、支承部(25b)と円環(49)との相対的軸方向移動により、容積変化するダンパー油室(87)を形成していることを特徴とする油圧式無段変速機。 The rear end surface (49), engages through a rear of the stationary casing member directly or cushioning material (55), the outer peripheral surface of the ring (49) on the inner periphery supporting hole of the rear cover (23), rotation free but axially relatively movable supported through a bearing (48), between the surface and the circular after bearing (25b) (49), the relative bearing portion and (25b) annular and (49) the axial movement, hydraulic continuously variable transmission characterized in that it forms a volume change damper oil chamber (87). 【請求項2】固定容量型の油圧ポンプ(P)と、該油圧ポンプ(P)の吐出部と吸入部にそれぞれ供給側油路(B1) 2. A fixed displacement hydraulic pump and (P), respectively the supply side oil passage to the suction portion and the discharge portion of the hydraulic pump (P) (B1)
    と戻り側油路(B2)とを介して接続されて油圧閉回路を構成する可変容量型の斜板式油圧モータ(M)と、モータ用プランジャ突出方向を軸方向前方として、モータ用シリンダブロック(4)の後側に、バルブボディ(3)を介して回転方向及び軸方向に一体的に結合されると共に静止ケース部材に軸受(7)を介して回転自在に支持されたリヤカバー(23)と、バルブボディ後面に回動自在に摺接配置されてリヤカバー内を上記供給側油路(B1)の一部となる内方油室(24b)と戻り側油路(B2)の一部となる外方油室(24 And the return-side oil passage and (B2) a variable displacement swash plate type hydraulic motor and constituting the connection has been closed hydraulic circuit through the (M), a plunger protruding direction motor as an axial forward, the motor cylinder block ( behind the 4), the rear cover which is rotatably supported via a bearing (7) on the stationary casing member while being integrally coupled to the rotational direction and the axial direction through the valve body (3) and (23) , the part of the supply-side oil path in the rear cover is sliding disposed rotatably on rear valve body surface (B1) become part inner oil chamber of (24b) and the return side oil passage (B2) outside the oil chamber (24
    a)とに区画する油圧分配環(29)と、該分配環(29)を前端偏心頭部(25a)で前方押付け可能かつ軸方向移動可能に支持すると共にリヤカバー内から突出してシフト機構(1 A hydraulic distributor ring (29) which divides the with a), the shift protrudes from the rear cover while supporting possible and be axially movable pressing forward the distributor ring (29) at the front eccentric head (25a) mechanism (1
    0)に連結する支持軸(25)とを備えた油圧式無段変速機において、支持軸(25)には、前面が外方油室(24a)に面する外向きフランジ状の支承部(25b)を形成し、該支承部 In the hydraulic stepless transmission having the support shaft connecting the 0) and (25), the support shaft (25), an outward flange-like bearing the front facing outward oil chamber (24a) ( 25b) is formed, said supporting Seung portion
    (25b)とリヤカバー(23)の内周支持孔との間に円環(49) Annular between the inner peripheral support hole of (25b) and rear cover (23) (49)
    を介在させ、円環(49)の内周面には段部(49a)を介して前半部分に嵌合面(49b)を形成し、該嵌合面(49b)に支承部(25b)の外周面を軸方向相対移動可能に嵌合し、円環 The interposed, on the inner peripheral surface of the ring (49) forming a mating surface (49b) to the first part through stepped portion (49a), bearing on the fitting face (49b) of (25b) the outer peripheral surface fitted axially relatively movable, annular
    (49)の後端面を、後側の静止ケース部材に直接あるいは緩衝材(55)を介して係止し、円環(49)の外周面をリヤカバー(23)の内周支持孔に、回転自在かつ軸方向相対移動可能に軸受(48)を介して支持し、支持軸(25)の頭部前面の略中央部に、分配環(29)の略圧力中心を前方へと押さえる突子(25c)を形成していることを特徴とする油圧式無段変速機。 The rear end surface (49), engages through a rear of the stationary casing member directly or cushioning material (55), the outer peripheral surface of the ring (49) on the inner periphery supporting hole of the rear cover (23), rotation freely and is supported via a relative axial movable bearing (48), presses the substantially central portion of the head front face of the support shaft (25), a substantially center of pressure distribution ring (29) and the forward projections ( hydraulic CVT, characterized in that forming the 25c).
JP04686794A 1994-03-17 1994-03-17 Hydraulic continuously variable transmission Expired - Fee Related JP3448337B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP04686794A JP3448337B2 (en) 1994-03-17 1994-03-17 Hydraulic continuously variable transmission

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP04686794A JP3448337B2 (en) 1994-03-17 1994-03-17 Hydraulic continuously variable transmission

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPH07259950A JPH07259950A (en) 1995-10-13
JP3448337B2 true JP3448337B2 (en) 2003-09-22

Family

ID=12759298

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP04686794A Expired - Fee Related JP3448337B2 (en) 1994-03-17 1994-03-17 Hydraulic continuously variable transmission

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP3448337B2 (en)

Families Citing this family (30)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US7011600B2 (en) 2003-02-28 2006-03-14 Fallbrook Technologies Inc. Continuously variable transmission
EP1815165B1 (en) 2004-10-05 2012-03-21 Fallbrook Technologies Inc. Continuously variable transmission
WO2007070167A2 (en) 2005-10-28 2007-06-21 Fallbrook Technologies Inc. Electromotive drives
CN101495777B (en) 2005-11-22 2011-12-14 福博科技术公司 CVT
CN102226467B (en) 2005-12-09 2014-06-25 福博科知识产权有限责任公司 Continuously variable transmission
EP1811202A1 (en) 2005-12-30 2007-07-25 Fallbrook Technologies, Inc. A continuously variable gear transmission
WO2008002457A2 (en) 2006-06-26 2008-01-03 Fallbrook Technologies Inc. Continuously variable transmission
EP2089642B1 (en) 2006-11-08 2013-04-10 Fallbrook Intellectual Property Company LLC Clamping force generator
US8738255B2 (en) 2007-02-01 2014-05-27 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US20100093479A1 (en) * 2007-02-12 2010-04-15 Fallbrook Technologies Inc. Continuously variable transmissions and methods therefor
EP2122198B1 (en) 2007-02-16 2014-04-16 Fallbrook Intellectual Property Company LLC Method and assembly
CN102943855B (en) 2007-04-24 2016-01-27 福博科技术公司 Electric traction drive
WO2008154437A1 (en) 2007-06-11 2008-12-18 Fallbrook Technologies Inc. Continuously variable transmission
CA2692476C (en) 2007-07-05 2017-11-21 Fallbrook Technologies Inc. Continuously variable transmission
US8996263B2 (en) 2007-11-16 2015-03-31 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Controller for variable transmission
DK2234869T3 (en) 2007-12-21 2012-10-15 Fallbrook Technologies Inc Automatic transmissions and modes thereof
WO2009111328A1 (en) 2008-02-29 2009-09-11 Fallbrook Technologies Inc. Continuously and/or infinitely variable transmissions and methods therefor
US8317651B2 (en) 2008-05-07 2012-11-27 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Assemblies and methods for clamping force generation
JP5457438B2 (en) 2008-06-06 2014-04-02 フォールブルック インテレクチュアル プロパティー カンパニー エルエルシー Infinitely variable transmission and control system for infinitely variable transmission
CN107246463A (en) 2008-06-23 2017-10-13 福博科知识产权有限责任公司 Buncher
CA2732668C (en) 2008-08-05 2017-11-14 Fallbrook Technologies Inc. Methods for control of transmission and prime mover
US8469856B2 (en) 2008-08-26 2013-06-25 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US8167759B2 (en) 2008-10-14 2012-05-01 Fallbrook Technologies Inc. Continuously variable transmission
KR101718754B1 (en) 2009-04-16 2017-03-22 폴브룩 인텔렉츄얼 프로퍼티 컴퍼니 엘엘씨 Stator assembly and shifting mechanism for a continuously variable transmission
US8512195B2 (en) 2010-03-03 2013-08-20 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US8888643B2 (en) 2010-11-10 2014-11-18 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
WO2013112408A1 (en) 2012-01-23 2013-08-01 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
KR20150144770A (en) 2013-04-19 2015-12-28 폴브룩 인텔렉츄얼 프로퍼티 컴퍼니 엘엘씨 Continuously variable transmission
US10047861B2 (en) 2016-01-15 2018-08-14 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for controlling rollback in continuously variable transmissions
EP3430287A1 (en) 2016-03-18 2019-01-23 Fallbrook Intellectual Property Company LLC Continuously variable transmissions systems and methods

Also Published As

Publication number Publication date
JPH07259950A (en) 1995-10-13

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US3574289A (en) Transmission and control system
US5514047A (en) Continuously variable transmission
EP1591295B1 (en) Hydraulic drive system and improved control valve assembly therefor
EP0356102B1 (en) hydraulic control circuits for continuously-variable-ratio transmissions
US4334441A (en) Gearshift timing control arrangement for automatic power transmission
US20020169051A1 (en) Toroidal continuously variable transmission
JP2914397B2 (en) The methods and suitable hydrostatic drive system for driving a vehicle hydrostatic
EP1304508B1 (en) Automotive vehicle power transmission control
US4534243A (en) Hydraulic control system for a V-belt transmission
US4733582A (en) Control valve system for a continuously variable belt driven transmission for motor vehicles
US20010011622A1 (en) Power transmitting system for four-wheel drive vehicle
US4228691A (en) Variable pulley transmission
US4241618A (en) Variable pulley transmission
US6379278B1 (en) Vehicular transmission stop control system
US4018316A (en) Engine and transmission power train
EP0408170B1 (en) Vehicle control systems
EP0163290B1 (en) Belt type continuously variable transmission system
EP0605234B1 (en) Clutch assembly for an automatic mechanical transmission
US4274307A (en) Shock control arrangement in hydraulic control system of automatic power transmission
CA2351821C (en) Parallel hydromechanical underdrive transmission
US4727966A (en) Differential with differential motion limiting mechanism
EP1029183B1 (en) Hydraulic machine
JP2743379B2 (en) Hydraulic control device for a transmission
US4235320A (en) Retarder and friction brakes
EP0240178B1 (en) Method of controlling a continuously variable automotive transmission

Legal Events

Date Code Title Description
R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees