JP3599136B2 - 静油圧式無段変速機の自動クラッチ装置 - Google Patents
静油圧式無段変速機の自動クラッチ装置 Download PDFInfo
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ポンプ及び油圧モータを低圧油路及び高圧油路を介して相互に連通し、低圧油路及び高圧油路に、補給ポンプに連なる補給油路を第１逆止弁及び第２逆止弁をそれぞれ介して接続した静油圧式無段変速機において、油圧ポンプ及び油圧モータ間を油圧伝動状態や油圧伝動遮断状態に自動制御する自動クラッチ装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、かゝる自動クラッチ装置として、低圧油路と高圧油路間を接続する短絡油路に、それを開閉するクラッチ弁を設け、このクラッチ弁に、油圧ポンプの原動機の回転に連動する油圧ガバナの発生油圧で作動するアクチュエータを連結して、クラッチ弁を自動的に操作するようにしたものが知られている（例えば特公昭６１−２３４１４号公報参照）。
【発明が解決しようとする課題】
従来の自動クラッチ装置は、クラッチ弁の他に、これを操作するアクチュエータを必要とするため、構造が複雑、且つ大型化し、コスト高となる欠点がある。
【０００３】
本発明は、そのような欠点を解消した前記静油圧式無段変速機の自動クラッチ装置を提供することを目的とする。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明は、高圧油路と、油溜に連なる排出ポートとの間に、それらの間を連通する開弁位置とそれらの間を遮断する閉弁位置とに切換わるクラッチ弁を設け、このクラッチ弁に、これを閉弁方向へ付勢すべく低圧油路の油圧を作用させる一方、補給油路に、その油圧を油圧ポンプの入力回転数の上昇に応じて増大させる油圧ガバナを接続したことを第１の特徴とする。
【０００５】
また本発明は、上記第１の特徴に加えて、クラッチ弁の閉弁時には、それに高圧油路の油圧を開弁方向へ与え、高圧油路の油圧が低圧油路の油圧より所定値以上増大するとクラッチ弁を開弁動作させるようにしたことを第２の特徴とする。
【０００６】
また本発明は、上記第１の特徴に加えて、クラッチ弁が、油圧モータの出力軸に連動回転するシリンダブロックに径方向摺動可能に嵌装されて径方向内端を低圧油路に臨ませる弁ピストンと、この弁ピストンを径方向内方側に付勢する戻しばねとを備え、油圧ポンプを駆動するエンジンのアイドリング時には、戻しばねの付勢力で弁ピストンが径方向内方側に押しやられることでクラッチ弁の閉弁位置が保持されるようにしたことを第３の特徴とする。
【０００７】
【発明の実施の形態】
本発明の実施の形態を、図面に示す本発明の実施例に基いて説明する。
【０００８】
図１ないし図３において、自動二輪車のパワーユニットにおけるミッションケース１は左右のケース半体１Ａ，１Ｂをボルト２により結合して構成される。このミッションケース１に、定容量型斜板式油圧ポンプＰと、該油圧ポンプＰとの間に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とからなる無段変速機Ｔが収納される。
【０００９】
油圧ポンプＰは、右ケース半体１Ｂの外端部にラジアルベアリング３を介して回転自在且つ軸方向変位可能に支承される入力筒軸４と、この入力筒軸４に第１アンギュラコンタクトベアリング５を介して相対回転自在に支承されるポンプシリンダ６と、このポンプシリンダ６にその回転軸線を囲むように設けられた環状配列の複数且つ奇数のシリンダ孔７にそれぞれ摺動自在に嵌装される複数のポンプシリンダ８と、これらポンププランジャ８の外端に前面を当接させるポンプ斜板９と、このポンプ斜板９を、ポンプシリンダ６の軸線と直交する仮想トラニオン軸線Ｏ1 を中心にしてポンプシリンダ６の軸線に対し一定角度傾斜した姿勢に保持すべく該斜板９をスラストベアリング１０及びラジアルベアリング１１を介して支承するポンプ斜板ホルダ１２とから構成されており、このポンプ斜板ホルダ１２は前記入力筒軸４と一体に形成される。
【００１０】
入力筒軸４の右端部は、右ケース半体１Ｂの外方へ突出しており、そこに図示しないエンジンの動力が入力される入力ギヤ１３が固着される。
【００１１】
而して、ポンプ斜板９は、入力筒軸４の回転時、各ポンププランジャ８に往復動を与えて吸入及び吐出行程を繰返させることができる。
【００１２】
一方、油圧モータＭは、ポンプシリンダ６と同軸上でその左方に配置されると共に、左ケース半体１Ａに第２アンギュラコンタクトベアリング１５を介して回転自在に支承されるモータシリンダ１６と、このモータシリンダ１６にその回転軸線を囲むように設けられた環状配列の複数且つ奇数のシリンダ孔１７にそれぞれ摺動自在に嵌合される複数のモータプランジャ１８と、これらモータプランジャ１８の外端に前面を当接させるモータ斜板１９と、このモータ斜板１９をスラストベアリング２０及びラジアルベアリング２１を介して支承するモータ斜板ホルダ２２と、更にこのモータ斜板ホルダ２２の背面を支承するモータ斜板アンカ２３とから構成されており、モータ斜板アンカ２３は左ケース１Ａの外端部に複数のボルト２４で固着される。
【００１３】
モータ斜板ホルダ２２及びモータ斜板アンカ２３の当接対向面ｆ1 ，ｆ2 は、モータシリンダ１６の軸線と直交するトラニオン軸線Ｏ2 を中心とした半円筒面になっていて、モータ斜板ホルダ２２のトラニオン軸線Ｏ2 周りの傾動を可能にしている。
【００１４】
モータ斜板ホルダ２２及びモータ斜板アンカ２３のトラニオン軸線Ｏ2 方向での相対摺動を拘束するために、図３に示すように、モータ斜板アンカ２３の一端面に当接するフランジ２２ａがモータ斜板ホルダ２２の一端に形成されると共に、モータ斜板アンカ２３の他端面に当接する変速レバー２５がモータ斜板ホルダ２２の他端面にボルト２６で固着される。したがって、上記変速レバー２５を回動操作すれば、モータ斜板ホルダ２２はトラニオン軸Ｏ2 周りに傾動して、モータ斜板１９をモータシリンダ１６の軸線に対し直角となる直立位置と、或る角度で傾倒する最大傾斜位置との間で角度調節できる。
【００１５】
而して、モータ斜板１９の傾斜状態でモータシリンダ１６を回転すれば、モータ斜板１９によりモータプランジャ１８に往復動を与えて、膨脹及び収縮行程を繰返させることができる。
【００１６】
前記ポンプシリンダ６及びモータシリンダ１６は一体に形成されてシリンダブロックＢを構成し、このシリンダブロックＢの中心部には、これを貫通する出力軸２７がスプライン２８を介して回転方向に結合される。この出力軸２７は左右一対のサークリップ２９，３０によりシリンダブロックＢに軸方向にも連結される。
【００１７】
またこの出力軸２７は、その左端部をモータ斜板１９の手前で終らせると共に、その右端部を入力筒軸４に貫通してその外方へ突出させ、その突出端部に図示しない自動二輪車の後輪に対し動力を出力する出力ギヤ３１が付設される。その際、出力軸２７はラジアルベアリング３２を介して入力筒軸４に回転自在且つ軸方向変位可能に支承される。
【００１８】
前記入力筒軸４は、ポンプ斜板ホルダ１２と一体化されてラジアルベアリング３を介して右ケース半体１Ｂに支承される漏斗状部４ａと、第１アンギュラコンタクトベアリング５を介してポンプシリンダ６を支承する円筒状部４ｂとに分割されており、両者４ａ，４ｂはボルト３３により結合される。その際、両者４ａ，４ｂ間に第１アンギュラコンタクトベアリング５のアウタレース５ｏが挟持される。また同ベアリング５のインナレース５ｉはポンプシリンダ６の外周面上に後述のスリーブ３４及びサークリップ３５により固定される。こうして入力筒軸４及びポンプシリンダ６は、第１アンギュラコンタクトベアリング５にそれぞれ軸方向移動不能に連結される。
【００１９】
前記第２アンギュラコンタクトベアリング１５は、モータ斜板アンカ２３を左ケース半体１Ａの外端部に結合する複数のボルト２４に、その半径方向内側で近接配置される。そして該ベアリング１５のアウタレース１５ｏは、左ケース半体１Ａ及びモータ斜板アンカ２３間に挟止された押え板３６により左ケース半体１Ａに固定され、そのインナレース１５ｉはモータシリンダ１６の外周面上に後述のスリーブ３４及びサークリップ４７により固定される。こうしてモータ１６及びモータ斜板アンカ２３は第２アンギュラコンタクトベアリング１５にそれぞれ軸方向移動不能に連結される。
【００２０】
ポンプ斜板９をポンプシリンダ６と同期回転させるために、ポンプ斜板９の前面には、各ポンププランジャ８の球状端部８ａが係合する球状凹部９ａが形成される。
【００２１】
また、モータ斜板１９をモータシリンダ１６と同期回転させるために、モータ斜板１９の前面には、各モータプランジャ１８の球状端部１８ａが係合する球状凹部１９ａが形成される。
【００２２】
前記球状凹部９ａ，１９ａは、いずれも対応する前記球状端部８ａ，１８ａの半径より大なる半径を有していて、如何なる作動位置においても球状端部８ａ，１８ａとの係合状態が保たれるようになっている。
【００２３】
図２，図３及び図６に示すように、ポンプシリンダ６及びモータシリンダ１６間において、シリンダブロックＢの内周側には、出力軸２７の外周面との間に環状の内側油路５０（低圧油路）が形成され、その外周側には、該ブロックＢの外周面に嵌合してろう付けされたスリーブ３４との間に環状の外側油路５１（高圧油路）が形成される。また、これら両油路５０，５１間の環状隔壁及びスリーブ３４には、これらを放射状に貫通する第１弁孔５２群及び第２弁孔５３群がそれぞれシリンダ孔７群及びシリンダ孔１７群に隣接するように穿設される。そして、各隣接する第１弁孔５２及びシリンダ孔７はポンプポートａを介して相互に連通され、また各隣接する第２弁孔５３及びシリンダ孔１７はモータポートｂを介して相互に連通される。各第１弁孔５２にはスプール型の第１分配弁５５が、また各第２弁孔５３には同じくスプール型の第２分配弁５６がそれぞれ嵌装される。
【００２４】
図４に示すように、第１分配弁５５群の外周には、各弁５５の外端に係合する第１偏心輪５７が配設され、各第１分配弁５５と第１偏心輪５７との係合を常に確保するために、第１偏心輪５７と同心関係の第１強制輪５８が各第１分配弁５５にクリップ５９を介して連結される。
【００２５】
第１偏心輪５７はボールベアリングで構成されていて、前記仮想トラニオン軸線Ｏ1 に沿って出力軸２７の中心から所定距離ε1 偏心した位置に保持されるように前記入力筒軸４に取付けられる。
【００２６】
したがって、入力筒軸４及びポンプシリンダ１６間に相対回転が生じると、各第１分配弁５５は、第１偏心輪５７により第１弁孔５２内を偏心量ε1 の２倍の距離をストロークとして往復動される。そして油圧ポンプＰの吐出領域Ｄでは、第１分配弁５５は第１弁孔５２の内端側へ移動して、対応するポンプポートａを外側油路５１に連通すると共に内側油路５０と不通にし、吐出行程中のポンププランジャ８によりシリンダ孔７から外側油路５１へ作動油が圧送される。また吸入領域Ｓでは、第１分配弁５５は第１弁孔５３の外端側へ移動して、対応するポンプポートａを内側油路５０に連通すると共に外側油路５１と不通にし、吸入行程中のポンププランジャ８により内側油路５０からシリンダ孔７に作動油が吸入される。
【００２７】
また図５に示すように、各第２分配弁５６群の外周には、各弁５６の外端に係合する第２偏心輪６０が配設され、各第２分配弁５６と第２偏心輪６０との係合を常に確保するために、第２偏心輪６０と同心関係の第２強制輪６１が各第２分配弁５６にクリップ６２を介して連結される。
【００２８】
第２偏心輪６０はボールベアリングで構成されていて、前記トラニオン軸線Ｏ2 に沿って出力軸２７の中心から所定距離ε2 偏心した位置に保持されるように左ケース半体１Ａに取付けられる。
【００２９】
したがって、モータシリンダ１６が回転すると、各第２分配弁５６は、第２偏心輪６０により第２弁孔５３内を偏心量ε2 の２倍の距離をストロークとして往復動される。そして、油圧モータＭの膨脹領域Ｅでは、第２分配弁５６は第２弁孔５３の内端側へ移動して対応するモータポートｂを外側油路５１に連通すると共に内側油路５０と不通にし、外側油路５１から膨脹行程中のモータプランジャ１８のシリンダ孔１７に高圧の作動油が供給される。また収縮領域Ｒでは、第２分配弁５６は第２弁孔５３の外端側へ移動して、対応するモータポートｂを内側油路５０に連通すると共に外側油路５１と不通にし、収縮行程中のモータプランジャ１８のシリンダ孔１７から内側油路５０へ作動油が戻される。
【００３０】
かくして、シリンダブロックＢは、吐出行程のポンププランジャ８を介してポンプ斜板９から受ける反力トルクと、膨脹行程のモータプランジャ１８を介してモータ斜板１９から受ける反力トルクとの和により回転され、その回転トルクは出力軸２７へ伝達される。 この場合、入力筒軸４に対する出力軸２７の変速比は次式によって与えられる。
【００３１】
【数１】
【００３２】
したがって、油圧モータＭの容量を零から或る値に変えれば、変速比を１から或る必要な値まで変えることができる。またその油圧モータＰの容量はモータプランジャ１８のストロークによって決定されるので、モータ斜板１９を直立位置から或る傾斜位置まで傾動させることにより変速比を１から或る値まで無段階に制御することができる。
【００３３】
ところで、油圧ポンプＰの作動中は、ポンププランジャ８のポンプ斜板９に対する押圧作用により入力筒軸４及びポンプシリンダ６間にこれらを互いに軸方向に離反させようとするスラスト荷重が発生するが、入力筒軸４及びポンプシリンダ６は第１アンギュラコンタクトベアリング５を介して軸方向に連結されているから、上記スラスト荷重は該ベアリング５に吸収され、ミッションケース１や出力軸２７への負荷を防ぐことができる。
【００３４】
また油圧モータＭの作動中は、モータ斜板１９のモータプランジャ１８に対する押込み作用によりモータシリンダ１６及びモータ斜板アンカ２３間にこれらを互いに軸方向に離反させようとするスラスト荷重が発生するが、モータシリンダ１６及びモータ斜板アンカ２３は、第２アンギュラコンタクトベアリング１５及び左ケース半体１Ａ外端部を介して軸方向に連結されているから、上記スラスト荷重は該ベアリング１５及び左ケース半体１Ａ外端部に吸収され、出力軸２７への負荷を防ぐことができる。
【００３５】
この場合、第２アンギュラコンタクトベアリング１５は、モータ斜板アンカ２３を左ケース半体１Ａ外端部に結合する複数のボルト２４に、その半径方向内側で近接配置されているから、変速機Ｔの軸方向寸法の増加を抑えつゝ、左ケース半体１Ａのスラスト荷重作用領域を極力狭くすることができる。したがって、左ケース半体１Ａのスラスト荷重が加わる一部分を肉厚に形成するだけでミッションケース１の耐久性を確保できる。
【００３６】
さらにポンプシリンダ６及びモータシリンダ１６は相互に一体化されてシリンダブロックＢを構成し、入力筒軸４は右ケース半体１Ｂの外端部にラジアルベアリング３を介して軸方向変位可能に支承されているので、入力筒軸４及びモータ斜板アンカ２３間に生じるスラスト荷重が両ケース半体１Ａ，１Ｂ間に加わるのを確実に防ぐことができ、ミッションケース１の薄肉、軽量化に寄与し得る。
【００３７】
しかも出力軸２７は、その右端を出力端として入力筒軸４外へ突出させるだけで、その左端はモータ斜板１９の手前で終らせてあるので、変速機Ｔの軸方向寸法の短縮化を図ることができるのみならず、出力軸２７に干渉されることなくモータ斜板１９の傾動範囲を広げ、変速比幅を充分広く設定できる。尚、モータ斜板１９及びモータ斜板ホルダ２２の中心部を後述の導油管６６が貫通するが、それは出力軸２７よりも遙かに小径であるから、モータ斜板１９等の傾動の障害にはならない。
【００３８】
図１，図２及び図８において、出力軸２７の中心部には、油圧モータＭ側から補給孔６５が穿設され、その入口にモータ斜板アンカ２３から延出してモータ斜板ホルダ２２及びモータ斜板１９の中心部を貫通する導油管６６がブッシュ６７を介して相対回転可能に嵌挿される。この導油管６６は、入力筒軸４からギヤ列６８を介して駆動される補給ポンプ６９の吐出口にミッションケース１及びモータ斜板アンカ２３に形成された一連の油路７０を介して連通する。而して入力筒軸４の回転中、補給ポンプ６９は、ミッションケース１底部の油路７１から作動油を汲上げて油路７０及び導油管６６を通して補給孔６５に供給する。これら補給孔６５、導油管６６及び油路７０により補給油路Ｌが構成される。
【００３９】
補給孔６５は、出力軸２７及びシリンダブロックＢに穿設された第１及び第２分岐路７２，７３を介して前記内側及び外側油路５０，５１に接続され、第１及び第２分岐路７２，７３には第１及び第２逆止弁７４，７５が設けられる。而して、通常運転時、油圧ポンプ及び油圧モータＰ，Ｍ各部からの漏油により内側油路５０が減圧すると、第１逆止弁７４が開いて補給油路Ｌから内側油路５０に作動油を補給し、またエンジンブレーキ時、外側油路５１が減圧すると、第２逆止弁７５が開いて補給油路Ｌから外側油路５１に作動油を補給することができる。
【００４０】
前記導油管６６の周壁には複数の噴孔７６が設けられ、これらから噴出する作動油によりモータ斜板１９周りを潤滑するようになっている。また出力軸２７には、補給孔６５に連通する噴孔７７が設けられ、これから噴出する作動油によりポンプ斜板９周りを潤滑するようになっている。
【００４１】
図１，図７及び図８において、無段変速機Ｔは、油圧ポンプ及びモータＰ，Ｍの油圧伝動を遮断したり再開したりするクラッチ弁７８、変速レバー２５を操作する油圧サーボモータ９９、並びにこれらを自動制御する油圧ガバナ８０及びスロットル弁８１を備えている。
【００４２】
油圧ガバナ８０は、入力筒軸４からギヤ列６８を介して駆動される補給ポンプ６９の回転軸８２を囲繞してそれに枢軸８３を介して支持される揺動筒体８４を有する。この揺動筒体８４は、その揺動端一側に重錘部８４ａを持っており、回転軸８２の回転数の上昇に伴う重錘部８４ａの遠心力の増加により重錘部８４ａ側へ揺動するようになっている。回転軸８２には、補給ポンプ６９の吐出口に連なる前記油路７０にオリフィス８５を介して連通するガバナ油路８６と、重錘部８４ａと反対側で回転軸８２の外側面に油路８６を開放させる円錐状の弁座８７とが設けられ、この弁座８７と協働して油路８６を開閉するボール状の弁体８８が揺動筒体８４に収納される。そして油路８６は、スロットル弁８１のガバナ油圧室８９に接続される。
【００４３】
而して、回転軸８２の回転数、換言すれば入力筒軸４を駆動するエンジンの回転数が比較的低く、重錘部８４ａの遠心力が比較的小さいときは、その遠心力による弁体８８の弁座８７への着座力が比較的弱いため、弁座８７から油圧が解放されるが、エンジン回転数が上昇すると、重錘部８４ａの遠心力による弁体８８の弁座８７への着座力が増大して油圧の解放を抑制する。その結果、オリフィス８５より下流のガバナ油路８６及びガバナ油圧室８９の油圧ＰG は、図１０に示すようにエンジン回転数の上昇に応じて増加することになる。
【００４４】
スロットル弁８１は、ミッションケース１に取付けたバルブボデー９０の弁孔９１と、その中間部に開口して油路７０を油溜７１に開放し得る排出ポート９７と、弁孔９１に摺動自在に嵌装されて排出ポート９７を開閉する円筒状の弁体９２と、この弁体９２を排出ポート９７の閉じ方向へ付勢する戻しばね９３と、同弁体９２を排出ポート９７の開き方向へ付勢する作動ばね９４と、この作動ばね９４の基端を支承する作動杆９５と、この作動杆９５を押動し得るスロットルレバー９６とを有する。このスロットルレバー９６は、図示しないエンジンの絞弁の開閉に連動するもので、絞弁が所定開度（図示例では２／８開度）以上開くと、その開度増に伴い作動杆９５を押動して作動ばね９４の荷重を増大させるようになっている。
【００４５】
戻しばね９３のセット荷重は、作動ばね９４のそれより小さく設定されていて、作動杆９５の後退位置では弁体９２を排出ポート９７の閉じ位置に保持する。この弁体９２の油路７０側の端面は油路７０に常に臨んでいて、その油圧を受けるようになっている。また弁孔９１には、作動ばね９４と反対側で弁体９２の端面が臨む前記ガバナ油圧室８９が画成される。
【００４６】
而して、弁体９２は、それを排出ポート９７の閉じ方向へ押圧する戻しばね９３の荷重及びガバナ油圧室８９の油圧力と、それを排出ポート９７の開き方向へ押圧する作動ばねの荷重及び油路７０の油圧力との釣合作用により作動される。したがって、先ずエンジンの始動により入力筒軸４から補給ポンプ６９が駆動されて、油路７０に油圧が発生すると、弁体９２はその油圧により排出ポート９７を開く方向に押圧され、同時にガバナ油圧室８９の油圧ＰG により排出ポート９７を閉じる方向に押圧され、補給油路Ｌの油圧ＰF の調圧が開始される。
【００４７】
ところで、エンジン絞弁が２／８開度まで開く間は、作動杆９５が作動ばね９４を押動しないことから、作動ばね９４の荷重は最小に保たれ、弁体９２による排出ポート９７の開き傾向が最も弱いので、補給油路Ｌの油圧ＰF は図１０の最上の点線のように比較的高く制御される。そして、エンジン絞弁が２／８開度を超えて開かれると、スロットルレバー９６が作動杆９５を押動し、作動ばね９４の荷重を増大させていくので、弁体９２による排出ポート９７の開き傾向が強まり、その結果、補給油路Ｌの油圧ＰF は図１０の複数の点線を下方へ推移するように減圧制御されていく。
【００４８】
一方、エンジン絞弁の各開度において、エンジン回転数が上昇すれば、前記油圧ガバナ８０の作用によりガバナ油圧室８９の油圧ＰG が上昇し、弁体９２による排出ポート９７の閉じ傾向が強まるため、補給油路Ｌの油圧は増圧制御される。
【００４９】
こうして制御された補給油路Ｌの油圧ＰF は、第１逆止弁７４を通して内側油路５０に供給されるので、内側油路５０は補給油路Ｌと略同圧となる。
【００５０】
クラッチ弁７８は、図７に示すように、内側及び外側油路５０，５１間に亘りシリンダブロックＢに穿設されたシリンダ状の取付孔９８に摺動自在に嵌装されて一端を内側油路５０に臨ませる弁ピストン９９と、この弁ピストン９９の他端に対向して取付孔９８に固定される栓体１００とを有しており、弁ピストン９９及び栓体１００間に、排出ポート１０１を介して油溜７１に開放される油室１０２が画成され、この油室１０２に弁ピストン９９を内側油路５０側へ付勢する戻しばね１０３が収納される。
【００５１】
栓体１００には、外側油路５１に連なる通孔１０４と、この通孔１０４を上記油室１０２に開放する円錐状の弁座１０５とが設けられ、この弁座１０５に着座し得る、弁ピストン９９より遙かに小径の球状弁体１０６がリテーナ１０７を介して弁ピストン９９に付設される。
【００５２】
而して、エンジンのアイドリング時には、前記油圧ガバナ８０の減圧作用により内側油路５０が比較的低圧に制御されるため、弁ピストン９９は戻しばね１０３により内側油路５０側へ押しやられ、弁体１０６を弁座１０５から離座させるので、外側油路５１の油圧が通孔１０４及び油室１０２を通して排出ポート１０１へ解放され、油圧ポンプ及びモータＰ，Ｍは油圧伝動遮断状態、即ちクラッチオフ状態となっている。
【００５３】
そこで、エンジンの回転数を上げていくと、前記油圧ガバナ８０の増圧作用により内側油路５０の油圧が上昇していき、弁ピストン９９は弁体１０６を戻しばね１０３の力に抗して徐々に弁座１０５に向わせ、最後に着座させるので、外側油路５１からの油圧の解放を絞り、そして停止させることになり、これにより油圧ポンプ及びモータＰ，Ｍは、半クラッチ状態を経て油圧伝動状態、即ちクラッチオン状態に移行し、車両はスムーズに発進する。
【００５４】
このクラッチオン状態では、弁ピストン９９よりも遙かに小径の球状弁体１０６の一部に外側油路５１の高油圧が常時作用するものであるから、万一、油圧モータＭに過負荷が加わって、外側油路５１に過大油圧が発生した場合には、その過大油圧の弁体１０６に対する押圧力が内側油路５０の油圧の弁ピストン９９に対する押圧力を上回って弁体１０６を押し開け、外側油路５１の過大油圧を排出ポート１０１に放出させ、前記過負荷を回避することができる。このようにクラッチ弁７８は、油圧モータＭを過大油圧から守る油圧リミッタの機能をも有する。
【００５５】
油圧サーボモータ７９は、図１及び図８に示すように、油圧シリンダ１１０及び制御弁１１１からなっている。油圧シリンダ１１０は、ミッションケース１に一体に形成されたシリンダボデー１０２と、その内部を左右二油室１１３，１１４に区画する作動ピストン１１５と、この作動ピストン１１５を右油室１１４側へ付勢する戻しばね１１６とから構成される。作動ピストン１１５は、左油室１１３を貫通してシリンダボデー１１２外方へ突出するロッド１１５ａを有しており、その先端に前記変速レバー２５が連結される。
【００５６】
而して、左油室１１３を最大に拡張する作動ピストン１１５の右動限では変速レバー２５をモータ斜板１９の最大傾斜位置（Ｌｏｗ位置）に保持し、その位置から作動ピストン１１５を左動させれば変速レバー２５をモータ斜板１９の起立方向（Ｔｏｐ方向）へ操作することができる。
【００５７】
制御弁１１１は、前記バルブボデー９０に一体に形成された弁筒１１７と、それに収納されるスプール型の弁体１１８とを有する。弁筒１１７内には、弁体１１８の左端面が臨む作動油室１１９と、弁体１１８の右端面が臨む大気室１２０とが設けられる。作動油室１１９はオリフィス１２１を介して前記油路７０の油圧を導入し、大気室１２０には弁体１０８を作動油室１１８側に付勢する戻しばね１２２が収納される。
【００５８】
弁筒１１７の一側には、左側（図８において）から順に第１排出ポート１１３1 、入力ポート１２４、第２入力ポート１２３2 が設けられ、その他側には左側から第１出力ポート１２５1 及び第２出力ポート１２５2 が設けられる。
【００５９】
そして入力ポート１２４は前記油路７０に、また第１，第２排出ポート１２３1 ，１２３2 は共に油溜７１に開放される。
【００６０】
一方、第１出力ポート１２５1 は油圧シリンダ１２０の右油室１１４に、第２出力ポート１２５2 は左油室１１３にそれぞれ接続される。
【００６１】
而して、弁体１１８は、作動油室１１９の油圧、即ち前記油路７０の油圧が比較的低い場合には左動限に保持され、入力ポート１２４を第２出力ポート１２５1 に、第１出力ポート１２５1 を第１排出ポート１２３1 にそれぞれ連通させる。これにより前記油路７０の油圧を油圧シリンダ１１０の左油室１１３に供給して作動ピストン１１５を右動させ、変速レバー２５をＬｏｗ位置に保持する。作動油室１１９の昇圧に伴い弁体１１８が右動すると、入力ポート１２４を第１出力ポート１２５1 に、第２出力ポート１２５2 を第２排出ポート１２３2 にそれぞれ連通させるようになる。これにより前記油路７０の油圧を油圧シリンダ１１０の右油室１１４に供給して作動ピストン１１５を左動させ、変速レバー２５をＴｏｐ側へ作動させるようになる。
【００６２】
ところで、制御弁１１１の作動油室１１９に導入される油路７０の油圧は、前述のように油圧ガバナ７９及びスロットル弁８１により制御されるものであるから、結局、制御弁１０１はエンジン回転数及び絞弁開度を入力信号として自動制御される。これによりエンジン回転数が上昇するときは作動ピストン１１５にＴｏｐ側への作動傾向を与え、絞弁開度が増加するときは作動ピストン１１５にＬｏｗ側への作動傾向を与えることになる。
【００６３】
図９は前記クラッチ弁７８の変形例を示すもので、シリンダブロックＢの取付孔９８に装着される弁筒１３０、この弁筒１３０に摺動自在に嵌装されるスプール弁体１２１、及び弁筒１３０に嵌合して固定される。カップ状の栓体１３２を備える。弁筒１３０は外側油路５１に連なる複数の横孔１３３を有し、スプール弁体１３１は内側油路５０に連なる環状溝１３４を外周に有する。このスプール弁体１３１は、これと栓体１３２との間に収容された戻しばね１３５により内側油路５０側へ付勢される。
【００６４】
而して、内側油路５０の油圧が比較的低い場合には、スプール弁体１３１は戻しばね１２５により内側油路５０側へ押圧され、環状溝１３４及び横孔１２３を相互に連通させて内、外側両油路５０，５１間を短絡させるので、油圧ポンプ及びモータＰ，Ｍはクラッチオフ状態となっている。また内側油路５０の油圧が上昇していくと、スプール弁体１３１はその油圧により栓体１３２側へ押動され、環状溝１３４及び横孔１３３間を不通にして両油路５０，５１間の短絡を阻止するので、油圧ポンプ及びモータＰ，Ｍはクラッチオン状態となる。
【００６５】
本発明は、上記実施例に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更が可能である。
【００６６】
【発明の効果】
以上のように本発明の第１の特徴によれば、高圧油路と、油溜に連なる排出ポートとの間に、それらの間を連通する開弁位置とそれらの間を遮断する閉弁位置とに切換わるクラッチ弁を設け、このクラッチ弁に、これを閉弁方向へ付勢すべく低圧油路の油圧を作用させる一方、補給油路に、その油圧を油圧ポンプの入力回転数の上昇に応じて増大させる油圧ガバナを接続したので、内側油路の油圧を直接利用してクラッチ弁を油圧ポンプの入力回転数に応じて自動操作することができる。したがってそれ専用のアクチュエータが不要となり、構造の簡素化及び小型化を図り、大幅なコスト低減をもたらすことができる。
【００６７】
また本発明の第２の特徴によれば、クラッチ弁の閉弁時には、それに高圧油路の油圧を開弁方向へ与え、高圧油路の油圧が低圧油路の油圧より所定値以上増大するとクラッチ弁を開弁動作させるようにしたので、油圧モータの過負荷時にはクラッチ弁により高圧油路から過大油圧を解放して、トルクショックを緩和し、伝動系の保護と乗心地の向上に寄与し得る。
【００６８】
また本発明の第３の特徴によれば、クラッチ弁が、油圧モータの出力軸に連動回転するシリンダブロックに径方向摺動可能に嵌装されて径方向内端を低圧油路に臨ませる弁ピストンと、この弁ピストンを径方向内方側に付勢する戻しばねとを備え、油圧ポンプを駆動するエンジンのアイドリング時には、戻しばねの付勢力で弁ピストンが径方向内方側に押しやられることでクラッチ弁の閉弁位置が保持されるようにしている。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例に係る自動二輪車用静油圧式無段変速機の縦断平面図
【図２】図１の要部拡大図
【図３】図２の３−３線断面図
【図４】図２の４−４線断面図
【図５】図２の５−５線断面図
【図６】図２及び図３における外側油路の展開図
【図７】図３の７部（クラッチ弁）の拡大図
【図８】変速レバー及びクラッチ弁の制御用油圧回路図
【図９】クラッチ弁の変形例を示す、図７に対応した拡大図
【図１０】油圧ガバナ及びスロットル弁による補給油圧制御特性線図
【符号の説明】
Ｂ シリンダブロック
Ｌ 補給油路
Ｍ 油圧モータ
Ｐ 油圧ポンプ
Ｔ 無段変速機
５０ 低圧油路としての内側油路
５１ 高圧油路としての外側油路
７４ 第１逆止弁
７５ 第２逆止弁
７８ クラッチ弁
８０ 油圧ガバナ
９９ 弁ピストン
１０１ 排出ポート
１０３ 戻しばね
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ポンプ及び油圧モータを低圧油路及び高圧油路を介して相互に連通し、低圧油路及び高圧油路に、補給ポンプに連なる補給油路を第１逆止弁及び第２逆止弁をそれぞれ介して接続した静油圧式無段変速機において、油圧ポンプ及び油圧モータ間を油圧伝動状態や油圧伝動遮断状態に自動制御する自動クラッチ装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、かゝる自動クラッチ装置として、低圧油路と高圧油路間を接続する短絡油路に、それを開閉するクラッチ弁を設け、このクラッチ弁に、油圧ポンプの原動機の回転に連動する油圧ガバナの発生油圧で作動するアクチュエータを連結して、クラッチ弁を自動的に操作するようにしたものが知られている（例えば特公昭６１−２３４１４号公報参照）。
【発明が解決しようとする課題】
従来の自動クラッチ装置は、クラッチ弁の他に、これを操作するアクチュエータを必要とするため、構造が複雑、且つ大型化し、コスト高となる欠点がある。
【０００３】
本発明は、そのような欠点を解消した前記静油圧式無段変速機の自動クラッチ装置を提供することを目的とする。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明は、高圧油路と、油溜に連なる排出ポートとの間に、それらの間を連通する開弁位置とそれらの間を遮断する閉弁位置とに切換わるクラッチ弁を設け、このクラッチ弁に、これを閉弁方向へ付勢すべく低圧油路の油圧を作用させる一方、補給油路に、その油圧を油圧ポンプの入力回転数の上昇に応じて増大させる油圧ガバナを接続したことを第１の特徴とする。
【０００５】
また本発明は、上記第１の特徴に加えて、クラッチ弁の閉弁時には、それに高圧油路の油圧を開弁方向へ与え、高圧油路の油圧が低圧油路の油圧より所定値以上増大するとクラッチ弁を開弁動作させるようにしたことを第２の特徴とする。
【０００６】
また本発明は、上記第１の特徴に加えて、クラッチ弁が、油圧モータの出力軸に連動回転するシリンダブロックに径方向摺動可能に嵌装されて径方向内端を低圧油路に臨ませる弁ピストンと、この弁ピストンを径方向内方側に付勢する戻しばねとを備え、油圧ポンプを駆動するエンジンのアイドリング時には、戻しばねの付勢力で弁ピストンが径方向内方側に押しやられることでクラッチ弁の閉弁位置が保持されるようにしたことを第３の特徴とする。
【０００７】
【発明の実施の形態】
本発明の実施の形態を、図面に示す本発明の実施例に基いて説明する。
【０００８】
図１ないし図３において、自動二輪車のパワーユニットにおけるミッションケース１は左右のケース半体１Ａ，１Ｂをボルト２により結合して構成される。このミッションケース１に、定容量型斜板式油圧ポンプＰと、該油圧ポンプＰとの間に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とからなる無段変速機Ｔが収納される。
【０００９】
油圧ポンプＰは、右ケース半体１Ｂの外端部にラジアルベアリング３を介して回転自在且つ軸方向変位可能に支承される入力筒軸４と、この入力筒軸４に第１アンギュラコンタクトベアリング５を介して相対回転自在に支承されるポンプシリンダ６と、このポンプシリンダ６にその回転軸線を囲むように設けられた環状配列の複数且つ奇数のシリンダ孔７にそれぞれ摺動自在に嵌装される複数のポンプシリンダ８と、これらポンププランジャ８の外端に前面を当接させるポンプ斜板９と、このポンプ斜板９を、ポンプシリンダ６の軸線と直交する仮想トラニオン軸線Ｏ1 を中心にしてポンプシリンダ６の軸線に対し一定角度傾斜した姿勢に保持すべく該斜板９をスラストベアリング１０及びラジアルベアリング１１を介して支承するポンプ斜板ホルダ１２とから構成されており、このポンプ斜板ホルダ１２は前記入力筒軸４と一体に形成される。
【００１０】
入力筒軸４の右端部は、右ケース半体１Ｂの外方へ突出しており、そこに図示しないエンジンの動力が入力される入力ギヤ１３が固着される。
【００１１】
而して、ポンプ斜板９は、入力筒軸４の回転時、各ポンププランジャ８に往復動を与えて吸入及び吐出行程を繰返させることができる。
【００１２】
一方、油圧モータＭは、ポンプシリンダ６と同軸上でその左方に配置されると共に、左ケース半体１Ａに第２アンギュラコンタクトベアリング１５を介して回転自在に支承されるモータシリンダ１６と、このモータシリンダ１６にその回転軸線を囲むように設けられた環状配列の複数且つ奇数のシリンダ孔１７にそれぞれ摺動自在に嵌合される複数のモータプランジャ１８と、これらモータプランジャ１８の外端に前面を当接させるモータ斜板１９と、このモータ斜板１９をスラストベアリング２０及びラジアルベアリング２１を介して支承するモータ斜板ホルダ２２と、更にこのモータ斜板ホルダ２２の背面を支承するモータ斜板アンカ２３とから構成されており、モータ斜板アンカ２３は左ケース１Ａの外端部に複数のボルト２４で固着される。
【００１３】
モータ斜板ホルダ２２及びモータ斜板アンカ２３の当接対向面ｆ1 ，ｆ2 は、モータシリンダ１６の軸線と直交するトラニオン軸線Ｏ2 を中心とした半円筒面になっていて、モータ斜板ホルダ２２のトラニオン軸線Ｏ2 周りの傾動を可能にしている。
【００１４】
モータ斜板ホルダ２２及びモータ斜板アンカ２３のトラニオン軸線Ｏ2 方向での相対摺動を拘束するために、図３に示すように、モータ斜板アンカ２３の一端面に当接するフランジ２２ａがモータ斜板ホルダ２２の一端に形成されると共に、モータ斜板アンカ２３の他端面に当接する変速レバー２５がモータ斜板ホルダ２２の他端面にボルト２６で固着される。したがって、上記変速レバー２５を回動操作すれば、モータ斜板ホルダ２２はトラニオン軸Ｏ2 周りに傾動して、モータ斜板１９をモータシリンダ１６の軸線に対し直角となる直立位置と、或る角度で傾倒する最大傾斜位置との間で角度調節できる。
【００１５】
而して、モータ斜板１９の傾斜状態でモータシリンダ１６を回転すれば、モータ斜板１９によりモータプランジャ１８に往復動を与えて、膨脹及び収縮行程を繰返させることができる。
【００１６】
前記ポンプシリンダ６及びモータシリンダ１６は一体に形成されてシリンダブロックＢを構成し、このシリンダブロックＢの中心部には、これを貫通する出力軸２７がスプライン２８を介して回転方向に結合される。この出力軸２７は左右一対のサークリップ２９，３０によりシリンダブロックＢに軸方向にも連結される。
【００１７】
またこの出力軸２７は、その左端部をモータ斜板１９の手前で終らせると共に、その右端部を入力筒軸４に貫通してその外方へ突出させ、その突出端部に図示しない自動二輪車の後輪に対し動力を出力する出力ギヤ３１が付設される。その際、出力軸２７はラジアルベアリング３２を介して入力筒軸４に回転自在且つ軸方向変位可能に支承される。
【００１８】
前記入力筒軸４は、ポンプ斜板ホルダ１２と一体化されてラジアルベアリング３を介して右ケース半体１Ｂに支承される漏斗状部４ａと、第１アンギュラコンタクトベアリング５を介してポンプシリンダ６を支承する円筒状部４ｂとに分割されており、両者４ａ，４ｂはボルト３３により結合される。その際、両者４ａ，４ｂ間に第１アンギュラコンタクトベアリング５のアウタレース５ｏが挟持される。また同ベアリング５のインナレース５ｉはポンプシリンダ６の外周面上に後述のスリーブ３４及びサークリップ３５により固定される。こうして入力筒軸４及びポンプシリンダ６は、第１アンギュラコンタクトベアリング５にそれぞれ軸方向移動不能に連結される。
【００１９】
前記第２アンギュラコンタクトベアリング１５は、モータ斜板アンカ２３を左ケース半体１Ａの外端部に結合する複数のボルト２４に、その半径方向内側で近接配置される。そして該ベアリング１５のアウタレース１５ｏは、左ケース半体１Ａ及びモータ斜板アンカ２３間に挟止された押え板３６により左ケース半体１Ａに固定され、そのインナレース１５ｉはモータシリンダ１６の外周面上に後述のスリーブ３４及びサークリップ４７により固定される。こうしてモータ１６及びモータ斜板アンカ２３は第２アンギュラコンタクトベアリング１５にそれぞれ軸方向移動不能に連結される。
【００２０】
ポンプ斜板９をポンプシリンダ６と同期回転させるために、ポンプ斜板９の前面には、各ポンププランジャ８の球状端部８ａが係合する球状凹部９ａが形成される。
【００２１】
また、モータ斜板１９をモータシリンダ１６と同期回転させるために、モータ斜板１９の前面には、各モータプランジャ１８の球状端部１８ａが係合する球状凹部１９ａが形成される。
【００２２】
前記球状凹部９ａ，１９ａは、いずれも対応する前記球状端部８ａ，１８ａの半径より大なる半径を有していて、如何なる作動位置においても球状端部８ａ，１８ａとの係合状態が保たれるようになっている。
【００２３】
図２，図３及び図６に示すように、ポンプシリンダ６及びモータシリンダ１６間において、シリンダブロックＢの内周側には、出力軸２７の外周面との間に環状の内側油路５０（低圧油路）が形成され、その外周側には、該ブロックＢの外周面に嵌合してろう付けされたスリーブ３４との間に環状の外側油路５１（高圧油路）が形成される。また、これら両油路５０，５１間の環状隔壁及びスリーブ３４には、これらを放射状に貫通する第１弁孔５２群及び第２弁孔５３群がそれぞれシリンダ孔７群及びシリンダ孔１７群に隣接するように穿設される。そして、各隣接する第１弁孔５２及びシリンダ孔７はポンプポートａを介して相互に連通され、また各隣接する第２弁孔５３及びシリンダ孔１７はモータポートｂを介して相互に連通される。各第１弁孔５２にはスプール型の第１分配弁５５が、また各第２弁孔５３には同じくスプール型の第２分配弁５６がそれぞれ嵌装される。
【００２４】
図４に示すように、第１分配弁５５群の外周には、各弁５５の外端に係合する第１偏心輪５７が配設され、各第１分配弁５５と第１偏心輪５７との係合を常に確保するために、第１偏心輪５７と同心関係の第１強制輪５８が各第１分配弁５５にクリップ５９を介して連結される。
【００２５】
第１偏心輪５７はボールベアリングで構成されていて、前記仮想トラニオン軸線Ｏ1 に沿って出力軸２７の中心から所定距離ε1 偏心した位置に保持されるように前記入力筒軸４に取付けられる。
【００２６】
したがって、入力筒軸４及びポンプシリンダ１６間に相対回転が生じると、各第１分配弁５５は、第１偏心輪５７により第１弁孔５２内を偏心量ε1 の２倍の距離をストロークとして往復動される。そして油圧ポンプＰの吐出領域Ｄでは、第１分配弁５５は第１弁孔５２の内端側へ移動して、対応するポンプポートａを外側油路５１に連通すると共に内側油路５０と不通にし、吐出行程中のポンププランジャ８によりシリンダ孔７から外側油路５１へ作動油が圧送される。また吸入領域Ｓでは、第１分配弁５５は第１弁孔５３の外端側へ移動して、対応するポンプポートａを内側油路５０に連通すると共に外側油路５１と不通にし、吸入行程中のポンププランジャ８により内側油路５０からシリンダ孔７に作動油が吸入される。
【００２７】
また図５に示すように、各第２分配弁５６群の外周には、各弁５６の外端に係合する第２偏心輪６０が配設され、各第２分配弁５６と第２偏心輪６０との係合を常に確保するために、第２偏心輪６０と同心関係の第２強制輪６１が各第２分配弁５６にクリップ６２を介して連結される。
【００２８】
第２偏心輪６０はボールベアリングで構成されていて、前記トラニオン軸線Ｏ2 に沿って出力軸２７の中心から所定距離ε2 偏心した位置に保持されるように左ケース半体１Ａに取付けられる。
【００２９】
したがって、モータシリンダ１６が回転すると、各第２分配弁５６は、第２偏心輪６０により第２弁孔５３内を偏心量ε2 の２倍の距離をストロークとして往復動される。そして、油圧モータＭの膨脹領域Ｅでは、第２分配弁５６は第２弁孔５３の内端側へ移動して対応するモータポートｂを外側油路５１に連通すると共に内側油路５０と不通にし、外側油路５１から膨脹行程中のモータプランジャ１８のシリンダ孔１７に高圧の作動油が供給される。また収縮領域Ｒでは、第２分配弁５６は第２弁孔５３の外端側へ移動して、対応するモータポートｂを内側油路５０に連通すると共に外側油路５１と不通にし、収縮行程中のモータプランジャ１８のシリンダ孔１７から内側油路５０へ作動油が戻される。
【００３０】
かくして、シリンダブロックＢは、吐出行程のポンププランジャ８を介してポンプ斜板９から受ける反力トルクと、膨脹行程のモータプランジャ１８を介してモータ斜板１９から受ける反力トルクとの和により回転され、その回転トルクは出力軸２７へ伝達される。 この場合、入力筒軸４に対する出力軸２７の変速比は次式によって与えられる。
【００３１】
【数１】
したがって、油圧モータＭの容量を零から或る値に変えれば、変速比を１から或る必要な値まで変えることができる。またその油圧モータＰの容量はモータプランジャ１８のストロークによって決定されるので、モータ斜板１９を直立位置から或る傾斜位置まで傾動させることにより変速比を１から或る値まで無段階に制御することができる。
【００３３】
ところで、油圧ポンプＰの作動中は、ポンププランジャ８のポンプ斜板９に対する押圧作用により入力筒軸４及びポンプシリンダ６間にこれらを互いに軸方向に離反させようとするスラスト荷重が発生するが、入力筒軸４及びポンプシリンダ６は第１アンギュラコンタクトベアリング５を介して軸方向に連結されているから、上記スラスト荷重は該ベアリング５に吸収され、ミッションケース１や出力軸２７への負荷を防ぐことができる。
【００３４】
また油圧モータＭの作動中は、モータ斜板１９のモータプランジャ１８に対する押込み作用によりモータシリンダ１６及びモータ斜板アンカ２３間にこれらを互いに軸方向に離反させようとするスラスト荷重が発生するが、モータシリンダ１６及びモータ斜板アンカ２３は、第２アンギュラコンタクトベアリング１５及び左ケース半体１Ａ外端部を介して軸方向に連結されているから、上記スラスト荷重は該ベアリング１５及び左ケース半体１Ａ外端部に吸収され、出力軸２７への負荷を防ぐことができる。
【００３５】
この場合、第２アンギュラコンタクトベアリング１５は、モータ斜板アンカ２３を左ケース半体１Ａ外端部に結合する複数のボルト２４に、その半径方向内側で近接配置されているから、変速機Ｔの軸方向寸法の増加を抑えつゝ、左ケース半体１Ａのスラスト荷重作用領域を極力狭くすることができる。したがって、左ケース半体１Ａのスラスト荷重が加わる一部分を肉厚に形成するだけでミッションケース１の耐久性を確保できる。
【００３６】
さらにポンプシリンダ６及びモータシリンダ１６は相互に一体化されてシリンダブロックＢを構成し、入力筒軸４は右ケース半体１Ｂの外端部にラジアルベアリング３を介して軸方向変位可能に支承されているので、入力筒軸４及びモータ斜板アンカ２３間に生じるスラスト荷重が両ケース半体１Ａ，１Ｂ間に加わるのを確実に防ぐことができ、ミッションケース１の薄肉、軽量化に寄与し得る。
【００３７】
しかも出力軸２７は、その右端を出力端として入力筒軸４外へ突出させるだけで、その左端はモータ斜板１９の手前で終らせてあるので、変速機Ｔの軸方向寸法の短縮化を図ることができるのみならず、出力軸２７に干渉されることなくモータ斜板１９の傾動範囲を広げ、変速比幅を充分広く設定できる。尚、モータ斜板１９及びモータ斜板ホルダ２２の中心部を後述の導油管６６が貫通するが、それは出力軸２７よりも遙かに小径であるから、モータ斜板１９等の傾動の障害にはならない。
【００３８】
図１，図２及び図８において、出力軸２７の中心部には、油圧モータＭ側から補給孔６５が穿設され、その入口にモータ斜板アンカ２３から延出してモータ斜板ホルダ２２及びモータ斜板１９の中心部を貫通する導油管６６がブッシュ６７を介して相対回転可能に嵌挿される。この導油管６６は、入力筒軸４からギヤ列６８を介して駆動される補給ポンプ６９の吐出口にミッションケース１及びモータ斜板アンカ２３に形成された一連の油路７０を介して連通する。而して入力筒軸４の回転中、補給ポンプ６９は、ミッションケース１底部の油路７１から作動油を汲上げて油路７０及び導油管６６を通して補給孔６５に供給する。これら補給孔６５、導油管６６及び油路７０により補給油路Ｌが構成される。
【００３９】
補給孔６５は、出力軸２７及びシリンダブロックＢに穿設された第１及び第２分岐路７２，７３を介して前記内側及び外側油路５０，５１に接続され、第１及び第２分岐路７２，７３には第１及び第２逆止弁７４，７５が設けられる。而して、通常運転時、油圧ポンプ及び油圧モータＰ，Ｍ各部からの漏油により内側油路５０が減圧すると、第１逆止弁７４が開いて補給油路Ｌから内側油路５０に作動油を補給し、またエンジンブレーキ時、外側油路５１が減圧すると、第２逆止弁７５が開いて補給油路Ｌから外側油路５１に作動油を補給することができる。
【００４０】
前記導油管６６の周壁には複数の噴孔７６が設けられ、これらから噴出する作動油によりモータ斜板１９周りを潤滑するようになっている。また出力軸２７には、補給孔６５に連通する噴孔７７が設けられ、これから噴出する作動油によりポンプ斜板９周りを潤滑するようになっている。
【００４１】
図１，図７及び図８において、無段変速機Ｔは、油圧ポンプ及びモータＰ，Ｍの油圧伝動を遮断したり再開したりするクラッチ弁７８、変速レバー２５を操作する油圧サーボモータ９９、並びにこれらを自動制御する油圧ガバナ８０及びスロットル弁８１を備えている。
【００４２】
油圧ガバナ８０は、入力筒軸４からギヤ列６８を介して駆動される補給ポンプ６９の回転軸８２を囲繞してそれに枢軸８３を介して支持される揺動筒体８４を有する。この揺動筒体８４は、その揺動端一側に重錘部８４ａを持っており、回転軸８２の回転数の上昇に伴う重錘部８４ａの遠心力の増加により重錘部８４ａ側へ揺動するようになっている。回転軸８２には、補給ポンプ６９の吐出口に連なる前記油路７０にオリフィス８５を介して連通するガバナ油路８６と、重錘部８４ａと反対側で回転軸８２の外側面に油路８６を開放させる円錐状の弁座８７とが設けられ、この弁座８７と協働して油路８６を開閉するボール状の弁体８８が揺動筒体８４に収納される。そして油路８６は、スロットル弁８１のガバナ油圧室８９に接続される。
【００４３】
而して、回転軸８２の回転数、換言すれば入力筒軸４を駆動するエンジンの回転数が比較的低く、重錘部８４ａの遠心力が比較的小さいときは、その遠心力による弁体８８の弁座８７への着座力が比較的弱いため、弁座８７から油圧が解放されるが、エンジン回転数が上昇すると、重錘部８４ａの遠心力による弁体８８の弁座８７への着座力が増大して油圧の解放を抑制する。その結果、オリフィス８５より下流のガバナ油路８６及びガバナ油圧室８９の油圧ＰG は、図１０に示すようにエンジン回転数の上昇に応じて増加することになる。
【００４４】
スロットル弁８１は、ミッションケース１に取付けたバルブボデー９０の弁孔９１と、その中間部に開口して油路７０を油溜７１に開放し得る排出ポート９７と、弁孔９１に摺動自在に嵌装されて排出ポート９７を開閉する円筒状の弁体９２と、この弁体９２を排出ポート９７の閉じ方向へ付勢する戻しばね９３と、同弁体９２を排出ポート９７の開き方向へ付勢する作動ばね９４と、この作動ばね９４の基端を支承する作動杆９５と、この作動杆９５を押動し得るスロットルレバー９６とを有する。このスロットルレバー９６は、図示しないエンジンの絞弁の開閉に連動するもので、絞弁が所定開度（図示例では２／８開度）以上開くと、その開度増に伴い作動杆９５を押動して作動ばね９４の荷重を増大させるようになっている。
【００４５】
戻しばね９３のセット荷重は、作動ばね９４のそれより小さく設定されていて、作動杆９５の後退位置では弁体９２を排出ポート９７の閉じ位置に保持する。この弁体９２の油路７０側の端面は油路７０に常に臨んでいて、その油圧を受けるようになっている。また弁孔９１には、作動ばね９４と反対側で弁体９２の端面が臨む前記ガバナ油圧室８９が画成される。
【００４６】
而して、弁体９２は、それを排出ポート９７の閉じ方向へ押圧する戻しばね９３の荷重及びガバナ油圧室８９の油圧力と、それを排出ポート９７の開き方向へ押圧する作動ばねの荷重及び油路７０の油圧力との釣合作用により作動される。したがって、先ずエンジンの始動により入力筒軸４から補給ポンプ６９が駆動されて、油路７０に油圧が発生すると、弁体９２はその油圧により排出ポート９７を開く方向に押圧され、同時にガバナ油圧室８９の油圧ＰG により排出ポート９７を閉じる方向に押圧され、補給油路Ｌの油圧ＰF の調圧が開始される。
【００４７】
ところで、エンジン絞弁が２／８開度まで開く間は、作動杆９５が作動ばね９４を押動しないことから、作動ばね９４の荷重は最小に保たれ、弁体９２による排出ポート９７の開き傾向が最も弱いので、補給油路Ｌの油圧ＰF は図１０の最上の点線のように比較的高く制御される。そして、エンジン絞弁が２／８開度を超えて開かれると、スロットルレバー９６が作動杆９５を押動し、作動ばね９４の荷重を増大させていくので、弁体９２による排出ポート９７の開き傾向が強まり、その結果、補給油路Ｌの油圧ＰF は図１０の複数の点線を下方へ推移するように減圧制御されていく。
【００４８】
一方、エンジン絞弁の各開度において、エンジン回転数が上昇すれば、前記油圧ガバナ８０の作用によりガバナ油圧室８９の油圧ＰG が上昇し、弁体９２による排出ポート９７の閉じ傾向が強まるため、補給油路Ｌの油圧は増圧制御される。
【００４９】
こうして制御された補給油路Ｌの油圧ＰF は、第１逆止弁７４を通して内側油路５０に供給されるので、内側油路５０は補給油路Ｌと略同圧となる。
【００５０】
クラッチ弁７８は、図７に示すように、内側及び外側油路５０，５１間に亘りシリンダブロックＢに穿設されたシリンダ状の取付孔９８に摺動自在に嵌装されて一端を内側油路５０に臨ませる弁ピストン９９と、この弁ピストン９９の他端に対向して取付孔９８に固定される栓体１００とを有しており、弁ピストン９９及び栓体１００間に、排出ポート１０１を介して油溜７１に開放される油室１０２が画成され、この油室１０２に弁ピストン９９を内側油路５０側へ付勢する戻しばね１０３が収納される。
【００５１】
栓体１００には、外側油路５１に連なる通孔１０４と、この通孔１０４を上記油室１０２に開放する円錐状の弁座１０５とが設けられ、この弁座１０５に着座し得る、弁ピストン９９より遙かに小径の球状弁体１０６がリテーナ１０７を介して弁ピストン９９に付設される。
【００５２】
而して、エンジンのアイドリング時には、前記油圧ガバナ８０の減圧作用により内側油路５０が比較的低圧に制御されるため、弁ピストン９９は戻しばね１０３により内側油路５０側へ押しやられ、弁体１０６を弁座１０５から離座させるので、外側油路５１の油圧が通孔１０４及び油室１０２を通して排出ポート１０１へ解放され、油圧ポンプ及びモータＰ，Ｍは油圧伝動遮断状態、即ちクラッチオフ状態となっている。
【００５３】
そこで、エンジンの回転数を上げていくと、前記油圧ガバナ８０の増圧作用により内側油路５０の油圧が上昇していき、弁ピストン９９は弁体１０６を戻しばね１０３の力に抗して徐々に弁座１０５に向わせ、最後に着座させるので、外側油路５１からの油圧の解放を絞り、そして停止させることになり、これにより油圧ポンプ及びモータＰ，Ｍは、半クラッチ状態を経て油圧伝動状態、即ちクラッチオン状態に移行し、車両はスムーズに発進する。
【００５４】
このクラッチオン状態では、弁ピストン９９よりも遙かに小径の球状弁体１０６の一部に外側油路５１の高油圧が常時作用するものであるから、万一、油圧モータＭに過負荷が加わって、外側油路５１に過大油圧が発生した場合には、その過大油圧の弁体１０６に対する押圧力が内側油路５０の油圧の弁ピストン９９に対する押圧力を上回って弁体１０６を押し開け、外側油路５１の過大油圧を排出ポート１０１に放出させ、前記過負荷を回避することができる。このようにクラッチ弁７８は、油圧モータＭを過大油圧から守る油圧リミッタの機能をも有する。
【００５５】
油圧サーボモータ７９は、図１及び図８に示すように、油圧シリンダ１１０及び制御弁１１１からなっている。油圧シリンダ１１０は、ミッションケース１に一体に形成されたシリンダボデー１０２と、その内部を左右二油室１１３，１１４に区画する作動ピストン１１５と、この作動ピストン１１５を右油室１１４側へ付勢する戻しばね１１６とから構成される。作動ピストン１１５は、左油室１１３を貫通してシリンダボデー１１２外方へ突出するロッド１１５ａを有しており、その先端に前記変速レバー２５が連結される。
【００５６】
而して、左油室１１３を最大に拡張する作動ピストン１１５の右動限では変速レバー２５をモータ斜板１９の最大傾斜位置（Ｌｏｗ位置）に保持し、その位置から作動ピストン１１５を左動させれば変速レバー２５をモータ斜板１９の起立方向（Ｔｏｐ方向）へ操作することができる。
【００５７】
制御弁１１１は、前記バルブボデー９０に一体に形成された弁筒１１７と、それに収納されるスプール型の弁体１１８とを有する。弁筒１１７内には、弁体１１８の左端面が臨む作動油室１１９と、弁体１１８の右端面が臨む大気室１２０とが設けられる。作動油室１１９はオリフィス１２１を介して前記油路７０の油圧を導入し、大気室１２０には弁体１０８を作動油室１１８側に付勢する戻しばね１２２が収納される。
【００５８】
弁筒１１７の一側には、左側（図８において）から順に第１排出ポート１１３1 、入力ポート１２４、第２入力ポート１２３2 が設けられ、その他側には左側から第１出力ポート１２５1 及び第２出力ポート１２５2 が設けられる。
【００５９】
そして入力ポート１２４は前記油路７０に、また第１，第２排出ポート１２３1 ，１２３2 は共に油溜７１に開放される。
【００６０】
一方、第１出力ポート１２５1 は油圧シリンダ１２０の右油室１１４に、第２出力ポート１２５2 は左油室１１３にそれぞれ接続される。
【００６１】
而して、弁体１１８は、作動油室１１９の油圧、即ち前記油路７０の油圧が比較的低い場合には左動限に保持され、入力ポート１２４を第２出力ポート１２５1 に、第１出力ポート１２５1 を第１排出ポート１２３1 にそれぞれ連通させる。これにより前記油路７０の油圧を油圧シリンダ１１０の左油室１１３に供給して作動ピストン１１５を右動させ、変速レバー２５をＬｏｗ位置に保持する。作動油室１１９の昇圧に伴い弁体１１８が右動すると、入力ポート１２４を第１出力ポート１２５1 に、第２出力ポート１２５2 を第２排出ポート１２３2 にそれぞれ連通させるようになる。これにより前記油路７０の油圧を油圧シリンダ１１０の右油室１１４に供給して作動ピストン１１５を左動させ、変速レバー２５をＴｏｐ側へ作動させるようになる。
【００６２】
ところで、制御弁１１１の作動油室１１９に導入される油路７０の油圧は、前述のように油圧ガバナ７９及びスロットル弁８１により制御されるものであるから、結局、制御弁１０１はエンジン回転数及び絞弁開度を入力信号として自動制御される。これによりエンジン回転数が上昇するときは作動ピストン１１５にＴｏｐ側への作動傾向を与え、絞弁開度が増加するときは作動ピストン１１５にＬｏｗ側への作動傾向を与えることになる。
【００６３】
図９は前記クラッチ弁７８の変形例を示すもので、シリンダブロックＢの取付孔９８に装着される弁筒１３０、この弁筒１３０に摺動自在に嵌装されるスプール弁体１２１、及び弁筒１３０に嵌合して固定される。カップ状の栓体１３２を備える。弁筒１３０は外側油路５１に連なる複数の横孔１３３を有し、スプール弁体１３１は内側油路５０に連なる環状溝１３４を外周に有する。このスプール弁体１３１は、これと栓体１３２との間に収容された戻しばね１３５により内側油路５０側へ付勢される。
【００６４】
而して、内側油路５０の油圧が比較的低い場合には、スプール弁体１３１は戻しばね１２５により内側油路５０側へ押圧され、環状溝１３４及び横孔１２３を相互に連通させて内、外側両油路５０，５１間を短絡させるので、油圧ポンプ及びモータＰ，Ｍはクラッチオフ状態となっている。また内側油路５０の油圧が上昇していくと、スプール弁体１３１はその油圧により栓体１３２側へ押動され、環状溝１３４及び横孔１３３間を不通にして両油路５０，５１間の短絡を阻止するので、油圧ポンプ及びモータＰ，Ｍはクラッチオン状態となる。
【００６５】
本発明は、上記実施例に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更が可能である。
【００６６】
【発明の効果】
以上のように本発明の第１の特徴によれば、高圧油路と、油溜に連なる排出ポートとの間に、それらの間を連通する開弁位置とそれらの間を遮断する閉弁位置とに切換わるクラッチ弁を設け、このクラッチ弁に、これを閉弁方向へ付勢すべく低圧油路の油圧を作用させる一方、補給油路に、その油圧を油圧ポンプの入力回転数の上昇に応じて増大させる油圧ガバナを接続したので、内側油路の油圧を直接利用してクラッチ弁を油圧ポンプの入力回転数に応じて自動操作することができる。したがってそれ専用のアクチュエータが不要となり、構造の簡素化及び小型化を図り、大幅なコスト低減をもたらすことができる。
【００６７】
また本発明の第２の特徴によれば、クラッチ弁の閉弁時には、それに高圧油路の油圧を開弁方向へ与え、高圧油路の油圧が低圧油路の油圧より所定値以上増大するとクラッチ弁を開弁動作させるようにしたので、油圧モータの過負荷時にはクラッチ弁により高圧油路から過大油圧を解放して、トルクショックを緩和し、伝動系の保護と乗心地の向上に寄与し得る。
【００６８】
また本発明の第３の特徴によれば、クラッチ弁が、油圧モータの出力軸に連動回転するシリンダブロックに径方向摺動可能に嵌装されて径方向内端を低圧油路に臨ませる弁ピストンと、この弁ピストンを径方向内方側に付勢する戻しばねとを備え、油圧ポンプを駆動するエンジンのアイドリング時には、戻しばねの付勢力で弁ピストンが径方向内方側に押しやられることでクラッチ弁の閉弁位置が保持されるようにしている。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例に係る自動二輪車用静油圧式無段変速機の縦断平面図
【図２】図１の要部拡大図
【図３】図２の３−３線断面図
【図４】図２の４−４線断面図
【図５】図２の５−５線断面図
【図６】図２及び図３における外側油路の展開図
【図７】図３の７部（クラッチ弁）の拡大図
【図８】変速レバー及びクラッチ弁の制御用油圧回路図
【図９】クラッチ弁の変形例を示す、図７に対応した拡大図
【図１０】油圧ガバナ及びスロットル弁による補給油圧制御特性線図
【符号の説明】
Ｂ シリンダブロック
Ｌ 補給油路
Ｍ 油圧モータ
Ｐ 油圧ポンプ
Ｔ 無段変速機
５０ 低圧油路としての内側油路
５１ 高圧油路としての外側油路
７４ 第１逆止弁
７５ 第２逆止弁
７８ クラッチ弁
８０ 油圧ガバナ
９９ 弁ピストン
１０１ 排出ポート
１０３ 戻しばね
Claims (3)
- 油圧ポンプ（Ｐ）及び油圧モータ（Ｍ）を低圧油路（５０）及び高圧油路（５１）を介して相互に連通し、低圧油路（５０）及び高圧油路（５１）に、補給ポンプ（６９）に連なる補給油路（Ｌ）を第１逆止弁（７４）及び第２逆止弁（７５）をそれぞれ介して接続した静油圧式無段変速機において、
高圧油路（５１）と、油溜（７１）に連なる排出ポート（１０１）との間に、それらの間を連通する開弁位置とそれらの間を遮断する閉弁位置とに切換わるクラッチ弁（７８）を設け、このクラッチ弁（７８）に、これを閉弁方向へ付勢すべく低圧油路（５０）の油圧を作用させる一方、補給油路（Ｌ）に、その油圧を油圧ポンプ（Ｐ）の入力回転数の上昇に応じて増大させる油圧ガバナ（８０）を接続したことを特徴とする、静油圧式無段変速機の自動クラッチ装置。 - 請求項１記載のものにおいて、
クラッチ弁（７８）の閉弁時には、それに高圧油路（５１）の油圧を開弁方向へ与え、高圧油路（５１）の油圧が低圧油路（５０）の油圧より所定値以上増大するとクラッチ弁（７８）を開弁動作させるようにした、静油圧式無段変速機の自動クラッチ装置。 - 請求項１記載のものにおいて、
クラッチ弁（７８）は、油圧モータ（Ｍ）の出力軸（２７）に連動回転するシリンダブロック（Ｂ）に径方向摺動可能に嵌装されて径方向内端を低圧油路（５０）に臨ませる弁ピストン（９９）と、この弁ピストン（９９）を径方向内方側に付勢する戻しばね（１０３）とを備え、油圧ポンプ（Ｐ）を駆動するエンジンのアイドリング時には、戻しばね（１０３）の付勢力で弁ピストン（９９）が径方向内方側に押しやられることでクラッチ弁（７８）の閉弁位置が保持されるようにした、静油圧式無段変速機の自動クラッチ装置。
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Family Cites Families (12)
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| JPH02212670A (ja) * | 1989-02-10 | 1990-08-23 | Honda Motor Co Ltd | 変速機のクラッチ制御装置 |
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| JP2565441B2 (ja) * | 1991-11-06 | 1996-12-18 | 本田技研工業株式会社 | 車両用自動クラッチの制御方法 |
| US5307727A (en) * | 1992-05-19 | 1994-05-03 | General Motors Corporation | Neutral to drive shift time control |
| JP2850925B2 (ja) * | 1992-06-01 | 1999-01-27 | 川崎重工業 株式会社 | 油圧式無段変速機 |
| US5412948A (en) * | 1992-10-23 | 1995-05-09 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Hydrostatic continuously variable transmission |
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