JP4610454B2 - 油圧式無段変速装置 - Google Patents

Description

本発明は、油圧ポンプ及び油圧モータから構成される油圧式無段変速装置に関し、より詳細には、油圧ポンプ及び／又は油圧モータの可動斜板の斜板角度を制御する油圧式無段変速装置に関する。

従来から、油圧ポンプ及び油圧モータから構成される油圧式無段変速装置（以下、「ＨＳＴ」（Ｈｙｄｒｏ Ｓｔａｔｉｃ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）とする。）に関しては、油圧サーボ機構によって、可変容積型の油圧ポンプや油圧モータの可動斜板を傾動制御して容量調整を行う構成のものが公知となっている。この油圧サーボ機構については、油圧ポンプやＨＳＴに取り付けられた電磁弁によって、油圧ポンプの回転数の増加に比例して自動的に可動斜板を傾動させる機構（オートモーティブ制御）や、油圧ポンプの可動斜板をＨＳＴの外部に装着される変速操作レバーによって操作する機構（マニュアルサーボ制御）等が公知となっている。また、このようなＨＳＴには、エンジンの負荷が設定値以上の場合に作業車両の走行速度を減速する一方、エンジンの負荷が設定値以下の場合に走行速度を増速するように速度制御する機構（負荷制御機構）を備えるものが公知となっている（例えば、特許文献１参照。）。

ＨＳＴにおける負荷制御に関し、具体的には、エンジン負荷が所定値を超えないように油圧ポンプあるいは油圧モータの可動斜板を減速側へ傾動させることによりエンストが防止される。すなわち、例えばトラクタバックホーローダ等のＨＳＴ駆動式の作業車両においては、作業時に変速操作手段が増速側に操作されると、ＨＳＴ出力回転数は増加するものの、エンジントルクが落ちてエンストするおそれがある。そこで、エンジン負荷を検出し、エンジンが所定以上の負荷状態であることを検出すると、ＨＳＴ変速操作手段を減速側に操作するという負荷制御が行われることによりエンストが防止される。

このようなＨＳＴにおける負荷制御において、油圧ポンプ及び／又は油圧モータの可動斜板の斜板角度を精度良く制御することを目的として、エンジンの負荷を検出するに際し、ＨＳＴを構成する油圧ポンプと油圧モータとを接続する閉回路のメイン油路の油圧変化をエンジン負荷変化に置き換えて用いる構成が考えられている。すなわち、メイン油路の油圧にてエンジン負荷を検出し、このメイン油路から取り入れた油圧にて駆動するアクチュエータにより、油圧ポンプ及び／又は油圧モータの容量制御用の油圧サーボ機構を減速側に制御するという負荷制御を行う構成である。
特開２００４−１１７６９号公報

前記のように、油圧ポンプと油圧モータとを接続する閉回路のメイン油路から、油圧サーボ機構を減速側に作動させるアクチュエータ（負荷制御機構）へと油圧を導く構成においては、次のような問題がある。前述したように、ＨＳＴに備えられる油圧サーボ機構は可動斜板を傾動制御してＨＳＴの変速を行うものであるが、この油圧サーボ機構による制御は、ＨＳＴのチャージ油路から作動油が導かれて斜板角度制御バルブが作動することにより行われる。しかし、ＨＳＴのメイン油路等に作動油を供給するチャージ油路からの圧油が、そのまま油圧サーボ機構に導かれると、該油圧サーボ機構が前記のようなマニュアル制御のものである場合、次のような不具合が考えられる。すなわち、油圧サーボ機構は変速レバー等の変速操作手段が操作されることにより制御されるところ、油圧サーボ機構を構成する斜板角度制御バルブに多量の作動油が供給されると、油路内において脈動が発生し、変速操作手段の操作に対して油圧サーボ機構が急激に反応して急発進・急停止などが誘発され制御が安定しない。一方、負荷制御機構において、チャージ油路内の作動油は、負荷制御のタイミングの調整を図るためにメイン油路からの圧油に対向する背圧を得るための圧油としても用いられる。

このため、油圧サーボ機構の動作を緩慢にして制御を安定させるため、チャージ油路内から導かれる作動油に対して流量を制限する弁などを設けるとした場合、負荷制御機構において十分な背圧が得られず、メイン油路内の圧力が低い状態で負荷制御が行われてしまうこととなる。逆に、チャージ油路内の圧油により負荷制御機構において十分な背圧を得ようとすると、このチャージ油路内の圧油が油圧サーボ機構に導かれて前記のとおり制御が不安定となり、安全上好ましくない。また、ＨＳＴに備えられる油圧ポンプ及び油圧モータのいずれもが可変容量型であり、それぞれに対して油圧サーボ機構が設けられる場合、各油圧サーボ機構に対しての流量を考慮する必要もある。

そこで、本発明の目的は、可変容量型の油圧ポンプ及び油圧モータを備えるとともに、これら油圧ポンプと油圧モータとを接続するメイン油路の圧油を用いて負荷制御を行う構成において、油圧サーボ機構による可動斜板の制御の安定化を図るとともに、負荷制御機構による良好な負荷制御を行うことができる油圧式無段変速装置を提供することにある。

本発明の解決しようとする課題は以上の如くであり、次にこの課題を解決するための手段を説明する。

請求項１においては、可変容積型とした油圧ポンプ（１０）及び油圧モータ（１１）のそれぞれの可動斜板（１０ａ・１１a ）の斜板角度を制御する、２組の斜板角度制御バルブ（２３・２３）と、２組の油圧サーボ機構（２・１０２）を設けた油圧式無段変速装置において、該可動斜板（１０ａ・１１a ）に連動連結した２組の変速駆動部材（２７・２７）を、２本の変速操作レバー（２９・２９）の操作により移動させる構成を付設するとともに、該変速駆動部材（２７）を減速側に移動させる２組の負荷制御機構（４・１０４）を具備し、該負荷制御機構（４・１０４）はアクチュエータを有し、該アクチュエータは、２組のシリンダ（４０・４０）とスプール（４１・１４１）により構成し、前記油圧ポンプ（１０）と油圧モータ（１１）とを接続する閉回路のメイン油路（１３ａ・１３ｂ）の圧油を負荷検出要素かつ作動油として、前記シリンダ（４０・４０）に導き、２本のスプール（４１・１４１）により変速駆動部材（２７・２７）を作動させ、前記シリンダ（４０・４０）に導入する圧油は、チャージポンプ（５０）から、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ（５７）へ供給するチャージ油路（１６）から分岐して供給すべく構成し、前記油圧ポンプ（１０）側の油圧サーボ機構（２）、及び前記油圧モータ（１１）側の油圧サーボ機構（１０２）を構成する、斜板角度制御バルブ（２３・２３）へも、前記チャージポンプ（５０）のチャージ油路（１６）からの作動油を導く構成とし、前記チャージ油路（１６）から斜板角度制御バルブ（２３・２３）へ、チャージ圧油を導く油路（１９・１９）において、前記負荷制御機構（４・１０４）の背圧油路（１７）に圧油を供給する油路（１８）内の、チャージ圧油の油量を制限しない位置に、各斜板角度制御バルブ（２３・２３）へ導入される油量を制限する定流量バルブ（５５・５５）を設けたものである。

本発明の効果として、以下に示すような効果を奏する。

請求項１においては、油圧サーボ機構による可動斜板の制御の安定化を図ることができるとともに、負荷制御機構による負荷制御を精度良く行うことができる。
つまり、定流量バルブ５５によって油圧サーボ機構２・１０２に導かれる油量を制限することにより、油圧サーボ機構２・１０２の動作を緩慢にすることができるとともに、斜板角度制御バルブ２３への供給油圧が安定して脈動が抑制され、油圧サーボ機構２・１０２おける制御を安定させることができる。
また、負荷制御機構４・１０４に背圧を供給するチャージ圧油の流量が制限されることがないので、メイン油路１３からの油圧に対向する背圧を十分に得ることができ、負荷制御を精度良く行うことができる。

次に、発明の実施の形態を説明する。本発明に係る油圧式無段変速装置（ＨＳＴ）は、トラクタ等の農作業用の作業車両やローダ作業機を備える作業車両等に用いられるものである。以下においては、ＨＳＴがローダ作業機を備える作業車両に搭載される場合について説明する。

まず、本発明に係るＨＳＴ１の全体構成について、図１〜図５を用いて説明する。図１及び図２に示すように、ＨＳＴにおいては、いずれも可変容積型に構成される油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１をハウジング１２内に内包している。ハウジング１２には、油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１の他に、これらの可動斜板１０ａ・１１ａの斜板角度を調整して、油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１それぞれの出力回転を制御する機構としての油圧サーボ機構２・１０２、中立位置保持機構３（最大斜板位置保持機構１０３）及び負荷制御機構４・１０４等が設けられている。すなわち、油圧ポンプ１０に対しては、油圧サーボ機構２、中立位置保持機構３及び負荷制御機構４が設けられ、油圧モータ１１に対しては、油圧サーボ機構１０２、最大斜板位置保持機構１０３及び負荷制御機構１０４が設けられている。

以下、特に断りのない場合には、油圧ポンプ１０側の油圧サーボ機構２及び中立位置保持機構３等について説明する。すなわち、本実施例においては、油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１に対してそれぞれ設けられるこれらの構成（油圧サーボ機構２・１０２、中立位置保持機構３（最大斜板位置保持機構１０３））は略同一となっている。

図２に示すように、油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１は、前記のとおりハウジング１２に内包されるとともに、油路板５の同一面において上下に略平行に並設されている。油路板５には、閉回路を構成する一対のメイン油路１３ａ・１３ｂ（以下、これらを総称してあるいはいずれか一方を指して「メイン油路１３」ともいう。）が形成されており（図３参照）、このメイン油路１３を介して油圧ポンプ１０と油圧モータ１１とが流体的に接続されている。

可変容積型の油圧ポンプ１０は、可動斜板１０ａを備え、駆動軸１０ｂ、シリンダブロック１０ｃ及び複数のプランジャ１０ｄ等により構成される。駆動軸１０ｂは、ＨＳＴ１の入力軸となり、油路板５に挿嵌されるとともにハウジング１２に支承され、エンジン１５（図１１参照）からの動力が入力される。シリンダブロック１０ｃは、駆動軸１０ｂに相対回転不能に嵌設され該駆動軸１０ｂとともに回動する。プランジャ１０ｄは、シリンダブロック１０ｃに穿設される複数のシリンダ孔に気密的に付勢バネを介して摺接可能に収容される。可動斜板１０ａは、ハウジング１２に傾動可能に支持されてプランジャ１０ｄを往復駆動させる斜板カムとして作用し、プランジャ１０ｄの摺動量を規制する。また、シリンダブロック１０ｃと油路板５との間には、駆動軸１０ｂが挿嵌される弁板１０ｅが介装されている。

このような構成の油圧ポンプ１０において、シリンダブロック１０ｃ内の複数のプランジャ１０ｄが可動斜板１０ａに当接しながら回転することにより、油路板５内に形成されるメイン油路１３を介して圧油が油圧モータ１１へ搬送される。可動斜板１０ａは、その板面の、駆動軸１０ｂの軸線方向に対する角度を変更可能に構成されている。そして、可動斜板１０ａの板面が駆動軸１０ｂの軸線方向に対して垂直であるときは、駆動軸１０ｂが回転駆動されても油圧モータ１１に圧油が搬送されることがない中立位置状態である。同じく可動斜板１０ａの板面が駆動軸１０ｂの軸線方向に対して垂直の状態から傾動することにより、駆動軸１０ｂの回転駆動に連動して油圧モータ１１に圧油が搬送される。ここで、可動斜板１０ａの傾動角度が調節されることにより、駆動軸１０ｂが一回転する間に搬送される圧油の量が調節され、油圧ポンプ１０の作動油の吐出量が調節可能に構成されている。これにより、後述する油圧モータ１１の駆動軸１１ｂの回転数及び回転方向が調節される。

可変容積型の油圧モータ１１は、油圧ポンプ１０と同様に、可動斜板１１ａを備え、駆動軸１１ｂ、シリンダブロック１１ｃ及び複数のプランジャ１１ｄ等により構成される。駆動軸１１ｂはＨＳＴ１の出力軸となり、該ＨＳＴ１を介したエンジン１５の動力が駆動軸１１ｂから出力される。ここで、可動斜板１１ａ、シリンダブロック１１ｃ、プランジャ１１ｄ及び弁板１１ｅについては、油圧ポンプ１０と略同一の構成であるため、その説明を省略する。すなわち、油圧モータ１１においては、可動斜板１１ａの傾動角度が調整されることにより、該油圧モータ１１への圧油の吸入量が調節可能に構成されている。ただし、油圧モータ１１の可動斜板１１ａは、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが最大傾斜位置に到達しないか、到達してもそれ以上の増速操作をしない限りは、最大傾斜位置（油圧モータ１１の最大容量状態）で保持される構成となっている。

このような構成により、エンジン１５の駆動力が油圧ポンプ１０の駆動軸１０ｂに入力されることで該油圧ポンプ１０が駆動される。この油圧ポンプ１０の駆動により吐出される作動油が、油路板５内のメイン油路１３を介して油圧モータ１１へ供給される。この作動油の給排により油圧モータ１１が駆動され、油圧モータ１１の駆動力がその駆動軸１１ｂに伝達される。そして、ＨＳＴ１の変速（増速）に際しては、油圧ポンプ１０の最大容量状態到達後、即ち可動斜板１０ａの最大傾斜状態到達後に、最大傾斜位置にある油圧モータ１１の可動斜板１１ａが油圧モータ１１の容量減少側（中立位置側）へと傾動される。

次に、油圧サーボ機構２について説明する。図１、図２、図５及び図７に示すように、ＨＳＴ１においては、油圧ポンプ１０と油圧モータ１１とが上下（左右であってもよい）に並設されており、油圧ポンプ１０の一側方には油圧ポンプ１０用の油圧サーボ機構２が設けられ、油圧モータ１１の一側方であって油圧ポンプ１０用の油圧サーボ機構２の下方には、油圧モータ１１用の油圧サーボ機構１０２が設けられる。

油圧サーボ機構２は、ピストン２１と、該ピストン２１の内部に配置されるスプール２２を備える斜板角度制御バルブ２３等とから構成される。これらはＨＳＴのハウジング１２内部に一体的に収納されている。斜板角度制御バルブ２３の構成は、具体的には、ハウジング１２内であって油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの側部にシリンダ室２４が形成されており、このシリンダ室２４内にピストン２１が摺動自在に収納されている。ピストン２１の側面には、可動斜板１０ａの側部より突設されるピン軸２５が嵌合されている。ピストン２１の軸心部には貫通孔が開口されており、この貫通孔内にスプール２２が摺動自在に嵌装されている。

ピストン２１には、シリンダ室２４におけるピストン２１上方の油室に連通する油路とピストン２１下方の油室に連通する油路とが形成されている。このピストン２１に形成される油路同士が、摺動するスプール２２によって連通又は遮断されて、連通時に、ピストン２１の上下の油室（シリンダ室２４）間を圧油が送油され、ピストン２１が上下方向に摺動するように構成されている。スプール２２の下部外周には嵌合溝２６が設けられており、この嵌合溝２６に油圧サーボ機構２（のスプール２２）の変速駆動部材としてのピン２７の一端部２７ａが嵌合されている。ピン２７の他端部２７ｂは、後述する中立位置保持機構３等を構成する捩じりバネ２８により挟持されている。ピン２７の一端部２７ａは、ハウジング１２及びピストン２１の側面に形成される開口１２ａ及び開口２１ａからハウジング１２内部に挿入され、上述したように嵌合溝２６に嵌合する。

図５及び図６等に示すように、ピン２７は、ハウジング１２内において、該ハウジング１２の一側に付設される負荷制御機構４・１０４（後述）を構成するシリンダ４０に支承される回動軸３８に対して支持アーム３８ａを介して回動自在に支持されている。つまり、ピン２７は、その一端部２７ａ側が、該ピン２７と略平行に支承される回動軸３８に固設される支持アーム３８ａに支持され、該回動軸３８を軸として回転自在に支持される。 ピン２７には、油圧サーボ機構２の変速操作レバー２９が連動連結されており、該変速操作レバー２９が操作されることにより、ピン２７が捩じりバネ２８の付勢力に抗して上下方向（図１及び図７において上下方向）に移動し、これに伴ってスプール２２が上下方向に移動するように構成されている。このように、斜板角度制御バルブ２３のスプール２２が摺動操作されることによる油路の変更でピストン２１が摺動させられ、これにより油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが傾動され、ＨＳＴ１が変速される構成となっている。

続いて、中立位置保持機構３等について説明する。図１、図５及び図７等に示すように、中立位置保持機構３は、油圧サーボ機構２から負荷制御機構４を介した位置に設けられ、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの中立位置を保持するためのものである。中立位置保持機構３は、ケーシング３０に内設されており、このケーシング３０の内部空間に、デテントロッド３１がその長手方向（図１及び図７において上下方向）へ摺動自在に設けられている。

デテントロッド３１は、その一端がケーシング３０あるいは該ケーシング３０に螺嵌されるキャップ部材により構成される支持凹部３０ｂに支持されるとともに、他端が同じくケーシング３０に螺嵌されるキャップ３２により支持されている。デテントロッド３１のキャップ３２側端部には、キャップ３２に螺挿されるアジャストボルト３３が一体的に形成されている。そして、デテントロッド３１は、アジャストボルト３３を回転させることで長手方向（軸心方向）へ摺動可能に構成されており、通常はロックナット３４により位置固定されている。デテントロッド３１の略中央部には、固定部３１ａが形成されており、前記ピン２７の他端部２７ｂがケーシング３０の内部空間内に固定部３１ａと位置を合わせて挿入されている。ここで、ピン２７の他端部２７ｂの径と、固定部３１ａの幅（デテントロッド３１の軸心方向の長さ）とは略同一に構成されている。

ケーシング３０の内部空間においては、デテントロッド３１の固定部３１ａの両側に、バネ受け３５・３５がデテントロッド３１の軸心方向へ摺動自在に設けられている。バネ受け３５・３５は、ケーシング３０あるいは前記キャップ部材またはキャップ３２とバネ受け３５・３５との間に介装されるバネ３６・３６により固定部３１ａ方向へ付勢されている。つまり、バネ受け３５・３５により、デテントロッド３１の固定部３１ａ及びピン２７の他端部２７ｂが、ともに両側から挟み込まれる構成となっている。

図５に示すように、変速操作レバー２９は、ケーシング３０により回動軸３７を中心に回動自在に支持されている。回動軸３７には捩じりバネ２８が回動自在に外嵌されており、該捩じりバネ２８によりピン２７の他端部２７ｂが挟持されている。また、回動軸３７には、この回動軸３７と一体的に回動する連動アーム３９が固設されている。連動アーム３９は、捩じりバネ２８により挟持されている。

変速操作レバー２９が回動操作されると、回動軸３７に固設される連動アーム３９及び連動アーム３９を挟持する捩じりバネ２８が一体的に回動されるとともに、捩じりバネ２８に挟持されるピン２７が該捩じりバネ２８と一体的に回動される。すなわち、変速操作レバー２９が回動操作されると、ピン２７が連動アーム３９及び捩じりバネ２８を介して一体的に回動され、油圧サーボ機構２のスプール２２が摺動操作される構成となっている。このようにして、変速操作レバー２９、回動軸３７、連動アーム３９及び捩じりバネ２８等により変速操作レバー部が構成されている。

また、変速操作レバー２９が回動操作されていない状態では、ピン２７の他端部２７ｂがデテントロッド３１の固定部３１ａとともにバネ受け３５・３５により挟み込まれているので、ピン２７は、固定部３１ａの位置でその回動位置が保持される。そして、本実施例におけるＨＳＴ１においては、変速操作レバー２９に操作力がかかっておらず、ピン２７がその他端部２７ｂの位置でバネ受け３５・３５により保持されている状態では、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが中立位置状態となるように調節されている。このように、中立位置保持機構３は、デテントロッド３１、バネ３６・３６及びバネ受け３５・３５によって、ピン２７及び油圧サーボ機構２を通じて、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａを中立位置に保持するように構成されている。

すなわち、中立位置保持機構３は、油圧サーボ機構２を介して油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａと連動連結するピン２７を捩じりバネ２８等により付勢支持しており、可動斜板１０ａの中立位置を保持する。そして、スプール２２を摺動させるピン２７の中途部に、連動アーム３９及び捩じりバネ２８を介して変速操作レバー２９の回動軸３７を係合し、変速操作レバー２９の回動操作によりピン２７が一体的に操作される構成となっている。このピン２７の回動軸３７との係合部の一側に延出されるピン２７の一端部２７ａにてスプール２２が駆動される一方、同じく係合部の他側に延出されるピン２７の他端部２７ｂにてデテントロッド３１が係合され、中立位置が位置決めされるように構成されている。

このように構成される中立位置保持機構３においては、中立位置の微調整を行うアジャスト機構（中立位置調整機構）が具備されている。すなわち、前記のとおりデテントロッド３１は、キャップ３２に螺装されるアジャストボルト３３が回転されることにより軸心方向に移動可能となっている。そして、固定部３１ａの位置でピン２７が保持された状態で、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが中立位置からずれている場合、アジャストボルト３３が回転されてデテントロッド３１の固定部３１ａの位置が調節される。これにより、固定部３１ａの位置でピン２７が保持された状態で、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが中立位置状態となるように調整可能となっている。

一方、油圧モータ１１側には、前記のとおり最大斜板位置保持機構１０３が構成されている。最大斜板位置保持機構１０３は、前述した中立位置保持機構３と略同様にして構成されている。ただし、最大斜板位置保持機構１０３においては、油圧モータ１１の可動斜板１１ａが最大斜板位置で保持される構成となっている。また、最大斜板位置保持機構１０３には、中立位置保持機構３における中立位置調整機構と同様にして０度位置調整機構が構成されている。０度位置調整機構においては、油圧モータ１１の可動斜板１１ａが０度位置からずれている場合に、アジャストボルト３３を回転することにより可動斜板１１ａが０度位置に位置するように調整することが可能となっている。

このような構成により、図８に示すように、油圧ポンプ１０側の変速操作レバー２９は、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが中立位置にある場合は略水平方向となるように位置し、該変速操作レバー２９が回動軸３７を軸として上下に回動操作されると、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが油圧サーボ機構２を介して傾動される。また、油圧モータ１１側の変速操作レバー２９は、油圧モータ１１の可動斜板１１ａが最大傾斜位置にある場合は下斜め方向となるように位置し、該変速操作レバー２９が回動軸３７を軸として上方に回動操作されると、油圧モータ１１の可動斜板１１ａが中立位置となる方向に移動される。そして、両変速操作レバー２９・２９が車両運転部の（前後進切換操作可能な）変速操作具（変速ペダル、変速レバー等）に連動連係されていて、該変速操作具の、車速０から一定速までの変速操作で油圧ポンプ１０側の変速操作レバー２９を、該一定速以上の変速操作で油圧モータ１１側の変速操作レバー２９を回動するものとしている。

次に、負荷制御機構４・１０４について、図６、図７、図９及び図１０を用いて説明する。まず、油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４の構成について説明する。負荷制御機構４は、前記メイン油路１３の圧油が給排されるシリンダ４０と、該シリンダ４０に摺動自在に内挿されるとともに変速駆動部材としてのピン２７と係合するスプール４１とを備えている。そして、シリンダ４０内におけるスプール４１の一側にメイン油路１３が連通され、負荷制御時には、メイン油路１３からの圧油力によりスプール４１が押圧され、このスプール４１によりピン２７を係合しながら移動させる。これにより、負荷制御機構４は、車両運転部に設けた変速操作具の操作に基づく変速操作レバー２９による傾動操作（油圧サーボ機構２等による油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの制御）とは独立に、該可動斜板１０ａの斜板角度の制御を行う。

シリンダ４０は、ハウジング１２の略平面である側壁面に沿って縦長状に形成され、このハウジング１２の側壁面に付設されて油圧サーボ機構２と中立位置保持機構３との間に介設される。シリンダ４０には、上方に開口するシリンダ孔４２が上下方向に穿設されており、このシリンダ孔４２に略円柱状のスプール４１が摺動自在に内挿される。シリンダ孔４２の開口端（上端）部には、メイン油路１３から供給される圧油の油路が接続される管継部材４３が螺着されており、該管継部材４３を介してメイン油路１３内の圧油がシリンダ４０内に供給される。シリンダ４０の上下中途部には、左右方向に開口して前記ピン２７が貫通される開口部４０ａが貫設されている。

管継部材４３は、シリンダ孔４２の内側面と油密的に密着して螺着されている。管継部材４３の内部には、油給排ポート４３ａが設けられている。この油給排ポート４３ａにメイン油路１３から圧油が導かれ、油圧が検知される。管継部材４３には、スプール４１側に開口するピン孔４３ｂが穿設されている。このピン孔４３ｂにピン４４が摺動自在に挿入されている。ピン４４の一端側は、スプール４１の上側面に当接している。

また、ピン孔４３ｂは、オリフィス４３ｃを介して管継部材４３内の油給排ポート４３ａに連通している。つまり、油給排ポート４３ａ内の圧油は、オリフィス４３ｃを介してピン孔４３ｂ内に充填され、メイン油路１３内の油圧に応じてピン４４が摺動される。例えば、メイン油路１３の油圧が高くなると、ピン孔４３ｂからピン４４が押し出され、該ピン４４によってスプール４１が押圧されて下方向に摺動する。

スプール４１は、その長手方向の略中央部に上下方向に長い長孔状の貫通孔４１ａが貫設されており、該貫通孔４１ａにピン２７が挿通される。この貫通孔４１ａは、シリンダ孔４２にスプール４１を内挿した状態で、シリンダ４０の開口部４０ａに連通する。つまり、ハウジング１２及びケーシング３０の間にシリンダ４０が介設されることから、開口部４０ａは、その一方がハウジング１２及びピストン２１の側面に形成される開口１２ａ及び開口２１ａに連通し、他方がケーシング３０の側面に形成される開口部３０ｃと連通する。そして、このシリンダ４０の開口部４０ａやスプール４１の貫通孔４１ａ等により構成される連通空間内に前記ピン２７が配され、ピン２７が負荷制御機構４（シリンダ４０、スプール４１等）を短手方向に貫通した状態となる。

また、スプール４１においては、貫通孔４１ａの開口縁部に、該貫通孔４１ａを拡げる切欠き部４１ｂが形成されている。一方、棒状のピン２７において切欠き部４１ｂに対応する位置に拡径部２７ｃが形成されている。これにより、スプール４１がシリンダ４０の長手方向（上下方向）に摺動することで、その切欠き部４１ｂがピン２７の拡径部２７ｃに当接するように構成されている。つまり、ピン２７における拡径部２７ｃの拡径度合いは、切欠き部４１ｂの貫通孔４１ａに対する拡がり度合いよりも大きいため、ピン２７と貫通孔４１ａの側壁とが当接することはないが、ピン２７の拡径部２７ｃと切欠き部４１ｂとは当接する。また、スプール４１の貫通孔４１ａ及び切欠き部４１ｂは、ピン２７の移動範囲よりも大きく形成されているため、ピン２７が上下に平行移動することによってピン２７側からスプール４１に当接することはないが、スプール４１が摺動することによってその切欠き部４１ｂとピン２７の拡径部２７ｃとが当接する構成となっている。つまり、スプール４１が摺動されることにより、該スプール４１とピン２７とが係合して一体的に摺動可能に構成されている。

また、シリンダ孔４２におけるスプール４１の他側（メイン油路１３が連通される側と反対側）には背圧室４２ａが設けられており、この背圧室４２ａにはバネ４５が内装されている。このバネ４５は、シリンダ孔４２の底面とスプール４１の下側面との間に介装され、該スプール４１を押圧付勢している。また、背圧室４２ａには、後述するようにメイン油路１３からの圧油力に対向してスプール４１を押圧するためのＨＳＴ１のチャージ圧油が導入される構成となっている。つまり、スプール４１は、シリンダ孔４２内において、ピストン４４によって下方に押圧される一方、これに対向してバネ４５及びチャージ圧油によって上方に押圧された状態となっている。

次に、油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４の構成について説明する。負荷制御機構１０４は、油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４においてシリンダ孔４２を構成するシリンダ４０が共用され構成されている。すなわち、前記のとおりハウジング１２の一側に付設されるシリンダ４０は、油圧モータ１１側における油圧サーボ機構１０２と最大斜板位置保持機構１０３との間に位置し、該シリンダ４０には、油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４を構成するスプール４１等が設けられるとともに、油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４を構成するスプール１４１等が設けられる。そして、ＨＳＴのメイン油路１３からシリンダ４０に供給される圧油によってスプール１４１が押動される構成となっている。これにより、負荷制御機構１０４は、車両運転部の変速操作具の操作に基づく油圧サーボ機構１０２等による油圧モータ１１の可動斜板１１ａの制御とは独立に、該可動斜板１１ａの斜板角度の制御を行う。

シリンダ４０には、下方に開口するシリンダ孔１４２が上下方向に穿設されており、このシリンダ孔１４２に略円柱状のスプール１４１が摺動自在に内挿される。シリンダ４０の負荷制御機構１０４部分における上下中途部には、左右方向に開口して前記ピン２７が貫通される開口部１４０ａが貫設されている。シリンダ孔１４２の開口端（下端）部には、後述するスローリターンバルブ６０が構成されるボルト体４９が螺挿されている。

シリンダ４０においては、スプール１４１がシリンダ孔１４２に挿入された状態で該スプール１４１の上側となる位置に、シリンダ孔１４２と連通するピン孔４０ｂが穿設されている。このピン孔４０ｂにピン１４４が摺動自在に挿入されている。ピン１４４の一端側は、スプール１４１の上側面に当接している。

前記ピン孔４０ｂは、シリンダ４０に形成される油路４０ｃを介して前記負荷制御機構４において管継部材４３内に形成される油給排ポート４３ａと連通しており、該ピン孔４０ｂ内にメイン油路１３からの圧油が導かれる構成となっている。つまり、図６、図９及び図１０等に示すように、負荷制御機構４においては、管継部材４３に形成される外周溝により、該管継部材４３とシリンダ孔４２との間に、油孔４３ｄを介して油給排ポート４３ａと連通する油溜り４６が構成される。一方、負荷制御機構１０４においては、ピン孔４０ｂにおけるピン１４４のスプール１４１と当接する側と反対側に油溜り１４６が形成されている。そして、これら油溜り４６・１４６が油路４０ｃを介して連通接続されている。これにより、油給排ポート４３ａ内の圧油は、油路４０ｃを介してピン孔４０ｂ内に導かれ、メイン油路１３内の油圧に応じてピン１４４が摺動される。例えば、メイン油路１３の油圧が高くなると、ピン孔４０ｂからピン１４４が押し出され、該ピン１４４によってスプール１４１が押圧されて下方向に摺動する。

スプール１４１は、その長手方向の略中央部に上下方向に長い長孔状の貫通孔１４１ａが貫設されており、該貫通孔１４１ａにピン２７が挿通される。この貫通孔１４１ａは、シリンダ孔１４２にスプール１４１を内挿した状態で、シリンダ４０の開口部１４０ａに連通する。前記のとおりシリンダ４０はハウジング１２及びケーシング３０の間に介設されることから、開口部１４０ａは、その一方がハウジング１２及びピストン２１の側面に形成される開口１２ａ及び開口２１ａに連通し、他方がケーシング３０の側面に形成される開口部３０ｃと連通する。そして、このシリンダ４０の開口部１４０ａやスプール１４１の貫通孔１４１ａ等により構成される連通空間内に前記ピン２７が配され、負荷制御機構１０４（シリンダ４０、スプール１４１等）を短手方向に貫通した状態となる。

また、スプール１４１においては、貫通孔１４１ａの開口縁部に、該貫通孔１４１ａを拡げる切欠き部１４１ｂが形成されている。この切欠き部１４１ｂは、前述した負荷制御機構４と同様、棒状のピン２７の拡径部２７ｃと当接するように構成され、スプール１４１が摺動されることにより、該スプール１４１とピン２７とが一体的に摺動する。

また、シリンダ孔１４２におけるスプール１４１の下方、即ちシリンダ孔１４２内のスプール１４１と前記ボルト体４９との間には背圧室１４２ａが設けられている。背圧室１４２ａには、後述するようにメイン油路１３からの圧油力に対向してスプール１４１を押圧するためのＨＳＴ１のチャージ圧油が導入される構成となっている。つまり、スプール１４１は、シリンダ孔１４２内において、ピン１４４によって下方に押圧される一方、これに対向してチャージ圧油によって上方に押圧された状態となっている。

ここで、油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４においては、該負荷制御機構１０４が作動していない状態、即ちピン１４４がピン孔４０ｂに押し込まれている状態（図１０等に示す状態）で、かつ、可動斜板１１ａの斜板角度が最大に傾動された状態では、切欠き部１４１ｂの下側にピン２７の拡径部２７ｃが略当接した状態となる。このような構成において、負荷制御機構１０４によって、油圧モータ１１の可動斜板１１ａの斜板角度が小さくなる方向（容量が増大する方向）に傾動制御されるとともに、かかる斜板角度が制御されることによりトルクが制御される。

以上のように構成されるＨＳＴ１は、エンジン１５に負荷トルクが生じた場合には、ＨＳＴ１の油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１の可動斜板１０ａ・１１ａの斜板角度が、変速操作レバー２９による制御とは別に負荷制御機構４・１０４によって制御され、エンジン１５のエンストが防止される。ここで、本実施例のＨＳＴ１は、変速（増速）に際しては、前記のとおり油圧ポンプ１０の最大容量状態到達後に、最大傾斜位置にある油圧モータ１１の可動斜板１１ａが油圧モータ１１の容量減少側へと傾動される構成であるところ、負荷制御機構４・１０４による負荷制御については、油圧モータ１１の可動斜板１１ａが傾動されている場合は、まず、油圧モータ１１が減速側（容量増大側）に制御され、次いで油圧ポンプ１０が減速側（容量減少側）に制御される。このため、油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４においては、前記のとおり背圧室４２ａにバネ４５が内装されており、該バネ４５により、スプール４１に対するメイン油路１３からの圧油力に対向する押圧力が調整される。

すなわち、負荷制御機構４・１０４は、低速領域（例えば、全車速範囲における低速側１／３の領域）では、主に油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度を制御し、中・高速領域（例えば、全車速範囲における高速側２／３の領域）では、主に油圧モータ１１の可動斜板１１ａを制御する。低速領域では、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａは傾動自在である一方で、油圧モータ１１の可動斜板１１ａは斜板角度が最大となる位置で固定されている。そして、低速領域から中・高速領域に入る際、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度が最大となると略同時に、該可動斜板１０ａが位置固定されて、油圧モータ１１の可動斜板１１ａの斜板角度が小さくなる方向に傾動される。

まず、低速領域において主に行われる油圧ポンプ１０の負荷制御機構４による負荷制御について説明する。油圧ポンプ１０の負荷制御機構４においては、スプール４１が、エンジン１５に負荷がかかることによるメイン油路１３内の油圧の上昇、即ちシリンダ４０内（油給排ポート４３ａ内）の圧油の上昇によってピン４４を介して押圧されることで、捩じりバネ２８の付勢力に抗してピン２７を係合しながら移動させる。これにより、油圧サーボ機構２等による傾動操作とは独立に、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度が減速側に制御される。通常、ピン４４は、バネ４５の付勢力及びチャージ圧によりスプール４１を介してピン孔４３ｂに押し込まれている。

ＨＳＴ１を備える作業車両が走行する際に、変速操作レバー２９が図示せぬリンク機構を介して回動操作されると、ピン２７が変速操作レバー２９と一体的に移動する。これにより、油圧サーボ機構２において、スプール２２がピン２７と連動して摺動され、このスプール２２の摺動により油路が切り換えられてピストン２１が摺動する。そして、ピストン２１に係合する油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが傾動される。本実施例のＨＳＴ１では、変速操作レバー２９が、停止している作業車両を前進走行させるために回動された場合にはピン２７が上方向に移動し、後進走行させるために回動された場合にはピン２７が下方向に移動する。このピン２７の移動に連動して可動斜板１０ａが徐々に傾動されて斜板角度が大きくなるように制御される。この可動斜板１０ａの傾動操作は、油圧サーボ機構２や中立位置保持機構３によって制御される。

このような状態で、低速走行の作業時においてエンジン１５にかかる負荷が高くなると、メイン油路１３内の油圧が上昇して油給排ポート４３ａ内の油圧が高まる。ここで、油給排ポート４３ａ内の油圧を受けてピン４４がスプール４１を押圧する力が、バネ４５の不勢力と背圧室４２ａ内に導かれるチャージ圧とによりスプール４１が押圧される力を上回ると、スプール４１が下方に摺動される。これにより、スプール４１が、その切欠き部４１ｂをピン２７の拡径部２７ｃに当接させることによりピン２７と係合し、捩じりバネ２８がピン２７を挟持する付勢力、バネ４５がスプール４１を押圧する付勢力及び背圧室４２ａ内のチャージ圧に抗してピン２７を下方に移動させる。つまり、スプール４１によりピン２７が減速側へ移動されて油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが低速側に傾動され、ＨＳＴ１が減速されることにより牽引力が高められる。このとき、車両運転部の変速操作具の増速側への操作により変速操作レバー２９が回動されても、連動アーム３９により捩じりバネ２８が回動されるだけで、可動斜板１０ａが増速側に傾動されることはなく、過負荷がかかることによるエンストが起きることもない。

そして、負荷が軽減され、メイン油路１３内の油圧が低減して油給排ポート４３ａ内の油圧が低くなり、ピン４４がスプール４１を押圧する力が、バネ４５の付勢力とチャージ圧によりスプール４１が押圧される力を下回ると、スプール４１は、バネ４５の付勢力及びチャージ圧によって上方に摺動される。これにより、ピン４４がピン孔４３ｂ内に押し込まれるとともに、ピン２７は、捩じりバネ２８の付勢力によって変速操作レバー２９により設定されている位置に戻される。そして、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａは、変速操作レバー２９等による所定位置に戻り再び位置決めされる。

すなわち、作業車両が通常走行している場合は、ＨＳＴ１の出力回転数は変速操作レバー２９の回動操作によって増減されるところ、低速で作業機によるローダ作業を行う場合等は大きな牽引力が必要とされるために駆動軸１１ｂに負荷トルクがかかり、これによるエンジン１５にかかる負荷がエンジン馬力を越えるとエンストしてしまう。そこで、負荷によりメイン油路１３内の油圧が増加すると、該メイン油路１３からの圧油を受けてシリンダ４０内のスプール４１が摺動されるように構成し、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度が小さくなるように制御する。つまり、過剰な負荷がかかった場合に、変速操作レバー２９による操作に係わらず油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度を小さくすることで油圧ポンプ１０からの圧油の吐出量を減少させ、車速が低減するように制御することで、エンジン１５のストールを防止する。

このように、負荷制御機構４においては、エンジン１５に過剰な負荷がかかると、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度が、変速操作レバー２９による傾動操作に拠らずに自動的に傾動するように制御される。

次に、中・高速領域において主に行われる油圧モータ１１の負荷制御機構１０４による負荷制御について説明する。油圧モータ１１の負荷制御機構１０４も、油圧ポンプ１０の負荷制御機構４と同様、油圧モータ１１の可動斜板１１ａを自動的に傾動させてその斜板角度を制御するように構成されている。ただし、油圧モータ１１においては、前述したとおり、可動斜板１１ａの斜板角度が停止時において最大となるように調整されており、作業車両が増速するにつれて斜板角度が小さくなるように制御されているため次のような態様となる。

すなわち、負荷制御機構１０４においても、まず変速操作レバー２９が操作されると、これと一体的に移動するピン２７が捩じりバネ２８により所定の位置で位置決めされる。これにより、油圧サーボ機構１０２に油圧モータ１１の可動斜板１１ａが最大傾斜位置から斜板角度が小さくなる方向に移動される。

このような状態で、中・高速走行の作業時においてエンジン１５にかかる負荷が高くなると、メイン油路１３内の油圧が上昇して油溜り１４６内の油圧が高まる。ここで、油溜り１４６内の油圧を受けてピン１４４がスプール１４１を押圧する力が、背圧室１４２ａ内に導かれるチャージ圧によりスプール１４１が押圧される力を上回ると、スプール１４１が下方に摺動される。これにより、スプール１４１が、その切欠き部１４１ｂをピン２７の拡径部２７ｃに当接させることによりピン２７と係合し、捩じりバネ２８の付勢力及び背圧室１４２ａ内のチャージ圧に抗してピン２７を下方に移動させる。つまり、スプール１４１によりピン２７が減速側へ移動されて油圧モータ１１の可動斜板１１ａが低速側に傾動され、ＨＳＴ１が減速されることにより牽引力が高められる。このように中・高速領域において油圧モータ１１側で負荷制御が行われるときには、油圧ポンプ１０側の負荷制御機構４においては、メイン油路１３からの油圧に対向してスプール４１を押圧する力としてチャージ圧にバネ４５による付勢力が加わるため、スプール４１は下方に摺動されることがなく、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａは高速側に保持されることとなる。

そして、負荷が軽減されると、負荷制御機構４の場合と同様、ピン１４４がスプール１４１を押圧する力が、チャージ圧によりスプール１４１が押圧される力を下回ると、スプール１４１は上方に摺動される。これにより、ピン２７は変速操作レバー１９により設定されている位置に戻されるとともに、油圧モータ１１の可動斜板１１ａは、変速操作レバー２９等による所定位置に戻り再び位置決めされる。

すなわち、油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４は、油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４と同様、メイン油路１３の油圧が高まると、車速を低減するように油圧モータ１１の可動斜板１１ａの斜板角度が大きくなるように制御する。

このように、本発明に係るＨＳＴ１においては、負荷制御機構４・１０４により、全ての車速範囲においてＨＳＴの牽引力がエンジン１５の馬力を越えることのないように、油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１それぞれの可動斜板１０ａ・１１ａの斜板角度が制御されるという負荷制御が行われる。なお、負荷制御機構４・１０４は、油圧ポンプ１０又は油圧モータ１１のいずれかのみに設けられる構成であってもよい。

以上の構成を有するＨＳＴ１について、その回路構成を図１１に示す油圧回路図を参照して説明する。メイン油路１３（１３ａ・１３ｂ）に作動油を供給するチャージポンプ（油圧ポンプ）５０は、エンジン１５によりポンプ軸５１を介して駆動され、オイルタンク５２から油を吸入する。チャージポンプ５０の吐出側には、ＨＳＴ１内へとフィルタ５３を介した作動油を供給するチャージ油路１６が接続されている。すなわち、チャージ油路１６からの作動油はＨＳＴ１内で分岐され、油圧サーボ機構２・１０２（のシリンダ室２４）や、メイン油路１３ａ・１３ｂ等に導かれる。

チャージ油路１６からメイン油路１３ａ・１３ｂに接続される油路においては、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７がそれぞれ設けられる。なお、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７については後述する。また、チャージ油路１６においては、チャージリリーフバルブ５４が設けられており（図２及び図５参照）、チャージ油路１６内の圧力が所定圧を越えると、このチャージリリーフバルブ５４が開弁してチャージ油路１６内の作動油がハウジング１２内に形成される油溜り５６内にリリーフされて油量が調整される。

可変容積型の油圧ポンプ１０は、駆動軸１０ｂを介してエンジン１５からの駆動が伝達され、かかる駆動力によって油圧ポンプ１０のシリンダブロック１０ｃ等が回転駆動される。油圧ポンプ１０は、メイン油路１３ａ・１３ｂを介して可変容積型の油圧モータ１１と流体的に接続されており、油圧ポンプ１０から吐出される圧油が油圧モータ１１に給排される。油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａは、前述したように油圧サーボ機構２、中立位置保持機構３及び負荷制御機構４によってその斜板角度が制御される。チャージ油路１６から油圧サーボ機構２に供給される圧油は、最終的にはハウジング１２内に形成される油溜り５６に排出される。油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４には、メイン油路１３から負荷制御用油路１４を介して圧油が導かれ、この圧油を受けてシリンダ４０に内挿されるスプール４１が摺動される。

また、油圧モータ１１の可動斜板１１ａを傾動制御するための手段として、油圧ポンプ１０と同様に、油圧サーボ機構１０２、最大斜板位置保持機構１０３及び負荷制御機構１０４等が接続されている。メイン油路１３ａ・１３ｂを介して油圧ポンプ１０と接続される油圧モータ１１は、油圧ポンプ１０より吐出される圧油によってシリンダブロック１１ｃ等が回転駆動されて駆動軸１１ｂが回転駆動する。油圧モータ１１の駆動軸１１ｂは、車軸駆動用の走行軸や作業機駆動用の駆動軸などに連動連結され、これらの軸に該駆動軸１１ｂの回転駆動が伝達される。油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４には、メイン油路１３から負荷制御用油路１４を介して圧油が導かれ、この圧油を受けてシリンダ４０に内挿されるスプール１４１が摺動される。

そして、各負荷制御機構４・１０４のシリンダ孔４２・１４２内におけるスプール４１・１４１のピン４４・１４４と反対側の空間、即ち、負荷制御機構４における背圧室４２ａと、負荷制御機構１０４における背圧室１４２ａとは、背圧油路１７によって連通接続されている。背圧油路１７は、チャージ油路１６と連通接続されており、背圧油路１７とチャージ油路１６との間には、チェックバルブ４７及び背圧バルブ（リリーフバルブ）４８が並列に介装されている。具体的には、チャージ油路１６から分岐される油路１８と背圧油路１７間においてチェックバルブ４７及び背圧バルブ４８が並列に接続構成される（図３参照）。

このような構成により、チェックバルブ４７によって、背圧油路１７からチャージ油路１６側への逆流が防止され、背圧バルブ４８によって、背圧油路１７内の圧力が所定圧を越えると、背圧バルブ４８が開弁して背圧油路１７内の作動油が油路１８にリリーフされて油量が調整される構成となっている。このように、チャージ油路１６と負荷制御機構４・１０４間を接続する背圧油路１７との間に、チェックバルブ４７及び背圧バルブ４８が介装されることにより、チャージ油路１６からの圧油脈動によるハンチングが防止される。

以上のように、本発明に係るＨＳＴ１は、少なくともいずれか一方を可変容積型とした油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１に、該油圧ポンプ１０及び／又は油圧モータ１１の可動斜板１０ａ・１１ａの斜板角度を制御する油圧サーボ機構２・１０２であって、該可動斜板１０ａ・１１ａに連動連結した変速駆動部材としてのピン２７を変速操作レバー２９の操作により移動させる構成のものを付設するとともに、該ピン２７を減速側に移動させるアクチュエータ（シリンダ４０、スプール４１・１４１等）を有し、油圧ポンプ１０と油圧モータ１１とを接続する閉回路のメイン油路１３の圧油を負荷検出要素かつ作動油として前記アクチュエータに導き作動させる負荷制御機構４・１０４を付設している。そして、前記閉回路の、前進時（油圧モータ１１を前進回転させるとき）に高圧側となるメイン油路（以下、「メイン油路１３ａ」ともいう。）及び後進時（油圧モータ１１を後進回転させるとき）に高圧側となるメイン油路（以下、「メイン油路１３ｂ」ともいう。）の各油路に流れる圧油を、それぞれチェックバルブ５８を介して前記アクチュエータに導く構成としている（図１１参照）。

すなわち、前述したように、負荷制御機構４・１０４には、メイン油路１３からの圧油が、負荷検出要素及び負荷制御機構４・１０４のアクチュエータ作動油として、負荷制御用油路１４を介して導かれるところ、図１１に示すように、前進時に高圧側となるメイン油路１３ａから分岐される油路１４ａ及び後進時に高圧側となるメイン油路１３ｂから分岐される油路１４ｂそれぞれにチェックバルブ５８が設けられ、各メイン油路１３ａ・１３ｂから負荷制御機構４・１０４に圧油が導かれる。

このような構成により、ＨＳＴ１が前進時であるときは、高圧側となるメイン油路１３ａ内の圧油が、油路１４ａのチェックバルブ５８を介して負荷制御用油路１４により負荷制御機構４・１０４へと導かれ、負荷制御機構４・１０４においてメイン油路１３ａ内の油圧変化がエンジン１５の負荷変化を示すものとして用いられる。一方、ＨＳＴ１が後進時であるときは、高圧側となるメイン油路１３ｂ内の圧油が、油路１４ｂのチェックバルブ５８を介して負負荷制御用油路１４により負荷制御機構４・１０４へと導かれ、負荷制御機構４・１０４においてメイン油路１３ｂ内の油圧変化がエンジン１５の負荷変化を示すものとして用いられる。

このように、前進時に高圧側となるメイン油路１３ａ及び後進時に高圧側となるメイン油路１３ｂの両方を負荷制御機構４・１０４に接続される負荷制御用油路１４に接続し、各メイン油路１３ａ・１３ｂ内の圧油を負荷制御機構４・１０４に導く構成とすることにより、前進時及び後進時いずれの場合においても負荷制御機構４・１０４による負荷制御を行うことができる。これにより、前進時及び後進時において負荷制御によるエンスト防止が図れるので、作業車両などにおいて円滑な作業や走行を行うことができる。また、各メイン油路１３ａ・１３ｂから負荷制御機構４・１０４へと圧油を導くに際し、チェックバルブ５８をそれぞれ介在させることにより、メイン油路１３ａ・１３ｂ側への圧油の逆流や高圧側のメイン油路１３と低圧側のメイン油路１３との連通が回避されるので、メイン油路１３内の油圧の不安定化を防止でき、ＨＳＴ１の効率を低下させることなく、精度良く負荷制御を行うことが可能となる。

次に、前記各メイン油路１３ａ・１３ｂとチャージ油路１６との間にそれぞれ介設される前記ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７について説明する。メイン油路１３の作動油が不足した場合には、チャージ油路１６から低圧側のメイン油路１３（１３ａ又は１３ｂ）に対して、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７を介して作動油が補給される。ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７・５７は、メイン油路１３の圧力が一定値よりも高くなる（負荷制御を必要とする圧力になる）と、高くなった側のニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７が開弁し、作動油をチャージ油路１６へ逃がすように構成されている。また、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７は、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが中立位置付近に位置している際に、その斜板位置を中立状態に保つように構成される。すなわち、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７は、メイン油路１３へのチャージ圧油供給用のチェックバルブの機能を有するバルブに、負荷制御圧調整用のリリーフバルブの機能とニュートラルゾーン拡張用のリリーフバルブ（ニュートラルバルブ）の機能とを有するバルブ構造が一体的に加えられたバルブである。

ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７の具体的な構成について説明する。図３及び図５に示すように、油路板５において、上下方向に略平行に配されるメイン油路１３ａ・１３ｂに対して、これらの間に配されるチャージ油路１６を構成する油路１６ａが略水平方向に連通している。この油路１６ａの延長上（左右）には、メイン油路１３ａ・１３ｂと連通するとともに左右方向に外部に開口するバルブ孔５ａが油路板５に形成されている。バルブ孔５ａの開口部は、該開口部に螺挿されるプラグ部材５９により塞がれており、このバルブ孔５ａ内にニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７が構成される。つまり、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７は、チャージ油路板５に形成されるチャージ油路１６と各メイン油路１３ａ・１３ｂとの接続部においてバルブ孔５ａ内に構成され、対向した状態で配設される。

各ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７・５７の構造は略同一であるため、一方（メイン油路１３ａ側）のニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７について、図１２を用いて説明する。ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７は、前記バルブ孔５ａに摺動自在に内挿されるバルブボディ６２と、該バルブボディ６２に摺動自在に内挿されるスプール６３と、該スプール６３のバルブボディ６２内における摺動を付勢するリリーフバネ６４と、バルブボディ６２の端部（前記プラグ部材５９側）に螺嵌される支持ピース６５と、該支持ピース６５に摺動自在に内挿されるフィードバックピン６６と、バルブボディ６２を付勢するチェックバネ６７とを備えている。

バルブボディ６２は、略筒状に構成されてその一端部にバルブ部６２ａを有し、該バルブ部６２ａによりメイン油路１３とチャージ油路１６との連通部の開閉を行う。すなわち、チャージ油路１６を構成する油路１６ａのメイン油路１３との連通部（油路１６ａの端部）には、バルブボディ６２のバルブ部６２ａの形状に合わせたシート部１６ｂが形成されており、バルブボディ６２の摺動により該シート部１６ｂに対してバルブ部６２ａが当接・離間することにより、メイン油路１３とチャージ油路１６との連通部の開閉が行われる。

バルブボディ６２の他端側には前記支持ピース６５が螺嵌されており、該支持ピース６５とバルブボディ６２とが一体的にバルブ孔５ａ内を摺動可能に構成されている。そして、この支持ピース６５が螺嵌されたバルブボディ６２が、そのバルブ部６２ａが前記シート部１６ｂに当接する方向にチェックバネ６７により付勢されている。すなわち、前記のとおりバルブ孔５ａの開口部を塞ぐプラグ部材５９は、バルブ孔５ａ内に挿入される略筒状の挿嵌部５９ａを有しており、該挿嵌部５９ａ内に支持ピース６５を含むバルブボディ６２の一側部分が挿入される。そして、この挿嵌部５９ａ内においてプラグ部材５９及び支持ピース６５間にチェックバネ６７が介装され、該チェックバネ６７によって支持ピース６５を介してバルブボディ６２が前記方向に付勢される。

バルブボディ６２に内挿されるスプール６３は、略筒状に構成され、支持ピース６５のバルブボディ６２内部側に形成される当接面６５ａに当接する当接面６３ａを有する。また、スプール６３の当接面６３ａと反対側においては、該スプール６３とバルブボディ６２の内部空間とによってバネ室６８が構成され、該バネ室６８においてバルブボディ６２との間にリリーフバネ６４が介装されている。該リリーフバネ６４により、スプール６３がその当接面６３ａを支持ピース６５の当接面６５ａに当接させる方向に付勢されている。

支持ピース６５に摺動自在に内挿されるフィードバックピン６６は、摺動することにより支持ピース６５の当接面６５ａから突出可能とされており、該フィードバックピン６６の突出によりスプール６３がリリーフバネ６４の付勢力に抗して摺動される。

このように構成される一対のニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７・５７が、チャージ油路１６を構成する油路１６ａの両端部に設けられ、互いのバルブボディ６２のバルブ部６２ａを対向させた状態で構成されている。

ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７のチェックバルブ（チャージチェックバルブ）としての機能について説明すると、通常時は、チェックバネ６７の付勢力によりバルブボディ６２のバルブ部６２ａがシート部１６ｂに当接した状態（バルブ部６２ａが閉じた状態）であり、メイン油路１３とチャージ油路１６とは分断されている。そして、メイン油路１３内の作動油の不足が生じてメイン油路１３の圧力が低下すると、チャージ油路１６の圧力によりバルブボディ６２がチェックバネ６７の付勢力に抗して摺動し、バルブ部６２ａがシート部１６ｂから離間した状態（バルブ部６２ａが開いた状態）となり、チャージ油路１６とメイン油路１３とが連通する。これにより、作動油がチャージ油路１６からメイン油路１３内へと流出する。ここで、バルブ部６２ａが開いた際には、チャージ油路１６とメイン油路１３とは、シート部１６ｂの外縁部に形成される切欠き部１６ｃにより連通される。

このような構成のニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７・５７により、メイン油路１３ａとメイン油路１３ｂとの圧力差が一定以上となると、一方の（高圧側の）メイン油路１３とチャージ油路１６とは分断され、他方の（低圧側の）メイン油路１３とチャージ油路１６とは連通される。すなわち、前進時には、前記のとおりメイン油路１３ａが高圧側となり、該メイン油路１３ａ側のニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７におけるバルブ部６２ａは閉じ、チャージ油路１６とメイン油路１３ａとは分断される（図１３参照）。一方、この場合のメイン油路１３ａに対して低圧側となるメイン油路１３ｂ側のニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７におけるバルブ部６２ａは開き、チャージ油路１６とメイン油路１３ｂとは連通される（図１２参照）。後進時においても同様にして、高圧側となるメイン油路１３ｂとチャージ油路１６とは分断され、低圧側となるメイン油路１３ａとチャージ油路１６とは連通される。

次に、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７のニュートラルバルブの機能について説明する。油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが中立位置付近にあり、メイン油路１３ａ・１３ｂ間の圧力差が小さいとき、即ちメイン油路１３からニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７にかかる圧力が小さいときには、作動油がメイン油路１３からチャージ油路１６へ若干量流れる。このため、油圧モータ１１が回転されず、ＨＳＴ１の中立状態が保持される。

具体的には、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７においては、油圧が０に近い状態では、スプール６３がリリーフバネ６４の付勢力により支持ピース６５に当接している。この状態では、バルブボディ６２に形成されるニュートラル用孔６２ｂとスプール６３に形成されるオリフィス６３ｂとが連通しており、これらニュートラル用孔６２ｂとオリフィス６３ｂにより、メイン油路１３と連通しているバルブボディ６２の外周部とバネ室６８内とが連通されている（図１２及び図１３（ａ）参照）。バネ室６８内とチャージ油路１６内とは、バルブボディ６２のバルブ部６２ａ側先端部に形成される連通孔６２ｄにより連通しているので、メイン油路１３内の作動油が、ニュートラル用孔６２ｂ、オリフィス６３ｂ、バネ室６８及び連通孔６２ｄを通じてチャージ油路１６へ流出する。

オリフィス６３ｂを通じてチャージ油路１６へ流れ出す作動油は、該オリフィス６３ｂにて絞られているため、スプール６３の一側に位置するバネ室６８内の圧力と、スプール６３に形成される案内路６３ｃを通じてニュートラル用孔６２ｂと連通するスプール６３の他側の圧力（メイン油路１３内の圧力）との間に差圧が生じ、バネ室６８内の圧力の方が低くなる。このため、スプール６３には、リリーフバネ６４の付勢力に抗してバネ室６８側へ摺動する方向への力が働く。つまり、油圧が０に近い状態からメイン油路１３内の圧力が上昇すると、作動油の流量が増加し、スプール６３に働く差圧による力が大きくなり、該スプール６３がバネ室６８側へ摺動するように構成されている。

また、メイン油路１３内の圧力は、フィードバックピン６６の後端（図１２における左側端）にかかっており、このフィードバックピン６６がリリーフバネ６４の付勢力に抗してスプール６３をチャージ油路１６側へ押圧する。このフィードバックピン６６による押圧力と前記差圧による力とにより、スプール６３がバネ室６８側へ摺動される。そして、差圧による力及びフィードバックピン６６による押圧力とリリーフバネ６４の付勢力とが釣り合った箇所でスプール６３が停止する。その後、メイン油路１３内の圧力が所定値に達すると、スプール６３の摺動によりニュートラル用孔６２ｂとオリフィス６３ｂとが分断され、メイン油路１３からチャージ油路１６への作動油の流れが途絶える。

このように、ニュートラル用孔６２ｂとオリフィス６３ｂとが連通する状態が、油圧が０から所定圧力に達するまでの低圧領域の間継続する。この圧力範囲では、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが中立位置から若干ずれていたとしても、ＨＳＴ１の中立状態が保持される。つまり、この低圧領域においては、前記リリーフ用孔６２ｃとオリフィス６３ｂとが連通することによりメイン油路１３とチャージ油路１６とが連通した状態となり、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７によるニュートラルバルブ機能が発揮されてＨＳＴ１の中立拡張が行われる。

続いて、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７の負荷制御圧調整リリーフバルブの機能について説明する。前記低圧領域から圧力が上昇すると、スプール６３はさらにチャージ油路１６側（図１２において右側）へ摺動する。ここで、前記のとおりニュートラル用孔６２ｂとオリフィス６３ｂとが分断されてから、圧力がさらに上昇してバルブボディ６２に形成されるリリーフ用孔６２ｃとスプール６３に形成されるリリーフ口６３ｄとが連通した状態（図１３（ｃ）参照）となるまでは、メイン油路１３とチャージ油路１６とが分断された状態となる（図１３（ｂ）参照）。つまり、油圧が低圧領域を上回ってニュートラル用孔６２ｂとオリフィス６３ｂとが分断されてから、圧力の上昇によりリリーフ用孔６２ｃ及びリリーフ口６３ｄを介してメイン油路１３とチャージ油路１６とが連通されるまでの間が、中圧領域に設定され、この圧力範囲では、メイン油路１３とチャージ油路１６とが分断され、メイン油路１３からチャージ油路１６へ作動油の流れない状態が継続され、ＨＳＴをフル効率で作動させる。

そして、圧力が上昇して所定の高圧領域に達すると、前記のとおりリリーフ用孔６２ｃとリリーフ口６３ｄとが連通してメイン油路１３とチャージ油路１６とが連通し、メイン油路１３内の作動油がチャージ油路１６へとリリーフされる。ここで、メイン油路１３内の油圧が高まることによるスプール６３のリリーフバネ６４の付勢力に抗する方向への摺動は、バネ室６８内においてバルブボディ６２に形成される段差部６２ｅにより規制される。つまり、負荷制御が行われるメイン油路１３内の油圧の高圧領域においては、スプール６３が段差部６２ｅに当接した状態が保持される。

このように構成されるニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７・５７において、前述したように負荷制御機構４・１０４により負荷制御が行われる際は、メイン油路１３の油圧が高まり高圧領域となり、リリーフバルブの機能が発揮される。つまり、負荷制御が行われる際に高圧側となるメイン油路１３とチャージ油路１６との間のニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７においては、バルブボディ６２のバルブ部６２ａは閉じた状態となり、メイン油路１３からの油圧によってスプール６３はリリーフバネ６４の付勢力に抗する方向に摺動され、バルブボディ６２のリリーフ用孔６２ｃとスプール６３のリリーフ口６３ｄとが連通してリリーフバルブ機能を発揮する状態となる。

このリリーフバルブ機能が発揮される状態では、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７は、メイン油路１３からチャージ油路１６へリリーフされる流量を制限する絞り（オリフィス）６９（図１１参照）として機能する。つまり、スプール６３が前記段差部６２ｅに当接した状態でのリリーフ用孔６２ｃとリリーフ口６３ｄとの連通部が絞り６９を構成する。すなわち、ＨＳＴ１においては、負荷制御機構４・１０４による負荷制御が行われる際に、閉回路を構成するメイン油路１３のうちの、高圧側となるメイン油路１３を流れる圧油の一部が、絞り６９（リリーフ用孔６２ｃとリリーフ口６３ｄとの連通部）を介して低圧側となるチャージ油路１６に排出される構成となっている。

ここで、スプール６３のリリーフ口６３ｄの外周部には、斜めに切り欠かれテーパ形状とされるテーパ部６３ｅが形成され、バルブボディ６２のリリーフ用孔６２ｃ近傍であって該バルブボディ６２の内周面には、溝状のチャンバ６２ｆが形成されている。該チャンバ６２ｆは、リリーフ用孔６２ｃとリリーフ口６３ｄとが連通している状態で、リリーフ口６３ｄと連通するように形成される。つまり、リリーフ用孔６２ｃとリリーフ口６３ｄとが連通している状態で、メイン油路１３からリリーフ用孔６２ｃへ浸入する作動油は、リリーフ口６３ｄのテーパ部６３ｅによりチャンバ６２ｆへと案内され、該チャンバ６２ｆ内でその流れの方向が反転された（チャンバ６２ｆの形状に沿って折り返された）後に、リリーフ口６３ｄを通じてバネ室６８へ導かれる。これにより、リリーフ用孔６２ｃとリリーフ口６３ｄとが、連通して開く場合と分断されて閉じる場合とで流量にヒステリシスが生じる（同じ圧力での流量が異なる）ことを防止することができ、良好なリリーフ特性が得られる構成となっている。

このように、負荷制御時において、高圧側となるメイン油路１３内の圧油を、低圧側となるチャージ油路１６内へと絞り６９を介して排出する構成とすることにより、負荷制御時に影響するメイン油路１３内における脈動を抑制することができ、負荷制御の精度を向上することができる。つまり、負荷制御時において、高圧側となるメイン油路１３と該メイン油路１３に対して低圧側となるチャージ油路１６との連通が断たれると、メイン油路１３から負荷制御機構４・１０４への作動油の流れが安定せずに脈動が生じることとなる。このメイン油路１３内における脈動は、該メイン油路１３内の油圧を用いて負荷制御機構４・１０４を作動させる構成においてその作動の正確性に影響を及ぼすこととなる。そこで、前記のとおり、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７にて構成される絞り６９により、負荷制御時における高圧側となるメイン油路１３内の圧油を低圧側に排出させることにより、メイン油路１３内の脈動を抑制することができ、ＨＳＴ１における負荷制御を精度良く行うことが可能となる。

また、絞り６９としては、バルブボディ６２内において摺動するスプール６３の位置に係わらず、メイン油路１３とチャージ油路１６とを常時連通させるような構成であってもよい。すなわち、バルブボディ６２においてスプール６３の摺動により影響を受けない位置に孔部を設け（例えば図１２中６９ａ参照）、これを絞り６９として用いる。この場合、メイン油路１３内の圧力に係わらず、メイン油路１３とチャージ油路１６とは絞り６９（６９ａ）を介して連通されることとなる。このため、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが中立位置付近にありメイン油路１３ａ・１３ｂ間の圧力差が小さい場合においては、ＨＳＴ１の中立範囲を拡張することができ、負荷制御時においては、該負荷制御に影響するメイン油路１３内の脈動を抑制することが可能となる。

また、絞り６９は、メイン油路１３とチャージ油路１６とを開閉するチャージチェックバルブとしての機能を有するニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７において貫通状に設けられている。つまり、前記のとおり、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７においてリリーフ用孔６２ｃとリリーフ口６３ｄとが連通することにより構成される絞り６９は、バルブボディ６２内に形成されバネ室６８内に連通するように構成され、バルブ部６２ａによりチャージチェックバルブを構成するバルブボディ６２に貫通状に設けられている。

このように、絞り６９をチャージチェックバルブを構成するバルブボディ６２に貫通状に設けることにより、例えばメイン油路１３内などに別途絞り部を構成する必要もなく、部品点数を増加させることなく絞り６９を構成することができる。また、高圧側となるメイン油路１３から絞り６９を介してリリーフされる低圧側がチャージ油路１６であるので、別途作動油を供給する必要もなく負荷制御の円滑化が図れる。

また、絞り６９は、メイン油路１３内の油圧が負荷制御機構４・１０４による負荷制御が行われる油圧に上昇するまで封鎖される。すなわち、前述したように、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが中立位置付近にある低圧領域では、スプール６３はその当接面６３ａを支持ピース６５の当接面６５ａに当接させた状態となり、ニュートラル用孔６２ｂとオリフィス６３ｂとは連通した状態となる（図１３（ａ）参照）。この状態では、リリーフ用孔６２ｃとリリーフ口６３ｄとは連通しておらず、絞り６９は封鎖された状態である。この状態からメイン油路１３内の油圧が高まり中圧領域になると、フィードバックピン６６が当接面６５ａから突出してスプール６３を移動させる。これにより、ニュートラル用孔６２ｂとオリフィス６３ｂとが分断される（図１３（ｂ）参照）。この状態は、メイン油路１３内の油圧が高まって高圧領域となり、リリーフ用孔６２ｃとリリーフ口６３ｄとが連通して絞り６９が構成されるまで継続することとなる。

つまり、高圧側となるメイン油路１３内の油圧の上昇過程において、ニュートラル用孔６２ｂとオリフィス６３ｂとの連通が分断されてから、リリーフ用孔６２ｃとリリーフ口６３ｄとが連通して絞り６９が構成されるまでは、メイン油路１３とチャージ油路１６とは封鎖された状態となる。言い換えると、絞り６９は、高圧側のメイン油路１３内の油圧が高圧領域となるまで、即ち負荷制御機構４・１０４による負荷制御が行われる油圧に上昇するまで封鎖されることとなる。

このように、絞り６９を負荷制御が行われるまで封鎖することにより、ＨＳＴ１の容積効率を高めることができる。つまり、負荷制御が行われる際は、絞り６９によりメイン油路１３内における脈動を防止するとともに、中立拡張から負荷制御が行われるまでの間、絞り６９を封鎖する（リリーフ用孔６２ｃとリリーフ口６３ｄとを連通させない）ことにより、メイン油路１３からチャージ油路１６へ圧油を逃さないようにする。これにより、メイン油路１３を介する油圧ポンプ１０から油圧モータ１１への油圧の伝達率が向上し、ＨＳＴ１の容積効率を高めることができる。

ここで、前述したように、メイン油路１３から負荷制御機構４・１０４に圧油を導くに際して介されるチェックバルブ５８の構成について、図１２を用いて説明する。チェックバルブ５８は、各メイン油路１３ａ・１３ｂに対して備えられ各メイン油路１３ａ・１３ｂの最高圧力を規定するリリーフバルブ（ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７）を構成するプラグ部材５９に内設されている。そして、このプラグ部材５９から、前記アクチュエータに導く圧油が取り出される構成となっている。つまり、各メイン油路１３ａ・１３ｂに対しては、リリーフバルブの機構を有するニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７がそれぞれ備えられ、該ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７は、メイン油路１３と連通するように油路板５に形成されるバルブ孔５ａ内に構成される。このバルブ孔５ａの外部に開口する部分に、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７を構成するプラブ部材５９が挿嵌されている。すなわち、プラグ部材５９は、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７において、その挿嵌部５９ａ内に支持ピース６５を含むバルブボディ６２の一側部分が挿入されるとともに、支持ピース６５との間に介装されるチェックバネ６７を受けるバネ受けプラグとなる。このプラブ部材５９に、チェックバルブ５８が構成され、該プラグ部材５９から、負荷制御機構４・１０４へ導かれる圧油が取り出される。

プラグ部材５９は、ナット状の基部５９ｂを備え、該基部５９ｂの一側から前記挿嵌部５９ａが突設される。また、基部５９ｂの他側には、プラグ部材５９に接続される継手部材を螺装するネジ部が形成される継手部５９ｃが突設されている。プラグ部材５９において、挿嵌部５９ａ内の底面（チェックバネ６７の一端側が支持される面）から、基部５９ｂ及び継手部５９ｃの中途部にかけて該継手部５９ｃの突設方向にバルブ穴５９ｄが穿設されている。また、継手部５９ｃの先端面には、オリフィス５９ｆを介してバルブ穴５９ｄと連通する凹部５９ｅが形成されている。つまり、バルブ穴５９ｄは、オリフィス５９ｆ及び凹部５９ｅを介して継手部５９ｃの突出方向に外部と連通している。

一方、バルブ穴５９ｄの挿嵌部５９ａ側には、弁座部材７０が螺嵌されている。弁座部材７０は、支持ピース６５の前記当接面６５ａと反対側の端面が当接する当接面７０ａを有するとともにバルブ穴５９ｄに螺挿される螺挿部７０ｂを有している。また、弁座部材７０には、そのバルブ穴５９ｄに対する螺挿方向に、チェック孔７０ｃを有する孔部７０ｄが穿設されている。つまり、弁座部材７０は、その螺挿部７０ｂがバルブ穴５９ｄの一端部に螺挿されることによりプラブ部材５９に固着され、孔部７０ｄを介してプラグ部材５９の挿嵌部５９ａ内（バルブ孔５ａ内）とバルブ穴５９ｄ内とを連通させる。弁座部材７０の孔部７０ｄは、その当接面７０ａに支持ピース６５が当接することにより塞がれる構成となっている。

そして、プラグ部材５９のバルブ穴５９ｄ内においては、該バルブ穴５９ｄの穴径と略同一径である弁球７１が、チェックバルブ５８における開弁圧設定用の弾性部材としてのチェックバネ７２により前記チェック孔７０ｃを塞ぐ方向に付勢された状態で摺動可能に内装されている。つまり、チェック孔７０ｃ及び弁球７１は、該弁球７１が弁座部材７０に当接することでチェック孔７０ｃが塞がるように構成されており、バルブ穴５９ｄ内における弁球７１のチェック孔７０ｃと反対側に、前記のとおり弁球７１を付勢するチェックバネ７２が介装されている。

このような構成により、高圧側のメイン油路１３から、チェックバルブ５８を介してプラグ部材５９から負荷制御機構４・１０４へと圧油が導出されることとなる。すなわち、高圧側のメイン油路１３においては、チェックバネ６７の付勢力によりバルブボディ６２のバルブ部６２ａは閉じ、メイン油路１３とチャージ油路１６との連通は断たれる。この状態では、弁座部材７０と支持ピース６５とは離間し、弁座部材７０の孔部７０ｄは当接面７０ａにおいて開口された状態（図１３（ａ）〜（ｃ）に示す状態）となる。

そして、高圧側のメイン油路１３内の圧油は、バルブボディ６２及び支持ピース６５の外側からプラグ部材５９の挿嵌部５９ａ内に流入し、弁座部材７０の孔部７０ｄにおいて縮径するチェック孔７０ｃにより油圧が高められて弁球７１をチェックバネ７２の付勢力に抗して押圧し、孔部７０ｄとバルブ穴５９ｄとを連通させる。これにより、メイン油路１３からバルブ穴５９ｄ内に流入する作動油は、オリフィス５９ｆ及び凹部５９ｅを介してプラグ部材５９外へと導出される。このような構成により、高圧側のメイン油路１３内の圧油は、チェックバルブ５８を介してプラグ部材５９から導出される。

プラグ部材５９から取り出される圧油は、次のような油路構成により負荷制御機構４・１０４へと導かれる。メイン油路１３ａ・１３ｂから負荷制御機構４・１０４への具体的な油路構成について、図４及び図６等を用いて説明する。まず、前進時に高圧側となるメイン油路１３ａから負荷制御機構４・１０４への油路構成（前記油路１４ａの構成）について説明すると、メイン油路１３ａ内の圧油は、前記のとおりチェックバルブ５８のプラグ部材５９から導出される。プラグ部材５９においては、その継手部５９ｃに螺着される継手部材７３ａを介して送油管７４ａの一端が接続される。送油管７４ａの他端は、油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４において、管継部材４３の上方開口部に螺挿される継手部材７５ａに、接合部材７６ａを介して接続される。つまり、油路１４ａは、継手部材７３ａ、送油管７４ａ、接合部材７６ａ及び継手部材７５ａ等により構成され、この油路１４ａにより、メイン油路１３ａ内からの圧油が、負荷制御機構４の油給排ポート４３ａ内に導かれて該負荷制御機構４を作動させる。また、油給排ポート４３ａ内に流入する圧油の一部は、該油給排ポート４３ａと油孔４３ｄを介して連通する油溜り４６から、シリンダ４０に形成される前記油路４０ｃを介して油圧モータ１１側の負荷制御機構１０４における油溜り１４６へと導かれ、該負荷制御機構１０４を作動させる。

一方、後進時に高圧側となるメイン油路１３ｂから負荷制御機構４・１０４への油路構成（前記油路１４ｂの構成）について説明すると、メイン油路１３ｂ内の圧油は、メイン油路１３ａの場合と同様、チェックバルブ５８のプラグ部材５９から導出される。プラグ部材５９においては、その継手部５９ｃに螺着される継手部材７３ｂを介して送油管７４ｂの一端が接続される。送油管７４ｂの他端は、図６に示すように、シリンダ４０において油溜り４６の近傍に形成される油給排ポート７７の上方開口部に螺挿される継手部材７５ｂに、接合部材７６ｂを介して接続される。油給排ポート７７は、シリンダ４０に形成される油路４０ｄを介して油溜り４６と連通している。つまり、油路１４ｂは、継手部材７３ｂ、送油管７４ｂ、接合部材７６ｂ、継手部材７５ｂ、油給排ポート７７及び油路４０ｄ等により構成され、この油路１４ｂにより、メイン油路１３ｂ内からの圧油が、負荷制御機構４の油給排ポート４３ａ内に導かれて該負荷制御機構４を作動させる。また、油給排ポート４３ａ内に流入する圧油の一部は、前記と同様、油溜り４６及び油路４０ｃを介して負荷制御機構１０４に導かれ、該負荷制御機構１０４を作動させる。なお、油路１４ａ・１４ｂを構成する送油管７４ａ・７４ｂは、例えば図１や図４に示すように、支持部材７８によりハウジング１２等に適宜支持固定される。

このような油路構成により、メイン油路１３ａが高圧側である場合、該メイン油路１３ａ内の圧油は、メイン油路１３ａ側のチェックバルブ５８のプラグ部材５９から取り出され、油路１４ａを介して負荷制御機構４・１０４へと導かれる。一方、メイン油路１３ｂが高圧側である場合、該メイン油路１３ｂ内の圧油は、メイン油路１３ｂ側のチェックバルブ５８のプラグ部材５９から取り出され、油路１４ｂを介して負荷制御機構４・１０４へと導かれる。

このように、チェックバルブ５８をプラグ部材５９に内設し、該プラグ部材５９からメイン油路内の圧油を取り出す構成とすることにより、各メイン油路１３ａ・１３ｂから負荷制御機構４・１０４へと圧油を導くに際し、簡単な構造・低コストにより、ＨＳＴ１の効率を低下させることなく安定して負荷制御を行うことができるとともに、配管同士の干渉を回避して容易に配管用空間を確保することができる。すなわち、各メイン油路１３ａ・１３ｂに対して備えられるリリーフバルブ（ニュートラル・チェック・リリーフバルブ５７）の構成部材であるプラグ部材５９をチェックバルブ５８の構成部材として兼用することができる。これにより、メイン油路１３から負荷制御機構４・１０４へと圧油を導くに際し、簡単な構造・低コストにより、ＨＳＴ１の効率を低下させることなく安定して負荷制御を行うためのチェックバルブ５８を構成することができる。また、メイン油路１３から負荷制御機構４・１０４へと導く圧油を、メイン油路１３が形成される油路板５から取り出すに際し、別途新たに取出部を設ける必要がないので、ＨＳＴ１における他の配管との干渉を回避して配管用空間の確保が容易となる。例えば本実施例のように、プラグ部材５９が、メイン油路１３が形成される油路板５の反対側の面から突出する構成においては、負荷制御機構４・１０４への油路１４ａ・１４ｂを互いに干渉させることなく容易に配管することができる。

ところで、各メイン油路１３ａ・１３ｂ内の圧油を負荷制御機構４・１０４に導くに際し、外部配管を施すことなくＨＳＴ１の内部に油路を構成することもできる。この場合、図１４に示すように、油路板５において各メイン油路１３ａ・１３ｂに連通する油路７９ａ・７９ｂを形成し、該油路７９ａ・７９ｂをハウジング１２内に形成される油路及びシリンダ４０内に形成される油路を介して該シリンダ４０に形成される油溜り４６・１４６（図６参照）に連通させる。そして、チェックバルブ５８・５８は、例えば、油路板５のハウジング１２内に面する端面において、油路７９ａ・７９ｂの開口部に前記プラグ部材５９と同様のプラグ部材を設け、該プラグ部材にチェックバルブ５８を内設することにより、負荷制御機構４・１０４への油路において介設する。このように、外部配管を行うことなくＨＳＴ１の内部に油路を構成することによっても、メイン油路１３内の圧油を負荷制御機構４・１０４に導くことができる。この場合、ＨＳＴ１の外部に配管空間を確保する必要がなく、外観的によりシンプルな構造とすることができる。

各メイン油路１３ａ・１３ｂから負荷制御機構４・１０４への油路において介設されるチェックバルブ５８・５８においては、各チェックバルブ５８の開弁圧に差が設けられる。チェックバルブ５８・５８の開弁圧に差を設けることにより、前進時と後進時とで負荷制御が開始されるタイミングを異なるものとすることが可能となる。これにより、ＨＳＴ１が、例えばＨＭＴ等のように前進時と後進時とで可動斜板の同じ角度における出力トルク（牽引力）が異なる構成に用いられる場合に容易に対応することができ、前進時及び後進時いずれにおいても十分な牽引力を得ることができる。

すなわち、前進時と後進時とでＨＳＴ１の出力トルクが異なる構成においては、両方のチェックバルブ５８・５８における開弁圧が同じであると、前進時又は後進時いずれか（同じ斜板角度で牽引力が小さくなる方）においてエンジンの馬力が有効利用できないこととなる。例えば、前記ＨＭＴにおいては、後進時の方が前進時に比べて出力トルクが小さくなるので、後進時においてエンジンの馬力が十分に発揮されないこととなる。そこで、チェックバルブ５８・５８の開弁圧に差を設けることにより、前進時・後進時それぞれに適したタイミングで負荷制御を効かせることが可能となり、前進時及び後進時いずれにおいてもエンジンの馬力を有効利用することができて十分な牽引力を得ることができる。

チェックバルブ５８・５８の開弁圧に差を設けるに際しては次のような構成を用いる。前述したように、各メイン油路１３ａ・１３ｂから負荷制御機構４・１０４への油路において介設される両チェックバルブ５８・５８においては、開弁圧設定用の弾性部材としてのチェックバネ７２が設けられるところ、このチェックバネ７２は少なくとも一方のチェックバルブ５８に設けられればよい。チェックバルブ５８においては、チェックバネ７２は圧油が流出する側（二次側）に備えられ、圧油が流入する側（一次側）の圧力がチェックバネ７２により設定される所定圧を越えると、チェックバルブ５８が開弁することとなる。そこで、チェックバルブ５８・５８の開弁圧に差を設けるには、一方のチェックバルブ５８のみにチェックバネ７２を設ける方法と、両方のチェックバルブ５８・５８にチェックバネ７２を設ける方法がある。

一方のチェックバルブ５８のみにチェックバネ７２を設ける構成とする場合、チェックバネ７２が設けられた方のチェックバルブ５８においては、チェックバネ７２が設けられない方と比較して、該チェックバネ７２により弁球７１が付勢される分、開弁圧が高くなる。つまり、チェックバネ７２が設けられることにより開弁圧が高くなる分、負荷制御が開始される際のメイン油路１３内の油圧が上昇することとなる。これにより、前述したＨＭＴ等のように、後進時に牽引力が小さくなる構成においては、後進時に高圧側となるメイン油路１３ｂ側のチェックバルブ５８にのみチェックバネ７２を設けることで、メイン油路１３内の油圧が十分に上昇した状態で負荷制御が行われることとなるので、後進時においてもエンジンの馬力を有効利用することができて十分な牽引力を得ることができる。

また、両方のチェックバルブ５８・５８にチェックバネ７２を設ける構成とする場合、各チェックバルブ５８におけるチェックバネ７２による付勢力（バネ定数）を異なるもととすることにより、各チェックバルブ５８・５８における開弁圧に差を設けることができる。つまりこの場合、他方のチェックバルブ５８と比較して高い付勢力を有するチェックバネ７２を備えるチェックバルブ５８においては開弁圧が高くなり、その分、負荷制御が開始される際のメイン油路１３内の油圧が上昇することとなる。

このように、チェックバルブ５８・５８の少なくとも一方に開弁圧設定用のチェックバネ７２を設けることで、各チェックバルブ５８・５８における開弁圧に差を設けることにより、負荷制御が開始される基準となる高圧側のメイン油路１３内の油圧を容易に設定することが可能となる。

また、ＨＳＴ１においては、負荷制御機構４・１０４に設けられてメイン油路１３からの圧油力に対向してスプール４１を押圧するための圧油が導入される背圧室４２ａ・１４２ａの近傍に、該背圧室４２ａ・１４２ａと連通する絞りが設けられている。すなわち、図１１に示すように、油圧ポンプ１０側の負荷制御機構４における背圧室４２ａの近傍に設けられる絞り部としてはオリフィス６１が設けられる。また、油圧モータ１１側の負荷制御機構１０４における背圧室１４２ａの近傍に設けられる絞り部としてはスローリターンバルブ６０が設けられる。

オリフィス６１は、図３及び図６に示すように、シリンダ４０に形成され負荷制御機構４の背圧室４２ａと連通する背圧油路１７において、該シリンダ４０に埋設されるボルト状の部材により構成され、背圧室４２ａに対して給排される油量を制御する。

また、スローリターンバルブ６０は、前記のとおりシリンダ孔１４２の開口端部に螺挿されるボルト体４９内において構成され、背圧室１４２ａと背圧油路１７との間に介装される。スローリターンバルブ６０は、背圧室１４２ａ側から背圧油路１７側への作動油の流れを規制するチェックバルブ機能を有するとともに、同じく背圧室１４２ａ側から背圧油路１７側へと排出される作動油の流量を制限するオリフィス機能を有している。具体的には次のような構成となっている。

すなわち、図１５に示すように、ボルト体４９の外周部には、その螺挿方向略中央部にネジ部４９ａが形成されており、該ネジ部４９ａによりボルト体４９がシリンダ孔１４２に形成されるネジ部に対して螺合される。ボルト体４９は、その先端側に開口するバルブ穴４９ｂを有している。バルブ穴４９ｂの底側には、該バルブ穴４９ｂが縮径されて形成される油給排ポート４９ｃが設けられている。該油給排ポート４９ｃは、ボルト体４９に形成される油路４９ｄを介して背圧油路１７に連通される。また、ボルト体４９の外周部には溝部４９ｅが形成されており、該溝部４９ｅによりシリンダ４０のシリンダ孔１４２との間に背圧油路１７と連通する油溜り８５が形成される。つまり、前記油路４９ｄは油溜り８５に開口する。

前記バルブ穴４９ｂには、スプール８０がその先端より摺動自在に内挿されている。スプール８０は摺動方向に長い略筒状に形成され、その先端部には該スプール８０の摺動により前記油給排ポート４９ｃを開閉するバルブ部８０ａが形成されている。該バルブ部８０ａがバルブ穴４９ｂと油給排ポート４９ｃとの段差部（油給排ポート４９ｃの開口部）に形成されるシート面に当接することにより、油給排ポート４９ｃが閉じられる（バルブ穴４９ｂと油給排ポート４９ｃとが分断される）。スプール８０は、その後端部に当接するバネ８１により油給排ポート４９ｃを閉じる方向に付勢されている。バネ８１は、バルブ穴４９ｂの開口部に嵌合されてサークリップ８３により固定される台座８２により受けられる。つまり、バネ８１はスプール８０の後端部と台座８２との間に介装されスプール８０を押圧付勢する。

スプール８０の内部には、その摺動方向に長く後端側に向けて開口する油路穴８０ｂが形成されている。油路穴８０ｂは、スプール８０のバルブ部８０ａの先端部において先端側に開口するオリフィス８０ｃと連通している。また、スプール８０には、油路穴８０ｂと連通するとともに該スプール８０において側方に向けて開口する連通孔８０ｄが形成されている。つまり、油路穴８０ｂ内は連通孔８０ｄを介してバルブ穴４９ｂ内と連通している。また、前記台座８２には、バルブ穴４９ｂ内と背圧室１４２ａ内とを連通させる孔部８２ａが形成されている。

このような構成を有するスローリターンバルブ６０の動作態様について、図１６を用いて説明する。図１６（ａ）に示すように、スローリターンバルブ６０の一次側（背圧油路１７側）と二次側（背圧室１４２ａ側）との圧力差がない状態（自然状態）では、背圧室１４２ａと背圧油路１７との間での作動油の行き来は無く、バネ８１の付勢力によりスプール８０のバルブ部８０ａが油給排ポート４９ｃのシート面に当接し、油給排ポート４９ｃが閉じられた状態となる。図１６（ｂ）に示すように、背圧室１４２ａ側の油圧が背圧油路１７側の油圧より高い状態では、油圧及びバネ８１の付勢力によりスプール８０が押圧されて油給排ポート４９ｃが閉じられた状態となる。この状態で、作動油は背圧室１４２ａからスプール８０に形成されるオリフィス８０ｃを介して背圧油路１７側へと流出する。このオリフィス８０ｃにより、背圧油路１７側へ流出する作動油の流量が制限される。図１６（ｃ）に示すように、背圧室１４２ａ側の油圧が背圧油路１７側の油圧より低い状態では、この差圧によりスプール８０を摺動させる力が、バネ８１の押圧力によりスプール８０を付勢する力を上回った場合、スプール８０がバネ８１の付勢力に抗して摺動される。これにより、油給排ポート４９ｃは開いた状態（バルブ部８０ａが前記シート面から離間した状態）となり、作動油は背圧油路１７から油給排ポート４９ｃバルブ穴４９ｂを介して背圧室１４２ａ側へと流れる。この際、作動油の流量はオリフィス８０ｃにより制限されない。

このように、各負荷制御機構４・１０４における背圧室４２ａ・１４２ａの近傍に、絞りとしてのオリフィス６１及びスローリターンバルブ６０を設けることにより、各負荷制御機構４・１０４において十分な背圧効果を得ることができるので、負荷制御が行われる際のスプール４１・１４１の動きを緩慢にすることができる。これにより、負荷制御機構４・１０４におけるハンチングが抑制され、負荷制御をスムーズに安定して行うことができる。

すなわち、油圧ポンプ１０側の負荷制御機構４において負荷制御が行われる際には、ピン４４によるスプール４１の摺動により背圧室４２ａ内の作動油が背圧油路１７に排出されるところ、オリフィス６１において流量が制限されるので、背圧室４２ａ内の油圧を高めることができる。従って、メイン油路１３からの油圧に対向する背圧としてバネ４５による押圧力にオリフィス６１により高められた油圧が加わるので、スプール４１の減速側への摺動を緩慢にすることができる。これにより、急激な負荷制御を防止することができる。

また、油圧モータ１１側の負荷制御機構１０４において負荷制御が行われる際には、ピン１４４によるスプール１４１の摺動により背圧室１４２ａ内の作動油が背圧油路１７に排出されるところ、前述したように、スローリターンバルブ６０のオリフィス８０ｃにより流量が制限されるので、背圧室１４２ａ内の油圧を高めることができる。これにより、スプール１４１の減速側への摺動を緩慢にすることができ、急激な負荷制御を防止することができる。特に、本実施例においては、斜板角度の微妙な変化が作業車両の速度に影響する中・高速領域において作動する油圧モータ１１側の負荷制御機構１０４に対し、その背圧を制御するためのスローリターンバルブ６０が設けられている。

また、同じく油圧モータ１１側の負荷制御機構１０４においては、負荷制御がスムーズに行われるようにするため、次のような構造が施されている。すなわち、図１０に示すように、油圧モータ１１側の負荷制御機構１０４におけるスプール１４１と変速駆動部材であるピン２７との係合位置にて、該スプール１４１と、最高速位置のピン２７との間に間隔ｓが設けられている。

具体的には、スプール１４１とピン２７の係合位置とは、前述したように、スプール１４１の貫通孔１４１ａにおける切欠き部１４１ｂとピン２７の拡径部２７ｃとが係合する位置である。この係合位置において、ピン２７が最高速位置にあるとき（油圧モータ１１の可動斜板１１ａが中立位置にあるとき）には、拡径部２７ｃと切欠き部１４１ｂとが、減速側に摺動するスプール１４１に対して最も接近した状態となる。この状態のピン２７（図１０において二点鎖線で示す）に対し、その拡径部２７ｃ（の上端）とスプール１４１の切欠き部１４１ｂとの間に間隔ｓを設ける。つまり、間隔ｓは、負荷制御時にスプール１４１が摺動を開始してからピン２７と係合するまでの摺動量となる。

このように、スプール１４１とピン２７との係合位置において間隔ｓを設けることにより、メイン油路１３内の油圧が高まりピン１４４により押圧されるスプール１４１を、所定量（間隔ｓ分）摺動した後にピン２７と係合させることができる。これにより、負荷制御機構時におけるスプール１４１の摺動をより緩慢にすることができ、負荷制御をよりスムーズに安定して行うことができる。つまり、油圧モータ１１側の負荷制御機構１０４においては、前記のとおりスローリターンバルブ６０が設けられることにより、スプール１４１が減速側に摺動するに伴い背圧室１４２ａ内の油圧が高まって該スプール１４１の動きが緩慢になるところ、スプール１４１がピン２７と係合するまでに所定量摺動させることにより、スプール１４１の動きがより緩慢になった状態でピン２７に係合させることができる。

さらに、油圧モータ１１側の負荷制御機構１０４においては、負荷制御がスムーズに行われるようにするため、次のような構造が施されている。すなわち、図１０に示すように、スプール１４１に、該スプール１４１とシリンダ４０との間を液密に保持するシール部材としてのＯリング８４が設けられている。具体的には、Ｏリング８４は、スプール１４１の背圧室１４２ａ側端部において、該スプール１４１に形成される外周溝に装着される。これにより、スプール１４１が、そのＯリング８４部分においてシリンダ４０のシリンダ孔１４２の内壁と密着することとなり、スプール１４１の背圧室１４２ａに対する液密性が保持される。

このように、スプール１４１にシール部材としてのＯリング８４を設けることにより、スプール１４１が減速側に摺動することによって背圧室１４２ａ内の作動油を漏れなくスローリターンバルブ６０へと導くことができる。従って、スローリターンバルブ６０を設けることによる背圧効果を向上させることができ、負荷制御時におけるスプール１４１の動きを確実に緩慢にすることができる。これにより、負荷制御をよりスムーズかつ安定して行うことができる。

また、ＨＳＴ１においては、図１１に示すように、チャージ油路１６から油圧ポンプ１０側の油圧サーボ機構２及び油圧モータ１１側の油圧サーボ機構１０２それぞれにチャージ圧油を導く油路１９の、負荷制御機構４・１０４に背圧を供給するチャージ圧油の油量を制限しない位置に、各油圧サーボ機構２・１０２に構成される斜板角度制御バルブへ導入される油量を制限する定流量バルブ５５が設けられている。

すなわち、チャージ油路１６から各油圧サーボ機構２・１０２に対して分岐する油路１９・１９それぞれに定流量バルブ５５が設けられ、該定流量バルブ５５により、チャージ油路１６から油路１９を介して油圧サーボ機構２・１０２の斜板角度制御バルブ２３に供給される圧油の流量が独立に制限されることとなる。ここで、定流量バルブ５５は、チャージ油路１６から分岐して各油圧サーボ機構２・１０２に接続される油路１９・１９において、負荷制御機構４・１０４における背圧として用いられるチャージ圧を制限することのない位置に設けられる。つまり、定流量バルブ５５は、チャージ油路１６から分岐してチャージ圧油を各負荷制御機構４・１０４の背圧油路１７に供給する油路１８内のチャージ圧油の流量を制限することのない位置に設けられる（図１１参照）。

定流量バルブ５５は、図５に示すように、ＨＳＴ１のハウジング１２の一端部において形成される孔部１２ｂに螺挿されて埋設されるボルト部材９０内に構成され、チャージ油路１６から油路１９を介して油圧サーボ機構２・１０２のピストン２１内（シリンダ室２４内）に導かれる作動油の油量を制限する。つまり、チャージ油路１６から油路１９を介する作動油は、定流量バルブ５５により流量が制限され、孔部１２ｂと連通する油路２１ｂを介して油圧サーボ機構２・１０２のシリンダ室２４内へと導かれる。

図１７に示すように、ボルト部材９０内には、その螺挿方向の先端側に開口するバルブ穴９０ａが形成されており、該バルブ穴９０ａ内に筒状に構成されるスプール９１が摺動自在に内挿される。スプール９１は、バルブ穴９０ａの開口部に嵌合されサークリップ９３により固定されるバネ受け９２との間にバネ９４を介装し、該バネ９４により押圧付勢されている。バネ受け９２には連通孔９２ａが形成されており、該バネ受け９２を介してバルブ穴９０ａと前記油路２１ｂとが連通される。ボルト部材９０の外周部には溝部９０ｂが形成されており、該溝部９０ｂによりボルト部材９０と孔部１２ｂとの間に、前記油路１９と連通する油溜り９５が形成される。この油溜り９５は、ボルト部材９０に形成される側孔９０ｃを介してバルブ穴９０ａ内と連通する。

スプール９１には、バルブ穴９０ａに内挿された状態で該バルブ穴９０ａの奥側（図１７において上側）に開口する孔部である油給排ポート９１ａが形成されている。また、スプール９１のバネ９４側には、該バネ９４を受けるバネ室９１ｂが形成されている。これら油給排ポート９１ａとバネ室９１ｂとは、スプール９１の摺動方向中途部に形成されるオリフィス９１ｃを介して連通される。また、油給排ポート９１ａは、前記側孔９０ｃと略同径の連通孔９１ｄを介してスプール９１側方に開口される。そして、スプール９１がバネ９４による付勢力によりバルブ穴９０ａの底面に当接した状態で、該スプール９１の連通孔９１ｄとボルト部材９０の側孔９０ｃとが互いの中心位置を合わせて連通した状態となる。つまり、スプール９１がバネ９４により押圧されてバルブ穴９０ａの底面に当接した状態が、連通孔９１ｄと側孔９０ｃとの連通面積が最大の状態となる。また、バルブ穴９０ａの底面には、窪み状の油溜り９０ｄが形成されている。

このような構成において、スプール９１がバルブ穴９０ａの底面に当接した状態では、チャージ油路１６から油路１９を介するチャージ圧油は、油溜り９５、側孔９０ｃ及び連通孔９１ｄを介して油給排ポート９１ａ内に流入する。油給排ポート９１ａ内の圧油は、オリフィス９１ｃを介してバネ室９１ｂ側（二次側）へと流出し、バネ受け９２の連通孔９２ａを介してピストン２１の油路２１ｂへと流出する。ここで、オリフィス９１ｃにより流量が絞られることから、二次側の油圧が低減する一方、一次側（バルブ穴９０ａにおけるオリフィス９１ｃより奥側）の油圧は上昇する。この上昇する油圧により、スプール９１はバネ９４の付勢力に抗してバネ受け９２側（図１７において下側）へと摺動される。このスプール９１の摺動により、連通孔９１ｄと側孔９０ｃとの連通面積は減少することとなる。これにより、油溜り９５から側孔９０ｃを介してバルブ穴９０ａ内に流入するチャージ圧油の流量は減少し、定流量バルブ５５の一次側の油圧は低減する。そして、二次側の油圧が一次側の油圧を上回ると、スプール９１はバルブ穴９０ａ内における奥側に摺動する。

つまり、定流量バルブ５５は、該定流量バルブ５５に流入するチャージ圧油の流量が所定量よりも増加すると、スプール９１の摺動によりボルト部材９０の側孔９０ｃとスプール９１の連通孔９１ｄとの連通面積が減少されて流量が絞られ、逆に流量が所定量よりも減少すると、前記連通面積が増加されて流量が増やされるという可変オリフィスに構成されている。

このように、定流量バルブ５５を、各油圧サーボ機構２・１０２にチャージ圧油を導く油路１９・１９それぞれに設けることにより、油圧サーボ機構２・１０２による可動斜板の制御の安定化を図ることができるとともに、負荷制御機構４・１０４による負荷制御を精度良く行うことができる。つまり、定流量バルブ５５によって油圧サーボ機構２・１０２に導かれる油量を制限することにより、油圧サーボ機構２・１０２の動作を緩慢にすることができるとともに、斜板角度制御バルブ２３への供給油圧が安定して脈動が抑制され、油圧サーボ機構２・１０２おける制御を安定させることができる。また、負荷制御機構４・１０４に背圧を供給するチャージ圧油の流量が制限されることがないので、メイン油路１３からの油圧に対向する背圧を十分に得ることができ、負荷制御を精度良く行うことができる。

本発明に係るＨＳＴの全体構成を示す正面一部断面図。 同じく側面断面図。 同じく背面一部断面図。 同じく平面図。 同じく平面断面図。 負荷制御機構部を示す側面断面図。 図１の部分拡大図。 油圧サーボ機構の変速操作レバーを示す図。 油圧ポンプ用の負荷制御機構を示す断面図。 油圧モータ用の負荷制御機構を示す断面図。 本発明に係るＨＳＴの油圧回路図。 ニュートラル・チェック・リリーフバルブの構造を示す断面図。 同じく動作態様を示す図。 本発明に係るＨＳＴの別構成を示す背面一部断面図。 スローリターンバルブの構造を示す断面図。 同じく動作態様を示す図。 定流量バルブの構造を示す断面図。

１ ＨＳＴ
２ 油圧サーボ機構
３ 中立位置保持機構
４ 負荷制御機構
１０ 油圧ポンプ
１０ａ 可動斜板
１１ 油圧モータ
１１ａ 可動斜板
１３（１３ａ・１３ｂ） メイン油路
１６ チャージ油路
１７ 背圧油路
２７ ピン
２９ 変速操作レバー
４０ シリンダ
４１ スプール
４２ａ 背圧室
５５ 定流量バルブ
５７ ニュートラル・チェック・リリーフバルブ
５８ チェックバルブ
５９ プラグ部材
６０ スローリターンバルブ
６１ オリフィス
６９ 絞り
７２ チェックバネ
８４ Ｏリング
１０２ 油圧サーボ機構
１０３ 最大斜板位置保持機構
１０４ 負荷制御機構
１４１ スプール
１４２ａ 背圧室
ｓ 間隔

Claims (1)

1. 可変容積型とした油圧ポンプ（１０）及び油圧モータ（１１）のそれぞれの可動斜板（１０ａ・１１a ）の斜板角度を制御する、２組の斜板角度制御バルブ（２３・２３）と、２組の油圧サーボ機構（２・１０２）を設けた油圧式無段変速装置において、該可動斜板（１０ａ・１１a ）に連動連結した２組の変速駆動部材（２７・２７）を、２本の変速操作レバー（２９・２９）の操作により移動させる構成を付設するとともに、該変速駆動部材（２７）を減速側に移動させる２組の負荷制御機構（４・１０４）を具備し、該負荷制御機構（４・１０４）はアクチュエータを有し、該アクチュエータは、２組のシリンダ（４０・４０）とスプール（４１・１４１）により構成し、前記油圧ポンプ（１０）と油圧モータ（１１）とを接続する閉回路のメイン油路（１３ａ・１３ｂ）の圧油を負荷検出要素かつ作動油として、前記シリンダ（４０・４０）に導き、２本のスプール（４１・１４１）により変速駆動部材（２７・２７）を作動させ、前記シリンダ（４０・４０）に導入する圧油は、チャージポンプ（５０）から、ニュートラル・チェック・リリーフバルブ（５７）へ供給するチャージ油路（１６）から分岐して供給すべく構成し、前記油圧ポンプ（１０）側の油圧サーボ機構（２）、及び前記油圧モータ（１１）側の油圧サーボ機構（１０２）を構成する、斜板角度制御バルブ（２３・２３）へも、前記チャージポンプ（５０）のチャージ油路（１６）からの作動油を導く構成とし、前記チャージ油路（１６）から斜板角度制御バルブ（２３・２３）へ、チャージ圧油を導く油路（１９・１９）において、前記負荷制御機構（４・１０４）の背圧油路（１７）に圧油を供給する油路（１８）内の、チャージ圧油の油量を制限しない位置に、各斜板角度制御バルブ（２３・２３）へ導入される油量を制限する定流量バルブ（５５・５５）を設けたことを特徴とする油圧式無段変速装置。

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