JP6977417B2

JP6977417B2 - 変速機

Info

Publication number: JP6977417B2
Application number: JP2017173239A
Authority: JP
Inventors: 佑輔高橋
Original assignee: Isuzu Motors Ltd
Current assignee: Isuzu Motors Ltd
Priority date: 2017-09-08
Filing date: 2017-09-08
Publication date: 2021-12-08
Anticipated expiration: 2037-09-08
Also published as: JP2019049288A

Description

本発明は、変速機に関する。

従来、静油圧式無段変速機（ハイドロスタティックトランスミッション：ＨＳＴ）と差動機構とを組み合わせた、油圧機械式無段変速機（ハイドロメカニカルトランスミッション：ＨＭＴ）が知られている（例えば、特許文献１を参照）。特許文献１には、エンジンからの駆動力を遊星歯車機構で分割して２つの油圧ポンプモータに入力する、いわゆる「入力分割型」のＨＭＴが開示されている。

特開平４−２７１９４６号公報

特許文献１に記載の変速機では、差動機構の一方の出力要素を、第１ポンプモータから切り離して固定するとともに、他方の出力要素に接続された第２ポンプモータで発生した油圧によって、第１ポンプモータを回転させることで、後進を成立させている。すなわち、特許文献１に記載の変速機は、後進時に、ＨＳＴとして機能する。

しかしながら、特許文献１に記載の変速機では、差動機構の一方の出力要素を、第１ポンプモータから切り離して固定するための機構が必要となり、構造が複雑化するという問題があった。

本発明の目的は、構造を複雑化することなく、車両を後進走行させることができる変速機を提供することである。

本発明に係る変速機は、差動機構で２つに分割された駆動源からの動力の一方が入力される一方の可変容量型ポンプモータおよび他方が入力される他方の可変容量型ポンプモータを閉回路で接続した油圧変速部と、前記一方の可変容量型ポンプモータの入出力軸の動力を、回転方向を逆転させて出力軸へ出力可能な第１の係合機構、および前記他方の可変容量型ポンプモータの入出力軸の動力を前記出力軸へ出力可能な第２の係合機構、を有する有段変速部と、を備え、前記一方の可変容量型ポンプモータの入出力軸の動力を、回転方向を逆転させて前記出力軸に出力し、かつ、前記他方の可変容量型ポンプモータの入出力軸の動力を前記出力軸に出力する場合、前記閉回路内を油圧が流れないように前記一方の可変容量型ポンプモータおよび前記他方の可変容量型ポンプモータのそれぞれの容量が調整される。

本発明に係る変速機によれば、構造を複雑化することなく、車両を後進走行させることができる。

本発明の実施形態に係る車両の全体構成を示すスケルトン図有段変速部の状態と各スリーブの動作状態との関係を示す図表後進状態を示すスケルトン図直結後進１速状態を示すスケルトン図直結後進２速状態を示すスケルトン図速度比と押し除け容積との関係を示す図

以下、本発明の実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。なお、以下に説明する実施形態は一例であり、本発明はこの実施形態により限定されるものではない。

まず、図１を参照して、本実施形態に係る油圧機械式変速機を搭載した車両１の全体構成について説明する。図１には、車両１の前後方向が描かれている。以下の説明では、車両前側を単に「前」、車両後側を単に「後」と呼ぶことがある。

車両１は、駆動源１０と、ダンパ２０と、差動機構３０と、油圧変速部４０と、有段変速部５０とを備えている。そして、有段変速部５０の出力側に、プロペラシャフト６１、デファレンシャル６２およびドライブシャフト６３を介して、駆動輪６４が動力伝達可能に連結されている。

駆動源１０は、例えばディーゼルエンジンである。なお、駆動源１０は、ガソリンエンジン、電動機等でも構わない。駆動源１０の出力軸１１には、ダンパ２０の入力側部材２１が接続されている。なお、以下において、駆動源１０はディーゼルエンジンであるとして説明を行う。

ダンパ２０は、入力側部材２１と、出力側部材２２と、入力側部材２１と出力側部材２２とを弾性的に連結する弾性連結部材２３とを備える。ダンパ２０の出力側部材２２は、差動機構３０の入力軸３１と接続されている。ダンパ２０は、駆動源１０の発生する回転振動が差動機構３０に伝達されるのを抑制する機能を有する。ダンパ２０の構造は一般的なダンパの構造と同様であるため、詳細な説明を省略する。

差動機構３０は、円周方向に等配に設けられた複数のベベルギヤ３２、第１差動出力ギヤ３３および第２差動出力ギヤ３４を備えている。ベベルギヤ３２は、図１に示すように、入力軸３１に相対回転可能に軸支されている。第１差動出力ギヤ３３は、第１ポンプモータ４１の第１入出力軸４１ａの前端に設けられている。第２差動出力ギヤ３４は、差動出力軸３５の前端に設けられている。

差動出力軸３５は、第１入出力軸４１ａと同軸かつ第１入出力軸４１ａの外周側に設けられた円筒状の部材である。差動出力軸３５の後端には、第１ギヤ３６が設けられている。差動出力軸３５は、不図示の軸受を介して、第１入出力軸４１ａに軸支されている。第１ギヤ３６は、第２ポンプモータ４２の第２入出力軸４２ａの前端に設けられた第２ギヤ３７と噛合している。

なお、本実施形態では、第１差動出力ギヤ３３の歯数は、第２差動出力ギヤ３４の歯数と同一である。また、第１ギヤ３６の歯数は、第２ギヤ３７の歯数と同一である。差動機構３０の構造は一般的なベベルギヤ型差動機構の構造と同様であるため、詳細な説明を省略する。

油圧変速部４０は、第１ポンプモータ４１と、第２ポンプモータ４２と、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２を油圧接続する閉回路４３とからなる。また、閉回路４３には、高圧側油路４３ａの油圧が所定以上となった場合に開き、圧油を低圧側油路４３ｂへ排出するリリーフ弁４４が設けられている。なお、図１では、閉回路４３における一部の構成部品（チャージポンプ、チャージ油路等）を省略している。

第１ポンプモータ４１は、押し除け容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできる、いわゆる両振り型のポンプモータである。第１ポンプモータ４１の第１入出力軸４１ａは、第１ポンプモータ４１を前から後へ貫通している。このような第１ポンプモータ４１としては、アキシャルピストン型、ラジアルピストン型等、各種の形式のものを採用することができる。なお、第１ポンプモータ４１は、本発明の「他方の可変容量型ポンプモータ」に相当する。

第２ポンプモータ４２は、押し除け容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできる、いわゆる両振り型のポンプモータである。第２ポンプモータ４２の第２入出力軸４２ａは、第２ポンプモータ４２を前から後へ貫通している。このような第２ポンプモータ４２としては、アキシャルピストン型、ラジアルピストン型等、各種の形式のものを採用することができる。なお、第２ポンプモータ４２は、本発明の「一方の可変容量型ポンプモータ」に相当する。

なお、本実施形態では、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２は同形式のものを用いている。また、第１ポンプモータ４１の最大押し除け容積は、第２ポンプモータ４２の最大押し除け容積と等しい。

有段変速部５０は、第１入出力軸４１ａと、第１入出力軸４１ａと平行に配置された第２入出力軸４２ａと、副軸５１と、出力軸５２とを備えている。なお、第１入出力軸４１ａは、本発明の「他方の可変容量型ポンプモータの入出力軸」に相当する。また、第２入出力軸４２ａは、本発明の「一方の可変容量型ポンプモータの入出力軸」に相当する。

第１入出力軸４１ａの前端には、上述のとおり、差動機構３０の第１差動出力ギヤ３３が設けられている。また、第１入出力軸４１ａの後端には、第１入力ハブ４１ｂが、第１入出力軸４１ａと一体回転するように設けられている。

第１入力ギヤ４１ｃは、第１入出力軸４１ａの外周側に、第１入出力軸４１ａに対して相対回転可能に設けられている。第１入力ギヤ４１ｃは、副軸５１と第１入力ハブ４１ｂとの間に設けられている。第２入力ギヤ４１ｄは、第１入出力軸４１ａの外周側に、第１入出力軸４１ａに対して相対回転可能に設けられている。第２入力ギヤ４１ｄは、第１入力ハブ４１ｂの後側に設けられている。

第２入出力軸４２ａの前端には、上述のとおり、差動機構３０の第２ギヤ３７が設けられている。また、第２入出力軸４２ａの後端には、第２入力ハブ４２ｂが、第２入出力軸４２ａと一体回転するように設けられている。

第３入力ギヤ４２ｃは、第２入出力軸４２ａと一体回転するように設けられている。第３入力ギヤ４２ｃは、第２ポンプモータ４２と第２入力ハブ４２ｂとの間に設けられている。第３入力ギヤ４２ｃは、第１副ギヤ５１ａと噛合している。

副軸５１は、第１入出力軸４１ａと同軸かつ第１入出力軸４１ａの外周側に設けられた円筒状の部材である。副軸５１の前端には第１副ギヤ５１ａが設けられ、副軸５１の中間部には第２副ギヤ５１ｂが設けられ、副軸５１の後端には第３副ギヤ５１ｃが設けられている。

出力軸５２の前端には、第１出力ハブ５２ａが、出力軸５２と一体回転するように設けられている。出力軸５２の中間部には、第２出力ハブ５２ｂが、出力軸５２と一体回転するように設けられている。

第１出力ギヤ５２ｃは、出力軸５２の外周側に、出力軸５２に対して相対回転可能に設けられている。第１出力ギヤ５２ｃは、第１出力ハブ５２ａの後側に設けられている。第１出力ギヤ５２ｃは、第２副ギヤ５１ｂと噛合している。

第２出力ギヤ５２ｄは、出力軸５２の外周側に、出力軸５２に対して相対回転可能に設けられている。第２出力ギヤ５２ｄは、第２出力ハブ５２ｂの後側に設けられている。第２出力ギヤ５２ｄは、リバースアイドラギヤ５３を介して、第３副ギヤ５１ｃと噛合している。

第３出力ギヤ５２ｅは、出力軸５２と一体回転するように設けられている。第３出力ギヤ５２ｅは、第２出力ギヤ５２ｄの後側に設けられている。第３出力ギヤ５２ｅは、第１入力ギヤ４１ｃと噛合している。

第４出力ギヤ５２ｆは、出力軸５２と一体回転するように設けられている。第４出力ギヤ５２ｆは、第３出力ギヤ５２ｅの後側に設けられている。第４出力ギヤ５２ｆは、第２入力ギヤ４１ｄと噛合している。

有段変速部５０には、第１入出力軸４１ａと第１入力ギヤ４１ｃまたは第２入力ギヤ４１ｄとを選択的に一体回転可能に連結する第１連結機構７１が設けられている。第１連結機構７１は、第１入力ハブ４１ｂと、第１入力ギヤ４１ｃと一体に設けられた第１入力クラッチギヤ４１ｅと、第２入力ギヤ４１ｄと一体に設けられた第２入力クラッチギヤ４１ｆと、第１スリーブ７２とを備えている。

第１スリーブ７２は、第１入力ハブ４１ｂの外周側に、第１入力ハブ４１ｂと一体回転可能かつ軸方向に相対移動可能に設けられている。第１スリーブ７２が図１に示す中央位置の場合、第１入出力軸４１ａと第１入力ギヤ４１ｃおよび第２入力ギヤ４１ｄとは相対回転可能である。

第１スリーブ７２を前位置とすることで、第１入力ギヤ４１ｃは、第１入出力軸４１ａと一体に回転する。また、第１スリーブ７２を後位置とすることで、第２入力ギヤ４１ｄは、第１入出力軸４１ａと一体に回転する。本実施形態では、第１連結機構７１として、一般的なシンクロナイザ方式のものを使用している。シンクロナイザ方式の連結機構は公知であるため、詳細な説明は省略する。なお、第１連結機構７１は、本発明の「第２の係合機構」に相当する。

有段変速部５０には、第２入出力軸４２ａと出力軸５２、または、第１出力ギヤ５２ｃと出力軸５２とを、選択的に一体回転可能に連結する第２連結機構７３が設けられている。第２連結機構７３は、第２入力ハブ４２ｂと、第１出力ハブ５２ａと、第１出力ギヤ５２ｃと一体に設けられた第１出力クラッチギヤ５２ｇと、第２スリーブ７４とを備えている。

第２スリーブ７４は、第１出力ハブ５２ａの外周側に、第１出力ハブ５２ａと一体回転可能かつ軸方向に相対移動可能に設けられている。第２スリーブ７４が図１に示す中央位置の場合、第２入出力軸４２ａと出力軸５２とは相対回転可能である。また、第２スリーブ７４が図１に示す中央位置の場合、第１出力ギヤ５２ｃと出力軸５２とは相対回転可能である。

第２スリーブ７４を前位置とすることで、出力軸５２は、第２入出力軸４２ａと一体に回転する。また、第２スリーブ７４を後位置とすることで、出力軸５２は、第１出力ギヤ５２ｃと一体に回転する。なお、第２連結機構７３は、本発明の「第１の係合機構」に相当する。

有段変速部５０には、出力軸５２と第２出力ギヤ５２ｄとを選択的に一体回転可能に連結する第３連結機構７５が設けられている。第３連結機構７５は、第２出力ハブ５２ｂと、第２出力ギヤ５２ｄと一体に設けられた第２出力クラッチギヤ５２ｈと、第３スリーブ７６とを備えている。

第３スリーブ７６は、第２出力ハブ５２ｂの外周側に、第２出力ハブ５２ｂと一体回転可能かつ軸方向に相対移動可能に設けられている。第３スリーブ７６が図１に示す前位置の場合、第２出力ギヤ５２ｄと出力軸５２とは相対回転可能である。第３スリーブ７６を後位置とすることで、出力軸５２は、第２出力ギヤ５２ｄと一体に回転する。なお、第３連結機構７５は、本発明の「第１の係合機構」に相当する。

次に、図２を参照して、有段変速部５０の動作について説明する。図２は、有段変速部５０の状態と、各スリーブ７２、７４および７６の動作状態との関係を示す図表である。

第１スリーブ７２が中央位置とされ、第２スリーブ７４が後位置とされ、第３スリーブ７６が前位置とされる状態を、「前進１速状態」という。前進１速状態では、第２入出力軸４２ａの回転が第３入力ギヤ４２ｃ、第１副ギヤ５１ａ、第２副ギヤ５１ｂおよび第１出力ギヤ５２ｃを経由して出力軸５２に伝達される。

第１スリーブ７２が前位置とされ、第２スリーブ７４が中央位置とされ、第３スリーブ７６が前位置とされる状態を、「前進２速状態」という。前進２速状態では、第１入出力軸４１ａの回転が第１入力ギヤ４１ｃおよび第３出力ギヤ５２ｅを経由して出力軸５２に伝達される。

第１スリーブ７２が中央位置とされ、第２スリーブ７４が前位置とされ、第３スリーブ７６が前位置とされる状態を、「前進３速状態」という。前進３速状態では、第２入出力軸４２ａの回転が出力軸５２へ直接伝達される。

第１スリーブ７２が後位置とされ、第２スリーブ７４が中央位置とされ、第３スリーブ７６が前位置とされる状態を、「前進４速状態」という。前進４速状態では、第１入出力軸４１ａの回転が第２入力ギヤ４１ｄおよび第４出力ギヤ５２ｆを経由して出力軸５２に伝達される。

第１スリーブ７２が中央位置とされ、第２スリーブ７４が中央位置とされ、第３スリーブ７６が後位置とされる状態を、「後進状態」という（図３を参照）。後進状態では、第２入出力軸４２ａの回転が第３入力ギヤ４２ｃ、第１副ギヤ５１ａ、第３副ギヤ５１ｃ、リバースアイドラギヤ５３および第２出力ギヤ５２ｄを経由して、回転方向が逆転されて出力軸５２に伝達される。

なお、本実施形態では、リバースアイドラギヤ５３を、副軸５１と、出力軸５２との間に設けている。これにより、後進状態において、第２入出力軸４２ａから副軸５１および副軸５１から出力軸５２の二段のギヤ機構を経由させることができる。そのため、リバースアイドラギヤ５３を、第１入出力軸４１ａと、出力軸５２との間に設けるのに比べて、減速比を大きくとることができる。

さらに、本実施形態では、以下に示す変速状態を取る。第１スリーブ７２が前位置とされ、第２スリーブ７４が中央位置とされ、第３スリーブ７６が後位置とされる状態を、「直結後進１速状態」という（図４を参照）。なお、直結後進１速状態が成立するためには、後進ギヤ比の絶対値が前進２速ギヤ比の絶対値よりも大きい必要がある。

直結後進１速状態では、第２入出力軸４２ａの回転が第３入力ギヤ４２ｃ、第１副ギヤ５１ａ、第３副ギヤ５１ｃ、リバースアイドラギヤ５３および第２出力ギヤ５２ｄを経由して、回転方向が逆転されて出力軸５２に伝達されるとともに、第１入出力軸４１ａの回転が第１入力ギヤ４１ｃおよび第３出力ギヤ５２ｅを経由して出力軸５２に伝達される。

また、直結後進１速状態では、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の容量が調整され、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２が仕事をしないようにされる（詳細は後述する）。

第１スリーブ７２が後位置とされ、第２スリーブ７４が中央位置とされ、第３スリーブ７６が後位置とされる状態を、「直結後進２速状態」という（図５を参照）。なお、直結後進２速状態が成立するためには、後進ギヤ比の絶対値が前進４速ギヤ比の絶対値よりも大きい必要がある（前進４速ギヤ比は、前進２速ギヤ比より小さいので、直結後進１速状態が成立する場合には常に直結後進２速状態は成立する）。

直結後進２速状態では、第２入出力軸４２ａの回転が第３入力ギヤ４２ｃ、第１副ギヤ５１ａ、第３副ギヤ５１ｃ、リバースアイドラギヤ５３および第２出力ギヤ５２ｄを経由して、回転方向が逆転されて出力軸５２に伝達されるとともに、第１入出力軸４１ａの回転が第２入力ギヤ４１ｄおよび第４出力ギヤ５２ｆを経由して出力軸５２に伝達される。

また、直結後進２速状態では、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の容量が調整され、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２が仕事をしないようにされる。

次に、図３〜図６を参照して、後進状態、直結後進１速状態および直結後進２速状態における動力伝達経路について説明する。図３〜図５は、後進状態、直結後進１速状態および直結後進２速状態におけるスケルトン図である。図６は、後進状態における速度比と容量との関係を示す図である。

まず、図３を参照して、後進状態について説明する。車両１の後進方向への発進は、図３に示す後進状態で行われる。この場合、第１ポンプモータ４１はポンプとして動作し、第２ポンプモータ４２はモータとして動作する。なお、以下の説明において、「ポンプとして動作」および「モータとして動作」は、駆動源１０により車両１が駆動されている場合（すなわち、タイヤが正の仕事をしている場合）における第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の役割をいう。車両１が車輪側から駆動されている場合には、ポンプおよびモータの役割は逆転する。

車両１を後進方向へ発進させるには、第２ポンプモータ４２の押し除け容積を最大に保持した状態で、ポンプとして動作する第１ポンプモータ４１の押し除け容積を、ゼロから徐々に増大させていく。こうすることで、図６に示すように、速度比（出力軸５２の回転数Ｎｏｕｔ／駆動源１０の回転数Ｎｉｎ）がゼロから減少（マイナス方向に増加）していく。

第１ポンプモータ４１の押し除け容積が最大になると、第１ポンプモータ４１の押し除け容積を最大に保持した状態で、モータとして動作する第２ポンプモータ４２の押し除け容積をゼロに向けて徐々に減少させていく。こうすることで、速度比はさらに減少（マイナス方向に増加）していく。

本実施形態では、後進状態において、油圧式伝動系と、機械式伝動系を併用して走行する（すなわち、ＨＭＴモードで走行する）ため、油圧式伝動系のみを用いて走行する（すなわち、ＨＳＴモードで走行する）のに比べて、伝動効率を高くすることができる。

次に、図４を参照して、直結後進１速状態について説明する。直結後進１速状態では、駆動源１０からの動力は、第２入出力軸４２ａから、第３入力ギヤ４２ｃ、第１副ギヤ５１ａ、第３副ギヤ５１ｃ、リバースアイドラギヤ５３および第２出力ギヤ５２ｄを経由して出力軸５２に伝達されるとともに、第１入出力軸４１ａから、第１入力ギヤ４１ｃおよび第３出力ギヤ５２ｅを経由して出力軸５２に伝達される。

直結後進１速状態では、駆動源１０からの動力は、油圧変速部４０において油圧に変換されることなく、第１入出力軸４１ａおよび第２入出力軸４２ａから出力軸５２へ出力されるため、伝達効率が良い。そのため、後進を長時間継続するような場合に、燃料（または電力）消費量を抑制することができる。また、油圧変速部４０が失陥した場合にも、後進走行を行うことができる。

さらに、直結後進１速状態では、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の容量が調整され、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２が仕事をしないようにされる。具体的には、閉回路４３内を圧油が流れないように、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の容量が調整される。または、第１ポンプモータ４１から流出して第２ポンプモータ４２に流入する圧油の圧力と、第２ポンプモータ４２から流出して第１ポンプモータ４１に流入する圧油の圧力とが等しくなるように、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の容量が調整される。そのため、伝達効率をさらに高めることができる。

次に、図５を参照して、直結後進２速状態について説明する。直結後進２速状態では、駆動源１０からの動力は、第２入出力軸４２ａから、第３入力ギヤ４２ｃ、第１副ギヤ５１ａ、第３副ギヤ５１ｃ、リバースアイドラギヤ５３および第２出力ギヤ５２ｄを経由して出力軸５２に伝達されるとともに、第１入出力軸４１ａから第２入力ギヤ４１ｄおよび第４出力ギヤ５２ｆを経由して出力軸５２に伝達される。

直結後進２速状態においても、直結後進１速状態と同様に、駆動源１０からの動力は、油圧変速部４０において油圧に変換されることなく、第１入出力軸４１ａおよび第２入出力軸４２ａから出力軸５２へ出力される。また、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２の容量も、第１ポンプモータ４１および第２ポンプモータ４２が仕事をしないように調整される。そのため、伝達効率を高めることができる。

次に、後進時の高トルク発進について説明する。後進をＨＳＴモードにより行う場合、走行トルクは、閉回路内の圧力に依存する。そのため、積載時、登坂時等で、走行トルクが不足する場合がある。

これに対して、本実施形態では、以下のようにして高トルク状態を成立させることができる。本実施形態では、後進時に、必要に応じて、駆動源１０の負荷を上昇させ、駆動源１０を高トルク状態で運転させる。そして、ポンプとして動作する第１ポンプモータ４１から吐出される圧油の一部を、リリーフ弁４４によって低圧油路へ排出する。

こうすることで、駆動源１０を高トルク状態で運転させることができる。駆動源１０からの動力の一部は、機械式伝動系によって出力軸５２に伝達されるため、駆動源１０を高トルク状態で運転させることにより、車両１を高トルクで発進させることができる。

以上説明したように、本実施形態によれば、第２ポンプモータ４２の第２入出力軸４２ａの回転を逆転して出力軸５２に伝達する第３連結機構７５を設けた。そのため、構造を複雑化することなく、車両１を後進走行させることができる。

また、本実施形態によれば、第２入出力軸４２ａと出力軸５２との間に、前進１速状態と前進３速状態とを選択的に成立させる第２連結機構７３、および、後進状態を成立させる第３連結機構７５を設けた。そのため、後進状態を成立させるための構造を単純化し、部品点数を削減することができる。

また、本実施形態によれば、第１入出力軸４１ａと出力軸５２との間に、前進２速状態と前進４速状態とを選択的に成立させる第１連結機構７１を設けた。これにより、直結後進１速状態および直結後進２速状態を成立させることができる。そのため、車両１を長時間にわたって後進させる場合に、燃料（または電力）消費量を抑制することができる。また、油圧変速部４０が失陥した場合にも、車両１を後進させることができる。

また、本実施形態によれば、第１連結機構７１、第２連結機構７３および第３連結機構７５を、ハブとスリーブの係合による機械式係合機構とした。そのため、伝達効率のロスを少なくすることができる。

なお、上述の実施形態では、差動機構を、ベベルギヤ型の差動機構としたが、これに限定されず、遊星歯車を用いた差動機構としてもよい。

また、上述の実施形態では、有段変速部を、第１入出力軸側を前進２段、第２入出力軸側を前進２段および後進段としたが、これに限定されない。第１入出力軸に後進段を設けてもよい。

本発明の変速機は、トラック等の輸送車両に好適に用いられる。

１車両
１０駆動源
１１出力軸
２０ダンパ
２１入力側部材
２２出力側部材
２３弾性連結部材
３０差動機構
３１入力軸
３２ベベルギヤ
３３第１差動出力ギヤ
３４第２差動出力ギヤ
３５差動出力軸
３６第１ギヤ
３７第２ギヤ
４０油圧変速部
４１第１ポンプモータ
４１ａ第１入出力軸
４１ｂ第１入力ハブ
４１ｃ第１入力ギヤ
４１ｄ第２入力ギヤ
４１ｅ第１入力クラッチギヤ
４１ｆ第２入力クラッチギヤ
４２第２ポンプモータ
４２ａ第２入出力軸
４２ｂ第２入力ハブ
４２ｃ第３入力ギヤ
４３閉回路
４３ａ高圧側油路
４３ｂ低圧側油路
４４リリーフ弁
５０有段変速部
５１副軸
５１ａ第１副ギヤ
５１ｂ第２副ギヤ
５１ｃ第３副ギヤ
５２出力軸
５２ａ第１出力ハブ
５２ｂ第２出力ハブ
５２ｃ第１出力ギヤ
５２ｄ第２出力ギヤ
５２ｅ第３出力ギヤ
５２ｆ第４出力ギヤ
５２ｇ第１出力クラッチギヤ
５２ｈ第２出力クラッチギヤ
５３リバースアイドラギヤ
６１プロペラシャフト
６２デファレンシャル
６３ドライブシャフト
６４駆動輪
７１第１連結機構
７２第１スリーブ
７３第２連結機構
７４第２スリーブ
７５第３連結機構
７６第３スリーブ

Claims

差動機構で２つに分割された駆動源からの動力の一方が入力される一方の可変容量型ポンプモータおよび他方が入力される他方の可変容量型ポンプモータを閉回路で接続した油圧変速部と、
前記一方の可変容量型ポンプモータの入出力軸の動力を、回転方向を逆転させて出力軸へ出力可能な第１の係合機構、および前記他方の可変容量型ポンプモータの入出力軸の動力を前記出力軸へ出力可能な第２の係合機構、を有する有段変速部と、を備え、
前記一方の可変容量型ポンプモータの入出力軸の動力を、回転方向を逆転させて前記出力軸に出力し、かつ、前記他方の可変容量型ポンプモータの入出力軸の動力を前記出力軸に出力する場合、前記閉回路内を油圧が流れないように前記一方の可変容量型ポンプモータおよび前記他方の可変容量型ポンプモータのそれぞれの容量が調整される
変速機。
前記一方の可変容量型ポンプモータの入出力軸は、前記出力軸と同軸に配置される、
請求項１に記載の変速機。
前記第１の係合機構は、前記一方の可変容量型ポンプモータの入出力軸の動力を複数の変速比で変速して前記出力軸へ出力可能である、
請求項１または２に記載の変速機。
前記第２の係合機構は、前記他方の可変容量型ポンプモータの入出力軸の動力を複数の変速比で変速して前記出力軸へ出力可能である、
請求項１ないし３のいずれか一項に記載の変速機。
前記第１および第２の係合機構は、機械式係合機構である、
請求項１ないし４のいずれか一項に記載の変速機。