JPH0788884B2

JPH0788884B2 - 静油圧式無段変速機

Info

Publication number: JPH0788884B2
Application number: JP61286132A
Authority: JP
Inventors: 卓志松任; 勉林; 充齋藤; 芳浩中島; 健二榊原; 信幸八木ケ谷; 一彦中村
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1986-12-01
Filing date: 1986-12-01
Publication date: 1995-09-27
Anticipated expiration: 2010-09-27
Also published as: JPS63140163A

Description

【発明の詳細な説明】 A.発明の目的（１）産業上の利用分野本発明は、ポンプ斜板及びこれにより吸入及び吐出行程
を与えられる環状配列のポンププランジャ群を有する斜
板式油圧ポンプと、モータ斜板及びこれにより膨張及び
収縮行程を与えられる環状配列のモータプランジャ群を
有する斜板式油圧モータとの間に油圧閉回路を形成して
なる静油圧式無段変速機の改良に関する。

（２）従来の技術この種の無段変速機は、例えば特開昭61-153057号公報
に開示されているように、既に公知であり、その公知の
ものでは、油圧ポンプの吸入領域及び吐出領域を等角度
に、また油圧モータの膨張領域及び吸収領域を等角度に
設定している。

（３）発明が解決しようとする問題点本発明者等は、この種の無段変速機において、油圧ポン
プ及び油圧モータの各背圧、特に油圧ポンプの吸入行程
におけるポンププランジャの背圧、及び油圧モータの収
縮行程におけるモータプランジャの背圧が伝動効率の向
上の妨げとなっていることを究明し、それらの背圧を下
げるべく油圧閉回路の流路抵抗を少なくすることを試み
たが、油路形成部の耐圧性確保とコンパクト化の理由か
ら或る限界に達し、所期の目的を達成するには至らなか
った。

本発明は、かかる事情に鑑みてなされたもので、油圧閉
回路の流路抵抗を変えずとも、油圧ポンプ及び油圧モー
タの前記各背圧を効果的に下げることができ、もって伝
動効率の向上に寄与し得る簡単有効な前記無段変速機を
提供することを目的とする。

B.発明の構成（１）問題点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、油圧ポンプの吸
入領域をその吐出領域より広角の180°に設定し、また
油圧モータの収縮領域をその膨張領域より広角の180°
に設定したことを特徴とする。

（２）作用油圧ポンプにおいては、吸入領域が吐出領域より広角
で、しかもポンプ効率を高める上で最も有利な180°に
設定されるので、吸入行程のポンププランジャの背圧を
充分に下げることができ、その結果、吐出領域を多少犠
牲にしても全体としてポンプ効率が効果的に高められ
る。一方、油圧モータにおいては、収縮領域が膨張領域
より広角で、しかもモータ効率を高める上で最も有利な
180°に設定されるので、収縮行程のモータプランジャ
の背圧を充分に下げることができ、その結果、膨張領域
を多少犠牲にしても全体としてモータ効率が効果的に高
められる。

そして、油圧ポンプの吸入領域を前記の如く比較的広角
に設定しても、その吸入領域とこれに対応する油圧モー
タの収縮領域とが同角となることから、油圧モータの収
縮領域での排出油量と、その収縮領域に対応する油圧ポ
ンプの吸入領域での吸入油量とがバランスして、それら
吸入領域と収縮領域との付均衡に因る背圧の発生が効果
的に回避される。

（３）実施例以下、図面により本発明の実施例について説明する。先
ず第１図及び第２図において、自動二輪車のエンジンＥ
の動力は、そのクランク軸１からチエン式１次減速装置
２、静油圧式無段変速機Ｔ及びチエン式２次減速装置３
を順次経て図示しない後車輪に伝達される。

無段変速機Ｔは定容量型の斜板式油圧ポンプＰ及び可変
容量型の斜板式油圧モータＭからなり、そしてクランク
軸１を支承するクランクケース４をケーシングとして、
それに収容される。

油圧ポンプＰは、１次減速装置２の出力スプロケット2a
を複数本の連結ピン16（図には１本のみ示す）で着脱可
能に結合される入力筒軸５と、この入力筒軸５の中間部
内周壁にニードルベアリング６を介して相対回転自在に
嵌合されるポンプシリンダ７と、このポンプシリンダ７
にその回転中心を囲むように設けられた環状配列の多数
且つ奇数のシリンダ孔8,8…にそれぞれ摺合される多数
のポンププランジャ9,9…と、これらポンププランジャ
9,9…の外端に当接するポンプ斜板10と、このポンプ斜
板10をポンプシリンダ７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７の軸線に対し一
定角度傾斜させた状態に保持すべく該斜板10の背面をス
ラストローラベアリング11を介して支承するポンプ斜板
ホルダ12とから構成される。このポンプ斜板ホルダ12
は、入力筒軸５の外端部内周壁に係脱可能にスプラン嵌
合13されると共にサークリップ14により仮止めされる。

而して、ポンプ斜板10は、入力筒軸５の回転時、ポンプ
プランジャ9,9…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。

ポンププランジャ９のポンプ斜板10に対する追従性を良
くするために、ポンププランジャ９を伸張方向に付勢す
るコイルばね15がシリンダ孔８に縮設される。

一方、油圧モータＭは、ポンプシリンダ７と同軸上でそ
の左方に配置されるモータシリンダ17と、このモータシ
リンダ17にその回転中心を囲むように設けられた環状配
列の多数且つ奇数のシリンダ孔18,18…にそれぞれ摺合
される多数のモータプランジャ19,19…と、これらモー
タプランジャ19,19…の外端に当接するモータ斜板20
と、このモータ斜板20の背面を平坦面でスラストローラ
ベアリング21を介して支承する断面半月状のトラニオン
軸22と、更にこのトラニオン軸22の円筒面を回転自在に
支承する斜板アンカ23とから構成される。斜板アンカ23
は、その右端に連なる筒状のシリンダホルダ24と共にク
ランクケース４にボルト26で固着される。シリンダホル
ダ24はニードルベアリング25を介してモータシリンダ17
の外周を回転自在に支承する。

尚、斜板アンカ23及びシリンダホルダ24はボルト27によ
り予め相互に結着されている。

トラニオン軸22の所定角度の回転を許容しつつその軸方
向移動を阻止するために、斜板アンカ23に穿設された、
トラニオン軸22の軸線O₂を中心とする円弧状長孔28を通
してボルト29がトラニオン軸22の一端面に固着される
（第２図及び第18図参照）。

モータ斜板20は、モータシリンダ17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
間をトラニオン軸22の回転によって作動されるようにな
っており、その傾斜状態では、モータシリンダ17の回転
に伴いモータプランジャ19,19…に往復動を与えて膨張
及び収縮行程を繰返させることができる。

モータプランジャ19のモータ斜板20に対する追従性を良
くするために、モータプランジャ19を伸長方向に付勢す
るコイルばね30がシリンダ孔18に縮設される。

ポンプシリンダ７及びモータシリンダ17は一体のシリン
ダブロックＢを構成し、このシリンダブロックＢの中心
部に出力軸31を貫通させる。そして、この出力軸31の外
周に一体に形成されたフランジ31aにモータシリンダ17
の外端を衝き当て、ポンプシリンダ７を出力軸31にスプ
ライン嵌合32し、ポンプシリンダ７の外端に座板33を介
して当接するサークリップ34を出力軸31に係止すること
により、シリンダブロックＢは出力軸31に固着される。

出力軸31の右端部はポンプ斜板10、ポンプ斜板ホルダ12
及びクランクケース４の右側壁を貫通するように延びて
おり、この右端部外周にノックピン35及び２つ割コッタ
36により固着された支持筒37とポンプ斜板ホルダ12との
間には、該ホルダ12側から後述の補給ポンプ38のための
駆動ギヤ39及びスラストローラベアリング40が順次介装
される。この出力軸31の右端部は、上記支持筒37及びボ
ールベアリング41を介してクランクケース４に回転自在
に支承される。

前記駆動ギヤ39は、ポンプ斜板ホルダ12と同様に入力筒
軸５にスプライン嵌合されると共に、ニードルベアリン
グ42を介して出力軸31に回転自在に支承される。

また、出力軸31の左端部はモータ斜板20、トラニオン軸
22及び斜板アンカ23及びクランクケース４の左側壁を貫
通するように延びており、この左端部外周にスプライン
結合43され且つ２つ割コッタ44で固着される支持筒45と
斜板アンカ23との間には、斜板アンカ23側からリテーナ
46及びスラストローラベアリング47が順次介装される。
この出力軸31の左端部は、ニードルベアリング48及び前
記リテーナ46を介して斜板アンカ23に回転自在に支承さ
れる。

更に出力軸31の左端部には、クランクケース４の外側で
２次減速装置３の入力スプロケット3aがボルト49で固着
される。

このようにして、スプロケット2aからスプロケット3aま
での変速機Ｔの全構成部材は、出力軸31上に１個の組立
体として組付けられるので、変速機Ｔのクランクケース
４への着脱を極めて容易に行うことができる。

出力軸31には、ポンプ斜板10の内周面と相対的に全方向
傾動可能に係合する半球状の調心体50と、モータ斜板20
の内周面と相対的に全方向傾動可能に係合する半球状の
調心体51とが嵌合され、これらによってポンプ斜板10及
びモータ斜板20に調心作用が与えられる。

各斜板10,20の調心作用を強化し、しかもポンプ斜板10
とポンププランジャ9,9…群、モータ斜板20とモータプ
ランジャ19,19…群の各間の回転方向の滑りを防止する
ために、各斜板10,20には、対応するプランジャ9,19の
球状端部9a,19aを係合させる球状凹部10a,20aがそれぞ
れ形成される。

油圧ポンプＰ及び油圧モータＭ間には、次のようにして
油圧閉回路が形成される。

シリンダブロックＢには、ポンプシリンダ７のシリンダ
孔8,8…群とモータシリンダ17のシリンダ孔18,18…群と
の間において、出力軸31を中心にして同心的に並ぶ環状
の内側油路52及び外側油路53と、両油路52,53間の環状
隔壁及び外側油路53の外周壁を放射状に貫通する、シリ
ンダ孔8,8…及び18,18…とそれぞれ同数の第１弁孔54,5
4…及び第２弁孔55,55…と、相隣るシリンダ孔8,8…及
び第１弁孔54,54…を相互に連通する多数のポンプポー
トa,a…と、相隣るシリンダ孔18,18…及び第２弁孔55,5
5…を相互に連通する多数のモータポートb,b…とが設け
られる。

前記内側油路52は、シリンダブロックＢ及び出力軸31と
の各対向周面に環状溝として形成される。

また、前記外側油路53は、第４図及び第５図に示すよう
に、シリンダブロックＢの外周に削成された環状の鳩尾
溝58と、この鳩尾溝58の両側壁に千鳥状配列で穿設され
た複数の半円状凹部59,59…とから構成され、これら鳩
尾溝58及び凹部59,59…の開放面は、シリンダブロック
Ｂの外周面に溶接されるスリーブ60により閉じられる。
このような構成の外側油路53は高圧容積を極力小さくす
る上に有利である。

前記第１及び第２弁孔54,55は、千鳥状配列の前記凹部5
9,59…の底壁を貫通するように配列され、これに対して
油圧ポンプＰのシリンダ孔8,8…と油圧ポンプＰのシリ
ンダ孔18,18…とは円周方向に位相がずらしてある。

このようにすると、第１及び第２弁孔54,55間のシリン
ダブロックＢの肉厚を厚くしつつ両弁孔54,55間の、シ
リンダブロックＢの軸方向に沿った間隔を狭くすること
ができ、シリンダブロックＢのコンパクト化に寄与し得
る。

また、外側油路53に高油圧が導入されたとき、鳩尾溝58
の両側壁が拡開変形を起こしても、むしろ、その変形に
よりシリンダブロックＢ及びスリーブ60の嵌合部の面圧
が増大し、その嵌合部からの漏油の防止を図ることがで
きる。

前記第１弁孔54,54…にはスプール型の第１分配弁61,61
…が、また前記第２弁孔55,55…には同じくスプール型
の第２分配弁62,62…がそれぞれ摺合される。そして第
１分配弁61,61…の外端にはそれを囲む第１偏心輪63
が、また第２分配弁62,62…の外端にはそれらを囲む第
２偏心輪64がそれぞれボールベアリング65,66を介して
係合され、それらの係合を強制するために、第１分配弁
61,61…の外端部相互は第１偏心輪63と同心関係の第１
強制輪67により、また第２分配弁62,62…の外端部相互
は第２偏心輪64と同心関係の第２強制輪68によりそれぞ
れ連結される。それらの連結構造については後述する。

第１偏心輪63は、入力筒軸５の外周に頭付ピン70及びク
リップ71により着脱可能に固着され、第６図に示すよう
に、偏心方向線X₁に沿って出力軸31の中心から所定距離
ε_１偏心した位置に保持される。上記偏心方向線X₁は、
ポンプ斜板10の仮想トラニオン軸線O₁から入力筒軸５に
対するポンプシリンダ７の相対回転方向Ｒへ一定角度θ
_１遅角した位置に設定される。上記角度θ_１は入力筒軸
５及びポンプ斜板ホルダ12相互のスプライン嵌合位置を
変えることにより容易に調節することができる。

而して、入力筒軸５とポンプシリンダ７間に相対回転が
生じると、各第１分配弁61は、第１偏心輪63により第１
弁孔54において偏心量ε_１の２倍の距離をストロークと
してポンプシリンダ７の半径方向位置及び外方位置間を
往復動される。

第６図において、油圧ポンプＰの吐出領域をＤ、吸入領
域をＳで示す。吐出領域Ｄでは、第１分配弁61は偏心方
向線X₁と直交する位置N₁（以下、偏心中立位置という）
から前記内方位置側を移動していて、対応するポンプポ
ートａを外側油路53に連通すると共に内側油路52と不通
にし、吐出行程中のポンププランジャ９によりシリンダ
孔８から外側油路53へ作動油が圧送される。

吸入領域Ｓでは、第１分配弁61が、偏心中立位置N₁から
前記外方位置側を移動していて、対応するポンプポート
ａを内側油路52に連通すると共に外側油路53と不通に
し、吸入行程中のポンププランジャ９により内側油路52
からシリンダ孔８に作動油が吸入される。

また偏心中立位置N₁では、第１分配弁61は対応するポン
プポートａを両油路52,53と不通にする。この場合、第6
A図に示すように、第１分配弁61の、ポンプポートａを
閉じるランド部61aには、外側油路53側にのみ所定の閉
弁余裕代l₁が設けられている。

このようにして、油圧ポンプＰの吐出領域Ｄは、偏心方
向線X₁を仮想トラニオン軸線O₁に合致させた場合に比べ
角度θ_１だけ遅角され、また吸入領域Ｓは吐出領域Ｄよ
りも広角に設定される。

第２偏心輪64は、第１図、第２図及び第８図に示すよう
に、支持環75に出力軸31と平行な枢軸76を介してクラッ
チオン位置ｎとクラッチオフ位置ｆとの間を揺動し得る
ように連結される。支持環75は前記シリンダホルダ24の
外周に複数本の頭付ピン77及びクリップ78を介して着脱
可能に固着されている。

上記第２偏心輪64の偏心方向線X₂は、トラニオン軸線O₂
からモータシリンダ17の回転方向Ｒに一定角度θ_２進角
させた位置に設定され、その偏心量は、クラッチオン位
置ｎではε_２であり、クラッチオフ位置ｆではε_２より
大なるε_３である。

而して、第２偏心輪64がクラッチオン位置ｎを占めると
き、モータシリンダ17が回転すると、各第２分配弁62
は、第２偏心輪64により、第２弁孔55において偏心量ε
_２の２倍の距離をストロークとしてモータシリンダ17の
半径方向内方位置及び外方位置間を往復動される。

第９図において、油圧モータＭの膨張領域をEx、収縮領
域をShで示す。膨張領域Exでは、第２分配弁62は偏心中
立位置N₂から前記内方位置側を移動していて、対応する
モータポートｂを外側油路53に連通すると共に内側油路
52を不通にし、外側油路53から膨張行程中のモータプラ
ンジャ19のシリンダ孔18に高圧の作動油が供給される。

収縮領域Shでは、第２分配弁62は偏心中立位置N₂から前
記外方位置側を移動していて、対応するモータポートｂ
を内側油路52に連通すると共に外側油路53と不通にし、
収縮行程中のモータプランジャ19のシリンダ孔18から内
側油路52へ作動油が排出される。

また偏心中立位置N₂では、第２分配弁62は対応するモー
タポートｂを両油路52,53と不通にする。この場合、第9
A図に示すように、該弁62のモータポートｂを閉じるラ
ンド部62aには、外側油路53側にのみ所定の閉弁余裕代l
₂が設けられている。

このようにして、油圧モータＭの膨張領域Exは、偏心方
向線X₂をトラニオン軸線O₂に合致させた場合に比べ角度
θ_２だけ進角され、また収縮領域Shは膨張領域Exよりも
広角で且つ油圧ポンプＰの前記吸入領域Ｓと同角（第6,
9図参照）の180°に設定される。

また第２偏心輪64がクラッチオフ位置ｆを占めるとき、
モータシリンダ17が回転すると、第10図に示すように各
第２分配弁62は、第２偏心輪64により、第２弁孔55にお
いて偏心量ε_３の２倍の距離をストロークとしてモータ
シリンダ17の半径方向内方位置及び外方位置間を往復動
され、その内方及び外方位置では、第２分配弁62は外側
油路53をシリンダブロックＢ外に開放するようになって
いる。

前記ポンプポートａは、１本のシリンダ孔８につき一
対、第１分配弁61の摺動方向と直角の方向に並んで設け
られる。また前記モータポートｂも、１本のシリンダ孔
18につき一対、第２分配弁62の摺動方向と直角の方向に
並んで設けられる。このようにすると、ポンプポートａ
及びモータポートｂの総合通路面積を大きく確保しつつ
各分配弁61,62の比較的短いストロークを以て対応する
ボートa,bの開閉が可能となる。

再び第８図において、第２偏心輪64には、その枢軸76と
反対側の周壁に当接板79がビス80で固着され、クランク
ケース４に軸支されるカム軸81がこの当接板79に、これ
を第２偏心輪64のクラッチオフ位置ｆに向かって押動し
得るように係合される。このカム軸81の外端に固着され
たクラッチレバー82に操作ワイヤ83が接続されると共に
クラッチレバー82とクランクケース４間に該レバー82の
戻しばね84が縮設される。また、第２偏心輪64はセット
ばね85によりクラッチオン位置ｎ側に付勢される。上記
セットばね85は、第２偏心輪64の外周にビス86で固着さ
れたリテーナ87と前記支持環75との間に縮設される。

したがって、第２偏心輪64は、通常はセットばね85の力
によりクラッチオン位置ｎに保持されるが、操作ワイヤ
83の牽引操作によりカム軸81が矢印のように回動される
とクラッチオフ位置ｆへ揺動される。

上記構成において、第２偏心輪64をクラッチオン位置ｎ
に保持した状態で１次減速装置２から油圧ポンプＰの入
力筒軸５を回転すると、ポンプ斜板10によりポンププラ
ンジャ9,9…に吐出及び吸入行程が交互に与えられる。

そしてポンププランジャ９は、吐出領域Ｄを通過する
間、シリンダ孔８から外側油路53に作動油を圧送し、ま
た吸入領域Ｓを通過する間、内側油路52からシリンダ孔
８に作動油を吸入する。

外側油路53に送られた高圧の作動油は、油圧モータＭの
膨張領域Exに存するモータプランジャ19のシリンダ孔18
に供給される一方、収縮領域Shに存するモータプランジ
ャ19によりそのシリンダ孔18から内側油路52へ作動油が
排出される。

この間に、ポンプシリンダ７が吐出行程のポンププラン
ジャ９を介してポンプ斜板10から受ける反動トルクと、
モータシリンダ17が膨張行程のモータプランジャ19を介
してモータ斜板20から受ける反動トルクとの和によっ
て、シリンダブロックＢは回転され、その回転トルクは
出力軸31から２次減速装置３へ伝達される。

この場合、入力筒軸５に対する出力軸31の変速比は次式
によって与えられる。

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。しかも、その油圧モータＭの容量はモータプラン
ジャ19のストロークにより決定されるので、モータ斜板
20の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。

ところで、油圧ポンプＰにおいては、吸入領域Ｓが吐出
領域Ｄより広角で、しかもポンプ効率を高める上で最も
有利な180°に設定されるため、吸入行程のポンププラ
ンジャ９の背圧を充分に下げることができ、その結果、
吐出領域Ｄを多少犠牲にしても全体として油圧ポンプＰ
の効率を向上させることができる。

また、吐出領域Ｄは、第１偏心輪63の偏心方向線X₁を仮
想トラニオン軸線O₁に合致させた場合に比べて角度θ_１
だけ遅角させたので、ポンププランジャ９は最伸長点を
過ぎて或る量収縮したときからポンプ斜板10から大なる
圧縮荷重を受けることになる。その結果、ポンププラン
ジャ９に生じる最大曲げモーメントが減少するため、ポ
ンププランジャ９とシリンダ孔８開口縁との間のこじり
現象が緩和され、その現象による摩擦損失が著しく減少
する。

一方、油圧モータＭにおいては、収縮領域Shを膨張領域
Exより広角で、しかもモータ効率を高める上において最
も有利な180°に設定したので、収縮行程中のモータプ
ランジャ19の背圧を充分に下げることができ、膨張領域
Exを多少犠牲にしても、全体として油圧モータＭの効率
を向上させることができる。

而して、油圧ポンプＰの吸入領域Ｓを前記の如く比較的
広角に設定しても、その吸入領域Ｓとこれに対応する油
圧モータＭの収縮領域Shとが同角となるため、油圧モー
タＭの収縮領域Shでの排出油量と、その収縮領域Shに対
応する油圧ポンプＰの吸入領域Ｓでの吸入油量とをバラ
ンスさせて、それら吸入領域Ｓと収縮領域Shとの設定角
不均衡に因る背圧の発生も効果的に回避することができ
る。

また、膨張領域Exは、第２偏心輪64の偏心方向線X₂をト
ラニオン軸線O₂に合致させた場合に比べ角度θ_２だけ進
角させたので、膨張行程のモータプランジャ19は最伸長
点に達する以前に早期にモータ斜板20のスラスト反力か
ら解放されることになる。その結果、モータプランジャ
19に生じる最大曲げモーメントが減少するため、モータ
プランジャ19とシリンダ孔18周口縁との間のこじり現象
が緩和され、その現象による摩擦損失が著しく減少す
る。

このような運転中、第２偏心輪64をクラッチオフ位置ｆ
へ揺動させれば、第２分配弁62により高圧の外側油路53
がシリンダブロックＢ外に開放されるので、油圧モータ
Ｍには高圧の作動油が供給されなくなり、油圧ポンプＰ
と油圧モータＭ間の動力伝達は遮断される。即ち、所謂
クラッチオフ状態が得られる。

油圧ポンプＰ及び油圧モータＭの作動中、ポンプ斜板10
はポンププランジャ9,9…群から、またモータ斜板20は
モータプランジャ19,19…群からそれぞれ反対方向のス
ラスト荷重を受けるが、ポンプ斜板10が受けるスラスト
荷重はスラストローラベアリング11、ポンプ斜板ホルダ
12、スラストローラベアリング40、支持筒37及びコッタ
36を介して出力軸31に支承され、またモータ斜板20が受
けるスラスト荷重はスラストローラベアリング21、トラ
ニオン軸22、斜板アンカ23、スラストローラベアリング
47、支持筒45及びコッタ44を介して同じく出力軸31に支
承される。したがって、上記スラスト荷重は、出力軸31
に引張応力を生じさせるだけで、該軸31を支持するクラ
ンクケース４には全く作用しない。

前記第１分配弁61と強制輪67との連結構造は、第６図及
び第７図に示すように、分配弁61に形成された小径の頸
部61bと、この頸部61bが係合するように支持環75に穿設
された周方向の長孔89とからなり、長孔89の一端には分
配弁61の外端大径部が通過し得るように拡径孔90が連設
される。したがって、拡径孔90に分配弁61を挿入してそ
の頸部61bを長孔89に合せ、しかる後、強制輪67を周方
向に回転させれば、頸部61bを長孔89に係合することが
できる。この係合状態を保持するために、少なくとも１
つの拡径孔90に弾性プラグ91が嵌込まれる。

前記第２分配弁62と強制輪68との連結構造は、第11図及
び第12図に示すように、前述の第１分配弁61と強制輪67
との連結構造と同様であるので、それと対応する部分に
同一の符号を付してその詳細な説明については省略す
る。

第１図、第２図、第17図及び第８図において、前記トラ
ニオン軸22には、モータ斜板20の角度を制御するための
変速制御装置93が連結される。この変速制御装置93は、
トラニオン軸22の他端にボルト94と一対のノックピン9
5,95とにより固着されたセクタギヤ96と、このセクタギ
ヤ96に噛合するウオームギヤ97と、このウオームギヤ97
に駆動軸98を連結する正，逆転可能の直流電動モータ99
とから形成され、上記ウオームギヤ97は、クランクケー
ス４にボルト100で固着されたギヤボックス101にベアリ
ング102,103を介して回転自在に支承される。また電動
モータ99のステータはクランクケース４の適所に固定さ
れる。

以上において、セクタギヤ96及びオームギヤ97は、駆動
軸98の回転を減速してトラニオン軸22へ伝達し得るが、
トラニオン軸22から逆負荷を受けるとロック状態となる
減速装置106を構成する。

而して、電動モータ99を正転または逆転させれば、その
回転はウオームギヤ97からセクタギヤ96へ減速されて伝
達し、さらにトラニオン軸22へ伝達して、これをモータ
斜板20の起立方向または傾倒方向へ回転させることがで
きる。

また、電動モータ99を停止してモータ斜板20を任意角度
に保持したとき、モータ斜板20がモータプランジャ19,1
9…群から起立または傾斜方向のモーメントを受け、そ
のモーメントがトラニオン軸22を介してセクタギヤ96に
伝達しても、セクタギヤ96からウオームギヤ97を駆動す
ることはできないから、両ギヤ96,97はロック状態を呈
してトラニオン軸22の回転を許さず、したがってモータ
斜板20はそのときの位置に確実に保持される。

電動モータ99によるモータ斜板20の起立位置及び傾倒位
置を規制するために、セクタギヤ96にはそれと同心の円
弧状の規制溝104が穿設されると共に、この規制溝104に
摺動自在に係合するストッパピン105が前記ギヤボック
ス101に固着される。

再び第１図及び第２図において、出力軸31の中心部に
は、奥が行止まりとなった主油路108が穿設され、この
主油路108にはその略全長に亘りオイルフイルタ109が装
着される。

主油路108の開放端は補給ポンプ38を介してクランクケ
ース４底部の油溜110と連通され、補給ポンプ38は入力
筒軸５にスプライン結合した前記駆動ギヤ39から駆動さ
れる。したがって、入力筒軸５の回転中、常に油溜110
内の油が補給ポンプ38により主油路108に給送される。

主油路108に送られた油は、オイルフイルタ109で濾過さ
れた後、出力軸31に穿設された半径方向の補給孔111を
介して前記内側油路52へと送られる。こうして油圧ポン
プＰ及び油圧モータＭ間の油圧閉回路には作動油の漏洩
分が補給される。

前記補給孔111には、内側油路52からの油の逆流を阻止
する第２逆止弁112が設けられ、この逆止弁112は出力軸
31を囲繞して設けられた板ばね114により閉弁方向に付
勢される。

而して、逆負荷運転時すなわちエンジンブレーキ時に
は、油圧モータＭがポンプ作用を行い、油圧ポンプＰが
モータ作用を行うようになるので、外側油路53が低圧
に、内側油路52が高圧に変わり、内側油路52から補給孔
111へ作動油が逆流しようとするが、その逆流は第１逆
止弁112によって阻止される。こうして、油圧モータＭ
から油圧ポンプＰへ逆負荷が確実に伝達され、良好なエ
ンジンブレーキ効果が得られる。

主油路108に送られた油は、また、出力軸31に設けられ
た半径方向の左右一対のオリフィス115,116を介して潤
滑油路117,118へと送られる。これら潤滑油路117,118
は、ポンプシリンダ９及びモータシリンダ17の内周面に
面して出力軸31の外周に環状溝として形成されている。

右方の潤滑油路117に送られた油は、出力軸31のシリン
ダブロックＢとのスプライン嵌合部32に設けられた軸方
向の油溝119を通して入力筒軸５内に導入される。こう
して、入力筒軸５内のポンプ斜板10、ポンププランジャ
９、スラストローラベアリング11、ニードルベアリング
42、座板33、調心体50等が潤滑される。

更に上記スラストローラベアリング11及びニードルベア
リング42を良好に潤滑するために、両ベアリング11,42
の近傍で主油路108に連通する小孔120が出力軸31に穿設
される。

上記ニードルベアリング42を潤滑し終えた油は、次に遠
心力により拡散されてスラストローラベアリング40を潤
滑する。

左方の潤滑油路118に送られた油は、モータシリンダ17
の端部が当接する出力軸31のフランジ31aを横断するよ
うに設けられた油溝121を通して斜板アンカ23及びシリ
ンダホルダ24内に導入される。こうして、斜板アンカ23
及びシリンダホルダ24内のモータ斜板20、モータプラン
ジャ19、スラストローラベアリング21、トラニオン軸2
2、調心体51、ニードルベアリング25,48等が潤滑され
る。

更に上記ニードルベアリング48を良好に潤滑するため
に、該ベアリング48の近傍で、主油路108に連通する小
孔122が出力軸31に穿設される。

上記ニードルベアリング48を潤滑し終えた油は、次に遠
心力で拡散されてスラストローラベアリング47を潤滑す
る。

第２図、第15図及び第16図において、モータシリンダ17
には、モータプランジャ19の常時摺合区間で相隣る２本
のシリンダ孔18,18間を通って内端を前記油溝121に接続
する半径方向の油路123と、この油路123の外端を前記外
側油路53に連通させる軸方向の油路124とが穿設され
る。

その際、半径方向の油路123は、その通路断面積を可及
的大きく得るために、前記２本のシリンダ孔18,18間の
隔壁の厚さより大径のドリルをもって加工される。この
ため符号125で示す側孔が前記２本のシリンダ孔18,18の
内壁にあいてしまうが、その側孔125はシリンダ孔18に
常時摺合するモータプランジャ19により閉鎖されるの
で、その側孔125を通してシリンダ孔18の作動油が漏出
する惧れはない。

軸方向の油路124には外側油路53からの作動油の逆流を
阻止する第２逆止弁113が介装される。この第２逆止弁1
13と協働する弁座126は、油路124の穿孔口124aを閉塞す
る栓体としても機能する。この弁座126に向って第２逆
止弁113はばね127により付勢される。

したがって、外側油路53が高圧となる通常の負荷運転時
には、第２逆止弁113が閉弁状態を保って外側油路53か
ら油路124側への作動油の流出を阻止するが、外側油路5
3が低圧となるエンジンブレーキ時には、油圧閉回路か
らの作動油の漏洩に伴い第２逆止弁113が開くので、主
油路108から油溝121及び油路123,124を順次経て作動油
が外側油路53へ補給される。

第19図ないし第21図は本発明の別の実施例を示すもの
で、第２偏心輪64をクラッチオフ位置ｆに操作したと
き、第２分配弁62により外側油路53と内側油路52間を連
通するようにしたものである。これによっても油圧ポン
プＰ及び油圧モータＭ間の動力伝達を遮断することがで
きる。尚、図中、前実施例と対応する部分には同一符号
を付す。

C.発明の効果以上のように本発明によれば、油圧ポンプの吸入領域が
その吐出領域よりも広角で、しかもポンプ効率を高める
上において最も有利な180°に設定されるので、油圧ポ
ンプにおいて伝動効率低下の大きな要因となる、吸入行
程のポンププランジャ背圧を充分に下げることができ、
その結果、吐出領域を多少犠牲にしても全体としてポン
プ効率を効果的に向上させることができる。一方、油圧
モータの収縮領域がその膨張領域よりも広角で、しかも
モータ効率を高める上において最も有利な180°に設定
されるので、油圧モータにおいて伝動効率低下の大きな
要因となる、収縮行程のモータプランジャ背圧を充分に
下げることができ、その結果、膨張領域を多少犠牲にし
ても全体としてモータ効率を効果的に向上させることが
できる。

そして、油圧ポンプの吸入領域を前記の如く比較的広角
に設定しても、その吸入領域とこれに対応する油圧モー
タの収縮領域とが同角となることから、油圧モータの収
縮領域での排出油量と、該収縮領域に対応する油圧ポン
プの吸入領域での吸入油量とをバランスさせて、それら
吸入領域と収縮領域との設定角不均衡に因る背圧の発生
も効果的に回避することができる。以上の結果、油路形
成部の耐圧性及びコンパクト化を満足させつつ、無段変
速機全体としての伝動効率の向上に大いに寄与すること
ができる。

【図面の簡単な説明】

第１図ないし第18図は本発明の第１実施例を示すもの
で、第１図は自動二輪車の動力伝達系に介装した静油圧
式無段変速機の縦断平面図、第２図は第１図の縦断背面
図、第３図、第４図、第５図は第２図のIII−III線、IV
−IV線及び、Ｖ−Ｖ線断面図、第６図は第１図のVI−VI
線断面図、第6A図は第６図において偏心中立位置にきた
ときの第１分配弁周りの拡大断面図、第７図は第６図の
VII−VII線断面図、第８図は第１図のVIII−VIII線断面
図、第９図は第１図のIX−IX線断面図（クラッチオン状
態）、第9A図は第９図において偏心中立位置にきたとき
の第２分配弁周りの拡大断面図、第10図は第９図の作動
図（クラッチオフ状態）、第11図は第９図のXI矢視図、
第12図は第２分配弁の正面図、第13図及び第14図は第12
図のXIII−XIII線及びXIV−XIV線断面図、第15図は第２
図の一部の拡大図、第16図は第15図のXVI−XVI線断面
図、第17図は第２図のXVII−XVII線断面図、第18図は第
２図のXVIII矢視図、第19図ないし第21図は本発明の第
２実施例を示すもので、第19図は第10図と対応する断面
図、第20図は第２分配弁の正面図、第21図は第20図のXX
I−XXI線断面図である。Ｅ…エンジン、Ｔ…無段変速機、Ｐ…油圧ポンプ、Ｍ…
油圧モータ、Ｄ…吐出領域、Ｓ…収入領域、Ex…膨張領
域、Sh…収縮領域、７…ポンプシリンダ、９…ポンププ
ランジャ、10…ポンプ斜板、17…モータシリンダ、19…
モータプランジャ、20…モータ斜板

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者中島芳浩埼玉県和光市中央１丁目４番１号株式会社本田技術研究所内 (72)発明者榊原健二埼玉県和光市中央１丁目４番１号株式会社本田技術研究所内 (72)発明者八木ケ谷信幸埼玉県和光市中央１丁目４番１号株式会社本田技術研究所内 (72)発明者中村一彦埼玉県和光市中央１丁目４番１号株式会社本田技術研究所内 (56)参考文献特開昭50−108603（ＪＰ，Ａ) 実開昭58−53868（ＪＰ，Ｕ) 英国特許745543（ＧＢ，Ａ)

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】ポンプ斜板（10）及びこれにより吸入及び
吐出行程を与えられる環状配列のポンププランジャ
（９）群を有する斜板式油圧ポンプ（Ｐ）と、モータ斜
板（20）及びこれにより膨張及び収縮行程を与えられる
環状配列のモータプランジャ（19）群を有する斜板式油
圧モータ（Ｍ）との間に油圧閉回路を形成してなる静油
圧式無段変速機において、油圧ポンプ（Ｐ）の吸入領域（Ｓ）をその吐出領域
（Ｄ）より広角の180°に設定し、また油圧モータ
（Ｍ）の収縮領域（Sh）をその膨張領域（Ex）より広角
の180°に設定したことを特徴とする、静油圧式無段変
速機。