JPH0826936B2

JPH0826936B2 - Hydrostatic continuously variable transmission

Info

Publication number: JPH0826936B2
Application number: JP61286131A
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: 1996-03-21
Anticipated expiration: 2011-03-21
Also published as: JPS63140168A

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脹及
び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。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION A. Objects of the Invention (1) Field of Industrial Application The present invention relates to a swash plate type hydraulic pump having a pump swash plate and a group of pump plungers in an annular array which are provided with suction and discharge strokes by the pump swash plate. The present invention relates to an improvement in a hydrostatic stepless transmission in which a hydraulic closed circuit is formed between a motor swash plate and a swash plate type hydraulic motor having a group of motor plungers in an annular arrangement which are given expansion and contraction strokes.

（２）従来の技術かかる静油圧式無段変速機は、例えば特開昭61−1530
57号公報に開示されているように、既に知られている。(2) Prior Art Such a hydrostatic continuously variable transmission is disclosed in, for example, JP-A-61-1530.
It is already known as disclosed in Japanese Patent No. 57.

（３）発明が解決しようとする問題点従来の静油圧式無段変速機においては、油圧ポンプの
吐出領域の中点をポンプ斜板の傾斜軸線に対し油圧ポン
プの回転方向上一致させ、また油圧モータの膨脹領域の
中点をモータ斜板の傾斜軸線に対し油圧モータの回転方
向上一致させているので、ポンププランジャ及びモータ
プランジャは、略最伸長状態でポンプ斜板及びモータ斜
板からそれぞれ斜め方向の圧縮荷重を受け、したがって
その横方向分力により大なる曲げモーメントを受けるこ
とになり、これが各プランジャの摩擦損失を増大させる
一因となっている。(3) Problems to be Solved by the Invention In the conventional hydrostatic continuously variable transmission, the midpoint of the discharge area of the hydraulic pump is aligned with the tilt axis of the pump swash plate in the rotational direction of the hydraulic pump, and Since the midpoint of the expansion area of the hydraulic motor is aligned with the tilt axis of the motor swash plate in the direction of rotation of the hydraulic motor, the pump plunger and the motor plunger are respectively in the most extended state from the pump swash plate and the motor swash plate, respectively. It receives a compressive load in an oblique direction and therefore a large bending moment due to its lateral component force, which is one of the causes of increasing the friction loss of each plunger.

本発明は、かかる事情に鑑みてなされたもので、ポン
ププランジャ及びモータプランジャに作用する曲げモー
メントを減少させ、それによる摩擦損失を軽減するよう
にした前記静油圧式無段変速機を提供することを目的と
する。The present invention has been made in view of the above circumstances, and provides a hydrostatic continuously variable transmission that reduces a bending moment acting on a pump plunger and a motor plunger and reduces friction loss due to the bending moment. With the goal.

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、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脹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に
おいて、各ポンププランジャの最大伸長時に該各ポンプ
プランジャと対応したシリンダ孔を油圧閉回路の低圧側
に連通させるべく、油圧ポンプの吐出領域の中点をポン
プ斜板の傾斜軸線に対し油圧ポンプの回転方向へ一定角
度遅角させ、また各モータプランジャの最大伸長時に該
各モータプランジャと対応したシリンダ孔を油圧閉回路
の低圧側に連通させるべく、油圧モータの膨脹領域の中
点をモータ斜板の傾斜軸線に対し油圧モータの回転方向
へ一定角度進角させたことを第１の特徴とし、また環状
配列の多数のシリンダ孔にポンププランジャ群を摺合し
たポンプシリンダと、環状配列の多数のシリンダ孔にモ
ータプランジャ群を摺合したモータシリンダとを一体的
に結合してなるシリンダブロックをケーシングに回転自
在に支持し、そのシリンダブロックには、ポンプシリン
ダのシリンダ孔群とモータシリンダのシリンダ孔群との
間で互いに同心状に並ぶ高圧油路及び低圧油路と、シリ
ンダブロックの径方向内外に往復動してポンプシリンダ
の各シリンダ孔を高圧油路と低圧油路とに交互に連通さ
せるべく放射状に配列された多数の第１分配弁と、同じ
くシリンダブロックの径方向内外に往復動してモータシ
リンダの各シリンダ孔を高圧油路と低圧油路とに交互に
連通させるべく放射状に配列された多数の第２分配弁と
を設け、ポンププランジャ群の突出端には、これらプラ
ンジャ群に吸入及び吐出行程を与えるべくポンプ斜板
を、またモータプランジャ群の突出端には、これらプラ
ンジャ群に膨脹及び収縮行程を与えるべくモータ斜板を
それぞれ係合させ、シリンダブロック及びポンプ斜板の
相対回転に伴い各第１分配弁に往復動を与えるべく第１
分配弁群に係合する第１偏心輪を、シリンダブロックの
回転中心に対し偏心させてポンプ斜板の回転駆動輪に支
持し、シリンダブロック及びモータ斜板の相対回転に伴
い各第２分配弁に往復動を与えるべく第２分配弁群に係
合する第２偏心輪を、シリンダブロックの回転中心に対
し偏心させてケーシングに支持してなる静油圧式無段変
速機において、各ポンププランジャの最大伸長時に該各
ポンププランジャと対応したシリンダ孔を第１分配弁を
介して低圧油路に連通させるべく、第１偏心輪の偏心方
向軸線をポンプ斜板の傾斜軸線に対しシリンダブロック
の回転方向へ一定角度遅角させ、また各モータプランジ
ャの最大伸長時に該各モータプランジャと対応したシリ
ンダ孔を第２分配弁を介して低圧油路に連通させるべ
く、第２偏心輪の偏心方向軸線をモータ斜板の傾斜軸線
に対しシリンダブロックの回転方向へ一定角度進角させ
たことを第２の特徴とする。B. Configuration of the Invention (1) Means for Solving the Problems In order to achieve the above object, the present invention relates to a swash plate type having a pump swash plate and a pump plunger group of an annular array which is provided with suction and discharge strokes by the pump swash plate. In a hydrostatic continuously variable transmission formed by forming a hydraulic closed circuit between a hydraulic pump and a swash plate type hydraulic motor having a motor swash plate and a group of motor plungers having an annular array to which expansion and contraction strokes are given, At the time of maximum extension of each pump plunger, the middle point of the discharge area of the hydraulic pump is set in the rotational direction of the hydraulic pump with respect to the inclination axis of the pump swash plate so that the cylinder hole corresponding to each pump plunger communicates with the low pressure side of the hydraulic closed circuit. In order to retard a constant angle to and to communicate the cylinder hole corresponding to each motor plunger with the low pressure side of the hydraulic closed circuit at the maximum extension of each motor plunger. The first feature is that the midpoint of the expansion region of the hydraulic motor is advanced by a certain angle in the rotation direction of the hydraulic motor with respect to the tilt axis of the motor swash plate, and a large number of pump plunger groups are provided in a large number of cylinder holes in an annular arrangement. A cylinder block in which a pump cylinder that slides together and a motor cylinder that slides a motor plunger group into a large number of cylinder holes in an annular arrangement are integrally coupled is rotatably supported on a casing. The high-pressure oil passage and the low-pressure oil passage that are concentrically arranged between the cylinder hole group of the cylinder and the cylinder hole group of the motor cylinder, and reciprocate in and out in the radial direction of the cylinder block so that each cylinder hole of the pump cylinder receives high-pressure oil. Passages and a plurality of first distribution valves arranged in a radial pattern so as to alternately communicate with the low pressure oil passages, and also reciprocates in and out in the radial direction of the cylinder block. A large number of second distribution valves radially arranged to alternately connect the cylinder holes of the motor cylinder to the high-pressure oil passage and the low-pressure oil passage are provided, and the projecting end of the pump plunger group is sucked into these plunger groups. And the pump swash plate to give the discharge stroke, and the motor swash plate to the expansion end and the contraction stroke of the plunger group to the projecting end of the motor plunger group, respectively. In order to reciprocate each first distribution valve,
The first eccentric wheel that engages with the distribution valve group is eccentrically supported with respect to the center of rotation of the cylinder block and supported by the rotary drive wheel of the pump swash plate, and each second distribution valve is associated with the relative rotation of the cylinder block and the motor swash plate. In a hydrostatic continuously variable transmission in which a second eccentric wheel that engages with the second distribution valve group to give a reciprocating motion is eccentric to the rotation center of the cylinder block and supported by the casing, In order to connect the cylinder hole corresponding to each pump plunger to the low pressure oil passage through the first distribution valve at the time of maximum extension, the eccentric axis of the first eccentric ring is rotated in the rotational direction of the cylinder block with respect to the inclined axis of the pump swash plate. To the low pressure oil passage through the second distribution valve so that the cylinder hole corresponding to each motor plunger is communicated with the low pressure oil passage at the maximum extension of each motor plunger. That the axis by a predetermined angle advance in the rotating direction of the cylinder block with respect to the tilting axis of the motor swash plate and the second feature.

（２）作用本発明の各特徴によれば、油圧ポンプの吐出領域の中
点がポンプ斜板の傾斜軸線に対し油圧ポンプの回転方向
に一定角度遅角していて、各ポンププランジャの最大伸
長時には該プランジャと対応したシリンダ孔を油圧閉回
路の低圧側に連通させるから、各ポンププランジャは、
それが最伸長点を過ぎて或る量収縮したときからポンプ
斜板から圧縮荷重を受けることになり、このため、ポン
ププランジャに生じる最大曲げモーメントは減少する。
一方、油圧モータの膨脹領域の中点がモータ斜板の傾斜
軸線に対し油圧モータの回転方向に一定角度進角してい
て、各モータプランジャの最大伸長時に該プランジャと
対応したシリンダ孔を油圧閉回路の低圧側に連通させる
から、膨脹行程のモータプランジャは、それが最伸長点
に達する前に早期にモータ斜板のスラスト反力から解放
されることになり、このため、モータプランジャに生じ
る最大モーメントも減少する。(2) Action According to each feature of the present invention, the middle point of the discharge area of the hydraulic pump is retarded by a certain angle in the rotational direction of the hydraulic pump with respect to the tilt axis of the pump swash plate, and the maximum extension of each pump plunger. Since the cylinder hole corresponding to the plunger is sometimes communicated with the low pressure side of the hydraulic closed circuit, each pump plunger is
It will be under compressive load from the pump swashplate when it has contracted a certain amount past its maximum extension point, thus reducing the maximum bending moment experienced by the pump plunger.
On the other hand, the midpoint of the expansion area of the hydraulic motor is advanced by a certain angle in the rotational direction of the hydraulic motor with respect to the tilt axis of the motor swash plate, and when the maximum extension of each motor plunger is achieved, the cylinder hole corresponding to the plunger is closed hydraulically. By communicating with the low pressure side of the circuit, the motor plunger on the expansion stroke will be released from the thrust reaction force of the motor swash plate early before it reaches the maximum extension point, and thus the maximum generated in the motor plunger. Moment also decreases.

また特に本発明の第２の特徴によれば、各ポンププラ
ンジャの最大伸長時に該各ポンププランジャと対応した
シリンダ孔を低圧油路側に連通させるのに、単に第１偏
心輪の偏心方向軸線をポンプ斜板の傾斜軸線に対しシリ
ンダブロックの回転方向へ一定角度遅角させるだけでよ
く、一方、各モータプランジャの最大伸長時に該各モー
タプランジャと対応したシリンダ孔を低圧油路に連通さ
せるのに、単に第２偏心輪の偏心方向軸線をモータ斜板
の傾斜軸線に対しシリンダブロックの回転方向へ一定角
度進角させるだけでよい。Further, in particular, according to the second aspect of the present invention, when the respective pump plungers are maximally extended, the eccentric axis line of the first eccentric ring is simply used to communicate the cylinder holes corresponding to the respective pump plungers with the low pressure oil passage side. It suffices to delay the rotation axis of the cylinder block by a constant angle with respect to the inclination axis of the swash plate, while at the time of maximum extension of each motor plunger, to communicate the cylinder hole corresponding to each motor plunger to the low pressure oil passage, It is only necessary to advance the eccentric direction axis of the second eccentric wheel with respect to the tilt axis of the motor swash plate by a fixed angle in the rotation direction of the cylinder block.

（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。(3) Example Hereinafter, an example of the present invention will be described with reference to the drawings.
First, in FIG. 1 and FIG. 2, the power of the engine E of the motorcycle is the crankshaft 1 from the chain type primary speed reducer 2, the hydrostatic continuously variable transmission T, and the chain type secondary speed reducer 3 in order. After that, it is transmitted to a rear wheel (not shown).

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。The continuously variable transmission T is composed of a swash plate hydraulic pump P of a constant displacement type and a swash plate hydraulic motor M of a variable displacement type, and is housed in a crankcase 4 supporting the crankshaft 1 as a casing.

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（即ちポンプ斜板10の傾斜軸線）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の背面をフ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イン嵌合13されると共にサ
ークリップ14により仮止めされる。The hydraulic pump P is an output sprocket of the primary speed reducer 2
2a is an input cylinder shaft 5 that is detachably coupled with a plurality of connecting pins 16 (only one is shown in the figure), and is rotatable relative to an inner peripheral wall of an intermediate portion of the input cylinder shaft 5 via a needle bearing 6. The pump cylinder 7 to be fitted and a large number of pump plungers 9, 9 ... which are slidably fitted into a large number and odd numbered cylinder holes 8, 8 ... Of an annular array provided so as to surround the center of rotation of the pump cylinder 7. And a pump swash plate 10 that contacts the outer ends of these pump plungers 9, 9 ..., and a virtual trunnion axis O _{1 that} intersects the pump swash plate 10 with the axis of the pump cylinder 7 (that is, the tilt axis of the pump swash plate 10) And a pump swash plate holder 12 that supports the back surface of the swash plate 10 via a frust roller bearing 11 in order to hold the swash plate at a certain angle with respect to the axis of the pump cylinder 7. The pump swash plate holder 12 is spline-fitted 13 on the inner peripheral wall of the outer end of the input cylinder shaft 5 so as to be disengageable, and is temporarily fixed by a circlip 14.

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。Thus, the pump swash plate 10 can reciprocate the pump plungers 9, 9 ... While the input cylinder shaft 5 is rotating to repeat the suction and discharge strokes.

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。In order to improve the followability of the pump plunger 9 with respect to the pump swash plate 10, a coil spring 15 that biases the pump plunger 9 in the extension direction is contracted in the cylinder hole 8.

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。On the other hand, the hydraulic motor M includes a motor cylinder 17 coaxially arranged to the left of the pump cylinder 7 and a large number of odd cylinder holes arranged in an annular array in the motor cylinder 17 so as to surround the rotation center. A large number of motor plungers 19, 19 ... which are respectively slidably attached to 18, 18 ... And a motor swash plate 20 which abuts on the outer ends of these motor plungers 19, 19.
A trunnion shaft 22 having a half-moon-shaped cross section that supports the back surface of the motor swash plate 20 as a flat surface via a thrust roller bearing 21, and a swash plate anchor 23 that rotatably supports the cylindrical surface of the trunnion shaft 22. Composed of. Swashplate anchor 23
Is fixed to the crankcase 4 with a bolt 26 together with a cylindrical cylinder holder 24 connected to the right end thereof. The cylinder holder 24 is mounted on the motor cylinder 17 via the needle bearing 25.
The outer periphery of is rotatably supported.

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。The swash plate anchor 23 and the cylinder holder 24 are previously connected to each other by bolts 27.

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（即ちモータ斜板20の傾斜
軸線）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）。In order to allow the trunnion shaft 22 to rotate at a predetermined angle and prevent its movement in the axial direction, the axis O ₂ of the trunnion shaft 22 (that is, the tilt axis of the motor swash plate 20) formed in the swash plate anchor 23 is set. A bolt 29 is fixed to one end surface of the trunnion shaft 22 through the circular arc-shaped elongated hole 28 (see FIGS. 2 and 18).

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
脹及び収縮行程を繰返させることができる。The motor swash plate 20 is adapted to be actuated by rotation of the trunnion shaft 22 between an upright position perpendicular to the axis of the motor cylinder 17 and a maximum inclined position inclining at a certain angle. In this state, the motor plungers 19, 19,... Reciprocate with the rotation of the motor cylinder 17 to repeat the expansion and contraction strokes.

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。In order to improve the followability of the motor plunger 19 to the motor swash plate 20, a coil spring 30 for urging the motor plunger 19 in the extension direction is contracted in the cylinder hole 18.

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1
7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。The pump cylinder 7 and the motor cylinder 17 form an integral cylinder block B, and the output shaft 31 is passed through the center of the cylinder block B. Then, the motor cylinder 1 is attached to the flange 31a integrally formed on the outer periphery of the output shaft 31.
The outer end of 7 is struck, the pump cylinder 7 is spline-fitted 32 to the output shaft 31, and the circlip 34 that abuts the outer end of the pump cylinder 7 via the seat plate 33 is locked to the output shaft 31. The cylinder block B is fixed to the output shaft 31.

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。The right end of the output shaft 31 is the pump swash plate 10 and pump swash plate holder.
12 and the right side wall of the crankcase 4, and extends between the support cylinder 37 and the pump swash plate holder 12 which are fixed to the outer periphery of the right end by a knock pin 35 and a split cotter 36. A drive gear 39 and a thrust roller bearing 40 for a replenishment pump 38, which will be described later, are sequentially provided from the holder 12 side. The right end of the output shaft 31 is rotatably supported by the crankcase 4 via the support cylinder 37 and the ball bearing 41.

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。Like the pump swash plate holder 12, the drive gear 39 is spline-fitted to the input cylinder shaft 5 and is rotatably supported by the output shaft 31 via a needle bearing 42.

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。The left end of the output shaft 31 extends so as to penetrate the motor swash plate 20, the trunnion shaft 22, the swash plate anchor 23, and the left side wall of the crankcase 4. Support tube 45 fixed with split cotter 44
A retainer 46 and a thrust roller bearing 47 are sequentially interposed between the swash plate anchor 23 and the swash plate anchor 23 from the swash plate anchor 23 side. The left end of the output shaft 31 is rotatably supported by the swash plate anchor 23 via the needle bearing 48 and the retainer 46.

更に出力軸31の右端部には、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。Further, an input sprocket 3a of the secondary reduction gear 3 is fixed to the right end portion of the output shaft 31 outside the crankcase 4 with a bolt 49.

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。In this way, sprocket 2a to sprocket 3a
Since all the constituent members of the transmission T up to are assembled on the output shaft 31 as one assembly, the transmission T can be attached / detached to / from the crankcase 4 very easily.

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。The output shaft 31 includes a hemispherical centering body 50 that engages with the inner peripheral surface of the pump swash plate 10 so as to be tiltable in all directions, and a motor swash plate.
A hemispherical aligning body 51 is engaged with the inner peripheral surface of the pump swash plate 10 so as to be tiltable relative to all directions.
In addition, the centering action is given to the motor swash plate 20.

各斜板10,20の調心作用を強化し、しかもポンプ斜板1
0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。The centering action of each swash plate 10, 20 is strengthened, and the pump swash plate 1
0 and the pump plungers 9, 9 ... group, the motor swash plate 20 and the motor plungers 19, 19 ... group, in order to prevent slippage in the rotational direction between each group, each swash plate 10, 20 has a corresponding plunger 9, Spherical recesses 10a, 20a are formed to engage the 19 spherical ends 9a, 19a, respectively.

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。A hydraulic closed circuit is formed between the hydraulic pump P and the hydraulic motor M as follows.

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5
4,54…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5
5,55…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、前記内側油路52は、油圧ポンプＰ及び油圧モ
ータＭ間の油圧閉回路の低圧側となる低圧油路を、また
前記高圧油路53は、同油圧閉回路の高圧側となる高圧油
路をそれぞれ構成している。In the cylinder block B, between the cylinder holes 8, 8 ... Group of the pump cylinder 7 and the cylinder holes 18, 18 ... Group of the motor cylinder 17, annular inner oil passages arranged concentrically around the output shaft 31. 52, the outer oil passage 53, the annular partition between the oil passages 52, 53 and the outer wall of the outer oil passage 53 are radially penetrated through the cylinder holes 8, 8 ... And 18, 18 ... Hole 5
4, 54 ... and second valve holes 55, 55 ... and adjacent cylinder holes 8, 8 ...
And a large number of pump ports a, a ... Communicating the first valve holes 54, 54 ... With each other, adjacent cylinder holes 18, 18 ... And the second valve hole 5
A large number of motor ports b, b that communicate with each other are provided, and the inner oil passage 52 is a low-pressure oil passage on the low-pressure side of the hydraulic closed circuit between the hydraulic pump P and the hydraulic motor M. Further, the high-pressure oil passage 53 constitutes a high-pressure oil passage on the high-pressure side of the hydraulic closed circuit.

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。The inner oil passage 52 includes the cylinder block B and the output shaft 31.
Is formed as an annular groove on each of the opposing circumferential surfaces.

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。As shown in FIGS. 4 and 5, the outer oil passage 53 has an annular dovetail groove 58 formed in the outer periphery of the cylinder block B and staggered arrangement on both side walls of the dovetail groove 58. It is composed of a plurality of semi-circular recessed portions 59, 59 ... Perforated, and the open surfaces of the dovetail groove 58 and the recessed portions 59, 59 ... Are closed by a sleeve 60 welded to the outer peripheral surface of the cylinder block B. The outer oil passage 53 having such a configuration is advantageous in minimizing the high-pressure volume.

前記第１及び第２弁孔54,55は、千鳥状配列の前記凹
部59,59…の底壁を貫通するように配列され、これに対
応して油圧ポンプ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。The first and second valve holes 54, 55 are arranged so as to pass through the bottom wall of the recesses 59, 59 in a staggered arrangement, and correspondingly, the cylinder holes 8, 8 of the hydraulic pump P are arranged. Hydraulic pump P
... are out of phase with the cylinder holes 18, 18 ... in the circumferential direction.

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。By doing this, while increasing the wall thickness of the cylinder block B between the first and second valve holes 54, 55, between the valve holes 54, 55,
The interval along the axial direction of the cylinder block B can be narrowed, which can contribute to downsizing of the cylinder block B.

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。Also, when high oil pressure is introduced to the outer oil passage 53, the dovetail groove
Even if both side walls of 58 are expanded and deformed, rather, the deformation increases the surface pressure of the fitting portion of the cylinder block B and the sleeve 60, thereby preventing oil leakage from the fitting portion. .

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。The first valve holes 54, 54 ... have spool-type first distribution valves 61,
61 and the second valve holes 55 are slidably fitted with the spool type second distribution valves 62, 62, respectively. The first eccentric ring 63 surrounding the first distribution valves 61, 61 ...
However, a second eccentric ring 64 surrounding the second distribution valves 62, 62 ... Is engaged via ball bearings 65, 66, respectively. Distribution valve
The outer ends of 61, 61 ... are the first concentric relationship with the first eccentric ring 63.
The compulsory wheel 67 and the outer ends of the second distribution valves 62, 62 ... Are connected to each other by a second compulsory wheel 68 concentric with the second eccentric wheel 64. The connection structure thereof will be described later.

第１偏心輪63は、ポンプ斜板10に対する回転駆動輪と
して機能する入力筒軸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。The first eccentric wheel 63 is detachably fixed to the outer circumference of the input cylinder shaft 5 that functions as a rotary drive wheel for the pump swash plate 10 by a headed pin 70 and a clip 71, and as shown in FIG.
Predetermined distance from the center of the output shaft 31 along the eccentric direction line X ₁ epsilon ₁
Held in an eccentric position. The eccentric direction line X ₁ is set at a position a predetermined angle theta ₁ retard the relative rotation direction R of the pump cylinder 7 to the input cylindrical shaft 5 from the virtual trunnion axis O ₁ of the pump swash plate 10. The angle θ ₁ can be easily adjusted by changing the spline fitting position between the input cylinder shaft 5 and the pump swash plate holder 12.

而して、入力筒軸５とポンプシリンダ７間に相互回転
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の半径方向内方位置及び外方位
置間を往復動される。Thus, when mutual rotation occurs between the input cylinder shaft 5 and the pump cylinder 7, each of the first distribution valves 61 causes the first eccentric wheel 63 to move a distance twice as large as the eccentric amount ε ₁ in the first valve hole 54. As a stroke, the pump cylinder 7 is reciprocated between an inner position and an outer position in the radial direction.

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で示し、第１分配弁61の偏心方向線X₁は各領域
D,Sの中点を通る。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。In FIG. 6, the discharge region of the hydraulic pump P is indicated by D, the suction region is indicated by S, and the eccentric direction line X ₁ of the first distribution valve 61 indicates each region.
It passes through the midpoints of D and S. In the discharge region D, the first distribution valve 61 moves from the position N ₁ (hereinafter, referred to as an eccentric neutral position) perpendicular to the eccentric direction line X ₁ to the inside position side, and moves the corresponding pump port a to the outside oil position. Hydraulic oil is pumped from the cylinder hole 8 to the outer oil passage 53 by the pump plunger 9 during the discharge stroke, while being in communication with the passage 53 and not communicating with the inner oil passage 52.

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。In the suction region S, the first distribution valve 61 is moving from the eccentric neutral position N ₁ to the outer position side so that the corresponding pump port a communicates with the inner oil passage 52 and does not communicate with the outer oil passage 53. , The inner oil passage 52 by the pump plunger 9 during the suction stroke
The hydraulic oil is sucked into the cylinder hole 8 from.

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6A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。Further, at the eccentric neutral position N ₁ , the first distribution valve 61 makes the corresponding pump port a incommunicable with both oil passages 52 and 53. in this case,
As shown in FIG. 6A, the pump port a of the first distribution valve 61.
The land portion 61a for closing is provided with a predetermined valve closing margin l ₁ only on the outer oil passage 53 side.

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。In this way, the discharge area D of the hydraulic pump P is retarded by the angle θ ₁ as compared with the case where the eccentric direction line X ₁ is matched with the virtual trunnion axis O ₁ , and the suction area S is discharged.
Wider than is set.

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。As shown in FIGS. 1, 2 and 8, the second eccentric wheel 64 is provided between the clutch-on position n and the clutch-off position f via a support shaft 75 and a pivot shaft 76 parallel to the output shaft 31. Are swingably connected. The support ring 75 is the cylinder holder 24.
Is removably fixed to the outer periphery of the head through a plurality of headed pins 77 and clips 78.

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。The eccentric direction line X ₂ of the second eccentric ring 64 is the trunnion axis line.
Set from the O ₂ to a position by a predetermined angle theta ₂ binary angle in the rotational direction R of the motor cylinder 17, the eccentricity is a clutch-on position n in epsilon _2, made larger than the clutch-off position f in epsilon ₂ epsilon It is ₃ .

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。Thus, when the motor cylinder 17 rotates when the second eccentric wheel 64 occupies the clutch-on position n, each second distribution valve 62 is rotated.
Is the eccentric amount ε in the second valve hole 55 due to the second eccentric ring 64.
_A stroke twice as long as two strokes is reciprocated between the radially inner position and the outer position of the motor cylinder 17.

第９図において、油圧モータＭの膨脹領域をEx、収縮
領域をShで示し、第２分配弁62の偏心方向線X₂は各領域
Ex,Shの中点を通る。膨脹領域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から膨脹行程中のモー
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。In FIG. 9, the expansion region of the hydraulic motor M is indicated by Ex and the contraction region thereof is indicated by Sh, and the eccentric direction line X ₂ of the second distribution valve 62 indicates each region.
Pass the midpoint of Ex, Sh. In expansion area Ex, the second distribution valve 62 from the eccentric neutral position N ₂ have moved the inner position, the corresponding motor port b to the normal to the inner oil passage 52 communicates with the outside oil passage 53, High-pressure hydraulic oil is supplied from the outer oil passage 53 to the cylinder hole 18 of the motor plunger 19 during the expansion stroke.

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。In shrinkage region Sh, the second distributing valves 62 is the eccentric neutral position N ₂ have shifts along the above to the corresponding motor port b in disconnected and outside oil passage 53 communicates with the inside oil passage 52, The working oil is discharged from the cylinder hole 18 of the motor plunger 19 to the inner oil passage 52 during the contraction stroke.

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9A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l₂が設けられている。Further the eccentric neutral position N _2, the second distribution valve 62 is in disconnected and Ryoaburaro 52 and 53 the corresponding motor port b. in this case,
As shown in FIG. 9A, the land portion 62a that closes the motor port b of the valve 62 is provided with a predetermined valve closing margin l ₂ only on the outer oil passage 53 side.

このようにして、油圧モータＭの膨脹領域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は膨脹領域Exより
も広角に設定される。In this way, the expansion region Ex of the hydraulic motor M is advanced by an angle θ ₂ compared with the case where the eccentric direction line X ₂ is aligned with the trunnion axis O ₂ , and the contraction region Sh is wider than the expansion region Ex. Is set to.

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。Further, when the motor cylinder 17 rotates when the second eccentric wheel 64 occupies the clutch-off position f, each second distribution valve 62 is moved by the second eccentric wheel 64 to the second valve hole 55 as shown in FIG.
At a distance of twice the eccentricity ε ₃ as a stroke, the motor cylinder 17 is reciprocated between an inner position and an outer position in the radial direction. At the inner and outer positions thereof, the second distribution valve 62 is connected to the outer oil passage. 53 is opened to the outside of the cylinder block B.

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
ポートa,bの開閉が可能となる。A pair of the pump ports a is provided for one cylinder hole 8 and arranged in a direction perpendicular to the sliding direction of the first distribution valve 61. Also, the motor port b has one cylinder hole.
A pair of 18 is provided side by side in the direction perpendicular to the sliding direction of the second distribution valve 62. In this way, the pump port a
In addition, it is possible to open and close the corresponding ports a and b with a relatively short stroke of each of the distribution valves 61 and 62 while securing a large total passage area of the motor port b.

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。Referring again to FIG. 8, the second eccentric ring 64 has its pivot shaft 76
An abutting plate 79 is fixed to the peripheral wall on the opposite side with screws 80, and a cam shaft 81 pivotally supported by the crankcase 4 is directed to the abutting plate 79 and to the clutch off position f of the second eccentric wheel 64. Are engaged so that they can be pushed. An operation wire 83 is connected to a clutch lever 82 fixed to the outer end of the cam shaft 81, and the lever 82 is provided between the clutch lever 82 and the crankcase 4.
The return spring 84 is contracted. Further, the second eccentric wheel 64 is biased toward the clutch-on position n side by the set spring 85. The set spring 85 is contracted between the retainer 87 fixed to the outer circumference of the second eccentric ring 64 with a screw 86 and the support ring 75.

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。Therefore, the second eccentric wheel 64 is normally held at the clutch-on position n by the force of the set spring 85, but when the cam shaft 81 is rotated as shown by the arrow by the pulling operation of the operation wire 83, the clutch-off position is set. It is swung to f.

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。In the above configuration, when the input cylinder shaft 5 of the hydraulic pump P is rotated from the primary reduction gear 2 with the second eccentric wheel 64 held at the clutch-on position n, the pump swash plate 10 discharges to the pump plungers 9, 9,. And the suction stroke are given alternately.

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。The pump plunger 9 pumps hydraulic oil from the cylinder hole 8 to the outer oil passage 53 while passing through the discharge region D, and pumps hydraulic oil from the inner oil passage 52 to the cylinder hole 8 while passing through the suction region S. Inhale.

外側油路53に送られた高圧の作動油は、油圧モータＭ
の膨脹領域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。The high-pressure hydraulic oil sent to the outer oil passage 53 is supplied to the hydraulic motor M
Cylinder hole of motor plunger 19 in the expansion region Ex
While being supplied to 18, the hydraulic oil is discharged from the cylinder hole 18 to the inner oil passage 52 by the motor plunger 19 existing in the contraction region Sh.

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が膨脹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。During this time, the reaction torque that the pump cylinder 7 receives from the pump swash plate 10 via the pump plunger 9 in the discharge stroke and the motor plunger 19 in the expansion stroke in the motor cylinder 17
The cylinder block B is rotated by the sum of the reaction torque received from the motor swash plate 20 via the motor and the rotation torque is transmitted from the output shaft 31 to the secondary reduction gear 3.

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。In this case, the gear ratio of the output shaft 31 to the input cylinder shaft 5 is given by the following equation.

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。 Therefore, if the capacity of the hydraulic motor M is changed from zero to a certain value, the gear ratio can be changed from 1 to a certain required value. Moreover, since the capacity of the hydraulic motor M is determined by the stroke of the motor plunger 19, the gear ratio is continuously controlled from 1 to a certain value by tilting the motor swash plate 20 from the upright position to a certain tilt position. can do.

ところで、油圧ポンプＰにおいては、吸入領域Ｓを吐
出領域Ｄより広角に設定したので、吸入行程のポンププ
ランジャ９の背圧が吐出行程のポンププランジャ９のそ
れに比べて遥かに低くても、シリンダ孔８の吸入効率を
効果的に上げることができる。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。By the way, in the hydraulic pump P, since the suction area S is set to be wider than the discharge area D, even if the back pressure of the pump plunger 9 in the suction stroke is much lower than that of the pump plunger 9 in the discharge stroke, the cylinder hole 8 can be effectively increased. As a result, the efficiency of the hydraulic pump P can be improved as a whole even if the discharge area D is somewhat sacrificed.

尚、その効率を極力高めるには、吸入領域Ｓを180°
とすることが最も良い。In order to maximize the efficiency, the suction area S should be 180 °
Is best to

また、第６図に明示されるように吐出領域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だけ遅角させていて、各ポ
ンププランジャ９の最大伸長時に該プランジャ９と対応
するシリンダ孔８が吸入領域Ｓにあるように、即ち、該
シリンダ孔８を内側油路52（油圧ポンプＰ及び油圧モー
タＭ間の油圧閉回路の低圧側）に連通させるようにした
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
て、その現象による摩擦損失が著しく減少し、伝動効率
が向上する。Further, as clearly shown in FIG. 6, the discharge area D is
The eccentric direction line X ₁ of the eccentric ring 63 is retarded by an angle θ ₁ as compared with the case where the virtual trunnion axis O ₁ is made to coincide with each other, and the cylinder holes 8 corresponding to the plungers 9 at the maximum extension of each pump plunger 9 Is located in the suction region S, that is, the cylinder hole 8 is communicated with the inner oil passage 52 (the low pressure side of the hydraulic closed circuit between the hydraulic pump P and the hydraulic motor M). A large compressive load will be received from the pump swash plate 10 after a certain amount of contraction after the extension point. As a result, the maximum bending moment generated in the pump plunger 9 is reduced, so that the prying phenomenon between the pump plunger 9 and the opening edge of the cylinder hole 8 is alleviated, the friction loss due to the phenomenon is significantly reduced, and the transmission efficiency is improved. To do.

一方、油圧モータＭにおいては、収縮領域Shを膨脹領
域Exより広角に設定したので、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、膨脹領域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。On the other hand, in the hydraulic motor M, since the contraction region Sh is set to have a wider angle than the expansion region Ex, the back pressure of the motor plunger 19 during the contraction stroke can be sufficiently reduced, and the expansion region Ex
, The efficiency of the hydraulic motor M can be improved as a whole.

尚、その効率を極力高めるには、収縮領域Shを180°
とすることが最も良い。In order to maximize the efficiency, the shrinkage area Sh should be 180 °.
Is best to

また、第９図に明示されるように膨脹領域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だけ進角させていて、各モータプ
ランジャ19の最大伸長時に該プランジャ19と対応するシ
リンダ孔18が収縮領域Ｓにあるように、即ち、該シリン
ダ孔18を内側油路52（即ち油圧ポンプＰ及び油圧モータ
Ｍ間の油圧閉回路の低圧側）に連通させるようにしたの
で、膨脹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
て、同現象による摩擦損失が著しく減少し、伝動効率が
向上する。Further, as clearly shown in FIG. 9, the expansion area Ex is the second area.
The eccentric direction line X ₂ of the eccentric wheel 64 is advanced by an angle θ ₂ as compared with the case where the trunnion axis O ₂ is matched, and the cylinder hole 18 corresponding to the plunger 19 contracts at the maximum extension of each motor plunger 19. Since the cylinder hole 18 is in communication with the inside oil passage 52 (that is, the low pressure side of the hydraulic closed circuit between the hydraulic pump P and the hydraulic motor M) so as to be in the region S, the motor plunger 19 of the expansion stroke is connected. Will be released from the thrust reaction force of the motor swash plate 20 early before reaching the maximum extension point. As a result, the maximum bending moment generated in the motor plunger 19 decreases, so the motor plunger
The twisting phenomenon between 19 and the peripheral edge of the cylinder hole 18 is alleviated, the friction loss due to the phenomenon is significantly reduced, and the transmission efficiency is improved.

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。During such operation, if the second eccentric wheel 64 is swung to the clutch-off position f, the second distribution valve 62 causes the high-pressure outer oil passage.
Since 53 is opened outside the cylinder block B, high-pressure hydraulic oil is not supplied to the hydraulic motor M, and the power transmission between the hydraulic pump P and the hydraulic motor M is cut off. That is, a so-called clutch-off state is obtained.

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。During operation of the hydraulic pump P and the hydraulic motor M, the pump swash plate
10 is from the pump plungers 9,9 ... group and motor swash plate 20
Are subjected to thrust loads in opposite directions from the motor plungers 19, 19 ... Group, but the thrust load received by the pump swash plate 10 is the thrust roller bearing 11, the pump swash plate holder 12, the thrust roller bearing 40, the support cylinder 37 and the cotter 36. The thrust load received by the motor swash plate 20 via the output shaft 31 is also output via the thrust roller bearing 21, the trunnion shaft 22, the swash plate anchor 23, the thrust roller bearing 47, the support cylinder 45 and the cotter 44. It is supported by the shaft 31. Therefore, the above thrust load is
Only a tensile stress is generated in the crankshaft 31, and the crankcase 4 supporting the shaft 31 does not act at all.

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。As shown in FIGS. 6 and 7, the connecting structure of the first distributing valve 61 and the compulsory wheel 67 is such that the small diameter neck portion 61b formed in the distributing valve 61 is engaged with the neck portion 61b. As described above, the support ring 75 is provided with a circumferentially elongated hole 89, and an enlarged diameter hole 90 is continuously provided at one end of the elongated hole 89 so that the large outer diameter portion of the distribution valve 61 can pass therethrough. It Therefore, by inserting the distribution valve 61 into the expanded diameter hole 90 and aligning the neck portion 61b with the long hole 89, and then rotating the compulsory wheel 67 in the circumferential direction, the neck portion 61b is engaged with the long hole 89. can do. In order to maintain this engaged state, the elastic plug 91 is fitted into at least one of the expanded diameter holes 90.

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。As shown in FIGS. 11 and 12, the connection structure between the second distribution valve 62 and the compulsory wheel 68 is the same as the above-mentioned first distribution valve 61 and the compulsory wheel.
Since it has the same structure as the connection structure with 67, the same reference numerals are given to the corresponding parts and the detailed description thereof will be omitted.

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95,95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。In FIG. 1, FIG. 2, FIG. 17, and FIG. 8, a gear shift control device 93 for controlling the angle of the motor swash plate 20 is connected to the trunnion shaft 22. This gear change control device 93
Is a sector gear 96 fixed to the other end of the trunnion shaft 22 by a bolt 94 and a pair of knock pins 95, 95, a worm gear 97 that meshes with the sector gear 96, and a worm gear 97 that connects the drive shaft 98. DC electric motor
The worm gear 97 is rotatably supported by a gear box 101 fixed to the crankcase 4 with a bolt 100 via bearings 102 and 103. Further, the stator of the electric motor 99 is fixed at a proper position of the crankcase 4.

以上において、セクタギヤ96及びウオームギヤ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。In the above, the sector gear 96 and the worm gear 97 are
Although the rotation of the drive shaft 98 can be decelerated and transmitted to the trunnion shaft 22, the speed reduction device 106 is configured to be in a locked state when receiving a reverse load from the trunnion shaft 22.

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。Thus, if the electric motor 99 is rotated forward or backward, the rotation is reduced and transmitted from the worm gear 97 to the sector gear 96, and further transmitted to the trunnion shaft 22, which transmits the rotation in the rising direction of the motor swash plate 20 or It can be rotated in the tilting direction.

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1
9,19…群から起立または傾倒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。Further, when the electric motor 99 is stopped and the motor swash plate 20 is held at an arbitrary angle, the motor swash plate 20 moves to the motor plunger 1
9,19… Receive the moment in the standing or tilting direction from the group,
The moment is transmitted to the sector gear 96 via the trunnion shaft 22.
Cannot transmit the worm gear 97 from the sector gear 96, the two gears 96, 97 exhibit a locked state and do not allow the rotation of the trunnion shaft 22, and therefore, the motor swash plate 20 is in its current position. It is securely held.

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。In order to restrict the standing position and the tilted position of the motor swash plate 20 by the electric motor 99, the sector gear 96 is provided with an arcuate restriction groove 104 concentric therewith and the restriction groove 104.
A stopper pin 105 slidably engaged with the gear box 101 is fixed to the gear box 101.

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。Referring again to FIGS. 1 and 2, a main oil passage 108 having a deep stop is bored at the center of the output shaft 31, and the main oil passage 108 extends over substantially the entire length thereof. Is installed.

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11
0内の油が補給ポンプ38により主油路108に給送される。The open end of the main oil passage 108 communicates with the oil sump 110 at the bottom of the crankcase 4 via the replenishment pump 38, and the replenishment pump 38 is driven by the drive gear 39 splined to the input cylinder shaft 5. Therefore, while the input cylinder shaft 5 is rotating, the oil sump 11
The oil in 0 is fed to the main oil passage 108 by the replenishment pump 38.

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。The oil sent to the main oil passage 108 is filtered by an oil filter 109, and then a radial replenishment hole 111 formed in the output shaft 31.
And is sent to the inner oil passage 52 via. In this manner, the hydraulic closed circuit between the hydraulic pump P and the hydraulic motor M is replenished with the leaked amount of hydraulic oil.

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１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。The replenishment hole 111 is provided with a first check valve 112 for blocking the reverse flow of oil from the inner oil passage 52, and the check valve 112 is closed by a leaf spring 114 surrounding the output shaft 31. It is urged in the valve direction.

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。Thus, during reverse load operation, that is, during engine braking, the hydraulic motor M acts as a pump and the hydraulic pump P acts as a motor, so that the outer oil passage 53 is at a low pressure and the inner oil passage 52 is at a high pressure. Change from the inner oil passage 52 to the supply hole
The hydraulic oil tries to flow back to 111, but the backflow is blocked by the first check valve 112. Thus, the hydraulic motor M
The reverse load is reliably transmitted from the hydraulic pump P to the hydraulic pump P, and a good engine braking effect is obtained.

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。The oil sent to the main oil passage 108 is also sent to the lubricating oil passages 117, 118 via the pair of radial left and right orifices 115, 116 provided in the output shaft 31. These lubricating oil passages 117,118
Is formed as an annular groove on the outer periphery of the output shaft 31 so as to face the inner peripheral surfaces of the pump cylinder 9 and the motor cylinder 17.

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。The oil sent to the lubricating oil passage 117 on the right side is introduced into the input cylinder shaft 5 through the axial oil groove 119 provided in the spline fitting portion 32 of the output shaft 31 with the cylinder block B. In this way, the pump swash plate 10, the pump plunger 9, the thrust roller bearing 11, the needle bearing 42, the seat plate 33, the aligning body 50, etc. in the input cylinder shaft 5 are lubricated.

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11,4
2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。Further, in order to satisfactorily lubricate the thrust roller bearing 11 and the needle bearing 42, both bearings 11, 4
A small hole 120 communicating with the main oil passage 108 is formed in the output shaft 31 in the vicinity of 2.

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。The oil that has finished lubricating the needle bearing 42 is then diffused by centrifugal force to lubricate the thrust roller bearing 40.

左方の潤滑油路118に送られた油は、モータシリンダ1
7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。The oil sent to the lubricating oil passage 118 on the left is the motor cylinder 1
It is introduced into the swash plate anchor 23 and the cylinder holder 24 through an oil groove 121 provided so as to traverse the flange 31a of the output shaft 31 with which the end portion of 7 abuts. Thus, the swash plate anchor 23
Also, the motor swash plate 20 in the cylinder holder 24, the motor plunger 19, the thrust roller bearing 21, the trunnion shaft 2
2. The aligning body 51, the needle bearings 25, 48, etc. are lubricated.

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。Further, in order to satisfactorily lubricate the needle bearing 48, a small hole 122 communicating with the main oil passage 108 is formed in the output shaft 31 in the vicinity of the bearing 48.

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。The oil that has finished lubricating the needle bearing 48 is then diffused by centrifugal force to lubricate the thrust roller bearing 47.

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。Referring to FIGS. 2, 15 and 16, the motor cylinder
17 is adjacent to the motor plunger 19 in the always sliding section 2
A radial oil passage 123 that connects the inner end to the oil groove 121 through the two cylinder holes 18, 18 and an axial oil passage that connects the outer end of the oil passage 123 to the outer oil passage 53. And 124 are drilled.

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。At that time, the oil passage 123 in the radial direction is machined with a drill having a diameter larger than the thickness of the partition wall between the two cylinder holes 18, 18 in order to obtain the passage cross-sectional area as large as possible. For this reason, the side holes indicated by reference numeral 125 are the two cylinder holes 18,18.
Although it will hit the inner wall of the
Since it is closed by the motor plunger 19 that constantly slides on the cylinder, there is no fear that the hydraulic oil in the cylinder hole 18 will leak through the side hole 125.

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113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。A second check valve 113 that prevents the reverse flow of the hydraulic oil from the outer oil passage 53 is interposed in the oil passage 124 in the axial direction. The valve seat 126 that cooperates with the second check valve 113 also functions as a plug that closes the perforation port 124a of the oil passage 124. The second check valve 113 is biased by the spring 127 toward the valve seat 126.

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53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。Therefore, during normal load operation in which the outer oil passage 53 has a high pressure, the second check valve 113 maintains the closed state and the outer oil passage 53
Although the hydraulic oil is prevented from flowing out to the oil passage 124 side, the second check valve 113 opens due to the leakage of the hydraulic oil from the hydraulic closed circuit during engine braking when the outer oil passage 53 has a low pressure.
The hydraulic oil is supplied from the main oil passage 108 to the outer oil passage 53 through the oil groove 121 and the oil passages 123 and 124 in order.

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。FIGS. 19 to 21 show another embodiment of the present invention. When the second eccentric wheel 64 is operated to the clutch off position f, the second distribution valve 62 causes the outer oil passage 53 and the inner oil passage 52. It is designed to communicate with each other. This can also cut off power transmission between the hydraulic pump P and the hydraulic motor M. Incidentally, in the figure, the same reference numerals are given to the portions corresponding to the previous embodiment.

C.発明の効果以上のように本発明によれば、油圧ポンプの吐出領域
の中点をポンプ斜板の傾斜軸線に対し油圧ポンプの回転
方向へ一定角度遅角させて、各ポンププランジャの最大
伸長時には該プランジャと対応したシリンダ孔を油圧閉
回路の低圧側に連通させるようにしたので、各ポンププ
ランジャは、それが最伸長点を過ぎて或る量収縮したと
きからポンプ斜板から圧縮荷重を受けることになり、従
ってポンププランジャに生じる最大曲げモーメントを減
少させることができるため、ポンププランジャとシリン
ダ孔開口縁との間のこじり現象が緩和され、同現象に因
る摩擦損失の軽減に寄与することができる。C. Effect of the Invention As described above, according to the present invention, the middle point of the discharge area of the hydraulic pump is retarded by a certain angle in the rotational direction of the hydraulic pump with respect to the tilt axis of the pump swash plate, and the maximum of each pump plunger is increased. At the time of extension, the cylinder hole corresponding to the plunger was made to communicate with the low pressure side of the hydraulic closed circuit.Therefore, each pump plunger has a compressive load from the pump swash plate when it contracts a certain amount past the maximum extension point. Therefore, since the maximum bending moment generated in the pump plunger can be reduced, the prying phenomenon between the pump plunger and the opening edge of the cylinder hole is mitigated, contributing to the reduction of friction loss due to the phenomenon. can do.

また油圧モータの膨脹領域の中点をモータ斜板の傾斜
軸線に対し油圧モータの回転方向へ一定角度進角させ
て、各モータプランジャの最大伸長時に該プランジャと
対応したシリンダ孔を油圧閉回路の低圧側に連通させる
ようにしたので、膨張行程のモータプランジャは、それ
が最伸長点に達する早期にモータ斜板のスラスト反力か
ら解放されることになり、従ってモータプランジャに生
じる最大モーメントも減少するため、モータプランジャ
とシリンダ孔開口縁との間のこじり現象が緩和され、同
現象に因る摩擦損失の軽減に寄与することができる。以
上の結果、油圧ポンプ及び油圧モータの各摩擦損失の軽
減効果により、全体として伝動効率の向上に大いに寄与
することができる。Further, the midpoint of the expansion area of the hydraulic motor is advanced by a certain angle in the rotation direction of the hydraulic motor with respect to the tilt axis of the motor swash plate, and when the maximum expansion of each motor plunger is achieved, the cylinder hole corresponding to the plunger is opened in the closed hydraulic circuit. Since it is made to communicate with the low pressure side, the motor plunger in the expansion stroke will be released from the thrust reaction force of the motor swash plate as soon as it reaches the maximum extension point, and therefore the maximum moment generated in the motor plunger is also reduced. Therefore, the twisting phenomenon between the motor plunger and the opening edge of the cylinder hole is alleviated, and it is possible to contribute to the reduction of the friction loss due to the phenomenon. As a result, the effect of reducing the friction loss of the hydraulic pump and the hydraulic motor can greatly contribute to the improvement of the transmission efficiency as a whole.

また特に本発明の第２の特徴によれば、各ポンププラ
ンジャの最大伸長時に該各ポンププランジャと対応した
シリンダ孔を低圧油路側に連通させるのに、単に第１偏
心輪の偏心方向軸線をポンプ斜板の傾斜軸線に対しシリ
ンダブロックの回転方向へ一定角度遅角させるだけでよ
く、一方、各モータプランジャの最大伸長時に該各モー
タプランジャと対応したシリンダ孔を低圧油路に連通さ
せるのに、単に第２偏心輪の偏心方向軸線をモータ斜板
の傾斜軸線に対しシリンダブロックの回転方向へ一定角
度進角させるだけでよいから、構造が簡単でコスト節減
や組立性向上に寄与することができる。Further, in particular, according to the second aspect of the present invention, when the respective pump plungers are maximally extended, the eccentric axis line of the first eccentric ring is simply used to communicate the cylinder holes corresponding to the respective pump plungers with the low pressure oil passage side. It suffices to delay the rotation axis of the cylinder block by a constant angle with respect to the inclination axis of the swash plate, while at the time of maximum extension of each motor plunger, to communicate the cylinder hole corresponding to each motor plunger to the low pressure oil passage, Since the eccentric direction axis of the second eccentric wheel may be advanced by a fixed angle with respect to the tilt axis of the motor swash plate in the rotation direction of the cylinder block, the structure is simple and the cost can be reduced and the assemblability can be improved. .

尚、前記実施例のように第１分配弁のランド部に、高
圧油路側にのみ所定の閉弁余裕代を設けて、油圧ポンプ
の吸入領域を吐出領域よりも広角に設定すれば、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る
ため、吐出領域を多少犠牲にしても全体としてポンプ効
率を向上させることが可能となり、一方、第２分配弁の
ランド部に、高圧油路側にのみ所定の閉弁余裕代を設け
て、油圧モータの収縮領域を膨脹領域よりも広角に設定
すれば、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
ることができるため、膨脹領域を多少犠牲にしても、全
体としてモータ効率を向上させることが可能となる。As in the above-described embodiment, if a predetermined valve closing margin is provided only on the high pressure oil passage side in the land portion of the first distribution valve and the suction region of the hydraulic pump is set to a wider angle than the discharge region, the hydraulic pump In this case, since the back pressure of the pump plunger in the suction stroke, which is a major factor in the reduction of transmission efficiency, can be sufficiently reduced, it is possible to improve the pump efficiency as a whole even if the discharge area is slightly sacrificed. If a predetermined valve closing margin is provided only on the high-pressure oil passage side in the land portion of the distribution valve and the contraction area of the hydraulic motor is set to a wider angle than the expansion area, it becomes a major factor of reduction in transmission efficiency in the hydraulic motor. Since the back pressure of the motor plunger in the contraction process can be sufficiently reduced, it is possible to improve the motor efficiency as a whole even if the expansion region is sacrificed to some extent.

[Brief description of drawings]

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…吸入領域、Ex…膨脹領
域、Sh…収縮領域、O₁…ポンプ斜板の傾斜軸線としての
仮想トラニオン軸線、O₂…モータ斜板の傾斜軸線として
のトラニオン軸線、θ_１…吐出領域Ｄの遅角度、θ_２…
膨脹領域Exの進角度、Ｒ…シリンダブロック（油圧ポン
プ・油圧モータ）の回転方向、Ｂ…シリンダブロック、
X₁…第１偏心輪の偏心方向線、X₂…第２偏心輪の偏心方
向線、ａ…ポンプポート、ｂ…モータポート、l₁…第１
分配弁の閉弁余裕代、l₂…第２分配弁の閉弁余裕代、４
…ケーシングとしてのクランクケース、５…回転駆動輪
としての入力筒軸、７…ポンプシリンダ、８…シリンダ
孔、９…ポンププランジャ、10…ポンプ斜板、17…モー
タシリンダ、18…シリンダ孔、19…モータプランジャ、
20…モータ斜板、52…低圧油路（油圧閉回路の低圧側）
としての内側油路、53…高圧油路（油圧閉回路の高圧
側）としての外側油路、61…第１分配弁、61a…ランド
部、62…第２分配弁、62a…ランド部、63…第１偏心輪,
64…第２偏心輪1 to 18 show a first embodiment of the present invention. FIG. 1 is a vertical plan view of a hydrostatic continuously variable transmission provided in a power transmission system of a motorcycle, and FIG. FIG. 1 is a longitudinal rear view, FIG. 3, FIG. 4, and FIG. 5 are III-III line and IV of FIG.
-IV line and VV line sectional drawing, FIG. 6 is VI-VI of FIG.
FIG. 6A is an enlarged sectional view around the first distributing valve when the eccentric neutral position is reached in FIG. 6, and FIG.
VII-VII line sectional view, FIG. 8 is a VIII-VIII line sectional view of FIG. 1, FIG. 9 is a IX-IX line sectional view of FIG. 1 (clutch ON state), and FIG. 9A is FIG. FIG. 10 is an enlarged cross-sectional view around the second distributing valve when the eccentric neutral position is reached, FIG. 10 is an operation diagram of FIG. 9 (clutch-off state), and FIG. 11 is a XI arrow view of FIG.
FIG. 12 is a front view of the second distributing valve, FIGS.
XIII-XIII line and XIV-XIV line sectional drawing of the figure, FIG.
16 is an enlarged view of a part of the figure, FIG. 16 is a sectional view taken along line XVI-XVI in FIG. 15, FIG. 17 is a sectional view taken along line XVII-XVII in FIG. 2, and FIG. 18 is a sectional view taken along the arrow XVIII in FIG. FIGS. 19 to 21 show a second embodiment of the present invention. FIG. 19 is a sectional view corresponding to FIG. 10, FIG. 20 is a front view of the second distributing valve, and FIG. XX in Figure 20
It is a sectional view taken along the line I-XXI. E ... Engine, T ... Continuously variable transmission, P ... Hydraulic pump, M ...
Hydraulic motor, D ... discharge region, S ... inlet area, Ex ... expansion area, Sh ... shrink area, O ₁ ... imaginary trunnion axis of the tilting axis of the pump swash plate, the trunnion of the tilting axis of the O ₂ ... motor swash plate Axis line, θ ₁ ... Delay angle of discharge region D, θ ₂ ...
Advance angle of expansion region Ex, R ... Rotation direction of cylinder block (hydraulic pump / hydraulic motor), B ... Cylinder block,
X ₁ ... eccentric direction line of the first eccentric wheel, X ₂ ... eccentric direction line of the second eccentric wheel, a ... pump port, b ... motor port, l ₁ ... first
Closing allowance of distribution valve, l ₂ ... Closing allowance of second distributing valve, 4
... crankcase as casing, 5 ... input cylinder shaft as rotary drive wheel, 7 ... pump cylinder, 8 ... cylinder hole, 9 ... pump plunger, 10 ... pump swash plate, 17 ... motor cylinder, 18 ... cylinder hole, 19 ... motor plunger,
20 ... motor swash plate, 52 ... low pressure oil passage (low pressure side of hydraulic closed circuit)
Inner side oil passage, 53 ... Outer side oil passage as high pressure oil passage (high pressure side of hydraulic closed circuit), 61 ... First distribution valve, 61a ... Land portion, 62 ... Second distribution valve, 62a ... Land portion, 63 … First eccentric wheel,
64 ... Second eccentric wheel

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者齋藤充埼玉県和光市中央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50−88601（ＪＰ，Ａ) 米国特許745543（ＵＳ，Ａ) ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Inventor Mitsuru Saito 1-4-1, Chuo, Wako-shi, Saitama Inside the Honda R & D Co., Ltd. (72) Inventor Yoshihiro Nakajima 1-4-1, Wako-shi, Saitama Incorporated company Honda Technical Research Institute (72) Inventor Kenji Sakakibara 1-4-1 Chuo, Wako-shi, Saitama Prefecture Incorporated Honda Technical Research Institute (72) Inventor Nobuyuki Yagigaya 1-4-4 Wako-shi, Saitama Prefecture No. 1 Inside Honda R & D Co., Ltd. (72) Inventor Kazuhiko Nakamura 1-4-1 Chuo, Wako-shi, Saitama Inside Honda R & D Co., Ltd. (56) Reference JP-A-50-88601 (JP, A) US Patent 745543 (US, A)

Claims

[Claims]

Claims: 1. A swash plate type hydraulic pump (P) having a pump swash plate (10) and a group of pump plungers (9) in an annular arrangement to which suction and discharge strokes are given, and a motor swash plate (20) and thereby. In a hydrostatic continuously variable transmission in which a hydraulic closed circuit is formed between a swash plate type hydraulic motor (M) having a group of motor plungers (19) in an annular arrangement which are given expansion and contraction strokes, each pump plunger ( In the discharge region (D) of the hydraulic pump (P) so that the cylinder hole (8) corresponding to each pump plunger (9) communicates with the low pressure side (52) of the hydraulic closed circuit when the maximum extension of (9) is made. The point indicates the rotation direction (R) of the hydraulic pump (P) with respect to the tilt axis (O ₁ ) of the pump swash plate (10).
To a constant angle (θ ₁ ) and when the motor plungers (19) are maximally extended, the cylinder holes (18) corresponding to the motor plungers (19) are connected to the low pressure side (5) of the hydraulic closed circuit.
2) In order to communicate with the hydraulic motor (M), the expansion area (E
The middle point of x) is a constant angle (θ ₂ ) in the rotation direction (R) of the hydraulic motor (M) with respect to the tilt axis (O ₂ ) of the motor swash plate (20).
A hydrostatic continuously variable transmission characterized by being advanced.

2. A pump cylinder (7) in which a group of pump plungers (9) are slidably fitted in a large number of cylinder holes (8) in an annular array.
And a cylinder block (B) formed by integrally connecting a motor cylinder (17) in which a group of motor plungers (19) are slid to a large number of cylinder holes (18) in an annular arrangement to the casing (4) in a freely rotatable manner. Support the cylinder block (B), the cylinder hole (8) of the pump cylinder (7)
High pressure oil passage (53) and low pressure oil passage (5) arranged concentrically with each other between the group and the cylinder hole (18) group of the motor cylinder (17).
2) and the cylinder block (B) in the radial direction to reciprocate so that the cylinder holes (8) of the pump cylinder (7) communicate with the high pressure oil passage (53) and the low pressure oil passage (52) alternately. Therefore, a large number of first distribution valves (61) are arranged in a radial pattern, and reciprocally moves inward and outward in the radial direction of the cylinder block (B) so that each cylinder hole (18) of the motor cylinder (17) passes through the high pressure oil passage (5).
3) and the low pressure oil passage (52) are alternately provided with a large number of second distribution valves (62) arranged radially, and the plungers (9) are provided at the protruding end of the pump plunger (9) group. ) A pump swash plate (10) for giving suction and discharge strokes (S, D), and a protruding end of the motor plunger (19) group, expansion and contraction strokes (Ex, Ex, Sh), the motor swash plate (20) is engaged, and the cylinder block (B) and pump swash plate (10) are engaged.
First eccentric wheel (63) engaged with the first distribution valve (61) group so as to reciprocate each first distribution valve (61) with relative rotation of the
Is supported on the rotary drive wheel (5) of the pump swash plate (10) by making it eccentric with respect to the rotation center of the cylinder block (B), and with the relative rotation of the cylinder block (B) and the motor swash plate (20). A second eccentric ring (64) that engages with the second distribution valve (62) group to reciprocate the second distribution valve (62) is eccentric with respect to the rotation center of the cylinder block (B), and the casing (4 In the hydrostatic continuously variable transmission supported by (1), the cylinder hole (8) corresponding to each pump plunger (9) is extended through the first distribution valve (61) at the maximum extension of each pump plunger (9). The eccentric axis (X ₁ ) of the first eccentric ring (63) so as to communicate with the low pressure oil passage (52).
0) is inclined by a constant angle (θ ₁ ) in the rotation direction (R) of the cylinder block (B) with respect to the tilt axis (O ₁ ) of the motor plunger (19), and when the motor plunger (19) is maximally extended. ) And a cylinder hole (18) corresponding to the second distribution valve (62) to communicate with the low pressure oil passage (52).
Set the eccentric axis (X ₂ ) of the eccentric wheel (64) to the motor swash plate (20).
A hydrostatic continuously variable transmission characterized by advancing a predetermined angle (θ ₂ ) in the rotation direction (R) of the cylinder block (B) with respect to the tilt axis line (O ₂ ).

3. A pump port (a) connecting between each cylinder hole (8) of the pump cylinder (7) and each of the high pressure oil passage (53) and the low pressure oil passage (52) can be closed. The land portion (61a) provided in the first distribution valve (61) is provided with a predetermined valve closing margin (l ₁ ) only on the high-pressure oil passage (53) side so that the suction region of the hydraulic pump (P) ( A pump that sets S) to a wider angle than the discharge region (D) and connects each cylinder hole (18) of the pump cylinder (17) with each of the high-pressure oil passage (53) and the low-pressure oil passage (52). The land portion (62a) provided in the second distribution valve (62) so as to close the port (b) is provided with a predetermined valve closing margin (l ₂ ) only on the high pressure oil passage (53) side. The contraction area (Sh) of the hydraulic motor (M) to the expansion area (E
x) is set to a wider angle than the hydrostatic type continuously variable transmission according to claim.