(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
車両に搭載される原動機（Ｅ）に連結される入力回転部材（１７）を備える油圧ポンプ（Ｐ）と、駆動輪に連結される出力回転軸（１８）を備える油圧モータ（Ｍ）とが、通常の負荷運転中には低圧路となるが逆負荷運転中には高圧路となる第１油路（１１）、ならびに通常の負荷運転中には高圧路となるが逆負荷運転中には低圧路となる第２油路（１２）を介して油圧閉回路を構成すべく接続され、油圧ポンプ（Ｐ）および油圧モータ（Ｍ）の少なくとも一方が可変容量型に構成される車両用油圧機械式無段変速機において、
前記入力回転部材（１７）および出力回転軸（１８）間に、逆負荷運転時に出力回転軸（１８）の回転数が入力回転部材（１７）の回転数を上回るのに応じて入力回転部材（１７）および出力回転軸（１８）間を直結するワンウェイクラッチ（４８）が設けられ、
逆負荷運転時に第１油路（１１）の油圧が過大となることを防止すべく第１，第２油路（１１，１２）間を連通させる調圧弁（７３）が、第１，第２油路（１１，１２）間に設けられることを特徴とする、車両用油圧機械式無段変速機。
【請求項２】
原動機（Ｅ）側の入力軸（１４）に設けたギヤ（１５）と噛合する入力ギヤ（１６）が前記入力回転部材（１７）の外周部に設けられ、その入力回転部材（１７）の内周部には前記ワンウェイクラッチ（４８）を介して前記出力回転軸（１８）が同心状に嵌装され、そのワンウェイクラッチ（４８）と入力ギヤ（１６）とは、その両者の、回転軸線に沿う方向の領域相互が一部オーバラップしていることを特徴とする、請求項１記載の車両用油圧機械式無段変速機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両に搭載される原動機に連結される入力回転部材を備える油圧ポンプと、駆動輪に連結される出力回転軸を備える油圧モータとが、通常の負荷運転中には低圧路となるが逆負荷運転中には高圧路となる第１油路、ならびに通常の負荷運転中には高圧路となるが逆負荷運転中には低圧路となる第２油路を介して油圧閉回路を構成すべく接続され、油圧ポンプおよび油圧モータの少なくとも一方が可変容量型に構成される車両用油圧機械式無段変速機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、かかる無段変速機は、たとえば特公平７−２３７４６号公報に開示されているように、既に知られている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、かかる無段変速機では、エンジンブレーキ時に油圧モータがポンプ作用を行ない、油圧ポンプがモータ作用を行なうようになるものであり、油圧ポンプの吐出側および油圧モータの吸入側を結ぶ第１油路と、油圧モータの吐出側および油圧ポンプの吸入側を結ぶ第２油路とで構成される油圧閉回路のうち、第１油路の油圧が増大することになる。そこで第１油路の油圧が過大となることを防止するために、上記従来のものでは、第１および第２油路間に絞りが設けられ、該絞りの働きにより、エンジンブレーキ時に第１油路の油圧が過大となるのを防止するようにしている。
【０００４】
しかるに、上記絞りでは第１油路の油圧を充分に低下させることはできず、エンジンブレーキ直前に無段変速機で得ていた変速比が大きいもの（ローギヤ側）であった場合には、無段変速機での変速比が充分に小さくならず、エンジンブレーキ効力が大きくなり過ぎることがある。
【０００５】
本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、無段変速機で大きな変速比を得ていた状態でのエンジンブレーキ効力をより低くするようにした車両用油圧機械式無段変速機を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明は、車両に搭載される原動機に連結される入力回転部材を備える油圧ポンプと、駆動輪に連結される出力回転軸を備える油圧モータとが、通常の負荷運転中には低圧路となるが逆負荷運転中には高圧路となる第１油路、ならびに通常の負荷運転中には高圧路となるが逆負荷運転中には低圧路となる第２油路を介して油圧閉回路を構成すべく接続され、油圧ポンプおよび油圧モータの少なくとも一方が可変容量型に構成される車両用油圧機械式無段変速機において、前記入力回転部材および出力回転軸間に、逆負荷運転時に出力回転軸の回転数が入力回転部材の回転数を上回るのに応じて入力回転部材および出力回転軸間を直結するワンウェイクラッチが設けられ、逆負荷運転時に第１油路の油圧が過大となることを防止すべく第１，第２油路間を連通させる調圧弁が、第１，第２油路間に設けられることを特徴とする。
【０００７】
上記構成によれば、逆負荷運転時すなわちエンジンブレーキ時に、出力回転軸の回転数が入力回転部材の回転数を上回るのに応じてワンウェイクラッチが入力回転部材および出力回転軸間を一体的に連結するように作動し、入力回転部材および出力回転軸が直結されることになる。したがって、エンジンブレーキ直前に無段変速機で大きな変速比を得ていた場合でも、出力回転軸の回転数が入力回転部材の回転数を上回るのに応じてワンウェイクラッチで出力回転軸および入力回転部材間を直結することで、エンジンブレーキ効力をより低くすることができる。また逆負荷運転時に油圧モータがポンプ作用を行ない、油圧ポンプがモータ作用を行なうようになることに基づいて第１油路の油圧が増大したときには、調圧弁の働きにより第１油路の油圧が低下せしめられるので、第１油路の油圧が過大となることを防止することができる。またワンウェイクラッチが接続作動して、入力回転部材および出力回転軸が直結されるまでに、調圧弁によって第１油路の油圧が低下することによって無段変速機を介して入力回転部材に伝わる逆負荷が低減されることになり、原動機側に作用する逆負荷が大きく変動することを回避して滑らかなエンジンブレーキを得ることができる。しかも調圧弁は、出力回転軸および入力回転部材間がワンウェイクラッチで直結されるまで調圧作動をすればよいので、調圧弁の負担を小さくして調圧弁の小型化を図ることができる。
【０００８】
また請求項２記載の発明は、上記請求項１記載の発明の構成に加えて、原動機側の入力軸に設けたギヤと噛合する入力ギヤが前記入力回転部材の外周部に設けられ、その入力回転部材の内周部には前記ワンウェイクラッチを介して前記出力回転軸が同心状に嵌装され、そのワンウェイクラッチと入力ギヤとは、その両者の、回転軸線に沿う方向の領域相互が一部オーバラップしていることを特徴とする。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を、添付図面に示す本発明の一実施例に基づいて説明する。
【００１０】
図１ないし図５は本発明の一実施例を示すものであり、図１は油圧機械式無段変速機の横断平面図、図２は図１の要部拡大図、図３は図２の３−３線矢視方向から見たシリンダブロックの正面図、図４は図３の４−４線に沿うシリンダブロックおよび出力回転軸の拡大断面図、図５は図３の５−５線に沿うシリンダブロックおよび出力回転軸の拡大断面図である。
【００１１】
先ず図１において、この油圧機械式無段変速機は、定容量型斜板式の油圧ポンプＰと、可変容量型斜板式の油圧モータＭとが、通常の負荷運転中には低圧路となるが逆負荷運転中（エンジンブレーキ中）には高圧路となる第１油路としての内周環状油路１１、ならびに通常の負荷運転中には高圧路となるが逆負荷運転中には低圧路となる第２油路としての外周環状油路１２を介して油圧閉回路を構成すべく接続されて成るものである。
【００１２】
自動二輪車に搭載される原動機としての内燃エンジンＥは、発進クラッチ１３を介して入力軸１４に連結されており、該入力軸１４に設けられるギヤ１５が、斜板式油圧ポンプＰが備える入力回転部材としての入力筒軸１７に設けられる入力ギヤ１６に噛合される。一方、斜板式油圧モータＭが備える出力回転軸１８には出力ギヤ１９が設けられており、該出力ギヤ１９は、図示しない駆動輪に連結される出力軸２１に設けられているギヤ２０に噛合される。すなわち内燃エンジンＥの出力は、発進クラッチ１３、油圧機械式無段変速機の油圧ポンプＰおよび油圧モータＭを介して出力軸２１から駆動輪に伝達される。
【００１３】
図２を併せて参照して、油圧ポンプＰは、入力ギヤ１６を備えた入力筒軸１７と、この入力筒軸１７の内周壁にボールベアリング２３を介して相対回転自在に支承されるポンプシリンダ２４と、該ポンプシリンダ２４にその回転軸線を囲むように環状配列で設けられた多数かつ奇数のポンプシリンダ孔２５…にそれぞれ摺動自在に嵌合される複数のポンププランジャ２６…と、各ポンププランジャ２６…の外端に前面を係合、当接させるポンプ斜板２７と、このポンプ斜板２７をポンプシリンダ２４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２４の軸線に対し一定角度傾斜させた状態に保持すべくアンギュラコンタクトベアリング２８およびボールベアリング２９を介して該斜板２７を支承するホルダ部３０とから構成され、ホルダ部３０は入力筒軸１７と一体に形成されている。
【００１４】
前記ポンプ斜板２７は、入力筒軸１７の回転時、ポンププランジャ２６…に往復動を与えて吸入および吐出行程を繰返させることができる。
【００１５】
油圧モータＭは、ポンプシリンダ２４と同軸上で図２の右方に配置されるモータシリンダ３１と、該モータシリンダ３１にその回転軸線を囲むように設けられたモータシリンダ孔３２…にそれぞれ摺動可能に嵌合される複数のモータプランジャ３３…と、各モータプランジャ３３…の外端に前面を係合、当接させるモータ斜板３４と、アンギュラコンタクトベアリング３５およびボルーベアリング３６を介して前記モータ斜板３４を支承するモータ斜板ホルダ３７と、該モータ斜板ホルダ３７の背面を支承してケーシング３９に固定されるモータ斜板アンカ３８とから構成される。
【００１６】
油圧ポンプＰにおけるポンプシリンダ孔２５…と同数の奇数個である前記モータシリンダ孔３２…は、ポンプシリンダ孔２５…とは周方向にずれた配置でモータシリンダ３１に穿設される。また相互に当接するモータ斜板ホルダ３７およびモータ斜板アンカ３８の対向当接面は、モータシリンダ３１の軸線と前記仮想トラニオン軸線Ｏ1 に平行なトラニオン軸線Ｏ2 との交点を中心とする球面状に形成される。しかもモータ斜板ホルダ３７は、トラニオン軸線Ｏ2 まわりの相対回動を可能としてモータ斜板アンカ３８に支承される。
【００１７】
モータ斜板アンカ３８のモータシリンダ３１側端部にはシリンダホルダ４１が連設され、このシリンダホルダ４１とモータシリンダ３１の外周との間にはボールベアリング４２が介設される。
【００１８】
図１で示すように、ケーシング３９にはパルスモータ４３が取り付けられており、このパルスモータ４３に連結されているボールねじ機構４４によりモータ斜板ホルダ３７がトラニオン軸線Ｏ2 まわりに回動せしめられることにより、モータ斜板３４は、モータシリンダ３１の軸線に対し直角となる直立位置と、或る角度で傾倒する最大傾斜位置との間で作動するものであり、その傾斜状態では、モータシリンダ３１の回転に伴いモータプランジャ３３…に往復動を与えて膨脹および収縮行程を繰り返させることができる。またパルスモータ４３の作動量すなわちモータ斜板ホルダ３７の傾動角はセンサ４５で検出される。
【００１９】
ポンプシリンダ２４およびモータシリンダ３１は相互に一体に結合されてシリンダブロックＢを構成するものであり、このシリンダブロックＢには、該シリンダブロックＢを同軸に貫通する出力回転軸１８が結合される。すなわち出力回転軸１８は、その一端を油圧ポンプＰの入力筒軸１７内に同軸に配置するようにしてシリンダブロックＢにスプライン結合され、出力回転軸１８の一端部および入力筒軸１７間にはアンギュラコンタクトベアリング４６が、また入力筒軸１７およびケーシング３９との間にはボールベアリング４７が介設される。
【００２０】
出力回転軸１８の一端および入力筒軸１７間には、ワンウェイクラッチ４８が設けられており、該ワンウェイクラッチ４８は、逆負荷運転時に出力回転軸１８の回転数が入力筒軸１７の回転数を上回るのに応じて入力筒軸１７および出力回転軸１８間を直結する働きをする。而して、図１，図２に示されるように入力筒軸１７の内周部にはワンウェイクラッチ４８を介して出力回転軸１８が同心状に嵌装され、そのワンウェイクラッチ４８と前記入力ギヤ１６とは、その両者の、回転軸線に沿う方向の領域相互が一部オーバラップしている。
【００２１】
出力回転軸１８の他端側は、モータ斜板３４、モータ斜板ホルダ３７およびモータ斜板アンカ３８を貫通するように延びており、モータ斜板アンカ３８よりも軸方向外方側で出力回転軸１８に出力ギヤ１９が固定され、該出力ギヤ１９およびモータ斜板ホルダ３７間において、ケーシング３９ならびに該ケーシング３９に固定されるモータ斜板アンカ３８と、出力回転軸１８との間にアンギュラコンタクトベアリング４９が介設される。またボールベアリング５０を介して出力回転軸１８の他端を支承するカバー５１がケーシング３９に締結されており、該カバー５１内で出力回転軸１８の出力ギヤ１９と、出力軸２１のギヤ２０とが噛合される。而して出力軸２１の一端はボールベアリング５２を介してケーシング３９に支承されており、出力軸２１の他端はカバー５１から突出され、カバー５１および出力軸２１間にボールベアリング５３およびシール部材５４が設けられる。
【００２２】
出力回転軸１８には、補給油路５５が同軸に設けられており、該補給油路５５の一端には、図１で示すように、油溜５６から補給ポンプ５７で汲み上げた作動油が供給され、補給油路５５の他端はキャップ５８で閉塞される。
【００２３】
ポンプシリンダ２４のポンプシリンダ孔２５…群とモータシリンダ３１のモータシリンダ孔３２…群との間において、シリンダブロックＢの内周と出力回転軸１８との間に内周環状油路１１が形成され、内周環状油路１１を同心に囲繞する外周環状油路１２が、シリンダブロックＢの外周と、該シリンダブロックＢの外周に固着されるリング体５９との間に形成される。
【００２４】
ポンプシリンダ２４のポンプシリンダ孔２５…群とモータシリンダ３１のモータシリンダ孔３２…群との間におけるシリンダブロックＢの内周環状油路１１および外周環状油路１２間の環状隔壁、ならびにリング体５９を放射状に貫通するようにして、前記ポンプシリンダ孔２５…と同数の第１および第２弁孔６１…，６２…が設けられる。しかも第１弁孔６１…はポンプシリンダ孔２５…群側に配置され、第２弁孔６２…はモータシリンダ孔３２…群側に配置される。
【００２５】
前記第１弁孔６１…にはスプール型の第１分配弁６３…が、また前記第２弁孔６２…には同じくスプール型の第２分配弁６４…がそれぞれ摺動自在に嵌合される。そして、第１分配弁６３…の外端は、それらの第１分配弁６３…を囲む第１偏心輪６５の内面に固着されたリング状の摺接部材６７に共通に摺接され、第２分配弁６４…の外端は、それらの第２分配弁６４…を囲む第２偏心輪６６の内面に固着されたリング状の摺接部材６８に摺接される。
【００２６】
第１偏心輪６５は入力筒軸１７に一体に設けられるものであり、仮想トラニオン軸線Ｏ1 に沿ってシリンダブロックＢの中心から所定距離だけ偏心して配置される。また第２偏心輪６６はシリンダホルダ４１に連設されるものであり、トラニオン軸線Ｏ2 に沿ってシリンダブロックＢの中心から所定距離だけ偏心して配設される。
【００２７】
ここで第１分配弁６３の作用について説明すると、入力筒軸１７とポンプシリンダ２４すなわちシリンダブロックＢとの間に相対回転が生じると、各第１分配弁６３は、第１偏心輪６５のポンプシリンダ２４に対する偏心量の２倍の距離をストロークとして第１弁孔６１内の内方位置および外方位置間を往復動される。そして、第１偏心輪６５およびポンプシリンダ２４間の距離が小さい領域である吐出領域では、第１分配弁６３が前記内方位置側を移動して、対応するポンプシリンダ孔２５を外周環状油路１２に連通するとともに内周環状油路１１と不通にし、それにより吐出行程中のポンププランジャ２６によりポンプシリンダ孔２５から外周環状油路１２へ作動油が圧送される。また第１偏心輪６５およびポンプシリンダ２４間の距離が大きな領域である吸入領域では、第１分配弁６３が前記外方位置側を移動して、対応するポンプシリンダ孔２５を内周環状油路１１に連通するとともに外周環状油路１２と不通にし、それにより吸入行程中のポンププランジャ２６により内周環状油路１１からポンプシリンダ孔２５に作動油が吸入される。
【００２８】
また第２分配弁６４の作用について説明すると、モータシリンダ３１すなわちシリンダブロックＢが回転すると、各第２分配弁６４は、第２偏心輪６６のモータシリンダ３１に対する偏心量の２倍の距離をストロークとして第２弁孔６２内の内方位置および外方位置間を往復動される。而して、第２偏心輪６６およびモータシリンダ３１間の距離が小さい領域である膨脹領域では、第２分配弁６４が前記内方位置側を移動し、対応するモータシリンダ孔３２を外周環状油路１２に連通するとともに該モータシリンダ孔３２および内周環状油路１１間を不通にし、それにより外周環状油路１２から膨脹行程中のモータプランジャ３３のモータシリンダ孔３２に高圧の作動油が供給される。また第２偏心輪６６およびモータシリンダ３１間の距離が大きな領域である収縮領域では、第２分配弁６４は前記外方位置側を移動し、対応するモータシリンダ孔３２を内周環状油路１１に連通するとともに該モータシリンダ孔３２および外周環状油路１２間を不通にし、それにより収縮行程中のモータプランジャ３３のモータシリンダ孔３２から内周環状油路１２へ作動油が排出される。
【００２９】
かくして、シリンダブロックＢは、ポンプシリンダ２４が吐出行程のポンププランジャ２６を介してポンプ斜板２７から受ける反動トルクと、モータシリンダ３１が膨脹行程のモータプランジャ３３を介してモータ斜板３４から受ける反動トルクとの和によって回転され、その回転トルクが、出力回転軸１８から出力軸２１を介して駆動輪に伝達される。
【００３０】
この場合、入力筒軸１７に対する出力回転軸１８の変速比は、｛変速比＝１＋（油圧モータＭの容量／油圧ポンプＰの容量）で与えられる。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３３のストロークにより決定されるので、モータ斜板３４を直立位置から或る傾斜位置まで傾動させることにより変速比を１から或る値まで無段階に制御することができる。
【００３１】
図３において、ポンプシリンダ２４には、外周環状油路１２から出力回転軸１８内の補給油路５５への作動油の逆流を阻止する２つの第１チェック弁７１，７１と、内周環状油路１１から前記補給油路５５への作動油の逆流を阻止する２つの第２チェック弁７２，７２と、内周環状油路１１の油圧の過大上昇を防止すべく内周環状油路１１および外周環状油路１２間に介設される３つの調圧弁７３，７３…とが、各ポンププランジャ２６…相互間に位置するようにして設けられる。
【００３２】
図４を併せて参照して、第１チェック弁７１は、ポンプシリンダ２４に設けられた取付け孔７４に嵌合されるとともに止め輪７５で該取付け孔７４からの離脱を阻止される弁座部材７６と、該弁座部材７６との間に弁室７８を形成するようにして弁座部材７６の内端に結合されるリテーナ７７と、弁室７８に収納される球状の弁体７９と、該弁体７９およびリテーナ７７間に縮設される弁ばね８０とを備える。
【００３３】
弁座部材７６には、出力回転軸１８に設けられる油路８１、ならびにポンプシリンダ２４に設けられる油路８２を介して補給油路５５に通じる弁孔８３と、該弁孔８３を中心部に開口させて弁室７８に臨む弁座８４とが設けられており、弁体７９が弁ばね８０により弁座８４に着座する方向に付勢される。またポンプシリンダ２４には、前記弁室７８を外周環状油路１２に連通せる油路８５が設けられる。
【００３４】
このような第１チェック弁７１…によれば、外周環状油路１２の油圧が低下したときに開弁して補給油路５５の作動油が外周環状油路１２に補充されることになる。
【００３５】
図５において、第２チェック弁７２は、ポンプシリンダ２４に設けられた取付け孔８６に嵌合されるとともに止め輪８７で該取付け孔８６からの離脱を阻止される弁座部材８８と、該弁座部材８８との間に弁室９０を形成するようにして弁座部材８８の内端に結合されるリテーナ８９と、弁室９０に収納される球状の弁体９１と、該弁体９１およびリテーナ８９間に縮設される弁ばね９２とを備える。
【００３６】
弁座部材８８には、出力回転軸１８に設けられる油路９３、ならびにポンプシリンダ２４に設けられる油路９４を介して補給油路５５に通じる弁孔９５と、該弁孔９５を中心部に開口させて弁室９０に臨む弁座９６とが設けられており、弁体９１が弁ばね９２により弁座９６に着座する方向に付勢される。またポンプシリンダ２４には、前記弁室９０を内周環状油路１１に連通せる油路９７が設けられる。
【００３７】
このような第２チェック弁７２…によれば、内周環状油路１１の油圧が低下したときに開弁して補給油路５５の作動油が内周環状油路１１に補充されることになる。
【００３８】
再び図４において、調圧弁７３は、ポンプシリンダ２４に設けられた取付け孔９８に嵌合されるとともに止め輪９９で該取付け孔９８からの離脱を阻止される弁ハウジング１００と、弁ハウジング１００内に収納される球状の弁体１０１と、該弁体１０１を閉弁方向に付勢するばね力を発揮して弁ハウジング１００内に収納される弁ばね１０２とを備える。
【００３９】
弁ハウジング１００は、円筒状の弁座部材１０３と、該弁座部材１０３の外端に嵌合されるとともに止め輪１０６で弁座部材１０３からの離脱を阻止される有底円筒状のキャップ１０４と、弁座部材１０３との間に弁室１０７を形成して弁座部材１０３の内端に結合されるリテーナ１０５とで構成される。
【００４０】
弁座部材１０３の外周と、取付け孔９８の内面との間には環状室１０８が形成されており、該環状室１０８は、ポンプシリンダ２４に設けられる油路１０９を介して内周環状油路１１に連通する。また弁座部材１０３には、前記環状室１０８に通じる弁孔１１０と、該弁孔１１０を中心部に開口させて弁室１０７に臨む弁座１１１とが設けられており、弁室１０７に収納される弁体１０１が、該弁体１０１およびリテーナ１０５間に設けられる弁ばね１０２により弁座１１１に着座する方向に付勢される。またポンプシリンダ２４には、前記弁室１０７を外周環状油路１２に連通せる油路１１２が設けられる。
円筒体５１内面との間に環状室１０２を形成して円筒体５１内に嵌合固定される弁ハウジング１０３と、該弁ハウジング１０３に軸方向摺動可能に嵌合される弁体１０４と、リテーナ９７および弁ハウジング１０３間に縮設される弁ばね１０５とを備える。
【００４１】
このような調圧弁７３は、内周環状油路１１の油圧が外周環状油路１２の油圧よりも所定値以上大となったときに開弁して、内周環状油路１１の油圧を外周環状油路１２に逃がす働きをする。
【００４２】
次にこの実施例の作用について説明すると、油圧機械式無段変速機において、油圧ポンプＰの入力筒軸１７は内燃エンジンＥに連結され、油圧モータＭの出力回転軸１８は駆動輪に連結されるのであるが、入力筒軸１７および出力回転軸１８間には、逆負荷運転時に出力回転軸１８の回転数が入力筒軸１７の回転数を上回るのに応じて入力筒軸１７および出力回転軸１８間を連結するワンウェイクラッチ４８が設けられている。このため、逆負荷運転時すなわちエンジンブレーキ時に、出力回転軸１８の回転数が入力筒軸１７の回転数を上回るのに応じてワンウェイクラッチ４８が入力筒軸１７および出力回転軸１８間を連結するように作動し、入力筒軸１７および出力回転軸１８が直結されることになる。したがって、エンジンブレーキ直前に無段変速機で大きな変速比を得ていたとしても、出力回転軸１８および入力筒軸１７間を、出力回転軸１８の回転数が入力筒軸１７の回転数を上回るのに応じてワンウェイクラッチ４８で直結することで、エンジンブレーキ効力をより低くすることができる。
【００４３】
しかも通常の負荷運転中には内周環状油路１１が低圧路となるとともに外周環状油路１２が高圧路となるのであるが、エンジンブレーキ時には、油圧モータＭがポンプ作用を行ない、油圧ポンプＰがモータ作用を行なうようになることに基づいて内周環状油路１１が高圧路となるとともに外周環状油路１２が低圧路となるのであるが、内周環状油路１１および外周環状油路１２間には、内周環状油路１１の油圧が外周環状油路１２の油圧よりも所定値以上大となったときに開弁して内周環状油路１１の油圧を外周環状油路１２に逃がす調圧弁７３…が設けられている。したがって、エンジンブレーキ時に内周環状油路１１の油圧が過大となることを防止することができる。しかもワンウェイクラッチ４８が接続作動して、入力筒軸１７および出力回転軸１８が直結されるまでに、内周環状油路１１の油圧が低下することにより、無段変速機を介して入力筒軸１７に伝わる逆負荷が低減されることになる。このため内燃エンジンＥ側に作用する逆負荷が大きく変動することを回避して滑らかなエンジンブレーキを得ることができる。さらに調圧弁７３…は、出力回転軸１８および入力筒軸１７がワンウェイクラッチ４８で直結されるまで調圧作動をすればよいので、調圧弁７３…の負担を小さくして調圧弁７３…の小型化を図ることができる。
【００４４】
以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行なうことが可能である。
【００４５】
【発明の効果】
以上のように本発明によれば、逆負荷運転時すなわちエンジンブレーキ時に、出力回転軸の回転数が入力回転部材の回転数を上回るのに応じてワンウェイクラッチが入力回転部材および出力回転軸間を直結するので、エンジンブレーキ直前に無段変速機で大きな変速比を得ていた場合でも、出力回転軸の回転数が入力筒軸の回転数を上回るのに応じて出力回転軸および入力回転部材間を直結することで、エンジンブレーキ効力をより低くすることができる。
【００４６】
また逆負荷運転時に油圧モータがポンプ作用を行ない、油圧ポンプがモータ作用を行なうようになることに基づいて第１油路の油圧が増大したときには、調圧弁の働きにより第１油路の油圧が低下せしめられるので、第１油路の油圧が過大となることを防止することができる。またワンウェイクラッチが接続作動して、入力回転部材および出力回転軸が直結されるまでに、調圧弁によって第１油路の油圧が低下することによって無段変速機を介して入力回転部材に伝わる逆負荷が低減されることになり、原動機側に作用する逆負荷が大きく変動することを回避して滑らかなエンジンブレーキを得ることができる。しかも調圧弁は、出力回転軸および入力回転部材間がワンウェイクラッチで直結されるまで調圧作動をすればよいので、調圧弁の負担を小さくして調圧弁の小型化を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  油圧機械式無段変速機の横断平面図である。
【図２】  図１の要部拡大図である。
【図３】  図２の３−３線矢視方向から見たシリンダブロックの正面図である。
【図４】  図３の４−４線に沿うシリンダブロックおよび出力回転軸の拡大断面図である。
【図５】  図３の５−５線に沿うシリンダブロックおよび出力回転軸の拡大断面図である。
【符号の説明】
１１・・・第１油路としての内周環状油路
１２・・・第２油路としての外周環状油路
１４・・・入力軸
１５・・・ギヤ
１６・・・入力ギヤ
１７・・・入力回転部材としての入力筒軸
１８・・・出力回転軸
４８・・・ワンウェイクラッチ
７３・・・調圧弁
Ｅ・・・・原動機としての内燃エンジン
Ｍ・・・・油圧モータ
Ｐ・・・・油圧ポンプ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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