WO1996041977A1 - Hydro-mechanical transmission - Google Patents

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motor
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H47/00—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing
    • F16H47/02—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the volumetric type
    • F16H47/04—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the volumetric type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
    • F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
    • F16H2037/088—Power-split transmissions with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic mechanical transmission that can be suitably used as a transmission such as a wheeled hydraulic excavator. Background technology
  • a mechanical type As the transmission, a mechanical type, a hydraulic type (so-called HST), a hydraulic mechanical type, a belt type, and the like are generally known.
  • other types are also classified, for example, such that a mechanical type is classified as a selective sliding type, a constantly integrated type, a synchronous type, a planetary gear type, and the like.
  • the hydraulic mechanical type is provided so that a hydraulic power transmission mechanism using a hydraulic pump and a hydraulic motor and a mechanical power transmission mechanism using gears can be switched and used to change the input rotation and output. Things.
  • the following hydraulic-mechanical transmissions which use a high-torque hydraulic power transmission mechanism at low-speed output while using a high-efficiency power transmission mechanism at high-speed output, have been developed. Are known.
  • the hydraulic mechanical transmission described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-44815 is composed of two planetary gear trains, one mechanical transmission mechanism and the other hydraulic power transmission mechanism. By sharing the gear mechanism and using four direct-coupled clutches, it is possible to switch between three-speed hydraulic shift travel in each of the forward and reverse directions and mechanical shift travel in each of the three forward and reverse speeds.
  • the hydraulic mechanical transmission described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-15954 74 uses four multi-shaft clutches shared by a mechanical power transmission mechanism and a hydraulic power transmission mechanism.
  • hydraulic traveling at the first reverse speed and forward starting at the time of forward movement of the vehicle and mechanical traveling at the first forward speed to the fourth forward speed It is possible to switch between forward 1st speed and forward 4th speed hydraulic traveling.
  • the present invention has been made in view of the above-mentioned problems of the prior art, and has as its object to provide a hydraulic mechanical transmission capable of maximizing the advantages of a hydraulic mechanical transmission with a simple configuration.
  • the present invention relates to a hydraulic mechanical transmission that switches and uses a hydraulic power transmission mechanism using a hydraulic pump and a hydraulic motor, and a mechanical power transmission mechanism using gears to change the input rotation and output.
  • the mechanical power transmission mechanism has at least one planetary gear mechanism, and the output shaft of this mechanical power transmission mechanism can be output directly to the outside
  • the hydraulic pump and the hydraulic motor of the hydraulic power transmission mechanism are of a variable displacement type, and one direct clutch is provided between the motor output shaft of the hydraulic power transmission mechanism and the output shaft of the mechanical power transmission mechanism. Provided.
  • the direct coupling clutch may be arranged at a position higher than the lubricating oil level in the transmission case in which the direct coupling clutch is built.
  • a hydraulic mechanical transmission device that switches between a hydraulic power transmission mechanism using a hydraulic pump and a hydraulic motor and a mechanical power transmission mechanism using a gear wheel so as to be able to change the input rotation and output.
  • the mechanical power transmission mechanism includes first and second planetary gear mechanisms, and an output shaft of the mechanical power transmission mechanism is provided so as to be directly output to the outside.
  • the hydraulic pump and the hydraulic motor of the hydraulic power transmission mechanism are One rotary clutch is provided between the motor output shaft of the hydraulic power transmission mechanism and the output shaft of the mechanical power transmission mechanism, and this rotary clutch is provided in a transmission case in which it is built. It may be arranged at a position higher than the lubricating oil level.
  • a planetary gear mechanism is employed as the mechanical power transmission mechanism, and a large reduction ratio can be obtained in one stage or multiple stages with a small space.
  • a variable displacement hydraulic pump and hydraulic motor are adopted for the hydraulic power transmission mechanism, so that the transmission can be continuously variable.
  • there is only one direct coupling clutch and by connecting this, the output of the hydraulic power transmission mechanism is changed to the output of the mechanical power transmission mechanism and output to the outside.
  • the direct rotation clutch is connected and the output rotation of the hydraulic power transmission mechanism is output to the outside, regardless of the rotation speed, other actuators having the same drive source are used.
  • the desired horsepower can be supplied for the evening.
  • the hydraulic power transmission mechanism itself can be continuously variable, multiple planetary gear units and multiple shaft clutches can be shared between the hydraulic power transmission mechanism and the mechanical power transmission mechanism as in the prior art.
  • there is no need to perform multi-speed shifting between hydraulic traveling and mechanical traveling and only the mechanical power transmission mechanism can perform multi-speed shifting independently of the hydraulic power transmission mechanism. Therefore, as in the prior art, between the multi-speed transmission between the hydraulic traveling and the mechanical traveling
  • the need for a plurality of direct coupling clutches required for switching is eliminated. Therefore, only one direct coupling clutch force is adopted. As a result, not only can the structure be made compact, but also the advantages of the hydraulic mechanical transmission can be maximized.
  • the direct coupling clutch is provided at a position higher than the lubricating oil level, the lubricating oil is not agitated by the direct coupling clutch. This eliminates problems such as a decrease in power transmission efficiency and foaming of lubricating oil.
  • the forward / reverse output (forward / backward for vehicles) can be switched efficiently by the hydraulic power transmission mechanism.
  • the hydraulic mechanical transmission itself can output at a very low speed while driving the drive systems other than the hydraulic mechanical transmission at full speed.
  • FIG. 1 is an explanatory view of a gas skeleton of a hydraulic mechanical transmission according to an embodiment of the present invention, and shows a cross section taken along line II of FIG.
  • FIG. 2 is an explanatory view of a longitudinal section of the hydraulic mechanical transmission according to the embodiment of the present invention.
  • a hydraulic mechanical transmission 2 is mounted on a wheeled hydraulic excavator (hereinafter, referred to as a hydraulic excavator) not shown. Then, the power of the engine 1 that drives the hydraulic shovel is distributed to the hydraulic mechanical transmission 2 and the work implement 3 in required amounts.
  • a hydraulic excavator wheeled hydraulic excavator
  • the hydraulic mechanical transmission 2 includes a hydraulic power transmission mechanism 10, a mechanical power transmission mechanism 20, and one direct coupling clutch 30.
  • the mechanical power transmission mechanism 20, the direct coupling clutch 30, and a part of the hydraulic power transmission mechanism 10 are built in the transmission case 26. The details are as follows.
  • the hydraulic power transmission mechanism 10 receives the command S1 controlled by the microcomputer based on the operator's command and the working state of the work implement 3 in the servo mechanism, and discharges the required optimal oil amount according to the command S1.
  • a variable displacement hydraulic pump 11 (hereinafter referred to as a pump 11) that changes the displacement volume
  • the servo mechanism receives a command S2 from an operator or a microcomputer, and the variable displacement hydraulic motor 12 (hereinafter referred to as a motor 12) that changes the displacement volume so as to obtain a necessary optimum torque corresponding to the command S2. )
  • the pump 11 and the motor 12 are mounted on the side opposite to the mounting surface of the engine 1 in the transmission case 26 to thereby make the hydraulic mechanical transmission 2 compact.
  • the mechanical power transmission mechanism 20 is provided with a main shaft 21 that receives a rotational force from the engine 1 at one end and drives the pump 11 at the other end.
  • the sun gears 22a and 23a of the first and second planetary gear mechanisms 22 and 23 are fixed to the main shaft 21.
  • the planet carrier 2 2 b of the first planetary gear mechanism 22 and the ring gear 23 c of the second planetary gear mechanism 23 are integrally connected.
  • the gear is connected to the output shaft 24.
  • Output shaft 24 is connected to a drive shaft (not shown). Then, the hydraulic shovel runs by transmitting the output rotation to the wheel via a differential or final reduction gear.
  • the rotation of the output shaft 24 obtained by rotating the ring gear 22 c of the first planetary gear mechanism 22 and idling the ring gear 23 c of the second planetary gear mechanism 23 to the transmission case 26 is performed.
  • the output speed is obtained by fixing the ring gear 22c of the first planetary gear mechanism 22 to the transmission case 26 and idling the ring gear 23c of the second planetary gear mechanism 23. It becomes slower than the rotation speed of.
  • pressure oil is sent from a hydraulic circuit (not shown) to the clutch 23 d to fix the ring gear 23 c to the transmission case 26, and drain the pressure oil of the clutch 22 d to form the ring gear 22.
  • idling c low speed rotation of the output shaft 24 is achieved.
  • pressure oil is sent from a hydraulic circuit (not shown) to the clutch 22 d to fix the ring gear 22 c to the transmission case 26, and drain the pressure oil from the clutch 23 d to make the ring gear
  • High speed rotation of the output shaft 24 is achieved by idling 23 c.
  • the supply and discharge of pressure oil to and from these clutches 2 2 d and 23 d are performed by a command from a shift lever in the operator's seat or a microcomputer.
  • the motor output shaft 14 of the motor 12 of the hydraulic power transmission mechanism 10 has one rotating clutch 3 that transmits the rotation to the output shaft 24 of the mechanical power transmission mechanism 20 in an intermittent manner. 0 is provided. Then, based on a command from a shift lever or a microcomputer from the operator's seat, the hydraulic oil of the clutches 2 2d and 23 d of the first and second planetary gear mechanisms 22 and 23 drains, and When hydraulic oil acts on the rotary clutch 30 from a hydraulic circuit that does not operate, the rotary input force from the first and second planetary gear mechanisms 22, 23 is cut off on the output shaft 24, and the motor output shaft 14 is replaced. Is input.
  • the use of the hydraulic power transmission mechanism 10 and the use of the mechanical power transmission mechanism 20 are freely switched by one rotation clutch 30 to achieve the speed change. That is, the rotary clutch 30 is a direct coupling clutch (hereinafter referred to as a direct coupling clutch 30). Needless to say, the two-stage speed change is achieved even in the mechanical power transmission mechanism 20 by supplying and discharging the hydraulic oil to and from the clutches 22 d and 23 d.
  • the effects of the hydraulic mechanical transmission 2 according to the present embodiment are as follows.
  • a flow control valve 16 as shown by a broken line in FIG. 1 is additionally provided in the hydraulic circuit, and the discharge amount of the pump 11 is increased.
  • the flow control valve 16 with the displacement of the motor 12 increased, the flow from the pump 11 will be mostly transferred to the drive system other than the hydraulic mechanical transmission 2.
  • the hydraulic mechanical transmission 2 itself can output a very high torque and a very low speed while rotating and fully driving it.
  • the hydraulic power transmission mechanism 10 can be used for the first forward speed and for the reverse speed, and the low-speed rotation side of the mechanical power transmission mechanism 20 can be set to the second speed, and the high-speed rotation side can be set to the third speed.
  • the hydraulic mechanical transmission 2 has an extremely simple structure.
  • the number of the first and second planetary gear mechanisms 22 and 23 need not be limited to two, but may be one or three or more. And even in such a case, only one direct coupling clutch 30 needs to be installed.
  • the direct coupling clutch 30 is provided at a position higher than the lubricating oil level H of the transmission case 26 as shown in FIG.
  • the direct coupling clutch 30 does not stir the lubricating oil at the time of rotation, and it is possible to prevent power transmission loss due to the stirring of the lubricating oil and occurrence of inconveniences such as scattering or foaming of the lubricating oil.
  • the pump 11 is used for both the work machine 3 and the motor 12, but a pump for the work machine 3 may be provided separately. Even in this case, since there is only one engine 1 as the power source, the same effect as above can be obtained.
  • the present invention is useful as a hydraulic mechanical transmission that can maximize the advantages of a hydraulic mechanical transmission with a simple configuration, and can be used for a wheeled hydraulic excavator and the like.

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Description

明 細 書 油圧機械式変速装置 技 術 分 野
本発明は、 装輪式油圧ショベル等の変速装置として、 好適に使用できる油圧機 械式変速装置に関する。 背 景 技 術
変速装置として一般に、 機械式、 油圧式 （いわゆる H S T) 、 油圧機械式、 ベ ルト式等が知られている。 さらに、 例えば機械式が選択摺動式、 常時嚙合式、 同 期嚙合式、 遊星歯車式等と分類されるように、 その他の形式もそれぞれ分類され 。
ところで、 上記各種変速装置のうち油圧機械式は、 油圧ポンプ及び油圧モータ による油圧式動力伝達機構と、 歯車による機械式動力伝達機構とを切換え使用可 能に設け、 入力回転を変速して出力するものである。 そして近時、 高トルクが得 られる油圧式動力伝達機構を低速出力時に用い、 他方、 高伝達効率力得られる機 械式動力伝達機構を高速出力時に用いる、 次のような油圧機械式変速装置が知ら れている。
( 1 ) 特開平 5— 4 4 8 1 5号公報記載の油圧機械式変速装置 （本出願人によ る先の提案） は、 機械式動力伝達機構と油圧式動力伝達機構とで 2つの遊星歯車 機構を共用し、 かつ 4つの直結クラッチを用いることにより、 前後進各 3速の油 圧式変速走行と、 前後進各 3速の機械式変速走行との切換えを可能としている。
( 2 ) 特開平 6— 1 5 9 4 7 4号公報記載の油圧機械式変速装置は、 機械式動 力伝達機構と油圧式動力伝達機構とで 4つの複軸クラッチを共用し、 かつ 2つの 直結クラッチを用いることにより、 車両の回送時における後進 1速及び前進発進 時の油圧式走行並びに前進 1速〜前進 4速の機械式走行と、 作業走行時における 前進 1速〜前進 4速の油圧式走行との切換えを可能としている。
ところで、 例えば装輪式油圧ショベルのように、 油圧駆動される作業機を別 に備えた自走車両では、 低速走行しつつ作業機をフル駆動する機会が極めて多 L、 。 また公道では高速移動も要求される。 このような自走車両に油圧機械式変速装 置を搭載すれば、 低速走行時は、 油圧式動力伝達機構を用いることにより、 しか も H S Tのように油圧ポンプ及び油圧モータを可変容量式とした油圧式動力伝達 機構を用いることにより、 前後進切換えを効率良く行うことができる。 また、 高 トルクで発進でき、 無段変速ができ、 かつ走行速度に係わらず作業機に対し大き な油圧馬力を分配できるという利点がある。 他方、 高速走行時は、 機械式動力伝 達機構を用いることにより高伝達効率の走行を行えるという利点がある。
しかしながら、 かかる従来の油圧機械式変速装置には、 油圧式動力伝達機構の 油圧ポンプ及び油圧モータが可変容量式であるか否かは明記されていない。 仮に 油圧ポンプ及び油圧モータを可変容量式であるとするならば、 それ自体が無段変 速できるのであるから、 これら事例に記載された 「 2つの遊星歯車装置や 4つの 複軸クラッチによって多段変速化されている」 ことの趣旨が不明となる。 また、 これら事例では多段変速された油圧式走行と、 同じく多段変速された機機式走行 とを切換え可能とするために多数の直結クラツチを用いるが、 これでは構造が複 雑になる。 従来技術では、 上記説明の油圧機械式変速装置の利点を十分に利用し ているとは言えない。 発 明 の 開 示
本発明は、 上記従来技術の問題点に鑑み、 単純な構成で油圧機械式変速装置の 利点を最大限弓 Iき出せる油圧機械式変速装置を提供することを目的としている。 本発明は、 油圧ポンプ及び油圧モータによる油圧式動力伝達機構と、 歯車によ る機械式動力伝達機構とを切換え使用可能に設けて入力回転を変速し出力する油 圧機械式変速装置において、 前記機械式動力伝達機構は少なくとも 1つの遊星歯 車機構を備えると共に、 この機械式動力伝達機構の出力軸を直接外部へ出力可能 に設け、 前記油圧式動力伝達機構の油圧ポンプ及び油圧モータは可変容量式とし 、 且つこれら油圧式動力伝達機構のモータ出力軸と機械式動力伝達機構の出力軸 との間に 1つの直結クラツチを設けている。
また、 この直結クラッチは、 これを内蔵する変速装置ケース内の潤滑油面より 高い位置に配設してもよい。
より具体的には、 油圧ポンプ及び油圧モータによる油圧式動力伝達機構と、 歯 車による機械式動力伝達機構とを切換え使用可能に設けて入力回転を変速し出力 する油圧機械式変速装置において、 前記機械式動力伝達機構は第 1 , 第2遊星歯 車機構を備えると共に、 この機械式動力伝達機構の出力軸を直接外部へ出力可能 に設け、 前記油圧式動力伝達機構の油圧ポンプ及び油圧モータは可変容量式とし 、 且つこれら油圧式動力伝達機構のモータ出力軸と機械式動力伝達機構の出力軸 との間に 1つの回転クラッチを設け、 この回転クラッチは、 これを内蔵する変速 装置ケース内の潤滑油面より高い位置に配設したものでもよい。
上記構成によれば、 機械式動力伝達機構に遊星歯車機構を採用して小さなスぺ ースで大きな減速比が 1段又は多段にて得られる。 また、 油圧式動力伝達機構に 可変容量式の油圧ポンプ及び油圧モータを採用し、 それ自体で無段変速できるよ うにしてある。 そして、 直結クラッチはただ 1つとし、 これを接続することによ り、 油圧式動力伝達機構の出力が機械式動力伝達機構の出力に変わり、 外部へ出 力される。 これらの有機的結合の結果として、 直結クラッチを接続して油圧式動 力伝達機構の出力回転を外部への出力とするときは、 その回転速度に関わりなく 、 駆動源を同じくする他のァクチユエ一夕に対して所望の馬力を供給することが できる。
また、 油圧式動力伝達機構はそれ自体;^無段変速可能であるため、 従来技術の ように複数の遊星歯車装置や複軸クラッチを油圧式動力伝達機構と機械式動力伝 達機構とで共用させ、 且つ油圧式走行と機械式走行とを多段変速させる必要がな く、 機械式動力伝達機構のみを油圧式動力伝達機構とは無関係に多段変速可能と している。 従って従来技術のように、 油圧式走行と機械式走行との多段変速間の 切換用に必要とされる複数の直結クラッチは不要となる。 そこで、 ただ 1つの直 結クラッチ力 <採用されている。 これにより、 構造のコンパクト化はもとより、 油 圧機械式変速装置の利点が最大限に引き出せるようになる。
さらに、 直結クラッチを潤滑油面よりも高い位置に設けたため、 直結クラッチ による潤滑油のかき回しがなくなる。 これにより、 動力伝達効率の低下や潤滑油 の泡立ち等の不具合がなくなる。
以下に本発明の効果を纏めると、
( 1 ) 油圧式動力伝達機構により、 正逆転出力 （車両ならば前後進） の切換えを 効率良く行うことができる。
( 2 ) ポンプの吐出量を多くし、 他方モータの押し退け容積を小さくすれば、 油 圧機械式変速装置以外の駆動系をフル駆動させつつ、 油圧機械式変速装置自体は 微速出力できる。
( 3 ) ポンプの吐出量を少なくし、 他方モータの押し退け容積を大きくすれば、 高トルクで微速出力できる。 尚、 油圧機械式変速装置以外に駆動系があるときは 、 油圧回路中に例えば流量制御弁を追設し、 ポンプの吐出量を多くし、 且つモー 夕の押し退け容積も大きくした状態で、 流量制御弁によりモータへの流量を絞れ ば、 ポンプからの流量を油圧機械式変速装置以外の駆動系へ大半回してこれをフ ル駆動させつつ、 油圧機械式変速装置 2自体は高トルクで微速出力できる。
( 4 ) ただ 1つの直結クラッチで油圧式出力と機械式出力とを切り換えることが できるので、 コンパクトな油圧機械式変速装置となる。 図面の簡単な説明
図 1は本発明の実施例に係る油圧機械式変速装置のギャスケルトンの説明図であ り、 図 2の I一 I断面を示す。
図 2は本発明の実施例に係る油圧機械式変速装置の縦断面の説明図である。 発明を実施するための最良の形態
本発明の実施例に係る油圧機械式変速装置を、 図 1一図 2を参照して詳細に説 明する。
図 1において、 油圧機械式変速装置 2は、 図示しない装輪式油圧ショベル （以 下油圧ショベルという） に搭載されている。 そして、 油圧ショベルを駆動するェ ンジン 1の動力は、 油圧機械式変速装置2と作業機3とにそれぞれ必要量配分さ れる。
油圧機械式変速装置 2は、 油圧式動力伝達機構 1 0と、 機械式動力伝達機構 2 0と、 1個の直結クラッチ 3 0とを備えている。 尚、 機械式動力伝達機構 2 0と 、 直結クラッチ 3 0と、 油圧式動力伝達機構 1 0の一部分とは、 変速装置ケース 2 6に内蔵されている。 詳しくは次の通りである。
油圧式動力伝達機構 1 0は、 オペレータの指令と作業機 3の作業状態とにより マイコン制御された指令 S 1をサーボ機構に受け、 この指令 S 1に応じた必要最 適油量を吐出するように、 押し退け容積を変化する可変容量式油圧ポンプ 1 1 ( 以下ポンプ 1 1という） と、
オペレータやマイコン等からの指令 S 2をサーボ機構に受け、 この指令 S 2に応 じた必要最適トルクを得るように、 押し退け容積を変化する可変容量式油圧モー タ 1 2 (以下モータ 1 2という） と、
油路 1 3とで構成されている。 ここで、 ポンプ 1 1及びモータ 1 2は、 変速装置 ケース 2 6におけるエンジン 1の装着面とは反対側面に装着し、 これにより油圧 機械式変速装置 2のコンパクト化図っている。
機械式動力伝達機構 2 0は、 一端でエンジン 1から回転力を入力し、 他端でポ ンプ 1 1を駆動する主軸 2 1を備えている。 主軸 2 1には、 第 1， 第 2遊星歯車 機構 2 2、 2 3の各サンギヤ 2 2 a , 2 3 aが固設してある。 第 1遊星歯車機構 2 2のブラネットキャリア 2 2 bと、 第 2遊星歯車機構 2 3のリングギヤ 2 3 c とは一体連結され、 また第 2遊星歯車機構 2 3のブラネットキャリア 2 3 bは出 力軸 2 4にギヤ連結されている。 出力軸 2 4は図示しないドライブシャフトに接 続され、 差動機や終減速機等を介して出力回転をホイールへ伝えることにより油 圧ショベルをを自走させる。
従って、 第 1遊星歯車機構 2 2のリングギヤ 2 2 cを空転させ、 かつ第 2遊星 歯車機構 2 3のリングギヤ 2 3 cを変速装置ケース 2 6に固定させて得られる出 力軸 2 4の回転速度は、 第 1遊星歯車機構 2 2のリングギヤ 2 2 cを変速装置ケ ース 2 6に固定させ、 かつ第 2遊星歯車機構 2 3のリングギヤ 2 3 cを空転させ て得られる出力軸 2 4の回転速度よりも低速となる。
本実施例では、 クラッチ 2 3 dへ図示しない油圧回路から圧油を送ってリング ギヤ 2 3 cを変速装置ケース 2 6に固定し、 かつクラッチ 2 2 dの圧油をドレン させてリングギヤ 2 2 cを空転させることにより、 出力軸 2 4の低速回転を達成 している。 他方、 前記とは逆に、 クラッチ 2 2 dへ図示しない油圧回路から圧油 を送ってリングギヤ 2 2 cを変速装置ケース 2 6に固定し、 かつクラッチ 2 3 d の圧油をドレンさせてリングギヤ 2 3 cを空転させることにより、 出力軸 2 4の 高速回転を達成している。 これら各クラッチ 2 2 d、 2 3 dへの圧油の給排は、 オペレータ席の変速レバーやマイコンからの指令によって行っている。
また、 油圧式動力伝達機構 1 0のモータ 1 2のモータ出力軸 1 4には、 その回 転を機械式動力伝達機構 2 0の出力軸 2 4に断続自在に伝達する 1つの回転クラ ツチ 3 0が設けてある。 そして、 オペレータ席からの変速レバーやマイコン等か らの指令に基づき、 第 1， 第 2遊星歯車機構 2 2、 2 3の各クラッチ 2 2 d、 2 3 dの圧油がドレンし、 かつ図示しない油圧回路から圧油が回転クラッチ 3 0に 作用すると、 出力軸 2 4には第 1， 第 2遊星歯車機構 2 2、 2 3からの回転入力 力《遮断され、 代わってモータ出力軸 1 4の回転が入力される。 ここで、 1つの回 転クラッチ 3 0により油圧式動力伝達機構 1 0と機械式動力伝達機構 2 0との使 用を自在に切換えて、 変速を達成している。 即ち、 回転クラッチ 3 0は直結クラ ツチとなる （以下直結クラッチ 3 0という） 。 なお、 機械式動力伝達機構 2 0内 でも各クラッチ 2 2 d、 2 3 dへの圧油の給排により、 2段変速を達成している ことはいうまでもない。 本実施例に係る油圧機械式変速装置 2の効果は次の通りである。
油圧式動力伝達機構 1 0のポンプ 1 1及びモータ 1 2を可変容量式としたため、 無段変速が可能となる。 従って、
( 1 ) 前後進切換えを効率良く行うことができる。
( 2 ) ポンプ 1 1の吐出量を多くし、 他方モータ 1 2の押し退け容積を小さくす れば、 作業機 3をフル稼働させつつ微速走行できる。
( 3 ) ポンプ 1 1の吐出量を少なくし、 他方モータ 1 2の押し退け容積を大きく すれば、 高トルクで微速走行できる。
なお、 油圧機械式変速装置 2以外に駆動系がある場合は、 油圧回路中に例えば 図 1に破線で示すような流量制御弁 1 6を追設し、 ポンプ 1 1の吐出量を多くし 、 且つモータ 1 2の押し退け容積も大きくした状態で、 流量制御弁 1 6によりモ 一夕 1 2への流量を絞れば、 ポンプ 1 1からの流量を油圧機械式変速装置 2以外 の駆動系へ大半回してこれをフル駆動させつつ、 油圧機械式変速装置 2自体は高 トルクで微速出力できる。
( 4 ) 油圧式動力伝達機構 1 0を前進 1速用及び後進用とし、 機械式動力伝達機 構 2 0の低速回転側を 2速とし、 高速回転側を 3速とすることができる。 他方、 第 1， 第 2遊星歯車機構 2 2 , 2 3を機械式動力伝達機構 2 0に専属させること により、 1つの直結クラッチ 3 0で油圧式走行と機械式走行との切換えを可能と したので、 極めて簡素な構造の油圧機械式変速装置 2となる。 勿論、 第 1， 第 2 遊星歯車機構 2 2， 2 3は 2つに限る必要はなく、 1つでも、 又は 3つ以上でも よい。 そしてこのような場合でも、 直結クラッチ 3 0はただ 1つ設置するだけで 良い。
ここで、 直結クラッチ 3 0は図 2に示すように、 変速装置ケース 2 6の潤滑油 面 Hよりも高い位置に設けてある。 この結果、 直結クラッチ 3 0が回転時に潤滑 油をかき回すことがなく、 潤滑油かき回しによる動力の伝達損失及び潤滑油の飛 散や泡立ち等の不都合発生を阻止できる。 なお、 直結クラッチ 3 0は回転クラッ チ式に限る必要はない。 また、 油圧機械式変速装置 2ではポンプ 1 1を作業機 3用とモータ 1 2用を兼 ねているが、 作業機 3用のポンプを別に備えてもよい。 この場合でも、 動力源の エンジン 1はただ 1つであるから、 上記と同様の効果力《得られる。
産業上の利用可能性
本発明は、 単純な構成で油圧機械式変速装置の利点を最大限引き出せる油圧機 械式変速装置として有用であり、 装輪式油圧ショベル等に利用できる。

Claims

請求の範囲
1 . 油圧ポンプ及び油圧モータによる油圧式動力伝達機構 1 0と、 歯車による機 械式動力伝達機構 2 0とを切換え使用可能に設けて入力回転を変速し出力する油 圧機械式変速装置 2にお 、て、
前記機械式動力伝達機構 2 0は少なくとも 1つの遊星歯車機構を備えると共に 、 この機械式動力伝達機構 2 0の出力軸 2 4を直接外部へ出力可能に設け、 前記 油圧式動力伝達機構 1 0の油圧ポンプ 1 1及び油圧モータ 1 2は可変容量式とし 、 且つこれら油圧式動力伝達機構 1 0のモータ出力軸 1 4と機械式動力伝達機構 2 0の出力軸 2 4との間に 1つの直結クラッチ 3 0を設けたことを特徵とする油 圧機械式変速装置。
2 . 前記直結クラッチ 3 0は、 直結クラッチ 3 0を内蔵する変速装置ケース 2 6 内の潤滑油面より高い位置に配設したことを特徴とする請求の範囲 1記載の油圧
3 . 油圧ポンプ及び油圧モータによる油圧式動力伝達機構 1 0と、 歯車による機 械式動力伝達機構 2 0とを切換え使用可能に設けて入力回転を変速し出力する油 圧機械式変速装置 2において、
前記機械式動力伝達機構 2 0は第 1， 第 2遊星歯車機構 2 2 , 2 3を備えると 共に、 この機械式動力伝達機構 2 0の出力軸 2 4を直接外部へ出力可能に設け、 前記油圧式動力伝達機構 1 0の油圧ポンプ 1 1及び油圧モータ 1 2は可変容量式 とし、 且つこれら油圧式動力伝達機構 1 0のモータ出力軸 1 4と機械式動力伝達 機構 2 0の出力軸 2 4との間に 1つの回転クラッチ 3 0を設け、 回転クラッチ 3 0はこれを内蔵する変速装置ケース 2 6内の潤滑油面より高い位置に配設したこ とを特徵とする油圧機械式変速装置。
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