连续变速静液传动装置 【发明领域】
本发明涉及液压机械，尤其涉及将动力自原动机上以连续(无级)可变传动比传递到负载上的静液传动装置。
【发明背景】
在1992年1月14申请的、在此引用其公开内容是为了参考的、我的共同未决的国际专利申请中，公开了并请求保护了一种液压机械，它包括一液压泵组件和一液压马达组件，它们相互对置，和一中间体，即楔形旋转斜盘轴向对中。泵组件连于由原动机驱动的一输入轴，而马达组件固定于静止的机壳。一根与输入轴共轴线并按驱动关系连于负载的输出轴跟旋转斜盘相连。当泵组件受原动机驱动时，液压流体经旋转斜盘中特殊构形的孔道被往返泵送于泵和马达组件之间。结果，3个均按相同方向作用的扭矩分量全作用于旋转斜盘上，从而在输出轴上产生输出扭矩以驱动负载。其中的2个扭矩分量分别是由旋转泵组件作用于旋转斜盘上的机械分量和由马达组件作用在旋转斜盘上的液压机械分量。第3个分量是纯静液分量，它是由于作用在旋转斜盘几道的周向相反端面上的流体压力产生的不均匀力而产生的；这些端面由于旋转斜盘的楔形而呈不同地表面积。
为改变传动比，旋转斜盘相对于输出轴轴线的角度方位是可变的。由于传动比，即速比在1∶0和1∶1之间是连续可变的，因此原动机能以基本上设定在其最高效率的运转点的恒速下运转。传动比为1∶0(空挡)的设定，无须离合器。跟常规的连续可变静液传动装置不同，其中液压流的流量率随传动比增加而成比例地增加，这样，最大流量率出现在最高传动比设定时；而在我的所引用的PCT申请中所公开的液压机械中的流量率在传动比范围的中间点达到最大，而后在最高传动比设定时逐渐降下到大致为零。这样，由液压流体流动引起的损失减少了，并且消除了常规静液传动装置在高传动比时产生的烦入的啸声。由于多扭矩分量作用于旋转斜盘上，在输出速度范围上半区内的液压流体流量调节原动机最佳输入性能的功率减少，因此，我的PCT申请的液压机械作为高效率、安静、连续变速静液传动装置在车辆驱动系中获得特别有利的应用。
发明概述
本发明的一个目的在于对我的PCT申请的液压机构进行改进，使其尺寸小，部件数量少，制造成本低。
本发明的另一目的在于改进将低压液压流体引入液压泵和马达组件的方式以及供调节传动比，即调节旋转斜盘角度的液压流体压力的产生方式。
本发明的又一目的在于提供一种在我的PCT申请所公开的这种液压机械，其中，当液压机械受原动机驱动时，能量可被储存以便随后恢复和使用，根据旋转斜盘的角度临时驱动输出轴，输入轴或两者。
本发明的再一个目的在于提供一种能应付在液压机械中所产生的极大推力负荷的改进了的液压支座。
为了达到这些目的，本发明的液压机械，在其申请中作为连续变速静液传动装置，包括一壳体；一根以轴颈支承在该壳体内用以自原动机上接受输入扭矩的输入轴；一根以轴颈支承于该壳体内用于传递驱动扭矩给负载的输出轴；一个和输入轴相连的液压泵组件；一个固定于该壳体的液压马达组件；一个包括在输入面和输入面之间延伸的孔道的楔形旋转斜盘，其中输入面面向泵组件，输出面面向马达组件；以驱动方式连于输出轴并枢接于旋转斜盘的联轴器，用于调节输出轴和旋转斜盘之间的扭矩传递，并调节斜盘相对于输出轴轴线的角度；一个与之相连以将斜盘角度调节到所需传动比的控制器；一个在输入和输出轴之一中的轴向内通道，用以将液压流体引入到泵组件和马达组件。
按照这些目的，本发明还要提供一种液压机械，包括一壳体；一根以轴颈支承于壳体内自原动机上接收输入扭矩的输入轴；一根以轴颈支承于壳体内将扭矩传递给负载的输出轴；一个和输入轴相连的液压泵组件；一个固定于壳体的液压马达组件；一个以驱动方式连接输出轴并包括在输入面和输入面之间延伸的孔道的楔形旋转斜盘，其中输入面面向泵组件，输出面面向马达组件；一个连于斜盘以调节斜盘相对于输出轴轴线的角度方位的控制器；一个具有储存位置和恢复位置的阀；一个液压流体蓄能器，它跟泵组件和马达组件经所述阀保持液压流体流通，在泵组件受原动机驱动期间而所述阀处于储存位置时用以储存能力，而当阀处于恢复位置时，用于将能量补偿给泵组件和马达组件，以驱动输入轴、输出轴，或两者，取决于斜盘角度。
按照这些目的，本发明还要提供一种液压机械，它包括一壳体；一根以轴颈支承于支壳体内以接收输入扭矩的输入轴；一个受输入轴驱动并包括一液压缸和对其内的液压流体进行加压的一活塞的液压泵组件；一个静液推力支座，包括一个固定于所述液压机械且具有第一支承面的第一支承件，一个固定于该机械的运动部件且具有第二支承面的支承件，第二支承面在界面上和第一支承面成滑动接触，第一和第二支承面中的一个在其界面上形成至少一个腔，该腔的开口跟液压缸连通，液压流体经该开口自液压缸引入以充注该腔，腔中的液压流体经该开口受液压缸中的压力液压流体加压，以产生正比于该腔表面积的推力，其方向与由该机械产生的推力负载相反。
本发明的其它特点、优点和目的将在随后的说明中提出，其中的一部分由于说明而会变得明显，或可通过本发明的实践来认识。本发明的目的和优点将通过在下面的书面叙述和所附的权利要求书以及附图中具体指出的装置来实现和达到。
应当理解，无论是上述的一般叙述还是下面的详细说明都是示例性和解释性的，意在对所要求保护的本发明提供进一步的说明。
这些附图是用来为本发明提供进一步的理解的，因而被引入，它构成说明书的一部分，图示本发明的优选实施例，和说明书一起，用于解释本发明的原理。
附图简介
图1是本发明的连续变速静液传动装置的纵剖面图；
图2是沿图12-2线所取的剖面视；
图3是图1中输出轴的纵剖面图；
图4是具有图1传动装置的液压回路简图；
图5是被包括在图1传动装置中所用的推力轴承中的推力垫片的平面图。
在几张附图中，相应的标号指相同的部件。
优选实施例详述
按照本发明的优选实施例，连续变速静液传动装置在图1中总的以10表示，作为基本部件，它包括壳体12，其中一输入轴14和一输出轴16用轴颈支承于其内，它们安装成共轴线，大致保持端对端的关系。在壳体外部的输入轴14的端部制有花键，以14a表示，便于和原动机(未示)成驱动连接，壳体外部的输出轴16的端部也制有花键，以16a表示，便于和负载(未示)成驱动连接。输入轴14驱动总的以18表示的液压泵组件。液压马达组件，总的以20表示，被固定于壳体12上，和泵组件18成轴向对置关系。总的以22表示的旋转斜盘在泵组件和马达组件之间的某一位置上和输出轴16成驱动连接，并制有孔道，为泵和马达组件之间的液压流体的交换制造条件。总的以24表示的控制器连于旋转斜盘22，目的是为了绕支点旋转来调节斜盘相对于输出轴轴线25的角度，藉以设定输入轴速度对输出轴速度的传动比。
现在详细参照图1圆柱形壳体12包括一盖30，它被沿圆周排成一圈的螺栓固定在适当的地方，以封闭壳体的开口输入端，可以看到其中一个螺栓以31表示。输入轴14经盖的中心开口32和壳体隔板34的中心开口33穿入壳体12。轴承35安装在盖孔32和隔板孔32，支承输入轴14作旋转运动。用螺栓37安装于盖30的环形端盖36使密封装置38顶靠在输入轴圆周表面上，以防止液压流体泄漏。
盖30和壳体隔板34之间的输入轴的轴向部分制有花键，以40表示，以便于跟回流泵成驱动连接，回流泵在图1和图4中以42简略表示。进出几道43a和43b，出于画图方便，表示为在盖30上制出，为回流泵42和图4的液压回路提供液压连接，以便从油底壳泵送液压流体。虽然在图4中图示油底壳44在壳体12的外部，然而，可以理解，油底壳可设置于壳体的延伸下底壳部(在图1中未示)。
回到图1，输入轴14的内端制有埋头孔，形成圆柱形凹穴45，以安装输出轴16的直径减小的内端部。安装在凹穴45内的轴承46，构成输出轴内端部轴颈支承。壳体隔板34外的输入轴14的内端部向外扩展，构成一径向法兰47，后者具有制成花键的周界面，和环形推力垫片49的制成花键的中心孔(一般地以48表示)啮合。一环形抗磨板50，安装在壳体隔板34内面的环槽51内，并借助于插入壳体隔板上钻出的孔53内的有头销钉52来防止转动，它和止推垫片49配合，以下面叙述的方式有效地应付传动装置10中产生的极大推力负荷。
止推垫片49的内径向端面制有凹穴，此安装包括在液压泵组件18内的若干活塞的支架56的左径向扩展端，这些活塞，例如10个，其中一个以58表示，以在我的PCT申请中所公开的方式均匀分布在跟输出轴轴线25同心的一圆周排内，如图1所示，每一泵活塞58包括一活塞头60，后者用一细长螺栓61安装在活塞支架56上，螺栓61穿过活塞支架上的一个孔，并拧入止推垫片49上的螺纹孔62内。活塞头60被加工成具有跟环形支座62的球形外表面相一致的球形内表面，环形支座用销销在由螺栓61支承的内衬套63上。带支座的轴套64也由螺栓61这样支承，当螺栓向下拧紧时，球形支座被夹紧在适当的位置上，以便适当地配置活塞头60和活塞支架56沿轴向的间隔关系。结果，每一活塞头60被安装成具有有限的径向旋转运动，如在我的所引用的PCT申请中所公开的液压机械中的情况那样。
泵的活塞支架56的圆柱形右端部支承一环形球面支座66，后者跟在泵环形缸体68的中央开口内制出的球形表面67相符合。作用于支架56和球面支座66上制出的相对凸肩的压弹69迫使球面支座朝传动装置的输出端向右移动。轴承70被封闭泵的活塞支架56的中央开口内，输出轴16穿过轴承70，以便为泵的活塞支架56提供另一轴颈支承。缸体68包抗沿圆周排成一圈的泵缸72，它们各自装有泵的活塞58。借助于泵的各活塞头60的球形支座和泵缸体68，可调节泵缸体的旋转轴线的旋进运动。
仍然参照图1，液压马达组件20在结构上基本等同于液压泵组件18。然而，等同于旋转泵活塞支架56的环形马达活塞支架74都用一排沿圆周分布的螺栓75固定于壳体12。这些螺栓也用于安装以76表示的马达活塞，每一活塞包括一个以旋转方式安装于球面支座78上的活塞头77，球面支座用相同于泵活塞58的方式由一轴套79远距离定位在泵活塞支架74上。然后，一马达缸体80经一环形球面支座82以旋转方式被安装在支架74上。压簧82a迫使球面支座82朝传动装置10的输入端向左移动。再次如在泵缸体68中的情况那样，沿圆周排成一排的马达液压缸83在缸体80内制出，以各自安装马达活塞76。因为马达组件20是用螺栓75固定于壳体12的，因此马达活塞76和缸体80并不转动，然而，马达活塞头77的球形支座相对于螺栓75，以及马达缸体80相对于支架74都适应马达缸体轴线的章动(Nutating)(旋进)运动。
如在图1中进一步看到的，输出轴16向右穿过支架74的中央开口，并穿过由螺栓87固定于壳体12的轮毂形输出端封86的中央开口伸至壳12的外部。一对环轴承89，和卡在沿输出轴圆周形成的环槽90a内的C形夹90成侧面相接关系，置于端封中央开口的凹槽内，为刚离开壳体12之前的输出轴提供轴颈支承。一个用螺栓93固定于端封86的环形端盖92将密封装置94在最后离开壳体的地点封闭在输出轴16的表面，以防止液压流体的泄漏。
旋转斜盘22用联轴器以旋转方法连于输出轴16，联轴器在图1中笼统地以100表示，它处于泵组件18和马达组件20之间的工作位置上。斜盘22包括一个跟泵缸体68的面102成完全滑动接触的输入面101和跟马达缸体80的面104成完全滑动接触的输出面103。斜盘22的输入和输出端面以锐角相互定向的，从而形成斜盘的楔形外形。在图2中看到的腰子形孔道106在斜盘的输入和输出面间延伸，并跟进入泵缸体68的缸72内的相应开口107以及进入马达缸体80的缸83的相应开口108连通，全都如在我的所引用的PCT申请中较充分描述和图示的那样。
输出轴16取中空轴的形式，一隔板110插入其内，以构成一对并列细长的轴向液压流体通道112和114，如在图2和3中所示。一中心肓孔116在隔板110上制出，它自隔板的左端延伸到右端仅一短矩离，如图3中所示。回到图2，联轴器100，它以枢接和驱动方式将斜盘22连于输出轴16，包括一对以径向向外延伸关系在输出轴上形成的沿直径方向对置的若干毂118。一个毂的内端通至内轴通道112，而另一个毂的内端通至内轴通道114。在旋转斜盘22上钻有沿直径方向对置的径向孔120，带凸缘的轴套122插入其内。若干中空驱动销124然后经该斜盘孔和轴套122插入毂118内，以枢接和驱动方式将斜盘连于输入轴。塞126旋入斜盘孔120的螺纹外端部，以密封它们的外端，并将驱动销124，锁定在适当的位置。径向孔127经各驱动销邻近其外端的管壁钻出，以形成自斜盘的高压侧128(相对于直线129的右侧)到内轴通道112以及自斜盘低压侧130(相对于直径线的左侧)至内轴通道114的液压流通。一棱行阀，以132表示，安装在轴隔板上对置的扩大的侧孔133内，跟隔板孔116连通。该梭行阀包括一对由一凸肩按间隔关系锁定的阀盘134，与销135相互连接。因此，暴露在斜盘22高压侧128的阀盘134受压顶靠隔板110，以密封隔板孔133，而另一阀盘134和隔板110保有间隔，使另一隔板孔133通至斜盘22的低压侧130，从而允许低压液压流体流入隔板孔116。这样梭行阀确保了只有低压液压流体才能流入隔板孔116。
回到图1，传动比控制器24包括一环形活塞140，活塞被支承在输出轴16的某一轴向位置上，用一个嵌在切入输出轴圆周面内的环槽142(图3)中的部分轴环固定。一个包围活塞140的环形控制油缸144可滑动地安装在输出轴上，由密封装置143保持密封关系，从而形成活塞140左侧的一个密封腔145和活塞右侧的一个密封腔146。一个包围输出轴16的控制轴套148以其外端固定在控制柱塞144上，并朝斜盘22方向穿过马达组件支架74和输出轴之间的间隔。径向向外延伸的柄部150靠在控制轴套148的内端部。正如从图2中清晰看到的，在离输出轴16某一径向间隔位置上，经柄部150钻有一横孔151，和轴衬152相配合。水平横孔153还钻通斜盘22的轴向加厚的凸缘。然后一枢销154经孔153和柄部轴衬152插到图2中所示的位置，以便将斜盘22枢接到柄部150。
如在图1和2中所看到的，螺栓157将平衡环与柄部150的外端相连。正如在我的所引用的PCT申请中充分说明的，诸如由平衡环156构成的配重，是用于平衡斜盘22，旋进泵缸体68和马达缸体80的偏心质量的。
再回到传动比控制器24的说明，如图3中所示，在输出轴16的管壁和轴隔板110上钻通一对径向孔160和162，跟隔板孔116相互贯穿。孔160和162的轴向位置紧靠在固定控制柱塞140位置的两侧(图1)，就在控制柱塞的相对两侧。于是，控制缸腔145经孔160跟隔板孔116内的低压液压液体连通，而控制缸腔146经孔162跟隔板孔116内的低压液压流体连通。现在回到图1，圆柱形控制阀件164包围控制缸144，跟控制缸的圆周表面保持密封。在控制缸144的管壁上，于轴向未端位置处，钻通两泄油孔165和166，这样，孔165跟控制缸腔145连通，而孔166跟控制缸腔146连通。除了在传动比变化期间，泄流孔165和166总由控制阀164阻塞。
在阀件164的内表面上，于轴向末端处，加工出一对环腔168和169。由于传动比控制器跟斜盘22和输出轴16旋转一致，故在控制阀件164的外周面上制有一对轴向间隔的构成连续环槽170的环肋。一控制杆安装于壳体12上，可轴向滑动，配备一径向内凸的销173，它啮合于阀件环槽170内。
如上所示，在恒定运转期间，控制器24的控制阀件设定一个密封控制缸144内的泄流孔165和166的轴向位置。于是，两控制缸腔145和146在相同的压力下经隔板孔116和孔160、162充以液压流件。这样，控制缸144的轴向位置由腔145和146内的平衡液压流体压力保持恒定，按既定的斜盘角定位确定特定的传动比。为改变传动比，控制阀件164相对于控制缸144的轴向位置可改变，以便使环槽168、169中的一个跟控制缸泄流孔165、166中的相应一个连通。此时液压流体自泄流的控制缸腔经开通的泄流孔流入控制阀件164的相关环腔内。泄流的液压流体在跟环腔168和169连通的图4的液压回路得到恢复。由于在控制腔145和146内形成的压力不平衡的结果，控制缸144的轴向位置改变了，使斜盘经控制器连接件，包括控制套148和柄部150，产生转角调整。
由于控制阀件164的改变了的轴向位置是由环槽170内的控制杆销173的啮合保持的，因此，控制阀件并不跟随控制缸144的轴向移动。最终，控制缸达到了某一轴向位置，在该位置上，泄流孔145或146中的一个泄流孔由控制阀件164密封。控制缸腔145和146内的液压流体压力很快达到平衡，以保持控制缸的改变后的轴向位置，从而保持新的斜盘转角。
考虑到图1中所示的控制器与斜盘的位置，当控制阀件164向左移动时，泄流孔166通至环腔169。液压流体然后自控制缸腔146泄流，因为液压流体经隔板孔116和孔160流入控制缸腔145，造成压力不平衡。当控制缸146的容积缩小时，控制缸腔145的容积膨胀，驱动控制缸144向左移动。由联轴器100所决定的斜盘22因此绕横轴线176(图2)沿逆时针方向转动，横轴线176和输出轴线25相交。
当控制缸144达到某一轴向位置时，在该位置上，泄流孔166被控制阀件164所密封，控制缸腔145和146内的液压达到平衡，从而按新的斜盘转角确定传动比。
由图1中所示的传动装置10的说明可知，在输出轴16的管壁上钻出第一组沿圆周间隔的通孔180，跟低压内通道114连通，在输出轴16的管壁上钻出第二组沿圆周间隔的通孔182(在和输出轴远侧上的孔180有轴向距离的位置上，以虚线表示)，跟高压内通道112连通。在端封86的孔面上加工出一对环腔184和186。环腔184跟一组孔180径向对中，环腔186跟另一组孔182径向对中。环形密封装置188防止了流体自这些环腔泄漏。端封上的孔道190和191分别跟环腔184和186连通。
因为在参照我的PCT申请后，可以获得传动装置10的详细操作说明，因此为了简洁起见，在这里操作说明只是概要的。由原动机对输入轴14施加扭矩时，回流泵42和泵组件18一起被驱动，将补充流体经孔道190、孔180和内通道114输入该泵和马达的油缸72和83内。如图3所示，小径向孔194钻中隔板孔116内，于是液压流体被分配到各轴承以供润滑。就图1所示的斜盘22的角度方位而言，其输入面101基本上垂直于输出轴线25。因而泵缸体68不带任何轴向运动分量沿一圆周轨迹旋转，故不泵送液压流体。这是传动比的空挡设定。
当希望对连于输出轴16的负载施加扭矩时，控制杆172被向左移动，使斜盘按上述方式作逆时针转动调节，而斜盘的旋转轴线旋进到一个新的设定位置。由于斜盘22的输入面101现在相对于输出轴线25有一倾角，因此泵缸体68的转动现在围绕一根相对于输出轴线25有角位移的旋进轴线。注意马达缸体80的旋转轴线也旋进到一个由斜盘输出面103确定的新设定的方位。这样泵缸72相对于泵活塞58沿轴向往复移动，藉此加压泵缸中的液压流体，并经腰子形槽106泵送压力流体。由泵缸体68的旋转面在斜盘22的输入面101上施加的扭矩构成了一个经斜盘传递到输出轴16的输入扭矩的机械分量。这一机械扭矩分量当斜盘输入面101垂直于输出轴线25时大致为零，而当斜面输出面103垂直于轴线25时逐渐增加到100％。这是因为当斜盘输出面垂直于输出轴线时，马达缸83中的马达活塞76根本没有泵送作用，从而没有从马达组件20输出流体。于是，泵组件18和斜盘22基本上被液压销定，在旋转泵缸体68和斜盘之间没有相对运动。因此，传动比为1∶1，为一种纯粹的自输入轴14到输出轴16的扭矩机械传动。
在斜盘22的中间角度位置时，由泵组件18加压的液压流体经斜盘中腰子形槽106被泵送，以加压马达缸体80中的马达缸83。在马达缸83中的压力流体对马达缸体80的轴向面对的内表面施加一轴向力，它反过来也作用在斜盘22的输出面103上。一扭矩分量就这样传递给斜盘，它大致等于斜盘跟输出轴线夹角的正切和马达缸体80施加于斜盘上的轴向力的乘积。
作用于斜盘22上的第三个扭矩分量是个纯粹的液压分量，它是由作用于腰子形槽106的周围相对端面上的液压所产生的不均匀力的函数，如上所述，这些端面具有不同的面积。在空挡和1∶1之间的中间传动比时，该第三扭矩分量构成了这一经传动装置10传递的扭矩的大约85％。
可以理解，在不是空挡的传动比时，而泵缸72沿“上坡”方向自斜盘22的最薄点转到最厚点时，这些缸内的液压流体正被挤压，从而提高压力。因此，这正是在图2中以128表示的斜盘的高压侧。此后，在斜盘的沿直径方向的相反侧，泵缸72沿“下坡”方向自斜盘的最厚点转到最薄点。此时，这正是斜盘22的负压或低压侧，如图2中以130表示的，在此期间，液压流体自马达缸83经斜盘槽106输回到泵缸72。
转到图4的液压回路，液压流体由回流泵42自由底壳44经滤油器200、流体管道202和止回阀203被泵送至端封86内的孔道190中，低压补充液压流体经该孔道和内通道114被输到泵组件18和马达组件20，只要泵输出压力超过低压孔道190处的压力。一个小的储存能量的蓄能器204由回流泵的输出自滤油器200经流体管道205和填充阀206填充。该填充阀包括一止回阀208，它打开将液压流体输入蓄压器204，除非蓄能器压力超过了泵的输出压力。在此情况下，一可调卸压阀210开启，管道205的液压流体被转到回流流体管道212，它经第二卸压阀214和冷却器216流回到油底壳44。卸压阀214起降低流体管道205内压力的作用，当被转到流体管道212内时，允许回流泵42以低压运转，并经流体管道202输送到润滑管道和低压内通道114。
蓄能器204用作储存能量，以确保在回流泵42的输出端缺乏足够液压的情况总有足够的液压可供操作传动比控制器之用。因此，蓄能器204经流体管道220和止回阀222连于孔道190。于是，万一原动机停止给输入轴14施加输扭矩时，液压仍可供改变传动比之用。
图4中的标号164和172分别示意地代表了图1中传动比控制阀24的以相同标号标注的控制阀件和控制杆。同样，图4中的标号140，144，145和146分别示意地代表了图1中传动比控制器的以相同标号标注的控制柱塞、控制缸和控制缸腔。这样，如图4中所示，取决于控制阀件164的被调整的传动比设定位置，不是控制缸腔145便是控制缸腔146泄放液压流体以产生如箭头224所示那样的控制缸144的轴向移动。自泄放的控制缸腔释放的液压流体经流体管道226回到油底壳。
仍参照图4，跟低压内通道114连通的孔道190借助流体管道230经止回阀234，流体管道235和滑阀236连接于大的能量储存蓄能器232。同样，跟高压内通道112(图2)连通的孔道191经流体管道237、止回阀238，流体管道235和阀236连接于蓄能器232。背对背的止回阀234和238确保只有高压液压流体(按照正常情况在孔道191处有，但偶尔在孔道190处有)才被允许进入蓄能器。正如在我的PCT申请中所说明的，所示的连接于轴通道112和114之间的卸压阀233，确保了斜盘高压侧和低压侧的差别不会超过设计极限。在图示的阀处于中间位置上时，流体管道235跟蓄能器断开，没有液压流体流入蓄能器232以储蓄能量。然而，只要传动装置10受原动机驱动，尤其在车辆减速期间，当控制阀移到右侧位置上时，流体管道235和蓄能器接通，高压液压流体流入蓄能器以储蓄能量，当控制阀236移到左侧位置上时，储存在蓄能器232内的能量经流体管道240、230和孔道190回到泵和马达组件，以便用来临时驱动输入轴14；输出轴16或两者，取决于斜盘角度。
这样，当输出轴被制动时，恢复储存的能量可被用来驱动输入轴，例如转动起被连接成传动装置原动机的内燃机。另一方面，当输入轴被制动时，恢复的能量可被用来驱动输出轴，从而驱动车辆驶过一短距离。最后，恢复的能量可被用来对输入和输出轴两者施加扭矩，补充由原动机施加上输入轴上的输入扭矩。
从关于图4的说明中可以知道，作为传动装置的一种保护措施，按照在我的PCT申请中公开的那种方式，在斜盘22上于高、低压侧之间装有一卸压阀250(在图1中未示)，以防止斜盘的高、低压两侧之间的压差超过设计极限。
如早先提到的，图1中的止推垫片49和抗磨板50在旋转液压泵组件和壳体12之间提供了高效的液压止推轴承，用以应付在连续变速静液传动装置10中所产生的极大推力(轴向)。从图5的止推垫片49的平面图中可以看出，止推垫片的内孔制有花键，在图1和图5中以48指示，用以跟和输入轴14制成一体径向法兰47的圆周表面上制成的花键48啮合，因此，止推垫片以输入轴的转速转动。一排沿止推垫片49圆周均匀间隔分布的螺丝孔260轴向穿过止推热片。如图1中以62表示的，泵活塞安装螺栓61以螺纹拧入这些螺丝孔260中。因为所示的本发明实施例配备10个泵活塞58，所以止推轴承49中的螺丝孔260的数目也是10个。
从图1中的虚线可知，每一个泵活安装螺栓61都钻有通孔262，因此这些孔和其相关的泵缸72中的液压流体是相通的。转到图5，在止推垫片49的支承面265上，以均匀的圆周间隔，分别相应于螺丝孔260的位置，加工出10个浅的扇形腔264(在图1中看到其中一个)。从图1可知，止推垫片表面上的这些腔264的开口由抗磨板50的支承平面266封住，抗磨板由在壳体隔板34端面上形成的环槽51中的销锁住。可以看出，来自泵缸72的液压流体能流经活塞安装螺栓61中的孔来充注腔264。因此，在液压泵组件18泵送作业期间，各泵缸72中的液压流体的压力经活塞安装螺栓孔262跟其连通的止推垫片腔264中的液压流体的压力是相等的。应当指出，作用于泵活塞上的由其相应泵缸72中的液压流体压力产生的止推力，和作用于止推垫片49上的由腔264中的相应液压流体压力产生的止推力是沿轴向相反方向作用的。因此，通过调整腔表面积和泵活塞头表面积之比，可将止推垫片和抗磨板滑动界面上的静止推力调整到所需大小。实际上，该静止推力既不应太大，以避免在滑动止推垫片/抗磨板界面上存在过大的摩擦力；也不应太小，以避免过多的液压流经止推垫片/抗磨板界面泄漏。然而，为了润滑止推轴承界面，有限的渗漏还是必要的。因此，最佳的设计要求在摩擦和渗漏这些相互矛盾的因素之间取其折衷。
我已发现，通过在止推垫片49的支承面上加工出一些穴264，使其表面积达到各泵活塞头表面积的大约90％，则可获得最佳工作点，此时摩擦和泄漏可减至最少。
按照上面的叙述，可以看出，本发明提供了一种在我的PCT申请中所公开的无级可调静液传动装置，它具有尺寸小、部件少、制造成本低的优点。为单独输送传动装置壳体内的低压和高压液压流体而在输出轴上设置相应的内通道简化了制造程序。在传动比控制器内包含输出轴的结构还带来了经济上的好处，尤其是就节约空间而言。本发明的能量储存和恢复的特性提供了独特的作业多功能性。
对于本技术熟练的人会明白，在不脱离本发明的精神前提下，可以对本发明的装置作出种种修改和变更。因此，只要处在所附权利要求书及其等同物的精神范围内，本发明就要覆盖其修改和变更。