【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は無段変速機に係り、特に四輪車の変速機、主として無段変速機の構造・要素配置を改善し、第１モードにおいて、遊星歯車機構が固定変速機構を駆動することがなく、無段変速機の無端ベルトにかかる負荷を低減し得る無段変速機に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
車両用の変速機に用いられる無段変速機構としては、ベルト式のものやトラクション式（「トロイダル式」ともいう）が知られており、これらの無段変速機構は、変速比を連続的に変化させるために、トルクの伝達を、ベルトやパワーローラ等の伝動部材とプーリやディスク等の回転体との間の摩擦力や油膜のせん断力等によって行うように構成されている。
【０００３】
【特許文献１】
特開平６−３３１０００号公報 （第２−３頁、図１）
【特許文献２】
特表平１１−５０４４１５号公報 （第１２−１７頁、図１）
【特許文献３】
特開２００２−５２５９号公報 （第２−４頁、図１）
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、車両用の変速機に用いられる湿式ベルト式無段変速機（「Ｖ−ＣＶＴ」ともいう）は、変速比を連続的に変化させるため、トルクの伝達をベルト等の伝動部材とＶ溝型プーリの回転体との間の摩擦により行うように機構構成されている。
【０００５】
よって、伝達できるトルクが制限されたり、また、小型ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ方式）車では車両搭載上の制限から必要な変速比が取れない問題が起こる場合が多い。
【０００６】
このような場合には、トルクの少ないエンジンとの組合せにおいて最適なシステムが得られ難くなるものである。
【０００７】
また、伝動部材がベルトであるため過度に変速比を大きくする場合や、反対に変速比を小さくする場合には、動力の伝達効率が低下する問題があった。
【０００８】
例えば、軽自動車のように低回転でのトルクが少ない自然吸気型エンジン（高回転出力特性）に無段変速機（「Ｖ−ＣＶＴ」ともいう）を適用し、走行を確保しつつエンジンの最適燃費回転数をトレースするためには、通常の無段変速機（「Ｖ−ＣＶＴ」ともいう）よりも広範囲な変速比が必要となるが、搭載上の制限のために必要な変速比を得られない等の不都合がある。
【０００９】
そこで、単一の無段変速機（「Ｖ−ＣＶＴ」ともいう）システムの持つ以下の問題等を効果的に改善できるようなシステムとする必要がある。
（１）無段変速機のサイズを余り変更せず、できるだけコンパクト・軽量とする。
（２）必要なより大きい変速比が確保できる。
（３）極低速あるいは高速域のトルクの伝達効率を改善する。
【００１０】
このような問題に対しては、無段変速機構に、差動遊星歯車機構と固定ギヤ比をもつチエン等の固定変速機構を追加し、複合ＣＶＴ（「無段変速機」ともいう）化して変速比を拡大したものがある。この方式では動力源から出力したトルクの一部を固定変速機構を介して差動遊星歯車機構のプラネタリキャリアに入力すると同時に、動力源から出力したトルクの他の部分を無段変速機構を介して差動遊星歯車機構のサンギヤに入力し、いわゆる動力循環式動力伝達システムとしたものである。
【００１１】
上記の例としては、特許文献２に代表される複合型のＣＶＴシステムがあるが、このＣＶＴシステムは、ベルト式無段変速機構が固定変速機構を常時駆動するため無端ベルトに負担がかかる、ベルトが切れると後進運転ができない、またはプーリのドリブン側軸に置かれた差動歯車機構が複雑、かつ大型になる等の不都合がある。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
そこで、この発明は、上述不都合を除去するために、エンジンの回転が入力される入力軸と、この入力軸と平行に配置される中間軸と、前記入力軸に装着される駆動プーリと、前記中間軸に装着される従動プーリと、この両プーリの間に巻き掛けられる無端ベルトとからなる無段変速機構と、この無段変速機構からの回転を入力するサンギヤと、プラネタリキャリアに回動可能に支持されるとともに前記サンギヤに噛合するプラネタリギヤと、このプラネタリギヤに噛合して出力軸に回転を伝達するリングギヤとからなる遊星歯車機構と、前記入力軸から前記プラネタリキャリアに所定の変速比で変速された回転を入力可能な固定変速機構とを備え、前記無段変速機構の回転を前記出力軸に直接伝達する第１モードと、前記固定変速機構から前記プラネタリキャリアに入力される回転と前記無段変速機構から前記サンギヤに入力される回転を前記プラネタリキャリアで合成して前記出力軸に伝達する第２モードとに切換可能な無段変速機において、前記出力軸を前記中間軸に係脱する第１クラッチと、前記出力軸を前記リングギヤに係脱する第２クラッチを設けたことを特徴とする。
【００１３】
【発明の実施の形態】
上述の如く発明したことにより、第１モードにおいては、第１クラッチにより出力軸を中間軸に係合して回転を直接伝達するとともに、第２クラッチにより出力軸を遊星歯車機構のリングギヤから解放してリングギヤがサンギヤに対して自由に回動できる状態とし、遊星歯車機構が固定変速機構を駆動することがなく、無段変速機の無端ベルトにかかる負荷を低減している。
【００１４】
【実施例】
以下図面に基づいてこの発明の実施例を詳細に説明する。
【００１５】
図１はこの発明の第１実施例を示すものである。図１において、２は無段変速機である。
【００１６】
この無段変速機２は、エンジン（「Ｅｎｇ」とも記載する）４と、継手機構６と、ポンプ８と、前記エンジン４から回転を無段階に変速する無段変速機構１０と、遊星歯車機構１２と、固定変速機構１４とを備えている。
【００１７】
そして、前記エンジン４の出力軸１６を前記継手機構６を介して前記無段変速機構１０の入力軸１８に連絡し、この入力軸１８にはポンプ８を配設して設ける。
【００１８】
前記継手機構６は、エンジン４の出力軸１６と無段変速機構１０の入力軸１８とを断続可能な状態とする装置であり、例えば、電磁力クラッチやディスククラッチ、または液圧トルク変換器等が採用可能である。
【００１９】
前記ポンプ８は、前記エンジン４によって駆動され、他の要素と共働して前記無段変速機構１０やブレーキ、クラッチ類に供給する作動力を生成する。
【００２０】
また、前記無段変速機構１０は、エンジン４の回転が入力される入力軸１８と、この入力軸１８と平行に配置される中間軸２０と、前記入力軸１８に装着される駆動プーリ２２と、前記中間軸２０に装着される従動プーリ２４と、この両プーリ２２、２４の間に巻き掛けられる無端ベルト２６とからなる。
【００２１】
そして、前記入力軸１８は、駆動プーリ２２の装着部よりエンジン４側で第１入力軸１８−１と第２入力軸１８−２とに分割される。
【００２２】
更に、前記遊星歯車機構１２は、前記無段変速機２の出力軸２８側に配設されるシングルピニオン式の第１遊星歯車機構３０と、前記入力軸１８側に配設されるダブルピニオン式の第２遊星歯車機構３２とを有する。
【００２３】
前記第１遊星歯車機構３０は差動用で、前記中間軸２０に配置されて前記無段変速機構１０の従動プーリ２４からの回転を入力するサンギヤ３４と、プラネタリキャリア３６に回動可能に支持されるとともに前記サンギヤ３４に噛合するプラネタリギヤ３８と、このプラネタリギヤ３８に噛合して出力軸２８に回転を伝達するリングギヤ４０とからなる。
【００２４】
また、第２遊星歯車機構３２は前後進切換用で、第１入力軸１８−１と第２入力軸１８−２の間に配置されて、第１入力軸１８−１からの回転が入力するプラネタリキャリア４４と、プラネタリキャリア４４に回動可能に支持されるとともに互いに噛合する第１プラネタリギヤ４６及び第２プラネタリギヤ４８と、第１プラネタリギヤ４６に噛合して前記第２入力軸１８−２に回転を伝達するサンギヤ４２と、前記第２プラネタリギヤ４８に噛合するリングギヤ５０とからなり、前記プラネタリキャリア４４と前記サンギヤ４２の間を係脱する前進クラッチ６２と、前記リングギヤ５０を制動する後進ブレーキ６４とにより第１入力軸１８−１から第２入力軸１８−２に伝達する回転の方向を切り換えるものである。
【００２５】
前記固定変速機構１４は、前記入力軸１８から常時駆動されるものであり、前記入力軸１８から第１遊星歯車機構３０のプラネタリキャリア３６に所定の変速比で変速された回転を入力するものである。
【００２６】
そして、この固定変速機構１４は、前記入力軸１８の第１入力軸１８−１に配設されるとともに前記第２遊星歯車機構３２のプラネタリキャリア４４の外周に装着した駆動ギヤ５２と、前記出力軸２８に配設されるとともに前記第１遊星歯車機構３０のプラネタリキャリア３６の外周に装着した従動ギヤ５４と、前記駆動ギヤ５２と従動ギヤ５４とに捲回したチエン５６とから固定ギヤ比状態となっている。
【００２７】
前記無段変速機２は、前記無段変速機構１０の回転を前記出力軸２８に直接伝達する第１モード（「発進・低速モード」ともいう）と、前記固定変速機構１４から前記第１遊星歯車機構３０のプラネタリキャリア３６に入力される回転と前記無段変速機構１０から前記第１遊星歯車機構３０のサンギヤ３４に入力される回転とを合成してリングギヤ４０から前記出力軸２８に伝達する第２モード（「高速モード」ともいう）とに切換可能な機能を有している。
【００２８】
このとき、前記出力軸２８を前記中間軸２０に係脱する第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）５８と、前記出力軸２８を前記第１遊星歯車機構３０のリングギヤ４０に係脱する第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）６０を設ける構成とする。
【００２９】
詳述すれば、前記中間軸２０の一部に前記出力軸２８が外挿され、前記出力軸２８において、前記第１遊星歯車機構３０側から高速（「Ｈｉｇｈ」とも記載する）用として機能する第２クラッチ６０と低速用（「Ｌｏｗ」とも記載する）として機能する第１クラッチ５８とを順次配設する。
【００３０】
また、前記入力軸１８側においては、前記第２遊星歯車機構３２を構成する２要素、つまりサンギヤ４２とプラネタリキャリア４４とを係合する前進クラッチ（「Ｌｄ」とも記載する）６２と、前記第２遊星歯車機構３２を構成する１要素、つまりリングギヤ５０の回転を規制して前記第１入力軸１８−１から前記第２入力軸１８−２への回転を反転する後進（「Ｒ」とも記載する）用の後進ブレーキ（「Ｌｒ」とも記載する）６４とを設ける。
【００３１】
更に、前記出力軸２８の前記第１クラッチ５８と前記第２クラッチ６０との間に出力ギヤ６６を配置し、この出力ギヤ６６をリダクション機構６８を介して、終減速機構７０に連絡して設ける。
【００３２】
つまり、前記出力軸２８に対して平行状態にリダクション機構６８の軸部７２を設け、この軸部７２には、前記出力ギヤ６６に係合する第１ギヤ７４と、終減速機構７０に係合する第２ギヤ７６とを配設するものである。
【００３３】
なお、参考までに追記すれば、図１に結合表における記号は、以下の通りである。
Ｌｄ ：前進クラッチ
Ｌｒ ：後進ブレーキ
Ｌｏ ：第１クラッチ
Ｌｈ ：第２クラッチ
Ｌｏｗ ：低速時
Ｈｉｇｈ：高速時
Ｒ ：後進（リバース）時
Ｎ ：ニュートラル時
【００３４】
次に作用を説明する。
【００３５】
第１モード（「発進・低速モード」ともいう）においては、図１の結合表中のＬｏｗ状態であり、前進クラッチ（「Ｌｄ」とも記載する）６２が閉じられるとともに、第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）５８が閉じられ、前記エンジン４からの回転が前記無段変速機構１０を経て、前記中間軸２０から前記第１クラッチ５８を介して前記出力軸２８に直接伝達される。
【００３６】
また、第１モード（「発進・低速モード」ともいう）から第２モード（「高速モード」ともいう）、つまり図１の結合表中のＨｉｇｈ状態に移行する場合には、前記無段変速機構１０の出力側回転が上昇するに連れて、上述した第１モードにおけるチエン５６を経由するエンジン回転と同期することとなり、この時点で前記第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）６０が閉じられるとともに、前記第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）５８を解放させる。
【００３７】
つまり、第２モード（「高速モード」ともいう）では前記エンジン４からの回転は、一部が固定変速機構１４のチエン５６を介して第１遊星歯車機構３０のプラネタリキャリア３６に伝達され、プラネタリギヤ３８を介してリングギヤ４０を回転させるとともに、他部が無段変速機構１０を介してサンギヤ３４に伝達され、プラネタリギヤ３８を介してリングギヤ４０を差動させ、リングギヤ４０には固定変速機構１４と無段変速機構１０から合成した回転が伝達される。そして、リングギヤ４０の回転は第２クラッチ６０を介して出力軸２８に伝達される。
【００３８】
第２モード（「高速モード」ともいう）に移行した際には、前記第１遊星歯車機構３０のサンギヤ３４が前記無段変速機構１０に繋がっており、この無段変速機構１０のレシオをロー（Ｌｏｗ）側（「アンダドライブ側」ともいう）に復帰させるに連れて、前記第１遊星歯車機構３０のプラネタリキャリア３６に繋がれたチエン５６と無段変速機構１０の連成機構とにより、前記第１遊星歯車機構３０のリングギヤ４０の速度は増速出力される。
【００３９】
従って、第２モード（「高速モード」ともいう）においては、速度の増加と効率の高い動力とが確保され、同じ無段変速機構をもつ単一無段変速機構に比べて、高速側での効率を改善している。
【００４０】
更に、第２モード（「高速モード」ともいう）時にエンジン回転を下げて減速すると、前記無段変速機構１０は既にＬｏｗレシオ状態であり、適切な車速時に前記第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）６０を解放させることで第１モード（「発進・低速モード」ともいう）に切り換えられる。
【００４１】
従って、再発進・加速に備えることができ、適切な制御システムにより、車両としての通常運転時の燃費改善に寄与することとなる。
【００４２】
なお、後進（「Ｒ」とも記載する）状態とする場合には、第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）５８を閉じた状態とするとともに、前記第２遊星歯車機構３２を構成する１要素、つまりリングギヤ５０の回転を後進ブレーキ（「Ｌｒ」とも記載する）６４によって規制し、前記第１入力軸１８−１から前記第２入力軸１８−２への回転を反転させればよいものである。
【００４３】
従来の無段変速機では固定変速機構と入力軸との間を係脱する伝達クラッチを設けるとともに、遊星歯車機構のサンギヤとリングギヤとの間を係脱する直結クラッチを設け、第１モードにおいて前記伝達クラッチを解放するとともに、前記直結クラッチを係合してサンギヤ、ピニオンキャリヤ、リングギヤを一体的に回転させることで無段変速機の回転を出力軸に直接伝達していた。よって、中間軸は遊星歯車機構を介して固定変速機構を常時駆動することになり、無段変速機構の無端ベルトにかかる負荷が増加する問題があった。
【００４４】
しかし、この発明の第１実施例のものにおいては、前記出力軸２８を前記中間軸２０に係脱する第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）５８と、前記出力軸２８を前記第１遊星歯車機構３０のリングギヤ４０に係脱する第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）６０とを設けたため、第１モード（「発進・低速モード」ともいう）では第１クラッチ５８により出力軸２８を中間軸２０に係合して回転を直接伝達するとともに、前記第２クラッチ６０により出力軸２８を第１遊星歯車機構３０のリングギヤ４０から解放してリングギヤ４０がサンギヤ３４に対して自由に回動できる状態とし、第１遊星歯車機構３０が前記固定変速機構１４を駆動することがなく、無段変速機２の無端ベルト２６にかかる負荷を低減し得るという効果を有する。
【００４５】
また、前記固定変速機構１４が前記入力軸１８から常時駆動されることにより、第１モード（「発進・低速モード」ともいう）から第２モード（「高速モード」ともいう）への切換時に入力軸１８と出力軸２８との間の回転差を防止して、前記第２クラッチ６０を係合する場合のショックを低減し得るとともに、第２クラッチ６０に係る負荷を低減することができる。
【００４６】
更に、従来の無段変速機は、出力軸に回転を伝達する遊星歯車機構のプラネットキャリアに後進ブレーキを設けて後進時に出力軸に伝達する回転を反転させる構造であるため、出力軸側に遊星歯車機構、後進ブレーキ、直結クラッチが配置されて出力軸側の無段変速機の寸法が大型化する問題があった。
【００４７】
そして、軽ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ方式）車等の軽量な車両に適する軸方向と各軸径方向のサイズを最小ならしめるためには、ベルト式無段変速機（「ＣＶＴ」ともいう）の前後軸上、つまり前記第２入力軸１８−２及び中間軸２０の軸上で軸方向で無駄がなく偏りのない機構要素をバランス良く配列することが必要である。
【００４８】
この発明の第１実施例のものにおいては、前記入力軸１８の第１入力軸１８−１と第２入力軸１８−２との間を第２遊星歯車機構３２で連結し、この第２遊星歯車機構３２側に前進クラッチ（「Ｌｄ」とも記載する）６２と後進ブレーキ（「Ｌｒ」とも記載する）６４とを設けたことにより、前記入力軸１８側に前後進を切り換える装置を配置し、前記出力軸２８側に構成部品が集中することがなく、第１クラッチ５８及び第２クラッチ６０の配設を容易に行うことができる。
【００４９】
更にまた、前記出力軸２８側の前記第１クラッチ５８と前記第２クラッチ６０との間に出力ギヤ６６を配置したことにより、出力ギヤ６６にリダクション機構６８を介して接続される終減速機構７０が出力軸２８の軸方向でエンジン４側に突出して配置されることを防止することができるものである。
【００５０】
図２はこの発明の第２実施例を示すものである。この第２実施例において、上述第１実施例のものと同一機能を果たす箇所には、同一符号を付して説明する。
【００５１】
この第２実施例の特徴とするところは、前記第２入力軸１８−２から前記中間軸２０に回転を伝達するように、固定変速機構８２を構成した点にある。
【００５２】
すなわち、上述第１実施例においては、入力軸１８のエンジン４側に位置する第１入力軸１８−１部位のポンプ８と第２遊星歯車機構３２との間に固定変速機構１４の駆動ギヤ５２を配設するとともに、この駆動ギヤ５２の配設位置に対応する部位、つまり無段変速機構１０の従動プーリ２４と第１遊星歯車機構３０との間に固定変速機構１４の従動ギヤ５４を配設したが、この第２実施例においては、前記第２入力軸１８−２及び中間軸２０の外側端部に固定変速機構８２を配設する。
【００５３】
詳述すれば、図２に示す如く、前記第２入力軸１８−２の一端側は、第１入力軸１８−１、出力軸１６を介してエンジン４に連絡されているとともに、この第２入力軸１８−２の中心部位には、無段変速機構１０の駆動プーリ２２が配設されており、この無段変速機構１０の駆動プーリ２２よりも外側に位置する他端部、つまり外側端部（図２において左側）に前記固定変速機構８２の駆動ギヤ８４を配設するものである。
【００５４】
また、この駆動ギヤ８４の配設位置に対応する部位、つまり中間軸２０の外側端部には、固定変速機構８２の従動ギヤ８６を回動自在に配設し、前記駆動ギヤ８４と従動ギヤ８６とにチエン８８を捲回して設ける。
【００５５】
そして、前記従動ギヤ８６の外側部位には、第１遊星歯車機構９０を設ける。この第１遊星歯車機構９０は、前記無段変速機構１０からの回転を入力するサンギヤ９２と、プラネタリキャリア９４に回動可能に支持されるとともに前記サンギヤ９２に噛合するプラネタリギヤ９６と、このプラネタリギヤ９６に噛合するリングギヤ９８とからなる。
前記無段変速機構１０とサンギヤ９２との間は中空の中間軸２０で連結され、内部には一端部に前記リングギヤ９８に連結された第１出力軸２８−１が挿通される。さらに、この第１出力軸２８−１には前記中間軸２０と並べて出力ギヤ６６を軸支する第２出力軸２８−２が外挿される。
そして、前記中間軸２０に前記第２出力軸２８−２を係脱する第１クラッチ（）（「Ｌｏ」とも記載する）５８と、前記第１出力軸２８−１を前記第２出力軸２８−２に係脱する第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）６０を設ける構成とする。
【００５６】
さすれば、第１モード（「発進・低速モード」ともいう）においては、図２の結合表中のＬｏｗ状態であり、前進クラッチ（「Ｌｄ」とも記載する）６２が閉じられるとともに、第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）５８が閉じられ、前記エンジン４からの回転が前記無段変速機構１０を経て、前記中間軸２０と第１クラッチ５８を介して第２出力軸２８−２に直接伝達される。
【００５７】
また、第１モード（「発進・低速モード」ともいう）から第２モード（「高速モード」ともいう）、つまり図２の結合表中のＨｉｇｈ状態に移行する場合には、前記無段変速機構１０の出力側回転が上昇するに連れて、上述した第１モードにおけるチエン８８を経由するエンジン回転と同期することとなり、この時点で前記第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）６０が閉じられるとともに、前記第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）５８を解放させる。
【００５８】
つまり、第２モード（「高速モード」ともいう）では前記エンジン４からの回転は、一部が固定変速機構８２のチエン８８を介して第１遊星歯車機構９０のプラネタリキャリア９４に伝達され、プラネタリギヤ９６を介してリングギヤ９８を回転させるとともに、他部が無段変速機構１０を介してサンギヤ９２に伝達され、プラネタリギヤ９６を介してリングギヤ９８を差動させ、リングギヤ９８には固定変速機構８２と無段変速機構１０から合成した回転が伝達される。そして、リングギヤ９８の回転は第１出力軸２８−１と第２クラッチ６０を介して第２出力軸２８−２に伝達される。
【００５９】
第２モード（「高速モード」ともいう）に移行した際には、前記第１遊星歯車機構９０のサンギヤ９２が前記無段変速機構１０に繋がっており、この無段変速機構１０のレシオをロー（Ｌｏｗ）側（「アンダドライブ側」ともいう）に復帰させるに連れて、前記第１遊星歯車機構９０のプラネタリキャリア９４に繋がれたチエン８８と無段変速機構１０の連成機構とにより、前記第１遊星歯車機構９０のリングギヤ９８の速度は増速出力される。
【００６０】
従って、第２モード（「高速モード」ともいう）においては、上述第１実施例のものと同様に、速度の増加と効率の高い動力とが確保され、同じ無段変速機構をもつ単一無段変速機構に比べて、高速側での効率を改善している。
【００６１】
更に、第２モード（「高速モード」ともいう）時にエンジン回転を下げて減速すると、前記無段変速機構１０は既にＬｏｗレシオ状態であり、適切な車速時に前記第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）６０を解放させることで第１モード（「発進・低速モード」ともいう）に切り換えられる。
【００６２】
従って、上述第１実施例のものと同様に、再発進・加速に備えることができ、適切な制御システムにより、車両としての通常運転時の燃費改善に寄与することとなる。
【００６３】
なお、後進（「Ｒ」とも記載する）状態とする場合には、上述第１実施例のものと同様に、第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）５８を閉じた状態とするとともに、前記第２遊星歯車機構３２を構成する１要素、つまりリングギヤ５０の回転を後進ブレーキ（「Ｌｒ」とも記載する）６４によって規制し、前記第１入力軸１８−１から前記第２入力軸１８−２への回転を反転させればよいものである。
【００６４】
従来の無段変速機では、後進時に出力軸に回転を伝達する遊星歯車機構のプラネットキャリアを後進ブレーキで固定して出力軸に伝達する回転を反転させる構造であるため、無段変速機構の無端ベルトが折損した場合は車両を後進させることができなかったが、この発明の第２実施例のものにおいては、前記無段変速機構１０の無端ベルト２６が切断した場合にも、第１クラッチ５８に加えて第２クラッチ６０を係合させれば、中間軸２０、第１出力軸２８−１、第２出力軸２８−２を介して前記第１遊星歯車機構９０のサンギヤ９２とリングギヤ９８とを係合し、前記固定変速機構８２から第１遊星歯車機構９０のプラネタリキャリア９４を介して第２出力軸２８−２に回転を伝達することができるものである。
【００６５】
また、この第２実施例のものにおいて、上述第１実施例とのものと同一機能を果たす箇所においては、第１実施例に記載したものと同様な効果を奏することが可能である。
【００６６】
図３はこの発明の第３実施例を示すものである。この第３実施例において、上述第１実施例のものと同一機能を果たす箇所には、同一符号を付して説明する。
【００６７】
この第３実施例の特徴とするところは、第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）１０２と第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）１０４とを一体的に設ける構成とした点にある。
【００６８】
すなわち、上述第１実施例における配設位置と同様な位置に第２クラッチ１０４を配設し、この第２クラッチ１０４の内側部位に第１クラッチ１０２を配設する。
【００６９】
詳述すれば、第１遊星歯車機構１０６のリングギヤ１０８を大径に形成し、このリングギヤ１０８の内側に第１クラッチ１０２及び第２クラッチ１０４を配設するものである。
【００７０】
さすれば、第１モード（「発進・低速モード」ともいう）においては、図３の結合表中のＬｏｗ状態であり、前進クラッチ（「Ｌｄ」とも記載する）６２が閉じられるとともに、第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）１０２が閉じられ、前記エンジン４からの回転が前記無段変速機構１０を経て、前記中間軸２０から前記第１クラッチ１０２を介して前記出力軸２８に直接伝達される。
【００７１】
また、第１モード（「発進・低速モード」ともいう）から第２モード（「高速モード」ともいう）、つまり図３の結合表中のＨｉｇｈ状態に移行する場合には、前記無段変速機構１０の出力側回転が上昇するに連れて、上述した第１モードにおけるチエン５６を経由するエンジン回転と同期することとなり、この時点で前記第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）１０４が閉じられるとともに、前記第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）１０２を解放させる。
【００７２】
つまり、第２モード（「高速モード」ともいう）では前記エンジン４からの回転は、一部が固定変速機構１４のチエン５６を介して第１遊星歯車機構１０６のプラネタリキャリア３６に伝達され、プラネタリギヤ３８を介してリングギヤ１０８を回転させるとともに、他部が無段変速機構１０を介してサンギヤ３４に伝達され、プラネタリギヤ３８を介してリングギヤ１０８を差動させ、リングギヤ１０８には固定変速機構１４と無段変速機構１０から合成した回転が伝達される。そして、リングギヤ１０８の回転は第２クラッチ１０４を介して出力軸２８に伝達される。
【００７３】
第２モード（「高速モード」ともいう）に移行した際には、前記第１遊星歯車機構１０６のサンギヤ３４が前記無段変速機構１０に繋がっており、この無段変速機構１０のレシオをロー（Ｌｏｗ）側（「アンダドライブ側」ともいう）に復帰させるに連れて、前記第１遊星歯車機構１０６のプラネタリキャリア３６に繋がれたチエン５６と無段変速機構１０の連成機構とにより、前記第１遊星歯車機構１０６のリングギヤ１０８の速度は増速出力される。
【００７４】
従って、第２モード（「高速モード」ともいう）においては、速度の増加と効率の高い動力とが確保され、同じ無段変速機構をもつ単一無段変速機構に比べて、高速側での効率を改善している。
【００７５】
更に、第２モード（「高速モード」ともいう）時にエンジン回転を下げて減速すると、前記無段変速機構１０は既にＬｏｗレシオ状態であり、適切な車速時に前記第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）１０４を解放させることで第１モード（「発進・低速モード」ともいう）に切り換えられる。
【００７６】
従って、再発進・加速に備えることができ、適切な制御システムにより、車両としての通常運転時の燃費改善に寄与することとなる。
【００７７】
なお、後進（「Ｒ」とも記載する）状態とする場合には、第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）１０２を閉じた状態とするとともに、前記第２遊星歯車機構３２を構成する１要素、つまりリングギヤ５０の回転を後進ブレーキ（「Ｌｒ」とも記載する）６４によって規制し、前記第１入力軸１８−１から前記第２入力軸１８−２への回転を反転させればよいものである。
【００７８】
これにより、前記第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）１０２と第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）１０４とを一体的に設けることによって、一体化した分だけ出力軸２８の軸方向の長さを短くすることができる。
【００７９】
また、この第３実施例のものにおいて、上述第１及び第２実施例とのものと同一機能を果たす箇所においては、第１及び第２実施例に記載したものと同様な効果を奏することが可能である。
【００８０】
【発明の効果】
以上詳細に説明した如くこの本発明によれば、エンジンの回転が入力される入力軸と、入力軸と平行に配置される中間軸と、入力軸に装着される駆動プーリと、中間軸に装着される従動プーリと、両プーリの間に巻き掛けられる無端ベルトとからなる無段変速機構と、無段変速機構からの回転を入力するサンギヤと、プラネタリキャリアに回動可能に支持されるとともにサンギヤに噛合するプラネタリギヤと、プラネタリギヤに噛合して出力軸に回転を伝達するリングギヤとからなる遊星歯車機構と、入力軸からプラネタリキャリアに所定の変速比で変速された回転を入力可能な固定変速機構とを備え、無段変速機構の回転を出力軸に直接伝達する第１モードと、固定変速機構からプラネタリキャリアに入力される回転と無段変速機構からサンギヤに入力される回転をプラネタリキャリアで合成して出力軸に伝達する第２モードとに切換可能な無段変速機において、出力軸を中間軸に係脱する第１クラッチと、出力軸をリングギヤに係脱する第２クラッチを設けたので、第１モードでは第１クラッチにより出力軸を中間軸に係合して回転を直接伝達するとともに、前記第２クラッチにより出力軸を遊星歯車機構のリングギヤから解放してリングギヤがサンギヤに対して自由に回動できる状態とし、遊星歯車機構が前記固定変速機構を駆動することがなく、無段変速機の無端ベルトにかかる負荷を低減し得るものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の第１実施例を示す無段変速機の概略構成図である。
【図２】この発明の第２実施例を示す無段変速機の概略構成図である。
【図３】この発明の第３実施例を示す無段変速機の概略構成図である。
【符号の説明】
２ 無段変速機
４ エンジン（「Ｅｎｇ」とも記載する）
６ 継手機構
８ ポンプ
１０ 無段変速機構
１２ 遊星歯車機構
１４ 固定変速機構
１６ 出力軸
１８ 入力軸
１８−１ 第１入力軸
１８−２ 第２入力軸
２０ 中間軸
２２ 駆動プーリ
２４ 従動プーリ
２６ 無端ベルト
２８ 出力軸
３０ 第１遊星歯車機構
３２ 第２遊星歯車機構
３４ サンギヤ
３６ プラネタリキャリア
３８ プラネタリギヤ
４０ リングギヤ
４２ サンギヤ
４４ プラネタリキャリア
４６ 第１プラネタリギヤ
４８ 第２プラネタリギヤ
５０ リングギヤ
５２ 駆動ギヤ
５４ 従動ギヤ
５６ チエン
５８ 第１クラッチ（「Ｌｏ」とも記載する）
６０ 第２クラッチ（「Ｌｈ」とも記載する）
６２ 前進クラッチ（「Ｌｄ」とも記載する）
６４ 後進ブレーキ（「Ｌｒ」とも記載する）
６６ 出力ギヤ
６８ リダクション機構
７０ 終減速機構[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a continuously variable transmission, and in particular, to improve the structure and element arrangement of a transmission of a four-wheeled vehicle, mainly a continuously variable transmission, so that the planetary gear mechanism does not drive the fixed transmission mechanism in the first mode. The present invention relates to a continuously variable transmission that can reduce a load applied to an endless belt of the continuously variable transmission.
[0002]
[Prior art]
As a continuously variable transmission mechanism used in a transmission for a vehicle, a belt type or a traction type (also referred to as a “toroidal type”) are known. In order to change the torque, the torque is transmitted by a frictional force between a transmission member such as a belt or a power roller and a rotating body such as a pulley or a disk, a shearing force of an oil film, or the like.
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-6-331000 (page 2-3, FIG. 1)
[Patent Document 2]
JP 11-504415 A (Pages 12-17, FIG. 1)
[Patent Document 3]
JP 2002-5259 A (page 2-4, FIG. 1)
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, a wet belt type continuously variable transmission (also referred to as “V-CVT”) used for a transmission for a vehicle continuously changes a gear ratio, so that torque is transmitted to a transmission member such as a belt and a V groove. The mechanism is configured to perform the friction with the rotating body of the mold pulley.
[0005]
Therefore, there are many cases where the torque that can be transmitted is limited, and in a small FF (front engine / front drive system) vehicle, a necessary gear ratio cannot be obtained due to restrictions on vehicle mounting.
[0006]
In such a case, it becomes difficult to obtain an optimum system in combination with an engine having a small torque.
[0007]
Further, since the transmission member is a belt, there is a problem that power transmission efficiency is lowered when the transmission ratio is excessively increased, or when the transmission ratio is decreased.
[0008]
For example, a continuously variable transmission (also referred to as “V-CVT”) is applied to a naturally aspirated engine (high rotation output characteristics) with low torque at low speed, such as a light vehicle, to optimize the engine while ensuring traveling. In order to trace the rotational speed of the fuel consumption, a wider speed ratio is required than a normal continuously variable transmission (also referred to as “V-CVT”). There are inconveniences such as not being possible.
[0009]
Therefore, it is necessary to provide a system that can effectively improve the following problems of a single continuously variable transmission (also referred to as “V-CVT”) system.
(1) Minimize the size of the continuously variable transmission and make it as compact and light as possible.
(2) A larger gear ratio than necessary can be secured.
(3) Improve torque transmission efficiency at extremely low or high speeds.
[0010]
To solve this problem, a CVT (also called “continuously variable transmission”) is made by adding a fixed transmission mechanism such as a chain having a differential planetary gear mechanism and a fixed gear ratio to the continuously variable transmission mechanism. Some have an increased gear ratio. In this method, part of the torque output from the power source is input to the planetary carrier of the differential planetary gear mechanism via the fixed transmission mechanism, and at the same time, the other part of the torque output from the power source is input via the continuously variable transmission mechanism. The power is input to the sun gear of the differential planetary gear mechanism to form a so-called power circulation type power transmission system.
[0011]
As an example of the above, there is a composite type CVT system typified by Patent Document 2. This CVT system is a belt-type continuously variable transmission mechanism that constantly drives a fixed transmission mechanism, so that a load is applied to an endless belt. If the motor is cut off, there is a disadvantage that the reverse operation cannot be performed or the differential gear mechanism placed on the driven side shaft of the pulley is complicated and large.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, in order to eliminate the above-mentioned inconveniences, the present invention provides an input shaft to which the rotation of the engine is input, an intermediate shaft arranged in parallel to the input shaft, a drive pulley attached to the input shaft, A continuously variable transmission mechanism comprising a driven pulley mounted on the intermediate shaft and an endless belt wound between the pulleys, a sun gear for inputting rotation from the continuously variable transmission mechanism, and a planetary carrier that can be rotated. And a planetary gear mechanism that includes a planetary gear that meshes with the sun gear and a ring gear that meshes with the planetary gear and transmits rotation to the output shaft, and is shifted from the input shaft to the planetary carrier at a predetermined gear ratio. A fixed transmission mechanism capable of inputting the rotation, a first mode for directly transmitting the rotation of the continuously variable transmission mechanism to the output shaft, and the fixed transmission mechanism In the continuously variable transmission that can be switched to the second mode in which the rotation input to the planetary carrier and the rotation input to the sun gear from the continuously variable transmission mechanism are combined with the planetary carrier and transmitted to the output shaft, A first clutch that engages and disengages the output shaft with the intermediate shaft and a second clutch that engages and disengages the output shaft with the ring gear are provided.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
By inventing as described above, in the first mode, the output shaft is engaged with the intermediate shaft by the first clutch to directly transmit the rotation, and the output shaft is released from the ring gear of the planetary gear mechanism by the second clutch. Thus, the ring gear can be freely rotated with respect to the sun gear, the planetary gear mechanism does not drive the fixed transmission mechanism, and the load applied to the endless belt of the continuously variable transmission is reduced.
[0014]
【Example】
Embodiments of the present invention will be described below in detail with reference to the drawings.
[0015]
FIG. 1 shows a first embodiment of the present invention. In FIG. 1, 2 is a continuously variable transmission.
[0016]
The continuously variable transmission 2 includes an engine (also referred to as “Eng”) 4, a joint mechanism 6, a pump 8, a continuously variable transmission mechanism 10 that continuously changes the rotation from the engine 4, and a planetary gear mechanism. 12 and a fixed transmission mechanism 14.
[0017]
The output shaft 16 of the engine 4 is connected to the input shaft 18 of the continuously variable transmission mechanism 10 via the joint mechanism 6, and a pump 8 is provided on the input shaft 18.
[0018]
The joint mechanism 6 is a device that enables the output shaft 16 of the engine 4 and the input shaft 18 of the continuously variable transmission mechanism 10 to be intermittently connected. For example, an electromagnetic force clutch, a disk clutch, a hydraulic torque converter, or the like Can be adopted.
[0019]
The pump 8 is driven by the engine 4 and generates operating force to be supplied to the continuously variable transmission mechanism 10, brakes, and clutches in cooperation with other elements.
[0020]
The continuously variable transmission mechanism 10 includes an input shaft 18 to which rotation of the engine 4 is input, an intermediate shaft 20 disposed in parallel to the input shaft 18, and a drive pulley 22 attached to the input shaft 18. The driven pulley 24 is attached to the intermediate shaft 20 and the endless belt 26 is wound between the pulleys 22 and 24.
[0021]
The input shaft 18 is divided into a first input shaft 18-1 and a second input shaft 18-2 on the engine 4 side from the mounting portion of the drive pulley 22.
[0022]
Further, the planetary gear mechanism 12 includes a single pinion type first planetary gear mechanism 30 disposed on the output shaft 28 side of the continuously variable transmission 2 and a double pinion type disposed on the input shaft 18 side. And the second planetary gear mechanism 32.
[0023]
The first planetary gear mechanism 30 is for differential use, and is rotatably supported by a planetary carrier 36 and a sun gear 34 that is disposed on the intermediate shaft 20 and inputs rotation from the driven pulley 24 of the continuously variable transmission mechanism 10. The planetary gear 38 meshes with the sun gear 34 and the ring gear 40 meshes with the planetary gear 38 and transmits the rotation to the output shaft 28.
[0024]
The second planetary gear mechanism 32 is used for forward / reverse switching, and is disposed between the first input shaft 18-1 and the second input shaft 18-2, and receives rotation from the first input shaft 18-1. A planetary carrier 44, a first planetary gear 46 and a second planetary gear 48, which are rotatably supported by the planetary carrier 44 and mesh with each other, and mesh with the first planetary gear 46 to rotate the second input shaft 18-2. A transmission sun gear 42 and a ring gear 50 that meshes with the second planetary gear 48, a forward clutch 62 that engages and disengages between the planetary carrier 44 and the sun gear 42, and a reverse brake 64 that brakes the ring gear 50. The direction of rotation transmitted from the first input shaft 18-1 to the second input shaft 18-2 is switched.
[0025]
The fixed speed change mechanism 14 is always driven from the input shaft 18, and inputs the speed changed at a predetermined speed ratio from the input shaft 18 to the planetary carrier 36 of the first planetary gear mechanism 30. is there.
[0026]
The fixed speed change mechanism 14 is disposed on the first input shaft 18-1 of the input shaft 18 and mounted on the outer periphery of the planetary carrier 44 of the second planetary gear mechanism 32, and the output. A fixed gear ratio state from a driven gear 54 disposed on the shaft 28 and mounted on the outer periphery of the planetary carrier 36 of the first planetary gear mechanism 30 and a chain 56 wound around the drive gear 52 and the driven gear 54. It has become.
[0027]
The continuously variable transmission 2 includes a first mode (also referred to as “start / low speed mode”) that directly transmits the rotation of the continuously variable transmission mechanism 10 to the output shaft 28, and the first planetary gear from the fixed transmission mechanism 14. The rotation input to the planetary carrier 36 of the gear mechanism 30 and the rotation input to the sun gear 34 of the first planetary gear mechanism 30 from the continuously variable transmission mechanism 10 are combined and transmitted from the ring gear 40 to the output shaft 28. It has a function that can be switched to the second mode (also referred to as “high-speed mode”).
[0028]
At this time, a first clutch 58 (also referred to as “Lo”) that engages and disengages the output shaft 28 with the intermediate shaft 20, and a first clutch that engages and disengages the output shaft 28 with the ring gear 40 of the first planetary gear mechanism 30. A two-clutch (also referred to as “Lh”) 60 is provided.
[0029]
More specifically, the output shaft 28 is extrapolated to a part of the intermediate shaft 20, and the output shaft 28 functions as a high speed (also referred to as “High”) from the first planetary gear mechanism 30 side. A second clutch 60 and a first clutch 58 that functions as a low speed (also referred to as “Low”) are sequentially arranged.
[0030]
Further, on the input shaft 18 side, two elements constituting the second planetary gear mechanism 32, that is, a forward clutch (also referred to as “Ld”) 62 that engages the sun gear 42 and the planetary carrier 44, and the first The reverse (which is also described as “R”) that restricts the rotation of one element constituting the two planetary gear mechanism 32, that is, the ring gear 50, and reverses the rotation from the first input shaft 18-1 to the second input shaft 18-2. ) Reverse brake (also referred to as “Lr”) 64.
[0031]
Further, an output gear 66 is disposed between the first clutch 58 and the second clutch 60 of the output shaft 28, and this output gear 66 is provided in communication with the final reduction mechanism 70 via a reduction mechanism 68. .
[0032]
That is, the shaft portion 72 of the reduction mechanism 68 is provided in parallel with the output shaft 28, and the shaft portion 72 is engaged with the first gear 74 that engages with the output gear 66 and the final reduction mechanism 70. The second gear 76 is disposed.
[0033]
For reference, symbols in the binding table in FIG. 1 are as follows.
Ld: Forward clutch
Lr: Reverse brake
Lo: 1st clutch
Lh: Second clutch
Low: At low speed
High: High speed
R: Reverse (reverse)
N: Neutral
[0034]
Next, the operation will be described.
[0035]
In the first mode (also referred to as “start / low speed mode”), the low state in the connection table of FIG. 1 is established, the forward clutch (also referred to as “Ld”) 62 is closed, and the first clutch (“Lo”). 58) is closed, and the rotation from the engine 4 is directly transmitted from the intermediate shaft 20 to the output shaft 28 via the first clutch 58 via the continuously variable transmission mechanism 10.
[0036]
In the case of shifting from the first mode (also referred to as “start / low speed mode”) to the second mode (also referred to as “high speed mode”), that is, to the High state in the connection table of FIG. As the output side rotation of the engine 10 increases, it synchronizes with the engine rotation via the chain 56 in the first mode described above, and at this point, the second clutch (also referred to as “Lh”) 60 is closed. At the same time, the first clutch 58 (also referred to as “Lo”) 58 is released.
[0037]
That is, in the second mode (also referred to as “high speed mode”), a part of the rotation from the engine 4 is transmitted to the planetary carrier 36 of the first planetary gear mechanism 30 via the chain 56 of the fixed transmission mechanism 14, and the planetary gear. The ring gear 40 is rotated via the gear 38, and the other part is transmitted to the sun gear 34 via the continuously variable transmission mechanism 10. The ring gear 40 is differentially transmitted via the planetary gear 38. The synthesized rotation is transmitted from the step transmission mechanism 10. The rotation of the ring gear 40 is transmitted to the output shaft 28 via the second clutch 60.
[0038]
When shifting to the second mode (also referred to as “high speed mode”), the sun gear 34 of the first planetary gear mechanism 30 is connected to the continuously variable transmission mechanism 10, and the ratio of the continuously variable transmission mechanism 10 is reduced to a low level. The chain 56 connected to the planetary carrier 36 of the first planetary gear mechanism 30 and the coupling mechanism of the continuously variable transmission mechanism 10 as it returns to the (Low) side (also referred to as “underdrive side”) The speed of the ring gear 40 of the first planetary gear mechanism 30 is increased.
[0039]
Therefore, in the second mode (also referred to as “high speed mode”), an increase in speed and high-efficiency power are ensured, compared to a single continuously variable transmission mechanism having the same continuously variable transmission mechanism. The efficiency is improved.
[0040]
Further, when the engine speed is lowered and decelerated in the second mode (also referred to as “high speed mode”), the continuously variable transmission mechanism 10 is already in the low ratio state, and is described as the second clutch (“Lh”) at an appropriate vehicle speed. The first mode (also referred to as “start / low speed mode”) can be switched by releasing 60.
[0041]
Therefore, it is possible to prepare for re-start / acceleration, and an appropriate control system contributes to improvement of fuel consumption during normal driving as a vehicle.
[0042]
In the case of the reverse (also referred to as “R”) state, the first clutch (also referred to as “Lo”) 58 is closed and one element constituting the second planetary gear mechanism 32 is provided. That is, the rotation of the ring gear 50 is restricted by the reverse brake (also referred to as “Lr”) 64 and the rotation from the first input shaft 18-1 to the second input shaft 18-2 is reversed. is there.
[0043]
In the conventional continuously variable transmission, a transmission clutch that engages and disengages between the fixed transmission mechanism and the input shaft is provided, and a direct coupling clutch that engages and disengages between the sun gear and the ring gear of the planetary gear mechanism is provided. The transmission clutch is released, and the rotation of the continuously variable transmission is directly transmitted to the output shaft by engaging the direct clutch and rotating the sun gear, the pinion carrier, and the ring gear integrally. Therefore, the intermediate shaft always drives the fixed transmission mechanism via the planetary gear mechanism, and there is a problem that the load applied to the endless belt of the continuously variable transmission mechanism increases.
[0044]
However, in the first embodiment of the present invention, a first clutch 58 (also referred to as “Lo”) that engages and disengages the output shaft 28 with the intermediate shaft 20, and the output shaft 28 is connected to the first planetary gear. Since the second clutch (also referred to as “Lh”) 60 that engages and disengages with the ring gear 40 of the gear mechanism 30 is provided, the output shaft 28 is driven by the first clutch 58 in the first mode (also referred to as “start / low speed mode”). The second clutch 60 releases the output shaft 28 from the ring gear 40 of the first planetary gear mechanism 30 so that the ring gear 40 can freely rotate with respect to the sun gear 34. In this state, the first planetary gear mechanism 30 does not drive the fixed transmission mechanism 14, and the load on the endless belt 26 of the continuously variable transmission 2 can be reduced.
[0045]
The fixed speed change mechanism 14 is always driven from the input shaft 18 so that the input is performed when switching from the first mode (also referred to as “start / low speed mode”) to the second mode (also referred to as “high speed mode”). A difference in rotation between the shaft 18 and the output shaft 28 can be prevented to reduce a shock when the second clutch 60 is engaged, and a load on the second clutch 60 can be reduced.
[0046]
Furthermore, since the conventional continuously variable transmission has a structure in which a reverse brake is provided on the planet carrier of the planetary gear mechanism that transmits rotation to the output shaft and the rotation transmitted to the output shaft during reverse is reversed, the planet on the output shaft side. There has been a problem that the size of the continuously variable transmission on the output shaft side is increased due to the arrangement of the gear mechanism, the reverse brake, and the direct coupling clutch.
[0047]
In order to minimize the axial direction suitable for light vehicles such as light FF (front engine / front drive system) vehicles and the size in the radial direction of each shaft, a belt-type continuously variable transmission (also referred to as “CVT”) It is necessary to arrange the mechanical elements that are free of waste and are not biased in the axial direction on the front and rear axes of the second input shaft 18-2 and the intermediate shaft 20.
[0048]
In the first embodiment of the present invention, the first planetary gear mechanism 32 connects the first input shaft 18-1 and the second input shaft 18-2 of the input shaft 18 to the second planetary gear. By providing a forward clutch (also referred to as “Ld”) 62 and a reverse brake (also referred to as “Lr”) 64 on the gear mechanism 32 side, a device for switching between forward and backward movement is disposed on the input shaft 18 side, The components are not concentrated on the output shaft 28 side, and the first clutch 58 and the second clutch 60 can be easily arranged.
[0049]
Furthermore, by arranging an output gear 66 between the first clutch 58 and the second clutch 60 on the output shaft 28 side, a final reduction mechanism 70 connected to the output gear 66 via a reduction mechanism 68. Can be prevented from projecting toward the engine 4 in the axial direction of the output shaft 28.
[0050]
FIG. 2 shows a second embodiment of the present invention. In the second embodiment, portions that perform the same functions as those of the first embodiment will be described with the same reference numerals.
[0051]
The feature of the second embodiment is that the fixed speed change mechanism 82 is configured to transmit the rotation from the second input shaft 18-2 to the intermediate shaft 20.
[0052]
That is, in the first embodiment described above, the drive gear 52 of the fixed speed change mechanism 14 is disposed between the pump 8 and the second planetary gear mechanism 32 at the first input shaft 18-1 located on the engine 4 side of the input shaft 18. And the driven gear 54 of the fixed transmission mechanism 14 is arranged between the portion corresponding to the position of the drive gear 52, that is, between the driven pulley 24 of the continuously variable transmission mechanism 10 and the first planetary gear mechanism 30. However, in this second embodiment, a fixed speed change mechanism 82 is disposed at the outer ends of the second input shaft 18-2 and the intermediate shaft 20.
[0053]
Specifically, as shown in FIG. 2, one end side of the second input shaft 18-2 is connected to the engine 4 via the first input shaft 18-1 and the output shaft 16, and the second input shaft 18-2 is connected to the second input shaft 18-2. A drive pulley 22 of the continuously variable transmission mechanism 10 is disposed at the central portion of the input shaft 18-2, and the other end located outside the drive pulley 22 of the continuously variable transmission mechanism 10, that is, an outer end. The drive gear 84 of the fixed transmission mechanism 82 is disposed on the portion (left side in FIG. 2).
[0054]
A driven gear 86 of the fixed speed change mechanism 82 is rotatably disposed at a portion corresponding to the position where the drive gear 84 is disposed, that is, at the outer end portion of the intermediate shaft 20, and the drive gear 84 and the driven gear are arranged. A chain 88 is wound around 86 and provided.
[0055]
A first planetary gear mechanism 90 is provided outside the driven gear 86. The first planetary gear mechanism 90 includes a sun gear 92 that inputs rotation from the continuously variable transmission mechanism 10, a planetary gear 96 that is rotatably supported by the planetary carrier 94 and meshes with the sun gear 92, and the planetary gear 96. And a ring gear 98 meshing with the ring gear 98.
The continuously variable transmission mechanism 10 and the sun gear 92 are connected by a hollow intermediate shaft 20, and a first output shaft 28-1 connected to the ring gear 98 is inserted into one end portion. Further, a second output shaft 28-2 that supports the output gear 66 along with the intermediate shaft 20 is extrapolated to the first output shaft 28-1.
A first clutch () 58 (also referred to as “Lo”) that engages and disengages the second output shaft 28-2 with the intermediate shaft 20, and the first output shaft 28-1 with the second output shaft 28. -2 is provided with a second clutch (also referred to as “Lh”) 60 that engages and disengages.
[0056]
In other words, in the first mode (also referred to as “start / low speed mode”), the low state in the connection table of FIG. 2 is established, the forward clutch (also referred to as “Ld”) 62 is closed, and the first mode is set. A clutch (also referred to as “Lo”) 58 is closed, and rotation from the engine 4 passes through the continuously variable transmission mechanism 10 to the second output shaft 28-2 via the intermediate shaft 20 and the first clutch 58. Directly transmitted.
[0057]
When the first mode (also referred to as “start / low speed mode”) shifts to the second mode (also referred to as “high speed mode”), that is, the High state in the connection table of FIG. As the output side rotation of the engine 10 increases, it synchronizes with the engine rotation via the chain 88 in the first mode described above, and at this point, the second clutch (also referred to as “Lh”) 60 is closed. At the same time, the first clutch 58 (also referred to as “Lo”) 58 is released.
[0058]
That is, in the second mode (also referred to as “high speed mode”), a part of the rotation from the engine 4 is transmitted to the planetary carrier 94 of the first planetary gear mechanism 90 via the chain 88 of the fixed transmission mechanism 82, and the planetary gear. The ring gear 98 is rotated through 96, and the other part is transmitted to the sun gear 92 through the continuously variable transmission mechanism 10, and the ring gear 98 is differentially transmitted through the planetary gear 96. The synthesized rotation is transmitted from the step transmission mechanism 10. The rotation of the ring gear 98 is transmitted to the second output shaft 28-2 via the first output shaft 28-1 and the second clutch 60.
[0059]
When shifting to the second mode (also referred to as “high speed mode”), the sun gear 92 of the first planetary gear mechanism 90 is connected to the continuously variable transmission mechanism 10, and the ratio of the continuously variable transmission mechanism 10 is reduced to a low level. The chain 88 connected to the planetary carrier 94 of the first planetary gear mechanism 90 and the coupling mechanism of the continuously variable transmission mechanism 10 as it returns to the (Low) side (also referred to as “underdrive side”) The speed of the ring gear 98 of the first planetary gear mechanism 90 is increased.
[0060]
Accordingly, in the second mode (also referred to as “high-speed mode”), as in the first embodiment described above, a speed increase and high-efficiency power are ensured, and a single gear having the same continuously variable transmission mechanism is secured. The efficiency on the high speed side is improved compared to the step transmission mechanism.
[0061]
Further, when the engine speed is lowered and decelerated in the second mode (also referred to as “high speed mode”), the continuously variable transmission mechanism 10 is already in the low ratio state, and is described as the second clutch (“Lh”) at an appropriate vehicle speed. The first mode (also referred to as “start / low speed mode”) can be switched by releasing 60.
[0062]
Therefore, as in the case of the first embodiment described above, it is possible to prepare for restart and acceleration, and an appropriate control system contributes to improvement of fuel consumption during normal operation as a vehicle.
[0063]
In the case of the reverse (also referred to as “R”) state, the first clutch (also referred to as “Lo”) 58 is closed as in the first embodiment, and the The rotation of one element constituting the second planetary gear mechanism 32, that is, the ring gear 50, is restricted by a reverse brake (also referred to as "Lr") 64, and the first input shaft 18-1 to the second input shaft 18-2. It is only necessary to reverse the rotation to.
[0064]
The conventional continuously variable transmission has a structure in which the planet carrier of the planetary gear mechanism that transmits the rotation to the output shaft during reverse travel is fixed by the reverse brake and the rotation transmitted to the output shaft is reversed. When the belt broke, the vehicle could not be moved backward. However, in the second embodiment of the present invention, the first clutch 58 is also applied when the endless belt 26 of the continuously variable transmission mechanism 10 is disconnected. If the second clutch 60 is engaged in addition to the sun gear 92 and the ring gear 98 of the first planetary gear mechanism 90 via the intermediate shaft 20, the first output shaft 28-1, and the second output shaft 28-2, , And the rotation can be transmitted from the fixed speed change mechanism 82 to the second output shaft 28-2 through the planetary carrier 94 of the first planetary gear mechanism 90.
[0065]
Further, in the second embodiment, the same effects as those described in the first embodiment can be obtained at the places where the same functions as those in the first embodiment are performed.
[0066]
FIG. 3 shows a third embodiment of the present invention. In the third embodiment, the same reference numerals are given to the portions having the same functions as those in the first embodiment.
[0067]
A feature of the third embodiment is that a first clutch (also referred to as “Lo”) 102 and a second clutch (also referred to as “Lh”) 104 are integrally provided.
[0068]
That is, the second clutch 104 is arranged at a position similar to the arrangement position in the first embodiment, and the first clutch 102 is arranged inside the second clutch 104.
[0069]
More specifically, the ring gear 108 of the first planetary gear mechanism 106 is formed to have a large diameter, and the first clutch 102 and the second clutch 104 are disposed inside the ring gear 108.
[0070]
In other words, in the first mode (also referred to as “start / low speed mode”), the low state in the connection table of FIG. 3 is established, the forward clutch (also referred to as “Ld”) 62 is closed, A clutch (also referred to as “Lo”) 102 is closed, and rotation from the engine 4 is directly transmitted from the intermediate shaft 20 to the output shaft 28 via the first clutch 102 via the continuously variable transmission mechanism 10. Is done.
[0071]
When the first mode (also referred to as “start / low speed mode”) shifts to the second mode (also referred to as “high speed mode”), that is, the High state in the connection table of FIG. As the output side rotation of the engine 10 increases, it synchronizes with the engine rotation via the chain 56 in the first mode described above, and at this time, the second clutch (also referred to as “Lh”) 104 is closed. At the same time, the first clutch (also referred to as “Lo”) 102 is released.
[0072]
That is, in the second mode (also referred to as “high speed mode”), a part of the rotation from the engine 4 is transmitted to the planetary carrier 36 of the first planetary gear mechanism 106 via the chain 56 of the fixed transmission mechanism 14, and the planetary gear. The ring gear 108 is rotated via the gear 38, and the other part is transmitted to the sun gear 34 via the continuously variable transmission mechanism 10. The ring gear 108 is differentially transmitted via the planetary gear 38. The synthesized rotation is transmitted from the step transmission mechanism 10. The rotation of the ring gear 108 is transmitted to the output shaft 28 via the second clutch 104.
[0073]
When shifting to the second mode (also referred to as “high speed mode”), the sun gear 34 of the first planetary gear mechanism 106 is connected to the continuously variable transmission mechanism 10, and the ratio of the continuously variable transmission mechanism 10 is reduced. The chain 56 connected to the planetary carrier 36 of the first planetary gear mechanism 106 and the coupling mechanism of the continuously variable transmission mechanism 10 as it returns to the (Low) side (also referred to as “underdrive side”) The speed of the ring gear 108 of the first planetary gear mechanism 106 is increased.
[0074]
Therefore, in the second mode (also referred to as “high speed mode”), an increase in speed and high-efficiency power are ensured, compared to a single continuously variable transmission mechanism having the same continuously variable transmission mechanism. The efficiency is improved.
[0075]
Further, when the engine speed is lowered and decelerated in the second mode (also referred to as “high speed mode”), the continuously variable transmission mechanism 10 is already in the low ratio state, and is described as the second clutch (“Lh”) at an appropriate vehicle speed. Is switched to the first mode (also referred to as “start / low speed mode”).
[0076]
Therefore, it is possible to prepare for re-start / acceleration, and an appropriate control system contributes to improvement of fuel consumption during normal driving as a vehicle.
[0077]
In the case of the reverse (also referred to as “R”) state, the first clutch (also referred to as “Lo”) 102 is closed, and one element constituting the second planetary gear mechanism 32 is provided. That is, the rotation of the ring gear 50 is restricted by the reverse brake (also referred to as “Lr”) 64 and the rotation from the first input shaft 18-1 to the second input shaft 18-2 is reversed. is there.
[0078]
As a result, the first clutch (also referred to as “Lo”) 102 and the second clutch (also referred to as “Lh”) 104 are integrally provided, so that the output shaft 28 is axially integrated by the integrated amount. The length can be shortened.
[0079]
Further, in the third embodiment, the same effect as that described in the first and second embodiments can be obtained at the place where the same functions as those in the first and second embodiments are performed. Is possible.
[0080]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the present invention, the input shaft to which the rotation of the engine is input, the intermediate shaft arranged parallel to the input shaft, the drive pulley mounted on the input shaft, and the intermediate shaft are mounted. , A continuously variable transmission mechanism comprising a driven pulley and an endless belt wound between both pulleys, a sun gear that inputs rotation from the continuously variable transmission mechanism, and a sun gear that is rotatably supported by a planetary carrier A planetary gear mechanism that includes a planetary gear that meshes with the planetary gear, a ring gear that meshes with the planetary gear and transmits rotation to the output shaft, and a fixed transmission mechanism that can input rotation that has been shifted from the input shaft to the planetary carrier at a predetermined speed ratio. A first mode in which the rotation of the continuously variable transmission mechanism is directly transmitted to the output shaft, and the rotation input from the fixed transmission mechanism to the planetary carrier and the continuously variable transmission mechanism. In a continuously variable transmission that can be switched to a second mode in which rotation input to a gear is synthesized by a planetary carrier and transmitted to an output shaft, a first clutch that engages and disengages the output shaft with an intermediate shaft, and an output shaft that is a ring gear In the first mode, the first clutch engages the output shaft with the intermediate shaft to directly transmit the rotation, and the second clutch transmits the output shaft to the ring gear of the planetary gear mechanism. The ring gear can be freely rotated with respect to the sun gear so that the planetary gear mechanism does not drive the fixed transmission mechanism, and the load applied to the endless belt of the continuously variable transmission can be reduced. .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a continuously variable transmission showing a first embodiment of the invention.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram of a continuously variable transmission showing a second embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a schematic configuration diagram of a continuously variable transmission showing a third embodiment of the invention.
[Explanation of symbols]
2 continuously variable transmission
4 Engine (also described as “Eng”)
6 Joint mechanism
8 Pump
10 continuously variable transmission mechanism
12 Planetary gear mechanism
14 Fixed transmission mechanism
16 output shaft
18 Input shaft
18-1 First input shaft
18-2 Second input shaft
20 Intermediate shaft
22 Drive pulley
24 Driven pulley
26 Endless belt
28 Output shaft
30 First planetary gear mechanism
32 Second planetary gear mechanism
34 Sungear
36 Planetary Carrier
38 Planetary Gear
40 Ring gear
42 Sungear
44 Planetary Carrier
46 1st planetary gear
48 2nd planetary gear
50 Ring gear
52 Drive gear
54 Driven gear
56 Chiang
58 First clutch (also referred to as “Lo”)
60 Second clutch (also referred to as “Lh”)
62 Forward clutch (also described as “Ld”)
64 Reverse brake (also described as “Lr”)
66 Output gear
68 Reduction mechanism
70 Final deceleration mechanism
