JP2008002550A - Power transmission device - Google Patents

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Michio Yoshida
倫生 吉田
Takehito Hattori
勇仁 服部
Toshiya Yamashita
俊哉 山下
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a miniaturizable power transmission device by improving configurations and arrangement of a plurality of engaging mechanisms used in the power transmission device. <P>SOLUTION: The power transmission device 8 is provided with: the plurality of engaging mechanisms 102, 103 for setting an engagement or release condition selectively; and a rotation transmission mechanism 101 for setting a rotating condition of an output shaft 25 for a rotating condition of an input shaft 11 selectively by controlling the engagement or release conditions of the plurality of these engaging mechanisms 102, 103, respectively. All of the plurality of engaging mechanisms 102, 103 are arranged in the radial direction of the rotation transmission mechanism 101. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

この発明は、係合機構の係合・解放状態を切り換えて、入力側から出力側への動力伝達状態を選択的に設定する動力伝達装置に関するものである。   The present invention relates to a power transmission device that selectively sets a power transmission state from an input side to an output side by switching an engagement / release state of an engagement mechanism.

一般に、車両の走行状態に応じた最適の条件でエンジンを運転することを目的として、変速比を無段階（連続的）に制御することのできる無段変速機がある。そのような無段変速機として、ベルト式無段変速機、あるいはトロイダル式無段変速機などが知られている。このうち、ベルト式無段変速機は、平行に配置された２つの回転部材と、各回転部材に別々に取り付けたプライマリプーリおよびセカンダリプーリとを有している。このプライマリプーリおよびセカンダリプーリは、共に、固定シーブと可動シーブとを組み合わせて構成されており、固定シーブと可動シーブとの間にＶ字形状の溝が形成されている。   In general, there is a continuously variable transmission that can control a gear ratio steplessly (continuously) for the purpose of operating an engine under optimum conditions according to the running state of the vehicle. As such a continuously variable transmission, a belt type continuously variable transmission or a toroidal type continuously variable transmission is known. Among these, the belt-type continuously variable transmission has two rotating members arranged in parallel, and a primary pulley and a secondary pulley separately attached to each rotating member. Both the primary pulley and the secondary pulley are configured by combining a fixed sheave and a movable sheave, and a V-shaped groove is formed between the fixed sheave and the movable sheave.

また、プライマリプーリの溝およびセカンダリプーリの溝にベルトが巻き掛けられているとともに、プライマリプーリのベルト支持部材およびセカンダリプーリのベルト支持部材に軸線方向の押圧力を作用させる油圧室が別個に設けられている。そして、各油圧室の油圧をそれぞれ独立して制御することにより各プーリの溝幅が調整されると、各プーリの溝幅が変化することで、各プーリに対するベルトの巻き掛け半径が変化する。すなわち、プライマリシャフトとセカンダリシャフトとの回転速度の比、すなわち変速比が制御される。また、このベルトの巻き掛け半径の制御により、ベルトの張力が変化し、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間で伝達されるトルクが調整される。   In addition, a belt is wound around the groove of the primary pulley and the groove of the secondary pulley, and a hydraulic chamber is provided separately for applying an axial pressing force to the belt support member of the primary pulley and the belt support member of the secondary pulley. ing. When the groove width of each pulley is adjusted by independently controlling the hydraulic pressure in each hydraulic chamber, the groove width of each pulley changes, so that the belt winding radius with respect to each pulley changes. That is, the rotation speed ratio between the primary shaft and the secondary shaft, that is, the gear ratio is controlled. Further, by controlling the belt winding radius, the belt tension changes, and the torque transmitted between the primary pulley and the secondary pulley is adjusted.

ところで、上記のようなベルト式無段変速機においては、エンジンの回転方向が一方向に限られているため、前後進切換機構が設けられている。すなわち、エンジンの回転方向を、車両を前進させる方向の回転方向と車両を後進させる方向の回転方向とに選択的に切り換えて、エンジン側すなわち入力側からの動力を駆動輪側すなわち出力側へ伝達する動力伝達装置である前後進切換機構が設けられている。その前後進切換機構の一例として、シングルピニオン形式の遊星歯車機構およびフォワードクラッチならびにリバースブレーキによって構成されている前後進切換機構を備えた「ベルト式無段変速機」に関する発明が、特許文献１に記載されている。   Incidentally, in the belt type continuously variable transmission as described above, the forward / reverse switching mechanism is provided because the rotational direction of the engine is limited to one direction. That is, the rotational direction of the engine is selectively switched between the rotational direction in which the vehicle moves forward and the rotational direction in which the vehicle moves backward, and the power from the engine side, that is, the input side is transmitted to the drive wheel side, that is, the output side. A forward / reverse switching mechanism that is a power transmission device is provided. As an example of the forward / reverse switching mechanism, Patent Document 1 discloses an invention relating to a “belt-type continuously variable transmission” provided with a forward / reverse switching mechanism configured by a single-pinion type planetary gear mechanism, a forward clutch, and a reverse brake. Are listed.

この特許文献１に記載されている前後進切換機構は、内燃機関（エンジン）からの出力トルクをベルト式無段変速機のプライマリプーリに伝達するように構成されていて、遊星歯車機構のリングギヤと内燃機関のクランク軸とがトルクコンバータを介して連結されていて、遊星歯車機構のサンギヤとベルト式無段変速機のプライマリシャフトとがスプライン嵌合により連結されている。また、リングギヤとサンギヤとの間の動力伝達経路を接続・遮断するフォワードクラッチが設けられている。そして、遊星歯車機構のキャリアの回転を許容・固定するリバースブレーキがトランスアクスルケースに固定されるように設けられている。   The forward / reverse switching mechanism described in Patent Document 1 is configured to transmit output torque from an internal combustion engine (engine) to a primary pulley of a belt-type continuously variable transmission. The crankshaft of the internal combustion engine is connected via a torque converter, and the sun gear of the planetary gear mechanism and the primary shaft of the belt type continuously variable transmission are connected by spline fitting. Further, a forward clutch for connecting / disconnecting the power transmission path between the ring gear and the sun gear is provided. And the reverse brake which accept | permits and fixes rotation of the carrier of a planetary gear mechanism is provided so that it may be fixed to a transaxle case.

また、特許文献２には、無段変速機の従動軸上に回転自在に配置された前進用ギヤおよび後進用ギヤと、それら前進用ギヤと後進用ギヤとの中間に配置されたハブと、前進用ギヤおよび後進用ギヤの一方をハブと選択的に連結する前後進切換スリーブとが備えられていて、前後進切換スリーブをシフトさせて、スリーブと前進用ギヤあるいは後進用ギヤのギヤスプラインとを噛み合わせることで、前進段あるいは後進段を設定するように構成された「前後進切換装置」に関する発明が記載されている。   Further, Patent Document 2 discloses a forward gear and a reverse gear that are rotatably arranged on a driven shaft of a continuously variable transmission, a hub that is disposed between the forward gear and the reverse gear, A forward / reverse switching sleeve for selectively connecting one of the forward gear and the reverse gear to the hub, and shifting the forward / backward switching sleeve to the sleeve and the forward gear or the reverse gear spline; Describes an invention relating to a “forward / reverse switching device” configured to set a forward gear or a reverse gear.

特開２００５−３２０９９６号公報JP-A-2005-320996 特開２００５−２４０８５８号公報JP-A-2005-240858

上記の特許文献１に記載されているベルト式無段変速機の前後進切換機構は、フォワードクラッチおよびリバースブレーキの２組の油圧式係合機構が、遊星歯車機構の各回転要素を係合（もしくは固定）・解放することによって、エンジンの回転方向を切り換えて、車両の前後進の切り換えを行うように構成されている。すなわち、前進の場合には、遊星歯車機構のサンギヤとリングギヤとが一体回転するように、フォワードクラッチが係合され、後進の場合には、遊星歯車機構のキャリアの回転が固定されるように、リバースブレーキが係合される。   The forward / reverse switching mechanism of the belt-type continuously variable transmission described in Patent Document 1 described above has two sets of hydraulic engagement mechanisms, a forward clutch and a reverse brake, that engage each rotation element of the planetary gear mechanism ( (Or fixed) / release to switch the rotational direction of the engine and switch the vehicle forward and backward. That is, in the case of forward movement, the forward clutch is engaged so that the sun gear and the ring gear of the planetary gear mechanism rotate integrally, and in the case of reverse movement, the rotation of the carrier of the planetary gear mechanism is fixed. The reverse brake is engaged.

このように、特許文献１に記載されている前後進切換機構では、前後進の切り換えを行うために、２組の油圧式係合機構を、それぞれ異なった遊星歯車機構の回転要素の係合・解放ができるように、別々に設ける必要があるため、遊星歯車機構の軸方向に大きなスペースを確保しなければならなくなる。その結果、フォワードクラッチやリバースブレーキなどの複数の係合機構と前後進切換機構などの回転伝動機構とにより構成される動力伝達装置の体格が大きくなってしまい、動力伝達装置の小型化を阻害する要因となっていた。   As described above, in the forward / reverse switching mechanism described in Patent Document 1, in order to perform forward / backward switching, two sets of hydraulic engagement mechanisms are respectively connected to the rotating elements of different planetary gear mechanisms. Since it is necessary to provide them separately so that they can be released, a large space must be secured in the axial direction of the planetary gear mechanism. As a result, the physique of the power transmission device composed of a plurality of engagement mechanisms such as a forward clutch and a reverse brake and a rotational transmission mechanism such as a forward / reverse switching mechanism becomes large, which hinders downsizing of the power transmission device. It was a factor.

また、特許文献２に記載されている前後進切換機構では、前進用ギヤと後進用ギヤとハブと前後進切換スリーブとによるかみ合い式係合機構、および無段変速機の従動軸と車輪に連結された出力軸との間の動力伝達経路を伝達・遮断する発進クラッチなどが、無段変速機の従動軸上に、直列に配置されている。そのため、無段変速機の軸方向に大きなスペースを確保しなければならず、この特許文献２に記載されている前後進切換機構においても、かみ合い式係合機構や発進クラッチなどの複数の係合機構と前後進切換機構などの回転伝動機構とにより構成される動力伝達装置の体格が大きくなってしまい、動力伝達装置の小型化を阻害する要因となっていた。   In the forward / reverse switching mechanism described in Patent Document 2, a meshing engagement mechanism including a forward gear, a reverse gear, a hub, and a forward / reverse switching sleeve, and a driven shaft and a wheel of a continuously variable transmission are connected. A starting clutch or the like for transmitting / cutting a power transmission path to / from the output shaft is arranged in series on the driven shaft of the continuously variable transmission. For this reason, a large space must be secured in the axial direction of the continuously variable transmission. In the forward / reverse switching mechanism described in Patent Document 2, a plurality of engagements such as a meshing engagement mechanism and a starting clutch are also provided. The physique of the power transmission device constituted by the mechanism and the rotation transmission mechanism such as the forward / reverse switching mechanism is increased, which is a factor that hinders downsizing of the power transmission device.

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、動力伝達装置に用いられる複数の係合機構の構成および配置を改良することにより、装置の小型化を図ることができる動力伝達装置を提供することを目的とするものである。   The present invention has been made paying attention to the above technical problem, and by improving the configuration and arrangement of a plurality of engagement mechanisms used in the power transmission device, the power transmission capable of reducing the size of the device. The object is to provide an apparatus.

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、係合・解放状態を選択的に設定可能な複数の係合機構と、それら複数の係合機構の係合・解放状態をそれぞれ制御することにより入力軸の回転状態に対する出力軸の回転状態を選択的に設定する回転伝動機構とを備えた動力伝達装置において、前記複数の係合機構は、いずれも前記回転伝動機構の回転軸の径方向に並んで配置されていることを特徴とする動力伝達装置である。   To achieve the above object, the invention of claim 1 controls a plurality of engagement mechanisms capable of selectively setting engagement / release states, and controls the engagement / release states of the plurality of engagement mechanisms, respectively. And a rotation transmission mechanism that selectively sets the rotation state of the output shaft relative to the rotation state of the input shaft, wherein the plurality of engagement mechanisms are all of the rotation shaft of the rotation transmission mechanism. The power transmission device is arranged in a radial direction.

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記回転伝動機構が、同じ回転方向で前記入力軸のトルクを前記出力軸へ伝達する正転状態と、回転方向を反転させて前記入力軸のトルクを前記出力軸へ伝達する反転状態とを選択的に設定する機能を備えていることを特徴とする動力伝達装置である。   The invention according to claim 2 is the invention according to claim 1, wherein the rotation transmission mechanism reverses the rotation direction and reverses the normal rotation state in which the torque of the input shaft is transmitted to the output shaft in the same rotation direction. The power transmission device includes a function of selectively setting a reverse state in which torque of the input shaft is transmitted to the output shaft.

また、請求項３の発明は、請求項１または２の発明において、前記複数の係合機構が、第１摩擦部材と第２摩擦部材とを互いに摩擦接触させることにより係合する摩擦クラッチと、第１嵌合部材と第２嵌合部材もしくは第３嵌合部材とを互いに嵌合させることにより係合するかみ合いクラッチとにより構成されていること特徴とする動力伝達装置である。   According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect of the present invention, the plurality of engagement mechanisms are engaged by bringing the first friction member and the second friction member into frictional contact with each other; and The power transmission device includes a meshing clutch that engages the first fitting member and the second fitting member or the third fitting member by fitting each other.

また、請求項４の発明は、請求項３の発明において、前記かみ合いクラッチが、前記摩擦クラッチの外径側に配置されていることを特徴とする動力伝達装置である。   According to a fourth aspect of the invention, there is provided the power transmission device according to the third aspect of the invention, wherein the meshing clutch is disposed on the outer diameter side of the friction clutch.

また、請求項５の発明は、請求項３または４の発明において、前記摩擦クラッチが、複数の第１摩擦部材および第２摩擦部材により構成される多板クラッチであり、前記複数の第１摩擦部材を保持する保持部材と、前記第１嵌合部材とが一体に形成されていることを特徴とする動力伝達装置である。   The invention according to claim 5 is the invention according to claim 3 or 4, wherein the friction clutch is a multi-plate clutch constituted by a plurality of first friction members and a second friction member, and the plurality of first frictions. The power transmission device is characterized in that a holding member for holding a member and the first fitting member are integrally formed.

また、請求項６の発明は、請求項３ないし５のいずれかの発明において、前記回転伝動機構が、第１回転要素が前記入力軸および前記第２嵌合部材に連結され、第２回転要素が前記出力軸に連結され、第３回転要素が前記第２摩擦部材に連結された遊星歯車機構により構成されていて、前記複数の係合機構が、前記第１嵌合部材と前記第２嵌合部材とを嵌合させて前記かみ合いクラッチを選択的に係合することにより前記第１回転要素と前記第３回転要素とを連結し、前記第１嵌合部材と前記第３嵌合部材とを嵌合させて前記かみ合いクラッチを選択的に係合することにより前記第３回転要素の回転を規制するとともに、前記摩擦クラッチを選択的に係合することにより前記第３回転要素と前記第１嵌合部材とを連結する機能を備えていることを特徴とする動力伝達装置である。   According to a sixth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the third to fifth aspects, the rotation transmission mechanism includes a first rotation element coupled to the input shaft and the second fitting member, and a second rotation element. Is connected to the output shaft, and a third rotating element is constituted by a planetary gear mechanism connected to the second friction member, and the plurality of engagement mechanisms include the first fitting member and the second fitting. The first rotating element and the third rotating element are coupled by engaging a mating member and selectively engaging the meshing clutch, and the first fitting member and the third fitting member And the engagement clutch is selectively engaged to restrict the rotation of the third rotation element, and the friction clutch is selectively engaged to engage the third rotation element and the first clutch. It has a function to connect the fitting member. A power transmission device according to claim.

また、請求項７の発明は、請求項６の発明において、前記複数の係合機構が、前記かみ合いクラッチを解放する場合に、前記摩擦クラッチを解放する機能を備えていることを特徴とする動力伝達装置である。   According to a seventh aspect of the invention, in the sixth aspect of the invention, the plurality of engagement mechanisms have a function of releasing the friction clutch when the engagement clutch is released. It is a transmission device.

また、請求項８の発明は、請求項６または７の発明において、前記複数の係合機構が、前記第１嵌合部材と前記第２嵌合部材とを嵌合させて前記かみ合いクラッチを係合する場合に、前記摩擦クラッチを予め係合して前記第１嵌合部材と前記第２嵌合部材との回転を同期させる機能を備えていることを特徴とする動力伝達装置である。   The invention according to claim 8 is the invention according to claim 6 or 7, wherein the plurality of engagement mechanisms engage the engagement clutch by engaging the first engagement member and the second engagement member. In the case of combining, the power transmission device is provided with a function of previously engaging the friction clutch to synchronize the rotation of the first fitting member and the second fitting member.

また、請求項９の発明は、請求項６ないし８のいずれかの発明において、前記回転伝動機構が、前記第１回転要素がサンギヤであり、前記第２回転要素がリングギヤであり、前記第３回転要素がキャリアであるシングルピニオン形式の遊星歯車機構により構成されていることを特徴とする動力伝達装置である。   The invention according to claim 9 is the invention according to any one of claims 6 to 8, wherein the rotation transmission mechanism is such that the first rotation element is a sun gear, the second rotation element is a ring gear, and the third rotation element. A power transmission device comprising a single pinion planetary gear mechanism whose rotating element is a carrier.

また、請求項１０の発明は、請求項６ないし８のいずれかの発明において、前記回転伝動機構が、前記第１回転要素がリングギヤであり、前記第２回転要素がサンギヤであり、前記第３回転要素がキャリアであるシングルピニオン形式の遊星歯車機構により構成されていることを特徴とする動力伝達装置である。   According to a tenth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the sixth to eighth aspects, the rotation transmission mechanism is such that the first rotation element is a ring gear, the second rotation element is a sun gear, and the third rotation element. A power transmission device comprising a single pinion planetary gear mechanism whose rotating element is a carrier.

そして、請求項１１の発明は、請求項６ないし８の発明において、前記回転伝動機構が、前記第１回転要素がサンギヤであり、前記第２回転要素がキャリアであり、前記第３回転要素がリングギヤであるダブルピニオン形式の遊星歯車機構により構成されていることを特徴とする動力伝達装置である。   The invention according to claim 11 is the invention according to claims 6 to 8, wherein the rotation transmission mechanism is such that the first rotation element is a sun gear, the second rotation element is a carrier, and the third rotation element is A power transmission device comprising a planetary gear mechanism of a double pinion type that is a ring gear.

したがって、請求項１の発明によれば、回転伝動機構の回転状態を設定するために係合解放・状態がそれぞれ制御される複数の係合機構が、回転伝動機構の回転軸の径方向に並べられて配置される。言い換えると、回転伝動機構と複数の係合機構とが、回転伝動機構の回転軸に垂直な平面上に並べられて配置される。そのため、複数の係合機構を、回転伝動機構すなわち動力伝達装置の軸方向においてほぼ同じ位置に配置することができ、その結果、動力伝達装置の軸方向の長さを短縮し、動力伝達装置の小型化を図ることができる。   Therefore, according to the first aspect of the present invention, the plurality of engagement mechanisms whose engagement / release states are controlled in order to set the rotation state of the rotation transmission mechanism are arranged in the radial direction of the rotation shaft of the rotation transmission mechanism. Placed. In other words, the rotation transmission mechanism and the plurality of engagement mechanisms are arranged side by side on a plane perpendicular to the rotation axis of the rotation transmission mechanism. Therefore, the plurality of engagement mechanisms can be arranged at substantially the same position in the axial direction of the rotation transmission mechanism, that is, the power transmission device. As a result, the axial length of the power transmission device is shortened, Miniaturization can be achieved.

また、請求項２の発明によれば、回転伝動機構が、正転状態と反転状態とを選択的に設定してトルクを伝達する機能を有している。そのため、例えば、正転・逆転切換機構、あるいは車両用の変速機に用いられる前後進切換機構などの動力伝達装置の小型化を図ることができる。   According to the invention of claim 2, the rotation transmission mechanism has a function of transmitting torque by selectively setting the normal rotation state and the reverse rotation state. For this reason, for example, it is possible to reduce the size of a power transmission device such as a forward / reverse switching mechanism or a forward / reverse switching mechanism used in a vehicle transmission.

また、請求項３の発明によれば、回転伝動機構の回転軸の径方向に並べられて配置される複数の係合機構として、摩擦クラッチとかみ合いクラッチとが用いられる。このうち、かみ合いクラッチは、例えばスプラインなどで構成することにより摩擦クラッチと比較して径方向の長さを短縮することができるため、そのようなかみ合いクラッチを用いることで、複数の係合機構を径方向に並べて配置しても、径方向の大型化を抑制し、動力伝達装置の小型化を図ることができる。   According to a third aspect of the present invention, a friction clutch and a meshing clutch are used as the plurality of engaging mechanisms arranged side by side in the radial direction of the rotation shaft of the rotation transmission mechanism. Among these, since the meshing clutch can be shortened in the radial direction as compared with the friction clutch by configuring it with, for example, a spline or the like, a plurality of engagement mechanisms are provided by using such a meshing clutch. Even if they are arranged side by side in the radial direction, the increase in the radial direction can be suppressed and the power transmission device can be reduced in size.

また、請求項４の発明によれば、複数の係合機構として、回転伝動機構の回転軸の径方向でその回転伝動機構の外径側に、摩擦クラッチが配置され、その摩擦クラッチの外径側に、かみ合いクラッチが配置される。そのため、摩擦クラッチとかみ合いクラッチとを、回転伝動機構（動力伝達装置）の軸方向においてほぼ同じ位置に配置することができ、その結果、動力伝達装置の軸方向の長さを短縮し、動力伝達装置の小型化を図ることができる。   According to the invention of claim 4, a friction clutch is arranged on the outer diameter side of the rotation transmission mechanism in the radial direction of the rotation shaft of the rotation transmission mechanism as the plurality of engagement mechanisms, and the outer diameter of the friction clutch On the side, a meshing clutch is arranged. Therefore, the friction clutch and the meshing clutch can be arranged at substantially the same position in the axial direction of the rotation transmission mechanism (power transmission device). As a result, the axial length of the power transmission device is shortened, and the power transmission The size of the apparatus can be reduced.

また、請求項５の発明によれば、複数の係合機構のうち、一方の摩擦クラッチが、複数の第１摩擦部材と第２摩擦部材とを交互に対向させて配置した多板クラッチにより構成され、その多板クラッチの複数の第１摩擦部材を保持する保持部材が、他方のかみ合いクラッチの第１嵌合部材と一体化されて、言い換えると、多板クラッチの保持部材とかみ合いクラッチの第１嵌合部材とが一つの部材で共用化されて形成されている。そのため、摩擦クラッチおよびかみ合いクラッチを構成する部品点数を削減することができるとともに、動力伝達装置の小型化を図ることができる。   According to the invention of claim 5, one of the plurality of engagement mechanisms is constituted by a multi-plate clutch in which a plurality of first friction members and second friction members are alternately arranged. The holding member that holds the plurality of first friction members of the multi-plate clutch is integrated with the first fitting member of the other meshing clutch, in other words, the holding member of the multi-plate clutch and the first of the meshing clutch One fitting member is shared by one member and formed. Therefore, the number of parts constituting the friction clutch and the meshing clutch can be reduced, and the size of the power transmission device can be reduced.

また、請求項６の発明によれば、回転伝動機構が、入力軸とかみ合いクラッチの第２嵌合部材とに連結された第１回転要素、および出力軸に連結された第２回転要素、および摩擦クラッチの第２摩擦部材に連結された第３回転要素を有する遊星歯車機構によって構成される。そして、かみ合いクラッチを選択的に係合することで、第１回転要素と前記第３回転要素とが連結され、もしくは第３回転要素の回転が規制される。そのため、摩擦クラッチおよびかみ合いクラッチの係合・解放状態をそれぞれ制御することにより、遊星歯車機構の第１ないし第３の各回転要素の回転状態を選択的に設定すること、すなわち、動力伝達装置の入力軸の回転状態に対する出力軸の回転状態を選択的に設定することができる。   According to the invention of claim 6, the rotation transmission mechanism includes a first rotation element coupled to the input shaft and the second fitting member of the meshing clutch, a second rotation element coupled to the output shaft, and It is comprised by the planetary gear mechanism which has the 3rd rotation element connected with the 2nd friction member of the friction clutch. Then, by selectively engaging the meshing clutch, the first rotating element and the third rotating element are connected, or the rotation of the third rotating element is restricted. Therefore, the rotational states of the first to third rotating elements of the planetary gear mechanism are selectively set by controlling the engagement / release states of the friction clutch and the meshing clutch, that is, the power transmission device The rotation state of the output shaft relative to the rotation state of the input shaft can be selectively set.

また、請求項７の発明によれば、かみ合いクラッチが解放される場合、すなわち、かみ合いクラッチの第１嵌合部材が、第２嵌合部材および第３嵌合部材のいずれにも嵌合しない状態にされる場合に、摩擦クラッチが解放される。そのため、かみ合いクラッチの解放時に、例えば外乱などの影響により、意図しないかみ合いクラッチの係合や、第１嵌合部材と第２嵌合部材もしくは第３嵌合部材との干渉を防止もしくは抑制することができる。   According to the invention of claim 7, when the meshing clutch is released, that is, the state where the first fitting member of the meshing clutch is not fitted to either the second fitting member or the third fitting member. The friction clutch is released. Therefore, at the time of releasing the engagement clutch, for example, due to the influence of disturbance or the like, unintentional engagement of the engagement clutch or interference between the first fitting member and the second fitting member or the third fitting member is prevented or suppressed. Can do.

また、請求項８の発明によれば、第１嵌合部材と、入力軸と一体回転する第２嵌合部部材とを嵌合してかみ合いクラッチが係合される場合に、摩擦クラッチを予備的に係合することにより、第１嵌合部材と入力軸との回転、すなわち第１嵌合部材と第２嵌合部材との回転が同期される。そのため、第１嵌合部材と第２嵌合部材との嵌合によるかみ合いクラッチの係合をスムーズに行うことができ、係合ショックの発生を回避することができる。   According to the invention of claim 8, when the meshing clutch is engaged by engaging the first fitting member and the second fitting member that rotates integrally with the input shaft, the friction clutch is reserved. Thus, the rotation of the first fitting member and the input shaft, that is, the rotation of the first fitting member and the second fitting member is synchronized. Therefore, the engagement clutch can be engaged smoothly by fitting the first fitting member and the second fitting member, and the occurrence of the engagement shock can be avoided.

また、請求項９の発明によれば、回転伝機構を構成する遊星歯車機構として、サンギヤ、リングギヤ、キャリアが、それぞれ第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素であるシングルピニオン形式の遊星歯車機構が用いられる。その場合、例えば第１嵌合部材と第３嵌合部材とを嵌合させてかみ合いクラッチを係合し、第３回転要素すなわちキャリアの回転を規制することによって、入力軸と一体回転するサンギヤに入力されるトルクが、回転方向が反転され、かつ減速されて、リングギヤから出力されて出力軸へ伝達される。そのため、入力軸の回転状態を反転させて前記出力軸へ伝達する反転状態を設定する場合に、入力軸のトルクを増幅させて出力軸へ伝達することができる。   According to the invention of claim 9, as a planetary gear mechanism constituting the rotation transmission mechanism, the sun gear, the ring gear, and the carrier are of a single pinion type in which the first rotation element, the second rotation element, and the third rotation element, respectively. A planetary gear mechanism is used. In that case, for example, by engaging the meshing clutch by fitting the first fitting member and the third fitting member and restricting the rotation of the third rotating element, that is, the carrier, the sun gear that rotates integrally with the input shaft can be obtained. The input torque is reversed in rotation direction and decelerated, and is output from the ring gear and transmitted to the output shaft. Therefore, when setting the reverse state in which the rotation state of the input shaft is reversed and transmitted to the output shaft, the torque of the input shaft can be amplified and transmitted to the output shaft.

また、請求項１０の発明によれば、回転伝機構を構成する遊星歯車機構として、リングギヤ、サンギヤ、キャリアが、それぞれ第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素であるシングルピニオン形式の遊星歯車機構が用いられる。その場合、例えば第１嵌合部材と第３嵌合部材とを嵌合させてかみ合いクラッチを係合し、第３回転要素すなわちキャリアの回転を規制することによって、入力軸と一体回転するリングギヤに入力されるトルクが、回転方向が反転され、かつ増速されて、サンギヤから出力されて出力軸へ伝達される。そのため、入力軸の回転状態を反転させて前記出力軸へ伝達する反転状態を設定する場合に、入力軸のトルクを低下させて出力軸へ伝達することができる。   Further, according to the invention of claim 10, as a planetary gear mechanism constituting the rotation transmission mechanism, a ring gear, a sun gear, and a carrier are of a single pinion type in which the first rotation element, the second rotation element, and the third rotation element, respectively. A planetary gear mechanism is used. In this case, for example, by engaging the meshing clutch by engaging the first fitting member and the third fitting member and restricting the rotation of the third rotating element, that is, the carrier, the ring gear that rotates integrally with the input shaft can be obtained. The input torque is inverted in rotation direction and increased in speed, and is output from the sun gear and transmitted to the output shaft. Therefore, when setting the reverse state in which the rotation state of the input shaft is reversed and transmitted to the output shaft, the torque of the input shaft can be reduced and transmitted to the output shaft.

そして、請求項１１の発明によれば、回転伝機構を構成する遊星歯車機構として、サンギヤ、キャリア、リングギヤが、それぞれ第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素であるダブルピニオン形式の遊星歯車機構が用いられる。その場合、例えば第１嵌合部材と第３嵌合部材とを嵌合させてかみ合いクラッチを係合し、第３回転要素すなわちリングギヤの回転を規制することによって、入力軸と一体回転するサンギヤに入力されるトルクが、回転方向が反転され、かつ減速されて、キャリアから出力されて出力軸へ伝達される。そのため、入力軸の回転状態を反転させて前記出力軸へ伝達する反転状態を設定する場合に、入力軸のトルクを増幅して出力軸へ伝達することができる。   And according to invention of Claim 11, as a planetary gear mechanism which comprises a rotation transmission mechanism, a sun gear, a carrier, and a ring gear are respectively a 1st rotation element, a 2nd rotation element, and a 3rd rotation element. A planetary gear mechanism is used. In that case, for example, by engaging the meshing clutch by engaging the first fitting member and the third fitting member and restricting the rotation of the third rotating element, that is, the ring gear, the sun gear that rotates integrally with the input shaft The input torque is reversed in rotation direction and decelerated, and is output from the carrier and transmitted to the output shaft. Therefore, when setting the reverse state in which the rotation state of the input shaft is reversed and transmitted to the output shaft, the torque of the input shaft can be amplified and transmitted to the output shaft.

つぎに、この発明を図面を参照しながら具体的に説明する。図７は、この発明の動力伝達装置を、ベルト式無段変速機の前後進切換機構に適用した車両のスケルトン図である。図７において、１は車両の動力源であり、この動力源１としては、例えばガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジンなどのエンジン（内燃機関）、あるいは電動機（モータ）、あるいはエンジンと力行・回生制御が可能な電動機（モータ・ジェネレータ）とを組み合わせたハイブリッドシステムなどが用いられる。ここでは、便宜上、動力源１として、クランクシャフト２が車両の幅方向に配置されたエンジン１を用いた例について説明する。   Next, the present invention will be specifically described with reference to the drawings. FIG. 7 is a skeleton diagram of a vehicle in which the power transmission device of the present invention is applied to a forward / reverse switching mechanism of a belt type continuously variable transmission. In FIG. 7, reference numeral 1 denotes a power source of the vehicle. Examples of the power source 1 include engines (internal combustion engines) such as gasoline engines, diesel engines, and LPG engines, electric motors (motors), and engine and power running / regenerative control. For example, a hybrid system combined with an electric motor (motor / generator) capable of performing the above is used. Here, for convenience, an example in which the engine 1 in which the crankshaft 2 is arranged in the vehicle width direction is used as the power source 1 will be described.

エンジン１の出力側には、トランスアクスル３が設けられている。このトランスアクスル３は、エンジン１の後端側に取り付けられたトランスアクスルハウジング４と、トランスアクスルハウジング４におけるエンジン１とは反対側の開口端に取り付けられたトランスアクスルケース５と、トランスアクスルケース５におけるトランスアクスルハウジング４とは反対側の開口端に取り付けられたトランスアクスルリヤカバー６とを有している。   A transaxle 3 is provided on the output side of the engine 1. The transaxle 3 includes a transaxle housing 4 attached to the rear end side of the engine 1, a transaxle case 5 attached to an open end of the transaxle housing 4 opposite to the engine 1, and a transaxle case 5. The transaxle housing 4 has a transaxle rear cover 6 attached to an opening end opposite to the transaxle housing 4.

トランスアクスルハウジング４の内部には、トルクコンバータ７が設けられており、トランスアクスルケース５およびトランスアクスルリヤカバー６の内部には、前後進切換機構８およびベルト式無段変速機９および最終減速機１０が設けられている。   A torque converter 7 is provided inside the transaxle housing 4. Inside the transaxle case 5 and the transaxle rear cover 6, a forward / reverse switching mechanism 8, a belt type continuously variable transmission 9 and a final reduction gear 10 are provided. Is provided.

トルクコンバータ７は、クランクシャフト２と同一の軸線を中心として回転可能なインプットシャフト１１が設けられており、インプットシャフト１１におけるエンジン１側の端部にはタービンランナ１２が取り付けられている。一方、クランクシャフト２の後端にはドライブプレート１３を介してフロントカバー１４が連結されており、フロントカバー１４にはポンプインペラ１５が接続されている。このタービンランナ１２とポンプインペラ１５とは対向して配置され、タービンランナ１２およびポンプインペラ１５の内側にはステータ１６が設けられている。このステータ１６には、一方向クラッチ１７を介して中空軸１８が接続されている。中空軸１８はトランスアクスルケース５側に回転不能に固定されていて、その中空軸１８の内部に前記のインプットシャフト１１が配置されている。また、インプットシャフト１１におけるフロントカバー１４側の端部には、ダンパ機構１９を介してロックアップクラッチ２０が設けられている。上記のように構成されたフロントカバー１４およびポンプインペラ１５などにより形成されたケーシング（図示せず）内に、作動流体としてのオイルが供給されている。   The torque converter 7 is provided with an input shaft 11 that can rotate about the same axis as the crankshaft 2, and a turbine runner 12 is attached to an end of the input shaft 11 on the engine 1 side. On the other hand, a front cover 14 is connected to the rear end of the crankshaft 2 via a drive plate 13, and a pump impeller 15 is connected to the front cover 14. The turbine runner 12 and the pump impeller 15 are disposed to face each other, and a stator 16 is provided inside the turbine runner 12 and the pump impeller 15. A hollow shaft 18 is connected to the stator 16 via a one-way clutch 17. The hollow shaft 18 is fixed to the transaxle case 5 in a non-rotatable manner, and the input shaft 11 is disposed inside the hollow shaft 18. A lockup clutch 20 is provided at the end of the input shaft 11 on the side of the front cover 14 via a damper mechanism 19. Oil as a working fluid is supplied into a casing (not shown) formed by the front cover 14 and the pump impeller 15 configured as described above.

上記構成により、エンジン１の動力（トルク）がクランクシャフト２からフロントカバー１４に伝達される。この時、ロックアップクラッチ２０が解放されている場合は、ポンプインペラ１５のトルクが流体によりタービンランナ１２に伝達され、ついでインプットシャフト１１に伝達される。なお、ポンプインペラ１５からタービンランナ１２に伝達されるトルクを、ステータ１６により増幅することもできる。一方、ロックアップクラッチ２０が係合されている場合は、フロントカバー１４のトルクが機械的にインプットシャフト１１に伝達される。   With the above configuration, power (torque) of the engine 1 is transmitted from the crankshaft 2 to the front cover 14. At this time, when the lockup clutch 20 is released, the torque of the pump impeller 15 is transmitted to the turbine runner 12 by the fluid and then to the input shaft 11. Note that the torque transmitted from the pump impeller 15 to the turbine runner 12 can be amplified by the stator 16. On the other hand, when the lockup clutch 20 is engaged, the torque of the front cover 14 is mechanically transmitted to the input shaft 11.

トルクコンバータ７と前後進切換機構８との間には、オイルポンプ２１が設けられている。このオイルポンプ２１のロータ２２と、前記ポンプインペラ１５とが円筒形状のハブ２３により接続されている。また、オイルポンプ２１のボデー２４は、トランスアクスルケース５側に固定されている。この構成により、エンジン１の動力がポンプインペラ１５を介してロータ２２に伝達され、オイルポンプ２１を駆動することができる。   An oil pump 21 is provided between the torque converter 7 and the forward / reverse switching mechanism 8. The rotor 22 of the oil pump 21 and the pump impeller 15 are connected by a cylindrical hub 23. The body 24 of the oil pump 21 is fixed to the transaxle case 5 side. With this configuration, the power of the engine 1 is transmitted to the rotor 22 via the pump impeller 15 and the oil pump 21 can be driven.

前後進切換機構８は、インプットシャフト１１とベルト式無段変速機９との間の動力伝達経路に設けられている。この前後進切換機構８は、エンジン１の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、入力されたトルクをそのまま出力する、もしくは反転して出力するように構成されている。この発明では、このような前後進切換機構８としての動力伝達装置を構成しているクラッチ機構（係合機構）等の構成、あるいはそれらの配置を改良することによって、動力伝達装置の小型化を実現できるように構成されている。それらに関しての詳細な説明は後述する。   The forward / reverse switching mechanism 8 is provided in a power transmission path between the input shaft 11 and the belt type continuously variable transmission 9. The forward / reverse switching mechanism 8 is a mechanism that is employed when the rotational direction of the engine 1 is limited to one direction, and outputs the input torque as it is or reversely outputs it. It is configured. In the present invention, the size of the power transmission device can be reduced by improving the configuration of the clutch mechanism (engagement mechanism) or the like constituting the power transmission device as the forward / reverse switching mechanism 8 or the arrangement thereof. It is configured to be realized. A detailed description thereof will be described later.

ベルト式無段変速機９は、インプットシャフト１１と同心状に配置されたプライマリシャフト２５と、プライマリシャフト２５と相互に平行に配置されたセカンダリシャフト２６とを有している。このプライマリシャフト２５側にはプライマリプーリ２７が設けられており、セカンダリシャフト２６側にはセカンダリプーリ２８が設けられている。プライマリプーリ２７は、プライマリシャフト２５の外周に一体的に形成された固定シーブ２９と、プライマリシャフト２５の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ３０とを有している。そして、固定シーブ２９と可動シーブ３０との対向面間にＶ字形状の溝すなわちベルト巻き掛け溝３１が形成されている。   The belt type continuously variable transmission 9 includes a primary shaft 25 disposed concentrically with the input shaft 11 and a secondary shaft 26 disposed parallel to the primary shaft 25. A primary pulley 27 is provided on the primary shaft 25 side, and a secondary pulley 28 is provided on the secondary shaft 26 side. The primary pulley 27 has a fixed sheave 29 integrally formed on the outer periphery of the primary shaft 25 and a movable sheave 30 configured to be movable in the axial direction of the primary shaft 25. A V-shaped groove, that is, a belt winding groove 31 is formed between the opposed surfaces of the fixed sheave 29 and the movable sheave 30.

また、この可動シーブ３０をプライマリシャフト２５の軸線方向に動作させ、可動シーブ３０と固定シーブ２９とを接近・離隔させる油圧アクチュエータ３２が設けられている。一方、セカンダリプーリ２８は、セカンダリシャフト２６の外周に一体的に形成された固定シーブ３３と、セカンダリシャフト２６の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ３４とを有している。そして、固定シーブ３３と可動シーブ３４との対向面間にＶ字形状の溝（ベルト巻き掛け溝）３５が形成されている。また、この可動シーブ３４をセカンダリシャフト２６の軸線方向に動作させ、可動シーブ３４と固定シーブ３３とを接近・離隔させる油圧アクチュエータ３６が設けられている。さらに、上記構成のプライマリプーリ２７のベルト巻き掛け溝３１およびセカンダリプーリ２８のベルト巻き掛け溝３５に対して、伝動ベルト３７が巻き掛けられている。   In addition, a hydraulic actuator 32 is provided that moves the movable sheave 30 in the axial direction of the primary shaft 25 to move the movable sheave 30 and the fixed sheave 29 closer to or away from each other. On the other hand, the secondary pulley 28 has a fixed sheave 33 integrally formed on the outer periphery of the secondary shaft 26 and a movable sheave 34 configured to be movable in the axial direction of the secondary shaft 26. A V-shaped groove (belt winding groove) 35 is formed between the opposed surfaces of the fixed sheave 33 and the movable sheave 34. In addition, a hydraulic actuator 36 is provided that moves the movable sheave 34 in the axial direction of the secondary shaft 26 to move the movable sheave 34 and the fixed sheave 33 closer to or away from each other. Further, a transmission belt 37 is wound around the belt winding groove 31 of the primary pulley 27 and the belt winding groove 35 of the secondary pulley 28 configured as described above.

このように、ベルト式無段変速機９は、互いに平行に配置された入力部材としてのプライマリプーリ２７と出力部材としてのセカンダリプーリ２８とのそれぞれが、固定シーブ２９，３３と、油圧アクチュエータ３２，３６によって軸線方向に前後動させられる可動シーブ３０，３４とによって構成されている。したがって各プーリ２７，２８の溝幅が、可動シーブ３０，３４を軸線方向に移動させることにより変化し、それに伴って各プーリ２７，２８に巻掛けた伝動ベルト３７の巻掛け半径（各プーリ２７，２８の有効径）が連続的に変化し、変速比が無段階に変化するようになっている。   As described above, the belt-type continuously variable transmission 9 includes a primary pulley 27 as an input member and a secondary pulley 28 as an output member, which are arranged in parallel to each other. The movable sheaves 30 and 34 are moved back and forth in the axial direction by 36. Therefore, the groove widths of the pulleys 27 and 28 are changed by moving the movable sheaves 30 and 34 in the axial direction, and accordingly the winding radius of the transmission belt 37 wound around the pulleys 27 and 28 (each pulley 27 , 28) is continuously changed, and the gear ratio is changed steplessly.

なお、セカンダリプーリ２８における油圧アクチュエータ３６には、ベルト式無段変速機９に入力されるトルクに応じた油圧（ライン圧もしくはその補正圧）が供給されている。したがって、セカンダリプーリ２８における各シーブ３３，３４が伝動ベルト３７を挟み付けることにより、伝動ベルト３７に張力が付与され、各プーリ２７，２８と伝動ベルト３７との挟圧力（接触圧力）が確保されるようになっている。言い換えれば、挟圧力に応じたトルク容量が設定される。これに対してプライマリプーリ２７における油圧アクチュエータ３２には、設定するべき変速比に応じた圧油が供給され、目標とする変速比に応じた溝幅（有効径）に設定するようになっている。   The hydraulic actuator 36 in the secondary pulley 28 is supplied with a hydraulic pressure (line pressure or its correction pressure) corresponding to the torque input to the belt type continuously variable transmission 9. Therefore, when the sheaves 33 and 34 in the secondary pulley 28 sandwich the transmission belt 37, tension is applied to the transmission belt 37, and the clamping pressure (contact pressure) between the pulleys 27 and 28 and the transmission belt 37 is secured. It has become so. In other words, the torque capacity corresponding to the clamping pressure is set. On the other hand, the hydraulic actuator 32 in the primary pulley 27 is supplied with pressure oil corresponding to the gear ratio to be set, and is set to a groove width (effective diameter) corresponding to the target gear ratio. .

そして、ベルト式無段変速機９の入力部材であるプライマリプーリ２７が、前後進切換機構８における出力要素であるリングギヤもしくはサンギヤもしくはキャリア（いずれも後述する）に連結され、ベルト式無段変速機９の出力部材であるセカンダリプーリ２８が、ギヤ対３８および最終減速機１０に連結され、さらにその最終減速機１０が駆動輪３９に連結されている。   A primary pulley 27 that is an input member of the belt-type continuously variable transmission 9 is connected to a ring gear, a sun gear, or a carrier (which will be described later) that is an output element of the forward / reverse switching mechanism 8, and the belt-type continuously variable transmission. 9 is connected to the gear pair 38 and the final reduction gear 10, and the final reduction gear 10 is connected to the drive wheels 39.

前述したように、この発明に係る動力伝達装置は、その動力伝達装置として、例えば上記のベルト式無段変速機に備えられた前後進切換機構８、および前後進切換機構８を構成する遊星歯車機構の各回転要素の作動を制御するためのクラッチ機構（係合機構）の構成、あるいは配置を改良することによって、装置の小型化を図ることができるように構成されている。そのように構成されたこの発明を適用した動力伝達装置としての前後進切換機構８の例を、以下に順次説明する。   As described above, the power transmission device according to the present invention includes, as the power transmission device, for example, the forward / reverse switching mechanism 8 provided in the belt-type continuously variable transmission, and the planetary gear constituting the forward / reverse switching mechanism 8. The apparatus can be reduced in size by improving the configuration or arrangement of a clutch mechanism (engagement mechanism) for controlling the operation of each rotating element of the mechanism. Examples of the forward / reverse switching mechanism 8 as a power transmission device to which the present invention is applied will be sequentially described below.

（第１の実施例）
この発明の第１の実施例を、図１に基づいて説明する。図１は、図７の前後進切換機構８の概略構成を示すスケルトン図である。この第１の実施例における前後進切換機構８は、シングルピニオン形式の遊星歯車機構１０１と、多板クラッチにより形成された摩擦クラッチ１０２と、スプラインにより形成されたかみ合いクラッチ１０３とにより構成されている。 (First embodiment)
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 1 is a skeleton diagram showing a schematic configuration of the forward / reverse switching mechanism 8 of FIG. The forward / reverse switching mechanism 8 in the first embodiment includes a single pinion type planetary gear mechanism 101, a friction clutch 102 formed by a multi-plate clutch, and a meshing clutch 103 formed by a spline. .

遊星歯車機構１０１は、サンギヤ１０４と、このサンギヤ１０４の外周側にサンギヤ１０４と同心状に配置されたリングギヤ１０５と、これらサンギヤ１０４およびリングギヤ１０５に噛み合わされたピニオンギヤ１０６と、そのピニオンギヤ１０６を自転可能に保持し、かつ、ピニオンギヤ１０６をサンギヤ１０４の周囲で一体的に公転可能に保持するキャリア１０７とを有している。そして、サンギヤ１０４と、インプットシャフト１１すなわち前後進切換機構８の入力軸とが連結され、リングギヤ１０５と、ベルト式無段変速機９のプライマリシャフト２５すなわち前後進切換機構８の出力軸とが連結されている。   The planetary gear mechanism 101 is capable of rotating the sun gear 104, a ring gear 105 disposed concentrically with the sun gear 104 on the outer peripheral side of the sun gear 104, a pinion gear 106 meshed with the sun gear 104 and the ring gear 105, and the pinion gear 106. And a carrier 107 that holds the pinion gear 106 so as to be capable of revolving integrally around the sun gear 104. The sun gear 104 is connected to the input shaft 11, that is, the input shaft of the forward / reverse switching mechanism 8, and the ring gear 105 is connected to the primary shaft 25 of the belt type continuously variable transmission 9, that is, the output shaft of the forward / reverse switching mechanism 8. Has been.

摩擦クラッチ１０２は、複数の摩擦部材により形成された多板クラッチ、具体的には、複数の第１摩擦部材１０８と複数の第２摩擦部材１０９とを互い違いに重ねて相対回転可能に配置した多板クラッチ１０２であって、遊星歯車機構１０１の回転軸１０１ａの径方向で、その遊星歯車機構１０１の外径側に配置されている。   The friction clutch 102 is a multi-plate clutch formed by a plurality of friction members, more specifically, a plurality of first friction members 108 and a plurality of second friction members 109 that are alternately stacked to be relatively rotatable. The plate clutch 102 is disposed on the outer diameter side of the planetary gear mechanism 101 in the radial direction of the rotation shaft 101 a of the planetary gear mechanism 101.

多板クラッチ１０２の各摩擦部材１０８，１０９のうち、複数の第１摩擦部材１０８は、保持部材１１０によって一体に保持されている。一方、複数の第２摩擦部材１０９は、一体に保持されるとともにキャリア１０７に連結されている。そして、第１摩擦部材１０８と第２摩擦部材１０９とに圧力を加え、第１摩擦部材１０８と第２摩擦部材１０９とを摩擦接触させるためのピストン１１１およびドラム１１２が設けられている。   Among the friction members 108 and 109 of the multi-plate clutch 102, the plurality of first friction members 108 are integrally held by a holding member 110. On the other hand, the plurality of second friction members 109 are integrally held and connected to the carrier 107. A piston 111 and a drum 112 are provided for applying pressure to the first friction member 108 and the second friction member 109 to bring the first friction member 108 and the second friction member 109 into frictional contact.

ピストン１１１は、ピストン１１１の外周面とドラム１１２のシリンダ部の内周面とがシールリング１１３によりシールされ、ドラム１１２内に保持されていて、ドラム１１２内に圧油を供給し、ピストン１１１の外周面とドラム１１２のシリンダ部の内周面とにより形成される油室の油圧を制御することによって、ピストン１１１を軸線方向（図１での左右方向）に前後動させることができるように構成されている。そして、これらピストン１１１およびドラム１１２は、ピストン１１１の先端部１１１ａが、多板クラッチ１０２の摩擦部材１０８，１０９の側面（板面）部１０２ａに対向し、ピストン１１１をドラム１１２から進出させた際に、先端部１１１ａと側面部１０２ａとが当接して、第１摩擦部材１０８と第２摩擦部材１０９とに圧力を加えることができる位置に配置されている。   The piston 111 has an outer peripheral surface of the piston 111 and an inner peripheral surface of the cylinder portion of the drum 112 sealed by a seal ring 113 and is held in the drum 112, supplying pressure oil into the drum 112, The piston 111 can be moved back and forth in the axial direction (left-right direction in FIG. 1) by controlling the oil pressure of the oil chamber formed by the outer peripheral surface and the inner peripheral surface of the cylinder portion of the drum 112. Has been. The piston 111 and the drum 112 are arranged such that the tip 111a of the piston 111 faces the side surface (plate surface) 102a of the friction members 108 and 109 of the multi-plate clutch 102 and the piston 111 is advanced from the drum 112. Further, the tip portion 111 a and the side surface portion 102 a are in contact with each other, and are disposed at a position where pressure can be applied to the first friction member 108 and the second friction member 109.

したがって、ドラム１１２内に供給する油圧を制御し、ピストン１１１を前後動させることにより、第１摩擦部材１０８と第２摩擦部材１０９とを摩擦接触させた状態と、第１摩擦部材１０８と第２摩擦部材１０９と接触させない状態とを、選択的に設定することができる。言い換えると、第１摩擦部材１０８と第２摩擦部材１０９とに加える圧力を制御することにより、多板クラッチ１０２の係合状態と解放状態とを、選択的に設定することができる。   Therefore, by controlling the hydraulic pressure supplied into the drum 112 and moving the piston 111 back and forth, the first friction member 108 and the second friction member 109 are in frictional contact with each other, and the first friction member 108 and the second friction member 108. A state in which the friction member 109 is not brought into contact can be selectively set. In other words, by controlling the pressure applied to the first friction member 108 and the second friction member 109, the engaged state and the released state of the multi-plate clutch 102 can be selectively set.

ドラム１１２は、インプットシャフト１１と一体回転するようにインプットシャフト１１に固定されていて、ドラム１１２の外縁部には、かみ合いクラッチ１０３の第１スプライン部材１１３に対して選択的に嵌合する第２スプライン部材１１４が、ドラム１１２と一体に形成されている。また、第１スプライン部材１１３は、トランスアクスルケース５に固定されたかみ合いクラッチ１０３の第３スプライン部材１１５とも選択的に嵌合するように、前述の第１摩擦部材１０８を一体に保持する保持部材１１０と一体に形成されている。すなわち、第１スプライン部材１１３と保持部材１１０とが、一つの部材で共用化されている。   The drum 112 is fixed to the input shaft 11 so as to rotate integrally with the input shaft 11. A second spline member that selectively engages with the first spline member 113 of the meshing clutch 103 on the outer edge of the drum 112. A spline member 114 is formed integrally with the drum 112. Further, the first spline member 113 is a holding member that integrally holds the first friction member 108 so as to selectively engage with the third spline member 115 of the engagement clutch 103 fixed to the transaxle case 5. 110 and a single unit. That is, the first spline member 113 and the holding member 110 are shared by one member.

保持部材１１０は、遊星歯車機構１０１の回転軸１０１ａの軸線方向（図１での左右方向）に前後動させることができるように構成されていて、保持部材１１０を図１での右方向に移動させることにより、第１スプライン部材１１３と第２スプライン部材１１４とを嵌合することができる。一方、保持部材１１０を図１での左方向に移動させることにより、第１スプライン部材１１３と第３スプライン部材１１５とを嵌合することができる。また、保持部材１１０を第２スプライン部材１１４と第３スプライン部材１１５との間で固定し、第１スプライン部材１１３が第２スプライン部材１１４および第３スプライン部材１１５のいずれにも嵌合しない中立の状態を設定することも可能である。   The holding member 110 is configured to be able to move back and forth in the axial direction (left and right direction in FIG. 1) of the rotation shaft 101a of the planetary gear mechanism 101, and moves the holding member 110 in the right direction in FIG. By doing so, the first spline member 113 and the second spline member 114 can be fitted. On the other hand, the first spline member 113 and the third spline member 115 can be fitted by moving the holding member 110 leftward in FIG. Further, the holding member 110 is fixed between the second spline member 114 and the third spline member 115, and the first spline member 113 is neutral so as not to be fitted to either the second spline member 114 or the third spline member 115. It is also possible to set the state.

すなわち、第１スプライン部材１１３と第２スプライン部材１１４とを互いに嵌合させること、あるいは第１スプライン部材１１３と第３スプライン部材１１５とを互いに嵌合させることにより、それら各スプライン部材１１３，１１４，１１５によって構成されるかみ合いクラッチ１０３を係合状態に設定することができる。また、第１スプライン部材１１３を第２スプライン部材１１４および第３スプライン部材１１５のいずれとも嵌合させないことにより、かみ合いクラッチ１０３を解放状態（中立、ニュートラル状態）に設定することができる。言い換えると、第１スプライン部材１１３が一体形成された保持部材１１０の回転軸１０１ａの軸線方向における位置を制御することにより、かみ合いクラッチ１０３の係合状態と解放状態とを選択的に設定することができる。   That is, by fitting the first spline member 113 and the second spline member 114 to each other, or by fitting the first spline member 113 and the third spline member 115 to each other, the spline members 113, 114, The meshing clutch 103 constituted by 115 can be set to the engaged state. Further, the engagement clutch 103 can be set in a released state (neutral or neutral state) by not fitting the first spline member 113 with either the second spline member 114 or the third spline member 115. In other words, the engagement state and the disengagement state of the meshing clutch 103 can be selectively set by controlling the position of the holding member 110 integrally formed with the first spline member 113 in the axial direction of the rotation shaft 101a. it can.

したがって、摩擦クラッチ１０２およびかみ合いクラッチ１０３の係合・解放状態を選択的に設定するように、摩擦クラッチ１０２とかみ合いクラッチ１０３とをそれぞれ制御することにより、それら摩擦クラッチ１０２およびかみ合いクラッチ１０３の各摩擦部材１０８，１０９、および各スプライン部材１１３，１１４，１１５に連結あるいは一体固定された遊星歯車機構１０１の各回転要素およびインプットシャフト１１の間の連結・遮断状態を設定することができる。   Therefore, by controlling the friction clutch 102 and the meshing clutch 103 so as to selectively set the engagement / release state of the friction clutch 102 and the meshing clutch 103, the friction clutch 102 and the meshing clutch 103 can be controlled. It is possible to set a connection / disconnection state between the input shaft 11 and each rotating element of the planetary gear mechanism 101 connected to or fixed to the members 108, 109 and the spline members 113, 114, 115 integrally.

すなわち、第１スプライン部材１１３と第２スプライン部材１１４とを嵌合させてかみ合いクラッチ１０３を係合し、その状態で、摩擦クラッチ１０２を係合することにより、キャリア１０７と保持部材１１０すなわち第１スプライン部材１１３とが連結される。その結果、キャリア１０７とサンギヤ１０４およびインプットシャフト１１とが連結される。一方、第１スプライン部材１１３と第３スプライン部材１１５とを嵌合させてかみ合いクラッチ１０３を係合し、その状態で、摩擦クラッチ１０２を係合することにより、キャリア１０７と保持部材１１０すなわち第１スプライン部材１１３とが連結される。その結果、キャリア１０７とトランスアクスルケース５とが連結され、キャリア１０７の回転が規制される。   That is, the first spline member 113 and the second spline member 114 are fitted to engage the meshing clutch 103, and in this state, the friction clutch 102 is engaged, whereby the carrier 107 and the holding member 110, that is, the first spline member 110 is engaged. The spline member 113 is connected. As a result, the carrier 107, the sun gear 104, and the input shaft 11 are connected. On the other hand, the first spline member 113 and the third spline member 115 are engaged to engage the meshing clutch 103, and in this state, the friction clutch 102 is engaged, whereby the carrier 107 and the holding member 110, that is, the first spline member 110 is engaged. The spline member 113 is connected. As a result, the carrier 107 and the transaxle case 5 are connected, and the rotation of the carrier 107 is restricted.

また、保持部材１１０すなわち第１スプライン部材１１３は、遊星歯車機構１０１の回転軸１０１ａの径方向で、多板クラッチ１０２の外径側に配置されていて、それに伴って、第２スプライン部材１１４および第３スプライン部材１１５も、遊星歯車機構１０１の回転軸１０１ａの径方向で、多板クラッチ１０２の外径側に配置されている。したがって、それら各スプライン部材１１３，１１４，１１５により構成されるかみ合いクラッチ１０３は、遊星歯車機構１０１の回転軸１０１ａの径方向で、多板クラッチ１０２の外径側に配置されている。そのため、多板クラッチ１０２とかみ合いクラッチ１０３とが、遊星歯車機構１０１の回転軸１０１ａの径方向で、遊星歯車機構１０１の外径側に並べられて配置されることになり、それら多板クラッチ１０２とかみ合いクラッチ１０３とを、例えば回転軸１０１ａの軸線方向に並べて配置した場合と比較して、前後進切換機構８の回転軸１０１ａの軸線方向の体格を小型化することができる。   Further, the holding member 110, that is, the first spline member 113 is disposed on the outer diameter side of the multi-plate clutch 102 in the radial direction of the rotation shaft 101a of the planetary gear mechanism 101, and accordingly, the second spline member 114 and The third spline member 115 is also arranged on the outer diameter side of the multi-plate clutch 102 in the radial direction of the rotating shaft 101a of the planetary gear mechanism 101. Accordingly, the meshing clutch 103 constituted by these spline members 113, 114, 115 is arranged on the outer diameter side of the multi-plate clutch 102 in the radial direction of the rotating shaft 101 a of the planetary gear mechanism 101. Therefore, the multi-plate clutch 102 and the meshing clutch 103 are arranged side by side on the outer diameter side of the planetary gear mechanism 101 in the radial direction of the rotating shaft 101a of the planetary gear mechanism 101. Compared with the case where the meshing clutch 103 is arranged side by side in the axial direction of the rotating shaft 101a, for example, the physique in the axial direction of the rotating shaft 101a of the forward / reverse switching mechanism 8 can be reduced in size.

上記のように構成された前後進切換機構８の動作および前後進の切り換え機能について説明する。先ず、前進ポジションが選択された場合は、第１スプライン部材１１３と第２スプライン部材１１４とを嵌合させることによりかみ合いクラッチ１０３が係合され、かつ、摩擦クラッチ１０２が係合される。この場合、キャリア１０７と、サンギヤ１０４すなわちインプットシャフト１１とが一体回転する。サンギヤ１０４とキャリア１０７とが一体回転することによって、リングギヤ１０５すなわちプライマリシャフト２５も、それらサンギヤ１０４およびキャリア１０７と一体回転する。すなわち、図４の共線図において直線Ｌ１で示すように、インプットシャフト１１とプライマリシャフト２５とが直結状態になる。   The operation of the forward / reverse switching mechanism 8 configured as described above and the forward / backward switching function will be described. First, when the forward position is selected, the engagement clutch 103 is engaged by engaging the first spline member 113 and the second spline member 114, and the friction clutch 102 is engaged. In this case, the carrier 107 and the sun gear 104, that is, the input shaft 11 rotate integrally. When the sun gear 104 and the carrier 107 rotate together, the ring gear 105, that is, the primary shaft 25 also rotates together with the sun gear 104 and the carrier 107. That is, as indicated by a straight line L1 in the alignment chart of FIG. 4, the input shaft 11 and the primary shaft 25 are directly connected.

この状態においては、エンジン１のトルク（言い換えれば動力）が、トルクコンバータ７を経由してインプットシャフト１１に伝達されると、インプットシャフト１１、サンギヤ１０４、キャリア１０７、リングギヤ１０５、ならびにプライマリシャフト２５が一体回転する。プライマリシャフト２５のトルクは、前述の図７に示すように、プライマリプーリ２７およびベルト３７ならびにセカンダリプーリ２８を経由してセカンダリシャフト２６に伝達される。そして、セカンダリシャフト２６に伝達されたトルクは、ギヤ対３８および最終減速機１０を経由して駆動輪３９に伝達され、車両が前進する。   In this state, when the torque (in other words, power) of the engine 1 is transmitted to the input shaft 11 via the torque converter 7, the input shaft 11, the sun gear 104, the carrier 107, the ring gear 105, and the primary shaft 25 are Rotates together. The torque of the primary shaft 25 is transmitted to the secondary shaft 26 via the primary pulley 27, the belt 37, and the secondary pulley 28 as shown in FIG. The torque transmitted to the secondary shaft 26 is transmitted to the drive wheels 39 via the gear pair 38 and the final reduction gear 10, and the vehicle advances.

これに対して、後進ポジションが選択された場合は、第１スプライン部材１１３と第３スプライン部材１１５とを嵌合させることによりかみ合いクラッチ１０３が係合され、かつ、摩擦クラッチ１０２が係合される。この場合、キャリア１０７が固定され、そのキャリア１０７の回転が規制される。すると、インプットシャフト１１の回転にともなって、キャリア１０７を反力要素としてサンギヤ１０４が回転し、リングギヤ１０５がインプットシャフト１１の回転方向とは逆の方向に回転する。すなわち、図４の共線図において直線Ｌ２で示すように、キャリア１０７の回転が規制されることによって、サンギヤ１０４すなわちインプットシャフト１１の回転に対して、リングギヤ１０５すなわちプライマリシャフト２５の回転が反転され、かつ減速された状態となる。その結果、プライマリシャフト２５、セカンダリシャフト２６などの回転部材が、前進ポジションの場合とは逆方向に回転して車両が後退する。   On the other hand, when the reverse position is selected, the meshing clutch 103 is engaged by engaging the first spline member 113 and the third spline member 115, and the friction clutch 102 is engaged. . In this case, the carrier 107 is fixed and the rotation of the carrier 107 is restricted. Then, as the input shaft 11 rotates, the sun gear 104 rotates using the carrier 107 as a reaction force element, and the ring gear 105 rotates in a direction opposite to the rotation direction of the input shaft 11. That is, as indicated by a straight line L2 in the collinear diagram of FIG. 4, the rotation of the carrier 107 is restricted, so that the rotation of the ring gear 105, that is, the primary shaft 25 is reversed with respect to the rotation of the sun gear 104, that is, the input shaft 11. And the vehicle is decelerated. As a result, rotating members such as the primary shaft 25 and the secondary shaft 26 rotate in the opposite direction to the forward position, and the vehicle moves backward.

このように、後進ポジションが選択された場合に、インプットシャフト１１の回転を反転し、かつ減速して、すなわちエンジン１の出力トルクを増幅してプライマリシャフト２５へ伝達することができるため、例えばエンジン１が低出力のものであっても、後進時に必要な駆動トルクを確保し、発進性や登坂性などの後進時における走行性能を確保することができる。   In this way, when the reverse drive position is selected, the rotation of the input shaft 11 can be reversed and decelerated, that is, the output torque of the engine 1 can be amplified and transmitted to the primary shaft 25. Even if 1 has a low output, it is possible to secure a driving torque necessary for reverse traveling and to ensure traveling performance such as starting performance and climbing performance.

（第２の実施例）
つぎに、この発明の第２の実施例を、図２に基づいて説明する。この第２の実施例は、上述の第１の実施例における前後進切換機構８が、サンギヤ１０４を入力要素とし、リングギヤ１０５を出力要素としたシングルピニオン形式の遊星歯車機構１０１により構成されているのに対して、リングギヤを入力要素とし、サンギヤを出力要素としたシングルピニオン形式の遊星歯車機構により前後進切換機構を構成した例である。したがって、図１の第１の実施例と同じ構成部分については、図１と同様の参照符号を付してその詳細な説明を一部省略する。 (Second embodiment)
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the second embodiment, the forward / reverse switching mechanism 8 in the first embodiment is configured by a single pinion type planetary gear mechanism 101 having the sun gear 104 as an input element and the ring gear 105 as an output element. In contrast, this is an example in which the forward / reverse switching mechanism is constituted by a single pinion type planetary gear mechanism having a ring gear as an input element and a sun gear as an output element. Therefore, the same components as those of the first embodiment of FIG. 1 are denoted by the same reference numerals as those of FIG. 1, and a detailed description thereof is partially omitted.

この第２の実施例における前後進切換機構８は、第１の実施例と同様に、シングルピニオン形式の遊星歯車機構２０１と、多板クラッチにより形成された摩擦クラッチ２０２と、スプラインにより形成されたかみ合いクラッチ２０３とにより構成されている。   As in the first embodiment, the forward / reverse switching mechanism 8 in the second embodiment is formed by a single pinion planetary gear mechanism 201, a friction clutch 202 formed by a multi-plate clutch, and a spline. It is comprised with the meshing clutch 203. FIG.

遊星歯車機構２０１は、サンギヤ２０４と、このサンギヤ２０４の外周側にサンギヤ２０４と同心状に配置されたリングギヤ２０５と、これらサンギヤ２０４およびリングギヤ２０５に噛み合わされたピニオンギヤ２０６と、そのピニオンギヤ２０６を自転可能に保持し、かつ、ピニオンギヤ２０６をサンギヤ２０４の周囲で一体的に公転可能に保持するキャリア２０７とを有している。そして、リングギヤ２０５と、インプットシャフト１１すなわち前後進切換機構８の入力軸とが連結され、サンギヤ２０４と、ベルト式無段変速機９のプライマリシャフト２５すなわち前後進切換機構８の出力軸とが連結されている。   The planetary gear mechanism 201 is capable of rotating the sun gear 204, a ring gear 205 disposed concentrically with the sun gear 204 on the outer peripheral side of the sun gear 204, a pinion gear 206 meshed with the sun gear 204 and the ring gear 205, and the pinion gear 206. And a carrier 207 that holds the pinion gear 206 so as to be capable of revolving integrally around the sun gear 204. The ring gear 205 is connected to the input shaft 11, that is, the input shaft of the forward / reverse switching mechanism 8, and the sun gear 204 is connected to the primary shaft 25 of the belt type continuously variable transmission 9, that is, the output shaft of the forward / reverse switching mechanism 8. Has been.

摩擦クラッチ２０２は、第１の実施例と同様に、複数の第１摩擦部材２０８と複数の第２摩擦部材２０９とを互い違いに重ねて相対回転可能に配置した多板クラッチ２０２であって、遊星歯車機構２０１の回転軸２０１ａの径方向で、その遊星歯車機構２０１の外径側に配置されている。   Similar to the first embodiment, the friction clutch 202 is a multi-plate clutch 202 in which a plurality of first friction members 208 and a plurality of second friction members 209 are alternately stacked so as to be relatively rotatable. It is arranged on the outer diameter side of the planetary gear mechanism 201 in the radial direction of the rotation shaft 201 a of the gear mechanism 201.

多板クラッチ２０２の摩擦部材２０８，２０９のうち、複数の第１摩擦部材２０８は、保持部材２１０によって一体に保持されている。一方、複数の第２摩擦部材２０９は、一体に保持されるとともにキャリア２０７に連結されている。そして、第１摩擦部材２０８と第２摩擦部材２０９とに圧力を加え、第１摩擦部材２０８と第２摩擦部材２０９とを摩擦接触させるためのピストン１１１およびドラム１１２が設けられている。   Of the friction members 208 and 209 of the multi-plate clutch 202, the plurality of first friction members 208 are integrally held by the holding member 210. On the other hand, the plurality of second friction members 209 are integrally held and connected to the carrier 207. A piston 111 and a drum 112 are provided for applying pressure to the first friction member 208 and the second friction member 209 to bring the first friction member 208 and the second friction member 209 into frictional contact.

したがって、ドラム１１２内に供給する油圧を制御し、ピストン１１１を前後動させることにより、第１摩擦部材２０８と第２摩擦部材２０９とを摩擦接触させた状態と、第１摩擦部材２０８と第２摩擦部材２０９とを接触させない状態とを、選択的に設定することができる。言い換えると、第１摩擦部材２０８と第２摩擦部材２０９とに加える圧力を制御することにより、多板クラッチ２０２の係合状態と解放状態とを選択的に設定することができる。   Therefore, by controlling the hydraulic pressure supplied into the drum 112 and moving the piston 111 back and forth, the first friction member 208 and the second friction member 209 are in frictional contact with each other, and the first friction member 208 and the second friction member 208 are in contact with each other. A state in which the friction member 209 is not brought into contact can be selectively set. In other words, by controlling the pressure applied to the first friction member 208 and the second friction member 209, the engagement state and the release state of the multi-plate clutch 202 can be selectively set.

ドラム１１２の外縁部には、かみ合いクラッチ２０３の第１スプライン部材２１３に対して選択的に嵌合する第２スプライン部材２１４が、ドラム１１２と一体に形成されている。また、第１スプライン部材２１３は、トランスアクスルケース５に固定されたかみ合いクラッチ２０３の第３スプライン部材２１５とも選択的に嵌合するように、前述の第１摩擦部材２０８を一体に保持する保持部材２１０と一体に形成されている。すなわち、第１スプライン部材２１３と保持部材２１０とが、一つの部材で共用化されている。   A second spline member 214 that is selectively fitted to the first spline member 213 of the meshing clutch 203 is formed integrally with the drum 112 at the outer edge portion of the drum 112. Further, the first spline member 213 is a holding member that integrally holds the first friction member 208 so that the first spline member 213 selectively engages with the third spline member 215 of the engagement clutch 203 fixed to the transaxle case 5. 210 is integrally formed. That is, the first spline member 213 and the holding member 210 are shared by one member.

保持部材２１０は、遊星歯車機構２０１の回転軸２０１ａの軸線方向（図２での左右方向）に前後動させることができるように構成されていて、保持部材２１０を図２での右方向に移動させることにより、第１スプライン部材２１３と第２スプライン部材２１４とを嵌合することができる。一方、保持部材２１０を図２での左方向に移動させることにより、第１スプライン部材２１３と第３スプライン部材２１５とを嵌合することができる。また、保持部材２１０を第２スプライン部材２１４と第３スプライン部材２１５との間で固定し、第１スプライン部材２１３が第２スプライン部材２１４および第３スプライン部材２１５のいずれにも嵌合しない中立の状態を設定することも可能である。   The holding member 210 is configured to be able to move back and forth in the axial direction of the rotating shaft 201a of the planetary gear mechanism 201 (left and right direction in FIG. 2), and moves the holding member 210 rightward in FIG. By doing so, the first spline member 213 and the second spline member 214 can be fitted. On the other hand, the first spline member 213 and the third spline member 215 can be fitted by moving the holding member 210 leftward in FIG. In addition, the holding member 210 is fixed between the second spline member 214 and the third spline member 215, and the first spline member 213 is neutral so as not to fit into either the second spline member 214 or the third spline member 215. It is also possible to set the state.

すなわち、第１スプライン部材２１３と第２スプライン部材２１４とを互いに嵌合させること、あるいは第１スプライン部材２１３と第３スプライン部材２１５とを互いに嵌合させることにより、それら各スプライン部材２１３，２１４，２１５によって構成されるかみ合いクラッチ２０３を係合状態に設定することができる。また、第１スプライン部材２１３を第２スプライン部材２１４および第３スプライン部材２１５のいずれとも嵌合させないことにより、かみ合いクラッチ２０３を解放状態（中立、ニュートラル状態）に設定することができる。言い換えると、第１スプライン部材２１３が一体形成された保持部材２１０の回転軸２０１ａの軸線方向における位置を制御することにより、かみ合いクラッチ２０３の係合状態と解放状態とを選択的に設定することができる。   That is, by fitting the first spline member 213 and the second spline member 214 to each other, or by fitting the first spline member 213 and the third spline member 215 to each other, the spline members 213, 214, The meshing clutch 203 constituted by 215 can be set to the engaged state. Further, the engagement clutch 203 can be set in a released state (neutral or neutral state) by not fitting the first spline member 213 with either the second spline member 214 or the third spline member 215. In other words, the engagement state and the disengagement state of the engagement clutch 203 can be selectively set by controlling the position of the holding member 210 integrally formed with the first spline member 213 in the axial direction of the rotation shaft 201a. it can.

したがって、摩擦クラッチ２０２およびかみ合いクラッチ２０３の係合・解放状態を選択的に設定するように、摩擦クラッチ２０２とかみ合いクラッチ２０３とをそれぞれ制御することにより、それら摩擦クラッチ２０２およびかみ合いクラッチ２０３の各摩擦部材２０８，２０９、および各スプライン部材２１３，２１４，２１５に連結あるいは一体固定された遊星歯車機構２０１の各回転要素およびインプットシャフト１１の間の連結・遮断状態を設定することができる。   Therefore, by controlling the friction clutch 202 and the meshing clutch 203 so as to selectively set the engagement / release state of the friction clutch 202 and the meshing clutch 203, the friction clutch 202 and the meshing clutch 203 can be controlled. It is possible to set a connection / disconnection state between the rotation elements of the planetary gear mechanism 201 connected to the members 208 and 209 and the spline members 213, 214 and 215 and integrally fixed thereto and the input shaft 11.

すなわち、第１スプライン部材２１３と第２スプライン部材２１４とを嵌合させてかみ合いクラッチ２０３を係合し、その状態で、摩擦クラッチ２０２を係合することにより、キャリア２０７と保持部材２１０すなわち第１スプライン部材２１３とが連結される。その結果、キャリア２０７とリングギヤ２０５およびインプットシャフト１１とが連結される。一方、第１スプライン部材２１３と第３スプライン部材２１５とを嵌合させてかみ合いクラッチ２０３を係合し、その状態で、摩擦クラッチ２０２を係合することにより、キャリア２０７と保持部材２１０すなわち第１スプライン部材２１３とが連結される。その結果、キャリア２０７とトランスアクスルケース５とが連結され、キャリア２０７の回転が規制される。   That is, the first spline member 213 and the second spline member 214 are fitted to engage the meshing clutch 203, and in this state, the friction clutch 202 is engaged, whereby the carrier 207 and the holding member 210, that is, the first spline member 214 is engaged. The spline member 213 is connected. As a result, the carrier 207, the ring gear 205, and the input shaft 11 are coupled. On the other hand, by engaging the mesh clutch 203 by engaging the first spline member 213 and the third spline member 215 and engaging the friction clutch 202 in this state, the carrier 207 and the holding member 210, that is, the first spline member 215 are engaged. The spline member 213 is connected. As a result, the carrier 207 and the transaxle case 5 are connected, and the rotation of the carrier 207 is restricted.

また、保持部材２１０すなわち第１スプライン部材２１３は、遊星歯車機構２０１の回転軸２０１ａの径方向で、多板クラッチ２０２の外径側に配置されていて、それに伴って、第２スプライン部材２１４および第３スプライン部材２１５も、遊星歯車機構２０１の回転軸２０１ａの径方向で、多板クラッチ２０２の外径側に配置されている。したがって、それら各スプライン部材２１３，２１４，２１５により構成されるかみ合いクラッチ２０３は、遊星歯車機構２０１の回転軸２０１ａの径方向で、多板クラッチ２０２の外径側に配置されている。そのため、多板クラッチ２０２とかみ合いクラッチ２０３とが、遊星歯車機構２０１の回転軸２０１ａの径方向で、遊星歯車機構２０１の外径側に並べられて配置されることになり、それら多板クラッチ２０２とかみ合いクラッチ２０３とを、例えば回転軸２０１ａの軸線方向に並べて配置した場合と比較して、前後進切換機構８の回転軸２０１ａの軸線方向の体格を小型化することができる。   The holding member 210, that is, the first spline member 213 is disposed on the outer diameter side of the multi-plate clutch 202 in the radial direction of the rotation shaft 201 a of the planetary gear mechanism 201, and accordingly, the second spline member 214 and The third spline member 215 is also disposed on the outer diameter side of the multi-plate clutch 202 in the radial direction of the rotation shaft 201a of the planetary gear mechanism 201. Therefore, the meshing clutch 203 constituted by the spline members 213, 214, and 215 is disposed on the outer diameter side of the multi-plate clutch 202 in the radial direction of the rotating shaft 201 a of the planetary gear mechanism 201. Therefore, the multi-plate clutch 202 and the meshing clutch 203 are arranged side by side on the outer diameter side of the planetary gear mechanism 201 in the radial direction of the rotation shaft 201a of the planetary gear mechanism 201. The size of the rotating shaft 201a of the forward / reverse switching mechanism 8 in the axial direction can be reduced in size compared to the case where the engagement clutch 203 is arranged side by side in the axial direction of the rotating shaft 201a, for example.

上記のように構成された前後進切換機構８の動作および前後進の切り換え機能について説明する。先ず、前進ポジションが選択された場合は、第１スプライン部材２１３と第２スプライン部材２１４とを嵌合させることによりかみ合いクラッチ２０３が係合され、かつ、摩擦クラッチ２０２が係合される。この場合、キャリア２０７と、リングギヤ２０５すなわちインプットシャフト１１とが一体回転する。リングギヤ２０５とキャリア２０７とが一体回転することによって、サンギヤ２０４すなわちプライマリシャフト２５も、それらリングギヤ２０５およびキャリア２０７と一体回転する。すなわち、図５の共線図において直線Ｌ３で示すように、インプットシャフト１１とプライマリシャフト２５とが直結状態になり、プライマリシャフト２５のトルクは、同じ回転方向のまま、セカンダリシャフト２６に伝達される。そして、セカンダリシャフト２６に伝達されたトルクは、ギヤ対３８および最終減速機１０を経由して駆動輪３９に伝達され、車両が前進する。   The operation of the forward / reverse switching mechanism 8 configured as described above and the forward / backward switching function will be described. First, when the forward position is selected, the engagement clutch 203 is engaged by engaging the first spline member 213 and the second spline member 214, and the friction clutch 202 is engaged. In this case, the carrier 207 and the ring gear 205, that is, the input shaft 11 rotate integrally. When the ring gear 205 and the carrier 207 rotate integrally, the sun gear 204, that is, the primary shaft 25 also rotates together with the ring gear 205 and the carrier 207. That is, as indicated by a straight line L3 in the alignment chart of FIG. 5, the input shaft 11 and the primary shaft 25 are directly connected, and the torque of the primary shaft 25 is transmitted to the secondary shaft 26 while keeping the same rotational direction. . The torque transmitted to the secondary shaft 26 is transmitted to the drive wheels 39 via the gear pair 38 and the final reduction gear 10, and the vehicle advances.

これに対して、後進ポジションが選択された場合は、第１スプライン部材２１３と第３スプライン部材２１５とを嵌合させることによりかみ合いクラッチ２０３が係合され、かつ、摩擦クラッチ２０２が係合される。この場合、キャリア２０７が固定され、そのキャリア２０７の回転が規制される。すると、インプットシャフト１１の回転にともなって、キャリア２０７を反力要素としてリングギヤ２０５が回転し、サンギヤ２０４がインプットシャフト１１の回転方向とは逆の方向に回転する。すなわち、図５の共線図において直線Ｌ４で示すように、キャリア２０７の回転が規制されることによって、リングギヤ２０５すなわちインプットシャフト１１の回転に対して、サンギヤ２０４すなわちプライマリシャフト２５の回転が反転され、かつ増速された状態となる。その結果、プライマリシャフト２５、セカンダリシャフト２６などの回転部材が、前進ポジションの場合とは逆方向に回転して車両が後退する。   On the other hand, when the reverse position is selected, the engagement clutch 203 is engaged by engaging the first spline member 213 and the third spline member 215, and the friction clutch 202 is engaged. . In this case, the carrier 207 is fixed and the rotation of the carrier 207 is restricted. Then, as the input shaft 11 rotates, the ring gear 205 rotates using the carrier 207 as a reaction force element, and the sun gear 204 rotates in a direction opposite to the rotation direction of the input shaft 11. That is, as indicated by a straight line L4 in the alignment chart of FIG. 5, the rotation of the carrier 207 is restricted, so that the rotation of the sun gear 204, that is, the primary shaft 25 is reversed with respect to the rotation of the ring gear 205, that is, the input shaft 11. And the speed is increased. As a result, rotating members such as the primary shaft 25 and the secondary shaft 26 rotate in the opposite direction to the forward position, and the vehicle moves backward.

このように、後進ポジションが選択された場合に、インプットシャフト１１の回転を反転し、かつ増速して、すなわちエンジン１の出力トルクを低下してプライマリシャフト２５へ伝達することができるため、例えばエンジン１が高出力のものであって、後進時に必要以上に大きな駆動トルクが作用する場合であっても、エンジン１の出力トルクを低下して、後進時の駆動トルクを適当な大きさに設定することができ、ドライバビリティなどの後進時における走行性能を確保することができる。   In this way, when the reverse drive position is selected, the rotation of the input shaft 11 can be reversed and increased, that is, the output torque of the engine 1 can be reduced and transmitted to the primary shaft 25. Even if the engine 1 has a high output and a drive torque larger than necessary is applied during reverse travel, the output torque of the engine 1 is reduced and the drive torque during reverse travel is set to an appropriate magnitude. It is possible to ensure driving performance such as drivability during reverse travel.

（第３の実施例）
つぎに、この発明の第３の実施例を、図３に基づいて説明する。この第３の実施例は、上述の第１，第２の実施例における前後進切換機構８が、キャリア１０７，２０７を固定要素としたシングルピニオン形式の遊星歯車機構１０１，２０２により構成されているのに対して、リングギヤを固定要素としたダブルピニオン形式の遊星歯車機構により前後進切換機構を構成した例である。したがって、図１，図２の第１，第２の実施例と同じ構成部分については、図１，図２と同様の参照符号を付してその詳細な説明を一部省略する。 (Third embodiment)
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the third embodiment, the forward / reverse switching mechanism 8 in the first and second embodiments described above is composed of single-pinion type planetary gear mechanisms 101 and 202 having carriers 107 and 207 as fixed elements. On the other hand, this is an example in which a forward / reverse switching mechanism is constituted by a double pinion type planetary gear mechanism having a ring gear as a fixed element. Therefore, the same components as those of the first and second embodiments of FIGS. 1 and 2 are denoted by the same reference numerals as those of FIGS. 1 and 2, and a detailed description thereof is partially omitted.

この第３の実施例における前後進切換機構８は、ダブルピニオン形式の遊星歯車機構３０１と、多板クラッチにより形成された摩擦クラッチ３０２と、スプラインにより形成されたかみ合いクラッチ３０３とにより構成されている。   The forward / reverse switching mechanism 8 in the third embodiment includes a double pinion planetary gear mechanism 301, a friction clutch 302 formed by a multi-plate clutch, and a meshing clutch 303 formed by a spline. .

遊星歯車機構３０１は、サンギヤ３０４と、このサンギヤ３０４の外周側にサンギヤ３０４と同心状に配置されたリングギヤ３０５と、サンギヤ３０４に噛み合わされたピニオンギヤ３０６ａと、このピニオンギヤ３０６およびリングギヤ３０５に噛み合わされたピニオンギヤ３０６ｂと、これらピニオンギヤ３０６ａ，３０６ｂを自転可能に保持し、かつ、ピニオンギヤ３０６ａ，３０６ｂを、サンギヤ３０４の周囲で一体的に公転可能な状態で保持したキャリア３０７とを有している。そして、サンギヤ３０４と、インプットシャフト１１すなわち前後進切換機構８の入力軸とが連結され、キャリア３０７と、ベルト式無段変速機９のプライマリシャフト２５すなわち前後進切換機構８の出力軸とが連結されている。   The planetary gear mechanism 301 is engaged with the sun gear 304, a ring gear 305 disposed concentrically with the sun gear 304 on the outer peripheral side of the sun gear 304, a pinion gear 306 a meshed with the sun gear 304, and the pinion gear 306 and the ring gear 305. It has a pinion gear 306b and a carrier 307 that holds the pinion gears 306a and 306b so as to be capable of rotating, and holds the pinion gears 306a and 306b so as to be integrally revolved around the sun gear 304. The sun gear 304 is connected to the input shaft 11, that is, the input shaft of the forward / reverse switching mechanism 8, and the carrier 307 is connected to the primary shaft 25 of the belt type continuously variable transmission 9, that is, the output shaft of the forward / reverse switching mechanism 8. Has been.

摩擦クラッチ３０２は、第１，第２の実施例と同様に、複数の第１摩擦部材３０８と複数の第２摩擦部材３０９とを互い違いに重ねて相対回転可能に配置した多板クラッチ３０２であって、遊星歯車機構３０１の回転軸３０１ａの径方向で、その遊星歯車機構３０１の外径側に配置されている。   Similar to the first and second embodiments, the friction clutch 302 is a multi-plate clutch 302 in which a plurality of first friction members 308 and a plurality of second friction members 309 are alternately stacked to be relatively rotatable. The planetary gear mechanism 301 is disposed on the outer diameter side of the planetary gear mechanism 301 in the radial direction of the rotation shaft 301a.

多板クラッチ３０２の各摩擦部材３０８，３０９のうち、複数の第１摩擦部材３０８は、保持部材３１０によって一体に保持されている。一方、複数の第２摩擦部材３０９は、一体に保持されるとともにリングギヤ３０５に連結されている。そして、第１摩擦部材３０８と第２摩擦部材３０９とに圧力を加え、第１摩擦部材３０８と第２摩擦部材３０９とを摩擦接触させるためのピストン１１１およびドラム１１２が設けられている。   Among the friction members 308 and 309 of the multi-plate clutch 302, the plurality of first friction members 308 are integrally held by a holding member 310. On the other hand, the plurality of second friction members 309 are integrally held and connected to the ring gear 305. A piston 111 and a drum 112 are provided for applying pressure to the first friction member 308 and the second friction member 309 to bring the first friction member 308 and the second friction member 309 into frictional contact.

したがって、ドラム１１２内に供給する油圧を制御し、ピストン１１１を前後動させることにより、第１摩擦部材３０８と第２摩擦部材３０９とを摩擦接触させた状態と、第１摩擦部材３０８と第２摩擦部材３０９とを接触させない状態とを、選択的に設定することができる。言い換えると、第１摩擦部材３０８と第２摩擦部材３０９とに加える圧力を制御することにより、多板クラッチ３０２の係合状態と解放状態とを選択的に設定することができる。   Therefore, by controlling the hydraulic pressure supplied into the drum 112 and moving the piston 111 back and forth, the first friction member 308 and the second friction member 309 are in frictional contact with each other, and the first friction member 308 and the second friction member 309 are in contact with each other. A state in which the friction member 309 is not brought into contact can be selectively set. In other words, by controlling the pressure applied to the first friction member 308 and the second friction member 309, the engagement state and the release state of the multi-plate clutch 302 can be selectively set.

ドラム１１２の外縁部には、かみ合いクラッチ３０３の第１スプライン部材３１３に対して選択的に嵌合する第２スプライン部材３１４が、ドラム１１２と一体に形成されている。また、第１スプライン部材３１３は、トランスアクスルケース５に固定されたかみ合いクラッチ３０３の第３スプライン部材３１５とも選択的に嵌合するように、前述の第１摩擦部材３０８を一体に保持する保持部材３１０と一体に形成されている。すなわち、第１スプライン部材３１３と保持部材３１０とが、一つの部材で共用化されている。   A second spline member 314 that is selectively fitted to the first spline member 313 of the meshing clutch 303 is formed integrally with the drum 112 at the outer edge portion of the drum 112. Further, the first spline member 313 is a holding member that integrally holds the first friction member 308 so as to selectively engage with the third spline member 315 of the meshing clutch 303 fixed to the transaxle case 5. 310 is formed integrally. That is, the first spline member 313 and the holding member 310 are shared by one member.

保持部材３１０は、遊星歯車機構３０１の回転軸３０１ａの軸線方向（図３での左右方向）に前後動させることができるように構成されていて、保持部材３１０を図３での右方向に移動させることにより、第１スプライン部材３１３と第２スプライン部材３１４とを嵌合することができる。一方、保持部材３１０を図３での左方向に移動させることにより、第１スプライン部材３１３と第３スプライン部材３１５とを嵌合することができる。また、保持部材２１０を第２スプライン部材３１４と第３スプライン部材３１５との間で固定し、第１スプライン部材３１３が第２スプライン部材３１４および第３スプライン部材３１５のいずれにも嵌合しない中立の状態を設定することも可能である。   The holding member 310 is configured to be able to move back and forth in the axial direction of the rotating shaft 301a of the planetary gear mechanism 301 (left and right direction in FIG. 3), and moves the holding member 310 rightward in FIG. By doing so, the first spline member 313 and the second spline member 314 can be fitted. On the other hand, the first spline member 313 and the third spline member 315 can be fitted by moving the holding member 310 leftward in FIG. Further, the holding member 210 is fixed between the second spline member 314 and the third spline member 315, and the first spline member 313 is neutral so as not to be fitted to either the second spline member 314 or the third spline member 315. It is also possible to set the state.

すなわち、第１スプライン部材３１３と第２スプライン部材３１４とを互いに嵌合させること、あるいは第１スプライン部材３１３と第３スプライン部材３１５とを互いに嵌合させることにより、それら各スプライン部材３１３，３１４，３１５によって構成されるかみ合いクラッチ３０３を係合状態に設定することができる。また、第１スプライン部材３１３を第２スプライン部材３１４および第３スプライン部材３１５のいずれとも嵌合させないことにより、かみ合いクラッチ３０３を解放状態（中立、ニュートラル状態）に設定することができる。言い換えると、第１スプライン部材３１３が一体形成された保持部材３１０の回転軸３０１ａの軸線方向における位置を制御することにより、かみ合いクラッチ３０３の係合状態と解放状態とを選択的に設定することができる。   That is, by fitting the first spline member 313 and the second spline member 314 to each other, or by fitting the first spline member 313 and the third spline member 315 to each other, the spline members 313, 314, respectively. The meshing clutch 303 constituted by 315 can be set to the engaged state. In addition, the engagement clutch 303 can be set in a released state (neutral or neutral state) by not fitting the first spline member 313 with either the second spline member 314 or the third spline member 315. In other words, the engagement state and the disengagement state of the meshing clutch 303 can be selectively set by controlling the position of the holding member 310 integrally formed with the first spline member 313 in the axial direction of the rotation shaft 301a. it can.

したがって、摩擦クラッチ３０２およびかみ合いクラッチ３０３の係合・解放状態を選択的に設定するように、摩擦クラッチ３０２とかみ合いクラッチ３０３とをそれぞれ制御することにより、それら摩擦クラッチ３０２およびかみ合いクラッチ３０３の各摩擦部材３０８，３０９、および各スプライン部材３１３，３１４，３１５に連結あるいは一体固定された遊星歯車機構３０１の各回転要素およびインプットシャフト１１の間の連結・遮断状態を設定することができる。   Therefore, by controlling the friction clutch 302 and the engagement clutch 303 so as to selectively set the engagement / release state of the friction clutch 302 and the engagement clutch 303, the friction clutch 302 and the engagement clutch 303 are controlled. It is possible to set a connection / cutoff state between the input shaft 11 and the rotating elements of the planetary gear mechanism 301 connected to or integrally fixed to the members 308 and 309 and the spline members 313, 314 and 315.

すなわち、第１スプライン部材３１３と第２スプライン部材３１４とを嵌合させてかみ合いクラッチ３０３を係合し、その状態で、摩擦クラッチ３０２を係合することにより、リングギヤ３０５と保持部材３１０すなわち第１スプライン部材３１３とが連結される。その結果、リングギヤ３０５とサンギヤ３０４およびインプットシャフト１１とが連結される。一方、第１スプライン部材３１３と第３スプライン部材３１５とを嵌合させてかみ合いクラッチ３０３を係合し、その状態で、摩擦クラッチ３０２を係合することにより、リングギヤ３０５と保持部材３１０すなわち第１スプライン部材３１３とが連結される。その結果、リングギヤ３０５とトランスアクスルケース５とが連結され、リングギヤ３０５の回転が規制される。   That is, the first spline member 313 and the second spline member 314 are fitted to engage the meshing clutch 303, and in this state, the friction clutch 302 is engaged, so that the ring gear 305 and the holding member 310, that is, the first spline member 310 are engaged. The spline member 313 is connected. As a result, the ring gear 305, the sun gear 304, and the input shaft 11 are connected. On the other hand, the first spline member 313 and the third spline member 315 are fitted to engage the meshing clutch 303, and in this state, the friction clutch 302 is engaged, whereby the ring gear 305 and the holding member 310, that is, the first spline member 310 is engaged. The spline member 313 is connected. As a result, the ring gear 305 and the transaxle case 5 are connected, and the rotation of the ring gear 305 is restricted.

また、保持部材３１０すなわち第１スプライン部材３１３は、遊星歯車機構３０１の回転軸３０１ａの径方向で、多板クラッチ３０２の外径側に配置されていて、それに伴って、第２スプライン部材３１４および第３スプライン部材３１５も、遊星歯車機構３０１の回転軸３０１ａの径方向で、多板クラッチ３０２の外径側に配置されている。したがって、それら各スプライン部材３１３，３１４，３１５により構成されるかみ合いクラッチ３０３は、遊星歯車機構３０１の回転軸３０１ａの径方向で、多板クラッチ３０２の外径側に配置されている。そのため、多板クラッチ３０２とかみ合いクラッチ３０３とが、遊星歯車機構３０１の回転軸３０１ａの径方向で、遊星歯車機構３０１の外径側に並べられて配置されることになり、それら多板クラッチ３０２とかみ合いクラッチ３０３とを、例えば回転軸３０１ａの軸線方向に並べて配置した場合と比較して、前後進切換機構８の回転軸３０１ａの軸線方向の体格を小型化することができる。   The holding member 310, that is, the first spline member 313 is disposed on the outer diameter side of the multi-plate clutch 302 in the radial direction of the rotation shaft 301 a of the planetary gear mechanism 301, and accordingly, the second spline member 314 and The third spline member 315 is also arranged on the outer diameter side of the multi-plate clutch 302 in the radial direction of the rotating shaft 301a of the planetary gear mechanism 301. Therefore, the meshing clutch 303 constituted by these spline members 313, 314, 315 is arranged on the outer diameter side of the multi-plate clutch 302 in the radial direction of the rotating shaft 301 a of the planetary gear mechanism 301. Therefore, the multi-plate clutch 302 and the meshing clutch 303 are arranged side by side on the outer diameter side of the planetary gear mechanism 301 in the radial direction of the rotating shaft 301 a of the planetary gear mechanism 301. Compared with the case where the meshing clutch 303 is arranged side by side in the axial direction of the rotating shaft 301a, for example, the physique in the axial direction of the rotating shaft 301a of the forward / reverse switching mechanism 8 can be reduced in size.

上記のように構成された前後進切換機構８の動作および前後進の切り換え機能について説明する。先ず、前進ポジションが選択された場合は、第１スプライン部材３１３と第２スプライン部材３１４とを嵌合させることによりかみ合いクラッチ３０３が係合され、かつ、摩擦クラッチ３０２が係合される。この場合、リングギヤ３０５と、サンギヤ３０４すなわちインプットシャフト１１とが一体回転する。サンギヤ３０４とリングギヤ３０５とが一体回転することによって、キャリア３０７すなわちプライマリシャフト２５も、それらサンギヤ３０４およびリングギヤ３０５と一体回転する。すなわち、図６の共線図において直線Ｌ５で示すように、インプットシャフト１１とプライマリシャフト２５とが直結状態になり、プライマリシャフト２５のトルクは、同じ回転方向のまま、セカンダリシャフト２６に伝達される。そして、セカンダリシャフト２６に伝達されたトルクは、ギヤ対３８および最終減速機１０を経由して駆動輪３９に伝達され、車両が前進する。   The operation of the forward / reverse switching mechanism 8 configured as described above and the forward / backward switching function will be described. First, when the forward position is selected, the engagement clutch 303 is engaged by engaging the first spline member 313 and the second spline member 314, and the friction clutch 302 is engaged. In this case, the ring gear 305 and the sun gear 304, that is, the input shaft 11 rotate integrally. When the sun gear 304 and the ring gear 305 rotate together, the carrier 307, that is, the primary shaft 25 also rotates together with the sun gear 304 and the ring gear 305. That is, as indicated by a straight line L5 in the alignment chart of FIG. 6, the input shaft 11 and the primary shaft 25 are directly connected, and the torque of the primary shaft 25 is transmitted to the secondary shaft 26 while keeping the same rotational direction. . The torque transmitted to the secondary shaft 26 is transmitted to the drive wheels 39 via the gear pair 38 and the final reduction gear 10, and the vehicle advances.

これに対して、後進ポジションが選択された場合は、第１スプライン部材３１３と第３スプライン部材３１５とを嵌合させることによりかみ合いクラッチ３０３が係合され、かつ、摩擦クラッチ３０２が係合される。この場合、リングギヤ３０５が固定され、そのリングギヤ３０５の回転が規制される。すると、インプットシャフト１１の回転にともなって、リングギヤ３０５を反力要素としてサンギヤ３０４が回転し、キャリア３０７がインプットシャフト１１の回転方向とは逆の方向に回転する。すなわち、図６の共線図において直線Ｌ６で示すように、リングギヤ３０５の回転が規制されることによって、サンギヤ３０４すなわちインプットシャフト１１の回転に対して、キャリア３０７すなわちプライマリシャフト２５の回転が反転され、かつ減速された状態となる。その結果、プライマリシャフト２５、セカンダリシャフト２６などの回転部材が、前進ポジションの場合とは逆方向に回転して車両が後退する。   On the other hand, when the reverse position is selected, the engagement clutch 303 is engaged by engaging the first spline member 313 and the third spline member 315, and the friction clutch 302 is engaged. . In this case, the ring gear 305 is fixed and the rotation of the ring gear 305 is restricted. Then, as the input shaft 11 rotates, the sun gear 304 rotates using the ring gear 305 as a reaction force element, and the carrier 307 rotates in a direction opposite to the rotation direction of the input shaft 11. That is, as indicated by the straight line L6 in the collinear diagram of FIG. 6, the rotation of the ring gear 305 is restricted, so that the rotation of the carrier 307, that is, the primary shaft 25 is reversed with respect to the rotation of the sun gear 304, that is, the input shaft 11. And the vehicle is decelerated. As a result, rotating members such as the primary shaft 25 and the secondary shaft 26 rotate in the opposite direction to the forward position, and the vehicle moves backward.

このように、後進ポジションが選択された場合に、インプットシャフト１１の回転を反転し、かつ減速して、すなわちエンジン１の出力トルクを増幅してプライマリシャフト２５へ伝達することができるため、例えばエンジン１が低出力のものであっても、後進時に必要な駆動トルクを確保し、発進性や登坂性などの後進時における走行性能を確保することができる。   In this way, when the reverse drive position is selected, the rotation of the input shaft 11 can be reversed and decelerated, that is, the output torque of the engine 1 can be amplified and transmitted to the primary shaft 25. Even if 1 has a low output, it is possible to secure a driving torque necessary for reverse traveling and to ensure traveling performance such as starting performance and climbing performance.

（第４の実施例）
つぎに、この発明の第４の実施例を説明する。この第４の実施例は、上述の第１，第２，第３の実施例として説明した前後進切換機構８において、摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２およびかみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３の複数のクラッチ機構の係合・解放状態を設定する場合に、かみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３の係合・解放状態を考慮して、摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２の係合・解放状態を設定するようにした例である。 (Fourth embodiment)
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described. In the fourth embodiment, the forward / reverse switching mechanism 8 described as the first, second, and third embodiments described above includes a plurality of clutches including friction clutches 102, 202, 302 and meshing clutches 103, 203, 303. When setting the engagement / release state of the mechanism, the engagement / release state of the friction clutches 102, 202, 302 is set in consideration of the engagement / release state of the meshing clutches 103, 203, 303. It is an example.

すなわち、この発明を適用した前後進切換機構８においては、かみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３が解放状態に設定される場合、摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２が解放状態に設定されるように構成されている。上記のような前後進切換機構８においては、かみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３が解放された状態、前後進切換機構８が外乱などの影響を受けた際に、摩擦クラッチ１０３，２０３，３０３が係合されていると、その外乱による振動や衝撃力などが摩擦クラッチ１０３，２０３，３０３を介して保持部材１１０，２１０，３１０すなわちかみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３の第１スプライン部材１１３，２１３，３１３へ伝わり、第１スプライン部材１１３，２１３，３１３が揺動して、第２スプライン部材１１４，２１４，３１４あるいは第３スプライン部材１１５，２１５，３１５と干渉したり、嵌合してしまったりする場合がある。そこで、かみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３を解放する場合に、摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２も解放することによって、外乱などの影響による意図しないかみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３の係合や干渉を防止もしくは抑制することができる。   That is, the forward / reverse switching mechanism 8 to which the present invention is applied is configured such that when the mesh clutches 103, 203, 303 are set in the released state, the friction clutches 102, 202, 302 are set in the released state. Yes. In the forward / reverse switching mechanism 8 as described above, the friction clutches 103, 203, and 303 are engaged when the meshing clutches 103, 203, and 303 are released and when the forward / backward switching mechanism 8 is affected by disturbances and the like. When they are combined, vibrations or impacts due to the disturbance are held through the friction clutches 103, 203, 303, and the first spline members 113, 213, 313 of the holding members 110, 210, 310, that is, the meshing clutches 103, 203, 303. When the first spline members 113, 213, and 313 swing and interfere with the second spline members 114, 214, and 314 or the third spline members 115, 215, and 315, or they are engaged with each other There is. Therefore, when the engagement clutches 103, 203, and 303 are released, the friction clutches 102, 202, and 302 are also released to prevent unintentional engagement and interference of the engagement clutches 103, 203, and 303 due to the influence of disturbance or the like. Can be suppressed.

また、この発明を適用した前後進切換機構８においては、第１スプライン部材１１３，２１３，３１３と第２スプライン部材１１４，２１４，３１４とを嵌合させて、かみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３を係合する場合、予め、摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２が係合もしくは半係合状態にされて、第１スプライン部材１１３，２１３，３１３の回転と、第２スプライン部材１１４，２１４，３１４の回転とが同期させられる。その後、摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２が一旦解放状態にされた後に、かみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３が係合される。そしてその後、摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２が係合状態にされて、前後進切換機構８の入力軸すなわちプライマリシャフト２５と、出力軸すなわちインプットシャフト１１とが動力伝達状態にされる。そのため、第１スプライン部材１１３，２１３，３１３と第２スプライン部材１１４，２１４，３１４との嵌合によるかみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３の係合時における係合ショックの発生を回避して、前後進切換機構８による動力伝達状態の切り換え動作をスムーズに行うことができる。   Further, in the forward / reverse switching mechanism 8 to which the present invention is applied, the first spline members 113, 213, 313 and the second spline members 114, 214, 314 are engaged to engage the mesh clutches 103, 203, 303. In the case of matching, the friction clutches 102, 202, 302 are engaged or semi-engaged in advance, and the rotation of the first spline members 113, 213, 313 and the rotation of the second spline members 114, 214, 314 are performed. Are synchronized. Thereafter, after the friction clutches 102, 202, 302 are once released, the engagement clutches 103, 203, 303 are engaged. After that, the friction clutches 102, 202, 302 are engaged, and the input shaft of the forward / reverse switching mechanism 8, that is, the primary shaft 25, and the output shaft, that is, the input shaft 11, are set in the power transmission state. Therefore, it is possible to avoid the occurrence of engagement shock when the engagement clutches 103, 203, 303 are engaged due to the engagement between the first spline members 113, 213, 313 and the second spline members 114, 214, 314, and to move forward and backward. The switching operation of the power transmission state by the switching mechanism 8 can be performed smoothly.

以上のように構成されたこの発明に係る動力伝達装置（すなわち上記の実施例では前後進切換機構８）によれば、遊星歯車機構１０１，２０１，３０１の回転状態を設定するために係合解放・状態がそれぞれ制御される複数のクラッチ機構（係合機構）、すなわち摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２およびかみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３が、遊星歯車機構１０１，２０１，３０１の回転軸１０１ａ，２０１ａ，３０１ａの径方向に並べられて配置される。具体的には、遊星歯車機構１０１，２０１，３０１の回転軸１０１ａ，２０１ａ，３０１３ａの径方向で、その遊星歯車機構１０１，２０１，３０１の外径側に、摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２が配置され、その摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２の外径側に、かみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３が配置される。そのため、摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２とかみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３とを、前後進切換機構８（動力伝達装置）の軸方向においてほぼ同じ位置に配置することができ、その結果、前後進切換機構８（動力伝達装置）の軸方向の長さを短縮し、装置の小型化を図ることができる。   According to the power transmission device according to the present invention configured as described above (that is, the forward / reverse switching mechanism 8 in the above embodiment), the engagement is released to set the rotational state of the planetary gear mechanisms 101, 201, 301. A plurality of clutch mechanisms (engagement mechanisms) whose states are controlled respectively, that is, the friction clutches 102, 202, 302 and the meshing clutches 103, 203, 303 are rotating shafts 101a, 201a, They are arranged side by side in the radial direction of 301a. Specifically, the friction clutches 102, 202, 302 are arranged on the outer diameter side of the planetary gear mechanisms 101, 201, 301 in the radial direction of the rotation shafts 101a, 201a, 3013a of the planetary gear mechanisms 101, 201, 301. The meshing clutches 103, 203, and 303 are disposed on the outer diameter side of the friction clutches 102, 202, and 302. Therefore, the friction clutches 102, 202, 302 and the meshing clutches 103, 203, 303 can be disposed at substantially the same position in the axial direction of the forward / reverse switching mechanism 8 (power transmission device). The length of the mechanism 8 (power transmission device) in the axial direction can be shortened, and the size of the device can be reduced.

また、複数のクラッチ機構（係合機構）のうち、一方の摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２が、複数の第１摩擦部材１０８，２０８，３０８と第２摩擦部材１０９，２０９，３０９とを交互に対向させて配置した多板クラッチ１０２，２０２，３０２により構成され、その多板クラッチ１０２，２０２，３０２の複数の第１摩擦部材１０８，２０８，３０８を保持する保持部材１１０，２１０，３１０が、他方のかみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３の第１スプライン部材１１３，２１３，３１３と一体化されて、言い換えると、多板クラッチ１０２，２０２，３０２の保持部材１１０，２１０，３１０とかみ合いクラッチの第１嵌合部材とが一つの部材で共用化されて形成されている。そのため、摩擦クラッチ１０２，２０２，３０２およびかみ合いクラッチ１０３，２０３，３０３を構成する部品点数を削減することができるとともに、前後進切換機構８（動力伝達装置）の小型化を図ることができる。   Of the plurality of clutch mechanisms (engagement mechanisms), one friction clutch 102, 202, 302 alternates the plurality of first friction members 108, 208, 308 and second friction members 109, 209, 309 alternately. Holding members 110, 210, and 310 that are configured by the multi-plate clutches 102, 202, and 302 arranged to face each other and hold the plurality of first friction members 108, 208, and 308 of the multi-plate clutches 102, 202, and 302, It is integrated with the first spline members 113, 213, 313 of the other meshing clutch 103, 203, 303, in other words, the holding members 110, 210, 310 of the multi-plate clutch 102, 202, 302 and the first meshing clutch. The fitting member is formed to be shared by one member. Therefore, the number of parts constituting the friction clutches 102, 202, 302 and the meshing clutches 103, 203, 303 can be reduced, and the forward / reverse switching mechanism 8 (power transmission device) can be downsized.

また、この発明に係る前後進切換機構８（動力伝達装置）は、例えば、前述の特許文献１に記載されている前後進切換機構におけるリバースブレーキのような、前進時に解放される油圧式の多板ブレーキ（クラッチ）などを使用しない構成となっている。そのため、前進時に解放されているリバースブレーキにおいて、オイルの粘性抵抗の影響などによる引き摺り損失の発生を回避することができ、動力伝達装置としての動力伝達効率の低下を防止もしくは抑制することができる。   Further, the forward / reverse switching mechanism 8 (power transmission device) according to the present invention is, for example, a hydraulic type that is released at the time of forward movement, such as a reverse brake in the forward / reverse switching mechanism described in Patent Document 1 described above. It does not use a plate brake (clutch). Therefore, in the reverse brake released at the time of forward movement, it is possible to avoid the occurrence of drag loss due to the influence of the viscous resistance of the oil and the like, and it is possible to prevent or suppress the decrease in power transmission efficiency as the power transmission device.

なお、この発明は、上記の具体例に限定されないのであって、上記の具体例では、この発明を、車両用のベルト式無段変速機の前後進切換機構に適用した例を示しているが、他の方式の変速機における前後進切換機構、あるいは車両以外の他の産業機械・装置における例えば正転・逆転切換機構などの動力伝達装置に適用することも可能である。   The present invention is not limited to the above specific example, and the above specific example shows an example in which the present invention is applied to a forward / reverse switching mechanism of a belt type continuously variable transmission for a vehicle. The present invention can also be applied to a power transmission device such as a forward / reverse switching mechanism in other types of transmissions, or a forward / reverse switching mechanism in other industrial machines / devices other than vehicles.

この発明の第１の実施例による動力伝達装置（前後進切換機構）の概略構成を示す模式図（スケルトン図）である。1 is a schematic diagram (skeleton diagram) showing a schematic configuration of a power transmission device (forward / reverse switching mechanism) according to a first embodiment of the present invention. この発明の第２の実施例による動力伝達装置（前後進切換機構）の概略構成を示す模式図（スケルトン図）である。It is a schematic diagram (skeleton figure) which shows schematic structure of the power transmission device (forward / reverse switching mechanism) by 2nd Example of this invention. この発明の第３の実施例による動力伝達装置（前後進切換機構）の概略構成を示す模式図（スケルトン図）である。It is a schematic diagram (skeleton figure) which shows schematic structure of the power transmission device (forward / reverse switching mechanism) by 3rd Example of this invention. この発明の第１の実施例による動力伝達装置（前後進切換機構）の動作を説明するための共線図（速度線図）である。It is a nomograph (speed diagram) for demonstrating operation | movement of the power transmission device (forward / reverse switching mechanism) by 1st Example of this invention. この発明の第２の実施例による動力伝達装置（前後進切換機構）の動作を説明するための共線図（速度線図）である。It is an alignment chart (speed diagram) for demonstrating operation | movement of the power transmission device (forward / reverse switching mechanism) by 2nd Example of this invention. この発明の第３の実施例による動力伝達装置（前後進切換機構）の動作を説明するための共線図（速度線図）である。It is an alignment chart (speed diagram) for demonstrating operation | movement of the power transmission device (forward / reverse switching mechanism) by 3rd Example of this invention. この発明の動力伝達装置（前後進切換機構）を備えたベルト式無段変速機を搭載した車両の駆動系統の一例を示す模式図である。It is a schematic diagram showing an example of a drive system of a vehicle equipped with a belt type continuously variable transmission provided with a power transmission device (forward / reverse switching mechanism) of the present invention.

符号の説明Explanation of symbols

１…エンジン、 ８…前後進切換機構（動力伝達装置）、 １１…インプットシャフト（入力軸）、 ２５…プライマリシャフト（出力軸）、 １０１，２０１，３０１…遊星歯車機構（回転伝動機構）、 １０２，１０２，１０２…摩擦クラッチ（多板クラッチ）、 １０３，２０３，３０３…かみ合いクラッチ、 １０４，２０４，３０４…サンギヤ、 １０５，２０５，３０５…リングギヤ、 １０７，２０７，３０７…キャリア、 １０８，２０８，３０８…第１摩擦部材、 １０９，２０９，３０９…第２摩擦部材、 １１０，２１０，３１０…保持部材、 １１３，２１３，３１３…第１スプライン部材（第１嵌合部材）、 １１４，２１４，３１４…第２スプライン部材（第２嵌合部材）、 １１５，２１５，３１５…第３スプライン部材（第３嵌合部材）。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine, 8 ... Forward / reverse switching mechanism (power transmission device), 11 ... Input shaft (input shaft), 25 ... Primary shaft (output shaft), 101, 201, 301 ... Planetary gear mechanism (rotation transmission mechanism), 102 , 102, 102 ... friction clutch (multi-plate clutch), 103, 203, 303 ... meshing clutch, 104, 204, 304 ... sun gear, 105, 205, 305 ... ring gear, 107, 207, 307 ... carrier, 108, 208, 308 ... first friction member, 109,209,309 ... second friction member, 110,210,310 ... holding member, 113,213,313 ... first spline member (first fitting member), 114,214,314 ... 2nd spline member (2nd fitting member), 115, 215, 315 ... 3rd spline part (Third fitting member).

Claims (11)

係合・解放状態を選択的に設定可能な複数の係合機構と、それら複数の係合機構の係合・解放状態をそれぞれ制御することにより入力軸の回転状態に対する出力軸の回転状態を選択的に設定する回転伝動機構とを備えた動力伝達装置において、
前記複数の係合機構は、いずれも前記回転伝動機構の回転軸の径方向に並んで配置されていることを特徴とする動力伝達装置。 Selects the rotation state of the output shaft relative to the rotation state of the input shaft by controlling a plurality of engagement mechanisms that can selectively set the engagement / release states and the engagement / release states of the plurality of engagement mechanisms. In a power transmission device having a rotational transmission mechanism to be set automatically,
The plurality of engagement mechanisms are all arranged side by side in the radial direction of the rotation shaft of the rotation transmission mechanism. 前記回転伝動機構は、同じ回転方向で前記入力軸のトルクを前記出力軸へ伝達する正転状態と、回転方向を反転させて前記入力軸のトルクを前記出力軸へ伝達する反転状態とを選択的に設定する機能を備えていることを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。   The rotation transmission mechanism selects a normal rotation state in which the torque of the input shaft is transmitted to the output shaft in the same rotation direction and a reverse state in which the rotation direction is reversed and the torque of the input shaft is transmitted to the output shaft. The power transmission device according to claim 1, wherein the power transmission device is provided with a function to be set automatically. 前記複数の係合機構は、第１摩擦部材と第２摩擦部材とを互いに摩擦接触させることにより係合する摩擦クラッチと、第１嵌合部材と第２嵌合部材もしくは第３嵌合部材とを互いに嵌合させることにより係合するかみ合いクラッチとにより構成されていること特徴とする請求項１または２に記載の動力伝達装置。   The plurality of engagement mechanisms include a friction clutch that engages the first friction member and the second friction member by frictional contact with each other, a first fitting member and a second fitting member, or a third fitting member. The power transmission device according to claim 1, wherein the power transmission device is configured by a meshing clutch that engages with each other by fitting them together. 前記かみ合いクラッチは、前記摩擦クラッチの外径側に配置されていることを特徴とする請求項３に記載の動力伝達装置。   The power transmission device according to claim 3, wherein the meshing clutch is disposed on an outer diameter side of the friction clutch. 前記摩擦クラッチは、複数の第１摩擦部材および第２摩擦部材により構成される多板クラッチであり、
前記複数の第１摩擦部材を保持する保持部材と、前記第１嵌合部材とが一体に形成されていることを特徴とする請求項３または４に記載の動力伝達装置。 The friction clutch is a multi-plate clutch composed of a plurality of first friction members and second friction members,
The power transmission device according to claim 3 or 4, wherein a holding member that holds the plurality of first friction members and the first fitting member are integrally formed. 前記回転伝動機構は、第１回転要素が前記入力軸および前記第２嵌合部材に連結され、第２回転要素が前記出力軸に連結され、第３回転要素が前記第２摩擦部材に連結された遊星歯車機構により構成されていて、
前記複数の係合機構は、前記第１嵌合部材と前記第２嵌合部材とを嵌合させて前記かみ合いクラッチを選択的に係合することにより前記第１回転要素と前記第３回転要素とを連結し、前記第１嵌合部材と前記第３嵌合部材とを嵌合させて前記かみ合いクラッチを選択的に係合することにより前記第３回転要素の回転を規制するとともに、前記摩擦クラッチを選択的に係合することにより前記第３回転要素と前記第１嵌合部材とを連結する機能を備えていることを特徴とする請求項３ないし５のいずれかに記載の動力伝達装置。 The rotation transmission mechanism includes a first rotation element coupled to the input shaft and the second fitting member, a second rotation element coupled to the output shaft, and a third rotation element coupled to the second friction member. The planetary gear mechanism
The plurality of engagement mechanisms include the first rotation element and the third rotation element by selectively engaging the meshing clutch by fitting the first fitting member and the second fitting member. And the first engagement member and the third engagement member are engaged to selectively engage the meshing clutch, thereby restricting the rotation of the third rotation element and the friction. 6. The power transmission device according to claim 3, further comprising a function of connecting the third rotating element and the first fitting member by selectively engaging a clutch. . 前記複数の係合機構は、前記かみ合いクラッチを解放する場合に、前記摩擦クラッチを解放する機能を備えていることを特徴とする請求項６に記載の動力伝達装置。   The power transmission device according to claim 6, wherein the plurality of engagement mechanisms have a function of releasing the friction clutch when the engagement clutch is released. 前記複数の係合機構は、前記第１嵌合部材と前記第２嵌合部材とを嵌合させて前記かみ合いクラッチを係合する場合に、前記摩擦クラッチを予め係合して前記第１嵌合部材と前記第２嵌合部材との回転を同期させる機能を備えていることを特徴とする請求項６に記載の動力伝達装置。   The plurality of engagement mechanisms are configured to engage the friction clutch in advance when the first engagement member and the second engagement member are engaged to engage the engagement clutch. The power transmission device according to claim 6, wherein the power transmission device has a function of synchronizing rotation of the joint member and the second fitting member. 前記回転伝動機構は、前記第１回転要素がサンギヤであり、前記第２回転要素がリングギヤであり、前記第３回転要素がキャリアであるシングルピニオン形式の遊星歯車機構により構成されていることを特徴とする請求項６ないし８のいずれかに記載の動力伝達装置。   The rotation transmission mechanism is configured by a single pinion type planetary gear mechanism in which the first rotation element is a sun gear, the second rotation element is a ring gear, and the third rotation element is a carrier. The power transmission device according to any one of claims 6 to 8. 前記回転伝動機構は、前記第１回転要素がリングギヤであり、前記第２回転要素がサンギヤであり、前記第３回転要素がキャリアであるシングルピニオン形式の遊星歯車機構により構成されていることを特徴とする請求項６ないし８のいずれかに記載の動力伝達装置。   The rotation transmission mechanism is configured by a single pinion type planetary gear mechanism in which the first rotation element is a ring gear, the second rotation element is a sun gear, and the third rotation element is a carrier. The power transmission device according to any one of claims 6 to 8. 前記回転伝動機構は、前記第１回転要素がサンギヤであり、前記第２回転要素がキャリアであり、前記第３回転要素がリングギヤであるダブルピニオン形式の遊星歯車機構により構成されていることを特徴とする請求項６ないし８のいずれかに記載の動力伝達装置。   The rotation transmission mechanism is configured by a double pinion type planetary gear mechanism in which the first rotation element is a sun gear, the second rotation element is a carrier, and the third rotation element is a ring gear. The power transmission device according to any one of claims 6 to 8.
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