JP2008144904A - Continuously variable transmission of power split type - Google Patents

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    • F16H37/0846—CVT using endless flexible members

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To secure a large crushable zone in an engine room by dispensing with provision of any idler gear shaft. <P>SOLUTION: When a low clutch L/C is engaged, a gear 11 is coupled with a shaft 10, and the engine power flowing divergently from a carrier 4c to a ring gear 4r and a sun gear 4s follows two routes described below, and they are converged and emitted from the shaft. The diverged power to the ring gear is directed to the gear 11 via a gear 8, while the diverged power to the sun gear undergoes a continuous speed change by a continuously variable transmission 6 of V-belt type under power transmission, as shown by Arrow α, and is directed to the gear 11 via a gear 13. The converged power at the gear 11 is passed through the low clutch and taken out from the shaft 10. When a high clutch H/C is engaged, a gear 12 is coupled with the shaft 10, and the diverged power to the ring gear is directed to a secondary pulley 6s upon passing through the gears 8, 11, 13 and reaches a gear 9 after undergoing a continuous speed change by power transmission to a primary pulley 6p, as shown by Arrow β, while the diverged power to the sun gear 4s is directed to the gear 9. The converged power at the gear 9 is passed through the clutch H/C and taken out from the shaft 10. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、エンジン等原動機からの動力を固定変速比伝動系と無段変速比伝動系とに分流し、後者の伝動系による無段変速動力と、前者の伝動系による固定変速動力とを合流させて出力するパワースプリット型無段変速装置に関するものである。   In the present invention, power from a prime mover such as an engine is divided into a fixed transmission ratio transmission system and a continuously variable transmission ratio transmission system, and the continuously variable transmission power by the latter transmission system and the fixed transmission power by the former transmission system are merged. The present invention relates to a power split type continuously variable transmission that outputs the result.

パワースプリット型無段変速装置は、大トルク容量化や高効率化の要求を満足するのに有用な無段変速装置として知られており、従来例えば特許文献1に記載のごときものが提案されている。
このパワースプリット型無段変速装置は、無段変速比伝動系を構成する無段変速機として、平行軸式無段変速機の代表的なものであるＶベルト式無段変速機を用いたものである。
Ｖベルト式無段変速機は、一方の分流動力を入力されるプライマリプーリと、これからの回転をＶベルトにより伝達されて回転するセカンダリプーリとを具えるが、
パワースプリット型無段変速装置となすために、プライマリプーリが配置された第1軸と、セカンダリプーリが配置された第2軸との間に、これらの間を固定変速比下に結合するための歯車組が不可欠である。
特開２００４−０６８９３２号公報（図３） The power split type continuously variable transmission is known as a continuously variable transmission that is useful for satisfying the demands for large torque capacity and high efficiency. Conventionally, for example, the one described in Patent Document 1 has been proposed. Yes.
This power split type continuously variable transmission uses a V-belt continuously variable transmission, which is a typical parallel shaft continuously variable transmission, as a continuously variable transmission constituting a continuously variable transmission ratio transmission system. It is.
The V-belt type continuously variable transmission includes a primary pulley to which one of the fluid forces is input and a secondary pulley that is rotated by being transmitted by the V-belt.
In order to achieve a power split type continuously variable transmission, between the first shaft on which the primary pulley is disposed and the second shaft on which the secondary pulley is disposed, for coupling between them at a fixed gear ratio. A gear set is essential.
Japanese Patent Laying-Open No. 2004-068932 (FIG. 3)

ところで、Ｖベルト式無段変速機に代表される平行軸式無段変速機は、第1軸の回転方向と第2軸の回転方向とが同じである。
これに対し第1軸および第2軸間を固定変速比下に結合するための歯車組を、相互に直接噛合する一対の歯車組で構成する場合、この歯車組が第1軸および第2軸間で回転方向を逆転下に伝達するため、回転方向の不整合による不都合を生ずる。
このため歯車組は、第1軸および第2軸間で回転方向を逆転させることなく伝達し得るようなものにする必要があり、従って第1軸上の歯車と、第2軸上の歯車とを直接噛合させず、これら歯車間にアイドラギヤを介在させ、このアイドラギヤを介して第1軸上の歯車と、第2軸上の歯車とを間接的に噛合させていた。 By the way, in the parallel shaft continuously variable transmission represented by the V-belt continuously variable transmission, the rotation direction of the first shaft and the rotation direction of the second shaft are the same.
On the other hand, when the gear set for coupling the first shaft and the second shaft under a fixed gear ratio is constituted by a pair of gear sets that mesh directly with each other, the gear set is connected to the first shaft and the second shaft. In this case, the rotational direction is transmitted in the reverse direction.
For this reason, the gear set must be such that it can be transmitted between the first shaft and the second shaft without reversing the direction of rotation, so that the gear on the first shaft and the gear on the second shaft The gears on the first shaft and the gears on the second shaft are indirectly meshed with each other via an idler gear.

一方、エンジン横置き式前輪駆動車にあっては、エンジン（原動機）を、その回転方向が駆動車輪（前輪）の回転方向と同じになるよう車両に搭載するのが常套であり、
このエンジンに組み合わせた上記のパワースプリット型無段変速装置は、第2軸をエンジンおよび駆動車輪と同方向へ回転される。
これがため、第2軸上の歯車とディファレンシャルギヤ装置のリングギヤとでファイナルギヤ組を構成すると、ディファレンシャルギヤ装置がエンジンと逆方向へ回転されることとなり、回転方向の不整合を生ずる。
従って、回転合わせのために第2軸上の歯車およびリングギヤを直接噛合させず、アイドラギヤを介し間接的に噛合させてファイナルギヤ組を構成する必要がある。 On the other hand, it is customary to mount an engine (prime mover) on a vehicle so that its rotational direction is the same as the rotational direction of the driving wheel (front wheel),
In the power split type continuously variable transmission combined with this engine, the second shaft is rotated in the same direction as the engine and the drive wheels.
For this reason, if a final gear set is constituted by the gear on the second shaft and the ring gear of the differential gear device, the differential gear device is rotated in the opposite direction to the engine, resulting in rotational direction mismatch.
Therefore, it is necessary to form a final gear set by indirectly meshing via the idler gear without directly meshing the gear on the second shaft and the ring gear for rotational alignment.

上記の実情により従来のパワースプリット型無段変速装置にあっては、第1軸上の歯車および第2軸上の歯車間に介在させるアイドラギヤ用のアイドラギヤ軸と、第2軸上の歯車およびリングギヤ間に介在させるアイドラギヤ用のアイドラギヤ軸の、2本のアイドラギヤ軸が必要であり、従来のパワースプリット型無段変速装置は大型で重量増を伴う構成であると共に、コスト的にも不利な構成であった。
ところで昨今は、衝突時の安全対策のためエンジンルーム内に大きな潰れ代（クラッシャブルゾーン）を確保することが要求されており、大型になり易い従来のパワースプリット型無段変速装置はこの要求に逆行するだけでなく、重量増による燃費の悪化や、コスト高に関する問題も生ずる懸念がある。 In the conventional power split type continuously variable transmission according to the above situation, the idler gear shaft for the idler gear interposed between the gear on the first shaft and the gear on the second shaft, and the gear and ring gear on the second shaft Two idler gear shafts for the idler gear interposed between them are necessary, and the conventional power split type continuously variable transmission has a large size and an increased weight, and is also disadvantageous in terms of cost. there were.
Nowadays, it is required to secure a large crushing allowance (crushable zone) in the engine room as a safety measure in the event of a collision. Conventional power split type continuously variable transmissions that tend to be large in size are required to meet this requirement. In addition to going backwards, there is a concern that fuel consumption may deteriorate due to an increase in weight, and problems related to high costs may arise.

本発明は、エンジン横置き式前輪駆動車に用いる場合においても、2本ものアイドラギヤ軸を追加する必要がないよう構成に工夫をこらし、これにより、エンジンルーム内に大きなクラッシャブルゾーンを確保することが可能なほどに小型化し、併せて軽量化および低廉化を実現したパワースプリット型無段変速装置を提案することを目的とする。   The present invention has been devised so that it is not necessary to add two idler gear shafts even when used in a horizontally mounted engine front-wheel drive vehicle, thereby ensuring a large crushable zone in the engine room. It is an object of the present invention to propose a power split type continuously variable transmission that is miniaturized as much as possible, and that is lighter and cheaper.

この目的のため、本発明によるパワースプリット型無段変速装置は、請求項１に記載した以下の構成とする。
つまり先ず、原動機からの動力を、その回転軸線上で回転可能な2個の回転メンバに分流する1入力2出力回転伝動ユニットを第1軸上に配置する。
そして、上記回転メンバの一方と、第1軸に対し平行な第2軸との間を、無段変速下に結合する平行軸式無段変速機を設ける。
更に、第1および第2軸に対し平行な第3軸上に第1出力歯車を設けると共に、この第1出力歯車を上記回転メンバの他方、および、第2軸と共に回転する中間歯車にそれぞれ直接噛合させる。
以上により、上記分流後の動力を上記第1出力歯車で合流させて上記第3軸より取り出すよう構成したものである。 For this purpose, the power split type continuously variable transmission according to the present invention has the following configuration described in claim 1.
That is, first, a 1-input 2-output rotary transmission unit that splits the power from the prime mover into two rotary members that can rotate on the rotation axis thereof is arranged on the first shaft.
A parallel shaft continuously variable transmission is provided that is coupled under a continuously variable transmission between one of the rotating members and a second shaft parallel to the first shaft.
Furthermore, a first output gear is provided on a third shaft parallel to the first and second shafts, and the first output gear is directly connected to the other rotating member and the intermediate gear rotating with the second shaft. Engage.
As described above, the power after the diversion is combined with the first output gear and is extracted from the third shaft.

かかる本発明のパワースプリット型無段変速装置は、
原動機からの動力を2個の回転メンバに分流する1入力2出力回転伝動ユニットを配置した第1軸と、
上記回転メンバの一方に対し、平行軸式無段変速機で無段変速下に結合された第2軸と、
上記回転メンバの他方、および、第2軸と共に回転する中間歯車にそれぞれ直接噛合する第1出力歯車を設けた第3軸との3軸構成になるから、
アイドラギヤを追加する必要のないパワースプリット型無段変速装置となり、これを、エンジンルーム内に大きなクラッシャブルゾーンを確保することが可能なほどに小型化し得ると共に、その軽量化および低廉化を実現することができる。 Such a power split type continuously variable transmission of the present invention,
A first shaft arranged with a 1-input 2-output rotary transmission unit that diverts the power from the prime mover to the two rotating members;
A second shaft coupled to one of the rotating members under a continuously variable transmission by a parallel shaft continuously variable transmission;
Since the other of the rotating member and the third shaft provided with the first output gear that directly meshes with the intermediate gear that rotates together with the second shaft, the three-axis configuration,
It becomes a power split type continuously variable transmission that does not require the addition of an idler gear, and it can be miniaturized so that a large crushable zone can be secured in the engine room, and at the same time, it can be reduced in weight and cost. be able to.

また上記の3軸構成により、分流後の動力を第1出力歯車で合流させて第3軸より取り出す時における第3軸の回転方向が、動力を発生させる原動機と逆の回転方向であることとなり、
原動機横置き前輪駆動車にパワースプリット型無段変速装置を用いるため第3軸にディファレンシャルギヤ装置を結合するに際し回転方向合わせのためのアイドラギヤが不要であり、
ここにもアイドラギヤを追加する必要がなくて、パワースプリット型無段変速装置およびディファレンシャルギヤ装置の一体結合になるトランスアクスルを構築する場合においても、上記の小型化、軽量化および低廉化による作用効果を享受することができる。 In addition, with the three-axis configuration described above, the rotation direction of the third shaft when the separated power is merged by the first output gear and taken out from the third shaft is the reverse rotation direction of the prime mover that generates power. ,
Since the power split type continuously variable transmission is used for the motor-driven horizontal front wheel drive vehicle, an idler gear for adjusting the rotational direction is not required when the differential gear device is coupled to the third shaft.
There is no need to add an idler gear here, and even when constructing a transaxle that integrates a power split type continuously variable transmission and a differential gear unit, the effects of the above-mentioned miniaturization, weight reduction, and cost reduction are achieved. Can be enjoyed.

以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
図1は、本発明の一実施例になるパワースプリット型無段変速装置1を示し、これを本実施例では、フロントエンジン・フロントホイールドライブ車用に、ディファレンシャルギヤ装置2を1ユニット化したトランスアクスルとして構成する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on examples shown in the drawings.
FIG. 1 shows a power split type continuously variable transmission 1 according to an embodiment of the present invention. In this embodiment, this is a transformer in which a differential gear device 2 is made into one unit for a front engine / front wheel drive vehicle. Configure as an axle.

先ずパワースプリット型無段変速装置1を説明するに、これは、原動機であるエンジン3の回転軸線である第1軸上に配置してシングルピニオン型遊星歯車組4を具える。
このシングルピニオン型遊星歯車組4は、サンギヤ4sと、リングギヤ4rと、これらに噛合する複数個のピニオン4pと、該ピニオン4pを回転自在に支持する共通なキャリア4cとで構成する。
キャリア4cはトーショナルダンパ5を介してエンジン3のクランクシャフト3aに結合し、これにより、エンジン3からキャリア4cへの動力が、サンギヤ4sおよびリングギヤ4rに分流されて伝達されるようになし、従ってシングルピニオン型遊星歯車組4は本発明における1入力2出力回転伝動ユニットを構成する。 First, a power split type continuously variable transmission 1 will be described. This power split type continuously variable transmission 1 includes a single pinion type planetary gear set 4 disposed on a first shaft that is a rotation axis of an engine 3 that is a prime mover.
The single pinion type planetary gear set 4 includes a sun gear 4s, a ring gear 4r, a plurality of pinions 4p meshing with the sun gear 4s, and a common carrier 4c that rotatably supports the pinion 4p.
The carrier 4c is coupled to the crankshaft 3a of the engine 3 via the torsional damper 5, so that the power from the engine 3 to the carrier 4c is divided and transmitted to the sun gear 4s and the ring gear 4r, and accordingly The single pinion type planetary gear set 4 constitutes a 1-input 2-output rotation transmission unit in the present invention.

第1軸上には更に、平行軸式無段変速機としてのＶベルト式無段変速機6を構成するプライマリプーリ6pを配置し、Ｖベルト式無段変速機6は、このプライマリプーリ6pと、第1軸に平行な第2軸上に配置したセカンダリプーリ6sと、これらプーリ6p，6s間に掛け渡したＶベルト6vとで構成する。
なおプライマリプーリ6pおよびセカンダリプーリ6sはそれぞれ、シリンダ6pc，6scにより一方のプーリフランジを軸線方向へ変位してＶ溝を狭くしたり、広くし得るようにし、これにより両プーリ6p，6sに対するＶベルト6vの巻き掛け円弧径を連続的に変化させることでＶベルト式無段変速機6は所定の無段変速を行い得るものとする。 A primary pulley 6p constituting a V-belt continuously variable transmission 6 as a parallel shaft continuously variable transmission is further arranged on the first shaft. The V-belt continuously variable transmission 6 is connected to the primary pulley 6p. The secondary pulley 6s disposed on the second shaft parallel to the first shaft and the V belt 6v spanned between these pulleys 6p, 6s.
The primary pulley 6p and the secondary pulley 6s can be made to be narrower or wider by displacing one pulley flange in the axial direction by the cylinders 6pc and 6sc, respectively. It is assumed that the V-belt continuously variable transmission 6 can perform a predetermined continuously variable transmission by continuously changing the winding arc diameter of 6v.

プライマリプーリ6pは、これと共に回転するメインシャフトを介してサンギヤ4sに結合し、これによりプライマリプーリ6pは、キャリア4cからサンギヤ4sへの分流動力を伝達される一方の回転メンバとして機能させる。
メインシャフト上には、シングルピニオン型遊星歯車組4およびプライマリプーリ6p間に配置した第1入力歯車8を回転自在に支持し、この入力歯車7をリングギヤ4rに結合することにより、キャリア4cからリングギヤ4rへの分流動力を伝達される他方の回転メンバとして機能させる。
メインシャフトには更に、第1入力歯車8およびプライマリプーリ6p間に配置した第2入力歯車9を結合し、この第2入力歯車9を第3の回転メンバとして機能させる。 The primary pulley 6p is coupled to the sun gear 4s through a main shaft that rotates together with the primary pulley 6p, whereby the primary pulley 6p functions as one rotating member to which the fluid flow from the carrier 4c to the sun gear 4s is transmitted.
On the main shaft, a first input gear 8 disposed between the single pinion type planetary gear set 4 and the primary pulley 6p is rotatably supported, and the input gear 7 is coupled to the ring gear 4r, so that the carrier 4c can connect to the ring gear. It functions as the other rotating member to which the fluid force to 4r is transmitted.
Further, a second input gear 9 disposed between the first input gear 8 and the primary pulley 6p is coupled to the main shaft, and this second input gear 9 functions as a third rotating member.

シングルピニオン型遊星歯車組4、プライマリプーリ6pおよび歯車8，9が配置された第1軸と、セカンダリプーリ6sが配置された第2軸との間に、これらに平行な第3軸を設定してここに出力軸10を回転自在に配置する。
出力軸10上には、第1入力歯車8に噛合する第1出力歯車11および第2入力歯車9に噛合する第2出力歯車12をそれぞれ設け、第1出力歯車11は第1クラッチであるロークラッチL/Cを介して出力軸10に結合可能とし、第2出力歯車12は第2クラッチであるハイクラッチH/Cを介して出力軸10に結合可能とする。
なお第1出力歯車11は、セカンダリプーリ6sと共に回転する中間歯車13にも噛合させる。 A third axis parallel to these is set between the first shaft on which the single pinion planetary gear set 4, the primary pulley 6p and the gears 8 and 9 are disposed, and the second shaft on which the secondary pulley 6s is disposed. The output shaft 10 is rotatably disposed here.
A first output gear 11 that meshes with the first input gear 8 and a second output gear 12 that meshes with the second input gear 9 are provided on the output shaft 10, respectively. The first output gear 11 is a low clutch that is a first clutch. The second output gear 12 can be connected to the output shaft 10 via the high clutch H / C, which is the second clutch.
The first output gear 11 is also meshed with the intermediate gear 13 that rotates together with the secondary pulley 6s.

出力軸10上には更に、差動ユニットとしてのシングルピニオン型遊星歯車組14を設け、これを、出力軸10に結合したサンギヤ14sと、第1出力歯車11に結合したリングギヤ14rと、これらサンギヤ14sおよびリングギヤ14rに噛合する複数個のピニオン14pと、該ピニオン14pを回転自在に支持する共通なキャリア14cとで構成する。
そして、キャリア14cを適宜固定するリバースブレーキR/Bを設け、このリバースブレーキR/Bによりキャリア14cを回転しないよう固定する時シングルピニオン型遊星歯車組14は、第1出力歯車11への回転をリングギヤ14rから逆転下にサンギヤ14sを経て出力軸10へ伝達するよう機能するものとする。 Further provided on the output shaft 10 is a single pinion type planetary gear set 14 as a differential unit, which includes a sun gear 14s coupled to the output shaft 10, a ring gear 14r coupled to the first output gear 11, and these sun gears. 14s and a plurality of pinions 14p meshing with the ring gear 14r, and a common carrier 14c that rotatably supports the pinions 14p.
Then, a reverse brake R / B for appropriately fixing the carrier 14c is provided, and when the carrier 14c is fixed so as not to rotate by the reverse brake R / B, the single pinion type planetary gear set 14 rotates to the first output gear 11. It is assumed that the ring gear 14r functions to transmit to the output shaft 10 through the sun gear 14s while being reversely rotated.

出力軸10上には更にファイナルドライブピニオン15を結合して設け、これを、ディファレンシャルギヤ装置2のファイナルドライブリングギヤ2rに直接噛合させ、これらファイナルドライブピニオン15およびファイナルドライブリングギヤ2rによりファイナルドライブギヤ組を構成する。
このファイナルドライブギヤ組により駆動されるディファレンシャルギヤ装置2は、左右ドライブシャフト2L，2Rを介して、図示せざる駆動車輪（左右前輪）に動力を向かわせ、車両を走行させることができる。 Further, a final drive pinion 15 is connected to the output shaft 10 and directly engaged with the final drive ring gear 2r of the differential gear device 2, and a final drive gear set is formed by the final drive pinion 15 and the final drive ring gear 2r. Constitute.
The differential gear device 2 driven by the final drive gear set can drive the vehicle by directing power to drive wheels (left and right front wheels) (not shown) via the left and right drive shafts 2L and 2R.

上記実施例の構成になるパワースプリット型無段変速装置は、図2に示すようなロークラッチL/C、ハイクラッチH/C、およびリバースブレーキR/Bの選択的な締結（○で示す）により、つまり、ロークラッチL/Cの締結で前進ロー（低速）モードを、また、ハイクラッチH/Cの締結で前進ハイ（高速）モードを、更に、リバースブレーキR/Bの締結で後進モードを選択することができ、当該選択されたモードで以下の動力伝達を行うことができる。   The power split type continuously variable transmission configured as in the above embodiment is selectively engaged with a low clutch L / C, a high clutch H / C, and a reverse brake R / B as shown in FIG. That is, forward low (low speed) mode when the low clutch L / C is engaged, forward high (high speed) mode when the high clutch H / C is engaged, and reverse mode when the reverse brake R / B is engaged The following power transmission can be performed in the selected mode.

前進ロー（低速）モードの選択に際しロークラッチL/Cを締結すると、第1出力歯車11が出力軸10に結合されることから、キャリア4cからリングギヤ4rおよびサンギヤ4sに分流されたエンジン動力がそれぞれ、以下の経路を辿って合流した後に出力軸10より出力される。
キャリア4cからリングギヤ4rへの分流動力は、第1入力歯車8を経て第1出力歯車11に向かい、
キャリア4cからサンギヤ4sへの分流動力は、矢αで示す伝動中Ｖベルト式無段変速機6により無段変速（減速）された後に中間歯車13を経て第1出力歯車11に向かい、
前者の固定変速比伝動系を経由した分流動力と、後者の無段変速比伝動系を経由した分流動力とが第1出力歯車11で合流し、締結状態のロークラッチL/C、出力軸10、ファイナルドライブギヤ組15，2r、およびディファレンシャルギヤ装置2を経て左右駆動車輪に向かう。 When the low clutch L / C is engaged when the forward low (low speed) mode is selected, the first output gear 11 is coupled to the output shaft 10, so that the engine power split from the carrier 4c to the ring gear 4r and the sun gear 4s respectively The output shaft 10 outputs after merging following the following path.
The split flow force from the carrier 4c to the ring gear 4r is directed to the first output gear 11 via the first input gear 8,
The partial flow force from the carrier 4c to the sun gear 4s is continuously variable (decelerated) by the V-belt continuously variable transmission 6 during transmission indicated by an arrow α, and then travels toward the first output gear 11 via the intermediate gear 13.
The former partial flow force via the fixed transmission ratio transmission system and the latter partial flow force via the continuously variable transmission ratio transmission system merge at the first output gear 11, and the low clutch L / C in the engaged state, the output shaft 10 It goes to the left and right drive wheels through the final drive gear sets 15 and 2r and the differential gear device 2.

この時における第1軸、第2軸、第3軸、およびディファレンシャルギヤ装置2の回転方向は矢印で示すごときものとなり、左右駆動輪を前進回転させることができる。
ところで、第1入力歯車8が小径で、第1出力歯車11が大径であるため、これらが減速ギヤ組を構成し、Ｖベルト式無段変速機6の矢αで示す無段変速（減速）伝動と相まって、前進ロー（低速）モードでの動力伝達を行うことができる。 At this time, the rotation directions of the first shaft, the second shaft, the third shaft, and the differential gear device 2 are as indicated by arrows, and the left and right drive wheels can be rotated forward.
By the way, since the first input gear 8 has a small diameter and the first output gear 11 has a large diameter, these constitute a reduction gear set, which is a continuously variable transmission (deceleration indicated by an arrow α of the V-belt type continuously variable transmission 6). ) Power transmission in forward low (low speed) mode can be performed in combination with transmission.

かかる前進ロー（低速）モードでの共線図は図3(a)に示すごときものとなり、また、当該モードでのユニット総合変速比Iallは、Ｖベルト式無段変速機6のプーリ変速比Icvtに応じて図4にAで示すごとくに連続変化させることができる。   The alignment chart in the forward low (low speed) mode is as shown in FIG. 3 (a), and the unit overall speed ratio Iall in this mode is the pulley speed ratio Icvt of the V-belt continuously variable transmission 6. In response to this, it can be continuously changed as indicated by A in FIG.

図3(a)に示す共線図につき付言するに、シングルピニオン型遊星歯車組4で構成される1入力2出力回転伝動ユニットは、キャリア4cへのエンジン動力をリングギヤ4rおよびサンギヤ4sに分流することから、これを表す図3(a)に同符号4で示したレバーはキャリア4cの箇所を中心にして、例えば実線で示す回動位置から二点鎖線の回動位置へと回転する。
一方、第1入力歯車8および第1出力歯車11で構成される減速ギヤ組は、変速比が固定であるから、これを表す図3(a)に同符号8(11)で示したレバーは同図の上下方向へ平行移動し、上記レバー4の回動に伴って実線で示す位置から二点鎖線位置へと平行に移動する。 In addition to the collinear diagram shown in FIG. 3 (a), the 1-input 2-output rotation transmission unit composed of the single pinion type planetary gear set 4 diverts engine power to the carrier 4c to the ring gear 4r and the sun gear 4s. For this reason, the lever indicated by the same reference numeral 4 in FIG. 3 (a) representing this rotates around the position of the carrier 4c, for example, from a rotation position indicated by a solid line to a rotation position indicated by a two-dot chain line.
On the other hand, since the speed reduction gear set composed of the first input gear 8 and the first output gear 11 has a fixed gear ratio, the lever indicated by the same reference numeral 8 (11) in FIG. It moves in parallel in the vertical direction in the figure, and moves in parallel from the position indicated by the solid line to the position of the two-dot chain line as the lever 4 rotates.

シングルピニオン型遊星歯車組14で構成された差動ユニットは、ロークラッチL/Cの締結により全ての回転要素を一体回転されることから、図3(a)に同符号14のレバーで示すように水平状態を保って同図上を上下動する。
ところで、上記レバー8(11)の平行移動によりリングギヤ14rの回転速度が決まることから、レバー14は実線で示すレベルから二点鎖線レベルへと移動し、キャリア4c（入力）の回転速度に対するサンギヤ14s（出力）の回転速度比（変速比の逆数）を、入力回転よりも出力回転が低いロー側速度比にすることができる。 In the differential unit composed of the single pinion type planetary gear set 14, all the rotating elements are integrally rotated by engaging the low clutch L / C. Therefore, as shown in FIG. Move up and down in the figure while keeping the horizontal position.
By the way, since the rotational speed of the ring gear 14r is determined by the parallel movement of the lever 8 (11), the lever 14 moves from the level indicated by the solid line to the two-dot chain line level, and the sun gear 14s relative to the rotational speed of the carrier 4c (input). The rotation speed ratio of (output) (the reciprocal of the gear ratio) can be set to a low speed ratio in which the output rotation is lower than the input rotation.

前進ハイ（高速）モードの選択に際しハイクラッチH/Cを締結すると、第2出力歯車12が出力軸10に結合されることから、キャリア4cからリングギヤ4rおよびサンギヤ4sに分流されたエンジン動力がそれぞれ、以下の経路を辿って合流した後に出力軸10より出力される。
キャリア4cからリングギヤ4rへの分流動力は、第1入力歯車8、第1出力歯車11、中間歯車13を経てセカンダリプーリ6sに向かい、このセカンダリプーリ6sから矢βで示すプライマリプーリ6pへの伝動中Ｖベルト式無段変速機6により無段変速（増速）された後に第2入力歯車9に達し、
キャリア4cからサンギヤ4sへの分流動力は第2入力歯車9に向かい、
前者の無段変速比伝動系を経由した分流動力と、後者の固定変速比伝動系を経由した分流動力とが第2入力歯車9で合流し、その後に第2出力歯車12、締結状態のハイクラッチH/C、出力軸10、ファイナルドライブギヤ組15，2r、およびディファレンシャルギヤ装置2を経て左右駆動車輪に向かう。 When the high clutch H / C is engaged when the forward high (high speed) mode is selected, the second output gear 12 is coupled to the output shaft 10, so that the engine power split from the carrier 4c to the ring gear 4r and the sun gear 4s respectively. The output shaft 10 outputs after merging following the following path.
The split flow force from the carrier 4c to the ring gear 4r is directed to the secondary pulley 6s via the first input gear 8, the first output gear 11, and the intermediate gear 13, and is transmitted from the secondary pulley 6s to the primary pulley 6p indicated by the arrow β. After the continuously variable transmission (acceleration) by the V-belt type continuously variable transmission 6, the second input gear 9 is reached,
The partial flow force from the carrier 4c to the sun gear 4s is directed to the second input gear 9,
The split fluid force via the former continuously variable transmission ratio transmission system and the split fluid force via the latter fixed transmission ratio transmission system merge at the second input gear 9, and then the second output gear 12 It goes to the left and right drive wheels via the clutch H / C, the output shaft 10, the final drive gear sets 15, 2r, and the differential gear device 2.

この時における第1軸、第2軸、第3軸、およびディファレンシャルギヤ装置2の回転方向も矢印で示すごときものとなり、左右駆動輪を前進回転させることができる。
ところで、第2入力歯車9が大径で、第2出力歯車12が小径であるため、これらが増速ギヤ組を構成し、Ｖベルト式無段変速機6の矢βで示す無段変速（増速）伝動と相まって、前進ハイ（高速）モードでの動力伝達を行うことができる。 The rotational directions of the first shaft, the second shaft, the third shaft, and the differential gear device 2 at this time are also as indicated by arrows, and the left and right drive wheels can be rotated forward.
By the way, since the second input gear 9 has a large diameter and the second output gear 12 has a small diameter, they constitute a speed increasing gear set, and are continuously variable (indicated by an arrow β of the V-belt type continuously variable transmission 6). Power transmission in forward high (high speed) mode can be performed in combination with (acceleration) transmission.

かかる前進ハイ（高速）モードでの共線図は図3(b)に示すごときものとなり、また、当該モードでのユニット総合変速比Iallは、Ｖベルト式無段変速機6のプーリ変速比Icvtに応じて図4にBで示すごとくに連続変化させることができる。   The collinear diagram in the forward high (high speed) mode is as shown in FIG. 3B, and the unit overall speed ratio Iall in the mode is the pulley speed ratio Icvt of the V-belt continuously variable transmission 6. In response to this, it can be continuously changed as indicated by B in FIG.

図3(b)に示す共線図につき付言するに、シングルピニオン型遊星歯車組4で構成される1入力2出力回転伝動ユニットは、キャリア4cへのエンジン動力をリングギヤ4rおよびサンギヤ4sに分流することから、これを表す図3(b)に同符号4で示したレバーはキャリア4cの箇所を中心にして、例えば実線で示す回動位置から二点鎖線の回動位置へと回転する。
一方、第1入力歯車8および第1出力歯車11で構成される減速ギヤ組は、変速比が固定であるから、これを表す図3(b)に同符号8(11)で示したレバーは同図の上下方向へ平行移動し、上記レバー4の回動に伴って実線で示す位置から二点鎖線位置へと平行に移動する。 In addition to the collinear diagram shown in FIG. 3 (b), the 1-input 2-output rotation transmission unit composed of the single pinion type planetary gear set 4 diverts engine power to the carrier 4c to the ring gear 4r and the sun gear 4s. Therefore, the lever indicated by the same reference numeral 4 in FIG. 3 (b) representing this rotates around the position of the carrier 4c, for example, from a rotation position indicated by a solid line to a rotation position indicated by a two-dot chain line.
On the other hand, since the reduction gear set composed of the first input gear 8 and the first output gear 11 has a fixed gear ratio, the lever indicated by the same reference numeral 8 (11) in FIG. It moves in parallel in the vertical direction in the figure, and moves in parallel from the position indicated by the solid line to the position of the two-dot chain line as the lever 4 rotates.

また、第2入力歯車9および第2出力歯車12で構成される増速ギヤ組は、変速比が固定であるから、これを表す図3(b)に同符号9(12)で示したレバーは同図の上下方向へ平行移動し、上記レバー4の回動に伴って実線で示す位置から二点鎖線位置へと平行に移動する。
上記レバー8(11)の平行移動によりリングギヤ14rの回転速度が決まり、上記レバー9(12)の平行移動によりサンギヤ14sの回転速度が決まることから、レバー14は実線で示す傾斜状態から二点鎖線状態へと変位し、キャリア4c（入力）の回転速度に対するサンギヤ14s（出力）の回転速度比（変速比の逆数）を、前進ローモード選択時よりも出力回転が高い速度比にすることができる。 Further, since the speed increasing gear set composed of the second input gear 9 and the second output gear 12 has a fixed gear ratio, the lever indicated by the same reference numeral 9 (12) in FIG. Move in parallel in the vertical direction of the figure, and move in parallel from the position indicated by the solid line to the position of the two-dot chain line as the lever 4 rotates.
The rotational speed of the ring gear 14r is determined by the parallel movement of the lever 8 (11), and the rotational speed of the sun gear 14s is determined by the parallel movement of the lever 9 (12). The rotational speed ratio of the sun gear 14s (output) with respect to the rotational speed of the carrier 4c (input) (the reciprocal of the transmission ratio) can be set to a speed ratio with higher output rotation than when the forward low mode is selected. .

後進モードの選択に際しリバースブレーキR/Bを締結すると、キャリア14cが固定されてシングルピニオン型遊星歯車組14が第1出力歯車11を出力軸10に逆転下に結合させることから、キャリア4cからリングギヤ4rおよびサンギヤ4sに分流されたエンジン動力がそれぞれ、以下の経路を辿って合流した後に出力軸10より出力される。
キャリア4cからリングギヤ4rへの分流動力は、第1入力歯車8を経て第1出力歯車11に向かい、
キャリア4cからサンギヤ4sへの分流動力は、矢αで示す伝動中Ｖベルト式無段変速機6により無段変速（減速）された後に中間歯車13を経て第1出力歯車11に向かい、
前者の固定変速比伝動系を経由した分流動力と、後者の無段変速比伝動系を経由した分流動力とが第1出力歯車11で合流し、この第1出力歯車11の合流動力が、リバースブレーキR/Bによりキャリア14cを固定されたシングルピニオン型遊星歯車組14、出力軸10、ファイナルドライブギヤ組15，2r、およびディファレンシャルギヤ装置2を経て左右駆動車輪に向かう。 When reverse brake R / B is engaged when selecting the reverse mode, the carrier 14c is fixed and the single pinion planetary gear set 14 connects the first output gear 11 to the output shaft 10 in a reverse rotation, so that the carrier 4c and the ring gear The engine power divided into 4r and sun gear 4s is output from output shaft 10 after merging along the following paths.
The split flow force from the carrier 4c to the ring gear 4r is directed to the first output gear 11 via the first input gear 8,
The partial flow force from the carrier 4c to the sun gear 4s is continuously variable (decelerated) by the V-belt continuously variable transmission 6 during transmission indicated by an arrow α, and then travels toward the first output gear 11 via the intermediate gear 13.
The split fluid force that passes through the former fixed gear ratio transmission system and the split fluid force that passes through the latter continuously variable transmission ratio transmission system merge at the first output gear 11, and the resultant fluid force of the first output gear 11 reverses It goes to the left and right drive wheels via the single pinion planetary gear set 14 with the carrier 14c fixed by the brake R / B, the output shaft 10, the final drive gear sets 15, 2r, and the differential gear device 2.

この時における第1軸および第2軸の回転方向は矢印で示すごときものとなるが、第3軸およびディファレンシャルギヤ装置2の回転方向が矢印とは逆方向にされ、左右駆動輪を後進回転させることができる。
ところで、第1入力歯車8が小径で、第1出力歯車11が大径であるため、これらが減速ギヤ組を構成し、Ｖベルト式無段変速機6の矢αで示す無段変速（減速）伝動と相まって、後進モードでの動力伝達をロー変速比で行わせることができる。 At this time, the rotation directions of the first shaft and the second shaft are as indicated by arrows, but the rotation directions of the third shaft and the differential gear device 2 are opposite to the arrows, and the left and right drive wheels are rotated backward. be able to.
By the way, since the first input gear 8 has a small diameter and the first output gear 11 has a large diameter, these constitute a reduction gear set, which is a continuously variable transmission (deceleration indicated by an arrow α of the V-belt type continuously variable transmission 6). ) Coupled with transmission, power transmission in reverse mode can be performed at a low gear ratio.

かかる後進モードでの共線図は図3(c)に示すごときものとなり、シングルピニオン型遊星歯車組4で構成される1入力2出力回転伝動ユニットは、キャリア4cへのエンジン動力をリングギヤ4rおよびサンギヤ4sに分流することから、これを表す図3(c)に同符号4で示したレバーはキャリア4cの箇所を中心にして、例えば実線で示す回動位置から二点鎖線の回動位置へと回転する。
一方、第1入力歯車8および第1出力歯車11で構成される減速ギヤ組は、変速比が固定であるから、これを表す図3(a)に同符号8(11)で示したレバーは同図の上下方向へ平行移動し、上記レバー4の回動に伴って実線で示す位置から二点鎖線位置へと平行に移動する。 The collinear chart in the reverse mode is as shown in FIG. 3 (c), and the 1-input 2-output rotational transmission unit composed of the single pinion type planetary gear set 4 transmits the engine power to the carrier 4c to the ring gear 4r and Since the current is diverted to the sun gear 4s, the lever indicated by the same reference numeral 4 in FIG. And rotate.
On the other hand, since the speed reduction gear set composed of the first input gear 8 and the first output gear 11 has a fixed gear ratio, the lever indicated by the same reference numeral 8 (11) in FIG. It moves in parallel in the vertical direction in the figure, and moves in parallel from the position indicated by the solid line to the position of the two-dot chain line as the lever 4 rotates.

シングルピニオン型遊星歯車組14で構成された差動ユニットは、リバースブレーキR/Bの締結によりキャリア14cを固定されていることから、図3(c)に同符号14のレバーで示すようにキャリア14cの箇所の周りで回動可能である。
ところで、上記レバー8(11)の平行移動によりリングギヤ14rの回転速度が決まることから、レバー14は実線で示す回動位置から二点鎖線の回動位置へと回転し、キャリア4c（入力）の回転速度に対するサンギヤ14s（出力）の回転速度比（変速比の逆数）を、出力回転が入力回転と逆方向（後進方向）となる後進速度比にすることができる。 Since the differential unit composed of the single pinion type planetary gear set 14 has the carrier 14c fixed by fastening the reverse brake R / B, the carrier as shown by the lever 14 shown in FIG. It can be rotated around 14c.
By the way, since the rotational speed of the ring gear 14r is determined by the parallel movement of the lever 8 (11), the lever 14 rotates from the rotational position shown by the solid line to the rotational position of the two-dot chain line, and the carrier 4c (input) The rotational speed ratio of the sun gear 14s (output) with respect to the rotational speed (the reciprocal of the transmission ratio) can be set to a reverse speed ratio in which the output rotation is in the reverse direction (reverse direction) to the input rotation.

上記した実施例のパワースプリット型無段変速装置によれば、
エンジン3（原動機）からの動力を2個の回転メンバ6p，8に分流するシングルピニオン型遊星歯車組4（1入力2出力回転伝動ユニット）を配置した第1軸と、
上記回転メンバのうち一方の回転メンバ6pに対し、Ｖベルト式無段変速機6（平行軸式無段変速機）で無段変速下に結合されたセカンダリプーリ6sの軸（第2軸）と、
上記回転メンバのうち他方の回転メンバ8、および、第2軸と共に回転する中間歯車13にそれぞれ直接噛合する第1出力歯車11を設けた出力軸10（第3軸）との3軸構成になるから、
アイドラギヤを追加する必要のないパワースプリット型無段変速装置となり、これを、エンジンルーム内に大きなクラッシャブルゾーンを確保することが可能なほどに小型化し得ると共に、その軽量化および低廉化を実現することができる。 According to the power split type continuously variable transmission of the embodiment described above,
A first shaft on which a single pinion type planetary gear set 4 (one input and two output rotation transmission unit) that divides the power from the engine 3 (prime motor) into two rotating members 6p and 8 is disposed;
Of the rotating members, one rotating member 6p is connected to a shaft (second shaft) of a secondary pulley 6s coupled under a continuously variable transmission by a V-belt continuously variable transmission 6 (parallel shaft continuously variable transmission). ,
Of the above rotating members, the other rotating member 8 and the output shaft 10 (the third shaft) provided with the first output gear 11 that directly meshes with the intermediate gear 13 that rotates together with the second shaft are provided in a three-axis configuration. From
It becomes a power split type continuously variable transmission that does not require the addition of an idler gear, and it can be miniaturized so that a large crushable zone can be secured in the engine room, and at the same time, it can be reduced in weight and cost. be able to.

また上記の3軸構成により、分流後の動力を第1出力歯車11で合流させて出力軸10（第3軸）より取り出す時における第3軸の回転方向がエンジン3（原動機）と逆の回転方向であることとなり、
エンジン横置き前輪駆動車にパワースプリット型無段変速装置を用いるため出力軸10（第3軸）にディファレンシャルギヤ装置2を結合するに際して回転方向合わせのためのアイドラギヤが不要であり、
ここにもアイドラギヤを追加する必要がなくて、パワースプリット型無段変速装置1およびディファレンシャルギヤ装置2の一体結合になるトランスアクスルを構築する場合においても、上記の小型化、軽量化および低廉化による作用効果を享受することができる。 Also, with the three-shaft configuration described above, the rotation direction of the third shaft when the separated power is merged by the first output gear 11 and taken out from the output shaft 10 (third shaft) is the reverse rotation of the engine 3 (prime motor) Will be in the direction,
Since a power split type continuously variable transmission is used for a horizontally driven front wheel drive vehicle, an idler gear for adjusting the rotational direction is not required when the differential gear device 2 is coupled to the output shaft 10 (third shaft).
There is no need to add an idler gear here either, and even when constructing a transaxle that integrates the power split type continuously variable transmission 1 and the differential gear device 2, it is possible to reduce the size, weight, and cost. You can enjoy the effects.

また、第1出力歯車11を出力軸10（第3軸）に対し切り離し可能に結合するロークラッチL/C（第1クラッチ）を設け、
出力軸10（第3軸）上に第2出力歯車12を設けると共に、これを出力軸10（第3軸）に対し切り離し可能に結合するハイクラッチH/C（第2クラッチ）を設け、
上記一方の回転メンバ6pと共に回転する第2入力歯車9（第3の回転メンバ）を第2出力歯車12に直接噛合させ、
ハイクラッチH/C（第2クラッチ）を解放してロークラッチL/C（第1クラッチ）を締結することにより、前記分流後の動力を第1出力歯車11で合流させて出力軸10（第3軸）より取り出すよう、また、ロークラッチL/C（第1クラッチ）を解放してハイクラッチH/C（第2クラッチ）を締結することにより、前記分流後の動力を第2入力歯車9（第3の回転メンバ）で合流させた後、第2出力歯車12を経て出力軸10（第3軸）より取り出すよう構成したため、
前進モードとして、実用変速比領域の異なる2モードを選択使用することができ、変速比領域を広くして実用性を向上させることができる。 In addition, a low clutch L / C (first clutch) for detachably coupling the first output gear 11 to the output shaft 10 (third shaft) is provided.
A second output gear 12 is provided on the output shaft 10 (third shaft), and a high clutch H / C (second clutch) that is detachably coupled to the output shaft 10 (third shaft) is provided.
The second input gear 9 (third rotary member) that rotates together with the one rotary member 6p is directly meshed with the second output gear 12,
By releasing the high clutch H / C (second clutch) and engaging the low clutch L / C (first clutch), the divided power is joined by the first output gear 11 and the output shaft 10 (first clutch). 3 shaft), and the low clutch L / C (first clutch) is released and the high clutch H / C (second clutch) is engaged, so that the power after the splitting is supplied to the second input gear 9 After being joined at the (third rotating member), it is configured to be taken out from the output shaft 10 (third shaft) via the second output gear 12,
As the forward mode, two modes having different practical speed ratio areas can be selected and used, and the speed ratio area can be widened to improve the practicality.

そして、かようにロークラッチL/C（第1クラッチ）およびハイクラッチH/C（第2クラッチ）を出力軸10（第3軸）上に配置することにより、以下の作用効果が得られる。
つまり第1軸は、トーショナルダンパ5や、1入力2出力回転伝動ユニット4や、入力歯車8，9や、プライマリプーリ6pなど、多数の構成部品を設ける必要があって、もともと長くなる傾向にあり、これでパワースプリット型無段変速装置1の軸線方向寸法が決まるが、軸線方向に嵩張るロークラッチL/C（第1クラッチ）およびハイクラッチH/C（第2クラッチ）を第1軸ではなく、出力軸10（第3軸）上に配置したことで、第1軸の長大化を回避してパワースプリット型無段変速装置1の軸線方向寸法が更に大きくなるのを防止することができる。 By arranging the low clutch L / C (first clutch) and the high clutch H / C (second clutch) on the output shaft 10 (third shaft) as described above, the following operational effects can be obtained.
In other words, the first shaft needs to be equipped with a large number of components such as the torsional damper 5, the 1-input 2-output rotation transmission unit 4, the input gears 8, 9, and the primary pulley 6p, and tends to be longer originally. Yes, the axial dimension of the power split type continuously variable transmission 1 is determined, but the low clutch L / C (first clutch) and the high clutch H / C (second clutch) that are bulky in the axial direction are Since it is arranged on the output shaft 10 (third shaft), it is possible to prevent the length of the first shaft from being increased and to prevent the axial dimension of the power split type continuously variable transmission 1 from further increasing. .

また、第1出力歯車11および出力軸10（第3軸）間にシングルピニオン型遊星歯車組14よりなる差動ユニットを介在させ、該差動ユニットを構成する回転要素の1つ（キャリア14c）をリバースブレーキR/Bにより固定して第1出力歯車11および出力軸10（第3軸）間を逆転下に結合可能にしたから、
リバースブレーキR/Bの締結により、前記分流後の動力を第1出力歯車11で合流させた後、シングルピニオン型遊星歯車組14（差動ユニット）を経て逆転下に出力軸10（第3軸）より取り出す後進モードの選択が可能である。 In addition, a differential unit composed of a single pinion planetary gear set 14 is interposed between the first output gear 11 and the output shaft 10 (third shaft), and one of the rotating elements (carrier 14c) constituting the differential unit Is fixed by reverse brake R / B so that the first output gear 11 and the output shaft 10 (third shaft) can be coupled under reverse rotation.
When the reverse brake R / B is engaged, the divided power is joined by the first output gear 11 and then the output shaft 10 (third shaft) is rotated in the reverse direction through the single pinion planetary gear set 14 (differential unit). ) It is possible to select the reverse mode.

図5は、本発明の他の実施例になるパワースプリット型無段変速装置1を示し、本実施例においては、差動ユニットを図1におけるシングルピニオン型遊星歯車組14の代わりにダブルピニオン型遊星歯車組21で構成し、その他を図1におけると同様に構成したものである。
ダブルピニオン型遊星歯車組21は、サンギヤ21sと、リングギヤ21rと、これらギヤにそれぞれ噛合すると共に相互に噛合するサンギヤ側（内側）ピニオン21piおよびリングギヤ側（外側）ピニオン21poを回転自在に支持した共通なキャリア21cの3要素よりなるものである。 FIG. 5 shows a power split type continuously variable transmission 1 according to another embodiment of the present invention. In this embodiment, the differential unit is a double pinion type instead of the single pinion type planetary gear set 14 in FIG. This is composed of a planetary gear set 21 and the others are constructed in the same manner as in FIG.
The double pinion type planetary gear set 21 has a sun gear 21s, a ring gear 21r, and a sun gear side (inner side) pinion 21pi and a ring gear side (outer side) pinion 21po that are rotatably engaged with and engaged with these gears. It consists of three elements of the important carrier 21c.

そして、サンギヤ21sを出力軸10（第3軸）に結合してこれと共に回転可能にし、キャリア21cを第1出力歯車11に結合し、リングギヤ21rをリバースブレーキR/Bにより固定可能にする。
本実施例でも、このリバースブレーキR/Bによりリングギヤ21rを回転しないよう固定する時、ダブルピニオン型遊星歯車組21が、第1出力歯車11への回転をキャリア21cから逆転下にサンギヤ14sを経て出力軸10（第3軸）へ伝達することができる。
従って、図5に示す実施例においても、図1に示した構成の場合と同様、図2に示すようなロークラッチL/C、ハイクラッチH/C、およびリバースブレーキR/Bの選択的な締結（○で示す）により、前進ロー（低速）モード、前進ハイ（高速）モード、および後進モードを選択することができ、当該選択されたモードで前述した実施例におけると同様に動力伝達を行うことができる。 Then, the sun gear 21s is coupled to the output shaft 10 (third shaft) so as to be rotatable therewith, the carrier 21c is coupled to the first output gear 11, and the ring gear 21r can be fixed by the reverse brake R / B.
Also in this embodiment, when the ring gear 21r is fixed so as not to rotate by the reverse brake R / B, the double pinion type planetary gear set 21 is rotated from the carrier 21c to the first output gear 11 through the sun gear 14s in the reverse direction. It can be transmitted to the output shaft 10 (third axis).
Therefore, also in the embodiment shown in FIG. 5, as in the case of the configuration shown in FIG. 1, the low clutch L / C, the high clutch H / C, and the reverse brake R / B as shown in FIG. The forward low (low speed) mode, the forward high (high speed) mode, and the reverse mode can be selected by fastening (indicated by a circle), and power transmission is performed in the selected mode as in the above-described embodiment. be able to.

ちなみに本実施例の場合、共線図も図6(a),(b),(c)に示すように、上記実施例の図3(a),(b),(c)に示す共線図と同様な形状のものとなる。
しかし、差動ユニットをダブルピニオン型遊星歯車組21で構成したため、これに係わるレバーが、図6(a),(b),(c)に同符号21で示すようなものとなり、その回転要素の回転速度順がサンギヤ21s、リングギヤ21r、キャリア21cの順番となる。
ところで本実施例のように、差動ユニットしてダブルピニオン型遊星歯車組21を用いる場合、シングルピニオン型遊星歯車組14（図1参照）を用いる場合に比べて後進モードでの変速比をロー側に設定することができて有利である。 Incidentally, in the case of the present embodiment, the collinear diagram is also shown in FIGS. 6 (a), (b), (c), as shown in FIGS. 3 (a), (b), (c) of the above embodiment. It has the same shape as the figure.
However, since the differential unit is composed of the double pinion type planetary gear set 21, the lever related to this is as shown by the same reference numeral 21 in FIGS. 6 (a), (b), (c), and its rotating element The order of the rotation speed is the order of the sun gear 21s, the ring gear 21r, and the carrier 21c.
By the way, when the double pinion type planetary gear set 21 is used as a differential unit as in this embodiment, the gear ratio in the reverse mode is lower than when the single pinion type planetary gear set 14 (see FIG. 1) is used. It is advantageous that it can be set to the side.

図7は、本発明によるパワースプリット型無段変速装置1の更に他の実施例を示し、本実施例においては、後進モードを得るに際し第1出力歯車11と出力軸10（第3軸）との間に、図1におけるようなシングルピニオン型遊星歯車組14で構成した差動ユニットや、図5におけるようなダブルピニオン型遊星歯車組21で構成した差動ユニットを設ける代わりに、第1軸上の1入力2出力回転ユニットを、シングルピニオン型遊星歯車組22およびダブルピニオン型遊星歯車組23の組み合わせになる複合遊星歯車組24で構成し、これにより第1軸上の1入力2出力回転ユニット（複合遊星歯車組24）に後進モード選択機能をも持たせたものである。   FIG. 7 shows still another embodiment of the power split type continuously variable transmission 1 according to the present invention. In this embodiment, when the reverse mode is obtained, the first output gear 11 and the output shaft 10 (third shaft) Instead of providing a differential unit configured with a single pinion type planetary gear set 14 as shown in FIG. 1 or a differential unit configured with a double pinion type planetary gear set 21 as shown in FIG. The above 1-input 2-output rotating unit is composed of a compound planetary gear set 24 that is a combination of a single pinion type planetary gear set 22 and a double pinion type planetary gear set 23, whereby 1 input 2 output rotation on the first shaft The unit (compound planetary gear set 24) has a reverse mode selection function.

複合遊星歯車組24は第1および第2入力歯車8，9間に配置し、プライマリプーリ6pに近い側におけるシングルピニオン型遊星歯車組22、および、エンジン3に近い側におけるダブルピニオン型遊星歯車組23に兼用のリングギヤ24rを具える。
シングルピニオン型遊星歯車組22は、サンギヤ22sと、兼用のリングギヤ24rと、これらサンギヤ22sおよびリングギヤ24rに噛合する複数個のピニオン22pと、該ピニオン22pを回転自在に支持する共通なキャリア22cとで構成する。
ダブルピニオン型遊星歯車組23は、サンギヤ23sと、兼用のリングギヤ24rと、これらギヤ23s，24rにそれぞれ噛合すると共に相互に噛合するサンギヤ側（内側）ピニオン23piおよびリングギヤ側（外側）ピニオン23poを回転自在に支持した共通なキャリア23cとで構成する。 The compound planetary gear set 24 is disposed between the first and second input gears 8 and 9, and is a single pinion type planetary gear set 22 on the side close to the primary pulley 6p and a double pinion type planetary gear set on the side close to the engine 3 23 has a dual-purpose ring gear 24r.
The single pinion type planetary gear set 22 includes a sun gear 22s, a dual-purpose ring gear 24r, a plurality of pinions 22p meshing with the sun gear 22s and the ring gear 24r, and a common carrier 22c that rotatably supports the pinion 22p. Constitute.
The double pinion type planetary gear set 23 rotates the sun gear 23s, the dual-purpose ring gear 24r, and the sun gear side (inner side) pinion 23pi and the ring gear side (outer side) pinion 23po that mesh with the gears 23s and 24r, respectively. It consists of a common carrier 23c supported freely.

複合遊星歯車組24は、上記の通りシングルピニオン型遊星歯車組22およびダブルピニオン型遊星歯車組23のリングギヤを兼用のリングギヤ24rとするほか、シングルピニオン型遊星歯車組22のキャリア22cと、ダブルピニオン型遊星歯車組23のサンギヤ23sとを相互に結合して、シングルピニオン型遊星歯車組22およびダブルピニオン型遊星歯車組23を相互に組み合わせることにより構成する。
かかる複合遊星歯車組24は、キャリア22cおよびサンギヤ23sの上記相互結合体にトーショナルダンパ5を介してエンジン3のクランクシャフト3aを結合し、サンギヤ22sをメインシャフト7に結合し、キャリア23cに第1入力歯車8を結合し、リングギヤ24rをリバースブレーキR/Bにより固定可能にする。 As described above, the compound planetary gear set 24 includes the ring gear 24r serving as the ring gear of the single pinion type planetary gear set 22 and the double pinion type planetary gear set 23 as well as the carrier 22c of the single pinion type planetary gear set 22 and the double pinion. A single-pinion type planetary gear set 22 and a double-pinion type planetary gear set 23 are combined with each other by coupling the sun planet 23s of the type planetary gear set 23 to each other.
The compound planetary gear set 24 connects the crankshaft 3a of the engine 3 via the torsional damper 5 to the above-described combined body of the carrier 22c and the sun gear 23s, and connects the sun gear 22s to the main shaft 7 and the carrier 23c. 1 The input gear 8 is connected, and the ring gear 24r can be fixed by the reverse brake R / B.

そして、出力軸10に結合するファイナルドライブピニオン15を第1および第2出力歯車11，12間に配置し、ファイナルドライブピニオン15にファイナルドライブリングギヤ2rを介して噛合させるディファレンシャルギヤ装置2も、ファイナルドライブピニオン15の上記配置に呼応させて、図1および図5の位置から位置ずれさせる。
また本実施例においては中間歯車13を、セカンダリプーリ6sの軸である第2軸に常時結合せず、第3のクラッチであるフォワードクラッチF/Cにより適宜結合し得るようになす。 A final drive pinion 15 coupled to the output shaft 10 is disposed between the first and second output gears 11 and 12, and the differential gear device 2 that meshes with the final drive pinion 15 via the final drive ring gear 2r is also the final drive. In response to the above arrangement of the pinion 15, the position is shifted from the position shown in FIGS.
In the present embodiment, the intermediate gear 13 is not always coupled to the second shaft that is the shaft of the secondary pulley 6s, but can be appropriately coupled by the forward clutch F / C that is the third clutch.

本実施例の構成になるパワースプリット型無段変速装置は、図8に示すようなフォワードクラッチF/C、ロークラッチL/C、ハイクラッチH/C、およびリバースブレーキR/Bの選択的な締結（○で示す）により、つまり、フォワードクラッチF/CおよびロークラッチL/Cの締結で前進ロー（低速）モードを、また、フォワードクラッチF/CおよびハイクラッチH/Cの締結で前進ハイ（高速）モードを、更に、ロークラッチL/CおよびリバースブレーキR/Bの締結で後進モードを選択することができ、当該選択されたモードで以下の動力伝達を行うことができる。   The power split type continuously variable transmission configured as in this embodiment is a forward clutch F / C, a low clutch L / C, a high clutch H / C, and a reverse brake R / B as shown in FIG. When engaged (indicated by a circle), that is, forward low (low speed) mode when forward clutch F / C and low clutch L / C are engaged, and forward high when forward clutch F / C and high clutch H / C are engaged. In the (high speed) mode, the reverse mode can be selected by engaging the low clutch L / C and the reverse brake R / B, and the following power transmission can be performed in the selected mode.

前進ロー（低速）モードの選択に際しフォワードクラッチF/CおよびロークラッチL/Cを締結すると、中間歯車13がセカンダリプーリ6sに結合され、第1出力歯車11が出力軸10に結合されることから、複合遊星歯車組24によりサンギヤ23sおよびキャリア22cからキャリア23cおよびサンギヤ22sに分流されたエンジン動力がそれぞれ、以下の経路を辿って合流した後に出力軸10より出力される。
サンギヤ23sからキャリア23cへの分流動力は、第1入力歯車8を経て第1出力歯車11に向かい、
キャリア22cからサンギヤ23sへの分流動力は、矢αで示す伝動中Ｖベルト式無段変速機6により無段変速（減速）された後に締結状態のフォワードクラッチF/Cおよび中間歯車13を経て第1出力歯車11に向かい、
前者の固定変速比伝動系を経由した分流動力と、後者の無段変速比伝動系を経由した分流動力とが第1出力歯車11で合流し、締結状態のロークラッチL/C、出力軸10、ファイナルドライブギヤ組15，2r、およびディファレンシャルギヤ装置2を経て左右駆動車輪に向かう。 When the forward clutch F / C and the low clutch L / C are engaged when selecting the forward low (low speed) mode, the intermediate gear 13 is coupled to the secondary pulley 6s, and the first output gear 11 is coupled to the output shaft 10. The engine power split from the sun gear 23s and the carrier 22c to the carrier 23c and the sun gear 22s by the compound planetary gear set 24 is output from the output shaft 10 after merging along the following paths.
The split flow force from the sun gear 23s to the carrier 23c goes to the first output gear 11 via the first input gear 8,
The partial flow force from the carrier 22c to the sun gear 23s is obtained through the forward clutch F / C and the intermediate gear 13 in the engaged state after being continuously variable (decelerated) by the V-belt continuously variable transmission 6 during transmission indicated by an arrow α. 1 Go to the output gear 11,
The former partial flow force via the fixed transmission ratio transmission system and the latter partial flow force via the continuously variable transmission ratio transmission system merge at the first output gear 11, and the low clutch L / C in the engaged state, the output shaft 10 It goes to the left and right drive wheels through the final drive gear sets 15 and 2r and the differential gear device 2.

この時における第1軸、第2軸、第3軸、およびディファレンシャルギヤ装置2の回転方向は矢印で示すごときものとなり、左右駆動輪を前進回転させることができる。
ところで、第1入力歯車8が小径で、第1出力歯車11が大径であるため、これらが減速ギヤ組を構成し、Ｖベルト式無段変速機6の矢αで示す無段変速（減速）伝動と相まって、前進ロー（低速）モードでの動力伝達を行うことができる。 At this time, the rotation directions of the first shaft, the second shaft, the third shaft, and the differential gear device 2 are as indicated by arrows, and the left and right drive wheels can be rotated forward.
By the way, since the first input gear 8 has a small diameter and the first output gear 11 has a large diameter, these constitute a reduction gear set, which is a continuously variable transmission (deceleration indicated by an arrow α of the V-belt type continuously variable transmission 6). ) Power transmission in forward low (low speed) mode can be performed in combination with transmission.

かかる前進ロー（低速）モードでの共線図は図9(a)に示すごときものとなり、また、当該モードでのユニット総合変速比Iallは、Ｖベルト式無段変速機6のプーリ変速比Icvtに応じて図4にAで示すごとくに連続変化させることができる。   The nomographic chart in the forward low (low speed) mode is as shown in FIG. 9A, and the unit overall speed ratio Iall in this mode is the pulley speed ratio Icvt of the V-belt continuously variable transmission 6. In response to this, it can be continuously changed as indicated by A in FIG.

前進ハイ（高速）モードの選択に際しフォワードクラッチF/CおよびハイクラッチH/Cを締結すると、中間歯車13がセカンダリプーリ6sに結合され、第2出力歯車12が出力軸10に結合されることから、複合遊星歯車組24によりサンギヤ23sおよびキャリア22cからキャリア23cおよびサンギヤ22sに分流されたエンジン動力がそれぞれ、以下の経路を辿って合流した後に出力軸10より出力される。
サンギヤ23sからキャリア23cへの分流動力は、第1入力歯車8、第1出力歯車11、中間歯車13、締結状態のフォワードクラッチF/Cを経てセカンダリプーリ6sに向かい、このセカンダリプーリ6sから矢βで示すプライマリプーリ6pへの伝動中Ｖベルト式無段変速機6により無段変速（増速）された後に第2入力歯車9に達し、
キャリア22cからサンギヤ22sへの分流動力は第2入力歯車9に向かい、
前者の無段変速比伝動系を経由した分流動力と、後者の固定変速比伝動系を経由した分流動力とが第2入力歯車9で合流し、その後に第2出力歯車12、締結状態のハイクラッチH/C、出力軸10、ファイナルドライブギヤ組15，2r、およびディファレンシャルギヤ装置2を経て左右駆動車輪に向かう。 When the forward clutch F / C and the high clutch H / C are engaged when selecting the forward high (high speed) mode, the intermediate gear 13 is coupled to the secondary pulley 6s, and the second output gear 12 is coupled to the output shaft 10. The engine power split from the sun gear 23s and the carrier 22c to the carrier 23c and the sun gear 22s by the compound planetary gear set 24 is output from the output shaft 10 after merging along the following paths.
The split flow force from the sun gear 23s to the carrier 23c is directed to the secondary pulley 6s through the first input gear 8, the first output gear 11, the intermediate gear 13, the forward clutch F / C in the engaged state, and the arrow β from the secondary pulley 6s. The first input gear 9 is reached after continuously variable speed (acceleration) by the V belt type continuously variable transmission 6 during transmission to the primary pulley 6p shown in FIG.
The partial flow force from the carrier 22c to the sun gear 22s is directed to the second input gear 9,
The split fluid force via the former continuously variable transmission ratio transmission system and the split fluid force via the latter fixed transmission ratio transmission system merge at the second input gear 9, and then the second output gear 12 It goes to the left and right drive wheels via the clutch H / C, the output shaft 10, the final drive gear sets 15, 2r, and the differential gear device 2.

この時における第1軸、第2軸、第3軸、およびディファレンシャルギヤ装置2の回転方向も矢印で示すごときものとなり、左右駆動輪を前進回転させることができる。
ところで、第2入力歯車9が大径で、第2出力歯車12が小径であるため、これらが増速ギヤ組を構成し、Ｖベルト式無段変速機6の矢βで示す無段変速（増速）伝動と相まって、前進ハイ（高速）モードでの動力伝達を行うことができる。 The rotational directions of the first shaft, the second shaft, the third shaft, and the differential gear device 2 at this time are also as indicated by arrows, and the left and right drive wheels can be rotated forward.
By the way, since the second input gear 9 has a large diameter and the second output gear 12 has a small diameter, they constitute a speed increasing gear set, and are continuously variable (indicated by an arrow β of the V-belt type continuously variable transmission 6). Power transmission in forward high (high speed) mode can be performed in combination with (acceleration) transmission.

かかる前進ハイ（高速）モードでの共線図は図9(b)に示すごときものとなり、また、当該モードでのユニット総合変速比Iallは、Ｖベルト式無段変速機6のプーリ変速比Icvtに応じて図4にBで示すごとくに連続変化させることができる。   The collinear diagram in the forward high (high speed) mode is as shown in FIG. 9B, and the unit overall speed ratio Iall in the mode is the pulley speed ratio Icvt of the V-belt continuously variable transmission 6. In response to this, it can be continuously changed as indicated by B in FIG.

後進モードの選択に際しロークラッチL/CおよびリバースブレーキR/Bを締結すると、リングギヤ14rが固定されて複合遊星歯車組24がサンギヤ23sからキャリア23cへの伝動を逆転下に行うようになることから、サンギヤ23sからキャリア23cへのエンジン動力が、第1出力歯車11、締結状態のロークラッチL/C、出力軸10、ファイナルドライブギヤ組15，2r、およびディファレンシャルギヤ装置2を順次経て左右駆動車輪に向かう。   When the low clutch L / C and the reverse brake R / B are engaged when selecting the reverse mode, the ring gear 14r is fixed and the compound planetary gear set 24 performs transmission from the sun gear 23s to the carrier 23c in the reverse direction. The engine power from the sun gear 23s to the carrier 23c passes through the first output gear 11, the engaged low clutch L / C, the output shaft 10, the final drive gear sets 15, 2r, and the differential gear device 2 in this order, and the left and right drive wheels Head for.

この時における第1軸および第2軸の回転方向は矢印で示すごときものとなるが、第3軸およびディファレンシャルギヤ装置2の回転方向が矢印とは逆方向にされ、左右駆動輪を後進回転させることができる。
かかる後進モードでは、複合遊星歯車組24のサンギヤ23sからＶベルト式無段変速機6へのエンジン動力が向かうが、フォワードクラッチF/Cが解放されているため動力が出力軸10に向かうことはなく、従って後進モードでの共線図は、Ｖベルト式無段変速機6の影響を受けることがなく、図9(c)に示すごとくきものとなる。 At this time, the rotation directions of the first shaft and the second shaft are as indicated by arrows, but the rotation directions of the third shaft and the differential gear device 2 are opposite to the arrows, and the left and right drive wheels are rotated backward. be able to.
In this reverse mode, the engine power from the sun gear 23s of the compound planetary gear set 24 to the V-belt continuously variable transmission 6 is directed, but the power is directed to the output shaft 10 because the forward clutch F / C is released. Therefore, the collinear chart in the reverse mode is not affected by the V-belt type continuously variable transmission 6, and becomes as shown in FIG. 9 (c).

なお本実施例では、後進モード選択機能をも有する1入力2出力回転伝動ユニットをシングルピニオン型遊星歯車組22およびダブルピニオン型遊星歯車組23の組み合わせになる複合遊星歯車組24で構成したが、複合遊星歯車組24は、4個以上の回転要素よりなるものであれば他の型式の複合遊星歯車組でもよく、例えばラビニョオ型プラネタリギヤセットで構成してもよい。   In this embodiment, the 1-input 2-output rotation transmission unit that also has a reverse mode selection function is composed of a compound planetary gear set 24 that is a combination of a single pinion planetary gear set 22 and a double pinion planetary gear set 23. The compound planetary gear set 24 may be another type of compound planetary gear set as long as it is composed of four or more rotating elements. For example, the compound planetary gear set 24 may be a Ravigneaux type planetary gear set.

本実施例のパワースプリット型無段変速装置によっても、
エンジン3（原動機）からの動力を2個の回転メンバ6p，8に分流する複合遊星歯車組24（1入力2出力回転伝動ユニット）を配置した第1軸と、
上記回転メンバのうち一方の回転メンバ6pに対し、Ｖベルト式無段変速機6（平行軸式無段変速機）で無段変速下に結合されたセカンダリプーリ6sの軸（第2軸）と、
上記回転メンバのうち他方の回転メンバ8、および、第2軸と共に回転する中間歯車13にそれぞれ直接噛合する第1出力歯車11を設けた出力軸10（第3軸）との3軸構成になるから、
アイドラギヤを追加する必要のないパワースプリット型無段変速装置となり、これを、エンジンルーム内に大きなクラッシャブルゾーンを確保することが可能なほどに小型化し得ると共に、その軽量化および低廉化を実現することができる。 Also by the power split type continuously variable transmission of this embodiment,
A first shaft on which a compound planetary gear set 24 (one-input two-output rotation transmission unit) that divides the power from the engine 3 (prime motor) into two rotating members 6p, 8 is disposed;
Of the rotating members, one rotating member 6p is connected to a shaft (second shaft) of a secondary pulley 6s coupled under a continuously variable transmission by a V-belt continuously variable transmission 6 (parallel shaft continuously variable transmission). ,
Of the above rotating members, the other rotating member 8 and the output shaft 10 (the third shaft) provided with the first output gear 11 that directly meshes with the intermediate gear 13 that rotates together with the second shaft are provided in a three-axis configuration. From
It becomes a power split type continuously variable transmission that does not require the addition of an idler gear, and it can be miniaturized so that a large crushable zone can be secured in the engine room, and at the same time, it can be reduced in weight and cost. be able to.

また上記の3軸構成により、分流後の動力を第1出力歯車11で合流させて出力軸10（第3軸）より取り出す時における第3軸の回転方向がエンジン3（原動機）と逆の回転方向であることとなり、
エンジン横置き前輪駆動車にパワースプリット型無段変速装置を用いるため出力軸10（第3軸）にディファレンシャルギヤ装置2を結合するに際して回転方向合わせのためのアイドラギヤが不要であり、
ここにもアイドラギヤを追加する必要がなくて、パワースプリット型無段変速装置1およびディファレンシャルギヤ装置2の一体結合になるトランスアクスルを構築する場合においても、上記の小型化、軽量化および低廉化による作用効果を享受することができる。 Also, with the three-shaft configuration described above, the rotation direction of the third shaft when the separated power is merged by the first output gear 11 and taken out from the output shaft 10 (third shaft) is the reverse rotation of the engine 3 (prime motor) Will be in the direction,
Since a power split type continuously variable transmission is used for a horizontally driven front wheel drive vehicle, an idler gear for adjusting the rotational direction is not required when the differential gear device 2 is coupled to the output shaft 10 (third shaft).
There is no need to add an idler gear here either, and even when constructing a transaxle that integrates the power split type continuously variable transmission 1 and the differential gear device 2, it is possible to reduce the size, weight, and cost. You can enjoy the effects.

また、1入力2出力回転伝動ユニットを複合遊星歯車組24で構成し、これが、エンジン動力を2個の回転メンバ6p，8へ分流して前進ローモードおよび前進ハイモードの2モードを選択可能にする機能だけでなく、リバースブレーキR/Bの設置により後進モードを選択可能にする機能をも持たせたから、第3軸上にリバースブレーキR/Bを設ける必要がなくなり、第3軸周りの径方向寸法が大きくなるのを回避することができる。   In addition, the 1-input 2-output rotation transmission unit is composed of a compound planetary gear set 24, which splits the engine power to the two rotation members 6p, 8 and allows selection of two modes: forward low mode and forward high mode In addition to the function to perform reverse brake R / B, the reverse brake R / B can be selected, so there is no need to install reverse brake R / B on the third axis. An increase in the directional dimension can be avoided.

なお上記何れの実施例においても、第1入力歯車9および第1出力歯車12をＶベルト式無段変速機6に関してエンジン3に近い側に配置したが、
この代わりに図10に示すごとく、第1入力歯車9および第1出力歯車12をＶベルト式無段変速機6に関してエンジン3から遠い側に配置することができる。
この場合、第1入力歯車9および第1出力歯車12よりなる歯車組が、エンジン3に近い側に存在する大径のトーショナルダンパ5およびディファレンシャルギヤ装置2と干渉するのを避けることができ、この干渉を考慮してパワースプリット型無段変速装置1の軸線方向寸法が大きくなるのを防止することができる。 In any of the above embodiments, the first input gear 9 and the first output gear 12 are arranged on the side closer to the engine 3 with respect to the V-belt continuously variable transmission 6,
Instead, as shown in FIG. 10, the first input gear 9 and the first output gear 12 can be arranged on the far side from the engine 3 with respect to the V-belt type continuously variable transmission 6.
In this case, it is possible to avoid the gear set including the first input gear 9 and the first output gear 12 from interfering with the large-diameter torsional damper 5 and the differential gear device 2 existing on the side close to the engine 3. Considering this interference, it is possible to prevent the axial dimension of the power split type continuously variable transmission 1 from increasing.

また図示する何れの実施例においても、パワースプリット型無段変速装置1の入力軸をエンジン3のクランクシャフト3aに結合するに際し、トーショナルダンパ5を介して当該結合を行ったため、
前発進に際してはロークラッチL/CまたはフォワードクラッチF/Cのスリップ制御により、また、後発進に際してはリバースブレーキR/Bのスリップ制御により、徐々に動力伝達が行われるようにする発進制御が不可欠である。
しかし、パワースプリット型無段変速装置1の入力軸をエンジン3のクランクシャフト3aに結合するに際しては、トーショナルダンパ5に付加して発進クラッチを設け、これを締結進行制御するようにしてもよいし、トーショナルダンパ5の代わりにトルクコンバータを用いて上記の結合を行って、発進制御が不要になるようにしてもよいのは言うまでもない。 In any of the illustrated embodiments, when the input shaft of the power split type continuously variable transmission 1 is coupled to the crankshaft 3a of the engine 3, the coupling is performed via the torsional damper 5.
It is indispensable to start control so that power is gradually transmitted by the slip control of the low clutch L / C or the forward clutch F / C at the time of the previous start and by the slip control of the reverse brake R / B at the time of the subsequent start. It is.
However, when the input shaft of the power split type continuously variable transmission 1 is coupled to the crankshaft 3a of the engine 3, a starting clutch may be provided in addition to the torsional damper 5, and this may be subjected to fastening progress control. Of course, instead of the torsional damper 5, the above-described coupling may be performed using a torque converter so that the start control becomes unnecessary.

本発明の一実施例になるパワースプリット型無段変速装置を示す線図的展開側面図である。1 is a schematic development side view showing a power split type continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention. 同実施例のパワースプリット型無段変速装置におけるクラッチおよびブレーキの締結と、この締結により選択可能なモードとの関係を示す締結論理図である。It is an engagement logic diagram showing the relationship between the engagement of the clutch and brake in the power split type continuously variable transmission of the embodiment and the modes selectable by this engagement. 同実施例のパワースプリット型無段変速装置に係わる共線図で、 (a)は、前進ローモードが選択されている時の共線図、 (b)は、前進ハイモードが選択されている時の共線図、 (c)は、後進モードが選択されている時の共線図である。In the power split type continuously variable transmission of the same embodiment, (a) is a nomograph when the forward low mode is selected, (b) is the forward high mode is selected (C) is a nomograph when the reverse mode is selected. 同実施例のパワースプリット型無段変速装置におけるＶベルト式無段変速機のプーリ変速比と、パワースプリット型無段変速装置の総合変速比との関係を示す変速特性図である。FIG. 4 is a shift characteristic diagram showing a relationship between a pulley gear ratio of a V-belt type continuously variable transmission and a total gear ratio of the power split type continuously variable transmission in the power split type continuously variable transmission according to the embodiment. 本発明の他の実施例になるパワースプリット型無段変速装置を示す線図的展開側面図である。FIG. 6 is a schematic development side view showing a power split type continuously variable transmission according to another embodiment of the present invention. 同実施例のパワースプリット型無段変速装置に係わる共線図で、 (a)は、前進ローモードが選択されている時の共線図、 (b)は、前進ハイモードが選択されている時の共線図、 (c)は、後進モードが選択されている時の共線図である。In the power split type continuously variable transmission of the same embodiment, (a) is a nomograph when the forward low mode is selected, (b) is the forward high mode is selected (C) is a nomograph when the reverse mode is selected. 本発明の更に他の実施例になるパワースプリット型無段変速装置を示す線図的展開側面図である。FIG. 6 is a schematic developed side view showing a power split type continuously variable transmission according to still another embodiment of the present invention. 同実施例のパワースプリット型無段変速装置におけるクラッチおよびブレーキの締結と、この締結により選択可能なモードとの関係を示す締結論理図である。It is an engagement logic diagram showing the relationship between the engagement of the clutch and brake in the power split type continuously variable transmission of the embodiment and the modes selectable by this engagement. 同実施例のパワースプリット型無段変速装置に係わる共線図で、 (a)は、前進ローモードが選択されている時の共線図、 (b)は、前進ハイモードが選択されている時の共線図、 (c)は、後進モードが選択されている時の共線図である。In the power split type continuously variable transmission of the same embodiment, (a) is a nomograph when the forward low mode is selected, (b) is the forward high mode is selected (C) is a nomograph when the reverse mode is selected. 本発明の更に別の実施例になるパワースプリット型無段変速装置を示す線図的展開側面図である。FIG. 7 is a schematic developed side view showing a power split type continuously variable transmission according to still another embodiment of the present invention.

符号の説明Explanation of symbols

１ パワースプリット型無段変速装置
２ ディファレンシャルギヤ装置
2r ファイナルドライブリングギヤ
３ エンジン（原動機）
４ シングルピニオン型遊星歯車組（1入力2出力回転伝動ユニット）
５ トーショナルダンパ
６ Ｖベルト式無段変速機（平行軸式無段変速機）
6p プライマリプーリ（一方の回転メンバ）
6s セカンダリプーリ（第2軸）
７ メインシャフト（第1軸）
８ 第1入力軸（他方の回転メンバ）
９ 第2入力歯車（第3の回転メンバ）
10 出力軸(第3軸)
11 第1出力歯車
12 第2出力歯車
L/C ロークラッチ（第1クラッチ）
H/C ハイクラッチ（第2クラッチ）
R/B リバースブレーキ
13 中間歯車
14 シングルピニオン型遊星歯車組（差動ユニット）
15 ファイナルドライブピニオン
21 ダブルピニオン型遊星歯車組（差動ユニット）
22 シングルピニオン型遊星歯車組
23 ダブルピニオン型遊星歯車組
24複合遊星歯車組
F/C フォワードクラッチ（第3クラッチ） 1 Power split type continuously variable transmission 2 Differential gear unit
2r Final drive ring gear 3 Engine (motor)
4 Single pinion type planetary gear set (1 input 2 output rotation transmission unit)
5 Torsional damper 6 V-belt continuously variable transmission (parallel shaft continuously variable transmission)
6p primary pulley (one rotating member)
6s Secondary pulley (second shaft)
7 Main shaft (first axis)
8 First input shaft (the other rotating member)
9 Second input gear (third rotating member)
10 Output shaft (3rd axis)
11 Output 1 gear
12 Second output gear
L / C Low clutch (1st clutch)
H / C high clutch (second clutch)
R / B reverse brake
13 Intermediate gear
14 Single pinion type planetary gear set (differential unit)
15 Final drive pinion
21 Double pinion planetary gear set (differential unit)
22 Single pinion type planetary gear set
23 Double pinion planetary gear set
24 compound planetary gear set
F / C forward clutch (3rd clutch)

Claims (7)

原動機からの動力を、その回転軸線上で回転可能な2個の回転メンバに分流する1入力2出力回転伝動ユニットを第1軸上に配置し、
前記回転メンバの一方と、前記第1軸に対し平行な第2軸との間を、無段変速下に結合する平行軸式無段変速機を設け、
前記第1および第2軸に対し平行な第3軸上に第1出力歯車を設けると共に、該第1出力歯車を前記回転メンバの他方、および、第2軸と共に回転する中間歯車にそれぞれ直接噛合させ、
前記分流後の動力を前記第1出力歯車で合流させて前記第3軸より取り出すよう構成したことを特徴とするパワースプリット型無段変速装置。 A 1-input 2-output rotary transmission unit that divides the power from the prime mover into two rotating members that can rotate on its axis of rotation is located on the first axis,
A parallel shaft continuously variable transmission is provided that is coupled under a continuously variable transmission between one of the rotating members and a second shaft parallel to the first shaft,
A first output gear is provided on a third shaft parallel to the first and second shafts, and the first output gear is directly meshed with the other of the rotating members and an intermediate gear that rotates with the second shaft. Let
A power split type continuously variable transmission configured to combine the divided power with the first output gear and take it out from the third shaft. 請求項1に記載のパワースプリット型無段変速装置において、
前記第1出力歯車を前記第3軸に対し切り離し可能に結合する第1クラッチを設け、
前記第3軸上に第2出力歯車を設けると共に、該第2出力歯車を第3軸に対し切り離し可能に結合する第2クラッチを設け、
前記一方の回転メンバと共に回転する第3の回転メンバを第2出力歯車に直接噛合させ、
第2クラッチを解放して第1クラッチを締結することにより、前記分流後の動力を前記第1出力歯車で合流させて前記第3軸より取り出すよう、また、第1クラッチを解放して第2クラッチを締結することにより、前記分流後の動力を前記第3の回転メンバで合流させた後、第2出力歯車を経て前記第3軸より取り出すよう構成したことを特徴とするパワースプリット型無段変速装置。 In the power split type continuously variable transmission according to claim 1,
A first clutch is provided for releasably coupling the first output gear to the third shaft;
A second output gear is provided on the third shaft, and a second clutch is provided for releasably coupling the second output gear to the third shaft,
The third rotating member that rotates together with the one rotating member is directly meshed with the second output gear,
By releasing the second clutch and engaging the first clutch, the divided power is merged by the first output gear and taken out from the third shaft, and the first clutch is released and the second clutch is released. The power split type continuously variable, wherein the power after the diversion is joined by the third rotating member by engaging a clutch, and then taken out from the third shaft via the second output gear Transmission device. 請求項2に記載のパワースプリット型無段変速装置において、
前記第1出力歯車および第3軸間に3個以上の回転要素よりなる差動ユニットを介在させ、該差動ユニットを構成する回転要素の1つを回転不能に固定して前記第1出力歯車および第3軸間を逆転下に結合するブレーキを設け、
前記第1および第2クラッチを解放して前記ブレーキを締結することにより、前記分流後の動力を前記第1出力歯車で合流させた後、前記差動ユニットを経て逆転下に前記第3軸より取り出すよう構成したことを特徴とするパワースプリット型無段変速装置。 In the power split type continuously variable transmission according to claim 2,
The first output gear is configured such that a differential unit composed of three or more rotating elements is interposed between the first output gear and the third shaft, and one of the rotating elements constituting the differential unit is fixed to be non-rotatable. And a brake that connects the third shaft under reverse rotation,
By releasing the first and second clutches and engaging the brake, the divided power is joined by the first output gear, and then the third unit is rotated in the reverse direction via the differential unit. A power split type continuously variable transmission configured to be taken out. 請求項3に記載のパワースプリット型無段変速装置において、
前記差動ユニットは、サンギヤ、リングギヤ、および、これらギヤに噛合したピニオンを回転自在に支持したキャリアの3要素よりなるシングルピニオン型遊星歯車組とし、
サンギヤを前記第3軸と共に回転可能とし、リングギヤを前記第1出力歯車に結合し、キャリアを前記ブレーキにより固定可能にしたことを特徴とするパワースプリット型無段変速装置。 In the power split type continuously variable transmission according to claim 3,
The differential unit is a single pinion type planetary gear set comprising three elements of a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably supports a pinion engaged with these gears,
A power split type continuously variable transmission, characterized in that a sun gear is rotatable with the third shaft, a ring gear is coupled to the first output gear, and a carrier can be fixed by the brake. 請求項3に記載のパワースプリット型無段変速装置において、
前記差動ユニットは、サンギヤ、リングギヤ、および、これらギヤにそれぞれ噛合すると共に相互に噛合するサンギヤ側ピニオンおよびリングギヤ側ピニオンを回転自在に支持したキャリアの3要素よりなるダブルピニオン型遊星歯車組とし、
サンギヤを前記第3軸と共に回転可能とし、キャリアを前記第1出力歯車に結合し、リングギヤを前記ブレーキにより固定可能にしたことを特徴とするパワースプリット型無段変速装置。 In the power split type continuously variable transmission according to claim 3,
The differential unit is a sun gear, a ring gear, and a double pinion type planetary gear set composed of three elements of a carrier that rotatably meshes with each of the gears and the sun gear side pinion and the ring gear side pinion that mesh with each other.
A power split type continuously variable transmission comprising a sun gear rotatable with the third shaft, a carrier coupled to the first output gear, and a ring gear fixed by the brake. 請求項2に記載のパワースプリット型無段変速装置において、
前記1入力2出力回転伝動ユニットは4個の回転要素よりなり、共線図上で、前記一方の回転メンバを結合された第1の回転要素、前記原動機からの動力を伝達される第2の回転要素、固定により前記第2の回転要素への動力を逆転下に、前記他方の回転メンバが結合された第4の回転要素へ伝達可能にする第3の回転要素、および該第4の回転要素の速度順配置となる複合遊星歯車組とし、
前記第3の回転要素を固定可能なブレーキを設け、
前記中間歯車を前記第2軸に対し切り離し可能に結合する第3クラッチを設け、
前記第2クラッチおよびブレーキを解放して第1クラッチおよび第3クラッチを締結することにより、前記分流後の動力を前記第1出力歯車で合流させて前記第3軸より取り出すよう、また、前記第1クラッチおよびブレーキを解放して第2クラッチおよび第3クラッチを締結することにより、前記分流後の動力を前記第3の回転メンバで合流させた後、第2出力歯車を経て前記第3軸より取り出すよう、更に、前記第2クラッチおよび第3クラッチを解放して第1クラッチおよびブレーキを締結することにより、前記動力を前記1入力2出力回転伝動ユニットによる逆転下に前記他方の回転メンバおよび第1出力歯車を経て前記第3軸より取り出すよう構成したことを特徴とするパワースプリット型無段変速装置。 In the power split type continuously variable transmission according to claim 2,
The 1-input 2-output rotary transmission unit is composed of four rotary elements, and on the collinear chart, the first rotary element coupled with the one rotary member, the second rotary power transmitted from the prime mover. A rotating element, a third rotating element that enables transmission of power to the second rotating element by reversal to the fourth rotating element to which the other rotating member is coupled, and the fourth rotation. It is a compound planetary gear set that is arranged in order of speed of elements,
A brake capable of fixing the third rotating element is provided;
A third clutch is provided for releasably coupling the intermediate gear to the second shaft;
By releasing the second clutch and the brake and engaging the first clutch and the third clutch, the divided power is joined by the first output gear and is taken out from the third shaft. 1 After releasing the clutch and brake and engaging the second clutch and the third clutch, the power after the diversion is merged by the third rotating member, and then from the third shaft via the second output gear Further, by releasing the second clutch and the third clutch and engaging the first clutch and the brake so as to be taken out, the power is transferred to the other rotating member and the second under a reverse rotation by the one-input two-output rotation transmission unit. A power split type continuously variable transmission configured to be taken out from the third shaft through one output gear. 請求項2〜6のいずれか1項に記載のパワースプリット型無段変速装置において、
前記1入力2出力回転伝動ユニットは、前記平行軸式無段変速機よりも前記原動機の側に配置し、
前記相互に噛合させた第3の回転メンバおよび第2出力歯車は、前記平行軸式無段変速機に関し前記1入力2出力回転伝動ユニットと反対側に配置したことを特徴とするパワースプリット型無段変速装置。 In the power split type continuously variable transmission according to any one of claims 2 to 6,
The 1-input 2-output rotation transmission unit is disposed on the prime mover side than the parallel shaft continuously variable transmission,
The third rotating member and the second output gear meshed with each other are arranged on the opposite side of the 1-input 2-output rotary transmission unit with respect to the parallel shaft continuously variable transmission. Step transmission.
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