JP2929592B2

JP2929592B2 - Toroidal continuously variable transmission

Info

Publication number: JP2929592B2
Application number: JP62328121A
Authority: JP
Inventors: 秀雄大越
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 1987-12-24
Filing date: 1987-12-24
Publication date: 1999-08-03
Anticipated expiration: 2014-08-03
Also published as: JPH01169169A

Description

【発明の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕この発明は、大きな変速比と高い伝達効率を得ること
ができるトロイダル形無段変速装置に関する。〔従来の技術〕従来のトロイダル形無段変速装置としては、米国特許
第4,628,766号明細書に記載されているものがある。この従来例は、その概略構成を第９図に示すように、
外部のエンジン等からの回転力が伝達される入力軸100
に２つの入力ディスク101が所定間隔を保ち且つ互いに
対向して軸方向に加圧可能に固着され、これら入力ディ
スク101間に出力ディスク102が回転自在に配設され、各
入力ディスク101及び出力ディスク102間に複数のパワー
ローラ103が傾転自在に転接されている。出力ディスク102には、入力軸100に回転自在に外嵌さ
れた外筒104が連結され、この外筒104に第１の遊星歯車
組105のサンギヤ106が固着されている。第１の遊星歯車
組105のプラネタリキャリア107及び固定部（ハウジン
グ）間には、ブレーキ108が介装されている。入力軸100には、ダブルピニオン式の第２の遊星歯車
組110のサンギヤ111が固着され、この第２の遊星歯車組
110のプラネタリキャリア112及び前記外筒104間にクラ
ッチ113が介装されている。また、第１の遊星歯車組105
のリングギヤ109と第２の遊星歯車組110のリングギヤ11
4とが一体に連結されている。そして、第２の遊星歯車組110のプラネタリキャリア1
12が歯車116を固着した回転軸117に連結され、その歯車
116がこれに噛合する歯車118を介して出力軸119に連結
されている。而して、ブレーキ108を作動状態とし、クラッチ113を
非締結状態とする第１の態様において、出力ディスク10
2が入力軸100と逆方向に最も速く回転する変速機構の最
大増速位置では、第１の遊星歯車組105のリングギヤ109
に一体に連結された第２の遊星歯車組110のリングギヤ1
14が、入力軸100に連結された第２の遊星歯車組110のサ
ンギヤ111よりも早い周速で回転し、第２の遊星歯車組1
10のプラネタリキャリア112及び回転軸117は入力軸100
よりも遅い角速度で入力軸100と同方向に回転する。こ
のため、回転軸117と歯車116及び118を介して連結され
た出力軸119は、入力軸100と逆方向に低速で回転する後
退位置となる。この状態から無段変速機構が減速側に変速されて出力
ディスク102の角速度が低下すると、これに応じて第１
及び第２の遊星歯車組105及び110のリングギヤ109及び1
14の角速度も低下し、第２の遊星歯車組110におけるリ
ングギヤ114の内歯の周速とサンギヤ111の外歯の周速と
が一致するとプラネタリキャリア112の回転が停止し、
回転軸117及び出力軸119の回転も停止する。この出力軸119の回転停止状態からさらに無段変速機
構が減速側に変速されて第２の遊星歯車組110における
リングギヤ114の周速がサンギヤ111の周速より遅くなる
と、プラネタリキャリア112が入力軸100とは逆方向に回
転を開始し、これに応じて出力軸119が入力軸100と同方
向に回転して前進状態の第１モードとなる。そして、無段変速機構が最大減速位置となったときに
ブレーキ108を解放すると共に、クラッチ113を締結して
シンクロナスに前進状態の第２モードに切換えると、出
力ディスク102の回転力は、外筒104、クラッチ113及び
プラネタリキャリア112を介して回転軸117に伝達され、
回転軸117は入力軸100と逆方向に入力軸100よりも遅い
速度で回転することになり、出力軸119は入力軸100と同
方向に回転して前進状態を継続し、その入力軸100に対
する回転軸117の速度比は回転軸117が出力ディスク102
によって直接駆動されるので、無段変速機構の速度比と
同一となる。〔発明が解決しようとする問題点〕しかしながら、上記従来のトロイダル形無段変速装置
にあっては、前記第１の態様では、無段変速機構と遊星
歯車組の一方とを介して入力軸100から回転軸117に伝達
される動力の一部を他方の遊星歯車組を介して入力軸10
0に戻す動力循環の状態となっている。特に、入力軸100
に対して回転軸117が逆方向に回転する前進状態では、
遊星歯車組で伝達した動力を無段変速機構を介して入力
軸に戻す所謂インバースパワーリジェネレートの状態と
なる。この状態では、回転軸117の回転速度が速い無段
変速機構の最大減速位置近傍では無段変速機構を介して
入力軸100に戻す動力は、入力軸100の動力の一部なの
で、無段変速機構の伝達効率が悪くてもそこでの損失は
少なく、変速装置全体としての効率には余り影響しない
が、回転軸117の回転速度が極遅い無段変速機構の中速
乃至増速位置では入力軸100から第２の遊星歯車組110に
伝達した動力の大半を無段変速機構を介して入力軸100
に戻すことになり、遊星歯車組110及び無段変速機構で
構成される動力伝達機構で伝達する動力は、原動機から
入力軸に加えられる動力よりも著しく大きくなる。この
結果、無段変速機構は歯車に比較して動力伝達効率が低
いので、動力伝達機構で伝達する動力の大半が無段変速
機構内で消費されることになり、無段変速機構に破損，
焼損等を生じるおそれがある問題点がある。また、無段変速機構が最大増速位置になって、回転軸
117が入力軸100と同方向に回転する後退位置では、無段
変速機構を経て伝達した動力の一部を入力軸100に戻す
所謂パワーリジェネレート状態になり、無段変速機構を
通る動力は原動機の動力より常に大きく、低速で前進位
置にある場合と同様の問題点がある。したがって、前進状態の第１モード及び後退モードに
おいては、無段変速機構の破損，焼損等を防止するため
に、原動機の出力を制限する必要があり、原動機の有す
る能力を最大限に利用することができないと共に、大出
力の原動機を適用することができないという問題点があ
った。一方、前進状態の第２モードでは、全ての動力を無段
変速機構を介して伝達するので、常に歯車変速機よりも
動力伝達効率が低く、特にトロイダル形無段変速装置を
車両の変速装置として使用した場合にも、第１モードよ
りも第２モードの方が使用頻度が高いので、無段変速で
あることによる燃費の向上効果を見込んでも歯車式変速
機より低燃費を期待することは難しいという問題点もあ
った。そこで、この発明は、上記従来例の問題点に着目して
なされたものであり、動力循環状態での無段変速機構を
通る動力を少なくして動力伝達効率を向上させると共
に、大きな変速比を得ることが可能で且つ低燃費を達成
することができるトロイダル形無段変速装置を提供する
ことを目的としている。〔問題点を解決するための手段〕上記目的を達成するために、この発明に、入力ディス
クと出力ディスクとの間にパワーローラが傾転自在に転
接されたトロイダル形無段変速機構と、その出力ディス
クに接続された遊星歯車機構とを備えたトロイダル形無
段変速装置において、前記遊星歯車機構は、サンギヤが
前記出力ディスクに連結された第１及び第２の遊星歯車
組と、前記第１の遊星歯車組の所定の要素を固定して前
記出力ディスクと逆方向の回転力を選択的に取出して前
記第２の遊星歯車組及び出力軸に伝達する第１の動力伝
達機構と、前記第２の遊星歯車組の所定の要素を前記入
力ディスクに連結して前記出力ディスクと逆方向の回転
力を選択的に取出して前記出力軸に伝達する第２の動力
伝達機構とを備えていることを特徴としている。〔作用〕この発明においては、第１の動力伝達機構を作動させ
て第１の遊星歯車組の所定の要素を固定することによ
り、トロイダル形無段変速機の出力ディスクの回転駆動
力を第１の遊星歯車組を介して出力軸に入力軸とは逆回
転となるように伝達して前進状態の第１モードを得るこ
とができる。また、この第１モードにおいて、トロイダル形無段変
速機を最大増速位置とした状態で、第１の動力伝達機構
を非作動状態とし、これに代えて第２の動力伝達機構を
作動させて第２の遊星歯車組の所定の要素を固定するこ
とにより、入力軸の回転駆動力をトロイダル形無段変速
機を介さずに直接第２の遊星歯車組を介して出力軸に伝
達すると共に、その一部を第２の遊星歯車組及びトロイ
ダル形無段変速機を介して入力軸に戻す所謂インバース
パワーリジェネレート状態となる前進状態の第２モード
を得ることができ、このときにトロイダル形無段変速機
を通る動力は入力軸から伝達される駆動力より大きくな
ることはなく、トロイダル形無段変速機内での動力損失
を極めて少なくすることができ、高い動力伝達率と大き
な変速比と低燃費とを達成することができる。〔実施例〕以下、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。第１図はこの発明の第１実施例を示す系統図である。図中、１はトロイダル形無段変速装置であって、トロ
イダル形無段変速機10と遊星歯車機構20とを備えてい
る。トロイダル形無段変速機10は、固定部にベアリング11
を介して回転自在に支持され、且つエンジン等の原動機
に連結された入力軸12と、この入力軸12に加圧機構13を
介して連結された入力ディスク14と、この入力ディスク
14に対向して固定部にベアリング15を介して回転自在に
支持された出力ディスク16と、入力ディスク14及び出力
ディスク16間に傾転自在に転接する複数のパワーローラ
17と、出力ディスク16に連結された出力軸18とを備えて
いる。このトロイダル形無段変速機10は、入力軸12に伝
達された回転駆動力が入力ディスク14、パワーローラ17
及び出力ディスク16を介して出力軸18に伝達され、その
速度比即ち出力ディスク16の回転速度を入力ディスク14
の回転速度で除した値がパワーローラ17の傾転角によっ
て決定される。すなわち、パワーローラ17が水平状態に
あるときに、速度比が１の中立状態となり、これより各
パワーローラ17の右端側が入力軸12から離れる方向に傾
転するとこれに応じて速度比が低下し、逆に各パワーロ
ーラ17の左端側が入力軸12から離れる方向に傾転すると
これに応じて速度比が増加する。なお、この実施例にお
いては、パワーローラ17が最大減速位置にある状態での
最小速度比V_MINが0.45に、最大増速位置にある状態での
最大速度比V_MAXが2.25に選定されて変速比（＝V_MAX/V
_MIN）が5.0に設定されている。遊星歯車機構20は、第１の遊星歯車組21A及び第２の
遊星歯車組21Bと、これら遊星歯車組21A,21Bの作動を制
御する第１の動力伝達機構22A及び第２の動力伝達機構2
2Bと、第２の遊星歯車組21Bの所定要素を固定部に選択
的に固定する締結部材23とを備えている。第１の遊星歯車組21Aは、トロイダル形無段変速機10
の出力軸18に連結されたサンギヤ25と、これに噛合する
複数のピニオンギヤ26と、各ピニオンギヤ26を連繋する
プラネタリキャリア27と、ピニオンギヤ26に噛合するリ
ングギヤ28とを備えており、リングギヤ28が第２の遊星
歯車組21Bのプラネタリキャリア32を介して出力軸34に
連結されている。第２の遊星歯車組21Bは、トロイダル形無段変速機10
の出力軸18に連結されたサンギヤ30と、これに噛合する
複数のピニオンギヤ31と、各ピニオンギヤ31を連繋する
プラネタリキャリア32と、各ピニオンギヤ31に噛合する
リングギヤ33とを備えている。第１の動力伝達機構22Aは、第１の遊星歯車組21Aのプ
ラネタリキャリア27とハウジング等の固定部との間に介
装された締結部材としてのクラッチ35を備えている。第２の動力伝達機構22Bは、トロイダル形無段変速機1
0の入力軸12に歯車36及び37を介して連結された副回転
軸38と、これに固着された歯車39に噛合する歯部を外周
面に形成し、出力軸34と同軸的にベアリング40を介して
回転自在に支持された回転筒体41と、この回転筒体41及
び第２の遊星歯車組21Bのリングギヤ33間に介装された
締結部材としてのクラッチ42とを備えている。締結部材23は、第２の遊星歯車組21Bのリングギヤ33
とハウジング等の固定部との間に介装されたブレーキ44
を備えている。なお、45は、トロイダル形無段変速機10の出力軸18の
出力ディスク16及び第１の遊星歯車組21Aのサンギヤ25
間とハウジング等の固定部との間に介装されたワンウェ
イクラッチであり、出力軸18の入力軸12と逆方向の回転
のみを許容し、入力軸12と同方向の回転を阻止する。次に、上記第１実施例の動作を説明する。今、入力軸12が停止しており、且つトロイダル形無段
変速機10が最大減速位置にあると共に、クラッチ35,42
及びブレーキ44が解放状態にあるものとする。この状態で、入力軸12が所定方向に回転開始される
と、この入力軸12の回転に伴ってトロイダル形無段変速
機10の入力ディスク14が入力軸12と同方向に同一回転速
度で回転する。このとき、パワーローラ17が最大減速位
置にあるので、入力ディスク14の回転がパワーローラ17
を介して出力ディスク16に入力軸12と逆方向回転で且つ
入力軸12より低速回転となるように伝達され、出力軸18
も入力軸12と逆方向で且つ低速回転される。しかしなが
ら、この状態では、クラッチ35,42及びブレーキ44が解
放状態であり、出力軸18に連結されている第１及び第２
の遊星歯車組21A,21Bは、プラネタリキャリア27,32及び
リングギヤ28,33が自由回転するので、サンギヤ25,30が
回転してもその回転力が出力軸34に伝達されることはな
く、出力軸34に回転停止状態を維持する。この出力軸34の回転停止状態からクラッチ35のみを作
動させて締結状態とすると、これにより第１の遊星歯車
組21Aのプラネタリキャリア27が固定部に固定されるこ
とになるので、そのリングギヤ28が出力軸18と逆方向に
回転を開始し、その回転力が第２遊星歯車組21Bのプラ
ネタリキャリア32を介して出力軸34に伝達され、出力軸
34が入力軸12と同方向に回転する前進状態の第１モード
が得られる。このとき、トロイダル形無段変速機10の最
大速度比V_MAXより第１の遊星歯車組21Aの歯数比（リン
グギヤ28の歯数／サンギヤ25の歯数）を大きく選定すれ
ば、リングギヤ28従って出力軸34は、トロイダル形無段
変速機10のパワーローラ17が最大増速位置にある状態で
も入力軸２よりも遅い速度で回転する。この第１モードでは、第２の遊星歯車組21Bは、その
リングギヤ33が固定されていないので、動力伝達に何ら
関与しておらず、この第２の遊星歯車組21B及び出力軸1
8を通じてトロイダル形無段変速機10に動力が戻される
動力循環状態が発生することはない。そして、第１モードを維持しながらトロイダル形無段
変速機10を増速側即ちパワーローラ17をその左端が入力
軸12から離れる方向に傾転させると、その傾転に応じて
出力軸18の回転速度が速くなり、これに伴って第１の遊
星歯車組21Aのリングギヤ28及び第２の遊星歯車組21Bの
プラネタリキャリア32の回転速度が増加して出力軸34の
回転速度が増加し、第２図に示すように、トロイダル形
無段変速装置１全体の速度比が増加する。この場合、第
２の遊星歯車組21B及び歯車36,37,39及び41の歯数比を
所定値を選定するすることにより、トロイダル形無段変
速機10のパワーローラ17が最大増速位置となったとき
に、第２の遊星歯車組21Bのリングギヤ33の周速と入力
軸12に副回転軸38を介して連結されている回転筒体41の
クラッチ42との接続部における周速とを一致させること
ができる。したがって、トロイダル形無段変速機10のパワーロー
ラ17が最大増速位置にある状態で、クラッチ35を解放
し、これに代えてクラッチ42を接続することにより、前
進状態の第２モードにシンクロナスチェンジすることが
できる。この第２モードとなると、見掛け上入力軸12の回転駆
動力の一部が歯車36,37を介して副回転軸38に伝達さ
れ、この副回転軸38の回転駆動力が歯車39,41及びクラ
ッチ42を介して第２の遊星歯車組21Bのリングギヤ33に
直接伝達され、リングギヤ33が入力軸12と同方向に回転
すると共に、入力軸12の回転駆動力の他部がトロイダル
形無段変速機10を介して第２の遊星歯車組21Bのサンギ
ヤ30に伝達され、サンギヤ30が入力軸12と逆方向に回転
する。このとき、第１の遊星歯車組21Aは、クラッチ35
が非締結状態であるので、プラネタリキャリア24がフリ
ー状態となり、動力伝達には関与しない。この第２モードでは、第２の遊星歯車組21Bのリング
ギヤ33に直接入力軸12の回転駆動力が伝達され、サンギ
ヤ30はリングギヤ33によるプラネタリキャリア32の回転
を減速する方向に回転するので、リングギヤ33に入力さ
れる回転駆動力の一部がピニオン31、サンギヤ30、出力
軸18、出力ディスク16、パワーローラ17、入力ディスク
14及び加圧機構13を介して入力軸12に戻される所謂イン
バースパワーリジェネレート状態となる。このとき、出
力軸34の回転速度は、入力軸12の回転速度に比較して極
端に遅いわけではないので、トロイダル形無段変速機10
を介して戻される動力はエンジンから入力軸12に伝達さ
れる動力と同等がそれより小さくなる。そして、この状態からトロイダル形無段変速機10のパ
ワーローラ17を減速側に傾転させると、これに伴って出
力ディスク16従って出力軸18の回転速度が低下し、第２
の遊星歯車組21Bのサンギヤ30の回転速度が低下するの
で、この分プラネタリキャリア32の回転速度が増加し、
出力軸34の回転速度も増加し、トロイダル形無段変速装
置１全体の速度比も第２図に示すように増加する。この
ため、第２の遊星歯車組21Bのサンギヤ30からのトロイ
ダル形無段変速機10を介して入力軸12に伝達される動力
がさらに小さくなる。さらにパワーローラ17を減速側に傾転させて最大減速
位置に達すると、第２図に示すように、トロイダル形無
段変速機10の減速比が最小値V_MINとなり、これに応じて
第２の遊星歯車組21Bのプラネタリキャリア32の回転速
度が増加する。そうてトロイダル形無段変速機10のパワ
ーローラ17が最大減速位置にあるとき出力軸34の回転速
度が入力軸12の回転速度と略等しくなり、変速装置全体
の速度比が1.0となるようにした第２図の場合には、結
局変速比「5.0」のトロイダル形無段変速機10を使用し
て変速比「9.0」の無段変速装置を得ることができる。したがって、第２モードでは、トロイダル形無段変速
機10のパワーローラ17が最大増速位置にある状態で、ト
ロイダル形無段変速機10の伝達動力比即ちトロイダル形
無段変速機10を通る動力を入力軸12に加わる動力で除し
た値が、第３図に示すように、第１モードでの入力軸12
の回転駆動力が全てトロイダル形無段変速機10を経由し
て伝達される場合の伝達動力比と等しい1.0となってお
り、この状態からトロイダル形無段変速機10のパワーロ
ーラ17を減速側に傾転させてトロイダル形無段変速装置
１全体の速度比を大きくすると、その速度比の増加に応
じてトロイダル形無段変速機10の伝達動力比が減少し、
トロイダル形無段変速機10のパワーローラ17が最大減速
位置となってトロイダル形無段変速装置１の変速比が1.
0となったときには、トロイダル形無段変速機10の伝達
動力比は第１モードにおける伝達動力比の約11％に低下
する。通常、車両特に自動車に用いる変速機は、小型軽量で
あると共に、十分な耐久性を要求されているので、単に
トロイダル形無段変速機10のみで変速を行う場合には、
変速比を余り大きくとることができないうえ、動力伝達
効率も最高で90〜95％程度を得るのが限度となるが、上
記第１実施例ではトロイダル形無段変速装置１の最大速
度比時にトロイダル形無段変速機10を通る動力が全動力
の11％となるので、仮令トロイダル形無段変速機10の動
力伝達効率が90％であるとしても、トロイダル形無段変
速機10内での動力損失は全動力の1.1％に過ぎないこと
になる。したがって、効率の高い遊星歯車装置の使用と
相俟って使用頻度の高い第２モードにおいて通常の手動
変速機に近い高効率が得られ、大きな変速比範囲を連続
的に変えて燃費の高いエンジン回転数で運転する無段変
速効果も加わって手動変速機よりも優れた車両燃費を達
成することができる。また、車両用として使用頻度の高
い第２モードでトロイダル形無段変速機10を通る動力が
小さいのでトロイダル形無段変速機10の寿命が長くなる
利点もある。さらに、停車状態からクラッチ35,42を非締結状態に
維持し、ブレーキ44を作動させると、第２の遊星歯車組
21Bのリングギヤ33が固定部に固定されることになり、
トロイダル形無段変速機10の出力軸18からの回転力が第
２の遊星歯車組21Bのサンギヤ30に伝達されているの
で、プラネタリキャリア32従って出力軸34が出力軸18と
同方向即ち入力軸12と逆方向に回転することになり、後
退モードとすることができる。この後退モードでは、前記第１のモードと同様に、入
力軸12に伝達される回転力の全てがトロイダル形無段変
速機10を通じて伝達されることになり、伝達動力の一部
を入力軸12に戻す動力循環が生じることがない。また、上記第１の実施例では、トロイダル形無段変速
機10の出力軸18における出力ディスク16及び第１の遊星
歯車組21A間と固定部との間にワンウェイクラッチ45が
介装されているので、出力軸18が入力軸12と同方向に回
転することが阻止される。これは、トロイダル形無段変
速機10がパワーローラ17の転がりに伴う転がり方向と直
角方向の速度成分を制御することにより変速する原理を
利用しているので、出力ディスク16の回転方向が逆方向
になると、変速動作も意図する動作とは逆の変速動作を
行うことになり、制御不能に陥ることを防止するためで
ある。因に、ワンウェイクラッチ45が介装されていない
ものとすると、車両が第１のモードとして上り坂発進を
するときに、出力軸34のトルクが不足すれば、車両が後
退することになり、これが出力軸34、第１の遊星歯車組
21A及びトロイダル形無段変速機10の出力軸18を介して
出力ディスク16に伝達され、出力ディスク16が入力軸12
と同方向に回転することになり、パワーローラ17の傾転
方向が意図する方向と逆方向となる。同様のことが第３
のモード即ち後退モードで下り坂発進する場合にも言え
る。上記第１実施例のように、ワンウェイクラッチ45を
出力軸18の出力ディスク16及び第１の遊星歯車組21A間
に設けることにより、出力ディスク16の入力軸12と同方
向への回転を防ぎ意図する方向と逆歩行に変速ことがな
くなくと共に、坂道発進の失敗による車両後ずさりを防
止することができる。また、このワンウェイクラッチ45
の出力側にクラッチ35が配設されることになって、坂道
発進失敗時における出力軸34の逆回転駆動力がクラッチ
35で一部吸収されることになるので、ワンウェイクラッ
チ45に掛かる逆方向回転力を小さくすることができ、ワ
ンウェイクラッチ45を小型のものとして引きずりトルク
を低減し、動力損失を小さくすると共に、コストを低く
することができる。ワンウェイクラッチ45は、クラッチ
35を解放することによって係合が解除される。なお、ワンウェイクラッチ45は、出力軸18と固定部と
の間に設ける場合に限らず、出力ディスク16と固定部と
の間、入力ディスク14と固定部との間及び入力軸と固定
部との間の何れかに介装するようにしてもよい。また、上記第１実施例においは、第１の動力伝達機構
22Aとして、第１の遊星歯車組21Aのプラネタリキャリア
27と固定部との間にクラッチ35を介装した場合について
説明したが、これに代えて第４図に示す如く、第１の遊
星歯車組21Aのプラネタリキャリア27を固定部に固定す
ると共に、リングギヤ28と第２の遊星歯車組21Bのプラ
ネタリキャリア32との間にクラッチ35を介装するように
しても、上記第１実施例と同様の作用効果を得ることが
できる。さらに、第１の遊星歯車組21Aとしてはシングルピニ
オン型に限定されるものではなく、第５図に示すよう
に、ダブルピニオン型の遊星歯車を適用することもで
き、この場合にはリングギヤ28と固定部との間にクラッ
チ35を介装し、且つ２組のピニオン26を連繋するプラネ
タリキャリア27を第２の遊星歯車組21Bのプラネタリキ
ャリア32に連結するようにすれば、上記第１実施例と同
様の作用効果を得ることができる。次に、この発明の第２実施例を第６図について説明す
る。この第２実施例は、第１の遊星歯車組21A及び第２の
遊星歯車組21Bの配置関係が前記第１実施例とは逆関係
とされていると共に、両遊星歯車組21A,21Bとしてダブ
ルピニオン型の遊星歯車が適用され、第１の遊星歯車組
21Aの２組のピニオン26を連繋するプラネタリキャリア2
7が直接出力軸34に連結されていると共に、第２の遊星
歯車組21Bのリングギヤ33に接続され、リングギヤ28と
固定部との間に第１の動力伝達機構22Aを構成するブレ
ーキ50が介装され、第２の遊星歯車組21Bの２組のピニ
オン31を連繋するプラネタリキャリア32がトロイダル形
無段変速機10の出力軸18と同軸的にベアリング51によっ
て回転自在に指示された歯車52に固定され、この歯車52
に副回転軸38と同軸的にベアリング53によって回転自在
に支持された歯車54が噛合され、この歯車54と副回転軸
38との間に第２の動力伝達機構22Bを構成するクラッチ5
5が介装され、さらに歯車54と固定部との間に第３の動
力伝達機構23を構成するクラッチ56が介装されている。
ここで、第２の遊星歯車組21Bの歯数比、歯車52,54の歯
数比及び歯車36,37の歯数比がブレーキ50を作動状態と
し且つトロイダル形無段変速機10のパワーローラ17を最
大増速位置としたときに、クラッチ55の相対速度が零と
なるように選定されている。この第２実施例によると、ブレーキ50を作動状態とす
ると、第１の遊星歯車組21Aのリングギヤ28が固定され
るので、プラネタリキャリア27が出力軸18と逆方向即ち
入力軸12と同方向に回転し出力軸34も入力軸12と同方向
に回転して第１モードを得ることができる。また、第１モードでトロイダル形無段変速機10のパワ
ーローラ17を最大増速位置に傾転させたときに、クラッ
チ55の相対速度が零となるので、この状態でブレーキ50
を非作動状態とすると同時にクラッチ55を締結状態とす
ると、入力軸12の回転駆動力が歯車36,37、副回転軸3
8、クラッチ55及び歯車54,52を介して第２の遊星歯車組
21Bのプラネタリキャリア32にトロイダル形無段変速機1
0を介さずに直接伝達され、これが入力軸12と同方向に
回転される第２モードにシンクロナスチェンジすること
ができる。さらに、クラッチ56のみを締結状態とすると、第２の
遊星歯車組21Bのプラネタリキャリア32が固定状態とな
り、リングギヤ33がトロイダル形無段変速機10の出力軸
18と同一方向即ち入力軸12と逆方向に回転することにな
り、その回転力が第１の遊星歯車組21Aのプラネタリキ
ャリア27を介して出力軸34に伝達され、出力軸34が入力
軸12と逆方向に回転されて後退モードを得ることができ
る。この第２実施例においても、第１モードにおいては、
入力軸12に加えられる動力の全てがトロイダル形無段変
速機10及び第１の遊星歯車組21Aを介して出力軸34に伝
達され、第２モードにおいては、入力軸12に加えられる
動力が副回転軸38及び第２の遊星歯車組21Bを介して出
力軸34に伝達され、一部の動力が第２の遊星歯車組21B
及びトロイダル形無段変速機10を介して入力軸12に戻さ
れる所謂インバースパワーリジェネレートの状態とな
り、後退モードにおいては、入力軸12に加えられる動力
の全てをトロイダル形無段変速機10及び第２の遊星歯車
組21Bを介して出力軸34に伝達される。したがって、前
記第１実施例と同様に、第２モードでのトロイダル形無
段変速機10の動力損失を少なくして車両の燃費の向上を
図ることができる。次に、この発明の第３実施例を第７図について説明す
る。この第３実施例は、入力軸12とトロイダル形無段変速
機10の出力軸18とが分離されて互いに平行に配設され、
入力軸12と加圧機構13とが歯車60,61を介して連結され
ていると共に、加圧機構13を支持するベアリング15と出
力軸18を支持するベアリング19とがベアリング19を外側
とする関係で近接して固定部に配設され、且つ入力軸12
に加えられる動力が第２の動力伝達機構22Bとしてのク
ラッチ62及び歯車63を介して第２の遊星歯車組21Bのリ
ングギヤ33に伝達され、さらに歯車63とハウジング等の
固定部との間に第３の動力伝達機構23を構成するクラッ
チ64が介装され、また出力軸34が歯車65及び66を介して
最終出力軸67に連結されていることを除いては、前記第
１実施例と同様の構成を有し、第１図との対応部分には
同一符号を付してその詳細説明はこれを省略する。この第３実施例によると、第１の動力伝達機構22Aと
してのクラッチ35のみを締結状態とすることにより、入
力軸12に加えられる回転駆動力が歯車60及び61を介して
トロイダル形無段変速機10の加圧機構13に伝達され、入
力ディスク14、パワーローラ17及び出力ディスク16を介
して出力軸18に伝達され、出力軸18が入力軸12と同一方
向に回転する。そして、第１の遊星歯車組21Aのプラネ
タリキャリア27が固定されているので、リングギヤ28が
入力軸12と逆方向に回転し、その回転力が第２の遊星歯
車組21Bのプラネタリキャリア32を介して出力軸34に伝
達され、さらに歯車65及び66を介して最終出力軸67に伝
達されて、この最終出力軸67が入力軸12と同一方向に回
転駆動されて第１モードが得られる。この第１モードからトロイダル形無段変速機10のパワ
ーローラ17を最大増速位置とすることにより、入力軸12
と第２の遊星歯車組21Bのリングギヤ33に連結された歯
車63との間に介装されたクラッチ62の相対回転速度が零
となり、この状態でクラッチ35を非締結状態とすると同
時にクラッチ62を締結状態とすることにより、入力軸12
に加えられる回転駆動力がクラッチ62及び歯車63を介し
て第２の遊星歯車組21Bのリングギヤ33に伝達され、リ
ングギヤ33が入力軸12と逆方向に回転駆動され、一方サ
ンギヤ30が入力軸12と同一方向に回転しているので、第
２の遊星歯車組21Bの歯数比と歯車60,61,63の歯数比と
を適宜選定することにより、プラネタリキャリア32が入
力軸12と逆方向に回転駆動され、その回転駆動力が出力
軸34、歯車65及び66を通じて最終出力軸67に伝達される
ので、最終出力軸67が入力軸12と同一方向に回転し、且
つリングギヤ33に伝達された回転駆動力の一部が第２の
遊星歯車組21Bのサンギヤ30出力軸18、トロイダル形無
段変速機10及び歯車61,60を介して入力軸12に戻される
インバースパワーリジェネレート状態となる第２モード
に移行する。また、クラッチ64のみを締結状態とすると、第２の遊
星歯車組21Bのリングギャ33が固定部に固定されるの
で、プラネタリキャリア32がトロイダル形無段変速機10
の出力軸18と同一方向即ち入力軸12と同一方向に回転
し、その回転力が出力軸34及び歯車65,66を介して最終
出力軸67に伝達され、この最終出力軸67が入力軸12と逆
方向に回転駆動されて後退モードに移行する。この第３実施例においても、第１モード及び第３モー
ドでは、入力軸12に加えられる回転駆動力が全てトロイ
ダル形無段変速機10及び遊星歯車組21A及び21Bを介して
最終出力軸67に伝達されるので、動力循環状態となるこ
とがなく、しかも第２のモードでは、第２の遊星歯車組
21Bに伝達された回転駆動力の一部がサンギヤ30、トロ
イダル形無段変速機10並びに、歯車61及び60を介して入
力軸12に戻されるので、第１の実施例と同様に、トロイ
ダル形無段変速機10内での動力損失を少なくして、燃費
を向上させることができる。さらに、この第３実施例に
おいては、トロイダル形無段変速機10の入力ディスク14
を加圧機構13を介して支持するベアリング15と出力ディ
スク16を支持するベアリング19とをトロイダル形無段変
速機10の一方側に集めているので、入力ディスク14及び
出力ディスク16に生じる互いに逆方向のスラスト荷重が
両ベアリングに作用してこれらが相殺されることにな
り、ハウジングに掛かる荷重が軽減される利点がある
他、出力軸34の回転方向が入力軸12とは逆方向となるの
で、一組の歯車65,66によって反転させて入力軸12と同
一の正転方向とすると共に、両歯車65,66の歯数比を選
択することによって最終出力軸67の回転速度を所望の値
とすることができる利点がある。次に、この発明の第４実施例を第８図について説明す
る。この第４実施例は、トロイダル形無段変速機10と遊星
歯車機構20とを並列に配設したものであり、トロイダル
形無段変速機10の出力ディスク16に歯車70が一体回転可
能に取付けられ、この歯車70に噛合する歯車71を有する
出力軸18が連結され、且つ入力軸12に固着された歯車72
に、これに噛合する歯部73aを有する回転筒体73が連結
され、この回転筒体73及び第２の遊星歯車組21Bのリン
グギヤ33間に第２の動力伝達機構22Bとしてのクラッチ7
4が介装され、さらに、第２の遊星歯車組21Bのリングギ
ヤ33及びハウジング等の固定部間に第３の動力伝達機構
23としてのクラッチ75が介装され、さらに第２の遊星歯
車組21Bのプラネタリキャリア32に連結された出力軸34
が歯車76を介して終減速装置77の終減速歯車77aに連結
されていることを除いては前記第１実施例と同様の構成
を有し、第１図との対応部分には同一符号を付してその
詳細説明はこれを省略する。この第４実施例によっても、クラッチ35のみを締結状
態とすることにより、第１の遊星歯車組21Aのプラネタ
リキャリア27が固定部に固定されるので、リングギヤ28
が出力軸18と逆方向即ち入力軸12と逆方向に回転し、こ
の回転力が第２の遊星歯車組21Bのプラネタリキャリア3
2を介して出力軸34に伝達され、さらに歯車76を介して
終減速装置77の終減速歯車77aに伝達され、この終減速
歯車77aが入力軸12と同一方向に回転駆動されて第１モ
ードが得られる。また、第１モードにおいて、トロイダル形無段変速機
10のパワーローラ17を最大増速位置とすることにより、
クラッチ74の相対回転速度が零となり、この状態でクラ
ッチ35を非締結状態とすると同時にクラッチ74を締結状
態とすると、入力軸12に加えられる回転駆動力が第２の
遊星歯車組21Bのリングギヤ33に直接伝達される第２モ
ードに移行する。さらに、クラッチ75のみを締結状態とすると、第２の
遊星歯車組21Bのリングギヤ33が固定部に固定されるの
で、そのプラネタリキャリア32が出力軸18と同一方向即
ち入力軸12と同一方向に回転し、差動装置77の終減速歯
車77aが入力軸12と逆方向に回転して後退モードが得ら
れる。したがって、上記第４実施例においても、第１モード
及び第３モードでは、入力軸12に加えられる回転駆動力
が全てトロイダル形無段変速機10を介して伝達され、そ
の回転駆動力を越える駆動力がトロイダル形無段変速機
10に作用することはなく、しかも第２モードでは、入力
軸12に加えられる回転駆動力が直接第２の遊星歯車組21
Bに伝達され、その一部がトロイダル形無段変速機10を
経て入力軸12に戻されるインバースパワーリジェネレー
ト状態となるが、トロイダル形無段変速機10を通る回転
駆動力は、入力軸12に加えられる回転駆動力を越えるこ
とはなく、トロイダル形無段変速機10内での動力損失を
軽減して、トロイダル形無段変速機の損傷、焼付等を防
止することができるの共に、燃費を向上させることがで
き、そのうえトロイダル形無段変速機10と遊星歯車機構
20とが並列配置されているので、変速装置の全長を短く
することができ、また出力軸34の出力側と入力軸12の入
力側とが同一方向であり、且つ回転方向が逆であるの
で、出力軸34から直接終減速装置77の歯車77aを駆動す
る３軸構成とすることができ、横置きエンジンの前輪駆
動車用として小型化することができると共に、従来の手
動変速機や自動変速機との互換性のある高効率の無段変
速装置を構成することができる利点がある。なお、上記各実施例においては、入力軸12とこれと平
行な軸との間の動力伝達を歯車を介して行う場合につい
て説明したが、これに限定されるものではなく、チェー
ン、摩擦車等の他の動力伝達機構を適用することも可能
であり、チェーンを適用する場合には、第３実施例及び
第４実施例において出力軸34の回転方向が逆方向となる
ことを除いては同様の作用効果を得ることができる。また、上記各実施例においては、全てトロイダル形無
段変速機として、入力ディスク14及び出力ディスク16が
１組のシングルキャビティ形のトロイダル形無段変速機
10を適用した場合について説明したが、２組の入力ディ
スク14及び出力ディスク16を機構的に並列に配設したダ
ブルキャビティ形のトロイダル形無段変速機を適用する
こともできる。さらに、上記各実施例においては、第１の動力伝達機
構22A及び第３の動力伝達機構23のクラッチを単に締結
状態及び非締結状態にする場合について説明したが、こ
れらを発進クラッチとして使用することもできる。〔発明の効果〕以上説明したように、この発明によれば、第１の動力
伝達機構を作動状態としたときには、入力軸に加えられ
る回転駆動力の全てがトロイダル形無段変速機及び第１
の遊星歯車組を介して出力軸に伝達され、第２の動力伝
達機構を作動状態としたときには、入力軸に加えられる
回転駆動力が直接第２の遊星歯車組に伝達され、この第
２の遊星歯車組からトロイダル形無段変速機の変速状態
に応じた回転駆動力が出力軸に伝達されると共に、第２
の遊星歯車組からトロイダル形無段変速機を介して入力
軸側に戻されるが、トロイダル形無段変速機を通る回転
駆動力は、入力軸に加えられる回転駆動力を越えること
がなく、トロイダル形無段変速機内での動力損失を大幅
に低減することができ、効率の高い遊星歯車組の使用と
相俟って通常の手動変速機に近い高効率が得られ、しか
も大きな変速比範囲を連続的に変えて燃費効率の高いエ
ンジン回転数で運転する無段変速の効果も加わって手動
変速機より優れた車両燃費を達成することができると共
に、トロイダル形無段変速機を通る回転駆動力が小さい
ので、トロイダル形無段変速機の寿命を長期化すること
ができ、しかも原動機からの回転駆動力に何ら制限がな
く、原動機が有する能力を十分に活用することができる
等の効果が得られる。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Industrial Application Field] The present invention provides a large transmission ratio and a high transmission efficiency.
The present invention relates to a toroidal-type continuously variable transmission that can be used. [Prior Art] A conventional toroidal type continuously variable transmission is disclosed in US Pat.
No. 4,628,766 is described. This conventional example has a schematic structure as shown in FIG.
Input shaft 100 to which torque from an external engine is transmitted
Two input disks 101 are kept at a predetermined interval and
They are fixed so that they can be pressed in the axial direction in opposition.
An output disk 102 is rotatably arranged between disks 101,
Multiple power between input disk 101 and output disk 102
The roller 103 is rotatably contacted. The output disk 102 is rotatably fitted to the input shaft 100
The outer cylinder 104 is connected with the first planetary gear.
The sun gear 106 of the set 105 is fixed. First planetary gear
The planetary carrier 107 and the fixed part (house
G), a brake 108 is interposed. The input shaft 100 has a double pinion type second planetary gear
The sun gear 111 of the set 110 is fixed, and this second planetary gear set
Between the planetary carrier 112 and the outer cylinder 104.
Switch 113 is interposed. Also, the first planetary gear set 105
Ring gear 109 and the ring gear 11 of the second planetary gear set 110
And 4 are integrally connected. Then, the planetary carrier 1 of the second planetary gear set 110
12 is connected to a rotating shaft 117 to which a gear 116 is fixed, and the gear
116 is connected to output shaft 119 via gear 118 meshing with it
Have been. Thus, the brake 108 is activated and the clutch 113 is released.
In the first mode in which the output disk 10
2 is the speed change mechanism that rotates fastest in the direction opposite to the input shaft 100.
In the large acceleration position, the ring gear 109 of the first planetary gear set 105
Ring gear 1 of the second planetary gear set 110 integrally connected to
14 is a support of the second planetary gear set 110 connected to the input shaft 100.
The second planetary gear set 1 rotates at a higher peripheral speed than the
Ten planetary carriers 112 and rotating shaft 117 are input shaft 100
It rotates in the same direction as the input shaft 100 at a lower angular velocity. This
Is connected to the rotating shaft 117 via gears 116 and 118
After the output shaft 119 rotates at a low speed in the opposite direction to the input shaft 100,
It becomes the retreat position. From this state, the continuously variable transmission is shifted to the reduction side and output
When the angular velocity of the disk 102 decreases, the first
And the ring gears 109 and 1 of the second planetary gear sets 105 and 110
The angular velocity of the second planetary gear set 110 is also reduced.
And the peripheral speed of the internal teeth of the sun gear 111 and the peripheral speed of the external teeth of the sun gear 111.
, The rotation of the planetary carrier 112 stops,
The rotation of the rotation shaft 117 and the output shaft 119 also stops. When the output shaft 119 stops rotating, the continuously variable transmission
The structure is shifted to the reduction side and the second planetary gear set 110
The peripheral speed of the ring gear 114 becomes slower than the peripheral speed of the sun gear 111
The planetary carrier 112 rotates in the opposite direction to the input shaft 100.
Starts rotation, and the output shaft 119 responds accordingly to the input shaft 100.
To the first mode in the forward state. And when the continuously variable transmission mechanism reaches the maximum deceleration position,
Release the brake 108 and fasten the clutch 113
When synchronously switching to the second mode in the forward state,
The rotational force of the force disc 102 is
It is transmitted to the rotating shaft 117 via the planetary carrier 112,
The rotating shaft 117 is slower than the input shaft 100 in a direction opposite to the input shaft 100.
The output shaft 119 rotates at the same speed as the input shaft 100.
Direction to continue the forward movement, and
The speed ratio of the rotating shaft 117 is such that the rotating shaft 117 is
Directly driven by the
Will be the same. [Problems to be solved by the invention] However, the conventional toroidal-type continuously variable transmission described above.
In the first aspect, the continuously variable transmission mechanism and the planet
Transmission from input shaft 100 to rotating shaft 117 via one of the gear sets
A part of the power to be input is transferred to the input shaft 10 through the other planetary gear set.
It is in the state of power circulation returning to 0. In particular, input shaft 100
In the forward state where the rotating shaft 117 rotates in the opposite direction,
Power transmitted by the planetary gear set is input via the continuously variable transmission
The state of the so-called inverse power regeneration that returns to the axis
Become. In this state, the rotation speed of the rotating shaft 117 is
Near the maximum deceleration position of the speed change mechanism via the continuously variable speed change mechanism
The power returned to the input shaft 100 is part of the power of the input shaft 100.
Therefore, even if the transmission efficiency of the continuously variable transmission mechanism is poor, the loss there is
Low, does not significantly affect the efficiency of the overall transmission
However, the intermediate speed of the continuously variable transmission mechanism where the rotation speed of the rotating shaft 117 is extremely low
Or from the input shaft 100 to the second planetary gear set 110
Most of the transmitted power is transmitted to the input shaft 100 via the continuously variable transmission.
And the planetary gear set 110 and the continuously variable transmission mechanism
The power transmitted by the configured power transmission mechanism is transmitted from the prime mover
It is significantly greater than the power applied to the input shaft. this
As a result, the continuously variable transmission mechanism has lower power transmission efficiency than gears.
Most of the power transmitted by the power transmission mechanism is continuously variable.
It will be consumed inside the mechanism, causing damage to the continuously variable transmission mechanism,
There is a problem that burning may occur. Also, the continuously variable transmission mechanism is at the maximum
In the retracted position where 117 rotates in the same direction as the input shaft 100,
Part of the power transmitted through the transmission mechanism is returned to the input shaft 100
It becomes a so-called power regenerating state, and the continuously variable transmission mechanism
The passing power is always greater than the power of the prime mover, and it moves forward at low speed
There is a similar problem as in the case where Therefore, the first mode in the forward state and the reverse mode
In order to prevent breakage and burning of the continuously variable transmission,
In addition, it is necessary to limit the output of the prime mover
Not be able to take full advantage of
The problem is that the power motor cannot be applied.
Was. On the other hand, in the second mode in the forward state, all power is continuously variable.
Because it is transmitted via the speed change mechanism, it is always
Power transmission efficiency is low, especially for toroidal type continuously variable transmissions.
Even when used as a vehicle transmission, the first mode
In the second mode, the frequency of use is higher.
Gear-type gear shifting even with the expectation of improved fuel economy
There is also a problem that it is difficult to expect lower fuel consumption than
Was. Therefore, the present invention focuses on the problems of the above conventional example.
It is a stepless transmission mechanism with power circulation.
By reducing power passing through and improving power transmission efficiency,
High gear ratio and low fuel consumption
To provide a continuously variable toroidal transmission
It is intended to be. [Means for Solving the Problems] In order to achieve the above object, an input disk
The power roller tilts freely between the disc and the output disc.
Connected toroidal type continuously variable transmission mechanism and its output disk
Toroidal type with a planetary gear mechanism connected to
In the stepped transmission, the planetary gear mechanism includes a sun gear.
First and second planetary gears coupled to the output disk
Set and fixed elements of the first planetary gear set
Select the rotational force in the opposite direction to the output disk to
A first power transmission to be transmitted to the second planetary gear set and the output shaft;
And a predetermined element of the second planetary gear set.
Rotation in the opposite direction to the output disk connected to the force disk
Second power for selectively extracting force and transmitting it to the output shaft
And a transmission mechanism. [Operation] In the present invention, the first power transmission mechanism is operated.
By fixing predetermined elements of the first planetary gear set
Drive of the output disk of the toroidal continuously variable transmission
The force is applied to the output shaft via the first planetary gear set in the opposite direction to the input shaft.
To obtain the first mode in the forward state by transmitting
Can be. In this first mode, the toroidal stepless step
The first power transmission mechanism with the speed gear in the maximum speed increasing position
Is inactive, and the second power transmission mechanism is
Actuating to lock certain elements of the second planetary gear set.
The toroidal-type continuously variable transmission
Directly to the output shaft via the second planetary gear set without passing through
At the same time, a part of the second planetary gear set and the Trojan
A so-called inverse that returns to the input shaft via a dull-type continuously variable transmission
The second mode of the forward state in which the power is regenerated
Can be obtained at this time, toroidal type continuously variable transmission
Is greater than the driving force transmitted from the input shaft.
Power loss in a toroidal continuously variable transmission
Power transmission rate and size
A low gear ratio and low fuel consumption can be achieved. Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a system diagram showing a first embodiment of the present invention. In the figure, reference numeral 1 denotes a toroidal-type continuously variable transmission,
It has an idal type continuously variable transmission 10 and a planetary gear mechanism 20.
You. The toroidal type continuously variable transmission 10 has a bearing 11
, Which is rotatably supported via
An input shaft 12 connected to the
Input disk 14 connected to the input disk
Rotate to the fixed part via bearing 15 opposite to 14
Output disk 16 supported, input disk 14 and output
A plurality of power rollers that can rotate freely between the disks 16
17 and an output shaft 18 connected to the output disc 16
I have. The toroidal type continuously variable transmission 10 is transmitted to the input shaft 12.
The rotation drive power reached is the input disk 14, power roller 17
And transmitted to the output shaft 18 via the output disk 16,
The speed ratio, that is, the rotation speed of the output disk 16 is
The value divided by the rotation speed of the power roller 17 depends on the tilt angle of the power roller 17.
Is determined. That is, the power roller 17 is in a horizontal state.
At some point, the speed ratio becomes 1 neutral,
The right end of the power roller 17 is tilted away from the input shaft 12.
The speed ratio decreases accordingly, and conversely,
When the left end of the roller 17 tilts away from the input shaft 12,
The speed ratio increases accordingly. In this example,
In the state where the power roller 17 is in the maximum deceleration position.
Minimum speed ratio V _MIN To 0.45, in the maximum acceleration position
Maximum speed ratio V _MAX Is selected as 2.25 and the gear ratio (= V _MAX / V
_MIN ) Is set to 5.0. The planetary gear mechanism 20 includes a first planetary gear set 21A and a second planetary gear set 21A.
The operation of the planetary gear set 21B and these planetary gear sets 21A and 21B is controlled.
Controlled first power transmission mechanism 22A and second power transmission mechanism 2
2B and a predetermined element of the second planetary gear set 21B are selected as fixed parts
And a fastening member 23 which is fixed in a fixed manner. The first planetary gear set 21A includes a toroidal-type continuously variable transmission 10
Sun gear 25 connected to the output shaft 18 of the
Connect a plurality of pinion gears 26 with each pinion gear 26
A planetary carrier 27 and a ring gear meshing with the pinion gear 26
Ring gear 28, and the ring gear 28 is a second planetary gear.
Output shaft 34 via planetary carrier 32 of gear set 21B
Are linked. The second planetary gear set 21B includes the toroidal-type continuously variable transmission 10.
Sun gear 30 connected to the output shaft 18 of the
Connect a plurality of pinion gears 31 with each pinion gear 31
Meshes with the planetary carrier 32 and each pinion gear 31
A ring gear 33 is provided. The first power transmission mechanism 22A is a pump of the first planetary gear set 21A.
Interposed between the planetary carrier 27 and a fixed part such as a housing
The clutch 35 is provided as a mounted fastening member. The second power transmission mechanism 22B is a toroidal-type continuously variable transmission 1
Sub-rotation connected to the 0 input shaft 12 via gears 36 and 37
The outer circumference of the tooth portion meshing with the shaft 38 and the gear 39 fixed to the shaft 38
Formed on the surface and coaxially with the output shaft 34 via the bearing 40
A rotating cylinder 41 rotatably supported, and the rotating cylinder 41 and
And between the ring gear 33 of the second planetary gear set 21B.
And a clutch 42 as a fastening member. The fastening member 23 is a ring gear 33 of the second planetary gear set 21B.
Brake 44 interposed between the housing and a fixed part such as a housing
It has. 45 is the output shaft 18 of the toroidal type continuously variable transmission 10.
The output disk 16 and the sun gear 25 of the first planetary gear set 21A
One way interposed between the space and a fixed part such as a housing
It is an clutch and rotates in the opposite direction of the input shaft 12 of the output shaft 18
Only, and prevents rotation in the same direction as the input shaft 12. Next, the operation of the first embodiment will be described. Now, the input shaft 12 is stopped and the toroidal stepless
When the transmission 10 is in the maximum deceleration position and the clutches 35 and 42
And the brake 44 is in the released state. In this state, the input shaft 12 starts rotating in a predetermined direction.
And the toroidal stepless speed change with the rotation of this input shaft 12.
The input disk 14 of the machine 10 has the same rotation speed in the same direction as the input shaft 12.
Rotate in degrees. At this time, the power roller 17 is
The input disk 14 rotates with the power roller 17
To the output disk 16 via the input shaft 12 in the opposite direction and
It is transmitted so as to rotate at a lower speed than the input shaft 12, and the output shaft 18
Are also rotated in the opposite direction to the input shaft 12 and at low speed. However
In this state, the clutches 35 and 42 and the brake 44
In the release state, and the first and second
The planetary gear sets 21A and 21B are planetary carriers 27 and 32 and
Since the ring gears 28 and 33 rotate freely, the sun gears 25 and 30
Even if it rotates, its rotational force is not transmitted to the output shaft 34.
In other words, the rotation stop state of the output shaft 34 is maintained. Only the clutch 35 is operated from the rotation stop state of the output shaft 34.
Moving to the fastened state, the first planetary gear
The planetary carrier 27 of the set 21A is fixed to the fixed part.
So that the ring gear 28 moves in the opposite direction to the output shaft 18.
Rotation starts, and the torque is applied to the second planetary gear set 21B.
The output shaft 34 is transmitted to the output shaft 34 via the
The first mode of the forward state where 34 rotates in the same direction as the input shaft 12
Is obtained. At this time, the toroidal-type continuously variable transmission 10
Large speed ratio V _MAX The gear ratio of the first planetary gear set 21A
Gear teeth 28 / sun gear 25 teeth)
If the ring gear 28 and therefore the output shaft 34
With the power roller 17 of the transmission 10 in the maximum speed-up position
Also rotates at a lower speed than the input shaft 2. In this first mode, the second planetary gear set 21B
Since the ring gear 33 is not fixed, no power transmission
The second planetary gear set 21B and the output shaft 1
Power is returned to toroidal continuously variable transmission 10 through 8
No power circulation condition occurs. And while maintaining the first mode, toroidal stepless
The speed increasing side of the transmission 10, that is, the power roller 17 is input at the left end.
When tilted away from the axis 12, according to the tilt
The rotation speed of the output shaft 18 increases, and the first play
The ring gear 28 of the star gear set 21A and the second planetary gear set 21B
The rotation speed of the planetary carrier 32 increases and the output shaft 34
The rotation speed increases, and as shown in FIG.
The speed ratio of the entire continuously variable transmission 1 increases. In this case,
2 planetary gear set 21B and gears 36, 37, 39 and 41
By selecting a predetermined value, the toroidal stepless
When the power roller 17 of the speed changer 10 reaches the maximum speed-up position
And the peripheral speed and input of the ring gear 33 of the second planetary gear set 21B.
Of the rotating cylinder 41 connected to the shaft 12 via the sub-rotating shaft 38
Match the peripheral speed at the connection with the clutch 42
Can be. Therefore, the power low of the toroidal type continuously variable transmission 10 is
Release the clutch 35 with the gear 17 in the maximum acceleration position.
By connecting the clutch 42 instead,
Synchronous change to the second mode
it can. In the second mode, the rotary drive of the input shaft 12 is apparently set.
Part of the power is transmitted to the auxiliary rotation shaft 38 via the gears 36 and 37.
The rotation driving force of the auxiliary rotation shaft 38 is transmitted to the gears 39 and 41 and the clutch.
To the ring gear 33 of the second planetary gear set 21B via the switch 42.
Directly transmitted, the ring gear 33 rotates in the same direction as the input shaft 12
And the other part of the rotational driving force of the input shaft 12 is toroidal.
Of the second planetary gear set 21B via the continuously variable transmission 10
Gear 30 and the sun gear 30 rotates in the opposite direction to the input shaft 12.
I do. At this time, the first planetary gear set 21A is
Are not fastened, the planetary carrier 24 is free.
-State and does not participate in power transmission. In this second mode, the ring of the second planetary gear set 21B is
The rotational driving force of the input shaft 12 is transmitted directly to the gear 33,
The gear 30 rotates the planetary carrier 32 by the ring gear 33.
Is rotated in the direction of deceleration.
A part of the rotational driving force is output by the pinion 31, sun gear 30, and output
Shaft 18, output disk 16, power roller 17, input disk
The input shaft 12 is returned to the input shaft 12 via the
Birth power regenerate state. At this time,
The rotation speed of the force shaft 34 is extremely smaller than the rotation speed of the input shaft 12.
Because it is not slow at the end, toroidal type continuously variable transmission 10
The power returned via the engine is transmitted to the input shaft 12 from the engine.
Equivalent to the power to be reduced. Then, from this state, the power of the toroidal type continuously variable transmission 10 is changed.
When the roller 17 is tilted to the deceleration side,
The rotation speed of the force disk 16 and thus the output shaft 18 is reduced,
Of the sun gear 30 of the planetary gear set 21B
Then, the rotation speed of the planetary carrier 32 increases by this amount,
The rotation speed of the output shaft 34 also increases, and the toroidal stepless transmission
The speed ratio of the entire device 1 also increases as shown in FIG. this
Therefore, the trojan from the sun gear 30 of the second planetary gear set 21B
Power transmitted to input shaft 12 via dull-type continuously variable transmission 10
Becomes smaller. In addition, tilt the power roller 17 to the deceleration side to reduce the maximum
When it reaches the position, as shown in FIG.
The reduction ratio of the step transmission 10 is the minimum value V _MIN And accordingly
Rotational speed of planetary carrier 32 of second planetary gear set 21B
The degree increases. And the power of the toroidal continuously variable transmission 10
When the roller 17 is at the maximum deceleration position, the rotation speed of the output shaft 34
Degree becomes almost equal to the rotation speed of the input shaft 12, and the entire transmission
In the case of Fig. 2 where the speed ratio of
Uses a toroidal continuously variable transmission 10 with a station speed ratio of "5.0".
As a result, a continuously variable transmission having a speed ratio of “9.0” can be obtained. Therefore, in the second mode, the toroidal stepless speed change
With the power roller 17 of the machine 10 in the maximum
Transmission power ratio of toroidal type continuously variable transmission 10, that is, toroidal type
Divide the power passing through the continuously variable transmission 10 by the power applied to the input shaft 12.
The value of the input shaft 12 in the first mode as shown in FIG.
All of the rotational driving force of the
1.0, which is equal to the transmission power ratio when
The power loss of the toroidal continuously variable transmission 10
Roller 17 is tilted to the reduction side, and the toroidal stepless transmission is
1 If the overall speed ratio is increased, the speed ratio
As a result, the transmission power ratio of the toroidal type continuously variable transmission 10 decreases,
The power roller 17 of the toroidal continuously variable transmission 10 has the maximum deceleration
And the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 1 is 1.
When it reaches 0, the transmission of the toroidal-type continuously variable transmission 10
Power ratio reduced to about 11% of the transmission power ratio in the first mode
I do. Usually, transmissions used for vehicles, especially automobiles, are small and lightweight.
As well as being required to have sufficient durability,
When shifting with only the toroidal type continuously variable transmission 10,
The gear ratio cannot be set too high, and power transmission
The maximum efficiency is about 90-95%, but
In the first embodiment, the maximum speed of the toroidal continuously variable transmission 1 is set.
The power that passes through the toroidal type continuously variable transmission 10 at the time of the power ratio is the full power
Of the provisional toroidal continuously variable transmission 10
Even if the power transmission efficiency is 90%, the toroidal stepless
The power loss in the transmission 10 is only 1.1% of the total power
become. Therefore, the use of highly efficient planetary gearing and
Normal manual operation in the frequently used second mode
High efficiency close to that of a transmission is obtained, and a large gear ratio range is continuously
Continuously variable driving that operates at high engine speed with high fuel efficiency
Achieves better fuel economy than manual transmissions due to the addition of speed effect
Can be achieved. Also frequently used for vehicles
The power passing through the toroidal continuously variable transmission 10 in the second mode
Small size increases the life of toroidal continuously variable transmission 10
There are advantages too. Further, the clutches 35 and 42 are disengaged from the stopped state.
When the brake 44 is actuated, the second planetary gear set
21B ring gear 33 will be fixed to the fixed part,
The torque from the output shaft 18 of the toroidal continuously variable transmission 10
Is transmitted to the sun gear 30 of the second planetary gear set 21B.
And the planetary carrier 32 and therefore the output shaft 34
It rotates in the same direction, that is, in the opposite direction to the input shaft 12, and
A retreat mode can be set. In this retreat mode, as in the first mode, the
All of the torque transmitted to the force shaft 12 is a toroidal steplessly variable
Will be transmitted through the gearbox 10 and a part of the transmitted power
There is no power circulation that returns the power to the input shaft 12. In the first embodiment, the toroidal type continuously variable transmission is used.
Output disk 16 and first planet at output shaft 18 of machine 10
A one-way clutch 45 is provided between the gear set 21A and the fixed part.
The output shaft 18 rotates in the same direction as the input shaft 12 because
Turning is prevented. This is a toroidal steplessly variable
The speed machine 10 adjusts the rolling direction of the power roller 17
The principle of shifting by controlling the angular velocity component
The rotation direction of the output disk 16 is reversed because it is used.
, The speed change operation will be the reverse of the intended operation.
To prevent loss of control.
is there. By the way, the one-way clutch 45 is not interposed
Assuming that the vehicle starts uphill as the first mode
When the torque of the output shaft 34 is insufficient when the vehicle
And the output shaft 34, the first planetary gear set
Via output shaft 18 of 21A and toroidal continuously variable transmission 10
The output disk 16 is transmitted to the output disk 16 and the output disk 16 is
And the power roller 17 is tilted.
The direction is opposite to the intended direction. The same is the third
This also applies to the case of starting downhill in the reverse mode
You. As in the first embodiment, the one-way clutch 45
Between the output disk 16 of the output shaft 18 and the first planetary gear set 21A
In the same direction as the input shaft 12 of the output disk 16
The gear can not be shifted in the reverse direction to the intended direction.
Prevents the vehicle from skidding behind due to a failure to start on a slope.
Can be stopped. Also, this one way clutch 45
The clutch 35 is arranged on the output side of the
The reverse rotation driving force of the output shaft 34 at the time of starting failure
35 will be partially absorbed, so
The reverse rotational force applied to the switch 45 can be reduced,
Drag torque as a small one-way clutch 45
Power consumption, power loss, and cost
can do. One-way clutch 45, clutch
The engagement is released by releasing 35. In addition, the one-way clutch 45 includes the output shaft 18 and the fixed portion.
Not only when provided between the output disk 16 and the fixed part
Between the input disk 14 and the fixed part, and fixed to the input shaft
It may be arranged at any part between the unit and the unit. Further, in the first embodiment, the first power transmission mechanism is provided.
As 22A, the planetary carrier of the first planetary gear set 21A
When clutch 35 is interposed between 27 and fixed part
As described above, instead of this, as shown in FIG.
Fix the planetary carrier 27 of the star gear set 21A to the fixed part.
Of the ring gear 28 and the second planetary gear set 21B.
The clutch 35 is interposed between the spoiler 32
However, the same operation and effect as in the first embodiment can be obtained.
it can. Further, as the first planetary gear set 21A, a single pinion
It is not limited to the ON type, as shown in FIG.
It is also possible to apply a double pinion type planetary gear
In this case, there is a crack between the ring gear 28 and the fixed part.
A planet that interposes a pin 35 and connects two sets of pinions 26
Tally carrier 27 is connected to planetary gear of second planetary gear set 21B.
If it is connected to the carrier 32, it is the same as the first embodiment.
Various operational effects can be obtained. Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
You. This second embodiment includes a first planetary gear set 21A and a second planetary gear set 21A.
The arrangement relationship of the planetary gear set 21B is opposite to that of the first embodiment.
And as both planetary gear sets 21A and 21B
The first planetary gear set employs a lupinion type planetary gear.
Planetary carrier 2 connecting two sets of pinions 26 of 21A
7 is directly connected to the output shaft 34 and the second planetary gear
Connected to the ring gear 33 of the gear set 21B,
A shake that constitutes the first power transmission mechanism 22A between the fixed portion and the fixed portion.
The second planetary gear set 21B is provided with two
Planetary carrier 32 connecting on 31 is toroidal
The bearing 51 coaxially moves with the output shaft 18 of the continuously variable transmission 10.
The gear 52 is fixed to the designated gear 52 so that it can rotate freely.
Can be freely rotated by bearing 53 coaxially with sub-rotating shaft 38
The gear 54 supported by the gear is meshed with the gear 54 and the auxiliary rotation shaft.
And a clutch 5 constituting a second power transmission mechanism 22B between the clutch 5
5 is interposed, and a third movement is provided between the gear 54 and the fixed portion.
A clutch 56 constituting the force transmission mechanism 23 is interposed.
Here, the ratio of the number of teeth of the second planetary gear set 21B, the teeth of the gears 52 and 54
The number ratio and the gear ratio of the gears 36 and 37 activate the brake 50
And the power roller 17 of the toroidal continuously variable transmission 10
When the large acceleration position is set, the relative speed of the clutch 55 becomes zero.
It has been selected to be. According to the second embodiment, the brake 50 is brought into the operating state.
Then, the ring gear 28 of the first planetary gear set 21A is fixed.
Therefore, the planetary carrier 27 is in the opposite direction to the output shaft 18, that is,
Rotates in the same direction as the input shaft 12 and the output shaft 34 also in the same direction as the input shaft 12
To obtain the first mode. In the first mode, the power of the toroidal-type continuously variable transmission 10 is changed.
When the roller 17 is tilted to the maximum acceleration position,
Since the relative speed of the switch 55 becomes zero, the brake 50
And the clutch 55 to the engaged state at the same time.
Then, the rotational driving force of the input shaft 12 is changed to the gears 36 and 37,
8. Second planetary gear set via clutch 55 and gears 54, 52
Toroidal CVT 1 on planetary carrier 32 of 21B
Directly without passing through 0, this is in the same direction as the input shaft 12.
Synchronous change to the rotated second mode
Can be. Further, when only the clutch 56 is engaged, the second
The planetary carrier 32 of the planetary gear set 21B is fixed.
The ring gear 33 is the output shaft of the toroidal type continuously variable transmission 10.
18 will rotate in the same direction as the input shaft 12, that is, in the opposite direction to the input shaft 12.
The rotation force is the planetary gear of the first planetary gear set 21A.
Is transmitted to the output shaft 34 via the carrier 27, and the output shaft 34 is input.
Rotated in the opposite direction to axis 12 to get the retreat mode
You. Also in the second embodiment, in the first mode,
All the power applied to the input shaft 12 is toroidal steplessly variable
To the output shaft 34 via the transmission 10 and the first planetary gear set 21A.
Reached and in the second mode applied to the input shaft 12
Power is output via the auxiliary rotation shaft 38 and the second planetary gear set 21B.
The power is transmitted to the power shaft 34, and a part of the power is transmitted to the second planetary gear set 21B.
And returned to the input shaft 12 via the toroidal type continuously variable transmission 10.
Inverse Power Regeneration
In reverse mode, the power applied to the input shaft 12
Of the toroidal continuously variable transmission 10 and the second planetary gear
The power is transmitted to the output shaft 34 via the set 21B. Therefore, before
As in the first embodiment, the toroidal type in the second mode
Improve vehicle fuel economy by reducing power loss in the step transmission 10.
Can be planned. Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
You. In the third embodiment, the input shaft 12 and the toroidal
The output shaft 18 of the machine 10 is separated and arranged in parallel with each other,
The input shaft 12 and the pressurizing mechanism 13 are connected via gears 60 and 61.
And the bearing 15 that supports the pressure mechanism 13
The bearing 19 that supports the force shaft 18 is outside the bearing 19
The input shaft 12
Is applied to the second power transmission mechanism 22B.
The second planetary gear set 21B is reset via the latch 62 and the gear 63.
Gear 63 and the gear 63 and the housing etc.
The third power transmission mechanism 23 and the
H is interposed, and the output shaft 34 is connected via gears 65 and 66.
Except for being connected to the final output shaft 67,
It has the same configuration as that of the first embodiment, and the portions corresponding to FIG.
The same reference numerals are given and the detailed description is omitted. According to the third embodiment, the first power transmission mechanism 22A
By setting only the clutch 35 to the engaged state,
The rotational driving force applied to the force shaft 12 is transmitted via gears 60 and 61.
It is transmitted to the pressure mechanism 13 of the toroidal
Via force disk 14, power roller 17 and output disk 16
Is transmitted to the output shaft 18, and the output shaft 18 is the same as the input shaft 12.
Rotate in the direction. And the planetary gear set of the first planetary gear set 21A
Since the tally carrier 27 is fixed, the ring gear 28
It rotates in the opposite direction to the input shaft 12 and its rotational force is
Transmission to the output shaft 34 via the planetary carrier 32 of the vehicle set 21B
And transmitted to the final output shaft 67 via gears 65 and 66.
And the final output shaft 67 rotates in the same direction as the input shaft 12.
The first mode is obtained by being rolled. From the first mode, the power of the toroidal-type continuously variable transmission 10 is changed.
By setting the roller 17 to the maximum speed increase position, the input shaft 12
And the teeth connected to the ring gear 33 of the second planetary gear set 21B
The relative rotational speed of the clutch 62 interposed between the vehicle 63 and the vehicle 63 is zero.
When the clutch 35 is disengaged in this state,
Sometimes, the clutch 62 is brought into the engaged state, so that the input shaft 12
The rotational driving force applied to the
And transmitted to the ring gear 33 of the second planetary gear set 21B.
The driving gear 33 is driven to rotate in the direction opposite to the input shaft 12, and
Gear 30 is rotating in the same direction as the input shaft 12,
The gear ratio of the planetary gear set 21B of No. 2 and the gear ratio of the gears 60, 61, 63
The planetary carrier 32 can be
It is driven to rotate in the opposite direction to the force shaft 12, and its rotational driving force is output
Transmitted to final output shaft 67 through shaft 34, gears 65 and 66
Therefore, the final output shaft 67 rotates in the same direction as the input shaft 12, and
A part of the rotational driving force transmitted to the ring gear 33 is
Sun gear 30 of planetary gear set 21B, output shaft 18, no toroidal type
Returned to the input shaft 12 via the step transmission 10 and the gears 61 and 60
2nd mode to enter inverse power regenerate state
Move to When only the clutch 64 is engaged, the second idle
The ring gear 33 of the star gear set 21B is fixed to the fixed part.
The planetary carrier 32 is a toroidal continuously variable transmission 10
Rotates in the same direction as the output shaft 18 of the
The rotation force is finally transmitted through the output shaft 34 and the gears 65 and 66.
The final output shaft 67 is transmitted to the output shaft 67 and is
It is driven to rotate in the direction and shifts to the reverse mode. Also in the third embodiment, the first mode and the third mode are used.
In all cases, the rotational drive force applied to the input shaft 12
Through the dull-type continuously variable transmission 10 and the planetary gear sets 21A and 21B
Since the power is transmitted to the final output shaft 67, power
And in the second mode, the second planetary gear set
Part of the rotational driving force transmitted to 21B
The input through the idal type continuously variable transmission 10 and the gears 61 and 60
Since it is returned to the force shaft 12, the Troy is similar to the first embodiment.
Reduce power loss in the dull-type continuously variable transmission 10 to reduce fuel consumption
Can be improved. Further, in the third embodiment,
The input disk 14 of the toroidal type continuously variable transmission 10
And a power output
The toroidal type steplessly changes with the bearing 19 supporting the disc 16
Because it is gathered on one side of the gearbox 10, the input disk 14 and
The thrust loads on the output disk 16 in opposite directions
They act on both bearings and cancel them out.
The advantage is that the load on the housing is reduced.
In addition, the rotation direction of the output shaft 34 is opposite to that of the input shaft 12.
And inverted with the input shaft 12 by a pair of gears 65 and 66.
Direction and the gear ratio of both gears 65 and 66.
The final output shaft 67 rotation speed to the desired value.
There are advantages that can be. Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
You. In the fourth embodiment, a toroidal type continuously variable transmission 10 and a planetary
The gear mechanism 20 and the toroidal
The gear 70 can rotate integrally with the output disk 16 of the continuously variable transmission 10.
Gear 71, which has a gear 71 that meshes with this gear 70
A gear 72 to which the output shaft 18 is connected and which is fixed to the input shaft 12
The rotating cylinder 73 having the toothed portion 73a meshing with the
The ring of the rotating cylinder 73 and the second planetary gear set 21B is
Clutch 7 as the second power transmission mechanism 22B between the gears 33
4 and the ring gear of the second planetary gear set 21B.
Power transmission mechanism between the fixed parts such as the gear 33 and the housing
The clutch 75 as 23 is interposed, and the second planetary teeth
Output shaft 34 connected to planetary carrier 32 of vehicle set 21B
Is connected to the final reduction gear 77a of the final reduction gear 77 via the gear 76.
Except for this, the configuration is the same as that of the first embodiment.
And the same parts as those in FIG.
Detailed description is omitted. According to the fourth embodiment, only the clutch 35 is engaged.
The planetary gear set of the first planetary gear set 21A.
Since the recarrier 27 is fixed to the fixing portion, the ring gear 28
Rotates in the direction opposite to the output shaft 18, that is, in the direction opposite to the input shaft 12.
Planetary carrier 3 of the second planetary gear set 21B
2 to the output shaft 34 and further through the gear 76
This is transmitted to the final reduction gear 77a of the final reduction gear 77, and this final reduction
The gear 77a is driven to rotate in the same direction as the input shaft 12, and the first motor
Code is obtained. In the first mode, the toroidal type continuously variable transmission is provided.
By setting the 10 power rollers 17 to the maximum acceleration position,
The relative rotational speed of the clutch 74 becomes zero.
Clutch 35 in the disengaged state and clutch 74 in the engaged state
State, the rotational driving force applied to the input shaft 12 is
The second model directly transmitted to the ring gear 33 of the planetary gear set 21B
Move to mode. Further, when only the clutch 75 is engaged, the second
The ring gear 33 of the planetary gear set 21B is fixed to the fixed part.
So that the planetary carrier 32 is in the same direction as the output shaft 18 immediately.
That is, it rotates in the same direction as the input shaft 12, and the final reduction gear of the differential 77
When the car 77a rotates in the opposite direction to the input shaft 12, the reverse mode is obtained.
It is. Therefore, also in the fourth embodiment, the first mode
And in the third mode, the rotational driving force applied to the input shaft 12
Is transmitted through the toroidal type continuously variable transmission 10, and
Drive force exceeding the rotational drive force of a toroidal continuously variable transmission
No effect on 10 and in the second mode the input
The rotational driving force applied to the shaft 12 is directly transmitted to the second planetary gear set 21.
B, a part of which is transmitted to the toroidal-type continuously variable transmission 10.
Inverse power regenerator returned to input shaft 12
Rotation through the toroidal type continuously variable transmission 10.
The driving force must not exceed the rotational driving force applied to the input shaft 12.
The power loss in the toroidal-type continuously variable transmission 10.
To prevent damage and seizure of the toroidal type continuously variable transmission.
Can be stopped, and fuel efficiency can be improved.
And toroidal continuously variable transmission 10 and planetary gear mechanism
20 are arranged in parallel, reducing the overall length of the transmission.
And the input side of the output shaft 34 and the input shaft 12
The force side is in the same direction and the rotation direction is opposite
Drives the gear 77a of the final reduction gear 77 directly from the output shaft 34.
Front-wheel drive of a horizontal engine
It can be miniaturized for motor vehicles, and
High-efficiency, continuously variable, compatible with dynamic and automatic transmissions
There is an advantage that a speed device can be configured. In each of the above embodiments, the input shaft 12 and the
When power is transmitted to and from the running shaft via gears,
However, the present invention is not limited to this.
Other power transmission mechanisms such as friction wheels and friction wheels
When the chain is applied, the third embodiment and
In the fourth embodiment, the rotation direction of the output shaft 34 is reversed.
Except for this, the same operation and effect can be obtained. In each of the above embodiments, all of the toroidal type
The input disk 14 and the output disk 16 are used as a step transmission.
One set of single-cavity toroidal-type continuously variable transmission
10 has been described, but two sets of input
Disk 14 and output disk 16 are mechanically arranged in parallel.
Apply a toroidal type continuously variable transmission with a bull cavity type
You can also. Further, in each of the above embodiments, the first power transmission device
Simply tighten the clutch of the structure 22A and the third power transmission mechanism 23
Although the description has been given of the state and the non-fastened state,
They can also be used as starting clutches. [Effects of the Invention] As described above, according to the present invention, the first power
When the transmission mechanism is activated,
All of the rotational driving force is the toroidal type continuously variable transmission and the first
The second power transmission is transmitted to the output shaft through the planetary gear set of
When the delivery mechanism is activated, it is applied to the input shaft.
The rotational driving force is transmitted directly to the second planetary gear set,
Shift state of toroidal continuously variable transmission from planetary gear set 2
Is transmitted to the output shaft in accordance with
Input from a planetary gear set through a toroidal-type continuously variable transmission
Rotated back to the shaft side but passing through a toroidal continuously variable transmission
The driving force must exceed the rotational driving force applied to the input shaft.
Power loss in toroidal continuously variable transmission
The use of a highly efficient planetary gear set
Together, high efficiency close to that of a normal manual transmission can be obtained.
Continuously change the large gear ratio range to improve fuel efficiency.
Manual operation with the effect of continuously variable transmission that operates at the engine speed
It is possible to achieve better vehicle fuel efficiency than a transmission.
Low rotational driving force through the toroidal continuously variable transmission
Therefore, it is possible to extend the life of the toroidal type continuously variable transmission.
And there is no restriction on the rotational driving force from the prime mover.
And can fully utilize the capabilities of the prime mover
And the like.

【図面の簡単な説明】第１図はこの発明の第１実施例を示す概略構成図、第２
図は変速装置全体の速度比とトロイダル形無段変速機の
速度比との関係を示すグラフ、第３図は変速装置全体の
速度比とトロイダル形無段変速機の伝達動力比との関係
を示すグラフ、第４図及び第５図は夫々第１実施例の変
形例を示す概略構成図、第６図はこの発明の第２実施例
を示す概略構成図、第７図はこの発明の第３実施例を示
す概略構成図、第８図はこの発明の第４実施例を示す概
略構成図、第９図は従来例を示す概略構成図である。図中、１はトロイダル形無段変速装置、10はトロイダル
形無段変速機、12は入力軸、14に入力ディスク、16は出
力ディスク、17はパワーローラ、18は出力軸、20は遊星
歯車機構、21Aは第１の遊星歯車組、21Bは第２の遊星歯
車組、22Aは第１の動力伝達機構、22Bは第２の動力伝達
機構、23は第３の動力伝達機構、25,30はサンギヤ、26,
31はピニオンギヤ、27,32はプラネタリキャリア、28,33
はリングギヤ、34は出力軸、35,42,55,56,62,64,74,75
はクラッチ、38は副回転軸、44,50はブレーキである。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a schematic diagram showing a first embodiment of the present invention, and FIG.
FIG. 3 is a graph showing the relationship between the speed ratio of the entire transmission and the speed ratio of the toroidal continuously variable transmission. FIG. 3 is a graph showing the relationship between the speed ratio of the entire transmission and the transmission power ratio of the toroidal continuously variable transmission. FIGS. 4 and 5 are schematic diagrams showing a modification of the first embodiment, FIG. 6 is a schematic diagram showing a second embodiment of the present invention, and FIG. FIG. 8 is a schematic configuration diagram showing a third embodiment, FIG. 8 is a schematic configuration diagram showing a fourth embodiment of the present invention, and FIG. 9 is a schematic configuration diagram showing a conventional example. In the figure, 1 is a toroidal type continuously variable transmission, 10 is a toroidal type continuously variable transmission, 12 is an input shaft, 14 is an input disk, 16 is an output disk, 17 is a power roller, 18 is an output shaft, and 20 is a planetary gear. Mechanism, 21A is a first planetary gear set, 21B is a second planetary gear set, 22A is a first power transmission mechanism, 22B is a second power transmission mechanism, 23 is a third power transmission mechanism, 25, 30 Is sun gear, 26,
31 is a pinion gear, 27 and 32 are planetary carriers, 28 and 33
Is a ring gear, 34 is an output shaft, 35, 42, 55, 56, 62, 64, 74, 75
Is a clutch, 38 is an auxiliary rotating shaft, and 44 and 50 are brakes.

フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.⁶，ＤＢ名) F16H 37/02 F16H 15/38 Continued on front page (58) Field surveyed (Int.Cl. ⁶ , DB name) F16H 37/02 F16H 15/38

Claims

(57) [Claims] In a toroidal type continuously variable transmission having a toroidal type continuously variable transmission in which a power roller is tiltably rotatably connected between an input disk and an output disk, and a planetary gear mechanism connected to the output disk, The planetary gear mechanism includes first and second planetary gear sets each having a sun gear connected to the output disk, and a predetermined element of the first planetary gear set, and a rotational force in a direction opposite to the output disk. And a first power transmission mechanism for selectively taking out and transmitting to the second planetary gear set and the output shaft; and a predetermined element of the second planetary gear set connected to the input disk and the output disk. A second power transmission mechanism for selectively taking out a rotational force in a reverse direction and transmitting the torque to the output shaft. 2. The first power transmission mechanism includes a fastening member interposed between a planetary carrier of the first planetary gear set and a fixing portion, a ring gear of the first planetary gear set, and a planetary of the second planetary gear set. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1, further comprising a connecting portion that connects the carrier and the output shaft. 3. The first power transmission mechanism includes: fixing means for fixing the planetary carrier of the first planetary gear set to a fixing portion;
A coupling member interposed between the ring gear of the planetary gear set and the planetary carrier of the second planetary gear set, and a connecting part for connecting the planetary carrier and the output shaft of the second planetary gear set. 3. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1. 4. The first planetary gear set is configured as a double pinion type, and the first power transmission mechanism includes a fastening member interposed between a ring gear and a fixed portion of the first planetary gear set,
2. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1, further comprising: a planetary carrier of the planetary gear set, and a connecting portion that connects the planetary carrier and the output shaft of the second planetary gear set. 5. The toroidal-type continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 4, wherein the second power transmission mechanism includes a fastening member that connects a ring gear of the second planetary gear set and an input disk. 6. The first and second planetary gear sets are each configured as a double pinion type, and the first power transmission mechanism includes a fastening member interposed between a ring gear and a fixed portion of the first planetary gear set; Planetary carrier of the first planetary gear set, second
2. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1, further comprising a connecting portion that connects the ring gear and the output shaft of the planetary gear set. 7. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 6, wherein the second power transmission mechanism includes a fastening member that connects between the planetary carrier of the second planetary gear set and the input disk.