JP3630131B2

JP3630131B2 - Automatic transmission input rotation transmission mechanism

Info

Publication number: JP3630131B2
Application number: JP2001325049A
Authority: JP
Inventors: 良三平工; 晋小林
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2001-05-14
Filing date: 2001-10-23
Publication date: 2005-03-16
Anticipated expiration: 2021-10-23
Also published as: JP2003035353A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジン等の原動機からの回転をトルク増大して、また所要に応じそのままで、無段変速機を含む自動変速機に入力するための自動変速機の入力回転伝動機構に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動変速機は通常、その前段におけるエンジンのトルクを増大して入力するよう伝動系にトルクコンバータを具えるのが普通である。
【０００３】
例えば本願出願人が「エクストロイドＣＶＴ」の商品名で実用中のトロイダル型無段変速機について、自動変速機における従来の入力回転伝動機構を説明すると、これは図１３に示すごときものであった。
先ず伝動経路の概略を説明するに、エンジン（原動機）１からの回転はトルクコンバータ２および変速機入力軸３を経て前後進切り換え機構４に伝達される。
【０００４】
この前後進切り換え機構４は、Ｄレンジでの前進走行時においては前進クラッチ４ａを締結されてトルクコンバータ２からのエンジン回転をそのまま伝達し、Ｒレンジでの後進走行時においては後進ブレーキ４ｂを締結されてトルクコンバータ２からのエンジン回転を減速、逆転下に伝達し、Ｐ，Ｎレンジでの駐停車時においては前進クラッチ４ａおよび後進ブレーキ４ｂの双方を解放されてトルクコンバータ２からのエンジン回転を後段に伝達しなくする。
【０００５】
前後進切り換え機構４の後段には、２個のトロイダル伝動ユニット（フロント側トロイダル伝動ユニット５およびリヤ側トロイダル伝動ユニット６）を、後述のごとく同軸背中合わせに配置して設ける。
これらトロイダル伝動ユニット５，６はそれぞれ、入力ディスク７と、これに同軸に対向配置した出力ディスク８と、対応する入出力ディスク７，８間に介在させた一対ずつのパワーローラ９とを具えた同様な構成とする。
【０００６】
両トロイダル伝動ユニット５，６は、それぞれの出力ディスク８が背中合わせになるよう同軸に配置し、この配置に当たっては、それぞれの入力ディスク７を主軸１０に回転係合させて前後進切り換え機構４からの回転が共通に入力されるようになし、それぞれの出力ディスク８を主軸１０上に回転自在に支持する。
また両出力ディスク８は中空出力軸１１を介して相互に一体結合し、この中空出力軸１１上に出力歯車１２を固設する。
【０００７】
出力歯車１２は、カウンターシャフト１３の前端におけるカウンターギヤ１４に噛合させ、カウンターギヤ１４の後端を出力歯車組１５を経て、主軸１０の後方へ同軸配置した変速機出力軸１６に駆動結合させる。
【０００８】
前後進切り換え機構４からの回転は両入力ディスク７へ共通に伝達され、入力ディスク７の回転は対応するパワーローラ９を介して出力ディスク８に達し、この回転が共通な出力歯車１２から、これに噛合するカウンターギヤ１４およびカウンターシャフト１３、並びに出力歯車組１５を順次経て変速機出力軸１６から取り出される。
【０００９】
変速に際しては、パワーローラ９を自己の回転軸線が入出力ディスク７，８の回転軸線と交差する中立位置から同期して同位相で（同じ変速方向に）オフセットさせると、パワーローラ９が回転時の分力によりパワーローラ回転軸線と直交する首振り軸線周りに同期して同位相で傾転され、これにより入出力ディスク７，８に対するパワーローラ９の接触軌跡円弧径が連続的に変化して所定の無段変速を行うことができる。
なお変速比が指令変速比になったところで、パワーローラ９を上記オフセットが０の初期ストローク位置に戻すことで、パワーローラ９の自己傾転は行われなくなり指令変速比を保つことができる。
【００１０】
一方でトルクコンバータ２は、入力要素としてのポンプインペラ２ａ、出力要素としてのタービンランナ２ｂ、およびワンウェイクラッチ２ｆ上に乗せた反力要素としてのステータ２ｃを具え、エンジン駆動されるポンプインペラ２ａから遠心力を受けた作動流体がタービンランナ２ｂに衝突した後ステータ２ｃを経てポンプインペラ２ａに戻る間、ステータ２ｃによる反力下でタービンランナ２ｂをトルク増大しつつ、またトルク変動吸収下に流体駆動し、タービンランナ２ｂから変速機入力軸３にエンジントルクを伝達する。
【００１１】
そしてトルクコンバータ２はロックアップクラッチ２ｄを具え、上記のトルク増大機能およびトルク変動吸収機能が不要な低負荷、高回転時はロックアップクラッチ２ｄの締結により入出力要素２ａ，２ｂ間を直結し、これによりエンジン１の回転をそのまま変速機入力軸３に伝達して伝動効率を高める工夫がなされている。
トルクコンバータ２の当該ロックアップ状態での伝動中におけるトルク変動を吸収し得るようにするため、ロックアップクラッチ２ｄの締結時における伝動経路中にダンパー２ｅが挿置されている。
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
ところでトルクコンバータ２は上記の通りロックアップ式にしたとしても、ロックアップクラッチ２ｄが解放されている非ロックアップ状態（コンバータ状態）では、入力要素２ａから出力要素２ｂへの動力伝達を流体を介して行うため、これら入出力要素２ａ，２ｂ間でスリップを発生して伝動効率が悪くなるという問題から逃れることができない。
【００１３】
かといって、トルクコンバータ２に代え電磁クラッチを用いたのでは、トルクコンバータ２において有用だったトルク増大機能が得られず、発進性能の低下を含めた動力性能の悪化を生ずる。
【００１４】
請求項１に記載の第１発明は、トルクコンバータや電磁クラッチを用いる必要のない構成として上記の問題を回避し得るようにし、それでいてトルク増大機能は確実に確保できるような自動変速機の入力回転伝動機構を提案することを主たる目的とする。
【００１５】
第１発明は更に、上記トルクコンバータや電磁クラッチに代わる構成部分を、軸の新たな追加なしに自動変速機に組み込み得るようにした自動変速機の入力回転伝動機構をも提案することを目的とする。
【００１６】
第１発明は更に加えて、上記トルクコンバータや電磁クラッチに代わる構成部分の制御を簡単にし得るようにすると共に、トルクコンバータのロックアップ制御システムをそのまま流用して当該制御を行い得るようにした自動変速機の入力回転伝動機構をも提案することを目的とする。
【００１７】
また請求項２に記載の第２発明は、第１発明とは異なる構成により同様の作用効果が達成されるようにした自動変速機の入力回転伝動機構を提案することを目的とする。
【００１８】
請求項３に記載の第３発明は、第１発明または第２発明における作用効果を達成するのに、従前のトルクコンバータにおけるスタータの取付けに用いられていたワンウェイクラッチをそのまま流用して当該作用効果を達成し得るようにした自動変速機の入力回転伝動機構を提案することを目的とする。
【００１９】
【課題を解決するための手段】
これらの目的のため、第１発明による自動変速機の入力回転伝動機構は、
原動機からの回転をトルク増大して、また所要に応じそのまま、自動変速機の変速機ケースに固定した中空固定軸内の入力軸を経て自動変速機に入力するための入力回転伝動機構において、
自動変速機の前段に、前記原動機からの回転を減速して自動変速機に入力する低速段および原動機からの回転をそのまま自動変速機に入力する直結段を有する副変速機を具え、
該副変速機に単純遊星歯車組を設け、該単純遊星歯車組のキャリアを変速機の入力軸に接続し、サンギヤおよびリングギヤの一方に前記原動機からの回転を伝達するよう接続し、リングギヤおよびサンギヤの他方を、前記中空固定軸に取り付けたワンウェイクラッチにより原動機と逆方向に回転不能にすることで前記低速段選択状態となって前記トルク増大作用と同様の作用が得られるように構成し、
単純遊星歯車組の前記３要素のうち任意の２要素を高速段選択クラッチにより相互に結合すると共にリングギヤおよびサンギヤの前記他方を前記ワンウェイクラッチの解放により原動機と同方向に回転可能にすることで前記直結段選択状態が得られるよう構成し、
前記高速段選択クラッチを前記自動変速機からの 1 系統油路により締結・解放するよう構成したことを特徴とするものである。
【００２０】
第２発明による自動変速機の入力回転伝動機構は、第１発明において、
前記副変速機に前記単純遊星歯車組の代わりにダブルピニオン型遊星歯車組を設け、
該ダブルピニオン型遊星歯車組のリングギヤを前記入力軸に接続し、サンギヤおよびキャリアの一方に前記原動機からの回転を伝達するよう接続し、サンギヤおよびキャリアの他方を前記ワンウェイクラッチにより原動機と逆方向に回転不能にすることで前記低速段選択状態となって前記トルク増大作用と同様の作用が得られるように構成し、
ダブルピニオン型遊星歯車組の前記３要素のうち任意の２要素を前記高速段選択クラッチにより相互に結合すると共にサンギヤおよびキャリアの前記他方を前記ワンウェイクラッチの解放により原動機と同方向に回転可能にすることで前記直結段選択状態が得られるよう構成したことを特徴とするものである。
【００２１】
第３発明による自動変速機の入力回転伝動機構は、第１発明または第２発明において、
前記ワンウェイクラッチのインナレースを前記中空固定軸に固定し、アウタレースを、該ワンウェイクラッチで原動機と逆方向に回転不能にすべき要素に接続したことを特徴とするものである。
【００２２】
【発明の効果】
第１発明においては、自動変速機の前段に副変速機を設け、これをトルクコンバータの代わりに用いるから、トルクコンバータを用いた場合における伝動効率に関した問題を解消することができる。
しかも、副変速機を減速段である低速段選択状態にしておくことで、トルクコンバータのトルク増大機能と同様の作用が得られ、電磁クラッチを用いた場合における動力性能に関した問題も生ずることがない。
【００２３】
なお発進に際しては、副変速機の後段における自動変速機を中立状態から動力伝達状態にする摩擦要素を締結進行制御することにより発進制御を行うことになるが、この場合でも副変速機の低速段選択状態は当該発進用摩擦要素の入力回転を低下させることとなって、その締結進行制御を行い易くし得ると共に耐久性を向上させることができる。
【００２４】
加えて第１発明においては、上記の副変速機を以下の構成にするため、
つまり、単純遊星歯車組を設け、そのキャリアを変速機の入力軸に接続し、サンギヤおよびリングギヤの一方に原動機からの回転を伝達するよう接続し、
リングギヤおよびサンギヤの他方をワンウェイクラッチにより原動機と逆方向に回転不能にすることで低速段選択状態となって前記トルク増大作用と同様の作用が得られるように構成し、
単純遊星歯車組の上記３要素のうち任意の２要素を高速段選択クラッチにより相互に結合すると共にリングギヤおよびサンギヤの上記他方を上記ワンウェイクラッチの解放により原動機と同じ方向へ回転可能にすることで直結段選択状態が得られるよう構成したため、
トルクコンバータや電磁クラッチに代えて用いる副変速機を、軸の新たな追加なしに小型のまま自動変速機に組み込むことができる。
【００２５】
更に第１発明においては、リングギヤおよびサンギヤの上記他方を低速段選択時に原動機と逆方向に回転不能にしたり、高速段選択時に原動機と同じ方向に回転可能にするのにワンウェイクラッチを用い、併せて、高速段選択クラッチを自動変速機からの 1 系統油路により締結・解放するよう構成したから、
上記の構成を採用した場合において、副変速機におけるリングギヤおよびサンギヤの上記他方を原動機と逆方向に回転不能にしたり、原動機と同じ方向に回転可能にする制御を簡単にし得ると共に、従来よりあるトルクコンバータのロックアップ制御システムをそのまま流用して当該制御を行うことができ、大いに経済的である。
しかも上記のワンウェイクラッチを、変速機入力軸が挿通するよう変速機ケースに固定された中空固定軸に取り付けるから、
当該ワンウェイクラッチの自動変速機に対する取り付け形態を、前記した通り従来の自動変速機に用いられていたトルクコンバータ内におけるステータのためのワンウェイクラッチと同様な取り付け形態とすることができ、
第 1 発明におけるワンウェイクラッチとして、従来のトルクコンバータ内におけるステータ用のワンウェイクラッチと同様なものを用いたり、或いは、従来のトルクコンバータ内におけるステータ用のワンウェイクラッチを流用し得ることとなり、
自動変速機で従来用いられていたトルクコンバータの代わりに第 1 発明の入力回転伝動機構を載せ代えて自動変速機を再構築することが容易であり、
高速段選択クラッチの締結・解放を介した上記の制御に際し、上記のごとく従来よりあるトルクコンバータのロックアップ制御システムをそのまま流用し得ることとも相まって、上記自動変速機の再構築を設計変更なしに、低コスト、且つ、簡単に実現することができ、大いに有利である。
【００２６】
第２発明においては、上記の副変速機を以下の構成にするため、
つまり第１発明における単純遊星歯車組に代えてダブルピニオン型遊星歯車組を設け、そのリングギヤを前記入力軸に接続し、サンギヤおよびキャリアの一方に原動機からの回転を伝達するよう接続し、
サンギヤおよびキャリアの他方を前記ワンウェイクラッチにより原動機と逆の方向へ回転不能にすることで低速段選択状態となって前記トルク増大作用と同じ作用が得られるように構成し、
ダブルピニオン型遊星歯車組の上記３要素のうち任意の２要素を前記高速段選択クラッチにより相互に結合すると共にサンギヤおよびキャリアの上記他方を上記ワンウェイクラッチの解放により原動機と同じ方向に回転可能にすることで高速段選択状態が得られるよう構成したため、
第１発明とは異なる構成の副変速機により、第１発明におけると同様の上記作用効果を達成することができる。
【００２７】
第３発明においては、第１発明または第２発明におけるワンウェイクラッチのインナレースを上記中空固定軸に固定し、アウタレースを、該ワンウェイクラッチで回転不能にすべき要素に接続したから、
第１発明または第２発明の作用効果を達成するためのワンウェイクラッチが、従来より自動変速機のトルクコンバータにおけるスタータ取付けに用いられていたワンウェイクラッチの設置形態と同じとなり、第１発明または第２発明の作用効果を達成するためのワンウェイクラッチとして、従来より自動変速機のトルクコンバータにおけるスタータ取付けに用いられていたワンウェイクラッチをそのまま流用することができ、大いに有利である。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。
図１は、図１３に示すようなトロイダル型無段変速機におけるトルクコンバータ２を本発明の一実施の形態になる副変速機２０に置換したもので、図１において、図１３におけると同様の部分は同一符号にて示すにとどめ、その重複説明を省略した。
【００２９】
本実施の形態になる副変速機２０は、図２に実態構成を示すが、ハウジング２１を具え、このハウジング２１をドライブプレート２２を介してエンジン１のクランクシャフトに結着し、このハウジング２１内に以下の部品を組み込んで副変速機２０を構成する。
【００３０】
つまり、トロイダル伝動ユニット５，６とで自動変速機を構成する前後進切り換え機構４の入力軸（自動変速機の入力軸）３をハウジング２１内に挿入し、図２に示すごとく該入力軸３の挿入端部上に単純遊星歯車組２３を装着する。
単純遊星歯車組２３はサンギヤ２３ｓと、リングギヤ２３ｒと、これら両ギヤに噛合する複数のピニオン２３ｐと、該ピニオン２３ｐをピニオンシャフト２３ｔを介して回転自在に支持するキャリア２３ｃとから成る通常のものとする。
【００３１】
単純遊星歯車組２３のキャリア２３ｃを入力軸３に駆動結合すると共に、高速段選択クラッチ２４のクラッチハブ２４ｈにも駆動結合する。
単純遊星歯車組２３のリングギヤ２３ｒは、ワンウェイクラッチ２５を介し中空の固定軸２６上に乗せてエンジン１の回転と逆方向に回転し得ないようにする。
そしてワンウェイクラッチ２５は、図１３におけるステータ２ｃのためのワンウェイクラッチ２ｆと同様な、若しくはこれを流用して、つまり図２に明示するごとくワンウェイクラッチ２５のインナレース２５ｉを中空固定軸２６（変速機ケース）に固定すると共にアウタレース２３ｏをリングギヤ２３ｒに接続して、中空固定軸２６およびリングギヤ２３ｒ間に介在させる。
【００３２】
高速段選択クラッチ２４は上記したクラッチハブ２４ｈのほかに、ハウジング２１内に回転自在に収納したクラッチドラム２４ｄを具え、このクラッチドラム２４ｄを高速段用ダンパー２７を介してハウジング２１に駆動結合する。
クラッチドラム２４ｄは更に、低速段用ダンパー２８を介して単純遊星歯車組２３のサンギヤ２３ｓに駆動結合する。
【００３３】
高速段選択クラッチ２４には更に、図２に示すごとくクラッチドラム２４ｄ内に軸線方向摺動可能に嵌合したクラッチピストン２４ｐを具え、このピストン２４ｐを油圧α（従来のロックアップ制御油路２ｇをそのまま流用して供給し、従来と同じように発生させ得るロックアップ制御油圧を用いる）で図２の左方へストロークさせる時、高速段選択クラッチ２４は図３に示すごとき締結によりクラッチドラム２４ｄおよびクラッチハブ２４ｈ間を結合し、この時高速段用ダンパー２７からの回転が低速段用ダンパー２８を経由することなくキャリア２３ｃを経て入力軸３にそのまま（高速：直結段選択状態で）伝達される。
【００３４】
しかし、ピストン２４ｐへの油圧αがなくて高速段選択クラッチ２４が図１に示すごとく解放されている時は、高速段用ダンパー２７からの回転が低速段用ダンパー２８を経由して単純遊星歯車組２３のサンギヤ２３ｓに達する。
ここでサンギヤ２３ｓは、高速段選択クラッチ２４が解放されているため、またワンウェイクラッチ２５がリングギヤ２３ｒのエンジン１と逆方向の回転を阻止しているため、キャリア２３ｃを減速下に同方向へ回転駆動し、動力は低速段選択状態で入力軸３に伝達される。
【００３５】
なお高速段用ダンパー２７のダンパー特性は上記の高速段選択状態（直結段選択状態）で要求される特性に設定し、低速段用ダンパー２８は上記の低速段選択状態で要求される特性に設定しておく。
【００３６】
ここで図２に示す前後進切り換え機構４の実態構成を補足説明するに、前後進切り換え機構４は前記した前進クラッチ４ａおよび後進ブレーキ４ｂの他に、単純遊星歯車組４ｃを具える。
【００３７】
そして前進クラッチ４ａを油圧βにより締結する時は、単純遊星歯車組４ｃのサンギヤ４ｄおよびリングギヤ４ｅ間が結合されて単純遊星歯車組４ｃを全ての回転メンバが一体的に回転されるインターロック状態となし、入力軸３からの回転をそのまま後段のトロイダル伝動ユニット５，６（図１参照）へ伝達することによりＤレンジでの前進走行を可能にする。
また後進ブレーキ４ｂを図２の油圧γにより締結する時は、単純遊星歯車組４ｃのキャリア４ｆが固定されて入力軸３からの回転を減速、逆転下にサンギヤ４ｄより後段のトロイダル伝動ユニット５，６へ伝達することによりＲレンジでの後進走行を可能にする。
【００３８】
しかして、Ｐ，Ｎレンジでの駐停車時においては前進クラッチ４ａおよび後進ブレーキ４ｂの双方を解放させて入力軸３からの回転を後段のトロイダル伝動ユニット５，６へ伝達させないことで駐停車を可能にする。
【００３９】
上記実施の形態になるトロイダル型無段変速機の作用を次に説明する。
先ず伝動作用を説明するに、ハウジング２１へのエンジン回転は高速段用ダンパー２７を経てクラッチドラム２４ｄに達している。
ここで高速段選択クラッチ２４が解放されていると、クラッチドラム２４ｄへの回転が低速段用ダンパー２８を経てサンギヤ２３ｓに至り、サンギヤ２３ｓへの回転が単純遊星歯車組２３の前記作用により低速段選択状態で減速下に入力軸３へ伝達される。
ところで高速段選択クラッチ２４が図３のごとく油圧αにより締結されていると、クラッチドラム２４ｄへの回転が低速段用ダンパー２８を経由することなくキャリア２３ｃを経て入力軸３にそのまま高速段選択状態（直結段選択状態）で伝達される。
【００４０】
以上により、低速段で用いる伝動経路中に挿入した低速段用ダンパー２８は、低速段選択状態であるときのみ所定のダンパー機能を果たし、高速段選択状態である時は、この低速段用ダンパー２８をバイパスする高速段選択クラッチ２４を経て動力伝達を行うため、低速段用ダンパー２８はダンパー機能を果たすことがない。
よって、低速段用ダンパー２８のダンパー特性を低速段選択状態で要求される特性に設定することができる。
【００４１】
一方で高速段選択状態である時は、全ての変速段で共用する伝動経路中に挿入した高速段用ダンパー２７のみがダンパー機能を果たすため、そのダンパー特性を低速段用ダンパー２８とは別個に、高速段選択状態で要求される特性に設定することができる。
【００４２】
副変速機２０により上記のごとくに高低速切り換えされて入力軸３に達した回転は、前後進切り換え機構４の前進クラッチ４ａが図３のごとく油圧βにより締結されている間、前後進切り換え機構４の前記した作用を介してそのまま後段のトロイダル伝動ユニット５，６に至り、これらトロイダル伝動ユニット５，６による変速下に変速機出力軸１６より取り出される。
前後進切り換え機構４の後進ブレーキ４ｂが図２の油圧γにより締結されている間、入力軸３への回転は前後進切り換え機構４の前記した作用を介して逆転下に後段のトロイダル伝動ユニット５，６に至り、これらトロイダル伝動ユニット５，６を経て変速機出力軸１６より取り出される。
前後進切り換え機構４の前進クラッチ４ａおよび後進ブレーキ４ｂが共に解放されている間、入力軸３への回転は後段のトロイダル伝動ユニット５，６に至ることがなく、トロイダル型無段変速機を中立状態にしておくことができる。
【００４３】
次に、上記トロイダル型無段変速機の発進制御および変速制御を説明する。
発進に際しては、副変速機２０を高速段選択クラッチ２４の解放により低速段（減速段）選択状態にしておき、前後進切り換え機構４の前進クラッチ４ａおよび後進ブレーキ４ｂを共に解放させておいた中立状態から、Ｄレンジでの前発進なら発進用摩擦要素としての前進クラッチ４ａの締結進行制御により、またＲレンジでの後発進なら発進用摩擦要素としての後進ブレーキ４ｂの締結進行制御により発進を行わせる。
【００４４】
次にＤレンジでの変速制御を説明するに基本的には、予定の変速マップをもとに車速およびスロットル開度から求めた目標変速比となるようトロイダル伝動ユニット５，６を変速制御する。
同時に同じ変速マップをもとに車速およびスロットル開度から、副変速機２０を低速段選択状態にすべき低速段選択域か副変速機２０を高速段選択状態にすべき高速段選択域かをチェックする。
【００４５】
低速段選択域なら副変速機２０を高速段選択クラッチ２４の解放により低速段選択状態にしておき、上記した発進制御を実行するが、ヒステリシス域を超えて高速段選択域に入ったと判定する時、副変速機２０を高速段選択クラッチ２４の図３に示す締結により高速段選択状態にし、同図に示す前進クラッチ４ａの締結保持と相まって予定の変速制御を可能にする。
【００４６】
ところで本実施の形態においては、発進時に副変速機２０を減速段である低速段選択状態にしておき、副変速機２０の後段におけるトロイダル型無段変速機を中立状態から動力伝達状態にする発進用摩擦要素である前進クラッチ４ａ（Ｄレンジの時）または後進ブレーキ４ｂ（Ｒレンジの時）を前述したごとく締結進行制御することにより発進制御を可能にしたから、
当該発進時においても自動変速機でありながら手動変速機と同様な発進操作を採用することができ、従って図１３に示したようなトルクコンバータ２が不要であることから、従来トルクコンバータの存在故に生じていた自動変速機の伝動効率に関する問題を解消することができる。
【００４７】
また本実施の形態においては、発進時に副変速機２０を減速段である低速段選択状態にしておくことから、副変速機２０がトルクコンバータのトルク増大作用と同じ機能を発揮することとなり、電磁クラッチを用いる場合に生じていた動力性能の低下という問題を生ずることもない。
更に発進時に副変速機２０を減速段である低速段選択状態にしておくことから、前進クラッチ４ａ（Ｄレンジの時）または後進ブレーキ４ｂ（Ｒレンジの時）を上記のごとく発進用摩擦要素として用いる場合において、当該発進用摩擦要素の入力回転を低下させることができ、その耐久性を向上させ得ると共に上記締結進行制御を容易にし得る。
【００４８】
しかして本実施の形態においては上記の作用説明から明らかなように、高速段選択クラッチ２４が締結された副変速機２０の高速（直結）段選択状態で高速段用ダンパー２７からの回転が単純遊星歯車組２３のキャリア２３ｃを経て入力軸３に伝達され、また高速段選択クラッチ２４が解放された副変速機２０の低速（減速）段選択状態で高速段用ダンパー２７からの回転が単純遊星歯車組２３のサンギヤ２３ｓおよびキャリア２３ｃを経て入力軸３に伝達されるため、副変速機２０が高速（直結）段選択状態である時も低速（減速）段選択状態である時もキャリア２３ｃ上のピニオンシャフト２３ｔが動力伝達を行っていることとなる。このため、ピニオンシャフト２３ｔが常時負荷を受けていることになり、特に、エンジン１が高出力のエンジンの場合には、その耐久性が低下して副変速機２０の使用寿命を低下させることが懸念されたり、この問題解決のためにピニオンシャフト２３ｔを太くすると今度はピニオン２３ｐの仕様が変化してギヤ比の関係で実用困難になったり、或いは単純遊星歯車組２３の全体寸法を増す必要が生じて副変速機２０の大型化が懸念される。
【００４９】
図４は、これらの懸念を払拭し得るよう副変速機２０を構成した他の実施の形態を示し、本実施の形態においても単純遊星歯車組２３は上記した実施の形態におけると同様に高速段用ダンパー２７からの回転をサンギヤ２３ｓに入力され、リングギヤ２３ｒをワンウエイクラッチ２５によりエンジンと逆方向へ回転不能にされ、キャリア２３ｃから回転を出力して入力軸３へ伝達するものとする。
【００５０】
しかして低速段用ダンパー２８はキャリア２３ｃおよび入力軸３間の結合部に配置し、高速段選択クラッチ２４は、高速段用ダンパー２７からの回転を入力されているサンギヤ２３ｓと入力軸３との間を断接するよう、サンギヤ２３ｓおよび入力軸３間に同軸に介装して配置する。
これがため、高速段選択クラッチ２４のクラッチハブ２４ｈを高速段用ダンパー２７からの回転が入力されるよう結合すると共にこのクラッチハブ２４ｈにサンギヤ２３ｓを結合し、高速段選択クラッチ２４のクラッチドラム２４ｄを入力軸３と共に回転するよう結合する。
【００５１】
本実施の形態における副変速機２０の作用を図５および図６に基づき以下に説明する。
高速段選択クラッチ２４の解放時は図５に実線で示すごとく、高速段用ダンパー２７からの回転がクラッチハブ２３ｈを経由して単純遊星歯車組２３のサンギヤ２３ｓに達する。
ここでサンギヤ２３ｓは、リングギヤ２３ｒがワンウェイクラッチ２５によりエンジンと逆方向の回転を阻止され反力受けとして機能するため、キャリア２３ｃを減速下に同方向へ回転駆動し、このキャリア２３ｃから低速段用ダンパー２８を経て回転が入力軸３に伝達され、副変速機２０は低速（減速）段選択状態で動力伝達を行うことができる。
高速段選択クラッチ２４の締結時は図６に実線で示すごとく、高速段用ダンパー２７からの回転がキャリア２３ｃおよび低速段用ダンパー２８を経由することなく直接的に入力軸３へそのまま伝達され、副変速機２０は高速（直結）段選択状態で動力伝達を行うことができる。
【００５２】
本実施の形態においては前記した実施の形態におけると同様の作用効果を奏し得るほか、以下の作用効果をも奏することができる。
つまり図５および図６の比較から明らかなように、ピニオンシャフト２３ｔが動力伝達に寄与するのは副変速機２０が図５に実線で示す低速（減速）段選択状態である時のみであり、図６に実線で示す高速（直結）段選択状態においてピニオンシャフト２３ｔは動力伝達に関与しない。
【００５３】
このため、ピニオンシャフト２３ｔが常時負荷を受けることにならず、その耐久性が低下して副変速機２０の使用寿命を低下させるといった懸念を払拭することができるし、また当該耐久性のためにピニオンシャフト２３ｔを太くする必要もなくて、ギヤ比の仕様変化で副変速機２０が実用困難になったり副変速機２０が大型化するといった懸念も払拭することができる。
【００５４】
なお副変速機２０は、同じ単純遊星歯車組２３を用いるにしても、図７に示すような構成にすることができる。
つまり本実施の形態においては、上記した両実施の形態におけると同様に、単純遊星歯車組２３のキャリア２３ｃを入力軸３に接続するが、以下の点で上記両実施の形態と異ならせる。
すなわち、単純遊星歯車組２３のリングギヤ２３ｒを低速段と高速段とで兼用する兼用ダンパー４１を介してハウジング２１接続し、サンギヤ２３ｓをワンウェイクラッチ２５を介して中空固定軸２６上に載置してエンジンと逆方向へ回転不能にする。
【００５５】
そして高速段選択クラッチ２４は、単純遊星歯車組２３のキャリア２３ｃとリングギヤ２３ｒとの間を結合して単純遊星歯車組２３の３要素をインターロック状態にするものとする。
なお高速段選択クラッチ２４は、単純遊星歯車組２３の３要素のうちどの２要素間を結合しても単純遊星歯車組２３をインターロック状態にすることができる。
【００５６】
かかる構成においては、高速段選択クラッチ２４を解放していると、エンジン回転が兼用ダンパー４１を経てリングギヤ２３ｒに至り、リングギヤ２３ｒの回転は、サンギヤ２３ｓがワンウェイクラッチ２５によりエンジンと逆方向の回転を阻止されているため、サンギヤ２３ｓを反力受けとしてキャリア２３ｃへ減速下に伝達され、副変速機２０は動力を入力軸３へ低速（減速）段選択状態で伝達することができる。
ところで高速段選択クラッチ２４が締結されていると、兼用ダンパー４１を経由したエンジン回転がクラッチ２４およびキャリア２３ｃを経て入力軸３にそのまま高速（直結）段選択状態で伝達される。
【００５７】
本実施の形態においても、図１〜図３に示す実施の形態におけると同様の作用効果が得られる。
しかし本実施の形態においては上記の作用説明から明らかなように、高速段選択クラッチ２４が締結された副変速機２０の高速（直結）段選択状態と、高速段選択クラッチ２４が解放された副変速機２０の低速（減速）段選択状態との双方で、キャリア２３ｃ上のピニオンシャフト２３ｔが動力伝達を行うため、ピニオンシャフト２３ｔが常時負荷を受けることになり、特に、エンジン１が高出力のエンジンの場合には、その耐久性が低下して副変速機２０の使用寿命を低下させることが懸念されたり、この問題解決のためにピニオンシャフト２３ｔを太くすると今度はピニオン２３ｐの仕様が変化してギヤ比の関係で実用困難になったり、或いは単純遊星歯車組２３の全体寸法を増す必要が生じて副変速機２０の大型化が懸念される。
【００５８】
図８は、これらの懸念を払拭し得るよう副変速機２０を構成した更に他の実施の形態を示し、本実施の形態においても単純遊星歯車組２３は図７に示した上記実施の形態におけると同様にハウジング２１の回転をリングギヤ２３ｒに入力され、サンギヤ２３ｓをワンウエイクラッチ２５によりエンジンと逆方向へ回転不能にされ、キャリア２３ｃから回転を出力して入力軸３へ伝達するものとする。
【００５９】
しかしリングギヤ２３ｒとハウジング２１との結合に際しては、図１〜図３におけると同様な低速段用ダンパー２８を介して当該結合を行い、キャリア２３ｃと入力軸３との結合に際しては、図１〜図３におけると同様な高速段用ダンパー２７を介して当該結合を行う。
そして高速段選択クラッチ２４は、エンジン回転を入力されているハウジング２１と入力軸３との間を断接するよう、ハウジング２１および高速段用ダンパー２７（キャリア２３ｃ）間に介装して配置する。
【００６０】
本実施の形態における副変速機２０の作用を図９および図１０に基づき以下に説明する。
高速段選択クラッチ２４の解放時は図９に実線で示すごとく、ハウジング２１から低速段用ダンパー２８を経由した回転が単純遊星歯車組２３のリングギヤ２３ｒに達する。
ここでリング２３ｒは、サンギヤ２３ｓがワンウェイクラッチ２５によりエンジンと逆方向の回転を阻止され反力受けとして機能するため、キャリア２３ｃを減速下に同方向へ回転駆動し、このキャリア２３ｃから高速段用ダンパー２７を経て回転が入力軸３に伝達され、副変速機２０は低速（減速）段選択状態で動力伝達を行うことができる。
高速段選択クラッチ２４の締結時は図１０に実線で示すごとく、ハウジング２１の回転が低速段用ダンパー２８およびキャリア２３ｃを経由することなく高速段選択クラッチ２４および高速段用ダンパー２７を経て直接的に入力軸３へそのまま伝達され、副変速機２０は高速（直結）段選択状態で動力伝達を行うことができる。
【００６１】
本実施の形態においては、図１〜図３につき前述した実施の形態におけると同様の作用効果を奏し得るほか、以下の作用効果をも奏することができる。
つまり図９および図１０の比較から明らかなように、ピニオンシャフト２３ｔが動力伝達に寄与するのは副変速機２０が図９に実線で示す低速（減速）段選択状態である時のみであり、図１０に実線で示す高速（直結）段選択状態においてピニオンシャフト２３ｔは動力伝達に関与しない。
【００６２】
このため、ピニオンシャフト２３ｔが常時負荷を受けることにならず、その耐久性が低下して副変速機２０の使用寿命を低下させるといった懸念を払拭することができるし、また当該耐久性のためにピニオンシャフト２３ｔを太くする必要もなくて、ギヤ比の仕様変化で副変速機２０が実用困難になったり副変速機２０が大型化するといった懸念も払拭することができる。
【００６３】
前記した何れの実施の形態においても、副変速機２０を以下の構成にするため、
つまり、単純遊星歯車組２３のキャリア２３ｃをトロイダル型無段変速機の入力軸３に接続し、サンギヤ２３ｓおよびリングギヤ２３ｒの一方に入力回転を伝達するよう接続し、
リングギヤ２３ｒおよびサンギヤ２３ｓの他方をワンウェイクラッチ２５によりエンジンと逆の方向へ回転不能にすることで低速段選択状態となり、
単純遊星歯車組の上記３要素２３ｃ，２３ｓ，２３ｒのうち任意の２要素を高速段選択クラッチ２４により相互に結合すると共にリングギヤ２３ｒおよびサンギヤ２３ｓの上記他方をワンウェイクラッチ２５の空転により回転可能にすることで高速段選択状態となるような構成としたため、
トルクコンバータや電磁クラッチに代えて用いる副変速機２０を、軸の新たな追加なしに小型のまま自動変速機に組み込むことができる。
【００６４】
副変速機２０は、上記した単純遊星歯車組２３に代えてダブルピニオン型遊星歯車組を用いた図１１または図１２のような構成にすることもできる。
図１１に示す実施の形態においては、ダブルピニオン型遊星歯車組４２のリングギヤ４２ｒをトロイダル型無段変速機の入力軸３に接続し、サンギヤ４２ｓに図７と同様な兼用ダンパー４１を経てエンジン回転を伝達するよう接続し、
キャリア４２ｃをワンウェイクラッチ２５によりエンジンと逆の方向へ回転し得ないようにして中空固定軸２６上に載置する。
そして、ダブルピニオン型遊星歯車組４２の３要素のうちの任意の２個、例えばキャリア４２ｃおよびサンギヤ４２ｓ間を高速段選択クラッチ２４により相互に結合してダブルピニオン型遊星歯車組４２をインターロック状態となし得るようにする。
【００６５】
本実施の形態においては、高速段選択クラッチ２４を解放すると、エンジン回転が兼用ダンパー４１を経てサンギヤ４２ｓに伝達され、サンギヤ４２ｓの回転は、キャリア４２ｃがワンウェイクラッチ２５によりエンジンと逆方向の回転を阻止されているため、キャリア４２ｃを反力受けとしてリングギヤ４２ｒへ減速下に伝達され、副変速機２０は動力を入力軸３へ低速段選択状態で伝達することができる。
ところで高速段選択クラッチ２４が締結されていると、兼用ダンパー４１を経由したエンジン回転がインターロック状態の遊星歯車組４２を経て入力軸３にそのまま高速段選択状態で伝達される。
【００６６】
図１２に示す実施の形態においては、図１１の場合と同様にダブルピニオン型遊星歯車組４２のリングギヤ４２ｒをトロイダル型無段変速機の入力軸３に接続し、キャリア４２ｃにエンジン回転を伝達するよう接続する。
そしてサンギヤ４２ｓを、ワンウェイクラッチ２５を介しエンジンと逆の方向へ回転不能にして中空固定軸２６上に載置する。
なお、ダブルピニオン型遊星歯車組４２の３要素のうちの任意の２個、例えばキャリア４２ｃおよびサンギヤ４２ｓ間を高速段選択クラッチ２４により相互に結合してダブルピニオン型遊星歯車組４２をインターロック状態にし得るようになす。
【００６７】
本実施の形態においては、高速段選択クラッチ２４を解放すると、エンジン回転が兼用ダンパー４１を経てキャリア４２ｃに伝達され、キャリア４２ｃの回転は、サンギヤ４２ｓがワンウェイクラッチ２５によりエンジンと逆方向の回転を阻止されているため、サンギヤ４２ｓを反力受けとしてリングギヤ４２ｒへ減速下に伝達され、副変速機２０は動力を入力軸３へ低速段選択状態で伝達することができる。
ところで高速段選択クラッチ２４が締結されていると、兼用ダンパー４１を経由したエンジン回転がインターロック状態の遊星歯車組４２を経て入力軸３にそのまま高速段選択状態で伝達される。
【００６８】
図１１または図１２に示す実施の形態によれば、副変速機２０を以下の構成、つまり、ダブルピニオン型遊星歯車組４２のリングギヤ４２ｒをトロイダル型無段変速機の入力軸３に接続し、サンギヤ４２ｓおよびキャリア４２ｒの一方に入力回転を伝達するよう接続し、
サンギヤ４２ｓおよびキャリア４２ｃの他方をワンウェイクラッチ２５によりエンジン回転と逆の方向へ回転不能にすることで低速段選択状態となり、
ダブルピニオン型遊星歯車組４２の上記３要素のうち任意の２要素を高速段選択クラッチ２４により相互に結合すると共にサンギヤ４２ｓおよびキャリア４２ｃの上記他方をワンウェイクラッチ２５の空転により回転可能にすることで高速段選択状態となるような構成としたため、
図１〜図１０に示した実施の形態におけるとは異なる構成の副変速機２０により、当該実施の形態におけると同様の作用効果を達成することができる。
【００６９】
なお副変速機２０に単純遊星歯車組２３またはダブルピニオン型遊星歯車組４２の何れを用いるにしても、上記各実施の形態におけるように、副変速機２０が低速段選択状態になる時に反力要素として機能すべき要素をエンジンと逆の方向へ回転不能にするに際しワンウェイクラッチ２５を用いてその目的を達成する場合、
副変速機２０を低速段選択状態にする時の制御が簡単になると共に、従来よりあるトルクコンバータのロックアップ制御システムをそのまま流用して当該制御を行うことができて経済的である。
【００７０】
また図示する実施の形態においては、入力回転伝動機構をトロイダル型無段変速機に適用する場合について説明したが、本発明による入力回転伝動機構は他の型式の無段変速機や有段式の自動変速機に適用しても前記したと同様な作用効果を奏し得ること勿論である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施の形態になる入力回転伝動機構を具えたトロイダル型無段変速機の伝動経路を示す模式図である。
【図２】同入力回転伝動機構における副変速機の実態構成を、前後進切り換え機構と共に示す半部縦断側面図である。
【図３】同副変速機を高速段選択状態で示すと共に同前後進切り換え機構を前進回転伝動状態で示す模式的側面図である。
【図４】本発明の他の実施の形態になる入力回転伝動機構を具えたトロイダル型無段変速機の伝動経路を要部のみについて示す模式図である。
【図５】同入力回転伝動機構における副変速機の低速段選択状態を実線で示すと共に、前後進切り換え機構の前進回転伝動状態を実線で示す模式的側面図である。
【図６】同副変速機の高速段選択状態を実線で示すと共に、同前後進切り換え機構の前進回転伝動状態を実線で示す模式的側面図である。
【図７】本発明の更に他の実施の形態になる入力回転伝動機構における副変速機を示す模式的側面図である。
【図８】本発明の別の実施の形態になる入力回転伝動機構を具えたトロイダル型無段変速機の伝動経路を要部のみについて示す模式図である。
【図９】同入力回転伝動機構における副変速機の低速段選択状態を実線で示すと共に、前後進切り換え機構の前進回転伝動状態を実線で示す模式的側面図である。
【図１０】同副変速機の高速段選択状態を実線で示すと共に、同前後進切り換え機構の前進回転伝動状態を実線で示す模式的側面図である。
【図１１】本発明の更に別の実施の形態になる入力回転伝動機構における副変速機を示す模式的側面図である。
【図１２】本発明の更に他の実施の形態になる入力回転伝動機構における副変速機を示す模式的側面図である。
【図１３】従来の入力回転伝動機構を具えたトロイダル型無段変速機の伝動経路を示す模式的側面図である。
【符号の説明】
１エンジン（原動機）
２トルクコンバータ
３自動変速機の入力軸
４前後進切り換え機構
５フロント側トロイダル伝動ユニット
６リヤ側トロイダル伝動ユニット
７入力ディスク
８出力ディスク
９パワーローラ
１０主軸
１１中空出力軸
１２出力歯車
１３カウンターシャフト
１４カウンターギヤ
１５出力歯車組
１６変速機出力軸
２０副変速機
２１ハウジング
２２ドライブプレート
２３単純遊星歯車組
２３ｃキャリア
２３ｒリングギヤ
２３ｓサンギヤ
２４高速段選択クラッチ
２４ｈクラッチハブ
２４ｄクラッチドラム
２４ｐクラッチピストン
２５ワンウェイクラッチ
２６中空固定軸
２７高速段用ダンパー
２８低速段用ダンパー
４１兼用ダンパー
４２ダブルピニオン型遊星歯車組
４２ｃキャリア
４２ｒリングギヤ
４２ｓサンギヤ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an input rotation transmission mechanism of an automatic transmission for increasing the torque from a prime mover such as an engine and inputting it to an automatic transmission including a continuously variable transmission as it is if necessary. .
[0002]
[Prior art]
In general, an automatic transmission usually includes a torque converter in a transmission system so as to increase and input the torque of the engine in the preceding stage.
[0003]
For example, the applicant of the present invention will explain a conventional input rotation transmission mechanism in an automatic transmission for a toroidal type continuously variable transmission under the trade name “Extroid CVT”, which is as shown in FIG. .
First, the outline of the transmission path will be described. The rotation from the engine (prime mover) 1 is transmitted to the forward / reverse switching mechanism 4 through the torque converter 2 and the transmission input shaft 3.
[0004]
The forward / reverse switching mechanism 4 is engaged with the forward clutch 4a during forward travel in the D range and transmits the engine rotation from the torque converter 2 as it is, and is engaged with the reverse brake 4b during reverse travel in the R range. The engine rotation from the torque converter 2 is decelerated and transmitted in reverse, and when the vehicle is parked in the P and N ranges, both the forward clutch 4a and the reverse brake 4b are released, and the engine rotation from the torque converter 2 is transmitted. Prevent transmission to the subsequent stage.
[0005]
Two toroidal transmission units (a front-side toroidal transmission unit 5 and a rear-side toroidal transmission unit 6) are provided at the rear stage of the forward / reverse switching mechanism 4 so as to be arranged coaxially back to back as described later.
Each of these toroidal transmission units 5 and 6 includes an input disk 7, an output disk 8 coaxially arranged opposite to the input disk 7, and a pair of power rollers 9 interposed between the corresponding input / output disks 7 and 8. The configuration is the same.
[0006]
The two toroidal transmission units 5 and 6 are arranged coaxially so that the output disks 8 are back to back, and in this arrangement, the input disks 7 are rotationally engaged with the main shaft 10 so that the forward / reverse switching mechanism 4 Rotation is input in common, and each output disk 8 is rotatably supported on the main shaft 10.
Both output disks 8 are integrally coupled to each other via a hollow output shaft 11, and an output gear 12 is fixed on the hollow output shaft 11.
[0007]
The output gear 12 is meshed with the counter gear 14 at the front end of the counter shaft 13, and the rear end of the counter gear 14 is drive-coupled to the transmission output shaft 16 coaxially arranged behind the main shaft 10 via the output gear set 15.
[0008]
The rotation from the forward / reverse switching mechanism 4 is transmitted in common to both input disks 7, and the rotation of the input disk 7 reaches the output disk 8 via the corresponding power roller 9, and this rotation is transmitted from the common output gear 12 to this. Are sequentially taken out of the transmission output shaft 16 through the counter gear 14 and the counter shaft 13 which are meshed with each other, and the output gear set 15.
[0009]
At the time of shifting, when the power roller 9 is offset in the same phase (in the same shifting direction) in synchronization with the neutral position where its own rotation axis intersects with the rotation axis of the input / output disks 7 and 8, the power roller 9 is rotated. Is rotated in the same phase in synchronism around the swing axis perpendicular to the rotation axis of the power roller, thereby continuously changing the arc diameter of the contact locus of the power roller 9 with respect to the input / output disks 7 and 8. A predetermined continuously variable transmission can be performed.
When the gear ratio becomes the command gear ratio, the power roller 9 is returned to the initial stroke position where the offset is 0, so that the power roller 9 is not tilted and the command gear ratio can be maintained.
[0010]
On the other hand, the torque converter 2 includes a pump impeller 2a as an input element, a turbine runner 2b as an output element, and a stator 2c as a reaction force element mounted on the one-way clutch 2f, and is centrifugally separated from the pump impeller 2a driven by the engine. While the working fluid receiving the force collides with the turbine runner 2b and returns to the pump impeller 2a via the stator 2c, the turbine runner 2b is increased in torque under the reaction force of the stator 2c, and is fluid-driven while absorbing torque fluctuations. The engine torque is transmitted from the turbine runner 2b to the transmission input shaft 3.
[0011]
The torque converter 2 includes a lock-up clutch 2d, and the input / output elements 2a and 2b are directly connected by engaging the lock-up clutch 2d at the time of low load and high rotation that do not require the torque increasing function and the torque fluctuation absorbing function. Thereby, the rotation of the engine 1 is transmitted as it is to the transmission input shaft 3 to improve the transmission efficiency.
In order to be able to absorb torque fluctuation during transmission in the lock-up state of the torque converter 2, a damper 2e is inserted in the transmission path when the lock-up clutch 2d is engaged.
[0012]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, even if the torque converter 2 is a lock-up type as described above, in the non-lock-up state (converter state) in which the lock-up clutch 2d is released, power transmission from the input element 2a to the output element 2b is performed via a fluid. Therefore, it is impossible to escape from the problem that slip occurs between the input / output elements 2a and 2b and the transmission efficiency deteriorates.
[0013]
However, if the electromagnetic clutch is used instead of the torque converter 2, the torque increasing function useful in the torque converter 2 cannot be obtained, and the power performance including the deterioration of the starting performance is deteriorated.
[0014]
According to a first aspect of the present invention, there is no need to use a torque converter or an electromagnetic clutch, so that the above problem can be avoided, and yet the torque increasing function can be ensured reliably. The main purpose is to propose a transmission mechanism.
[0015]
It is another object of the first invention to propose an input rotation transmission mechanism for an automatic transmission in which components replacing the torque converter and the electromagnetic clutch can be incorporated into the automatic transmission without adding a new shaft. To do.
[0016]
The first invention further provides an automatic control system that can simplify the control of the components that replace the torque converter and the electromagnetic clutch, and that can perform the control by using the lock-up control system of the torque converter as it is. Another object is to propose an input rotation transmission mechanism for a transmission.
[0017]
A second aspect of the present invention is to propose an input rotation transmission mechanism for an automatic transmission that achieves the same operational effects by a configuration different from that of the first aspect.
[0018]
According to the third aspect of the present invention, in order to achieve the operational effect of the first or second aspect of the invention, the one-way clutch used for attaching the starter in the conventional torque converter is used as it is. It is an object of the present invention to propose an input rotation transmission mechanism of an automatic transmission that can achieve the above.
[0019]
[Means for Solving the Problems]
For these purposes, the input rotation transmission mechanism of the automatic transmission according to the first invention is:
Increase the torque from the prime mover and continue as neededThrough the input shaft in the hollow fixed shaft fixed to the transmission case of the automatic transmissionIn the input rotation transmission mechanism for inputting to the automatic transmission,
A sub-transmission having a low speed stage that decelerates rotation from the prime mover and inputs it to the automatic transmission and a direct coupling stage that directly inputs rotation from the prime mover to the automatic transmission in the front stage of the automatic transmission,
The sub-transmission is provided with a simple planetary gear set, the carrier of the simple planetary gear set is connected to the input shaft of the transmission, and the ring gear and the sun gear are connected to one of the sun gear and the ring gear so as to transmit the rotation from the prime mover. The other ofAttached to the hollow fixed shaftThe one-way clutch is configured so that it can be rotated in the reverse direction to the prime mover so that the low speed stage is selected and the same action as the torque increasing action is obtained.
Any two of the three elements of the simple planetary gear set are coupled to each other by a high-speed stage selection clutch, and the other of the ring gear and the sun gear can be rotated in the same direction as the prime mover by releasing the one-way clutch. Configured so that a direct connection stage selection state is obtained,
The high speed stage selection clutch is connected to the automatic transmission. 1 It is configured to be fastened and released by the system oil passage.It is characterized by that.
[0020]
The input rotation transmission mechanism of the automatic transmission according to the second invention is the first invention,
In place of the simple planetary gear set in the auxiliary transmission, a double pinion type planetary gear set is provided,
The ring gear of the double pinion type planetary gear setSaidConnected to the input shaft, connected to one of the sun gear and carrier to transmit the rotation from the prime mover, and connected to the other of the sun gear and carrierSaidThe one-way clutch is configured so that it can be rotated in the reverse direction to the prime mover so that the low speed stage is selected and the same action as the torque increasing action is obtained.
Arbitrary two elements of the three elements of the double pinion planetary gear setSaidThe direct connection stage selection state can be obtained by connecting the other of the sun gear and the carrier in the same direction as the prime mover by releasing the one-way clutch while being coupled to each other by a high speed stage selection clutch. Is.
[0021]
The input rotation transmission mechanism of the automatic transmission according to the third invention is the first invention or the second invention,
The inner race of the one-way clutchThe hollow fixed shaftThe outer race is connected to an element that should not be able to rotate in the direction opposite to the prime mover by the one-way clutch.
[0022]
【The invention's effect】
In the first aspect of the invention, the auxiliary transmission is provided at the front stage of the automatic transmission, and this is used in place of the torque converter, so that the problem related to transmission efficiency when the torque converter is used can be solved.
In addition, by setting the sub-transmission to the low speed stage, which is the speed reduction stage, the same effect as the torque increasing function of the torque converter can be obtained, and problems regarding the power performance when using the electromagnetic clutch may occur. Absent.
[0023]
At the time of starting, the starting control is performed by controlling the engagement of the friction element that changes the automatic transmission at the subsequent stage of the sub-transmission from the neutral state to the power transmission state. The selected state lowers the input rotation of the starting friction element, so that the fastening progress control can be easily performed and the durability can be improved.
[0024]
In addition, in the first invention, in order to make the above auxiliary transmission have the following configuration,
That is, a simple planetary gear set is provided, its carrier is connected to the input shaft of the transmission, and it is connected to one of the sun gear and the ring gear to transmit the rotation from the prime mover,
By making the other of the ring gear and the sun gear non-rotatable in the reverse direction to the prime mover by the one-way clutch, the low speed stage is selected and the same action as the torque increasing action is obtained.
Any two of the three elements of the simple planetary gear set are coupled to each other by a high-speed stage selection clutch, and the other of the ring gear and the sun gear can be rotated in the same direction as the prime mover by releasing the one-way clutch. Since it was configured to obtain the stage selection state,
A sub-transmission used in place of a torque converter or an electromagnetic clutch can be incorporated into an automatic transmission with a small size without adding a new shaft.
[0025]
In the first invention, the other of the ring gear and the sun gear isWhen low speed stage is selectedMaking it impossible to rotate in the opposite direction to the prime mover,When high speed stage is selectedUse a one-way clutch to allow rotation in the same direction as the prime moverIn addition, the high speed stage selection clutch from the automatic transmission 1 It is configured to be fastened and released by the system oil passage.Because
In the case of adopting the above configuration, it is possible to simplify the control to make the other of the ring gear and the sun gear in the sub-transmission non-rotatable in the direction opposite to the prime mover, or to be rotatable in the same direction as the prime mover, and the conventional torque The converter lock-up control system can be used as it is for this control., MuchEconomical.
Moreover, since the one-way clutch is attached to the hollow fixed shaft fixed to the transmission case so that the transmission input shaft is inserted,
The mounting form of the one-way clutch with respect to the automatic transmission can be the same mounting form as the one-way clutch for the stator in the torque converter used in the conventional automatic transmission as described above.
First 1 As the one-way clutch in the invention, the same one-way clutch for the stator in the conventional torque converter can be used, or the one-way clutch for the stator in the conventional torque converter can be diverted,
Instead of the torque converter conventionally used in automatic transmissions, 1 It is easy to reconstruct the automatic transmission by replacing the input rotation transmission mechanism of the invention,
The above-mentioned control through the engagement and disengagement of the high-speed gear selection clutch, coupled with the fact that the conventional torque converter lock-up control system can be used as it is, without redesigning the automatic transmission. It is very advantageous because of its low cost and simple implementation.
[0026]
In the second invention, in order to make the above-mentioned auxiliary transmission have the following configuration,
That is, instead of the simple planetary gear set in the first invention, a double pinion type planetary gear set is provided, and the ring gear isSaidConnect to the input shaft, connect to one of the sun gear and carrier to transmit the rotation from the prime mover,
The other of sun gear and carrierSaidThe one-way clutch is configured to be in a low speed stage selection state by making it impossible to rotate in the direction opposite to the prime mover, and to obtain the same action as the torque increasing action,
Arbitrary two elements of the above three elements of the double pinion type planetary gear setSaidThey are coupled to each other by a high-speed stage selection clutch and the other of the sun gear and the carrier isOne way clutchSince it is configured to be able to rotate in the same direction as the prime mover by releasing the high speed stage selection state,
The same effect as in the first invention can be achieved by the sub-transmission having a configuration different from that of the first invention.
[0027]
In the third invention, the inner race of the one-way clutch in the first invention or the second invention is used.The above hollow fixed shaftSince the outer race is connected to an element that should not be rotated by the one-way clutch,
The one-way clutch for achieving the effects of the first invention or the second invention is the same as the one-way clutch installation form conventionally used for attaching the starter in the torque converter of the automatic transmission. As a one-way clutch for achieving the function and effect of the invention, a one-way clutch that has been conventionally used for attaching a starter in a torque converter of an automatic transmission can be used as it is, which is very advantageous.
[0028]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 is a diagram in which the torque converter 2 in the toroidal type continuously variable transmission as shown in FIG. 13 is replaced with a sub-transmission 20 according to an embodiment of the present invention. The parts are indicated by the same reference numerals, and the duplicate description is omitted.
[0029]
The sub-transmission 20 according to the present embodiment has the actual configuration shown in FIG. 2, and includes a housing 21, which is connected to the crankshaft of the engine 1 via the drive plate 22. The auxiliary transmission 20 is configured by incorporating the following parts.
[0030]
That is, the input shaft 3 (automatic transmission input shaft) 3 of the forward / reverse switching mechanism 4 constituting the automatic transmission with the toroidal transmission units 5 and 6 is inserted into the housing 21, and the input shaft 3 as shown in FIG. A simple planetary gear set 23 is mounted on the insertion end of the.
The simple planetary gear set 23 includes a sun gear 23s, a ring gear 23r, a plurality of pinions 23p meshing with these gears, and a carrier 23c that rotatably supports the pinions 23p via a pinion shaft 23t. To do.
[0031]
The carrier 23c of the simple planetary gear set 23 is drive-coupled to the input shaft 3 and is also drive-coupled to the clutch hub 24h of the high-speed stage selection clutch 24.
The ring gear 23 r of the simple planetary gear set 23 is placed on the hollow fixed shaft 26 via the one-way clutch 25 so that it cannot rotate in the direction opposite to the rotation of the engine 1.
The one-way clutch 25 is the same as or diverted to the one-way clutch 2f for the stator 2c in FIG. 13, that is, as clearly shown in FIG. The outer race 23o is connected to the ring gear 23r and interposed between the hollow fixed shaft 26 and the ring gear 23r.
[0032]
In addition to the above-described clutch hub 24h, the high-speed stage selection clutch 24 includes a clutch drum 24d rotatably accommodated in the housing 21. The clutch drum 24d is drivingly coupled to the housing 21 via a high-speed stage damper 27.
Further, the clutch drum 24 d is drivingly coupled to the sun gear 23 s of the simple planetary gear set 23 via the low-speed stage damper 28.
[0033]
As shown in FIG. 2, the high-speed stage selection clutch 24 further includes a clutch piston 24p fitted in the clutch drum 24d so as to be slidable in the axial direction. The piston 24p is hydraulically connected to the hydraulic α (the conventional lockup control oil passage 2g). 2), the high-speed stage selection clutch 24 is engaged with the clutch drum 24d and the clutch drum 24d by engagement as shown in FIG. 3 when using the lockup control hydraulic pressure that can be generated in the same manner as before. The clutch hubs 24h are connected, and at this time, the rotation from the high-speed stage damper 27 is transmitted to the input shaft 3 as it is (without being connected to the low-speed stage damper 28) via the carrier 23c without passing through the low-speed stage damper 28. .
[0034]
However, when the high-speed gear selection clutch 24 is released as shown in FIG. 1 without the hydraulic pressure α to the piston 24p, the rotation from the high-speed gear damper 27 passes through the low-speed gear damper 28 and the simple planetary gear. The sun gear 23s of the set 23 is reached.
Here, the sun gear 23s rotates the carrier 23c in the same direction while decelerating because the high-speed stage selection clutch 24 is disengaged and the one-way clutch 25 prevents the ring gear 23r from rotating in the opposite direction to the engine 1. Driven and the power is transmitted to the input shaft 3 in the low speed stage selected state.
[0035]
The damper characteristic of the high-speed stage damper 27 is set to a characteristic required in the above-described high-speed stage selection state (direct connection stage selection state), and the low-speed stage damper 28 is set to a characteristic required in the above-described low-speed stage selection state. Keep it.
[0036]
Here, to supplementarily describe the actual configuration of the forward / reverse switching mechanism 4 shown in FIG. 2, the forward / reverse switching mechanism 4 includes a simple planetary gear set 4c in addition to the forward clutch 4a and the reverse brake 4b.
[0037]
When the forward clutch 4a is engaged by the hydraulic pressure β, the sun gear 4d and the ring gear 4e of the simple planetary gear set 4c are coupled, and the simple planetary gear set 4c is in an interlocked state in which all the rotating members are integrally rotated. None, by allowing the rotation from the input shaft 3 to be transmitted to the subsequent toroidal transmission units 5 and 6 (see FIG. 1) as it is, forward traveling in the D range is enabled.
Further, when the reverse brake 4b is engaged by the hydraulic pressure γ of FIG. 2, the carrier 4f of the simple planetary gear set 4c is fixed to reduce the rotation from the input shaft 3, and the toroidal transmission unit 5 downstream of the sun gear 4d under reverse rotation. By transmitting to 6, it becomes possible to travel backward in the R range.
[0038]
Thus, at the time of parking in the P and N ranges, both the forward clutch 4a and the reverse brake 4b are released so that the rotation from the input shaft 3 is not transmitted to the toroidal transmission units 5 and 6 at the subsequent stage. to enable.
[0039]
Next, the operation of the toroidal continuously variable transmission according to the above embodiment will be described.
First, for transmission operation, the engine rotation to the housing 21 reaches the clutch drum 24d through the high-speed stage damper 27.
Here, when the high speed selection clutch 24 is released, the rotation to the clutch drum 24d reaches the sun gear 23s via the low speed damper 28, and the rotation to the sun gear 23s is caused by the above-described action of the simple planetary gear set 23. In the selected state, it is transmitted to the input shaft 3 under deceleration.
By the way, when the high speed stage selection clutch 24 is engaged with the hydraulic pressure α as shown in FIG. 3, the rotation to the clutch drum 24d passes through the carrier 23c without passing through the low speed stage damper 28, and the high speed stage selection state is maintained. (Directly connected stage selection state) is transmitted.
[0040]
As described above, the low speed stage damper 28 inserted in the transmission path used in the low speed stage performs a predetermined damper function only when the low speed stage is selected, and when it is in the high speed stage selected state, the low speed stage damper 28 Since the power is transmitted through the high speed stage selection clutch 24 that bypasses the low speed stage, the low speed stage damper 28 does not perform a damper function.
Therefore, the damper characteristic of the low speed stage damper 28 can be set to a characteristic required in the low speed stage selected state.
[0041]
On the other hand, when the high speed stage is selected, only the high speed stage damper 27 inserted in the transmission path shared by all the speed stages performs the damper function, so that the damper characteristic is separated from the low speed stage damper 28. The characteristics required in the high-speed stage selection state can be set.
[0042]
The rotation that has been switched between the high and low speeds as described above by the auxiliary transmission 20 and reaches the input shaft 3 is performed while the forward clutch 4a of the forward / reverse switching mechanism 4 is engaged by the hydraulic pressure β as shown in FIG. 4 to the subsequent toroidal transmission units 5 and 6 via the above-described action, and is taken out from the transmission output shaft 16 under the speed change by these toroidal transmission units 5 and 6.
While the reverse brake 4b of the forward / reverse switching mechanism 4 is engaged by the hydraulic pressure γ shown in FIG. 2, the rotation to the input shaft 3 is rotated backward through the above-described action of the forward / reverse switching mechanism 4 to the rear toroidal transmission unit 5. , 6 and is taken out from the transmission output shaft 16 through these toroidal transmission units 5, 6.
While the forward clutch 4a and the reverse brake 4b of the forward / reverse switching mechanism 4 are both released, the rotation to the input shaft 3 does not reach the subsequent toroidal transmission units 5 and 6, and the toroidal continuously variable transmission is neutralized. Can be in a state.
[0043]
Next, start control and shift control of the toroidal continuously variable transmission will be described.
When starting, the sub-transmission 20 is set to the low speed (deceleration) selection state by releasing the high speed selection clutch 24, and the forward clutch 4a and the reverse brake 4b of the forward / reverse switching mechanism 4 are both released. From the state, if the vehicle starts ahead in the D range, it starts by engaging and controlling the engagement of the forward clutch 4a as a starting friction element, and if it starts starting in the R range, it starts by engaging and controlling the engaging of the reverse brake 4b as a starting friction element. Make it.
[0044]
Next, in order to explain the shift control in the D range, basically, the toroidal transmission units 5 and 6 are controlled to achieve the target speed ratio obtained from the vehicle speed and the throttle opening based on the planned shift map.
At the same time, based on the same shift map, whether the sub-transmission 20 should be in the low-speed stage selection state or the high-speed stage selection area in which the sub-transmission 20 should be in the high speed selection state is determined from the vehicle speed and throttle opening. To check.
[0045]
When the low-speed gear selection range is selected, the auxiliary transmission 20 is set to the low-speed gear selection state by releasing the high-speed gear selection clutch 24, and the above-described start control is executed. The sub-transmission 20 is brought into the high speed stage selection state by engaging the high speed stage selection clutch 24 shown in FIG. 3, and the scheduled shift control is enabled in combination with the engagement holding of the forward clutch 4a shown in FIG.
[0046]
By the way, in the present embodiment, the sub-transmission 20 is set to the low-speed stage selection state that is the deceleration stage at the start, and the toroidal continuously variable transmission at the rear stage of the sub-transmission 20 is started from the neutral state to the power transmission state. Since the forward clutch 4a (in the D range) or the reverse brake 4b (in the R range), which is a friction element, is engaged and controlled as described above, the start control is enabled.
Even at the time of starting, although it is an automatic transmission, a starting operation similar to that of a manual transmission can be employed, and therefore the torque converter 2 as shown in FIG. The problem concerning the transmission efficiency of the automatic transmission that has occurred can be solved.
[0047]
In the present embodiment, since the sub-transmission 20 is set to the low-speed stage selection state, which is the deceleration stage, at the time of starting, the sub-transmission 20 exhibits the same function as the torque increasing action of the torque converter. There is no problem that the power performance is lowered when the clutch is used.
Further, since the sub-transmission 20 is set to a low speed selection state that is a deceleration stage at the time of starting, the forward clutch 4a (in the D range) or the reverse brake 4b (in the R range) is used as a starting friction element as described above. When used, the input rotation of the starting friction element can be reduced, the durability thereof can be improved, and the above-described fastening progress control can be facilitated.
[0048]
Accordingly, in the present embodiment, as is apparent from the above description of the operation, the rotation from the high-speed stage damper 27 is simple when the auxiliary transmission 20 to which the high-speed stage selection clutch 24 is fastened is in the high speed (direct connection) stage selected state. The rotation from the high speed damper 27 is transmitted to the input shaft 3 through the carrier 23c of the planetary gear set 23, and the rotation from the high speed stage damper 27 is performed in the low speed (deceleration) stage selected state of the auxiliary transmission 20 in which the high speed stage selection clutch 24 is released. Since it is transmitted to the input shaft 3 via the sun gear 23s and the carrier 23c of the gear set 23, the carrier 23c is on the carrier 23c both when the sub-transmission 20 is in the high speed (directly connected) stage selected state and in the low speed (decelerated) stage selected state. This means that the pinion shaft 23t performs power transmission. For this reason, the pinion shaft 23t is always subjected to a load. In particular, when the engine 1 is a high output engine, the durability of the pinion shaft 23t may be reduced and the service life of the auxiliary transmission 20 may be reduced. If the pinion shaft 23t is made thicker to solve this problem, the specification of the pinion 23p changes this time and it becomes difficult to use due to the gear ratio, or the overall size of the simple planetary gear set 23 needs to be increased. This may cause an increase in the size of the auxiliary transmission 20.
[0049]
FIG. 4 shows another embodiment in which the auxiliary transmission 20 is configured so as to eliminate these concerns. In this embodiment as well, the simple planetary gear set 23 is the same as the above-described embodiment. It is assumed that the rotation from the damper 27 is input to the sun gear 23s, the ring gear 23r is disabled from rotating in the reverse direction to the engine by the one-way clutch 25, and the rotation is output from the carrier 23c and transmitted to the input shaft 3.
[0050]
Therefore, the low speed stage damper 28 is disposed at the coupling portion between the carrier 23c and the input shaft 3, and the high speed stage selection clutch 24 is connected to the sun gear 23s to which the rotation from the high speed stage damper 27 is input and the input shaft 3. The sun gear 23s and the input shaft 3 are disposed coaxially so as to be connected to each other.
For this reason, the clutch hub 24h of the high speed stage selection clutch 24 is coupled so that rotation from the high speed stage damper 27 is input, and the sun gear 23s is coupled to the clutch hub 24h, and the clutch drum 24d of the high speed stage selection clutch 24 is coupled. Coupled to rotate with the input shaft 3.
[0051]
The operation of the auxiliary transmission 20 in the present embodiment will be described below with reference to FIGS.
When the high speed gear selection clutch 24 is released, as indicated by a solid line in FIG. 5, the rotation from the high speed gear damper 27 reaches the sun gear 23s of the simple planetary gear set 23 via the clutch hub 23h.
Here, the sun gear 23s functions as a reaction force receiver in which the ring gear 23r is prevented from rotating in the reverse direction to the engine by the one-way clutch 25, so that the carrier 23c is driven to rotate in the same direction while being decelerated. The rotation is transmitted to the input shaft 3 via the damper 28, and the auxiliary transmission 20 can perform power transmission in the low speed (deceleration) stage selected state.
When the high speed stage selection clutch 24 is engaged, as indicated by a solid line in FIG. 6, the rotation from the high speed stage damper 27 is directly transmitted to the input shaft 3 without passing through the carrier 23c and the low speed stage damper 28. The auxiliary transmission 20 can perform power transmission in a high speed (directly connected) stage selected state.
[0052]
In the present embodiment, the same operational effects as in the above-described embodiments can be obtained, and the following operational effects can also be achieved.
That is, as is clear from the comparison between FIG. 5 and FIG. 6, the pinion shaft 23t contributes to the power transmission only when the sub-transmission 20 is in the low speed (deceleration) stage selection state indicated by the solid line in FIG. In the high speed (direct connection) stage selection state indicated by the solid line in FIG. 6, the pinion shaft 23t does not participate in power transmission.
[0053]
For this reason, the pinion shaft 23t is not always subjected to a load, and the concern that the durability of the pinion shaft 23t is reduced and the service life of the auxiliary transmission 20 is reduced can be eliminated. There is no need to make the pinion shaft 23t thick, and it is possible to eliminate concerns that the sub-transmission 20 becomes practically difficult due to changes in the gear ratio specifications and that the sub-transmission 20 becomes large.
[0054]
The auxiliary transmission 20 can be configured as shown in FIG. 7 even if the same simple planetary gear set 23 is used.
That is, in the present embodiment, the carrier 23c of the simple planetary gear set 23 is connected to the input shaft 3 in the same manner as in both the above-described embodiments, but differs from both the above-described embodiments in the following points.
That is, the ring gear 23r of the simple planetary gear set 23 is connected to the housing 21 via the dual-purpose damper 41 that is used for both the low speed stage and the high speed stage, and the sun gear 23s is placed on the hollow fixed shaft 26 via the one-way clutch 25. Disable rotation in the opposite direction to the engine.
[0055]
The high-speed stage selection clutch 24 connects the carrier 23c of the simple planetary gear set 23 and the ring gear 23r to bring the three elements of the simple planetary gear set 23 into an interlock state.
Note that the high-speed stage selection clutch 24 can bring the simple planetary gear set 23 into an interlocked state even if any two of the three elements of the simple planetary gear set 23 are coupled.
[0056]
In such a configuration, when the high-speed stage selection clutch 24 is released, the engine rotation reaches the ring gear 23r through the dual damper 41, and the rotation of the ring gear 23r causes the sun gear 23s to rotate in the direction opposite to the engine by the one-way clutch 25. Therefore, the sun gear 23s is received as a reaction force and transmitted to the carrier 23c while being decelerated, and the sub-transmission 20 can transmit power to the input shaft 3 in a low speed (deceleration) stage selected state.
When the high speed selection clutch 24 is engaged, the engine rotation via the dual damper 41 is transmitted to the input shaft 3 as it is through the clutch 24 and the carrier 23c in the high speed (direct connection) selection state.
[0057]
Also in this embodiment, the same effect as in the embodiment shown in FIGS. 1 to 3 can be obtained.
However, in the present embodiment, as is clear from the above description of the operation, the high-speed (directly connected) stage selected state of the sub-transmission 20 with the high-speed stage selection clutch 24 engaged and the sub-stage with the high-speed stage selection clutch 24 released. Since the pinion shaft 23t on the carrier 23c transmits power both in the low speed (deceleration) stage selected state of the transmission 20, the pinion shaft 23t is constantly subjected to a load. In particular, the engine 1 has a high output. In the case of an engine, there is a concern that its durability will be reduced and the service life of the auxiliary transmission 20 will be reduced, or if the pinion shaft 23t is made thicker to solve this problem, the specification of the pinion 23p will change. Due to the gear ratio, it becomes difficult to use practically, or the entire size of the simple planetary gear set 23 needs to be increased, and there is a concern that the auxiliary transmission 20 will be enlarged.
[0058]
FIG. 8 shows still another embodiment in which the sub-transmission 20 is configured so as to eliminate these concerns. In this embodiment, the simple planetary gear set 23 is the same as that in the above-described embodiment shown in FIG. Similarly, the rotation of the housing 21 is input to the ring gear 23r, the sun gear 23s is disabled in the reverse direction to the engine by the one-way clutch 25, and the rotation is output from the carrier 23c and transmitted to the input shaft 3.
[0059]
However, when the ring gear 23r and the housing 21 are coupled, the coupling is performed via a low speed stage damper 28 similar to that shown in FIGS. 1 to 3, and when the carrier 23c and the input shaft 3 are coupled, FIGS. 3 is connected via a high-speed stage damper 27 similar to that in FIG.
The high-speed stage selection clutch 24 is disposed between the housing 21 and the high-speed stage damper 27 (carrier 23c) so as to connect and disconnect between the housing 21 to which engine rotation is input and the input shaft 3.
[0060]
The operation of the auxiliary transmission 20 in the present embodiment will be described below with reference to FIGS. 9 and 10.
When the high-speed gear selection clutch 24 is released, as shown by a solid line in FIG. 9, the rotation from the housing 21 via the low-speed gear damper 28 reaches the ring gear 23 r of the simple planetary gear set 23.
Here, since the sun gear 23s is prevented from rotating in the reverse direction to the engine by the one-way clutch 25 and the ring 23r functions as a reaction force receiver, the carrier 23c is driven to rotate in the same direction while being decelerated. The rotation is transmitted to the input shaft 3 through the damper 27, and the auxiliary transmission 20 can perform power transmission in the low speed (deceleration) stage selected state.
When the high speed selection clutch 24 is engaged, the rotation of the housing 21 directly passes through the high speed selection clutch 24 and the high speed stage damper 27 without passing through the low speed stage damper 28 and the carrier 23c as shown by the solid line in FIG. The sub-transmission 20 can transmit power in a high speed (direct connection) stage selected state.
[0061]
In the present embodiment, the same operational effects as in the embodiments described above with reference to FIGS. 1 to 3 can be achieved, and the following operational effects can also be achieved.
That is, as apparent from the comparison between FIG. 9 and FIG. 10, the pinion shaft 23t contributes to the power transmission only when the auxiliary transmission 20 is in the low speed (deceleration) stage selection state indicated by the solid line in FIG. In the high speed (direct connection) stage selection state indicated by the solid line in FIG. 10, the pinion shaft 23t does not participate in power transmission.
[0062]
For this reason, the pinion shaft 23t is not always subjected to a load, and the concern that the durability of the pinion shaft 23t is reduced and the service life of the auxiliary transmission 20 is reduced can be eliminated. There is no need to make the pinion shaft 23t thick, and it is possible to eliminate concerns that the sub-transmission 20 becomes practically difficult due to changes in the gear ratio specifications and that the sub-transmission 20 becomes large.
[0063]
In any of the above-described embodiments, the auxiliary transmission 20 has the following configuration.
That is, the carrier 23c of the simple planetary gear set 23 is connected to the input shaft 3 of the toroidal-type continuously variable transmission, and is connected so as to transmit the input rotation to one of the sun gear 23s and the ring gear 23r.
By making the other of the ring gear 23r and the sun gear 23s non-rotatable in the direction opposite to the engine by the one-way clutch 25, the low speed stage is selected.
Any two of the three elements 23c, 23s, and 23r of the simple planetary gear set are coupled to each other by the high-speed stage selection clutch 24, and the other of the ring gear 23r and the sun gear 23s is rotated by the idle rotation of the one-way clutch 25. Because it was configured to be in the high-speed stage selection state,
The sub-transmission 20 used in place of the torque converter or the electromagnetic clutch can be incorporated into the automatic transmission while maintaining a small size without adding a new shaft.
[0064]
The sub-transmission 20 can be configured as shown in FIG. 11 or FIG. 12 using a double pinion planetary gear set instead of the simple planetary gear set 23 described above.
In the embodiment shown in FIG. 11, the ring gear 42r of the double pinion type planetary gear set 42 is connected to the input shaft 3 of the toroidal-type continuously variable transmission, and the engine is rotated on the sun gear 42s via the dual damper 41 similar to FIG. Connect to communicate
The carrier 42c is placed on the hollow fixed shaft 26 so as not to be rotated in the direction opposite to the engine by the one-way clutch 25.
Then, any two of the three elements of the double pinion type planetary gear set 42, for example, the carrier 42c and the sun gear 42s are connected to each other by the high-speed stage selection clutch 24 to interlock the double pinion type planetary gear set 42. And get to do.
[0065]
In the present embodiment, when the high speed stage selection clutch 24 is released, the engine rotation is transmitted to the sun gear 42s through the dual damper 41, and the rotation of the sun gear 42s is caused by the carrier 42c rotating in the direction opposite to the engine by the one-way clutch 25. Therefore, the carrier 42c is transmitted as a reaction force to the ring gear 42r while being decelerated, and the sub-transmission 20 can transmit the power to the input shaft 3 in the low speed stage selected state.
By the way, when the high speed selection clutch 24 is engaged, the engine rotation via the combined damper 41 is transmitted to the input shaft 3 as it is through the interlocked planetary gear set 42 in the high speed selection state.
[0066]
In the embodiment shown in FIG. 12, the ring gear 42r of the double pinion type planetary gear set 42 is connected to the input shaft 3 of the toroidal continuously variable transmission and the engine rotation is transmitted to the carrier 42c as in the case of FIG. Connect like so.
Then, the sun gear 42 s is placed on the hollow fixed shaft 26 through the one-way clutch 25 so as not to rotate in the direction opposite to the engine.
Any two of the three elements of the double pinion type planetary gear set 42, for example, the carrier 42c and the sun gear 42s are connected to each other by the high speed stage selection clutch 24 to interlock the double pinion type planetary gear set 42. To be able to.
[0067]
In the present embodiment, when the high speed stage selection clutch 24 is released, the engine rotation is transmitted to the carrier 42c through the dual damper 41, and the rotation of the carrier 42c is caused by the sun gear 42s being rotated in the direction opposite to the engine by the one-way clutch 25. Therefore, the sun gear 42 s is used as a reaction force and transmitted to the ring gear 42 r while being decelerated, and the sub-transmission 20 can transmit power to the input shaft 3 in the low speed stage selected state.
By the way, when the high speed selection clutch 24 is engaged, the engine rotation via the combined damper 41 is transmitted to the input shaft 3 as it is through the interlocked planetary gear set 42 in the high speed selection state.
[0068]
According to the embodiment shown in FIG. 11 or FIG. 12, the auxiliary transmission 20 is connected to the input shaft 3 of the toroidal continuously variable transmission by connecting the ring gear 42r of the following configuration, that is, the double pinion type planetary gear set 42, Connect to one of the sun gear 42s and the carrier 42r to transmit the input rotation,
By making the other of the sun gear 42s and the carrier 42c non-rotatable in the direction opposite to the engine rotation by the one-way clutch 25, the low speed stage is selected.
Any two of the three elements of the double pinion type planetary gear set 42 are coupled to each other by the high speed stage selection clutch 24, and the other of the sun gear 42s and the carrier 42c is rotated by the idle rotation of the one-way clutch 25. Because it is configured to be in the high-speed stage selection state,
The effect similar to that in the embodiment can be achieved by the auxiliary transmission 20 having a configuration different from that in the embodiment shown in FIGS.
[0069]
Note that, regardless of whether the simple planetary gear set 23 or the double pinion type planetary gear set 42 is used for the sub-transmission 20, as in each of the above-described embodiments, the reaction force when the sub-transmission 20 enters the low-speed stage selection state. When achieving the purpose by using the one-way clutch 25 to make the element that should function as an element non-rotatable in the opposite direction to the engine,
The control when the sub-transmission 20 is set to the low speed stage selection state is simplified, and the conventional torque converter lock-up control system can be used as it is, which is economical.
[0070]
Further, in the illustrated embodiment, the case where the input rotation transmission mechanism is applied to a toroidal type continuously variable transmission has been described. However, the input rotation transmission mechanism according to the present invention may be applied to other types of continuously variable transmissions or stepped transmissions. Of course, the same effects as described above can be obtained even when applied to an automatic transmission.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic view showing a transmission path of a toroidal continuously variable transmission including an input rotation transmission mechanism according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a half vertical cross-sectional side view showing an actual configuration of a sub-transmission in the input rotation transmission mechanism together with a forward / reverse switching mechanism.
FIG. 3 is a schematic side view showing the auxiliary transmission in a high speed selection state and the forward / reverse switching mechanism in a forward rotation transmission state.
FIG. 4 is a schematic diagram showing only a main part of a transmission path of a toroidal continuously variable transmission including an input rotation transmission mechanism according to another embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a schematic side view showing a low speed stage selection state of the sub-transmission in the input rotation transmission mechanism with a solid line and a forward rotation transmission state of the forward / reverse switching mechanism with a solid line.
FIG. 6 is a schematic side view showing a high speed stage selection state of the auxiliary transmission by a solid line and a forward rotation transmission state of the forward / reverse switching mechanism by a solid line.
FIG. 7 is a schematic side view showing a sub-transmission in an input rotation transmission mechanism according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a schematic diagram showing only a main part of a transmission path of a toroidal continuously variable transmission including an input rotation transmission mechanism according to another embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a schematic side view showing a low speed stage selection state of the sub-transmission in the input rotation transmission mechanism with a solid line and a forward rotation transmission state of the forward / reverse switching mechanism with a solid line.
FIG. 10 is a schematic side view showing a high speed stage selection state of the auxiliary transmission by a solid line and a forward rotation transmission state of the forward / reverse switching mechanism by a solid line.
FIG. 11 is a schematic side view showing a sub-transmission in an input rotation transmission mechanism according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a schematic side view showing a sub-transmission in an input rotation transmission mechanism according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a schematic side view showing a transmission path of a toroidal-type continuously variable transmission including a conventional input rotation transmission mechanism.
[Explanation of symbols]
1 engine (motor)
2 Torque converter
3 Input shaft of automatic transmission
4 Forward / backward switching mechanism
5 Front side toroidal transmission unit
6 Rear side toroidal transmission unit
7 Input disk
8 output disk
9 Power roller
10 Spindle
11 Hollow output shaft
12 Output gear
13 Countershaft
14 Counter gear
15 Output gear set
16 Transmission output shaft
20 Sub-transmission
21 Housing
22 Drive plate
23 Simple planetary gear set
23c career
23r ring gear
23s sun gear
24 High-speed selection clutch
24h Clutch hub
24d clutch drum
24p clutch piston
25 one-way clutch
26 Hollow fixed shaft
27 High-speed stage damper
28 Damper for low speed stage
41 Combined damper
42 Double pinion type planetary gear set
42c career
42r ring gear
42s sun gear

Claims

In the input rotation transmission mechanism for inputting torque to the automatic transmission via the input shaft in the hollow fixed shaft fixed to the transmission case of the automatic transmission , increasing the torque from the prime mover and as required.
A sub-transmission having a low speed stage that decelerates rotation from the prime mover and inputs it to the automatic transmission and a direct coupling stage that directly inputs rotation from the prime mover to the automatic transmission in the front stage of the automatic transmission,
The sub transmission provided a simple planetary gear set, connected to the single pure planetary gearset carrier to said input shaft, and connected to transmit rotation from the prime mover to one of the sun gear and the ring gear, the other of the ring gear and the sun gear The one-way clutch attached to the hollow fixed shaft is configured so that it can be rotated in the reverse direction to the prime mover so that the low speed stage is selected and the same action as the torque increasing action is obtained.
Any two of the three elements of the simple planetary gear set are coupled to each other by a high-speed stage selection clutch, and the other of the ring gear and the sun gear can be rotated in the same direction as the prime mover by releasing the one-way clutch. Configure so that the direct connection stage selection state is obtained ,
An input rotation transmission mechanism for an automatic transmission, wherein the high speed stage selection clutch is configured to be engaged / released by a one- system oil passage from the automatic transmission.

In claim 1, the auxiliary transmission is provided with a double pinion type planetary gear set instead of the simple planetary gear set,
The double pinion type planetary gear set ring gear connected to said input shaft, and connected to transmit rotation from the prime mover to one of the sun gear and the carrier, by the one-way clutch and the other of the sun gear and the carrier to the prime mover opposite direction By making the rotation impossible, the low speed stage is selected and configured to obtain the same action as the torque increasing action,
To rotatable prime mover in the same direction the other of the sun gear and carrier upon release of the one-way clutch with any two elements of the double-pinion type planetary gear set of said three elements are coupled to each other by the high-speed stage selection clutch An input rotation transmission mechanism for an automatic transmission characterized in that the direct connection stage selection state can be obtained.

3. The automatic transmission according to claim 1, wherein an inner race of the one-way clutch is fixed to the hollow fixed shaft , and an outer race is connected to an element that should not be rotated in the reverse direction to the prime mover by the one-way clutch. Machine input rotation transmission mechanism.