JP3744153B2

JP3744153B2 - Continuously variable transmission

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Publication number: JP3744153B2
Application number: JP30256997A
Authority: JP
Inventors: 慎司宮田; 裕之伊藤; 尚町田
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 1996-11-13
Filing date: 1997-11-05
Publication date: 2006-02-08
Anticipated expiration: 2017-11-05
Also published as: JPH10196759A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、例えば自動車用の変速機として利用する、トロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置の改良に関し、小型で、しかもトロイダル型無段変速機の構成部材の耐久性を確保できる構造を実現するものである。
【０００２】
【従来の技術】
例えば自動車用変速機として、図６〜７に略示する様なトロイダル型無段変速機を使用する事が研究されている。このトロイダル型無段変速機は、例えば実開昭６２−７１４６５号公報に開示されている様に、入力軸１と同心に入力側ディスク２を支持し、この入力軸１と同心に配置された出力軸３の端部に出力側ディスク４を固定している。トロイダル型無段変速機を納めたケーシングの内側には、上記入力軸１並びに出力軸３に対し捻れの位置にある枢軸５、５を中心として揺動するトラニオン６、６を設けている。
【０００３】
即ち、これら各トラニオン６、６の両端部外側面には、上記枢軸５、５を、互いに同心に設けている。又、各トラニオン６、６の中心部には変位軸７、７の基端部を支持し、上記枢軸５、５を中心として各トラニオン６、６を揺動させる事により、各変位軸７、７の傾斜角度の調節を自在としている。各トラニオン６、６に支持した変位軸７、７の周囲には、それぞれパワーローラ８、８を回転自在に支持している。そして、これら各パワーローラ８、８を、上記入力側、出力側両ディスク２、４の間に挟持している。入力側、出力側両ディスク２、４の互いに対向する内側面２ａ、４ａは、それぞれ断面が、上記枢軸５を中心とする円弧を当該ディスクの中心軸を中心に回転させて得られる凹面をなしている。そして、球状凸面に形成された各パワーローラ８、８の周面８ａ、８ａを、上記両内側面２ａ、４ａに当接させている。
【０００４】
上記入力軸１と入力側ディスク２との間には、ローディングカム式の押圧装置９を設け、この押圧装置９によって、上記入力側ディスク２を出力側ディスク４に向け、弾性的に押圧している。この押圧装置９は、入力軸１と共に回転するカム板１０と、保持器１１により保持された複数個（例えば４個）のローラ１２、１２とから構成している。上記カム板１０の片側面（図６〜７の左側面）には、円周方向に亙る凹凸面であるカム面１３を形成し、上記入力側ディスク２の外側面（図６〜７の右側面）にも、同様のカム面１４を形成している。そして、上記複数個のローラ１２、１２を、上記入力軸１の中心に対して放射方向の軸を中心とする回転自在に支持している。
【０００５】
上述の様に構成されるトロイダル型無段変速機の使用時、入力軸１の回転に伴ってカム板１０が回転すると、カム面１３によって複数個のローラ１２、１２が、入力側ディスク２の外側面のカム面１４に押圧される。この結果、上記入力側ディスク２が上記複数のパワーローラ８、８に押圧されると同時に、上記１対のカム面１３、１４と複数個のローラ１２、１２との押し付け合いに基づいて、上記入力側ディスク２が回転する。そして、この入力側ディスク２の回転が、上記複数のパワーローラ８、８を介して出力側ディスク４に伝達され、この出力側ディスク４に固定の出力軸３が回転する。
【０００６】
入力軸１と出力軸３との間の回転速度比（変速比）を変える場合で、先ず入力軸１と出力軸３との間で減速を行なう場合には、枢軸５、５を中心として各トラニオン６、６を揺動させ、各パワーローラ８、８の周面８ａ、８ａが図６に示す様に、入力側ディスク２の内側面２ａの中心寄り部分と出力側ディスク４の内側面４ａの外周寄り部分とにそれぞれ当接する様に、各変位軸７、７を傾斜させる。反対に、増速を行なう場合には、上記トラニオン６、６を揺動させ、各パワーローラ８、８の周面８ａ、８ａが図７に示す様に、入力側ディスク２の内側面２ａの外周寄り部分と出力側ディスク４の内側面４ａの中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、各変位軸７、７を傾斜させる。各変位軸７、７の傾斜角度を図６と図７との中間にすれば、入力軸１と出力軸３との間で、中間の変速比を得られる。
【０００７】
上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機を実際の自動車用の無段変速機に組み込む場合、遊星歯車機構と組み合わせる事が、特開平１−１６９１６９号公報、同１−３１２２６６号公報に記載されている様に、従来から提案されている。即ち、低速走行時にはエンジンの駆動力をトロイダル型無段変速機のみで伝達し、高速走行時には上記駆動力を遊星歯車機構で伝達する事により、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機に加わるトルクの低減を図る様にしている。この様に構成する事により、上記トロイダル型無段変速機の構成各部材の耐久性を向上させる事ができる。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
特開平１−１６９１６９号公報、同１−３１２２６６号公報に記載されている構造の場合には、２組の遊星歯車機構を組み込む等、構造が複雑でコストが嵩むだけでなく、設置スペースも嵩む。この為、小型自動車用、或は変速機をエンジンルーム近傍の限られたスペースに設置する必要のあるＦＦ車用の無段変速装置としては不適当な構造である。
本発明は、この様な事情に鑑み、１個の遊星歯車機構を組み込むのみで、高速走行時にトロイダル型無段変速機を通じて伝達するトルクの軽減を図れる構造を実現すべく発明したものである。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明の無段変速装置は、何れも、前述の各公報に記載された無段変速装置と同様に、駆動源につながってこの駆動源により回転駆動される入力軸と、これら駆動源と入力軸との間に設けられた発進クラッチと、この入力軸の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸と、トロイダル型無段変速機と、遊星歯車機構とを備える。
このうちのトロイダル型無段変速機は、互いに同心に配置した入力側ディスクと出力側ディスクとの間に挟持したパワーローラの傾斜角度を変える事により、上記入力軸の回転に基づいて回転する入力側ディスクと上記出力側ディスクとの間の変速比を変えるものである。
又、上記遊星歯車機構は、上記出力軸を回転させる太陽歯車とこの太陽歯車の周囲に配置したリング歯車との間に設けられ、上記太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持したキャリアに回転自在に支持された遊星歯車を、上記太陽歯車とリング歯車とに噛合させて成るものである。
【００１０】
特に、本発明の無段変速装置に於いては、上記キャリアと上記出力側ディスクとを、回転方向を一致させたまま回転力を伝達する第一の動力伝達機構により回転力の伝達を可能な状態に接続すると共に、上記入力軸と上記リング歯車とを、回転方向を逆転させつつ回転力を伝達する第二の動力伝達機構により回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。
そして、請求項１に記載した無段変速装置の場合には、上記キャリアと第二の動力伝達機構の構成部材との何れか一方のみを上記リング歯車に接続する為のクラッチ機構を備える。
更に、請求項２に記載した無段変速装置の場合には、上記第二の動力伝達機構の構成部材と上記リング歯車とを接続する為の第一のクラッチと、上記遊星歯車機構を構成する太陽歯車とリング歯車と遊星歯車との３種類の歯車のうちの何れか２種類の歯車同士を結合してこれら３種類の歯車同士の相対変位を阻止する第二のクラッチとを備える。そして、上記入力軸から出力軸に所定方向（車両を前進させる方向）の回転力を伝達する状態で、これら第一、第二のクラッチのうちの一方のクラッチを選択的に接続する。
【００１１】
【作用】
上述の様に構成する本発明の無段変速装置のうち、請求項１に記載した無段変速装置の作用は、次の通りである。先ず、低速走行時には、キャリアをリング歯車に接続すると共に、第二の動力伝達機構とリング歯車との接続を断つ状態に、クラッチ機構を切り換える。この状態ではトロイダル型無段変速機のみが、入力軸から出力軸に動力を伝達する。この低速走行時に入力側、出力側両ディスク同士の間の変速比を変換する際の作用自体は、前述の図６〜７に示した従来のトロイダル型無段変速機の場合と同様である。勿論、この状態では、上記入力軸と出力軸との間の変速比、即ち無段変速装置全体としての変速比は、トロイダル型無段変速機の変速比に比例する。又、この状態では、このトロイダル型無段変速機に入力されるトルクは、上記入力軸に加えられるトルクに等しくなる。
【００１２】
これに対して、高速走行時には、上記第二の動力伝達機構を上記リング歯車に接続すると共に、上記キャリアと上記リング歯車との接続を断つ状態に、上記クラッチ機構を切り換える。この結果、上記入力軸から出力軸には、遊星歯車機構が動力を伝達する。又、この状態では、上記トロイダル型無段変速機の出力側ディスクに、この遊星歯車機構を構成するキャリアからトルクが、第二の動力伝達機構を介して伝わる。この状態では、上記無段変速装置全体としての変速比は、遊星歯車の公転速度に応じて変化する。そこで、上記トロイダル型無段変速機の変速比を変えて、上記遊星歯車の公転速度を変えれば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。即ち、この状態では、トロイダル型無段変速機の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、無段変速装置全体の変速比を増速側に変化させるべく、トロイダル型無段変速機の変速比を減速側に変化させる程、このトロイダル型無段変速機に入力されるトルクが小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機に入力されるトルクを小さくして、このトロイダル型無段変速機の構成部品の耐久性向上を図れる。
【００１３】
次に、請求項２に記載した無段変速装置の作用は、次の通りである。先ず、低速走行時には、第二のクラッチを接続すると共に第一のクラッチの接続を断つ。この状態ではトロイダル型無段変速機のみが、入力軸から出力軸に動力を伝達する。これに対して、高速走行時には、上記第二のクラッチの接続を断つと共に第一のクラッチを接続する。この結果、上記入力軸から出力軸には、遊星歯車機構が動力を伝達すると共に、上記トロイダル型無段変速機の出力側ディスクに、この遊星歯車機構を構成するキャリアからトルクが、第二の動力伝達機構を介して伝わる。この状態では、上述した請求項１に記載した発明の場合と同様に、上記無段変速装置全体としての変速比は、遊星歯車の公転速度に応じて変化する。そこで、上記トロイダル型無段変速機の変速比を変えて、上記遊星歯車の公転速度を変えれば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機に入力されるトルクを小さくして、このトロイダル型無段変速機の構成部品の耐久性向上を図れる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
図１は、本発明に関する参考例の第１例を示している。本参考例の無段変速装置は、駆動源であるエンジン１５のクランクシャフト１６につながって、このエンジン１５により回転駆動される入力軸１７を備える。この入力軸１７の入力側端部（図１の左端部）と上記クランクシャフト１６の出力側端部（図１の右端部）との間には発進クラッチ１８を、これらクランクシャフト１６及び入力軸１７に対し直列に設けている。従って本参考例の場合には、これらクランクシャフト１６と入力軸１７とを、互いに同心に配置している。これに対して、上記入力軸１７の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸１９を、この入力軸１７と平行に配置している。そして、この入力軸１７の周囲にトロイダル型無段変速機２０を、上記出力軸１９の周囲に遊星歯車機構２１を、それぞれ設けている。
【００１５】
上記トロイダル型無段変速機２０を構成するカム板１０は、上記入力軸１７の中間部で出力側端部寄り（図１の右寄り）部分に固定している。又、入力側ディスク２と出力側ディスク４とは、上記入力軸１７の周囲に、ニードル軸受等、図示しない軸受により、この入力軸１７に対し、互いに独立した回転を自在に支持している。そして、上記カム板１０の片面（図１の左面）に形成したカム面１３と入力側ディスク２の外側面に形成したカム面１４との間にローラ１２、１２を挟持し、押圧装置９を構成している。従って、上記入力側ディスク２は上記入力軸１７の回転に伴い、上記出力側ディスク４に向け押圧されつつ回転する。
【００１６】
又、上記入力側ディスク２の内側面２ａと上記出力側ディスク４の内側面４ａとの間に複数個（通常２〜３個）のパワーローラ８、８を挟持し、これら各パワーローラ８、８の周面８ａ、８ａと上記両内側面２ａ、４ａとを当接させている。これら各パワーローラ８、８は、トラニオン６、６及び変位軸７、７（図６〜７参照。図１には省略。）により、回転自在に支持している。上記トロイダル型無段変速機２０は、従来から広く知られているトロイダル型無段変速機と同様に、上記トラニオン６、６を揺動させて上記各パワーローラ８、８を支持している変位軸７、７の傾斜角度を変える事により、上記入力側ディスク２と上記出力側ディスク４との間の変速比を変える。
【００１７】
又、上記遊星歯車機構２１を構成する太陽歯車２２は、前記出力軸１９の入力側端部（図１の右端部）に固定している。従ってこの出力軸１９は、上記太陽歯車２２の回転に伴って回転する。この太陽歯車２２の周囲にはリング歯車２３を、上記太陽歯車２２と同心に、且つ回転自在に支持している。そして、このリング歯車２３の内周面と上記太陽歯車２２の外周面との間に、複数個（通常は３〜４個）の遊星歯車組２４、２４を設けている。図示の例ではこれら各遊星歯車組２４、２４は、それぞれ１対ずつの遊星歯車２５ａ、２５ｂを組み合わせて成る。これら１対ずつの遊星歯車２５ａ、２５ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車２５ａを上記リング歯車２３に噛合させ、内径側に配置した遊星歯車２５ｂを上記太陽歯車２２に噛合させている。この様に各遊星歯車組２４、２４をそれぞれ１対ずつの遊星歯車２５ａ、２５ｂにより構成するのは、上記リング歯車２３と太陽歯車２２との回転方向を一致させる為である。
【００１８】
上述の様な遊星歯車組２４、２４は、キャリア２６の片側面（図１の右側面）に、上記出力軸１９と平行な枢軸２７ａ、２７ｂにより、回転自在に支持している。又、上記キャリア２６は、上記出力軸１９の中間部に、ニードル軸受等、図示しない軸受により、回転自在に支持している。
【００１９】
又、上記キャリア２６と前記出力側ディスク４とを、第一の動力伝達機構２８により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この第一の動力伝達機構２８は、互いに噛合した第一、第二の歯車２９、３０により構成している。即ち、第一の歯車２９を上記出力側ディスク４の外側面（図１の左側面）部分に、この出力側ディスク４と同心に固定し、第二の歯車３０を上記キャリア２６の片側面（図１の左側面）部分に、このキャリア２６と同心に固定している。従って上記キャリア２６は、上記出力側ディスク４の回転に伴って、この出力側ディスク４と反対方向に、上記第一、第二の歯車２９、３０の歯数に応じた速度で回転する。
【００２０】
一方、前記入力軸１７と上記リング歯車２３とは、第二の動力伝達機構３１により回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。この第二の動力伝達機構３１は、第一、第二のスプロケット３２、３３と、これら両スプロケット３２、３３同士の間に掛け渡したチェン３４とにより構成している。即ち、第一のスプロケット３２を上記入力軸１７の出力側端部（図１の右端部）で前記カム板１０から突出した部分に固定すると共に、第二のスプロケット３３を伝達軸３５の入力側端部（図１の右端部）に固定している。この伝達軸３５は、前記出力軸１９と同心に配置すると共に、転がり軸受等、図示しない軸受により、回転自在に支持している。従って上記伝達軸３５は、上記入力軸１７の回転に伴って、この入力軸１７と同方向に、上記第一、第二のスプロケット３２、３３の歯数に応じた速度で回転する。
【００２１】
又、本参考例の無段変速装置は、クラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記キャリア２６と第二の動力伝達機構３１の構成部材である上記伝達軸３５との何れか一方のみを、上記リング歯車２３に接続する。本参考例の場合に、このクラッチ機構は、請求項２の第二のクラッチに対応する低速用クラッチ３６と、同じく第一のクラッチに対応する高速用クラッチ３７とから成る。このうちの低速用クラッチ３６は、上記キャリア２６の外周縁部と上記リング歯車２３の軸方向一端部（図１の左端部）との間に設けている。この様な低速用クラッチ３６は、接続時には、前記遊星歯車機構２１を構成する太陽歯車２２とリング歯車２３と遊星歯車組２４、２４との相対変位を阻止し、これら太陽歯車２２とリング歯車２３とを一体的に結合する。又、高速用クラッチ３７は、上記伝達軸３５と、上記リング歯車２３に支持板３８を介して固定した中心軸３９との間に設けている。これら低速用クラッチ３６と高速用クラッチ３７とは、何れか一方のクラッチが接続された場合には、他方のクラッチの接続が断たれる様に、制御回路（油圧、電気）を構成している。
【００２２】
又、図示の例では、上記リング歯車２３と、無段変速装置のハウジング（図示省略）等、固定の部分との間に、後退用クラッチ４０を設けている。この後退用クラッチ４０は、自動車を後退させるべく、上記出力軸１９を逆方向に回転させる為に設けている。この後退用クラッチ４０は、上記低速用クラッチ３６と高速用クラッチ３７との何れか一方が接続された状態では、接続が断たれる。又、この後退用クラッチ４０が接続された状態では、上記低速用クラッチ３６と高速用クラッチ３７とは、何れも接続が断たれる。即ち、前記発進クラッチ１８を除く、残り３個のクラッチ３６、３７、４０は、何れか１個が接続されると、残り２個のクラッチの接続は断たれる。
【００２３】
更に、図示の例では、上記出力軸１９とデファレンシャルギヤ４１とを、第三〜第五の歯車４２〜４４で構成する第三の動力伝達機構４５により接続している。従って、上記出力軸１９が回転すると、これら第三の動力伝達機構４５及びデファレンシャルギヤ４１を介して左右１対の駆動軸４６、４６が回転し、自動車の駆動輪を回転駆動させる。
【００２４】
上述の様に構成する本参考例の無段変速装置の作用は、次の通りである。先ず、低速走行時には、上記低速用クラッチ３６を接続すると共に、上記高速用クラッチ３７及び後退用クラッチ４０の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ１８を接続し、前記入力軸１７を回転させると、トロイダル型無段変速機２０のみが、上記入力軸１７から出力軸１９に動力を伝達する。即ち、低速用クラッチ３６の接続に伴って、前記リング歯車２３とキャリア２６とが一体的に結合され、前記遊星歯車機構２１を構成する各歯車２２、２３、２５ａ、２５ｂ同士の相対回転が不能になる。又、上記高速用クラッチ３７及び後退用クラッチ４０の接続が断たれる事で、上記リング歯車２３は、前記伝達軸３５の回転速度に関係なく回転自在となる。
【００２５】
従って、この状態で上記入力軸１７を回転させると、この回転は前記押圧装置９を介して入力側ディスク２に伝わり、更に複数のパワーローラ８、８を介して出力側ディスク４に伝わる。更に、この出力側ディスク４の回転は、第一の動力伝達機構２８を構成する第一、第二の歯車２９、３０を介してキャリア２６及びリング歯車２３に伝わる。上述の様にこの状態では、遊星歯車機構２１を構成する各歯車２２、２３、２５ａ、２５ｂ同士の相対回転が不能になっているので、上記出力軸１９が、上記キャリア２６及びリング歯車２３と同じ速度で回転する。
【００２６】
この様な低速走行時に、入力側、出力側両ディスク２、４同士の間の変速比を変える際の作用自体は、前述の図６〜７に示した従来のトロイダル型無段変速機の場合と同様である。勿論、この状態では、上記入力軸１７と出力軸１９との間の変速比、即ち、無段変速装置全体としての変速比は、トロイダル型無段変速機２０の変速比に比例する。又、この状態では、このトロイダル型無段変速機２０に入力されるトルクは、上記入力軸１７に加えられるトルクに等しくなる。尚、低速走行時には、前記第二の動力伝達機構３１を構成する第一、第二のスプロケット３２、３３とチェン３４とは、空回りするだけである。
【００２７】
これに対して、高速走行時には、前記高速用クラッチ３７を接続すると共に、前記低速用クラッチ３６及び後退用クラッチ４０の接続を断つ。この状態で前記発進クラッチ１８を接続し、上記入力軸１７を回転させると、この入力軸１７から前記出力軸１９には、上記第二の動力伝達機構３１を構成する第一、第二のスプロケット３２、３３及びチェン３４と前記遊星歯車機構２１とが、動力を伝達する。
【００２８】
即ち、上記高速走行時に上記入力軸１７が回転すると、この回転は上記第二の動力伝達機構３１並びに高速用クラッチ３７を介して中心軸３９に伝わり、この中心軸３９を固定したリング歯車２３を回転させる。そして、このリング歯車２３の回転が複数の遊星歯車組２４、２４を介して太陽歯車２２に伝わり、この太陽歯車２２を固定した上記出力軸１９を回転させる。上記リング歯車２３が入力側となった場合に上記遊星歯車機構２１は、上記各遊星歯車組２４、２４が停止している（太陽歯車２２の周囲で公転しない）と仮定すれば、上記リング歯車２３と太陽歯車２２との歯数の比に応じた変速比で増速を行なう。但し、上記各遊星歯車組２４、２４は上記太陽歯車２２の周囲を公転し、無段変速装置全体としての変速比は、これら各遊星歯車組２４、２４の公転速度に応じて変化する。そこで、上記トロイダル型無段変速機２０の変速比を変えて、上記遊星歯車組２４、２４の公転速度を変えれば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。
【００２９】
即ち、図示の参考例では、上記高速走行時に上記各遊星歯車組２４、２４が、上記リング歯車２３と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車組２４、２４の公転速度が遅い程、上記太陽歯車２２を固定した出力軸１９の回転速度が速くなる。例えば、上記公転速度とリング歯車２３の回転速度（何れも角速度）が同じになれば、上記リング歯車２３と出力軸１９の回転速度が同じになる。これに対して、上記公転速度がリング歯車２３の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車２３の回転速度よりも出力軸１９の回転速度が速くなる。反対に、上記公転速度がリング歯車２３の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車２３の回転速度よりも出力軸１９の回転速度が遅くなる。
【００３０】
従って、上記高速走行時には、前記トロイダル型無段変速機２０の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変速機２０に、入力側ディスク２からではなく、出力側ディスク４からトルクが加わる（低速時に加わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのトルクが加わる）。即ち、前記高速用クラッチ３７を接続した状態では、前記エンジン１５から入力軸１７に伝達されたトルクは、前記押圧装置９が前記入力側ディスク２を押圧する以前に、前記第二の動力伝達機構３１を介して前記遊星歯車機構２１のリング歯車２３に伝達される。従って、入力軸１７の側から上記押圧装置９を介して入力側ディスク２に伝達されるトルクは殆どなくなる。
【００３１】
一方、上記第二の動力伝達機構３１を介して前記遊星歯車機構２１のリング歯車２３に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車組２４、２４から、キャリア２６及び第一の動力伝達機構２８を介して出力側ディスク４に伝わる。この様に出力側ディスク４からトロイダル型無段変速機２０に加わるトルクは、無段変速装置全体の変速比を増速側に変化させるべく、トロイダル型無段変速機２０の変速比を減速側に変化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機２０に入力されるトルクを小さくして、このトロイダル型無段変速機２０の構成部品の耐久性向上を図れる。
【００３２】
更に、図１に示した構造で、自動車を後退させるべく、前記出力軸１９を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ３６、３７の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ４０を接続する。この結果、上記リング歯車２３が固定され、上記各遊星歯車組２４、２４が、このリング歯車２３並びに前記太陽歯車２２と噛合しつつ、この太陽歯車２２の周囲を公転する。この結果、この太陽歯車２２並びにこの太陽歯車２２を固定した出力軸１９が、前述した高速走行時並びに上述した低速走行時とは逆方向に回転する。
【００３３】
尚、図２は、上述した参考例の第１例の構造で、無段変速装置全体としての変速比（itotal）を連続して変化させる場合に、トロイダル型無段変速機２０の変速比（icvt）と、このトロイダル型無段変速機２０に入力される入力トルク（Ｔ_in）と、無段変速装置の出力軸１９から取り出される出力トルク（Ｔ_s ）とが変化する状態の１例を示している。これら各変速比（itotal）（icvt）並びに各トルク（Ｔ_in）（Ｔ_s ）の関係は、トロイダル型無段変速機２０の変速幅、遊星歯車機構２１の構造並びに歯数比、第二の動力伝達装置３１の減速比等に応じて変わる。参考例或いは本発明を実施する場合にこれらの値並びに構造は、設計的に定める。図２に記載した各線を得る為の条件としては、トロイダル型無段変速機２０の変速幅を凡そ４倍（０．５〜２．０）とし、遊星歯車機構２１はそれぞれが１対ずつの遊星歯車２５ａ、２５ｂから成る遊星歯車組２４、２４を備え、第二の動力伝達装置３１の減速比は凡そ２であるとして計算した。又、低速用クラッチ３６と高速用クラッチ３７との切り換えは、無段変速装置全体としての変速比（itotal）が１の場合に行なうとした。
【００３４】
尚、実際の無段変速装置を構成する場合には、無段変速装置全体としての変速比（itotal）が１の場合に常に低速用クラッチ３６と高速用クラッチ３７との切り換えを行なう様にすると、上記変速比（itotal）が１の前後で走行している場合に、頻繁にこれら両クラッチ３６、３７の切り換えが行なわれる。この様な事態は、運転者に違和感を与えるだけでなく、これら各クラッチ３６、３７の耐久性にも悪影響を及ぼす。従って、実際の無段変速装置を構成する場合には、上記変速比（itotal）が高くなる場合と低くなる場合とで上記各クラッチ３６、３７の切り換えのタイミングを変える、所謂ヒステリシスを設ける。例えば、上記変速比（itotal）の値が小さくなる（変速比の値が図２の左から右に変化する）際の切り換えのタイミングを、この値が大きくなる（変速比の値が図２の右から左に変化する）際の切り換えのタイミングよりも、変速比の値が小さい時点と（図２の右側に）する。
【００３５】
上述の様な条件で試算した結果を示す図２で、縦軸は、トロイダル型無段変速機２０の変速比（icvt）並びに、トロイダル型無段変速機２０の入力トルク（Ｔ_in）、又は無段変速装置の出力トルク（Ｔ_s ）と前記エンジン１５（図１）から前記入力軸１７に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_in／Ｔ_e ）（Ｔ_s ／Ｔ_e ）を、横軸は、無段変速装置全体としての変速比（itotal）を、それぞれ表している。尚、トロイダル型無段変速機２０の変速比（icvt）を示す値がマイナスなのは、このトロイダル型無段変速機２０に組み込んだ出力側ディスク４の回転方向が入力軸１７の回転方向と逆になる為である。又、実線ａは、上記トロイダル型無段変速機２０の変速比（icvt）を、破線ｂは、上記出力トルク（Ｔ_s ）と前記エンジン１５から前記入力軸１７に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_s ／Ｔ_e ）を、鎖線ｃは、上記入力トルク（Ｔ_in）と前記エンジン１５から前記入力軸１７に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_in／Ｔ_e ）を、それぞれ表している。この様な図２の記載から明らかな通り、参考例或いは本発明の無段変速装置によれば、高速走行時にトロイダル型無段変速機２０に加わるトルクを小さくできる。図２を求めた条件では、上記入力トルク（Ｔ_in）を、最大限、上記エンジン１５から前記入力軸１７に伝えられるトルク（Ｔ_e ）の１４％程度にまで低減できる。
【００３６】
次に、図３は、請求項１、２の双方に対応する、本発明の実施の形態の１例を示している。本例の場合には、出力側ディスク４とキャリア２６との間に設ける第一の動力伝達機構２８ａを、第一、第二のスプロケット３２ａ、３３ａと、これら両スプロケット３２ａ、３３ａ同士の間に掛け渡したチェン３４とにより構成している。又、入力軸１７と伝達軸３５との間に設ける第二の動力伝達機構３１ａを、互いに噛合する第一、第二の歯車２９ａ、３０ａにより構成している。この様に、上記第一の動力伝達機構２８ａの構成部品と第二の動力伝達機構３１ａの構成部品とを、前述した参考例の第１例の場合と逆にした事に伴い、出力軸１９の回転方向が、この参考例の第１例の場合とは逆になる。そこで、本例の場合には、上記出力軸１９の端部に固定した第三の歯車４２を、直接デファレンシャルギヤ４１の入力部に噛合させて、このデファレンシャルギヤ４１の回転方向が上記第１例の場合と一致する様にしている。その他の構成及び作用は、前述した参考例の第１例の場合と同様である為、同等部分には同一符号を付して、重複する説明を省略する。
【００３７】
次に、図４は、本発明に関する参考例の第２例を示している。本参考例の場合には、第一の動力伝達機構２８を構成し、遊星歯車機構２１を構成するキャリア２６と一体的に結合した第二の歯車３０と出力軸１９との間に、第二のクラッチである低速用クラッチ３６を設けている。従って、この低速用クラッチ３６の接続時には、上記第二の歯車３０と出力軸１９とを一体的に結合する他、遊星歯車機構２１を構成する太陽歯車２２とリング歯車２３と遊星歯車組２４、２４との相対変位を阻止し、これら太陽歯車２２とリング歯車２３とを一体的に結合する。第一のクラッチである高速用クラッチ３７は、前述した第１例の場合と同様に、伝達軸３５と、リング歯車２３に支持板３８を介して固定した中心軸３９との間に設けている。上述の様に構成する本例の場合も、前述した参考例の第１例及び上述した本発明の実施の形態の１例の場合と同様に、低速時には上記低速用クラッチ３６を接続すると共に上記高速用クラッチ３７の接続を断って、動力をトロイダル型無段変速機２０を介してのみ伝達する。これに対して高速走行時には、上記低速用クラッチ３６の接続を断つと共に上記高速用クラッチ３７を接続し、動力をトロイダル型無段変速機２０及び上記遊星歯車機構２１を介して伝達する。クラッチ機構の構造を変えた以外の構成及び作用は、前述した第１例と同様であるから、同等部分には同一符号を付して、重複する説明を省略する。
【００３８】
次に、図５は、本発明に関する参考例の第３例を示している。本参考例の場合には、遊星歯車機構２１を構成する太陽歯車２２を固定した出力軸１９と、やはり遊星歯車機構２１を構成するリング歯車２３を固定した支持板３８との間に、第二のクラッチである低速用クラッチ３６を設けている。従って、この低速用クラッチ３６の接続時には、上記遊星歯車機構２１を構成する太陽歯車２２とリング歯車２３と遊星歯車組２４、２４との相対変位を阻止し、これら太陽歯車２２とリング歯車２３とを一体的に結合する。そして、第二の歯車３０と出力軸１９とを一体的に結合する。その他の構成及び作用は、上述した参考例の第２例と同様であるから、同等部分には同一符号を付して、重複する説明を省略する。
【００３９】
【発明の効果】
本発明は、以上に述べた通り構成され作用するので、比較的簡単で、小型、軽量、且つ低コストで造れる構造にも拘らず、無段変速装置に組み込んだトロイダル型無段変速機の構成部品に加わる荷重を軽減して、耐久性の向上を図れる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に関する参考例の第１例を示す略構成図。
【図２】トロイダル型無段変速機の変速比と無段変速装置全体としての変速比と入力トルク及び出力トルクとの関係を示す線図。
【図３】本発明の実施の形態の１例を示す略構成図。
【図４】本発明に関する参考例の第２例を示す略構成図。
【図５】同第３例を示す略構成図。
【図６】従来から知られているトロイダル型無段変速機を、最大減速時の状態で示す部分切断側面図。
【図７】同じく最大増速時の状態で示す部分切断側面図。
【符号の説明】
１入力軸
２入力側ディスク
２ａ内側面
３出力軸
４出力側ディスク
４ａ内側面
５枢軸
６トラニオン
７変位軸
８パワーローラ
８ａ周面
９押圧装置
１０カム板
１１保持器
１２ローラ
１３、１４カム面
１５エンジン
１６クランクシャフト
１７入力軸
１８発進クラッチ
１９出力軸
２０トロイダル型無段変速機
２１遊星歯車機構
２２太陽歯車
２３リング歯車
２４遊星歯車組
２５ａ、２５ｂ遊星歯車
２６キャリア
２７ａ、２７ｂ枢軸
２８、２８ａ第一の動力伝達機構
２９、２９ａ第一の歯車
３０、３０ａ第二の歯車
３１、３１ａ第二の動力伝達機構
３２、３２ａ第一のスプロケット
３３、３３ａ第二のスプロケット
３４チェン
３５伝達軸
３６低速用クラッチ
３７高速用クラッチ
３８支持板
３９中心軸
４０後退用クラッチ
４１デファレンシャルギヤ
４２第三の歯車
４３第四の歯車
４４第五の歯車
４５第三の動力伝達機構
４６駆動軸[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present invention relates to an improvement of a continuously variable transmission incorporating a toroidal continuously variable transmission used as a transmission for an automobile, for example, and is small in size and can secure the durability of components of the toroidal continuously variable transmission. The structure is realized.
[0002]
[Prior art]
  For example, the use of a toroidal continuously variable transmission as schematically shown in FIGS. This toroidal type continuously variable transmission supports an input disk 2 concentrically with an input shaft 1 and is arranged concentrically with the input shaft 1 as disclosed in, for example, Japanese Utility Model Publication No. 62-71465. An output side disk 4 is fixed to the end of the output shaft 3. On the inner side of the casing in which the toroidal continuously variable transmission is housed, trunnions 6 and 6 that swing around pivots 5 and 5 that are twisted with respect to the input shaft 1 and the output shaft 3 are provided.
[0003]
  That is, the pivot shafts 5 and 5 are provided concentrically with each other on the outer side surfaces of both ends of the trunnions 6 and 6. Further, by supporting the base ends of the displacement shafts 7 and 7 at the center of the trunnions 6 and 6, and by swinging the trunnions 6 and 6 around the pivot shafts 5 and 5, 7 tilt angle can be adjusted freely. Power rollers 8 and 8 are rotatably supported around the displacement shafts 7 and 7 supported by the trunnions 6 and 6, respectively. The power rollers 8 and 8 are sandwiched between the input side and output side disks 2 and 4. Inner side surfaces 2a and 4a of the input side and output side discs 2 and 4 facing each other have a concave surface obtained by rotating an arc centering on the pivot 5 about the central axis of the disc. ing. And the peripheral surfaces 8a and 8a of each power roller 8 and 8 formed in the spherical convex surface are made to contact | abut to the said both inner surfaces 2a and 4a.
[0004]
  A loading cam type pressing device 9 is provided between the input shaft 1 and the input side disk 2, and the pressing device 9 elastically presses the input side disk 2 toward the output side disk 4. Yes. The pressing device 9 includes a cam plate 10 that rotates together with the input shaft 1 and a plurality of (for example, four) rollers 12 and 12 held by a cage 11. On one side surface (left side surface in FIGS. 6 to 7) of the cam plate 10, a cam surface 13 that is an uneven surface extending in the circumferential direction is formed, and the outer surface of the input side disk 2 (right side in FIGS. 6 to 7). The same cam surface 14 is also formed on the surface). The plurality of rollers 12 and 12 are supported so as to be rotatable about a radial axis with respect to the center of the input shaft 1.
[0005]
  When the toroidal-type continuously variable transmission configured as described above is used, when the cam plate 10 rotates with the rotation of the input shaft 1, the plurality of rollers 12, 12 are moved by the cam surface 13 to the input side disk 2. It is pressed by the outer cam surface 14. As a result, the input side disk 2 is pressed against the plurality of power rollers 8 and 8 and at the same time, based on the pressing force between the pair of cam surfaces 13 and 14 and the plurality of rollers 12 and 12, The input side disk 2 rotates. The rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 via the plurality of power rollers 8, 8, and the output shaft 3 fixed to the output side disk 4 rotates.
[0006]
  When the rotational speed ratio (transmission ratio) between the input shaft 1 and the output shaft 3 is changed. First, when deceleration is performed between the input shaft 1 and the output shaft 3, the pivots 5 and 5 are used as the centers. The trunnions 6 and 6 are swung so that the peripheral surfaces 8a and 8a of the power rollers 8 and 8 are closer to the center of the inner surface 2a of the input side disk 2 and the inner side surface 4a of the output side disk 4 as shown in FIG. Each of the displacement shafts 7 and 7 is inclined so as to abut against the outer peripheral portion. On the contrary, to increase the speed, the trunnions 6 and 6 are swung so that the peripheral surfaces 8a and 8a of the power rollers 8 and 8 are formed on the inner surface 2a of the input side disk 2 as shown in FIG. The displacement shafts 7 and 7 are inclined so as to come into contact with the outer peripheral portion and the central portion of the inner side surface 4a of the output side disk 4, respectively. If the inclination angle of each of the displacement shafts 7 and 7 is set intermediate between those shown in FIGS. 6 and 7, an intermediate gear ratio can be obtained between the input shaft 1 and the output shaft 3.
[0007]
  When the toroidal continuously variable transmission constructed and operated as described above is incorporated into an actual continuously variable transmission for an automobile, combining it with a planetary gear mechanism is disclosed in JP-A-1-169169 and 1-312266. Has been proposed in the past. That is, the torque applied to the toroidal continuously variable transmission during high speed traveling is transmitted by the toroidal type continuously variable transmission only at low speeds and by the planetary gear mechanism during high speed traveling. We try to reduce it. By comprising in this way, durability of each member which comprises the said toroidal type continuously variable transmission can be improved.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
  In the case of the structure described in Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 1-169169 and 1-312266, not only is the structure complicated and costly, such as incorporating two sets of planetary gear mechanisms, but the installation space also increases. . For this reason, it is an unsuitable structure as a continuously variable transmission for a small vehicle or for an FF vehicle in which a transmission needs to be installed in a limited space near the engine room.
  In view of such circumstances, the present invention has been invented to realize a structure capable of reducing torque transmitted through a toroidal-type continuously variable transmission during high-speed traveling by incorporating only one planetary gear mechanism.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
  Each of the continuously variable transmissions of the present invention, like the continuously variable transmissions described in the above-mentioned publications, is connected to a drive source and is rotated by this drive source,A starting clutch provided between the drive source and the input shaft;An output shaft for extracting power based on the rotation of the input shaft, a toroidal continuously variable transmission, and a planetary gear mechanism are provided.
  Among these, the toroidal type continuously variable transmission has an input that rotates based on the rotation of the input shaft by changing the inclination angle of the power roller sandwiched between the input side disk and the output side disk arranged concentrically with each other. The transmission ratio between the side disk and the output side disk is changed.
  Further, the planetary gear mechanism is provided between a sun gear that rotates the output shaft and a ring gear arranged around the sun gear, and is rotatable on a carrier that is supported concentrically and rotatably with the sun gear. The planetary gear supported by the gear is meshed with the sun gear and the ring gear.
[0010]
  In particular, in the continuously variable transmission of the present invention, the carrier and the output side disk,Transmits rotational force while keeping the direction of rotation consistentThe first power transmission mechanism is connected to enable transmission of rotational force, and the input shaft and the ring gear are connected to each other., Transmit rotational force while reversing the direction of rotationThe second power transmission mechanism can be connected to a state where the rotational force can be transmitted.
  In the continuously variable transmission according to the first aspect, a clutch mechanism is provided for connecting only one of the carrier and the constituent member of the second power transmission mechanism to the ring gear.
  Furthermore, in the case of the continuously variable transmission according to claim 2, the first clutch for connecting the constituent member of the second power transmission mechanism and the ring gear, and the planetary gear mechanism are configured. A second clutch that couples any two of the three types of gears of the sun gear, the ring gear, and the planetary gear to prevent relative displacement between the three types of gears; And one clutch of these 1st, 2nd clutches is selectively connected in the state which transmits the rotational force of a predetermined direction (direction which advances a vehicle) from the said input shaft to an output shaft.
[0011]
[Action]
  Of the continuously variable transmission of the present invention configured as described above, the operation of the continuously variable transmission according to claim 1 is as follows. First, during low-speed traveling, the carrier is connected to the ring gear, and the clutch mechanism is switched to a state where the connection between the second power transmission mechanism and the ring gear is disconnected. In this state, only the toroidal continuously variable transmission transmits power from the input shaft to the output shaft. The action itself when converting the gear ratio between the input side and output side discs during this low speed running is the same as in the case of the conventional toroidal continuously variable transmission shown in FIGS. Of course, in this state, the gear ratio between the input shaft and the output shaft, that is, the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole is proportional to the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission. In this state, the torque input to the toroidal continuously variable transmission is equal to the torque applied to the input shaft.
[0012]
  On the other hand, at the time of high speed traveling, the second power transmission mechanism is connected to the ring gear, and the clutch mechanism is switched to a state where the carrier and the ring gear are disconnected. As a result, the planetary gear mechanism transmits power from the input shaft to the output shaft. In this state, torque is transmitted from the carrier constituting the planetary gear mechanism to the output side disk of the toroidal type continuously variable transmission via the second power transmission mechanism. In this state, the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole changes according to the revolution speed of the planetary gear. Therefore, by changing the speed ratio of the toroidal continuously variable transmission and changing the revolution speed of the planetary gear, the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole can be adjusted. In other words, in this state, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission is changed to the speed reducing side. In such a high-speed running state, the toroidal continuously variable transmission is changed as the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission is changed to the deceleration side in order to change the transmission ratio of the entire continuously variable transmission to the increased speed side. The torque input to the machine is reduced. As a result, it is possible to reduce the torque input to the toroidal type continuously variable transmission during high-speed traveling and to improve the durability of the components of the toroidal type continuously variable transmission.
[0013]
  Next, the operation of the continuously variable transmission according to claim 2 is as follows. First, during low-speed traveling, the second clutch is connected and the first clutch is disconnected. In this state, only the toroidal continuously variable transmission transmits power from the input shaft to the output shaft. On the other hand, when traveling at high speed, the second clutch is disconnected and the first clutch is connected. As a result, the planetary gear mechanism transmits power from the input shaft to the output shaft, and torque from the carrier constituting the planetary gear mechanism is transmitted to the output side disk of the toroidal type continuously variable transmission. It is transmitted via the power transmission mechanism. In this state, as in the case of the invention described in claim 1 described above, the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole changes according to the revolution speed of the planetary gear. Therefore, by changing the speed ratio of the toroidal continuously variable transmission and changing the revolution speed of the planetary gear, the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole can be adjusted. As a result, it is possible to reduce the torque input to the toroidal type continuously variable transmission during high-speed traveling and to improve the durability of the components of the toroidal type continuously variable transmission.
[0014]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  FIG.Reference examples related to the present inventionThe 1st example of is shown.Reference exampleThe continuously variable transmission includes an input shaft 17 that is connected to a crankshaft 16 of an engine 15 that is a drive source and is rotationally driven by the engine 15. A starting clutch 18 is disposed between the input side end portion (left end portion in FIG. 1) of the input shaft 17 and the output side end portion (right end portion in FIG. 1) of the crankshaft 16, and the crankshaft 16 and the input shaft. 17 in series. ThereforeReference exampleIn this case, the crankshaft 16 and the input shaft 17 are arranged concentrically with each other. On the other hand, an output shaft 19 for taking out power based on the rotation of the input shaft 17 is arranged in parallel with the input shaft 17. A toroidal continuously variable transmission 20 is provided around the input shaft 17, and a planetary gear mechanism 21 is provided around the output shaft 19.
[0015]
  The cam plate 10 constituting the toroidal-type continuously variable transmission 20 is fixed to an intermediate portion of the input shaft 17 near the output side end (rightward in FIG. 1). Further, the input side disk 2 and the output side disk 4 freely support the input shaft 17 to rotate independently of each other with respect to the input shaft 17 by a bearing (not shown) such as a needle bearing around the input shaft 17. Then, rollers 12 and 12 are sandwiched between a cam surface 13 formed on one side of the cam plate 10 (left side in FIG. 1) and a cam surface 14 formed on the outer side surface of the input side disk 2, and the pressing device 9 is It is composed. Therefore, the input side disk 2 rotates while being pressed toward the output side disk 4 as the input shaft 17 rotates.
[0016]
  A plurality (usually 2 to 3) of power rollers 8 and 8 are sandwiched between the inner side surface 2a of the input side disk 2 and the inner side surface 4a of the output side disk 4, and each of these power rollers 8, Eight peripheral surfaces 8a and 8a are brought into contact with the inner side surfaces 2a and 4a. These power rollers 8 and 8 are rotatably supported by trunnions 6 and 6 and displacement shafts 7 and 7 (see FIGS. 6 to 7, omitted in FIG. 1). The toroidal type continuously variable transmission 20 is a displacement that supports the power rollers 8 and 8 by swinging the trunnions 6 and 6 in the same manner as the toroidal type continuously variable transmission that has been widely known. By changing the inclination angle of the shafts 7 and 7, the gear ratio between the input side disk 2 and the output side disk 4 is changed.
[0017]
  The sun gear 22 constituting the planetary gear mechanism 21 is fixed to the input side end portion (the right end portion in FIG. 1) of the output shaft 19. Therefore, the output shaft 19 rotates as the sun gear 22 rotates. Around the sun gear 22, a ring gear 23 is supported concentrically with the sun gear 22 and rotatably. Between the inner peripheral surface of the ring gear 23 and the outer peripheral surface of the sun gear 22, a plurality of (usually 3 to 4) planetary gear sets 24, 24 are provided. In the illustrated example, each of the planetary gear sets 24, 24 is formed by combining a pair of planetary gears 25a, 25b. The planetary gears 25a and 25b of each pair are meshed with each other, and the planetary gear 25a disposed on the outer diameter side is meshed with the ring gear 23, and the planetary gear 25b disposed on the inner diameter side is meshed with the sun gear 22. I am letting. In this way, each planetary gear set 24, 24 is constituted by a pair of planetary gears 25a, 25b, respectively, so that the rotational directions of the ring gear 23 and the sun gear 22 coincide with each other.Because of that.
[0018]
  The planetary gear sets 24, 24 as described above are rotatably supported on one side surface (right side surface in FIG. 1) of the carrier 26 by pivots 27a, 27b parallel to the output shaft 19. The carrier 26 is rotatably supported by an intermediate portion of the output shaft 19 by a bearing (not shown) such as a needle bearing.
[0019]
  In addition, the carrier 26 and the output side disk 4 are connected to each other by a first power transmission mechanism 28 so as to be able to transmit rotational force. The first power transmission mechanism 28 includes first and second gears 29 and 30 meshing with each other. That is, the first gear 29 is fixed to the outer side surface (left side surface in FIG. 1) of the output side disk 4 concentrically with the output side disk 4, and the second gear 30 is fixed to one side surface of the carrier 26 ( The carrier 26 is fixed concentrically to the left side portion in FIG. Accordingly, the carrier 26 rotates in the opposite direction to the output side disk 4 at a speed corresponding to the number of teeth of the first and second gears 29 and 30 as the output side disk 4 rotates.
[0020]
  On the other hand, the input shaft 17 and the ring gear 23 can be connected to each other in a state where the second power transmission mechanism 31 can transmit the rotational force. The second power transmission mechanism 31 includes first and second sprockets 32 and 33 and a chain 34 spanned between the two sprockets 32 and 33. That is, the first sprocket 32 is fixed to a portion protruding from the cam plate 10 at the output side end portion (right end portion in FIG. 1) of the input shaft 17, and the second sprocket 33 is fixed to the input side of the transmission shaft 35. It is fixed to the end (the right end in FIG. 1). The transmission shaft 35 is disposed concentrically with the output shaft 19 and is rotatably supported by a bearing (not shown) such as a rolling bearing. Accordingly, as the input shaft 17 rotates, the transmission shaft 35 rotates in the same direction as the input shaft 17 at a speed corresponding to the number of teeth of the first and second sprockets 32 and 33.
[0021]
  or,Reference exampleThe continuously variable transmission includes a clutch mechanism. This clutch mechanism connects only one of the carrier 26 and the transmission shaft 35 which is a constituent member of the second power transmission mechanism 31 to the ring gear 23.Reference exampleIn this case, the clutch mechanism includes a low speed clutch 36 corresponding to the second clutch of claim 2 and a high speed clutch 37 corresponding to the first clutch. Of these, the low speed clutch 36 is provided between the outer peripheral edge of the carrier 26 and one axial end (left end in FIG. 1) of the ring gear 23. Such a low speed clutch 36 prevents relative displacement between the sun gear 22, the ring gear 23, and the planetary gear sets 24, 24 constituting the planetary gear mechanism 21 at the time of connection, and the sun gear 22 and the ring gear 23. And are integrally coupled. The high speed clutch 37 is provided between the transmission shaft 35 and a central shaft 39 fixed to the ring gear 23 via a support plate 38. The low speed clutch 36 and the high speed clutch 37 constitute a control circuit (hydraulic, electric) so that when one of the clutches is connected, the other clutch is disconnected. .
[0022]
  In the illustrated example, a reverse clutch 40 is provided between the ring gear 23 and a fixed part such as a housing (not shown) of the continuously variable transmission. The reverse clutch 40 is provided to rotate the output shaft 19 in the reverse direction to reverse the automobile. The reverse clutch 40 is disconnected when either the low speed clutch 36 or the high speed clutch 37 is connected. When the reverse clutch 40 is connected, the low speed clutch 36 and the high speed clutch 37 are both disconnected. That is, when any one of the remaining three clutches 36, 37, and 40 excluding the starting clutch 18 is connected, the remaining two clutches are disconnected.
[0023]
  Further, in the illustrated example, the output shaft 19 and the differential gear 41 are connected by a third power transmission mechanism 45 constituted by third to fifth gears 42 to 44. Accordingly, when the output shaft 19 rotates, the pair of left and right drive shafts 46 and 46 rotate via the third power transmission mechanism 45 and the differential gear 41 to drive the drive wheels of the automobile.
[0024]
  Configure as aboveReference exampleThe operation of the continuously variable transmission is as follows. First, during low speed running, the low speed clutch 36 is connected, and the high speed clutch 37 and the reverse clutch are connected.40Disconnect the. In this state, when the starting clutch 18 is connected and the input shaft 17 is rotated, only the toroidal continuously variable transmission 20 transmits power from the input shaft 17 to the output shaft 19. That is, with the connection of the low speed clutch 36, the ring gear 23 and the carrier 26 are integrally coupled, and the gears 22, 23, 25a, 25b constituting the planetary gear mechanism 21 cannot be rotated relative to each other. become. Further, by disconnecting the high-speed clutch 37 and the reverse clutch 40, the ring gear 23 is rotatable regardless of the rotational speed of the transmission shaft 35.
[0025]
  Accordingly, when the input shaft 17 is rotated in this state, the rotation is transmitted to the input side disk 2 via the pressing device 9 and further transmitted to the output side disk 4 via the plurality of power rollers 8 and 8. Further, the rotation of the output side disk 4 is transmitted to the carrier 26 and the ring gear 23 via the first and second gears 29 and 30 constituting the first power transmission mechanism 28. As described above, in this state, the relative rotation of the gears 22, 23, 25a, 25b constituting the planetary gear mechanism 21 is disabled, so that the output shaft 19 is connected to the carrier 26 and the ring gear 23. Rotates at the same speed.
[0026]
  The action itself when changing the gear ratio between the input side and output side disks 2 and 4 during such low-speed running is the same as that of the conventional toroidal continuously variable transmission shown in FIGS. It is the same. Of course, in this state, the gear ratio between the input shaft 17 and the output shaft 19, that is, the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole is proportional to the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 20. In this state, the torque input to the toroidal type continuously variable transmission 20 is equal to the torque applied to the input shaft 17. When traveling at a low speed, the first and second sprockets 32 and 33 and the chain 34 constituting the second power transmission mechanism 31 are merely idle.
[0027]
  On the other hand, during high speed travel, the high speed clutch 37 is connected and the low speed clutch 36 and the reverse clutch 40 are disconnected. When the starting clutch 18 is connected in this state and the input shaft 17 is rotated, the first and second sprockets constituting the second power transmission mechanism 31 are connected from the input shaft 17 to the output shaft 19. 32, 33 and the chain 34 and the planetary gear mechanism 21 transmit power.
[0028]
  That is, when the input shaft 17 rotates during the high speed traveling, the rotation is transmitted to the central shaft 39 via the second power transmission mechanism 31 and the high speed clutch 37, and the ring gear 23 to which the central shaft 39 is fixed is transmitted. Rotate. Then, the rotation of the ring gear 23 is transmitted to the sun gear 22 through the plurality of planetary gear sets 24, 24, and the output shaft 19 to which the sun gear 22 is fixed is rotated. When the ring gear 23 is on the input side, the planetary gear mechanism 21 assumes that the planetary gear sets 24, 24 are stopped (not revolving around the sun gear 22). The speed is increased at a gear ratio corresponding to the ratio of the number of teeth of the gear 23 and the sun gear 22. However, each planetary gear set 24, 24 revolves around the sun gear 22, and the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole changes according to the revolution speed of each planetary gear set 24, 24. Accordingly, the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole can be adjusted by changing the speed ratio of the toroidal continuously variable transmission 20 and changing the revolution speed of the planetary gear sets 24 and 24.
[0029]
  That is, as shownReference exampleThen, the planetary gear sets 24 and 24 revolve in the same direction as the ring gear 23 during the high-speed traveling. The lower the revolution speed of each planetary gear set 24, 24, the higher the rotational speed of the output shaft 19 to which the sun gear 22 is fixed. For example, if the revolution speed and the rotational speed (both angular speeds) of the ring gear 23 are the same, the rotational speeds of the ring gear 23 and the output shaft 19 are the same. On the other hand, if the revolution speed is slower than the rotation speed of the ring gear 23, the rotation speed of the output shaft 19 becomes faster than the rotation speed of the ring gear 23. On the contrary, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 23, the rotation speed of the output shaft 19 becomes slower than the rotation speed of the ring gear 23.
[0030]
  Therefore, during the high speed traveling, the speed ratio of the continuously variable transmission changes to the speed increasing side as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 20 is changed to the speed reducing side. In such a state during high speed running, torque is applied to the toroidal continuously variable transmission 20 from the output side disk 4 instead of from the input side disk 2 (minus when the torque applied at low speed is a positive torque). Torque). That is, in a state where the high speed clutch 37 is connected, the torque transmitted from the engine 15 to the input shaft 17 is the second power transmission before the pressing device 9 presses the input side disk 2.mechanismIt is transmitted to the ring gear 23 of the planetary gear mechanism 21 through 31. Accordingly, almost no torque is transmitted from the input shaft 17 side to the input side disk 2 via the pressing device 9.
[0031]
  On the other hand, the second power transmissionmechanismA part of the torque transmitted to the ring gear 23 of the planetary gear mechanism 21 via 31 is transferred from each planetary gear set 24, 24 via the carrier 26 and the first power transmission mechanism 28 to the output side disk 4. It is transmitted to. Thus, the torque applied to the toroidal type continuously variable transmission 20 from the output side disk 4 reduces the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 20 on the deceleration side so as to change the speed ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. The smaller it is, the smaller it becomes. As a result, the torque input to the toroidal-type continuously variable transmission 20 during high-speed traveling can be reduced, and the durability of the components of the toroidal-type continuously variable transmission 20 can be improved.
[0032]
  Further, in the structure shown in FIG. 1, when the output shaft 19 is reversely rotated in order to reverse the automobile, the low speed and high speed clutches 36 and 37 are disconnected and the reverse clutch 40 is disconnected. Connect. As a result, the ring gear 23 is fixed, and the planetary gear sets 24 and 24 revolve around the sun gear 22 while meshing with the ring gear 23 and the sun gear 22. As a result, the sun gear 22 and the output shaft 19 to which the sun gear 22 is fixed rotate in the direction opposite to that at the time of the above-described high speed traveling and the above-described low speed traveling.
[0033]
  Note that FIG.Reference exampleIn the structure of the first example, when the transmission ratio (itotal) of the continuously variable transmission as a whole is continuously changed, the transmission ratio (icvt) of the toroidal continuously variable transmission 20 and the toroidal continuously variable transmission 20 input torque (T_in) And output torque (T) taken out from the output shaft 19 of the continuously variable transmission_s ) Shows an example of a state in which changes occur. Each gear ratio (itotal) (icvt) and each torque (T_in) (T_s ) Varies depending on the speed change width of the toroidal-type continuously variable transmission 20, the structure and planetary gear ratio of the planetary gear mechanism 21, the speed reduction ratio of the second power transmission device 31, and the like.Reference examples orIn implementing the present invention, these values and structure are determined by design. The conditions for obtaining the lines shown in FIG. 2 are that the speed change width of the toroidal-type continuously variable transmission 20 is approximately four times (0.5 to 2.0), and each planetary gear mechanism 21 has one pair. Calculation was performed assuming that planetary gear sets 24 and 24 including planetary gears 25a and 25b were provided, and the reduction ratio of the second power transmission device 31 was approximately 2. In addition, the switching between the low speed clutch 36 and the high speed clutch 37 is performed when the gear ratio (itotal) of the continuously variable transmission as a whole is 1.
[0034]
  When an actual continuously variable transmission is configured, when the transmission ratio (itotal) of the continuously variable transmission as a whole is 1, switching between the low speed clutch 36 and the high speed clutch 37 is always performed. When the speed ratio (itotal) is traveling around 1, the clutches 36 and 37 are frequently switched. Such a situation not only makes the driver feel uncomfortable, but also adversely affects the durability of the clutches 36 and 37. Therefore, when configuring an actual continuously variable transmission, so-called hysteresis is provided to change the switching timing of the clutches 36 and 37 depending on whether the speed ratio (itotal) is high or low. For example, the switching timing when the gear ratio (itotal) value is small (the gear ratio value changes from the left to the right in FIG. 2) is increased (the gear ratio value is as shown in FIG. 2). When the gear ratio value is smaller than the switching timing at the time of changing from right to left) (to the right side in FIG. 2).
[0035]
  In FIG. 2 showing the result of the trial calculation under the above-described conditions, the vertical axis represents the transmission ratio (icvt) of the toroidal type continuously variable transmission 20 and the input torque (T) of the toroidal type continuously variable transmission 20._in) Or the output torque (T_s ) And torque transmitted from the engine 15 (FIG. 1) to the input shaft 17 (T_e ) And the ratio (T_in/ T_e ) (T_s / T_e ), And the horizontal axis represents the transmission ratio (itotal) of the continuously variable transmission as a whole. Note that the value indicating the gear ratio (icvt) of the toroidal continuously variable transmission 20 is negative because the rotation direction of the output disk 4 incorporated in the toroidal continuously variable transmission 20 is opposite to the rotation direction of the input shaft 17. It is to become. A solid line a represents the transmission ratio (icvt) of the toroidal continuously variable transmission 20, and a broken line b represents the output torque (T_s ) And torque transmitted from the engine 15 to the input shaft 17 (T_e ) And the ratio (T_s / T_e ), The chain line c indicates the input torque (T_in) And torque transmitted from the engine 15 to the input shaft 17 (T_e ) And the ratio (T_in/ T_e ) Respectively. As is clear from the description of FIG.Reference examples orAccording to the continuously variable transmission of the present invention, it is possible to reduce the torque applied to the toroidal continuously variable transmission 20 during high-speed traveling. Under the conditions for obtaining FIG. 2, the input torque (T_in) Is transmitted to the input shaft 17 from the engine 15 to the maximum (T_e ) To about 14%.
[0036]
  Next, FIG.ClaimsOf the embodiment of the present invention corresponding to both1 exampleIs shown. In the case of this example, the first power transmission mechanism 28a provided between the output side disk 4 and the carrier 26 is provided between the first and second sprockets 32a and 33a and the two sprockets 32a and 33a. A chain 34 is provided. The second power transmission mechanism 31a provided between the input shaft 17 and the transmission shaft 35 is constituted by first and second gears 29a and 30a that mesh with each other. As described above, the components of the first power transmission mechanism 28a and the components of the second power transmission mechanism 31a are described above.Reference exampleWith the reverse of the case of the first example, the rotation direction of the output shaft 19Reference exampleThis is the opposite of the first example. Therefore, in the case of this example, the third gear 42 fixed to the end portion of the output shaft 19 is directly meshed with the input portion of the differential gear 41, and the rotation direction of the differential gear 41 is the first example. It matches with the case of. Other configurations and operations are described above.Reference exampleSince it is the same as that of the case of the 1st example, the same numerals are given to an equivalent part and the overlapping explanation is omitted.
[0037]
  Next, FIG.Second example of a reference example related to the present inventionIs shown.Reference exampleIn this case, the first power transmission mechanism 28 is configured, and the second clutch 30 is interposed between the second gear 30 integrally coupled to the carrier 26 configuring the planetary gear mechanism 21 and the output shaft 19. A certain low speed clutch 36 is provided. Therefore, when the low speed clutch 36 is connected, the second gear 30 and the output shaft 19 are integrally coupled, and the sun gear 22, the ring gear 23, and the planetary gear set 24 that constitute the planetary gear mechanism 21. The sun gear 22 and the ring gear 23 are integrally coupled with each other. The high speed clutch 37, which is the first clutch, is provided between the transmission shaft 35 and the central shaft 39 fixed to the ring gear 23 via the support plate 38, as in the case of the first example described above. . In the case of this example configured as described above, the aforementionedReference exampleFirst example and aboveAn example of an embodiment of the present inventionAs in the case of the above, at the time of low speed, the low speed clutch 36 is connected and the high speed clutch 37 is disconnected, and power is transmitted only through the toroidal type continuously variable transmission 20. On the other hand, during high speed running, the low speed clutch 36 is disconnected and the high speed clutch 37 is connected, and power is transmitted via the toroidal-type continuously variable transmission 20 and the planetary gear mechanism 21. Since the configuration and operation other than changing the structure of the clutch mechanism are the same as those of the first example described above, the same parts are denoted by the same reference numerals, and redundant description is omitted.
[0038]
  Next, FIG.Third example of reference example related to the present inventionIs shown.Reference exampleIn this case, a second clutch is used between the output shaft 19 to which the sun gear 22 constituting the planetary gear mechanism 21 is fixed and the support plate 38 to which the ring gear 23 that also constitutes the planetary gear mechanism 21 is fixed. A certain low speed clutch 36 is provided. Therefore, when the low speed clutch 36 is connected, the sun gear 22, the ring gear 23, and the planetary gear sets 24, 24 constituting the planetary gear mechanism 21 are prevented from being displaced relative to each other. Are coupled together. Then, the second gear 30 and the output shaft 19 are integrally coupled. Other configurations and operations are described above.Second example of reference exampleTherefore, the same parts are denoted by the same reference numerals, and redundant description is omitted.
[0039]
【The invention's effect】
  Since the present invention is configured and operates as described above, the structure of the toroidal continuously variable transmission incorporated in the continuously variable transmission is provided in spite of the structure that is relatively simple, small, light, and low in cost. The load applied to the parts can be reduced to improve the durability.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 shows the present invention.First example of reference exampleFIG.
FIG. 2 is a diagram showing a relationship among a transmission ratio of a toroidal type continuously variable transmission, a transmission ratio of the continuously variable transmission as a whole, and input torque and output torque.
FIG. 3 shows an embodiment of the present invention.1 exampleFIG.
[Fig. 4]Second example of a reference example related to the present inventionFIG.
[Figure 5]Third exampleFIG.
FIG. 6 is a partially cut side view showing a conventionally known toroidal type continuously variable transmission in a state of maximum deceleration.
FIG. 7 is a partially cut side view showing the same state at the maximum speed increase.
[Explanation of symbols]
    1 Input shaft
    2 Input disk
    2a Inner side
    3 Output shaft
    4 Output disk
    4a inner surface
    5 Axis
    6 Trunnion
    7 Displacement axis
    8 Power roller
    8a circumference
    9 Pressing device
  10 Cam plate
  11 Cage
  12 Laura
  13, 14 Cam surface
  15 engine
  16 Crankshaft
  17 Input shaft
  18 Starting clutch
  19 Output shaft
  20 Toroidal continuously variable transmission
  21 Planetary gear mechanism
  22 Sun gear
  23 Ring gear
  24 planetary gear set
  25a, 25b planetary gear
  26 Career
  27a, 27b Axis
  28, 28a First power transmission mechanism
  29, 29a First gear
  30, 30a Second gear
  31, 31a Second power transmission mechanism
  32, 32a First sprocket
  33, 33a Second sprocket
  34 Chen
  35 Transmission shaft
  36 Low speed clutch
  37 High speed clutch
  38 Support plate
  39 Center axis
  40 Reverse clutch
  41 Differential gear
  42 Third gear
  43 Fourth gear
  44 Fifth Gear
  45 Third power transmission mechanism
  46 Drive shaft

Claims

An input shaft connected to the drive source and rotationally driven by the drive source; a starting clutch provided between the drive source and the input shaft; an output shaft for extracting power based on the rotation of the input shaft; The toroidal continuously variable transmission includes a toroidal continuously variable transmission and a planetary gear mechanism. To change the gear ratio between the input side disk and the output side disk that rotate based on the rotation of the input shaft, and the planetary gear mechanism includes a sun gear that rotates the output shaft and the sun gear. A planetary gear provided between a ring gear disposed around a ring gear and rotatably supported by a carrier concentrically and rotatably supported by the sun gear, the sun gear and the ring gear. In the continuously variable transmission in which composed by mesh with, and the carrier and the output side disk, the transmission of the rotational force by the first power transmission mechanism for transmitting the left rotational force were to match the direction of rotation And connecting the input shaft and the ring gear to a state in which the rotational force can be transmitted by a second power transmission mechanism that transmits the rotational force while reversing the rotational direction. A continuously variable transmission comprising a clutch mechanism for connecting only one of the carrier and a component of the second power transmission mechanism to the ring gear.

An input shaft connected to the drive source and rotationally driven by the drive source; a starting clutch provided between the drive source and the input shaft; an output shaft for extracting power based on the rotation of the input shaft; The toroidal continuously variable transmission includes a toroidal continuously variable transmission and a planetary gear mechanism. To change the gear ratio between the input side disk and the output side disk that rotate based on the rotation of the input shaft, and the planetary gear mechanism includes a sun gear that rotates the output shaft and the sun gear. A planetary gear provided between a ring gear disposed around a ring gear and rotatably supported by a carrier concentrically and rotatably supported by the sun gear, the sun gear and the ring gear. In the continuously variable transmission in which composed by mesh with, and the carrier and the output side disk, the transmission of the rotational force by the first power transmission mechanism for transmitting the left rotational force were to match the direction of rotation with connecting to ready, and the input shaft and the ring gear, and connectable to a state capable of transmission of the rotational force by the second power transmission mechanism for transmitting the rotational force while reversing the direction of rotation, further Any one of the three types of gears including the first clutch for connecting the constituent member of the second power transmission mechanism and the ring gear, and the sun gear, the ring gear, and the planetary gear constituting the planetary gear mechanism. A second clutch that couples the two types of gears to prevent relative displacement between the three types of gears, and transmits the rotational force in a predetermined direction from the input shaft to the output shaft. First and second Continuously variable transmission, characterized in that connects one of the clutch of the selectively.