JP3932681B2

JP3932681B2 - Vehicle transmission

Info

Publication number: JP3932681B2
Application number: JP21299898A
Authority: JP
Inventors: 達也上杉; 秀直武富
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1998-07-28
Filing date: 1998-07-28
Publication date: 2007-06-20
Anticipated expiration: 2018-07-28
Also published as: JP2000046144A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、トロイダル式無段変速機等の車両用変速機の技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
車両用の変速機として、入力ディスクと出力ディスクとの間に両ディスク間の動力伝達を行うローラーを圧接状態で介設すると共に、このローラーを傾転させて両ディスクに対する接触位置を半径方向に変化させることにより、両ディスク間の動力伝達の変速比を無段階に変化させるようにしたトロイダル式無段変速機が実用化されつつあり、特に特開平９−８９０７２号公報によれば、このトロイダル式無段変速機においてギヤードニュートラルを用いた発進方式を採用することが提案されている。
【０００３】
この方式では、エンジン出力が入力される第１軸上に上記のような無段変速機構を配置すると共に、この第１軸に平行な第２軸上には３つの回転要素を有する遊星歯車機構を配置して、その１つを第２軸に連結された出力要素とする一方、他の２つの回転要素を入力要素として、その１つには上記第１軸の回転を無段変速機構を介して入力し、他の１つには、第１軸の回転を直接入力するように構成される。
【０００４】
そして、上記無段変速機構の変速比を制御して、遊星歯車機構の２つの入力要素に入力される回転速度の比を、出力要素ないし第２軸の回転が０になるように制御することによりニュートラル状態を形成すると共に、この状態から無段変速機構の変速比を増減させることにより、上記出力要素ないし第２軸を前進または後進方向に回転させて車両を発進させるように構成される。
【０００５】
また、この方式では、車両が発進した後、第２軸の回転速度が上昇すれば、エンジン回転を上記の無段変速機構と遊星歯車機構の両方を介して第１軸から第２軸に伝達する動力伝達経路から、第１軸から無段変速機構のみを介して第２軸に伝達する動力伝達経路に切り換えるように構成され、これにより、変速比が無限大のニュートラル状態から所定値までのローモードと、変速比が上記所定値より小さなハイモードとが得られるように構成される。
【０００６】
ここで、上記のように構成された変速機におけるローモードでのトルクの流れを例えば図１０に示す２連式トロイダル無段変速機構を備えた変速機を例にとって説明すると、エンジンＥからのトルクは第１軸Ｓ１から第１ギヤ列Ｇ１を介して第２軸Ｓ２側に伝達され、ローモードクラッチＣｌを介して第２軸Ｓ２上に配置された遊星歯車機構ＰのピニオンキャリヤＰｃに入力されると共に、インターナルギヤＰｉから第２軸Ｓ２に出力されることになるが、このとき、該遊星歯車機構ＰでピニオンキャリヤＰｃからインターナルギヤＰｉへのトルク伝達の反力として発生するトルクが、サンギヤＰｓから第２ギヤ列Ｇ２を介して第１軸Ｓ１上の無段変速機構Ｔに入力される。
【０００７】
そして、このトルクは、矢印で示すように、回転の伝達方向とは逆に、該無段変速機構Ｔの出力ディスクＴｏからローラー（図示せず）を介して両側の入力ディスクＴｉ，Ｔｉに伝達されると共に、該無段変速機構Ｔの各ディスクＴｉ，Ｔｉ，Ｔｏとローラーとの間に摩擦力を発生させるためのローディング機構Ｌを介して上記第１ギヤ列Ｇ１に伝達され、ここでエンジンＥからのトルクと合流して、上記ローモードクラッチＣｌを介して再び遊星歯車機構Ｐに入力される。このように、エンジン回転が無段変速機構Ｔと遊星歯車機構Ｐとを通過して伝達されるローモードでは、上記のような循環トルクが発生するのである。
【０００８】
なお、ハイモードでは、上記ローモードクラッチＣｌが切断される一方、第２ギヤ列Ｇ２と第２軸Ｓ２との間に設けられたハイモードクラッチＣｈが接続され、第１軸Ｓ１からのトルクが無段変速機構Ｔを入力ディスクＴｉ，Ｔｉ側から出力ディスクＴｏ側に伝達した後、第２ギヤ列Ｇ２及び上記ハイモードクラッチＣｈを介して第２軸Ｓ２に出力される。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のような構成の変速機においては、無段変速機構がローモード時及びハイモード時に該機構に入力されるトルクを確実に伝達させるだけのトルク伝達容量を有している必要があり、特に、前述のローモード時の循環トルクは該無段変速機構に入力される最大のトルクであって、該無段変速機構はこの循環トルクを確実に伝達させるだけのトルク伝達容量が必要とされるのである。
【００１０】
そして、このトルク伝達容量を確保するために、無段変速機構が大型化すると共に、ローラーを傾転させる変速制御用の作動圧を高くし、或はディスクとローラーとの接触面に対する潤滑油量を多くしなければならないことになって、オイルポンプの駆動損失が増大し、また、上記接触面の摩耗により耐久性が低下するといった問題が発生することになるのである。
【００１１】
本発明は、上記のようなトロイダル式無段変速機を始めとする各種の車両用変速機における実情に対処するもので、変速機のコンパクト化や、動力伝達効率及び耐久性の向上等を図ることを課題とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するため、本発明は次のように構成したことを特徴とする。
【００１６】
まず、本願の特許請求の範囲の請求項１に記載の発明（以下、第１発明という）は、エンジン出力が入力される第１軸上に配置されたトロイダル式無段変速機構と、該第１軸に平行な第２軸上に配置された遊星歯車機構と、上記無段変速機構及び遊星歯車機構を介してエンジン出力を駆動輪に伝達する第１動力伝達経路と無段変速機構のみを介してエンジン出力を駆動輪に伝達する第２動力伝達経路とを切り換える動力伝達経路切換手段と、該切換手段と上記無段変速機構の動作を制御する制御手段とを有し、該制御手段により上記第１動力伝達経路が選択されているときに上記無段変速機構の変速比制御によって前進状態、後進状態及びニュートラル状態の形成が可能とされた車両用変速機において、上記第１軸及び第２軸に平行な中間軸に上記無段変速機構と遊星歯車機構とに連結される中間ギヤを設けると共に、上記第１軸に設けられた増速用駆動ギヤと、上記中間軸に設けられて上記増速用駆動ギヤに噛合した増速用被駆動ギヤとでなる増速用ギヤ列を備え、かつ、上記中間軸上の増速用被駆動ギヤと中間ギヤとを連結して、第１軸から増速用ギヤ列及び中間ギヤを介して無段変速機構及び遊星歯車機構に至る動力伝達経路を形成したことを特徴とする。
【００１７】
また、請求項２に記載の発明（以下、第２発明という）は、上記第１発明において、第１軸から増速用ギヤ列及び中間ギヤを介して遊星歯車機構及び無段変速機構に至る動力伝達経路に、該経路を断接するクラッチ手段を設けたことを特徴とする。
【００１８】
また、請求項３に記載の発明（以下、第３発明という）は、上記第２発明において、クラッチ手段を、第１軸から増速用ギヤ列及び中間ギヤを介して遊星歯車機構及び無段変速機構に至る動力伝達経路における増速用ギヤ列より遊星歯車機構及び無段変速機構側に設けたことを特徴とする。
【００１９】
また、請求項４に記載の発明（以下、第４発明という）は、上記第２発明または第３発明において、第１軸から増速用ギヤ列及び中間ギヤを介して遊星歯車機構及び無段変速機構に至る動力伝達経路におけるクラッチ手段の配設位置よりエンジン側に、オイルポンプ駆動部材を設けたことを特徴とする。
【００２０】
また、請求項５に記載の発明（以下、第５発明という）は、上記第４発明において、クラッチ手段を中間軸上に設けると共に、オイルポンプ駆動部材を、第１軸上における上記クラッチ手段の配設位置と軸方向のほぼ同一位置に設けたことを特徴とする。
【００２１】
また、請求項６に記載の発明（以下、第６発明という）は、上記第４発明または第５発明において、オイルポンプ駆動部材を、第１軸上における増速用駆動ギヤと、中間ギヤと無段変速機構とを連結するギヤとの間に配設したことを特徴とする。
【００２２】
さらに、請求項７に記載の発明（以下、第７発明という）は、上記第２発明または第３発明において、クラッチ手段を中間軸上に設けると共に、第２軸上における遊星歯車機構の両側に動力伝達経路切換手段を構成する２つの変速用クラッチ手段をそれぞれ配置し、これらの変速用クラッチ手段への油圧供給通路と、上記中間軸上のクラッチ手段への油圧供給通路とを、第２軸及び中間軸の同一の端部から軸方向に延びるように、それぞれ設けたことを特徴とする。
【００２３】
そして、請求項８に記載の発明（以下、第８発明という）は、上記第７発明において、第２軸及び中間軸の軸方向に延びる油圧供給通路が設けられる端部を、オイルポンプの配設位置に近い方の端部としたことを特徴とする。
【００２４】
上記の構成により、本願各発明によればそれぞれ次の作用が得られる。
【００２７】
まず、第１発明によれば、エンジン出力が入力される第１軸上にトロイダル式無段変速機構が、該第１軸に平行な第２軸上に遊星歯車機構がそれぞれ配置され、この無段変速機構と遊星歯車機構とを介してエンジン出力を駆動輪に伝達する第１動力伝達経路と、無段変速機構のみを介してエンジン出力を駆動輪に伝達する第２動力伝達経路との切り換えが行われるように構成された車両用無段変速機において、エンジン出力が入力される第１軸が増速用ギヤ列及び中間ギヤを介して上記無段変速機構と遊星歯車機構とに連結されることになるから、上記第１動力伝達経路及び第２動力伝達経路のいずれに対してもトルクが小さくされて伝達され、特に無段変速機構を通過するトルクが大きくなる第１動力伝達経路の選択時に、そのトルクが小さくなることにより、該無段変速機構のトルク伝達容量を小さくすることが可能となる。
【００２８】
また、第２発明によれば、上記第１発明において、第１軸から増速用ギヤ列及び中間ギヤを介して遊星歯車機構及び無段変速機構に至る動力伝達経路に、該経路を断接するクラッチ手段が設けられるから、このクラッチ手段を切断することにより、第１軸と無段変速機構及び遊星歯車機構とを完全に切り離すことが可能となる。したがって、エンジン始動時に無段変速機構及び遊星歯車機構をいたずらに回転させることが防止されることになって、それだけ負荷が軽減されることによりエンジンの始動性が向上することになる。
【００２９】
そして、第３発明によれば、上記クラッチ手段が、上記動力伝達経路における増速用ギヤ列より遊星歯車機構及び無段変速機構側に設けられるから、該クラッチ手段への入力トルクが増速ギヤ列により小さくされることになり、該クラッチ手段のトルク伝達容量を小さくすることが可能となる。
【００３０】
また、第４発明によれば、オイルポンプ駆動部材が、第１軸から増速用ギヤ列及び中間ギヤを介して遊星歯車機構及び無段変速機構に至る動力伝達経路におけるクラッチ手段の配設位置よりエンジン側に配設されるので、エンジンの始動時等において上記クラッチ手段を切断している場合にも、オイルポンプはエンジン出力により駆動されることになる。したがって、エンジン始動時に、オイルポンプによって生成される無段変速機構制御用作動圧の元圧が十分に立ち上がってからクラッチ手段を接続して、該無段変速機構に動力を伝達させるようにすることが可能となり、これにより、作動圧が不十分或は不安定な状態で無段変速機構に動力が入力されて、該無段変速機構が不安定に或は異常に作動することが回避される。
【００３１】
また、第５発明によれば、第１軸上におけるオイルポンプ駆動部材の配設位置が、中間軸上におけるクラッチ手段の配設位置と軸方向のほぼ同一位置とされるから、クラッチ手段の配設により生じる軸方向のスペースが有効利用されて該オイルポンプ駆動部材が配設されることになり、変速機全体としての軸方向寸法の増大が抑制されることになる。
【００３２】
また、第６発明によれば、オイルポンプ駆動部材が、第１軸上における増速用駆動ギヤと、中間ギヤと無段変速機構とを連結するギヤとの間に配設されるから、このオイルポンプ駆動部材を無段変速機構との干渉を生じることなく設置することが可能となる。
【００３３】
さらに、第７発明によれば、中間軸上に設けられたクラッチ手段への油圧供給通路と、第２軸上において遊星歯車機構の両側に配設された２つの変速用クラッチ手段への油圧供給通路とが、上記中間軸及び第２軸の同一の端部から軸方向に延びるようにそれぞれ設けられるから、オイルポンプないし上記各クラッチ手段用作動圧の制御部から、これらのクラッチ手段への油圧供給通路の長さが均等化され、各クラッチ手段の作動タイミングが互いに精度よく設定されることになる。
【００３４】
そして、第８発明によれば、上記油圧供給通路が軸方向に延びるように設けられる第２軸及び中間軸の端部が、オイルポンプの配設位置に近い方の端部とされるから、これらの油圧供給通路を介して作動圧が供給される各クラッチ手段の作動の応答性が向上することになる。
【００３５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態をトロイダル式無段変速機構を用いた変速機について説明する。
【００３６】
図１は本実施の形態に係る変速機の機械的構成を示す骨子図であり、この変速機１０は、エンジン１の出力軸２にトーショナルダンパ３を介して連結されたインプットシャフト１１と、該シャフト１１の外側に遊嵌合された中空のプライマリシャフト１２と、これらのシャフト１１，１２に平行に配置されたセカンダリシャフト１３とを有し、これらのシャフト１１〜１３が、いずれも当該車両の横方向に延びるように配置されている。また、該変速機１０の反エンジン側の端部には、上記インプットシャフト１１及びプライマリシャフト１２とセカンダリシャフト１３との間に位置するように中間シャフト１４が配置されている。
【００３７】
上記プライマリシャフト１２上には、トロイダル式の第１、第２無段変速機構２０，３０と、ローディングカム機構４０とが配設されていると共に、上記セカンダリシャフト１３上には、遊星歯車機構５０と、ローモードクラッチ６０及びハイモードクラッチ７０とが配設されており、また、上記中間シャフト１４上には始動クラッチ８０が配設されている。
【００３８】
また、上記インプットシャフト１１の反エンジン側の端部と中間シャフト１４との間には、増速用ギヤ列９０が介設されていると共に、上記インプットシャフト１１及びプライマリシャフト１２の軸線とセカンダリシャフト１３の軸線との間には、変速用第１、第２ギヤ列１００，１１０が介設されている。そして、上記セカンダリシャフト１３のエンジン側の端部には、出力用ギヤ列１２０が設けられ、このギヤ列１２０によりディファレンシャルギヤ機構１３０を介して左右の車軸４，５が駆動されるようになっている。
【００３９】
次に、図２以下の図面を用いて上記の構成をさらに詳しく説明する。
【００４０】
まず、図２に示すように、上記第１、第２無段変速機構２０，３０はほぼ同一の構成とされ、いずれも、対向面がトロイダル面とされた入力ディスク２１，３１と出力ディスク２２，３２とを有し、これらの対向面間に、両ディスク２１，２２間及び３１，３２間でそれぞれ動力を伝達するローラー２３，３３が２つづつ介設されている（図８参照）。
【００４１】
これらの無段変速機構２０，３０のうち、エンジン１から遠い方に配置された第１無段変速機構２０は、入力ディスク２１が反エンジン側に、出力ディスク２２がエンジン側に配置され、また、エンジン１に近い方に配置された第２無段変速機構３０は、入力ディスク３１がエンジン側に、出力ディスク３２が反エンジン側に配置されている。そして、両無段変速機構２０，３０の入力ディスク２１，３１はプライマリシャフト１２の両端部寄りにそれぞれ結合され、また、出力ディスク２２，３２は一体化されて、該プライマリシャフト１２の中間部に回転自在に支持されている。
【００４２】
また、上記第１無段変速機構２０の入力ディスク２１の反エンジン側にはローディングカム機構４０が配設されている。このローディングカム機構４０は、プライマリシャフト１２上に支持されたカムディスク４１及び上記入力ディスク２１の互いに対向する面を一対のカム面とし、これらのカム面の間に複数のローラー４２…４２を配置した構成とされている。
【００４３】
そして、該カムディスク４１と第１無段変速機構２０の入力ディスク２１との間でトルクが伝達されるときに、カムディスク４１により上記ローラー４２…４２を介して入力ディスク２１がエンジン側に押圧されると共に、その反力がカムディスク４１からプライマリシャフト１２を介して第２無段変速機構３０の入力ディスク３１に伝達されて、該入力ディスク３１が反エンジン側に押圧される。これにより、第１、第２無段変速機構２０，３０とも、入力ディスク２１，３１と出力ディスク２２，３２との間にローラー２３，３３が挟み付けられ、所要のトルク伝達容量が得られるようになっている。
【００４４】
一方、図２、図３に示すように、上記増速用ギヤ列９０は、インプットシャフト１１の反エンジン側の端部に一体形成された第１ギヤ９１と、中間シャフト１４上に配置されてこの第１ギヤ９１に噛み合わされた第２ギヤ９２とで構成されている。
【００４５】
また、この増速用ギヤ列９０のエンジン側に近接して設けられた変速用第１ギヤ列１００は、上記中間シャフト１４上における増速用ギヤ列９０の第２ギヤ９２のエンジン側に配置された第１ギヤ１０１と、プライマリシャフト１２上に回転自在に支持されてこの第１ギヤ１０１に噛み合わされた第２ギヤ１０２と、セカンダリシャフト１３上に配置されて同じく上記第１ギヤ１０１に噛み合わされた第３ギヤ１０３とで構成されている。そして、プライマリシャフト１２上の第２ギヤ１０２が上記ローディングカム機構４０におけるカムディスク４１に連結され、またセカンダリシャフト１３上の第３ギヤ１０３がローモードクラッチ６０にそれぞれ連結されている。
【００４６】
さらに、上記中間シャフト１４上における増速用ギヤ列９０の第２ギヤ９２と変速用第１ギヤ列１００の第１ギヤ１０１との間に、始動クラッチ８０が介設されている。この始動クラッチ８０は、上記増速用ギヤ列９０の第２ギヤ９２に結合されたクラッチドラム８１と、上記変速用第１ギヤ列１００の第１ギヤ１０１に結合されたクラッチハブ８２と、これらの間に介設された複数のクラッチプレート８３…８３と、油圧室８４に作動圧が供給されたときに、これらのクラッチプレート８３…８３を結合することにより当該始動クラッチ８０を締結させるピストン８５等で構成されている。
【００４７】
そして、この始動クラッチ８０の締結時に、上記クラッチドラム８１及びクラッチハブ８２を介して、増速用ギヤ列９０の第２ギヤ９２と変速用第１ギヤ列１００の第１ギヤ１０１とが結合されると共に、これに伴い、インプットシャフト１１が、増速用ギヤ列９０及び変速用第１ギヤ列の第１、第２ギヤ１０１，１０２を介してローディングカム機構４０に連結され、また、同じく変速用第１ギヤ列の第１、第３ギヤ１０１，１０３を介してローモードクラッチ６０にそれぞれ連結されるようになっている。
【００４８】
ここで、上記中間シャフト１４は、変速機ケース１４０の反エンジン側の端部に設けられた軸部１４１と、該ケース１４０の反エンジン側の端部を閉鎖する後部カバー１４２の内面にエンジン側に向けて突設された軸部１４３とによって構成され、これらの軸部１４１，１４３に、上記変速用第１ギヤ列１００の第１ギヤ１０１と増速用ギヤ列９０の第２ギヤ９２とがそれぞれ回転自在に支持されている。
【００４９】
そして、上記後部カバー１４２には、後述する変速制御ユニットから導かれて該カバー１４２の壁面内を通過した後、上記軸部１４３内をその軸方向に延びる油圧供給通路１４４が設けられ、この油圧供給通路１４４が上記増速用ギヤ列９０の第２ギヤ９２に設けられた通孔９２ａを介して始動クラッチ８０の油圧室８４に連通されている。
【００５０】
次に、図２、図４により、セカンダリシャフト１３上の遊星歯車機構５０、ローモードクラッチ６０及びハイモードクラッチ７０等の構成を説明する。
【００５１】
まず、セカンダリシャフト１３の中央部に配置された遊星歯車機構５０は、サンギヤ５１と、該サンギヤ５１に噛み合った複数のピニオン５２…５２と、これらのピニオン５２…５２を回転自在に支持するピニオンキャリヤ５３と、各ピニオン５２…５２に噛み合ったインターナルギヤ５４とで構成されており、このうち、インターナルギヤ５４がセカンダリシャフト１３に固定された出力要素とされている。
【００５２】
また、この遊星歯車機構５０の反エンジン側に配置されたローモードクラッチ６０は、クラッチドラム６１と、クラッチハブ６２と、これらの間に介設された複数のクラッチプレート６３…６３と、油圧室６４への作動圧の供給時にこれらのクラッチプレート６３…６３を結合させるピストン６５等で構成されている。
【００５３】
そして、クラッチドラム６１が、セカンダリシャフト１３の反エンジン側の端部に回転自在に支持された変速用第１ギヤ列１００の第３ギヤ１０３に結合されていると共に、クラッチハブ６２は遊星歯車機構５０のピニオンキャリヤ５３に結合されており、したがって、該ローモードクラッチ６０の締結時に、上記変速用第１ギヤ列１００の第３ギヤ１０３と遊星歯車機構５０の第１の入力要素としてのピニオンキャリヤ５３とが結合されることになる。
【００５４】
また、セカンダリシャフト１３上における遊星歯車機構５０のエンジン側には、変速用第２ギヤ列１１０の第２ギヤ１１２が配置されている。
【００５５】
この変速用第２ギヤ列１１０は、プライマリシャフト１２上における無段変速機構２０，３０の一体化された出力ディスク２２，３２の外周に設けられた第１ギヤ１１１と、この第１ギヤ１１１に噛み合わされた上記第２ギヤ１１２とで構成されている。そして、この第２ギヤ１１２が上記遊星歯車機構５０のサンギヤ５１に結合されており、したがって、無段変速機構２０，３０の出力ディスク２２，３２と遊星歯車機構５０の第２の入力要素としてのサンギヤ５１とが常時連動するようになっている。
【００５６】
さらに、セカンダリシャフト１３上における変速用第２ギヤ列１１０の第２ギヤ１１２のエンジン側には、ハイモードクラッチ７０が配設されている。このハイモードクラッチ７０も、クラッチドラム７１と、クラッチハブ７２と、これらの間に介設された複数のクラッチプレート７３…７３と、油圧室７４への作動圧の供給時にこれらのクラッチプレート７３…７３を結合させるピストン７５等で構成されている。
【００５７】
そして、クラッチドラム７１が、セカンダリシャフト１３のエンジン側の端部に固定された出力用ギヤ列１２０の第１ギヤ１２１に結合されていると共に、クラッチハブ７２は上記変速用第２ギヤ列１１０の第２ギヤ１１２に結合されており、したがって、該ハイモードクラッチ７０の締結時に、上記変速用第２ギヤ列１１０の第２ギヤ１１２がセカンダリシャフト１３ないし出力用ギヤ列１２０に連結されることになる。
【００５８】
ここで、図４に示すように、セカンダリシャフト１３の反エンジン側の端部は、上記後部カバー１４２の内面に設けられてエンジン側に突出する軸部１４５に嵌合されていると共に、この軸部１４５内には、後述する変速制御ユニットから該カバー１４２の壁面内を通って導かれたローモードクラッチ用及びハイモードクラッチ用の２本の油圧供給通路１４６，１４７がエンジン側に向けて延設されている。
【００５９】
そして、ローモードクラッチ用油圧供給通路１４６は、セカンダリシャフト１３に設けられた半径方向の通孔１３ａ及びローモードクラッチ６０におけるクラッチドラム６１の内周部に設けられた通孔６１ａを介して該ローモードクラッチ６０の油圧室６４に連通されており、また、ハイモードクラッチ用油圧供給通路１４７は、セカンダリシャフト１３に設けられた軸方向の通孔１３ｂを介してエンジン側に導かれた後、該シャフト１３の半径方向の通孔１３ｃ及びハイモードクラッチ７０におけるクラッチドラム７１の内周部に設けられた通孔７１ａを介して該ハイモードクラッチ７０の油圧室７４に連通されている。
【００６０】
さらに、図２、図５により、上記出力用ギヤ列１２０の構成を説明すると、このギヤ列１２０は、セカンダリシャフト１３のエンジン側の端部に固定されて該シャフト１３及びハイモードクラッチ７０のクラッチドラム７１に結合された第１ギヤ１２１と、上記変速機ケース１４０とそのエンジン側の端部を閉鎖する前部カバー１４８とに両端部を回転自在に支持されたアイドルシャフト１２５に固設され、上記第１ギヤ１２１に噛み合わされた第２ギヤ１２２と、該アイドルシャフト１２５上における第２ギヤ１２２の反エンジン側に一体形成された第３ギヤ１２３と、車軸４，５の軸線上に配置されて第３ギヤ１２３に噛み合わされた第４ギヤ１２４とで構成されている。そして、上記第４ギヤ１２４が、上記軸線上に配置されたデファレンシャルギヤ機構１３０のケース１３１に結合され、これにより、セカンダリシャフト１３からの動力が出力ギヤ列１２０の第１〜第４ギヤ１２１〜１２４を介してデファレンシャルギヤ機構１３０に入力されるようになっている。
【００６１】
その場合に、上記アイドルシャフト１２５上で同一回転する第２ギヤ１２２と第３ギヤ１２３とは、後者が前者より小径とされていると共に、第２ギヤ１２２は、これに噛み合ったセカンダリシャフト１３上の第１ギヤ１２１より大径とされ、また、第３ギヤ１２３は、これに噛み合った車軸４，５の軸線上の第４ギヤ１２４より小径とされており、したがって、このアイドルシャフト１２５上の第２、第３ギヤ１２２，１２３を介することにより、セカンダリシャフト１３側からデファレンシャルギヤ機構１３０側への回転の伝達が２段階にわたって減速されて行われることになる。
【００６２】
以上の構成に加えて、この変速機１０には、オイルポンプ１５０と、該オイルポンプ１５０の吐出圧を元圧として上記各クラッチ６０，７０，８０の締結用作動圧及び無段変速機構２０，３０の変速比制御用作動圧を生成して、これらの作動を制御する変速制御ユニット１６０とが備えられている。
【００６３】
そして、図２、図３及び図６に示すように、上記オイルポンプ１５０の駆動用として、インプットシャフト１１の後端部に、該シャフト１１に一体の増速用ギヤ列９０の第１ギヤ９１とプライマリシャフト１２上の変速用第１ギヤ列１００の第２ギヤ１０２との間に位置するように、スプロケット１５１が取り付けられており、このスプロケット１５１とオイルポンプ１５０の入力軸に取り付けられたスプロケット１５２との間にチェーン１５３が巻き掛けられている。したがって、オイルポンプ１５０は、エンジン出力軸２により、インプットシャフト１１及び上記チェーン１５３等を介して常時駆動されることになる。
【００６４】
また、上記変速制御ユニット１６０は、図６、図７に示すように、変速機ケース１４０の一方の側面１４０ａに取り付けられて、カバー１７０によって覆われていると共に、特に図６に示すように、この変速制御ユニット１６０に上記オイルポンプ１５０が取り付けられている。そして、このオイルポンプ１５０により、変速機ケース１４０の下面１４０ｂに取り付けられたオイルパン１７１内の作動油（油面を符号アで示す。）がオイルストレーナ１８０を介して吸入されて上記変速制御ユニット１６０に供給され、この変速制御ユニット１６０で所定の作動圧に調整されたのち、前述の後部カバー１４２に設けられた油圧供給通路１４４，１４６，１４７を介して始動クラッチ８０、ローモードクラッチ６０及びハイモードクラッチ７０に作動圧として供給されるようになっている。また、変速比制御用の作動圧は、該変速制御ユニット１６０のトラニオン駆動部１６１（図８も参照）に供給され、これにより、無段変速機構２０，３０の変速比が制御される。
【００６５】
次に、この実施の形態に係る変速機１０の作用を説明する。
【００６６】
まず、無段式変速機構２０，３０について、その構成と作用を、図８により第１無段変速機構２０を例に取って詳しく説明すると、入、出力ディスク２１，２２間に介設された一対のローラー２３，２３は、これらのディスク２１，２２のほぼ半径方向に延びるシャフト２４，２４を介してトラニオン２５，２５にそれぞれ支持され、入、出力ディスク２１，２２の互いに対向するトロイダル面の円周上の１８０°反対側にやや傾斜した状態でほぼ上下に平行に配置されており、その周面の１８０°反対側の２箇所で上記両ディスク２１，２２のトロイダル面にそれぞれ対接している。
【００６７】
また、上記トラニオン２５，２５は、変速機ケース１４０に組み付けられた左右の支持部材２６，２６間に支持され、両ディスク２１，２２の接線方向であってローラー２３，２３のシャフト２４，２４に直交する軸心Ｘ，Ｘ回りの回動及び該軸心Ｘ，Ｘ方向の直線往復運動が可能とされている。そして、これらのトラニオン２５，２５に、上記軸心Ｘ，Ｘに沿って一側方に延びるロッド２７，２７が連設され、上記変速制御ユニット１６０により、これらのロッド２７，２７を介して、トラニオン２５，２５が上記Ｘ，Ｘ方向に駆動され、これに伴ってローラー２３，２３が入、出力ディスク２１，２２間で傾転されるようになっている。
【００６８】
つまり、変速制御ユニット１６０は、トラニオン駆動部１６１と油圧制御部１６２とを有し、トラニオン駆動部１６１に、上方に位置する第１トラニオン２５₁のロッド２７に取り付けられた増速用及び減速用のピストン１６３₁，１６４₁と、下方に位置する第２トラニオン２５₂のロッド２７に取り付けられた同じく増速用及び減速用のピストン１６３₂，１６４₂とが備えられ、上方のピストン１６３₁，１６４₁の互いに対向する面側に増速用及び減速用油圧室１６５₁，１６６₁が、また、下方のピストン１６３₂，１６４₂の互いに対向する面側に増速用及び減速用油圧室１６５₂，１６６₂がそれぞれ設けられている。
【００６９】
なお、上方に位置する第１トラニオン２５₁については、増速用油圧室１６５₁がローラー２３₁側に、減速用油圧室１６６₁が反ローラー２３₁側にそれぞれ配置され、また、下方に位置する第２トラニオン２５₂については、増速用油圧室１６５₂が反ローラー２３₂側に、減速用油圧室１６６₂がローラー２３₂側にそれぞれ配置されている。
【００７０】
そして、上記油圧制御部１６２で生成された増速用油圧が、油路１６７，１６８を介して、上方に位置する第１トラニオン２５₁の増速用油圧室１６５₁と、下方に位置する第２トラニオン２５₂の増速用油圧室１６５₂とに供給され、また、同じく油圧制御部１６２で生成された減速用油圧が、図示しない油路を介して、上方に位置する第１トラニオン２５₁の減速用油圧室１６６₁と、下方に位置する第２トラニオン２５₂の減速用油圧室１６６₂とに供給されるようになっている。
【００７１】
ここで、第１無段変速機構２０を例にとって上記増速用及び減速用油圧の供給制御と当該無段変速機構２０の変速動作との関係をさらに詳しく説明する。
【００７２】
まず、図８に示す油圧制御部１６２の作動により、第１、第２トラニオン２５₁，２５₂の増速用油圧室１６５₁，１６５₂に供給されている増速用油圧が、第１、第２トラニオン２５₁，２５₂の減速用油圧室１６６₁，１６６₂に供給されている減速用油圧に対して所定の中立状態より相対的に高くなると、上方の第１トラニオン２５₁は図面上、右側斜め上方に、下方の第２トラニオン２５₂は左側斜め下方にそれぞれ移動することになる。
【００７３】
このとき、図示されている出力ディスク２２がｘ方向に回転しているものとすると、上方の第１ローラー２３₁は、右側斜め上方への移動により該出力ディスク２２から下向きの力を受け、図面の手前側にあって反ｘ方向に回転している入力ディスク２１からは上向きの力を受けることになる。また、下方の第２ローラー２３₂は、左側斜め下方への移動により、出力ディスク２２から上向きの力を受け、入力ディスク２１からは下向きの力を受けることになる。その結果、上下のローラー２３₁，２３₂とも、入力ディスク２１との接触位置は半径方向の外側に、出力ディスク２２との接触位置は半径方向の内側に移動するように傾転し、当該無段変速機構２０の変速比が小さくなる（増速）。
【００７４】
また、上記とは逆に、第１、第２トラニオン２５₁，２５₂の減速用油圧室１６６₁，１６６₂に供給されている減速用油圧が、第１、第２トラニオン２５₁，２５₂の増速用油圧室１６５₁，１６５₂に供給されている増速用油圧に対して所定の中立状態より相対的に高くなると、上方の第１トラニオン２５₁は図面上、左側斜め下方に、下方の第２トラニオン２５₂は右側斜め上方にそれぞれ移動する。
【００７５】
このとき、上方の第１ローラー２３₁は出力ディスク２２から上向きの力を、入力ディスク２１から下向きの力を受け、また、下方の第２ローラー２３₂は、出力ディスク２２から下向きの力を、入力ディスク２１から上向きの力を受けることになる。その結果、上下のローラー２３₁，２３₂とも、入力ディスク２１との接触位置は半径方向の内側に、出力ディスク２２との接触位置は半径方向の外側に移動するように傾転し、当該無段変速機構２０の変速比が大きくなる（減速）。
【００７６】
以上のような第１無段変速機構２０についての構成及び作用は、第２無段変速機構３０についても同様である。
【００７７】
そして、図２に示すように、インプットシャフト１１上に遊嵌合された中空のプライマリシャフト１２の両端部に、第１、第２無段変速機構２０，３０の入力ディスク２１，３１がそれぞれ一体回転するように嵌合されて、これらの入力ディスク２１，３１が常に同一回転するようになっており、また、前述のように、両無段変速機構２０，３０の出力ディスク２２，３２は一体化されているので、両無段変速機構２０，３０の出力側の回転速度も常に同一となる。そして、これに伴って、上記のようなローラー２３，３３の傾転制御による第１、第２無段変速機構２０，３０の変速比の制御も、該変速比が常に同一に保持されるように行われる。
【００７８】
次に、変速機１０の全体としての動作を説明する。
【００７９】
まず、エンジン１の停止中は、始動クラッチ８０、ローモードクラッチ６０及びハイモードクラッチ７０がいずれも解放された状態にあり、この状態からエンジン１を始動させたときに、まずローモードクラッチ６０が締結される。
【００８０】
その場合に、始動時ないし始動直後においては、始動クラッチ８０は解放された状態に保持され、エンジン１の回転は、インプットシャフト１１から増速用ギヤ列９０にのみ伝達されて、変速用第１ギヤ列１００の第１ギヤ１０１から第２ギヤ１０２及びローディングカム機構４０を介して無段変速機構２０，３０に至る経路、及び同じく変速用第１ギヤ列１００の第１ギヤ１０１から第３ギヤ１０３及びローモードクラッチ６０を介して遊星歯車機構５０に至る経路は、いずれもインプットシャフト１１から切り離された状態にある。したがって、エンジン１の始動時に作用する負荷が軽減され、それだけ該エンジン１の始動性が向上する。
【００８１】
そして、エンジン始動後の所定の時期に上記始動クラッチ８０が締結されることになるが、それまでの間においても、インプットシャフト１１の回転によりチェーン１５３等を介してオイルポンプ１５０は駆動されているから、粘度が高いため作動圧の立ち上がりや供給が遅れるごく低温時においても、変速制御ユニット１６０における油圧制御部１６２では、始動クラッチ８０の締結時点では、作動圧の制御を精度よく行うことができる状態になっており、従って始動クラッチ８０を締結したときに、ローモードクラッチ６０は完全に締結され、かつ無段変速機２０，３０も所定の変速比制御が可能な状態となっている。
【００８２】
そして、この状態で始動クラッチ８０が締結されることにより、エンジン１からの回転は、インプットシャフト１１から増速用ギヤ列９０、始動クラッチ８０を経由した後、変速用第１ギヤ列１００の第１ギヤ１０１、第３ギヤ１０３及び上記ローモードクラッチ６０を介して遊星歯車機構５０のピニオンキャリヤ５３に入力される。また、上記エンジン１からの回転は、同じく増速用ギヤ列９０、始動クラッチ８０を経由した後、上記変速用第１ギヤ列１００の第１ギヤ１０１、第２ギヤ１０２及びローディングカム機構４０を介して第１無段変速機構２０の入力ディスク２１に入力され、ローラー２３，２３を介して出力ディスク２２に伝達されると同時に、上記入力ディスク２１からプライマリシャフト１２を介して、第２無段変速機構３０の入力ディスク３１にも入力され、上記第１無段変速機構２０と同様に、ローラー３３，３３を介して出力ディスク３２に伝達される。
【００８３】
そして、この第１、第２無段変速機構２０，３０の一体化された出力ディスク２２，３２の回転は、該ディスク２２，３２の外周に設けられた変速用第２ギヤ列１１０の第１ギヤ１１１とセカンダリシャフト１３上の第２ギヤ１１２とを介して上記遊星歯車機構５０のサンギヤ５１に入力される。
【００８４】
したがって、遊星歯車機構５０には、ピニオンキャリヤ５３とサンギヤ５１とに回転が入力されることになるが、このとき、その回転速度の比が上記第１、第２無段変速機構２０，３０の変速比制御によって所定の比に設定されることにより、該遊星歯車機構５０のインターナルギヤ５４の回転、即ちセカンダリシャフト１３から出力用ギヤ列１２０を介してデファレンシャルギヤ装置１３０に入力される回転がゼロとされ、当該変速機１０がギヤードニュートラルの状態となる。
【００８５】
その場合に、上記のように、始動クラッチ８０が接続された時点では、無段変速機構２０，３０の変速比制御用の作動圧は所要の油圧に精度よく調整可能な状態とされているから、上記のようなギヤードニュートラルのための変速比制御が正しく行われることになり、この制御を作動圧が不十分あるいは不安定な状態で行うことによる無段変速機構２０，３０の耐久性の低下等の不具合が防止されることになる。
【００８６】
そして、この状態から上記第１、第２無段変速機構２０，３０の変速比を変化させて、上記遊星歯車機構５０のピニオンキャリヤ５３への入力回転速度とサンギヤ５１への入力回転速度との比を変化させれば、変速機１０の全体としての変速比が大きな状態、即ちローモードの状態で、インターナルギヤ５４ないしセカンダリシャフト１３が前進方向または後退方向に回転し、デファレンシャルギヤ機構１３０を介して当該車両が発進することになる。
【００８７】
なお、このローモードでは、変速用第１ギヤ列１００及びローモードクラッチ６０を介してセカンダリシャフト１３上の遊星歯車機構５０に動力が入力された際の反力が該遊星歯車機構５０から変速用第２ギヤ列１１０を介してプライマリシャフト１２上における無段変速機構２０，３０の出力ディスク２２，３２に入力されると共に、これらの無段変速機構２０，３０内を出力ディスク２２，３２側から入力ディスク２１，３１側へ向けて伝達されたのち、上記変速用第１ギヤ列１００を介して再び遊星歯車機構５０に入力され、図１に矢印ａで示すような循環トルクが発生する。
【００８８】
また、上記のようにして車両が前進方向に発進した後、所定のタイミングで上記ローモードクラッチ６０を解放すると同時に、ハイモードクラッチ７０を締結すれば、インプットシャフト１１に入力されたエンジン１からの回転は、ローディングカム機構４０から第１、第２無段変速機構２０，３０の入力ディスク２１，３１に入力され、それぞれローラー２３，３３を介して出力ディスク２２，３２に伝達されると共に、さらに、変速用第２ギヤ列１１０からハイモードクラッチ７０を介してセカンダリシャフト１３に伝達される。このとき、上記遊星歯車機構５０は空転状態となって、変速機１０全体としての変速比は上記第１、第２無段変速機構２０，３０の変速比にのみ対応することになり、変速比が小さな状態、即ちハイモードの状態で無段階に制御されることになる。
【００８９】
ところで、この変速機１０においては、前述のように、インプットシャフト１１からの動力は増速用ギヤ列９０を介して遊星歯車機構５０または無段変速機構２０，３０に入力されることになるから、該遊星歯車機構５０または無段変速機構２０，３０に入力されるトルクは増速された分だけ小さくなり、これに伴って、無段変速機構２０，３０を通過する最大のトルクであるローモードでの循環トルクも小さくなる。
【００９０】
したがって、この無段変速機構２０，３０のトルク伝達容量を低減することが可能となり、該機構２０，３０がコンパクト化されると共に、入、出力ディスク２１，３１，２２，３２とローラー２３，３３との接触面における摩擦が低減されて、そのトルク伝達効率や耐久性が向上する。また、変速比制御用の作動圧の低下や潤滑油量の低減が可能となって、オイルポンプ１５０の駆動損失が低減されることにより、変速機１０全体としての動力伝達効率も向上することになるのである。
【００９１】
また、始動クラッチ８０も増速ギヤ列９０の出力側に配置されているので、該増速ギヤ列９０で増速された分だけ入力トルクが小さくなり、したがって、この始動クラッチ８０もトルク伝達容量を小さくすることができて、コンパクト化や作動圧の低下等が可能となる。さらに、これと同様の作用がローモードクラッチ６０及びハイモードクラッチ７０についても得られることになる。
【００９２】
また、この変速機１０においては、特に図２及び図３に示すように、インプットシャフト１１上におけるオイルポンプ駆動用のスプロケット１５１が、中間シャフト１４上における始動クラッチ８０の配設位置と軸方向のほぼ同一位置に配設されている。したがって、始動クラッチ８０の配設により生じる軸方向のスペースが有効利用されて上記スプロケット１５１が配設されることになり、変速機１０全体としての軸方向寸法の増大が抑制されている。
【００９３】
また、上記スプロケット１５１は、インプットシャフト１１上における増速用ギヤ列９０の第１ギヤ９１と、変速用第１ギヤ列１００の第２ギヤ１０２との間に配設されているので、このスプロケット１５１及びこれに巻き掛けられたチェーン１５３が無段変速機構２０，３０と干渉することなく配設されることになる。
【００９４】
さらに、特に図３及び図４に示すように、中間シャフト１４上に配置された始動クラッチ８０への油圧供給通路１４４と、セカンダリシャフト１３上に配置されたローモードクラッチ６０及びハイモードクラッチ７０への油圧供給通路１４６，１４７とが、いずれも後部カバー１４２に設けられて、上記中間シャフト１４及びセカンダリシャフト１３の同じ側の端部からエンジン側に向けて延びている。また、この後部カバー１４２の近傍にオイルポンプ１５０及び変速制御ユニット１６０が配置されている。したがって、該オイルポンプ１５０ないし変速制御ユニット１６０から、上記始動クラッチ８０やローモードクラッチ６０及びハイモードクラッチ７０への作動圧の供給通路１４４，１４６，１４７が、いずれも短く、しかも、その長さが均等化されることになる。その結果、上記各クラッチ６０，７０，８０に対し、作動圧を応答性よく供給することができると共に、これらのクラッチ６０，７０，８０の作動タイミングを精度よく設定することが可能となる。
【００９５】
さらに、この変速機１０においては、エンジン１からの動力をインプットシャフト１１から増速用ギヤ列９０を介して無段変速機構２０，３０や遊星歯車機構５０に入力するようになっている関係で、セカンダリシャフト１３からデファレンシャルギヤ機構１３０へ動力を伝達する出力用ギヤ列１２０が減速用ギヤ列として構成されている。その場合に、このギヤ列１２０が、変速機全体としての大型化等の不具合を生じさせることなく、所要の減速比が得られるように構成されている。次にこの点について説明する。
【００９６】
この出力用ギヤ列１２０は、前述のように、セカンダリシャフト１３上の第１ギヤ１２１と、アイドルシャフト１２５上に同一回転するように並設された第２、第３ギヤ１２２，１２３と、車軸４，５ないしデファレンシャルギヤ機構１３０の軸線上に配置された第４ギヤ１２４とで構成され、これら各ギヤ１２１〜１２４の径を所定の寸法に設定することにより、セカンダリシャフト１３からデファレンシャルギヤ機構１３０への動力の伝達時に、２段階の減速が行われるようになっている。
【００９７】
その場合に、図５に拡大して示すように、アイドルシャフト１２５上の第２、第３ギヤ１２２，１２３は、大径の第２ギヤ１２２がエンジン１側に、小径の第３ギヤ１２３が反エンジン１側に配置されている。一方、この出力用ギヤ列１２０に近接するセカンダリシャフト１３上のエンジン側の端部にはハイモードクラッチ７０が配置されており、このハイモードクラッチ７０と上記出力用ギヤ列１２０の小径の第３ギヤ１２３とが、図２に示すように、それぞれセカンダリシャフト１３上及びアイドルシャフト１２５上において、軸方向のほぼ同一位置に配設されている。
【００９８】
つまり、セカンダリシャフト１３における第１ギヤ１２１より大径のハイモードクラッチ７０が配設されている位置に対応させて、アイドルシャフト１２５上に小径の第３ギヤ１２３が配置されているのであり、これにより、セカンダリシャフト１３とアイドルシャフト１２５との軸間距離を短くすることが可能とされ、あるいは該ハイモードクラッチ７０とアイドルシャフト１２５上のギヤとを軸方向にオフセットさせる必要がなくなり、その結果、変速機１０の全体がコンパクトに構成されているのである。
【００９９】
さらに、セカンダリシャフト１３上で遊星歯車機構５０の両側に配置されるローモードクラッチ６０とハイモードクラッチ７０のうち、伝達トルクが小さく、したがって径が小さな方のハイモードクラッチ７０を上記出力用ギヤ列１２０と同じエンジン側に配置することによっても、変速機全体のコンパクト化が図られている。
【０１００】
つまり、エンジン側または反エンジン側において、伝達トルクが大きく、したがって径が大きなローモードクラッチ６０と出力用ギヤ列１２０とが近接されて配置される場合、これらの干渉を避けるために変速機全体を大型化しなければならないことになるが、上記のように、径の小さなハイモードクラッチ７０の方を出力用ギヤ列１２０と同じ側に配設することにより、変速機全体の大型化が回避されているのである。
【０１０１】
さらにまた、この変速機１０においては、特に図８に示すように、各トラニオン２５の移動軸心Ｘが水平方向に延びるのではなく、鉛直面内において傾斜して延びている。したがって、前述したように、各トラニオン２５、ロッド２７及びローラ２３，３３が、それぞれ水平方向に移動するのではなく、図８において、右側斜め上方にあるいは左側斜め下方に移動する。
【０１０２】
その場合に、各トラニオン２５等は、図６及び図７にも示すように、変速機ケース１４０の一側面１４０ａ側が低くなるように傾斜している。つまり、油圧制御部１６２の作動によりトラニオン駆動部１６１で増速用油圧及び減速用油圧の給排を受けるピストン１６３，１６４が配設されている側が低くなるように傾斜している。
【０１０３】
このような配置を採用した理由はおよそ次の通りである。
【０１０４】
すなわち、この変速機１０においては、前述したように、エンジン出力が増速用ギヤ列９０でいったん増速された分、出力用ギヤ列１２０が減速用ギヤ列として構成され、アイドルシャフト１２５上に大径の第２ギヤ１２２と小径の第３ギヤ１２３とが並設されている。そして、同じく前述したように、小径の第３ギヤ１２３とハイモードクラッチ７０とが、それぞれ軸方向の同一位置に配設されている。その場合に、第３ギヤ１２３はデファレンシャルギヤ機構１３０の第４ギヤ１２４と噛み合っているから、結局、この大径の第４ギヤ１２４とハイモードクラッチ７０とも相互に軸方向においてほぼ同一位置に配設されている。したがって、これらの干渉を避けるべく、セカンダリシャフト１３とデファレンシャルギヤ機構１３０における車軸４，５との軸間距離を大きくしなければならない。
【０１０５】
また、セカンダリシャフト１３上における変速用第２ギヤ列１１０の第２ギヤ１１２は、プライマリシャフト１２上における第１ギヤ１１１と噛合しなければならない。ここで、車軸４，５の位置やプライマリシャフト１２の位置は、それらの変更がそれぞれ駆動輪やエンジン１のサイズやレイアウトの変更を伴うものであるから、予め動かせないものとして固定している。したがって、デファレンシャルギヤ機構１３０における車軸４，５の位置及びプライマリシャフト１２の位置を変えずに、変速用第２ギヤ列１１０の第１ギヤ１１１と第２ギヤ１１２とを噛合させたまま、セカンダリシャフト１３を車軸４，５から遠ざけるためには、該セカンダリシャフト１３の軸心の位置を、図７において、プライマリシャフト１２の軸中心の円弧に沿って右斜め上方へ移動させることになる。
【０１０６】
すると、該セカンダリシャフト１３の軸中心とプライマリシャフト１２の軸中心との間隔が水平方向において短くなる。ここで、トラニオン２５等が水平方向に移動するように構成すると、該トラニオン２５を支持する支持部材２６が垂直に配向され、そして、プライマリシャフト１２の位置は動かせないから、その支持部材２６の上側の部分がセカンダリシャフト１３上のローモードクラッチ６０やハイモードクラッチ７０等と干渉することになる（図６、図７参照）。したがって、この干渉を避けるために、トラニオン２５等が傾斜して設けられているのである。これにより、プライマリシャフト１２上の第１、第２無段変速機構２０，３０の部材と、セカンダリシャフト１３上に配置された部材との干渉を避けつつ、該セカンダリシャフト１３上の部材とデファレンシャルギヤ機構１３０との干渉も回避でき、ひいては、出力ギヤ列１２０の減速比を確実にとることが可能となり、さらに、変速機１０全体のコンパクト化にも寄与することになる。
【０１０７】
そして、その場合に、トラニオン２５のピストン１６３，１６４側が低くなるように傾斜しているから、増速用油圧室１６５及び減速用油圧室１６６もまた傾斜の下方向に低く位置し、これにより、これらの油圧室１６５，１６６に対する油量が確保できて変速比制御の応答性が向上する。また、図６、図７に示すように、油圧制御部１６２におけるバルブボディ１６２ａが、変速機ケース１４０の下面１４０ｂ寄りに配置されているから、トラニオン２５等を傾斜して設けたことにより生じたケース１４０の一側面１４０ａの下方のスペースが有効利用できて、横方向の寸法拡大が抑制できることになる。
【０１０８】
さらに、該バルブボディ１６２ａとオイルポンプ１５０とが上記一側面１４０ａ寄りに設けられているから、これにより、作動圧の供給の応答性が向上すると共に、上記バルブボディ１６２ａに配設されて上記の各クラッチ６０，７０，８０の作動を制御する複数のソレノイドバルブ１６２ｂ…１６２ｂ（図６，図７参照）が油面アの下に配置されているから、これにより、該ソレノイドバルブ１６２ｂ…１６２ｂの冷却が図られ、また、振動音の吸収が行なわれることになる。
【０１０９】
また、図９にも示すように、オイルパン１７１内の作動油を吸入するオイルストレーナ１８０が、ケース１４０の下面１４０ｂにおいて、オイルポンプ１５０寄りに設けられているから、効率のよい作動油の吸入が可能となり、また、逆に、潤滑油としての該作動油の回収用の開口１９０（図６、図７、図９参照）がオイルポンプ１５０から遠い方に設けられて、潤滑すべき各ギヤや各シャフトの集中している部位の下方に位置しているから、作動油のケース１４０内の流れが良好に循環することになる。
【０１１０】
【発明の効果】
以上のように本発明によれば、トロイダル式無段変速機構が備えられ、かつ、ギヤードニュートラル発進方式が採用される無段変速機において、エンジン出力を変速して駆動輪に伝達する変速機構のエンジン側に、エンジン回転を増速して該変速機構に入力させる増速機構を備えたので、該変速機構への入力トルクが小さくなって、それだけ該変速機構のトルク伝達容量を小さくすることが可能となる。
【０１１１】
これにより、当該変速機がコンパクト化されると共に、上記変速機構の制御用作動圧や潤滑油量を低減させてオイルポンプの駆動損失を減少させることが可能となることにより当該変速機の動力伝達効率が向上し、また、伝達トルクが小さくなることにより変速機構各部の摩耗等が抑制されて、当該変速機の耐久性が向上することになる。
【０１１２】
そして、ローモードで大きな循環トルクが通過するため大きなトルク伝達容量が必要とされた上記トロイダル式無段変速機構の小容量化ないしコンパクト化が実現されることになる。
【０１１３】
また、第２発明によれば、上記のようなトロイダル式無段変速機において始動時に切断されるクラッチ手段を備えたことにより、エンジンの始動性が向上することになり、特に第３発明によれば、この始動クラッチの小容量化が可能となる。
【０１１４】
また、第４発明によれば、無段変速機構をその制御用作動圧の元圧が十分に立ち上がってから作動させるようにすることができて、作動圧が不十分な状態で動力が伝達されることによる該無段変速機構の誤動作や異常動作が防止されることになり、この種の変速機の信頼性が向上する。
【０１１５】
さらに、第５、第６発明によれば、上記クラッチ手段とオイルポンプ駆動部材とが適切に配置されて変速機全体としての軸方向寸法の増大が抑制され、或は該オイルポンプ駆動部材と無段変速機構との干渉が回避されることになる。
【０１１６】
また、第７、第８発明によれば、上記の始動時に切断されるクラッチ手段と変速用クラッチ手段への作動圧の供給タイミングが精度よく設定され、またこれらのクラッチ手段の良好な応答性が得られることになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態に係るトロイダル式無段変速機の機械的構成を示す骨子図である。
【図２】同変速機の具体的構造を示す展開図である。
【図３】同変速機の始動クラッチ周辺の拡大図である。
【図４】同じく遊星歯車機構周辺の拡大図である。
【図５】同じくデファレンシャルギヤ機構周辺の拡大図である。
【図６】図２の矢印Ａ方向から見た始動用ギヤ列等の構成を示す拡大図である。
【図７】同じく矢印Ｂ方向から見た変速用第２ギヤ列等の構成を示す拡大図である。
【図８】図２の矢印Ｃ−Ｃに沿って切断した拡大断面図である。
【図９】図６の矢印Ｄ方向から見た要部底面図である。
【図１０】従来の技術の説明に用いた循環トルクの説明図である。
【符号の説明】
１エンジン
１０変速機
１１第１軸（インプットシャフト）
１３第２軸（セカンダリシャフト）
１４中間軸（中間シャフト）
２０，３０無段変速機構
５０遊星歯車機構
６０，７０動力伝達経路切換手段、変速用クラッチ手段（ローモードクラッチ、ハイモードクラッチ）
８０クラッチ手段（始動クラッチ）
９０増速機構、増速用ギヤ列
９１増速用駆動ギヤ（第１ギヤ）
９２増速用被駆動ギヤ（第２ギヤ）
１０１中間ギヤ
１４４，１４６，１４７油圧供給通路
１５０オイルポンプ
１５１オイルポンプ駆動部材（スプロケット）
１６０制御手段（変速制御ユニット）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention belongs to the technical field of vehicle transmissions such as toroidal continuously variable transmissions.
[0002]
[Prior art]
As a vehicle transmission, a roller for transmitting power between both disks is interposed between the input disk and the output disk in a pressure contact state, and the roller is tilted so that the contact position with respect to both disks is in the radial direction. A toroidal continuously variable transmission in which the speed ratio of power transmission between both disks is changed steplessly by changing is being put into practical use. In particular, according to Japanese Patent Laid-Open No. 9-89072, this toroidal It has been proposed to employ a starting system using geared neutral in a continuously variable transmission.
[0003]
In this system, the continuously variable transmission mechanism as described above is disposed on the first shaft to which the engine output is input, and the planetary gear mechanism having three rotating elements on the second shaft parallel to the first shaft. , One of which serves as an output element connected to the second shaft, while the other two rotating elements serve as input elements, and one of them has a continuously variable transmission mechanism for rotating the first shaft. And the other one is configured to directly input the rotation of the first axis.
[0004]
Then, by controlling the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism, the ratio of the rotational speeds input to the two input elements of the planetary gear mechanism is controlled so that the rotation of the output element or the second shaft becomes zero. Thus, a neutral state is formed, and the output element or the second shaft is rotated in the forward or reverse direction to start the vehicle by increasing or decreasing the speed ratio of the continuously variable transmission mechanism from this state.
[0005]
Further, in this system, if the rotational speed of the second shaft increases after the vehicle starts, the engine rotation is transmitted from the first shaft to the second shaft through both the continuously variable transmission mechanism and the planetary gear mechanism. The power transmission path is switched from the first shaft to the power transmission path that transmits to the second shaft only through the continuously variable transmission mechanism, so that the speed ratio is infinite from the neutral state to the predetermined value. The low mode and the high mode in which the gear ratio is smaller than the predetermined value are obtained.
[0006]
Here, the flow of torque in the low mode in the transmission configured as described above will be described by taking, for example, a transmission having a double toroidal continuously variable transmission mechanism shown in FIG. Is transmitted from the first shaft S1 to the second shaft S2 via the first gear train G1 and input to the pinion carrier Pc of the planetary gear mechanism P disposed on the second shaft S2 via the low mode clutch Cl. At this time, the torque generated as a reaction force of torque transmission from the pinion carrier Pc to the internal gear Pi by the planetary gear mechanism P is output from the internal gear Pi to the second shaft S2. The sun gear Ps is input to the continuously variable transmission mechanism T on the first shaft S1 via the second gear train G2.
[0007]
Then, as indicated by the arrow, this torque is transmitted from the output disk To of the continuously variable transmission mechanism T to the input disks Ti and Ti on both sides via rollers (not shown), as opposed to the rotation transmission direction. And is transmitted to the first gear train G1 via a loading mechanism L for generating a frictional force between each disk Ti, Ti, To of the continuously variable transmission mechanism T and the roller, where the engine The torque is then combined with the torque from E and input to the planetary gear mechanism P again via the low mode clutch Cl. Thus, in the low mode in which the engine rotation is transmitted through the continuously variable transmission mechanism T and the planetary gear mechanism P, the circulating torque as described above is generated.
[0008]
In the high mode, the low mode clutch Cl is disconnected, while the high mode clutch Ch provided between the second gear train G2 and the second shaft S2 is connected, and the torque from the first shaft S1 is reduced. After the continuously variable transmission mechanism T is transmitted from the input disk Ti, Ti side to the output disk To side, it is output to the second shaft S2 via the second gear train G2 and the high mode clutch Ch.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the transmission configured as described above, it is necessary that the continuously variable transmission mechanism has a torque transmission capacity sufficient to reliably transmit the torque input to the mechanism when in the low mode and the high mode. In particular, the circulating torque in the low mode described above is the maximum torque input to the continuously variable transmission mechanism, and the continuously variable transmission mechanism needs to have a torque transmission capacity that can reliably transmit this circulating torque. It is done.
[0010]
In order to secure this torque transmission capacity, the continuously variable transmission mechanism is increased in size, and the operating pressure for shift control for tilting the roller is increased, or the amount of lubricating oil with respect to the contact surface between the disk and the roller As a result, the drive loss of the oil pump increases, and the durability of the contact surface decreases due to wear of the contact surface.
[0011]
The present invention addresses the actual situation in various vehicle transmissions including the toroidal-type continuously variable transmission as described above, and aims to make the transmission more compact and improve power transmission efficiency and durability. This is the issue.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, the present invention is configured as follows.
[0016]
First, the invention of claim 1 of the scope of the following claims (hereinafter referred to as the first invention), a toroidal type continuously variable transmission mechanism disposed on the first axis the engine output is input, said Only a planetary gear mechanism disposed on a second axis parallel to one axis, a first power transmission path for transmitting engine output to drive wheels via the continuously variable transmission mechanism and the planetary gear mechanism, and a continuously variable transmission mechanism. Power transmission path switching means for switching between the second power transmission path for transmitting the engine output to the drive wheels via the switching means, and control means for controlling the operation of the continuously variable transmission mechanism. In the vehicle transmission in which the forward state, the reverse state, and the neutral state can be formed by the gear ratio control of the continuously variable transmission mechanism when the first power transmission path is selected, the first shaft and the first shaft Intermediate axis parallel to two axes An intermediate gear connected to the continuously variable transmission mechanism and the planetary gear mechanism is provided, and the speed increasing drive gear provided on the first shaft and the speed increasing drive gear provided on the intermediate shaft are engaged with the speed increasing drive gear. A speed increasing gear train composed of the speed increasing driven gear, and connecting the speed increasing driven gear and the intermediate gear on the intermediate shaft so that the speed increasing gear train and A power transmission path from the intermediate gear to the continuously variable transmission mechanism and the planetary gear mechanism is formed.
[0017]
According to a second aspect of the present invention (hereinafter referred to as the second invention), in the first invention, the planetary gear mechanism and the continuously variable transmission mechanism are connected from the first shaft through the speed increasing gear train and the intermediate gear. The power transmission path is provided with clutch means for connecting and disconnecting the path.
[0018]
According to a third aspect of the present invention (hereinafter referred to as a third aspect ), in the second aspect , the clutch means is connected to the planetary gear mechanism and the continuously variable gear from the first shaft through the speed increasing gear train and the intermediate gear. It is characterized in that it is provided on the planetary gear mechanism and the continuously variable transmission mechanism side from the speed increasing gear train in the power transmission path to the transmission mechanism.
[0019]
According to a fourth aspect of the present invention (hereinafter referred to as a fourth aspect ), in the second aspect or the third aspect , the planetary gear mechanism and the stepless gear are connected from the first shaft through the speed increasing gear train and the intermediate gear. An oil pump driving member is provided on the engine side from the position where the clutch means is disposed in the power transmission path leading to the speed change mechanism.
[0020]
According to a fifth aspect of the present invention (hereinafter referred to as a fifth aspect ), in the fourth aspect , the clutch means is provided on the intermediate shaft, and the oil pump drive member is provided on the first shaft. It is characterized by being provided at substantially the same position in the axial direction as the arrangement position.
[0021]
According to a sixth aspect of the present invention (hereinafter referred to as a sixth aspect ), in the fourth aspect or the fifth aspect , the oil pump drive member comprises a speed increasing drive gear on the first shaft, an intermediate gear, It is characterized in that it is disposed between a gear that connects the continuously variable transmission mechanism.
[0022]
Further, in the invention according to claim 7 (hereinafter referred to as the seventh invention), in the second or third invention, the clutch means is provided on the intermediate shaft, and on both sides of the planetary gear mechanism on the second shaft. Two shifting clutch means constituting the power transmission path switching means are respectively arranged, and a hydraulic pressure supply passage to these shifting clutch means and a hydraulic pressure supply path to the clutch means on the intermediate shaft are connected to the second shaft. And an intermediate shaft that extends in the axial direction from the same end.
[0023]
According to an eighth aspect of the present invention (hereinafter referred to as the eighth aspect ), in the seventh aspect , the end portion provided with the hydraulic pressure supply passage extending in the axial direction of the second shaft and the intermediate shaft is provided with an oil pump arrangement. It is characterized by the end closer to the installation position.
[0024]
With the above configuration, the following effects can be obtained according to the inventions of the present application.
[0027]
First , according to the first invention, the toroidal continuously variable transmission mechanism is disposed on the first shaft to which the engine output is input, and the planetary gear mechanism is disposed on the second shaft parallel to the first shaft. Switching between a first power transmission path for transmitting the engine output to the drive wheels via the step transmission mechanism and the planetary gear mechanism, and a second power transmission path for transmitting the engine output to the drive wheels only through the continuously variable transmission mechanism. In the continuously variable transmission for a vehicle configured to perform the above, the first shaft to which the engine output is input is connected to the continuously variable transmission mechanism and the planetary gear mechanism via the speed increasing gear train and the intermediate gear. Therefore, the torque is reduced and transmitted to both the first power transmission path and the second power transmission path, and particularly the first power transmission path of which the torque passing through the continuously variable transmission mechanism is increased. When selected, the torque is small By Kunar, it is possible to reduce the torque transmission capacity of the continuously variable mechanism.
[0028]
Further, according to the second invention, in the first invention, the power transmission path from the first shaft to the planetary gear mechanism and the continuously variable transmission mechanism via the speed increasing gear train and the intermediate gear is connected and disconnected. Since the clutch means is provided, it is possible to completely separate the first shaft from the continuously variable transmission mechanism and the planetary gear mechanism by disconnecting the clutch means. Therefore, the continuously variable transmission mechanism and the planetary gear mechanism are prevented from being accidentally rotated when the engine is started, and the engine startability is improved by reducing the load accordingly.
[0029]
According to the third aspect of the present invention, the clutch means is provided on the planetary gear mechanism and the continuously variable transmission mechanism side from the speed increasing gear train in the power transmission path, so that the input torque to the clutch means is the speed increasing gear. It is possible to reduce the torque transmission capacity of the clutch means by reducing the size of the clutch means.
[0030]
According to the fourth aspect of the invention, the position of the clutch means in the power transmission path where the oil pump drive member extends from the first shaft to the planetary gear mechanism and the continuously variable transmission mechanism via the speed increasing gear train and the intermediate gear. Since it is disposed closer to the engine, the oil pump is driven by the engine output even when the clutch means is disengaged when the engine is started. Therefore, when the engine is started, the clutch means is connected after the original pressure of the operating pressure for controlling the continuously variable transmission mechanism generated by the oil pump has risen sufficiently to transmit power to the continuously variable transmission mechanism. As a result, power is input to the continuously variable transmission mechanism when the operating pressure is insufficient or unstable, thereby preventing the continuously variable transmission mechanism from operating unstablely or abnormally. .
[0031]
According to the fifth aspect of the present invention, the arrangement position of the oil pump drive member on the first shaft is substantially the same position in the axial direction as the arrangement position of the clutch means on the intermediate shaft. The oil pump driving member is disposed by effectively utilizing the axial space generated by the installation, and the increase in the axial dimension of the entire transmission is suppressed.
[0032]
According to the sixth invention, the oil pump drive member is disposed between the speed increasing drive gear on the first shaft and the gear connecting the intermediate gear and the continuously variable transmission mechanism. The oil pump drive member can be installed without causing interference with the continuously variable transmission mechanism.
[0033]
Further, according to the seventh aspect , the hydraulic pressure supply passage to the clutch means provided on the intermediate shaft and the hydraulic pressure supply to the two shift clutch means arranged on both sides of the planetary gear mechanism on the second axis. Since the passages are respectively provided so as to extend in the axial direction from the same end portion of the intermediate shaft and the second shaft, the hydraulic pressure to the clutch means from the oil pump or the control part for the operating pressure for each clutch means is provided. The lengths of the supply passages are equalized, and the operation timings of the clutch means are set with high accuracy.
[0034]
According to the eighth invention, the end of the second shaft and the intermediate shaft provided so that the hydraulic pressure supply passage extends in the axial direction is the end closer to the position where the oil pump is disposed. The responsiveness of operation of each clutch means to which operating pressure is supplied through these hydraulic pressure supply passages is improved.
[0035]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to a transmission using a toroidal continuously variable transmission mechanism.
[0036]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a mechanical configuration of a transmission according to the present embodiment. This transmission 10 includes an input shaft 11 connected to an output shaft 2 of an engine 1 via a torsional damper 3, and It has a hollow primary shaft 12 loosely fitted to the outside of the shaft 11 and a secondary shaft 13 arranged in parallel to these shafts 11 and 12, and these shafts 11 to 13 are all related to the vehicle. It is arrange | positioned so that it may extend in the horizontal direction. An intermediate shaft 14 is disposed at the end of the transmission 10 on the side opposite to the engine so as to be positioned between the input shaft 11 and the primary shaft 12 and the secondary shaft 13.
[0037]
Toroidal first and second continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 and a loading cam mechanism 40 are disposed on the primary shaft 12, and a planetary gear mechanism 50 is disposed on the secondary shaft 13. In addition, a low mode clutch 60 and a high mode clutch 70 are disposed, and a start clutch 80 is disposed on the intermediate shaft 14.
[0038]
Further, a speed increasing gear train 90 is interposed between the end of the input shaft 11 on the non-engine side and the intermediate shaft 14, and the axes of the input shaft 11 and the primary shaft 12 and the secondary shaft are provided. Between the 13 axis lines, first and second gear trains 100, 110 for shifting are interposed. An output gear train 120 is provided at the end of the secondary shaft 13 on the engine side, and the left and right axles 4 and 5 are driven by the gear train 120 via the differential gear mechanism 130. Yes.
[0039]
Next, the above configuration will be described in more detail with reference to FIG.
[0040]
First, as shown in FIG. 2, the first and second continuously variable transmission mechanisms 20, 30 have substantially the same configuration, and both of the input disks 21, 31 and the output disk 22 have opposing surfaces that are toroidal surfaces. , 32, and two rollers 23, 33 for transmitting power between the two disks 21, 22 and 31, 32 are provided between these opposing surfaces (see FIG. 8).
[0041]
Among these continuously variable transmission mechanisms 20 and 30, the first continuously variable transmission mechanism 20 disposed far from the engine 1 has an input disk 21 disposed on the non-engine side and an output disk 22 disposed on the engine side. In the second continuously variable transmission mechanism 30 disposed closer to the engine 1, the input disk 31 is disposed on the engine side and the output disk 32 is disposed on the opposite engine side. The input disks 21 and 31 of the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 are respectively coupled to both ends of the primary shaft 12, and the output disks 22 and 32 are integrated to the intermediate portion of the primary shaft 12. It is supported rotatably.
[0042]
A loading cam mechanism 40 is disposed on the opposite side of the input disk 21 of the first continuously variable transmission mechanism 20 from the engine side. In this loading cam mechanism 40, a cam disk 41 supported on the primary shaft 12 and the input disk 21 face each other as a pair of cam faces, and a plurality of rollers 42... 42 are arranged between these cam faces. It has been configured.
[0043]
When the torque is transmitted between the cam disk 41 and the input disk 21 of the first continuously variable transmission mechanism 20, the input disk 21 is pressed against the engine side by the cam disk 41 via the rollers 42 ... 42. At the same time, the reaction force is transmitted from the cam disk 41 to the input disk 31 of the second continuously variable transmission mechanism 30 via the primary shaft 12, and the input disk 31 is pressed toward the non-engine side. As a result, in both the first and second continuously variable transmission mechanisms 20 and 30, the rollers 23 and 33 are sandwiched between the input disks 21 and 31 and the output disks 22 and 32 so that a required torque transmission capacity can be obtained. It has become.
[0044]
On the other hand, as shown in FIGS. 2 and 3, the speed increasing gear train 90 is disposed on the first gear 91 integrally formed at the end of the input shaft 11 on the non-engine side and the intermediate shaft 14. The second gear 92 is engaged with the first gear 91.
[0045]
The first gear train for shifting 100 provided close to the engine side of the speed increasing gear train 90 is disposed on the engine side of the second gear 92 of the speed increasing gear train 90 on the intermediate shaft 14. The first gear 101, the second gear 102 rotatably supported on the primary shaft 12 and meshed with the first gear 101, and the second gear 102 disposed on the secondary shaft 13 and meshed with the first gear 101. The third gear 103 is configured. The second gear 102 on the primary shaft 12 is connected to the cam disk 41 in the loading cam mechanism 40, and the third gear 103 on the secondary shaft 13 is connected to the low mode clutch 60.
[0046]
Further, a start clutch 80 is interposed between the second gear 92 of the speed increasing gear train 90 and the first gear 101 of the first gear train 100 for shifting on the intermediate shaft 14. The starting clutch 80 includes a clutch drum 81 coupled to the second gear 92 of the speed increasing gear train 90, a clutch hub 82 coupled to the first gear 101 of the first gear train 100 for shifting, And a plurality of clutch plates 83 interposed between them, and a piston 85 for fastening the starting clutch 80 by coupling these clutch plates 83... 83 when operating pressure is supplied to the hydraulic chamber 84. Etc.
[0047]
Then, when the start clutch 80 is engaged, the second gear 92 of the speed increasing gear train 90 and the first gear 101 of the first gear train 100 for shifting are connected via the clutch drum 81 and the clutch hub 82. Accordingly, the input shaft 11 is connected to the loading cam mechanism 40 via the speed increasing gear train 90 and the first and second gears 101 and 102 of the first gear train for speed change. The first mode gear train is connected to the low mode clutch 60 via the first and third gears 101 and 103, respectively.
[0048]
Here, the intermediate shaft 14 is connected to the inner surface of the shaft portion 141 provided at the end of the transmission case 140 on the side opposite to the engine and the inner surface of the rear cover 142 that closes the end on the side opposite to the engine of the case 140. The first gear 101 of the first gear train for shifting 100 and the second gear 92 of the gear train for increasing speed 90 are connected to the shaft portions 141 and 143. Are supported rotatably.
[0049]
The rear cover 142 is provided with a hydraulic pressure supply passage 144 that is guided from a transmission control unit, which will be described later, passes through the wall surface of the cover 142, and extends in the axial direction through the shaft portion 143. The supply passage 144 is communicated with the hydraulic chamber 84 of the start clutch 80 through a through hole 92 a provided in the second gear 92 of the speed increasing gear train 90.
[0050]
Next, the configuration of the planetary gear mechanism 50, the low mode clutch 60, the high mode clutch 70, and the like on the secondary shaft 13 will be described with reference to FIGS.
[0051]
First, the planetary gear mechanism 50 disposed in the center of the secondary shaft 13 includes a sun gear 51, a plurality of pinions 52 ... 52 engaged with the sun gear 51, and a pinion carrier that rotatably supports these pinions 52 ... 52. 53 and an internal gear 54 meshed with each of the pinions 52... 52. Of these, the internal gear 54 is an output element fixed to the secondary shaft 13.
[0052]
The low mode clutch 60 disposed on the opposite side of the planetary gear mechanism 50 includes a clutch drum 61, a clutch hub 62, a plurality of clutch plates 63... 63 interposed therebetween, and a hydraulic chamber. 64 is configured by a piston 65 or the like for coupling the clutch plates 63... 63 when operating pressure is supplied to 64.
[0053]
The clutch drum 61 is coupled to the third gear 103 of the first gear train 100 for transmission that is rotatably supported at the end of the secondary shaft 13 on the non-engine side, and the clutch hub 62 is a planetary gear mechanism. Therefore, when the low mode clutch 60 is engaged, the third gear 103 of the first gear train 100 for shifting and the pinion carrier serving as the first input element of the planetary gear mechanism 50 are connected. 53 will be combined.
[0054]
A second gear 112 of the second gear train 110 for shifting is arranged on the engine side of the planetary gear mechanism 50 on the secondary shaft 13.
[0055]
The second gear train 110 for speed change includes a first gear 111 provided on the outer periphery of the output disks 22 and 32 integrated with the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 on the primary shaft 12, and the first gear 111. It is comprised with the said 2nd gear 112 meshed | engaged. The second gear 112 is coupled to the sun gear 51 of the planetary gear mechanism 50. Therefore, the output disks 22 and 32 of the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 and the second input element of the planetary gear mechanism 50 are used. The sun gear 51 is always interlocked.
[0056]
Further, a high mode clutch 70 is disposed on the engine side of the second gear 112 of the second gear train 110 for shifting on the secondary shaft 13. The high mode clutch 70 also includes a clutch drum 71, a clutch hub 72, a plurality of clutch plates 73 interposed therebetween, and these clutch plates 73 when supplying operating pressure to the hydraulic chamber 74. And a piston 75 to which 73 is coupled.
[0057]
The clutch drum 71 is coupled to the first gear 121 of the output gear train 120 fixed to the end of the secondary shaft 13 on the engine side, and the clutch hub 72 is coupled to the second gear train 110 for shifting. Therefore, the second gear 112 of the second gear train 110 for shifting is connected to the secondary shaft 13 or the gear train 120 for output when the high mode clutch 70 is engaged. Become.
[0058]
Here, as shown in FIG. 4, the end of the secondary shaft 13 on the side opposite to the engine is fitted to a shaft portion 145 provided on the inner surface of the rear cover 142 and protruding toward the engine side. In the portion 145, two hydraulic supply passages 146 and 147 for the low mode clutch and the high mode clutch, which are guided from the transmission control unit described later through the wall surface of the cover 142, extend toward the engine side. It is installed.
[0059]
The low-mode clutch hydraulic pressure supply passage 146 passes through the radial through-hole 13 a provided in the secondary shaft 13 and the through-hole 61 a provided in the inner peripheral portion of the clutch drum 61 in the low-mode clutch 60. The high mode clutch hydraulic pressure supply passage 147 communicates with the hydraulic chamber 64 of the mode clutch 60, and is guided to the engine side through the axial through hole 13b provided in the secondary shaft 13. The shaft 13 communicates with the hydraulic chamber 74 of the high mode clutch 70 through a radial through hole 13 c of the shaft 13 and a through hole 71 a provided in the inner peripheral portion of the clutch drum 71 in the high mode clutch 70.
[0060]
Further, the configuration of the output gear train 120 will be described with reference to FIGS. 2 and 5. This gear train 120 is fixed to the end of the secondary shaft 13 on the engine side, and the clutch of the shaft 13 and the high mode clutch 70. The first gear 121 coupled to the drum 71, the transmission case 140, and a front cover 148 that closes the engine-side end portion are fixed to an idle shaft 125 that is rotatably supported at both ends. The second gear 122 meshed with the first gear 121, the third gear 123 integrally formed on the idle shaft 125 on the non-engine side of the second gear 122, and the axes of the axles 4 and 5 are disposed. And a fourth gear 124 meshed with the third gear 123. The fourth gear 124 is coupled to the case 131 of the differential gear mechanism 130 disposed on the axis, whereby the power from the secondary shaft 13 is transmitted to the first to fourth gears 121 to 121 of the output gear train 120. It is inputted to the differential gear mechanism 130 via 124.
[0061]
In this case, the second gear 122 and the third gear 123 that rotate the same on the idle shaft 125 are smaller in diameter than the former, and the second gear 122 is on the secondary shaft 13 meshed therewith. The first gear 121 has a larger diameter, and the third gear 123 has a smaller diameter than the fourth gear 124 on the axis of the axles 4 and 5 meshed therewith. By passing through the second and third gears 122 and 123, the transmission of rotation from the secondary shaft 13 side to the differential gear mechanism 130 side is decelerated over two stages.
[0062]
In addition to the above-described configuration, the transmission 10 includes an oil pump 150, operating pressures for engaging the clutches 60, 70, 80 and the continuously variable transmission mechanism 20, using the discharge pressure of the oil pump 150 as a source pressure. A transmission control unit 160 that generates 30 transmission ratio control operating pressures and controls these operations is provided.
[0063]
As shown in FIGS. 2, 3, and 6, the first gear 91 of the speed increasing gear train 90 integral with the shaft 11 is provided at the rear end of the input shaft 11 for driving the oil pump 150. And a sprocket 151 attached to the input shaft of the oil pump 150 so as to be positioned between the first gear train 100 on the primary shaft 12 and the second gear 102 of the first gear train 100 for shifting. A chain 153 is wound around the chain 152. Therefore, the oil pump 150 is always driven by the engine output shaft 2 via the input shaft 11 and the chain 153.
[0064]
6 and 7, the shift control unit 160 is attached to one side surface 140a of the transmission case 140 and covered with a cover 170. In particular, as shown in FIG. The oil pump 150 is attached to the transmission control unit 160. The oil pump 150 draws in hydraulic oil in the oil pan 171 attached to the lower surface 140b of the transmission case 140 (the oil level is indicated by reference numeral a) through the oil strainer 180, and the above-described shift control unit. 160 and adjusted to a predetermined operating pressure by the transmission control unit 160, and then the start clutch 80, the low mode clutch 60, and the like via the hydraulic pressure supply passages 144, 146, 147 provided in the rear cover 142 described above. The high mode clutch 70 is supplied as an operating pressure. Further, the operating pressure for speed ratio control is supplied to the trunnion drive portion 161 (see also FIG. 8) of the speed change control unit 160, thereby controlling the speed ratio of the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30.
[0065]
Next, the operation of the transmission 10 according to this embodiment will be described.
[0066]
First, the configuration and operation of the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 will be described in detail by taking the first continuously variable transmission mechanism 20 as an example with reference to FIG. 8. The continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 are interposed between the input and output disks 21 and 22. A pair of rollers 23 and 23 are supported by trunnions 25 and 25 via shafts 24 and 24 extending substantially in the radial direction of the disks 21 and 22, respectively, and the toroidal surfaces of the input and output disks 21 and 22 facing each other. It is arranged in a slightly inclined state on the opposite side of 180 ° on the circumference and parallel to the upper and lower sides, and is in contact with the toroidal surfaces of the two disks 21 and 22 at two locations on the opposite side of the circumference of 180 °. Yes.
[0067]
The trunnions 25, 25 are supported between the left and right support members 26, 26 assembled to the transmission case 140, and are tangential to both the disks 21, 22 and are connected to the shafts 24, 24 of the rollers 23, 23. Rotation around the orthogonal axes X and X and linear reciprocation in the directions of the axes X and X are possible. The trunnions 25, 25 are connected to rods 27, 27 extending sideways along the axial centers X, X. The transmission control unit 160 passes the rods 27, 27 through the rods 27, 27. The trunnions 25 and 25 are driven in the X and X directions, and accordingly, the rollers 23 and 23 are inserted and tilted between the output disks 21 and 22.
[0068]
In other words, the shift control unit 160, and a trunnion drive section 161 and the hydraulic control unit 162, the trunnion driving section 161, the first trunnion 25 and a decelerating speed increasing mounted to _one rod 27 positioned above of the piston 163 _1, 164 _1, the piston 163 of the _second trunnion 25 for likewise accelerated mounted on the _second rod 27 and the speed reduction located below, 164 ₂ and is provided, above the piston 163 _1, Acceleration and deceleration hydraulic chambers 165 ₁ , 166 ₁ are disposed on opposite surfaces of 164 ₁ , and acceleration and deceleration hydraulic chambers 165 are disposed on opposite surfaces of the lower pistons 163 ₂ , 164 _2. _2, 166 _2, respectively.
[0069]
Note that the first trunnion 25 ₁ is positioned above the hydraulic chamber 165 ₁ for speed increasing within the roller 23 ₁ side, deceleration hydraulic chamber 166 ₁ is arranged in the counter-roller 23 ₁ side, also located below to the second trunnion 25 _2, speed increasing hydraulic chambers 165 ₂ in a counter roller 23 ₂ side, deceleration hydraulic chamber 166 ₂ are arranged on the roller 23 _2.
[0070]
Then, increasing hydraulic speed generated by the hydraulic control unit 162, through the oil passage 167, 168, the first trunnion 25 hydraulic chamber 165 ₁ for the _first speed increasing positioned above, the positioned below It is supplied to a 2 trunnion 25 ₂ of the speed increasing hydraulic chamber 165 _2, also, like hydraulic deceleration generated in the hydraulic control unit 162, via an oil path (not shown), the first trunnion 25 ₁ is positioned above The deceleration hydraulic chamber 166 ₁ and the deceleration hydraulic chamber 166 ₂ of the second trunnion 25 ₂ located below are supplied.
[0071]
Here, taking the first continuously variable transmission mechanism 20 as an example, the relationship between the supply control of the acceleration and deceleration hydraulic pressures and the speed change operation of the continuously variable transmission mechanism 20 will be described in more detail.
[0072]
First, by the operation of the hydraulic control unit 162 shown in FIG. 8, the speed increasing hydraulic pressure supplied to the speed increasing hydraulic chambers 165 ₁ , 165 ₂ of the first and second trunnions 25 ₁ , 25 ₂ is changed to the first, the second trunnions 25 _1, 25 deceleration hydraulic chamber 166 ₁ of _2, 166 when ₂ becomes relatively higher than the predetermined neutral condition relative to the decelerating hydraulic pressure supplied to the upper of the first trunnion 25 ₁ is on the drawing The second trunnion 25 ₂ below is moved obliquely upward on the right side and obliquely downward on the left side.
[0073]
At this time, assuming that the illustrated output disk 22 is rotating in the x direction, the upper first roller 23 ₁ receives a downward force from the output disk 22 due to the upward movement to the right, and the drawing. An upward force is received from the input disk 21 which is on the near side and is rotated in the anti-x direction. Further, the lower second roller 23 ₂ receives an upward force from the output disk 22 and a downward force from the input disk 21 due to the diagonally downward movement on the left side. As a result, both the upper and lower rollers 23 ₁ and 23 ₂ tilt so that the contact position with the input disk 21 moves outward in the radial direction and the contact position with the output disk 22 moves inward in the radial direction. The gear ratio of the step transmission mechanism 20 is reduced (speed increase).
[0074]
Moreover, contrary to the above, first, second trunnions 25 _1, 25 deceleration hydraulic chamber 166 ₁ of _2, 166 ₂ decelerating hydraulic pressure supplied to the first, second trunnions 25 _1, 25 ₂ When the acceleration hydraulic pressure supplied to the acceleration hydraulic chambers 165 ₁ , 165 ₂ is relatively higher than a predetermined neutral state, the upper first trunnion 25 ₁ is inclined diagonally to the left in the drawing. The lower second trunnion 25 ₂ moves diagonally upward on the right side.
[0075]
At this time, the upper first roller 23 ₁ receives an upward force from the output disk 22 and a downward force from the input disk 21, and the lower second roller 23 ₂ receives a downward force from the output disk 22. An upward force is received from the input disk 21. As a result, both the upper and lower rollers 23 ₁ and 23 ₂ are tilted so that the contact position with the input disk 21 moves inward in the radial direction and the contact position with the output disk 22 moves outward in the radial direction. The gear ratio of the step transmission mechanism 20 is increased (deceleration).
[0076]
The configuration and operation of the first continuously variable transmission mechanism 20 as described above are the same for the second continuously variable transmission mechanism 30.
[0077]
As shown in FIG. 2, the input disks 21 and 31 of the first and second continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 are respectively integrated with both ends of the hollow primary shaft 12 loosely fitted on the input shaft 11. These input disks 21 and 31 are always rotated in the same manner so that they rotate, and as described above, the output disks 22 and 32 of both continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 are integrated. Therefore, the rotational speeds on the output side of both continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 are always the same. Accordingly, the gear ratio of the first and second continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 by the tilt control of the rollers 23 and 33 is always kept the same. To be done.
[0078]
Next, the operation of the transmission 10 as a whole will be described.
[0079]
First, when the engine 1 is stopped, the start clutch 80, the low mode clutch 60 and the high mode clutch 70 are all released, and when the engine 1 is started from this state, the low mode clutch 60 is first turned on. It is concluded.
[0080]
In this case, at the start or immediately after the start, the start clutch 80 is held in the released state, and the rotation of the engine 1 is transmitted only from the input shaft 11 to the speed increasing gear train 90, so A path from the first gear 101 of the gear train 100 to the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 via the second gear 102 and the loading cam mechanism 40, and also from the first gear 101 to the third gear of the first gear train 100 for transmission. The paths that reach the planetary gear mechanism 50 via 103 and the low mode clutch 60 are both disconnected from the input shaft 11. Therefore, the load acting when the engine 1 is started is reduced, and the startability of the engine 1 is improved accordingly.
[0081]
The start clutch 80 is engaged at a predetermined time after the engine is started. Until then, the oil pump 150 is driven via the chain 153 and the like by the rotation of the input shaft 11. Therefore, the hydraulic pressure control unit 162 in the transmission control unit 160 can accurately control the operating pressure at the time of engagement of the start clutch 80 even at a very low temperature at which the rising or supply of the operating pressure is delayed due to high viscosity. Therefore, when the start clutch 80 is engaged, the low mode clutch 60 is completely engaged, and the continuously variable transmissions 20 and 30 are also in a state where predetermined speed ratio control is possible.
[0082]
When the starting clutch 80 is engaged in this state, the rotation from the engine 1 passes through the speed increasing gear train 90 and the starting clutch 80 from the input shaft 11 and then the first gear train 100 for shifting. It is input to the pinion carrier 53 of the planetary gear mechanism 50 through the first gear 101, the third gear 103, and the low mode clutch 60. The rotation from the engine 1 also passes through the speed increasing gear train 90 and the starting clutch 80, and then the first gear 101, the second gear 102, and the loading cam mechanism 40 of the first gear train 100 for shifting. Is input to the input disk 21 of the first continuously variable transmission mechanism 20 and transmitted to the output disk 22 via the rollers 23, 23, and at the same time the second continuously variable transmission from the input disk 21 via the primary shaft 12. It is also input to the input disk 31 of the speed change mechanism 30 and is transmitted to the output disk 32 via the rollers 33 and 33 as in the first continuously variable speed change mechanism 20.
[0083]
The rotation of the output disks 22 and 32 integrated with the first and second continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 is caused by the rotation of the second gear train 110 for shifting provided on the outer periphery of the disks 22 and 32. This is input to the sun gear 51 of the planetary gear mechanism 50 via the gear 111 and the second gear 112 on the secondary shaft 13.
[0084]
Accordingly, rotation is input to the planetary gear mechanism 50 to the pinion carrier 53 and the sun gear 51. At this time, the ratio of the rotation speeds of the first and second continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 is determined. When the gear ratio control is set to a predetermined ratio, the rotation of the internal gear 54 of the planetary gear mechanism 50, that is, the rotation input from the secondary shaft 13 to the differential gear device 130 via the output gear train 120 is performed. Zero is set, and the transmission 10 is in a geared neutral state.
[0085]
In this case, as described above, when the start clutch 80 is connected, the operating pressure for speed ratio control of the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 is in a state that can be accurately adjusted to the required hydraulic pressure. Thus, the gear ratio control for the geared neutral as described above is correctly performed, and the durability of the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 is reduced by performing this control in a state where the operating pressure is insufficient or unstable. Etc. will be prevented.
[0086]
Then, the gear ratio of the first and second continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 is changed from this state, and the input rotation speed to the pinion carrier 53 and the input rotation speed to the sun gear 51 of the planetary gear mechanism 50 are changed. If the ratio is changed, the internal gear 54 or the secondary shaft 13 rotates in the forward direction or the reverse direction in a state where the overall transmission ratio of the transmission 10 is large, that is, in the low mode state, and the differential gear mechanism 130 is The vehicle starts to travel through.
[0087]
In this low mode, the reaction force generated when power is input from the planetary gear mechanism 50 to the planetary gear mechanism 50 on the secondary shaft 13 via the first gear train 100 for transmission and the low mode clutch 60 is used for shifting. It is input to the output disks 22 and 32 of the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 on the primary shaft 12 via the second gear train 110, and the inside of these continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 from the output disks 22 and 32 side. After being transmitted toward the input disks 21 and 31 side, it is input again to the planetary gear mechanism 50 via the first gear train for shifting 100, and a circulating torque as shown by an arrow a in FIG. 1 is generated.
[0088]
Further, after the vehicle has started in the forward direction as described above, the low mode clutch 60 is released at a predetermined timing, and at the same time the high mode clutch 70 is engaged, the engine 1 input to the input shaft 11 The rotation is input from the loading cam mechanism 40 to the input disks 21 and 31 of the first and second continuously variable transmission mechanisms 20 and 30, and is transmitted to the output disks 22 and 32 via the rollers 23 and 33, respectively. , And transmitted from the second gear train 110 for transmission to the secondary shaft 13 via the high mode clutch 70. At this time, the planetary gear mechanism 50 is in an idling state, and the transmission ratio of the transmission 10 as a whole corresponds only to the transmission ratios of the first and second continuously variable transmission mechanisms 20 and 30. Is controlled steplessly in a small state, that is, in a high mode state.
[0089]
In the transmission 10, as described above, the power from the input shaft 11 is input to the planetary gear mechanism 50 or the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 via the speed increasing gear train 90. The torque input to the planetary gear mechanism 50 or the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 is reduced by the increased speed, and accordingly, the low torque which is the maximum torque passing through the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 is reduced. The circulating torque in the mode is also reduced.
[0090]
Accordingly, the torque transmission capacity of the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 can be reduced, the mechanisms 20 and 30 can be made compact, and the input and output disks 21, 31, 22 and 32 and the rollers 23 and 33 can be reduced. Friction on the contact surface is reduced, and its torque transmission efficiency and durability are improved. In addition, the operating pressure for the transmission ratio control can be reduced and the amount of lubricating oil can be reduced, and the drive loss of the oil pump 150 can be reduced, thereby improving the power transmission efficiency of the transmission 10 as a whole. It becomes.
[0091]
Since the start clutch 80 is also arranged on the output side of the speed increasing gear train 90, the input torque is reduced by the amount increased by the speed increasing gear train 90. Therefore, the start clutch 80 also has a torque transmission capacity. Can be made smaller, and it is possible to reduce the size and the operating pressure. Further, the same operation can be obtained for the low mode clutch 60 and the high mode clutch 70.
[0092]
Further, in this transmission 10, particularly as shown in FIGS. 2 and 3, the sprocket 151 for driving the oil pump on the input shaft 11 is arranged in the axial direction with respect to the arrangement position of the start clutch 80 on the intermediate shaft 14. They are arranged at substantially the same position. Therefore, the space in the axial direction generated by the disposition of the start clutch 80 is effectively used to dispose the sprocket 151, and an increase in the axial dimension of the transmission 10 as a whole is suppressed.
[0093]
The sprocket 151 is disposed between the first gear 91 of the speed increasing gear train 90 and the second gear 102 of the first gear train 100 for shifting on the input shaft 11. 151 and the chain 153 wound around this are arranged without interfering with the continuously variable transmission mechanisms 20 and 30.
[0094]
Further, as shown particularly in FIGS. 3 and 4, to the hydraulic pressure supply passage 144 to the start clutch 80 arranged on the intermediate shaft 14, and to the low mode clutch 60 and the high mode clutch 70 arranged on the secondary shaft 13. These hydraulic pressure supply passages 146 and 147 are all provided in the rear cover 142 and extend from the same end of the intermediate shaft 14 and the secondary shaft 13 toward the engine side. An oil pump 150 and a transmission control unit 160 are disposed in the vicinity of the rear cover 142. Therefore, the operating pressure supply passages 144, 146, 147 from the oil pump 150 or the transmission control unit 160 to the start clutch 80, the low mode clutch 60, and the high mode clutch 70 are all short, and the length thereof. Will be equalized. As a result, the operating pressure can be supplied to each of the clutches 60, 70, 80 with high responsiveness, and the operation timing of the clutches 60, 70, 80 can be set with high accuracy.
[0095]
Further, in the transmission 10, the power from the engine 1 is input to the continuously variable transmission mechanisms 20, 30 and the planetary gear mechanism 50 from the input shaft 11 through the speed increasing gear train 90. The output gear train 120 that transmits power from the secondary shaft 13 to the differential gear mechanism 130 is configured as a reduction gear train. In this case, the gear train 120 is configured to obtain a required reduction ratio without causing problems such as an increase in size of the entire transmission. Next, this point will be described.
[0096]
As described above, the output gear train 120 includes the first gear 121 on the secondary shaft 13, the second and third gears 122 and 123 arranged side by side so as to rotate on the idle shaft 125, and the axle. 4 or 5 or a fourth gear 124 disposed on the axis of the differential gear mechanism 130. By setting the diameters of the gears 121 to 124 to predetermined dimensions, the differential gear mechanism 130 is removed from the secondary shaft 13. When power is transmitted to the vehicle, two-stage deceleration is performed.
[0097]
In this case, as shown in an enlarged view in FIG. 5, the second and third gears 122 and 123 on the idle shaft 125 have the large-diameter second gear 122 on the engine 1 side and the small-diameter third gear 123 on the engine 1 side. It is arranged on the side opposite to the engine 1. On the other hand, a high mode clutch 70 is disposed at the end of the engine side on the secondary shaft 13 adjacent to the output gear train 120. A third small diameter of the high mode clutch 70 and the output gear train 120 is provided. As shown in FIG. 2, the gear 123 is disposed at substantially the same position in the axial direction on the secondary shaft 13 and the idle shaft 125, respectively.
[0098]
That is, the third gear 123 having a small diameter is disposed on the idle shaft 125 in correspondence with the position where the high mode clutch 70 having a larger diameter than the first gear 121 is disposed on the secondary shaft 13. This makes it possible to shorten the distance between the shafts of the secondary shaft 13 and the idle shaft 125, or it is not necessary to offset the high mode clutch 70 and the gear on the idle shaft 125 in the axial direction. The entire transmission 10 is configured to be compact.
[0099]
Further, of the low mode clutch 60 and the high mode clutch 70 disposed on both sides of the planetary gear mechanism 50 on the secondary shaft 13, the high mode clutch 70 having a smaller transmission torque and therefore a smaller diameter is connected to the output gear train. By arranging it on the same engine side as 120, the transmission as a whole can be made compact.
[0100]
That is, on the engine side or the non-engine side, when the low mode clutch 60 and the output gear train 120 having a large transmission torque and thus a large diameter are arranged close to each other, the entire transmission is arranged to avoid these interferences. As described above, the high mode clutch 70 having a smaller diameter is disposed on the same side as the output gear train 120 as described above, thereby avoiding an increase in the size of the entire transmission. It is.
[0101]
Furthermore, in this transmission 10, as shown particularly in FIG. 8, the movement axis X of each trunnion 25 does not extend in the horizontal direction, but extends in an inclined manner in the vertical plane. Therefore, as described above, the trunnions 25, the rods 27, and the rollers 23 and 33 do not move in the horizontal direction but move obliquely upward on the right side or obliquely downward on the left side in FIG.
[0102]
In this case, as shown in FIGS. 6 and 7, each trunnion 25 and the like are inclined so that the one side surface 140 a side of the transmission case 140 is lowered. That is, the operation of the hydraulic control unit 162 is inclined so that the side on which the pistons 163 and 164 that receive supply and discharge of the acceleration hydraulic pressure and the deceleration hydraulic pressure are disposed in the trunnion drive unit 161 is lowered.
[0103]
The reason why such an arrangement is adopted is as follows.
[0104]
That is, in this transmission 10, as described above, the output gear train 120 is configured as a reduction gear train by the amount that the engine output is once increased by the speed increasing gear train 90. A large-diameter second gear 122 and a small-diameter third gear 123 are juxtaposed. As described above, the small-diameter third gear 123 and the high mode clutch 70 are disposed at the same position in the axial direction. In this case, since the third gear 123 meshes with the fourth gear 124 of the differential gear mechanism 130, the large-diameter fourth gear 124 and the high mode clutch 70 are eventually arranged at substantially the same position in the axial direction. It is installed. Therefore, in order to avoid these interferences, the inter-axis distance between the secondary shaft 13 and the axles 4 and 5 in the differential gear mechanism 130 must be increased.
[0105]
Further, the second gear 112 of the second gear train 110 for shifting on the secondary shaft 13 must mesh with the first gear 111 on the primary shaft 12. Here, the positions of the axles 4 and 5 and the position of the primary shaft 12 are fixed so that they cannot be moved in advance because the changes thereof involve changes in the size and layout of the drive wheels and the engine 1, respectively. Accordingly, without changing the positions of the axles 4 and 5 and the position of the primary shaft 12 in the differential gear mechanism 130, the secondary shaft is kept engaged with the first gear 111 and the second gear 112 of the second gear train 110 for transmission. In order to move 13 away from the axles 4 and 5, the position of the axis of the secondary shaft 13 is moved obliquely upward to the right along the arc of the axis center of the primary shaft 12 in FIG. 7.
[0106]
Then, the space | interval of the axial center of this secondary shaft 13 and the axial center of the primary shaft 12 becomes short in a horizontal direction. Here, if the trunnion 25 or the like is configured to move in the horizontal direction, the support member 26 that supports the trunnion 25 is oriented vertically, and the position of the primary shaft 12 cannot be moved. Will interfere with the low mode clutch 60 and the high mode clutch 70 on the secondary shaft 13 (see FIGS. 6 and 7). Therefore, in order to avoid this interference, the trunnion 25 and the like are provided with an inclination. Thereby, the member on the secondary shaft 13 and the differential gear are avoided while avoiding interference between the members of the first and second continuously variable transmission mechanisms 20 and 30 on the primary shaft 12 and the members arranged on the secondary shaft 13. Interference with the mechanism 130 can also be avoided. As a result, the reduction gear ratio of the output gear train 120 can be reliably obtained, and further, the transmission 10 as a whole can be made compact.
[0107]
And in that case, since the pistons 163 and 164 side of the trunnion 25 are inclined so as to be lowered, the acceleration hydraulic chamber 165 and the deceleration hydraulic chamber 166 are also positioned lower in the downward direction of the inclination, The amount of oil for these hydraulic chambers 165 and 166 can be secured, and the response of the gear ratio control is improved. Further, as shown in FIGS. 6 and 7, the valve body 162 a in the hydraulic control unit 162 is disposed near the lower surface 140 b of the transmission case 140, so that the trunnion 25 and the like are provided at an inclination. The space below the one side surface 140a of the case 140 can be used effectively, and the lateral dimension expansion can be suppressed.
[0108]
Furthermore, since the valve body 162a and the oil pump 150 are provided closer to the one side surface 140a, this improves the responsiveness of supplying the operating pressure, and is disposed on the valve body 162a to Since a plurality of solenoid valves 162b... 162b (see FIGS. 6 and 7) for controlling the operation of each clutch 60, 70, 80 are disposed below the oil level A, the solenoid valves 162b. Cooling is achieved and vibration noise is absorbed.
[0109]
Further, as shown in FIG. 9, since the oil strainer 180 for sucking the working oil in the oil pan 171 is provided near the oil pump 150 on the lower surface 140b of the case 140, the sucking of the working oil is efficiently performed. On the contrary, an opening 190 (see FIGS. 6, 7, and 9) for recovering the hydraulic oil as the lubricating oil is provided at a position far from the oil pump 150 so that each gear to be lubricated can be lubricated. In addition, since the shaft is located below the concentrated portion of each shaft, the flow of hydraulic oil in the case 140 circulates well.
[0110]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, in a continuously variable transmission that includes a toroidal-type continuously variable transmission mechanism and that employs a geared neutral starting system , the transmission mechanism that shifts engine output and transmits it to drive wheels. Since the engine side is provided with a speed increasing mechanism for increasing the engine speed and inputting it to the speed change mechanism, the input torque to the speed change mechanism can be reduced, and the torque transmission capacity of the speed change mechanism can be reduced accordingly. It becomes possible.
[0111]
As a result, the transmission can be made compact, and the operating pressure for controlling the transmission mechanism and the amount of lubricating oil can be reduced to reduce the drive loss of the oil pump. As the efficiency is improved and the transmission torque is reduced, the wear of each part of the transmission mechanism is suppressed, and the durability of the transmission is improved.
[0112]
Then, so that the small-capacity through compaction of the toroidal type continuously variable transmission mechanism a large torque transmission capacity is required for the passing large circulating torque B Modo is realized.
[0113]
According to the second invention, by providing the clutch means to be disconnected when starting the toroidal continuously variable transmission as described above, will be the starting of the engine is improved, according to a particularly third invention Thus, the capacity of the starting clutch can be reduced.
[0114]
Further, according to the fourth aspect of the invention, the continuously variable transmission mechanism can be operated after the source pressure of the control working pressure has sufficiently risen, and power is transmitted in a state where the working pressure is insufficient. This prevents malfunction and abnormal operation of the continuously variable transmission mechanism, thereby improving the reliability of this type of transmission.
[0115]
Further, according to the fifth and sixth inventions, the clutch means and the oil pump drive member are appropriately arranged to suppress an increase in the axial dimension of the entire transmission, or the oil pump drive member is not required. Interference with the step transmission mechanism is avoided.
[0116]
Further, according to the seventh and eighth inventions, the supply timing of the operating pressure to the clutch means and the shifting clutch means that are disconnected at the time of starting is set with high accuracy, and the responsiveness of these clutch means is excellent. Will be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a mechanical configuration of a toroidal continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a development view showing a specific structure of the transmission.
FIG. 3 is an enlarged view around a start clutch of the transmission.
FIG. 4 is an enlarged view of the periphery of the planetary gear mechanism.
FIG. 5 is an enlarged view of the periphery of the differential gear mechanism.
6 is an enlarged view showing a configuration of a starting gear train and the like as seen from the direction of arrow A in FIG.
FIG. 7 is an enlarged view showing the configuration of the second gear train for shifting, etc., similarly viewed from the direction of arrow B.
FIG. 8 is an enlarged cross-sectional view taken along the arrow CC in FIG.
9 is a bottom view of the main part as viewed from the direction of arrow D in FIG. 6. FIG.
FIG. 10 is an explanatory diagram of a circulating torque used for explaining a conventional technique.
[Explanation of symbols]
1 Engine 10 Transmission 11 First shaft (input shaft)
13 Second shaft (secondary shaft)
14 Intermediate shaft (intermediate shaft)
20, 30 Continuously variable transmission mechanism 50 Planetary gear mechanism 60, 70 Power transmission path switching means, shifting clutch means (low mode clutch, high mode clutch)
80 Clutch means (starting clutch)
90 Speed increasing mechanism, speed increasing gear train 91 Speed increasing driving gear (first gear)
92 Driven gear for speed increase (second gear)
101 Intermediate gears 144, 146, 147 Hydraulic supply passage 150 Oil pump 151 Oil pump drive member (sprocket)
160 Control means (transmission control unit)

Claims

Toroidal continuously variable transmission mechanism disposed on a first shaft to which engine output is input, planetary gear mechanism disposed on a second shaft parallel to the first shaft, the continuously variable transmission mechanism, and the planetary gear Power transmission path switching means for switching between a first power transmission path for transmitting the engine output to the driving wheels via the mechanism and a second power transmission path for transmitting the engine output to the driving wheels only through the continuously variable transmission mechanism; A switching means and a control means for controlling the operation of the continuously variable transmission mechanism, and when the first power transmission path is selected by the control means, the forward state is controlled by the gear ratio control of the continuously variable transmission mechanism; A vehicle transmission capable of forming a reverse state and a neutral state, wherein the intermediate gear is connected to the continuously variable transmission mechanism and the planetary gear mechanism on an intermediate shaft parallel to the first shaft and the second shaft. Is provided A speed increasing gear train comprising a speed increasing driving gear provided on the first shaft and a speed increasing driven gear provided on the intermediate shaft and meshed with the speed increasing driving gear; and The speed increasing driven gear on the intermediate shaft and the intermediate gear are connected, and a power transmission path from the first shaft to the continuously variable transmission mechanism and the planetary gear mechanism via the speed increasing gear train and the intermediate gear is provided. A vehicle transmission characterized by being formed.

Claim 1 in a power transmission path in the planetary gear mechanism and continuously variable transmission mechanism through a gear train and an intermediate gear for speed increasing from the first axis, wherein the clutch means disconnects the pathway is provided The vehicle transmission described in 1.

The clutch means is provided on the planetary gear mechanism and continuously variable transmission mechanism side from the speed increasing gear train in the power transmission path from the first shaft to the planetary gear mechanism and continuously variable transmission mechanism via the speed increasing gear train and intermediate gear. The vehicle transmission according to claim 2 , wherein the vehicle transmission is provided.

An oil pump drive member is provided on the engine side from the position of the clutch means in the power transmission path from the first shaft to the planetary gear mechanism and the continuously variable transmission mechanism via the speed increasing gear train and the intermediate gear. The vehicle transmission according to claim 2 or claim 3 , wherein

The clutch means is provided on an intermediate shaft, and the oil pump drive member is provided at substantially the same position in the axial direction as the position of the clutch means on the first shaft. Item 5. The vehicle transmission according to Item 4 .

Oil pump drive member, a speed increasing drive gear in the first axis, according to claim 4 or claim, characterized in that it is arranged between the gear connecting the intermediate gear and the continuously variable transmission mechanism 5. A vehicle transmission as set forth in claim 5 .

The clutch means is provided on the intermediate shaft, and two shift clutch means constituting the power transmission path switching means are arranged on both sides of the planetary gear mechanism on the second shaft, respectively. The hydraulic pressure supply passage to the means and the hydraulic pressure supply passage to the clutch means on the intermediate shaft are respectively provided so as to extend in the axial direction from the same end portion of the second shaft and the intermediate shaft. The vehicle transmission according to claim 2 or 3 .

8. The vehicle transmission according to claim 7 , wherein the end portion provided with the hydraulic pressure supply passage extending in the axial direction of the second shaft and the intermediate shaft is an end portion closer to the position where the oil pump is disposed. .