JP4171640B2

JP4171640B2 - Power split type continuously variable transmission

Info

Publication number: JP4171640B2
Application number: JP2002333308A
Authority: JP
Inventors: 泰夫住
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2002-11-18
Filing date: 2002-11-18
Publication date: 2008-10-22
Anticipated expiration: 2022-11-18
Also published as: JP2004169745A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば自動車用の変速装置に好適なパワースプリット型無段変速装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、自動車用変速機として用いるパワースプリット型無段変速装置としては、入力軸と、入力ディスクと出力ディスクとの間に傾転自在なパワーローラを挟持するダブルキャビティ式トロイダル型バリエータと、２自由度を有する遊星歯車機構にカウンタ軸等を用いてバリエータの出力を伝達する動力伝達機構と、入力軸よりバイパスして直接２自由度を有する遊星歯車機構に伝達するバイパス軸と、出力軸とを備えたものが従来より知られている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
このようなパワースプリット型無段変速装置は、２自由度を有する遊星歯車機構をインターロックすることにより、カウンタ軸が出力軸に直接動力を伝達する第１のモード（前進低速モード）を得ている。また、この第１のモードにおいて、２自由度を有する遊星歯車機構のインターロックを解除することにより、遊星歯車機構からバリエータに動力循環した動力が入力動力と合算されてバイパス軸を経て遊星歯車機構に伝達され、出力軸には伝達された動力と動力循環した動力との差が出力動力として出力される第２のモード（前進高速モード）を得ている。この第２のモードにおいては、特許文献１の図２に示すごとく、高速走行時にバリエータに入力される動力を小さくして、このバリエータの構成部品の耐久性向上を図ることができると共に、伝達効率の向上も図ることができるというものである。
【０００４】
ところが、上述のパワースプリット型無段変速装置は、第２のモードにおいてはバリエータを通過する動力が入力動力に比し小さくなるのであるが、第１のモードにおいてはバリエータを通過する動力は入力動力と等しいので、その結果、バリーエータを小型化することや第１のモードにおける伝達効率の向上には貢献しないという欠点があった。
【０００５】
そこで、すべてのモードにおいて動力分流を行うようにしたパワースプリット型変速装置が提案されている（例えば、非特許文献１参照）。この変速装置によれば、すべてのモードにおいて伝達効率の向上を図ることができ、また、バリエータの小型化も可能になった。
【０００６】
【特許文献１】
特開平１１−６３１４７号公報
【非特許文献１】
VDI Berichte,（独国）, Verein Deutscher Ingenieure, 2000年, Nr.1565, p.256(Bild20)
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、このパワースプリット型変速装置においては、遊星歯車のギヤ比αの最大値を、実用的な観点から０．６５とした場合に、前進高速モードのいわゆる最Ｈｉｇｈ変速比（変速比（入力軸回転数／出力軸回転数）の最小値）が小さい。そのため、このパワースプリット型変速装置を車両等の変速機として用いた場合には、終減速比を大きくする必要があるので、最高速における出力軸回転数（すなわちプロペラシャフト回転数）が過大になってしまうという欠点があった。このように出力軸回転数が過大であると振動騒音が増大してしまうので、出力軸回転数は低い方が望ましい。
【０００８】
本発明は、このような従来の問題点に着目してなされたものであり、その目的とするところは、バリーエータを小型化するとともに、低速走行時における伝達効率を向上させ、また、実用的範囲の遊星歯車のギヤ比を用いて高速走行時における出力軸の回転数の低減を図ることができるパワースプリット型無段変速装置を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明は、以下のような解決手段により、前記課題を解決する。なお、理解を容易にするために、本発明の実施形態に対応する符号を付するが、これに限定されるものではない。
【００１０】
本発明は、原動機Ｅによって駆動される入力軸（３）と、前記入力軸（３）に連結されたリングギヤ（１７ｅ）と、そのリングギヤ（１７ｅ）と同軸に配置されたサンギヤ（１７ａ）と、そのリングギヤ（１７ｅ）及びサンギヤ（１７ａ）の間に配置され、キャリア（１７ｄ）によって回転自在に支持された第１ピニオンギヤ（１７ｂ）及び第２ピニオンギヤ（１７ｃ）とを有し、前記リングギヤ（１７ｅ）で入力した動力を、前記サンギヤ（１７ａ）及びキャリア（１７ｄ）へ分流して伝達するダブルピニオン型の遊星歯車機構（１７）と、無段変速機構（２２）を含み、前記サンギヤ（１７ａ）に分流した動力を、その無段変速機構（２２）で変速して伝達する第１動力伝達装置と、前記キャリア（１７ｄ）に分流した動力を伝達する第２動力伝達装置と、前記第１動力伝達装置及び前記第２動力伝達装置で伝達した動力を合流して出力軸（１９）に伝達可能であって、第１から第３のクラッチ（１４、１５、１６）を有し、そのクラッチ（１４、１５、１６）の締結解放によって、前記出力軸（１９）を低速正転、高速正転又は逆転して、動力を伝達する第３動力伝達装置と、を備え、前記第３動力伝達装置の前記第１のクラッチ（１４）を締結し他の２つのクラッチ（１５，１６）を解放して、前記キャリア（１７ｄ）へ分流して前記第２動力伝達装置を経由した動力が、前記サンギヤ（１７ａ）へ分流して前記第１動力伝達装置の前記無段変速機構を経由した動力と合流し、その合流した動力を前記第３動力伝達装置を経由して前記出力軸（１９）に伝達することで前記出力軸（１９）を低速正転させる前進低速モード、前記第３動力伝達装置の前記第２のクラッチ（１５）を締結し他の２つのクラッチ（１４，１６）を解放して、前記キャリア（１７ｄ）へ分流して前記第２動力伝達装置を経由しさらに前記第１動力伝達装置の前記無段変速機構を経由した動力が、前記サンギヤ（１７ａ）へ分流した動力と合流し、その合流した動力を前記出力軸（１９）に伝達することで前記出力軸（１９）を高速正転させる前進高速モード、及び前記第３動力伝達装置の前記第３のクラッチ（１６）を締結し他の２つのクラッチ（１４，１５）を解放して、前記キャリア（１７ｄ）へ分流して前記第２動力伝達装置を経由した動力が、前記サンギヤ（１７ａ）へ分流して前記第１動力伝達装置を経由した動力と合流し、その合流した動力を前記第３動力伝達装置内で逆転して前記出力軸（１９）に伝達することで前記出力軸を逆転させる後進モードに切り替える制御を行う制御装置（２３）とを備えることを特徴とする。そして、例えば、第１クラッチ（１４）を締結して第２クラッチ（１５）及び第３クラッチ（１６）を解放すると前進低速モードになり、第２クラッチ（１５）を締結して第１クラッチ（１４）及び第３クラッチ（１６）を解放すると前進高速モードになり、第３クラッチ（１６）を締結して第１クラッチ（１４）及び第２クラッチ（１５）を解放すると後進モードになる。
【００１１】
【作用・効果】
本発明によれば、エンジンから入力された動力を遊星歯車で分流し、その分流動力を無段変速機構に伝達するようにしているので、無段変速機構の小型化を図ることができる。
【００１２】
また、原動機に連結された動力伝達軸をリングギヤに連結し、サンギヤに分流した動力が第１動力伝達装置に伝達し、第１ピニオンギヤ及び第２ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアに分流した動力が第２動力伝達装置に伝達する構成としている。このような構成にしたので、ギヤ比を実用的な値とした場合に、前進高速モードのいわゆる最Ｈｉｇｈ変速比を適切な値にすることができ、プロペラシャフトの過剰回転を防止することができる。
【００１３】
さらに、原動機の動力をリングギヤから入力するようにしたので遊星歯車機構の小型化を図ることができる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、図面等を参照して、本発明の実施の形態について、さらに詳しく説明する。
【００１５】
図１は、本発明によるパワースプリット型無段変速装置の一実施形態を示す系統図である。
【００１６】
本発明のパワースプリット型無段変速装置は、エンジンＥ（原動機）に連結された動力伝達軸１と、トルクコンバータ等の発進装置２と、タービン軸３（入力軸）と、遊星歯車機構１７と、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２及び第１動力伝達機構１０を含む第１動力伝達装置と、第２動力伝達機構９を含む第２動力伝達装置と、第１動力伝達装置及び第２動力伝達装置で伝達した動力を合流して出力軸に伝達する第３動力伝達機構１１を含む第３動力伝達装置と、変速制御装置２３とを備える。
【００１７】
エンジンＥ（原動機）に連結された動力伝達軸１は、発進装置２に連結している。動力伝達軸１から入力された動力は、発進装置２を介してタービン軸３に伝達される。タービン軸３は、遊星歯車機構１７のリングギヤ１７ｅに連結している。遊星歯車機構１７は、リングギヤ１７ｅと、サンギヤ１７ａと、リングギヤ１７ｅ及びサンギヤ１７ａの間に配置され、キャリア１７ｄによって回転自在に支持された第１ピニオンギヤ１７ｂ及び第２ピニオンギヤ１７ｃとを有する、いわゆるダブルピニオン型遊星歯車である。タービン軸３からリングギヤ１７ｅに伝達した動力は、その一部がサンギヤ１７ａに伝達され、残りの動力はキャリア１７ｄに伝達される。すなわち、遊星歯車機構１７は動力分流機構として作用する。
【００１８】
サンギヤ１７ａは、タービン軸３に対して同軸上に配置されたバリエータ入力軸４を連結する。バリエータ入力軸４は機械式ローディング機構１２を連設する。サンギヤ１７ａに伝達した動力は、バリエータ入力軸４を経て機械式ローディング機構１２に伝達され、さらに、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２に伝達される。
【００１９】
ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２は、一対の入力ディスク５と、一対の出力ディスク７と、二対のパワーローラ８とを備える。
【００２０】
一対の入力ディスク５は、互いに対向し、入力ディスク連結軸６で連結されている。入力ディスク５は、バリエータ入力軸４と連動して回転する。入力ディスク連結軸６は、一の入力ディスク５を貫通し、前進高速クラッチ１５に達する。この入力ディスク５から前進高速クラッチ１５までがバイパス軸１３である。
【００２１】
一対の出力ディスク７は、この入力ディスク５の間に、入力ディスク連結軸６と同軸かつ遊嵌状態で配置されている。また、出力ディスク７は、第１ギヤ１０ａを連設している。なお、この第１ギヤ１０ａと、第２ギヤ１０ｂと、第３ギヤ１０ｃとで第１動力伝達機構１０を構成する。また、バリエータ入力軸４、機械式ローディング機構１２及びダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２で無段変速機構を構成し、この無段変速機構と、第１動力伝達機構１０と、バイパス軸１３とで第１動力伝達装置を構成する。
【００２２】
パワーローラ８は、入力ディスク５と出力ディスク７との間に、傾転自在に挟持されて、入力ディスク５から入力された動力を出力ディスク７に伝達する。
【００２３】
ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２が、このような構成となっているので、サンギヤ１７ａから、バリエータ入力軸４、機械式ローディング機構１２を介して、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２に伝達された動力は、入力ディスク５に伝達する。すると、入力ディスク５の回転により、パワーローラ８が回転し、出力ディスク７及び第１ギヤ１０ａは入力ディスク５と反対方向に回転する。
【００２４】
遊星歯車機構１７のキャリア１７ｄは、第４ギヤ９ａを結合している。なお、この第４ギヤ９ａと、第５ギヤ９ｂとが、相互に歯合して第２動力伝達機構９を構成する。また、この第２動力伝達機構９と、第５ギヤ９ｂに連設し、タービン軸３に並行に配置された第１カウンタ軸２０とで第２動力伝達装置を構成する。
【００２５】
第２動力伝達装置が、このような構成となっているので、キャリア１７ｄに伝達した動力は、第４ギヤ９ａ及び第５ギヤ９ｂを介して第１カウンタ軸２０に伝達する。
【００２６】
また、第１カウンタ軸２０は、これと同軸に配置された第１動力伝達機構１０の第２ギヤ１０ｂ及び第２カウンタ軸１８を連設する。この第２カウンタ軸１８は、前進低速クラッチ１４を介して第７ギヤ１１ｂを有する。なお、この第７ギヤ１１ｂと、第６ギヤ１１ａと、第８ギヤ１１ｃとで第３動力伝達機構１１を構成する。
【００２７】
第３動力伝達機構１１について、さらに詳しく説明する。第３動力伝達機構１１は、第６ギヤ１１ａ、第６ギヤ１１ａと噛み合う第７ギヤ１１ｂ、第６ギヤ１１ａと噛み合う第８ギヤ１１ｃとからなる。第６ギヤ１１ａはパワースプリット型無段変速装置の出力軸１９（出力軸）に結合している。また、第６ギヤ１１ａは前進高速クラッチ１５及びバイパス軸１３を介して入力ディスク連結軸６に連結している。第７ギヤ１１ｂは前進低速クラッチ１４を介して第２カウンタ軸１８に連結している。第８ギヤ１１ｃは後進クラッチ１６を介して第３カウンタ軸２１に連結している。なお、第３カウンタ軸２１は第１動力伝達機構１０の第３ギヤ１０ｃを結合している。
【００２８】
この第３動力伝達機構１１と、前進低速クラッチ１４と、前進高速クラッチ１５と、後進クラッチ１６と、第２カウンタ軸１８と、第３カウンタ軸２１とで第３動力伝達装置を構成する。
【００２９】
パワースプリット型無段変速装置は、以上のような構成となっているので、エンジンＥから入力された動力は、遊星歯車機構１７のサンギヤ１７ａ及びキャリア１７ｄで分流し、サンギヤ１７ａに分流した動力は第１動力伝達装置を経由し、また、キャリア１７ｄに分流した動力は第２動力伝達装置を経由し、それらの動力が第３動力伝達装置で合流して出力軸１９に伝達する。
【００３０】
パワースプリット型無段変速装置の変速制御装置２３は、例えば、入力トルクやエンジン負荷、車速、タービン軸回転数などから、表１の締結表に示すように、前進低速モード、前進高速モード及び後進モードを決定して、前進低速クラッチ１４、前進高速クラッチ１５、後進クラッチ１６の締結解放を制御するとともに、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の変速比を制御する。なお表中の○は締結、×は解放を表している。
【００３１】
【表１】

【００３２】
なお、本実施形態においては、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の最Ｈｉｇｈにおける変速比Ｖhighと、第１動力伝達機構１０の減速比Ｒ１と、第３動力伝達機構１１の第７ギヤ１１ｂと第６ギヤ１１ａとの間の減速比Ｒ３ｆと間に、以下の関係が成立するように設定している。
【００３３】
【数１】

【００３４】
このように設定することで、後述のように、前進低速モードから前進高速モードに切り替える時点において、前進低速モードにおける出力軸１９の回転数と前進高速モードにおける出力軸１９の回転数とが同じになる。
【００３５】
なお、第１動力伝達機構１０の減速比Ｒ１は、以下の式で与えられる。
【００３６】
【数２】

【００３７】
第３動力伝達機構１１の第６ギヤ１１ａと第７ギヤ１１ｂとの間の減速比Ｒ３ｆは、以下の式で与えられる。
【００３８】
【数３】

【００３９】
次に、本実施形態の動作を説明する。
【００４０】
（前進低速モード）
今、バリエータ入力軸３が停止しており、かつダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２が最大減速位置（最Ｌｏｗ）にあると共に、前進高速モードクラッチ１５と後進クラッチ１６とは解放状態に、前進低速モードクラッチ１４は締結状態にある。この状態で発進装置２が作動しタービン軸３を所定方向に回転開始すると、このタービン軸３の回転に伴って、遊星歯車機構１７のリングギヤ１７ｅがタービン軸３と同方向に同一回転速度で回転する。そのとき、リングギヤ１７ｅの動力は遊星歯車機構１７のサンギヤ１７ａおよびキャリア１７ｄの各々に分流して伝達する。サンギヤ１７ａに分流した動力は、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２、すなわち、入力ディスク５、パワーローラ８、出力ディスク７を経て、第１動力伝達機構１０、第２カウンタ軸１８に伝達する。
【００４１】
一方、キャリア１７ｄに分流した動力は第２動力伝達機構９を経て、第１カウンタ軸２０から第２カウンタ軸１８に伝達する。第２カウンタ軸１８にてダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２からの動力と合流した動力は、第３動力伝達機構１１を経て、出力軸１９に所定方向の回転でかつ入力軸１よりも低速回転となるように伝達する前進低速モードが得られる。
【００４２】
このとき、前進低速モードにおけるパワースプリット型無段変速装置の変速比ＲＬｏｗは、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の変速比Ｖと、遊星歯車機構１７の歯数比αと、第１動力伝達機構１０の減速比Ｒ１と、第２動力伝達機構９の減速比Ｒ２と、第３動力伝達機構１１の第７ギヤ１１ｂと第６ギヤ１１ａとの間の減速比Ｒ３ｆとにより、以下になる。
【００４３】
【数４】

【００４４】
ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の変速比Ｖは、以下の式で与えられる。
【００４５】
【数５】

【００４６】
第２動力伝達機構９の減速比Ｒ２は以下の式で与えられる。
【００４７】
【数６】

【００４８】
遊星歯車機構１７の歯数比αは以下の式で与えられる。
【００４９】
【数７】

【００５０】
そして、前進低速モードを維持しながらダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２を増速側に変速すると、出力軸１９の回転速度が増加し、パワースプリット型無段変速装置の速度比（出力軸の回転数／入力軸の回転数）が増加する。
【００５１】
（前進高速モード）
次に、前進高速クラッチ１５を締結して前進低速クラッチ１４と後進ブレーキ１６とを解放すると、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２を通過する動力の伝達方向が前進低速モードと逆の前進高速モードになる。すなわち、この前進高速モードでは、リングギヤ１７ｅの動力は、前進低速モードと同じく、第１遊星歯車機構１７のサンギヤ１７ａおよびキャリア１７ｄの各々に分流して伝達するが、キャリア１７ｄに分流した動力は、第２動力伝達機構９、第１カウンタ軸２０、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２、すなわち、出力ディスク７、パワーローラ８、入力ディスク５を経て、入力ディスク連結軸６に伝達する。一方、サンギヤ１７ａに分流した動力は、バリエータ入力軸４、機械式ローディング機構１２を経て入力ディスク連結軸６に伝達する。入力ディスク連結軸６にて合流された動力は、バイパス軸１３、前進高速クラッチ１５を経て出力軸１９に伝達する。
【００５２】
このとき、前進高速モードにおけるパワースプリット型無段変速装置の変速比ＲＨｉｇｈは以下となる。
【００５３】
【数８】

【００５４】
なお、前進低速モードから前進高速モードに切り替える時点において、前進低速モードにおける出力軸１９の回転数と前進高速モードにおける出力軸１９の回転数とが同じになるように式（１）で示すごとく第３動力伝達機構１１の減速比を設定している。
【００５５】
そして、前進高速モードを維持しながらダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２を減速側、すなわち、出力ディスク７から入力ディスク５に対しては増速側に変速すると、入力ディスク５に連結された出力軸１９の回転速度が増加し、パワースプリット型無段変速装置の速度比が増加する。
【００５６】
このとき、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２を最も減速側（Ｖ＝ＶＬｏｗ）に変速した場合に、パワースプリット型無段変速装置の変速比が最も増速側すなわち最Ｈｉｇｈとなる。このときのパワースプリット型無段変速装置の変速比Ｒｍｉｎは、式（３）より以下で与えられる。
【００５７】
【数９】

【００５８】
一方、前進高速モードにおいては、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の出力ディスク７側からトルクを入力するが、このとき、機械式ローディング機構１２に作用するトルクはバリエータ入力軸４（すなわちサンギヤ１７ａ）に作用するトルクであるから、出力ディスク７とパワーローラ８及びパワーローラ８と入力ディスク５の間に過度な滑りが生じないためには、以下の条件を満足する必要がある。
【００５９】
【数１０】

【００６０】
この条件は以下の式で与えられる。
【００６１】
【数１１】

【００６２】
ここで、Ｒ１／Ｒ２＝α／（１−α）を式（４）に代入すると式（４）は、以下となる。
【００６３】
【数１２】

【００６４】
いま、ＶＬｏｗ／ＶＨｉｇｈ＝６．０、すなわち、
ＶＬｏｗ＝２．４４９５、
ＶＨｉｇｈ＝０．４０８２、
とし、さらに、
α＝０．５、
とすると式（６）より、
Ｒｍｉｎ＝０．７０４１、
すなわち、乗用車などで用いられる自動変速機において望ましいと言われる最Ｈｉｇｈの変速比が０．７前後であることから、本実施例においてはこの望ましいと言われる値が得られることが明白である。
【００６５】
一方、前述の非特許文献１に記載のトロイダル型バリエータを用いたパワースプリット型変速装置においては、遊星歯車機構としてシングルピニオン型遊星歯車を用いているため、前進高速モードにおけるパワースプリット型無段変速装置の最Ｈｉｇｈにおける変速比Ｒｍｉｎは、以下で与えられる。
【００６６】
【数１３】

【００６７】
前記と同様、過度な滑りが生じないためには、以下の条件を満足する必要がある。
【００６８】
【数１４】

【００６９】
この条件は以下の式で与えられる。
【００７０】
【数１５】

【００７１】
ここで、Ｒ１／Ｒ２＝αを式（７）に代入すると、式（７）は以下となる。
【００７２】
【数１６】

【００７３】
いま、ＶＬｏｗ／ＶＨｉｇｈ＝６．０、すなわち、
ＶＬｏｗ＝２．４４９５、
ＶＨｉｇｈ＝０．４０８２、
とし、さらに、
α＝０．５、
とすると式（９）より、
Ｒｍｉｎ＝０．４６９４、
となり、上述の望ましいと言われる変速比０．７との差が大きい。
【００７４】
さらに、αの値を実用可能な観点からの最大値α＝０．６５とし、また、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の変速比を実用可能な観点から、その限界を下記の値、
ＶＬｏｗ＝２．０、
ＶＨｉｇｈ＝０．３３３３、
としても、
Ｒｍｉｎ＝０．５９０９、
となり、変速比０．７には届かないことが明白である。
【００７５】
また、シングルピニオン遊星歯車を用いた従来例ではパワースプリット型無段変速装置への入力トルクはタービン軸３より遊星歯車機構１７のキャリア１７ｄに伝達する。一方、この発明の実施例ではパワースプリット型無段変速装置への入力トルクはタービン軸３より遊星歯車機構１７のリングギヤ１７ｅに伝達する。同じ大きさのトルクを伝達する場合には、回転中心からの半径位置が大きいリングギヤへの入力の方がギヤに作用する接線力が小さくなるので、この発明の実施例の方が遊星歯車機構１７の外径を小さくすることができ、その結果、パワースプリット型無段変速装置を小型軽量化することができるという効果もある。
【００７６】
また、この発明の実施例では、機械式ローディング機構１２がバリエータ入力軸４を介して連結する遊星歯車機構１７のサンギヤ１７ａの回転数Ｎｓは、以下となる。
【００７７】
【数１７】

【００７８】
なお、Ｎｒは遊星歯車機構１７のリングギヤ１７ｅの回転数である。
【００７９】
Ｒ１／Ｒ２＝α／（１−α）を式（１０）に代入すると式（１０）は以下となる。
【００８０】
【数１８】

【００８１】
前記式（１１）に以下を代入する。
【００８２】
【数１９】

【００８３】
すると、式（１１）より、
Ｎｓ＝１．４２０２×Ｎinput、
となる。
【００８４】
一方、シングルピニオン遊星歯車を用いた従来例においては、機械式ローディング機構１２がバリエータ入力軸４を介して連結する遊星歯車機構１７のサンギヤ１７ａの回転数Ｎｓは、以下となる。
【００８５】
【数２０】

【００８６】
なお、Ｎｃは遊星歯車機構１７のキャリアの回転数である。
【００８７】
Ｒ１／Ｒ２＝αを式（１２）に代入すると、式（１２）は以下となる。
【００８８】
【数２１】

【００８９】
前記式（１３）に以下を代入する。
【００９０】
【数２２】

【００９１】
すると式（１３）より、
Ｎｓ＝２．１３０３×Ｎinput、
となる。
【００９２】
したがって、シングルピニオン遊星歯車を用いた従来例においては、機械式ローディング機構１２の回転数が、この発明の実施例に比較して、より大きな値になることがわかる。このことは、シングルピニオン遊星歯車を用いた従来例においては、機械式ローディング機構１２の強度の観点から重量が増すことになる。逆に言えば、本実施形態では、機械式ローディング機構１２の回転数が、シングルピニオン遊星歯車を用いた従来例に比較して小さく、強度的な観点から機械式ローディング機構１２を軽量化することができる。そして、この発明の実施例では、パワースプリット型無段変速装置をさらに小型軽量化することができるという効果がある。
【００９３】
（後進モード）
次に、自動車を後退させるべく、出力軸１９を逆回転させる際には、前進低速クラッチ１４と前進高速クラッチ１５を解放し、後進クラッチ１６を締結する。その結果、遊星歯車機構１７で分流した動力は第１動力伝達機構１０で合流し、第３カウンタ軸２１に伝達し、出力軸１９を逆回転させる後進モードになる。
【００９４】
表２に、自動車用の変速装置として適切な変速比を得ることができる、バリエータ変速比、遊星歯車の歯数比、各動力伝達機構の減速比を設定した時のパワースプリット型無段変速装置の変速比およびローディング機構に作用するトルクの一例を示す。
【００９５】
【表２】

【００９６】
表２に示した通り、前進高速モードにおいて、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータを最も減速側（Ｖ＝ＶＬｏｗ）に変速した場合には、パワースプリット型無段変速装置の変速比が最も増速側すなわち最Ｈｉｇｈとなり、この最Ｈｉｇｈの変速比が乗用車などで用いられる自動変速機において望ましいと言われている０．７前後の値（本実施形態では、０．７０４１）を得ることができる。このようにすることで、プロペラシャフトの過剰な回転を生じなくてすむ。このため、振動騒音を低く抑えることができる。
【００９７】
本実施形態によれば、エンジンＥから入力された動力を分流する動力分流機構を、いわゆるダブルピニオン型遊星歯車とし、その遊星歯車をバリエータ２２の上流に配置している。そして、この遊星歯車において、すべてのモードで動力を分流し、その分流動力をバリエータ２２に伝達するようにした。このようにすることで、バリエータ２２に伝達する動力を小さくすることができるので、バリエータの小型化を図ることができ、また、低速走行時における伝達効率を向上させることができる。
【００９８】
また、エンジンＥに連結された動力伝達軸１をリングギヤ１７ｅに連結し、サンギヤ１７ａに分流した動力が第１動力伝達装置に伝達し、キャリア１７ｄに分流した動力が第２動力伝達装置に伝達する構成としている。このような構成にすることで、遊星歯車のギヤ比αの値を望ましいと考えられるα＝０．５とした場合に、前進高速モードのいわゆる最Ｈｉｇｈ変速比を０．７前後とすることができた。このように最Ｈｉｇｈ変速比が０．７前後であると、プロペラシャフトの過大な回転の発生を防止することができ、その結果、振動騒音を低く抑えることができるのである。
【００９９】
さらに、遊星歯車機構１７への入力をリングギヤから入力するようにしたので接線力を小さくすることができるため、遊星歯車機構１７の外径を小さくすることができ、また、機械式ローディング機構１２の回転も小さいため、機械式ローディング機構１２を小型軽量化することができ、その結果、パワースプリット型無段変速装置を小型軽量化することができるようになったのである。
【０１００】
以上説明した実施形態に限定されることなく、その技術的思想の範囲内において種々の変形や変更が可能であり、それらも本発明と均等であることは明白である。
【０１０１】
例えば、本実施形態では、動力伝達機構としてギヤを使った例を示して説明したが、動力を伝達できる機構であればよく、ギヤのかわりに、例えば、チェーンやベルトなどを使った機構でもよいことは言うまでもない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明によるパワースプリット型無段変速装置の一実施形態を示す系統図である。
【符号の説明】
１動力伝達軸
２発進装置
３タービン軸（入力軸）
４バリエータ入力軸
５入力ディスク
６入力ディスク連結軸
７出力ディスク
８パワーローラ
９第２動力伝達機構
９ａ第４ギヤ
９ｂ第５ギヤ
１０第１動力伝達機構
１０ａ第１ギヤ
１０ｂ第２ギヤ
１０ｃ第３ギヤ
１１第３動力伝達機構
１１ａ第６ギヤ
１１ｂ第７ギヤ
１１ｃ第８ギヤ
１２機械式ローディング機構
１３バイパス軸
１４前進低速クラッチ
１５前進高速クラッチ
１６後進クラッチ
１７遊星歯車機構
１７ａサンギヤ
１７ｂ第１ピニオンギヤ
１７ｃ第２ピニオンギヤ
１７ｄキャリア
１７ｅリングギヤ
１８第２カウンタ軸
１９出力軸
２０第１カウンタ軸
２１第３カウンタ軸
２２ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ
２３制御装置
Ｅエンジン[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a power split type continuously variable transmission suitable for a transmission for an automobile, for example.
[0002]
[Prior art]
For example, a power split type continuously variable transmission used as a transmission for an automobile includes a double cavity toroidal variator that sandwiches an input shaft and a power roller that can be tilted between an input disk and an output disk, A power transmission mechanism that transmits the output of the variator to a planetary gear mechanism having a degree of freedom using a counter shaft, a bypass shaft that bypasses the input shaft and directly transmits to the planetary gear mechanism having two degrees of freedom, and an output shaft. What is provided is conventionally known (for example, refer patent document 1).
[0003]
Such a power split type continuously variable transmission obtains a first mode (forward low speed mode) in which a counter shaft directly transmits power to an output shaft by interlocking a planetary gear mechanism having two degrees of freedom. Yes. Further, in this first mode, by releasing the interlock of the planetary gear mechanism having two degrees of freedom, the power circulated from the planetary gear mechanism to the variator is added to the input power, and the planetary gear mechanism is passed through the bypass shaft. A second mode (forward high speed mode) is obtained in which the difference between the transmitted power and the power that has been circulated is output as output power to the output shaft. In this second mode, as shown in FIG. 2 of Patent Document 1, the power input to the variator during high-speed running can be reduced to improve the durability of the components of the variator, and the transmission efficiency. It is also possible to improve.
[0004]
However, in the power split type continuously variable transmission described above, in the second mode, the power passing through the variator is smaller than the input power, but in the first mode, the power passing through the variator is the input power. Therefore, as a result, there is a drawback that the variator is not miniaturized and does not contribute to the improvement of the transmission efficiency in the first mode.
[0005]
In view of this, a power split type transmission apparatus has been proposed in which power diversion is performed in all modes (see, for example, Non-Patent Document 1). According to this transmission, transmission efficiency can be improved in all modes, and the variator can be miniaturized.
[0006]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 11-63147
[Non-Patent Document 1]
VDI Berichte, (Germany), Verein Deutscher Ingenieure, 2000, Nr. 1565, p.256 (Bild20)
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, in this power split type transmission, when the maximum value of the gear ratio α of the planetary gear is set to 0.65 from the practical viewpoint, the so-called maximum high speed ratio (speed ratio (input shaft The minimum value (rotational speed / output shaft rotational speed) is small. Therefore, when this power split type transmission is used as a transmission for a vehicle or the like, it is necessary to increase the final reduction ratio, so that the output shaft rotational speed (that is, the propeller shaft rotational speed) at the highest speed becomes excessive. There was a drawback that it would. As described above, if the output shaft rotational speed is excessive, vibration noise increases. Therefore, it is desirable that the output shaft rotational speed be low.
[0008]
The present invention has been made paying attention to such conventional problems, and the object of the present invention is to reduce the size of the variator and to improve the transmission efficiency during low-speed running, and to be in a practical range. An object of the present invention is to provide a power split type continuously variable transmission that can reduce the rotational speed of an output shaft during high-speed traveling using the gear ratio of the planetary gear.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
The present invention solves the above problems by the following means. In addition, in order to make an understanding easy, although the code | symbol corresponding to embodiment of this invention is attached | subjected, it is not limited to this.
[0010]
The present invention includes an input shaft (3) driven by a prime mover E, a ring gear (17e) connected to the input shaft (3), a sun gear (17a) disposed coaxially with the ring gear (17e), The ring gear (17e) includes a first pinion gear (17b) and a second pinion gear (17c) disposed between the ring gear (17e) and the sun gear (17a) and rotatably supported by a carrier (17d). Including a double pinion type planetary gear mechanism (17) for diverting and transmitting the power input to the sun gear (17a) and the carrier (17d), and a continuously variable transmission mechanism (22) to the sun gear (17a). A first power transmission device that transmits the divided power through the continuously variable transmission mechanism (22) and a first power transmission device that transmits the divided power to the carrier (17d). The power transmission device, the power transmitted by the first power transmission device and the second power transmission device can be combined and transmitted to the output shaft (19), and the first to third clutches (14, 15, 16), and a third power transmission device that transmits power by rotating and rotating the output shaft (19) at low speed forward rotation, high speed forward rotation, or reverse rotation by engaging and releasing the clutch (14, 15, 16); With Of the third power transmission device The first Clutch (14 ) The other two clutches (15, 16) Release The power splitting the carrier (17d) and passing through the second power transmission device is split into the sun gear (17a) and joined with the power passing through the continuously variable transmission mechanism of the first power transmission device, By transmitting the combined power to the output shaft (19) via the third power transmission device, Forward low speed mode in which the output shaft (19) is rotated forward at a low speed, The second clutch (15) of the third power transmission device is engaged, the other two clutches (14, 16) are released, and the flow is diverted to the carrier (17d) via the second power transmission device. Further, the power that has passed through the continuously variable transmission mechanism of the first power transmission device joins with the power that has been split to the sun gear (17a), and the combined power is transmitted to the output shaft (19). A forward high speed mode in which the output shaft (19) is rotated forward at high speed. And the third clutch (16) of the third power transmission device is engaged, the other two clutches (14, 15) are released, and the second power transmission device is shunted to the carrier (17d). Is split into the sun gear (17a) and merged with the power via the first power transmission device, and the combined power is reversed in the third power transmission device to reverse the output shaft (19 ) And a control device (23) for performing control to switch to the reverse mode for reversing the output shaft. For example, when the first clutch (14) is engaged and the second clutch (15) and the third clutch (16) are released, the forward low speed mode is established, and the second clutch (15) is engaged and the first clutch ( 14) and the third clutch (16) are released to enter the forward high speed mode, and the third clutch (16) is engaged and the first clutch (14) and the second clutch (15) are released to enter the reverse mode.
[0011]
[Action / Effect]
According to the present invention, the power input from the engine is diverted by the planetary gear and the fluid force is transmitted to the continuously variable transmission mechanism, so that the continuously variable transmission mechanism can be downsized.
[0012]
Further, the power transmission shaft connected to the prime mover is connected to the ring gear, the power split to the sun gear is transmitted to the first power transmission device, and the power split to the carrier that rotatably supports the first pinion gear and the second pinion gear. It is set as the structure transmitted to a 2nd power transmission device. With this configuration, when the gear ratio is set to a practical value, the so-called maximum high speed ratio in the forward high speed mode can be set to an appropriate value, and excessive rotation of the propeller shaft can be prevented. .
[0013]
Further, since the power of the prime mover is input from the ring gear, the planetary gear mechanism can be reduced in size.
[0014]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in more detail with reference to the drawings.
[0015]
FIG. 1 is a system diagram showing an embodiment of a power split type continuously variable transmission according to the present invention.
[0016]
The power split type continuously variable transmission of the present invention includes a power transmission shaft 1 connected to an engine E (prime mover), a starting device 2 such as a torque converter, a turbine shaft 3 (input shaft), a planetary gear mechanism 17, and the like. The first power transmission device including the double cavity type toroidal variator 22 and the first power transmission mechanism 10, the second power transmission device including the second power transmission mechanism 9, the first power transmission device and the second power transmission device. The third power transmission device including the third power transmission mechanism 11 that merges the power transmitted in step S1 and transmits the power to the output shaft, and the shift control device 23 are provided.
[0017]
The power transmission shaft 1 connected to the engine E (prime mover) is connected to the starting device 2. The power input from the power transmission shaft 1 is transmitted to the turbine shaft 3 via the starting device 2. The turbine shaft 3 is connected to a ring gear 17 e of the planetary gear mechanism 17. The planetary gear mechanism 17 is a so-called double pinion having a ring gear 17e, a sun gear 17a, and a first pinion gear 17b and a second pinion gear 17c that are disposed between the ring gear 17e and the sun gear 17a and are rotatably supported by a carrier 17d. Type planetary gear. A part of the power transmitted from the turbine shaft 3 to the ring gear 17e is transmitted to the sun gear 17a, and the remaining power is transmitted to the carrier 17d. That is, the planetary gear mechanism 17 acts as a power diversion mechanism.
[0018]
The sun gear 17 a connects the variator input shaft 4 disposed coaxially with the turbine shaft 3. The variator input shaft 4 is provided with a mechanical loading mechanism 12. The power transmitted to the sun gear 17 a is transmitted to the mechanical loading mechanism 12 through the variator input shaft 4, and further to the double cavity toroidal variator 22.
[0019]
The double cavity type toroidal variator 22 includes a pair of input disks 5, a pair of output disks 7, and two pairs of power rollers 8.
[0020]
The pair of input disks 5 face each other and are connected by an input disk connecting shaft 6. The input disk 5 rotates in conjunction with the variator input shaft 4. The input disk connecting shaft 6 passes through one input disk 5 and reaches the forward high speed clutch 15. The bypass shaft 13 extends from the input disk 5 to the forward high speed clutch 15.
[0021]
The pair of output disks 7 are arranged between the input disks 5 so as to be coaxial with the input disk connecting shaft 6 and loosely fitted. Further, the output disk 7 is provided with a first gear 10a. The first gear 10a, the second gear 10b, and the third gear 10c constitute the first power transmission mechanism 10. The variator input shaft 4, the mechanical loading mechanism 12, and the double cavity type toroidal variator 22 constitute a continuously variable transmission mechanism, and the continuously variable transmission mechanism, the first power transmission mechanism 10, and the bypass shaft 13 1 constitutes a power transmission device.
[0022]
The power roller 8 is sandwiched between the input disk 5 and the output disk 7 in a tiltable manner, and transmits the power input from the input disk 5 to the output disk 7.
[0023]
Since the double cavity type toroidal variator 22 has such a configuration, the power transmitted from the sun gear 17a to the double cavity type toroidal variator 22 via the variator input shaft 4 and the mechanical loading mechanism 12 is To the input disk 5. Then, the power roller 8 is rotated by the rotation of the input disk 5, and the output disk 7 and the first gear 10 a are rotated in the opposite direction to the input disk 5.
[0024]
The carrier 17d of the planetary gear mechanism 17 is coupled to the fourth gear 9a. The fourth gear 9a and the fifth gear 9b are engaged with each other to constitute the second power transmission mechanism 9. In addition, the second power transmission mechanism 9 and the first counter shaft 20 that is connected to the fifth gear 9 b and arranged in parallel with the turbine shaft 3 constitute a second power transmission device.
[0025]
Since the second power transmission device has such a configuration, the power transmitted to the carrier 17d is transmitted to the first counter shaft 20 via the fourth gear 9a and the fifth gear 9b.
[0026]
The first countershaft 20 is connected to the second gear 10b and the second countershaft 18 of the first power transmission mechanism 10 arranged coaxially therewith. The second countershaft 18 has a seventh gear 11 b via the forward low speed clutch 14. The seventh gear 11b, the sixth gear 11a, and the eighth gear 11c constitute the third power transmission mechanism 11.
[0027]
The third power transmission mechanism 11 will be described in more detail. The third power transmission mechanism 11 includes a sixth gear 11a, a seventh gear 11b that meshes with the sixth gear 11a, and an eighth gear 11c that meshes with the sixth gear 11a. The sixth gear 11a is coupled to the output shaft 19 (output shaft) of the power split type continuously variable transmission. The sixth gear 11 a is connected to the input disk connecting shaft 6 via the forward high speed clutch 15 and the bypass shaft 13. The seventh gear 11 b is connected to the second counter shaft 18 via the forward low speed clutch 14. The eighth gear 11 c is connected to the third counter shaft 21 via the reverse clutch 16. The third counter shaft 21 is coupled to the third gear 10c of the first power transmission mechanism 10.
[0028]
The third power transmission mechanism 11, the forward low speed clutch 14, the forward high speed clutch 15, the reverse clutch 16, the second counter shaft 18, and the third counter shaft 21 constitute a third power transmission device.
[0029]
Since the power split type continuously variable transmission is configured as described above, the power input from the engine E is split by the sun gear 17a and the carrier 17d of the planetary gear mechanism 17, and the power split to the sun gear 17a is The power split through the first power transmission device and the carrier 17d is routed through the second power transmission device, and these powers are merged by the third power transmission device and transmitted to the output shaft 19.
[0030]
The shift control device 23 of the power split type continuously variable transmission includes a forward low speed mode, a forward high speed mode, and a reverse speed as shown in the fastening table of Table 1 based on, for example, input torque, engine load, vehicle speed, and turbine shaft speed. The mode is determined, and the engagement / release of the forward low speed clutch 14, the forward high speed clutch 15, and the reverse clutch 16 is controlled, and the transmission ratio of the double cavity type toroidal variator 22 is controlled. In the table, ○ indicates fastening and × indicates release.
[0031]
[Table 1]

[0032]
In the present embodiment, the highest gear ratio Vhigh of the double cavity type toroidal variator 22, the reduction ratio R1 of the first power transmission mechanism 10, the seventh gear 11b of the third power transmission mechanism 11, and the sixth gear The following relationship is established with the reduction ratio R3f with the gear 11a.
[0033]
[Expression 1]

[0034]
By setting in this way, as described later, at the time of switching from the forward low speed mode to the forward high speed mode, the rotational speed of the output shaft 19 in the forward low speed mode and the rotational speed of the output shaft 19 in the forward high speed mode are the same. Become.
[0035]
The reduction ratio R1 of the first power transmission mechanism 10 is given by the following equation.
[0036]
[Expression 2]

[0037]
A reduction ratio R3f between the sixth gear 11a and the seventh gear 11b of the third power transmission mechanism 11 is given by the following equation.
[0038]
[Equation 3]

[0039]
Next, the operation of this embodiment will be described.
[0040]
(Forward low speed mode)
Now, the variator input shaft 3 is stopped, the double cavity type toroidal variator 22 is in the maximum deceleration position (lowest), the forward high speed mode clutch 15 and the reverse clutch 16 are in the released state, and the forward low speed mode. The clutch 14 is in an engaged state. When the starting device 2 operates in this state and the turbine shaft 3 starts to rotate in a predetermined direction, the ring gear 17e of the planetary gear mechanism 17 rotates at the same rotational speed in the same direction as the turbine shaft 3 as the turbine shaft 3 rotates. To do. At that time, the power of the ring gear 17e is divided and transmitted to each of the sun gear 17a and the carrier 17d of the planetary gear mechanism 17. The power split into the sun gear 17 a is transmitted to the first power transmission mechanism 10 and the second counter shaft 18 through the double cavity type toroidal variator 22, that is, the input disk 5, the power roller 8, and the output disk 7.
[0041]
On the other hand, the power split into the carrier 17d is transmitted from the first counter shaft 20 to the second counter shaft 18 via the second power transmission mechanism 9. The power combined with the power from the double cavity toroidal variator 22 at the second countershaft 18 passes through the third power transmission mechanism 11 and rotates on the output shaft 19 in a predetermined direction and at a lower speed than the input shaft 1. The forward low-speed mode which transmits as follows is obtained.
[0042]
At this time, the speed ratio RLow of the power split type continuously variable transmission in the forward low speed mode is the speed ratio V of the double cavity type toroidal variator 22, the gear ratio α of the planetary gear mechanism 17, and the first power transmission mechanism 10. The reduction ratio R1 of the second power transmission mechanism 9, the reduction ratio R2 of the second power transmission mechanism 9, and the reduction ratio R3f between the seventh gear 11b and the sixth gear 11a of the third power transmission mechanism 11 are as follows.
[0043]
[Expression 4]

[0044]
The transmission ratio V of the double cavity toroidal variator 22 is given by the following equation.
[0045]
[Equation 5]

[0046]
The reduction ratio R2 of the second power transmission mechanism 9 is given by the following equation.
[0047]
[Formula 6]

[0048]
The gear ratio α of the planetary gear mechanism 17 is given by the following equation.
[0049]
[Expression 7]

[0050]
When the double cavity type toroidal variator 22 is shifted to the speed increasing side while maintaining the forward low speed mode, the rotational speed of the output shaft 19 increases, and the speed ratio of the power split type continuously variable transmission (the rotational speed of the output shaft). / Rotation speed of input shaft) increases.
[0051]
(Forward high speed mode)
Next, when the forward high speed clutch 15 is engaged and the forward low speed clutch 14 and the reverse brake 16 are released, the transmission direction of the power passing through the double cavity type toroidal variator 22 becomes the forward high speed mode opposite to the forward low speed mode. . That is, in this forward high speed mode, the power of the ring gear 17e is divided and transmitted to each of the sun gear 17a and the carrier 17d of the first planetary gear mechanism 17 as in the forward low speed mode, but the power split to the carrier 17d is The power is transmitted to the input disk connecting shaft 6 through the second power transmission mechanism 9, the first counter shaft 20, the double cavity type toroidal variator 22, that is, the output disk 7, the power roller 8, and the input disk 5. On the other hand, the power split into the sun gear 17 a is transmitted to the input disk connecting shaft 6 through the variator input shaft 4 and the mechanical loading mechanism 12. The power merged at the input disk connecting shaft 6 is transmitted to the output shaft 19 through the bypass shaft 13 and the forward high speed clutch 15.
[0052]
At this time, the gear ratio RHigh of the power split type continuously variable transmission in the forward high speed mode is as follows.
[0053]
[Equation 8]

[0054]
It should be noted that when the forward low speed mode is switched to the forward high speed mode, the rotation speed of the output shaft 19 in the forward low speed mode and the rotation speed of the output shaft 19 in the forward high speed mode are the same as shown in Expression (1). 3 The reduction ratio of the power transmission mechanism 11 is set.
[0055]
When the double cavity toroidal variator 22 is shifted to the deceleration side, that is, from the output disk 7 to the acceleration side while maintaining the forward high speed mode, the output shaft 19 connected to the input disk 5 is shifted. And the speed ratio of the power split type continuously variable transmission increases.
[0056]
At this time, when the double cavity type toroidal variator 22 is shifted to the most deceleration side (V = VLow), the gear ratio of the power split type continuously variable transmission is the highest speed, that is, the highest. The gear ratio Rmin of the power split type continuously variable transmission at this time is given by the following equation (3).
[0057]
[Equation 9]

[0058]
On the other hand, in the forward high speed mode, torque is input from the output disk 7 side of the double cavity type toroidal variator 22. At this time, torque acting on the mechanical loading mechanism 12 is applied to the variator input shaft 4 (that is, the sun gear 17 a). In order to prevent excessive slip between the output disk 7 and the power roller 8 and between the power roller 8 and the input disk 5, it is necessary to satisfy the following conditions.
[0059]
[Expression 10]

[0060]
This condition is given by the following equation.
[0061]
## EQU11 ##

[0062]
Here, when R1 / R2 = α / (1-α) is substituted into Equation (4), Equation (4) becomes as follows.
[0063]
[Expression 12]

[0064]
Now, VLow / VHigh = 6.0, that is,
VLow = 2.4495,
VHigh = 0.4082,
And then
α = 0.5,
Then, from equation (6),
Rmin = 0.7041,
That is, since the highest gear ratio, which is said to be desirable in an automatic transmission used in a passenger car or the like, is around 0.7, it is apparent that this desirable value can be obtained in this embodiment.
[0065]
On the other hand, in the power split type transmission using the toroidal type variator described in Non-Patent Document 1 described above, since the single pinion type planetary gear is used as the planetary gear mechanism, the power split type continuously variable transmission in the forward high speed mode is used. The gear ratio Rmin at the highest level of the device is given by:
[0066]
[Formula 13]

[0067]
As described above, in order to prevent excessive slip, the following conditions must be satisfied.
[0068]
[Expression 14]

[0069]
This condition is given by the following equation.
[0070]
[Expression 15]

[0071]
Here, when R1 / R2 = α is substituted into Expression (7), Expression (7) becomes as follows.
[0072]
[Expression 16]

[0073]
Now, VLow / VHigh = 6.0, that is,
VLow = 2.4495,
VHigh = 0.4082,
And then
α = 0.5,
Then, from equation (9),
Rmin = 0.694,
Thus, the difference from the above-described desirable gear ratio 0.7 is large.
[0074]
Furthermore, the value of α is set to a maximum value α = 0.65 from a practical point of view, and from the viewpoint of practical use of the transmission ratio of the double cavity type toroidal variator 22, its limit is set to the following value:
VLow = 2.0,
VHigh = 0.3333,
Even
Rmin = 0.5909,
And it is clear that the gear ratio does not reach 0.7.
[0075]
In the conventional example using a single pinion planetary gear, the input torque to the power split type continuously variable transmission is transmitted from the turbine shaft 3 to the carrier 17 d of the planetary gear mechanism 17. On the other hand, in the embodiment of the present invention, the input torque to the power split type continuously variable transmission is transmitted from the turbine shaft 3 to the ring gear 17e of the planetary gear mechanism 17. When torque of the same magnitude is transmitted, the tangential force acting on the gear is smaller in the input to the ring gear having a larger radial position from the center of rotation, and therefore the planetary gear mechanism 17 in the embodiment of the present invention. As a result, the power split type continuously variable transmission can be reduced in size and weight.
[0076]
In the embodiment of the present invention, the rotational speed Ns of the sun gear 17a of the planetary gear mechanism 17 to which the mechanical loading mechanism 12 is connected via the variator input shaft 4 is as follows.
[0077]
[Expression 17]

[0078]
Nr is the rotation speed of the ring gear 17e of the planetary gear mechanism 17.
[0079]
Substituting R1 / R2 = α / (1-α) into equation (10) yields equation (10) as follows.
[0080]
[Expression 18]

[0081]
The following is substituted into the equation (11).
[0082]
[Equation 19]

[0083]
Then, from equation (11),
Ns = 1.4202 × Ninput,
It becomes.
[0084]
On the other hand, in the conventional example using a single pinion planetary gear, the rotational speed Ns of the sun gear 17a of the planetary gear mechanism 17 to which the mechanical loading mechanism 12 is connected via the variator input shaft 4 is as follows.
[0085]
[Expression 20]

[0086]
Nc is the rotation speed of the carrier of the planetary gear mechanism 17.
[0087]
Substituting R1 / R2 = α into equation (12), equation (12) becomes:
[0088]
[Expression 21]

[0089]
The following is substituted into the equation (13).
[0090]
[Expression 22]

[0091]
Then, from equation (13),
Ns = 2.1303 × Ninput,
It becomes.
[0092]
Therefore, it can be seen that in the conventional example using the single pinion planetary gear, the rotational speed of the mechanical loading mechanism 12 is larger than that in the embodiment of the present invention. This means that in the conventional example using a single pinion planetary gear, the weight increases from the viewpoint of the strength of the mechanical loading mechanism 12. Conversely, in this embodiment, the rotational speed of the mechanical loading mechanism 12 is smaller than that of the conventional example using a single pinion planetary gear, and the mechanical loading mechanism 12 is reduced in weight from the viewpoint of strength. Can do. In the embodiment of the present invention, there is an effect that the power split type continuously variable transmission can be further reduced in size and weight.
[0093]
(Reverse mode)
Next, in order to reversely rotate the output shaft 19 in order to reverse the automobile, the forward low speed clutch 14 and the forward high speed clutch 15 are released, and the reverse clutch 16 is engaged. As a result, the power split by the planetary gear mechanism 17 is merged by the first power transmission mechanism 10 and transmitted to the third countershaft 21 to enter the reverse mode in which the output shaft 19 is rotated in reverse.
[0094]
Table 2 shows a power split type continuously variable transmission with a variator gear ratio, a planetary gear ratio, and a reduction ratio of each power transmission mechanism, which can obtain a gear ratio suitable as a transmission for an automobile. 2 shows an example of the gear ratio and torque acting on the loading mechanism.
[0095]
[Table 2]

[0096]
As shown in Table 2, in the forward high speed mode, when the double cavity type toroidal variator is shifted to the most deceleration side (V = VLow), the speed ratio of the power split type continuously variable transmission is A value of around 0.7 (0.7041 in this embodiment), which is said to be desirable in an automatic transmission used in a passenger car or the like, can be obtained. By doing so, it is possible to avoid excessive rotation of the propeller shaft. For this reason, vibration noise can be suppressed low.
[0097]
According to this embodiment, the power diversion mechanism for diverting the power input from the engine E is a so-called double pinion type planetary gear, and the planetary gear is arranged upstream of the variator 22. In this planetary gear, power is diverted in all modes, and the fluid force is transmitted to the variator 22 accordingly. By doing in this way, since the power transmitted to the variator 22 can be reduced, the variator can be reduced in size and the transmission efficiency during low-speed traveling can be improved.
[0098]
Further, the power transmission shaft 1 coupled to the engine E is coupled to the ring gear 17e, the power split to the sun gear 17a is transmitted to the first power transmission device, and the power split to the carrier 17d is transmitted to the second power transmission device. It is configured. By adopting such a configuration, when the gear ratio α of the planetary gear is set to α = 0.5, which is considered desirable, the so-called maximum High gear ratio in the forward high speed mode can be set to around 0.7. did it. Thus, when the highest gear ratio is around 0.7, excessive rotation of the propeller shaft can be prevented, and as a result, vibration noise can be kept low.
[0099]
Furthermore, since the input to the planetary gear mechanism 17 is input from the ring gear, the tangential force can be reduced, so the outer diameter of the planetary gear mechanism 17 can be reduced, and the mechanical loading mechanism 12 Since the rotation is small, the mechanical loading mechanism 12 can be reduced in size and weight, and as a result, the power split type continuously variable transmission can be reduced in size and weight.
[0100]
The present invention is not limited to the embodiment described above, and various modifications and changes can be made within the scope of the technical idea, and it is obvious that these are equivalent to the present invention.
[0101]
For example, in the present embodiment, an example in which a gear is used as the power transmission mechanism has been described. However, any mechanism that can transmit power may be used. For example, a mechanism using a chain or a belt may be used instead of the gear. Needless to say.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system diagram showing an embodiment of a power split type continuously variable transmission according to the present invention.
[Explanation of symbols]
1 Power transmission shaft
2 Starting device
3 Turbine shaft (input shaft)
4 Variator input shaft
5 Input disk
6 Input disk connecting shaft
7 Output disk
8 Power roller
9 Second power transmission mechanism
9a 4th gear
9b 5th gear
10 First power transmission mechanism
10a First gear
10b Second gear
10c 3rd gear
11 Third power transmission mechanism
11a 6th gear
11b 7th gear
11c 8th gear
12 Mechanical loading mechanism
13 Bypass shaft
14 Forward low speed clutch
15 Forward high speed clutch
16 Reverse clutch
17 Planetary gear mechanism
17a Sungear
17b First pinion gear
17c Second pinion gear
17d career
17e Ring gear
18 Second counter shaft
19 Output shaft
20 First counter shaft
21 Third counter shaft
22 Double cavity toroidal variator
23 Control device
E engine

Claims

An input shaft driven by a prime mover;
A ring gear coupled to the input shaft; a sun gear disposed coaxially with the ring gear; and a first pinion gear and a second pinion gear disposed between the ring gear and the sun gear and rotatably supported by a carrier. , A double pinion type planetary gear mechanism that splits and transmits the power input by the ring gear to the sun gear and the carrier;
A first power transmission device that includes a continuously variable transmission mechanism, and transmits the power diverted to the sun gear by changing the speed of the continuously variable transmission mechanism;
A second power transmission device for transmitting power split to the carrier;
The power transmitted by the first power transmission device and the second power transmission device can be merged and transmitted to the output shaft, and the first power transmission device has first to third clutches. A third power transmission device for transmitting power by rotating the shaft at low speed normal rotation, high speed normal rotation or reverse rotation;
With
The first clutch of the third power transmission device is engaged and the other two clutches are released, and the power that is diverted to the carrier and passed through the second power transmission device is diverted to the sun gear, and the The first power transmission device merges with the power that has passed through the continuously variable transmission mechanism, and the combined power is transmitted to the output shaft through the third power transmission device, thereby causing the output shaft to rotate forward at low speed. In forward low speed mode, the second clutch of the third power transmission device is engaged and the other two clutches are released, and the flow is diverted to the carrier and further passed through the second power transmission device to further transmit the first power transmission. The forward power high-speed mode in which the power via the continuously variable transmission mechanism of the apparatus merges with the power diverted to the sun gear, and the combined power is transmitted to the output shaft to cause the output shaft to rotate forward at high speed , and Third power The third clutch of the transmission device is engaged and the other two clutches are released, and the power that is diverted to the carrier and is routed through the second power transmission device is diverted to the sun gear to be transmitted to the first power transmission. merges with power via the device, a control equipment for controlling to switch to the reverse mode to reverse the output shaft by transmitting the merged motive power to the output shaft is reversed by the third in the power transmission apparatus Prepare
A power split type continuously variable transmission.

Before Symbol continuously variable transmission mechanism,
A pair of input disks that rotate in conjunction with the sun gear;
A pair of output disks that are arranged coaxially with the pair of input disks and rotate in synchronization with each other to transmit power;
The power split type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the power split type continuously variable transmission is a toroidal variator including a power roller that is tiltably sandwiched between the input disk and the output disk.