JPS6131760A - 車両用無段変速機 - Google Patents
車両用無段変速機Info
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- JPS6131760A JPS6131760A JP15153584A JP15153584A JPS6131760A JP S6131760 A JPS6131760 A JP S6131760A JP 15153584 A JP15153584 A JP 15153584A JP 15153584 A JP15153584 A JP 15153584A JP S6131760 A JPS6131760 A JP S6131760A
- Authority
- JP
- Japan
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- transmission mechanism
- continuously variable
- variable transmission
- torque
- gear
- Prior art date
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- Pending
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
- F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
- F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
- F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
- F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
- F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
- F16H37/086—CVT using two coaxial friction members cooperating with at least one intermediate friction member
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Transmission Devices (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
「産業上の利用分野」
本発明は、１−ラクション式無段変速機構と遊星歯車変
速機構とを組合せてなる車両用無段変速機に関する。
速機構とを組合せてなる車両用無段変速機に関する。
［従来の技術］
トラクション式無段変速１１構と遊星歯車変速機構とを
組合せてなる車両用無段変速機においては、Ｉ−ルクの
伝達は全ての変速範囲において遊星歯車変速機構とトラ
クション式無段変速機構の両方で１〜ルクの伝達がなさ
れており、高い伝達効率を１ひている。
組合せてなる車両用無段変速機においては、Ｉ−ルクの
伝達は全ての変速範囲において遊星歯車変速機構とトラ
クション式無段変速機構の両方で１〜ルクの伝達がなさ
れており、高い伝達効率を１ひている。
［発明が解決しようとする問題点コ
上記に示す従来の車両用無段変速機は、次の欠点があっ
た。
た。
イ）車両用無段変速機構の変速範囲がトラクション式無
段変速機構の変速範囲より小さくなるため、十分な変速
範囲を得るためには大型のトラフ。
段変速機構の変速範囲より小さくなるため、十分な変速
範囲を得るためには大型のトラフ。
ジョン式無段変速機構を使用する必要があり、また小型
のｉ〜ラクション式無段変速Ｉ！Ｉ構を使用すると変速
範囲が小さすぎる。
のｉ〜ラクション式無段変速Ｉ！Ｉ構を使用すると変速
範囲が小さすぎる。
口〉トラクション式無段変速機構で高い減速比を得るた
め、入力側円環板の転勤半径を小さくした場合、転勤面
での負荷が大きく耐久性が悪い。
め、入力側円環板の転勤半径を小さくした場合、転勤面
での負荷が大きく耐久性が悪い。
ハ）変速範囲の大きいトラクション式無段変速機構を使
用した場合、急停止後、急発進時に最大減速比まで戻り
きらない。
用した場合、急停止後、急発進時に最大減速比まで戻り
きらない。
本発明は、十分大きい変速範囲が得られると共に、トラ
クション式無段変速機構をコンパクトにでき、さらに急
停止急発進の場合にも最大減速比に戻る車両用無段変速
機の提供を目的とする。
クション式無段変速機構をコンパクトにでき、さらに急
停止急発進の場合にも最大減速比に戻る車両用無段変速
機の提供を目的とする。
［問題点を解決するための手段］
本発明の車両用無段変速機は、入力軸と、出力軸と、前
記入力軸と出力軸との間に配設されるトラクション式無
段変速機構と、遊星歯車変速機機構とを組合せて構成さ
れる車両用無段変速機におおいて、前記遊星歯車変速機
構は２つの入力要素と１つの出力要素を有し、前記入力
軸を遊星歯車変速機構の第１の入力要素と連結すると共
に、トラクション式無段変速機構を介して遊星歯車変速
機構の第２の入力要素と連結し、前記出力軸を′＠星歯
車変速機構の出力要素と連結し、トラクション式無段変
速機構の入力部または出力部に動力遮断用クラッチを設
け、高速走行時には前記クラッチを係合することにより
トラクション式無段変速機構と遊星歯車変速機構の両方
でトルクを伝達し、低速走行時および後退時には前記ク
ラッチを解放することによりトラクション式無段変速機
構へのトルク伝動を遮断し、遊星歯車変速機構によりト
ルクを伝達することを構成とする。
記入力軸と出力軸との間に配設されるトラクション式無
段変速機構と、遊星歯車変速機機構とを組合せて構成さ
れる車両用無段変速機におおいて、前記遊星歯車変速機
構は２つの入力要素と１つの出力要素を有し、前記入力
軸を遊星歯車変速機構の第１の入力要素と連結すると共
に、トラクション式無段変速機構を介して遊星歯車変速
機構の第２の入力要素と連結し、前記出力軸を′＠星歯
車変速機構の出力要素と連結し、トラクション式無段変
速機構の入力部または出力部に動力遮断用クラッチを設
け、高速走行時には前記クラッチを係合することにより
トラクション式無段変速機構と遊星歯車変速機構の両方
でトルクを伝達し、低速走行時および後退時には前記ク
ラッチを解放することによりトラクション式無段変速機
構へのトルク伝動を遮断し、遊星歯車変速機構によりト
ルクを伝達することを構成とする。
［発明の作用、効果］
以上の構成により本発明の車両用無段変速機は次の作用
、効果を奏する。
、効果を奏する。
イ）伝達トルクの大きくなる低速走行時および後退時は
、遊星歯車変速機構のみでトルクを伝え、トラクション
式無段変速機構にはトルクが伝達されないため、トラク
ション式無段変速機構がトルク伝達容量の小さいコンパ
クトなものが採用できる。また発進装置にトルクコンバ
ータを採用することもできるため、車両用として必要且
つ充分な変速範囲が得られる。
、遊星歯車変速機構のみでトルクを伝え、トラクション
式無段変速機構にはトルクが伝達されないため、トラク
ション式無段変速機構がトルク伝達容量の小さいコンパ
クトなものが採用できる。また発進装置にトルクコンバ
ータを採用することもできるため、車両用として必要且
つ充分な変速範囲が得られる。
口）急停止急発進の際にトラクション式無段変速機構が
完全な最大減速比状態に戻りきらないという問題がある
が、本発明では発進用のローギアがあるため確実に最大
減速比で発進することができ、またその間にトラクショ
ン式無段変速機を最大減速比側に戻すことができる。
完全な最大減速比状態に戻りきらないという問題がある
が、本発明では発進用のローギアがあるため確実に最大
減速比で発進することができ、またその間にトラクショ
ン式無段変速機を最大減速比側に戻すことができる。
ハ）トラクション式無段変速ＩＩ構の伝達トルクの割合
が転勤面の負荷の大きくなる最大減速比がねで小さくな
り、全速痩化を通じて伝達力がほぼ等しくなるため、ト
ラクション式無段変速機構のトルク容量として有利であ
る。
が転勤面の負荷の大きくなる最大減速比がねで小さくな
り、全速痩化を通じて伝達力がほぼ等しくなるため、ト
ラクション式無段変速機構のトルク容量として有利であ
る。
二）トラクション式無段変速機構を高速走行時のみ使用
Ｊることにより、トラクション式無段変速機構を流れる
Ｉ−ルクレベルは低下させても良いので、低１〜ルク高
回転に適するトラクションドライブの特徴を生かすこと
ができる。
Ｊることにより、トラクション式無段変速機構を流れる
Ｉ−ルクレベルは低下させても良いので、低１〜ルク高
回転に適するトラクションドライブの特徴を生かすこと
ができる。
ホ）ローギアがあるため発進、キックダウンの応答性が
良く、また高速走行状態がわが無段変速のため燃費に対
し−Ｃも有利となる。
良く、また高速走行状態がわが無段変速のため燃費に対
し−Ｃも有利となる。
へ）高速走行時にトラクション式無段変速機構と遊星歯
車変速―椙の両方でトルクを分割して伝達するため、ト
ラクション式無段変速機禍単独の場合より１〜ルク容量
が大きく、また伝達効率も高くなる。
車変速―椙の両方でトルクを分割して伝達するため、ト
ラクション式無段変速機禍単独の場合より１〜ルク容量
が大きく、また伝達効率も高くなる。
ト）トラクション式無段変速機構の入力部と入力軸の間
を増速となるように連結し、出力部と大ザンギアの間を
減速となるように連結することにより、トラクション式
無段変速機の伝達トルクをさらに小さくし、コンバクｉ
〜に設計できる。
を増速となるように連結し、出力部と大ザンギアの間を
減速となるように連結することにより、トラクション式
無段変速機の伝達トルクをさらに小さくし、コンバクｉ
〜に設計できる。
［実施例］
本発明の車両用無段変速機を図に示す実施例に基づき説
明する。
明する。
第１．２図は本発明の車両用無段変速機の第１実施例を
示す。
示す。
この車両用無段変速機は、発進装置である直結クラッチ
付トルクコンバータ（以下トルクコンバータと略す）１
、車両用無段変速ｌｌ１２、図示しないディファレンシ
ャル機構からなる。
付トルクコンバータ（以下トルクコンバータと略す）１
、車両用無段変速ｌｌ１２、図示しないディファレンシ
ャル機構からなる。
トルクコンバータ１は、エンジンのクランク軸に連結さ
れたトルクコンバータ１の入力軸１１に連結されている
ポンプシェル１２、該ポンプシェル１２の内周壁面に周
設されたポンプブレード１３、該ポンプブレード１３に
対向して配置されたタービンブレード１４、該タービン
ブレード１４を保−持しているタービンシェル１５、一
方向クラッチ１７を介して変速機ケースと連結されたス
テータ１６、トルクコンバータ１の入出力軸間を選択的
に係合することのできる直結クラッチ機構１８を備える
。
れたトルクコンバータ１の入力軸１１に連結されている
ポンプシェル１２、該ポンプシェル１２の内周壁面に周
設されたポンプブレード１３、該ポンプブレード１３に
対向して配置されたタービンブレード１４、該タービン
ブレード１４を保−持しているタービンシェル１５、一
方向クラッチ１７を介して変速機ケースと連結されたス
テータ１６、トルクコンバータ１の入出力軸間を選択的
に係合することのできる直結クラッチ機構１８を備える
。
車両用無段変速機２は、トルクコンパ−タフの出力軸に
連結された入力軸２１と、該入力軸２１と同軸上に配置
した出力軸２２と、前記入力軸２１と出力軸２２の間に
配されたラビニヨ一式遊星歯車変速機構５と、前記入力
軸２１と出力軸２２に並列的に平行に配されたトラクシ
ョン式無段変速機構３と、前記入力軸２１と、トラクシ
ョン式無段変速機構３の入力部２３Ａを係脱自在に連結
する入力部連結機構２０と、前記トラクション式無段変
速機構３の出力部２３Ｂと前記ラビニヨ一式遊星歯車変
速機構５のサンギア軸２９にそれぞれ連結され、減速的
に歯合した減速ドライブギア２７と、減速トリアンギア
２８とからなる。
連結された入力軸２１と、該入力軸２１と同軸上に配置
した出力軸２２と、前記入力軸２１と出力軸２２の間に
配されたラビニヨ一式遊星歯車変速機構５と、前記入力
軸２１と出力軸２２に並列的に平行に配されたトラクシ
ョン式無段変速機構３と、前記入力軸２１と、トラクシ
ョン式無段変速機構３の入力部２３Ａを係脱自在に連結
する入力部連結機構２０と、前記トラクション式無段変
速機構３の出力部２３Ｂと前記ラビニヨ一式遊星歯車変
速機構５のサンギア軸２９にそれぞれ連結され、減速的
に歯合した減速ドライブギア２７と、減速トリアンギア
２８とからなる。
ラビニヨ一式遊星歯車変速機構５は、低速走行時（ロー
ギア〉、高速走行時（ハイギア）、低速エンジンブレー
キ時（１時）、後進時（Ｎ時〉、ニュートラル時（Ｎ時
）、パーキング時（８時）に切換えるブレーキＢ１ 、
Ｂ２ 、Ｂ３の摩擦係合要素とプラネタリギアセラ１−
Ｐｆとからなり、該プラネタリギアセットＰｆは、一方
向クラッチＦ１を直列的に配したブレーキＢ１および該
ブレーキＢ１と並列的に設けられたブレーキＢ３を介し
て変速機ケース４に係脱自在に連結され、サンギア軸２
９上に設けられた人υンギアｓ１、入力軸２１に連結さ
れた小サンギアｓ２、該小サンギアｓ２と常時歯合した
ショートプラネタリピニオンＰｓ１該ショートプラネタ
リピニオンＰｓと常時歯合したロングプラネタリピニオ
ンＰ１、ブレ一キＢ２を介して変速機ケース４に係脱自
在に連結されると共に、ロングプラネタリピニオンＰ１
に常時歯合したリングギアＲ１、ショー１へプラネタリ
ビニオンｐｓとロングプラネタリピニオン円を各々回転
自在に支持い出力軸２２に連結されたキャリアＰ１から
なる。・ トラクション式無段変速機構３は、入ノＪ部２３Ａと一
体的に形成された入力側円環板３１、出ツノ部２３Ｂと
連結した出力側円環板３２、前記入力側円環板３１と出
力側円環板３２との間に配置され、コロ回転軸３３に支
持されたコＤ３４、前記コロ回転軸３３の傾きを制御し
、変速を行うリンク３５、シャフト３６、および変速用
油圧シリンダー３７を配置した公知の構成を有する。
ギア〉、高速走行時（ハイギア）、低速エンジンブレー
キ時（１時）、後進時（Ｎ時〉、ニュートラル時（Ｎ時
）、パーキング時（８時）に切換えるブレーキＢ１ 、
Ｂ２ 、Ｂ３の摩擦係合要素とプラネタリギアセラ１−
Ｐｆとからなり、該プラネタリギアセットＰｆは、一方
向クラッチＦ１を直列的に配したブレーキＢ１および該
ブレーキＢ１と並列的に設けられたブレーキＢ３を介し
て変速機ケース４に係脱自在に連結され、サンギア軸２
９上に設けられた人υンギアｓ１、入力軸２１に連結さ
れた小サンギアｓ２、該小サンギアｓ２と常時歯合した
ショートプラネタリピニオンＰｓ１該ショートプラネタ
リピニオンＰｓと常時歯合したロングプラネタリピニオ
ンＰ１、ブレ一キＢ２を介して変速機ケース４に係脱自
在に連結されると共に、ロングプラネタリピニオンＰ１
に常時歯合したリングギアＲ１、ショー１へプラネタリ
ビニオンｐｓとロングプラネタリピニオン円を各々回転
自在に支持い出力軸２２に連結されたキャリアＰ１から
なる。・ トラクション式無段変速機構３は、入ノＪ部２３Ａと一
体的に形成された入力側円環板３１、出ツノ部２３Ｂと
連結した出力側円環板３２、前記入力側円環板３１と出
力側円環板３２との間に配置され、コロ回転軸３３に支
持されたコＤ３４、前記コロ回転軸３３の傾きを制御し
、変速を行うリンク３５、シャフト３６、および変速用
油圧シリンダー３７を配置した公知の構成を有する。
前記シャフ１〜３６の一端を滑動自在に支持すると共に
、］口３４をｕ転自在に支持するが、コ［１３４が入力
軸周りに公転することを防止ずるコロ支持板３８が変速
機ケース４に固定的に配設されている。
、］口３４をｕ転自在に支持するが、コ［１３４が入力
軸周りに公転することを防止ずるコロ支持板３８が変速
機ケース４に固定的に配設されている。
入力部連結機４ｌ４２０は、入力軸２１と前記１−ラク
ション式無段変速機構３の入力部２３Ａの伝動を係脱自
在に連結するクラッチＣ１を介して入力軸２１土に配さ
れたスプロケット２４、入力部２３Ａに連結ざれたスプ
ロケツ１〜２５、該２つのスプロケット２４と２５との
間を増速的に張設されたベルト２６からなる。
ション式無段変速機構３の入力部２３Ａの伝動を係脱自
在に連結するクラッチＣ１を介して入力軸２１土に配さ
れたスプロケット２４、入力部２３Ａに連結ざれたスプ
ロケツ１〜２５、該２つのスプロケット２４と２５との
間を増速的に張設されたベルト２６からなる。
本発明の車両用無段変速機の作動を説明ずる。
表１
表１は自動変速の時のシフトレバーのシフトポジション
における各摩擦係合要素の係合状態の関係を示し、 表１において○は摩擦係台要素の係合、空白は解放、Ｌ
は一方向クラッチのロック、Ｆは一方向クラッチのフリ
ーを示す。
における各摩擦係合要素の係合状態の関係を示し、 表１において○は摩擦係台要素の係合、空白は解放、Ｌ
は一方向クラッチのロック、Ｆは一方向クラッチのフリ
ーを示す。
ａ）Ｄレンジ（ローギア時）
表１に示す如《クラッチＣ１が解放であるため、トラク
ション式無段変速機構３には動力の伝達は行われず、ブ
レーキＢ１および一方向クラッチＦ１が係合およびロッ
クであるため大サンギアｓ１は固定され、ブレーキＢ２
が解放であるためリングギアＲ１は回転自在となってい
る。このため動力の伝達は、入力軸２１→小サンギアＳ
２→ショートプラネタリピニオンＰｓ→ロングブラネタ
リビニオンＰ１→キャリアＰ１→出力軸２２のようにな
り、最大トータルトルク比（１）を得て、最大減速比状
態を達成する。この時、大サンギアＳ１は一方向クラッ
チＦ１を介して固定されているため、エンジンブレーキ
は効かない。
ション式無段変速機構３には動力の伝達は行われず、ブ
レーキＢ１および一方向クラッチＦ１が係合およびロッ
クであるため大サンギアｓ１は固定され、ブレーキＢ２
が解放であるためリングギアＲ１は回転自在となってい
る。このため動力の伝達は、入力軸２１→小サンギアＳ
２→ショートプラネタリピニオンＰｓ→ロングブラネタ
リビニオンＰ１→キャリアＰ１→出力軸２２のようにな
り、最大トータルトルク比（１）を得て、最大減速比状
態を達成する。この時、大サンギアＳ１は一方向クラッ
チＦ１を介して固定されているため、エンジンブレーキ
は効かない。
ｂ）Ｄレンジ（ハイギア時）
表１に示す如くクラッチＣ１が係合しているためトラク
ション式無段変速機構３に動力の伝達が行われ、プラネ
タリギアセットＰｆとトラクション式無段変速機構３の
双方で、トルクを分割して伝達する。このときの動力の
伝達は、入力軸２１→小サンギアＳ２→ショートプラネ
タリビニΔノＰＳ−＋ロングプラネタリピニオンＰ１−
〉キャリア１〕１→出力軸２２というものと、入力軸２
１→クラッチＣ１→スプロケット２４→ベルト２６→ス
プロクツ１〜２５→入力部２３Ａ→入力側円環板３１→
コロ３４→出力側円環板３２→出力部２３Ｂ→減速ドラ
イブギア２７→減速ドリブンギ７２８→サンギア軸２９
→大サンギアＳ１→ロングプラネタリピニオンＰ１→キ
ャリアＰ１→出力軸２２のような２つのパターンを有し
、コロ３４を転動させることにより表２に示す如く０．
５０から２．００までトルク比を変更し、アンダードラ
イブ状態（第１図）からオーバードライブ状態（第２図
）までを達成する。また、ブレーキＢ１が係合した状態
で一方向クラッチＦ１によって日一ギアとハイギアのタ
イミングをとるため、変速ショックが小さくその制御も
容易である。
ション式無段変速機構３に動力の伝達が行われ、プラネ
タリギアセットＰｆとトラクション式無段変速機構３の
双方で、トルクを分割して伝達する。このときの動力の
伝達は、入力軸２１→小サンギアＳ２→ショートプラネ
タリビニΔノＰＳ−＋ロングプラネタリピニオンＰ１−
〉キャリア１〕１→出力軸２２というものと、入力軸２
１→クラッチＣ１→スプロケット２４→ベルト２６→ス
プロクツ１〜２５→入力部２３Ａ→入力側円環板３１→
コロ３４→出力側円環板３２→出力部２３Ｂ→減速ドラ
イブギア２７→減速ドリブンギ７２８→サンギア軸２９
→大サンギアＳ１→ロングプラネタリピニオンＰ１→キ
ャリアＰ１→出力軸２２のような２つのパターンを有し
、コロ３４を転動させることにより表２に示す如く０．
５０から２．００までトルク比を変更し、アンダードラ
イブ状態（第１図）からオーバードライブ状態（第２図
）までを達成する。また、ブレーキＢ１が係合した状態
で一方向クラッチＦ１によって日一ギアとハイギアのタ
イミングをとるため、変速ショックが小さくその制御も
容易である。
ＣＡＲレンジ
表１に示す如くブレーキＢ２が係合しているためリング
ギアＲ１は固定され、クラッチＣ１が解放のためトラク
ション式無段変速機構３には動力の伝達はない。このた
め動力の伝達は、入力軸２１→小ザンギアＳ２→ショー
トプラネタリピニオンｐ３→ロングブラネタリビニオン
Ｐ１→キャリアＰ１→出力軸２２となり、この時出力軸
２２は入力軸２１とは逆回転となり、Ｒ状態を達成する
。
ギアＲ１は固定され、クラッチＣ１が解放のためトラク
ション式無段変速機構３には動力の伝達はない。このた
め動力の伝達は、入力軸２１→小ザンギアＳ２→ショー
トプラネタリピニオンｐ３→ロングブラネタリビニオン
Ｐ１→キャリアＰ１→出力軸２２となり、この時出力軸
２２は入力軸２１とは逆回転となり、Ｒ状態を達成する
。
ｄ）ルンジ
表１に示す如くクラッチＣ１が解放されブレーキＢ３が
係合されるため、大サンギアＳ１が固定されるのでＤレ
ンジ（ローギア時）と同様に最大減速比状態を達成する
。しかもブレーキＢ３は一方向クラッチを介さないため
エンジンブレーキとして機能する。
係合されるため、大サンギアＳ１が固定されるのでＤレ
ンジ（ローギア時）と同様に最大減速比状態を達成する
。しかもブレーキＢ３は一方向クラッチを介さないため
エンジンブレーキとして機能する。
表２にトラクション式無段変速機構（ＣＶＴ）のトルク
比（ｉ）、ｔ−ルク配分率（ＴＩ ／Ｔｉ ＞、トータ
ルトルク比（Ｉ＝ＴＯ／Ｔｉ ）をＨ状態、Ｌ状態、Ｒ
状態について示す。
比（ｉ）、ｔ−ルク配分率（ＴＩ ／Ｔｉ ＞、トータ
ルトルク比（Ｉ＝ＴＯ／Ｔｉ ）をＨ状態、Ｌ状態、Ｒ
状態について示す。
これは大サンギアＳ１、小サンギアＳ２、リングギアＲ
１の歯数比を３１＝３５．５２＝２８、Ｒ１−７８とし
、トルク比ψ［＝入力部のトルク比（ψ１）×出力部の
トルク比（ψ２）］をψ−１，０と設定して計算したも
のである。Ｔ１＝トラクション式無段変速機構伝達トル
ク、Ｔｉ−インプットトルクである。
１の歯数比を３１＝３５．５２＝２８、Ｒ１−７８とし
、トルク比ψ［＝入力部のトルク比（ψ１）×出力部の
トルク比（ψ２）］をψ−１，０と設定して計算したも
のである。Ｔ１＝トラクション式無段変速機構伝達トル
ク、Ｔｉ−インプットトルクである。
第３図は本発明の車両用無段変速機の第２実施例を示す
。
。
本実施例ではクラッチＣ１をトラクション式無段変速機
構３の出力部である減速ドリブンギア２８とサンギア軸
２９との間に配置している。作動は第１実施例と同様で
ある。また第１実施例のものと同−機能物は同一番号と
した。
構３の出力部である減速ドリブンギア２８とサンギア軸
２９との間に配置している。作動は第１実施例と同様で
ある。また第１実施例のものと同−機能物は同一番号と
した。
第４図はトラクション無段変速機構の伝達トル、り、転
勤半径、必要アクシャルフォースの関係を示したもので
ある。
勤半径、必要アクシャルフォースの関係を示したもので
ある。
ここで王は出力側円環板の伝達トルク（ｋｏ／ｍ ＞、
Ｒａは出力側円環板の転勤半径（ｍｍ） 、Ｆは必要ア
クシャルフォース（ｋｏｆ ）である。
Ｒａは出力側円環板の転勤半径（ｍｍ） 、Ｆは必要ア
クシャルフォース（ｋｏｆ ）である。
第１図、第２図は本発明の車両用無段変速機の第１実施
例の骨格図、第３図は本発明の車両用無段変速機の第２
実施例の骨格図、第４図はトラクション式無段変速機の
トルク容量を示すグラフである。 図中 １・・・トルクコンバータ ２・・・車両用無
段変速機 ３・・・１〜クラクション無段変速機構 Ｐ
ｆ・・・プラネタリギアセット Ｓｌ・・・大サンギア
Ｓ２・・・小サンギア Ｒ１・・・リングギア ｐｓ・
・・ショートプラネタリピニオン ＰＩ・・・ロングプ
ラネタリピニオン Ｐｌ・・・キャリア Ｃ１・・・ク
ラッチＢ１、Ｂ２、Ｂ３・・・ブレーキ Ｆｌ・・・一
方向クラッヂ
例の骨格図、第３図は本発明の車両用無段変速機の第２
実施例の骨格図、第４図はトラクション式無段変速機の
トルク容量を示すグラフである。 図中 １・・・トルクコンバータ ２・・・車両用無
段変速機 ３・・・１〜クラクション無段変速機構 Ｐ
ｆ・・・プラネタリギアセット Ｓｌ・・・大サンギア
Ｓ２・・・小サンギア Ｒ１・・・リングギア ｐｓ・
・・ショートプラネタリピニオン ＰＩ・・・ロングプ
ラネタリピニオン Ｐｌ・・・キャリア Ｃ１・・・ク
ラッチＢ１、Ｂ２、Ｂ３・・・ブレーキ Ｆｌ・・・一
方向クラッヂ
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １）入力軸と、出力軸と、前記入力軸と出力軸との間に
配設されるトラクション式無段変速機構と、遊星歯車変
速機機構とを組合せて構成される車両用無段変速機にお
いて、 前記遊星歯車変速機構は２つの入力要素と１つの出力要
素を有し、前記入力軸を遊星歯車変速機構の第１の入力
要素と連結すると共に、トラクション式無段変速機構を
介して遊星歯車変速機構の第２の入力要素と連結し、前
記出力軸を遊星歯車変速機構の出力要素と連結し、トラ
クション式無段変速機構の入力部または出力部に動力遮
断用クラッチを設け、高速走行時には前記クラッチを係
合することによりトラクション式無段変速機構と遊星歯
車変速機構の両方でトルクを伝達し、低速走行時および
後退時には前記クラッチを解放することによりトラクシ
ョン式無段変速機構へのトルク伝動を遮断し、遊星歯車
変速機構によりトルクを伝達することを特徴とする車両
用無段変速機。 ２）前記遊星歯車変速機構は、第１の入力要素である小
サンギアと、第２の入力要素である大サンギアと、該大
サンギアを制動する前進用ブレーキと、出力要素である
キャリアと、前記小サンギア、大サンギアにそれぞれ歯
合するショートプラネタリピニオンおよびロングプラネ
タリピニオンと、該ロングプラネタリピニオンに歯合す
るリングギアと、該リングギアを制動する後進用ブレー
キとからなることを特徴とする特許請求の範囲第１項記
載の車両用無段変速機。 ３）前記前進用ブレーキは、前記大サンギアと一方向ク
ラッチを介して連結されることを特徴とする特許請求の
範囲第２項記載の車両用無段変速機。 ４）前記前進用ブレーキは、前記大サンギアと一方向ク
ラッチを介して連結される第１のブレーキと、前記大サ
ンギアと直接連結される第２のブレーキとからなること
を特徴とする特許請求の範囲第２項記載の車両用無段変
速機。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP15153584A JPS6131760A (ja) | 1984-07-20 | 1984-07-20 | 車両用無段変速機 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP15153584A JPS6131760A (ja) | 1984-07-20 | 1984-07-20 | 車両用無段変速機 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6131760A true JPS6131760A (ja) | 1986-02-14 |
Family
ID=15520634
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP15153584A Pending JPS6131760A (ja) | 1984-07-20 | 1984-07-20 | 車両用無段変速機 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6131760A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP0905414A3 (en) * | 1997-09-29 | 2001-03-07 | Ford Global Technologies, Inc. | Dual mode continuously variable transmission |
| EP0905415A3 (en) * | 1997-09-29 | 2001-03-07 | Ford Global Technologies, Inc. | Dual mode continuously variable transmission |
-
1984
- 1984-07-20 JP JP15153584A patent/JPS6131760A/ja active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP0905414A3 (en) * | 1997-09-29 | 2001-03-07 | Ford Global Technologies, Inc. | Dual mode continuously variable transmission |
| EP0905415A3 (en) * | 1997-09-29 | 2001-03-07 | Ford Global Technologies, Inc. | Dual mode continuously variable transmission |
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