JP2002327827A - Infinite variable-speed drive - Google Patents

Infinite variable-speed drive

Info

Publication number
JP2002327827A
JP2002327827A JP2001137283A JP2001137283A JP2002327827A JP 2002327827 A JP2002327827 A JP 2002327827A JP 2001137283 A JP2001137283 A JP 2001137283A JP 2001137283 A JP2001137283 A JP 2001137283A JP 2002327827 A JP2002327827 A JP 2002327827A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
continuously variable
power
speed
variable transmission
input
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
JP2001137283A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2002327827A5 (en
Inventor
Takashi Imanishi
尚 今西
Shinji Miyata
慎司 宮田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
NSK Ltd
Original Assignee
NSK Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by NSK Ltd filed Critical NSK Ltd
Priority to JP2001137283A priority Critical patent/JP2002327827A/en
Publication of JP2002327827A publication Critical patent/JP2002327827A/en
Publication of JP2002327827A5 publication Critical patent/JP2002327827A5/ja
Pending legal-status Critical Current

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)
  • Friction Gearing (AREA)
  • Transmission Devices (AREA)

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent interruption of power transmission and to eliminate a sense of incongruity of a driver in transition from a low speed mode of connecting a low speed clutch 41 to a high speed mode of connecting a high speed clutch 24. SOLUTION: The infinite variable-speed drive is composed by combining a planetary gear mechanism 20 and a continuously variable transmission 43. A one-way clutch 44 transmitting power from a carrier 33 to a sun gear 30 even in case of disconnecting the low speed clutch 41 is provided between the carrier 33 and the sun gear 30 composing the planetary gear mechanism 20. Since power is transmitted by the one-way clutch 44 during a period from interrupting the connection of the low speed clutch 41 to connection of the high speed clutch 24, the interruption of power transmission is prevented.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】この発明に係る無段変速装置は、
各種産業用機械用の変速装置として、或は自動車用自動
変速装置を構成する変速ユニットとして利用する。BACKGROUND OF THE INVENTION A continuously variable transmission according to the present invention
It is used as a transmission for various industrial machines or as a transmission unit constituting an automatic transmission for automobiles.

【０００２】[0002]

【従来の技術】自動車用自動変速装置を構成する為の変
速ユニットとして、図６〜７に略示する様なハーフトロ
イダル型無段変速機（以下、単にトロイダル型無段変速
機とする）を使用する事が研究され、一部で実施されて
いる。このハーフトロイダル型無段変速機は、例えば実
開昭６２−７１４６５号公報に開示されている様に、入
力軸１と同心に入力側ディスク２を支持し、この入力軸
１と同心に配置された出力軸３の端部に出力側ディスク
４を固定している。トロイダル型無段変速機を納めたケ
ーシング５（後述する図９参照）の内側には、上記入力
軸１並びに出力軸３に対し捻れの位置にある枢軸６、６
を中心として揺動するトラニオン７、７を設けている。2. Description of the Related Art A half toroidal type continuously variable transmission (hereinafter simply referred to as a toroidal type continuously variable transmission) as schematically shown in FIGS. Its use has been studied and implemented in some places. This half toroidal type continuously variable transmission supports an input side disk 2 concentrically with an input shaft 1 and is disposed concentrically with the input shaft 1 as disclosed in, for example, Japanese Utility Model Laid-Open Publication No. Sho 62-71465. The output side disk 4 is fixed to the end of the output shaft 3. Inside a casing 5 (see FIG. 9 described later) in which the toroidal-type continuously variable transmission is housed, there are pivots 6, 6 which are twisted with respect to the input shaft 1 and the output shaft 3.
The trunnions 7, 7 swinging around the center are provided.

【０００３】これら各トラニオン７、７は、両端部外側
面に上記枢軸６、６を、各トラニオン７、７毎に互いに
同心に、各トラニオン７、７毎に１対ずつ設けている。
これら各枢軸６、６の中心軸は、上記各ディスク２、４
の中心軸と交差する事はないが、これら各ディスク２、
４の中心軸の方向に対しほぼ直角方向である、捩れの位
置に存在する。又、上記各トラニオン７、７の中心部に
は変位軸８、８の基半部を支持し、上記枢軸６、６を中
心として各トラニオン７、７を揺動させる事により、上
記変位軸８、８の傾斜角度の調節を自在としている。上
記各トラニオン７、７に支持された変位軸８、８の先半
部周囲には、それぞれパワーローラ９、９を回転自在に
支持している。そして、これら各パワーローラ９、９
を、上記入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２
ａ、４ａ同士の間に挟持している。Each of the trunnions 7, 7 is provided with a pair of pivots 6, 6 on the outer surfaces of both ends thereof, concentric with each other and with each of the trunnions 7, 7.
The central axis of each of these pivots 6, 6 is
Does not intersect with the center axis of each of these discs 2,
4 lies in a torsional position that is substantially perpendicular to the direction of the central axis. The trunnions 7, 7 support the base half of the displacement shafts 8, 8 at the center thereof, and swing the trunnions 7, 7 about the pivots 6, 6 to thereby displace the displacement shafts 8, 7. , 8 can be freely adjusted. Power rollers 9, 9 are rotatably supported around the first half of the displacement shafts 8, 8 supported by the trunnions 7, 7, respectively. Then, each of these power rollers 9, 9
To the inner surfaces 2 of the input side and output side disks 2 and 4.
a, 4a.

【０００４】上記入力側、出力側両ディスク２、４の互
いに対向する内側面２ａ、４ａは、それぞれ断面が、上
記枢軸６を中心とする円弧若しくはこの様な円弧に近い
曲線を回転させて得られる、断面円弧状の凹面をなして
いる。そして、球状凸面に形成された各パワーローラ
９、９の周面９ａ、９ａを、上記内側面２ａ、４ａに当
接させている。又、上記入力軸１と入力側ディスク２と
の間には、ローディングカム装置１０を設け、このロー
ディングカム装置１０によって上記入力側ディスク２
を、出力側ディスク４に向け弾性的に押圧しつつ、回転
駆動自在としている。The inner surfaces 2a and 4a of the input and output disks 2 and 4 facing each other are obtained by rotating a circular arc centered on the pivot 6 or a curve close to such a circular arc. It has an arc-shaped concave surface. Then, the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 formed on the spherical convex surfaces are brought into contact with the inner side surfaces 2a, 4a. In addition, a loading cam device 10 is provided between the input shaft 1 and the input disk 2, and the loading cam device 10 is used to load the input disk 2.
, While being elastically pressed toward the output-side disk 4, can be rotationally driven.

【０００５】上述の様に構成されるトロイダル型無段変
速機の使用時、入力軸１の回転に伴って上記ローディン
グカム装置１０が上記入力側ディスク２を、上記複数の
パワーローラ９、９に押圧しつつ回転させる。そして、
この入力側ディスク２の回転が、上記複数のパワーロー
ラ９、９を介して出力側ディスク４に伝達され、この出
力側ディスク４に固定の出力軸３が回転する。When the toroidal-type continuously variable transmission configured as described above is used, the loading cam device 10 causes the input side disk 2 to move to the plurality of power rollers 9 with the rotation of the input shaft 1. Rotate while pressing. And
The rotation of the input disk 2 is transmitted to the output disk 4 via the plurality of power rollers 9, and the output shaft 3 fixed to the output disk 4 rotates.

【０００６】入力軸１と出力軸３との回転速度を変える
場合で、先ず入力軸１と出力軸３との間で減速を行なう
場合には、枢軸６、６を中心として前記各トラニオン
７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周面９ａ、
９ａが図６に示す様に、入力側ディスク２の内側面２ａ
の中心寄り部分と出力側ディスク４の内側面４ａの外周
寄り部分とにそれぞれ当接する様に、上記各変位軸８、
８を傾斜させる。When the rotation speed of the input shaft 1 and the output shaft 3 is changed, and when the deceleration is first performed between the input shaft 1 and the output shaft 3, the trunnions 7, 7 and the peripheral surface 9a of each power roller 9
9a, as shown in FIG.
And the displacement shafts 8 so as to abut against the portion near the center of the output disk 4 and the portion near the outer periphery of the inner surface 4a of the output side disk 4, respectively.
8 is tilted.

【０００７】反対に、増速を行なう場合には、上記各ト
ラニオン７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周
面９ａ、９ａが図７に示す様に、入力側ディスク２の内
側面２ａの外周寄り部分と出力側ディスク４の内側面４
ａの中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、上記各
変位軸８、８を傾斜させる。これら各変位軸８、８の傾
斜角度を図６と図７との中間にすれば、入力軸１と出力
軸３との間で、中間の変速比を得られる。On the contrary, when increasing the speed, the trunnions 7, 7 are swung so that the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9, as shown in FIG. A portion of the inner surface 2a near the outer periphery and the inner surface 4 of the output disk 4
Each of the displacement shafts 8, 8 is inclined so as to abut on the portion near the center of a. If the inclination angle of each of the displacement shafts 8, 8 is set between those in FIGS. 6 and 7, an intermediate speed ratio can be obtained between the input shaft 1 and the output shaft 3.

【０００８】更に、図８〜９は、実願昭６３−６９２９
３号（実開平１−１７３５５２号）のマイクロフィルム
に記載された、より具体化されたトロイダル型無段変速
機を示している。入力側ディスク２と出力側ディスク４
とは円管状の入力軸１１の周囲に、それぞれ回転自在に
支持している。又、この入力軸１１の端部と上記入力側
ディスク２との間に、ローディングカム装置１０を設け
ている。一方、上記出力側ディスク４には、出力歯車１
２を結合し、これら出力側ディスク４と出力歯車１２と
が同期して回転する様にしている。FIGS. 8 and 9 show Japanese Utility Model Application No. 63-6929.
3 shows a more specific toroidal-type continuously variable transmission described in Microfilm No. 3 (Japanese Utility Model Laid-Open No. 1-173552). Input disk 2 and output disk 4
Are rotatably supported around the input shaft 11 having a tubular shape. Further, a loading cam device 10 is provided between the end of the input shaft 11 and the input side disk 2. On the other hand, the output side disk 4 has the output gear 1
2 so that the output side disk 4 and the output gear 12 rotate synchronously.

【０００９】１対のトラニオン７、７の両端部に互いに
同心に設けた枢軸６、６は１対の支持板１３、１３に、
揺動並びに軸方向（図８の表裏方向、図９の左右方向）
の変位自在に支持している。そして、上記各トラニオン
７、７の中間部に、変位軸８、８の基半部を支持してい
る。これら各変位軸８、８は、基半部と先半部とを互い
に偏心させている。そして、このうちの基半部を上記各
トラニオン７、７の中間部に回転自在に支持し、それぞ
れの先半部にパワーローラ９、９を回転自在に支持して
いる。Axles 6, 6 provided concentrically at both ends of a pair of trunnions 7, 7 are attached to a pair of support plates 13, 13, respectively.
Swing and axial direction (front and back direction in FIG. 8, left and right direction in FIG. 9)
Is displaceably supported. A base half of the displacement shafts 8, 8 is supported at an intermediate portion between the trunnions 7, 7. Each of these displacement shafts 8 and 8 displaces the base half and the front half from each other. The base half is rotatably supported in the middle of each of the trunnions 7, 7 and the power rollers 9, 9 are rotatably supported in the respective first half.

【００１０】尚、上記１対の変位軸８、８は、上記入力
軸１１に対して１８０度反対側位置に設けている。又、
これら各変位軸８、８の基半部と先半部とが偏心してい
る方向は、上記入力側、出力側両ディスク２、４の回転
方向に関して同方向（図９で左右逆方向）としている。
又、偏心方向は、上記入力軸１１の配設方向に対してほ
ぼ直交する方向としている。従って上記各パワーローラ
９、９は、上記入力軸１１の配設方向に関する若干の変
位自在に支持される。The pair of displacement shafts 8, 8 are provided at positions opposite to the input shaft 11 by 180 degrees. or,
The directions in which the base half and the front half of these displacement shafts 8, 8 are eccentric are the same (the left and right opposite directions in FIG. 9) with respect to the rotation directions of the input side and output side disks 2, 4. .
Further, the eccentric direction is a direction substantially orthogonal to the direction in which the input shaft 11 is provided. Accordingly, the power rollers 9 are supported so as to be slightly displaceable in the direction in which the input shaft 11 is disposed.

【００１１】又、上記各パワーローラ９、９の外側面と
上記各トラニオン７、７の中間部内側面との間には、こ
れら各パワーローラ９、９の外側面の側から順に、スラ
スト玉軸受１４、１４とスラストニードル軸受１５、１
５とを設けている。このうちのスラスト玉軸受１４、１
４は、上記各パワーローラ９、９に加わるスラスト方向
の荷重を支承しつつ、これら各パワーローラ９、９の回
転を許容する。又、上記各スラストニードル軸受１５、
１５は、上記各パワーローラ９、９から上記各スラスト
玉軸受１４、１４を構成する外輪１６、１６に加わるス
ラスト荷重を支承しつつ、上記各変位軸８、８の先半部
及び上記外輪１６、１６が、これら各変位軸８、８の基
半部を中心として揺動する事を許容する。更に、上記各
トラニオン７、７は、油圧式のアクチュエータ１７、１
７により、前記各枢軸６、６の軸方向の変位を自在とし
ている。A thrust ball bearing is provided between the outer surface of each of the power rollers 9, 9 and the inner surface of the intermediate portion of each of the trunnions 7, 7 in order from the outer surface of each of the power rollers 9, 9. 14, 14 and thrust needle bearings 15, 1
5 are provided. Of these, thrust ball bearings 14, 1
4 allows the rotation of the power rollers 9 while supporting the load in the thrust direction applied to the power rollers 9. Further, each of the thrust needle bearings 15,
Reference numeral 15 denotes a first half of each of the displacement shafts 8, 8 and the outer ring 16 while supporting a thrust load applied from the respective power rollers 9, 9 to the outer rings 16, 16 constituting the respective thrust ball bearings 14, 14. , 16 are allowed to swing about the base half of each of these displacement shafts 8, 8. Further, each of the trunnions 7, 7 is provided with a hydraulic actuator 17, 1,
7, the axial displacement of each of the pivots 6, 6 is made freely.

【００１２】上述の様に構成されるトロイダル型無段変
速機の場合、入力軸１１の回転はローディングカム装置
１０を介して入力側ディスク２に伝えられる。そして、
この入力側ディスク２の回転が、１対のパワーローラ
９、９を介して出力側ディスク４に伝えられ、更にこの
出力側ディスク４の回転が、出力歯車１２より取り出さ
れる。In the case of the toroidal type continuously variable transmission configured as described above, the rotation of the input shaft 11 is transmitted to the input disk 2 via the loading cam device 10. And
The rotation of the input disk 2 is transmitted to the output disk 4 via a pair of power rollers 9, 9, and the rotation of the output disk 4 is extracted from the output gear 12.

【００１３】入力軸１１と出力歯車１２との間の回転速
度比を変える場合には、上記各アクチュエータ１７、１
７により上記１対のトラニオン７、７を、それぞれ逆方
向に、例えば、図９の下側のパワーローラ９を同図の右
側に、同図の上側のパワーローラ９を同図の左側に、そ
れぞれ変位させる。この結果、これら各パワーローラ
９、９の周面９ａ、９ａと上記入力側ディスク２及び出
力側ディスク４の内側面２ａ、４ａとの当接部に作用す
る、接線方向の力の向きが変化する。そして、この力の
向きの変化に伴って上記各トラニオン７、７が、支持板
１３、１３に枢支された枢軸６、６を中心として、互い
に逆方向に揺動する。この結果、前述の図６〜７に示し
た様に、上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと
上記各内側面２ａ、４ａとの当接位置が変化し、上記入
力軸１１と出力歯車１２との間の回転速度比が変化す
る。When changing the rotation speed ratio between the input shaft 11 and the output gear 12, the above-mentioned actuators 17, 1
7, the pair of trunnions 7 and 7 are arranged in opposite directions, for example, the lower power roller 9 of FIG. 9 is on the right side of the figure, the upper power roller 9 of FIG. Displace each. As a result, the direction of the tangential force acting on the contact portions between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a of the input disk 2 and the output disk 4 changes. I do. Then, with the change in the direction of the force, the trunnions 7, 7 swing in opposite directions about the pivots 6, 6 pivotally supported by the support plates 13, 13, respectively. As a result, as shown in FIGS. 6 and 7 described above, the contact positions between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a change, and the input shaft 11 The rotation speed ratio with the output gear 12 changes.

【００１４】トロイダル型無段変速機による動力伝達時
には、構成各部の弾性変形に基づいて、上記各パワーロ
ーラ９、９が上記入力軸１１の軸方向に変位する。そし
て、これら各パワーローラ９、９を支持した前記各変位
軸８、８が、それぞれの基半部を中心として僅かに回動
する。この回動の結果、上記各スラスト玉軸受１４、１
４の外輪１６、１６の外側面と上記各トラニオン７、７
の内側面とが相対変位する。これら外側面と内側面との
間には、前記各スラストニードル軸受１５、１５が存在
する為、この相対変位に要する力は小さい。During power transmission by the toroidal type continuously variable transmission, the power rollers 9 are displaced in the axial direction of the input shaft 11 based on the elastic deformation of the components. Then, the respective displacement shafts 8 supporting the respective power rollers 9 slightly rotate about the respective base halves. As a result of this rotation, each of the thrust ball bearings 14, 1
4 and the outer surfaces of the outer races 16, 16 and the respective trunnions 7, 7
Relatively displaces with the inner surface. Since the thrust needle bearings 15 exist between the outer surface and the inner surface, the force required for the relative displacement is small.

【００１５】上述の様に構成され作用するトロイダル型
無段変速機の場合には、上記入力軸１１と出力歯車１２
との間での動力伝達を２個のパワーローラ９、９により
行なっている。従って、各パワーローラ９、９の周面９
ａ、９ａと入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２
ａ、４ａとの間で伝達される単位面積当たりの力が大き
くなり、伝達可能な動力に限界を生じる。この様な事情
に鑑みて、ハーフトロイダル型無段変速機により伝達可
能な動力を大きくすべく、パワーローラ９、９の数を増
やす事も、従来から考えられている。In the case of the toroidal type continuously variable transmission constructed and operated as described above, the input shaft 11 and the output gear 12 are used.
Is transmitted by two power rollers 9, 9. Therefore, the peripheral surface 9 of each power roller 9
a, 9a and the inner surface 2 of both the input and output disks 2, 4
a and 4a, the force per unit area transmitted becomes large, and the power that can be transmitted is limited. In view of such circumstances, it has been conventionally considered to increase the number of power rollers 9, 9 in order to increase the power that can be transmitted by the half toroidal type continuously variable transmission.

【００１６】この様な目的でパワーローラ９、９の数を
増やす為の構造の１例として、図１０に示す様に、入力
軸１１ａの周囲に入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側デ
ィスク４、４とを２個ずつ設け、これら２個ずつの入力
側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４とを動力
の伝達方向に関して互いに並列に配置する、所謂ダブル
キャビティ型の構造が、従来から知られている。この図
１０に示した構造は、上記入力軸１１ａの中間部周囲に
出力歯車１２ａを、この入力軸１１ａに対する回転を自
在として支持し、この出力歯車１２ａの中心部に設けた
円筒部の両端部に上記各出力側ディスク４、４を、スプ
ライン係合させている。又、上記各入力側ディスク２
Ａ、２Ｂは、上記入力軸１１ａの両端部に、この入力軸
１１ａと共に回転自在に支持している。この入力軸１１
ａは、駆動軸１８により、ローディングカム式の押圧装
置１０を介して回転駆動する。この様なダブルキャビテ
ィ型のトロイダル型無段変速機の場合には、入力軸１１
ａから出力歯車１２ａへの動力の伝達を、一方の入力側
ディスク２Ａと出力側ディスク４との間と、他方の入力
側ディスク２Ｂと出力側ディスク４との間との、２系統
に分けて行なうので、大きな動力の伝達を行なえる。As an example of a structure for increasing the number of power rollers 9 for such purpose, as shown in FIG. 10, input disks 2A and 2B and output disks 4 around input shaft 11a are provided. The so-called double-cavity type structure in which two input discs 2A and 2B and two output discs 4 and 4 are arranged in parallel with respect to the power transmission direction is conventionally known. Have been. In the structure shown in FIG. 10, an output gear 12a is supported around an intermediate portion of the input shaft 11a so as to freely rotate with respect to the input shaft 11a, and both ends of a cylindrical portion provided at the center of the output gear 12a. The output side disks 4, 4 are spline-engaged. Also, each of the input side disks 2
A and 2B are rotatably supported on both ends of the input shaft 11a together with the input shaft 11a. This input shaft 11
a is rotationally driven by a driving shaft 18 via a loading cam type pressing device 10. In the case of such a double-cavity toroidal type continuously variable transmission, the input shaft 11
The transmission of power from a to the output gear 12a is divided into two systems, one between the input side disk 2A and the output side disk 4, and the other between the other input side disk 2B and the output side disk 4. As a result, large power can be transmitted.

【００１７】上述の様に構成され作用するトロイダル型
無段変速機を実際の自動車用の無段変速機に組み込む場
合、遊星歯車機構と組み合わせて無段変速装置を構成す
る事が、特開平１−１６９１６９号公報、同１−３１２
２６６号公報、同１０−１９６７５９号公報、同１１−
６３１４６号公報等に記載されている様に、従来から提
案されている。即ち、低速走行時にはエンジンの駆動力
をトロイダル型無段変速機のみで伝達し、高速走行時に
は上記駆動力を遊星歯車機構で伝達する事により、高速
走行時に上記トロイダル型無段変速機に加わるトルクの
低減を図る様にしている。この様に構成する事により、
上記トロイダル型無段変速機の構成各部材の耐久性を向
上させる事ができる。When the toroidal-type continuously variable transmission constructed and operated as described above is incorporated in an actual continuously variable transmission for an automobile, it is known to construct a continuously variable transmission in combination with a planetary gear mechanism. -169169, 1-312
266, 10-196759 and 11-
As described in JP 63146 Gazette and the like, it has been conventionally proposed. That is, the torque applied to the toroidal-type continuously variable transmission during high-speed traveling is transmitted by transmitting the driving force of the engine only at the time of low-speed traveling by the toroidal-type continuously variable transmission, and transmitting the driving force by the planetary gear mechanism at high-speed traveling. Is to be reduced. By configuring in this way,
The durability of each component of the toroidal-type continuously variable transmission can be improved.

【００１８】図１１は、上記各公報のうちの特開平１１
−６３１４６号公報に記載された無段変速装置を示して
いる。この無段変速装置は、ダブルキャビティ型のトロ
イダル型無段変速機１９と遊星歯車機構２０とを組み合
わせて成る。そして、低速走行時には動力をこのトロイ
ダル型無段変速機１９のみで伝達し、高速走行時には動
力を、主として上記遊星歯車機構２０により伝達すると
共に、この遊星歯車機構２０による変速比を、上記トロ
イダル型無段変速機１９の変速比を変える事により調節
自在としている。FIG. 11 shows Japanese Patent Application Laid-Open No.
1 shows a continuously variable transmission disclosed in JP-63146B. This continuously variable transmission is configured by combining a toroidal type continuously variable transmission 19 of a double cavity type and a planetary gear mechanism 20. Power is transmitted only by the toroidal-type continuously variable transmission 19 during low-speed running, and power is mainly transmitted by the planetary gear mechanism 20 during high-speed running, and the gear ratio of the planetary gear mechanism 20 is changed by the toroidal-type continuously variable transmission 19. The speed can be freely adjusted by changing the speed ratio of the continuously variable transmission 19.

【００１９】この為に、上記トロイダル型無段変速機１
９の中心部を貫通し、両端部に１対の入力側ディスク２
Ａ、２Ｂを支持した入力軸１１ａの基端部（図１１の右
端部）と上記遊星歯車機構２０を構成するリング歯車２
１を支持した支持板２２の中心部に固定した伝達軸２３
とを、高速用クラッチ２４を介して結合している。尚、
上記１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂのうち、先端側
（図１１の右側）の入力側ディスク２Ｂは上記入力軸１
１ａに対し、例えば前述の図１０に示した従来構造の場
合と同様にして、この入力軸１１ａと同期した回転並び
にこの入力軸１１ａの軸方向に関する実質的な移動を阻
止した状態で支持している。これに対して基端側（図１
１の左側）の入力側ディスク２Ａは上記入力軸１１ａに
対し、例えばやはり図１０に示した従来構造の場合と同
様にして、この入力軸１１ａと同期した回転並びにこの
入力軸１１ａの軸方向に関する移動自在に支持してい
る。何れにしても、上記トロイダル型無段変速機１９の
構成は、次述する押圧装置２５の点を除き、前述の図１
０に示した従来構造の場合と、実質的に同様である。Therefore, the toroidal type continuously variable transmission 1
9 and a pair of input side disks 2 at both ends.
A, 2B, the base end (the right end in FIG. 11) of the input shaft 11a and the ring gear 2 constituting the planetary gear mechanism 20.
Transmission shaft 23 fixed to the center of a support plate 22 supporting
And are connected via a high-speed clutch 24. still,
Of the pair of input side disks 2A and 2B, the input side disk 2B on the distal end side (right side in FIG. 11) is the input shaft 1
For example, in the same manner as in the case of the conventional structure shown in FIG. 10 described above, the support 1a is supported in a state in which the rotation synchronized with the input shaft 11a and the substantial movement of the input shaft 11a in the axial direction are prevented. I have. On the other hand, the proximal side (FIG. 1)
The input side disk 2A (on the left side of FIG. 1) rotates with respect to the input shaft 11a in a manner synchronized with the input shaft 11a and the axial direction of the input shaft 11a in the same manner as in the case of the conventional structure also shown in FIG. It is movably supported. In any case, the configuration of the toroidal type continuously variable transmission 19 is the same as that of FIG. 1 except for a pressing device 25 described below.
This is substantially the same as the conventional structure shown in FIG.

【００２０】又、駆動源であるエンジン２６のクランク
シャフト２７の出力側端部（図１１の右端部）と上記入
力軸１１ａの入力側端部（＝基端部＝図１１の左端部）
との間に、発進クラッチ２８と油圧式の押圧装置２５と
を、動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。
この押圧装置２５には、図示しない制御器の信号に基づ
き、上記クランクシャフト２７から前記トロイダル型無
段変速機１９に伝えられる動力の大きさ（トルク）に応
じた押圧力を発生できるだけの、所望の油圧を導入自在
としている。又、上記押圧装置２５は、軸方向の押圧力
を発生する他、回転力の伝達を自在としている。The output end (right end in FIG. 11) of the crankshaft 27 of the engine 26, which is the drive source, and the input end (= base end = left end in FIG. 11) of the input shaft 11a.
The start clutch 28 and the hydraulic pressing device 25 are provided in series with each other in the power transmission direction.
The pressing device 25 has a desired pressure that can generate a pressing force corresponding to the magnitude (torque) of power transmitted from the crankshaft 27 to the toroidal-type continuously variable transmission 19 based on a signal from a controller (not shown). The hydraulic pressure can be freely introduced. The pressing device 25 generates a pressing force in the axial direction, and is capable of transmitting a rotational force.

【００２１】又、上記入力軸１１ａの回転に基づく動力
を取り出す為の出力軸２９をこの入力軸１１ａと同心に
配置し、この出力軸２９の周囲に前記遊星歯車機構２０
を設けている。この遊星歯車機構２０を構成する太陽歯
車３０は、上記出力軸２９の入力側端部（図１１の左端
部）に固定している。従ってこの出力軸２９は、上記太
陽歯車３０の回転に伴って回転する。この太陽歯車３０
の周囲には前記リング歯車２１を、この太陽歯車３０と
同心に、且つ回転自在に支持している。そして、このリ
ング歯車２１の内周面と上記太陽歯車３０の外周面との
間に、それぞれが１対ずつの遊星歯車３１ａ、３１ｂを
組み合わせて成る、複数の遊星歯車組３２、３２を設け
ている。これら１対ずつの遊星歯車３１ａ、３１ｂは、
互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車３１
ａが上記リング歯車２１に噛合し、内径側に配置した遊
星歯車３１ｂが上記太陽歯車３０に噛合している。この
様な遊星歯車組３２、３２は、キャリア３３の片側面
（図１１の左側面）に回転自在に支持している。又、こ
のキャリア３３は、上記出力軸２９の中間部に、回転自
在に支持している。An output shaft 29 for extracting power based on the rotation of the input shaft 11a is arranged concentrically with the input shaft 11a, and the planetary gear mechanism 20 is arranged around the output shaft 29.
Is provided. The sun gear 30 constituting the planetary gear mechanism 20 is fixed to the input end of the output shaft 29 (the left end in FIG. 11). Therefore, the output shaft 29 rotates with the rotation of the sun gear 30. This sun gear 30
The ring gear 21 is rotatably supported concentrically with the sun gear 30 around the periphery of the sun gear 30. A plurality of planetary gear sets 32, 32 each of which is a combination of a pair of planetary gears 31a, 31b, are provided between the inner peripheral surface of the ring gear 21 and the outer peripheral surface of the sun gear 30. I have. These paired planetary gears 31a, 31b
Planetary gears 31 meshed with each other and arranged on the outer diameter side
a meshes with the ring gear 21, and the planetary gear 31 b arranged on the inner diameter side meshes with the sun gear 30. Such planetary gear sets 32, 32 are rotatably supported on one side surface (the left side surface in FIG. 11) of the carrier 33. The carrier 33 is rotatably supported at an intermediate portion of the output shaft 29.

【００２２】又、上記キャリア３３と、前記トロイダル
型無段変速機１９を構成する１対の出力側ディスク４、
４とを、第一の動力伝達機構３４により、回転力の伝達
を可能な状態に接続している。この第一の動力伝達機構
３４は、上記入力軸１１ａ及び上記出力軸２９と平行な
伝達軸３５と、この伝達軸３５の一端部（図１１の左端
部）に固定したスプロケット３６ａと上記各出力側ディ
スク４、４に固定したスプロケット３６ｂとの間に掛け
渡したチェン３７と、上記伝達軸３５の他端（図１１の
右端）と上記キャリア３３とにそれぞれ固定されて互い
に噛合した第一、第二の歯車３８、３９とにより構成し
ている。従って上記キャリア３３は、上記各出力側ディ
スク４、４の回転に伴って、これら出力側ディスク４、
４と反対方向に、上記第一、第二の歯車３８、３９の歯
数に応じた速度で回転する。尚、これは、上記１対のス
プロケット３６ａ、３６ｂの歯数が互いに同じ場合であ
る。Further, the carrier 33 and a pair of output side disks 4 constituting the toroidal type continuously variable transmission 19,
4 are connected by the first power transmission mechanism 34 in a state where the torque can be transmitted. The first power transmission mechanism 34 includes a transmission shaft 35 parallel to the input shaft 11a and the output shaft 29, a sprocket 36a fixed to one end (the left end in FIG. 11) of the transmission shaft 35, and each of the output shafts. A first chain 37 fixed to and engaged with the other end of the transmission shaft 35 (the right end in FIG. 11) and the carrier 33, and a chain 37 bridged between the sprockets 36b fixed to the side disks 4, 4. It comprises the second gears 38 and 39. Accordingly, the carrier 33 rotates with the rotation of each of the output disks 4, 4.
The first and second gears 38, 39 rotate at a speed corresponding to the number of teeth of the first and second gears 38, 39 in the direction opposite to 4. This is a case where the pair of sprockets 36a and 36b have the same number of teeth.

【００２３】一方、上記入力軸１１ａと上記リング歯車
２１とは、この入力軸１１ａと同心に配置された前記伝
達軸２３を介して、回転力の伝達を可能な状態に接続自
在としている。この伝達軸２３と上記入力軸１１ａとの
間には、前記高速用クラッチ２４を、これら両軸２３、
１１ａに対し直列に設けている。従って本例の場合に
は、請求項に記載した第二の動力伝達機構４０は、上記
伝達軸２３が構成する。そして、上記高速用クラッチ２
４の接続時にこの伝達軸２３は、上記入力軸１１ａの回
転に伴って、この入力軸１１ａと同方向に同速で回転す
る。On the other hand, the input shaft 11a and the ring gear 21 are freely connectable in a state where torque can be transmitted through the transmission shaft 23 arranged concentrically with the input shaft 11a. The high-speed clutch 24 is provided between the transmission shaft 23 and the input shaft 11a.
11a is provided in series. Therefore, in the case of this example, the transmission shaft 23 constitutes the second power transmission mechanism 40 described in the claims. Then, the high-speed clutch 2
At the time of connection of 4, the transmission shaft 23 rotates in the same direction and at the same speed as the input shaft 11a with the rotation of the input shaft 11a.

【００２４】又、無段変速装置は、請求項に記載したモ
ード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このク
ラッチ機構は、上記高速用クラッチ２４と、上記キャリ
ア３３の外周縁部と上記リング歯車２１の軸方向一端部
（図１１の右端部）との間に設けた低速用クラッチ４１
と、このリング歯車２１と無段変速装置のハウジング
（図示省略）等、固定の部分との間設けた後退用クラッ
チ４２とから成る。各クラッチ２４、４１、４２は、何
れか１個のクラッチが接続された場合には、残り２個の
クラッチの接続が断たれる。Further, the continuously variable transmission includes a clutch mechanism constituting a mode switching means described in the claims. The clutch mechanism includes a high-speed clutch 24 and a low-speed clutch 41 provided between the outer peripheral edge of the carrier 33 and one axial end (the right end in FIG. 11) of the ring gear 21.
And a reverse clutch 42 provided between the ring gear 21 and a fixed portion such as a housing (not shown) of the continuously variable transmission. When any one of the clutches 24, 41, and 42 is connected, the connection of the remaining two clutches is disconnected.

【００２５】上述の様に構成する無段変速装置は、先
ず、低速走行時には、上記低速用クラッチ４１を接続す
ると共に、上記高速用クラッチ２４及び後退用クラッチ
４２の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ２８を
接続し、前記入力軸１１ａを回転させると、トロイダル
型無段変速機１９のみが、この入力軸１１ａから上記出
力軸２９に動力を伝達する。この様な低速走行時には、
それぞれ１対ずつの入力側ディスク２Ａ、２Ｂと、出力
側ディスク４、４との間の変速比を、前述の図１０に示
したトロイダル型無段変速機単独の場合と同様にして調
節する。In the continuously variable transmission constructed as described above, first, during low-speed running, the low-speed clutch 41 is connected, and the high-speed clutch 24 and the reverse clutch 42 are disconnected. In this state, when the starting clutch 28 is connected and the input shaft 11a is rotated, only the toroidal type continuously variable transmission 19 transmits power from the input shaft 11a to the output shaft 29. When driving at such a low speed,
The gear ratio between the pair of input disks 2A and 2B and the pair of output disks 4 and 4 is adjusted in the same manner as in the case of the toroidal type continuously variable transmission shown in FIG.

【００２６】これに対して、高速走行時には、上記高速
用クラッチ２４を接続すると共に、上記低速用クラッチ
４１及び後退用クラッチ４２の接続を断つ。この状態で
上記発進クラッチ２８を接続し、上記入力軸１１ａを回
転させると、この入力軸１１ａから上記出力軸２９に
は、前記伝達軸２３と前記遊星歯車機構２０とが、動力
を伝達する。即ち、上記高速走行時に上記入力軸１１ａ
が回転すると、この回転は上記高速用クラッチ２４及び
伝達軸２３を介してリング歯車２１に伝わる。そして、
このリング歯車２１の回転が複数の遊星歯車組３２、３
２を介して太陽歯車３０に伝わり、この太陽歯車３０を
固定した上記出力軸２９を回転させる。この状態で、上
記トロイダル型無段変速機１９の変速比を変える事によ
り上記各遊星歯車組３２、３２の公転速度を変化させれ
ば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節でき
る。On the other hand, during high-speed running, the high-speed clutch 24 is connected, and the low-speed clutch 41 and the reverse clutch 42 are disconnected. In this state, when the start clutch 28 is connected and the input shaft 11a is rotated, the transmission shaft 23 and the planetary gear mechanism 20 transmit power from the input shaft 11a to the output shaft 29. That is, the input shaft 11a during the high speed traveling
When this rotates, this rotation is transmitted to the ring gear 21 via the high-speed clutch 24 and the transmission shaft 23. And
The rotation of the ring gear 21 is applied to a plurality of planetary gear sets 32, 3
2, the output shaft 29 to which the sun gear 30 is fixed is rotated. In this state, if the revolution speed of each of the planetary gear sets 32, 32 is changed by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 19, the speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted.

【００２７】即ち、上記高速走行時には上記各遊星歯車
組３２、３２が、上記リング歯車２１と同方向に公転す
る。そして、これら各遊星歯車組３２、３２の公転速度
が遅い程、上記太陽歯車３０を固定した出力軸２９の回
転速度が速くなる。例えば、上記公転速度とリング歯車
２１の回転速度（何れも角速度）が同じになれば、上記
リング歯車２１と出力軸２９の回転速度が同じになる。
これに対して、上記公転速度がリング歯車２１の回転速
度よりも遅ければ、上記リング歯車２１の回転速度より
も出力軸２９の回転速度が速くなる。反対に、上記公転
速度がリング歯車２１の回転速度よりも速ければ、上記
リング歯車２１の回転速度よりも出力軸２９の回転速度
が遅くなる。That is, at the time of the high-speed running, the planetary gear sets 32 revolve in the same direction as the ring gear 21. The lower the revolution speed of each of the planetary gear sets 32, 32, the higher the rotation speed of the output shaft 29 to which the sun gear 30 is fixed. For example, if the revolution speed becomes equal to the rotation speed of the ring gear 21 (both angular velocities), the rotation speed of the ring gear 21 becomes equal to the rotation speed of the output shaft 29.
On the other hand, if the revolution speed is lower than the rotation speed of the ring gear 21, the rotation speed of the output shaft 29 is higher than the rotation speed of the ring gear 21. Conversely, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 21, the rotation speed of the output shaft 29 is lower than the rotation speed of the ring gear 21.

【００２８】従って、上記高速走行時には、前記トロイ
ダル型無段変速機１９の変速比を減速側に変化させる
程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する。こ
の様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変
速機１９に、入力側ディスク２Ａ、２Ｂからではなく、
出力側ディスク４、４からトルクが加わる（低速時に加
わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのト
ルクが加わる）。即ち、前記高速用クラッチ２４を接続
した状態では、前記エンジン２６から入力軸１１ａに伝
達されたトルクは、前記伝達軸２３を介して前記遊星歯
車機構２０のリング歯車２１に伝達される。従って、入
力軸１１ａの側から各入力側ディスク２Ａ、２Ｂに伝達
されるトルクは殆どなくなる。Therefore, during the high-speed running, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 19 changes to the speed reduction side. In such a state at the time of high-speed running, the toroidal-type continuously variable transmission 19 is not connected to the input side disks 2A and 2B,
A torque is applied from the output side disks 4 and 4 (a negative torque is applied when the torque applied at a low speed is a positive torque). That is, when the high-speed clutch 24 is connected, the torque transmitted from the engine 26 to the input shaft 11 a is transmitted to the ring gear 21 of the planetary gear mechanism 20 via the transmission shaft 23. Therefore, almost no torque is transmitted from the input shaft 11a to each of the input disks 2A and 2B.

【００２９】一方、前記第二の動力伝達機構４０を介し
て前記遊星歯車機構２０のリング歯車２１に伝達された
トルクの一部は、前記各遊星歯車組３２、３２から、キ
ャリア３３及び第一の動力伝達機構３４を介して各出力
側ディスク４、４に伝わる。この様に各出力側ディスク
４、４からトロイダル型無段変速機１９に加わるトルク
は、無段変速装置全体の変速比を増速側に変化させるべ
く、トロイダル型無段変速機１９の変速比を減速側に変
化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記ト
ロイダル型無段変速機１９に入力されるトルクを小さく
して、このトロイダル型無段変速機１９の構成部品の耐
久性向上を図れる。On the other hand, a part of the torque transmitted to the ring gear 21 of the planetary gear mechanism 20 via the second power transmission mechanism 40 is transmitted from the respective planetary gear sets 32, 32 to the carrier 33 and the first Through the power transmission mechanism 34 to each of the output side disks 4, 4. As described above, the torque applied to the toroidal type continuously variable transmission 19 from each of the output side disks 4 and 4 changes the transmission ratio of the toroidal type continuously variable transmission 19 in order to change the transmission ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. Becomes smaller as the speed is changed to the deceleration side. As a result, the torque input to the toroidal type continuously variable transmission 19 during high-speed traveling can be reduced, and the durability of the components of the toroidal type continuously variable transmission 19 can be improved.

【００３０】更に、自動車を後退させるべく、前記出力
軸２９を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両ク
ラッチ４１、２４の接続を断つと共に、前記後退用クラ
ッチ４２を接続する。この結果、上記リング歯車２１が
固定され、上記各遊星歯車組３２、３２が、このリング
歯車２１並びに前記太陽歯車３０と噛合しつつ、この太
陽歯車３０の周囲を公転する。そして、この太陽歯車３
０並びにこの太陽歯車３０を固定した出力軸２９が、前
述した低速走行時並びに上述した高速走行時とは逆方向
に回転する。Further, when the output shaft 29 is reversely rotated in order to reverse the vehicle, the low speed and high speed clutches 41 and 24 are disconnected and the reverse clutch 42 is connected. As a result, the ring gear 21 is fixed, and the respective planetary gear sets 32, 32 revolve around the sun gear 30 while meshing with the ring gear 21 and the sun gear 30. And this sun gear 3
The output shaft 29 to which the sun gear 30 and the sun gear 30 are fixed rotates in the opposite direction to the above-described low-speed running and the above-described high-speed running.

【００３１】[0031]

【発明が解決しようとする課題】例えば図１１に示す様
な無段変速装置の場合、トロイダル型無段変速機１９の
耐久性向上と変速比幅の増大とを図れるが、構成各部の
損傷防止を図りつつ運転者に違和感を与えない様にする
為には、厳密な制御が必要になる。この理由は、高速
用、低速用、後退用各クラッチ２４、４１、４２のうち
の何れか１個のクラッチのみを繋ぐか、或は、高速用、
低速用両クラッチ２４、４１を繋いだ状態では、トロイ
ダル型無段変速機１９を、例えば最大増速状態のまま変
速動作を停止させる様な制御を行なう必要がある為であ
る。上記３個のクラッチ２４、４１、４２のうちの２個
以上のクラッチが同時に繋がれ、しかも上記トロイダル
型無段変速機１９に変速動作をさせる状態が出現する
と、トロイダル型無段変速機１９と遊星歯車機構２０と
のうちの一方又は双方の構成部品のうちで隣接して互い
に動力の伝達自在に係合した部材同士が、本来の動きと
は異なる動きをする結果、当該部材が損傷する。従っ
て、上記３個のクラッチ２４、４１、４２のうちの後退
用クラッチ４２を含む２個のクラッチが同時に繋がれる
状態の出現は、仮に短時間であっても避ける必要があ
る。又、高速用、低速用両クラッチ２４、４１を繋いだ
状態で上記トロイダル型無段変速機１９に変速動作を行
なわせる事も避ける必要がある。For example, in the case of a continuously variable transmission as shown in FIG. 11, the durability of the toroidal type continuously variable transmission 19 can be improved and the speed ratio width can be increased. Strict control is required in order not to give the driver a sense of incompatibility while achieving the above. The reason for this is that only one of the clutches 24, 41, 42 for high speed, low speed, and reverse is connected, or
This is because when the low-speed clutches 24 and 41 are connected, it is necessary to control the toroidal-type continuously variable transmission 19 to stop the speed change operation, for example, with the maximum speed increased. When two or more clutches among the three clutches 24, 41, and 42 are simultaneously engaged and a state in which the toroidal type continuously variable transmission 19 performs a shift operation appears, the toroidal type continuously variable transmission 19 Adjacent members of one or both components of the planetary gear mechanism 20 that are adjacent to each other so as to be able to transmit power to each other move differently from the original movement, and as a result, the members are damaged. Therefore, it is necessary to avoid the occurrence of a state in which two clutches including the reverse clutch 42 among the three clutches 24, 41, 42 are simultaneously engaged even if the time is short. Also, it is necessary to avoid causing the toroidal-type continuously variable transmission 19 to perform a shifting operation in a state where the high-speed and low-speed clutches 24 and 41 are connected.

【００３２】この様な事情に鑑みて、上記３個のクラッ
チ２４、４１、４２の断接に伴う、低速走行状態と高速
走行状態と後退状態との切り換え時には、これら３個の
クラッチ２４、４１、４２が総て接続を断たれる瞬間を
設定するか、或はトロイダル型無段変速機１９を含む無
段変速装置全体の変速動作を一時中断する必要がある。
何となれば、これら３個のクラッチ２４、４１、４２と
して一般的には、圧油の給排により断接する、湿式多板
クラッチを使用するが、この湿式多板クラッチを断接す
る為には或る程度の時間を要するし、圧油の給排の為の
管路の抵抗等により、断接の瞬間（時刻）に微妙なずれ
を生じる可能性がある為である。これらにより、総ての
クラッチ２４、４１、４２の接続を断つ瞬間を設けない
限り、（半クラッチ状態とは言え）２個のクラッチが同
時に繋がれる状態の出現が避けられない。In view of such circumstances, when switching between the low-speed running state, the high-speed running state, and the retreating state due to the connection and disconnection of the three clutches 24, 41, 42, these three clutches 24, 41 are used. , 42 must be set at the moment when all of them are disconnected, or the shifting operation of the entire continuously variable transmission including the toroidal type continuously variable transmission 19 must be temporarily stopped.
What is necessary is to use a wet multi-plate clutch which is connected and disconnected by supply and discharge of pressurized oil as these three clutches 24, 41 and 42. This requires a certain amount of time, and there is a possibility that a slight shift may occur at the moment (time) of connection / disconnection due to resistance of a pipeline for supplying and discharging pressure oil. As a result, the appearance of a state in which two clutches are simultaneously engaged (albeit a half-clutch state) is inevitable unless a moment to disconnect all the clutches 24, 41, 42 is provided.

【００３３】上記３個のクラッチ２４、４１、４２の接
続状態が切り替わる態様としては、次のの２通りが
ある。 低速用クラッチ４１と高速用クラッチ４１とのうち
の何れか一方のクラッチの接続を断つと共に他方のクラ
ッチを接続する。 低速用クラッチ４１と後退用クラッチ４２とのうち
の何れか一方のクラッチの接続を断つと共に他方のクラ
ッチを接続する。There are the following two modes in which the connection states of the three clutches 24, 41, 42 are switched. One of the low speed clutch 41 and the high speed clutch 41 is disconnected, and the other clutch is connected. One of the low speed clutch 41 and the reverse clutch 42 is disconnected and the other clutch is connected.

【００３４】このうちのの態様は、自動車の停止状態
を境に行なわれるので、特に運転者に違和感を与える事
はなく、問題とはならない。これに対して、上記の態
様は、自動車が前進状態のまま加速時に出現する為、運
転者に違和感を与える。即ち、上記両クラッチ２４、４
１の接続を同時に断つ様な制御を行なった場合には、加
速時に極く短時間とは言え、エンジンの動力が駆動輪に
伝わらなくなる為、アクセルペダルを操作する運転者に
違和感を与える。又、上記両クラッチ２４、４１が同時
に接続される瞬間を設ける代りに、変速動作を一時中断
する場合も、違和感を与える可能性がある。この様な違
和感は、上記低速用クラッチ４１及び高速用クラッチ２
４として作動時間が短い（瞬時に切り替わる）ものを使
用し、圧油給排の為の管路を短くしたり、上記各クラッ
チ４１、２４の滑り制御を高精度に行なう等により、或
る程度解消はできるが、根本的な解決ではない為、違和
感を完全になくす事は難しい。又、仮に違和感をなくせ
たとしても、コストが増大したり大型化する他、十分な
信頼性を確保する事が難しくなる。本発明の無段変速装
置は、この様な事情に鑑みて、加速時に上記低速用クラ
ッチ４１から上記高速用クラッチ２４への切り替わり時
に、運転者に違和感を与える事のない構造を実現すべく
発明したものである。In this embodiment, since the operation is performed when the vehicle is stopped, the driver does not feel uncomfortable and does not pose any problem. On the other hand, in the above-described embodiment, since the vehicle appears at the time of acceleration with the vehicle in the forward state, the driver feels strange. That is, the two clutches 24, 4
If the control for disconnecting the connection 1 is performed at the same time, the power of the engine is not transmitted to the driving wheels for a very short time at the time of acceleration, so that the driver operating the accelerator pedal feels strange. Further, instead of providing the moment when the two clutches 24 and 41 are simultaneously connected, the shifting operation may be temporarily interrupted, which may give a sense of discomfort. Such discomfort is caused by the low speed clutch 41 and the high speed clutch 2.
As a part 4, the one having a short operation time (switching instantaneously) is used, the pipe line for supplying and discharging the pressure oil is shortened, and the slip control of each of the clutches 41 and 24 is performed with a high degree of accuracy. It can be solved, but it is not a fundamental solution, so it is difficult to completely eliminate discomfort. Further, even if the sense of incongruity is eliminated, the cost increases and the size increases, and it becomes difficult to secure sufficient reliability. In view of such circumstances, the continuously variable transmission according to the present invention is designed to realize a structure that does not give a driver an uncomfortable feeling when switching from the low speed clutch 41 to the high speed clutch 24 during acceleration. It was done.

【００３５】[0035]

【課題を解決するための手段】本発明の無段変速装置
は、例えば前述した様な、従来から知られている無段変
速装置と同様に、入力軸及び出力軸と、無段変速機構
と、遊星歯車機構と、第一の動力伝達機構と、第二の動
力伝達機構とを備える。このうちの入力軸は、エンジン
等の駆動源につながってこの駆動源により回転駆動され
るものであり、上記出力軸は、上記入力軸の回転に基づ
く動力を取り出す為のものである。又、上記無段変速機
構は、入力部と出力部との回転速度比を連続的に変化さ
せる機能を有するものである。又、上記遊星歯車機構
は、太陽歯車とこの太陽歯車の周囲に配置したリング歯
車との間に設けられてこの太陽歯車と同心に且つ回転自
在に支持したキャリアに回転自在に支持された遊星歯車
を、上記太陽歯車とリング歯車とに噛合させて成るもの
である。又、上記第一の動力伝達機構は、上記入力軸に
入力された動力を、上記無段変速機構を介して伝達する
ものである。更に、上記第二の動力伝達機構は、上記入
力軸に入力された動力を、上記無段変速機構を介する事
なく伝達するものである。そして、上記第一の動力伝達
機構を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達機構を
通じて送られる動力とを、上記太陽歯車と上記リング歯
車と上記キャリアとのうちの２個の部材に伝達自在とす
ると共に、これら太陽歯車とリング歯車とキャリアとの
うちの残りの１個の部材に上記出力軸を結合している。
又、上記入力軸に入力された動力が上記第一の動力伝達
機構と上記第二の動力伝達機構とを通じて上記遊星歯車
機構に送られる状態を切り換えるモード切換手段を設け
ている。そして、このモード切換手段は、上記遊星歯車
機構を構成する上記各歯車同士が相対変位しない状態で
上記太陽歯車と上記リング歯車とを同期して回転自在に
すると共に、第一の動力伝達機構のみで動力の伝達を行
なう第一のモードと、上記遊星歯車機構を構成する上記
各歯車同士の相対変位を可能にすると共に上記第一の動
力伝達機構と上記第二の動力伝達機構との双方で動力の
伝達を行なう第二のモードとの切り換えを行なうもので
ある。特に、本発明の無段変速装置に於いては、上記遊
星歯車機構を構成する太陽歯車とキャリアとリング歯車
とのうちから選択する１対の部材同士の間に、上記第二
のモードでの運転時に空転する一方向クラッチを設けて
いる。SUMMARY OF THE INVENTION A continuously variable transmission according to the present invention includes an input shaft and an output shaft, a continuously variable transmission mechanism, and a continuously variable transmission as described above. , A planetary gear mechanism, a first power transmission mechanism, and a second power transmission mechanism. The input shaft is connected to a drive source such as an engine and is driven to rotate by the drive source. The output shaft is for extracting power based on the rotation of the input shaft. Further, the continuously variable transmission mechanism has a function of continuously changing the rotation speed ratio between the input unit and the output unit. The planetary gear mechanism is provided between a sun gear and a ring gear disposed around the sun gear, and is rotatably supported by a carrier that is rotatably supported concentrically with the sun gear. Is meshed with the sun gear and the ring gear. Further, the first power transmission mechanism transmits power input to the input shaft via the continuously variable transmission mechanism. Further, the second power transmission mechanism transmits the power input to the input shaft without passing through the continuously variable transmission mechanism. The power transmitted through the first power transmission mechanism and the power transmitted through the second power transmission mechanism can be freely transmitted to two members of the sun gear, the ring gear, and the carrier. In addition, the output shaft is connected to the remaining one of the sun gear, the ring gear, and the carrier.
Further, there is provided a mode switching means for switching a state in which the power input to the input shaft is transmitted to the planetary gear mechanism through the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism. The mode switching means makes the sun gear and the ring gear freely rotatable in a state where the respective gears constituting the planetary gear mechanism are not relatively displaced with each other, and only the first power transmission mechanism. In the first mode of transmitting power in the first mode, the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism enable relative displacement between the respective gears constituting the planetary gear mechanism. This is for switching to the second mode for transmitting power. In particular, in the continuously variable transmission according to the present invention, the pair of members selected from the sun gear, the carrier, and the ring gear constituting the planetary gear mechanism are disposed between the pair of members in the second mode. A one-way clutch that runs idle during operation is provided.

【００３６】[0036]

【作用】上述の様に構成する本発明の無段変速装置が、
入力軸と出力軸との間で動力を伝達すると共に、これら
両軸同士の間の変速比を変化させる場合に於ける基本的
な作用は、例えば前述の図１１に示した様な、従来から
知られている無段変速装置の場合と同様である。特に、
本発明の無段変速装置の場合には、モード切り換え手段
が第一のモードを実現する為のクラッチの接続を断った
状態でも、一方向クラッチが動力の伝達を行なう為、上
記入力軸から出力軸への動力の伝達が途切れる事はな
い。又、上記モード切り換え手段が第二のモードを実現
する為のクラッチを接続した後は、上記一方向クラッチ
が空転するので、隣接して互いに動力の伝達自在に係合
した部材同士が、本来の動きとは異なる動きをする事は
ない。この為、構成各部材に無理な力が加わる事はな
く、これら構成各部材が損傷する事もない。The continuously variable transmission of the present invention configured as described above has the following features.
The basic operation in transmitting power between the input shaft and the output shaft and changing the speed ratio between these two shafts is, for example, a conventional operation as shown in FIG. This is the same as in the case of a known continuously variable transmission. In particular,
In the case of the continuously variable transmission according to the present invention, since the one-way clutch transmits power even when the mode switching means disconnects the clutch for realizing the first mode, the output from the input shaft is output. Power transmission to the shaft is not interrupted. Also, after the mode switching means has connected the clutch for realizing the second mode, the one-way clutch idles, so that the members which are adjacently engaged with each other so as to be able to transmit power to each other become the original members. There is no movement different from the movement. For this reason, no excessive force is applied to the constituent members, and the constituent members are not damaged.

【００３７】[0037]

【発明の実施の形態】図１は、本発明の実施の形態の第
１例を示している。駆動源であるエンジン２６の駆動力
は、電磁クラッチ、トルクコンバータ等の発進クラッチ
２８を介して、無段変速機４３の入力部と遊星歯車機構
２０を構成するリング歯車２１とに伝達自在としてい
る。尚、この遊星歯車機構２０の基本的構成、並びに第
一のモードである低速走行時に繋がれる低速用クラッチ
４１、第二のモードである高速走行時に繋がれる高速用
クラッチ２４の接続位置並びに機能に就いては、前述の
図１１に示した従来構造の場合と同様であるから、同等
部分には同一符号を付して重複する説明を省略する。但
し、本例は、一方向にのみ回転する産業機械用として使
用する無段変速装置を対象としている為、後退用クラッ
チ４２（図５、１１参照）は省略している。FIG. 1 shows a first embodiment of the present invention. The driving force of the engine 26, which is a driving source, can be transmitted to the input portion of the continuously variable transmission 43 and the ring gear 21 constituting the planetary gear mechanism 20 via a starting clutch 28 such as an electromagnetic clutch or a torque converter. . The basic configuration of the planetary gear mechanism 20 and the connection positions and functions of the low-speed clutch 41 connected during low-speed running as the first mode and the high-speed clutch 24 connected during high-speed running as the second mode are described. Since this is the same as the case of the conventional structure shown in FIG. 11 described above, the same parts are denoted by the same reference numerals, and redundant description will be omitted. However, since this example is directed to a continuously variable transmission used for industrial machines that rotate only in one direction, the reverse clutch 42 (see FIGS. 5 and 11) is omitted.

【００３８】上記無段変速機４３は、入力部と出力部と
の回転速度比を連続的に変化させる機能を有するもの
で、前述した様なハーフトロイダル型無段変速機の他、
フルトロイダル型無段変速機、或はベルト式無段変速機
等、従来から知られている各種無段変速機が使用可能で
ある。但し、フルトロイダル型無段変速機に比べて伝達
効率が良好で、ベルト式無段変速機に比べて大きな動力
の伝達が可能である事から、ハーフトロイダル型無段変
速機を使用する事が最も好ましい。又、上記無段変速機
４３の中心軸は、必ずしも上記遊星歯車機構２０の中心
軸とずらせる必要はなく、この遊星歯車機構２０の中心
軸と一致させても良い。何れにしても、発進クラッチ２
８の接続時に上記無段変速機４３には、上記エンジン２
６の駆動力が、第一の動力伝達機構３４ａの前段部を介
して入力される。そして、上記無段変速機４３により変
速された動力が、上記第一の動力伝達機構３４ａの後段
部を介して、上記遊星歯車機構２０を構成するキャリア
３３に伝達される。この第一の動力伝達機構３４ａの後
段部の構成に関しても、前述の図１１に示した従来構造
の場合と同様であるから、同等部分には同一符号を付し
て重複する説明を省略する。The continuously variable transmission 43 has a function of continuously changing the rotational speed ratio between the input portion and the output portion. In addition to the half toroidal type continuously variable transmission as described above,
Various conventionally known continuously variable transmissions such as a full toroidal type continuously variable transmission or a belt type continuously variable transmission can be used. However, since the transmission efficiency is better than a full toroidal type continuously variable transmission and a larger power transmission is possible than a belt type continuously variable transmission, it is possible to use a half toroidal type continuously variable transmission. Most preferred. Further, the center axis of the continuously variable transmission 43 does not necessarily need to be shifted from the center axis of the planetary gear mechanism 20, and may be aligned with the center axis of the planetary gear mechanism 20. In any case, the starting clutch 2
8 when the continuously variable transmission 43 is connected to the engine 2
6 is input via the front part of the first power transmission mechanism 34a. Then, the power shifted by the continuously variable transmission 43 is transmitted to the carrier 33 constituting the planetary gear mechanism 20 via a rear part of the first power transmission mechanism 34a. The configuration of the rear part of the first power transmission mechanism 34a is also the same as that of the conventional structure shown in FIG. 11 described above.

【００３９】特に、本例の無段変速装置の場合には、上
記遊星歯車機構２０を構成する太陽歯車３０とキャリア
３３との間に、一方向クラッチ４４を設けている。尚、
図示の例では、上記太陽歯車３０と同心に固定した出力
軸２９と上記キャリア３３との間に上記一方向クラッチ
４４を設けているが、機能的には全く同じであり、技術
的に見て同じものである。この一方向クラッチ４４は、
このキャリア３３が上記太陽歯車３０に先行して回転す
る傾向の場合には接続状態となって、このキャリア３３
の回転を上記太陽歯車３０に伝達し、この太陽歯車３０
をこのキャリア３３と同速で回転させる。これに対し
て、この太陽歯車３０がこのキャリア３３よりも早く回
転する傾向の場合には接続を断たれて、この太陽歯車３
０がこのキャリア３３よりも高速で回転する事を許容す
る。この様な一方向クラッチ４４としては、スプラグク
ラッチ等の各種カムクラッチの他、ローラクラッチ、或
はラチェット機構等が使用可能である。In particular, in the case of the continuously variable transmission of the present embodiment, a one-way clutch 44 is provided between the sun gear 30 and the carrier 33 constituting the planetary gear mechanism 20. still,
In the illustrated example, the one-way clutch 44 is provided between the output shaft 29 and the carrier 33 fixed concentrically with the sun gear 30. Are the same. This one-way clutch 44
When the carrier 33 tends to rotate prior to the sun gear 30, the carrier 33 is in a connected state and the carrier 33
Is transmitted to the sun gear 30, and the sun gear 30
Is rotated at the same speed as the carrier 33. On the other hand, if the sun gear 30 tends to rotate faster than the carrier 33, the connection is cut off and the sun gear 3
0 permits rotation at a higher speed than the carrier 33. As such a one-way clutch 44, besides various cam clutches such as a sprag clutch, a roller clutch or a ratchet mechanism can be used.

【００４０】上述の様に構成する本発明の無段変速装置
の場合には、モード切り換え手段を構成する高速用クラ
ッチ２４と低速用クラッチ４１との切り換え時に、これ
ら両クラッチ２４、４１の接続を同時に断った状態で
も、上記一方向クラッチ４４が動力の伝達を行なう。こ
の為に本発明の無段変速装置の運転時には、出力軸２９
の回転を早くすべく、上記低速用クラッチ４１を接続し
た状態で運転する低速モード（第一のモード）から、上
記高速用クラッチ２４を接続する状態で運転する高速モ
ード（第二のモード）に移行する際に、上記高速用クラ
ッチ２４を繋ぐよりも少し前に、上記低速用クラッチ４
１の接続を断つ。この場合でも、上記一方向クラッチ４
４が上記キャリア３３の回転を上記太陽歯車３０に伝達
する為、前記エンジン２６から上記出力軸２９への動力
の伝達が途切れる事はない。In the case of the continuously variable transmission of the present invention constructed as described above, when switching between the high speed clutch 24 and the low speed clutch 41 constituting the mode switching means, the connection of these two clutches 24, 41 is established. At the same time, the one-way clutch 44 transmits power even when the vehicle is turned off. Therefore, during operation of the continuously variable transmission of the present invention, the output shaft 29
In order to speed up the rotation of the motor, a low-speed mode (first mode) in which the operation is performed with the low-speed clutch 41 connected is changed to a high-speed mode (second mode) in which the operation is performed with the high-speed clutch 24 connected. When shifting, shortly before engaging the high-speed clutch 24, the low-speed clutch 4
1. Disconnect the connection. Even in this case, the one-way clutch 4
4 transmits the rotation of the carrier 33 to the sun gear 30, so that the transmission of power from the engine 26 to the output shaft 29 is not interrupted.

【００４１】これに対して、上記高速モードを実現する
為に上記高速用クラッチ２４を接続した後は、上記太陽
歯車３０が上記キャリア３３よりも高速で回転し、上記
一方向クラッチ４４が空転する。従って、隣接して互い
に動力の伝達自在に係合した部材同士が、本来の動きと
は異なる動きをする事はない。この為、前記無段変速機
４３及び遊星歯車機構２０の構成各部材に無理な力が加
わる事はなく、これら構成各部材が損傷する事もない。
又、上記低速モードから上記高速モードに移る際に、変
速動作を一時中断する必要もない。On the other hand, after the high-speed clutch 24 is connected to realize the high-speed mode, the sun gear 30 rotates at a higher speed than the carrier 33, and the one-way clutch 44 idles. . Therefore, the members that are adjacently engaged with each other so as to be able to transmit power do not move differently from the original movement. Therefore, no unreasonable force is applied to the constituent members of the continuously variable transmission 43 and the planetary gear mechanism 20, and these constituent members are not damaged.
Further, when shifting from the low-speed mode to the high-speed mode, there is no need to temporarily stop the shift operation.

【００４２】この様に、上記一方向クラッチ４４を設け
る事により、モード変更時に動力の伝達が途切れない様
にしつつ、構成各部材に無理な力が加わらない様にする
際の作用に就いて、図２〜４を参照しつつ、更に詳しく
説明する。先ず、図２は、一般的な遊星歯車機構の速度
線図に無段変速装置の構成各部材の接続状態を重ね合わ
せた図である。この図２に縦方向に引いた３本の直線
α、β、γは、各直線の下側に記載した各部の速度を表
すもので、上方に向う程速度が早い事を表している。こ
の様な３本の直線のうち、左側の直線αは、上記太陽歯
車３０及びこの太陽歯車３０と同心に結合固定した出力
軸２９との回転速度を表している。又、中央の直線β
は、リング歯車２１の回転速度を表しており、上記高速
用クラッチ２４の接続時には、前記エンジン２６の回転
速度と一致する。又、右側の直線γは、上記キャリア３
３の回転速度を表しており、上記無段変速機４３の出力
部にその後段部を結合された前記第一の動力伝達機構３
４ａの遊星歯車機構２０側端部の回転速度に一致する。
更に、上記中央の直線βの位置を表すλは、上記リング
歯車２１と上記太陽歯車３０との回転速度比で、本発明
の無段変速装置を構成する遊星歯車機構２０の場合、上
記λの値を０．５程度とするのが適当である。As described above, the provision of the one-way clutch 44 prevents the power transmission from being interrupted when the mode is changed and prevents the components from being subjected to excessive force. This will be described in more detail with reference to FIGS. First, FIG. 2 is a diagram in which connection states of components of a continuously variable transmission are connected to a speed diagram of a general planetary gear mechanism. The three straight lines α, β, and γ drawn in the vertical direction in FIG. 2 represent the speeds of the respective parts described below the straight lines, and the higher the speed, the higher the speed. Of these three straight lines, the straight line α on the left side represents the rotational speed of the sun gear 30 and the output shaft 29 which is coaxially fixed to the sun gear 30. Also, the central straight line β
Represents the rotational speed of the ring gear 21 and coincides with the rotational speed of the engine 26 when the high-speed clutch 24 is connected. The right straight line γ is the carrier 3
3, the first power transmission mechanism 3 having a rear portion connected to an output portion of the continuously variable transmission 43.
4a corresponds to the rotation speed of the planetary gear mechanism 20 side end.
Further, λ representing the position of the central straight line β is a rotation speed ratio between the ring gear 21 and the sun gear 30, and in the case of the planetary gear mechanism 20 constituting the continuously variable transmission of the present invention, It is appropriate to set the value to about 0.5.

【００４３】機構学上広く知られている様に、遊星歯車
機構２０を構成するリング歯車２１の回転速度が一定で
あると仮定した場合、太陽歯車３０の速度とキャリア３
３の速度とは互いに反比例する。従って、前記無段変速
機４３の変速比を最大減速側とし、上記キャリア３３の
回転速度を最も遅くした場合には、上記太陽歯車３０の
回転速度が最も早くなる。図２の実線は、この様な状態
を示している。これに対して、上記無段変速機４３の変
速比を最大増速側とし、上記キャリア３３の回転速度を
最も早くした場合には、上記太陽歯車３０の回転速度が
最も遅くなる。図２の破線は、この様な状態を示してい
る。As is widely known in mechanics, assuming that the rotation speed of the ring gear 21 constituting the planetary gear mechanism 20 is constant, the speed of the sun gear 30 and the carrier 3
The speed of 3 is inversely proportional to each other. Therefore, when the speed ratio of the continuously variable transmission 43 is set to the maximum reduction side and the rotation speed of the carrier 33 is set to the lowest, the rotation speed of the sun gear 30 becomes the highest. The solid line in FIG. 2 shows such a state. On the other hand, when the speed ratio of the continuously variable transmission 43 is set to the maximum speed increase side and the rotation speed of the carrier 33 is the highest, the rotation speed of the sun gear 30 is the lowest. The broken line in FIG. 2 shows such a state.

【００４４】次に、上記図２に示した様な遊星歯車機構
２０の基本的な機能を前提として、本例の無段変速装置
の機能に就いて、走行速度を次第に早くする、即ち、ク
ランクシャフト２７と出力軸２９との間の変速比を、最
大減速状態から最大増速状態にまで変化させる状態に就
いて、図３〜４により説明する。尚、上記クランクシャ
フト２７の回転速度変化に就いては考慮しない（一定速
度で回転していると仮定する）。Next, assuming the basic function of the planetary gear mechanism 20 as shown in FIG. 2, the function of the continuously variable transmission of this embodiment is to gradually increase the traveling speed, that is, to increase the crank speed. The state in which the gear ratio between the shaft 27 and the output shaft 29 is changed from the maximum deceleration state to the maximum acceleration state will be described with reference to FIGS. Note that the change in the rotation speed of the crankshaft 27 is not considered (it is assumed that the crankshaft 27 is rotating at a constant speed).

【００４５】先ず、低速走行状態では、前述した通り、
前記低速用クラッチ４１を繋ぐ事により、上記遊星歯車
機構２０を構成するリング歯車２１と太陽歯車３０とキ
ャリア３３との相対変位が阻止される結果、これら各部
材２１、３０、３３は同速で回転する。この為、上記無
段変速機４３の変速比を最大減速状態から最大増速状態
にまで変化させると、図３に示す様に、上記各部材２
１、３０、３３の回転速度が互いに同期して上昇する。
図３の実線イは上記無段変速機４３の変速比を最大減速
状態とした場合を、同じく破線ロは最大増速状態とした
場合を、それぞれ表している。First, in the low-speed running state, as described above,
By connecting the low-speed clutch 41, the relative displacement between the ring gear 21, the sun gear 30, and the carrier 33 constituting the planetary gear mechanism 20 is prevented, so that these members 21, 30, and 33 have the same speed. Rotate. Therefore, when the gear ratio of the continuously variable transmission 43 is changed from the maximum deceleration state to the maximum acceleration state, as shown in FIG.
The rotation speeds of 1, 30, 33 increase in synchronization with each other.
3 shows the case where the speed ratio of the continuously variable transmission 43 is in the maximum deceleration state, and the broken line B shows the case where the speed ratio is in the maximum speed increase state.

【００４６】更に本発明の無段変速装置は、上記低速用
クラッチ４１を繋いだまま上記無段変速機４３を最大減
速状態から最大増速状態にまで変化させた後、上記低速
用クラッチ４１の接続を断ってから、前記高速用クラッ
チ２４を繋ぐ。この高速用クラッチ２４を繋いだ瞬間に
は、未だ上記各部材２１、３０、３３の回転速度は互い
に等しい。図４の破線ロは、この状態を示している。
又、この図４の破線ロと上記図３の破線ロとは、互いに
同じ状態を示している。そして、この様な図４に破線ロ
で示した状態から、上記無段変速機４３の変速状態を最
大増速状態から最大減速状態に変化させ、上記キャリア
３３の回転速度を次第に低下させると、上記各部材２
１、３０、３３の回転速度の関係が、上記図４の破線ロ
の状態から同図の鎖線ハの状態にまで漸次変化する。Further, in the continuously variable transmission according to the present invention, after changing the continuously variable transmission 43 from the maximum deceleration state to the maximum acceleration state while keeping the low speed clutch 41 engaged, the continuously variable transmission 43 After disconnecting, the high-speed clutch 24 is connected. At the moment when the high-speed clutch 24 is engaged, the rotational speeds of the members 21, 30, and 33 are still equal to each other. The broken line B in FIG. 4 indicates this state.
The broken line B in FIG. 4 and the broken line B in FIG. 3 indicate the same state. When the speed change state of the continuously variable transmission 43 is changed from the maximum speed-up state to the maximum speed reduction state from the state shown by the broken line B in FIG. 4 and the rotational speed of the carrier 33 is gradually reduced, Each of the above members 2
The relationship between the rotation speeds 1, 30, and 33 gradually changes from the state shown by the broken line B in FIG. 4 to the state shown by the chain line C in FIG.

【００４７】本発明の無段変速装置の高速モード（第二
のモード）状態では、上記各部材２１、３０、３３同士
の回転速度の関係は、上記図４の破線ロの状態と鎖線ハ
の状態との間で変化する。この様な前提で図４を見れば
明らかな通り、上記高速モード状態では、太陽歯車３０
の回転速度Ｖ30は、常にキャリア３３の回転速度Ｖ33以
上（Ｖ30≧Ｖ33）となる。従って、上記高速モード状態
では、前記一方向クラッチ４４が上記太陽歯車３０と上
記キャリア３３との間で動力の伝達を行なう事はなく
（上記高速用クラッチ２４を繋いだ瞬間を除いて常にオ
ーバラン状態となり）、構成各部材に無理な力が加わる
事もない。In the high-speed mode (second mode) of the continuously variable transmission according to the present invention, the relationship between the rotational speeds of the members 21, 30, and 33 is determined by the relationship between the state shown by the broken line B in FIG. It changes between states. As apparent from FIG. 4 under such a premise, in the high-speed mode state, the sun gear 30
Rotational speed V 30 of always the rotational speed V 33 more carriers 33 (V 30 ≧ V 33) . Accordingly, in the high-speed mode state, the one-way clutch 44 does not transmit power between the sun gear 30 and the carrier 33 (except in the moment when the high-speed clutch 24 is engaged, the overrun state is always present). ), And no excessive force is applied to the constituent members.

【００４８】これに対して、低速モード（第一のモー
ド）状態では、上記図３から明らかな通り、上記各部材
２１、３０、３３が互いに同速で回転する。従って、上
記無段変速機４３を介して回転駆動される上記キャリア
３３の回転は、そのまま上記一方向クラッチ４４を介し
て上記太陽歯車３０に伝達される。この為、上記低速モ
ードから上記高速モードへの切り換え時に、上記高速用
クラッチ２４を繋ぐよりも前から前記低速用クラッチ４
１の接続を断っても、上記太陽歯車３０を固定した前記
出力軸２９の駆動力が喪失する事はない。この為、運転
者に違和感を与える事はない。上記低速モードから上記
高速モードへの切り換え時には、上記低速用クラッチ４
１の接続を断った後、上記高速用クラッチ２４を徐々に
繋げば良く、この間に上記出力軸２９の駆動力が喪失す
る事はない。高速モードから低速モードに移る場合に
は、上述の場合とは逆に、上記高速用クラッチ２４の接
続を徐々に断ってから上記低速用クラッチ４１を接続す
れば良い。On the other hand, in the low-speed mode (first mode), the members 21, 30, and 33 rotate at the same speed as is apparent from FIG. Therefore, the rotation of the carrier 33 that is rotationally driven via the continuously variable transmission 43 is transmitted to the sun gear 30 via the one-way clutch 44 as it is. Therefore, when switching from the low-speed mode to the high-speed mode, the low-speed clutch 4 is connected before the high-speed clutch 24 is engaged.
Even if the connection of No. 1 is disconnected, the driving force of the output shaft 29 to which the sun gear 30 is fixed is not lost. Therefore, the driver does not feel uncomfortable. When switching from the low speed mode to the high speed mode, the low speed clutch 4
After disconnecting the connection 1, the high-speed clutch 24 may be gradually engaged, and the driving force of the output shaft 29 is not lost during this time. When shifting from the high-speed mode to the low-speed mode, the connection of the high-speed clutch 24 may be gradually disconnected and then the low-speed clutch 41 may be connected, contrary to the above-described case.

【００４９】尚、以上の説明から明らかな通り、産業機
械の駆動用等の用途で、単にエンジン２６により上記出
力軸２９を駆動する事のみを考慮した場合には、上記低
速用クラッチ４１を省略する事もできる。即ち、上記低
速モード時には上記キャリア３３から上記太陽歯車３０
への駆動力伝達を、常に上記一方向クラッチ４４を介し
て行なう様に構成すれば、上記低速用クラッチ４１を省
略できる。この場合には、請求項に記載したモード切り
換え手段は、上記高速用クラッチ２４のみで構成する。
但し、低速モードでの動力伝達を常に一方向クラッチ４
４のみで行なうと、この一方向クラッチ４４の耐久性確
保が難しい場合、或は、自動車用自動変速機等に使用す
る場合で、低速モード時にエンジンブレーキを必要とす
る場合には、上記低速用クラッチ４１も設ける。As is apparent from the above description, when only the output shaft 29 is driven by the engine 26 for use in driving an industrial machine or the like, the low-speed clutch 41 is omitted. You can do it. That is, in the low speed mode, the sun gear 30
If the transmission of the driving force to the low-speed clutch 41 is always performed via the one-way clutch 44, the low-speed clutch 41 can be omitted. In this case, the mode switching means described in the claims comprises only the high-speed clutch 24.
However, the power transmission in the low-speed mode always uses the one-way clutch 4
4 only if the one-way clutch 44 is difficult to maintain durability, or if it is used in an automatic transmission for automobiles or the like, and an engine brake is required in the low-speed mode. A clutch 41 is also provided.

【００５０】次に、図５は、本発明の実施の形態の第２
例を示している。本例は、自動車用の自動変速機として
好適な構造に、本発明を適用した場合に就いて示してい
る。本例の基本的な構造は、前述の図１１に示した従来
構造と同様であるから、同等部分には同一符号を付して
重複する説明を省略する。本例の場合も、上述した第１
例の場合と同様に、遊星歯車機構２０を構成する太陽歯
車３０とキャリア３３との間に、一方向クラッチ４４ａ
を設けている。この一方向クラッチ４４ａも、上記キャ
リア３３が上記太陽歯車３０に先行して回転する傾向の
場合には接続状態となって、このキャリア３３の回転を
上記太陽歯車３０に伝達し、この太陽歯車３０をこのキ
ャリア３３と同速で回転させる。これに対して、この太
陽歯車３０がこのキャリア３３よりも早く回転する傾向
の場合には接続を断たれて、この太陽歯車３０がこのキ
ャリア３３よりも高速で回転する事を許容する。Next, FIG. 5 shows a second embodiment of the present invention.
An example is shown. This example shows a case where the present invention is applied to a structure suitable as an automatic transmission for an automobile. Since the basic structure of this example is the same as the conventional structure shown in FIG. 11, the same reference numerals are given to the same parts, and redundant description will be omitted. Also in the case of this example, the first
As in the case of the example, a one-way clutch 44a is provided between the sun gear 30 and the carrier 33 constituting the planetary gear mechanism 20.
Is provided. The one-way clutch 44a is also connected when the carrier 33 tends to rotate prior to the sun gear 30, and transmits the rotation of the carrier 33 to the sun gear 30 so that the sun gear 30 Is rotated at the same speed as the carrier 33. On the other hand, if the sun gear 30 tends to rotate faster than the carrier 33, the connection is disconnected, and the sun gear 30 is allowed to rotate at a higher speed than the carrier 33.

【００５１】特に、本例の構造に組み込む上記一方向ク
ラッチ４４ａの場合には、単に一方向の回転を伝達自在
とするだけでなく、上記キャリア３３と上記太陽歯車３
０とが何れの方向にも相対回転自在とする、リリース機
構を組み込んだものを使用する。この理由は、高速用、
低速用両クラッチ２４、４１の接続を断って後退用クラ
ッチ４２を接続した状態で、上記キャリア３３と上記太
陽歯車３０との相対回転を自在とする為である。即ち、
上記後退用クラッチ４２の接続状態では、上記太陽歯車
３０が上記キャリア３３に対し、上述した高速モードの
場合とは逆方向に回転する為、低速モードでの回転力伝
達の為に設けた上記一方向クラッチ４４ａの存在が邪魔
になる。そこで、上記後退用クラッチ４２の接続状態で
は上記リリース機構により上記キャリア３３と上記太陽
歯車３０との相対回転を自在として、出力軸２９の逆方
向回転を可能にする。In particular, in the case of the one-way clutch 44a incorporated in the structure of the present embodiment, not only the one-way rotation can be freely transmitted, but also the carrier 33 and the sun gear 3a.
Use a release mechanism incorporating a release mechanism that enables relative rotation in any direction. The reason is that for high speed,
This is because the relative rotation between the carrier 33 and the sun gear 30 can be freely performed in a state where the connection between the low speed clutches 24 and 41 is disconnected and the reverse clutch 42 is connected. That is,
In the connection state of the reverse clutch 42, the sun gear 30 rotates in the opposite direction to the carrier 33 with respect to the carrier 33 in the above-described high-speed mode. The presence of the directional clutch 44a is an obstacle. Therefore, in the connected state of the reverse clutch 42, the relative rotation between the carrier 33 and the sun gear 30 can be freely rotated by the release mechanism, and the output shaft 29 can be rotated in the reverse direction.

【００５２】尚、自動車用の自動変速機として使用する
場合で、エンジンブレーキにより走行速度が低下して、
高速モードから低速モードに移る瞬間には、高速用クラ
ッチ２４の接続を断ってから低速用クラッチ４１を接続
するまでの間、エンジンブレーキが効かなくなる。但
し、その時間は極く短時間であり、加速時に比べて運転
者に与える違和感は小さいので、実用上問題とはなりに
くい。この状態での違和感を完全になくす為には、エン
ジンブレーキによる減速時には、走行速度の低下に拘ら
ず、高速用クラッチ２４を繋ぎ、低速用クラッチ４１の
接続を断った、高速モードのままとする事もできる。When the vehicle is used as an automatic transmission for an automobile, the traveling speed is reduced by the engine brake.
At the moment when the mode is shifted from the high-speed mode to the low-speed mode, the engine brake is not effective between the time when the connection of the high-speed clutch 24 is disconnected and the time when the low-speed clutch 41 is connected. However, the time is extremely short, and the driver does not feel uncomfortable compared to the time of acceleration. In order to completely eliminate the sense of discomfort in this state, at the time of deceleration by the engine brake, the high-speed clutch 24 is connected and the connection of the low-speed clutch 41 is disconnected, regardless of the decrease in the traveling speed, and the high-speed mode is maintained. You can do things.

【００５３】[0053]

【発明の効果】本発明は、以上に述べた通り構成され作
用するので、より大きな動力の伝達が可能でしかも優れ
た耐久性を有し、しかも変速の過程で運転者に違和感を
与えない無段変速装置を実現できる。Since the present invention is constructed and operates as described above, it is possible to transmit more power and have excellent durability, and furthermore, it does not give a driver an uncomfortable feeling during the gear shifting process. A step transmission can be realized.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明の実施の形態の第１例を示す略断面図。FIG. 1 is a schematic sectional view showing a first example of an embodiment of the present invention.

【図２】本発明の無段変速装置の作用を説明する為に使
用する、一般的な遊星歯車機構の速度線図に無段変速機
の構成各部材の接続状態を重ね合わせた図。FIG. 2 is a diagram in which connection states of constituent members of the continuously variable transmission are superimposed on a speed diagram of a general planetary gear mechanism, which is used for describing an operation of the continuously variable transmission according to the present invention.

【図３】低速モード（第一のモード）時に遊星歯車機構
をロックさせた状態で無段変速機の変速比を変化させた
場合の速度線図。FIG. 3 is a speed diagram when the speed ratio of the continuously variable transmission is changed while the planetary gear mechanism is locked in a low-speed mode (first mode).

【図４】高速モード（第二のモード）時に遊星歯車機構
を構成する各歯車同士の相対変位を可能にした状態で無
段変速機の変速比を変化させた場合の速度線図。FIG. 4 is a speed diagram when the speed ratio of the continuously variable transmission is changed in a high-speed mode (second mode) in which relative displacement between the respective gears constituting the planetary gear mechanism is enabled.

【図５】本発明の実施の形態の第２例を示す略断面図。FIG. 5 is a schematic sectional view showing a second example of the embodiment of the present invention.

【図６】従来から知られたトロイダル型無段変速機の基
本的構成を、最大減速時の状態で示す略側面図。FIG. 6 is a schematic side view showing a basic configuration of a conventionally known toroidal-type continuously variable transmission in a state of maximum deceleration.

【図７】同じく最大増速時の状態で示す略側面図。FIG. 7 is a schematic side view similarly showing a state at the time of maximum speed increase.

【図８】従来の具体的構造の１例を示す断面図。FIG. 8 is a sectional view showing an example of a conventional specific structure.

【図９】図８のＡ−Ａ断面図。FIG. 9 is a sectional view taken along line AA of FIG. 8;

【図１０】従来から知られた、伝達可能な動力を大きく
する構造の１例を示す部分断面図。FIG. 10 is a partial cross-sectional view showing an example of a conventionally known structure for increasing transmittable power.

【図１１】トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構とを
組み合わせた、従来から知られている無段変速装置の１
例を示す略断面図。FIG. 11 illustrates a conventionally known continuously variable transmission that combines a toroidal-type continuously variable transmission and a planetary gear mechanism.
Schematic sectional view showing an example.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ 入力軸 ２、２Ａ、２Ｂ 入力側ディスク ２ａ 内側面 ３ 出力軸 ４ 出力側ディスク ４ａ 内側面 ５、５ａ ケーシング ６ 枢軸 ７ トラニオン ８ 変位軸 ９ パワーローラ ９ａ 周面 １０ ローディングカム装置 １１、１１ａ 入力軸 １２、１２ａ 出力歯車 １３ 支持板 １４ スラスト玉軸受 １５ スラストニードル軸受 １６ 外輪 １７ アクチュエータ １８ 駆動軸 １９ トロイダル型無段変速機 ２０ 遊星歯車機構 ２１ リング歯車 ２２ 支持板 ２３ 伝達軸 ２４ 高速用クラッチ ２５ 押圧装置 ２６ エンジン ２７ クランクシャフト ２８ 発進クラッチ ２９ 出力軸 ３０ 太陽歯車 ３１ａ、３１ｂ 遊星歯車 ３２ 遊星歯車組 ３３ キャリア ３４、３４ａ 第一の動力伝達機構 ３５ 伝達軸 ３６ａ、３６ｂ スプロケット ３７ チェン ３８ 第一の歯車 ３９ 第二の歯車 ４０ 第二の動力伝達機構 ４１ 低速用クラッチ ４２ 後退用クラッチ ４３ 無段変速機 ４４、４４ａ 一方向クラッチ Reference Signs List 1 input shaft 2, 2A, 2B input side disk 2a inner surface 3 output shaft 4 output side disk 4a inner surface 5, 5a casing 6 pivot 7 trunnion 8 displacement shaft 9 power roller 9a peripheral surface 10 loading cam device 11, 11a input shaft 12, 12a Output gear 13 Support plate 14 Thrust ball bearing 15 Thrust needle bearing 16 Outer ring 17 Actuator 18 Drive shaft 19 Toroidal type continuously variable transmission 20 Planetary gear mechanism 21 Ring gear 22 Support plate 23 Transmission shaft 24 High speed clutch 25 Pressing device Reference Signs List 26 engine 27 crankshaft 28 starting clutch 29 output shaft 30 sun gear 31a, 31b planetary gear 32 planetary gear set 33 carrier 34, 34a first power transmission mechanism 35 transmission shaft 36a, 36b sprocket 37 chain 38 first gear 3 9 second gear 40 second power transmission mechanism 41 low speed clutch 42 reverse clutch 43 continuously variable transmission 44, 44a one-way clutch

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き Ｆターム(参考） 3J051 AA03 AA08 BD02 BE09 CA05 CB07 ED15 FA02 3J062 AA02 AB06 AB16 AB35 AC03 BA16 BA35 CG03 CG12 CG35 CG38 CG52 CG62 CG82  ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page F term (reference) 3J051 AA03 AA08 BD02 BE09 CA05 CB07 ED15 FA02 3J062 AA02 AB06 AB16 AB35 AC03 BA16 BA35 CG03 CG12 CG35 CG38 CG52 CG62 CG82

Claims (2)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 駆動源につながってこの駆動源により回
転駆動される入力軸と、この入力軸の回転に基づく動力
を取り出す為の出力軸と、無段変速機構と、遊星歯車機
構と、上記入力軸に入力された動力をこの無段変速機構
を介して伝達する第一の動力伝達機構と、上記入力軸に
入力された動力をこの無段変速機構を介する事なく伝達
する第二の動力伝達機構とを備え、この無段変速機構
は、入力部と出力部との回転速度比を連続的に変化させ
る機能を有するものであり、上記遊星歯車機構は、太陽
歯車とこの太陽歯車の周囲に配置したリング歯車との間
に設けられてこの太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持
したキャリアに回転自在に支持された遊星歯車を、上記
太陽歯車とリング歯車とに噛合させて成るものであり、
上記第一の動力伝達機構を通じて送られる動力と上記第
二の動力伝達機構を通じて送られる動力とを、上記太陽
歯車と上記リング歯車と上記キャリアとのうちの２個の
部材に伝達自在とすると共に、これら太陽歯車とリング
歯車とキャリアとのうちの残りの１個の部材に上記出力
軸を結合しており、又、上記入力軸に入力された動力が
上記第一の動力伝達機構と上記第二の動力伝達機構とを
通じて上記遊星歯車機構に送られる状態を切り換えるモ
ード切換手段を設けており、このモード切換手段は、上
記遊星歯車機構を構成する上記各歯車同士が相対変位し
ない状態で上記太陽歯車と上記リング歯車とを同期して
回転自在にすると共に、第一の動力伝達機構のみで動力
の伝達を行なう第一のモードと、上記遊星歯車機構を構
成する上記各歯車同士の相対変位を可能にすると共に上
記第一の動力伝達機構と上記第二の動力伝達機構との双
方で動力の伝達を行なう第二のモードとの切り換えを行
なうものである無段変速装置に於いて、上記遊星歯車機
構を構成する太陽歯車とキャリアとリング歯車とのうち
から選択する１対の部材同士の間に、上記第二のモード
での運転時に空転する一方向クラッチを設けた事を特徴
とする無段変速装置。An input shaft connected to a drive source and rotationally driven by the drive source; an output shaft for extracting power based on rotation of the input shaft; a continuously variable transmission mechanism; a planetary gear mechanism; A first power transmission mechanism for transmitting the power input to the input shaft via the continuously variable transmission mechanism, and a second power transmission for transmitting the power input to the input shaft without passing through the continuously variable transmission mechanism A transmission mechanism, and the continuously variable transmission mechanism has a function of continuously changing a rotation speed ratio between an input unit and an output unit.The planetary gear mechanism includes a sun gear and a periphery of the sun gear. A planetary gear provided between the sun gear and the ring gear, and rotatably supported by a carrier concentrically and rotatably supported by the sun gear. Yes,
The power transmitted through the first power transmission mechanism and the power transmitted through the second power transmission mechanism can be freely transmitted to two members of the sun gear, the ring gear, and the carrier. The output shaft is connected to the remaining one of the sun gear, the ring gear, and the carrier, and the power input to the input shaft is applied to the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism. Mode switching means for switching a state transmitted to the planetary gear mechanism through the second power transmission mechanism, and the mode switching means is provided with the sun in a state where the respective gears constituting the planetary gear mechanism are not relatively displaced from each other. A first mode in which a gear and the ring gear are rotatable in synchronization with each other and power is transmitted only by a first power transmission mechanism, and the respective gears constituting the planetary gear mechanism A continuously variable transmission that switches between a second mode in which power is transmitted by both the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism while enabling relative displacement of the power transmission mechanism. A one-way clutch that idles during operation in the second mode is provided between a pair of members selected from a sun gear, a carrier, and a ring gear constituting the planetary gear mechanism. A continuously variable transmission characterized by the following. 【請求項２】 無段減速機構が、入力部の回転に伴って
回転する入力側ディスクと、その内側面をこの入力側デ
ィスクの内側面に対向させた状態でこの入力側ディスク
と同心に配置され、この入力側ディスクとは独立した回
転を自在とされた出力側ディスクと、これら入力側ディ
スクと出力側ディスクとの間に設けられ、これら両ディ
スクの中心軸に対し捻れの位置にある枢軸を中心として
揺動する複数のトラニオンと、これら各トラニオンの内
側面から突出した、これら各トラニオン毎に１本ずつの
変位軸と、これら各変位軸に回転自在に支持された状態
で、上記入力側ディスクと出力側ディスクとの内側面同
士の間に挟持された、上記各トラニオン毎に１個ずつの
パワーローラとを備えるハーフトロイダル型無段変速機
である、請求項１に記載した無段変速装置。2. An input-side disk rotating with the rotation of an input unit, and a stepless speed reduction mechanism arranged concentrically with the input-side disk with its inner surface facing the inner surface of the input-side disk. An output disk that is freely rotatable independently of the input disk, and a pivot that is provided between the input disk and the output disk and that is twisted with respect to the center axis of both disks. A plurality of trunnions swinging around the center, a displacement shaft protruding from the inner surface of each of the trunnions, one displacement shaft for each of the trunnions, and the input shaft being rotatably supported by each of the trunnions. 2. The half toroidal type continuously variable transmission having one power roller for each trunnion, which is sandwiched between inner surfaces of a side disk and an output side disk. 3. The continuously variable transmission described.
JP2001137283A 2001-05-08 2001-05-08 Infinite variable-speed drive Pending JP2002327827A (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2001137283A JP2002327827A (en) 2001-05-08 2001-05-08 Infinite variable-speed drive

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2001137283A JP2002327827A (en) 2001-05-08 2001-05-08 Infinite variable-speed drive

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2002327827A true JP2002327827A (en) 2002-11-15
JP2002327827A5 JP2002327827A5 (en) 2006-08-31

Family

ID=18984408

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2001137283A Pending JP2002327827A (en) 2001-05-08 2001-05-08 Infinite variable-speed drive

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP2002327827A (en)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111425560A (en) * 2012-12-06 2020-07-17 杨泰和 Bidirectional input constant direction output wheel train capable of avoiding reverse direction wheel train follow-up damping
CN112762149A (en) * 2021-01-20 2021-05-07 汤斌 Planetary gear elastic transmission device and application
CN115427290A (en) * 2020-07-30 2022-12-02 株式会社小松制作所 Crawler-type working machine

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111425560A (en) * 2012-12-06 2020-07-17 杨泰和 Bidirectional input constant direction output wheel train capable of avoiding reverse direction wheel train follow-up damping
CN115427290A (en) * 2020-07-30 2022-12-02 株式会社小松制作所 Crawler-type working machine
CN115427290B (en) * 2020-07-30 2024-06-04 株式会社小松制作所 Crawler-type working machine
CN112762149A (en) * 2021-01-20 2021-05-07 汤斌 Planetary gear elastic transmission device and application

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US7094171B2 (en) Continuously variable transmission apparatus
JP3832424B2 (en) Continuously variable transmission
JP2000120822A (en) Continuously variable transmission device
JPH10115355A (en) Driven biaxial continuously variable transmission
JP2001317601A (en) Troidal type continuously variable transmission
JP3956475B2 (en) Toroidal continuously variable transmission
JPH07217709A (en) Gear shifter
JP2003307266A (en) Continuously variable transmission
JP3702597B2 (en) Toroidal type continuously variable transmission
JPH11280867A (en) Continously variable transmission
JPH10196759A (en) Continuously variable transmission
JP2002327827A (en) Infinite variable-speed drive
JP3674264B2 (en) Continuously variable transmission
JPH06174036A (en) Toroidal type continuously variable transmission
JP2003207042A (en) Continuously valiable transmission
US7014588B2 (en) Toroidal-type continuously variable transmission and continuously variable transmission apparatus
JP3702598B2 (en) Half toroidal continuously variable transmission
JP4029706B2 (en) Continuously variable transmission
JP2001289303A (en) Continuously variable transmission
JP4007136B2 (en) Continuously variable transmission
JP3960182B2 (en) Continuously variable transmission
JP2003314661A (en) Continuously variable transmission
JP4492007B2 (en) Toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission
JP4144166B2 (en) Continuously variable transmission for pumping pump or generator
JP2002031206A (en) Toroidal type continuously variable transmission and continuously variable transmission

Legal Events

Date Code Title Description
A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20060713

A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20060713

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20090526

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20090528

A02 Decision of refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02

Effective date: 20091013