JP2003314661A

JP2003314661A - Continuously variable transmission

Info

Publication number: JP2003314661A
Application number: JP2002120483A
Authority: JP
Inventors: Shinji Miyata; 慎司宮田
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2002-04-23
Filing date: 2002-04-23
Publication date: 2003-11-06

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a continuously variable transmission having improved transmitting efficiency as a whole by reducing the passing torque of a toroidal continuously variable transmission unit 11 in a high-speed mode, where a low- speed clutch 27a is disconnected therefrom and a high-speed clutch 28b is connected thereto. <P>SOLUTION: A power transmission passage is formed to draw the output of an output side disc 5a during the high-speed mode. The number of teeth of a first sun gear 35 and a second sun gear 43 is restricted. Specifically, the transmission of rotating force from the first sun gear 35 to the second sun gear 43 is performed while increasing a speed. This construction can solve the above issue. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【発明の詳細な説明】【０００１】【産業上の利用分野】この発明に係る無段変速装置は、
自動車用自動変速装置として、或はポンプ等の各種産業
機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用す
る。【０００２】【従来の技術】自動車用自動変速装置として、図８に示
す様なトロイダル型無段変速ユニットを使用する事が研
究され、一部で実施されている。このトロイダル型無段
変速ユニットは、ダブルキャビティ型と呼ばれるもの
で、入力軸１の両端部周囲に入力側ディスク２、２を、
ボールスプライン３、３を介して支持している。従って
これら両入力側ディスク２、２は、互いに同心に、且
つ、同期した回転を自在に支持されている。又、上記入
力軸１の中間部周囲に出力歯車４を、この入力軸１に対
する相対回転を自在として支持している。そして、この
出力歯車４の中心部に設けた円筒部の両端部に出力側デ
ィスク５、５を、スプライン係合させている。従ってこ
れら両出力側ディスク５、５は、上記出力歯車４と共
に、同期して回転する。【０００３】又、上記各入力側ディスク２、２と上記各
出力側ディスク５、５との間には、それぞれ複数個ずつ
（通常２〜３個ずつ）のパワーローラ６、６を挟持して
いる。これら各パワーローラ６、６は、それぞれトラニ
オン７、７の内側面に、支持軸８、８及び複数の転がり
軸受を介して、回転自在に支持されている。上記各トラ
ニオン７、７は、それぞれの長さ方向（図８の表裏方
向）両端部に、これら各トラニオン７、７毎に互いに同
心に設けられた枢軸（図示せず）を中心として揺動変位
自在である。これら各トラニオン７、７を傾斜させる動
作は、図示しない油圧式のアクチュエータによりこれら
各トラニオン７、７を上記枢軸の軸方向に変位させる事
により行なうが、総てのトラニオン７、７の傾斜角度
は、油圧式及び機械式に互いに同期させる。【０００４】上述の様なトロイダル型無段変速ユニット
の運転時には、エンジン等の動力源に繋がる駆動軸９に
より一方（図８の左方）の入力側ディスク２を、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
の結果、前記入力軸１の両端部に支持された１対の入力
側ディスク２、２が、互いに近づく方向に押圧されつつ
同期して回転する。そして、この回転が、上記各パワー
ローラ６、６を介して上記各出力側ディスク５、５に伝
わり、前記出力歯車４から取り出される。【０００５】上記入力軸１と出力歯車４との回転速度の
比を変える場合で、先ず入力軸１と出力歯車４との間で
減速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図８
に示す位置に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周
面をこの図８に示す様に、上記各入力側ディスク２、２
の内側面の中心寄り部分と上記各出力側ディスク５、５
の内側面の外周寄り部分とにそれぞれ当接させる。反対
に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を
図８と反対方向に揺動させ、上記各パワーローラ６、６
の周面を、図８に示した状態とは逆に、上記各入力側デ
ィスク２、２の内側面の外周寄り部分と上記各出力側デ
ィスク５、５の内側面の中心寄り部分とに、それぞれ当
接する様に、上記各トラニオン７、７を傾斜させる。こ
れら各トラニオン７、７の傾斜角度を中間にすれば、入
力軸１と出力歯車４との間で、中間の速度比（変速比）
を得られる。【０００６】上述の図８に示したトロイダル型無段変速
ユニットの場合には、入力軸１から出力歯車４への動力
の伝達を、一方の入力側ディスク２と出力側ディスク５
との間と、他方の入力側ディスク２と出力側ディスク５
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。【０００７】更に、上述の様に構成され作用するトロイ
ダル型無段変速ユニット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、従来から各種提案されている。例
えば、特開２０００−２２０７１９号公報には、図９に
示す様な無段変速装置が記載されている。この無段変速
装置は、トロイダル型無段変速ユニット１１と遊星歯車
式変速ユニット１２とを組み合わせて成る。このうちの
トロイダル型無段変速ユニット１１は、入力軸１と、１
対の入力側ディスク２、２と、一体型の出力側ディスク
５ａと、複数のパワーローラ６、６とを備える。【０００８】又、上記遊星歯車式変速ユニット１２は、
上記入力軸１及び一方（図９の右方）の入力側ディスク
２に結合固定されたキャリア１３を備える。このキャリ
ア１３の径方向中間部に、その両端部にそれぞれ遊星歯
車１５ａ、１５ｂを固設した第一の伝達軸１６を、回転
自在に支持している。又、上記キャリア１３を挟んで上
記入力軸１と反対側に、その両端部に太陽歯車１７ａ、
１７ｂを固設した第二の伝達軸１８を、上記入力軸１と
同心に、回転自在に支持している。これら両太陽歯車１
７ａ、１７ｂのうち、上記トロイダル型無段変速ユニッ
ト１１に近い一端側（図９の左側）に存在する太陽歯車
１７ａは、遠い他端側（図９の右側）に存在する太陽歯
車１７ｂよりも大径にしている。そして、上記第一の伝
達軸１６の両端部に固設した各遊星歯車１５ａ、１５ｂ
と、上記出力側ディスク５ａに結合した中空回転軸１９
の端部に固設した太陽歯車２０又は上記第二の伝達軸１
８の一端部（図９の左端部）に固設した太陽歯車１７ａ
とを、それぞれ噛合させている。又、一方（図９の左
方）の遊星歯車１５ａを、別の遊星歯車２１を介して、
上記キャリア１３の周囲に回転自在に設けたリング歯車
２２に噛合させている。【０００９】尚、上記両太陽歯車２０、１７ａのうち、
上記トロイダル型無段変速ユニット１１側の太陽歯車２
０のピッチ円直径を、遠い側の太陽歯車１７ａのピッチ
円直径よりも小さくしている。これに合わせて、上記第
一の伝達軸１６の両端部に固設した１対の遊星歯車１５
ａ、１５ｂのうち、上記トロイダル型無段変速ユニット
１１に近い側の遊星歯車１５ａのピッチ円直径を、遠い
側の遊星歯車１５ｂのピッチ円直径よりも大きくしてい
る。従って、上記太陽歯車２０から上記太陽歯車１７ａ
への動力伝達は、回転速度を減少しつつ（減速状態で）
行なわれる。【００１０】一方、上記第二の伝達軸１８の他端部（図
９の右端部）に固設した太陽歯車１７ｂの周囲に設けた
第二のキャリア２３に遊星歯車２４ａ、２４ｂを、回転
自在に支持している。尚、この第二のキャリア２３は、
上記入力軸１と同心に配置された出力軸２５の基端部
（図９の左端部）に固設されている。又、上記各遊星歯
車２４ａ、２４ｂは、互いに噛合すると共に、一方の遊
星歯車２４ａを上記太陽歯車１７ｂに、他方の遊星歯車
２４ｂを、上記第二のキャリア２３の周囲に回転自在に
設けた第二のリング歯車２６に、それぞれ噛合させてい
る。又、上記リング歯車２２と上記第二のキャリア２３
とを低速用クラッチ２７により係脱自在とすると共に、
上記第二のリング歯車２６とハウジング等の固定の部分
とを、高速用クラッチ２８により係脱自在としている。【００１１】上述の様な、図９に示した無段変速装置の
場合、上記低速用クラッチ２７を接続し、上記高速用ク
ラッチ２８の接続を断った低速モードの状態では、上記
入力軸１の動力が上記リング歯車２２を介して上記出力
軸２５に伝えられる。そして、前記トロイダル型無段変
速ユニット１１の速度比を変える事により、無段変速装
置全体としての速度比、即ち、上記入力軸１と上記出力
軸２５との間の速度比が変化する。この場合、入力軸１
を所定方向に回転させた状態のまま、出力軸２５を停止
させたり、この出力軸２５の回転方向の変換を行なう、
所謂無限大の速度比を得られる。これに対して、上記低
速用クラッチ２７の接続を断ち、上記高速用クラッチ２
８を接続した高速モードの状態では、上記入力軸１の動
力が上記第一、第二の伝達軸１６、１８を介して上記出
力軸２５に伝えられる。そして、上記トロイダル型無段
変速ユニット１１の速度比を変える事により、無段変速
装置全体としての速度比が変化する。この場合には、上
記入力軸１を回転させたまま上記出力軸２５を停止させ
たり、或はこの出力軸２５の回転方向を変換する事はで
きない。【００１２】又、米国特許第６０９９４３１号明細書に
は、上述の図９に示した無段変速装置と類似した機能を
有する構造として、図１０に示す様な無段変速装置が記
載されている。この従来から知られている無段変速装置
の第２例の場合には、トロイダル型無段変速ユニット１
１ａとして、図８〜９に示す様なハーフトロイダル型の
ものに代えて、フルトロイダル型のものを使用してい
る。又、遊星歯車式変速ユニット１２ａ部分では、中空
回転軸１９に固定した太陽歯車２０と入力軸１の先端寄
り（図１０の右端寄り）部分に固定した太陽歯車１７ａ
とに、軸方向寸法が長い、１本の遊星歯車１５ｃを噛合
させている。更に、高速用クラッチ２８ａを、上記入力
軸１と、別の太陽歯車１７ｂを固設した第二の伝達軸１
８との間に設けて、１対の太陽歯車１７ａ、１７ｂ同士
の係脱を自在としている。【００１３】この様な、図１０に示した無段変速装置の
第２例の場合も、上述の図９に示した無段変速装置と同
様に、リング歯車２２と第二のキャリア２３との間に設
けた低速用クラッチ２７を接続し、上記高速用クラッチ
２８ａの接続を断った低速モードと、これら両クラッチ
２７、２８ａの接続状態を逆にする高速モードとを切換
自在である。そして、低速モード時には、上記入力軸１
を所定方向に回転させた状態のまま、出力軸２５を停止
させたり、この出力軸２５の回転方向の変換を行なう、
所謂無限大の速度比を得られる。尚、上記第２例の場合
には、上記１本の遊星歯車１５ｃを１対の太陽歯車２
０、１７ａに噛合させている為、上記太陽歯車２０から
上記太陽歯車１７ａへの動力伝達は、回転速度を変化さ
せずに（等速で）行なわれる。【００１４】【発明が解決しようとする課題】上述した様に構成され
作用する、図９〜１０に示した従来の無段変速装置の場
合、トロイダル型無段変速ユニット１１、１１ａを通過
するトルクが大きくなり、このトロイダル型無段変速ユ
ニット１１、１１ａの耐久性確保が難しくなる他、必ず
しも十分な伝達効率を確保できない。この点に就いて、
図９〜１０に図１１〜１４を加えて説明する。【００１５】先ず、図９に示した従来構造の第１例の様
に、第一段目の遊星歯車機構の（中空回転軸１９に固設
した）太陽歯車２０の歯数が、第二段目の遊星歯車機構
の（第二の伝達軸１８の一端部に固設した）太陽歯車１
７ａの歯数よりも少なく、上記太陽歯車２０からこの太
陽歯車１７ａへの動力伝達を減速状態で行なう場合に就
いて説明する。この場合には、上記トロイダル型無段変
速ユニット１１を通過するトルク（通過トルク）の大き
さ、並びに、無段変速装置全体としての伝達効率は、無
段変速装置を搭載した車両の走行速度（車速）に応じ
て、図１１〜１２に示す様に変化する。尚、これら通過
トルク及び伝達効率は、中空回転軸１９に固定した太陽
歯車２０の歯数Ｚ₂₀を４６とし、第二の伝達軸１８の一
端部に固設した太陽歯車１７ａの歯数Ｚ_17a を５４と
し、同じく第二の伝達軸１８の他端部に固設した太陽歯
車１７ｂの歯数Ｚ_17b を３７とし、リング歯車２２の歯
数Ｚ₂₂を１０４とし、第二のリング歯車２６の歯数Ｚ₂₆
を６８として、それぞれ求めた。又、車速は、ディファ
レンシャルギヤの減速比を３とし、タイヤ半径を０．３
ｍとして計算した。【００１６】先ず、図１１は、車速と上記通過トルクの
大きさとの関係を示している。この図１１の縦軸は、エ
ンジンから上記入力軸１に加えられるトルク（入力トル
ク）に対する、上記通過トルクの割合を表している。
又、上記図１１は、エンジンにより回転駆動される上記
入力軸１を回転速度を２０００min^-1 のまま変化させ
ず、無段変速装置の速度比を変更するのみで、車速を変
化させた場合に就いて示している。この場合、低速モー
ド時には上記通過トルクが、図１１の曲線ａ₁ の様に変
化する。これに対して、高速モード時にはこの通過トル
クが、図１１の曲線ｂ₁ の様に変化する。この曲線ｂ₁
から明らかな通り、上記図９に示した従来構造の第１例
の場合には、高速モード時に上記通過トルクが、上記入
力トルクよりも大きくなる。特に、都市走行時に多用す
る、車速が３０〜４０km/hの場合に、上記通過トルクが
上記入力トルクの１．３〜１．５倍程度にも達する。こ
の様に大きな通過トルクに拘らず上記トロイダル型無段
変速ユニット１１の耐久性を確保する為には、このトロ
イダル型無段変速ユニット１１を大型化する必要が生
じ、車載性が悪くなる他、重量増大に伴い、車両の走行
性能を悪化させる原因となる為、好ましくない。【００１７】次に、図１２は、車速と上記無段変速装置
全体としての伝達効率との関係を示している。この伝達
効率を求める前提として、上記トロイダル型無段変速ユ
ニット１１単体での伝達効率を９２％と仮定した。又、
遊星歯車式変速ユニット１２部分の伝達効率は１００％
と仮定した。この様な条件で上記無段変速装置全体とし
ての伝達効率は、低速モード時には図１２に曲線ｃ₁ に
示す様に、高速モード時には同じく曲線ｄ₁ に示す様
に、それぞれ変化する。この図１２の曲線ｄ₁ から明ら
かな通り、図９に示した従来構造の第１例の場合には、
高速走行時に於ける無段変速装置全体としての伝達効率
が、上記トロイダル型無段変速ユニット１１単体での伝
達効率に達しない。この事は、中速乃至は高速走行時に
於ける車両の走行性能（燃費性能、加速性能等）を向上
させる面から不利である。図示は省略するが、米国特許
第５６０７３７２号明細書に記載された無段変速装置の
場合も、同様の問題を生じる。【００１８】次に、図１０に示した従来構造の第２例の
様に、軸方向寸法が長い１本の遊星歯車１５ｃを、第一
段目の遊星歯車機構の（中空回転軸１９に固定した）太
陽歯車２０と第二段目の遊星歯車機構の（入力軸１の先
端寄り部分に固定した）太陽歯車１７ａとに噛合させ、
上記太陽歯車２０からこの太陽歯車１７ａへの動力伝達
を等速で行なう場合に就いて説明する。この場合には、
通過トルクの大きさ、並びに、無段変速装置全体として
の伝達効率は、車速に応じて、図１３〜１４に示す様に
変化する。尚、これら通過トルク及び伝達効率は、中空
回転軸１９に固定した太陽歯車２０の歯数Ｚ₂₀を４０と
し、入力軸１の先端寄り部分に固定した太陽歯車１７ａ
の歯数Ｚ_17a を４０とし、第二の伝達軸１８の他端側に
固設した太陽歯車１７ｂの歯数Ｚ_17b を３１とし、リン
グ歯車２２の歯数Ｚ₂₂を１０４とし、第二のリング歯車
２６の歯数Ｚ₂₆を６８として、それぞれ求めた。又、車
速は、ディファレンシャルギヤの減速比を３とし、タイ
ヤ半径を０．３ｍとして計算した。【００１９】先ず、図１３は、車速と上記通過トルクの
大きさとの関係を示している。縦軸は前記図１１と同じ
であり、この縦軸に表したトルク比を求める条件も、こ
の図１１の場合と同じである。上記図１０に示した従来
構造の第２例の場合、低速モード時には上記通過トルク
が、図１３の曲線ａ₂ の様に変化する。これに対して、
高速モード時にはこの通過トルクが、図１３の直線ｂ₂
の様に一定となる。この直線ｂ₂ から明らかな通り、上
記図１０に示した従来構造の第２例の場合には、高速モ
ード時に上記通過トルクが、上記入力トルクと同じにな
る。この様に上記第２例の場合には、上述した第１例の
場合よりも通過トルクを小さく抑えられるが、十分な耐
久性を確保しつつ軽量化を図る面からは改良が望まれ
る。特に、入力軸１を所定の回転速度以上で回転させた
状態のまま、出力軸２５を停止乃至は微速回転させる構
造の場合、エンジンの出力制御を行なうにしても、低速
モード時に通過トルクの絶対値が大きくなる事が避けら
れない。この為、低速モード時の耐久性低下を補う面か
らも、高速モード時にこの通過トルクを極力小さく抑え
る事が、無段変速装置の耐久性確保の面から重要にな
る。従って、通過トルクの低減の面から見た場合でも、
上記図１０に示した従来構造の第２例も、改良の余地が
ある。【００２０】次に、図１４は、車速と上記無段変速装置
全体としての伝達効率との関係を示している。この伝達
効率を求める前提も、前記図１２の場合と同様である。
図１０に示した従来構造の第２例の場合には、無段変速
装置全体としての伝達効率は、低速モード時には図１４
に曲線ｃ₂ に示す様に、高速モード時には同じく曲線ｄ
₂ に示す様に、それぞれ変化する。この図１２の曲線ｄ
₂ から明らかな通り、図１０に示した従来構造の第２例
の場合には、高速走行時に於ける無段変速装置全体とし
ての伝達効率が、トロイダル型無段変速ユニット１１ａ
単体での伝達効率と一致する。この様に従来構造の第２
例の場合には、高速モード時に、トロイダル型無段変速
ユニット１１ａ単体と同程度の伝達効率を確保できる
が、遊星歯車変速ユニット１２ａと組み合わせて複雑な
構造を採用した以上、単体で得られる以上の効率を確保
する事が望まれる。従って、伝達効率確保の面からも、
上記従来構造の第２例は、未だ改良の余地がある。本発
明は、この様な事情に鑑みて、トロイダル型無段変速ユ
ニットと遊星歯車変速ユニットとを組み合わせた構造
で、トロイダル型無段変速ユニットの通過トルクを低減
すると共に、高速モード時の伝達効率を向上させるベく
発明したものである。【００２１】【課題を解決するための手段】本発明の無段変速装置
は、前述の図９〜１０に示した、従来から知られている
無段変速装置と同様に、トロイダル型無段変速ユニット
と複数の遊星歯車式変速ユニットとを互いに同軸に組み
合わせている。そして、このうちのトロイダル型無段変
速ユニットの側に入力軸を、遊星歯車式変速ユニットの
側に出力軸を、それぞれ設けている。これと共に、これ
ら入力軸と出力軸との間に、切換手段により選択される
第一、第二の動力伝達経路を設けている。【００２２】このうちのトロイダル型無段変速ユニット
は、入力側ディスクと、出力側ディスクと、複数のパワ
ーローラとを備える。このうちの入力側ディスクは、上
記入力軸と共に回転する。又、上記出力側ディスクは、
上記入力側ディスクと同心に、且つ、この入力側ディス
クに対する相対回転を自在として支持されている。更
に、上記各パワーローラは、上記両ディスクの互いに対
向する内側面同士の間に挟持されて、これら両ディスク
同士の間で動力を伝達する。【００２３】又、上記複数の遊星歯車式変速ユニットの
うち、最も上記トロイダル型無段変速ユニット寄りに設
けた第一の遊星歯車式変速ユニットを構成する第一の太
陽歯車は、上記出力側ディスクに結合されてこの出力側
ディスクと共に回転するものである。これに対して、上
記第一の遊星歯車式変速ユニットに関して上記トロイダ
ル型無段変速ユニットと反対側に設けた、第二の遊星歯
車式変速ユニットを構成する第二の太陽歯車は、上記出
力側ディスクにより、上記第一の遊星歯車式変速ユニッ
ト及び第二の遊星歯車式変速ユニットを構成する各遊星
歯車を介して回転させられるものである。【００２４】更に、前記第一の動力伝達経路は、上記第
一の遊星歯車式変速ユニットと第二の遊星歯車式変速ユ
ニットとのうちの少なくとも何れかの遊星歯車式変速ユ
ニットを構成するリングギヤを通じて上記入力軸から上
記出力軸に動力を伝達するものである。これに対して、
上記第二の動力伝達経路は、上記第一の遊星歯車式変速
ユニットを構成する第一の太陽歯車及び第一の遊星歯車
と上記第二の遊星歯車式変速ユニットを構成する第二の
遊星歯車及び第二の太陽歯車とを介して、上記出力側デ
ィスクから上記出力軸に動力を伝達するものである。【００２５】特に、本発明の無段変速装置に於いては、
上記第二の動力伝達経路を選択した状態での、上記第一
の太陽歯車と上記第二の太陽歯車との間の変速状態を増
速状態とすべく、これら両太陽歯車及びこれら両太陽歯
車と直接又は他の歯車を介して噛合している各歯車の歯
数を規制している。【００２６】【作用】上述の様に構成する本発明の無段変速装置の場
合には、前述の図９〜１０に示した従来構造の場合と同
様に、切換手段により第一の動力伝達経路を選択した状
態では、入力軸を所定回転速度以上で回転させた状態の
まま、出力軸の回転方向を、停止状態を挟んで変換でき
る。特に、本発明の無段変速装置の場合には、上記切換
手段により第二の動力伝達経路を選択した状態で、第一
の太陽歯車と上記第二の太陽歯車との間の変速状態を増
速状態とする為、上記第二の動力伝達経路を選択した状
態で、トロイダル型無段変速ユニットを通過するトルク
を低く抑えられる。同時に、上記第二の動力伝達経路を
選択した状態で、無段変速装置全体としての伝達効率
を、上記トロイダル型無段変速ユニット単体での伝達効
率よりも高くできる。【００２７】【発明の実施の形態】図１〜３は、本発明の実施の形態
の第１例を示している。尚、図１〜３のうち、図１〜２
には縦横比等の寸法関係を、実際の寸法関係で示してい
る。本例の無段変速装置は、トロイダル型無段変速ユニ
ット１１と第一〜第三の遊星歯車式変速ユニット２９〜
３１とを組み合わせて成り、入力軸１と出力軸２５とを
有する。図示の例では、これら入力軸１と出力軸２５と
の間に伝達軸３２を、これら両軸１、２５と同心に、且
つ、これら両軸１、２５に対する相対回転を自在に設け
ている。そして、上記第一、第二の遊星歯車式変速ユニ
ット２９、３０を上記入力軸１と上記伝達軸３２との間
に掛け渡す状態で、上記第三の遊星歯車式変速ユニット
３１をこの伝達軸３２と上記出力軸２５との間に掛け渡
す状態で、それぞれ設けている。【００２８】このうちのトロイダル型無段変速ユニット
１１は、１対の入力側ディスク２、２と、前述の図９に
示した従来構造の第１例と同様に、一体型の出力側ディ
スク５ａと、複数のパワーローラ６、６（図８、９参
照）とを備える。そして、上記１対の入力側ディスク
２、２は、入力軸１を介して互いに同心に、且つ、同期
した回転を自在として結合されている。又、上記出力側
ディスク５ａは、上記両入力側ディスク２、２同士の間
に、これら両入力側ディスク２、２と同心に、且つ、こ
れら両入力側ディスク２、２に対する相対回転を自在と
して支持されている。更に、上記各パワーローラ６、６
は、上記出力側ディスク５ａの両側面と上記両入力側デ
ィスク２、２の内側面との間に、それぞれ複数個ずつ挟
持されている。そして、これら両入力側ディスク２、２
の回転に伴って回転しつつ、これら両入力側ディスク
２、２から上記出力側ディスク５ａに動力を伝達する。【００２９】図示の例の場合、上記入力軸１の基端部
（図１の左端部）を図示しないエンジンのクランクシャ
フトに、トーションダンパ３３を介して結合し、このク
ランクシャフトにより上記入力軸１を回転駆動する様に
している。又、上記両入力側ディスク２、２の内側面及
び上記出力側ディスク５ａの両側面と上記各パワーロー
ラ６、６の周面との転がり接触部（トラクション部）に
適正な面圧を付与する為の押圧装置１０ａとして、油圧
式のものを使用している。又、上記入力軸１の基端部周
囲にはギヤポンプ３４を設けて、上記押圧装置１０ａ、
及び変速の為にトラニオン７、７（図８参照）を変位さ
せる為の油圧式のアクチュエータ（図示省略）、並びに
後述する低速用クラッチ２７ａ及び高速用クラッチ２８
ｂに圧油を供給自在としている。【００３０】又、上記出力側ディスク５ａに中空回転軸
１９ａの基端部（図１の左端部）をスプライン係合させ
ている。そして、この中空回転軸１９ａを、エンジンか
ら遠い側（図１の右側）の入力側ディスク２の内側に挿
通して、上記出力側ディスク５ａの回転力を取り出し自
在としている。更に、上記中空回転軸１９ａの先端部
（図１の右端部）で上記入力側ディスク２の外側面から
突出した部分に、前記第一の遊星歯車式変速ユニット２
９を構成する為の、第一の太陽歯車３５を固設してい
る。【００３１】一方、上記入力軸１の先端部（図１の右端
部）で上記中空回転軸１９ａから突出した部分と上記入
力側ディスク２との間に、第一のキャリア３６を掛け渡
す様に設けて、この入力側ディスク２と上記入力軸１と
が、互いに同期して回転する様にしている。そして、上
記第一のキャリア３６の円周方向等間隔位置に設けた複
数本（一般的には３〜４本）の支持軸３７、３７に伝達
軸付遊星歯車部材３８、３８を、上記入力軸１と平行
に、回転自在に支持している。これら各伝達軸付遊星歯
車部材３８、３８は、基端部（図１〜２の左端部）に第
一の遊星歯車３９、３９を、先端部（図１の右端部）に
第二の遊星歯車４０、４０を、それぞれ固設している。
尚、上記第一のキャリア３６の一部で上記入力軸１の先
端部にスプライン係合した部分は、上記各伝達軸付遊星
歯車部材３８、３８の中間部を回転自在に支持してい
る。従って、上記入力軸１と上記入力側ディスク２と
は、直接は結合固定されず、上記各伝達軸付遊星歯車部
材３８、３８並びに各支持軸３７、３７を介して、同期
した回転自在に結合されている。【００３２】上記各第一の遊星歯車３９、３９は、上記
第一の太陽歯車３５に噛合する他、上記第一のキャリア
３６に回転自在に支持した、図３にのみ示した別の第一
の遊星歯車３９ａを介して、第一のリング歯車４１に噛
合している。この第一のリング歯車４１は、前記第一、
第二の遊星歯車式変速ユニット２９、３０の周囲に回転
自在に支持した円筒状の伝達筒４２の基端部（図１〜２
の左端部）の内周面に固設している。上記第一の遊星歯
車式変速ユニット２９は、上記第一の太陽歯車３５と、
上記第一の遊星歯車３９、３９及び上記別の遊星歯車３
９ａと、上記第一のリング歯車４１とにより、ダブルピ
ニオン型の遊星歯車式変速機構を構成している。【００３３】これに対して、上記各第二の遊星歯車４
０、４０は、前記伝達軸３２の基端部（図１の左端部）
に形成した第二の太陽歯車４３にのみ噛合している。上
記各第二の遊星歯車４０、４０と上記伝達筒４２の中間
部内周面との間には隙間をあけている。この構成によ
り、前記中空回転軸１９ａの回転を、上記第一の太陽歯
車３５と、上記各第一の遊星歯車３９、３９と、上記各
第二の遊星歯車４０、４０と、上記第二の太陽歯車４３
とを介して、上記伝達軸３２に伝達する、動力伝達機構
を構成している。【００３４】特に、本発明の無段変速装置の場合には、
上記第一の太陽歯車３５の歯数ｚ₃₅を上記第二の太陽歯
車４３の歯数ｚ₄₃よりも多く（ｚ₃₅＞ｚ₄₃）、言い換え
れば、この第一の太陽歯車３５のピッチ円直径Ｄ₃₅（図
２）をこの第二の太陽歯車４３のピッチ円直径Ｄ₄₃（図
２）よりも大きく（Ｄ₃₅＞Ｄ₄₃）している。これに合わ
せて、前記各伝達軸付遊星歯車部材３８、３８の両端部
に固設した第一、第二の遊星歯車３９、４０のうち、第
一の遊星歯車３９の歯数ｚ₃₉を第二の遊星歯車４０の歯
数ｚ₄₀よりも少なく（ｚ₃₉＜ｚ₄₀）、言い換えれば、こ
の第一の遊星歯車３９のピッチ円直径Ｄ₃₉（図２）を第
二の遊星歯車４０のピッチ円直径Ｄ₄₀（図２）よりも小
さく（Ｄ₃₉＜Ｄ₄₀）している。【００３５】従って、上記中空回転軸１９ａから上記伝
達軸３２への動力伝達は、増速状態で行なわれる。この
場合の増速比ｋは、上記第一の太陽歯車３５の歯数ｚ₃₅
と上記第一の遊星歯車３９の歯数ｚ₃₉との比ｉ₁ （＝ｚ
₃₅／ｚ₃₉）と、上記第二の遊星歯車４０の歯数ｚ₄₀と上
記第二の太陽歯車４３の歯数ｚ₄₃との比ｉ₂ （＝ｚ₄₀／
ｚ₄₃）との積（ｋ＝ｉ₁ ・ｉ₂ ）となる。【００３６】一方、前記伝達筒４２の先端部は、低速用
クラッチ２７ａを介して、前記第三の遊星歯車式変速ユ
ニット３１を構成する、第二のキャリア４４に係脱自在
としている。上記低速用クラッチ２７ａは、湿式多板式
のもので、前記ギヤポンプ３４からの圧油の送り込みに
伴う低速用ピストン４５の押し出しにより繋がれて、上
記伝達筒４２と上記第三の遊星歯車式変速ユニット３１
とを同期した状態で回転させる。これに対して、上記圧
油の送り込みを停止し、上記低速用ピストン４５をリタ
ーンスプリングにより復位させた状態では、上記伝達筒
４２と上記第三の遊星歯車式変速ユニット３１との相対
回転を自在とする。【００３７】又、上記第二のキャリア４４は、前記出力
軸２５の基端部（図１の左端部）に結合固定すると共
に、前記伝達軸３２の先半部周囲に、この伝達軸３２に
対する相対回転を自在に設けている。そして、上記第二
のキャリア４４の円周方向等間隔位置に設けた複数本
（一般的に３〜４本）の支持軸４６、４６に、第三の遊
星歯車４７、４７を回転自在に支持している。これら各
第三の遊星歯車４７、４７は、上記伝達軸３２の先端部
に固設した第三の太陽歯車４８に噛合する他、上記第二
のキャリア４４の周囲に設けた第二のリング歯車４９
に、図３にのみ示した別の第三の遊星歯車４７ａを介し
て噛合している。上記第三の遊星歯車式変速ユニット３
１は、上記第三の太陽歯車４８と、上記第三の遊星歯車
４７、４７及び上記別の第三の遊星歯車４７ａと、上記
第二のリング歯車４９とにより、ダブルピニオン型の遊
星歯車式変速機構を構成している。【００３８】尚、上記第二のリング歯車４９は、上記第
二のキャリア４４の周囲に回転自在に支持されており、
ハウジング５０との間に高速用クラッチ２８ｂを設けて
いる。この高速用クラッチ２８ｂは、湿式多板式のもの
で、上記ギヤポンプ３４からの圧油の送り込みに伴う高
速用ピストン５１の押し出しにより繋がれて、上記第二
のリング歯車４９が回転しない様にする。これに対し
て、上記圧油の送り込みを停止した状態では、この第二
のリング歯車４９の回転を自在とする。【００３９】上述の様に構成する本例の無段変速装置
は、次の様に作用して、前記入力軸１から上記出力軸２
５に動力を伝達する。先ず、発進時には前記低速用クラ
ッチ２７ａを接続し、上記高速用クラッチ２８ｂの接続
を断つ。この（低速モード）状態では、前記トロイダル
型無段変速ユニット１１の速度比を変える事により、上
記入力軸１と上記出力軸２５との間の速度比が変化す
る。例えば、上記トロイダル型無段変速ユニット１１の
速度比を０．６程度にする事により、上記入力軸１を回
転させたまま上記出力軸２５を停止させる、所謂速度比
無限大の状態となる。そして、この状態から上記トロイ
ダル型無段変速ユニット１１の速度比を減速側に変化さ
せると車両が前方に発進する。これに対して増速側に変
化させると、車両は後退を開始する。この際、前記伝達
軸３２は自由に（実質的な負荷なく）回転できる状態と
なる。この為、エンジンから上記入力軸１に伝達された
動力は、第一の遊星歯車式変速ユニット２９部分で、第
一の太陽歯車３５と第一のキャリア３６との差動成分と
して前記第一のリングギヤ４１から取り出される。そし
て、前記伝達筒４２、上記低速用クラッチ２７ａ及び上
記第二のキャリア４４を介して、上記出力軸２５に伝わ
る（第一の動力伝達経路）。【００４０】前進方向への加速時、上記トロイダル型無
段変速ユニット１１の速度比が、２．３程度の最大減速
比に達した状態で、上記低速用クラッチ２７ａの接続を
断ち、上記高速用クラッチ２８ｂを接続する。そして、
上記トロイダル型無段変速ユニット１１の速度比を、上
記最大減速比から次第に増速側に変化させると、無段変
速装置全体としての速度比も、次第に増速側に変化す
る。この（高速モード）状態では、上記第一のリング歯
車４１は自由に回転できる状態である。従って、エンジ
ンから上記入力軸１に入力され、更に上記トロイダル型
無段変速ユニット１１を通じて中空回転軸１９ａに伝達
された動力は、上記第一の遊星歯車式変速ユニット２９
部分で、第一の太陽歯車３５→第一の遊星歯車３９→第
二の遊星歯車４０→第二の太陽歯車４３の順に、前記伝
達軸３２に伝わる。更にこの伝達軸３２の先端部に固設
した第三の太陽歯車４８から前記各第三の遊星歯車４
７、４７に伝わり、これら各第三の遊星歯車４７、４７
の公転運動が、前記第二のキャリア４４から上記出力軸
２５に取り出される（第二の動力伝達経路）。【００４１】本例の場合には、前述した様に、上記中空
回転軸１９ａから上記伝達軸３２への動力伝達を増速状
態で行なう為、上述の様な高速モード状態で、上記トロ
イダル型無段変速ユニット１１を通過するトルクを、上
記エンジンから上記入力軸１に入力されたトルクよりも
小さく抑えられる。図４は、上記トロイダル型無段変速
ユニット１１の速度比幅（最大減速時の減速比／最大増
速時の減速比）の点を除き、前述の図１１、１３と同じ
条件で求めた、本例の無段変速装置に於ける車速と上記
通過トルクの大きさとの関係を示している。尚、上記速
度比幅の点は、前述の図１１、１３の場合に４．９とし
たのに対して、図４の場合には５．４とした。この理由
は、本発明の効果を十分に得る為に速度比幅の少し広げ
る事が好ましい為であり、本発明の本質とは関係しな
い。又、第一の太陽歯車３５の歯数Ｚ₃₅を３７とし、第
二の太陽歯車４３の歯数Ｚ₄₃を３１とし、第三の太陽歯
車４８の歯数Ｚ₄₈を２７とし、第一のリング歯車４１の
歯数Ｚ₄₁を１０４とし、第二のリング歯車４９の歯数Ｚ
₄₉を６８とした。【００４２】本例の無段変速装置の場合、低速モード時
には上記通過トルクが、図４の曲線ａ₃ の様に変化す
る。尚、この低速モード状態でのトロイダル型無段変速
ユニット１１を通過するトルクＴ、並びに無段変速装置
全体としての出力部の回転速度（出力軸２５の回転速
度）Ｎは、次の式（１）、（２）で表わされる。【数１】【数２】これら各式（１）、（２）中、ρ₁ は第一の遊星歯車式
変速ユニット２９を構成する第一の太陽歯車３５と第一
のリング歯車４１との歯数比（Ｚ₃₅／Ｚ₄₁）を、ｉ_v は
上記トロイダル型無段変速ユニット１１の変速比を、Ｔ
_E はエンジンのトルクを、Ｎ_E はエンジンの回転速度
（図示の計算の前提は２０００min^-1 ）をそれぞれ表わ
している。そして、ディファレンシャルギヤの減速比を
３とし、タイヤ半径を０．３ｍとすると共に、上記式
（２）から求められる無段変速装置全体の回転速度Ｎか
ら、車速を求めた。【００４３】これに対して、高速モード時にはこの通過
トルクが、図４の曲線ｂ₃ の様に変化する。尚、この高
速モード状態でのトロイダル型無段変速ユニット１１を
通過するトルクＴ、並びに無段変速装置全体としての出
力部の回転速度（出力軸２５の回転速度）Ｎは、次の式
（３）、（４）で表わされる。【数３】【数４】これら各式（３）、（４）中、ρ₁ は第一の遊星歯車式
変速ユニット２９を構成する第一の太陽歯車３５と第一
のリング歯車４１との歯数比（Ｚ₃₅／Ｚ₄₁）を、ρ₂ は
第二の遊星歯車式変速ユニットを構成する第二の太陽歯
車４３と上記第一のリング歯車４１との歯数比（Ｚ₄₃／
Ｚ₄₁）を、ρ₃ は第三の遊星歯車式変速ユニット３１を
構成する第三の太陽歯車４８と第二のリング歯車４９と
の歯数比（Ｚ₄₈／Ｚ₄₉）を、それぞれ表している。又、
ｉ_v は上記トロイダル型無段変速ユニット１１の変速比
を、Ｔ_E はエンジンのトルクを、Ｎ_E はエンジンの回転
速度（図示の計算の前提は２０００min^-1 ）を、それぞ
れ表わしている。又、車速は、上述の低速モード状態の
場合と同様に求めた。【００４４】上記曲線ｂ₃ から明らかな通り、本例の無
段変速装置の場合には、高速モード時に上記通過トルク
が、全域に亙って、上記入力トルクよりも小さくなる。
この為、上記トロイダル型無段変速ユニット１１を大型
化する事なく、このトロイダル型無段変速ユニット１１
の耐久性を確保する事が可能になる。そして、車載性を
良好にできる他、重量の軽減に伴って、車両の走行性能
を向上させる事ができる。【００４５】尚、低速モード状態では、本例の無段変速
装置も、前述した従来の無段変速装置の場合と同様に、
上記トロイダル型無段変速ユニット１１の通過トルク
が、上記入力トルクよりも大きくなっている。但し、本
例の無段変速装置を実際に車両の搭載して運転する場合
に低速モード状態では、エンジンの出力制御を行なっ
て、上記入力トルクを低く抑える。従って、低速モード
時にこの入力トルクに対する上記通過トルクの割合が高
くなっても、この通過トルクの絶対値が極端に大きくな
る訳ではない。従って、低速モード時に上記入力トルク
に対する上記通過トルクの割合が高くなっても、上記ト
ロイダル型無段変速ユニット１１の耐久性を十分に確保
できる。【００４６】次に、図５は、やはり速度比幅の点を除
き、前述の図１２、１４と同じ条件で求めた、上記車速
と本例の無段変速装置全体としての伝達効率との関係を
示している。本例の無段変速装置全体としての伝達効率
は、低速モード時には図５の曲線ｃ₃ に示す様に変化す
る。尚、この低速モード状態での無段変速装置全体とし
ての伝達効率ηは、次の式（５）で表わされる。【数５】この式（５）中、η_v は上記トロイダル型無段変速ユニ
ット１１の伝達効率を表わしている。又、この式（５）
中、ρ₁ 、ｉ_v は、前述の式（１）〜（４）の場合と同
様である。【００４７】これに対して高速モード時には、同じく図
５の曲線ｄ₃ に示す様に変化する。尚、この高速モード
状態での無段変速装置全体としての伝達効率ηは、次の
式（６）で表わされる。【数６】この式（６）中、ρ₁ 、ρ₂ 、ρ₃ 、ｉ_v 並びにη_v
は、前述の式（１）〜（５）の場合と同様である。【００４８】上記図５の曲線ｄ₃ から明らかな通り、本
例の無段変速装置には、高速走行時に於ける無段変速装
置全体としての伝達効率が、上記トロイダル型無段変速
ユニット１１単体での伝達効率（９２％）を上回る（１
〜２ポイント程度向上する）。この事から、本例の無段
変速装置によれば、中速乃至は高速走行時に於ける車両
の走行性能（燃費性能、加速性能等）を向上させられる
事が分かる。特に、都市走行時に多用する、車速が３０
〜４０km/hの場合に、非常に優れた伝達効率を得られる
為、実用的な燃費性能を大幅に向上できる事が分かる。【００４９】尚、低速モード状態で、しかも車速が１５
km/h以下の低速走行時には、本例の無段変速装置も、前
述した従来の無段変速装置の場合と同様に、無段変速装
置全体としての伝達効率が、上記トロイダル型無段変速
ユニット１１単体での伝達効率よりも悪くなっている。
但し、本例の無段変速装置を実際に車両の搭載して運転
する場合には、トルクコンバータ等の、滑りを生じる発
進クラッチは不要になる。従って、実際の伝達効率は、
低速走行時でも、現在一般的に使用されている、遊星歯
車式の自動変速装置に比べれば良好になる。【００５０】次に、図６〜７は、本発明の実施の形態の
第２例を示している。本例の場合には、上述した第１例
の構造に改良を加えて、この第１例と同様の機能を確保
しつつ、組立性を向上させたものである。この様な本例
の場合、入力軸１及び１対の入力側ディスク２、２と共
に回転する第一のキャリア３６ａの両側に、それぞれが
ダブルピニオン型である、第一、第二の遊星歯車式変速
ユニット２９ａ、３０ａを設けている。このうちの第一
の遊星歯車式変速ユニット２９ａは、互いに噛合した第
一の遊星歯車３９、３９ａを複数組有する。そして、一
方の第一の遊星歯車３９を第一の太陽歯車３５に、他方
の第一の遊星歯車３９ａを第一のリング歯車４１ａに、
それぞれ噛合させている。本例の場合、この第一のリン
グ歯車４１ａの軸方向に関する幅寸法を上述した第１例
の場合よりも広くして、この第一のリング歯車４１ａを
上記第二の遊星歯車式変速ユニット３０ａの周囲にまで
設置している。又、本例の場合には、上記第二の遊星歯
車式変速ユニット３０ａに関しても、互いに噛合した第
二の遊星歯車４０、４０ａを複数組有する。そして、一
方の第二の遊星歯車４０を第二の太陽歯車４３に、他方
の第二の遊星歯車４０ａを上記第一のリング歯車４１ａ
に、それぞれ噛合させている。その他の部分の構成は、
前述した第１例と同様である。【００５１】この様に構成する本例の無段変速装置の場
合、低速用クラッチ２７ａを接続し、高速用クラッチ２
８ｂの接続を断った状態では、上記入力軸１の動力が上
記第一のリング歯車４１ａ、上記低速用クラッチ２７
ａ、第二のキャリア４４を介して出力軸２５に伝えられ
る。この際、伝達軸３２は自由に回転して、上記第二の
遊星歯車４０、４０ａが回転する事に対して抵抗になる
事を防止する。そして、トロイダル型無段変速ユニット
１１の速度比を変える事により、無段変速装置全体とし
ての速度比、即ち、上記入力軸１と上記出力軸２５との
間の速度比が変化する。【００５２】これに対して、上記低速用クラッチ２７ａ
の接続を断ち、上記高速用クラッチ２８ｂを接続した状
態では、上記入力軸１の動力が前記各第一の遊星歯車３
９、３９ａ、上記第一のリング歯車４１ａ、上記第二の
遊星歯車４０、４０ａ、上記第二の太陽歯車４３、上記
伝達軸３２、第三の太陽歯車４８、第三の遊星歯車４
７、４７ａ、上記第二のキャリア４４を介して、上記出
力軸２５に伝えられる。そして、上記トロイダル型無段
変速ユニット１１の速度比を変える事により、無段変速
装置全体としての速度比が変化する。この様な本例の場
合も、前記第一の太陽歯車３５の歯数ｚ₃₅を上記第二の
太陽歯車４３の歯数ｚ₄₃よりも多く（ｚ₃₅＞ｚ₄₃）、言
い換えれば、この第一の太陽歯車３５のピッチ円直径Ｄ
₃₅をこの第二の太陽歯車４３のピッチ円直径Ｄ₄₃よりも
大きく（Ｄ₃₅＞Ｄ₄₃）する事により、高速モード時に於
ける通過トルクの低減と伝達効率の向上とを図れる。特
に、本例の場合には、前述した第１例の場合に比べて、
各歯車同士の位相合わせが容易で、製造作業の能率化に
よるコスト低減を図れる。【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、大きな速度比を有する無段変速装置に組み
込むトロイダル型無段変速ユニットの耐久性及び伝達効
率の確保を、大型化する事なく実現できる。この結果、
大きな速度比を有し、小型且つ軽量で、しかも優れた耐
久性及び伝達効率を有する無段変速装置のコストを低減
して、この様な無段変速装置の実現に寄与できる。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [0001] BACKGROUND OF THE INVENTION A continuously variable transmission according to the present invention
Various industries such as automatic transmissions for automobiles or pumps
Used as a transmission to adjust the operating speed of the machine
You. [0002] 2. Description of the Related Art FIG. 8 shows an automatic transmission for an automobile.
Use of such a toroidal-type continuously variable transmission unit is
And has been implemented in some areas. This toroidal stepless
The transmission unit is called a double cavity type
Then, input side disks 2 and 2 around both ends of the input shaft 1,
It is supported via ball splines 3,3. Therefore
These two input side disks 2, 2 are concentric with each other and
In addition, synchronized rotation is freely supported. In addition,
An output gear 4 is attached to the input shaft 1 around an intermediate portion of the force shaft 1.
Relative rotation is freely supported. And this
The output side data is provided at both ends of the cylindrical portion provided at the center of the output gear 4.
The disks 5, 5 are spline-engaged. Therefore
These two output disks 5, 5 share the output gear 4.
, And rotate synchronously. In addition, the input side disks 2, 2 and the above
Between the output side disks 5,5
(Usually two to three) power rollers 6, 6
I have. Each of these power rollers 6 and 6
On the inner surface of the on 7, 7, the support shaft 8, 8 and a plurality of rolling
It is rotatably supported via a bearing. Each tiger above
The nonions 7, 7 are in the respective longitudinal directions (the front and back sides in FIG. 8).
Direction) at both ends, each trunnion 7
Oscillating displacement about a pivot (not shown) provided in the center
It is free. A motion for inclining these trunnions 7, 7
The operation is performed by a hydraulic actuator (not shown).
Displace each trunnion 7, 7 in the axial direction of the pivot.
And the inclination angles of all trunnions 7, 7
Are hydraulically and mechanically synchronized with each other. A toroidal type continuously variable transmission unit as described above.
During operation, the drive shaft 9 connected to a power source such as an engine
Insert the other input disk 2 (left side in FIG. 8)
It is rotationally driven through a swing cam type pressing device 10. This
As a result, a pair of inputs supported on both ends of the input shaft 1
While the side disks 2 and 2 are pressed in a direction approaching each other,
Rotate synchronously. And this rotation is the above power
The power is transmitted to the output side disks 5 and 5 via the rollers 6 and 6.
Instead, it is taken out from the output gear 4. The rotation speed of the input shaft 1 and the output gear 4 is
When changing the ratio, first, between the input shaft 1 and the output gear 4
When decelerating, the above trunnions 7, 7 are connected to each other as shown in FIG.
To the position shown in FIG.
As shown in FIG. 8, the input side disks 2, 2
Near the center of the inner surface of the
Abut against the outer peripheral portion of the inner surface. Opposition
When increasing the speed, the trunnions 7
Each of the power rollers 6, 6 is swung in the direction opposite to that of FIG.
The opposite side of the state shown in FIG.
Of the inner surfaces of the disks 2 and 2 and the output side
To the center of the inner surface of disks 5 and 5, respectively.
The trunnions 7, 7 are inclined so as to be in contact with each other. This
If the angle of inclination of each trunnion 7, 7 is set to the middle,
An intermediate speed ratio (speed ratio) between the power shaft 1 and the output gear 4
Can be obtained. The toroidal-type continuously variable transmission shown in FIG.
In the case of a unit, the power from the input shaft 1 to the output gear 4
Between the input side disk 2 and the output side disk 5
And the other input side disk 2 and output side disk 5
Because it is divided into two systems, a large power
Can communicate. Further, a trojan constructed and operated as described above
A continuously variable transmission for an actual vehicle using a dull-type continuously variable transmission unit
, When combined with a planetary gear mechanism, continuously variable speed
Various proposals have been made for configuring an apparatus. An example
For example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-220719, FIG.
A continuously variable transmission as shown is described. This continuously variable speed
The device consists of a toroidal type continuously variable transmission unit 11 and a planetary gear
It is configured by combining with a speed change unit 12. Of these
The toroidal type continuously variable transmission unit 11 includes the input shaft 1 and the input shaft 1.
A pair of input disks 2 and 2 and an integrated output disk
5 a and a plurality of power rollers 6. Further, the planetary gear type transmission unit 12
The input shaft 1 and one (the right-hand side of FIG. 9) input side disk
2 is provided with a carrier 13 fixedly coupled to the carrier 2. This carry
The planetary teeth at the radially intermediate part of a
The first transmission shaft 16 on which the wheels 15a and 15b are fixed is rotated.
It is freely supported. Also, the carrier 13 is sandwiched between
On the opposite side to the input shaft 1, the sun gear 17a is provided at both ends thereof.
The second transmission shaft 18 with the fixed 17b is connected to the input shaft 1
It is supported concentrically and rotatably. These two sun gears 1
7a and 17b, the toroidal type continuously variable transmission unit.
Sun gear on one end side (left side in FIG. 9) close to
17a is the sun tooth present on the far other end (right side in FIG. 9)
The diameter is larger than that of the wheel 17b. And the first biography
Each planetary gear 15a, 15b fixed to both ends of the reaching shaft 16
And a hollow rotary shaft 19 coupled to the output side disk 5a.
Sun gear 20 or the second transmission shaft 1 fixed to the end of the
8 is fixed to one end (left end in FIG. 9) of the sun gear 17a
Are engaged with each other. Also, one side (left of FIG. 9)
) Through the other planetary gear 21,
A ring gear rotatably provided around the carrier 13
22. The sun gears 20 and 17a have the following construction.
Sun gear 2 on the toroidal type continuously variable transmission unit 11 side
0 is the pitch circle diameter of the sun gear 17a on the far side.
It is smaller than the circular diameter. In line with this,
A pair of planetary gears 15 fixed to both ends of one transmission shaft 16
a, 15b, the toroidal type continuously variable transmission unit
The pitch circle diameter of the planetary gear 15a closer to
Larger than the pitch circle diameter of the side planetary gear 15b.
You. Therefore, from the sun gear 20 to the sun gear 17a
Power transmission to the engine while reducing the rotational speed (in a decelerated state)
Done. On the other hand, the other end of the second transmission shaft 18 (see FIG.
9 at the right end) around the sun gear 17b.
The planetary gears 24a and 24b are rotated on the second carrier 23.
It is freely supported. The second carrier 23 is
Base end of output shaft 25 arranged concentrically with input shaft 1
(The left end in FIG. 9). Also, each of the above planetary teeth
The wheels 24a and 24b mesh with each other and have one idler.
The star gear 24a is replaced by the sun gear 17b, and the other planetary gear is
24b is rotatable around the second carrier 23
Respectively meshed with the second ring gear 26 provided.
You. The ring gear 22 and the second carrier 23
And can be freely disengaged by the low speed clutch 27,
Fixed part such as the second ring gear 26 and the housing
Are made freely disengageable by a high-speed clutch 28. As described above, the continuously variable transmission shown in FIG.
In this case, the low speed clutch 27 is connected and the high speed clutch is connected.
In the low speed mode in which the connection of the latch 28 is cut off,
The power of the input shaft 1 is output via the ring gear 22
It is transmitted to the axis 25. And the toroidal type stepless change
By changing the speed ratio of the speed unit 11, the continuously variable transmission
The speed ratio of the entire device, that is, the input shaft 1 and the output
The speed ratio with the shaft 25 changes. In this case, input shaft 1
The output shaft 25 is stopped while rotating in the predetermined direction.
Or change the rotation direction of the output shaft 25.
A so-called infinite speed ratio can be obtained. On the other hand,
The connection of the high speed clutch 27 is disconnected and the high speed clutch 2 is disconnected.
8 is connected to the input shaft 1 in the high-speed mode.
The force is output through the first and second transmission shafts 16 and 18.
It is transmitted to the force axis 25. And the toroidal type stepless
By changing the speed ratio of the speed change unit 11, stepless speed change
The speed ratio of the entire device changes. In this case,
The output shaft 25 is stopped while the input shaft 1 is rotating.
Or to change the rotation direction of the output shaft 25.
I can't. Also, in US Pat. No. 6,099,431,
Has a function similar to that of the continuously variable transmission shown in FIG.
A continuously variable transmission as shown in FIG.
It is listed. This conventionally known continuously variable transmission
In the case of the second example, the toroidal type continuously variable transmission unit 1
1a, a half toroidal type as shown in FIGS.
Use full toroidal type instead of
You. Also, in the portion of the planetary gear type transmission unit 12a, a hollow
The sun gear 20 fixed to the rotating shaft 19 and the tip of the input shaft 1
Sun gear 17a fixed to the portion (near the right end in FIG. 10)
And one planetary gear 15c with a long axial dimension
Let me. Further, the high speed clutch 28a is connected to the input
Shaft 1 and second transmission shaft 1 on which another sun gear 17b is fixed.
8 and a pair of sun gears 17a, 17b
Can be freely engaged and disengaged. Such a continuously variable transmission shown in FIG.
Also in the case of the second example, the same as the above-described continuously variable transmission shown in FIG.
Between the ring gear 22 and the second carrier 23 as described above.
The low speed clutch 27 is connected, and the high speed clutch
Low-speed mode with the connection of 28a disconnected,
Switching between high-speed mode that reverses the connection state of 27 and 28a
It is free. In the low-speed mode, the input shaft 1
The output shaft 25 is stopped while rotating in the predetermined direction.
Or change the rotation direction of the output shaft 25.
A so-called infinite speed ratio can be obtained. In the case of the above second example
The above-mentioned one planetary gear 15c is connected to a pair of sun gears 2.
0 and 17a, so that the sun gear 20
The power transmission to the sun gear 17a changes the rotation speed.
It is done without (at constant speed). [0014] SUMMARY OF THE INVENTION The present invention is configured as described above.
The field of operation of the conventional continuously variable transmission shown in FIGS.
Pass through the toroidal type continuously variable transmission units 11 and 11a
The torque generated by the toroidal stepless speed change
In addition to the difficulty in ensuring the durability of the knits 11, 11a,
However, sufficient transmission efficiency cannot be secured. In this regard,
9 to 10 will be described with reference to FIGS. First, as in the first example of the conventional structure shown in FIG.
First, the first stage planetary gear mechanism (fixed to the hollow rotary shaft 19)
The number of teeth of the sun gear 20 is the second stage planetary gear mechanism.
Sun gear 1 (fixed to one end of the second transmission shaft 18)
7a, the number of teeth is smaller than that of the sun gear 20.
When transmitting power to the positive gear 17a in a decelerated state,
Will be described. In this case, the toroidal stepless
Of the torque passing through the speed unit 11 (passing torque)
The transmission efficiency of the continuously variable transmission as a whole is
According to the traveling speed (vehicle speed) of a vehicle equipped with a step transmission
And changes as shown in FIGS. In addition, these passages
The torque and the transmission efficiency are measured by the sun fixed to the hollow rotary shaft 19.
Number of teeth Z of gear 20₂₀Is 46 and one of the second transmission shafts 18
Number of teeth Z of sun gear 17a fixed to the end_17a And 54
And a sun tooth fixed to the other end of the second transmission shaft 18.
Number of teeth Z of wheel 17b_17b Is 37, and the teeth of the ring gear 22
Number Z_{twenty two}Is 104 and the number of teeth Z of the second ring gear 26 is₂₆
Was set to 68, respectively. Also, the vehicle speed
Suppose the reduction ratio of the real gear is 3 and the tire radius is 0.3
It was calculated as m. FIG. 11 shows the relationship between the vehicle speed and the passing torque.
The relationship with the size is shown. The vertical axis of FIG.
Torque applied to the input shaft 1 from the engine (input torque
(C) represents the ratio of the passing torque.
FIG. 11 shows the case where the motor is driven to rotate by the engine.
Rotation speed of input shaft 1 is 2000min^-1 Change
The vehicle speed only by changing the speed ratio of the continuously variable transmission.
This is shown for the case in which In this case,
At the time of driving, the passing torque₁ Strange like
Become On the other hand, in high-speed mode, this passing torque
Is the curve b in FIG.₁ It changes like This curve b₁
As is clear from FIG. 9, the first example of the conventional structure shown in FIG.
In the case of, the passing torque
It becomes larger than the force torque. Especially when traveling in cities
When the vehicle speed is 30 to 40 km / h,
The input torque reaches about 1.3 to 1.5 times the input torque. This
Regardless of the large passing torque like above, the toroidal type stepless
In order to ensure the durability of the transmission unit 11,
It is necessary to enlarge the idal type continuously variable transmission unit 11
In addition to the deterioration of vehicle mounting,
It is not preferable because it causes the performance to deteriorate. FIG. 12 shows the vehicle speed and the continuously variable transmission.
The relationship with the transmission efficiency as a whole is shown. This transmission
As a prerequisite for efficiency, the toroidal-type continuously variable transmission
The transmission efficiency of the knit 11 alone was assumed to be 92%. or,
The transmission efficiency of the planetary gear type transmission unit 12 is 100%
Was assumed. Under these conditions, the entire continuously variable transmission described above
In the low-speed mode, the transmission efficiency at₁ To
As shown in FIG.₁ As shown
, Respectively. The curve d in FIG.₁ Clear
As can be seen, in the case of the first example of the conventional structure shown in FIG.
Transmission efficiency of the continuously variable transmission as a whole during high-speed driving
Is transmitted by the toroidal type continuously variable transmission unit 11 alone.
Efficiency is not reached. This is especially true when driving at medium to high speeds.
The vehicle's running performance (fuel efficiency, acceleration, etc.)
It is disadvantageous from the point of view. Although not shown, U.S. Patent
No. 5,607,372.
In such a case, a similar problem occurs. Next, a second example of the conventional structure shown in FIG.
Thus, one planetary gear 15c having a long axial dimension is
Thickness (fixed to the hollow rotary shaft 19) of the planetary gear mechanism
The positive gear 20 and the second stage planetary gear mechanism (the end of the input shaft 1
Meshed with the sun gear 17a (fixed to the end portion),
Power transmission from sun gear 20 to sun gear 17a
Is performed at a constant speed. In this case,
The magnitude of the passing torque and the entire continuously variable transmission
Transmission efficiency according to the vehicle speed, as shown in FIGS.
Change. Incidentally, these passing torque and transmission efficiency are hollow.
Number of teeth Z of sun gear 20 fixed to rotating shaft 19₂₀To 40
And a sun gear 17a fixed to a portion near the tip of the input shaft 1.
Number of teeth Z_17a Is set to 40, and on the other end side of the second transmission shaft 18
Number of teeth Z of fixed sun gear 17b_17b And 31
Number of teeth Z of gear 22_{twenty two}To 104, the second ring gear
26 teeth number Z₂₆Was set to 68, respectively. Also, car
For speed, set the reduction ratio of the differential gear to 3, and
The calculation was performed with the radius of the shoulder set to 0.3 m. First, FIG. 13 shows the relationship between the vehicle speed and the passing torque.
The relationship with the size is shown. The vertical axis is the same as in FIG.
The condition for obtaining the torque ratio shown on the vertical axis is also
Is the same as that of FIG. The prior art shown in FIG.
In the case of the second example of the structure, in the low-speed mode, the above passing torque
Is the curve a in FIG._Two It changes like On the contrary,
In the high-speed mode, the passing torque is represented by a straight line b in FIG._Two
It becomes constant like. This straight line b_Two As obvious from the above
In the case of the second example of the conventional structure shown in FIG.
When passing through, the passing torque is the same as the input torque.
You. Thus, in the case of the second example, the first example
Passing torque can be kept smaller than in the case, but sufficient
Improvement is desired in terms of weight reduction while maintaining durability.
You. In particular, the input shaft 1 was rotated at a predetermined rotation speed or higher.
In this state, the output shaft 25 is stopped or rotated at a low speed.
The engine output control
It is inevitable that the absolute value of the passing torque will increase in mode
Not. For this reason, do you compensate for the decrease in durability in low-speed mode?
Also minimize this passing torque in high-speed mode.
Is important from the viewpoint of ensuring the durability of the continuously variable transmission.
You. Therefore, even from the viewpoint of reducing the passing torque,
The second example of the conventional structure shown in FIG. 10 also has room for improvement.
is there. FIG. 14 shows the vehicle speed and the continuously variable transmission.
The relationship with the transmission efficiency as a whole is shown. This transmission
The premise for obtaining the efficiency is the same as in the case of FIG.
In the case of the second example of the conventional structure shown in FIG.
The transmission efficiency of the entire device is shown in FIG.
To curve c_Two As shown in FIG.
_Two As shown in FIG. The curve d in FIG.
_Two As is clear from FIG. 10, the second example of the conventional structure shown in FIG.
In the case of, the continuously variable transmission at high speeds
Transmission efficiency of the toroidal type continuously variable transmission unit 11a
It matches the transmission efficiency of a single unit. Thus, the second structure of the conventional structure
In the case of the example, in high-speed mode,
The same transmission efficiency as that of the unit 11a alone can be secured.
Is complicated in combination with the planetary gearshift unit 12a.
As a result of adopting a structure, more efficiency than can be obtained by itself
It is desired to do. Therefore, from the aspect of securing transmission efficiency,
The second example of the above-mentioned conventional structure still has room for improvement. Departure
In view of these circumstances, Akira is a toroidal
Structure combining knit and planetary gear transmission unit
Reduces the passing torque of the toroidal type continuously variable transmission unit
And improve transmission efficiency in high-speed mode.
It was invented. [0021] SUMMARY OF THE INVENTION A continuously variable transmission according to the present invention.
Is conventionally known as shown in FIGS.
As with the continuously variable transmission, a toroidal type continuously variable transmission unit
And a plurality of planetary gear type transmission units are coaxially assembled with each other.
I'm matching. And toroidal type stepless change
Input shaft on the side of the speed unit,
The output shaft is provided on each side. Along with this, this
Between the input shaft and the output shaft
First and second power transmission paths are provided. Of these, the toroidal type continuously variable transmission unit
The input disk, output disk, and multiple
Roller. The input disk is
It rotates with the input shaft. Also, the output side disk is
Concentric with the input side disk and at the input side
It is supported so as to freely rotate relative to the hook. Change
In addition, the respective power rollers are paired with each other on the two disks.
These discs are sandwiched between the facing inner surfaces.
Transmit power between each other. Also, the plurality of planetary gear type transmission units
Of these, the one located closest to the toroidal-type continuously variable transmission unit
The first gear constituting the first planetary gear type transmission unit
The positive gear is connected to the output side disk and
It rotates with the disk. On the other hand,
The toroider described above relates to the first planetary gear type transmission unit.
Second planetary gear, which is provided on the opposite side of the
The second sun gear that constitutes the vehicle-type transmission unit is as described above.
The first planetary gear type speed change unit is
And the planets constituting the second planetary gear type transmission unit
It can be rotated via gears. Further, the first power transmission path is connected to the second power transmission path.
One planetary gear type speed change unit and a second planetary gear type speed change unit
At least one of the planetary gear type speed changer
Up from the input shaft through the ring gear that constitutes the knit
The power is transmitted to the output shaft. On the contrary,
The second power transmission path is connected to the first planetary gear type transmission.
First sun gear and first planetary gear forming unit
And the second constituting the second planetary gear type transmission unit
Via the planetary gear and the second sun gear, the output side data
Power is transmitted from the disk to the output shaft. In particular, in the continuously variable transmission according to the present invention,
In the state where the second power transmission path is selected, the first power transmission path
The speed change between the first sun gear and the second sun gear
These two sun gears and these two sun teeth
Teeth of each gear meshing directly with the car or via other gears
The number is regulated. [0026] The operation of the continuously variable transmission according to the present invention constructed as described above will be described.
In this case, the same as the case of the conventional structure shown in FIGS.
The first power transmission path is selected by the switching means
In this state, the input shaft is rotated at
The rotation direction of the output shaft can be changed without stopping
You. In particular, in the case of the continuously variable transmission of the present invention,
With the second power transmission path selected by means,
The speed change between the first sun gear and the second sun gear
Speed state, the second power transmission path is selected.
In the toroidal type continuously variable transmission unit
Can be kept low. At the same time, the second power transmission path
When selected, the transmission efficiency of the continuously variable transmission as a whole
The transmission effect of the toroidal-type continuously variable transmission unit
Can be higher than the rate. [0027] 1 to 3 show an embodiment of the present invention.
1 shows a first example. In addition, among FIGS.
Indicates the dimensional relationship such as the aspect ratio in the actual dimensional relationship.
You. The continuously variable transmission of this example is a toroidal type continuously variable transmission unit.
And the first to third planetary gear type transmission units 29 to
31 and the input shaft 1 and the output shaft 25
Have. In the illustrated example, these input shaft 1 and output shaft 25
Between the transmission shaft 32 and the two shafts 1 and 25, and
And relative rotation with respect to these two shafts 1 and 25 is freely provided.
ing. And, the first and second planetary gear type speed change units
Between the input shaft 1 and the transmission shaft 32.
The third planetary gear type transmission unit
31 between the transmission shaft 32 and the output shaft 25
In each case. Of these, the toroidal type continuously variable transmission unit
Reference numeral 11 denotes a pair of input side disks 2 and 2 and FIG.
As in the first example of the conventional structure shown, the integrated output side
And a plurality of power rollers 6 and 6 (see FIGS. 8 and 9).
). And the pair of input side disks
2 and 2 are concentric and synchronized with each other via the input shaft 1.
It is connected so that it can rotate freely. Also, the output side
The disk 5a is located between the two input-side disks 2, 2
In addition, concentrically with these input side disks 2, 2,
These can freely rotate relative to both input side disks 2, 2.
Has been supported. Further, each of the power rollers 6, 6
Are both side surfaces of the output side disk 5a and the both input side
A plurality of discs between the inner surfaces of the discs 2 and 2, respectively.
Is held. Then, these input side disks 2, 2
These input discs rotate while
Power is transmitted from 2, 2 to the output side disk 5a. In the case of the illustrated example, the base end of the input shaft 1
Engine crankshaft not shown (left end in FIG. 1)
To the shaft through a torsion damper 33,
So that the input shaft 1 is driven to rotate by the rank shaft
are doing. Also, the inner surfaces of the input disks 2 and 2
And both sides of the output side disk 5a and the respective power rows.
In the rolling contact part (traction part) with the peripheral surface of
Hydraulic pressure is used as the pressing device 10a for applying an appropriate surface pressure.
The formula is used. Also, around the base end of the input shaft 1
A gear pump 34 is provided in the surroundings, and the pressing device 10a,
And the trunnions 7, 7 (see FIG. 8) are displaced for shifting.
Hydraulic actuator (not shown)
Low-speed clutch 27a and high-speed clutch 28 described later
b can be supplied with pressurized oil. The output side disk 5a has a hollow rotary shaft.
The base end of 19a (the left end in FIG. 1) is spline-engaged.
ing. Then, this hollow rotating shaft 19a is
Inserted into the input side disk 2 on the far side (right side in FIG. 1).
To extract the rotational force of the output side disk 5a and
I am here. Further, the tip of the hollow rotary shaft 19a
(Right end of FIG. 1) from the outer surface of the input side disc 2
The first planetary gear type transmission unit 2
9, a first sun gear 35 is fixedly provided.
You. On the other hand, the tip of the input shaft 1 (the right end in FIG. 1)
Part) and the part protruding from the hollow rotary shaft 19a
The first carrier 36 spans between the force side disc 2
The input side disk 2 and the input shaft 1
However, they rotate in synchronization with each other. And on
The multiple carriers provided at equal circumferential positions of the first carrier 36 are provided.
Transmission to several (generally 3 to 4) support shafts 37, 37
The planetary gear members 38 with shafts are parallel to the input shaft 1.
And rotatably supported. Each of these planetary gears with a transmission shaft
The car members 38, 38 are provided at the base end (the left end in FIGS. 1 and 2).
One planetary gear 39, 39 is attached to the tip (the right end in FIG. 1).
The second planetary gears 40 are fixedly provided.
It should be noted that a part of the first carrier 36 is
The parts that are spline-engaged with the ends are the planets with transmission shafts described above.
The intermediate portions of the gear members 38, 38 are rotatably supported.
You. Therefore, the input shaft 1 and the input side disk 2
Are not directly connected and fixed.
Synchronized via the members 38, 38 and the respective support shafts 37, 37
It is connected rotatably. Each of the first planetary gears 39, 39
In addition to meshing with the first sun gear 35, the first carrier
Another rotatable support 36, shown only in FIG.
Meshes with the first ring gear 41 through the planetary gear 39a.
I agree. The first ring gear 41 includes the first,
Rotation around the second planetary gear type transmission units 29 and 30
The base end of a cylindrical transmission tube 42 freely supported (see FIGS.
(The left end of the inner surface). The above first planetary teeth
The vehicle-type transmission unit 29 includes the first sun gear 35,
The first planetary gears 39, 39 and the another planetary gear 3
9a and the first ring gear 41,
It constitutes a nonion type planetary gear type speed change mechanism. On the other hand, each of the second planetary gears 4
Reference numerals 0 and 40 denote the base end of the transmission shaft 32 (the left end in FIG. 1).
And only meshes with the second sun gear 43 formed in the second gear. Up
Between the second planetary gears 40, 40 and the transmission cylinder 42;
There is a gap between the inner peripheral surface. With this configuration
The rotation of the hollow rotary shaft 19a is controlled by the first sun tooth.
The wheel 35, the first planetary gears 39, 39, and the respective
The second planetary gears 40, 40 and the second sun gear 43
And a power transmission mechanism for transmitting to the transmission shaft 32 through
Is composed. In particular, in the case of the continuously variable transmission of the present invention,
Number of teeth z of the first sun gear 35₃₅The second sun tooth above
Number of teeth z of wheel 43₄₃More than (z₃₅> Z₄₃), Paraphrase
Then, the pitch circle diameter D of the first sun gear 35₃₅(Figure
2) the pitch circle diameter D of the second sun gear 43₄₃(Figure
2) larger than (D₃₅> D₄₃)are doing. According to this
And both end portions of the planetary gear members 38, 38 each having the transmission shaft.
Of the first and second planetary gears 39 and 40 fixed to the
Number of teeth z of one planetary gear 39₃₉The teeth of the second planetary gear 40
Number z₄₀Less than (z₃₉<Z₄₀), In other words, this
Pitch circle diameter D of the first planetary gear 39₃₉(Fig. 2)
Pitch circle diameter D of the second planetary gear 40₄₀Smaller than (Fig. 2)
Fuku (D₃₉<D₄₀)are doing. Therefore, the transmission from the hollow rotary shaft 19a is performed.
Power transmission to the reaching shaft 32 is performed in a speed increasing state. this
The speed increase ratio k in the case is the number of teeth z of the first sun gear 35.₃₅
And the number z of teeth of the first planetary gear 39₃₉Ratio i₁ (= Z
₃₅/ Z₃₉) And the number of teeth z of the second planetary gear 40₄₀And on
The number of teeth z of the second sun gear 43₄₃Ratio i_Two (= Z₄₀/
z₄₃) (K = i₁ ・ I_Two ). On the other hand, the distal end of the transmission cylinder 42 is
The third planetary gear type speed change gear is connected via a clutch 27a.
Removably engages with the second carrier 44 constituting the knit 31
And The low-speed clutch 27a is a wet multi-plate clutch.
For sending pressure oil from the gear pump 34
Connected by pushing the low speed piston 45
The transmission cylinder 42 and the third planetary gear type transmission unit 31
Is rotated in a synchronized state. In contrast, the above pressure
Stop feeding oil and release the low-speed piston 45.
When the transmission cylinder is repositioned by the spring,
Relative to the third planetary gear type transmission unit 31
Allows free rotation. The second carrier 44 is provided with the output
When coupled and fixed to the base end of shaft 25 (the left end in FIG. 1)
Around the first half of the transmission shaft 32,
The relative rotation with respect to is provided freely. And the second
Provided at equal circumferential positions on the carrier 44
(Generally 3 to 4) support shafts 46, 46
The star gears 47 are rotatably supported. Each of these
The third planetary gears 47, 47 are end portions of the transmission shaft 32.
In addition to meshing with the third sun gear 48 fixed to the
Ring gear 49 provided around the carrier 44
Via another third planetary gear 47a shown only in FIG.
Are engaged. The third planetary gear type transmission unit 3
1 is the third sun gear 48 and the third planetary gear
47, 47 and the other third planetary gear 47a,
With the second ring gear 49, a double pinion type play
It constitutes a star gear type speed change mechanism. Note that the second ring gear 49 is
It is rotatably supported around the second carrier 44,
A high-speed clutch 28b is provided between the housing 50 and the housing 50.
I have. This high speed clutch 28b is of a wet multi-plate type.
In this case, the high pressure accompanying the sending of the pressure oil from the gear pump 34
The speed piston 51 is connected by being pushed out, and the second
Ring gear 49 is prevented from rotating. In contrast
In the state where the supply of the pressure oil is stopped,
Of the ring gear 49 can be freely rotated. The continuously variable transmission of the present embodiment configured as described above.
Works in the following manner from the input shaft 1 to the output shaft 2
5 to transmit power. First, when starting, the low-speed
Switch 27a, and connection of the high speed clutch 28b.
Sever. In this (low speed mode) state, the toroidal
By changing the speed ratio of the mold-type continuously variable transmission unit 11,
The speed ratio between the input shaft 1 and the output shaft 25 changes.
You. For example, the toroidal-type continuously variable transmission unit 11
By setting the speed ratio to about 0.6, the input shaft 1 can be rotated.
A so-called speed ratio in which the output shaft 25 is stopped while being rotated.
It will be infinite. And from this state, the Trojan
The speed ratio of the dull-type continuously variable transmission unit 11 is changed to the reduction side.
The vehicle starts moving forward. On the other hand,
The vehicle starts to retreat. At this time, the transmission
The shaft 32 can rotate freely (without substantial load)
Become. For this reason, it was transmitted from the engine to the input shaft 1.
The power is supplied to the first planetary gear type transmission unit 29,
The differential component between one sun gear 35 and the first carrier 36
Then, it is taken out of the first ring gear 41. Soshi
The transmission cylinder 42, the low speed clutch 27a and the upper
The power is transmitted to the output shaft 25 via the second carrier 44.
(The first power transmission path). When accelerating in the forward direction, the toroidal type
The maximum speed reduction of the speed change unit 11 is about 2.3.
In the state where the ratio has been reached, the connection of the low speed clutch
Then, the high speed clutch 28b is connected. And
When the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 11 is
If the speed is gradually changed from the maximum reduction ratio to the
The speed ratio of the entire speed change device also gradually changes to the speed increasing side.
You. In this (high-speed mode) state, the first ring tooth
The car 41 is freely rotatable. Therefore,
Input to the input shaft 1 and the toroidal type
Transmission to the hollow rotary shaft 19a through the continuously variable transmission unit 11
The generated power is transmitted to the first planetary gear type transmission unit 29.
In the part, the first sun gear 35 → the first planetary gear 39 → the
In the order of the second planetary gear 40 → the second sun gear 43, the transmission
It is transmitted to the arrival axis 32. Furthermore, it is fixed to the tip of the transmission shaft 32.
From the third sun gear 48 to the third planetary gear 4
7, the third planetary gears 47, 47
Is revolved from the second carrier 44 to the output shaft.
25 (second power transmission path). In the case of this example, as described above,
The speed of power transmission from the rotating shaft 19a to the transmission shaft 32 is increased.
In the high-speed mode as described above,
Increase the torque passing through the idal type continuously variable transmission unit 11
Than the torque input to the input shaft 1 from the engine
Can be kept small. FIG. 4 shows the toroidal type continuously variable transmission.
Speed ratio width of unit 11 (reduction ratio at maximum deceleration / maximum increase
11 and 13 except for the speed reduction ratio).
The vehicle speed in the continuously variable transmission of this example obtained under the conditions
The relationship with the magnitude of the passing torque is shown. The above speed
The point of the power ratio width is 4.9 in the case of FIGS.
On the other hand, in the case of FIG. For this reason
Is to increase the speed ratio width a little in order to fully obtain the effect of the present invention.
Because it is preferable to have no relation to the essence of the present invention.
No. Also, the number of teeth Z of the first sun gear 35₃₅To 37,
Number of teeth Z of second sun gear 43₄₃To 31 and the third sun tooth
Number of teeth Z of wheel 48₄₈Is 27, and the first ring gear 41
Number of teeth Z₄₁To 104, the number of teeth Z of the second ring gear 49
₄₉Was set to 68. In the case of the continuously variable transmission of the present embodiment, in the low speed mode
The above-mentioned passing torque is represented by curve a in FIG._Three Change like
You. In addition, the toroidal type continuously variable transmission in this low speed mode state
Torque T passing through unit 11 and continuously variable transmission
The rotation speed of the output unit as a whole (the rotation speed of the output shaft 25)
Degree) N is represented by the following equations (1) and (2). (Equation 1) (Equation 2) In each of these equations (1) and (2), ρ₁ Is the first planetary gear type
The first sun gear 35 and the first sun gear 35
Gear ratio with the ring gear 41 (Z₃₅/ Z₄₁) To i_v Is
The gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 11 is represented by T
_E Is the engine torque, N_E Is the engine speed
(The assumption of the calculation shown is 2000min^-1 )
are doing. Then, reduce the reduction ratio of the differential gear.
3, the tire radius is 0.3 m, and the above equation
Is the rotational speed N of the entire continuously variable transmission determined from (2)
We asked for the vehicle speed. On the other hand, in the high-speed mode,
The torque is equal to the curve b in FIG._Three It changes like In addition, this high
Toroidal-type continuously variable transmission unit 11 in the speed mode state
The passing torque T and the output of the continuously variable transmission
The rotational speed N of the power unit (the rotational speed of the output shaft 25) is expressed by the following equation.
(3) and (4). (Equation 3) (Equation 4) In each of these equations (3) and (4), ρ₁ Is the first planetary gear type
The first sun gear 35 and the first sun gear 35
Gear ratio with the ring gear 41 (Z₃₅/ Z₄₁), Ρ_Two Is
Second sun tooth constituting a second planetary gear type transmission unit
The gear ratio (Z) between the wheel 43 and the first ring gear 41₄₃/
Z₄₁), Ρ_Three Replaces the third planetary gear type transmission unit 31
The third sun gear 48 and the second ring gear 49 that constitute
Tooth ratio (Z₄₈/ Z₄₉) Respectively. or,
i_v Is the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 11
And T_E Is the engine torque, N_E Is the engine rotation
Speed (The assumption of the calculation shown is 2000min^-1 )
It is represented. In addition, the vehicle speed is set in the low speed mode described above.
Sought as in the case. The above curve b_Three As is clear from FIG.
In the case of a step transmission, the passing torque
However, the input torque is smaller than the input torque over the entire region.
For this reason, the toroidal-type continuously variable transmission unit 11 is large-sized.
This toroidal-type continuously variable transmission unit 11
It is possible to ensure durability. And to improve the in-vehicle
In addition to being able to improve the vehicle's running performance,
Can be improved. In the low-speed mode state, the continuously variable transmission according to this embodiment is performed.
The device is also similar to the case of the conventional continuously variable transmission described above,
Passing torque of the toroidal type continuously variable transmission unit 11
However, it is larger than the input torque. However, the book
When the example continuously variable transmission is actually mounted on a vehicle and operated
In low-speed mode, the engine output is controlled.
Thus, the input torque is kept low. Therefore, low speed mode
Sometimes the ratio of the passing torque to this input torque is high
The absolute value of this passing torque becomes extremely large
Not necessarily. Therefore, in the low-speed mode, the input torque
Even if the ratio of the passing torque to
Sufficient durability of the toroidal continuously variable transmission unit 11
it can. Next, FIG. 5 also shows a difference in the speed ratio width.
The vehicle speed obtained under the same conditions as those in FIGS.
And the transmission efficiency of the continuously variable transmission of this example as a whole.
Is shown. Transmission efficiency as a whole of the continuously variable transmission of this example
Is the curve c in FIG. 5 in the low-speed mode._Three Changes as shown
You. Incidentally, the whole of the continuously variable transmission in the low-speed mode state is referred to as a whole.
The transmission efficiency η is expressed by the following equation (5). (Equation 5) In this equation (5), η_v Is the toroidal type continuously variable transmission unit
The transmission efficiency of the unit 11 is shown. Also, this equation (5)
Medium, ρ₁ , I_v Is the same as in the above-described equations (1) to (4).
It is like. On the other hand, in the high-speed mode,
Curve d of 5_Three It changes as shown in. This high-speed mode
The transmission efficiency η of the entire continuously variable transmission in the state is
It is represented by equation (6). (Equation 6) In this equation (6), ρ₁ , Ρ_Two , Ρ_Three , I_v And η_v
Is the same as in the above-described equations (1) to (5). The curve d in FIG._Three As is clear from the book
The continuously variable transmission of the example has a continuously variable transmission at high speeds.
The transmission efficiency as a whole is the above-mentioned toroidal type continuously variable transmission.
Exceeds the transmission efficiency (92%) of the unit 11 alone (1
About 2 points). From this, the stepless of this example
According to the transmission, the vehicle at the time of middle speed or high speed running
Driving performance (fuel efficiency, acceleration, etc.) can be improved
I understand that. Particularly, when the vehicle speed is 30 which is frequently used in city driving.
Very good transmission efficiency at ~ 40km / h
Therefore, it can be seen that practical fuel efficiency can be greatly improved. In the low-speed mode, when the vehicle speed is 15
At low speeds of less than km / h, the continuously variable transmission of this example
As in the case of the conventional continuously variable transmission described above, the continuously variable transmission
The transmission efficiency as a whole is the above-mentioned toroidal type continuously variable transmission.
It is worse than the transmission efficiency of the unit 11 alone.
However, the continuously variable transmission of this example is actually mounted on the vehicle and operated.
If this occurs, a slip converter such as a torque converter
A forward clutch is not required. Therefore, the actual transmission efficiency is
Planetary teeth commonly used today even at low speeds
It is better than a car-type automatic transmission. Next, FIGS. 6 and 7 show an embodiment of the present invention.
A second example is shown. In the case of this example, the first example described above
The same function as this first example is secured by improving the structure of
While improving the assemblability. This example
In the case of, both the input shaft 1 and the pair of input side disks 2 and 2
On both sides of the first carrier 36a that rotates
First and second planetary gear type double pinion type transmission
Units 29a and 30a are provided. First of these
Of the planetary gear type transmission unit 29a
It has a plurality of sets of one planetary gear 39, 39a. And one
First planetary gear 39 to the first sun gear 35 and the other
Of the first planetary gear 39a to the first ring gear 41a,
Each is engaged. In this example, the first phosphorus
First example in which the width dimension of the gear gear 41a in the axial direction is described above.
To make the first ring gear 41a wider than
Around the second planetary gear type transmission unit 30a
Has been installed. In the case of this example, the second planetary tooth
As for the vehicle type transmission unit 30a, the
It has a plurality of sets of the second planetary gears 40 and 40a. And one
The second planetary gear 40 to the second sun gear 43 and the other
Of the second planetary gear 40a to the first ring gear 41a.
Are engaged with each other. The configuration of other parts
This is the same as the first example described above. In the case of the continuously variable transmission according to the present embodiment having the above-described structure,
In this case, the low-speed clutch 27a is connected and the high-speed clutch 2
8b, the power of the input shaft 1 is high.
The first ring gear 41a, the low speed clutch 27
a, transmitted to the output shaft 25 via the second carrier 44
You. At this time, the transmission shaft 32 rotates freely, and the second
Resistance to rotation of planetary gears 40 and 40a
Prevent things. And the toroidal type continuously variable transmission unit
By changing the speed ratio of No. 11, the continuously variable transmission as a whole
The speed ratio between the input shaft 1 and the output shaft 25.
The speed ratio between them changes. On the other hand, the low speed clutch 27a
Is disconnected and the high speed clutch 28b is connected.
In the state, the power of the input shaft 1 is applied to each of the first planetary gears 3.
9, 39a, the first ring gear 41a, the second
Planetary gears 40 and 40a, the second sun gear 43,
Transmission shaft 32, third sun gear 48, third planetary gear 4
7, 47a, via the second carrier 44,
It is transmitted to the force axis 25. And the toroidal type stepless
By changing the speed ratio of the speed change unit 11, stepless speed change
The speed ratio of the entire device changes. Place of this example like this
Also, the number z of teeth of the first sun gear 35₃₅The second above
Number of teeth z of sun gear 43₄₃More than (z₃₅> Z₄₃), Words
In other words, the pitch circle diameter D of the first sun gear 35
₃₅Is the pitch circle diameter D of the second sun gear 43.₄₃than
Large (D₃₅> D₄₃), The high-speed mode
The transmission torque can be reduced and the transmission efficiency can be improved. Special
In the case of the present example, compared to the case of the first example described above,
Easy phase adjustment between gears for more efficient production
Cost can be reduced. [0053] The present invention is constructed and operated as described above.
For a continuously variable transmission with a large speed ratio.
And transmission effect of a toroidal type continuously variable transmission unit
The rate can be secured without increasing the size. As a result,
High speed ratio, small size and light weight, and excellent resistance
Reduces the cost of continuously variable transmission with longevity and transmission efficiency
Thus, it is possible to contribute to the realization of such a continuously variable transmission.

【図面の簡単な説明】【図１】本発明の実施の形態の第１例を示す断面図。【図２】図１のＡ部拡大図。【図３】図１の上半部のスケルトン図。【図４】この第１例の構造で、車速とトロイダル型無段
変速ユニットの通過トルクの大きさとの関係を示す線
図。【図５】同じく車速と伝達効率との関係を示す線図。【図６】本発明の実施の形態の第２例を示す、図２と同
様の図。【図７】同じく図３と同様の図。【図８】従来から知られているトロイダル型無段変速ユ
ニットの１例を示す断面図。【図９】従来から知られている、トロイダル型無段変速
ユニットと遊星歯車式変速ユニットとを組み合わせて成
る無段変速装置の第１例を示す略断面図。【図１０】同第２例を示す略断面図。【図１１】従来の無段変速装置の第１例で、車速とトロ
イダル型無段変速ユニットの通過トルクの大きさとの関
係を示す線図。【図１２】同じく車速と伝達効率との関係を示す線図。【図１３】従来の無段変速装置の第２例で、車速とトロ
イダル型無段変速ユニットの通過トルクの大きさとの関
係を示す線図。【図１４】同じく車速と伝達効率との関係を示す線図。【符号の説明】１入力軸２入力側ディスク３ボールスプライン４出力歯車５、５ａ出力側ディスク６パワーローラ７トラニオン８支持軸９駆動軸１０、１０ａ押圧装置１１、１１ａトロイダル型無段変速ユニット１２、１２ａ遊星歯車式変速ユニット１３キャリア１５ａ、１５ｂ、１５ｃ遊星歯車１６第一の伝達軸１７ａ、１７ｂ太陽歯車１８第二の伝達軸１９、１９ａ中空回転軸２０太陽歯車２１遊星歯車２２リング歯車２３第二のキャリア２４ａ、２４ｂ遊星歯車２５出力軸２６第二のリング歯車２７、２７ａ低速用クラッチ２８、２８ａ、２８ｂ高速用クラッチ２９、２９ａ第一の遊星歯車式変速ユニット３０、３０ａ第二の遊星歯車式変速ユニット３１第三の遊星歯車式変速ユニット３２伝達軸３３トーションダンパ３４ギヤポンプ３５第一の太陽歯車３６、３６ａ第一のキャリア３７支持軸３８伝達軸付遊星歯車部材３９、３９ａ第一の遊星歯車４０、４０ａ第二の遊星歯車４１、４１ａ第一のリング歯車４２伝達筒４３第二の太陽歯車４４第二のキャリア４５低速用ピストン４６支持軸４７、４７ａ第三の遊星歯車４８第三の太陽歯車４９第二のリング歯車５０ハウジング５１高速用ピストンBRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a sectional view showing a first example of an embodiment of the present invention. FIG. 2 is an enlarged view of a portion A in FIG. FIG. 3 is a skeleton diagram of the upper half of FIG. 1; FIG. 4 is a diagram showing a relationship between a vehicle speed and a magnitude of a passing torque of a toroidal-type continuously variable transmission unit in the structure of the first example; FIG. 5 is a diagram showing a relationship between vehicle speed and transmission efficiency. FIG. 6 is a view similar to FIG. 2, showing a second example of the embodiment of the present invention; FIG. 7 is a view similar to FIG. 3; FIG. 8 is a sectional view showing an example of a conventionally known toroidal type continuously variable transmission unit. FIG. 9 is a schematic cross-sectional view showing a first example of a conventionally known continuously variable transmission including a combination of a toroidal type continuously variable transmission unit and a planetary gear type transmission unit. FIG. 10 is a schematic sectional view showing the second example. FIG. 11 is a diagram showing a relationship between a vehicle speed and a magnitude of a passing torque of a toroidal-type continuously variable transmission unit in a first example of the conventional continuously variable transmission. FIG. 12 is a diagram showing the relationship between vehicle speed and transmission efficiency. FIG. 13 is a diagram showing a relationship between a vehicle speed and a magnitude of a passing torque of a toroidal-type continuously variable transmission unit in a second example of the conventional continuously variable transmission. FIG. 14 is a diagram showing the relationship between vehicle speed and transmission efficiency. [Description of Signs] 1 Input shaft 2 Input side disk 3 Ball spline 4 Output gear 5, 5a Output side disk 6 Power roller 7 Trunnion 8 Support shaft 9 Drive shaft 10, 10a Pressing device 11, 11a Toroidal type continuously variable transmission unit 12 , 12a planetary gear type transmission unit 13 carrier 15a, 15b, 15c planetary gear 16 first transmission shaft 17a, 17b sun gear 18 second transmission shaft 19, 19a hollow rotary shaft 20 sun gear 21 planetary gear 22 ring gear 23 Second carrier 24a, 24b Planetary gear 25 Output shaft 26 Second ring gear 27, 27a Low speed clutch 28, 28a, 28b High speed clutch 29, 29a First planetary gear type speed change unit 30, 30a Second planetary gear Transmission unit 31 Third planetary transmission unit 32 Transmission shaft 33 Torsion Damper 34 Gear pump 35 First sun gear 36, 36a First carrier 37 Support shaft 38 Planetary gear member 39 with transmission shaft 39, 39a First planetary gear 40, 40a Second planetary gear 41, 41a First ring gear 42 Transmission cylinder 43 Second sun gear 44 Second carrier 45 Low speed piston 46 Support shafts 47, 47a Third planetary gear 48 Third sun gear 49 Second ring gear 50 Housing 51 High speed piston

Claims

【特許請求の範囲】【請求項１】トロイダル型無段変速ユニットと複数の
遊星歯車式変速ユニットとを互いに同軸に組み合わせ、
このうちのトロイダル型無段変速ユニットの側に入力軸
を、遊星歯車式変速ユニットの側に出力軸を、それぞれ
設けると共に、これら入力軸と出力軸との間に、切換手
段により選択される第一、第二の動力伝達経路を設けて
成り、このうちのトロイダル型無段変速ユニットは、上記入力
軸と共に回転する入力側ディスクと、この入力側ディス
クと同心に、且つ、この入力側ディスクに対する相対回
転を自在として支持された出力側ディスクと、これら両
ディスクの互いに対向する内側面同士の間に挟持され
て、これら両ディスク同士の間で動力を伝達する複数の
パワーローラとを備えたものであり、上記複数の遊星歯車式変速ユニットのうち、最も上記ト
ロイダル型無段変速ユニット寄りに設けた第一の遊星歯
車式変速ユニットを構成する第一の太陽歯車は、上記出
力側ディスクに結合されてこの出力側ディスクと共に回
転するものであり、上記第一の遊星歯車式変速ユニット
に関して上記トロイダル型無段変速ユニットと反対側に
設けた、第二の遊星歯車式変速ユニットを構成する第二
の太陽歯車は、上記出力側ディスクにより、上記第一の
遊星歯車式変速ユニット及び第二の遊星歯車式変速ユニ
ットを構成する各遊星歯車を介して回転させられるもの
であり、上記第一の動力伝達経路は、上記第一の遊星歯車式変速
ユニットと第二の遊星歯車式変速ユニットとのうちの少
なくとも何れかの遊星歯車式変速ユニットを構成するリ
ングギヤを通じて上記入力軸から上記出力軸に動力を伝
達するものであり、上記第二の動力伝達経路は、上記第一の遊星歯車式変速
ユニットを構成する第一の太陽歯車及び第一の遊星歯車
と上記第二の遊星歯車式変速ユニットを構成する第二の
遊星歯車及び第二の太陽歯車とを介して、上記出力側デ
ィスクから上記出力軸に動力を伝達するものである無段
変速装置に於いて、上記第二の動力伝達経路を選択した状態での、上記第一
の太陽歯車と上記第二の太陽歯車との間の変速状態を増
速状態とすべく、これら両太陽歯車及びこれら両太陽歯
車と直接又は他の歯車を介して噛合している各歯車の歯
数が規制されている事を特徴とする無段変速装置。Claims: 1. A toroidal type continuously variable transmission unit and a plurality of planetary gear type transmission units are coaxially combined with each other,
Among these, an input shaft is provided on the side of the toroidal type continuously variable transmission unit, and an output shaft is provided on the side of the planetary gear type transmission unit, and between the input shaft and the output shaft is selected by the switching means. The toroidal-type continuously variable transmission unit includes an input-side disk that rotates together with the input shaft, and an input-side disk that is concentric with the input-side disk. An output-side disk supported so as to be freely rotatable, and a plurality of power rollers sandwiched between inner surfaces of the two disks facing each other and transmitting power between the two disks. And constitutes a first planetary gear type transmission unit provided closest to the toroidal type continuously variable transmission unit among the plurality of planetary gear type transmission units. The one sun gear is coupled to the output side disk and rotates together with the output side disk, and is provided on the opposite side of the toroidal type continuously variable transmission unit with respect to the first planetary gear type transmission unit. The second sun gear forming the second planetary gear type transmission unit is connected to the output side disk via each planetary gear forming the first planetary gear type transmission unit and the second planetary gear type transmission unit. The first power transmission path forms at least one of the first planetary gear type transmission unit and the second planetary gear type transmission unit. The power is transmitted from the input shaft to the output shaft through a ring gear, and the second power transmission path constitutes the first planetary gear type transmission unit. Power is transmitted from the output-side disk to the output shaft via a first sun gear and a first planetary gear, and a second planetary gear and a second sun gear constituting the second planetary gear type transmission unit. In the continuously variable transmission that transmits the speed, the speed change state between the first sun gear and the second sun gear in a state where the second power transmission path is selected is increased. A continuously variable transmission, wherein the number of teeth of each of the sun gears and each of the gears meshing with the sun gears directly or via another gear are regulated to be in a state.