JP2006097777A - Power split type continuously variable transmission - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an inexpensive power split type continuously variable transmission having a simple mechanism. <P>SOLUTION: This power split type continuously variable transmission is provided with a torque converter 2 having a lock-up mechanism, a variator input shaft 3 connected with the torque converter 2, a toroidal type variator 4 connected with the variator input shaft, a mechanical loading mechanism 12 connected with the variator input shaft 3 to press an input disc 5 toward an output disc 7, a bypass shaft 13 connected with the variator input shaft 3, and a planetary gear mechanism 16 composed of a first rotary element connected with the output side of the toroidal type variator 4 and connectable with an output shaft selectively through an advance clutch 18, a second rotary element connectable with the bypass shaft selectively through a bypass clutch 14, and a third rotary element connected with the output shaft 19. The planetary gear mechanism 16 and the toroidal type variator 4 are coaxially arranged, and the bypass shaft 13 passes through the inner periphery of the toroidal type variator 4. The diameter of the bypass shaft 13 is set to be smaller than the diameter of the variator input shaft 3. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、車両等に用いられるパワースプリット型無段変速装置に関する。   The present invention relates to a power split type continuously variable transmission used for a vehicle or the like.

車両などに用いられる変速機として、遊星歯車機構と無段変速機を組み合わせて複数の変速モードを提供するパワースプリット型無段変速装置が従来から知られている（例えば、特許文献１）。   2. Description of the Related Art Conventionally, a power split type continuously variable transmission that provides a plurality of shift modes by combining a planetary gear mechanism and a continuously variable transmission is known as a transmission used in a vehicle or the like (for example, Patent Document 1).

このパワースプリット型無段変速装置は、入力軸と、入力ディスクと出力ディスクとの間にパワーローラが傾転自在に配設されたダブルキャビティ式トロイダル型バリエータと、バリエータの出力を２自由度を有する遊星歯車機構にカウンタ軸等を用いて伝達する動力伝達機構と、入力軸よりバイパスして直接２自由度を有する遊星歯車機構に伝達するバイパス軸と、出力軸とを備えている。   This power split type continuously variable transmission has a double cavity toroidal variator in which a power roller is tiltably disposed between an input shaft and an input disk and an output disk, and the output of the variator has two degrees of freedom. A power transmission mechanism that transmits to the planetary gear mechanism using a counter shaft or the like, a bypass shaft that bypasses the input shaft and directly transmits to the planetary gear mechanism having two degrees of freedom, and an output shaft are provided.

すなわち、２自由度を有する遊星歯車機構をインターロックする事により、カウンタ軸が出力軸に直接動力を伝達する第１のモードを得ている。   That is, the first mode in which the counter shaft directly transmits power to the output shaft is obtained by interlocking the planetary gear mechanism having two degrees of freedom.

また、この第１のモード１において、２自由度を有する遊星歯車機構のインターロックを解除することにより、遊星歯車機構からバリエータに動力循環したパワーが入力パワーと合算されてバイパス軸を経て遊星歯車機構に流入し、出力軸には流入したパワーと動力循環したパワーの差が出力パワーとして出力される第２のモードを得ている。   Further, in the first mode 1, by releasing the interlock of the planetary gear mechanism having two degrees of freedom, the power circulated from the planetary gear mechanism to the variator is added to the input power, and the planetary gear is passed through the bypass shaft. A second mode is obtained in which the difference between the inflow power and the power circulation power is output as output power to the output shaft.

上記第２のモードにおいては、前記特許文献１の図２に示すごとく、高速走行時にバリエータに入力されるパワーを小さくして、このバリエータの構成部品の耐久性向上が図れると共に、伝達効率の向上が図れる。
特開平１１−６３１４７号 In the second mode, as shown in FIG. 2 of Patent Document 1, the power input to the variator during high-speed running can be reduced to improve the durability of the components of the variator and improve the transmission efficiency. Can be planned.
JP-A-11-63147

しかしながら、上記特許文献１では、バイパス軸が伝達するパワーは、バリエータに動力循環したパワーと入力パワーとを合算したパワーとなるため、バイパス軸等その軸径が増加する欠点がある。   However, in Patent Document 1, the power transmitted by the bypass shaft is the sum of the power circulated through the variator and the input power, so that the shaft diameter of the bypass shaft and the like increases.

この太い軸径となるバイパス軸の配置については、前記特許文献１の図１、図３および図７に開示されている。上記図１においては、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータの前に配設された機械式ローディング機構の前方部より歯車機構を経てバイパス軸をカウンタ軸と同軸に配設しているが、機構が複雑でコストが嵩むだけでなく、設置スペースも嵩むという問題がある。   The arrangement of the bypass shaft having a large shaft diameter is disclosed in FIGS. 1, 3, and 7 of Patent Document 1. In FIG. 1, the bypass shaft is disposed coaxially with the counter shaft via the gear mechanism from the front of the mechanical loading mechanism disposed in front of the double cavity type toroidal variator, but the mechanism is complicated. There is a problem that not only the cost increases, but also the installation space increases.

また、上記特許文献１の図３においてはバイパス軸をバリエータ軸と同軸に配置しているが、軸径の太くなるバイパス軸を入出力ディスクの中心を貫通する事により、入出力ディスクの外径が大きくなり、変速装置が大形化するという問題がある。   In FIG. 3 of Patent Document 1, the bypass shaft is arranged coaxially with the variator shaft. By passing the bypass shaft having a thicker shaft diameter through the center of the input / output disk, the outer diameter of the input / output disk is increased. There is a problem that the transmission becomes larger and the transmission becomes larger.

さらに、上記特許文献１の図７においては機械式ローディング機構を２組のトロイダルキャビティの間に配設することにより、バイパス軸の構成自体は簡素化されるという利点がある反面、２組の機械式ローディング機構を用いることにより、機構が複雑でコストが嵩むだけでなく、設置スペースも嵩むという問題がある。   Further, in FIG. 7 of Patent Document 1, the mechanical loading mechanism is disposed between the two sets of toroidal cavities, so that the configuration of the bypass shaft itself is advantageously simplified. By using the type loading mechanism, there is a problem that not only the mechanism is complicated and the cost is increased, but also the installation space is increased.

そこで本発明は、前記問題点に着目してなされたもので、その目的とするところは、機構が簡単でかつ安価なパワースプリット型無段変速装置を提供する事にある。   Accordingly, the present invention has been made paying attention to the above-mentioned problems, and an object of the present invention is to provide a power split type continuously variable transmission with a simple mechanism and at low cost.

本発明は、原動機に連結されて、ロックアップ機構を有するトルクコンバータと、
前記トルクコンバータに連結されたバリエータ入力軸と、前記バリエータ入力軸に連結されて、傾転可能なパワーローラを入力ディスクと出力ディスクの間で駆動力の伝達を行うトロイダル型バリエータと、前記バリエータ入力軸に連結されて前記入力ディスクを前記出力ディスクに向けて押圧する機械式ローディング機構と、前記バリエータ入力軸に連結されたバイパス軸と、前記トロイダル型バリエータの出力側と連結するとともに、前進クラッチを介して選択的に出力軸と連結可能な第１の回転要素と、バイパスクラッチを介して選択的に前記バイパス軸と連結可能な第２の回転要素と、前記出力軸に連結された第３の回転要素と、から構成された遊星歯車機構と、を備えて、前記バイパスクラッチを解放するとともに前進クラッチを締結する第１の変速モードと、前記バイパスクラッチを締結するとともに前進クラッチを解放する第２の変速モードとを切り替え可能なパワースプリット型無段変速装置において、
前記遊星歯車機構とトロイダル型バリエータは同軸的に配置され、前記バイパス軸は前記トロイダル型バリエータの内周を貫通し、このバイパス軸の直径は、前記バリエータ入力軸の直径よりも小さく設定される。 The present invention is a torque converter coupled to a prime mover and having a lock-up mechanism;
A variator input shaft coupled to the torque converter, a toroidal variator coupled to the variator input shaft and transmitting a driving force between a tiltable power roller between the input disk and the output disk, and the variator input A mechanical loading mechanism connected to a shaft and pressing the input disk toward the output disk, a bypass shaft connected to the variator input shaft, an output side of the toroidal variator, and a forward clutch A first rotating element selectively connectable to the output shaft via a second rotating element selectively connectable to the bypass shaft via a bypass clutch, and a third rotating element connected to the output shaft. A planetary gear mechanism composed of a rotating element and releasing the bypass clutch and a forward clutch A first speed change mode to be sintered, in power-split type continuously variable transmission capable of switching the second speed change mode to release the forward clutch with fastening the bypass clutch,
The planetary gear mechanism and the toroidal variator are arranged coaxially, the bypass shaft passes through the inner periphery of the toroidal variator, and the diameter of the bypass shaft is set smaller than the diameter of the variator input shaft.

したがって、本発明によれば、トロイダル型バリエータ（入力ディスク）の内周をバイパス軸が貫通するように配置し、バイパス軸により遊星歯車機構に駆動力の伝達を行うようにし、さらに、バイパス軸には潤滑などのための油穴を設ける必要がないため、バイパス軸の直径をバリエータの入力軸よりも小さくすることが可能となり、軽量かつコンパクトで低コストなパワースプリット型無段変速装置を提供できる。   Therefore, according to the present invention, the inner periphery of the toroidal variator (input disk) is arranged so that the bypass shaft penetrates, and the driving force is transmitted to the planetary gear mechanism by the bypass shaft. Since there is no need to provide an oil hole for lubrication or the like, the diameter of the bypass shaft can be made smaller than the input shaft of the variator, and a lightweight, compact and low-cost power split type continuously variable transmission can be provided. .

以下、本発明の一実施形態を添付図面に基づいて説明する。   Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.

図１は、本発明を適用したパワースプリット型無段変速装置の概略図を示す。   FIG. 1 is a schematic diagram of a power split type continuously variable transmission to which the present invention is applied.

図示しないエンジン等の駆動源に連結された入力軸１はトルクコンバータ等の発進装置２を経てバリエータ入力軸３から機械式ローディング機構１２と、バイパス軸１３に連結されている。そして、バリエータ入力軸３に伝達された駆動力は、機械式ローディングカム１２からダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４へ伝達されるとともに、バイパス軸１３から遊星歯車機構１６に伝達される。   An input shaft 1 connected to a drive source such as an engine (not shown) is connected to a mechanical loading mechanism 12 and a bypass shaft 13 from a variator input shaft 3 via a starting device 2 such as a torque converter. The driving force transmitted to the variator input shaft 3 is transmitted from the mechanical loading cam 12 to the double cavity type toroidal variator 4 and from the bypass shaft 13 to the planetary gear mechanism 16.

ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４にはバリエータ入力軸３と連動して回転する互いに対向する一対の入力ディスク５、５が設けられている。この一対の入力ディスク５、５の間にはバリエータ入力軸３に対し遊嵌状態の一対の出力ディスク７、７が同軸的に配置され互いに同期して回転するようになっている。   The double-cavity toroidal variator 4 is provided with a pair of opposed input disks 5 and 5 that rotate in conjunction with the variator input shaft 3. Between the pair of input disks 5, 5, a pair of output disks 7, 7 that are loosely fitted to the variator input shaft 3 are arranged coaxially and rotate in synchronization with each other.

入力ディスク５と出力ディスク７との間には傾転自在に支持された複数のパワーローラ８が挟持されている。一対の入力ディスク５はバリエータ入力軸３に対し、軸方向で遊嵌する入力ディスク連結軸６を介して連結されている。   Between the input disk 5 and the output disk 7, a plurality of power rollers 8 supported in a tiltable manner are sandwiched. The pair of input disks 5 are connected to the variator input shaft 3 via an input disk connecting shaft 6 that is loosely fitted in the axial direction.

すなわち、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４の最内周にはバイパス軸１３が配置され、その外側に筒状の入力ディスク連結軸６が同軸的に配置され、さらに入力ディスク連結軸６の外側に出力ディスク７が配置される。   That is, a bypass shaft 13 is arranged on the innermost periphery of the double cavity type toroidal variator 4, a cylindrical input disk connecting shaft 6 is coaxially arranged on the outer side, and an output is provided outside the input disk connecting shaft 6. A disk 7 is arranged.

そして、出力ディスク７、７の間には歯車列で構成された第１の動力伝達機構９を介して、バイパス軸１３と平行に配置されたカウンタ軸１０にダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４の出力が伝達される。   The output of the double cavity type toroidal variator 4 is provided between the output disks 7 and 7 on the counter shaft 10 disposed in parallel with the bypass shaft 13 via the first power transmission mechanism 9 constituted by a gear train. Is transmitted.

ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４の内周を貫通したバイパス軸１３には、第３の動力伝達機構（第２の遊星歯車機構）１５が連結され、この第３の動力伝達機構１５と遊星歯車機構１６が同軸位置に配置される。出力軸（駆動軸）１９に連結された遊星歯車機構１６と、バイパス軸１３に連結された第３の動力伝達機構１５は、後述するように回転要素同士が連結される。   A third power transmission mechanism (second planetary gear mechanism) 15 is connected to the bypass shaft 13 penetrating the inner periphery of the double cavity type toroidal variator 4. The third power transmission mechanism 15 and the planetary gear mechanism are connected to the bypass shaft 13. 16 is arranged in a coaxial position. The planetary gear mechanism 16 connected to the output shaft (drive shaft) 19 and the third power transmission mechanism 15 connected to the bypass shaft 13 are connected to each other as will be described later.

まず、遊星歯車機構１６について説明すると、出力軸１９に連結されたサンギヤ１６ａと、サンギア１６ａに噛合する複数のプラネタリギヤ１６ｂと、各プラネタリギヤを連結するキャリア１６ｃと、キャリア１６ｃに支持されたダブルピニオンのプラネタリギヤ１６ｂに噛合するリングギヤ１６ｄとを備えており、リングギヤ１６ｄが第３の動力伝達機構の出力側に連結されている。さらに、リングギヤ１６ｄと遊星歯車機構１６のハウジングとの間にはリングギヤ１６ｄの回転を選択的に拘束する後進用ブレーキ１７が設けられている。   First, the planetary gear mechanism 16 will be described. A sun gear 16a connected to the output shaft 19, a plurality of planetary gears 16b meshing with the sun gear 16a, a carrier 16c connecting each planetary gear, and a double pinion supported by the carrier 16c. A ring gear 16d that meshes with the planetary gear 16b, and the ring gear 16d is connected to the output side of the third power transmission mechanism. Further, a reverse brake 17 for selectively restraining the rotation of the ring gear 16d is provided between the ring gear 16d and the planetary gear mechanism 16 housing.

また、キャリア１６ｃは、中空シャフト２０を介して前進クラッチ１８に連結され、前進クラッチ１８の締結、解放に応じてキャリア１６ｃは選択的に出力軸１９と連結される。   The carrier 16c is connected to the forward clutch 18 via the hollow shaft 20, and the carrier 16c is selectively connected to the output shaft 19 in accordance with the fastening and release of the forward clutch 18.

この中空シャフト２０の途中には、歯車列で構成された第２の動力伝達機構１１が設けられ、中空シャフト２０とカウンタ軸１０が連結される。   In the middle of the hollow shaft 20, a second power transmission mechanism 11 composed of a gear train is provided, and the hollow shaft 20 and the counter shaft 10 are connected.

一方、前記バリエータ入力軸３と前記遊星歯車機構１６のリングギヤ１６ｄの間には前記バリエータ入力軸３より軸径（直径）を細くしたバイパス軸１３と、第３の動力伝達機構１５と、該動力伝達機構１５の動力伝達を選択的に許容または非許容とするバイパスクラッチ１４とが設けられている。   On the other hand, between the variator input shaft 3 and the ring gear 16d of the planetary gear mechanism 16, a bypass shaft 13 having a smaller diameter (diameter) than the variator input shaft 3, a third power transmission mechanism 15, and the power A bypass clutch 14 that selectively allows or disallows power transmission of the transmission mechanism 15 is provided.

第３の動力伝達機構１５は、例えば、サンギヤ１５ａ、プラネタリギヤ１５ｂ、リングギヤ１５ｃからなる遊星歯車機構を有し、サンギヤ１５ａにバイパスクラッチ１４が接続され、プラネタリギヤ１５ｂが出力側となって遊星歯車機構１６のリングギア１６ｄに連結され、リングギヤ１５ｃが入力側となってバイパス軸１３と接続されている。   The third power transmission mechanism 15 includes, for example, a planetary gear mechanism including a sun gear 15a, a planetary gear 15b, and a ring gear 15c. The ring gear 15d is connected to the bypass shaft 13 on the input side.

すなわち、前進クラッチ１８を締結すると、カウンタ軸１０からダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４の出力を出力軸１９に伝達し、前進クラッチ１８を解放し、バイパスクラッチ１４を締結すると、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４の出力と第３動力伝達機構１５の出力とを合成した出力が出力軸１９に伝達される。   That is, when the forward clutch 18 is engaged, the output of the double cavity type toroidal variator 4 is transmitted from the counter shaft 10 to the output shaft 19, and when the forward clutch 18 is released and the bypass clutch 14 is engaged, the double cavity type toroidal variator is engaged. 4 and the output of the third power transmission mechanism 15 are transmitted to the output shaft 19.

次に、上記第１の実施形態の動作を説明する。   Next, the operation of the first embodiment will be described.

今、バリエータ入力軸３が停止しており、かつダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４が最大減速位置（最Ｌｏ）にあると共に、バイパスクラッチ１４と後進ブレーキ１７が解放状態に、前進クラッチ１８が締結状態にある。   Now, the variator input shaft 3 is stopped, the double cavity type toroidal variator 4 is in the maximum deceleration position (maximum Lo), the bypass clutch 14 and the reverse brake 17 are released, and the forward clutch 18 is engaged. It is in.

この状態で、トルクコンバータ２が作動しバリエータ入力軸３を所定方向に回転開始させると、このバリエータ入力軸３の回転に伴って、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４の入力ディスク５がバリエータ入力軸３と同方向に同一回転速度で回転する。このとき、パワーローラ８が最大減速位置にあるので、入力ディスク５の回転がパワーローラ８、出力ディスク７、第１の動力伝達機構９、カウンタ軸１０、第２の動力伝達機構１１、前進クラッチ１８を介して出力軸１９に所定方向の回転でかつ入力軸１よりも低速回転となるように伝達される第１のモードが得られる。   In this state, when the torque converter 2 is operated to start the rotation of the variator input shaft 3 in a predetermined direction, the input disk 5 of the double cavity type toroidal variator 4 is moved along with the rotation of the variator input shaft 3. And rotate at the same rotational speed in the same direction. At this time, since the power roller 8 is at the maximum deceleration position, the rotation of the input disk 5 is the power roller 8, the output disk 7, the first power transmission mechanism 9, the counter shaft 10, the second power transmission mechanism 11, and the forward clutch. A first mode is obtained that is transmitted to the output shaft 19 via 18 so as to rotate in a predetermined direction and at a lower speed than the input shaft 1.

そして、第１のモードを維持しながらダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４を増速側（Ｈｉ側）に変速させると、出力軸１９の回転速度が増加し、パワースプリット型無段変速機の全体的な（変速比）が増速側へ減少する。   When the double cavity type toroidal variator 4 is shifted to the speed increasing side (Hi side) while maintaining the first mode, the rotational speed of the output shaft 19 increases, and the overall power split type continuously variable transmission is improved. (Transmission ratio) decreases to the higher speed side.

次に、バイパスクラッチ１４を締結して前進クラッチ１８と後進ブレーキ１７を解放すると、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４を通過する動力の伝達方向が第１のモードと逆になる第２のモードとなる。   Next, when the bypass clutch 14 is engaged and the forward clutch 18 and the reverse brake 17 are released, the transmission mode of the power passing through the double cavity type toroidal variator 4 becomes the second mode in which the first mode is reversed. .

すなわち、バリエータ入力軸３から第３動力伝達機構１５へ伝達された駆動力と、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４を逆流し入力ディスク５より伝達された出力が機械式ローディング機構１２を経て伝達される循環パワーとが合算されバイパス軸１３に伝達される。なお、駆動力の逆流とは、後述のように、出力ディスク７、パワーローラ８を経て入力ディスク５に伝達されることを示す。   That is, the driving force transmitted from the variator input shaft 3 to the third power transmission mechanism 15 and the output transmitted from the input disk 5 through the double cavity toroidal variator 4 are transmitted through the mechanical loading mechanism 12. The circulating power is added up and transmitted to the bypass shaft 13. The backflow of the driving force indicates that the driving force is transmitted to the input disk 5 through the output disk 7 and the power roller 8 as described later.

そして、バイパス軸１３に伝達されたパワーは、第３の動力伝達機構１５を経て遊星歯車機構１６のリングギヤ１６ｄに伝達される。リングギヤ１６ｄに伝達されたパワーの一部はサンギヤ１６ａを経て出力軸１９に伝達され、残りがキャリア１６ｂ、第２の動力伝達機構１１、カウンタ軸１０、第１の動力伝達機構９を経てダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４の出力ディスク７に流入する。   Then, the power transmitted to the bypass shaft 13 is transmitted to the ring gear 16 d of the planetary gear mechanism 16 through the third power transmission mechanism 15. A part of the power transmitted to the ring gear 16d is transmitted to the output shaft 19 through the sun gear 16a, and the rest is transmitted to the double cavity through the carrier 16b, the second power transmission mechanism 11, the counter shaft 10, and the first power transmission mechanism 9. It flows into the output disk 7 of the toroidal variator 4.

この状態で、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４の変速比を減速側に変速させると、遊星歯車機構１６のキャリア１６ｂの回転が低下し、その結果、サンギヤ１６ａ、すなわち、出力軸１９が増速される第２のモードが得られる。   In this state, when the speed ratio of the double cavity type toroidal variator 4 is shifted to the speed reduction side, the rotation of the carrier 16b of the planetary gear mechanism 16 decreases, and as a result, the sun gear 16a, that is, the output shaft 19 is accelerated. The second mode is obtained.

次に、車両を後退させるべく、出力軸１９を逆回転させる際には、前記バイパスクラッチ１４と前進クラッチ１８を解放し、後進ブレーキ１７を締結する。この結果、遊星歯車機構１６のリングギヤ１６ｄが固定され、プラネタリギヤ１６ｂがリングギヤ１６ｄとサンギヤ１６ａと噛合しつつ、このサンギヤ１６ａの周囲を公転する。   Next, when the output shaft 19 is reversely rotated to reverse the vehicle, the bypass clutch 14 and the forward clutch 18 are released, and the reverse brake 17 is engaged. As a result, the ring gear 16d of the planetary gear mechanism 16 is fixed, and the planetary gear 16b revolves around the sun gear 16a while meshing with the ring gear 16d and the sun gear 16a.

したがって、サンギヤ１６ａ並びにこのサンギヤ１６ａに結合された出力軸１９は前述したモードとは逆方向に回転する。これにより車両の後退を行うことができる。   Accordingly, the sun gear 16a and the output shaft 19 coupled to the sun gear 16a rotate in the opposite direction to the mode described above. Thereby, the vehicle can be moved backward.

前述した第１の実施形態によれば、第１のモードは車両の発進すなわち速度ゼロから中速度の領域で用いられ、中速度から高速度領域では第２のモードで用いられる。第１のモードにおいては前記トルクコンバータ２のロックアップ機構２０は、発進時においては非締結の状態で、車速の増加に従い、締結の状態になる。   According to the first embodiment described above, the first mode is used in the start of the vehicle, that is, in the region from zero speed to medium speed, and in the second mode in the medium speed to high speed region. In the first mode, the lock-up mechanism 20 of the torque converter 2 is in a non-engaged state at the time of starting and enters a engaged state as the vehicle speed increases.

第２のモードにおいては前記トルクコンバータ２のロックアップ機構は常時締結の状態となる。今、バリエータ入力軸３に作用するトルクの最大値はエンジン最大トルク×トルクコンバータのストールトルク比であるが、通常のトルクコンバータの場合は、このトルクコンバータのストールトルク比は約２である。従って、バリエータ入力軸３に作用するトルクはエンジン最大トルク×２となる。故に、バリエータ入力軸３の軸径は前記エンジン最大トルク×２に耐えるように設計すればよい。   In the second mode, the lockup mechanism of the torque converter 2 is always in a fastened state. Now, the maximum value of torque acting on the variator input shaft 3 is the engine maximum torque × the stall torque ratio of the torque converter. In the case of a normal torque converter, the stall torque ratio of the torque converter is about 2. Therefore, the torque acting on the variator input shaft 3 is the engine maximum torque × 2. Therefore, the shaft diameter of the variator input shaft 3 may be designed to withstand the engine maximum torque × 2.

一方、バイパス軸１３に作用するトルクの最大値はエンジン最大トルク＋ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ４よりの逆流トルクとなる。このバリエータよりの逆流トルクは第１のモードから第２のモードにモード変化した直後が最大となり、その値は以下の式で与えられる。   On the other hand, the maximum value of torque acting on the bypass shaft 13 is engine maximum torque + backflow torque from the double cavity type toroidal variator 4. The backflow torque from the variator becomes maximum immediately after the mode change from the first mode to the second mode, and the value is given by the following equation.

Ｔｓ＝（１−α）×Ｒ２×Ｔｅ／［Ｖ×Ｒ１−（１−α）×Ｒ２］

但し； Ｔｓ：バリエータよりの逆流トルク
Ｔｅ：エンジントルク
α：遊星歯車機構の歯数比＝サンギヤの歯数／リングギヤの歯数
Ｒ１：第１の動力伝達機構と第２の動力伝達機構の総減速比
Ｒ２：第３の動力伝達機構の減速比
Ｖ：第１のモードから第２のモードに移行するときのバリエータの変 速比
である。いま、α＝０．５、Ｒ１＝２．２、Ｒ２＝１．１、Ｖ＝０．５とすると
Ｔｓ＝Ｔｅ
となる。このような構成では、Ｔｓ＝Ｔｅとすることができるため、バイパス軸１３に作用するトルクの最大値はエンジントルク×２となる。従って、バリエータ入力軸３に作用する最大トルクとバイパス軸１３に作用する最大トルクは同じ値になるが、バリエータ入力軸３にはトルクコンバータ２の冷却のための油路やロックアップ機構２０の作動のための油路を設けるため、軸方向及び軸方向と直角に油路が配設されている。この油路による穴部の切り欠き係数を考慮する必要があり、この切り欠き係数を２とすると、バリエータ入力軸はエンジントルク×４で軸径が決定されることになる。 Ts = (1−α) × R2 × Te / [V × R1− (1−α) × R2]

However, Ts: Backflow torque from variator
Te: Engine torque
α: Number of teeth ratio of planetary gear mechanism = number of teeth of sun gear / number of teeth of ring gear
R1: Total reduction ratio of the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism
R2: Reduction ratio of the third power transmission mechanism
V: Varying ratio of the variator when shifting from the first mode to the second mode. Now, if α = 0.5, R1 = 2.2, R2 = 1.1, V = 0.5
Ts = Te
It becomes. In such a configuration, since Ts = Te can be set, the maximum value of the torque acting on the bypass shaft 13 is engine torque × 2. Therefore, the maximum torque that acts on the variator input shaft 3 and the maximum torque that acts on the bypass shaft 13 are the same value. However, the variator input shaft 3 has an oil passage for cooling the torque converter 2 and the operation of the lockup mechanism 20. In order to provide an oil passage for the oil passage, the oil passage is disposed in the axial direction and at a right angle to the axial direction. It is necessary to consider the notch coefficient of the hole portion due to this oil passage. If this notch coefficient is 2, the shaft diameter of the variator input shaft is determined by the engine torque × 4.

一方、バイパス軸１３には上記のような油路を設ける必要がない。一般に、軸にトルクが作用した場合の軸表面の応力は、軸が中実とした場合は軸径の１／３乗に比例するため、軸トルクが１／２となると、軸径は０．５の１／３乗、すなわち約０．８倍となる。すなわち、バイパス軸１３の軸径はバリエータ入力軸３の約０．８倍とする事ができ、装置全体のコンパクト化が図れる。   On the other hand, the bypass shaft 13 need not be provided with an oil passage as described above. In general, the stress on the shaft surface when torque is applied to the shaft is proportional to the 1/3 power of the shaft diameter when the shaft is solid. 5 to the 1/3 power, that is, about 0.8 times. That is, the shaft diameter of the bypass shaft 13 can be about 0.8 times that of the variator input shaft 3, and the overall apparatus can be made compact.

図２は、第２の実施形態を示し、第１の実施形態と同一構成部分は同一番号を付して説明を省略する。本第２実施形態は、第３の動力伝達機構１５を遊星歯車機構とせずに、バイパス軸１３からバイパスクラッチ１４を経て遊星歯車機構１６のリングギヤ１６ｄに接続する構成とした。すなわち、第３の動力伝達機構１５の遊星歯車機構を廃止することにより、更なる装置全体の軽量化、コンパクト化、低コスト化が図られる。   FIG. 2 shows a second embodiment, and the same components as those of the first embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted. In the second embodiment, the third power transmission mechanism 15 is not a planetary gear mechanism, but is connected to the ring gear 16d of the planetary gear mechanism 16 from the bypass shaft 13 via the bypass clutch 14. That is, by eliminating the planetary gear mechanism of the third power transmission mechanism 15, further weight reduction, compactness, and cost reduction of the entire device can be achieved.

この第２の実施形態においては、上述した式に、例えば、Ｒ１＝２．０、Ｒ２＝１．０を代入して、やはりＴｓ＝Ｔｅとすることができるので、第１の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。この場合、前記第１実施形態の第３の動力伝達機構１５のギア比（変速比）を１：１とした場合と同様である。   In the second embodiment, for example, Rs = 2.0 and R2 = 1.0 can be substituted into the above-described equation, so that Ts = Te can be obtained, so that it is the same as in the first embodiment. The effect of this can be obtained. In this case, it is the same as the case where the gear ratio (transmission ratio) of the third power transmission mechanism 15 of the first embodiment is 1: 1.

なお、本発明においては、上記第１の実施形態及び第２の実施形態に示すように、Ｔｓ＝Ｔｅとなるような構成例を説明したが、Ｔｓ≒Ｔｅとなるような設計であっても上記作用効果を得ることができることは言うまでもない。   In the present invention, as shown in the first and second embodiments, the configuration example in which Ts = Te has been described. However, even if the design is such that Ts≈Te. Needless to say, the above-described effects can be obtained.

以上のように、本発明に係るパワースプリット型無段変速装置は、構造が簡易で小型化容易であるため、車両用の自動変速機に適用することができる。   As described above, the power split type continuously variable transmission according to the present invention can be applied to an automatic transmission for a vehicle because the structure is simple and the size can be easily reduced.

本発明の第１実施形態を示すパワースプリット型無段変速機の概略図。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS Schematic of the power split type continuously variable transmission which shows 1st Embodiment of this invention. 本発明の第２実施形態を示すパワースプリット型無段変速機の概略図。The schematic of the power split type continuously variable transmission which shows 2nd Embodiment of this invention.

符号の説明Explanation of symbols

３ バリエータ入力軸
４ ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ
１０ カウンタ軸
１３ バイパス軸
１４ バイパスクラッチ
１６ 遊星歯車機構
１８ 前進クラッチ 3 variator input shaft 4 double cavity type toroidal variator 10 counter shaft 13 bypass shaft 14 bypass clutch 16 planetary gear mechanism 18 forward clutch

Claims (3)

原動機に連結されて、ロックアップ機構を有するトルクコンバータと、
前記トルクコンバータに連結されたバリエータ入力軸と、
前記バリエータ入力軸に連結されて、傾転可能なパワーローラを入力ディスクと出力ディスクの間で駆動力の伝達を行うトロイダル型バリエータと、
前記バリエータ入力軸に連結されて前記入力ディスクを前記出力ディスクに向けて押圧する機械式ローディング機構と、
前記バリエータ入力軸に連結されたバイパス軸と、
前記トロイダル型バリエータの出力側と連結するとともに、前進クラッチを介して選択的に出力軸と連結可能な第１の回転要素と、バイパスクラッチを介して選択的に前記バイパス軸と連結可能な第２の回転要素と、前記出力軸に連結された第３の回転要素と、から構成された遊星歯車機構と、を備えて、前記バイパスクラッチを解放するとともに前進クラッチを締結する第１の変速モードと、前記バイパスクラッチを締結するとともに前進クラッチを解放する第２の変速モードとを切り替え可能なパワースプリット型無段変速装置において、
前記遊星歯車機構とトロイダル型バリエータは同軸的に配置され、
前記バイパス軸は前記トロイダル型バリエータの内周を貫通し、このバイパス軸の直径は、前記バリエータ入力軸の直径よりも小さく設定されたことを特徴とするパワースプリット型無段変速装置。 A torque converter coupled to the prime mover and having a lock-up mechanism;
A variator input shaft coupled to the torque converter;
A toroidal variator coupled to the variator input shaft for transmitting a driving force between an input disk and an output disk with a tiltable power roller;
A mechanical loading mechanism coupled to the variator input shaft to press the input disk toward the output disk;
A bypass shaft connected to the variator input shaft;
A first rotating element that can be connected to the output side of the toroidal variator, can be selectively connected to the output shaft via a forward clutch, and can be connected to the bypass shaft selectively via a bypass clutch. A planetary gear mechanism comprising: a rotating element; and a third rotating element coupled to the output shaft; and a first shift mode for releasing the bypass clutch and engaging the forward clutch. In the power split type continuously variable transmission capable of switching between the second shift mode for fastening the bypass clutch and releasing the forward clutch,
The planetary gear mechanism and the toroidal variator are arranged coaxially,
The power split type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the bypass shaft passes through the inner periphery of the toroidal variator, and the diameter of the bypass shaft is set smaller than the diameter of the variator input shaft. 前記バイパス軸と前記遊星歯車機構との間を、変速比が１：１となるように連結したことを特徴とする請求項１に記載のパワースプリット型無段変速装置。   2. The power split type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the bypass shaft and the planetary gear mechanism are connected so as to have a gear ratio of 1: 1. 前記バイパス軸と前記遊星歯車機構との間に第２の遊星歯車機構を介装し、
前記遊星歯車機構は、
前記トロイダル型バリエータの出力側と連結したキャリアと、前記バイパス軸と連結可能な第２のリングギアと、出力軸と連結されたサンギアと、から構成され、
前記第２の遊星歯車機構は、前記リングギアに連結された第２のキャリアと、
前記バイパス軸に連結された第２のリングギアと、
前記バイパスクラッチに連結された第２のサンギアとから構成されたことを特徴とする請求項１に記載のパワースプリット型無段変速装置。 A second planetary gear mechanism is interposed between the bypass shaft and the planetary gear mechanism;
The planetary gear mechanism is
A carrier connected to the output side of the toroidal variator, a second ring gear connectable to the bypass shaft, and a sun gear connected to the output shaft;
The second planetary gear mechanism includes a second carrier coupled to the ring gear;
A second ring gear coupled to the bypass shaft;
2. The power split type continuously variable transmission according to claim 1, comprising a second sun gear coupled to the bypass clutch.
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