JP2017067207A - Power split type continuously variable transmission - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a power split type continuously variable transmission capable of reducing a size and costs, and simplifying control in comparison with a constitution proposed by the applicant.SOLUTION: A power split type continuously variable transmission 4 includes an input shaft 41, an output shaft 42, a continuously variable transmission mechanism 43, a planetary gear mechanism 44 including a sun gear 71, a ring gear 73, and a carrier 72 rotatable integrally with a secondary shaft 52 of the continuously variable transmission mechanism 4, and a split gear mechanism 45 having a constant split gear shift ratio, and including a split drive gear 81 rotatable integrally with the input shaft 41 and a split driven gear 82 to which power from the split drive gear 81 is transmitted. The power is transmitted from the split driven gear 82 to one of the sun gear 71 and the ring gear 73, and the power is transmitted to the output shaft 42 from the other.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

本発明は、インプット軸（入力軸）に入力される動力を２系統に分割してアウトプット軸（出力軸）に伝達可能な動力分割式無段変速機に関する。   The present invention relates to a power split continuously variable transmission capable of dividing power input to an input shaft (input shaft) into two systems and transmitting the power to an output shaft (output shaft).

自動車などの車両に搭載される変速機として、エンジンの動力を無段階に変速する無段変速機構と、エンジンの動力を無段変速機構を経由せずに伝達する歯車機構と、無段変速機構からの動力と歯車機構からの動力とを合成するための遊星歯車機構とを備えたものが提案されている。この変速機では、エンジンからの動力を無段変速機構と歯車機構とに分割し、その分割された各動力を遊星歯車機構で合成して車輪に伝達することができる。   As a transmission mounted on a vehicle such as an automobile, a continuously variable transmission mechanism that continuously changes engine power, a gear mechanism that transmits engine power without going through a continuously variable transmission mechanism, and a continuously variable transmission mechanism There has been proposed a planetary gear mechanism for synthesizing the power from the gear and the power from the gear mechanism. In this transmission, the power from the engine can be divided into a continuously variable transmission mechanism and a gear mechanism, and the divided powers can be combined by the planetary gear mechanism and transmitted to the wheels.

特開２００４−１７６８９０号公報JP 2004-176890 A

駆動源の動力を２系統に分割して伝達可能な変速機は、動力分割式無段変速機として、出願人も提案している。   The applicant has also proposed a transmission capable of dividing and transmitting the power of the drive source into two systems as a power split type continuously variable transmission.

図９は、出願人の先の提案に係る動力分割式無段変速機９０１の構成を示すスケルトン図である。   FIG. 9 is a skeleton diagram showing the configuration of a power split type continuously variable transmission 901 according to the applicant's previous proposal.

動力分割式無段変速機９０１には、変速比の変更により動力を無段階に変速する無段変速機構９０２と、動力を一定の変速比で変速する一定変速機構９０３と、動力を出力する出力用遊星歯車機構９０４とが備えられている。   The power split type continuously variable transmission 901 includes a continuously variable transmission mechanism 902 that continuously changes power by changing a transmission ratio, a constant transmission mechanism 903 that changes power at a constant transmission ratio, and an output that outputs power. A planetary gear mechanism 904 is provided.

無段変速機構９０２は、公知のベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）と同様の構成を有している。プライマリ軸９０５は、インプット軸９０６に直結されている。セカンダリ軸９０７は、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８を相対回転不能に支持している。また、出力用遊星歯車機構９０４のリングギヤ９０９には、アウトプット軸９１０が接続されている。アウトプット軸９１０の回転は、第１出力アイドルギヤ９１１および第２アイドルギヤ９１２を経由して、デファレンシャルギヤ９１３に伝達され、デファレンシャルギヤ９１３から左右の駆動輪に伝達される。   The continuously variable transmission mechanism 902 has the same configuration as a known belt-type continuously variable transmission (CVT). The primary shaft 905 is directly connected to the input shaft 906. The secondary shaft 907 supports the sun gear 908 of the output planetary gear mechanism 904 in a relatively non-rotatable manner. An output shaft 910 is connected to the ring gear 909 of the output planetary gear mechanism 904. The rotation of the output shaft 910 is transmitted to the differential gear 913 via the first output idle gear 911 and the second idle gear 912, and is transmitted from the differential gear 913 to the left and right drive wheels.

一定変速機構９０３は、増速用遊星歯車機構９１４、スプリットドライブギヤ９１５、スプリットドリブンギヤ９１６およびアイドルギヤ９１７を備えている。増速用遊星歯車機構９１４のサンギヤ９１８は、インプット軸９０６に相対回転可能に外嵌されている。増速用遊星歯車機構９１４のキャリア９１９は、インプット軸９０６に相対回転不能に支持されている。スプリットドライブギヤ９１５は、サンギヤ９１８と一体回転可能に設けられている。スプリットドリブンギヤ９１６は、出力用遊星歯車機構９０４のキャリア９２０と一体回転可能に設けられている。アイドルギヤ９１７は、スプリットドライブギヤ９１５およびスプリットドリブンギヤ９１６と噛合している。   The constant speed change mechanism 903 includes a speed increasing planetary gear mechanism 914, a split drive gear 915, a split driven gear 916, and an idle gear 917. The sun gear 918 of the speed increasing planetary gear mechanism 914 is externally fitted to the input shaft 906 so as to be relatively rotatable. The carrier 919 of the speed increasing planetary gear mechanism 914 is supported by the input shaft 906 so as not to be relatively rotatable. The split drive gear 915 is provided so as to be able to rotate integrally with the sun gear 918. The split driven gear 916 is provided so as to rotate integrally with the carrier 920 of the planetary gear mechanism 904 for output. The idle gear 917 meshes with the split drive gear 915 and the split driven gear 916.

図１０は、前進時および後進時におけるクラッチＣ１およびブレーキＢ１，Ｂ２の状態を示す図である。図１１は、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８、キャリア９２０およびリングギヤ９０９の回転数（回転速度）の関係を示す共線図である。   FIG. 10 is a diagram illustrating states of the clutch C1 and the brakes B1 and B2 during forward travel and reverse travel. FIG. 11 is a collinear diagram showing the relationship between the rotational speeds (rotational speeds) of the sun gear 908, the carrier 920, and the ring gear 909 of the output planetary gear mechanism 904.

図１０において、「○」は、クラッチＣ１およびブレーキＢ１，Ｂ２が係合状態であることを示している。「×」は、クラッチＣ１およびブレーキＢ１，Ｂ２が解放状態であることを示している。   In FIG. 10, “◯” indicates that the clutch C1 and the brakes B1 and B2 are engaged. “X” indicates that the clutch C1 and the brakes B1 and B2 are in the released state.

動力分割式無段変速機９０１は、動力伝達モードとして、動力が無段変速機構９０２のみを経由して出力用遊星歯車機構９０４に伝達されるベルトモード（ローモード）と、動力が無段変速機構９０２および一定変速機構９０３を経由して出力用遊星歯車機構９０４に伝達されるスプリットモード（ハイモード）とを有している。   The power split type continuously variable transmission 901 has, as a power transmission mode, a belt mode (low mode) in which power is transmitted to the output planetary gear mechanism 904 only through the continuously variable transmission mechanism 902, and power is continuously variable. The split mode (high mode) is transmitted to the output planetary gear mechanism 904 via the mechanism 902 and the constant speed change mechanism 903.

ベルトモードでは、クラッチＣ１が係合されて、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８とリングギヤ９０９とが直結され、ブレーキＢ１，Ｂ２が解放されて、出力用遊星歯車機構９０４のキャリア９２０がフリーな状態にされる。そのため、インプット軸９０６に入力される動力により、プライマリ軸９０５が回転すると、プライマリ軸９０５の回転がベルト９２１を介してセカンダリ軸９０７に伝達されて、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８およびリングギヤ９０９が一体的に回転し、アウトプット軸９１０がリングギヤ９０９と一体的に回転する。したがって、ベルトモードでは、動力分割式無段変速機９０１の変速比（ユニット変速比）が無段変速機構９０２の変速比（ベルト変速比）と一致する。   In the belt mode, the clutch C1 is engaged, the sun gear 908 and the ring gear 909 of the output planetary gear mechanism 904 are directly connected, the brakes B1 and B2 are released, and the carrier 920 of the output planetary gear mechanism 904 is free. Put into state. Therefore, when the primary shaft 905 is rotated by the power input to the input shaft 906, the rotation of the primary shaft 905 is transmitted to the secondary shaft 907 via the belt 921, and the sun gear 908 and the ring gear 909 of the output planetary gear mechanism 904 are transmitted. Rotate integrally, and the output shaft 910 rotates integrally with the ring gear 909. Therefore, in the belt mode, the gear ratio (unit gear ratio) of the power split type continuously variable transmission 901 matches the gear ratio (belt gear ratio) of the continuously variable transmission mechanism 902.

スプリットモードでは、クラッチＣ１およびブレーキＢ１が解放される。また、ブレーキＢ２が係合されることにより、増速用遊星歯車機構９１４のリングギヤ９２２が制動される。そのため、インプット軸９０６に入力される動力により、プライマリ軸９０５が回転すると、プライマリ軸９０５の回転がベルト９２１を介してセカンダリ軸９０７に伝達されて、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８が回転する。一方、増速用遊星歯車機構９１４のリングギヤ９２２が制動されているので、インプット軸９０６の回転は、増速用遊星歯車機構９１４のキャリア９１９、サンギヤ９１８、スプリットドライブギヤ９１５、アイドルギヤ９１７およびスプリットドリブンギヤ９１６を介して、出力用遊星歯車機構９０４のキャリア９２０に増速されて伝達される。したがって、スプリットモードでは、ベルト変速比が大きいほど、動力分割式無段変速機９０１の変速比（ユニット変速比）が小さくなり、一定変速機構９０３の変速比（スプリットギヤ変速比）以下の変速比を実現することができる。   In the split mode, the clutch C1 and the brake B1 are released. Further, by engaging the brake B2, the ring gear 922 of the speed increasing planetary gear mechanism 914 is braked. Therefore, when the primary shaft 905 rotates by the power input to the input shaft 906, the rotation of the primary shaft 905 is transmitted to the secondary shaft 907 via the belt 921, and the sun gear 908 of the output planetary gear mechanism 904 rotates. . On the other hand, since the ring gear 922 of the speed increasing planetary gear mechanism 914 is braked, the rotation of the input shaft 906 causes the carrier 919, the sun gear 918, the split drive gear 915, the idle gear 917, and the split of the speed increasing planetary gear mechanism 914 to rotate. Through the driven gear 916, the speed is increased and transmitted to the carrier 920 of the output planetary gear mechanism 904. Therefore, in the split mode, the larger the belt speed ratio, the smaller the speed ratio (unit speed ratio) of the power split type continuously variable transmission 901, and the speed ratio less than or equal to the speed ratio (split gear speed ratio) of the constant speed change mechanism 903. Can be realized.

また、動力分割式無段変速機９０１が搭載された車両の後進時には、クラッチＣ１およびブレーキＢ２が解放され、ブレーキＢ１が係合される。ブレーキＢ１の係合により、スプリットドライブギヤ９１５が制動される。スプリットドライブギヤ９１５の制動により、アイドルギヤ９１７が回転不能となり、スプリットドリブンギヤ９１６および出力用遊星歯車機構９０４のキャリア９２０が回転不能になる。そのため、インプット軸９０６からプライマリ軸９０５およびセカンダリ軸９０７を介して出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８に回転が伝達されると、出力用遊星歯車機構９０４のリングギヤ９０９がサンギヤ９０８と逆方向に回転し、アウトプット軸９１０が車両の前進時とは逆方向に回転する。   When the vehicle on which the power split type continuously variable transmission 901 is mounted is reverse, the clutch C1 and the brake B2 are released and the brake B1 is engaged. The split drive gear 915 is braked by the engagement of the brake B1. Due to the braking of the split drive gear 915, the idle gear 917 cannot be rotated, and the split driven gear 916 and the carrier 920 of the output planetary gear mechanism 904 cannot be rotated. Therefore, when rotation is transmitted from the input shaft 906 to the sun gear 908 of the output planetary gear mechanism 904 via the primary shaft 905 and the secondary shaft 907, the ring gear 909 of the output planetary gear mechanism 904 rotates in the opposite direction to the sun gear 908. Then, the output shaft 910 rotates in the direction opposite to that when the vehicle moves forward.

ところが、動力分割式無段変速機９０１では、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えのために、クラッチＣ１およびブレーキＢ２の２個の係合要素が必要である。係合要素の個数を減らすことができれば、油圧回路に含まれるソレノイドバルブの個数も削減することができ、サイズおよびコストを低減することができる。また、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８とリングギヤ９０９との間に差回転が生じている状態でベルトモードとスプリットモードとが切り替えられると、その差回転により、ベルト９２１の滑りやエンジン回転数の急変などを生じるおそれがある。そのため、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えをベルト変速比がスプリットギヤ変速比と一致した状態で行う必要があるが、その切り替えを精度よく制御することが困難である。   However, in the power split type continuously variable transmission 901, two engagement elements of the clutch C1 and the brake B2 are necessary for switching between the belt mode and the split mode. If the number of engaging elements can be reduced, the number of solenoid valves included in the hydraulic circuit can also be reduced, and the size and cost can be reduced. Further, when the belt mode and the split mode are switched in a state where a differential rotation is generated between the sun gear 908 and the ring gear 909 of the output planetary gear mechanism 904, slipping of the belt 921 and engine speed are caused by the differential rotation. There is a risk of sudden changes. For this reason, it is necessary to switch between the belt mode and the split mode in a state where the belt gear ratio matches the split gear gear ratio, but it is difficult to control the switching with high accuracy.

本発明の目的は、出願人による先の提案に係る構成と比較して、サイズおよびコストの低減ならびに制御の簡素化を図ることができる、動力分割式無段変速機を提供することである。   An object of the present invention is to provide a power split type continuously variable transmission capable of reducing the size and cost and simplifying control as compared with the configuration according to the previous proposal by the applicant.

前記の目的を達成するため、本発明に係る動力分割式無段変速機は、インプット軸と、アウトプット軸と、インプット軸から動力が伝達されるプライマリ軸、プライマリ軸に支持されたプライマリプーリ、プライマリ軸と平行に設けられたセカンダリ軸、セカンダリ軸に支持されたセカンダリプーリおよびプライマリプーリとセカンダリプーリとに巻き掛けられたベルトを備える無段変速機構と、一定のスプリットギヤ変速比を有し、インプット軸と一体的に回転可能に設けられたスプリットドライブギヤおよびスプリットドライブギヤからの動力が伝達されるスプリットドリブンギヤを備えるスプリットギヤ機構と、サンギヤ、リングギヤおよびセカンダリ軸と一体的に回転可能に設けられたキャリアを備える遊星歯車機構とを含み、スプリットドリブンギヤからサンギヤまたはリングギヤの一方に動力が伝達され、その他方からアウトプット軸に動力が伝達される。   In order to achieve the above object, a power split continuously variable transmission according to the present invention includes an input shaft, an output shaft, a primary shaft to which power is transmitted from the input shaft, a primary pulley supported by the primary shaft, A continuously variable transmission mechanism including a secondary shaft provided in parallel with the primary shaft, a secondary pulley supported by the secondary shaft and a belt wound around the primary pulley and the secondary pulley, and a constant split gear speed ratio; A split gear that includes a split drive gear that is provided so as to be rotatable integrally with the input shaft, and a split driven gear that transmits power from the split drive gear, and a sun gear, a ring gear, and a secondary shaft that are rotatably provided integrally. And a planetary gear mechanism with a carrier. Power is transmitted on one of the sun gear or the ring gear from Ttodoribungiya, power is transmitted to the output shaft from the other one.

この構成によれば、インプット軸に入力される動力は、インプット軸から無段変速機構のプライマリ軸に伝達される。プライマリ軸に伝達された動力は、プライマリプーリ、ベルトおよびセカンダリプーリを介してセカンダリ軸に伝達され、遊星歯車機構のキャリアをセカンダリ軸と一体的に回転させる。また、インプット軸に入力される動力は、スプリットドライブギヤからスプリットドリブンギヤを介して遊星歯車機構のサンギヤまたはリングギヤに、一定のスプリットギヤ変速比で変速されて伝達される。   According to this configuration, the power input to the input shaft is transmitted from the input shaft to the primary shaft of the continuously variable transmission mechanism. The power transmitted to the primary shaft is transmitted to the secondary shaft via the primary pulley, the belt, and the secondary pulley, and rotates the carrier of the planetary gear mechanism integrally with the secondary shaft. Also, the power input to the input shaft is transmitted at a constant split gear speed ratio from the split drive gear to the sun gear or ring gear of the planetary gear mechanism via the split driven gear.

スプリットドリブンギヤからサンギヤに動力が伝達（入力）される構成では、リングギヤからアウトプット軸に動力が伝達（出力）される。無段変速機構のベルト変速比がスプリットギヤ変速比より上げられると、キャリアの回転数（回転速度）がサンギヤの回転数より高くなり、リングギヤの回転数がキャリアの回転数より高くなる。また、ベルト変速比がスプリットギヤ変速比より下げられると、キャリアの回転数がサンギヤの回転数より低くなり、リングギヤの回転数がキャリアの回転数より低くなる。よって、動力分割式無段変速機のユニット全体としての変速比幅（ユニット変速比幅）をベルト変速比幅より大きく確保することができる。   In a configuration in which power is transmitted (input) from the split driven gear to the sun gear, power is transmitted (output) from the ring gear to the output shaft. When the belt transmission ratio of the continuously variable transmission mechanism is increased from the split gear transmission ratio, the rotational speed (rotational speed) of the carrier becomes higher than the rotational speed of the sun gear, and the rotational speed of the ring gear becomes higher than the rotational speed of the carrier. Further, when the belt speed ratio is lowered below the split gear speed ratio, the rotation speed of the carrier becomes lower than the rotation speed of the sun gear, and the rotation speed of the ring gear becomes lower than the rotation speed of the carrier. Therefore, it is possible to ensure a gear ratio width (unit gear ratio width) as a whole unit of the power split continuously variable transmission larger than the belt gear ratio width.

スプリットドリブンギヤからリングギヤに動力が伝達（入力）される構成では、サンギヤからアウトプット軸に動力が伝達（出力）される。無段変速機構のベルト変速比がスプリットギヤ変速比より上げられると、キャリアの回転数（回転速度）がリングギヤの回転数より高くなり、サンギヤの回転数がキャリアの回転数より高くなる。また、ベルト変速比がスプリットギヤ変速比より下げられると、キャリアの回転数がリングギヤの回転数より低くなり、サンギヤの回転数がリングギヤの回転数より低くなる。よって、この構成においても、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができる。   In a configuration in which power is transmitted (input) from the split driven gear to the ring gear, power is transmitted (output) from the sun gear to the output shaft. When the belt transmission ratio of the continuously variable transmission mechanism is increased from the split gear transmission ratio, the rotation speed (rotation speed) of the carrier becomes higher than the rotation speed of the ring gear, and the rotation speed of the sun gear becomes higher than the rotation speed of the carrier. Further, when the belt speed ratio is lowered below the split gear speed ratio, the carrier rotation speed becomes lower than the ring gear rotation speed, and the sun gear rotation speed becomes lower than the ring gear rotation speed. Therefore, also in this configuration, the unit speed ratio width can be ensured larger than the belt speed ratio width.

本発明に係る動力分割式無段変速機では、出願人による先の提案に係る構成、つまり図９に示される構成と同様に、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができるので、動力分割式無段変速機が搭載された車両の加速性能および高速走行時の燃費性能の向上を図ることができる。   In the power split type continuously variable transmission according to the present invention, the unit speed ratio width can be secured larger than the belt speed ratio width as in the configuration according to the previous proposal by the applicant, that is, the configuration shown in FIG. Therefore, it is possible to improve the acceleration performance of the vehicle equipped with the power split type continuously variable transmission and the fuel efficiency performance at high speed.

そして、本発明に係る動力分割式無段変速機では、出願人による先の提案に係る構成と異なり、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えがないので、そのモード切替のための２個の係合要素が不要である。よって、係合要素の個数の削減を図ることができ、係合要素の係合／解放を制御するためのソレノイドバルブを油圧回路から省略できるので、動力分割式無段変速機のサイズおよびコストを低減することができる。また、係合要素の個数が削減されることにより、係合要素の係合／解放の制御を簡素化することができる。その結果、動力分割式無段変速機の制御を簡素化することができる。   In the power split continuously variable transmission according to the present invention, unlike the configuration according to the previous proposal by the applicant, there is no switching between the belt mode and the split mode. The element is unnecessary. Therefore, the number of engaging elements can be reduced, and the solenoid valve for controlling the engagement / release of the engaging elements can be omitted from the hydraulic circuit. Therefore, the size and cost of the power split continuously variable transmission can be reduced. Can be reduced. Further, by reducing the number of engagement elements, it is possible to simplify the engagement / release control of the engagement elements. As a result, the control of the power split continuously variable transmission can be simplified.

動力分割式無段変速機は、インプット軸からプライマリ軸に動力を伝達／遮断するために係合／解放される第１係合要素と、遊星歯車機構のキャリアの回転を禁止／許容するために係合／解放される第２係合要素とを含むことが好ましい。   The power split type continuously variable transmission includes a first engagement element that is engaged / released to transmit / cut power from the input shaft to the primary shaft, and to prohibit / allow rotation of the carrier of the planetary gear mechanism. And a second engagement element to be engaged / released.

この構成によれば、第１係合要素が係合され、第２係合要素が解放された状態において、インプット軸に入力される動力を無段変速機構およびスプリットギヤ機構の２系統に分割してアウトプット軸に伝達することができ、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができる。   According to this configuration, in a state where the first engagement element is engaged and the second engagement element is released, the power input to the input shaft is divided into two systems, a continuously variable transmission mechanism and a split gear mechanism. Therefore, the unit speed ratio width can be secured larger than the belt speed ratio width.

一方、第１係合要素が解放され、第２係合要素が係合された状態では、遊星歯車機構のキャリアが制動（回転停止）されて、インプット軸に入力される動力がスプリットギヤ機構を介して遊星歯車機構のサンギヤまたはリングギヤの一方に伝達される。そのため、サンギヤまたはリングギヤの他方は、サンギヤまたはリングギヤの一方と逆方向に回転する。よって、第１係合要素の解放および第２係合要素の係合により、リバース（後進段）を構成することができる。   On the other hand, in a state where the first engagement element is released and the second engagement element is engaged, the carrier of the planetary gear mechanism is braked (rotation stopped), and the power input to the input shaft is changed to the split gear mechanism. Via the sun gear or the ring gear of the planetary gear mechanism. Therefore, the other of the sun gear or the ring gear rotates in the opposite direction to one of the sun gear or the ring gear. Therefore, reverse (reverse speed) can be configured by releasing the first engagement element and engaging the second engagement element.

本発明によれば、出願人による先の提案に係る構成と同様に、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができるので、動力分割式無段変速機が搭載された車両の加速性能および高速走行時の燃費性能の向上を図ることができる。そのうえ、本発明によれば、出願人による先の提案に係る構成と異なり、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えがないので、そのモード切替のための２個の係合要素および制御が不要であるので、出願人による先の提案に係る構成と比較して、サイズおよびコストの低減ならびに制御の簡素化を図ることができる。   According to the present invention, since the unit speed ratio width can be secured larger than the belt speed ratio width as in the configuration according to the previous proposal by the applicant, the vehicle equipped with the power split type continuously variable transmission can be secured. It is possible to improve acceleration performance and fuel efficiency performance at high speeds. Moreover, according to the present invention, unlike the configuration according to the previous proposal by the applicant, since there is no switching between the belt mode and the split mode, two engagement elements and control for switching the mode are unnecessary. Therefore, the size and cost can be reduced and the control can be simplified as compared with the configuration according to the previous proposal by the applicant.

本発明の第１実施形態に係る動力分割式無段変速機が搭載された車両の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。1 is a skeleton diagram showing a configuration of a drive system of a vehicle equipped with a power split type continuously variable transmission according to a first embodiment of the present invention. 遊星歯車機構のサンギヤ、キャリアおよびリングギヤの回転数（回転速度）の関係を示す共線図（速度線図）である。It is a collinear diagram (speed diagram) showing the relationship between the rotational speeds (rotational speeds) of the sun gear, carrier and ring gear of the planetary gear mechanism. 本発明の第２実施形態に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the power split type continuously variable transmission which concerns on 2nd Embodiment of this invention. 図３に示される遊星歯車機構のサンギヤ、キャリアおよびリングギヤの回転数（回転速度）の関係を示す共線図（速度線図）である。FIG. 4 is a collinear diagram (speed diagram) showing the relationship between the rotational speeds (rotational speeds) of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the planetary gear mechanism shown in FIG. 本発明の第３実施形態に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the power split type continuously variable transmission which concerns on 3rd Embodiment of this invention. 本発明の第４実施形態に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the power split type continuously variable transmission which concerns on 4th Embodiment of this invention. 本発明の第５実施形態に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the power split type continuously variable transmission which concerns on 5th Embodiment of this invention. 本発明の第６実施形態に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the power split type continuously variable transmission which concerns on 6th Embodiment of this invention. 出願人の先の提案に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the power division type continuously variable transmission which concerns on an applicant's previous proposal. 前進時および後進時における動力分割式無段変速機の各係合要素の状態を示す図である。It is a figure which shows the state of each engaging element of the power division type continuously variable transmission at the time of advance and reverse. 図９に示される出力用遊星歯車機構のサンギヤ、キャリアおよびリングギヤの回転数（回転速度）の関係を示す共線図である。FIG. 10 is a collinear diagram showing the relationship between the rotational speeds (rotational speeds) of the sun gear, the carrier and the ring gear of the output planetary gear mechanism shown in FIG. 9.

以下では、本発明の実施の形態について、添付図面を参照しつつ詳細に説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.

＜第１実施形態＞
図１は、本発明の第１実施形態に係る動力分割式無段変速機４が搭載された車両１の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。 <First Embodiment>
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a configuration of a drive system of a vehicle 1 on which a power split type continuously variable transmission 4 according to a first embodiment of the present invention is mounted.

車両１は、エンジン２を駆動源とする自動車である。エンジン２の出力は、トルクコンバータ３および動力分割式無段変速機４を介して、車両１の駆動輪（たとえば、左右の前輪）に伝達される。   The vehicle 1 is an automobile that uses the engine 2 as a drive source. The output of the engine 2 is transmitted to driving wheels (for example, left and right front wheels) of the vehicle 1 via the torque converter 3 and the power split type continuously variable transmission 4.

エンジン２は、Ｅ／Ｇ出力軸２１を備えている。Ｅ／Ｇ出力軸２１は、エンジン２が発生する動力により回転される。   The engine 2 includes an E / G output shaft 21. The E / G output shaft 21 is rotated by the power generated by the engine 2.

トルクコンバータ３は、ポンプインペラ３１、タービンランナ３２およびロックアップクラッチ３３を備えている。ポンプインペラ３１の中心には、Ｅ／Ｇ出力軸２１が接続されており、ポンプインペラ３１は、Ｅ／Ｇ出力軸２１と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。タービンランナ３２は、ポンプインペラ３１と同一の回転軸線を中心に回転可能に設けられている。ロックアップクラッチ３３は、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とを直結／分離するために設けられている。ロックアップクラッチ３３が係合されると、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とが直結され、ロックアップクラッチ３３が解放されると、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とが分離される。   The torque converter 3 includes a pump impeller 31, a turbine runner 32, and a lockup clutch 33. An E / G output shaft 21 is connected to the center of the pump impeller 31, and the pump impeller 31 is provided so as to be integrally rotatable about the same rotation axis as the E / G output shaft 21. The turbine runner 32 is provided to be rotatable about the same rotation axis as the pump impeller 31. The lockup clutch 33 is provided to directly connect / separate the pump impeller 31 and the turbine runner 32. When the lockup clutch 33 is engaged, the pump impeller 31 and the turbine runner 32 are directly connected, and when the lockup clutch 33 is released, the pump impeller 31 and the turbine runner 32 are separated.

ロックアップクラッチ３３が解放された状態において、Ｅ／Ｇ出力軸２１が回転されると、ポンプインペラ３１が回転する。ポンプインペラ３１が回転すると、ポンプインペラ３１からタービンランナ３２に向かうオイルの流れが生じる。このオイルの流れがタービンランナ３２で受けられて、タービンランナ３２が回転する。このとき、トルクコンバータ３の増幅作用が生じ、タービンランナ３２には、Ｅ／Ｇ出力軸２１の動力（トルク）よりも大きな動力が発生する。   When the E / G output shaft 21 is rotated in a state where the lockup clutch 33 is released, the pump impeller 31 rotates. When the pump impeller 31 rotates, an oil flow from the pump impeller 31 toward the turbine runner 32 is generated. This oil flow is received by the turbine runner 32 and the turbine runner 32 rotates. At this time, the amplifying action of the torque converter 3 occurs, and the turbine runner 32 generates a power larger than the power (torque) of the E / G output shaft 21.

ロックアップクラッチ３３が係合された状態では、Ｅ／Ｇ出力軸２１が回転されると、Ｅ／Ｇ出力軸２１、ポンプインペラ３１およびタービンランナ３２が一体となって回転する。   In a state where the lockup clutch 33 is engaged, when the E / G output shaft 21 is rotated, the E / G output shaft 21, the pump impeller 31, and the turbine runner 32 are rotated together.

動力分割式無段変速機４は、インプット軸４１、アウトプット軸４２、無段変速機構４３、遊星歯車機構４４およびスプリットギヤ機構４５を備えている。   The power split type continuously variable transmission 4 includes an input shaft 41, an output shaft 42, a continuously variable transmission mechanism 43, a planetary gear mechanism 44, and a split gear mechanism 45.

インプット軸４１は、トルクコンバータ３のタービンランナ３２に連結され、タービンランナ３２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。   The input shaft 41 is connected to the turbine runner 32 of the torque converter 3 and is provided so as to be integrally rotatable about the same rotation axis as the turbine runner 32.

アウトプット軸４２は、インプット軸４１と平行に設けられている。アウトプット軸４２は、出力ギヤ４６を相対回転不能に支持している。   The output shaft 42 is provided in parallel with the input shaft 41. The output shaft 42 supports the output gear 46 so as not to be relatively rotatable.

無段変速機構４３は、公知のベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）と同様の構成を有している。具体的には、無段変速機構４３は、プライマリ軸５１と、プライマリ軸５１と平行に設けられたセカンダリ軸５２と、プライマリ軸５１に相対回転不能に支持されたプライマリプーリ５３と、セカンダリ軸５２に相対回転不能に支持されたセカンダリプーリ５４と、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とに巻き掛けられたベルト５５とを備えている。   The continuously variable transmission mechanism 43 has the same configuration as a known belt-type continuously variable transmission (CVT). Specifically, the continuously variable transmission mechanism 43 includes a primary shaft 51, a secondary shaft 52 provided in parallel with the primary shaft 51, a primary pulley 53 supported by the primary shaft 51 so as not to be relatively rotatable, and a secondary shaft 52. And a secondary pulley 54 supported so as not to rotate relative thereto, and a primary pulley 53 and a belt 55 wound around the secondary pulley 54.

プライマリプーリ５３は、プライマリ軸５１に固定された固定シーブ６１と、固定シーブ６１にベルト５５を挟んで対向配置され、プライマリ軸５１にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６２とを備えている。可動シーブ６２に対して固定シーブ６１と反対側には、プライマリ軸５１に固定されたシリンダ（図示せず）が設けられ、可動シーブ６２とシリンダとの間に、ピストン室（油室）が形成されている。   The primary pulley 53 is disposed so as to face the fixed sheave 61 fixed to the primary shaft 51 with the belt 55 sandwiched between the fixed sheave 61 and is supported by the primary shaft 51 so as to be movable in the axial direction but not to be relatively rotatable. 62. A cylinder (not shown) fixed to the primary shaft 51 is provided on the opposite side of the movable sheave 62 from the fixed sheave 61, and a piston chamber (oil chamber) is formed between the movable sheave 62 and the cylinder. Has been.

セカンダリプーリ５４は、セカンダリ軸５２に固定された固定シーブ６５と、固定シーブ６５にベルト５５を挟んで対向配置され、セカンダリ軸５２にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６６とを備えている。可動シーブ６６に対して固定シーブ６５と反対側には、セカンダリ軸５２に固定されたシリンダ（図示せず）が設けられ、可動シーブ６６とシリンダとの間に、ピストン室（油室）が形成されている。   The secondary pulley 54 is arranged so as to be opposed to the fixed sheave 65 fixed to the secondary shaft 52 with the belt 55 sandwiched between the fixed sheave 65 and supported on the secondary shaft 52 so as to be movable in the axial direction but not to be relatively rotatable. 66. A cylinder (not shown) fixed to the secondary shaft 52 is provided on the opposite side of the movable sheave 66 from the fixed sheave 65, and a piston chamber (oil chamber) is formed between the movable sheave 66 and the cylinder. Has been.

無段変速機構４３では、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の各ピストン室に供給される油圧が制御されて、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の各溝幅が変更されることにより、無段変速機構４３での変速比であるベルト変速比が連続的に無段階で変更される。   In the continuously variable transmission mechanism 43, the hydraulic pressure supplied to the piston chambers of the primary pulley 53 and the secondary pulley 54 is controlled, and the groove widths of the primary pulley 53 and the secondary pulley 54 are changed, whereby the continuously variable transmission mechanism. The belt speed ratio, which is the speed ratio at 43, is continuously changed continuously.

具体的には、ベルト変速比が下げられるときには、プライマリプーリ５３のピストン室に供給される油圧が上げられる。これにより、プライマリプーリ５３の可動シーブ６２が固定シーブ６１側に移動し、固定シーブ６１と可動シーブ６２との間隔（溝幅）が小さくなる。これに伴い、プライマリプーリ５３に対するベルト５５の巻きかけ径が大きくなり、セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５と可動シーブ６６との間隔（溝幅）が大きくなる。その結果、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とのプーリ比が小さくなり、ベルト変速比が下がる。   Specifically, when the belt speed ratio is lowered, the hydraulic pressure supplied to the piston chamber of the primary pulley 53 is increased. As a result, the movable sheave 62 of the primary pulley 53 moves to the fixed sheave 61 side, and the interval (groove width) between the fixed sheave 61 and the movable sheave 62 is reduced. Accordingly, the winding diameter of the belt 55 around the primary pulley 53 is increased, and the interval (groove width) between the fixed sheave 65 and the movable sheave 66 of the secondary pulley 54 is increased. As a result, the pulley ratio between the primary pulley 53 and the secondary pulley 54 is reduced, and the belt transmission ratio is reduced.

ベルト変速比が上げられるときには、プライマリプーリ５３のピストン室に供給される油圧が下げられる。これにより、ベルト５５に対するセカンダリプーリ５４の推力がベルト５５に対するプライマリプーリ５３の推力よりも大きくなり、セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５と可動シーブ６６との間隔が小さくなるとともに、固定シーブ６１と可動シーブ６２との間隔が大きくなる。その結果、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とのプーリ比が大きくなり、ベルト変速比が上がる。   When the belt transmission ratio is increased, the hydraulic pressure supplied to the piston chamber of the primary pulley 53 is decreased. Thereby, the thrust of the secondary pulley 54 with respect to the belt 55 becomes larger than the thrust of the primary pulley 53 with respect to the belt 55, the interval between the fixed sheave 65 and the movable sheave 66 of the secondary pulley 54 is reduced, and the fixed sheave 61 and the movable sheave The distance from 62 increases. As a result, the pulley ratio between the primary pulley 53 and the secondary pulley 54 is increased, and the belt transmission ratio is increased.

一方、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の推力は、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４とベルト５５との間で滑りが生じない大きさを必要とする。そのため、プライマリ軸５１に入力されるトルクの大きさに応じた推力が得られるよう、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の各ピストン室に供給される油圧（油量）が制御される。   On the other hand, the thrust of the primary pulley 53 and the secondary pulley 54 needs to be large enough to prevent slippage between the primary pulley 53 and the secondary pulley 54 and the belt 55. Therefore, the hydraulic pressure (oil amount) supplied to each piston chamber of the primary pulley 53 and the secondary pulley 54 is controlled so that a thrust according to the magnitude of the torque input to the primary shaft 51 is obtained.

遊星歯車機構４４は、サンギヤ７１、キャリア７２およびリングギヤ７３を備えている。   The planetary gear mechanism 44 includes a sun gear 71, a carrier 72, and a ring gear 73.

サンギヤ７１は、セカンダリ軸５２に相対回転可能に外嵌されている。   The sun gear 71 is fitted on the secondary shaft 52 so as to be relatively rotatable.

キャリア７２の中心には、セカンダリ軸５２が連結されており、キャリア７２は、セカンダリ軸５２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。キャリア７２は、複数個のピニオンギヤ７４を回転可能に支持している。複数個のピニオンギヤ７４は、円周上に配置され、サンギヤ７１と噛合している。   A secondary shaft 52 is connected to the center of the carrier 72, and the carrier 72 is provided so as to be integrally rotatable about the same rotation axis as the secondary shaft 52. The carrier 72 supports a plurality of pinion gears 74 in a rotatable manner. The plurality of pinion gears 74 are arranged on the circumference and mesh with the sun gear 71.

リングギヤ７３は、複数個のピニオンギヤ７４を一括して取り囲む円環状を有し、各ピニオンギヤ７４にセカンダリ軸５２の回転径方向の外側から噛合している。また、リングギヤ７３には、アウトプット軸４２が連結されており、リングギヤ７３は、アウトプット軸４２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。   The ring gear 73 has an annular shape that collectively surrounds the plurality of pinion gears 74, and meshes with each pinion gear 74 from the outer side in the rotational radial direction of the secondary shaft 52. An output shaft 42 is connected to the ring gear 73, and the ring gear 73 is provided so as to be integrally rotatable about the same rotational axis as the output shaft 42.

スプリットギヤ機構４５は、スプリットドライブギヤ８１、スプリットドリブンギヤ８２およびアイドル伝達機構８３を備えている。   The split gear mechanism 45 includes a split drive gear 81, a split driven gear 82, and an idle transmission mechanism 83.

スプリットドライブギヤ８１は、インプット軸４１に相対回転不能に支持されることにより、インプット軸４１と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。   The split drive gear 81 is provided so as to be integrally rotatable about the same rotational axis as the input shaft 41 by being supported by the input shaft 41 so as not to be relatively rotatable.

スプリットドリブンギヤ８２は、遊星歯車機構４４のサンギヤ７１と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。   The split driven gear 82 is provided so as to be integrally rotatable about the same rotational axis as the sun gear 71 of the planetary gear mechanism 44.

アイドル伝達機構８３は、インプット軸４１およびアウトプット軸４２と平行に設けられたアイドル軸８４と、アイドル軸８４に相対回転不能に支持されて、スプリットドライブギヤ８１と噛合する第１アイドルギヤ８５と、アイドル軸８４に相対回転不能に支持されて、スプリットドリブンギヤ８２と噛合する第２アイドルギヤ８６とを含む。   The idle transmission mechanism 83 includes an idle shaft 84 provided in parallel with the input shaft 41 and the output shaft 42, and a first idle gear 85 that is supported by the idle shaft 84 so as not to rotate relative to the split drive gear 81. And a second idle gear 86 that is supported by the idle shaft 84 so as not to rotate relative to the idle shaft 84 and meshes with the split driven gear 82.

動力分割式無段変速機４は、出力ギヤ４６の回転をデファレンシャルギヤ６に伝達する出力ギヤ機構９１を備えている。出力ギヤ機構９１は、アウトプット軸４２と平行に設けられた出力ギヤ軸９２と、出力ギヤ軸９２に相対回転不能に支持されて、出力ギヤ４６と噛合する第１出力アイドルギヤ９３と、出力ギヤ軸９２に相対回転不能に支持されて、デファレンシャルギヤ６（デファレンシャルギヤ６の入力ギヤ）と噛合する第２出力アイドルギヤ９４とを含む。   The power split type continuously variable transmission 4 includes an output gear mechanism 91 that transmits the rotation of the output gear 46 to the differential gear 6. The output gear mechanism 91 includes an output gear shaft 92 provided in parallel with the output shaft 42, a first output idle gear 93 that is supported by the output gear shaft 92 so as not to rotate relative to the output gear 46, and an output gear 46. A second output idle gear 94 that is supported by the gear shaft 92 so as not to rotate relative to the gear shaft 92 and meshes with the differential gear 6 (the input gear of the differential gear 6) is included.

また、動力分割式無段変速機４は、クラッチＣおよびブレーキＢを備えている。   Further, the power split type continuously variable transmission 4 includes a clutch C and a brake B.

クラッチＣは、インプット軸４１（スプリットドライブギヤ８１）と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とを直結（一体回転可能に結合）する係合状態（オン）と、その直結を解除する解放状態（オフ）とに切り替えられる。   The clutch C is in an engaged state (on) in which the input shaft 41 (split drive gear 81) and the primary shaft 51 of the continuously variable transmission mechanism 43 are directly coupled (coupled so as to be integrally rotatable), and in a released state in which the direct coupling is released (on). Off).

ブレーキＢは、遊星歯車機構４４のキャリア７２を制動する係合状態（オン）と、キャリア７２の回転を許容する解放状態（オフ）とに切り替えられる。   The brake B is switched between an engaged state (on) in which the carrier 72 of the planetary gear mechanism 44 is braked and a released state (off) in which the rotation of the carrier 72 is allowed.

図２は、遊星歯車機構４４のサンギヤ７１、キャリア７２およびリングギヤ７３の回転数（回転速度）の関係を示す共線図（速度線図）である。   FIG. 2 is a collinear diagram (speed diagram) showing the relationship among the rotational speeds (rotational speeds) of the sun gear 71, the carrier 72, and the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 44.

車両１の前進時には、クラッチＣが係合され、ブレーキＢが解放される。これにより、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが直結され、遊星歯車機構４４のキャリア７２がフリー（自由回転状態）になる。   When the vehicle 1 moves forward, the clutch C is engaged and the brake B is released. As a result, the input shaft 41 and the primary shaft 51 of the continuously variable transmission mechanism 43 are directly connected, and the carrier 72 of the planetary gear mechanism 44 is free (in a freely rotating state).

インプット軸４１に入力される動力は、無段変速機構４３のプライマリ軸５１に伝達され、プライマリ軸５１からプライマリプーリ５３、ベルト５５およびセカンダリプーリ５４を介してセカンダリ軸５２に伝達され、遊星歯車機構４４のキャリア７２をセカンダリ軸５２と一体的に回転させる。また、インプット軸４１に入力される動力は、スプリットギヤ機構４５を介して遊星歯車機構４４のサンギヤ７１に伝達され、サンギヤ７１をスプリットドリブンギヤ８２と一体的に回転させる。   The power input to the input shaft 41 is transmitted to the primary shaft 51 of the continuously variable transmission mechanism 43, and is transmitted from the primary shaft 51 to the secondary shaft 52 via the primary pulley 53, the belt 55, and the secondary pulley 54, and the planetary gear mechanism. 44 carriers 72 are rotated integrally with the secondary shaft 52. Further, the power input to the input shaft 41 is transmitted to the sun gear 71 of the planetary gear mechanism 44 via the split gear mechanism 45, and the sun gear 71 is rotated integrally with the split driven gear 82.

スプリットギヤ機構４５の変速比（ギヤ比）であるスプリット変速比は、一定で不変（固定）である。無段変速機構４３のベルト変速比がスプリットギヤ変速比より上げられると、キャリア７２の回転数（回転速度）がサンギヤ７１の回転数より高くなり、リングギヤ７３の回転数がキャリア７２の回転数より高くなる。また、ベルト変速比がスプリットギヤ変速比より下げられると、キャリア７２の回転数がサンギヤ７１の回転数より低くなり、リングギヤ７３の回転数がキャリア７２の回転数より低くなる。よって、動力分割式無段変速機４のユニット全体としての変速比幅（ユニット変速比幅）をベルト変速比幅より大きく確保することができる。   The split gear ratio, which is the gear ratio (gear ratio) of the split gear mechanism 45, is constant and unchanged (fixed). When the belt transmission ratio of the continuously variable transmission mechanism 43 is increased from the split gear transmission ratio, the rotational speed (rotational speed) of the carrier 72 becomes higher than the rotational speed of the sun gear 71, and the rotational speed of the ring gear 73 is higher than the rotational speed of the carrier 72. Get higher. Further, when the belt speed ratio is lowered from the split gear speed ratio, the rotation speed of the carrier 72 becomes lower than the rotation speed of the sun gear 71 and the rotation speed of the ring gear 73 becomes lower than the rotation speed of the carrier 72. Therefore, the gear ratio width (unit gear ratio width) as a whole unit of the power split type continuously variable transmission 4 can be secured larger than the belt gear ratio width.

車両１の後進時には、クラッチＣが解放され、ブレーキＢが係合される。これにより、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが切り離され、遊星歯車機構４４のキャリア７２が制動される。   When the vehicle 1 moves backward, the clutch C is released and the brake B is engaged. Thereby, the input shaft 41 and the primary shaft 51 of the continuously variable transmission mechanism 43 are disconnected, and the carrier 72 of the planetary gear mechanism 44 is braked.

インプット軸４１に入力される動力は、スプリットギヤ機構４５を介して遊星歯車機構４４のサンギヤ７１に伝達され、サンギヤ７１をスプリットドリブンギヤ８２と一体的に回転させる。キャリア７２が制動されているので、図２に破線で示されるように、サンギヤ７１が回転すると、遊星歯車機構４４のリングギヤ７３がサンギヤ７１と逆方向に回転する。このリングギヤ７３の回転方向は、車両１の前進時におけるリングギヤ７３の回転方向と逆方向となる。   The power input to the input shaft 41 is transmitted to the sun gear 71 of the planetary gear mechanism 44 via the split gear mechanism 45, and rotates the sun gear 71 integrally with the split driven gear 82. Since the carrier 72 is braked, as indicated by the broken line in FIG. 2, when the sun gear 71 rotates, the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 44 rotates in the opposite direction to the sun gear 71. The rotational direction of the ring gear 73 is opposite to the rotational direction of the ring gear 73 when the vehicle 1 moves forward.

＜作用効果＞
以上のように、動力分割式無段変速機４では、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができるので、動力分割式無段変速機４が搭載された車両１の加速性能および高速走行時の燃費性能の向上を図ることができる。 <Effect>
As described above, in the power split continuously variable transmission 4, the unit speed ratio width can be secured larger than the belt speed ratio width, so that the acceleration performance of the vehicle 1 in which the power split continuously variable transmission 4 is mounted. In addition, it is possible to improve the fuel consumption performance during high-speed driving.

そして、動力分割式無段変速機４では、出願人による先の提案に係る構成と異なり、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えがないので、そのモード切替のための２個の係合要素が不要である。よって、図１と図９とを比較して理解されるように、係合要素の個数の削減を図ることができ、係合要素の係合／解放を制御するためのソレノイドバルブを油圧回路から省略できるので、動力分割式無段変速機４のサイズおよびコストの低減を図ることができる。さらに、モード切替がないので、そのモード切替のための制御が不要である。また、係合要素の個数が削減されるので、係合要素の係合／解放のための制御を簡素化することができ、ひいては、動力分割式無段変速機４の制御を簡素化することができる。   In the power split type continuously variable transmission 4, unlike the configuration according to the previous proposal by the applicant, there is no switching between the belt mode and the split mode, so two engagement elements for switching the mode are unnecessary. It is. Therefore, as can be understood by comparing FIG. 1 and FIG. 9, the number of engaging elements can be reduced, and a solenoid valve for controlling engagement / release of the engaging elements can be provided from the hydraulic circuit. Since it can be omitted, the size and cost of the power split type continuously variable transmission 4 can be reduced. Furthermore, since there is no mode switching, control for the mode switching is unnecessary. In addition, since the number of engaging elements is reduced, it is possible to simplify the control for engaging / disengaging the engaging elements, and thus simplify the control of the power split continuously variable transmission 4. Can do.

＜第２実施形態＞
図３は、本発明の第２実施形態に係る動力分割式無段変速機２０４の構成を示すスケルトン図である。図３において、図１に示される各部に相当する部分には、それらの各部と同一の参照符号が付されている。また、以下では、その同一の参照符号が付された部分の説明を省略し、動力分割式無段変速機２０４について、図１に示される動力分割式無段変速機４との相違点のみを説明する。 Second Embodiment
FIG. 3 is a skeleton diagram showing the configuration of the power split type continuously variable transmission 204 according to the second embodiment of the present invention. In FIG. 3, parts corresponding to the parts shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals as those parts. In the following, description of the parts denoted by the same reference numerals will be omitted, and only the difference between the power split continuously variable transmission 204 and the power split continuously variable transmission 4 shown in FIG. 1 will be described. explain.

動力分割式無段変速機２０４では、遊星歯車機構４４のサンギヤ７１に、アウトプット軸４２が接続されており、サンギヤ７１は、アウトプット軸４２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。また、スプリットギヤ機構４５のスプリットドリブンギヤ８２は、遊星歯車機構４４のリングギヤ７３と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。   In the power split type continuously variable transmission 204, the output shaft 42 is connected to the sun gear 71 of the planetary gear mechanism 44, and the sun gear 71 can rotate integrally around the same rotational axis as the output shaft 42. Is provided. The split driven gear 82 of the split gear mechanism 45 is provided so as to be integrally rotatable about the same rotation axis as the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 44.

図４は、第２実施形態に係る遊星歯車機構４４のサンギヤ７１、キャリア７２およびリングギヤ７３の回転数（回転速度）の関係を示す共線図（速度線図）である。   FIG. 4 is a collinear diagram (speed diagram) showing the relationship among the rotational speeds (rotational speeds) of the sun gear 71, the carrier 72, and the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 44 according to the second embodiment.

車両１の前進時には、クラッチＣが係合され、ブレーキＢが解放される。これにより、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが直結され、遊星歯車機構４４のキャリア７２がフリー（自由回転状態）になる。   When the vehicle 1 moves forward, the clutch C is engaged and the brake B is released. As a result, the input shaft 41 and the primary shaft 51 of the continuously variable transmission mechanism 43 are directly connected, and the carrier 72 of the planetary gear mechanism 44 is free (in a freely rotating state).

インプット軸４１に入力される動力は、無段変速機構４３のプライマリ軸５１に伝達され、プライマリ軸５１からプライマリプーリ５３、ベルト５５およびセカンダリプーリ５４を介してセカンダリ軸５２に伝達され、遊星歯車機構４４のキャリア７２をセカンダリ軸５２と一体的に回転させる。また、インプット軸４１に入力される動力は、スプリットギヤ機構４５を介して遊星歯車機構４４のリングギヤ７３に伝達され、リングギヤ７３をスプリットドリブンギヤ８２と一体的に回転させる。   The power input to the input shaft 41 is transmitted to the primary shaft 51 of the continuously variable transmission mechanism 43, and is transmitted from the primary shaft 51 to the secondary shaft 52 via the primary pulley 53, the belt 55, and the secondary pulley 54, and the planetary gear mechanism. 44 carriers 72 are rotated integrally with the secondary shaft 52. Further, the power input to the input shaft 41 is transmitted to the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 44 via the split gear mechanism 45, and the ring gear 73 is rotated integrally with the split driven gear 82.

スプリットギヤ機構４５の変速比（ギヤ比）であるスプリット変速比は、一定で不変（固定）である。無段変速機構４３のベルト変速比がスプリットギヤ変速比より上げられると、キャリア７２の回転数（回転速度）がリングギヤ７３の回転数より高くなり、サンギヤ７１の回転数がキャリア７２の回転数より高くなる。また、ベルト変速比がスプリットギヤ変速比より下げられると、キャリア７２の回転数がリングギヤ７３の回転数より低くなり、サンギヤ７１の回転数がキャリア７２の回転数より低くなる。よって、動力分割式無段変速機４のユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができる。   The split gear ratio, which is the gear ratio (gear ratio) of the split gear mechanism 45, is constant and unchanged (fixed). When the belt transmission ratio of the continuously variable transmission mechanism 43 is increased from the split gear transmission ratio, the rotational speed (rotational speed) of the carrier 72 becomes higher than the rotational speed of the ring gear 73, and the rotational speed of the sun gear 71 is higher than the rotational speed of the carrier 72. Get higher. Further, when the belt speed ratio is lowered below the split gear speed ratio, the rotational speed of the carrier 72 becomes lower than the rotational speed of the ring gear 73, and the rotational speed of the sun gear 71 becomes lower than the rotational speed of the carrier 72. Therefore, the unit speed ratio width of the power split type continuously variable transmission 4 can be secured larger than the belt speed ratio width.

車両１の後進時には、クラッチＣが解放され、ブレーキＢが係合される。これにより、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが切り離され、遊星歯車機構４４のキャリア７２が制動される。   When the vehicle 1 moves backward, the clutch C is released and the brake B is engaged. Thereby, the input shaft 41 and the primary shaft 51 of the continuously variable transmission mechanism 43 are disconnected, and the carrier 72 of the planetary gear mechanism 44 is braked.

インプット軸４１に入力される動力は、スプリットギヤ機構４５を介して遊星歯車機構４４のリングギヤ７３に伝達され、リングギヤ７３をスプリットドリブンギヤ８２と一体的に回転させる。キャリア７２が制動されているので、図４に破線で示されるように、リングギヤ７３が回転すると、遊星歯車機構４４のサンギヤ７１がリングギヤ７３と逆方向に回転する。このサンギヤ７１の回転方向は、車両１の前進時におけるサンギヤ７１の回転方向と逆方向となる。   The power input to the input shaft 41 is transmitted to the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 44 via the split gear mechanism 45 and rotates the ring gear 73 integrally with the split driven gear 82. Since the carrier 72 is braked, as shown by the broken line in FIG. 4, when the ring gear 73 rotates, the sun gear 71 of the planetary gear mechanism 44 rotates in the opposite direction to the ring gear 73. The rotation direction of the sun gear 71 is opposite to the rotation direction of the sun gear 71 when the vehicle 1 moves forward.

＜作用効果＞
第２実施形態に係る動力分割式無段変速機２０４の構成においても、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができるので、動力分割式無段変速機４が搭載された車両１の加速性能および高速走行時の燃費性能の向上を図ることができる。 <Effect>
Even in the configuration of the power split continuously variable transmission 204 according to the second embodiment, the unit speed ratio width can be secured larger than the belt speed ratio width, so that the vehicle on which the power split continuously variable transmission 4 is mounted. 1 acceleration performance and fuel efficiency performance at high speeds can be improved.

そして、動力分割式無段変速機４では、出願人による先の提案に係る構成と異なり、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えがないので、そのモード切替のための２個の係合要素が不要である。よって、図３と図９とを比較して理解されるように、係合要素の個数の削減を図ることができ、係合要素の係合／解放を制御するためのソレノイドバルブを油圧回路から省略できるので、動力分割式無段変速機２０４のサイズおよびコストの低減を図ることができる。さらに、モード切替がないので、そのモード切替のための制御が不要である。また、係合要素の個数が削減されるので、係合要素の係合／解放のための制御を簡素化することができ、ひいては、動力分割式無段変速機２０４の制御を簡素化することができる。   In the power split type continuously variable transmission 4, unlike the configuration according to the previous proposal by the applicant, there is no switching between the belt mode and the split mode, so two engagement elements for switching the mode are unnecessary. It is. Therefore, as can be understood by comparing FIG. 3 and FIG. 9, the number of engaging elements can be reduced, and a solenoid valve for controlling engagement / release of the engaging elements can be provided from the hydraulic circuit. Since this can be omitted, the size and cost of the power split type continuously variable transmission 204 can be reduced. Furthermore, since there is no mode switching, control for the mode switching is unnecessary. Further, since the number of engaging elements is reduced, it is possible to simplify the control for engaging / disengaging the engaging elements, and, in turn, simplify the control of the power split continuously variable transmission 204. Can do.

＜第３実施形態＞
図５は、本発明の第３実施形態に係る動力分割式無段変速機３０４の構成を示すスケルトン図である。図５において、図１に示される各部に相当する部分には、それらの各部と同一の参照符号が付されている。また、以下では、その同一の参照符号が付された部分の説明を省略し、動力分割式無段変速機３０４について、図１に示される動力分割式無段変速機４との相違点のみを説明する。 <Third Embodiment>
FIG. 5 is a skeleton diagram showing the configuration of the power split type continuously variable transmission 304 according to the third embodiment of the present invention. In FIG. 5, parts corresponding to the parts shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals as those parts. In the following, description of the parts denoted by the same reference numerals will be omitted, and only the difference between the power split continuously variable transmission 304 and the power split continuously variable transmission 4 shown in FIG. 1 will be described. explain.

図１に示される動力分割式無段変速機４では、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが同一軸線上に配置されている。これに対し、図５に示される動力分割式無段変速機３０４では、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが互いに平行をなしてずれて配置されている。そして、インプット軸４１が２分割されて、各分割部分の間にクラッチＣが介在されている。   In the power split continuously variable transmission 4 shown in FIG. 1, the input shaft 41 and the primary shaft 51 of the continuously variable transmission mechanism 43 are arranged on the same axis. On the other hand, in the power split type continuously variable transmission 304 shown in FIG. 5, the input shaft 41 and the primary shaft 51 of the continuously variable transmission mechanism 43 are arranged in parallel with each other. The input shaft 41 is divided into two parts, and a clutch C is interposed between the divided parts.

また、図１に示される動力分割式無段変速機４では、スプリットギヤ機構４５にアイドル伝達機構８３が備えられて、スプリットドライブギヤ８１の動力（回転）がアイドル伝達機構８３を介してスプリットドリブンギヤ８２に伝達される。これに対し、図５に示される動力分割式無段変速機３０４では、スプリットギヤ機構４５からアイドル伝達機構８３が省かれて、スプリットドライブギヤ８１がスプリットドリブンギヤ８２と直接に噛合している。   In the power split type continuously variable transmission 4 shown in FIG. 1, the split gear mechanism 45 is provided with an idle transmission mechanism 83, and the power (rotation) of the split drive gear 81 is split via the idle transmission mechanism 83. 82. On the other hand, in the power split type continuously variable transmission 304 shown in FIG. 5, the idle transmission mechanism 83 is omitted from the split gear mechanism 45, and the split drive gear 81 is directly meshed with the split driven gear 82.

また、動力分割式無段変速機３０４では、逆転ギヤ機構３１１が設けられ、出力ギヤ機構９１が省かれている。   Further, in the power split type continuously variable transmission 304, a reverse gear mechanism 311 is provided, and the output gear mechanism 91 is omitted.

逆転ギヤ機構３１１は、インプット軸４１に入力される動力を逆転かつ減速させてプライマリ軸５１に伝達する構成である。具体的には、逆転ギヤ機構３１１は、インプット軸４１に相対回転不能に支持される第１ギヤ３１２と、第１ギヤ３１２よりも大径で歯数が多く、プライマリ軸５１に相対回転不能に支持されて、第１ギヤ３１２と噛合する第２ギヤ３１３とを含む。   The reverse gear mechanism 311 is configured to transmit the power input to the input shaft 41 to the primary shaft 51 by reversely rotating and decelerating. Specifically, the reverse gear mechanism 311 has a first gear 312 that is supported by the input shaft 41 so as not to rotate relative to the input shaft 41, and has a larger diameter and a larger number of teeth than the first gear 312, so And a second gear 313 that is supported and meshes with the first gear 312.

動力分割式無段変速機３０４では、出力ギヤ機構９１が省かれることにより、出力ギヤ４６がデファレンシャルギヤ６（デファレンシャルギヤ６の入力ギヤ）と直接に噛合している。   In the power split type continuously variable transmission 304, the output gear mechanism 91 is omitted, so that the output gear 46 is directly meshed with the differential gear 6 (the input gear of the differential gear 6).

＜作用効果＞
第３実施形態に係る動力分割式無段変速機３０４の構成によっても、第１実施形態に係る動力分割式無段変速機４の場合と同様の作用効果を奏することができる。 <Effect>
Even with the configuration of the power split continuously variable transmission 304 according to the third embodiment, it is possible to achieve the same effects as the power split continuously variable transmission 4 according to the first embodiment.

＜第４実施形態＞
図６は、本発明の第４実施形態に係る動力分割式無段変速機４０４の構成を示すスケルトン図である。図６において、図２に示される各部に相当する部分には、それらの各部と同一の参照符号が付されている。また、以下では、その同一の参照符号が付された部分の説明を省略し、動力分割式無段変速機４０４について、図２に示される動力分割式無段変速機２０４との相違点のみを説明する。 <Fourth embodiment>
FIG. 6 is a skeleton diagram showing a configuration of a power split type continuously variable transmission 404 according to the fourth embodiment of the present invention. In FIG. 6, parts corresponding to the parts shown in FIG. 2 are denoted by the same reference numerals as those parts. In the following, description of the parts denoted by the same reference numerals will be omitted, and only the difference between the power split type continuously variable transmission 404 and the power split type continuously variable transmission 204 shown in FIG. 2 will be described. explain.

図２に示される動力分割式無段変速機２０４では、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが同一軸線上に配置されている。これに対し、図６に示される動力分割式無段変速機４０４では、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが互いに平行をなしてずれて配置されている。また、インプット軸４１が２分割されて、各分割部分の間にクラッチＣが介在されている。   In the power split type continuously variable transmission 204 shown in FIG. 2, the input shaft 41 and the primary shaft 51 of the continuously variable transmission mechanism 43 are disposed on the same axis. On the other hand, in the power split type continuously variable transmission 404 shown in FIG. 6, the input shaft 41 and the primary shaft 51 of the continuously variable transmission mechanism 43 are arranged in parallel with each other. Further, the input shaft 41 is divided into two, and a clutch C is interposed between the divided portions.

また、図２に示される動力分割式無段変速機４では、スプリットギヤ機構４５にアイドル伝達機構８３が備えられて、スプリットドライブギヤ８１の動力（回転）がアイドル伝達機構８３を介してスプリットドリブンギヤ８２に伝達される。これに対し、図６に示される動力分割式無段変速機４０４では、スプリットギヤ機構４５からアイドル伝達機構８３が省かれて、スプリットドライブギヤ８１がスプリットドリブンギヤ８２と直接に噛合している。   In the power split type continuously variable transmission 4 shown in FIG. 2, the split gear mechanism 45 is provided with an idle transmission mechanism 83, and the power (rotation) of the split drive gear 81 is split via the idle transmission mechanism 83. 82. On the other hand, in the power split type continuously variable transmission 404 shown in FIG. 6, the idle transmission mechanism 83 is omitted from the split gear mechanism 45, and the split drive gear 81 is directly meshed with the split driven gear 82.

また、動力分割式無段変速機４０４では、逆転ギヤ機構４１１が設けられ、出力ギヤ機構９１が省かれている。   Further, in the power split type continuously variable transmission 404, a reverse gear mechanism 411 is provided, and the output gear mechanism 91 is omitted.

逆転ギヤ機構４１１は、インプット軸４１に入力される動力を逆転かつ減速させてプライマリ軸５１に伝達する構成である。具体的には、逆転ギヤ機構４１１は、インプット軸４１に相対回転不能に支持される第１ギヤ４１２と、第１ギヤ４１２よりも大径で歯数が多く、プライマリ軸５１に相対回転不能に支持されて、第１ギヤ４１２と噛合する第２ギヤ４１３とを含む。   The reverse gear mechanism 411 is configured to transmit the power input to the input shaft 41 to the primary shaft 51 by reversely rotating and decelerating. Specifically, the reverse gear mechanism 411 has a first gear 412 that is supported by the input shaft 41 so as not to rotate relative to the input shaft 41, and has a larger diameter and a larger number of teeth than the first gear 412, so And a second gear 413 that is supported and meshes with the first gear 412.

動力分割式無段変速機４０４では、出力ギヤ機構９１が省かれることにより、出力ギヤ４６がデファレンシャルギヤ６（デファレンシャルギヤ６の入力ギヤ）と直接に噛合している。   In the power split type continuously variable transmission 404, the output gear mechanism 91 is omitted, so that the output gear 46 is directly meshed with the differential gear 6 (the input gear of the differential gear 6).

＜作用効果＞
第４実施形態に係る動力分割式無段変速機４０４の構成によっても、第２実施形態に係る動力分割式無段変速機２０４の場合と同様の作用効果を奏することができる。 <Effect>
Also with the configuration of the power split continuously variable transmission 404 according to the fourth embodiment, the same operational effects as those of the power split continuously variable transmission 204 according to the second embodiment can be obtained.

＜第５実施形態＞
図７は、本発明の第５実施形態に係る動力分割式無段変速機５０４の構成を示すスケルトン図である。図７において、図１に示される各部に相当する部分には、それらの各部と同一の参照符号が付されている。また、以下では、その同一の参照符号が付された部分の説明を省略し、動力分割式無段変速機５０４について、図１に示される動力分割式無段変速機４との相違点のみを説明する。 <Fifth Embodiment>
FIG. 7 is a skeleton diagram showing a configuration of a power split type continuously variable transmission 504 according to the fifth embodiment of the present invention. In FIG. 7, parts corresponding to the parts shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals as those parts. In the following, description of the parts denoted by the same reference numerals will be omitted, and only the difference between the power split continuously variable transmission 504 and the power split continuously variable transmission 4 shown in FIG. 1 will be described. explain.

図１に示される動力分割式無段変速機４では、スプリットギヤ機構４５にアイドル伝達機構８３が備えられて、スプリットドライブギヤ８１の動力（回転）がアイドル伝達機構８３を介してスプリットドリブンギヤ８２に伝達される。これに対し、図７に示される動力分割式無段変速機５０４では、スプリットギヤ機構４５からアイドル伝達機構８３が省かれて、スプリットドライブギヤ８１がスプリットドリブンギヤ８２と直接に噛合している。   In the power split type continuously variable transmission 4 shown in FIG. 1, the split gear mechanism 45 is provided with an idle transmission mechanism 83, and the power (rotation) of the split drive gear 81 is transferred to the split driven gear 82 via the idle transmission mechanism 83. Communicated. On the other hand, in the power split type continuously variable transmission 504 shown in FIG. 7, the idle transmission mechanism 83 is omitted from the split gear mechanism 45, and the split drive gear 81 is directly meshed with the split driven gear 82.

また、図１に示される動力分割式無段変速機４では、アウトプット軸４２と無段変速機構４３のセカンダリ軸５２とが同一軸線上に配置されている。これに対し、図７に示される動力分割式無段変速機５０４では、アウトプット軸４２と無段変速機構４３のセカンダリ軸５２とが互いに平行をなしてずれて配置されている。   In the power split continuously variable transmission 4 shown in FIG. 1, the output shaft 42 and the secondary shaft 52 of the continuously variable transmission mechanism 43 are disposed on the same axis. On the other hand, in the power split type continuously variable transmission 504 shown in FIG. 7, the output shaft 42 and the secondary shaft 52 of the continuously variable transmission mechanism 43 are arranged in parallel with each other.

動力分割式無段変速機５０４では、アウトプット軸４２が第１アウトプット軸５１１と第２アウトプット軸５１２とに２分割されている。第１アウトプット軸５１１は、遊星歯車機構４４のキャリア７２の中心に連結されて、キャリア７２は、第１アウトプット軸５１１と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。第２アウトプット軸５１２は、リングギヤ７３に連結されて、リングギヤ７３は、第２アウトプット軸５１２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。   In the power split type continuously variable transmission 504, the output shaft 42 is divided into two parts, a first output shaft 511 and a second output shaft 512. The first output shaft 511 is connected to the center of the carrier 72 of the planetary gear mechanism 44, and the carrier 72 is provided so as to be integrally rotatable about the same rotation axis as the first output shaft 511. . The second output shaft 512 is connected to the ring gear 73, and the ring gear 73 is provided so as to be integrally rotatable about the same rotation axis as the second output shaft 512.

そして、セカンダリ軸５２に第１ギヤ５２１が相対回転不能に支持され、第１アウトプット軸５１１に第２ギヤ５２２が相対回転不能に支持されて、第１ギヤ５２１と第２ギヤ５２２とが噛合している。   Then, the first gear 521 is supported by the secondary shaft 52 so as not to be relatively rotatable, the second gear 522 is supported by the first output shaft 511 so as not to be relatively rotatable, and the first gear 521 and the second gear 522 are engaged with each other. doing.

また、動力分割式無段変速機５０４では、出力ギヤ機構９１が省かれることにより、出力ギヤ４６がデファレンシャルギヤ６（デファレンシャルギヤ６の入力ギヤ）と直接に噛合している。   Also, in the power split type continuously variable transmission 504, the output gear mechanism 91 is omitted, so that the output gear 46 is directly meshed with the differential gear 6 (the input gear of the differential gear 6).

＜作用効果＞
第５実施形態に係る動力分割式無段変速機５０４の構成によっても、第１実施形態に係る動力分割式無段変速機４の場合と同様の作用効果を奏することができる。 <Effect>
Also with the configuration of the power split continuously variable transmission 504 according to the fifth embodiment, the same effects as those of the power split continuously variable transmission 4 according to the first embodiment can be achieved.

＜第６実施形態＞
図８は、本発明の第６実施形態に係る動力分割式無段変速機６０４の構成を示すスケルトン図である。図８において、図２に示される各部に相当する部分には、それらの各部と同一の参照符号が付されている。また、以下では、その同一の参照符号が付された部分の説明を省略し、動力分割式無段変速機６０４について、図２に示される動力分割式無段変速機２０４との相違点のみを説明する。 <Sixth Embodiment>
FIG. 8 is a skeleton diagram showing the configuration of the power split continuously variable transmission 604 according to the sixth embodiment of the present invention. In FIG. 8, parts corresponding to the parts shown in FIG. 2 are denoted by the same reference numerals as those parts. In the following, description of the parts denoted by the same reference numerals will be omitted, and only the difference between the power split type continuously variable transmission 604 and the power split type continuously variable transmission 204 shown in FIG. 2 will be described. explain.

図２に示される動力分割式無段変速機２０４では、スプリットギヤ機構４５にアイドル伝達機構８３が備えられて、スプリットドライブギヤ８１の動力（回転）がアイドル伝達機構８３を介してスプリットドリブンギヤ８２に伝達される。これに対し、図８に示される動力分割式無段変速機６０４では、スプリットギヤ機構４５からアイドル伝達機構８３が省かれて、スプリットドライブギヤ８１がスプリットドリブンギヤ８２と直接に噛合している。   In the power split type continuously variable transmission 204 shown in FIG. 2, the split gear mechanism 45 is provided with an idle transmission mechanism 83, and the power (rotation) of the split drive gear 81 is transferred to the split driven gear 82 via the idle transmission mechanism 83. Communicated. On the other hand, in the power split type continuously variable transmission 604 shown in FIG. 8, the idle transmission mechanism 83 is omitted from the split gear mechanism 45, and the split drive gear 81 is directly meshed with the split driven gear 82.

また、図２に示される動力分割式無段変速機２０４では、アウトプット軸４２と無段変速機構４３のセカンダリ軸５２とが同一軸線上に配置されている。これに対し、図８に示される動力分割式無段変速機６０４では、アウトプット軸４２と無段変速機構４３のセカンダリ軸５２とが互いに平行をなしてずれて配置されている。   Further, in the power split type continuously variable transmission 204 shown in FIG. 2, the output shaft 42 and the secondary shaft 52 of the continuously variable transmission mechanism 43 are arranged on the same axis. On the other hand, in the power split type continuously variable transmission 604 shown in FIG. 8, the output shaft 42 and the secondary shaft 52 of the continuously variable transmission mechanism 43 are arranged in parallel with each other.

動力分割式無段変速機６０４では、アウトプット軸４２が第１アウトプット軸６１１と第２アウトプット軸６１２とに２分割されている。第１アウトプット軸６１１は、遊星歯車機構４４のキャリア７２の中心に連結されて、キャリア７２は、第１アウトプット軸６１１と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。第２アウトプット軸６１２は、リングギヤ７３に連結されて、リングギヤ７３は、第２アウトプット軸６１２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。   In the power split type continuously variable transmission 604, the output shaft 42 is divided into two parts, a first output shaft 611 and a second output shaft 612. The first output shaft 611 is connected to the center of the carrier 72 of the planetary gear mechanism 44, and the carrier 72 is provided so as to be integrally rotatable about the same rotation axis as the first output shaft 611. . The second output shaft 612 is connected to the ring gear 73, and the ring gear 73 is provided so as to be integrally rotatable about the same rotation axis as the second output shaft 612.

そして、セカンダリ軸５２に第１ギヤ６２１が相対回転不能に支持され、第１アウトプット軸６１１に第２ギヤ６２２が相対回転不能に支持されて、第１ギヤ６２１と第２ギヤ６２２とが噛合している。   Then, the first gear 621 is supported by the secondary shaft 52 so as not to be relatively rotatable, the second gear 622 is supported by the first output shaft 611 so as not to be relatively rotatable, and the first gear 621 and the second gear 622 are engaged with each other. doing.

また、動力分割式無段変速機６０４では、出力ギヤ機構９１が省かれることにより、出力ギヤ４６がデファレンシャルギヤ６（デファレンシャルギヤ６の入力ギヤ）と直接に噛合している。   In the power split type continuously variable transmission 604, the output gear mechanism 91 is omitted, so that the output gear 46 is directly meshed with the differential gear 6 (the input gear of the differential gear 6).

＜作用効果＞
第６実施形態に係る動力分割式無段変速機６０４の構成によっても、第２実施形態に係る動力分割式無段変速機２０４の場合と同様の作用効果を奏することができる。 <Effect>
Also with the configuration of the power split continuously variable transmission 604 according to the sixth embodiment, the same operational effects as those of the power split continuously variable transmission 204 according to the second embodiment can be obtained.

＜変形例＞
以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は、他の形態で実施することもでき、前述の構成には、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。 <Modification>
Although one embodiment of the present invention has been described above, the present invention can be implemented in other forms, and various modifications can be made to the above-described configuration within the scope of the matters described in the claims. It is possible to apply.

その他、前述の構成には、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。   In addition, various design changes can be made to the above-described configuration within the scope of the matters described in the claims.

４ 動力分割式無段変速機
４１ インプット軸
４２ アウトプット軸
４３ 無段変速機構
４４ 遊星歯車機構
４５ スプリットギヤ機構
５１ プライマリ軸
５２ セカンダリ軸
５３ プライマリプーリ
５４ セカンダリプーリ
５５ ベルト
７１ サンギヤ
７２ キャリア
７３ リングギヤ
８１ スプリットドライブギヤ
８２ スプリットドリブンギヤ
２０４ 動力分割式無段変速機
３０４ 動力分割式無段変速機
４０４ 動力分割式無段変速機
５０４ 動力分割式無段変速機
６０４ 動力分割式無段変速機 4 power split type continuously variable transmission 41 input shaft 42 output shaft 43 continuously variable transmission mechanism 44 planetary gear mechanism 45 split gear mechanism 51 primary shaft 52 secondary shaft 53 primary pulley 54 secondary pulley 55 belt 71 sun gear 72 carrier 73 ring gear 81 split Drive gear 82 Split driven gear 204 Power split continuously variable transmission 304 Power split continuously variable transmission 404 Power split continuously variable transmission 504 Power split continuously variable transmission 604 Power split continuously variable transmission

Claims (1)

インプット軸と、
アウトプット軸と、
前記インプット軸から動力が伝達されるプライマリ軸、前記プライマリ軸に支持されたプライマリプーリ、前記プライマリ軸と平行に設けられたセカンダリ軸、前記セカンダリ軸に支持されたセカンダリプーリおよび前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとに巻き掛けられたベルトを備える無段変速機構と、
一定のスプリットギヤ変速比を有し、前記インプット軸と一体的に回転可能に設けられたスプリットドライブギヤおよび前記スプリットドライブギヤからの動力が伝達されるスプリットドリブンギヤを備えるスプリットギヤ機構と、
サンギヤ、リングギヤおよび前記セカンダリ軸と一体的に回転可能に設けられたキャリアを備える遊星歯車機構とを含み、
前記スプリットドリブンギヤから前記サンギヤまたは前記リングギヤの一方に動力が伝達され、その他方から前記アウトプット軸に動力が伝達される、動力分割式無段変速機。 An input shaft,
The output axis,
A primary shaft to which power is transmitted from the input shaft, a primary pulley supported by the primary shaft, a secondary shaft provided in parallel with the primary shaft, a secondary pulley supported by the secondary shaft, and the primary pulley and the secondary A continuously variable transmission mechanism comprising a belt wound around a pulley;
A split gear mechanism having a constant split gear transmission ratio, a split drive gear provided to be rotatable integrally with the input shaft, and a split driven gear to which power from the split drive gear is transmitted;
A planetary gear mechanism comprising a sun gear, a ring gear, and a carrier provided so as to be rotatable integrally with the secondary shaft,
A power split type continuously variable transmission in which power is transmitted from the split driven gear to one of the sun gear or the ring gear and power is transmitted from the other side to the output shaft.

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