JP2019095010A - Power transmission device - Google Patents

Abstract

To suppress the generation of torsion at tooth face parts of gears due to heat for welding a clutch drum and the gears, and to suppress the deterioration of a noise level caused by the engagement of the gears.SOLUTION: A power transmission device comprises: a first power transmission path for transmitting torque via a gear mechanism; a second power transmission path for transmitting torque via a continuously variable transmission; a planetary mechanism for switching the power transmission paths; a first clutch for performing the engagement and release of the first power transmission path between an engine and the CVT; a second clutch for performing the engagement and release of the second power transmission path between the CVT and drive wheels; a first gear connected with a clutch drum having the first clutch; and a second gear arranged at a sub-axis of the second power transmission path. The first gear is composed of a weld gear part having a weld part welded with the clutch drum, and a tooth face gear part having a tooth face part, and the weld gear part and the tooth face gear part are fastened to each other by spline insertion, dog insertion or pressure insertion.SELECTED DRAWING: Figure 3

Description

本発明は、動力伝達装置に関する。   The present invention relates to a power transmission device.

従来、車両に備えられる変速機として、副変速機を有する無段変速機（ＣＶＴ）の構造が知られている。副変速機を有するＣＶＴにおいては、発進ギヤにはプラネタリギヤと結合するクラッチ機構を設ける必要がある。クラッチ機構とドライブギヤとは一体成形できないため、溶接によって一体化する必要がある。   2. Description of the Related Art Conventionally, as a transmission provided in a vehicle, a structure of a continuously variable transmission (CVT) having an auxiliary transmission is known. In a CVT having an auxiliary transmission, it is necessary to provide the start gear with a clutch mechanism coupled to a planetary gear. Since the clutch mechanism and the drive gear can not be integrally molded, they need to be integrated by welding.

また、ＣＶＴを備えた動力伝達装置の構造として、特許文献１などに記載の構造が知られている。特許文献１には、ギヤ機構を経由してトルクを出力軸に伝達する第１動力伝達経路と、無段変速機を経由してトルクを出力軸に伝達する第２動力伝達経路と、第１動力伝達経路と第２動力伝達経路とを切り換えるプラネタリ機構と、エンジンと無段変速機との間に設けられ、第１動力伝達経路の係合と解放とを切り換える第１クラッチと、無段変速機と駆動輪との間に設けられ、第２動力伝達経路の係合と解放とを切り換える第２クラッチと、プラネタリ軸に設けられ、第１クラッチのクラッチドラムが溶接されるドライブギヤと、第２動力伝達経路である副軸に設けられるドリブンギヤと、を備える動力伝達装置が記載されている。   Moreover, the structure of patent document 1 grade | etc., Is known as a structure of a power transmission device provided with CVT. Patent Document 1 discloses a first power transmission path for transmitting torque to an output shaft via a gear mechanism, a second power transmission path for transmitting torque to an output shaft via a continuously variable transmission, and A planetary mechanism for switching between the power transmission path and the second power transmission path, a first clutch provided between the engine and the continuously variable transmission, for switching between engagement and release of the first power transmission path, and continuously variable transmission A second clutch provided between the machine and the drive wheel for switching engagement and disengagement of the second power transmission path, a drive gear provided on the planetary shaft and to which the clutch drum of the first clutch is welded, A power transmission apparatus is described which includes a driven gear provided on a countershaft which is a power transmission path.

特開２０１５−１０５７０８号公報JP, 2015-105708, A

上述した従来の動力伝達装置においては、クラッチ機構を有するクラッチドラムとギヤとが溶接により連結されているため、溶接される部分（溶接部）とギヤの歯面部との位置が近くなる。この場合、溶接時に生じる熱によって溶接部に歪みが発生するため、ギヤの歯面部に歪みが生じて歯面精度が低くなる。これにより、ギヤ同士の噛合状態が悪くなり、ギヤのノイズレベルが悪化する可能性がある。   In the conventional power transmission device described above, since the clutch drum having the clutch mechanism and the gear are connected by welding, the positions of the portion to be welded (welded portion) and the tooth surface portion of the gear are close. In this case, the heat generated at the time of welding causes distortion in the welded portion, so distortion occurs in the tooth flanks of the gear and the tooth flank accuracy decreases. As a result, the meshing state of the gears may be deteriorated, and the noise level of the gears may be deteriorated.

本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、その目的は、クラッチドラムとギヤとを溶接する際の熱によってギヤの歯面部に歪みが発生することを抑制でき、ギヤ同士の噛合によるノイズレベルの悪化を抑制できる動力伝達装置を提供することにある。   The present invention has been made in view of the above, and an object thereof is to suppress generation of distortion in a tooth surface portion of a gear due to heat when welding a clutch drum and a gear, and by meshing of gears. An object of the present invention is to provide a power transmission device capable of suppressing the deterioration of noise level.

上述した課題を解決し、上記目的を達成するために、本発明に係る動力伝達装置は、ギヤ機構を経由してエンジンのトルクを出力軸に伝達する第１動力伝達経路と、無段変速機を経由して前記エンジンのトルクを前記出力軸に伝達する第２動力伝達経路と、前記第１動力伝達経路と前記第２動力伝達経路とを切り替えるプラネタリ機構と、前記エンジンと前記無段変速機との間に設けられ、前記第１動力伝達経路の係合または解放を行う第１クラッチと、前記無段変速機と駆動輪との間に設けられ、前記第２動力伝達経路を係合または解放する第２クラッチと、プラネタリ軸に設けられ、前記第１クラッチを備えるクラッチドラムが溶接される第１ギヤと、前記第２動力伝達経路における副軸に設けられる第２ギヤと、を備える動力伝達装置において、前記第１ギヤは、前記クラッチドラムとの溶接部を有する溶接ギヤ部と、歯面部を有する歯面ギヤ部と、を有して構成され、前記溶接ギヤ部と前記歯面ギヤ部とは、スプライン、ドグ、または圧入により締結されていることを特徴とする。   In order to solve the problems described above and achieve the above object, a power transmission device according to the present invention includes a first power transmission path for transmitting torque of an engine to an output shaft via a gear mechanism, and a continuously variable transmission A second power transmission path for transmitting the torque of the engine to the output shaft via the second power source; a planetary mechanism for switching between the first power transmission path and the second power transmission path; the engine and the continuously variable transmission Between the continuously variable transmission and the drive wheels and engaging the second power transmission path, or a first clutch that engages or releases the first power transmission path. Power comprising a second clutch to be released, a first gear provided on a planetary shaft, to which a clutch drum having the first clutch is welded, and a second gear provided on a counter shaft in the second power transmission path Transmission device The first gear includes a welding gear portion having a welding portion with the clutch drum, and a tooth surface gear portion having a tooth surface portion, and the welding gear portion and the tooth surface gear portion And are characterized by being fastened by splines, dogs, or press fitting.

本発明に係る動力伝達装置によれば、第１ギヤは、クラッチドラムと溶接される溶接部を有する溶接ギヤ部と、歯面部を備える歯面ギヤ部と、を備え、溶接ギヤ部と歯面ギヤ部とがスプラインにより結合されるため、クラッチドラムとギヤとを溶接する際の熱によって第１ギヤの歯面部に歪みが発生することを抑制でき、ギヤ同士の噛合によるノイズレベルの悪化を抑制可能となる。   According to the power transmission device of the present invention, the first gear includes the welding gear portion having the welding portion welded to the clutch drum, and the tooth surface gear portion provided with the tooth surface portion, and the welding gear portion and the tooth surface Since the gear portion is coupled by splines, it is possible to suppress the occurrence of distortion on the tooth surface portion of the first gear due to the heat when welding the clutch drum and the gear, and suppress the deterioration of the noise level due to the meshing of the gears. It becomes possible.

図１は、本発明の一実施形態による動力伝達装置の概略構成を示すスケルトン図である。FIG. 1 is a skeleton diagram showing a schematic configuration of a power transmission device according to an embodiment of the present invention. 図２は、本発明の一実施形態による動力伝達装置における変速機構を構成する前進ギヤモード用クラッチおよび正逆回転出力ギヤの周辺部分の構成を示す一部断面図である。FIG. 2 is a partial cross-sectional view showing the configuration of the peripheral portion of the forward gear mode clutch and forward and reverse rotation output gear that constitute the transmission mechanism in the power transmission apparatus according to one embodiment of the present invention. 図３は、図２に示す前進ギヤモード用クラッチおよび正逆回転出力ギヤの周辺部分が分割された状態を示す一部断面図である。FIG. 3 is a partial sectional view showing a state in which peripheral portions of the forward gear mode clutch and the forward / reverse rotation output gear shown in FIG. 2 are divided. 図４は、従来技術による動力伝達装置における変速機構を構成する前進ギヤモード用クラッチおよび正逆回転出力ギヤの周辺部分の構成を示す側面図である。FIG. 4 is a side view showing the configuration of the peripheral portion of the forward gear mode clutch and forward and reverse rotation output gear that constitute the transmission mechanism in the power transmission device according to the prior art. 図５は、従来技術による動力伝達装置における変速機構を構成する前進ギヤモード用クラッチおよび正逆回転出力ギヤの周辺部分の構成を示す一部断面図である。FIG. 5 is a partial cross-sectional view showing a configuration of a peripheral portion of a forward gear mode clutch and forward and reverse rotation output gear that constitute a transmission mechanism in a power transmission device according to the prior art.

以下、本発明の実施形態について図面を参照しつつ説明する。なお、以下の実施形態の全図においては、同一または対応する部分には同一の符号を付す。また、本発明は以下に説明する実施形態によって限定されるものではない。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In all the drawings of the following embodiments, the same or corresponding parts are denoted by the same reference numerals. Further, the present invention is not limited by the embodiments described below.

まず、本発明の一実施形態による動力伝達装置を備えた車両について説明する。図１は、この一実施形態による動力伝達装置の概略構成を示すスケルトン図である。   First, a vehicle provided with a power transmission device according to an embodiment of the present invention will be described. FIG. 1 is a skeleton diagram showing a schematic configuration of a power transmission device according to this embodiment.

図１に示すように、この一実施形態による車両Ｖｅ用の動力伝達装置１は、第１軸線ＡＸ１、第２軸線ＡＸ２、第３軸線ＡＸ３、第４軸線ＡＸ４、および第５軸線ＡＸ５の互いに平行な軸線を有する。第１軸線ＡＸ１は、エンジンに設けられたクランクシャフト（いずれも図示せず）と同軸である。第１軸線ＡＸ１上には、エンジンのクランクシャフトに連結される車両Ｖｅの動力伝達装置１の入力軸３、トルクコンバータ４、プライマリシャフト７、プラネタリ機構としてのプラネタリギヤＤＰ、前進ギヤモード用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、ベルト式無段変速機（以下、ＣＶＴ）１０のプライマリプーリ１１が配置されている。すなわち、第１クラッチとしての前進ギヤモード用クラッチＣ１は、プライマリシャフト７の周囲に配置されている。   As shown in FIG. 1, the power transmission device 1 for a vehicle Ve according to this embodiment has a first axis AX 1, a second axis AX 2, a third axis AX 3, a fourth axis AX 4, and a fifth axis AX 5 parallel to one another. Axis line. The first axis AX1 is coaxial with a crankshaft (not shown) provided in the engine. On the first axis AX1, the input shaft 3 of the power transmission system 1 of the vehicle Ve connected to the crankshaft of the engine, the torque converter 4, the primary shaft 7, the planetary gear DP as a planetary mechanism, the clutch C1 for forward gear mode, reverse A primary brake 11 of a brake B1 and a belt type continuously variable transmission (hereinafter, CVT) 10 is disposed. That is, the forward gear mode clutch C1 as the first clutch is disposed around the primary shaft 7.

第２軸線ＡＸ２上には、減速ギヤ機構２０が配置されている。第３軸線ＡＸ３上には、ＣＶＴ１０のセカンダリプーリ１３、ベルトモード用クラッチＣ２、出力ギヤ部３０が配置されている。第４軸線ＡＸ４上には、カウンタシャフト部４０が配置されている。第５軸線ＡＸ５上には、ディファレンシャル装置５０、左右ドライブシャフト５２Ｌ，５２Ｒが配置されている。   A reduction gear mechanism 20 is disposed on the second axis AX2. The secondary pulley 13 of the CVT 10, the belt mode clutch C2, and the output gear portion 30 are disposed on the third axis AX3. The countershaft portion 40 is disposed on the fourth axis AX4. A differential device 50 and left and right drive shafts 52L and 52R are disposed on the fifth axis AX5.

入力軸３は、トルクコンバータ４のポンプインペラ４ａに接続されている。トルクコンバータ４は、ポンプインペラ４ａ、タービンランナ４ｂ、ステータ４ｃ、およびロックアップクラッチ５を有する。タービンランナ４ｂは、ポンプインペラ４ａに対向配置され、プライマリシャフト７に接続されている。ステータ４ｃは、ポンプインペラ４ａとタービンランナ４ｂとの間に配置され、ミッションケース６に支持されたワンウェイクラッチ（図示せず）に接続されている。ロックアップクラッチ５は、入力軸３およびプライマリシャフト７と係合することによって、入力軸３とプライマリシャフト７とを直結状態にする。トルクコンバータ４の内部はオイルが満たされた油密状になっている。   The input shaft 3 is connected to the pump impeller 4 a of the torque converter 4. The torque converter 4 includes a pump impeller 4 a, a turbine runner 4 b, a stator 4 c, and a lockup clutch 5. The turbine runner 4 b is disposed opposite to the pump impeller 4 a and connected to the primary shaft 7. The stator 4 c is disposed between the pump impeller 4 a and the turbine runner 4 b and is connected to a one-way clutch (not shown) supported by the transmission case 6. The lockup clutch 5 brings the input shaft 3 and the primary shaft 7 into a direct connection state by engaging the input shaft 3 and the primary shaft 7. The inside of the torque converter 4 is oil-filled and oil-tight.

プラネタリ軸としてのプライマリシャフト７は、プラネタリギヤＤＰの内周側を通ってＣＶＴ１０のプライマリプーリ１１に接続されている。プライマリシャフト７は、プラネタリギヤＤＰのキャリヤＣＲに接続されている。プラネタリギヤＤＰは、サンギヤＳ、リングギヤＲ、およびキャリヤＣＲを有する。キャリヤＣＲは、サンギヤＳに噛合するピニオンＰ１、およびリングギヤＲに噛合するピニオンＰ２をそれぞれ回転自在に支持する。すなわち、プラネタリギヤＤＰは、いわゆるダブルピニオンプラネタリギヤから構成されている。リングギヤＲは、後進用ブレーキＢ１によってミッションケース６に対して回転を係止自在に構成されている。サンギヤＳは中空軸８に直接的に連結されている。キャリヤＣＲは、前進ギヤモード用クラッチＣ１を介して中空軸８に接続されている。中空軸８は正逆回転出力ギヤ９に連結されている。中空軸８は、前進ギヤモード用クラッチＣ１を備える後述するクラッチドラム６０に連結されている。中空軸８と、正逆回転出力ギヤ９と、クラッチドラム６０とが一体となって回転部材を構成する。第１ギヤとしての中空軸８および正逆回転出力ギヤ９は、減速ギヤ機構２０の入力ギヤ２１に噛合している。   The primary shaft 7 as a planetary shaft is connected to the primary pulley 11 of the CVT 10 through the inner peripheral side of the planetary gear DP. The primary shaft 7 is connected to the carrier CR of the planetary gear DP. The planetary gear DP has a sun gear S, a ring gear R, and a carrier CR. The carrier CR rotatably supports a pinion P1 meshing with the sun gear S and a pinion P2 meshing with the ring gear R, respectively. That is, the planetary gear DP is configured by a so-called double pinion planetary gear. The ring gear R is configured such that its rotation can be locked against the transmission case 6 by the reverse brake B1. The sun gear S is directly connected to the hollow shaft 8. The carrier CR is connected to the hollow shaft 8 via the forward gear mode clutch C1. The hollow shaft 8 is connected to the forward and reverse rotation output gear 9. The hollow shaft 8 is connected to a clutch drum 60 described later provided with a forward gear mode clutch C1. The hollow shaft 8, the forward / reverse rotation output gear 9, and the clutch drum 60 integrally constitute a rotating member. The hollow shaft 8 and the forward and reverse rotation output gear 9 as the first gear mesh with the input gear 21 of the reduction gear mechanism 20.

ギヤ機構としての減速ギヤ機構２０は、第２軸線ＡＸ２上に副軸としての中心軸２２を有する。減速ギヤ機構２０は、中心軸２２の一方側に、第２ギヤとしての大径な入力ギヤ２１と小径なドライブギヤ２３とが一体的に固定されて連結されている。中心軸２２の他方側の外周側には、中空軸２６が相対回転自在に支持されている。中空軸２６には、ドライブギヤ２３と同径のドリブンギヤ２５と、ドライブギヤ２３およびドリブンギヤ２５よりも僅かに大径な出力ギヤ２７とが一体的に固定されて連結されている。   The reduction gear mechanism 20 as a gear mechanism has a central shaft 22 as a sub shaft on the second axis AX2. In the reduction gear mechanism 20, a large diameter input gear 21 as a second gear and a small diameter drive gear 23 are integrally fixed and connected to one side of the central shaft 22. The hollow shaft 26 is relatively rotatably supported on the outer peripheral side of the other side of the central shaft 22. A driven gear 25 having the same diameter as the drive gear 23 and an output gear 27 slightly larger in diameter than the drive gear 23 and the driven gear 25 are integrally fixed to and connected to the hollow shaft 26.

ドライブギヤ２３とドリブンギヤ２５との外周側には、スリーブ２４が配設されている。スリーブ２４は、内周面に歯面が形成され、油圧により駆動されるスポーク（図示せず）によって軸線方向に移動可能に構成されている。スリーブ２４は、軸線方向に沿って、ドライブギヤ２３のみに噛合する位置と、ドライブギヤ２３およびドリブンギヤ２５に跨って両方に噛合する位置との間を移動できる。これにより、ドライブギヤ２３とドリブンギヤ２５とは、スリーブ２４によって切離し状態または駆動連結状態に切り替え可能に構成される。また、出力ギヤ２７は、後述する出力ギヤ部３０の入力ギヤ３１と噛合している。減速ギヤ機構２０の変速比は、後述するベルト式のＣＶＴ１０の最大変速比γ_maxよりも大きい変速比に設定されている。 A sleeve 24 is disposed on the outer peripheral side of the drive gear 23 and the driven gear 25. The sleeve 24 has a tooth surface formed on the inner peripheral surface, and is axially movable by a hydraulically driven spoke (not shown). The sleeve 24 can move along the axial direction between a position in which only the drive gear 23 meshes and a position in which both the drive gear 23 and the driven gear 25 are meshed. Thus, the drive gear 23 and the driven gear 25 are configured to be switchable to the separated state or the driven connection state by the sleeve 24. Further, the output gear 27 meshes with an input gear 31 of an output gear portion 30 described later. The transmission gear ratio of the reduction gear mechanism 20 is set to a transmission gear ratio larger than the maximum transmission gear ratio γ _max of the belt type CVT 10 described later.

ＣＶＴ１０は、プライマリプーリ１１、セカンダリプーリ１３、および伝動ベルト１５を備える。プライマリプーリ１１は、プライマリシャフト７に接続されている。セカンダリプーリ１３は、セカンダリシャフト１６に接続されている。無端状の伝動ベルト１５は、プライマリプーリ１１およびセカンダリプーリ１３に巻き掛けられている。プライマリプーリ１１は、固定シーブ１１ａおよび可動シーブ１１ｂから構成されている。固定シーブ１１ａは、それぞれが対向する円錐台状に形成された壁面を有し、プライマリシャフト７に対して軸線方向移動不能に固定されている。可動シーブ１１ｂは、プライマリシャフト７に対して軸線方向移動可能に支持されている。伝動ベルト１５は、固定シーブ１１ａおよび可動シーブ１１ｂの壁面によって形成された溝部によって挟持されている。同様に、セカンダリプーリ１３は、固定シーブ１３ａおよび可動シーブ１３ｂから構成されている。固定シーブ１３ａは、それぞれが対向する円錐台状に形成された壁面を有し、セカンダリシャフト１６に対して軸線方向移動不能に固定されている。可動シーブ１３ｂは、セカンダリシャフト１６に対して軸線方向移動可能に支持されている。伝動ベルト１５は、固定シーブ１３ａおよび可動シーブ１３ｂの壁面によって形成された溝部によって挟持されている。なお、プライマリプーリ１１の固定シーブ１１ａと、セカンダリプーリ１３の固定シーブ１３ａとは、伝動ベルト１５に対して軸線方向に対して反対側になるように配置されている。   The CVT 10 includes a primary pulley 11, a secondary pulley 13, and a transmission belt 15. Primary pulley 11 is connected to primary shaft 7. The secondary pulley 13 is connected to the secondary shaft 16. The endless transmission belt 15 is wound around the primary pulley 11 and the secondary pulley 13. The primary pulley 11 is composed of a fixed sheave 11a and a movable sheave 11b. The stationary sheaves 11 a have wall surfaces formed in the form of truncated cones facing each other, and are fixed so as not to be movable in the axial direction with respect to the primary shaft 7. The movable sheave 11 b is supported movably in the axial direction with respect to the primary shaft 7. The transmission belt 15 is held by a groove formed by the wall surfaces of the fixed sheave 11 a and the movable sheave 11 b. Similarly, the secondary pulley 13 is composed of a fixed sheave 13a and a movable sheave 13b. The stationary sheaves 13 a have wall surfaces formed in the form of truncated cones facing each other, and are axially immovably fixed to the secondary shaft 16. The movable sheave 13 b is supported movably in the axial direction with respect to the secondary shaft 16. The transmission belt 15 is nipped by a groove formed by the wall surfaces of the fixed sheave 13a and the movable sheave 13b. The stationary sheave 11 a of the primary pulley 11 and the stationary sheave 13 a of the secondary pulley 13 are disposed on the opposite side of the transmission belt 15 in the axial direction.

ＣＶＴ１０は、油圧サーボ１２，１４を備える。油圧サーボ１２は、プライマリプーリ１１の可動シーブ１１ｂの背面側に配置されている。油圧サーボ１４は、セカンダリプーリ１３の可動シーブ１３ｂの背面側に配置されている。これらの油圧サーボ１２，１４は、作動油圧が供給されることによって、負荷トルクに対応するベルト挟圧力を発生させるとともに、ＣＶＴ１０の変速比γを変更または固定するための挟圧力を発生させる。   The CVT 10 includes hydraulic servos 12 and 14. The hydraulic servo 12 is disposed on the back side of the movable sheave 11 b of the primary pulley 11. The hydraulic servo 14 is disposed on the back side of the movable sheave 13 b of the secondary pulley 13. The hydraulic servos 12 and 14 generate a belt clamping pressure corresponding to the load torque and generate a clamping pressure for changing or fixing the gear ratio γ of the CVT 10 by supplying the hydraulic pressure.

セカンダリプーリ１３の可動シーブ１３ｂは、第２クラッチとしてのベルトモード用クラッチＣ２を介して、出力ギヤ部３０の出力軸３２に接続されている。出力ギヤ部３０は、入力ギヤ３１、出力軸３２、およびカウンタギヤ３３により構成されている。出力軸３２は、セカンダリシャフト１６の外周側に相対回転自在に支持されているとともに、一端側が入力ギヤ３１に固定されている。カウンタギヤ３３は、出力軸３２の他端側に固定されているとともに、カウンタシャフト部４０のドライブギヤ４１と噛合している。   The movable sheave 13b of the secondary pulley 13 is connected to the output shaft 32 of the output gear unit 30 via a belt mode clutch C2 as a second clutch. The output gear unit 30 includes an input gear 31, an output shaft 32, and a counter gear 33. The output shaft 32 is relatively rotatably supported on the outer peripheral side of the secondary shaft 16, and one end side thereof is fixed to the input gear 31. The counter gear 33 is fixed to the other end side of the output shaft 32 and is in mesh with the drive gear 41 of the counter shaft portion 40.

カウンタシャフト部４０は、ドライブギヤ４１、カウンタシャフト４２、およびドリブンギヤ４３により構成されている。カウンタシャフト４２の一端側は、ドライブギヤ４１に固定されている。カウンタシャフト４２の他端側は、ドリブンギヤ４３に固定されている。ドリブンギヤ４３は、ディファレンシャル装置５０のデフリングギヤ５１と噛合している。   The countershaft portion 40 is configured of a drive gear 41, a countershaft 42, and a driven gear 43. One end side of the counter shaft 42 is fixed to the drive gear 41. The other end side of the counter shaft 42 is fixed to the driven gear 43. The driven gear 43 meshes with the differential ring gear 51 of the differential device 50.

ディファレンシャル装置５０は、デフリングギヤ５１の回転をそれぞれ、左右ドライブシャフト５２Ｌ，５２Ｒに、それらの差回転を吸収しつつ伝達するように構成されている。左右ドライブシャフト５２Ｌ，５２Ｒはそれぞれ、左右の駆動輪（図示せず）に連結されている。   The differential device 50 is configured to transmit the rotation of the differential ring gear 51 to the left and right drive shafts 52L and 52R while absorbing their differential rotation. The left and right drive shafts 52L and 52R are respectively connected to left and right drive wheels (not shown).

次に、動力伝達装置１の動作について説明する。まず、動力伝達装置１を搭載した車両Ｖｅが、運転者によるシフト装置（図示せず）の操作によって前進段（Ｄレンジ）が選択されて前進方向に発進する場合、または所定車速未満で前進走行する場合がある。この場合、動力伝達装置１においては、後進用ブレーキＢ１およびベルトモード用クラッチＣ２が解放された状態で、スリーブ２４がドライブギヤ２３およびドリブンギヤ２５に跨って噛合するように切り替えられ、かつ前進ギヤモード用クラッチＣ１が係合されて、前進ギヤモードになる。   Next, the operation of the power transmission 1 will be described. First, when the vehicle Ve equipped with the power transmission device 1 selects the forward gear (D range) by the driver's operation of the shift device (not shown) and starts moving forward, or travels forward at less than a predetermined vehicle speed May. In this case, in the power transmission device 1, the sleeve 24 is switched so as to be engaged across the drive gear 23 and the driven gear 25 in a state where the reverse brake B1 and the belt mode clutch C2 are released, and for the forward gear mode The clutch C1 is engaged to enter the forward gear mode.

前進ギヤモードにおいては、前進ギヤモード用クラッチＣ１が係合状態になると、プラネタリギヤＤＰは、サンギヤＳおよびキャリヤＣＲが一体回転する直結状態になる。これにより、入力軸３に入力されたエンジントルクは、トルクコンバータ４またはロックアップクラッチ５、プライマリシャフト７、およびプラネタリギヤＤＰを介して中空軸８に伝達される。中空軸８に伝達された入力回転は、正逆回転出力ギヤ９から正転回転として減速ギヤ機構２０の入力ギヤ２１に伝達される。減速ギヤ機構２０の入力ギヤ２１に伝達された入力回転は、正転回転として正逆回転出力ギヤ９と入力ギヤ２１との径の差、すなわち歯数差によって減速される。入力ギヤ２１に伝達された正転回転は、ドライブギヤ２３からスリーブ２４およびドリブンギヤ２５を介して、出力ギヤ２７に逆転回転として伝達される。出力ギヤ２７に伝達された逆転回転は、出力ギヤ部３０の入力ギヤ３１に正転回転として伝達される。   In the forward gear mode, when the forward gear mode clutch C1 is engaged, the planetary gear DP is brought into a direct connection state in which the sun gear S and the carrier CR rotate integrally. Thereby, the engine torque input to the input shaft 3 is transmitted to the hollow shaft 8 via the torque converter 4 or the lockup clutch 5, the primary shaft 7 and the planetary gear DP. The input rotation transmitted to the hollow shaft 8 is transmitted from the forward and reverse rotation output gear 9 to the input gear 21 of the reduction gear mechanism 20 as normal rotation. The input rotation transmitted to the input gear 21 of the reduction gear mechanism 20 is decelerated by the difference in diameter between the forward and reverse rotation output gear 9 and the input gear 21 as forward rotation, that is, the difference in the number of teeth. The forward rotation transmitted to the input gear 21 is transmitted as a reverse rotation to the output gear 27 from the drive gear 23 through the sleeve 24 and the driven gear 25. The reverse rotation transmitted to the output gear 27 is transmitted to the input gear 31 of the output gear unit 30 as normal rotation.

出力ギヤ部３０の入力ギヤ３１に伝達された正転回転は、カウンタギヤ３３からカウンタシャフト部４０のドライブギヤ４１に、カウンタギヤ３３とドライブギヤ４１との径の差、すなわち歯数差によってさらに減速されつつ逆転回転として伝達される。そして、カウンタシャフト部４０のドライブギヤ４１に伝達された減速された逆転回転は、ドリブンギヤ４３から、さらに減速および逆転されてディファレンシャル装置５０のデフリングギヤ５１に伝達される。前進ギヤモードとしての固定変速比の正転回転は、左右ドライブシャフト５２Ｌ，５２Ｒを介して駆動輪に出力される。すなわち、前進ギヤモードにおいて、エンジンから出力されたトルクは、第１動力伝達経路である、プラネタリギヤＤＰ、正逆回転出力ギヤ９、および減速ギヤ機構２０を経由して、出力ギヤ部３０の出力軸３２に伝達される。   The forward rotation transmitted to the input gear 31 of the output gear unit 30 is further transmitted from the counter gear 33 to the drive gear 41 of the counter shaft unit 40 by the difference in diameter between the counter gear 33 and the drive gear 41, that is, the difference in the number of teeth. It is transmitted as reverse rotation while being decelerated. The decelerated reverse rotation transmitted to the drive gear 41 of the countershaft portion 40 is further decelerated and reversely transmitted from the driven gear 43 and transmitted to the diff ring gear 51 of the differential device 50. The forward rotation of the fixed gear ratio as the forward gear mode is output to the drive wheels via the left and right drive shafts 52L, 52R. That is, in the forward gear mode, the torque output from the engine is output shaft 32 of output gear portion 30 via planetary gear DP, forward / reverse rotation output gear 9 and reduction gear mechanism 20 which are the first power transmission path. Transmitted to

前進ギヤモードによる走行中に所定車速以上になった場合、ＣＶＴ１０の変速比γは、最大変速比γ_max、または最大変速比γ_maxに近い変速比γに設定される。この状態で、スリーブ２４のドリブンギヤ２５との噛合が解除され、前進ギヤモード用クラッチＣ１が解放されるとともに、ベルトモード用クラッチＣ２が係合されてベルトモードに切り替えられる。 When the vehicle speed becomes equal to or higher than the predetermined vehicle speed during traveling in the forward gear mode, the gear ratio γ of the CVT 10 is set to the maximum gear ratio γ _max or the gear ratio γ close to the maximum gear ratio γ _max . In this state, the engagement of the sleeve 24 with the driven gear 25 is released, the forward gear mode clutch C1 is released, and the belt mode clutch C2 is engaged to switch to the belt mode.

ベルトモードにおいて、入力軸３に入力されたエンジントルクは、トルクコンバータ４またはロックアップクラッチ５、およびプライマリプーリ１１から伝動ベルト１５を介してセカンダリプーリ１３に無段変速されつつ無段変速回転として伝達される。セカンダリプーリ１３に伝達された無段変速回転は、ベルトモード用クラッチＣ２を介して出力ギヤ部３０の出力軸３２に伝達される。出力軸３２に伝達された無段変速回転は、カウンタギヤ３３からカウンタシャフト部４０のドライブギヤ４１に伝達される。カウンタシャフト部４０のドライブギヤ４１に伝達された無段変速回転は、ドリブンギヤ４３によって減速されつつディファレンシャル装置５０のデフリングギヤ５１に伝達される。これにより、ベルトモードとしての可変変速比の正転回転が左右ドライブシャフト５２Ｌ，５２Ｒを介して駆動輪に出力される。すなわち、ベルトモードにおいて、エンジンから出力されたトルクは、第２動力伝達経路であるＣＶＴ１０およびベルトモード用クラッチＣ２を経由して、出力ギヤ部３０の出力軸３２に伝達される。   In the belt mode, the engine torque input to the input shaft 3 is transmitted from the torque converter 4 or the lockup clutch 5 and the primary pulley 11 via the transmission belt 15 to the secondary pulley 13 as a continuously variable transmission while being continuously changed. Be done. The continuously variable transmission rotation transmitted to the secondary pulley 13 is transmitted to the output shaft 32 of the output gear unit 30 via the belt mode clutch C2. The continuously variable transmission rotation transmitted to the output shaft 32 is transmitted from the counter gear 33 to the drive gear 41 of the counter shaft portion 40. The continuously variable transmission rotation transmitted to the drive gear 41 of the countershaft portion 40 is transmitted to the differential ring gear 51 of the differential device 50 while being decelerated by the driven gear 43. Thereby, the normal rotation of the variable transmission ratio as the belt mode is output to the drive wheels via the left and right drive shafts 52L and 52R. That is, in the belt mode, the torque output from the engine is transmitted to the output shaft 32 of the output gear unit 30 via the CVT 10, which is the second power transmission path, and the belt mode clutch C2.

車両Ｖｅがベルトモードで走行しているときに、車両Ｖｅが停止に向けて減速した場合、ＣＶＴ１０の変速比γが最大変速比γ_maxに戻ると、ベルトモードから前進ギヤモードに切り替えるコーストダウン制御が実施される。これにより、ＣＶＴ１０と減速ギヤ機構２０との変速比を近い値にして、ベルトモードから前進ギヤモードへの切り替え時に生じ得る変速ショックを低減できる。 When the vehicle Ve decelerates to a stop while the vehicle Ve is traveling in the belt mode, coast down control switches from the belt mode to the forward gear mode when the gear ratio γ of the CVT 10 returns to the maximum gear ratio γ _max. To be implemented. As a result, it is possible to reduce the shift shock that may occur when switching from the belt mode to the forward gear mode by setting the gear ratios of the CVT 10 and the reduction gear mechanism 20 close to each other.

動力伝達装置１を搭載した車両Ｖｅが、運転者によるシフト装置の操作によって後進段（Ｒレンジ）が選択されて後進方向に発進する場合、または所定車速未満で後進走行する場合、前進ギヤモード用クラッチＣ１およびベルトモード用クラッチＣ２が解放される。この状態において、スリーブ２４がドライブギヤ２３およびドリブンギヤ２５に跨って噛合するように切り替えられるとともに、後進用ブレーキＢ１が係合されて、後進ギヤモードになる。   When the vehicle Ve equipped with the power transmission device 1 selects a reverse gear (R range) by the driver's operation of the shift device and starts moving in a reverse direction, or travels backward at less than a predetermined vehicle speed, the clutch for forward gear mode C1 and the belt mode clutch C2 are released. In this state, the sleeve 24 is switched to mesh over the drive gear 23 and the driven gear 25, and the reverse brake B1 is engaged to shift to the reverse gear mode.

後進ギヤモードにおいては、後進用ブレーキＢ１が係合状態になると、プラネタリギヤＤＰはリングギヤＲが固定されるので、キャリヤＣＲの入力回転がリングギヤＲによって反転されてサンギヤＳから逆転回転として出力される。これにより、入力軸３に入力されたエンジントルクは、トルクコンバータ４またはロックアップクラッチ５、プライマリシャフト７、およびプラネタリギヤＤＰを介して中空軸８に伝達される。この場合、中空軸８に入力された入力回転は、正逆回転出力ギヤ９から逆転回転として減速ギヤ機構２０の入力ギヤ２１に伝達される。減速ギヤ機構２０の入力ギヤ２１に伝達された入力回転は、逆転回転として、前進ギヤモードと同様に正逆回転出力ギヤ９と入力ギヤ２１との径の差、すなわち歯数差によって減速される。入力ギヤ２１に伝達された逆転回転は、ドライブギヤ２３からスリーブ２４およびドリブンギヤ２５を介して、出力ギヤ２７に正転回転として伝達される。出力ギヤ２７に伝達された正転回転は、出力ギヤ部３０の入力ギヤ３１に逆転回転として伝達される。   In the reverse gear mode, when the reverse brake B1 is engaged, since the ring gear R of the planetary gear DP is fixed, the input rotation of the carrier CR is reversed by the ring gear R and is output from the sun gear S as reverse rotation. Thereby, the engine torque input to the input shaft 3 is transmitted to the hollow shaft 8 via the torque converter 4 or the lockup clutch 5, the primary shaft 7 and the planetary gear DP. In this case, the input rotation input to the hollow shaft 8 is transmitted from the forward and reverse rotation output gear 9 to the input gear 21 of the reduction gear mechanism 20 as reverse rotation. The input rotation transmitted to the input gear 21 of the reduction gear mechanism 20 is decelerated by the difference in diameter between the forward and reverse rotation output gear 9 and the input gear 21 as in the forward gear mode, that is, the difference in the number of teeth. The reverse rotation transmitted to the input gear 21 is transmitted from the drive gear 23 to the output gear 27 as normal rotation via the sleeve 24 and the driven gear 25. The forward rotation transmitted to the output gear 27 is transmitted to the input gear 31 of the output gear unit 30 as reverse rotation.

出力ギヤ部３０の入力ギヤ３１に伝達された逆転回転は、カウンタギヤ３３からカウンタシャフト部４０のドライブギヤ４１に、カウンタギヤ３３とドライブギヤ４１との径の差、すなわち歯数差によってさらに減速されつつ正転回転として伝達される。そして、カウンタシャフト部４０のドライブギヤ４１に伝達された減速された正転回転は、ドリブンギヤ４３から、さらに減速および反転されてディファレンシャル装置５０のデフリングギヤ５１に伝達される。後進ギヤモードとしての固定変速比の逆転回転は、左右ドライブシャフト５２Ｌ，５２Ｒを介して駆動輪に出力される。すなわち、後進ギヤモードにおいて、エンジンから出力されたトルクは、第１動力伝達経路である、プラネタリギヤＤＰ、正逆回転出力ギヤ９、および減速ギヤ機構２０を経由して、出力ギヤ部３０の出力軸３２に伝達される。   The reverse rotation transmitted to the input gear 31 of the output gear portion 30 is further decelerated by the difference in diameter between the counter gear 33 and the drive gear 41 from the counter gear 33 to the drive gear 41 of the counter shaft portion 40, that is, the difference in the number of teeth. It is transmitted as normal rotation while being The decelerated forward rotation transmitted to the drive gear 41 of the countershaft portion 40 is further decelerated and inverted from the driven gear 43 and transmitted to the differential ring gear 51 of the differential device 50. The reverse rotation of the fixed gear ratio as the reverse gear mode is output to the drive wheels via the left and right drive shafts 52L, 52R. That is, in the reverse gear mode, the torque output from the engine is transmitted through the planetary gear DP, the forward / reverse rotation output gear 9 and the reduction gear mechanism 20, which are the first power transmission path, to the output shaft 32 of the output gear unit 30. Transmitted to

次に、前進ギヤモード用クラッチＣ１および正逆回転出力ギヤ９の周辺構成について説明する。図２は、この一実施形態による動力伝達装置１における変速機構２を構成する前進ギヤモード用クラッチＣ１および正逆回転出力ギヤ９の周辺部分の構成を示す一部断面図である。図３は、図２に示す前進ギヤモード用クラッチＣ１および正逆回転出力ギヤ９の周辺部分が分割された状態を示す一部断面図である。   Next, peripheral configurations of the forward gear mode clutch C1 and the forward / reverse rotation output gear 9 will be described. FIG. 2 is a partial cross-sectional view showing the configuration of the periphery of the forward gear mode clutch C1 and the forward / reverse rotation output gear 9 that constitute the transmission mechanism 2 in the power transmission device 1 according to this embodiment. FIG. 3 is a partial sectional view showing a state in which peripheral portions of the forward gear mode clutch C1 and the forward / reverse rotation output gear 9 shown in FIG. 2 are divided.

図２および図３に示すように、この一実施形態による変速機構２は、クラッチドラム６０、溶接ギヤ部６１、および歯面ギヤ部６２を有して構成される。なお、図２および図３においては、回転軸Ｏから上部の構成について記載している。クラッチドラム６０は、内周側に前進ギヤモード用クラッチＣ１を収納しつつ、プライマリシャフト７の外周面に被嵌されている。クラッチドラム６０の内周側には、中空軸８に沿ってプラネタリギヤＤＰのサンギヤＳなどが配置される。サンギヤＳは、クラッチドラム６０に一体的に固定されているとともに、中空軸８の外周側に設けられている。   As shown in FIGS. 2 and 3, the transmission mechanism 2 according to this embodiment includes a clutch drum 60, a welding gear portion 61, and a tooth surface gear portion 62. In addition, in FIG. 2 and FIG. 3, the structure of the upper part from the rotating shaft O is described. The clutch drum 60 is fitted on the outer peripheral surface of the primary shaft 7 while accommodating the forward gear mode clutch C1 on the inner peripheral side. On the inner peripheral side of the clutch drum 60, a sun gear S or the like of the planetary gear DP is disposed along the hollow shaft 8. The sun gear S is integrally fixed to the clutch drum 60 and provided on the outer peripheral side of the hollow shaft 8.

クラッチドラム６０は、溶接ギヤ部６１と、溶接部６３において溶接されて連結されている。溶接ギヤ部６１は、クラッチドラム６０に嵌入させる各種部位を有する。歯面ギヤ部６２は、歯面部としての正逆回転出力ギヤ９を有する。溶接ギヤ部６１および歯面ギヤ部６２はそれぞれ、互いに対向する側の部分にスプライン係合部６１ｓ，６２ｓが設けられている。溶接ギヤ部６１と歯面ギヤ部６２とは、互いに対向するスプライン係合部６１ｓ，６２ｓが噛合したスプライン係合によって、一体的に締結されている。これにより、クラッチドラム６０は、正逆回転出力ギヤ９に締結されている。サンギヤＳは、アンギュラ玉軸受６４によって歯面ギヤ部６２に対して回転可能に支持されている。サンギヤＳと正逆回転出力ギヤ９とは、一体回転可能に構成されている。   The clutch drum 60 is welded to and connected to the welding gear portion 61 at the welding portion 63. The welding gear portion 61 has various portions to be fitted into the clutch drum 60. The tooth surface gear portion 62 has forward and reverse rotation output gear 9 as a tooth surface portion. The welding gear portion 61 and the tooth surface gear portion 62 are respectively provided with spline engaging portions 61s and 62s at portions facing each other. The welding gear portion 61 and the tooth surface gear portion 62 are integrally fastened by spline engagement in which spline engaging portions 61s and 62s facing each other are engaged. Thus, the clutch drum 60 is engaged with the forward / reverse rotation output gear 9. The sun gear S is rotatably supported relative to the tooth surface gear portion 62 by an angular contact ball bearing 64. The sun gear S and the forward / reverse rotation output gear 9 are configured to be integrally rotatable.

クラッチドラム６０において、前進ギヤモード用クラッチＣ１の内摩擦板７１ｂの間には、外摩擦板７１ａが交互に配置されている。外摩擦板７１ａは、外周側に配置されたクラッチドラム６０のドラム部６０ａの内周面に形成されたスプライン６０ｓにスプライン係合されている。ドラム部６０ａの開口側には、外摩擦板７１ａをドラム部６０ａに対して軸方向に位置決めするストッパ７２が固定されている。クラッチドラム６０は、中空軸８に一体的に連結されている。前進ギヤモード用クラッチＣ１の内摩擦板７１ｂおよび外摩擦板７１ａに潤滑油を供給させるために、中空軸８には、径方向に伸びる油路ｃ３が形成されている。   In the clutch drum 60, outer friction plates 71a are alternately arranged between the inner friction plates 71b of the forward gear mode clutch C1. The outer friction plate 71a is spline-engaged with splines 60s formed on the inner peripheral surface of the drum portion 60a of the clutch drum 60 disposed on the outer peripheral side. A stopper 72 for positioning the outer friction plate 71a in the axial direction with respect to the drum portion 60a is fixed to the opening side of the drum portion 60a. The clutch drum 60 is integrally connected to the hollow shaft 8. A radially extending oil passage c3 is formed in the hollow shaft 8 in order to supply lubricating oil to the inner friction plate 71b and the outer friction plate 71a of the forward gear mode clutch C1.

プラネタリギヤＤＰの歯面ギヤ部６２側には、前進ギヤモード用クラッチＣ１の油圧サーボ８０が配置されている。前進ギヤモード用クラッチＣ１は、外摩擦板７１ａおよび内摩擦板７１ｂからなる摩擦板７１と、摩擦板７１を接断させる油圧サーボ８０とを備える。油圧サーボ８０は、一部がクラッチドラム６０によって構成されるとともに、ピストン８１、クラッチバランサー８２、およびリターンスプリング８３を有する。クラッチドラム６０、ピストン８１、クラッチバランサー８２、およびリターンスプリング８３によって、作動油室８４およびキャンセル油室８５が構成される。   A hydraulic servo 80 of the forward gear mode clutch C1 is disposed on the tooth surface gear 62 side of the planetary gear DP. The forward gear mode clutch C1 includes a friction plate 71 including an outer friction plate 71a and an inner friction plate 71b, and a hydraulic servo 80 for connecting and disconnecting the friction plate 71. The hydraulic servo 80 is partially constituted by the clutch drum 60 and has a piston 81, a clutch balancer 82, and a return spring 83. The clutch drum 60, the piston 81, the clutch balancer 82, and the return spring 83 constitute a hydraulic fluid chamber 84 and a cancel fluid chamber 85.

ピストン８１は、中空軸８の外周側に軸方向に沿って摺動自在に嵌合されている。ピストン８１のプラネタリギヤＤＰ側には、クラッチバランサー８２が嵌合され、スナップリング８６によって軸方向に位置決めされている。ピストン８１は、シリンダ部６０ｃにおいて軸方向に沿って移動自在に配置され、クラッチバランサー８２との間に、例えば圧縮コイルばねからなるリターンスプリング８３が縮設されている。ピストン８１は、２本のシール部材ａ１，ａ２によって、シリンダ部６０ｃとの間に油密状の作動油室８４を構成している。作動油室８４には、作動油室８４に作動油を流入させたり、作動油室８４から流出させたりするための、中空軸８に形成された油路ｃ１が連通している。なお、この一実施形態においては、前進ギヤモード用クラッチＣ１および油圧サーボ８０を別体としているが、油圧サーボ８０を前進ギヤモード用クラッチＣ１の一部として構成することも可能である。   The piston 81 is slidably fitted on the outer peripheral side of the hollow shaft 8 along the axial direction. A clutch balancer 82 is fitted on the side of the planetary gear DP of the piston 81 and is axially positioned by a snap ring 86. The piston 81 is disposed movably in the axial direction in the cylinder portion 60c, and a return spring 83 formed of, for example, a compression coil spring is compressed between the piston 81 and the clutch balancer 82. The piston 81 constitutes a hydraulic oil chamber 84 between the cylinder portion 60c and the cylinder portion 60c by the two seal members a1 and a2. An oil passage c1 formed in the hollow shaft 8 is in communication with the hydraulic fluid chamber 84 for allowing the hydraulic fluid to flow into and out of the hydraulic fluid chamber 84. In this embodiment, the forward gear mode clutch C1 and the hydraulic servo 80 are separately provided. However, the hydraulic servo 80 may be configured as part of the forward gear mode clutch C1.

ピストン８１の外周側には、押圧部８１ａが延設されている。押圧部８１ａは、摩擦板７１に対向配置されて、摩擦板７１を押圧可能に構成されている。押圧部８１ａの外周面にはスプラインが形成されており、ドラム部６０ａの内周側に形成されたスプライン６０ｓにスプライン係合している。   On the outer peripheral side of the piston 81, a pressing portion 81a is extended. The pressing portion 81 a is disposed to face the friction plate 71 and is configured to be able to press the friction plate 71. Splines are formed on the outer peripheral surface of the pressing portion 81a, and are engaged with splines 60s formed on the inner peripheral side of the drum portion 60a.

クラッチバランサー８２は、中空軸８に嵌合されたスナップリング８６によってプラネタリギヤＤＰ側への移動が規制されている。クラッチバランサー８２は、シール部材ａ３により油密状のキャンセル油室８５を構成している。キャンセル油室８５には、キャンセル油室８５に作動油を流入させたり流出させたりするための、中空軸８に形成された油路ｃ２が連通している。なお、クラッチバランサー８２は、リターンスプリング８３の付勢力またはキャンセル油室８５の油圧に基づいて常時付勢されており、中空軸８に対して固定されている。   The movement of the clutch balancer 82 to the side of the planetary gear DP is restricted by a snap ring 86 fitted to the hollow shaft 8. The clutch balancer 82 constitutes an oil tight cancel oil chamber 85 by the seal member a3. The cancellation oil chamber 85 is in communication with an oil passage c2 formed in the hollow shaft 8 for causing the hydraulic oil to flow in and out of the cancellation oil chamber 85. The clutch balancer 82 is always biased based on the biasing force of the return spring 83 or the hydraulic pressure of the cancel oil chamber 85, and is fixed to the hollow shaft 8.

油路ｃ１は、油圧制御装置に連通した作動油路（いずれも図示せず）に連通されている。油路ｃ１から作動油室８４に作動油が流入されると、ピストン８１はリターンスプリング８３に抗して摺動し、前進ギヤモード用クラッチＣ１の摩擦板７１を押圧する。ピストン８１の押圧力は、摩擦板７１からストッパ７２を経てキャリヤＣＲ（図１参照）に伝達される。これにより、中空軸８およびクラッチドラム６０とキャリヤＣＲとは、前進ギヤモード用クラッチＣ１を介して連結される。   The oil passage c1 is in communication with a hydraulic oil passage (not shown) communicating with the hydraulic control device. When hydraulic fluid flows from the oil passage c1 into the hydraulic fluid chamber 84, the piston 81 slides against the return spring 83 and presses the friction plate 71 of the forward gear mode clutch C1. The pressing force of the piston 81 is transmitted from the friction plate 71 through the stopper 72 to the carrier CR (see FIG. 1). Thereby, the hollow shaft 8 and the clutch drum 60 and the carrier CR are connected via the forward gear mode clutch C1.

図４は、従来技術による動力伝達装置における前進ギヤモード用クラッチおよび正逆回転出力ギヤの周辺部分の構成を示す側面図である。図５は、従来技術による動力伝達装置における前進ギヤモード用クラッチおよび正逆回転出力ギヤの周辺部分の構成を示す一部断面図である。なお、図５においては、回転軸Ｏから上部の構成について記載している。   FIG. 4 is a side view showing the configuration of the peripheral portion of the forward gear mode clutch and the forward / reverse rotation output gear in the power transmission device according to the prior art. FIG. 5 is a partial cross-sectional view showing the configuration of the peripheral portion of the forward gear mode clutch and the forward / reverse rotation output gear in the power transmission device according to the prior art. In addition, in FIG. 5, the structure of the upper part from the rotating shaft O is described.

図４に示すように、従来技術による動力伝達装置においては、クラッチドラム６０とギヤ部１００とは、溶接によって連結される。すなわち、クラッチドラム６０の開口部６５に対して、ギヤ部１００における中空軸８およびプラネタリギヤＤＰのサンギヤＳを挿入する。その後、開口部６５の内周部６５ａとギヤ部１００の挿入部分の外周部１００ａとを嵌合させて、内周部６５ａと外周部１００ａとを溶接して連結させる。   As shown in FIG. 4, in the conventional power transmission device, the clutch drum 60 and the gear portion 100 are connected by welding. That is, the hollow shaft 8 in the gear portion 100 and the sun gear S of the planetary gear DP are inserted into the opening 65 of the clutch drum 60. Thereafter, the inner circumferential portion 65a of the opening 65 and the outer circumferential portion 100a of the insertion portion of the gear portion 100 are fitted, and the inner circumferential portion 65a and the outer circumferential portion 100a are welded and connected.

動力伝達装置を、上述したように溶接によって製造するのは、前進ギヤモード用クラッチＣ１を格納したクラッチドラム６０とギヤ部１００との一体成形が困難であるためである。そこで、正逆回転出力ギヤ９の歯面を溶接後に加工する方法も考えられるが、現実的には実現は困難であり、クラッチドラム６０とギヤ部１００とを溶接によって連結する方法が採用されていた。   The power transmission device is manufactured by welding as described above because the integral molding of the clutch drum 60 storing the forward gear mode clutch C1 and the gear portion 100 is difficult. Then, although the method of processing the tooth surface of forward / reverse rotation output gear 9 after welding is considered, it is difficult to realize in practice, and the method of connecting clutch drum 60 and gear portion 100 by welding is adopted. The

ところが、図５に示すように、クラッチドラム６０とギヤ部１００とを溶接によって連結させると、図５中囲み部Ａの部分において溶接時の熱による歪みが発生する。溶接時の熱による歪みによって、溶接部１０１が例えば図５中矢印の方向に変形してしまう。スペースや他の性能確保の問題から、正逆回転出力ギヤ９は溶接部１０１に近い位置に配置される。そのため、溶接部１０１が変形すると、溶接部１０１の変形に影響されて正逆回転出力ギヤ９の歯面がずれ、歯面精度が変化する。正逆回転出力ギヤ９の歯面がずれることによって、ギヤのノイズのレベルが悪化して、レベルのばらつきが増加する。これにより、こもり音等が発生する原因になる。   However, as shown in FIG. 5, when the clutch drum 60 and the gear portion 100 are connected by welding, distortion due to heat at the time of welding occurs in the portion of the encircling portion A in FIG. Due to heat distortion at the time of welding, the weld portion 101 is deformed, for example, in the direction of the arrow in FIG. The forward and reverse rotation output gear 9 is disposed at a position close to the welding portion 101 because of space and other performance problems. Therefore, when the welding portion 101 is deformed, the tooth surface of the forward / reverse rotation output gear 9 is displaced by the deformation of the welding portion 101, and the tooth surface accuracy is changed. By shifting the tooth flanks of the forward and reverse rotation output gear 9, the level of noise of the gear is aggravated and the level variation is increased. This causes the generation of a booming noise and the like.

これに対し、上述した一実施形態においては、ギヤ部１００の代わりに、溶接ギヤ部６１と歯面ギヤ部６２とに分割している。また、溶接ギヤ部６１および歯面ギヤ部６２にそれぞれ、スプライン係合部６１ｓ，６２ｓを設けている。そして、図２に示すように、従来と同様にして、溶接ギヤ部６１の挿入部分をクラッチドラム６０の開口部６５に挿入した後、溶接部６３において開口部６５の内周部６５ａと溶接ギヤ部６１とを溶接する。その後、図３に示すように、溶接ギヤ部６１のスプライン係合部６１ｓと、歯面ギヤ部６２のスプライン係合部６２ｓとを噛合させて、溶接ギヤ部６１と歯面ギヤ部６２とを締結させる。この場合、溶接部６３の変形によって生じる歪みは、溶接ギヤ部６１によって吸収され、歯面ギヤ部６２にまで影響しない。したがって、歯面ギヤ部６２における正逆回転出力ギヤ９の歯面精度は変化しないので、ギヤのノイズのレベルが悪化することを抑制でき、レベルばらつきを低減できる。   On the other hand, in the embodiment described above, instead of the gear portion 100, the welding gear portion 61 and the tooth surface gear portion 62 are divided. Further, spline engaging portions 61s and 62s are provided on the welding gear portion 61 and the tooth surface gear portion 62, respectively. Then, as shown in FIG. 2, after inserting the insertion portion of the welding gear portion 61 into the opening 65 of the clutch drum 60 in the same manner as in the prior art, in the welding portion 63 the inner peripheral portion 65a of the opening 65 and the welding gear Weld the part 61. Thereafter, as shown in FIG. 3, the spline engaging portion 61s of the welding gear portion 61 and the spline engaging portion 62s of the tooth surface gear portion 62 are engaged with each other to form the welding gear portion 61 and the tooth surface gear portion 62. Let it conclude. In this case, the distortion caused by the deformation of the welding portion 63 is absorbed by the welding gear portion 61 and does not affect the tooth surface gear portion 62. Therefore, since the tooth flank accuracy of the forward / reverse rotation output gear 9 in the tooth flank gear portion 62 does not change, it is possible to suppress the deterioration of the level of the noise of the gear and to reduce the level variation.

以上、本発明の一実施形態について具体的に説明したが、本発明は、上述の一実施形態に限定されるものではなく、本発明の技術的思想に基づく各種の変形が可能である。例えば、上述の一実施形態において挙げた数値はあくまでも例に過ぎず、必要に応じてこれと異なる数値を用いてもよい。   As mentioned above, although one Embodiment of this invention was described concretely, this invention is not limited to one above-mentioned embodiment, Various deformation | transformation based on the technical idea of this invention are possible. For example, the numerical values listed in the above-described embodiment are merely examples, and different numerical values may be used as needed.

例えば、上述の一実施形態においては、溶接ギヤ部６１と歯面ギヤ部６２とをスプラインによって締結させているが、ドグや圧入によって締結することも可能である。   For example, in the above-described embodiment, the welding gear portion 61 and the tooth surface gear portion 62 are fastened by splines, but can be fastened by dogs or press-fitting.

１ 動力伝達装置
２ 変速機構
３ 入力軸
７ プライマリシャフト
８，２６ 中空軸
９ 正逆回転出力ギヤ
１０ ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）
２０ 減速ギヤ機構
２１，３１ 入力ギヤ
２２ 中心軸
２７ 出力ギヤ
３０ 出力ギヤ部
３２ 出力軸
６０ クラッチドラム
６１ 溶接ギヤ部
６１ｓ，６２ｓ スプライン係合部
６２ 歯面ギヤ部
６３ 溶接部 Reference Signs List 1 power transmission device 2 transmission mechanism 3 input shaft 7 primary shaft 8, 26 hollow shaft 9 forward / reverse rotation output gear 10 belt type continuously variable transmission (CVT)
Reference Signs List 20 reduction gear mechanism 21, 31 input gear 22 central shaft 27 output gear 30 output gear portion 32 output shaft 60 clutch drum 61 weld gear portion 61s, 62s spline engagement portion 62 tooth surface gear portion 63 weld portion

Claims (1)

ギヤ機構を経由してエンジンのトルクを出力軸に伝達する第１動力伝達経路と、
無段変速機を経由して前記エンジンのトルクを前記出力軸に伝達する第２動力伝達経路と、
前記第１動力伝達経路と前記第２動力伝達経路とを切り替えるプラネタリ機構と、
前記エンジンと前記無段変速機との間に設けられ、前記第１動力伝達経路の係合または解放を行う第１クラッチと、
前記無段変速機と駆動輪との間に設けられ、前記第２動力伝達経路を係合または解放する第２クラッチと、
プラネタリ軸に設けられ、前記第１クラッチを備えるクラッチドラムが溶接される第１ギヤと、
前記第２動力伝達経路における副軸に設けられる第２ギヤと、を備える動力伝達装置において、
前記第１ギヤは、前記クラッチドラムとの溶接部を有する溶接ギヤ部と、歯面部を有する歯面ギヤ部と、を有して構成され、
前記溶接ギヤ部と前記歯面ギヤ部とは、スプライン、ドグ、または圧入により締結されている
ことを特徴とする動力伝達装置。 A first power transmission path for transmitting the torque of the engine to the output shaft via the gear mechanism;
A second power transmission path for transmitting the torque of the engine to the output shaft via a continuously variable transmission;
A planetary mechanism for switching between the first power transmission path and the second power transmission path;
A first clutch provided between the engine and the continuously variable transmission for engaging or releasing the first power transmission path;
A second clutch provided between the continuously variable transmission and the drive wheel for engaging or releasing the second power transmission path;
A first gear provided on a planetary shaft, to which a clutch drum having the first clutch is welded;
And a second gear provided on the countershaft in the second power transmission path.
The first gear is configured to include a welding gear portion having a welding portion with the clutch drum, and a tooth surface gear portion having a tooth surface portion.
The power transmission device, wherein the welding gear portion and the tooth surface gear portion are fastened by splines, dogs, or press fitting.

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