JP3017758B2 - Forward / backward switching device for continuously variable transmission - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 （イ） 産業上の利用分野 本発明は、無段変速機、特に自動車に搭載される自動
無段変速機に用いて好適な前後進切換え装置に係り、詳
しくはプラネタリギヤの所定要素を係止する後進用ブレ
ーキ装置の構造に関する。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a forward / reverse switching device suitable for use in a continuously variable transmission, particularly an automatic continuously variable transmission mounted on an automobile, and more particularly, to a planetary gear. The present invention relates to a structure of a reverse brake device for locking a predetermined element.

（ロ） 従来の技術 近時、本出願人は、特開昭63−158353号公報に示すよ
うに、ベルト式無段変速装置（CVT）、低高速モード切
換え装置及び前後進切換え装置を組合せてなる自動無段
変速機を提案した。(B) Prior Art Recently, as disclosed in JP-A-63-158353, the present applicant has combined a belt-type continuously variable transmission (CVT), a low-high speed mode switching device, and a forward / reverse switching device. Proposed an automatic continuously variable transmission.

上記前後進切換え装置は、デュアルプラネタリギヤを
備えており、そのサンギヤを入力軸に、キャリヤをベル
ト無段変速装置のプライマリシャフトにそれぞれ連結
し、かつ入力軸とキャリアとの間にフォワードクラッチ
を介在し、またリングギヤにリバースブレーキを連結し
てなる。The forward / reverse switching device includes a dual planetary gear, the sun gear of which is connected to the input shaft, the carrier is connected to the primary shaft of the belt continuously variable transmission, and a forward clutch is interposed between the input shaft and the carrier. , And a reverse brake connected to the ring gear.

更に、前記ベルト式無段変速装置のプライマリプーリ
は、ケースに形成された支持壁にローラベアリングを介
して支持されており、また前記リバースブレーキを操作
する油圧アクチュエータのシリンダが前記ケース支持壁
に形成され、かつ該油圧アクチュエータのピストン部材
背面を付勢するリターンスプリングが、ケース内壁との
間、即ちリバースブレーキの摩擦板とケースとの間にお
ける摩擦板に形成された凹溝部に配置されている。Further, a primary pulley of the belt-type continuously variable transmission is supported by a support wall formed on a case via a roller bearing, and a cylinder of a hydraulic actuator for operating the reverse brake is formed on the case support wall. A return spring for biasing the back surface of the piston member of the hydraulic actuator is disposed in a concave groove formed in the friction plate between the case inner wall, that is, between the friction plate of the reverse brake and the case.

そして、該リバースブレーキは、フォワードクラッチ
の約２倍のトルク容量を必要とし、かつ軸方向の短縮化
を計るため、前記ケース支持壁は、ベアリングを支持す
る環状部に対しプーリ側にずれた位置に支持部が形成さ
れている （ハ） 発明が解決しようとする課題 ところで、ベルト式無段変速装置は、ベルト挟圧力を
付与するために大きな軸力をプーリに発生すると共に、
ベルト引張り力に起因してプーリに大きなラジアル荷重
を発生し、該ラジアル荷重を前記ケース支持壁にて支持
しているが、該ケース支持壁は、上述したようにその支
持部がプーリ側に片寄った所に位置するため、大きなモ
ーメント荷重を発生し、剛性上不利な構成となってい
る。The reverse brake requires about twice the torque capacity of the forward clutch, and in order to reduce the axial length, the case support wall is shifted toward the pulley with respect to the annular portion supporting the bearing. (C) Problems to be Solved by the Invention By the way, the belt-type continuously variable transmission generates a large axial force on the pulley to apply the belt clamping force,
A large radial load is generated on the pulley due to the belt pulling force, and the radial load is supported by the case support wall. However, the support portion of the case support wall is biased toward the pulley as described above. Because of this, a large moment load is generated, which is disadvantageous in terms of rigidity.

このため、支持部の肉厚を厚くして対処しているが、
鋳造物からなるケース支持壁を肉厚とすることは、該ケ
ース支持壁に形成されるシリンダ部の径を小さくすると
共に、ケース製造上、ケース支持壁に巣が発生しやすく
なり、該巣がシリンダ面に悪影響を及ぼし、ピストン部
材との摺接に不具合を発生することがある。For this reason, the thickness of the support part is increased to deal with it.
Increasing the thickness of the case supporting wall made of a casting reduces the diameter of the cylinder portion formed on the case supporting wall, and also causes nests to be easily formed on the case supporting wall in the case of manufacturing the case. This may adversely affect the cylinder surface and cause a problem in sliding contact with the piston member.

また、ケース内壁とリバースブレーキ用摩擦板との間
にリターンスプリングが介在するため、該摩擦板は相対
的に内径側に配設されることになる。このため、外径側
に位置するものに比して摩擦板が担持し得るトルク容量
が小さく、また支持壁に形成されるシリンダ部の外径側
が規制されて、シリンダ径従ってピストン受圧面積が小
さくなり、その結果、摩擦板の板数を増大して前記所定
トルク容量を確保している。In addition, since the return spring is interposed between the inner wall of the case and the friction plate for the reverse brake, the friction plate is disposed relatively on the inner diameter side. For this reason, the torque capacity that the friction plate can carry is smaller than that located on the outer diameter side, and the outer diameter side of the cylinder portion formed on the support wall is regulated, so that the cylinder diameter and hence the piston pressure receiving area are smaller. As a result, the number of friction plates is increased to secure the predetermined torque capacity.

ところで、リバースブレーキは後進時のみ係合し、通
常走行状態である前進時は解放状態にあるが、該解放状
態にあっても、摩擦板の間に介在するオイルのせん断力
及びフェーシングの僅かな接触によりひきずりトルクを
発生する。そして、該ひきずりトルクは、摩擦板の枚数
に比例して大きくなり、その分動力損となると共に熱発
生の原因となっている。By the way, the reverse brake is engaged only when the vehicle is moving backward, and is released when the vehicle is traveling forward, which is a normal traveling state. However, even in the released state, the reverse braking is caused by the shear force of the oil interposed between the friction plates and slight contact of the facing. Generates drag torque. Then, the drag torque increases in proportion to the number of friction plates, resulting in power loss and heat generation.

そこで、本発明は、油圧アクチュエータ及び摩擦板を
外径側に配置して、リバースブレーキのトルク容量を確
保しつつ、摩擦板のひきずりトルクの発生を減少する無
段変速機における前後進切換え装置を提供することを目
的とするものである。Accordingly, the present invention provides a forward / reverse switching device in a continuously variable transmission that reduces the occurrence of drag torque of the friction plate while securing the torque capacity of the reverse brake by arranging the hydraulic actuator and the friction plate on the outer diameter side. It is intended to provide.

（ニ） 課題を解決するための手段 本発明は、上述事情に鑑みなされたものであって、例
えば第１図を参照し示すと、ベルト式無段変速装置（2
1）（第２図参照）と、デュアルプラネタリギヤ（２）
を有する前後進切換え装置（３）とを備え、かつ前記ベ
ルト式無段変速装置のプーリ（17）を支持するケース
（５）の支持壁（5a）に、前記デュアルプラネタリギヤ
のリングギヤ（2b）を係止するリバースブレーキ（B2）
用の油圧アクチュエータ（６）を配設してなる無段変速
機において、 前記油圧アクチュエータ（６）が、前記支持壁に形成
されるシリンダ部（6a）と、該シリンダ部に配置される
ピストン部材（6b）と、該ピストン部材を付勢するリタ
ーンスプリング（７）と、を有し、 前記リングギヤ（2b）を断面コ字状にして外径方向に
延出し、延出した外径側ハブ部（2b₁）と前記ケース
（５）との間に前記リバースブレーキ（B2）の摩擦板
（9a）（9b）を介在し、 前記リターンスプリング（７）を、前記断面コ字状形
状にて形成される空間部（Ｓ）に配置してなる、ことを
特徴とする。(D) Means for Solving the Problems The present invention has been made in view of the above-mentioned circumstances, and for example, referring to FIG. 1, a belt-type continuously variable transmission (2)
1) (see Fig. 2) and dual planetary gear (2)
And a ring gear (2b) of the dual planetary gear is provided on a support wall (5a) of a case (5) that supports a pulley (17) of the belt-type continuously variable transmission. Reverse brake to lock (B2)
Continuously variable transmission having a hydraulic actuator (6) disposed therein, wherein the hydraulic actuator (6) has a cylinder portion (6a) formed on the support wall and a piston member disposed on the cylinder portion (6b) and a return spring (7) for urging the piston member. The ring gear (2b) extends in the outer diameter direction in a U-shaped cross section, and the outer diameter side hub portion extended. A friction plate (9a) (9b) of the reverse brake (B2) is interposed between (2b ₁ ) and the case (5), and the return spring (7) is formed in the U-shaped cross section. In the space (S) to be formed.

好ましくは、前記支持壁（5a）が、前記プーリ（７）
を支持する環状部（5a₁）及び該環状部から延びる支持
部（5a₂）とを有し、 これら環状部及び支持部にて前記シリンダ部（6a）を
構成すると共に、該環状部（5a₁）の一部を軸方向に突
出して、該突出部（5b）に装着されたスプリング支持板
（2p）と前記ピストン部材（6b）背面との間に前記リタ
ーンスプリング（７）を配設してなる。Preferably, the support wall (5a) is provided with the pulley (7).
And an annular portion which supports the (5a ₁₎ and the support portion extending from the annular portion (5a _2), along with constituting the cylinder portion (6a) at these annular portion and the support portion, the annular portion (5a A part of ₁ ) is projected in the axial direction, and the return spring (7) is disposed between the spring support plate (2p) mounted on the projection (5b) and the back surface of the piston member (6b). It becomes.

更に、前記支持壁の支持部（5a₂）が、前記環状部（5
a₁）の略々中央から延びてなる。Further, the support portion (5a ₂ ) of the support wall is formed by the annular portion (5
a ₁ ) It extends from the approximate center.

（ホ） 作用 以上構成に基づき、車輛の後進位置操作時、ケース支
持壁（5a）に形成される油圧アクチュエータ（６）のシ
リンダ部（6a）に油圧が供給され、ピストン部材（6b）
をリターンスプリング（７）に抗して移動し、これによ
りリバースブレーキ（B2）は係止して、デュアルプラネ
タリギヤ（２）のリングギヤ（2b）は停止する。この状
態にあっては、入力軸（１）の回転は、デュアルプラネ
タリギヤ（２）の例えばサンギヤ（2c）に伝達され、上
記リングギヤ（2b）が係止されていることに基づき例え
ばキャリア（2a）から逆回転として取出され、該逆回転
がプライマリプーリ（17）に伝達される。(E) Operation Based on the above configuration, when operating the vehicle in the reverse position, hydraulic pressure is supplied to the cylinder portion (6a) of the hydraulic actuator (6) formed on the case support wall (5a), and the piston member (6b)
Moves against the return spring (7), thereby locking the reverse brake (B2) and stopping the ring gear (2b) of the dual planetary gear (2). In this state, the rotation of the input shaft (1) is transmitted to, for example, the sun gear (2c) of the dual planetary gear (2), and the carrier (2a) is formed based on the fact that the ring gear (2b) is locked. Is taken out as a reverse rotation, and the reverse rotation is transmitted to the primary pulley (17).

この際、デュアルプラネタリギヤのリングギヤ（2b）
を断面コ字状にして外径方向に延出し、延出した外径側
ハブ部（2b₁）とケース（５）との間にリバースブレー
キの摩擦板（9a）（9b）を介在し、そしてリターンスプ
リング（７）を、断面コ字状形状にて形成される空間部
（Ｓ）に配置してなることにより、リバースブレーキ用
の摩擦板がケース（５）の内壁近傍に配置された大径の
部材からなり、大きなトルク担持力を有し、そして油圧
アクチュエータ（２）は、外径側がケースの内壁一杯に
延びるように大きなシリンダ径を有し、従って所定油圧
の基に大きな押圧力を発生し、この結果、例えば摩擦板
の板数が少ないか又は枚数は同じで摩擦板面積が小さく
ても、所定トルク容量を確保し得る。At this time, the ring gear of the dual planetary gear (2b)
Is formed into a U-shaped cross section and extends in the outer diameter direction, and friction plates (9a) (9b) of the reverse brake are interposed between the outer diameter side hub portion (2b ₁ ) and the case (5). By arranging the return spring (7) in the space (S) formed in a U-shaped cross section, a friction plate for reverse brake is arranged near the inner wall of the case (5). The hydraulic actuator (2) has a large cylinder diameter such that the outer diameter side extends over the entire inner wall of the case, and therefore has a large pressing force under a predetermined hydraulic pressure. As a result, for example, even if the number of friction plates is small or the number is the same and the friction plate area is small, a predetermined torque capacity can be secured.

また、車輛の前進位置操作時、入力軸（１）の回転
は、直接デュアルプラネタリギヤ（２）の例えばサンギ
ヤ（2c）に伝達されると共に、フォーワードクラッチ
（C1）を介して例えばキャリヤ（2a）に伝達され、該デ
ュアルプラネタリギヤ（２）を一体となって回転して、
プライマリプーリ（17）に伝達される。When the vehicle is in the forward position, the rotation of the input shaft (1) is directly transmitted to, for example, a sun gear (2c) of the dual planetary gear (2) and, for example, a carrier (2a) via a forward clutch (C1). To rotate the dual planetary gears (2) together,
The power is transmitted to the primary pulley (17).

この際、リバースブレーキ（B2）は解放状態にあって
その内摩擦板（9a）はリングギヤ（2b）と共に回転し、
ケース（５）に固定されている外摩擦板（9b）との間に
ひきずりトルクを発生するが、従来のものに比して摩擦
板（9a），（9b）の接触面積が小さいため、該ひきずり
トルクの発生も小さい。At this time, the reverse brake (B2) is released and the friction plate (9a) rotates together with the ring gear (2b),
A drag torque is generated between the friction plate (9b) and the outer friction plate (9b) fixed to the case (5). The generation of drag torque is also small.

（ヘ） 発明の効果 以上説明したように、本発明によると、リターンスプ
リング（７）が、リングギヤ（2b）の外径方向に延出し
た断面コ字状の空間部（Ｓ）に配置されるので、該スプ
リングを内径側に位置することができ、リバースブレー
キ（B2）及びその油圧アクチュエータ（６）をケース
（５）の内壁まで外径方向に配置することができる。こ
れにより、リバースブレーキ（B2）のトルク担持力を増
大すると共に、油圧アクチュエータ（６）のピストン面
積を増大でき、摩擦板（9a），（9b）の接触面積を小さ
くして、その分ひきずりトルクを減少でき、動力損及び
発熱を減少することができる。(F) Effects of the Invention As described above, according to the present invention, the return spring (7) is disposed in the space (S) extending in the outer diameter direction of the ring gear (2b) and having a U-shaped cross section. Therefore, the spring can be located on the inner diameter side, and the reverse brake (B2) and the hydraulic actuator (6) thereof can be disposed in the outer diameter direction up to the inner wall of the case (5). As a result, the torque carrying force of the reverse brake (B2) can be increased, and the piston area of the hydraulic actuator (6) can be increased, and the contact area of the friction plates (9a) and (9b) can be reduced. And power loss and heat generation can be reduced.

また、ケース支持壁（5a）が、プーリを支持する環状
部（5a₁）及び支持部（5a₂）とを有し、これら環状部及
び支持部にて前記油圧アクチュエータのシリンダ部（6
a）を構成すると、肉厚のケース支持壁の一側面を環状
に切削してシリンダ部を形成するものに比し、ケース支
持壁（5a）の薄肉化が可能となって、ピストン面積の増
大を図ることができ、かつ環状部の一部を突出してリタ
ーンスプリング（７）を支持することにより、構造が簡
単となって、上記断面コ字状の空間部（Ｓ）にリターン
スプリング（７）を配置することと相俟って、コンパク
ト、特に軸方向の短縮化を図ることができる。The case supporting wall (5a) is, has an annular portion for supporting the pulley (5a ₁₎ and the support portion and (5a _2), a cylinder portion of the hydraulic actuator at these annular portion and the support portion (6
By configuring a), the case support wall (5a) can be made thinner and the piston area can be increased as compared with the case where one side surface of the thick case support wall is cut in a ring shape to form a cylinder portion. By supporting a return spring (7) by projecting a part of the annular portion, the structure is simplified, and the return spring (7) is inserted into the space (S) having a U-shaped cross section. In combination with the arrangement, it is possible to achieve compactness, especially shortening in the axial direction.

更に、ケース支持壁（5a）の支持部（5a₂）を環状部
（5a₁）の略々中央に配置すると、該ケース支持壁を、
モーメントが作用しないようにして薄肉化が可能とな
り、これにより製造時に生ずる巣の発生を極力押えるこ
とができ、シリンダ部となるケース支持壁（5a）の精度
を向上してピストン部材（6b）との摺接を滑らかに維持
し、信頼性を向上することができる。Further, when the support portion (5a ₂ ) of the case support wall (5a) is disposed substantially at the center of the annular portion (5a ₁ ), the case support wall is
It is possible to reduce the thickness by eliminating the moment, thereby minimizing the occurrence of nests that occur during manufacturing, and improving the accuracy of the case support wall (5a), which is the cylinder, to improve the accuracy of the piston member (6b). Can be maintained smoothly, and the reliability can be improved.

なお、前記カッコ内の符号は、図面の対照するもので
あるが、何等構成を限定するものではない。また、同じ
符号であっても、以下に示す実施例とは異なる各称で述
べてあるものもある。The reference numerals in parentheses are for comparison with the drawings, but do not limit the configuration. Further, even with the same reference numerals, there are some which are described by different names from the embodiments described below.

（ト） 実施例 以下、図面に沿って本発明を車輌用自動無段変速機に
適用した実施例について説明する。(G) Embodiment Hereinafter, an embodiment in which the present invention is applied to an automatic transmission for vehicles will be described with reference to the drawings.

本無段変速機Ａは、第２図に示すように、３分割から
なるトランスミッションケース５を有しており、該ケー
ス５に流体トルクコンバータ30の出力軸を構成する入力
軸１及び無段変速装置21のプライマリシャフト31が同軸
上に回転自在に支持されて第１軸を構成していると共
に、出力ギヤ32を一体に形成した無段変速装置21のセカ
ンダリシャフト33が回転自在に支持されて第２軸を構成
している。更に、第１軸上には、前後進切換え装置３を
構成するデュアルプラネタリギヤ２と、該プラネタリギ
ヤを操作する前進用摩擦クラッチC1及びその油圧アクチ
ュエータ11と、油圧ポンプ35とがトルクコンバータ30と
プライマリプーリ17との間にて配設されている。As shown in FIG. 2, the continuously variable transmission A has a transmission case 5 that is divided into three parts, and the case 5 includes an input shaft 1 that forms an output shaft of a fluid torque converter 30 and a continuously variable transmission. A primary shaft 31 of the device 21 is rotatably supported coaxially to form a first shaft, and a secondary shaft 33 of the continuously variable transmission 21 integrally formed with an output gear 32 is rotatably supported. It constitutes the second axis. Further, on the first shaft, a dual planetary gear 2 constituting a forward / reverse switching device 3, a forward friction clutch C1 for operating the planetary gear and its hydraulic actuator 11, and a hydraulic pump 35 are provided with a torque converter 30 and a primary pulley. It is located between 17 and.

流体トルクコンバータ30は、コンバータハウジング36
を有しており、該ハウジングにはエンジンクランク軸37
が連結されると共にポンプインペラが固定されている。
また、該ポンプインペラに対向してタービンランナが配
設されており、かつポンプインペラ及びタービンランナ
の間部分に、一方向回転を阻止されたステータが配設さ
れている。更に、コンバータハウジング36内にてタービ
ンランナに並列してロックアップクラッチ39が配設され
ており、該クラッチ39は図示しない油圧制御装置による
供給油路の切換えにより接続及び解放に切換えられ、か
つ２種類のダンパスプリングを介して前記トルクコンバ
ータの出力軸となる入力軸１に連結している。The fluid torque converter 30 includes a converter housing 36
The housing has an engine crankshaft 37
And the pump impeller is fixed.
Further, a turbine runner is disposed to face the pump impeller, and a stator that is prevented from rotating in one direction is disposed between the pump impeller and the turbine runner. Further, a lock-up clutch 39 is provided in the converter housing 36 in parallel with the turbine runner. The lock-up clutch 39 is switched between connection and release by switching of a supply oil passage by a hydraulic control device (not shown), and It is connected to an input shaft 1 serving as an output shaft of the torque converter via various types of damper springs.

そして、前後進切換え装置３は、第１図に詳示するよ
うに、サンギヤ2c、互に噛合する２種のピニオン2p,2q
を支持するキャリヤ2a及びリングギヤ2bからなるデュア
ルプラネタリギヤ２を有しており、上記サンギヤ2cが前
記入力軸１にスプライン結合している。As shown in detail in FIG. 1, the forward / reverse switching device 3 includes a sun gear 2c and two types of pinions 2p and 2q meshing with each other.
And a dual planetary gear 2 comprising a ring gear 2b and a carrier 2a for supporting the sun gear 2c. The sun gear 2c is spline-coupled to the input shaft 1.

一方、ミッションケース５にはポンプケース5cがボル
ト40aにより固定されており、かつ該ケース5cにポンプ
カバー5dがボルト40bにより固定されて、該カバー5dは
固定部材となるケース部材を構成する。更に、該カバー
5dは入力軸１と同芯状に延びる円筒部5d′を有してお
り、該円筒部5d′の内周側には前記ステータから延びて
いる反力受け用スリーブ41が固定され、かつその外周側
にはブッシュ22を介してシリンダ部材12の内径部12aが
回転自在に支持されている。また、カバー5d及びスリー
ブ41には油路13が形成されており、かつ円筒部5d′の外
周面には前記油路13を挟んでオイルシール15,15が装着
されている。そして、シリンダ部材12は断面コ字状の環
状部材からなり、その内径部12aが前記ブッシュ22及び
オイルシール15によりカバー円筒部5d′に入力軸１との
同芯度を保持して回転自在に支持されている。On the other hand, a pump case 5c is fixed to the transmission case 5 by bolts 40a, and a pump cover 5d is fixed to the case 5c by bolts 40b, and the cover 5d constitutes a case member serving as a fixing member. Further, the cover
5d has a cylindrical portion 5d 'extending coaxially with the input shaft 1, and a reaction force receiving sleeve 41 extending from the stator is fixed to the inner peripheral side of the cylindrical portion 5d'. An inner diameter portion 12a of the cylinder member 12 is rotatably supported on the outer peripheral side via a bush 22. An oil passage 13 is formed in the cover 5d and the sleeve 41, and oil seals 15, 15 are mounted on the outer peripheral surface of the cylindrical portion 5d 'with the oil passage 13 interposed therebetween. The cylinder member 12 is formed of an annular member having a U-shaped cross section. The inner diameter portion 12a of the cylinder member 5d 'is rotatably held by the cover bushing 22 and the oil seal 15 with the cover cylinder 5d' concentric with the input shaft 1. Supported.

また、該シリンダ部材12の外径部12bは段付き構造と
なっており、その小径部にはピストン部材11bが油密状
に嵌合しており、かつその大径部にコルゲーション等に
より形成したスプライン12b′には前進用摩擦クラッチC
1の多数の外摩擦板52が係合している。また、ピストン
部材11bには遠心油圧排出用のチェックボール14が装着
されており、また該ピストン部材11bの背面とシリンダ
部材内径部12aに装着された支持板53との間に戻し用ス
プリング55が縮設されている。The outer diameter portion 12b of the cylinder member 12 has a stepped structure, a piston member 11b is fitted in an oil-tight manner in a small diameter portion thereof, and a large diameter portion is formed by corrugation or the like. Spline 12b 'has forward friction clutch C
A number of outer friction plates 52 are engaged. A check ball 14 for centrifugal hydraulic discharge is mounted on the piston member 11b, and a return spring 55 is provided between the back surface of the piston member 11b and the support plate 53 mounted on the cylinder member inner diameter portion 12a. It has been curtailed.

一方、入力軸１の先端部分には外径方向に膨出してフ
ランジ1aが一体に形成されており、該フランジ1aにはク
ラッチハブ部18が固着されている。そして、該ハブ部18
の外径部に形成されたスプラインには内摩擦板56が係合
しており、該内摩擦板56と前記シリンダ部材12に係合す
る外摩擦板52により前進用摩擦（フォワード）クラッチ
C1を構成している。On the other hand, a flange 1a is formed integrally with the distal end portion of the input shaft 1 so as to protrude in the outer diameter direction, and a clutch hub portion 18 is fixed to the flange 1a. Then, the hub portion 18
An inner friction plate 56 is engaged with a spline formed at an outer diameter portion of the clutch, and the forward friction clutch is formed by the inner friction plate 56 and the outer friction plate 52 engaged with the cylinder member 12.
Constructs C1.

更に、シリンダ部材外径部12bのスプライン12b′には
前記キャリヤ2aを構成する側板先端に形成されたスプラ
インが係合しており、また該キャリヤ2aを構成する他方
の側板2a′のボス内周面にもスプライン23が形成され、
該スプライン23は後述する調圧カム機構57の入力側カム
68にスプライン係合している。Further, a spline formed at the tip of a side plate constituting the carrier 2a is engaged with a spline 12b 'of the outer diameter portion 12b of the cylinder member, and a boss inner periphery of the other side plate 2a' constituting the carrier 2a is engaged. Splines 23 are also formed on the surface,
The spline 23 is an input side cam of a pressure regulating cam mechanism 57 described later.
68 is in spline engagement.

また、プラネタリギヤ２のリングギヤ2bは段面コ字状
の環状部材として外径方向に延びており、その外径側ハ
ブ部2b₁の外周面にはスプライン24が形成され、該スプ
ラインに多数の内摩擦板9aが係合している。また、ミッ
ションケース５の所定箇所内壁にはスプライン5sが形成
されており、該スプラインに多数の外摩擦板9bが係合し
て、これら外摩擦板9b及び内摩擦板9aにより後進用摩擦
（リバース）ブレーキB2を構成している。更に、リング
ギヤ2bの一側には円板状の脚板61が固着されており、該
脚板61はキャリヤ側板2a′と後述するベアリング10のア
ウタレース10aとの間にそれぞれスラストベアリング63,
63を介在して支持されている。Further, the ring gear 2b of the planetary gear 2 extends radially outwardly as a step surface a U-shaped annular member, the outer diameter side peripheral surface of the hub portion 2b ₁ splines 24 are formed, among many in the spline The friction plate 9a is engaged. A spline 5s is formed on the inner wall of a predetermined portion of the transmission case 5, and a number of external friction plates 9b are engaged with the spline, and the reverse friction (reverse friction) is generated by the external friction plates 9b and the internal friction plates 9a. ) This constitutes the brake B2. Further, a disc-shaped leg plate 61 is fixed to one side of the ring gear 2b, and the leg plate 61 is provided between a carrier side plate 2a 'and an outer race 10a of the bearing 10 described later, respectively, with thrust bearings 63,
It is supported via 63.

また、前記後進用ブレーキB2に隣接するミッションケ
ースの支持壁5aは前記ベアリング10の支持部を構成する
環状部5a₁と該環状部5a₁の略々中央から外径方向に延び
る支持部5a₂とからなり、該支持部5a₂の一側面及び環状
部5a₁の外径部そしてケース５の内壁一部にしてシリン
ダ室（部）6aが形成されており、該シリンダ室にはピス
トン部材6bが油密状に嵌合して、ブレーキB₂用の油圧ア
クチュエータ６を構成している。Further, the support wall 5a of the transmission case adjacent to the reverse brake B2 is the bearing ring portion 5a ₁ which constitutes the support portion 10 and the supporting portion 5a ₂ from substantially the center of the annular portion 5a ₁ extending radially outwardly consists of a are the one side surface and the annular portions 5a ₁ of the outer diameter and the cylinder chamber and the inner wall portion of the case 5 (part) 6a of the supporting portion 5a ₂ is formed, the piston member 6b in the cylinder chamber There fitted oil-tight manner, constitute the hydraulic actuator 6 for the brake B _2.

なお、前記ケース支持壁5aは、その支持部5a₂が環状
部5a₁の略々中央に配置されている関係上、プライマリ
プーリ17からのラジアル荷重に起因するモーメントが作
用せず、その結果、支持部5a₂が従来のものより大幅に
薄肉に構成されている。また、ピストン部材6bの背面に
はスプリング保持板25が固着されており、一方、前記支
持壁の環状部5a₁はクシ歯状に軸方向に突出しており、
該突出部5bにスプリング支持板26が装着されており、こ
れら保持板25及び支持板26との間には多数のリターンス
プリング７が縮設されている。そして、これら突出部5b
及びリターンスプリング７は、リングギヤ2bの外径部に
形成された断面コ字状内の空間Ｓ内にプラネタリギヤ２
と軸方向にラップして配置されており、軸方向寸法の短
縮化が図られている。The case support wall 5a does not receive a moment due to a radial load from the primary pulley 17 because the support portion 5a ₂ is disposed substantially at the center of the annular portion 5a ₁ , and as a result, the supporting portion 5a ₂ are configured to be thin considerably compared with the conventional. Further, a spring holding plate 25 is fixed to the back surface of the piston member 6b, while the annular portion 5a ₁ of the support wall projects in the axial direction like a comb tooth,
A spring support plate 26 is mounted on the protrusion 5b, and a number of return springs 7 are contracted between the holding plate 25 and the support plate 26. And these protrusions 5b
The return spring 7 and the planetary gear 2 are accommodated in a space S having a U-shaped cross section formed in the outer diameter portion of the ring gear 2b.
And are arranged so as to wrap in the axial direction, thereby reducing the axial dimension.

また、調圧カム機構57は、対向端面が波状に形成され
た入力側カム68及び出力カム69と両カムの端面の間に配
置されたローラ70からなり、入力側カム68が前記キャリ
ヤ2a′にスプライン連結していると共に、プライマリシ
ャフト31にネジ結合しており、かつ出力側カム69がプラ
イマリプーリの固定シーブ17aにスプライン連結してい
ると共に皿バネ71を介して該固定シーブに当接してい
る。従って、キャリヤ2a′からのトルクは該調圧カム機
構57を介してプライマリプーリ17に伝達されると共に、
該調圧カム機構57は該伝達トルクに対応した軸力を発生
し、該軸力を固定シーブ17aに作用する。The pressure adjusting cam mechanism 57 includes an input cam 68 and an output cam 69 whose opposing end faces are formed in a wave shape, and a roller 70 disposed between the end faces of the two cams. The input cam 68 is connected to the carrier 2a '. And the output cam 69 is spline-connected to the fixed sheave 17a of the primary pulley and abuts the fixed sheave via a disc spring 71. I have. Therefore, the torque from the carrier 2a 'is transmitted to the primary pulley 17 via the pressure regulating cam mechanism 57,
The pressure adjusting cam mechanism 57 generates an axial force corresponding to the transmission torque, and acts on the fixed sheave 17a.

また、固定シーブ17aは前記調圧カム機構57を覆うよ
うに延びる環状の鍔部ａを有しており、該鍔部ａが前記
支持壁5aに装着されたローラベアリング10にて支持され
ることにより、固定シーブ17aに作用するラジアル荷重
を支持して、調圧カム機構57による軸力が該ラジアル荷
重に影響を受けないように構成されている。Further, the fixed sheave 17a has an annular flange portion a extending so as to cover the pressure regulating cam mechanism 57, and the flange portion a is supported by the roller bearing 10 mounted on the support wall 5a. Thus, the radial load acting on the fixed sheave 17a is supported, and the axial force by the pressure adjusting cam mechanism 57 is not affected by the radial load.

なお、入力側カム68とサンギヤ2cとの間に皿バネ75及
びスラストベアリング76が介在して、サンギヤ2cを入力
軸フランジ1aに当接して所定位置に保持している。A disc spring 75 and a thrust bearing 76 are interposed between the input cam 68 and the sun gear 2c, and the sun gear 2c abuts on the input shaft flange 1a and is held at a predetermined position.

また、ベルト無段変速装置21は、第２図に示すよう
に、プライマリプーリ17、セカンダリプーリ19及びこれ
ら両プーリに巻掛けられたベルト20からなり、かつ両プ
ーリはそれぞれ固定シーブ17a,19a及び可動シーブ17b,1
9bからなる。なお、ベルト20は金属製の多数の駒を有し
てなり、これら駒がプライマリ及びセカンダリの両プー
リ17,19に潤滑状態にて接触してトルク伝達され、従っ
て駒とプーリとの摩擦は比較的小さく、その結果駒とプ
ーリとの接触面の角度がその静止摩擦角より大きく設定
される。As shown in FIG. 2, the belt continuously variable transmission 21 includes a primary pulley 17, a secondary pulley 19, and a belt 20 wound around these pulleys, and both pulleys are fixed sheaves 17a, 19a and 19a, respectively. Movable sheave 17b, 1
Consists of 9b. The belt 20 has a large number of metal pieces, and these pieces come into contact with the primary and secondary pulleys 17 and 19 in a lubricated state and transmit torque, so that the friction between the pieces and the pulleys is compared. As a result, the angle of the contact surface between the bridge and the pulley is set to be larger than the static friction angle.

また、固定シーブ17aのボス部は可動シーブ17b側に延
びており、その内周面がプライマリシャフト31に嵌合し
ていると共に、その外周面には複数列のボールスプライ
ン機構（リニアボールベアリング）80を介して可動シー
ブ17bのボス部が軸方向のみ移動自在に支持されてい
る。即ち、可動シーブ17bは固定シーブボス部にボール
のみを介して摺動摩擦抵抗を受けることなく嵌合してい
る。The boss portion of the fixed sheave 17a extends toward the movable sheave 17b, and its inner peripheral surface is fitted to the primary shaft 31, and its outer peripheral surface has a plurality of rows of ball spline mechanisms (linear ball bearings). The boss portion of the movable sheave 17b is supported via 80 so as to be movable only in the axial direction. That is, the movable sheave 17b is fitted to the fixed sheave boss portion only through the ball without receiving sliding frictional resistance.

また、可動シーブ17bの背部にはボールネジ装置81が
配設されており、該ボールネジ装置は雄ネジ部及び雌ネ
ジ部及びボールからなり、かつボールがリターン通路に
て循環されるサーキュレットタイプからなる。更に、該
ボールネジ装置81は、ケース５の肩部にて軸方向及び半
径方向を拘束・支持されている調節部材82にその後端部
を固定されている。該調節部材82はローラベアリング83
により固定シーブ17aボス部の奥側円筒部を従ってプラ
イマリシャフト31を回転自在に支持していると共に、ウ
ォーム（図示せず）に噛合しており、該ウォームの操作
に基づき回転して、雄ネジ部を雌ネジ部に対して相対回
転することに基づき、ベルト20の初期張力及びベルトの
走行中心を調節し得る。また、その雌ネジ部には自動調
芯機構85が固定されており、更に該自動調芯機構85と前
記可動シーブ17bの背面との間にはスラストボールベア
リング84が介在している。また、該自動調芯機構85を構
成しかつ前記ボールネジ装置81の雌ネジ部に一体に形成
されている突出ギヤ部86が球面支持面に沿って延びてお
り、該突出ギヤ部86の先端には後述するギヤ113と噛合
するギヤが形成されている。また、前記調節部材82にて
保持されるローラベアリング83のインナーレースを介し
てナットにて軸方向移動が阻止されている支持板87と可
動シーブ17bの背面との間には所定数の皿ばねからなる
弾性付勢部材89が配設されており、該付勢部材89はベル
ト挟圧荷重の一部を担持し、前記ボールネジ装置81及び
ベアリング84の支持荷重を下げる。また、プライマリシ
ャフト31の先端部は膨出してフランジ部31aが一体に形
成されており、該フランジ部31には自動調芯機構90が固
定されている。更に、該自動調芯機構90と前記調節部材
82の背面にはスラストボールベアリング91が介在してお
り、ベアリング91はケージに保持された多数のボール及
び一方のレースを有している。A ball screw device 81 is disposed on the back of the movable sheave 17b. The ball screw device includes a male screw portion, a female screw portion, and a ball, and has a circular type in which the ball is circulated in a return passage. . Further, the rear end of the ball screw device 81 is fixed to an adjusting member 82 which is restrained and supported in the axial direction and the radial direction by the shoulder of the case 5. The adjusting member 82 is a roller bearing 83
The rotatable support member 17a rotatably supports the inner cylindrical portion of the boss portion of the fixed sheave 17a and thus the primary shaft 31 and meshes with a worm (not shown). The initial tension of the belt 20 and the running center of the belt can be adjusted based on the relative rotation of the portion with respect to the female screw portion. An automatic alignment mechanism 85 is fixed to the female screw portion, and a thrust ball bearing 84 is interposed between the automatic alignment mechanism 85 and the rear surface of the movable sheave 17b. Further, a protruding gear portion 86 which constitutes the self-centering mechanism 85 and is formed integrally with the female screw portion of the ball screw device 81 extends along the spherical support surface. Is formed with a gear that meshes with a gear 113 described later. A predetermined number of disc springs are provided between the support plate 87, which is prevented from moving in the axial direction by the nut via the inner race of the roller bearing 83 held by the adjusting member 82, and the rear surface of the movable sheave 17b. An elastic urging member 89 is provided, and the urging member 89 carries a part of the belt squeezing load and lowers the support load of the ball screw device 81 and the bearing 84. In addition, the tip portion of the primary shaft 31 bulges out and a flange portion 31a is integrally formed, and an automatic alignment mechanism 90 is fixed to the flange portion 31. Further, the self-centering mechanism 90 and the adjusting member
A thrust ball bearing 91 is interposed on the rear surface of 82, and the bearing 91 has a number of balls and one race held by a cage.

一方、セカンダリプーリ19はその固定シーブ19aがケ
ース５にローラベアリング92を介して回転自在に支持さ
れており、またセカンダリシャフトシャフト33の基端部
には出力ギヤ32が一体に成形されていると共に、ローラ
ベアリング93を介してケース５に支持されており、また
可動シーブ19bのボス部が、前述したボールスプライン
と同様なボールスプライン95にて、セカンダリシャフト
33にボールのみを介して摺動のみ自在に嵌挿している。
更に、該可動シーブ19bの背面には前述と同様なボール
ネジ装置96が配設されており、その雄ネジ部は前記調節
部材と同様な調節部材97に固定されており、従って該調
節部材97は、ウォームの回転に基づき、前記プライマリ
側の調節部材87と相俟ってベルト20の初期張力及び走行
中心線を調節し得る。また、その雌ネジ部には、前記プ
ライマリ側と同様に、自動調芯機構99が配設されてお
り、かつ該自動調芯機構と可動シーブ19bの背面にスラ
ストボールベアリング100が介在している。更に、固定
側シーブ19aのボス先端部に固定されている支持板101と
可動シーブ19bの背面との間には前記プライマリ側と同
様な弾性付勢部材102が配設されている。また、セカン
ダリシャフト33は、その基端が膨径しており、該シャフ
ト膨径部33aが前記調節部材97に装着されたローラベア
リング105に支持されている。また、セカンダリシャフ
ト33の先端部には、前述したプライマリシャフトの調圧
カム機構57と同様な調圧カム機構106がナット107により
抜止めされて配設されており、該カム機構106は固定側
シーブ19aの背面に作用して、負荷トルクに対応した軸
力をセカンダリプーリ19に付与する。そして、ギヤ32の
側面にはプライマリ側と同様に、球面支持面を有する自
動調芯機構109が固定されており、かつ該自動調芯機構1
09と前記調節部材97の背面には、該部材背面に直接当接
するボール及び前記球面支持面に密接する球面状凹面を
有するレースを有するスラストボールベアリング110が
介在している。On the other hand, the secondary pulley 19 has a fixed sheave 19 a rotatably supported by the case 5 via a roller bearing 92, and an output gear 32 is integrally formed at the base end of the secondary shaft shaft 33. The roller 5 is supported by the case 5 via a roller bearing 93. The boss of the movable sheave 19b is connected to the secondary shaft by a ball spline 95 similar to the above-described ball spline.
33 is slidably inserted only through the ball via only the ball.
Further, a ball screw device 96 similar to that described above is provided on the back surface of the movable sheave 19b, and its male screw portion is fixed to an adjusting member 97 similar to the adjusting member. Based on the rotation of the worm, the initial tension and the running center line of the belt 20 can be adjusted in combination with the adjustment member 87 on the primary side. Further, the female screw portion is provided with an automatic alignment mechanism 99 similarly to the primary side, and a thrust ball bearing 100 is interposed on the rear surface of the automatic alignment mechanism and the movable sheave 19b. . Further, an elastic biasing member 102 similar to that on the primary side is provided between the support plate 101 fixed to the boss tip of the fixed sheave 19a and the back surface of the movable sheave 19b. The secondary shaft 33 has a base end whose diameter is expanded, and the shaft expanded diameter portion 33a is supported by a roller bearing 105 mounted on the adjusting member 97. At the tip of the secondary shaft 33, a pressure-adjusting cam mechanism 106 similar to the pressure-adjusting cam mechanism 57 for the primary shaft described above is provided so as to be prevented from being pulled out by a nut 107. Acts on the back of the sheave 19a to apply an axial force corresponding to the load torque to the secondary pulley 19. An automatic alignment mechanism 109 having a spherical support surface is fixed to the side surface of the gear 32, similarly to the primary side.
A thrust ball bearing 110 having a ball directly in contact with the rear surface of the adjusting member 97 and a race having a spherical concave surface in close contact with the spherical support surface is interposed on the rear surface of the adjusting member 97.

そして、プライマリシャフト31とセカンダリシャフト
33とで３角形を構成する部位にはベルト操作装置111が
配設されている。該操作装置111は、第３図に詳示する
ように、ケース５にベアリングを介して支持されている
第１及び第２のカウンタシャフト130,131を有してお
り、第１のカウンタシャフト130には大歯車132a及び小
歯車132bを有するギヤユニット132が回転自在に支持さ
れていると共に、先端部に大歯車133が一体に固定され
ている。また、第２のカウンタシャフト131には大歯車1
35が一体に固定されていると共に、先端部に小歯車136b
及び大歯車136aを有するギヤユニット136が回転自在に
支持されている。更に、これら両カウンタシャフト130,
131には、互いに噛合する非円形ギヤ139,140がそれぞれ
キーにより固定されて、互に非線形関係にて連動してい
る。そして、第１のカウンタシャフト130上に回転自在
に支持されたギアユニット132は、その大歯車132aがプ
ライマリ側ボールネジ装置81のギヤ部86に噛合すると共
に後述する電気モータ120からの歯車112に噛合し、かつ
その小歯車132bが第２のカウンタシャフト131に固定さ
れている大歯車135に噛合して、第２のカウンタシャフ
ト131からの伝動経路における増速装置（従ってボール
ネジ装置のギヤ部86からの伝動経路における減速装置）
を構成している。また、第２のカウンタシャフト131上
に回転自在に支持されているギヤユニット136は、その
大歯車136aがセカンダリ側ボールネジ装置96のギヤ部11
6に噛合し、かつその小歯車136bが第１のカウンタシャ
フト130に固定されている大歯車133に噛合して、第１の
カウンタシャフト130からの伝動経路における増速装置
（従ってボールネジ装置の歯車116からの伝動経路にお
ける減速装置）を構成している。なお、ボールネジ装置
81,96の雌ネジ部に結合したギヤ部86,116は歯厚の薄い
歯車からなり、またカウンタシャフト130,131に支持さ
れるギヤユニット132,136の大歯車132a,136aは、ボール
ネジ装置が軸方向にフルストロークしても上記薄い歯車
86,116と常に噛合関係を保持し得るように、歯厚の厚い
歯車からなる。一方、第２図に示すように、ケース10の
外部において変速操作用の電気モータ120が固定されて
おり、かつ該電気モータ120は、該モータの非通電時に
所定位置にホールドし得る電磁ブレーキを有している。
そして、該モータ120の出力歯車は、減速ギヤ列121及び
歯車112を介して、前述した両ボールネジ装置を連動す
る操作装置111に動力伝達している。なお、上述操作装
置111及び減速装置121の各歯車は、平歯車又はハスバ歯
車からなり、可逆伝動可能であると共に高効率の動力伝
達が可能である。And the primary shaft 31 and the secondary shaft
A belt operating device 111 is disposed in a portion that forms a triangle with 33. As shown in detail in FIG. 3, the operating device 111 has first and second countershafts 130 and 131 supported on the case 5 via bearings. A gear unit 132 having a large gear 132a and a small gear 132b is rotatably supported, and a large gear 133 is integrally fixed to the tip. The large gear 1 is provided on the second counter shaft 131.
35 is fixed integrally and a small gear 136b
And a gear unit 136 having a large gear 136a is rotatably supported. Furthermore, these two counter shafts 130,
Non-circular gears 139 and 140 meshing with each other are fixed to the key 131 by keys, and are linked to each other in a non-linear relationship. The gear unit 132 rotatably supported on the first countershaft 130 has its large gear 132a meshed with the gear portion 86 of the primary-side ball screw device 81 and meshed with the gear 112 from the electric motor 120 described later. And the small gear 132b meshes with the large gear 135 fixed to the second counter shaft 131 to increase the speed in the transmission path from the second counter shaft 131 (therefore, from the gear portion 86 of the ball screw device). Speed reducer in the transmission path of the vehicle)
Is composed. Further, the gear unit 136 rotatably supported on the second counter shaft 131 has a large gear 136a formed by the gear unit 11 of the secondary-side ball screw device 96.
6 and its small gear 136b meshes with a large gear 133 fixed to the first countershaft 130 to increase the speed in the transmission path from the first countershaft 130 (therefore, the gear of the ball screw device). 116 in the transmission path from the transmission 116). In addition, ball screw device
The gears 86 and 116 connected to the female threads 81 and 96 are formed of thin gears, and the large gears 132a and 136a of the gear units 132 and 136 supported by the countershafts 130 and 131 perform full strokes of the ball screw device in the axial direction. Even the above thin gear
The gear is made of a gear having a large tooth thickness so as to always maintain the meshing relationship with the gears 86 and 116. On the other hand, as shown in FIG. 2, an electric motor 120 for shifting operation is fixed outside the case 10, and the electric motor 120 has an electromagnetic brake that can be held at a predetermined position when the motor is not energized. Have.
The output gear of the motor 120 transmits power via a reduction gear train 121 and a gear 112 to an operating device 111 that interlocks the two ball screw devices described above. The gears of the operation device 111 and the reduction gear 121 are formed of spur gears or helical gears, and are capable of reversible transmission and high-efficiency power transmission.

また、前記セカンダリシャフト33に形成された出力ギ
ヤ32は中間軸122に固定されている大ギヤ123と噛合して
いる。更に、中間軸122には小ギヤ125が形成されてお
り、かつ該ギヤ125は差動歯車装置126に固定されている
リングギヤ127と噛合して、減速装置を構成している。
また、差動歯車装置126から左右フロントアクスル軸129
l,129rが延びている。The output gear 32 formed on the secondary shaft 33 meshes with a large gear 123 fixed to the intermediate shaft 122. Further, a small gear 125 is formed on the intermediate shaft 122, and the gear 125 meshes with a ring gear 127 fixed to a differential gear device 126 to constitute a reduction gear.
Also, the left and right front axle shafts 129
l, 129r is extended.

ついで、本実施例の作用を説明する。 Next, the operation of the present embodiment will be described.

エンジンクランク軸37の回転は、車輌発進時には流体
トルクコンバータ30を介して入力軸１に伝達される。即
ち、エンジンクランク軸37の回転はポンプインペラから
タービンランナに油流を介して伝達され、そしてステー
タによりトルクが増大される。この際、車輌が停止され
ている状態で、最大ストール状態となって増大されたト
ルクが入力軸１に伝達され、そして、車輌発進に伴い、
ポンプインペラとタービンランナとの相対速度比が小さ
くなるに従ってトルク増大が漸減される。The rotation of the engine crankshaft 37 is transmitted to the input shaft 1 via the fluid torque converter 30 when the vehicle starts moving. That is, the rotation of the engine crankshaft 37 is transmitted from the pump impeller to the turbine runner via the oil flow, and the torque is increased by the stator. At this time, in a state where the vehicle is stopped, the vehicle is in a maximum stall state, and the increased torque is transmitted to the input shaft 1.
As the relative speed ratio between the pump impeller and the turbine runner decreases, the torque increase gradually decreases.

該増大した入力軸１のトルクは、前後進切換え装置３
を介してベルト式無段変速装置21の調圧カム機構57に伝
達され、該カム機構57はプライマリプーリ17の固定シー
ブ17aに該増大トルクに対応した強い軸力を作用する。
更に、プライマリプーリ17に伝達されたトルクはベルト
20を介してセカンダリプーリ19に伝達され、そして調圧
カム機構106を介してセカンダリシャフト33に伝達さ
れ、セカンダリプーリ19も上記増大トルクに対応した強
い軸力を作用する。The increased torque of the input shaft 1 is transmitted to the forward / reverse switching device 3.
The cam mechanism 57 exerts a strong axial force corresponding to the increased torque on the fixed sheave 17a of the primary pulley 17 through the pressure-controlling cam mechanism 57 of the belt-type continuously variable transmission 21 via the.
Further, the torque transmitted to the primary pulley 17 is
The force is transmitted to the secondary pulley 19 through the pressure control mechanism 20, and is transmitted to the secondary shaft 33 through the pressure adjusting cam mechanism 106. The secondary pulley 19 also exerts a strong axial force corresponding to the increased torque.

また、車速が増速して流体トルクコンバータがカップ
リング域に達すると、エンジンクランク軸37と略々同じ
トルクが入力軸１に出力され、該入力軸１のトルクは、
同様に調圧カム機構57及び106に伝達され、これらカム
機構は該トルクに対応した比較的小さい軸力を発生す
る。When the vehicle speed increases and the fluid torque converter reaches the coupling range, substantially the same torque as that of the engine crankshaft 37 is output to the input shaft 1, and the torque of the input shaft 1 becomes
Similarly transmitted to the pressure regulating cam mechanisms 57 and 106, these cam mechanisms generate a relatively small axial force corresponding to the torque.

そして、入力軸１が所定速度に達すると、ロックアッ
プクラッチ39が係合して、以降、ロックアップクラッチ
39の機械的結合によりトルク伝達される。When the input shaft 1 reaches a predetermined speed, the lock-up clutch 39 is engaged, and thereafter, the lock-up clutch 39 is engaged.
Torque is transmitted by 39 mechanical connections.

そして、車輌停止状態にあっては、入力軸１は所定速
度で回転しているが、ベルト式無段変速装置21及びデュ
アルプラネタリギヤ２等を介して車軸に連動しているシ
リンダ部材12は停止状態にある。この状態で、オペレー
タがシフトレバーをニュートラル位置から前進位置に操
作すると、油圧ポンプ35からの油圧が油圧制御装置（図
示せず）にて適宜調圧され、そして油路13を介して油圧
アクチュエータ11のシリンダ室11aに供給され、ピスト
ン部材11bを摩擦クラッチC1に向けて移動する。この
際、シリンダ部材12は停止状態にあって、油圧は遠心力
の影響を受けることなく滑らかに上昇すると共に、遠心
油圧排出用チェックボール14は速やかに閉塞する。これ
により、前進用摩擦クラッチC1は素早い応答にてかつ大
きなシフトショックを生ずることなく係合して、入力軸
１の回転を、ハブ部18及びクラッチC1を介してシリンダ
部材12に伝達し、更にスプラインを介してデュアルプラ
ネタリギヤ２のキャリヤ側板2aに伝達する。In the vehicle stopped state, the input shaft 1 is rotating at a predetermined speed, but the cylinder member 12 linked to the axle via the belt-type continuously variable transmission 21 and the dual planetary gear 2 is in the stopped state. It is in. In this state, when the operator operates the shift lever from the neutral position to the forward position, the hydraulic pressure from the hydraulic pump 35 is appropriately adjusted by a hydraulic control device (not shown), and the hydraulic actuator 11 And moves the piston member 11b toward the friction clutch C1. At this time, the cylinder member 12 is in a stopped state, the hydraulic pressure smoothly rises without being affected by the centrifugal force, and the check ball 14 for discharging the centrifugal hydraulic pressure is quickly closed. As a result, the forward friction clutch C1 is engaged with a quick response and without generating a large shift shock, and transmits the rotation of the input shaft 1 to the cylinder member 12 via the hub 18 and the clutch C1, and The power is transmitted to the carrier side plate 2a of the dual planetary gear 2 via the spline.

更に、該キャリヤ2aの回転は、入力軸１に連結されて
いるサンギヤ2cの同回転と共に、プライマリギヤ２を一
体にして他方の側板2a′に伝達され、そして調圧カム機
構57の入力側カム68にスプライン23を介して伝達され
る。Further, the rotation of the carrier 2a is transmitted to the other side plate 2a 'together with the primary gear 2 together with the rotation of the sun gear 2c connected to the input shaft 1, and the input side cam 2 It is transmitted to 68 via the spline 23.

一方、車輌走行状態にてオペレータがシフトレバーを
前進位置からニュートラル位置に操作すると、前進用摩
擦クラッチC1は係合状態にあって、従ってシリンダ部材
12は入力軸１と共に回転状態の中でシリンダ室11aの油
圧がドレーンされる。なおこの際、一般にオペレータは
車輌を停止すべくニュートラル位置に操作するため、車
輌は減速状態にあって、従ってシリンダ部材12の回転速
度も低く、シリンダ室11aには大きな遠心油圧は作用せ
ずに、戻し用スプリング55に基づきシリンダ室11aの油
圧は油路13から速やかにドレーンされるが、例え該シリ
ンダ室11aに遠心油圧が作用したとしても、チェックボ
ール14から遠心油圧が排出され、摩擦クラッチC1は素早
くかつ確実に解放される。またこの際、チェックボール
14からの遠心油圧がクラッチC1に供給され、これにより
該油を潤滑油として摩擦板52,56は滑らかなスリップ及
び放熱が図られる。On the other hand, when the operator operates the shift lever from the forward position to the neutral position in the vehicle running state, the forward friction clutch C1 is in the engaged state, and accordingly, the cylinder member
In 12, the hydraulic pressure of the cylinder chamber 11 a is drained while being rotated together with the input shaft 1. In this case, since the operator generally operates the vehicle in the neutral position to stop the vehicle, the vehicle is in a decelerating state, and therefore the rotation speed of the cylinder member 12 is low, and a large centrifugal hydraulic pressure does not act on the cylinder chamber 11a. The hydraulic pressure in the cylinder chamber 11a is quickly drained from the oil passage 13 based on the return spring 55, but even if the centrifugal hydraulic pressure acts on the cylinder chamber 11a, the centrifugal hydraulic pressure is discharged from the check ball 14, and the friction clutch C1 is released quickly and reliably. At this time, check ball
The centrifugal oil pressure from 14 is supplied to the clutch C1, whereby the friction plates 52 and 56 are smoothly slipped and radiated heat using the oil as lubricating oil.

また、オペレータがシフトレバーをニュートラル位置
から後進位置に操作すると、油圧制御装置からの油圧が
ブレーキ用油圧アクチュエータ６のシリンダ室6aに供給
される。この際、該油圧アクチュエータ６はケース５に
配設されているため、常に停止状態にあって遠心油圧の
影響を受けることがなく、シリンダ室6aの油圧を滑らか
に上昇する。これにより、ピストン部材6bが移動して、
後進用摩擦ブレーキB2は、前進用摩擦クラッチC1と同様
に、素早い応答でかつ大きなシフトショックを生ずるこ
となく係止する。なおこの際、ブレーキB2の摩擦板9a,9
bはその外径がケース５の内壁に略々一致するように外
径側一杯に配置された大径の部材からなり、従って内容
側に位置する小径のものに比して大きなトルクを担持し
得、また油圧アクチュエータ６も同様に外径側一杯に配
置されて、大きなシリンダ系を有しており、所定油圧に
対して大きな押圧力を発生する。従って、前進用クラッ
チC1に比して略々２倍のトルク容量を必要とする後進用
ブレーキB2を、比較的小さな接触面の摩擦板9a,9bに
て、例えば少ない枚数の摩擦板又は接触面積の小さな摩
擦板にて対応できる。この状態では、入力軸１の回転
は、デュアルプラネタリギヤ２のサンギヤ2cに伝達さ
れ、かつ前記ブレーキB2にてリングギヤ2bが固定されて
いることに基づき、ピニオン2p,2qの回転を介してキャ
リヤ2a,2a′に逆回転として伝達され、そしてスプライ
ン23を介して調圧カム機構57の入力側カム68に伝達され
る。When the operator operates the shift lever from the neutral position to the reverse position, the hydraulic pressure from the hydraulic control device is supplied to the cylinder chamber 6a of the brake hydraulic actuator 6. At this time, since the hydraulic actuator 6 is disposed in the case 5, the hydraulic actuator 6 is always stopped and is not affected by the centrifugal hydraulic pressure, and the hydraulic pressure in the cylinder chamber 6a smoothly rises. As a result, the piston member 6b moves,
Like the forward friction clutch C1, the reverse friction brake B2 is engaged with a quick response without generating a large shift shock. At this time, the friction plates 9a, 9
b is composed of a large-diameter member arranged on the outer diameter side so that its outer diameter substantially coincides with the inner wall of the case 5, and therefore carries a larger torque than the small-diameter member located on the contents side. In addition, the hydraulic actuator 6 is similarly arranged on the outer diameter side and has a large cylinder system, and generates a large pressing force with respect to a predetermined hydraulic pressure. Therefore, the reverse brake B2, which requires approximately twice the torque capacity as compared with the forward clutch C1, is mounted on the friction plates 9a and 9b having relatively small contact surfaces, for example, a small number of friction plates or contact areas. Can be handled with a small friction plate. In this state, the rotation of the input shaft 1 is transmitted to the sun gear 2c of the dual planetary gear 2, and based on the fact that the ring gear 2b is fixed by the brake B2, the rotation of the carriers 2a, 2q via the rotation of the pinions 2p, 2q. The rotation is transmitted to 2a 'as a reverse rotation, and transmitted to the input cam 68 of the pressure adjusting cam mechanism 57 via the spline 23.

なお、前述したように、車輌前進時は、後進用摩擦ブ
レーキB2は解放状態にあるが、摩擦板9a,9bとの間のオ
イルのせん断力及び摩擦板同士の僅かな接触によりひき
ずりトルクを発生する。そして、該ひきずりトルクは、
摩擦板の接触面積に比例するが、本発明にあっては、該
接触面積が小さくて足り、その分ひきずりトルクを減少
することができる。As described above, when the vehicle is moving forward, the reverse friction brake B2 is in the released state, but the shearing torque of the oil between the friction plates 9a and 9b and the slight contact between the friction plates generate a drag torque. I do. And the drag torque is
Although it is proportional to the contact area of the friction plate, in the present invention, the contact area is sufficient and the drag torque can be reduced accordingly.

そして、入力側カム68に伝達されたトルクは、ローラ
70及び出力側カム69を介してプライマリプーリ17の固定
側シーブ17aに伝達されると共に、調圧カム機構57の軸
力発生機能に基づき伝達トルクに対応した軸力を固定側
シーブ17aに作用する。Then, the torque transmitted to the input side cam 68 is
The force is transmitted to the fixed sheave 17a of the primary pulley 17 via the output cam 69 and the fixed sheave 17a, and an axial force corresponding to the transmission torque acts on the fixed sheave 17a based on the axial force generating function of the pressure adjusting cam mechanism 57. .

更に、該固定シーブ17aのトルクはボールスプライン8
0を介して可動シーブ17bに伝達され、そして前記調圧カ
ム機構57に基づく軸力にてベルト20を挟持して、該ベル
トを介してセカンダリプーリ19に伝達される。この際、
ベルト20からの軸方向反力が固定シーブ17a及び可動シ
ーブ17bに作用するが、固定シーブ17aからの軸力は調圧
カム機構57（出力側カム69、ローラ70及びプライマリシ
ャフト31に固定されている入力側カム68）を介してプラ
イマリシャフト31にて担持され、また可動シーブ17bか
らの軸力は、スラストボールベアリング84、自動調芯機
構85、所定状態にあるボールネジ装置81、調節部材82、
スラストボールベアリング91及び自動調芯機構90を介し
てシャフト31に形成されているフランジ31aにて担持さ
れ、これにより軸力がプライマリシャフト31の引張り応
力として作用する閉ループにて受けられる（詳しくは特
公平７−43012号公報参照）。なお、可動シーブ17bに作
用する軸力の一部はシーブ背面から直接弾性付勢部材89
及び支持板87を介して固定シーブ17aのボス部に受けら
れ、スラストベアリング84,91及びボールネジ装置81に
作用する軸力を軽減している。Further, the torque of the fixed sheave 17a is
The force is transmitted to the movable sheave 17b through the belt 20, and is transmitted to the secondary pulley 19 through the belt by holding the belt 20 with an axial force based on the pressure adjusting cam mechanism 57. On this occasion,
The axial reaction force from the belt 20 acts on the fixed sheave 17a and the movable sheave 17b, but the axial force from the fixed sheave 17a is fixed to the pressure-adjusting cam mechanism 57 (the output cam 69, the roller 70, and the primary shaft 31). And the axial force from the movable sheave 17b is applied to the primary shaft 31 via the input side cam 68), the thrust ball bearing 84, the self-centering mechanism 85, the ball screw device 81 in a predetermined state, the adjusting member 82,
It is carried by the flange 31a formed on the shaft 31 via the thrust ball bearing 91 and the self-centering mechanism 90, whereby the axial force is received in a closed loop that acts as a tensile stress on the primary shaft 31 (for details, Japanese Patent Publication No. Hei 7-43012). Note that part of the axial force acting on the movable sheave 17b is directly transmitted from the back of the sheave to the elastic urging member 89.
And received by the boss of the fixed sheave 17a via the support plate 87 to reduce the axial force acting on the thrust bearings 84, 91 and the ball screw device 81.

そして、ベルト20からのトルクはセカンダリプーリ19
に伝達され、更に調圧カム機構106を介してセカンダリ
シャフト33に伝達される。この際、プライマリ側と同様
に、調圧カム機構106が伝達トルクに対応した軸力を発
生し、該軸力を固定シーブ19aに作用してベルト20を挟
持すると共に、固定シーブ19aに作用する軸反力はナッ
ト107により直線シャフト33にて担持され、また可動シ
ーブ19bに作用する軸反力は、スラストボールベアリン
グ100、ボールネジ装置96、調節部材97及びスラストボ
ールベアリング110を介してシャフト33に形成されたギ
ヤ32にて担持される。また同様に、可動シーブ19bに作
用する軸力の一部は直接弾性付勢部材102を介して固定
シーブ19aのボス部に直接受けられる。The torque from the belt 20 is applied to the secondary pulley 19
And transmitted to the secondary shaft 33 via the pressure adjusting cam mechanism 106. At this time, similarly to the primary side, the pressure adjusting cam mechanism 106 generates an axial force corresponding to the transmission torque, acts on the fixed sheave 19a to clamp the belt 20, and acts on the fixed sheave 19a. The axial reaction force is carried on the linear shaft 33 by the nut 107, and the axial reaction force acting on the movable sheave 19b is applied to the shaft 33 via the thrust ball bearing 100, the ball screw device 96, the adjusting member 97 and the thrust ball bearing 110. It is carried by the formed gear 32. Similarly, a part of the axial force acting on the movable sheave 19b is directly received by the boss portion of the fixed sheave 19a via the elastic biasing member 102.

なおこの際、プライマリ側及びセカンダリ側におい
て、可動シーブ17b,19bに傾ぎが生じても、自動調芯機
構85,99によりスラストボールベアリング84,100は自動
調芯されて、ボールは可動シーブ17b,19bの背面に全周
に亘り均一に当るように自動的に調節される。また、ケ
ース５の肩部にて支持されている調節部材82,97に対し
てプライマリ又はセカンダシャフト31,33が傾ぎを生じ
ても、自動調芯機構90,109により自動調芯されて、ボー
ルは調節部材82,97の背面に全周に亘り均一に当るよう
に自動的に調節される。At this time, even if the movable sheaves 17b, 19b are inclined on the primary side and the secondary side, the thrust ball bearings 84, 100 are automatically aligned by the automatic alignment mechanisms 85, 99, and the balls are moved by the movable sheaves 17b, 19b. It is automatically adjusted so that it can hit the back of the car evenly over the entire circumference. Also, even if the primary or secondary shafts 31, 33 are inclined with respect to the adjustment members 82, 97 supported by the shoulders of the case 5, the balls are automatically aligned by the automatic alignment mechanisms 90, 109, and the balls are aligned. It is automatically adjusted so that the rear surface of the adjusting members 82 and 97 can be uniformly hit over the entire circumference.

また、制御部からの変速指令に基づき、電気モータ12
0が回転すると、減速装置121を介して第１のカウンタシ
ャフト130に遊合された大歯車132aが回転し、更に該歯
車132aと噛合するギヤ部86によりそれと一体のボールネ
ジ装置81の雌ネジ部が回転する。すると、調節部材82に
て回転が阻止されている雄ネジ部に対して雌ネジ部は軸
方向に移動し、自動調芯機構付スラストボールベアリン
グ84を介して可動シーブ17bを移動して、プライマリプ
ーリ17のベルト有効径を変更する。一方、前記大歯車13
2aの回転は、ギヤユニット132の小歯車132b及び大歯車1
35の噛合により大幅に減速されて第２のカウンタシャフ
ト131に伝達され、更に非円形ギヤ140,139を介して第１
のカウンタシャフト130に伝達される。そして、該第１
のカウンタシャフト130の回転は大歯車133及びギヤユニ
ット136の小歯車136b更に大歯車136aを介して増速さ
れ、該大歯車136aの回転がセカンダリ側のボールネジ装
置96のギヤ部116に伝達される。そして、該ギヤ部116の
回転により、それと一体の雌ネジ部が固定状態にある雄
ネジ部に対して相対回転して軸方向に移動し、自動調芯
機構付スラストボールベアリング100を介して可動シー
ブ19bを移動して、セカンダリプーリ19のベルト有効径
を変更する。この際、プライマリ及びセカンダリプーリ
17,19の移動量とベルト20の移動量とは線形に対応しな
いが、前記非円形ギヤ139,140を介して伝動することに
より、上記両移動量の差は適正に吸収される。また、構
造上から、非円形ギヤ139,140は１回転以内に押えられ
るが、互に減速した第１及び第２のカウンタシャフト13
0,131に非円形ギヤを設けることにより、該非円形ギヤ1
39,140の回転を１回転以内に押えたものでありながら、
プライマリ及びセカンダリ側のギヤ部86,116には増速し
た回転を連動し、ボールネジ装置81,96の多数回転を可
能とし、これによりボールネジ装置が所定リードにて所
定ストロークを得ることが可能となっている。In addition, based on a shift command from the control unit, the electric motor 12
When 0 rotates, the large gear 132a engaged with the first counter shaft 130 via the reduction gear 121 rotates, and further, the gear portion 86 meshed with the gear 132a rotates and the female screw portion of the ball screw device 81 integrated therewith. Rotates. Then, the female screw portion moves in the axial direction with respect to the male screw portion which is prevented from rotating by the adjusting member 82, and moves the movable sheave 17b via the thrust ball bearing 84 with an automatic centering mechanism, thereby Change the effective belt diameter of the pulley 17. On the other hand, the gear 13
2a is rotated by the small gear 132b and the large gear 1 of the gear unit 132.
Due to the engagement of the gear 35, the speed is greatly reduced and transmitted to the second counter shaft 131.
Is transmitted to the counter shaft 130. And the first
The rotation of the counter shaft 130 is increased through the large gear 133, the small gear 136b of the gear unit 136, and the large gear 136a, and the rotation of the large gear 136a is transmitted to the gear 116 of the ball screw device 96 on the secondary side. . The rotation of the gear portion 116 causes the female screw portion integral with the gear portion 116 to rotate relative to the fixed male screw portion to move in the axial direction, and move via the thrust ball bearing 100 with an automatic centering mechanism. The sheave 19b is moved to change the effective belt diameter of the secondary pulley 19. At this time, primary and secondary pulleys
Although the movement amounts of 17, 19 and the movement of the belt 20 do not correspond linearly, the difference between the two movement amounts is properly absorbed by transmission via the non-circular gears 139, 140. Further, from the structural point of view, the non-circular gears 139 and 140 are pressed within one rotation, but the first and second countershafts 13 and 140 which have been reduced to each other.
By providing a non-circular gear at 0,131, the non-circular gear 1
While holding the rotation of 39,140 within one rotation,
The gears 86 and 116 on the primary and secondary sides are linked with the increased rotation to enable a large number of rotations of the ball screw devices 81 and 96, whereby the ball screw device can obtain a predetermined stroke with a predetermined lead. .

そして、セカンダリシャフト33の回転は、出力ギヤ32
から大ギヤ123及び小ギヤ125を介して差動歯車装置126
のリングギヤ127に伝達され、そして該差動歯車装置126
にて左右フロントアクスル軸129l,129rに伝達される。Then, the rotation of the secondary shaft 33 is
Gear gear 126 through a large gear 123 and a small gear 125
Of the differential gear train 126
At the right and left front axle shafts 129l, 129r.

なお、ベルト式無段変速装置21のトルク伝達中は、ベ
ルト20に作用する大きな引張り力に起因してプーリ17,1
9に大きなラジアル荷重が発生するが、プライマリプー
リ17のラジアル荷重はベアリング10を介してケース支持
壁5aに、またセカンダリプーリ19のラジアル荷重はベア
リング92を介してケース５に受けられる。この際、ケー
ス支持壁5aは、その支持部5a₂が環状部5a₁の略々中央部
に配置されており、従って該支持部5a₂に大きなモーメ
ントが作用せず、剛性上有利な構造となって、薄肉にて
構成し得る。During the transmission of the torque of the belt-type continuously variable transmission 21, the pulleys 17, 1
Although a large radial load is generated at 9, the radial load of the primary pulley 17 is received by the case supporting wall 5 a via the bearing 10, and the radial load of the secondary pulley 19 is received by the case 5 via the bearing 92. At this time, the case supporting wall 5a has a structure in which the supporting portion 5a ₂ is disposed substantially at the center of the annular portion 5a ₁ , so that a large moment does not act on the supporting portion 5a ₂ and the structure is advantageous in rigidity. And can be made thin.

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

第１図は、本発明に係る摩擦係合装置を用いた前後進切
換え装置を示す断面図、第２図は、本発明を適用した自
動無段変速機の全体を示す断面図である。そして、第３
図は、ベルト式無段変速装置の変速操作装置を示す断面
図である。 １……入力軸、２……デュアルプラネタリギヤ、2a……
キャリヤ、2b……リングギヤ、2b₁……ハブ部、2c……
サンギヤ、３……前後進切換え装置、５……（ミッショ
ン）ケース、5a……支持壁、5a₁……環状部、5a₂……支
持部、5b′……突出部、６……油圧アクチュエータ、6a
……シリンダ部（室）、6b……ピストン部材、７……リ
ターンスプリング、9a,9b……摩擦板、17……プライマ
リプーリ、19……セカンダリプーリ、20……ベルト、21
……ベルト式無段変速装置、Ａ……自動（無段）変速
機、B2……後進用摩擦（リバース）ブレーキ、C₁……前
進用摩擦（フォワード）クラッチ、Ｓ……空間部。FIG. 1 is a cross-sectional view showing a forward / reverse switching device using a friction engagement device according to the present invention, and FIG. 2 is a cross-sectional view showing an entire automatic continuously variable transmission to which the present invention is applied. And the third
FIG. 1 is a cross-sectional view illustrating a shift operation device of a belt-type continuously variable transmission. 1 ... input shaft, 2 ... dual planetary gear, 2a ...
Carrier, 2b… Ring gear, 2b ₁ … Hub, 2c…
Sun gear, 3 forward / reverse switching device, 5 ... (mission) case, 5a ... support wall, 5a ₁ ... annular portion, 5a ₂ ... support portion, 5b '... protruding portion, 6 ... hydraulic actuator , 6a
…… Cylinder part (chamber), 6b …… Piston member, 7 …… Return spring, 9a, 9b …… Friction plate, 17 …… Primary pulley, 19 …… Secondary pulley, 20 …… Belt, 21
...... belt type continuously variable transmission, A ...... automatic (continuously variable) transmission, B2 ...... reverse friction (reverse) brake, C ₁ ...... drive friction (forward) clutch, S ...... space.

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭61−105333（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−194058（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−47560（ＪＰ，Ａ) 特開 昭64−58855（ＪＰ，Ａ) 特開 平１−234649（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−125056（ＪＰ，Ａ) 実開 昭63−201255（ＪＰ，Ｕ) 実開 昭64−44232（ＪＰ，Ｕ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F16H 37/02 F16H 3/44 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of the front page (56) References JP-A-61-105333 (JP, A) JP-A-62-194058 (JP, A) JP-A-63-47560 (JP, A) JP-A 64-64 58855 (JP, A) JP-A-1-234649 (JP, A) JP-A-3-125056 (JP, A) JP-A 63-201255 (JP, U) JP-A 64-44232 (JP, U) (58) Field surveyed (Int. Cl. ⁷ , DB name) F16H 37/02 F16H 3/44

Claims (3)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】ベルト式無段変速装置と、デュアルプラネ
タリギヤを有する前後進切換え装置とを備え、かつ前記
ベルト式無段変速装置のプーリを支持するケースの支持
壁に、前記デュアルプラネタリギヤのリングギヤを係止
するリバースブレーキ用の油圧アクチュエータを配設し
てなる無段変速機において、 前記油圧アクチュエータが、前記支持壁に形成されるシ
リンダ部と、該シリンダ部に配置されるピストン部材
と、該ピストン部材を付勢するリターンスプリングと、
を有し、 前記リングギヤを断面コ字状にして外径方向に延出し、
延出した外径側ハブ部と前記ケースとの間に前記リバー
スブレーキの摩擦板を介在し、 前記リターンスプリングを、前記断面コ字状形状にて形
成される空間部に配置してなる、 無段変速機における前後進切換え装置。1. A belt-type continuously variable transmission, and a forward / reverse switching device having a dual planetary gear, and a ring gear of the dual planetary gear is mounted on a support wall of a case supporting a pulley of the belt-type continuously variable transmission. A continuously variable transmission in which a hydraulic actuator for a reverse brake to be locked is disposed, wherein the hydraulic actuator is configured such that a cylinder portion formed on the support wall, a piston member disposed on the cylinder portion, and the piston A return spring for biasing the member,
Having the U-shaped cross section of the ring gear and extending in the outer diameter direction,
A friction plate of the reverse brake is interposed between the extended outer diameter hub portion and the case, and the return spring is disposed in a space formed in the U-shaped cross section. Forward / backward switching device in a step transmission. 【請求項２】前記支持壁が、前記プーリを支持する環状
部及び該環状部から延びる支持部とを有し、 これら環状部及び支持部にて前記シリンダ部を構成する
と共に、該環状部の一部を軸方向に突出して、該突出部
に装着されたスプリング支持板と前記ピストン部材背面
との間に前記リターンスプリングを配設してなる、 請求項１記載の無段変速機における前後進切換え装置。2. The support wall has an annular portion for supporting the pulley and a support portion extending from the annular portion. The annular portion and the support portion constitute the cylinder portion. 2. The continuously variable transmission according to claim 1, wherein a portion of the continuously variable transmission is protruded in the axial direction, and the return spring is disposed between a spring support plate mounted on the protruding portion and a back surface of the piston member. Switching device. 【請求項３】前記支持壁の支持部が、前記環状部の略々
中央から延びてなる、 請求項２記載の無段変速機における前後進切換え装置。3. The forward / reverse switching device for a continuously variable transmission according to claim 2, wherein the support portion of the support wall extends from substantially the center of the annular portion.