JP4687702B2 - Continuously variable transmission - Google Patents

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Description

この発明は、自動車等に適用されるトロイダル型無段変速機構を備えた無段変速機に関する。   The present invention relates to a continuously variable transmission having a toroidal type continuously variable transmission mechanism applied to an automobile or the like.

従来、トロイダル型無段変速機を自動車等の変速機に組み込んで用いる場合、出力軸を入力軸と同一軸線上に配置するのが普通である。そうしたレイアウト上の制約のために、出力ディスクの回転を出力軸に取り出すには、出力ディスクに連結される出力歯車に噛み合う歯車を有する平行軸（カウンタ軸）をトロイダル変速機構を跨ぐように入力軸と平行に配置すると共に、平行軸と出力軸との間に平歯車機構を配置し、平行軸を通じての動力伝達経路の中に組み込まれたクラッチ機構の締結及びその解除によって、出力軸の正回転、中立又は逆回転を得ている。そのため、無段変速機は径方向に大型化し、車両への搭載性が損なわれるという問題がある。   Conventionally, when a toroidal continuously variable transmission is incorporated in a transmission such as an automobile, the output shaft is usually arranged on the same axis as the input shaft. Due to such layout restrictions, in order to take out the rotation of the output disk to the output shaft, the parallel shaft (counter shaft) having a gear meshing with the output gear connected to the output disk is straddled across the toroidal transmission mechanism. The spur gear mechanism is disposed between the parallel shaft and the output shaft, and the clutch shaft mechanism incorporated in the power transmission path through the parallel shaft is engaged and released so that the output shaft is rotated forward. , Getting neutral or reverse rotation. For this reason, the continuously variable transmission is increased in size in the radial direction, and there is a problem that mountability to a vehicle is impaired.

トロイダル型の無段変速機構を備えた無段変速機の径方向サイズを小さくするため、図３に示すように、入力軸と出力軸とを同軸に配設し、平行軸を設けることなく、トロイダル変速機構の変速操作によって入力軸の回転を出力軸に逆回転から中立を経て正回転まで変速させる無段変速機が知られている。図３に示す無段変速機は、ダブルキャビティ式のトロイダル型無段変速機構を備えた無段変速機である。ダブルキャビティ式のトロイダル型無段変速機構は、第１入力ディスク２と、第１入力ディスク２に対向して配置された第１出力ディスク３と、第１入力ディスク２と第１出力ディスク３との間に配置されて第１入力ディスク２から第１出力ディスク３へトルクを伝達する傾転可能な第１パワーローラ６とを有する一方のトロイダル変速部８、及び第２入力ディスク４と、第２入力ディスク４に対向して配置された第２出力ディスク５と、第２入力ディスク４と第２出力ディスク５との間に配置されて第２入力ディスク４から第２出力ディスク５へトルクを伝達する傾転可能な第２パワーローラ７とを有する他方のトロイダル変速部９を備え、両トロイダル変速部８，９を入力軸１上に対向させて配置したものである。パワーローラ６，７は、自己の回転軸線１１の回りに回転自在であると共に、図示しないトラニオンによって軸線１１と直交し且つ紙面に垂直に伸びる傾転軸１２の回りに傾転可能である。両パワーローラ６，７は連動して傾転し、傾転角度に応じて無段変速比を得ることができる。   In order to reduce the radial size of the continuously variable transmission provided with the toroidal-type continuously variable transmission mechanism, the input shaft and the output shaft are arranged coaxially as shown in FIG. 2. Description of the Related Art A continuously variable transmission is known that shifts the rotation of an input shaft from a reverse rotation to a neutral rotation through a neutral rotation by a shifting operation of a toroidal transmission mechanism. The continuously variable transmission shown in FIG. 3 is a continuously variable transmission provided with a toroidal type continuously variable transmission mechanism of a double cavity type. The double cavity type toroidal continuously variable transmission mechanism includes a first input disk 2, a first output disk 3 disposed opposite the first input disk 2, a first input disk 2 and a first output disk 3. A toroidal transmission 8 having a tiltable first power roller 6 disposed between the first input disk 2 and the first input disk 4 for transmitting torque from the first input disk 2 to the first output disk 3; Torque is transmitted from the second input disk 4 to the second output disk 5 by being arranged between the second output disk 5 disposed opposite to the two-input disk 4 and between the second input disk 4 and the second output disk 5. The other toroidal transmission unit 9 having the transmitted second power roller 7 capable of tilting is provided, and both the toroidal transmission units 8 and 9 are arranged on the input shaft 1 so as to face each other. The power rollers 6 and 7 are rotatable around their own rotation axis 11 and can be tilted around a tilting shaft 12 that is orthogonal to the axis 11 and extends perpendicular to the paper surface by a trunnion (not shown). Both power rollers 6 and 7 tilt in conjunction with each other, and a continuously variable transmission ratio can be obtained according to the tilt angle.

パワーローラ６，７と入力ディスク２，４及び出力ディスク３，５との間の動力伝達は高圧力下の油のせん断力即ちトラクション力（粘着摩擦力）によるが、所定のトラクション力を得るには、パワーローラ６，７と各ディスク２〜５の接触点において軸方向に非常に大きな押付力を必要とする。入力軸１から入力ディスク２，４へ入力されたトルクの大きさに応じてパワーローラ６，７の圧接力を変化させる押圧手段として、ローディングカム１０がトロイダル変速機構に設けられている。図示の例では一対の出力ディスク３，５は、一体構造に形成されている。図中、符号Ａ，Ｂはそれぞれ入力軸１又は出力ディスク３，５の回転方向を示す。入力軸１は、トロイダル変速機構８，９の入力ディスク２，４及び出力ディスク３，５を貫通して出力側に延びている。出力ディスク３，５に一体に連結された中空駆動軸１５は、入力軸に対して回転自在に嵌合していると共に、第２入力ディスク４を回転自在に支持している。   The power transmission between the power rollers 6 and 7 and the input disks 2 and 4 and the output disks 3 and 5 depends on the shearing force of oil under high pressure, that is, the traction force (adhesive friction force). Requires a very large pressing force in the axial direction at the contact points between the power rollers 6 and 7 and the respective disks 2 to 5. A loading cam 10 is provided in the toroidal transmission mechanism as a pressing means for changing the pressure contact force of the power rollers 6 and 7 in accordance with the magnitude of torque input from the input shaft 1 to the input disks 2 and 4. In the illustrated example, the pair of output disks 3 and 5 are formed in an integral structure. In the figure, symbols A and B indicate the rotation directions of the input shaft 1 or the output disks 3 and 5, respectively. The input shaft 1 extends through the input disks 2 and 4 and the output disks 3 and 5 of the toroidal transmission mechanisms 8 and 9 to the output side. The hollow drive shaft 15 integrally connected to the output disks 3 and 5 is rotatably fitted to the input shaft and supports the second input disk 4 to be rotatable.

エンジンの稼働に伴って入力軸１にトルクが入力されると、そのトルクはローディングカム１０を介して第１入力ディスク２に伝達される。同時に、トルクは入力軸１を経て第２入力ディスク４に伝達される。トルクが第１入力ディスク２に伝達されると、第１入力ディスク２の回転によって第１パワーローラ６が回転し、その回転が第１出力ディスク３に伝達される。また、第２入力ディスク４に伝達されたトルクは、第２パワーローラ７を介して第２出力ディスク５に伝達される。第１出力ディスク３及び第２出力ディスク５は一体構造であるので、一体となって回転する。このトルク伝動中に両パワーローラ６，７をそれぞれ同期させて傾転軸線周りに同角度だけ傾転させると、パワーローラ６，７と入力ディスク２，４及び出力ディスク３，５との摩擦係合点を連続的に変化させて変速機を無段階に変速させることができる。   When torque is input to the input shaft 1 as the engine is operating, the torque is transmitted to the first input disk 2 via the loading cam 10. At the same time, torque is transmitted to the second input disk 4 via the input shaft 1. When torque is transmitted to the first input disk 2, the first power roller 6 is rotated by the rotation of the first input disk 2, and the rotation is transmitted to the first output disk 3. Further, the torque transmitted to the second input disk 4 is transmitted to the second output disk 5 via the second power roller 7. Since the first output disk 3 and the second output disk 5 have an integral structure, they rotate together. If both the power rollers 6 and 7 are synchronized with each other during the torque transmission and tilted by the same angle around the tilt axis, the frictional engagement between the power rollers 6 and 7 and the input disks 2 and 4 and the output disks 3 and 5 will occur. The transmission can be continuously changed by continuously changing the point.

トロイダル変速機部９の後流側において、入力軸１と中空駆動軸１５との間に同軸駆動部４６が配設されている。同軸駆動部４６は、中空駆動軸１５に一体的に連結された第１サンギヤ４７、入力軸１に取り付けられ且つ第２入力ディスク４に一体的に連結されているキャリヤ４８、入力軸１の延長軸部１４に回転自在に支持されたトルクチューブ５２に上流側に取り付けられた第２サンギヤ５３、及びステップギヤとしてのピニオン４９から構成されている。ピニオン４９は、第１サンギヤ４７と噛み合う歯車５０と第２サンギヤ５３に噛み合う歯車５１とを、キャリヤ４８に回転自在に支持された軸部の両端に有するステップギヤである。第１サンギヤ４７とキャリヤ４８との回転方向は互いに異なるので、ピニオン４９は自転しつつ公転してトルクチューブ５２に中空駆動軸１５と同じ回転方向の回転を与える。   A coaxial drive unit 46 is disposed between the input shaft 1 and the hollow drive shaft 15 on the downstream side of the toroidal transmission unit 9. The coaxial drive unit 46 includes a first sun gear 47 integrally connected to the hollow drive shaft 15, a carrier 48 attached to the input shaft 1 and integrally connected to the second input disk 4, and an extension of the input shaft 1. A torque tube 52 rotatably supported by the shaft portion 14 includes a second sun gear 53 attached to the upstream side, and a pinion 49 as a step gear. The pinion 49 is a step gear having a gear 50 that meshes with the first sun gear 47 and a gear 51 that meshes with the second sun gear 53 at both ends of a shaft portion that is rotatably supported by the carrier 48. Since the rotation directions of the first sun gear 47 and the carrier 48 are different from each other, the pinion 49 revolves while rotating and gives the torque tube 52 rotation in the same rotation direction as the hollow drive shaft 15.

同軸駆動部４６の回転は、トルクチューブ５２を介して出力歯車機構５４に伝達される。出力歯車機構５４は、第１遊星歯車機構５５と第２遊星歯車機構５６とから構成されている。第１遊星歯車機構５５は、トルクチューブ５２に取り付けられている第３サンギヤ５７と、ケース１３に固定された固定部材６０に回転自在に支持され且つ第３サンギヤ５７と噛み合う第１ピニオン５８と、第１ピニオン５８と噛み合う第１リングギヤ５９とから構成されている。第２遊星歯車機構５６は、トルクチューブ５２に取り付けられている第４サンギヤ６１と、キャリア６４に回転自在に支持された第２ピニオン６２と、入力軸１の延長軸部１４に連結され且つ第２ピニオン６２と噛み合う第２リングギヤ６３とから構成されている。第１遊星歯車機構５５の第１リングギヤ５９と第２遊星歯車機構５６のキャリア６４とは、後流側に延びてそれぞれハイレンジ用クラッチ６５又はローレンジ用クラッチ６６を介して出力軸４０に、選択的に連結される。   The rotation of the coaxial drive unit 46 is transmitted to the output gear mechanism 54 via the torque tube 52. The output gear mechanism 54 includes a first planetary gear mechanism 55 and a second planetary gear mechanism 56. The first planetary gear mechanism 55 includes a third sun gear 57 attached to the torque tube 52, a first pinion 58 that is rotatably supported by the fixing member 60 fixed to the case 13 and meshes with the third sun gear 57, The first ring gear 59 meshes with the first pinion 58. The second planetary gear mechanism 56 is connected to the fourth sun gear 61 attached to the torque tube 52, the second pinion 62 rotatably supported by the carrier 64, the extension shaft portion 14 of the input shaft 1, and the second planetary gear mechanism 56. The second ring gear 63 meshes with the two-pinion 62. The first ring gear 59 of the first planetary gear mechanism 55 and the carrier 64 of the second planetary gear mechanism 56 extend to the downstream side and are selectively supplied to the output shaft 40 via the high range clutch 65 or the low range clutch 66, respectively. Connected to

ハイレンジ用クラッチ６５を締結しローレンジ用クラッチ６６を解放すると、変速はハイレンジとなる。ハイレンジ用クラッチ６５を解放しローレンジ用クラッチ６６を締結してローレンジを選択した場合、第２リングギヤ６３は入力軸１と同じＡ方向に回転するが、第４サンギヤ６１は、トロイダル変速部８，９の変速比の大きさによってＢ方向に回転する速度が異なる。第２ピニオン６２の公転速度が出力軸４０の回転となるが、その回転方向は、トロイダル変速部８，９の変速操作によって変化する第４サンギヤ６１の回転速度に応じて、正回転、中立又は逆回転のいずれかとなり、出力軸４０の正回転及び逆回転の回転速度の大きさも第４サンギヤ６１の回転速度に応じて変化する。トロイダル変速部８，９の変速比を最大増速にすると変速機全体では後退速となり、トロイダル変速部８，９の変速比を最大減速にすると、変速機全体では前進速となる。両者の中間の変速比で、変速機全体のニュートラル状態を作ることができ、発進用のトルクコンバータやクラッチを除くことが可能となっている。変速機を上記のように構成することによって、入力ディスクを跨ぐように入力軸に平行に配置されていたカウンタ軸を不要とし、変速機自体の径方向サイズを小型化することを図っている。   When the high-range clutch 65 is engaged and the low-range clutch 66 is released, the gear shift becomes the high range. When the high range clutch 65 is released and the low range clutch 66 is engaged and the low range is selected, the second ring gear 63 rotates in the same direction A as the input shaft 1, but the fourth sun gear 61 includes the toroidal transmission units 8, 9. The speed of rotation in the B direction varies depending on the size of the transmission ratio. The revolution speed of the second pinion 62 is the rotation of the output shaft 40. The rotation direction of the second pinion 62 depends on the rotation speed of the fourth sun gear 61 that is changed by the speed change operation of the toroidal transmission units 8 and 9, or The rotation speed is either reverse rotation, and the rotation speed of the output shaft 40 varies in accordance with the rotation speed of the fourth sun gear 61. When the transmission ratio of the toroidal transmission units 8 and 9 is set to the maximum speed increase, the entire transmission becomes the reverse speed, and when the transmission ratio of the toroidal transmission units 8 and 9 is set to the maximum deceleration, the entire transmission becomes the forward speed. A neutral state of the entire transmission can be created with an intermediate gear ratio, and the starting torque converter and clutch can be eliminated. By configuring the transmission as described above, the counter shaft arranged in parallel with the input shaft so as to straddle the input disk is not required, and the radial size of the transmission itself is reduced.

しかしながら、上記のトロイダル型無段変速機構を備えた無段変速機は、構成要素として同軸駆動部４６において遊星回転するステップギヤとしてのピニオン４９と、出力歯車機構５４の第１遊星歯車機構５５及び第２遊星歯車機構５６においてそれぞれ第１及び第２のピニオン５８，６２とを必要としており、しかも同軸駆動部４６と出力軸歯車機構５４とが軸方向に並べて配設されているため、変速機全体の長さが長くなるという問題点がある。   However, the continuously variable transmission having the above-described toroidal type continuously variable transmission mechanism includes a pinion 49 as a step gear that rotates planetarily in the coaxial drive unit 46 as a component, a first planetary gear mechanism 55 of the output gear mechanism 54, and The second planetary gear mechanism 56 requires the first and second pinions 58 and 62, respectively, and the coaxial drive unit 46 and the output shaft gear mechanism 54 are arranged side by side in the axial direction. There is a problem that the whole length becomes long.

同軸駆動部と出力軸歯車機構とを軸方向に並べて配設することが変速機全体の長さを長くしていることに着目して、一方の遊星歯車機構を同軸駆動部に組み込み、回転駆動力を取り出すクラッチとの関連に工夫を施すことで、あるいはまた、その後流側に他方の遊星歯車機構を配設することによって二列の遊星歯車機構を構成することで、トロイダル変速部での変速操作で変速機全体として正回転、中立及び逆回転を得ると共に、変速機全体の長さを短くすることを可能にする点でなお解決すべき課題がある。 Paying attention to the fact that the coaxial drive unit and output shaft gear mechanism are arranged side by side in the axial direction, the length of the entire transmission is lengthened, and one planetary gear mechanism is incorporated into the coaxial drive unit for rotational drive. Shifting in the toroidal transmission section by devising the relationship with the clutch that extracts the force, or by constructing the planetary gear mechanism in two rows by arranging the other planetary gear mechanism on the downstream side There is still a problem to be solved in that it is possible to obtain normal rotation, neutrality and reverse rotation as a whole of the transmission, and to shorten the length of the whole transmission.

この発明の目的は、上記課題を解決することであり、変速機の長手方向の短縮化を可能とし、しかも、トロイダル変速機構の変速比幅は小さくても、無段変速機全体としては大きな変速比幅を得ることを可能にする無段変速機を提供することである。   SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to solve the above-mentioned problems, and allows the transmission to be shortened in the longitudinal direction. Moreover, even if the transmission ratio width of the toroidal transmission mechanism is small, the entire continuously variable transmission has a large transmission. It is to provide a continuously variable transmission that makes it possible to obtain a specific width.

この発明は、上記の目的を達成するため、以下のように構成されている。即ち、この発明は、入力軸と共に回転する入力ディスク、該入力ディスクに対向して配置され前記入力軸に対して回転自在に支持された出力ディスク、及び前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間に配置され且つ固定のケースに対して傾転可能に支持されたパワーローラを有する少なくとも一組のトロイダル変速部から成るトロイダル変速機構と、前記出力ディスクに一体に連結され前記入力軸に対して回転自在に嵌合する中空駆動軸と、前記中空駆動軸に一体的に連結された第１サンギヤ、前記入力軸に連結された第１キャリヤ、当該第１キャリヤに回転自在に支持されており前記第１サンギヤに噛み合う第１ピニオン、及び前記第１ピニオンに噛み合う第１リングギヤを備える第１遊星歯車機構と、少なくとも２つのクラッチと、を具備し、前記第１遊星歯車機構の前記第１ピニオンは、前記第１サンギヤに噛み合う第１遊星ギヤと、前記第１遊星ギヤ及び前記第１リングギヤに噛み合う第２遊星ギヤとから成るダブルピニオンであり、前記少なくとも２つのクラッチのうち、第１のクラッチを締結して、前記第１リングギヤの回転が前記出力軸に取り出され、第２のクラッチを締結して、前記第１遊星歯車機構の前記第１遊星ギヤの回転が出力軸に取り出されることから成る無段変速機に関する。 In order to achieve the above object, the present invention is configured as follows. That is, the present invention includes an input disc, rotatably supported output disk on the input shaft is disposed to face the input disk to rotate together with the input shaft, and between the input disc and the output disc And a toroidal transmission mechanism comprising at least one toroidal transmission unit having a power roller supported so as to be tiltable with respect to a fixed case, and connected to the output disk and rotated with respect to the input shaft A hollow drive shaft that fits freely, a first sun gear that is integrally connected to the hollow drive shaft, a first carrier that is connected to the input shaft, and a first carrier that is rotatably supported by the first carrier. first pinion meshing with the first sun gear, and a first planetary gear mechanism comprising a first ring gear meshing with the first pinion, and at least two clutches, the And Bei, the first pinion of the first planetary gear mechanism is a double pinion consisting of a first planetary gear meshing with the first sun gear, a second planetary gear meshing with the first planetary gear and the first Ringugi Ya Of the at least two clutches, the first clutch is engaged, the rotation of the first ring gear is extracted to the output shaft, the second clutch is engaged, and the first planetary gear mechanism The present invention relates to a continuously variable transmission comprising rotation of the first planetary gear taken out by an output shaft.

前記トロイダル変速機構は、前記入力軸と一体に回転する第１入力ディスク、該第１入力ディスクに対向して配置され前記入力軸に対して回転自在に支持された第１出力ディスク、及び前記第１入力ディスクと前記第１出力ディスクとの間に配置され且つ前記ケースに対して傾転可能に支持された第１パワーローラを有する第１トロイダル変速部と、前記第１出力ディスクと一体構造の第２出力ディスク、該第２出力ディスクに対向して配置され且つ前記入力軸に連結された第２入力ディスク、及び前記第２入力ディスクと前記第２出力ディスクとの間に配置され且つ前記ケースに対して傾転可能に支持された第２パワーローラを有する第２トロイダル変速部とから成るダブルキャビティ式トロイダル変速機構であり、前記入力軸は前記第１トロイダル変速部と第２トロイダル変速部を貫通して延びており、前記中空駆動軸は前記第２入力ディスクを回転自在に支持している。   The toroidal transmission mechanism includes a first input disk that rotates integrally with the input shaft, a first output disk that is disposed to face the first input disk and is rotatably supported with respect to the input shaft, and the first A first toroidal transmission having a first power roller disposed between one input disk and the first output disk and supported to be tiltable with respect to the case; and an integrated structure with the first output disk A second output disk, a second input disk disposed opposite to the second output disk and connected to the input shaft, and disposed between the second input disk and the second output disk and the case A double cavity type toroidal transmission mechanism comprising a second toroidal transmission unit having a second power roller supported so as to be tiltable with respect to the first input roller. A toroidal transmission unit extends through the second toroidal transmission unit, the hollow drive shaft are rotatably supporting the second input disc.

変速レンジとしてローレンジが選択されるときに前記第１クラッチが締結され且つ前記第２クラッチが締結解除され、変速レンジとしてハイレンジが選択されるときに前記第２クラッチが締結され且つ前記第１クラッチが締結解除され、前記トロイダル変速機構の速度比が略上限に達した状態で前記ローレンジと前記ハイレンジとが切り換えられる。   When the low range is selected as the shift range, the first clutch is engaged and the second clutch is disengaged, and when the high range is selected as the shift range, the second clutch is engaged and the first clutch is The low range and the high range are switched in a state where the engagement is released and the speed ratio of the toroidal transmission mechanism reaches a substantially upper limit.

この発明による無段変速機は、上記のように構成されているので、以下のように作動する。即ち、この無段変速機においては、入力軸から入力ディスクに入力されたトルクは、パワーローラを介して出力ディスクに伝達される。出力ディスクは中空駆動軸に一体に連結されているので、出力ディスクのトルクは中空駆動軸に連結されたサンギヤに伝達される。変速レンジがローレンジにあるときには、第１遊星歯車機構において第１サンギヤに入力されたトルクは第１ピニオンを介して第１リングギヤに伝達され、さらに、締結されている第１クラッチ及び第２キャリヤを経由して出力軸に伝達され、また、変速レンジがハイレンジであるときには、第２リングギヤが第２クラッチの締結によって固定されるので、第１サンギヤに入力されたトルクは第２遊星歯車機構の第２サンギヤに伝達され、第２サンギヤと第２リングギヤとに噛み合う第２ピニオンを支持する第２キャリヤから出力軸に伝達される。 Since the continuously variable transmission according to the present invention is configured as described above, it operates as follows. That is, in this continuously variable transmission, the torque input from the input shaft to the input disk is transmitted to the output disk via the power roller. Since the output disk is integrally connected to the hollow drive shaft, the torque of the output disk is transmitted to the sun gear connected to the hollow drive shaft. When the shift range is in the low range, torque input to the first sun gear in the first planetary gear mechanism is transmitted to the first ring gear via the first pinion, and further , the engaged first clutch and second carrier are transmitted. When the transmission range is high range, the second ring gear is fixed by engaging the second clutch, so that the torque input to the first sun gear is the second planetary gear mechanism. 2 is transmitted to the sun gear and transmitted from the second carrier supporting the second pinion meshing with the second sun gear and the second ring gear to the output shaft.

トロイダル変速部が入力軸に並んで配設されるダブルキャビティ式のトロイダル変速機構であるときは、入力軸と出力軸を同一軸線上に配置し、中空駆動軸を入力軸に回転自在に嵌合すると共に、中空駆動軸の一端を第２出力ディスクに連結し、中空駆動軸の他端をサンギヤに連結したので、第２入力ディスクと第２出力ディスクとを跨ぐように入力軸に平行に配置されていた平行軸が不要となり、変速機自体を径方向に小型化することができる。   When the toroidal transmission unit is a double-cavity toroidal transmission mechanism that is arranged side by side with the input shaft, the input shaft and output shaft are arranged on the same axis, and the hollow drive shaft is rotatably fitted to the input shaft. In addition, one end of the hollow drive shaft is connected to the second output disk, and the other end of the hollow drive shaft is connected to the sun gear, so that the second input disk and the second output disk are placed in parallel with the input shaft. The parallel shaft that has been used is not necessary, and the transmission itself can be downsized in the radial direction.

また、遊星歯車機構におけるピニオンとして、第１遊星ギヤと第２遊星ギヤを有するダブルピニオン式の遊星歯車機構を採用すると、トルクが歯数の少ないサンギヤから歯数の多いリングギヤへと伝達されるように構成され、無段変速機全体の変速比幅が大きくなる。   Further, when a double pinion type planetary gear mechanism having a first planetary gear and a second planetary gear is adopted as a pinion in the planetary gear mechanism, torque is transmitted from the sun gear having a small number of teeth to the ring gear having a large number of teeth. The transmission ratio width of the entire continuously variable transmission is increased.

この発明による無段変速機は、上記のように構成されているので、次のような効果を有する。即ち、この無段変速機は、トロイダル変速機構の後流側において同軸駆動部の後流に配設されていた二列の遊星歯車機構のうち１列の遊星歯車機構を同軸駆動部側に組み込むことで、一つの歯車段を省略することができ、変速機の全長を短縮化することができる。また、第１クラッチと第２クラッチとの２つのクラッチが配設されるが、ハイレンジ用の第２クラッチがケースに固定され、且つ油圧ピストンがケースに取り付けられるので、クラッチ用の配管が容易になると共に、クラッチ作動機構用のピストンが回転しないので、遠心力が発生せず、クラッチ作動油圧が回転数で変化することもない。
更に、第１遊星歯車機構においては、中空駆動軸に一体的に連結された第１サンギヤと入力軸に連結された第１キャリヤとに対して入力があり、その入力に対して、２つのクラッチの選択的な締結により、第１キャリヤに回転自在に支持されており第１サンギヤに噛み合うダブルピニオンに構成された第１ピニオン、又は第１ピニオンに噛み合う第１リングギヤを介して、それぞれの回転が出力軸に取り出されるので、第１遊星歯車機構の構造が極めて有効に活用され、第１遊星歯車機構においてはトロイダル変速機構側からの入力を受けて、トロイダル変速機構側とは反対側（後流側）へと出力され、したがって、スペース的に効率の良い配置が得られる。 Since the continuously variable transmission according to the present invention is configured as described above, it has the following effects. That is, this continuously variable transmission incorporates one row of planetary gear mechanisms on the coaxial drive portion side out of the two rows of planetary gear mechanisms arranged downstream of the coaxial drive portion on the downstream side of the toroidal transmission mechanism. Thus, one gear stage can be omitted, and the overall length of the transmission can be shortened. Two clutches, the first clutch and the second clutch, are provided, but the second clutch for the high range is fixed to the case, and the hydraulic piston is attached to the case, so the piping for the clutch is easy. In addition, since the piston for the clutch operating mechanism does not rotate, no centrifugal force is generated, and the clutch operating hydraulic pressure does not change with the rotational speed.
Further, in the first planetary gear mechanism, there are inputs to the first sun gear integrally connected to the hollow drive shaft and the first carrier connected to the input shaft, and two clutches are provided for the input. With the selective fastening, each rotation is supported via a first pinion configured as a double pinion that is rotatably supported by the first carrier and meshes with the first sun gear, or a first ring gear meshed with the first pinion. Since it is taken out to the output shaft, the structure of the first planetary gear mechanism is utilized very effectively. In the first planetary gear mechanism, the input from the toroidal transmission mechanism side is received and the side opposite to the toroidal transmission mechanism side (rear flow) Therefore, a space-efficient arrangement can be obtained.

トロイダル変速機構としてダブルキャビティ式のトロイダル変速機構を採用した場合には、入力軸と出力軸を同一軸線上に配置し、中空駆動軸を入力軸に回転自在に嵌合すると共に、中空駆動軸の一端を第２出力ディスクに連結し、中空駆動軸を第２入力ディスクの中心孔に挿通して、中空駆動軸の他端をサンギヤに連結したので、従来、第２入力ディスクを跨ぐように入力軸に平行に配置されていたカウンタ軸が不要となり、径方向に小型化することができる。   When a double cavity type toroidal transmission mechanism is adopted as the toroidal transmission mechanism, the input shaft and the output shaft are arranged on the same axis, the hollow drive shaft is rotatably fitted to the input shaft, and the hollow drive shaft One end is connected to the second output disk, the hollow drive shaft is inserted through the center hole of the second input disk, and the other end of the hollow drive shaft is connected to the sun gear. The counter shaft arranged in parallel with the shaft becomes unnecessary, and the size can be reduced in the radial direction.

以下、図面を参照しながら、この発明による無段変速機の一実施例について説明する。図１はこの発明による無段変速機の一実施例を示す概略図であり、図２は図１に示す無段変速機によって得られる速度比を説明するグラフである。図１に示す無段変速機は、図３に示した従来の無段変速機と同様、２組のトロイダル変速部８，９を同軸上に対向して配置したダブルキャビティ式のトロイダル型無段変速機構を備えた無段変速機である。トロイダル変速部８，９については、図３に示したトロイダル変速部８，９と同じ構造を有しているので、同等の構成要素には同じ符号を付しているので、再度の説明を省略する。   Hereinafter, an embodiment of a continuously variable transmission according to the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic view showing an embodiment of a continuously variable transmission according to the present invention, and FIG. 2 is a graph for explaining a speed ratio obtained by the continuously variable transmission shown in FIG. The continuously variable transmission shown in FIG. 1 is a double cavity type toroidal continuously variable transmission in which two sets of toroidal transmission parts 8 and 9 are arranged coaxially facing each other, like the conventional continuously variable transmission shown in FIG. A continuously variable transmission including a speed change mechanism. Since the toroidal transmission units 8 and 9 have the same structure as that of the toroidal transmission units 8 and 9 shown in FIG. 3, the same components are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted. To do.

第２出力ディスク５に連結されている中空駆動軸１５は、第２出力ディスク５に対向して配置された第２入力ディスク４の中心孔を貫通して延びており、第２入力ディスク４を回転自在に支持されている。中空駆動軸１５は、また入力軸１に嵌合し、入力軸１に対して回転自在に支持されている。図中、符号Ａは入力ディスク２，４の回転方向を示し、また、符号Ｂは出力ディスク３，５の回転方向を示す。   The hollow drive shaft 15 connected to the second output disk 5 extends through the center hole of the second input disk 4 disposed so as to face the second output disk 5, and the second input disk 4 is connected to the second output disk 5. It is supported rotatably. The hollow drive shaft 15 is also fitted to the input shaft 1 and is rotatably supported with respect to the input shaft 1. In the figure, symbol A indicates the rotation direction of the input disks 2 and 4, and symbol B indicates the rotation direction of the output disks 3 and 5.

トロイダル変速部８，９は、軸方向に互いに並置された第１及び第２の遊星歯車機構１６，３０を経て出力軸４０に連結されている。第１遊星歯車機構１６は、中空駆動軸１５の他端に一体に連結された第１サンギヤ１７と、入力軸１及び入力ディスク４に一体に連結されている第１キャリヤ１８と、第１キャリヤ１８に回転自在に軸支持され且つ第１サンギヤ１７に噛み合っている第１遊星ギヤ２０を備えたステップギヤ１９と、第１キャリヤ１８に軸２４によって回転自在に軸支され且つ第１遊星ギヤ２０に噛み合っている第２遊星ギヤ２３と、第２遊星ギヤ２３に噛み合っている第１リングギヤ２５とから構成されたダブルピニオン式の遊星歯車機構である。第１遊星ギヤ２０と第２遊星ギヤ２３とは、第１遊星歯車機構１６における第１ピニオンを構成している。   The toroidal transmission units 8 and 9 are connected to the output shaft 40 via first and second planetary gear mechanisms 16 and 30 juxtaposed in the axial direction. The first planetary gear mechanism 16 includes a first sun gear 17 that is integrally connected to the other end of the hollow drive shaft 15, a first carrier 18 that is integrally connected to the input shaft 1 and the input disk 4, and a first carrier. A step gear 19 having a first planetary gear 20 rotatably supported by a shaft 18 and meshed with the first sun gear 17, and a first planetary gear 20 rotatably supported by a shaft 24 on a first carrier 18. 2 is a double pinion type planetary gear mechanism composed of a second planetary gear 23 meshing with the first planetary gear 23 and a first ring gear 25 meshing with the second planetary gear 23. The first planetary gear 20 and the second planetary gear 23 constitute a first pinion in the first planetary gear mechanism 16.

ステップギヤ１９の他方の歯車２１は、入力軸１と同軸のステップギヤ２６の歯車２７と噛み合っている。第１遊星歯車機構１６に並置された第２遊星歯車機構３０も第１遊星歯車機構１６と同様のダブルピニオン式の遊星歯車機構である。第２遊星歯車機構３０は、ステップギヤ２６の他方の歯車である第２サンギヤ２８と、第２キャリア３１、３２に軸３４によって回転自在に軸支持された第３遊星ギヤ３３と、キャリア３１，３２に軸３６によって回転自在に軸支持され且つ第３遊星ギヤ３３と噛み合う第４遊星ギヤ３５と、第４遊星ギヤ３５と噛み合う第２リングギヤ３７とから構成されている。第３遊星ギヤ３３と第４遊星ギヤ３５とは、第２遊星歯車機構３０の第２ピニオンを構成している。   The other gear 21 of the step gear 19 meshes with a gear 27 of a step gear 26 that is coaxial with the input shaft 1. The second planetary gear mechanism 30 juxtaposed with the first planetary gear mechanism 16 is also a double pinion type planetary gear mechanism similar to the first planetary gear mechanism 16. The second planetary gear mechanism 30 includes a second sun gear 28 that is the other gear of the step gear 26, a third planetary gear 33 that is rotatably supported by a second carrier 31, 32 on a shaft 34, a carrier 31, A fourth planetary gear 35 that is rotatably supported by a shaft 36 by a shaft 36 and meshes with the third planetary gear 33, and a second ring gear 37 that meshes with the fourth planetary gear 35. The third planetary gear 33 and the fourth planetary gear 35 constitute a second pinion of the second planetary gear mechanism 30.

第１遊星歯車機構１６の第１リングギヤ２５は、第２遊星歯車機構３０の第２キャリア３１に対して第１クラッチ３８を介して締結可能である。また、第２遊星歯車機構３０の第２リングギヤ３７は、ケース１３に対して第２クラッチ３９を介して締結可能である。この実施例によれば、ステップギヤ１９に関連して設けられる第１ピニオンはダブルピニオン化され、ダブルピニオンの外周部に第１リングギヤ２５を噛み合わせて第１遊星歯車機構１６に構成されている。この実施例に示す無段変速機は、図３に示す無段変速機と比較して、出力歯車機構５４に含まれる一方の遊星歯車機構を廃止したものである。   The first ring gear 25 of the first planetary gear mechanism 16 can be fastened to the second carrier 31 of the second planetary gear mechanism 30 via the first clutch 38. Further, the second ring gear 37 of the second planetary gear mechanism 30 can be fastened to the case 13 via the second clutch 39. According to this embodiment, the first pinion provided in association with the step gear 19 is formed into a double pinion, and the first planetary gear mechanism 16 is configured by meshing the first ring gear 25 with the outer periphery of the double pinion. . The continuously variable transmission shown in this embodiment is one in which one planetary gear mechanism included in the output gear mechanism 54 is eliminated as compared with the continuously variable transmission shown in FIG.

この無段変速機は上記のように構成されているが、トロイダル変速機構の作動については、図３に示したトロイダル変速機構の作動と同様であるので、再度の説明を省略する。トロイダル変速部８，９の作動により、出力ディスク３，５と出力ディスク３，５に連結されている中空駆動軸１５とが入力ディスク２，４の回転方向と反対方向に回転する。第１遊星歯車機構１６においては、中空駆動軸１５の回転によって第１サンギヤ１７が、また入力軸１の回転によって第１キャリヤ１８が、それぞれ反対向きに回転する。   Although the continuously variable transmission is configured as described above, the operation of the toroidal transmission mechanism is the same as the operation of the toroidal transmission mechanism shown in FIG. By the operation of the toroidal transmission units 8 and 9, the output disks 3 and 5 and the hollow drive shaft 15 connected to the output disks 3 and 5 rotate in the direction opposite to the rotation direction of the input disks 2 and 4. In the first planetary gear mechanism 16, the first sun gear 17 is rotated in the opposite direction by the rotation of the hollow drive shaft 15, and the first carrier 18 is rotated in the opposite direction by the rotation of the input shaft 1.

ローレンジ用である第１クラッチ３８を締結してハイレンジ用である第２クラッチ３９の締結を解放した状態で入力軸１に回転を与えると、第１遊星歯車機構１６の第１リングギヤ２５と第２遊星歯車機構３０の第２キャリヤ３１，３２とが固定され、変速レンジはローレンジとなる。このとき、出力は、第１リングギヤ２５から第２キャリヤ３１，３２を経て出力軸４０に伝達される。トロイダル変速機構の変速比（減速比のこと：入力回転数／出力回転数）の絶対値が小さい（したがって、変速比の逆数としての速度比の絶対値は大きい）と、第１サンギヤ１７の回転が速くなり、第１遊星ギヤ２０及び第２遊星ギヤ２３がそれぞれ正回転、逆回転し、第１キャリヤ１８の正回転を上回って第１リングギヤ２５が逆回転し、出力軸４０は逆回転して、ＣＶＴ全体としてのは回転は負となる（図２のＲで示す作動領域）。図２に示すグラフにおいて、トロイダル変速機構の出力ディスクの回転は入力ディスクの回転を逆転して伝達するので、符号はマイナスを付して説明されている。   When the input shaft 1 is rotated with the first clutch 38 for low range engaged and the second clutch 39 for high range released, the second ring gear 25 of the first planetary gear mechanism 16 and the second The second carriers 31 and 32 of the planetary gear mechanism 30 are fixed, and the shift range is a low range. At this time, the output is transmitted from the first ring gear 25 to the output shaft 40 via the second carriers 31 and 32. If the absolute value of the gear ratio (reduction ratio: input speed / output speed) of the toroidal transmission mechanism is small (therefore, the absolute value of the speed ratio as the reciprocal of the gear ratio is large), the rotation of the first sun gear 17 The first planetary gear 20 and the second planetary gear 23 rotate forward and backward, respectively, the first ring gear 25 reversely rotates above the normal rotation of the first carrier 18, and the output shaft 40 rotates reversely. Thus, the rotation of the CVT as a whole is negative (operation region indicated by R in FIG. 2). In the graph shown in FIG. 2, since the rotation of the output disk of the toroidal transmission mechanism is transmitted by reversing the rotation of the input disk, the sign is described with a minus sign.

トロイダル変速機構の変速比の絶対値（減速比）が大きく（速度比の絶対値は小さく）なり、第１サンギヤ１７の回転が遅くなると、入力軸１の回転に伴って第１キャリヤ１８が回転する正回転の影響が相対的に大きくなり、第１リングギヤ２５が正回転し、出力軸４０も正回転してＣＶＴ全体としての速度比は、図２で実線のように次第に大きくなる方向に変化する（図２のＦＬで示す作動領域）。トロイダル変速機構の速度比が大きくなる途中において、出力軸４０の回転速度が０となるニュートラルな変速状態（図２のＮで示す作動点）が現れる。   When the absolute value (reduction ratio) of the transmission ratio of the toroidal transmission mechanism is large (the absolute value of the speed ratio is small) and the rotation of the first sun gear 17 is slowed, the first carrier 18 rotates as the input shaft 1 rotates. The effect of the forward rotation becomes relatively large, the first ring gear 25 rotates forward, the output shaft 40 also rotates forward, and the speed ratio of the CVT as a whole changes in a direction that gradually increases as shown by the solid line in FIG. (Operation region indicated by FL in FIG. 2). As the speed ratio of the toroidal transmission mechanism increases, a neutral shift state (the operating point indicated by N in FIG. 2) in which the rotation speed of the output shaft 40 becomes zero appears.

変速機を制御するコントローラは、トロイダル変速機構の変速比の検出信号を受けて、第１クラッチ３８を締結した状態での変速機全体の速度比の上昇が略最大に達したときに、第１クラッチ３８の締結を解除し且つ第２クラッチ３９を締結する制御を行う。この状態では第１リングギヤ２５は回転フリーとなり、変速機全体の変速レンジはハイレンジに移行する。トロイダル変速機構の変速比（減速比）の絶対値を小さく（速度比の絶対値は大きく）していくと、第１サンギヤ１７の回転が速くなり、ステップギヤ１９，２６の回転速度が速くなる。したがって、回転が阻止されている第２リングギヤ３７に対する第３遊星ギヤ３３及び第４遊星ギヤ３５の自転速度が速くなって、第２キャリヤ３１，３２の回転、即ち、出力軸４０の回転が更に速くなり、ＣＶＴ全体としての速度比は図２の破線で示すように一層大きくなる方向に変化する。   The controller that controls the transmission receives the detection signal of the transmission ratio of the toroidal transmission mechanism, and when the increase in the overall transmission speed ratio in the state where the first clutch 38 is engaged reaches a substantially maximum value, Control for releasing the engagement of the clutch 38 and engaging the second clutch 39 is performed. In this state, the first ring gear 25 is free to rotate, and the shift range of the entire transmission shifts to the high range. When the absolute value of the gear ratio (reduction ratio) of the toroidal transmission mechanism is decreased (the absolute value of the speed ratio is increased), the rotation of the first sun gear 17 is increased and the rotation speed of the step gears 19 and 26 is increased. . Accordingly, the rotation speeds of the third planetary gear 33 and the fourth planetary gear 35 with respect to the second ring gear 37 whose rotation is blocked are increased, and the rotation of the second carriers 31 and 32, that is, the rotation of the output shaft 40 is further increased. The speed ratio of the CVT as a whole changes in an increasing direction as shown by the broken line in FIG.

次に、この発明による無段変速機によって得られる速度比について説明する。まず、次のように符号を定義する。
Ｉ：トロイダル型無段変速機全体の速度比
ＩCVT ：トロイダル変速機構の速度比
Ｚ1 ：第１サンギヤの歯数
Ｚ2 ：歯車２７の歯数
Ｚ3 ：第２サンギヤの歯数
Ｚ4 ：第１遊星ギヤ２０の歯数
Ｚ5 ：第１リングギヤの歯数
Ｚ6 ：歯車２１の歯数
Ｚ7 ：第２リングギヤ３７の歯数
ローレンジを選択した場合には、第１サンギヤ１７での回転数ｗS1は、次の式で与えられる。
ｗS1＝ＩCVT ×ｗi
出力回転数ｗO は、第１リングギヤ２５の回転数と同じであるから、
ｗO ＝（Ｚ1 ／Ｚ5 ）×ｗS1＋（１−Ｚ1 ／Ｚ5 ）×ｗi
＝〔（ＩCVT ×（Ｚ1 ／Ｚ5 ）＋１−Ｚ1 ／Ｚ5 〕×ｗi
この発明によるローレンジにおけるトロイダル型無段変速機の速度比ＩL は、
ＩL ＝ｗO ／ｗi ＝ＩCVT ×（Ｚ1 ／Ｚ5 ）＋１−Ｚ1 ／Ｚ5 ・・・（１）
となる。
Next, the speed ratio obtained by the continuously variable transmission according to the present invention will be described. First, a code is defined as follows.
I: Speed ratio of the entire toroidal type continuously variable transmission ICVT: Speed ratio of the toroidal transmission mechanism Z1: Number of teeth of the first sun gear Z2: Number of teeth of the gear 27 Z3: Number of teeth of the second sun gear Z4: First planetary gear 20 Number of teeth Z5: number of teeth of the first ring gear Z6: number of teeth of the gear 21 Z7: number of teeth of the second ring gear 37 When the low range is selected, the rotational speed wS1 of the first sun gear 17 is given by Given.
wS1 ＝ ICVT × wi
Since the output rotational speed w0 is the same as the rotational speed of the first ring gear 25,
wO = (Z1 / Z5) * wS1 + (1-Z1 / Z5) * wi
= [(ICVT × (Z1 / Z5) + 1−Z1 / Z5] × wi
The speed ratio IL of the toroidal continuously variable transmission in the low range according to the present invention is
IL = wO / wi = ICVT.times. (Z1 / Z5) + 1-Z1 / Z5 (1)
It becomes.

ハイレンジを選択した場合には、第２サンギヤ２８の回転数ｗS3は、次の式で与えられる。
ｗS3＝Ｉ0 ×ｗS1＋（１−Ｉ0 ）×ｗi
＝（Ｉ0 ×ＩCVT ＋１−Ｉ0 ）×ｗi
ここでＩ0 ＝（Ｚ6 ×Ｚ1 ）／（Ｚ2 ×Ｚ4 ）である。
出力回転数ｗO と、第２サンギヤ２８の回転数ｗS3との間には、次の関係式がある。
（１−Ｚ3 ／Ｚ7 ）×ｗO ＝−（Ｚ3 ／Ｚ7 ）×ｗS3
したがって、ｗO は次の式で求められる。
ｗO ＝−〔（Ｚ3 ／Ｚ7 ）／（１−Ｚ3 ／Ｚ7 ）〕×（Ｉ0 ×ＩCVT ＋１−Ｉ0 ）×ｗi この発明によるハイレンジにおけるトロイダル型無段変速機の速度比ＩH は、
ＩH ＝ｗO ／ｗi ＝−〔（Ｚ3 ／Ｚ7 ）／（１−Ｚ3 ／Ｚ7 ）〕
×（Ｉ0 ×ＩCVT ＋１−Ｉ0 ）・・・（２）
となる。 When the high range is selected, the rotational speed wS3 of the second sun gear 28 is given by the following equation.
wS3 = I0 * wS1 + (1-I0) * wi
= (I0 * ICVT + 1-I0) * wi
Here, I0 = (Z6 * Z1) / (Z2 * Z4).
The following relational expression exists between the output rotational speed wO and the rotational speed wS3 of the second sun gear 28.
(1-Z3 / Z7) * w0 =-(Z3 / Z7) * wS3
Therefore, wO is obtained by the following equation.
wO =-[(Z3 / Z7) / (1-Z3 / Z7)] * (I0 * ICVT + 1-I0) * wi The speed ratio IH of the toroidal continuously variable transmission in the high range according to the present invention is
IH = wO / wi =-[(Z3 / Z7) / (1-Z3 / Z7)]
X (I0 XICVT + 1-I0) (2)
It becomes.

第１遊星歯車機構１６及び第２遊星歯車機構３０において、第１サンギヤの歯数Ｚ1 ，歯車２７の歯数Ｚ2 ，第２サンギヤの歯数Ｚ3 ，第１遊星ギヤ２０の歯数Ｚ4 ，第１リングギヤの歯数Ｚ5 ，歯車２１の歯数Ｚ6 及び第２リングギヤ３７の歯数Ｚ7 を、それぞれ３３，３２，３５，３２，９９，３３，８２とした場合、トロイダル変速機構の速度比ＩCVT が−０．５４〜−２．３の範囲にあるとき、上記（１）式及び（２）式を用いて得られた無段変速機全体（ＣＶＴ）の速度比ＩL 及びＩH の計算結果が表１に示され、且つ図２のグラフに示されている（実線がローレンジの場合の変速比ＩL であり、破線がハイレンジの場合の変速比ＩH である）。

Figure 0004687702

図２では、縦軸に無段変速機の速度比Ｉ（Ｔ／Ｍレシオ）、横軸にトロイダル変速機構の速度比ＩCVT が取られている。図２及び表１から明らかなように、この発明によるトロイダル型無段変速機は、従来のトロイダル型無段変速機に比べて、大きな変速比を得ることができる。
In the first planetary gear mechanism 16 and the second planetary gear mechanism 30, the number of teeth Z1 of the first sun gear, the number of teeth Z2 of the gear 27, the number of teeth Z3 of the second sun gear, the number of teeth Z4 of the first planetary gear 20, the first When the number of teeth Z5 of the ring gear, the number of teeth Z6 of the gear 21 and the number of teeth Z7 of the second ring gear 37 are 33, 32, 35, 32, 99, 33 and 82, respectively, the speed ratio ICVT of the toroidal transmission mechanism is − When it is in the range of 0.54 to -2.3, the calculation results of the speed ratios IL and IH of the entire continuously variable transmission (CVT) obtained by using the equations (1) and (2) are shown in Table 1. 2 and shown in the graph of FIG. 2 (the solid line is the gear ratio IL in the low range, and the broken line is the gear ratio IH in the high range).
Figure 0004687702
In FIG. 2, the vertical axis represents the speed ratio I (T / M ratio) of the continuously variable transmission, and the horizontal axis represents the speed ratio ICVT of the toroidal transmission mechanism. As is apparent from FIG. 2 and Table 1, the toroidal type continuously variable transmission according to the present invention can obtain a larger speed ratio than the conventional toroidal type continuously variable transmission.


上記実施例においては、第１遊星歯車機構１６を第１キャリヤ１８の第１サンギヤ１７側に設けたが、第１キャリヤ１８のステップギヤ１９の他方の歯車２１側に設けても同様の作用を得ることができる。また、上記実施例において遊星歯車機構３０として、第３遊星ギヤ３３と第４遊星ギヤ３５とを有するダブルピニオン式の遊星歯車機構３０を採用しているが、第２遊星歯車機構をシングルピニオン式の遊星歯車機構とし、トルクを第１リングギヤ２５、第２リングギヤ３７、及び出力軸４０を経由した伝達としても、遊星歯車機構３０と同様の作用を得ることができる。
In the above embodiment, the first planetary gear mechanism 16 is provided on the first sun gear 17 side of the first carrier 18, but the same effect can be obtained if it is provided on the other gear 21 side of the step gear 19 of the first carrier 18. Obtainable. Further, in the above embodiment, the double pinion type planetary gear mechanism 30 having the third planetary gear 33 and the fourth planetary gear 35 is employed as the planetary gear mechanism 30, but the second planetary gear mechanism is a single pinion type. The same effect as that of the planetary gear mechanism 30 can be obtained even when the torque is transmitted through the first ring gear 25, the second ring gear 37, and the output shaft 40.

この発明による無段変速機の一実施例を示す概略図である。It is the schematic which shows one Example of the continuously variable transmission by this invention. トロイダル変速機構の速度比ＩCVT に対するトロイダル型無段変速機の速度比Ｉを示すグラフである。It is a graph which shows the speed ratio I of the toroidal type continuously variable transmission with respect to the speed ratio ICVT of the toroidal transmission mechanism. 従来の無段変速機の一例を示す概略図である。It is the schematic which shows an example of the conventional continuously variable transmission.

符号の説明Explanation of symbols

１ 入力軸
２ 第１入力ディスク
３ 第１出力ディスク
４ 第２入力ディスク
５ 第２出力ディスク
６ 第１パワーローラ
７ 第２パワーローラ
８，９ トロイダル変速部
１２ 傾転軸
１３ ケース
１５ 中空駆動軸
１６ 第１遊星歯車機構
１７ 第１サンギヤ
１８ 第１キャリヤ
１９ ステップギヤ
２０ 第１遊星ギヤ
２３ 第２遊星ギヤ
２５ 第１リングギヤ
２６ ステップギヤ
２８ 第２サンギヤ
３０ 第２遊星歯車機構
３１，３２ 第２キャリヤ
３３ 第３遊星ギヤ
３５ 第４遊星ギヤ
３７ 第２リングギヤ
３８ 第１クラッチ（ローレンジ用）
３９ 第２クラッチ（ハイレンジ用）
４０ 出力軸 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Input shaft 2 1st input disk 3 1st output disk 4 2nd input disk 5 2nd output disk 6 1st power roller 7 2nd power roller 8, 9 Toroidal transmission part 12 Tilt shaft 13 Case 15 Hollow drive shaft 16 First planetary gear mechanism 17 First sun gear 18 First carrier 19 Step gear 20 First planetary gear 23 Second planetary gear 25 First ring gear 26 Step gear 28 Second sun gear 30 Second planetary gear mechanisms 31, 32 Second carrier 33 Third planetary gear 35 Fourth planetary gear 37 Second ring gear 38 First clutch (for low range)
39 Second clutch (for high range)
40 Output shaft

Claims (5)

入力軸と共に回転する入力ディスク、該入力ディスクに対向して配置され前記入力軸に対して回転自在に支持された出力ディスク、及び前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間に配置され且つ固定のケースに対して傾転可能に支持されたパワーローラを有する少なくとも一組のトロイダル変速部から成るトロイダル変速機構と、
前記出力ディスクに一体に連結され前記入力軸に対して回転自在に嵌合する中空駆動軸と、
前記中空駆動軸に一体的に連結された第１サンギヤ、前記入力軸に連結された第１キャリヤ、当該第１キャリヤに回転自在に支持されており前記第１サンギヤに噛み合う第１ピニオン、及び前記第１ピニオンに噛み合う第１リングギヤを備える第１遊星歯車機構と、 少なくとも２つのクラッチと、を具備し、
前記第１遊星歯車機構の前記第１ピニオンは、前記第１サンギヤに噛み合う第１遊星ギヤと、前記第１遊星ギヤ及び前記第１リングギヤに噛み合う第２遊星ギヤとから成るダブルピニオンであり、
前記少なくとも２つのクラッチのうち、第１のクラッチを締結して、前記第１リングギヤの回転が前記出力軸に取り出され、第２のクラッチを締結して、前記第１遊星歯車機構の前記第１遊星ギヤの回転が出力軸に取り出されること
から成る無段変速機。 An input disk that rotates together with the input shaft, an output disk that is disposed so as to face the input disk and is rotatably supported with respect to the input shaft, and a fixed case that is disposed between the input disk and the output disk A toroidal transmission mechanism comprising at least a pair of toroidal transmission units each having a power roller supported to be tiltable with respect to
A hollow drive shaft that is integrally connected to the output disk and is rotatably fitted to the input shaft;
A first sun gear integrally connected to the hollow drive shaft; a first carrier connected to the input shaft; a first pinion rotatably supported by the first carrier and meshing with the first sun gear; and A first planetary gear mechanism having a first ring gear meshing with the first pinion, and at least two clutches ;
The first pinion of the first planetary gear mechanism is a double pinion comprising a first planetary gear that meshes with the first sun gear and a second planetary gear that meshes with the first planetary gear and the first ring gear,
Of the at least two clutches, the first clutch is engaged, the rotation of the first ring gear is extracted to the output shaft, the second clutch is engaged, and the first planetary gear mechanism of the first planetary gear mechanism is engaged. A continuously variable transmission, in which the rotation of the planetary gear is taken out to the output shaft. 前記第１遊星歯車機構の前記第１ピニオンと前記第１リングギヤとは、前記２つのクラッチと第２遊星歯車機構との組み合わせを介して前記出力軸に連結されており、
前記第２遊星歯車機構は、前記第１リングギヤからの前記回転と前記第１ピニオンからの前記回転とを、いずれかを回転逆にして前記出力軸に出力すること
から成る請求項１に記載の無段変速機。 The The first ring gear and the first pinion of the first planetary gear mechanism is coupled to the output shaft through a combination of the two clutches and the second planetary gear mechanism,
The second planetary gear mechanism, according to claim 1 consisting in output and the rotation from the first pinion and the rotation from the first Ringugi Ya, and any to rotate contrary to said output shaft Continuously variable transmission. 前記第１リングギヤの回転が前記第１のクラッチを介して前記出力軸と連結されるときには、変速レンジは前記出力軸の回転速度がゼロとなるニュートラルな変速状態を含むローレンジであり、
前記第１ピニオンの回転が前記第２のクラッチを介して前記出力軸と連結されるときには、変速レンジは前記第１キャリヤと前記第１ピニオンとからトルクが伝達されるハイレンジであること
からなる請求項２に記載の無段変速機。 Wherein when the first Ringugi rotation of Ya is connected to the output shaft through the first clutch, shift range is the low range including neutral shifting state in which the rotational speed of the output shaft is zero,
When the rotation of the first pinion is connected to the output shaft via the second clutch, the shift range is a high range in which torque is transmitted from the first carrier and the first pinion. The continuously variable transmission according to Item 2 . 第２遊星歯車機構は、前記第１ピニオンの回転が伝達される第２サンギヤ、前記第２サンギヤに噛み合う第２ピニオン、前記第２ピニオンを回転自在に支持する第２キャリヤ、及び前記第２ピニオンに噛み合う第２リングギヤから成る一段の遊星歯車機構であり、
前記変速レンジが前記ハイレンジであるときには、前記第２のクラッチは前記第２リングギヤの回転を固定するクラッチであること
からなる請求項３に記載の無段変速機。 The second planetary gear mechanism includes a second sun gear to which rotation of the first pinion is transmitted, a second pinion that meshes with the second sun gear, a second carrier that rotatably supports the second pinion, and the second pinion Is a one-stage planetary gear mechanism comprising a second ring gear meshing with
The continuously variable transmission according to claim 3 , wherein when the shift range is the high range, the second clutch is a clutch that fixes rotation of the second ring gear. 前記トロイダル変速機構は、前記出力ディスクが背中合わせに連結された二組の前記トロイダル変速部から成り、
前記入力軸は、前方の前記トロイダル変速部の前記入力ディスクとの間にローディングカム式の押圧機構が設けられていると共に、後方の前記トロイダル変速部の前記入力ディスクとは一体的に連結されており、
前記入力軸と前記第１キャリヤとは一体的に連結されていること
からなる請求項１に記載の無段変速機。 The toroidal transmission mechanism comprises two sets of the toroidal transmission units in which the output disks are connected back to back,
A loading cam type pressing mechanism is provided between the input shaft and the input disk of the front toroidal transmission unit, and is integrally connected to the input disk of the rear toroidal transmission unit. And
The continuously variable transmission according to claim 1, wherein the input shaft and the first carrier are integrally connected.
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