JPH03125056A - Frictional engaging device in automatic transmission - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To eliminate influence of centrifugal oil pressure by supplying oil pressure to a hydraulic actuator in the stop condition together with a driven side rotating part at forward and neutral, through an oil passage formed with a seal ring on the inner diameter side of a cylinder member. CONSTITUTION:At forward operating a shift lever, oil pressure is supplied to the oil pressure chamber 5a of a hydraulic actuator 5 through an oil passage 12 formed with a seal ring 11 on the inner diameter side of a cylinder member 7. At this time, as the cylinder member 7 is rotatably supported with a case member 10a of driven side and in the stop condition at N condition, oil pressure is raised smoothly and quickly without suffering influence of centrifugal force and a piston member 5b is moved to quickly engage with a forward friction clutch C1. Hereby, rotation of a driving side rotating part 1 is transmitted to a driven side rotating part 2 through a torque transmitting means 9 to advance a vehicle. In this way, shift shock at take-off of the vehicle can be reduced.

Description

【発明の詳細な説明】 （イ）産業上の利用分野 本発明は、自動変速機、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摩擦係合操作装置に係り、詳し
くは油圧アクチュエータにて操作される前進用摩擦クラ
ッチを有する摩擦係合装置に関する。Detailed Description of the Invention (a) Industrial Application Field The present invention relates to a friction engagement operating device suitable for use in an automatic transmission, particularly an automatic continuously variable transmission installed in an automobile. The present invention relates to a friction engagement device having a forward friction clutch operated by an actuator.

（０）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。(0) Prior Art Recently, the present applicant has developed a system that combines a belt type continuously variable transmission (CVT), a low-high-speed mode switching device, and a forward/reverse switching device, as shown in Japanese Unexamined Patent Publication No. 158353/1983. We 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、
かつ人力軸とキャリヤ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 is equipped with dual planetary gears, the sun gear is connected to the input shaft, the carrier is connected to the primary shaft of the continuously variable belt transmission, and
A forward clutch is interposed between the human power shaft and the carrier, and a reverse brake is connected to the ring gear.

そして、前記フォワードクラッチは、入力軸に連結され
たドラム部材と、キャリヤに連結されたハブ部材との間
に多数の摩擦板を介在してなり、かつ前記ドラム部材を
シリンダとしてピストンが嵌合しており、該シリンダ及
びピストンにてフォワードクラッチ用油圧アクチュエー
タを構成している。The forward clutch includes a plurality of friction plates interposed between a drum member connected to an input shaft and a hub member connected to a carrier, and a piston is fitted with the drum member as a cylinder. The cylinder and piston constitute a forward clutch hydraulic actuator.

従って、該前後進切換え装置をニュートラル位置から前
進位置に切換える際、入力軸と共に回転状態にある油圧
アクチュエータに油圧を供給してフォワードクラッチを
接続し、また前進位置からニュートラル位置（又は後進
位置）に切換える際、同様に回転している油圧アクチュ
エータから油圧をドレーンしてフォワードクラッチを解
放するが、この際、油圧アクチュエータ内に残留するオ
イルによる遠心油圧を排出するため、ピストンにチエツ
クボールが配置されている。Therefore, when switching the forward/reverse switching device from the neutral position to the forward position, hydraulic pressure is supplied to the hydraulic actuator rotating with the input shaft to connect the forward clutch, and the forward clutch is switched from the forward position to the neutral position (or reverse position). When switching, the forward clutch is released by draining the hydraulic pressure from the hydraulic actuator, which is also rotating. At this time, a check ball is placed on the piston to drain the centrifugal hydraulic pressure caused by the oil remaining in the hydraulic actuator. There is.

なお一般に、プラネタリギヤ、該プラネタリギヤの各要
素及び入力軸を適宜連結するクラッチ、及びこれら要素
を適宜係止するブレーキからなる自動変速機にあっても
、クラッチを制御する油圧アクチュエータは回転部分に
設けられており、上述同様に、チエツクボールを必要と
している。In general, even in an automatic transmission that includes a planetary gear, a clutch that appropriately connects each element of the planetary gear and an input shaft, and a brake that appropriately locks these elements, a hydraulic actuator that controls the clutch is provided in the rotating part. As mentioned above, a check ball is required.

（ハ）発明が解決しようとする課題 上述油圧アクチュエータにあっては、トレー・ン時、シ
リンダ室内に作用する遠心油圧を排出するため、チエツ
クボールを解放するが、クラッチ係金時、該チエツクボ
ールを閉塞するに足る油圧を供給する必要がある。(c) Problems to be Solved by the Invention In the above hydraulic actuator, the check ball is released in order to discharge the centrifugal hydraulic pressure acting in the cylinder chamber during training, but when the clutch is engaged, the check ball is released. It is necessary to supply sufficient hydraulic pressure to close the

ところで、クラッチ係合に伴うシフトショックを減する
ためには、オリフィスにより油圧を滑らかに供給するこ
とが好ましく、一方、チエツクボールを閉塞するに必要
な油圧は、回転数によって大きく変化し、これらが相俟
って、該チエツクボールを有する油圧アクチュエータの
油圧供給制御の調整は極めて面倒で微妙なものとなり、
供給油圧が高過ぎで係合ショックが大きくなったり、ま
た供給油圧が低く、チエツクボールからの洩れか増大し
てクラッチ係合に長い時間を要する等の不具合を生ずる
ことがある。By the way, in order to reduce the shift shock associated with clutch engagement, it is preferable to supply hydraulic pressure smoothly through an orifice. On the other hand, the hydraulic pressure required to close the check ball varies greatly depending on the rotation speed, and these In combination, adjusting the hydraulic pressure supply control of the hydraulic actuator having the check ball becomes extremely troublesome and delicate.
If the supplied hydraulic pressure is too high, the engagement shock may become large, or if the supplied hydraulic pressure is low, leakage from the check ball may increase, resulting in problems such as a long time required for clutch engagement.

そこで、本発明は、クラッチ操作用油圧アクチュエータ
を回転自在に支持し、クラッチ接続時における遠心油圧
の影響を排除し、もって上述課題を解決した自動変速機
における空振係合装置を提供することを目的とするもの
である。SUMMARY OF THE INVENTION Therefore, an object of the present invention is to provide a vibration engagement device for an automatic transmission that rotatably supports a hydraulic actuator for operating a clutch, eliminates the influence of centrifugal hydraulic pressure when the clutch is connected, and thereby solves the above-mentioned problems. This is the purpose.

（ニ）課題を解決するための手段 本発明は、上述事情に艦みなされたものであって、例え
ば第１図を参照して示すと、駆動側回転部（１）と被動
側回転部（２）との間に前進用摩擦クラッチ（Ｃ１）を
介在し、該前進用摩擦クラッチを、車輌の前進走行操作
によって制御される油圧アクチュエータ（５）にて操作
してなる自動変速機において、前記駆動側回転部（１）
に連結しかつ前記前進用摩擦クラッチ（Ｃ１）の入力部
を構成するハブ部（６）と、前記被動側回転部（２）に
連結しかつ前記前進用摩擦クラッチ（Ｃ１）の出力部を
構成すると共にピストン部材（５ｂ）を嵌合して前記油
圧アクチュエータ（５）を構成するシリンダ部材（７）
と、を備え、前記被動側回転部（２）とシリンダ部材（
７）とを、スプライン等の専らトルクのみを伝達するト
ルク伝達手段（９）にて連結し、また、前記シリンダ部
材（７）の内径部（７ａ）を、ケース部材（，１０ａ）
に直接又は間接的にかつ前記駆動側回転部（１）と同芯
状態を保持して回転自在に支持し、そして、前記油圧ア
クチュエータ（５）は、ニュートラル時、前記被動側回
転部（２）と共に停止状態にあり、かつ前進時、前記シ
リンダ部材内径部（７ａ）の内径側に配置されたシール
リング（１１）にて形成される油路（１２）を介して前
記油圧アクチュエータ（５）に供給される油圧に基づき
前記前進用摩擦クラッチ（Ｃ１）を係合して、前記油圧
アクチュエータ（５）が、前記駆動側回転部（１）及び
被動側回転部（２）と共に回転してなる。(d) Means for Solving the Problems The present invention is based on the above-mentioned circumstances, and for example, as shown in FIG. 2) in which a forward friction clutch (C1) is interposed between the automatic transmission and the forward friction clutch (C1), and the forward friction clutch is operated by a hydraulic actuator (5) that is controlled by the forward traveling operation of the vehicle. Drive side rotating part (1)
a hub part (6) connected to the forward friction clutch (C1) and forming an input part of the forward friction clutch (C1); and a hub part (6) connected to the driven side rotating part (2) and forming an output part of the forward movement friction clutch (C1). and a cylinder member (7) into which the piston member (5b) is fitted to constitute the hydraulic actuator (5).
, the driven side rotating part (2) and the cylinder member (
7) are connected by a torque transmission means (9) such as a spline that exclusively transmits torque, and the inner diameter portion (7a) of the cylinder member (7) is connected to the case member (, 10a).
The hydraulic actuator (5) directly or indirectly supports the driving side rotating part (1) so as to be rotatable while maintaining a concentric state with the driving side rotating part (1), and when in neutral, the hydraulic actuator (5) supports the driven side rotating part (2). When the cylinder member is in a stopped state and moves forward, the oil is supplied to the hydraulic actuator (5) through an oil passage (12) formed by a seal ring (11) arranged on the inner diameter side of the inner diameter portion (7a) of the cylinder member. The forward friction clutch (C1) is engaged based on the supplied hydraulic pressure, and the hydraulic actuator (5) rotates together with the driving side rotating section (1) and the driven side rotating section (2).

一例として、前記駆動側回転部が、エンジンに連結する
入力軸（１）であり、また前記被動側回転部か、前後進
切換え装置用プラネタリギヤ（２）であり、該プラネタ
リギヤが、前記前進用摩擦クラッチ（Ｃ１）と連結する
第１の回転要素（例えばキャリヤ）（２ａ）及び後進用
摩擦ツレーキ（Ｂ２）に連結する第２の回転要素（例え
ばリングギヤ）（２ｂ）を備え、かつ、該後進用摩擦ブ
レーキが、前記ケース部材（１０）との間に配設される
と共に、該ケース部材（１０ｃ）に配設された油圧アク
チュエータ（１３）にて操作されてなり、そして、前進
時、前記前進用摩擦クラッチ（Ｃ１）からのトルクが、
前記第１の回転要素（２ａ）のみを経て所定部材（１５
）に伝達され、また後進時、前記ケース部材（１０）に
配設された油圧アクチュエータ（１３）への油圧供給に
基づく前記後進用摩擦ブレーキ（Ｂ２）の作動により、
前記入力軸（１）のトルクが、前記第２の回転要素（２
ｂ）の固定に基づく前記プラネタリギヤ（２）の歯面を
介して前記所定部材（１５）に伝達されてなる。As an example, the driving side rotating section is an input shaft (1) connected to the engine, and the driven side rotating section is a planetary gear (2) for a forward/reverse switching device, and the planetary gear is the forward friction A first rotating element (for example, a carrier) (2a) connected to the clutch (C1) and a second rotating element (for example, a ring gear) (2b) connected to the reverse friction brake (B2), and A friction brake is disposed between the case member (10) and operated by a hydraulic actuator (13) disposed on the case member (10c). The torque from the friction clutch (C1) for
The predetermined member (15) passes only through the first rotating element (2a).
), and when reversing, the reversing friction brake (B2) is actuated based on the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator (13) disposed on the case member (10).
The torque of the input shaft (1) is applied to the second rotating element (2).
b) is transmitted to the predetermined member (15) via the tooth surface of the planetary gear (2).

また具体的には、前記前後進切換え装置用プラネタリギ
ヤが、デュアルプラネタリギヤ（２）である。More specifically, the planetary gear for the forward/reverse switching device is a dual planetary gear (2).

更に、前記前後進切換え装置用プラネタリギヤ（２）の
第１の回転要素（２ａ）と前記所定部材（１５）とを、
スプライン等の専らトルクのみを伝達するトルク伝達手
段（１６）にて連結してなる。Furthermore, the first rotating element (2a) of the planetary gear (2) for the forward/reverse switching device and the predetermined member (15),
They are connected by a torque transmission means (16) such as a spline that exclusively transmits torque.

また、前記自動変速機（Ａ）が、例えば第２図に示すよ
うに、プライマリプーリ（１７）及びセカンダリプーリ
（１９）との間にベルト（２０）を巻掛けてなるベルト
式無段変速装置（２１）を備えてなり、かつ、前記所定
部材が、前記プライマリプーリの入力部材（１５）であ
る。Further, the automatic transmission (A) is a belt-type continuously variable transmission in which a belt (20) is wound between a primary pulley (17) and a secondary pulley (19), as shown in FIG. 2, for example. (21), and the predetermined member is an input member (15) of the primary pulley.

（ホ）作用 以上構成に基づき、ニュートラル状態にあっては、前進
用摩擦クラッチ（Ｃ１）は解放状態にあり、従ってケー
ス部材（１０ａ）に回転自在に支持されているシリンダ
部材（７）は停止状態にある。この状態で、シフトレバ
−等の操作手段を前進走行位置に操作すると、油圧が油
路（１２）を通って油圧アクチュエータ（５）の油圧室
（５ａ）に供給されるが、この際、シリンダ部材（７）
は停止状態にあるため、遠心力の影響を受けることがな
く、滑らかにかつ素早い応答にて油圧室（５ａ）内の油
圧を上昇し　ピストン部材（５ｂ）を移動して前進用摩
擦クラッチ（Ｃ１）を滑らかにかつ素早く係合する。こ
れにより、駆動側回転部（１）の回転は前進用摩擦クラ
ッチ（Ｃ１）及びトルク伝達手段（９）を介して被動側
回転部（２）に伝達され、車輌は前進する。この際、シ
リンダ部材（７）はケース部材（１０ａ）に浮動支持さ
れている関係上、僅かに傾くことがあっても、該傾ぎ（
カタギ）はトルク伝達手段（９）にて吸収され、被動側
回転部（２）に影響を及ぼすことはない。また、該前進
状態にて、油圧アクチュエータ（５）の油圧をドレーン
すると、前進用摩擦クラッチ（Ｃ１）が解放される。(E) Effect Based on the above configuration, in the neutral state, the forward friction clutch (C1) is in the released state, and therefore the cylinder member (7) rotatably supported by the case member (10a) is stopped. in a state. In this state, when the operating means such as the shift lever is operated to the forward traveling position, hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber (5a) of the hydraulic actuator (5) through the oil passage (12), but at this time, the cylinder member (7)
Since it is in a stopped state, it is not affected by centrifugal force, and increases the oil pressure in the hydraulic chamber (5a) smoothly and quickly, moves the piston member (5b) and activates the forward friction clutch (C1). ) to engage smoothly and quickly. As a result, the rotation of the driving side rotating part (1) is transmitted to the driven side rotating part (2) via the forward friction clutch (C1) and the torque transmitting means (9), and the vehicle moves forward. At this time, since the cylinder member (7) is floatingly supported by the case member (10a), even if the cylinder member (7) is slightly tilted, the tilt (
The torque is absorbed by the torque transmission means (9) and does not affect the driven rotating part (2). Further, in the forward movement state, when the hydraulic pressure of the hydraulic actuator (5) is drained, the forward movement friction clutch (C1) is released.

そして、被動側回転部材（２）かデュアルプラネタリギ
ヤ等のプラネタリギヤであると、前進用摩擦クラッチ（
Ｃ１）からのトルクは、入力軸（１）に連結された第３
の要素（例えばサンギヤ）（２ｃ）により反力を担持さ
れた状態の第１の要素（例えばキャリヤ）（２ａ）によ
りギヤ歯面を介することなく直接プライマリプーリ（１
７）入力部等の所定部材（１５）に正回転が伝達される
。If the driven rotating member (2) is a planetary gear such as a dual planetary gear, the forward friction clutch (
The torque from C1) is applied to the third shaft connected to the input shaft (1).
The primary pulley (1
7) Positive rotation is transmitted to a predetermined member (15) such as an input section.

また、操作手段を後進走行位置に操作すると、ブレーキ
用油圧アクチュエータ（１３）の油圧室（１３ａ）に油
圧が供給され、後進用摩擦ブレーキ（Ｂ２）が係止する
。すると、プラネタリギヤ（２）の第２の要素（例えば
リンクギヤ）（２ｂ）が固定され、入力軸（１）から、
該プラネタリギヤ（２）の第３の要素（例えばサンギヤ
）（２ｃ）に伝達されているトルクは、ギヤ歯面な介し
て第１の要素（例えばキャリヤ）（２ａ）に伝達され、
所定部材（１５）に逆回転が伝達される。この際、ブレ
ーキ用油圧アクチュエータ（１３）はケース部材（１０
）に配設されている関係上、前進用空振クラッチ（Ｃ１
）と同様に、遠心油圧による影響を受けることがなく、
滑らかにかつ素早く係止する。Further, when the operating means is operated to the reverse travel position, hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber (13a) of the brake hydraulic actuator (13), and the reverse friction brake (B2) is locked. Then, the second element (for example, link gear) (2b) of the planetary gear (2) is fixed, and from the input shaft (1),
The torque being transmitted to the third element (e.g. sun gear) (2c) of the planetary gear (2) is transmitted to the first element (e.g. carrier) (2a) via the gear tooth surface,
Reverse rotation is transmitted to the predetermined member (15). At this time, the brake hydraulic actuator (13) is connected to the case member (10).
), the forward vibration clutch (C1
), it is not affected by centrifugal hydraulic pressure,
Locks smoothly and quickly.

この際、プライマリプーリ（１７）又はプラネタリギヤ
（２）に傾ぎを生じても、両者はスプライン等のトルク
伝達手段（１６）にて連結しているので、上記傾ぎによ
る影響を他方に及ぼすことはない。At this time, even if the primary pulley (17) or the planetary gear (2) is tilted, since both are connected by the torque transmission means (16) such as a spline, the influence of the tilt will not be exerted on the other. There isn't.

（へ）発明の詳細 な説明したように、本発明によると、前進用摩擦クラッ
チ（Ｃ１）の係合開始時、油圧アクチュエータ（５）は
停止状態にあって遠心力の影響を受けないので、該油圧
アクチュエータ（５）への油圧供給制御を適正に調整す
ることができ、前進用摩擦クラッチ（Ｃ１）を滑らかに
かつ素早く係合して、車輌発進時のシフトショックの軽
減すると共に、タイムラグを短縮化することができる。(f) As described in detail, according to the present invention, when the forward friction clutch (C1) starts engaging, the hydraulic actuator (5) is in a stopped state and is not affected by centrifugal force. The hydraulic pressure supply control to the hydraulic actuator (5) can be appropriately adjusted, and the forward friction clutch (C1) can be engaged smoothly and quickly, reducing shift shock and time lag when starting the vehicle. It can be shortened.

また、油圧アクチュエータ（５）のシリンダ部材の内径
部（７ａ）をケース部材（１０ａ）に支持し、かつ該内
側部内側にシールリング（１１）を配置したので、シリ
ンダ部材（７）は駆動側回転部（１）との同芯度を正確
に保持した状態で浮動支持され、ブツシュ（２２）等に
よるシリンダ部材内径部（７ａ）の支持面に片当りを生
ずることを防止でき、シールリング（１１）による、確
実な油圧供給と相俟って、耐久性を向上し得る。In addition, since the inner diameter part (7a) of the cylinder member of the hydraulic actuator (5) is supported by the case member (10a) and the seal ring (11) is arranged inside the inner diameter part, the cylinder member (7) is on the drive side. It is floatingly supported while accurately maintaining concentricity with the rotating part (1), and can prevent uneven contact with the support surface of the inner diameter part (7a) of the cylinder member due to the bush (22), etc., and the seal ring ( 11), durability can be improved in combination with reliable hydraulic pressure supply.

また、シリンダ部材（７）と被動側回転部（２）とをト
ルク伝動手段（９）を介して連結したので、シリンダ部
材（７）に傾ぎな生じても、該傾ぎが被動側回転部（２
）に影響して、プラネタリギヤ等の被動側回転部に歯面
の不整噛合等の不具合を生ずることを防止でき、また反
対に、被動側回転部（２）に拘束されてシリンダ部材（
７）の自由な浮動支持が＠害されることを防止し、シリ
ンダ部材内径部（７ａ）の支持面の片当り及び前進用Ｒ
１擦クラッチ（Ｃ１）の片当り等による不具合を防止で
きる。In addition, since the cylinder member (7) and the driven side rotating part (2) are connected via the torque transmission means (9), even if the cylinder member (7) is tilted, the tilt will not affect the driven side rotating part. (2
), it is possible to prevent problems such as misalignment of tooth surfaces in the driven side rotating part (2) of a planetary gear, etc.
7) Free floating support is prevented from being damaged, and the support surface of the inner diameter portion (7a) of the cylinder member is prevented from hitting one side and the R for forward movement is prevented.
Problems caused by uneven contact of the one-friction clutch (C1) can be prevented.

そして、前記被動側回転部（２）が前後進切換え用プラ
ネタリギヤであると、前進用摩擦クラッチ（Ｃ１）から
のトルクが、ギヤ歯面を介することなく所定部材（１５
）に伝達されるので、歯面積度、ガタ等に起因する傾ぎ
、振動等のトルク伝達上の悪影響を前進用摩擦クラッチ
（Ｃ１）及び所定部材（１５）に及ぼすことがなく、正
確でかつ滑らかなトルク伝達を行うことができる。When the driven side rotating part (2) is a planetary gear for forward/reverse switching, the torque from the forward friction clutch (C1) is transmitted to the predetermined member (15) without passing through the gear tooth surface.
), the forward friction clutch (C1) and the predetermined member (15) are not adversely affected by torque transmission such as inclination and vibration caused by tooth area and backlash, and is accurate and Smooth torque transmission is possible.

また、後進時、プラネタリギヤ（２）の第２の要素（２
ｂ）を後進用摩擦ブレーキ（Ｂ２）にて停止すると、該
ブレーキ用油圧アクチュエータ（１３）はケース部材（
１０）に配置されるので、前述した前進時と同様に、後
進時も遠心油圧による影響を排除でき、シフトショック
を軽減できると共に、タイムラグを短縮化することかで
きる。Also, when moving backward, the second element (2) of the planetary gear (2)
b) is stopped by the reverse friction brake (B2), the brake hydraulic actuator (13) is moved to the case member (
10), it is possible to eliminate the influence of centrifugal hydraulic pressure when moving backwards, as well as when moving backwards, reducing shift shock and shortening time lag.

更に、前記前後進切換え装置用プラネタリギヤな、デュ
アルプラネタリギヤ（２）にて構成すると、前後進切換
え装置をコンパクト、特に軸方向を短縮することができ
、車輌搭載性を向上することができる。Furthermore, by configuring the dual planetary gear (2), which is the planetary gear for the forward/reverse switching device, the forward/reverse switching device can be made compact, particularly shortened in the axial direction, and mountability in a vehicle can be improved.

また、プラネタリギヤ（２）の第１の要素（２ａ）と所
定部材（１５）とをトルク伝達手段（１６）を介して連
結すると、所定部材例えばプライマリプーリ（１７）及
びプラネタリギヤ（２）に傾ぎな生じても、該傾ぎに影
響されることなく、トルクのみを正確にかつ確実に伝達
することができる。Furthermore, when the first element (2a) of the planetary gear (2) and the predetermined member (15) are connected via the torque transmission means (16), the predetermined member, for example, the primary pulley (17) and the planetary gear (2), can be Even if such an inclination occurs, only the torque can be transmitted accurately and reliably without being affected by the inclination.

また、自動変速機が、多段自動変速機であると、例えば
、オペレータが発進時にアクセルペダルを踏んだ状態で
シフトレバ−なりレンジに切換える等により、前進用摩
擦クラッチが完全係合しない内に駆動側回転部（１）の
回転数が高くなった場合も、遠心油圧に影響されること
なく滑らかに発進できるが、特に、ベルト式無段変速装
置（２１）を備えた自動無段変速機である場合、該自動
無段変速機は発進時以外シフトショックは生じないので
、発進時のシフトショックが乗り心地上を極めて大きく
目立つが、該発進時のシフトショックを軽減することに
より走行フィーリングを大幅に向上することができる。In addition, if the automatic transmission is a multi-speed automatic transmission, for example, if the operator presses the accelerator pedal when starting and switches to the shift lever or range, the drive side Even when the rotational speed of the rotating part (1) is high, the vehicle can be started smoothly without being affected by centrifugal oil pressure, but in particular, automatic continuously variable transmission equipped with a belt-type continuously variable transmission (21). In this case, the automatic continuously variable transmission does not produce shift shock except when starting, so the shift shock when starting is extremely noticeable in terms of ride comfort, but by reducing the shift shock when starting, the driving feeling can be greatly improved. 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
であるものもある。Note that the reference numerals in parentheses correspond to those in the drawings, but do not limit the structure in any way. Furthermore, even if the same reference numerals are used, some embodiments may be described using different names from the embodiments shown 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) Embodiments Hereinafter, embodiments in which the present invention is applied to an automatic continuously variable transmission for a vehicle will be described along with 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１０を有しており、該ケー
ス１０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２．１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か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３４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５と、油圧ポンプ３５とが
トルクコンバータ３ｏ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, this continuously variable transmission A has a transmission case 10 that is divided into three parts. A primary shaft 31 of the device 2.1 is rotatably supported on the same axis to constitute a first shaft, and a secondary shaft 33 of the continuously variable transmission 21 with an integrally formed output gear 32 is rotatably supported. and constitute the second axis. Further, on the first shaft, there is a dual planetary gear 2 that constitutes a forward/reverse switching device 34, and a forward friction clutch C1 that operates the planetary gear.
The hydraulic actuator 5 and the hydraulic pump 35 are arranged between the torque converter 3o and the primary pulley 17.

流体トルクコンバータ３０は、コンバータハウジング３
６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
タービンランチに並列してロックアツプクラッチ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 3
6, an engine crankshaft 37 is connected to the housing, and a pump impeller is fixed to the housing. Further, a turbine runner is disposed opposite to the pump impeller, and a stator that is prevented from rotating in one direction is disposed between the pump impeller and the turbine runner. Furthermore, a lock-up clutch 39 is disposed in parallel with the turbine launch within the converter housing 36, and the clutch 39 is switched between connection and release by switching the supply oil path by a hydraulic control device (not shown). The torque converter is connected to an input shaft 1, which serves as an output shaft of the torque converter, via a different type of damper spring.

そして、前後進切換え装置３４は、第１図に詳示するよ
うに、サンギヤ２Ｃ１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 34 includes two types of pinions 2p that mesh with the sun gear 2C1.
, 2q, and a dual planetary gear 2 consisting of a carrier 2a and a ring gear 2b.

一方、ミッションケース１０にはポンプケース１０ｂが
ボルト４０ａにより固定されており、かつ該ケース１０
ｂにポンプカバー１０ａがボルト４０ｂにより固定され
て、該カバー１０ａは固定部材となるケース部材を構成
する。更に、該カバー１０ａは入力軸１と同芯状に延び
る円筒部１０ａ　を有しており、該円筒部１０ａ’の内
周側には前記ステータから延びている反力受は用スリー
ブ４１が固定され、かつその外周側にはブツシュ２２を
介してシリンダ部材７の内径部７ａが回転自在に支持さ
れている。また、ポンプカバー１０ａ及びスリーブ４１
には油路１２が形成されており、かつ円筒部１０ａ′の
外周面には前記油路１２を挟んでオイルシール１１，１
１が装着されている。そして、シリンダ部材７は断面コ
字状の環状部材からなり、その内径部７ａが前記ブツシ
ュ２２及びオイルシール１１によりカバー円筒部１０ａ
’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。なお、本実施例は、ケース部材であるカバー円
筒部１０ａ’にシリンダ部材７が直接支持されているが
、ケース部材に支持されている入力軸１上にブツシュ等
を介してシリンダ部材７を支持して、該シリンダ部材７
を入力軸１を介してケース部材に間接的に支持してもよ
い。On the other hand, a pump case 10b is fixed to the mission case 10 with bolts 40a, and
A pump cover 10a is fixed to b by bolts 40b, and the cover 10a constitutes a case member that serves as a fixing member. Further, the cover 10a has a cylindrical portion 10a extending concentrically 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 10a'. The inner diameter portion 7a of the cylinder member 7 is rotatably supported on the outer peripheral side of the cylinder member 7 via a bushing 22. In addition, the pump cover 10a and the sleeve 41
An oil passage 12 is formed in the cylindrical portion 10a', and oil seals 11, 1 are provided on the outer peripheral surface of the cylindrical portion 10a' with the oil passage 12 in between.
1 is installed. The cylinder member 7 is an annular member having a U-shaped cross section, and its inner diameter portion 7a is connected to the cover cylindrical portion 10a by the bush 22 and the oil seal 11.
' is rotatably supported while maintaining concentricity with the input shaft 1. In this embodiment, the cylinder member 7 is directly supported by the cover cylindrical portion 10a' which is a case member, but the cylinder member 7 is supported via a bushing or the like on the input shaft 1 supported by the case member. Then, the cylinder member 7
may be indirectly supported by the case member via the input shaft 1.

また、該シリンダ部材７の外径部７ｂ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５ｂ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７ｂ′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５ｂには遠心油圧排出用のチエツクボール１４が
装着されており、また該ピストン部材５ｂの背面とシリ
ンダ部材内径部７ａ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 part 7b of the cylinder member 7 has a stepped structure, and the piston member 5b is fitted in the small diameter part in an oil-tight manner, and the large diameter part is formed by corrugation or the like. A forward friction clutch C is attached to the spline 7b'.
A large number of outer friction plates 52 are engaged with each other. A check ball 14 for discharging centrifugal hydraulic pressure is attached to the piston member 5b, and a return spring 55 is installed between the back surface of the piston member 5b and a support plate 53 attached to the inner diameter portion 7a of the cylinder member. It has been reduced.

一方、入力軸ｌ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６が固着されている。そして、該ハブ部
６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７に
係合する外摩擦板５２により前進用摩擦クラッチＣ１を
構成している。On the other hand, a flange 1a is integrally formed at the distal end portion of the input shaft 1 and bulges in the outer radial direction, and a clutch hub portion 6 is fixed to the flange 1a. An inner friction plate 56 is engaged with the spline formed on the outer diameter portion of the hub portion 6, and the inner friction plate 56 and the outer friction plate 52 engaged with the cylinder member 7 provide friction for forward movement. It constitutes a clutch C1.

更に、シリンダ部材外径部７ｂのスプライン７ｂ′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９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１６が
形成され、該スプライン１６は後述する調圧カム機構５
７の入力側カム１５にスプライン係合している。Further, a spline 9 formed at the tip of the side plate constituting the carrier 2a is engaged with the spline 7b' of the outer diameter portion 7b of the cylinder member, and a spline 9 formed at the tip of the side plate 2a' constituting the carrier 2a is engaged with the spline 7b'. A spline 16 is also formed on the peripheral surface, and the spline 16 is connected to a pressure regulating cam mechanism 5 to be described later.
It is spline engaged with the input side cam 15 of No.7.

また、プラネタリギヤ２のリングギヤ２ｂは断面コ字状
の環状部材として外径方向に延びており、その外径側鍔
部５８の外周面にはスプラインが形成され、該スプライ
ンに多数の内摩擦板５９が係合している。また、ミッシ
ョンケース１０の所定箇所にはスプライン１０’が形成
されており、該スプライン１０′に多数の外摩擦板６０
が係合して、これら外摩擦板６０及び内摩擦板５９によ
り後進用摩擦ブレーキＢ２を構成している。Further, the ring gear 2b of the planetary gear 2 is an annular member having a U-shaped cross section and extends in the outer diameter direction, and a spline is formed on the outer peripheral surface of the outer diameter side collar portion 58, and a large number of internal friction plates 59 are formed on the spline. is engaged. Further, a spline 10' is formed at a predetermined location of the mission case 10, and a large number of external friction plates 60 are provided on the spline 10'.
The outer friction plate 60 and the inner friction plate 59 engage with each other to form a reverse friction brake B2.

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６２のアウタレース６２ａ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, a disc-shaped leg plate 61 is fixed to one side of the ring gear 2b, and the leg plate 61 has thrust bearings 63 and 63 interposed between the carrier side plate 2a and an outer race 62a of a bearing 62, which will be described later. Supported.

また、前記後進用摩擦ブレーキＢ２に隣接するミッショ
ンケースの支持壁１０ｃには前記ベアリング６２の支持
部を構成する鍔部１０ｄとの間でシリンダが形成されて
おり、該シリンダにはピストン部材１３ｂが油密状に嵌
合して、後進用摩擦ブレーキ８２用の油圧アクチュエー
タ１３を構成している。また、ピストン部材１３ｂの背
面にはスプリング保持板６５が当接・保持されており、
一方、前記支持壁の鍔部１０ｄはクシ歯状に軸方向に延
長しており、該延長部１０ｄ′にスプリング支持板６６
が装着されており、これら保持板６５及び支持板６６と
の間には多数の戻し用スプリング６７が縮設されている
。そして、これら延長部１０ｄ′及び戻し用スプリング
６７は、リングギヤ２ｂの外径部に形成された断面コ字
状内のスペースＳに配置されており、軸方向寸法の雉縮
化が図られている。Further, a cylinder is formed between the support wall 10c of the transmission case adjacent to the reverse friction brake B2 and the flange 10d that constitutes the support part of the bearing 62, and the cylinder has a piston member 13b. The hydraulic actuator 13 for the reverse friction brake 82 is fitted in an oil-tight manner. Further, a spring holding plate 65 is in contact with and held on the back surface of the piston member 13b.
On the other hand, the flange 10d of the support wall extends in the axial direction in a comb-like shape, and a spring support plate 66 is attached to the extension 10d'.
is mounted, and a number of return springs 67 are compressed between the holding plate 65 and the supporting plate 66. The extension portion 10d' and the return spring 67 are arranged in a space S in a U-shaped cross section formed on the outer diameter of the ring gear 2b, and the axial dimension is reduced to a minimum. .

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１５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１５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がプライマリブーりの固定シーブ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１７ａ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１’ｉ５７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。Further, the pressure regulating cam mechanism 57 includes an input side cam 15 and an output cam 69 having opposing end surfaces formed in a wave shape, and a roller 70 disposed between the end surfaces of both cams. The output cam 69 is spline connected to the fixed sheave 17a of the primary boot, and is connected to the fixed sheave 17a through a disk spring 71. are in contact with each other. Therefore, the torque from the carrier 2a' is transmitted to the primary pulley 17 via the pressure regulating cam mechanism 1'i57, and the pressure regulating cam mechanism 57
generates an axial force corresponding to the transmitted torque, and applies the axial force to 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鰐部ａを有しており、該鍔部ａが前
記支持壁１０ｃに装着されたローラベアリング６２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 crocodile portion a extending so as to cover the pressure regulating cam mechanism 57, and the flange portion a is supported by a roller bearing 62 mounted on the support wall 10c. , is configured to support the radial load acting on the fixed sheave 17a so that the axial force by the pressure regulating cam mechanism 57 is not affected by the radial load.

なお、入力側カム１５とサンギヤ２ｃとの間に皿バネ７
５及びスラストベアリング７６が介在して、サンギヤ２
Ｃ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。Note that a disc spring 7 is installed between the input side cam 15 and the sun gear 2c.
5 and thrust bearing 76 are interposed, and the sun gear 2
C is held in a predetermined position by contacting the input shaft flange 1a.

また、ベルト無段変速袋［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
両フーリはそれぞれ固定シーブ１７ａ、１９ａ及び可動
シーブ１７ｂ、１９ｂ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。In addition, as shown in FIG. 2, the belt continuously variable speed bag [21 is made up of a primary pulley 17, a secondary pulley 19, and a belt 20 wound around both pulleys, and both pulleys have fixed sheaves 17a and 19a, respectively. and movable sheaves 17b and 19b. The belt 20 has a large number of metal pieces, and these pieces contact both the primary and secondary pulleys 17 and 19 in a lubricated state to transmit torque, so the friction between the pieces and the pulleys is relatively low. As a result, the angle of the contact surface between the bridge and the pulley is set larger than its 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。Further, the boss portion of the fixed sheave 17a extends toward the movable sheave 17b, and its inner circumferential surface is fitted with the primary shaft 31, and its outer circumferential surface is equipped with a plurality of rows of ball spline mechanisms (linear ball bearings). A boss portion of the movable sheave 17b is supported via the movable sheave 17b so as to be movable only in the axial direction.

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
。That is, the movable sheave 17b is fitted into the fixed sheave boss portion only through the balls without receiving any 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１０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、つオーム（図示せず）に噛合しており、
該つオ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か介在している。Further, a ball screw device 81 is provided at the back of the movable sheave 17b.
The ball screw device is composed of a male threaded portion, a female threaded portion, and balls, and is of a circulet type in which the balls are circulated in a return passage. Furthermore,
The ball screw device 81 has its rear end fixed to an adjustment member 82 that is restrained and supported in the axial and radial directions by the shoulder of the case 10. The adjustment member 82 rotatably supports the inner cylindrical portion of the boss portion of the fixed sheave 17a and the primary shaft 31 by means of a roller bearing 83, and is engaged with a ohm (not shown).
The initial tension of the belt 20 and the running center of the belt can be adjusted by rotating the male threaded portion relative to the female threaded portion by rotating the ohm. Further, 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 back surface of the movable sheave 17b.

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８
６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のインナーレースな介してナツト部
材８８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及びスラストボールベアリング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３１ａ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、該ベア
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。Further, a protruding gear portion 86 that constitutes the self-aligning mechanism 85 and is integrally formed with the female screw portion of the ball screw device 81 extends along the spherical support surface.
A gear that meshes with a gear 113, which will be described later, is formed at the tip of 6. Further, a predetermined number of holes are provided between the back surface of the movable sheave 17b and the support plate 87 whose axial movement is prevented by the nut member 88 via the inner race of the roller bearing 83 held by the adjustment member 82. An elastic biasing member 89 made of a disc spring is provided, and the biasing member 89
bears a part of the belt clamping load and reduces the supporting load of the ball screw device 81 and thrust ball bearing 84. Further, the distal end portion of the primary shaft 31 bulges and is integrally formed with a flange portion 31a, and an automatic alignment mechanism 90 is fixed to the flange portion 31a. Furthermore, a thrust ball bearing 91 is interposed on the back side of the self-aligning mechanism 90 and the adjustment member 82, and the bearing 91 has a large number of balls held in a cage and one race.

一方、セカンダリプーリ１９はその固定シーブ１９ａが
ケース１０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１０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８０と同様なボールスプライン９５にて、固定
シーブ１９ａのボス部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８２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、ウオーム
の回転に基づき、前記プライマリ側の調節部材８２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９９と可動シーツ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
がナツト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１０９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 fixed sheave 19a of the secondary pulley 19 is rotatably supported by the case 10 via a roller bearing 92, and an output gear 32 is integrally formed at the base end of the secondary shaft 33. It is supported by the case 10 via a roller bearing 93, and the boss portion of the movable sheave 19b slides onto the boss portion of the fixed sheave 19a via a ball only through a ball spline 95 similar to the ball spline 80 described above. It is inserted and inserted freely. Furthermore, a ball screw device 96 similar to that described above is disposed on the back surface of the movable sheave 19b.
The male threaded portion is an adjustment member 97 similar to the adjustment member 82.
Therefore, the adjusting member 97 can adjust the initial tension and running center line of the belt 20 in conjunction with the primary side adjusting member 82 based on the rotation of the worm. In addition, an automatic alignment mechanism 99 is disposed on the female screw portion, similar to the primary side, and a thrust ball bearing 100 is interposed between the automatic alignment mechanism 99 and the back of the movable sheet 19b. There is. Further, an elastic biasing member 102 similar to that on the primary side is disposed between a support plate 101 fixed to the boss tip of the fixed sheave 19a and the back surface of the movable sheave 19b. Further, the secondary shaft 33 has an expanded diameter at its base end, and the shaft expanded diameter portion 33a is supported by a roller bearing 105 attached to the adjustment member 97. Further, at the tip of the secondary shaft 33, a pressure regulating cam mechanism 106 similar to the pressure regulating cam mechanism 57 of the primary shaft described above is provided.
is secured by a nut 107, and the cam mechanism 106 acts on the back surface of the stationary sheave 19a to apply an axial force to the secondary pulley 19 corresponding to the load torque. A self-aligning mechanism 109 having a spherical support surface is fixed to the side surface of the gear 32, similar to the primary side, and a self-aligning mechanism 109 having a spherical support surface is fixed to the back surface of the self-aligning mechanism 109 and the adjusting member 97. A thrust ball bearing 110 is interposed having a race having a ball in direct contact with the spherical support surface and a spherical concave surface in close contact with the spherical support surface.

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１１
１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１０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１３０，１３
１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１３５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１３
６ａ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１３０，１３
１には、互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ヤユニット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８
６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８
６からの伝動経路における減速装置）を構成している。A belt operating device 11 is installed at a portion where the primary shaft 31 and the secondary shaft 33 form a triangle.
1 is arranged. As shown in detail in FIG. 3, the operating device 111 includes first and second countershafts 130 and 13 supported by the case 10 via bearings.
1, a gear unit 132 having a large gear 132a and a small gear 132b is rotatably supported on the first counter shaft 130, and a large gear 133 is integrally fixed to the tip. . Further, a large gear 135 is integrally fixed to the second counter shaft 131, and a small gear 136b and a large gear 13 are provided at the tip end thereof.
6a is rotatably supported. Furthermore, these two countershafts 130, 13
1, non-circular gears 139 and 140 that mesh with each other are each fixed by a key and interlock with each other in a non-linear relationship. The gear unit 132 rotatably supported on the first countershaft 130 has a large gear 132a that is connected to the gear portion 8 of the primary ball screw device 81.
6, and also meshes with a gear 112 from an electric motor 120, which will be described later, and whose small gear 132b meshes with a large gear 135 fixed to the second countershaft 131. speed increaser in the transmission path (therefore, the gear part 8 of the ball screw device)
6).

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１３６
ａがセカンダリ側ボールネジ装置９６のギヤ部１１６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８６，１１
６は歯厚の薄い歯車からなり、またカウンタシャフト１
３０゜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
常に噛合間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。Further, the gear unit 136 rotatably supported on the second counter shaft 131 has a large gear 136.
a meshes with the gear portion 116 of the secondary ball screw device 96, and its small gear 136b meshes with the large gear 133 fixed to the first counter shaft 130,
It constitutes a speed increasing device in the transmission path from the first countershaft 130 (therefore, a deceleration device in the transmission path from the gear of the ball screw device). In addition, the gear parts 86, 11 connected to the female screw part of the ball screw device 81, 96
6 consists of a gear with thin teeth, and the countershaft 1
Gear units 132, 136 supported at 30° 131
The large gears 132a and 136a are made of gears with thick teeth so that they can always maintain meshing engagement with the thin gears 86 and 116 even when the ball screw device makes a full stroke in the axial direction. On the other hand, as shown in FIG. 2, an electric motor 120 for speed change operation is fixed outside the case 10, and the electric motor 120 has an electromagnetic brake that can hold it in a predetermined position when the motor is not energized. have. The output gear of the motor 120 is connected to a reduction gear train 121.
Power is transmitted via a gear 112 to an operating device 111 that interlocks both of the ball screw devices described above. The gears of the operating device 111 and the reduction gear 121 are made of spur gears or helical gears, and are capable of reversible transmission and highly efficient 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１２
６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１２９ｊｌ！、１２９ｒが延びて
いる。Further, 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 is connected to the differential gear device 12.
6 and constitutes a reduction gear. Further, from the differential gear device 126, the left and right front axle shafts 129jl! , 129r extends.

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

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。The rotation of the engine crankshaft 37 is transmitted to the input shaft 1 via the fluid torque converter 30 when the vehicle starts.

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約２倍に
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。That is, the rotation of the engine crankshaft 37 is transmitted from the pump impeller to the turbine runner via an oil flow, and torque is increased by the stator. At this time, while the vehicle is stopped, the maximum stall state occurs and the torque, which is approximately doubled, is transmitted to the input shaft 1, and as the vehicle starts, the relative speed between the pump impeller and the turbine runner increases. As the ratio decreases, the torque increase is gradually reduced.

該増大した入力軸１のトルクは、前後進切換え装置３４
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 transferred to the forward/reverse switching device 34.
The pressure regulating cam mechanism 57 of the belt type continuously variable transmission 21
The cam mechanism 57 applies a strong axial force corresponding to the increased torque to the fixed sheave 17a of the primary pulley 17. Further, the torque transmitted to the primary pulley 17 is transmitted to the secondary pulley 19 via the belt 20, and then to the secondary shaft 33 via the pressure regulating cam mechanism 106, and the secondary pulley 19 also has a strong torque corresponding to the increased torque. Apply axial force.

また、車速か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な発生
する。Furthermore, when the vehicle speed increases and the fluid torque converter reaches the coupling range, approximately the same torque as the engine crankshaft 37 is output to the input shaft 1, and the torque of the input shaft 1 is
Similarly, the torque is transmitted to the pressure regulating cam mechanisms 57 and 106, and 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、ロックアツプ
クラッチ３９が係合して、以降、ロックアツプクラッチ
３９の機械的結合によりトルク伝達される。Then, when the input shaft 1 reaches a predetermined speed, the lock-up clutch 39 is engaged, and thereafter, torque is transmitted by mechanical engagement of the lock-up clutch 39.

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７は停止状態にある。この状態で、オペレー
タがシフトレバ−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１２を介して
油圧アクチュエータ５の油圧室５ａに供給され、ピスト
ン部材５ｂを前進用摩擦クラッチＣ１に向けて移動する
。この際、シリンダ部材７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
、遠心油圧排出用チエツクボール１４は速やかに閉塞す
る。これによリ、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６及びクラッチＣ１を介
してシリンダ部材７に伝達し、更にスプライン９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。When the vehicle is stopped, the input shaft 1 is rotating at a predetermined speed, but the cylinder member 7, which is interlocked with the axle via the belt-type continuously variable transmission 21, the dual planetary gear 2, etc., is in a 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 transferred to the hydraulic control device (
(not shown), and is supplied to the hydraulic chamber 5a of the hydraulic actuator 5 via the oil passage 12, and moves the piston member 5b toward the forward friction clutch C1. At this time, the cylinder member 7 is in a stopped state, the oil pressure rises smoothly without being affected by centrifugal force, and the centrifugal oil pressure discharge check ball 14 is quickly closed. As a result, the forward friction clutch C1 is engaged with a quick response and without causing a large shift shock, and the rotation of the input shaft 1 is transmitted to the cylinder member 7 via the hub portion 6 and the clutch C1. , and is further transmitted to the carrier side plate 2a of the dual planetary gear 2 via the spline 9.

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１５にスプライン１６を介して
伝達される。Furthermore, the rotation of the carrier 2a, together with the rotation of the sun gear 2C connected to the input shaft 1, is transmitted to the other side plate 2a' with the primary gear 2 integrated, and is transmitted to the input side cam of the pressure regulating cam mechanism 57. 15 via a spline 16.

一方、車輌走行状態にてオペレータがシフトレバ−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
７は入力軸１と共に回転状態の中で油圧室５ａの油圧が
ドレーンされる。On the other hand, when the operator operates the shift lever from the forward position to the neutral position while the vehicle is running, the forward friction clutch C1 is in the engaged state, and therefore the cylinder member 7 is in the hydraulic chamber while rotating together with the input shaft 1. The hydraulic pressure at 5a is drained.

なおこの際、−Ｍにオペレータは走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７の回転速度も低く、油圧室５ａ
には大きな遠心油圧は作用せずに、戻し用スプリング５
５に基づき油圧室５ａの油圧は油路１２から速やかにド
レーンされるが、例え該油圧室５ａに遠心油圧が作用し
たとしても、チエツクボール１４から遠心油圧が排出さ
れ、前進用摩擦クラッチＣ１は素早くかつ確実に解放さ
れる。またこの際、チエツクボール１４からの遠心油圧
が前進用摩擦クラッチ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。At this time, at -M, the operator operates the vehicle to the neutral position to stop the vehicle, so the vehicle is in a deceleration state, and therefore the rotational speed of the cylinder member 7 is low, and the hydraulic chamber 5a is
The return spring 5 is
5, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 5a is quickly drained from the oil passage 12, but even if centrifugal hydraulic pressure acts on the hydraulic chamber 5a, the centrifugal hydraulic pressure is discharged from the check ball 14, and the forward friction clutch C1 is be released quickly and reliably. At this time, the centrifugal oil pressure from the check ball 14 is supplied to the forward friction clutch C1, so that the friction plates 52 and 56 can smoothly slip and dissipate heat using the oil as a lubricating oil.

また、オペレータがシフトレバ−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１３の油圧室１３ａに供給
される。この際、該油圧アクチュエータ１３はケース１
０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、油圧室１３ａの油圧を滑
らかに上昇する。これにより、ピストン部材１３ｂ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。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、かつ前記後進用摩擦ブレーキ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１６を介して調圧カム
機構５７の入力側カム１５に伝達される。Further, when the operator operates the shift lever from the neutral position to the reverse position, hydraulic pressure from the hydraulic control device is supplied to the hydraulic chamber 13a of the brake hydraulic actuator 13. At this time, the hydraulic actuator 13 is
0, it is always in a stopped state and is not affected by the centrifugal oil pressure, allowing the oil pressure in the oil pressure chamber 13a to rise smoothly. As a result, the piston member 13b moves, and the reverse friction brake B2 locks with a quick response and without causing a large shift shock, similar to the forward friction clutch C1. In this state, input shaft 1
The rotation of the pinion 2p is transmitted to the sun gear 2C of the dual planetary gear 2, and the ring gear 2b is fixed by the reverse friction brake B2.
.

そして、入力側カム１５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
力な固定側シーブ１７ａに作用する。The torque transmitted to the input cam 15 is transmitted to the primary pulley 17 via the roller 70 and the output cam 69.
At the same time, based on the axial force generation function of the pressure regulating cam mechanism 57, an axial force corresponding to the transmitted torque is applied to the fixed sheave 17a.

更に、該固定シーブ１７ａのトルクはボールスプライン
８０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２ｏを挟持し
て、該ベルト２０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１７
ｂ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を介してプライマリシャフト２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。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 transmitted to the movable sheave 17b via the ball spline 80, and the belt 2o is clamped by the axial force based on the pressure regulating cam mechanism 57, and the torque is transmitted to the secondary pulley via the belt 20. 19. At this time, 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 carried by the primary shaft 31 via the pressure regulating cam mechanism 57, and the movable Sheave 17
The axial force from b is generated on the primary shaft 2 via the thrust ball bearing 84, the self-aligning mechanism 85, the ball screw device 81 in a predetermined state, the adjusting member 82, the thrust ball bearing 91, and the self-aligning mechanism 90. The primary shaft 31 is supported by the flange 31a, so that the axial force is received in a closed loop that acts as a tensile stress on the primary shaft 31. A part of the axial force acting on the movable sheave 17b is received by the boss portion of the fixed sheave 17a directly from the back surface of the sheave via the elastic biasing member 89 and the support plate 87, and is transferred to the thrust bearing 84, 91 and the ball screw device 81. It reduces the axial force that acts on it.

そして、ベルト２０からのトルクはセカンダリプーリ１
９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。Then, the torque from the belt 20 is applied to the secondary pulley 1.
9 and further transmitted to the secondary shaft 33 via the pressure regulating cam mechanism 106.

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ツト１０７により直
接シャフト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、
自動調芯機構９９、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及び自動調芯機構
１０９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及び支持部材１．
０１を介して固定シーブ１９ａのボス部に直接受けられ
る。At this time, similarly to the primary side, the pressure regulating cam mechanism 106 generates an axial force corresponding to the transmitted torque, and applies the axial force to the fixed sheave 19a to clamp the belt 20 and also acts on the fixed sheave 19a. The shaft reaction force is directly carried by the shaft 33 by the nut 107, and the shaft reaction force acting on the movable sheave 19b is carried by the thrust ball bearing 100,
Automatic alignment mechanism 99, ball screw device 96, adjustment member 97
It is supported by a gear 32 formed on a shaft 33 via a thrust ball bearing 110 and a self-aligning mechanism 109. Similarly, a portion of the axial force acting on the movable sheave 19b is directly applied to the elastic biasing member 102 and the support member 1.
01, and is directly received by the boss portion of the fixed sheave 19a.

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８６，
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１０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リ
プーリ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, on the primary and secondary sides,
Even if the movable sheave 17b, 19b is tilted, the thrust ball bearing 86,
100 is self-aligned, the ball is movable sheave 17b,
It is automatically adjusted so that it hits the back surface of 19b uniformly over the entire circumference. Furthermore, even if the primary or secondary pulleys 31, 33 are tilted with respect to the adjustment member 82.97 supported on the shoulder of the case 10, the self-aligning mechanism 90
, 109, the ball is automatically aligned by the adjusting member 82.
．． It is automatically adjusted so that it hits the back surface of 97 evenly 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１３２ａの回転は、ギヤユニ
ット１３２の小歯車１３２ｂ及び大歯車１３５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１３６
ａ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雌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
、上記再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
１３０，１３１に非円形ギヤを設けることにより、該非
円形ギヤ１３９，１４０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。Also, based on the speed change command from the control unit, the electric motor 12
0 rotates, the large gear 132a loosely engaged with the first countershaft 130 via the reduction gear 121 rotates, and the gear part 86 that meshes with the gear 132a causes the female screw part of the ball screw device 81 integrated therewith to rotate. rotates. Then, the female threaded portion moves in the axial direction with respect to the male threaded portion whose rotation is prevented by the adjustment member 82, and the movable sheave 17b moves through the thrust ball bearing 84 with self-aligning mechanism.
to change the belt effective diameter of the primary pulley 17. On the other hand, the rotation of the large gear 132a is significantly decelerated by the meshing of the small gear 132b and the large gear 135 of the gear unit 132, and is transmitted to the second countershaft 131, and further via the non-circular gears 140, 139. 1
is transmitted to the countershaft 130 of. The rotation of the first counter shaft 130 is caused by the large gear 133, the small gear 136b of the gear unit 136, and the large gear 136.
a, and the rotation of the large gear 136a is transmitted to the gear portion 116 of the secondary ball screw device 96. As the gear part 116 rotates, the female screw part integrated therewith rotates relative to the fixed female screw part and moves in the axial direction, and is movable via the self-aligning thrust ball bearing 100. Move sheave 19b,
The belt effective diameter of the secondary pulley 19 is changed. At this time, although the amount of movement of the primary and secondary pulleys 17, 19 and the amount of movement of the belt 20 do not correspond linearly, the difference in the amount of re-movement is corrected by transmission via the non-circular gears 139, 140. absorbed into. Furthermore, due to the structure, the non-circular gears 139 and 140 are held within one rotation, but by providing the non-circular gears on the first and second countershafts 130 and 131 that are mutually decelerated, the non-circular gears 139 and 140 are Although the rotation of the ball screw device 81 and 140 is suppressed to within one rotation, the gear portions 86 and 116 on the primary and secondary sides are linked with accelerated rotation, making it possible to rotate the ball screw device 81 and 96 multiple times. It is possible for the device to 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３
２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１２９Ｉ
２，１２９ｒに伝達される。The rotation of the secondary shaft 33 is controlled by the output gear 3.
2 to a ring gear 127 of a differential gear device 126 via a large gear 123 and a small gear 125, and the differential gear device 126 transmits the signal to a left and right front axle shaft 129I.
2,129r.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

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４
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・・・駆動側回転部（入力軸）　　　２・・・被動側
回転部（デュアルプラネタリギヤ） ２ａ、２ａ’・・・第１の要素（キャリヤ）２ｂ・・・
第２の要素（リングギヤ）　　　　２ｃ・・・第３の要
素（サンギヤ）　　　　Ｃ１・・・前進用摩擦クラッチ
　　　５・・・油圧アクチュエータ５ａ・・・油圧室　
　　５ｂ・・・ピストン部材６・・・ハブ部　　　７・
・・シリンダ部材７ａ・・・内径部　　７ｂ・・・外径
部　　　９・・・トルク伝達手段（スプライン）　　　
　１０・・・（ミッション）ケース　、　　１０ａ・・
・ケース部材（ポンプカバー）　　　　　１０ｃ・・・
ケース部材（支持壁）　　　　１１・・・シールリング
　　　１２・・・油路　　　Ｂ２・・・後進用摩擦ブレ
ーキ１３・・・油圧アクチュエータ　　　１３ａ・・−
油圧室　　　１３ｂ・・・ピストン部材　　　１５・・
・所定部材（調圧カム機構の入力側カム）、１６・・・
トルク伝達手段（スプライン）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FIG. 1 is a cross-sectional view showing a forward/reverse switching device using a frictional engagement device according to the present invention, and FIG. 2 is a cross-sectional view showing the entire automatic continuously variable transmission to which the present invention is applied. And the fourth
The figure is a sectional view showing a speed change operation device of a belt type continuously variable transmission. 1... Drive side rotating part (input shaft) 2... Driven side rotating part (dual planetary gear) 2a, 2a'... First element (carrier) 2b...
Second element (ring gear) 2c... Third element (sun gear) C1... Forward friction clutch 5... Hydraulic actuator 5a... Hydraulic chamber
5b... Piston member 6... Hub part 7.
...Cylinder member 7a...Inner diameter part 7b...Outer diameter part 9...Torque transmission means (spline)
10... (mission) case, 10a...
・Case member (pump cover) 10c...
Case member (support wall) 11... Seal ring 12... Oil path B2... Reverse friction brake 13... Hydraulic actuator 13a...-
Hydraulic chamber 13b...Piston member 15...
・Predetermined member (input side cam of pressure regulating cam mechanism), 16...
Torque transmission means (spline) 17...Primary pulley 19 Secondary pulley 20...Belt 21...Belt type continuously variable transmission A...
・Automatic (continuously variable) transmission

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １、駆動側回転部と被動側回転部との間に前進用摩擦ク
ラッチを介在し、該前進用摩擦クラッチを、車輌の前進
走行操作によって制御される油圧アクチュエータにて操
作してなる自動変速機において、 前記駆動側回転部に連結しかつ前記前進用摩擦クラッチ
の入力部を構成するハブ部と、前記被動側回転部に連結
しかつ前記前進用摩擦クラッチの出力部を構成すると共
にピストン部材を嵌合して前記油圧アクチュエータを構
成するシリンダ部材と、を備え、 前記被動側回転部とシリンダ部材とを、スプライン等の
専らトルクのみを伝達するトルク伝達手段にて連結し、 また、前記シリンダ部材の内径部を、ケース部材に直接
又は間接的にかつ前記駆動側回転部と同芯状態を保持し
て回転自在に支持し、 そして、前記油圧アクチュエータは、ニュートラル時、
前記被動側回転部と共に停止状態にあり、かつ前進時、
前記シリンダ部材内径部の内径側に配置されたシールリ
ングにて形成される油路を介して前記油圧アクチュエー
タに供給される油圧に基づき前記前進用摩擦クラッチを
係合して、前記油圧アクチュエータが、前記駆動側回転
部及び被動側回転部と共に回転してなる、 自動変速機における摩擦係合装置。 ２、前記駆動側回転部が、エンジンに連結する入力軸で
あり、また前記被動側回転部が、前後進切換え装置用プ
ラネタリギヤであり、 該プラネタリギヤが、前記前進用摩擦クラッチと連結す
る第１の回転要素及び後進用摩擦ブレーキに連結する第
２の回転要素を備え、 かつ、該後進用摩擦ブレーキが、前記ケース部材との間
に配設されると共に、該ケース部材に配設された油圧ア
クチュエータにて操作されてなり、 そして、前進時、前記前進用摩擦クラッチからのトルク
が、前記第１の回転要素のみを経て所定部材に伝達され
、また後進時、前記ケース部材に配設された油圧アクチ
ュエータへの油圧供給に基づく前記後進用摩擦ブレーキ
の作動により、前記入力軸のトルクが、前記第２の回転
要素の固定に基づく前記プラネタリギヤの歯面を介して
前記所定部材に伝達されてなる、 請求項１記載の自動変速機における摩擦係合装置。 ３、前記前後進切換え装置用プラネタリギヤが、デュア
ルプラネタリギヤである、 請求項２記載の自動変速機における摩擦係合装置。 ４、前記前後進切換え装置用プラネタリギヤの第１の回
転要素と前記所定部材とを、スプライン等の専らトルク
のみを伝達するトルク伝達手段にて連結してなる、 請求項２記載の自動変速機における摩擦係合装置。 ５、前記自動変速機が、プライマリプーリ及びセカンダ
リプーリとの間にベルトを巻掛けてなるベルト式無段変
速装置を備えてなり、 かつ、前記所定部材が、前記プライマリプーリの入力部
材である、 請求項４記載の自動変速機における摩擦係合装置。[Scope of Claims] 1. A forward friction clutch is interposed between the drive-side rotating section and the driven-side rotating section, and the forward friction clutch is operated by a hydraulic actuator that is controlled by the forward traveling operation of the vehicle. An automatic transmission comprising: a hub part connected to the drive side rotating part and forming an input part of the forward friction clutch; and a hub part connected to the driven side rotating part and forming an output part of the forward friction clutch. and a cylinder member that constitutes the hydraulic actuator by fitting a piston member, and the driven side rotating part and the cylinder member are connected by a torque transmission means such as a spline that exclusively transmits torque. The inner diameter part of the cylinder member is rotatably supported directly or indirectly on the case member while being coaxial with the drive-side rotating part;
is in a stopped state together with the driven side rotating part and when moving forward,
The hydraulic actuator engages the forward friction clutch based on the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator via an oil passage formed by a seal ring disposed on the inner diameter side of the inner diameter part of the cylinder member, and the hydraulic actuator A friction engagement device in an automatic transmission, which rotates together with the driving side rotating section and the driven side rotating section. 2. The drive-side rotating part is an input shaft connected to the engine, and the driven-side rotating part is a planetary gear for a forward/reverse switching device, and the planetary gear is a first shaft connected to the forward friction clutch. a second rotating element connected to a rotating element and a reverse friction brake, the reverse friction brake being disposed between the case member and a hydraulic actuator disposed on the case member; When moving forward, the torque from the forward friction clutch is transmitted to a predetermined member only through the first rotating element, and when moving backward, the hydraulic pressure provided in the case member is operated. The torque of the input shaft is transmitted to the predetermined member via the tooth surface of the planetary gear based on the fixation of the second rotating element by the operation of the reverse friction brake based on hydraulic pressure supply to the actuator. A friction engagement device in an automatic transmission according to claim 1. 3. The friction engagement device in an automatic transmission according to claim 2, wherein the planetary gear for the forward/reverse switching device is a dual planetary gear. 4. The automatic transmission according to claim 2, wherein the first rotating element of the planetary gear for the forward/reverse switching device and the predetermined member are connected by a torque transmitting means, such as a spline, that exclusively transmits torque. Frictional engagement device. 5. The automatic transmission includes a belt-type continuously variable transmission in which a belt is wound between a primary pulley and a secondary pulley, and the predetermined member is an input member of the primary pulley. The friction engagement device in an automatic transmission according to claim 4.