JPH0483953A - Power transmission device for vehicle having continuously variable transmission - Google Patents
Power transmission device for vehicle having continuously variable transmissionInfo
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- JPH0483953A JPH0483953A JP2198377A JP19837790A JPH0483953A JP H0483953 A JPH0483953 A JP H0483953A JP 2198377 A JP2198377 A JP 2198377A JP 19837790 A JP19837790 A JP 19837790A JP H0483953 A JPH0483953 A JP H0483953A
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Landscapes
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
産業上の利用分野
本発明は、無段変速機を備えた車両用動力伝達装置の潤
滑に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Field of the Invention The present invention relates to lubrication of a power transmission device for a vehicle equipped with a continuously variable transmission.
従来の技術
たとえばベルト式無段変速機のような変速比が無段階に
変化させられる無段変速機が知られている。そして、そ
の無段変速機を前後進切換を目的とした遊星歯車機構と
駆動輪との間に介挿し、シフトレバ−のニュートラルレ
ンジへの操作に関連して遊星歯車機構の入力軸および出
力軸間の連結を解くことにより、無段変速機の前段にお
いて動力伝達を遮断する形式の車両用動力伝達機構が提
案されている。たとえば、特開昭61−105345号
公報に示されている無段変速機を備えた車両用動力伝達
装置がそれである。2. Description of the Related Art Continuously variable transmissions, such as belt-type continuously variable transmissions, in which the gear ratio can be changed steplessly are known. Then, the continuously variable transmission is inserted between the planetary gear mechanism and the drive wheel for the purpose of switching forward and backward, and the transmission is inserted between the input shaft and output shaft of the planetary gear mechanism in connection with the operation of the shift lever to the neutral range. A vehicle power transmission mechanism has been proposed in which power transmission is interrupted at the front stage of a continuously variable transmission by disconnecting the transmission. For example, a power transmission device for a vehicle equipped with a continuously variable transmission is disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-105345.
発明が解決しようとする課題
ところで、上記従来の車両用動力伝達装置では、車両が
高速成いは長時間にわたって牽引されると、無段変速機
の前段にある遊星歯車機構の潤滑不足に起因してその耐
久性が損なわれる不都合があった。すなわち、無段変速
機の前段に遊星歯車機構を備えた車両においては、シフ
ト操作部材のニュートラル位置への操作に関連して遊星
歯車機構が中立とされるので、車両の被牽引時にはエン
ジンの停止に拘わらず車両を走行させるために上記シフ
ト操作部材を操作して遊星歯車機構が中立とされる。ま
た、無段変速機を備えた車両では、一般に、車両の停止
に際しては再発進のために変速比を最減速側へ変化させ
る変速比制御が実行される。Problems to be Solved by the Invention However, in the conventional vehicle power transmission device described above, when the vehicle is towed at high speed or for a long period of time, the problem occurs due to insufficient lubrication of the planetary gear mechanism in the front stage of the continuously variable transmission. This has the disadvantage that its durability is impaired. In other words, in a vehicle equipped with a planetary gear mechanism in the front stage of a continuously variable transmission, the planetary gear mechanism is set to neutral in relation to the operation of the shift operation member to the neutral position, so when the vehicle is being towed, the engine stops. Regardless of the situation, the planetary gear mechanism is brought into neutral by operating the shift operation member in order to drive the vehicle. In addition, in a vehicle equipped with a continuously variable transmission, generally when the vehicle is stopped, gear ratio control is performed to change the gear ratio to the maximum deceleration side in order to restart the vehicle.
このため、上記車両の被牽引時には、無段変速機の出力
軸よりも入力軸が高速回転させられて潤滑油を必要とす
る一方、エンジンにより駆動される油圧ポンプの停止に
より、通常走行時には供給される潤滑油が遊星歯車機構
に送られて来ないため、遊星歯車機構内が潤滑不足とな
って、耐久性が損なわれる場合があるのである。For this reason, when the vehicle is being towed, the input shaft of the continuously variable transmission rotates at a higher speed than the output shaft, requiring lubricating oil.However, when the hydraulic pump driven by the engine is stopped, lubricating oil is supplied during normal driving. Since the lubricating oil is not sent to the planetary gear mechanism, the inside of the planetary gear mechanism may lack lubrication, which may impair durability.
本発明は以上の事情を背景として為されたものであり、
その目的とするところは、車両の被牽引時においても遊
星歯車機構の潤滑が行われ得る無段変速機を備えた車両
用動力伝達装置を提供することにある。The present invention has been made against the background of the above circumstances,
An object thereof is to provide a power transmission device for a vehicle equipped with a continuously variable transmission that can lubricate a planetary gear mechanism even when the vehicle is being towed.
課題を解決するための手段
斯る目的を達成するための、本発明の要旨とするところ
は、無段変速機を備え、その無段変速機の出力軸が車両
の駆動輪とともに回転し且つその無段変速機の入力軸の
前段に遊星歯車機構が設けられる形式の車両用動力伝達
装置であって、(a)前記無段変速機の入力軸とともに
回転する部材内において径方向に形成され、その入力軸
の回転に基づいて遠心油圧を発生させる径方向油路と、
(b)その径方向油路の外周側端部に接続され、前記遊
星歯車機構内を潤滑するために前記遠心油圧に基づいて
潤滑油を放出する放出穴と、(C)前記径方向油路の内
周側端部に接続され、前記遠心油圧に基づいてその径方
向油路の内周側端部に発生する負圧により潤滑油が吸引
される潤滑油溜りとを、含むことにある。Means for Solving the Problems The gist of the present invention to achieve the above object is to provide a continuously variable transmission in which the output shaft of the continuously variable transmission rotates together with the drive wheels of the vehicle. A vehicular power transmission device of a type in which a planetary gear mechanism is provided upstream of an input shaft of a continuously variable transmission, comprising: (a) formed in a radial direction within a member that rotates together with the input shaft of the continuously variable transmission; a radial oil passage that generates centrifugal oil pressure based on the rotation of the input shaft;
(b) a discharge hole that is connected to the outer peripheral end of the radial oil passage and discharges lubricating oil based on the centrifugal oil pressure to lubricate the inside of the planetary gear mechanism; and (C) a discharge hole that is connected to the outer peripheral side end of the radial oil passage. and a lubricating oil reservoir connected to the inner circumferential end of the radial oil passage, into which lubricating oil is sucked by negative pressure generated at the inner circumferential end of the radial oil passage based on the centrifugal oil pressure.
作用および発明の効果
このようにすれば、車両の被牽引時において無段変速機
の入力軸が出力軸よりも高速に回転させられると、その
入力軸とともに回転する部材内に設けられた径方向油路
内に遠心油圧が発生する。Operation and Effect of the Invention With this structure, when the input shaft of the continuously variable transmission is rotated at a higher speed than the output shaft while the vehicle is being towed, the radial direction Centrifugal hydraulic pressure is generated in the oil passage.
このため、潤滑油溜り内の潤滑油が径方向油路の内周側
端部に発生する負圧により吸引されてその径方向油路に
供給されるとともに、遊星歯車機構内を潤滑するために
放出穴から上記遠心油圧に基づいて潤滑油が放出される
。従って、車両の被牽引時において比較的高速で回転さ
せられる入力軸に連結された遊星歯車機構において、潤
滑が好適に行われ、遊星歯車機構の耐久性が損なわれる
ことが解消されるのである。For this reason, the lubricating oil in the lubricating oil reservoir is sucked by the negative pressure generated at the inner circumferential end of the radial oil passage and is supplied to the radial oil passage, and also to lubricate the inside of the planetary gear mechanism. Lubricating oil is discharged from the discharge hole based on the centrifugal oil pressure. Therefore, the planetary gear mechanism connected to the input shaft, which is rotated at a relatively high speed when the vehicle is being towed, is suitably lubricated, and the durability of the planetary gear mechanism is prevented from being degraded.
実施例
以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明す
る。EXAMPLE Hereinafter, an example of the present invention will be described in detail based on the drawings.
第1図は、本発明の一実施例のベルト式無段変速機を含
むた車両用動力伝達装置を示す骨子図である。この動力
伝達装置は、FF車両の横置トランスアクスル内に設け
られるものである。図において、エンジン10の動力は
ロックアツプクラッチ付トルクコンバータ12、前後進
切換装置14、ベルト式無段変速機(以下、CVTとい
う)16、減速ギヤ装置18、および差動歯車装置2o
を経て車軸22に連結された駆動輪24へ伝達されるよ
うになっている。FIG. 1 is a schematic diagram showing a vehicle power transmission device including a belt-type continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention. This power transmission device is installed in a transverse transaxle of a front-wheel drive vehicle. In the figure, the power of the engine 10 is transmitted through a torque converter 12 with a lock-up clutch, a forward/reverse switching device 14, a belt type continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) 16, a reduction gear device 18, and a differential gear device 2o.
The signal is transmitted to the drive wheels 24 connected to the axle 22 via the axle 22.
上記トルクコンバータ12は、エンジン1oのクランク
軸26と接続されているポンプ翼車28と、上記クラン
ク軸26と後段の前後進切換装置14の中心軸54との
間においてそれらと同心に設けられたコンバータ出力軸
32に固定されポンプ翼車28からのオイルを受けて回
転させられるタービンj134と、一方向クラッチ36
を介して非回転部材に固定されたステータ翼車38と、
ダンパ40を介してコンバータ出力軸32に固定された
ロックアツプクラッチ42とを備え、口・ンクアップク
ラッチ42の非係合状態では、入出力回転速度比に応じ
た増幅率でトルクを伝達するようになっている。上記ロ
ックアツプクラッチ42は、たとえば車速、エンジン回
転速度、またはターヒン翼車34の回転速度が所定値以
上になると作動させられて、クランク軸26とコンバー
タ出力軸32とを直結状態にするものである。The torque converter 12 is provided concentrically with a pump impeller 28 connected to the crankshaft 26 of the engine 1o, and between the crankshaft 26 and the central axis 54 of the rear-stage forward/reverse switching device 14. A turbine j134 fixed to the converter output shaft 32 and rotated by receiving oil from the pump impeller 28, and a one-way clutch 36.
a stator wheel 38 fixed to the non-rotating member via;
A lock-up clutch 42 is fixed to the converter output shaft 32 via a damper 40, and when the lock-up clutch 42 is not engaged, torque is transmitted at an amplification factor according to the input/output rotational speed ratio. It has become. The lock-up clutch 42 is activated when, for example, the vehicle speed, the engine rotation speed, or the rotation speed of the Tahin wheel 34 exceeds a predetermined value, and directly connects the crankshaft 26 and the converter output shaft 32. .
前後進切換装置14は、図示しないシフトレバ−の操作
位置に従って前進ギヤ段または後進ギヤ段に択一的に切
り換えられるダブルピニオン型の遊星歯車装置であって
、コンバータ出力軸32とCVT16の入力軸44との
間において同心的に設けられている。この遊星歯車装置
は、前後進切換装置14の入力軸として機能するコンバ
ータ出力軸32に固定されたサンギヤ46と、このサン
ギヤ46と同心に設けられたリングギヤ48と、それら
リングギヤ48およびサンギヤ46の一方および他方と
噛み合い且つ互いに噛み合う一対の遊星ギヤ50および
52と、サンギヤ46およびリングギヤ48と同心に設
けられた中心軸54とこの中心軸54から外周側へ延び
るフランジ部56とこのフランジ部56から上記中心軸
54の軸心と平行な方向へ立設されて一対の遊星ギヤ5
0および52を回転可能に支持するキャリヤピン58と
を有するキャリヤ60とを備えている。さらに、この遊
星歯車装置は、コンバータ出力軸32とキャリヤ60と
の間を連結するための前進クラッチ62と、リングギヤ
48と位置固定のノ\ウジング63との間を連結するた
めの後進ブレーキ64とを備えている。したがって、前
進クランチロ2が係合させられると、コンノ\−タ出力
軸32とキャリヤ60との間が連結されて、コン)<−
タ出力軸32と中心軸54とが一体的に回転するので、
CVT16以下が前進方向へ回転させられる。反対に、
上記前進クラッチ62に替えて後進ブレーキ64が係合
させられると、ハウジング63とリングギヤ48との間
が連結されてリングギヤ48が非回転状態とされるので
、コンノ\−タ出力軸32に対して中心軸54が反対方
向に回転させられ、CVT16以下が後進方向へ回転さ
せられる。The forward/reverse switching device 14 is a double pinion type planetary gear device that is selectively switched to a forward gear or a reverse gear depending on the operating position of a shift lever (not shown), and is a double pinion type planetary gear device that connects the converter output shaft 32 and the input shaft 44 of the CVT 16. It is located concentrically between the This planetary gear device includes a sun gear 46 fixed to the converter output shaft 32 that functions as an input shaft of the forward/reverse switching device 14, a ring gear 48 provided concentrically with the sun gear 46, and one of the ring gear 48 and the sun gear 46. and a pair of planetary gears 50 and 52 that mesh with the other and mesh with each other, a central shaft 54 provided concentrically with the sun gear 46 and ring gear 48, a flange portion 56 extending outward from the central shaft 54, and a flange portion 56 extending from the flange portion 56 to the A pair of planetary gears 5 are erected in a direction parallel to the axis of the central shaft 54.
0 and 52 rotatably, and a carrier 60 having a carrier pin 58 that rotatably supports the carriers 0 and 52. Further, this planetary gear device includes a forward clutch 62 for connecting between the converter output shaft 32 and the carrier 60, and a reverse brake 64 for connecting between the ring gear 48 and the nozzing 63 which is fixed in position. It is equipped with Therefore, when the forward crunch rotor 2 is engaged, the controller output shaft 32 and the carrier 60 are connected, and the controller output shaft 32 and the carrier 60 are connected.
Since the output shaft 32 and the central shaft 54 rotate integrally,
CVT16 and below are rotated in the forward direction. Conversely,
When the reverse brake 64 is engaged instead of the forward clutch 62, the housing 63 and the ring gear 48 are connected and the ring gear 48 is brought into a non-rotating state. The central shaft 54 is rotated in the opposite direction, and the CVT 16 and below are rotated in the reverse direction.
CVT16は、その入力軸44および出力軸45にそれ
ぞれ設けられた可変プーリ66および68と、それら可
変プーリ66および68に巻き掛けられた伝動ベルト7
0とを備えている。可変プーリ66および68は、入力
軸44および出力軸45にそれぞれ固定された固定回転
体72および74と、入力軸44および出力軸45にそ
れぞれ軸方向の移動可能かつ軸回りの相対回転不能に設
けられた可動回転体76および78とから成り、可動回
転体76および78が油圧アクチュエータとして機能す
る油圧シリンダ80および82によって移動させられる
ことにより■溝幅すなわち伝動ベルト70の掛り径(有
効径)が変更されて、CVT16の変速比r (=入力
軸44の回転速度Ni、、/出力軸45の回転速度N。The CVT 16 includes variable pulleys 66 and 68 provided on its input shaft 44 and output shaft 45, respectively, and a power transmission belt 7 wound around the variable pulleys 66 and 68.
0. The variable pulleys 66 and 68 are fixed rotating bodies 72 and 74 fixed to the input shaft 44 and the output shaft 45, respectively, and are provided on the input shaft 44 and the output shaft 45 respectively so as to be movable in the axial direction but not relatively rotatable around the axes. The movable rotors 76 and 78 are moved by hydraulic cylinders 80 and 82 that function as hydraulic actuators, thereby increasing the groove width, i.e., the hanging diameter (effective diameter) of the transmission belt 70. The gear ratio r of the CVT 16 is changed (=rotational speed Ni of the input shaft 44, /rotational speed N of the output shaft 45).
ut )が変更されるようになっている。油圧シリンダ
80は専ら変速比γを変更するために作動させられ、油
圧シリンダ82は専ら伝動ベルト70のすべりが生しな
い範囲で最小の挟圧力が得られるように作動させられる
。なお、油圧ポンプ84は図示しないC■T油圧制御装
置の油圧源を構成するものであって、エンジンlOとと
もに回転するポンプ翼車28により常時回転駆動される
ようになっている。上記CVT油圧制御装置としては、
たとえば、特願昭62−9055号、特開昭62−19
6445号、特願平2−127786号に記載されたも
のの全体若しくは一部が用いられ、トルクコンノ\−夕
12のロックアラフリラッチ42、前後進切換装置14
、およびCVT16が制御される。CVT 16の変速
比γは、図示しない電子制御装置により、最小燃費率お
よび運転性が得られる最適曲線に沿って制御される一方
、車両の停止に際しては再発進に備えて最減速側(変速
比最大側)へ変化させられる。ut) is now being changed. The hydraulic cylinder 80 is operated exclusively to change the gear ratio γ, and the hydraulic cylinder 82 is operated exclusively to obtain the minimum clamping force within a range where the transmission belt 70 does not slip. The hydraulic pump 84 constitutes a hydraulic power source for a CIT hydraulic control device (not shown), and is constantly driven to rotate by a pump impeller 28 that rotates together with the engine IO. The above CVT hydraulic control device is as follows:
For example, Japanese Patent Application No. 62-9055, Japanese Unexamined Patent Publication No. 62-19
6445 and Japanese Patent Application No. 2-127786 are used in whole or in part, the locking latch 42 of the torque controller 12, the forward/reverse switching device 14
, and CVT 16 are controlled. The gear ratio γ of the CVT 16 is controlled by an electronic control device (not shown) along an optimal curve that provides the minimum fuel consumption rate and drivability. maximum).
CVT16の出力軸45には、出力歯車として機能する
第1歯車86が設けられている。また、第1歯車86の
軸心と平行な軸心まわりに回転可能に設けられた回転軸
88には、第1歯車86と噛み合う第2歯車90とそれ
よりも小径の第3歯車92とが固設されており、第3歯
車92は差動歯車装置20の大径歯車94と噛み合わさ
れている。上記第1歯車86、第2歯車90、および第
3歯車92は、前記減速ギヤ装置18を構成しているの
である。The output shaft 45 of the CVT 16 is provided with a first gear 86 that functions as an output gear. Further, a rotating shaft 88 that is rotatably provided around an axis parallel to the axis of the first gear 86 has a second gear 90 that meshes with the first gear 86 and a third gear 92 having a smaller diameter than the second gear 90. The third gear 92 is fixedly installed, and is meshed with a large diameter gear 94 of the differential gear device 20 . The first gear 86, the second gear 90, and the third gear 92 constitute the reduction gear device 18.
差動歯車装置20は、車軸22の回転軸心と直交する軸
まわりに回転可能に支持され且つ大径歯車94と一体的
に回転する一対の差動小歯車96と、この差動小歯車9
6と噛み合い且つ車軸22に連結された一対の差動大歯
車98とを備えている。したがって、減速ギヤ装置18
から伝達された動力は、差動歯車装置20において左右
の車軸22へ均等に分配された後、左右の駆動輪24へ
伝達される。The differential gear device 20 includes a pair of differential small gears 96 that are rotatably supported around an axis perpendicular to the rotational axis of the axle 22 and rotate integrally with the large diameter gear 94, and the differential small gears 9.
6 and a pair of differential large gears 98 connected to the axle 22. Therefore, the reduction gear device 18
The power transmitted from the vehicle is equally distributed to the left and right axles 22 in the differential gear device 20, and then transmitted to the left and right drive wheels 24.
第2図は、第1図の骨子図に示された動力伝達装置を更
に詳しく示す図である。図において、ノ\ウジング63
は、たとえば、アルミニウムダイキャスト製品であって
、図示しない多数のボルトにより互いに一体的に連結さ
れた第1ケース100a、第2ケース100b、第3ケ
ース100Cから構成されており、ハウジング63内に
は、トルクコンバータ12を収容する第1室102と、
前後進切換装置14を収容する第2室104と、CVT
16を収容する第3室106と、減速ギヤ装置18およ
び差動歯車装置20を収容する第4室108とが設けら
れている。図に表されているボルト109は、第1ケー
ス100aと第2ケース1oobとを固定している。FIG. 2 is a diagram showing the power transmission device shown in the schematic diagram of FIG. 1 in more detail. In the figure, No\Using 63
is, for example, an aluminum die-cast product, and is composed of a first case 100a, a second case 100b, and a third case 100C, which are integrally connected to each other by a large number of bolts (not shown). , a first chamber 102 that accommodates the torque converter 12;
A second chamber 104 that accommodates the forward/reverse switching device 14 and a CVT
16, and a fourth chamber 108 that accommodates the reduction gear device 18 and the differential gear device 20. Bolts 109 shown in the figure fix the first case 100a and the second case 1oob.
油圧ポンプ84のロータ110は、歯車状を成しており
、相対回転可能に且つ偏心した状態でポンプ翼車28の
油圧ポンプ84例の端部に形成された小径円筒部118
に嵌め着けられている。油圧ポンプケース112は、上
記ロータ110と噛み合う内周歯を備えており、第2ケ
ース1oobの開口114に嵌合された状態で、第1ケ
ース100aの第1室102と第2室104との間の仕
切壁にボルト116により固定されている。The rotor 110 of the hydraulic pump 84 has a gear shape, and a small diameter cylindrical portion 118 formed at the end of the hydraulic pump 84 of the pump impeller 28 in a relatively rotatable and eccentric state.
is attached to. The hydraulic pump case 112 is equipped with internal teeth that mesh with the rotor 110, and when fitted into the opening 114 of the second case 1oob, the first chamber 102 and the second chamber 104 of the first case 100a are connected. It is fixed to the partition wall between them with bolts 116.
第3図は、第1室102内に収容されているトルクコン
バータ12を詳しく示す図である。図において、ポンプ
翼車28は、大径短円柱状の内部空間を有し且つ小径円
筒部118を通して開口する容器状の外殻120と、こ
の外殻120の外周部の内壁面において周方向において
複数枚配列されたポンプブレード122とを備えており
、図示しないスタータと噛み合う環状外周歯124を備
えた連結プレート126を介してクランク軸26とボル
ト128によって連結されている。また、前記油圧ポン
プケース112に一端部が嵌め着けられた位置固定の管
状部材130が外殻120の小径円筒部118内に差し
入れられており、トルクコンバータ12のステータ翼車
38は、上記管状部材130にスプライン嵌合されたボ
ス部材132およびその外周面に設けられた一方向クラ
ッチ36により支持された一方向回転部材134と、そ
の外周部に固定された固定ブレード136とを備えてい
る。上記一方向回転部材134は、軸方向において油圧
ポンプ84側へ偏在させられるとともに、ステータ翼車
38の油圧ポンプ84側端部を片持状に支持しており、
タービンブレード148および固定ブレード136の内
周側に環状空間を形成している。FIG. 3 is a diagram showing in detail the torque converter 12 housed in the first chamber 102. In the figure, the pump impeller 28 includes a container-shaped outer shell 120 that has a large-diameter short cylindrical internal space and is open through the small-diameter cylindrical portion 118, and a container-shaped outer shell 120 that extends in the circumferential direction on the inner wall surface of the outer periphery of this outer shell 120. It includes a plurality of pump blades 122 arranged in an array, and is connected to the crankshaft 26 by bolts 128 via a connection plate 126 having annular outer circumferential teeth 124 that mesh with a starter (not shown). Further, a fixed position tubular member 130 whose one end is fitted into the hydraulic pump case 112 is inserted into the small diameter cylindrical portion 118 of the outer shell 120, and the stator impeller 38 of the torque converter 12 is connected to the tubular member 130. A boss member 132 is spline-fitted to a boss member 130, a one-way rotating member 134 supported by a one-way clutch 36 provided on the outer circumferential surface of the boss member 132, and a fixed blade 136 fixed to the outer circumferential portion of the boss member 132. The one-way rotating member 134 is unevenly distributed toward the hydraulic pump 84 in the axial direction, and supports the end of the stator wheel 38 on the hydraulic pump 84 side in a cantilevered manner.
An annular space is formed on the inner peripheral side of the turbine blade 148 and the fixed blade 136.
また、タービン翼車34は、コンバータ出力軸32の軸
端にスプライン嵌合されたボス部材138と、このボス
部材138の外周面にビーム溶接され且つ固定ブレード
136の内周側(出力側)へ向かって湾曲させられるこ
とによりタービンブレード148の内周輪に環状空間を
形成する断面C字状の環状部材140と、この環状部材
140の外周フランジ部142にリベット144により
固定され且つ前記ポンプブレード122に対向する部分
が湾曲した外周部材146と、その外周部材146の内
壁面において周方向において複数枚配列されたタービン
ブレード148とを備えている。上記環状部材140内
の環状空間内には、コイル状のダンパスプリング156
が周方向において等間隔で複数個収容されており、上記
外周部材146の内周縁部147がダンパスプリング1
56の外周面と接触可能に内周側へ付き出され、ダンパ
スプリング156が確実に保持されるようになっている
。Further, the turbine impeller 34 includes a boss member 138 that is spline-fitted to the shaft end of the converter output shaft 32, and is beam-welded to the outer peripheral surface of the boss member 138 and is connected to the inner peripheral side (output side) of the fixed blade 136. An annular member 140 having a C-shaped cross section and forming an annular space in the inner circumferential ring of the turbine blade 148 by being curved toward the pump blade 122 , which is fixed to the outer circumferential flange portion 142 of the annular member 140 with a rivet 144 . The turbine blade includes an outer circumferential member 146 whose portion facing the outer circumferential member 146 is curved, and a plurality of turbine blades 148 arranged in the circumferential direction on the inner wall surface of the outer circumferential member 146. A coiled damper spring 156 is disposed within the annular space within the annular member 140.
A plurality of damper springs are housed at equal intervals in the circumferential direction, and the inner peripheral edge 147 of the outer peripheral member 146 is connected to the damper spring 1.
The damper spring 156 is protruded inward so as to be able to come into contact with the outer peripheral surface of the damper spring 156, so that the damper spring 156 is reliably held.
ロックアツプクラッチ42は、ボス部材138の外周面
よりエンジン10側であってそれより小径に設けられた
段付面150において摺動可能に嵌合された本体152
と、この本体152に固着された摩擦部材154と、環
状部材140内の環状空間内に収容されたダンパスプリ
ング156の一端と係合するためにリベット158によ
り固定された爪部材160とを備えており、上記本体1
52によって外殻120内が係合側油室162および解
放側油室164に分割されている。このため、図示しな
い油圧制御回路によって係合側油室162にクラッチ圧
が作用され且つ解放側油室164に大気圧が作用される
と、本体152がエンジン10側へ移動してロックアツ
プクラッチ42が保合状態とされ、反対に、係合側油室
162に大気圧が作用され且つ解放側油室164にクラ
ッチ圧が作用されると、本体152が油圧ポンプ84側
へ移動してロックアツプクラッチ42が解放状態とされ
る。なお、上記ダンパスプリング156の他端には、環
状部材140の一部が曲げ起されることにより形成され
た爪部166が係合させられており、正トルク(エンジ
ン10から見て右まわりの回転方向)の急増加持におい
てダンパスプリング156の全長が縮小し、ロックアツ
プクラッチ42の保合ショックなどが緩和されるように
なっている。なお、ダンパスプリング156の一端側に
は、その周方向の位置を決めるための図示しない突起が
環状部材140に設けられている。The lock-up clutch 42 has a main body 152 that is slidably fitted on a stepped surface 150 that is closer to the engine 10 than the outer peripheral surface of the boss member 138 and has a smaller diameter than the outer peripheral surface of the boss member 138.
, a friction member 154 fixed to the main body 152, and a claw member 160 fixed by a rivet 158 to engage with one end of a damper spring 156 housed in an annular space within the annular member 140. The above body 1
52 divides the inside of the outer shell 120 into an engagement side oil chamber 162 and a release side oil chamber 164. Therefore, when clutch pressure is applied to the engagement side oil chamber 162 and atmospheric pressure is applied to the release side oil chamber 164 by a hydraulic control circuit (not shown), the main body 152 moves toward the engine 10 and the lock-up clutch 42 is moved toward the engine 10 side. is in the engaged state, and conversely, when atmospheric pressure is applied to the engagement side oil chamber 162 and clutch pressure is applied to the disengagement side oil chamber 164, the main body 152 moves toward the hydraulic pump 84 side and locks up. Clutch 42 is released. A claw portion 166 formed by bending a part of the annular member 140 is engaged with the other end of the damper spring 156, and the claw portion 166 is engaged with a claw portion 166 that is formed by bending a portion of the annular member 140. The overall length of the damper spring 156 is reduced when the rotational direction (rotational direction) is suddenly increased, and the shock of lock-up clutch 42 is alleviated. Note that, on one end side of the damper spring 156, an unillustrated protrusion is provided on the annular member 140 for determining the circumferential position of the damper spring 156.
外殻120内の各部材が相対回転可能な状態で軸方向に
位置決めされるように、それらの間には複数個のニード
ルヘアリング168が介挿されている。A plurality of needle hair rings 168 are interposed between each member of the outer shell 120 so that each member can be relatively rotatably positioned in the axial direction.
上記のように、ダンパスプリング156は、環状部材1
40内の環状空間内に収容されることによりタービンブ
レード148の内周側に形成されている環状空間内に位
置させられて、ダンパスプリング156および環状部材
140はタービンブレード148および固定ブレード1
36と径方向において重なった状態で位置させられてい
るだけでなく、環状部材140は、タービンブレード1
48を支持すると同時にダンパスプリング156を直接
的に保持する機能を兼ねているので、比較的大容積の大
径のダンパスプリング156を収容することができて係
合ショックを吸収するための好適な特性を得ることがで
きるとともに、ダンパスプリング156を保持するため
の部材を設ける場合に比較してトルクコンバータ12の
軸方向寸法が大幅に小さくされている。すなわち、環状
部材140が断面C字状に湾曲させられることにより形
成された環状空間内にダンパスプリング156が位置さ
せられるので、径方向においてダンパスプリング156
とタービンブレード14日とが重なることとなって軸方
向寸法が小さくされるだけでなく、ダンパスプリング1
56が環状部材140によって直接的に保持されること
から、ダンパスプリング156を保持するための専用の
保持部材が不要となるので、その専用の保持部材を配設
するためのスペースが不要となって軸方向寸法が小さく
される。したがって、軸方向寸法が小さいロックアツプ
クラッチ付流体継手12が得られるとともに、これを車
両に採用すれば、軸方向寸法の小さいトランスアクスル
が得られるのである。As mentioned above, the damper spring 156 is connected to the annular member 1
The damper spring 156 and the annular member 140 are located in the annular space formed on the inner peripheral side of the turbine blade 148 by being accommodated in the annular space within the turbine blade 140 .
In addition to being positioned in radial overlap with turbine blade 1
48 and at the same time, it also has the function of directly holding the damper spring 156, so it can accommodate a relatively large-volume, large-diameter damper spring 156, and has favorable characteristics for absorbing engagement shock. In addition, the axial dimension of the torque converter 12 is significantly smaller than that in the case where a member for holding the damper spring 156 is provided. That is, since the damper spring 156 is located within the annular space formed by curving the annular member 140 into a C-shaped cross section, the damper spring 156 is positioned in the radial direction.
and the turbine blade 14 overlap, which not only reduces the axial dimension, but also reduces the damper spring 1.
56 is directly held by the annular member 140, there is no need for a dedicated holding member to hold the damper spring 156, and therefore no space is required for arranging the dedicated holding member. The axial dimension is reduced. Therefore, a fluid coupling 12 with a lock-up clutch having a small axial dimension can be obtained, and if this is adopted in a vehicle, a transaxle with a small axial dimension can be obtained.
第4図は、前後進切換装置14を詳しく示す図である。FIG. 4 is a diagram showing the forward/reverse switching device 14 in detail.
図において、油圧ポンプケース112を通して第1室1
02から第2室104へ突き出されたコンバータ出力軸
32の軸端部には、前後進切換装置14の中心軸54が
相対回転可能に嵌合されるとともに、サンギヤ46がス
プライン嵌合されている。また、コンバータ出力軸32
の軸端部には、円環状のシリンダボアを備えたクラッチ
ドラム170がビーム溶接などによって一体的に固着さ
れており、このクラッチドラム170内には円環状のク
ラッチピストン172が摺動可能に嵌合されているとと
もに、クラッチドラム170内には、クラッチピストン
172を戻すためのリターンスプリング174と、後述
の複数枚の摩擦材176間に挟まれた複数枚の摩擦プレ
ート178が相対回転不能且つ軸方向の移動可能に取り
付けられている。上記クラッチドラム170、クラッチ
ピストン172、リターンスプリング174、摩擦板1
76、摩擦プレート178などが前進クラッチ62を構
成しているのである。In the figure, the first chamber 1 is shown through the hydraulic pump case 112.
A center shaft 54 of the forward/reverse switching device 14 is fitted to the shaft end of the converter output shaft 32 protruding from the converter output shaft 32 into the second chamber 104 so as to be relatively rotatable, and a sun gear 46 is spline fitted. . In addition, the converter output shaft 32
A clutch drum 170 having an annular cylinder bore is integrally fixed to the shaft end of the clutch drum 170 by beam welding or the like, and an annular clutch piston 172 is slidably fitted into the clutch drum 170. In addition, within the clutch drum 170, a return spring 174 for returning the clutch piston 172 and a plurality of friction plates 178 sandwiched between a plurality of friction materials 176, which will be described later, are installed in the clutch drum 170 so that they cannot rotate relative to each other and are rotated in the axial direction. movably mounted. The clutch drum 170, clutch piston 172, return spring 174, friction plate 1
76, friction plate 178, etc. constitute the forward clutch 62.
キャリヤ60は、中心軸から外周側へ一体に突設された
キャリヤ本体180と、遊星ギヤ50および52をニー
ドルベアリング181を介して回転可能にそれぞれ支持
するためにキャリヤ本体180に立設された複数本のキ
ャリヤビン182と、キャリヤビン182の先端部に固
定されたハブ184とを備えており、前記複数枚の摩擦
材176はこのハブ184に相対回転不能且つ軸方向の
移動可能に取り付けられている。したがって、摩擦材1
76および摩擦プレート178がフランチピストン17
2と位置固定のエンドプレート186との間で相互に挟
圧されることによりコンバータ出力軸32と中心軸54
とが連結されて、車両を前進させる方向の動力が伝達さ
れるようになっている。なお、クラッチピストン172
には、供給圧が低下すると球状弁子177が開く弁17
9が設けられており、前進クラッチ62の解放が速やか
に行われるようになっている。The carrier 60 includes a carrier body 180 that integrally projects from a central axis toward the outer periphery, and a plurality of erected carrier bodies 180 that rotatably support the planetary gears 50 and 52 via needle bearings 181. It includes a book carrier bin 182 and a hub 184 fixed to the tip of the carrier bin 182, and the plurality of friction materials 176 are attached to the hub 184 so as to be non-rotatable and movable in the axial direction. Therefore, friction material 1
76 and friction plate 178 are the flange piston 17
The converter output shaft 32 and the center shaft 54 are compressed by being mutually compressed between the end plate 186 and the fixed end plate 186.
are connected to transmit power in the direction of moving the vehicle forward. In addition, the clutch piston 172
The valve 17 opens the spherical valve 177 when the supply pressure decreases.
9 is provided so that the forward clutch 62 can be released quickly.
また、リングギヤ48の外周面には、複数枚の摩擦材1
88が相対回転不能且つ軸方向の移動可能に取り付けら
れている一方、第2ケース100bの内周壁には、上記
摩擦材188に挟まれる複数の摩擦プレート190が相
対回転不能且つ軸方向の移動可能に取り付けられている
。また、第2ケース100bの内側には、ブレーキピス
トン192が摺動可能に嵌合される環状のシリンダボア
194が形成されており、ブレーキピストン192を戻
すためのリターンスプリング196が設けられている。Further, a plurality of friction materials 1 are provided on the outer peripheral surface of the ring gear 48.
88 is attached so as to be relatively non-rotatable but movable in the axial direction, while a plurality of friction plates 190 sandwiched between the friction materials 188 are attached to the inner peripheral wall of the second case 100b so as to be relatively non-rotatable but movable in the axial direction. is attached to. Further, an annular cylinder bore 194 into which a brake piston 192 is slidably fitted is formed inside the second case 100b, and a return spring 196 for returning the brake piston 192 is provided.
それら摩擦材188、摩擦プレート190、ブレーキピ
ストン192などが後進ブレーキ64を構成しているの
である。したがって、摩擦材188および摩擦プレート
190が位置固定のエンドプレート19Bとブレーキピ
ストン192との間で相互に挟圧されることによりコン
バータ出力軸32と中心軸54とが反対方向に回転させ
られて、車両を後進させる方向の動力が伝達されるよう
になっている。The friction material 188, friction plate 190, brake piston 192, etc. constitute the reverse brake 64. Therefore, when the friction material 188 and the friction plate 190 are mutually compressed between the fixed end plate 19B and the brake piston 192, the converter output shaft 32 and the center shaft 54 are rotated in opposite directions. Power is transmitted in the direction of moving the vehicle backwards.
ここで、潤滑油路200を介して供給される所定圧の潤
滑油は、コンバータ出力軸32内に軸方向に形成された
油路202、中心軸54内に軸方向に形成された油路2
04、キャリヤ本体180内において径方向に形成され
た径方向油路206、キャリヤビン182内において軸
方向に形成された油路208、および径方向に形成され
た放出穴210を通して、遊星ギヤ50および52の内
周面に向かって放出されるようになっており、ニドルヘ
アリング181、遊星ギヤ50および52、その外周側
のリングギヤ4日などの潤滑が行われるようになってい
る。また、上記コンバータ出力軸32の一端を支持する
ニードルベアリング212は、そのコンバータ出力軸3
2に形成された放出穴214から潤滑されるようになっ
ており、中心軸54の一端を支持するニードルベアリン
グ216は、中心軸54に形成された放出穴218から
潤滑されるようになっている。この放出穴218から放
出された潤滑油は、コンバータ出力軸32の軸端に設け
られた穴220を通してサンギヤ46へ導かれる。中心
軸54には、ニードルベアリング222を潤滑するため
の放出穴224、ニードルベアリング226および22
8を潤滑するための放出穴230、入力軸44と中心軸
54とのスプライン嵌合部および入力軸44を支持する
ベアリング232を潤滑するための放出穴234がそれ
ぞれ設けられている。Here, the lubricating oil at a predetermined pressure is supplied through the lubricating oil passage 200, an oil passage 202 formed in the axial direction in the converter output shaft 32, and an oil passage 2 formed in the axial direction in the central shaft 54.
04, through a radial oil passage 206 formed radially in the carrier body 180, an oil passage 208 formed axially in the carrier bin 182, and a discharge hole 210 formed radially, the planetary gears 50 and 52 The needle hair ring 181, the planetary gears 50 and 52, and the ring gear 4 on the outer peripheral side thereof are lubricated. Further, the needle bearing 212 supporting one end of the converter output shaft 32 is connected to the converter output shaft 32.
The needle bearing 216 supporting one end of the central shaft 54 is lubricated through a discharge hole 218 formed in the central shaft 54. . The lubricating oil discharged from the discharge hole 218 is guided to the sun gear 46 through a hole 220 provided at the shaft end of the converter output shaft 32. The central shaft 54 has a discharge hole 224 for lubricating the needle bearings 222, needle bearings 226 and 22.
8, a spline fitting portion between the input shaft 44 and the central shaft 54, and a bearing 232 supporting the input shaft 44.
第2ケース100bの内壁には、第4室108内の大径
歯車94によってハウジング63内の底部から掻き上げ
られた潤滑油が溜められる潤滑油溜り236が形成され
ている。前記潤滑油路200は、油圧ポンプ84により
圧送された油の一部を潤滑油として送油する主潤滑油路
238と上記潤滑油溜り236とに択一的に接続する選
択弁240を介してそれぞれ接続されている。この選択
弁240は、上端部において潤滑油溜り236と連通し
、下端部において主潤滑油路238と連通し、中間部に
おいて潤滑油路200と連通する長手状の弁室242と
、主潤滑油路238から潤滑油が圧送されるときには弁
室242内の上端開口部に着座して潤滑油の潤滑油溜り
236への漏出を防止するが、主潤滑油路238から潤
滑油が圧送されないときには弁室242内の下端開口部
に着座して潤滑油溜り236内の潤滑油を潤滑油路20
0へ導く球状弁子244とを備えている。このため、車
両の被牽引時においては、車両の走行とともに中心軸5
4が回転し、キャリヤ本体180内の径方向油路206
内において遠心油圧が発生するので、径方向油路206
内の内周側部分が負圧となる。この結果、エンジン10
に駆動される油圧ポンプ84が停止していても、被牽引
時に駆動輪24とともに回転する大径歯車94により潤
滑油溜り236内に潤滑油が満たされるとともに、その
潤滑油溜り236内の潤滑油は選択弁240を通って潤
滑油路200へ吸引され、放出穴210から潤滑油が連
続的に放出される。したがって、エンジン10とともに
油圧ポンプ84が停止して潤滑油が圧送されない車両の
被牽引時において、長時間にわたって或いは高速で入力
軸44が回転させられても、上記のように径方向油路2
06のポンプ作用によって放出穴210から潤滑油が放
出されるので、前後進切換装置14の潤滑不良や、それ
に起因する摩耗或いは焼付が生じることがなく、耐久性
の低下が解消される。A lubricating oil reservoir 236 is formed on the inner wall of the second case 100b, in which lubricating oil scraped up from the bottom of the housing 63 by the large-diameter gear 94 in the fourth chamber 108 is stored. The lubricating oil passage 200 is connected via a selection valve 240 to the lubricating oil reservoir 236 and a main lubricating oil passage 238 through which part of the oil pumped by the hydraulic pump 84 is sent as lubricating oil. each connected. This selection valve 240 has a longitudinal valve chamber 242 that communicates with a lubricating oil reservoir 236 at an upper end, a main lubricating oil passage 238 at a lower end, and a main lubricating oil passage 200 at an intermediate portion. When lubricating oil is pumped from the main lubricating oil passage 238, it sits at the upper end opening in the valve chamber 242 to prevent the lubricating oil from leaking into the lubricating oil reservoir 236, but when lubricating oil is not pumped from the main lubricating oil passage 238, the valve The lubricating oil in the lubricating oil reservoir 236 is transferred to the lubricating oil passage 20 by being seated at the lower end opening in the chamber 242.
It is equipped with a spherical valve element 244 that leads to zero. Therefore, when the vehicle is being towed, the central axis 5
4 rotates and the radial oil passage 206 in the carrier body 180
Since centrifugal oil pressure is generated within the radial oil passage 206
The inner circumferential side of the inside becomes negative pressure. As a result, engine 10
Even if the hydraulic pump 84 driven by the engine is stopped, the lubricating oil reservoir 236 is filled with lubricating oil by the large-diameter gear 94 that rotates together with the drive wheels 24 when being towed, and the lubricating oil in the lubricating oil reservoir 236 is filled with lubricating oil. is sucked into the lubricating oil passage 200 through the selection valve 240, and the lubricating oil is continuously discharged from the discharge hole 210. Therefore, even if the input shaft 44 is rotated for a long time or at high speed when the vehicle is being towed, where the hydraulic pump 84 stops together with the engine 10 and lubricating oil is not pumped, the radial oil passage 2
Since the lubricating oil is discharged from the discharge hole 210 by the pump action of 06, poor lubrication of the forward/reverse switching device 14 and wear or seizure caused by the same will not occur, and deterioration in durability will be eliminated.
なお、第2図においては、理解を容易とするために、入
力軸44と出力軸45および第1歯車86と第2歯車9
0および第3歯車92と車軸22の各軸心が共通の平面
内に表されているが、実際は、第5図に示すように、立
体的に配置されている。なお、前記潤滑油溜り236は
、第5図の高さ方向において回転軸88と車軸22との
間に設けられるが、好ましくは入力軸44より上の位置
に設けられる。このようにすれば、潤滑油溜り236内
の潤滑油が高低差によっても中心軸54内の油路204
へ導かれることができるので、径方向油路206の内周
側に発生する負圧が小さくても潤滑油が放出穴210へ
充分に補給される利点がある。In addition, in FIG. 2, for ease of understanding, the input shaft 44, the output shaft 45, the first gear 86, and the second gear 9 are shown.
Although the axes of the zero and third gears 92 and the axle 22 are shown in a common plane, they are actually arranged three-dimensionally, as shown in FIG. The lubricating oil reservoir 236 is provided between the rotating shaft 88 and the axle 22 in the height direction in FIG. 5, but is preferably provided at a position above the input shaft 44. In this way, even if the lubricating oil in the lubricating oil reservoir 236 is affected by the difference in height, the lubricating oil in the lubricating oil reservoir 236 can be
Therefore, there is an advantage that lubricating oil can be sufficiently supplied to the discharge hole 210 even if the negative pressure generated on the inner peripheral side of the radial oil passage 206 is small.
第2図に戻って、第2ケース100bの第2室104と
第3室106との間の仕切壁246の開口248には、
前記ベアリング232が嵌め着けられた壁部材250が
嵌合されており、その壁部材250の中心穴251を通
して第3室106へ突き出した中心軸54とスプライン
嵌合されているCVT12の入力軸44は、上記ベアリ
ング232と第3ケース100Cに嵌め着けられたベア
リング252とにより回転可能に支持されている。Returning to FIG. 2, in the opening 248 of the partition wall 246 between the second chamber 104 and the third chamber 106 of the second case 100b,
The input shaft 44 of the CVT 12 is fitted with the wall member 250 to which the bearing 232 is fitted, and is spline-fitted to the central shaft 54 that protrudes into the third chamber 106 through the center hole 251 of the wall member 250. , is rotatably supported by the bearing 232 and a bearing 252 fitted in the third case 100C.
また、CVT12の出力軸45は、第3ケース100c
に嵌め着けられたベアリング254と上記仕切壁246
に嵌め着けられたベアリング256とにより、入力軸4
4と平行な軸線まわりに回転可能に支持されている。Further, the output shaft 45 of the CVT 12 is connected to the third case 100c.
The bearing 254 fitted into the partition wall 246
The input shaft 4
It is rotatably supported around an axis parallel to 4.
CVT16は第6図および第7図に詳しく示すように構
成されている。第6図において、入力側の可変ブー16
6では、可動回転体76が第3ケース100C側に設け
られる一方、入力軸44の外周面において軸方向に形成
されたガイド溝260と可動回転体76の円筒状のボス
部262の内周面において軸方向に形成されたガイド溝
264とには、ガイドボール266が嵌め入れられてお
り、可動回転体76が入力軸44に対して相対回転不能
且つ軸方向の移動可能に装着されている。The CVT 16 is constructed as shown in detail in FIGS. 6 and 7. In FIG. 6, the variable boolean 16 on the input side
6, the movable rotary body 76 is provided on the third case 100C side, and the guide groove 260 formed in the axial direction on the outer circumferential surface of the input shaft 44 and the inner circumferential surface of the cylindrical boss portion 262 of the movable rotary body 76 A guide ball 266 is fitted into a guide groove 264 formed in the axial direction, and a movable rotating body 76 is mounted so as to be non-rotatable but movable in the axial direction with respect to the input shaft 44 .
変速比Tを検出するための変速比検知弁268が入力軸
44内の仕切壁246側に設けられており、その変速比
検知弁268から第3ケース100c側へ突き出された
検知棒270は、前記ボス部262に両端部が固定され
且つ穴272を通して入力軸44を径方向に貫通するロ
ッド274に当接させられている。A gear ratio detection valve 268 for detecting the gear ratio T is provided on the partition wall 246 side within the input shaft 44, and a detection rod 270 protruding from the gear ratio detection valve 268 toward the third case 100c side is Both ends are fixed to the boss portion 262 and are brought into contact with a rod 274 passing through the input shaft 44 in the radial direction through a hole 272.
入力軸44の両端部には、大径穴280および中径穴2
82がそれぞれ軸方向に形成されるとともに、それら大
径穴280および中径穴282を連通させる小径穴28
4が中間部に形成されており、その小径穴284に前記
検知棒270が摺動可能に嵌合されている。前記中心軸
54の端面には軸方向に有底穴286が形成されている
とともに、中心軸54の有底穴286が形成されている
側の軸端が上記大径穴280の開口部内に嵌め入れられ
、中心軸54の軸端の外周面と大径穴280の開口部内
周面との間でスプライン嵌合されている。入力軸44お
よび中心軸54のスプライン嵌合されている部分は、径
方向において重なる第1連結部276および第2連結部
278を構成している。A large diameter hole 280 and a medium diameter hole 2 are provided at both ends of the input shaft 44.
82 are formed in the axial direction, and the small diameter hole 28 communicates the large diameter hole 280 and the medium diameter hole 282.
4 is formed in the middle part, and the detection rod 270 is slidably fitted into the small diameter hole 284. A bottomed hole 286 is formed in the end surface of the central shaft 54 in the axial direction, and the shaft end of the central shaft 54 on the side where the bottomed hole 286 is formed is fitted into the opening of the large diameter hole 280. A spline fit is made between the outer peripheral surface of the shaft end of the central shaft 54 and the inner peripheral surface of the opening of the large diameter hole 280. The spline-fitted portions of the input shaft 44 and the central shaft 54 constitute a first connecting portion 276 and a second connecting portion 278 that overlap in the radial direction.
上記大径穴280は段付穴であって、その大径部内に段
付管状のスプールガイド288の大径部が嵌め入れられ
るとともにシム287を介して止め輪289により取り
着けられ、そのスプールガイド288の小径部が上記中
心軸54の有底穴286内に液密に嵌合されている。こ
のスプールガイド28日の小径部内にはスプール弁子2
90が摺動可能に嵌合されており、このスプール弁子2
90と検知棒270に固定されたばね受け292との間
にはスプール弁子290を閉弁方向へ付勢するスプリン
グ294が介挿されるとともに、検知棒270に固定さ
れたばね受け292とスプールガイド288の大径部と
の間には検知棒270を突き出す方向へ付勢するスプリ
ング296が介挿されている。上記検知棒270 スプ
ールガイド288、スプール弁子290、スプリング2
94、およびスプリング296などが変速比検知弁26
8を構成しており、大径穴280および有底穴286が
、入力軸44および中心軸54にわたって形成された弁
収容穴を構成しているのである。The large diameter hole 280 is a stepped hole, into which the large diameter part of a stepped tubular spool guide 288 is fitted and attached via a shim 287 with a retaining ring 289, and the spool guide The small diameter portion 288 is fitted in the bottomed hole 286 of the central shaft 54 in a fluid-tight manner. There is a spool valve 2 inside the small diameter part of this spool guide.
90 is slidably fitted, and this spool valve 2
A spring 294 that urges the spool valve element 290 in the valve closing direction is inserted between the spring receiver 292 fixed to the detection rod 270 and the spring receiver 292 fixed to the detection rod 270 and the spool guide 288. A spring 296 is inserted between the detection rod 270 and the large diameter portion to bias the detection rod 270 in the protruding direction. The above detection rod 270, spool guide 288, spool valve 290, spring 2
94, spring 296, etc. are the gear ratio detection valve 26.
8, and the large diameter hole 280 and the bottomed hole 286 constitute a valve housing hole formed across the input shaft 44 and the central shaft 54.
上記のように構成された変速比検知弁268では、ライ
ン油路300内のライン圧Pfが絞り298、仕切壁2
46内に形成された油路302、壁部材250内に形成
された油路304、中心軸54内に形成された油路30
6を通して弁室308に導かれると、スプール弁子29
0は、その端面に作用する弁室308内の圧力に基づく
開弁方向の推力とスプリング294の付勢力に基づく閉
弁方向の推力とが平衡するように位置させられる。In the gear ratio detection valve 268 configured as described above, the line pressure Pf in the line oil passage 300 is
46, an oil passage 304 formed within the wall member 250, and an oil passage 30 formed within the central shaft 54.
6 into the valve chamber 308, the spool valve 29
0 is positioned so that the thrust in the valve opening direction based on the pressure in the valve chamber 308 acting on the end surface and the thrust in the valve closing direction based on the biasing force of the spring 294 are in balance.
閉弁方向の推力は可動回転体76の位置すなわちCVT
16の変速比Tに対応した大きさであるので、スプール
ガイド288の小径部に設けられたドレンポート310
の開口面積がCVT16の変速比γに応じて変化させら
れる。このため、前記絞り298の下流側に、CVT1
6の変速比γを表す変速比圧P、が発生させられて、上
記油路306.304.302により取り出されるので
ある。なお、スプリング294および296が収容され
ている大径穴280の小径部内は連通穴312により大
気圧とされている。The thrust in the valve closing direction depends on the position of the movable rotating body 76, that is, the CVT.
Since the size corresponds to the gear ratio T of 16, the drain port 310 provided in the small diameter part of the spool guide 288
The opening area of the CVT 16 is changed according to the gear ratio γ of the CVT 16. Therefore, on the downstream side of the throttle 298, the CVT1
A gear ratio pressure P representing a gear ratio γ of 6 is generated and taken out through the oil passages 306, 304, and 302. Note that the inside of the small diameter portion of the large diameter hole 280 in which the springs 294 and 296 are accommodated is set to atmospheric pressure by the communication hole 312.
上記のように構成されたCVT16では、スプールガイ
ド288の小径部が中心軸54の有底穴286に嵌合さ
れており、スプールガイド288の小径部が入力軸44
と中心軸54とのスプライン嵌合部と径方向において重
ねられた構成とされ、中心軸54の一部が変速比検知弁
268のハルブホデーの一部として機能している。この
ため、入力軸44と動力入力部材として機能する中心軸
54とにわたって形成された前記弁収容穴およびこれに
収容された変速機検知弁268は、入力軸44の一部で
ある第1連結部276と中心軸54の一部である第2連
結部278と径方向において重ねられた状態で構成され
ているので、入力軸44の軸方向寸法が小さくされる一
方、変速比検知弁268により発生させられる変速比圧
P、は中心軸54内に弁収容穴と連通して形成された油
路306により取り出されることから、入力軸44に形
成された油路を通してその入力軸44の外周面から取り
出す場合に比較して入力軸44を軸方向に短くできる。In the CVT 16 configured as described above, the small diameter portion of the spool guide 288 is fitted into the bottomed hole 286 of the central shaft 54, and the small diameter portion of the spool guide 288 is fitted into the bottomed hole 286 of the input shaft 44.
The spline fitting portion between the center shaft 54 and the center shaft 54 are overlapped in the radial direction, and a portion of the center shaft 54 functions as a portion of the hub body of the speed ratio detection valve 268. Therefore, the valve housing hole formed across the input shaft 44 and the central shaft 54 functioning as a power input member and the transmission detection valve 268 housed in the valve housing hole are located at the first connecting portion which is a part of the input shaft 44. 276 and the second connecting portion 278, which is a part of the central shaft 54, are overlapped in the radial direction. Since the gear ratio pressure P, which is caused by The input shaft 44 can be made shorter in the axial direction compared to when it is taken out.
したがって、スプールガイド288を入力軸44内のみ
に嵌合し、その入力軸44の軸端に中心軸54とのスプ
ライン嵌合部を更に設ける場合に比較して、軸方向寸法
の小さいベルト式無段変速機を得ることができるのであ
る。Therefore, compared to a case where the spool guide 288 is fitted only into the input shaft 44 and a spline fitting portion with the central shaft 54 is further provided at the shaft end of the input shaft 44, a belt-type device having a smaller axial dimension is A step-change transmission can be obtained.
入力側の油圧シリンダ80において、可変ブーIJ66
の第3ケース100C側に位置している可動回転体76
は、ボス部262、ディスク状の本体部318、および
その本体部318の背面においてボス部262の外周側
に一体に突設された円筒状の中径シリンダ部320から
構成されており、その中径シリンダ部320の先端には
、軸方向において上記可動回転体76と重なる環状ピス
トン部材322がビン324により位置決めされた状態
で嵌め着けられている。入力軸44には、ボス部262
を収容可能な有底円筒部状を成し且つ外周面において環
状ピストン部材322の内周縁と摺接する小径シリンダ
部326とこの有底円筒部326の開口から外周側へ伸
び且つ上記可動回転体76と環状ピストン部材322の
間に位置して中径シリンダ部320の内周面に摺接する
第1フランジ部328とから成る第1固定壁330と、
円板状の第2フランジ部332とこの第2フランジ部3
32の外周縁から可動回転体76側へ伸びる大径シリン
ダ部334とから成る第2固定壁336とが固設されて
いる。図から明らかなように、それら第1固定壁330
と第2固定壁336は、軸方向において互いに離隔し且
つ可動回転体76と重なるようになっている。そして、
上記大径シリンダ部334の内周面には前記環状ピスト
ン部材322の外周縁が摺接させられている。これによ
り、可動回転体76の本体部318、中径シリンダ部3
20、および第1フランジ部328により囲まれた第1
油圧室338が形成されるとともに、環状ピストン部材
322、大径シリンダ部334、第2フランジ部332
、および小径シリンダ部326により囲まれた第2油圧
室340が形成されている。それら第1油圧室338お
よび第2油圧室340は、小径シリンダ部326に形成
された貫通穴342により連通させられており、図示し
ない変速制御弁から一次側油路344を介して供給され
る作動油圧が上記第1油圧室338および第2油圧室3
40に作用させられることにより、伝動ベルト70を挟
圧する方向の推力が発生させられるようになっている。In the hydraulic cylinder 80 on the input side, the variable boob IJ66
The movable rotating body 76 located on the third case 100C side
is composed of a boss portion 262, a disk-shaped main body portion 318, and a cylindrical medium-diameter cylinder portion 320 integrally protruding from the outer circumferential side of the boss portion 262 on the back surface of the main body portion 318. An annular piston member 322 that overlaps the movable rotating body 76 in the axial direction is fitted into the tip of the radial cylinder portion 320 while being positioned by a pin 324 . The input shaft 44 has a boss portion 262.
A small-diameter cylinder portion 326 has a bottomed cylindrical shape capable of accommodating the movable rotating body 76 , and has a small diameter cylinder portion 326 that slides in sliding contact with the inner peripheral edge of the annular piston member 322 on its outer peripheral surface, and extends from the opening of the bottomed cylindrical portion 326 toward the outer peripheral side. and a first flange portion 328 located between the annular piston member 322 and in sliding contact with the inner circumferential surface of the medium diameter cylinder portion 320;
Disc-shaped second flange portion 332 and this second flange portion 3
A second fixed wall 336 consisting of a large-diameter cylinder portion 334 extending from the outer peripheral edge of 32 toward the movable rotating body 76 side is fixedly provided. As is clear from the figure, the first fixed walls 330
and the second fixed wall 336 are spaced apart from each other in the axial direction and overlap the movable rotating body 76. and,
The outer circumferential edge of the annular piston member 322 is brought into sliding contact with the inner circumferential surface of the large diameter cylinder portion 334 . As a result, the main body portion 318 of the movable rotating body 76, the medium diameter cylinder portion 3
20 , and a first flange portion 328 surrounded by a first flange portion 328 .
A hydraulic chamber 338 is formed, and an annular piston member 322, a large diameter cylinder portion 334, and a second flange portion 332
, and a second hydraulic chamber 340 surrounded by the small diameter cylinder portion 326. The first hydraulic chamber 338 and the second hydraulic chamber 340 are communicated with each other through a through hole 342 formed in the small diameter cylinder portion 326, and are operated by being supplied from a speed change control valve (not shown) via a primary oil passage 344. Hydraulic pressure is supplied to the first hydraulic chamber 338 and the second hydraulic chamber 3.
40, a thrust force is generated in a direction that pinches the transmission belt 70.
なお、第1フランジ部328、中径シリンダ部320、
環状ピストン部材322、および小径シリンダ部326
により囲まれた空室346には、潤滑のためにヘアリン
グ252に供給された潤滑油の一部が第1固定壁330
および第2固定壁336に形成された油路348により
導き入れられ、環状ピストン部材322と中径シリンダ
部320との合わせ面の焼付が防止されるようになって
いる。また、第1固定壁330および環状ピストン部材
322の摺接部にはシール部材411が設けられている
。Note that the first flange portion 328, the medium diameter cylinder portion 320,
Annular piston member 322 and small diameter cylinder portion 326
A portion of the lubricating oil supplied to the hair ring 252 for lubrication is placed in the cavity 346 surrounded by the first fixed wall 330.
The oil is introduced through an oil passage 348 formed in the second fixed wall 336 to prevent seizure of the mating surface between the annular piston member 322 and the medium diameter cylinder portion 320. Furthermore, a seal member 411 is provided at the sliding contact portion of the first fixed wall 330 and the annular piston member 322.
第7図に詳しく示すように、出力側の可変プーリ68で
は、出力軸45の外周面において軸方向に形成されたガ
イド溝352と可動回転体78のボス部354の内周面
において軸方向に形成されたガイド溝356とには、ガ
イドボール358が嵌め入れられており、可動回転体7
8が出力軸45に対して軸まわりの回転不能且つ軸方向
の移動可能に装着されている。As shown in detail in FIG. 7, in the variable pulley 68 on the output side, the guide groove 352 formed in the axial direction on the outer circumferential surface of the output shaft 45 and the inner circumferential surface of the boss portion 354 of the movable rotating body 78 in the axial direction. A guide ball 358 is fitted into the formed guide groove 356, and the movable rotating body 7
8 is attached to the output shaft 45 so as to be non-rotatable about the axis and movable in the axial direction.
出力側の油圧シリンダ82において、可変プーリ68の
減速ギヤ装置18側に位置している可動回転体78は、
上記ボス部354、ディスク状の本体部360、および
その本体部360の背面においてボス部354の外周側
に一体に突設された円筒状の大径シリンダ部362から
構成されており、その大径シリンダ部362の先端には
、断面り字状のシュラウド部材364が液密に固定され
ている。出力軸45には、ボス部354を収容可能な有
底円筒部状を成す小径シリンダ部366とこの小径シリ
ンダ部366の開口から外周側へ伸びる第1フランジ部
368とから成る第1固定壁370と、円板状の第2フ
ランジ部372とこの第2フランジ部372の外周縁か
ら可動回転体78側へ伸び且つ大径シリンダ部362の
内周面に摺接する中径シリンダ部374とから成る第2
固定壁376とが固設されている。図から明らかなよう
に、それら第1固定壁370と第2固定壁376は、軸
方向において互いに離隔し且つ可動回転体78と重なる
ようになっている。そして、軸方向において第1フラン
ジ部368と第2フランジ部372との間に位置する第
3フランジ部378と、径方向において中径シリンダ部
374と小径シリンダ部366との間に位置するシリン
ダ部380とから成るピストン部材382が設けられて
おり、その第3フランジ部378の内周縁は小径シリン
ダ部366の外周面に摺接させられるとともに、そのシ
リンダ部380の内周面には第1フランジ部368の外
周縁が摺接させられており、上記シリンダ部380の端
部は本体部360の背面に当接させられている。これに
より、本体部360、第1固定壁370、およびシリン
ダ部380により囲まれた第1油圧室384と、ピスト
ン部材382、小径シリンダ部366、第2固定壁37
6、大径シリンダ部362、および本体部360により
囲まれた第2油圧室386とが形成されている。それら
第1油圧室384および第2油圧室386は、本体部3
60の背面の前記シリンダ部380が当接する付近に形
成された連通溝388を通して相互に連通させられてお
り、図示しない調圧弁により伝動ベルト70の張力を必
要かつ充分に維持するように調圧された張力制御油圧が
二次側油路390を介して第1油圧室384および第2
油圧室386に作用されることにより、最適の張力を維
持するための伝動ヘルド70を挟圧する方向の推力が発
生させられるようになっている。なお、可動回転体78
と第1固定壁370との間には、補助的な推力を発生さ
せるスプリング391が介挿されている。In the output side hydraulic cylinder 82, the movable rotating body 78 located on the reduction gear device 18 side of the variable pulley 68 is
It is composed of the boss portion 354, a disk-shaped main body portion 360, and a cylindrical large-diameter cylinder portion 362 integrally protruding from the outer circumferential side of the boss portion 354 on the back surface of the main body portion 360. A shroud member 364 having an angular cross section is liquid-tightly fixed to the tip of the cylinder portion 362. The output shaft 45 has a first fixed wall 370 that includes a small-diameter cylinder portion 366 having a bottomed cylindrical shape capable of accommodating the boss portion 354 and a first flange portion 368 extending from the opening of the small-diameter cylinder portion 366 toward the outer circumference. It consists of a disk-shaped second flange part 372 and a medium-diameter cylinder part 374 that extends from the outer peripheral edge of the second flange part 372 toward the movable rotary body 78 side and comes into sliding contact with the inner peripheral surface of the large-diameter cylinder part 362. Second
A fixed wall 376 is fixedly installed. As is clear from the figure, the first fixed wall 370 and the second fixed wall 376 are spaced apart from each other in the axial direction and overlap the movable rotating body 78. A third flange portion 378 is located between the first flange portion 368 and the second flange portion 372 in the axial direction, and a cylinder portion is located between the medium diameter cylinder portion 374 and the small diameter cylinder portion 366 in the radial direction. 380, the inner peripheral edge of the third flange portion 378 is brought into sliding contact with the outer peripheral surface of the small diameter cylinder portion 366, and the inner peripheral surface of the cylinder portion 380 is provided with a first flange. The outer peripheral edge of the portion 368 is brought into sliding contact, and the end portion of the cylinder portion 380 is brought into contact with the back surface of the main body portion 360. Thereby, a first hydraulic chamber 384 surrounded by the main body part 360, the first fixed wall 370, and the cylinder part 380, the piston member 382, the small diameter cylinder part 366, and the second fixed wall 37 are formed.
6, a large-diameter cylinder portion 362 and a second hydraulic chamber 386 surrounded by the main body portion 360 are formed. The first hydraulic chamber 384 and the second hydraulic chamber 386 are connected to the main body 3
They are communicated with each other through a communication groove 388 formed on the back surface of the belt 60 in the vicinity where the cylinder portion 380 contacts, and the pressure is regulated by a pressure regulating valve (not shown) so as to maintain the necessary and sufficient tension of the transmission belt 70. The tension control hydraulic pressure is supplied to the first hydraulic chamber 384 and the second hydraulic pressure chamber 384 through the secondary oil passage 390.
By acting on the hydraulic chamber 386, a thrust force is generated in the direction of squeezing the transmission heald 70 in order to maintain the optimum tension. In addition, the movable rotating body 78
A spring 391 is inserted between the first fixed wall 370 and the first fixed wall 370 to generate an auxiliary thrust.
また、本実施例の油圧シリンダ82ムこおいては、第1
油圧室384および第2油圧室386内において発生す
る遠心油圧に基づいて発生する推力の増加分を補償する
ために、第1フランジ部368、小径シリンダ部366
、第3フランジ部378、およびシリンダ部380によ
り囲まれた第1補償室392が形成されており、第2固
定壁376およびシュラウド部材364により囲まれた
第2補償室394が設けられている。In addition, in the hydraulic cylinder 82 of this embodiment, the first
In order to compensate for the increase in thrust generated based on the centrifugal oil pressure generated in the hydraulic chamber 384 and the second hydraulic chamber 386, the first flange portion 368 and the small diameter cylinder portion 366
, the third flange portion 378, and the cylinder portion 380, and a second compensation chamber 394 surrounded by the second fixed wall 376 and the shroud member 364.
出力軸45の端面には、第1歯車86が設けられた回転
軸396の軸端を嵌め入れるための有底穴398が形成
されており、回転軸396の軸端はその有底穴398の
内周面とスプライン嵌合されている。前記潤滑油路20
0内の潤滑油は、上記回転軸396内に軸方向に形成さ
れた油路400へ導かれるとともに、ここで分岐され、
一部の潤滑油は、出力軸45の有底穴398から径方向
に形成された油路402、第2固定壁376および第1
固定壁370内に形成された油路404および406を
通して第1補償室392へ供給され、他の一部の潤滑油
は、出力軸45の有底穴398から径方向に形成された
油路408、第2固定壁376内に形成された油路41
0を通して第2補償室394へ供給されて、第1補償室
392および第2補償室394が略大気圧の油により常
時溝たされるようになっている。第1補償室392およ
び第2補償室394はシール部材411により油密に構
成されているのである。A bottomed hole 398 is formed in the end surface of the output shaft 45 into which the shaft end of a rotating shaft 396 provided with the first gear 86 is fitted, and the shaft end of the rotating shaft 396 is inserted into the bottomed hole 398. It is spline fitted to the inner peripheral surface. The lubricating oil passage 20
The lubricating oil in the rotary shaft 396 is guided to an oil passage 400 formed in the axial direction within the rotating shaft 396, and is branched here.
Some of the lubricating oil flows through the oil passage 402 formed in the radial direction from the bottomed hole 398 of the output shaft 45, the second fixed wall 376, and the first
The lubricating oil is supplied to the first compensation chamber 392 through oil passages 404 and 406 formed in the fixed wall 370, and some other lubricating oil is supplied to the oil passage 408 formed in the radial direction from the bottomed hole 398 of the output shaft 45. , an oil passage 41 formed in the second fixed wall 376
0 to the second compensation chamber 394, so that the first compensation chamber 392 and the second compensation chamber 394 are constantly filled with oil at approximately atmospheric pressure. The first compensation chamber 392 and the second compensation chamber 394 are configured to be oil-tight by the seal member 411.
上記のように構成された油圧シリンダ82では、可動壁
として機能するピストン部材382と第1固定壁370
との間、すなわち、第1油圧室384と第2油圧室39
2との間の空間に油が満たされた第1補償室392が設
けられていることから、油圧シリンダ82内において、
本来的に存在する空間を利用して遠心油圧を補償するこ
とができる。In the hydraulic cylinder 82 configured as described above, the piston member 382 and the first fixed wall 370 function as a movable wall.
That is, between the first hydraulic chamber 384 and the second hydraulic chamber 39
Since the first compensation chamber 392 filled with oil is provided in the space between 2 and 2, in the hydraulic cylinder 82,
The naturally existing space can be used to compensate for the centrifugal hydraulic pressure.
また、本実施例では、上記第1補償室392に加えて、
シュラウド部材364によって形成される第2補償室3
94が設けられているので、第1油圧室384および第
2油圧室386内に発生する遠心油圧に起因する推力の
増加分と略同様の大きさの相殺推力を発生させる遠心油
圧が第1補償室392および第2補償室394内に発生
させられるので、外部において遠心油圧を補償するため
に二次側油路390へ供給する油圧を補正するという油
圧調整が殆ど不要となる利点がある。Further, in this embodiment, in addition to the first compensation chamber 392,
Second compensation chamber 3 formed by shroud member 364
94, the centrifugal hydraulic pressure that generates an offset thrust of approximately the same magnitude as the increase in thrust caused by the centrifugal hydraulic pressure generated in the first hydraulic chamber 384 and the second hydraulic chamber 386 is the first compensation. Since the hydraulic pressure is generated within the chamber 392 and the second compensation chamber 394, there is an advantage that there is almost no need for hydraulic adjustment to correct the hydraulic pressure supplied to the secondary oil passage 390 in order to compensate for the centrifugal hydraulic pressure externally.
また、油圧シリンダ82において、第1油圧室384お
よび第2油圧室386は、ピストン部材382のシリン
ダ部380を介して隣接させられており、そのシリンダ
部380が当接する付近の本体部360の背面に形成さ
れた連通溝388を通して連通させられるので、専用の
連通路を設ける場合に比較して、少なくともその連通路
の穴径だけ軸方向寸法が小さ(なる利点がある。Further, in the hydraulic cylinder 82, the first hydraulic chamber 384 and the second hydraulic chamber 386 are adjacent to each other via the cylinder section 380 of the piston member 382, and the rear surface of the main body section 360 in the vicinity where the cylinder section 380 contacts. Since communication is made through the communication groove 388 formed in the hole, there is an advantage that the axial dimension is smaller by at least the hole diameter of the communication path, compared to the case where a dedicated communication path is provided.
また、油圧シリンダ82において、ピストン部材382
の円周状の押付面、すなわち本体部360の背面に対す
るシリンダ部380の当接面は油中に存在しているので
、大きな面圧が加えられつつ出力軸45が回転しても、
その押圧面の固着が防止される。Furthermore, in the hydraulic cylinder 82, the piston member 382
Since the circumferential pressing surface of , that is, the contact surface of the cylinder section 380 against the back surface of the main body section 360 exists in oil, even if the output shaft 45 rotates while a large surface pressure is applied,
This prevents the pressing surface from sticking.
なお、第2図に戻って、第4室108内において、大径
歯車94により掻き上げられた潤滑油は、高低差を利用
して油路412により車軸22を支持するためのテーバ
ローラヘアリング414へ導かれるとともに、第3室1
06内から仕切壁246の還流穴416を通して第4室
10B内へ還流した潤滑油は、高低差を利用して油路4
17により車軸22を支持するためのテーパローラベア
リング418へ導かれるようになっている。Returning to FIG. 2, in the fourth chamber 108, the lubricant oil scraped up by the large-diameter gear 94 is transferred to the Taber roller hair ring for supporting the axle 22 by the oil passage 412 by utilizing the height difference. 414 and the third room 1
The lubricating oil that has returned from inside the fourth chamber 10B through the return hole 416 of the partition wall 246 flows through the oil passage 4 using the height difference.
17 leads to a tapered roller bearing 418 for supporting the axle 22.
以上、本発明の一実施例を図面に基づいて説明したが、
本発明はその他の態様においても適用される。Although one embodiment of the present invention has been described above based on the drawings,
The invention also applies in other aspects.
たとえば、前述の実施例では、キャリヤ本体180内に
径方向油路206が形成されていたが、他の部材であっ
てもよい。要するに、入力軸44とともに回転する部材
であればよいのである。For example, in the embodiment described above, the radial oil passage 206 was formed within the carrier body 180, but other members may be used. In short, any member that rotates together with the input shaft 44 is sufficient.
また、前述の実施例では、径方向油路206内に発生す
る遠心油圧により潤滑油を放出する放出穴210は遊星
ギヤ50または52の内周面に向かって潤滑油を放出し
ていたが、サンギヤ46或いはリングギヤ48に向かっ
て放出するように構成されてもよいし、放出穴210が
複数設けられていてもよいのである。Further, in the above embodiment, the release hole 210 that releases lubricating oil by the centrifugal oil pressure generated in the radial oil passage 206 releases the lubricating oil toward the inner peripheral surface of the planetary gear 50 or 52. The discharge hole 210 may be configured to be discharged toward the sun gear 46 or the ring gear 48, or a plurality of discharge holes 210 may be provided.
また、前述の実施例では、径方向油路206内に発生す
る負圧により潤滑油溜り236内の潤滑油が吸引される
ように構成されていたが、ハウジング63内の底部、す
なわちオイルパン内に還流した潤滑油が吸引されるよう
に構成されてもよいのである。Furthermore, in the above embodiment, the lubricating oil in the lubricating oil reservoir 236 was sucked by the negative pressure generated in the radial oil passage 206, but the lubricating oil in the lubricating oil reservoir 236 was The structure may be such that the lubricating oil that has returned to the tank is sucked.
また、前述の実施例の無段変速機は伝動ベルト70が巻
き掛けられる形式のベルト式無段変速機16であったが
、入力軸側コーンおよび出力軸側コーン間に、それらに
対する接触径が変化させられるローラが挟圧されるトラ
クション式の無段変速機であっても差し支えない。Further, although the continuously variable transmission of the above-described embodiment was a belt type continuously variable transmission 16 in which the transmission belt 70 was wound around, the contact diameter between the cone on the input shaft side and the cone on the output shaft side was It may be a traction type continuously variable transmission in which the roller to be changed is compressed.
なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であり
、本発明はその精神を逸脱しない範囲において種々変更
が加えられ得るものである。The above-mentioned embodiment is merely one embodiment of the present invention, and various modifications may be made to the present invention without departing from the spirit thereof.
第1図は、本発明の一実施例を含む動力伝達装置の骨子
図である。第2図は、第1図の動力伝達装置全体を詳し
く示す図である。第3図は、第2図のトルクコンバータ
を拡大して説明する図である。第4図は、第2図の前後
進切換装置を拡大して説明する図である。第5図は、第
2図の動力伝達装置を軸方向から見た図である。第6図
は、第2図のベルト式無段変速機の入力軸付近を拡大し
て説明する図である。第7図は、第2図のベルト式無段
変速機の出力軸付近を拡大して説明する図である。
14:前後進切換装置(遊星歯車機構)16:ベルト式
無段変速機
44:入力軸
45:出力軸
180:キャリヤ本体(入力軸とともに回転する部材)
206:径方向油路
2工0:放出穴
236:潤滑油溜り
第1図FIG. 1 is a schematic diagram of a power transmission device including an embodiment of the present invention. FIG. 2 is a diagram showing the entire power transmission device of FIG. 1 in detail. FIG. 3 is an enlarged diagram illustrating the torque converter of FIG. 2. FIG. FIG. 4 is an enlarged view illustrating the forward/reverse switching device shown in FIG. 2. FIG. 5 is a diagram of the power transmission device of FIG. 2 viewed from the axial direction. FIG. 6 is an enlarged view illustrating the vicinity of the input shaft of the belt type continuously variable transmission shown in FIG. 2. FIG. FIG. 7 is an enlarged view illustrating the vicinity of the output shaft of the belt type continuously variable transmission shown in FIG. 2. FIG. 14: Forward/forward switching device (planetary gear mechanism) 16: Belt type continuously variable transmission 44: Input shaft 45: Output shaft 180: Carrier body (member that rotates together with the input shaft) 206: Radial oil passage 2 0: Discharge Hole 236: Lubricating oil reservoir Figure 1
Claims (1)
輪とともに回転し且つ該無段変速機の入力軸の前段に遊
星歯車機構が設けられる形式の車両用動力伝達装置であ
って、 前記無段変速機の入力軸とともに回転する部材内におい
て径方向に形成され、該入力軸の回転に基づいて遠心油
圧を発生させる径方向油路と、該径方向油路の外周側端
部に接続され、前記遊星歯車機構内を潤滑するために前
記遠心油圧に基づいて潤滑油を放出する放出穴と、 前記径方向油路の内周側端部に接続され、前記遠心油圧
に基づいて該径方向油路の内周側端部に発生する負圧に
より潤滑油が吸引される潤滑油溜りと、 を含むことを特徴とする無段変速機を備えた車両用動力
伝達装置。[Scope of Claims] A vehicle equipped with a continuously variable transmission, in which the output shaft of the continuously variable transmission rotates together with the drive wheels of the vehicle, and a planetary gear mechanism is provided upstream of the input shaft of the continuously variable transmission. A power transmission device for use in a continuously variable transmission, comprising: a radial oil passage formed in a radial direction within a member that rotates together with the input shaft of the continuously variable transmission, and generating centrifugal oil pressure based on rotation of the input shaft; a discharge hole connected to an outer peripheral end of the oil passage and releasing lubricating oil based on the centrifugal oil pressure to lubricate the inside of the planetary gear mechanism; and a discharge hole connected to an inner peripheral end of the radial oil passage. , a lubricating oil reservoir into which lubricating oil is sucked by negative pressure generated at the inner circumferential end of the radial oil passage based on the centrifugal oil pressure, and a vehicle equipped with a continuously variable transmission. power transmission device.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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JP2198377A JP2550757B2 (en) | 1990-07-26 | 1990-07-26 | Vehicle power transmission device with continuously variable transmission |
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JPH0483953A true JPH0483953A (en) | 1992-03-17 |
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