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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Classifications
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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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 |
|---|---|---|---|
| JP2198377A JP2550757B2 (en) | 1990-07-26 | 1990-07-26 | Vehicle power transmission device with continuously variable transmission |
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| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0483953A true JPH0483953A (en) | 1992-03-17 |
| JP2550757B2 JP2550757B2 (en) | 1996-11-06 |
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| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2198377A Expired - Lifetime JP2550757B2 (en) | 1990-07-26 | 1990-07-26 | Vehicle power transmission device with continuously variable transmission |
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