JPH07243506A - Power transmission of car - Google Patents
Power transmission of carInfo
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- JPH07243506A JPH07243506A JP6447294A JP6447294A JPH07243506A JP H07243506 A JPH07243506 A JP H07243506A JP 6447294 A JP6447294 A JP 6447294A JP 6447294 A JP6447294 A JP 6447294A JP H07243506 A JPH07243506 A JP H07243506A
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、車両の動力伝達装置に
関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle power transmission device.
【０００２】[0002]
【従来の技術】車両の動力伝達装置のなかには、トルク
コンバ−タと無段変速機とを備えたものが提案されてい
る。特開平２−１６３５６２号公報には、トルクコンバ
−タとトロイダル型無段変速機とを直列に接続して、ト
ルクコンバ−タにより増幅された後のエンジントルク
を、無段変速機に入力させるものが開示されている。特
開平５−２６３２６号公報には、トルクコンバ−タと無
段変速機とを互いに並列に配設して、伝達トルクが大き
くなる発進時や加速時には、無段変速機をバイパスして
トルクコンバ−タを経由する系路で動力伝達を行ない、
定常走行時には、トルクコンバ−タをバイパスして無段
変速機を経由する系路で動力伝達を行なうものが開示さ
れている。2. Description of the Related Art Among power transmission devices for vehicles, there has been proposed a power transmission device including a torque converter and a continuously variable transmission. In Japanese Patent Laid-Open No. 163562/1990, a torque converter and a toroidal type continuously variable transmission are connected in series to input the engine torque amplified by the torque converter to the continuously variable transmission. It is disclosed. JP-A-5-263326 discloses a torque converter in which a torque converter and a continuously variable transmission are arranged in parallel with each other, and the continuously variable transmission is bypassed at the time of starting or accelerating when the transmission torque becomes large. Power transmission is carried out on the system path via
It is disclosed that power is transmitted through a system path that bypasses the torque converter and passes through the continuously variable transmission during steady running.
【０００３】特開平１−１７２６７９号公報には、トル
クコンバ−タおよび無段変速機を経由する第１動力伝達
系路と、トルクコンバ−タおよ無段変速機をバイパスす
る第２動力伝達を構成して、各動力伝達系路の回転を、
遊星歯車機構からなる合成手段で合成して、駆動輪へ連
なる出力軸へと伝達するものが開示されている。Japanese Unexamined Patent Publication No. 1-172679 discloses a first power transmission path that passes through a torque converter and a continuously variable transmission, and a second power transmission that bypasses the torque converter and the continuously variable transmission. Then, the rotation of each power transmission path is
It is disclosed that the compounding means is composed of a planetary gear mechanism and the resultant is transmitted to an output shaft connected to a drive wheel.
【０００４】[0004]
【発明が解決しようとする課題】ところで、前記特開平
２−１６３５６２号公報や、特開平１−１７２６７９号
公報に示すように、トルクコンバ−タを経た後のエンジ
ントルクを無段変速機に入力させる場合、この無段変速
機に対する入力トルクが大きくなるため、無段変速機が
どうしても大型化してしまうことになる。この点を解消
すべく、前記特開平５−２６３２６号公報に示すよう
に、トルクコンバ−タと無段変速機とを並列配置して、
そのいずれか一方を選択、切換えするものにあっては、
この切換時におけるショックというものが大きな問題と
なる。By the way, as shown in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 2-163562 and 1-172679, the engine torque after passing through a torque converter is input to a continuously variable transmission. In this case, since the input torque to this continuously variable transmission becomes large, the continuously variable transmission inevitably becomes large. In order to eliminate this point, a torque converter and a continuously variable transmission are arranged in parallel, as shown in Japanese Unexamined Patent Publication No. Hei 5-26326.
For those that select and switch one of them,
A shock at the time of this switching becomes a big problem.
【０００５】本発明は、以上のような事情を勘案してな
されたもので、トルクコンバ−タと無段変速機とを備え
ているものを前提として、無段変速機の大型化を防止し
つつ、ショックが生じないあるいは小さくて済むように
した車両の動力伝達装置を提供することを目的とする。The present invention has been made in consideration of the above circumstances, and it is premised that the torque converter and the continuously variable transmission are provided, while preventing the continuously variable transmission from increasing in size. An object of the present invention is to provide a power transmission device for a vehicle that does not generate shock or is small in size.
【０００６】[0006]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するた
め、本発明にあっては次のような構成としてある。すな
わち、トルクコンバ−タと無段変速機とを備えた車両の
動力伝達装置において、前記トルクコンバ−タのタ−ビ
ンを経由する第１の動力伝達系路と、前記タ−ビンをバ
イパスして前記無段変速機を経由する第２の動力伝達系
路と、前記各動力伝達系路の出力側に設けられ、該各動
力伝達系路の回転を合成して出力軸に伝達する遊星歯車
機構からなる合成手段と、を備えた構成としてある。上
記構成を前提とした、本発明の好ましい態様は、特許請
求の範囲における請求項２以下に記載の通りである。In order to achieve the above object, the present invention has the following configuration. That is, in a power transmission device of a vehicle including a torque converter and a continuously variable transmission, a first power transmission path passing through a turbine of the torque converter and the turbine bypassing the turbine. From a planetary gear mechanism that is provided on the output side of each of the power transmission paths and that is provided on the output side of the second power transmission path via the continuously variable transmission and that combines the rotations of the power transmission paths and transmits the combined rotation to the output shaft And a synthesizing means including Preferred embodiments of the present invention based on the above configuration are as described in claims 2 and below in the claims.
【０００７】[0007]
【発明の効果】本発明によれば、無段変速機には、トル
クコンバ−タのタ−ビンを経由しないでエンジントルク
が入力されるので、当該無段変速機を小型化することが
できる。また、トルクコンバ−タのタ−ビンを経由する
第１動力伝達系路からの回転と、無段変速機を経由する
第２動力伝達系路からの回転とを、遊星歯車機構からな
る合成手段によって合成して、出力軸つまり駆動輪へと
伝達するので、トルクコンバ−タと無段変速機とのいず
れか一方を選択的に切換えて使用するものとは異なっ
て、この選択切換時におけるショックというものが生じ
ないものとなり、ショック防止あるいはショック低減の
点でも好ましいものとなる。According to the present invention, since the engine torque is input to the continuously variable transmission without passing through the turbine of the torque converter, the continuously variable transmission can be downsized. Further, the rotation from the first power transmission system path passing through the turbine of the torque converter and the rotation from the second power transmission system path passing through the continuously variable transmission are combined by means of a planetary gear mechanism. Since they are combined and transmitted to the output shaft, that is, the drive wheels, a shock at the time of this selection switching is different from the one in which either one of the torque converter and the continuously variable transmission is selectively switched and used. Will not occur, which is also preferable in terms of shock prevention or shock reduction.
【０００８】請求項２に記載したような構成とすること
により、遊星歯車機構を３つの回転要素を含む極力簡単
な構成とすることができる。With the structure as described in claim 2, the planetary gear mechanism can be made as simple as possible including three rotating elements.
【０００９】請求項３に記載したような構成とすること
により、ロックアップクラッチが締結されているとき
に、無段変速機のとり得る変速幅を十分いかした変速を
得ることができる。With the structure as described in claim 3, it is possible to obtain a gear shift that makes full use of the gear shift range of the continuously variable transmission when the lock-up clutch is engaged.
【００１０】請求項４に記載したような構成とすること
により、ロックアップクラッチが解除されているとき
に、トルクコンバ−タのトルク増大作用を十分に得るこ
とができる。With the structure as described in claim 4, it is possible to sufficiently obtain the torque increasing action of the torque converter when the lockup clutch is released.
【００１１】請求項５に記載したような構成とすること
により、車両停車時において、エンストを防止すること
ができる。With the structure as described in claim 5, stalling can be prevented when the vehicle is stopped.
【００１２】[0012]
【実施例】以下、本発明の実施例を添付した図面に基づ
いて説明する。第１実施例（図１〜図３） 図１において、１はエンジンで、エンジン１のクランク
軸１ａ方向に、エンジン１から近いほうから遠い側へと
順次、トルクコンバ−タ２、トロイダル型無段変速機
３、回転合成手段としての遊星歯車機構４、駆動輪に連
結された出力軸５が直列に配設されている。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings. First Embodiment (FIGS. 1 to 3) In FIG. 1, reference numeral 1 denotes an engine, which is a torque converter 2 and a toroidal type continuously variable rotor in the direction of the crankshaft 1a of the engine 1 from the near side to the far side of the engine 1. A transmission 3, a planetary gear mechanism 4 as a rotation synthesizing means, and an output shaft 5 connected to driving wheels are arranged in series.
【００１３】トルクコンバ−タ２は、既知のように、ポ
ンプ１１、タ−ビン１２、ステ−タ１３を有し、ステ−
タ１３は、ワンウェイクラッチ１４を介して変速機ケー
ス２ａに連結されている。そして、トルクコンバ−タ２
は、ポンプ１１とタ−ビン１２とを直結するためのロッ
クアップクラッチ１５を備えている。As is known, the torque converter 2 has a pump 11, a turbine 12, and a stator 13, and a stator.
The motor 13 is connected to the transmission case 2 a via a one-way clutch 14. And the torque converter 2
Is equipped with a lock-up clutch 15 for directly connecting the pump 11 and the turbine 12.
【００１４】タ−ビン１２と一体回転するタ−ビン軸１
６は、クランク軸１ａおよび出力軸５と同一直線上に長
く伸びるように配設されて、遊星歯車機構４のサンギア
４１に一体的に連結されている。この遊星歯車機構４
は、図２にも示すように、上記サンギア４１の他、リン
グギア４２と、両ギア４１、４２に噛合するピニオンギ
ア４３と、該ピニオンギア４３を回転自在に保持するキ
ャリア４４とを有する。そして、キャリア４４が、出力
軸５に一体的に連結され、リングギア４２に対して後述
する無段変速機３を介してエンジントルクが入力され
る。A turbine shaft 1 which rotates integrally with the turbine 12.
6 is arranged so as to extend on the same straight line as the crankshaft 1a and the output shaft 5, and is integrally connected to the sun gear 41 of the planetary gear mechanism 4. This planetary gear mechanism 4
As shown in FIG. 2, in addition to the sun gear 41, has a ring gear 42, a pinion gear 43 that meshes with both gears 41, 42, and a carrier 44 that rotatably holds the pinion gear 43. The carrier 44 is integrally connected to the output shaft 5, and the engine torque is input to the ring gear 42 via the continuously variable transmission 3 described later.
【００１５】トロイダル型無段変速機３は、実施例で
は、前トロイダル３Ａと後ろトロイダル３Ｂとの２個の
トロイダルを備えているが、各トロイダル３Ａ、３Ｂは
基本的に同一構成とされている。前トロイダル３Ａは、
入力ディスク２１と、出力ディスク２２と、両ディスク
２１、２２に接触されるローラ２３とを有する。そし
て、ローラ２３の回転軸Ｙの傾転角度を変更することに
より、出力ディスク２２の入力ディスク２１に対する回
転比つまり変速比が変更される。後トロイダル３Ｂにつ
いては、前トロイダル３Ａと同一構成要素に同一符合を
付することにより、その重複した説明は省略する。な
お、両トロイダル３Ａと３Ｂとは、常に同一変速比とさ
れる。In the embodiment, the toroidal type continuously variable transmission 3 is provided with two toroids, a front toroidal 3A and a rear toroidal 3B, but each toroidal 3A, 3B has basically the same configuration. . Former toroidal 3A
It has an input disk 21, an output disk 22, and a roller 23 that comes into contact with both disks 21, 22. Then, by changing the tilt angle of the rotation axis Y of the roller 23, the rotation ratio of the output disk 22 with respect to the input disk 21, that is, the gear ratio is changed. With respect to the rear toroidal 3B, the same components as those of the front toroidal 3A are designated by the same reference numerals, and a duplicate description thereof will be omitted. The toroidals 3A and 3B always have the same gear ratio.
【００１６】トロイダル３Ａと３Ｂは、その入力ディス
ク２１同士が互いに近接した状態となるように配設され
ている。換言すれば、前トロイダル３Ａの出力ディスク
２２がトルクコンバ−タ２の近くに位置され、後ろトロ
イダル３Ｂの出力ディスク２２が、遊星歯車機構４の近
くに位置するように配設されている。各ディスク２１、
２２は、それぞれタ−ビン軸１６の外周に回転自在に嵌
合されており、各出力ディスク２２同士は、中空の連結
軸２４を介して互いに一体回転するように連結されてい
る。この一体回転する２つの出力ディスク２２と連結軸
２４との組立体は、前記遊星歯車機構４のリングギア２
２に対して一体回転するように連結されている。The toroidals 3A and 3B are arranged so that the input disks 21 thereof are close to each other. In other words, the output disk 22 of the front toroidal 3A is located near the torque converter 2, and the output disk 22 of the rear toroidal 3B is located near the planetary gear mechanism 4. Each disc 21,
22 are rotatably fitted to the outer periphery of the turbine shaft 16, and the output disks 22 are connected to each other via a hollow connecting shaft 24 so as to rotate integrally with each other. The assembly of the two output disks 22 and the connecting shaft 24, which rotate integrally, is the ring gear 2 of the planetary gear mechanism 4.
It is connected to 2 so as to rotate integrally.
【００１７】２つのトロイダル３Ａ、３Ｂにおける各入
力ディスク２１の間には、インプットカム３１が配設さ
れて、このインプトカム３１と各入力ディスク２１との
間には、カムロ−ラ３２が配設されている。インプット
カム３１は、連結軸２４の外周に回転自在に配設され
て、当該インプットカム３１の外周に形成されたギア３
１ａが、トルクコンバ−タ２のポンプ１１に対して、切
換クラッチ３３、アイドルギア３４、ギア３５、連動軸
３６、ギア３７を介して、連動されている。An input cam 31 is provided between the input disks 21 of the two toroids 3A and 3B, and a cam roller 32 is provided between the input cams 31 and the input disks 21. ing. The input cam 31 is rotatably arranged on the outer circumference of the connecting shaft 24, and the gear 3 formed on the outer circumference of the input cam 31.
1a is interlocked with the pump 11 of the torque converter 2 via a switching clutch 33, an idle gear 34, a gear 35, an interlocking shaft 36, and a gear 37.
【００１８】前後のトロイダル３Ａ、３Ｂは、タ−ビン
軸１６に対して、前後一対のスラストベアリング３８に
よって軸方向に離間しないように規制されている。そし
て、カムローラ３２は、インプットカム３１に入力され
る入力トルクが大きくなるほど入力ディスク２１への押
し付け力を大きくするように作用する。The front and rear toroidals 3A, 3B are regulated with respect to the turbine shaft 16 by a pair of front and rear thrust bearings 38 so as not to be separated from each other in the axial direction. Then, the cam roller 32 acts so as to increase the pressing force against the input disk 21 as the input torque input to the input cam 31 increases.
【００１９】前記ロックアップクラッチ１５は、例え
ば、加速時等以外の定常走行時で、かつ所定車速（例え
ば４０ｋｍ／ｈ）以上のときに締結され、その他のとき
は締結解除される。また、前記切換クラッチ３３は、停
車時（車速が零あるいは零とみなせる程度の低車速時）
に締結解除され、発進時に徐々に締結されていき、発進
完了した後は完全に締結される。The lock-up clutch 15 is engaged, for example, during steady running except when accelerating and at a predetermined vehicle speed (for example, 40 km / h) or more, and is released at other times. The switching clutch 33 is stopped (when the vehicle speed is zero or at a low vehicle speed that can be regarded as zero).
The fastening is released at the beginning, and it is gradually fastened at the time of starting, and is completely fastened after the completion of starting.
【００２０】前述したような構成において、エンジン１
のクランク軸１ａからのトルクは、次のような２つの動
力伝達系路によって、遊星歯車機構４つまり出力軸５へ
伝達される。第１の動力伝達系路は、トルクコンバ−タ
２のタ−ビン１２を経由して、タ−ビン軸１６から遊星
歯車機構４のサンギア４１へ至る系路である。第２の動
力伝達系路は、トルクコンバ−タ２のポンプ１１から、
タ−ビン１２をバイパスして、切換クラッチ３３、連動
歯車機構３４〜３７を経て、さらにトロイダル型無段変
速機３を経た後、遊星歯車機構４のリングギア４２へ至
る系路である。In the configuration as described above, the engine 1
The torque from the crankshaft 1a is transmitted to the planetary gear mechanism 4 or the output shaft 5 by the following two power transmission paths. The first power transmission path is a path from the turbine shaft 16 to the sun gear 41 of the planetary gear mechanism 4 via the turbine 12 of the torque converter 2. The second power transmission path is from the pump 11 of the torque converter 2 to
It is a system path that bypasses the turbine 12, passes through the switching clutch 33, the interlocking gear mechanisms 34 to 37, further passes through the toroidal type continuously variable transmission 3, and then to the ring gear 42 of the planetary gear mechanism 4.
【００２１】遊星歯車機構４においては、上記第１と第
２の２つの動力伝達系路からの回転つまりトルクを合成
して、出力軸５へ伝達する。この回転の合成の様子を、
図３の速度線図に示してある。この図３において、縦軸
に示す変速比は、エンジン回転数に対するものであり、
横軸に示すギア比λは、サンギア４１の直径（歯数）を
リングギア４２の直径（歯数）で除した値であり、０＜
λ＜１である。また、サンギア４１の変速比をα１で、
リングギア４２の変速比をα３で、合成回転を示すキャ
リア４４の変速比をα３で示す。In the planetary gear mechanism 4, the rotations, that is, the torques from the first and second power transmission system paths are combined and transmitted to the output shaft 5. The composition of this rotation,
This is shown in the velocity diagram of FIG. In FIG. 3, the gear ratio shown on the vertical axis is for the engine speed,
The gear ratio λ on the horizontal axis is a value obtained by dividing the diameter (number of teeth) of the sun gear 41 by the diameter (number of teeth) of the ring gear 42, and 0 <
λ <1. In addition, the gear ratio of the sun gear 41 is α1,
The gear ratio of the ring gear 42 is indicated by α3, and the gear ratio of the carrier 44 exhibiting the combined rotation is indicated by α3.
【００２２】前記α１上において、トルクコンバ−タ２
がスト−ルしているときの変速比をγ１、ロックアップ
しているときの変速比をγ２とし、α３上において、ト
ロイダル型無段変速機３のとりえるもっともロ−側の変
速比をγ３、もっともハイ側の変速比をγ４とする。そ
して、γ１とγ３とを結ぶ直線をβ１、γ２とγ４とを
結ぶ直線をβ２として示す。合成回転を示すキャリア４
４の回転（変速比）は、ギア比λをある所定値λ１とし
たとき、このλ１を通る上下方向に伸びる直線α２上に
おいて、β１とβ２との範囲となる。換言すれば、実施
例の構成によれば、キャリア４４のとりえる最大変速幅
は、トロイダル型無段変速機３のとり得る最大変速幅よ
りも小さいものとなる。この変速幅を大きくするには、
β２線を極力図３上方位置にすればよく、このβ２線の
最大上方位置は、トルクコンバ−タ２をロックアップす
ることにより得られる（ロックアップしない場合は、β
２線が、図３に示すものに比して、より右下がりとな
り、キャリア４４のとり得る変速幅が小さいものにな
る）。On the α1, the torque converter 2
Let γ1 be the gear ratio when the gear is stolen, γ2 be the gear ratio when the lockup is made, and the gear ratio on the lowest side of the toroidal type continuously variable transmission 3 on the α3 is γ3. , The highest gear ratio is γ4. The straight line connecting γ1 and γ3 is shown as β1, and the straight line connecting γ2 and γ4 is shown as β2. Carrier 4 showing synthetic rotation
When the gear ratio λ is set to a certain predetermined value λ1, the rotation of 4 (gear ratio) is in the range of β1 and β2 on a straight line α2 extending in the up-down direction passing through this λ1. In other words, according to the configuration of the embodiment, the maximum shift width that the carrier 44 can take is smaller than the maximum shift width that the toroidal continuously variable transmission 3 can take. To increase this shift range,
It suffices to set the β2 line to the upper position in FIG. 3 as much as possible, and the maximum upper position of this β2 line is obtained by locking up the torque converter 2 (if not locking up, β
The two lines are more downward to the right than those shown in FIG. 3, and the shift range that the carrier 44 can take is smaller).
【００２３】なお、前記ギア比λと、サンギア４１の回
転数ＮＳと、リングギア４２の回転数ＮＲと、キャリア
４４の回転数ＮＣとの関係は、次式 (1)で示される。 （１＋λ）ＮＣ＝ＮＲ＋λＮＳ ・・・ (1)The relationship between the gear ratio λ, the number of revolutions NS of the sun gear 41, the number of revolutions NR of the ring gear 42, and the number of revolutions NC of the carrier 44 is expressed by the following equation (1). (1 + λ) NC = NR + λNS (1)
【００２４】第２実施例（図４） 図４は、本発明の第２実施例を示すもので、前記実施例
と同一構成要素には同一符合を付してその説明は省略す
る（このことは、以下の他の実施例についても同じであ
る）。本実施例では、回転数合成手段としての遊星歯車
機構４を、ダブルピニオン式としたものである。すなわ
ち、ピニオンギアとして、リングギア４２に対してのみ
噛合する第１ピニオン４３Ａと、サンギア４１および第
１ピニオン４３Ａに噛合する第２ピニオン４３Ｂを設け
た構成としてある。本実施例においては、サンギア４１
がタ−ビン１２に連結され、リングギア４２が出力軸５
に連結され、キャリア４４が、トロイダル型無段変速機
３の出力ディスク２２に連結される。なお、前記 (1)式
に対応した回転数の関係式は、次式 (2)のようになる。 （１−λ）ＮＣ＝ＮＲ−λＮＳ ・・・ (2) Second Embodiment (FIG. 4) FIG. 4 shows a second embodiment of the present invention, in which the same components as those in the above-mentioned embodiment are designated by the same reference numerals and the description thereof will be omitted. Is the same for the other examples below). In the present embodiment, the planetary gear mechanism 4 as the rotation speed synthesizing means is of the double pinion type. That is, as the pinion gear, the first pinion 43A that meshes only with the ring gear 42 and the second pinion 43B that meshes with the sun gear 41 and the first pinion 43A are provided. In this embodiment, the sun gear 41
Is connected to the turbine 12 and the ring gear 42 is connected to the output shaft 5
And the carrier 44 is connected to the output disk 22 of the toroidal-type continuously variable transmission 3. The relational expression of the rotational speed corresponding to the above equation (1) is as shown in the following equation (2). (1−λ) NC = NR−λNS (2)
【００２５】第３実施例（図５） 図５は、本発明の第３実施例を示すものである。本実施
例は、特許請求の範囲における請求項３および請求項４
に対応したもので、第１、第２の２つのクラッチ５１、
５２を設けたものとなっている。すなわち、第１クラッ
チ５１は、リングギア２２（トロイダル型無段変速機３
を経由する第２動力伝達系路）と出力軸５とを直接的に
断続するように設けられ、第２クラッチ５２は、キャリ
ア２４（タ−ビン１２を経由する第１動力伝達系路）と
出力軸５とを断続するように設けられている。この両ク
ラッチ５１、５２の作動態様は、次のように設定されて
いる。 Third Embodiment (FIG. 5) FIG. 5 shows a third embodiment of the present invention. In the present embodiment, claims 3 and 4 in the claims are provided.
Corresponding to the two first and second clutches 51,
52 is provided. That is, the first clutch 51 includes the ring gear 22 (the toroidal type continuously variable transmission 3
The second clutch 52 is provided so as to directly connect and disconnect the output shaft 5 and the second power transmission line passing through the carrier 24 (the first power transmission line passing through the turbine 12). It is provided so as to connect to and disconnect from the output shaft 5. The operation modes of both clutches 51 and 52 are set as follows.
【００２６】ロックアップクラッチ１５の締結時 第１クラッチ５１＝締結、 第２クラッチ５２＝締結
解除 ロックアップクラッチ１５の締結解除時 第１クラッチ５１＝締結解除、第２クラッチ５２＝締結When the lockup clutch 15 is engaged First clutch 51 = engaged, second clutch 52 = disengaged When the lockup clutch 15 is disengaged First clutch 51 = disengaged, second clutch 52 = engaged
【００２７】本実施例によれば、ロックアップクラッチ
１５が締結解除されたときつまり、比較的大きなトルク
を伝達する要請のあるときは、図１の状態と同じ状態と
されて、トルクコンバ−タ２のトルク増大作用を十分利
用したトルク伝達が得られる。また、ロックアップクラ
ッチ１５が締結されたときつまり余り大きなトルクを伝
達する要請のないときは、トロイダル型無段変速機３の
変速幅を十分にいかした変速比を得ることができる。According to this embodiment, when the lockup clutch 15 is disengaged, that is, when there is a request to transmit a relatively large torque, the torque converter 2 is brought into the same state as in FIG. Torque transmission that fully utilizes the torque increasing action of is obtained. Further, when the lock-up clutch 15 is engaged, that is, when there is no request to transmit an excessively large torque, it is possible to obtain a gear ratio that fully utilizes the shift width of the toroidal type continuously variable transmission 3.
【００２８】第４実施例（図６） 図６は、本発明の第４実施例を示すものであり、トロイ
ダルを１つのみとして、軸線方向長さを短くしたもので
ある。 Fourth Embodiment (FIG. 6) FIG. 6 shows a fourth embodiment of the present invention in which only one toroidal member is used and the length in the axial direction is shortened.
【００２９】第５実施例（図７） 図７は、本発明の第５実施例を示すものであり、図６の
場合と同様にトロイダルを１つのみとしてある。これに
加えて、入力ディスク２１をトルクコンバ−タ２のポン
プと一体に形成することによって、軸線方向長さをより
短くし、しかも連動歯車機構３４〜３７、３１ａを不要
としたものである。そして、回転方向を合わせるため
に、遊星歯車機構４におけるリングギア４２とピニオン
ギア４３との間にアイドルギア６１を介装してある。な
お、停車時にリングギア４２（トロイダル型無段変速機
３）と出力軸５との連結を解除するための切換クラッチ
３３は、上記アイドルギア６１のキャリア６２と変速機
ケース２ａとを断続するものとして構成されて、停車時
には、切換クラッチ３３が締結解除されて、アイドルギ
ア６１が自由に公転できる状態とされる。 Fifth Embodiment (FIG. 7) FIG. 7 shows a fifth embodiment of the present invention, which has only one toroid as in the case of FIG. In addition to this, by forming the input disk 21 integrally with the pump of the torque converter 2, the length in the axial direction is further shortened and the interlocking gear mechanisms 34 to 37, 31a are unnecessary. An idle gear 61 is interposed between the ring gear 42 and the pinion gear 43 in the planetary gear mechanism 4 to match the rotation directions. The switching clutch 33 for releasing the connection between the ring gear 42 (toroidal type continuously variable transmission 3) and the output shaft 5 when the vehicle is stopped connects and disconnects the carrier 62 of the idle gear 61 and the transmission case 2a. When the vehicle is stopped, the switching clutch 33 is disengaged so that the idle gear 61 can freely revolve.
【００３０】以上実施例について説明したが、本発明は
これに限らず、例えば、無段変速機としては、一対のプ
ーリ間にベルトを巻回したベルト式であってもよい。Although the embodiments have been described above, the present invention is not limited to this. For example, the continuously variable transmission may be a belt type in which a belt is wound between a pair of pulleys.
【図１】本発明の一実施例を示す全体スケルトン図。FIG. 1 is an overall skeleton diagram showing an embodiment of the present invention.
【図２】図１に示された遊星歯車機構を軸方向から見た
図。FIG. 2 is a view of the planetary gear mechanism shown in FIG. 1 as viewed from the axial direction.
【図３】図１に示す遊星歯車機構の回転合成を示す線
図。FIG. 3 is a diagram showing rotational composition of the planetary gear mechanism shown in FIG. 1.
【図４】本発明の第２実施例を示すもので、図２に対応
した図。FIG. 4 shows a second embodiment of the present invention and is a diagram corresponding to FIG.
【図５】本発明の第３実施例を示すもので、遊星歯車機
構部分の要部図。FIG. 5 shows a third embodiment of the present invention, and is a main part view of a planetary gear mechanism portion.
【図６】本発明の第４実施例を示すもので、図１に対応
した図。FIG. 6 shows a fourth embodiment of the present invention and corresponds to FIG. 1.
【図７】本発明の第５実施例を示すもので、図１に対応
した図。FIG. 7 shows a fifth embodiment of the present invention and corresponds to FIG. 1.
１：エンジン ２：トルクコンバ−タ ３：無段変速機 ４：遊星歯車機構 ５：出力軸 １２：タ−ビン １６：タ−ビン軸 ３３：切換クラッチ ４１：サンギア ４２：リングギア ４３：ピニオンギア ４４：キャリア ５１：第１クラッチ ５２：第２クラッチ 1: Engine 2: Torque converter 3: Continuously variable transmission 4: Planetary gear mechanism 5: Output shaft 12: Turbin 16: Turbin shaft 33: Switching clutch 41: Sun gear 42: Ring gear 43: Pinion gear 44 : Carrier 51: First clutch 52: Second clutch
Claims (5)
車両の動力伝達装置において、 前記トルクコンバ−タのタ−ビンを経由する第１の動力
伝達系路と、 前記タ−ビンをバイパスして前記無段変速機を経由する
第２の動力伝達系路と、 前記各動力伝達系路の出力側に設けられ、該各動力伝達
系路の回転を合成して出力軸に伝達する遊星歯車機構か
らなる合成手段と、を備えていることを特徴とする車両
の動力伝達装置。1. A vehicle power transmission device including a torque converter and a continuously variable transmission, wherein a first power transmission path passing through a turbine of the torque converter and the turbine are bypassed. And a second power transmission path that passes through the continuously variable transmission, and a planet that is provided on the output side of each power transmission path and that combines the rotations of each power transmission path and transmits it to the output shaft. A power transmission device for a vehicle, comprising: a synthesizing unit including a gear mechanism.
つの回転要素を備えて、第１回転要素が前記第１動力伝
達系路に連結され、第２回転要素が前記第２動力伝達系
路に連結され、第３回転要素が前記出力軸に連結されて
いるもの。2. The planetary gear mechanism as the synthesizing means according to claim 1, wherein:
A first rotating element is connected to the first power transmission path, a second rotating element is connected to the second power transmission path, and a third rotating element is connected to the output shaft. What you have.
え、 前記ロックアップクラッチの締結時に、前記第２動力伝
達系路と出力軸とを直結する第１クラッチ、および前記
第１動力伝達系路と出力軸との連結を解除する第２クラ
ッチを備えているもの。3. The first clutch according to claim 1, wherein the torque converter includes a lock-up clutch, and the first clutch that directly connects the second power transmission system path and the output shaft when the lock-up clutch is engaged. A second clutch that disconnects the first power transmission path and the output shaft from each other.
ラッチおよび第２クラッチの作動状態が該ロックアップ
クラッチの締結時とは逆の作動状態とされて、前記第２
動力伝達系路と出力軸との直結状態が解除されるもの。4. The operation state according to claim 3, wherein when the lockup clutch is disengaged, the operating states of the first clutch and the second clutch are opposite to the operating state when the lockup clutch is engaged, Two
The one in which the direct connection between the power transmission system and the output shaft is released.
出力軸とエンジンとの間の連結を解除するクラッチを備
えているもの。5. The clutch according to claim 1, further comprising a clutch for releasing the connection between the output shaft and the engine via the second power transmission path when the vehicle is stopped.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP6447294A JPH07243506A (en) | 1994-03-08 | 1994-03-08 | Power transmission of car |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP6447294A JPH07243506A (en) | 1994-03-08 | 1994-03-08 | Power transmission of car |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH07243506A true JPH07243506A (en) | 1995-09-19 |
Family
ID=13259212
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP6447294A Pending JPH07243506A (en) | 1994-03-08 | 1994-03-08 | Power transmission of car |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH07243506A (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US8591372B2 (en) | 2010-04-14 | 2013-11-26 | Denso Corporation | Continuously variable transmission apparatus and air conditioning system having the same |
| US8771125B2 (en) | 2010-04-14 | 2014-07-08 | Denso Corporation | Continuously variable transmission apparatus and air conditioning system having the same |
-
1994
- 1994-03-08 JP JP6447294A patent/JPH07243506A/en active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US8591372B2 (en) | 2010-04-14 | 2013-11-26 | Denso Corporation | Continuously variable transmission apparatus and air conditioning system having the same |
| US8771125B2 (en) | 2010-04-14 | 2014-07-08 | Denso Corporation | Continuously variable transmission apparatus and air conditioning system having the same |
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