JP2006329338A - 分流式無段変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】低車速から高車速までの全速度領域で伝達トルクを分流させることにより小型かつ耐久性に優れた分流式無段変速機を提案する。
【解決手段】ＣＶＴと、回転数が共線図上で１本のレバーで表されるよう構成したラビニョ式遊星歯車組３を具え、このレバーの中程にある要素であるキャリアCarrを入力要素としてダンパー２から回転を入力し、この入力要素を挟んでレバーの両端側にある複数の要素である大径サンギアSun1および小径サンギアSun2のうちいずれか一方のサンギアを出力要素として回転を取り出すことにより、ラビニョ式遊星歯車組３の内のこれらキャリアCarrおよび大径サンギアSun1間で分流トルクT1を伝達する一の伝達経路をなし、ラビニョ式遊星歯車組３の外には、大径サンギアSun1および小径サンギアSun2を、変速比を無段階に変化できるVベルト式のバリエータ５で結合し、分流トルクT2を伝達する他の伝達経路をなすよう構成する。
【選択図】図１

Description

本発明は、変速機が伝達するトルクを無段変速機構と遊星歯車組とに分流させて、変速機内部のトルク負担を軽減し、あわせて変速機を軽量化する技術に関するものである。

無段変速機構と、遊星歯車組とを組み合わせた発明としては従来、例えば特許文献１および特許文献２に記載のごときものが知られている。
特許文献１に記載の無段変速機は、いわゆる変速比無限大無段変速機である。この変速比無限大無段変速機は、変速機ユニットのユニット入力軸とユニット出力軸との間に、トロイダル型の無段変速機構と変速操作し得ない減速機とを並列に設ける。そして、これらユニット入力軸と無段変速機構の入力軸とを、動力循環モードクラッチを介して断接可能に結合する。またユニット入力軸と減速機の出力軸と結合する。無段変速機構の出力軸と、減速機の出力軸と、前記ユニット出力軸とを単純遊星歯車組を介して結合する。単純遊星歯車組のサンギアとユニット出力軸との間には直結モードクラッチを挿置する。

ユニット入力軸からユニット出力軸へ回転を伝達する際には、変速機ユニット内に設けた動力循環モードクラッチおよび直結モードクラッチの一方を締結し他方を解放し、動力循環モードまたは直結モードを実現するものである。

また、特許文献２に記載の無段変速機は、変速機の入力軸と出力軸との間に、トロイダル型の無段変速機構と変速操作し得ない第二の動力伝達機構とを並列に設ける。そして、これら変速機入力軸と無段変速機構の入力軸とを結合する。また変速機入力軸と第二の動力伝達機構の入力軸とを結合する。無段変速機構の出力軸と、第二の動力伝達機構の出力軸と、前記変速機出力軸とを単純遊星歯車組を介して結合する。単純遊星歯車組のリングギアと第二の動力伝達機構の出力軸との間には高速用クラッチを挿置し、またリングギアと無段変速機構の出力軸との間には低速用クラッチを挿置する。遊星歯車組のキャリアと無段変速機構の出力軸とを結合する。リングギアには回転を停止するためのブレーキを設ける。

変速機の入力軸から出力軸へ回転を伝達する際には、低速用クラッチおよび高速用クラッチの一方を締結し他方を解放し、低速モードまたは高速モードを実現するものである。
この高速モードでは、エンジンから変速機の入力軸に入力されるトルクが、これら無段変速機構と、第二の動力伝達機構とを分流して、変速機の出力軸に伝達されることからダブルスプリット式無段変速機とも呼ばれる。このようにトルクを分流することによって、無段変速機構を通過するトルクを小さくして、耐久性の向上と軽量化を図るものである。
特開平９−８９０７１号公報 特開２００２−２１９６９号公報

しかし、上記従来のような変速比無限大無段変速機やダブルスプリット式無段変速機にあっては、以下に説明するような問題を生ずる。

つまり、特許文献１に記載の変速比無限大無段変速機にあっては、高速走行時に用いられる直結モードでは、エンジンからユニット入力軸に入力されるトルクが、無段変速機構のみを通過し減速機を通過しない。このため直結モードでは、減速機が何ら用をなさず、重量的に負担となる。また、直結モードでは無段変速機のみがエンジントルクを伝達するため、その用に資するよう無段変速機の剛性および強度を十分確保しなければならず、変速機全体として耐久性の向上および軽量化、小型化を図ることができない。

また、特許文献２に記載のダブルスプリット式無段変速機にあっては、低速モードでは
エンジンから変速機入力軸に入力されるトルクが、無段変速機のみを通過し第二の動力伝達機構を通過しない。このため、上記と同様の問題を生じる。

このように特許文献１および２に記載の変速機にあっては、無段変速機構およびこの無段変速機構を介せずエンジントルクを伝達する第二の動力伝達機構を、折角並列に配列したにもかかわらず、その分流効果を全ての速度領域で享受できないものとなっていた。
したがって、上記従来の変速機に用いられる無段変速機構にVベルト式無段変速機を採用した場合にあっては、Vベルトの強度や、トルク伝達中のVベルトを挟むためのクランプ圧を従来どおり確保せざるを得ず、Vベルト式無段変速機の軽量化、小型化や、作動油を吐出するポンプの省力化を図ることができない。

そこで本願出願人は、無段変速機構およびこの無段変速機構を介せずエンジントルクを伝達する第二の動力伝達機構を並列に配列し、その分流効果を全ての速度領域で享受することができる分流式無段変速機を提案するものである。

この目的のため本発明による分流式無段変速機は、請求項１に記載のごとく、
回転およびトルクを相互に伝達する複数の要素を、該要素の回転数が共線図上で１本のレバーで表されるよう構成した回転伝達機構を具え、
前記レバーの中程にある要素を入力要素として該入力要素に回転を入力し、該入力要素を挟んで前記レバーの両端側にある複数の要素のうちいずれか一方の要素を出力要素として該出力要素から出力回転を取り出すことにより、該回転伝達機構の内のこれら入出力要素間でトルクを伝達する一の伝達経路をなし、
該回転伝達機構の外では、前記レバーの両端側にある２要素を、変速比を無段階に変化できる無段変速機構で結合し、前記入出力要素間で該無段変速機構を経てトルクを伝達する他の伝達経路をなすよう構成したことを特徴としたものである。

かかる本発明の構成によれば、原動機から変速機入力軸に相当する入力要素に入力される原動機トルクを、変速機出力軸に相当する出力要素に伝達するに際しては、低速走行時でも、高速走行時でも、２つの動力伝達経路を用いて伝達することができる。
つまり一の伝達経路は、遊星歯車組等の回転伝達機構のなかで、入出力要素間で形成される。また他の伝達経路は、この回転伝達機構の入力要素と、他の要素と、出力要素と、これら他の要素および出力要素を結合する無段変速機構とで形成される。

したがってすべての速度領域において、変速機が原動機トルクを２分して伝達することができ、変速機の耐久性の向上および軽量化、小型化を図ることができる。
特に、この無段変速機構としてVベルト式無段変速機を採用した場合、Vベルトの設計強度や、トルク伝達中のVベルトを挟むためのクランプ圧を従来よりも低くすることが可能となって、Vベルト式無段変速機の軽量化、小型化と、作動油圧の低減化に因る燃料消費率の向上に寄与するところ大である。

以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
図１は本発明の第1実施例になる分流式無段変速機を示すスケルトン図である。
この分流式無段変速機は、エンジンを横置きに搭載したフロントエンジン・フロントホイールドライブ車（FF車）用のトランスアクスルとして構成したもので、回転伝達機構であるラビニョ式遊星歯車組３と、無段変速機構であるバリエータ5と、アウトプットシャフトと、フロントドライブシャフトとを具える。

原動機であるエンジンのクランクシャフト１は、ダンパー２を介して、ラビニョ式遊星歯車組３のキャリアCarrと結合する。ラビニョ式遊星歯車組３は、キャリアCarrの他、２種のサンギアSun1,Sun2と、リングギアRingの回転する４つの要素を具える。これら４要素を図１に示すように相互に噛合させることにより、詳しくは後述するが４要素の回転数を図10,11に示す共線図上で1本のレバーで表される。

キャリアCarrは２つのピニオンギアPa,Pbを回転自在に支持する。ピニオンギアPaはピニオンギアPbよりも径方向外側に配置されて相互に噛合するダブルピニオンである。またピニオンギアPaはピニオンギアPbよりも軸長が長い。
内側に配置された短軸のピニオンギアPbは、サンギアSun2と噛合する。
外側に配置された長軸のピニオンギアPaは、サンギアSun1と噛合する。つまりサンギアSun1はサンギアSun2よりも大径である。
ピニオンギアPaは、径方向外側でリングギアRingと内周と噛合する。大径のサンギアSun1の中心に設けられた孔には、小径のサンギアSun2と同軸一体に結合する軸４が貫通する。リング形状のリングギアRing内周には、これらピニオンギアPa，PbおよびサンギアSun1，サンギアSun2が収まる。サンギアSun1，Sun2、リングギアRingおよびキャリアCarrは同軸に配置される。

サンギアSun1とサンギアSun2は、Vベルト式無段変速機であるバリエータ5を介して結合される。
つまり、サンギアSun1と一体に結合する歯車6は、歯車組7と噛合する。相互に噛合する歯車７aと歯車７bは、回転およびトルクを受け渡すための歯車組7を構成する。歯車組7は前進クラッチFwd/Cを介して軸8に結合する。前進クラッチFwd/Cを締結する間、サンギアSun1の回転が軸8に伝達する。軸8はバリエータ5のセカンダリープーリSecと同軸一体に結合する。軸8はその両端がベアリングで支持され、これによりセカンダリープーリSecを軸支する。
これに対し、サンギアSun2の軸４は、バリエータ5のプライマリープーリPriと同軸一体に結合する。軸4はベアリングで支持され、これによりプライマリープーリPriを軸支する。

プライマリープーリPriとセカンダリープーリSecとの間にはVベルト9を掛け渡す。
シフト操作時には、これらプーリPri，Secにそれぞれ設けたピストン室10pri，10secに供給する油圧を調圧することでプーリPri，Secのフランジ間隔を連続的に変動させる。そうすると、プーリPri，SecがVベルトと係合する係合径が連続的に変化して、これらプーリPri，Sec間の変速比を無段階に変速する。

プライマリープーリPriの軸でもある軸４には歯車11を設ける。歯車11は、アウトプットシャフト12上に同軸に設けた歯車13と噛合する。アウトプットシャフト12と歯車13との間には高速および後進クラッチHigh/Rev/Cを介挿し、この高速および後進クラッチHigh/Rev/Cを締結する間、アウトプットシャフト12は歯車13と一体に回転する。

前述した歯車6は、アウトプットシャフト12上に同軸に設けた歯車14とも噛合する。アウトプットシャフト12と歯車14との間には低速クラッチLow/Cを介挿し、この低速クラッチLow/Cを締結する間、アウトプットシャフト12は歯車14と一体に回転する。

アウトプットシャフト12には歯車15を取り付ける。歯車15はディファレンシャルギア装置18のリングギア19と噛合する。ディファレンシャルギア装置18は車幅方向に延在するフロントドライブシャフト20の左右軸20a，20bを介して図示しない駆動輪と結合する。

説明をラビニョ式遊星歯車組３に戻すと、リングギアRingには後進ブレーキRev/Bを設ける。後進ブレーキRev/Bを締結する間、リングギアRingは回転不能に固定される。

次に、第１実施例の分流式無段変速機の作用について説明する。第１実施例の分流式無段変速機は、低速で前進走行するためのローモードと、高速で前進走行するためのハイモードと、後進走行用の後進モードとを具える。そして、上述したクラッチおよびブレーキを、図２に示す図表にそって締結または解放することにより、これらのモードを適宜選択する。

次に、上記のローモードと、ハイモードと、後進モードとにおけるトルクの伝達経路について順次説明する。
まずローモードが選択された状態を図３に示す。

ローモードが選択されている間、高速および後進クラッチHigh/Rev/Cを解放し、低速クラッチLow/Cを締結し、前進クラッチFwd/Cを締結し、後進ブレーキRev/Bを解放する。図３中、締結されたクラッチおよびブレーキを●で示し、解放されたクラッチおよびブレーキを○で示す。

これにより、クランクシャフト１からダンパー２を介してラビニョ式遊星歯車組３に入力されたエンジントルクTinは、まず、キャリアCarrを回転させる。キャリアCarrの回転により、サンギアSun１，Sun2をそれぞれ回転させる。なお、後進ブレーキRev/Bを解放中（図３に○で示す）、リングギアRingはトルクを伝達することなく空転する。
サンギアSun１，Sun2がそれぞれ回転することにより、エンジントルクTinは図３に破線で示すようにサンギアSun１に伝達される分流トルクT1とSun2に伝達される分流トルクT2とに分流する。サンギアSun2に伝達される分流トルクT2は、プライマリープーリ軸４と、プライマリープーリPriとを介してVベルト９を連れまわす。

このローモードのもとでは、バリエータ５の変速比、すなわちVベルト９が掛け渡された各プーリPri，Secの係合径、を低速走行に適するよう設定していることから、プライマリープーリPriの回転数は増速側に、セカンダリープーリSecの回転数は減速側に設定される。
セカンダリープーリSecに伝達される分流トルクT2は、セカンダリープーリ軸８と、締結中の前進クラッチFwd/C（図３に●で示す）と、歯車組7と、を介して歯車６に至る。また、サンギアSun1に伝達される分流トルクT1も歯車６に至る。
これにより、キャリアCarrの回転は、サンギアSun2と、バリエータ５と、サンギアSun1とを経てキャリアCarrに戻り、この分流式無段変速機内を循環する。つまり、バリエータ５の変速比がサンギアSun1，Sun2の回転数の関係を決定づける。

サンギアSun2に伝達される分流トルクT2は、上述したようにサンギアSun1に戻り、歯車６でサンギアSun1に直接伝達される分流トルクT1と合流して、この合流トルクToutが歯車14に伝達される。低速クラッチLow/Cの締結中（図３に●で示す）、歯車14とともにアウトプットシャフト12が回転し、歯車15が回転する。合流トルクToutは、歯車15からリングギア19と、ディファレンシャルギア装置18と、左右のフロントドライブシャフト20a，20bとを介して図示しない左右の駆動輪を駆動する。
なおローモードが選択されている間、高速および後進クラッチHigh/Rev/Cを解放しているので（図３に○で示す）、歯車13はトルクを伝達することなく空転する。

図４は、第１実施例のトランスアクスルを構成する各要素および歯車の配置を、車幅方向からみた状態を示す側面図である。このローモードでは、上述のようにエンジントルクTinが分流トルクT1，T2に二分され、分流トルクT1は直接に歯車６に伝達し、分流トルクT2はプライマリープーリPriと、セカンダリープーリSecと、歯車組７とを介して歯車６に伝達する。分流トルクT1，T2は歯車６で合流して合流トルクToutとなり、合流トルクToutが歯車14に伝達する。そして合流トルクToutは歯車15を介して減速下リングギア19に伝達する。

次にハイモードが選択された状態を図５に示す。

ハイモードが選択されている間、高速および後進クラッチHigh/Rev/Cを締結し、低速クラッチLow/Cを解放し、前進クラッチFwd/Cを締結し、後進ブレーキRev/Bを解放する。図５中、締結されたクラッチおよびブレーキを●で示し、解放されたクラッチおよびブレーキを○で示す。

これにより、クランクシャフト１からダンパー２を介してラビニョ式遊星歯車組３に入力されたエンジントルクTinは、まず、キャリアCarrを回転させる。キャリアCarrの回転により、サンギアSun１，Sun2をそれぞれ回転させる。なお、後進ブレーキRev/Bを解放中（図５に○で示す）リングギアRingはトルクを伝達することなく空転する。
サンギアSun１，Sun2がそれぞれ回転することにより、エンジントルクTinは図５に実線で示すようにサンギアSun１に伝達される分流トルクT1とSun2に伝達される分流トルクT2とに分流する。サンギアSun1に伝達される分流トルクT1は、歯車６と、歯車組7と、締結中の前進クラッチFwd/C（図５に●で示す）と、を介してセカンダリープーリ軸８に伝達する。
セカンダリープーリ軸８からセカンダリープーリSecに伝達される分流トルクT1は、Vベルト９を連れまわす。

このハイモードのもとでは、バリエータ５の変速比、すなわちVベルト９が掛け渡された各プーリPri，Secの係合径、を高速走行に適するよう設定していることから、セカンダリープーリSecの回転数は減速側に、プライマリープーリPriの回転数は増速側に設定される。
分流トルクT1は、Vベルト９からプライマリープーリPriを介してプライマリープーリ軸４に伝達する。
サンギアSun2に伝達される分流トルクT2も、プライマリープーリ軸４に伝達する。

この結果、分流トルクT1，T2はプライマリープーリ軸４で合流して、この合流トルクToutがプライマリープーリ軸４に取り付けた歯車11に伝達する。そして合流トルクToutは、歯車11と噛合する歯車13を回転させる。高速および後進クラッチHigh/Rev/Cの締結中（図５に●で示す）、歯車13とともにアウトプットシャフト12が回転し、歯車15が回転する。合流トルクToutは、歯車15からリングギア19と、ディファレンシャルギア装置18と、左右のフロントドライブシャフト20a，20bとを介して図示しない左右の駆動輪を駆動する。
なおハイモードが選択されている間、低速クラッチLow/Cを解放しているので（図５に○で示す）、歯車14はトルクを伝達することなく空転する。

図６は、第１実施例のトランスアクスルを構成する各要素および歯車の配置を、車幅方向からみた状態を示す側面図である。このハイモードでは、上述のようにエンジントルクTinが分流トルクT1，T2に二分され、分流トルクT2は軸４を介して歯車11に伝達し、分流トルクT1は歯車６と、歯車組７と、セカンダリープーリSecと、プライマリープーリPriと、軸４とを介して歯車11に伝達する。分流トルクT1，T2は軸４および歯車11で合流して合流トルクToutとなり、合流トルクToutが歯車13に伝達する。そして合流トルクToutは歯車15を介して減速下リングギア19に伝達する。

次に後進モードが選択された状態を図７に示す。

後進モードが選択されている間、高速および後進クラッチHigh/Rev/Cを締結し、低速クラッチLow/Cを解放し、前進クラッチFwd/Cを解放し、後進ブレーキRev/Bを締結する。図３中、締結されたクラッチおよびブレーキを●で示し、解放されたクラッチおよびブレーキを○で示す。

これにより、クランクシャフト１からダンパー２を介してラビニョ式遊星歯車組３に入力されたエンジントルクTinは、まず、キャリアCarrを回転させる。後進ブレーキRev/Bを締結中（図７に●で示す）リングギアRingは固定され、キャリアCarrの回転により、サンギアSun１，Sun2をそれぞれ回転させる。
前進クラッチFwd/Cを解放中、サンギアSun１はトルクを伝達することなく空転する。
キャリアCarrの回転を逆転下サンギアSun2に伝達することにより、エンジントルクTinは図７に実線で示すようにそのままサンギアSun2に伝達される。サンギアSun2に伝達されるエンジントルクTinは、プライマリープーリ軸４を介してプライマリープーリ軸４に取り付けた歯車11に伝達する。しがたってエンジントルクTinがそのまま出力トルクToutとなる。出力トルクToutは、歯車11と噛合する歯車13を回転させる。高速および後進クラッチHigh/Rev/Cの締結中（図７に●で示す）、歯車13とともにアウトプットシャフト12が回転し、歯車15が回転する。合流トルクToutは、歯車15からリングギア19と、ディファレンシャルギア装置18と、左右のフロントドライブシャフト20a，20bとを介して図示しない左右の駆動輪を駆動する。
なお後進モードが選択されている間、低速クラッチLow/Cを解放するので（図７に○で示す）、歯車14はトルクを伝達することなく空転する。

図８は、第１実施例のトランスアクスルを構成する各要素および歯車の配置を、車幅方向からみた状態を示す側面図である。このモードでは、上述のようにエンジントルクTinが二分されることなく軸４を介して歯車11に伝達する。エンジントルクTinはそのまま出力トルクToutとなり、出力トルクToutが歯車13に伝達する。そして出力トルクToutは歯車15を介して減速下リングギア19に伝達する。

上述したローモードおよびハイモードにおいては、入力要素であるキャリアCarrの回転数を出力要素であるサンギアSun1またはSun2の回転数で除算した値を、第１実施例のトランスアクスルの変速比と定義することができる。また、バリエータ５の変速比を、プライマリープーリPriの回転数／セカンダリープーリSecの回転数、と定義することができる。そうすると、これらバリエータ変速比に対するトランスアクスル変速比の関係は、図９に示すようなものとなる。

図９に示すように、ローモードではバリエータ変速比とトランスアクスル変速比とは比例関係になる。つまり、バリエータが最大変速比を選択中には、トランスアクスルも最大変速比を選択する。そして、図９に矢で示すようアップシフト操作を行うと、バリエータ変速比が徐々に減少し、トランスアクスル変速比も徐々に減少する。
アップシフト操作を続行すると、バリエータ変速比は最小変速比になり、トランスアクスル変速比は１になる。この状態を一般にはRSP（同期点）という。つまり、トランスアクスル変速比が１であって同期しているということは、図３を参照すると、トルク伝達中の歯車14の回転数と、空転中の歯車13の回転数が同一ということである。したがってRSPでは、締結していた低速クラッチLow/Cを解放し、解放していた高速および後進クラッチHigh/Rev/Cを締結して、ローモードからハイモードにショックなく切り換えることができる。

ハイモードに切り換わった後も引き続きアップシフト操作を続行すると、図９に矢で示すようにバリエータ変速比が増大に転じ、トランスアクスル変速比は徐々に減少する。
そしてバリエータは最大変速比となって、トランスアクスルは最小変速比を選択する。

図10は、ローモードにおける各要素の回転数を示す共線図である。
ラビニョ式遊星歯車組３の各要素は、その配置から、横軸にサンギアSun2と、リングギアRingと、キャリアCarrと、サンギアSun1で表される。各要素間の横軸上の距離は歯数（歯車径）の相対関係から決定される。
トランスアクスル変速比が最大のときを図10に最ローと示す。比較のため、このときの各プーリSec，Priの回転数を、図10の右側に示す。また歯車7bの回転数を、遊星歯車組の回転数とバリエータの回転数との間に示す。
最ローのときであって、エンジントルクTinが入力されるキャリアCarrの回転数は1000[rpm]であるとき、合流トルクToutが出力されるサンギアSun1の回転数は360[rpm]である。またサンギアSun2の回転数2050[rpm]であり、リングギアRingの回転数は1500[rpm]である。共線図上にプロットしたこれら４つの要素の回転数は、ラビニョ式遊星歯車組の特性により１本の直線（レバー）で結ばれる。そして、１つの要素の回転数が増減すると、他の要素の回転数も増減し、４つの要素の回転数は、常に一本の直線（レバー）上にある。したがって、これらラビニョ式遊星歯車組３を構成するこれら４要素の回転数の関係は、図１０の共線図上で１本のレバーで表される。

なお図３に示した各歯車の噛合より、サンギアSun1の回転数はセカンダリープーリSecの回転数と関連付けられている。また、サンギアSun2の回転数はプライマリープーリPriの回転数と関連付けられている。つまり、これらサンギアSun1，Sun2の回転数は、バリエータ５の変速比によって決定される。
トランスアクスル変速比が最ローのときバリエータ変速比は最大（最ロー）であることから、セカンダリープーリSecの回転数は850[rpm]であり、プライマリープーリPriの回転数は2100[rpm]である。このときの各プーリSec，Priの回転数を図１０に示すように直線で結ぶと、この直線の勾配がバリエータ変速比を表し、右上がり急勾配の最大変速比（最ロー）である。

図10には、トランスアクスル変速比が前述したRSPのときも示す。RSPでは、サンギアSun2の回転数と、リングギアRingの回転数と、キャリアCarrの回転数と、サンギアSun1の回転数とがすべて同一の1000[rpm]である。つまりRSPのときも、ラビニョ式遊星歯車組３を構成するこれら４要素の回転数の関係は、図１０の共線図上で１本の水平なレバーで表される。水平であることから、トランスアクスル変速比は１である。
また、このときのセカンダリープーリSecの回転数は2520 [rpm]であり、プライマリープーリPriの回転数は1000 [rpm]である。そして、このときの各プーリSec，Priの回転数を結んだ直線の勾配は、右下がり急勾配の最小変速比（最ハイ）である。

シフト操作中は、バリエータ変速比を最ローおよび最ハイ間で無段階に変化させる。すると、レバーの勾配が図10に示す２本の間で徐々に変化する。このようにローモードでは、バリエータ変速比を最大変速比から最小変速比までレシオ幅全体において使用して、トランスアクスル変速比を変化させる。

図11は、ハイモードにおける各要素の回転数を示す共線図である。
上記RSPはハイモードとローモードとの間で切り替わるときの変速比であるため、図11にも表される。

トランスアクスル変速比が最小のときを図11の左側に最ハイと示す。比較のため、このときの各プーリSec，Priの回転数を、図11の右側に示す。また歯車7bの回転数を、遊星歯車組の回転数とバリエータの回転数との間に示す。
トランスアクスル変速比が最ハイのときであって、エンジントルクTinが入力されるキャリアCarrの回転数は1000[rpm]であるとき、合流トルクToutが出力されるサンギアSun2の回転数は2050[rpm]である。またサンギアSun1の回転数360[rpm]であり、リングギアRingの回転数は1500[rpm]である。ラビニョ式遊星歯車組３を構成するこれら４要素の回転数の関係は、図11の共線図上で１本のレバーで表される。
バリエータ５の変速比を変化させることにより、このレバーの勾配を変化させてシフト操作する。トランスアクスル変速比が最ハイのとき、バリエータ５の変速比は最大変速比（最ロー）である。
ハイモードのときも、シフト操作中は、バリエータ変速比を最ローおよび最ハイ間で無段階に変化させる。すると、レバーの勾配が図11に示す２本の間で徐々に変化する。

ここで付言すると、トランスアクスル変速比が図10に示す最ローの状態と図11に示す最ハイの状態とを比較すると、ラビニョ式遊星歯車組３を構成するこれら４要素の回転数の大小関係は同じであり、出力を取り出す要素が異なることがわかる。

このようにハイモードでも、バリエータ変速比を最大変速比から最小変速比までレシオ幅全体において使用して、トランスアクスル変速比を変化させる。

図12は、第１実施例のトランスアクスルにおいて、分流式無断変速機のトルクのトルク分担率を示す図である。
サンギアSun1のトルク分担率は、トランスアクスル変速比の全領域において約60％であり、サンギアSun2のトルク分担率は、トランスアクスル変速比の全領域において約30％である。
図12には、このトランスアクスルのユニット効率も付記する。上記のように一定したトルク分担を行うことで、この分流式無断変速機の全体効率は、ローモードでは約90％であり、ハイモードでも約90％と、フリクションロスの少ない高効率を実現することができる。

図13は、第１実施例のトランスアクスルにおいて、分流式無段変速機のトルクの分担関係を示す図である。

ローモードでは、前述したようにサンギアSun2から、プライマリープーリPriを経てセカンダリープーリSecに伝達される分流トルクT2は、アップシフトに応じて減少する。また、サンギアSun1に直接入力される分流トルクT1はアップシフトにかかわらず一定である。
したがって、これら分流トルクT2および分流トルクT1の和である合流トルクToutはアップシフトに応じて減少する。

ハイモードでは、前述したようにサンギアSun1から、セカンダリープーリSecを経てプライマリープーリPriに伝達される分流トルクT1は、アップシフトに応じて減少する。なお、ローモード時に一定だった分流トルクT1とはRSPで不連続なものとなる。
また、サンギアSun2に直接入力される分流トルクT2はアップシフトにかかわらず一定である。なお、ローモード時に減少していた分流トルクT2とはRSPで不連続なものとなる。
したがってアップシフトに応じて、これら分流トルクT2および分流トルクT1の和である合流トルクToutは、ローモードから連続的に減少し、RSPであっても不連続にならないという利点を有する。

次に、本発明の他の実施例につき説明する。
図14は、本発明の他の実施例になる分流式無段変速機を示す図表である。
本発明の分流式無段変速機では、入力されたエンジントルクを分流させる回転伝達機構として、種々の実施例が可能である。種々の実施例として、図14の上三段に示す実施例No.1−△、実施例No. 2−△ 実施例No.3−△が可能である。上述した第１実施例が具えるラビニョ式遊星歯車組３は実施例No. 2−△である。
図14の上三段に示す種々の実施例は、少なくとも、キャリアとリングギアとサンギアとをそれぞれ具えた遊星歯車組であって、サンギアを複数要素とすることで、４要素を具えるものである。
そして、共線図中の横軸には順次、第１要素と、第２要素と、第３要素と、第４要素をとり、縦軸には回転数をとり、これら１〜４要素の回転数をプロットする。そして、プロットした隣り合う要素を結ぶと図10や図11に示すように１本の直線（レバー）が引けるよう、４要素が関連付けられている。

図14の上三段に示す種々の実施例の△部分には、図14の下四段に示す実施例No.□−1、No.□−2、No.□−3、No.□−4を組み合わせる。これにより、□には上三段に示す１〜３通り、△には下四段に示す１〜４通りを組み合わせて、実施例No.1-1や、実施例No.3-4といった３×４＝１２通りの実施例を表す。因みに前述した第１実施例は、実施例No.2-2である。
図14の下四段に示す種々の実施例はいずれも、共線図上で表される１本のレバーの中程にある要素にエンジントルクを入力し、レバーの両端側にある要素の一方から合流トルクを出力するものとする。図14中、入力要素には「入力」と、出力要素となり得る２要素には[出力]と、レバーの両端側にあってバリエータで結合する２要素には「プーリ」と記す。図14の下四段に示す種々の実施例はいずれも、バリエータで結合される要素が出力要素を兼用する。

図14に示す実施例のなかで、実施例No.□-2はレシオ幅を最も大きくとり得る最良の実施形態である。また、実施例No.□-3は、図14に示す実施例のなかで次に大きくとり得る次点の実施形態である。

図15は、実施例No.□−1の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。
この分流式無段変速機も、エンジンを横置きに搭載したフロントエンジン・フロントホイールドライブ車（FF車）用のトランスアクスルとして構成したもので、主としてラビニョ式遊星歯車組３と、無段変速機構であるバリエータ5と、アウトプットシャフト12と、フロントドライブシャフト20a,20bとからなる。そこで、前述した第1実施例と共通する部分については同一の符号を付して説明を省略し、異なる部分については新たに符号を付して説明する。

この実施例には、第1実施例のラビニョ式遊星歯車組３の代わりに、第１要素と、第２要素と、第３要素と、からなる３つの要素を具えた回転伝達機構31を設ける。第４要素は、図15に図示する回転部材と結合するものではない。
回転伝達機構31は前述したように、その３要素の各回転数が共線図上で１本のレバーで表されるものであればよく、代表的な構成例として単純遊星歯車組がある。つまり、共線図中の横軸には順次、第１要素と、第２要素と、第３要素とをとり、縦軸には回転数をとり、これら１〜３要素の回転数をプロットする。そして、プロットした隣り合う要素を結ぶと図10や図11に示すように１本の直線（レバー）が引けるよう、３要素が関連付けられている。

図15に示すように、第１要素は歯車６と結合する。第３要素はプライマリープーリ軸４と結合する。第２要素はダンパー２と結合する。

図15に示す実施例においては、第２要素から回転伝達機構31に入力されるエンジントルクが２分され、これら分流トルクが第１要素および第３要素に伝達される。そしてローモードでは、図２に示した第１実施例と同様に、歯車６でこれら分流トルクが合流し、この合流トルクがアウトプットシャフト12に出力される。
またハイモードでは、図３に示した第１実施例と同様に、プライマリープーリ軸４でこれら分流トルクが合流し、この合流トルクがアウトプットシャフト12に出力される。

したがって、この実施例の分流式無段変速機によれば、ローモードおよびハイモードのいずれを選択する場合、つまり全ての速度領域において、バリエータ５を通過するトルクを小さくして、耐久性の向上と軽量化を図ることができる。

図16は、実施例No.□−4の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。
この分流式無段変速機も、図１,３,５,15に示したトランスアクスルと基本構成が共通する。そこで、前述した第1実施例と共通する部分については同一の符号を付して説明を省略し、異なる部分については新たに符号を付して説明する。

この実施例には、第１要素と、第２要素と、第３要素と、第４要素からなる４つの要素を具えた回転伝達機構34を設ける。第１要素は、図16に図示する回転部材と結合するものではない。

図16に示すように、第２要素は歯車６と結合する。第４要素はプライマリープーリ軸４と結合する。第３要素はダンパー２と結合する。

図16に示す実施例においては、第３要素から回転伝達機構34に入力されるエンジントルクが２分され、これら分流トルクが第２要素および第４要素に伝達される。そしてローモードでは、図２に示した第１実施例と同様に、歯車６でこれら分流トルクが合流し、この合流トルクがアウトプットシャフト12に出力される。
またハイモードでは、図３に示した第１実施例と同様に、プライマリープーリ軸４でこれら分流トルクが合流し、この合流トルクがアウトプットシャフト12に出力される。

したがって、この実施例の分流式無段変速機によれば、ローモードおよびハイモードのいずれを選択する場合、つまり全ての速度領域において、バリエータ５を通過するトルクを小さくして、耐久性の向上と軽量化を図ることができる。

なお、上記実施例No.□−1および実施例No.□−4においては、図15または図16に示すように回転伝達機構31または34が３つの要素を具えるものであれば足りることから、この回転伝達機構31または34をサンギアとキャリアとリングギアとを１つずつ有する単純遊星歯車組で構成してもよい。ただし、単純遊星歯車組で構成すると、このトランスアクスル内に前後進切換機構を新たに設ける必要がある。

図17は、実施例No.□−2の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。
この分流式無段変速機も、図１,３,５,15,16に示したトランスアクスルと基本構成が共通する。そこで、前述した第1実施例と共通する部分については同一の符号を付して説明を省略し、異なる部分については新たに符号を付して説明する。

この実施例には、第１要素と、第２要素と、第３要素と、第４要素からなる４つの要素を具えた回転伝達機構32を設ける。回転伝達機構32は、ラビニョ式遊星歯車組のほか、単純遊星歯車組を２つ結合したものであってもよい。

図17に示すように、第1要素は歯車６と結合する。第４要素はプライマリープーリ軸４と結合する。第２要素はダンパー２と結合する。第３要素は後進ブレーキRev/Bと結合する。

図17に示す実施例においては、第２要素から回転伝達機構32に入力されるエンジントルクが２分され、これら分流トルクが第１要素および第４要素に伝達される。そしてローモードでは、図２に示した第１実施例と同様に、歯車６でこれら分流トルクが合流し、この合流トルクがアウトプットシャフト12に出力される。
またハイモードでは、図３に示した第１実施例と同様に、プライマリープーリ軸４でこれら分流トルクが合流し、この合流トルクがアウトプットシャフト12に出力される。

したがって、この実施例の分流式無段変速機によれば、ローモードおよびハイモードのいずれを選択する場合、つまり全ての速度領域において、バリエータ５を通過するトルクを小さくして、耐久性の向上と軽量化を図ることができる。
また、後進モードでは、後進ブレーキRev/Bを締結して、第２要素の入力回転を逆転下出力することができ、別途の前後進切換機構を設けることなく、車両の前進および後進を可能にすることができる。

図18は、実施例No.□−3の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。
この分流式無段変速機も、図１,３,５,15,16,17に示したトランスアクスルと基本構成が共通する。そこで、前述した各実施例と共通する部分については同一の符号を付して説明を省略し、異なる部分については新たに符号を付して説明する。

この実施例には、第１要素と、第２要素と、第３要素と、第４要素からなる４つの要素を具えた回転伝達機構33を設ける。回転伝達機構33は、ラビニョ式遊星歯車組のほか、単純遊星歯車組を２つ結合したものであってもよい。

図18に示すように、第1要素は歯車６と結合する。第４要素はプライマリープーリ軸４と結合する。第3要素はダンパー２と結合する。第２要素は後進ブレーキRev/Bと結合する。

図18に示す実施例においては、第３要素から回転伝達機構33に入力されるエンジントルクが２分され、これら分流トルクが第１要素および第４要素に伝達される。そしてローモードでは、図２に示した第１実施例と同様に、歯車６でこれら分流トルクが合流し、この合流トルクがアウトプットシャフト12に出力される。
またハイモードでは、図３に示した第１実施例と同様に、プライマリープーリ軸４でこれら分流トルクが合流し、この合流トルクがアウトプットシャフト12に出力される。

したがって、この実施例の分流式無段変速機によれば、ローモードおよびハイモードのいずれを選択する場合、つまり全ての速度領域において、バリエータ５を通過するトルクを小さくして、耐久性の向上と軽量化を図ることができる。
また、後進モードでは、後進ブレーキRev/Bを締結して、第２要素の入力回転を逆転下出力することができ、別途の前後進切換機構を設けることなく、車両の前進および後進を可能にすることができる。

次に、本発明のさらに他の実施例について説明する。
図19は、本発明のさらに他の実施例になる分流式無段変速機を示す図表である。図19の上三段に示す実施例No.1−△、実施例No. 2−△ 実施例No.3−△は、前述したものである。
図19の上三段に示すに示す種々の実施例の△部分には、図19の下四段に示す実施例No.□−1、No.□−5、No.□−6、No.□−4を組み合わせる。これにより、□には上三段に示す１〜３通り、△には下四段に示す１〜４通りを組み合わせて、実施例No.1-1や、実施例No.3-5といった３×４＝１２通りの実施例を表す。なお、図19に示す実施例No.□−1およびNo.□−4は、前述したものである。図14と図19を合わせて、３×６＝１８通りの実施例を１つの図表で表すと、説明が大部になるため、ここでは便宜上、実施例No.□−1、No.□−5、No.□−6、No.□−4を別途、図19に表すものである。

図19の下四段に示す種々の実施例は、いずれも、共線図上で表される１本のレバーの中程にある要素にエンジントルクを入力し、レバーの両端側にある要素の一方から合流トルクを出力するものとする。 そして、これら出力要素となる２要素をバリエータで結合する。図19に示す実施例No.□−5、No.□−6実施例は、バリエータで結合される第4要素が出力要素とはならず、バリエータで結合されない第３要素または第２要素が出力要素となる。つまり、請求項でいうレバーの両端側にある２要素とは、レバー一端の要素と他端の要素という意味と、一端に近い要素とこの要素からみて入力要素を挟んだ他端に近い要素という意味がある。

図20は、実施例No.□−５の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。
この分流式無段変速機も、エンジンを横置きに搭載したフロントエンジン・フロントホイールドライブ車（FF車）用のトランスアクスルとして構成したもので、遊星歯車組で構成された回転伝達機構35と、無段変速機構であるバリエータ5と、アウトプットシャフト12と、フロントドライブシャフト20a,20b等を具える。そこで、図１に示す第1実施例と共通する部分については同一の符号を付して説明を省略し、異なる部分については新たに符号を付して説明する。

この実施例には、第1実施例のラビニョ式遊星歯車組３の代わりに、第１要素と、第２要素と、第３要素と、第４要素とからなる４つの要素を具えた回転伝達機構35を設ける。
回転伝達機構35は、その4要素の各回転数が共線図上で１本のレバーで表されるものであればよく、ラビニョ式遊星歯車組であっても、単純遊星歯車組を２つ組み合わせたものであってもよい。つまり、共線図中の横軸には順次、第１要素と、第２要素と、第３要素と、第４要素とをとり、縦軸には回転数をとり、これら１〜４要素の回転数をプロットする。そして、プロットした隣り合う要素を結ぶと図10や図11に示すように１本の直線（レバー）が引けるよう、４要素が組み付けられている。

図20に示すように、第２要素はダンパー２と結合する。第１要素はプライマリープーリ軸４と結合する。第４要素は歯車６と結合する。
第３要素は、歯車22と結合する。歯車22は、上記歯車６,11や、プライマリープーリPriと同心に配置され、アウトプットシャフト12と同軸に軸支した歯車23と噛合する。アウトプットシャフト12と歯車23との間には第２クラッチC2を介挿する。第２クラッチC2の開放中、歯車23はアウトプットシャフト12と切断され、歯車23からアウトプットシャフト12にトルクを伝達することはない。第２クラッチC2の締結中、歯車23はアウトプットシャフト12と結合し、歯車23からアウトプットシャフト12にトルクを伝達する。

なお、図20に示す実施例では、図１の第１実施例でいう高速および後進クラッチHigh/Rev/Cを、第１クラッチC1と呼ぶ。また、図20に示す実施例には、図１の第１実施例が具える歯車14および低速クラッチLow/Cを設けない。

図20に示す実施例の作用につき説明する。
前進走行用の第1モードでは、前進クラッチFwd/Cおよび第１クラッチC1を締結し、第２クラッチC2を解放する。
これにより、第２要素から回転伝達機構35に入力されるエンジントルクが２分され、これら分流トルクが第１要素および第４要素に伝達される。そして第４要素に伝達される分流トルクが、歯車組７と、軸８と、バリエータ５とを経て歯車11に至る。一方、第１要素に伝達される分流トルクは、軸４を経て歯車11に至る。
そして、歯車11でこれら分流トルクが合流し、この合流トルクがアウトプットシャフト12に出力される。

また前進走行用の第２モードでは、前進クラッチFwd/Cおよび第２クラッチC2を締結し（図20に●で示す）、第１クラッチC1を解放する（図20に○で示す）。
これにより、第２要素から回転伝達機構35に入力されるエンジントルクが２分され、これら分流トルクが第３要素および第４要素に伝達される。このうち第４要素に伝達される分流トルクは、歯車組７と、軸８と、バリエータ５と、軸４と第１要素とを経て第３要素に至る。あるいは、第２要素で分流した分流トルクが第１要素に伝達され、第１要素から上記とは逆向きに第４要素を経て第３要素に至ると理解してもよい。
そして、第３要素でこれら分流トルクが合流し、この合流トルクがアウトプットシャフト12に出力される。

したがって、この実施例の分流式無段変速機によれば、第１モードおよび第２モードのいずれを選択する場合、つまり全ての速度領域において、バリエータ５を通過するトルクを小さくして、耐久性の向上と軽量化を図ることができる。
なお、第１モードおよび第２モードのうち、いずれか一方をローモードとし、残りの他方をハイモードとするかは設計事情による。

図21は、実施例No.□−6の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。
この分流式無段変速機も、図20に示したトランスアクスルと基本構成が略共通する。そこで、前述した実施例と共通する部分については同一の符号を付して説明を省略し、異なる部分については新たに符号を付して説明する。

この実施例には、第１要素と、第２要素と、第３要素と、第４要素からなる４つの要素を具えた回転伝達機構36を設ける。回転伝達機構36は、ラビニョ式遊星歯車組のほか、単純遊星歯車組を２つ結合したものであってもよい。

図21に示すように、第３要素はダンパー２と結合する。第４要素は歯車６と結合する。第１要素はプライマリープーリ軸４と結合する。第２要素は上記歯車22と結合する。
歯車６は、歯車組7と、アウトプットシャフト12上に同軸に設けた歯車14と噛合する。
アウトプットシャフト12と歯車14との間には第1クラッチC1を介挿し、この第1クラッチC1を締結する間、アウトプットシャフト12は歯車14と一体に回転する。

図21に示す実施例の作用につき説明する。
前進走行用の第1モードでは、前進クラッチFwd/Cおよび第１クラッチC1を締結し、第２クラッチC2を解放する。
これにより、第３要素から回転伝達機構36に入力されるエンジントルクが歯車６で２分され、これら分流トルクが第１要素および第４要素に伝達される。そして第１要素に伝達される一方の分流トルクが、軸４と、バリエータ５と、軸８と、歯車組７と、歯車６とを経て歯車14に至る。他方の分流トルクは、第４要素から歯車６を経て歯車14に至る。
そして、歯車14でこれら分流トルクが合流し、この合流トルクがアウトプットシャフト12に出力される。

また前進走行用の第２モードでは、前進クラッチFwd/Cおよび第２クラッチC2を締結し（図21に●で示す）、第１クラッチC1を解放する（図21に○で示す）。
これにより、第３要素から回転伝達機構36に入力されるエンジントルクが２分され、これら分流トルクが第２要素および第４要素に伝達される。このうち第４要素に伝達される一方の分流トルクは、歯車６と、歯車組７と、軸８と、バリエータ５と、軸４と、第１要素とを経て第２要素に至る。他方の分流トルクは、第２要素で上記した一方の分流トルクと合流して歯車22から歯車23を経てアウトプットシャフト12に出力される。

したがって、この実施例の分流式無段変速機によれば、第１モードおよび第２モードのいずれを選択する場合、つまり全ての速度領域において、バリエータ５を通過するトルクを小さくして、耐久性の向上と軽量化を図ることができる。
なお、第１モードおよび第２モードのうち、いずれか一方をローモードとし、残りの他方をハイモードとするかは設計事情による。

次に、本発明のさらに他の実施例について説明する。
図22は、本発明のさらに他の実施例になる分流式無段変速機を示す図表である。
図22の上三段に示す実施例No.4−△、実施例No.5−△ 実施例No.6−△は、少なくとも、キャリアとリングギアとサンギアとをそれぞれ具えた遊星歯車組であって、キャリアを複数要素とすることで、４要素を具えるものである。

図22の上三段に示す種々の実施例の△部分には、図22の下四段に示す実施例No.□−1、No.□−2、No.□−3、No.□−4、No.□−5、No.□−6を組み合わせる。これにより、□には上三段に示す１〜３通り、△には下六段に示す１〜６通りを組み合わせて、実施例No.4-1や、実施例No.6-4といった３×６＝１８通りの実施例を表す。

図22の下段に示す実施例No.□−１乃至No.□−6は、前述した図14、図19に示すものと同様である。出力の選択は、前述のとおり、回転伝達機構に設けたクラッチやブレーキを適宜、解放または締結することにより行う。

次に、本発明のさらに他の実施例について説明する。
図23は、本発明のさらに他の実施例になる分流式無段変速機を示す図表である。
図23の上三段に示す実施例No.7−△、実施例No.8−△ 実施例No.9−△は、少なくとも、キャリアとリングギアとサンギアとをそれぞれ具えた遊星歯車組であって、リングギアを複数要素とすることで、４要素を具えるものである。

図23の上三段に示す種々の実施例の△部分には、図23の下四段に示す実施例No.□−1、No.□−2、No.□−3、No.□−4、No.□−5、No.□−6を組み合わせる。これにより、□には上三段に示す１〜３通り、△には下六段に示す１〜６通りを組み合わせて、実施例No.7-1や、実施例No.9-4といった３×６＝１８通りの実施例を表す。

図22の下段に示す実施例No.□−１乃至No.□−6は、前述した図14、図19に示すものと同様である。出力の選択は、前述のとおり、回転伝達機構に設けたクラッチやブレーキを適宜、解放または締結することにより行う。

図23に示す種々の実施例のなかで、No.8−2がレシオ幅を最も大きくとり得る有利な実施形態である。

ところで、前述した第1実施例によれば、回転およびトルクを相互に伝達するキャリアCarrと、大径サンギアSun1と、小径サンギアSun2と、リングギアRingとを、これらの回転数が図10,11の共線図上で１本のレバーで表されるよう構成したラビニョ式遊星歯車組３を具える。そして、このレバーの中程にある要素であるキャリアCarrを入力要素としてダンパー２から回転を入力し、この入力要素を挟んでレバーの両端側にある複数の要素である大径サンギアSun1および小径サンギアSun2のうちいずれか一方のサンギアを出力要素として回転を取り出す。
このとき、ローモード（図３）またはハイモード（図５）の双方で、キャリアCarrに入力される入力トルクTinが２分して、一方の分流トルクは、ラビニョ式遊星歯車組３の内をキャリアCarrからサンギアに伝達する。また、ラビニョ式遊星歯車組３の外には、大径サンギアSun1および小径サンギアSun2を、変速比を無段階に変化できるVベルト式のバリエータ５で結合し、このバリエータ５が他方の分流トルクが伝達する。
また、伝達トルクの上記分流は、図14,19,22,23に示す本発明の種々の実施例すべてにおいて行われる。

このように低速から高速までのすべての車速領域においてトルクを分流して伝達することが可能な本発明の分流式無段変速機によれば、Vベルト式のバリエータ５を通過するトルクを小さくして、バリエータ５の耐久性を向上させることができる。また、従来のVベルト式無段変速機や変速比無限大無段変速機におけるトロイダル伝動ユニットよりも、バリエータ５の軽量化を図ることができ、トランスアクスル全体の小型化に寄与するところ大である。また、Vベルト９のクランプ圧を従来よりも低くすることが可能となって、ピストン室10pri,10secに供給する作動油圧を低減化に因る燃料消費率の向上に寄与することができる。

また本発明の各実施例では、図14,19,22,23に示すように第２または第3要素を入力要素とする。この入力要素を挟んでレバーの両端側にある２つの要素のうち、いずれかの１要素を出力要素として選択可能とする。例えば第２要素を入力要素とする実施例No.□−1では、第１要素および第３要素の一方を出力要素として選択可能とする。また第２要素を入力要素とする実施例No.□−2やNo.□−5では、第１要素および第４要素の一方を出力要素として選択可能とする。
そして第１実施例を代表として説明すると、キャリアCarrの回転数と選択された出力要素であるサンギアSun1またはSun2の回転数との比は、トランスアクスルとして構成した分流式無段変速機の変速比（トランスアクスル変速比）である。

このトランスアクスル変速比が同期点となる所定値１以上では、レバーの両端側にある２つの要素のうち、サンギアSun1から出力トルクToutをとり出すローモードを実行する。
これに対し、トランスアクスル変速比が所定値１以下では、レバーの両端側にある２つの要素のうち、サンギアSun2から出力トルクToutをとり出すハイモードを実行する。

このように、図10に示すローモードと図11に示すハイモードのそれぞれにおいて、バリエータ５の変速比をすべてのレシオ幅全体において使用することができる。この結果、従来のようにVベルト式無段変速機をそのままトランスアクスル変速比とするよりも、トランスアクスル変速比のレシオ幅を大きくすることが可能である。あるいは、トランスアクスル変速比のレシオ幅を従来例そのままにすれば、バリエータ５の変速比を小さくすることが可能になり、バリエータ５の軽量化およびトランスアクスル全体の小型化に寄与することができる。

また本発明においては、トランスアクスル変速比が同期点（RSP）となる所定値１にあっては、バリエータ変速比を最小変速比である同期変速比（RSP）にして、出力要素の選択対象であるサンギアSun1およびサンギアSun2の回転数を同一にする。そして、バリエータ変速比が最小変速比たる同期変速比（RSP）のときに、クラッチHigh/Rev/CおよびLow/Cの締結および解放を実行して出力要素を切り換える。
これにより、ハイモードからローモードへ、またはローモードからハイモードへ円滑に切り換えることができる。

また実施例No.□−2やNo.□−3においては、４要素が回転伝達機構32,33を構成し、図17,18に示すようにレバーの中程にある第２,３要素のうち入力要素以外の残りの要素に、該要素の回転を停止するためのブレーキRev/Bを設けたことから、後進モードを実行することが可能になり、１つの回転伝達機構によって車両が前進および後進することができる。したがって、別途に前後進切換機構を設ける必要がなく、コスト上有利なものとなる。

なお、回転伝達機構31〜36をラビニョ型遊星歯車組とすることにより、回転伝達機構の小型化および軽量化を図ることができる。

また図１に示す第1実施例においては、ラビニョ式遊星歯車組３のキャリアCarrをレバー中程の入力要素とする。このキャリアCarrに支持されるピニオンをダブルピニオンPa,Pbとする。ダブルピニオンPaには大径サンギアSun1を噛合させ、ダブルピニオンPbには小径サンギアSun2を噛合させる。これらサンギアSun1およびSun2をレバー両端の２要素として、クラッチLow/Cがこれら２要素のいずれかの１要素を出力要素として選択可能とし、残りの１要素であるリングギアに後進ブレーキRev/Bを設けたことから、
バリエータ５のレシオ幅に対して、トランスアクスルのレシオ幅を最も大きくとり得る最良の形態を実現することができる。

なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であり、本発明はその主旨に逸脱しない範囲において種々変更が加えられうるものである。

本発明の第1実施例になる分流式無段変速機を具えたトランスアクスルのスケルトン図である。 同分流式無段変速機のとり得る３種のモードと、各モードを実行するために締結または解放するクラッチおよびブレーキの状態を示す図表である。 同分流式無段変速機がローモードを実行中、クラッチおよびブレーキの締結または解放の状態と、分流トルクの流れを示すスケルトン図である。 同分流式無段変速機がローモードを実行中、トランスアクスル内の歯車を伝達する分流トルクおよび合成トルクの流れを示す側面図である。 同分流式無段変速機がハイモードを実行中の、クラッチおよびブレーキの締結または解放の状態と、分流トルクの流れを示すスケルトン図である。 同分流式無段変速機がハイモードを実行中、トランスアクスル内の歯車を伝達する分流トルクおよび合成トルクの流れを示す側面図である。 同分流式無段変速機が後進モードを実行中の、クラッチおよびブレーキの締結または解放の状態と、トルクの流れを示すスケルトン図である。 同分流式無段変速機が後進モードを実行中、トランスアクスル内の歯車を伝達する分流トルクおよび合成トルクの流れを示す側面図である。 同分流式無段変速機のバリエータ変速比と、トランスアクスル変速比との関係を示す図である。 ローモードにおける各要素の回転数を示す共線図である。 ハイモードにおける各要素の回転数を示す共線図である。 第１実施例になる分流式無断変速機が伝達するトルクの伝達効率を示す図である。 同分流式無段変速機が伝達する分流トルクの分担関係を示す図である。 本発明の種々の実施例になる分流式無段変速機を示す図表である。 同図表の実施例No.□−1の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。 同図表の実施例No.□−4の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。 同図表の実施例No.□−2の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。 同図表の実施例No.□−3の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。 本発明のさらに他の実施例になる分流式無段変速機を示す図表である。 同図表の実施例No.□−５の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。 実施例No.□−6の分流式無段変速機を示すスケルトン図である。 本発明のさらに他の実施例になる分流式無段変速機を示す図表である。 本発明のさらに他の実施例になる分流式無段変速機を示す図表である。

符号の説明

１ クランクシャフト
２ ダンパー
Carr キャリア
Pa ロングピニオンギア
Pb ショートピニオンギア
Sun1 大径サンギア
Sun2 小径サンギア
Ring リングギア
Rev/B 後進ブレーキ
３ ラビニョ式遊星歯車組
４ プライマリープーリ軸
５ バリエータ（Vベルト式無段変速機）
６ 歯車
７ 歯車組
Fwd/C 前進クラッチ
８ セカンダリープーリ軸
９ Vベルト
10a,10b ピストン室
12 アウトプットシャフト
High/Rev/C 高速および後進クラッチ
Low/C 低速クラッチ
18 ディファレンシャルギア装置
20a,20b フロントドライブシャフト
31,32,33,34,35,36 回転伝達機構
C1 第1クラッチ
C2 第２クラッチ

Claims (6)

1. 回転およびトルクを相互に伝達する複数の要素を、該要素の回転数が共線図上で１本のレバーで表されるよう構成した回転伝達機構を具え、
   前記レバーの中程にある要素を入力要素として該入力要素に回転を入力し、該入力要素を挟んで前記レバーの両端側にある複数の要素のうちいずれか一方の要素を出力要素として該出力要素から出力回転を取り出すことにより、該回転伝達機構の内のこれら入出力要素間でトルクを伝達する一の伝達経路をなし、
   該回転伝達機構の外では、前記レバーの両端側にある２要素を、変速比を無段階に変化できる無段変速機構で結合し、前記入出力要素間で該無段変速機構を経てトルクを伝達する他の伝達経路をなすよう構成したことを特徴とする分流式無段変速機。
2. 請求項１に記載の分流式無段変速機において、
   前記入力要素を挟んで前記レバーの両端側にある２つの要素のうちいずれかの１要素を、クラッチの締結により出力要素として選択可能とし、
   入力要素の回転数と選択された出力要素の回転数との比で表される分流式無段変速機の変速比が所定値以上では、前記２つの要素のうち、一方の要素を選択して出力要素とするローモード実行手段と、
   分流式無段変速機の変速比が所定値以下では、前記２つの要素のうち、他方の要素を選択して出力要素とするハイモード実行手段を具えたことを特徴とする分流式無段変速機。
3. 請求項２に記載の分流式無段変速機において、
   分流式無段変速機の変速比が前記所定値にあっては、
   出力要素の選択対象である前記２つの要素の回転数が同一となるよう、無段変速機構の変速比を同期変速比にする変速制御手段と、無段変速機構の変速比が前記同期変速比のときに出力要素を切り換えるモード切換手段を具えたことを特徴とする分流式無段変速機。
4. 請求項１〜３のいずれか１項に記載の分流式無段変速機において、
   前記回転伝達機構は４要素を具え、前記レバーの中程にある２要素のうち、入力要素以外の残りの要素に、該要素の回転を停止するためのブレーキを設けたことを特徴とする分流式無段変速機。
5. 請求項４に記載の分流式無段変速機において、
   前記回転伝達機構をラビニョ型遊星歯車組としたことを特徴とする分流式無段変速機。
6. 請求項５に記載の分流式無段変速機において、
   前記ラビニョ型遊星歯車組のキャリアを入力要素とし、
   該キャリアに支持されるピニオンをダブルピニオンとし、各ダブルピニオンには、径の異なる２種のサンギアを噛合させて前記レバー両端の２要素として、該２要素いずれかの１要素を出力要素として選択可能とし、
   ラビニョ型遊星歯車組のリングギアに前記ブレーキを設けたことを特徴とする分流式無段変速機。

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