JP2017067207A - 動力分割式無段変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】出願人による先の提案に係る構成と比較して、サイズおよびコストの低減ならびに制御の簡素化を図ることができる、動力分割式無段変速機を提供する。
【解決手段】動力分割式無段変速機４は、インプット軸４１と、アウトプット軸４２と、無段変速機構４３と、サンギヤ７１、リングギヤ７３および無段変速機構４のセカンダリ軸５２と一体的に回転可能に設けられたキャリア７２を備える遊星歯車機構４４と、一定のスプリットギヤ変速比を有し、インプット軸４１と一体的に回転可能に設けられたスプリットドライブギヤ８１およびスプリットドライブギヤ８１からの動力が伝達されるスプリットドリブンギヤ８２を備えるスプリットギヤ機構４５とを含む。そして、スプリットドリブンギヤ８２からサンギヤ７１またはリングギヤ７３の一方に動力が伝達され、その他方からアウトプット軸４２に動力が伝達される。
【選択図】図１

Description

本発明は、インプット軸（入力軸）に入力される動力を２系統に分割してアウトプット軸（出力軸）に伝達可能な動力分割式無段変速機に関する。

自動車などの車両に搭載される変速機として、エンジンの動力を無段階に変速する無段変速機構と、エンジンの動力を無段変速機構を経由せずに伝達する歯車機構と、無段変速機構からの動力と歯車機構からの動力とを合成するための遊星歯車機構とを備えたものが提案されている。この変速機では、エンジンからの動力を無段変速機構と歯車機構とに分割し、その分割された各動力を遊星歯車機構で合成して車輪に伝達することができる。

特開２００４−１７６８９０号公報

駆動源の動力を２系統に分割して伝達可能な変速機は、動力分割式無段変速機として、出願人も提案している。

図９は、出願人の先の提案に係る動力分割式無段変速機９０１の構成を示すスケルトン図である。

動力分割式無段変速機９０１には、変速比の変更により動力を無段階に変速する無段変速機構９０２と、動力を一定の変速比で変速する一定変速機構９０３と、動力を出力する出力用遊星歯車機構９０４とが備えられている。

無段変速機構９０２は、公知のベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）と同様の構成を有している。プライマリ軸９０５は、インプット軸９０６に直結されている。セカンダリ軸９０７は、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８を相対回転不能に支持している。また、出力用遊星歯車機構９０４のリングギヤ９０９には、アウトプット軸９１０が接続されている。アウトプット軸９１０の回転は、第１出力アイドルギヤ９１１および第２アイドルギヤ９１２を経由して、デファレンシャルギヤ９１３に伝達され、デファレンシャルギヤ９１３から左右の駆動輪に伝達される。

一定変速機構９０３は、増速用遊星歯車機構９１４、スプリットドライブギヤ９１５、スプリットドリブンギヤ９１６およびアイドルギヤ９１７を備えている。増速用遊星歯車機構９１４のサンギヤ９１８は、インプット軸９０６に相対回転可能に外嵌されている。増速用遊星歯車機構９１４のキャリア９１９は、インプット軸９０６に相対回転不能に支持されている。スプリットドライブギヤ９１５は、サンギヤ９１８と一体回転可能に設けられている。スプリットドリブンギヤ９１６は、出力用遊星歯車機構９０４のキャリア９２０と一体回転可能に設けられている。アイドルギヤ９１７は、スプリットドライブギヤ９１５およびスプリットドリブンギヤ９１６と噛合している。

図１０は、前進時および後進時におけるクラッチＣ１およびブレーキＢ１，Ｂ２の状態を示す図である。図１１は、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８、キャリア９２０およびリングギヤ９０９の回転数（回転速度）の関係を示す共線図である。

図１０において、「○」は、クラッチＣ１およびブレーキＢ１，Ｂ２が係合状態であることを示している。「×」は、クラッチＣ１およびブレーキＢ１，Ｂ２が解放状態であることを示している。

動力分割式無段変速機９０１は、動力伝達モードとして、動力が無段変速機構９０２のみを経由して出力用遊星歯車機構９０４に伝達されるベルトモード（ローモード）と、動力が無段変速機構９０２および一定変速機構９０３を経由して出力用遊星歯車機構９０４に伝達されるスプリットモード（ハイモード）とを有している。

ベルトモードでは、クラッチＣ１が係合されて、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８とリングギヤ９０９とが直結され、ブレーキＢ１，Ｂ２が解放されて、出力用遊星歯車機構９０４のキャリア９２０がフリーな状態にされる。そのため、インプット軸９０６に入力される動力により、プライマリ軸９０５が回転すると、プライマリ軸９０５の回転がベルト９２１を介してセカンダリ軸９０７に伝達されて、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８およびリングギヤ９０９が一体的に回転し、アウトプット軸９１０がリングギヤ９０９と一体的に回転する。したがって、ベルトモードでは、動力分割式無段変速機９０１の変速比（ユニット変速比）が無段変速機構９０２の変速比（ベルト変速比）と一致する。

スプリットモードでは、クラッチＣ１およびブレーキＢ１が解放される。また、ブレーキＢ２が係合されることにより、増速用遊星歯車機構９１４のリングギヤ９２２が制動される。そのため、インプット軸９０６に入力される動力により、プライマリ軸９０５が回転すると、プライマリ軸９０５の回転がベルト９２１を介してセカンダリ軸９０７に伝達されて、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８が回転する。一方、増速用遊星歯車機構９１４のリングギヤ９２２が制動されているので、インプット軸９０６の回転は、増速用遊星歯車機構９１４のキャリア９１９、サンギヤ９１８、スプリットドライブギヤ９１５、アイドルギヤ９１７およびスプリットドリブンギヤ９１６を介して、出力用遊星歯車機構９０４のキャリア９２０に増速されて伝達される。したがって、スプリットモードでは、ベルト変速比が大きいほど、動力分割式無段変速機９０１の変速比（ユニット変速比）が小さくなり、一定変速機構９０３の変速比（スプリットギヤ変速比）以下の変速比を実現することができる。

また、動力分割式無段変速機９０１が搭載された車両の後進時には、クラッチＣ１およびブレーキＢ２が解放され、ブレーキＢ１が係合される。ブレーキＢ１の係合により、スプリットドライブギヤ９１５が制動される。スプリットドライブギヤ９１５の制動により、アイドルギヤ９１７が回転不能となり、スプリットドリブンギヤ９１６および出力用遊星歯車機構９０４のキャリア９２０が回転不能になる。そのため、インプット軸９０６からプライマリ軸９０５およびセカンダリ軸９０７を介して出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８に回転が伝達されると、出力用遊星歯車機構９０４のリングギヤ９０９がサンギヤ９０８と逆方向に回転し、アウトプット軸９１０が車両の前進時とは逆方向に回転する。

ところが、動力分割式無段変速機９０１では、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えのために、クラッチＣ１およびブレーキＢ２の２個の係合要素が必要である。係合要素の個数を減らすことができれば、油圧回路に含まれるソレノイドバルブの個数も削減することができ、サイズおよびコストを低減することができる。また、出力用遊星歯車機構９０４のサンギヤ９０８とリングギヤ９０９との間に差回転が生じている状態でベルトモードとスプリットモードとが切り替えられると、その差回転により、ベルト９２１の滑りやエンジン回転数の急変などを生じるおそれがある。そのため、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えをベルト変速比がスプリットギヤ変速比と一致した状態で行う必要があるが、その切り替えを精度よく制御することが困難である。

本発明の目的は、出願人による先の提案に係る構成と比較して、サイズおよびコストの低減ならびに制御の簡素化を図ることができる、動力分割式無段変速機を提供することである。

前記の目的を達成するため、本発明に係る動力分割式無段変速機は、インプット軸と、アウトプット軸と、インプット軸から動力が伝達されるプライマリ軸、プライマリ軸に支持されたプライマリプーリ、プライマリ軸と平行に設けられたセカンダリ軸、セカンダリ軸に支持されたセカンダリプーリおよびプライマリプーリとセカンダリプーリとに巻き掛けられたベルトを備える無段変速機構と、一定のスプリットギヤ変速比を有し、インプット軸と一体的に回転可能に設けられたスプリットドライブギヤおよびスプリットドライブギヤからの動力が伝達されるスプリットドリブンギヤを備えるスプリットギヤ機構と、サンギヤ、リングギヤおよびセカンダリ軸と一体的に回転可能に設けられたキャリアを備える遊星歯車機構とを含み、スプリットドリブンギヤからサンギヤまたはリングギヤの一方に動力が伝達され、その他方からアウトプット軸に動力が伝達される。

この構成によれば、インプット軸に入力される動力は、インプット軸から無段変速機構のプライマリ軸に伝達される。プライマリ軸に伝達された動力は、プライマリプーリ、ベルトおよびセカンダリプーリを介してセカンダリ軸に伝達され、遊星歯車機構のキャリアをセカンダリ軸と一体的に回転させる。また、インプット軸に入力される動力は、スプリットドライブギヤからスプリットドリブンギヤを介して遊星歯車機構のサンギヤまたはリングギヤに、一定のスプリットギヤ変速比で変速されて伝達される。

スプリットドリブンギヤからサンギヤに動力が伝達（入力）される構成では、リングギヤからアウトプット軸に動力が伝達（出力）される。無段変速機構のベルト変速比がスプリットギヤ変速比より上げられると、キャリアの回転数（回転速度）がサンギヤの回転数より高くなり、リングギヤの回転数がキャリアの回転数より高くなる。また、ベルト変速比がスプリットギヤ変速比より下げられると、キャリアの回転数がサンギヤの回転数より低くなり、リングギヤの回転数がキャリアの回転数より低くなる。よって、動力分割式無段変速機のユニット全体としての変速比幅（ユニット変速比幅）をベルト変速比幅より大きく確保することができる。

スプリットドリブンギヤからリングギヤに動力が伝達（入力）される構成では、サンギヤからアウトプット軸に動力が伝達（出力）される。無段変速機構のベルト変速比がスプリットギヤ変速比より上げられると、キャリアの回転数（回転速度）がリングギヤの回転数より高くなり、サンギヤの回転数がキャリアの回転数より高くなる。また、ベルト変速比がスプリットギヤ変速比より下げられると、キャリアの回転数がリングギヤの回転数より低くなり、サンギヤの回転数がリングギヤの回転数より低くなる。よって、この構成においても、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができる。

本発明に係る動力分割式無段変速機では、出願人による先の提案に係る構成、つまり図９に示される構成と同様に、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができるので、動力分割式無段変速機が搭載された車両の加速性能および高速走行時の燃費性能の向上を図ることができる。

そして、本発明に係る動力分割式無段変速機では、出願人による先の提案に係る構成と異なり、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えがないので、そのモード切替のための２個の係合要素が不要である。よって、係合要素の個数の削減を図ることができ、係合要素の係合／解放を制御するためのソレノイドバルブを油圧回路から省略できるので、動力分割式無段変速機のサイズおよびコストを低減することができる。また、係合要素の個数が削減されることにより、係合要素の係合／解放の制御を簡素化することができる。その結果、動力分割式無段変速機の制御を簡素化することができる。

動力分割式無段変速機は、インプット軸からプライマリ軸に動力を伝達／遮断するために係合／解放される第１係合要素と、遊星歯車機構のキャリアの回転を禁止／許容するために係合／解放される第２係合要素とを含むことが好ましい。

この構成によれば、第１係合要素が係合され、第２係合要素が解放された状態において、インプット軸に入力される動力を無段変速機構およびスプリットギヤ機構の２系統に分割してアウトプット軸に伝達することができ、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができる。

一方、第１係合要素が解放され、第２係合要素が係合された状態では、遊星歯車機構のキャリアが制動（回転停止）されて、インプット軸に入力される動力がスプリットギヤ機構を介して遊星歯車機構のサンギヤまたはリングギヤの一方に伝達される。そのため、サンギヤまたはリングギヤの他方は、サンギヤまたはリングギヤの一方と逆方向に回転する。よって、第１係合要素の解放および第２係合要素の係合により、リバース（後進段）を構成することができる。

本発明によれば、出願人による先の提案に係る構成と同様に、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができるので、動力分割式無段変速機が搭載された車両の加速性能および高速走行時の燃費性能の向上を図ることができる。そのうえ、本発明によれば、出願人による先の提案に係る構成と異なり、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えがないので、そのモード切替のための２個の係合要素および制御が不要であるので、出願人による先の提案に係る構成と比較して、サイズおよびコストの低減ならびに制御の簡素化を図ることができる。

本発明の第１実施形態に係る動力分割式無段変速機が搭載された車両の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。 遊星歯車機構のサンギヤ、キャリアおよびリングギヤの回転数（回転速度）の関係を示す共線図（速度線図）である。 本発明の第２実施形態に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。 図３に示される遊星歯車機構のサンギヤ、キャリアおよびリングギヤの回転数（回転速度）の関係を示す共線図（速度線図）である。 本発明の第３実施形態に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。 本発明の第４実施形態に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。 本発明の第５実施形態に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。 本発明の第６実施形態に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。 出願人の先の提案に係る動力分割式無段変速機の構成を示すスケルトン図である。 前進時および後進時における動力分割式無段変速機の各係合要素の状態を示す図である。 図９に示される出力用遊星歯車機構のサンギヤ、キャリアおよびリングギヤの回転数（回転速度）の関係を示す共線図である。

以下では、本発明の実施の形態について、添付図面を参照しつつ詳細に説明する。

＜第１実施形態＞
図１は、本発明の第１実施形態に係る動力分割式無段変速機４が搭載された車両１の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。

車両１は、エンジン２を駆動源とする自動車である。エンジン２の出力は、トルクコンバータ３および動力分割式無段変速機４を介して、車両１の駆動輪（たとえば、左右の前輪）に伝達される。

エンジン２は、Ｅ／Ｇ出力軸２１を備えている。Ｅ／Ｇ出力軸２１は、エンジン２が発生する動力により回転される。

トルクコンバータ３は、ポンプインペラ３１、タービンランナ３２およびロックアップクラッチ３３を備えている。ポンプインペラ３１の中心には、Ｅ／Ｇ出力軸２１が接続されており、ポンプインペラ３１は、Ｅ／Ｇ出力軸２１と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。タービンランナ３２は、ポンプインペラ３１と同一の回転軸線を中心に回転可能に設けられている。ロックアップクラッチ３３は、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とを直結／分離するために設けられている。ロックアップクラッチ３３が係合されると、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とが直結され、ロックアップクラッチ３３が解放されると、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とが分離される。

ロックアップクラッチ３３が解放された状態において、Ｅ／Ｇ出力軸２１が回転されると、ポンプインペラ３１が回転する。ポンプインペラ３１が回転すると、ポンプインペラ３１からタービンランナ３２に向かうオイルの流れが生じる。このオイルの流れがタービンランナ３２で受けられて、タービンランナ３２が回転する。このとき、トルクコンバータ３の増幅作用が生じ、タービンランナ３２には、Ｅ／Ｇ出力軸２１の動力（トルク）よりも大きな動力が発生する。

ロックアップクラッチ３３が係合された状態では、Ｅ／Ｇ出力軸２１が回転されると、Ｅ／Ｇ出力軸２１、ポンプインペラ３１およびタービンランナ３２が一体となって回転する。

動力分割式無段変速機４は、インプット軸４１、アウトプット軸４２、無段変速機構４３、遊星歯車機構４４およびスプリットギヤ機構４５を備えている。

インプット軸４１は、トルクコンバータ３のタービンランナ３２に連結され、タービンランナ３２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。

アウトプット軸４２は、インプット軸４１と平行に設けられている。アウトプット軸４２は、出力ギヤ４６を相対回転不能に支持している。

無段変速機構４３は、公知のベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）と同様の構成を有している。具体的には、無段変速機構４３は、プライマリ軸５１と、プライマリ軸５１と平行に設けられたセカンダリ軸５２と、プライマリ軸５１に相対回転不能に支持されたプライマリプーリ５３と、セカンダリ軸５２に相対回転不能に支持されたセカンダリプーリ５４と、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とに巻き掛けられたベルト５５とを備えている。

プライマリプーリ５３は、プライマリ軸５１に固定された固定シーブ６１と、固定シーブ６１にベルト５５を挟んで対向配置され、プライマリ軸５１にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６２とを備えている。可動シーブ６２に対して固定シーブ６１と反対側には、プライマリ軸５１に固定されたシリンダ（図示せず）が設けられ、可動シーブ６２とシリンダとの間に、ピストン室（油室）が形成されている。

セカンダリプーリ５４は、セカンダリ軸５２に固定された固定シーブ６５と、固定シーブ６５にベルト５５を挟んで対向配置され、セカンダリ軸５２にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６６とを備えている。可動シーブ６６に対して固定シーブ６５と反対側には、セカンダリ軸５２に固定されたシリンダ（図示せず）が設けられ、可動シーブ６６とシリンダとの間に、ピストン室（油室）が形成されている。

無段変速機構４３では、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の各ピストン室に供給される油圧が制御されて、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の各溝幅が変更されることにより、無段変速機構４３での変速比であるベルト変速比が連続的に無段階で変更される。

具体的には、ベルト変速比が下げられるときには、プライマリプーリ５３のピストン室に供給される油圧が上げられる。これにより、プライマリプーリ５３の可動シーブ６２が固定シーブ６１側に移動し、固定シーブ６１と可動シーブ６２との間隔（溝幅）が小さくなる。これに伴い、プライマリプーリ５３に対するベルト５５の巻きかけ径が大きくなり、セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５と可動シーブ６６との間隔（溝幅）が大きくなる。その結果、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とのプーリ比が小さくなり、ベルト変速比が下がる。

ベルト変速比が上げられるときには、プライマリプーリ５３のピストン室に供給される油圧が下げられる。これにより、ベルト５５に対するセカンダリプーリ５４の推力がベルト５５に対するプライマリプーリ５３の推力よりも大きくなり、セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５と可動シーブ６６との間隔が小さくなるとともに、固定シーブ６１と可動シーブ６２との間隔が大きくなる。その結果、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とのプーリ比が大きくなり、ベルト変速比が上がる。

一方、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の推力は、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４とベルト５５との間で滑りが生じない大きさを必要とする。そのため、プライマリ軸５１に入力されるトルクの大きさに応じた推力が得られるよう、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の各ピストン室に供給される油圧（油量）が制御される。

遊星歯車機構４４は、サンギヤ７１、キャリア７２およびリングギヤ７３を備えている。

サンギヤ７１は、セカンダリ軸５２に相対回転可能に外嵌されている。

キャリア７２の中心には、セカンダリ軸５２が連結されており、キャリア７２は、セカンダリ軸５２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。キャリア７２は、複数個のピニオンギヤ７４を回転可能に支持している。複数個のピニオンギヤ７４は、円周上に配置され、サンギヤ７１と噛合している。

リングギヤ７３は、複数個のピニオンギヤ７４を一括して取り囲む円環状を有し、各ピニオンギヤ７４にセカンダリ軸５２の回転径方向の外側から噛合している。また、リングギヤ７３には、アウトプット軸４２が連結されており、リングギヤ７３は、アウトプット軸４２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。

スプリットギヤ機構４５は、スプリットドライブギヤ８１、スプリットドリブンギヤ８２およびアイドル伝達機構８３を備えている。

スプリットドライブギヤ８１は、インプット軸４１に相対回転不能に支持されることにより、インプット軸４１と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。

スプリットドリブンギヤ８２は、遊星歯車機構４４のサンギヤ７１と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。

アイドル伝達機構８３は、インプット軸４１およびアウトプット軸４２と平行に設けられたアイドル軸８４と、アイドル軸８４に相対回転不能に支持されて、スプリットドライブギヤ８１と噛合する第１アイドルギヤ８５と、アイドル軸８４に相対回転不能に支持されて、スプリットドリブンギヤ８２と噛合する第２アイドルギヤ８６とを含む。

動力分割式無段変速機４は、出力ギヤ４６の回転をデファレンシャルギヤ６に伝達する出力ギヤ機構９１を備えている。出力ギヤ機構９１は、アウトプット軸４２と平行に設けられた出力ギヤ軸９２と、出力ギヤ軸９２に相対回転不能に支持されて、出力ギヤ４６と噛合する第１出力アイドルギヤ９３と、出力ギヤ軸９２に相対回転不能に支持されて、デファレンシャルギヤ６（デファレンシャルギヤ６の入力ギヤ）と噛合する第２出力アイドルギヤ９４とを含む。

また、動力分割式無段変速機４は、クラッチＣおよびブレーキＢを備えている。

クラッチＣは、インプット軸４１（スプリットドライブギヤ８１）と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とを直結（一体回転可能に結合）する係合状態（オン）と、その直結を解除する解放状態（オフ）とに切り替えられる。

ブレーキＢは、遊星歯車機構４４のキャリア７２を制動する係合状態（オン）と、キャリア７２の回転を許容する解放状態（オフ）とに切り替えられる。

図２は、遊星歯車機構４４のサンギヤ７１、キャリア７２およびリングギヤ７３の回転数（回転速度）の関係を示す共線図（速度線図）である。

車両１の前進時には、クラッチＣが係合され、ブレーキＢが解放される。これにより、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが直結され、遊星歯車機構４４のキャリア７２がフリー（自由回転状態）になる。

インプット軸４１に入力される動力は、無段変速機構４３のプライマリ軸５１に伝達され、プライマリ軸５１からプライマリプーリ５３、ベルト５５およびセカンダリプーリ５４を介してセカンダリ軸５２に伝達され、遊星歯車機構４４のキャリア７２をセカンダリ軸５２と一体的に回転させる。また、インプット軸４１に入力される動力は、スプリットギヤ機構４５を介して遊星歯車機構４４のサンギヤ７１に伝達され、サンギヤ７１をスプリットドリブンギヤ８２と一体的に回転させる。

スプリットギヤ機構４５の変速比（ギヤ比）であるスプリット変速比は、一定で不変（固定）である。無段変速機構４３のベルト変速比がスプリットギヤ変速比より上げられると、キャリア７２の回転数（回転速度）がサンギヤ７１の回転数より高くなり、リングギヤ７３の回転数がキャリア７２の回転数より高くなる。また、ベルト変速比がスプリットギヤ変速比より下げられると、キャリア７２の回転数がサンギヤ７１の回転数より低くなり、リングギヤ７３の回転数がキャリア７２の回転数より低くなる。よって、動力分割式無段変速機４のユニット全体としての変速比幅（ユニット変速比幅）をベルト変速比幅より大きく確保することができる。

車両１の後進時には、クラッチＣが解放され、ブレーキＢが係合される。これにより、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが切り離され、遊星歯車機構４４のキャリア７２が制動される。

インプット軸４１に入力される動力は、スプリットギヤ機構４５を介して遊星歯車機構４４のサンギヤ７１に伝達され、サンギヤ７１をスプリットドリブンギヤ８２と一体的に回転させる。キャリア７２が制動されているので、図２に破線で示されるように、サンギヤ７１が回転すると、遊星歯車機構４４のリングギヤ７３がサンギヤ７１と逆方向に回転する。このリングギヤ７３の回転方向は、車両１の前進時におけるリングギヤ７３の回転方向と逆方向となる。

＜作用効果＞
以上のように、動力分割式無段変速機４では、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができるので、動力分割式無段変速機４が搭載された車両１の加速性能および高速走行時の燃費性能の向上を図ることができる。

そして、動力分割式無段変速機４では、出願人による先の提案に係る構成と異なり、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えがないので、そのモード切替のための２個の係合要素が不要である。よって、図１と図９とを比較して理解されるように、係合要素の個数の削減を図ることができ、係合要素の係合／解放を制御するためのソレノイドバルブを油圧回路から省略できるので、動力分割式無段変速機４のサイズおよびコストの低減を図ることができる。さらに、モード切替がないので、そのモード切替のための制御が不要である。また、係合要素の個数が削減されるので、係合要素の係合／解放のための制御を簡素化することができ、ひいては、動力分割式無段変速機４の制御を簡素化することができる。

＜第２実施形態＞
図３は、本発明の第２実施形態に係る動力分割式無段変速機２０４の構成を示すスケルトン図である。図３において、図１に示される各部に相当する部分には、それらの各部と同一の参照符号が付されている。また、以下では、その同一の参照符号が付された部分の説明を省略し、動力分割式無段変速機２０４について、図１に示される動力分割式無段変速機４との相違点のみを説明する。

動力分割式無段変速機２０４では、遊星歯車機構４４のサンギヤ７１に、アウトプット軸４２が接続されており、サンギヤ７１は、アウトプット軸４２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。また、スプリットギヤ機構４５のスプリットドリブンギヤ８２は、遊星歯車機構４４のリングギヤ７３と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。

図４は、第２実施形態に係る遊星歯車機構４４のサンギヤ７１、キャリア７２およびリングギヤ７３の回転数（回転速度）の関係を示す共線図（速度線図）である。

車両１の前進時には、クラッチＣが係合され、ブレーキＢが解放される。これにより、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが直結され、遊星歯車機構４４のキャリア７２がフリー（自由回転状態）になる。

インプット軸４１に入力される動力は、無段変速機構４３のプライマリ軸５１に伝達され、プライマリ軸５１からプライマリプーリ５３、ベルト５５およびセカンダリプーリ５４を介してセカンダリ軸５２に伝達され、遊星歯車機構４４のキャリア７２をセカンダリ軸５２と一体的に回転させる。また、インプット軸４１に入力される動力は、スプリットギヤ機構４５を介して遊星歯車機構４４のリングギヤ７３に伝達され、リングギヤ７３をスプリットドリブンギヤ８２と一体的に回転させる。

スプリットギヤ機構４５の変速比（ギヤ比）であるスプリット変速比は、一定で不変（固定）である。無段変速機構４３のベルト変速比がスプリットギヤ変速比より上げられると、キャリア７２の回転数（回転速度）がリングギヤ７３の回転数より高くなり、サンギヤ７１の回転数がキャリア７２の回転数より高くなる。また、ベルト変速比がスプリットギヤ変速比より下げられると、キャリア７２の回転数がリングギヤ７３の回転数より低くなり、サンギヤ７１の回転数がキャリア７２の回転数より低くなる。よって、動力分割式無段変速機４のユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができる。

車両１の後進時には、クラッチＣが解放され、ブレーキＢが係合される。これにより、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが切り離され、遊星歯車機構４４のキャリア７２が制動される。

インプット軸４１に入力される動力は、スプリットギヤ機構４５を介して遊星歯車機構４４のリングギヤ７３に伝達され、リングギヤ７３をスプリットドリブンギヤ８２と一体的に回転させる。キャリア７２が制動されているので、図４に破線で示されるように、リングギヤ７３が回転すると、遊星歯車機構４４のサンギヤ７１がリングギヤ７３と逆方向に回転する。このサンギヤ７１の回転方向は、車両１の前進時におけるサンギヤ７１の回転方向と逆方向となる。

＜作用効果＞
第２実施形態に係る動力分割式無段変速機２０４の構成においても、ユニット変速比幅をベルト変速比幅より大きく確保することができるので、動力分割式無段変速機４が搭載された車両１の加速性能および高速走行時の燃費性能の向上を図ることができる。

そして、動力分割式無段変速機４では、出願人による先の提案に係る構成と異なり、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えがないので、そのモード切替のための２個の係合要素が不要である。よって、図３と図９とを比較して理解されるように、係合要素の個数の削減を図ることができ、係合要素の係合／解放を制御するためのソレノイドバルブを油圧回路から省略できるので、動力分割式無段変速機２０４のサイズおよびコストの低減を図ることができる。さらに、モード切替がないので、そのモード切替のための制御が不要である。また、係合要素の個数が削減されるので、係合要素の係合／解放のための制御を簡素化することができ、ひいては、動力分割式無段変速機２０４の制御を簡素化することができる。

＜第３実施形態＞
図５は、本発明の第３実施形態に係る動力分割式無段変速機３０４の構成を示すスケルトン図である。図５において、図１に示される各部に相当する部分には、それらの各部と同一の参照符号が付されている。また、以下では、その同一の参照符号が付された部分の説明を省略し、動力分割式無段変速機３０４について、図１に示される動力分割式無段変速機４との相違点のみを説明する。

図１に示される動力分割式無段変速機４では、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが同一軸線上に配置されている。これに対し、図５に示される動力分割式無段変速機３０４では、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが互いに平行をなしてずれて配置されている。そして、インプット軸４１が２分割されて、各分割部分の間にクラッチＣが介在されている。

また、図１に示される動力分割式無段変速機４では、スプリットギヤ機構４５にアイドル伝達機構８３が備えられて、スプリットドライブギヤ８１の動力（回転）がアイドル伝達機構８３を介してスプリットドリブンギヤ８２に伝達される。これに対し、図５に示される動力分割式無段変速機３０４では、スプリットギヤ機構４５からアイドル伝達機構８３が省かれて、スプリットドライブギヤ８１がスプリットドリブンギヤ８２と直接に噛合している。

また、動力分割式無段変速機３０４では、逆転ギヤ機構３１１が設けられ、出力ギヤ機構９１が省かれている。

逆転ギヤ機構３１１は、インプット軸４１に入力される動力を逆転かつ減速させてプライマリ軸５１に伝達する構成である。具体的には、逆転ギヤ機構３１１は、インプット軸４１に相対回転不能に支持される第１ギヤ３１２と、第１ギヤ３１２よりも大径で歯数が多く、プライマリ軸５１に相対回転不能に支持されて、第１ギヤ３１２と噛合する第２ギヤ３１３とを含む。

動力分割式無段変速機３０４では、出力ギヤ機構９１が省かれることにより、出力ギヤ４６がデファレンシャルギヤ６（デファレンシャルギヤ６の入力ギヤ）と直接に噛合している。

＜作用効果＞
第３実施形態に係る動力分割式無段変速機３０４の構成によっても、第１実施形態に係る動力分割式無段変速機４の場合と同様の作用効果を奏することができる。

＜第４実施形態＞
図６は、本発明の第４実施形態に係る動力分割式無段変速機４０４の構成を示すスケルトン図である。図６において、図２に示される各部に相当する部分には、それらの各部と同一の参照符号が付されている。また、以下では、その同一の参照符号が付された部分の説明を省略し、動力分割式無段変速機４０４について、図２に示される動力分割式無段変速機２０４との相違点のみを説明する。

図２に示される動力分割式無段変速機２０４では、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが同一軸線上に配置されている。これに対し、図６に示される動力分割式無段変速機４０４では、インプット軸４１と無段変速機構４３のプライマリ軸５１とが互いに平行をなしてずれて配置されている。また、インプット軸４１が２分割されて、各分割部分の間にクラッチＣが介在されている。

また、図２に示される動力分割式無段変速機４では、スプリットギヤ機構４５にアイドル伝達機構８３が備えられて、スプリットドライブギヤ８１の動力（回転）がアイドル伝達機構８３を介してスプリットドリブンギヤ８２に伝達される。これに対し、図６に示される動力分割式無段変速機４０４では、スプリットギヤ機構４５からアイドル伝達機構８３が省かれて、スプリットドライブギヤ８１がスプリットドリブンギヤ８２と直接に噛合している。

また、動力分割式無段変速機４０４では、逆転ギヤ機構４１１が設けられ、出力ギヤ機構９１が省かれている。

逆転ギヤ機構４１１は、インプット軸４１に入力される動力を逆転かつ減速させてプライマリ軸５１に伝達する構成である。具体的には、逆転ギヤ機構４１１は、インプット軸４１に相対回転不能に支持される第１ギヤ４１２と、第１ギヤ４１２よりも大径で歯数が多く、プライマリ軸５１に相対回転不能に支持されて、第１ギヤ４１２と噛合する第２ギヤ４１３とを含む。

動力分割式無段変速機４０４では、出力ギヤ機構９１が省かれることにより、出力ギヤ４６がデファレンシャルギヤ６（デファレンシャルギヤ６の入力ギヤ）と直接に噛合している。

＜作用効果＞
第４実施形態に係る動力分割式無段変速機４０４の構成によっても、第２実施形態に係る動力分割式無段変速機２０４の場合と同様の作用効果を奏することができる。

＜第５実施形態＞
図７は、本発明の第５実施形態に係る動力分割式無段変速機５０４の構成を示すスケルトン図である。図７において、図１に示される各部に相当する部分には、それらの各部と同一の参照符号が付されている。また、以下では、その同一の参照符号が付された部分の説明を省略し、動力分割式無段変速機５０４について、図１に示される動力分割式無段変速機４との相違点のみを説明する。

図１に示される動力分割式無段変速機４では、スプリットギヤ機構４５にアイドル伝達機構８３が備えられて、スプリットドライブギヤ８１の動力（回転）がアイドル伝達機構８３を介してスプリットドリブンギヤ８２に伝達される。これに対し、図７に示される動力分割式無段変速機５０４では、スプリットギヤ機構４５からアイドル伝達機構８３が省かれて、スプリットドライブギヤ８１がスプリットドリブンギヤ８２と直接に噛合している。

また、図１に示される動力分割式無段変速機４では、アウトプット軸４２と無段変速機構４３のセカンダリ軸５２とが同一軸線上に配置されている。これに対し、図７に示される動力分割式無段変速機５０４では、アウトプット軸４２と無段変速機構４３のセカンダリ軸５２とが互いに平行をなしてずれて配置されている。

動力分割式無段変速機５０４では、アウトプット軸４２が第１アウトプット軸５１１と第２アウトプット軸５１２とに２分割されている。第１アウトプット軸５１１は、遊星歯車機構４４のキャリア７２の中心に連結されて、キャリア７２は、第１アウトプット軸５１１と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。第２アウトプット軸５１２は、リングギヤ７３に連結されて、リングギヤ７３は、第２アウトプット軸５１２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。

そして、セカンダリ軸５２に第１ギヤ５２１が相対回転不能に支持され、第１アウトプット軸５１１に第２ギヤ５２２が相対回転不能に支持されて、第１ギヤ５２１と第２ギヤ５２２とが噛合している。

また、動力分割式無段変速機５０４では、出力ギヤ機構９１が省かれることにより、出力ギヤ４６がデファレンシャルギヤ６（デファレンシャルギヤ６の入力ギヤ）と直接に噛合している。

＜作用効果＞
第５実施形態に係る動力分割式無段変速機５０４の構成によっても、第１実施形態に係る動力分割式無段変速機４の場合と同様の作用効果を奏することができる。

＜第６実施形態＞
図８は、本発明の第６実施形態に係る動力分割式無段変速機６０４の構成を示すスケルトン図である。図８において、図２に示される各部に相当する部分には、それらの各部と同一の参照符号が付されている。また、以下では、その同一の参照符号が付された部分の説明を省略し、動力分割式無段変速機６０４について、図２に示される動力分割式無段変速機２０４との相違点のみを説明する。

図２に示される動力分割式無段変速機２０４では、スプリットギヤ機構４５にアイドル伝達機構８３が備えられて、スプリットドライブギヤ８１の動力（回転）がアイドル伝達機構８３を介してスプリットドリブンギヤ８２に伝達される。これに対し、図８に示される動力分割式無段変速機６０４では、スプリットギヤ機構４５からアイドル伝達機構８３が省かれて、スプリットドライブギヤ８１がスプリットドリブンギヤ８２と直接に噛合している。

また、図２に示される動力分割式無段変速機２０４では、アウトプット軸４２と無段変速機構４３のセカンダリ軸５２とが同一軸線上に配置されている。これに対し、図８に示される動力分割式無段変速機６０４では、アウトプット軸４２と無段変速機構４３のセカンダリ軸５２とが互いに平行をなしてずれて配置されている。

動力分割式無段変速機６０４では、アウトプット軸４２が第１アウトプット軸６１１と第２アウトプット軸６１２とに２分割されている。第１アウトプット軸６１１は、遊星歯車機構４４のキャリア７２の中心に連結されて、キャリア７２は、第１アウトプット軸６１１と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。第２アウトプット軸６１２は、リングギヤ７３に連結されて、リングギヤ７３は、第２アウトプット軸６１２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。

そして、セカンダリ軸５２に第１ギヤ６２１が相対回転不能に支持され、第１アウトプット軸６１１に第２ギヤ６２２が相対回転不能に支持されて、第１ギヤ６２１と第２ギヤ６２２とが噛合している。

また、動力分割式無段変速機６０４では、出力ギヤ機構９１が省かれることにより、出力ギヤ４６がデファレンシャルギヤ６（デファレンシャルギヤ６の入力ギヤ）と直接に噛合している。

＜作用効果＞
第６実施形態に係る動力分割式無段変速機６０４の構成によっても、第２実施形態に係る動力分割式無段変速機２０４の場合と同様の作用効果を奏することができる。

＜変形例＞
以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は、他の形態で実施することもでき、前述の構成には、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。

その他、前述の構成には、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。

４ 動力分割式無段変速機
４１ インプット軸
４２ アウトプット軸
４３ 無段変速機構
４４ 遊星歯車機構
４５ スプリットギヤ機構
５１ プライマリ軸
５２ セカンダリ軸
５３ プライマリプーリ
５４ セカンダリプーリ
５５ ベルト
７１ サンギヤ
７２ キャリア
７３ リングギヤ
８１ スプリットドライブギヤ
８２ スプリットドリブンギヤ
２０４ 動力分割式無段変速機
３０４ 動力分割式無段変速機
４０４ 動力分割式無段変速機
５０４ 動力分割式無段変速機
６０４ 動力分割式無段変速機

Claims (1)

1. インプット軸と、
   アウトプット軸と、
   前記インプット軸から動力が伝達されるプライマリ軸、前記プライマリ軸に支持されたプライマリプーリ、前記プライマリ軸と平行に設けられたセカンダリ軸、前記セカンダリ軸に支持されたセカンダリプーリおよび前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとに巻き掛けられたベルトを備える無段変速機構と、
   一定のスプリットギヤ変速比を有し、前記インプット軸と一体的に回転可能に設けられたスプリットドライブギヤおよび前記スプリットドライブギヤからの動力が伝達されるスプリットドリブンギヤを備えるスプリットギヤ機構と、
   サンギヤ、リングギヤおよび前記セカンダリ軸と一体的に回転可能に設けられたキャリアを備える遊星歯車機構とを含み、
   前記スプリットドリブンギヤから前記サンギヤまたは前記リングギヤの一方に動力が伝達され、その他方から前記アウトプット軸に動力が伝達される、動力分割式無段変速機。

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