JP3475843B2 - 変速比無限大無段変速機 - Google Patents
変速比無限大無段変速機Info
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
- F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
- F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
- F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
- F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
- F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
- F16H37/086—CVT using two coaxial friction members cooperating with at least one intermediate friction member
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Friction Gearing (AREA)
- Transmission Devices (AREA)
Description
【0001】
【発明の属する技術分野】本発明は、車両などに採用さ
れる変速比無限大無段変速機の改良に関するものであ
る。
れる変速比無限大無段変速機の改良に関するものであ
る。
【0002】
【従来の技術】従来から車両の変速機として、ベルト式
やトロイダル型の無段変速機が知られており、このよう
な無段変速機の変速領域をさらに拡大するために、無段
変速機に一定変速機と遊星歯車機構を組み合わせて変速
比を無限大まで制御可能とする変速比無限大無段変速機
が知られており、例えば、本願出願人が提案した特願平
8−15440号や特願平9−29080号などがあ
る。
やトロイダル型の無段変速機が知られており、このよう
な無段変速機の変速領域をさらに拡大するために、無段
変速機に一定変速機と遊星歯車機構を組み合わせて変速
比を無限大まで制御可能とする変速比無限大無段変速機
が知られており、例えば、本願出願人が提案した特願平
8−15440号や特願平9−29080号などがあ
る。
【0003】これらは、エンジンに連結されるユニット
入力軸に無段変速機と一定変速機(減速機)とを並列的
に連結するとともに、これらの出力をユニット出力軸に
配設した遊星歯車機構で結合したもので、無段変速機の
出力側は無段変速機出力ギヤ列を介して遊星歯車機構の
サンギヤに、一定変速機の出力軸は動力循環モードクラ
ッチを介して遊星歯車機構のキャリアにそれぞれ連結さ
れる。
入力軸に無段変速機と一定変速機(減速機)とを並列的
に連結するとともに、これらの出力をユニット出力軸に
配設した遊星歯車機構で結合したもので、無段変速機の
出力側は無段変速機出力ギヤ列を介して遊星歯車機構の
サンギヤに、一定変速機の出力軸は動力循環モードクラ
ッチを介して遊星歯車機構のキャリアにそれぞれ連結さ
れる。
【0004】また、サンギヤと連結した無段変速機出力
軸は、直結モードクラッチを介して変速比無限大無段変
速機の出力軸であるユニット出力軸に結合される一方、
遊星歯車機構のリングギヤもユニット出力軸に結合され
る。
軸は、直結モードクラッチを介して変速比無限大無段変
速機の出力軸であるユニット出力軸に結合される一方、
遊星歯車機構のリングギヤもユニット出力軸に結合され
る。
【0005】そして、ユニット出力軸には、直結モード
クラッチ、遊星歯車機構、動力循環モードクラッチ、一
定変速機の出力軸及び変速機出力ギヤが同軸上に配設さ
れ、変速機出力ギヤがディファレンシャルギヤのファイ
ナルギヤに歯合して、駆動軸へトルクの伝達を行ってい
る。
クラッチ、遊星歯車機構、動力循環モードクラッチ、一
定変速機の出力軸及び変速機出力ギヤが同軸上に配設さ
れ、変速機出力ギヤがディファレンシャルギヤのファイ
ナルギヤに歯合して、駆動軸へトルクの伝達を行ってい
る。
【0006】このような変速比無限大無段変速機では、
動力循環モードクラッチを接続する一方、直結モードク
ラッチを遮断することにより、無段変速機と一定変速機
の変速比の差に応じて、ユニット変速比(ユニット入力
軸回転数/ユニット出力軸回転数)を負の値から正の値
まで無限大(=ギヤードニュートラルポイント)を含ん
で連続的に変速制御を行う動力循環モードと、動力循環
モードクラッチを遮断する一方、直結モードクラッチを
接続して無段変速機の変速比に応じて変速制御を行う直
結モードを選択的に使用することができる。
動力循環モードクラッチを接続する一方、直結モードク
ラッチを遮断することにより、無段変速機と一定変速機
の変速比の差に応じて、ユニット変速比(ユニット入力
軸回転数/ユニット出力軸回転数)を負の値から正の値
まで無限大(=ギヤードニュートラルポイント)を含ん
で連続的に変速制御を行う動力循環モードと、動力循環
モードクラッチを遮断する一方、直結モードクラッチを
接続して無段変速機の変速比に応じて変速制御を行う直
結モードを選択的に使用することができる。
【0007】
【発明が解決しようとする課題】ところで、上記従来例
では、遊星歯車機構の各ギヤや、一定変速機及び変速機
出力ギヤには、ハスバ歯車を用いており、このハスバ歯
車は、歯すじのねじれ方向とトルクの伝達方向に応じて
スラスト力を発生することが知られている。
では、遊星歯車機構の各ギヤや、一定変速機及び変速機
出力ギヤには、ハスバ歯車を用いており、このハスバ歯
車は、歯すじのねじれ方向とトルクの伝達方向に応じて
スラスト力を発生することが知られている。
【0008】例えば、図16(A)、(B)に示すよう
に、左ねじれのハスバ歯車90と右ねじれのハスバ歯車
91を歯合させてトルクの伝達を行う場合を考える。な
お、右ねじれハスバ歯車とは 軸方向から見てその歯す
じを向こうへたどるとき、その進行方向が円周上で時計
方向へ回るもので、また、左ねじれハスバ歯車とは、軸
方向から見てその歯すじを向こうへたどるとき、その進
行方向が円周上で反時計方向へ回るものである。
に、左ねじれのハスバ歯車90と右ねじれのハスバ歯車
91を歯合させてトルクの伝達を行う場合を考える。な
お、右ねじれハスバ歯車とは 軸方向から見てその歯す
じを向こうへたどるとき、その進行方向が円周上で時計
方向へ回るもので、また、左ねじれハスバ歯車とは、軸
方向から見てその歯すじを向こうへたどるとき、その進
行方向が円周上で反時計方向へ回るものである。
【0009】いま、図16(A)に示すように、ハスバ
歯車90を駆動側、ハスバ歯車91を従動側として、ハ
スバ歯車90を図中右側から見て反時計回りに駆動させ
ると、ハスバ歯車90には図中左側へ向かうスラスト力
が発生する一方、従動側のハスバ歯車91には図中右側
へ向かうスラスト力が発生する。
歯車90を駆動側、ハスバ歯車91を従動側として、ハ
スバ歯車90を図中右側から見て反時計回りに駆動させ
ると、ハスバ歯車90には図中左側へ向かうスラスト力
が発生する一方、従動側のハスバ歯車91には図中右側
へ向かうスラスト力が発生する。
【0010】逆に、図16(B)に示すように、ハスバ
歯車91を駆動側、ハスバ歯車90を従動側として、ハ
スバ歯車91を図中右側から見て時計回りに駆動させる
と、従動側となったハスバ歯車90は、上記と同様に反
時計回りに回転するが、図中右側へ向かうスラスト力が
発生し、一方、駆動側のハスバ歯車91も上記と同様に
時計回りに回転するが、スラスト力は上記とは逆に図中
右側へ向かうことになる。
歯車91を駆動側、ハスバ歯車90を従動側として、ハ
スバ歯車91を図中右側から見て時計回りに駆動させる
と、従動側となったハスバ歯車90は、上記と同様に反
時計回りに回転するが、図中右側へ向かうスラスト力が
発生し、一方、駆動側のハスバ歯車91も上記と同様に
時計回りに回転するが、スラスト力は上記とは逆に図中
右側へ向かうことになる。
【0011】しかしながら、上記従来例においては、各
ギヤにハスバ歯車を採用すると、組み合わせるハスバ歯
車のねじれ方向の組み合わせによっては、トルクの伝達
に伴って各ギヤが発生するスラスト力が一方に集中し、
ユニット出力軸を軸支する軸受の負荷が過大となって耐
久性が低下したり、スラスト力の増大によってフリクシ
ョンも増大して動力伝達効率が低下するという問題があ
り、また、スラスト力に応じて軸受を大型化すると変速
機の小型化を阻害するという問題があった。
ギヤにハスバ歯車を採用すると、組み合わせるハスバ歯
車のねじれ方向の組み合わせによっては、トルクの伝達
に伴って各ギヤが発生するスラスト力が一方に集中し、
ユニット出力軸を軸支する軸受の負荷が過大となって耐
久性が低下したり、スラスト力の増大によってフリクシ
ョンも増大して動力伝達効率が低下するという問題があ
り、また、スラスト力に応じて軸受を大型化すると変速
機の小型化を阻害するという問題があった。
【0012】そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなさ
れたもので、ユニット出力軸に生じるスラスト力を低減
して、変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図ること
を目的とする。
れたもので、ユニット出力軸に生じるスラスト力を低減
して、変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図ること
を目的とする。
【0013】
【課題を解決するための手段】第1の発明は、ユニット
入力軸にそれぞれ連結された無段変速機及び一定変速機
と、ユニット入力軸と平行に配置されたユニット出力軸
に配設されるとともに、無段変速機の出力軸に連結した
サンギヤと、シングルピニオンで構成されて一定変速機
の出力軸に連結したキャリアと、ユニット出力軸に連結
したリングギヤと、からなる遊星歯車機構と、前記ユニ
ット入力軸からキャリアを介して無段変速機出力部に至
る伝達経路の途中に介装された動力循環モードクラッチ
と、前記遊星歯車機構のサンギヤ、キャリア、リングギ
ヤのうちの2つの要素の間に介装された直結モードクラ
ッチと、前記無段変速機から前記サンギヤへ駆動力を伝
達する無段変速機出力経路と、伝動手段を介して前記ユ
ニット出力軸と連結した差動装置とを備えた変速比無限
大無段変速機において、前記一定変速機、遊星歯車機構
及び伝動手段はそれぞれハスバ歯車で構成されて、前記
動力循環モードクラッチを締結する一方、前記直結モー
ドクラッチを解放した動力循環モードのときには、前記
リングギヤとサンギヤが発生するスラスト力が相互に打
ち消されないねじれ方向にハスバ歯車の歯すじを設定
し、かつ、ユニット出力軸上の一定変速機、伝動手段及
びリングギヤが発生するスラスト力のうち、少なくとも
ひとつが異なる方向となるようにハスバ歯車の歯すじを
それぞれ設定する。
入力軸にそれぞれ連結された無段変速機及び一定変速機
と、ユニット入力軸と平行に配置されたユニット出力軸
に配設されるとともに、無段変速機の出力軸に連結した
サンギヤと、シングルピニオンで構成されて一定変速機
の出力軸に連結したキャリアと、ユニット出力軸に連結
したリングギヤと、からなる遊星歯車機構と、前記ユニ
ット入力軸からキャリアを介して無段変速機出力部に至
る伝達経路の途中に介装された動力循環モードクラッチ
と、前記遊星歯車機構のサンギヤ、キャリア、リングギ
ヤのうちの2つの要素の間に介装された直結モードクラ
ッチと、前記無段変速機から前記サンギヤへ駆動力を伝
達する無段変速機出力経路と、伝動手段を介して前記ユ
ニット出力軸と連結した差動装置とを備えた変速比無限
大無段変速機において、前記一定変速機、遊星歯車機構
及び伝動手段はそれぞれハスバ歯車で構成されて、前記
動力循環モードクラッチを締結する一方、前記直結モー
ドクラッチを解放した動力循環モードのときには、前記
リングギヤとサンギヤが発生するスラスト力が相互に打
ち消されないねじれ方向にハスバ歯車の歯すじを設定
し、かつ、ユニット出力軸上の一定変速機、伝動手段及
びリングギヤが発生するスラスト力のうち、少なくとも
ひとつが異なる方向となるようにハスバ歯車の歯すじを
それぞれ設定する。
【0014】また、第2の発明は、前記第1の発明にお
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を反時
計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハ
スバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リングギヤ
が左ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が左ねじ
れに設定される。
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を反時
計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハ
スバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リングギヤ
が左ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が左ねじ
れに設定される。
【0015】また、第3の発明は、前記第1の発明にお
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を反時
計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハ
スバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リングギヤ
が左ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段が右ねじ
れに設定される。
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を反時
計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハ
スバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リングギヤ
が左ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段が右ねじ
れに設定される。
【0016】また、第4の発明は、前記第1の発明にお
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を反時
計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハ
スバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リングギヤ
が左ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段が左ねじ
れに設定される。
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を反時
計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハ
スバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リングギヤ
が左ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段が左ねじ
れに設定される。
【0017】また、第5の発明は、前記第1の発明にお
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を時計
回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハス
バ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リングギヤが
右ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段が右ねじれ
に設定される。
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を時計
回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハス
バ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リングギヤが
右ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段が右ねじれ
に設定される。
【0018】また、第6の発明は、前記第1の発明にお
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を時計
回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハス
バ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リングギヤが
右ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が左ねじれ
に設定される。
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を時計
回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハス
バ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リングギヤが
右ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が左ねじれ
に設定される。
【0019】また、第7の発明は、前記第1の発明にお
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を時計
回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハス
バ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リングギヤが
右ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が右ねじれ
に設定される。
いて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ歯
車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、こ
の伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を時計
回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハス
バ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リングギヤが
右ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が右ねじれ
に設定される。
【0020】また、第8の発明は、前記第2または第5
の発明において、前記遊星歯車機構のサンギヤとリング
ギヤの歯数比をαとし、ユニット出力軸上のハスバ歯車
のピッチ半径をR、ねじれ角をβとしたとき、
の発明において、前記遊星歯車機構のサンギヤとリング
ギヤの歯数比をαとし、ユニット出力軸上のハスバ歯車
のピッチ半径をR、ねじれ角をβとしたとき、
【0021】
【数2】
【0022】ただし、βo:伝動手段のねじれ角
βg:一定変速機のねじれ角
βr:リングギヤのねじれ角
Ro:伝動手段のピッチ半径
Rg:一定変速機のピッチ半径
Rr:リングギヤのピッチ半径に設定す
る。
【0023】また、第9の発明は、ユニット入力軸にそ
れぞれ連結された無段変速機及び一定変速機と、ユニッ
ト入力軸と平行に配置されたユニット出力軸に配設され
るとともに、無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ
と、シングルピニオンで構成されて一定変速機の出力軸
に連結したキャリアと、ユニット出力軸に連結したリン
グギヤと、からなる遊星歯車機構と、前記ユニット入力
軸からキャリアを介して無段変速機出力部に至る伝達経
路の途中に介装された動力循環モードクラッチと、前記
遊星歯車機構のサンギヤ、キャリア、リングギヤのうち
の2つの要素の間に介装された直結モードクラッチと、
前記無段変速機から前記サンギヤへ駆動力を伝達する無
段変速機出力経路と、伝動手段を介して前記ユニット出
力軸と連結した差動装置とを備えた変速比無限大無段変
速機において、前記一定変速機、遊星歯車機構及び伝動
手段はそれぞれハスバ歯車で構成されて、前記動力循環
モードクラッチを締結する一方、前記直結モードクラッ
チを解放した動力循環モードのときには、前記リングギ
ヤとサンギヤが発生するスラスト力が相互に打ち消され
るねじれ方向にハスバ歯車の歯すじを設定し、かつ、ユ
ニット出力軸上の一定変速機及び伝動手段が発生するス
ラスト力が異なる方向となるようにハスバ歯車の歯すじ
をそれぞれ設定したことを特徴とする変速比無限大無段
変速機。
れぞれ連結された無段変速機及び一定変速機と、ユニッ
ト入力軸と平行に配置されたユニット出力軸に配設され
るとともに、無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ
と、シングルピニオンで構成されて一定変速機の出力軸
に連結したキャリアと、ユニット出力軸に連結したリン
グギヤと、からなる遊星歯車機構と、前記ユニット入力
軸からキャリアを介して無段変速機出力部に至る伝達経
路の途中に介装された動力循環モードクラッチと、前記
遊星歯車機構のサンギヤ、キャリア、リングギヤのうち
の2つの要素の間に介装された直結モードクラッチと、
前記無段変速機から前記サンギヤへ駆動力を伝達する無
段変速機出力経路と、伝動手段を介して前記ユニット出
力軸と連結した差動装置とを備えた変速比無限大無段変
速機において、前記一定変速機、遊星歯車機構及び伝動
手段はそれぞれハスバ歯車で構成されて、前記動力循環
モードクラッチを締結する一方、前記直結モードクラッ
チを解放した動力循環モードのときには、前記リングギ
ヤとサンギヤが発生するスラスト力が相互に打ち消され
るねじれ方向にハスバ歯車の歯すじを設定し、かつ、ユ
ニット出力軸上の一定変速機及び伝動手段が発生するス
ラスト力が異なる方向となるようにハスバ歯車の歯すじ
をそれぞれ設定したことを特徴とする変速比無限大無段
変速機。
【0024】また、第10の発明は、前記第9の発明に
おいて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ
歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、
この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を時
計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハ
スバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リングギヤ
が左ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が左ねじ
れに設定される。
おいて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ
歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、
この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を時
計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハ
スバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リングギヤ
が左ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が左ねじ
れに設定される。
【0025】また、第11の発明は、前記第9の発明に
おいて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ
歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、
この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を時
計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハ
スバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リングギヤ
が左ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段が右ねじ
れに設定される。
おいて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ
歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、
この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を時
計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上のハ
スバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リングギヤ
が左ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段が右ねじ
れに設定される。
【0026】また、第12の発明は、前記第9の発明に
おいて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ
歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、
この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を反
時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上の
ハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リングギ
ヤが右ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段が右ね
じれに設定される。
おいて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ
歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、
この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を反
時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上の
ハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リングギ
ヤが右ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段が右ね
じれに設定される。
【0027】また、第13の発明は、前記第9の発明に
おいて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ
歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、
この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を反
時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上の
ハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リングギ
ヤが右ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が左ね
じれに設定される。
おいて、前記ユニット出力軸の一端に伝動手段のハスバ
歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時には、
この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方向を反
時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸上の
ハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リングギ
ヤが右ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が左ね
じれに設定される。
【0028】
【発明の効果】第1の発明は、変速比無限大無段変速機
の動力循環モードでは、無段変速機と一定変速機の変速
比の差、すなわち、遊星歯車機構のサンギヤとキャリア
の回転数(公転数)の差に応じてユニット出力軸が駆動
され、中立位置を含んで前進から後退まで連続的に変速
を行い、エンジンからのトルクの伝達は、一定変速機で
はユニット入力軸側からユニット出力軸のギヤへ向か
い、遊星歯車機構ではキャリアからサンギヤとリングギ
ヤへ、また、伝動手段ではユニット出力軸のギヤから差
動装置へ向かう。
の動力循環モードでは、無段変速機と一定変速機の変速
比の差、すなわち、遊星歯車機構のサンギヤとキャリア
の回転数(公転数)の差に応じてユニット出力軸が駆動
され、中立位置を含んで前進から後退まで連続的に変速
を行い、エンジンからのトルクの伝達は、一定変速機で
はユニット入力軸側からユニット出力軸のギヤへ向か
い、遊星歯車機構ではキャリアからサンギヤとリングギ
ヤへ、また、伝動手段ではユニット出力軸のギヤから差
動装置へ向かう。
【0029】そして、ユニット出力軸には遊星歯車機
構、一定変速機の出力側ギヤ、伝動手段の駆動側ギヤが
配設されて、これら各ギヤがハスバ歯車で構成されるた
め、トルクの伝達に伴ってスラスト力が発生するが、遊
星歯車機構のリングギヤとサンギヤが発生するスラスト
力が相互に打ち消されないねじれ方向にハスバ歯車の歯
すじを設定し、かつ、ユニット出力軸上の一定変速機、
伝動手段及びリングギヤが発生するスラスト力のうち、
少なくともひとつが異なる方向となるようにハスバ歯車
の歯すじを設定することにより、一定変速機、リングギ
ヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト力
の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット出力
軸に加わるスラスト力の総和を低減することができ、ユ
ニット出力軸を支持する軸受の容量を低減しながらも耐
久性を確保でき、変速比無限大無段変速機の耐久性の向
上と小型化の推進を図るとともに、スラスト力によるフ
リクションを低減して動力伝達効率を向上させることが
できる。
構、一定変速機の出力側ギヤ、伝動手段の駆動側ギヤが
配設されて、これら各ギヤがハスバ歯車で構成されるた
め、トルクの伝達に伴ってスラスト力が発生するが、遊
星歯車機構のリングギヤとサンギヤが発生するスラスト
力が相互に打ち消されないねじれ方向にハスバ歯車の歯
すじを設定し、かつ、ユニット出力軸上の一定変速機、
伝動手段及びリングギヤが発生するスラスト力のうち、
少なくともひとつが異なる方向となるようにハスバ歯車
の歯すじを設定することにより、一定変速機、リングギ
ヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト力
の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット出力
軸に加わるスラスト力の総和を低減することができ、ユ
ニット出力軸を支持する軸受の容量を低減しながらも耐
久性を確保でき、変速比無限大無段変速機の耐久性の向
上と小型化の推進を図るとともに、スラスト力によるフ
リクションを低減して動力伝達効率を向上させることが
できる。
【0030】また、第2の発明は、動力循環モードの前
進時には、伝動手段のハスバ歯車側から見たユニット出
力軸の回転方向を反時計回りとし、伝動手段側から見た
ユニット出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが
右ねじれ、リングギヤが左ねじれ、一定変速機が左ねじ
れ、伝動手段が左ねじれに設定され、一定変速機、リン
グギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラス
ト力の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット
出力軸に加わるスラスト力の総和を低減することで、ユ
ニット出力軸を支持する軸受の容量を低減しながらも耐
久性を確保でき、変速比無限大無段変速機の耐久性の向
上と小型化の推進を図るとともに、スラスト力によるフ
リクションを低減して動力伝達効率を向上させることが
できる。
進時には、伝動手段のハスバ歯車側から見たユニット出
力軸の回転方向を反時計回りとし、伝動手段側から見た
ユニット出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが
右ねじれ、リングギヤが左ねじれ、一定変速機が左ねじ
れ、伝動手段が左ねじれに設定され、一定変速機、リン
グギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラス
ト力の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット
出力軸に加わるスラスト力の総和を低減することで、ユ
ニット出力軸を支持する軸受の容量を低減しながらも耐
久性を確保でき、変速比無限大無段変速機の耐久性の向
上と小型化の推進を図るとともに、スラスト力によるフ
リクションを低減して動力伝達効率を向上させることが
できる。
【0031】また、第3の発明は、ユニット出力軸上の
一定変速機のハスバ歯車を右ねじれ、伝動手段のハスバ
歯車を右ねじれに設定することで、一定変速機、リング
ギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト
力の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット出
力軸に加わるスラスト力の総和を低減することができ
る。
一定変速機のハスバ歯車を右ねじれ、伝動手段のハスバ
歯車を右ねじれに設定することで、一定変速機、リング
ギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト
力の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット出
力軸に加わるスラスト力の総和を低減することができ
る。
【0032】また、第4の発明は、ユニット出力軸上の
一定変速機のハスバ歯車を右ねじれ、伝動手段のハスバ
歯車を左ねじれに設定することで、一定変速機、リング
ギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト
力の向きがすべて同一方向にならないので、ユニット出
力軸に加わるスラスト力の総和を低減することができ
る。
一定変速機のハスバ歯車を右ねじれ、伝動手段のハスバ
歯車を左ねじれに設定することで、一定変速機、リング
ギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト
力の向きがすべて同一方向にならないので、ユニット出
力軸に加わるスラスト力の総和を低減することができ
る。
【0033】また、第5の発明は、動力循環モードの前
進時には、伝動手段のハスバ歯車側から見たユニット出
力軸の回転方向を時計回りとし、伝動手段側から見たユ
ニット出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが左
ねじれ、リングギヤが右ねじれ、一定変速機が右ねじ
れ、伝動手段が右ねじれに設定され、一定変速機、リン
グギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラス
ト力の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット
出力軸に加わるスラスト力の総和を低減することで、ユ
ニット出力軸を支持する軸受の容量を低減しながらも耐
久性を確保でき、変速比無限大無段変速機の耐久性の向
上と小型化の推進を図るとともに、スラスト力によるフ
リクションを低減して動力伝達効率を向上させることが
できる。
進時には、伝動手段のハスバ歯車側から見たユニット出
力軸の回転方向を時計回りとし、伝動手段側から見たユ
ニット出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが左
ねじれ、リングギヤが右ねじれ、一定変速機が右ねじ
れ、伝動手段が右ねじれに設定され、一定変速機、リン
グギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラス
ト力の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット
出力軸に加わるスラスト力の総和を低減することで、ユ
ニット出力軸を支持する軸受の容量を低減しながらも耐
久性を確保でき、変速比無限大無段変速機の耐久性の向
上と小型化の推進を図るとともに、スラスト力によるフ
リクションを低減して動力伝達効率を向上させることが
できる。
【0034】また、第6の発明は、ユニット出力軸上の
一定変速機のハスバ歯車を左ねじれ、伝動手段のハスバ
歯車を左ねじれに設定することで、一定変速機、リング
ギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト
力の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット出
力軸に加わるスラスト力の総和を低減することができ
る。
一定変速機のハスバ歯車を左ねじれ、伝動手段のハスバ
歯車を左ねじれに設定することで、一定変速機、リング
ギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト
力の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット出
力軸に加わるスラスト力の総和を低減することができ
る。
【0035】また、第7の発明は、ユニット出力軸上の
一定変速機のハスバ歯車を左ねじれ、伝動手段のハスバ
歯車を右ねじれに設定することで、一定変速機、リング
ギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト
力の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット出
力軸に加わるスラスト力の総和を低減することができ
る。
一定変速機のハスバ歯車を左ねじれ、伝動手段のハスバ
歯車を右ねじれに設定することで、一定変速機、リング
ギヤ及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト
力の向きがすべて同一方向とならないので、ユニット出
力軸に加わるスラスト力の総和を低減することができ
る。
【0036】また、第8の発明は、前記第2または第5
の発明において、前記遊星歯車機構のサンギヤとリング
ギヤの歯数比をαとし、ユニット出力軸上のハスバ歯車
のピッチ半径をR、ねじれ角をβとしたとき、
の発明において、前記遊星歯車機構のサンギヤとリング
ギヤの歯数比をαとし、ユニット出力軸上のハスバ歯車
のピッチ半径をR、ねじれ角をβとしたとき、
【0037】
【数3】
【0038】ただし、βo:伝動手段のねじれ角
βg:一定変速機のねじれ角
βr:リングギヤのねじれ角
Ro:伝動手段のピッチ半径
Rg:一定変速機のピッチ半径
Rr:リングギヤのピッチ半径に設定
することで、ユニット出力軸に発生するスラスト
力を0またはほぼ0にして、スラスト力によるフリクシ
ョンをさらに低減して変速比無限大無段変速機の動力伝
達効率を向上させるとともに、軸受の容量を小さくし、
変速機の小型化を推進することができるのである。
力を0またはほぼ0にして、スラスト力によるフリクシ
ョンをさらに低減して変速比無限大無段変速機の動力伝
達効率を向上させるとともに、軸受の容量を小さくし、
変速機の小型化を推進することができるのである。
【0039】また、第9の発明は、ユニット出力軸には
遊星歯車機構、一定変速機の出力側ギヤ、伝動手段の駆
動側ギヤが配設されて、これら各ギヤがハスバ歯車で構
成されるため、トルクの伝達に伴ってスラスト力が発生
するが、遊星歯車機構のリングギヤとサンギヤが発生す
るスラスト力が相互に打ち消されるねじれ方向にハスバ
歯車の歯すじを設定し、かつ、ユニット出力軸上の一定
変速機及び伝動手段が発生するスラスト力が異なる方向
となるようにハスバ歯車の歯すじを設定することによ
り、一定変速機及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生す
るスラスト力の向きが同一方向とならないので、ユニッ
ト出力軸に加わるスラスト力の総和を低減することがで
き、ユニット出力軸を支持する軸受の容量を低減しなが
らも耐久性を確保でき、変速比無限大無段変速機の耐久
性の向上と小型化の推進を図るとともに、スラスト力に
よるフリクションを低減して動力伝達効率を向上させる
ことができる。
遊星歯車機構、一定変速機の出力側ギヤ、伝動手段の駆
動側ギヤが配設されて、これら各ギヤがハスバ歯車で構
成されるため、トルクの伝達に伴ってスラスト力が発生
するが、遊星歯車機構のリングギヤとサンギヤが発生す
るスラスト力が相互に打ち消されるねじれ方向にハスバ
歯車の歯すじを設定し、かつ、ユニット出力軸上の一定
変速機及び伝動手段が発生するスラスト力が異なる方向
となるようにハスバ歯車の歯すじを設定することによ
り、一定変速機及び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生す
るスラスト力の向きが同一方向とならないので、ユニッ
ト出力軸に加わるスラスト力の総和を低減することがで
き、ユニット出力軸を支持する軸受の容量を低減しなが
らも耐久性を確保でき、変速比無限大無段変速機の耐久
性の向上と小型化の推進を図るとともに、スラスト力に
よるフリクションを低減して動力伝達効率を向上させる
ことができる。
【0040】また、第10の発明は、ユニット出力軸の
一端に伝動手段のハスバ歯車を設けるとともに、動力循
環モードの前進時には、この伝動手段側から見たユニッ
ト出力軸の回転方向を時計回りとし、伝動手段側から見
たユニット出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤ
が右ねじれ、リングギヤが左ねじれ、一定変速機が左ね
じれ、伝動手段が左ねじれに設定され、一定変速機及び
変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト力の向き
が異なるため、ユニット出力軸に加わるスラスト力の総
和を低減することができる。
一端に伝動手段のハスバ歯車を設けるとともに、動力循
環モードの前進時には、この伝動手段側から見たユニッ
ト出力軸の回転方向を時計回りとし、伝動手段側から見
たユニット出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤ
が右ねじれ、リングギヤが左ねじれ、一定変速機が左ね
じれ、伝動手段が左ねじれに設定され、一定変速機及び
変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト力の向き
が異なるため、ユニット出力軸に加わるスラスト力の総
和を低減することができる。
【0041】また、第11の発明は、ユニット出力軸上
のハスバ歯車の歯すじを、一定変速機が右ねじれ、伝動
手段が右ねじれに設定され、一定変速機及び変伝動手段
の各ハスバ歯車が発生するスラスト力の向きが異なるた
め相互に相殺するように設定でき、ユニット出力軸に加
わるスラスト力の総和を低減することができる。
のハスバ歯車の歯すじを、一定変速機が右ねじれ、伝動
手段が右ねじれに設定され、一定変速機及び変伝動手段
の各ハスバ歯車が発生するスラスト力の向きが異なるた
め相互に相殺するように設定でき、ユニット出力軸に加
わるスラスト力の総和を低減することができる。
【0042】また、第12の発明は、ユニット出力軸の
一端に伝動手段のハスバ歯車を設けるとともに、動力循
環モードの前進時には、この伝動手段側から見たユニッ
ト出力軸の回転方向を反時計回りとし、伝動手段側から
見たユニット出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギ
ヤが左ねじれ、リングギヤが右ねじれ、一定変速機が右
ねじれ、伝動手段が右ねじれに設定され、一定変速機及
び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト力の向
きが異なるため、ユニット出力軸に加わるスラスト力の
総和を低減することができる。
一端に伝動手段のハスバ歯車を設けるとともに、動力循
環モードの前進時には、この伝動手段側から見たユニッ
ト出力軸の回転方向を反時計回りとし、伝動手段側から
見たユニット出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギ
ヤが左ねじれ、リングギヤが右ねじれ、一定変速機が右
ねじれ、伝動手段が右ねじれに設定され、一定変速機及
び変伝動手段の各ハスバ歯車が発生するスラスト力の向
きが異なるため、ユニット出力軸に加わるスラスト力の
総和を低減することができる。
【0043】また、第13の発明は、ユニット出力軸上
のハスバ歯車の歯すじを、一定変速機が左ねじれ、伝動
手段が左ねじれに設定され、一定変速機及び変伝動手段
の各ハスバ歯車が発生するスラスト力の向きが異なるた
め相互に相殺するように設定でき、ユニット出力軸に加
わるスラスト力の総和を低減することができる。
のハスバ歯車の歯すじを、一定変速機が左ねじれ、伝動
手段が左ねじれに設定され、一定変速機及び変伝動手段
の各ハスバ歯車が発生するスラスト力の向きが異なるた
め相互に相殺するように設定でき、ユニット出力軸に加
わるスラスト力の総和を低減することができる。
【0044】
【実施の形態】以下、本発明の一実施形態を添付図面に
基づいて説明する。
基づいて説明する。
【0045】図1〜図3は、トロイダル型無段変速機を
用いた変速比無限大無段変速機に本発明を適用した構成
した一例を示す。
用いた変速比無限大無段変速機に本発明を適用した構成
した一例を示す。
【0046】図1〜図3において、変速比無限大無段変
速機はエンジンのクランクシャフト13に連結されるユ
ニット入力軸1a、1bに、変速比を連続的に変更可能
なトロイダル型無段変速機2と、ギヤ3a、一定変速機
出力ギヤ3bから構成された一定変速機3(減速機)を
並列的に連結するとともに、これらの出力軸4、3cを
ユニット出力軸6に同軸的に配設するとともに遊星歯車
機構5で連結したもので、無段変速機2の出力軸4は遊
星歯車機構5のサンギヤ5aに、一定変速機3の出力軸
3cは動力循環モードクラッチ9を介して遊星歯車機構
5のキャリア5bに連結される。
速機はエンジンのクランクシャフト13に連結されるユ
ニット入力軸1a、1bに、変速比を連続的に変更可能
なトロイダル型無段変速機2と、ギヤ3a、一定変速機
出力ギヤ3bから構成された一定変速機3(減速機)を
並列的に連結するとともに、これらの出力軸4、3cを
ユニット出力軸6に同軸的に配設するとともに遊星歯車
機構5で連結したもので、無段変速機2の出力軸4は遊
星歯車機構5のサンギヤ5aに、一定変速機3の出力軸
3cは動力循環モードクラッチ9を介して遊星歯車機構
5のキャリア5bに連結される。
【0047】サンギヤ5aと連結した無段変速機出力軸
4は、スプロケット4a及びチェーン40(無段変速機
出力経路)から無段変速機2のトルクを受け、直結モー
ドクラッチ10を介して変速比無限大無段変速機の出力
軸であるユニット出力軸6に結合される一方、リングギ
ヤ5cもユニット出力軸6に結合される。
4は、スプロケット4a及びチェーン40(無段変速機
出力経路)から無段変速機2のトルクを受け、直結モー
ドクラッチ10を介して変速比無限大無段変速機の出力
軸であるユニット出力軸6に結合される一方、リングギ
ヤ5cもユニット出力軸6に結合される。
【0048】ユニット出力軸6の図中右側には変速機出
力ギヤ7が設けられ、この変速機出力ギヤ7(伝動手
段)はディファレンシャルギヤ8のファイナルギヤ12
と歯合し、ディファレンシャルギヤ8に結合する駆動軸
11a、11bは、所定の総減速比でトルクが伝達され
る。
力ギヤ7が設けられ、この変速機出力ギヤ7(伝動手
段)はディファレンシャルギヤ8のファイナルギヤ12
と歯合し、ディファレンシャルギヤ8に結合する駆動軸
11a、11bは、所定の総減速比でトルクが伝達され
る。
【0049】そして、ユニット出力軸6には、直結モー
ドクラッチ10、無段変速機出力軸4、遊星歯車機構
5、動力循環モードクラッチ9、一定変速機3の一定変
速機出力ギヤ3b及び出力軸3cと、変速機出力ギヤ7
が同軸上に配置される。
ドクラッチ10、無段変速機出力軸4、遊星歯車機構
5、動力循環モードクラッチ9、一定変速機3の一定変
速機出力ギヤ3b及び出力軸3cと、変速機出力ギヤ7
が同軸上に配置される。
【0050】無段変速機2は、図1に示すように、2組
の入力ディスク21、出力ディスク22で、パワーロー
ラ20、20をそれぞれ挟持、押圧するダブルキャビテ
ィのハーフトロイダル型で構成され、一対の出力ディス
ク22の間に介装された出力スプロケット2aは、チェ
ーン40を介してユニット入力軸1a、1bと平行して
配置されたユニット出力軸6の無段変速機出力軸4に形
成したスプロケット4aと連結する。
の入力ディスク21、出力ディスク22で、パワーロー
ラ20、20をそれぞれ挟持、押圧するダブルキャビテ
ィのハーフトロイダル型で構成され、一対の出力ディス
ク22の間に介装された出力スプロケット2aは、チェ
ーン40を介してユニット入力軸1a、1bと平行して
配置されたユニット出力軸6の無段変速機出力軸4に形
成したスプロケット4aと連結する。
【0051】また、ユニット入力軸1a、1bは、同軸
的に配設されるとともに、ローディングカム装置23を
介して回転方向で結合しており、ユニット入力軸1aは
エンジンのクランクシャフト13に結合されるととも
に、一定変速機3のギヤ3aを設けており、ユニット入
力軸1bは2組の入力ディスク21、21に連結され
て、ユニット入力軸1aからの入力トルクに応じてロー
ディングカム装置23が発生した軸方向の押圧力によっ
て、パワーローラ20、20を入出力ディスクの間で挟
持、押圧する。
的に配設されるとともに、ローディングカム装置23を
介して回転方向で結合しており、ユニット入力軸1aは
エンジンのクランクシャフト13に結合されるととも
に、一定変速機3のギヤ3aを設けており、ユニット入
力軸1bは2組の入力ディスク21、21に連結され
て、ユニット入力軸1aからの入力トルクに応じてロー
ディングカム装置23が発生した軸方向の押圧力によっ
て、パワーローラ20、20を入出力ディスクの間で挟
持、押圧する。
【0052】この変速比無限大無段変速機では、動力循
環モードクラッチ9を解放する一方、直結モードクラッ
チ10を締結して無段変速機2の変速比に応じてトルク
を伝達する直結モードと、動力循環モードクラッチ9を
締結する一方、直結モードクラッチ10を解放すること
により、無段変速機2と一定変速機3の変速比の差に応
じて、変速比無限大無段変速機全体のユニット変速比
(ユニット入力軸1aとユニット出力軸6の速度比)を
負の値から正の値まで無限大を含んでほぼ連続的に制御
を行う動力循環モードとを選択的に使用することができ
る。
環モードクラッチ9を解放する一方、直結モードクラッ
チ10を締結して無段変速機2の変速比に応じてトルク
を伝達する直結モードと、動力循環モードクラッチ9を
締結する一方、直結モードクラッチ10を解放すること
により、無段変速機2と一定変速機3の変速比の差に応
じて、変速比無限大無段変速機全体のユニット変速比
(ユニット入力軸1aとユニット出力軸6の速度比)を
負の値から正の値まで無限大を含んでほぼ連続的に制御
を行う動力循環モードとを選択的に使用することができ
る。
【0053】ユニット入力軸1a、1bとユニット出力
軸6及び駆動軸11a、11bはケーシング14の内周
で平行に配置されるとともに、図1〜図2に示すよう
に、図中右側から変速機出力ギヤ7、ファイナルギヤ1
2と一定変速機3のギヤ3a及び一定変速機出力ギヤ3
bが軸方向に位置をずらして配設される。
軸6及び駆動軸11a、11bはケーシング14の内周
で平行に配置されるとともに、図1〜図2に示すよう
に、図中右側から変速機出力ギヤ7、ファイナルギヤ1
2と一定変速機3のギヤ3a及び一定変速機出力ギヤ3
bが軸方向に位置をずらして配設される。
【0054】そして、一定変速機3の一定変速機出力ギ
ヤ3bは環状に形成されて、一定変速機出力ギヤ3bの
内周は、ユニット出力軸6及び変速機出力ギヤ7を挿通
可能な内径に形成されており、この一定変速機出力ギヤ
3bはボルトを介して出力軸3cのフランジ部3dの端
面に締結される。
ヤ3bは環状に形成されて、一定変速機出力ギヤ3bの
内周は、ユニット出力軸6及び変速機出力ギヤ7を挿通
可能な内径に形成されており、この一定変速機出力ギヤ
3bはボルトを介して出力軸3cのフランジ部3dの端
面に締結される。
【0055】図2に示すように、ユニット出力軸6に
は、図中左側の端部6Aから、一対のテーパローラベア
リング15a、15bから構成されたベアリングユニッ
ト15、オイルリテーナ60、直結モードクラッチ1
0、スプロケット4a、遊星歯車機構5、動力循環モー
ドクラッチ9、一定変速機3の出力軸3c及び一定変速
機出力ギヤ3b、そして変速機出力ギヤ7が順次配設さ
れて、予めアッセンブリとしてからケーシング14へ組
み付けられる。
は、図中左側の端部6Aから、一対のテーパローラベア
リング15a、15bから構成されたベアリングユニッ
ト15、オイルリテーナ60、直結モードクラッチ1
0、スプロケット4a、遊星歯車機構5、動力循環モー
ドクラッチ9、一定変速機3の出力軸3c及び一定変速
機出力ギヤ3b、そして変速機出力ギヤ7が順次配設さ
れて、予めアッセンブリとしてからケーシング14へ組
み付けられる。
【0056】そして、ユニット出力軸6は、図2に示す
左側の端部6A側と右側の端部6B側の両端を介してケ
ーシング14に軸支され、端部6B側にはラジアル荷重
を支持するローラベアリング16が配設される一方、端
部6A側にはラジアル荷重とスラスト荷重を支持するテ
ーパローラベアリング15a、15bからなるベアリン
グユニット15が配設される。
左側の端部6A側と右側の端部6B側の両端を介してケ
ーシング14に軸支され、端部6B側にはラジアル荷重
を支持するローラベアリング16が配設される一方、端
部6A側にはラジアル荷重とスラスト荷重を支持するテ
ーパローラベアリング15a、15bからなるベアリン
グユニット15が配設される。
【0057】なお、テーパローラベアリング15aは、
端部6A側へ向かうスラスト荷重を支持する一方、テー
パローラベアリング15bは端部6B側へ向かうスラス
ト荷重を支持し、以下、図2、図3において、端部6A
側へ向かうスラスト荷重の符号を「+」、端部6B側へ
向かうスラスト荷重の符号を「−」とする。
端部6A側へ向かうスラスト荷重を支持する一方、テー
パローラベアリング15bは端部6B側へ向かうスラス
ト荷重を支持し、以下、図2、図3において、端部6A
側へ向かうスラスト荷重の符号を「+」、端部6B側へ
向かうスラスト荷重の符号を「−」とする。
【0058】ここで、一定変速機3を構成するギヤ3
a、一定変速機出力ギヤ3b、遊星歯車機構5の各ギヤ
及び変速機出力ギヤ7と、ファイナルギヤ12はハスバ
歯車で構成されており、これらハスバ歯車が発生するス
ラスト力を支持するために、ユニット出力軸6に組み付
けられた各部品間には、次のような軸受が配設される。
a、一定変速機出力ギヤ3b、遊星歯車機構5の各ギヤ
及び変速機出力ギヤ7と、ファイナルギヤ12はハスバ
歯車で構成されており、これらハスバ歯車が発生するス
ラスト力を支持するために、ユニット出力軸6に組み付
けられた各部品間には、次のような軸受が配設される。
【0059】図2に示すように、オイルリテーナ60は
ケーシング14内周に結合され、このオイルリテーナ6
0の図中右側の端面と、直結モードクラッチ10のクラ
ッチドラム10aの内周側面との間には+方向のスラス
ト荷重を支持するニードルベアリング30が介装され
る。なお、クラッチドラム10aは、内周側でユニット
出力軸6とスプライン結合して、オイルリテーナ60に
対して相対的に回転する。
ケーシング14内周に結合され、このオイルリテーナ6
0の図中右側の端面と、直結モードクラッチ10のクラ
ッチドラム10aの内周側面との間には+方向のスラス
ト荷重を支持するニードルベアリング30が介装され
る。なお、クラッチドラム10aは、内周側でユニット
出力軸6とスプライン結合して、オイルリテーナ60に
対して相対的に回転する。
【0060】このクラッチドラム10aと係合するハブ
10bは、無段変速機出力軸4に結合したスプロケット
4aに支持されており、無段変速機出力軸4の図中左側
の端面と、クラッチドラム10aの内周側面との間に
は、カラー100を介して+方向のスラスト荷重を支持
するニードルベアリング31が介装される。なお、無段
変速機出力軸4の図中右側には、遊星歯車機構5のサン
ギヤ5aが形成されており、無段変速機出力軸4は、内
周に設けた軸受を介してユニット出力軸6に対して相対
回転自在に支持される。
10bは、無段変速機出力軸4に結合したスプロケット
4aに支持されており、無段変速機出力軸4の図中左側
の端面と、クラッチドラム10aの内周側面との間に
は、カラー100を介して+方向のスラスト荷重を支持
するニードルベアリング31が介装される。なお、無段
変速機出力軸4の図中右側には、遊星歯車機構5のサン
ギヤ5aが形成されており、無段変速機出力軸4は、内
周に設けた軸受を介してユニット出力軸6に対して相対
回転自在に支持される。
【0061】さらに、無段変速機出力軸4と結合したス
プロケット4aの側面と、遊星歯車機構5のキャリア支
持部材51との間には、正または負のスラスト力を支持
するニードルベアリング32が配設される。
プロケット4aの側面と、遊星歯車機構5のキャリア支
持部材51との間には、正または負のスラスト力を支持
するニードルベアリング32が配設される。
【0062】さらに、キャリア5bの図中右側の軸端
と、遊星歯車機構5のリングギヤ5cとユニット出力軸
6を結合するリング支持壁50の間にも、正または負の
スラスト力を支持するニードルベアリング33が配設さ
れる。
と、遊星歯車機構5のリングギヤ5cとユニット出力軸
6を結合するリング支持壁50の間にも、正または負の
スラスト力を支持するニードルベアリング33が配設さ
れる。
【0063】キャリア支持部材51は、動力循環モード
クラッチ9のハブ9bと結合して、ユニット出力軸6と
相対回転自在に支持されており、遊星歯車機構5のリン
グギヤ5cとユニット出力軸6を結合するリング支持壁
50とハブ9bから内周に向けて延設された壁部9cの
間には、正または負のスラスト力を支持するニードルベ
アリング34が配設される。
クラッチ9のハブ9bと結合して、ユニット出力軸6と
相対回転自在に支持されており、遊星歯車機構5のリン
グギヤ5cとユニット出力軸6を結合するリング支持壁
50とハブ9bから内周に向けて延設された壁部9cの
間には、正または負のスラスト力を支持するニードルベ
アリング34が配設される。
【0064】また、図2において、壁部9cの右側の側
面と、一定変速機出力軸3cの端面との間にもカラー1
01を介して正または負のスラスト力を支持するニード
ルベアリング35が介装される。
面と、一定変速機出力軸3cの端面との間にもカラー1
01を介して正または負のスラスト力を支持するニード
ルベアリング35が介装される。
【0065】そして、一定変速機3の出力軸3cの図中
右側の端部には、フランジ部3dが形成されて、このフ
ランジ部3dを介して動力循環モードクラッチ9のクラ
ッチドラム9aと結合するとともに、一定変速機出力ギ
ヤ3bを締結しており、さらに、フランジ部3dの内周
には、ユニット出力軸6との間に軸受17を介装して相
対回転自在に軸支される。
右側の端部には、フランジ部3dが形成されて、このフ
ランジ部3dを介して動力循環モードクラッチ9のクラ
ッチドラム9aと結合するとともに、一定変速機出力ギ
ヤ3bを締結しており、さらに、フランジ部3dの内周
には、ユニット出力軸6との間に軸受17を介装して相
対回転自在に軸支される。
【0066】この軸受17は、例えば、深溝ボールベア
リングなどで構成されて、スラスト荷重を支持可能に構
成され、一定変速機出力ギヤ3bや出力軸3cに加わる
スラスト荷重を支持している。
リングなどで構成されて、スラスト荷重を支持可能に構
成され、一定変速機出力ギヤ3bや出力軸3cに加わる
スラスト荷重を支持している。
【0067】したがって、出力軸3cに発生した−方向
のスラスト荷重はフランジ部3dを介して軸受17から
ユニット出力軸6に伝達され、端部6Aに設けたベアリ
ングユニット15によって支持され、例えば、サンギヤ
5aに−方向のスラスト力が発生した場合、スプロケッ
ト4aの側面に当接したニードルベアリング32、キャ
リア支持部材51、ニードルベアリング33、リング支
持壁50、ニードルベアリング34、壁部9c、ニード
ルベアリング35、カラー101、出力軸3c及び軸受
17を介してユニット出力軸6に伝達されて、ベアリン
グユニット15のうちテーパローラベアリング15bに
よって支持される。
のスラスト荷重はフランジ部3dを介して軸受17から
ユニット出力軸6に伝達され、端部6Aに設けたベアリ
ングユニット15によって支持され、例えば、サンギヤ
5aに−方向のスラスト力が発生した場合、スプロケッ
ト4aの側面に当接したニードルベアリング32、キャ
リア支持部材51、ニードルベアリング33、リング支
持壁50、ニードルベアリング34、壁部9c、ニード
ルベアリング35、カラー101、出力軸3c及び軸受
17を介してユニット出力軸6に伝達されて、ベアリン
グユニット15のうちテーパローラベアリング15bに
よって支持される。
【0068】一方、+方向のスラスト荷重で、遊星歯車
機構5が発生するものは、各ニードルベアリング等から
オイルリテーナ60を介してケーシング14で支持され
る。
機構5が発生するものは、各ニードルベアリング等から
オイルリテーナ60を介してケーシング14で支持され
る。
【0069】例えば、リングギヤ5cに発生した+方向
のスラスト力は、キャリア5bの軸端に設けたニードル
ベアリング33、キャリア支持部材51、ニードルベア
リング32、スプロケット4a、無段変速機出力軸4、
カラー100、ニードルベアリング31、クラッチドラ
ム10a、ニードルベアリング30、カラー102及び
オイルリテーナ60を介してケーシング14に支持され
る。
のスラスト力は、キャリア5bの軸端に設けたニードル
ベアリング33、キャリア支持部材51、ニードルベア
リング32、スプロケット4a、無段変速機出力軸4、
カラー100、ニードルベアリング31、クラッチドラ
ム10a、ニードルベアリング30、カラー102及び
オイルリテーナ60を介してケーシング14に支持され
る。
【0070】また、サンギヤ5aに発生した+方向のス
ラスト力は、無段変速機出力軸4、カラー100、ニー
ドルベアリング31、クラッチドラム10a、ニードル
ベアリング30、カラー102及びオイルリテーナ60
を介してケーシング14に支持される。
ラスト力は、無段変速機出力軸4、カラー100、ニー
ドルベアリング31、クラッチドラム10a、ニードル
ベアリング30、カラー102及びオイルリテーナ60
を介してケーシング14に支持される。
【0071】同様に、+方向のスラスト力のうち、一定
変速機出力ギヤ3bまたは変速機出力ギヤ7に発生する
ものは、ユニット出力軸6を介してベアリングユニット
15のテーパローラベアリング15aによって直接支持
される。
変速機出力ギヤ3bまたは変速機出力ギヤ7に発生する
ものは、ユニット出力軸6を介してベアリングユニット
15のテーパローラベアリング15aによって直接支持
される。
【0072】次に、動力循環モードで前進する場合の、
各軸の回転方向と各ハスバ歯車のねじれ方向の設定につ
いて、図3を参照しながら詳述する。
各軸の回転方向と各ハスバ歯車のねじれ方向の設定につ
いて、図3を参照しながら詳述する。
【0073】まず、図3において、一定変速機3のギヤ
3a側から無段変速機2を見た場合のユニット入力軸1
a、1bの回転方向を時計回りとすると、一定変速機出
力ギヤ3bは反転して反時計回りとなってキャリア5b
を公転させる。以下、各軸の回転方向は、図3の右側か
ら見た回転方向とする。
3a側から無段変速機2を見た場合のユニット入力軸1
a、1bの回転方向を時計回りとすると、一定変速機出
力ギヤ3bは反転して反時計回りとなってキャリア5b
を公転させる。以下、各軸の回転方向は、図3の右側か
ら見た回転方向とする。
【0074】ユニット入力軸1bを備えたトロイダル型
無段変速機2では、入力ディスク21と出力ディスク2
2の回転方向は逆となるため、出力スプロケット2aは
反時計回りに回転し、チェーン40を介して連結された
スプロケット4aも反時計回りに回転して、サンギヤ5
aも反時計回りに回転する。
無段変速機2では、入力ディスク21と出力ディスク2
2の回転方向は逆となるため、出力スプロケット2aは
反時計回りに回転し、チェーン40を介して連結された
スプロケット4aも反時計回りに回転して、サンギヤ5
aも反時計回りに回転する。
【0075】ここで、車両の前進方向を、ファイナルギ
ヤ12の時計回りとすると、ユニット出力軸6及びリン
グギヤ5cの回転方向は反時計回りとなる。
ヤ12の時計回りとすると、ユニット出力軸6及びリン
グギヤ5cの回転方向は反時計回りとなる。
【0076】上記のように各軸の回転方向を設定した場
合、ハスバ歯車で構成される一定変速機3、遊星歯車機
構5及び変速機出力ギヤ7の歯すじのねじれ方向は、一
定変速機出力ギヤ3bを左ねじれ、サンギヤ5aを右ね
じれ、リングギヤ5cを左ねじれ、変速機出力ギヤ7を
左ねじれと設定すると、ユニット入力軸1aのギヤ3a
は右ねじれ、ファイナルギヤ12も右ねじれとなる。
合、ハスバ歯車で構成される一定変速機3、遊星歯車機
構5及び変速機出力ギヤ7の歯すじのねじれ方向は、一
定変速機出力ギヤ3bを左ねじれ、サンギヤ5aを右ね
じれ、リングギヤ5cを左ねじれ、変速機出力ギヤ7を
左ねじれと設定すると、ユニット入力軸1aのギヤ3a
は右ねじれ、ファイナルギヤ12も右ねじれとなる。
【0077】そして、エンジンからのトルクの伝達方向
は、一定変速機3ではギヤ3aから出力ギヤ3bへ向か
い、遊星歯車機構5ではキャリア5bからサンギヤ5a
とリングギヤ5cへ向かい、また、変速機出力ギヤ7か
らファイナルギヤ12へ向かう。
は、一定変速機3ではギヤ3aから出力ギヤ3bへ向か
い、遊星歯車機構5ではキャリア5bからサンギヤ5a
とリングギヤ5cへ向かい、また、変速機出力ギヤ7か
らファイナルギヤ12へ向かう。
【0078】したがって、ユニット出力軸6上のハスバ
歯車に発生するスラスト力は、一定変速機出力ギヤ3b
のスラスト力をFg、変速機出力ギヤ7のスラスト力を
Foとすると、前記従来例の図16に示したように、歯
すじのねじれ方向と、駆動、従動の関係から、スラスト
力Fgが図中右側へ向かう−方向に、スラスト力Foが
図中左側へ向かう+方向になる。
歯車に発生するスラスト力は、一定変速機出力ギヤ3b
のスラスト力をFg、変速機出力ギヤ7のスラスト力を
Foとすると、前記従来例の図16に示したように、歯
すじのねじれ方向と、駆動、従動の関係から、スラスト
力Fgが図中右側へ向かう−方向に、スラスト力Foが
図中左側へ向かう+方向になる。
【0079】また、ハスバ歯車で構成された遊星歯車機
構5では、サンギヤ5aのスラスト力をFs、リングギ
ヤ5cのスラスト力をFrとすると、図3及び図17に
示すように、一定変速機3側に連結されたキャリア5b
のピニオンから、リングギヤ5c及びサンギヤ5aへト
ルクが伝達されるため、上記のように歯すじのねじれ方
向を設定した場合では、サンギヤ5aのスラスト力Fs
が図中左側の+方向へ作用してケーシング14側に支持
される一方、リングギヤ5cのスラスト力Frは図中右
側の−方向へ作用してユニット出力軸6に加わり、相互
に相殺されない方向に設定される。
構5では、サンギヤ5aのスラスト力をFs、リングギ
ヤ5cのスラスト力をFrとすると、図3及び図17に
示すように、一定変速機3側に連結されたキャリア5b
のピニオンから、リングギヤ5c及びサンギヤ5aへト
ルクが伝達されるため、上記のように歯すじのねじれ方
向を設定した場合では、サンギヤ5aのスラスト力Fs
が図中左側の+方向へ作用してケーシング14側に支持
される一方、リングギヤ5cのスラスト力Frは図中右
側の−方向へ作用してユニット出力軸6に加わり、相互
に相殺されない方向に設定される。
【0080】なお、キャリア5bのピニオンに作用する
スラスト力は、図17の矢示のように、リングギヤ5c
側に生じるスラスト力と、サンギヤ5a側に生じるスラ
スト力が相互に相殺される。
スラスト力は、図17の矢示のように、リングギヤ5c
側に生じるスラスト力と、サンギヤ5a側に生じるスラ
スト力が相互に相殺される。
【0081】したがって、ユニット出力軸6上に作用す
るスラスト力は、次のようになる。
るスラスト力は、次のようになる。
【0082】
【表1】
【0083】なお、上記表1において、スラスト力の方
向を示す矢印は、図2または図3に対応したものであ
る。
向を示す矢印は、図2または図3に対応したものであ
る。
【0084】サンギヤ5aに発生する+方向のスラスト
力Fsは、上記したようにケーシング14側に支持され
るため、一定変速機出力ギヤ3b、リングギヤ5c及び
変速機出力ギヤ7のスラスト力Fg、Fr、Foの向き
が、すべて同一方向とならないように設定すれば、ユニ
ット出力軸6に加わるスラスト力を小さくすることがで
きる。
力Fsは、上記したようにケーシング14側に支持され
るため、一定変速機出力ギヤ3b、リングギヤ5c及び
変速機出力ギヤ7のスラスト力Fg、Fr、Foの向き
が、すべて同一方向とならないように設定すれば、ユニ
ット出力軸6に加わるスラスト力を小さくすることがで
きる。
【0085】そこで、上記表1のように、一定変速機出
力ギヤ3b、リングギヤ5c、変速機出力ギヤ7を左ね
じれとする一方、サンギヤ5aのみを右ねじれのハスバ
歯車とすることで、スラスト力Fg、Fr、Foの向き
がすべて同一方向になることはなく、ユニット出力軸6
に生じるスラスト力の総和(Fr+Fg+Fo)を小さ
くすることができ、スラスト荷重を支持するベアリング
ユニット15の大型化の抑制と、フリクションの増大を
抑制して、変速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小
型化の推進を図るとともに、動力伝達効率を向上させる
ことができるのである。
力ギヤ3b、リングギヤ5c、変速機出力ギヤ7を左ね
じれとする一方、サンギヤ5aのみを右ねじれのハスバ
歯車とすることで、スラスト力Fg、Fr、Foの向き
がすべて同一方向になることはなく、ユニット出力軸6
に生じるスラスト力の総和(Fr+Fg+Fo)を小さ
くすることができ、スラスト荷重を支持するベアリング
ユニット15の大型化の抑制と、フリクションの増大を
抑制して、変速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小
型化の推進を図るとともに、動力伝達効率を向上させる
ことができるのである。
【0086】また、エンジンブレーキ状態においてもユ
ニット出力軸6に生じるスラスト力の総和(Fr+Fg
+Fo)を小さくすることができ、スラスト荷重を支持
するベアリングユニット15の大型化の抑制と、フリク
ションの増大を抑制して、変速比無限大無段変速機の耐
久性の向上と小型化の推進を図るとともに、動力伝達効
率を向上させることができるのである。
ニット出力軸6に生じるスラスト力の総和(Fr+Fg
+Fo)を小さくすることができ、スラスト荷重を支持
するベアリングユニット15の大型化の抑制と、フリク
ションの増大を抑制して、変速比無限大無段変速機の耐
久性の向上と小型化の推進を図るとともに、動力伝達効
率を向上させることができるのである。
【0087】さらに、一定変速機出力ギヤ3bのねじれ
角をβg、ギヤピッチ半径をRgとし、変速機出力ギヤ
7のねじれ角をβo、ギヤピッチ半径をRo、リングギ
ヤ5cのねじれ角をβr、ギヤピッチ半径をRrとし、
遊星歯車機構5のサンギヤ5aとリングギヤ5cの歯数
比をα(サンギヤ歯数/リングギヤ歯数)とすると、
角をβg、ギヤピッチ半径をRgとし、変速機出力ギヤ
7のねじれ角をβo、ギヤピッチ半径をRo、リングギ
ヤ5cのねじれ角をβr、ギヤピッチ半径をRrとし、
遊星歯車機構5のサンギヤ5aとリングギヤ5cの歯数
比をα(サンギヤ歯数/リングギヤ歯数)とすると、
【0088】
【数4】
【0089】の関係を満たすように各ギヤのねじれ角β
g、βo、βrを求めればよい。あるいは、上記(1)
式に近似するように各ギヤのねじれ角βg、βo、βr
設定しても良い。
g、βo、βrを求めればよい。あるいは、上記(1)
式に近似するように各ギヤのねじれ角βg、βo、βr
設定しても良い。
【0090】例えば、一定変速機出力ギヤ3bのねじれ
角をβgとリングギヤ5cのねじれ角をβrを、次のよ
うに等しく設定すると共に、各ギヤピッチ半径Rg、R
o、Rr以下のように設定した場合、変速機出力ギヤ7
のねじれ角βoを求める場合について説明する。
角をβgとリングギヤ5cのねじれ角をβrを、次のよ
うに等しく設定すると共に、各ギヤピッチ半径Rg、R
o、Rr以下のように設定した場合、変速機出力ギヤ7
のねじれ角βoを求める場合について説明する。
【0091】Rg=85mm
Rr=55mm
Ro=30mm
α=0.5
βg=βr=21°
とする。
【0092】上記(1)式より、
【0093】
【数5】
【0094】となり、
βo=tan-10.413≒22.4°
とすればよい。
【0095】こうして、ユニット出力軸6に発生するス
ラスト力を0またはほぼ0にし、スラスト力によるフリ
クションをさらに低減して変速比無限大無段変速機の動
力伝達効率を向上させるとともに、ベアリングユニット
15のさらなる小型化を推進することができるのであ
る。
ラスト力を0またはほぼ0にし、スラスト力によるフリ
クションをさらに低減して変速比無限大無段変速機の動
力伝達効率を向上させるとともに、ベアリングユニット
15のさらなる小型化を推進することができるのであ
る。
【0096】なお、直結モードの際には、動力循環モー
ドクラッチ9が解放される一方、直結モードクラッチ1
0が締結され、無段変速機2からのトルクが直結モード
クラッチ10を介してユニット出力軸6へ入力されるだ
けで、一定変速機3及び遊星歯車機構5は連れ回るだけ
であるので、ユニット出力軸6に加わるスラスト力は、
変速機出力ギヤ7のスラスト力Foにほぼ等しいものと
して扱うことができる。
ドクラッチ9が解放される一方、直結モードクラッチ1
0が締結され、無段変速機2からのトルクが直結モード
クラッチ10を介してユニット出力軸6へ入力されるだ
けで、一定変速機3及び遊星歯車機構5は連れ回るだけ
であるので、ユニット出力軸6に加わるスラスト力は、
変速機出力ギヤ7のスラスト力Foにほぼ等しいものと
して扱うことができる。
【0097】図4は第2の実施形態を示し、前記第1実
施形態の一定変速機出力ギヤ3bと変速機出力ギヤ7の
歯すじを右ねじれに代えたもので、その他の構成は前記
第1実施形態と同様である。
施形態の一定変速機出力ギヤ3bと変速機出力ギヤ7の
歯すじを右ねじれに代えたもので、その他の構成は前記
第1実施形態と同様である。
【0098】各軸の回転方向は前記第1実施形態と同様
であり、一定変速機出力ギヤ3bが発生するスラスト力
Fgが+方向になる一方、変速機出力ギヤ7が発生する
スラスト力Foが−方向となり、各スラスト力は次表の
ようになる。
であり、一定変速機出力ギヤ3bが発生するスラスト力
Fgが+方向になる一方、変速機出力ギヤ7が発生する
スラスト力Foが−方向となり、各スラスト力は次表の
ようになる。
【0099】
【表2】
【0100】上記表2において、サンギヤ5aに発生す
るスラスト力Fsは、上記したようにケーシング14側
に支持されるため、他のスラスト力Fg、Fr、Foの
向きがすべて同一方向にならないように、一定変速機出
力ギヤ3b、サンギヤ5a、変速機出力ギヤ7を右ねじ
れとする一方、リングギヤ5cのみを左ねじれのハスバ
歯車とすることで、ユニット出力軸6に生じるスラスト
力の総和(Fr+Fg+Fo)を小さくすることがで
き、スラスト荷重を支持するベアリングユニット15の
大型化の抑制とフリクションの増大を抑制して、変速比
無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図る
とともに、動力伝達効率の向上を図ることができるので
ある。
るスラスト力Fsは、上記したようにケーシング14側
に支持されるため、他のスラスト力Fg、Fr、Foの
向きがすべて同一方向にならないように、一定変速機出
力ギヤ3b、サンギヤ5a、変速機出力ギヤ7を右ねじ
れとする一方、リングギヤ5cのみを左ねじれのハスバ
歯車とすることで、ユニット出力軸6に生じるスラスト
力の総和(Fr+Fg+Fo)を小さくすることがで
き、スラスト荷重を支持するベアリングユニット15の
大型化の抑制とフリクションの増大を抑制して、変速比
無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図る
とともに、動力伝達効率の向上を図ることができるので
ある。
【0101】また、エンジンブレーキ状態においてもユ
ニット出力軸6に生じるスラスト力の総和(Fr+Fg
+Fo)を小さくすることができ、スラスト荷重を支持
するベアリングユニット15の大型化の抑制と、フリク
ションの増大を抑制して、変速比無限大無段変速機の耐
久性の向上と小型化の推進を図るとともに、動力伝達効
率を向上させることができるのである。
ニット出力軸6に生じるスラスト力の総和(Fr+Fg
+Fo)を小さくすることができ、スラスト荷重を支持
するベアリングユニット15の大型化の抑制と、フリク
ションの増大を抑制して、変速比無限大無段変速機の耐
久性の向上と小型化の推進を図るとともに、動力伝達効
率を向上させることができるのである。
【0102】図5は第3の実施形態を示し、前記第1実
施形態の一定変速機出力ギヤ3bの歯すじを右ねじれに
代えたもので、その他の構成は前記第1実施形態と同様
である。
施形態の一定変速機出力ギヤ3bの歯すじを右ねじれに
代えたもので、その他の構成は前記第1実施形態と同様
である。
【0103】各軸の回転方向は前記第1実施形態と同様
であり、一定変速機出力ギヤ3bが発生するスラスト力
Fgが+方向に代わる他は、前記第1実施形態と同様
に、サンギヤ5aのスラスト力Fs及び変速機出力ギヤ
7のスラスト力Foが正となる一方、リングギヤ5cの
スラスト力Frのみが−方向となって、各スラスト力は
次表のようになる。
であり、一定変速機出力ギヤ3bが発生するスラスト力
Fgが+方向に代わる他は、前記第1実施形態と同様
に、サンギヤ5aのスラスト力Fs及び変速機出力ギヤ
7のスラスト力Foが正となる一方、リングギヤ5cの
スラスト力Frのみが−方向となって、各スラスト力は
次表のようになる。
【0104】
【表3】
【0105】上記表3において、サンギヤ5aとリング
ギヤ5cのスラスト力Fs、Frは相殺されず、スラス
ト力Fg、Fr、Foの向きがすべて同一方向にならな
いように、一定変速機出力ギヤ3bと変速機出力ギヤ7
のスラスト力Fg、Fo及びサンギヤ5aのスラスト力
Fsの向きが、リングギヤ5cのスラスト力Frの反対
に設定されて、ユニット出力軸6に生じるスラスト力の
総和(Fr+Fg+Fo)を低減することができ、スラ
スト荷重を支持するベアリングユニット15の大型化の
抑制とフリクションの増大を抑制して、変速比無限大無
段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図るととも
に、動力伝達効率の向上を図ることができるのである。
ギヤ5cのスラスト力Fs、Frは相殺されず、スラス
ト力Fg、Fr、Foの向きがすべて同一方向にならな
いように、一定変速機出力ギヤ3bと変速機出力ギヤ7
のスラスト力Fg、Fo及びサンギヤ5aのスラスト力
Fsの向きが、リングギヤ5cのスラスト力Frの反対
に設定されて、ユニット出力軸6に生じるスラスト力の
総和(Fr+Fg+Fo)を低減することができ、スラ
スト荷重を支持するベアリングユニット15の大型化の
抑制とフリクションの増大を抑制して、変速比無限大無
段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図るととも
に、動力伝達効率の向上を図ることができるのである。
【0106】図6は第4の実施形態を示し、前記第1実
施形態の各軸の回転方向を逆にするとともに、各ハスバ
歯車の歯すじを逆にしたもので、その他の構成は前記第
1実施形態と同様である。
施形態の各軸の回転方向を逆にするとともに、各ハスバ
歯車の歯すじを逆にしたもので、その他の構成は前記第
1実施形態と同様である。
【0107】図6において、一定変速機3のギヤ3a側
から無段変速機2を見た場合のユニット入力軸1a、1
bの回転方向を反時計回りとし、一定変速機出力ギヤ3
bは反転して時計回りとなってキャリア5bを公転させ
る。以下、各軸の回転方向は、図3の右側から見た回転
方向とする。
から無段変速機2を見た場合のユニット入力軸1a、1
bの回転方向を反時計回りとし、一定変速機出力ギヤ3
bは反転して時計回りとなってキャリア5bを公転させ
る。以下、各軸の回転方向は、図3の右側から見た回転
方向とする。
【0108】ユニット入力軸1bを備えたトロイダル型
無段変速機2では、入力ディスク21と出力ディスク2
2の回転方向は逆となるため、出力スプロケット2aは
時計回りに回転し、チェーン40を介して連結されたス
プロケット4aも時計回りに回転して、サンギヤ5aも
時計回りに回転する。
無段変速機2では、入力ディスク21と出力ディスク2
2の回転方向は逆となるため、出力スプロケット2aは
時計回りに回転し、チェーン40を介して連結されたス
プロケット4aも時計回りに回転して、サンギヤ5aも
時計回りに回転する。
【0109】ここで、車両の前進方向を、ファイナルギ
ヤ12の反時計回りとすると、ユニット出力軸6及びリ
ングギヤ5cの回転方向は時計回りとなる。
ヤ12の反時計回りとすると、ユニット出力軸6及びリ
ングギヤ5cの回転方向は時計回りとなる。
【0110】ハスバ歯車で構成される一定変速機3、遊
星歯車機構5及び変速機出力ギヤ7の歯すじのねじれ方
向は、一定変速機出力ギヤ3bを右ねじれ、サンギヤ5
aを左ねじれ、リングギヤ5cを右ねじれ、変速機出力
ギヤ7を右ねじれと設定すると、ユニット入力軸1aの
ギヤ3aは左ねじれ、ファイナルギヤ12も左ねじれと
なる。
星歯車機構5及び変速機出力ギヤ7の歯すじのねじれ方
向は、一定変速機出力ギヤ3bを右ねじれ、サンギヤ5
aを左ねじれ、リングギヤ5cを右ねじれ、変速機出力
ギヤ7を右ねじれと設定すると、ユニット入力軸1aの
ギヤ3aは左ねじれ、ファイナルギヤ12も左ねじれと
なる。
【0111】そして、前記従来例の図16及び上記図1
7に示したように、歯すじのねじれ方向と、駆動、従動
の関係から、ユニット出力軸6上のハスバ歯車に発生す
るスラスト力は、一定変速機出力ギヤ3bのスラスト力
Fgが−方向、サンギヤ5aのスラスト力Fsが+方
向、リングギヤ5cのスラスト力Frが−方向、変速機
出力ギヤ7のスラスト力Foが+方向となって、次表の
ようになる。
7に示したように、歯すじのねじれ方向と、駆動、従動
の関係から、ユニット出力軸6上のハスバ歯車に発生す
るスラスト力は、一定変速機出力ギヤ3bのスラスト力
Fgが−方向、サンギヤ5aのスラスト力Fsが+方
向、リングギヤ5cのスラスト力Frが−方向、変速機
出力ギヤ7のスラスト力Foが+方向となって、次表の
ようになる。
【0112】
【表4】
【0113】サンギヤ5aに発生する+方向のスラスト
力Fsは、上記したようにケーシング14側で支持され
るため、一定変速機出力ギヤ3b、リングギヤ5c及び
変速機出力ギヤ7のスラスト力Fg、Fr、Foの向き
がすべて同一方向とならないように設定すれば、ユニッ
ト出力軸6に加わるスラスト力を小さくすることができ
る。
力Fsは、上記したようにケーシング14側で支持され
るため、一定変速機出力ギヤ3b、リングギヤ5c及び
変速機出力ギヤ7のスラスト力Fg、Fr、Foの向き
がすべて同一方向とならないように設定すれば、ユニッ
ト出力軸6に加わるスラスト力を小さくすることができ
る。
【0114】そこで、上記表4のように、一定変速機出
力ギヤ3b、リングギヤ5c、変速機出力ギヤ7を右ね
じれとする一方、サンギヤ5aのみを左ねじれのハスバ
歯車とすることで、スラスト力Fg、Fr、Foの向き
がすべて同一方向になることはなく、ユニット出力軸6
に生じるスラスト力の総和(Fr+Fg+Fo)を小さ
くすることができ、スラスト荷重を支持するベアリング
ユニット15の大型化の抑制と、フリクションの増大を
抑制して、変速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小
型化の推進を図るとともに、動力伝達効率を向上させる
ことができる。
力ギヤ3b、リングギヤ5c、変速機出力ギヤ7を右ね
じれとする一方、サンギヤ5aのみを左ねじれのハスバ
歯車とすることで、スラスト力Fg、Fr、Foの向き
がすべて同一方向になることはなく、ユニット出力軸6
に生じるスラスト力の総和(Fr+Fg+Fo)を小さ
くすることができ、スラスト荷重を支持するベアリング
ユニット15の大型化の抑制と、フリクションの増大を
抑制して、変速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小
型化の推進を図るとともに、動力伝達効率を向上させる
ことができる。
【0115】また、エンジンブレーキ状態では、前記第
1実施形態と同様に、ユニット出力軸6に生じるスラス
ト力の総和(Fr+Fg+Fo)を小さくすることがで
き、スラスト荷重を支持するベアリングユニット15の
大型化の抑制と、フリクションの増大を抑制して、変速
比無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図
るとともに、動力伝達効率を向上させることができる。
1実施形態と同様に、ユニット出力軸6に生じるスラス
ト力の総和(Fr+Fg+Fo)を小さくすることがで
き、スラスト荷重を支持するベアリングユニット15の
大型化の抑制と、フリクションの増大を抑制して、変速
比無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図
るとともに、動力伝達効率を向上させることができる。
【0116】図7は第5の実施形態を示し、前記第4実
施形態の一定変速機出力ギヤ3bと変速機出力ギヤ7の
歯すじを左ねじれに代えたもので、その他の構成は前記
第4実施形態と同様である。
施形態の一定変速機出力ギヤ3bと変速機出力ギヤ7の
歯すじを左ねじれに代えたもので、その他の構成は前記
第4実施形態と同様である。
【0117】各軸の回転方向は前記第4実施形態と同様
であり、一定変速機出力ギヤ3bが発生するスラスト力
Fgが+方向になる一方、変速機出力ギヤ7が発生する
スラスト力Foが−方向となり、各スラスト力は次表の
ようになる。
であり、一定変速機出力ギヤ3bが発生するスラスト力
Fgが+方向になる一方、変速機出力ギヤ7が発生する
スラスト力Foが−方向となり、各スラスト力は次表の
ようになる。
【0118】
【表5】
【0119】上記表5において、サンギヤ5aに発生す
る+方向のスラスト力Fsは上記したようにケーシング
14側支持されるため、他のスラスト力Fg、Fr、F
oの向きがすべて同一方向にならないように、一定変速
機出力ギヤ3b、サンギヤ5a、変速機出力ギヤ7を右
ねじれとする一方、リングギヤ5cのみを左ねじれのハ
スバ歯車とすることで、ユニット出力軸6に生じるスラ
スト力の総和を小さくすることができ、スラスト荷重を
支持するベアリングユニット15の大型化の抑制とフリ
クションの増大を抑制して、変速比無限大無段変速機の
耐久性の向上と小型化の推進を図るとともに、動力伝達
効率の向上を図ることができるのである。
る+方向のスラスト力Fsは上記したようにケーシング
14側支持されるため、他のスラスト力Fg、Fr、F
oの向きがすべて同一方向にならないように、一定変速
機出力ギヤ3b、サンギヤ5a、変速機出力ギヤ7を右
ねじれとする一方、リングギヤ5cのみを左ねじれのハ
スバ歯車とすることで、ユニット出力軸6に生じるスラ
スト力の総和を小さくすることができ、スラスト荷重を
支持するベアリングユニット15の大型化の抑制とフリ
クションの増大を抑制して、変速比無限大無段変速機の
耐久性の向上と小型化の推進を図るとともに、動力伝達
効率の向上を図ることができるのである。
【0120】また、前記第1実施形態と同様に、エンジ
ンブレーキ状態においてもユニット出力軸6に生じるス
ラスト力の総和(Fr+Fg+Fo)を小さくすること
ができ、スラスト荷重を支持するベアリングユニット1
5の大型化の抑制と、フリクションの増大を抑制して、
変速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進
を図るとともに、動力伝達効率を向上させることができ
るのである。
ンブレーキ状態においてもユニット出力軸6に生じるス
ラスト力の総和(Fr+Fg+Fo)を小さくすること
ができ、スラスト荷重を支持するベアリングユニット1
5の大型化の抑制と、フリクションの増大を抑制して、
変速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進
を図るとともに、動力伝達効率を向上させることができ
るのである。
【0121】図8は第6の実施形態を示し、前記第4実
施形態の一定変速機出力ギヤ3bの歯すじを左ねじれに
代えたもので、その他の構成は前記第4実施形態と同様
である。
施形態の一定変速機出力ギヤ3bの歯すじを左ねじれに
代えたもので、その他の構成は前記第4実施形態と同様
である。
【0122】各軸の回転方向は前記第4実施形態と同様
であり、一定変速機出力ギヤ3bが発生するスラスト力
Fgが+方向に代わる他は、前記第4実施形態と同様
に、サンギヤ5aのスラスト力Fs及び変速機出力ギヤ
7のスラスト力Foが+方向となる一方、リングギヤ5
cのスラスト力Frのみが−方向となって、各スラスト
力は次表のようになる。
であり、一定変速機出力ギヤ3bが発生するスラスト力
Fgが+方向に代わる他は、前記第4実施形態と同様
に、サンギヤ5aのスラスト力Fs及び変速機出力ギヤ
7のスラスト力Foが+方向となる一方、リングギヤ5
cのスラスト力Frのみが−方向となって、各スラスト
力は次表のようになる。
【0123】
【表6】
【0124】上記表6において、サンギヤ5aに発生す
る+方向のスラスト力Fsは上記したようにケーシング
14側支持されるため、他のスラスト力Fg、Fr、F
oの向きがすべて同一方向にならないように、一定変速
機出力ギヤ3bと変速機出力ギヤ7のスラスト力Fg、
Fo及びサンギヤ5aのスラスト力Fsの向きが、リン
グギヤ5cのスラスト力Frの反対に設定されて、ユニ
ット出力軸6に生じるスラスト力の総和を低減すること
ができ、スラスト荷重を支持するベアリングユニット1
5の大型化の抑制とフリクションの増大を抑制して、変
速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を
図るとともに、動力伝達効率の向上を図ることができる
のである。
る+方向のスラスト力Fsは上記したようにケーシング
14側支持されるため、他のスラスト力Fg、Fr、F
oの向きがすべて同一方向にならないように、一定変速
機出力ギヤ3bと変速機出力ギヤ7のスラスト力Fg、
Fo及びサンギヤ5aのスラスト力Fsの向きが、リン
グギヤ5cのスラスト力Frの反対に設定されて、ユニ
ット出力軸6に生じるスラスト力の総和を低減すること
ができ、スラスト荷重を支持するベアリングユニット1
5の大型化の抑制とフリクションの増大を抑制して、変
速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を
図るとともに、動力伝達効率の向上を図ることができる
のである。
【0125】図9は第7の実施形態を示し、遊星歯車機
構5のサンギヤ5aが生じるスラスト力Fsと、リング
ギヤ5cが生じるスラスト力Frが相殺される場合、す
なわち、 Fs+Fr=0 となる場合を示したものである。
構5のサンギヤ5aが生じるスラスト力Fsと、リング
ギヤ5cが生じるスラスト力Frが相殺される場合、す
なわち、 Fs+Fr=0 となる場合を示したものである。
【0126】各軸の回転方向は、前記第4実施形態と同
様であり、一定変速機3のギヤ3a側から無段変速機2
を見た場合のユニット入力軸1a、1bの回転方向が反
時計回りに設定され、サンギヤ5aは時計回りに回転す
る。
様であり、一定変速機3のギヤ3a側から無段変速機2
を見た場合のユニット入力軸1a、1bの回転方向が反
時計回りに設定され、サンギヤ5aは時計回りに回転す
る。
【0127】また、車両の前進方向を、ファイナルギヤ
12の反時計回りとすると、ユニット出力軸6及びリン
グギヤ5cの回転方向は時計回りとなる。
12の反時計回りとすると、ユニット出力軸6及びリン
グギヤ5cの回転方向は時計回りとなる。
【0128】ハスバ歯車で構成される一定変速機3、遊
星歯車機構5及び変速機出力ギヤ7の歯すじのねじれ方
向は、一定変速機出力ギヤ3bを左ねじれ、サンギヤ5
aを右ねじれ、リングギヤ5cを左ねじれ、変速機出力
ギヤ7を左ねじれと設定すると、ユニット入力軸1aの
ギヤ3aは右ねじれ、ファイナルギヤ12も右ねじれと
なる。
星歯車機構5及び変速機出力ギヤ7の歯すじのねじれ方
向は、一定変速機出力ギヤ3bを左ねじれ、サンギヤ5
aを右ねじれ、リングギヤ5cを左ねじれ、変速機出力
ギヤ7を左ねじれと設定すると、ユニット入力軸1aの
ギヤ3aは右ねじれ、ファイナルギヤ12も右ねじれと
なる。
【0129】そして、前記従来例の図16及び上記図1
7に示したように、歯すじのねじれ方向と、駆動、従動
の関係から、ユニット出力軸6上のハスバ歯車に発生す
るスラスト力は、一定変速機出力ギヤ3bのスラスト力
Fgが+方向、サンギヤ5aのスラスト力Fsが−方
向、リングギヤ5cのスラスト力Frが+方向、変速機
出力ギヤ7のスラスト力Foが−方向となり、かつ、|
Fs|=|Fr|に設定されて、次表のようになる。
7に示したように、歯すじのねじれ方向と、駆動、従動
の関係から、ユニット出力軸6上のハスバ歯車に発生す
るスラスト力は、一定変速機出力ギヤ3bのスラスト力
Fgが+方向、サンギヤ5aのスラスト力Fsが−方
向、リングギヤ5cのスラスト力Frが+方向、変速機
出力ギヤ7のスラスト力Foが−方向となり、かつ、|
Fs|=|Fr|に設定されて、次表のようになる。
【0130】
【表7】
【0131】遊星歯車機構5の内部で発生するサンギヤ
5aのスラスト力Fsと、リングギヤ5cのスラスト力
Frが相殺されるため、一定変速機出力ギヤ3b、リン
グギヤ5c及び変速機出力ギヤ7のスラスト力Fg、F
oの向きが同一方向とならないように設定すれば、ユニ
ット出力軸6に加わるスラスト力の総和を小さくするこ
とができる。
5aのスラスト力Fsと、リングギヤ5cのスラスト力
Frが相殺されるため、一定変速機出力ギヤ3b、リン
グギヤ5c及び変速機出力ギヤ7のスラスト力Fg、F
oの向きが同一方向とならないように設定すれば、ユニ
ット出力軸6に加わるスラスト力の総和を小さくするこ
とができる。
【0132】そこで、上記表7において、一定変速機出
力ギヤ3b、変速機出力ギヤ7を左ねじれとすること
で、スラスト力Fg、Foの向きが同一方向になること
はなく、相互に相殺する方向となって、ユニット出力軸
6に生じるスラスト力の総和(Fg+Fo)を小さくす
ることができ、スラスト荷重を支持するベアリングユニ
ット15の大型化の抑制と、フリクションの増大を抑制
して、変速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化
の推進を図るとともに、動力伝達効率をさらに向上させ
ることができる。
力ギヤ3b、変速機出力ギヤ7を左ねじれとすること
で、スラスト力Fg、Foの向きが同一方向になること
はなく、相互に相殺する方向となって、ユニット出力軸
6に生じるスラスト力の総和(Fg+Fo)を小さくす
ることができ、スラスト荷重を支持するベアリングユニ
ット15の大型化の抑制と、フリクションの増大を抑制
して、変速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化
の推進を図るとともに、動力伝達効率をさらに向上させ
ることができる。
【0133】図10は第8の実施形態を示し、前記第7
実施形態の一定変速機出力ギヤ3bと変速機出力ギヤ7
の歯すじを、それぞれ右ねじれに代えたもので、その他
の構成は前記第7実施形態と同様である。
実施形態の一定変速機出力ギヤ3bと変速機出力ギヤ7
の歯すじを、それぞれ右ねじれに代えたもので、その他
の構成は前記第7実施形態と同様である。
【0134】各軸の回転方向は前記第7実施形態と同様
であり、一定変速機出力ギヤ3bが発生するスラスト力
Fgが−方向になる一方、変速機出力ギヤ7が発生する
スラスト力Foが+方向となり、各スラスト力は次表の
ようになる。
であり、一定変速機出力ギヤ3bが発生するスラスト力
Fgが−方向になる一方、変速機出力ギヤ7が発生する
スラスト力Foが+方向となり、各スラスト力は次表の
ようになる。
【0135】
【表8】
【0136】遊星歯車機構5の内部で発生するサンギヤ
5aのスラスト力Fsと、リングギヤ5cのスラスト力
Frが相殺されるため、一定変速機出力ギヤ3b、変速
機出力ギヤ7を右ねじれとすることで、スラスト力F
g、Foの向きが同一方向になることはなく、相互に相
殺する方向となって、ユニット出力軸6に生じるスラス
ト力の総和(Fg+Fo)を小さくすることができ、ス
ラスト荷重を支持するベアリングユニット15の大型化
の抑制と、フリクションの増大を抑制して、変速比無限
大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図るとと
もに、動力伝達効率をさらに向上させることができる。
5aのスラスト力Fsと、リングギヤ5cのスラスト力
Frが相殺されるため、一定変速機出力ギヤ3b、変速
機出力ギヤ7を右ねじれとすることで、スラスト力F
g、Foの向きが同一方向になることはなく、相互に相
殺する方向となって、ユニット出力軸6に生じるスラス
ト力の総和(Fg+Fo)を小さくすることができ、ス
ラスト荷重を支持するベアリングユニット15の大型化
の抑制と、フリクションの増大を抑制して、変速比無限
大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図るとと
もに、動力伝達効率をさらに向上させることができる。
【0137】図11は第9の実施形態を示し、前記第7
実施形態の各軸の回転方向を逆にして、遊星歯車機構5
のサンギヤ5aが生じるスラスト力Fsと、リングギヤ
5cが生じるスラスト力Frが相殺される場合を示した
ものである。
実施形態の各軸の回転方向を逆にして、遊星歯車機構5
のサンギヤ5aが生じるスラスト力Fsと、リングギヤ
5cが生じるスラスト力Frが相殺される場合を示した
ものである。
【0138】各軸の回転方向は、前記第1実施形態と同
様であり、一定変速機3のギヤa側から無段変速機2を
見た場合のユニット入力軸1a、1bの回転方向が時計
回りに設定され、サンギヤ5aは反時計回りに回転す
る。
様であり、一定変速機3のギヤa側から無段変速機2を
見た場合のユニット入力軸1a、1bの回転方向が時計
回りに設定され、サンギヤ5aは反時計回りに回転す
る。
【0139】また、車両の前進方向を、ファイナルギヤ
12の時計回りとすると、ユニット出力軸6及びリング
ギヤ5cの回転方向は反時計回りとなる。
12の時計回りとすると、ユニット出力軸6及びリング
ギヤ5cの回転方向は反時計回りとなる。
【0140】ハスバ歯車で構成される一定変速機3、遊
星歯車機構5及び変速機出力ギヤ7の歯すじのねじれ方
向は、一定変速機出力ギヤ3bを右ねじれ、サンギヤ5
aを左ねじれ、リングギヤ5cを右ねじれ、変速機出力
ギヤ7を右ねじれと設定すると、ユニット入力軸1aの
ギヤ3aは左ねじれ、ファイナルギヤ12も左ねじれと
なる。
星歯車機構5及び変速機出力ギヤ7の歯すじのねじれ方
向は、一定変速機出力ギヤ3bを右ねじれ、サンギヤ5
aを左ねじれ、リングギヤ5cを右ねじれ、変速機出力
ギヤ7を右ねじれと設定すると、ユニット入力軸1aの
ギヤ3aは左ねじれ、ファイナルギヤ12も左ねじれと
なる。
【0141】そして、前記従来例の図16及び上記図1
7に示したように、歯すじのねじれ方向と、駆動、従動
の関係から、ユニット出力軸6上のハスバ歯車に発生す
るスラスト力は、一定変速機出力ギヤ3bのスラスト力
Fgが+方向、サンギヤ5aのスラスト力Fsが−方
向、リングギヤ5cのスラスト力Frが+方向、変速機
出力ギヤ7のスラスト力Foが−方向となり、かつ、|
Fs|=|Fr|に設定されて、次表のようになる。
7に示したように、歯すじのねじれ方向と、駆動、従動
の関係から、ユニット出力軸6上のハスバ歯車に発生す
るスラスト力は、一定変速機出力ギヤ3bのスラスト力
Fgが+方向、サンギヤ5aのスラスト力Fsが−方
向、リングギヤ5cのスラスト力Frが+方向、変速機
出力ギヤ7のスラスト力Foが−方向となり、かつ、|
Fs|=|Fr|に設定されて、次表のようになる。
【0142】
【表9】
【0143】遊星歯車機構5の内部で発生するサンギヤ
5aのスラスト力Fsと、リングギヤ5cのスラスト力
Frが相殺されるため、一定変速機出力ギヤ3b、変速
機出力ギヤ7を右ねじれとすることで、スラスト力F
g、Foの向きが同一方向になることはなく、相互に相
殺する方向となって、ユニット出力軸6に生じるスラス
ト力の総和(Fg+Fo)を小さくすることができ、ス
ラスト荷重を支持するベアリングユニット15の大型化
の抑制と、フリクションの増大を抑制して、変速比無限
大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図るとと
もに、動力伝達効率をさらに向上させることができる。
5aのスラスト力Fsと、リングギヤ5cのスラスト力
Frが相殺されるため、一定変速機出力ギヤ3b、変速
機出力ギヤ7を右ねじれとすることで、スラスト力F
g、Foの向きが同一方向になることはなく、相互に相
殺する方向となって、ユニット出力軸6に生じるスラス
ト力の総和(Fg+Fo)を小さくすることができ、ス
ラスト荷重を支持するベアリングユニット15の大型化
の抑制と、フリクションの増大を抑制して、変速比無限
大無段変速機の耐久性の向上と小型化の推進を図るとと
もに、動力伝達効率をさらに向上させることができる。
【0144】図12は第10の実施形態を示し、前記第
9実施形態に示した一定変速機出力ギヤ3bと変速機出
力ギヤ7の歯すじのねじれ方向を左ねじれとしたもの
で、その他の構成は前記第9実施形態と同様である。
9実施形態に示した一定変速機出力ギヤ3bと変速機出
力ギヤ7の歯すじのねじれ方向を左ねじれとしたもの
で、その他の構成は前記第9実施形態と同様である。
【0145】この場合では、ユニット出力軸6上のハス
バ歯車に発生するスラスト力は、一定変速機出力ギヤ3
bのスラスト力Fgが−方向、サンギヤ5aのスラスト
力Fsが−方向、リングギヤ5cのスラスト力Frが+
方向、変速機出力ギヤ7のスラスト力Foが+方向とな
り、かつ、|Fs|=|Fr|に設定されて、次表のよ
うになる。
バ歯車に発生するスラスト力は、一定変速機出力ギヤ3
bのスラスト力Fgが−方向、サンギヤ5aのスラスト
力Fsが−方向、リングギヤ5cのスラスト力Frが+
方向、変速機出力ギヤ7のスラスト力Foが+方向とな
り、かつ、|Fs|=|Fr|に設定されて、次表のよ
うになる。
【0146】
【表10】
【0147】したがって、遊星歯車機構5の内部で発生
するサンギヤ5aのスラスト力Fsと、リングギヤ5c
のスラスト力Frが相殺されるため、一定変速機出力ギ
ヤ3b、変速機出力ギヤ7を左ねじれとすることで、ス
ラスト力Fg、Foの向きが同一方向になることはな
く、相互に相殺する方向となって、ユニット出力軸6に
生じるスラスト力の総和(Fg+Fo)を小さくするこ
とができ、スラスト荷重を支持するベアリングユニット
15の大型化の抑制と、フリクションの増大を抑制し
て、変速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化の
推進を図るとともに、動力伝達効率をさらに向上させる
ことができる。
するサンギヤ5aのスラスト力Fsと、リングギヤ5c
のスラスト力Frが相殺されるため、一定変速機出力ギ
ヤ3b、変速機出力ギヤ7を左ねじれとすることで、ス
ラスト力Fg、Foの向きが同一方向になることはな
く、相互に相殺する方向となって、ユニット出力軸6に
生じるスラスト力の総和(Fg+Fo)を小さくするこ
とができ、スラスト荷重を支持するベアリングユニット
15の大型化の抑制と、フリクションの増大を抑制し
て、変速比無限大無段変速機の耐久性の向上と小型化の
推進を図るとともに、動力伝達効率をさらに向上させる
ことができる。
【0148】なお、上記実施形態において、動力循環モ
ードクラッチ9の配設位置をカウンタギヤ3bとキャリ
ア5bの間に配設した一例を示したが、動力循環モード
クラッチ9はユニット入力軸1aからユニット出力軸6
の変速機出力ギヤ7までの間の任意の位置に配設するこ
とができ、例えば、図13に示すように、リングギヤ5
cとユニット出力軸6の間に配設したり、図14に示す
ように、ユニット入力軸1aと一定変速機3のギヤ3a
との間に配設したり、あるいは、図15に示すように、
サンギヤ5aに連結された無段変速機出力軸4の途中に
介装してもよく、これらの配設位置では上記実施形態と
等価となる。
ードクラッチ9の配設位置をカウンタギヤ3bとキャリ
ア5bの間に配設した一例を示したが、動力循環モード
クラッチ9はユニット入力軸1aからユニット出力軸6
の変速機出力ギヤ7までの間の任意の位置に配設するこ
とができ、例えば、図13に示すように、リングギヤ5
cとユニット出力軸6の間に配設したり、図14に示す
ように、ユニット入力軸1aと一定変速機3のギヤ3a
との間に配設したり、あるいは、図15に示すように、
サンギヤ5aに連結された無段変速機出力軸4の途中に
介装してもよく、これらの配設位置では上記実施形態と
等価となる。
【図1】本発明の一実施形態を示す変速比無限大無段変
速機の概略構成図。
速機の概略構成図。
【図2】同じく変速比無限大無段変速機の要部断面図。
【図3】ハスバ歯車の歯すじを示す変速比無限大無段変
速機の概略構成図。
速機の概略構成図。
【図4】第2の実施形態を示し、ハスバ歯車の歯すじを
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
【図5】第3の実施形態を示し、ハスバ歯車の歯すじを
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
【図6】第4の実施形態を示し、ハスバ歯車の歯すじを
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
【図7】第5の実施形態を示し、ハスバ歯車の歯すじを
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
【図8】第6の実施形態を示し、ハスバ歯車の歯すじを
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
【図9】第7の実施形態を示し、ハスバ歯車の歯すじを
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
【図10】第8の実施形態を示し、ハスバ歯車の歯すじ
を示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
を示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
【図11】第9の実施形態を示し、ハスバ歯車の歯すじ
を示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
を示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
【図12】第10の実施形態を示し、ハスバ歯車の歯す
じを示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
じを示す変速比無限大無段変速機の概略構成図。
【図13】他の実施形態を示し、変速比無限大無段変速
機の概略構成図。
機の概略構成図。
【図14】他の実施形態を示し、変速比無限大無段変速
機の概略構成図。
機の概略構成図。
【図15】他の実施形態を示し、変速比無限大無段変速
機の概略構成図。
機の概略構成図。
【図16】ハスバ歯車の歯すじと駆動、従動関係に応じ
たスラスト力の発生を示す説明図で、(A)は左ねじれ
のハスバ歯車を駆動側とした場合、(B)は右ねじれの
ハスバ歯車を駆動側とした場合をそれぞれ示す。
たスラスト力の発生を示す説明図で、(A)は左ねじれ
のハスバ歯車を駆動側とした場合、(B)は右ねじれの
ハスバ歯車を駆動側とした場合をそれぞれ示す。
【図17】ハスバ歯車で構成された遊星歯車機構の歯す
じと駆動、従動関係に応じたスラスト力の発生を示す説
明図である。
じと駆動、従動関係に応じたスラスト力の発生を示す説
明図である。
1a、1b ユニット入力軸
2 無段変速機
3 一定変速機
3a ギヤ
3b 一定変速機出力ギヤ
5 遊星歯車機構
6 ユニット出力軸
7 変速機出力ギヤ
8 ディファレンシャルギヤ
9 動力循環モードクラッチ
10 直結モードクラッチ
14 ケーシング
15 ベアリングユニット
16 ローラベアリング
17 ボールベアリング
30〜35 ニードルベアリング
50 リング支持壁
51 支持部材
フロントページの続き
(58)調査した分野(Int.Cl.7,DB名)
F16H 37/02
F16H 15/38
Claims (13)
- 【請求項1】ユニット入力軸にそれぞれ連結された無段
変速機及び一定変速機と、 ユニット入力軸と平行に配置されたユニット出力軸に配
設されるとともに、無段変速機の出力軸に連結したサン
ギヤと、シングルピニオンで構成されて一定変速機の出
力軸に連結したキャリアと、ユニット出力軸に連結した
リングギヤと、からなる遊星歯車機構と、 前記ユニット入力軸からキャリアを介して無段変速機出
力部に至る伝達経路の途中に介装された動力循環モード
クラッチと、 前記遊星歯車機構のサンギヤ、キャリア、リングギヤの
うちの2つの要素の間に介装された直結モードクラッチ
と、 前記無段変速機から前記サンギヤへ駆動力を伝達する無
段変速機出力経路と、 伝動手段を介して前記ユニット出力軸と連結した差動装
置とを備えた変速比無限大無段変速機において、 前記一定変速機、遊星歯車機構及び伝動手段はそれぞれ
ハスバ歯車で構成されて、前記動力循環モードクラッチ
を締結する一方、前記直結モードクラッチを解放した動
力循環モードのときには、前記リングギヤとサンギヤが
発生するスラスト力が相互に打ち消されないねじれ方向
にハスバ歯車の歯すじを設定し、かつ、ユニット出力軸
上の一定変速機、伝動手段及びリングギヤが発生するス
ラスト力のうち、少なくともひとつが異なる方向となる
ようにハスバ歯車の歯すじをそれぞれ設定したことを特
徴とする変速比無限大無段変速機。 - 【請求項2】 前記ユニット出力軸の一端に伝動手段の
ハスバ歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時
には、この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方
向を反時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力
軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リ
ングギヤが左ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段
が左ねじれに設定されたことを特徴とする請求項1に記
載の変速比無限大無段変速機。 - 【請求項3】 前記ユニット出力軸の一端に伝動手段の
ハスバ歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時
には、この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方
向を反時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力
軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リ
ングギヤが左ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段
が右ねじれに設定されたことを特徴とする請求項1に記
載の変速比無限大無段変速機。 - 【請求項4】 前記ユニット出力軸の一端に伝動手段の
ハスバ歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時
には、この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方
向を反時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力
軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リ
ングギヤが左ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段
が左ねじれに設定されたことを特徴とする請求項1に記
載の変速比無限大無段変速機。 - 【請求項5】 前記ユニット出力軸の一端に伝動手段の
ハスバ歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時
には、この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方
向を時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸
上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リン
グギヤが右ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段が
右ねじれに設定されたことを特徴とする請求項1に記載
の変速比無限大無段変速機。 - 【請求項6】 前記ユニット出力軸の一端に伝動手段の
ハスバ歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時
には、この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方
向を時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸
上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リン
グギヤが右ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が
左ねじれに設定されたことを特徴とする請求項1に記載
の変速比無限大無段変速機。 - 【請求項7】 前記ユニット出力軸の一端に伝動手段の
ハスバ歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進時
には、この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転方
向を時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力軸
上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、リン
グギヤが右ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段が
右ねじれに設定されたことを特徴とする請求項1に記載
の変速比無限大無段変速機。 - 【請求項8】前記遊星歯車機構のサンギヤとリングギヤ
の歯数比をαとし、ユニット出力軸上のハスバ歯車のピ
ッチ半径をR、ねじれ角をβとしたとき、 【数1】 ただし、βo:伝動手段のねじれ角 βg:一定変速機のねじれ角 βr:リングギヤのねじれ角 Ro:伝動手段のピッチ半径 Rg:一定変速機のピッチ半径 Rr:リングギヤのピッチ半径に設定し たことを特徴とする請求項2または請求項5に
記載の変速比無限大無段変速機。 - 【請求項9】ユニット入力軸にそれぞれ連結された無段
変速機及び一定変速機と、 ユニット入力軸と平行に配置されたユニット出力軸に配
設されるとともに、無段変速機の出力軸に連結したサン
ギヤと、シングルピニオンで構成されて一定変速機の出
力軸に連結したキャリアと、ユニット出力軸に連結した
リングギヤと、からなる遊星歯車機構と、 前記ユニット入力軸からキャリアを介して無段変速機出
力部に至る伝達経路の途中に介装された動力循環モード
クラッチと、 前記遊星歯車機構のサンギヤ、キャリア、リングギヤの
うちの2つの要素の間に介装された直結モードクラッチ
と、 前記無段変速機から前記サンギヤへ駆動力を伝達する無
段変速機出力経路と、 伝動手段を介して前記ユニット出力軸と連結した差動装
置とを備えた変速比無限大無段変速機において、 前記一定変速機、遊星歯車機構及び伝動手段はそれぞれ
ハスバ歯車で構成されて、前記動力循環モードクラッチ
を締結する一方、前記直結モードクラッチを解放した動
力循環モードのときには、前記リングギヤとサンギヤが
発生するスラスト力が相互に打ち消されるねじれ方向に
ハスバ歯車の歯すじを設定し、かつ、ユニット出力軸上
の一定変速機及び伝動手段が発生するスラスト力が異な
る方向となるようにハスバ歯車の歯すじをそれぞれ設定
したことを特徴とする変速比無限大無段変速機。 - 【請求項10】 前記ユニット出力軸の一端に伝動手段
のハスバ歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進
時には、この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転
方向を時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力
軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リ
ングギヤが左ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手段
が左ねじれに設定されたことを特徴とする請求項9に記
載の変速比無限大無段変速機。 - 【請求項11】 前記ユニット出力軸の一端に伝動手段
のハスバ歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進
時には、この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転
方向を時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出力
軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが右ねじれ、リ
ングギヤが左ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手段
が右ねじれに設定されたことを特徴とする請求項9に記
載の変速比無限大無段変速機。 - 【請求項12】 前記ユニット出力軸の一端に伝動手段
のハスバ歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進
時には、この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転
方向を反時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出
力軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、
リングギヤが右ねじれ、一定変速機が右ねじれ、伝動手
段が右ねじれに設定されたことを特徴とする請求項9に
記載の変速比無限大無段変速機。 - 【請求項13】 前記ユニット出力軸の一端に伝動手段
のハスバ歯車を設けるとともに、動力循環モードの前進
時には、この伝動手段側から見たユニット出力軸の回転
方向を反時計回りとし、伝動手段側から見たユニット出
力軸上のハスバ歯車の歯すじを、サンギヤが左ねじれ、
リングギヤが右ねじれ、一定変速機が左ねじれ、伝動手
段が左ねじれに設定されたことを特徴とする請求項9に
記載の変速比無限大無段変速機。
Priority Applications (4)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP07342699A JP3475843B2 (ja) | 1999-03-18 | 1999-03-18 | 変速比無限大無段変速機 |
KR1020000004034A KR100349319B1 (ko) | 1999-01-27 | 2000-01-27 | 변속비 무한대의 무단 변속기 |
EP00101717A EP1024315A3 (en) | 1999-01-27 | 2000-01-27 | Infinite speed ratio transmission device |
US09/492,314 US6306059B1 (en) | 1999-01-27 | 2000-01-27 | Infinite speed ratio transmission device |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP07342699A JP3475843B2 (ja) | 1999-03-18 | 1999-03-18 | 変速比無限大無段変速機 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2000266154A JP2000266154A (ja) | 2000-09-26 |
JP3475843B2 true JP3475843B2 (ja) | 2003-12-10 |
Family
ID=13517914
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP07342699A Expired - Fee Related JP3475843B2 (ja) | 1999-01-27 | 1999-03-18 | 変速比無限大無段変速機 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
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JP4734972B2 (ja) * | 2005-03-09 | 2011-07-27 | トヨタ自動車株式会社 | 歯車装置 |
JP4506541B2 (ja) * | 2005-04-11 | 2010-07-21 | 株式会社エクォス・リサーチ | 無段変速機 |
US8888645B2 (en) * | 2012-07-31 | 2014-11-18 | Gm Global Technology Operations, Llc | Simple planetary gearset continuously variable transmission |
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JP6296924B2 (ja) * | 2014-06-30 | 2018-03-20 | ダイハツ工業株式会社 | 動力分割式無段変速機 |
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---|---|---|---|---|
JP3538996B2 (ja) * | 1995-09-22 | 2004-06-14 | 日本精工株式会社 | トロイダル型無段変速機 |
JPH09210175A (ja) * | 1996-01-31 | 1997-08-12 | Nissan Motor Co Ltd | 変速比無限大無段変速機 |
JP3496397B2 (ja) * | 1996-05-13 | 2004-02-09 | 日産自動車株式会社 | 変速比無限大無段変速機 |
JPH10220551A (ja) * | 1997-02-13 | 1998-08-21 | Nissan Motor Co Ltd | 変速比無限大無段変速機 |
JPH10220552A (ja) * | 1997-02-13 | 1998-08-21 | Nissan Motor Co Ltd | 変速比無限大無段変速機 |
-
1999
- 1999-03-18 JP JP07342699A patent/JP3475843B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2000266154A (ja) | 2000-09-26 |
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Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |