JP3579981B2 - 変速比無限大無段変速機 - Google Patents
変速比無限大無段変速機 Download PDFInfo
- Publication number
- JP3579981B2 JP3579981B2 JP24189095A JP24189095A JP3579981B2 JP 3579981 B2 JP3579981 B2 JP 3579981B2 JP 24189095 A JP24189095 A JP 24189095A JP 24189095 A JP24189095 A JP 24189095A JP 3579981 B2 JP3579981 B2 JP 3579981B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- variable transmission
- continuously variable
- ratio
- gear
- speed
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
Landscapes
- 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無段変速機、特に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】
従来から連続的に変速比を設定可能な車両の変速機としては、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、無段変速機と減速機等を並列的に配設するとともに、これらの出力軸を遊星歯車機構へ入力し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、特開平６−１０１７５４号公報などに開示されている。
【０００３】
これは、図８、図９に示すように、エンジンに結合される変速比無限大無段変速機のユニット入力軸１に、減速比をほぼ連続的に変更可能な無段変速機１と、所定の減速比を備えた減速機３を並列的に連結するとともに、これらの出力軸４、６を遊星歯車機構５へ入力するもので、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、減速機３の出力軸６は動力循環モードクラッチ８を介して遊星歯車機構５のキャリア５ｂに連結される。なお、無段変速機２としては、２組の入力ディスク２１、２１と出力ディスク２２、２２の間に、それぞれ一対のパワーローラ２０、２０を挟持するトロイダル型で構成され、パワーローラ２０の傾転角に応じて変速比を連続的に変更するものである。
【０００４】
サンギヤ５ａと連結した無段変速機出力軸４は、直結モードクラッチ９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７に結合される一方、遊星歯車機構５のリングギヤ５ｃもユニット出力軸７に結合される。なお、ユニット出力軸７は、減速機を介して差動ギヤ１８を駆動する。
【０００５】
この変速比無限大無段変速機では、図８に示すように、動力循環モードクラッチ８を開放する一方、直結モードクラッチ９を締結して無段変速機２の変速比のみで出力を行う直結モードと、図１０に示すように、動力循環モードクラッチ８を締結する一方、直結モードクラッチ９を開放することにより、無段変速機２と減速機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Ｉｉ（ユニット入力軸１とユニット出力軸７の変速比）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。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のような変速比無限大無段変速装置では、直結モードにおけるユニット変速比Ｉｉは無段変速機２の変速比Ｉｃに等しく、一方、動力循環モードにおけるユニット変速比Ｉｉは、無段変速機２の変速比Ｉｃと減速機３の変速比Ｉｇと、遊星歯車機構５のギヤ比αで設定される。したがって、ユニット変速比Ｉｉの範囲は、無段変速機２の変速比幅λと、減速機３の変速比Ｉｇと遊星歯車機構５のギヤ比αによって決まる。このとき変速比幅λは無段変速機２で設定可能な最小値である最小変速比ＩｃＨｉ（最Ｈｉ変速比）と、最大値である最大変速比ＩｃＬｏｗ（最Ｌｏｗ変速比）の変速比範囲の比に応じて決まり、
λ＝ＩｃＬｏｗ／ＩｃＨｉ …（１）
で表されるものである。
【０００７】
しかしながら、上記従来の変速比無限大無段変速機では、減速機３の減速比Ｉｇと、無段変速機２の変速比幅λとの間に関連性が規定されていないため、図１１に示すように、無段変速機２の変速比範囲を、例えば、ＩｃＨｉ＝０．５、ＩｃＬｏｗ＝２．０に設定した変速比幅λ＝４とし、減速機３の減速比Ｉｇを順次減少させると、無段変速機２の変速比幅λに応じた直結モードの変速比Ｉｃの曲線と、無段変速機２と減速機３の変速比と遊星歯車機構５のギヤ比αによって決まる動力循環モードのユニット変速比Ｉｉが交差する点は、減速機３の減速比Ｉｇの減少に応じて図中Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３と変速比が減少する方向（図中左側）へ移行し、これら交点Ｐ１〜Ｐ３が直結モードと動力循環モードの切り換え点となるため、無段変速機２で設定可能なＰ１〜Ｐ３より右側の大きい変速比を有効に利用することができない。
【０００８】
そこで、図１２に示すように、無段変速機２の変速比幅λ＝４を維持して最小変速比ＩｃＨｉと最大変速比ＩｃＬｏｗを変速比の小さい図中左側へシフトすることにより、無段変速機２の変速比幅λを有効に利用しながら直結モードと動力循環モードとを円滑に切り換えることもできるが、この場合、無段変速機２の最小変速比ＩｃＨｉが小さくなるため、図９に示すように、無段変速機２のパワーローラ２０が入力ディスク２１と接触する半径Ｒｉが増大して、無段変速機２が大型化するという問題がある。
【０００９】
一方、図１１において、無段変速機２の変速比範囲をＩｃＨｉ＝０．５、ＩｃＬｏｗ＝２．０に設定した変速比幅λ＝４とし、減速機３の減速比Ｉｇの設定を順次増大させた場合では、直結モードの無段変速機２の変速比Ｉｃの曲線と、動力循環モードのユニット変速比Ｉｉの曲線は交差することなく、無段変速機２で設定可能な最大値である最大変速比ＩｃＬｏｗと、動力循環モードのユニット変速比Ｉｉの最大値Ｉｉｍａｘが離れてしまい、直結モードと動力循環モードの切り換え時に変速比の不連続が発生してしまう。
【００１０】
そこで、図１３に示すように、無段変速機２の変速比幅λ＝４を維持して最小変速比ＩｃＨｉと最大変速比ＩｃＬｏｗを変速比の大きい図中右側へシフトすることで、変速比の不連続を防ぐこともできるが、この場合、無段変速機２の最大変速比ＩｃＬｏｗが大きくなるため、図９に示すように、無段変速機２のパワーローラ２０が出力ディスク２２と接触する半径Ｒｏが増大して、上記と同様に無段変速機２が大型化するという問題があり、いずれにしても、無段変速機２の変速比幅λを有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切換を円滑に行い、かつ、無段変速機の大型化を防ぐのは難しいという問題があった。
【００１１】
そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなされたもので、無段変速機の変速比幅λと減速機３の減速比Ｉｇとの間に所定の関係を設定し、無段変速機の変速比幅λを有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切り換えを円滑に行うとともに、小型化を推進可能な変速比無限大無段変速機を提供することを目的とする。
【００１４】
【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接続された無段変速機及び減速機と、無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が同一方向に設定された変速比無限大無段変速機において、前記減速機の減速比 Ig が無段変速機の変速比幅λに対して、 Ig ＝λ 1/2 または Ig ≦λ 1/2 に設定され、前記遊星歯車機構のサンギヤ歯数／リングギヤ歯数で表されるギヤ比αが、前記無段変速機の変速比幅λに対して、α＞１／（λ−１）に設定される。
また、第２の発明は、ユニット入力軸にそれぞれ接続された無段変速機及び減速機と、無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が逆方向に設定された変速比無限大無段変速機において、前記減速機の減速比 Ig が無段変速機の変速比幅λに対して、 Ig ＝−λ 1/2 または Ig ≧−λ 1/2 に設定され、前記遊星歯車機構のサンギヤ歯数／リングギヤ歯数で表されるギヤ比αが、前記無段変速機の変速比幅λに対して、α＞１／（λ−１）に設定される。
【００１５】
また、第３の発明は、前記第１又は第２の発明において、前記遊星歯車機構のサンギヤ歯数／リングギヤ歯数で表されるギヤ比αが、前記無段変速機の変速比幅λに対して、α＝２／（λ−１）に設定される。
【００１６】
また、第４の発明は、ユニット入力軸にそれぞれ接続された無段変速機及び減速機と、無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が同一方向に設定された変速比無限大無段変速機において、
前記減速機の減速比 Ig が無段変速機の変速比幅λに対して、 Ig ＝λ 1/2 または Ig ≦λ 1/2 に設定され、前記減速比Igは、前記変速比幅λの平方根以下で、かつ、減速機で設定可能な最大値に設定される。
【００１７】
また、第５の発明は、ユニット入力軸にそれぞれ接続された無段変速機及び減速機と、無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が逆方向に設定された変速比無限大無段変速機において、
前記減速機の減速比 Ig が無段変速機の変速比幅λに対して、 Ig ＝−λ 1/2 または Ig ≧−λ 1/2 に設定され、前記減速比Igは、前記変速比幅λの負の平方根を以上で、かつ、減速機で設定可能な最小値に設定される。
【００１８】
【作用】
したがって、第１の発明は、ユニット入力軸へ入力されたトルクは、無段変速機と減速機をそれぞれ経由介して遊星歯車機構のサンギヤ及びキャリアに伝達され、動力循環モードクラッチ及び直結モードクラッチを選択的に締結することで動力循環モードまたは直結モードのうちの一方によりユニット出力軸へトルクを伝達し、直結モードクラッチを締結、動力循環モードクラッチを開放する直結モードでは、ユニット入力軸とユニット出力軸の変速比Ｉｉは、無段変速機で設定された変速比Ｉｃと一致するとともに、ユニット入力軸とユニット出力軸は同一方向に回転することから変速比Ｉｃは正の値となり、直結モードクラッチを開放、動力循環モードクラッチを締結した動力循環モードでは、無段変速機の変速比Ｉｃと、減速機の減速比Ｉｇの差に応じたユニット変速比Ｉｉを得ることができる。
【００１９】
ここで、減速機の減速比Igを無段変速機の変速比幅λ（＝最大変速比IcLow／最小変速比IcHi）に対して、Ig＝λ1/2またはIg≦λ1/2に設定することで、直結モードにおける最大変速比IcLowと、動力循環モードにおける変速比の最大値Iimaxを一致させて、無段変速機の変速比幅を有効に利用しながら動力循環モードと直結モードの切り換え時に変速比の不連続を防いで、動力循環モードと直結モードの切換を連続的に行うことができる。
そして、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＞１／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおけるユニット変速比 Ii は、変速比が無限大となる中立点を含んで前進、後進方向へそれぞれ任意の変速比 Ii を設定することができる。
【００２０】
また、第２の発明は、無段変速機の入力軸と出力軸が連結されたサンギヤの回転方向が異なる場合、無段変速機の変速比Icは負となるが、減速機の減速比Igを無段変速機の変速比幅λ（＝最大変速比IcLow／最小変速比IcHi＞０）に対して、Ig＝−λ1/2またはIg≧−λ1/2に設定することで、直結モードにおける最大変速比IcLowと動力循環モードにおける変速比の最大値Iimaxを一致させて、無段変速機の変速比幅を有効に利用しながら、動力循環モードと直結モードの切り換え時の変速比の不連続を防いで、この切り換えを連続的に行うことができる。尚、この場合には、ユニット出力軸回転をギヤ列を用いて反転させるのが良い。
そして、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＞１／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおけるユニット変速比 Ii は、変速比が無限大となる中立点を含んで前進、後進方向へそれぞれ任意の変速比 Ii を設定することができる。
【００２２】
また、第３の発明は、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＝２／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおいて、後進側の最Ｌｏｗ変速比となる最小変速比Iiminと前進側の最Ｌｏｗ変速比となる最大変速比Iimaxの絶対値をほぼ等しく設定することで、後進側の変速比を最適化することができる。
【００２３】
また、第４の発明は、減速比Igがλ1/2に等しく設定できない場合には、減速比Igがλ1/2より小さく、かつ、減速機で設定可能な最大値とすることで、直結モードと動力循環モードの変速比Iiのオーバーラップを最小限にすることができ、無段変速機の変速比幅λをほぼ有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切り換えを連続的に行うことができる。
【００２４】
また、第５の発明は、無段変速機の入力軸と出力軸が連結されたサンギヤの回転方向が異なる場合、無段変速機の変速比Icは負となるが、減速比Igが−λ1/2に等しく設定できない場合には、減速比Igが−λ1/2より大きく、かつ、減速機で設定可能な最小値とすることで、直結モードと動力循環モードの変速比Iiのオーバーラップを最小限にすることができ、無段変速機の変速比幅λをほぼ有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切り換えを連続的に行うことができる。
【００２５】
【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。
【００２６】
図１は、無段変速機２として前記従来例の図８、図９に示したトロイダル型無段変速機を用いて変速比無限大無段変速機を構成した一例を示しており、動力循環モードクラッチ８を減速機３の入力側に配設し、その他は、前記従来例と同様に構成されており、同一のものに同一の符号を付して重複説明を省略する。
【００２７】
前記従来例と異なる点は、無段変速機２の変速比幅をλ＝４に設定するとともに、この変速比幅λを次式に示すように、Ｌｏｗ側、Ｈｉ側へそれぞれ均等に割り振り、無段変速機２の変速比Ｉｃは次のように設定される。
【００２８】
【数１】
【００２９】
ここで、変速比幅λ＝４であることから、無段変速機２の変速比Ｉｃは、
０．５≦Ｉｃ≦２．０
に設定され、最小変速比ＩｃＨｉ＝０．５、最大変速比ＩｃＬｏｗ＝２．０となる。
【００３０】
この変速比幅λをＬｏｗ側、Ｈｉ側へ均等に割り振ることにより、前記図９に示したパワーローラ２０の入力側の接触半径Ｒｉと出力側の接触半径Ｒｏの最大値を等しく設定することができ、所定の変速比幅λに対して入出力ディスク２１、２２の外径を最小に設定して無段変速機２の小型化を推進することができるのである。
【００３１】
そして、減速機３の減速比Ｉｇは、次式に示すように、無段変速機２の変速比幅λに応じて設定される。
【００３２】
【数２】
【００３３】
変速比幅λ＝４の場合では、減速比Ｉｇ＝２．０に設定される。
【００３４】
ここで、動力循環モードにおけるユニット変速比Ｉｉは、無段変速機２の変速比Ｉｃと、減速機３の減速比Ｉｇの差に応じて設定されることから遊星歯車機構５の変速比の影響を受け、無段変速機２の出力軸４に連結されたサンギヤ５ａの歯数Ｓと、ユニット出力軸７に連結されたリングギヤ５ｃの歯数Ｒとの比を遊星歯車機構５のギヤ比αとし、
α＝Ｓ／Ｒ ≒ ０．５３７ …（４）
に設定する。このとき、サンギヤ５ａ及びリンギヤ５ｃの歯数は例えば、Ｓ＝３６、Ｒ＝６７に設定される。
【００３５】
以上のように構成され、次に作用について説明する。
【００３６】
動力循環モードクラッチ８を締結する一方、直結モードクラッチ９を開放する動力循環モード時のユニット変速比Ｉｉは、無段変速機２の変速比Ｉｃ、減速機３の減速比Ｉｇ、遊星歯車機構５のギヤ比αより次式のようになる。
【００３７】
１／Ｉｉ ＝ （１＋α）／Ｉｇ − α／Ｉｃ …（５）
一方、直結モードクラッチ９を締結して、動力循環モードクラッチ８を開放する無段変速機２の直結モードでは、ユニット変速比Ｉｉは、上記したように
１／Ｉｉ ＝ １／Ｉｃ …（６）
となる。
【００３８】
ここで、動力循環モードにおけるユニット変速比Ｉｉについて、１／Ｉｉの大きさに応じて、図２に示すように、１／Ｉｉ＝０のギヤードニュートラル状態、１／Ｉｉ＜０の後進状態、１／Ｉｉ＞０の前進状態の３つに場合分けすることができ、以下、それぞれの状態について説明する。
【００３９】
（Ｉ）ギヤードニュートラル状態
上記（５）式より、
【００４０】
【数３】
【００４１】
のときに、１／Ｉｉ ＝ ０、すなわち、ユニット変速比Ｉｉは無限大となり、ユニット入力軸１を回転させながら、ユニット出力軸７を停止することができる。
【００４２】
（ＩＩ）後進状態
同様に上記（５）式より、
【００４３】
【数４】
【００４４】
のときには、１／Ｉｉ＜０となって、車両は後進状態となる。
【００４５】
（ＩＩＩ）前進状態
同様に上記（５）式より、
【００４６】
【数５】
【００４７】
のときには、１／Ｉｉ＞０となって、車両は前進状態となり、無段変速機２の変速比Ｉｃがα×Ｉｇ／（１＋α）から徐々に大きくなると、ユニット変速比の逆数１／Ｉｉも徐々に増大し、無段変速機２の最大変速比ＩｃＬｏｗ（最Ｌｏｗ変速比）のとき、上記（２）、（３）式より、Ｉｃ＝λ１／２＝Ｉｇであり、
【００４８】
【数６】
【００４９】
となる。
【００５０】
無段変速機２の変速比Ｉｃと、減速機３の減速比Ｉｇが等しくなる図２の点Ｐにおいて、動力循環モードクラッチ８の開放、直結モードクラッチ９の締結を同期的に行えば、
【００５１】
【数７】
【００５２】
であり、無段変速機２の変速比幅λを有効に利用しながら動力循環モードと直結モードの切り換え前後の変速比を同一にすることができ、前記従来例のような変速比の不連続を防いで、直結及び動力循環モードの切り換えを連続的に行うことで円滑な運転性を得ることができるのであり、前記従来例のように、無段変速機２の大型化（入出力ディスクの大径化）などが不要になって、無段変速機２の小型化も推進することが可能となるのである。
【００５３】
なお、無段変速機２の変速比幅λをＨｉ側、Ｌｏｗ側へそれぞれ均等に振り分けることによって、パワーローラ２０の入力側と出力側の接触半径Ｒｉ、Ｒｏを等しく設定することで、入出力ディスクの外径を最小にすることができ、無段変速機２の小型化をさらに推進することができるのである。
【００５４】
なお、上記実施形態において、遊星歯車機構５のギヤ比αを約０．５３７に設定したが、動力循環モードにおいて、無段変速機２の変速比Ｉｃの最小変速比ＩｃＨｉ＝１／λ１／２のときに、後進状態、すなわち、ユニット変速比Ｉｉの最小値Ｉｉｍｉｎ＜０となるように設定しなければならない。したがって、
【００５５】
【数８】
【００５６】
の関係から、
【００５７】
【数９】
【００５８】
となる。
【００５９】
したがって、上記（１３）式より、無段変速機２の変速比幅λ＝４の場合には、遊星歯車機構５のサンギヤ５ａとリングギヤ５ｃのギヤ比はα＞１／３に設定され、遊星歯車機構５のギヤ比αを１／（λ−１）より大きく設定することにより、動力循環モードでは中立点（ギヤードニュートラル）を含んだ前後へ任意の変速比Ｉｉを設定することができ、従来の車両のように発進要素（クラッチ、流体継ぎ手）及び逆転機構を不要にすることができ、無段変速機２の変速比幅λを有効に利用しながら、変速機の小型化及び軽量化を推進することができるのである。
【００６０】
ここで、遊星歯車機構５のギヤ比αについて考えると、図３に示すように、直結モードの最大変速比ＩｃＬｏｗのとき、
１／Ｉｉ＝１／Ｉｃ＝１／λ１／２
であり、動力循環モードによる後進側の最Ｈｉ側となるユニット変速比の最小値Ｉｉｍｉｎ＝−λ１／２として、前進側の最Ｌｏｗ変速比Ｉｉｍａｘ＝Ｉｃｌｏｗと後進側の最Ｈｉ変速比Ｉｉｍｉｎの絶対値をほぼ等しく設定するのが望ましい。このため、
【００６１】
【数１０】
【００６２】
とする。
【００６３】
したがって、無段変速機２の変速比幅λ＝４の場合には、遊星歯車機構５のギヤ比α≒２／３のときに、直結モードによる前進側の最Ｌｏｗ側変速比ＩｃＬｏｗと動力循環モードによる後進側の最Ｈｉ側変速比Ｉｉｍｉｎの絶対値をほぼ等しく設定して後進時の変速比Ｉｉ＜０を最適化し、前進及び後進時の発進性をほぼ同等にすることで運転性を向上させることができる。
【００６４】
図４は第２の実施形態を示し、前記第１実施形態に示した減速機３が上記（３）式に示した、減速比Ｉｇ＝λ１／２を達成できないような場合を示し、その他は前記第１実施形態と同様である。
【００６５】
例えば、無段変速機２の変速比幅λ＝４．３に設定した場合、
λ１／２＝２．０７３６…
となって、このような減速比Ｉｇを実現できない場合には、減速比Ｉｇをλ１／２より若干小さい値、すなわち、λ１／２以下で設定可能な最大値に設定し、例えば、減速機３を４１：２０のギヤ等により構成し、減速比Ｉｇ＝２．０５とする。
【００６６】
そして、この変速比幅λ＝４．３に応じて上記（１５）式から遊星歯車機構５のギヤ比αは、α＝２／（λ−１）＝２０／３５として、サンギヤ５ａの歯数＝２０、リングギヤ５ｃの歯数＝３５に設定する。
【００６７】
この場合、図４に示すように、直結モードと動力循環モードの切り換え点Ｐでは、減速比Ｉｇと変速比幅λの平方根の差に応じて、直結モードの変速比Ｉｃと動力循環モードＩｉはオーバーラップして、直結モードの最大変速比ＩｃＬｏｗと、動力循環モードの変速比の最大値Ｉｉｍａｘとの間には、減速比Ｉｇと変速比幅λの平方根の差に応じたユニット変速比の差ΔＩが生じるが、減速機３の減速比Ｉｇを無段変速機２の変速比幅λの平方根より所定の範囲以内で小さく設定することにより、前記第１実施形態と同様に、直結モードと動力循環モードの切り換え時にユニット変速比Ｉｉの不連続を発生することなく円滑に切り換えることができるとともに、無段変速機２の変速比幅λをほぼ有効に利用して小型化を推進することができる。
【００６８】
図５は第３の実施形態を示し、前記第１実施形態に示した無段変速機２が、変速比Ｉｃ＜０の範囲で変速を行う場合を示す。
【００６９】
変速比Ｉｃが負となる場合は、無段変速機２の出力軸４が入力軸の回転方向に対して逆方向に回転する場合を負の変速比で定義し、減速機３の減速比Ｉｇについても、同様にして、入力軸と出力軸の回転方向が異なる場合には減速比Ｉｇ＜０と定義する。
【００７０】
無段変速機２として、トロイダル型無段変速機を採用した場合には、入力軸と出力軸の回転方向が逆であるため、変速比Ｉｃは負である。なお、ベルト式を採用した場合には、入力軸と出力軸の回転方向は同一であるため、変速比Ｉｃは正である。
【００７１】
変速比Ｉｃ＜０の場合でも変速比幅λは、負／負であるため前記実施形態と同様に正の値となり、上記（３）式より減速比Ｉｇは、
【００７２】
【数１１】
【００７３】
で設定するか、あるいは、減速機３がこの（１６）式による減速比Ｉｇを実現できない場合には、前記第２実施形態と同様にして、減速比Ｉｇを−λ１／２より若干大きい値、すなわち、−λ１／２以上で設定可能な最小値とすればよい。
【００７４】
例えば、無段変速機２の変速比幅λ＝４、変速比Ｉｃが−２．０≦Ｉｃ≦−０．５の場合では、
Ｉｇ＝−λ１／２＝−２．０
また、上記（１５）式より、
α＝２／（λ−１）＝２０／３０
とすれば、直結モードの変速比Ｉｃと動力循環モードのユニット変速比Ｉｉは、前記第１実施形態の図２の変速比Ｉｃの正負を逆転した図５に示すようになり、前記実施形態と同様に、切り換え点Ｐでの直結モードと動力循環モードの切り換えを円滑に行いながら、無段変速機２の変速比を有効に利用して小型化を推進することができるのである。
【００７５】
また、前記第２実施形態のように、減速機３が上記（１６）を実現できない場合の具体例を示すと、上記と同様に変速比幅λ＝４．３とすると、変速比Ｉｃは上記（２）式より、
−λ１／２＝−２．０７３６…≦Ｉｃ≦−０．４８２２…＝−１／λ１／２
となる。ここで、減速機３の減速比Ｉｇは負であるため、上記と同様にして、−λ１／２以上で設定可能な最小値とすればよく、例えば、
Ｉｇ＝−２．０５
さらに、遊星歯車機構５のギヤ比αは、上記（１５）式から、
α＝２／（λ−１）＝２０／３３
とすると、直結モードの変速比Ｉｃと動力循環モードのユニット変速比Ｉｉは、前記第２実施形態の図４の変速比Ｉｃの正負を逆転した図６に示すようになり、前記実施形態と同様に、切り換え点Ｐでの直結モードと動力循環モードの切り換えを円滑に行いながら、無段変速機２の変速比をほぼ有効に利用して小型化を推進することができるのである。
【００７６】
なお、無段変速機２の変速比Ｉｃが上記のように負となる場合には、図７に示すように、リングギヤ５ｃ及び直結モードクラッチ９以降のユニット出力軸７に回転方向を逆転させるギヤ１０を設けてもよい。
【００７７】
ここで、前記第２、第３実施形態において、減速機３が上記（３）式を実現できない場合には、変速比Ｉｃが正の場合には減速比Ｉｇをλ１／２を越えない最大値に、変速比Ｉｃが負の場合には減速比Ｉｇを−λ１／２を越える最小値に設定したが、このような減速比Ｉｇの設定について、以下に詳述する。
【００７８】
減速機３は、通常相互に歯合するギヤや、チェーンを介して連結したスプロケット等の噛合伝達手段で構成されており、これら、ギヤあるいはスプロケットを一対で構成した場合について考える。
【００７９】
一対のギヤまたはスプロケットの歯数を、それぞれｍ，ｎとし、上記より変速比Ｉｃ＞０のときには、Ｉｇ≦λ１／２であるから、Ｉｇ＝ｎ／ｍすると、
ｎ／ｍ ≦ λ１／２
の関係を満たす、ように変速比幅λの正負に応じて、λ１／２の絶対値を越えない範囲で最大の減速比Ｉｇを設定する。
【００８０】
ここで、騒音、振動を考慮した場合には、ｍ，ｎを大きく設定したいが、強度、コストを考慮した場合には、ｍ，ｎを小さく設定するほうが望ましく、この場合では、
１０≦ｍ，ｎ≦９９
の間で設定するのが望ましい。
【００８１】
ここで、歯数ｍを固定して歯数ｎを変化させる場合を考えると、λ１／２を越えず、かつ、１０≦ｍ，ｎ≦９９の条件を満たす歯数ｍ，ｎは次表のようになる。
【００８２】
【表１】
【００８３】
上記表中二重枠内が、上記条件を満足して歯数ｍに応じて設定可能な最大の歯数ｎを示し、一方、表中網かけ部はλ１／２を越える歯数ｎを示し、上記条件を満足できない領域である。また、歯数ｍ≧４９の場合にはｎ≧１００となるため、この場合では採用できない。
【００８４】
こうして、減速機３が減速比Ｉｇ＝λ１／２となるように構成できない場合には、減速比Ｉｇをλ１／２を越えない最大の減速比に設定すれば良いのである。
【００８５】
なお、上記実施形態において、ユニット出力軸７をリングギヤ５ｃに、減速機出力軸６をキャリア５ｂに結合したが、図示はしないが、ユニット出力軸７をキャリア５ｂに、減速機出力軸６をリングギヤ５ｃに結合してもよい。
【００８６】
【発明の効果】
以上説明したように第１の発明は、減速機の減速比Igを無段変速機の変速比幅λ（＝最大変速比IcLow／最小変速比IcHi）に対して、Ig＝λ1/2またはIg≦λ1/2に設定することで、直結モードにおける最大変速比IcLowと動力循環モードにおける変速比の最大値Iimaxを一致させて、無段変速機の変速比幅を有効に利用しながら、無段変速機の変速比 Ic と、減速機の減速比 Ig が等しくなる点Ｐにおいて、動力循環モードクラッチの開放、直結モードクラッチの締結を同期的に行えば、動力循環モードと直結モードの切り換えを連続的に行うことができ、前記従来例に比して運転性を向上させながらも、所定の変速比幅λに対して入出力ディスクの外径を最小に設定でき、前記従来例のような無段変速機の大型化を行う必要がなくなって、変速機の小型化及び軽量化も推進することができる。そして、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＞１／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおけるユニット変速比 Ii は、変速比が無限大となる中立点を含んで前進、後進方向へそれぞれ任意の変速比 Ii を設定することができ、クラッチ等の発進要素や逆転機構が不要となって、変速機の小型化、軽量化をさらに推進することが可能となる。
【００８７】
また、第２の発明は、無段変速機の入力軸と出力軸が連結されたサンギヤの回転方向が異なる場合、無段変速機の変速比Icは負となるが、減速機の減速比Igを無段変速機の変速比幅λ（＝最大変速比IcLow／最小変速比IcHi＞０）に対して、Ig＝−λ1/2またはIg≧−λ1/2に設定することで、直結モードにおける最大変速比IcLowと動力循環モードにおける変速比の最大値Iimaxを一致させて、無段変速機の変速比幅を有効に利用しながら、無段変速機の変速比 Ic と、減速機の減速比 Ig が等しくなる点Ｐにおいて、動力循環モードクラッチの開放、直結モードクラッチの締結を同期的に行えば、動力循環モードと直結モードの切り換え時の変速比の不連続を防いで、前記従来例に比して運転性を向上させながらも、所定の変速比幅λに対して入出力ディスクの外径を最小に設定でき、前記従来例のような無段変速機の大型化を行う必要がなくなって、変速機の小型化及び軽量化も推進することができる。そして、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＞１／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおけるユニット変速比 Ii は、変速比が無限大となる中立点を含んで前進、後進方向へそれぞれ任意の変速比 Ii を設定することができ、クラッチ等の発進要素や逆転機構が不要となって、変速機の小型化、軽量化をさらに推進することが可能となる。
【００８９】
また、第３の発明は、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＝２／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおいて、後進側の最Ｌｏｗ変速比となる最小変速比Iiminと前進側の最Ｌｏｗ変速比となる最大変速比Iimaxの絶対値をほぼ等しく設定することで、後進側の変速比を最適化することができ、運転性を向上させることが可能となる。
【００９０】
また、第４の発明は、減速比Igがλ1/2に等しく設定できない場合には、減速比Igがλ1/2より小さく、かつ、減速機で設定可能な最大値に設定することで、直結モードと動力循環モードの変速比Iiのオーバーラップを最小限にすることができ、無段変速機の変速比幅λをほぼ有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切り換えを連続的に行うことができ、運転性の向上を推進することが可能となる。
【００９１】
また、第５の発明は、無段変速機の入力軸と出力軸が連結されたサンギヤの回転方向が異なる場合にも、直結モードと動力循環モードの変速比Iiのオーバーラップを最小限にすることができ、無段変速機の変速比幅λをほぼ有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切り換えを連続的に行うことができ、運転性の向上を推進することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【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念図。
【図２】同じく無段変速機の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図３】同じくユニット変速比の最大値Ｉｉｍａｘと最小値Ｉｉｍｉｎの絶対値を等しく設定した場合の無段変速機の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図４】第２の実施形態を示し、減速比Ｉｇを変速比幅λの平方根に等しく設定できない場合の無段変速機の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図５】第３の実施形態を示し、無段変速機の変速比Ｉｃが負となる場合の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図６】同じく、無段変速機の変速比Ｉｃが負で、かつ、減速比Ｉｇを変速比幅λに等しく設定できない場合の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図７】同じく、無段変速機の変速比Ｉｃが負の場合で、ユニット出力軸に逆転ギヤを設けた変速比無限大無段変速機の概念図。
【図８】従来の変速比無限大無段変速機の概念図で、直結モードを示す。
【図９】同じく、概略構成図。
【図１０】同じく、動力循環モードを示す変速比無限大無段変速機の概念図。
【図１１】従来の無段変速機の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数の関係を示すグラフ。
【図１２】同じく、変速比幅λを維持して無段変速機の変速比Ｉｃを小さい側へシフトした場合の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図１３】同じく、変速比幅λを維持して無段変速機の変速比Ｉｃを大きい側へシフトした場合の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【符号の説明】
１ ユニット入力軸
２ 無段変速機
３ 減速機
４ 無段変速機出力軸
５ 遊星歯車機構
６ 減速機出力軸
７ ユニット出力軸
８ 動力循環モードクラッチ
９ 直結モードクラッチ
２０ パワーローラ
２１ 入力ディスク
２２ 出力ディスク
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両などに採用される無段変速機、特に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】
従来から連続的に変速比を設定可能な車両の変速機としては、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、無段変速機と減速機等を並列的に配設するとともに、これらの出力軸を遊星歯車機構へ入力し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、特開平６−１０１７５４号公報などに開示されている。
【０００３】
これは、図８、図９に示すように、エンジンに結合される変速比無限大無段変速機のユニット入力軸１に、減速比をほぼ連続的に変更可能な無段変速機１と、所定の減速比を備えた減速機３を並列的に連結するとともに、これらの出力軸４、６を遊星歯車機構５へ入力するもので、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、減速機３の出力軸６は動力循環モードクラッチ８を介して遊星歯車機構５のキャリア５ｂに連結される。なお、無段変速機２としては、２組の入力ディスク２１、２１と出力ディスク２２、２２の間に、それぞれ一対のパワーローラ２０、２０を挟持するトロイダル型で構成され、パワーローラ２０の傾転角に応じて変速比を連続的に変更するものである。
【０００４】
サンギヤ５ａと連結した無段変速機出力軸４は、直結モードクラッチ９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７に結合される一方、遊星歯車機構５のリングギヤ５ｃもユニット出力軸７に結合される。なお、ユニット出力軸７は、減速機を介して差動ギヤ１８を駆動する。
【０００５】
この変速比無限大無段変速機では、図８に示すように、動力循環モードクラッチ８を開放する一方、直結モードクラッチ９を締結して無段変速機２の変速比のみで出力を行う直結モードと、図１０に示すように、動力循環モードクラッチ８を締結する一方、直結モードクラッチ９を開放することにより、無段変速機２と減速機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Ｉｉ（ユニット入力軸１とユニット出力軸７の変速比）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。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のような変速比無限大無段変速装置では、直結モードにおけるユニット変速比Ｉｉは無段変速機２の変速比Ｉｃに等しく、一方、動力循環モードにおけるユニット変速比Ｉｉは、無段変速機２の変速比Ｉｃと減速機３の変速比Ｉｇと、遊星歯車機構５のギヤ比αで設定される。したがって、ユニット変速比Ｉｉの範囲は、無段変速機２の変速比幅λと、減速機３の変速比Ｉｇと遊星歯車機構５のギヤ比αによって決まる。このとき変速比幅λは無段変速機２で設定可能な最小値である最小変速比ＩｃＨｉ（最Ｈｉ変速比）と、最大値である最大変速比ＩｃＬｏｗ（最Ｌｏｗ変速比）の変速比範囲の比に応じて決まり、
λ＝ＩｃＬｏｗ／ＩｃＨｉ …（１）
で表されるものである。
【０００７】
しかしながら、上記従来の変速比無限大無段変速機では、減速機３の減速比Ｉｇと、無段変速機２の変速比幅λとの間に関連性が規定されていないため、図１１に示すように、無段変速機２の変速比範囲を、例えば、ＩｃＨｉ＝０．５、ＩｃＬｏｗ＝２．０に設定した変速比幅λ＝４とし、減速機３の減速比Ｉｇを順次減少させると、無段変速機２の変速比幅λに応じた直結モードの変速比Ｉｃの曲線と、無段変速機２と減速機３の変速比と遊星歯車機構５のギヤ比αによって決まる動力循環モードのユニット変速比Ｉｉが交差する点は、減速機３の減速比Ｉｇの減少に応じて図中Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３と変速比が減少する方向（図中左側）へ移行し、これら交点Ｐ１〜Ｐ３が直結モードと動力循環モードの切り換え点となるため、無段変速機２で設定可能なＰ１〜Ｐ３より右側の大きい変速比を有効に利用することができない。
【０００８】
そこで、図１２に示すように、無段変速機２の変速比幅λ＝４を維持して最小変速比ＩｃＨｉと最大変速比ＩｃＬｏｗを変速比の小さい図中左側へシフトすることにより、無段変速機２の変速比幅λを有効に利用しながら直結モードと動力循環モードとを円滑に切り換えることもできるが、この場合、無段変速機２の最小変速比ＩｃＨｉが小さくなるため、図９に示すように、無段変速機２のパワーローラ２０が入力ディスク２１と接触する半径Ｒｉが増大して、無段変速機２が大型化するという問題がある。
【０００９】
一方、図１１において、無段変速機２の変速比範囲をＩｃＨｉ＝０．５、ＩｃＬｏｗ＝２．０に設定した変速比幅λ＝４とし、減速機３の減速比Ｉｇの設定を順次増大させた場合では、直結モードの無段変速機２の変速比Ｉｃの曲線と、動力循環モードのユニット変速比Ｉｉの曲線は交差することなく、無段変速機２で設定可能な最大値である最大変速比ＩｃＬｏｗと、動力循環モードのユニット変速比Ｉｉの最大値Ｉｉｍａｘが離れてしまい、直結モードと動力循環モードの切り換え時に変速比の不連続が発生してしまう。
【００１０】
そこで、図１３に示すように、無段変速機２の変速比幅λ＝４を維持して最小変速比ＩｃＨｉと最大変速比ＩｃＬｏｗを変速比の大きい図中右側へシフトすることで、変速比の不連続を防ぐこともできるが、この場合、無段変速機２の最大変速比ＩｃＬｏｗが大きくなるため、図９に示すように、無段変速機２のパワーローラ２０が出力ディスク２２と接触する半径Ｒｏが増大して、上記と同様に無段変速機２が大型化するという問題があり、いずれにしても、無段変速機２の変速比幅λを有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切換を円滑に行い、かつ、無段変速機の大型化を防ぐのは難しいという問題があった。
【００１１】
そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなされたもので、無段変速機の変速比幅λと減速機３の減速比Ｉｇとの間に所定の関係を設定し、無段変速機の変速比幅λを有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切り換えを円滑に行うとともに、小型化を推進可能な変速比無限大無段変速機を提供することを目的とする。
【００１４】
【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接続された無段変速機及び減速機と、無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が同一方向に設定された変速比無限大無段変速機において、前記減速機の減速比 Ig が無段変速機の変速比幅λに対して、 Ig ＝λ 1/2 または Ig ≦λ 1/2 に設定され、前記遊星歯車機構のサンギヤ歯数／リングギヤ歯数で表されるギヤ比αが、前記無段変速機の変速比幅λに対して、α＞１／（λ−１）に設定される。
また、第２の発明は、ユニット入力軸にそれぞれ接続された無段変速機及び減速機と、無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が逆方向に設定された変速比無限大無段変速機において、前記減速機の減速比 Ig が無段変速機の変速比幅λに対して、 Ig ＝−λ 1/2 または Ig ≧−λ 1/2 に設定され、前記遊星歯車機構のサンギヤ歯数／リングギヤ歯数で表されるギヤ比αが、前記無段変速機の変速比幅λに対して、α＞１／（λ−１）に設定される。
【００１５】
また、第３の発明は、前記第１又は第２の発明において、前記遊星歯車機構のサンギヤ歯数／リングギヤ歯数で表されるギヤ比αが、前記無段変速機の変速比幅λに対して、α＝２／（λ−１）に設定される。
【００１６】
また、第４の発明は、ユニット入力軸にそれぞれ接続された無段変速機及び減速機と、無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が同一方向に設定された変速比無限大無段変速機において、
前記減速機の減速比 Ig が無段変速機の変速比幅λに対して、 Ig ＝λ 1/2 または Ig ≦λ 1/2 に設定され、前記減速比Igは、前記変速比幅λの平方根以下で、かつ、減速機で設定可能な最大値に設定される。
【００１７】
また、第５の発明は、ユニット入力軸にそれぞれ接続された無段変速機及び減速機と、無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が逆方向に設定された変速比無限大無段変速機において、
前記減速機の減速比 Ig が無段変速機の変速比幅λに対して、 Ig ＝−λ 1/2 または Ig ≧−λ 1/2 に設定され、前記減速比Igは、前記変速比幅λの負の平方根を以上で、かつ、減速機で設定可能な最小値に設定される。
【００１８】
【作用】
したがって、第１の発明は、ユニット入力軸へ入力されたトルクは、無段変速機と減速機をそれぞれ経由介して遊星歯車機構のサンギヤ及びキャリアに伝達され、動力循環モードクラッチ及び直結モードクラッチを選択的に締結することで動力循環モードまたは直結モードのうちの一方によりユニット出力軸へトルクを伝達し、直結モードクラッチを締結、動力循環モードクラッチを開放する直結モードでは、ユニット入力軸とユニット出力軸の変速比Ｉｉは、無段変速機で設定された変速比Ｉｃと一致するとともに、ユニット入力軸とユニット出力軸は同一方向に回転することから変速比Ｉｃは正の値となり、直結モードクラッチを開放、動力循環モードクラッチを締結した動力循環モードでは、無段変速機の変速比Ｉｃと、減速機の減速比Ｉｇの差に応じたユニット変速比Ｉｉを得ることができる。
【００１９】
ここで、減速機の減速比Igを無段変速機の変速比幅λ（＝最大変速比IcLow／最小変速比IcHi）に対して、Ig＝λ1/2またはIg≦λ1/2に設定することで、直結モードにおける最大変速比IcLowと、動力循環モードにおける変速比の最大値Iimaxを一致させて、無段変速機の変速比幅を有効に利用しながら動力循環モードと直結モードの切り換え時に変速比の不連続を防いで、動力循環モードと直結モードの切換を連続的に行うことができる。
そして、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＞１／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおけるユニット変速比 Ii は、変速比が無限大となる中立点を含んで前進、後進方向へそれぞれ任意の変速比 Ii を設定することができる。
【００２０】
また、第２の発明は、無段変速機の入力軸と出力軸が連結されたサンギヤの回転方向が異なる場合、無段変速機の変速比Icは負となるが、減速機の減速比Igを無段変速機の変速比幅λ（＝最大変速比IcLow／最小変速比IcHi＞０）に対して、Ig＝−λ1/2またはIg≧−λ1/2に設定することで、直結モードにおける最大変速比IcLowと動力循環モードにおける変速比の最大値Iimaxを一致させて、無段変速機の変速比幅を有効に利用しながら、動力循環モードと直結モードの切り換え時の変速比の不連続を防いで、この切り換えを連続的に行うことができる。尚、この場合には、ユニット出力軸回転をギヤ列を用いて反転させるのが良い。
そして、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＞１／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおけるユニット変速比 Ii は、変速比が無限大となる中立点を含んで前進、後進方向へそれぞれ任意の変速比 Ii を設定することができる。
【００２２】
また、第３の発明は、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＝２／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおいて、後進側の最Ｌｏｗ変速比となる最小変速比Iiminと前進側の最Ｌｏｗ変速比となる最大変速比Iimaxの絶対値をほぼ等しく設定することで、後進側の変速比を最適化することができる。
【００２３】
また、第４の発明は、減速比Igがλ1/2に等しく設定できない場合には、減速比Igがλ1/2より小さく、かつ、減速機で設定可能な最大値とすることで、直結モードと動力循環モードの変速比Iiのオーバーラップを最小限にすることができ、無段変速機の変速比幅λをほぼ有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切り換えを連続的に行うことができる。
【００２４】
また、第５の発明は、無段変速機の入力軸と出力軸が連結されたサンギヤの回転方向が異なる場合、無段変速機の変速比Icは負となるが、減速比Igが−λ1/2に等しく設定できない場合には、減速比Igが−λ1/2より大きく、かつ、減速機で設定可能な最小値とすることで、直結モードと動力循環モードの変速比Iiのオーバーラップを最小限にすることができ、無段変速機の変速比幅λをほぼ有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切り換えを連続的に行うことができる。
【００２５】
【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。
【００２６】
図１は、無段変速機２として前記従来例の図８、図９に示したトロイダル型無段変速機を用いて変速比無限大無段変速機を構成した一例を示しており、動力循環モードクラッチ８を減速機３の入力側に配設し、その他は、前記従来例と同様に構成されており、同一のものに同一の符号を付して重複説明を省略する。
【００２７】
前記従来例と異なる点は、無段変速機２の変速比幅をλ＝４に設定するとともに、この変速比幅λを次式に示すように、Ｌｏｗ側、Ｈｉ側へそれぞれ均等に割り振り、無段変速機２の変速比Ｉｃは次のように設定される。
【００２８】
【数１】
ここで、変速比幅λ＝４であることから、無段変速機２の変速比Ｉｃは、
０．５≦Ｉｃ≦２．０
に設定され、最小変速比ＩｃＨｉ＝０．５、最大変速比ＩｃＬｏｗ＝２．０となる。
【００３０】
この変速比幅λをＬｏｗ側、Ｈｉ側へ均等に割り振ることにより、前記図９に示したパワーローラ２０の入力側の接触半径Ｒｉと出力側の接触半径Ｒｏの最大値を等しく設定することができ、所定の変速比幅λに対して入出力ディスク２１、２２の外径を最小に設定して無段変速機２の小型化を推進することができるのである。
【００３１】
そして、減速機３の減速比Ｉｇは、次式に示すように、無段変速機２の変速比幅λに応じて設定される。
【００３２】
【数２】
変速比幅λ＝４の場合では、減速比Ｉｇ＝２．０に設定される。
【００３４】
ここで、動力循環モードにおけるユニット変速比Ｉｉは、無段変速機２の変速比Ｉｃと、減速機３の減速比Ｉｇの差に応じて設定されることから遊星歯車機構５の変速比の影響を受け、無段変速機２の出力軸４に連結されたサンギヤ５ａの歯数Ｓと、ユニット出力軸７に連結されたリングギヤ５ｃの歯数Ｒとの比を遊星歯車機構５のギヤ比αとし、
α＝Ｓ／Ｒ ≒ ０．５３７ …（４）
に設定する。このとき、サンギヤ５ａ及びリンギヤ５ｃの歯数は例えば、Ｓ＝３６、Ｒ＝６７に設定される。
【００３５】
以上のように構成され、次に作用について説明する。
【００３６】
動力循環モードクラッチ８を締結する一方、直結モードクラッチ９を開放する動力循環モード時のユニット変速比Ｉｉは、無段変速機２の変速比Ｉｃ、減速機３の減速比Ｉｇ、遊星歯車機構５のギヤ比αより次式のようになる。
【００３７】
１／Ｉｉ ＝ （１＋α）／Ｉｇ − α／Ｉｃ …（５）
一方、直結モードクラッチ９を締結して、動力循環モードクラッチ８を開放する無段変速機２の直結モードでは、ユニット変速比Ｉｉは、上記したように
１／Ｉｉ ＝ １／Ｉｃ …（６）
となる。
【００３８】
ここで、動力循環モードにおけるユニット変速比Ｉｉについて、１／Ｉｉの大きさに応じて、図２に示すように、１／Ｉｉ＝０のギヤードニュートラル状態、１／Ｉｉ＜０の後進状態、１／Ｉｉ＞０の前進状態の３つに場合分けすることができ、以下、それぞれの状態について説明する。
【００３９】
（Ｉ）ギヤードニュートラル状態
上記（５）式より、
【００４０】
【数３】
のときに、１／Ｉｉ ＝ ０、すなわち、ユニット変速比Ｉｉは無限大となり、ユニット入力軸１を回転させながら、ユニット出力軸７を停止することができる。
【００４２】
（ＩＩ）後進状態
同様に上記（５）式より、
【００４３】
【数４】
のときには、１／Ｉｉ＜０となって、車両は後進状態となる。
【００４５】
（ＩＩＩ）前進状態
同様に上記（５）式より、
【００４６】
【数５】
のときには、１／Ｉｉ＞０となって、車両は前進状態となり、無段変速機２の変速比Ｉｃがα×Ｉｇ／（１＋α）から徐々に大きくなると、ユニット変速比の逆数１／Ｉｉも徐々に増大し、無段変速機２の最大変速比ＩｃＬｏｗ（最Ｌｏｗ変速比）のとき、上記（２）、（３）式より、Ｉｃ＝λ１／２＝Ｉｇであり、
【００４８】
【数６】
となる。
【００５０】
無段変速機２の変速比Ｉｃと、減速機３の減速比Ｉｇが等しくなる図２の点Ｐにおいて、動力循環モードクラッチ８の開放、直結モードクラッチ９の締結を同期的に行えば、
【００５１】
【数７】
であり、無段変速機２の変速比幅λを有効に利用しながら動力循環モードと直結モードの切り換え前後の変速比を同一にすることができ、前記従来例のような変速比の不連続を防いで、直結及び動力循環モードの切り換えを連続的に行うことで円滑な運転性を得ることができるのであり、前記従来例のように、無段変速機２の大型化（入出力ディスクの大径化）などが不要になって、無段変速機２の小型化も推進することが可能となるのである。
【００５３】
なお、無段変速機２の変速比幅λをＨｉ側、Ｌｏｗ側へそれぞれ均等に振り分けることによって、パワーローラ２０の入力側と出力側の接触半径Ｒｉ、Ｒｏを等しく設定することで、入出力ディスクの外径を最小にすることができ、無段変速機２の小型化をさらに推進することができるのである。
【００５４】
なお、上記実施形態において、遊星歯車機構５のギヤ比αを約０．５３７に設定したが、動力循環モードにおいて、無段変速機２の変速比Ｉｃの最小変速比ＩｃＨｉ＝１／λ１／２のときに、後進状態、すなわち、ユニット変速比Ｉｉの最小値Ｉｉｍｉｎ＜０となるように設定しなければならない。したがって、
【００５５】
【数８】
の関係から、
【００５７】
【数９】
となる。
【００５９】
したがって、上記（１３）式より、無段変速機２の変速比幅λ＝４の場合には、遊星歯車機構５のサンギヤ５ａとリングギヤ５ｃのギヤ比はα＞１／３に設定され、遊星歯車機構５のギヤ比αを１／（λ−１）より大きく設定することにより、動力循環モードでは中立点（ギヤードニュートラル）を含んだ前後へ任意の変速比Ｉｉを設定することができ、従来の車両のように発進要素（クラッチ、流体継ぎ手）及び逆転機構を不要にすることができ、無段変速機２の変速比幅λを有効に利用しながら、変速機の小型化及び軽量化を推進することができるのである。
【００６０】
ここで、遊星歯車機構５のギヤ比αについて考えると、図３に示すように、直結モードの最大変速比ＩｃＬｏｗのとき、
１／Ｉｉ＝１／Ｉｃ＝１／λ１／２
であり、動力循環モードによる後進側の最Ｈｉ側となるユニット変速比の最小値Ｉｉｍｉｎ＝−λ１／２として、前進側の最Ｌｏｗ変速比Ｉｉｍａｘ＝Ｉｃｌｏｗと後進側の最Ｈｉ変速比Ｉｉｍｉｎの絶対値をほぼ等しく設定するのが望ましい。このため、
【００６１】
【数１０】
とする。
【００６３】
したがって、無段変速機２の変速比幅λ＝４の場合には、遊星歯車機構５のギヤ比α≒２／３のときに、直結モードによる前進側の最Ｌｏｗ側変速比ＩｃＬｏｗと動力循環モードによる後進側の最Ｈｉ側変速比Ｉｉｍｉｎの絶対値をほぼ等しく設定して後進時の変速比Ｉｉ＜０を最適化し、前進及び後進時の発進性をほぼ同等にすることで運転性を向上させることができる。
【００６４】
図４は第２の実施形態を示し、前記第１実施形態に示した減速機３が上記（３）式に示した、減速比Ｉｇ＝λ１／２を達成できないような場合を示し、その他は前記第１実施形態と同様である。
【００６５】
例えば、無段変速機２の変速比幅λ＝４．３に設定した場合、
λ１／２＝２．０７３６…
となって、このような減速比Ｉｇを実現できない場合には、減速比Ｉｇをλ１／２より若干小さい値、すなわち、λ１／２以下で設定可能な最大値に設定し、例えば、減速機３を４１：２０のギヤ等により構成し、減速比Ｉｇ＝２．０５とする。
【００６６】
そして、この変速比幅λ＝４．３に応じて上記（１５）式から遊星歯車機構５のギヤ比αは、α＝２／（λ−１）＝２０／３５として、サンギヤ５ａの歯数＝２０、リングギヤ５ｃの歯数＝３５に設定する。
【００６７】
この場合、図４に示すように、直結モードと動力循環モードの切り換え点Ｐでは、減速比Ｉｇと変速比幅λの平方根の差に応じて、直結モードの変速比Ｉｃと動力循環モードＩｉはオーバーラップして、直結モードの最大変速比ＩｃＬｏｗと、動力循環モードの変速比の最大値Ｉｉｍａｘとの間には、減速比Ｉｇと変速比幅λの平方根の差に応じたユニット変速比の差ΔＩが生じるが、減速機３の減速比Ｉｇを無段変速機２の変速比幅λの平方根より所定の範囲以内で小さく設定することにより、前記第１実施形態と同様に、直結モードと動力循環モードの切り換え時にユニット変速比Ｉｉの不連続を発生することなく円滑に切り換えることができるとともに、無段変速機２の変速比幅λをほぼ有効に利用して小型化を推進することができる。
【００６８】
図５は第３の実施形態を示し、前記第１実施形態に示した無段変速機２が、変速比Ｉｃ＜０の範囲で変速を行う場合を示す。
【００６９】
変速比Ｉｃが負となる場合は、無段変速機２の出力軸４が入力軸の回転方向に対して逆方向に回転する場合を負の変速比で定義し、減速機３の減速比Ｉｇについても、同様にして、入力軸と出力軸の回転方向が異なる場合には減速比Ｉｇ＜０と定義する。
【００７０】
無段変速機２として、トロイダル型無段変速機を採用した場合には、入力軸と出力軸の回転方向が逆であるため、変速比Ｉｃは負である。なお、ベルト式を採用した場合には、入力軸と出力軸の回転方向は同一であるため、変速比Ｉｃは正である。
【００７１】
変速比Ｉｃ＜０の場合でも変速比幅λは、負／負であるため前記実施形態と同様に正の値となり、上記（３）式より減速比Ｉｇは、
【００７２】
【数１１】
で設定するか、あるいは、減速機３がこの（１６）式による減速比Ｉｇを実現できない場合には、前記第２実施形態と同様にして、減速比Ｉｇを−λ１／２より若干大きい値、すなわち、−λ１／２以上で設定可能な最小値とすればよい。
【００７４】
例えば、無段変速機２の変速比幅λ＝４、変速比Ｉｃが−２．０≦Ｉｃ≦−０．５の場合では、
Ｉｇ＝−λ１／２＝−２．０
また、上記（１５）式より、
α＝２／（λ−１）＝２０／３０
とすれば、直結モードの変速比Ｉｃと動力循環モードのユニット変速比Ｉｉは、前記第１実施形態の図２の変速比Ｉｃの正負を逆転した図５に示すようになり、前記実施形態と同様に、切り換え点Ｐでの直結モードと動力循環モードの切り換えを円滑に行いながら、無段変速機２の変速比を有効に利用して小型化を推進することができるのである。
【００７５】
また、前記第２実施形態のように、減速機３が上記（１６）を実現できない場合の具体例を示すと、上記と同様に変速比幅λ＝４．３とすると、変速比Ｉｃは上記（２）式より、
−λ１／２＝−２．０７３６…≦Ｉｃ≦−０．４８２２…＝−１／λ１／２
となる。ここで、減速機３の減速比Ｉｇは負であるため、上記と同様にして、−λ１／２以上で設定可能な最小値とすればよく、例えば、
Ｉｇ＝−２．０５
さらに、遊星歯車機構５のギヤ比αは、上記（１５）式から、
α＝２／（λ−１）＝２０／３３
とすると、直結モードの変速比Ｉｃと動力循環モードのユニット変速比Ｉｉは、前記第２実施形態の図４の変速比Ｉｃの正負を逆転した図６に示すようになり、前記実施形態と同様に、切り換え点Ｐでの直結モードと動力循環モードの切り換えを円滑に行いながら、無段変速機２の変速比をほぼ有効に利用して小型化を推進することができるのである。
【００７６】
なお、無段変速機２の変速比Ｉｃが上記のように負となる場合には、図７に示すように、リングギヤ５ｃ及び直結モードクラッチ９以降のユニット出力軸７に回転方向を逆転させるギヤ１０を設けてもよい。
【００７７】
ここで、前記第２、第３実施形態において、減速機３が上記（３）式を実現できない場合には、変速比Ｉｃが正の場合には減速比Ｉｇをλ１／２を越えない最大値に、変速比Ｉｃが負の場合には減速比Ｉｇを−λ１／２を越える最小値に設定したが、このような減速比Ｉｇの設定について、以下に詳述する。
【００７８】
減速機３は、通常相互に歯合するギヤや、チェーンを介して連結したスプロケット等の噛合伝達手段で構成されており、これら、ギヤあるいはスプロケットを一対で構成した場合について考える。
【００７９】
一対のギヤまたはスプロケットの歯数を、それぞれｍ，ｎとし、上記より変速比Ｉｃ＞０のときには、Ｉｇ≦λ１／２であるから、Ｉｇ＝ｎ／ｍすると、
ｎ／ｍ ≦ λ１／２
の関係を満たす、ように変速比幅λの正負に応じて、λ１／２の絶対値を越えない範囲で最大の減速比Ｉｇを設定する。
【００８０】
ここで、騒音、振動を考慮した場合には、ｍ，ｎを大きく設定したいが、強度、コストを考慮した場合には、ｍ，ｎを小さく設定するほうが望ましく、この場合では、
１０≦ｍ，ｎ≦９９
の間で設定するのが望ましい。
【００８１】
ここで、歯数ｍを固定して歯数ｎを変化させる場合を考えると、λ１／２を越えず、かつ、１０≦ｍ，ｎ≦９９の条件を満たす歯数ｍ，ｎは次表のようになる。
【００８２】
【表１】
上記表中二重枠内が、上記条件を満足して歯数ｍに応じて設定可能な最大の歯数ｎを示し、一方、表中網かけ部はλ１／２を越える歯数ｎを示し、上記条件を満足できない領域である。また、歯数ｍ≧４９の場合にはｎ≧１００となるため、この場合では採用できない。
【００８４】
こうして、減速機３が減速比Ｉｇ＝λ１／２となるように構成できない場合には、減速比Ｉｇをλ１／２を越えない最大の減速比に設定すれば良いのである。
【００８５】
なお、上記実施形態において、ユニット出力軸７をリングギヤ５ｃに、減速機出力軸６をキャリア５ｂに結合したが、図示はしないが、ユニット出力軸７をキャリア５ｂに、減速機出力軸６をリングギヤ５ｃに結合してもよい。
【００８６】
【発明の効果】
以上説明したように第１の発明は、減速機の減速比Igを無段変速機の変速比幅λ（＝最大変速比IcLow／最小変速比IcHi）に対して、Ig＝λ1/2またはIg≦λ1/2に設定することで、直結モードにおける最大変速比IcLowと動力循環モードにおける変速比の最大値Iimaxを一致させて、無段変速機の変速比幅を有効に利用しながら、無段変速機の変速比 Ic と、減速機の減速比 Ig が等しくなる点Ｐにおいて、動力循環モードクラッチの開放、直結モードクラッチの締結を同期的に行えば、動力循環モードと直結モードの切り換えを連続的に行うことができ、前記従来例に比して運転性を向上させながらも、所定の変速比幅λに対して入出力ディスクの外径を最小に設定でき、前記従来例のような無段変速機の大型化を行う必要がなくなって、変速機の小型化及び軽量化も推進することができる。そして、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＞１／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおけるユニット変速比 Ii は、変速比が無限大となる中立点を含んで前進、後進方向へそれぞれ任意の変速比 Ii を設定することができ、クラッチ等の発進要素や逆転機構が不要となって、変速機の小型化、軽量化をさらに推進することが可能となる。
【００８７】
また、第２の発明は、無段変速機の入力軸と出力軸が連結されたサンギヤの回転方向が異なる場合、無段変速機の変速比Icは負となるが、減速機の減速比Igを無段変速機の変速比幅λ（＝最大変速比IcLow／最小変速比IcHi＞０）に対して、Ig＝−λ1/2またはIg≧−λ1/2に設定することで、直結モードにおける最大変速比IcLowと動力循環モードにおける変速比の最大値Iimaxを一致させて、無段変速機の変速比幅を有効に利用しながら、無段変速機の変速比 Ic と、減速機の減速比 Ig が等しくなる点Ｐにおいて、動力循環モードクラッチの開放、直結モードクラッチの締結を同期的に行えば、動力循環モードと直結モードの切り換え時の変速比の不連続を防いで、前記従来例に比して運転性を向上させながらも、所定の変速比幅λに対して入出力ディスクの外径を最小に設定でき、前記従来例のような無段変速機の大型化を行う必要がなくなって、変速機の小型化及び軽量化も推進することができる。そして、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＞１／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおけるユニット変速比 Ii は、変速比が無限大となる中立点を含んで前進、後進方向へそれぞれ任意の変速比 Ii を設定することができ、クラッチ等の発進要素や逆転機構が不要となって、変速機の小型化、軽量化をさらに推進することが可能となる。
【００８９】
また、第３の発明は、無段変速機の出力軸が連結されたサンギヤとユニット出力軸が連結されたリングギヤのギヤ比αが、無段変速機の変速比幅λに対してα＝２／（λ−１）に設定されたため、動力循環モードにおいて、後進側の最Ｌｏｗ変速比となる最小変速比Iiminと前進側の最Ｌｏｗ変速比となる最大変速比Iimaxの絶対値をほぼ等しく設定することで、後進側の変速比を最適化することができ、運転性を向上させることが可能となる。
【００９０】
また、第４の発明は、減速比Igがλ1/2に等しく設定できない場合には、減速比Igがλ1/2より小さく、かつ、減速機で設定可能な最大値に設定することで、直結モードと動力循環モードの変速比Iiのオーバーラップを最小限にすることができ、無段変速機の変速比幅λをほぼ有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切り換えを連続的に行うことができ、運転性の向上を推進することが可能となる。
【００９１】
また、第５の発明は、無段変速機の入力軸と出力軸が連結されたサンギヤの回転方向が異なる場合にも、直結モードと動力循環モードの変速比Iiのオーバーラップを最小限にすることができ、無段変速機の変速比幅λをほぼ有効に利用しながら直結モードと動力循環モードの切り換えを連続的に行うことができ、運転性の向上を推進することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【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念図。
【図２】同じく無段変速機の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図３】同じくユニット変速比の最大値Ｉｉｍａｘと最小値Ｉｉｍｉｎの絶対値を等しく設定した場合の無段変速機の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図４】第２の実施形態を示し、減速比Ｉｇを変速比幅λの平方根に等しく設定できない場合の無段変速機の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図５】第３の実施形態を示し、無段変速機の変速比Ｉｃが負となる場合の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図６】同じく、無段変速機の変速比Ｉｃが負で、かつ、減速比Ｉｇを変速比幅λに等しく設定できない場合の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図７】同じく、無段変速機の変速比Ｉｃが負の場合で、ユニット出力軸に逆転ギヤを設けた変速比無限大無段変速機の概念図。
【図８】従来の変速比無限大無段変速機の概念図で、直結モードを示す。
【図９】同じく、概略構成図。
【図１０】同じく、動力循環モードを示す変速比無限大無段変速機の概念図。
【図１１】従来の無段変速機の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数の関係を示すグラフ。
【図１２】同じく、変速比幅λを維持して無段変速機の変速比Ｉｃを小さい側へシフトした場合の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【図１３】同じく、変速比幅λを維持して無段変速機の変速比Ｉｃを大きい側へシフトした場合の変速比Ｉｃとユニット変速比Ｉｉの逆数との関係を示すグラフ。
【符号の説明】
１ ユニット入力軸
２ 無段変速機
３ 減速機
４ 無段変速機出力軸
５ 遊星歯車機構
６ 減速機出力軸
７ ユニット出力軸
８ 動力循環モードクラッチ
９ 直結モードクラッチ
２０ パワーローラ
２１ 入力ディスク
２２ 出力ディスク
Claims (5)
- ユニット入力軸にそれぞれ接続された無段変速機及び減速機と、
無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、
前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が同一方向に設定された変速比無限大無段変速機において、
前記減速機の減速比Igが無段変速機の変速比幅λに対して、
Ig＝λ1/2 または Ig≦λ1/2
に設定され、
前記遊星歯車機構のサンギヤ歯数／リングギヤ歯数で表されるギヤ比αが、前記無段変速機の変速比幅λに対して、
α＞１／（λ−１）
に設定されたことを特徴とする変速比無限大無段変速機。 - ユニット入力軸にそれぞれ接続された無段変速機及び減速機と、
無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、
前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が逆方向に設定された変速比無限大無段変速機において、
前記減速機の減速比Igが無段変速機の変速比幅λに対して、
Ig＝−λ1/2 または Ig≧−λ1/2
に設定され、
前記遊星歯車機構のサンギヤ歯数／リングギヤ歯数で表されるギヤ比αが、前記無段変速機の変速比幅λに対して、
α＞１／（λ−１）
に設定されたことを特徴とする変速比無限大無段変速機。 - 前記遊星歯車機構のサンギヤ歯数／リングギヤ歯数で表されるギヤ比αが、前記無段変速機の変速比幅λに対して、
α＝２／（λ−１）
に設定されたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の変速比無限大無段変速機。 - ユニット入力軸にそれぞれ接続された無段変速機及び減速機と、
無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、
前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が同一方向に設定された変速比無限大無段変速機において、
前記減速機の減速比 Ig が無段変速機の変速比幅λに対して、
Ig ＝λ 1/2 または Ig ≦λ 1/2
に設定され、
前記減速比 Ig は、前記変速比幅λの平方根以下で、かつ、減速機で設定可能な最大値に設定されたことを特徴とする変速比無限大無段変速機。 - ユニット入力軸にそれぞれ接続された無段変速機及び減速機と、
無段変速機の出力軸に連結したサンギヤ、減速機の出力軸に連結したキャリア及び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への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、
前記サンギヤからユニット出力軸の伝達経路の途中に介装された直結モードクラッチとを備えて、前記無段変速機の入力軸の回転方向と前記サンギヤの回転方向が逆方向に設定された変速比無限大無段変速機において、
前記減速機の減速比 Ig が無段変速機の変速比幅λに対して、
Ig ＝−λ 1/2 または Ig ≧−λ 1/2
に設定され、
前記減速比Igは、前記変速比幅λの負の平方根以上で、かつ、減速機で設定可能な最小値に設定されたことを特徴とする変速比無限大無段変速機。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24189095A JP3579981B2 (ja) | 1995-09-20 | 1995-09-20 | 変速比無限大無段変速機 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24189095A JP3579981B2 (ja) | 1995-09-20 | 1995-09-20 | 変速比無限大無段変速機 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0989071A JPH0989071A (ja) | 1997-03-31 |
| JP3579981B2 true JP3579981B2 (ja) | 2004-10-20 |
Family
ID=17081079
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP24189095A Expired - Fee Related JP3579981B2 (ja) | 1995-09-20 | 1995-09-20 | 変速比無限大無段変速機 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3579981B2 (ja) |
Families Citing this family (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6171210B1 (en) | 1997-08-12 | 2001-01-09 | Nsk Ltd. | Toroidal type continuous variable transmission system |
| JPH11108147A (ja) * | 1997-10-02 | 1999-04-20 | Nippon Seiko Kk | 無段変速装置 |
| US6261200B1 (en) | 1997-10-02 | 2001-07-17 | Nsk Ltd. | Continuously variable transmission |
| EP1010920A3 (en) | 1998-12-15 | 2001-09-12 | Nissan Motor Co., Ltd. | Speed ratio controller and control method of continuously variable transmission |
| JP4048625B2 (ja) | 1998-12-15 | 2008-02-20 | 日産自動車株式会社 | 変速比無限大無段変速機の変速制御装置 |
| JP3508690B2 (ja) | 1999-06-02 | 2004-03-22 | 日産自動車株式会社 | 変速比無限大無段変速機の制御装置 |
| JP3399441B2 (ja) | 1999-06-28 | 2003-04-21 | 日産自動車株式会社 | 変速比無限大無段変速機の変速制御装置 |
| JP3508689B2 (ja) | 1999-07-27 | 2004-03-22 | 日産自動車株式会社 | 変速比無限大無段変速機の制御装置 |
| JP2006329338A (ja) | 2005-05-26 | 2006-12-07 | Nissan Motor Co Ltd | 分流式無段変速機 |
-
1995
- 1995-09-20 JP JP24189095A patent/JP3579981B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0989071A (ja) | 1997-03-31 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US6723016B2 (en) | Torque split infinitely variable transmission | |
| AU656753B2 (en) | Continuously-variable-ratio transmission of the toroidal-race rolling traction type | |
| US4644820A (en) | Geared-neutral continuously variable transmission | |
| US6958029B2 (en) | Continuously variable transmission apparatus | |
| JP4062809B2 (ja) | 無段変速機 | |
| US4589303A (en) | Continuously variable transmission with synchronous shift | |
| US7217216B2 (en) | Continuously variable transmission apparatus | |
| JP3442779B2 (ja) | 無段変速機 | |
| EP0078124B1 (en) | Vehicle transmission | |
| US20020002094A1 (en) | Continuously variable power split transmission (CVPST) system for use in a hybrid vehicle | |
| JP2002048213A (ja) | 無段変速機構を備えた変速機 | |
| JP3579981B2 (ja) | 変速比無限大無段変速機 | |
| JPH09144835A (ja) | 無段変速機 | |
| JPH022019B2 (ja) | ||
| JPH09210175A (ja) | 変速比無限大無段変速機 | |
| EP0157050A1 (en) | Multi-pass continuously variable transmission | |
| JPH06174033A (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JPH06174036A (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JPS6229271B2 (ja) | ||
| JP3697860B2 (ja) | トロイダル形無段変速装置 | |
| KR100203482B1 (ko) | 벨트풀리식 무한무단변속기 | |
| JPS60227045A (ja) | 変速操向装置 | |
| JPS6199760A (ja) | 車両用トロイダル形無段変速機 | |
| JPS63297856A (ja) | 変速装置 | |
| JPS61244961A (ja) | 自動車の動力伝達装置 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20040629 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20040712 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080730 Year of fee payment: 4 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080730 Year of fee payment: 4 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090730 Year of fee payment: 5 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |