JP3799979B2 - 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
- JP3799979B2 JP3799979B2 JP2000279993A JP2000279993A JP3799979B2 JP 3799979 B2 JP3799979 B2 JP 3799979B2 JP 2000279993 A JP2000279993 A JP 2000279993A JP 2000279993 A JP2000279993 A JP 2000279993A JP 3799979 B2 JP3799979 B2 JP 3799979B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- gear
- continuously variable
- variable transmission
- output shaft
- output
- 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
Classifications
-
- 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
-
- 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
- F16H2037/088—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft
- F16H2037/0886—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft with switching means, e.g. to change ranges
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Transmission Devices (AREA)
- Structure Of Transmissions (AREA)
- Retarders (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。
【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構が知られており、このような無段変速機構の変速領域をさらに拡大するために、無段変速機構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、特開平９−２１０１７５号公報、特開平１０−２２０５５１号公報、特開平１１−６３１３９号公報などがある。
【０００３】
【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アや、一定変速機及び変速機出力ギアには、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。
【０００４】
例えば、図１５（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。
【０００５】
いま、図１５（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。
【０００６】
逆に、図１５（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。また、遊星歯車機構では、ハスバ歯車の歯すじとスラスト力の関係は、図１６、図１７のようになっている。
【０００７】
しかしながら、上記従来例においては、各ギア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アが発生するスラスト力が一方に集中し、ユニット入力軸（第１軸）、カウンタシャフト（第２軸）、ユニット出力軸（第３軸）、カウンタシャフト（第４軸）、駆動軸（第５軸）の５軸で構成した場合、直結モードクラッチや動力循環モードクラッチを備えた第３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。
【０００８】
そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなされたもので、第３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。
【０００９】
【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構及び一定変速機構と、前記ユニット入力軸と平行して配置されるとともに、前記無段変速機構の出力側と歯合するギアを備えた無段変速機出力軸と、前記無段変速機出力軸と同軸的に配設されて相対回転自在なユニット出力軸と、前記無段変速機出力軸と同軸的に配設されて相対回転自在な一定変速機構出力ギアと、前記無段変速機出力軸に連結したサンギアと、シングルピニオンで構成されて前記一定変速機構出力ギアに連結したキャリアと、前記ユニット出力軸に連結したリングギアと、からなる遊星歯車機構と、前記ユニット出力軸に配設されて差動装置側のギアと歯合する変速機出力ギアと、前記ユニット入力軸からキャリアを介して変速機出力ギア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ア、キャリア、リングギアのうちの２つの要素の間に介装された直結モードクラッチと、前記無段変速機出力軸を軸支するとともに、スラスト力を支持する軸受とを備え、
前記無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギア、一定変速機構、遊星歯車機構及び変速機出力ギアはそれぞれハスバ歯車で構成されており、動力循環モードクラッチを締結する一方、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、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように前記ハスバ歯車の歯すじのねじれ方向をそれぞれ設定する。
【００１０】
また、第２の発明は、前記第１の発明において、前記リングギアとサンギア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、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように前記ハスバ歯車の歯すじをそれぞれ設定する。
【００１１】
また、第３の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００１２】
また、第４の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００１３】
また、第５の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００１４】
また、第６の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００１５】
また、第７の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００１６】
また、第８の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００１７】
また、第９の発明は、前記第１の発明において、前記リングギアとサンギアが発生するスラスト力が、相互に打ち消される方向にハスバ歯車の歯すじを設定し、かつ、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように前記ハスバ歯車の歯すじをそれぞれ設定する。
【００１８】
また、第１０の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００１９】
また、第１１の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００２０】
また、第１２の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００２１】
また、第１３の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００２２】
また、第１４の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００２３】
また、第１５の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００２４】
【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、無段変速機構と一定変速機構の変速比の差、すなわち、遊星歯車機構のサンギア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、エンジンからのトルクの伝達は、一定変速機構ではユニット入力軸側から一定変速機構出力ギアへ向かい、遊星歯車機構ではキャリアからサンギア及びリングギアへ、また、ユニット出力軸では、変速機出力ギアから差動装置側へ向かって車両の駆動を行う一方、サンギアへ伝達されたトルクは、無段変速機出力軸から無段変速機構の出力側へ向かって再びユニット入力軸へ循環する。
【００２５】
そして、無段変速機出力軸上には、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギア、一定変速機構、遊星歯車機構及び変速機出力ギアが配設されて、これら各ギア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、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はならないので、無段変速機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、無段変速機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。
【００２６】
また、第２の発明は、遊星歯車機構のリングギアとサンギア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それぞれ設定し、かつ、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように前記ハスバ歯車の歯すじをそれぞれ設定することにより、無段変速機出力軸上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るのを防ぎ、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。
【００２７】
また、第３の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、変速機出力ギアのスラスト力と、リングギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸の軸受に作用する変速機出力ギアのスラスト力を低減でき、軸受の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保することが可能となり、また、スラスト力によるフリクションを低減することで変速機出力ギアの動力伝達効率を向上させることができる。
【００２８】
さらに、無段変速機出力軸４のサンギアと、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアに生じるスラスト力も相互に打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）を低減できる。
【００２９】
また、第４の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、変速機出力ギアに比して、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３０】
また、第５の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクは、僅かに一定変速機構出力ギア方が大きいため、その分でサンギアに生じるスラスト力を打ち消すことができ、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３１】
また、第６の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定したので、変速機出力ギアのスラスト力と、リングギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となって、変速機出力ギアのスラスト力を低減でき、無段変速機出力軸４のサンギアと無段変速機機構の出力側と歯合するギアに生じるスラスト力も相互に打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保できでき、変速比無限大無段変速機の耐久性向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３２】
また、第７の発明は、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定したので、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３３】
また、第８の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定したので、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクが僅かに一定変速機構出力ギアの方が大きいため、その分でサンギアに生じるスラスト力を打ち消すことができ、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３４】
また、第９の発明は、リングギアとサンギアが発生するスラスト力が、相互に打ち消す方向となるので、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように設定することで、無段変速機出力軸上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るのを防いで、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。
【００３５】
また、第１０の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、リングギアとサンギアが発生するスラスト力が相互に打ち消す方向となり、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定することで、変速機出力ギアのスラスト力を低減でき、スラスト力によるフリクションも低減して、変速機出力ギアの動力伝達効率を向上させることができる。
【００３６】
また、第１１の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定することで、遊星歯車機構内でスラスト力は相互に打ち消され、無段変速機機構の出力側と歯合するギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量をさらに低減でき、変速比無限大無段変速機の耐久性向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを、さらに低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３７】
また、第１２の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定したので、無段変速機機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸上のギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクが僅かに一定変速機構出力ギアの方が大きいため、その分でサンギアに生じるスラスト力を打ち消すことができ、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３８】
また、第１３の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、これらギアのスラストが互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３９】
また、第１４の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、無段変速機機構の出力側と歯合すると一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となり、変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００４０】
また、第１５の発明は、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、無段変速機機構の出力側と歯合するギアと、一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクが僅かに一定変速機構出力ギアの方が大きいため、その分でサンギアに生じるスラスト力を打ち消すことができるため、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００４１】
【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。
【００４２】
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。
【００４３】
図１〜図３において、２組のトロイダル変速部２Ａ、２Ｂを備えたダブルキャビティのトロイダル型無段変速機構２を、変速比無限大無段変速機へ適用した一例を示す。
【００４４】
図１に示すように、エンジン（図示せず）のクランクシャフトに連結される変速比無限大無段変速機のユニット入力軸１ａには、変速比を連続的に変更可能なトロイダル型の無段変速機構２と、ギア３ａ、カウンタギア３ｄ及び出力ギア３ｂから構成された一定変速機構３（減速機）が並列的に配設される。
【００４５】
そして、ユニット入力軸１ａには、無段変速機構２のＣＶＴシャフト１ｂ（入力軸）が同軸的に連結され、これらユニット入力軸１ａ、ＣＶＴシャフト１ｂと平行して無段変速機構２の出力軸である無段変速機出力軸４が配設される。また、ユニット入力軸１ａには、一定変速機構３のギア３ａが配設される。
【００４６】
無段変速機出力軸４は、無段変速機構２の出力ディスク２２の外周に形成されたＣＶＴ出力ギア２４と歯合するギア４ａが固設され、また、無段変速機出力軸４には、変速比無限大無段変速機の出力軸となるユニット出力軸６と、一定変速機構３の出力軸３ｃがそれぞれ同軸的かつ、相対回転自在に支持されており、変速機出力ギア７を設けたユニット出力軸６と無段変速機出力軸４の間には直結モードクラッチ１０が介装される。
【００４７】
そして、これらの軸３ｃ、４、６は遊星歯車機構５で連結されており、無段変速機構２と連結した無段変速機出力軸４には、遊星歯車機構５のサンギア５ａが固設され、無段変速機出力軸４と同軸的かつ相対回転可能な一定変速機構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に連結されており、また、ラジアルベアリング３６を介して無段変速機出力軸４と同軸的かつ相対回転可能なユニット出力軸６は、遊星歯車機構５のリングギア５ｃに連結される。
【００４８】
そして、このユニット出力軸６には変速機出力ギア７が固設されている。
【００４９】
無段変速機出力軸４は、直結モードクラッチ１０の外周に形成された出力ギア４ａを介して無段変速機構２のＣＶＴ出力ギア２４と連結されており、無段変速機出力軸４の途中に設けた遊星歯車機構５のサンギア５ａまたは、直結モードクラッチ１０のいずれか一方を介して、ユニット出力軸６との間で動力の伝達を行い、この直結モードクラッチ１０を締結したときには、無段変速機出力軸４がユニット出力軸６に直結される。
【００５０】
一定変速機構出力ギア３ｂと結合した一定変速機構３の出力軸３ｃも、無段変速機出力軸４と同軸的かつ、相対回転自在に支持され、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に連結されており、このキャリア５ｂのピニオン５ｄが遊星歯車機構５のリングギア５ｃと歯合しており、動力循環モードクラッチ９が締結されているときには、一定変速機構出力軸３ｃがキャリア５ｂを介してリングギア５ｃ及びサンギア５ａに連結される。
【００５１】
無段変速機出力軸４の出力ギア４ａと、遊星歯車機構５との間に配設されたユニット出力軸６の図中中央には、変速機出力ギア７が設けられ、この変速機出力ギア７は、カウンタシャフト１８のカウンタギア２５を介してディファレンシャルギア８のファイナルギア１２と歯合しており、ディファレンシャルギア８に結合した駆動軸１１は、変速機出力ギア７によって所定の総減速比で駆動力が伝達される。なお、カウンタシャフト１８はケーシング１４側に固定されており、カウンタギア２５は、テーパーローラベアリング１９ａ、１９ｂを介して軸支されている。
【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を締結してトロイダル型無段変速機構２の変速比に応じて駆動力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、トロイダル型無段変速機構２と一定変速機構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の変速比で、以下ＩＶＴ比ｉｉとする）を負の値（後進）から正の値（前進）まで無限大（停止状態＝ギアードニュートラルポイントＧＮＰ）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】
トロイダル型無段変速機構２は、図１〜図３に示すように、ＣＶＴシャフト１ｂ（入力軸）上で同軸的に配置した２組の入力ディスク２１と、２つのトロイド状曲面を備えて一体的に形成された出力ディスク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ており、ユニット入力軸１ａと結合したローディングカム装置２３側に第１トロイダル変速部２Ａが、この反対側に第２トロイダル変速部２Ｂが配置される。
【００５４】
そして、一体的に形成された出力ディスク２２の外周に形成されたＣＶＴ出力ギア２４によって、トルク伝達を行う。
【００５５】
この変速比無限大無段変速機は、ユニット入力軸１ａとＣＶＴシャフト１ｂからなる第１軸と、一定変速機構３のカウンタギア３を軸支する軸３ｆからなる第２軸と、無段変速機出力軸４を主体とする第３軸と、カウンタシャフト１８からなる第４軸と、駆動軸１１からなる第５軸を備えた５軸構成となる。
【００５６】
ユニット入力軸１ａ及びＣＶＴシャフト１ｂと、軸３ｆ、無段変速機出力軸４、カウンタシャフト１８及び駆動軸１１は、ケーシング１４の内周で平行に配置されるとともに、変速機出力ギア７が無段変速機出力軸４のほぼ中央に配設され、一定変速機構出力ギア３ｂが無段変速機出力軸４の図中右側に配設される。
【００５７】
一定変速機構３の一定変速機構出力ギア３ｂは環状に形成されて、この一定変速機構出力ギア３ｂの内周は、無段変速機出力軸４を挿通しており、一定変速機構出力ギア３ｂはボルトを介して出力軸３ｃのフランジ部３ｅの端面に締結される。
【００５８】
図２に示すように、無段変速機出力軸４には、図中左側の端部４Ａ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（軸受）、オイルリテーナ６０、直結モードクラッチ１０及び出力ギア４ａ、ユニット出力軸６及び変速機出力ギア７、遊星歯車機構５、動力循環モードクラッチ９、一定変速機構３の出力軸３ｃ及び一定変速機構出力ギア３ｂが順次配設される。
【００５９】
そして、無段変速機出力軸４は、図２に示す左側の端部４Ａ側と右側の端部４Ｂ側の両端を介してケーシング１４に軸支され、端部４Ｂ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４Ａ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。
【００６０】
なお、テーパローラベアリング１５ａは、端部４Ａ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４Ｂ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４Ａ側へ向かうスラスト荷重の符号を「＋」、端部４Ｂ側へ向かうスラスト荷重の符号を「−」とする。
【００６１】
ここで、一定変速機構３を構成するギア３ａ、カウンタギア３ｄ、一定変速機構出力ギア３ｂ、遊星歯車機構５の各ギア及び変速機出力ギア７と、カウンタギア２５、ファイナルギア１２は、それぞれ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、無段変速機出力軸４に配設された各部品間には、次のような軸受が配設される。
【００６２】
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６０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の側面との間には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、無段変速機出力軸４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とともに、外周には出力ギア４ａが固設されている。
【００６３】
このクラッチドラム１０ａと係合するハブ１０ｂは、ユニット出力軸６及び変速機出力ギア７に支持されており、ユニット出力軸６の図中左側の端面と、クラッチドラム１０ａの側面との間には、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、ユニット出力軸６の図中右側には、遊星歯車機構５が配設されており、ユニット出力軸６に加わる−方向のスラスト力は、リングギア５ｃとキャリア５ｂのピニオン５ｄの間に介装されたニードルベアリング３２によって支持される。キャリア５ｂのピニオン５ｄに加わる−方向のスラスト力は、ニードルベアリング３３を介して一定変速機構出力軸３ｃで支持される。
【００６４】
さらに、遊星歯車機構５のキャリア５ｂは、動力循環モードクラッチ９のハブ９ｂに結合し、動力循環モードクラッチ９のドラム９ａは、一定変速機構出力軸３ｃのフランジ部３ｅに結合する。なお、一定変速機構出力軸３ｃは、ラジアルニードルベアリングを介して無段変速機出力軸４と相対回転自在に支持される。
【００６５】
そして、一定変速機構３の出力軸３ｃの図中右側の端部には、フランジ部３ｅが形成されて、このフランジ部３ｅ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、一定変速機構出力ギア３ｂを締結する。
【００６６】
フランジ部３ｅの内周にはボールベアリング１７が介装されており、一定変速機構出力軸３ｃ及び一定変速機構出力ギア３ｂは無段変速機出力軸４に対して相対回転自在に軸支される。
【００６７】
このボールベアリング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、一定変速機構出力ギア３ｂや出力軸３ｃに加わるスラスト荷重を支持している。
【００６８】
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３ｅを介してボールベアリング１７から無段変速機出力軸４に伝達され、端部４Ａに設けたベアリングユニット１５によって支持される。
【００６９】
例えば、変速機出力ギア７やリングギア５ｃに−方向のスラスト力が発生した場合、キャリア５ｂのピニオン５ｄ、動力循環モードクラッチ９、一定変速機構出力軸３ｃ及びボールベアリング１７を介して無段変速機出力軸４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。
【００７０】
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。
【００７１】
例えば、リングギア５ｃに発生した＋方向のスラスト力は、ユニット出力軸６と直結モードクラッチ１０のクラッチドラム１０ａの間に設けた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及びオイルリテーナ６０を介してケーシング１４で支持される。
【００７２】
同様に、＋方向のスラスト力のうち、一定変速機構出力ギア３ｂに発生するものは、動力循環モードクラッチ９、遊星歯車機構５、ユニット出力軸６、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、オイルリテーナ６０を介してケーシング１４に支持される。
【００７３】
また、＋方向のスラスト荷重でサンギア５ａが発生するものは、無段変速機出力軸４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。
【００７４】
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。
【００７５】
まず、図３において、一定変速機構３のギア３ａ側（図中右側）から無段変速機構２を見た場合のユニット入力軸１ａの回転方向を時計回りとすると、カウンタギア３ｄを介した一定変速機構出力ギア３ｂも時計回りとなってキャリア５ｂ（ピニオン５ｄ）を公転させる。
【００７６】
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。
【００７７】
ＣＶＴシャフト１ｂを備えたトロイダル型無段変速機構２では、入力ディスク２１と出力ディスク２２の回転方向は逆となるため、ＣＶＴ出力ギア２４は反時計回りに回転し、出力ギア４ａは時計回りに回転するので、サンギア５ａも時計回りに回転する。
【００７８】
ここで、車両の前進方向を、ファイナルギア１２の時計回りとすると、カウンタギア２５を介して歯合するユニット出力軸６、変速機出力ギア７及びリングギア５ｃの回転方向は時計回りとなる。
【００７９】
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構３、無段変速機出力ギア４ａ、遊星歯車機構５及び変速機出力ギア７の歯すじのねじれ方向は、一定変速機構出力ギア３ｂを左ねじれ、サンギア５ａを右ねじれ、リングギア５ｃを左ねじれ、変速機出力ギア７を左ねじれ、無段変速機の出力ギア４ａを右ねじれと設定すると、ユニット入力軸１ａのギア３ａは左ねじれ、ファイナルギア１２も左ねじれとなり、ＣＶＴ出力ギア２４は左ねじれとなる。
【００８０】
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を解放する動力循環モードでは、エンジンからのトルクの伝達方向が、一定変速機構３ではギア３ａから一定変速機構出力ギア３ｂへ向かい、遊星歯車機構５ではキャリア５ｂのピニオン５ｄからサンギア５ａとリングギア５ｃへそれぞれ伝達され、さらに、リングギア５ｃ、ユニット出力軸６、変速機出力ギア７からファイナルギア１２へ伝達される。
【００８１】
一方、サンギア５ａに伝達されたトルクは、無段変速機出力軸４、ギア４ａ、ＣＶＴ出力ギア２４を介して、出力ディスク２２からパワーローラ２０、入力ディスク２１を経由して、再び一定変速機構３のギア３ａに伝達されて循環する。
【００８２】
したがって、無段変速機出力軸４上のハスバ歯車に発生するスラスト力は、一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力をＦｇ、サンギア５ａのスラスト力をＦｓ、リングギア５ｃのスラスト力をＦｒ、変速機出力ギア７のスラスト力をＦｏ、ギア４ａのスラスト力をＦｃとすると、前記従来例の図１５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とＦｃが図中左側へ向かう−方向に、スラスト力ＦｏとＦｒが図中左側へ向かう＋方向になる。
【００８３】
ここで、ハスバ歯車で構成された遊星歯車機構５では、図３に示すように、一定変速機構３側に連結されたキャリア５ｂのピニオン５ｄから、リングギア５ｃ及びサンギア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、サンギア５ａのスラスト力Ｆｓが図中右側の−方向へ作用して、無段変速機出力軸４からベアリングユニット１５で支持される一方、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒは図中左側の＋方向へ作用して、ユニット出力軸６からオイルリテーナ６０を介してケーシング１４に支持に加わり、相互に相殺されない方向に設定される。
【００８４】
なお、キャリア５ｂのピニオン５ｄに作用するスラスト力は、図１６、図１７の矢示のように、リングギア５ｃ側に生じるスラスト力と、サンギア５ａ側に生じるスラスト力が相互に対向する。
【００８５】
したがって、無段変速機出力軸４上に作用するスラスト力は、次のようになる。
【００８６】
【表１】
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。
【００８７】
サンギア５ａを右ねじれ、リングギア５ｃを左ねじれとした場合では、動力循環モードの前進時において、遊星歯車機構５のサンギア５ａに発生する−方向のスラスト力Ｆｓは、無段変速機出力軸４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１５ｂに支持される一方、リングギア５ｃに発生する＋方向のスラスト力Ｆｒは、上記したようにニードルベアリング３０、３１、オイルリテーナ６０を介してケーシング１４側に支持され、遊星歯車機構５のスラスト力Ｆｓ、Ｆｃは互いに打ち消されない。
【００８８】
この場合、上記のように、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒと、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏが同一方向とならないように、ねじれ角を設定し、さらに、一定変速機構出力ギア３ｂ、サンギア５ａ、ギア４ａのスラスト力Ｆｇ、Ｆｓ、Ｆｃが同一方向とならないように、各ギアのねじれ角は左ねじれ、右ねじれ、右ねじれに設定される。
【００８９】
したがって、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏと、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒが互いに打ち消す方向となり、ニードルベアリング３１、３２に作用する変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏを低減でき、ニードルベアリング３０〜３２の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保することが可能となり、また、スラスト力によるフリクションを低減することで変速機出力ギア７の動力伝達効率を向上させることができる。
【００９０】
さらに、無段変速機出力軸４上のサンギア５ａとギア４ａに生じるスラスト力Ｆｓ、Ｆｃも相互に打ち消す方向となり、第３軸としての無段変速機出力軸４を軸支するベアリングユニット１５の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保できでき、変速比無限大無段変速機の耐久性向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００９１】
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構出力ギア３ｂのハスバ歯車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。
【００９２】
各軸の回転方向は前記第１実施形態と同様であり、一定変速機構出力ギア３ｂに生じるスラスト力Ｆｇが−方向になり、各スラスト力は次表のようになる。
【００９３】
【表２】
この場合では、変速機出力ギア７と比較して、外径の大きいギア４ａと一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｃ、Ｆｇが互いに打ち消す方向となり、第３軸としての無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００９４】
図５は第３の実施形態を示し、前記第１実施形態の無段変速機構２のＣＶＴ出力ギア２４と歯合するギア４ａ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１実施形態と同様である。
【００９５】
各軸の回転方向は前記第１実施形態と同様であり、ギア４ａに生じるスラスト力Ｆｃが−方向に代わる他は、前記第１実施形態と同様であり、各スラスト力は次表のようになる。
【００９６】
【表３】
この場合では、変速機出力ギア７と比較して、外径の大きいギア４ａと一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｃ、Ｆｇが互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクが僅かに一定変速機構出力ギア３ｂの方が大きいので、その分でサンギア５ａに生じるスラスト力Ｆｓを打ち消すことができ、第３軸としての無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００９７】
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。
【００９８】
図６において、一定変速機構３のギア３ａ側から無段変速機構２を見た場合に、ユニット入力軸１ａの回転方向を反時計回りとし、カウンタギア３ｄを介して歯合した一定変速機構出力ギア３ｂも反時計回りとなってキャリア５ｂ（ピニオン５ｄ）を公転させる。以下、各軸の回転方向は、図６の右側から見た回転方向とする。
【００９９】
ＣＶＴシャフト１ｂを備えたトロイダル型無段変速機構２では、入力ディスク２１と出力ディスク２２の回転方向は逆となるため、ＣＶＴ出力ギア２４は時計回りに回転し、これに歯合するギア４ａは反時計回りに回転して、サンギア５ａも反時計回りに回転する。
【０１００】
ここで、車両の前進方向を、ファイナルギア１２の反時計回りとすると、カウンタギア２５を介して歯合する変速機出力ギア７と、ユニット出力軸６、リングギア５ｃの回転方向も反時計回りとなる。
【０１０１】
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構３、無段変速機出力ギア４ａ、遊星歯車機構５及び変速機出力ギア７の歯すじのねじれ方向は、一定変速機構出力ギア３ｂを右ねじれ、サンギア５ａを左ねじれ、リングギア５ｃを右ねじれ、変速機出力ギア７を右ねじれ、無段変速機の出力ギア４ａを左ねじれと設定すると、ユニット入力軸１ａのギア３ａは右ねじれ、ファイナルギア１２も右ねじれとなり、ＣＶＴ出力ギア２４は右ねじれとなる。
【０１０２】
したがって、無段変速機出力軸４上のハスバ歯車に発生するスラスト力は、前記第１実施形態と同様になり、無段変速機出力軸４上に作用するスラスト力は、一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｇが＋方向（図６の左方向）、サンギア５ａのスラスト力Ｆｓが−方向（図６の右方向）、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒが＋方向、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏが−方向、ギア４ａのスラスト力Ｆｃが＋方向となり、回転方向、ねじれ角、スラスト力、駆動状態の関係は、次表のようになる。
【０１０３】
【表４】
ユニット入力軸１ａの回転方向を反時計回りとし、サンギア５ａを左ねじれ、リングギア５ｃを右ねじれとした場合では、動力循環モードの前進時において、遊星歯車機構５のサンギア５ａに発生する−方向のスラスト力Ｆｓは、無段変速機出力軸４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１５ｂに支持される一方、リングギア５ｃに発生する＋方向のスラスト力Ｆｒは、上記したようにニードルベアリング３０、３１、オイルリテーナ６０を介してケーシング１４側に支持され、遊星歯車機構５のスラスト力Ｆｓ、Ｆｃは互いに打ち消されない。
【０１０４】
この場合、前記第１実施形態と同様に、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒと、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏが同一方向とならないように、ねじれ角を設定し、さらに、一定変速機構出力ギア３ｂ、サンギア５ａ、ギア４ａのスラスト力Ｆｇ、Ｆｓ、Ｆｃが同一方向とならないように、各ギアのねじれ角は右ねじれ、左ねじれ、左ねじれに設定される。
【０１０５】
したがって、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏと、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒが互いに打ち消す方向となり、ニードルベアリング３１、３２に作用する変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏを低減でき、ニードルベアリング３０〜３２の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保することが可能となり、また、スラスト力によるフリクションを低減することで変速機出力ギア７の動力伝達効率を向上させることができる。
【０１０６】
さらに、無段変速機出力軸４上のサンギア５ａとギア４ａに生じるスラスト力Ｆｓ、Ｆｃも相互に打ち消す方向となり、第３軸としての無段変速機出力軸４を軸支するベアリングユニット１５の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保できでき、変速比無限大無段変速機の耐久性向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【０１０７】
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構出力ギア３ｂのハスバ歯車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。
【０１０８】
各軸の回転方向は前記第４実施形態と同様であり、一定変速機構出力ギア３ｂに生じるスラスト力Ｆｇが−方向になり、各スラスト力は次表のようになる。
【０１０９】
【表５】
この場合では、変速機出力ギア７と比較して、外径の大きいギア４ａと一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｃ、Ｆｇが互いに打ち消す方向となり、第３軸としての無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【０１１０】
図８は第６の実施形態を示し、前記第４実施形態の無段変速機構２のＣＶＴ出力ギア２４と歯合するギア４ａ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。
【０１１１】
各軸の回転方向は前記第１実施形態と同様であり、ギア４ａに生じるスラスト力Ｆｃが−方向に代わる他は、前記第１実施形態と同様であり、各スラスト力は次表のようになる。
【０１１２】
【表６】
この場合では、変速機出力ギア７と比較して、外径の大きいギア４ａと一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｃ、Ｆｇが互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクが僅かに一定変速機構出力ギア３ｂの方が大きいため、その分でサンギア５ａに生じるスラスト力Ｆｓを打ち消すことができるため、第３軸としての無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【０１１３】
図９は第７の実施形態を示し、遊星歯車機構５のサンギア５ａに生じるスラスト力Ｆｓと、リングギア５ｃに生じるスラスト力Ｆｒが、動力循環モードの前進時に相殺される場合、すなわち、
Ｆｓ＋Ｆｒ＝０
となる場合を示したものである。
【０１１４】
各軸の回転方向は、前記第１実施形態と同様であり、一定変速機構３のギア３ａ側から無段変速機構２を見た場合のユニット入力軸１ａ、ＣＶＴシャフト１ｂの回転方向が時計回りに設定され、サンギア５ａも時計回りに回転する。
【０１１５】
また、車両の前進方向を、ファイナルギア１２の時計回りとすると、無段変速機出力軸４、ユニット出力軸６及びリングギア５ｃの回転方向は時計回りとなる。
【０１１６】
ハスバ歯車で構成される一定変速機構３、遊星歯車機構５及び変速機出力ギア７の歯すじのねじれ方向は、一定変速機構出力ギア３ｂを右ねじれ、サンギア５ａを左ねじれ、リングギア５ｃを右ねじれ、変速機出力ギア７を右ねじれ、ギア４ａを左ねじれと設定すると、ユニット入力軸１ａのギア３ａは右ねじれ、ファイナルギア１２も右ねじれとなる。
【０１１７】
そして、前記従来例の図１５及び上記図１６、図１７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、無段変速機出力軸４上のハスバ歯車に発生するスラスト力は、一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｇが−方向、サンギア５ａのスラスト力Ｆｓが＋方向、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒが−方向、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏが＋方向、ギア４ａのスラスト力Ｆｃが−方向となり、かつ、｜Ｆｓ｜＝｜Ｆｒ｜に設定されて、次表のようになる。
【０１１８】
【表７】
動力循環モードの前進時に、サンギア５ａとリングギア５ｃのスラスト力Ｆｓ、Ｆｒが打ち消されるねじれ角とし、リングギア５ｃと変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｒ、Ｆｏが同一方向とならないようなねじれ角とすることで、遊星歯車機構５内で、サンギア５ａとリングギア５ｃのスラスト力を打ち消すとともに、変速機出力ギア７からニードルベアリング３１、３２に作用するスラスト力Ｆｏが低減するため、これらニードルベアリングの容量を低減しながらも耐久性を確保でき、また、スラスト力によるフリクションも低減して、変速機出力ギア７の動力伝達効率を向上させることができる。
【０１１９】
さらに、第３軸としての無段変速機出力軸４上に配置されたサンギア５ａとギア４ａに作用するスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【０１２０】
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構出力ギア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７実施形態と同様である。
【０１２１】
各軸の回転方向は前記第７実施形態と同様であり、一定変速機構出力ギア３ｂが発生するスラスト力Ｆｇが＋方向になって、各スラスト力は次表のようになる。
【０１２２】
【表８】
この場合では、変速機出力ギア７と比較して、外径の大きいギア４ａと一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｃ、Ｆｇが互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５の容量をさらに低減でき、変速比無限大無段変速機の耐久性向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを、さらに低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【０１２３】
図１１は第９の実施形態を示し、前記第７実施形態の無段変速機構２のＣＶＴ出力ギア２４と歯合するギア４ａ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７実施形態と同様である。
【０１２４】
ギア４ａに生じるスラスト力Ｆｃが＋方向に代わる他は、前記第７実施形態と同様であり、各スラスト力は次表のようになる。
【０１２５】
【表９】
この場合では、変速機出力ギア７と比較して、外径の大きいギア４ａと一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｃ、Ｆｇが互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクが僅かに一定変速機構出力ギア３ｂの方が大きいため、その分でサンギア５ａに生じるスラスト力Ｆｓを打ち消すことができ、第３軸としての無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【０１２６】
図１２は第１０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。
【０１２７】
図１２において、一定変速機構３のギア３ａ側から無段変速機構２を見た場合に、ユニット入力軸１ａの回転方向を反時計回りとし、カウンタギア３ｄを介して歯合した一定変速機構出力ギア３ｂも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６の右側から見た回転方向とする。
【０１２８】
ＣＶＴシャフト１ｂを備えたトロイダル型無段変速機構２では、入力ディスク２１と出力ディスク２２の回転方向は逆となるため、ＣＶＴ出力ギア２４は時計回りに回転し、これに歯合するギア４ａも反時計回りに回転して、サンギア５ａも反時計回りに回転する。
【０１２９】
ここで、車両の前進方向を、ファイナルギア１２の反時計回りとすると、カウンタギア２５を介して歯合する変速機出力ギア７と、ユニット出力軸６、リングギア５ｃの回転方向も反時計回りとなる。
【０１３０】
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構３、無段変速機出力ギア４ａ、遊星歯車機構５及び変速機出力ギア７の歯すじのねじれ方向は、一定変速機構出力ギア３ｂを左ねじれ、サンギア５ａを右ねじれ、リングギア５ｃを左ねじれ、変速機出力ギア７を左ねじれ、無段変速機の出力ギア４ａを右ねじれと設定すると、ユニット入力軸１ａのギア３ａは左ねじれ、ファイナルギア１２も右ねじれとなり、ＣＶＴ出力ギア２４は右ねじれと左なる。
【０１３１】
したがって、無段変速機出力軸４上のハスバ歯車に発生するスラスト力は、前記第７実施形態と同様になり、無段変速機出力軸４上に作用するスラスト力は、一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｇが−方向、サンギア５ａのスラスト力Ｆｓが＋方向、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒが−方向、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏが＋方向、ギア４ａのスラスト力Ｆｃが−方向となり、回転方向、ねじれ角、スラスト力、駆動状態の関係は、次表のようになる。
【０１３２】
【表１０】
この場合、前記第７実施形態と同様に、動力循環モードの前進時に、サンギア５ａとリングギア５ｃのスラスト力Ｆｓ、Ｆｒが打ち消されるねじれ角とし、リングギア５ｃと変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｒ、Ｆｏが同一方向とならないようなねじれ角とすることで、遊星歯車機構５内で、サンギア５ａとリングギア５ｃのスラスト力を打ち消すとともに、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏを支持するニードルベアリング３１、３２に作用するスラスト力が低減するため、これらニードルベアリングの容量を低減しながらも耐久性を確保でき、また、スラスト力によるフリクションも低減して、変速機出力ギア７の動力伝達効率を向上させることができる。
【０１３３】
さらに、第３軸としての無段変速機出力軸４上に配置されたサンギア５ａとギア４ａに作用するスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
図１３は第１１の実施形態を示し、前記第１０実施形態の一定変速機構出力ギア３ｂのハスバ歯車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１０実施形態と同様である。
【０１３４】
各軸の回転方向は前記第１０実施形態と同様であり、一定変速機構出力ギア３ｂに生じるスラスト力Ｆｇが＋方向になり、各スラスト力は次表のようになる。
【０１３５】
【表１１】
この場合では、変速機出力ギア７と比較して、外径の大きいギア４ａとギア４ａと一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｃ、Ｆｇが互いに打ち消す方向となり、第３軸としての無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【０１３６】
図１４は第１２の実施形態を示し、前記第１０実施形態の無段変速機構２のＣＶＴ出力ギア２４と歯合するギア４ａ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１実施形態と同様である。
【０１３７】
各軸の回転方向は前記第１０実施形態と同様であり、ギア４ａに生じるスラスト力Ｆｃが＋方向に代わる他は、前記第１０実施形態と同様であり、各スラスト力は次表のようになる。
【０１３８】
【表１２】
この場合では、変速機出力ギア７と比較して、外径の大きいギア４ａと一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｃ、Ｆｇが互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクが僅かに一定変速機構出力ギア３ｂの方が大きいため、その分でサンギア５ａに生じるスラスト力Ｆｓを打ち消すことができるため、第３軸としての無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【０１３９】
なお、上記実施形態では、一定変速機構３にカウンタギア３ｄを設けたが、ＣＶＴ出力ギア２４と無段変速機出力軸４のギア４ａの間にカウンタギアを設ける場合では、一定変速機構３のカウンタギア３ｄは不要となる。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【図１３】第１１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。
【図１４】第１２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。
【図１５】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。
【図１６】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。
【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。
【符号の説明】
１ａ ユニット入力軸
１ｂ ＣＶＴシャフト
２ 無段変速機
３ 一定変速機
３ａ ギア
３ｂ 一定変速機出力ギア
３ｄ カウンタギア
５ 遊星歯車機構
５ａ サンギア
５ｂ キャリア
５ｃ リングギア
５ｄ ピニオン
６ ユニット出力軸
７ 変速機出力ギア
８ ディファレンシャルギア
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
３０〜３３ ニードルベアリング
【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。
【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構が知られており、このような無段変速機構の変速領域をさらに拡大するために、無段変速機構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、特開平９−２１０１７５号公報、特開平１０−２２０５５１号公報、特開平１１−６３１３９号公報などがある。
【０００３】
【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アや、一定変速機及び変速機出力ギアには、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。
【０００４】
例えば、図１５（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。
【０００５】
いま、図１５（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。
【０００６】
逆に、図１５（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。また、遊星歯車機構では、ハスバ歯車の歯すじとスラスト力の関係は、図１６、図１７のようになっている。
【０００７】
しかしながら、上記従来例においては、各ギア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アが発生するスラスト力が一方に集中し、ユニット入力軸（第１軸）、カウンタシャフト（第２軸）、ユニット出力軸（第３軸）、カウンタシャフト（第４軸）、駆動軸（第５軸）の５軸で構成した場合、直結モードクラッチや動力循環モードクラッチを備えた第３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。
【０００８】
そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなされたもので、第３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。
【０００９】
【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構及び一定変速機構と、前記ユニット入力軸と平行して配置されるとともに、前記無段変速機構の出力側と歯合するギアを備えた無段変速機出力軸と、前記無段変速機出力軸と同軸的に配設されて相対回転自在なユニット出力軸と、前記無段変速機出力軸と同軸的に配設されて相対回転自在な一定変速機構出力ギアと、前記無段変速機出力軸に連結したサンギアと、シングルピニオンで構成されて前記一定変速機構出力ギアに連結したキャリアと、前記ユニット出力軸に連結したリングギアと、からなる遊星歯車機構と、前記ユニット出力軸に配設されて差動装置側のギアと歯合する変速機出力ギアと、前記ユニット入力軸からキャリアを介して変速機出力ギア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ア、キャリア、リングギアのうちの２つの要素の間に介装された直結モードクラッチと、前記無段変速機出力軸を軸支するとともに、スラスト力を支持する軸受とを備え、
前記無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギア、一定変速機構、遊星歯車機構及び変速機出力ギアはそれぞれハスバ歯車で構成されており、動力循環モードクラッチを締結する一方、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、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように前記ハスバ歯車の歯すじのねじれ方向をそれぞれ設定する。
【００１０】
また、第２の発明は、前記第１の発明において、前記リングギアとサンギア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、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように前記ハスバ歯車の歯すじをそれぞれ設定する。
【００１１】
また、第３の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００１２】
また、第４の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００１３】
また、第５の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００１４】
また、第６の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００１５】
また、第７の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００１６】
また、第８の発明は、前記第２の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００１７】
また、第９の発明は、前記第１の発明において、前記リングギアとサンギアが発生するスラスト力が、相互に打ち消される方向にハスバ歯車の歯すじを設定し、かつ、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように前記ハスバ歯車の歯すじをそれぞれ設定する。
【００１８】
また、第１０の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００１９】
また、第１１の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００２０】
また、第１２の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定する。
【００２１】
また、第１３の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００２２】
また、第１４の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００２３】
また、第１５の発明は、前記第９の発明において、前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定する。
【００２４】
【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、無段変速機構と一定変速機構の変速比の差、すなわち、遊星歯車機構のサンギア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、エンジンからのトルクの伝達は、一定変速機構ではユニット入力軸側から一定変速機構出力ギアへ向かい、遊星歯車機構ではキャリアからサンギア及びリングギアへ、また、ユニット出力軸では、変速機出力ギアから差動装置側へ向かって車両の駆動を行う一方、サンギアへ伝達されたトルクは、無段変速機出力軸から無段変速機構の出力側へ向かって再びユニット入力軸へ循環する。
【００２５】
そして、無段変速機出力軸上には、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギア、一定変速機構、遊星歯車機構及び変速機出力ギアが配設されて、これら各ギア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、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はならないので、無段変速機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、無段変速機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。
【００２６】
また、第２の発明は、遊星歯車機構のリングギアとサンギア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それぞれ設定し、かつ、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように前記ハスバ歯車の歯すじをそれぞれ設定することにより、無段変速機出力軸上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るのを防ぎ、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。
【００２７】
また、第３の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、変速機出力ギアのスラスト力と、リングギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸の軸受に作用する変速機出力ギアのスラスト力を低減でき、軸受の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保することが可能となり、また、スラスト力によるフリクションを低減することで変速機出力ギアの動力伝達効率を向上させることができる。
【００２８】
さらに、無段変速機出力軸４のサンギアと、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアに生じるスラスト力も相互に打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）を低減できる。
【００２９】
また、第４の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、変速機出力ギアに比して、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３０】
また、第５の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクは、僅かに一定変速機構出力ギア方が大きいため、その分でサンギアに生じるスラスト力を打ち消すことができ、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３１】
また、第６の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定したので、変速機出力ギアのスラスト力と、リングギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となって、変速機出力ギアのスラスト力を低減でき、無段変速機出力軸４のサンギアと無段変速機機構の出力側と歯合するギアに生じるスラスト力も相互に打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保できでき、変速比無限大無段変速機の耐久性向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３２】
また、第７の発明は、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定したので、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３３】
また、第８の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定したので、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクが僅かに一定変速機構出力ギアの方が大きいため、その分でサンギアに生じるスラスト力を打ち消すことができ、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３４】
また、第９の発明は、リングギアとサンギアが発生するスラスト力が、相互に打ち消す方向となるので、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように設定することで、無段変速機出力軸上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るのを防いで、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。
【００３５】
また、第１０の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、リングギアとサンギアが発生するスラスト力が相互に打ち消す方向となり、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定することで、変速機出力ギアのスラスト力を低減でき、スラスト力によるフリクションも低減して、変速機出力ギアの動力伝達効率を向上させることができる。
【００３６】
また、第１１の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定することで、遊星歯車機構内でスラスト力は相互に打ち消され、無段変速機機構の出力側と歯合するギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量をさらに低減でき、変速比無限大無段変速機の耐久性向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを、さらに低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３７】
また、第１２の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定したので、無段変速機機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸上のギアと一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクが僅かに一定変速機構出力ギアの方が大きいため、その分でサンギアに生じるスラスト力を打ち消すことができ、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３８】
また、第１３の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、これらギアのスラストが互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００３９】
また、第１４の発明は、動力循環モードの前進時には、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、無段変速機機構の出力側と歯合すると一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となり、変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００４０】
また、第１５の発明は、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定したので、無段変速機機構の出力側と歯合するギアと、一定変速機構出力ギアのスラスト力が互いに打ち消す方向となるものの、作用するトルクが僅かに一定変速機構出力ギアの方が大きいため、その分でサンギアに生じるスラスト力を打ち消すことができるため、無段変速機出力軸を支持する軸受の容量（大きさ）をさらに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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００４１】
【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。
【００４２】
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。
【００４３】
図１〜図３において、２組のトロイダル変速部２Ａ、２Ｂを備えたダブルキャビティのトロイダル型無段変速機構２を、変速比無限大無段変速機へ適用した一例を示す。
【００４４】
図１に示すように、エンジン（図示せず）のクランクシャフトに連結される変速比無限大無段変速機のユニット入力軸１ａには、変速比を連続的に変更可能なトロイダル型の無段変速機構２と、ギア３ａ、カウンタギア３ｄ及び出力ギア３ｂから構成された一定変速機構３（減速機）が並列的に配設される。
【００４５】
そして、ユニット入力軸１ａには、無段変速機構２のＣＶＴシャフト１ｂ（入力軸）が同軸的に連結され、これらユニット入力軸１ａ、ＣＶＴシャフト１ｂと平行して無段変速機構２の出力軸である無段変速機出力軸４が配設される。また、ユニット入力軸１ａには、一定変速機構３のギア３ａが配設される。
【００４６】
無段変速機出力軸４は、無段変速機構２の出力ディスク２２の外周に形成されたＣＶＴ出力ギア２４と歯合するギア４ａが固設され、また、無段変速機出力軸４には、変速比無限大無段変速機の出力軸となるユニット出力軸６と、一定変速機構３の出力軸３ｃがそれぞれ同軸的かつ、相対回転自在に支持されており、変速機出力ギア７を設けたユニット出力軸６と無段変速機出力軸４の間には直結モードクラッチ１０が介装される。
【００４７】
そして、これらの軸３ｃ、４、６は遊星歯車機構５で連結されており、無段変速機構２と連結した無段変速機出力軸４には、遊星歯車機構５のサンギア５ａが固設され、無段変速機出力軸４と同軸的かつ相対回転可能な一定変速機構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に連結されており、また、ラジアルベアリング３６を介して無段変速機出力軸４と同軸的かつ相対回転可能なユニット出力軸６は、遊星歯車機構５のリングギア５ｃに連結される。
【００４８】
そして、このユニット出力軸６には変速機出力ギア７が固設されている。
【００４９】
無段変速機出力軸４は、直結モードクラッチ１０の外周に形成された出力ギア４ａを介して無段変速機構２のＣＶＴ出力ギア２４と連結されており、無段変速機出力軸４の途中に設けた遊星歯車機構５のサンギア５ａまたは、直結モードクラッチ１０のいずれか一方を介して、ユニット出力軸６との間で動力の伝達を行い、この直結モードクラッチ１０を締結したときには、無段変速機出力軸４がユニット出力軸６に直結される。
【００５０】
一定変速機構出力ギア３ｂと結合した一定変速機構３の出力軸３ｃも、無段変速機出力軸４と同軸的かつ、相対回転自在に支持され、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に連結されており、このキャリア５ｂのピニオン５ｄが遊星歯車機構５のリングギア５ｃと歯合しており、動力循環モードクラッチ９が締結されているときには、一定変速機構出力軸３ｃがキャリア５ｂを介してリングギア５ｃ及びサンギア５ａに連結される。
【００５１】
無段変速機出力軸４の出力ギア４ａと、遊星歯車機構５との間に配設されたユニット出力軸６の図中中央には、変速機出力ギア７が設けられ、この変速機出力ギア７は、カウンタシャフト１８のカウンタギア２５を介してディファレンシャルギア８のファイナルギア１２と歯合しており、ディファレンシャルギア８に結合した駆動軸１１は、変速機出力ギア７によって所定の総減速比で駆動力が伝達される。なお、カウンタシャフト１８はケーシング１４側に固定されており、カウンタギア２５は、テーパーローラベアリング１９ａ、１９ｂを介して軸支されている。
【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を締結してトロイダル型無段変速機構２の変速比に応じて駆動力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、トロイダル型無段変速機構２と一定変速機構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の変速比で、以下ＩＶＴ比ｉｉとする）を負の値（後進）から正の値（前進）まで無限大（停止状態＝ギアードニュートラルポイントＧＮＰ）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】
トロイダル型無段変速機構２は、図１〜図３に示すように、ＣＶＴシャフト１ｂ（入力軸）上で同軸的に配置した２組の入力ディスク２１と、２つのトロイド状曲面を備えて一体的に形成された出力ディスク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ており、ユニット入力軸１ａと結合したローディングカム装置２３側に第１トロイダル変速部２Ａが、この反対側に第２トロイダル変速部２Ｂが配置される。
【００５４】
そして、一体的に形成された出力ディスク２２の外周に形成されたＣＶＴ出力ギア２４によって、トルク伝達を行う。
【００５５】
この変速比無限大無段変速機は、ユニット入力軸１ａとＣＶＴシャフト１ｂからなる第１軸と、一定変速機構３のカウンタギア３を軸支する軸３ｆからなる第２軸と、無段変速機出力軸４を主体とする第３軸と、カウンタシャフト１８からなる第４軸と、駆動軸１１からなる第５軸を備えた５軸構成となる。
【００５６】
ユニット入力軸１ａ及びＣＶＴシャフト１ｂと、軸３ｆ、無段変速機出力軸４、カウンタシャフト１８及び駆動軸１１は、ケーシング１４の内周で平行に配置されるとともに、変速機出力ギア７が無段変速機出力軸４のほぼ中央に配設され、一定変速機構出力ギア３ｂが無段変速機出力軸４の図中右側に配設される。
【００５７】
一定変速機構３の一定変速機構出力ギア３ｂは環状に形成されて、この一定変速機構出力ギア３ｂの内周は、無段変速機出力軸４を挿通しており、一定変速機構出力ギア３ｂはボルトを介して出力軸３ｃのフランジ部３ｅの端面に締結される。
【００５８】
図２に示すように、無段変速機出力軸４には、図中左側の端部４Ａ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（軸受）、オイルリテーナ６０、直結モードクラッチ１０及び出力ギア４ａ、ユニット出力軸６及び変速機出力ギア７、遊星歯車機構５、動力循環モードクラッチ９、一定変速機構３の出力軸３ｃ及び一定変速機構出力ギア３ｂが順次配設される。
【００５９】
そして、無段変速機出力軸４は、図２に示す左側の端部４Ａ側と右側の端部４Ｂ側の両端を介してケーシング１４に軸支され、端部４Ｂ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４Ａ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。
【００６０】
なお、テーパローラベアリング１５ａは、端部４Ａ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４Ｂ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４Ａ側へ向かうスラスト荷重の符号を「＋」、端部４Ｂ側へ向かうスラスト荷重の符号を「−」とする。
【００６１】
ここで、一定変速機構３を構成するギア３ａ、カウンタギア３ｄ、一定変速機構出力ギア３ｂ、遊星歯車機構５の各ギア及び変速機出力ギア７と、カウンタギア２５、ファイナルギア１２は、それぞれ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、無段変速機出力軸４に配設された各部品間には、次のような軸受が配設される。
【００６２】
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６０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の側面との間には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、無段変速機出力軸４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とともに、外周には出力ギア４ａが固設されている。
【００６３】
このクラッチドラム１０ａと係合するハブ１０ｂは、ユニット出力軸６及び変速機出力ギア７に支持されており、ユニット出力軸６の図中左側の端面と、クラッチドラム１０ａの側面との間には、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、ユニット出力軸６の図中右側には、遊星歯車機構５が配設されており、ユニット出力軸６に加わる−方向のスラスト力は、リングギア５ｃとキャリア５ｂのピニオン５ｄの間に介装されたニードルベアリング３２によって支持される。キャリア５ｂのピニオン５ｄに加わる−方向のスラスト力は、ニードルベアリング３３を介して一定変速機構出力軸３ｃで支持される。
【００６４】
さらに、遊星歯車機構５のキャリア５ｂは、動力循環モードクラッチ９のハブ９ｂに結合し、動力循環モードクラッチ９のドラム９ａは、一定変速機構出力軸３ｃのフランジ部３ｅに結合する。なお、一定変速機構出力軸３ｃは、ラジアルニードルベアリングを介して無段変速機出力軸４と相対回転自在に支持される。
【００６５】
そして、一定変速機構３の出力軸３ｃの図中右側の端部には、フランジ部３ｅが形成されて、このフランジ部３ｅ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、一定変速機構出力ギア３ｂを締結する。
【００６６】
フランジ部３ｅの内周にはボールベアリング１７が介装されており、一定変速機構出力軸３ｃ及び一定変速機構出力ギア３ｂは無段変速機出力軸４に対して相対回転自在に軸支される。
【００６７】
このボールベアリング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、一定変速機構出力ギア３ｂや出力軸３ｃに加わるスラスト荷重を支持している。
【００６８】
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３ｅを介してボールベアリング１７から無段変速機出力軸４に伝達され、端部４Ａに設けたベアリングユニット１５によって支持される。
【００６９】
例えば、変速機出力ギア７やリングギア５ｃに−方向のスラスト力が発生した場合、キャリア５ｂのピニオン５ｄ、動力循環モードクラッチ９、一定変速機構出力軸３ｃ及びボールベアリング１７を介して無段変速機出力軸４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。
【００７０】
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。
【００７１】
例えば、リングギア５ｃに発生した＋方向のスラスト力は、ユニット出力軸６と直結モードクラッチ１０のクラッチドラム１０ａの間に設けた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及びオイルリテーナ６０を介してケーシング１４で支持される。
【００７２】
同様に、＋方向のスラスト力のうち、一定変速機構出力ギア３ｂに発生するものは、動力循環モードクラッチ９、遊星歯車機構５、ユニット出力軸６、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、オイルリテーナ６０を介してケーシング１４に支持される。
【００７３】
また、＋方向のスラスト荷重でサンギア５ａが発生するものは、無段変速機出力軸４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。
【００７４】
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。
【００７５】
まず、図３において、一定変速機構３のギア３ａ側（図中右側）から無段変速機構２を見た場合のユニット入力軸１ａの回転方向を時計回りとすると、カウンタギア３ｄを介した一定変速機構出力ギア３ｂも時計回りとなってキャリア５ｂ（ピニオン５ｄ）を公転させる。
【００７６】
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。
【００７７】
ＣＶＴシャフト１ｂを備えたトロイダル型無段変速機構２では、入力ディスク２１と出力ディスク２２の回転方向は逆となるため、ＣＶＴ出力ギア２４は反時計回りに回転し、出力ギア４ａは時計回りに回転するので、サンギア５ａも時計回りに回転する。
【００７８】
ここで、車両の前進方向を、ファイナルギア１２の時計回りとすると、カウンタギア２５を介して歯合するユニット出力軸６、変速機出力ギア７及びリングギア５ｃの回転方向は時計回りとなる。
【００７９】
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構３、無段変速機出力ギア４ａ、遊星歯車機構５及び変速機出力ギア７の歯すじのねじれ方向は、一定変速機構出力ギア３ｂを左ねじれ、サンギア５ａを右ねじれ、リングギア５ｃを左ねじれ、変速機出力ギア７を左ねじれ、無段変速機の出力ギア４ａを右ねじれと設定すると、ユニット入力軸１ａのギア３ａは左ねじれ、ファイナルギア１２も左ねじれとなり、ＣＶＴ出力ギア２４は左ねじれとなる。
【００８０】
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を解放する動力循環モードでは、エンジンからのトルクの伝達方向が、一定変速機構３ではギア３ａから一定変速機構出力ギア３ｂへ向かい、遊星歯車機構５ではキャリア５ｂのピニオン５ｄからサンギア５ａとリングギア５ｃへそれぞれ伝達され、さらに、リングギア５ｃ、ユニット出力軸６、変速機出力ギア７からファイナルギア１２へ伝達される。
【００８１】
一方、サンギア５ａに伝達されたトルクは、無段変速機出力軸４、ギア４ａ、ＣＶＴ出力ギア２４を介して、出力ディスク２２からパワーローラ２０、入力ディスク２１を経由して、再び一定変速機構３のギア３ａに伝達されて循環する。
【００８２】
したがって、無段変速機出力軸４上のハスバ歯車に発生するスラスト力は、一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力をＦｇ、サンギア５ａのスラスト力をＦｓ、リングギア５ｃのスラスト力をＦｒ、変速機出力ギア７のスラスト力をＦｏ、ギア４ａのスラスト力をＦｃとすると、前記従来例の図１５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とＦｃが図中左側へ向かう−方向に、スラスト力ＦｏとＦｒが図中左側へ向かう＋方向になる。
【００８３】
ここで、ハスバ歯車で構成された遊星歯車機構５では、図３に示すように、一定変速機構３側に連結されたキャリア５ｂのピニオン５ｄから、リングギア５ｃ及びサンギア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、サンギア５ａのスラスト力Ｆｓが図中右側の−方向へ作用して、無段変速機出力軸４からベアリングユニット１５で支持される一方、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒは図中左側の＋方向へ作用して、ユニット出力軸６からオイルリテーナ６０を介してケーシング１４に支持に加わり、相互に相殺されない方向に設定される。
【００８４】
なお、キャリア５ｂのピニオン５ｄに作用するスラスト力は、図１６、図１７の矢示のように、リングギア５ｃ側に生じるスラスト力と、サンギア５ａ側に生じるスラスト力が相互に対向する。
【００８５】
したがって、無段変速機出力軸４上に作用するスラスト力は、次のようになる。
【００８６】
【表１】
【００８７】
サンギア５ａを右ねじれ、リングギア５ｃを左ねじれとした場合では、動力循環モードの前進時において、遊星歯車機構５のサンギア５ａに発生する−方向のスラスト力Ｆｓは、無段変速機出力軸４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１５ｂに支持される一方、リングギア５ｃに発生する＋方向のスラスト力Ｆｒは、上記したようにニードルベアリング３０、３１、オイルリテーナ６０を介してケーシング１４側に支持され、遊星歯車機構５のスラスト力Ｆｓ、Ｆｃは互いに打ち消されない。
【００８８】
この場合、上記のように、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒと、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏが同一方向とならないように、ねじれ角を設定し、さらに、一定変速機構出力ギア３ｂ、サンギア５ａ、ギア４ａのスラスト力Ｆｇ、Ｆｓ、Ｆｃが同一方向とならないように、各ギアのねじれ角は左ねじれ、右ねじれ、右ねじれに設定される。
【００８９】
したがって、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏと、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒが互いに打ち消す方向となり、ニードルベアリング３１、３２に作用する変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏを低減でき、ニードルベアリング３０〜３２の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保することが可能となり、また、スラスト力によるフリクションを低減することで変速機出力ギア７の動力伝達効率を向上させることができる。
【００９０】
さらに、無段変速機出力軸４上のサンギア５ａとギア４ａに生じるスラスト力Ｆｓ、Ｆｃも相互に打ち消す方向となり、第３軸としての無段変速機出力軸４を軸支するベアリングユニット１５の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保できでき、変速比無限大無段変速機の耐久性向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【００９１】
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構出力ギア３ｂのハスバ歯車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。
【００９２】
各軸の回転方向は前記第１実施形態と同様であり、一定変速機構出力ギア３ｂに生じるスラスト力Ｆｇが−方向になり、各スラスト力は次表のようになる。
【００９３】
【表２】
【００９４】
図５は第３の実施形態を示し、前記第１実施形態の無段変速機構２のＣＶＴ出力ギア２４と歯合するギア４ａ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１実施形態と同様である。
【００９５】
各軸の回転方向は前記第１実施形態と同様であり、ギア４ａに生じるスラスト力Ｆｃが−方向に代わる他は、前記第１実施形態と同様であり、各スラスト力は次表のようになる。
【００９６】
【表３】
【００９７】
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。
【００９８】
図６において、一定変速機構３のギア３ａ側から無段変速機構２を見た場合に、ユニット入力軸１ａの回転方向を反時計回りとし、カウンタギア３ｄを介して歯合した一定変速機構出力ギア３ｂも反時計回りとなってキャリア５ｂ（ピニオン５ｄ）を公転させる。以下、各軸の回転方向は、図６の右側から見た回転方向とする。
【００９９】
ＣＶＴシャフト１ｂを備えたトロイダル型無段変速機構２では、入力ディスク２１と出力ディスク２２の回転方向は逆となるため、ＣＶＴ出力ギア２４は時計回りに回転し、これに歯合するギア４ａは反時計回りに回転して、サンギア５ａも反時計回りに回転する。
【０１００】
ここで、車両の前進方向を、ファイナルギア１２の反時計回りとすると、カウンタギア２５を介して歯合する変速機出力ギア７と、ユニット出力軸６、リングギア５ｃの回転方向も反時計回りとなる。
【０１０１】
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構３、無段変速機出力ギア４ａ、遊星歯車機構５及び変速機出力ギア７の歯すじのねじれ方向は、一定変速機構出力ギア３ｂを右ねじれ、サンギア５ａを左ねじれ、リングギア５ｃを右ねじれ、変速機出力ギア７を右ねじれ、無段変速機の出力ギア４ａを左ねじれと設定すると、ユニット入力軸１ａのギア３ａは右ねじれ、ファイナルギア１２も右ねじれとなり、ＣＶＴ出力ギア２４は右ねじれとなる。
【０１０２】
したがって、無段変速機出力軸４上のハスバ歯車に発生するスラスト力は、前記第１実施形態と同様になり、無段変速機出力軸４上に作用するスラスト力は、一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｇが＋方向（図６の左方向）、サンギア５ａのスラスト力Ｆｓが−方向（図６の右方向）、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒが＋方向、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏが−方向、ギア４ａのスラスト力Ｆｃが＋方向となり、回転方向、ねじれ角、スラスト力、駆動状態の関係は、次表のようになる。
【０１０３】
【表４】
【０１０４】
この場合、前記第１実施形態と同様に、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒと、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏが同一方向とならないように、ねじれ角を設定し、さらに、一定変速機構出力ギア３ｂ、サンギア５ａ、ギア４ａのスラスト力Ｆｇ、Ｆｓ、Ｆｃが同一方向とならないように、各ギアのねじれ角は右ねじれ、左ねじれ、左ねじれに設定される。
【０１０５】
したがって、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏと、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒが互いに打ち消す方向となり、ニードルベアリング３１、３２に作用する変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏを低減でき、ニードルベアリング３０〜３２の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保することが可能となり、また、スラスト力によるフリクションを低減することで変速機出力ギア７の動力伝達効率を向上させることができる。
【０１０６】
さらに、無段変速機出力軸４上のサンギア５ａとギア４ａに生じるスラスト力Ｆｓ、Ｆｃも相互に打ち消す方向となり、第３軸としての無段変速機出力軸４を軸支するベアリングユニット１５の容量（大きさ）を低減しながらも耐久性を確保できでき、変速比無限大無段変速機の耐久性向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【０１０７】
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構出力ギア３ｂのハスバ歯車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。
【０１０８】
各軸の回転方向は前記第４実施形態と同様であり、一定変速機構出力ギア３ｂに生じるスラスト力Ｆｇが−方向になり、各スラスト力は次表のようになる。
【０１０９】
【表５】
【０１１０】
図８は第６の実施形態を示し、前記第４実施形態の無段変速機構２のＣＶＴ出力ギア２４と歯合するギア４ａ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。
【０１１１】
各軸の回転方向は前記第１実施形態と同様であり、ギア４ａに生じるスラスト力Ｆｃが−方向に代わる他は、前記第１実施形態と同様であり、各スラスト力は次表のようになる。
【０１１２】
【表６】
【０１１３】
図９は第７の実施形態を示し、遊星歯車機構５のサンギア５ａに生じるスラスト力Ｆｓと、リングギア５ｃに生じるスラスト力Ｆｒが、動力循環モードの前進時に相殺される場合、すなわち、
Ｆｓ＋Ｆｒ＝０
となる場合を示したものである。
【０１１４】
各軸の回転方向は、前記第１実施形態と同様であり、一定変速機構３のギア３ａ側から無段変速機構２を見た場合のユニット入力軸１ａ、ＣＶＴシャフト１ｂの回転方向が時計回りに設定され、サンギア５ａも時計回りに回転する。
【０１１５】
また、車両の前進方向を、ファイナルギア１２の時計回りとすると、無段変速機出力軸４、ユニット出力軸６及びリングギア５ｃの回転方向は時計回りとなる。
【０１１６】
ハスバ歯車で構成される一定変速機構３、遊星歯車機構５及び変速機出力ギア７の歯すじのねじれ方向は、一定変速機構出力ギア３ｂを右ねじれ、サンギア５ａを左ねじれ、リングギア５ｃを右ねじれ、変速機出力ギア７を右ねじれ、ギア４ａを左ねじれと設定すると、ユニット入力軸１ａのギア３ａは右ねじれ、ファイナルギア１２も右ねじれとなる。
【０１１７】
そして、前記従来例の図１５及び上記図１６、図１７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、無段変速機出力軸４上のハスバ歯車に発生するスラスト力は、一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｇが−方向、サンギア５ａのスラスト力Ｆｓが＋方向、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒが−方向、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏが＋方向、ギア４ａのスラスト力Ｆｃが−方向となり、かつ、｜Ｆｓ｜＝｜Ｆｒ｜に設定されて、次表のようになる。
【０１１８】
【表７】
【０１１９】
さらに、第３軸としての無段変速機出力軸４上に配置されたサンギア５ａとギア４ａに作用するスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
【０１２０】
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構出力ギア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７実施形態と同様である。
【０１２１】
各軸の回転方向は前記第７実施形態と同様であり、一定変速機構出力ギア３ｂが発生するスラスト力Ｆｇが＋方向になって、各スラスト力は次表のようになる。
【０１２２】
【表８】
【０１２３】
図１１は第９の実施形態を示し、前記第７実施形態の無段変速機構２のＣＶＴ出力ギア２４と歯合するギア４ａ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７実施形態と同様である。
【０１２４】
ギア４ａに生じるスラスト力Ｆｃが＋方向に代わる他は、前記第７実施形態と同様であり、各スラスト力は次表のようになる。
【０１２５】
【表９】
【０１２６】
図１２は第１０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。
【０１２７】
図１２において、一定変速機構３のギア３ａ側から無段変速機構２を見た場合に、ユニット入力軸１ａの回転方向を反時計回りとし、カウンタギア３ｄを介して歯合した一定変速機構出力ギア３ｂも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６の右側から見た回転方向とする。
【０１２８】
ＣＶＴシャフト１ｂを備えたトロイダル型無段変速機構２では、入力ディスク２１と出力ディスク２２の回転方向は逆となるため、ＣＶＴ出力ギア２４は時計回りに回転し、これに歯合するギア４ａも反時計回りに回転して、サンギア５ａも反時計回りに回転する。
【０１２９】
ここで、車両の前進方向を、ファイナルギア１２の反時計回りとすると、カウンタギア２５を介して歯合する変速機出力ギア７と、ユニット出力軸６、リングギア５ｃの回転方向も反時計回りとなる。
【０１３０】
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構３、無段変速機出力ギア４ａ、遊星歯車機構５及び変速機出力ギア７の歯すじのねじれ方向は、一定変速機構出力ギア３ｂを左ねじれ、サンギア５ａを右ねじれ、リングギア５ｃを左ねじれ、変速機出力ギア７を左ねじれ、無段変速機の出力ギア４ａを右ねじれと設定すると、ユニット入力軸１ａのギア３ａは左ねじれ、ファイナルギア１２も右ねじれとなり、ＣＶＴ出力ギア２４は右ねじれと左なる。
【０１３１】
したがって、無段変速機出力軸４上のハスバ歯車に発生するスラスト力は、前記第７実施形態と同様になり、無段変速機出力軸４上に作用するスラスト力は、一定変速機構出力ギア３ｂのスラスト力Ｆｇが−方向、サンギア５ａのスラスト力Ｆｓが＋方向、リングギア５ｃのスラスト力Ｆｒが−方向、変速機出力ギア７のスラスト力Ｆｏが＋方向、ギア４ａのスラスト力Ｆｃが−方向となり、回転方向、ねじれ角、スラスト力、駆動状態の関係は、次表のようになる。
【０１３２】
【表１０】
【０１３３】
さらに、第３軸としての無段変速機出力軸４上に配置されたサンギア５ａとギア４ａに作用するスラスト力が互いに打ち消す方向となり、無段変速機出力軸４を支持するベアリングユニット１５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向上と小型化を図るとともに、スラスト力によるフリクションを低減することで動力伝達効率を向上させることができる。
図１３は第１１の実施形態を示し、前記第１０実施形態の一定変速機構出力ギア３ｂのハスバ歯車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１０実施形態と同様である。
【０１３４】
各軸の回転方向は前記第１０実施形態と同様であり、一定変速機構出力ギア３ｂに生じるスラスト力Ｆｇが＋方向になり、各スラスト力は次表のようになる。
【０１３５】
【表１１】
【０１３６】
図１４は第１２の実施形態を示し、前記第１０実施形態の無段変速機構２のＣＶＴ出力ギア２４と歯合するギア４ａ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１実施形態と同様である。
【０１３７】
各軸の回転方向は前記第１０実施形態と同様であり、ギア４ａに生じるスラスト力Ｆｃが＋方向に代わる他は、前記第１０実施形態と同様であり、各スラスト力は次表のようになる。
【０１３８】
【表１２】
【０１３９】
なお、上記実施形態では、一定変速機構３にカウンタギア３ｄを設けたが、ＣＶＴ出力ギア２４と無段変速機出力軸４のギア４ａの間にカウンタギアを設ける場合では、一定変速機構３のカウンタギア３ｄは不要となる。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【図１３】第１１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。
【図１４】第１２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。
【図１５】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。
【図１６】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。
【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。
【符号の説明】
１ａ ユニット入力軸
１ｂ ＣＶＴシャフト
２ 無段変速機
３ 一定変速機
３ａ ギア
３ｂ 一定変速機出力ギア
３ｄ カウンタギア
５ 遊星歯車機構
５ａ サンギア
５ｂ キャリア
５ｃ リングギア
５ｄ ピニオン
６ ユニット出力軸
７ 変速機出力ギア
８ ディファレンシャルギア
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
３０〜３３ ニードルベアリング
Claims (15)
- ユニット入力軸にそれぞれ連結された無段変速機構及び一定変速機構と、
前記ユニット入力軸と平行して配置されるとともに、前記無段変速機構の出力側と歯合するギアを備えた無段変速機出力軸と、
前記無段変速機出力軸と同軸的に配設されて相対回転自在なユニット出力軸と、
前記無段変速機出力軸と同軸的に配設されて相対回転自在な一定変速機構出力ギアと、
前記無段変速機出力軸に連結したサンギアと、シングルピニオンで構成されて前記一定変速機構出力ギアに連結したキャリアと、前記ユニット出力軸に連結したリングギアと、からなる遊星歯車機構と、
前記ユニット出力軸に配設されて差動装置側のギアと歯合する変速機出力ギアと、
前記ユニット入力軸からキャリアを介して変速機出力ギア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ア、キャリア、リングギアのうちの２つの要素の間に介装された直結モードクラッチと、
前記無段変速機出力軸を軸支するとともに、スラスト力を支持する軸受とを備え、
前記無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギア、一定変速機構、遊星歯車機構及び変速機出力ギアはそれぞれハスバ歯車で構成されており、
動力循環モードクラッチを締結する一方、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、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構出力ギア、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように前記ハスバ歯車の歯すじのねじれ方向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。 - 前記リングギアとサンギア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、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように前記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請求項１に記載の変速比無限大無段変速機。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定されたことを特徴とする請求項２に記載の変速比無限大無段変速機。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定されたことを特徴とする請求項２に記載の変速比無限大無段変速機。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが左ねじれに設定されたことを特徴とする請求項２に記載の変速比無限大無段変速機。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定されたことを特徴とする請求項２に記載の変速比無限大無段変速機。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定されたことを特徴とする請求項２に記載の変速比無限大無段変速機。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギアが右ねじれに設定されたことを特徴とする請求項２に記載の変速比無限大無段変速機。
- 前記リングギアとサンギアが発生するスラスト力が、相互に打ち消される方向にハスバ歯車の歯すじを設定し、かつ、無段変速機出力軸上に配置された一定変速機構、変速機出力ギア、リングギア及び無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが発生するスラスト力のうち、変速機出力ギアとリングギアが異なる方向となるように前記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請求項１に記載の変速比無限大無段変速機。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギア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。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギア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。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが右ねじれ、サンギアが左ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギア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。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギア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。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが右ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが右ねじれ、変速機出力ギア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。
- 前記無段変速機出力軸の一端に一定変速機構出力ギアを設けるとともに、動力循環モードの前進時には、この一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸の回転方向を反時計回りとし、一定変速機構出力ギア側から見た無段変速機出力軸上のハスバ歯車の歯すじを、リングギアが左ねじれ、サンギアが右ねじれ、一定変速機構出力ギアが左ねじれ、無段変速機構の出力側と歯合する無段変速機出力軸のギアが左ねじれ、変速機出力ギア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 (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000279993A JP3799979B2 (ja) | 2000-09-14 | 2000-09-14 | 変速比無限大無段変速機 |
| US09/923,538 US6517461B2 (en) | 2000-09-14 | 2001-08-08 | Infinitely variable transmission |
| EP01121193A EP1188956A2 (en) | 2000-09-14 | 2001-09-04 | Infinitely variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000279993A JP3799979B2 (ja) | 2000-09-14 | 2000-09-14 | 変速比無限大無段変速機 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2002089654A JP2002089654A (ja) | 2002-03-27 |
| JP3799979B2 true JP3799979B2 (ja) | 2006-07-19 |
Family
ID=18764907
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2000279993A Expired - Fee Related JP3799979B2 (ja) | 2000-09-14 | 2000-09-14 | 変速比無限大無段変速機 |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US6517461B2 (ja) |
| EP (1) | EP1188956A2 (ja) |
| JP (1) | JP3799979B2 (ja) |
Families Citing this family (19)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP3473554B2 (ja) * | 2000-06-28 | 2003-12-08 | 日産自動車株式会社 | 無限変速比変速機 |
| JP3982189B2 (ja) * | 2001-03-07 | 2007-09-26 | 日産自動車株式会社 | 変速比無限大無段変速機 |
| JP2003097669A (ja) * | 2001-09-27 | 2003-04-03 | Jatco Ltd | トルクスプリット式変速比無限大無段変速機 |
| JP4123869B2 (ja) * | 2002-08-23 | 2008-07-23 | 日本精工株式会社 | トロイダル型無段変速機及び無段変速装置 |
| DE102004007789A1 (de) | 2004-02-18 | 2005-09-08 | Daimlerchrysler Ag | Toroidgetriebe für ein Kraftfahrzeug |
| JP4474945B2 (ja) * | 2004-02-26 | 2010-06-09 | 日本精工株式会社 | トロイダル型無段変速機 |
| WO2007024681A1 (en) * | 2005-08-19 | 2007-03-01 | The Timken Company | Friction drive spindle unit |
| US20070042860A1 (en) * | 2005-08-19 | 2007-02-22 | Matthieu Rihn | Tapered gear tooth apparatus and method |
| DE102006003215A1 (de) * | 2006-01-24 | 2007-08-09 | Zf Friedrichshafen Ag | Planetenradsatz |
| US20120107099A1 (en) * | 2008-06-09 | 2012-05-03 | Airzen Co., Ltd | Turbo blower and high speed rotating body used in same |
| US8257217B2 (en) * | 2009-02-03 | 2012-09-04 | Ford Global Technologies, Llc | Infinitely variable transmission with offset output shaft |
| WO2011081866A2 (en) * | 2009-12-14 | 2011-07-07 | Orbital Traction, Ltd. | Systems and methods for operating a driveline system |
| US20110165986A1 (en) * | 2010-07-19 | 2011-07-07 | Ford Global Technologies, Llc | Transmission Producing Continuously Speed Ratios |
| US8641574B2 (en) * | 2011-02-24 | 2014-02-04 | Ford Global Technologies, Llc | Transfer shaft support |
| US8702553B2 (en) * | 2011-02-24 | 2014-04-22 | Ford Global Technologies, Llc | Transfer shaft support |
| US8579753B2 (en) * | 2012-02-10 | 2013-11-12 | GM Global Technology Operations LLC | Compound planetary front wheel drive continuously variable transmission |
| US8888645B2 (en) | 2012-07-31 | 2014-11-18 | Gm Global Technology Operations, Llc | Simple planetary gearset continuously variable transmission |
| WO2014194461A1 (en) * | 2013-06-03 | 2014-12-11 | GM Global Technology Operations LLC | Continuously variable transmission with variable rate of change pulley sheaves |
| ES2535989B1 (es) | 2013-11-18 | 2016-02-24 | Powertrack Internacional De Automoción S.L. | Sistema de transmisión mecánica continua y reversible con derivación de potencia |
Family Cites Families (14)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| GB8424525D0 (en) * | 1984-09-28 | 1984-11-07 | Leyland Vehicles | Variable transmission |
| US4693134A (en) * | 1985-06-20 | 1987-09-15 | Excelermatic Inc. | High-powered vehicle drive train |
| JP3058950B2 (ja) * | 1991-07-19 | 2000-07-04 | ヤンマーディーゼル株式会社 | 舶用減速逆転機のスラスト支持装置 |
| 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 |
| US5925039A (en) | 1996-06-12 | 1999-07-20 | Iti Medical Technologies, Inc. | Electrosurgical instrument with conductive ceramic or cermet and method of making same |
| US5720678A (en) * | 1996-07-11 | 1998-02-24 | Korthauer; Sue | Inflatable barrier for sports games |
| JPH10220551A (ja) | 1997-02-13 | 1998-08-21 | Nissan Motor Co Ltd | 変速比無限大無段変速機 |
| JPH10252875A (ja) * | 1997-03-10 | 1998-09-22 | Nissan Motor Co Ltd | 変速比無限大無段変速機の油圧制御装置 |
| JP3716568B2 (ja) | 1997-08-25 | 2005-11-16 | マツダ株式会社 | トロイダル式無段変速機 |
| JP3473471B2 (ja) * | 1999-01-27 | 2003-12-02 | 日産自動車株式会社 | 変速比無限大無段変速機 |
| KR100349319B1 (ko) * | 1999-01-27 | 2002-08-21 | 닛산 지도우샤 가부시키가이샤 | 변속비 무한대의 무단 변속기 |
| JP2000230621A (ja) * | 1999-02-15 | 2000-08-22 | Nissan Motor Co Ltd | 変速比無限大無段変速機 |
| JP2000279993A (ja) | 1999-03-31 | 2000-10-10 | Nkk Corp | 廃水処理方法および装置 |
-
2000
- 2000-09-14 JP JP2000279993A patent/JP3799979B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
2001
- 2001-08-08 US US09/923,538 patent/US6517461B2/en not_active Expired - Fee Related
- 2001-09-04 EP EP01121193A patent/EP1188956A2/en not_active Withdrawn
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| EP1188956A2 (en) | 2002-03-20 |
| US6517461B2 (en) | 2003-02-11 |
| JP2002089654A (ja) | 2002-03-27 |
| US20020055408A1 (en) | 2002-05-09 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3799979B2 (ja) | 変速比無限大無段変速機 | |
| US8142323B2 (en) | Continuously variable transmission | |
| JP3896958B2 (ja) | 無段変速装置 | |
| JP3832424B2 (ja) | 無段変速装置 | |
| US8888646B2 (en) | Two-mode continuously variable transmission | |
| US20100197448A1 (en) | Infinitely variable transmission with offset output shaft | |
| JPS60132165A (ja) | 無段変速トランスミツシヨン | |
| JP3982189B2 (ja) | 変速比無限大無段変速機 | |
| JP3473471B2 (ja) | 変速比無限大無段変速機 | |
| KR100349319B1 (ko) | 변속비 무한대의 무단 변속기 | |
| JP3475843B2 (ja) | 変速比無限大無段変速機 | |
| JPH11280867A (ja) | 無段変速装置 | |
| JP3738535B2 (ja) | トロイダル形無段変速装置 | |
| JPH10196759A (ja) | 無段変速装置 | |
| US20040132573A1 (en) | Torque division angle drive gearbox | |
| JP4085457B2 (ja) | 無段変速装置 | |
| JP3674264B2 (ja) | 無段変速装置 | |
| JP4288987B2 (ja) | 無段変速装置 | |
| JP4144166B2 (ja) | 揚水ポンプ又は発電機駆動用無段変速装置 | |
| JP2018091412A (ja) | ディファレンシャルギヤ装置 | |
| JP2006322482A (ja) | 無段変速装置 | |
| JP2798607B2 (ja) | 変速機 | |
| JP2931522B2 (ja) | 変速機 | |
| JP4178848B2 (ja) | 無段変速装置 | |
| JP2002031206A (ja) | トロイダル型無段変速機及び無段変速装置 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20040930 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20051011 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20051212 |
|
| 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: 20060404 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20060417 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |