JP3799979B2 - 変速比無限大無段変速機 - Google Patents
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Description
【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
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。
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