JP5922843B2

JP5922843B2 - 無段変速機

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Publication number: JP5922843B2
Application number: JP2015519872A
Authority: JP
Inventors: 内野　智司; 智司内野; 敦司藤川
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2013-05-28
Filing date: 2014-05-27
Publication date: 2016-05-24
Anticipated expiration: 2034-05-27
Also published as: CN105190101B; US10030749B2; JPWO2014192753A1; WO2014192753A1; MX2015015991A; BR112015028781A2; US20160102741A1; DE112014002579T5; CN105190101A

Description

本発明は、ベルト式無段変速機構に減速機構および増速機構を組み合わせた無段変速機に関する。

入力軸と、出力軸と、第１プーリおよび第２プーリを無端ベルトで接続したベルト式無段変速機構と、入力軸および第１プーリをギヤ列を介して接続するクラッチと、入力軸および第２プーリをギヤ列を介して接続するクラッチと、出力軸および第１プーリをギヤ列を介して接続するクラッチと、出力軸および第２プーリをギヤ列を介して接続するクラッチとを備え、第１プーリから第２プーリに駆動力を伝達するモードと、第２プーリから第１プーリに駆動力を伝達するモードとを組み合わせることで、オーバーオール変速比の拡大を図った無段変速機が、下記特許文献１により公知である。

また、かかる無段変速機において、エンジンに接続された入力軸の両端に第１クラッチおよび第２クラッチを配置し、第１クラッチの係合により入力軸の駆動力をベルト式無段変速機構の第１プーリに伝達してＬＯＷモードを確立し、第２クラッチの係合により入力軸の駆動力をベルト式無段変速機構の第２プーリに伝達してＨＩモードを確立するものが、本出願人により出願されたＰＣＴ／ＪＰ２０１２／０６３０２９（国際公開第ＷＯ２０１３／１７５５６８号公報）で提案されている。

日本特表２０１０−５３０５０３号公報

ところで、上記ＰＣＴ／ＪＰ２０１２／０６３０２９により提案された無段変速機のうち、図２０に示される実施の形態は、第１クラッチを係合してＬＯＷモードを確立したとき、エンジンＥの駆動力が入力軸から第１クラッチ→第１プーリ→無端ベルト→第２プーリ→入力軸上に支持されたドグクラッチ（出力切換機構）→ディファレンシャルギヤの経路で伝達される。ＬＯＷモードではＨＩモードに比べて伝達されるトルクが大きくなるため、前記ドグクラッチは大きなトルクに耐え得るように強固に支持する必要がある。しかしながら、ドグクラッチは直接ミッションケースに支持されずに入力軸を介して支持されるため、ドグクラッチを強固に支持するためには大きなトルクを伝達しない入力軸を太くする必要が有り、そのために重量が増加してしまう問題がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、入力軸の外周に支持されてＬＯＷモードで大きなトルクを伝達する出力切換機構を直接ミッションケースで支持して支持剛性を高めることを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明によれば、駆動源からの駆動力が入力される入力軸と、第１プーリ、第２プーリおよび無端ベルトで構成されるベルト式無段変速機構と、前記ベルト式無段変速機構で変速された駆動力を出力する出力軸と、前記駆動源からの駆動力を前記第１プーリに伝達する第１入力経路と、前記駆動源からの駆動力を前記第１入力経路側に切り換える第１入力切換機構と、前記第１入力経路に配置されて前記第１プーリへの入力を減速する減速機構と、前記駆動源からの駆動力を前記第２プーリに伝達する第２入力経路と、前記駆動源からの駆動力を前記第２入力経路側に切り換える第２入力切換機構と、前記第２入力経路に配置されて前記第２プーリへの入力を増速する増速機構と、前記第２プーリからの駆動力を出力する第１出力経路と、前記第１プーリからの駆動力を出力する第２出力経路と、前記第１出力経路に配置されて第２プーリからの駆動力を前記出力軸側に切り換える第１出力切換機構と、前記第２出力経路に配置されて第１プーリからの駆動力を前記出力軸側に切り換える第２出力切換機構とを備える無段変速機であって、前記第１プーリは第１固定プーリおよび第１可動プーリからなり、前記第２プーリは第２固定プーリおよび第２可動プーリからなり、前記第１固定プーリおよび第２固定プーリは相互に対角位置に配置され、前記第１可動プーリおよび第２可動プーリは相互に対角位置に配置され、前記第１入力切換機構は、前記入力軸上あるいは前記第１プーリの第１可動プーリの背面の回転軸上に配置され、前記第２入力切換機構は、前記第２プーリの第２固定プーリの背面の回転軸上あるいは前記入力軸上に配置され、前記第１出力切換機構は、前記第１出力経路上において前記入力軸の外周に相対回転自在に嵌合する副軸上に配置され、前記第２出力切換機構および前記出力軸は、前記第１プーリの第１固定プーリの背面の回転軸上に配置されることを第１の特徴とする無段変速機が提案される。

また本発明によれば、前記第１の特徴に加えて、前記第１出力切換機構は、前記副軸に相対回転自在に支持した第１ドライブギヤおよび第２ドライブギヤを該副軸に選択的に結合可能なドグクラッチで構成され、前記第１ドライブギヤは前記出力軸に設けたドリブンギヤに接続され、前記第２ドライブギヤはアイドル軸を経由して前記出力軸に設けたドリブンギヤに接続されることを第２の特徴とする無段変速機が提案される。

また本発明によれば、前記第１または第２の特徴に加えて、前記第１出力切換機構は径方向に見て前記第２出力切換機構と一部がオーバーラップする位置に配置されることを第３の特徴とする無段変速機が提案される。

また本発明によれば、前記第１〜第３の何れか１つの特徴に加えて、前記減速機構のギヤ比をｉ_red とし、前記増速機構のギヤ比をｉ_ind とし、前記第１プーリおよび前記第２プーリ間の最小レシオをｉ_min とし、前記第１出力経路に配置されるリダクションギヤのギヤ比をｉ_sec としたとき、ｉ_red ×ｉ_min ＝ｉ_ind の関係と、ｉ_sec ＝ｉ_red／ｉ_ind の関係とが成立することを第４の特徴とする無段変速機が提案される。

尚、実施の形態の主入力軸１３は本発明の入力軸に対応し、実施の形態のＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａは本発明の第１入力切換機構に対応し、実施の形態のＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂは本発明の第２入力切換機構に対応し、実施の形態の第１リダクションギヤ２５および第２リダクションギヤ２６は本発明の減速機構に対応し、実施の形態の第１インダクションギヤ２７および第２インダクションギヤ２８は本発明の増速機構に対応し、実施の形態の第５リダクションギヤ２９は本発明の第１ドライブギヤに対応し、実施の形態の第６リダクションギヤ３０は本発明のドリブンギヤに対応し、実施の形態のリバースドライブギヤ３４は本発明の第２ドライブギヤに対応し、実施の形態の第３リダクションギヤ３９、第４リダクションギヤ４０、第５リダクションギヤ２９および第６リダクションギヤ３０は本発明のリダクションギヤに対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応する。

本発明の第１の特徴によれば、駆動源からの駆動力は、入力軸→第１入力切換機構および減速機構（あるいは減速機構および第１入力切換機構）→第１プーリ→無端ベルト→第２プーリ→第１出力経路に配置された第１出力切換機構→出力軸の経路で伝達されてＬＯＷモードが確立し、また駆動源からの駆動力は、入力軸→増速機構および第２入力切換機構（あるいは第２入力切換機構および増速機構）→第２プーリ→無端ベルト→第１プーリ→第２出力切換機構→出力軸の経路で伝達されてＨＩモードが確立する。

ＬＯＷモードにおいて伝達される大きいトルクは第１出力切換機構を通過するが、副軸が入力軸の外周に相対回転自在に配置され、かつ第１出力切換機構が副軸上に配置されるので、入力軸および副軸が二重管構造になり、大きいトルクを伝達する副軸を二重管の外周側に配置して直接ミッションケースで支持することで、特別の補強を施すことなく第１出力切換機構を高剛性で支持することが可能となる。

しかも第１入力切換機構は、入力軸上あるいは第１プーリの第１可動プーリの背面の回転軸上に配置され、第２入力切換機構は、第２プーリの第２固定プーリの背面の回転軸上あるいは前記入力軸上に配置され、第１出力切換機構は、第１出力経路上において入力軸の外周に相対回転自在に嵌合する副軸上に配置され、第２出力切換機構および出力軸は、第１プーリの第１固定プーリの背面の回転軸上に配置されるので、第１、第２固定プーリの背面側に形成されるデッドスペースを有効利用して第２入力切換機構、第２出力切換機構および出力軸を配置することで、無段変速機の小型化を図ることができる。

また本発明の第２の特徴によれば、第１出力切換機構は、副軸に相対回転自在に支持した第１ドライブギヤおよび第２ドライブギヤを該副軸に選択的に結合可能なドグクラッチで構成され、第１ドライブギヤは出力軸に設けたドリブンギヤに接続され、第２ドライブギヤはアイドル軸を経由して出力軸に設けたドリブンギヤに接続されるので、第１出力切換機構によりＬＯＷモードおよびＲＶＳモードを選択的に確立することができる。

また本発明の第３の特徴によれば、第１出力切換機構は径方向に見て第２出力切換機構と一部がオーバーラップする位置に配置されるので、第１出力切換機構および第２出力切換機構をコンパクトに配置して無段変速機の小型化を図ることができる。

また本発明の第４の特徴によれば、減速機構のギヤ比をｉ_red とし、増速機構のギヤ比をｉ_ind とし、第１プーリおよび第２プーリ間の最小レシオをｉ_minとし、第１出力経路に配置されるリダクションギヤのギヤ比をｉ_sec としたとき、ｉ_red ×ｉ_min ＝ｉ_indの関係と、ｉ_sec ＝ｉ_red ／ｉ_ind の関係とが成立するので、ＬＯＷモードおよびＨＩモード間の移行時に第１出力切換機構および第２出力切換機構を差回転のない状態でスムーズに作動させることができる。

図１は無段変速機のスケルトン図である。（第１の実施の形態）図２はＬＯＷモードのトルクフロー図である。（第１の実施の形態）図３は移行モード１のトルクフロー図である。（第１の実施の形態）図４は移行モード２のトルクフロー図である。（第１の実施の形態）図５はＨＩモードのトルクフロー図である。（第１の実施の形態）図６は後進モードのトルクフロー図である。（第１の実施の形態）図７は直結ＬＯＷモードのトルクフロー図である。（第１の実施の形態）図８は直結ＨＩモードのトルクフロー図である。（第１の実施の形態）図９はＬＯＷモードおよびＨＩモード間の移行の説明図である。（第１の実施の形態）図１０はベルト式無段変速機構の変速比とオーバーオール変速比との関係を示す図である。（第１の実施の形態）図１１は本願発明および比較例のオーバーオール変速比の違いの説明図である。（第１の実施の形態）

１３主入力軸（入力軸）
１４副軸
１５出力軸
１６アイドル軸
２０ベルト式無段変速機構
２１第１プーリ
２１Ａ第１固定プーリ
２１Ｂ第１可動プーリ
２２第２プーリ
２２Ａ第２固定プーリ
２２Ｂ第２可動プーリ
２３無端ベルト
２４ＡＬＯＷ摩擦クラッチ（第１入力切換機構）
２４ＢＨＩ摩擦クラッチ（第２入力切換機構）
２５第１リダクションギヤ（減速機構）
２６第２リダクションギヤ（減速機構）
２７第１インダクションギヤ（増速機構）
２８第２インダクションギヤ（増速機構）
２９第５リダクションギヤ（第１ドライブギヤあるいはリダクションギヤ）
３０第６リダクションギヤ（ドリブンギヤあるいはリダクションギヤ）
３４リバースドライブギヤ（第２ドライブギヤ）
３７第１出力切換機構
３８第２出力切換機構
３９第３リダクションギヤ（リダクションギヤ）
４０第４リダクションギヤ（リダクションギヤ）
Ｅエンジン（駆動源）
ＩＰ１第１入力経路
ＩＰ２第２入力経路
ＯＰ１第１出力経路
ＯＰ２第２出力経路

以下、図１〜図１１に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

第１の実施の形態

図１に示すように、車両に搭載される無段変速機ＴはエンジンＥのクランクシャフト１１にトルクコンバータ１２を介して接続された主入力軸１３と、主入力軸１３に対して平行に配置された第１副入力軸１３Ａ、第２副入力軸１３Ｂ、副軸１４、出力軸１５およびアイドル軸１６とを備え、筒状の副軸１４は主入力軸１３の外周に相対回転自在に嵌合し、筒状の出力軸１５は第１副入力軸１３Ａの外周に相対回転自在に嵌合する。副軸１４はベアリング１７，１７を介してミッションケースに支持される。

主入力軸１３に相対回転自在に支持した第１リダクションギヤ２５と、第１副入力軸１３Ａに固設した第２リダクションギヤ２６とが噛合しており、第１リダクションギヤ２５はＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａを介して主入力軸１３に結合可能である。また主入力軸１３に固設した第１インダクションギヤ２７と第２副入力軸１３Ｂに相対回転自在に支持した第２インダクションギヤ２８とが噛合しており、第２インダクションギヤ２８はＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂを介して第２副入力軸１３Ｂに結合可能である。

第１副入力軸１３Ａおよび第２副入力軸１３Ｂ間に配置されたベルト式無段変速機構２０は、第１副入力軸１３Ａに設けられた第１プーリ２１と、第２副入力軸１３Ｂに設けられた第２プーリ２２と、第１、第２プーリ２１，２２に巻き掛けられた無端ベルト２３とを備える。第１、第２プーリ２１，２２の溝幅は油圧によって相互に逆方向に増減し、第１副入力軸１３Ａおよび第２副入力軸１３Ｂ間の変速比を連続的に変化させることができる。第１プーリ２１は、第１副入力軸１３Ａに固定された第１固定プーリ２１Ａと、第１固定プーリ２１Ａに対して接近・離反可能な第１可動プーリ２１Ｂとで構成される。また第２プーリ２２は、第２副入力軸１３Ｂに固定された第２固定プーリ２２Ａと、第２固定プーリ２２Ａに対して接近・離反可能な第２可動プーリ２２Ｂとで構成される。

また第２入力軸１３Ｂに固設した第３リダクションギヤ３９と副軸１４に固設した第４リダクションギヤ４０とが噛合し、副軸１４に相対回転自在に支持した第５リダクションギヤ２９と出力軸１５に固設した第６リダクションギヤ３０とが噛合し、第６リダクションギヤ３０と一体のファイナルドライブギヤ３１とディファレンシャルギヤ３３に設けたファイナルドリブンギヤ３２とが噛合する。副軸１４に相対回転自在に支持したリバースドライブギヤ３４とアイドル軸１６に固設したリバースアイドルギヤ３５とが噛合し、アイドル軸１６に固設したリバースドリブンギヤ３６が第６リダクションギヤ３０に噛合する。

副軸１４の外周にドグクラッチよりなる第１出力切換機構３７が設けられる。第１出力切換機構３７は中立位置、右動位置および左動位置を切り換え可能であり、中立位置から右動すると第５リダクションギヤ２９が副軸１４に結合され、中立位置から左動するとリバースドライブギヤ３４が副軸１４に結合される。第１副入力軸１３Ａの外周にドグクラッチよりなる第２出力切換機構３８が設けられる。第２出力切換機構３８は中立位置および右動位置を切り換え可能であり、中立位置から右動すると第６リダクションギヤ３０およびファイナルドライブギヤ３１が第１副入力軸１３Ａに結合される。

第１、第２リダクションギヤ２５，２６により、主入力軸１３の回転は減速して第１副入力軸１３Ａに伝達される。一方、第１、第２インダクションギヤ２７，２８により、主入力軸１３の回転は増速して第２副入力軸１３Ｂに伝達される。第１リダクションギヤ２５および第２リダクションギヤ２６は本発明の第１入力経路ＩＰ１を構成し、第１インダクションギヤ２７および第２インダクションギヤ２８は本発明の第２入力経路ＩＰ２を構成する。また第３リダクションギヤ３９、第４リダクションギヤ４０、第５リダクションギヤ２９および第６リダクションギヤ３０は本発明の第１出力経路ＯＰ１を構成し、第１プーリ２１および第２出力切換機構３８間の第１副入力軸１３Ａは本発明の第２出力経路ＯＰ２を構成する。

第１リダクションギヤ２５から第２リダクションギヤ２６へのギヤ比をｉ_red とし、第１インダクションギヤ２７から第２インダクションギヤ２８へのギヤ比をｉ_ind とし、ベルト式無段変速機構２０の第１プーリ２１から第２プーリ２２への最小変速比をｉ_min とすると、ｉ_red ×ｉ_min ＝ｉ_ind となるように各ギヤ比が設定される。また第３リダクションギヤ３９から第４リダクションギヤ４０および第５リダクションギヤ２９を経て第６リダクションギヤ３０へのギヤ比をｉ_sec としたとき、ｉ_sec ＝ｉ_red ／ｉ_ind となるように各ギヤ比が設定される。

図２には、無段変速機ＴのＬＯＷモードが示される。ＬＯＷモードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合解除し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が中立位置に操作される。

その結果、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト１１→トルクコンバータ１２→主入力軸１３→ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａ→第１リダクションギヤ２５→第２リダクションギヤ２６→第１副入力軸１３Ａ→第１プーリ２１→無端ベルト２３→第２プーリ２２→第２副入力軸１３Ｂ→第３リダクションギヤ３９→第４リダクションギヤ４０→副軸１４→第１出力切換機構３７→第５リダクションギヤ２９→第６リダクションギヤ３０→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達される。

ＬＯＷモードにおいて、ベルト式無段変速機構２０は第１副入力軸１３Ａ側から第２副入力軸１３Ｂ側に駆動力を伝達し、その変速比の変更に応じて無段変速機Ｔのオーバーオール変速比が変更される。

図３には、前記ＬＯＷモードから後記ＨＩモードに移行する前半の移行モード１が示される。移行モード１では、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合解除し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が右動位置（ＨＩ位置）に操作され、前述したＬＯＷモードと後述する直結ＬＯＷモード（図７参照）とが同時に確立する。

図４には、前記ＬＯＷモードから後記ＨＩモードに移行する後半の移行モード２が示される。移行モード２では、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合解除し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が右動位置（ＨＩ位置）に操作され、後述するＨＩモード（図５参照）と後述する直結ＨＩモード（図８参照）とが同時に確立する。

移行モード１および移行モード２はＬＯＷモードからＨＩモードへの移行をスムーズに行うためのものであり、その詳細は後述する。

図５には、無段変速機ＴのＨＩモードが示される。ＨＩモードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合解除し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３７が中立位置に操作され、第２出力切換機構３８が右動位置（ＨＩ位置）に操作される。

その結果、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト１１→トルクコンバータ１２→主入力軸１３→第１インダクションギヤ２７→第２インダクションギヤ２８→ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ→第２副入力軸１３Ｂ→第２プーリ２２→無端ベルト２３→第１プーリ２１→第１副入力軸１３Ａ→第２出力切換機構３８→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達される。

ＨＩモードにおいて、ベルト式無段変速機構２０は第２副入力軸１３Ｂ側から第１副入力軸１３Ａ側に駆動力を伝達し、その変速比の変更に応じて無段変速機Ｔのオーバーオール変速比が変更される。

図６には、無段変速機Ｔの後進モードが示される。後進モードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合解除し、第１出力切換機構３７が左動位置（ＲＶＳ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が中立位置に操作される。

その結果、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト１１→トルクコンバータ１２→主入力軸１３→ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａ→第１リダクションギヤ２５→第２リダクションギヤ２６→第１副入力軸１３Ａ→第１プーリ２１→無端ベルト２３→第２プーリ２２→第２副入力軸１３Ｂ→第３リダクションギヤ３９→第４リダクションギヤ４０→副軸１４→第１出力切換機構３７→リバースドライブギヤ３４→リバースアイドルギヤ３５→アイドル軸１６→リバースドリブンギヤ３６→第６リダクションギヤ３０→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に逆回転で伝達される。

後進モードにおいて、ベルト式無段変速機構２０は第１副入力軸１３Ａ側から第２副入力軸１３Ｂ側に駆動力を伝達し、その変速比の変更に応じて無段変速機Ｔのオーバーオール変速比が変更される。

図７には、無段変速機Ｔの直結ＬＯＷモードが示される。直結ＬＯＷモードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合解除し、第１出力切換機構３７が中立位置に操作され、第２出力切換機構３８が右動位置（ＨＩ位置）に操作される。

その結果、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト１１→トルクコンバータ１２→主入力軸１３→ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａ→第１リダクションギヤ２５→第２リダクションギヤ２６→第１副入力軸１３Ａ→第２出力切換機構３８→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達される。

直結ＬＯＷモードにおいて、ベルト式無段変速機構２０は作動せず、無段変速機Ｔのオーバーオール変速比は一定である。

図８には、無段変速機Ｔの直結ＨＩモードが示される。直結ＨＩモードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合解除し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が中立位置に操作される。

その結果、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト１１→トルクコンバータ１２→主入力軸１３→第１インダクションギヤ２７→第２インダクションギヤ２８→ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ→第２副入力軸１３Ｂ→第３リダクションギヤ３９→第４リダクションギヤ４０→副軸１４→第１出力切換機構３７→第５リダクションギヤ２９→第６リダクションギヤ３０→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達される。

直結ＨＩモードにおいて、ベルト式無段変速機構２０は作動せず、無段変速機Ｔのオーバーオール変速比は一定である。

次に、ＬＯＷモードからＨＩモードへの移行時の作用を説明する。

図９に示すように、図２に示すＬＯＷモードでベルト式無段変速機構２０の第１プーリ２１から第２プーリ２２への変速比が次第に減少して最小変速比ｉ_min に達したときに、それまで中立位置にあった第２出力切換機構３８を右動位置（ＨＩ位置）に操作し、図３に示す移行モード１とする。続いて、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂの係合関係を入れ換えて図４に示す移行モード２とした後、右動位置（ＬＯＷ位置）にあった第１出力切換機構３７を中立位置に操作し、図５に示すＨＩモードとする。

ＬＯＷモードの最後およびＨＩモードの最初において、無段変速機Ｔのオーバーオール変速比は一致しており、これによりＬＯＷモードからＨＩモードに切り換わるときの変速ショックの発生が防止される。ＬＯＷモードから移行モード１への移行時に第２出力切換機構３８がＨＩ位置に右動するとき、移行モード１から移行モード２への移行時にＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが入れ代わって係合するとき、移行モード２からＨＩモードへの移行時に第１出力切換機構３７が中立位置に左動するとき、差回転が発生しないようにして第１出力切換機構３７、第２出力切換機構３８、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂのスムーズな作動を可能にしている。

これを詳しく説明するために、仮に、第１リダクションギヤ２５から第２リダクションギヤ２６へのギヤ比ｉ_red を１．５とし、第１インダクションギヤ２７から第２インダクションギヤ２８へのギヤ比ｉ_ind を０．７５とし、ベルト式無段変速機構２０の第１プーリ２１から第２プーリ２２への最小変速比ｉ_min を０．５とし、第３リダクションギヤ３９から第４リダクションギヤ４０および第５リダクションギヤ２９を経て第６リダクションギヤ３０へのギヤ比ｉ_sec を２．０とし、主入力軸１３の回転数を１５００ｒｐｍとする。

移行モード１の動力伝達経路には、ＬＯＷモードの動力伝達経路と直結ＬＯＷモードの動力伝達路とが併存するが、ＬＯＷモードの動力伝達経路では、主入力軸１３が１５００ｒｐｍで回転すると、第１副入力軸１３Ａは第１、第２リダクションギヤ２５，２６によりｉ_red ＝１．５で減速されて１０００ｒｐｍとなり、第２副入力軸１３Ｂはベルト式無段変速機構２０によりｉ_min ＝０．５で増速されて２０００ｒｐｍとなり、出力軸１５は第３リダクションギヤ３９、第４リダクションギヤ４０、第５リダクションギヤ２９および第６リダクションギヤ３０によりｉ_ind ＝２．０で減速されて１０００ｒｐｍで回転する。一方、直結ＬＯＷモードの動力伝達経路では、主入力軸１３が１５００ｒｐｍで回転すると、第１副入力軸１３Ａは第１、第２リダクションギヤ２５，２６によりｉ_RED ＝１．５で減速されて１０００ｒｐｍとなり、第１副入力軸１３Ａに直結された出力軸１５は１０００ｒｐｍで回転する。

移行モード２の動力伝達経路には、ＨＩモードの動力伝達経路と直結ＨＩの動力伝達経路とが併存するが、ＨＩモードの動力伝達経路では、主入力軸１３が１５００ｒｐｍで回転すると、第２副入力軸１３Ｂは第１、第２インダクションギヤ２７，２８によりｉ_ind＝０．７５で増速されて２０００ｒｐｍとなり、第１副入力軸１３Ａはベルト式無段変速機構２０により１／ｉ_min ＝２．０で減速されて１０００ｒｐｍとなり、第１副入力軸１３Ａに直結された出力軸１５は１０００ｒｐｍで回転する。一方、直結ＨＩモードの動力伝達経路では、主入力軸１３が１５００ｒｐｍで回転すると、第２副入力軸１３Ｂは第１、第２インダクションギヤ２７，２８によりｉ_ind ＝０．７５で増速されて２０００ｒｐｍとなり、出力軸１５は第３リダクションギヤ３９、第４リダクションギヤ４０、第５リダクションギヤ２９および第６リダクションギヤ３０によりｉ_ind ＝２．０で減速されて１０００ｒｐｍで回転する。

以上のように、ＬＯＷモード、移行モード１、移行モード２およびＨＩモードの間で変速するとき、主入力軸１３、第１副入力軸１３Ａ、第２副入力軸１３Ｂ、副軸１４および出力軸１５の回転数は全く変化せず、またベルト式無段変速機構２０の変速比もｉ_minに維持されるため、第１出力切換機構３７、第２出力切換機構３８、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂの作動を差回転のない状態でスムーズに行うことができる。

また移行モード１から移行モード２への移行時に、ベルト式無段変速機構２０は第１プーリ２１→第２プーリ２２への動力伝達状態から、第２プーリ２２→第１プーリ２１への動力伝達状態へと切り換わるため、一時的にトルク伝達が途切れる瞬間がある。しかしながら、その瞬間には直結ＬＯＷモードおよび直結ＨＩモードが成立してトルクを伝達するため、トルク伝達の途切れによるショックの発生を防止することができる。

以上のように、本実施の形態によれば、ベルト式無段変速機構２０に第１リダクションギヤ２５、第２リダクションギヤ２６、第３リダクションギヤ３９、第４リダクションギヤ４０、第５リダクションギヤ２９および第６リダクションギヤ３０よりなる減速機構と、第１インダクションギヤ２７および第２インダクションギヤ２８よりなる増速機構とを組み合わせたことにより、図１０に示すように、単独のベルト式無段変速機構（オーバーオール変速比＝６〜７程度）に比べて、ＬＯＷ側の変速比およびＯＤ側の変速比を共に拡大し、１０以上の大きなオーバーオール変速比を実現することができる（図１１参照）。また本実施の形態の無段変速機Ｔでは、ベルト式無段変速機構２０の変速比が１．０のときのオーバーオール変速比が、単独のベルト式無段変速機構のＯＤ端のオーバーオール変速比に近い値になっており、特にＯＤ側の変速比拡大効果が著しいことが分かる。

またＬＯＷモードでは、エンジンＥの回転が大きな変速比で減速されてディファレンシャルギヤ３３に伝達されるため、その動力伝達経路に配置された第１出力切換機構３７に大きなトルクが作用する。しかしながら、第１出力切換機構３７は、内側の出力軸１５の外周に筒状の副軸１４を嵌合させた二重管構造になり、大きいトルクを伝達する副軸１４を二重管の外周側に配置して直接ミッションケースで支持し、比較的に小さいトルクを伝達する主入力軸１３を副軸１４を介して支持することで、特別の補強を施すことなく第１出力切換機構３７を高剛性で支持することが可能となる。

また第１出力切換機構３７は、副軸１４に相対回転自在に支持した第５リダクションギヤ２９およびリバースドライブギヤ３４を該副軸１４に選択的に結合可能なドグクラッチで構成されるので、摩擦クラッチを用いる場合に比べて引きずり抵抗を低減することができるだけでなく、単一のアクチュエータで第１出力切換機構３７を操作するだけでＬＯＷモードおよびＲＶＳモードを選択的に確立することが可能となり、その構造を簡素化することができる。

また第１プーリ２１の第１固定プーリ２１Ａおよび第２プーリ２２の第２固定プーリ２２Ａは相互に対角位置に配置され、第１プーリ２１の第１可動プーリ２１Ｂおよび第２プーリ２２の第２可動プーリ２２Ｂは相互に対角位置に配置され、第２固定プーリ２２Ａの背面側にＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂおよび第２インダクションギヤ２８が配置され、第１固定プーリ２１Ａの背面側に第２出力切換機構３８および出力軸１５が配置され、第１出力切換機構３７は径方向に見て第２出力切換機構３８と一部がオーバーラップする位置に配置されるので、第１、第２固定プーリ２１Ａ，２２Ａの背面側に形成されるデッドスペースを有効利用して無段変速機Ｔの小型化を図ることができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、実施の形態ではＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａを主入力軸１３上に配置し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂを第２副入力軸１３Ｂ上に配置しているが、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａを第１副入力軸１３Ａ上に配置し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂを主入力軸１３上に配置しても良い。

また本発明の駆動源はエンジンＥに限定されず、モータ・ジェネレータ等の他種の駆動源であっても良い。

Claims

駆動源（Ｅ）からの駆動力が入力される入力軸（１３）と、第１プーリ（２１）、第２プーリ（２２）および無端ベルト（２３）で構成されるベルト式無段変速機構（２０）と、前記ベルト式無段変速機構（２０）で変速された駆動力を出力する出力軸（１５）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第１プーリ（２１）に伝達する第１入力経路（ＩＰ１）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第１入力経路（ＩＰ１）側に切り換える第１入力切換機構（２４Ａ）と、前記第１入力経路（ＩＰ１）に配置されて前記第１プーリ（２１）への入力を減速する減速機構（２５，２６）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第２プーリ（２２）に伝達する第２入力経路（ＩＰ２）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第２入力経路（ＩＰ２）側に切り換える第２入力切換機構（２４Ｂ）と、前記第２入力経路（ＩＰ２）に配置されて前記第２プーリ（２２）への入力を増速する増速機構（２７，２８）と、前記第２プーリ（２２）からの駆動力を出力する第１出力経路（ＯＰ１）と、前記第１プーリ（２１）からの駆動力を出力する第２出力経路（ＯＰ２）と、前記第１出力経路（ＯＰ１）に配置されて第２プーリ（２２）からの駆動力を前記出力軸（１５）側に切り換える第１出力切換機構（３７）と、前記第２出力経路（ＯＰ２）に配置されて第１プーリ（２１）からの駆動力を前記出力軸（１５）側に切り換える第２出力切換機構（３８）とを備える無段変速機であって、
前記第１プーリ（２１）は第１固定プーリ（２１Ａ）および第１可動プーリ（２１Ｂ）からなり、前記第２プーリ（２２）は第２固定プーリ（２２Ａ）および第２可動プーリ（２２Ｂ）からなり、前記第１固定プーリ（２１Ａ）および第２固定プーリ（２２Ａ）は相互に対角位置に配置され、前記第１可動プーリ（２１Ｂ）および第２可動プーリ（２２Ｂ）は相互に対角位置に配置され、
前記第１入力切換機構（２４Ａ）は、前記入力軸（１３）上あるいは前記第１プーリ（２１）の第１可動プーリ（２１Ｂ）の背面の回転軸上に配置され、前記第２入力切換機構（２４Ｂ）は、前記第２プーリ（２２）の第２固定プーリ（２２Ａ）の背面の回転軸上あるいは前記入力軸（１３）上に配置され、
前記第１出力切換機構（３７）は、前記第１出力経路（ＯＰ１）上において前記入力軸（１３）の外周に相対回転自在に嵌合する副軸（１４）上に配置され、前記第２出力切換機構（３８）および前記出力軸（１５）は、前記第１プーリ（２１）の第１固定プーリ（２１Ａ）の背面の回転軸上に配置されることを特徴とする無段変速機。
前記第１出力切換機構（３７）は、前記副軸（１４）に相対回転自在に支持した第１ドライブギヤ（２９）および第２ドライブギヤ（３４）を該副軸（１４）に選択的に結合可能なドグクラッチで構成され、前記第１ドライブギヤ（２９）は前記出力軸（１５）に設けたドリブンギヤ（３０）に接続され、前記第２ドライブギヤ（３４）はアイドル軸（１６）を経由して前記出力軸（１５）に設けたドリブンギヤ（３０）に接続されることを特徴とする、請求項１に記載の無段変速機。
前記第１出力切換機構（３７）は径方向に見て前記第２出力切換機構（３８）と一部がオーバーラップする位置に配置されることを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の無段変速機。
前記減速機構（２５，２６）のギヤ比をｉ_red とし、前記増速機構（２７，２８）のギヤ比をｉ_ind とし、前記第１プーリ（２１）および前記第２プーリ（２２）間の最小レシオをｉ_min とし、前記第１出力経路（ＯＰ１）に配置されるリダクションギヤ（３９，４０，２９，３０）のギヤ比をｉ_sec としたとき、ｉ_red ×ｉ_min ＝ｉ_ind の関係と、ｉ_sec ＝ｉ_red ／ｉ_ind の関係とが成立することを特徴とする、請求項１〜請求項３の何れか１項に記載の無段変速機。