WO2013175568A1

WO2013175568A1 - 無段変速機

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Publication number: WO2013175568A1
Application number: PCT/JP2012/063029
Authority: WO
Inventors: 内野　智司; 敦司藤川
Original assignee: 本田技研工業株式会社
Priority date: 2012-05-22
Filing date: 2012-05-22
Publication date: 2013-11-28
Also published as: JP5832002B2; US20150133257A1; DE112012006411T5; CN104334924B; MX2014014101A; BR112014028845A2; JPWO2013175568A1; US9909657B2; CN104334924A

Abstract

駆動源（Ｅ）からの駆動力は、主入力軸（１３）から入力切換機構（２４）および第１減速機（２５，２６）を配置した第１入力経路を介して無段変速機構（２０）に伝達され、更に第２減速機（３１，３４）を配置した第１出力経路に伝達されてＬＯＷモードが確立し、また前記駆動力は、主入力軸（１３）から入力切換機構（２４）および増速機（２７，２８）を配置した第２入力経路を介して無段変速機構（２０）に伝達され、更に第３減速機（２９，３４）を配置した第２出力経路に伝達されてＨＩモードが確立する。入力側の第１減速機（２５，２６）、入力側の増速機（２７，２８）および出力側の第２、第３減速機（３１，２９，３４）が相互に独立しているため、ＬＯＷモードおよびＨＩモードの切替時に入力切換機構（２４）上での差回転をなくしながら、ＬＯＷモードで無段変速機構（２０）に入力される回転数とＨＩモードで無段変速機構（２０）に入力される回転数との設定自由度が高められる。

Description

無段変速機

　本発明は、ベルト式無段変速機構やトロイダル式無段変速機構のような無段変速機構に減速機および増速機を組み合わせた無段変速機に関する。

　一対のプーリに無端ベルトを巻き掛けたベルト式無段変速機構と、複数のギヤを噛合させたギヤ列よりなる変速機とを複数のクラッチを介して組み合わせ、ベルト式無段変速機構のトルク伝達方向を、一方のプーリから他方のプーリへの第１方向と、他方のプーリから一方のプーリへの第２方向とに切り換えることで、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。
日本特公平３－４８３７７号公報

　ところで上記従来のものは、ＬＯＷモードでベルト式無段変速機構への入力回転数を減速するためのリダクションギヤと、ＨＩモードでベルト式無段変速機構からの出力回転数を増速するためのインダクションギヤとに同じギヤを使用しているため、ＨＩモードはオーバーオール変速比を小さくすべくインダクションギヤの変速比を小さくして増速率を高めると、リダクションギヤの変速比が大きくなってＬＯＷモードでベルト式無段変速機構に入力するトルクが過大になってしまい、プーリの強度アップが必要になって重量の増加を招く問題がある。

　これを回避するために、インダクションギヤの変速比を大きくしてファイナルギヤの変速比を小さくすると、ＬＯＷモードでのファイナルギヤの変速比も小さくなってしまい、発進時に充分な駆動力が得られなくなる問題がある。

　またレイアウト構成上、軸回転方向を合わせるためにチェーンドライブ機構を使用することが必要となり、振動や騒音が増加したり組立性が低下したりする問題がある。

　本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、無段変速機構のオーバーオール変速比を拡大す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主入力軸と、無段変速機構と、前記主入力軸を前記無段変速機構に接続する第１入力経路と、前記主入力軸を前記無段変速機構に接続する第２入力経路と、前記主入力軸の駆動力を前記第１入力経路あるいは前記第２入力経路に選択的に伝達する入力切換機構と、前記無段変速機構から所定の変速比に変速された駆動力を出力する第１出力経路と、前記無段変速機構から所定の変速比に変速された駆動力を出力する第２出力経路と、前記無段変速機構が出力する駆動力を前記第１出力経路あるいは前記第２出力経路に選択的に伝達する出力切換機構とを備える無段変速機において、前記第１入力経路には前記無段変速機構への入力を減速する第１減速機を配置し、前記第２入力経路には前記無段変速機構への入力を増速する増速機を配置し、前記第１出力経路には前記無段変速機構からの出力を減速する第２減速機を配置し、前記第２出力経路には前記無段変速機構からの出力を減速する、前記第２減速機と異なる減速比を持つ第３減速機を配置したことを第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減速機は一対のギヤからなり、一方のギヤが前記入力切換機構で前記主入力軸に係脱可能であり、他方のギヤが前記無段変速機構に連なる第１副入力軸に固設され、前記増速機は一対のギヤからなり、一方のギヤが前記入力切換機構で前記主入力軸に係脱可能であり、他方のギヤが前記無段変速機構に連なる第２副入力軸に固設されることを第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、前記出力切換機構はドグクラッチで構成されることを第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２の特徴に加えて、前記無段変速機構は、前記第１副入力軸に設けられた第１プーリと、前記第２副入力軸に設けられた第２プーリと、前記第１、第２プーリに巻き掛けられた無端ベルトとを備え、前記主入力軸は前記第１副入力軸および前記第２副入力軸と平行に配置され、前記入力切換機構は前記第１プーリまたは前記第２プーリに軸方向に重なることを第４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２～第４の何れか１つの特徴に加えて、前記入力切換機構は、前記主入力軸の軸方向で前記駆動源と反対側の端部近傍に配置され、前記第１減速機の一方のギヤおよび前記増速機の一方のギヤの何れか一方を前記主入力軸に結合可能なドグクラッチで構成されることを第５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２～第４の何れか１つの特徴に加えて、前記入力切換機構は、前記主入力軸の軸方向で前記駆動源と反対側の端部近傍に配置される第１摩擦クラッチと、前記主入力軸の軸方向で前記駆動源側の端部近傍に配置される第２摩擦クラッチとを備え、前記第１摩擦クラッチは前記第１減速機の一方のギヤを前記主入力軸に結合可能であり、前記第２摩擦クラッチは前記増速機の一方のギヤを前記主入力軸に結合可能であることを第６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２の特徴に加えて、前記第１副入力軸は第２出力軸を兼ね、前記第２出力軸の駆動力は第２出力切換機構を介して出力されるとともに、前記第２副入力軸は第１出力軸を兼ね、前記第１出力軸の駆動力は第１出力切換機構および前記増速機を介して出力されることを第７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７の特徴に加えて、前記第１出力切換機構は、第３出力軸に設けられることを第８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７の特徴に加えて、前記第１出力切換機構は前記主入力軸に設けられることを第９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８または第９の特徴に加えて、第１出力経路にリバースギヤを介在させたことを第１０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５の何れか１つの特徴に加えて、前記主入力軸は前記駆動源側の第１部分と前記前後進切換機構側の第２部分とに分割され、前記第１、第２部分間には第１～第３要素を有する遊星歯車機構よりなる前後進切換機構が配置され、前記第１要素は前記第１部分に接続され、前記第２要素は前記第２部分に接続され、前記第１、第２要素はクラッチを介して相互に結合可能であり、前記第３要素はブレーキを介してケーシングに結合可能であることを第１１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、第１の特徴に加えて、前記無段変速機構は、入力ディスクと、出力ディスクと、前記入力ディスクおよび前記出力ディスク間に挟持されたパワーローラとを備え、前記第１入力経路は前記入力ディスクおよび前記出力ディスクの一方に前記駆動源からの駆動力を伝達するとともに、前記第２入力経路は前記入力ディスクおよび前記出力ディスクの他方に前記駆動源からの駆動力を伝達し、前記第１入力経路に前記駆動源の駆動力が入力されるときは前記第２入力経路が前記第１出力経路として機能し、前記第２入力経路に前記駆動源の駆動力が入力されるときは前記第１入力経路が前記第２出力経路として機能することを第１２の特徴とする無段変速機が提案される。

　尚、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の第１副入力軸１４は本発明の第２出力軸に対応し、実施の形態の第２副入力軸１５は本発明の第１出力軸に対応し、実施の形態の前進クラッチ１７は本発明のクラッチに対応し、実施の形態の後進ブレーキ１８は本発明のブレーキに対応し、実施の形態のベルト式無段変速機構２０およびトロイダル式無段変速機構２０′は本発明の無段変速機構に対応し、実施の形態のＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａは本発明の第１摩擦クラッチに対応し、実施の形態のＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂは本発明の第２クラッチに対応し、実施の形態の第１、第２リダクションギヤ２５，２６は本発明の第１減速機に対応し、実施の形態の第１、第２インダクションギヤ２７，２８は本発明の増速機に対応し、実施の形態の第２ファイナルドライブギヤ２９は本発明の第３減速機に対応し、実施の形態の第１ファイナルドライブギヤ３１は本発明の第２減速機に対応し、実施の形態の第１、第２出力切換機構３２，３０は本発明の出力切換機構に対応し、実施の形態のファイナルドリブンギヤ３４は本発明の第２減速機あるいは第３減速機に対応し、実施の形態のリバースドライブギヤ４２、リバースドリブンギヤ４３およびリバースアイドルギヤ４４は本発明のリバースギヤに対応する。

　本発明の第１の特徴によれば、駆動源からの駆動力は、主入力軸→入力切換機構→第１減速機を配置した第１入力経路→無段変速機構→出力切換機構→第２減速機を配置した第１出力経路の順に伝達されてＬＯＷモードが確立し、また主入力軸→入力切換機構→増速機を配置した第２入力経路→無段変速機構→出力切換機構→第３減速機を配置した第２出力経路の順に伝達されてＨＩモードが確立する。第１～第３減速機および増速機が相互に独立しているため、ＬＯＷモードで無段変速機構に入力される回転数とＨＩモードで無段変速機構に入力される回転数との設定自由度が高められ、無段変速機のオーバーオール変速比を充分に拡大することができるだけでなく、ＬＯＷモードでの無段変速機構への入力変速比を小さくして無段変速機構への入力トルクを低減することで無段変速機構の耐久性を高めたり、ＨＩモードでの変速比を小さくして駆動源の回転数を低減することで燃料消費量を削減したりすることができる。

　また本発明の第２の特徴によれば、第１減速機は一対のギヤからなり、一方のギヤが入力切換機構で主入力軸に係脱可能であり、他方のギヤが無段変速機構に連なる第１副入力軸に固設され、増速機は一対のギヤからなり、一方のギヤが入力切換機構で主入力軸に係脱可能であり、他方のギヤが無段変速機構に連なる第２副入力軸に固設されるので、入力切換機構により、主入力軸の回転を減速して第１副入力軸に伝達し、あるいは主入力軸の回転を増速して第２副入力軸に伝達することができる。また第１減速機および増速機が共に一対のギヤからなるため、減速時および増速時で第１、第２副入力軸の回転方向が逆になることが防止され、回転方向を一致させるためのチェーンドライブ機構が不要になって構造が簡素化される。

　また本発明の第３の特徴によれば、出力切換機構をドグクラッチで構成したので、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。

　また本発明の第４の特徴によれば、無段変速機構は、第１副入力軸に設けられた第１プーリと、第２副入力軸に設けられた第２プーリと、第１、第２プーリに巻き掛けられた無端ベルトとを備え、主入力軸は第１副入力軸および第２副入力軸と平行に配置され、入力切換機構は第１プーリまたは第２プーリに軸方向に重なるので、第１プーリおよび第２プーリ間のデッドスペースを有効に利用して主入力軸、入力切換機構および無段変速機構を相互に干渉することなくレイアウトすることができる。

　また本発明の第５の特徴によれば、入力切換機構を主入力軸の軸方向で駆動源と反対側の端部近傍に配置し、入力切換機構を第１減速機の一方のギヤおよび増速機の一方のギヤの何れか一方を主入力軸に結合可能なドグクラッチで構成したので、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、アクチュエータの数を１個で済ませて構造を簡素化することができる。

　また本発明の第６の特徴によれば、入力切換機構は、主入力軸の軸方向で前記駆動源と反対側の端部近傍に配置される第１摩擦クラッチと、主入力軸の軸方向で駆動源側の端部近傍に配置される第２摩擦クラッチとを備えるので、第１摩擦クラッチで第１減速機の一方のギヤを主入力軸に結合してＬＯＷモードを確立し、第２摩擦クラッチで増速機の一方のギヤを主入力軸に結合してＨＩモードを確立することができる。

　また本発明の第７の特徴によれば、第１副入力軸は第２出力軸を兼ね、第２出力軸の駆動力は第２出力切換機構を介して出力されるとともに、第２副入力軸は第１出力軸を兼ね、第１出力軸の駆動力は第１出力切換機構および増速機を介して出力されるので、ＬＯＷモードにおいて増速機を第１減速機として機能させることで、ファイナルドリブンギヤを大径化することなくオーバーオール変速比をＬＯＷ側に拡大することができる。

　また本発明の第８の特徴によれば、第１出力切換機構を第３出力軸に設けたので、第１出力切換機構を第１出力軸あるいは主入力軸に設ける場合に比べて無段変速機の軸方向寸法を小型化することができる。

　また本発明の第９の特徴によれば、第１出力切換機構を主入力軸に設けたので、第１、第２プーリ間のデッドスペースを利用して第１出力切換機構を配置し、無段変速機の径方向寸法を小型化することができる。

　また本発明の第１０の特徴によれば、第１出力経路にリバースギヤを介在させたので、第１出力軸の回転をリバースギヤを介して逆回転にすることで、車両を後進走行させることができる。

　また本発明の第１１の特徴によれば、主入力軸は駆動源側の第１部分と前後進切換機構側の第２部分とに分割され、第１、第２部分間には第１～第３要素を有する遊星歯車機構よりなる前後進切換機構が配置され、第１要素は第１部分に接続され、第２要素は第２部分に接続され、第１、第２要素はクラッチを介して相互に結合可能であり、第３要素はブレーキを介してケーシングに結合可能であるので、クラッチを係合することで第１、第２部分を同方向に回転させて車両を前進走行させることができ、ブレーキを係合することで第１、第２部分を逆方向に回転させて車両を後進走行させることができる。

　また本発明の第１２の特徴によれば、無段変速機構は、入力ディスクと、出力ディスクと、入力ディスクおよび出力ディスク間に挟持されたパワーローラとを備え、入力ディスク側からでも出力ディスク側からでも駆動力を入力して変速することが可能であるため、駆動力を第１入力経路から無段変速機構を経て第１出力経路としての第２入力経路から出力したり、駆動源の駆動力を第２入力経路から無段変速機構を経て第２出力経路としての第１入力経路から出力したりすることができる。

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）図１２は無段変速機のスケルトン図である。（第２の実施の形態）図１３はＬＯＷモードのトルクフロー図である。（第２の実施の形態）図１４は移行モード１のトルクフロー図である。（第２の実施の形態）図１５は移行モード２のトルクフロー図である。（第２の実施の形態）図１６はＨＩモードのトルクフロー図である。（第２の実施の形態）図１７は後進モードのトルクフロー図である。（第２の実施の形態）図１８は直結ＬＯＷモードのトルクフロー図である。（第２の実施の形態）図１９は直結ＨＩモードのトルクフロー図である。（第２の実施の形態）図２０は無段変速機のスケルトン図である。（第３の実施の形態）図２１は入力切換機構、第１、第２出力切換機構および前後進切換機構の係合表である。（第３の実施の形態）図２２は無段変速機のスケルトン図である。（第４の実施の形態）図２３は無段変速機のスケルトン図である。（第５の実施の形態）図２４は入力切換機構、出力切換機構および前後進切換機構の係合表である。（第５の実施の形態）

Ｅ　　　　　エンジン（駆動源）
１３　　　　主入力軸
１３Ａ　　　第１部分
１３Ｂ　　　第２部分
１４　　　　第１副入力軸（第２出力軸）
１５　　　　第２副入力軸（第１出力軸）
１６　　　　前後進切換機構
１７　　　　前進クラッチ（クラッチ）
１８　　　　後進ブレーキ（ブレーキ）
２０　　　　ベルト式無段変速機構（無段変速機構）
２０′　　　トロイダル式無段変速機構（無段変速機構）
２１　　　　第１プーリ
２２　　　　第２プーリ
２３　　　　無端ベルト
２４　　　　入力切換機構
２４Ａ　　　ＬＯＷ摩擦クラッチ（第１クラッチ）
２４Ｂ　　　ＨＩ摩擦クラッチ（第２クラッチ）
２５　　　　第１リダクションギヤ（第１減速機）
２６　　　　第２リダクションギヤ（第１減速機）
２７　　　　第１インダクションギヤ（増速機）
２８　　　　第２インダクションギヤ（増速機）
２９　　　　第２ファイナルドライブギヤ（第３減速機）
３０　　　　第２出力切換機構（出力切換機構）
３１　　　　第１ファイナルドライブギヤ（第２減速機）
３２　　　　第１出力切換機構（出力切換機構）
３４　　　　ファイナルドリブンギヤ（第２減速機、第３減速機）
４２　　　　リバースドライブギヤ（リバースギヤ）
４３　　　　リバースドリブンギヤ（リバースギヤ）
４４　　　　リバースアイドル（リバースギヤ）
４５　　　　第３出力軸
４９　　　　入力ディスク
５０　　　　出力ディスク
５１　　　　パワーローラ
５６　　　　出力切換機構

　本発明の実施の形態を添付図面に基づいて以下に説明する。

第１の実施の形態

　まず、図１～図１１に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。

　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１４および第２副入力軸１５とを備える。主入力軸１３は第１部分１３Ａおよび第２部分１３Ｂに２分割されており、第１、第２部分１３Ａ，１３Ｂ間に前後進切換機構１６が配置される。第１副入力軸１４は本発明の第２出力軸を構成し、第２副入力軸１５は本発明の第１出力軸を構成する。

　前後進切換機構１６は前進クラッチ１７、後進ブレーキ１８および遊星歯車機構１９を備えており、遊星歯車機構１９の第１要素であるリングギヤが第１部分１３Ａに接続され、遊星歯車機構１９の第２要素であるサンギヤが第２部分１３Ｂに接続され、遊星歯車機構１９の第３要素であるキャリヤが後進ブレーキ１８を介してケーシングに結合可能であり、リングギヤおよびサンギヤが前進クラッチ１７を介して相互に結合可能である。従って、前進クラッチ１７を係合すると主入力軸１３の第１部分１３Ａおよび第２部分１３Ｂが直結されて車両は前進走行し、後進ブレーキ１８を係合すると遊星歯車機構１９によって主入力軸１３の第１部分１３Ａの回転が逆回転になり、かつ減速されて主入力軸１３の第２部分１３Ｂに伝達され、車両は後進走行する。

　第１副入力軸１４および第２副入力軸１５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１４に設けられた第１プーリ２１と、第２副入力軸１５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１４および第２副入力軸１５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１４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１５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。

　主入力軸１３の第２部分１３Ｂにはドグクラッチよりなる入力切換機構２４が設けられる。主入力軸１３の第１部分１３Ａには第１リダクションギヤ２５および第１インダクションギヤ２７が相対回転自在に支持されており、入力切換機構２４のスリーブを中立位置から右動すると第１リダクションギヤ２５が主入力軸１３の第２部分１３Ｂに結合され、入力切換機構２４のスリーブを中立位置から左動すると第１インダクションギヤ２７が主入力軸１３の第２部分１３Ｂに結合される。第１副入力軸１４には第１リダクションギヤ２５に噛合する第２リダクションギヤ２６が固設され、第２副入力軸１５には第１インダクションギヤ２７に噛合する第２インダクションギヤ２８が固設される。

　第１副入力軸１４には第２ファイナルドライブギヤ２９が相対回転自在に支持されており、この第２ファイナルドライブギヤ２９は第２出力切換機構３０によって第１副入力軸１４に結合可能である。また第２副入力軸１５には第１ファイナルドライブギヤ３１が相対回転自在に支持されており、この第１ファイナルドライブギヤ３１は第１出力切換機構３２によって第２副入力軸１５に結合可能である。第１、第２ファイナルドライブギヤ３１，２９はディファレンシャルギヤ３３のファイナルドリブンギヤ３４に噛合し、ディファレンシャルギヤ３３から左右に延びるドライブシャフト３５，３５に左右の駆動輪が接続される。

　第１、第２リダクションギヤ２５，２６により、主入力軸１３の第１部分１３Ａの回転は減速して第１副入力軸１４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の第１部分１３Ａの回転は増速して第２副入力軸１５に伝達される。

　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１ファイナルドライブギヤ３１からファイナルドリブンギヤ３４へのギヤ比をｉ_loFとし、第２ファイナルドライブギヤ２９からファイナルドリブンギヤ３４へのギヤ比をｉ_hiFとすると、ｉ_loF×ｉ_min＝ｉ_hiF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、入力切換機構２４がＬＯＷ側（右動）に切り換えられ、第１出力切換機構３２が係合し、第２出力切換機構３０が係合解除し、前後進切換機構１６が前進側（前進クラッチ１７係合）に切り換えられる。

　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の第１部分１３Ａ→前後進切換機構１６→主入力軸１３の第２部分１３Ｂ→入力切換機構２４→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１４→第１プーリ２１→無端ベルト２３→第２プーリ２２→第２副入力軸１５→第１出力切換機構３２→第１ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

　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１４側から第２副入力軸１５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、入力切換機構２４がＬＯＷ側（右動）に切り換えられ、第１出力切換機構３２が係合し、第２出力切換機構３０が係合し、前後進切換機構１６が前進側（前進クラッチ１７係合）に切り換えられ、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、入力切換機構２４がＨＩ側（左動）に切り換えられ、第１出力切換機構３２が係合し、第２出力切換機構３０が係合し、前後進切換機構１６が前進側（前進クラッチ１７係合）に切り換えられ、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、入力切換機構２４がＨＩ側（左動）に切り換えられ、第１出力切換機構３２が係合解除し、第２出力切換機構３０が係合し、前後進切換機構１６が前進側（前進クラッチ１７係合）に切り換えられる。

　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の第１部分１３Ａ→前後進切換機構１６→主入力軸１３の第２部分１３Ｂ→入力切換機構２４→第１インダクションギヤ２７→第２インダクションギヤ２８→第２副入力軸１５→第２プーリ２２→無端ベルト２３→第１プーリ２１→第１副入力軸１４→第２出力切換機構３０→第２ファイナルドライブギヤ２９→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

　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１５側から第１副入力軸１４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、入力切換機構２４がＬＯＷ側（右動）に切り換えられ、第１出力切換機構３２が係合し、第２出力切換機構３０が係合解除し、前後進切換機構１６が後進側（後進ブレーキ１８係合）に切り換えられる。

　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の第１部分１３Ａ→前後進切換機構１６→主入力軸１３の第２部分１３Ｂ→入力切換機構２４→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１４→第１プーリ２１→無端ベルト２３→第２プーリ２２→第２副入力軸１５→第１出力切換機構３２→第１ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪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１４側から第２副入力軸１５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、入力切換機構２４がＬＯＷ側（右動）に切り換えられ、第１出力切換機構３２が係合解除し、第２出力切換機構３０が係合し、前後進切換機構１６が前進側（前進クラッチ１７係合）に切り換えられる。

　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の第１部分１３Ａ→前後進切換機構１６→主入力軸１３の第２部分１３Ｂ→入力切換機構２４→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１４→第２出力切換機構３０→第２ファイナルドライブギヤ２９→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

　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、入力切換機構２４がＨＩ側（左動）に切り換えられ、第１出力切換機構３２が係合し、第２出力切換機構３０が係合解除し、前後進切換機構１６が前進側（前進クラッチ１７係合）に切り換えられる。

　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の第１部分１３Ａ→前後進切換機構１６→主入力軸１３の第２部分１３Ｂ→入力切換機構２４→第１インダクションギヤ２７→第２インダクションギヤ２８→第２副入力軸１５→第１出力切換機構３２→第１ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

　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、それまで係合解除していた第２出力切換機構３０を係合し、図３に示す移行モード１とする。続いて、入力切換機構２４をＬＯＷ側からＨＩ側に切り換え、図４に示す移行モード２とした後、それまで係合していた第１出力切換機構３２を係合解除し、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３０が係合するとき、移行モード１から移行モード２への移行時に入力切換機構２４がＬＯＷ側からＨＩ側に切り換わるとき、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３２が係合解除するとき、差回転が発生しないようにして入力切換機構２４、第１出力切換機構３２および第２出力切換機構３０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１ファイナルドライブギヤ３１からファイナルドリブンギヤ３４へのギヤ比ｉ_loFを４．０とし、第２ファイナルドライブギヤ２９からファイナルドリブンギヤ３４へのギヤ比ｉ_hiF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１４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１５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、ファイナルドリブンギヤ３４は第１ファイナルドライブギヤ３１によりｉ_loF＝４．０で減速されて５００ｒｐｍ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１４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、ファイナルドリブンギヤ３４は第２ファイナルドライブギヤ２９によりｉ_hiF＝２．０で減速されて５００ｒｐｍ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１５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１４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、ファイナルドリブンギヤ３４は第２ファイナルドライブギヤ２９によりｉ_hiF＝２．０で減速されて５００ｒｐｍ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１５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、ファイナルドリブンギヤ３４は第１ファイナルドライブギヤ３１によりｉ_loF＝４．０で減速されて５００ｒｐｍ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１４、第２副入力軸１５およびファイナルドリブンギヤ３４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、入力切換機構２４、第１出力切換機構３２および第２出力切換機構３０の作動を差回転なし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、第２リダクションギヤ２５，２６よりなる減速機と、第１、第２インダクションギヤ２７，２８よりなる増速機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。

　特に、第１、第２リダクションギヤ２５，２６よりなる減速機と、第１、第２インダクションギヤ２７，２８よりなる増速機とが独立しているので、それらのギヤ比の設定自由度が高まり、ＬＯＷモードではベルト式無段変速機構２０の第１、第２プーリ２１，２２の強度の観点から第１、第２リダクションギヤ２５，２６のギヤ比を浅くし、ＨＩモードでは高車速時のエンジン回転数を低くするために第１、第２インダクションギヤ２７，２８のギヤ比を深くすることが可能となる。

　また第１ファイナルドライブギヤ３１および第２ファイナルドライブギヤ２９が別持ちになっているので、第１、第２ファイナルドライブギヤ３１，２９からファイナルドリブンギヤ３４への変速比を任意に設定することが可能となり、ＬＯＷモードでは発進駆動力を高め、ＨＩモードではエンジンＥのクルーズ回転数を低く抑えることができる。

　またＬＯＷモードではベルト式無段変速機構２０の手前で第１、第２リダクションギヤ２５，２６による１回のギヤ噛み合いがあり、ＨＩモードではベルト式無段変速機構２０の手前で第１、第２インダクションギヤ２７，２８による１回のギヤ噛み合いがあるため、チェーンドライブ機構を設けて回転方向を変換する必要がなくなり、構造の簡素化が可能になる。

　またＨＩモードにおいて第１、第２リダクションギヤ２７，２８のギヤ比を適切に設定することで、従来では通常の高車速時に０．４～０．５付近になってしまうベルト式無段変速機構２０の変速比を１．０付近に設定することが可能となる。これにより、クルージング時に第１、第２プーリ２１，２２の回転数差を小さくして、ドリブン側の第１プーリ２１の遠心油圧キャンセラーを廃止することができるだけでなく、第１、第２プーリ２１，２２の変速比保持油圧を小さくして油圧ポンプの負荷を低減することができ、しかも第１、第２プーリ２１，２２に対する無端ベルト２３の最小巻き付き半径を大きくし、伝達効率の向上および無端ベルト２３の耐久性向上を図ることができる。

　また入力切換機構２４および第１出力切換機構３２および第２出力切換機構３２，３０をドグクラッチで構成したので、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。特に、入力切換機構２４は第１、第２リダクションギヤ２５，２６側への駆動力の伝達と、第１、第２インダクションギヤ２７，２８側への駆動力の伝達とを単一のアクチュエータで切り換えることができるので、その構造を簡素化することができる。

　また主入力軸１３の軸方向に見たとき、入力切換機構２４の外周部をベルト式無段変速機構２０の第１プーリ２１の外周部あるいは第２プーリ２２の外周部に重なるように配置することで、第１プーリ２１および第２プーリ２２間のデッドスペースを有効に利用することが可能となり、主入力軸１３、入力切換機構２４およびベルト式無段変速機構２０を相互に干渉することなくレイアウトすることができる。

第２の実施の形態

　次に、図１２～図１９に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。第２の実施の形態以降の実施の形態において、第１の実施の形態の構成要素に対応する構成要素に第１の実施の形態と同じ符号を付すことで、重複する説明を省略する。

　図１に示す第１の実施の形態では主入力軸１３が第１部分１３Ａおよび第２部分１３Ｂに分割されているが、図１２に示す第２の実施の形態では主入力軸１３は分割されていない。また第１の実施の形態では入力切換機構２４は分割されていないが、第２の実施の形態では入力切換機構２４がＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂに分割されている。

　また第２の実施の形態の第２副入力軸１５上には、ドグクラッチよりなる前後進切換機構４１が設けられる。前後進切換機構４１のスリーブが右動すると、第２インダクションギヤ２８が第２副入力軸１５に結合され、前後進切換機構４１のスリーブが左動すると、リバースドライブギヤ４２が第２副入力軸１５に結合される。リバースドライブギヤ４２は、第１インダクションギヤ２７と一体に設けたリバースドリブンギヤ４３にリバースアイドルギヤ４４を介して接続される。

　また第１の実施の形態では第１ファイナルドライブギヤ３１および第１出力切換機構３２が第２副入力軸１５上に設けられているが、第２の実施の形態ではそれらが新たに設けられた第３出力軸４５上に設けられている。第３出力軸４５には第１インダクションギヤ２７に噛合する第３リダクションギヤ４６が相対回転自在に支持されており、第３リダクションギヤ４６は第１出力切換機構３２を介して第３出力軸４５に結合可能である。そして第３出力軸４５に固設した第１ファイナルドライブギヤ３１がファイナルドリブンギヤ３４に噛合する。

　図１３には、無段変速機ＴのＬＯＷモードが示される。ＬＯＷモードでは、入力切換機構２４のＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、第１出力切換機構３２が係合し、第２出力切換機構３０が係合解除し、前後進切換機構４１が前進側（右動）に切り換えられる。

　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→入力切換機構２４の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１４→第１プーリ２１→無端ベルト２３→第２プーリ２２→第２副入力軸１５→前後進切換機構４１→第２インダクションギヤ２８→第１インダクションギヤ２７→第３リダクションギヤ４６→第１出力切換機構３２→第３出力軸４５→第１ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

　図１４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、入力切換機構２４のＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、第１出力切換機構３２が係合し、第２出力切換機構３０が係合し、前後進切換機構４１が前進側（右動）に切り換えられ、前述したＬＯＷモードと後述する直結ＬＯＷモード（図１８参照）とが同時に確立する。

　図１５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、入力切換機構２４のＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３２が係合し、第２出力切換機構３０が係合し、前後進切換機構４１が前進側（右動）に切り換えられ、後述するＨＩモード（図１６参照）と後述する直結ＨＩモード（図１９参照）とが同時に確立する。

　図１６には、無段変速機ＴのＨＩモードが示される。ＨＩモードでは、入力切換機構２４のＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３２が係合解除し、第２出力切換機構３０が係合し、前後進切換機構４１が前進側（右動）に切り換えられる。

　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→入力切換機構２４のＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ→第１インダクションギヤ２７→第２インダクションギヤ２８→前後進切換機構４１→第２副入力軸１５→第２プーリ２２→無端ベルト２３→第１プーリ２１→第１副入力軸１４→第２出力切換機構３０→第２ファイナルドライブギヤ２９→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

　図１７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、入力切換機構２４のＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、第１出力切換機構３２が係合し、第２出力切換機構３０が係合解除し、前後進切換機構４１が後進側（左動）に切り換えられる。

　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→入力切換機構２４の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１４→第１プーリ２１→無端ベルト２３→第２プーリ２２→第２副入力軸１５→前後進切換機構４１→リバースドライブギヤ４２→リバースアイドルギヤ４４→リバースドリブンギヤ４３→第１インダクションギヤ２７→第３リダクションギヤ４６→第１出力切換機構３２→第３出力軸４５→第１ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

　図１８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、入力切換機構２４のＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、第１出力切換機構３２が係合解除し、第２出力切換機構３０が係合し、前後進切換機構４１が前進側（右動）に切り換えられる。

　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→入力切換機構２４の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１４→第２出力切換機構３０→第２ファイナルドライブギヤ２９→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

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

　図１９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、入力切換機構２４のＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３２が係合し、第２出力切換機構３０が係合解除し、前後進切換機構４１が前進側（右動）または中立に切り換えられる。

　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→入力切換機構２４のＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ→第１インダクションギヤ２７→第３リダクションギヤ４６→第１出力切換機構３２→第３出力軸４５→第１ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

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

　第１の実施の形態では、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としたときに、ｉ_red×ｉ_min＝ｉ_indとなるように各ギヤ比を設定し、また第１ファイナルドライブギヤ３１からファイナルドリブンギヤ３４へのギヤ比をｉ_loFとし、第２ファイナルドライブギヤ２９からファイナルドリブンギヤ３４へのギヤ比をｉ_hiFとしたときに、ｉ_loF×ｉ_min＝ｉ_hiFとなるように各ギヤ比を設定することで、入力切換機構２４、第１出力切換機構３２および第２出力切換機構３０の作動を差回転なしでスムーズに行えるようにしている。

　一方、第２の実施の形態では、第１ファイナルドライブギヤ３１が第２副入力軸１５に設けられておらず、別軸である第３出力軸４５に設けられており、第２副入力軸１５および第３出力軸４５間に第２インダクションギヤ２８、第１インダクションギヤ２７および第３リダクションギヤ４６が介在している。従って、第１の実施の形態のｉ_loF×ｉ_min＝ｉ_hiF の関係に代えて、第２の実施の形態ではｉ_loF×ｉ_min×（ｉ_sec ／ｉ_ind）＝ｉ_hiFの関係が成立するように、第２インダクションギヤ２８、第１インダクションギヤ２７および第３リダクションギヤ４６の歯数を設定することが必要である。

　ｉ_secは、第１インダクションギヤ２７から第３リダクションギヤ４６への変速比である。従って、例えば第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への変速比であるｉ_ind＝０．７５、ｉ_sec＝１．２と設定し、ｉ_sec／ｉ_ind＝１．６とすることで、第１の実施の形態と同様にｉ_red＝１．５、ｉ_hiF＝２．０、ｉ_min＝０．５に設定した場合でも、ｉ_loF＝２．５に設定することで第２副入力軸１５および第３出力軸４５が同一回転数になり、前後進切換機構４１、第１出力切換機構３２および第２出力切換機構３０の作動を差回転なしでスムーズに行うことができる。また第１の実施の形態のｉ_loF＝４．０の第１ファイナルドライブギヤ３１の外径と等しくなるようにｉ_loF＝２．５の第１ファイナルドライブギヤ３１を設定することで、第２ファイナルドライブギヤ２９およびファイナルドリブンギヤ３４の外径を第１の実施の形態よりも小さくすることができる。

　また本実施の形態によれば、図１３に示すように、ＬＯＷモードにおいて第１、第２インダクションギヤ２７，２８を第２インダクションギヤ２８側から第１インダクションギヤ２７側にトルクが伝達されるので、本来は増速機である第１、第２インダクションギヤ２７，２８を減速機として利用してオーバーオール変速比のＬＯＷ側の変速比を増加させることができる。

　また第１出力切換機構３２を第３出力軸４５に設けたので、第１出力切換機構３２を第２副入力軸１５あるいは主入力軸１２に設ける場合に比べて無段変速機Ｔの軸方向寸法を小型化することができる。

第３の実施の形態

　次に、図２０および図２１に基づいて本発明の第３の実施の形態を説明する。

　第２の実施の形態（図１２参照）および第３の実施の形態（図２０参照）を比較すると明らかなように、第３の実施の形態は、第２副入力軸１５に設けた前後進切換機構４１の機能が第２の実施の形態と異なっている。前後進切換機構２４は第２副入力軸１５に固設した第２インダクションギヤ２８と、第２副入力軸１５に相対回転自在に支持したリバースドライブギヤ４２とを結合可能であり、またリバースドリブンギヤ４３は第１インダクションギヤ２７に相対回転自在に支持され、第１出力切換機構３２により第１インダクションギヤ２７に結合可能である。

　リバースドリブンギヤ４３は、第１副入力軸１４に相対回転自在に支持した第３リダクションギヤ４６に噛合し、第３リダクションギヤ４６は第２出力切換機構３０により第１副入力軸１４に結合可能である。そして第３リダクションギヤ４６と一体に設けた単一のファイナルドライブギヤ４７がファイナルドリブンギヤ３４に噛合する。

　第３の実施の形態は、第２の実施の形態の第３出力軸４５を廃止し、その第３出力軸４５に設けた第１出力切換機構３２を主入力軸１３に移動させたものに相当しており、その機能は第２の実施の形態と基本的に同じである。第３の実施の形態の入力切換機構２４のＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａ、入力切換機構２４のＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ、前後進切換機構４１、第１出力切換機構３２および第２出力切換機構３０の係合表が、図２１に示される。

　本実施の形態によれば、第２の実施の形態の第３出力軸４５が不要になるため、軸数を１本減らして自動変速機Ｔの径方向寸法を小型化することができる。但し、第３リダクションギヤ４６を第３出力軸４５から第２副入力軸１５に移動させたことで自動変速機Ｔの軸方向寸法は若干増加する。

第４の実施の形態

　次に、図２２に基づいて本発明の第４の実施の形態を説明する。

　第４の実施の形態は第３の実施の形態の変形であり、ファイナルドライブギヤ４７およびファイナルドリブンギヤ３４をベベルギヤで構成し、ディファレンシャルギヤ３３の軸線を主入力軸１３、第１副入力軸１４および第２副入力軸１５の軸線に対して直交させたものである。

　第３および第４の実施の形態では、第３リダクションギヤ４６を第３出力軸４５から第２副入力軸１５に移動させたことで自動変速機Ｔの軸方向寸法は若干増加するが、第４の実施の形態を採用することで、車体前後方向の寸法の制約が少ない無段変速機Ｔを縦置きしたＦＦのレイアウトを採用することが可能となり、車体への搭載性が向上する。

第５の実施の形態

　次に、図２３および図２４に基づいて本発明の第５の実施の形態を説明する。

　第１～第４の実施の形態の無段変速機構はベルト式無段変速機構２０であるが、第５の実施の形態の無段変速機構は公知のトロイダル式無段変速機構２０′である。トロイダル式無段変速機構２０′は、変速軸４８に固設した一対の入力ディスク４９，４９と、一対の入力ディスク４９，４９間で変速軸４８に回転自在に支持した出力ディスク５０との間に、４個のパワーローラ５１…が傾転可能に配置される。

　主入力軸１３の外周に配置された前後進切換機構１６は遊星歯車機構１９からなり、主入力軸１３に相対回転自在に支持したサンギヤとキャリヤとが後進クラッチ１８′を介して相互に結合可能であり、キャリヤがケーシングに前進ブレーキ１７′を介して結合可能である。遊星歯車機構１９のサンギヤは入力切換機構２４のＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａを介して主入力軸１３に結合可能であり、遊星歯車機構１９のリングギヤと一体に設けた第１リダクションギヤ２５がトロイダル式無段変速機構２０′の変速軸４８に固設した第２リダクションギヤ２６に噛合する。また主入力軸１３に相対回転自在に支持した第１インダクションギヤ２７がトロイダル式無段変速機構２０′の出力ディスク５０に固設した第２インダクションギヤ２８に噛合し、第１インダクションギヤ２７は入力切換機構２４のＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂを介して主入力軸１３に結合可能である。

　トロイダル式無段変速機構２０′は、ベルト式無段変速機構２０と異なり、第２リダクションギヤ２６および第２インダクションギヤ２８の回転方向が逆になるため、遊星歯車機構１９を用いて第２リダクションギヤ２６の回転方向を逆転させることで、前進走行時における主入力軸１３上の要素の回転方向を一致させている。

　第１インダクションギヤ２７と一体に設けたＬＯＷ第１出力ギヤ５２が出力軸５７に相対回転自在に支持したＬＯＷ第２出力ギヤ５３に噛合し、遊星歯車機構１９のサンギヤと一体に設けたＨＩ第１出力ギヤ５４が出力軸５７に相対回転自在に支持したＨＩ第２出力ギヤ５５に噛合する。そしてＬＯＷ第２出力ギヤ５３およびＨＩ第２出力ギヤ５５はドグクラッチよりなる出力切換機構５６を介して出力軸５７に選択的に結合可能である。

　従って、図２４の係合表に示すように、ＬＯＷモードにおいて入力切換機構２４のＬＯＷクラッチ２４Ａを係合し、出力切換機構５６をＬＯＷ側（左動）に切り換え、前後進切換機構１６の前進ブレーキ１７′を係合すると、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→遊星歯車機構１９→第１リダクションギヤ２５→第２リダクションギヤ２６→変速軸４８→入力ディスク４９，４９→パワーローラ５１…→出力ディスク５０→第２インダクションギヤ２８→第１インダクションギヤ２７→ＬＯＷ第１出力ギヤ５２→ＬＯＷ第２出力ギヤ５３→出力切換機構５６→出力軸５７→ファイナルドライブギヤ４７→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

　またＨＩモードにおいて入力切換機構２４のＨＩクラッチ２４Ｂを係合し、出力切換機構５６をＨＩ側（右動）に切り換え、前後進切換機構１６の前進ブレーキ１７′を係合すると、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→ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ→第１インダクションギヤ２７→第２インダクションギヤ２８→出力ディスク５０→パワーローラ５１…→入力ディスク４９，４９→変速軸４８→第２リダクションギヤ２６→第１リダクションギヤ２５→遊星歯車機構１９→ＨＩ第１出力ギヤ５４→ＨＩ第２出力ギヤ５５→出力切換機構５６→出力軸５７→ファイナルドライブギヤ４７→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

　また後進モードにおいて入力切換機構２４のＬＯＷクラッチ２４Ａを係合し、出力切換機構５６をＬＯＷ側（左動）に切り換え、前後進切換機構１６の後進クラッチ１８′を係合すると、エンジンＥの駆動力は前記ＬＯＷモードと同じ経路で伝達されるが、遊星歯車機構１９で回転方向が逆転されないことで、車両を後進走行させることができる。

　またＬＯＷ⇔ＨＩ移行モードの前半では、前記ＬＯＷモードと直結ＬＯＷモードとが同時に確立し、直結ＬＯＷモードにおいてエンジン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→ＨＩ第１出力ギヤ５４→ＨＩ第２出力ギヤ５５→出力切換機構５６→出力軸５７→ファイナルドライブギヤ４７→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

　またＬＯＷ⇔ＨＩ移行モードの後半では前記ＨＩモードと直結ＨＩモードとが同時に確立し、直結ＨＩモードにおいてエンジン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→ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ→ＬＯＷ第１出力ギヤ５２→ＬＯＷ第２出力ギヤ５３→出力切換機構５６→出力軸５７→ファイナルドライブギヤ４７→ファイナルドリブンギヤ３４→ディファレンシャルギヤ３３→ドライブシャフト３５，３５の経路で駆動輪に伝達される。

　よって、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂの掴み変えおよび出力切換機構５６の切換を同時に行うことで、ＬＯＷモードおよびＨＩモードの切り換えをスムーズに行うことができる。

　本実施の形態によれば、エンジンＥの駆動力を第１、第２リダクションギヤ２５，２６からトロイダル式無段変速機構２０′を経て第１、第２インダクションギヤ２７，２８から出力したり、エンジンＥの駆動力を第１、第２インダクションギヤ２７，２８からトロイダル式無段変速機構２０′を経て第１、第２リダクションギヤ２５，２６から出力したりすることができる。

　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、本発明の無段変速機構は実施の形態のベルト式無段変速機構２０やトロイダル式無段変速機構２０′に限定されず、正逆二つの方向に駆動力を伝達しながら変速を行う任意の変速機構を採用することができる。

Claims

　駆動源（Ｅ）からの駆動力が入力される主入力軸（１３）と、
　無段変速機構（２０，２０′）と、
　前記主入力軸（１３）を前記無段変速機構（２０，２０′）に接続する第１入力経路と、
　前記主入力軸（１３）を前記無段変速機構（２０，２０′）に接続する第２入力経路と、
　前記主入力軸（１３）の駆動力を前記第１入力経路あるいは前記第２入力経路に選択的に伝達する入力切換機構（２４）と、
　前記無段変速機構（２０，２０′）から所定の変速比に変速された駆動力を出力する第１出力経路と、
　前記無段変速機構（２０，２０′）から所定の変速比に変速された駆動力を出力する第２出力経路と、
　前記無段変速機構（２０，２０′）が出力する駆動力を前記第１出力経路あるいは前記第２出力経路に選択的に伝達する出力切換機構（３０，３２，５６）と、
を備える無段変速機において、
　前記第１入力経路には前記無段変速機構（２０，２０′）への入力を減速する第１減速機（２５，２６）を配置し、前記第２入力経路には前記無段変速機構（２０，２０′）への入力を増速する増速機（２７，２８）を配置し、前記第１出力経路には前記無段変速機構（２０，２０′）からの出力を減速する第２減速機（３１，３４）を配置し、前記第２出力経路には前記無段変速機構（２０，２０′）からの出力を減速する、前記第２減速機（３１，３４）と異なる減速比を持つ第３減速機（２９，３４）を配置したことを特徴とする無段変速機。
　前記第１減速機は一対のギヤ（２５，２６）からなり、一方のギヤ（２５）が前記入力切換機構（２４）で前記主入力軸（１３）に係脱可能であり、他方のギヤ（２６）が前記無段変速機構（２０）に連なる第１副入力軸（１４）に固設され、
　前記増速機は一対のギヤ（２７，２８）からなり、一方のギヤ（２７）が前記入力切換機構（２４）で前記主入力軸（１３）に係脱可能であり、他方のギヤ（２８）が前記無段変速機構（２０）に連なる第２副入力軸（１５）に固設されることを特徴とする、請求項１に記載の無段変速機。
　前記出力切換機構（３０，３２，５６）はドグクラッチで構成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。
　前記無段変速機構（２０）は、前記第１副入力軸（１４）に設けられた第１プーリ（２１）と、前記第２副入力軸（１５）に設けられた第２プーリ（２２）と、前記第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、前記主入力軸（１３）は前記第１副入力軸（１４）および前記第２副入力軸（１５）と平行に配置され、前記入力切換機構（２４）は前記第１プーリ（２１）または前記第２プーリ（２２）に軸方向に重なることを特徴とする、請求項２に記載の無段変速機。
　前記入力切換機構（２４）は、前記主入力軸（１３）の軸方向で前記駆動源（Ｅ）と反対側の端部近傍に配置され、前記第１減速機の一方のギヤ（２５）および前記増速機の一方のギヤ（２７）の何れか一方を前記主入力軸（１３）に結合可能なドグクラッチで構成されることを特徴とする、請求項２～請求項４の何れか１項に記載の無段変速機。
　前記入力切換機構（２４）は、前記主入力軸（１３）の軸方向で前記駆動源（Ｅ）と反対側の端部近傍に配置される第１摩擦クラッチ（２４Ａ）と、前記主入力軸（１３）の軸方向で前記駆動源（Ｅ）側の端部近傍に配置される第２摩擦クラッチ（２４Ｂ）とを備え、
　前記第１摩擦クラッチ（２４Ａ）は前記第１減速機の一方のギヤ（２５）を前記主入力軸（１３）に結合可能であり、前記第２摩擦クラッチ（２４Ｂ）は前記増速機の一方のギヤ（２７）を前記主入力軸（１３）に結合可能であることを特徴とする、請求項２～請求項４の何れか１項に記載の無段変速機。
　前記第１副入力軸（１４）は第２出力軸を兼ね、前記第２出力軸の駆動力は第２出力切換機構（３０）を介して出力されるとともに、前記第２副入力軸（１５）は第１出力軸を兼ね、前記第１出力軸の駆動力は第１出力切換機構（３２）および前記増速機（２７，２８）を介して出力されることを特徴とする、請求項２に記載の無段変速機。
　前記第１出力切換機構（３２）は、第３出力軸（４５）に設けられることを特徴とする、請求項７に記載の無段変速機。
　前記第１出力切換機構（３２）は前記主入力軸（１３）に設けられることを特徴とする、請求項７に記載の無段変速機。
　前記第１出力経路にリバースギヤ（４２，４３，４４）を介在させたことを特徴とする、請求項８または請求項９に記載の無段変速機。
　前記主入力軸（１３）は前記駆動源（Ｅ）側の第１部分（１３Ａ）と前記前後進切換機構（１６）側の第２部分（１３Ｂ）とに分割され、前記第１、第２部分（１３Ａ，１３Ｂ）間には第１～第３要素を有する遊星歯車機構よりなる前後進切換機構（１６）が配置され、前記第１要素は前記第１部分（１３Ａ）に接続され、前記第２要素は前記第２部分（１３Ｂ）に接続され、前記第１、第２要素はクラッチ（１７）を介して相互に結合可能であり、前記第３要素はブレーキ（１８）を介してケーシングに結合可能であることを特徴とする、請求項１～請求項５の何れか１項に記載の無段変速機。
　前記無段変速機構（２０′）は、入力ディスク（４９）と、出力ディスク（５０）と、前記入力ディスク（４９）および前記出力ディスク（５０）間に挟持されたパワーローラ（５１）とを備え、
　前記第１入力経路は前記入力ディスク（４９）および前記出力ディスク（５０）の一方に前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を伝達するとともに、前記第２入力経路は前記入力ディスク（４９）および前記出力ディスク（５０）の他方に前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を伝達し、
　前記第１入力経路に前記駆動源（Ｅ）の駆動力が入力されるときは前記第２入力経路が前記第１出力経路として機能し、前記第２入力経路に前記駆動源（Ｅ）の駆動力が入力されるときは前記第１入力経路が前記第２出力経路として機能することを特徴とする、請求項１に記載の無段変速機。