CN104334924A - 无级变速器 - Google Patents

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Abstract

来自驱动源(E)的驱动力从主输入轴(13)经由配置有输入切换机构(24)和第1减速器(25、26)的第1输入路径而被传递到无级变速机构(20)，进而被传递到配置有第2减速器(31、34)的第1输出路径，LOW模式被建立，此外，所述驱动力从主输入轴(13)经由配置有输入切换机构(24)和增速器(27、28)的第2输入路径而被传递到无级变速机构(20)，进而被传递到配置有第3减速器(29、34)的第2输出路径，HI模式被建立。由于输入侧的第1减速器(25、26)、输入侧的增速器(27、28)以及输出侧的第2、第3减速器(31、29、34)相互独立，所以，在切换LOW模式和HI模式时，消除输入切换机构(24)上的旋转差，同时，提高了LOW模式下输入到无级变速机构(20)的转速和HI模式下输入到无级变速机构(20)的转速的设定自由度。

Description

无级变速器
技术领域
本发明涉及使带式无级变速机构或环式无级变速机构这样的无级变速机构与减速器和增速器组合而成的无级变速器。
背景技术
通过下述专利文献1，公知如下的无级变速器：经由多个离合器，使在一对滑轮上缠绕了环形带的带式无级变速机构和由使多个齿轮啮合的齿轮列形成的变速器组合，将带式无级变速机构的扭矩传递方向切换为从一方的滑轮朝向另一方的滑轮的第1方向和从另一方的滑轮朝向一方的滑轮的第2方向，由此实现了总变速比的放大。
专利文献1：日本特公平3-48377号公报
发明内容
发明要解决的课题
然而在上述以往的无级变速器中，由于在用于在LOW模式下对向带式无级变速机构输入的输入转速进行减速的减速齿轮和用于在HI模式下对来自带式无级变速机构的输出转速进行增速的感应齿轮中使用了相同的齿轮，所以存在如下问题：如果在HI模式下为了减小总变速比而减小感应齿轮的变速比来提高增速率，则减速齿轮的变速比变大，在LOW模式下输入到带式无级变速机构的扭矩过大，需要提高滑轮的强度而导致重量的增加。
如果为了避免这个问题而增大感应齿轮的变速比并减小末端齿轮的变速比，则在LOW模式下的末端齿轮的变速比也减小，从而存在起步时无法得到足够的驱动力的问题。
此外，在布局结构上，为了与轴旋转方向一致而需要使用链驱动机构，存在增加振动和噪音且易组装性降低的问题。
本发明正是鉴于上述情况而完成的，其目的在于，放大无级变速机构的总变速比。
用于解决课题的手段
为了达到上述目的，根据本发明，提出一种无级变速器，其具有：主输入轴，其被输入来自驱动源的驱动力；无级变速机构；第1输入路径，其将所述主输入轴与所述无级变速机构连接；第2输入路径，其将所述主输入轴与所述无级变速机构连接；输入切换机构，其将所述主输入轴的驱动力选择性地传递到所述第1输入路径或者所述第2输入路径；第1输出路径，其从所述无级变速机构输出以规定的变速比变速后的驱动力；第2输出路径，其从所述无级变速机构输出以规定的变速比变速后的驱动力；以及输出切换机构，其将所述无级变速机构输出的驱动力选择性地传递到所述第1输出路径或者所述第2输出路径，该无级变速器的第1特征在于，在所述第1输入路径中配置有对向所述无级变速机构的输入进行减速的第1减速器，在所述第2输入路径中配置有对向所述无级变速机构的输入进行增速的增速器，在所述第1输出路径中配置有对来自所述无级变速机构的输出进行减速的第2减速器，在所述第2输出路径配置有对来自所述无级变速机构的输出进行减速的、具有与所述第2减速器不同的减速比的第3减速器。
此外根据本发明，提出以下无级变速器，该无级变速器除了所述第1特征之外，还具有以下第2特征：所述第1减速器由一对齿轮构成，一个齿轮能够通过所述输入切换机构而与所述主输入轴接合或脱离，另一个齿轮被固定设置于与所述无级变速机构连接的第1副输入轴上，所述增速器由一对齿轮构成，一个齿轮能够通过所述输入切换机构而与所述主输入轴接合或脱离，另一个齿轮被固定设置于与所述无级变速机构连接的第2副输入轴上。
此外根据本发明，提出以下无级变速器，该无级变速器除了所述第1或者第2特征之外，还具有以下第3特征：所述输出切换机构由爪形离合器构成。
此外根据本发明，提出以下无级变速器，该无级变速器除了所述第2特征之外，还具有以下第4特征：所述无级变速机构具有设置于所述第1副输入轴的第1滑轮、设置于所述第2副输入轴的第2滑轮以及被缠绕于所述第1滑轮和第2滑轮的环形带，所述主输入轴与所述第1副输入轴和所述第2副输入轴平行地配置，所述输入切换机构在轴向上与所述第1滑轮或者所述第2滑轮重叠。
此外根据本发明，提出以下无级变速器，该无级变速器除了所述第2～第4中任意一个特征之外，还具有以下第5特征：所述输入切换机构被配置于所述主输入轴的在轴向上与所述驱动源相反的一侧的端部附近，由能够将所述第1减速器的一个齿轮和所述增速器的一个齿轮中的任意一方与所述主输入轴结合的爪形离合器构成。
此外根据本发明，提出以下无级变速器，该无级变速器除了所述第2～第4中任意一个特征之外，还具有以下第6特征：所述输入切换机构具有：第1摩擦离合器，其被配置于所述主输入轴的在轴向上与所述驱动源相反的一侧的端部附近；和第2摩擦离合器，其被配置于所述主输入轴的轴向上的所述驱动源侧的端部附近，所述第1摩擦离合器能够将所述第1减速器的一个齿轮与所述主输入轴结合，所述第2摩擦离合器能够将所述增速器的一个齿轮与所述主输入轴结合。
此外根据本发明，提出以下无级变速器，该无级变速器除了所述第2特征之外，还具有以下第7特征：所述第1副输入轴兼作第2输出轴，所述第2输出轴的驱动力经由第2输出切换机构而被输出，并且，所述第2副输入轴兼作第1输出轴，所述第1输出轴的驱动力经由第1输出切换机构和所述增速器而被输出。
此外根据本发明，提出以下无级变速器，该无级变速器除了所述第7特征之外，还具有以下第8特征：所述第1输出切换机构被设置于第3输出轴。
此外根据本发明，提出以下无级变速器，该无级变速器除了所述第7特征之外，还具有以下第9特征：所述第1输出切换机构被设置于所述主输入轴。
此外根据本发明，提出以下无级变速器，该无级变速器除了所述第8或者第9特征之外，还具有以下第10特征：使倒档齿轮存在于第1输出路径上。
此外根据本发明，提出以下无级变速器，该无级变速器除了所述第1～第5中任意一个特征之外，还具有以下第11特征：所述主输入轴被分割为所述驱动源侧的第1部分和所述前进后退切换机构侧的第2部分，在所述第1部分和所述第2部分之间配置有由具有第1～第3要素的行星齿轮机构构成的前进后退切换机构，所述第1要素与所述第1部分连接，所述第2要素与所述第2部分连接，所述第1要素和第2要素能够经由离合器而相互结合，所述第3要素能够经由制动器而与壳体结合。
此外根据本发明，提出以下无级变速器，该无级变速器除了第1特征之外，还具有以下第12特征：所述无级变速机构具有输入盘、输出盘以及被夹持在所述输入盘与所述输出盘之间的动力滚筒，所述第1输入路径将来自所述驱动源的驱动力传递到所述输入盘和所述输出盘中的一方，并且，所述第2输入路径将来自所述驱动源的驱动力传递到所述输入盘和所述输出盘中的另一方，在向所述第1输入路径输入所述驱动源的驱动力时，所述第2输入路径作为所述第1输出路径发挥作用，在向所述第2输入路径输入所述驱动源的驱动力时，所述第1输入路径作为所述第2输出路径发挥作用。
另外，实施方式的发动机E与本发明的驱动源对应，实施方式的第1副输入轴14与本发明的第2输出轴对应，实施方式的第2副输入轴15与本发明的第1输出轴对应，实施方式的前进离合器17与本发明的离合器对应，实施方式的后退制动器18与本发明的制动器对应，实施方式的带式无级变速机构20和环式无级变速机构20′与本发明的无级变速机构对应，实施方式的LOW摩擦离合器24A与本发明的第1摩擦离合器对应，实施方式的HI摩擦离合器24B与本发明的第2离合器对应，实施方式的第1、第2减速齿轮25、26与本发明的第1减速器对应，实施方式的第1、第2感应齿轮27、28与本发明的增速器对应，实施方式的第2末端传动齿轮29与本发明的第3减速器对应，实施方式的第1末端传动齿轮31与本发明的第2减速器对应，实施方式的第1、第2输出切换机构32、30与本发明的输出切换机构对应，实施方式的末端从动齿轮34与本发明的第2减速器或者第3减速器对应，实施方式的倒档传动齿轮42、倒档从动齿轮43和倒档惰轮44与本发明的倒档齿轮对应。
发明效果
根据本发明的第1特征，来自驱动源的驱动力被按照主输入轴→输入切换机构→配置有第1减速器的第1输入路径→无级变速机构→输出切换机构→配置有第2减速器的第1输出路径的顺序传递而建立LOW模式，此外被按照主输入轴→输入切换机构→配置有增速器的第2输入路径→无级变速机构→输出切换机构→配置有第3减速器的第2输出路径的顺序传递而建立HI模式。由于第1～第3减速器和增速器相互独立，所以，在LOW模式下输入到无级变速机构的转速和在HI模式下输入到无级变速机构的转速之间的设定自由度被提高，不仅能够充分放大无级变速器的总变速比，通过减小在LOW模式下的向无级变速机构的输入变速比而降低向无级变速机构的输入扭矩，还能够提高无级变速机构的耐久性，并且通过减小在HI模式下的变速比而降低驱动源的转速，能够削减燃料消耗量。
此外根据本发明的第2特征，由于第1减速器由一对齿轮构成，一个齿轮能够通过输入切换机构而与主输入轴接合或脱离，另一个齿轮被固定设置于与无级变速机构连接的第1副输入轴上，增速器由一对齿轮构成，一个齿轮能够通过输入切换机构而与主输入轴接合或脱离，另一个齿轮被固定设置于与无级变速机构连接的第2副输入轴上，所以通过输入切换机构，能够对主输入轴的旋转进行减速并传递到第1副输入轴，或者对主输入轴的旋转进行增速并传递到第2副输入轴。此外，由于第1减速器和增速器都由一对齿轮构成，所以在减速时和增速时，防止第1、第2副输入轴的旋转方向变为相反，无需用于使旋转方向一致的链驱动机构，从而使构造简单化。
此外根据本发明的第3特征，由于通过爪形离合器构成了输出切换机构，所以与使用摩擦离合器的情况相比，能够降低拖曳阻力。
此外根据本发明的第4特征，由于无级变速机构具有设置于第1副输入轴的第1滑轮、设置于第2副输入轴的第2滑轮、以及缠绕于第1、第2滑轮的环形带，主输入轴与第1副输入轴和第2副输入轴平行地配置，输入切换机构与第1滑轮或者第2滑轮在轴向上重叠，所以能够有效地利用第1滑轮和第2滑轮之间的没有被利用的空间(dead space)，以不相互干扰的方式对主输入轴、输入切换机构以及无级变速机构进行布局。
此外根据本发明的第5特征，由于将输入切换机构配置于主输入轴的在轴向上与驱动源相反的一侧的端部附近，并利用能够将第1减速器的一个齿轮以及增速器的一个齿轮中的任意一方与主输入轴结合的爪形离合器构成了输入切换机构，所以与使用摩擦离合器的情况相比，不仅能够降低拖曳阻力，还能够将致动器的个数控制为1个而使构造简单化。
此外根据本发明的第6特征，由于输入切换机构具有配置于主输入轴的在轴向上与所述驱动源相反的一侧的端部附近的第1摩擦离合器、和配置于主输入轴的轴向上的驱动源侧的端部附近的第2摩擦离合器，所以能够通过第1摩擦离合器将第1减速器的一个齿轮与主输入轴结合而建立LOW模式，通过第2摩擦离合器将增速器的一个齿轮与主输入轴结合而建立HI模式。
此外根据本发明的第7特征，由于第1副输入轴兼作第2输出轴，第2输出轴的驱动力经由第2输出切换机构而被输出，并且第2副输入轴兼作第1输出轴，第1输出轴的驱动力经由第1输出切换机构和增速器而被输出，所以通过在LOW模式下使增速器作为第1减速器发挥作用，能够不使末端从动齿轮大径化而在LOW侧放大总变速比。
此外根据本发明的第8特征，由于将第1输出切换机构设置在第3输出轴，所以与将第1输出切换机构设置在第1输出轴或者主输入轴的情况相比，能够使无级变速器的轴向尺寸小型化。
此外根据本发明的第9特征，由于将第1输出切换机构设置在主输入轴，所以能够利用第1、第2滑轮间的没有被利用的空间来配置第1输出切换机构，使无级变速器的径向尺寸小型化。
此外根据本发明的第10特征，由于使倒档齿轮存在于第1输出路径上，所以通过倒档齿轮将第1输出轴的旋转变为反向旋转，由此能够使车辆向后行驶。
此外根据本发明的第11特征，由于主输入轴被分割为驱动源侧的第1部分和前进后退切换机构侧的第2部分，在第1、第2部分之间配置有由具有第1～第3要素的行星齿轮机构构成的前进后退切换机构，第1要素与第1部分连接，第2要素与第2部分连接，第1、第2要素能够经由离合器相互结合，第3要素能够经由制动器而与壳体结合，所以通过接合离合器，能够使第1、第2部分沿相同方向旋转而使车辆向前行驶，通过接合制动器，能够使第1、第2部分反向旋转而使车辆向后行驶。
此外根据本发明的第12特征，由于无级变速机构具有输入盘、输出盘、被夹持在输入盘与输出盘之间的动力滚筒，无论从输入盘侧还是从输出盘侧均能够输入驱动力而进行变速，所以能够将驱动力从第1输入路径经由无级变速机构而从作为第1输出路径的第2输入路径输出，或者将驱动源的驱动力从第2输入路径经由无级变速机构而从作为第2输出路径的第1输入路径输出。
附图说明
图1是无级变速器的框架图。(第1实施方式)
图2是LOW模式的扭矩流图。(第1实施方式)
图3是转移模式1的扭矩流图。(第1实施方式)
图4是转移模式2的扭矩流图。(第1实施方式)
图5是HI模式的扭矩流图。(第1实施方式)
图6是后退模式的扭矩流图。(第1实施方式)
图7是直接联结LOW模式的扭矩流图。(第1实施方式)
图8是直接联结HI模式的扭矩流图。(第1实施方式)
图9是LOW模式与HI模式之间的转移的说明图。(第1实施方式)
图10是示出无级变速机构的变速比与总变速比之间的关系的图。(第1实施方式)
图11是本申请发明和比较例的总变速比的差异的说明图。(第1实施方式)
图12是无级变速器的框架图。(第2实施方式)
图13是LOW模式的扭矩流图。(第2实施方式)
图14是转移模式1的扭矩流图。(第2实施方式)
图15是转移模式2的扭矩流图。(第2实施方式)
图16是HI模式的扭矩流图。(第2实施方式)
图17是后退模式的扭矩流图。(第2实施方式)
图18是直接联结LOW模式的扭矩流图。(第2实施方式)
图19是直接联结HI模式的扭矩流图。(第2实施方式)
图20是无级变速器的框架图。(第3实施方式)
图21是输入切换机构、第1、第2输出切换机构以及前进后退切换机构的接合表。(第3实施方式)
图22是无级变速器的框架图。(第4实施方式)
图23是无级变速器的框架图。(第5实施方式)
图24是输入切换机构、输出切换机构以及前进后退切换机构的接合表。(第5实施方式)
标号说明
E：发动机(驱动源)、13：主输入轴、13A：第1部分、13B：第2部分、14：第1副输入轴(第2输出轴)、15：第2副输入轴(第1输出轴)、16：前进后退切换机构、17：前进离合器(离合器)、18：后退制动器(制动器)、20：带式无级变速机构(无级变速机构)、20′：环式无级变速机构(无级变速机构)、21：第1滑轮、22：第2滑轮、23：环形带、24：输入切换机构、24A：LOW摩擦离合器(第1离合器)、24B：HI摩擦离合器(第2离合器)、25：第1减速齿轮(第1减速器)、26：第2减速齿轮(第1减速器)、27：第1感应齿轮(增速器)、28：第2感应齿轮(增速器)、29：第2末端传动齿轮(第3减速器)、30：第2输出切换机构(输出切换机构)、31：第1末端传动齿轮(第2减速器)、32：第1输出切换机构(输出切换机构)、34：末端从动齿轮(第2减速器，第3减速器)、42：倒档传动齿轮(倒档齿轮)、43：倒档从动齿轮(倒档齿轮)、44：倒档惰轮(倒档齿轮)、45：第3输出轴、49：输入盘、50：输出盘、51：动力滚筒、56：输出切换机构。
具体实施方式
下面根据附图对本发明的实施方式进行说明。
第1实施方式
首先，根据图1～图11对本发明的第1实施方式进行说明。
如图1所示，安装于车辆的无级变速器T具有：经由变矩器12而与发动机E的曲轴11连接的主输入轴13、以及相对于主输入轴13平行配置的第1副输入轴14和第2副输入轴15。主输入轴13被分割为第1部分13A和第2部分13B这两部分，在第1、第2部分13A、13B之间配置有前进后退切换机构16。第1副输入轴14构成本发明的第2输出轴，第2副输入轴15构成本发明的第1输出轴。
前进后退切换机构16具有：前进离合器17、后退制动器18以及行星齿轮机构19，作为行星齿轮机构19的第1要素的齿圈与第1部分13A连接，作为行星齿轮机构19的第2要素的太阳齿轮与第2部分13B连接，作为行星齿轮机构19的第3要素的行星架能够经由后退制动器18而与壳体结合，齿圈和太阳齿轮能够经由前进离合器17而相互结合。因此，如果将前进离合器17接合，则主输入轴13的第1部分13A和第2部分13B被直接联结而使车辆向前行驶，如果将后退制动器18接合，则通过行星齿轮机构19使主输入轴13的第1部分13A的旋转变成反向旋转，并且被减速后传递到主输入轴13的第2部分13B，车辆向后行驶。
配置在第1副输入轴14与第2副输入轴15之间的带式无级变速机构20具有：设置于第1副输入轴14的第1滑轮21、设置于第2副输入轴15的第2滑轮22、以及缠绕于第1、第2滑轮21、22上的环形带23。第1、第2滑轮21、22的槽宽通过液压而相互在反方向上进行增减，能够使第1副输入轴14和第2副输入轴15间的变速比连续地变化。第1滑轮21由固定于第1副输入轴14的第1固定滑轮21A和相对于第1固定滑轮21A能够接近/离开的第1可动滑轮21B构成。此外，第2滑轮22由固定于第2副输入轴15上的第2固定滑轮22A和相对于第2固定滑轮22A能够接近/离开的第2可动滑轮22B构成。
在主输入轴13的第2部分13B上设置有由爪形离合器构成的输入切换机构24。第1减速齿轮25和第1感应齿轮27以能够相对旋转自如的方式支承在主输入轴13的第1部分13A上，如果将输入切换机构24的套筒从中立位置向右移动，则第1减速齿轮25与主输入轴13的第2部分13B结合，如果将输入切换机构24的套筒从中立位置向左移动，则第1感应齿轮27与主输入轴13的第2部分13B结合。在第1副输入轴14上，固定设置有与第1减速齿轮25啮合的第2减速齿轮26，在第2副输入轴15上，固定设置有与第1感应齿轮27啮合的第2感应齿轮28。
第2末端传动齿轮29以能够相对旋转自如的方式支承在第1副输入轴14上，该第2末端传动齿轮29能够通过第2输出切换机构30而与第1副输入轴14结合。此外，第1末端传动齿轮31以能够相对旋转自如的方式支承在第2副输入轴15上，该第1末端传动齿轮31能够通过第1输出切换机构32而与第2副输入轴15结合。第1、第2末端传动齿轮31、29与差速齿轮33的末端从动齿轮34啮合，从差速齿轮33向左右延伸的传动轴35、35与左右的驱动轮连接。
通过第1、第2减速齿轮25、26，主输入轴13的第1部分13A的旋转减速并被传递到第1副输入轴14。另一方面，通过第1、第2感应齿轮27、28，主输入轴13的第1部分13A的旋转增速并被传递到第2副输入轴15。
如果将从第1减速齿轮25到第2减速齿轮26的齿轮比设为ired，将从第1感应齿轮27到第2感应齿轮28的齿轮比设为iind，将带式无级变速机构20的从第1滑轮21到第2滑轮22的最小变速比设为imin，则以成为ired×imin＝iind的方式设定各齿轮比。此外如果将从第1末端传动齿轮31到末端从动齿轮34的齿轮比设为iloF，将从第2末端传动齿轮29到末端从动齿轮34的齿轮比设为ihiF，则以成为iloF×imin＝ihiF的方式设定各齿轮比。
图2中示出无级变速器T的LOW模式。在LOW模式下，输入切换机构24被切换到LOW侧(向右移动)，第1输出切换机构32接合，第2输出切换机构30解除接合，前进后退切换机构16被切换到前进侧(前进离合器17被接合)。
其结果是，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13的第1部分13A→前进后退切换机构16→主输入轴13的第2部分13B→输入切换机构24→第1减速齿轮25→第2减速齿轮26→第1副输入轴14→第1滑轮21→环形带23→第2滑轮22→第2副输入轴15→第1输出切换机构32→第1末端传动齿轮31→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
在LOW模式下，带式无级变速机构20从第1副输入轴14侧向第2副输入轴15侧传递驱动力，并根据其变速比的变更来变更无级变速器T的总变速比。
图3中示出从所述LOW模式转移至后述HI模式的前一半的转移模式1。在转移模式1下，输入切换机构24被切换到LOW侧(向右移动)，第1输出切换机构32接合，第2输出切换机构30接合，前进后退切换机构16被切换到前进侧(前进离合器17接合)，使上述的LOW模式和后述的直接联结LOW模式(参照图7)同时被建立。
图4中示出从所述LOW模式转移至后述HI模式的后一半的转移模式2。在转移模式2下，输入切换机构24被切换到HI侧(向左移动)，第1输出切换机构32接合，第2输出切换机构30接合，前进后退切换机构16被切换到前进侧(前进离合器17接合)，使后述的HI模式(参照图5)和后述的直接联结HI模式(参照图8)同时被建立。
转移模式1和转移模式2是用于顺利进行从LOW模式向HI模式的转移的模式，之后对其详细叙述。
图5示出无级变速器T的HI模式。在HI模式下，输入切换机构24被切换到HI侧(向左移动)，第1输出切换机构32解除接合，第2输出切换机构30接合，前进后退切换机构16被切换到前进侧(前进离合器17接合)。
其结果是，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13的第1部分13A→前进后退切换机构16→主输入轴13的第2部分13B→输入切换机构24→第1感应齿轮27→第2感应齿轮28→第2副输入轴15→第2滑轮22→环形带23→第1滑轮21→第1副输入轴14→第2输出切换机构30→第2末端传动齿轮29→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
在HI模式下，带式无级变速机构20从第2副输入轴15侧向第1副输入轴14侧传递驱动力，并根据其变速比的变更来变更无级变速器T的总变速比。
图6中示出无级变速器T的后退模式。在后退模式下，输入切换机构24被切换到LOW侧(向右移动)，第1输出切换机构32接合，第2输出切换机构30解除接合，前进后退切换机构16被切换到后退侧(后退制动器18接合)。
其结果是，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13的第1部分13A→前进后退切换机构16→主输入轴13的第2部分13B→输入切换机构24→第1减速齿轮25→第2减速齿轮26→第1副输入轴14→第1滑轮21→环形带23→第2滑轮22→第2副输入轴15→第1输出切换机构32→第1末端传动齿轮31→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径以反向旋转而被传递到驱动轮。
在后退模式下，带式无级变速机构20从第1副输入轴14侧向第2副输入轴15侧传递驱动力，并根据其变速比的变更来变更无级变速器T的总变速比。
图7中示出无级变速器T的直接联结LOW模式。在直接联结LOW模式下，输入切换机构24被切换到LOW侧(向右移动)，第1输出切换机构32解除接合，第2输出切换机构30接合，前进后退切换机构16被切换到前进侧(前进离合器17接合)。
其结果是，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13的第1部分13A→前进后退切换机构16→主输入轴13的第2部分13B→输入切换机构24→第1减速齿轮25→第2减速齿轮26→第1副输入轴14→第2输出切换机构30→第2末端传动齿轮29→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
在直接联结LOW模式下，带式无级变速机构20不动作，无级变速器T的总变速比为固定。
图8中示出无级变速器T的直接联结HI模式。在直接联结HI模式下，输入切换机构24被切换到HI侧(向左移动)，第1输出切换机构32接合，第2输出切换机构30解除接合，前进后退切换机构16被切换到前进侧(前进离合器17接合)。
其结果是，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13的第1部分13A→前进后退切换机构16→主输入轴13的第2部分13B→输入切换机构24→第1感应齿轮27→第2感应齿轮28→第2副输入轴15→第1输出切换机构32→第1末端传动齿轮31→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
在直接联结HI模式下，带式无级变速机构20不动作，无级变速器T的总变速比为固定。
接着，对从LOW模式向HI模式转移时的作用进行说明。
如图9所示，在图2所示的LOW模式下带式无级变速机构20的从第1滑轮21到第2滑轮22的变速比逐渐减小而达到了最小变速比imin时，将目前为止解除接合的第2输出切换机构30接合，成为图3所示的转移模式1。接着，将输入切换机构24从LOW侧切换到HI侧，成为图4所示的转移模式2后，将目前为止接合的第1输出切换机构32解除接合，成为图5所示的HI模式。
在LOW模式的最后和HI模式的最开始，无级变速器T的总变速比一致，由此防止从LOW模式切换到HI模式时的变速冲击的产生。在从LOW模式向转移模式1转移时第2输出切换机构30接合之际，在从转移模式1向转移模式2转移时输入切换机构24从LOW侧切换到HI侧之际，从转移模式2向HI模式转移时第1输出切换机构32解除接合之际，能够以不产生旋转差的方式使输入切换机构24、第1输出切换机构32以及第2输出切换机构30顺利进行动作。
为了对此详细说明，假设从第1减速齿轮25到第2减速齿轮26的齿轮比ired为1.5，从第1感应齿轮27到第2感应齿轮28的齿轮比iind为0.75，带式无级变速机构20的从第1滑轮21到第2滑轮22的最小变速比imin为0.5，从第1末端传动齿轮31到末端从动齿轮34的齿轮比iloF为4.0，从第2末端传动齿轮29到末端从动齿轮34的齿轮比ihiF为2.0，主输入轴13的转速为1500rpm。
在转移模式1的动力传递路径中，LOW模式的动力传递路径和直接联结LOW模式的动力传递路同时存在，但是在LOW模式的动力传递路径中，如果主输入轴13以1500rpm旋转，则第1副输入轴14通过第1、第2减速齿轮25、26以ired＝1.5被减速而成为1000rpm，第2副输入轴15通过带式无级变速机构20以imin＝0.5被增速而成为2000rpm，末端从动齿轮34通过第1末端传动齿轮31以iloF＝4.0被减速而以500rpm旋转。另一方面，在直接联结LOW模式的动力传递路径中，如果主输入轴13以1500rpm旋转，则第1副输入轴14通过第1、第2减速齿轮25、26以ired＝1.5被减速而成为1000rpm，末端从动齿轮34通过第2末端传动齿轮29以ihiF＝2.0被减速而以500rpm旋转。
在转移模式2的动力传递路径中，HI模式的动力传递路径和直接联结HI的动力传递路径同时存在，但是在HI模式的动力传递路径中，如果主输入轴13以1500rpm旋转，则第2副输入轴15通过第1、第2感应齿轮27、28以iind＝0.75被增速而成为2000rpm，第1副输入轴14通过带式无级变速机构20以1/imin＝2.0被减速而成为1000rpm，末端从动齿轮34通过第2末端传动齿轮29以ihiF＝2.0被减速而以500rpm旋转。另一方面，在直接联结HI模式的动力传递路径中，如果主输入轴13以1500rpm旋转，则第2副输入轴15通过第1、第2感应齿轮27、28以iind＝0.75被增速而成为2000rpm，末端从动齿轮34通过第1末端传动齿轮31以iloF＝4.0被减速而以500rpm旋转。
如以上那样，由于在LOW模式、转移模式1、转移模式2以及HI模式之间变速时，主输入轴13、第1副输入轴14、第2副输入轴15以及末端从动齿轮34的转速完全不变化，而且带式无级变速机构20的变速比也维持在imin，所以能够没有旋转差地顺利进行输入切换机构24、第1输出切换机构32以及第2输出切换机构30的动作。
此外在从转移模式1向转移模式2转移时，由于带式无级变速机构20从第1滑轮21→第2滑轮22的动力传递状态切换到第2滑轮22→第1滑轮21的动力传递状态，所以存在暂时停止扭矩传递的瞬间。然而，由于在该瞬间直接联结LOW模式和直接联结HI模式成立而传递扭矩，所以能够防止因扭矩传递的停止引起的冲击的产生。
如以上那样，根据本实施方式，通过在带式无级变速机构20组合了由第1、第2减速齿轮25、26构成的减速器和由第1、第2感应齿轮27、28构成的增速器，如图10所示，与单独的带式无级变速机构(总变速比＝6～7左右)相比，均能够放大LOW侧的变速比和OD侧的变速比，从而实现10以上的较大的总变速比(参照图11)。此外在本实施方式的无级变速器T中，带式无级变速机构20的变速比为1.0时的总变速比变为接近单独的带式无级变速机构的OD端的总变速比的值，可知OD侧的变速比放大效果尤其显著。
尤其是由于由第1、第2减速齿轮25、26构成的减速器和由第1、第2感应齿轮27、28构成的增速器是独立的，所以，这些齿轮比的设定自由度提高，在LOW模式下，根据带式无级变速机构20的第1、第2滑轮21、22的强度的观点可减小第1、第2减速齿轮25、26的齿轮比，在HI模式下，可增大第1、第2感应齿轮27、28的齿轮比，以降低高车速时的发动机转速。
此外，由于分开地具有第1末端传动齿轮31和第2末端传动齿轮29，所以，能够任意设定从第1、第2末端传动齿轮31、29到末端从动齿轮34的变速比，在LOW模式下，能够提高起步驱动力，在HI模式下，能够将发动机E的巡航转速抑制得较低。
此外，在LOW模式下，在带式无级变速机构20的跟前存在第1、第2减速齿轮25、26的1次齿轮啮合，在HI模式下，在带式无级变速机构20的跟前存在第1、第2感应齿轮27、28的1次齿轮啮合，所以，不需要设置链驱动机构来变换旋转方向，能够实现构造的简单化。
此外，在HI模式下，通过适当地设定第1、第2减速齿轮27、28的齿轮比，能够将以往在通常的高车速时成为0.4～0.5附近的带式无级变速机构20的变速比设定为1.0附近。由此，不仅能够在巡航时减小第1、第2滑轮21、22的转速差，废除从动侧的第1滑轮21的离心液压消除器，还能够减小第1、第2滑轮21、22的变速比保持液压并降低液压泵的负荷，而且，能够增大环形带23相对于第1、第2滑轮21、22的最小缠绕半径，实现传递效率的提高和环形带23的耐久性提高。
此外，由于通过爪形离合器来构成输入切换机构24、第1输出切换机构32和第2输出切换机构32、30，所以，与使用摩擦离合器的情况相比，能够降低拖曳阻力。特别地，输入切换机构24能够通过单一的致动器来切换向第1、第2减速齿轮25、26侧的驱动力的传递和向第1、第2感应齿轮27、28侧的驱动力的传递，所以，能够使其构造简单化。
此外，配置成在主输入轴13的轴向观察时，使输入切换机构24的外周部与带式无级变速机构20的第1滑轮21的外周部或者第2滑轮22的外周部重叠，由此，能够有效地利用第1滑轮21和第2滑轮22间的没有被利用的空间(dead space)，能够以相互不干涉的方式对主输入轴13、输入切换机构24和带式无级变速机构20进行布局。
第2实施方式
接着，根据图12～图19，对本发明的第2实施方式进行说明。在第2实施方式之后的实施方式中，由于对与第1实施方式的构成要素对应的构成要素赋予与第1实施方式相同的符号，故省略重复的说明。
在图1所示的第1实施方式中，主输入轴13被分割成第1部分13A和第2部分13B，但是在图12所示的第2实施方式中，主输入轴13未被分割。此外在第1实施方式中，输入切换机构24未被分割，但是在第2实施方式中，输入切换机构24被分割成LOW摩擦离合器24A和HI摩擦离合器24B。
此外，在第2实施方式的第2副输入轴15上，设置有由爪形离合器构成的前进后退切换机构41。如果前进后退切换机构41的套筒向右移动，则第2感应齿轮28与第2副输入轴15结合，如果前进后退切换机构41的套筒向左移动，则倒档传动齿轮42与第2副输入轴15结合。倒档传动齿轮42经由倒档惰轮44而连接到与第1感应齿轮27一体设置的倒档从动齿轮43。
此外，在第1实施方式中，第1末端传动齿轮31和第1输出切换机构32被设置在第2副输入轴15上，但是在第2实施方式中，它们被设置在新设的第3输出轴45上。与第1感应齿轮27啮合的第3减速齿轮46以能够相对旋转的方式支承在第3输出轴45上，第3减速齿轮46能够经由第1输出切换机构32而与第3输出轴45结合。而且，固定设置于第3输出轴45的第1末端传动齿轮31与末端从动齿轮34啮合。
图13中示出无级变速器T的LOW模式。在LOW模式下，输入切换机构24的LOW摩擦离合器24A接合，第1输出切换机构32接合，第2输出切换机构30解除接合，前进后退切换机构41被切换到前进侧(向右移动)。
其结果是，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13→输入切换机构24的LOW摩擦离合器24A→第1减速齿轮25→第2减速齿轮26→第1副输入轴14→第1滑轮21→环形带23→第2滑轮22→第2副输入轴15→前进后退切换机构41→第2感应齿轮28→第1感应齿轮27→第3减速齿轮46→第1输出切换机构32→第3输出轴45→第1末端传动齿轮31→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
在LOW模式下，带式无级变速机构20从第1副输入轴14侧向第2副输入轴15侧传递驱动力，并根据其变速比的变更来变更无级变速器T的总变速比。
图14中示出从所述LOW模式转移至后述HI模式的前一半的转移模式1。在转移模式1下，输入切换机构24的LOW摩擦离合器24A接合，第1输出切换机构32接合，第2输出切换机构30接合，前进后退切换机构41被切换到前进侧(向右移动)，使上述的LOW模式和后述的直接联结LOW模式(参照图18)同时被建立。
图15中示出从所述LOW模式转移至后述HI模式的后一半的转移模式2。在转移模式2下，输入切换机构24的HI摩擦离合器24B接合，第1输出切换机构32接合，第2输出切换机构30接合，前进后退切换机构41被切换到前进侧(向右移动)，使后述的HI模式(参照图16)和后述的直接联结HI模式(参照图19)同时被建立。
转移模式1和转移模式2是用于顺利进行从LOW模式向HI模式的转移的模式，在后面，对其详细叙述。
图16中示出无级变速器T的HI模式。在HI模式下，输入切换机构24的HI摩擦离合器24B接合，第1输出切换机构32解除接合解除，第2输出切换机构30接合，前进后退切换机构41被切换到前进侧(向右移动)。
其结果是，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13→输入切换机构24的HI摩擦离合器24B→第1感应齿轮27→第2感应齿轮28→前进后退切换机构41→第2副输入轴15→第2滑轮22→环形带23→第1滑轮21→第1副输入轴14→第2输出切换机构30→第2末端传动齿轮29→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
在HI模式下，带式无级变速机构20从第2副输入轴15侧向第1副输入轴14侧传递驱动力，并根据其变速比的变更来变更无级变速器T的总变速比。
图17中示出无级变速器T的后退模式。在后退模式下，输入切换机构24的LOW摩擦离合器24A接合，第1输出切换机构32接合，第2输出切换机构30解除接合，前进后退切换机构41被切换到后退侧(向左移动)。
其结果是，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13→输入切换机构24的LOW摩擦离合器24A→第1减速齿轮25→第2减速齿轮26→第1副输入轴14→第1滑轮21→环形带23→第2滑轮22→第2副输入轴15→前进后退切换机构41→倒档传动齿轮42→倒档惰轮44→倒档从动齿轮43→第1感应齿轮27→第3减速齿轮46→第1输出切换机构32→第3输出轴45→第1末端传动齿轮31→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
在后退模式下，带式无级变速机构20从第1副输入轴14侧向第2副输入轴15侧传递驱动力，并根据其变速比的变更来变更无级变速器T的总变速比。
图18中示出无级变速器T的直接联结LOW模式。在直接联结LOW模式下，输入切换机构24的LOW摩擦离合器24A接合，第1输出切换机构32解除接合，第2输出切换机构30接合，前进后退切换机构41被切换到前进侧(向右移动)。
其结果是，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13→输入切换机构24的LOW摩擦离合器24A→第1减速齿轮25→第2减速齿轮26→第1副输入轴14→第2输出切换机构30→第2末端传动齿轮29→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
在直接联结LOW模式下，带式无级变速机构20不动作，无级变速器T的总变速比为固定。
图19中示出无级变速器T的直接联结HI模式。在直接联结HI模式下，输入切换机构24的HI摩擦离合器24B接合，第1输出切换机构32接合，第2输出切换机构30解除接合，前进后退切换机构41被切换到前进侧(向右移动)或者中立。
其结果是，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→输入切换机构24的HI摩擦离合器24B→第1感应齿轮27→第3减速齿轮46→第1输出切换机构32→第3输出轴45→第1末端传动齿轮31→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
在直接联结HI模式下，带式无级变速机构20不动作，无级变速器T的总变速比为固定。
在第1实施方式中，在将从第1减速齿轮25到第2减速齿轮26的齿轮比设为ired，将从第1感应齿轮27到第2感应齿轮28的齿轮比设为iind，将带式无级变速机构20的从第1滑轮21到第2滑轮22的最小变速比设为imin时，以成为ired×imin＝iind的方式设定各齿轮比，并且在将从第1末端传动齿轮31到末端从动齿轮34的齿轮比设为iloF，将从第2末端传动齿轮29到末端从动齿轮34的齿轮比设为ihiF时，以成为iloF×imin＝ihiF的方式设定各齿轮比，从而能够没有旋转差地顺利进行输入切换机构24、第1输出切换机构32以及第2输出切换机构30的动作。
另一方面，在第2实施方式中，第1末端传动齿轮31未被设置在第2副输入轴15，而是设置在作为其他轴的第3输出轴45上，在第2副输入轴15与第3输出轴45之间存在有第2感应齿轮28、第1感应齿轮27以及第3减速齿轮46。因此，需要代替第1实施方式的iloF×imin＝ihiF的关系，在第2实施方式中，以iloF×imin×(isec/iind)＝ihiF的关系成立的方式设定第2感应齿轮28、第1感应齿轮27以及第3减速齿轮46的齿数。
isec是从第1感应齿轮27到第3减速齿轮46的变速比。因此，通过例如设定为作为从第1感应齿轮27到第2感应齿轮28的变速比的iind＝0.75、isec＝1.2而成为isec/iind＝1.6，从而即使在与第1实施方式相同地设定成ired＝1.5，ihiF＝2.0，imin＝0.5的情况下，通过设定成iloF＝2.5，也能够使第2副输入轴15和第3输出轴45变成相同转速，从而无旋转差地顺利进行前进后退切换机构41、第1输出切换机构32以及第2输出切换机构30的动作。此外通过以与第1实施方式的iloF＝4.0的第1末端传动齿轮31的外径变得相等的方式设定iloF＝2.5的第1末端传动齿轮31，能够使第2末端传动齿轮29和末端从动齿轮34的外径变得比第1实施方式小。
此外根据本实施方式，如图13所示，在LOW模式下，针对第1、第2感应齿轮27、28，将扭矩从第2感应齿轮28侧传递到第1感应齿轮27侧，所以，能够将原本作为增速器的第1、第2感应齿轮27、28作为减速器来利用，从而使总变速比的LOW侧的变速比增大。
此外，由于将第1输出切换机构32设置在第3输出轴45，所以与将第1输出切换机构32设置在第2副输入轴15或者主输入轴12的情况相比，能够使无级变速器T的轴向尺寸小型化。
第3实施方式
接着，根据图20和图21，对本发明的第3实施方式进行说明。
对第2实施方式(参照图12)与第3实施方式(参照图20)进行比较可知，第3实施方式中，设置于第2副输入轴15的前进后退切换机构41的功能与第2实施方式不同。前进后退切换机构24可将固定设置在第2副输入轴15上的第2感应齿轮28与以能够相对旋转的方式支承在第2副输入轴15上的倒档传动齿轮42结合，此外倒档从动齿轮43以能够相对旋转的方式支承在第1感应齿轮27上，并能够通过第1输出切换机构32而与第1感应齿轮27结合。
倒档从动齿轮43与以能够相对旋转的方式支承在第1副输入轴14上的第3减速齿轮46啮合，第3减速齿轮46能够通过第2输出切换机构30而与第1副输入轴14结合。而且，与第3减速齿轮46一体设置的单一的末端传动齿轮47与末端从动齿轮34啮合。
在第3实施方式中，废除了第2实施方式的第3输出轴45，相当于将设于该第3输出轴45上的第1输出切换机构32移动到主输入轴13上，其功能与第2实施方式基本相同。图21中示出第3实施方式的输入切换机构24的LOW摩擦离合器24A、输入切换机构24的HI摩擦离合器24B、前进后退切换机构41、第1输出切换机构32以及第2输出切换机构30的接合表。
根据本实施方式，不需要第2实施方式的第3输出轴45，因此能够将轴数减少1个，能够使自动变速器T的径向尺寸小型化。但是，通过使第3减速齿轮46从第3输出轴45移动到第2副输入轴15，自动变速器T的轴向尺寸稍微增大。
第4实施方式
接着，根据图22对本发明的第4实施方式进行说明。
第4实施方式是第3实施方式的变形，由锥齿轮构成末端传动齿轮47和末端从动齿轮34，使差速齿轮33的轴线与主输入轴13、第1副输入轴14以及第2副输入轴15的轴线垂直。
在第3和第4实施方式中，通过使第3减速齿轮46从第3输出轴45移动到第2副输入轴15，自动变速器T的轴向尺寸稍微增大，但是，通过采用第4实施方式，能够采用纵向设置车体前后方向的尺寸的制约较少的无级变速器T的FF的布局，提高了安装到车体的易安装性。
第5实施方式
接着，根据图23和图24对本发明的第5实施方式进行说明。
第1～第4实施方式的无级变速机构是带式无级变速机构20，但是，第5实施方式的无级变速机构是公知的环式无级变速机构20′。环式无级变速机构20′在固定设置于变速轴48上的一对输入盘49、49与在一对输入盘49、49之间以能够旋转自如的方式支承于变速轴48上的输出盘50之间，以能够倾斜转动的方式配置4个动力滚筒51……。
配置在主输入轴13的外周上的前进后退切换机构16由行星齿轮机构19构成，以能够相对旋转的方式支承在主输入轴13上的太阳齿轮和行星架能够经由后退离合器18′相互结合，行星架能够经由前进制动器17′而与壳体结合。行星齿轮机构19的太阳齿轮能够经由输入切换机构24的LOW摩擦离合器24A而与主输入轴13结合，与行星齿轮机构19的齿圈一体设置的第1减速齿轮25与固定设置在环式无级变速机构20′的变速轴48上的第2减速齿轮26啮合。此外，以能够相对旋转的方式支承在主输入轴13上的第1感应齿轮27与固定设置在环式无级变速机构20′的输出盘50上的第2感应齿轮28啮合，第1感应齿轮27能够经由输入切换机构24的HI摩擦离合器24B而与主输入轴13结合。
环式无级变速机构20′与带式无级变速机构20不同，第2减速齿轮26和第2感应齿轮28的旋转方向相反，因此，通过使用行星齿轮机构19而使第2减速齿轮26的旋转方向反转，使前进行驶时的主输入轴13上的要素的旋转方向一致。
与第1感应齿轮27一体设置的LOW第1输出齿轮52与以能够相对旋转的方式支承在输出轴57上的LOW第2输出齿轮53啮合，与行星齿轮机构19的太阳齿轮一体设置的HI第1输出齿轮54与以能够相对旋转的方式支承在输出轴57上的HI第2输出齿轮55啮合。而且，LOW第2输出齿轮53和HI第2输出齿轮55能够经由由爪形离合器构成的输出切换机构56而选择性地与输出轴57结合。
因此，如图24的接合表所示，在LOW模式下，在将输入切换机构24的LOW离合器24A接合、将输出切换机构56切换到LOW侧(向左移动)、将前进后退切换机构16的前进制动器17′接合后，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13→LOW摩擦离合器24A→行星齿轮机构19→第1减速齿轮25→第2减速齿轮26→变速轴48→输入盘49、49→动力滚筒51……→输出盘50→第2感应齿轮28→第1感应齿轮27→LOW第1输出齿轮52→LOW第2输出齿轮53→输出切换机构56→输出轴57→末端传动齿轮47→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
此外，在HI模式下，在将输入切换机构24的HI离合器24B接合、将输出切换机构56切换到HI侧(向右移动)、将前进后退切换机构16的前进制动器17′接合后，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13→HI摩擦离合器24B→第1感应齿轮27→第2感应齿轮28→输出盘50→动力滚筒51……→输入盘49、49→变速轴48→第2减速齿轮26→第1减速齿轮25→行星齿轮机构19→HI第1输出齿轮54→HI第2输出齿轮55→输出切换机构56→输出轴57→末端传动齿轮47→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
此外，在后退模式下，在将输入切换机构24的LOW离合器24A接合、将输出切换机构56切换到LOW侧(向左移动)、将前进后退切换机构16的后退离合器18′接合后，发动机E的驱动力以与所述LOW模式相同的路径被传递，但是，通过在行星齿轮机构19中不使旋转方向反转，能够使车辆后退行驶。
此外，在转移模式的前一半，所述LOW模式和直接联结LOW模式同时被建立，在直接联结LOW模式下，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13→LOW摩擦离合器24A→HI第1输出齿轮54→HI第2输出齿轮55→输出切换机构56→输出轴57→末端传动齿轮47→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
此外，在转移模式的后一半，所述HI模式和直接联结HI模式同时被建立，在直接联结HI模式下，发动机E的驱动力通过曲轴11→变矩器12→主输入轴13→HI摩擦离合器24B→LOW第1输出齿轮52→LOW第2输出齿轮53→输出切换机构56→输出轴57→末端传动齿轮47→末端从动齿轮34→差速齿轮33→传动轴35、35的路径被传递到驱动轮。
因此，通过同时进行LOW摩擦离合器24A和HI摩擦离合器24B的接合转换以及输出切换机构56的切换，能够顺利进行LOW模式和HI模式的切换。
根据本实施方式，能够将发动机E的驱动力从第1、第2减速齿轮25、26经由环式无级变速机构20′而从第1、第2感应齿轮27、28输出，或者将发动机E的驱动力从第1、第2感应齿轮27、28经由环式无级变速机构20′而从第1、第2减速齿轮25、26输出。
以上对本发明的实施方式进行了说明，但是本发明能够在不脱离其宗旨的范围内进行各种设计变更。
例如，本发明的无级变速机构并不局限于实施方式的带式无级变速机构20或环式无级变速机构20′，能够采用在向正反两个方向传递驱动力的同时进行变速的任意的变速机构。

Claims (12)

1.一种无级变速器，其具有：
主输入轴(13)，其被输入来自驱动源(E)的驱动力；
无级变速机构(20、20′)；
第1输入路径，其将所述主输入轴(13)与所述无级变速机构(20、20′)连接；
第2输入路径，其将所述主输入轴(13)与所述无级变速机构(20、20′)连接；
输入切换机构(24)，其将所述主输入轴(13)的驱动力选择性地传递到所述第1输入路径或者所述第2输入路径；
第1输出路径，其从所述无级变速机构(20、20′)输出以规定的变速比变速后的驱动力；
第2输出路径，其从所述无级变速机构(20、20′)输出以规定的变速比变速后的驱动力；以及
输出切换机构(30、32、56)，其将所述无级变速机构(20、20′)输出的驱动力选择性地传递到所述第1输出路径或者所述第2输出路径，
该无级变速器的特征在于，
在所述第1输入路径中配置有对向所述无级变速机构(20、20′)的输入进行减速的第1减速器(25、26)，在所述第2输入路径中配置有对向所述无级变速机构(20、20′)的输入进行增速的增速器(27、28)，在所述第1输出路径中配置有对来自所述无级变速机构(20、20′)的输出进行减速的第2减速器(31、34)，在所述第2输出路径配置有对来自所述无级变速机构(20、20′)的输出进行减速的、具有与所述第2减速器(31、34)不同的减速比的第3减速器(29、34)。
2.根据权利要求1所述的无级变速器，其特征在于，
所述第1减速器由一对齿轮(25、26)构成，一个齿轮(25)能够通过所述输入切换机构(24)而与所述主输入轴(13)接合或脱离，另一个齿轮(26)被固定设置于与所述无级变速机构(20)连接的第1副输入轴(14)上，
所述增速器由一对齿轮(27、28)构成，一个齿轮(27)能够通过所述输入切换机构(24)而与所述主输入轴(13)接合或脱离，另一个齿轮(28)被固定设置于与所述无级变速机构(20)连接的第2副输入轴(15)上。
3.根据权利要求1或2所述的无级变速器，其特征在于，
所述输出切换机构(30、32、56)由爪形离合器构成。
4.根据权利要求2所述的无级变速器，其特征在于，
所述无级变速机构(20)具有设置于所述第1副输入轴(14)的第1滑轮(21)、设置于所述第2副输入轴(15)的第2滑轮(22)以及被缠绕于所述第1滑轮(21)和所述第2滑轮(22)的环形带(23)，所述主输入轴(13)与所述第1副输入轴(14)和所述第2副输入轴(15)平行地配置，所述输入切换机构(24)在轴向上与所述第1滑轮(21)或者所述第2滑轮(22)重叠。
5.根据权利要求2至4中的任意一项所述的无级变速器，其特征在于，
所述输入切换机构(24)被配置于所述主输入轴(13)的在轴向上与所述驱动源(E)相反的一侧的端部附近，由能够将所述第1减速器的一个齿轮(25)和所述增速器的一个齿轮(27)中的任意一方与所述主输入轴(13)结合的爪形离合器构成。
6.根据权利要求2至4中的任意一项所述的无级变速器，其特征在于，
所述输入切换机构(24)具有：第1摩擦离合器(24A)，其被配置于所述主输入轴(13)的在轴向上与所述驱动源(E)相反的一侧的端部附近；和第2摩擦离合器(24B)，其被配置于所述主输入轴(13)的轴向上的所述驱动源(E)侧的端部附近，
所述第1摩擦离合器(24A)能够将所述第1减速器的一个齿轮(25)与所述主输入轴(13)结合，所述第2摩擦离合器(24B)能够将所述增速器的一个齿轮(27)与所述主输入轴(13)结合。
7.根据权利要求2所述的无级变速器，其特征在于，
所述第1副输入轴(14)兼作第2输出轴，所述第2输出轴的驱动力经由第2输出切换机构(30)而被输出，并且，所述第2副输入轴(15)兼作第1输出轴，所述第1输出轴的驱动力经由第1输出切换机构(32)和所述增速器(27、28)而被输出。
8.根据权利要求7所述的无级变速器，其特征在于，
所述第1输出切换机构(32)被设置于第3输出轴(45)。
9.根据权利要求7所述的无级变速器，其特征在于，
所述第1输出切换机构(32)被设置于所述主输入轴(13)。
10.根据权利要求8或9所述的无级变速器，其特征在于，
倒档齿轮(42、43、44)存在于所述第1输出路径上。
11.根据权利要求1至5中的任意一项所述的无级变速器，其特征在于，
所述主输入轴(13)被分割为所述驱动源(E)侧的第1部分(13A)和所述前进后退切换机构(16)侧的第2部分(13B)，在所述第1部分(13A)和所述第2部分(13B)之间配置有由具有第1要素～第3要素的行星齿轮机构构成的前进后退切换机构(16)，所述第1要素与所述第1部分(13A)连接，所述第2要素与所述第2部分(13B)连接，所述第1要素和所述第2要素能够经由离合器(17)而相互结合，所述第3要素能够经由制动器(18)而与壳体结合。
12.根据权利要求1所述的无级变速器，其特征在于，
所述无级变速机构(20′)具有输入盘(49)、输出盘(50)以及被夹持在所述输入盘(49)与所述输出盘(50)之间的动力滚筒(51)，
所述第1输入路径将来自所述驱动源(E)的驱动力传递到所述输入盘(49)和所述输出盘(50)中的一方，并且，所述第2输入路径将来自所述驱动源(E)的驱动力传递到所述输入盘(49)和所述输出盘(50)中的另一方，
在向所述第1输入路径输入所述驱动源(E)的驱动力时，所述第2输入路径作为所述第1输出路径发挥作用，在向所述第2输入路径输入所述驱动源(E)的驱动力时，所述第1输入路径作为所述第2输出路径发挥作用。
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