JP2002266978A - 変速比無限大無段変速機 - Google Patents

変速比無限大無段変速機

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rotation center
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    • F16H2037/088—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft

Abstract

(57)【要約】 【課題】 出力軸の撓みを低減して、変速機の耐久性の
向上を図る。 【解決手段】 入力軸（１ａ）と平行に配置される出力
軸（２０４）と、この出力軸（２０４）にそれぞれ同軸
的に配置された出力ディスクのハスバ歯車（２３０）と
直接的に噛合する第１ハスバ歯車（２０４ａ）、入力軸
に設けられたハスバ歯車（２０３ａ）とカウンタ歯車
（２０３ｄ）を介して連結する第２ハスバ歯車（２０３
ｂ）、及びこの第２ハスバ歯車（２０３ｂ）と連結され
るとともに、第１ハスバ歯車（２０４ａ）と連結された
第３ハスバ歯車（２０７）と、からなり、第１〜第３ハ
スバ歯車の中央のハスバ歯車によって生じる出力軸に作
用するラジアル力の向きと、残り２つのハスバ歯車が噛
合する他の歯車の回転中心線と出力軸の中心線を結ぶ線
とがなす角度を考慮して出力軸の曲げモーメントを抑制
するように残り２つのハスバ歯車の歯すじの向きを設定
する。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、車両などに採用さ
れる変速比無限大無段変速機の改良に関するものであ
る。
【０００２】
【従来の技術】従来から車両の変速機として、無段変速
機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２０００−２１３６２３号公
報などがある。
【０００３】これは、エンジンに連結されるユニット入
力軸に無段変速機と一定変速機（減速機）とを並列的に
連結するとともに、これらの出力をユニット出力軸に配
設した遊星歯車機構で結合したもので、無段変速機の出
力側は無段変速機出力ギア列を介して遊星歯車機構のサ
ンギアに、一定変速機の出力軸は動力循環モードクラッ
チを介して遊星歯車機構のキャリアにそれぞれ連結され
る。
【０００４】また、サンギアと連結した無段変速機出力
軸は、直結モードクラッチを介して変速比無限大無段変
速機の出力軸であるユニット出力軸に結合される一方、
遊星歯車機構のリングギアもユニット出力軸に結合され
る。
【０００５】そして、ユニット出力軸には、ユニット出
力軸に直結モードクラッチ、遊星歯車機構、動力循環モ
ードクラッチ、一定変速機の出力軸及び変速機出力ギア
が同軸上に配設され、変速機出力ギアがディファレンシ
ャルギアのファイナルギアに噛合して、駆動軸へトルク
の伝達を行っている。
【０００６】このような変速比無限大無段変速機では、
動力循環モードクラッチを接続する一方、直結モードク
ラッチを遮断することにより、無段変速機と一定変速機
の変速比の差に応じて、ユニット変速比（ユニット入力
軸回転数／ユニット出力軸回転数）を負の値から正の値
まで無限大（＝ギヤードニュートラルポイント）を含ん
で連続的に変速制御を行う動力循環モードと、動力循環
モードクラッチを遮断する一方、直結モードクラッチを
接続して無段変速機の変速比に応じて変速制御を行う直
結モードを選択的に使用することができる。
【０００７】また、従来から変速機においては、トルク
を伝達する歯車にハスバ歯車を採用して静粛性を確保し
ており、上記従来例のような変速比無限大無段変速機に
おいても、一定変速機や変速機出力ギアにはハスバ歯車
を用いており、このハスバ歯車の噛み合い位置には、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。
【０００８】無段変速機とユニット出力軸の無段変速機
出力軸をチェーンにより連結するとともに、一定変速機
と変速機出力ギアをハスバ歯車で構成した従来の変速機
の場合、上記スラスト力による曲げモーメントがユニッ
ト出力軸に加わると同時に、両端の軸受間に配置された
チェーンの張力によって、ユニット出力軸はユニット入
力軸側へ向けて撓み（曲げ）が生じ、ハスバ歯車を用い
た一定変速機と変速機出力ギアの歯すじのねじれ方向に
よっては、チェーンの張力による曲げに各ギアの曲げモ
ーメントが加わって、ユニット出力軸の撓み量が増大
し、両端の軸受の耐久性を低下させるのに加えて、軸受
のフリクションの増大によって動力伝達効率が低下する
という問題を解決するために動力循環ギアと出力ギアの
ハスバ歯車のねじれ方向を規定することでチェーンの張
力による曲げに各ギアの曲げモーメントを低減できるこ
とを開示している。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】ところで、特開２００
０−２１３６２３号公報に記載されている変速比無限大
無段変速機では、無段変速機構の歯車列と一定変速機構
の歯車列とが、平行に配設されているものを前提として
いる。
【００１０】しかしながら、特開平１１−６３１３９号
公報に記載されている変速比無限大無段変速機の構成で
は、無段変速機構の歯車列にチェーンを採用せず、歯車
によって直接的に連結されている。そのため、一定変速
機構の入力軸側歯車とユニット出力軸側歯車との間に
は、回転方向を反転させるために、カウンタシャフトを
設けなければならない。
【００１１】したがって、無段変速機構の歯車列と一定
変速機構の歯車列とが、平行に配置されなくなり、特開
２０００−２１３６２３号公報に記載の解決方法を採用
しても、ユニット出力軸に作用する曲げモーメントを低
減することはできない。
【００１２】そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなさ
れたもので、ユニット出力軸に生じる撓みを低減して、
変速機の耐久性と動力伝達効率の向上を図ることを目的
とする。
【００１３】
【課題を解決するための手段】本発明の第１の発明は、
エンジンに結合された入力軸と、前記入力軸と平行に配
置されると共に、両端を回転自在に支持された出力軸
と、該入力軸上に配設され、入力されるエンジン回転を
変速し、前記出力軸に配設された第１のハスバ歯車に連
結された無段変速機構と、該無段変速機構と並列的に配
設された入力歯車、カウンタ歯車及び前記出力軸に配設
された第２のハスバ歯車とを有する一定変速機構と、前
記出力軸に配設され、一定変速機構或いは無段変速機構
からの回転を出力する第３のハスバ歯車と、前記出力軸
に配設され、第１のハスバ歯車、第２のハスバ歯車及び
第３のハスバ歯車のうちいずれかにそれぞれ連結される
サンギア、キャリア及びリングギアとからなる遊星歯車
機構と、前記入力軸から一定変速機構を介して第３のハ
スバ歯車に至る伝達経路の途中に介装された第１のクラ
ッチと、前記入力軸から無段変速機構を介して第３のハ
スバ歯車に至る伝達経路の途中に介装された第２のクラ
ッチと、を備える変速比無限大無段変速機において、前
記第１のハスバ歯車、第２のハスバ歯車及び第３のハス
バ歯車のうち、前記出力軸上に中央に位置するハスバ歯
車が噛合によってそれぞれ出力軸に作用する曲げモーメ
ントを残る２つのハスバ歯車が噛合によって出力軸に作
用する曲げモーメントにより打ち消すように、残る２つ
の歯車がそれぞれ噛合う歯車の回転中心と、出力軸の回
転中心となす角度に基づいて残る２つの歯車の歯すじの
向きを設定する。
【００１４】第２の発明は、第１の発明において、前記
出力軸上にエンジン側から第２ハスバ歯車、第３ハスバ
歯車、第１ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯車
から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向を
時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛合する前記出力ディ
スクのハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線と
を結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ１、
第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と
出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
とがなす角度をθ２として、車両前進時にθ１＜９０°
かつθ２＜９０°のとき、第１ハスバ歯車と第２ハスバ
歯車の歯すじの向きを右ねじれに設定する。
【００１５】第３の発明は、第１の発明において、前記
出力軸上にエンジン側から第２ハスバ歯車、第３ハスバ
歯車、第１ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯車
から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向を
反時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛合する前記出力デ
ィスクのハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線
とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
１、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心
線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の
向きとがなす角度をθ２として、車両前進時にθ１＜９
０°かつθ２＜９０°のとき、第１ハスバ歯車と第２ハ
スバ歯車の歯すじの向きを左ねじれに設定する。
【００１６】第４の発明は、第１の発明において、前記
出力軸上にエンジン側から第２ハスバ歯車、第３ハスバ
歯車、第１ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯車
から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向を
時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛合する前記出力ディ
スクのハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線と
を結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ１、
第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と
出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
とがなす角度をθ２として、θ１＞９０°かつθ２＜９
０°のとき、第１ハスバ歯車の歯すじの向きを右ねじれ
に、第２ハスバ歯車の歯すじの向きを左ねじれに設定す
る。
【００１７】第５の発明は、第１の発明において、前記
出力軸上にエンジン側から第２ハスバ歯車、第３ハスバ
歯車、第１ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯車
から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向を
反時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛合する前記出力デ
ィスクのハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線
とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
１、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心
線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の
向きとがなす角度をθ２として、θ１＞９０°かつθ２
＜９０°のとき、第１ハスバ歯車の歯すじの向きを左ね
じれに、第２ハスバ歯車の歯すじの向きを右ねじれに設
定する。
【００１８】第６の発明は、第１の発明において、前記
出力軸上にエンジン側から第２ハスバ歯車、第３ハスバ
歯車、第１ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯車
から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向を
時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛合する前記出力ディ
スクのハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線と
を結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ１、
第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と
出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
とがなす角度をθ２として、θ１＜９０°かつθ２＞９
０°のとき、第１ハスバ歯車の歯すじの向きを左ねじれ
に、第２ハスバ歯車の歯すじの向きを右ねじれに設定す
る。
【００１９】第７の発明は、第１の発明において、前記
出力軸上にエンジン側から第２ハスバ歯車、第３ハスバ
歯車、第１ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯車
から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向を
反時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛合する前記出力デ
ィスクのハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線
とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
１、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心
線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の
向きとがなす角度をθ２として、θ１＜９０°かつθ２
＞９０°のとき、第１ハスバ歯車の歯すじの向きを右ね
じれに、第２ハスバ歯車の歯すじの向きを左ねじれに設
定する。
【００２０】第８の発明は、第１の発明において、前記
出力軸上にエンジン側から第２ハスバ歯車、第３ハスバ
歯車、第１ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯車
から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向を
時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛合する前記出力ディ
スクのハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線と
を結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ１、
第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と
出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
とがなす角度をθ２として、θ１＞９０°かつθ２＞９
０°のとき、第１ハスバ歯車と第２ハスバ歯車の歯すじ
の向きを左ねじれに設定する。
【００２１】第９の発明は、第１の発明において、前記
出力軸上にエンジン側から第２ハスバ歯車、第３ハスバ
歯車、第１ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯車
から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向を
反時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛合する前記出力デ
ィスクのハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線
とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
１、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心
線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の
向きとがなす角度をθ２として、θ１＞９０°かつθ２
＞９０°のとき、第１ハスバ歯車と第２ハスバ歯車の歯
すじの向きを右ねじれに設定する。
【００２２】第１０の発明は、第１の発明において、前
記出力軸上にエンジン側から第３ハスバ歯車、第１ハス
バ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯
車から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向
を時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛合するハスバ歯車
の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラ
ジアル力の向きとがなす角度をθ４、第２ハスバ歯車が
噛合するカウンタ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心
線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
２として、車両前進時θ４＜９０°かつθ２＜９０°の
とき、第２ハスバ歯車と第３ハスバ歯車の歯すじの向き
を右ねじれに設定する。
【００２３】第１１の発明は、第１の発明において、前
記出力軸上にエンジン側から第３ハスバ歯車、第１ハス
バ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯
車から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向
を反時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛合するハスバ歯
車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記
ラジアル力の向きとがなす角度をθ４、第２ハスバ歯車
が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と出力軸の回転中
心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度を
θ２として、車両前進時θ４＜９０°かつθ２＜９０°
のとき、第２ハスバ歯車と第３ハスバ歯車の歯すじの向
きを左ねじれに設定する。
【００２４】第１２の発明は、第１の発明において、前
記出力軸上にエンジン側から第３ハスバ歯車、第１ハス
バ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯
車から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向
を時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛合するハスバ歯車
の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラ
ジアル力の向きとがなす角度をθ４、第２ハスバ歯車が
噛合するカウンタ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心
線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
２として、車両前進時θ４＞９０°かつθ２＜９０°の
とき、第２ハスバ歯車の歯すじの向きを左ねじれに、第
３ハスバ歯車の歯すじの向きを右ねじれに設定する。
【００２５】第１３の発明は、第１の発明において、前
記出力軸上にエンジン側から第３ハスバ歯車、第１ハス
バ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯
車から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向
を反時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛合するハスバ歯
車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記
ラジアル力の向きとがなす角度をθ４、第２ハスバ歯車
が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と出力軸の回転中
心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度を
θ２として、車両前進時θ４＞９０°かつθ２＜９０°
のとき、第２ハスバ歯車の歯すじの向きを右ねじれに、
第３ハスバ歯車の歯すじの向きを左ねじれに設定する。
【００２６】第１４の発明は、第１の発明において、前
記出力軸上にエンジン側から第３ハスバ歯車、第１ハス
バ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯
車から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向
を時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛合するハスバ歯車
の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラ
ジアル力の向きとがなす角度をθ４、第２ハスバ歯車が
噛合するカウンタ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心
線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
２として、車両前進時θ４＜９０°かつθ２＞９０°の
とき、第２ハスバ歯車の歯すじの向きを右ねじれに、第
３ハスバ歯車の歯すじの向きを左ねじれに設定する。
【００２７】第１５の発明は、第１の発明において、前
記出力軸上にエンジン側から第３ハスバ歯車、第１ハス
バ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯
車から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向
を反時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛合するハスバ歯
車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記
ラジアル力の向きとがなす角度をθ４、第２ハスバ歯車
が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と出力軸の回転中
心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度を
θ２として、車両前進時θ４＜９０°かつθ２＞９０°
のとき、第２ハスバ歯車の歯すじの向きを左ねじれに、
第３ハスバ歯車の歯すじの向きを右ねじれに設定する。
【００２８】第１６の発明は、第１の発明において、前
記出力軸上にエンジン側から第３ハスバ歯車、第１ハス
バ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯
車から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向
を時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛合するハスバ歯車
の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラ
ジアル力の向きとがなす角度をθ４、第２ハスバ歯車が
噛合するカウンタ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心
線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
２として、車両前進時θ４＞９０°かつθ２＞９０°の
とき、第２ハスバ歯車と第３ハスバ歯車の歯すじの向き
を左ねじれに設定する。
【００２９】第１７の発明は、第１の発明において、前
記出力軸上にエンジン側から第３ハスバ歯車、第１ハス
バ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設され、第１ハスバ歯
車から第２ハスバ歯車を見た方向での出力軸の回転方向
を反時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛合するハスバ歯
車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記
ラジアル力の向きとがなす角度をθ４、第２ハスバ歯車
が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と出力軸の回転中
心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度を
θ２として、車両前進時θ４＞９０°かつθ２＞９０°
のとき、第２ハスバ歯車と第３ハスバ歯車の歯すじの向
きを右ねじれに設定する。
【００３０】
【発明の効果】無段変速機の出力ディスクと出力軸とを
直接的に歯車によって連結した変速比無限大無段変速機
においては、出力軸に設けられた第１から第３の歯車は
ハスバ歯車で構成され、出力軸と同軸に配設された出力
軸の第１ハスバ歯車から第３ハスバ歯車の歯車のうち中
央に位置する歯車のラジアル力によって出力軸に作用す
る曲げモーメントが生じる。出力軸はこの曲げモーメン
トによって変形するため、耐久性を確保するためには、
大型化、重量の増加、コストの上昇を招くことになる。
出力軸はその両端を回転自由に支持されており、歯車列
のうちその中央に位置する歯車による曲げモーメントが
最も影響が大きい。
【００３１】そこで、第１から第１７の発明は、３つの
ハスバ歯車のうち中央に位置するハスバ歯車によって生
じる出力軸に作用するラジアル力の向きと、残り２つの
ハスバ歯車が噛合する他の歯車の回転中心線と前記ラジ
アル力が作用する向きとがなす出力軸回りの角度を考慮
して出力軸に作用する曲げモーメントを抑制するように
残り２つのハスバ歯車の歯すじの向きを設定すること
で、無段変速機出力軸の耐久性を確保しながら小径化を
可能とし、変速比無限大無段変速機の耐久性と小型化を
図ることができるとともに、無段変速機出力軸を支持す
るベアリングへの入力を低減し、耐久性の向上と伝達効
率の向上を図ることができる。
【００３２】
【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。
【００３３】図１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。
【００３４】図１は、本発明の変速比無限大無段変速機
を構成する各部材を平面的に配置した模式図であり、実
際の変速比無限大無段変速機の配置を示すものではな
い。
【００３５】図１を用いて本実施形態の主要な構成を説
明すると、エンジン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、エン
ジン側からギア２０３ａ、カウンタギア２０３ｄ、カウ
ンタギア２０３ｄを備えるカウンタシャフト２０３ｅ及
びギア２０３ｂ（第２ハスバ歯車）から構成された一定
変速機構２０３（減速機）と、変速比を連続的に変更可
能なトロイダル型無段変速機構２と、が並列的に配設さ
れる。ここでギア２０３ａ、２０３ｂ、２０３ｄはハス
バ歯車で形成される。
【００３６】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１
ｂと平行して無段変速機構２の出力軸である遊星歯車軸
２０４が配設される。
【００３７】この遊星歯車軸２０４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２０６と、一
定変速機構２０３の出力軸２０３ｃがそれぞれ同軸的か
つ、相対回転自在に支持され、変速機出力ギア２０７を
設けたユニット出力軸２０６と遊星歯車軸２０４の間に
は直結モードクラッチ（第２クラッチ）２１０が介装さ
れる。
【００３８】そして、これらの出力軸２０３ｃ、２０
４、２０６は遊星歯車機構２０５で連結されており、ト
ロイダル型の無段変速機構２の遊星歯車軸２０４には、
遊星歯車機構２０５のサンギア２０５ａが形成され、遊
星歯車軸２０４と相対回転可能な一定変速機構２０３の
出力軸２０３ｃは動力循環モードクラッチ（第１クラッ
チ）２０９を介して遊星歯車機構２０５のキャリア２０
５ｂに連結されており、また、遊星歯車軸２０４と相対
回転可能なユニット出力軸２０６は、遊星歯車機構２０
５のリングギア２０５ｃに連結される。
【００３９】遊星歯車軸２０４は、ギア２０４ａ（第１
ハスバ歯車）を介して無段変速機構２の出力ディスク２
の外周に固定されたＣＶＴ出力ギア２３０と連結されて
おり、遊星歯車軸２０４の途中に設けた遊星歯車機構２
０５のサンギア２０５ａ、または直結モードクラッチ２
１０のいずれか一方を介して、ユニット出力軸２０６と
の間で動力の伝達を行い、この直結モードクラッチ２１
０を締結したときには、遊星歯車軸２０４がユニット出
力軸２０６に直結される。ここでギア２０４ａとＣＶＴ
出力ギア２３０はハスバ歯車で形成される。
【００４０】ギア２０３ｂと結合した一定変速機構２０
３の出力軸２０３ｃも、遊星歯車軸２０４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
２０９を介して遊星歯車機構２０５のキャリア２０５ｂ
に連結されており、このキャリア２０５ｂのピニオンが
遊星歯車機構２０５のリングギア２０５ｃと噛合してお
り、動力循環モードクラッチ２０９が締結されていると
きには、一定変速機構出力軸２０３ｃがキャリア２０５
ｂを介してリングギア２０５ｃ及びサンギア２０５ａに
連結される。
【００４１】遊星歯車軸２０４のギア２０４ａと、遊星
歯車機構２０５との間に配設されたユニット出力軸２０
６の図中中央には、変速機出力ギア（第３ハスバ歯車）
２０７が設けられ、この変速機出力ギア２０７は、カウ
ンタシャフト２１５のギア２１３と噛合しており、さら
にこのカウンタシャフト２１５は、ギア２１４を介して
ディファレンシャルギア２０８のファイナルギア２１２
と噛合しており、ディファレンシャルギア２０８に結合
した駆動軸２１１は、変速機出力ギア２０７によって所
定の総減速比で駆動力が伝達される。ここで変速機出力
ギア２０７とギア２１３はハスバ歯車で形成される。
【００４２】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２０９を解放する一方、直結モードク
ラッチ２１０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２０９を締結する一方、直結モードク
ラッチ２１０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２０３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２０６の変速比）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。
【００４３】トロイダル型無段変速機構２は、図１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、２１と、出力ディス
ク２２２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。
【００４４】第１トロイダル変速部２Ａ、第２トロイダ
ル変速部２Ｂの出力ディスク２２２は、パワーローラ２
０と接触する側には、トロイド状の曲面が形成される。
【００４５】遊星歯車軸２０４は両端に設けた軸受を介
してケーシングに軸支されている。
【００４６】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２、図３を参照しながら詳述する。なお本実施
形態においては遊星歯車軸２０４に作用する曲げモーメ
ントが動力循環モードの方が直結モードより大きいため
動力循環モードで検討を行うこととする。他の実施形態
についても同様とする。
【００４７】まず図３に示すように、遊星歯車軸２０４
をエンジン側に見た場合（つまり図１での左から右に見
た場合）のユニット入力軸１ａ、１ｂの回転方向を時計
回りとすると、一定変速機構２０３のカウンタギア２０
３ｄは反転して反時計回りとなり、ギア２０３ｂは時計
回りとなり、キャリア２０５ｂを公転させる。以下、各
軸の回転方向は、図３のように、図１の左側側面から見
た回転方向とする。またここでギア２０３ｂは駆動力を
伝達される歯車となる（以下、被動歯車といい、また駆
動力を伝達する側の歯車を駆動歯車という。）。
【００４８】次にユニット入力軸１ａと遊星歯車軸２０
４とカウンタシャフト２０３ｅの実際の配置について説
明する。図３に示すように遊星歯車軸２０４に作用する
ラジアル力Ｆｏの方向と遊星歯車軸２０４の中心線とユ
ニット入力軸１ｂの中心線とを結ぶ線とがなす角をθ
１、ラジアル力Ｆｏの方向と遊星歯車軸２０４の中心線
とカウンタシャフト２０３ｅの中心線とを結ぶ線とがな
す角をθ２で表すと、ユニット入力軸１ａと遊星歯車軸
２０４とカウンタシャフト２０３ｅの実際の配置は、θ
１＜９０°、θ２＜９０°の関係となるように各軸が配
置されている。
【００４９】本発明では、θ１、θ２の角度によってラ
ジアル力Ｆｏを打ち消すハスバ歯車の歯すじの向きが異
なるため、この角度θ１、θ２を考慮してラジアル力Ｆ
ｏを打ち消すようにハスバ歯車の歯すじの向きを設定す
る。
【００５０】次に各ハスバ歯車の歯すじの向きについて
説明する。
【００５１】ユニット入力軸１ｂからエンジンのトルク
を受けるトロイダル型無段変速機２では、入力ディスク
２１と出力ディスク２２の回転方向が逆になるため、Ｃ
ＶＴ出力ギア２３０は反時計回りに回転し、ＣＶＴ出力
ギア２３０に連結されたギア２０４ａも時計回りに回転
して、リングギア２０５ｃも時計回りに回転する。
【００５２】ここで、車両の前進方向を、ファイナルギ
ア２１２の時計回りとすると、ユニット出力軸２０６及
びリングギア２０５ｃの回転方向は時計回りとなる。
【００５３】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２０３と変速機
出力ギヤ２０７の歯すじのねじれ方向は、一定変速機出
力ギヤ２０３ｂを右ねじれ、ＣＶＴ出力ギア２３０を左
ねじれと設定し、一定変速機出力ギヤ２０３ｂと噛合す
るカウンタシャフト２０３ｅのギア２０３ｄは左ねじ
れ、ＣＶＴ出力ギア２３０に噛合するギア２０４ａは右
ねじれとなる。
【００５４】そして、エンジンからのトルクの伝達方向
は、一定変速機２０３ではギヤ２０３ａからギア２０３
ｄを介して出力ギヤ２０３ｂへ向かい、遊星歯車機構５
ではキャリア２０５ｂからリングギア２０５ｃへ、無段
変速機２へはギア２０４ａからＣＶＴ出力ギア２３０へ
向かい、また、変速機出力ギヤ２０７からカウンタギア
２１３を介してファイナルギア２１２へ向かう。ここで
遊星歯車軸２０４のギア２０４ａはＣＶＴ出力ギア２３
０を駆動する駆動歯車となる。
【００５５】したがって、各軸の配置とハスバ歯車の歯
すじのねじれ方向及び駆動、従動の関係から、遊星歯車
軸２０４上のハスバ歯車に発生するスラスト力は、一定
変速機出力ギヤ２０３ｂのスラスト力をＦｇ、遊星歯車
軸２０４のギア２０４ａのスラスト力をＦｃとすると、
図４（ａ）に示すように、ギア２０４ａの噛み合い位置
２０４ｇに発生するスラスト力Ｆｃは図中右側へ向かう
「−」方向となり、被動歯車の一定変速機出力ギヤ２０
３ｂの噛み合い位置２０３ｇに発生するスラスト力Ｆｇ
は図中左側へ向かう「＋」方向となる。以下、スラスト
力の方向は、図中左へ向かうものを「＋」とし、右へ向
かうものを「−」とする。
【００５６】ここで、図４（ａ）に示すようにユニット
出力軸２０６に相対回転自在に軸支された一定変速機出
力ギヤ２０３ｂの噛み合い位置２０３ｇに発生するスラ
スト力Ｆｇは、ギアのピッチ半径に応じた曲げモーメン
トＭ１をユニット出力軸２０６に与える。
【００５７】一定変速機出力ギヤ２０３ｂが付与する曲
げモーメントＭ１の方向は図４（ａ）に示すように、反
時計回りとなる。
【００５８】一方、遊星歯車軸２０４に結合されたギヤ
２０４ａの噛み合い位置２０４ｇに発生するスラスト力
Ｆｃは、ギアのピッチ半径に応じた曲げモーメントＭ２
を遊星歯車軸２０４に与える。
【００５９】変速機出力ギヤ２０７が付与する曲げモー
メントＭ２の方向は、図４に示すように、時計回りの曲
げモーメントとなって遊星歯車軸２０４に作用する。
【００６０】一方、ユニット出力軸２０６とカウンタシ
ャフト２１５はそれぞれハスバ歯車で形成されたギア２
０７と２１３で噛合しており、その噛み合いによって噛
み合い位置２０７ｇに生じるラジアル力Ｆｏが遊星歯車
軸２０４に作用する。
【００６１】なお図４（ａ）はラジアル力Ｆｏの作用す
る方向とユニット出力軸２０６とに直交する方向から見
たラジアル力Ｆｏと各スラスト力Ｆｇ、Ｆｃの方向を示
す図である。
【００６２】ここで図２に示すように遊星歯車軸２０４
は、その両端をベアリングによって回転自由に支持され
ており、またユニット出力軸２０６とは動力循環クラッ
チ２１０を介して接続されており、上記３つの力が遊星
歯車軸２０４に作用することになる。とくにラジアル力
Ｆｏは遊星歯車軸２０４の支持端から最も離れた位置で
作用するため、遊星歯車軸２０４の変形に最も影響する
ことになる。そこでこのラジアル力Ｆｏを残り２つのス
ラスト力Ｆｇ、Ｆｃで打ち消すように各ギアのねじれ方
向を設定する。
【００６３】前述の実施形態の場合には、図４（ａ）に
示すように、スラスト力Ｆｇによって生じる曲げモーメ
ント力Ｍ１とスラスト力Ｆｃによって生じる曲げモーメ
ント力Ｍ２はそれぞれラジアル力Ｆｏを打ち消す方向に
作用して、ハスバ歯車のねじれ方向が最適な方向となっ
ている。
【００６４】したがって、現在のねじれ方向は、カウン
タシャフト２０３ｅのギア２０３ｄと噛合する一定変速
機出力ギヤ２０３ｂは右ねじれ、ＣＶＴ出力ギア２３０
に噛合する遊星歯車軸２０４のギア２０４ａも右ねじれ
であり、これがラジアル力Ｆｏを打ち消す最適なハスバ
歯車のねじれ方向となる。また、図４（ｂ）、（ｃ）に
示すようにどちらか一方を右ねじれとする（図４（ｂ）
では、ギヤ２０３ｂのみが、図４（ｃ）では、ギア２０
４ａのみが右ねじれとする）ことでもラジアル力Ｆｏを
打ち消すスラスト力を生じ、図４（ａ）に比べると、い
くらかモーメントの抑制作用は低下するが、同様の効果
が生じることはいうまでもない。
【００６５】このようなハスバ歯車のねじれ方向とする
ことでラジアル力Ｆｏを打ち消し、遊星歯車軸２０４に
作用する曲げモーメントを低減し、遊星歯車軸２０４に
発生する応力を抑止し、遊星歯車軸２０４の耐久性を確
保しながら小径化を可能とし、変速比無限大無段変速機
の耐久性と小型化を図ることができるとともに、遊星歯
車軸２０４を支持するベアリングへの入力を低減し、耐
久性の向上と伝達効率の向上を図ることができる。
【００６６】以後、角θ１、θ２を９０°より大きい場
合と小さい場合に条件分けしてそれぞれの条件の場合で
の最適なねじれ方向の組み合わせを説明する。
【００６７】まず、第２実施形態としてθ１＞９０°、
θ２＜９０°の関係にある場合について説明する。
【００６８】図５にこの角度関係にある各軸とラジアル
力Ｆｏの方向を示す。このとき各ハスバ歯車のねじれ方
向は、カウンタシャフト２０３ｅのギア２０３ｄと噛合
する一定変速機出力ギヤ２０３ｂは左ねじれ、ＣＶＴ出
力ギア２３０に噛合する遊星歯車軸２０４のギア２０４
ａは右ねじれの場合について検討する。
【００６９】図６に上記設定の場合に生じるスラスト力
Ｆｇ、Ｆｃの遊星歯車軸２０４の中心線に対する位置と
その方向を示す。スラスト力Ｆｇ、Ｆｃはそれぞれ
「−」に向き、これらスラスト力は遊星歯車軸２０４の
中心線を挟んで作用しており、スラスト力によって生じ
る曲げモーメントＭ１、Ｍ２はラジアル力Ｆｏを打ち消
す方向に作用する。
【００７０】したがって、このねじれ方向の組み合わせ
はラジアル力Ｆｏによるモーメントをキャンセルする、
つまり遊星歯車軸２０４の変形をキャンセルする方向に
作用する。なお、ギア２０３ｂとギア２０４ａのどちら
かのねじれ方向を上記のようにすることでもラジアル力
Ｆｏを打ち消すスラスト力を生じさせることができるこ
とは第１の実施形態と同様である。
【００７１】次に第３実施形態としてθ１＜９０°、θ
２＞９０°の関係にある場合について説明する。
【００７２】図７にこの角度関係にある各軸とラジアル
力Ｆｏの方向を示す。このとき各ハスバ歯車のねじれ方
向は、カウンタシャフト２０３ｅのギア２０３ｄと噛合
する一定変速機出力ギヤ２０３ｂは右ねじれ、ＣＶＴ出
力ギア２３０に噛合する遊星歯車軸２０４のギア２０４
ａは左ねじれの場合について検討する。
【００７３】図８に上記設定の場合に生じるスラスト力
Ｆｇ、Ｆｃの遊星歯車軸２０４の中心線に対する位置と
その方向を示す。スラスト力Ｆｇ、Ｆｃはそれぞれ
「＋」に向き、これらスラスト力は無段変速機の中心線
を挟んで作用し、スラスト力によって生じる曲げモーメ
ントＭ１、Ｍ２はラジアル力Ｆｏを打ち消す方向に作用
する。
【００７４】したがって、このねじれ方向の組み合わせ
はラジアル力Ｆｏによるモーメントをキャンセルする、
つまり遊星歯車軸２０４の変形をキャンセルする方向に
作用する。なお、ギア２０３ｂとギア２０４ａのどちら
かのねじれ方向を上記のようにすることでもラジアル力
Ｆｏを打ち消すスラスト力を生じさせることができるこ
とは第１の実施形態と同様である。
【００７５】次に第４実施形態としてθ１＞９０°、θ
２＞９０°の関係にある場合について説明する。
【００７６】図９にこの角度関係にある各軸とラジアル
力Ｆｏの方向を示す。このとき各ハスバ歯車のねじれ方
向は、カウンタシャフト２０３ｅのギア２０３ｄと噛合
する一定変速機出力ギヤ２０３ｂは左ねじれ、ＣＶＴ出
力ギア２３０に噛合する遊星歯車軸２０４のギア２０４
ａは左ねじれの場合について検討する。
【００７７】図１０に上記設定の場合に生じるスラスト
力Ｆｇ、Ｆｃの遊星歯車軸２０４の中心線に対する位置
とその方向を示す。スラスト力Ｆｇは「−」に向き、ス
ラスト力Ｆｃ「＋」に向き、これらスラスト力は遊星歯
車軸２０４の中心線に対し同じ側に作用し、スラスト力
によって生じる曲げモーメントＭ１、Ｍ２はラジアル力
Ｆｏを打ち消す方向に作用する。
【００７８】したがって、このねじれ方向の組み合わせ
はラジアル力Ｆｏによる曲げモーメントをキャンセルす
る、つまり遊星歯車軸２０４の変形をキャンセルする方
向に作用する。なお、ギア２０３ｂとギア２０４ａのど
ちらかのねじれ方向を上記のようにすることでもラジア
ル力Ｆｏを打ち消すスラスト力を生じさせることができ
ることは第１の実施形態と同様である。
【００７９】なお第１の実施形態から第４の実施形態に
おいて、無段変速機出力軸の回転方向を軸をエンジン側
に見て時計回りとしたが、本発明は反時計回りのときに
も同様にして解決することができ、すなわち反時計回り
に回転する時には、それぞれの実施形態のハスバ歯車の
歯すじのねじれ方向を反対にすればよい。
【００８０】次に特開平１１−６３１３９号に記載され
た変速比無限大無段変速機に本発明を適用した場合につ
いて説明する。
【００８１】この変速比無限大無段変速機は図１で説明
した変速比無限大無段変速機と同様の構成を有するがそ
の配置が異なっている。ユニット入力軸１ａに設けられ
ていた一定変速機２０３と、動力循環クラッチ２０９
と、遊星歯車機構５とをＣＶＴ出力ギア２３０の回転軸
に直交する線に対して反転した位置に設けたものであ
る。したがってエンジンから見て無段変速機２、つぎに
一定変速機２０３が配置されることになる。
【００８２】この構成での動力循環モードの前進時の伝
達トルクの流れを説明すると、エンジンからのトルクは
入力軸１ａ、１ｂを介して一定変速機２０３のギア２０
３ａ、カウンタギア２０３ｄ、及びユニット出力軸２０
６と同軸に設けたギア（第２ハスバ歯車）２０３ｂを介
して遊星歯車機構２０５のキャリア２０５ｂに伝達され
る。
【００８３】遊星歯車機構２０５ではキャリア２０５ｂ
とサンギア２０５ａを通じてトルクを遊星歯車軸２０４
に伝達する。遊星歯車軸２０４はユニット出力軸２０６
と同軸に、かつ相対回転自由にユニット出力軸２０６の
外周に設けられる。遊星歯車軸２０４には出力ディスク
の外周に設けられたＣＶＴ出力ギア２３０と噛合するギ
ア（第１ハスバ歯車）２０４ａが設定される。
【００８４】一方、トルクはキャリア２０５ｂからリン
グギア２０５ｃを介してユニット出力軸２０６に伝達さ
れる。またユニット出力軸２０６からユニット出力軸２
０６に固定されたギア（第３ハスバ歯車）２０７にトル
クが伝えられる。
【００８５】ギア２０７はカウンタシャフト２１５のギ
ア（第１あそびハスバ歯車）２１３と噛合してギア（第
２あそびハスバ歯車）２１４を介してディファレンシャ
ルギア２０８にトルクを伝達する。
【００８６】また前述のように遊星歯車軸２０４に固定
されたギア２０４ａは無段変速機２の出力ディスク２２
２の外周に固定されたＣＶＴ出力ギア２３０と噛合して
おり、トルクを無段変速機２に伝達する。
【００８７】このような構成でユニット出力軸２０６の
変形に最も影響するラジアル力を発生するのは、第１の
実施形態と同様に考えるとユニット出力軸２０６を回転
自由に支持するベアリング間の略中央に位置する遊星歯
車軸２０４のギア２０４ａであり、このラジアル力Ｆｃ
をギア２０４ａを挟んで同軸に設けられたギア２０７と
一定変速機出力ギア２０３ｂとのそれぞれの噛み合い位
置で生じるスラスト力Ｆｇ、Ｆｏによって打ち消すよう
に各ギアのねじり方向を検討する。
【００８８】まず、第５実施形態としてθ４＜９０°、
θ２＜９０°の関係にある場合について図１２と図１３
を用いて説明する。
【００８９】なお、図１２はユニット出力軸２０６をエ
ンジン側に見た図であり、図に示すようにラジアル力Ｆ
ｃの方向と、ユニット出力軸２０６の中心線とカウンタ
シャフト２１５の中心線とを結ぶ線とがなす角をθ４と
設定し、ラジアル力Ｆｏの方向と、ユニット出力軸２０
６の中心線とカウンタシャフト２０３ｅの中心線とを結
ぶ線とがなす角をθ２で表すこととし、本実施形態では
θ４＜９０°、θ２＜９０°の関係となるように各軸が
配置されている。なおユニット出力軸２０６の回転方向
は図において反時計回りとする。
【００９０】図１２にこの角度関係にある各軸とラジア
ル力Ｆｏの方向を示す。このとき各ハスバ歯車のねじれ
方向は、カウンタシャフト２０３ｅのギア２０３ｄと噛
合する一定変速機出力ギヤ(従動歯車)２０３ｂは右ねじ
れ、カウンタシャフト２１５のギア２１３に噛合する遊
星歯車軸２０４のギア(駆動歯車)２０７は右ねじれの場
合について検討する。
【００９１】図１３に上記設定の場合に生じるスラスト
力Ｆｇ、Ｆｏのユニット出力軸２０６の中心線に対する
位置とその方向を示す。スラスト力Ｆｇは「−」に向
き、スラスト力Ｆｏは「＋」に向き、これらスラスト力
はユニット出力軸２０６に対して同一側にあり、スラス
ト力Ｆｇによって生じる曲げモーメントＭ１、同じくス
ラスト力Ｆｏによって生じるＭ２はラジアル力Ｆｃを打
ち消す方向に作用する。
【００９２】したがって、このねじれ方向の組み合わせ
はラジアル力Ｆｃによるモーメントをキャンセルする、
つまりユニット出力軸２０６の変形をキャンセルする方
向に作用する。なお、ギア２０３ｂとギア２０７のどち
らかのねじれ方向を上記のようにすることでもラジアル
力Ｆｃを打ち消すスラスト力を生じさせることができ
る。
【００９３】このようなハスバ歯車のねじれ方向とする
ことでラジアル力Ｆｃを打ち消し、ユニット出力軸２０
６に作用する曲げモーメントを低減し、ユニット出力軸
２０６に発生する応力を抑止し、ユニット出力軸２０６
の耐久性を確保しながら小径化を可能とし、変速比無限
大無段変速機の耐久性と小型化を図ることができるとと
もに、ユニット出力軸２０６を支持するベアリングへの
入力を低減し、耐久性の向上と伝達効率の向上を図るこ
とができる。
【００９４】以後、角θ４、θ２を９０°より大きい場
合と小さい場合に条件分けしてそれぞれの条件の場合で
の最適なねじれ方向の組み合わせを説明する。
【００９５】第６実施形態としてθ４＞９０°、θ２＜
９０°の関係にある場合について図１４と図１５を用い
て説明する。
【００９６】図１４にこの角度関係にある各軸とラジア
ル力Ｆｏの方向を示す。このとき各ハスバ歯車のねじれ
方向は、カウンタシャフト２０３ｅのギア２０３ｄと噛
合する一定変速機出力ギヤ２０３ｂは右ねじれ、カウン
タシャフト２１５のギア２１３に噛合する遊星歯車軸２
０４のギア２０７は左ねじれの場合について検討する。
【００９７】図１５に上記設定の場合に生じるスラスト
力Ｆｇ、Ｆｏの遊星歯車軸２０４の中心線に対する位置
とその方向を示す。スラスト力Ｆｇは「−」に向き、ス
ラスト力Ｆｏは「−」に向き、これらスラスト力はユニ
ット出力軸２０６を挟んで位置し、スラスト力によって
生じる曲げモーメントＭ１、Ｍ２はラジアル力Ｆｃを打
ち消す方向に作用する。
【００９８】したがって、このねじれ方向の組み合わせ
はラジアル力Ｆｃによるモーメントをキャンセルする、
つまりユニット出力軸２０６の変形をキャンセルする方
向に作用することができる。なお、ギア２０３ｂとギア
２０７のどちらかのねじれ方向を上記のようにすること
でもラジアル力Ｆｃを打ち消すスラスト力を生じさせる
ことができることは第５の実施形態と同様である。
【００９９】第７実施形態としてθ４＜９０°、θ２＞
９０°の関係にある場合について図１６と図１７を用い
て説明する。
【０１００】図１６にこの角度関係にある各軸とラジア
ル力Ｆｏの方向を示す。このとき各ハスバ歯車のねじれ
方向は、カウンタシャフト２０３ｅのギア２０３ｄと噛
合する一定変速機出力ギヤ２０３ｂは左ねじれ、カウン
タシャフト２１５のギア２１３に噛合する遊星歯車軸２
０４のギア２０７は右ねじれの場合について検討する。
【０１０１】図１７に上記設定の場合に生じるスラスト
力Ｆｇ、Ｆｏのユニット出力軸２０６の中心線に対する
位置とその方向を示す。スラスト力Ｆｇは「＋」に向
き、スラスト力Ｆｏは「＋」に向き、これらスラスト力
はユニット出力軸２０６を挟んで位置し、スラスト力に
よって生じる曲げモーメントＭ１、Ｍ２はラジアル力Ｆ
ｃを打ち消す方向に作用する。
【０１０２】したがって、このねじれ方向の組み合わせ
はラジアル力Ｆｃによるモーメントをキャンセルする。
なお、ギア２０３ｂとギア２０７のどちらかのねじれ方
向を上記のようにすることでもラジアル力Ｆｃを打ち消
すスラスト力を生じさせることができることは第５の実
施形態と同様である。
【０１０３】第８実施形態としてθ４＞９０°、θ２＞
９０°の関係にある場合について図１８と図１９を用い
て説明する。
【０１０４】図１８にこの角度関係にある各軸とラジア
ル力Ｆｏの方向を示す。このとき各ハスバ歯車のねじれ
方向は、カウンタシャフト２０３ｅのギア２０３ｄと噛
合する一定変速機出力ギヤ２０３ｂは左ねじれ、カウン
タシャフト２１５のギア２１３に噛合する遊星歯車軸２
０４のギア２０７は左ねじれの場合について検討する。
【０１０５】図１９に上記設定の場合に生じるスラスト
力Ｆｇ、Ｆｏのユニット出力軸２０６の中心線に対する
位置とその方向を示す。スラスト力Ｆｇは「＋」に向
き、スラスト力Ｆｏは「−」に向き、これらはユニット
出力軸２０６に対して同一側にあり、スラスト力によっ
て生じる曲げモーメントＭ１、Ｍ２はラジアル力Ｆｃを
打ち消す方向に作用する。
【０１０６】したがって、このねじれ方向の組み合わせ
はラジアル力Ｆｃによるモーメントをキャンセルする。
なお、ギア２０３ｂとギア２０７のどちらかのねじれ方
向を上記のようにすることでもラジアル力Ｆｃを打ち消
すスラスト力を生じさせることができることは第５の実
施形態と同様である。
【０１０７】なお第５の実施形態から第８の実施形態に
おいて、ユニット出力軸２０６の回転方向を軸をエンジ
ン側から見て時計回りとしたが、本発明は反時計回りの
ときにも同様にして解決することができ、すなわち反時
計回りに回転する時には、それぞれの実施形態のハスバ
歯車の歯すじのねじれ方向を反対にすればよい。
【０１０８】なお本実施形態においては、ハスバ歯車の
配列をエンジン側から一定変速機出力ギア２０３ｂ、ギ
ア２０７、ギア２０４ａとした場合と、同じくギア２０
７、ギア２０４ａ、一定変速機出力ギア２０３ｂとした
場合を例として説明したが、ハスバ歯車の配列はこれに
とらわれず、例えばエンジン側からギア２０４ａ、一定
変速機出力ギア２０３ｂ、ギア２０７の順に配列した場
合であっても本発明を適用することが可能であることは
言うまでもない。
【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
速機の概略構成図である。
【図２】同じく、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である。
【図３】同じく変速比無限大無段変速機の概略側面図で
ある。
【図４】無段変速機出力軸の曲げとハスバ歯車の曲げモ
ーメントを示す説明図である。
【図５】第２の実施形態を示し、変速比無限大無段変速
機の概略側面図である。
【図６】同じく無段変速機出力軸の曲げと、ハスバ歯車
の曲げモーメントを示す説明図である。
【図７】第３の実施形態を示し、変速比無限大無段変速
機の概略側面図である。
【図８】同じく無段変速機出力軸の曲げと、ハスバ歯車
の曲げモーメントを示す説明図である。
【図９】第４の実施形態を示し、変速比無限大無段変速
機の概略側面図である。
【図１０】同じく無段変速機出力軸の曲げと、ハスバ歯
車の曲げモーメントを示す説明図である。
【図１１】他の実施形態を示す変速比無限大無段変速機
の概略構成図である。
【図１２】第５の実施形態を示し、変速比無限大無段変
速機の概略側面図である。
【図１３】同じく無段変速機出力軸の曲げと、ハスバ歯
車の曲げモーメントを示す説明図である。
【図１４】第６の実施形態を示し、変速比無限大無段変
速機の概略側面図である。
【図１５】同じく無段変速機出力軸の曲げと、ハスバ歯
車の曲げモーメントを示す説明図である。
【図１６】第７の実施形態を示し、変速比無限大無段変
速機の概略側面図である。
【図１７】同じく無段変速機出力軸の曲げと、ハスバ歯
車の曲げモーメントを示す説明図である。
【図１８】第８の実施形態を示し、変速比無限大無段変
速機の概略側面図である。
【図１９】同じく無段変速機出力軸の曲げと、ハスバ歯
車の曲げモーメントを示す説明図である。
【符号の説明】
１ａ ユニット入力軸 １ｂ ユニット出力軸 ２ 無段変速機 ２０３ 一定変速機 ２０３ａ ギア ２０３ｂ 一定変速機出力ギア ２０３ｄ ギア ２０３ｅ カウンタシャフト ２０５ 遊星歯車機構 ２０６ ユニット出力軸 ２０７ 変速機出力ギア ２０８ ディファレンシャルギア ２０９ 動力循環モードクラッチ ２１０ 直結モードクラッチ ２１３ ギア ２１５ カウンタシャフト

Claims (17)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】エンジンに結合された入力軸と、 前記入力軸と平行に配置されると共に、両端を回転自在
    に支持された出力軸と、 該入力軸上に配設され、入力されるエンジン回転を変速
    し、前記出力軸に配設された第１のハスバ歯車に連結さ
    れた無段変速機構と、 該無段変速機構と並列的に配設された入力歯車、カウン
    タ歯車及び前記出力軸に配設された第２のハスバ歯車と
    を有する一定変速機構と、 前記出力軸に配設され、一定変速機構或いは無段変速機
    構からの回転を出力する第３のハスバ歯車と、 前記出力軸に配設され、第１のハスバ歯車、第２のハス
    バ歯車及び第３のハスバ歯車のうちいずれかにそれぞれ
    連結されるサンギア、キャリア及びリングギアとからな
    る遊星歯車機構と、 前記入力軸から一定変速機構を介して第３のハスバ歯車
    に至る伝達経路の途中に介装された第１のクラッチと、 前記入力軸から無段変速機構を介して第３のハスバ歯車
    に至る伝達経路の途中に介装された第２のクラッチと、
    を備える変速比無限大無段変速機において、 前記第１のハスバ歯車、第２のハスバ歯車及び第３のハ
    スバ歯車のうち、前記出力軸上に中央に位置するハスバ
    歯車が噛合によってそれぞれ出力軸に作用する曲げモー
    メントを残る２つのハスバ歯車が噛合によって出力軸に
    作用する曲げモーメントにより打ち消すように、 残る２つの歯車がそれぞれ噛合う歯車の回転中心と、出
    力軸の回転中心となす角度に基づいて残る２つの歯車の
    歯すじの向きを設定することを特徴とする変速比無限大
    無段変速機。
  2. 【請求項２】前記出力軸上にエンジン側から第２ハスバ
    歯車、第３ハスバ歯車、第１ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛
    合する前記出力ディスクのハスバ歯車の回転中心線と出
    力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きと
    がなす角度をθ１、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ
    歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前
    記ラジアル力の向きとがなす角度をθ２として、車両前
    進時にθ１＜９０°かつθ２＜９０°のとき、第１ハス
    バ歯車と第２ハスバ歯車の歯すじの向きを右ねじれに設
    定する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。
  3. 【請求項３】前記出力軸上にエンジン側から第２ハスバ
    歯車、第３ハスバ歯車、第１ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を反時計方向とし、第１ハスバ歯車が
    噛合する前記出力ディスクのハスバ歯車の回転中心線と
    出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
    とがなす角度をθ１、第２ハスバ歯車が噛合するカウン
    タ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と
    前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ２として、車両
    前進時にθ１＜９０°かつθ２＜９０°のとき、第１ハ
    スバ歯車と第２ハスバ歯車の歯すじの向きを左ねじれに
    設定する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。
  4. 【請求項４】前記出力軸上にエンジン側から第２ハスバ
    歯車、第３ハスバ歯車、第１ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛
    合する前記出力ディスクのハスバ歯車の回転中心線と出
    力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きと
    がなす角度をθ１、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ
    歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前
    記ラジアル力の向きとがなす角度をθ２として、θ１＞
    ９０°かつθ２＜９０°のとき、第１ハスバ歯車の歯す
    じの向きを右ねじれに、第２ハスバ歯車の歯すじの向き
    を左ねじれに設定する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。
  5. 【請求項５】前記出力軸上にエンジン側から第２ハスバ
    歯車、第３ハスバ歯車、第１ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を反時計方向とし、第１ハスバ歯車が
    噛合する前記出力ディスクのハスバ歯車の回転中心線と
    出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
    とがなす角度をθ１、第２ハスバ歯車が噛合するカウン
    タ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と
    前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ２として、θ１
    ＞９０°かつθ２＜９０°のとき、第１ハスバ歯車の歯
    すじの向きを左ねじれに、第２ハスバ歯車の歯すじの向
    きを右ねじれに設定する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。
  6. 【請求項６】前記出力軸上にエンジン側から第２ハスバ
    歯車、第３ハスバ歯車、第１ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛
    合する前記出力ディスクのハスバ歯車の回転中心線と出
    力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きと
    がなす角度をθ１、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ
    歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前
    記ラジアル力の向きとがなす角度をθ２として、θ１＜
    ９０°かつθ２＞９０°のとき、第１ハスバ歯車の歯す
    じの向きを左ねじれに、第２ハスバ歯車の歯すじの向き
    を右ねじれに設定する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。
  7. 【請求項７】前記出力軸上にエンジン側から第２ハスバ
    歯車、第３ハスバ歯車、第１ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を反時計方向とし、第１ハスバ歯車が
    噛合する前記出力ディスクのハスバ歯車の回転中心線と
    出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
    とがなす角度をθ１、第２ハスバ歯車が噛合するカウン
    タ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と
    前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ２として、θ１
    ＜９０°かつθ２＞９０°のとき、第１ハスバ歯車の歯
    すじの向きを右ねじれに、第２ハスバ歯車の歯すじの向
    きを左ねじれに設定する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。
  8. 【請求項８】前記出力軸上にエンジン側から第２ハスバ
    歯車、第３ハスバ歯車、第１ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を時計方向とし、第１ハスバ歯車が噛
    合する前記出力ディスクのハスバ歯車の回転中心線と出
    力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きと
    がなす角度をθ１、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ
    歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前
    記ラジアル力の向きとがなす角度をθ２として、θ１＞
    ９０°かつθ２＞９０°のとき、第１ハスバ歯車と第２
    ハスバ歯車の歯すじの向きを左ねじれに設定することを
    特徴とする請求項１に記載の変速比無限大無段変速機。
  9. 【請求項９】前記出力軸上にエンジン側から第２ハスバ
    歯車、第３ハスバ歯車、第１ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を反時計方向とし、第１ハスバ歯車が
    噛合する前記出力ディスクのハスバ歯車の回転中心線と
    出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
    とがなす角度をθ１、第２ハスバ歯車が噛合するカウン
    タ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と
    前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ２として、θ１
    ＞９０°かつθ２＞９０°のとき、第１ハスバ歯車と第
    ２ハスバ歯車の歯すじの向きを右ねじれに設定すること
    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。
  10. 【請求項１０】前記出力軸上にエンジン側から第３ハス
    バ歯車、第１ハスバ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛
    合するハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線と
    を結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ４、
    第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と
    出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
    とがなす角度をθ２として、車両前進時θ４＜９０°か
    つθ２＜９０°のとき、第２ハスバ歯車と第３ハスバ歯
    車の歯すじの向きを右ねじれに設定することを特徴とす
    る請求項１に記載の変速比無限大無段変速機。
  11. 【請求項１１】前記出力軸上にエンジン側から第３ハス
    バ歯車、第１ハスバ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を反時計方向とし、第３ハスバ歯車が
    噛合するハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線
    とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
    ４、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心
    線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の
    向きとがなす角度をθ２として、車両前進時θ４＜９０
    °かつθ２＜９０°のとき、第２ハスバ歯車と第３ハス
    バ歯車の歯すじの向きを左ねじれに設定することを特徴
    とする請求項１に記載の変速比無限大無段変速機。
  12. 【請求項１２】前記出力軸上にエンジン側から第３ハス
    バ歯車、第１ハスバ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛
    合するハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線と
    を結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ４、
    第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と
    出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
    とがなす角度をθ２として、車両前進時θ４＞９０°か
    つθ２＜９０°のとき、第２ハスバ歯車の歯すじの向き
    を左ねじれに、第３ハスバ歯車の歯すじの向きを右ねじ
    れに設定する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。
  13. 【請求項１３】前記出力軸上にエンジン側から第３ハス
    バ歯車、第１ハスバ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を反時計方向とし、第３ハスバ歯車が
    噛合するハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線
    とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
    ４、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心
    線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の
    向きとがなす角度をθ２として、車両前進時θ４＞９０
    °かつθ２＜９０°のとき、第２ハスバ歯車の歯すじの
    向きを右ねじれに、第３ハスバ歯車の歯すじの向きを左
    ねじれに設定する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。
  14. 【請求項１４】前記出力軸上にエンジン側から第３ハス
    バ歯車、第１ハスバ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛
    合するハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線と
    を結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ４、
    第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と
    出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
    とがなす角度をθ２として、車両前進時θ４＜９０°か
    つθ２＞９０°のとき、第２ハスバ歯車の歯すじの向き
    を右ねじれに、第３ハスバ歯車の歯すじの向きを左ねじ
    れに設定する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。
  15. 【請求項１５】前記出力軸上にエンジン側から第３ハス
    バ歯車、第１ハスバ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を反時計方向とし、第３ハスバ歯車が
    噛合するハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線
    とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
    ４、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心
    線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の
    向きとがなす角度をθ２として、車両前進時θ４＜９０
    °かつθ２＞９０°のとき、第２ハスバ歯車の歯すじの
    向きを左ねじれに、第３ハスバ歯車の歯すじの向きを右
    ねじれに設定する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。
  16. 【請求項１６】前記出力軸上にエンジン側から第３ハス
    バ歯車、第１ハスバ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を時計方向とし、第３ハスバ歯車が噛
    合するハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線と
    を結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ４、
    第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心線と
    出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の向き
    とがなす角度をθ２として、車両前進時θ４＞９０°か
    つθ２＞９０°のとき、第２ハスバ歯車と第３ハスバ歯
    車の歯すじの向きを左ねじれに設定することを特徴とす
    る請求項１に記載の変速比無限大無段変速機。
  17. 【請求項１７】前記出力軸上にエンジン側から第３ハス
    バ歯車、第１ハスバ歯車、第２ハスバ歯車の順に配設さ
    れ、第１ハスバ歯車から第２ハスバ歯車を見た方向での
    出力軸の回転方向を反時計方向とし、第３ハスバ歯車が
    噛合するハスバ歯車の回転中心線と出力軸の回転中心線
    とを結ぶ線と前記ラジアル力の向きとがなす角度をθ
    ４、第２ハスバ歯車が噛合するカウンタ歯車の回転中心
    線と出力軸の回転中心線とを結ぶ線と前記ラジアル力の
    向きとがなす角度をθ２として、車両前進時θ４＞９０
    °かつθ２＞９０°のとき、第２ハスバ歯車と第３ハス
    バ歯車の歯すじの向きを右ねじれに設定することを特徴
    とする請求項１に記載の変速比無限大無段変速機。
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