JP2005320996A - ベルト式無段変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】入力軸側プーリと出力側プーリとの軸線方向における相対位置のずれを抑制することができるベルト式無段変速機を提供すること。
【解決手段】プライマリプーリと、セカンダリプーリ６０と、このプライマリプーリおよびセカンダリプーリ６０とを巻き掛けるベルト１００と、セカンダリプーリ６０のセカンダリシャフト６１と同一軸線を中心に配置される最終減速機９０にセカンダリシャフト６１に伝達された内燃機関１０からの出力トルクが伝達される減速機８０と、セカンダリシャフト６１と減速機８０の入力軸８１との間に設けられる緩衝用油室７０とを備える。入力時に伝達された減速機８０から発生するスラスト力（矢印Ｄ）は、緩衝用油室７０内の作動油に伝達され、緩衝される。プライマリプーリとセカンダリプーリ６０との軸線方向における相対位置のずれを抑制する。
【選択図】 図１

Description

本発明は、ベルト式無段変速機に関し、さらに詳しくは、遊星歯車装置および差動歯車装置がベルト式無段変速機の出力側プーリの出力側プーリ軸と同一の軸線を中心に配置されるベルト式無段変速機に関するものである。

一般に、車両には、駆動源である内燃機関や電動機からの駆動力、すなわち出力トルクを車両の走行状態に応じた最適の条件で路面に伝達するために、駆動源の出力側に変速機が設けられている。この変速機には、変速比を無段階（連続的）に制御する無段変速機と、変速比を段階的（不連続）に制御する有段変速機とがある。ここで、無段変速機には、入力側プーリであるプライマリプーリと、出力側プーリであるセカンダリプーリと、ベルトとにより構成されるベルト式無段変速機がある。このプライマリプーリおよびセカンダリプーリは、平行に配置された入力側プーリ軸と出力側プーリ軸と、この各プーリ軸上を軸線方向に摺動する可動シーブと、この可動シーブに軸線方向において対向するとともに可動シーブとの間でＶ字形状の溝を形成する固定シーブと、可動シーブと固定シーブとの間にベルト挟圧力を発生するベルト挟圧力発生手段とにより構成されている。なお、ベルトは、プライマリプーリおよびセカンダリプーリのそれぞれに形成されるＶ字形状の溝に巻き掛けられている。

このベルト式無段変速機は、各ベルト挟圧力発生手段により可動シーブが各プーリ軸上をその軸線方向に摺動させ、プライマリプーリおよびセカンダリプーリのそれぞれに形成されるＶ字形状の溝の幅を変化させる。これにより、ベルトと、プライマリプーリおよびセカンダリプーリとの接触半径を無段階に変化させ、変速比を無段階に変化するものである。つまり、駆動源からの出力トルクを無段階に変化させるものである。

このベルト式無段階変速機の出力側プーリ軸に伝達された駆動源からの出力トルクは、最終的に最終減速機である差動歯車装置に伝達され、この差動歯車装置から車輪を介して路面に伝達され、車両を前後進させる。差動歯車装置のセカンダリプーリに対する配置は、種々考えられるが、ベルト式無段変速機および差動歯車装置を含む動力伝達装置が搭載される車両のスペースにより、例えば特許文献１に示すように、セカンダリプーリの出力側プーリ軸と同一の軸線を中心に配置される場合がある。この場合は、特許文献１に示す従来のベルト式無段変速機のように、この出力側プーリ軸からの回転を減速する減速機である遊星歯車装置がセカンダリプーリと差動歯車装置との間に配置される。つまり、遊星歯車装置がセカンダリプーリの出力側プーリ軸と同一の軸線を中心に配置される。

特開２００１−２２７６１５号公報

ここで、遊星歯車装置は、サンギヤと、このサンギヤに噛み合うとともにその周囲に配置された複数個のピニオンと、この複数個のピニオンと噛み合うリングギヤとにより構成されている。これらのギヤとしては、ギヤノイズを低減するためにヘリカルギヤ（はす歯歯車）が用いられる。この遊星歯車装置にセカンダリプーリの出力側プーリ軸を介して駆動源からの出力トルクが伝達されると、遊星歯車装置の各ギヤにスラスト力が発生する。

上記従来のベルト式無段変速機では、この遊星歯車装置がセカンダリプーリの出力側プーリ軸と同一の軸線を中心に配置されるため、この出力側プーリ軸の遊星歯車装置側の端部に上記サンギヤが取り付け、あるいは入力軸と一体に形成されている。従って、サンギヤに発生したスラスト力により、出力側プーリ軸が軸線方向に移動し、セカンダリプーリが軸線方向に移動する。このとき、プライマリプーリは、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に巻き掛けられたベルトにより、セカンダリプーリの移動方向に追従するように移動する。

このスラスト力は、駆動源からの出力トルクの変動により、変化するものである。従って、特に駆動源からの出力トルクの変動が急激に起こると、出力側プーリ軸の軸線方向における入力側プーリ軸に対する位置ずれ、つまりプライマリプーリとセカンダリプーリとの軸線方向における相対位置のずれが瞬間的に発生する虞があった。

そこで、この発明は、上記に鑑みてなされたものであって、入力軸側プーリと出力側プーリとの軸線方向における相対位置のずれを抑制することができるベルト式無段変速機を提供することを目的とするものである。

上述した課題を解決し、目的を達成するために、この発明では、駆動源からの駆動力が伝達される入力側プーリ軸と、当該入力側プーリ軸上を軸線方向に摺動する入力側可動シーブと、当該入力側可動シーブに当該軸線方向に対向するとともに当該入力側可動シーブとの間で入力側溝を形成する入力側固定シーブと、当該入力側可動シーブと当該入力側固定シーブとの間に入力側ベルト挟圧力を発生する入力側ベルト挟圧力発生手段と、からなる入力側プーリと、前記入力側プーリ軸と平行に配置される出力側プーリ軸と、当該出力側プーリ軸上を軸線方向に摺動する出力側可動シーブと、当該出力側可動シーブに当該軸線方向に対向するとともに当該出力側可動シーブとの間で出力側溝を形成する出力側固定シーブと、当該出力側可動シーブと当該出力側固定シーブとの間に出力側ベルト挟圧力を発生する出力側ベルト挟圧力発生手段と、からなる出力側プーリと、前記入力側溝と前記出力側溝との間に巻き掛けられるベルトと、前記出力側プーリ軸と同一の軸線を中心に配置される差動歯車装置に前記出力側プーリから伝達された前記駆動力を伝達する遊星歯車装置と、前記出力側プーリと前記遊星歯車装置との間に設けられる緩衝手段と、を備えることを特徴とする。

また、この発明では、上記ベルト式無段変速機において、前記遊星歯車装置は、前記出力側プーリから出力される前記駆動力が入力され、かつ前記出力側プーリ軸の軸線上を軸線方向に摺動可能な入力軸を備え、前記緩衝手段は、前記出力側プーリ軸と前記入力軸との間に設けられていることを特徴とする。

また、この発明では、上記ベルト式無段変速機において、前記緩衝手段は、前記入力軸の摺動に応じて容積が変化する緩衝用油室であることを特徴とする。

また、この発明では、上記ベルト式無段変速機において、前記遊星歯車装置は、相互に噛み合う複数のヘリカルギヤにより構成されていることを特徴とする。

これらの発明によれば、遊星歯車装置において発生するスラスト力が出力側プーリに伝達される際に、すなわち入力軸に伝達されたスラスト力が出力側プーリ軸に伝達される際に、緩衝手段、例えば入力軸の摺動、すなわち入力軸に伝達されるスラスト力に応じて容積が変化する緩衝用油室により緩衝し、出力側プーリ軸に伝達されるスラスト力を低減する。従って、駆動源からの駆動力の変動により、特に駆動源からの駆動力の変動が急激に起こることで、スラスト力が急激に増加しても、出力側プーリ軸に伝達されるスラスト力は低減されるので、出力側プーリ軸の軸線方向における入力側プーリ軸に対する位置ずれを抑制することができる。

この発明にかかるベルト式無段変速機は、駆動源からの駆動力変動時における出力側プーリ軸の軸線方向における位置ずれを抑制することで、入力軸側プーリと出力側プーリとの軸線方向における相対位置のずれを抑制することができるという効果を奏する。

以下、この発明につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、下記の実施例により、この発明が限定されるものではない。また、下記実施例における構成要素には、当業者が容易に想定できるものあるいは実質的に同一のものが含まれる。ここで、以下の説明においては、この発明にかかるベルト式無段変速機１−１，１−２を搭載する車両としてＦＦ（フロントエンジンフロントドライブ）車を用いる。また、この車両に搭載される駆動源としては、内燃機関（ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジンなど）を用いるが、これに限定されるものではなく、モータなどの電動機を駆動源として用いても良い。

図１は、実施例１にかかるベルト式無段変速機のスケルトン図である。また、図２は、実施例１にかかるベルト式無段変速機の要部断面図である。図１に示すように、内燃機関１０の出力側には、トランスアクスル２０が配置されている。このトランスアクスル２０は、トランスアクスルハウジング２１と、このトランスアクスルハウジング２１に取り付けられたトランスアクスルケース２２と、このトランスアクスルケース２２に取り付けられたトランスアクスルリヤカバー２３とにより構成されている。

このトランスアクスルハウジング２１内部には、トルクコンバータ３０が収納されている。一方、トランスアクスルケース２２とトランスアクスルリヤカバー２３とにより構成されるケース内部には、実施例１にかかるベルト式無段変速機１−１を構成する入力側プーリであるプライマリプーリ５０と、出力側プーリであるセカンダリプーリ６０と、緩衝手段である緩衝用油室７０と、遊星歯車装置である減速機８０と、ベルト１００が収納されている。なお、４０は前後進切換機構、９０は差動歯車装置である最終減速機９０である。

発進機構であるトルクコンバータ３０は、図１に示すように、駆動源であるからの駆動力、すなわち内燃機関１０からの出力トルクを増加、あるいはそのままベルト式無段変速機１−１に伝達するものである。このトルクコンバータ３０は、少なくともポンプ（ポンプインペラ）３１と、タービン（タービンインペラ）３２と、ステータ３３と、ロックアップクラッチ３４と、ダンパ装置３５とにより構成されている。

ポンプ３１は、内燃機関１０のクランクシャフト１１と同一の軸線を中心に回転可能な中空軸３６に取り付けられている。つまり、ポンプ３１は、中空軸３６とともに、クランクシャフト１１と同一の軸線を中心に回転可能である。また、ポンプ３１は、フロントカバー３７に接続されている。このフロントカバー３７は、内燃機関の１０のドライブプレート１２を介して、クランクシャフト１１に連結されている。

タービン３２は、上記ポンプ３１と対向するように配置されている。このタービン３２は、上記中空軸３６内部に配置され、クランクシャフト１１と同一の軸線を中心に回転可能なインプットシャフト３８に取り付けられている。つまり、タービン３２は、インプットシャフト３８とともに、クランクシャフト１１と同一の軸線を中心に回転可能である。

ポンプ３１とタービン３２との間には、ワンウェイクラッチ３９を介してステータ３３が配置されている。このワンウェイクラッチ３９は、上記トランスアクスルハウジング２１に固定されている。また、タービン３２とフロントカバー３７との間には、ロックアップクラッチ３４が配置されており、このロックアップクラッチ３４は、ダンパ装置３５を介してインプットシャフト３８に連結されている。なお、上記ポンプ３１やフロントカバー３７により形成されるケーシングには、図示しない作動油供給制御装置から作動流体として作動油が供給されている。

ここで、このトルクコンバータ３０の動作について説明する。内燃機関１０からの出力トルクは、クランクシャフト１１からドライブプレート１２を介して、フロントカバー３７に伝達される。ロックアップクラッチ３４がダンパ装置３５により解放されている場合は、フロントカバー３７に伝達された内燃機関１０からの出力トルクがポンプ３１に伝達され、このポンプ３１とタービン３２との間を循環する作動油を介して、タービン３２に伝達される。そして、タービン３２に伝達された内燃機関１０からの出力トルクは、インプットシャフト３８に伝達される。つまり、トルクコンバータ３０は、インプットシャフト３８を介して、内燃機関１０からの出力トルクを増加して後述するベルト式無段変速機１−１に伝達する。上記においては、ステータ３３により、ポンプ３１とタービン３２との間を循環する作動油の流れを変化させ所定のトルク特性を得ることができる。

一方、上記ロックアップクラッチ３４がダンパ装置３５によりロック（フロントカバー３７と係合）している場合は、フロントカバー３７に伝達された内燃機関１０からの出力トルクは、作動油を介さずに直接インプットシャフト３８に伝達される。つまり、トルクコンバータ３０は、インプットシャフト３８を介して、内燃機関１０からの出力トルクをそのまま後述するベルト式無段変速機１−１に伝達する。

トルクコンバータ３０と後述する前後進切換機構４０との間には、オイルポンプ２６が設けられている。このオイルポンプ２６は、ロータ２７と、ハブ２８と、ボディ２９とにより構成されている。このオイルポンプ２６は、ロータ２７により円筒形状のハブ２８を介して、上記ポンプ３１に接続されている。また、ボディ２９が上記トランスアクスルケース２２に固定されている。また、ハブ２８は、上記中空軸３６にスプライン勘合されている。従って、オイルポンプ２６は、内燃機関１０からの出力トルクがポンプ３１を介してロータ２７に伝達されるので、駆動することができる。

前後進切換機構４０は、図１に示すように、トルクコンバータ３０を介して伝達された内燃機関１０からの出力トルクを後述するベルト式無段変速機１−１のプライマリプーリ５０に伝達するものである。この前後進切換機構４０は、少なくとも切換用遊星歯車装置４１とフォワードクラッチ４２と、リバースブレーキ４３とにより構成されている。

切換用遊星歯車装置４１は、切換用サンギヤ４４と、切換用ピニオン４５と、切換用リングギヤ４６とにより構成されている。

切換用サンギヤ４４は、図示しない連結部材にスプライン勘合されている。この連結部材は、後述するプライマリプーリ５０の入力側プーリ軸であるプライマリシャフト５１にスプライン勘合されている。従って、切換用サンギヤ４４に伝達された内燃機関１０からの出力トルクは、プライマリシャフト５１に伝達される。

切換用ピニオン４５は、切換用サンギヤ４４と噛み合い、その周囲に複数個（例えば、３個）配置されている。各切換用ピニオン４５は、切換用サンギヤ４４の周囲で一体に公転可能に支持する切換用キャリヤ４７に保持されている。この切換用キャリヤ４７は、その外周端部においてリバースブレーキ４３に接続されている。

切換用リングギヤ４６は、切換用キャリヤ４７に保持された各切換用ピニオン４５と噛み合い、フォワードクラッチ４２を介して、トルクコンバータ３０のインプットシャフト３８に接続されている。

フォワードクラッチ４２は、図示しない作動油供給制御装置からインプットシャフト３８の図示しない中空部に供給された作動油により、ＯＮ／ＯＦＦ制御されるものである。フォワードクラッチ４２のＯＦＦ時には、インプットシャフト３８に伝達された内燃機関１０からの出力トルクが切換用リングギヤ４６に伝達される。一方、フォワードクラッチ４２のＯＮ時には、切換用リングギヤ４６と切換用サンギヤ４４と各切換用ピニオン４５とが互いに相対回転することなく、インプットシャフト３８に伝達された内燃機関１０からの出力トルクが直接切換用サンギヤ４４に伝達される。

リバースブレーキ４３は、図示しない作動油供給制御装置から作動油が供給された図示しないブレーキピストンにより、ＯＮ／ＯＦＦ制御されるものである。リバースブレーキ４３がＯＮ時には、切換用キャリヤ４７がトランスアクスルケース２２に固定され、各切換用ピニオン４５が切換用サンギヤ４４の周囲を公転できない状態となる。リバースブレーキ４３がＯＦＦ時には、切換用キャリヤ４７が解放され、各切換用ピニオン４５が切換用サンギヤ４４の周囲を公転できる状態となる。

ベルト式変速機１−１の入力側プーリであるプライマリプーリ５０は、前後進切換機構４０を介して伝達された内燃機関１０からの出力トルクを後述するベルト１００により、ベルト式無段変速機１−１のセカンダリプーリ６０に伝達するものである。このプライマリプーリ５０、図１に示すように、入力側プーリ軸であるプライマリシャフト５１と、入力側固定シーブ５２と、入力側可動シーブ５３と、変速比制御手段としての機能を有する入力側油室５５とにより構成されている。

プライマリシャフト５１は、軸受１０１，１０２により回転可能に支持されている。また、プライマリシャフト５１は、中空軸であり、この図示しない中空部にはトランスアクスルリヤカバー２３に形成された図示しない油供給口から入力側油室５５に供給される作動流体である作動油が流入する。

入力側固定シーブ５２は、入力側可動シーブ５３と対向するように、プライマリシャフト５１の外周に一体的に設けられている。入力側可動シーブ５３は、プライマリシャフト５１にこのプライマリシャフト５１上を軸線方向に摺動可能にスプライン勘合されている。この入力側固定シーブ５２と入力側可動シーブ５３との間、すなわち入力側固定シーブ５２の入力側可動シーブ５３に対向する面と、入力側可動シーブ５３の入力側固定シーブ５２と対向する面との間で、Ｖ字形状の入力側溝１００ａが形成されている。

入力側油室５５は、入力側可動シーブ５３の入力側固定シーブ５１と対向する面と反対側の背面５３ａと、プライマリシャフト５１に固定された円板形状の入力側隔壁５４とで構成されている。入力側可動シーブ５３の背面５３ａには、トランスアクスルリヤカバー２３側に突出する環状の突出部５３ｂが形成されている。一方、入力側隔壁５４には、入力側可動シーブ５３側に突出する環状の突出部５４ａが形成されている。この突出部５３ｂと突出部５４ａとの間には、シール手段、例えばＯリングなどが設けられている。つまり、入力側油室５５を構成する入力側可動シーブ５３の背面５３ａと、入力側隔壁５４とは、シール手段によりシールされている。

この入力側油室５５には、図示しない作動油供給制御装置から図示しない油路を介して、プライマリシャフト５１の図示しない中空部５１ａに流入した作動油が供給される。つまり、入力側油室５５に作動油を供給し、この供給された作動油の圧力により、入力側可動シーブ５３を軸線方向に摺動させ、この入力側可動シーブ５３を入力側固定シーブ５２に対して接近あるいは離隔させるものである。入力側油室５５は、入力側可動シーブ５３が入力側油路５５に供給される作動油により、入力側固定シーブ５２側への押圧力を発生することで、この入力側可動シーブ５３のプライマリシャフト５１上の軸線方向位置を制御して変速比を制御する変速比制御手段としての機能を有するものである。

ベルト式変速機１−１の出力側プーリであるセカンダリプーリ６０は、後述するベルトによりプライマリプーリ６０に伝達された内燃機関１０からの出力トルクをベルト式無段変速機１−１の減速機８０に伝達するものである。このセカンダリプーリ６０は、図１および図２に示すように、出力側プーリ軸であるセカンダリシャフト６１と、出力側固定シーブ６２と、出力側可動シーブ６３と、出力側ベルト挟圧力発生手段としての機能を有する出力側油室６５とにより構成されている。

セカンダリシャフト６１は、軸受１０３，１０４により回転可能に支持されている。また、プライマリシャフト５１は、中空軸であり、この図示しない中空部には後述するドライブシャフト１０６が配置されている。セカンダリシャフト６１の減速機８０側端部には、このセカンダリシャフト６１の径方向外方に突出する突出部６１ａが形成されている。なお、セカンダリシャフト６１とドライブシャフト１０６との間には、図示しない作動油供給制御装置から、矢印Ｂ１に示すように、トランスアクスルケース２２に形成された油供給口２２ａ介して、出力側油室６５に供給される作動流体である作動油が流入する油路１０６ａが形成されている。また、セカンダリシャフト６１には、上記油路１０６ａと出力側油室６５とを連通する連通孔６１ｂが形成されている。

出力側固定シーブ６２は、出力側可動シーブ６３と対向するように、セカンダリシャフト６１の外周に一体的に設けられている。上記出力側可動シーブ６３は、セカンダリシャフト６１にこのセカンダリシャフト６１上を軸線方向に摺動可能にスプライン勘合されている。この出力側固定シーブ６２と出力側可動シーブ６３との間、すなわち出力側固定シーブ６２の出力側可動シーブ６３に対向する面と、出力側可動シーブ６３の出力側固定シーブ６２と対向する面との間で、Ｖ字形状の入力側溝１００ｂが形成されている。

出力側油室６５は、出力側可動シーブ６３の出力側固定シーブ６１と対向する面と反対側の背面６３ａと、セカンダリシャフト６１に固定された円板形状の出力側隔壁６４とに構成されている。出力側可動シーブ６３の背面６３ａには、減速機８０側に突出する環状の突出部６３ｂが形成されている。一方、出力側隔壁６４には、出力側可動シーブ６３側に突出する環状の突出部６４ａが形成されている。この突出部６３ｂと突出部６４ａとの間には、シール手段、例えばＯリングなどが設けられている。つまり、出力側油室６５を構成する出力側可動シーブ６３の背面６３ａと、出力側隔壁６４とは、シール手段によりシールされている。

この出力側油室６５には、図示しない作動油供給制御装置から、矢印Ｂ２に示すように、油供給口２２ａ、連通孔６１ｂ、後述する減速機８０の入力軸８１に形成れた連通孔８１ｂおよび油路１０６ａを介して作動油が供給される。つまり、出力側油室６５に作動油を供給し、この供給された作動油の圧力により、出力側可動シーブ６３を軸線方向に摺動させ、この出力側可動シーブ６３を出力側固定シーブ６２に対して接近あるいは離隔させるものである。出力側油室６５は、出力側可動シーブ６３が出力側油路６５に供給される作動油により、図２の矢印Ｃ方向への押圧力を発生することで、セカンダリプーリ６０に出力側可動シーブ６３と出力側固定シーブ６２との間に巻き掛けられる後述するベルト１００に対する出力側ベルト挟圧力を発生させるベルト挟圧力発生手段としての機能を有するものである。

ベルト式無段変速機１−１の緩衝機構である緩衝用油室７０は、出力側プーリであるプライマリプーリ６０と後述する遊星歯車装置である減速機８０との間、すなわち出力側プーリ軸であるプライマリシャフト６１と後述する減速機８０の入力軸８１との間に設けられている。緩衝用油室７０は、プライマリシャフト６１の突出部６１ａと、この突出部６１ａと所定間隔で対向する後述する入力軸８１の突出部８１ａとにより構成されている。ここで、所定間隔とは、後述する入力軸８１がドライブシャフト１０６上を軸線方向に摺動できる距離よりも大きい間隔である。この突出部６１ａと突出部８１ａとの間には、シール手段、例えばＯリングなどが設けられている。つまり、緩衝用油室７０を構成するセカンダリシャフト６１の突出部６１ａと、入力軸８１の突出部８１ａとは、シール手段によりシールされている。

この緩衝用油室７０には、図示しない作動油供給制御装置から、矢印Ｂ３に示すように、油供給口２２ａ、連通孔６１ｂ、後述する連通孔８１ｂおよび油路１０６ａを介して作動油が供給される。つまり、緩衝用油室７０は、出力側油室６５に供給される作動油の一部が供給されるものである。従って、図示しない作動油供給制御装置から作動油を緩衝用油室７０に供給する新たな油路を設ける必要がなく、ベルト式無段変速機１−１の大型化を抑制することができる。

ベルト式無段変速機１−１の遊星歯車装置である減速機８０は、セカンダリプーリ６０を介して伝達された内燃機関１０からの出力トルクを最終減速機９０に伝達し、セカンダリシャフト６１からの回転を減速するものである。この減速機８０は、入力軸８１と、減速用サンギヤ８２と、減速用ピニオン８３と、減速用リングギヤ８４とにより構成されている。ここで、減速機８０は、上記出力側プーリの出力側プーリ軸、すなわちセカンダリプーリ６０のセカンダリシャフト６１の軸線Ａ上に配置される。つまり、減速機８０は、セカンダリシャフト６１の軸中心線と、各ギヤ８２，８３，８４の中心線とが同一となるように配置される。

入力軸８１は、中空軸であり、この図示しない中空部には後述するドライブシャフト１０６が配置されている。この入力軸８１は、ドライブシャフト１０６上を軸線方向に摺動可能に取り付けられている。入力軸８１のセカンダリプーリ６０側端部には、この入力軸８１の径方向外方に突出する突出部８１ａが形成されている。また、この入力軸８１は、セカンダリシャフト６１にスプライン勘合されている。なお、入力軸８１には、トランスアクスルケース２２に形成された油供給口２２ａと、セカンダリシャフト６１とドライブシャフト１０６との間に形成された油路１０６ａとを連通する連通孔８１ｂが形成されている。また、突出部８１ａには、パーキングブレーキ１０５が設けられている。

減速用サンギヤ８２は、ヘリカルギヤであり、入力軸８１の突出部８１ａが形成される端部と反対側の端部に一体に形成されている。減速用ピニオン８３は、ヘリカルギヤであり、上記減速用サンギヤ８２と噛み合い、その周囲に複数個（例えば、３個）配置されている。各減速用ピニオン８３は、減速用キャリヤ８５と後述する最終減速機９０のデフケース９１とにより、減速用サンギヤ８２の周囲で一体に公転可能に支持されている。つまり、減速用キャリヤ８５とデフケース９１は、一体で回転することとなる。減速用リングギヤ８４は、ヘリカルギヤであり、減速用キャリヤ４７とデフケース９１とによりに保持された各切換用ピニオン４５と噛み合い、トランスアクスルケース２２に固定されている。

ベルト式無段変速機１−１の差動歯車機構である最終減速機９０は、減速機８０を介して伝達された内燃機関１０からの出力トルクを車輪１０８，１０９から路面に伝達するものである。この最終減速機９０は、図１および図２に示すように、上記減速機８０により増加された内燃機関１０からの出力トルクを車輪１００に伝達するものである。この最終減速機９０は、中空部が形成されたデフケース９１と、ピニオンシャフト９２と、デフ用ピニオン９３，９４と、サイドギヤ９５，９６とにより構成されている。ここで、最終減速機９０は、上記出力側プーリの出力側プーリ軸、すなわちセカンダリプーリ６０のセカンダリシャフト６１の軸線Ａ上に配置される。つまり、最終減速機９０は、セカンダリシャフト６１の中心線と、サイドギヤ９５，９６の軸中心線とが同一となるように配置される。

デフケース９１は、上記減速機８０の減速用キャリヤ８５を介して、軸受８６，９７により回転可能に支持されている。ピニオンシャフト９２は、デフケース９１の中空部に取り付けられている。デフ用ピニオン９３，９４は、このピニオンシャフト９２に回転可能に取り付けられている。サイドギヤ９５，９６は、このデフ用ピニオン９３，９４の両方に噛合わされている。このサイドギヤ９５，９６は、それぞれドライブシャフト１０６，１０７に固定されている。

ドライブシャフト１０６は、上記中空軸であるセカンダリシャフト６１内部および入力軸８１内部に配置されており、サイドギヤ９５が固定されている端部と反対側の端部に車輪１０８が取り付けられている。一方、ドライブシャフト１０７は、サイドギヤ９６が固定されている端部と反対側の端部に車輪１０９が取り付けられている。

ベルト式無段変速機１−１のベルト１００は、プライマリプーリ５０を介して伝達された内燃機関１０からの出力トルクをセカンダリプーリ６０に伝達するものである。このベルトは、図１に示すように、プライマリプーリ５０の入力側溝１００ａとセカンダリプーリ６０の出力側溝１００ｂとの間に巻き掛けられている。また、ベルト１００は、多数の金属製の駒と複数本のスチールリングで構成された無端ベルトである。

次に、実施例１にかかるベルト式無段変速機１−１の動作について説明する。図３は、実施例１にかかるベルト式無段変速機の動作説明図である。車両に設けられた図示しないシフトポジション装置により、運転者が前進ポジションを選択した場合は、図示しないＥＣＵ（Engine Control Unit）が、図示しない作動油供給制御装置から供給された作動油によりフォワードクラッチ４２をＯＮ、リバースブレーキ４３をＯＦＦとし、前後進切換機構４０を制御する。これにより、インプットシャフト３８とプライマリシャフト５１が直結状態となる。つまり、切換用遊星歯車装置４１の切換用サンギヤ４４と切換用リングギヤ４６を直接連結し、内燃機関１０のクランクシャフト１１の回転方向と同一方向にプライマリシャフト５１を回転させ、この内燃機関１０からの出力トルクをプライマリプーリ５０に伝達する。プライマリプーリ５０に伝達された内燃機関１０からの出力トルクは、ベルト１００を介してセカンダリプーリ６０に伝達され、このセカンダリプーリ６０のセカンダリシャフト６１を回転させる。

セカンダリプーリ６０に伝達された内燃機関１０の出力トルクは、セカンダリシャフト６１から減速機８０の入力軸８１に伝達され、この入力軸８１を回転させる。入力軸８１が回転することで、減速用サンギヤ８２が同一方向に回転する。減速用サンギヤ８２および減速用リングギヤ８４と噛み合う各減速用ピニオン８３は、自転しながら、減速用サンギヤ８２の周囲を公転する。各減速用ピニオン８３が減速用サンギヤ８２の周囲を公転することにより、この各減速用ピニオン８３を支持する減速用キャリヤ８５と最終減速機９０のデフケース９１を減速用サンギヤ８２の回転方向と同一方向に回転させ、セカンダリプーリ６０に伝達された内燃機関１０からの出力トルクは、最終減速機９０に伝達される。デフケース９１に伝達された内燃機関１０からの出力トルクは、デフ用ピニオン９３，９４およびサイドギヤ９５，９６を介してドライブシャフト１０６，１０７に伝達され、その端部に取り付けられた車輪１０８，１０９に伝達され、車輪１０８，１０９を回転させ、車両は前進する。

一方、車両に設けられた図示しないシフトポジション装置により、運転者が後進ポジションを選択した場合は、図示しないＥＣＵが、図示しない作動油供給制御装置から供給された作動油によりフォワードクラッチ４２をＯＦＦ、リバースブレーキ４３をＯＮとし、前後進切換え機構４０を制御する。これにより、切換用遊星歯車装置４１の切換用キャリヤ４７がトランスアクスルケース２２に固定され、各切換用ピニオン４５が自転のみを行うように切換用キャリヤ４７に保持される。従って、切換用リングギヤ４６がインプットシャフト３８と同一方向に回転し、この切換用リングギヤ４６と噛合っている各切換用ピニオン４５もインプットシャフト３８と同一方向に回転し、この各切換用ピニオン４５と噛合っている切換用サンギヤ４４がインプットシャフト３８と逆方向に回転する。つまり、切換用サンギヤ４４に連結されているプライマリシャフト５１は、インプットシャフト３８と逆方向に回転する。これにより、セカンダリプーリ６０のセカンダリシャフト６１、入力軸８１、デフケース９１、ドライブシャフト１０６，１０７などは、運転者が前進ポジションを選択した場合とは逆方向に回転し、車両が後進する。

また、図示しないＥＣＵは、車両の速度や運転者のアクセル開度などの所条件とＥＣＵの記憶部に記憶されているマップ（例えば、機関回転数とスロットル開度に基づく最適燃費曲線など）とに基づいて、内燃機関１０の運転状態が最適となるようにベルト式無段変速機１−１の変速比を制御する。このベルト式無段変速機１−１の変速比の制御は、プライマリプーリ６０の変速比制御手段である入力側油室５５に図示しない作動油供給制御装置から供給される作動油の油圧を制御することで行われる。つまり、入力側可動シーブ５３がプライマリシャフト５１の軸線方向に移動し、入力側固定シーブ５２とこの入力側可動シーブ５３との間の間隔、すなわち入力側溝１００ａの幅を調整する。これにより、プライマリプーリ５０におけるベルト１００の接触半径が変化し、プライマリプーリ５０の回転数とセカンダリプーリ６０の回転数との比である変速比が無段階（連続的）に制御される。

一方、セカンダリプーリ６０においては、ベルト挟圧力発生手段である出力側油室６５に図示しない作動油供給制御装置から供給される作動油の油圧を制御することで、出力側固定シーブ６２とこの出力側可動シーブ６３とによりベルト１００を挟み付けるベルト挟圧力が調整される。これにより、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との間に巻き掛けられたベルト１００の張力が制御される。

ここで、遊星歯車装置である減速機８０は、相互に噛み合う減速用サンギヤ８２、各減速用ピニオン８３、減速用リングギヤ８４がヘリカルギヤであるため、この減速機８０にセカンダリプーリ６０のセカンダリシャフト６１を介して内燃機関１０からの出力トルクが伝達されると、これら各ギヤにはスラスト力が発生する。内燃機関１０からの出力トルクが変動、特に急激に変動すると、入力軸８１に伝達されるスラスト力は変化する。このスラスト力が瞬間的に増加する際には、例えば図３の矢印Ｄに示すように、スラスト力が瞬間的に減速用サンギヤ８２から入力軸８１に伝達される。このスラスト力は、入力軸８１の突出部８１ａを介して、緩衝手段である緩衝用油室７０内の作動油に瞬間的に伝達される。

このとき、緩衝用油室７０内の作動油の圧力が上記突出部８１ａを介して瞬間的に伝達されたスラスト力よりも小さいと、緩衝用油室７０内の作動油の一部は、図３の矢印Ｂ４に示すように、セカンダリシャフト６１の突出部６１ａと入力軸８１の突出部８１ａとの間から油路１０６ａに戻る。これにより、作動油に伝達されたスラスト力に応じて緩衝用油室７０の容積が変化、すなわち入力軸８１が矢印Ｄ方向にドライブシャフト１０６上を摺動し、この作動油に伝達されたスラスト力が緩衝される。作動油に伝達されたスラスト力が緩衝用油室７０により緩衝されることで、セカンダリシャフト６１の突出部６１ａに伝達されるスラスト力が低減される。つまり、減速機８０において発生したスラスト力、すなわち入力軸８１に伝達されたスラスト力が、セカンダリプーリ６０のセカンダリシャフト６１に伝達される際に、このスラスト力が緩衝手段である緩衝用油室７０の作動油に伝達されることにより緩衝され、セカンダリシャフト６１、すなわちセカンダリプーリ６０に伝達されるスラスト力が低減される。

以上により、内燃機関１０からの出力トルクの変動により、特に内燃機関１０からの出力トルクの変動が急激に起こることで、入力軸８１に伝達されるスラスト力が急激に変化しても、セカンダリシャフト６１に伝達されたスラスト力は低減されるので、セカンダリシャフト６１の軸線方向におけるプライマリシャフト５１に対する急激な位置ずれを抑制することができる。従って、内燃機関１０からの出力トルクの変動により、スラスト力が急激に増加しても、セカンダリシャフト６１に伝達されるスラスト力は低減されるので、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との軸線方向における相対位置のずれを抑制することができる。これにより、ベルト１００がずれ、すなわち瞬間的に軸線方向に対して傾斜した状態で、ベルト１００を介してプライマリプーリ５０からセカンダリプーリ６０に内燃機関１０からの出力トルクが伝達されることを低減でき、耐久性が低下するなどの悪影響を抑制することができる。

なお、このスラスト力が瞬間的に減少する際には、図２の矢印Ｂ３に示すように、セカンダリシャフト６１の突出部６１ａと入力軸８１の突出部８１ａと間から油路１０６ａの作動油が緩衝用油室７０に供給される。これにより、作動油に伝達されたスラスト力に応じて緩衝用油室７０の容積が変化、すなわち入力軸８１が矢印Ｄ方向と反対方向にドライブシャフト１０６上を摺動するので、セカンダリシャフト６１の軸線方向における位置は変化しない、あるいはほとんど変化しない。従って、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との軸線方向における相対位置のずれを抑制することができる。

また、上記スラスト力が瞬間的に増加する際には、図３の矢印Ｂ４に示すように、緩衝用油室７０内の作動油の一部が油路１０６ａに戻るが、この油路１０６ａに戻った作動油は、同図の矢印Ｂ２に示すように、セカンダリプーリ６０の連通孔６１ｂを介して出力側油路６５に供給される。従って、セカンダリプーリ６０の出力側可動シーブ６３は、同図の矢印Ｃ方向への押圧力が増加し、内燃機関１０の出力トルクが増加する際におけるセカンダリプーリ６０の出力側ベルト挟圧力を増加させることができる。

また、緩衝手段である緩衝用油室７９内には、同一の圧力の作動油が供給される。従って、セカンダリシャフト６１はトランスアクスルハウジング２１側に、減速機８０の入力軸は、最終減速機９０側に押圧された状態となり、セカンダリシャフト６１の軸線方向におけるがたつきを抑制することができる。

図４は、実施例２にかかるベルト式無段変速機のスケルトン図である。図５は、実施例２にかかるベルト式無段変速機の要部断面図である。図６は、実施例２にかかるベルト式無段変速機の動作説明図である。図７−１は、トルクカムの構成例を示す図である。図７−２は、トルクカムの動作説明図である。図４に示すベルト式無段変速機１−２が、図１に示す燃料供給装置１−１と異なる点は、セカンダリプーリ６０に伝達された内燃機関１０からの出力トルクをセカンダリシャフト６１ではなく中間部材６６を介して減速機８０の入力軸に伝達する点である。なお、図４に示すベルト式無断変速機１−２の基本的構成は、図１に示すベルト式無段変速機１−１の基本的構成と同様であるため、その説明は省略する。

セカンダリプーリ６０は、図１および図２に示すように、ベルト挟圧力発生手段として、出力側油室６５以外にトルクカム６７を備える。このトルクカム６７が主として出力側ベルト挟圧力を発生させ、出力側油室６５はトルクカム６７により発生した出力側ベルト挟圧力の不足分を発生させる。

トルクカム６７は、図２および図７−１に示すように、セカンダリプーリ６０の出力側可動シーブ６３に環状に設けられた山谷状の第１係合部６３ｃと、この第１係合部６３ｃとセカンダリシャフト６１の軸線方向において対向する後述する中間部材６６に形成された第２係合部６６ｃと、この第１係合部６３ｃと第２係合部６６ｃとの間に配置された円板形状の伝達部材６８とにより構成されている。

中間部材６６は、セカンダリシャフト６１の軸線方向に固定された軸受け１１０と、その径方向に固定された軸受け１１１とにより、セカンダリシャフト６１や出力側可動シーブ６３に対してセカンダリシャフト６１上で相対回転可能に支持されている。この中間部材６６は、減速機８０の入力軸８１とスプライン勘合されている。つまり、セカンダリプーリ６０に伝達された内燃機関１０からの出力トルクは、この中間部材６６を介して減速機８０に伝達される。

中間部材６６は、出力側油室６５を構成する出力側隔壁としての機能を有する。つまり、実施例２にかかるベルト式無段変速機１−２における出力側油室６５は、出力側可動シーブ６３の背面６３ａと、中間部材６６とにより構成されている。なお、この中間部材６６には、出力側可動シーブ６３側に突出する環状の突出部６６ａが形成されており、この突出部６６ａと背面６３ａの突出部６３ｂとの間にシール手段、例えばＯリングなどが設けられている。つまり、出力側油室６５を構成する出力側可動シーブ６３の背面６３ａと、中間部材６６とは、シール手段によりシールされている。

この出力側油室６５には、図示しない作動油供給制御装置から作動油が供給されるが、緩衝用油路７０'を介して供給される。つまり、図５の矢印Ｂ３に示すように、油路１０６ａに流入した作動油は、セカンダリシャフト６１の突出部６１ａと入力軸８１の突出部８１ａと間から緩衝用油路７０に供給される。この緩衝用油路７０に供給された作動油は、矢印Ｂ４に示すように、セカンダリシャフト６１と中間部材６６との間から出力側油室６５に供給される。この供給された作動油の圧力により、矢印Ｃ方向への押圧力を発生することで、セカンダリプーリ６０に出力側可動シーブ６３と出力側固定シーブ６２との間に巻き掛けられるベルト１００に対するベルト挟圧力を発生させる。

また、中間部材６６は、緩衝手段である緩衝用油室７０の一部を構成する。つまり、緩衝用油室７０は、セカンダリシャフト６１の突出部６１ａと入力軸８１の突出部８１ａと中間部材６６とにより構成されている。この中間部材６６には、減速機８０側に突出する環状の突出部６６ｂが形成されており、この突出部６６ｂと入力軸８１の突出部８１ａｂとの間にシール手段、例えばＯリングなどが設けられている。

ここで、トルクカム６７の動作について説明する。プライマリプーリ５０に内燃機関１０からの出力トルクが伝達され、このプライマリプーリ５０が回転すると、ベルト１００を介してセカンダリプーリ６０が回転する。このとき、セカンダリプーリ６０の出力側可動シーブ６３は、この出力側固定シーブ６２、セカンダリシャフト６１、軸受１１０ともに回転するため、この出力側可動シーブ６３と中間部材６６との間に相対回転が発生する。そして、図７−１に示すように、第１係合部６３ｃと第２係合部６６ｃとが接近した状態から、伝達部材６８により、図７−２に示すように第１係合部６３ｃと第２係合部６６ｃとが離隔した状態に変化する。これにより、トルクカム６７は、セカンダリプーリ６０にベルト１００に対するベルト挟圧力を発生する。

次に、実施例２にかかるベルト式無段変速機１−１の動作について説明する。なお、図４に示すベルト式無断変速機１−２の基本的動作は、図１に示すベルト式無段変速機１−１の基本的動作と同様であるため、その説明は省略する。

遊星歯車装置である減速機８０において発生したスラスト力が瞬間的に増加する際には、例えば図５の矢印Ｄに示すように、スラスト力が瞬間的に減速用サンギヤ８２から入力軸８１に伝達され、この入力軸８１の突出部８１ａを介して、緩衝手段である緩衝用油室７０内の作動油に瞬間的に伝達される。このとき、緩衝用油室７０内の作動油の圧力が上記突出部８１ａを介して瞬間的に伝達されたスラスト力よりも小さいと、緩衝用油室７０内の作動油の一部は、図６の矢印Ｂ５に示すように、セカンダリシャフト６１の突出部６１ａと入力軸８１の突出部８１ａと間から油路１０６ａに戻る。これにより、作動油に伝達されたスラスト力に応じて緩衝用油室７０の容積が変化、すなわち入力軸８１が矢印Ｄ方向にドライブシャフト１０６上を摺動し、この作動油に伝達されたスラスト力が緩衝される。

作動油に伝達されたスラスト力が緩衝用油室７０により緩衝されることで、セカンダリシャフト６１の突出部６１ａおよび中間部材６６に伝達されるスラスト力が低減される。つまり、減速機８０において発生したスラスト力、すなわち入力軸８１に伝達されたスラスト力が、セカンダリプーリ６０のセカンダリシャフト６１および中間部材に伝達される際に、このスラスト力が緩衝手段である緩衝用油室７０の作動油に伝達されることにより緩衝され、セカンダリシャフト６１および中間部材６６、すなわちセカンダリプーリ６０に伝達されるスラスト力が低減される。

以上により、内燃機関１０からの出力トルクの変動により、特に内燃機関１０からの出力トルクの変動が急激に起こることで、入力軸８１に伝達されるスラスト力が急激に変化しても、セカンダリシャフト６１および中間部材６６に伝達されたスラスト力は低減されるので、セカンダリシャフト６１の軸線方向におけるプライマリシャフト５１に対する急激な位置ずれを抑制することができる。従って、内燃機関１０からの出力トルクの変動により、スラスト力が急激に増加しても、セカンダシャフト６１および中間部材６６に伝達されるスラスト力は低減されるので、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との軸線方向における相対位置のずれを抑制することができる。これにより、ベルト１００がずれ、すなわち瞬間的に軸線方向に対して傾斜した状態で、ベルト１００を介してプライマリプーリ５０からセカンダリプーリ６０に内燃機関１０からの出力トルクが伝達されることを低減でき、耐久性が低下するなどの悪影響を抑制することができる。

また、上記中間部材６６をセカンダリシャフト６１や出力側可動シーブ６３に対してセカンダリシャフト６１上で相対回転可能に支持する軸受１１０，１１１は、緩衝用油路７０に供給された作動油が出力側油室６５に供給される際に潤滑される。従って、上記軸受け１１０，１１１を潤滑するための新たな油路を設ける必要がなく、ベルト式無段変速機１−２の大型化を抑制することができ、簡単な構成とすることができる。

また、上記実施例２にかかる緩衝手段である緩衝用油室７０は、セカンダリシャフト６１の突出部６１ａと入力軸８１の突出部８１ｂ間に形成される空間部のみならず、セカンダリシャフト６１の突出部６１ａと中間部材６６との間に形成される空間部を有する。つまり、緩衝用油室７０の最大容量が大きいので、作動油に伝達されたスラスト力をさらに緩衝することができ、セカンダリシャフト６１および中間部材６６に伝達されるスラスト力をさらに低減することができる。これにより、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との軸線方向における相対位置のずれをさらに抑制することができる。

また、上記実施例２にかかる緩衝手段である緩衝用油室７０は、上述のように、最大容量を大きく、作動油に伝達されたスラスト力をさらに緩衝することができるので、内燃機関１０からの出力トルクが伝達された際に発生するスラスト力が増加する径の小さいヘリカルギヤを減速機８０の各ギヤに用いることができる。これにより、減速機８０の径方向の小型化がはかれ、ベルト式無段変速機１−２の大型化をさらに抑制することができる。

図８は、実施例２にかかるベルト式無段変速機の他の要部断面図である。図５に示すベルト式無段変速機１−２では、セカンダリシャフト６１を回転可能に支持する一方の軸受１０４、すなわち中間部材６６の径方向外方側で勘合する軸受１０４は図示しない外輪、転動体、内輪とにより構成されているが、図８に示すように、外輪１０４ａ、転動体１０４ｂと中間部材６６とにより構成しても良い。つまり、軸受１０４の内輪として、中間部材６６を用い、転動体１０４ｂと中間部材６６の外周とにより、内輪側転動部を形成しても良い。これにより、図８に示すセカンダリシャフト６１を回転可能に支持する一方の軸受１０４の径方向における幅ｈ２が、図５に示すセカンダリシャフト６１を回転可能に支持する一方の軸受１０４の径方向における幅ｈ１よりも狭くなり、ベルト式無段変速機１−２の大型化を抑制することができる。

なお、上記実施例１，２においては、入力側ベルト挟圧力発生手段として入力側油室５５、出力側挟圧力発生手段として出力側油室６５およびトルクカム６７を用いたがこれに限定されるものではなく、例えばモータなど電動機を単独であるいは併用して用いても良い。

また、上記実施１，２においては、緩衝手段として、減速機８０の入力軸８１の摺動に応じて容積が変化する緩衝用油室７０を用いたがこれに限定されるものではない。例えば、セカンダリプーリ６０と減速機８０との間であるセカンダリシャフト６１と入力軸８１との間にバネ、ゴム、ポリウレタンエラストマなどの弾性体を設けても良い。

以上のように、この発明にかかるベルト式無段変速機は、出力側プーリの出力側プーリ軸と同一の軸線を中心に遊星歯車装置が配置されるベルト式無段変速機に有用であり、特に、入力軸側プーリと出力側プーリとの軸線方向における相対位置のずれを抑制するのに適している。

実施例１にかかるベルト式無段変速機のスケルトン図である。 実施例１にかかるベルト式無段変速機の要部断面図である。 実施例１にかかるベルト式無段変速機の動作説明図である。 実施例２にかかるベルト式無段変速機のスケルトン図である。 実施例２にかかるベルト式無段変速機の要部断面図である。 実施例２にかかるベルト式無段変速機の動作説明図である。 トルクカムの構成例を示す図である。 トルクカムの動作説明図である。 実施例２にかかるベルト式無段変速機の他の要部断面図である。

符号の説明

１−１，２ ベルト式無段変速機
１０ 内燃機関（駆動源）
２０ トランスアクスル
３０ トルクコンバータ
４０ 前後進切換機構
５０ プライマリプーリ（入力側プーリ）
５１ プライマリシャフト（入力側プーリ軸）
５２ 入力側固定シーブ
５３ 入力側可動シーブ
５４ 入力側隔壁
５５ 入力側油室（変速比制御手段）
６０ セカンダリプーリ（出力側プーリ）
６１ セカンダリシャフト（出力側プーリ軸）
６１ａ 突出部
６２ 出力側固定シーブ
６３ 出力側可動シーブ
６４ 出力側隔壁
６５ 出力側油室（ベルト挟圧力発生手段）
７０ 緩衝用油室（緩衝手段）
８０ 減速機（遊星歯車装置）
８１ 入力軸
８１ａ 突出部
８２ 減速用サンギヤ
８３ 減速用ピニオン
８４ 減速用リングギヤ
８５ 減速用キャリヤ
９０ 最終減速機（差動歯車装置）
１００ ベルト
１００ａ 入力側溝
１００ｂ 出力側溝

Claims (4)

1. 駆動源からの駆動力が伝達される入力側プーリ軸と、当該入力側プーリ軸上を軸線方向に摺動する入力側可動シーブと、当該入力側可動シーブに当該軸線方向に対向するとともに当該入力側可動シーブとの間で入力側溝を形成する入力側固定シーブと、からなる入力側プーリと、
   前記入力側プーリ軸と平行に配置される出力側プーリ軸と、当該出力側プーリ軸上を軸線方向に摺動する出力側可動シーブと、当該出力側可動シーブに当該軸線方向に対向するとともに当該出力側可動シーブとの間で出力側溝を形成する出力側固定シーブと、からなる出力側プーリと、
   前記入力側溝と前記出力側溝との間に巻き掛けられるベルトと、
   前記出力側プーリ軸と同一の軸線を中心に配置される差動歯車装置に前記出力側プーリから伝達された前記駆動力を伝達する遊星歯車装置と、
   前記出力側プーリと前記遊星歯車装置との間に設けられる緩衝手段と、
   を備えることを特徴とするベルト式無段変速機。
2. 前記遊星歯車装置は、前記出力側プーリから伝達される前記駆動力が伝達され、かつ前記出力側プーリ軸の軸線上を軸線方向に摺動可能な入力軸を備え、
   前記緩衝手段は、前記出力側プーリ軸と前記入力軸との間に設けられていることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機。
3. 前記緩衝手段は、前記入力軸の摺動に応じて容積が変化する緩衝用油室であることを特徴とする請求項２に記載のベルト式無段変速機。
4. 前記遊星歯車装置は、相互に噛み合う複数のヘリカルギヤにより構成されていることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載のベルト式無段変速機。

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