JP2015169222A

JP2015169222A - 無段変速機

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Publication number: JP2015169222A
Application number: JP2014042553A
Authority: JP
Inventors: 内野　智司; Tomoji Uchino; 智司内野
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2014-03-05
Filing date: 2014-03-05
Publication date: 2015-09-28
Anticipated expiration: 2034-03-05
Also published as: JP6072715B2

Abstract

【課題】ベルト式無段変速機構に副変速機構を組み合わせた無段変速機において、クラッチの数を減少させながら車両の減速時に駆動輪側から駆動源側への駆動力の逆伝達を可能にする。【解決手段】第１出力切換機構３６および第２出力切換機構３７は、両方向の相対回転を阻止する第１状態と、両方向の相対回転を許容する第２状態と、一方向の相対回転だけを許容する第３状態とを切り換え可能なので、ＬＯＷモードで第１出力切換機構３６を第１状態として第２出力切換機構を第２状態とし、ＨＩモードで第１出力切換機構３６を第２状態として第２出力切換機構３７を第１状態とし、ＬＯＷモードおよびＨＩモード間の移行モードで第１出力切換機構３６および第２出力切換機構３７を第３状態とすることで、エンジンブレーキ機能や減速フュエルカットからの復帰機能を確保するとともに、移行モードでは駆動力伝達の途切れを回避しながらインターロックの発生を防止することができる。【選択図】図３

Description

本発明は、ベルト式無段変速機構に副変速機構を組み合わせることでオーバーオール変速比の拡大を図った無段変速機に関する。

第１プーリおよび第２プーリを無端ベルトで接続したベルト式無段変速機構を備え、駆動源→第１プーリ→無端ベルト→第２プーリ→駆動輪の経路で駆動力を伝達するＬＯＷモードと、駆動源→第２プーリ→無端ベルト→第１プーリ→駆動輪の経路で駆動力を伝達するＨＩモードとを複数のクラッチで切り換えることで、オーバーオール変速比の拡大を図った無段変速機において、ベルト式無段変速機構の下流側の駆動力出力経路にワンウェイクラッチを配置することで、クラッチやブレーキ等の摩擦係合要素の数を減少させるとともに、ＬＯＷモードおよびＨＩモードの切り換え時に油圧による変速比の制御不良が発生しても、ワンウェイクラッチがスリップすることでインターロックの発生を防止可能なものが、下記特許文献１により公知である。

特表２０１１−５２４５００号公報

ところで、ベルト式無段変速機構の下流側の駆動力出力経路にワンウェイクラッチを配置すると、車両の減速により駆動輪側からエンジン側に駆動力が逆伝達されるときにワンウェイクラッチが係合解除するため、エンジンブレーキを作動させることができなくなったり、減速フュエルカット状態からのエンジンの再始動ができなくなっ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、ベルト式無段変速機構に副変速機構を組み合わせた無段変速機において、クラッチの数を減少させながら車両の減速時に駆動輪側から駆動源側への駆動力の逆伝達を可能にすることを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、駆動源からの駆動力を無端伝動部材を巻き掛けた一対のプーリ間で連続的に変速する無段変速機構と、前記駆動源からの駆動力を前記無段変速機構の一方のプーリに入力する第１入力経路と、前記無段変速機構の他方のプーリから駆動力を出力する第１出力経路と、前記駆動源からの駆動力を前記無段変速機構の他方のプーリに入力する第２入力経路と、前記無段変速機構の一方のプーリから駆動力を出力する第２出力経路と、前記第１入力経路の駆動力伝達を接続・遮断する第１入力切換機構と、前記第２入力経路の駆動力伝達を接続・遮断する第２入力切換機構と、前記第１出力経路の駆動力伝達を接続・遮断する第１出力切換機構と、前記第２出力経路の駆動力伝達を接続・遮断する第２出力切換機構とを備える無段変速機であって、前記第１出力切換機構および前記第２出力切換機構は、第１方向および第２方向の相対回転を阻止する第１状態と、第１方向および第２方向の相対回転を許容する第２状態と、第１方向の相対回転を許容して第２方向の相対回転を阻止する第３状態とを切り換え可能な機械式クラッチで構成され、前記駆動源からの駆動力が前記第１入力切換機構から入力されて前記第１出力切換機構から出力されるときに、前記第１出力切換機構は前記第１状態とされて前記第２出力切換機構は前記第２状態とされ、前記駆動源からの駆動力が前記第２入力切換機構から入力されて前記第２出力切換機構から出力されるときに、前記第１出力切換機構は前記第２状態とされて前記第２出力切換機構は前記第１状態とされ、前記駆動源からの駆動力が前記第１入力切換機構から入力されて前記第１出力切換機構から出力される状態と、前記駆動源からの駆動力が前記第２入力切換機構から入力されて前記第２出力切換機構から出力される状態とを切り換えるときに、前記第１出力切換機構および前記第２出力切換機構は前記第３状態とされることを特徴とする無段変速機が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記第１出力切換機構および前記第２出力切換機構は同軸上で向かい合わせに配置され、前記第１状態、前記第２状態および前記第３状態を油圧により切り換え可能であることを特徴とする無段変速機が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項１または請求項２の構成に加えて、前記第１入力切換機構はサンギヤ、キャリヤおよびリングギヤからなる三つの要素を備える遊星歯車機構で構成され、第１要素は前記駆動源からの駆動力が入力され、第２要素はブレーキでケーシングに結合可能であり、第１要素および第３要素はクラッチで相互に結合可能であることを特徴とする無段変速機が提案される。

尚、実施の形態の遊星歯車機構１７は本発明の第１入力切換機構に対応し、実施の形態のＬＯＷブレーキ２２は本発明のブレーキに対応し、実施の形態のＲＶＳクラッチ２４は本発明のクラッチに対応し、実施の形態のＨＩクラッチ２５は本発明の第２入力切換機構に対応し、実施の形態のベルト式無段変速機構２６は本発明の無段変速機構に対応し、実施の形態の第１プーリ２７および第２プーリ２８は本発明のプーリに対応し、実施の形態の無端ベルト２９は本発明の無端伝動部材に対応し、実施の形態のＬＯＷツーウェイクラッチ３６は本発明の第１出力切換機構に対応し、実施の形態のＨＩツーウェイクラッチ３７は本発明の第２出力切換機構に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応する。

請求項１の構成によれば、第１、第２入力切換機構および第１、第２出力切換機構を切り換えることで、駆動源からの駆動力は、駆動源→第１入力経路（第１入力切換機構）→一方のプーリ→無端伝動部材→他方のプーリ→第１出力経路（第１出力切換機構）の経路で伝達されてＬＯＷモードが確立し、また駆動源からの駆動力は、駆動源→第２入力経路（第２入力切換機構）→他方のプーリ→無端伝動部材→一方のプーリ→第２出力経路（第２出力切換機構）の経路で伝達されてＨＩモードが確立するので、無段変速機のオーバーオール変速比を大幅に拡大することができる。

第１出力切換機構および第２出力切換機構は、第１方向および第２方向の相対回転を阻止する第１状態と、第１方向および第２方向の相対回転を許容する第２状態と、第１方向の相対回転を許容して第２方向の相対回転を阻止する第３状態とを切り換え可能な機械式クラッチで構成されるので、ＬＯＷモードで第１出力切換機構を第１状態として第２出力切換機構を第２状態とし、ＨＩモードで第１出力切換機構を第２状態として第２出力切換機構を第１状態とし、ＬＯＷモードおよびＨＩモード間の移行モードで第１出力切換機構および第２出力切換機構を第３状態とすることで、クラッチやブレーキ等の摩擦係合要素の数を減らすことができるだけでなく、ＬＯＷモードおよびＨＩモードでの走行中に駆動輪側から駆動源側への駆動力の逆伝達を可能にし、エンジンブレーキ機能や減速フュエルカットからの復帰機能を確保するとともに、ＬＯＷモードおよびＨＩモード間の移行モードでは駆動力伝達の途切れを回避しながらインターロックの発生を防止することができる。

また請求項２の構成によれば、第１出力切換機構および第２出力切換機構は同軸上で向かい合わせに配置され、第１状態、第２状態および第３状態を油圧により切り換え可能であるので、第１出力切換機構および第２出力切換機構を作動させる油圧装置を集約して構造の簡素化を図ることができる。

また請求項３の構成によれば、第１入力切換機構はサンギヤ、キャリヤおよびリングギヤからなる三つの要素を備える遊星歯車機構で構成され、第１要素は駆動源からの駆動力が入力され、第２要素はブレーキでケーシングに結合可能であり、第１要素および第３要素はクラッチで相互に結合可能であるので、前後進切換機構の機能を有する第１入力切換機構を第１入力経路の回転軸と同軸に配置し、無段変速機構の小型化および軽量化を図ることができる。

無段変速機のスケルトン図。図１の２部拡大図。ＬＯＷモードのトルクフロー図。移行モード１のトルクフロー図。移行モード２のトルクフロー図。ＨＩモードのトルクフロー図。後進モードのトルクフロー図。

以下、図１〜図７に基づいて本発明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副入力軸１４および出力軸１５とを備え、主入力軸１３の外周に副軸１６が相対回転自在に支持される。

主入力軸１３の外周に配置された遊星歯車機構１７は、主入力軸１３に固設されたサンギヤ１８と、主入力軸１３に相対回転自在に支持されたキャリヤ１９と、主入力軸１３に相対回転自在に支持されたリングギヤ２０と、キャリヤ１９に支持されてサンギヤ１８およびリングギヤ２０に噛合する複数のピニオン２１…とを備える。キャリヤ１９はＬＯＷブレーキ２２を介してケーシング２３に結合可能であり、リングギヤ２０はＲＶＳクラッチ２４を介して主入力軸１３に結合可能である。また副軸１６はＨＩクラッチ２５を介して主入力軸１３に結合可能である。

主入力軸１３および副入力軸１４間に配置されたベルト式無段変速機構２６は、副入力軸１４に設けられた第１プーリ２７と、主入力軸１３に設けられた第２プーリ２８と、第１プーリ２７および第２プーリ２８間に巻き掛けられた無端ベルト２９とを備え、第１プーリ２７および第２プーリ２８の溝幅を変化させることで、主入力軸１３および副入力軸１４間の変速比を無段階に変更可能である。

遊星歯車機構１７のリングギヤ２０の外周に一体に形成された第１入力ギヤ３０が、副入力軸１４に固設した第２入力ギヤ３１に噛合する。また副軸１６に固設した第１出力ギヤ３２が出力軸１５に相対回転自在に支持した第２出力ギヤ３３に噛合するとともに、副入力軸１４に固設した第３出力ギヤ３４が出力軸１５に相対回転自在に支持した第４出力ギヤ３５に噛合する。そして第２出力ギヤ３３と出力軸１５との間にＬＯＷツーウェイクラッチ３６が配置され、第４出力ギヤ３５と出力軸１５との間にＨＩツーウェイクラッチ３７が配置される。

出力軸１５に固設したファイナルドライブギヤ３８がディファレンシャルギヤ３９のケースに固設したファイナルドリブンギヤ４０に噛合しており、ディファレンシャルギヤ３９から左右に延びる車軸４１，４１が左右の駆動輪（不図示）に接続される。

次に、図２に基づいてＬＯＷツーウェイクラッチ３６およびＨＩツーウェイクラッチ３７の具体的構造を説明する。

ＬＯＷツーウェイクラッチ３６およびＨＩツーウェイクラッチ３７は実質的に同一構造を有するもので、出力軸１５に固設したハブ４２の両側に左右対称に配置される。その代表としてＬＯＷツーウェイクラッチ３６の構造を説明すると、ハブ４２の右側面に第１ピン４３および第２ピン４４を介してそれぞれ第１スプラグ４５および第２スプラグ４６が揺動自在に支持されており、ハブ４２の右側面に対向する第２出力ギヤ３３の左側面には第１段部４７および第２段部４８が形成される。第１スプラグ４５および第２スプラグ４６はハブ４２の内部に組み込まれた油圧アクチュエータで独立に駆動され、ハブ４２内に没するオフ位置と、第２出力ギヤ３３に向けて突出するオン位置との間を揺動可能である。

図２（Ａ）に示すように、第１スプラグ４５および第２スプラグ４６が共にオン位置に突出すると、第１スプラグ４５が第１段部４７に係合し、第２スプラグ４６が第２段部４８に係合することで、ハブ４２（つまり出力軸１５）と第２出力ギヤ３３とが一体に結合される（第１状態）。また図２（Ｂ）に示すように、第１スプラグ４５だけがオン位置に突出すると、第１スプラグ４５が第１段部４７に係合することで、第２出力ギヤ３３が図中下方に相対回転するときには、第１スプラグ４５を介してハブ４２と第２出力ギヤ３３とが一体に結合されるが、第２出力ギヤ３３が図中上方に相対回転するときには、第２スプラグ４６が鎖線位置に押し戻されることで、ハブ４２と第２出力ギヤ３３が相対回転自在なワンウェイクラッチ状態になる（第３状態）。また図２（Ｃ）に示すように、第１スプラグ４５および第２スプラグ４６が共にオフ位置に没すると、第１スプラグ４５および第２スプラグ４６と第１段部４７および第２段部４８との係合が解除されることで、ハブ４２と第２出力ギヤ３３とが自由に相対回転可能になる（第２状態）。

同様に、ＨＩツーウェイクラッチ３７は、図２（Ｃ）に示すように、第１スプラグ４５および第２スプラグ４６が共にオン位置に突出すると、ハブ４２（つまり出力軸１５）と第４出力ギヤ３５とが一体に結合される（第１状態）。また図２（Ｂ）に示すように、第１スプラグ４５だけがオン位置に突出すると、第１スプラグ４５が第１段部４７に係合することで、第４出力ギヤ３５が図中下方に相対回転するときには、第１スプラグ４５を介してハブ４２と第４出力ギヤ３５とが一体に結合されるが、第４出力ギヤ３５が図中上方に相対回転するときには、第１スプラグ４５が鎖線位置に押し戻されることで、ハブ４２と第４出力ギヤ３５が相対回転自在なワンウェイクラッチ状態になる（第３状態）。また図２（Ａ）に示すように、第１スプラグ４５および第２スプラグ４６が共にオフ位置に没すると、ハブ４２と第４出力ギヤ３５とが自由に相対回転可能になる（第２状態）。

図１に戻り、トルクコンバータ１２から主入力軸１３、遊星歯車機構１７、第１入力ギヤ３０、第２入力ギヤ３１および副入力軸１４を介して第１プーリ２７に至る経路は第１入力経路ＩＰ１と定義され、主入力軸１３からＨＩクラッチ２５および副軸１６を介して第２プーリ２８に至る経路は第２入力経路ＩＰ２と定義される。

また第２プーリ２８から副軸１６、第１出力ギヤ３２、第３出力ギヤ３３、ＬＯＷツーウェイクラッチ３６、出力軸１５、ファイナルドライブギヤ３８およびファイナルドリブンギヤ４０を介してディファレンシャルギヤ３９に至る経路は第１出力経路ＯＰ１と定義され、第１プーリ２７から副入力軸１４、第３出力ギヤ３４、第４出力ギヤ３５、ＨＩツーウェイクラッチ３７、出力軸１５、ファイナルドライブギヤ３８およびファイナルドリブンギヤ４０を介してディファレンシャルギヤ３９に至る経路は第２出力経路ＯＰ２と定義される。

主入力軸１３から遊星歯車機構１７を介して副入力軸１４へのギヤ比をｉ_redとし、ベルト式無段変速機構２６の第１プーリ２７から第２プーリ２８への最小変速比をｉ_minとすると、ｉ_red×ｉ_min＝１となるように各ギヤ比が設定される。また第１出力ギヤ３２から第２出力ギヤ３３へのギヤ比をｉ_sec1とし、第３出力ギヤ３４から第４出力ギヤ３５へのギヤ比をｉ_sec2としたとき、ｉ_sec1×ｉ_min＝ｉ_sec2となるように各ギヤ比が設定される。

図３には、無段変速機ＴのＬＯＷモードが示される。ＬＯＷモードでは、ＬＯＷブレーキ２２が係合し、ＨＩクラッチ２５が係合解除し、ＬＯＷツーウェイクラッチ３６が第１状態（両回転方向に結合した状態）になり、ＨＩツーウェイクラッチ３７が第２状態（両回転方向にスリップする状態）になり、ＲＶＳクラッチ２４が係合解除する。

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→遊星歯車機構１７のサンギヤ１８、ピニオン２１…およびリングギヤ２０→第１入力ギヤ３０→第２入力ギヤ３１→副入力軸１４→第１プーリ２７→無端ベルト２９→第２プーリ２８→副軸１６→第１出力ギヤ３２→第２出力ギヤ３３→ＬＯＷツーウェイクラッチ３６→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３８→ファイナルドリブンギヤ４０→ディファレンシャルギヤ３９の経路で左右の車軸４１，４１に伝達される。

ＬＯＷモードにおいて、ベルト式無段変速機構２６は第１プーリ２７側から第２プーリ２８側に駆動力を伝達し、その変速比が最大変速比側から最小変速比側に変化するの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。このとき、副入力軸１４から第３出力ギヤ３４および第４出力ギヤ３５を介してＨＩツーウェイクラッチ３７に駆動力が伝達されるが、ＨＩツーウェイクラッチ３７は第２状態にあるため、駆動力の伝達経路にインターロックが発生することはない。

以上のように、車両が加速状態または定常走行状態にある場合には、エンジンＥ側から駆動輪側に第１状態にあるＬＯＷツーウェイクラッチ３６を介して駆動力が伝達されるが、車両が減速状態になって駆動輪側からエンジンＥ側に駆動力が逆伝達される場合であっても、その逆伝達経路に配置されたＬＯＷツーウェイクラッチ３６が第１状態にあって駆動力の逆伝達を可能にするため、エンジンブレーキを支障なく作動させることができる。

図４には、前記ＬＯＷモードから後記ＨＩモードに移行する前半の移行モード１が示される。移行モード１では、ＬＯＷモードの状態からＨＩクラッチ２５が係合し、ＬＯＷツーウェイクラッチ３６およびＨＩツーウェイクラッチ３７が共に第３状態（ワンウェイクラッチ状態）となる。

図５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、移行モード１の状態からＬＯＷブレーキ２２だけが係合解除する。

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６には、無段変速機ＴのＨＩモードが示される。ＨＩモードでは、移行モード２の状態からＬＯＷツーウェイクラッチが第２状態（両回転方向にスリップする状態）になり、ＨＩツーウェイクラッチ３７が第１状態（両回転方向に結合した状態）になる。

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→ＨＩクラッチ２５→副軸１６→第２プーリ２８→無端ベルト２９→第１プーリ２７→副入力軸１４→第３出力ギヤ３４→第４出力ギヤ３５→ＨＩツーウェイクラッチ３７→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３８→ファイナルドリブンギヤ４０→ディファレンシャルギヤ３９の経路で左右の車軸４１，４１に伝達される。

ＨＩモードにおいて、ベルト式無段変速機構２６は第２プーリ２８側から第１プーリ２７側に駆動力を伝達し、その変速比が最小変速比側から最大変速比側に変化するの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。このとき、副入力軸１４から第１出力ギヤ３２および第２出力ギヤ３３を介してＬＯＷツーウェイクラッチ３６に駆動力が伝達されるが、ＬＯＷツーウェイクラッチ３６は第２状態にあるため、駆動力の伝達経路にインターロックが発生することはない。

以上のように、車両が加速状態または定常走行状態にある場合には、エンジンＥ側から駆動輪側に第１状態にあるＨＩツーウェイクラッチ３７を介して駆動力が伝達されるが、車両が減速状態になって駆動輪側からエンジンＥ側に駆動力が逆伝達される場合であっても、その逆伝達経路に配置されたＨＩツーウェイクラッチ３７が第１状態にあって駆動力の逆伝達を可能にするため、エンジンブレーキを支障なく作動させることができる。

図７には、無段変速機Ｔの後進モードが示される。後進モードでは、ＬＯＷモードで係合していたＬＯＷブレーキ２２が係合解除し、その代わりにＲＶＳクラッチ２４が係合する。

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→ＲＶＳクラッチ２４→第１入力ギヤ３０→第２入力ギヤ３１→副入力軸１４→第１プーリ２７→無端ベルト２９→第２プーリ２８→副軸１６→第１出力ギヤ３２→第２出力ギヤ３３→ＬＯＷツーウェイクラッチ３６→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３８→ファイナルドリブンギヤ４０→ディファレンシャルギヤ３９の経路で逆回転となって左右の車軸４１，４１に伝達される。

後進モードにおいて、ベルト式無段変速機構２６は第１プーリ２７側から第２プーリ２８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。

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。

ＬＯＷモードにおいてベルト式無段変速機構２６の第１プーリ２７側から第２プーリ２８側への動力伝達の変速比が最初変速比ｉ_minに接近すると、図４に示すように、移行モード１に切り換わってＨＩクラッチ２５が係合することで、ＬＯＷモードの動力伝達経路およびＨＩモードの動力伝達経路が同時に確立し、ＬＯＷモードの動力伝達経路の第１出力ギヤ３２から第２出力ギヤ３３を介してＬＯＷツーウェイクラッチ３６に駆動力が入力するとともに、ＨＩモードの動力伝達経路の第３出力ギヤ３４から第４出力ギヤ３５を介してＨＩツーウェイクラッチ３７に駆動力が入力する。

このとき、ベルト式無段変速機構２６の変速比が最小変速比ｉ_minに完全に一致せずに僅かな誤差が存在する可能性があるが、移行モード１ではＬＯＷツーウェイクラッチ３６およびＨＩツーウェイクラッチ３７は共に第３状態（ワンウェイクラッチ状態）に切り換えられるため、ＬＯＷツーウェイクラッチ３６およびＨＩツーウェイクラッチ３７のうちの入力回転数が小さい側がスリップすることで、インターロックの発生が回避される。

続いて、図５に示すように、移行モード１から移行モード２に切り換わってＬＯＷブレーキ２２が係合解除することで、第３出力ギヤ３４から第４出力ギヤ３５を介してＨＩツーウェイクラッチ３７に駆動力が入力すると同時に、副軸１６に設けた第１出力ギヤ３２から第２出力ギヤ３３を介してＬＯＷツーウェイクラッチ３６に駆動力が入力する。

このときも、ベルト式無段変速機構２６の変速比が最小変速比ｉ_minに完全に一致せずに僅かな誤差が存在する可能性があるが、移行モード２でもＬＯＷツーウェイクラッチ３６およびＨＩツーウェイクラッチ３７は共に第３状態（ワンウェイクラッチ状態）に維持されるため、ＬＯＷツーウェイクラッチ３６およびＨＩツーウェイクラッチ３７のうちの入力回転数が小さい側がスリップすることで、インターロックの発生が回避される。

そしてベルト式無段変速機構２６の変速比が最小変速比ｉ_minを越えて最大変速比側に折り返すと、ＬＯＷツーウェイクラッチを第２状態に切り換え、ＨＩツーウェイクラッチ３７を第１状態に切り換えることで図６に示すＨＩモードが確立し、このＨＩモードではＨＩツーウェイクラッチ３７を第１状態になることで、駆動輪からエンジンＥに駆動力を逆伝達することが可能となってエンジンブレーキの作動が可能となる。

以上のように、本実施の形態によれば、ＬＯＷモードではベルト式無段変速機構２６を最高変速比側から最低変速比側に変速し、ＨＩモードではベルト式無段変速機構２６を最低変速比側から最高変速比側に変速するので、無段変速機Ｔのオーバーオール変速比を大幅に拡大することができる。また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。

またＬＯＷモードおよびＨＩモードが切り換わる移行モード１および移行モード２において、共に第３状態にあるＬＯＷツーウェイクラッチ３６およびＨＩツーウェイクラッチ３７の何れか一方が駆動力を伝達することで、トルク伝達を途切れさせることなく両モード間の移行を達成することができ、しかもＬＯＷツーウェイクラッチ３６およびＨＩツーウェイクラッチ３７の何れか他方がスリップすることで、インターロックの発生を回避することができる。

またＬＯＷモードおよびＨＩモードでの走行中には、駆動力を伝達するＬＯＷツーウェイクラッチ３６あるいはＨＩツーウェイクラッチ３７が第１状態になるため、駆動輪側からエンジンＥ側への駆動力の逆伝達を可能にし、エンジンブレーキ機能や減速フュエルカットからの復帰機能を確保することができる。そしてＬＯＷツーウェイクラッチ３６およびＨＩツーウェイクラッチ３７で第１出力経路ＯＰ１および第２出力経路ＯＰ２の駆動力伝達を接続・遮断するので、クラッチやブレーキ等の摩擦係合要素の数を減らすことができる。

また主入力軸１３上に遊星歯車機構１７を配置したので、遊星歯車機構１７にＬＯＷモードにおける第１入力経路ＩＰ１の減速機能と、前後進の切換機能とを併せ持たせることができるだけでなく、前後進の切換のためのリバースアイドル軸を廃止して軸数を減少させ、無段変速機Ｔの小型化および軽量化を図ることができる。

またＬＯＷモードにおける第１出力経路ＯＰ１とＨＩモードにおける第２出力経路ＯＰ２とが相互に独立した別経路となっているため、ギヤ比の設定自由度を高めることができる。

またＬＯＷツーウェイクラッチ３６およびＨＩツーウェイクラッチ３７は出力軸１５上で向かい合わせに配置されるので、それらを第１状態、第２状態および第３状態に切り換える油圧装置を１カ所に集約して構造の簡素化を図ることができる。

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

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

１７遊星歯車機構（第１入力切換機構）
１８サンギヤ
１９キャリヤ
２０リングギヤ
２２ＬＯＷブレーキ（ブレーキ）
２３ケーシング
２４ＲＶＳクラッチ（クラッチ）
２５ＨＩクラッチ（第２入力切換機構）
２６ベルト式無段変速機構（無段変速機構）
２７第１プーリ（プーリ）
２８第２プーリ（プーリ）
２９無端ベルト（無端伝動部材）
３６ＬＯＷツーウェイクラッチ（第１出力切換機構）
３７ＨＩツーウェイクラッチ（第２出力切換機構）
Ｅエンジン（駆動源）
ＩＰ１第１入力経路
ＩＰ２第２入力経路
ＯＰ１第１出力経路
ＯＰ２第２出力経路

Claims

駆動源（Ｅ）からの駆動力を無端伝動部材（２９）を巻き掛けた一対のプーリ（２７，２８）間で連続的に変速する無段変速機構（２６）と、
前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記無段変速機構（２６）の一方のプーリ（２７）に入力する第１入力経路（ＩＰ１）と、
前記無段変速機構（２６）の他方のプーリ（２８）から駆動力を出力する第１出力経路（ＯＰ１）と、
前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記無段変速機構（２６）の他方のプーリ（２８）に入力する第２入力経路（ＩＰ２）と、
前記無段変速機構（２６）の一方のプーリ（２７）から駆動力を出力する第２出力経路（ＯＰ２）と、
前記第１入力経路（ＩＰ１）の駆動力伝達を接続・遮断する第１入力切換機構（１７）と、
前記第２入力経路（ＩＰ２）の駆動力伝達を接続・遮断する第２入力切換機構（２５）と、
前記第１出力経路（ＯＰ１）の駆動力伝達を接続・遮断する第１出力切換機構（３６）と、
前記第２出力経路（ＯＰ２）の駆動力伝達を接続・遮断する第２出力切換機構（３７）とを備える無段変速機であって、
前記第１出力切換機構（３６）および前記第２出力切換機構（３７）は、第１方向および第２方向の相対回転を阻止する第１状態と、第１方向および第２方向の相対回転を許容する第２状態と、第１方向の相対回転を許容して第２方向の相対回転を阻止する第３状態とを切り換え可能な機械式クラッチで構成され、
前記駆動源（Ｅ）からの駆動力が前記第１入力切換機構（１７）から入力されて前記第１出力切換機構（３６）から出力されるときに、前記第１出力切換機構（３６）は前記第１状態とされて前記第２出力切換機構（３７）は前記第２状態とされ、
前記駆動源（Ｅ）からの駆動力が前記第２入力切換機構（２５）から入力されて前記第２出力切換機構（３７）から出力されるときに、前記第１出力切換機構（３６）は前記第２状態とされて前記第２出力切換機構（３７）は前記第１状態とされ、
前記駆動源（Ｅ）からの駆動力が前記第１入力切換機構（１７）から入力されて前記第１出力切換機構（３６）から出力される状態と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力が前記第２入力切換機構（２５）から入力されて前記第２出力切換機構（３７）から出力される状態とを切り換えるときに、前記第１出力切換機構（３６）および前記第２出力切換機構（３７）は前記第３状態とされることを特徴とする無段変速機。
前記第１出力切換機構（３６）および前記第２出力切換機構（３７）は同軸上で向かい合わせに配置され、前記第１状態、前記第２状態および前記第３状態を油圧により切り換え可能であることを特徴とする、請求項１に記載の無段変速機。
前記第１入力切換機構（１７）はサンギヤ（１８）、キャリヤ（１９）およびリングギヤ（２０）からなる三つの要素を備える遊星歯車機構で構成され、第１要素は前記駆動源（Ｅ）からの駆動力が入力され、第２要素はブレーキ（２２）でケーシング（２３）に結合可能であり、第１要素および第３要素はクラッチ（２４）で相互に結合可能であ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。