JP3982189B2 - 変速比無限大無段変速機 - Google Patents
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Description
【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２０００−２１３６２３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。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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２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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００１６】
第４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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００１７】
第４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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００１８】
第５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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００１９】
第６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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２０】
第７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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２１】
第８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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２２】
第９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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２３】
第１０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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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１１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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２５】
第１２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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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１３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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２７】
第１４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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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１５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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２９】
第１６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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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１６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１ｂ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、２０４、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２０５ｂ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２０５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２０５のサンギア２０５ａ、または直結モードクラッチ２１０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２１０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２０３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２０５ｂ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２０６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２０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２０３ｄ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２０４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θ１、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、θ１＜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Ｆｏ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、ＣＶＴ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２０３ｄ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２３０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２０３ｂ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２０７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２０４ａ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２０４ａ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°、θ２＞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２０４ａ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°、θ２＞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２０４ａ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２０３ａ、カウンタギア２０３ｄ、及びユニット出力軸２０６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２０６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２２２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Ｆｃ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Ｆｃ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Ｆｃ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２０６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Ｆｃ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２０４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Ｆｃ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２０４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Ｆｃ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Ｆｃ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２０４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２０７、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
【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２０００−２１３６２３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。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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２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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００１６】
第４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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００１７】
第４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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００１８】
第５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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００１９】
第６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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２０】
第７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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２１】
第８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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２２】
第９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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２３】
第１０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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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１１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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２５】
第１２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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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１３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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２７】
第１４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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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１５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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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。
【００２９】
第１６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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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１６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１ｂ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、２０４、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２０５ｂ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２０５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２０５のサンギア２０５ａ、または直結モードクラッチ２１０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２１０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２０３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２０５ｂ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２０６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２０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２０３ｄ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２０４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θ１、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、θ１＜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Ｆｏ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、ＣＶＴ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２０３ｄ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２３０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２０３ｂ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２０７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２０４ａ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２０４ａ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°、θ２＞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２０４ａ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°、θ２＞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２０４ａ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２０３ａ、カウンタギア２０３ｄ、及びユニット出力軸２０６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２０６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２２２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Ｆｃ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Ｆｃ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Ｆｃ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２０６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Ｆｃ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２０４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Ｆｃ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２０４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Ｆｃ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Ｆｃ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２０４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２０７、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 (16)
- 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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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記載の変速比無限大無段変速機。 - 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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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３ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第３ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。 - 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ハスバ歯車と噛合して、回転をデファレンシャルギアに伝達する伝達ギアを備え、
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第１ハスバ歯車と前記伝達ギアとの噛合時に生じる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変速比無限大無段変速機。
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