JP4095616B2

JP4095616B2 - パワースプリット型無段変速装置

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Publication number: JP4095616B2
Application number: JP2005043754A
Authority: JP
Inventors: 泰夫住
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2005-02-21
Filing date: 2005-02-21
Publication date: 2008-06-04
Anticipated expiration: 2025-02-21
Also published as: JP2006226484A

Description

この発明は、例えば自動車用の変速機として用いるパワースプリット型無段変速装置に関する。

自動車用、特に横置きエンジンの前輪駆動車（いわゆるＦＦ車）の自動車用変速機として用いるパワースプリット型無段変速装置として、例えば、特許文献１に記載されたものが知られている。このパワースプリット型無段変速装置は、エンジンに接続する入力軸と、入力軸と同軸に設けられ、入力ディスクと出力ディスクとの間にパワーローラが傾転自在に転接されたダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ（以下、バリエータという）と、バリエータと並設され、バリエータの出力を２自由度を有する１組の遊星歯車により構成された遊星歯車機構と、遊星歯車機構にバリエータの動力を伝達する動力伝達機構と、入力軸よりバリエータをバイパスして直接、遊星歯車機構に動力を伝達する第２軸と、出力軸と、を備えている。

この無段変速装置では、遊星歯車機構をインターロックすることにより出力軸に直接動力を伝達するダイレクトモード（前進低速モード）と、このダイレクトモードにおいて、２自由度を有する遊星歯車機構のインターロックを解除し、かつ、２自由度を有する遊星歯車機構と入力軸との間の動力を第２軸を介して伝達することにより、遊星歯車機構からバリエータに動力循環した動力が入力動力と合算されて第２軸を経て遊星歯車機構に流入し、出力軸には流入した動力と動力循環した動力の差が出力動力として出力されるトルクスプリットモード（前進高速モード）とを備えている。このような動力が循環するトルクスプリットモードを備えた無段変速装置をパワースプリット（またはトルクスプリット）型無段変速装置という。

従来技術では、エンジンの出力トルクに対応するためダブルキャビティ式トロイダル型バリエータを用いている。このため、装置全体の軸方向寸法が大きくなり、無段変速装置に一般的に使用されるトルクコンバータ等の発進装置を用いることが困難になり、モード切替クラッチを発進クラッチとして用いている。発進装置としてクラッチを用いる場合は、滑らかに発進させるための制御が複雑となる。さらに、エンジンの捻り振動を吸収する装置の付加が必要となる。

無段変速装置全体の軸方向寸法の短縮をはかる手段としては、例えば、特許文献２の図８に示すようなものが知られている。このパワースプリット型無段変速装置は、駆動源に接続する入力軸と、一組の入力ディスクと出力ディスクとの間にパワーローラが傾転自在に転接されたシングルキャビティ式トロイダル型バリエータと、バリエータの出力を出力軸に伝達する、２組の遊星歯車機構を備えた動力伝達機構と、入力軸よりバイパスして直接、遊星歯車機構に伝達する副回転軸と、を備えている。

この無段変速装置においても、ダイレクトモードとトルクスプリットモードとを備えている。
特開２００２−３９３１９号公報特許第２９２９５９２号

しかしながら、前記特許文献１や特許文献２の例で示したパワースプリット型無段変速装置では、前進高速モードにおいてはバリエータを通過する動力は入力した動力に比し小さくなるが、前進低速モードにおいてはバリエータを通過する動力は入力した動力と等しく、その結果、バリエータの小型化や前進低速モードにおける伝達効率の向上には貢献しないと言う欠点がある。

更に、特許文献２の例では、シングルキャビティ式トロイダル型バリエータを用いているため、入力ディスクと出力ディスク間に作用する大きな軸力を、特許文献２の図８に示すごとく、軸受で支持するため、この軸受に生じる摩擦損失が大きく、伝達効率が悪化すると言う欠点もある。

更に、特許文献２の例では、シングルキャビティ式トロイダル型バリエータを用いているため、バリエータのトルク伝達能力がダブルキャビティ式トロイダル型バリエータに比し半減し、低トルクのエンジンにしか適用できない。

本発明の目的は、小型・軽量で低コスト化が図れると同時に高い伝達効率を有するパワースプリット型無段変速装置を提供することにある。

本発明のパワースプリット型無段変速装置は、駆動源に接続される入力軸と、入力軸に連結する第１回転要素、第２回転要素及び第３回転要素とから構成され、前記入力軸から前記第１回転要素に入力された動力を前記第２回転要素及び第３回転要素へ分配する差動歯車機構と、１個の第１ディスクと、この第１ディスクに相対する１個の第２ディスクと、前記第１ディスクと前記第２ディスクとの間に傾転自在に転接されたパワーローラと、前記第１ディスクを前記パワーローラを介して前記第２ディスクに押圧するローディング機構とを有し、前記入力軸に対して平行に配置される無段変速機構と、前記入力軸及び前記無段変速機構に平行に配置され、前記入力軸に基づく動力をディファレンシャルギアへ出力する出力軸と、前記入力軸に同軸に設けられ、かつ前記第２回転要素に連結するバイパス軸と、該バイパス軸と前記無段変速機構のローディング機構との間で動力伝達する第１動力伝達機構と、前記第２ディスクと、前記入力軸及び前記無段変速機構に対して平行に配置されたカウンタ軸と、第２差動歯車機構の第３回転要素との間で動力伝達する第２動力伝達機構と、前記第２動力伝達機構のうち、前記カウンタ軸からの動力及び前記第３回転要素からの動力を前記出力軸に伝達可能な第３動力伝達機構と、前記第１動力伝達機構のうち、前記バイパス軸側からの動力を前記出力軸に伝達可能な第４動力伝達機構と、前記第３回転要素と前記第３動力伝達機構との間に形成された第１摩擦要素と、前記第２動力伝達機構と前記カウンタ軸との間に形成された第２摩擦要素と、前記バイパス軸と前記第４動力伝達機構との間に形成された第３摩擦要素と、を有する動力切替機構と、前記第１摩擦要素を締結するとともに前記第２摩擦要素及び前記第３摩擦要素を解放することにより、前記第２回転要素へ分流し前記第１動力伝達機構から前記無段変速機構を経由した動力と、前記第３回転要素へ分流し前記第２動力伝達機構に伝達された動力とを前記第２動力伝達機構で合流させて、前記第３動力伝達機構を介して前記出力軸に伝達する前進低速モードと、前記第３摩擦要素を締結するとともに前記第１摩擦要素及び前記第２摩擦要素を解放することにより、前記第３回転要素へ分流し前記第２動力伝達機構から前記無段変速機構を経由した動力と、前記第２回転要素へ分流し前記バイパス軸を介して前記第１動力伝達機構に伝達された動力とを前記第１動力伝達機構で合流させて前記第４動力伝達機構を介して前記出力軸に伝達する前進高速モードと、前記第２摩擦要素を締結するとともに前記第１摩擦要素及び前記第３摩擦要素を解放することにより、前記第２回転要素へ分流し前記第１動力伝達機構から前記無段変速機構を経由した動力と、前記第３回転要素へ分流し前記第２動力伝達機構に伝達された動力とを前記第１動力伝達機構で合流させ、前記バイパス軸及び前記第３動力伝達機構を介して出力軸に伝達することで、前記入力軸の回転方向と反対方向に回転させる後進モードと、を切り替える動力伝達切換機構とを備えたことを特徴とする。

この発明によれば、無段変速機構に入力されるトルクは、常に無段変速装置の入力トルクの１／３〜１／２に制限することができるため、無段変速装置の入力トルクに対してトルク容量の小さい無段変速機構、具体的にはシングルキャビティ式の無段変速機構を用いることができる。つまり、無段変速装置の入力トルクに対して、通常ダブルキャビティ式を用いる必要がある場合でも、本発明の構成ではシングルキャビティ式を用いることができ、このため、シングルキャビティ化による無段変速装置の軸方向寸法の短縮が図れる。軸方向寸法を短縮することにより、トルクコンバータ等の発進装置との組み合わせが可能となり、横置きエンジンの前輪駆動車に搭載することが可能となる。

さらに、無段変速装置としてのトルク容量が同じとした場合には、無段変速機構のトルク容量の低減や部品点数の削減により、全体の低コスト化および小型化が図れるという効果がある。

さらに、全てのモードにおいて無段変速機構が伝達する動力を低減できるため、全てのモードで伝達効率の向上が可能となる。

図１は、本発明のパワースプリット型無段変速装置の構成図を示す。パワースプリット型無段変速装置は、駆動源としてのエンジンＥに連結された駆動伝達軸１と、トルクコンバータ等の発進装置２と、発進装置２に連結された入力軸（タービン軸）３と、伝達された動力を分割する遊星歯車機構（差動歯車機構）４と、遊星歯車機構４と並設されたシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機構（以下、バリエータという）２０と、遊星歯車機構４とバリエータ２０との間の動力を伝達する第１、第２動力伝達機構１０、１１と、第１、第２動力伝達機構１０、１１に接続する第３、第４動力伝達機構１８、２２と、第３、第４動力伝達機構１８、２２から動力が伝達される駆動輪Ｗと、から構成される。

駆動伝達軸１から入力されたエンジンＥの動力は、発進装置２を経て入力軸３、遊星歯車機構４のリングギヤ（第１回転要素）４ｅに伝達される。このリングギヤ４ｅに伝達された動力は、遊星歯車機構４のサンギヤ４ａ（第２回転要素）に一部が伝達され、残りの動力がキャリヤ４ｄ（第３回転要素）に伝達される。すなわち、遊星歯車機構４は動力分配機構として作用する。

サンギヤ４ａに伝達された動力は、入力軸３と同軸上に配設したバイパス軸１３と第１動力伝達機構１０とを経て、バイパス軸１３と平行に配設したバリエータ２０に動力が伝達される。ここで、第１動力伝達機構１０は、第１ギヤ１０ａと、この第１ギヤ１０ａに噛合する第２ギヤ１０ｂからなり、第１ギヤ１０ａはバイパス軸１３に固定され、一方、第２ギヤ１０ｂは、バリエータ入力軸５に固定される。

バリエータ２０には、バリエータ入力軸５と、このバリエータ入力軸５に接続し、第１ディスク７をパワーローラ８を介して第２ディスク９に押しつけ、動力を伝達するための機械式ローディング機構６と、バリエータ入力軸５に対し所定の範囲で相対回転可能な第１ディスク７、バリエータ入力軸５に対して回転自在の第２ディスク９が同軸的に配置される。第１、第２ディスク７、９は対向して設置され、第１ディスク７と第２ディスク９との間には傾転自在に接する複数のパワーローラ８が配置される。このようにして、第１ディスク７の動力がパワーローラ８を介して第２ディスク９に伝達される。

第２ディスク９は、第２動力伝達機構１１の第３ギヤ１１ａに結合しており、第２ディスク９の動力は、第３ギヤ１１ａと、第３ギヤ１１ａに噛合する第５ギヤ１１ｃと、第５ギヤ１１ｃに噛合する第４ギヤ１１ｂからなる第２動力伝達機構１１を介して伝達される。

ここで、バリエータ入力軸５のエンジンＥ側端部は、ケース２８に軸受２６を介して回転自在に支持される。さらに第２ディスク９の端部もケース２８に回転自在に軸受２７を介して支持される。また、ローディング機構６は、バリエータ２０を挟んで軸受２６、２７の反対側に配置される。軸受２６、２７は発進装置２または入力軸３あるいは遊星歯車機構４と入力軸３の軸直方向で見たときにオーバラップするように配置される。無段変速機構２０の軸受２６、２７が軸方向、エンジン側に入力軸３と面するように配置されるので、軸方向寸法の短縮が図れる。

一方、遊星歯車機構４のキャリヤ４ｄは、第２動力伝達機構１１の第４ギヤ１１ｂに結合する。その結果、遊星歯車機構４のサンギヤ４ａと後進カウンタ軸１４と第１動力伝達機構１０及びバリエータ２０を経由した動力と、遊星歯車機構４のキャリヤ４ｄを経由した動力とが前記第２動力伝達機構１１にて合流する。そして、この第２動力伝達機構１１で合流した動力は、第３動力伝達機構１８に伝達される。

第３動力伝達機構１８は、第６ギヤ１８ａと、第６ギヤ１８ａと噛み合う第７ギヤ１８ｂと、第７ギヤ１８ｂと噛み合う第８ギヤ１８ｃから構成される。第７ギヤ１８ｂは、バイパス軸１３に並設された出力軸１９に結合する。また、第６ギヤ１８ａは、バイパス軸１３と同軸に回転自在に配置され、前進低速クラッチ１５を介して第２動力伝達機構１１の第４ギヤ１１ｂに選択的に連結している。また、第８ギヤ１８ｃは、後進カウンタ軸１４に固定され、さらに、後進カウンタ軸１４は、後進クラッチ１７を介して第２動力伝達機構１１の第５ギヤ１１ｃに選択的に連結している。したがって、前進低速クラッチ１５の係合時には、キャリア４ｄから第４ギヤ１１ｂ、第３動力伝達機構１８を介して出力軸１９に動力が伝達される。また、後進クラッチ１７係合時には、第５ギヤ１１ｃから、後進カウンタ軸１４、第８ギヤ１８ｃ、第６ギヤ１８ａ、第７ギヤ１８ｂを介して動力が出力軸１９に伝達される。

第４動力伝達機構２２は、第９ギヤ２２ａと、第９ギヤ２２ａと噛み合う第１０ギヤ２２ｂとから構成される。第９ギヤ２２ａは、前進高速クラッチ１６を介してバイパス軸１３（あるいは第１ギヤ１０ａ）と選択的に連結している。第１０ギヤ２２ｂは、出力軸１９と連結している。

さらに、出力軸１９には減速機２３の第１１ギヤ２３ａが連結されている。減速機２３は、第１１ギヤ２３ａと、第１１ギヤ２３ａと噛み合う第１２ギヤ２３ｂとから構成され、第１２ギヤ２３ｂに伝達された動力は、ディファレンシャルギヤ２４とファイナルドライブ軸２５を介して車輪Ｗに伝達される。

なお、このパワースプリット型無段変速機には、前進低速クラッチ１５、前進高速クラッチ１６および後進クラッチ１７の係合を制御する制御装置２１が設けられる。この制御装置２１は、例えば、入力トルクやエンジン負荷と、車速と、タービン軸回転数などから、表１の締結表に示すように、前進低速モード、前進高速モード及び後進モードを決定して、前進低速クラッチ１５、前進高速クラッチ１６、後進クラッチ１７の締結解放を制御し、また、バリエータ２０の変速比も制御する。なお表中の○は締結（係合）、×は解放（非係合）を表している。なお、各モードについては後述する。

なお、バリエータ入力軸５、機械式ローディング機構６及びバリエータ２０を無段変速機構と称し、この無段変速機構に動力を伝達する動力伝達機構の減速比について説明する。

第１動力伝達機構１０の減速比Ｒ１は、
Ｒ１＝１．０（１）
に設定する。

なお、第１動力伝達機構１０の減速比Ｒ１は、以下の式で与えられる。

Ｒ１＝Ｚ１０ａ／Ｚ１０ｂ
ただし、Ｚ１０ａ：第１動力伝達機構１０の第１ギヤ１０ａの歯数
Ｚ１０ｂ：第１動力伝達機構１０の第２ギヤ１０ｂの歯数
さらに、遊星歯車機構４の歯数比αと、第２の動力伝達機構１１の減速比Ｒ２との関係を、
α／（１−α）≒１／Ｒ２（２）
に設定する。

ここで、遊星歯車機構４の歯数比αは以下の式で与えられる。

α＝Ｚ４ａ／Ｚ４ｅ
ただし、Ｚ４ａ：遊星歯車機構４のサンギヤ４ａの歯数
Ｚ４ｅ：遊星歯車機構４のリングギヤ４ｅの歯数
第２動力伝達機構１１の減速比Ｒ２は、以下の式で与えられる。

Ｒ２＝Ｚ１１ａ／Ｚ１１ｂ
ただし、Ｚ１１ａ：第２動力伝達機構１１の第３ギヤ１１ａの歯数
Ｚ１１ｂ：第２動力伝達機構１１の第４ギヤ１１ｂの歯数
さらに、バリエータ２０の変速比Ｖ（Ｖ＝第１ディスク７の回転数／第２ディスク９の回転数）を最大増速位置すなわち最Ｈｉｇｈにした場合の変速比Ｖｈｉｇｈと、第３動力伝達機構１８の第７ギヤ１８ｂと第６ギヤ１８ａとの間の減速比Ｒ３ｆとの関係を、
Ｖｈｉｇｈ≒Ｒ３ｆ（３）
に設定している。

第３動力伝達機構１８の第６ギヤ１８ａと第７ギヤ１８ｂとの間の減速比Ｒ３ｆは、以下の式で与えられる。

Ｒ３ｆ＝Ｚ１８ａ／Ｚ１８ｂ
ただし、Ｚ１８ａ：第３動力伝達機構１８の第６ギヤ１８ａの歯数
Ｚ１８ｂ：第３動力伝達機構１８の第７ギヤ１８ｂの歯数
以上のように減速比を設定する無段変速機構について、以下作用を説明する。

今、バリエータ入力軸５が停止しており、かつバリエータ２０が最大減速位置（最Ｌｏｗ、ここで、第１ディスク７を入力側、第２ディスク９を出力側とする）にあると共に、前進高速クラッチ１６と後進クラッチ１７が解放状態に、前進低速クラッチ１５が締結状態にある。この状態からトルクコンバータなどの発進装置２が作動し、入力軸３を所定方向に回転開始させると、この入力軸３の回転に伴って、遊星歯車機構４のリングギヤ４ｅが入力軸３と同方向に同一回転速度で回転する。そのとき、リングギヤ４ｅの動力は遊星歯車機構４のサンギヤ４ａおよびキャリヤ４ｄの各々に分配されて伝達される。サンギヤ４ａに分配された動力は、バイパス軸１３、第１動力伝達機構１０、バリエータ２０、すなわち、バリエータ入力軸５、機械式ローディング機構６、第１ディスク７、パワーローラ８、第２ディスク９を経て、第２動力伝達機構１１に伝達される。

一方、キャリヤ４ｄに分配された動力は、直接第２動力伝達機構１１に伝達される。第２動力伝達機構１１にて合流された動力は、第３動力伝達機構１８を経て、出力軸１９に所定方向の回転で、かつ駆動伝達軸１よりも低速回転となるように伝達される。これが、前進低速モードである。そして、前進低速モードを維持しながらバリエータ２０を増速側に変速させると、出力軸１９の回転速度が増加し、パワースプリット型無段変速装置の速度比が増加する。

次に、前進高速クラッチ１６を締結して前進低速クラッチ１５と後進クラッチ１７を解放したとすると、バリエータ２０を通過する動力の伝達方向が前進低速モードと逆になる（第２ディスク９が入力側、第１ディスク７が出力側となる）。すなわち、前進低速モードと同じく、リングギヤ４ｅの動力は、第１遊星歯車機構４のサンギヤ４ａおよびキャリヤ４ｄの各々に分配し伝達されるが、キャリヤ４ｄに分配された動力は、第２動力伝達機構１１、バリエータ２０、すなわち、第２ディスク９、パワーローラ８、第１ディスク７、機械式ローディング機構６、バリエータ入力軸５を経て、第１動力伝達機構１０に伝達される。一方、サンギヤ４ａに分配された動力は、バイパス軸１３を経て第１動力伝達機構１０に伝達される。第１動力伝達機構１０にて合流された動力は、前進高速クラッチ１６及び第４動力伝達機構２２を経て出力軸１９に伝達される。これが、前進高速モードである。

次に、自動車を後退させるべく、出力軸１９を逆回転させる際には、前進低速クラッチ１５と前進高速クラッチ１６を解放し、後進クラッチ１７を締結する。その結果、遊星歯車機構４で分配した動力は、第２動力伝達機構１１の第５ギヤ１１ｃで合流する。第５ギヤ１１ｃで合流された動力は後進クラッチ１７、後進カウンタ軸１４及び第３動力伝達機構１８を経て、出力軸１９に伝達される。これが、後進モードである。

次に前進モードでの入力側ディスクの入力トルクについて説明する。

まず、前進低速モードにおいて、バリエータ２０の入力側の第１ディスク７に作用するトルクＴ７Ｌｏｗは、
Ｔ７Ｌｏｗ＝αＴｉｎ（４）
で表される。

なお、Ｔｉｎは入力軸３に作用するトルク、すなわち、無段変速装置への入力トルクである。

また、前進高速モードにおいて、バリエータ２０の入力側の第２ディスク９に作用するトルクＴ９Ｈｉｇｈは、
Ｔ９Ｈｉｇｈ＝（１−α）／Ｒ２×Ｔｉｎ（５）
で表される。

上式に式（２）を代入すると
Ｔ９Ｈｉｇｈ≒αＴｉｎ（６）
したがって、例えば、α＝０．５と仮定すると
Ｔ７Ｌｏｗ＝Ｔ９Ｈｉｇｈ＝０．５Ｔｉｎ
となる。したがって、遊星歯車機構４、第１動力伝達機構１０および第２動力伝達機構１１の各々の歯数比を式（１）、（２）のように設定することにより、前進低速モードおよび前進高速モードにおけるバリエータ２０への入力トルクを、無段変速装置への入力トルクに比し半減させることが可能となる。

なお、後進モードにおいても前進低速モードの式（２）と同様な式が成立することから、バリエータ２０への入力トルクを、無段変速装置への入力トルクに比し半減させることが可能となる。

遊星歯車機構４の歯数比αは、通常１／３〜２／３の範囲に設定されるから、仮に、α＝１／３とすれば、
Ｔ７Ｌｏｗ＝Ｔ９Ｈｉｇｈ＝Ｔｉｎ／３
となる。言い換えれば、αの値を１／３〜１／２とすることにより、バリエータ２０の入力可能な最大トルクの２〜３倍のトルク容量に対応できる無段変速装置を構成することが可能となる。

次に、無段変速装置の伝達効率について述べる。前記記述のごとく、バリエータ２０の入力トルクはモードにかかわらず無段変速装置への入力トルクの１／３〜１／２であり、残りのトルクは前進低速モードにおいてはキャリヤ４ｄを、前進高速モードにおいてはサンギヤ４ａとバイパス軸１３を、経由することになる。一般に、トロイダル型のバリエータの伝達効率は歯車などで構成された動力伝達機構に比して低いので、本実施例の構成では伝達効率の向上が図れることが可能となる。

したがって、本発明では、無段変速機構の入力トルクを無段変速装置に入力されたトルクより低減できるため、シングルキャビティ式トロイダル型バリエータをより大きい無段変速装置の入力トルクで使用することができる。このため、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータを用いた無段変速装置に比較し、無段変速装置の軸方向寸法の短縮が図れ、トルクコンバータ等の発進装置を用いても横置きエンジンの前輪駆動車に搭載することが可能となる。

さらに、バリエータ２０を入力軸３と並行に配設したため、直接出力軸１９へ分配された動力は、出力軸１９に噛み合う歯車以外の付加の歯車を必要としないため、効率よく出力軸１９に伝達されることが可能となる。

さらに、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータを用いた無段変速装置に比較し、コストの掛かる第１、第２ディスク７、９、およびパワーローラ８等の部品点数が半減することから大幅なコスト低減が可能となる。

なお、本実施の形態では、ローディング機構として機械式ローディング機構６を使った例を示したが、各ディスク間に押力を発生できる機構であればよく、機械式ローディング機構６のほかに、例えば、油圧などを使った機構でもよいことは言うまでもない。

さらに、本実施の形態では、遊星歯車機構４のサンギヤ４ａをバイパス軸１３に、キャリヤ４ｄを第２動力伝達機構１１に連結したが、逆に、遊星歯車機構４のサンギヤ４ａを第２動力伝達機構１１に、キャリヤ４ｄをバイパス軸１３に連結しても同様の効果が得られることは言うまでもない。

さらに、本実施の形態では、遊星歯車機構４としてダブルピニオン式遊星歯車機構を示したが、シングルピニオン式遊星歯車を用いて構成しても同様の効果が得られることは言うまでもない。ダブルピニオン式遊星歯車機構を用いた場合と、シングルピニオン式遊星歯車を用いた場合とでは、無段変速装置としての変速比が異なるため、所望の変速比に応じて選択すればよい。

さらに、本実施の形態では、前進低速モードにおけるバリエータ２０への入力トルクと、前進高速モードにおけるバリエータ２０への入力トルクとがほぼ同じ値になる様に設定しているが、前進高速モードにおけるバリエータ２０への入力トルクを、前進低速モードにおけるバリエータ２０への入力トルクに比し大きくなるように設定することも可能である。一般に自動車などの車両においては、発進状態を含む低速モードではトルクコンバータ等の発進装置２によりエンジンが発生するトルクより大きなトルクが入力軸３に作用する。一方、高速モードにおいては通常トルクコンバータ等の発進装置２はロックアップ機構が作動し、大きなトルクが作用する頻度が少ない。このため、前進高速モードにおけるバリエータ２０への入力トルクを、前進低速モードにおけるバリエータ２０への入力トルクに比し大きくなるように設定することが可能となり、この場合には、無段変速装置の変速比が異なるため、所望の変速比をより広く設定することができる。

さらに、本実施の形態では、第１動力伝達機構１０の減速比Ｒ１を式（１）に示す値、例えば１．０に設定したが、この値は任意の値で良く、特に、１．０より大なる値に設定した時は、バリエータ２０へのバリエータ入力軸５の回転数を上昇することが可能となる。その結果、バリエータ入力軸５への入力トルクを低減させることが可能となる。この場合には、更にバリエータ２０を小型化でき、さらに、無段変速装置の変速比が異なるため、所望の変速比をより広く設定することができる。

本発明のパワースプリット型無段変速装置の構成図。

符号の説明

１…駆動伝達軸
２…発進装置
３…入力軸
４…遊星歯車機構
４ａ…サンギヤ
４ｂ…第１ピニオンギヤ
４ｃ…第２ピニオンギヤ
４ｄ…キャリヤ
４ｅ…リングギヤ
５…バリエータ入力軸
６…機械式ローディング機構
７…第１ディスク
８…パワーローラ
９…第２ディスク
１０…第１動力伝達機構
１０ａ…第１ギヤ
１０ｂ…第２ギヤ
１１…第２動力伝達機構
１１ａ…第３ギヤ
１１ｂ…第４ギヤ
１１ｃ…第５ギヤ
１３…バイパス軸
１４…後進カウンタ軸
１５…前進低速クラッチ
１６…前進高速クラッチ
１７…後進クラッチ
１８…第３動力伝達機構
１８ａ…第６ギヤ
１８ｂ…第７ギヤ
１８ｃ…第８ギヤ
１９…出力軸
２０…バリエータ
２１…制御装置
２２…第４動力伝達機構
２２ａ…第９ギヤ
２２ｂ…第１０ギヤ
２３…減速機
２３ａ…第１１ギヤ
２３ｂ…第１２ギヤ
２４…ディファレンシャルギヤ
２５…ファイナルドライブ軸
２６…軸受
２７…軸受
２８…ケース
Ｅ…エンジン
Ｗ…車輪

Claims

駆動源に接続される入力軸と、
入力軸に連結する第１回転要素、第２回転要素及び第３回転要素とから構成され、前記入力軸から前記第１回転要素に入力された動力を前記第２回転要素及び第３回転要素へ分配する差動歯車機構と、
１個の第１ディスクと、この第１ディスクに相対する１個の第２ディスクと、前記第１ディスクと前記第２ディスクとの間に傾転自在に転接されたパワーローラと、前記第１ディスクを前記パワーローラを介して前記第２ディスクに押圧するローディング機構とを有し、前記入力軸に対して平行に配置される無段変速機構と、
前記入力軸及び前記無段変速機構に平行に配置され、前記入力軸に基づく動力をディファレンシャルギアへ出力する出力軸と、
前記入力軸に同軸に設けられ、かつ前記第２回転要素に連結するバイパス軸と、該バイパス軸と前記無段変速機構のローディング機構との間で動力伝達する第１動力伝達機構と、
前記第２ディスクと、前記入力軸及び前記無段変速機構に対して平行に配置されたカウンタ軸と、第２差動歯車機構の第３回転要素との間で動力伝達する第２動力伝達機構と、
前記第２動力伝達機構のうち、前記カウンタ軸からの動力及び前記第３回転要素からの動力を前記出力軸に伝達可能な第３動力伝達機構と、
前記第１動力伝達機構のうち、前記バイパス軸側からの動力を前記出力軸に伝達可能な第４動力伝達機構と、
前記第３回転要素と前記第３動力伝達機構との間に形成された第１摩擦要素と、前記第２動力伝達機構と前記カウンタ軸との間に形成された第２摩擦要素と、前記バイパス軸と前記第４動力伝達機構との間に形成された第３摩擦要素と、を有する動力切替機構と、
前記第１摩擦要素を締結するとともに前記第２摩擦要素及び前記第３摩擦要素を解放することにより、前記第２回転要素へ分流し前記第１動力伝達機構から前記無段変速機構を経由した動力と、前記第３回転要素へ分流し前記第２動力伝達機構に伝達された動力とを前記第２動力伝達機構で合流させて、前記第３動力伝達機構を介して前記出力軸に伝達する前進低速モードと、前記第３摩擦要素を締結するとともに前記第１摩擦要素及び前記第２摩擦要素を解放することにより、前記第３回転要素へ分流し前記第２動力伝達機構から前記無段変速機構を経由した動力と、前記第２回転要素へ分流し前記バイパス軸を介して前記第１動力伝達機構に伝達された動力とを前記第１動力伝達機構で合流させて前記第４動力伝達機構を介して前記出力軸に伝達する前進高速モードと、前記第２摩擦要素を締結するとともに前記第１摩擦要素及び前記第３摩擦要素を解放することにより、前記第２回転要素へ分流し前記第１動力伝達機構から前記無段変速機構を経由した動力と、前記第３回転要素へ分流し前記第２動力伝達機構に伝達された動力とを前記第１動力伝達機構で合流させ、前記バイパス軸及び前記第３動力伝達機構を介して出力軸に伝達することで、前記入力軸の回転方向と反対方向に回転させる後進モードと、を切り替える動力伝達切換機構とを備えたことを特徴とするパワースプリット型無段変速装置。
前記第１動力伝達機構は、前記バイパス軸に固定された第１ギヤと、この第１ギヤに噛合するとともに、前記無段変速機構のローディング機構に接続された第２ギヤとからなり、
前記第２動力伝達機構は、前記第２ディスクとともに回転する第３ギヤと、前記第３回転要素に固定された第４ギヤと、前記第３、第４ギヤと噛合して、前記カウンタ軸に対して同軸上に設けられた第５ギヤからなり、
前記第３動力伝達機構は、前記バイパス軸に対して同軸上で回転自在に設けられた第６ギヤと、前記出力軸に固定された第７ギヤと、前記第７ギヤと噛合し、前記カウンタ軸に対して同軸上に設けられた第８ギヤからなり、
前記第４動力伝達機構は、前記バイパス軸に対して同軸上で回転自在に設けられた第９ギヤと、前記出力軸に固定された第１０ギヤとからなることを特徴とする請求項１に記載のパワースプリット型無段変速装置。