JP4661818B2

JP4661818B2 - 無段変速機

Info

Publication number: JP4661818B2
Application number: JP2007095102A
Authority: JP
Inventors: 昭彦喜多
Original assignee: Equos Research Co Ltd
Current assignee: Equos Research Co Ltd
Priority date: 2007-03-30
Filing date: 2007-03-30
Publication date: 2011-03-30
Anticipated expiration: 2027-03-30
Also published as: JP2008249118A

Description

本発明は、例えば自動車等の車輌に用いて好適な無段変速機に係り、特に入力軸の正転回転と無段変速装置の無段変速逆転回転とを合成して動力循環し得る無段変速機に関する。

近年、例えばトロイダル式無段変速装置と動力循環機構とを備えた無段変速機が提案されている（特許文献１）。このような無段変速機は、トロイダル式無段変速装置（バリエータ）と動力循環機構としての歯車機構とが組合せられて構成されており、バリエータの変速回転と入力軸からの入力回転とを歯車機構で合成した動力（トルク）循環を利用して、ギヤニュートラル（ＧＮ）を含むローレンジを達成すると共に、バリエータの変速回転を反転利用したハイレンジを達成し、自動車の出力回転として適当な正逆変速回転を得るように構成されている。

ところで、上述のようなバリエータにおいては、入力ディスク及び出力ディスクとローラとの間のスピンロスが生じたり、エンドロード圧やローラ押し付け圧を高圧にするためのオイルポンプのトルク損失が生じたりする。そのため、バリエータを用いた変速にあっては、連続的でワイドな変速比を得ることができるため、例えば市街地等の加減速が頻繁に生じる走行状態では、エンジンを効率の良い回転数で用いたり、減速時の燃料カット時間（アイドリング燃料カット）が長い等の利点から、有段変速機等に比して総合的に車輌の燃費が良くなるが、例えば高速道路等で車速があまり変化しない走行状態のように、変速が不要となる走行状態では、上述の種々の損失に起因し、総合的に車輌の燃費が悪くなる虞がある。

そこで、歯車機構における回転を係止自在なオーバードライブ用ブレーキを備え、オーバードライブ段として歯車機構だけで変速段を形成するものが提案されている（特許文献２）。この無段変速機は、バリエータと、スリーステップピニオンを有するトルク循環用のプラネタリギヤ機構と、ツーステップピニオンを有する反転ギヤ機構と、を備えて構成されており、ロークラッチを係合して反転ギヤ機構からローモード（ローレンジ）の回転を出力し得ると共に、ハイクラッチを係合してプラネタリギヤ機構からハイモードの回転を出力し得るように構成されている。そして、プラネタリギヤ機構と反転ギヤ機構との間にオーバードライブ用ブレーキが配設されており、該ブレーキをハイクラッチと共に係合することで、プラネタリギヤ機構だけで変速段を形成し、つまりバリエータを介さずに動力伝達を行うことが可能に構成されている。これにより、変速比の変更が不要な走行状態にあっても、上述したようなバリエータにおける種々の損失を低減して、搭載される車輌の燃費向上を図っている。

特開２０００−２２０７１９号公報国際公開公報ＷＯ０５／００３５９７Ａ１

上記特許文献１や上記特許文献２の無段変速機は、特にローレンジにあって、動力循環機構の１つの回転要素においてギヤニュートラルを含む正逆変速回転を生成することで、前進発進走行と後進走行との双方が可能となるように構成されている。バリエータは、入出力ディスクに対するパワーローラの傾斜角に限界があるので、その変速比にも限界がある（一般に−０．５〜−２．５程度）。そのため、入力回転とバリエータの無段変速回転との動力循環によるローレンジの変速比幅を設定する場合、搭載される車輌として後進側の変速比幅がある程度必要となるので、前進側の変速比幅を大きくすることができないという問題がある。このようにローレンジにおける前進側の変速比幅が大きくできないと、ハイレンジの変速比幅を全体的に小さくすることになって、つまり無段変速機の最高変速比が大きくできず、車輌の高速走行にあって駆動源の回転数が高くなり、燃費向上の妨げとなる虞があった。

なお、ローレンジの変速比幅を大きくする手法として、バリエータの無段変速回転を増速して動力循環機構に入力することも考えられるが、増速するための歯車機構を設ける必要があってコンパクト化の妨げになるばかりか、その歯車機構の噛合い損失により伝達効率が悪くなるので、燃費向上の妨げとなってしまう虞がある。

また、上記特許文献２の無段変速機のように、動力循環機構の合成回転を出力する回転要素の回転をブレーキによって固定してオーバードライブ段を得るものは、ハイレンジの変速比を動力循環機構（ローレンジ）のギヤニュートラル状態の変速比を用いて変速段を形成するものであり、ギヤニュートラル状態がローレンジの変速比幅の略々中間付近にあることから、つまりハイレンジにおけるバリエータの変速比を中間付近で固定した状態の変速比であって、オーバードライブ段の変速比として大きな変速比を得ることができないという問題もあった。

そこで本発明は、動力循環機構において、後進用の変速比幅を十分に得ることが可能でありながら、前進用の変速比幅を大きくすることが可能な無段変速機を提供することを目的とするものである。

また、本発明は、動力循環機構の回転要素の回転を係止してオーバードライブ段を形成するものにおいて、オーバードライブ段の変速比を大きくすることが可能な無段変速機を提供することを目的とするものである。

請求項１に係る本発明は（例えば図１乃至図１２参照）、入力軸（２）の正転回転を反転しつつ無段変速し得る無段変速装置（１０）と、前記入力軸（２）の正転回転（ＩＮ）と前記無段変速装置（１０）の無段変速逆転回転（Ｖｏｕｔ）とを合成して動力循環し得る動力循環機構（２０）と、を備えた無段変速機（１）において、
前記動力循環機構（２０）は、
前記入力軸（２）の正転回転（ＩＮ）を入力し得る入力回転要素（図１及び図２のＲ２、図４及び図５のＲ２、図７及び図８のＳ２、図１０及び図１１のＲ２）と、
前記無段変速装置（１０）からの無段変速逆転回転（Ｖｏｕｔ）を入力する無段変速回転要素（図１及び図２のＳ１及びＳ２、図４及び図５のＳ１、図７及び図８のＳ１、図１０及び図１１のＳ１）と、
前記入力回転要素の回転と前記無段変速回転要素の回転とによって、逆転回転の変速比幅よりも正転回転の変速比幅が大きな変速比幅を有する前進用循環回転（ＯｕｔＬ）により回転する前進用循環回転要素（図１及び図２のＲ１及びＣＲ２、図４及び図５のＣＲ１、図７及び図８のＲ１、図１０及び図１１のＣＲ１）と、
前記入力回転要素の回転と前記無段変速回転要素の回転とによって、前記前進用循環回転（ＯｕｔＬ）よりも逆転回転の変速比幅が大きな後進用循環回転（ＯｕｔＲ）により回転する後進用循環回転要素（図１及び図２のＣＲ１、図４及び図５のＲ１、図７及び図８のＣＲ１、図１０及び図１１のＲ１）と、を有し、
前記前進用循環回転要素の回転（ＯｕｔＬ）を出力軸（９）に出力自在にする前進用係合要素（Ｌ）と、
前記後進用循環回転要素の回転（ＯｕｔＲ）を前記出力軸（９）に出力自在にする後進用係合要素（Ｒ）と、を備えた、
ことを特徴とする無段変速機（１）にある。

請求項２に係る本発明は（例えば図１乃至図９参照）、前記無段変速装置（１０）の無段変速逆転回転（Ｖｏｕｔ）を再反転する反転ギヤ機構（３０）と、
前記反転ギヤ機構（３０）により再反転された回転（ＯｕｔＨ）を前記出力軸（９）に出力自在にするハイ係合要素（Ｈ）と、を備え、
前記前進用係合要素は、ロー係合要素（Ｌ）からなる、
ことを特徴とする請求項１記載の無段変速機（１_１，１_２，１_３）にある。

請求項３に係る本発明は（例えば図４乃至図９参照）、前記前進用循環回転要素（図４及び図５のＣＲ１、図７及び図８のＲ１）の回転を係止し得るオーバードライブ係合要素（ＯＤ）を備えた、
ことを特徴とする請求項２記載の無段変速機（１_２，１_３）にある。

請求項４に係る本発明は（例えば図４乃至図９参照）、前記前進用循環回転（ＯｕｔＬ）の変速比幅は、ニュートラルから正転回転の変速比幅だけに設定された、
ことを特徴とする請求項３記載の無段変速機（１_２，１_３）にある。

請求項５に係る本発明は（例えば図４乃至図９参照）、前記前進用循環回転要素（図４及び図５のＣＲ１、図７及び図８のＲ１）の逆転回転を規制するワンウェイクラッチ（Ｆ−２）を備えた、
ことを特徴とする請求項４記載の無段変速機（１_２，１_３）にある。

請求項６に係る本発明は（例えば図１０乃至図１２参照）、前記前進用循環回転要素（図１０及び図１１のＣＲ１）の前進用循環回転（ＯｕｔＬ）を反転する反転ギヤ機構（４０）と、
前記無段変速装置（１０）の無段変速逆転回転（Ｖｏｕｔ）を前記出力軸（９）に出力自在にするハイ係合要素（Ｈ）と、を備え、
前記前進用係合要素は、前記反転ギヤ機構（４０）により反転された回転を前記出力軸（９）に出力自在にするロー係合要素（Ｌ）からなり、
前記後進用係合要素（Ｒ）は、前記後進用循環回転要素（図１０及び図１１のＲ１）の正転回転を前記出力軸（９）に出力してなる、
ことを特徴とする請求項１記載の無段変速機（１_４）にある。

なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、これは、発明の理解を容易にするための便宜的なものであり、特許請求の範囲の構成に何等影響を及ぼすものではない。

請求項１に係る本発明によると、動力循環機構を、入力軸の正転回転を入力し得る入力回転要素、無段変速装置からの無段変速逆転回転を入力する無段変速回転要素、入力回転要素の回転と無段変速回転要素の回転とによって、逆転回転の変速比幅よりも正転回転の変速比幅が大きな変速比幅を有する前進用循環回転により回転する前進用循環回転要素、入力回転要素の回転と無段変速回転要素の回転とによって、前進用循環回転よりも逆転回転の変速比幅が大きな後進用循環回転により回転する後進用循環回転要素、の４つの回転要素により構成し、前進用係合要素により前進用循環回転要素の回転を出力軸に出力自在にすると共に、後進用係合要素により後進用循環回転要素の回転を出力軸に出力自在にするように構成したので、後進用循環回転要素の後進用循環回転によって後進用の変速比幅を十分に得ることができるものでありながら、例えば動力循環機構の１つの回転要素によって後進用の変速比幅と前進用の変速比幅とを有するように構成したものに比して、前進用循環回転要素の前進用循環回転によって前進用の変速比幅を大きくすることを可能とすることができる。

また、特に前進時に、入力回転要素と無段変速回転要素とからのトルク合成にあって、前進用循環回転要素に対して伝達するトルク分担の割合として入力回転要素からのトルク伝達を大きくすることができるので、無段変速装置が担持するトルク容量を小さくすることができ、後進時に比して圧倒的に使用量が多い前進時における無段変速装置の負荷を軽減することができて、無段変速装置の耐久性向上を図ることができる。

また、前進用の変速比幅を大きくする必要がない場合、即ち従来のように動力循環機構の１つの回転要素によって後進用の変速比幅と前進用の変速比幅とを有するように構成したものと同等の前進用の変速比幅で足りる場合にあっては、無段変速装置の無段変速の変速比幅を小さくすることができる。これにより、例えば無段変速装置をフルトロイダル式にて構成したものにあっては、パワーローラの傾斜角度の幅を小さくすることができ、該フルトロイダル式無段変速機の径方向の大きさをコンパクト化することができる。

更に、パワーローラの傾斜角度の幅を小さくすることができることで、入出力ディスクとパワーローラとの接触部分の、両ディスクの中心からの最小半径を大きくすることができ、例えば同トルクを伝達する場合における接触部分の接線力（トルク／接触半径、モーメント）を小さくすることができて、両ディスクによりパワーローラを挟持する挟持力を低減することができ、それによって、無段変速装置の耐久性向上を図ることもできる。

請求項２に係る本発明によると、ロー係合要素を介して出力する前進用循環回転要素からの前進用の変速比幅を大きくすることができるので、反転ギヤ機構の再反転する際の変速比を大きくして、ハイ係合要素を介して出力する再反転された無段変速逆転回転も大きくすることができ、つまりハイ係合要素を係合したハイモードとしての変速比幅を大きくすることができる。これにより、搭載される車輌の高速走行等における燃費向上を図ることができる。また、無段変速機としての変速比全体を大きくすることができるので、ディファレンシャル装置の減速比を大きくすることも可能となり、無段変速機の出力トルクを小さくすることができるため、無段変速機を小型化することができる。

請求項３に係る本発明によると、前進用循環回転要素の変速比幅が、逆転回転の変速比幅よりも正転回転の変速比幅が大きく、その前進用循環回転要素をオーバードライブ係合要素により係止するので、つまり無段変速装置の変速比を大きくした状態を動力循環機構だけによって形成することができ、オーバードライブ段としての変速比を大きくすることができる。

請求項４に係る本発明によると、前進用循環回転の変速比幅は、ニュートラルから正転回転の変速比幅だけに設定されているので、前進用循環回転要素をオーバードライブ係合要素により係止することで、無段変速装置の変速比を最大変速比にした状態を動力循環機構だけによって形成することができ、つまりオーバードライブ段としての変速比をハイモードの変速比幅における最大変速比にすることができる。

請求項５に係る本発明によると、前進用循環回転要素の逆転回転を規制するワンウェイクラッチを備えているので、無段変速装置の変速比が最大変速比を超えることを防止することができ、これにより、特にトロイダル式の無段変速装置にあっては、パワーローラの過傾斜や入出力ディスクからの飛び出し等を防止することができる。

請求項６に係る本発明によると、ハイ係合要素を介して無段変速装置の無段変速逆転回転を出力軸に出力し、ロー係合要素を介して前進用循環回転を反転ギヤ機構により反転した回転を出力軸に出力するので、特にロー係合要素を係合したローモードにあって、前進用循環回転要素に対する入力回転要素と無段変速回転要素とのトルク合成にあって、入力回転要素からのトルク分担を大きくすることができ、無段変速装置の耐久性向上を図ることができる。

＜第１の実施の形態＞
以下、本発明に係る第１の実施の形態を図１乃至図３に沿って説明する。図１は第１の実施の形態に係る無段変速機を示すスケルトン図、図２は第１の実施の形態に係る無段変速機の速度線図、図３は第１の実施の形態に係る無段変速機の係合表である。

まず、第１の実施の形態に係る無段変速機１_１の構成を図１に沿って説明する。無段変速機（ＩＶＴ；infinitely variable transmission）１_１は、図１に示すように、大まかに、ミッションケース５内における一軸上にあって、入力側から出力側へ順に、入力軸２と、トロイダル式無段変速装置（以下、「バリエータ」という）１０と、動力循環機構（以下、「動力循環プラネタリギヤ」という）２０と、反転ギヤ機構３０と、ハイクラッチ（ハイ係合要素）Ｈと、リバースクラッチ（後進用係合要素）Ｒと、ロークラッチ（前進用係合要素、ロー係合要素）Ｌと、出力軸９とを備えて構成されている。

バリエータ１０は、フルトロイダル式からなり、入力軸２上に連結された２個の入力ディスク１１Ａ，１１Ｂと、外周側が後述するサンギヤＳ１及びサンギヤＳ２とキャリヤＣＲ３とに連結された出力ディスク１２と、２個の入力ディスク１１Ａ，１１Ｂ及び１個の出力ディスク１２の間に挟持されるパワーローラ１４Ａ，１４Ｂと、を有して構成されている。入力ディスク１１Ａ，１１Ｂ及び出力ディスク１２は、それぞれ対向するように円形の一部を形成する円弧状の凹溝１１ａ，１２ａを有しており、２列のパワーローラ１４Ａ，１４Ｂを挟んでダブルキャビティ１３Ａ，１３Ｂを構成して、入力ディスク同士のスラスト力を打消す構成からなる。

パワーローラ１４Ａ，１４Ｂは、環状のダブルキャビティ１３Ａ，１３Ｂにおける周方向の略々均等な位置に複数個（例えば１つのキャビティに３個）配置されており、不図示の球面軸受、レバー等からなるリンク機構を油圧制御により押圧駆動される。また、入力ディスク１１Ａ，１１Ｂは、例えばＬ字状のブロックと該ブロック上に設置された油圧ピストンとにより閉ループ的に押圧され、パワーローラ１４Ａ，１４Ｂを挟持すると共に、その挟持圧が油圧により制御される。そして、上記リンク機構の押圧制御と入力ディスク１１Ａ，１１Ｂの挟持圧とにより、パワーローラ１４Ａ，１４Ｂが自律的に傾斜することで、入力ディスク１１Ａ，１１Ｂと出力ディスク１２との接触半径が変更されて無段に連続して変速する。本バリエータ１０にあっては、入力ディスク１１Ａ，１１Ｂに対して出力ディスク１２が反転するので、速度比は−（マイナス）になる。

動力循環プラネタリギヤ２０は、シンプソン型からなり、シングルピニオンプラネタリギヤＳＰ１とシングルピニオンプラネタリギヤＳＰ２とを備えて構成されている。シングルピニオンプラネタリギヤＳＰ１は、１つのピニオンＰ１を回転自在に支持するキャリヤＣＲ１と、該ピニオンＰ１に噛合するサンギヤＳ１と、該ピニオンＰ１に噛合するリングギヤＲ１とを有して構成されており、また同様に、シングルピニオンプラネタリギヤＳＰ２は、１つのピニオンＰ２を回転自在に支持するキャリヤＣＲ２と、該ピニオンＰ２に噛合するサンギヤＳ２と、該ピニオンＰ２に噛合するリングギヤＲ２とを有して構成されている。そして、サンギヤＳ１とサンギヤＳ２とが連結されて１つの回転要素を構成すると共に、リングギヤＲ１とキャリヤＣＲ２とが連結されて１つの回転要素を構成し、つまり動力循環プラネタリギヤ２０は、リングギヤＲ２（入力回転要素）、サンギヤＳ１及びサンギヤＳ２（無段変速回転要素）、キャリヤＣＲ１（前進用循環回転要素）、リングギヤＲ１及びキャリヤＣＲ２（後進用循環回転要素）、の４つの回転要素により構成されている。

上記動力循環プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ２は、上記入力軸２に連結されており、つまり入力ディスク１１Ａ，１１Ｂ、リングギヤＲ２には、エンジン等の駆動源（不図示）の回転がそのまま伝達される。なお、本無段変速機１は、詳しくは後述するようにギヤニュートラル状態を得ることができるので、トルクコンバータ等を設ける必要はなく、入力軸２に直接エンジンを接続することができる。

上記動力循環プラネタリギヤ２０のサンギヤＳ１及びサンギヤＳ２は、上記出力ディスク１２の外周側に接続されている。また、上記リングギヤＲ１及びキャリヤＣＲ２は、ロークラッチＬに接続されて、該ロークラッチＬが係合することにより出力軸９に接続され、上記キャリヤＣＲ１は、リバースクラッチＲに接続されて、該リバースクラッチＲが係合することにより出力軸９に接続される。

反転ギヤ機構３０は、２つのピニオンＰ３，Ｐ４を回転自在に支持するキャリヤＣＲ３と、該ピニオンＰ３に噛合するサンギヤＳ３と、該ピニオンＰ４に噛合するリングギヤＲ３とを有するダブルピニオンプラネタリギヤＤＰ３により構成されている。このうちのキャリヤＣＲ３は、上記出力ディスク１２の外周側に接続されており、リングギヤＲ３は、ミッションケース５に接続されて回転が常時固定されている。そして、上記サンギヤＳ３は、ハイクラッチＨに接続されて、該ハイクラッチＨが係合することにより出力軸９に接続される。

次に、上記無段変速機１_１の作用について図１を参照しつつ図２及び図３に沿って説明する。

例えば無段変速機１_１を搭載した車輌の後進時においては、不図示のシフトレバーや油圧制御装置による油圧制御に基づき該無段変速機１_１がリバースモードに制御され、図３に示すように、リバースクラッチＲが係合制御される。すると、図１及び図２に示すように、エンジン出力軸に連結している入力軸２の正転回転ＩＮが、バリエータ１０の入力ディスク１１Ａ，１１Ｂ、及び動力循環プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ２に伝達される。このうち入力ディスク１１Ａ，１１Ｂに入力された入力軸２の正転回転はバリエータ１０で反転されつつ変速され、出力ディスク１２より無段変速反転回転としてのバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが出力されて、サンギヤＳ１及びサンギヤＳ２に入力される。

サンギヤＳ１及びサンギヤＳ２にバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが入力されると、動力循環プラネタリギヤ２０において、リングギヤＲ２に入力される入力軸２の正転回転ＩＮとサンギヤＳ１及びサンギヤＳ２に入力されるバリエータ出力回転Ｖｏｕｔとがトルク循環により合成され、キャリヤＣＲ１が、正転回転の変速比幅よりも逆転回転の変速比幅が大きい変速比幅を有し、少なくとも後述の前進用循環回転ＯｕｔＬよりも逆転回転の変速比幅が大きい後進用循環回転（即ちリバース出力回転）ＯｕｔＲによって回転される。このキャリヤＣＲ１の後進用循環回転ＯｕｔＲは、バリエータ１０の変速制御によって、ニュートラル位置（即ち０）から逆転回転の変速比幅の間に制御され、リバースクラッチＲを介して出力軸９に出力される。

このリバースモードにおいては、後進用循環回転ＯｕｔＲにニュートラル状態となる変速比が含まれるように設定されているので、バリエータ１０を制御し、バリエータ出力回転Ｖｏｕｔを対応する変速比に制御することで、キャリヤＣＲ１の回転がギヤニュートラル状態となり、つまりリバースモードの出力回転ＯｕｔＲがニュートラル状態となる。この状態においては、エンジン回転数（入力軸２の正転回転ＩＮ）と出力軸９の回転とが無関係となるので、例えばシフトレバーをリバースレンジに切換えた際にバリエータ１０の変速比をこのギヤニュートラル状態に合せた後にリバースクラッチＲを係合することで、回転数差を吸収することが不要であり、トルクコンバータ等の回転数差を吸収する装置を設ける必要がない。

そして、このギヤニュートラル状態より例えば車速やアクセル開度に応じてバリエータ１０の変速比を大きくしていくと（図２中のバリエータ出力回転Ｖｏｕｔを下方側にシフトしていくと）、出力軸９の出力回転ＯｕｔＲは、逆転回転側に増速していき、つまり後進側に増速されていく。

一方、車輌の前進発進時においては、不図示のシフトレバーや油圧制御装置による油圧制御に基づき該無段変速機１_１がローモードに制御され、図３に示すように、ロークラッチＬが係合制御される。すると、図１及び図２に示すように、同様に入力軸２の正転回転ＩＮが、入力ディスク１１Ａ，１１Ｂ、及びリングギヤＲ２に伝達されると共に、出力ディスク１２よりバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが、サンギヤＳ１及びサンギヤＳ２に入力される。

サンギヤＳ１及びサンギヤＳ２にバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが入力されると、動力循環プラネタリギヤ２０において、リングギヤＲ２に入力される入力軸２の正転回転ＩＮとサンギヤＳ１及びサンギヤＳ２に入力されるバリエータ出力回転Ｖｏｕｔとがトルク循環により合成され、リングギヤＲ１及びキャリヤＣＲ２が、逆転回転の変速比幅よりも正転回転の変速比幅が大きい変速比幅であって、好ましくはニュートラル位置（即ち０）から正転回転の変速比幅だけを有する前進用循環回転（即ちローモード出力回転）ＯｕｔＬによって回転される。このリングギヤＲ１及びキャリヤＣＲ２の前進用循環回転ＯｕｔＬは、ロークラッチＬを介して出力軸９に出力される。

このローモードにおいても、前進用循環回転ＯｕｔＬにニュートラル状態となる変速比が含まれるように設定されているので、バリエータ１０を制御し、バリエータ出力回転Ｖｏｕｔを大きくする（図２中下方側にする）ことで、リングギヤＲ１及びキャリヤＣＲ２の回転がギヤニュートラル状態となり、つまりローモード時の出力回転ＯｕｔＬがニュートラル状態となる。上記リバースモードと同様に、この状態においては、エンジン回転数（入力軸２の正転回転ＩＮ）と出力軸９の回転とが無関係となるので、例えばシフトレバーをローレンジに切換えた際にバリエータ１０の変速比をこのギヤニュートラル状態に合せた後にロークラッチＬを係合することで、回転数差を吸収することが不要であり、トルクコンバータ等の回転数差を吸収する装置を設ける必要がない。

そして、このギヤニュートラル状態より例えば車速やアクセル開度に応じてバリエータ１０の変速比を小さくしていくと（図２中のバリエータ出力回転Ｖｏｕｔを上方側にシフトしていくと）、出力軸９の出力回転ＯｕｔＬは、正転回転側に増速していき、つまり前進側に増速されていく。

つづいて、上述のローモード状態で出力軸９の出力回転ＯｕｔＬが増速されていき（バリエータ１０の変速比が小さくされていき）、図２中の破線で示すシンクチェンジＳＣの変速比に達して例えば車速やアクセル開度に応じて変速判断がなされると、不図示の油圧制御装置による油圧制御に基づき、図３に示すように、ロークラッチＬが解放されると共にハイクラッチＨが係合され、無段変速機１_１はハイモード状態にされる。

すると、図１及び図２に示すように、このハイモード状態においても同様に、入力軸２の正転回転ＩＮが、バリエータ１０の入力ディスク１１Ａ，１１Ｂ、及び動力循環プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ２に伝達され、出力ディスク１２よりバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが出力される。このバリエータ出力回転Ｖｏｕｔは、反転ギヤ機構３０のキャリヤＣＲ３に入力される。該キャリヤＣＲ３にバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが入力されると、反転ギヤ機構３０において、ミッションケース５に回転が固定されたリングギヤＲ３を介してキャリヤＣＲ３のバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが僅かに増速されつつ反転される形でサンギヤＳ３が反転回転し、ハイクラッチＨを介して該サンギヤＳ３の回転がハイモードの出力回転ＯｕｔＨとして出力軸９に出力される。

なお、このハイモード状態にあって、動力循環プラネタリギヤ２０においては、リングギヤＲ２に入力軸２の正転回転ＩＮが入力され、サンギヤＳ１及びサンギヤＳ２にバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが入力されるため、リングギヤＲ１及びキャリヤＣＲ２、キャリヤＣＲ１が、上記ローモード時や上記リバースモード時と同様に回転するが、ロークラッチＬ及びリバースクラッチＲが解放されているため、空転状態となる。

上記シンクチェンジＳＣ時におけるローモード状態とハイモード状態との切換えにおいては、バリエータ１０の変速比（バリエータ出力回転Ｖｏｕｔ）が最も小さくなる同じ変速比で切換えが行われるように各ギヤのギヤ比が設定されている。つまりローモード状態においては、バリエータ１０の変速比が小さく変速されていくと出力回転ＯｕｔＬが増速され、シンクチェンジＳＣを境に、ハイモード状態においては、反対にバリエータ１０の変速比が大きく変速されていくと出力回転ＯｕｔＨが増速されていく（即ち、上記ローモードの低変速比範囲に比して高い範囲の高変速比範囲となる）。

以上のような構成・作用を有する無段変速機１_１によると、動力循環プラネタリギヤ２０を、入力軸２の正転回転ＩＮを入力し得るリングギヤＲ２、バリエータ出力回転Ｖｏｕｔを入力するサンギヤＳ１及びサンギヤＳ２、該リングギヤＲ２と該サンギヤＳ１及び該サンギヤＳ２とによって、逆転回転の変速比幅よりも正転回転の変速比幅が大きな変速比幅を有する前進用循環回転ＯｕｔＬにより回転するリングギヤＲ１及びキャリヤＣＲ２、該リングギヤＲ２と該サンギヤＳ１及び該サンギヤＳ２とによって、前進用循環回転ＯｕｔＬよりも逆転回転の変速比幅が大きな後進用循環回転ＯｕｔＲにより回転するキャリヤＣＲ１、の４つの回転要素により構成し、ロークラッチＬによりリングギヤＲ１及びキャリヤＣＲ２の回転を出力軸９に出力自在にすると共に、リバースクラッチＲによりキャリヤＣＲ１の回転を出力軸９に出力自在にするように構成したので、キャリヤＣＲ１の後進用循環回転ＯｕｔＲによって後進用の変速比幅を十分に得ることができるものでありながら、例えば従来のように動力循環プラネタリギヤを３つの回転要素で構成し、そのうちの１つの回転要素によって後進用の変速比幅と前進用の変速比幅とを有するように動力循環するものよりも、リングギヤＲ１及びキャリヤＣＲ２の前進用循環回転ＯｕｔＬによって前進用の変速比幅を大きくすることが可能となる。

また、特にローモード時に、動力循環プラネタリギヤ２０におけるリングギヤＲ２とサンギヤＳ１及びサンギヤＳ２とのトルク合成にあって、従来の３つの回転要素で構成された動力循環プラネタリギヤよりも、リングギヤＲ１及びキャリヤＣＲ２の歯数比をリングギヤＲ２側（即ち図２の左方側）に近づけることができ、リングギヤＲ１及びキャリヤＣＲ２に対して伝達するトルク分担の割合としてリングギヤＲ２からのトルク伝達を大きくすることができるので、バリエータ１０（サンギヤＳ１及びサンギヤＳ２）が担持するトルク容量を小さくすることができ、リバースモードに比して圧倒的に使用量が多いローモードにおけるバリエータ１０の負荷を軽減することができて、バリエータ１０の耐久性向上を図ることができる。

また、ローモードにおける前進用の変速比幅を大きくする必要がない場合、即ち従来のように動力循環プラネタリギヤの１つの回転要素によって後進用の変速比幅と前進用の変速比幅とを有するように構成したものと同等の前進用の変速比幅で足りる場合にあっては、バリエータ１０の無段変速の変速比幅（即ちＶｏｕｔの幅）を小さくすることができる。これにより、特にフルトロイダル式のバリエータ１０にあっては、パワーローラ１４Ａ，１４Ｂの傾斜角度の幅を小さくすることができ、該バリエータ１０の径方向の大きさをコンパクト化することができる。

更に、パワーローラ１４Ａ，１４Ｂの傾斜角度の幅を小さくすることができることで、入出力ディスク１１Ａ，１１Ｂ，１２とパワーローラ１４Ａ，１４Ｂとの接触部分の、両ディスク１１Ａ，１１Ｂ，１２の中心（即ち入力軸２）からの最小半径を大きくすることができ、例えば同トルクを伝達する場合における接触部分の接線力（トルク／接触半径、モーメント）を小さくすることができて、バリエータ１０の挟持力を低減することができ、それによって、バリエータ１０の耐久性向上を図ることもできる。

また、ローモードにおける変速比幅（即ちＯｕｔＬ）を大きくすることができるので、反転ギヤ機構３０の再反転する際の変速比を大きくして、ハイモードの出力回転ＯｕｔＨも大きくすることができ、搭載される車輌の高速走行等における燃費向上を図ることができる。また、無段変速機１_１としての変速比全体を大きくすることができるので、出力軸９に接続されるディファレンシャル装置（不図示）の減速比を大きくすることも可能となり、無段変速機１_１の出力トルクを小さくすることができるため、無段変速機１_１を小型化することができる。

＜第２の実施の形態＞
ついで、上記第１の実施の形態を一部変更した、本発明に係る第２の実施の形態を図４乃至図６に沿って説明する。図４は第２の実施の形態に係る無段変速機を示すスケルトン図、図５は第２の実施の形態に係る無段変速機の速度線図、図６は第２の実施の形態に係る無段変速機の係合表である。なお、本第２の実施の形態においては、一部変更部分を除き、第１の実施の形態と同様な部分に同符号を付して、その説明を省略する。

図４に示すように、第２の実施の形態に係る無段変速機１_２は、図１に示した第１の実施の形態に係る無段変速機１_１に比して、動力循環プラネタリギヤ２０及び反転ギヤ機構３０の構成を変更し、ロークラッチＬとリバースクラッチＲとの軸方向配置位置を入れ替えたものである。また、反転ギヤ機構３０を介して動力循環プラネタリギヤ２０の前進用循環回転要素の回転を固定するオーバードライブクラッチ（オーバードライブ係合要素）ＯＤを設けると共に、該オーバードライブクラッチＯＤに並列配置されたワンウェイクラッチＦ−２と、ハイモードの出力回転要素（サンギヤＳ３）及びローモードの出力回転要素（キャリヤＣＲ１）の間に配置されたワンウェイクラッチＦ−１と、の２つのワンウィクラッチを設けたものである。

詳細には、動力循環プラネタリギヤ２０は、ラビニヨ型のプラネタリギヤセットＰＳにより構成されており、ショートピニオンＰ１及びロングピニオンＰ２を回転自在に支持するキャリヤＣＲ１と、該ピニオンＰ１に噛合するリングギヤＲ１と、該ピニオンＰ２に噛合するサンギヤＳ１と、該ピニオンＰ２に噛合するリングギヤＲ２とを有して構成されている。つまり、動力循環プラネタリギヤ２０は、リングギヤＲ２（入力回転要素）、サンギヤＳ１（無段変速回転要素）、キャリヤＣＲ１（前進用循環回転要素）、リングギヤＲ１（後進用循環回転要素）、の４つの回転要素により構成されている。

上記動力循環プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ２は、上記入力軸２に連結されており、サンギヤＳ１は、出力ディスク１２の外周側に接続されている。また、キャリヤＣＲ１は、ロークラッチＬに接続されて、該ロークラッチＬが係合することにより出力軸９に接続され、上記リングギヤＲ１は、リバースクラッチＲに接続されて、該リバースクラッチＲが係合することにより出力軸９に接続される。

反転ギヤ機構３０は、１つのピニオンＰ３を回転自在に支持するキャリヤＣＲ３と、該ピニオンＰ３に噛合するサンギヤＳ３と、該ピニオンＰ３に噛合するリングギヤＲ３とを有するシングルピニオンプラネタリギヤＳＰ３により構成されている。このうちのリングギヤＲ３は、上記出力ディスク１２の外周側に接続されており、キャリヤＣＲ３は、ミッションケース５に接続されて回転が常時固定されている。そして、上記サンギヤＳ３は、ハイクラッチＨに接続されて、該ハイクラッチＨが係合することにより出力軸９に接続される。

また、上記キャリヤＣＲ３と上記キャリヤＣＲ１との間には、オーバードライブクラッチＯＤが介在されており、該オーバードライブクラッチＯＤと並列配置される形で、キャリヤＣＲ３の回転よりもキャリヤＣＲ１の回転が低くなることを規制するワンウェイクラッチＦ−２が配設されている。更に、サンギヤＳ３とハイクラッチＨとを接続する部材と、キャリヤＣＲ１とロークラッチＬとを接続する部材との間、即ちサンギヤＳ３とキャリヤＣＲ１との間には、キャリヤＣＲ１の回転がサンギヤＳ３の回転よりも高くならないように、言い換えると、サンギヤＳ３の回転がキャリヤＣＲ１の回転よりも低くならないように規制するための、ワンウェイクラッチＦ−１が配設されている。

なお、本実施の形態において、オーバードライブクラッチＯＤは、キャリヤＣＲ３を介してミッションケース５にキャリヤＣＲ１を係止させる「ブレーキ」としての役目を有するものであるが、後述の第３の実施の形態のようにキャリヤＣＲ３が空転するような構成であっても構わないため、「クラッチ」という。

次に、上記無段変速機１_２の作用について図４を参照しつつ図５及び図６に沿って説明する。

例えば無段変速機１_２を搭載した車輌の後進時においては、不図示のシフトレバーや油圧制御装置による油圧制御に基づき該無段変速機１_２がリバースモードに制御され、図６に示すように、リバースクラッチＲが係合制御される。すると、図４及び図５に示すように、入力軸２の正転回転ＩＮが、バリエータ１０の入力ディスク１１Ａ，１１Ｂ、及び動力循環プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ２に伝達され、また、出力ディスク１２よりバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが、サンギヤＳ１に入力される。

サンギヤＳ１にバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが入力されると、動力循環プラネタリギヤ２０において、リングギヤＲ２に入力される入力軸２の正転回転ＩＮとサンギヤＳ１に入力されるバリエータ出力回転Ｖｏｕｔとがトルク循環により合成され、リングギヤＲ１が、正転回転の変速比幅よりも逆転回転の変速比幅が大きい変速比幅を有し、少なくとも後述の前進用循環回転ＯｕｔＬよりも逆転回転の変速比幅が大きい後進用循環回転ＯｕｔＲによって回転される。このリングギヤＲ１の後進用循環回転ＯｕｔＲは、バリエータ１０の変速制御によって、ニュートラル位置（即ち０）から逆転回転の変速比幅の間に制御され、リバースクラッチＲを介して出力軸９に出力される。

このリバースモードにおいては、第１の実施の形態と同様に、後進用循環回転ＯｕｔＲにニュートラル状態となる変速比が含まれるように設定されているので、バリエータ１０を制御し、バリエータ出力回転Ｖｏｕｔを対応する変速比に制御することで、リングギヤＲの回転をギヤニュートラル状態にすることができる。そして、このギヤニュートラル状態より例えば車速やアクセル開度に応じてバリエータ１０の変速比を大きくしていくと（図５中のバリエータ出力回転Ｖｏｕｔを下方側にシフトしていくと）、出力軸９の出力回転ＯｕｔＲは、逆転回転側に増速していき、つまり後進側に増速されていく。

一方、車輌の前進発進時においては、不図示のシフトレバーや油圧制御装置による油圧制御に基づき該無段変速機１_２がローモードに制御され、図６に示すように、ロークラッチＬが係合制御される。すると、図４及び図５に示すように、同様に入力軸２の正転回転ＩＮが、入力ディスク１１Ａ，１１Ｂ、及びリングギヤＲ２に伝達されると共に、出力ディスク１２よりバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが、サンギヤＳ１に入力される。

サンギヤＳ１にバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが入力されると、動力循環プラネタリギヤ２０において、リングギヤＲ２に入力される入力軸２の正転回転ＩＮとサンギヤＳ１に入力されるバリエータ出力回転Ｖｏｕｔとがトルク循環により合成され、キャリヤＣＲ１が、逆転回転の変速比幅よりも正転回転の変速比幅が大きい変速比幅であって、ニュートラル位置（即ち０）から正転回転の変速比幅だけを有する前進用循環回転ＯｕｔＬによって回転される。このキャリヤＣＲ１の前進用循環回転ＯｕｔＬは、ロークラッチＬを介して出力軸９に出力される。

このローモードにおける前進用循環回転ＯｕｔＬは、ニュートラル状態となる変速比が最も小さくなるように設定されているので、バリエータ１０を制御し、バリエータ出力回転Ｖｏｕｔを最大にする（図５中下方側の最下端にする）ことで、キャリヤＣＲ１の回転がギヤニュートラル状態となり、つまりローモード時の出力回転ＯｕｔＬがニュートラル状態となる。そして、このギヤニュートラル状態より例えば車速やアクセル開度に応じてバリエータ１０の変速比を小さくしていくと（図５中のバリエータ出力回転Ｖｏｕｔを上方側にシフトしていくと）、出力軸９の出力回転ＯｕｔＬは、正転回転側に増速していき、つまり前進側に増速されていく。

つづいて、上述のローモード状態で出力軸９の出力回転ＯｕｔＬが増速されていき（バリエータ１０の変速比が小さくされていき）、図５中の破線で示すシンクチェンジＳＣの変速比に達して例えば車速やアクセル開度に応じて変速判断がなされると、不図示の油圧制御装置による油圧制御に基づき、図６に示すように、ロークラッチＬが解放されると共にハイクラッチＨが係合され、無段変速機１_２はハイモード状態にされる。

すると、図４及び図５に示すように、このハイモード状態においても同様に、入力軸２の正転回転ＩＮが、バリエータ１０の入力ディスク１１Ａ，１１Ｂ、及び動力循環プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ２に伝達され、出力ディスク１２よりバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが出力される。このバリエータ出力回転Ｖｏｕｔは、反転ギヤ機構３０のリングギヤＲ３に入力される。該リングギヤＲ３にバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが入力されると、反転ギヤ機構３０において、ミッションケース５に回転が固定されたキャリヤＣＲ３を介してバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが僅かに増速されつつ反転される形でサンギヤＳ３が反転回転し、ハイクラッチＨを介して該サンギヤＳ３の回転がハイモード時の出力回転ＯｕｔＨとして出力軸９に出力される。

なお、このハイモード状態にあって、動力循環プラネタリギヤ２０においては、リングギヤＲ２に入力軸２の正転回転ＩＮが入力され、サンギヤＳ１にバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが入力されるため、キャリヤＣＲ１、リングギヤＲ１が、上記ローモード時や上記リバースモード時と同様に回転するが、ロークラッチＬ及びリバースクラッチＲが解放されているため、空転状態となる。

ところで、このシンクチェンジＳＣの変速比に達する状態は、バリエータ１０の変速比が最も小さくなる状態であって、つまりパワーローラ１４Ａ，１４Ｂが最も傾斜した状態である。例えばローモード時におけるシンクチェンジＳＣの変速比の状態から、車輌が降坂路を走行する等して、駆動車輪を介して出力軸９に加速方向のトルクが加わると、ロークラッチＬを介してキャリヤＣＲ１が増速され、それに伴いサンギヤＳ１が減速されて、つまりバリエータ１０の出力ディスク１２が更に変速比が小さくなる方向に減速される虞がある。

また反対に、例えばハイモード時におけるシンクチェンジＳＣの変速比の状態から、車輌が登坂路を走行する等して、駆動車輪を介して出力軸９に減速方向のトルクが加わると、ハイクラッチＨを介してサンギヤＳ３が減速され、キャリヤＣＲ３を介してリングギヤＲ３が減速されて、つまりバリエータ１０の出力ディスク１２が更に変速比が小さくなる方向に減速される虞がある。このようにバリエータ１０の変速比が最も小さい状態から出力ディスク１２に減速方向に力が加わると、パワーローラ１４Ａ，１４Ｂの過傾斜や脱落等を生じてしまう虞がある。

しかしながら、サンギヤＳ３（の回転をハイクラッチＨに伝達する部材）とキャリヤＣＲ１（の回転をロークラッチＬに伝達する部材）との間にはワンウェイクラッチＦ−１が配設されており、動力循環プラネタリギヤ２０のキャリヤＣＲ１の回転が、反転ギヤ機構３０のサンギヤＳ３の回転よりも上回らないように規制されている。従って、ローモード時にあってシンクチェンジＳＣの変速比に到達した状態では、キャリヤＣＲ１の回転が、ハイモードの出力回転ＯｕｔＨの最も低い回転状態となったサンギヤＳ３の回転より高くになることが規制され、反対に、ハイモード時にあってシンクチェンジＳＣの変速比に到達した状態では、サンギヤＳ３の回転が、ローモードの出力回転ＯｕｔＬの最も高い回転状態となったキャリヤＣＲ１の回転よりも低くなることが規制される。つまり、出力ディスク１２の入力ディスク１１Ａ，１１Ｂに対する変速比がシンクチェンジＳＣ時の変速比よりも小さくなることが防止され（バリエータ１０において設定された最低変速比よりも小さくなることが防止され）、これによって、パワーローラ１４Ａ，１４Ｂの過傾斜や脱落等が防止される。

ついで、例えば上述のハイモード状態で不図示の制御部により略々一定速度の高速走行が所定時間継続する等の条件が判断されると、オーバードライブ段への変速が判断され、バリエータ１０がオーバードライブ段の変速比に、特に本実施の形態においてはバリエータ１０の最高変速比に変速制御されると共に（或いは既にバリエータ１０が最高変速比になっている状態で）、図６に示すように、オーバードライブクラッチＯＤが係合制御され、無段変速機１_２はオーバードライブモード状態にされる。

すると、図４及び図５に示すように、入力軸２の正転回転ＩＮが、動力循環プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ２に入力され、反転ギヤ機構３０のキャリヤＣＲ３を介して動力循環プラネタリギヤ２０のキャリヤＣＲ１がミッションケース５に対して回転固定される。リングギヤＲ２の入力軸２の正転回転ＩＮは、回転が固定されたキャリヤＣＲ１を介してサンギヤＳ１に出力され、サンギヤＳ１は、バリエータ１０の最高変速比と同じ変速比にて回転される。更に、該サンギヤＳ１の回転は、反転ギヤ機構３０のリングギヤＲ３に入力され、回転が固定されたキャリヤＣＲ３を介してサンギヤＳ３に出力され、バリエータ１０の最高変速比と同じ変速比のオーバードライブ段の出力回転として出力され、ハイクラッチＨを介して出力軸９より出力される。即ち、動力循環プラネタリギヤ２０においてバリエータ１０の最高変速比と同じ変速段が形成され、該動力循環プラネタリギヤ２０と反転ギヤ機構３０とによって、ハイモードの最高変速比と同じ変速比のオーバードライブ段が形成される。

このようにオーバードライブ段が形成された状態にあっては、ハイクラッチＨの係合状態が維持されるが、入力軸２から、動力循環プラネタリギヤ２０、反転ギヤ機構３０、ハイクラッチＨ、出力軸９までの伝達経路が形成され、つまりバリエータ１０を迂回した伝達経路が形成されるため、バリエータ１０によって動力伝達を行うことが不要となる。これにより、バリエータ１０の挟持圧を緩めることが可能となり、バリエータ１０がトルク伝達を行うことによる各種の損失が低減され、変速が不要となる走行状態における車輌の燃費向上が図られる。

その後、不図示の制御部により例えば変速が必要となる条件等が判断されると、ハイモードへの移行が判断され、オーバードライブクラッチＯＤが解放制御されて、上述したハイモードの状態に復帰される。なお、オーバードライブモード状態にあっても、バリエータ１０は、最高変速比の状態に維持されており、バリエータ１０の挟持圧を強めて動力伝達を行い得るように制御するだけで、ハイモードへの移行が完了する。

ところで、上記ハイモード状態にあって最も変速比が大きくなる状態にあっては、バリエータ１０の変速比が最も大きくなる状態であって、同様にパワーローラ１４Ａ，１４Ｂが最も傾斜した状態である。例えばこのハイモード状態において最も大きくなった変速比の状態から、車輌が降坂路を走行する等して、駆動車輪を介して出力軸９に加速方向のトルクが加わると、ハイクラッチＨを介してサンギヤＳ３が加速され、キャリヤＣＲ３を介してリングギヤＲ３が加速されて、つまりバリエータ１０の出力ディスク１２が更に変速比が大きくなる方向に加速される虞がある。

また、例えばローモード時におけるニュートラル状態から、車輌が登坂路に停車している場合等により、駆動車輪を介して出力軸９に逆転方向のトルクが加わると、ロークラッチＬを介してキャリヤＣＲ１が減速され、入力軸２の正転回転ＩＮとなるリングギヤＲ２を介してサンギヤＳ１が加速されて、つまりバリエータ１０の出力ディスク１２が更に変速比が大きくなる方向に加速される虞がある。

更に、例えばリバースモード時にあって最も変速比が大きくなる状態から、車輌が降坂路等を走行する等して、駆動車輪を介して出力軸９に逆転方向のトルクが加わると、リバースクラッチＲを介してリングギヤＲ１が減速され、入力軸２の正転回転ＩＮとなるリングギヤＲ２を介してサンギヤＳ１が加速されて、つまりバリエータ１０の出力ディスク１２が更に変速比が大きくなる方向に加速される虞がある。このようにバリエータ１０の変速比が最も大きい状態から出力ディスク１２に加速方向に力が加わった場合にあっても、パワーローラ１４Ａ，１４Ｂの過傾斜や脱落等を生じてしまう虞がある。

しかしながら、上述のようにオーバードライブクラッチＯＤと並列配置されたワンウェイクラッチＦ−２が備えられており、ミッションケース５に接続されたキャリヤＣＲ３を介してキャリヤＣＲ１の逆転回転が規制されている。即ち、キャリヤＣＲ１の逆転回転が規制されていることで、サンギヤＳ１及びリングギヤＲ３の回転がバリエータ出力回転Ｖｏｕｔの最高変速比よりも高くならないように規制される。つまり、出力ディスク１２の無段変速回転Ｖｏｕｔが、バリエータ１０において設定された最高変速比よりも大きくなることが防止され、これによって、パワーローラ１４Ａ，１４Ｂの過傾斜や脱落等が防止される。

従って、本無段変速機１_２にあっては、上記２つのワンウェイクラッチＦ−１，Ｆ−２を備えていることによって、バリエータ１０において最低変速比から最高変速比の変速範囲を越えることが規制され（つまり上限と下限との双方が規制され）、バリエータ１０におけるパワーローラ１４Ａ，１４Ｂの過傾斜や脱落等の防止が確実に図れる。

以上のように本第２の実施の形態に係る無段変速機１_２によると、キャリヤＣＲ１の変速比幅（即ちＯｕｔＬ）が、逆転回転の変速比幅よりも正転回転の変速比幅が大きく、そのキャリヤＣＲ１をオーバードライブクラッチＯＤにより係止するので、つまりバリエータ１０の変速比を大きくした状態を動力循環プラネタリギヤ２０だけによって形成することができ、オーバードライブ段としての変速比を大きくすることができる。特に本無段変速機１_２のように、キャリヤＣＲ１の変速比幅がニュートラルから正転回転の変速比幅だけに設定されていることで、バリエータ１０の変速比を最大変速比にした状態を動力循環プラネタリギヤ２０だけによって形成することができ、つまりオーバードライブ段としての変速比をハイモードの変速比幅における最大変速比にすることができる。

また、キャリヤＣＲ１の逆転回転を規制するワンウェイクラッチＦ−２を備えているので、バリエータ１０の変速比が最大変速比を超えることを防止することができ、これにより、パワーローラ１４Ａ，１４Ｂの過傾斜や入出力ディスク１１Ａ，１１Ｂ，１２からの飛び出し等を防止することができる。

また、本無段変速機１_２は、上述のようにローモードにおける前進用の変速比幅を大きくすることができるので、ハイモードの出力回転ＯｕｔＨを増速側に設定することがでる。例えばバリエータ出力回転Ｖｏｕｔをあまり増速せずに反転するだけである場合（例えば従来は反転ギヤ機構の変速比が１．１程度となる）は、反転ギヤ機構の各ギヤ径に制限が生じるため、ダブルピニオンプラネタリギヤを用いることになってしまうが、本無段変速機１_２にあっては、バリエータ出力回転Ｖｏｕｔに対してハイモードの出力回転ＯｕｔＨを増速反転することになるので、シングルピニオンプラネタリギヤＳＰ３を用いることができる。これにより、ハイモード時の伝達経路における噛合箇所を減らすことができ、伝達効率を向上することができる。

なお、これ以外の構成・作用効果は、第１の実施の形態と同様であるので、その説明を省略する。

＜第３の実施の形態＞
ついで、上記第２の実施の形態を一部変更した、本発明に係る第３の実施の形態を図７乃至図９に沿って説明する。図７は第３の実施の形態に係る無段変速機を示すスケルトン図、図８は第３の実施の形態に係る無段変速機の速度線図、図９は第３の実施の形態に係る無段変速機の係合表である。なお、本第３の実施の形態においては、一部変更部分を除き、第２の実施の形態と同様な部分に同符号を付して、その説明を省略する。

図７に示すように、第３の実施の形態に係る無段変速機１_３は、図４に示した第２の実施の形態に係る無段変速機１_２に比して、動力循環プラネタリギヤ２０の構成を変更し、また、ハイクラッチＨに代えて反転ギヤ機構３０のキャリヤＣＲ３の回転を係止自在にするハイブレーキ（ハイ係合要素）Ｈを配設し、更に、ワンウェイクラッチＦ−１を無くしたものである。

動力循環プラネタリギヤ２０は、第２の実施の形態と同様にラビニヨ型のプラネタリギヤセットＰＳにより構成されているが、ロングピニオンＰ１とショートピニオンＰ２との内外径方向の位置を入れ替え、それら２つのピニオンＰ１，Ｐ２を回転自在に支持するキャリヤＣＲ１と、該ピニオンＰ１に噛合するサンギヤＳ１と、該ピニオンＰ２に噛合するサンギヤＳ２と、該ピニオンＰ１に噛合するリングギヤＲ１とにより構成されている。

そのうちのサンギヤＳ２（入力回転要素）が入力軸２に接続され、サンギヤＳ１（無段変速回転要素）がバリエータ１０の出力ディスク１２に接続され、リングギヤＲ１（前進用循環回転要素）がロークラッチＬ及びオーバードライブクラッチＯＤ並びにワンウェイクラッチＦ−２に接続され、そして、キャリヤＣＲ１（後進用循環回転要素）がリバースクラッチＲに接続されている。このように構成された無段変速機１_３は、動力循環プラネタリギヤ２０において、サンギヤＳ２の入力軸２の正転回転ＩＮとサンギヤＳ１のバリエータ出力回転Ｖｏｕｔとによって、リングギヤＲ１が前進用循環回転ＯｕｔＬにより回転し、キャリヤＣＲ１が後進用循環回転ＯｕｔＲによって回転する。

従って、図９に示すように、リバースクラッチＲが係合されたリバースモードにあっては、図７及び図８に示すように、動力循環されたキャリヤＣＲ１の後進用循環回転ＯｕｔＲが出力軸９に出力され、図９に示すように、ロークラッチＬが係合されたローモードにあっては、図７及び図８に示すように、動力循環されたリングギヤＲ１の前進用循環回転ＯｕｔＬが出力軸９に出力される。

また、図９に示すように、ハイブレーキＨが係合されたハイモードにあっては、図７及び図８に示すように、バリエータ出力回転Ｖｏｕｔが反転ギヤ機構３０により再反転されつつ増速されたハイモード出力回転ＯｕｔＨが出力軸９に出力され、図９に示すように、ハイブレーキＨ及びオーバードライブクラッチＯＤが係合されたオーバードライブモードにあっては、図７及び図８に示すように、動力循環プラネタリギヤ２０においてバリエータ１０の最高変速比と同じ変速比が形成され、サンギヤＳ１からリングギヤＲ３に伝達された回転が反転されてサンギヤＳ３からオーバードライブ段の出力回転として出力軸９に出力される。

なお、本第３の実施の形態に係る無段変速機１_３においては、サンギヤＳ３が出力軸９に連結されており、ハイブレーキＨを解放したリバースモード及びローモードの際に、反転ギヤ機構３０のキャリヤＣＲ３に空転回転が生じる。即ち、図８中の二点鎖線に示すように、リバースモードにあっては、サンギヤＳ３が後進用循環回転ＯｕｔＲによって回転すると共にリングギヤＲ３がバリエータ出力回転Ｖｏｕｔによって回転するため、キャリヤＣＲ３は、矢印ＩＲで示す変速比幅により空転する。また、ローモードにあっては、サンギヤＳ３が前進用循環回転ＯｕｔＬによって回転すると共にリングギヤＲ３がバリエータ出力回転Ｖｏｕｔによって回転するため、キャリヤＣＲ３は、矢印ＩＬで示す変速比幅により空転する。

また、本第３の実施の形態に係る無段変速機１_３においては、ローモード及びリバースモードにあってハイブレーキＨが解放されるため、ハイモード時のみワンウェイクラッチＦ−２が作動することになる。

なお、これ以外の構成・作用効果は、第１の実施の形態を引用して説明した第２の実施の形態と同様であるので、その説明を省略する。

＜第４の実施の形態＞
ついで、上記第１の実施の形態を一部変更した、本発明に係る第４の実施の形態を図１０乃至図１２に沿って説明する。図１０は第４の実施の形態に係る無段変速機を示すスケルトン図、図１１は第４の実施の形態に係る無段変速機の速度線図、図１２は第４の実施の形態に係る無段変速機の係合表である。なお、本第４の実施の形態においては、一部変更部分を除き、第１の実施の形態と同様な部分に同符号を付して、その説明を省略する。

図１０に示すように、第４の実施の形態に係る無段変速機１_４は、図１に示した第１の実施の形態に係る無段変速機１_１に比して、ハイモード状態にあってバリエータ出力回転Ｖｏｕｔを反転せず、ローモード状態にあって前進用循環回転ＯｕｔＬを反転ギヤ機構４０により反転するように構成したものである。

詳細には、動力循環プラネタリギヤ２０は、ラビニヨ型のプラネタリギヤセットＰＳにより構成されており、ショートピニオンＰ１及びロングピニオンＰ２を回転自在に支持するキャリヤＣＲ１と、該ピニオンＰ１に噛合するリングギヤＲ１と、該ピニオンＰ２に噛合するサンギヤＳ１と、該ピニオンＰ２に噛合するリングギヤＲ２とを有して構成されている。

そのうちのリングギヤＲ２（入力回転要素）が入力軸２に接続され、サンギヤＳ１（無段変速回転要素）がバリエータ１０の出力ディスク１２に接続され、キャリヤＣＲ１（前進用循環回転要素）が反転ギヤ機構４０のサンギヤＳ３に接続され、そして、リングギヤＲ１（後進用循環回転要素）がリバースクラッチＲに接続されている。このように構成された無段変速機１_４は、動力循環プラネタリギヤ２０において、サンギヤＳ２の入力軸２の正転回転ＩＮとサンギヤＳ１のバリエータ出力回転Ｖｏｕｔとによって、キャリヤＣＲ１が前進用循環回転ＯｕｔＬにより回転し、リングギヤＲ１が後進用循環回転ＯｕｔＲによって回転する。

また、反転ギヤ機構４０は、２つのピニオンＰ３，Ｐ４を回転自在に支持するキャリヤＣＲ３と、該ピニオンＰ３に噛合するサンギヤＳ３と、該ピニオンＰ４に噛合するリングギヤＲ３とを有するダブルピニオンプラネタリギヤＤＰ３によって構成されており、リングギヤＲ３がローブレーキ（ロー係合要素）Ｌによりミッションケース５に対して回転係止自在に構成されていると共に、キャリヤＣＲ３が出力軸９に連結され、かつハイクラッチＨを介してバリエータ１０の出力ディスク１２に接続されるように構成されている。なお、本無段変速機１_４は、前進用として逆転回転を出力軸９より出力し、後進用として正転回転を出力軸９より出力するものであるが、その出力軸９の回転は図示を省略したディファレンシャル装置によって第１乃至第３の実施の形態とは逆回転に反転される形で左右駆動車輪に分配されることになる。

このように構成された無段変速機１_４は、図１２に示すように、リバースクラッチＲが係合されたリバースモードにあって、図１０及び図１１に示すように、動力循環されたリングギヤＲ１の後進用循環回転ＯｕｔＲが出力軸９に出力されるが、この際、バリエータ１０の変速比（出力回転Ｖｏｕｔ）が制御されて、該リングギヤＲ１の回転が、ニュートラル状態から正転回転の変速比幅（図１１中の上方側）となるように変速される。

一方、図１２に示すように、ローブレーキＬが係合されたローモードにあっては、図１０及び図１１に示すように、動力循環されたキャリヤＣＲ１の前進用循環回転ＯｕｔＬが反転ギヤ機構４０のサンギヤＳ３に入力され、ローブレーキＬによってミッションケース５に対して回転が係止されたリングギヤＲ３を介してキャリヤＣＲ３よりローモード出力回転ＯｕｔＬ’として出力軸９に出力される。

また、図１２に示すように、ハイクラッチＨが係合されたハイモードにあっては、図１０及び図１１に示すように、出力ディスク１２より出力されたバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが、ハイクラッチＨを介して反転ギヤ機構４０のキャリヤＣＲ３に入力され、そのまま出力軸９に出力される。

なお、本第４の実施の形態に係る無段変速機１_４においては、キャリヤＣＲ３が出力軸９に連結されており、ローブレーキＬを解放したリバースモード及びハイモードの際に、反転ギヤ機構４０のリングギヤＲ３に空転回転が生じる。即ち、図１１中の二点鎖線に示すように、リバースモードにあっては、キャリヤＣＲ３が後進用循環回転ＯｕｔＲによって回転すると共にサンギヤＳ３がキャリヤＣＲ１の前進用循環回転ＯｕｔＬによって回転するため、リングギヤＲ３は、矢印ＩＲで示す変速比幅により空転する。また、ハイモードにあっては、サンギヤＳ３が前進用循環回転ＯｕｔＬによって回転すると共にキャリヤＣＲ３がハイモード出力回転ＯｕｔＨ（即ちバリエータ出力回転Ｖｏｕｔ）によって回転するため、リングギヤＲ３は、矢印ＩＨで示す変速比幅により空転する。

以上説明した本第４の実施の形態に係る無段変速機１_４は、ハイモード状態にあってバリエータ出力回転Ｖｏｕｔを増速しないため、ローモード状態における前進用の変速比幅を大きくしても、無段変速機１_４としての最高変速比は大きくならないが、ハイモードの際に動力循環プラネタリギヤ２０だけでなく、反転ギヤ機構４０においても歯車の噛合いによる動力伝達がなくなるので、無段変速機１_４の伝達効率を向上させることができる。

なお、以上説明した第１乃至第４の実施の形態においては、無段変速装置としてフルトロイダル式無段変速装置を用いたものを一例に説明したが、勿論、ハーフトロイダル式無段変速装置を用いてもよく、更に、これらに限らず、例えばベルト式無段変速装置等、無段変速し得るものであれば、どのようなものであってもよい。

また、第２及び第３の実施の形態において説明したオーバードライブ係合要素を係合する条件、即ちハイモードからオーバードライブモードに切換える条件は、どのような条件であってもよいことはいうまでもない。

第１の実施の形態に係る無段変速機を示すスケルトン図である。第１の実施の形態に係る無段変速機の速度線図である。第１の実施の形態に係る無段変速機の係合表である。第２の実施の形態に係る無段変速機を示すスケルトン図である。第２の実施の形態に係る無段変速機の速度線図である。第２の実施の形態に係る無段変速機の係合表である。第３の実施の形態に係る無段変速機を示すスケルトン図である。第３の実施の形態に係る無段変速機の速度線図である。第３の実施の形態に係る無段変速機の係合表である。第４の実施の形態に係る無段変速機を示すスケルトン図である。第４の実施の形態に係る無段変速機の速度線図である。第４の実施の形態に係る無段変速機の係合表である。

符号の説明

１無段変速機
２入力軸
９出力軸
１０無段変速装置（バリエータ）
２０動力循環機構（動力循環プラネタリギヤ）
３０反転ギヤ機構
４０反転ギヤ機構
図１及び図２のＲ２入力回転要素（リングギヤ）
図１及び図２のＳ１無段変速回転要素（サンギヤ）
図１及び図２のＳ２無段変速回転要素（サンギヤ）
図１及び図２のＲ１前進用循環回転要素（リングギヤ）
図１及び図２のＣＲ２前進用循環回転要素（キャリヤ）
図１及び図２のＣＲ１後進用循環回転要素（キャリヤ）
図４及び図５のＲ２入力回転要素（リングギヤ）
図４及び図５のＳ１無段変速回転要素（サンギヤ）
図４及び図５のＣＲ１前進用循環回転要素（キャリヤ）
図４及び図５のＲ１後進用循環回転要素（リングギヤ）
図７及び図８のＳ２入力回転要素（サンギヤ）
図７及び図８のＳ１無段変速回転要素（サンギヤ）
図７及び図８のＲ１前進用循環回転要素（リングギヤ）
図７及び図８のＣＲ１後進用循環回転要素（キャリヤ）
図１０及び図１１のＲ２入力回転要素（リングギヤ）
図１０及び図１１のＳ１無段変速回転要素（サンギヤ）
図１０及び図１１のＣＲ１前進用循環回転要素（キャリヤ）
図１０及び図１１のＲ１後進用循環回転要素（リングギヤ）
Ｌ前進用係合要素、ロー係合要素（ロークラッチ、ローブレーキ）
Ｒ後進用係合要素（リバースクラッチ）
Ｈハイ係合要素（ハイクラッチ、ハイブレーキ）
ＯＤオーバードライブ係合要素（オーバードライブクラッチ）
Ｆ−２ワンウェイクラッチ
ＩＮ入力軸の正転回転
Ｖｏｕｔ無段変速逆転回転（バリエータ出力回転）
ＯｕｔＬ前進用循環回転（ローモード出力回転）
ＯｕｔＲ後進用循環回転（リバースモード出力回転）

Claims

入力軸の正転回転を反転しつつ無段変速し得る無段変速装置と、前記入力軸の正転回転と前記無段変速装置の無段変速逆転回転とを合成して動力循環し得る動力循環機構と、を備えた無段変速機において、
前記動力循環機構は、
前記入力軸の正転回転を入力し得る入力回転要素と、
前記無段変速装置からの無段変速逆転回転を入力する無段変速回転要素と、
前記入力回転要素の回転と前記無段変速回転要素の回転とによって、逆転回転の変速比幅よりも正転回転の変速比幅が大きな変速比幅を有する前進用循環回転により回転する前進用循環回転要素と、
前記入力回転要素の回転と前記無段変速回転要素の回転とによって、前記前進用循環回転よりも逆転回転の変速比幅が大きな後進用循環回転により回転する後進用循環回転要素と、を有し、
前記前進用循環回転要素の回転を出力軸に出力自在にする前進用係合要素と、
前記後進用循環回転要素の回転を前記出力軸に出力自在にする後進用係合要素と、を備えた、
ことを特徴とする無段変速機。
前記無段変速装置の無段変速逆転回転を再反転する反転ギヤ機構と、
前記反転ギヤ機構により再反転された回転を前記出力軸に出力自在にするハイ係合要素と、を備え、
前記前進用係合要素は、ロー係合要素からなる、
ことを特徴とする請求項１記載の無段変速機。
前記前進用循環回転要素の回転を係止し得るオーバードライブ係合要素を備えた、
ことを特徴とする請求項２記載の無段変速機。
前記前進用循環回転の変速比幅は、ニュートラルから正転回転の変速比幅だけに設定された、
ことを特徴とする請求項３記載の無段変速機。
前記前進用循環回転要素の逆転回転を規制するワンウェイクラッチを備えた、
ことを特徴とする請求項４記載の無段変速機。
前記前進用循環回転要素の前進用循環回転を反転する反転ギヤ機構と、
前記無段変速装置の無段変速逆転回転を前記出力軸に出力自在にするハイ係合要素と、を備え、
前記前進用係合要素は、前記反転ギヤ機構により反転された回転を前記出力軸に出力自在にするロー係合要素からなり、
前記後進用係合要素は、前記後進用循環回転要素の正転回転を前記出力軸に出力してなる、
ことを特徴とする請求項１記載の無段変速機。