JP4715795B2 - 無段変速機 - Google Patents

Description

本発明は、自動車に適用されて好適な無段変速機に係り、特にトロイダル式無段変速装置（バリエータ）にプラネタリギヤ装置を組合せて、トルク循環を利用して無段変速装置の変速比に比して大きな範囲の出力変速比を得ることができる無段変速機に用いて好適であり、詳しくはバリエータの逆転を防止したトロイダル式無段変速機に関する。

従来、バリエータを用い、一軸状に各部材を配置したトロイダル式無段変速機が提案されている（特許文献１及び２）。該無段変速機（無限変速機）は、トロイダル式無段変速装置（バリエータ）とプラネタリギヤ装置とを組合せて、該バリエータの変速回転と入力軸からの一定回転とを合成して、トルク循環を利用して、ギヤニュートラル（ＧＮ）を含む自動車の出力回転として適当な正逆変速回転を得ることができる（ＩＶＴ；infinitely variable transmission）。

上記バリエータは、それぞれ半円型の曲面（円弧面）を有する２個の入力ディスクと、これら入力ディスクの間に位置しかつ両側面にそれぞれ半円型の曲面を有する１個の出力ディスクと、入力ディスク及び出力ディスクの対向する曲面に接触するパワーローラと、からなり、前側（エンジン側）の入力ディスクが入力軸（主軸）に固定され、出力ディスクが、上記入力軸に被嵌しているスリーブ軸（出力伝達軸）に連結され、更に後側の入力ディスクのボス部が上記スリーブ軸に被嵌されており、入力軸及び後側の入力ディスクボス部がプラネタリギヤ装置の同じ要素（キャリヤ）に連結されると共に、上記スリーブ軸がプラネタリギヤ装置の他の要素（サンギヤ）に連結されている。

上記無段変速機におけるトロイダル式無段変速装置（バリエータ）、特にフルトロイダル式無段変速装置は、それぞれ対向する入力ディスク及び出力ディスクの円弧面にて円形のキャビティを形成し、パワーローラの接触点がキャビティの中心点の互いに反対側にあって、パワーローラにスラスト力が生ぜず、パワーローラを軸に直交する方向にシフトすることにより、少ない力で変速操作が可能であるが、反対方向に回転すると、パワーローラの挟持力が緩んでしまい、ローラが脱落してしまう虞がある。

本出願人は、トロイダル式無段変速装置の入力ディスクと固定部材との間に、入力ディスクの逆回転を阻止するワンウェイクラッチを介在した無段変速機を提案した（特許文献２）。これにより、例えトロイダル式無段変速装置（バリエータ）に逆回転力が作用しても、入力ディスクの逆回転を阻止してパワーローラに緩みが生じることを防止している。

国際公開公報 ＷＯ０３／１００２９５ Ａ１ 特開２００６−２９２０８０号公報

上記入力ディスクと固定部材との間にワンウェイクラッチを配置したものは、バリエータの逆回転によるローラ脱落は阻止し得ても、入力ディスクを回転支持する固定部材に上記ワンウェイクラッチを配置することになり、ワンウェイクラッチに大径のものを用いる必要がある。このため、該ワンウェイクラッチのインナレースとアウタレースとの相対回転速度が大きくなり、大きな引きずり損失を生じる。

また、上記固定部材にワンウェイクラッチを配置するため、ワンウェイクラッチ用の軸方向スペースを必要とし、その分無段変速機の軸方向寸法の長大化の原因となる。特に、出力ディスクからの出力トルクを、該出力ディスクの外周側からドラム状の出力伝達軸で取り出して、動力循環機構としてプラネタリギヤを用い、従来のステップピニオンからなる伝動効率の低下を防止したものであっては、後方の入力ディスクが上記ドラム状の出力伝達軸で囲まれるため、該後側方の入力ディスクに上記ワンウェイクラッチを介在することができない。このため、前側（エンジン側）の入力ディスクと固定部材との間に上記ワンウェイクラッチを配置することになるが、この構造によると、バリエータより前方で入力軸とケースとの間にワンウェイクラッチを配置することになって、無段変速機の軸方向寸法が大幅に延びてしまう。

そこで、本発明は、入力ディスクと一体に回転する入力軸と出力ディスクと一体に回転する出力伝達軸との間にワンウェイクラッチを配置することにより、上述した課題を解決したトロイダル式の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、入力軸（１２）に連結された入力ディスク（２）と、出力伝達軸（１３）に連結された出力ディスク（３）と、これら両ディスクに挟持され、両ディスクとの接触位置を変更することにより前記出力ディスクを無段に変速するローラ（４）と、を有するトロイダル式無段変速装置（５）を備えてなる無段変速機（１）において、
前記入力軸（１２）と前記出力伝達軸（１３，１３’）との間に、正回転方向に前記出力伝達軸が前記入力軸より速く回転することを阻止するワンウェイクラッチ（２１）を配置した、
ことを特徴とする。

請求項２に係る本発明は、前記トロイダル式無段変速装置（５）は、それぞれ一側面に円弧面を有する第１及び第２の前記入力ディスク（２_１）（２_２）と、これら両入力ディスクの間に配置され両側面に円弧面を有する前記出力ディスク（３）と、前記各入力ディスクと出力ディスクの対向する前記円弧面（２ａ）（３ａ）に接触するように配置された前記ローラ（４）と、を有し、かつ前記各入力ディスクと出力ディスクの対向する前記円弧面にて略々円形のキャビティ（３１_１）（３１_２）を構成する、フルトロイダルダブルキャビティタイプであり、
前記出力伝達軸（１３）は、前記出力ディスク（３）の外周側にて連結され、かつ前記第２の入力ディスク（２_２）の外径方向を囲むようにして延びてなる、
請求項１記載の無段変速機にある。

請求項３に係る本発明は、前記入力軸（１２）に連結された第１の要素（Ｃ１；図１参照）（Ｒ１’；図２参照）と、前記出力伝達軸に連結された第２の要素（Ｓ１）と、ローモード出力要素（１７）と、ハイモード出力要素（１９）と、を有するプラネタリギヤ装置（Ｕ）と、
前記ローモード出力要素又はハイモード出力要素の回転を選択的に出力軸に取出すロー・ハイ切換え機構（１０）と、を備え、
前記プラネタリギヤ装置（Ｕ）は、
前記第１の要素（Ｓ１；図１参照）（Ｒ１’；図２参照）と、前記第２の要素（Ｓ１）と、前記ローモード出力要素（１７）に連結された出力要素（Ｒ１；図１参照）（Ｃ１’；図２参照）と、を有し、前記第１の要素と第２の要素とを動力循環するように合成して前記出力要素に出力する動力循環機構（６）（６’）と、
前記出力伝達軸（１３）の回転を反転して前記ハイモード出力要素（１９）に出力する反転ギヤ機構（７）と、を備え、
前記第２の要素がサンギヤ（Ｓ１）であり、かつ前記出力伝達軸（１３）が分岐されて前記サンギヤに伝動するサンギヤ軸（１３’）を有し、
前記ワンウェイクラッチ（２１）が、前記入力軸（１２）と前記サンギヤ軸（１３’）との間に介在してなる、
請求項１又は２記載の無段変速機にある。

例えば図１を参照すると、前記動力循環機構（６）は、デュアルピニオンプラネタリギヤであって、前記第１の要素がキャリヤ（Ｃ１）であり、前記第２の要素が前記サンギヤ（Ｓ１）であり、前記出力要素がリングギヤ（Ｒ１）である。

例えば図２及び図３を参照すると、前記動力循環機構（６’）は、シンプルプラネタリギヤであって、前記第１の要素がリングギヤ（Ｒ１’）であり、前記第２の要素が前記サンギヤ（Ｓ１）であり、前記出力要素がキャリヤ（Ｃ１’）である。

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、これにより請求項記載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、トロイダル式無段変速装置（バリエータ）に逆方向の回転トルクが作用しても、バリエータの逆転を防止してローラの緩み当による不具合を防止できるものでありながら、入力ディスクに連結する入力軸と出力ディスクに連結する出力伝達軸との間にワンウェイクラッチを配置したので、該ワンウェイクラッチ用の特別な軸方向スペースを必要とせず、無段変速機の軸方向寸法の短縮化を図ることができる。

請求項２に係る本発明によると、フルトロイダルダブルキャビティタイプの無段変速装置は、入力ディスク同士及び出力ディスクにより軸力（押圧力）がキャンセルされ、かつローラの円弧面との接触点がキャビティの中心点で互に反対側であってスラスト力が作用しないが、ローラに逆回転が作用するとローラ挟持力が緩んでローラが脱落する虞があるが、該逆転を阻止してローラの脱落等を確実に防止できる。

また、出力伝達軸が、出力ディスクの外周側にて連結されて、第２の入力ディスクの外径方向を囲むように延びており、第２の入力ディスクと固定部材との間にワンウェイクラッチを介在することが困難であっても、上述したように入力軸と出力伝達軸との間にワンウェイクラッチを配置することにより、軸方向寸法を増加することなく容易にローラ緩み防止用のワンウェイクラッチを配置することができる。

請求項３に係る本発明によると、動力循環機構と反転ギヤ機構を備えた無限変速機（ＩＶＴ）であって、動力循環機構のサンギヤに出力伝達軸を連動するサンギヤ軸と入力軸との間に前記ワンウェイクラッチを配置したので、ワンウェイクラッチは小径なものを用いることが可能となり、ワンウェイクラッチの引きずり損失を低減することができる。

動力循環機構にデュアルピニオンプラネタリギヤを用いると、所定の変速比を得ることができると共に、サンギヤ軸を小径にして更なる引きずり損失の低減を図ることができる。

動力循環機構にシンプルプラネタリギヤを用いると、構造が簡単になると共に装置をコンパクトにまとめることができる。

以下、図面に沿って、本発明の実施の形態について説明する。

無段変速機（ＩＶＴ）１は、図１（ａ）に示すように、トロイダル式無段変速装置（バリエータ）５と、動力循環機構６及び反転ギヤ機構７からなるプラネタリギヤ装置Ｕと、ロー・ハイ切換え機構１０とからなる。無段変速装置５は、フルトロイダル式無段変速装置からなり、入力軸１２に連結された２個の入力ディスク２_１，２_２と、２個の入力ディスクの間に配置される１個の出力ディスク３と、両ディスクの間に挟持されるパワーローラ４，４と、を有する。入力ディスク２_１，２_２及び出力ディスク３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２ａ，３ａを有しており、２列のパワーローラを挟んでダブルキャビティを構成して、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４，４は、軸に直角方向にシフトさせることにより傾斜して、入力ディスク２_１，２_２と出力ディスク３との接触半径を変更することにより、無段に連続して変速する。出力ディスク３はその外周側にドラム状の出力伝達軸１３が連結されており、該ドラム状軸１３は後側入力ディスク２_２を囲むようにして後方に延びている。

動力循環機構６は、デュアルプラネタリギヤからなり、互に噛合する第１のピニオンＰ１ａと第２のピニオンＰ１ｂとを支持するキャリヤＣ１と、第１のピニオンＰ１ａに噛合するリングギヤＲ１と、第２のピニオンＰ１ｂに噛合するサンギヤＳ１とからなる。上記キャリヤ（第１の要素）Ｃ１は入力軸１２に連結して、エンジンからの一定回転（変速前の回転）が伝達され、上記サンギヤ（第２の要素）Ｓ１は前記ドラム状の出力伝達軸１３に連結して、バリエータ５の変速（出力）回転が伝達され、そしてリングギヤ（出力要素）Ｒ１はロー・ハイ切換え機構１０のロークラッチＬに出力している。

反転ギヤ機構７は、ステップピニオンからなり、固定部材１５に回転自在に支持された軸１６に固定された２個のピニオンＰ２，Ｐ３からなる。大ピニオンＰ２は前記ドラム状軸１３に固定されたリングギヤＲ２に噛合して、バリエータ５の出力回転が伝達され、小ギヤＰ３はサンギヤＳ３に噛合して、ロー・ハイ切換え機構１０のハイクラッチＨに出力している。即ち、該反転ギヤ機構７は、キャリヤＣ２が固定されたプラネタリギヤからなる。

ロー・ハイ切換え機構１０は、上述した動力循環機構６からの出力回転がロー伝達軸（ローモード出力要素）１７を介して伝達されるロークラッチＬと、反転ギヤ機構７からの出力回転がスリーブ状のハイ伝達軸（ハイモード出力要素）１９を介して伝達されるハイクラッチＨとからなり、これらロークラッチＬ及びハイクラッチＨは切換えられて、出力軸１６に出力する。なお、バリエータ５、プラネタリギヤ装置Ｕ及びロー・ハイ切換え機構１０並びに入力軸１２及び出力軸１６は、一軸状に配置されている。

前記動力循環機構６からのロー伝達軸１７と反転ギヤ機構７からのハイ伝達軸１９との間に、ハイ伝達軸１９の回転がロー伝達軸１７の回転よりも低回転となることを規制するバリエータの変速比規制（脱落防止）用ワンウェイクラッチ２０が介在している。

そして、入力軸１２とドラム状の出力伝達軸１３に一体のサンギヤ軸１３’との間に、本発明に係る逆転防止用ワンウェイクラッチ２１が介在している。入力ディスク２（２_１，２_２）と一体の入力軸１２と、出力ディスク３と一体のサンギヤ軸（出力伝達軸）１３’とは、バリエータ５がいかなる変速比であっても、常にお互い同士が反対方向に回転している。エンジンの回転方向は一定（例えば右回転とする）なので、入力軸１２が右回転でサンギヤ軸１３’が左回転の場合、上記ワンウェイクラッチ２１は空転するよう設定されている。

トロイダル式無段変速機１を搭載した車輌の発進時又は後進時においては、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ロー・ハイ切換え機構１０が制御されて、ハイクラッチＨが解放されると共にロークラッチＬが係合され、トロイダル式無段変速機１はローモード状態にされる。すると、図１（ａ）及び（ｂ）に示すように、エンジン出力軸に連結されている入力軸１２の回転が、バリエータ５の入力ディスク２_１，２_２、及び動力循環機構６のキャリヤＣ１に伝達される。このうち入力ディスク２_１，２_２に入力された入力軸１２の回転はバリエータ５で変速され、出力ディスク３よりバリエータ出力回転Ｖｏｕｔが出力されて、出力伝達軸１３を介してサンギヤＳ１及びリングギヤＲ２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、動力循環機構６においては、キャリヤＣ１に入力される入力軸１２の回転とサンギヤＳ１の上記バリエータ出力回転Ｖｏｕｔとがトルク循環される形で合成されて、リングギヤＲ１より出力される。このリングギヤＲ１の出力回転は、バリエータ５の変速比の幅に応じて、減速の逆転回転からニュートラル位置（ＧＮポイント）を介して減速の正転回転までの幅に変速された出力回転ＯｕｔＬとなる。そして、このリングギヤＲ１の出力回転ＯｕｔＬは、ローモード状態の出力回転として、伝達軸１７及びロークラッチＬを介して出力軸１６に出力される。

以上のような伝達経路を形成するローモード時においては、動力循環機構６における入力軸１２の回転及びバリエータ出力回転Ｖｏｕｔの合成回転に基づいて動力循環を行う動力循環（ＩＶＴ）モードとなり、バリエータ出力回転Ｖｏｕｔ（バリエータ５の変速比）が、図１（ｂ）中の一点鎖線で示すギヤニュートラル状態ＧＮである際に、リングギヤＲ１の回転がニュートラル状態となるため、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。上述したように、この状態においては、エンジン回転数（入力軸１２の回転）と出力軸１６の回転とが無関係となるので、例えば走行レンジに切換える際にバリエータ５の変速比をギヤニュートラル状態ＧＮ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必ずしも設ける必要がない。

ここで、例えば不図示のシフトレバーがリバース（Ｒ）レンジであって、このギヤニュートラル状態ＧＮより例えば車速やアクセル開度に応じてバリエータ５の変速比を大きくしていくと（図１（ｂ）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１６の出力回転ＯｕｔＬは、反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。

また反対に、例えば不図示のシフトレバーがドライブ（Ｄ）レンジであって、ギヤニュートラル状態ＧＮより例えば車速やアクセル開度に応じてバリエータ５の変速比を小さくしていくと（図１（ｂ）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１６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１６の出力回転ＯｕｔＬが増速されていき（バリエータ５の変速比が小さくされていき）、図１（ｂ）に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ロー・ハイ切換え機構１０が制御されて、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、トロイダル式無段変速機１はハイモード状態にされる。

すると、図１（ａ）及び（ｂ）に示すように、このハイモード状態においては、バリエータ出力回転Ｖｏｕｔが、反転ギヤ機構７のリングギヤＲ２に入力され、該リングギヤＲ２に入力された回転は、ケース１５に固定されたキャリヤＣ２に回転自在に支持された、ステップピニオンＰ２及びＰ３を介して、即ちギヤ比Ｒ２／Ｐ２及びＳ３／Ｐ３に基づき、バリエータ出力回転Ｖｏｕｔが僅かな増速回転に変速されると共に、反転されてサンギヤＳ３から出力される。そして、このサンギヤＳ３の出力回転ＯｕｔＨは、ハイモード状態の出力回転として、ハイ伝達軸１９及びハイクラッチＨを介して出力軸１６に出力される。このように、ハイモード時においては、動力循環機構６で動力循環を行うことなく、バリエータ出力回転Ｖｏｕｔに基づき回転を出力する非動力循環（ダイレクト）モードとなる。

ところで、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５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５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パワーローラ４，４の傾斜方向が反転され、バリエータ５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。

このシンクチェンジＳＣの変速比の付近、即ちバリエータ５の変速比が最も小さくなる付近の状態にあって、例えば車両が坂道を走行している場合やフットブレーキによる急制動が行われた場合のように、外的な要因により入力軸１２と出力軸１６との回転数変化が生じた場合等に、ハイ伝達軸１９の回転がロー伝達軸１７の回転よりも負方向（マイナス方向）の回転状態において低回転になろうとする状況が生じることがある。

例えば上記ローモード時にあって、入力軸１２の回転に対する出力軸１６の回転の比（エンジン回転数に対する駆動車輪の速度比）が大きくなり、図１（ｂ）に示すローモードの出力回転ＯｕｔＬの上端より正方向に大きくなろうとすると、動力循環機構６及び反転ギヤ機構７を介して連動するロー伝達軸１７及びハイ伝達軸１９は、互いに回転が近づく形となり、同回転となった時点でワンウェイクラッチ２０が係合する。

このようにローモード時にあってワンウェイクラッチ２０が係合すると、ハイ伝達軸１９の回転がロー伝達軸１７の回転よりも低回転になることが防止され、それによって、バリエータ５における変速比が上記シンクチェンジＳＣの変速比を超えることが防止される。このため、パワーローラ４，４が過傾斜となることが防止され、これによってパワーローラの両ディスク２，３からの飛び出し等が防止される。

また同様に、上記ハイモード時にあっても、入力軸１２の回転に対する出力軸１６の回転の比（エンジン回転数に対する駆動車輪の速度比）が小さくなり、図１（ｂ）に示すハイモードの出力回転ＯｕｔＨの下端より正方向にあって小さくなろうとすると、動力循環機構６及び反転ギヤ機構７を介して連動するロー伝達軸１７及びハイ伝達軸１９は、互いに回転が近づく形となり、同回転となった時点でワンウェイクラッチ２０が係合する。これによって、同様にパワーローラ４，４の両ディスク２，３からの飛び出し等が防止される。

そして、バリエータ５がいかなる変速比にあろうとも、バリエータの入力ディスク２_１，２_２が正転方向（例えば右回転）に回転し、パワーローラ４がそれに応じて従動回転している場合、出力ディスク３に連結しているサンギヤ軸１３’が入力ディスク２に連結している入力軸１２よりも速く正転方向（例えば右回転）に回転することはなく、両軸１２，１３’の間に介在しているワンウェイクラッチ２１は空転している。例えば、エンジンの逆転（エンジンが停止する際に僅かに逆転）又は登り坂での停車中に車輪側からバリエータ５に逆トルクが入力する等で、パワーローラ４が逆方向に従動回転しようとする場合、サンギヤ軸１３’が入力軸１２に対して正転方向（右方向）に速く回転することになり、ワンウェイクラッチ２１がロックして上記入力ディスク２の逆回転は阻止される。これにより、パワーローラ４が逆方向に従動回転してパワーローラの挟持力が緩んでしまい、ローラが脱落するような事態は未然に防止される。

上記ワンウェイクラッチ２１は、入力軸１２とサンギヤ軸１３’との間に介在され、動力循環機構６のサンギヤＳ１の内径側である小径部分（入力軸１２に近い部分）に配置され、該ワンウェイクラッチ２１の径は小さくなり、引きずりによる損失を低減できる。また、該ワンウェイクラッチ２１は、サンギヤＳ１の内径側にあって特別な軸方向スペースを必要としない。特に、本実施の形態のように、出力ディスク３の外周側からドラム状の出力伝達軸によりバリエータ出力回転を取出す場合、後方側の入力ディスクを回転支持する支持ブロックに上記逆転防止用ワンウェイクラッチを配置することができなくなり、この場合、従来のように（特許文献２参照）、入力部材と入力ディスクとの間にワンウェイクラッチを配置するものであっては、前方側入力ディスクとその支持部材との間にワンウェイクラッチを配置することになり、軸方向寸法の増加の原因となる。

図２は、一部変更した実施の形態を示す。本実施の形態は、動力循環機構をシンプルプラネタリギヤにしたものであり、他の構成は、デュアルプラネタリギヤを用いた先の実施の形態（図１参照）と同様なので、同一符号を付して説明を省略する。

即ち、シンプルプラネタリギヤからなる動力循環機構６’は、サンギヤ（第２の要素）Ｓ１がドラム状の出力伝達軸１３にサンギヤ軸１３’を介して連結している点で同じであるが、リングギヤＲ１’が入力軸１２に連結して第１の要素を構成し、キャリヤＣ１’がローモード出力要素である伝達軸１７に連結して出力要素を構成する点で相違する。従って、図１（ｂ）に示す速度線図において、バリエータ５の入力要素が（Ｃ１−Ｒ１’）に、ローモード出力回転ＯｕｔＬが（Ｒ１→Ｃ１’）になるように変更される。

そして、本実施の形態においても同様に、入力ディスク２と一体に回転する入力軸１２と、出力ディスク３と一体に回転するサンギヤ軸１３’との間に、正方向回転に出力伝達軸１３’（１３）が入力軸１２により速く回転することを阻止するワンウェイクラッチ２１が介在されている。

本実施の形態においても同様に、ロークラッチＬが接続しハイクラッチＨが解放しているローモードにあっては、シンプルプラネタリギヤからなる動力循環機構６において、入力軸１２の回転がリングギヤＲ１’に伝達されると共にバリエータ５の出力ディスク３からの変速回転が出力伝達軸１３，１３’を介してサンギヤＳ１に伝達され、これら両回転が動力循環する形で合成されて出力要素であるキャリヤＣ１’から出力される。該出力回転は、ロー伝達軸１７及びロークラッチＬを介して出力軸１６に伝達される。

ハイクラッチＨが接続し、ロークラッチＬが解放しているハイモードにあっては、バリエータ５の変速出力回転が、ドラム状の出力伝達軸１３を介して反転ギヤ機構７のリングギヤＲ２に伝達される。そして、該反転ギヤ機構７において反転・増速した回転がサンギヤＳ３、ハイ伝達軸１９及びハイクラッチＨを介して出力軸１６に伝達される。

そして、バリエータ５がいかなる変速比にあろうとも、バリエータの入力ディスク２が正転方向に回転して、それに従動してパワーローラ４が回転して出力ディスク３に伝達する正常状態にあっては、入力軸１２がサンギヤ軸１３’に比して正転方向に速く回転しており、ワンウェイクラッチ２１は空転している。何らかの異常状態により、入力軸１３が逆転するか又は出力ディスク３から入力ディスク２に正転方向のトルクが伝達しようとする場合、サンギヤ軸１３’が入力軸１２に対して正転方向に速く回転しようとしても、該回転は、ワンウェイクラッチ２１により阻止される。これにより、パワーローラ４が両ディスク２，３の間で緩むことはなく、パワーローラの脱落等の不測の事態は未然に防止される。

ついで、上記図２の実施の形態による具体的な構成を図３に沿って説明する。無段変速機（ＩＶＴ）１は、ミッションケース２３内に収納されており、該ケース２３は、筒状のメインケース２３ａ、該メインケースの前側に固定されるハウジング２３ｂからなる。ハウジング２３ｂは、その前端をエンジンに結合され、ダンパ装置（図示せず）が収納される。即ち、本ＩＶＴ１は、前述したようにギヤニュートラル（ＧＮ）を有するので、従来の自動変速機（ＡＴ）及び無段変速機（ＣＶＴ）に必要とされた、トルクコンバータ等の発進装置が不要となり、従ってハウジング２３ｂ内には、エンジンの振動及び脈動等を吸収するダンパ装置のみで足りる。

メインケース２３ａには、トロイダル式無段変速装置（バリエータ）５と、動力循環機構６’及び反転ギヤ機構７からなるプラネタリギヤ装置Ｕとロー・ハイ切換え機構１０とが配置される。メインケース２３ａの下方は、開口されており、かつ該開口はオイルパン２１により閉塞されている。該オイルパン２１部分に、一体となったポンプ・バルブブロック及びフォルクラムブロックとが収納される状態で、前記メインケース２３ａの開口部分に固定されている。

ハウジング２３ｂとメインケース２３ａとに挟まれるように前隔壁板２５が固定されており、該隔壁板２５の中心ボス部２５ａには、ニードルベアリング２６を介して入力軸（主軸）１２の前側部分が回転自在に支持されている。該入力軸１２の先端部（前方端部）は、ハウジング２３ｂ内に延び、該ハウジング内のダンパ装置を介してエンジン出力軸と連結している。入力軸１２には、皿状の支持板２７が一体に固定されており、該支持板に隣接して前側（第１の）入力ディスク２_１が支持されている。該入力ディスク２_１は、支持板２７とその外周部分にてスプライン係合をしていると共に、該入力ディスク２_１の背面と支持板２７との間に押圧装置２９が配置されており、入力ディスク２_１は、入力軸１２と一体に回転すると共に、バリエータ５に必要とする押圧力が付与される。

入力軸１２には出力ディスク３が遊嵌されており、該出力ディスク３はその外周側においてドラム状の出力伝達軸１３が連結されており、該出力伝達軸１３は、後側の入力ディスク２_１の外方を囲むようにしてプラネタリギヤ装置Ｕに延びている。後側の入力ディスク２_２はその内周側においてスリーブ軸１２’が連結されており、該スリーブ軸１２’は入力軸１２に被嵌すると共にスプライン係合して、一体の入力軸１２を構成している。

前記前側（第１の）入力ディスク２_１に形成された環状円弧面２ａと、出力ディスク３の前方に形成された環状円弧面３ａとの間にそれぞれ複数枚（３枚）のパワーローラ４が挟持されており、同様に後側（第２の）入力ディスク２_２に形成された環状円弧面２ａと、出力ディスク３の後方に形成された環状円弧面３ａとの間にそれぞれ複数枚（３枚）のパワーローラ４が挟持されている。前記互いに対向する円弧面２ａ，３ａにより断面円形状の２個のキャビティ３１_１，３１_２が形成され、前記パワーローラ４は、その中心が前記各円形キャビティ３１_１，３１_２の中心にあってかつ該中心を通るセンタ軸を中心に回転する。即ち、バリエータ５は、フルトロイダルダブルキャビティ型からなり、従ってダブルキャビティ（２列）からなることにより、１列のものに比してトルク容量が２倍となると共に、入力ディスク同士、出力ディスク同士でスラスト力を打消し合い、軸受負荷とならず、かつパワーローラ４の２個の接触点がキャビティ３１の中心点の互いに反対側にあって打消し合うので、パワーローラに殆どスラスト力が作用しない。

なお、支持板２７の押圧装置２９は、予め定められた予圧を作用するスプリング（板ばね）と、前記ポンプ・バルブブロックからの油圧が作用するダブルピストンからなる油圧アクチュエータを有しており、各ローラ４が入力ディスク２_１，２_２及び出力ディスク３の各円弧面２ａ，３ａに所定圧力で押付ける押付け力を作用しており、これによりトラクションオイルの介在の基に、各ローラとディスクとの間にトラクション力が作用する。即ち、バリエータ５は、トラクションドライブにより入力ディスク２_１，２_２と出力ディスク３との間に動力が伝達される。

前記ドラム状の出力伝達軸１３には、後側入力ディスク２_１の後方にて円板状プレート１３ａが前後方向に位置決めされてスプライン係合されており、該プレート１３ａの内周側にてサンギヤ軸１３’が一体に固定されている。そして、該サンギヤ軸１３’は、入力軸と一体のスリーブ軸１２’の外周との間で所定間隔を隔てて同軸状に延びており、該サンギヤ軸１３’と入力軸１２’との間に、本発明に係るワンウェイクラッチ２１が配置されている。

フルトロイダルバリエータ５は、ローラにスラスト力が作用せず、上述したようにローラ４を軸に直交方向にシフトさせることにより、少ない力で変速が可能であるが、反対方向に回転すると、パワーローラ４の挟持力が緩んでしまう。このため、万一、エンジンの逆転又は車輪から逆駆動により、バリエータ５に逆方向のトルクが作用しても、上記ワンウェイクラッチ２１によりバリエータ５が逆回転することを阻止している。

前記後側入力ディスク２_１の後方には、同軸状に後方に向けて動力循環機構６’、反転ギヤ機構７そしてロー・ハイ切換え機構１０が順次配置されている。動力循環機構６’は、シンプルプラネタリギヤからなり、かつドラム状の出力伝達軸１３に内包されるように配置されている。そのサンギヤＳ１が前記サンギヤ軸１３’に形成されている。前記入力スリーブ軸１２’に一体に形成された外径方向に延びるフランジ部１２ｂの外周部にリングギヤＲ１が一体に固定されている。キャリヤＣ１は、リングギヤＲ１を囲むように配置されたカップ状のキャリヤプレート３１と、リング状のディスク３２とからなり、これらプレート３１とディスク３２との間に亘ってシャフトが配置され、これらシャフトにピニオンＰ１が回転自在に支持されている。

前記キャリヤプレート３１の外周縁部後端にはロー伝達軸１７のフランジ部１７ａが一体に固定されており、該ロー伝達軸１７は、その内径側にて入力軸１２の先端部分をベアリング３５を介して回転自在に支持している。入力スリーブ軸１２’はナット３６により後側入力ディスク２_１と共に入力軸１２に対して軸方向が位置決めされており、かつ該スリーブ軸フランジ部１２ｂに対してサンギヤ軸１３’及びロー伝達軸フランジ部１７ｂがスラストベアリングを介して軸方向に位置決めされている。

ミッションケース２３にはその反転ギヤ機構７の収納部分にて断面Ｚ字状の隔壁１５が固定されている。該隔壁の内径側ボス１５ａには前記ロー伝達軸１７の軸部分がベアリング３９を介して回転自在に支持されている。また、該隔壁１５に固定したリング状支持プレート１５ｂによりステップピニオンからなる反転ギヤ機構７の支持軸４０が支持されている。支持軸４０に回転自在に支持されるステップピニオンの大ピニオンＰ２は、前記ドラム状の出力伝達軸１３の先端部に固定されたリングギヤＲ２に噛合しており、小ピニオンＰ３はハイ伝達軸１９に形成されたサンギヤＳ３噛合している。即ち、反転ギヤ機構７は、ケース２３ａと一体の隔壁（固定部材）１５にキャリヤＣ２が支持されたプラネタリギヤからなる。

前記ロー伝達軸１７は、そのフランジ部１７ａにてキャリヤＣ１と一体に構成されていると共に隔壁１５にベアリング３９を介して回転自在に支持されている。従って、入力軸１２の後側は、上記ロー伝達軸１７を介して固定部材である隔壁１５に２個のベアリング３９，３５を介して回転自在に支持されている。つまり、入力軸１２は、その前端側で支持板２７にベアリング２６を介して支持されていると共に、その後端側で隔壁１５にロー伝達軸１７及びベアリング３９，３５を介して支持されており、従って入力軸１２は、入力ディスク２_１，２_２と共に両持ち構造にて回転自在に支持されている。

前記ハイ伝達軸１９は、ロー伝達軸１７に遊嵌していると共にハイクラッチ用ハブ１９ａが一体に固定されている。前記ロー伝達軸１７の先端部には段付構造のロークラッチ用ハブ１７ｄがスプライン係合しており、ハイクラッチ用ハブ１９ａとロークラッチ用ハブ１７ｄの段付部との間に、脱落防止用ワンウェイクラッチ２０が配置されている。

一方、ミッションケース２３のエンドケース部分にはボス２３ｄが一体に固定されており、該ボス２３ｄの内周側には出力軸１６がニードルベアリング４１及びラジアルベアリング４２を介して回転自在に支持されている。該出力軸１６には、上記ボス２３ｄを取り囲む形でドラム部材４５のスリーブ部４５ａが一体に結合されており、該ドラム部材４５は、ロー・ハイ切換え機構１０を構成するハイクラッチＨ及びロークラッチＬをその油圧アクチュエータ４６，４７と共に内包している。

ハイクラッチＨは、前記ハイクラッチ用ハブ１９ａと上記ドラム部材４５との間の多板摩擦板により構成され、ロークラッチＬは、前記ロークラッチ用ハブ１７ｄと上記ドラム部材４５との間の多板摩擦板により構成される。ドラム部材４５にはハイクラッチ用油圧アクチュエータ４６を構成するピストン４６ａが油密状に嵌合しており、該ピストンはロークラッチ用のドラム側（外）摩擦板を貫通する複数のピン４９を介してハイクラッチ用摩擦板を操作し得る。ドラム部材のスリーブ部４５ａに軸方向を位置決めされてシリンダプレート５０が支持されており、該シリンダプレート５０にはロークラッチ用油圧アクチュエータ４７を構成するピストン４７ａが油密状に嵌合しており、該ピストンはロークラッチ用摩擦板を操作し得る。

前記ハイ伝達軸１９、ロークラッチ用ハブ１７ｄ、出力軸１６（のフランジ部）は、隔壁１５とボス２３ｄとの間においてそれぞれスラストベアリングを介在して軸方向に位置決めされている。

（ａ）は本発明の実施の形態を示す概略図であり、（ｂ）はその速度線図である。 一部変更した本発明の実施の形態を示す概略図である。 上記一部変更した実施の形態の断面図である。

符号の説明

１ 無段変速機（無限変速機；ＩＶＴ）
２_１，２_２ 入力ディスク
２ａ，３ａ 円弧面
３ 出力ディスク
４ （パワー）ローラ
５ トロイダル式無段変速装置（バリエータ）
６，６’ 動力循環機構
７ 反転ギヤ機構
１０ ロー・ハイ切換え機構
１２，１２’ 入力軸
１３ （ドラム状）出力伝達軸
１３’ サンギヤ軸
１７ ローモード出力要素（ロー伝達軸）
１９ ハイモード出力要素（ハイ伝達軸）
２１ ワンウェイクラッチ
３１_１，３１_２ キャビティ
Ｃ１，Ｒ１’ 第１の要素（キャリヤ、リングギヤ）
Ｓ１ 第２の要素（サンギヤ）
Ｕ プラネタリギヤ装置

Claims (3)

1. 入力軸に連結された入力ディスクと、出力伝達軸に連結された出力ディスクと、これら両ディスクに挟持され、両ディスクとの接触位置を変更することにより前記出力ディスクを無段に変速するローラと、を有するトロイダル式無段変速装置を備えてなる無段変速機において、
   前記入力軸と前記出力伝達軸との間に、正回転方向に前記出力伝達軸が前記入力軸より速く回転することを阻止するワンウェイクラッチを配置した、
   ことを特徴とする無段変速機。
2. 前記トロイダル式無段変速装置は、それぞれ一側面に円弧面を有する第１及び第２の前記入力ディスクと、これら両入力ディスクの間に配置され両側面に円弧面を有する前記出力ディスクと、前記各入力ディスクと出力ディスクの対向する前記円弧面に接触するように配置された前記ローラと、を有し、かつ前記各入力ディスクと出力ディスクの対向する前記円弧面にて略々円形のキャビティを構成する、フルトロイダルダブルキャビティタイプであり、
   前記出力伝達軸は、前記出力ディスクの外周側にて連結され、かつ前記第２の入力ディスクの外径方向を囲むようにして延びてなる、
   請求項１記載の無段変速機。
3. 前記入力軸に連結された第１の要素と、前記出力伝達軸に連結された第２の要素と、ローモード出力要素と、ハイモード出力要素と、を有するプラネタリギヤ装置と、
   前記ローモード出力要素又はハイモード出力要素の回転を選択的に出力軸に取出すロー・ハイ切換え機構と、を備え、
   前記プラネタリギヤ装置は、
   前記第１の要素と、前記第２の要素と、前記ローモード出力要素に連結された出力要素と、を有し、前記第１の要素と第２の要素とを動力循環するように合成して前記出力要素に出力する動力循環機構と、
   前記出力伝達軸の回転を反転して前記ハイモード出力要素に出力する反転ギヤ機構と、を備え、
   前記第２の要素がサンギヤであり、かつ前記出力伝達軸が分岐されて前記サンギヤに伝動するサンギヤ軸を有し、
   前記ワンウェイクラッチが、前記入力軸と前記サンギヤ軸との間に介在してなる、
   請求項１又は２記載の無段変速機。

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