JP4779709B2 - 無段変速装置 - Google Patents

Description

この発明は、トロイダル型無段変速機と遊星歯車変速機構とを組み合わせて成る無段変速装置の改良に関する。特に、本発明の無段変速装置は、出力が大きなエンジンを搭載した前置エンジン後輪駆動車（ＦＲ車）用の自動変速機として好適で、しかも小型且つ軽量で、優れた耐久性を有する構造の実現を可能にするものである。

非特許文献１に記載されている様に、自動車用自動変速装置として、図６に示す様なトロイダル型無段変速機を使用する事が行なわれている。このトロイダル型無段変速機は、ダブルキャビティ型と呼ばれるもので、入力軸１の両端部周囲に１対の入力側ディスク２、２を、それぞれボールスプライン３、３を介して、互いに同心に、且つ、同期した回転を自在に支持している。又、上記入力軸１の中間部周囲に出力歯車４を、この入力軸１に対する相対回転を自在として支持すると共に、この出力歯車４の軸方向両側に１対の出力側ディスク５、５を、この出力歯車４と同期した回転を自在に支持している。

又、上記両入力側ディスク２、２と上記両出力側ディスク５、５との間にそれぞれ複数個ずつ（通常２〜３個ずつ）挟持したパワーローラ６、６を、それぞれトラニオン７、７の内側面に、支持軸８、８及び複数の転がり軸受を介して、回転自在に支持している。これら各トラニオン７、７は、それぞれの長さ方向（図６の表裏方向）両端部に、これら各トラニオン７、７毎に互いに同心に設けられた枢軸（図示せず）を中心として揺動変位自在である。これら各トラニオン７、７を傾斜させる動作は、図示しない油圧式のアクチュエータにより、これら各トラニオン７、７を上記枢軸の軸方向に変位させる事により行なう。

上述の様なトロイダル型無段変速機の運転時には、エンジン等の動力源に繋がる駆動軸９により一方（図６の左方）の入力側ディスク２を、ローディングカム式の押圧装置１０を介して回転駆動する。この結果、上記入力軸１の両端部に支持された１対の入力側ディスク２、２が、互いに近づく方向に押圧されつつ同期して回転する。そして、この回転が、上記各パワーローラ６、６を介して上記両出力側ディスク５、５に伝わり、上記出力歯車４から取り出される。

上記入力軸１と出力歯車４との回転速度の比を変える場合で、先ず入力軸１と出力歯車４との間で減速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図６に示す位置に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面をこの図６に示す様に、上記両入力側ディスク２、２の内側面に設けた入力側トロイド曲面の中心寄り部分と、上記両出力側ディスク５、５の内側面に設けた出力側トロイド曲面の外周寄り部分とにそれぞれ当接させる。反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図６と反対方向に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面を、図６に示した状態とは逆に、上記両入力側トロイド曲面の外周寄り部分と、上記両出力側トロイド曲面の中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、上記各トラニオン７、７を傾斜させる。これら各トラニオン７、７の傾斜角度を中間にすれば、入力軸１と出力歯車４との間で、中間の速度比（変速比）を得られる。

又、トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構とを組み合わせて無段変速装置とし、このトロイダル型無段変速機を通過する動力を軽減して、無段変速装置全体としての伝達効率を向上させると共にこのトロイダル型無段変速機の耐久性向上を図る構造も、従来から知られている。この様な無段変速装置のうちで、ＦＲ車用の自動変速機として利用可能な構造として、例えば特許文献１に記載されたものが知られている。図７は、この特許文献１に記載された無段変速装置を示している。

この無段変速装置は、入力軸１１と、出力軸１２と、トロイダル型無段変速機１３と、遊星歯車機構１４と、発進クラッチ１５と、高速用クラッチ１６と、低速用クラッチ１７と、後退用クラッチ１８とを備える。そして、上記入力軸１１の回転を、上記トロイダル型無段変速機１３の入力側ディスク２、２に伝達すると共に、上記遊星歯車機構１４のリング歯車１９にも伝達する様にしている。又、上記トロイダル型無段変速機１３の出力側ディスク５、５の回転を、上記遊星歯車機構１４のキャリア２０に伝達する様に構成している。更に、この遊星歯車機構１４の太陽歯車２１の回転を、上記出力軸１２に取り出す様にしている。

上述の様に構成する無段変速装置は、上記高速用クラッチ１６の接続を断って上記低速用クラッチ１７を接続した状態での、低速モード時には、上記入力軸１１から上記出力軸１２に伝達される動力の全部が、上記トロイダル型無段変速機１３を通過する。この状態では、上記入力軸１１と上記出力軸１２との間の速度比が、このトロイダル型無段変速機１３の速度比に比例する。これに対して、上記高速用クラッチ１６を接続して上記低速用クラッチ１７を接続を断った状態での、高速モード時には、上記入力軸１１から上記出力軸１２に伝達される動力の一部が、上記トロイダル型無段変速機１３をバイパスして、上記遊星歯車機構１４のリング歯車１９に送られる。この状態で上記出力軸１２には、上記リング歯車１９と上記キャリア２０との差動成分が取り出される。従って、この状態では、上記入力軸１１と上記出力軸１２との間の速度比が、上記トロイダル型無段変速機１３の速度比を変えて上記キャリア２０の回転速度を変える事により変更される。

そして、この様な高速モードの状態では、エンジン等の駆動源２２から上記入力軸１１に加えられた動力の一部が上記トロイダル型無段変速機１３をバイパスする、所謂パワースプリット状態となる。この結果、このトロイダル型無段変速機１３を通過する動力が、上記駆動源２２から上記入力軸１１に加えられた動力よりも小さくなる。図８は、上述の図７に示した無段変速装置で、駆動源２２から上記入力軸１１に加えられた動力に対する、上記トロイダル型無段変速機１３を通過する動力の割合を示している。この様な図８から明らかな通り、高速モード状態で上記トロイダル型無段変速機１３を通過する動力を低く抑えられる。この為、（トラクション部で生じるスピン損失により、歯車式変速機に比べて伝達効率の面で不利になる、トロイダル型無段変速機１３部分での動力伝達の割合を低くして）無段変速装置全体としての伝達効率を向上させると共に、上記トロイダル型無段変速機１３の耐久性向上を図れる。

但し、やはり図８から明らかな通り、低速モードの状態では、駆動源２２から上記入力軸１１に加えられた動力の全部が上記トロイダル型無段変速機１３を通過する為、低速モード状態での伝達効率の向上や耐久性の向上を図る事はできない。この為、都市部での使用が多く、低速モード状態での使用頻度が高くなる場合や、大容量のエンジンと組み合わせる場合に、伝達効率や耐久性の確保と小型・軽量化との両立を図る面からは不利になる。尚、特許文献２等には、トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構とを組み合わせて、入力軸を回転させたまま出力軸を停止させられる構造が記載されている。この様な構造の場合には、発進クラッチを省略できる代わりに、トロイダル型無段変速機を通過するトルクが、エンジンから入力軸に伝達されるトルクよりも大きくなるので、トロイダル型無段変速機の耐久性確保の面からは不利である。又、一部で、ベルト式の無段変速機と遊星歯車機構とを組み合わせて、高速モードだけでなく低速モードでもパワースプリット状態を実現する事が考えられている。但し、この様な構造は、同軸でなく互いに平行に配置される回転軸の数が多くなったり、ベルト式の無段変速機を使用する等により、大型化が避けられず、又、大容量のエンジンと組み合わせる事にも不向きな構造である。

特開平１１−６３１４６号公報 特開２００４−２３２７１８号公報 青山元男、「別冊ベストカー／赤バッジシリーズ２４５／スーパー図解／クルマの最新メカがわかる本」、株式会社三推社／株式会社講談社、平成１３年１２月２０日、ｐ．９２−９３

本発明は、上述の様な事情に鑑みて、トロイダル型無段変速機を通過する動力を、駆動源から入力軸に加えられる動力よりも常に低くできる構造を実現する事で、優れた伝達効率及び耐久性を有し、しかも大容量エンジンとの組み合わせも可能な無段変速装置の実現を図るものである。

本発明の無段変速装置は、入力軸及び出力軸と、トロイダル型無段変速機及び遊星歯車機構と、少なくとも２系統の動力伝達機構と、クラッチ装置とを備える。
このうちの入力軸及び出力軸は、軸方向に離隔した状態で、互いに同心に、且つ、相対回転自在に設置されている。
又、上記トロイダル型無段変速機及び遊星歯車機構は、動力の伝達方向に関して、上記入力軸と出力軸との間に設置されている。
又、上記少なくとも２系統の動力伝達機構は、上記トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構との間で動力を伝達させる。
更に、上記クラッチ装置は、上記両動力伝達機構による動力伝達状態を切り換えるものである。

又、上記トロイダル型無段変速機は、１対の外側ディスクと、内側ディスクと、複数個のパワーローラとを備えたダブルキャビティ型である。このうちの両外側ディスクは、軸方向に互いに離隔した状態で、同期して回転する。又、上記内側ディスクは、これら両外側ディスク同士の間に、これら両外側ディスクと同心に、且つ、これら両外側ディスクに対する相対回転を自在に設けられている。又、上記各パワーローラは、これら両外側ディスク及び上記内側ディスクの互いに対向する側面同士の間に、それぞれ複数個ずつ配置されている。

そして、駆動源から上記入力軸に入力された動力を、上記遊星歯車機構を構成する３要素である、キャリアと太陽歯車とリング歯車とのうちの、キャリア又はリング歯車に、上記トロイダル型無段変速機を介する事なく直接入力している。
又、上記遊星歯車機構は、上記入力軸及び上記出力軸と同心に配置されている。又、この遊星歯車機構を構成する３要素のうちで、上記入力軸に入力された動力が直接入力されるキャリア又はリング歯車を除いた２つの要素のうちの一方の要素と上記トロイダル型無段変速機を構成する外側ディスクとを、第一の動力伝達機構を介して接続する事により、この外側ディスクと上記一方の要素とが同期して回転する様にしている。又、上記２つの要素のうちの他方の要素は、上記トロイダル型無段変速機の内側ディスクと第二の動力伝達機構を介して接続する事により、この内側ディスクと上記他方の要素とが同期して回転する様にしている。

又、上記クラッチ装置は、その切り換えに伴って、上記２つの要素のうちの何れかの要素の回転を上記出力軸に伝達自在とする。
具体的には、この様なクラッチ装置を、請求項２に記載した発明の様に、入力軸と出力軸との間の減速比を大きくする場合に接続されてこの減速比を小さくする場合に接続を断たれる低速用クラッチと、この減速比を大きくする場合に接続を断たれてこの減速比を小さくする場合に接続される高速用クラッチとの２つのクラッチから構成する。
このうちの低速用クラッチは、その接続時に、遊星歯車機構を構成して入力軸に入力された動力が直接入力されるキャリア又はリング歯車を除いた２つの要素のうちの何れかの要素の回転を選択的に取り出して出力軸に伝達するものとする。
これに対して上記高速用クラッチは、その接続時に、上記２つの要素のうちの残りの要素の回転を選択的に取り出して上記出力軸に伝達するものとする。
そして、上記低速用クラッチを接続した状態と、上記高速用クラッチを接続した状態とで、トロイダル型無段変速機を通過するトルクの方向を逆転させる。

この様な請求項２に記載した発明を実施する場合に好ましくは、請求項１１に記載した発明の様に、前記第一の動力伝達機構の入力部と出力部との間の速度比（ギヤ比ｉ_g ）と、第二の動力伝達機構の入力部と出力部との間の速度比（ギヤ比ｉ_sp）との比（ｉ_g ／ｉ_sp）を、トロイダル型無段変速機が実現可能な速度比の範囲内（最小値ｅ_Vminと最大値ｅ_Vmaxとの間）に設定する（ｅ_Vmin≦ｉ_g ／ｉ_sp≦ｅ_Vmaxとする）。尚、上記両動力伝達機構の速度比（ギヤ比）とは、当該動力伝達機構の両端部が接続された、上記遊星歯車機構の要素と、上記トロイダル型無段変速機のディスクとの回転速度の比を表す。例えば、第一の動力伝達機構の両端部が歯車式の動力伝達機構であり、この第一の動力伝達機構を介して外側ディスクとリング歯車とが接続されており、この外側ディスクがこのリング歯車の２倍の回転速度で回転する場合、上記速度比（ギヤ比）は０．５である。
又、好ましくは請求項１４に記載した発明の様に、上記低速用クラッチを接続して高速用クラッチの接続を断った低速モード状態でトロイダル型無段変速機に入力されるトルクと、低速用クラッチの接続を断って高速用クラッチを接続した高速モード状態で上記トロイダル型無段変速機に入力されるトルクとの差を、このトルクが大きい状態を基準として、２５％以下に収める。

そして、前記出力軸を回転させる状態で、上記トロイダル型無段変速機の速度比に関係なく、このトロイダル型無段変速機を構成する上記各ディスクのうちで、動力の入力側となるディスクが伝達するトルクが、前記駆動源から前記入力軸に入力されるトルクよりも小さくする。
即ち、前記クラッチ装置の切り換えに拘らず、使用全領域に亙って、駆動源の動力を、上記トロイダル型無段変速機に入力される以前に上記遊星歯車機構の一部に入力する事で、使用全領域に亙りパワースプリット状態を実現する。

又、上述の様な本発明の無段変速装置を実施する場合に、例えば請求項３に記載した発明の様に、上記駆動源から入力軸に入力された動力を遊星歯車機構を構成するキャリアに、トロイダル型無段変速機を介する事なく直接入力する。この場合に上記遊星歯車機構は、それぞれが上記キャリアに回転自在に支持された遊星歯車を、太陽歯車に噛合させると共にリング歯車にも噛合させるシングルピニオン式とする。

この様な請求項３に記載した構造を採用した場合には、請求項１２に記載した発明の様に、第一、第二の動力伝達機構のうち、リング歯車と、トロイダル型無段変速機の内側、外側両ディスクのうちの何れかのディスクとを接続する動力伝達機構を、上記リング歯車の回転を増速してこの何れかのディスクに動力を伝達するものとする。即ち、このリング歯車と接続される動力伝達機構の変速比（ギヤ比）を１よりも小さくして、このリング歯車の回転速度よりも上記何れかのディスクの回転速度が大きくなる様に構成する。
又、上述の請求項３に記載した様な構造を採用した場合には、請求項４に記載した発明の様に、遊星歯車機構のキャリアに支持された各遊星歯車を通過する動力（回転速度×トルク）の合計（各遊星歯車を通過する動力×遊星歯車の数）を、常に駆動源から入力軸に入力される動力よりも小さくする。
特に、請求項５に記載した発明の様に、上記各遊星歯車を通過する動力の合計を、常に駆動源から入力軸に入力される動力の５０％以下にする。
又、上述の請求項３に記載した構造を採用した場合に好ましくは、請求項１５に記載した発明の様に、上記トロイダル型無段変速機の速度比を遊星歯車機構の減速比の逆数に実質的に一致させた状態で、低速用、高速用両クラッチを断接させる。尚、上記トロイダル型無段変速機の速度比ｅ_V は、例えばリング歯車と接続されたディスクの回転速度が１０００min^-1 であり、太陽歯車と接続される相手側ディスクの回転速度が２０００min^-1 であれば、ｅ_V ＝２である。

或いは、本発明を実施する場合に、請求項６に記載した発明の様に、駆動源から入力軸に入力された動力を遊星歯車機構を構成するリング歯車に、トロイダル型無段変速機を介する事なく直接入力する。この場合に上記遊星歯車機構は、それぞれが上記キャリアに回転自在に支持されて対となる遊星歯車を互いに噛合させると共に、このうちの内径寄りの遊星歯車を太陽歯車に、外径寄りの遊星歯車をリング歯車に、それぞれ噛合させるダブルピニオン式とする。
この様な請求項６に記載した発明を実施する場合には、例えば請求項１３に記載した発明の様に、第一、第二の動力伝達機構のうち、キャリアと、トロイダル型無段変速機の内側、外側両ディスクのうちの何れかのディスクとを接続する動力伝達機構を、上記キャリアの回転を増速してこの何れかのディスクに動力を伝達するものとする。即ち、このキャリアと接続される動力伝達機構の変速比（ギヤ比）を１よりも小さくして、このキャリアの回転速度よりも上記何れかのディスクの回転速度が大きくなる様に構成する。

又、本発明を実施する場合に好ましくは、請求項７に記載した発明の様に、後退時に接続される後退用クラッチを備える。そして、この後退用クラッチを接続した状態では、トロイダル型無段変速機が動力伝達を行なわない構成とする。
又、請求項８に記載した発明の様に、低速前進時に接続される低速前進用クラッチを備える。そして、この低速前進用クラッチを接続した状態ではトロイダル型無段変速機に動力を伝達しない構成とする。
この様な請求項８に記載した発明を実施する場合に好ましくは、請求項９に記載した発明の様に、上記低速前進用クラッチを接続した状態で実現可能な変速装置全体としての速度比を、この低速前進用クラッチを接続せず、トロイダル型無段変速機を動力が通過する状態で実現可能な変速装置全体の速度比よりも、減速側に偏らせる。
更に、これら請求項７〜９に記載した発明を実施する場合に好ましくは、請求項１０に記載した発明の様に、トロイダル型無段変速機の故障を検出する故障検出手段を備える。そして、この故障検出手段がこのトロイダル型無段変速機の故障を検出した場合に、後退用クラッチ又は低速前進用クラッチを強制的に接続する構成とする。

上述の様に構成される本発明の無段変速装置によれば、例えば請求項３、６に記載した構成を採用する事により、全変速領域でトロイダル型無段変速機に入力されるトルクを、例えば請求項４、５に記載した発明の様に、駆動源から入力軸に入力されるトルクよりも小さくできる。この為、トロイダル型無段変速機の耐久性を確保しつつ、このトロイダル型無段変速機、延てはこのトロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置全体の小型・軽量化を図ると同時に、この無段変速装置全体としての伝達効率の向上を図る事が可能になる。又、無段変速装置全体としての速度比を変更する為の変速機構（バリエータ）として、トロイダル型無段変速機を使用している。トロイダル型無段変速機はベルト式無段変速機に比べて大きな動力を伝達できる為、大容量のエンジンを搭載した自動車用の自動変速機としても利用できる。更に、径方向寸法が嵩む遊星歯車機構を、入力軸及び出力軸と同軸上に配置しているので、無段変速装置全体としての径方向寸法が嵩むのを抑えて、無段変速装置全体としての大型化を防止できる。

又、請求項２に記載した発明の様に、低速用、高速用両クラッチを設けて、低速、高速両モードを実現可能な構成を採用すれば、変速装置全体の速度比幅を大きくできる。
又、請求項７〜８に記載した発明の様に、低速前進用クラッチ、或いは後退用クラッチを設け、これらのクラッチを接続した状態でトロイダル型無段変速機が動力を伝達しない様に構成すれば、トロイダル型無段変速機の機能が喪失しても（トロイダル型無段変速機により動力伝達を行なえなくなっても）、最低限の走行が可能になる。この為、無段変速装置を搭載した自動車を、路肩等の安全な場所に移動させられる。
この場合に、請求項９に記載した発明の様に、低速前進用クラッチを接続した状態で実現可能な変速装置全体としての速度比を減速側に偏らせれば、無段変速装置全体としての速度比幅を広くできると共に、この低速前進用クラッチを接続した状態での駆動力を大きくできる等の効果を得られる。
更に、請求項１０に記載した発明の様に、故障検出手段がトロイダル型無段変速機の故障を検出した場合に、後退用クラッチ又は低速前進用クラッチを強制的に接続する様に構成すれば、故障時に、運転者を煩わせる事なく、最低限の走行を可能にできる。

又、請求項１１に記載した発明の様に、第一の動力伝達機構の入力部と出力部との間の速度比と、第二の動力伝達機構の入力部と出力部との間の速度比との比を、トロイダル型無段変速機が実現可能な速度比の範囲内に設定すれば、低速用クラッチと高速用クラッチとを断接させるモード切換の前後で、出力軸の回転数に差が生じない様にできる。即ち、例えば請求項１５に記載した発明の様に、トロイダル型無段変速機の速度比を遊星歯車機構の減速比の逆数に実質的に一致させた状態で、低速用、高速用両クラッチを断接させれば、モード切換を滑らかに行なえる（変速ショックが発生しない）。尚、本発明の無段変速装置を構成するトロイダル型無段変速機の場合、モード切換に伴って、外側ディスクと内側ディスクとのうちの一方のディスクが入力側ディスクとなり、他方のディスクが出力側ディスクとなる（モードにより入力側、出力側が入れ換わる）。そこで、上記トロイダル型無段変速機の速度比ｅ_V は、便宜的に、上記遊星歯車機構を構成する太陽歯車以外の要素（この遊星歯車機構がシングルピニオン型の場合にはリング歯車、ダブルピニオン型の場合にはキャリア）と接続されたディスクから見た相手方のディスクの回転速度の比として表す。例えば、リング歯車と接続されたディスクの回転速度が１０００min^-1 、太陽歯車と繋がった相手側ディスクの回転速度が２０００min^-1 であれば、上記トロイダル型無段変速機の速度比ｅ_V は２となる。

何れにしても本発明の場合には、動力の一部をトロイダル型無段変速機をバイパスさせる、所謂パワースプリットを行なう為の遊星歯車機構を構成する各遊星歯車を通過する動力を、駆動源から入力軸に伝達される動力よりも小さくする事により、上記遊星歯車機構部分での動力損失を小さく抑える様にしている。好ましくは、前述の請求項５に記載した発明の様に、無段変速装置が実現可能な速度比の全領域で、上記各遊星歯車を通過する（これら各遊星歯車が伝達する）動力を、上記駆動源から入力軸に伝達される動力の５０％以下に抑える事で、損失をより抑えられる。尚、この様に駆動源から入力軸に伝達される動力よりも、上記各遊星歯車を通過する動力を小さく抑える為に、本発明の場合には、上記パワースプリットを行なう為の遊星歯車機構を構成する３要素（太陽歯車、リング歯車、キャリア）が同一方向に回転する様に構成している。

又、請求項２に記載した様に、低速用、高速用両クラッチを設けて、高速、低速両モードを切り換える様に構成した場合に、請求項１４に記載した発明の様に、低速モード状態と高速モード状態とでトロイダル型無段変速機に入力されるトルクの差を、このトルクが大きい状態を基準として２５％以下に収めれば、内側、外側両ディスクの径を略同一にできる。そして、上記トロイダル型無段変速機を含む、無段変速装置全体の小型・軽量化が可能になる。この理由に就いて、以下に説明する。

本発明の無段変速装置で、高速、低速両モードを切り換える様に構成した場合には、何れのモードを選択したかにより、内側ディスクと外側ディスクとのうちの何れのディスクが入力側ディスクになるかが切り換わる。この様に、トロイダル型無段変速機の入力側が、選択したモードによって入れ換わる場合、上記内側、外側両ディスクの大きさを、大きなトルクが入力される場合に合わせて決定する必要がある。即ち、一方のモードでは入力されるトルクが限られ、小さくて済むディスクに関しても、他方のモードで大きなトルクが入力されるのであれば、当該ディスクを（強度及び剛性を十分に確保すべく）大きくする必要がある。要するに、各ディスクの大きさを、大きなトルクを伝達する場合を基準にして決定する必要がある。この為、上記両モード同士の間で、上記トロイダル型無段変速機に入力されるトルクの差が大きく、それに伴い、上記各ディスクの直径（キャビティ径）を大きくする必要が生じると、これら各ディスクが相当に大型化し、トロイダル型無段変速機、延ては無段変速装置全体が大型化する。

例えば、次の表１に示す様に、低速モードで内側ディスクが入力ディスクになり、高速モードで外側ディスクが入力ディスクになる場合を考える。

この表１中の％は、入力側となるディスクに伝達されるトルクの、駆動源から入力軸にに伝達されるトルクに対する割合を示している。

ケース１は両モード同士の間でトロイダル型無段変速機に入力されるトルクの差が小さい場合を、ケース２はこの差が大きい場合を、それぞれ示している。ケース１の場合は、最大５５％のトルクが、入力側となるディスクに伝達され、ケース２は、同じく７０％のトルクが伝達される。即ち、ケース２の場合は、駆動源から入力軸に伝達されるトルクの７０％のトルクが（低速モードで）入力される事を想定して、内側ディスクの設計をしなければならない（大きさを決めなければならない）のに対し、ケース１の場合は、５５％のトルクを支承できる大きさで済むので、その分、内側ディスクの小型化が可能になる。何れの場合でも、高速モードで入力側ディスクとなる外側ディスクは、入力軸から伝達されるトルクが小さくて済むので、小型化できるが、一方のディスクだけを小型化しても、他方のディスクが大型化すれば、トロイダル型無段変速機を小型化する事はできない。この事から明らかな通り、最も好ましいのは、高速、低速、両モード同士の間で、入力側と
なるディスクに入力されるトルクが等しい場合である。請求項１４に示す様に、上記差を２５％以内に収めれば、外側、内側、両ディスクの大きさを揃える事ができて、小型化を図る面から有利になる。

尚、請求項１２、１３に記載した発明の様に、リング歯車（請求項１２に記載した発明の場合）、又はキャリア（請求項１３に記載した発明の場合）の回転を増速してトロイダル型無段変速機のディスクに入力すれば、上述の様に、低速モードと高速モードとの間で、入力側となるディスクに伝達されるトルクの大きさの比を小さくする面から有利である。即ち、遊星歯車機構の力の釣り合いより決定される両要素（リング歯車又はキャリア）のトルクは、太陽歯車のトルクに対して大きくなる。この為、低速モードと高速モードとの間での、上記トロイダル型無段変速機の入力側ディスクとなる外側ディスク又は内側ディスクに伝達されるトルクの差を小さくする為に、上記両要素と接続されたディスクの回転速度を速くし、同じ動力（トルク×回転速度）を伝達する場合に於ける、上記入力側ディスクとなる外側ディスク又は内側ディスクに伝達されるトルクを低くする。

尚、同じ効果を得る為には、上記遊星歯車機構を構成する太陽歯車の回転速度を減速して、ディスクに伝達する事もできる。更に、リング歯車の回転速度を増速してディスクに伝えると同時に、太陽歯車の回転速度を減速してディスクに伝えれば、増速比、減速比を１に近づける事ができて、無段変速装置全体としての設計を行ない易くなり、有利である。

［実施の形態の第１例］
図１は、請求項１〜５、７〜１２、１４〜１６に対応する、本発明の実施の形態の第１例を示している。本例の無段変速装置は、入力軸２３及び出力軸２４と、トロイダル型無段変速機１３及び第一〜第五の遊星歯車機構２５〜２９と、第一、第二の動力伝達機構３０、３１と、高速用、低速用両クラッチ１６、１７から成るクラッチ装置と、後退用クラッチ１８と、低速前進用クラッチ３２とを備える。
このうちの入力軸２３及び出力軸２４は、軸方向に離隔した状態で、互いに同心に、且つ、相対回転自在に設置されている。
又、上記トロイダル型無段変速機１３及び上記各遊星歯車機構２５〜２９は、動力の伝達方向に関して、上記入力軸２３と出力軸２４との間に設置されている。
又、上記第一、第二の動力伝達機構３０、３１は、上記トロイダル型無段変速機１３と上記第一、第二の遊星歯車機構２５、２６との間で動力を伝達させる。
更に、上記高速用、低速用両クラッチ１６、１７は、上記第一、第二の両動力伝達機構３０、３１による動力伝達状態を切り換えるものである。
尚、上記第一〜第五の遊星歯車機構２５〜２９のうち、前段側に配置した第一、第二の遊星歯車機構２５、２６が、特許請求の範囲に記載した遊星歯車機構に対応する。中段に配置した第三の遊星歯車機構２７は、低速前進用に使用するものである。又、次（後段側）に配置した第四の遊星歯車機構２８は後退用に使用するものである。更に、最後段に配置した第五の遊星歯車機構２９は減速用のものである。これら各遊星歯車機構２５〜２９は、何れも、上記入力軸２３及び上記出力軸２４と同心に配置されている。

上記トロイダル型無段変速機１３は、１対の外側ディスク３３、３３と、１対（又は一体型）の内側ディスク３４、３４と、複数個のパワーローラ６、６（図６参照、図１には省略）とを備えたダブルキャビティ型である。上記両外側ディスク３３、３３は、軸方向に互いに離隔した状態で、同期して回転する。又、上記両内側ディスク３４、３４は、上記両外側ディスク３３、３３同士の間に、これら両外側ディスク３３、３３と同心に、且つ、これら両外側ディスク３３、３３に対する相対回転を自在に設けられている。又、上記各パワーローラ６、６は、これら両外側ディスク３３、３３及び上記両内側ディスク３４、３４の互いに対向する側面同士の間に、それぞれ複数個ずつ配置されている。そして、前述の図６に示した構造と同様に作用して、上記両外側ディスク３３、３３と上記両内側ディスク３４、３４との間の変速度比を変える。但し、本例の場合には、これら両外側ディスク３３、３３と上記両内側ディスク３４、３４とのうちの何れが入力側ディスクとなり、何れが出力側ディスクとなるかは、上記高速用、低速用両クラッチ１６、１７の断接に基づく、高速モードと低速モードとの切り換えにより変化する。

そして、エンジン等の駆動源から、ダンパ３５を介して上記入力軸２３に入力された動力を、前段側（駆動源側）に配置した、前記第一の遊星歯車機構２５を構成する第一のキャリア３６に、上記トロイダル型無段変速機１３を介する事なく、直接入力している。尚、この第一のキャリア３６は、前記第二の遊星歯車機構２６を構成する為の第二のキャリアと一体としている。

又、上記第一の遊星歯車機構２５を構成する第一のリング歯車３７と上記トロイダル型無段変速機１３を構成する外側ディスク３３、３３とを、前記第一の動力伝達機構３０を介して接続している。この第一の動力伝達機構３０は、上記第一のリング歯車３７と共に回転する歯車３８と、上記両外側ディスク３３、３３と共に回転する歯車３９とを噛合させて成る。従ってこれら両外側ディスク３３、３３は、上記第一のリング歯車３７と逆方向に、上記両歯車３８、３９の歯数比に応じた回転速度で回転する。

又、上記第一の遊星歯車機構２５を構成する第一の太陽歯車４０と上記トロイダル型無段変速機１３を構成する内側ディスク３４、３４とを、前記第二の動力伝達機構３１を介して接続している。この第二の動力伝達機構３１は、前記入力軸２３の周囲に配置された中空回転軸により上記第一の太陽歯車４０と結合されたスプロケット４１と、上記両内側ディスク３４、３４と共に回転するスプロケット４２との間に、チェンを掛け渡して成る。従ってこれら両内側ディスク３４、３４は上記第一の太陽歯車４０と同方向に、上記両スプロケット４１、４２の歯数比に応じた回転速度で回転する。尚、上記両外側ディスク３３、３３と上記両内側ディスク３４、３４とは、間に挟持したパワーローラ６、６により動力を伝達される為、互いに反対方向に回転する。従って、上記第一のリング歯車３７と上記第一の太陽歯車４０とは、互いに同方向に回転する。この為、前記第一のキャリア３６に支持された第一の遊星歯車４３、４３の自転速度を低く抑えられ、これら各第一の遊星歯車４３、４３により伝達する動力を低く抑えられる。

上述の様な第一の遊星歯車機構２５の構成要素のうち、上記第一のリング歯車３７の動きを前記低速用クラッチ１７を介して、上記第一の太陽歯車４０の動きを前記高速用クラッチ１６を介して、それぞれ前記第三の遊星歯車機構２７を構成する第三のキャリア４４に伝達可能としている。上記第一の太陽歯車４０の動きをこの第三のキャリア４４に伝達可能にする為に、この第一の太陽歯車４０と噛合する上記各第一の遊星歯車４３、４３と前記第二の遊星歯車機構２６を構成する第二の遊星歯車４５、４５とを同心に結合し、更に、これら各第二の遊星歯車４５、４５と、上記第二の遊星歯車機構２６を構成する第二の太陽歯車４６とを噛合させている。上記各第一の遊星歯車４３、４３の歯数と、上記各第二の遊星歯車４５、４５の歯数とは同じである。

この様な構成により、低速前進用である、上記第三の遊星歯車機構２７を構成する第三のキャリア４４に、上記第一の遊星歯車機構２５を構成する、上記第一のリング歯車３７又は上記第一の太陽歯車４０の動きを伝達可能としている。又、上記第三の遊星歯車機構２７を構成する第三のリング歯車４７とハウジング等の固定の部分との間に、前記低速前進用クラッチ３２を設けている。又、上記第三のリング歯車４７の中心部に配置した第三の太陽歯車４８を、前記入力軸２３に結合して、この入力軸２３と共に回転する様にしている。そして、上記第三のキャリア４４に回転自在に支持した、各第三の遊星歯車４９、４９を、上記第三のリング歯車４７及び上記第三の太陽歯車４８に噛合させている。更に、上記第三のキャリア４４に、中間伝達軸５０の基端部（前端部）を結合している。

上述の様な、低速前進用である、上記第三の遊星歯車機構２７は、上記低速前進用クラッチ３２を締結した状態で前記トロイダル型無段変速機１３を介さずにエンジンの動力を上記出力軸２４に伝達可能にするものである。従って、上記低速前進用クラッチ３２を締結した状態では、無段変速装置全体としての速度比は固定される（変速しない）。尚、上記第三の遊星歯車機構２７の減速比（速度比）は、上記トロイダル型無段変速機１３を動力を通過したときに実現可能な最小速度比よりも小さい値（減速比として大きな値）に設定するのが好ましい。この理由は、上記トロイダル型無段変速機１３を動力が通過する状態で実現可能な最小速度比を通常の使用時に発進可能な程度の値にしておき、より大きな駆動力が必要とされる場合（例えばトラックで、最大積載量を搭載した状態での坂道発進時）に上記低速用前進クラッチ３２を締結する事により、円滑な発進を可能にする為である。イメージとしてはトラックの「２速発進」がトロイダル型無段変速機１３を用いた発進とし、「１速発進」が低速用前進クラッチ３２を用いた発進とする。

又、前記第三の遊星歯車機構２７の後段側に配置した、前記第四の遊星歯車機構２８は、上記第三のリング歯車４７により第四の太陽歯車５１を、上記中間伝達軸５０（に結合した上記第三のキャリア４４）により第四のキャリア５２を、それぞれ回転駆動する様に構成している。又、上記第四の太陽歯車５１の周囲に配置した第四のリング歯車５３とハウジング等の固定の部分との間に、前記後退用クラッチ１８を設けている。そして、上記第四のキャリア５２に回転自在に支持した、各第四の遊星歯車５４、５４を、上記第四のリング歯車５３及び上記第四の太陽歯車５１に噛合させている。従って、上記後退用クラッチ１８を接続した状態では、上記トロイダル型無段変速機１３を介さずに、エンジンの動力を反転して前記出力軸２４に伝達する。この場合も、無段変速装置全体としての速度比は固定される（変速しない）。

更に、最後段に設けた、前記減速用の第五の遊星歯車機構２９は、減速比固定式のもので、上記中間伝達軸５０の回転速度を減速してから、上記出力軸２４に取り出す様にしている。この為に、この中間伝達軸５０の先端部（後端部）に第五の太陽歯車５５を結合すると共に、ハウジング等の固定の部分に第五のリング歯車５６を固定している。そして、上記出力軸２４の基端部に結合した第五のキャリア５７に回転自在に支持した、各第五の遊星歯車５８、５８を、上記第五の太陽歯車５５及び上記第五のリング歯車５６に噛合させている。

上述の様に構成する本例の無段変速装置は、高速用、低速用、後退用、低速発進用各クラッチ１６、１７、１８、３２のうちの何れか１個のクラッチを接続し、他のクラッチの接続を断った状態で運転する。以下、それぞれの場合に就いて説明する。

［低速用クラッチ１７を接続した低速モード状態］
この様な低速モードでは、前記第一の遊星歯車機構２５を構成する第一のリング歯車３７から動力が取り出され、上記低速用クラッチ１７を介して上記第五の遊星歯車機構２９で減速され、前記出力軸２４に取り出される。この様な低速モード状態での動力の伝達経路は、次の通りである。
エンジンの動力は、前記入力軸２３により、先ず、上記第一の遊星歯車機構２５を構成する前記第一のキャリア３６に入力される。
この第一のキャリア３６に入力された動力は、下記の(A) に示す、前記トロイダル型無段変速機１３を通過しない経路と、同じく(B) に示す、このトロイダル型無段変速機１３を通過する経路との、２つの経路に分割される（所謂パワースプリット状態になる）。
(A) エンジン→入力軸２３→第一のキャリア３６→第一の遊星歯車４３、４３→第一のリング歯車３７
(B) エンジン→入力軸２３→第一のキャリア３６→第一の遊星歯車４３、４３→第一の太陽歯車４０→第二の動力伝達機構３１→内側ディスク３４、３４→パワーローラ６、６→外側ディスク３３、３３→第一の動力伝達機構３０→第一のリング歯車３７

前述した特許文献１に記載された構造を含め、従来から知られている、トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構とを組み合わせて成る無段変速装置の場合には、低速モード状態では、トロイダル型無段変速機を通過する動力をエンジンから入力軸に加えられる動力よりも小さくできなかった。或いは、前述の特許文献２に記載された構造の様に、低速モード状態では、トロイダル型無段変速機を通過するトルクがエンジンから入力軸に加えられるトルクよりも大きくなった。これに対して本例の無段変速装置の場合には、上述の様に、低速モード状態でも上記トロイダル型無段変速機１３を通過しない動力伝達経路を設定している為、このトロイダル型無段変速機１３に入力される動力を減らす事ができ、このトロイダル型無段変速機１３の耐久性確保を図れる。尚、上記低速モード状態では、上記(B) から明らかな通り、上記両内側ディスク３４、３４が入力側ディスクとなり、上記両外側ディスク３３、３３が出力側ディスクとなる。

又、上述の様な低速モード状態での、無段変速装置全体としての変速度比は、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事により調節できる。即ち、上記(B) から明らかな通り、このトロイダル型無段変速機１３の外側ディスク３３、３３と上記第一のリング歯車３７の回転速度が比例し、同じく内側ディスク３４、３４と上記第一の太陽歯車４０の回転速度とが比例する。そして、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事で、上記両外側ディスク３３、３３の回転速度と上記両内側ディスク３４、３４との比が変化する。前記入力軸２３の回転速度を一定とした場合、前記第一のキャリア３６の回転速度も一定となるので、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事で、上記第一の太陽歯車４０の回転速度を変えれば、上記第一のリング歯車３７の回転速度も変化する。即ち、上記無段変速装置全体としての変速度比ｅ_t/m が変化する。

この様な、低速モード状態で変化する、この無段変速装置全体としての変速度比ｅ_t/m は次の(1) 式で表される。
ｅ_t/m ＝Ｎ_out ／Ｎ_in＝ｉ_g （１＋ｉ₁ ）／（ｉ_sp・ｅ_v ＋ｉ_g ・ｉ₁ ）・１／（１＋ｉ₅ ） −−− (1)
この(1) 式中の符号の意味は、下記の通りである。
Ｎ_out ： 出力軸２４の回転速度
Ｎ_in ： 入力軸２３の回転速度
ｉ_l : 第一の遊星歯車機構２５の減速比（＝Ｚ_r1／Ｚ_s1＝第一のリング歯車３７の歯数／第一の太陽歯車４０の歯数）
ｉ_g : 第一の動力伝達機構３０の減速比（＝Ｚ_g2／Ｚ_gl＝歯車３９の歯数／歯車３８の歯数）
ｉ_sp：第二の動力伝達機構３１の減速比（＝Ｚ_sp2 ／Ｚ_spl ＝スプロケット４２の歯 数／スプロケット４１の歯数）
ｉ₅ ： 第五の遊星歯車機構２９の減速比（＝Ｚ_r5／Ｚ_s5＝第五のリング歯車５６の歯数／第五の太陽歯車５５の歯数）
ｅ_V ： トロイダル型無段変速機１３の変速度比

又、上記低速モード状態で上記トロイダル型無段変速機１３の内側ディスク３４、３４に入力されるトルクＴ_vin は、前記入力軸２３に入力されるトルクＴ_in（エンジントルクに相当）と上記第二の動力伝達機構３１の減速比ｉ_spとを用いて下記の(2) 式で表せる。 Ｔ_vin ＝ｉ_sp／（１＋ｉ_l ）・Ｔ_in −−− (2)
この式(2) から明らかな通り、ｉ_sp＜（１＋ｉ_l ）を満たす限り、上記トロイダル型無段変速機１３に入力されるトルクＴ_vin は、エンジンから上記入力軸２３に入力されるトルクＴ_inよりも必ず小さくなる（Ｔ_vin ＜Ｔ_in）。

［高速用クラッチ１６を接続した高速モード状態］
この様な高速モードでは、前記第一の遊星歯車機構２５を構成する第一の太陽歯車４０から前記第二の遊星歯車機構２６を構成する第二の太陽歯車４６に動力が取り出され、上記高速用クラッチ１６を介して上記第五の遊星歯車機構２９で減速され、前記出力軸２４に取り出される。この様な高速モード状態での動力の伝達経路は、次の通りである。
エンジンの動力は、前記入力軸２３により、先ず、上記第一の遊星歯車機構２５を構成する前記第一のキャリア３６に入力される。

この第一のキャリア３６に入力された動力は、上述した低速モードの場合と同様、下記の(C) に示す、前記トロイダル型無段変速機１３を通過しない経路と、同じく(D) に示す、このトロイダル型無段変速機１３を通過する経路との、２つの経路に分割される（所謂パワースプリット状態になる）。
(C) エンジン→入力軸２３→第一のキャリア３６→第二の遊星歯車４５、４５→第二の太陽歯車４６
(D) エンジン→入力軸２３→第一のキャリア３６→第一の遊星歯車４３、４３→第一のリング歯車３７→第一の動力伝達機構３０→外側ディスク３３、３３→パワーローラ６、６→内側ディスク３４、３４→第二の動力伝達機構３１→第一の太陽歯車４０→第一の遊星歯車４３、４３→第二の遊星歯車４５、４５→第二の太陽歯車４６

この様に、高速モード状態でも上記トロイダル型無段変速機１３を通過しない動力伝達経路を設定している為、このトロイダル型無段変速機１３に入力される負荷を減らす事ができ、このトロイダル型無段変速機１３の耐久性確保を図れる。尚、上記高速モード状態では、上記(D) から明らかな通り、上記両外側ディスク３３、３３が入力側ディスクとなり、上記両内側ディスク３４、３４が出力側ディスクとなる。即ち、前述した低速モードの状態とは、上記トロイダル型無段変速機１３をトルクが通過する方向が逆になる。

又、上述の様な高速モード状態での、無段変速装置全体としての変速度比も、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事により調節できる。即ち、前述した低速モードの場合と同様に、このトロイダル型無段変速機１３の外側ディスク３３、３３と上記第一のリング歯車３７の回転速度が比例し、同じく内側ディスク３４、３４と上記第一の太陽歯車４０の回転速度とが比例する。そして、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事で、上記両外側ディスク３３、３３の回転速度と上記両内側ディスク３４、３４との比が変化する。前記入力軸２３の回転速度を一定とした場合、前記第一のキャリア３６の回転速度も一定となるので、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事で、上記第一の太陽歯車４０の回転速度を変えれば、上記第一のキャリア３６に回転自在に支持された、上記第一の遊星歯車４３、４３の回転速度、延ては上記第二の遊星歯車４５、４５の回転速度も変化する。即ち、上記無段変速装置全体としての変速度比ｅ_t/m が変化する。

この様な、高速モード状態で変化する、上記無段変速装置全体としての変速度比ｅ_t/m は次の(3) 式で表される。
ｅ_t/m ＝Ｎ_out ／Ｎ_in＝ｉ_sp・ｅ_v ・（１＋ｉ_l ）／（ｉ_sp・ｅ_v ＋ｉ_g ・ｉ_l ）・１／（１＋ｉ₅ ） −−− (3)
又、この様な高速モード状態で上記トロイダル型無段変速機１３の外側ディスク３３、３３に入力されるトルクＴ_vin は、前記入力軸２３に入力されるトルクＴ_inと上記第一の動力伝達機構３０の減速比ｉ_g とを用いて下記の(4) 式で表せる。
Ｔ_vin ＝ｉ_g ・ｉ_l ／（１＋ｉ_l ）・Ｔ_in −−− (4)
この(4) 式から明らかな通り、ｉ_g ＜（１＋１／ｉ₁ ）を満たす限り、上記トロイダル型無段変速機１３に入力されるトルクＴ_vin を、エンジンから上記入力軸２３に入力されるトルクＴ_inよりも小さくできる（Ｔ_vin ＜Ｔ_in）。

［低速前進用クラッチ３２を接続した低速前進モード状態］
この低速前進用クラッチ３２を接続し、前記第三の遊星歯車機構２７を構成する第三のリング歯車４７をケース等の固定部分に固定して回転を阻止した状態では、エンジンから前記入力軸２３に入った動力は、上記トロイダル型無段変速機１３を介さずに、上記第三の遊星歯車機構２７を構成する第三の太陽歯車４８に入力される。そして、この第三の太陽歯車４８と噛合した、前記各第三の遊星歯車４９、４９の公転運動が前記第三のキャリア４４から、前記第五の遊星歯車機構２９を介して、前記出力軸２４に取り出される。この際、前記第四の遊星歯車機構２８は作用しない（各歯車が空転する）。

この様な低速前進モード状態での無段変速装置全体としての変速度比ｅ_t/m は、次の(5) 式で表される。
ｅ_t/m ＝Ｎ_out ／Ｎ_in＝１／（１＋ｉ₃ ）・１／（１＋ｉ₅ ） −−− (5)
この(5) 式中の符号の意味は、下記の通りである。
ｉ₃ : 第三の遊星歯車機構２７の減速比（＝Ｚ_r3／Ｚ_s3＝第三のリング歯車４７の歯数／第三の太陽歯車４８の歯数）
この様な(5) 式により表される、上記低速前進モード状態での変速度比ｅ_t/m は、前述した通り、前記トロイダル型無段変速機１３を動力が通過する状態で実現可能な、無段変速装置全体としての変速度比（低速モード状態で最も低速側）よりも小さくする。
上述の様な低速前進モード状態では、上記トロイダル型無段変速機１３が動力を伝達しない為、このトロイダル型無段変速機１３を通過するトルクは、各部の摩擦に基づいて生じる僅少なトルクを除き、実質上ゼロになる。

［後退用クラッチ１８を接続した後退モード状態］
この状態でも、エンジンから前記入力軸２３に伝えられた動力は、上記トロイダル型無段変速機１３を介さずに、上記第三の遊星歯車機構２７を構成する第三の太陽歯車４８に入力される。そして、この第三の太陽歯車４８に入力された動力が、上記第三の遊星歯車機構２７及び前記第四の遊星歯車機構２８の働きにより回転方向を変換されると共に減速され、前記第五の遊星歯車機構２９により更に減速されてから、前記出力軸２４に取り出される。

この様な後退モード状態での無段変速装置全体としての変速度比ｅ_t/m は、次の(6) 式で表される。
ｅ_t/m ＝Ｎ_out ／Ｎ_in＝−１／（ｉ₃ ・ｉ₄ −１）・１／（１＋ｉ₅ ） −−− (6)
この(6) 式中の符号の意味は、下記の通りである。
ｉ₄ ： 第四の遊星歯車機構２８の減速比（＝Ｚ_r4／Ｚ_s4＝第四のリング歯車５３の歯数／第四の太陽歯車５１の歯数）
上述の様な後退モード状態でも、上記トロイダル型無段変速機１３が動力を伝達しない為、このトロイダル型無段変速機１３を通過するトルクは、各部の摩擦に基づいて生じる僅少なトルクを除き、実質上ゼロになる。

各部の変速比に関して、具体的な値の１例に就いて示す。
先ず、第一〜第五の遊星歯車機構２５〜２９の変速度比ｉ₁ 〜ｉ₅ 及び第一、第二の動力伝達機構３０、３１の変速度比ｉ_g 、ｉ_sp、トロイダル型無段変速機１３の変速度比の幅に就いて、次の様に規制する。
ｉ_l ＝ｉ₃ ＝ｉ₄ ＝２
ｉ₅ ＝１．５
ｉ_g ＝０．６６７
ｉ_sp＝１．６７
トロイダル型無段変速機１３の変速度比の幅＝０．４〜２．４

各部の変速度比を、この様に規制した場合に於ける、各モードでの、無段変速装置全体としての速度比ｅ_t/m （又は減速比ｉ_t/m ）は、それぞれ次の様になる。
低速モード ： 前述の(1) 式より、０．１５≦ｅ_t/m ≦０．４（６．６６≦ｉ_t/m ≦２．５）
高速モード ： 前述の(3) 式より、０．４≦ｅ_t/m ≦０．９（２．５≦ｉ_t/m ≦１．１１）
低速前進モード ： 前述の(5) 式より、ｅ_t/m ＝０．１３３（ｉ_t/m ＝７．５）
後退モード ： 前述の(6) 式より、ｅ_t/m ＝０．１３３（ｉ_t/m ＝７．５）

尚、上記第一、第二の動力伝達機構３０、３１の変速度比ｉ_g 、ｉ_spは、低速モードと高速モードとの切り換え点、即ち、高速用クラッチ１６と低速用クラッチ１７とを断接させるモード切換ポイントで、出力軸２４の回転速度が急変しない様に（出力回転数が連続する様に）設定している。又、上記低速モードと上記高速モードとの切換が、上記トロイダル型無段変速機１３の最小速度比で行なわれる様にして、このトロイダル型無段変速機１３の速度比幅を無駄なく使用できる様にしている。

そこで、前述の図１に示した構造で、上記第一、第二の動力伝達機構３０、３１の変速度比ｉ_g 、ｉ_spを上述の様に適切に設定する手順に就いて説明する。上記図１に示した構造の場合には、低速モード状態では第一の遊星歯車機構２５を構成する第一のリング歯車３７の回転を、高速モード状態では同じく第一の太陽歯車４０の回転を、そのまま第五の遊星歯車機構２９を構成する第五の太陽歯車５５に迄（増速や減速を行なう事なく）出力として取り出す。

従って、上記モード切換ポイントでは、上記第一の太陽歯車４０の回転速度と、上記第
一のリング歯車３７の回転速度とが一致している事が、滑らかなモード切換を行なう為に必要になる。言い換えれば、上記両歯車４０、３７の回転速度が一致していない状態でモード切換を行なうと、切換の前後で上記第五の太陽歯車５５の回転速度が急変動し、変速ショックを生じる。ところで、上記第一の太陽歯車４０の回転速度Ｎ_s1と、上記第一のリング歯車３７の回転速度Ｎ_r1との関係は、トロイダル型無段変速機１３の速度比ｅ_v を変数として、次の(7) 式で表せる。
Ｎ_r1＝ｉ_g ／（ｉ_sp・ｅ_v ）・Ｎ_s1 −−− (7)
そして、上記モード切換ポイントでＮ_r1＝Ｎ_slとする為に必要となる、第一、第二の動 力伝達機構３０、３１の変速度比ｉ_g 、ｉ_spの関係は、次の(8) 式の様になる。
ｅ_v ＝ｉ_g ／ｉ_sp −−− (8)

この(8) 式に前記条件を当て嵌めると、
ｅ_v ＝ｉ_g ／ｉ_sp＝０．６６７／１．６７＝０．４
となり、上記トロイダル型無段変速機１３の最小速度比でモード切換を行なう事になる。尚、上記第一、第二の動力伝達機構３０、３１の変速度比ｉ_g 、ｉ_spは、本来は自由に設定して良いが、少なくともこれら両変速度比ｉ_g 、ｉ_spの比（ｉ_g ／ｉ_sp）が上記トロイダル型無段変速機１３が実現可能な速度比内に入っていないと、上記モード切換時にショックを生じる。又、仮に上記比（ｉ_g ／ｉ_sp）が上記トロイダル型無段変速機１３が実現可能な速度比内に入っていても、この実現可能な変速度比のうちで最小速度比又は最大速度比の近傍にモード切換ポイントを設定しないと、上記トロイダル型無段変速機１３が実現可能な変速度比のうちに、全く使用されない速度比が生じる。この様な状況は、このトロイダル型無段変速機１３の能力の一部しか使わない事になり、無駄であって、好ましくない。

前記条件での、トロイダル型無段変速機１３の変速度比（バリエータ速度比）ｅ_V と、無段変速装置全体としての変速度比（トランスミッション速度比）ｅ_t/m との関係を、図２に示す。この図２のうちで実線は低速モード時に於ける両者の関係を、破線は高速モード状態での両者の関係を、それぞれ示している。モード切換ポイントの前後で、無段変速装置全体としての変速度比ｅ_t/m が連続的に変化している。

又、図３に、前記条件での、エンジンから入力軸２３に入力されるトルク（エンジントルク）に対する、上記トロイダル型無段変速機１３に入力されるトルク（バリエータ入力トルク）の比、及び、エンジンから入力軸２３に入力される動力（エンジン動力）に対する、第一の遊星歯車機構２５を構成する第一の遊星歯車４３、４３を通過する動力（ピニオン動力）の比を示している。又、図４に、上記入力軸２３の回転速度（エンジン回転数）に対する、上記第一の遊星歯車機構２５を構成する、第一のキャリア３６（キャリア）と、第一のリング歯車３７（リングギア）と、第一の太陽歯車４０（サンギア）との回転速度の比を示している。このうちの図３から明らかな通り、上記トロイダル型無段変速機１３に入力されるトルクは、上記入力軸２３に入力されるトルクに対して、５０％±６％程度に留まる。又、上記各第一の遊星歯車４３、４３を通過する動力は、全域で入力軸２３に入力される動力の５０％以下であり、モード切換ポイントでは０％となっている。モード切換ポイントで０％になる理由は、上記図４から明らかな通り、このモード切換ポイントでは、上記第一の遊星歯車機構２５を構成する、第一のキャリア３６と、第一のリング歯車３７と、第一の太陽歯車４０との回転速度が等しくなり、上記各第一の遊星歯車４３、４３の自転運動がなくなる為である。

次に、前記条件での、上記トロイダル型無段変速機１３に入力されるトルクに就いて説明する。
前述の(2) 式から低速モード状態での、(4) 式から高速モード状態での、それぞれ入力軸２３に入力されたトルクに対する上記トロイダル型無段変速機１３に入力されるトルクの割合が求められる。
低速モード時 ： Ｔ_vin ＝ｉ_sp／（１＋ｉ_l ）・Ｔ_in −−− (2) 高速モード時 ： Ｔ_vin ＝ｉ_g ・ｉ_l ／（１＋ｉ_l ）・Ｔ_in −−− (4)

これら両式から明らかな通り、上記トロイダル型無段変速機１３に入力されるトルクＴ_vin は、このトロイダル型無段変速機１３の速度比に依らない固定値になる。又、低速モードと高速モードとの間で、上記トロイダル型無段変速機１３に入力されるトルクＴ_vin の割合は、ｉ_sp／ｉ_g ・ｉ_l となる。そして、請求項１４に記載した発明の様に、低速モード状態と高速モード状態との間での、上記トロイダル型無段変速機１３に入力されるトルクＴ_vin の差を、このトルクＴ_vin が大きい状態を基準として２５％以下に収める為には、
０．７５≦（ｉ_sp／ｉ_g ・ｉ_l ）≦１．３３３３（＝１／０．７５）
を満たす様に、上記第一、第二の動力伝達機構３０、３１の変速度比ｉ_g 、ｉ_spを規制すれば良い。

更に、低速、高速両モードで、上記トロイダル型無段変速機１３に入力されるトルクＴ_vin を等しくするには、
ｉ_sp／ｉ_g ・ｉ_l ＝１
となる様に、上記第一、第二の動力伝達機構３０、３１の変速度比ｉ_g 、ｉ_spを規制すれば良い。上記ｉ_sp／ｉ_g は、前記の様に、モード切換ポイントに於ける上記トロイダル型無段変速機１３の速度比から決定するパラメータである。そこで、上記ｉ_sp／ｉ_g を決定してから、次式により上記第一の遊星歯車変速機構２５の変速度比ｉ_l を決定すれば、各部の変速度比を適正値にできる。
ｉ_l ＝ｉ_sp／ｉ_g ＝１／ｅ_v （但し、ｅ_v は、モード切換点でのトロイダル型無段変速機１３の変速度比）
即ち、上記第一遊星歯車機構２５の変速度比ｉ_l を、モード切換点での上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比ｅ_v の逆数と一致させれば、低速モードと高速モードとの間で、このトロイダル型無段変速機１３に入力されるトルクＴ_vin を一致させる事ができる。

［実施の形態の第２例］
図５は、請求項１、２、６〜１１、１３〜１５、１７に対応する、本発明の実施の形態の第２例を示している。前述の図１に示した第１例の場合は、特許請求の範囲に記載した遊星歯車機構に対応する、前段側に配置した第一、第二の遊星歯車機構２５、２６を、シングルピニオン式のものとしている。又、これと共に、この第一の遊星歯車機構２５を構成する各第一の遊星歯車４３、４３と、上記第二の遊星歯車機構２６を構成する各第二の遊星歯車４５、４５とを、互いに同期した回転を自在に結合して、所謂ステップピニオンとしている。これに対して、本例の場合には、前段側に（１個の）遊星歯車機構５９を配置すると共に、この遊星歯車機構５９を、それぞれがキャリア６０に回転自在に支持されて対となる遊星歯車６１ａ、６１ｂを互いに噛合させると共に、このうちの内径寄りの遊星歯車６１ａ、６１ａを太陽歯車６２に、外径寄りの遊星歯車６１ｂ、６１ｂを上記リング歯車６３に、それぞれ噛合させるダブルピニオン式のものとしている。尚、中段に配置した第三の遊星歯車機構２７、次（後段側）に配置した第四の遊星歯車機構２８、最後段に配置した第五の遊星歯車機構２９は、それぞれ前述した第１例の場合と同様のものとしている。

又、本例の場合は、エンジン等の駆動源から、ダンパ３５を介して入力軸２３に入力された動力を、上記遊星歯車機構５９を構成するリング歯車６３に、トロイダル型無段変速機１３を介する事なく、直接入力している。又、上記遊星歯車機構５９を構成する太陽歯車６２と上記トロイダル型無段変速機１３を構成する外側ディスク３３、３３とを、第一の動力伝達機構３０を介して接続している。この第一の動力伝達機構３０は、上記太陽歯車６２と共に回転する歯車３８と、上記両外側ディスク３３、３３と共に回転する歯車３９とを噛合させて成る。従ってこれら両外側ディスク３３、３３は、上記太陽歯車６２と逆方向に、上記両歯車３８、３９の歯数比に応じた回転速度で回転する。

又、上記遊星歯車機構５９を構成するキャリア６０と上記トロイダル型無段変速機１３を構成する内側ディスク３４、３４とを、第二の動力伝達機構３１を介して接続している。この第二の動力伝達機構３１は、上記入力軸２３の周囲に配置された中空回転軸により上記キャリア６０と結合されたスプロケット４１と、上記両内側ディスク３４、３４と共に回転するスプロケット４２との間に、チェンを掛け渡して成る。従ってこれら両内側ディスク３４、３４は上記キャリア６０と同方向に、上記両スプロケット４１、４２の歯数比に応じた回転速度で回転する。

上述の様な遊星歯車機構５９の構成要素のうち、上記キャリア６０の動きを低速用クラッチ１７を介して、上記太陽歯車６２の動きを高速用クラッチ１６を介して、それぞれ前記第三の遊星歯車機構２７を構成する第三のキャリア４４に伝達可能としている。この様な構成により、低速前進用である、上記第三の遊星歯車機構２７を構成する第三のキャリア４４に、上記遊星歯車機構５９を構成する、上記キャリア６０又は太陽歯車６２の動きを伝達可能としている。

上述の様に構成する本例の無段変速装置の場合も、前述した第１例の場合と同様に、高速用、低速用、後退用、低速発進用各クラッチ１６、１７、１８、３２のうちの何れか１個のクラッチを接続し、他のクラッチの接続を断った状態で運転する。以下、低速用クラッチ１７を接続した低速モード状態と、高速用クラッチ１６を接続した高速モード状態とに就いて、それぞれ説明する。尚、低速前進用クラッチ３２を接続した低速前進モード状態と、後退用クラッチ１８を接続した後退モード状態とに就いては、前述の第１例の場合と同様に、エンジンから入力軸２３に入った動力が、トロイダル型無段変速機１３を介さずに、第三の遊星歯車機構２７を構成する第三の太陽歯車４８に入力される。この様に、これら低速前進モード状態と後退モード状態とに就いては、前述の第１例と同じである為、説明を省略する。

［低速用クラッチ１７を接続した低速モード状態］
この様な低速モードでは、遊星歯車機構５９を構成するキャリア６０から動力が取り出され、低速用クラッチ１７を介して第五の遊星歯車機構２９で減速され、出力軸２４に取り出される。この様な低速モード状態での動力の伝達経路は、次の通りである。
エンジンの動力は、入力軸２３により、先ず、上記遊星歯車機構５９を構成するリング歯車６３に入力される。
このリング歯車６３に入力された動力は、下記の(A) に示す、トロイダル型無段変速機１３を通過しない経路と、同じく(B) に示す、このトロイダル型無段変速機１３を通過する経路との、２つの経路に分割される（所謂パワースプリット状態になる）。
(A) エンジン→入力軸２３→リング歯車６３→遊星歯車６１ｂ、６１ｂ→キャリア６０
(B) エンジン→入力軸２３→リング歯車６３→遊星歯車６１ｂ、６１ａ→太陽歯車６２→第一の動力伝達機構３０→外側ディスク３３、３３→パワーローラ６、６→内側ディスク３４、３４→第二の動力伝達機構３１→キャリア６０
尚、上記低速モード状態では、上記(B) から明らかな通り、上記両外側ディスク３３、３３が入力側ディスクとなり、上記両内側ディスク３４、３４が出力側ディスクとなる。

又、上述の様な低速モード状態での、無段変速装置全体としての変速度比は、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事により調節できる。即ち、上記(B) から明らかな通り、このトロイダル型無段変速機１３の外側ディスク３３、３３と上記太陽歯車６２の回転速度が比例し、同じく内側ディスク３４、３４と上記キャリア６０の回転速度とが比例する。そして、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事で、上記両外側ディスク３３、３３の回転速度と上記両内側ディスク３４、３４との比が変化する。上記入力軸２３の回転速度を一定とした場合、上記リング歯車６３の回転速度も一定となるので、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事で、上記太陽歯車６２の回転速度を変えれば、上記キャリア６０の回転速度も変化する。即ち、上記無段変速装置全体としての変速度比ｅ_t/m が変化する。

この様な、低速モード状態で変化する、この無段変速装置全体としての変速度比ｅ_t/m は次の(9) 式で表される。
ｅ_t/m ＝Ｎ_out ／Ｎ_in＝ｉ_sp・ｉ₁ ／｛ｉ_g ・ｅ_v ＋ｉ_sp・（ｉ₁ −１）｝・１／（１＋ｉ₅ ） −−− (9)
この(9) 式中の符号の意味は、下記のｉ_l 以外、前述の(1) 式と同じである。 ｉ_l ：遊星歯車機構５９の減速比（＝Ｚ_r ／Ｚ_s ＝リング歯車６３の歯数／太陽歯車６２の歯数）
尚、トロイダル型無段変速機１３の変速度比ｅ_v に就いては、キャリア６０と接続されたディスク（内側ディスク３４、３４）から見た相手方のディスク（外側ディスク３３、３３）の回転速度の比として表している。即ち、前述の第１例の場合｛第一のリング歯車３７と接続されたディスク（外側ディスク３３、３３）から見た相手方のディスク（内側ディスク３４、３４）の回転速度の比として表す場合｝と逆になっている。
又、上記低速モード状態で上記トロイダル型無段変速機１３の外側ディスク３３、３３に入力されるトルクＴ_vin は、上記入力軸２３に入力されるトルクＴ_in（エンジントルクに相当）と第一の動力伝達機構３０の減速比ｉ _g とを用いて下記の(10)式で表せる。
Ｔ_vin ＝ｉ_g ／ｉ_l ・Ｔ_in −−− (10)

［高速用クラッチ１６を接続した高速モード状態］
この様な高速モードでは、遊星歯車機構５９を構成する太陽歯車６２から動力が取り出され、高速用クラッチ１６を介して第五の遊星歯車機構２９で減速され、出力軸２４に取り出される。この様な高速モード状態での動力の伝達経路は、次の通りである。
エンジンの動力は、入力軸２３により、先ず、上記遊星歯車機構５９を構成するリング歯車６３に入力される。

このリング歯車６３に入力された動力は、上述した低速モードの場合と同様、下記の(C) に示す、前記トロイダル型無段変速機１３を通過しない経路と、同じく(D) に示す、このトロイダル型無段変速機１３を通過する経路との、２つの経路に分割される（所謂パワースプリット状態になる）。
(C) エンジン→入力軸２３→リング歯車６３→遊星歯車６１ｂ、６１ａ→太陽歯車６２
(D) エンジン→入力軸２３→リング歯車６３→遊星歯車６１ｂ、６１ｂ→キャリア６０→第二の動力伝達機構３１→内側ディスク３４、３４→パワーローラ６、６→外側ディスク３３、３３→第一の動力伝達機構３０→太陽歯車６２
尚、上記高速モード状態では、上記(D) から明らかな通り、上記両内側ディスク３４、３４が入力側ディスクとなり、上記両外側ディスク３３、３３が出力側ディスクとなる。即ち、前述した低速モードの状態とは、上記トロイダル型無段変速機１３をトルクが通過する方向が逆になる。

又、上述の様な高速モード状態での、無段変速装置全体としての変速度比も、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事により調節できる。即ち、前述した低速モードの場合と同様に、このトロイダル型無段変速機１３の外側ディスク３３、３３と上記太陽歯車６２の回転速度が比例し、同じく内側ディスク３４、３４と上記キャリア６０の回転速度とが比例する。そして、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事で、上記両外側ディスク３３、３３の回転速度と上記両内側ディスク３４、３４との比が変化する。上記入力軸２３の回転速度を一定とした場合、上記リング歯車６３の回転速度も一定となるので、上記トロイダル型無段変速機１３の変速度比を変える事で、上記キャリア６０の回転速度を変えれば、上記太陽歯車６２の回転速度も変化する。即ち、上記無段変速装置全体としての変速度比ｅ_t/m が変化する。

この様な、高速モード状態で変化する、上記無段変速装置全体としての変速度比ｅ_t/m は次の(11)式で表される。
ｅ_t/m ＝Ｎ_out ／Ｎ_in＝ｉ_g ・ｅ_v ・ｉ_l ／｛ｉ_g ・ｅ_v ＋ｉ_sp・（ｉ_l −１）｝・１／（１＋ｉ₅ ） −−− (11)
又、この様な高速モード状態で上記トロイダル型無段変速機１３の内側ディスク３４、３４に入力されるトルクＴ_vin は、上記入力軸２３に入力されるトルクＴ_inと上記第二の動力伝達機構３１の減速比ｉ _sp とを用いて下記の(12)式で表せる。
Ｔ_vin ＝ｉ_sp・（ｉ_l −１）／ｉ_l ・Ｔ_in −−− (12)
その他の構成及び作用は、前述した第１例と同様であるから、重複する説明は省略する。

本発明は、トロイダル型無段変速機１３にパワースプリットされた動力を入力し、このトロイダル型無段変速機１３の負荷を減らす事を特徴としている。従って、発進、後退、減速用の遊星歯車機構の構造は特に限定しない。又、無段変速装置の出力軸の回転を、歯車を介して入力軸と平行な軸、或いは、この入力軸に対して直角な軸から取り出す等、自動変速機全体としての構造（出力軸よりも下流側の動力の取り出し方）も特に限定しない。又、トロイダル型無段変速機の構造に関しても、ハーフトロイダル型のものを使用する場合だけでなく、フルトロイダル型のものを使用した場合も、同様の効果を得られる。
又、本発明の構造は、前述の特許文献２に記載された無段変速装置とは異なり、入力軸を回転させたまま出力軸を停止させる、所謂ギアードニュートラル状態を実現する事はできない。但し、低速モード、高速モード共にパワースプリット状態になる事から、建機やトラック、バスと言った、出力が大きなエンジンを搭載した車両用の自動変速機として実施した場合に、大きな効果を発揮できる。

本発明の実施の形態の第１例を示す略断面図。 トロイダル型無段変速機の速度比と無段変速装置全体としての速度比との関係を示す線図。 無段変速装置全体としての速度比と、トロイダル型無段変速機に入力されるトルクと、遊星歯車機構を通過するトルクとの関係を示す線図。 無段変速装置全体としての速度比と、遊星歯車機構を構成するキャリアの回転速度に対する太陽歯車及びリング歯車の回転速度との関係を示す線図。 本発明の実施の形態の第２例を示す略断面図。 従来から知られているトロイダル型無段変速機の１例を示す断面図。 従来から知られている無段変速装置の１例を示す略断面図。 この無段変速装置で、入力軸の回転速度を一定とした場合に於ける、車速とトロイダル型無段変速機に入力される動力の割合との関係を示す線図。

符号の説明

１ 入力軸
２ 入力側ディスク
３ ボールスプライン
４ 出力歯車
５ 出力側ディスク
６ パワーローラ
７ トラニオン
８ 支持軸
９ 駆動軸
１０ 押圧装置
１１ 入力軸
１２ 出力軸
１３ トロイダル型無段変速機
１４ 遊星歯車機構
１５ 発進クラッチ
１６ 高速用クラッチ
１７ 低速用クラッチ
１８ 後退用クラッチ
１９ リング歯車
２０ キャリア
２１ 太陽歯車
２２ 駆動源
２３ 入力軸
２４ 出力軸
２５ 第一の遊星歯車機構
２６ 第二の遊星歯車機構
２７ 第三の遊星歯車機構
２８ 第四の遊星歯車機構
２９ 第五の遊星歯車機構
３０ 第一の動力伝達機構
３１ 第二の動力伝達機構
３２ 低速前進用クラッチ
３３ 外側ディスク
３４ 内側ディスク
３５ ダンパ
３６ 第一のキャリア
３７ 第一のリング歯車
３８ 歯車
３９ 歯車
４０ 第一の太陽歯車
４１ スプロケット
４２ スプロケット
４３ 第一の遊星歯車
４４ 第三のキャリア
４５ 第二の遊星歯車
４６ 第二の太陽歯車
４７ 第三のリング歯車
４８ 第三の太陽歯車
４９ 第三の遊星歯車
５０ 中間伝達軸
５１ 第四の太陽歯車
５２ 第四のキャリア
５３ 第四のリング歯車
５４ 第四の遊星歯車
５５ 第五の太陽歯車
５６ 第五のリング歯車
５７ 第五のキャリア
５８ 第五の遊星歯車
５９ 遊星歯車機構
６０ キャリア
６１ａ、６１ｂ 遊星歯車
６２ 太陽歯車
６３ リング歯車

Claims (17)

1. 軸方向に離隔した状態で、互いに同心に、且つ、相対回転自在に設置された入力軸及び出力軸と、動力の伝達方向に関して、これら入力軸と出力軸との間に設置された、トロイダル型無段変速機及び遊星歯車機構と、これらトロイダル型無段変速機と遊星歯車機構との間で動力を伝達させる２系統の動力伝達機構と、これら両動力伝達機構による動力伝達状態を切り換えるクラッチ装置とを備え、
   上記トロイダル型無段変速機は、軸方向に互いに離隔した状態で、同期して回転する１対の外側ディスクと、これら両外側ディスク同士の間に、これら両外側ディスクと同心に、且つ、これら両外側ディスクに対する相対回転を自在に設けられた内側ディスクと、これら両外側ディスク及びこの内側ディスクの互いに対向する側面同士の間に、それぞれ複数個ずつ配置したパワーローラとを備えたダブルキャビティ型であり、
   駆動源から上記入力軸に入力された動力を、上記遊星歯車機構を構成する３要素である、キャリアと太陽歯車とリング歯車とのうちの、キャリア又はリング歯車に、上記トロイダル型無段変速機を介する事なく直接入力しており、
   上記遊星歯車機構は、上記入力軸及び上記出力軸と同心に配置されており、この遊星歯車機構を構成する３要素のうちで、上記入力軸に入力された動力が直接入力されるキャリア又はリング歯車を除いた２つの要素のうちの一方の要素と上記トロイダル型無段変速機を構成する外側ディスクとを、第一の動力伝達機構を介して接続する事により、この外側ディスクと上記一方の要素とが同期して回転する様にし、上記２つの要素のうちの他方の要素は、上記トロイダル型無段変速機の内側ディスクと第二の動力伝達機構を介して接続する事により、この内側ディスクと上記他方の要素とが同期して回転する様にしており、 上記クラッチ装置は、その切り換えに伴って、上記２つの要素のうちの何れかの要素の回転を上記出力軸に伝達自在とするものであり、
   この出力軸を回転させる状態で、上記トロイダル型無段変速機の速度比に関係なく、このトロイダル型無段変速機を構成する上記各ディスクのうちで、動力の入力側となるディスクが伝達するトルクが、上記駆動源から上記入力軸に入力されるトルクよりも小さくなる
   無段変速装置。
2. クラッチ装置は、入力軸と出力軸との間の減速比を大きくする場合に接続されてこの減速比を小さくする場合に接続を断たれる低速用クラッチと、この減速比を大きくする場合に接続を断たれてこの減速比を小さくする場合に接続される高速用クラッチとの２つのクラッチから成るものであり、
   上記低速用クラッチは、遊星歯車機構を構成して入力軸に入力された動力が直接入力されるキャリア又はリング歯車を除いた２つの要素のうちの何れかの要素の回転を選択的に取り出して出力軸に伝達するものであり、
   上記高速用クラッチは、上記２つの要素のうちの残りの要素の回転を選択的に取り出して上記出力軸に伝達するものであり、
   上記低速用クラッチを接続した状態と、上記高速用クラッチを接続した状態とで、トロイダル型無段変速機を通過するトルクの方向が逆転する、
   請求項１に記載した無段変速装置。
3. 駆動源から入力軸に入力された動力を遊星歯車機構を構成するキャリアに、トロイダル型無段変速機を介する事なく直接入力しており、この遊星歯車機構は、それぞれが上記キャリアに回転自在に支持された遊星歯車を、太陽歯車に噛合させると共にリング歯車にも噛合させるシングルピニオン式である、請求項１〜２のうちの何れか１項に記載した無段変速装置。
4. 遊星歯車機構のキャリアに支持された各遊星歯車を通過する動力の合計が、常に駆動源から入力軸に入力される動力よりも小さくなる、請求項３に記載した無段変速装置。
5. 各遊星歯車を通過する動力の合計が、常に駆動源から入力軸に入力される動力の５０％以下になる、請求項４に記載した無段変速装置。
6. 駆動源から入力軸に入力された動力を遊星歯車機構を構成するリング歯車に、トロイダル型無段変速機を介する事なく直接入力しており、この遊星歯車機構は、それぞれがキャリアに回転自在に支持されて対となる遊星歯車を互いに噛合させると共に、このうちの内径寄りの遊星歯車を太陽歯車に、外径寄りの遊星歯車を上記リング歯車に、それぞれ噛合させるダブルピニオン式である、請求項１〜２のうちの何れか１項に記載した無段変速装置。
7. 後退時に接続される後退用クラッチを備え、この後退用クラッチを接続した状態では、トロイダル型無段変速機が動力伝達を行なわない、請求項１〜６のうちの何れか１項に記載した無段変速装置。
8. 低速前進時に接続される低速前進用クラッチを備え、この低速前進用クラッチを接続した状態ではトロイダル型無段変速機が動力伝達を行なわない、請求項１〜７のうちの何れか１項に記載した無段変速装置。
9. 低速前進用クラッチを接続した状態で実現可能な変速装置全体としての速度比が、この低速前進用クラッチを接続せず、トロイダル型無段変速機を動力が通過する状態で実現可能な変速装置全体の速度比よりも、減速側に偏っている、請求項８に記載した無段変速装置。
10. トロイダル型無段変速機の故障を検出する故障検出手段を備え、この故障検出手段がこのトロイダル型無段変速機の故障を検出した場合に、後退用クラッチ又は低速前進用クラッチを強制的に接続する、請求項７〜９のうちの何れか１項に記載した無段変速装置。
11. 第一の動力伝達機構の入力部と出力部との間の速度比と、第二の動力伝達機構の入力部と出力部との間の速度比との比を、トロイダル型無段変速機が実現可能な速度比の範囲内に設定している、請求項２に記載した無段変速装置。
12. 第一、第二の動力伝達機構のうち、リング歯車と、トロイダル型無段変速機の内側、外側両ディスクのうちの何れかのディスクとを接続する動力伝達機構は、上記リング歯車の回転を増速してこの何れかのディスクに動力を伝達するものである、請求項３に記載した無段変速装置。
13. 第一、第二の動力伝達機構のうち、キャリアと、トロイダル型無段変速機の内側、外側両ディスクのうちの何れかのディスクとを接続する動力伝達機構は、上記キャリアの回転を増速してこの何れかのディスクに動力を伝達するものである、請求項６に記載した無段変速装置。
14. 低速用クラッチを接続して高速用クラッチの接続を断った低速モード状態でトロイダル型無段変速機に入力されるトルクと、低速用クラッチの接続を断って高速用クラッチを接続した高速モード状態で上記トロイダル型無段変速機に入力されるトルクとの差が、このトルクが大きい状態を基準として２５％以下に収まる、請求項２に記載した無段変速装置。
15. トロイダル型無段変速機の速度比を遊星歯車機構の減速比の逆数に実質的に一致させた状態で、低速用、高速用両クラッチを断接させる、請求項３に記載した無段変速装置。
16. トロイダル型無段変速機を構成する外側ディスク及び内側ディスクの中心は、入力軸と非同心で且つ平行に配置されており、遊星歯車機構のキャリアに、この入力軸に入力された動力が直接入力され、この遊星歯車機構が、それぞれがこのキャリアに回転自在に支持された遊星歯車を、太陽歯車に噛合させると共にリング歯車にも噛合させるシングルピニオン式であり、上記遊星歯車機構のリング歯車が、第一の動力伝達機構を介して上記外側ディスクと接続されており、上記遊星歯車機構の太陽歯車が、第二の動力伝達機構を介して上記内側ディスクに接続されており、上記太陽歯車の回転が、高速用クラッチを介して出力軸に伝達され、上記リング歯車の回転が低速用クラッチを介してこの出力軸に伝達される、請求項１に記載した無段変速装置。
17. トロイダル型無段変速機を構成する外側ディスク及び内側ディスクの中心は、入力軸と非同心で且つ平行に配置されており、遊星歯車機構のリング歯車に、この入力軸に入力された動力が直接入力され、この遊星歯車機構が、それぞれがキャリアに回転自在に支持されて対となる遊星歯車を互いに噛合させると共に、このうちの内径寄りの遊星歯車を太陽歯車に、外径寄りの遊星歯車を上記リング歯車に、それぞれ噛合させるダブルピニオン式であり、上記遊星歯車機構の太陽歯車が、第一の動力伝達機構を介して上記外側ディスクと接続されており、上記遊星歯車機構のキャリアが、第二の動力伝達機構を介して上記内側ディスクに接続されており、上記太陽歯車の回転が、高速用クラッチを介して出力軸に伝達され、上記キャリアの回転が低速用クラッチを介してこの出力軸に伝達される、請求項１に記載した無段変速装置。
    

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