JP6454832B2 - 歯車式無段変速機構 - Google Patents

Description

本発明は、連続的に回転速度比を変化できる、とくに歯車機構による無段変速機構に関する。

内燃機関には、最も効率の良い回転数域があり、燃費や動力性能の面ではその回転数域範囲内を維持することが好ましい。したがって内燃機関等を動力源として利用する車両等場合においても、できるだけ効率の良い回転数域を利用することが望ましい。

動力源の効率の良い回転域を利用するため、低速から高速走行まで幅広い可変速運転が可能な変速機が用いられ動力伝達を達成している。従来の例えば車両用等の変速機として、ギヤ比の違う複数のギアの噛み合いを替え、段階的に変速比を変更する有段の変速機や、連続的に変速比を変化できる無段変速機あるいは連続可変変速機（ＣＶＴ：Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ Ｖａｒｉａｂｌｅ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）が知られている。有段変速では、例えばエンジン動力の断続装置とそれに対応するギアセットを二組用意しシフト前に予め次変速段をスタンバイさせて短時間でシフトさせ伝達効率をよくするというツインクラッチ式の技術が知られているが、基本的には有段変速では次変速段へシフトするのための加速には回転速度を上げる必要があり、また変速時に動力伝達が中断されたりしてエネルギー効率の点で問題があり、変速ショックも発生するため、無段変速機が望ましいものである。

現在の実用的な無段変速機としては、摩擦力による駆動力伝達方式としてスチールベルトと2つの可変径プーリーを組み合わせ無段階に変速を行うベルト式ＣＶＴや、ローラーとディスクを組み合わせたトロイダルＣＶＴ等が知られている。さらに油圧ポンプと油圧モーターを利用した静油圧式、油圧機械式の無段変速機、さらにＨＶ(ハイブリッド車)、ＥＶ(電気自動車)のように電動機を利用したもの等が知られている。

歯車機構を用いた無段変速機としては、例えば、特許文献１には、突子付回転体と薄歯付回転体とを咬合させた無段変速装置が開示されている。また特許文献２のように中継歯車を介して二つの円錐ヘリカルギヤを逆向きに配置した円錐二軸式無段変速機のような方法もよく散見される。他にも特許文献３のような複数のクランクの往復揺動を利用するもの、特許文献４のような複数の非円形歯車を利用するもの等が知られている。

特開昭５３−００４１５０公報 特開平１−３０３３５８公報 特表平４−５０３９９１号公報 特開平２−２７１１４３号公報

しかしながら、例えばベルト式等摩擦式のＣＶＴ等は、増減速や定速ともに変速比を自在に変えることができ好適ではあるが、基本的に摩擦を利用したものなので摩擦力維持のためのエネルギー損失があり、単体効率が悪くなり高速域等で不利となる。すべりが生じるため大型車両等大きなトルクを扱うには不向きであり、加速等のドライバビリティも悪くなり限定的な使用とならざるを得ない。加えてオイルやベルトの耐久性の問題もある。

ＨＶは内燃機関による駆動装置と電気による駆動装置の両方を一台の車に搭載したものであるが、発電機・モーター・蓄電池などの電気部を搭載するため重量が重くなり、かつそれぞれの電気部の効率は100％でない。内燃機関による発電とそれによる駆動は、根本的には機械動力を一旦電気に変換しその電気を再び機械動力に変換して出力するものなので、直接的な機械的伝達に比べるとロスがあり、したがって、車が常にエンジンの最も効率の良い回転数で長く走れるような条件では、ＨＶより普通の車の燃費のほうが良いとされる。また近年では環境負荷低減のためダウンサイジング化が求められているが、ＨＶは、居住性、搭載性を悪くする大きな部品を多数搭載しなければならず、その他高コストの問題や、蓄電池容量の経時劣化や資源偏在による問題も抱えている。

油圧を利用したものも、機械動力を一旦油圧に変換しその油圧を再び機械動力に変換して出力するものなので、直接的な機械的伝達に比べると効率が落ちる傾向にある。

また、上記の電動機を用いたものやベルト式ＣＶＴ等は、それ単体で、全速域での加速、減速、定速走行が可能であり、それ故、他の動力機関を付け加えたり、マニュアルモード等を設定することは、効率低下や不要といったような印象や違和感を生じせしめる。

２クラッチ技術も前述したように、次変速段へのシフトにエンジン回転速度を上げる必要があり、また変速ショックを低減するにはエンジン回転を下げる必要があり、同期するまでのタイムラグが生ずる。逆にタイムラグをなくそうとすると変速ショックが生じる。

特許文献１の無段変速装置では径は変化しても歯数が変わらないので回転は変わらない。また特許文献２の円錐二軸式無段変速機は二つの円錐ヘリカルギヤと噛合する中継歯車の移動速度が各々違ってくるので噛み合わないことになる。

またエンジンやトランスミッション等のダウンサイジング化も求められ、トランスミッションでは、軸方向あるいは径方向長さの縮小等が求められているが、他の歯車機構を用いた無段変速機構等についても、装置が複雑、アップサイズになり動力伝達効率の点でも実用性が低いといわざるをえない。また定速走行不可のものでは、それを可とするための手段や方法が示されていない。

以上のように、従来の変速機等においては、次変速段へのシフトのためには車速を上げる必要があり、車速を上げるにはエンジン回転速度を上げる必要があり、動力伝達損失が大きく燃費が悪化する等の問題があった。また変速ショックが生じ、変速ショックを低減するにはエンジン回転を上げ下げする必要があった。また無段変速機ではエネルギー損失や、高コスト、居住性、搭載性の悪さ、非効率性等の問題があり、歯車機構を用いた無段変速機等でもエネルギー効率面やサイジング面、具体性あるいは定速走行の手段や方法が示されていない等、実用として成立しないものであった。

本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであり、本発明の目的は、伝統的機械ミッションによる、とくに、より動力伝達損失の少ない動力伝達装置である歯車式無段変速機構を提供し、環境性能を高めることにある。

上記目的を達成するために、請求項１に係る発明は、第１の回転軸を有するとともに、
円錐状または円盤状の、外周面に、略均等な歯が等ピッチをもって並設された歯列がスパ
イラル状に延設されてなる渦巻き列歯車と、該渦巻き列歯車の、円錐面上での母線または
円盤状の径方向と、平行に配置される第２の回転軸を有し、前記渦巻き列歯車に噛み合う
とともに前記第２の回転軸の方向に沿って移動自在に設けられた第２の歯車と、を備え、
前記渦巻き列歯車に対して、前記第２の回転軸の回転に起因して従回転する前記第２の歯
車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、または前記渦巻き列歯車の回転
に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動すると
き、前記渦巻き列歯車のピッチ円の半径が連続的に変化する、歯車式連続可変変速機構と
、前記渦巻き列歯車と前記第２の歯車を駆動させる駆動手段と、前記渦巻き列歯車と前記
第２の歯車を制動させる制動手段と、前記駆動手段と前記制動手段と、を切り替える切り
替え手段と、動力源の動力を分配する動力分配機構と、分配された動力を利用する前記歯
車式連続可変変速機構から出力される動力と、前記動力源の動力と、を合成する動力合成
機構と、前記動力分配機構と、前記動力合成機構と、前記歯車式連続可変変速機構と、を
含むトルネードギヤ部と、該トルネードギヤ部から出力される動力を段階的に変速して出
力する変速段機構と、を備え、前記歯車式連続可変変速機構は、前記渦巻き列歯車が、正
回転での動力伝達と逆回転での動力伝達と、の二つの動力伝達方法を有し、前記歯車式連
続可変変速機構から出力部材に至る動力伝達経路において、前記出力部材は正回転を維持
したままで、前記渦巻き列歯車が正回転での連続可変動力伝達と逆回転での連続可変動力
伝達とが交互に行われる、ことを特徴とし、さらに、前記動力源から出力部材に至る動力
伝達経路において、動力源＞歯車式連続可変変速機構＞変速段機構＞出力部材という前記
歯車式連続可変変速機構を含む経路と、該歯車式連続可変変速機構を前記伝達経路から切
り離し、動力源＞変速段機構＞出力部材という経路と、を切り替える動力伝達経路切り替
え手段と、を備え、車両に搭載される、ことを特徴とする。略均等な歯とは、各歯は歯幅
等は同じだが歯低円の径が違ってくるという意味である。歯列がスパイラル状に延設とは
、既存の歯車では噛合位置が移動するともとの位置に戻る、一列の繋がった歯列であるが
、当該トルネードギヤでは、歯が円錐外周上を等ピッチをもってスパイラル状に並設され
ていくので噛合位置は軸方向に移動していきもとに戻ることはなく、歯列は連続した一つ
の列であるがスパイラル状に伸びている、という意味である。また前記第２の回転軸は軸
自体が駆動側の伝動要素となることを特徴とするものであり、また好適には複段減速歯車
列の軸である。

請求項２に係る発明は、請求項１に記載の構成に加えて、複数の差動機構を備え、一の
差動機構が前記動力分配機構の構成要素として用いられたとき、他の差動機構は前記動力
合成機構として用いられ、他の差動機構が前記動力分配機構の構成要素として用いられた
とき、一の差動機構は前記動力合成機構として用いられる、ことを特徴とする。

請求項３に係る発明は、請求項１乃至２いずれかに記載の構成に加えて、前記渦巻き列
歯車の内部は中空空間を有し、該内部中空空間には前記動力分配機構と前記動力合成機構
の少なくとも一つを内設した、ことを特徴とする。

請求項１の発明によれば、上記００１６で述べた手段とすることにより、前記歯車式連
続可変変速機構を使い回すことが可能となり、出力回転を、エンジン回転ではなく変速装
置の変速比の連続可変により漸次に上げていくことができるので例えばエンジン回転一定
での加速を可能とし、また定速走行も可能となり、歯車式による無段変速機構を実用に供
するものとすることができる。このように歯車式による無段変速技術を具体的な形で実用
化することにより、つまり摩擦式によらずより効率のよい歯車式とすることにより、車両
において最もエネルギー消費を要する加速時等においてもエンジンの略一定回転を可能と
したため、最大加速時は、車速の増加に従ってギア比を連続的に変化させることで、常に
エンジンの回転数を最大出力発生回転数を維持しながら加速することができ、又クルーズ
走行時は実際にクルーズに必要なぎりぎりの低い出力までエンジン回転を落とし、非常に
高いレベルで「高い動力性能」と「低燃費・低公害」を両立させることができる。

請求項１、２の発明によれば、渦巻き列歯車が、正回転での動力伝達と逆回転での動力
伝達と、の二つの動力伝達方法を有し交互に行われることにより、そして／あるいは複数
の差動機構を備え、一の差動機構が前記動力分配機構の構成要素として用いられたとき、
他の差動機構は前記動力合成機構として用いられ、他の差動機構が前記動力分配機構の構
成要素として用いられたとき、一の差動機構は前記動力合成機構として用いられる、こと
により、渦巻き列歯車と第２の歯車を常時噛み合いとすることができ歯車式連続可変変速
機構を連続的に使い回すことができ、例えば低速段から高速段までの複数段に亘って加速
走行を維持することができる。

本発明の第１実施形態に係る車両用自動変速機の概略構成図である。 本発明の第１実施形態に係る歯車式無段変速機構を示すスケルトン図である。 第２の歯車（ピニオンギヤＰｇという。以下同じ）を介した円錐渦巻き列歯車（トルネードギヤＴｇという。以下同じ）とピニオンギヤ軸のスラスト荷重を示す図である。 歯車式連続可変変速機構のピニオンギヤＰｇとトルネードギヤＴｇとピニオンギヤ軸の概略的な正面図と側面図である。 ワイヤと滑車装置と油圧装置を用いたトルネードアクチュエータの概略図である。 ３速ギヤ段Ｇ３での加速走行時の動力伝達経路図である。 １速ギヤ段Ｇ１での加速走行時の動力伝達経路図である。 発進・微速用ギヤ段Ｇｃの動力伝達経路図である。 １速ギヤ段Ｇ１での定速走行時の動力伝達経路図である。 動力が第１及び第２のクラッチＣ１、Ｃ２から出力される場合の、加速＞定速＞加速工程においての、トルネードギヤ部での各装置の時系列の動作を示す作動工程図である。

以下、本発明をとくに車両に応用した場合の形態を実施例を用いて説明する。

図１は、本発明の実施形態に係る、第１実施例としての車両用自動変速機の概略構成図で、内燃機関を構成するエンジン（動力源）と、変速機と、変速操作装置と、電子制御装置ＥＣＵとを備えて構成され変速機から出力される回転トルクは、ディファレンシャルギアを介して駆動輪に伝達されるようになっている。尚、エンジンは低回転から大きいトルクを出力できるようなものが好適である。

前記電子制御装置ＥＣＵは、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及びバックアップＲＡＭなどを備え、ＲＯＭは、各種制御プログラムや、それら各種制御プログラムを実行する際に参照されるマップ等が記憶されている。ＣＰＵは、ＲＯＭに記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて演算処理を実行する。ＲＡＭは、ＣＰＵでの演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶するメモリであり、バックアップＲＡＭは、エンジンの停止時にその保存すべきデータ等を記憶する不揮発性のメモリである。これらは、バスを介して互いに接続されるとともに、入力インターフェース及び出力インターフェースと接続されている。ＥＣＵの入力インターフェースには、トルネードギヤＴｇ上でのピニオンギヤＰｇの位置を検出するピニオンギヤ位置センサ、エンジン回転数センサ、スロットル開度センサ、入力軸回転数センサ、出力軸回転数センサ、アクセルペダルの開度を検出するアクセル開度センサ、シフト装置のシフト位置を検出するシフトポジションセンサ、ブレーキペダルセンサ、車両の速度を検出する車速センサ、車両の加速度を検出する加速度センサ、などが接続されており、これらの各センサからの信号がＥＣＵに入力される。ＥＣＵの出力インターフェースには、変速機の変速操作装置やスロットルバルブを開閉するスロットルモータ(図示せず)などが接続されている。ＥＣＵは、上記した各種センサの出力信号に基づいて、エンジンのスロットルバルブの開度制御を含むエンジンの各種制御を実行したり、変速機の変速操作装置に制御信号（油圧指令値等）を出力して、後記変速機のギヤ段を切り換える変速制御やピニオンギヤの移動制御等を行う。(尚、変速機の変速操作装置の各センサは図上部に改めて並記されている。)

変速機は、図２の骨子図で示すように、エンジンの出力軸の回転動力を連続的に変速し出力する、前記請求項記載の歯車式連続可変変速機構と、前記差動機構たる遊星歯車装置とを含むトルネードギヤ部と、該トルネードギヤ部から出力される回転動力を段階的に変速してディファレンシャルギア及び駆動輪へ出力する前記変速段機構と、これらを制御する前記変速操作装置を備えている。

前記変速操作装置には、変速段機構のシフト操作を行うシフトアクチュエータや前記ピニオンギヤの移動(駆動)や制動等の操作を行うトルネードアクチュエータ、該アクチュエータやトルネードギヤ部の各摩擦断続装置等に供給する作動油の油圧を制御する油圧回路、などを備え、該油圧回路にはＥＣＵからの制御信号が供給され、その制御信号に基づいて各アクチュエータ等が駆動制御されて、変速機シフト操作やピニオンギヤ操作、各摩擦断続装置の制御等が自動的に実行される構成となっている。

トルネードギヤ部は、エンジンにより駆動される駆動軸１と、その外周側にトルネードギヤＴｇが配置され、後方(エンジン側を前方とする、以下同じ)には駆動軸１と同軸的に配置され後方に突出する第２入力軸３、その外周に第２入力軸３と相対回転可能に支承されハウジングに固定された中空軸状の筒ケース７、さらにその外周に筒ケース７と相対回転可能に支承された中空軸状のヘリカルギヤ軸６、さらにその外周にヘリカルギヤ軸６と相対回転可能に支承された中空軸状の第１入力軸２が配置され三重の駆動軸を形成している。またトルネードギヤＴｇの内部空間には、差動機構であって、第１回転要素、第２回転要素、及び第３回転要素を互いに差動回転可能な差動装置である第１〜第３の３つのシングルピニオン型遊星歯車装置１０、２０、３０が駆動軸１を中心に配置されている。

又、前記トルネードギヤＴｇ内には、係合機構として、第１〜第３の３つのクラッチＣ１〜Ｃ３と、第１〜第４の４つのブレーキＢ１〜Ｂ４と、二つのツーウェイクラッチＦ１、Ｆ２が備えられている。

第１遊星歯車装置１０は、駆動軸１に固定されたサンギヤ1０ｓ(２０ｓ)と 、該サンギ
ヤ1０ｓ(２０ｓ)に噛合する複数のプラネタリギヤ１０ｐと、各プラネタリギヤを回転可
能に支持するキャリア１０ｃと、プラネタリギヤ１０ｐに噛合する内歯を有したリングギ
ヤ１０ｒとからなる。第１遊星歯車装置１０の後方には前記サンギヤ1０ｓ(２０ｓ)を共
有し、該サンギヤ1０ｓ(２０ｓ)に噛合する複数のプラネタリギヤ２０ｐと、各プラネタ
リギヤを回転可能に支持するキャリア２０ｃと、プラネタリギヤ２０ｐに噛合する内歯を
有したリングギヤ２０ｒとからなる第２遊星歯車装置２０が配置され、エンジンの駆動力
はこの第１、第２の遊星歯車装置に分配される。さらにリングギヤ１０ｒはサンギヤ1０
ｓ(２０ｓ)の前方、駆動軸１の外周側に配置されたサンギヤ３０ｓに連結され、該サンギ
ヤ３０ｓと、該サンギヤ３０ｓに噛合する複数のプラネタリギヤ３０ｐと、各プラネタリ
ギヤを回転可能に支持するキャリア3０ｃと、プラネタリギヤ３０ｐに噛合する内歯を有
しハウジングに固定されて回転不能と成すリングギヤ３０ｒとからなる第３遊星歯車装置
３０が配置される。

キャリア１０ｃは、駆動軸１外周側に近設された摩擦係合要素たる第１クラッチＣ１の
係合・開放により第１入力軸２と連結・分離可能と成し、回転動力は第１入力軸２の後端
部に固定された入力軸ギヤ１３及び入力軸ギヤ１３と噛合する中間軸ギヤ１４を介して変
速段機構に出力される。さらにキャリア１０ｃは第２ブレーキＢ２によって選択的にハウ
ジングに連結されて回転停止させられる。リングギヤ２０ｒは、駆動軸１外周側に近設さ
れた摩擦係合要素たる第２クラッチＣ２の係合・開放により第２入力軸３と連結・分離可
能と成し、回転動力が変速段機構に出力される。さらにリングギヤ２０ｒは第３ブレーキ
Ｂ３によって選択的にハウジングに連結されて回転停止させられる。キャリア２０ｃは、
摩擦係合要素たる第３クラッチＣ３の係合・開放によりヘリカルギヤ軸６と連結・分離可
能と成し、回転動力がピニオンギヤＰｇ、トルネードギヤＴｇに出力される。さらにキャ
リア２０ｃは第４ブレーキＢ４によって選択的にハウジングに連結されて回転停止させら
れる。リングギヤ１０ｒは、トルネードギヤＴｇの正回転（駆動軸１と同じ回転方向）
を阻止しつつ逆回転を許容し、あるいはトルネードギヤＴｇの逆回転を阻止しつつ逆正回
転を許容し、それぞれの回転方向で、ワンウェイクラッチとして作用する二方向クラッチ
Ｆ２を介してトルネードギヤＴｇに連結される。キャリア３０ｃは、トルネードギヤＴｇ
の正回転を許容しつつ逆回転を阻止し、あるいはトルネードギヤＴｇの逆回転を阻止しつ
つ逆正回転を許容し、それぞれの回転方向で、ワンウェイクラッチとして作用する二方
向クラッチＦ１を介してトルネードギヤＴｇに連結され、さらに第１ブレーキＢ１によっ
て選択的にハウジングに連結されて回転停止させられ、したがって同時にキャリア３０ｃ
、サンギヤ３０ｓ、リングギヤ１０ｒが回転停止させられる。

サンギヤ1０ｓ(２０ｓ)の後方には、アクチュエータや各摩擦断続装置等を制御したり、
各部に潤滑油を供給したりする為の元圧となる油圧を発生させて油圧回路へ供給するため
に、前記駆動軸によって回転駆動される機械式のオイルポンプＰが配置されている。

上記の第１〜第３の３つのクラッチＣ１〜Ｃ３や第１〜第４の４つのブレーキＢ１〜Ｂ４は、多板式のクラッチやブレーキなど油圧アクチュエータによって係合制御される油圧式摩擦係合装置であり、油圧回路のリニアソレノイドバルブの励磁、非励磁や電流制御により、係合、開放状態が切り替えられると共に係合、開放時の過渡油圧などが制御される。

本実施例は、エンジン動力を前記第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２を交互に切り替
えて出力するツインクラッチ式自動変速装置に本発明を適用したもので、変速段機構は図
２に示すように、駆動軸１と同軸的に配置され第２クラッチＣ２と連結・分離可能と成す
第２入力軸３と、該第２入力軸３と平行にかつ互いに周方向で角度を異ならせ離間して中
間軸４、出力軸５及びが配置され、三軸式のギヤトレーンとして構成されている。

第２入力軸３は、第２クラッチＣ２と連結・分離可能と成し、ギヤ列Ｇ１、Ｇ４、Ｇ５の駆動ギヤＧ１ａ、Ｇ４ａ、Ｇ５ａ及び後進用の駆動ギヤＲａに回転動力を伝達するための回転軸であり、前方から４速駆動ギヤＧ４ａ、後進用駆動ギヤＧｃａ、１速駆動ギヤＧ１ａ、５速駆動ギヤＧ５ａが空転可能に装着されている。これらのうちＧ１ａ、Ｇ４ａ、Ｇ５ａは、対応する従動ギヤＧ１ｂ、Ｇ４ｂ、Ｇ５ｂと噛合連結されている。また後進用駆動ギヤＲａは中間軸４の後進用アイドラギヤＲｉと噛合連結され、該後進用アイドラギヤＲｉと噛合連結された出力軸５の後進用従動ギヤＲｂに回転動力を逆転させて伝達される。尚、図２において細線の点線は噛合連結されていることを示す(トルネードギヤ部の点線は除く)。

中間軸４は、前記第１入力軸２の後部端に一体的に設けられた入力軸ギヤ１３及び第１中間軸４の前端部に一体的に設けられ入力軸ギヤ１３と噛合する中間軸ギヤ１４を介して第１クラッチＣ１と連結・分離可能と成し、ギヤ列Ｇ２、Ｇ３、Ｇ６、Ｇ７の駆動ギヤＧ２ａ、Ｇ３ａ、Ｇ６ａ、Ｇ７ａ及び発進・微速用駆動ギヤＧｃａに回転動力を伝達するための回転軸であり、前方から発進・微速用駆動ギヤＧｃａ、２速駆動ギヤＧ２ａ、６速駆動ギヤＧ６ａ、７速駆動ギヤＧ７ａ、及び３速駆動ギヤＧ３ａが空転可能に装着されている。また後進用駆動ギヤＲａと従動ギヤＲｂとに噛合連結された後進用アイドラギヤＲｉが空転可能に装着されている。これらの駆動ギヤＧ２ａ、Ｇ３ａ、Ｇ６ａ、Ｇ７ａ、Ｇｃａは、対応する従動ギヤＧ２ｂ、Ｇ３ｂ、Ｇ６ｂ、Ｇ７ｂ、Ｇｃｂと噛合連結されている。

出力軸５は、前方から発進・微速用従動ギヤＧｃｂ、２速従動ギヤＧ２ｂ、４速従動ギヤＧ４ｂ、６速従動ギヤＧ６ｂ、後進用従動ギヤＲｂ、７速従動ギヤＧ７ｂ、１速従動ギヤＧ１ｂ、３速従動ギヤＧ３ｂ、５速従動ギヤＧ５ｂが一体的に設けられている。これら従動ギヤＧ１ｂ〜Ｇ７ｂ、Ｒｂ、Ｇｃｂは、対応する第２入力軸３の駆動ギヤＧ１ａ、Ｇ４ａ、Ｇ５ａ、及び中間軸４の駆動ギヤＧ２ａ、Ｇ３ａ、Ｇ６ａ、Ｇ７ａ、発進・微速用駆動ギヤＧｃａ、後進用アイドラギヤＲｉと噛合連結されディファレンシャルギアを介して駆動輪に伝達される。

第１同期装置Ｓ１は、、動力を伝達しない空転状態と発進・微速用ギヤＧｃを切り換えるための装置であり、空転状態と、回転速度を同期させて発進・微速用駆動ギヤＧｃａを中間軸４に選択的に連結、一体回転させる。
第２同期装置Ｓ２は、２速と６速を切り換えるための装置であり、回転速度を同期させて、２速駆動ギヤＧ２ａと６速駆動ギヤＧ６ａとを中間軸４に選択的に連結、一体回転させる。
第３同期装置Ｓ３は、７速と３速を切り換えるための装置であり、回転速度を同期させて、７速駆動ギヤＧ７ａと３速駆動ギヤＧ３ａとを中間軸４に選択的に連結、一体回転させる。
第４同期装置Ｓ４は、４速と後進用ギヤＲを切り換えるための装置であり、回転速度を同期させて、４速駆動ギヤＧ４ａと後進用駆動ギヤＲａとを第２入力軸３に選択的に連結、一体回転させる。
第５同期装置Ｓ５は、１速と５速を切り換えるための装置であり、回転速度を同期させて、１速駆動ギヤＧ１ａと５速駆動ギヤＧ５ａとを第２入力軸３に選択的に連結、一体回転させる。
これら各同期装置Ｓは、前記各駆動軸に連結(スプライン勘合)され軸方向に移動自在な同期スリーブを備え、図示しない前記シフトアクチュエータにより、同期スリーブを中立位置から軸方向前後に移動させることで、前記各駆動ギヤに連結させ、Ｇ１〜Ｇ７等の各ギヤ列を選択的に確立させるものである。ギヤ列が確立されるとは、駆動力が(前記第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と、)前記Ｇ１〜Ｇ７、Ｇｃ、Ｒの各ギヤ列を介して出力軸５に動力伝達可能の状態になることをいい、トルネードギヤ部からの駆動がありかつギヤ列が確立された際には、夫々のギヤ比で設定する所定の変速段により車両を駆動可能となる。

尚これら軸数や変速段数、ギヤ比、変速段の配置等は本発明を適用した一実施例であり他の設計や構成等も可能である。

[渦巻き列歯車(トルネードギヤＴｇ)と第２歯車(ピニオンギヤＰｇ)の動作]
さて、前記したように動力源の効率の良い回転域を利用するため、車両等の動力伝達を行う場合、変速段機構により段階的に動力伝達を達成しているが、これは一つのギヤをエンジン回転数を上げて'引っ張る'よりも複数のギヤを用いた方が引っ張り(牽引力)が少なくなり効率が良くなるわけで、さらに段数を増やしていき最終的に連続的に変速させることができれば、さらに効率は良くなるわけである。

トルネードギヤＴｇは、図４にあるように内部に中空空間を有した円錐状外周面に、略均等な歯が等ピッチをもって並設された歯列が、スパイラル状に延設されている。そして該トルネードギヤＴｇの円錐面(ピッチ円錐面)上での母線と平行に配置された回転軸であるピニオンギヤ軸Ｐｓの方向に沿って移動自在に設けられた前記ピニオンギヤＰｇが噛合され、従ってトルネードギヤＴｇの歯はピニオンギヤＰｇが移動可能に形成されている(軸に対してかつピニオンギヤＰｇに対して常に一定の角度を保つように形成されている)。

ピニオンギヤＰｇは、内周面に凸条歯(螺旋溝)が形成され、外周面に複数の螺旋溝を有
するねじ軸たるピニオンギヤ軸Ｐｓに螺合(勘合)するナットＮと一体と成し、ピニオンギ
ヤ軸Ｐｓとの相対回転を阻止し、かつ軸方向移動自在と成している。ピニオンギヤ軸Ｐｓ
は、図２にあるようにハウジングに固定されたアーム１５に回転自在に軸支され、軸後端
部には軸ギヤ１２が一体的に設けられベベルギヤ１１と噛合連結され、エンジンからの回
転動力は、例えばベベルギヤ１１＞軸ギヤ１２＞ピニオンギヤ軸Ｐｓ＞ピニオンギヤＰｇ
＞トルネードギヤＴｇへと動力伝達される。（上記文中の「＞」という記号は、右矢印と
同じであり「・・から・・に至る」ということを意味するとし、以下も同じとする。）尚
、このベベルギヤ１１からトルネードギヤＴｇまでの連結を歯車式連続可変変速機構とさ
れるが、他の連結態様としてもよい。

トルネードギヤＴｇとピニオンギヤＰｇの動作は、例えばピニオンギヤＰｇを一定回転させると噛み合い位置は例えばトルネードギアＴｇの径の大きい底面側から径の小さい頂点側に移動し、それとともにトルネードギヤの回転速度を低回転から高速回転へと連続的に変移させることができる。前記したように通常のギヤが例えば円筒外周部に、歯が並設されているのに対し、本実施例であるトルネードギヤの組み合わせでは、一方のギヤであるピニオンギヤが軸(Ｐｓ)方向に(回転しながら)暫時移動し、それに合わせて他方のギヤであるトルネードギヤの歯列は、円錐頂点側から見た場合、円錐状側面部にスパイラル状に延設され、歯は略歯すじ方向つまり軸方向に少しずつ変位させて並設され、噛み合い位置がピニオンギヤの移動とともに軸方向に移動することになる。この場合、ギヤの組み合わせはトルネードギヤとピニオンギヤ双方の軸が交差する交差軸となるが、その交差点(頂点)は噛み合い位置が変わるたびに変化することになる。また夫々の歯の中心距離も変化することになる。そしてこの噛み合い位置が軸方向に移動する機構により、噛み合い位置が移動するとトルネードギヤのピッチ円が連続的に変化し、通常のギヤの組み合わせの回転比が一定不変であるのに対し連続的に回転比を変えられることになる。

本トルネードギヤＴｇとピニオンギヤＰｇはベベルギヤ(傘歯車)のギヤセットであり、ピニオンギヤＰｇの歯の円すい角はもちろんピニオンギヤ軸Ｐｓと平行ではなく、かつ図４のようにピニオンギヤＰｇは常に一定の角度(円すい角)を保ちながらトルネードギヤＴｇと噛合しピニオンギヤ軸方向に移動する。したがって噛み合いが軸方向にずれることはないが、低側(トルネードギヤＴの径の大側)にスラストがやや出るようにし、図の円内に示されるように、歯の低側側面の当接面に噛み合いのリードのための傾斜をつけてもよい。

また、本トルネードギヤＴｇとピニオンギヤＰｇのギヤセットの歯はヘリカルギヤ(歯すじは直線、曲線どちらでもよい)であり、図３のようにトルネードギヤＴｇとの噛合でのスラストとピニオンギヤ軸Ｐｓとの噛合でのスラストとが打ち消し合うようになしている(図はピニオンギヤ側に掛かるスラスト荷重を示す)。したがって伝達効率を損なうことなく歯すじ角度を大きくでき強度や噛み合い効率、静粛性を高められる。

ピニオンギヤの移動は、例えばピニオンギヤの位置を第２歯車位置検知手段たるピニオンギヤ位置センサ１６で検出し、この検出出力に基づき、トルネードアクチュエータをフィードバック制御することにより、例えばピニオンギヤ側面をフォーク１７等で押圧させる等の方法によりピニオンギヤ位置を調整する。ワイヤと滑車装置と油圧装置を用いた移動手段たるアクチュエータの例を概略図５に示すが、該トルネードアクチュエータは、油圧手段や電動手段等と、ギヤ機構、リンク機構、カム機構、ボールねじ機構、滑車機構やワイヤ機構等の手段を組み合わせて実現される。

ところで、前述したようにヘリカルギヤのように軸方向に対して斜めの歯を有したギヤは、接線方向荷重が歯を介して軸方向荷重(スラスト荷重)を分力せしめるのだが、逆にいうとスラスト荷重を歯を介して接線方向荷重に分力させることも可能である。従来のトランスミッションでは回転運動のみの連結により構成されているのだが、本連続可変変速機構では、ピニオンギヤＰｇとピニオンギヤ軸Ｐｓが、直線運動を回転運動に、回転運動を直線運動に変換可能とするねじ運動機構であり、直線運動を包含しているので、例えばピニオンギヤＰｇに対して軸方向に力を加えることにより、ピニオンギヤＰｇやトルネードギヤＴｇの制動と駆動に利用することが可能である。
例えば電動機（電動モーター）を発電機として用いた制動では、制動エネルギーを電気に変換するには一定の制動時間が必要であり、短時間制動では熱エネルギーへ変換するしかない。したがって動力の回転運動に対する短時間制動手段は、現実的にはブレーキパッド等の摩擦式による熱エネルギーへの変換で達成されることになる。そのため熱等によるパッド表面の磨耗等に配慮しなければならず、例えば遊星歯車を用いたオートマチック車等では熱センサで監視して許容範囲を超えた場合にはシフトチェンジ等を制限するというようなことも行われている。それに対して直線運動に対する制動手段は直線的に力を加えればよいだけなので、該力を加える接触面は例えば湿式の平らな面でもよい。ねじ運動なので回転運動も付加されているが、衝突のように熱エネルギーは部分的に過ぎずほとんどを運動エネルギーとすることもできるし、加える力を加減することができれば、熱エネルギーによる負担と運動エネルギーによる負担を効率よく分担制御することによって、双方の部材の耐久性を高めることができる。
前述の実施例としては、ピニオンギヤ側面とフォークを上記のような平らな面とし、その面に付勢によって面を接離可能なベアリング等を嵌装させてもよい。
このように磨耗等による制動部材の負担を大幅に低減できるので、例えば頻繁な制動等による使用に対応できるものである。

尚、ピニオンギヤＰｇの移動は、動力源の動力が前記渦巻き列歯車を経由して駆動輪に伝達されていないときには、移動手段としてピニオンギヤＰｇやトルネードギヤＴｇに回転を与えて、例えば動力源の動力を別経由で利用したり、電動モーターを連結することによりピニオンギヤを移動させることも可能である。

また、以上の上記中のトルネードギヤは本実施例では円錐状として説明されてきたが、円盤状のものも同様であり、例えば、トルネードギヤＴｇとピニオンギヤＰｇとの噛み合い位置はピニオンギヤの移動とともに円盤径方向に移動する、等、若干の表現の違いはあるが、円錐状と同様のものとして含まれる。

また、前記歯車式連続可変変速機構は、第１の回転軸を有するとともに、該回転軸の方向に沿って連続的に変化する断面形状を有する第１の歯車と、移動可能な第２の回転軸を有し、前記第１の歯車に噛み合うとともに前記第２の回転軸の方向に沿って摺動自在に設けられた第２の歯車と、を備え、前記第１の歯車に対して、前記第２の回転軸の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、または前記第１の歯車の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、前記第１の歯車のピッチ円の半径が連続的に変化することを特徴とするものでもよい。

[歯車式無段変速機構]
歯車による動力伝達は機械的動力伝達では最も優れており、古来から現在に至るまで様々な形で利用されてきた。しかし二つの歯車によるギヤ比はあくまで固定されたギヤ比としての使用に限られ、そのためギヤ比を連続的に変えられる所謂無段変速装置として、例えばベルトとプーリーを用いたものなど摩擦を利用したもの等が考案されてきたのであるが該摩擦式では効率が悪いために歯車式のものが切望されてきたものである。しかし例えば歯車を用いて、摩擦式無段変速装置のように増減速と一定速を自在に可変させることは、可動歯等では可能であるが実用には程遠く、まずもって不可能であり、歯車式の無段変速装置は動力伝達系におけるいわばミッシングリンクとなっていた。そこで歯車式無段変速装置を具現化しかつ実用化させるべく、近似代替として本発明は、歯車式の連続可変変速装置として円錐状の外周面にスパイラル状に歯を並べた渦巻き列歯車（トルネードギヤＴｇ）をエンジン出力軸を中心に配置し、さらに母線に平行に配置した軸を中心軸として移動可能な小歯車（ピニオンギヤＰｇ）を噛み合わせたギヤセットに、通常の有段の変速段装置を組み合わせることとした。さらに隔段毎(スキップシフト)に該ギヤ式連続可変変速機構を重畳させるような方式とし、詳細は後述するが例えば、加速時には１速、３速、５速、７速の各ギヤ段に連続可変変速された動力を重畳(合成)させ、定速走行時は、前記動力伝達経路切り替え手段により連続可変変速させずに全段各段をそのギヤ比を保持したまま走行させることとする。こうすることにより、加速走行あるいは定速走行の各段の工程を繋ぐことにより実用的な走行を可能せしめるものである。

具体的には、動力源の動力を動力分配機構(あるいは動力合成機構)であり差動機構たる第１、第２遊星歯車装置１０、２０により分配(分割)出力し、分配された一の動力は、一の遊星歯車機構に連結された本ギヤ式連続可変変速機構であるトルネードギヤ(渦巻き列歯車)とピニオンギヤのギヤセットに出力され、前述したように該ギヤセットにより連続的に回転比を変えられ、さらに該ギヤセットから出力された連続可変変速動力は、他の遊星歯車機構に出力された他の分配動力と、動力合成機構たる他の遊星歯車機構により再び合成されて変速段機構に出力されるものである。

より具体的に動力伝達経路を図６に示すが、動力源(エンジン)の回転動力はサンギヤ1０
ｓ(２０ｓ)から第１遊星歯車装置１０のプラネタリギヤ１０ｐと第２遊星歯車装置２０の
プラネタリギヤ２０ｐに分配される。第２遊星歯車装置２０はリングギヤ２０ｒが固定さ
れ、分配された一の回転動力はプラネタリギヤ２０ｐを介してキャリア２０ｃからクラッ
チＣ３＞ヘリカルギヤ軸６＞ベベルギヤ１１＞軸ギヤ１２＞ピニオンギヤ軸Ｐｓ＞ピニオ
ンギヤＰｇ＞トルネードギヤＴｇへと伝達され、前記したようにピニオンギヤＰｇとトル
ネードギヤＴｇとの噛み合い位置がトルネードギアＴｇの径の大きい底面側から径の小さ
い頂点側に移動し(以下、ピニオンギヤＰｇが降るという)、それとともにトルネードギヤ
の回転速度は低回転から高速回転へと連続的に変移される。この時、本実施例ではサンギ
ヤ1０ｓ(２０ｓ)＞キャリア２０ｃの変速比（＝入力回転速度／出力回転速度）は略３、
ピニオンギヤＰｇ＞トルネードギヤＴｇの変速比が最大(径の大の位置)略４として設定さ
れ、噛み合い位置の径の小さい側での最終位置のトルネードギアＴｇの径は、該径(位置)
での回転数がベベルギヤ１１の回転数、つまりキャリア２０ｃの回転数と略同じとなるよ
うに設定され、したがってトルネードギアＴｇ回転数(回転速度)はキャリア２０ｃ回転数
に向けて漸増されるということで、例えばエンジン回転数１８００ｒｐｍとするとキャリ
ア２０ｃ回転数は約６００ｒｐｍ、したがってトルネードギアＴｇ回転数は略１５０ｒｐ
ｍ＞６００ｒｐｍへと漸増される、ということになる。

この時トルネードギヤＴｇは正回転であり、二方向クラッチＦ１は空転、二方向クラッ
チＦ２はトルネードギヤＴｇの正回転を阻止するように制御され、該二方向クラッチＦ２
を介して第１遊星歯車装置１０のリングギヤ１０ｒに伝達され(トルネードギヤＴｇと同
回転)、前記サンギヤ1０ｓ(２０ｓ)から分配されたうちの他の回転動力と合成されてキャ
リア１０ｃから第１クラッチＣ１を介して変速段機構に出力される。より詳しくは、サン
ギヤ1０ｓ(２０ｓ)＞キャリア１０ｃの変速比はリングギヤ１０ｒを固定した場合(０とし
た場合)略４で設定されキャリア１０ｃの回転数は４５０ｒｐｍから開始され、後述する
ように時間をおいてトルネードギヤＴｇから伝達されたリングギヤ１０ｒの動力(１５０
ｒｐｍ＞６００ｒｐｍ)が合成されて４５０ｒｐｍ＞９００ｒｐｍへと漸増出力される。
入力軸ギヤ１３から中間軸ギヤ１４へはギヤ比０．５とされ２倍に増速されて９００ｒｐ
ｍ＞１８００ｒｐｍの回転動力が中間軸４へ出力される。

尚、この場合トルネードギアＴｇの回転数が略１５０ｒｐｍ＞６００ｒｐｍであるので
、これは噛み合いの最終位置であるトルネードギアＴｇの径の小さい側での径の回転を１
分間続けるのに４５０回転分の距離が必要ということであり、この間の加速時間(本実施
例の場合２段分)を例えば５秒とすると、要する回転数は４５０÷(６０÷５)で約３７回
転であり、つまりトルネードギヤとピニオンギヤの（一端から他端への）噛合移動距離は
、前記トルネードギアＴｇ最終位置（小さい側での径）での周×３７回転分の距離という
ことになる。トルネードギアＴｇのテーパ角や軸方向長さはエンジン出力を基に設定され
る。

さらにトルネードギヤとピニオンギヤを常時噛み合いとするため正転・逆転両方の回転
を利用するとされ、図７に示す動力伝動経路のように、エンジンの回転動力はサンギヤ1
０ｓ(２０ｓ)から第１遊星歯車装置１０のプラネタリギヤ１０ｐと第２遊星歯車装置２０
のプラネタリギヤ２０ｐに分配され、第１遊星歯車装置１０はキャリア１０ｃが固定され
、分配された一の回転動力は逆回転となってリングギヤ１０ｒから第３遊星歯車装置３０
のサンギヤ３０ｓに伝達され、リングギヤ３０ｒは固定されておりそのまま逆回転でキャ
リア３０ｃから二方向クラッチＦ１に伝達される。二方向クラッチＦ２は空転、二方向ク
ラッチＦ１はトルネードギヤＴｇの正回転を阻止するように制御され、該二方向クラッチ
Ｆ１を介してトルネードギヤＴｇに伝達され、前記工程とは逆に本工程ではトルネードギ
ヤＴｇ〜ピニオンギヤＰｇへと動力伝達されることになる。前記工程の後ではピニオンギ
ヤＰｇとトルネードギヤＴｇとの噛み合い位置はトルネードギアＴｇの径の小さい頂点側
にあり、したがって本工程では噛み合い位置は径の小さい頂点側から径の大きい底面側に
移動し(以下、ピニオンギヤＰｇが昇る、という)、それとともにピニオンギヤの回転速度
は低回転から高速回転へと連続的に変移される。そしてトルネードギヤＴｇ＞ピニオンギ
ヤＰｇ＞ピニオン軸Ｐｇ＞軸ギヤ１２＞ベベルギヤ１１＞ヘリカルギヤ軸６＞クラッチＣ
３＞キャリア２０ｃと前記工程と逆の経路でキャリア２０ｃに至る。この時キャリア２０
ｃの回転は逆回転である。そしてサンギヤ1０ｓ(２０ｓ)からの他の分配動力(正回転)と
合成されリングギヤ２０ｒから逆回転で変速段機構へ出力される。詳しくは、サンギヤ1
０ｓ(２０ｓ)＞リングギヤ１０ｒの変速比は略３、サンギヤ３０ｓ＞キャリア３０ｃの変
速比(リングギヤ３０ｒ固定)は略４とされエンジン回転数１８００ｒｐｍとするとリング
ギヤ１０ｒは６００ｒｐｍ、したがってサンギヤ３０ｓも６００ｒｐｍで、キャリア３０
ｃは１５０ｒｐｍとなり、したがってトルネードギヤＴｇは１５０ｒｐｍの一定回転でピ
ニオンギヤＰｇに伝達される。ピニオンギヤＰｇのトルネードギヤＴｇとのギヤ比は１＞
０．２５と変移し、ピニオンギヤＰｇの回転数は１５０ｒｐｍ＞６００ｒｐｍとなる。サ
ンギヤ1０ｓ(２０ｓ)＞リングギヤ２０ｒの変速比はキャリア２０ｃを固定した場合(０と
した場合)略２で設定されリングギヤ２０ｒの回転数は９００ｒｐｍから開始されピニオ
ンギヤＰｇから伝達されたキャリア２０ｃの動力(１５０ｒｐｍ＞６００ｒｐｍ)が合成さ
れて９００ｒｐｍ＞略１８００ｒｐｍへと漸増出力される。

尚、本実施例では前記の動力源(エンジン)＞サンギヤ1０ｓ(２０ｓ)＞第２遊星歯車装置２０＞クラッチＣ３＞ヘリカルギヤ軸６＞ベベルギヤ１１まで、またはエンジン＞サンギヤ1０ｓ(２０ｓ)＞リングギヤ１０ｒ＞第３遊星歯車装置３０＞二方向クラッチＦ１＞トルネードギヤＴｇまで、が前記請求項１に記載の駆動手段となる。

このように、本実施例では両工程とも９００ｒｐｍ(エンジン出力時１８００ｒｐｍ)＞
略１８００ｒｐｍへと２倍の回転数(回転速度)となってトルネードギヤ部から変速段機構
へ増出力される。本実施例では、トルネードギヤＴｇの片道で可能な最大出力回転変位数
であるこの２倍の回転数(１８００ｒｐｍ)を次変速段での９００ｒｐｍ、つまりギヤ比１
／２となるように次変速段のギヤ比が設定され、エンジン回転数を一定となすように設定
される。トルネードギヤＴｇの立ち上がりのギヤ比はできるだけ大きいほうがよいので、
基本的にはトルネードギヤＴｇの次変速段の初動位置(現変速段の最終位置)は、好適には
最端部とされるのが望ましいが、例えば歯保護のため次変速段の変速比を調整することに
よりトルネードギヤＴｇの(次変速段の)初動位置を微調整することも可能である。さて、
段間比が０．５となり例えば１速４とすると次は２であり、２速では回転数の開きが大き
いので３速とされ、走行抵抗を考慮しないギヤ比数値は１速４、３速２、５速１、７速０
．５とされ、２速、４速、６速は任意のギヤ比とされる。高速域ではさらにギヤを加える
等の態様としてもよい。

尚、トルネードギヤＴｇ経路各部位はトルクに耐える高い強度剛性と大きさを確保するものとされるが、第３遊星歯車装置３０やピニオンギヤＰｇは空間的に余裕のある場所にあるので大きくすることが可能であり、またこれらの部位のトルクは分配(半減)されたものであるので然程の問題は無い。

次に、図６〜１０を参照して、車両の走行状態による制御工程を説明する。

[発進と微速走行]
本実施形態においては、車両停止時、エンジン停止状態からブレーキペダル踏み込み、エンジン始動、アイドリングに至る工程中、変速段機構では、第２入力軸３で１速ギヤ列Ｇ１が、中間軸４で発進・微速用ギヤ列Ｇｃが確立された状態となっており、一方トルネードギヤ部では、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３が開放されニュートラル状態となってアイドリング回転可能と成している。

本機構では図２に示されるように、トルネードギヤ部が主（副）変速機となりここでギ
ヤ比があらかじめ高くされるので、変速段機構ではエクストラローが設定できる。発進・
微速用ギヤ列Ｇｃのギヤ比は、微速走行や坂道発進等のための大きなトルクが出るように
１速ギヤ比より大きく設定され、前記の状態から、ブレーキペダル踏み込みが解かれ、運
転者の足がブレーキペダルから離れると、第１クラッチＣ１が半クラッチ等により緩除に
係合されかつブレーキＢ１が係合され(リングギヤ１０ｒが固定され)、図８に示すように
エンジン動力は発進・微速用ギヤ列Ｇｃ経路で駆動輪に伝達されて車両が発進始動される
。１速ギヤ段は図９に示すように第１クラッチＣ１が開放され、第２クラッチＣ２が係合
されかつブレーキＢ４も係合され(キャリア２０ｃが固定され)て１速ギヤ段での走行にな
る。

[加速とシフトチェンジ]
本実施例では、アクセルペダルに足がかけられ踏み込み量が略０の状態をａ０とし、所定の踏み込み量をａ１として、０〜ａ１を定速走行領域、ａ１以上を加速領域とされる。前記ＥＣＵは、アクセルペダル踏み込み量がａ１を超えると加速走行と判断し、加速動作を行う。図７を参考に、例えば１速ギヤ列による加速(1速〜２速)では、前記の第２クラッチＣ２と第４ブレーキＢ４が係合された１速定速走行の状態から、第２ブレーキＢ２が係合され、第４ブレーキＢ４が開放され、第３クラッチＣ３が係合される。これにより前記したように、エンジンの回転動力はサンギヤ1０ｓ(２０ｓ)から第１遊星歯車装置１０のプラネタリギヤ１０ｐと第２遊星歯車装置２０のプラネタリギヤ２０ｐに分配され、分配された一の回転動力は逆回転となってトルネードギヤＴｇに伝達されてピニオンギヤＰｇが昇っていき、低回転から高速回転へと連続的に変移されたピニオンギヤの回転動力がキャリア２０ｃに至り、サンギヤ1０ｓ(２０ｓ)の他の分配動力(正回転)と合成されてリングギヤ２０ｒから逆回転で変速段機構へ出力され１速ギヤ列による加速が実行される。以上のように本実施例での省エネモード加速時の動力伝達経路は、動力源(エンジン)＞(円錐渦巻き列)歯車式連続可変変速機構＞変速段機構＞出力部材という経路になる。

１速ギヤ列による加速から続けて加速状態が保持される場合は、３速ギヤ列による加速(３速〜４速)となる。まず一時的にエンジン動力をキャリア１０ｃ＞第１クラッチＣ１に出力させるため、第１クラッチＣ１が係合され、第２ブレーキＢ２が開放され、第１ブレーキＢ１が係合される。これにより分配動力は第１クラッチＣ１を介して中間軸４に伝達される。この中間軸４の回転速度は駆動輪側からの３速ギヤ列の回転速度と同じであり、これによりシフトチェンジ直前に回転を合わせるステップを入れることができ、一旦第１クラッチＣ１を開放し、同期されて３速ギヤ列が確立されプレシフトが完了する。キャリア３０ｃから二方向クラッチＦ１を介してトルネードギヤＴｇに伝達されていた動力は、二方向クラッチＦ１ニュートラルにより動力伝達は遮断されトルネードギヤＴｇはイナーシャ回転となる。この時トルネードアクチュエータに高油圧Ｐ１をかけ、前記したようにトルネードアクチュエータの軸方向への力によりピニオンギヤＰｇを駆動回転させ(クラッチ掛け替えによりシフトチェンジされるまでの間)て加速を途切れることなく継続させるようにしてもよい。続けて、第２クラッチＣ２が開放され、第１クラッチＣ１が再び係合され（ダブルクラッチ）て掛け替えられ３速にシフトチェンジされる。
つまり２クラッチ機構ながら、クラッチでの回転合わせとともに、ギヤ段確立での回転合わせもできるので、例えばマニュアルなしの自動変速に特化すれば、後述のシフトダウンと合わせ、ほぼ同期装置が不要となり噛み合いクラッチだけでよく、重量、容量、コスト等の面で還元できることになる。
そして前記したように、１速ギヤ比で２倍に増速されて駆動輪に出力されたのだがエンジン回転数は変わらないので、その(一定)エンジン回転数の３速ギヤ比の回転速度と駆動輪からの回転速度は同じであり、変速ショックなくかつ瞬時にシフトチェンジされ、ツインクラッチ式等通常のミッションのようなエンジン回転数を下げる動作が不要である。続けて油圧Ｐ１が排出され、トルネードギヤＴｇ(ピニオンギヤＰｇ)制動のための油圧Ｐ２がかけられる(したがって本実施例では、油圧等により操作される前記トルネードアクチュエータが前記請求項１に記載の制動手段となる。また第４ブレーキＢ４を係合して制動し、制動手段としてもよい)。制動が完了したら油圧Ｐ２が排出される。続いて図６のように第１ブレーキＢ１が開放され、第３ブレーキＢ３が係合されて、第２遊星歯車装置２０からの分配動力がピニオンギヤＰｇに伝達され、ピニオンギヤＰｇが降って低回転から高速回転へと連続的に変移されたトルネードギヤＴｇの回転動力が二方向クラッチＦ２を経て第１遊星歯車装置１０に伝達されるが、このトルネードギヤＴｇ(ピニオンギヤＰｇ)が制動されて、(１５０回転/ｒｐｍで)始動するまでの間、エンジン回転数は加速が途切れないようにイナーシャトルクを含めて電子制御される。そして第３ブレーキＢ３が係合されるとともに、エンジン回転数は元の一定回転に戻されて第１遊星歯車装置１０と第２遊星歯車装置２０に分配され、トルネードギアＴｇ回転がリングギヤ１０ｒに漸増出力されて、合成された動力が第１遊星歯車装置１０から３速ギヤ列を経由して駆動輪に伝達され、３速ギヤ列による加速の状態となる。

３速ギヤ列による加速から続けて加速状態が保持される場合は、５速ギヤ列による加速
(５速〜６速)となる。一時的にエンジン動力をリングギヤ２０ｒ＞第２クラッチＣ２に出
力させるため、第３ブレーキＢ３が開放され、第４ブレーキＢ４が係合される。これによ
り分配動力は第２クラッチＣ２を介して第２入力軸３に伝達される。この第２入力軸３の
回転速度は駆動輪側からの５速ギヤ列の回転速度と同じであり、一旦第２クラッチＣ２を
開放し、同期されて５速ギヤ列が確立されプレシフトが完了する。キャリア２０ｃから第
３クラッチＣ３を介してピニオンギヤＰｇに伝達されていた動力は、第３クラッチＣ３開
放により動力伝達は遮断されトルネードギヤＴｇはイナーシャ回転となる。この時トルネ
ードアクチュエータに高油圧Ｐ２をかけ、前記したようにトルネードアクチュエータの軸
方向への力によりピニオンギヤＰｇを駆動回転させ(クラッチ掛け替えによりシフトチェ
ンジされるまでの間)て加速を途切れることなく継続させるようにしてもよい。続けて、
第１クラッチＣ１が開放され、第２クラッチＣ２が再び係合され（ダブルクラッチ）て掛
け替えられ５速にシフトチェンジされる。
３速ギヤ比で２倍に増速されて駆動輪に出力されたのだがエンジン回転数は変わらない
ので、その(一定)エンジン回転数の５速ギヤ比の回転速度と駆動輪からの回転速度は同じ
であり、変速ショックなくかつ瞬時にシフトチェンジされる。続けて油圧Ｐ２が排出され
、トルネードギヤＴｇ(ピニオンギヤＰｇ)制動のための油圧Ｐ１がかけられる(第１ブレ
ーキＢ１を係合して制動し、制動手段としてもよい)。第３クラッチＣ３が係合され、ト
ルネードギヤＴｇの制動が完了したら油圧Ｐ１が排出される。続いて第４ブレーキＢ４が
開放され、第２ブレーキＢ２が係合されて、第１遊星歯車装置１０からの分配動力がトル
ネードギヤＴｇを経て第１遊星歯車装置２０に伝達されるが、このトルネードギヤＴｇ(
ピニオンギヤＰｇ)が制動されて、(１５０ｒｐｍで)始動するまでの間、加速が途切れな
いようにエンジン回転数はイナーシャトルクを含めて電子制御される。そして第２ブレー
キＢ２が係合されるとともに、エンジン回転数は元の一定回転に戻されて第１遊星歯車装
置１０と第２遊星歯車装置２０に分配され、トルネードギアＴｇ回転がキャリア２０ｃに
漸増出力されて、合成された動力が第２遊星歯車装置２０から５速ギヤ列を経由して駆動
輪に伝達され、５速ギヤ列による加速の状態となる。

５速ギヤ列による加速から続けて加速状態が保持される場合は、７速ギヤ列による加速となる。３速ギヤ列による加速と同じ工程により７速にシフトチェンジされ、エンジン動力は第１遊星歯車装置１０と第２遊星歯車装置２０に分配され、トルネードギアＴｇ回転がリングギヤ１０ｒに漸増出力されて、合成された動力が第１遊星歯車装置１０から７速ギヤ列を経由して駆動輪に伝達され、７速ギヤ列による加速の状態となる。

以上の実施例では、１速ギヤ列による加速(1速〜２速)、３速ギヤ列による加速(３速〜４速)、５速ギヤ列による加速(５速〜６速)としたが、発進・微速用ギヤ列による加速(発進・微速用ギヤ〜１速)、２速ギヤ列による加速(２速〜３速)、４速ギヤ列による加速(４速〜５速)、６速ギヤ列による加速(６速〜７速)とすることもでき、また両方を自在に変換するような制御としてもよい。尚トルネードギヤＴｇ(ピニオンギヤＰｇ)の駆動や制動等は、前記ＥＣＵ(切り替え手段)の制御により実行される。

このように、変速前に次の変速段のドグクラッチを締結するプレシフトにより変速時の
動作を２つのクラッチの掛け換え制御のみとするツインクラッチの特徴をそのままに、本
実施例ではさらにエンジンの略一定回転運行を可能としたため、まず変速ショックなくク
ラッチの掛け換えができ、またギヤ段確立のためのプレシンクロ動作もできるので同期装
置の簡略化ができ、また最大加速時は、常にエンジンの回転数を最大出力発生回転数を維
持しながら加速することができ、つまりギヤ駆動によって最大出力を維持しながらという
ことで、機械的動力伝達では最も効率のよい、性能のよいものとなり、又クルーズ走行時
は低い出力までエンジン回転を落とし、非常に高いレベルで「高い動力性能」と「低燃費
・低公害」を両立させることができる。とくに発進・微速用ギヤＧｃのギヤ比が、大きな
トルクが出るように１速ギヤ比より大きく設定されているので発進加速力がより大きくな
り、これは信号待ちの発進やロータリーでの発進、交差点での右左折発進、あるいはエマ
ージェント発進等、交通環境を問わず非常に有用、有効なものとなる。

本実施例は、動力伝達経路切り替え手段(ＥＣＵ)により、歯車式連続可変変速機構を変速段機構の伝達経路から切り離すことができ、通常の変速段ミッションと同じようにエンジン＞変速段機構＞駆動輪の伝達経路を独立して作動させることができる。したがって万一トルネードギヤＴｇやピニオンギヤＰｇに不具合が生じてもツインクラッチミッションとして走行が可能である。

[定速走行]
定速走行では上記のように歯車式連続可変変速機構を用いない通常変速段機構での走行とされる。つまり、第１遊星歯車装置１０のリングギヤ１０ｒが固定され(第１ブレーキＢ１係合)てエンジン動力＞サンギヤ1０ｓ＞キャリア１０ｃ＞第１クラッチＣ１に連結されたギヤ列、という伝達経路により、あるいは第２遊星歯車装置２０のキャリア２０ｃが固定され(第４ブレーキＢ４係合)てエンジン動力＞サンギヤ２０ｓ＞リングギヤ２０ｒ＞第２クラッチＣ２に連結されたギヤ列、という伝達経路により駆動輪に動力伝達され、アクセルペダル踏み込み領域０〜ａ１においてマニュアル操作される。

前記加速状態からアクセルペダルが戻され、アクセル踏み込み量がａ０〜ａ１になったら定速走行状態とされ、ＥＣＵ(動力伝達経路切り替え手段)は、定速走行への移行と判断し、前記加速の動作状態から前記定速走行の動作に移行する。本実施例での加速から定速への移行は、１速加速は１速と２速、３速加速は３速と４速、５速加速は５速と６速、７速加速は７速となり、一つの(加速用)ギヤ段に対して二つの定速用ギヤ段が低速側、高速側に割り当てられている。例えば１速(加速用)ギヤ段が受け持つ車速範囲のうち、低速側は１速、高速側は２速への移行となり、３速(加速用)ギヤ段が受け持つ車速範囲のうち、低速側は３速、高速側は４速への移行となる。ところで本実施例では、２速と３速、４速と５速、６速と７速が夫々同軸に配置されており、例えば、１速加速時において高速側車速に入ったとき、加速が続行されると判断され、スムーズに加速時シフトチェンジを行うための３速ギヤ列確立動作が始まる直前まで２速ギヤ列で待機される、また３速加速時において高速側車速に入ったとき、加速が続行されると判断され、スムーズに加速時シフトチェンジを行うための５速ギヤ列確立動作が始まる直前まで４速ギヤ列で待機される、というような制御が行われる。あるいは、他の態様として、例えば２速、４速、６速を第４の軸に配置し４軸方式としてもよい。
また、前記高速側ギヤ段での定速走行から加速走行に移行する場合は、ピニオンギヤＰｇはトルネードギヤＴｇでの夫々の現車速に対応する位置に待機され、２速（１速段も同時に確立されている）＞１速加速、４速（３速段も同時確立）＞３速加速、６速（５速段も同時確立）＞５速加速というように１段落としたギヤ段加速を行う。

[減速走行]
アクセルペダルが戻され、アクセル踏み込み量が前記ａ０になった場合、あるいは足がアクセルペダルから離れブレーキペダルが踏まれた場合、ＥＣＵは、減速と判断し、減速走行の動作を行う。
減速時の各装置の状態は定速走行時と同じであり、第１クラッチＣ１に連結されたギヤ列の減速状態は、第１遊星歯車装置１０ のリングギヤ１０ｒが固定され（第１ブレーキＢ１係合）てエンジン＞サンギヤ１０ｓ＞キャリア１０ｃ＞駆動輪の伝達経路によりエンジンブレーキが作動する。第２クラッチＣ２に連結されたギヤ列の減速状態は、第２遊星歯車装置２０のキャリア２０ｃが固定され(第４ブレーキＢ４係合)てエンジン＞サンギヤ２０ｓ＞プラネタリギヤ２０ｐ＞リングギヤ２０ｒ＞駆動輪の伝達経路によりエンジンブレーキが作動する。

[シフトダウン動作]
さらに現変速段での減速からそのまま減速が続行される場合は減速時シフトチェンジ（シフトダウン）となるが、シフトダウンでは現変速段から低い段への移行による駆動輪側からの回転数の上昇に合わせてエンジンの回転数も上昇させる必要がある。ブリッピング等のエンジンの制御を行わない場合はクラッチの摩擦力に頼ってエンジン回転数の上昇を行うことになるが、クラッチを速やかに継合し回転数の上昇を速やかに行おうとすると、変速ショックが大きくなり車両の安定性に影響を与えたりすることになる。そこで半クラッチにより緩除に継合すれば、エンジン回転数の上昇を緩除にすることができ緩除な減速とすることができる。しかしながらこの場合、エンジン制御の場合と違って駆動輪側からクランクシャフト回転を上げるのであり、その回転数差も大きいためクラッチの負担も大きなものとなる。
しかし本機構ではエンジン回転の上昇によるのではなく油圧により回転合わせを行い、さらにトルネードギヤとピニオンギヤを利用することにより半クラッチの代替とすることができる。即ち、本機構では、エンジンと二つの断接装置（ツインクラッチ）との間に夫々遊星歯車機構が介設されており、さらに該遊星歯車機構の三回転要素のうちの一つは夫々クラッチやツーウェイクラッチを介してトルネードギヤとピニオンギヤに繋がっており、つまりはエンジンとツインクラッチの間にさらにもう一つのクラッチがあり、例えば二つのギヤ列を確立した上でのツインクラッチの同時接続等が可能となる。さらにはピニオンギヤは別の動力源である油圧装置と繋がっているので、これを回転合わせ等のプレ動作に利用できるのである。
定速走行中では、ピニオンギヤは次の加速動作を想定して（加速時の出力量を考慮しながら）現車速に応じた位置に待機されるのだが基本的にはフリーである。そこで前記のように定速から減速、そのまま減速が続行されシフトダウンという場合、例えば第１クラッチＣ１に連結されたギヤ列Ａによる定速から減速、そこから第２クラッチＣ２に連結されたギヤ列Ｂでの減速にシフトダウン移行する場合、各装置の最初の状態は、ピニオンギヤはトルネードギヤの径の大きい側に位置しており（シフトダウン直前のＡでの最低回転の位置）、トルネードギヤと第１遊星歯車装置１０は遮断されており、第３のクラッチＣ３が開放、第２クラッチＣ２は係合されているがＢはまだ確立されていない状態である。まずプレ動作としてピニオンギヤをトルネードギヤの径の小さい側の任意の位置に移動させ、第３クラッチＣ３を係合する。その位置から再び径の大きい側に昇らせるわけであるが、その昇る最初の段階でピニオンギヤの（移動することによる）回転を、Ｂを確立させるための回転合わせに利用する（回転が合うように回転制御される）。つまりピニオンギヤは第３クラッチＣ３介してキャリア２０ｃに繋がっており、ピニオンギヤの回転を上げることによりキャリア２０ｃの回転（逆回転）が上がり、（サンギヤの回転は保持されているので）リングギヤ２０ｒの回転が上がり、カウンター軸（第２入力軸３）の回転が上がり、一旦第２クラッチＣ２を開放してＢを確立させる、というものである。つまりブリッピング等通常の回転合わせでは、回転を上げるためにどうしてもエンジン回転を使わなければならないので、必ず一旦クラッチを切って駆動伝達を遮断する必要があるが、本機構では現走行中の駆動経路とは別の所で回転合わせ、ギヤ列確立が可能なのである。
続いて、第１クラッチＣ１が開放され、同時に再び第２クラッチＣ２が係合されて（ダブルクラッチ、この再系合時では第２クラッチＣ２の両回転は略同じとする）掛け換えを行い、続けて減速の場合には、ピニオンギヤの回転を緩除に下げることにより（ピニオンギヤの移動速度を緩除に下げることにより）、サンギヤつまりエンジン回転を低回転から高回転へと漸次に上げていくことができ、つまりエンジン回転数の上昇を駆動輪側から緩除に上げることにより、変速ショックのない緩除な滑らかな減速とすることができる。
第２クラッチＣ２に連結されたギヤ列から第１クラッチＣ１に連結されたギヤ列にダウンシフト移行する場合も同様な手順で行う。またフットブレーキによる減速等、シフトダウンが複数回に亘って速く行われるような場合は、トルネードギヤのセンター付近でピニオンギヤの昇降を行い、シーケンスあるいは段を飛ばしてダウンシフトを行う。
車速保持、例えば定速走行中の登坂路においてトルクが不足する等の場合や、定速走行からのより大きい加速等では、シフトダウンにより変速比を大きくしてトルクを得る必要がある。この場合にも通常のブリッピング等のエンジン制御に加えて、前記と同じような方法で回転合わせを行うことができる。この場合には、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２の掛け換えと同時にエンジン回転ブリップも行う。回転合わせの後のピニオンギヤは加速を想定した任意の位置に停止させるようにし、そのため最初のプレ動作でのピニオンギヤの移動量もそれを想定して決定される。
ところで前記のように本実施例では、２速と３速、４速と５速、６速と７速が夫々同軸に配置されており、この間ではギヤの掛け換えが直接にはできないので、シフトダウン動作においてもこの場合にはスキップシフトとなる。直下の段にシフトダウンする場合（本実施例では７速＞６速、５速＞４速、３速＞２速）には、一旦スキップしてダウンし続けてシフトアップする、というステップを踏むこととする。
以上のようにシフトダウンにおいても、エンジン回転の上昇によらず油圧により回転合わせを行うことができるので、シフトアップのときと同じようにトルク抜けのない滑らかなシフトチェンジとすることができる。
また、各ギヤ段（列）での減速走行から加速走行への移行は、定速走行から加速走行への移行と同じとされる。

このようにトルク抜けのない、かつ変速ショックのない滑らかなシフトアップ、シフトダウンが可能なので、例えば渋滞の原因となりやすい登坂路での走行に有効であり、また今や世界中の都市で発生する渋滞時等においても、低速走行でも変速ショックのない滑らかなシフトが可能な本機構が非常に有用なものとなる。また本機構は、前記したように同期の必要な部位での負担がほとんどないため耐久性にも優れる、という大きなメリットを有する。

以上のトルネードギヤとピニオンギヤの制御、シフト操作やシフトタイミングの制御、エンジン回転等の制御等は図示しないアクセルペダルの踏込み量や車速等の車両の情報と各種制御プログラムやマップに基づいて実現される。

２つめの実施例として、変速段機構とトルネードギヤ部が同軸的に配置され、変速段機構は複数組の遊星歯車装置の回転要素が、油圧アクチュエータによって係合させられる多板式、単板式のクラッチやブレーキ等の油圧式の摩擦係合装置等により選択的に連結されることにより複数のギヤ段（変速段）が択一的に達成される公知の遊星歯車式の多段変速機構とし、トルネードギヤ部の二つの軸から出力される動力を公知の方法により変速して出力部材に伝達される。この場合、トルクコンバーターを備えた構成としてもよい。トルクコンバーターは、他の実施例においてもトルクコンバーターを備えた構成とすることができる。

以上、本発明の動力伝達機構及びギヤ式連続可変変速機構を実施形態に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。例えば、動力伝達経路は、動力源(エンジン)＞変速段機構＞渦巻き列歯車式連続可変変速機構＞出力部材という連結にしてもよいし、他の伝達経路にしてもよい。また本実施形態では差動機構として、三つの回転要素からなる遊星歯車機構を用い、例えば第１遊星歯車機構１０では三回転要素のうち、動力の入力軸をサンギヤに、トルネードギヤＴｇをリングギヤ１０ｒに、変速段機構への出力にキャリア１０ｃを連結したが、該入出力軸やトルネードギヤＴｇは他の回転要素にも連結可能であり、いろいろな組み合わせが可能である。また歯車式連続可変変速機構は、複数使用することも可能であり、直列に複数、また動力を分配する形で並列に少なくとも一つ配設するという構成も可能である。また動力発生源にはガソリンやディーゼル等の内燃機関、電動機を用いるが、水素エンジン、ＬＰＧエンジン、メタノールエンジン等を用いることもできる。その他、本発明では様々な機構、装置等による配設・構成が可能である。

１駆動軸
２第１入力軸
３第２入力軸
４中間軸
５出力軸
６ヘリカルギヤ軸
７筒ケース
１０第１遊星歯車装置
２０第２遊星歯車装置
３０第３遊星歯車装置
１１ベベルギヤ
１２軸ギヤ
１３入力軸ギヤ
１４中間軸ギヤ
１５アーム
１６ピニオンギヤ位置センサ
１７シフトフォーク
Ｔｇトルネードギヤ
Ｐｇピニオンギヤ

Claims (3)

1. 第１の回転軸を有するとともに、
   円錐状または円盤状の、外周面に、略均等な歯が等ピッチをもって並設された歯列がスパ
   イラル状に延設されてなる渦巻き列歯車と、
   該渦巻き列歯車の、円錐面上での母線または円盤状の径方向と、平行に配置される第２の
   回転軸を有し、
   前記渦巻き列歯車に噛み合うとともに前記第２の回転軸の方向に沿って移動自在に設けら
   れた第２の歯車と、を備え、
   前記渦巻き列歯車に対して、
   前記第２の回転軸の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に
   変更しながら移動するとき、
   または前記渦巻き列歯車の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連
   続的に変更しながら移動するとき、
   前記渦巻き列歯車のピッチ円の半径が連続的に変化する、歯車式連続可変変速機構と、
   前記渦巻き列歯車と前記第２の歯車を駆動させる駆動手段と、
   前記渦巻き列歯車と前記第２の歯車を制動させる制動手段と、
   前記駆動手段と前記制動手段と、を切り替える切り替え手段と、
   動力源の動力を分配する動力分配機構と、
   分配された動力を利用する前記歯車式連続可変変速機構から出力される動力と、前記動力
   源の動力と、を合成する動力合成機構と、
   前記動力分配機構と、前記動力合成機構と、前記歯車式連続可変変速機構と、を含むトル
   ネードギヤ部と、
   該トルネードギヤ部から出力される動力を段階的に変速して出力する変速段機構と、を備
   え、
   前記歯車式連続可変変速機構は、前記渦巻き列歯車が、正回転での動力伝達と逆回転での
   動力伝達と、の二つの動力伝達方法を有し、
   前記歯車式連続可変変速機構から出力部材に至る動力伝達経路において、前記出力部材は
   正回転を維持したままで、前記渦巻き列歯車が正回転での連続可変動力伝達と逆回転での
   連続可変動力伝達とが交互に行われる、ことを特徴とし、
   さらに、
   前記動力源から出力部材に至る動力伝達経路において、動力源＞歯車式連続可変変速機構
   ＞変速段機構＞出力部材という前記歯車式連続可変変速機構を含む経路と、
   該歯車式連続可変変速機構を前記伝達経路から切り離し、動力源＞変速段機構＞出力部材
   という経路と、
   を切り替える動力伝達経路切り替え手段と、
   を備え、車両に搭載される、
   ことを特徴とする歯車式無段変速機構。
2. 複数の差動機構を備え、
   一の差動機構が前記動力分配機構の構成要素として用いられたとき、他の差動機構は前記
   動力合成機構として用いられ、
   他の差動機構が前記動力分配機構の構成要素として用いられたとき、一の差動機構は前記
   動力合成機構として用いられる、
   ことを特徴とする前記請求項１に記載の歯車式無段変速機構。
3. 前記渦巻き列歯車の内部は中空空間を有し、該内部中空空間には前記動力分配機構と
   前記動力合成機構の少なくとも一つを内設した、
   ことを特徴とする前記請求項１または２いずれかに記載の歯車式無段変速機構。

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