JPWO2013046362A1 - 無段変速機 - Google Patents

Abstract

無段変速機（Ｔ）の低速用クラッチ（Ｃ１）を係合すると第２変速部（Ｔ２）の変速比が大きくなり、高速用クラッチ（Ｃ２）を係合すると第２変速部（Ｔ２）の変速比が小さくなり、後進用クラッチ（Ｃ３）を係合すると第２変速部（Ｔ２）の変速比が負になる。従って、トロイダル変速機構よりなる第１変速部（Ｔ１）および前記第２変速部（Ｔ２）の変速比の組み合わせによって無段変速機（Ｔ）全体の変速比のレンジを拡大し、トルク増幅作用を有するトルクコンバータを必要とせずに車両の発進を可能にすることができるだけでなく、車両の前進走行および後進走行の切り換えが第２変速部（Ｔ２）だけで行われることで、第１変速部（Ｔ１）のトロイダル変速機構が故障して変速比が意図する変速比からずれても、車両が意図する方向と逆方向に進行する異走が発生することがない。

Description

本発明は、トロイダル変速機構を備えた無段変速機に関する。

エンジンにトルクコンバータを介して接続されたメインシャフト上にトロイダル変速機構を設け、メインシャフトに対して平行に配置されたカウンタシャフト上に前進用クラッチおよび後進用クラッチを有する前後進切換機構を設け、トロイダル変速機構で変速比を変更するとともに、前後進切換機構の前進用クラッチおよび後進用クラッチを選択的に係合して前後進を切り換える無段変速機が、下記特許文献１により公知である。

またエンジンに接続されたメインシャフト上にトロイダル変速機構を設け、メインシャフトに一定変速比を有する一定変速機を介して接続されたカウンタシャフト上に遊星歯車機構を設け、トロイダル変速機構の出力部とカウンタシャフトとを直結モードクラッチを介して接続するとともに、遊星歯車機構のサンギヤをトロイダル変速機構の出力部に接続し、リングギヤをカウンタシャフトに接続し、キャリヤを動力循環モードクラッチを介して一定変速機に接続したものが、下記特許文献２により公知である。

特許文献２の無段変速機によれば、動力循環モードクラッチを締結してトロイダル変速機構の変速比を変更することで、前進側および後進側の両方で無限大を含む変速比を得ることができ、また直結モードクラッチを締結することで、トロイダル変速機構の変速比に応じた変速比を得ることができる。

日本特開２００８−７５８６３号公報 日本特開平１１−２２３２５７号公報

ところで上記特許文献１に記載された無段変速機は、変速機全体の変速比のレンジがトロイダル変速機構の変速比のレンジによって決められてしまうため、発進に必要なトルクを確保するためにエンジンおよびトロイダル変速機構の間にトルク増幅機能を有するトルクコンバータを設ける必要があり、そのために発進時の効率が低下する問題がある。

また上記特許文献２に記載された無段変速機は、駆動力がトロイダル変速機構および一定変速機を循環する動力循環構造を採用したために、トロイダル変速機構を通過するトルクが大きくなって骨格が大型化する問題があるだけでなく、無限大の変速比を挟んで前進側の変速比および後進側の変速比を得る構造であるために、故障によりトロイダル変速機構の変速比が意図する変速比からずれると、車両が意図する方向と逆方向に進行する異走が発生する可能性がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、無段変速機全体の変速比のレンジをトロイダル変速機構単体の変速比のレンジよりも大きく確保するとともに、トロイダル変速機構の故障時の異走を確実に防止することを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明は、駆動源に接続されたメインシャフト上に設けられた第１変速部と、駆動輪に接続されたカウンタシャフト上に設けられた第２変速部とから成り、前記第１変速部は、前記メインシャフトと共に回転する入力ディスクと、前記メインシャフトに相対回転自在に支持された出力ディスクと、前記入力ディスクおよび前記出力ディスク間に挟持された一対のパワーローラとを備え、前記一対のパワーローラを揺動させて前記入力ディスクおよび前記出力ディスクとの接触点の位置を変化させることで変速比を変更するトロイダル変速機構であり、前記第２変速部は、前記出力ディスクに接続された第１要素と、前記第１要素に接続された第２要素と、前記第２要素に接続された第３要素とを有する第１遊星歯車機構と；前記第２要素と一体に回転する第４要素と、前記第４要素に接続されて前記第３要素と一体に回転する第５要素と、前記第５要素に接続されてケーシングに固定された第６要素とを有する第２遊星歯車機構と；前記第２要素を前記カウンタシャフトに結合可能な低速用クラッチと；前記第１要素を前記カウンタシャフトに結合可能な高速用クラッチと；前記第５要素を前記カウンタシャフトに結合可能な後進用クラッチとを備え、低速モードでは前記低速用クラッチを係合して前記高速用および後進用クラッチを係合解除し、高速モードでは前記高速用クラッチを係合して前記低速用および後進用クラッチを係合解除し、後進モードでは前記後進用クラッチを係合して前記低速用および高速用クラッチを係合解除することを特徴とする。

尚、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ３１、リングギヤ３２およびキャリヤ３３はそれぞれ本発明の第１要素、第３要素および第２要素に対応し、実施の形態の第２遊星歯車機構Ｐ２のサンギヤ３７、リングギヤ３８およびキャリヤ３９はそれぞれ本発明の第４要素、第６要素および第５要素に対応する。

本発明の特徴によれば、一対のパワーローラを揺動させて入力ディスクおよび出力ディスクとの接触点の位置を変化させると、第１変速部を構成するトロイダル変速機構の変速比が変更される。また第２変速部の低速用クラッチ、高速用クラッチおよび後進用クラッチのうち、低速用クラッチを係合すると第２変速部の変速比が大きくなり、高速用クラッチを係合すると第２変速部の変速比が小さくなり、後進用クラッチを係合すると第２変速部の変速比が負になる。従って、第１、第２変速部の変速比の組み合わせによって無段変速機全体の変速比のレンジを拡大し、トルク増幅作用を有するトルクコンバータを必要とせずに車両の発進を可能にすることができるだけでなく、車両の前進走行および後進走行の切り換えが第２変速部だけで行われることで、第１変速部のトロイダル変速機構が故障して変速比が意図する変速比からずれても、車両が意図する方向と逆方向に進行する異走が発生することがない。

図１は無段変速機のスケルトン図である。（第１の実施の形態） 図２は無段変速機のスケルトン図である。（比較例） 図３は第２変速部の速度線図である。（第１の実施の形態および比較例） 図４は第１変速部の変速比と無段変速機の変速比との関係を示す図である。（第１の実施の形態および比較例）

１１ メインシャフト
１２ カウンタシャフト
２２ 入力ディスク
２３ 出力ディスク
２６ パワーローラ
３１ サンギヤ（第１要素）
３２ リングギヤ（第３要素）
３３ キャリヤ（第２要素）
３７ サンギヤ（第４要素）
３８ リングギヤ（第６要素）
３９ キャリヤ（第５要素）
４１ ケーシング
Ｃ１ 低速用クラッチ
Ｃ２ 高速用クラッチ
Ｃ３ 後進用クラッチ
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｐ１ 第１遊星歯車機構
Ｐ２ 第２遊星歯車機構
Ｔ１ 第１変速部
Ｔ２ 第２変速部
Ｗ 駆動輪

以下、図１〜図４に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

第１の実施の形態

図１に示すように、自動車用の無段変速機Ｔは、エンジンＥから駆動輪Ｗ，Ｗに至る動力伝達経路の上流側に配置された第１変速部Ｔ１と、第１変速部Ｔ１の下流側に配置された第２変速部Ｔ２と、第２変速部Ｔ２の下流側に配置された減速部Ｔ３とを備えており、第１変速部Ｔ１はメインシャフト１１上に配置され、第２変速部はカウンタシャフト１２上に配置され、減速部Ｔ３は減速シャフト１３を備える。

エンジンＥのクランクシャフト１４はフライホイール１５を介してメインシャフト１１に接続される。カウンタシャフト１２に固設した第１減速ギヤ１６は、減速シャフト１３に固設した第２減速ギヤ１７に噛合し、減速シャフト１３に固設したファイナルドライブギヤ１８はディファレンシャルギヤＤのケースに固設したファイナルドリブンギヤ１９に噛合する。減速シャフト１３、第１減速ギヤ１６、第２減速ギヤ１７、ファイナルドライブギヤ１８およびファイナルドリブンギヤ１９は前記減速部Ｔ３を構成する。ディファレンシャルギヤＤから左右に延びる車軸２０，２０に駆動輪Ｗ，Ｗが接続される。

無段変速機Ｔは実質的に同一構造の第１トロイダル変速機構２１Ｆおよび第２トロイダル変速機構２１Ｒを備える。第１トロイダル変速機構２１Ｆは、メインシャフト１１に固定された概略コーン状の入力ディスク２２と、メインシャフト１１に相対回転自在に支持された概略コーン状の出力ディスク２３と、ローラ軸２４まわりに回転自在に支持されるとともにトラニオン軸２５，２５まわりに傾転自在に支持されて前記入力ディスク２２および出力ディスク２３に当接可能な一対のパワーローラ２６，２６とを備える。入力ディスク２２および出力ディスク２３の対向面はトロイダル曲面から構成されており、パワーローラ２６，２６がトラニオン軸２５，２５まわりに傾転すると、入力ディスク２２および出力ディスク２３に対するパワーローラ２６，２６の接触点が変化する。

第２トロイダル変速機構２１Ｒは、メインシャフト１１に相対回転自在に支持したドライブギヤ２７を挟んで、前記第１トロイダル変速機構２１Ｌと実質的に面対称な構造を備える。ドライブギヤ２７は、第１、第２トロイダル変速機構２１Ｌ，２１Ｒの出力ディスク２３，２３に一体に結合される。

第２無段変速機構２１Ｒの入力ディスク２２は、メインシャフト１１にローラスプラインを介して相対回転不能かつ軸方向摺動可能に支持される。メインシャフト１１の軸端にシリンダ２８が同軸に設けられており、このシリンダ２８の内部に摺動自在に嵌合する第２無段変速機構２１Ｒの入力ディスク２２との間に油室２９が形成される。従って、油室２９に油圧を供給すると、第２無段変速機構２１Ｒの入力ディスク２２と、第１、第２無段変速機構２１Ｆ，２１Ｒの出力ディスク２３，２３とが、第１無段変速機構２１Ｆの入力ディスク２２に向けて押圧され、入力ディスク２２，２２および出力ディスク２３，２３とパワーローラ２６…との間のスリップを抑制する荷重を発生させることができる。

第２変速部Ｔ２は、シングルピニオン型の第１遊星歯車機構Ｐ１と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車機構Ｐ２と、低速用クラッチＣ１と、高速用クラッチＣ２と、後進用クラッチＣ３とを備える。

第１遊星歯車機構Ｐ１は、サンギヤ３１と、リングギヤ３２と、キャリヤ３３と、キャリヤ３３に回転自在に支持されてサンギヤ３１およびリングギヤ３２に同時に噛合する複数のピニオン３４…とを備える。第１変速部Ｔ１のドライブギヤ２７に噛合するドリブンギヤ３５と前記サンギヤ３１とが固設された第１スリーブ３６がカウンタシャフト１２の外周に相対回転自在に嵌合しており、第１スリーブ３６は前記高速用クラッチＣ２を介してカウンタシャフト１２に結合可能である。

第２遊星歯車機構Ｐ２は、サンギヤ３７と、リングギヤ３８と、キャリヤ３９と、キャリヤ３９に回転自在に支持されてサンギヤ３７およびリングギヤ３８に同時に噛合する複数のピニオン４０…とを備える。リングギヤ３８はケーシング４１に固定される。サンギヤ３７と第１変速部Ｔ１のキャリヤ３３とが固設された第２スリーブ４２がカウンタシャフト１２の外周に相対回転自在に嵌合しており、第２スリーブ４２は前記低速用クラッチＣ１を介してカウンタシャフト１２に結合可能である。第１遊星歯車機構Ｐ１のリングギヤ３２および第２遊星歯車機構Ｐ２のキャリヤ３９は一体に結合されており、それらは前記後進用クラッチＣ３を介してカウンタシャフト１２に結合可能である。符号４３は、カウンタシャフト１２固設されたパーキングギヤである。

次に、図２に基づいて比較例の無段変速機Ｔの構造を説明する。

比較例の無段変速機Ｔも第１変速部Ｔ１、第２変速部Ｔ２および減速部Ｔ３を備えており、第１変速部Ｔ１および減速部Ｔ３の構造は実施の形態の無段変速機Ｔと同じであり、第２変速部Ｔ２の一部の構造だけが実施の形態と異なっている。

即ち、実施の形態では第１遊星歯車機構Ｐ１のリングギヤ３２が第２遊星歯車機構Ｐ２のキャリヤ３９に結合されているが、比較例では第１遊星歯車機構Ｐ１のリングギヤ３２および第２遊星歯車機構Ｐ２のリングギヤ３８が共にケーシング４１に結合されており、その他の構成は同一である。

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。

先ず、第１変速部Ｔ１の第１トロイダル変速機構２１Ｆおよび第２トロイダル変速機構２１Ｒの作用を説明する。パワーローラ２６，２６が矢印ａ方向に傾転すると、入力ディスク２２との接触点がメインシャフト１１に対して半径方向外側に移動するとともに、出力ディスク２３との接触点がメインシャフト１１に対して半径方向内側に移動するため、入力ディスク２２の回転が増速して出力ディスク２３に伝達され、第１変速部Ｔ１の変速比が連続的にＯＤ側に変化する。一方、パワーローラ２６，２６が矢印ｂ方向に傾転すると、入力ディスク２２との接触点がメインシャフト１１に対して半径方向内側に移動するとともに、出力ディスク２３との接触点がメインシャフト１１に対して半径方向外側に移動するため、入力ディスク２２の回転が減速して出力ディスク２３に伝達され、第１変速部Ｔ１の変速比が連続的にＬＯＷ側に変化する。

従って、エンジンＥのクランクシャフト１４からメインシャフト１１に入力された駆動力は、第１変速部Ｔ１の変速比のレンジ内の任意の変速比で無段階に変速されてドライブギヤ２７から第２変速部Ｔ２のドリブンギヤ３５に伝達される。

一方、第２変速部Ｔ２は、前進低速変速段、前進高速変速段および後進変速段を切り換え可能な有段変速機として機能する。

低速用クラッチＣ１が係合して高速用および後進用クラッチＣ２，Ｃ３が係合解除した状態では、第１遊星歯車機構Ｐ１のキャリヤ３３および第２遊星歯車機構Ｐ２のサンギヤ３７が第２スリーブ４２および係合した低速用クラッチＣ１を介してカウンタシャフト１２に結合されるため、第１変速部Ｔ１からドリブンギヤ３５を経て第１スリーブ３６に入力した駆動力は、第１遊星歯車機構Ｐ１および第２遊星歯車機構Ｐ２で回転方向を変えずに減速されてカウンタシャフト１２に伝達され、そこから第１減速ギヤ１６→第２減速ギヤ１７→減速シャフト１３→ファイナルドライブギヤ１８→ファイナルドリブンギヤ１９→ディファレンシャルギヤＤ→車軸２０，２０の経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

また高速用クラッチＣ２が係合して低速用および後進用クラッチＣ１，Ｃ３が係合解除した状態では、第１変速部Ｔ１からドリブンギヤ３５を経て第１スリーブ３６に入力した駆動力は直接カウンタシャフト１２に伝達され、そこから第１減速ギヤ１６→第２減速ギヤ１７→減速シャフト１３→ファイナルドライブギヤ１８→ファイナルドリブンギヤ１９→ディファレンシャルギヤＤ→車軸２０，２０の経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

また後進用クラッチＣ３が係合して低速用および高速用クラッチＣ１，Ｃ２が係合解除した状態では、第１遊星歯車機構Ｐ１のリングギヤ３２および第２遊星歯車機構Ｐ２のキャリヤ３９が第２スリーブ４２および係合した後進用クラッチＣ３を介してカウンタシャフト１２に結合されるため、第１変速部Ｔ１からドリブンギヤ３５を経て第１スリーブ３６に入力した駆動力は、第１遊星歯車機構Ｐ１および第２遊星歯車機構Ｐ２で回転方向を逆方向に変えた状態で減速されてカウンタシャフト１２に伝達され、そこから第１減速ギヤ１６→第２減速ギヤ１７→減速シャフト１３→ファイナルドライブギヤ１８→ファイナルドリブンギヤ１９→ディファレンシャルギヤＤ→車軸２０，２０の経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

以上のように、第２変速部Ｔ２の高速用クラッチＣ２だけが係合して高速モードが確立した状態では、第２変速部Ｔ２の変速比が１に固定されるため、無段変速機Ｔ全体の変速比は、第１変速部Ｔ１の変速（＝可変値）×第２変速部Ｔ２の変速比（＝１）×減速部Ｔ３の変速比（＝固定値）を乗算したものとなる。

一方、第２変速部Ｔ２の低速用クラッチＣ１だけが係合して低速モードが確立した状態では、第２変速部Ｔ２の変速比が１よりも大きい値に固定されるため、無段変速機Ｔ全体の変速比は、第１変速部Ｔ１の変速比（＝可変値）×第２変速部Ｔ２の変速比（＞１）×減速部Ｔ３の変速比（＝固定値）を乗算したものとなり、前記高速モードが確立した状態での変速比よりも高変速比側にシフトする。

よって低速モードおよび高速モードを組み合わせることにより、トロイダル変速機構よりなる第１変速部Ｔ１の変速比のレンジを拡大することなく、無段変速機Ｔ全体の変速比のレンジを広げるとともに、そのレンジを高変速比側にシフトすることが可能となり、エンジンＥおよび無段変速機Ｔ間にトルク増幅作用を有するトルクコンバータを配置することなく、充分な高変速比を実現して車両のスムーズな前進発進を可能にすることができる。

また第２変速部Ｔ２の後進用クラッチＣ３だけが係合して後進モードが確立した状態では、第２変速部Ｔ２の変速比が−１よりも小さい負値に固定されるため、無段変速機Ｔ全体の変速比は、第１変速部Ｔ１の変速比（＝可変値）×第２変速部Ｔ２の変速比（＜−１）×減速部Ｔ３の変速比（＝固定値）を乗算したものとなり、エンジンＥおよび無段変速機Ｔ間にトルク増幅作用を有するトルクコンバータを配置することなく、充分な高変速比を実現して車両のスムーズな後進発進を可能にすることができる。

図２に示す比較例の無段変速機Ｔも、図１に示す実施の形態の無段変速機Ｔと同様に、低速用クラッチＣ１、高速用クラッチＣ２および後進用クラッチＣ３の選択的な係合により、低速モード、高速モードおよび後進モードを切り換えることができる。

図３（Ａ）は、実施の形態の第２変速部Ｔ２の１共線４要素の速度線図を示すものであり、第２遊星歯車機構Ｐ２のリングギヤ３８がケーシング４１に固定されて回転が停止している。第１変速部Ｔ１から第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ３１に入力された回転は、前進用クラッチＣ２の係合によりカウンタシャフト１２に直接出力される。また低速用クラッチＣ１の係合により、第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ３１の回転は、一体に結合された第１遊星歯車機構Ｐ１のキャリヤ３３および第２遊星歯車機構Ｐ２のサンギヤ３７を介して、減速されてカウンタシャフト１２に出力される。また後進用クラッチＣ３の係合により、第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ３１の回転は、一体に結合された第１遊星歯車機構Ｐ１のリングギヤ３２および第２遊星歯車機構Ｐ２のキャリヤ３９を介して、減速されて逆回転となってカウンタシャフト１２に出力される。

図３（Ａ）において、λ１は、第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ３１の歯数Ｚｓおよびリングギヤ３２の歯数Ｚｒ１の比Ｚｒ１／Ｚｓ１であり、λ２は、第２遊星歯車機構Ｐ２のサンギヤ３７の歯数Ｚｓ２およびリングギヤ３８の歯数Ｚｒ２の比Ｚｒ２／Ｚｓ２である。

図４（Ａ）は、横軸に無段変速機Ｔ全体の変速比をとり、縦軸に第１変速部Ｔ１の変速比をとったもので、破線のラインは無段変速機Ｔの変速比が無限大、つまり出力回転数＝０の状態を示している。同図から明らかなように、低速モード、高速モードおよび後進モードの何れの場合も出力回転数＝０の破線ラインを横切っておらず、よってトロイダル変速機構よりなる第１変速部Ｔ１が故障して変速比が意図せぬ状態になっても、無段変速機Ｔ全体の変速比が前進側から後進側に、あるいは後進側から前進側に破線ラインを横切ることはない。これにより、トロイダル変速機構よりなる第１変速部Ｔ１が故障した場合に、車両が意図せぬ方向に逆走する事態を未然に回避することができる。

また図４（Ａ）に斜線を施した領域では、第１変速部Ｔ１の変速比を調整することで、低速モードでも高速モードでも同じ変速比を達成することができるため、車両の運転状態に応じて低速モードおよび高速モードの有利な方を採用することができる。

図３（Ｂ）は、比較例の第２変速部Ｔ２の１共線４要素の速度線図を示すものであり、第１遊星歯車機構Ｐ１のリングギヤ３２および第２遊星歯車機構Ｐ２のリングギヤ３８がケーシング４１に固定されて回転が停止している。第１変速部Ｔ１から第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ３１に入力された回転は、前進用クラッチＣ２の係合によりカウンタシャフト１２に直接出力される。また低速用クラッチＣ１の係合により、第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ３１の回転は、一体に結合された第１遊星歯車機構Ｐ１のキャリヤ３３および第２遊星歯車機構Ｐ２のサンギヤ３７を介して、減速されてカウンタシャフト１２に出力される。また後進用クラッチＣ３の係合により、第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ３１の回転は、第２遊星歯車機構Ｐ２のキャリヤ３９を介して、減速されて逆回転となってカウンタシャフト１２に出力される。

図４（Ｂ）に示す比較例は、低速モード、高速モードおよび後進モードの何れの場合も出力回転数＝０の破線ラインを横切っておらず、よってトロイダル変速機構よりなる第１変速部Ｔ１が故障して変速比が意図せぬ状態になっても、無段変速機Ｔ全体の変速比が前進側から後進側に、あるいは後進側から前進側に破線ラインを横切ることはない。これにより、トロイダル変速機構よりなる第１変速部Ｔ１が故障した場合に、車両が意図せぬ方向に逆走する事態を未然に回避することができる。また斜線を施した領域では、第１変速部Ｔ１の変速比を調整することで、低速モードでも高速モードでも同じ変速比を達成することができるため、車両の運転状態に応じて低速モードおよび高速モードの有利な方を採用することができる。

以上のように、実施の形態および比較例は共に上記作用効果を奏することが可能であるが、それぞれ得失を有している。図４（Ａ）の実施の形態および図４（Ｂ）の比較例を比較すると明らかなように、低速モードおよび後進モードの変速比のレンジを同一に設定した場合に、実施の形態の方が比較例に比べて高速モードの変速比のレンジを大きく確保できるので、実施の形態の無段変速機Ｔ全体の変速比のレンジＲ１を、比較例の無段変速機Ｔ全体の変速比のレンジＲ２よりも大きくすることができる。

その理由は、低速モードにおいて、実施の形態は第１、第２遊星歯車機構Ｐ１，Ｐ２の両方が減速に寄与するために大きな減速比が稼げるのに対し、比較例では第１遊星歯車機構Ｐ１だけ減速に寄与するために大きな減速比が稼げないからである。その反面、低速モードにおいて、実施の形態は第１、第２遊星歯車機構Ｐ１，Ｐ２の両方のフリクションによって伝達効率が低くなるが、比較例では減速に寄与しない第２遊星歯車機構Ｐ２のフリクションが減少することで伝達効率が高くなる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、実施の形態のトロイダル変速機構はダブルキャビティ型のものであるが、シングルキャビティ型のものであっても良い。

また第２変速部Ｔ２の第１遊星歯車機構Ｐ１および第２遊星歯車機構Ｐ２の組み合わせは、１共線４要素の速度線図を構成するものであれば、実施の形態に限定されるものではない。

また本発明の駆動源は実施の形態のエンジンＥに限定されず、モータ・ジェネレータやエンジンおよびモータ・ジェネレータの両方であっても良い。

Claims (1)

1. 駆動源（Ｅ）に接続されたメインシャフト（１１）上に設けられた第１変速部（Ｔ１）と、駆動輪（Ｗ）に接続されたカウンタシャフト（１２）上に設けられた第２変速部（Ｔ２）とから成り、
   前記第１変速部（Ｔ１）は、
   前記メインシャフト（１１）と共に回転する入力ディスク（２２）と、前記メインシャフト（１１）に相対回転自在に支持された出力ディスク（２３）と、前記入力ディスク（２２）および前記出力ディスク（２３）間に挟持された一対のパワーローラ（２６）とを備え、前記一対のパワーローラ（２６）を揺動させて前記入力ディスク（２２）および前記出力ディスク（２３）との接触点の位置を変化させることで変速比を変更するトロイダル変速機構であり、
   前記第２変速部（Ｔ２）は、
   前記出力ディスク（２３）に接続された第１要素（３１）と、前記第１要素（３１）に接続された第２要素（３３）と、前記第２要素（３３）に接続された第３要素（３２）とを有する第１遊星歯車機構（Ｐ１）と；
   前記第２要素（３３）と一体に回転する第４要素（３７）と、前記第４要素（３７）に接続されて前記第３要素（３２）と一体に回転する第５要素（３９）と、前記第５要素（３９）に接続されてケーシング（４１）に固定された第６要素（３８）とを有する第２遊星歯車機構（Ｐ２）と；
   前記第２要素（３３）を前記カウンタシャフト（１２）に結合可能な低速用クラッチ（Ｃ１）と；
   前記第１要素（３１）を前記カウンタシャフト（１２）に結合可能な高速用クラッチ（Ｃ２）と；
   前記第５要素（３９）を前記カウンタシャフト（１２）に結合可能な後進用クラッチ（Ｃ３）とを備え、
   低速モードでは前記低速用クラッチ（Ｃ１）を係合して前記高速用および後進用クラッチ（Ｃ２，Ｃ３）を係合解除し、高速モードでは前記高速用クラッチ（Ｃ２）を係合して前記低速用および後進用クラッチ（Ｃ１，Ｃ３）を係合解除し、後進モードでは前記後進用クラッチ（Ｃ３）を係合して前記低速用および高速用クラッチ（Ｃ１，Ｃ２）を係合解除することを特徴とする無段変速機。

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