JPWO2016052021A1 - 無段変速機 - Google Patents

Abstract

変速機の重量を増加させずにプーリーにおいてベルト伝達効率が高く且つリングダメージが小さい状態を確保しながら将来必要とされる所望の全変速レシオ（オーバーオールレシオ）幅を好適に確保することが可能な無段変速機を提供する。第１プーリー11の外径を第２プーリー12の外径より小さくする。第１入力軸1'及び第２入力軸2'を並列同軸構造とし、LOクラッチ3''及び第１伝達ギヤ組8を介して第１入力軸1'と第１出力軸14を連結すると共に、HIクラッチ3'及び第２伝達ギヤ組9を介して第２入力軸2'と第２出力軸15を連結する構成とする。また、低速モードにおいて第２プーリー12から出力される動力は第２伝達ギヤ組9、第２減速ギヤ23及びローファイナルギヤ16を介して差動装置D/Gへ伝達される一方、高速モードにおいて第１プーリー11から出力される動力はハイファイナルギヤ18を介して差動装置D/Gへ伝達されるようにする。

Description

本発明は無段変速機に関し、より詳細には変速機の重量を増加させずにプーリーにおいてベルト伝達効率が高く且つリングダメージ（ベルト負荷）が小さい状態を確保しながら将来必要とされる所望の全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）を好適に確保することが可能な無段変速機に関するものである。

一般に、変速機の変速レシオ幅が広い場合、エンジンの負荷を軽減しながらスムーズな発進および加速、更には低回転での高速巡行走行を可能とするため、エンジンの負荷軽減および燃料消費率向上に対し有利である。変速機がベルト式無段変速機の場合、変速レシオは駆動プーリーと従動プーリーにおけるベルト巻付き径の比によって決定される。従って、従来のベルト式無段変速機においては、より広い変速レシオ幅を確保するために、プーリー外径とプーリー軸間を出来る限り大きくしていた。その一方で、図１５に示されるように、プーリーレシオ幅のレシオ端近傍（ロー（ＬＯＷ）端近傍およびオーバードライブ（ＯＤ）端近傍）においてはベルト伝達効率及びリングダメージが極端に悪化する傾向にあるため、プーリーレシオ幅を広げることはベルト伝達効率およびベルト耐久性（寿命）にとってあまり好ましくないと考えられている。とは言うものの自動車システム全体で見た場合、プーリーレシオ幅のワイド化がエンジンの負荷軽減および燃料消費率の向上に与える貢献度は、ベルト伝達効率及びリングダメージの悪化を考慮しても大きいと考えられている。また、将来、巡行（クルーズ）時の更なるエンジンの低回転化（ＯＤ端の拡大）、また近年のダウンサイズコンセプトによる過給器付きエンジンの普及により、低回転域における小トルクを補うためのローギヤ化（ＬＯＷ端の拡大）、更に中・高回転領域における過給トルクアップに対応するためのハイギヤ化（ＯＤ端の拡大）が将来的に必要になるものと考えられる。従って、変速機の全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）は広い方が有利である。
また、変速機全体の全変速レシオ幅をプーリーレシオ幅より広く確保することが出来る無段変速機として、プーリーの出力段に遊星歯車機構から成る副変速機が設けられた無段変速機が知られている（例えば、特許文献１を参照）。

特許第３７３３８９３号公報

プーリーレシオ幅を広く確保するために、プーリー外径とプーリー軸間を拡大した場合、先ずプーリー外径の拡大によりプーリー単体の重量が増加する。加えて、各プーリーにおいて各ベルト巻付け径の動作範囲が拡大し、ベルト巻付け径の最大値はより大きくなる一方、最小値はより小さくなる。ベルト巻付き径の最大値がより大きくなると、剛性確保のためプーリー単体の重量が更に増加する。また、ベルト巻付き径の最小値がより小さくなると、ベルト負荷領域での使用が増えることによりベルトサイズが大きくなり、その結果ベルト単体の重量が増加する。次に、プーリー軸間を拡大した場合、ベルト全長が増大するため、プーリーと同様にベルト単体の重量が増加する。このように、プーリー外径とプーリー軸間を拡大した場合、プーリー及びベルトの重量が増加するため、変速機全体の重量が増加するという問題がある。なお、上記変速機全体の重量が増加するという問題は、上記特許文献１に記載された無段変速機に対しても同様に当てはまるものと考えられる。
また、プーリー外径とプーリー軸間を拡大した場合、ベルト負荷領域での使用が増えることにより、ベルト伝達効率が低く且つリングダメージの大きい領域でプーリーが動作することになるため、燃料消費率が悪化すると共に、ベルト耐久性が低下するという問題がある。
そこで、本発明は、上記従来技術の問題点に鑑み成されたものであり、その目的は、変速機の重量を増加させずにプーリーにおいてベルト伝達効率が高く且つリングダメージ（ベルト負荷）が小さい状態を確保しながら将来必要とされる所望の全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）を好適に確保することが可能な無段変速機を提供することにある。

上記目的を達成するための本発明に係る無段変速機では、駆動源からの回転動力を入力する入力軸（１、２、１'、２'、２"）と、前記入力軸（１、２、１'、２'、２"）と平行に配置される第１出力軸（１４、１４'）及び第２出力軸（１５、１５'）と、前記第１出力軸（１４、１４'）上に設けられた第１回転体（１１、１１'）と、前記第２出力軸（１５、１５'）上に設けられた第２回転体（１２、１２'）と、前記第１回転体（１１、１１'）と前記第２回転体（１２、１２'）との間で回転動力を伝達する動力伝達媒体（１３、１３'）と、前記駆動源から第１回転体（１１、１１'）に到る動力伝達経路中に設けられ回転動力を変速する第１伝達ギヤ組（８、８'）と、前記第２回転体（１２、１２'）から差動装置（Ｄ/Ｇ）に到る動力伝達経路中に設けられ回転動力を変速する第２伝達ギヤ組（９、９'）とを備えた無段変速機において、
前記第１回転体（１１、１１'）の外径は前記第２回転体（１２、１２'）の外径より小さいことを特徴とする。

上記構成では、第１回転体（例えばプーリー、ディスク）の外径を第２回転体の外径より小さくなるように構成されているため、第１回転体および第２回転体における変速レシオ幅（回転体変速レシオ幅）を縮小させ、動力伝達媒体（例えばＶベルト、パワーローラー）の伝達効率が高く且つ負荷の小さい領域で第１回転体および第２回転体を動作させることが可能となる。これにより、回転体の重量を増加させずに動力伝達媒体の伝達効率が高く且つ負荷（例えばベルト負荷、パワーローラー負荷）が小さい状態を確保することが可能となる。

本発明に係る無段変速機の第２の特徴は、前記駆動源からの回転動力を第１クラッチ（３''）を介して前記第１出力軸（１４、１４'）に伝達し、前記第１回転体（１１、１１'）、前記第２回転体（１２、１２'）および前記第２出力軸（１５、１５’）を介して前記差動装置（Ｄ/Ｇ）に伝達する第１変速経路と、
前記駆動源からの回転動力を第２クラッチ（３'）を介して前記第２出力軸（１５、１５'）に伝達し、前記第２回転体（１２、１２’）、前記第１回転体（１１、１１'）および前記第１出力軸（１４、１４'）を介して差動装置（Ｄ/Ｇ）に伝達する第２変速経路を有する、ことである。

上記構成では、第１回転体が駆動回転体となる上記第１変速経路と、第２回転体が駆動回転体となる上記第２変速経路を有するため、上記回転体を上記異径にしたことにより上記回転体における変速レシオ幅がより狭くなる場合であっても、無段変速機全体の全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）はより広くすることが可能となる。また、オーバーオールレシオ幅が必要（目標）とされる変速レシオ幅に対し余裕がある場合は、回転体の軸間を狭め、上記回転体変速レシオ幅をより狭く（ナロー化）し、動力伝達媒体の伝達効率がより高く且つ負荷のより小さい領域で第１及び第２回転体を動作させることも可能である。

本発明に係る無段変速機の第３の特徴は、前記第１変速経路の最大変速比は、前記第２変速経路の最大変速比より大きい、ことである。

上記構成では、外径の小さい第１回転体が駆動回転体となる第１変速経路が先に使用され、外径の大きい第２回転体が駆動回転体となる第２変速経路が続いて使用されるため、適正な全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）とすることが可能となる。

本発明に係る無段変速機の第４の特徴は、前記第１回転体（１１、１１'）および前記第２回転体（１２、１２'）による変速比が所定の値となる時、前記第１変速経路および前記第２変速経路は同一変速比となる、ことである。

上記構成では、上記第１変速経路および上記第２変速経路における変速比が同一変速比となる時に、上記第１回転体および第２回転体における駆動／従動関係を切り替えることにより、差回転をゼロにして第１変速経路から第２変速経路へ或いは第２変速経路から第１変速経路へ好適に切り替えることが可能となる。

本発明の無段変速機によれば、第１回転体（例えば駆動プーリー、入力ディスク）の外径が第２回転体（例えば従動プーリー、出力ディスク）の外径より小さくなるように構成されているため、第１回転体および第２回転体における変速レシオ幅を縮小させることが可能となる。その結果、動力伝達媒体（例えばＶベルト、パワーローラー）の伝達効率が高く且つ負荷の小さい領域で第１回転体および第２回転体を動作させることが可能となる。また、本発明の無段変速機では各回転体における動力の入出力関係（駆動／従動関係）が切り替わるように構成されているため、回転体を上記異径とすることにより、回転体単体の変速レシオ幅が縮小する場合であっても、変速機全体の全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）は回転体単体の変速レシオ幅よりも増大する。これにより、従来の無段変速機においてトレードオフの関係にあった変速レシオ幅と動力伝達媒体の伝達効率／負荷あるいは変速機の重量について、本発明の無段変速機によれば、変速機の重量を増加させずに動力伝達媒体の伝達効率が高く且つ負荷が小さい状態を確保しながら将来必要とされる所望の全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）を好適に確保することが可能となる。また、オーバーオールレシオ幅が必要（目標）とされる変速レシオ幅に対し余裕がある場合は、回転体の軸間を狭め、回転体単体の変速レシオ幅をより狭く（ナロー化）し、動力伝達媒体の伝達効率がより高く且つ負荷のより小さい領域で第１及び第２回転体を動作させることも可能である。従って、本発明の無段変速機を車両に適用する場合、車両の燃料消費率が向上すると共にＶベルト等の動力伝達媒体の寿命が向上し、更に変速機全体の軽量化が実現される。

本発明の無段変速機を示すスケルトン説明図である。 本発明に係る第１プーリー及び第２プーリーを示す説明図である。 本発明の無段変速機のベルト外径φＢ[mm]におけるプーリー軸間、全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）及び異径比との相関を示すグラフである。 本発明の無段変速機のプーリー軸間:Ａ−２ｄ[mm]及びベルト外径φＢ[mm]における異径比とオーバーオールレシオとの相関を示すグラフである。 本発明の実施例１に係る無段変速機を示すスケルトン説明図である。 上記実施例１に係る無段変速機の低速モード（ローモード）における動力伝達経路（トルクフロー）を示す説明図である。 上記実施例１に係る無段変速機の第１移行モードにおける動力伝達経路（トルクフロー）を示す説明図である。 上記実施例１に係る無段変速機の第２移行モードにおける動力伝達経路（トルクフロー）を示す説明図である。 上記実施例１に係る無段変速機の高速モード（ハイモード）における動力伝達経路（トルクフロー）を示す説明図である。 本発明の実施例２に係る無段変速機を示すスケルトン説明図である。 本発明の実施例３に係る無段変速機を示すスケルトン説明図である。 本発明の無段変速機に係るエンジン回転数と速度との相関を示すグラフである。 本発明の実施例４に係る無段変速機を示すスケルトン説明図である。 本発明の実施例５に係る無段変速機を示すスケルトン説明図である。 本発明に係るプーリーレシオとベルト伝達効率およびリングダメージとの相関を示すグラフである。

以下、図に示す実施の形態により本発明をさらに詳細に説明する。

図１は、本発明の無段変速機１００を示すスケルトン説明図である。なお、説明の都合上、トルクコンバータＴ/Ｃ及び差動装置Ｄ/Ｇについても併せて図示されている。
この無段変速機１００は、詳細については図２から図４を参照しながら後述するが、第１プーリー１１の外径を第２プーリー１２の外径より小さくすることにより、プーリー単体における変速レシオ幅をより狭め、ベルトの伝達効率が高く且つリングダメージ（ベルト負荷）の小さい領域で第１プーリー１１及び第２プーリー１２が動作するように構成されている。また、詳細については図５から図１１を参照しながら後述するが、変速機全体の全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）が、プーリー単体の変速レシオ幅より広い変速レシオ幅となるようにプーリーの動力伝達に係る入／出力関係（駆動／従動関係）が切り替わるように構成されている。従って、プーリーを上記異径とすることにより、プーリー単体における変速レシオ幅がより狭くなる場合であっても、将来必要とされる所望の全変速レシオ幅を好適に確保することが可能となる。更に、オーバーオールレシオ幅が必要（目標）とされる変速レシオ幅に対し余裕がある場合は、プーリー軸間を狭め、プーリー単体の変速レシオ幅をより狭く（ナロー化）し、ベルト伝達効率がより高く且つリングダメージ（ベルト負荷）のより小さい領域で第１プーリー１１及び第２プーリー１２を動作させることも可能である。

そのため、本無段変速機１００の構成としては、トルクコンバータＴ/Ｃから伝達される回転動力を受ける第１入力軸１と、クラッチ３を介して第１入力軸１と直列に連結する第２入力軸２と、第１入力軸１と第２入力軸２を連結／非連結するクラッチ３と、第２入力軸２上に固定されたサンギヤ４と、サンギヤ４とリングギヤ６の双方に噛み合うプラネタリギヤ５と、クラッチ３のクラッチドラム３ａに一体化されプラネタリギヤ５と噛み合うリングギヤ６と、プラネタリギヤ５のサンギヤ４（第２入力軸２）回りの公転を抑止するリバースブレーキ７と、第２入力軸２を伝動する動力を減速して第１プーリー１１へ伝達する低速モード（ローモード、ＬＯモード）用リダクションギヤ組（以下、「第１伝達ギヤ組」という。）８と、第２入力軸２を伝動する動力を増速して第２プーリー１２へ伝達する高速モード（ハイモード、ＨＩモード）用インダクションギヤ組（以下、「第２伝達ギヤ組」という。）９と、第１伝達ギヤ組８または第２伝達ギヤ組９を選択的に第２入力軸２に一体化する低速／高速モード切替え用シンクロ機構（以下、「第１シンクロ機構」という。）１０と、Ｖベルト１３の巻付き径をそれぞれ変化させて動力を変速する第１プーリー１１及び第２プーリー１２と、第１プーリー１１から第２プーリー１２へ又は第２プーリー１２から第１プーリー１１へ動力を伝達するＶベルト１３と、第１プーリー１１の回転軸となる第１出力軸１４と、第２プーリー１２の回転軸となる第２出力軸１５と、低速モード時の最終減速ギヤとなるローファイナルギヤ１６と、ローファイナルギヤ１６を第２出力軸１５に一体化するローファイナルギヤ用シンクロ機構（以下、「第２シンクロ機構」という。）１７と、高速モード時の最終減速ギヤとなるハイファイナルギヤ１８と、ハイファイナルギヤ１８を第１出力軸１４に一体化するハイファイナルギヤ用シンクロ機構（以下、「第３シンクロ機構」という。）１９と、を具備して構成される。なお、ここで言う「低速モード」とは、第１プーリー１１を駆動プーリーとすると共に、第２プーリー１２を従動プーリーとしてプーリーレシオを所定の範囲だけ変化させる変速モードを言い、逆に、「高速モード」とは、第１プーリー１１を従動プーリーとすると共に、第２プーリー１２を駆動プーリーとしてプーリーレシオを所定の範囲だけ変化させる変速モードを言う。以下、各構成について更に説明する。

クラッチ３は、例えば湿式多板クラッチであり、第１入力軸１に固定されたクラッチドラム３ａと、第２入力軸２に固定されたクラッチハブ３ｂと、その間に設けられたピストン３ｃとを備える。クラッチドラム３ａの内周面には複数の第１プレート３ｄがそれぞれ立設されると共に、クラッチハブ３ｂの外周面には第１プレート間に嵌め込まれる複数の第２プレート３ｅがそれぞれ立設され、第１プレート３ｄと第２プレート３ｅが交互に対向して配設されている。そして、第１入力軸１の内部に形成された油路（図示せず）を介してピストン３ｃに油圧が供給されると、ピストン３ｃは左方に変位して第１プレート３ｄを第２プレート３ｅに押し付け、第１プレート３ｄと第２プレート３ｅがピストン３ｃによって締結され、第１入力軸１と第２入力軸２が接続（連結）される。他方、油圧が油路を介して排出される時、ピストン３ｃの押圧が解除され、第１プレート３ｄと第２プレート３ｅが開放され、第１入力軸１と第２入力軸２が切断（非連結状態に）される。

サンギヤ４、プラネタリギヤ５及びリングギヤ６は遊星歯車機構を構成している。後述するように、クラッチ３が締結した状態においてリバースブレーキ７が締結される時、第１入力軸１の回転動力は逆回転に第２入力軸２へ伝達され、第１出力軸１４→第１プーリー１１→Ｖベルト１３→第２プーリー１２→第２出力軸１５→第２シンクロ機構１７→ローファイナルギヤ１６→差動装置Ｄ/Ｇという動力伝達経路に沿って出力される。これにより後進モードを実現することができる。

リバースブレーキ７は、クラッチ３と同様に湿式多板クラッチであり、その締結／開放に係る機構はクラッチ３と同じである。なおクラッチドラムがケース（図示せず）の一部に固定されていると共に、クラッチハブがプラネタリギヤ５と一体となって回転することができる。

第１伝達ギヤ組８は、ギヤ比ｉ_redが１より大きい減速ギヤである一方、第２伝達ギヤ組９は、ギヤ比ｉ_indが１より小さい増速ギヤである。また、ローファイナルギヤ１６と差動装置Ｄ/Ｇ（ファイナルドリブンギヤ）とのギヤ比をｉ_loFと、ハイファイナルギヤ１８と差動装置Ｄ/Ｇ（ファイナルドリブンギヤ）とのギヤ比をｉ_hiFと、プーリーレシオの最小値をｉ_minとする時、上記ギヤ比ｉ_red、ｉ_ind、ｉ_loF、ｉ_hiF、ｉ_minの間には、以下の関係式が成立する。
式１：ｉ_red×ｉ_min＝ｉ_ind
式２：ｉ_loF×ｉ_min＝ｉ_hiF
すなわち、変速モードが低速モードから高速モードに切り替わる直前・直後において、第２プーリー１２及び差動装置Ｄ/Ｇにおける差回転がそれぞれゼロとなるように、上記各ギヤ比は上記式１及び式２を満足する値に選定されている。

第１、第２及び第３シンクロ機構１０,１７,１９は、それぞれ第２入力軸２、第１出力軸１４、第２出力軸１５に固定され、外側端部に後述のシンクロスリーブ１０a,１７a,１９aを摺動可能に支持するシンクロハブ１０b,１７b,１９bと、シンクロハブ１０b,１７b,１９bの内周面に配設され入力ギヤ又は出力ギヤのコーン面に当接して回転軸とギヤとの間の差回転を吸収するブロッキングリング（図示せず）と、後述のシンクロスリーブ１０a,１７a,１９aとブロッキングリングとの間に配設されシンクロスリーブの荷重を緩衝させて均一にブロッキングリングに伝達する環状スプリング（図示せず）と、入力ギヤ又は出力ギヤ側に設けられたドグ歯（図示せず）とブロッキングリングの外側端部に設けられたドグ歯（図示せず）と噛み合うシンクロスリーブ１０a,１７a,１９aとから構成される。従って、シフトフォーク（図示せず）によってシンクロスリーブ１０a,１７a,１９aが左方または右方へ移動させられ、シンクロスリーブ１０a,１７a,１９aのスプライン歯がギヤ側のドグ歯間およびブロッキングリング側のドグ歯間を直列に貫通することにより第１伝達ギヤ組８及び第２伝達ギヤ組９又はローファイナルギヤ１６及びハイファイナルギヤ１８は、第２入力軸２、第１出力軸１４または第２出力軸１５にそれぞれ一体化される。

第１プーリー１１は、第１固定プーリー１１ａと第１可動プーリー１１ｂとから成り、第１固定プーリー１１ａは第１出力軸１４に固定され第１出力軸１４に対し軸方向に摺動（相対変位）することは出来ない。それに対し、第１可動プーリー１１ｂにはシリンダ室１１ｃが設けられ、そのシリンダ室１１ｃに供給されるオイルの油圧（側圧）に応じて第１出力軸１４ｃに対し軸方向に摺動することが可能である。従って、そのシリンダ室１１ｃに供給されるオイルの油圧（側圧）を変えることにより、第１固定プーリー１１ａと第１可動プーリー１１ｂとのプーリー幅（溝幅）を変えることが可能である。なお、第２プーリー１２も第１プーリー１１と同様な構成である。

また、詳細については図２を参照しながら後述するが、第１プーリー１１及び第２プーリー１２は、第１プーリー１１の外径φODia1が第２プーリー１２の外径φODia2より小さい、いわゆる異径プーリーを成して構成されている。

また、Ｖベルト１３は多数のエレメント（図示せず）とその両側に嵌め込まれた２本のリング(図示せず）から成り、エレメントに形成されたＶ字面がリングによって各プーリー面に押圧され、そのＶ字面とプーリー面との摩擦力によってエンジンからの回転動力を第１プーリー１１から第２プーリー１２へ、或いは第２プーリー１２から第１プーリー１１へそれぞれ伝達する。従って、第１プーリー１１と第２プーリー１２の両側圧をそれぞれ増減させることによって各プーリー幅を変化させ、Ｖベルト１３の両プーリーに対する巻付け半径を変化させることにより、伝達されて来る駆動力を巻付け半径の比に応じた変速比で第１プーリー１１から第２プーリー１２へ、或いは第２プーリー１２から第１プーリー１１へそれぞれ伝達することが可能となる。

図２は、本発明に係る第１プーリー１１及び第２プーリー１２を示す説明図である。
図２(a)に示されるように、第１プーリー１１の外径φODia1が第２プーリー１２の外径φODia2より小さくなっている。プーリーを上記異径とすることにより、第１プーリー１１におけるＶベルト１３の動作範囲が同径に比べより狭くなることにより、第１プーリー１１及び第２プーリー１２による変速レシオ幅（プーリーレシオ幅）は同径に比べより狭くなる。プーリーレシオ幅が狭くなることにより、図１５に示される通りベルト伝達効率が高く且つリングダメージ（ベルト負荷）が小さい領域で第１プーリー１１及び第２プーリー１２を動作させることが可能となる。

また、図２(b)に示されるように、プーリー軸間を狭めていく（A→A'）と、Ｖベルト１３の外径が一定（すなわちＶベルト１３の周長が一定）の場合、各プーリーにおけるＶベルト１３の巻付け径は、図２(a)に比べ更に拡大（r1→r1+Δr1、r2→r2+Δr2）するため、第１プーリー１１におけるＶベルト１３の動作範囲がプーリー軸間:Ａ'に比べより狭くなり、プーリーレシオ幅が更に狭くなる。しかしながら、上述した通り本無段変速機１００では、プーリーにおける駆動／従動関係が切り替わるように構成されているため、変速機全体のレシオ幅はプーリー単体におけるプーリーレシオ幅より極めて広く確保することが可能となる。なお、プーリー軸間をどの程度狭めることが可能かについては図３において、プーリーをどの程度異径にすべきかについては図４においてそれぞれ後述する。

図３は、本発明の無段変速機のベルト外径φＢ[mm]におけるプーリー軸間、全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）及び異径比との相関を示すグラフである。なお、異径比とは、第２プーリー１２の外径φODia2／第１プーリー１１の外径φODia1によって定義される値であり、全変速レシオ幅とは、第１プーリー１１と第２プーリー１２における変速比（プーリーレシオ）に上記第１伝達ギヤ組８または第２伝達ギヤ組９並びにローファイナルギヤ１６／ハイファイナルギヤ１８に係る最終減速比等のギヤ比ｉ_red,ｉ_ind,ｉ_hiF,ｉ_loFが掛け合わされた変速機全体の変速比である。また、「Ｒ」とは、本発明が目標とする全変速レシオ幅である。また、プーリー軸間:Ａ[mm]およびベルト外径φＢ[mm]は量産車において使用された実績値である。

図３(a)に示されるように、異径比＝１の時に、全変速レシオ幅は最大値（ピーク値）Ｒmaxをとり、異径比が１より大きくなるに従い、或いは１より小さくなるに従い全変速レシオ幅は減少する。従って、異径比＝１近傍の値を選択することにより、全変速レシオ幅を大きく確保することが可能となる。しかし、異径比＝１近傍の全変速レシオ幅は、目標とされる全変速レシオ幅Ｒに対し十分に余裕がある（オーバースペックである）ことが分かる。従って、本発明の無段変速機ではプーリー軸間:Ａ[mm]を更に狭め、その結果、プーリー単体におけるプーリーレシオ幅が更に狭くなり、Ｖベルト１３のベルト伝達効率が高く且つリングダメージ（ベルト負荷）の小さい領域で第１プーリー１１及び第２プーリー１２を動作させることが可能となる。

図３(b)に示されるように、プーリー軸間をＡ[mm]から更にｄ[mm]狭める場合、異径比＝１の両側にピーク値Ｒmaxが２つ出現すると共に、全変速レシオ幅のピーク値Ｒmaxは図３(a)に比べ低下する。しかしながら、目標とされる全変速レシオ幅Ｒとピーク値Ｒmaxとの差はΔＲ2（＜ΔＲ1）あり、異径比＝１近傍の全変速レシオ幅は目標とされる全変速レシオ幅Ｒに対しまだ十分に余裕があることが分かる。従って、本発明の無段変速機ではプーリー軸間:Ａ−ｄ[mm]を更に狭め、Ｖベルト１３のベルト伝達効率が高く且つリングダメージ（ベルト負荷）の小さい領域で第１プーリー１１及び第２プーリー１２を動作させることが可能となる。

図３(c)に示されるように、プーリー軸間をＡ−ｄ[mm]から更にｄ[mm]狭める場合、図３(b)と同様に、異径比＝１の両側にピーク値Ｒmaxが２つ出現するが、全変速レシオ幅のピーク値Ｒmaxは図３(b)よりもさらに低下し、目標とされる変速レシオ幅Ｒにかなり近くなる。このように、本発明の無段変速機においては、ベルト外径がφＢ[mm]の時、プーリー軸間をＡ[mm]から更に２ｄ[mm]短縮することが可能となる。また本発明に係る異径比は、目標とされる全変速レシオ幅Ｒを満たす異径比幅Δr_ODの中から選定される。この異径比幅Δr_ODのどの値を選定するかについては、図４を参照しながら後述する。

図４は、本発明の無段変速機のプーリー軸間:Ａ−２ｄ[mm]及びベルト外径φＢ[mm]における異径比とオーバーオールレシオとの相関を示すグラフである。なお、図中の○、●、△、▲の各印は各異径比における低速モード（LOモード）に係るプーリーレシオ幅のLOW端、同OD端、高速モード（HIモード）に係るプーリーレシオ幅のLOW端、同OD端をそれぞれ示している。また、図中の右下がり斜線部分は低速モードに係るプーリーレシオの動作範囲を示し、同右上がり斜線部分は高速モードに係るプーリーレシオの動作範囲を示している。従って、各異径比における左端（○印）から右端（▲印）に到る水平方向の長さが本発明の無段変速機の全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）を示している。

図４に示されるように、例えば異径比＝r_ODaの時のオーバーオールレシオ幅は、そのＬＯＷ端はＲa_LOW（＞Ｒ_LOW）となる一方、そのＯＤ端はＲa_OD（＜Ｒ_OD）となり、必要なオーバーオールレシオ幅Ｒを超えている。同様に、異径比＝r_ODbの時のオーバーオールレシオ幅は、そのＬＯＷ端はＲb_LOW（＜Ｒ_LOW）となる一方、そのＯＤ端はＲb_OD（＞Ｒ_OD）となり、必要なオーバーオールレシオ幅Ｒより小さい。このように各異径比におけるオーバーオールレシオ幅のＬＯＷ端とＯＤ端を逐次検証していくと、異径比＝r_OD*におけるオーバーオールレシオ幅は必要なオーバーオールレシオ幅Ｒを満足する。なお、オーバーオールレシオ幅Ｒを満足する場合であっても、高速モードと低速モードのモード切替時に、差回転が発生しこれにより締結ショック等が発生する可能性がある。具体的には、例えば図４の異径比r_Odaのように、低速モードのＯＤ端と高速モードのＬＯＷ端との間に空白区間（値の無い区間）が存在する場合は差回転があることを意味する。従って、選定される異径比については差回転がないことが求められ、すなわち低速モードのＯＤ端と高速モードのＬＯＷ端が重なる必要がある。尚、差回転が少ない量であれば、切替機構をクラッチ等にすることで、変速時の差回転吸収能力と変速ショックを少なくすることが可能であり特に問題とはならない。また、オーバーオールレシオ幅Ｒおよび上記差回転条件を満足する異径比が複数存在する場合は、図１５に基づいてプーリーにおけるベルト効率が最も高く且つリングダメージの最も小さいプーリーレシオ幅を有異径比が所望の異径比として選定される。以上より、本発明におけるプーリーレシオ幅は例えばr_OD*と決定される。以下、上記第１プーリー１１及び第２プーリー１２を備えた本発明の無段変速機１００の具体的な実施例について説明する。

図５は、本発明の実施例１に係る無段変速機２００を示すスケルトン説明図である。
この無段変速機２００は上記無段変速機１００に対し、主に以下の点が変更されている。
（１）入力軸の機構について、上記無段変速機１００では直列同軸構造を成しているが、本無段変速機２００では並列同軸構造を成している。
（２）低速モード／高速モードの切替えは、上記無段変速機１００では第１シンクロ機構１０によって行われるが、本無段変速機２００では高速モード用クラッチ（ＨＩクラッチ）３'及び低速モード用クラッチ（ＬＯクラッチ）３''によって行われる。
（３）第１伝達ギヤ組８の軸に対する係合は、上記無段変速機１００では第１シンクロ機構１０によって行われるが、本無段変速機２００ではＬＯクラッチ３''によって行われる。
（４）第２伝達ギヤ組９の配置が第２入力軸２から第２出力軸１５に変更され、第２伝達ギヤ組９の第２出力軸１５に対する係合は前／後進シンクロ機構（Ｄ/Ｒシンクロ機構）１０'によって行われる。
（５）リバースモードは、上記無段変速機１００では遊星歯車機構及びリバースブレーキ７によって行われるが、本無段変速機２００ではリバースドライブギヤ２０、リバースアイドルギヤ２１及びリバースドリブンギヤ２２によって行われる。なお、リバースドライブギヤ２０の選択は（Ｄ/Ｒシンクロ機構）１０'によって行われる。
（６）第３出力軸２４が新たに設けられ、第２伝達ギヤ組９に噛み合う第２減速ギヤ２３ならびに第２減速ギヤ２３を第３出力軸２４に一体化させる低速モード用シンクロ機構（ローファイナルギヤ用シンクロ機構またはＬＯシンクロ機構）２５がその第３出力軸２４上に設けられている。

図６は、本発明の無段変速機２００の低速モード（ローモード）における動力伝達経路（トルクフロー）を示す説明図である。なお、図中及び以下の説明においてローファイナルギヤ用シンクロ機構２５及びハイファイナルギヤ用シンクロ機構１９は、ＬＯシンクロ機構２５及びＨＩシンクロ機構１９と簡略され記載されている。
先ず、ＨＩクラッチ３'を開放すると共にＬＯクラッチ３''を締結し、Ｄ/Ｒシンクロ機構１０'を前進側（第２伝達ギヤ組９）に係合させ、更にＨＩシンクロ機構１９を非係合状態とすると共にＬＯシンクロ機構２５を係合状態とし、第１プーリー１１及び第２プーリー１２において巻付け径をそれぞれ連続的に変化させることにより、トルクコンバータＴ/Ｃから入力した動力は、第１入力軸１'→ＬＯクラッチ３''→第１伝達ギヤ組８→第１出力軸１４→第１プーリー１１→Ｖベルト２３→第２プーリー１２→第２出力軸１５→Ｄ/Ｒシンクロ機構１０'→第２伝達ギヤ組９→第２減速ギヤ２３→ＬＯシンクロ機構２５→第３出力軸２４→ローファイナルギヤ１６→差動装置Ｄ/Ｇという伝達経路に沿って車輪へ伝達される。

本無段変速機２００の低速モードの全変速レシオについて、プーリーレシオをｉ_pulとする時、ｉ_red×ｉ_pul×１/ｉ_ind×ｉ_sec×ｉ_loFとなるため、上記無段変速機１００に比べ、ｉ_sec/ｉ_indだけハイギヤ設定にすることが可能である。

図７は、本発明の無段変速機２００の第１移行モードにおける動力伝達経路（トルクフロー）を示す説明図である。なお、ここで言う「移行モード」とは、低速モードから高速モードへ移行するモードを言い、高速モードへ移行するためには本第１移行モードと図８の第２移行モードという２つの移行モードを実行する必要がある。
プーリーレシオｉ_pul＝最小値ｉ_minl（ＯＤ端）になった時、第１移行モードとしてＨＩシンクロ機構１９をハイファイナルギヤ１８に係合させる。その結果、第１出力軸１４とハイファイナルギヤ１８が一体化され、トルクコンバータＴ/Ｃから入力した動力は、第１プーリー１１においてプーリーを経由する動力フローとプーリーを経由しない動力フローに二分される。すなわち、プーリーを経由する動力フローは、第１プーリー１１→Ｖベルト２３→第２プーリー１２→第２出力軸１５→Ｄ/Ｒシンクロ機構１０'→第２伝達ギヤ組９→第２減速ギヤ２３→ＬＯシンクロ機構２５→第３出力軸２４→ローファイナルギヤ１６→差動装置Ｄ/Ｇという伝達経路に沿って差動装置Ｄ/Ｇに伝達される動力フローである。一方、プーリーを経由しない動力フローは、第１出力軸１４→ＨＩシンクロ機構１９→ハイファイナルギヤ１８→差動装置Ｄ/Ｇという伝達経路に沿って差動装置Ｄ/Ｇに伝達される動力フローである。従って、ＨＩシンクロ機構１９がハイファイナルギヤ１８に係合される時、上記２つの動力フローが差動装置Ｄ/Ｇにおいて合流する。その際、差動装置Ｄ/Ｇのファイナルドリブンギヤにおいて差回転をゼロにするために、上記各ギヤ比について以下の式３に示される関係が成立するように各ギヤ比が選定されている。
式３：ｉ_min×１/ｉ_ind×ｉ_sec×ｉ_loF＝ｉ_hiF
なお、左辺はプーリーを経由する動力フローに係る変速比を示し、右辺はプーリーを経由しない動力フローに係る変速比を示している。

図８は、本発明の無段変速機２００の第２移行モードにおける動力伝達経路（トルクフロー）を示す説明図である。
上記第１移行モードに引き続き、第２移行モードとしてクラッチを切り替える。すなわち、ＨＩクラッチ３'を開放状態から締結状態にすると共にＬＯクラッチ３''を締結状態から開放状態にする。その結果、第２プーリー１２は従動プーリーから駆動プーリーへ、第１プーリー１１は駆動プーリーから従動プーリーへそれぞれ切り替わる。従って、トルクコンバータＴ/Ｃから入力した動力は、第２入力軸２'においてプーリーを経由する動力フローとプーリーを経由しない動力フローに二分される。すなわち、プーリーを経由する動力フローは、第２伝達ギヤ組９→Ｄ/Ｒシンクロ機構→第２出力軸１５→第２プーリー１２→Ｖベルト２３→第１プーリー１１→第１出力軸１４→ＨＩシンクロ機構１９→ハイファイナルギヤ１８→差動装置Ｄ/Ｇという伝達経路に沿って差動装置Ｄ/Ｇに伝達される動力フローである。一方、プーリーを経由しない動力フローは、第２減速ギヤ２３→ＬＯシンクロ機構２５→第３出力軸２４→ローファイナルギヤ１６→差動装置Ｄ/Ｇという伝達経路に沿って差動装置Ｄ/Ｇに伝達される動力フローである。従って、クラッチが切り替わる際、第２プーリー１２において差回転をゼロにするため、各ギヤ比について以下の式４に示される関係が成立するように各ギヤ比が選定されている。
式４：ｉ_red×ｉ_min＝ｉ_ind
なお、左辺はクラッチ切替え前の変速比を示し、右辺はクラッチ切替え後の変速比を示している。

図７及び図８に示される通り、本発明の無段変速機２００においては低速モードから高速モードへ移行するためには、先ずＨＩシンクロ機構１９をハイファイナルギヤ１８に係合させ、次にＨＩクラッチ３'を開放状態から締結状態にすると共にＬＯクラッチ３''を締結状態から開放状態にすることにより低速モードから高速モードへスムーズに移行させることが出来る。

図９は、本発明の無段変速機２００の高速モード（ハイモード）における動力伝達経路（トルクフロー）を示す説明図である。
ＬＯシンクロ機構２５を第２減速ギヤ２３に対し非係合状態にすることにより、第２移行モードから高速モードへ移行する。従って、第２プーリー１２及び第１プーリー１１においてベルト巻付け径をそれぞれ連続的に変化させることにより、トルクコンバータＴ/Ｃから入力した動力は、第１入力軸１'→ＨＩクラッチ３'→第２入力軸２'→第２伝達ギヤ組９→Ｄ/Ｒシンクロ機構１０'→第２出力軸１５→第２プーリー１２→Ｖベルト２３→第１プーリー１１→第１出力軸１４→ＨＩシンクロ機構１９→ハイファイナルギヤ１８→差動装置Ｄ/Ｇという伝達経路に沿って車輪へ伝達される。

なお、逆に高速モードから低速モードへ移行するためには上記逆の手順を実行すれば良い。すなわち、先ずＬＯシンクロ機構２５を第２減速ギヤ２３に係合させ、次にＨＩクラッチ３'を締結状態から開放状態にすると共にＬＯクラッチ３''を開放状態から締結状態にし、そしてＨＩシンクロ１９をハイファイナルギヤ１８に対し非係合状態にすることにより、高速モードから低速モードへスムーズに移行することが出来る。

図１０は、本発明の実施例２に係る無段変速機３００を示すスケルトン説明図である。
この無段変速機３００は上記無段変速機２００に対し、主に以下の点が変更されている。
（１）上記無段変速機２００ではモード毎にファイナルギヤ（ローファイナルギヤ１６及びハイファイナルギヤ１８）がそれぞれ設けられているのに対し、本無段変速機３００ではモードに拘わらず単一のファイナルギヤ（ファイナルギヤ２６）が設けられている。なお、ファイナルギヤ２６は第１出力軸１４上に相対回転自在に設けられ、第３シンクロ機構１９によって第１出力軸１４に一体化される。
（２）上記無段変速機２００では第２伝達ギヤ組９の一のギヤは第２出力軸１５に相対回転自在に設けられているのに対し、本無段変速機３００では第２伝達ギヤ組９の一のギヤは第２出力軸１５に固定されている。
（３）上記無段変速機２００では低速モードに係るＬＯシンクロ機構２５が設けられるが、本無段変速機３００では低速モードに係る第５シンクロ機構２７が第２入力軸２'上に設けられている。
（４）上記無段変速機２００では第３伝達ギヤ組は第２伝達ギヤ組９の他のギヤと第２減速ギヤ２３によって構成されているのに対し、本無段変速機３００では第３伝達ギヤ組はリバースドリブンギヤ２２と第２減速ギヤ２３によって構成されている。

なお、本無段変速機３００の第５シンクロ機構２７は上記無段変速機２００のＬＯシンクロ機構２５に対応するため、本無段変速機３００の各モード（低速モード、第１移行モード、第２移行モード、高速モード）におけるクラッチ及びシンクロ機構の動作は上記無段変速機２００とほとんど同じである。また、低速モードの動力伝達経路（トルクフロー）について簡単に説明すると、トルクコンバータＴ/Ｃ→第１入力軸１'→ＬＯクラッチ３''→第１伝達ギヤ組８→第１出力軸１４→第１プーリー１１→Ｖベルト２３→第２プーリー１２→第２出力軸１５→第２伝達ギヤ組９→第２入力軸２'→第５シンクロ機構２７→リバースドリブンギヤ２２→第２減速ギヤ２３→ファイナルギヤ２６→差動装置Ｄ/Ｇという伝達経路に沿って車輪へ伝達される。

他方、高速モードの動力伝達経路（トルクフロー）について簡単に説明すると、トルクコンバータＴ/Ｃ→第１入力軸１'→ＨＩクラッチ３'→第２伝達ギヤ組９→第２出力軸１５→第２プーリー１２→Ｖベルト２３→第１プーリー１１→第１出力軸１４→第３シンクロ機構１９→ファイナルギヤ２６→差動装置Ｄ/Ｇという伝達経路に沿って車輪へ伝達される。

図１１は、本発明の実施例３に係る無段変速機４００を示すスケルトン説明図である。
この無段変速機４００は、上記無段変速機３００において第１プーリー１１及び第２プーリー１２をトルクコンバータＴ/Ｃの反対側の軸方向へ移動させ、プーリーと第２伝達ギヤ組９との空間にＬＯクラッチ３''及び第１伝達ギヤ組８を移動させると共に、平歯車形式のファイナルギヤ２６を傘歯車形式のファイナルギヤ２８に変更したものである。従って、この無段変速機４００は、縦置きされるエンジンに組み合わされる、いわゆる縦置き無段変速機である。

また、副変速機効果によりプーリー直径を小さく出来ることとプーリー入力前に１回噛合いがあることでプーリー位置を上側へ振ることができることにより、縦置き無段変速機における課題であるフロアトンネル幅の拡大を抑えることが可能となる。

図１２は、本発明の無段変速機に係るエンジン回転数と速度との相関を示すグラフである。なお、比較例として従来の無段変速機に係るロー（ＬＯＷ）端、オーバードライブ（ＯＤ）端およびプーリーレシオ＝１.０における上記相関についても図示されている。また、説明の都合上、本発明のプーリーレシオ＝１.０時の相関は高速（ＨＩ）モードのみ図示されている。
このグラフから明らかな通り、本発明の無段変速機はプーリーにおける動力の入出力関係が切り替わるように構成されているため、低速（ＬＯ）モード及ぶ高速（ＨＩ）モードの２つの動作モードを有し、動力の入出力関係が固定された従来の無段変速機に比べ広い変速レシオ幅を有している。特に、低速度域はよりローギヤ化され始動において必要な駆動トルクが確保される共に高速度域はよりハイギヤ化され低燃費巡行において必要な駆動トルクが確保される。

また、本発明のＬＯモード又はＨＩモードにおけるＬＯＷ端およびＯＤ端は、従来のＬＯＷ端およびＯＤ端よりプーリーレシオ＝１.０から近いところに位置しているため、本発明の無段変速機は従来の無段変速機に比べ、ベルト伝達効率が高く且つリングダメージ（ベルト負荷）が小さいことが分かる。

以上の通り、本発明の上記無段変速機１００,２００,３００,４００によれば、第１プーリー１１の外径が第２プーリー１２の外径より小さくなるように構成されているため、第１プーリー１１及び第２プーリー１２におけるプーリーレシオ幅を縮小させることが可能となる。その結果、Ｖベルト１３の伝達効率が高く且つリングダメージ（ベルト負荷）の小さい領域で第１プーリー１１及び第２プーリー１２を動作させることが可能となる。また、本発明の無段変速機１００,２００,３００,４００では各プーリーにおける動力の入出力関係（駆動／従動関係）が切り替わるように構成されているため、プーリーを上記異径とすることにより、プーリーレシオ幅が縮小する場合であっても、変速機全体の全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）はプーリー単体のプーリーレシオ幅よりも増大する。これにより、従来の無段変速機においてトレードオフの関係にあった変速レシオ幅とベルト伝達効率／ベルト負荷あるいは変速機の重量について、本発明の無段変速機１００,２００,３００,４００によれば、変速機の重量を増加させずにベルト伝達効率が高く且つリングダメージ（ベルト負荷）が小さい状態を確保しながら将来必要とされる所望の全変速レシオ幅（オーバーオールレシオ幅）を好適に確保することが可能となる。また、オーバーオールレシオ幅が必要（目標）とされる変速レシオ幅に対し余裕がある場合は、プーリー軸間を狭め、プーリー単体の変速レシオ幅をより狭く（ナロー化）し、ベルト伝達効率がより高く且つベルト負荷のより小さい領域で第１プーリー１１及び第２プーリー１２を動作させることも可能である。従って、本発明の無段変速機１００,２００,３００,４００を車両に適用する場合、車両の燃料消費率が向上すると共にベルトの寿命が向上し、更に変速機全体の軽量化が実現される。

なお、本発明の実施例は上記実施例のみに限定されず、本発明の技術的特徴の要旨を逸脱しない範囲において種々の変更・改良等を加えることが可能である。例えば、以後に示す通り、無段変速機としてはベルト式無段変速機に代えてトロイダル式無段変速機を採用することが可能である。

図１３は、本発明の実施例４に係る無段変速機５００を示すスケルトン説明図である。
この無段変速機５００はトロイダル式の無段変速機（第１ディスク１１'及び第２ディスク１２'）を備えている。従って、本無段変速機５００ではディスク間の動力伝達はパワーローラー１３'によって行われる。また、トロイダル式無段変速機では第１ディスク１１'と第２ディスク１２'のディスク組が第２ディスク１２'を共通として２組使用されている。また、上記無段変速機１００,２００,３００,４００と同様に、トロイダル式無段変速機における変速レシオ幅が狭くなるように、第１ディスク１１'及び第２ディスク１２'のディスク外径が上記異径を成すように構成されている。

従って、本無段変速機５００の構成としては、トルクコンバータＴ/Ｃから伝達される回転動力を受ける第１入力軸１'と、第１入力軸１'と並列同軸構造を成すと共に第２伝達ギヤ組９'及び第３伝達ギヤ組１７'の一のギヤがそれぞれ固定された第２入力軸２'と、第１入力軸１'と第２入力軸２'を締結するＨＩクラッチ３'と、第１入力軸１'と並列同軸構造を成すと共に第４伝達ギヤ組１８'の一のギヤがそれぞれ固定された第３入力軸２''と、第１入力軸１'と第３入力軸２''を締結するＬＯクラッチ３''と、動力を減速して第１ディスク１１'へ伝達する第１伝達ギヤ組８'と、動力を増速して第２ディスク１２'へ伝達する第２伝達ギヤ組９'と、トロイダル式無段変速機を構成する２つの第１ディスク１１'、第２ディスク１２'及び４つのパワーローラー１３'と、第１ディスク１１'が固定されると共に第２ディスク１２'が相対回転自在に設けられた第１出力軸１４'と、第３伝達ギヤ組１７'及び第４伝達ギヤ組１８'の一のギヤが相対回転自在にそれぞれ設けられた第２出力軸１５'と、第３伝達ギヤ組１７'及び第４伝達ギヤ組１８'を第２出力軸１５'に一体化するＨＩ／ＬＯ切替えシンクロ機構１６'と、第１ディスク１１'又は第２ディスク１２’から出力された動力を伝達する第３伝達ギヤ組１７'及び第４伝達ギヤ組１８'と、最終減速ギヤとしてのファイナルギヤ１９'とを具備して構成される。

動力伝達経路について簡単に説明すると、低速モードにおいては、ＬＯクラッチ４’が締結される共にＨＩクラッチ３'が開放され、更にＨＩ／ＬＯ切替えシンクロ機構が左方へ移動して第３伝達ギヤ組１７'に係合する。その結果、トルクコンバータＴ/Ｃから入力された動力は、第１入力軸１'→ＬＯクラッチ３''→第３入力軸２''→第１伝達ギヤ組８'→第１出力軸１４'→第１ディスク１１'→パワーローラー１３'→第２ディスク１２'→第２伝達ギヤ組９'→第２入力軸２'→第３伝達ギヤ組１７'→ＨＩ／ＬＯ切替えシンクロ機構１６'→第２出力軸１５'→ファイナルギヤ１９'→差動装置Ｄ/Ｇという伝達経路に沿って伝達される。

他方、高速モードにおいては、ＬＯクラッチ４’が開放される共にＨＩクラッチ３'が締結され、更にＨＩ／ＬＯ切替えシンクロ機構が右方へ移動して第４伝達ギヤ組１８'に係合する。その結果、トルクコンバータＴ/Ｃから入力された動力は、第１入力軸１'→ＨＩクラッチ３'→第２入力軸２'→第２伝達ギヤ組９'→第２ディスク１２'→パワーローラー１３'→第１ディスク１１'→第１出力軸１４'→第１伝達ギヤ組８'→第４伝達ギヤ組１８'→ＨＩ／ＬＯ切替えシンクロ機構１６'→第２出力軸１５'→ファイナルギヤ１９'→差動装置Ｄ/Ｇという伝達経路に沿って伝達される。

図１４は、本発明の実施例５に係る無段変速機６００を示すスケルトン説明図である。
この無段変速機６００は、上記無段変速機５００に対し、サンギヤ４'、プラネタリギヤ５'及びリングギヤ６'から成る遊星歯車機構ならびにプラネタリギヤ５'の第１入力軸１'回りの公転を抑止するリバースブレーキ７'を追加したものである。従って、ＨＩクラッチ３'を開放すると共にＬＯクラッチ３''を締結し、リバースブレーキ７’を締結し、更にＨＩ／ＬＯ切替えシンクロ機構１６'を左方へ移動させて第３伝達ギヤ組１７'に係合させることにより後進モードを実現することが出来る。

Claims (4)

1. 駆動源からの回転動力を入力する入力軸と、
   前記入力軸と平行に配置される第１出力軸及び第２出力軸と、
   前記第１出力軸上に設けられた第１回転体と、
   前記第２出力軸上に設けられた第２回転体と、
   前記第１回転体と前記第２回転体との間で回転動力を伝達する動力伝達媒体と、
   前記駆動源から第１回転体に到る動力伝達経路中に設けられ回転動力を変速する第１伝達ギヤ組と、
   前記第２回転体から差動装置に到る動力伝達経路中に設けられ回転動力を変速する第２伝達ギヤ組とを備えた無段変速機において、
   前記第１回転体の外径は前記第２回転体の外径より小さいことを特徴とする無段変速機。
2. 前記駆動源からの回転動力を第１クラッチを介して前記第１出力軸に伝達し、前記第１回転体、前記第２回転体および前記第２出力軸を介して前記差動装置に伝達する第１変速経路と、
   前記駆動源からの回転動力を第２クラッチを介して前記第２出力軸に伝達し、前記第２回転体、前記第１回転体および前記第１出力軸を介して差動装置に伝達する第２変速経路を有することを特徴とする請求項１に記載の無段変速機。
3. 前記第１変速経路の最大変速比は、前記第２変速経路の最大変速比より大きいことを特徴とする請求項２記載の無段変速機。
4. 前記第１回転体および前記第２回転体による変速比が所定の値となる時、前記第１変速経路および前記第２変速経路は同一変速比となることを特徴とする請求項２に記載の無段変速機。

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