JP2018091362A - 変速装置 - Google Patents

Abstract

【課題】動力伝達効率を向上でき、変速ショックを低減できる変速装置を提供すること。【解決手段】変速装置１０１は、エンジン２の動力が発進デバイス４を介して伝達される入力軸５と、無段変速機構１０と、駆動輪に動力を伝達する出力軸６と、を変速機ケース７に備える。変速装置１０１は、入力軸５と出力軸６とを連結状態または解放状態に切替える直結用クラッチ３１を備えている。また、前進用ブレーキ２１が連結状態のときの第１遊星歯車機構５０におけるサンギヤ５１からリングギヤ５４への減速比は、無段変速機構１０の最大増速比と一致するように設定されている。【選択図】図１

Description

本発明は、無段変速機構を備える変速装置に関する。

従来、この種の変速装置としては、特許文献１に記載されたものが知られている。特許文献１に記載のものは、トロイダル型バリエータと遊星歯車機構とを備えており、遊星歯車機構においてサンギヤからリングギヤに動力を伝達して減速を行う変速モードと、遊星歯車機構においてリングギヤからサンギヤに動力を伝達して増速を行う変速モードと、を切替えるようになっている。

特開２００６−９７７７７号公報

特許文献１に記載のものは、トロイダル型バリエータからなる無段変速機構に、減速機構および増速機構として機能する遊星歯車機構を組み合わせることで、複数の変速モードを実現し、変速比幅を拡大できる。

しかしながら、特許文献１に記載の変速装置は、高速走行等の巡航時に遊星歯車機構を動力が通過するため、遊星歯車機構での動力損失により動力伝達効率が悪化するおそれがある。一方、トロイダル型無段変速機構は、一般的に変速比１．０付近の動力伝達効率は良いが、最大変速比付近での動力伝達効率は良くない。特許文献１に記載のものは、高速走行等の巡航時にトロイダル型無段変速機構で最大変速比（最大増速比）を用いるため、動力伝達効率が悪化するおそれがある。動力伝達効率が悪化すると燃費の悪化を引き起こしてしまう。

本発明は、上記のような問題点に着目してなされたものであり、動力伝達効率を向上でき、変速ショックを低減できる変速装置を提供することを目的とするものである。

本発明は、駆動源の動力が発進デバイスを介して伝達される入力軸と、入力部材と、出力部材と、前記入力部材の回転を無段階に変速して前記出力部材に伝達する転動部材とを有する無段変速機構と、駆動輪に動力を伝達する出力軸と、を変速機ケースに備える変速装置であって、サンギヤと、前記サンギヤの外周に配置されるリングギヤと、前記サンギヤと噛合う複数の第１ピニオンギヤと、前記第１ピニオンギヤと前記リングギヤとに噛合う複数の第２ピニオンギヤと、前記第１ピニオンギヤと前記第２ピニオンギヤとを回転自在に支持するキャリアとを有する第１遊星歯車機構と、サンギヤと、前記サンギヤの外周に配置されるリングギヤと、前記サンギヤと噛合う複数の第１ピニオンギヤと、前記第１ピニオンギヤと前記リングギヤとに噛合う複数の第２ピニオンギヤと、前記第１ピニオンギヤと前記第２ピニオンギヤとを回転自在に支持するキャリアとを有する第２遊星歯車機構と、を備え、前記入力軸は前記入力部材と前記第２遊星歯車機構の前記サンギヤとに連結され、前記出力部材は前記第１遊星歯車機構の前記サンギヤに連結され、前記出力軸は前記第２遊星歯車機構の前記キャリアに連結され、前記第１遊星歯車機構の前記リングギヤは前記第２遊星歯車機構の前記キャリアに連結され、前記第１遊星歯車機構の前記キャリアと前記変速機ケースとを連結状態または解放状態に切替える前進用ブレーキと、前記第２遊星歯車機構の前記リングギヤと前記変速機ケースとを連結状態または解放状態に切替える後退用ブレーキと、前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸と前記出力軸とを連結状態または解放状態に切替える直結用クラッチと、を備え、前記前進用ブレーキが連結状態のときの前記第１遊星歯車機構における前記サンギヤから前記リングギヤへの減速比は、前記無段変速機構の最大増速比と一致するように設定されていることを特徴とする。

上記の本発明によれば、動力伝達効率を向上でき、変速ショックを低減できる。

図１は、本発明の第１実施例に係る変速装置を搭載した車両の構成図である。 図２は、本発明の第２実施例に係る変速装置を搭載した車両の構成図である。 図３は、本発明の第３実施例に係る変速装置を搭載した車両の構成図である。 図４は、本発明の第１実施例に係る変速装置の前進モード時の遊星歯車機構の共線図である。 図５は、本発明の第１実施例に係る変速装置の後退モード時の遊星歯車機構の共線図である。 図６は、本発明の第３実施例に係る変速装置の前進モード時のギヤ比を示す図である。 図７は、本発明の第１実施例に係る変速装置の無段変速機構の減速比と損失エネルギとの対応関係を説明する効率特性図である。

本発明の一実施の形態に係る変速装置は、駆動源の動力が発進デバイスを介して伝達される入力軸と、入力部材と、出力部材と、入力部材の回転を無段階に変速して出力部材に伝達する転動部材とを有する無段変速機構と、駆動輪に動力を伝達する出力軸と、を変速機ケースに備える変速装置であって、サンギヤと、サンギヤの外周に配置されるリングギヤと、サンギヤと噛合う複数の第１ピニオンギヤと、第１ピニオンギヤとリングギヤとに噛合う複数の第２ピニオンギヤと、第１ピニオンギヤと第２ピニオンギヤとを回転自在に支持するキャリアとを有する第１遊星歯車機構と、サンギヤと、サンギヤの外周に配置されるリングギヤと、サンギヤと噛合う複数の第１ピニオンギヤと、第１ピニオンギヤとリングギヤとに噛合う複数の第２ピニオンギヤと、第１ピニオンギヤと第２ピニオンギヤとを回転自在に支持するキャリアとを有する第２遊星歯車機構と、を備え、入力軸は入力部材と第２遊星歯車機構のサンギヤとに連結され、出力部材は第１遊星歯車機構のサンギヤに連結され、出力軸は第２遊星歯車機構のキャリアに連結され、第１遊星歯車機構のリングギヤは第２遊星歯車機構のキャリアに連結され、第１遊星歯車機構のキャリアと変速機ケースとを連結状態または解放状態に切替える前進用ブレーキと、第２遊星歯車機構のリングギヤと変速機ケースとを連結状態または解放状態に切替える後退用ブレーキと、入力軸と出力軸との間に設けられ、入力軸と出力軸とを連結状態または解放状態に切替える直結用クラッチと、を備え、前進用ブレーキが連結状態のときの第１遊星歯車機構におけるサンギヤからリングギヤへの減速比は、無段変速機構の最大増速比と一致するように設定されていることを特徴とする。これにより、本発明の一実施の形態に係る変速装置は、動力伝達効率を向上でき、変速ショックを低減できる。

以下、本発明に係る変速装置の第１実施例について、図面を用いて説明する。図１は、本発明の第１実施例の変速装置を説明する図である。

まず、構成を説明する。図１において、自動車等の車両１には、駆動源としてのエンジン２と、変速装置１０１と、ディファレンシャル装置８５および左右の駆動輪９０Ｌ、９０Ｒとが搭載されており、エンジン２の動力が変速装置１０１で変速された後、駆動輪９０Ｌ、９０Ｒを駆動して走行する。
いる。

車両１は、エンジン２のクランク軸３と変速装置１０１との間に発進デバイス４を備えている。発進デバイス４は、トルクコンバータやクラッチなどからなり、この発進デバイス４を介してエンジン２の出力がクランク軸３から変速装置１０１に伝達される。なお、図１は、発進デバイス４がトルクコンバータからなる例を表しているが、発進デバイス４はクラッチであってもよい。

ディファレンシャル装置８５は、変速装置１０１と噛合うファイナルギヤ８５Ａを備えており、このファイナルギヤ８５Ａから入力された動力を左右の駆動輪９０Ｌ、９０Ｒに差動回転可能に伝達する。

変速装置１０１は、エンジン２の動力が発進デバイス４を介して伝達される入力軸５と、駆動輪９０Ｌ、９０Ｒに動力を伝達する出力軸６と、無段変速機構１０と、ダブルピニオン式の第１遊星歯車機構５０と、ダブルピニオン式の第２遊星歯車機構５５とを、変速機ケース７に備えている。

変速装置１０１には、エンジン２および発進デバイス４に近い側から順に、無段変速機構１０、第１遊星歯車機構５０、第２遊星歯車機構５５が設けられている。

無段変速機構１０は、入力部材１１と、出力部材１２と、入力部材１１の回転を無段階に変速して出力部材１２に伝達する転動部材１３とを備えている。

転動部材１３は、入力部材１１と出力部材１２とにオイル被膜を介して接触しており、入力部材１１と出力部材１２との間で転動し、オイル被膜を介してトルクを伝達する。無段変速機構１０は、トラクションドライブ式無段変速機構として構成されている。

転動部材１３の回転軸１３Ａは、図示しないレバーにより支持されており、このレバーをアクチュエータで操作することで回転軸１３Ａの傾斜角度が変更される。なお、入力部材１１と出力部材１２とは同方向に回転する。

無段変速機構１０は、転動部材１３の回転軸１３Ａの傾斜角度を変化させることで、入力部材１１の回転を、入力部材１１の回転に対して出力部材１２の回転が減速する減速状態から、入力部材１１の回転に対して出力部材１２の回転が増速する増速状態に無段階に変速して、出力部材１２に伝達する。図１では、最大減速状態での回転軸１３Ａの角度を実線で示し、最大増速状態での回転軸１３Ａの角度を破線で示している。

第１遊星歯車機構５０は、サンギヤ５１と、サンギヤ５１の外周に配置されるリングギヤ５４と、サンギヤ５１と噛合う複数の第１ピニオンギヤ５２Ａと、第１ピニオンギヤ５２Ａとリングギヤ５４とに噛合う複数の第２ピニオンギヤ５２Ｂと、第１ピニオンギヤ５２Ａと第２ピニオンギヤ５２Ｂとを回転自在に支持するキャリア５３とを備えている。

第２遊星歯車機構５５は、サンギヤ５６と、サンギヤ５６の外周に配置されるリングギヤ５９と、サンギヤ５６と噛合う複数の第１ピニオンギヤ５７Ａと、第１ピニオンギヤ５７Ａとリングギヤ５９とに噛合う複数の第２ピニオンギヤ５７Ｂと、第１ピニオンギヤ５７Ａと第２ピニオンギヤ５７Ｂとを回転自在に支持するキャリア５８とを備えている。

本実施例では、入力軸５は入力部材１１と第２遊星歯車機構５５のサンギヤ５６とに連結されている。出力部材１２は第１遊星歯車機構５０のサンギヤ５１に連結されている。出力軸６は第２遊星歯車機構５５のキャリア５８に連結されている。また、第１遊星歯車機構５０のリングギヤ５４は第２遊星歯車機構５５のキャリア５８に連結されている。

変速装置１０１は、前進用ブレーキ２１と後退用ブレーキ２２と直結用クラッチ３１とを備えている。前進用ブレーキ２１は、第１遊星歯車機構５０のキャリア５３と変速機ケース７とを連結状態または解放状態に切替える。後退用ブレーキ２２は、第２遊星歯車機構５５のリングギヤ５９と変速機ケース７とを連結状態または解放状態に切替える。

直結用クラッチ３１は、入力軸５と出力軸６との間に設けられ、入力軸５と出力軸６とを連結状態または解放状態に切替える。前進用ブレーキ２１、後退用ブレーキ２２および直結用クラッチ３１は、例えば湿式多板式ブレーキからなる。

本実施例では、前進用ブレーキ２１が連結状態のときの第１遊星歯車機構５０におけるサンギヤ５６からリングギヤ５９への減速比は、無段変速機構１０の最大増速比と一致するように設定されている。例えば、無段変速機構１０の最大増速比が２である場合、第１遊星歯車機構５０におけるサンギヤ５６からリングギヤ５９への減速比も２に設定される。ここで、「一致」とは厳密に一致することのみに限定されず、略一致することも含む。

次に、作用を説明する。変速装置１０１において、前進用ブレーキ２１、後退用ブレーキ２２、直結用クラッチ３１の全てを解放状態とすることで、動力伝達はされず、車両１は停止状態にされる。

車両停止状状態から前進用ブレーキ２１により第１遊星歯車機構５０のキャリア５３を変速機ケース７に連結状態にし、後退用ブレーキ２２、直結用クラッチ３１を解放状態にすることで、入力軸５の動力は、無段変速機構１０の入力部材１１に伝達され、変速されて出力部材１２に伝達される。その後、第１遊星歯車機構５０のサンギヤ５１に伝達されて、第１ピニオンギヤ５２Ａ、第２ピニオンギヤ５２Ｂを経由して、リングギヤ５４に減速されて伝達される。

リングギヤ５４に伝達された動力は、第２遊星歯車機構５５のキャリア５８を介して出力軸６に伝達され、出力軸６からディファレンシャル装置８５を経て駆動輪９０Ｌ、９０Ｒに伝達される。

これにより、無段変速モードの動力伝達経路が形成される。無段変速モードにおいて、車両１は、入力軸５の動力を無段変速機構１０で無段階に変速して、さらに第１遊星歯車機構５０で変速し、前進方向に走行する。

一方、車両停止状態から後退用ブレーキ２２により第２遊星歯車機構５５のリングギヤ５９を変速機ケース７に連結状態にし、前進用ブレーキ２１、直結用クラッチ３１は解放状態にすることで、入力軸５の動力は、無段変速機構１０および第１遊星歯車機構５０を経由することなく、第２遊星歯車機構５５のサンギヤ５６に伝達される。

サンギヤ５６に伝達された動力は、リングギヤ５９が変速機ケース７に固定されているため、第１ピニオンギヤ５７Ａ、第２ピニオンギヤ５７Ｂを経由して、入力軸５の回転方向と逆方向になってキャリア５８に伝達される。キャリア５８に伝達された動力は出力軸６からディファレンシャル装置８５を経て駆動輪９０Ｌ、９０Ｒに伝達される。

これにより、後退モードの動力伝達経路が形成される。駆動輪９０Ｌ、９０Ｒは、前進走行時とは逆方向に回転する。後退モードにおいて、車両１は、入力軸５の動力を第２遊星歯車機構５５に入力して逆転し、後退方向に走行する。

また、本実施例では、無段変速モードでの走行中に前進用ブレーキ２１を解放して直結用クラッチ３１を連結することで、入力軸５と出力軸６とを直結する直結モードの動力伝達経路が形成され、車両が前進方向に走行する。この直結モードにおいて、入力軸５の動力は、無段変速機構１０および第１遊星歯車機構５０を経由することなく、出力軸６に直接伝達される。また、直結モードでは、入力軸５の動力により無段変速機構１０および第１遊星歯車機構５０において連れ回りが発生する。ここで、無段変速モードおよび直結モードは、車両１が前進方向に走行する走行モードであり、これらを総称して前進モードともいう。

図４は前進モード時の第１歯車機構５０の共線図である。第１遊星歯車機構５０はダブルピニオン式の遊星歯車機構であるため、左から順にＳ軸、Ｒ軸、Ｃ軸が配列され、それぞれ第１遊星歯車機構５０のサンギヤ５１、リングギヤ５４、キャリア５３の回転数を示している。

また、図４の共線図には、無段変速機構１０の入力部材１１および出力部材１２の回転数を表すため、左から順に入力部材軸と出力部材軸が配列される。出力部材１２はサンギヤ５１と連結しているため、出力部材軸とＳ軸は同一軸で表される。

変速装置１０１において、入力軸５は入力部材１１と連結し、出力軸６はキャリア５８を介してリングギヤ５４と連結しているため、この共線図では、入力軸５の動力は無段変速機構１０において入力部材１１から出力部材１２に無段階に変速して伝達されて、Ｓ軸上に表される。第１遊星歯車機構５０において、Ｓ軸に伝達された動力は減速され、Ｒ軸から出力軸６に伝達される。

この共線図において、入力部材１１の回転数がａ点のとき、無段変速機構１０で変速された出力部材１２の回転数は、Ｓ軸上で、最大減速状態でのｂ点と最大増速状態でのｄ点の間で変速される。

無段変速モード時は、前進用ブレーキ２１により、キャリア５３が変速機ケース７に連結されるため、Ｃ軸の回転数がｇ点（回転数０）に固定される。これにより、無段変速機構１０が最大減速状態のときは、Ｓ軸の回転数がｂ点となり、直線Ａの共線図が成立するため、Ｒ軸の回転数がｃ点となる。また、無段変速機構１０が最大増速状態のときは、Ｓ軸の回転数がｄ点となり、直線Ｂの共線図が成立するため、Ｒ軸の回転数がｅ点となる。

ここで、本実施例では、第１遊星歯車機構５０におけるサンギヤ５１からリングギヤ５４への減速比は、無段変速機構１０の最大増速比と一致する減速比に設定されている。このため、入力軸５の動力（ａ点）は、無段変速機構１０において最大増速比で増速（ｄ点）された後、第１遊星歯車機構５０において減速（ｅ点）される。よって、ａ点とｅ点とが一致する回転数となる。

したがって、無段変速機構１０が最大増速比のときに、無段変速機構１０の最大増速比と第１遊星歯車機構５０の減速比とが掛け合わされた結果、変速装置１０１の変速比は１となる。

無段変速モードで直線Ｂの共線図が成立している状態では、Ｒ軸の回転数がｅ点にありａ点と同じであるため、入力軸５と出力軸６の回転数は一致するため、直結用クラッチ３１をスムーズに連結できる。

無段変速モードで直線Ｂの共線図が成立している状態から、直結用クラッチ３１を連結して、前進用ブレーキ２１を解放すると直結モードが成立する。直結モード時は、直結用クラッチ３１によって入力軸５と出力軸６が連結されているため、Ｒ軸の回転数が入力部材軸のａ点と同じ回転数であるｅ点に固定される。

直結モードにおいて、無段変速機構１０を最大増速比から最大減速比に変更すると、Ｒ軸の回転数がｅ点に保たれたまま、Ｓ軸の回転数がｄ点から減速してｂ点となり、直線Ｃの共線図が成立する。このとき、前進用ブレーキ２１が解放されているため、Ｃ軸の回転数がｇ点からｆ点まで増加する。

直結モードでは、入力軸５が出力軸６に直結されたことで変速装置１０１全体の変速比が１．０となり、高い動力伝達効率で前進運転ができる。直結モードにおいて、無段変速機構１０は空転しており、空転による動力損失が発生するが、無段変速機構１０の特性によっては増速状態での動力損失が大きくなる。このため、直結モード時に無段変速機構１０を最大減速比とし、Ｓ軸の回転数をｂ点とすることで、動力損失を低減でき、動力伝達効率を向上できる。

一方、直結モードにおいてＳ軸の回転数をｂ点とした場合、Ｃ軸の回転数がｆ点となり、解放状態の前進用ブレーキ２１において、回転側（キャリア５３側）と固定側（変速機ケース７側）との間で大きな差回転が発生する。このため、無段変速機構１０を最大減速比とした場合、前進用ブレーキ２１において引き摺り等による動力損失が増大することがあり得る。

図７は、無段変速機構１０の減速比を変化させたときの、無段変速機構１０における損失エネルギと、前進用ブレーキ２１における損失エネルギとを示している。

この図７から分かるように、無段変速機構１０の減速比が大きいほど、無段変速機構１０の損失エネルギは小さくなり、前進用ブレーキ２１の損失エネルギは大きくなる。そして、これらの損失エネルギの合計は、下方に凸の曲線を描くように変化し、ある減速比において最低値（以下、最良効率点という）となる。したがって、この最良効率点で無段変速機構１０の減速比を動作させることで、変速装置１０１全体の動力損失を最小にでき、動力伝達効率を最大にできる。

図５は後退モード時の第２遊星歯車機構５５の共線図である。第２遊星歯車機構５５はダブルピニオン式の遊星歯車機構であるため、左から順にＳ軸、Ｒ軸、Ｃ軸が配列され、それぞれ第２遊星歯車機構５５のサンギヤ５６、リングギヤ５９、キャリア５８の回転数を示している。

変速装置１０１において、入力軸５はサンギヤ５６と連結し、出力軸６はキャリア５８と連結しているため、この共線図では、入力軸５の回転はＳ軸上に表され、出力軸６の回転はＣ軸上に表される。後退モードにおいて、後退用ブレーキ２２により、リングギヤ５９が変速機ケース７に連結されるため、Ｒ軸の回転数は０に固定される。入力軸５の動力は、Ｓ軸に入力され、図５の共線図が成立するため、逆方向の回転となってＣ軸から出力軸６に出力される。

このように本実施例の変速装置１０１によれば、入力軸５と出力軸６とを連結状態または解放状態に切替える直結用クラッチ３１を備えている。

このため、前進時に直結用クラッチ３１を連結して直結モードで巡航することで、エンジン２から入力軸５に伝達された動力は、無段変速機構１０、第１遊星歯車機構５０および第２遊星歯車機構５５の何れも経由せずに出力軸６に伝達されるので、動力伝達効率を向上できる。

また、前進用ブレーキ２１が連結状態のときの第１遊星歯車機構５０におけるサンギヤ５１からリングギヤ５４への減速比は、無段変速機構１０の最大増速比と一致するように設定されている。

このため、前進時に無段変速モードで走行する際は、無段変速機構１０を最大増速比に設定することで、無段変速機構１０の変速比と第１遊星歯車機構５０の変速比とが掛け合わされた結果、変速装置１０１全体の変速比は１．０となる。

そして、無段変速機構１０を最大増速比に設定した状態では、入力軸５と出力軸６の回転数が一致しているので、直結用クラッチ３１を連結または解放する際の変速ショックを低減できる。したがって、無段変速モードと直結モードとを切替える際の変速ショックを低減できる。この結果、動力伝達効率を向上でき、変速ショックを低減できる。

また、本実施例の変速装置１０１において、直結用クラッチ３１により入力軸５と出力軸６とが連結状態に切替えられているとき、無段変速機構１０の変速比は最大減速比になるように設定されてもよい。

これにより、無段変速機構１０での動力損失を最小にできる。このため、前進用ブレーキ２１で動力損失が発生しない、または動力損失が極めて小さい場合、変速装置１０１全体では、動力損失を最小にでき、動力伝達効率を最大にできる。

また、本実施例の変速装置１０１において、直結用クラッチ３１により入力軸５と出力軸６とが連結状態に切替えられているとき、無段変速機構１０の変速比は、前進用ブレーキ２１の引き摺り等による動力損失と無段変速機構１０の動力損失との合計値が最小となるように設定されてもよい。

これにより、変速装置１０１全体では、動力損失を最小にでき、動力伝達効率を最大にできる。

次に、本発明に係る変速装置の第２実施例について、図面を用いて説明する。図２は、本発明の第２実施例の変速装置を説明する図である。第１実施例と同様の部材は、同一符号を付して説明を省略する。

図２において、変速装置１０２は、第１実施例のダブルピニオン式の第１遊星歯車機構５０に代わって、シングルピニオン式の第１遊星歯車機構４０を備えている。

変速装置１０２には、エンジン２および発進デバイス４に近い側から順に、無段変速機構１０、第１遊星歯車機構４０、第２遊星歯車機構５５が設けられている。

遊星歯車機構４０は、サンギヤ４１と、サンギヤ４１の外周に配置されるリングギヤ４４と、サンギヤ４１とリングギヤ４４とに噛合う複数のピニオンギヤ４２と、複数のピニオンギヤ４２を回転自在に支持するキャリア４３とを備えている。

本実施例では、入力軸５は入力部材１１と第２遊星歯車機構５５のサンギヤ５６とに連結されている。出力部材１２は第１遊星歯車機構４０のサンギヤ４１に連結されている。出力軸６は第２遊星歯車機構５５のキャリア５８に連結されている。また、第１遊星歯車機構４０のキャリア４３は第２遊星歯車機構５５のキャリア５８に連結されている。

変速装置１０２は、前進用ブレーキ２３と後退用ブレーキ２４と直結用クラッチ３１とを備えている。前進用ブレーキ２３は、第１遊星歯車機構４０のリングギヤ４４と変速機ケース７とを連結状態または解放状態に切替える。後退用ブレーキ２４は、第２遊星歯車機構５５のリングギヤ５９と変速機ケース７とを連結状態または解放状態に切替える。

直結用クラッチ３１は、入力軸５と出力軸６との間に設けられ、入力軸５と出力軸６とを連結状態または解放状態に切替える。

本実施例では、前進用ブレーキ２３が連結状態のときの第１遊星歯車機構４０におけるサンギヤ４１からリングギヤ４４への減速比は、無段変速機構１０の最大増速比と一致するように設定されている。

次に、作用を説明する。変速装置１０２において、前進用ブレーキ２３、後退用ブレーキ２４、直結用クラッチ３１の全てを解放状態とすることで、動力伝達はされず、車両１は停止状態にされる。

車両停止状態から前進用ブレーキ２３により第１遊星歯車機構４０のリングギヤ４４と変速機ケース７とを連結状態にし、後退用ブレーキ２４、直結用クラッチ３１は解放状態にすることで、入力軸５の動力は、無段変速機構１０の入力部材１１に伝達され、変速されて出力部材１２に伝達される。その後、第１遊星歯車機構４０の、サンギヤ４１に伝達されて、ピニオンギヤ４２を経由して、キャリア４３に減速されて伝達される。キャリア４３に伝達された動力は、第２遊星歯車機構５５のキャリア５８を介して出力軸６に伝達され、出力軸６からディファレンシャル装置８５を経て駆動輪９０Ｌ、９０Ｒに伝達される。

これにより、車両１は、無段変速機構１０で無段階に変速された動力を第１遊星歯車機構４０でさらに変速する無段変速モードで、前進方向に走行する。

一方、車両停止状態から後退用ブレーキ２４により第２遊星歯車機構５５のリングギヤ５９を変速機ケース７に連結状態にし、後退用ブレーキ２４、直結用クラッチ３１は解放状態にすることで、入力軸５の動力は、無段変速機構１０および第１遊星歯車機構５０を経由することなく、第２遊星歯車機構５５のサンギヤ５６に伝達される。

サンギヤ５６に伝達された動力は、リングギヤ５９が変速機ケース７に固定されているため、第１ピニオンギヤ５７Ａ、第２ピニオンギヤ５７Ｂを経由して、入力軸５の回転方向と逆方向になってキャリア５８に伝達される。キャリア５８に伝達された動力は出力軸６からディファレンシャル装置８５を経て駆動輪９０Ｌ、９０Ｒに伝達される。

これにより、駆動輪９０Ｌ、９０Ｒは前進走行時とは逆方向に回転し、車両１は、入力軸５の動力を第２遊星歯車機構５５に入力して逆転する後退モードで、後退方向に走行する。

また、本実施例では、無段変速モードでの走行中に前進用ブレーキ２１を解放して直結用クラッチ３１を連結することで、入力軸５と出力軸６とを直結する直結モードが形成され、車両が前進方向に走行する。ここで、無段変速モードおよび直結モードは、車両１が前進方向に走行するモードであり、これらを総称して前進モードともいう。

このように本実施例の変速装置１０２によれば、入力軸５と出力軸６とを連結状態または解放状態に切替える直結用クラッチ３１を備えている。このため、前進時に直結用クラッチ３１を連結して直結モードで巡航することで、エンジン２から入力軸５に伝達された動力は、無段変速機構１０、第１遊星歯車機構４０および第２遊星歯車機構５５の何れも経由せずに出力軸６に伝達されるので、動力伝達効率を向上できる。

また、前進用ブレーキ２３が連結状態のときの第１遊星歯車機構４０におけるサンギヤ４１からキャリア４３への減速比は、無段変速機構１０の最大増速比と一致するように設定されている。

このため、前進時に無段変速モードで走行する際は、無段変速機構１０を最大増速比に設定することで、無段変速機構１０の変速比と第１遊星歯車機構４０の変速比とが掛け合わされた結果、変速装置１０２全体の変速比は１．０となる。

そして、無段変速機構１０を最大増速比に設定した状態では、入力軸５と出力軸６の回転数が一致しているので、直結用クラッチ３１を連結または解放する際の変速ショックを低減できる。

したがって、無段変速モードと直結モードとを切替える際の変速ショックを低減できる。この結果、動力伝達効率を向上でき、変速ショックを低減できる。

また、本実施例の変速装置１０２において、直結用クラッチ３１により入力軸５と出力軸６とが連結状態に切替えられているとき、無段変速機構１０の変速比は最大減速比になるように設定されてもよい。

これにより、無段変速機構１０での動力損失を最小にできる。このため、前進用ブレーキ２３で動力損失が発生しない、または動力損失が極めて小さい場合、変速装置１０２全体では、動力損失を最小にでき、動力伝達効率を最大にできる。

また、本実施例の変速装置１０２において、直結用クラッチ３１により入力軸５と出力軸６とが連結状態に切替えられているとき、無段変速機構１０の変速比は、前進用ブレーキ２３の引き摺り等による動力損失と無段変速機構１０の動力損失との合計値が最小となるように設定されてもよい。

これにより、変速装置１０２全体では、動力損失を最小にでき、動力伝達効率を最大にできる。

次に、本発明に係る変速装置の第３実施例について、図面を用いて説明する。図３は、本発明の第３実施例の変速装置を説明する図である。第１実施例、第２実施例と同様の部材は、同一符号を付して説明を省略する。

図３において、変速装置１０３は、出力部材１２と一体回転する出力ギヤ７１と、出力軸６に遊転自在に設けられた前進従動ギヤ７２および後退従動ギヤ７３と、を備えている。出力ギヤ７１は、入力軸５の外周側に同軸配置されている。前進従動ギヤ７２および後退従動ギヤ７３は、出力軸６の外周側に同軸配置されている。

また、変速装置１０３は、出力ギヤ７１と噛合うカウンタギヤ６１と、前進従動ギヤ７２と噛合う前進駆動ギヤ６２と、後退駆動ギヤ６３と、を有するカウンタ軸６０を備えている。

また、変速装置１０３は、後退従動ギヤ７３および後退駆動ギヤ６３と噛合う後退アイドラギヤ８３を有する後退アイドラ軸８０を備えている。カウンタ軸６０および後退アイドラ軸８０は出力軸と平行に配置されている。

また、変速装置１０３は、前進従動ギヤ７２と出力軸６とを連結状態または解放状態に切替える前進用クラッチ２５と、後退従動ギヤ７３と出力軸６とを連結状態または解放状態に切替える後退用クラッチ２６と、入力軸５と出力軸６との間に設けられ、入力軸５と出力軸６とを連結状態または解放状態に切替える直結用クラッチ３１と、を備えている。

変速装置１０３には、エンジン２および発進デバイス４に近い側から順に、出力ギヤ７１、直結用クラッチ３１、前進従動ギヤ７２、前進用クラッチ２５、後退用クラッチ２６、後退従動ギヤ７３が設けられている。前進用クラッチ２５および後退用クラッチ２６は、出力軸６上に配置されている。

本実施例では、出力ギヤ７１からカウンタギヤ６１および前進駆動ギヤ６２を経た前進従動ギヤ７２への減速比は、無段変速機構１０の最大増速比と一致するように設定されている。

次に、作用を説明する。変速装置１０３において、前進用クラッチ２５、後退用クラッチ２６、直結用クラッチ３１の全てを解放状態とすることで、車両１は停止状態にされる。

車両停止状態から前進用クラッチ２５により前進従動ギヤ７２と出力軸６とを連結状態にし、後退用クラッチ２６、直結用クラッチ３１は解放状態にすることで、入力軸５の動力は、無段変速機構１０において、入力部材１１に伝達し、変速されて出力部材１２に伝達する。その後、出力ギヤ７１とカウンタギヤ６１との噛み合いにより減速された後、前進駆動ギヤ６２と前進従動ギヤ７２との噛み合いにより更に減速される。そして、前進従動ギヤ７２の動力は、前進用クラッチ２５を介して出力軸６に伝達され、出力軸６からディファレンシャル装置８５を経て駆動輪９０Ｌ、９０Ｒに伝達される。

これにより、車両１は、無段変速機構１０で無段階に変速された動力をカウンタ軸６０によりさらに変速する無段変速モードで、前進方向に走行する。

一方、車両停止状態から後退用クラッチ２６により後退従動ギヤ７３と出力軸６とを連結状態にし、後退用ブレーキ２４、直結用クラッチ３１は解放状態にすることで、出力部材１２の動力は、出力ギヤ７１とカウンタギヤ６１との噛み合いにより減速された後、後退駆動ギヤ６３と後退アイドラギヤ８３と後退従動ギヤ７３との噛み合いにより更に減速される。そして、後退従動ギヤ７３の動力は、後退用クラッチ２６を介して出力軸６に伝達され、出力軸６からディファレンシャル装置８５を経て駆動輪９０Ｌ、９０Ｒに伝達される。

これにより、駆動輪９０Ｌ、９０Ｒは前進走行時とは逆方向に回転し、車両１は、出力部材１２の動力をカウンタ軸６０および後退アイドラ軸８０を経て逆転する後退モードで、後退方向に走行する。

また、本実施例では、無段変速モードでの走行中に前進用クラッチ２５を解放して直結用クラッチ３１を連結することで、入力軸５と出力軸６とを直結する直結モードが形成され、車両が前進方向に走行する。ここで、無段変速モードおよび直結モードは、車両１が前進方向に走行するモードであり、これらを総称して前進モードともいう。

図６は、前進モード時の出力部材１２から出力軸６への変速比を示す図である。また、図６には、無段変速機構１０の入力部材１１および出力部材１２の回転数が重ねて表されている。

この図では、エンジン２の動力は無段変速機構１０において入力部材１１から出力部材１２に無段階に変速して伝達される。そして、出力部材１２の動力は、カウンタ軸６０を介して減速されて出力軸６に伝達される。

この図において、入力部材１１の回転数がａ点のとき、無段変速機構１０で変速された出力部材１２の回転数は、出力部材１２上で、最大減速状態でのｂ点と最大増速状態でのｄ点の間で変速される。

また、無段変速機構１０が最大減速状態のときは出力軸６の回転数はｃ点となり、無段変速機構１０が最大増速状態のときは出力軸６の回転数はｅ点となる。また、出力部材１２から出力軸６への変速比は一定であるため、ｂ点とｃ点を結ぶ直線の傾きと、ｄ点とｅ点とを結ぶ直線の傾きとが同じになる。

ここで、本実施例では、出力ギヤ７１からカウンタギヤ６１および前進駆動ギヤ６２を経た前進従動ギヤ７２への減速比は、無段変速機構１０の最大増速比と一致するように設定されている。

このため、無段変速機構１０が最大増速比のとき、入力部材１１の動力は、無段変速機構１０において最大増速比で増速された後、この最大増速比と一致する減速比で、出力ギヤ７１からカウンタギヤ６１および前進駆動ギヤ６２を経て減速され、前進従動ギヤ７２へ伝達される。したがって、無段変速機構１０の最大増速比とカウンタ軸６０の減速比とが掛け合わされた結果、変速装置１０３の変速比は１となる。

このため、無段変速モードにおいて無段変速機構１０で最大増速比に設定されている状態では、出力軸６の回転数がｅ点にあり入力軸５と出力軸６の回転数が一致しているため、直結用クラッチ３１をスムーズに連結できる。

そして、この状態から直結用クラッチ３１を連結すると直結モードが成立する。直結モード時は、直結用クラッチ３１が連結されているため、入力軸５と出力軸６との回転数が一致しているので、エンジン２の回転数が変速されることなく出力軸６から出力される。

直結モードでは、入力軸５が出力軸６に直結されたことで変速装置１０３全体の変速比が１．０となり、高い動力伝達効率で前進運転ができる。直結モードにおいて、無段変速機構１０は空転しており、空転による動力損失が発生するが、無段変速機構１０の特性によっては増速状態での動力損失が大きくなる。このため、直結モード時に無段変速機構１０を最大減速比とすることで、動力損失を低減でき、動力伝達効率を向上できる。

一方、直結モードでは、解放状態の前進用クラッチ２５において大きな差回転が発生する。この差回転は、出力軸６のｅ点からｃ点を減じた差分に相当する。無段変速機構１０を最大減速比とした場合、前進用クラッチ２５において引き摺り等による動力損失が増大することがあり得る。

したがって、本実施例においても、無段変速機構１０の減速比を変化させたときの、無段変速機構１０における損失エネルギと、前進用クラッチ２５における損失エネルギとの間には、図７と同様の関係が成立する。

すなわち、無段変速機構１０の減速比が大きいほど、無段変速機構１０の損失エネルギは小さくなり、前進用クラッチ２５の損失エネルギは大きくなる。そして、これらの損失エネルギの合計は、下方に凸の曲線を描くように変化し、ある減速比において最低値（以下、最良効率点という）となる。

したがって、この最良効率点で無段変速機構１０の減速比を動作させることで、変速装置１０３全体の動力損失を最小にでき、動力伝達効率を最大にできる。

本実施例の変速装置１０３によれば、入力軸５と出力軸６とを連結状態または解放状態に切替える直結用クラッチ３１を備えている。

このため、前進時に直結用クラッチ３１を連結して直結モードで巡航することで、エンジン２から入力軸５に伝達された動力は、無段変速機構１０、カウンタ軸６０および後退アイドラ軸８０の何れも経由せずに出力軸６に伝達されるので、動力伝達効率を向上できる。

また、出力ギヤ７１からカウンタギヤ６１および前進駆動ギヤ６２を経た前進従動ギヤ７２への減速比は、無段変速機構１０の最大増速比と一致するように設定されている。

このため、前進時に無段変速モードで走行する際は、無段変速機構１０を最大増速比に設定することで、変速装置１０３全体の変速比は１．０となる。そして、無段変速機構１０を最大増速比に設定した状態では、入力軸５と出力軸６の回転数が等しいので、直結用クラッチ３１を連結または解放する際の変速ショックを低減できる。

したがって、無段変速モードと直結モードとを切替える際の変速ショックを低減できる。この結果、動力伝達効率を向上でき、変速ショックを低減できる。

また、本実施例の変速装置１０３において、直結用クラッチ３１により入力軸５と出力軸６とが連結状態に切替えられているとき、無段変速機構１０の変速比は最大減速比になるように設定されてもよい。

これにより、無段変速機構１０での動力損失を最小にできる。このため、前進用クラッチ２５で動力損失が発生しない、または動力損失が極めて小さい場合、変速装置１０３全体では、動力損失を最小にでき、動力伝達効率を最大にできる。

また、本実施例の変速装置１０３において、直結用クラッチ３１により入力軸５と出力軸６とが連結状態に切替えられているとき、無段変速機構１０の変速比は、前進用クラッチ２５の引き摺り等による動力損失と無段変速機構１０の動力損失との合計値が最小となるように設定されてもよい。

これにより、変速装置１０３全体では、動力損失を最小にでき、動力伝達効率を最大にできる。

本発明の実施例を開示したが、当業者によっては本発明の範囲を逸脱することなく変更が加えられうることは明白である。すべてのこのような修正及び等価物が次の請求項に含まれることが意図されている。

２...エンジン（駆動源）、４...発進デバイス、５...入力軸、６...出力軸、７...変速機ケース、１０...無段変速機構、１１...入力部材、１２...出力部材、１３...転動部材、２１，２３...前進用ブレーキ、２２，２４...後退用ブレーキ、２５...前進用クラッチ、２６...後退用クラッチ、３１...直結用クラッチ、４０...第１遊星歯車機構、４１...サンギヤ、４２...ピニオンギヤ、４３...キャリア、４４...リングギヤ、５０...第１遊星歯車機構、５１...サンギヤ、５２Ａ...第１ピニオンギヤ、５２Ｂ...第２ピニオンギヤ、５３...キャリア、５４...リングギヤ、５５...第２遊星歯車機構、５６...サンギヤ、５７Ａ...第１ピニオンギヤ、５７Ｂ...第２ピニオンギヤ、５８...キャリア、５９...リングギヤ、６０...カウンタ軸、６１...カウンタギヤ、６２...前進駆動ギヤ、６３...後退駆動ギヤ、７１...出力ギヤ、７２...前進従動ギヤ、７３...後退従動ギヤ、８０...後退アイドラ軸、８３...後退アイドラギヤ、１０１，１０２，１０３...変速装置

Claims (5)

1. 駆動源の動力が発進デバイスを介して伝達される入力軸と、
   入力部材と、出力部材と、前記入力部材の回転を無段階に変速して前記出力部材に伝達する転動部材とを有する無段変速機構と、
   駆動輪に動力を伝達する出力軸と、を変速機ケースに備える変速装置であって、
   サンギヤと、前記サンギヤの外周に配置されるリングギヤと、前記サンギヤと噛合う複数の第１ピニオンギヤと、前記第１ピニオンギヤと前記リングギヤとに噛合う複数の第２ピニオンギヤと、前記第１ピニオンギヤと前記第２ピニオンギヤとを回転自在に支持するキャリアとを有する第１遊星歯車機構と、
   サンギヤと、前記サンギヤの外周に配置されるリングギヤと、前記サンギヤと噛合う複数の第１ピニオンギヤと、前記第１ピニオンギヤと前記リングギヤとに噛合う複数の第２ピニオンギヤと、前記第１ピニオンギヤと前記第２ピニオンギヤとを回転自在に支持するキャリアとを有する第２遊星歯車機構と、を備え、
   前記入力軸は前記入力部材と前記第２遊星歯車機構の前記サンギヤとに連結され、
   前記出力部材は前記第１遊星歯車機構の前記サンギヤに連結され、
   前記出力軸は前記第２遊星歯車機構の前記キャリアに連結され、
   前記第１遊星歯車機構の前記リングギヤは前記第２遊星歯車機構の前記キャリアに連結され、
   前記第１遊星歯車機構の前記キャリアと前記変速機ケースとを連結状態または解放状態に切替える前進用ブレーキと、
   前記第２遊星歯車機構の前記リングギヤと前記変速機ケースとを連結状態または解放状態に切替える後退用ブレーキと、
   前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸と前記出力軸とを連結状態または解放状態に切替える直結用クラッチと、を備え、
   前記前進用ブレーキが連結状態のときの前記第１遊星歯車機構における前記サンギヤから前記リングギヤへの減速比は、前記無段変速機構の最大増速比と一致するように設定されていることを特徴とする変速装置。
2. 駆動源の動力が発進デバイスを介して伝達される入力軸と、
   入力部材と、出力部材と、前記入力部材の回転を無段階に変速して前記出力部材に伝達する転動部材とを有する無段変速機構と、
   駆動輪に動力を伝達する出力軸と、を変速機ケースに備える変速装置であって、
   サンギヤと、前記サンギヤの外周に配置されるリングギヤと、前記サンギヤと前記リングギヤとに噛合う複数のピニオンギヤと、複数の前記ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアとを有する第１遊星歯車機構と、
   サンギヤと、前記サンギヤの外周に配置されるリングギヤと、前記サンギヤと噛合う複数の第１ピニオンギヤと、前記第１ピニオンギヤと前記リングギヤとに噛合う複数の第２ピニオンギヤと、前記第１ピニオンギヤと前記第２ピニオンギヤとを回転自在に支持するキャリアとを有する第２遊星歯車機構と、を備え、
   前記入力軸は前記入力部材と前記第２遊星歯車機構の前記サンギヤとに連結され、
   前記出力部材は前記第１遊星歯車機構の前記サンギヤに連結され、
   前記出力軸は前記第２遊星歯車機構の前記キャリアに連結され、
   前記第１遊星歯車機構の前記キャリアは前記第２遊星歯車機構の前記キャリアに連結され、
   前記第１遊星歯車機構の前記リングギヤと前記変速機ケースとを連結状態または解放状態に切替える前進用ブレーキと、
   前記第２遊星歯車機構の前記リングギヤと前記変速機ケースとを連結状態または解放状態に切替える後退用ブレーキと、
   前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸と前記出力軸とを連結状態または解放状態に切替える直結用クラッチと、を備え、
   前記前進用ブレーキが連結状態のときの前記第１遊星歯車機構における前記サンギヤから前記キャリアへの減速比は、前記無段変速機構の最大増速比と一致するように設定されていることを特徴とする変速装置。
3. 駆動源の動力が発進デバイスを介して伝達される入力軸と、
   入力部材と、出力部材と、前記入力部材の回転を無段階に変速して前記出力部材に伝達する転動部材とを有する無段変速機構と、
   駆動輪に動力を伝達する出力軸と、を変速機ケースに備える変速装置であって、
   前記出力部材と一体回転する出力ギヤと、
   前記出力軸に遊転自在に設けられた前進従動ギヤおよび後退従動ギヤと、
   前記出力ギヤと噛合うカウンタギヤと、前記前進従動ギヤと噛合う前進駆動ギヤと、後退駆動ギヤと、を有するカウンタ軸と、
   前記後退従動ギヤおよび前記後退駆動ギヤと噛合う後退アイドラギヤを有する後退アイドラ軸と、
   前記前進従動ギヤと前記出力軸とを連結状態または解放状態に切替える前進用クラッチと、
   前記後退従動ギヤと前記出力軸とを連結状態または解放状態に切替える後退用クラッチと、
   前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸と前記出力軸とを連結状態または解放状態に切替える直結用クラッチと、を備え、
   前記出力ギヤから前記カウンタギヤおよび前記前進駆動ギヤを経た前記前進従動ギヤへの減速比は、前記無段変速機構の最大増速比と一致するように設定されていることを特徴とする変速装置。
4. 前記直結用クラッチにより前記入力軸と前記出力軸とが連結状態に切替えられているとき、前記無段変速機構の変速比は最大減速比になるように設定されることを特徴とする請求項１から請求項３の何れか１項に記載の変速装置。
5. 前記直結用クラッチにより前記入力軸と前記出力軸とが連結状態に切替えられているとき、前記無段変速機構の変速比は、前記前進用ブレーキまたは前進用クラッチの動力損失と前記無段変速機構の動力損失との合計値が最小となるように設定されることを特徴とする請求項１から請求項３の何れか１項に記載の変速装置。

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