(57)【要約】【課題】  非円形歯車を使用した無段変速ユニットを保持するケーシングの支持剛性の低下を図ることの可能な歯車式無段変速機を提供する。【解決手段】  複数の非円形歯車１８ａ，１８ｂ，２０ａ、２０ｂ，２２ａ，２２ｂを有する無段変速ユニット１と、複数の歯車２４ａ，２４ｂ，２５ａ，２５ｂ，２６ａ，２６ｂを有する歯車群２と、無段変速ユニット１および歯車群２を保持するケーシング３とを備えた歯車式無段変速機において、複数の非円形歯車１８ａ，１８ｂ，２０ａ、２０ｂ，２２ａ，２２ｂおよび複数の歯車２４ａ，２４ｂ，２５ａ，２５ｂ，２６ａ，２６ｂが、共にはす歯歯車により構成されており、複数の非円形歯車１８ａ，１８ｂ，２０ａ、２０ｂ，２２ａ，２２ｂ同士の噛み合いで生じるスラスト力と、複数の歯車２４ａ，２４ｂ，２５ａ，２５ｂ，２６ａ，２６ｂ同士の噛み合いで生じるスラスト力とを、相互に逆向きとなるようにケーシング３に伝達させるキャンセル機構が設けられている。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
複数の非円形歯車を噛み合わせてなる無段変速ユニットと、この無段変速ユニットとトルク伝達可能に連結され、かつ、複数の歯車を噛み合わせてなる歯車群と、前記無段変速ユニットおよび前記歯車群を保持するケーシングとを備えた歯車式無段変速機において、
前記複数の非円形歯車および前記複数の歯車が、共にはす歯歯車により構成されているとともに、
前記複数の非円形歯車同士の噛み合いにより生じるスラスト力と、前記複数の歯車同士の噛み合いにより生じるスラスト力とを逆向きに生じさせるキャンセル機構が設けられていることを特徴とする歯車式無段変速機。
【請求項２】
前記複数の非円形歯車を構成するはす歯歯車の歯のねじれ方向と、前記複数の歯車を構成するはす歯歯車の歯のねじれ方向とが同一である構成を、前記キャンセル機構が有していることを特徴とする請求項１に記載の歯車式無段変速機。
【請求項３】
前記無段変速ユニットから出力されたトルクが前記歯車群に伝達される構成を有しており、前記無段変速ユニットは、変速比を１よりも小さくすることの可能な構成を有しているとともに、
前記複数の非円形歯車を構成するはす歯歯車のねじれ角度よりも、前記複数の歯車を構成するはす歯歯車のねじれ角度の方が大きく設定されていることを特徴とする請求項２に記載の歯車式無段変速機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、楕円歯車や指数関数歯車あるいは中心から外れた偏心位置を中心に回転させられる円形の歯車などの非円形歯車、換言すれば、歯の噛み合い箇所の回転中心からの距離が変化する非円形歯車を使用した無段変速機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
この種の非円形歯車を使用した無段変速機の例が、特許文献１に記載されている。その構成を簡単に説明すると、特許文献１に記載された無段変速機は、第１の回転軸に２枚の非円形歯車を位相を互いにずらして取り付け、これらの各非円形歯車のそれぞれにいわゆるアイドル歯車となる非円形歯車が噛み合わされており、これらのいわゆるアイドル歯車は相互に相対回転するように軸に支持されている。これらのアイドル歯車に噛み合っている第３の非円形歯車が設けられており、これらの第３の非円形歯車は、第３軸に一方向クラッチを介して支持されている。
【０００３】
その一方向クラッチは、第３の非円形歯車が第３軸より低速で回転する場合（第３の非円形歯車が第３軸に対して相対的に逆回転する場合）には解放状態となり、これとは反対に第３の非円形歯車が第３軸より速く回転しようとする場合には係合して両者一体となるように構成されている。すなわち第３の非円形歯車から第３軸にトルクを伝達するように構成されている。さらに、その第３軸がアイドル歯車の回転中心軸線を中心に公転するようにフレームによって支持されている。したがってフレームを回転させることにより、第３の非円形歯車のアイドル歯車に対する位相が変化するようになっている。そして、特許文献１には、その非円形歯車の例として、楕円を半割りして右半分と左半分とで所定寸法ずらした形状の歯車や指数関数歯車の例が示されている。
【０００４】
この特許文献１に記載された無段変速機においては、歯の噛み合い箇所の回転中心からの距離が連続的に変化する。したがって入力歯車が一定回転数で回転しても、アイドル歯車の回転数が連続的に変化し、さらに第３の非円形歯車の回転数がその歯車の形状に従って連続的に変化する。その場合、第３の非円形歯車の第３軸に対する相対回転数が、第３軸に同軸上に設けられている各第３の非円形歯車で逐次変化するので、それに応じて一方向クラッチが順次係合・解放を繰り返し、その結果、第３軸は複数の第３の非円形歯車のうち最も回転速度の速い第３の非円形歯車と一体となって回転する。
【０００５】
これら互いに噛み合っている非円形歯車同士の間の回転速度比が非円形歯車のピッチ円形状から定まる所定の関数で表される。その関係は、アイドル歯車と第３歯車との間でも成立するが、第３軸と共に第３の非円形歯車を、第２の非円形歯車であるアイドル歯車の回転中心軸線を中心にして公転させて、第２の非円形歯車と第３の非円形歯車との相対的な位相を、第１の非円形歯車と第２の非円形歯車との位相に対して変化させると、その変位が回転速度比に現れる。歯車機構の全体としての変速比は、これらの回転速度比の比率となるから、結局、上記のフレームを回動角度に応じて、歯車機構の全体としての変速比が連続的に変化することになる。
【特許文献１】特公平５−７８７０５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
上述した特許文献１に記載されている各非円形歯車はいずれも平歯車である。一方、非円形歯車をはす歯歯車により構成し、このはす歯歯車を複数噛み合わせて無段変速機を構成することも考えられる。このような構成を採用するとすれば、各非円形歯車同士の噛み合い部分に生じるスラスト力が、第１軸ないし第３軸からそれぞれフレームに伝達されることとなり、フレームの支持剛性を高める必要がある。しかしながら、特許文献１には、非円形歯車をはす歯歯車で構成する記述が無く、フレームの支持剛性の点で改善の余地があった。
【０００７】
この発明は、上記の技術的課題に着目してなされたものであり、いわゆる非円形歯車を使用した無段変速ユニットを保持するケーシングの支持剛性の低下を図ることの可能な歯車式無段変速機を提供することを目的とするものである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、複数の非円形歯車を噛み合わせてなる無段変速ユニットと、この無段変速ユニットとトルク伝達可能に連結され、かつ、複数の歯車を噛み合わせてなる歯車群と、前記無段変速ユニットおよび前記歯車群を保持するケーシングとを備えた歯車式無段変速機において、前記複数の非円形歯車および前記複数の歯車が、共にはす歯歯車により構成されているとともに、前記複数の非円形歯車同士の噛み合いにより生じるスラスト力と、前記複数の歯車同士の噛み合いにより生じるスラスト力と逆向きに生じさせるキャンセル機構が設けられていることを特徴とするものである。
【０００９】
請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記複数の非円形歯車を構成するはす歯歯車の歯のねじれ方向と、前記複数の歯車を構成するはす歯歯車のねじれ方向とが同一である構成を、前記キャンセル機構が有していることを特徴とするものである。
【００１０】
請求項３の発明は、請求項２の構成に加えて、前記無段変速ユニットから出力されたトルクが前記歯車群に伝達される構成を有しており、前記無段変速ユニットは、変速比を１よりも小さくすることの可能な構成を有しているとともに、前記複数の非円形歯車を構成するはす歯歯車の歯のねじれ角度よりも、前記複数の歯車を構成するはす歯歯車のねじれ角度の方が大きく設定されていることを特徴とするものである。
【発明の効果】
【００１１】
請求項１の発明によれば、無段変速ユニットと歯車群との間でトルク伝達がおこなわれるとともに、無段変速ユニットにおいてはその変速比を無段階（連続的）に制御可能である。無段変速ユニットと歯車群との間でトルク伝達がおこなわれる場合に、複数の非円形歯車同士の噛み合いにより生じるスラスト力と、複数の歯車同士の噛み合いにより生じるスラスト力とが逆向きになり、スラスト力同士が打ち消し合う。したがって、ケーシングに伝達されるスラスト荷重が低減されて、ケーシングの支持剛性を低下させることが可能である。
【００１２】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得られる他に、複数の非円形歯車を構成するはす歯歯車の歯のねじれ方向と、複数の歯車を構成するはす歯歯車のねじれ方向とが同一であるため、前記２つのスラスト力が、相互に逆向きにケーシングに伝達される。
【００１３】
請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の効果を得られる他に、無段変速ユニットから出力されたトルクが歯車群に伝達される場合は、無段変速ユニットの変速比が１よりも小さいため、無段変速ユニットで伝達されるトルクよりも、歯車群を伝達されるトルクの方が低くなり、伝達トルクに起因するスラスト力は、無段変速ユニットの方が歯車群よりも高くなり易い。これに対して、複数の非円形歯車を構成するはす歯歯車の歯のねじれ角度よりも、複数の歯車を構成するはす歯歯車のねじれ角度の方が大きいため、ねじれ角に起因するスラスト力は、歯車群の方が無段変速ユニットよりも高くなり易い。このような原理により、無段変速ユニットで生じるスラスト力と、歯車群で生じるスラスト力との差が大きくなることを抑制できる。したがって、ケーシングに伝達されるスラスト荷重の増加を一層抑制できる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。この発明の歯車式無段変速機は、車両の駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に配置することが可能である。以下、歯車式無段変速機の構成例を順次説明する。
【実施例１】
【００１５】
まず、歯車式無段変速機の実施例１を、図１および図２に基づいて説明する。図１は、歯車式無段変速機１００の正面断面図、図２は、図１のII−II線における側面断面図である。ここに示す例は、３つの非円形歯車を噛み合わせた歯車群を２列使用して１組の無段変速ユニット１，２を構成し、その無段変速ユニット１，２を、入力部材と出力部材との間に、直列に連結して構成されている。その非円形歯車は、指数関数歯車や楕円歯車などであって、ピッチ円の形状が円形となっていない歯車である。図１および図２に示す例では、楕円歯車を使用した例を示してあり、入力側および出力側の各無段変速ユニット１，２は、それぞれ２列で合計６個の楕円歯車によって構成されている。なお、図２にはピッチ円の形状で各歯車を示しており、歯は省略してある。
【００１６】
具体的に説明すると、ケーシングあるいは機台部もしくは機枠となっている固定フレーム３は金属材料により構成されている。この固定フレーム３は、平行な側壁部３Ａ，３Ｂを有しており、固定フレーム３の内部に、入力軸４と出力軸５とが、それぞれの端部を接近させた状態で、かつ同一の回転軸線Ａ１軸線上に回転自在に配置されている。すなわち、入力軸４の一方の端部は、固定フレーム３の一方の側壁部３Ａを貫通し、かつ、軸受６によって回転自在に保持されている。そして、駆動力源としてのエンジンまたはモータ・ジェネレータのトルクが、入力軸４に伝達されるように構成されている。エンジンは、燃料を燃焼させて生じる熱エネルギを機械エネルギに変換する動力装置であり、モータ・ジェネレータは、電気エネルギを機械エネルギに変換する動力装置である。また、入力軸４の他方の端部は、固定フレーム３の内部に一体に突設した支持部８に軸受９を介して回転自在に保持されている。
【００１７】
出力軸５も入力軸４とほぼ同様に支持されている。すなわち、出力軸５の一方の端部が、支持部８に軸受１０を介して回転自在に保持されている。また、出力軸５の他方の端部は、前記固定フレーム３の他方の側壁部３Ｂを貫通し、かつ、軸受１１によって回転自在に支持されている。そして、出力軸５のトルクが車輪に伝達されるように構成されている。
【００１８】
これら入力軸４および出力軸５と平行に中間軸１３が配置されており、その中間軸１３は、その両端部を軸受１４を介して固定フレーム３によって、回転軸線Ｂ１を中心として回転自在に支持されている。また中間軸１３は、中間歯車およびキャリヤ（あるいは可動保持部もしくは可動フレーム）１５を保持するためのものであって、そのキャリヤ１５は図示の例では、各無段変速ユニット１，２に共通の枠体として構成されている。すなわち、キャリヤ１５は、門型をなす枠状の部材、あるいは中間軸１３を一辺とする矩形をなす部材である。このキャリヤ１５は、中間軸１３の半径方向に延びた腕部１５Ａ，１５Ｂ，１５Ｃを有している。また、中間軸１３とキャリヤ１５とが一体となって回動動作するように、中間軸１３と腕部１５Ａ，１５Ｂ，１５Ｃとがスプライン結合されている。
【００１９】
そして、中間軸１３と平行に配置された可動軸１６が、キャリヤ１５により保持されている。すなわち、可動軸１６の両端部および中央部が、軸受１７を介してキャリヤ１５によって回転自在に保持されている。したがって、可動軸１６は、回転軸線Ｃ１を中心として回転可能であり、各回転軸線Ａ１，Ｂ１，Ｃ１は相互に平行となっている。また、可動軸１６は、各無段変速ユニット１，２に共通の軸となっている。
【００２０】
上述した入力側の無段変速ユニット１において、入力軸４が第１軸となっており、中間軸１３が第２軸となっており、可動軸１６が第３軸となっている。これに対して、出力側の無段変速ユニット２においては、可動軸１６が第１軸となっており、中間軸１３が第２軸となっており、出力軸が第３軸となっている。したがって、入力側の無段変速ユニット１における第３軸が、出力側の無段変速ユニット２における第１軸に連結された構成、あるいは一体化された構成となっている。
【００２１】
前記入力軸４に、入力側の無段変速ユニット１を構成する複数（具体的には２つ）の非円形第１歯車である入力歯車１８ａ，１８ｂが保持されている。これらの入力歯車１８ａ，１８ｂは、歯数やピッチ円などの諸元が同一の楕円歯車である。その入力歯車１８ａ，１８ｂと入力軸４とがスプライン結合されている。
【００２２】
各入力歯車１８ａ，１８ｂに対応し、かつ、それぞれに噛み合う複数（具体的には２つ）の非円形第２歯車である中間歯車２０ａ，２０ｂが、前記中間軸１３によって保持されている。これらの中間歯車２０ａ，２０ｂ同士は、諸元が同じ非円形歯車であって、上記の入力歯車１８ａ，１８ｂが楕円歯車であれば、それに合わせて楕円歯車が使用される。そして、中間歯車２０ａ，２０ｂは、軸受２１を介して中間軸１３に対して回転自在に保持されている。なお、入力歯車１８ａ，１８ｂと中間歯車２０ａ，２０ｂとを楕円歯車で構成した場合は、入力軸４と中間軸１３との軸間距離は、楕円の長軸方向の半径と短軸方向の半径とを加算した距離に設定される。
【００２３】
上記の中間歯車２０ａ，２０ｂに対応し、かつ、それぞれに噛み合う複数（具体的には２つ）の非円形第３歯車である可動歯車２２ａ，２２ｂが、前記可動軸１６によって保持されている。これらの可動歯車２２ａ，２２ｂは、歯数やピッチ円などの諸元が同一の楕円歯車である。これらの可動歯車２２ａ，２２ｂは、一方向クラッチ２３を介して可動軸１６に取り付けられている。この一方向クラッチ２３は、可動歯車２２ａ，２２ｂが可動軸１６に対して、図２に矢印で示す時計方向に回転しようとする場合には、可動軸１６と可動歯車２２ａ，２２ｂとの回転速度差に応じて、一方向クラッチ２３の係合・解放が決定される。
【００２４】
これに対して、可動歯車２２ａ，２２ｂが可動軸１６に対して、図２で反時計方向に回転しようとする場合は一方向クラッチ２３が解放されて、可動歯車２２ａ，２２ｂと可動軸１６との間ではトルクが伝達されない。なお、中間歯車２０ａ，２０ｂおよび可動歯車２２ａ，２２ｂを楕円歯車で構成した場合は、中間軸１３と可動軸１６との軸間距離は、楕円の長軸方向の半径と短軸方向の半径とを加算した距離に設定される。上記の入力歯車１８ａ，１８ｂおよび中間歯車２０ａ，２０ｂおよび可動歯車２２ａ，２２ｂにより、無段変速ユニット１が構成されている。
【００２５】
前記図１および図２に示す入力側の無段変速ユニット１は、回転軸線Ａ１および回転軸線Ｂ１および回転軸線Ｃ１が直線Ｄ１上にある場合に、入力歯車１８ａの位相と中間歯車２０ａの位相とが、回転角度としてπ／２ずれるとともに、中間歯車２０ａの位相と、可動歯車２２ａの位相とが、回転角度としてπ／２ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。また、図１および図２に示す入力側の無段変速ユニット１は、回転軸線Ａ１および回転軸線Ｂ１および回転軸線Ｃ１が直線Ｄ１上にある場合に、入力歯車１８ｂの位相と中間歯車２０ｂの位相とが、回転角度としてπ／２ずれるとともに、中間歯車２０ｂの位相と、可動歯車２２ｂの位相とが、回転角度としてπ／２ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。なお、入力歯車１８ａの位相と、入力歯車１８ｂの位相も、回転角度としてπ／２ずれている。
【００２６】
一方、出力側の無段変速ユニット２も、基本的な構成は、入力側の無段変速ユニット１と同じである。すなわち、可動軸１６に保持された可動歯車２４ａ，２４ｂと、中間軸１３に保持された中間歯車２５ａ，２５ｂと、出力軸５に保持された出力歯車２６ａ，２６ｂとの３つを一列とした２列の歯車群によって構成されている。まず、可動歯車２４ａ，２４ｂが一方向クラッチ２７を介して可動軸１６に取り付けられている。その一方向クラッチ２７は、可動軸１６が可動歯車２４ａ，２４ｂに対して図２に矢印で示す時計方向に回転しようとする際は、可動軸１６と可動歯車２４ａ，２４ｂとの回転速度の差に応じて、一方向クラッチ２７の係合・解放が決定されるように構成されている。また、各中間歯車２５ａ，２５ｂは、軸受２８を介して中間軸１３に回転自在に取り付けられている。さらに、出力歯車２６ａ，２６ｂが、スプラインなどによって出力軸５と一体回転するように取り付けられている。
【００２７】
また、無段変速ユニット２は、回転軸線Ａ１および回転軸線Ｂ１および回転軸線Ｃ１が直線Ｄ１上にある場合に、可動歯車２４ａの位相と中間歯車２５ａの位相とが、回転角度としてπ／２分ずれるとともに、中間歯車２５ａの位相と出力歯車２６ａの位相とが、回転角度としてπ／２分ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。さらに、無段変速ユニット２は、回転軸線Ａ１および回転軸線Ｂ１および回転軸線Ｃ１が直線Ｄ１上にある場合に、可動歯車２４ｂの位相と中間歯車２５ｂの位相とが、回転角度としてπ／２分ずれるとともに、中間歯車２５ｂの位相と出力歯車２６ｂの位相とが、回転角度としてπ／２分ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。さらに、可動歯車２４ａの位相と、可動歯車２４ｂの位相も、回転角度としてπ／２分ずれている。なお、図２においては、同一の回転軸線上に配置された各歯車の位相が、便宜上、全て同一に示されている。
【００２８】
前記の入力歯車１８ａ，１８ｂおよび中間歯車２０ａ，２０ｂ，２５ａ，２５ｂおよび可動歯車２２ａ，２２ｂ，２４ａ，２４ｂおよび出力歯車２６ａ，２６ｂは、全てはす歯歯車により構成されている。より具体的には、同じ回転軸線Ａ１を中心として配置されている。入力歯車１８ａの歯１０１および入力歯車１８ｂの歯１０２および出力歯車２６ａの歯１０３および出力歯車２６ｂの歯１０４のねじれ方向が、全て同一に設定されている。また、中間軸１３に取り付けられている中間歯車２０ａの歯１０５および中間歯車２０ｂの歯１０６および中間歯車２５ａの歯１０７および中間歯車２５ｂの歯１０８のねじれ方向が、全て同一に設定されている。さらに、可動歯車２２ａの歯１０９および可動歯車２２ｂの歯１１０および可動歯車２４ａの歯１１１および可動歯車２４ｂの歯１１２のねじれ方向が、全て同一に設定されている。このように、同一の回転軸線上に配置されている各はす歯歯車のねじれ方向が、同一に設定されている。さらに、無段変速ユニット１を構成する各はす歯歯車のねじれ角よりも、無段変速ユニット２を構成する各はす歯歯車のねじれ角の方が大きく設定されている。
【００２９】
上記のキャリヤ１５と共に可動軸１６および可動歯車２２ａ，２２ｂ，２４ａ，２４ｂを、回転軸線Ｂ１の周りで公転させるための回動機構について説明する。まず、中間軸１３と一体回転する従動ギヤ３０が設けられているとともに、アクチュエータとしてのモータ（ステッピングモータ）３１で回転させられる駆動ギヤ３２が、従動ギヤ３０に噛み合っている。したがって、モータ３１を所定角度範囲内で駆動することにより、中間軸１３と共にキャリヤ１５が回転し、その結果、可動軸１６およびこれによって保持している可動歯車２２ａ，２２ｂ，２４ａ，２４ｂが、回転軸線Ｂ１を中心に旋回（あるいは公転）するようになっている。このように、モータ３１の制御により、回転軸線Ｂ１に対する回転軸線Ｃ１の位置（位相）が変化するように構成されている。つまり、各中間歯車と各可動歯車との噛み合い位置の位相が変位する。
【００３０】
つぎに上述した歯車式無段変速機１００の作用について説明する。３つの非円形歯車を順次噛み合わせた各歯車群においては、入力歯車などの第１歯車と中間歯車などの第２歯車との間で変速が生じ、かつ、その第２歯車と出力歯車などの第３歯車との間で変速が生じ、したがって、各歯車群の全体としての変速比は、それらの歯車の間での変速比の比として表される。これを、入力側の無段変速ユニット１における一方の歯車群を例として説明する。まず、入力歯車１８ａの回転速度をω1とし、中間歯車２０ａの回転速度をω2とした場合、回転軸線Ａ１から、入力歯車１８ａと中間歯車２０ａの接触点（噛み合い位置）に至る距離の連続的な変化に対応して、速度比ω2／ω1が変化する。図２においては、各中心軸線Ａ１，Ｂ１，Ｃ１が直線Ｄ１上に位置している状態（これを基準状態とする）における各歯車が、実線で示されている。
【００３１】
この図２に示す基準状態では、速度比ω2／ω1は、最小に（増速側に）なる。同様に、可動歯車２２ａの回転速度をω3とすると、回転軸線Ｂ１から、各歯車２０ａ，２２ａの接触点（噛み合い位置）までの距離の連続的な変化に対応して、速度比ω3／ω2が変化する。図２における基準状態では、その速度比ω3／ω2は、最大に（減速側に）なる。
【００３２】
前記した１つの歯車群の各歯車を楕円歯車で構成した場合において、前記基準状態における各速度比ω2／ω1，ω3／ω2の一例を、図３の線図で示してある。上記のように入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの間の速度比ω2／ω1が最小の時に、中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの間の速度比ω3／ω2が最大となるから、それぞれの速度比を示す線は、位相がπ／２ずれた線となる。したがって、基準状態では、入力歯車１８ａと可動歯車２２ａとの間の速度比ω3／ω1は、“１”となる。すなわち、増減速が生じない。
【００３３】
一方、キャリヤ１５を動作させることにより、入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの相対的な位相と、中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの相対的な位相とを、上記の変速比“１”の状態から変化させると、入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの間の変速の関係（増速）に対して、中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの間の変速の関係（減速）が反対であったのが、位相の変化に応じて変化する。例えば、前記キャリヤ１５を図２の半時計方向に所定角度α回転させると、入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの間の速度比が最増速比となっていても、中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの間の速度比は、最減速比よりも小さい速度比となる。その結果、入力歯車１８ａと可動歯車２２ａとの間の速度比ω3／ω1は、“１”より小さく、つまり、増速状態となる。
【００３４】
一例として、非円形歯車からなる入力歯車と、非円形歯車からなる中間歯車との間の速度比ω2／ω1を、（１＋Ｃｓｉｎ２θ）（Ｃは絶対値が１より小さい定数）で表すと、中間歯車と可動歯車との間の速度比ω3／ω2は（１＋Ｃｓｉｎ２（θ＋α））で表され、結局、歯車群の全体としての速度比ω3／ω1は、
（１＋Ｃｓｉｎ２（θ＋α））／（１＋Ｃｓｉｎ２θ）
となる。なお、歯車群の全体としての速度比ω3／ω1は、歯車群を構成する歯車が、楕円歯車である場合、指数関数歯車である場合など、歯車群を構成する歯車の形状に応じて演算可能である。
【００３５】
そして、３個の楕円歯車を用いた無段変速ユニット１において、
入力歯車と中間歯車との速度比ω2／ω1は、
ω2／ω1＝（１−ε2）／（１＋ε2＋２・ε・ｃｏｓ（２θ1））・・・（１）
で表される。
また、中間歯車と可動歯車との間の速度比ω3／ω2は、
ω3／ω2＝（１−ε2）／（１＋ε2＋２・ε・ｃｏｓ（２θ2））・・・（２）
で表される。上記の式（１）および式（２）において、εは離心率である。離心率とは、歯車の回転中心から、歯車同士の噛み合い点までの距離を意味する。ここで、離心率は、０＜ε１
で表される。
上記の式（１）および式（２）から、無段変速ユニット１としての速度比ω3／ω1を算出可能であり、キャリヤ１５の角度αを変化させることにより、無段変速ユニット１としての変速比が連続的に（無段階に）変化することが判明している。
【００３６】
前述のように、無段変速ユニット１は、各歯車群が３つの楕円歯車で構成された２列の歯車群を備えており、第１列における各歯車回転角度に対して第２列の各歯車の回転角度がπ／２、ずれている。したがって第１列の歯車群で増速が生じている状態では、第２列の歯車群は減速状態となっているが、上述したように各歯車群には一方向クラッチ２３が介装されているので、入力軸４に対して可動軸１６を増速させるように機能するいずれか一方の歯車群がトルクの伝達をおこなう。したがって、入力側の無段変速ユニット１による変速比は、第１の歯車群による変速比のピーク（図３の線図では下側の部分）と第２の歯車群による変速比のピーク（図３の線図では下側の部分）とをつないだ線で表され、変速比が“１”以下の領域で大小に変化する。なお、キャリヤ１５の動作により、回転軸線Ｃ１を直線Ｄ３上に位置させた場合に、速度比ω3／ω1は最小となる。ここで、直線Ｄ３は直線Ｄ１と直角である。
【００３７】
上述した図１および図２に示す構成では、上記の可動軸１６が入力側の無段変速ユニット１における出力軸となっており、かつ、その可動軸１６が出力側の無段変速ユニット２における入力軸となっている。したがって、入力軸４に入力された動力が、上述した入力側の無段変速ユニット１による変速作用を受けて可動軸１６に伝達され、その可動軸１６の動力が、出力側の無段変速ユニット２に伝達された場合は、無段変速ユニット１の場合と同様の原理により、無段変速ユニット２で変速が実行される。まず、一方の歯車群において、可動歯車２４ａ回転速度をω1とし、中間歯車２５ａの回転速度をω2とした場合、速度比ω2／ω1は、無段変速ユニット１の場合と同様の原理に支配される。また、出力歯車２６ａの回転速度をω3とすると、速度比ω3／ω2は、無段変速ユニット１の場合と同様の原理で変化する。したがって、無段変速ユニット２における変速比も、無段変速ユニット１と同様に、図３で説明した変速比が“１”以下の領域で大小に変化する。
【００３８】
そして、無段変速ユニット２から出力軸５に伝達されたトルクが車輪に伝達される。すなわち、入力軸４と出力軸５との間に、トルクの伝達方向で、２つの無段変速ユニット１，２が直列に配列され、かつ、連結されているので、歯車式無段変速機１００の全体としての変速比は、各無段変速ユニット１，２で各々設定される速度比もしくは変速比に応じたものとなる。
【００３９】
一方、無段変速ユニット１および無段変速ユニット２を構成する各歯車は、全てはす歯歯車であるため、トルクの伝達時において、各歯車同士の噛み合い点には、噛み合い力に応じたスラスト方向の分力が発生する。ここでは、入力歯車１８ａ，１８ｂおよび出力歯車２６ａ、２６ｂおよび可動歯車２２ａ，２２ｂ，２４ａ，２４ｂが、図２で時計方向に回転し、中間歯車２０ａ，２０ｂ，２５ａ，２５ｂが、図２で反時計方向に回転するものとする。
【００４０】
まず、入力軸４および出力軸５に伝達されるスラスト力について説明する。入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの噛み合いにより、入力歯車１８ａには、図１で左向きのスラスト力Ｆ１が生じる。また、入力歯車１８ｂと中間歯車２０ｂとの噛み合いにより、入力歯車１８ａには、図１で左向きのスラスト力Ｆ１が生じる。これに対して、出力歯車２６ａと中間歯車２５ａとの噛み合いにより、出力歯車２６ａには、図１で右向きのスラスト力Ｆ２が生じる。また、出力歯車２６ｂと中間歯車２５ｂとの噛み合いにより、出力歯車２６ｂには、図１で右向きのスラスト力Ｆ２が生じる。
【００４１】
したがって、入力歯車１８ａまたは入力歯車１８ｂを経由してトルクが伝達されるとともに、出力歯車２６ａまたは出力歯車２６ｂを経由してトルクが伝達される場合に、入力軸４に伝達されるスラスト力と、出力軸５に伝達されるスラスト力とが相互に逆向きとなり、そのスラスト力同士がキャンセルされる。このように、入力軸４および出力軸５を経由して固定フレーム３に伝達されるスラスト荷重を軽減することが可能である。
【００４２】
つぎに、中間軸１３に伝達されるスラスト力について説明する。入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの噛み合いにより、中間歯車２０ａには、図１で右向きのスラスト力Ｆ３が生じる。また、中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの噛み合いにより、中間歯車２０ａには、図１で左向きのスラスト力Ｆ４が生じる。また、入力歯車１８ｂと中間歯車２０ｂとの噛み合いにより、中間歯車２０ｂには、図１で右向きのスラスト力Ｆ３が生じる。また、中間歯車２０ｂと可動歯車２２ｂとの噛み合いにより、中間歯車２０ｂには、図１で左向きのスラスト力Ｆ４が生じる。
【００４３】
これに対して、中間歯車２５ａと出力歯車２６ａとの噛み合いにより、中間歯車２０ａには、図１で左向きのスラスト力Ｆ５が生じる。また、中間歯車２５ｂと出力歯車２６ｂとの噛み合いにより、中間歯車２５ｂには、図１で左向きのスラスト力Ｆ５が生じる。また、中間歯車２５ａと可動歯車２４ａとの噛み合いにより、中間歯車２５ａには、図１で右向きのスラスト力Ｆ６が生じる。さらに、中間歯車２５ｂと可動歯車２４ｂとの噛み合いにより、中間歯車２５ｂには、図１で右向きのスラスト力Ｆ６が生じる。つまり、中間歯車２０ａまたは中間歯車２０ｂのいずれかを経由してトルクが伝達されるとともに、中間歯車２５ａまたは中間歯車２５ｂのいずれかを経由してトルクが伝達される場合において、各歯車から中間軸１３に伝達される逆向きのスラスト力同士がキャンセルし合う。したがって、中間軸１３から固定フレーム３に伝達されるスラスト荷重を軽減することが可能である。
【００４４】
さらに、可動軸１６に伝達されるスラスト力について説明する。中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの噛み合いにより、可動歯車２２ａには、図１で右向きのスラスト力Ｆ７が生じる。また、中間歯車２０ｂと可動歯車２２ｂとの噛み合いにより、可動歯車２２ｂには、図１で右向きのスラスト力Ｆ７が生じる。これに対して、中間歯車２５ａと可動歯車２４ａとの噛み合いにより、可動歯車２４ａには、図１で左向きのスラスト力Ｆ８が生じる。また、中間歯車２５ｂと可動歯車２４ｂとの噛み合いにより、可動歯車２４ｂには、図１で左向きのスラスト力Ｆ８が生じる。
【００４５】
したがって、可動歯車２２ａまたは可動歯車２２ｂのいずれかを経由してトルクが伝達されるとともに、可動歯車２４ａまたは可動歯車２４ｂのいずれかを経由してトルクが伝達される場合おいて、可動軸１６に伝達される逆向きのスラスト力同士が相互にキャンセルし合い、可動軸１６およびキャリヤ１５および中間軸１３を経由して固定フレーム３に伝達されるスラスト荷重を軽減すること可能である。
【００４６】
以上のような原理により、固定フレーム３で受けるべきスラスト荷重が軽減され、固定フレーム３の支持剛性を低下させることができるとともに、固定フレーム３の小型軽量化を図ることができる。さらには、スラスト荷重を受ける各軸受の小型化を図ることができるとともに、軸受における摩擦抵抗の増加を抑制することが可能であり、歯車式無段変速機１００における動力伝達効率の低下を抑制することができる。
【００４７】
ところで、この実施例１において、キャリヤ１５の動作により、無段変速ユニット１の変速比が“１”以下となる増速状態に制御されている場合は、無段変速ユニット１で伝達されるトルクよりも、無段変速ユニット２で伝達されるトルクの方が低くなり、伝達トルクに応じたスラスト力は、無段変速ユニット１の方が無段変速ユニット２よりも高くなる。これに対して、この実施例１では、無段変速ユニット１を構成するはす歯歯車の歯のねじれ角度よりも、無段変速ユニット２を構成するはす歯歯車のねじれ角度の方が大きくされている。このため、ねじれ角度に応じたスラスト力は、無段変速ユニット２の方が無段変速ユニット１よりも高くなる。このため、無段変速ユニット１で生じるスラスト力と、無段変速ユニット２で生じるスラスト力との差、つまり、固定フレーム３に伝達されるスラスト荷重が大きくなることを、一層抑制できる。したがって、無段変速ユニット１が増速状態に制御される場合、例えば車両が高速走行する場合にいおて、動力伝達効率の低下を抑制することができる。このため、駆動力源として、エンジンが用いられている場合は、燃費を向上することができる一方、駆動力源としてモータ・ジェネレータが用いられている場合は、電力消費量の増加を抑制することが可能である。
【００４８】
ここで、実施例１の構成とこの発明の構成との対応関係を説明すると、入力歯車１８ａ，１８ｂおよび中間歯車２０ａ，２０ｂおよび可動歯車２２ａ，２２ｂが、この発明の複数の非円形歯車に相当し、無段変速ユニット１が、この発明の無段変速ユニットに相当し、可動歯車２４ａ，２４ｂおよび中間歯車２５ａ，２５ｂおよび出力歯車２６ａ，２６ｂが、この発明の複数の歯車に相当し、無段変速ユニット２が、この発明の歯車群に相当し、固定フレーム３が、この発明のケーシングに相当し、歯のねじれ方向が同一に設定されたはす歯歯車自体が、この発明におけるキャンセル機構に相当する。
【実施例２】
【００４９】
つぎに、この発明における実施例２を、図４および図５に基づいて説明する。図４は、歯車式無段変速機２００の正面断面図、図５は、歯車式無段変速機２００の概念的な側面図である。歯車式無段変速機２００は無段変速ユニット２５０を有しており、無段変速ユニット２５０は、並列に配置された歯車群２０１，２０２を有している。無段変速ユニット２５０を支持する固定フレーム２０３が設けられており、固定フレーム２０３は、平行な側壁部２０３Ａ，２０３Ｂを有しており、固定フレーム２０３により、中間軸２０４および出力軸２０５が保持されている。中間軸２０４は、側壁部２０３Ａ，２０３Ｂに取り付けられた軸受２０６により回転可能に保持されている。また、出力軸２０５は、側壁部２０３Ａ，２０３Ｂに取り付けられた軸受２０７により回転可能に保持されている。
【００５０】
また、中間軸２０４と一体回転するキャリヤ２０８が設けられており、キャリヤ２０８に取り付けられた軸受２０９により、入力軸２１０が回転可能に保持されている。入力軸２１０の回転軸線Ｅ１と、中間軸２０４の回転軸線Ｇ１と、出力軸２０５の回転軸線Ｈ１とが相互に平行に配置されており、入力軸２１０および中間軸２０４および出力軸２０５には、歯車群２０１，２０２を構成する歯車が取り付けられている。
【００５１】
まず、入力軸２１０には入力歯車２１１，２１２がスプライン嵌合されており、中間軸２０４には軸受２１３を介して中間歯車２１４，２１５が回転可能に取り付けられており、出力軸２０５には一方向クラッチ２１６を介して出力歯車２１７，２１８が取り付けられている。この一方向クラッチ２１６は、出力歯車２１７，２１８が出力軸２０５に対して、図５に矢印で示す時計方向に回転しようとする場合には、出力軸２０５と出力歯車２１７，２１８との回転速度差に応じて、一方向クラッチ２１６の係合・解放が決定される。これに対して、出力歯車２１７，２１８が出力軸２０５に対して、図５で反時計方向に回転しようとする場合は、一方向クラッチ２１６が解放されて、出力歯車２１７，２１８と出力軸２０５との間ではトルクが伝達されない。
【００５２】
さらに、歯車群２０１，２０２を構成する歯車は、歯数やピッチ円などの諸元が同一の楕円歯車であり、中間歯車２１４が、入力歯車２１１および出力歯車２１７に噛合され、中間歯車２１５が、入力歯車２１２および出力歯車２１８に噛合されている。この入力歯車２１１および中間歯車２１４および出力歯車２１７により、歯車群２０１が構成されている。また、入力歯車２１２および中間歯車２１５および出力歯車２１８により、歯車群２０２が構成されている。さらに、歯車群２０１，２０２を構成する各歯車は、全てはす歯歯車により構成されている。
【００５３】
また、図５に示すように、回転軸線Ｅ１，Ｇ１，Ｈ１が直線Ｄ１上にある状態、つまり基準状態において、歯車群２０１では、入力歯車２１１の位相と中間歯車２１４の位相とが、回転角度としてπ／２ずれるとともに、中間歯車２１４の位相と、出力歯車２１７の位相とが、回転角度としてπ／２ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。さらに、歯車群２０２では、入力歯車２１２の位相と中間歯車２１５の位相とが、回転角度としてπ／２ずれるとともに、中間歯車２１５の位相と、出力歯車２１８の位相とが、回転角度としてπ／２ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。なお、入力歯車２１１の位相と、入力歯車２１２の位相も、回転角度としてπ／２ずれている。なお、図５においては、同一の回転軸線上に配置された各歯車の位相が、便宜上、全て同一に示されている。上記のように構成された入力軸２１０および歯車群２０１，２０２および中間軸２０４および出力軸２０５および一方向クラッチ２１６により、無段変速ユニット２５０が構成されている。
【００５４】
一方、入力軸２１０にスプライン嵌合されたカウンタギヤ２１９が設けられており、カウンタギヤ２１９にはカウンタギヤ２２０が噛合されている。カウンタギヤ２２０がスプライン嵌合された軸２２１が設けられており、軸２２１は、側壁部２０３Ａに取り付けた軸受２２２により回転可能に保持されている。この軸２２１は、中間軸２０４と同軸上に配置されている。上記カウンタギヤ２１９，２２０は、共に円形歯車、具体的には、はす歯歯車により構成されている。
【００５５】
さらに、出力軸２０５にスプライン嵌合されたカウンタギヤ２２３が設けられており、カウンタギヤ２２３にはカウンタギヤ２２４が噛合されている。このカウンタギヤ２２４がスプライン嵌合された軸２２５が設けられており、軸２２５は、側壁部２０３Ｂに取り付けた軸受２２６により回転可能に保持されている。この軸２２６は、中間軸２０４と同軸上に配置されている。上記カウンタギヤ２２３，２２４は、共に円形歯車、具体的には、はす歯歯車により構成されている。そして、同じ回転軸線上に配置されたはす歯歯車は、そのねじれ方向が同一に設定されている。
【００５６】
具体的には、入力歯車２１１の歯２２７および入力歯車２１２の歯２２８およびカウンタギヤ２１９の歯２２９のねじれ方向が、同一に設定されている。また、中間歯車２１４の歯２３０および中間歯車２１５の歯２３１およびカウンタギヤ２２０の歯２３２およびカウンタギヤ２２４の歯２３３のねじれ方向が、全て同じに設定されている。さらに、出力歯車２１７の歯２３４および出力歯車２１８の歯２３５およびカウンタギヤ２２３の歯２３６のねじれ方向が、全て同じに設定されている。
【００５７】
上記のキャリヤ２０８と共に入力軸２１０を、回転軸線Ｅ１の周りで公転させるための回動機構について説明する。まず、中間軸２０４と一体回転する従動ギヤ２４０が設けられているとともに、アクチュエータとしてのモータ（ステッピングモータ）２３７で回転させられる駆動ギヤ２３８が、従動ギヤ２４０に噛み合っている。したがって、モータ２３７を所定角度範囲内で駆動することにより、中間軸２０４と共にキャリヤ２０８が回転し、その結果、入力軸２１０およびこれによって保持されている入力歯車２１１，２１２が、回転軸線Ｅ１を中心に公転するようになっている。このように、モータ２３７の制御により、回転軸線Ｇ１に対する回転軸線Ｅ１の位置（位相）が変化するように構成されている。つまり、各中間歯車と各入力歯車との噛み合い位置の位相が変位する。
【００５８】
つぎに上述した歯車式無段変速機２００の作用について説明する。駆動力源のトルクが軸２２１に伝達されると、カウンタギヤ２２０が図５で反時計方向に回転し、カウンタギヤ２２０のトルクが入力軸２１０に伝達される。入力軸２１０にトルクが伝達された場合、歯車群２０１においては、入力歯車２１１および中間歯車２１４を経由して出力歯車２１７にトルクが伝達される。一方、歯車群２０２においては、入力歯車２１２および中間歯車２１５を経由して出力歯車２１８にトルクが伝達される。
【００５９】
ここで、歯車群２０１，２０２における変速原理は、実施例１と同じである。まず、歯車群２０１について説明すると、入力歯車２１１の回転速度をω1とし、中間歯車２１４の回転速度をω2とした場合、回転軸線Ｅ１から、入力歯車２１１と中間歯車２１４との接触点に至る距離の連続的な変化に対応して、速度比ω2／ω1が変化する。図５においては、各中心軸線Ｅ１，Ｇ１，Ｈ１が直線Ｄ１上に位置している状態（これを基準状態とする）における各歯車が、実線で示されている。
【００６０】
この図５に示す基準状態では、速度比ω2／ω1は、最小に（増速側に）なる。同様に、出力歯車２１７の回転速度をω3とすると、回転軸線Ｇ１から、各歯車２１４，２１７の接触点までの距離の連続的な変化に対応して、速度比ω3／ω2が変化する。図５における基準状態では、その速度比ω3／ω2は、最大に（減速側に）なる。そして、前記基準状態における各速度比ω2／ω1，ω3／ω2の関係は、実施例１で説明した図３の線図と同様になる。したがって、基準状態では、入力歯車２１１と出力歯車２１７との間の速度比ω3／ω1は、“１”となる。一方、キャリヤ２０８を動作させることにより、入力歯車２１１と中間歯車２１４との相対的な位相を変化させる、例えば、前記キャリヤ２０８を図５の半時計方向に所定角度α回転させると、入力歯車２１１と出力歯車２１７との間の速度比ω3／ω1は、“１”より小さく、つまり、増速状態となる。
【００６１】
これに対して、無段変速ユニット２０２において、入力歯車２１２の回転速度をω1とし、中間歯車２１５の回転速度をω2とし、出力歯車２１８の回転速度をω3とした場合、入力歯車２１２と出力歯車２１８との間の速度比ω3／ω1は、歯車群２０１と同様の原理で変化する。そして、各歯車群２０１，２０２に対応して、出力軸２０５には２個の一方向クラッチ２１６が介装されているので、入力軸２１０に対して出力軸２０５を増速させるように機能するいずれかの一方向クラッチが係合され、係合された一方向クラッチを有する無段変速ユニットを経由して、出力軸２０５にトルクが伝達される。そして、入力軸２１０と出力軸２０５との間における変速比は、歯車群２０１による変速比と、無段変速ユニット２０２による変速比とをつないだ線で表される。より具体的には、変速比が“１”以下の領域で変化する。なお、キャリヤ２０８の動作により、回転軸線Ｅ１を直線Ｄ３上に位置させた場合に、無段変速ユニット２０２の速度比ω3／ω1は最小となる。ここで、直線Ｄ３は直線Ｄ１と直角である。
【００６２】
上記のようにして、歯車群２０１，２０２をトルクが伝達される場合において、入力歯車２１１，２１２は図５で時計方向に回転し、中間歯車２１４，２１５は図５で反時計方向に回転し、出力歯車２１７，２１８は図５で時計方向に回転する。そして、出力軸２０５に伝達されたトルクは、カウンタギヤ２２３，２２４を経由して車輪に伝達される。カウンタギヤ２２３は図５で時計方向に回転し、カウンタギヤ２２４は図５で反時計方向に回転する。
【００６３】
一方、軸２１１から軸２２５に至るトルク伝達経路に設けられている各歯車は、全てはす歯歯車であるため、トルクの伝達時において、各歯車同士の噛み合い点には、噛み合い力に応じたスラスト方向の分力が発生する。まず、カウンタギヤ２２０とカウンタギヤ２１９との噛み合いにより、カウンタギヤ２２０には、図４で右向きのスラスト力Ｆ９が生じるとともに、カウンタギヤ２１９には、図４で左向きのスラスト力Ｆ１０が生じる。また、入力歯車２１１と中間歯車２１４との噛み合いにより、入力歯車２１１には、図４で右向きのスラスト力Ｆ１１が生じ、中間歯車２１４には図４で左向きのスラスト力Ｆ１２が生じる。さらに、入力歯車２１２と中間歯車２１５との噛み合いにより、入力歯車２１２には、図４で右向きのラスト力Ｆ１１が生じ、中間歯車２１５には図４で左向きのスラスト力Ｆ１２が生じる。
【００６４】
一方、中間歯車２１４と出力歯車２１７との噛み合いにより、中間歯車２１４には図４で右向きのスラスト力Ｆ１３が生じ、出力歯車２１７には図４で左向きのスラスト力Ｆ１４が生じる。また、中間歯車２１５と出力歯車２１８との噛み合いにより、中間歯車２１５には図４で右向きのスラスト力Ｆ１３が生じ、出力歯車２１８には図４で左向きのスラスト力Ｆ１４が生じる。さらに、カウンタギヤ２２３とカウンタギヤ２２４との噛み合いにより、カウンタギヤ２２３には図４で右向きのスラスト力Ｆ１５が生じ、カウンタギヤ２２４には図４で左向きのスラスト力Ｆ１６が生じる。
【００６５】
以上のように、入力軸２０５には、スラスト力Ｆ１０とスラスト力Ｆ１１とが逆向きに伝達される。したがって、入力軸２０５およびキャリヤ２０８を経由して固定フレーム２０３に伝達されるスラスト荷重が軽減される。また、回転軸線Ｇ１上においては、スラスト力Ｆ９，Ｆ１３と、スラスト力Ｆ１２，Ｆ１６とが逆向きに生じるため、軸２２１，２２５および中間軸２０４を支持する固定フレーム２０８に伝達されるスラスト荷重を軽減することができる。さらに、回転軸線Ｈ１上においては、スラスト力Ｆ１４とスラスト力Ｆ１５とが逆向きであり、出力軸２０５を経由して固定フレーム２０３に伝達されるスラスト荷重を軽減することが可能である。以上のような原理により、固定フレーム２０８で受けるべきスラスト荷重が軽減され、この実施例２においても、実施例１と同様の効果を得ることができる。
【００６６】
ところで、この実施例２において、キャリヤ２０８の動作により、入力軸２１０と出力軸２０５との間における変速比が“１”以下となる増速状態に制御されている場合は、入力軸２１０と出力軸２０５との間で伝達されるトルクよりも、カウンタギヤ２２３，２２４で伝達されるトルクの方が低くなり、伝達トルクに応じたスラスト力は、歯車群２０１，２０２で生じるスラスト力の方が、カウンタギヤ２２３，２２４で生じるスラスト力よりも高くなる。一方、この実施例２では、歯車群２０１，２０２を構成するはす歯歯車の歯のねじれ角度よりも、カウンタギヤ２２３，２２４を構成するはす歯歯車のねじれ角度の方が大きく設定されている。このため、ねじれ角度に応じた個々のスラスト力は、カウンタギヤ２２３，２２４の方が、歯車群２０１，２０２よりも高くなる。このため、歯車群２０１，２０２で生じるスラスト力と、カウンタギヤ２２３，２２４で生じるスラスト力との差、つまり、固定フレーム２０３に伝達されるスラスト荷重が大きくなることを、一層抑制できる。
【００６７】
ここで、実施例２で説明した構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、入力歯車２１１，２１２および中間歯車２１４，２１５および出力歯車２１７，２１８が、この発明における「複数の非円形歯車」に相当し、カウンタギヤ２１９，２２０が、この発明における「複数の歯車を噛み合わせてなる歯車群」に相当し、カウンタギヤ２２３，２２４が、この発明における「複数の歯車を噛み合わせてなる歯車群」に相当し、固定フレーム２０３が、この発明のケーシングに相当し、歯のねじれ方向が同一に設定されたはす歯歯車自体が、この発明におけるキャンセル機構に相当する。
【００６８】
なお、この発明は上述した各具体例に限定されないのであって、実施例１のように、無段変速ユニットを直列に配置する場合、３組以上の無段変速ユニットを配置する構成も、この発明に含まれる。一方、実施例１，２のように、歯車群を並列に配置して１組の無段変速ユニットを構成する場合、３列以上の歯車群を配置する構成も、この発明に含まれる。また、キャリヤを回動させるためのアクチュエータとしてモータ以外の回転式のアクチュエータや直動型のアクチュエータを使用してもよい。この発明における非円形歯車とは、回転中心から噛み合い点までの距離が、歯車の回転にともなって変化する構成の歯車を意味する。したがって、この発明の非円形歯車には、楕円歯車以外に、指数関数歯車、あるいは偏心位置を中心に回転し、かつ、互いに噛み合っている円形歯車が含まれる。ここで、円形歯車とは、歯先円の形状が円形となる構成の歯車を意味する。
【図面の簡単な説明】
【００６９】
【図１】この発明の一例における歯車式無段変速機の実施例１を模式的に示す正面断面図である。
【図２】図１のII−II線に沿う側面断面図である。
【図３】この発明の実施例において、各歯車同士の間における回転速度比を示す線図である。
【図４】この発明における歯車式無段変速機の実施例２を模式的に示す正面断面図である。
【図５】図４の歯車式無段変速機の概念的な側面図である。
【符号の説明】
【００７０】
１，２，２５０…無段変速ユニット、  ３，２０３…固定フレーム、  １８ａ，１８ｂ，２１１，２１２…入力歯車、  ２０ａ，２０ｂ，２５ａ，２５ｂ，２１４，２１５…中間歯車、  ２２ａ，２２ｂ，２４ａ，２４ｂ…可動歯車、  １００，２００…歯車式無段変速機、  １０１，〜１１２、２２７，２２８，２２９，２３０，２３１，２３２，２３３，２３４，２３５，２３６…歯、  ２１７，２１８…出力歯車、  ２１９，２２０，２２３，２２４…カウンタギヤ。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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