(57)【要約】【課題】動力循環が発生するときのフリクションを抑制できる動力伝達装置を提供する。【解決手段】動力伝達装置１は、変速比を変更自在なトロイダル変速機構３と、高速モードと低速モードとを切り換える高低速モード切換機構４とを備える。高低速モード切換機構４は、第１と第２の２つの遊星歯車機構９，１０と、クラッチ１１と、ブレーキ１２とを備える。第１遊星歯車機構９の第１サンギヤ１３と第２遊星歯車機構１０の第２サンギヤ１７とを連結して第１連結体が構成される。第１キャリア１６と第２キャリア２０とを連結して第２連結体が構成される。第２連結体に出力ギヤが設けられる。クラッチ１１は、入力軸２と第１リングギヤとを連結自在に構成される。ブレーキ１２は、第２リングギヤ１８の回転を阻止自在に構成される。第１遊星歯車機構９は、シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成される。【選択図】図１
2015086981.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
駆動源の動力が伝達される入力軸と、
前記入力軸と同心に配置される出力部と、
前記入力軸と同心で一体的に回転する入力ディスクと、前記入力ディスクと相対回転可能な出力ディスクと、前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間で動力伝達させるパワーローラとを備え、前記パワーローラを揺動させて前記入力ディスク及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と、
前記トロイダル変速機構の変速比に対応させて低速領域で前記出力部から動力を出力する低速モードと、前記低速領域よりも高速の高速領域で前記変速比に対応させて前記出力部から動力を出力する高速モードとに切換自在であり前記トロイダル変速機構と同心に配置される高低速モード切換機構とを備える動力伝達装置であって、
前記高低速モード切換機構は、サンギヤ、キャリア及びリングギヤの３つの要素を夫々備える第１と第２の２つの遊星歯車機構と、クラッチと、ブレーキとを備え、
前記第１遊星歯車機構の３つの要素を共線図の並び順に一方から夫々第１要素、第２要素、第３要素とし、前記第２遊星歯車機構の３つの要素を共線図の並び順に一方から夫々第４要素、第５要素、第６要素として、
前記第１要素と前記第４要素とを連結して第１連結体を構成し、
前記第２要素と前記第６要素とを連結して第２連結体を構成し、
前記第２連結体に前記出力部が設けられ、
前記クラッチは、前記入力軸と前記第３要素とを連結自在に構成され、
前記ブレーキは、前記第５要素の回転を阻止自在に構成され、
前記第１遊星歯車機構は、第１サンギヤと、第１リングギヤと、前記第１サンギヤ及び前記第１リングギヤに噛合する第１ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第１キャリアとからなるシングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されることを特徴とする動力伝達装置。
【請求項２】
請求項１に記載の動力伝達装置であって、
前記第１遊星歯車機構の第１キャリアには、前記第１キャリアが軸支する第１ピニオンに潤滑油を供給する第１油路が設けられ、
前記第２遊星歯車機構の第２キャリアには、前記第２キャリアが軸支する第２ピニオンに潤滑油を供給する第２油路が設けられ、
前記第２遊星歯車機構は、第２サンギヤと、第２リングギヤと、互いに噛合するとともに一方が前記第２サンギヤに噛合し他方が前記第２リングギヤに噛合する一対の第２ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第２キャリアとからなるダブルピニオン型の遊星歯車機構で構成され、
前記第２要素は第１キャリアであり、前記第６要素は第２キャリアであることを特徴とする動力伝達装置。
【請求項３】
請求項１または請求項２に記載の動力伝達装置であって、
前記出力部は出力ギヤで構成され、
前記出力ギヤは、軸受を介してケースに固定されることを特徴とする動力伝達装置。
【請求項４】
請求項１から請求項３の何れか１項に記載の動力伝達装置であって、
前記出力部は出力ギヤで構成され、
前記入力軸の軸線上において一方から、前記トロイダル変速機構、前記高低速モード切換機構の順に配置され、
前記出力ギヤと噛合する第１中間ギヤと、左右の駆動輪に動力を分配する差動機構の外歯と噛合する第２中間ギヤと、両中間ギヤを軸支する中間軸とを備え、
前記差動機構の外歯は、前記トロイダル変速機構の径方向外方に位置し、
前記出力ギヤは、前記ブレーキと前記トロイダル変速機構との間に配置されることを特徴とする動力伝達装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、トロイダル変速機構と高低速モード切換機構を備える動力伝達装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、トロイダル変速機構を備える動力伝達装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。トロイダル変速機構は、入力軸と同心で一体的に回転する入力ディスクと、入力ディスクと相対回転可能な出力ディスクと、入力ディスクと出力ディスクとの間で動力伝達させるパワーローラとを備える。そして、トロイダル変速機構は、パワーローラを揺動させて入力ディスク及び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。
【０００３】
また、特許文献１のものでは、トロイダル変速機構の変速比に対応させて低速領域で出力部から動力を出力する低速モードと、低速領域よりも高速の高速領域で変速比に対応させて出力部から動力を出力する高速モードとに切換自在な高低速モード切換機構が設けられている。高低速モード切換機構は、第１から第３の３つの遊星歯車機構と、クラッチとブレーキとを備える。この高低速モード切換機構により、動力伝達装置の変速可能領域を広範囲とすることができる。なお、低速モードにおいては、動力伝達装置内で動力の一部が循環する動力循環が発生する。
【０００４】
また、特許文献１のものでは、トロイダル変速機構と高低速モード切換機構とを同心に配置している。これにより、トロイダル変速機構と高低速モード切換機構とを平行に配置し、ギヤ列で動力伝達を行う場合と比較して、動力伝達時の軸の捩れの発生を抑制することができる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特許第４８９４６９８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
従来の動力伝達装置では、動力循環が生じるときにダブルピニオン型の遊星歯車機構を介して動力循環が行われる。従って、動力循環が生じるときのフリクションが大きいという問題がある。
【０００７】
本発明は、以上の点に鑑み、動力循環が発生するときのフリクションを抑制できる動力伝達装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記目的を達成するため、本発明は、駆動源の動力が伝達される入力軸と、前記入力軸と同心に配置される出力部と、前記入力軸と同心で一体的に回転する入力ディスクと、前記入力ディスクと相対回転可能な出力ディスクと、前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間で動力伝達させるパワーローラとを備え、前記パワーローラを揺動させて前記入力ディスク及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と、前記トロイダル変速機構の変速比に対応させて低速領域で前記出力部から動力を出力する低速モードと、前記低速領域よりも高速の高速領域で前記変速比に対応させて前記出力部から動力を出力する高速モードとに切換自在であり前記トロイダル変速機構と同心に配置される高低速モード切換機構とを備える動力伝達装置であって、前記高低速モード切換機構は、サンギヤ、キャリア及びリングギヤの３つの要素を夫々備える第１と第２の２つの遊星歯車機構と、クラッチと、ブレーキとを備え、前記第１遊星歯車機構の３つの要素を共線図の並び順に一方から夫々第１要素、第２要素、第３要素とし、前記第２遊星歯車機構の３つの要素を共線図の並び順に一方から夫々第４要素、第５要素、第６要素として、前記第１要素と前記第４要素とを連結して第１連結体を構成し、前記第２要素と前記第６要素とを連結して第２連結体を構成し、前記第２連結体に前記出力部が設けられ、前記クラッチは、前記入力軸と前記第３要素とを連結自在に構成され、前記ブレーキは、前記第５要素の回転を阻止自在に構成され、前記第１遊星歯車機構は、第１サンギヤと、第１リングギヤと、前記第１サンギヤ及び前記第１リングギヤに噛合する第１ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第１キャリアとからなるシングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されることを特徴とする。
【０００９】
本発明によれば、動力循環が生じるときは、シングルピニオン型の第１遊星歯車機構を介して動力が伝達される。従って、本発明の動力伝達装置によれば、従来のようにダブルピニオン型の遊星歯車機構を介して動力循環が生じるものと比較して、動力伝達経路上のギヤが噛合う箇所が少なくなり、フリクションを抑制させることができる。
【００１０】
また、高低速モード切換機構が２つの遊星歯車機構で構成されるため、従来のように３つの遊星歯車機構で構成されるものと比較して、動力伝達装置の小型化を図ることができる。
【００１１】
また、第１遊星歯車機構の第１キャリアに、第１キャリアが軸支する第１ピニオンに潤滑油を供給する第１油路を設け、第２遊星歯車機構の第２キャリアに、第２キャリアが軸支する第２ピニオンに潤滑油を供給する第２油路を設ければ、従来のように、キャリアがブレーキで固定されないため、出力部が回転していれば、遠心力でキャリアから潤滑油をピニオンに供給することができ、潤滑油を供給するために要求される潤滑油供給用の圧力を低く抑えることができる。
【００１２】
このとき、第２遊星歯車機構を、第２サンギヤと、第２リングギヤと、互いに噛合するとともに一方が前記第２サンギヤに噛合し他方が前記第２リングギヤに噛合する一対の第２ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第２キャリアとからなるダブルピニオン型の遊星歯車機構で構成することが好ましい。
【００１３】
かかる構成によれば、第６要素を第２キャリアとすることができ、出力部が設けられる第２連結体を第２要素たる第１キャリアと第６要素たる第２キャリアとで構成でき、出力部の回転が直接に両キャリアに伝達されるため、遠心力によるピニオンの潤滑をより確実に行うことができる。
【００１４】
また、本発明においては、出力部を出力ギヤで構成し、軸受を介して出力ギヤをケースに固定することが好ましい。かかる構成によれば、出力ギヤに加わる反力をケースで受けることができ、出力ギヤに加わる反力を考慮して入力軸などの他の部品の剛性を比較的高く設定する必要がなく、動力伝達装置全体としての軽量化を図ることができる。
【００１５】
また、本発明においては、入力軸の軸線上において一方から、トロイダル変速機構、高低速モード切換機構の順に配置され、出力ギヤと噛合する第１中間ギヤと、左右の駆動輪に動力を分配する差動機構の外歯と噛合する第２中間ギヤと、両中間ギヤを軸支する中間軸とを備え、差動機構の外歯は、トロイダル変速機構の径方向外方に位置し、出力ギヤは、ブレーキとトロイダル変速機構との間に配置されることが好ましい。
【００１６】
かかる構成によれば、ブレーキが出力ギヤとトロイダル変速機構との間に配置される場合と比較して中間軸の長さを短くすることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１７】
【図１】本発明の動力伝達装置の第１実施形態を示すスケルトン図。
【図２】第１実施形態の遊星歯車機構の共線図。
【図３】第１実施形態の遊星歯車機構の潤滑油の流れを示す断面図。
【図４】第１実施形態の低速モードにおける動力伝達経路を示すスケルトン図。
【図５】第１実施形態の低速モードにおける動力伝達経路を模式的に示す説明図。
【図６】第１実施形態の低速モードのときの変速領域を示す共線図。
【図７】第１実施形態の高速モードにおける動力伝達経路を示すスケルトン図。
【図８】第１実施形態の高速モードにおける動力伝達経路を模式的に示す説明図。
【図９】第１実施形態の高速モードのときの変速領域を示す共線図。
【図１０】本発明の動力伝達装置の第２実施形態を示すスケルトン図。
【図１１】本発明の動力伝達装置の第３実施形態を示すスケルトン図。
【図１２】第３実施形態の遊星歯車機構の共線図。
【発明を実施するための形態】
【００１８】
図１から図８を参照して、本発明の第１実施形態の動力伝達装置を説明する。図１を参照して、第１実施形態の動力伝達装置１は、熱機関（内燃機関）や電動機などの駆動源（図示省略）の動力が伝達される入力軸２と、入力軸２と同心に配置されるシングルキャビティ型のトロイダル変速機構３と、入力軸２及びトロイダル変速機構３と同心に配置される高低速モード切換機構４とを備える。
【００１９】
トロイダル変速機構３は、変速比を連続的に変化自在な無段変速機構であって、キャビティ５を１つだけ備えるシングルキャビティ型のものであり、入力軸２に固定され入力軸２と一体に回転する入力ディスク６と、入力ディスク６に対向して配置され、入力軸２に回転自在に保持された出力ディスク７と、入力ディスク６と出力ディスク７との間に配置されたパワーローラ８とを備える。
【００２０】
パワーローラ８は揺動自在に構成され、パワーローラ８と入力ディスク６及び出力ディスク７との接触点の位置を変化させることでトロイダル変速機構３の変速比を変更することができる。例えば、パワーローラ８と出力ディスク７との接触点を、パワーローラ８と入力ディスク６との接触点よりも径方向外方に位置させれば、入力ディスク６の回転速度が減速されて出力ディスク７に伝達される。
【００２１】
逆に、パワーローラ８と出力ディスク７との接触点を、パワーローラ８と入力ディスク６との接触点よりも径方向内方に位置させれば、入力ディスク６の回転速度が増速されて出力ディスク７に伝達される。また、径方向において、パワーローラ８と出力ディスク７との接触点を、パワーローラ８と入力ディスク６との接触点と同一の位置とすれば、入力ディスク６の回転速度と同一速度で出力ディスク７が回転する。
【００２２】
高低速モード切換機構４は、第１と第２の２つの遊星歯車機構９，１０と、クラッチ１１と、ブレーキ１２とを備える。第１遊星歯車機構９は、第１サンギヤ１３と、第１リングギヤ１４と、第１サンギヤ１３及び第１リングギヤ１４に噛合する第１ピニオン１５と、第１ピニオン１５を自転及び公転自在に軸支する第１キャリア１６とを備える所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成される。
【００２３】
図２の共線図を参照して、第１遊星歯車機構９の３つの要素の並び順に一方（ここでは、図面左側）から第１要素、第２要素、第３要素とすると、本実施形態においては、第１サンギヤ１３が第１要素、第１キャリア１６が第２要素、第１リングギヤ１４が第３要素となる。第１リングギヤ１４の歯数を第１サンギヤ１３の歯数で割った値を第１遊星歯車機構９のギヤ比ｊと定義すると、第１サンギヤ１３と第１キャリア１６の間の間隔と、第１キャリア１６と第１リングギヤ１４との間の間隔との比は、ｊ：１に設定される。なお、共線図とは、一般的に、サンギヤ、キャリア及びリングギヤの３つの要素の相対回転速度の比を直線で表すことができる速度線図のことであり、本実施形態でも同一の意味で用いている。
【００２４】
第２遊星歯車機構１０は、第２サンギヤ１７と、第２リングギヤ１８と、互いに噛合するとともに一方が第２サンギヤ１７と噛合し、他方が第２リングギヤ１８と噛合する一対の第２ピニオン１９ａ，１９ｂと、第２ピニオン１９ａ，１９ｂを自転及び公転自在に軸支する第２キャリア２０とを備える所謂ダブルピニオン型の遊星歯車機構で構成される。
【００２５】
図２の共線図を参照して、第２遊星歯車機構１０の３つの要素の並び順に一方から第４要素、第５要素、第６要素とすると、本実施形態においては、第２サンギヤ１７が第４要素、第２リングギヤ１８が第５要素、第２キャリア２０が第６要素となる。
【００２６】
第２リングギヤ１８の歯数を第２サンギヤ１７の歯数で割った値を第２遊星歯車機構１０のギヤ比ｋと定義すると、第２サンギヤ１７と第２キャリア２０の間の間隔と、第２キャリア２０と第２リングギヤ１８との間の間隔との比は、ｋ：１に設定される。換言すれば、第２サンギヤ１７と第２リングギヤ１８の間の間隔と、第２リングギヤ１８と第２キャリア２０との間の間隔との比は、（ｋ−１）：１に設定される。
【００２７】
第１サンギヤ１３（第１要素）と第２サンギヤ１７（第４要素）とは連結されて第１連結体を構成する。第１キャリア１６（第２要素）と第２キャリア２０（第６要素）とは連結されて第２連結体を構成する。第１連結体は、出力ディスク７と接続されている。第２連結体には、出力部たる出力ギヤ２１が設けられている。出力ギヤ２１は、軸受２１ａを介してケース１ａに固定されている。これにより、出力ギヤ２１に加わる反力をケース１ａで受けることができる。従って、出力ギヤ２１に加わる反力を考慮して入力軸２などの他の部品の剛性を比較的高く設定する必要がなく、動力伝達装置全体としての軽量化を図ることができる。
【００２８】
クラッチ１１は、入力軸２と第１リングギヤ１４（第３要素）とを連結する連結状態と、この連結を解除する解放状態とに切換自在に構成されている。ブレーキ１２は、第２リングギヤ１８（第５要素）をケース１ａに連結させて第２リングギヤ１８（第５要素）の回転を阻止する固定状態と、この固定を解除する解放状態とに切換自在に構成されている。
【００２９】
図３に示すように、第１キャリア１６には、第１キャリア１６が軸支する第１ピニオン１５に潤滑油を供給する第１油路２２が設けられている。第１油路２２は、第１ピニオン１５の内周面に向かって開口する開口部を備えている。第２キャリア２０には、第２キャリア２０が軸支する第２ピニオン１９ａ，１９ｂに潤滑油を供給する第２油路２３が設けられている。第２油路２３は、第２ピニオン１９ａ，１９ｂの内周面に向かって開口する開口部を備えている。
【００３０】
図３に示すように、入力軸２には、第３油路２４が設けられ、第１サンギヤ１３（第１要素）と第２サンギヤ１７（第４要素）の間に位置させて第３油路２４を入力軸２の外周面と連通させる油孔２４ａが設けられている。第１油路２２及び第２油路２３には、入力軸２の第３油路２４から油孔２４ａを介して潤滑油が供給される。
【００３１】
なお、本実施形態においては、第１サンギヤ１３（第１要素）と第２サンギヤ１７（第４要素）を連結する中空のシャフトが配置されているが、このシャフトにも油孔２４ａからの潤滑油を第１キャリア１６及び第２キャリア２０の油路２２，２３に供給するための貫通孔が設けられている。
【００３２】
図１を参照して、トロイダル変速機構３の径方向外方には、左右の駆動輪に動力を分配する差動機構２５が配置されている。差動機構２５には、外歯２５ａが設けられている。出力ギヤ２１には、第１中間ギヤ２６が噛合する。差動機構２５の外歯２５ａには、第１中間ギヤ２６と同心の第２中間ギヤ２７が噛合する。第１中間ギヤ２６と第２中間ギヤ２７とは、ケース１ａに回転自在に軸支される中間軸２８に固定される。
【００３３】
本実施形態の動力伝達装置１では、入力軸２の軸線上において一方（駆動源側）から、トロイダル変速機構３、高低速モード切換機構４の順に配置される。そして、出力ギヤ２１は、ブレーキ１２とトロイダル変速機構３との間に位置するように配置されている。これにより、ブレーキ１２が出力ギヤ２１とトロイダル変速機構３との間に配置される場合と比較して中間軸２８の長さを短くすることができ、動力伝達装置１の小型化を図ることができる。
【００３４】
次に、図４から図９を参照して、本実施形態の動力伝達装置１の作動を説明する。
【００３５】
図４から図６に示すように、本実施形態の動力伝達装置１は、クラッチ１１を連結状態とし、ブレーキ１２を解放状態とすると、低速モードに切り換わる。図４に示すように、低速モードにおいて、駆動源から入力軸２に伝達される動力は、クラッチ１１を通って、第１リングギヤ１４、第１キャリア１６及び第２キャリア２０からなる第２連結体、出力ギヤ２１を介し、第１中間ギヤ２６に伝達される。このとき、動力の一部は、第１サンギヤ１３（第１要素）からトロイダル変速機構３を介して入力軸２に戻され、動力循環が発生する。また、動力循環が生じるときには、シングルピニオン型の第１遊星歯車機構９は動力の伝達経路として利用されるが、ダブルピニオン型の第２遊星歯車機構１０は動力の伝達経路として用いられていない。
【００３６】
図５は、この動力循環が生じるときの動力の流れ（経路）を模式的に示したものである。図６は、動力伝達装置１が低速モードのときの共線図における変速領域（低速領域）を斜線で示したものである。図６から明らかなように、動力伝達装置１が低速モードのときには、動力伝達装置１が搭載された車両はトロイダル変速機構３の変速比を制御することにより、前進と後進とを切り換えることができる。また、入力軸２に動力を伝達させたままの状態でトロイダル変速機構３の変速比を制御することにより、出力ギヤ２１の回転速度を０とするギヤニュートラル状態とすることもできる。このとき、動力伝達装置１の変速比は無限大（∞）となる。
【００３７】
次に、図７から図９に示すように、本実施形態の動力伝達装置１は、クラッチ１１を解放状態とし、ブレーキ１２を固定状態とすると、高速モードに切り換わる。図７を参照して、高速モードにおいて、駆動源から入力軸２に伝達される動力は、トロイダル変速機構３を通って、第２遊星歯車機構１０、出力ギヤ２１を介し第１中間ギヤ２６に出力される。この高速モードにおいては、動力循環は生じない。図８は、高速モードのときの動力伝達装置１の動力の流れ（経路）を模式的に示したものである。また、図９の共線図は、高速モードのときの変速領域（高速領域）を斜線で示したものである。
【００３８】
本実施形態の動力伝達装置１によれば、高低速モード切換機構４により、動力伝達装置１の変速可能領域（図６及び図９の斜線領域を合わせた領域）を広範囲（例えば、図９の変速領域のみの場合と比較しての範囲）とすることができる。また、図６で示したようにトロイダル変速機構３の変速比を制御することで車両の前進と後進とを切り換えることができ、別途前後進切替機構を設ける必要がない。
【００３９】
また、本実施形態の動力伝達装置１では、トロイダル変速機構３と高低速モード切換機構４とを同心に配置している。これにより、トロイダル変速機構３と高低速モード切換機構４とを平行に配置し、互いに噛合する２つのギヤで構成されるギヤ列を介してトロイダル変速機構３と高低速モード切換機構４との間の動力伝達を行う場合と比較して、動力伝達時の軸の捩れの発生を抑制することができる。
【００４０】
また、本実施形態の動力伝達装置１によれば、動力循環が生じるときは、シングルピニオン型の第１遊星歯車機構９を介して動力が伝達される。従って、従来のようにダブルピニオン型の遊星歯車機構を介して動力循環が生じるものと比較して、動力伝達経路上のギヤが噛合う箇所が少なくなり、フリクションを抑制させることができる。
【００４１】
また、高低速モード切換機構４が第１と第２の２つの遊星歯車機構９，１０で構成されるため、従来のように３つの遊星歯車機構で構成されるものと比較して、動力伝達装置１の小型化を図ることができる。
【００４２】
また、本実施形態の動力伝達装置１では、第１遊星歯車機構９の第１キャリア１６に、第１キャリア１６が軸支する第１ピニオン１５に潤滑油を供給する第１油路２２を設け、第２遊星歯車機構１０の第２キャリア２０に、第２キャリア２０が軸支する第２ピニオン１９ａ，１９ｂに潤滑油を供給する第２油路２３を設けている。また、本実施形態の動力伝達装置１によれば、従来のようにキャリアがブレーキで固定されないため、出力ギヤ２１が回転していれば、遠心力でキャリア１６，２０から潤滑油をピニオン１５，１９に供給することができ、潤滑油を供給するために要求される潤滑油供給用の圧力を低く抑えることができる。
【００４３】
更に、本実施形態の動力伝達装置１によれば、出力ギヤ２１の回転が直接に両キャリア６，２０に伝達されるため、遠心力によるピニオン１５，１９の潤滑をより確実に行うことができる。
【００４４】
なお、第１実施形態の動力伝達装置１においては、出力ギヤ２１を、ブレーキ１２とトロイダル変速機構３との間に位置するように配置して、動力伝達装置１の小型化を図っている。しかしながら、図１０に示す第２実施形態の動力伝達装置１にように、ブレーキ１２を、出力ギヤ２１とトロイダル変速機構３との間に位置するように配置しても、「動力循環時のフリクションの抑制」、「２つの遊星歯車機構で高低速モード切換機構を構成することによる小型化」、「潤滑油供給用の圧力の低減」という本発明の作用効果を得ることができる。
【００４５】
また、図１１及び図１２に示す第３実施形態の動力伝達装置１によっても、「動力循環時のフリクションの抑制」、「２つの遊星歯車機構で高低速モード切換機構を構成することによる小型化」、「潤滑油供給用の圧力の低減」という作用効果を得ることができる。
【００４６】
図１１にスケルトンで示すように、第３実施形態の動力伝達装置１では、高低速モード切換機構４の構成が第１実施形態のものと異なる。図１２に示すように、第３実施形態の動力伝達装置１では、第１要素が第１リングギヤ１４、第２要素が第１キャリア１６、第３要素が第１サンギヤ１３、第４要素が第２キャリア２０、第５要素が第２リングギヤ１８、第６要素が第２サンギヤ１７となっている。
【００４７】
そして、第３実施形態の第１連結体は、第１リングギヤ１４（第１要素）と第２キャリア２０（第４要素）とを連結して構成される。また、第３実施形態の第２連結体は、第１キャリア１６（第２要素）と第２サンギヤ１７とを連結して構成される。クラッチ１１は、入力軸２と第１サンギヤ１３（第３要素）とを連結する連結状態と、この連結を断つ解放状態とに切り換え自在に構成されている。
【００４８】
第３実施形態の動力伝達装置１の他の構成は、第１実施形態の動力伝達装置１と同様に構成される。
【符号の説明】
【００４９】
１  動力伝達装置
１ａ  ケース
２  入力軸
３  トロイダル変速機構
４  高低速モード切換機構
５  キャビティ
６  入力ディスク
７  出力ディスク
８  パワーローラ
９  第１遊星歯車機構
１０  第２遊星歯車機構
１１  クラッチ
１２  ブレーキ
１３  第１サンギヤ
１４  第１リングギヤ
１５  第１ピニオン
１６  第１キャリア
１７  第２サンギヤ
１８  第２リングギヤ
１９ａ，１９ｂ  第２ピニオン
２０  第２キャリア
２１  出力ギヤ（出力部）
２１ａ  軸受
２２  第１油路
２３  第２油路
２４  第３油路
２４ａ  油孔
２５  差動機構
２５ａ  外歯
２６  第１中間ギヤ
２７  第２中間ギヤ
２８  中間軸
【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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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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