(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸と、
出力軸と、
前記入力軸から前記出力軸へ動力を伝達する第１動力伝達機構と、
サンギア、リングギア及びキャリアの３つの要素を有し、各要素が、相対回転速度比を直線で表すことができる共線図における並び順に、一方から第１要素、第２要素及び第３要素とされる遊星歯車機構と、
前記入力軸から前記第２要素へ動力を伝達する第２動力伝達機構と、
前記出力軸に伝達された動力を、回転方向を切り換えて出力するための切換え機構とを備え、
前記第１動力伝達機構は、
入力部材及び出力部材を備え、前記入力軸に該入力部材が連結されたトロイダル型無段変速機構と、
前記出力部材から出力される動力を前記出力軸に伝達させる伝達状態と、この伝達を絶つ開放状態とに切換え自在な第１クラッチとを備え、
前記第２動力伝達機構を介して、前記入力軸の動力を前記出力軸に伝達させる伝達状態と、この伝達を絶つ開放状態とに切換え自在な第２クラッチが設けられ、
前記トロイダル型無段変速機構の出力部材は、前記第１要素に連結されており、
前記第１クラッチが開放状態で前記第２クラッチが伝達状態であるとき、前記第２動力伝達機構により伝達される動力の一部が、前記第１要素から前記トロイダル型無段変速機構を経て前記入力軸へ戻る変速機において、
前記遊星歯車機構のギア比は、前記第１クラッチが開放状態で前記第２クラッチが伝達状態であるとき、前記トロイダル型無段変速機構の取り得る変速比の全範囲において、前記出力軸の回転が逆回転となることを阻止するように設定されていることを特徴とする変速機。
【請求項２】
前記第１クラッチが開放状態で前記第２クラッチが伝達状態であって、前記トロイダル型無段変速機構の変速比が最小であるとき、前記出力軸の回転数がゼロであることを特徴とする請求項１に記載の変速機。
【請求項３】
前記遊星歯車機構は、サンギアと、リングギアと、サンギア及びリングギアに噛合するピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなるシングルピニオン型のものであることを特徴とする請求項１又は２に記載の変速機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、トロイダル型無段変速機構及び遊星歯車機構により変速を行う変速機に関する。
【背景技術】
【０００２】
このような変速機の一例として、特許文献１には、入力軸と出力軸との間にトロイダル型無段変速機構及び遊星歯車機構を備え、これらの機構を介して入力軸から出力軸へ動力を伝達するようにした変速機が記載されている。この変速機には、動力の伝達を行うための動作モードとして、主に遊星歯車機構を介して動力の伝達を行う動力循環モードと、主にトロイダル型無段変速機構を介して動力の伝達を行う直結モードとが設けられている。
【０００３】
動力循環モードは、変速機が搭載された車両の低速走行時及び後退時に用いられ、直結モードは高速走行時に用いられる。動力循環モードでは、入力軸の動力が、遊星歯車機構のキャリアに伝達され、リングギアを経て出力軸へ伝達される。このとき、遊星歯車機構のサンギアがトロイダル型無段変速機構の出力部材に連結しており、変速機の変速比は、サンギアの回転数を、トロイダル型無段変速機構で適宜変更することにより制御される。
【０００４】
トロイダル型無段変速機構の速度比（変速比の逆数）が出力軸の回転が停止するギアドニュートラル時の速度比より小さいとき、出力軸は車両を前進させる順方向に回転し、大きいとき、車両を後退させる逆方向に回転する。
【０００５】
すなわち、動力循環モードにおいて、トロイダル型無段変速機構の速度比を、最大値から最小値まで変化させるとすれば、変速機の速度比は、出力軸が逆方向に回転するマイナス側の最小値から増大してゆき、出力軸の回転が停止するギアドニュートラルの状態を経て、出力軸が順方向に回転するプラス側に転じ、そして動力循環モードにおける最大値に達する。
【０００６】
この最大値よりも大きな変速機の速度比を得る場合には、動作モードが、動力循環モードから直結モードに切り換えられる。直結モードでは、入力軸の動力は、実質的に遊星歯車機構を経ることなく、トロイダル型無段変速機構のみを経て、その出力部材から出力軸に伝達される。したがって、トロイダル型無段変速機構の速度比の増減に応じて、変速機の速度比が増減する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特開平１０−２４６３２７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
本発明の目的は、従来よりも動力循環モードにおける動力伝達効率を向上させた変速機を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明の変速機は、入力軸と、出力軸と、前記入力軸から前記出力軸へ動力を伝達する第１動力伝達機構と、サンギア、リングギア及びキャリアの３つの要素を有し、各要素が、相対回転速度比を直線で表すことができる共線図における並び順に、一方から第１要素、第２要素及び第３要素とされる遊星歯車機構と、前記入力軸から前記第２要素へ動力を伝達する第２動力伝達機構と、前記出力軸に伝達された動力を、回転方向を切り換えて出力するための切換え機構とを備え、前記第１動力伝達機構は、入力部材及び出力部材を備え、前記入力軸に該入力部材が連結されたトロイダル型無段変速機構と、前記出力部材から出力される動力を前記出力軸に伝達させる伝達状態と、この伝達を絶つ開放状態とに切換え自在な第１クラッチとを備え、前記第２動力伝達機構を介して、前記入力軸の動力を前記出力軸に伝達させる伝達状態と、この伝達を絶つ開放状態とに切換え自在な第２クラッチが設けられ、前記トロイダル型無段変速機構の出力部材は、前記第１要素に連結されており、前記第１クラッチが開放状態で前記第２クラッチが伝達状態であるとき、前記第２動力伝達機構により伝達される動力の一部が、前記第１要素から前記トロイダル型無段変速機構を経て前記入力軸へ戻る変速機において、前記遊星歯車機構のギア比は、前記第１クラッチが開放状態で前記第２クラッチが伝達状態であるとき、前記トロイダル型無段変速機構の取り得る変速比の全範囲において、前記出力軸の回転が逆回転となることを阻止するように設定されていることを特徴とする。
【００１０】
この構成において、遊星歯車機構のギア比（リングギアの歯数／サンギアの歯数）は、トロイダル型無段変速機構の取り得る変速比の全範囲で、出力軸の回転が逆回転となることを阻止するように設定されているので、従来のように動力循環モードで後退できるように構成された変速機の遊星歯車機構のギア比よりも大きくなる。この場合、第１クラッチが開放状態で第２クラッチが伝達状態とされた動力循環モードにおいては、遊星歯車機構の第１要素からトロイダル型無段変速機構を経て入力軸へ戻る動力が少なくなる。
【００１１】
このため、入力軸へ動力が戻る際にトロイダル型無段変速機構における動力の損失が減少するので、伝達効率が向上される。
【００１２】
本発明においては、前記第１クラッチが開放状態で前記第２クラッチが伝達状態であって、前記トロイダル型無段変速機構の変速比が最小であるとき、前記出力軸の回転数がゼロであってもよい。
【００１３】
これによれば、動力循環モードにおいてトロイダル型無段変速機構の変速比が最小であるときにギアドニュートラルの状態となる。このため、エンジン等の動力源の動力を入力軸や出力軸等に伝えるための発進クラッチを不要とすることも可能である。
【００１４】
また、本発明において、前記遊星歯車機構は、サンギアと、リングギアと、サンギア及びリングギアに噛合するピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなるシングルピニオン型のものであってもよい。
【００１５】
遊星歯車機構として、サンギアと、リングギアと、互いに噛合するとともに、一方がサンギアに噛合し、他方がリングギアに噛合する一対のピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなるダブルピニオン型のものを用いることができる。しかしながら、遊星歯車機構としてシングルピニオン型のものを用いれば、一対のピニオン間での噛み合いによる動力の損失が生じない分だけ、さらに変速機の効率を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【図１】本発明の一実施形態に係る変速機の構成を示すスケルトン図である。
【図２】図１の変速機におけるバリエータ速度比とミッション速度比との関係を示すグラフである。
【図３】図１の変速機における第１遊星歯車機構の共線図である。
【図４】図１の変速機における動力伝達効率を算出した結果の一例を示す図である。
【図５】従来の変速機における動力伝達効率を算出した結果の一例を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１７】
以下、図面を用いて本発明の実施形態を説明する。図１は本発明の一実施形態に係る変速機の構成を示すスケルトン図である。図１に示すように、この変速機１は、入力軸２と、出力軸３と、入力軸２から出力軸３へ動力を伝達する第１動力伝達機構４と、第１サンギア５、第１リングギア６及び第１キャリア７を有する第１遊星歯車機構８と、入力軸２から第１キャリア７へ動力を伝達する第２動力伝達機構９と、出力軸３に伝達された動力を、回転方向を切り換えて出力するための前後進切換え機構１０とを備える。
【００１８】
第１遊星歯車機構８は、第１サンギア５及び第１リングギア６に噛合する第１ピニオン１１を自転及び公転自在に第１キャリア７によって軸支するシングルピニオン型のものである。第１動力伝達機構４は、ダブルキャビティ方式でハーフトロイダル型のトロイダル型無段変速機構１２と、トロイダル型無段変速機構１２が出力する動力が伝達される伝達ギア１３と、伝達ギア１３に伝達された動力を出力軸３に伝達させる伝達状態と、この伝達を絶つ開放状態とに切り換え自在な第１クラッチ１４とを備える。
【００１９】
トロイダル型無段変速機構１２は、入力ディスクたる入力部材１５と、出力ディスクたる出力部材１６と、入力部材１５に入力される動力を出力部材１６に伝達するパワーローラ１７とを備える。トロイダル型無段変速機構１２の変速比は、パワーローラ１７の傾斜角を変化させることにより制御される。入力部材１５は、入力軸２に連結されており、入力部材１５には、入力軸２から動力が入力される。
【００２０】
出力部材１６の周縁部には、第１出力ギア１８が設けられている。第１出力ギア１８は、伝達ギア１３と噛合している。伝達ギア１３及び第１サンギア５は、出力軸３の周りに回転自在に設けられたスリーブ１９を介して連結され、出力軸３の周りで回転自在となっている。
【００２１】
第２動力伝達機構９は、入力軸２に固定された第２出力ギア２０と、第１キャリア７に連結され、一体的に回転するキャリアギア２１と、第２出力ギア２０とキャリアギア２１とに噛合するアイドルギア２２とを備える。第１リングギア６と出力軸３との間には、第１リングギア６の動力を出力軸３に伝達させる伝達状態と、この伝達を絶つ開放状態とに切換え自在な第２クラッチ２３が設けられる。
【００２２】
前後進切換え機構１０は、第２サンギア２４、第２リングギア２５、及び第２キャリア２６を有する第２遊星歯車機構２７と、出力軸３の動力を、その回転方向を切り換えて出力するか否かを制御するためのブレーキ２８及び第３クラッチ２９とを備える。第２遊星歯車機構２７は、第２サンギア２４及び第２リングギア２５に噛合する第２ピニオン３０を、第２キャリア２６により自転及び公転自在に軸支するシングルピニオン型のものである。
【００２３】
第２サンギア２４は出力軸３に固定され、第２リングギア２５には足軸３１が連結され、足軸３１には駆動ギア３２が固定されている。駆動ギア３２には、従動ギア３５が噛合している。従動ギア３５は、変速機１が搭載された車両の駆動輪３３に連結されたディファレンシャルギア３４に連結されている。
【００２４】
ブレーキ２８は、第２遊星歯車機構２７の第２キャリア２６を変速機１のケース３６に固定させる固定状態と、この固定状態が解除された解除状態とに切換え自在に構成される。第３クラッチ２９は、出力軸３に伝達された動力を第２キャリア２６に伝達させる伝達状態と、この伝達を絶つ開放状態とに切り換え自在に構成される。
【００２５】
前後進切換え機構１０は、第３クラッチ２９が伝達状態で、ブレーキ２８が解除状態であるとき、出力軸３に伝達される動力を、その回転方向を変えることなくそのまま第２遊星歯車機構２７の第２リングギア２５から出力する。一方、第３クラッチ２９が開放状態で、ブレーキ２８が固定状態であるとき、出力軸３の動力を、その回転方向を反転させて、第２遊星歯車機構２７の第２リングギア２５から出力する。
【００２６】
図２は、トロイダル型無段変速機構１２の速度比であるバリエータ速度比と、変速機１の速度比であるミッション速度比との関係を示す。変速機１は、ミッション速度比がゼロから所定値ａまで変化するローモードと、該所定値ａから最大値ｂまで変化するハイモードで動作する。ローモード及びハイモードにおけるバリエータ速度比とミッション速度比との関係が、図２のグラフ曲線Ｌで示されている。
【００２７】
ローモードは、第１クラッチ１４を開放状態とし、第２クラッチ２３を伝達状態としたときの動作モードである。ハイモードは、第１クラッチ１４を伝達状態とし、第２クラッチ２３を開放状態としたときの動作モードである。
【００２８】
ローモードでは、入力軸２から、第２動力伝達機構９、第１遊星歯車機構８の第１キャリア７と第１リングギア６、及び第２クラッチ２３を経て、出力軸３に動力が伝達される。このとき、図２のグラフ曲線Ｌのうちのローモードに対応する部分Ｌａに従い、バリエータ速度比（トロイダル型無段変速機構１２の速度比）に応じ、第１サンギア５を介してミッション速度比（変速機１の速度比）が制御される。
【００２９】
これにより、バリエータ速度比が最大（トロイダル型無段変速機構１２の変速比が最小）のとき、ミッション速度比がゼロ（出力軸３の回転数がゼロ）となる。バリエータ速度比が最小のとき、ミッション速度比が所定値ａとなる。これに対し、従来の変速機におけるローモードでは、例えば、グラフ曲線Ｌｐで示されるように、ミッション速度比がマイナスとなり、出力軸３が逆方向に回転する領域が含まれる。
【００３０】
すなわち、従来の変速機では、ミッション速度比がゼロとなるギアドニュートラル点が、従来のローモードに対応するグラフ曲線Ｌｐの中間点ＧＮ１に位置するのに対し、本実施形態では、ギアドニュートラル点が、バリエータ速度比が最大となる点ＧＮ２に位置するように第１遊星歯車機構８のギア比が設定されている。
【００３１】
図３は、このようにギア比が設定された第１遊星歯車機構８の共線図である。図３に示すように、第１遊星歯車機構８のギア比（第１リングギア６の歯数／第１サンギア５の歯数）をｉとすると、第１サンギア５の回転速度を表す縦軸Ｌｓと第１キャリア７の回転速度を表す縦軸Ｌｃとの間隔がｉ、縦軸Ｌｃと第１リングギア６の回転速度を表す縦軸Ｌｒとの間隔が１となる。
【００３２】
共線Ａは、バリエータ速度比（第１サンギア５の回転速度）が最大であるギアドニュートラルの状態を示している。共線Ｂは、共線Ａの状態よりもバリエータ速度比が小さい場合の状態を示している。共線Ｃは、バリエータ速度比が最小の状態を示している。したがって、第１リングギア６の回転速度がマイナスとなることはない。
【００３３】
これに対し、従来の変速機では、第１遊星歯車機構８に対応する遊星歯車機構のギア比は、第１遊星歯車機構８のギア比ｉよりも小さい。
【００３４】
すなわち、従来の遊星歯車機構の共線図は、例えば、図３における縦軸Ｌｓと縦軸Ｌｃを、そのまま該遊星歯車機構におけるサンギア及びキャリアの回転速度を表す縦軸とし、該遊星歯車機構のリングギアの回転速度を示す縦軸を、縦軸Ｌｒの外側の縦軸Ｌｒ’としたものに相当する。
【００３５】
この場合、縦軸Ｌｃと縦軸Ｌｒ’との間隔は、縦軸Ｌｃと縦軸Ｌｒとの間隔より大きいが、縦軸Ｌｓと縦軸Ｌｃとの間隔は同一である。したがって、縦軸Ｌｃと縦軸Ｌｒ’との間隔を１として考えると、従来の遊星歯車機構のギア比は、第１遊星歯車機構８のギア比ｉよりも小さいことがわかる。
【００３６】
この場合、共線Ａ〜Ｃに対応する共線は、共線Ａ〜Ｃをそのまま縦軸Ｌｒ’まで延長した共線Ａ’、Ｂ’、Ｃ’となる。したがって、バリエータ速度比が最大である共線Ａ’の状態では、リングギアの回転速度がマイナスとなる。
【００３７】
このように、本実施形態では、バリエータ速度比が最大のときにギアドニュートラルの状態となるように、第１遊星歯車機構８のギア比を従来の変速機の遊星歯車機構のギア比よりも大きな値に設定している。このギア比によれば、共線Ａのようにバリエータ速度比が最大である状態で、リングギアの回転速度がゼロとなる。これにより、ローモードにおいて、トロイダル型無段変速機構１２の取り得る速度比の全範囲で、出力軸３の回転が逆回転となることを阻止することができる。
【００３８】
なお、共線Ｃは、ローモード及びハイモードの切換え点での状態を示している。共線Ｃの状態では、第１サンギア５、第１キャリア７及び第１リングギア６が同一回転速度で回転するので、第１クラッチ１４及び第２クラッチ２３によるローモード及びハイモードの間の切換えがスムーズに行われる。
【００３９】
このように、ローモードにおいて出力軸３が逆回転となることを阻止するようにしているので、変速機１が搭載された車両の前進及び後進を切り換えるための前後進切換え機構１０が設けられている。
【００４０】
一方、ハイモードでは、入力軸２から、トロイダル型無段変速機構１２、伝達ギア１３、及び第１クラッチ１４を経て、出力軸３に動力が伝達される。このとき、ミッション速度比は、図２のグラフ曲線Ｌのうちのハイモードに対応する部分Ｌｂに従い、バリエータ速度比に応じ、上述の所定値ａから最大値ｂまでの間で制御される。
【００４１】
変速機が搭載された車両を発進させるためには、入力軸２が所定の回転速度で回転されているとき、ローモードにおいて、バリエータ速度比をギアドニュートラルに対応する最大値から次第に減少させる。これにより、図２のグラフ曲線Ｌのローモード部分Ｌａに従い、ミッション速度比をゼロから増大させて出力軸３を回転させ、車両を発進させることができる。発進方向が前進方向又は後進方向のいずれであるかは、発進時におけるブレーキ２８及び第３クラッチ２９の状態に応じて決定される。
【００４２】
その後、バリエータ速度比が最小値に達したとき、さらに車速を増大させる場合には、ローモードからハイモードへ切り換えられ、バリエータ速度比が増大される。これにより、図２のグラフ曲線Ｌのハイモード部分Ｌｂに従い、出力軸３の回転速度をさらに上昇させ、車速を増大させることができる。
【００４３】
図４は、変速機１の車両の前進時における動力伝達効率を算出した結果の一例を示す。車両の前進時には、第３クラッチ２９が開放状態、ブレーキ２８が固定状態とされ、出力軸３の動力は、その回転方向が反転されて、足軸３１に伝達される。なお、動力伝達効率の算出にあたっては、トロイダル型無段変速機構１２における動力伝達効率を９５％とし、ギアの噛み合いにおける動力伝達効率を９８．５％としている。図４（ａ）ではローモードの場合について示し、図４（ｂ）ではハイモードの場合について示している。
【００４４】
図４（ａ）に示すように、ローモードでは、足軸３１に付与する動力を１とすれば、各部での動力伝達効率を考慮し、第２遊星歯車機構２７の第２ピニオン３０に１．０１５、第２サンギア２４に１．０３、第１遊星歯車機構８の第１キャリア７に１．３３５、アイドルギア２２に１．３５６、第２出力ギア２０に１．３７５の動力をそれぞれ伝達する必要がある。
【００４５】
すなわち、ローモードでは、第１遊星歯車機構８の第１キャリア７に伝達される動力の一部が第１キャリア７からトロイダル型無段変速機構１２等を経て入力軸２へ戻る動力循環が生じる。このとき、第１サンギア５、第１キャリア７及び第１リングギア６における動力の比は、第１遊星歯車機構８のギア比を３．５５とすると、０．２８：１．３１：１．０３となる。
【００４６】
この比率と、ギアの噛み合いにおける動力の損失とを考慮すれば、第２サンギア２４に１．０３の動力を付与するためには、第１キャリア７には、上述のように、１．３３５の動力を付与すればよい。この場合、伝達ギア１３には０．２８１、トロイダル型無段変速機構１２の出力部材１６には０．２７５の動力が付与される。そして、トロイダル型無段変速機構１２を経て、入力軸２に０．２６０の動力が戻る。
【００４７】
したがって、入力軸２に対して１．１１５の動力を付与することにより、第２出力ギア２０に１．３７５の動力を伝達し、足軸３１に１の動力を付与することができる。このときの、変速機１（入力軸２から足軸３１まで）の動力伝達効率は、８９．７％となる。
【００４８】
一方、ハイモードでは、図４（ｂ）に示すように、足軸３１に付与する動力を１とすれば、第２遊星歯車機構２７の第２ピニオン３０に１．０２、第２サンギア２４に１．０３、第１出力ギア１８に１．０５、そしてトロイダル型無段変速機構１２に１．１０の動力をそれぞれ伝達する必要がある。したがって、入力軸２に対して１．１０の動力を付与することにより、足軸３１に１の動力を伝達することができる。このときの、変速機１の動力伝達効率は、９０．９％となる。
【００４９】
図５は、従来の変速機における前進時の動力伝達効率を算出した結果を示す。この従来の変速機は、図２のグラフ曲線Ｌｐの中間点ＧＮ１にギアニュートラル点が位置するような第１遊星歯車機構８のギア比を有すること以外は、本実施形態の変速機１と同様の構成を有する。動力伝達効率の算出は、図４の場合と同様の条件で行っている。
【００５０】
この場合、ローモードでは、図５（ａ）に示すように、第１遊星歯車機構８の第１サンギア５、第１キャリア７及び第１リングギア６における動力の比は、例えば０．５０：１．５３：１．０３となる。したがって、足軸３１に付与する動力を１とすれば、ギアの噛み合いにおける動力伝達効率（９８．５％）を考慮すると、第２遊星歯車機構２７の第２ピニオン３０に１．０２、第２サンギア２４に１．０３、第１遊星歯車機構８の第１キャリア７に１．５５、アイドルギア２２に１．５８、第２出力ギア２０に１．６０の動力をそれぞれ伝達する必要がある。
【００５１】
また、伝達ギア１３には０．４９、トロイダル型無段変速機構１２の出力部材１６には０．４８の動力が付与され、そしてトロイダル型無段変速機構１２を経て、入力軸２に０．４６の動力が戻る。したがって、入力軸２に１．１４の動力を付与すれば、足軸３１に１の動力を付与することができる。このときの、動力伝達効率は、８７．７％となる。ハイモードでは、図５（ｂ）に示すように、図４（ｂ）の場合と同様の効率が得られる。
【００５２】
このように、本実施形態では、従来の変速機よりも、ローモードにおける伝達効率が向上している。これは次のような理由によるものであると考えられる。すなわち、本実施形態のように、速度比が最大のときにギアドニュートラル状態となるように第１遊星歯車機構８のギア比を設定すると、上述のように、このギア比は、従来の変速機の場合よりも大きくなる。
【００５３】
そして、第１遊星歯車機構８のギア比が大きいほど、トロイダル型無段変速機構１２を経て循環する動力が少なくなる。その分、入力軸２へ動力が戻る際にギアの噛み合いに比べて伝達効率の劣るトロイダル型無段変速機構１２において生じる動力の損失が減少するので、伝達効率が向上される。
【００５４】
以上のように、本実施形態によれば、第１クラッチ１４が開放状態で第２クラッチ２３が伝達状態であるローモードのとき、第１遊星歯車機構８のギア比を、トロイダル型無段変速機構１２の取り得る変速比の全範囲において、出力軸３の回転が逆回転となることを阻止するように設定して、ローモードにおける動力伝達効率を向上させることができる。
【００５５】
なお、本発明は上述の実施形態に限定されない。例えば、上述においては、第１遊星歯車機構８として、シングルピニオン型の第１遊星歯車機構８を用いているが、この代わりに、サンギアと、リングギアと、互いに噛合するとともに、一方がサンギアに噛合し、他方がリングギアに噛合する一対のピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとを備えたダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いてもよい。この場合、第１要素はサンギア、第２要素はリングギア、第３要素はキャリアとなる。
【符号の説明】
【００５６】
１…変速機、２…入力軸、３…出力軸、４…第１動力伝達機構、５…第１サンギア、６…第１リングギア、７…第１キャリア、８…第１遊星歯車機構、９…第２動力伝達機構、１５…入力部材、１６…出力部材、１２…トロイダル型無段変速機構、１４…第１クラッチ、２３…第２クラッチ。
【図１】
0005702270.tif 000002
【図２】
0005702270.tif 000003
【図３】
0005702270.tif 000004
【図４】
0005702270.tif 000005
【図５】
0005702270.tif 000006