(57)【要約】【課題】実用的範囲の遊星歯車のギヤ比を用いて高速走行時における出力軸の回転数の低減を図ることができるパワースプリット型無段変速装置を提供する。【解決手段】原動機Ｅによって駆動される入力軸３に連結されたリングギヤ１７ｅと、サンギヤ１７ａと、キャリア１７ｄによって回転自在に支持された第１、第２ピニオンギヤ１７ｂ、１７ｃとを有し、リングギヤ１７ｅで入力した動力を、サンギヤ１７ａ及びキャリア１７ｄへ分流して伝達するダブルピニオン型の遊星歯車機構１７と、サンギヤ１７ａへの分流動力を、無段変速機構２２で変速して伝達する第１動力伝達装置と、キャリア１７ｄへの分流動力を伝達する第２動力伝達装置と、分流して伝達した動力を合流して出力軸１９に伝達可能であって、第１から第３のクラッチ１４〜１６を有し、その締結解放によって、出力軸１９を低速正転、高速正転又は逆転して、動力を伝達する第３動力伝達装置とを備える。【選択図】        図１
2004169745.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
原動機によって駆動される入力軸と、
前記入力軸に連結されたリングギヤと、そのリングギヤと同軸に配置されたサンギヤと、そのリングギヤ及びサンギヤの間に配置され、キャリアによって回転自在に支持された第１ピニオンギヤ及び第２ピニオンギヤとを有し、前記リングギヤで入力した動力を、前記サンギヤ及びキャリアへ分流して伝達するダブルピニオン型の遊星歯車機構と、
無段変速機構を含み、前記サンギヤに分流した動力を、その無段変速機構で変速して伝達する第１動力伝達装置と、
前記キャリアに分流した動力を伝達する第２動力伝達装置と、
前記第１動力伝達装置及び前記第２動力伝達装置で伝達した動力を合流して出力軸に伝達可能であって、第１から第３のクラッチを有し、そのクラッチの締結解放によって、前記出力軸を低速正転、高速正転又は逆転して、動力を伝達する第３動力伝達装置と、
前記第３動力伝達装置の第１から第３のクラッチのうち、いずれか１つのクラッチを締結し、他の２つのクラッチを解放して、前記出力軸を低速正転させる前進低速モード、前記出力軸を高速正転させる前進高速モード又は前記出力軸を逆転させる後進モードに切り替える制御を行う制御装置と、
を備えるパワースプリット型無段変速装置。
【請求項２】
前無段変速機構は、
前記サンギヤと連動して回転する一対の入力ディスクと、
前記一対の入力ディスクと同軸的に配置され、互いに同期して回転して動力を伝達する一対の出力ディスクと、
前記入力ディスク及び出力ディスクの間に傾転自在に挟持されたパワーローラとを備えるトロイダル型バリエータである
ことを特徴とする請求項１に記載のパワースプリット型無段変速装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば自動車用の変速装置に好適なパワースプリット型無段変速装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、自動車用変速機として用いるパワースプリット型無段変速装置としては、入力軸と、入力ディスクと出力ディスクとの間に傾転自在なパワーローラを挟持するダブルキャビティ式トロイダル型バリエータと、２自由度を有する遊星歯車機構にカウンタ軸等を用いてバリエータの出力を伝達する動力伝達機構と、入力軸よりバイパスして直接２自由度を有する遊星歯車機構に伝達するバイパス軸と、出力軸とを備えたものが従来より知られている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
このようなパワースプリット型無段変速装置は、２自由度を有する遊星歯車機構をインターロックすることにより、カウンタ軸が出力軸に直接動力を伝達する第１のモード（前進低速モード）を得ている。また、この第１のモードにおいて、２自由度を有する遊星歯車機構のインターロックを解除することにより、遊星歯車機構からバリエータに動力循環した動力が入力動力と合算されてバイパス軸を経て遊星歯車機構に伝達され、出力軸には伝達された動力と動力循環した動力との差が出力動力として出力される第２のモード（前進高速モード）を得ている。この第２のモードにおいては、特許文献１の図２に示すごとく、高速走行時にバリエータに入力される動力を小さくして、このバリエータの構成部品の耐久性向上を図ることができると共に、伝達効率の向上も図ることができるというものである。
【０００４】
ところが、上述のパワースプリット型無段変速装置は、第２のモードにおいてはバリエータを通過する動力が入力動力に比し小さくなるのであるが、第１のモードにおいてはバリエータを通過する動力は入力動力と等しいので、その結果、バリーエータを小型化することや第１のモードにおける伝達効率の向上には貢献しないという欠点があった。
【０００５】
そこで、すべてのモードにおいて動力分流を行うようにしたパワースプリット型変速装置が提案されている（例えば、非特許文献１参照）。この変速装置によれば、すべてのモードにおいて伝達効率の向上を図ることができ、また、バリエータの小型化も可能になった。
【０００６】
【特許文献１】
特開平１１−６３１４７号公報
【非特許文献１】
ＶＤＩ  Ｂｅｒｉｃｈｔｅ，（独国），  Ｖｅｒｅｉｎ  Ｄｅｕｔｓｃｈｅｒ  Ｉｎｇｅｎｉｅｕｒｅ，  ２０００年，  Ｎｒ．１５６５，  ｐ．２５６（Ｂｉｌｄ２０）
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、このパワースプリット型変速装置においては、遊星歯車のギヤ比αの最大値を、実用的な観点から０．６５とした場合に、前進高速モードのいわゆる最Ｈｉｇｈ変速比（変速比（入力軸回転数／出力軸回転数）の最小値）が小さい。そのため、このパワースプリット型変速装置を車両等の変速機として用いた場合には、終減速比を大きくする必要があるので、最高速における出力軸回転数（すなわちプロペラシャフト回転数）が過大になってしまうという欠点があった。このように出力軸回転数が過大であると振動騒音が増大してしまうので、出力軸回転数は低い方が望ましい。
【０００８】
本発明は、このような従来の問題点に着目してなされたものであり、その目的とするところは、バリーエータを小型化するとともに、低速走行時における伝達効率を向上させ、また、実用的範囲の遊星歯車のギヤ比を用いて高速走行時における出力軸の回転数の低減を図ることができるパワースプリット型無段変速装置を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明は、以下のような解決手段により、前記課題を解決する。なお、理解を容易にするために、本発明の実施形態に対応する符号を付するが、これに限定されるものではない。
【００１０】
本発明は、原動機Ｅによって駆動される入力軸（３）と、前記入力軸（３）に連結されたリングギヤ（１７ｅ）と、そのリングギヤ（１７ｅ）と同軸に配置されたサンギヤ（１７ａ）と、そのリングギヤ（１７ｅ）及びサンギヤ（１７ａ）の間に配置され、キャリア（１７ｄ）によって回転自在に支持された第１ピニオンギヤ（１７ｂ）及び第２ピニオンギヤ（１７ｃ）とを有し、前記リングギヤ（１７ｅ）で入力した動力を、前記サンギヤ（１７ａ）及びキャリア（１７ｄ）へ分流して伝達するダブルピニオン型の遊星歯車機構（１７）と、無段変速機構（２２）を含み、前記サンギヤ（１７ａ）に分流した動力を、その無段変速機構（２２）で変速して伝達する第１動力伝達装置と、前記キャリア（１７ｄ）に分流した動力を伝達する第２動力伝達装置と、前記第１動力伝達装置及び前記第２動力伝達装置で伝達した動力を合流して出力軸（１９）に伝達可能であって、第１から第３のクラッチ（１４、１５、１６）を有し、そのクラッチ（１４、１５、１６）の締結解放によって、前記出力軸（１９）を低速正転、高速正転又は逆転して、動力を伝達する第３動力伝達装置と、前記第３動力伝達装置の第１から第３のクラッチ（１４、１５、１６）のうち、いずれか１つのクラッチを締結し、他の２つのクラッチを解放して、前記出力軸（１９）を低速正転させる前進低速モード、前記出力軸（１９）を高速正転させる前進高速モード又は前記出力軸（１９）を逆転させる後進モードに切り替える制御を行う制御装置（２３）とを備えることを特徴とする。そして、例えば、第１クラッチ（１４）を締結して第２クラッチ（１５）及び第３クラッチ（１６）を解放すると前進低速モードになり、第２クラッチ（１５）を締結して第１クラッチ（１４）及び第３クラッチ（１６）を解放すると前進高速モードになり、第３クラッチ（１６）を締結して第１クラッチ（１４）及び第２クラッチ（１５）を解放すると後進モードになる。
【００１１】
【作用・効果】
本発明によれば、エンジンから入力された動力を遊星歯車で分流し、その分流動力を無段変速機構に伝達するようにしているので、無段変速機構の小型化を図ることができる。
【００１２】
また、原動機に連結された動力伝達軸をリングギヤに連結し、サンギヤに分流した動力が第１動力伝達装置に伝達し、第１ピニオンギヤ及び第２ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアに分流した動力が第２動力伝達装置に伝達する構成としている。このような構成にしたので、ギヤ比を実用的な値とした場合に、前進高速モードのいわゆる最Ｈｉｇｈ変速比を適切な値にすることができ、プロペラシャフトの過剰回転を防止することができる。
【００１３】
さらに、原動機の動力をリングギヤから入力するようにしたので遊星歯車機構の小型化を図ることができる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、図面等を参照して、本発明の実施の形態について、さらに詳しく説明する。
【００１５】
図１は、本発明によるパワースプリット型無段変速装置の一実施形態を示す系統図である。
【００１６】
本発明のパワースプリット型無段変速装置は、エンジンＥ（原動機）に連結された動力伝達軸１と、トルクコンバータ等の発進装置２と、タービン軸３（入力軸）と、遊星歯車機構１７と、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２及び第１動力伝達機構１０を含む第１動力伝達装置と、第２動力伝達機構９を含む第２動力伝達装置と、第１動力伝達装置及び第２動力伝達装置で伝達した動力を合流して出力軸に伝達する第３動力伝達機構１１を含む第３動力伝達装置と、変速制御装置２３とを備える。
【００１７】
エンジンＥ（原動機）に連結された動力伝達軸１は、発進装置２に連結している。動力伝達軸１から入力された動力は、発進装置２を介してタービン軸３に伝達される。タービン軸３は、遊星歯車機構１７のリングギヤ１７ｅに連結している。遊星歯車機構１７は、リングギヤ１７ｅと、サンギヤ１７ａと、リングギヤ１７ｅ及びサンギヤ１７ａの間に配置され、キャリア１７ｄによって回転自在に支持された第１ピニオンギヤ１７ｂ及び第２ピニオンギヤ１７ｃとを有する、いわゆるダブルピニオン型遊星歯車である。タービン軸３からリングギヤ１７ｅに伝達した動力は、その一部がサンギヤ１７ａに伝達され、残りの動力はキャリア１７ｄに伝達される。すなわち、遊星歯車機構１７は動力分流機構として作用する。
【００１８】
サンギヤ１７ａは、タービン軸３に対して同軸上に配置されたバリエータ入力軸４を連結する。バリエータ入力軸４は機械式ローディング機構１２を連設する。サンギヤ１７ａに伝達した動力は、バリエータ入力軸４を経て機械式ローディング機構１２に伝達され、さらに、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２に伝達される。
【００１９】
ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２は、一対の入力ディスク５と、一対の出力ディスク７と、二対のパワーローラ８とを備える。
【００２０】
一対の入力ディスク５は、互いに対向し、入力ディスク連結軸６で連結されている。入力ディスク５は、バリエータ入力軸４と連動して回転する。入力ディスク連結軸６は、一の入力ディスク５を貫通し、前進高速クラッチ１５に達する。この入力ディスク５から前進高速クラッチ１５までがバイパス軸１３である。
【００２１】
一対の出力ディスク７は、この入力ディスク５の間に、入力ディスク連結軸６と同軸かつ遊嵌状態で配置されている。また、出力ディスク７は、第１ギヤ１０ａを連設している。なお、この第１ギヤ１０ａと、第２ギヤ１０ｂと、第３ギヤ１０ｃとで第１動力伝達機構１０を構成する。また、バリエータ入力軸４、機械式ローディング機構１２及びダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２で無段変速機構を構成し、この無段変速機構と、第１動力伝達機構１０と、バイパス軸１３とで第１動力伝達装置を構成する。
【００２２】
パワーローラ８は、入力ディスク５と出力ディスク７との間に、傾転自在に挟持されて、入力ディスク５から入力された動力を出力ディスク７に伝達する。
【００２３】
ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２が、このような構成となっているので、サンギヤ１７ａから、バリエータ入力軸４、機械式ローディング機構１２を介して、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２に伝達された動力は、入力ディスク５に伝達する。すると、入力ディスク５の回転により、パワーローラ８が回転し、出力ディスク７及び第１ギヤ１０ａは入力ディスク５と反対方向に回転する。
【００２４】
遊星歯車機構１７のキャリア１７ｄは、第４ギヤ９ａを結合している。なお、この第４ギヤ９ａと、第５ギヤ９ｂとが、相互に歯合して第２動力伝達機構９を構成する。また、この第２動力伝達機構９と、第５ギヤ９ｂに連設し、タービン軸３に並行に配置された第１カウンタ軸２０とで第２動力伝達装置を構成する。
【００２５】
第２動力伝達装置が、このような構成となっているので、キャリア１７ｄに伝達した動力は、第４ギヤ９ａ及び第５ギヤ９ｂを介して第１カウンタ軸２０に伝達する。
【００２６】
また、第１カウンタ軸２０は、これと同軸に配置された第１動力伝達機構１０の第２ギヤ１０ｂ及び第２カウンタ軸１８を連設する。この第２カウンタ軸１８は、前進低速クラッチ１４を介して第７ギヤ１１ｂを有する。なお、この第７ギヤ１１ｂと、第６ギヤ１１ａと、第８ギヤ１１ｃとで第３動力伝達機構１１を構成する。
【００２７】
第３動力伝達機構１１について、さらに詳しく説明する。第３動力伝達機構１１は、第６ギヤ１１ａ、第６ギヤ１１ａと噛み合う第７ギヤ１１ｂ、第６ギヤ１１ａと噛み合う第８ギヤ１１ｃとからなる。第６ギヤ１１ａはパワースプリット型無段変速装置の出力軸１９（出力軸）に結合している。また、第６ギヤ１１ａは前進高速クラッチ１５及びバイパス軸１３を介して入力ディスク連結軸６に連結している。第７ギヤ１１ｂは前進低速クラッチ１４を介して第２カウンタ軸１８に連結している。第８ギヤ１１ｃは後進クラッチ１６を介して第３カウンタ軸２１に連結している。なお、第３カウンタ軸２１は第１動力伝達機構１０の第３ギヤ１０ｃを結合している。
【００２８】
この第３動力伝達機構１１と、前進低速クラッチ１４と、前進高速クラッチ１５と、後進クラッチ１６と、第２カウンタ軸１８と、第３カウンタ軸２１とで第３動力伝達装置を構成する。
【００２９】
パワースプリット型無段変速装置は、以上のような構成となっているので、エンジンＥから入力された動力は、遊星歯車機構１７のサンギヤ１７ａ及びキャリア１７ｄで分流し、サンギヤ１７ａに分流した動力は第１動力伝達装置を経由し、また、キャリア１７ｄに分流した動力は第２動力伝達装置を経由し、それらの動力が第３動力伝達装置で合流して出力軸１９に伝達する。
【００３０】
パワースプリット型無段変速装置の変速制御装置２３は、例えば、入力トルクやエンジン負荷、車速、タービン軸回転数などから、表１の締結表に示すように、前進低速モード、前進高速モード及び後進モードを決定して、前進低速クラッチ１４、前進高速クラッチ１５、後進クラッチ１６の締結解放を制御するとともに、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の変速比を制御する。なお表中の○は締結、×は解放を表している。
【００３１】
【表１】
2004169745.tif 000003
【００３２】
なお、本実施形態においては、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の最Ｈｉｇｈにおける変速比Ｖｈｉｇｈと、第１動力伝達機構１０の減速比Ｒ１と、第３動力伝達機構１１の第７ギヤ１１ｂと第６ギヤ１１ａとの間の減速比Ｒ３ｆと間に、以下の関係が成立するように設定している。
【００３３】
【数１】
2004169745.tif 000004
【００３４】
このように設定することで、後述のように、前進低速モードから前進高速モードに切り替える時点において、前進低速モードにおける出力軸１９の回転数と前進高速モードにおける出力軸１９の回転数とが同じになる。
【００３５】
なお、第１動力伝達機構１０の減速比Ｒ１は、以下の式で与えられる。
【００３６】
【数２】
2004169745.tif 000005
【００３７】
第３動力伝達機構１１の第６ギヤ１１ａと第７ギヤ１１ｂとの間の減速比Ｒ３ｆは、以下の式で与えられる。
【００３８】
【数３】
2004169745.tif 000006
【００３９】
次に、本実施形態の動作を説明する。
【００４０】
（前進低速モード）
今、バリエータ入力軸３が停止しており、かつダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２が最大減速位置（最Ｌｏｗ）にあると共に、前進高速モードクラッチ１５と後進クラッチ１６とは解放状態に、前進低速モードクラッチ１４は締結状態にある。この状態で発進装置２が作動しタービン軸３を所定方向に回転開始すると、このタービン軸３の回転に伴って、遊星歯車機構１７のリングギヤ１７ｅがタービン軸３と同方向に同一回転速度で回転する。そのとき、リングギヤ１７ｅの動力は遊星歯車機構１７のサンギヤ１７ａおよびキャリア１７ｄの各々に分流して伝達する。サンギヤ１７ａに分流した動力は、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２、すなわち、入力ディスク５、パワーローラ８、出力ディスク７を経て、第１動力伝達機構１０、第２カウンタ軸１８に伝達する。
【００４１】
一方、キャリア１７ｄに分流した動力は第２動力伝達機構９を経て、第１カウンタ軸２０から第２カウンタ軸１８に伝達する。第２カウンタ軸１８にてダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２からの動力と合流した動力は、第３動力伝達機構１１を経て、出力軸１９に所定方向の回転でかつ入力軸１よりも低速回転となるように伝達する前進低速モードが得られる。
【００４２】
このとき、前進低速モードにおけるパワースプリット型無段変速装置の変速比ＲＬｏｗは、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の変速比Ｖと、遊星歯車機構１７の歯数比αと、第１動力伝達機構１０の減速比Ｒ１と、第２動力伝達機構９の減速比Ｒ２と、第３動力伝達機構１１の第７ギヤ１１ｂと第６ギヤ１１ａとの間の減速比Ｒ３ｆとにより、以下になる。
【００４３】
【数４】
2004169745.tif 000007
【００４４】
ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の変速比Ｖは、以下の式で与えられる。
【００４５】
【数５】
2004169745.tif 000008
【００４６】
第２動力伝達機構９の減速比Ｒ２は以下の式で与えられる。
【００４７】
【数６】
2004169745.tif 000009
【００４８】
遊星歯車機構１７の歯数比αは以下の式で与えられる。
【００４９】
【数７】
2004169745.tif 000010
【００５０】
そして、前進低速モードを維持しながらダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２を増速側に変速すると、出力軸１９の回転速度が増加し、パワースプリット型無段変速装置の速度比（出力軸の回転数／入力軸の回転数）が増加する。
【００５１】
（前進高速モード）
次に、前進高速クラッチ１５を締結して前進低速クラッチ１４と後進ブレーキ１６とを解放すると、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２を通過する動力の伝達方向が前進低速モードと逆の前進高速モードになる。すなわち、この前進高速モードでは、リングギヤ１７ｅの動力は、前進低速モードと同じく、第１遊星歯車機構１７のサンギヤ１７ａおよびキャリア１７ｄの各々に分流して伝達するが、キャリア１７ｄに分流した動力は、第２動力伝達機構９、第１カウンタ軸２０、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２、すなわち、出力ディスク７、パワーローラ８、入力ディスク５を経て、入力ディスク連結軸６に伝達する。一方、サンギヤ１７ａに分流した動力は、バリエータ入力軸４、機械式ローディング機構１２を経て入力ディスク連結軸６に伝達する。入力ディスク連結軸６にて合流された動力は、バイパス軸１３、前進高速クラッチ１５を経て出力軸１９に伝達する。
【００５２】
このとき、前進高速モードにおけるパワースプリット型無段変速装置の変速比ＲＨｉｇｈは以下となる。
【００５３】
【数８】
2004169745.tif 000011
【００５４】
なお、前進低速モードから前進高速モードに切り替える時点において、前進低速モードにおける出力軸１９の回転数と前進高速モードにおける出力軸１９の回転数とが同じになるように式（１）で示すごとく第３動力伝達機構１１の減速比を設定している。
【００５５】
そして、前進高速モードを維持しながらダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２を減速側、すなわち、出力ディスク７から入力ディスク５に対しては増速側に変速すると、入力ディスク５に連結された出力軸１９の回転速度が増加し、パワースプリット型無段変速装置の速度比が増加する。
【００５６】
このとき、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２を最も減速側（Ｖ＝ＶＬｏｗ）に変速した場合に、パワースプリット型無段変速装置の変速比が最も増速側すなわち最Ｈｉｇｈとなる。このときのパワースプリット型無段変速装置の変速比Ｒｍｉｎは、式（３）より以下で与えられる。
【００５７】
【数９】
2004169745.tif 000012
【００５８】
一方、前進高速モードにおいては、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の出力ディスク７側からトルクを入力するが、このとき、機械式ローディング機構１２に作用するトルクはバリエータ入力軸４（すなわちサンギヤ１７ａ）に作用するトルクであるから、出力ディスク７とパワーローラ８及びパワーローラ８と入力ディスク５の間に過度な滑りが生じないためには、以下の条件を満足する必要がある。
【００５９】
【数１０】
2004169745.tif 000013
【００６０】
この条件は以下の式で与えられる。
【００６１】
【数１１】
2004169745.tif 000014
【００６２】
ここで、Ｒ１／Ｒ２＝α／（１−α）を式（４）に代入すると式（４）は、以下となる。
【００６３】
【数１２】
2004169745.tif 000015
【００６４】
いま、ＶＬｏｗ／ＶＨｉｇｈ＝６．０、すなわち、
ＶＬｏｗ  ＝２．４４９５、
ＶＨｉｇｈ＝０．４０８２、
とし、さらに、
α＝０．５、
とすると式（６）より、
Ｒｍｉｎ＝０．７０４１、
すなわち、乗用車などで用いられる自動変速機において望ましいと言われる最Ｈｉｇｈの変速比が０．７前後であることから、本実施例においてはこの望ましいと言われる値が得られることが明白である。
【００６５】
一方、前述の非特許文献１に記載のトロイダル型バリエータを用いたパワースプリット型変速装置においては、遊星歯車機構としてシングルピニオン型遊星歯車を用いているため、前進高速モードにおけるパワースプリット型無段変速装置の最Ｈｉｇｈにおける変速比Ｒｍｉｎは、以下で与えられる。
【００６６】
【数１３】
2004169745.tif 000016
【００６７】
前記と同様、過度な滑りが生じないためには、以下の条件を満足する必要がある。
【００６８】
【数１４】
2004169745.tif 000017
【００６９】
この条件は以下の式で与えられる。
【００７０】
【数１５】
2004169745.tif 000018
【００７１】
ここで、Ｒ１／Ｒ２＝αを式（７）に代入すると、式（７）は以下となる。
【００７２】
【数１６】
2004169745.tif 000019
【００７３】
いま、ＶＬｏｗ／ＶＨｉｇｈ＝６．０、すなわち、
ＶＬｏｗ  ＝２．４４９５、
ＶＨｉｇｈ＝０．４０８２、
とし、さらに、
α＝０．５、
とすると式（９）より、
Ｒｍｉｎ＝０．４６９４、
となり、上述の望ましいと言われる変速比０．７との差が大きい。
【００７４】
さらに、αの値を実用可能な観点からの最大値α＝０．６５とし、また、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ２２の変速比を実用可能な観点から、その限界を下記の値、
ＶＬｏｗ  ＝２．０、
ＶＨｉｇｈ＝０．３３３３、
としても、
Ｒｍｉｎ＝０．５９０９、
となり、変速比０．７には届かないことが明白である。
【００７５】
また、シングルピニオン遊星歯車を用いた従来例ではパワースプリット型無段変速装置への入力トルクはタービン軸３より遊星歯車機構１７のキャリア１７ｄに伝達する。一方、この発明の実施例ではパワースプリット型無段変速装置への入力トルクはタービン軸３より遊星歯車機構１７のリングギヤ１７ｅに伝達する。同じ大きさのトルクを伝達する場合には、回転中心からの半径位置が大きいリングギヤへの入力の方がギヤに作用する接線力が小さくなるので、この発明の実施例の方が遊星歯車機構１７の外径を小さくすることができ、その結果、パワースプリット型無段変速装置を小型軽量化することができるという効果もある。
【００７６】
また、この発明の実施例では、機械式ローディング機構１２がバリエータ入力軸４を介して連結する遊星歯車機構１７のサンギヤ１７ａの回転数Ｎｓは、以下となる。
【００７７】
【数１７】
2004169745.tif 000020
【００７８】
なお、Ｎｒは遊星歯車機構１７のリングギヤ１７ｅの回転数である。
【００７９】
Ｒ１／Ｒ２＝α／（１−α）を式（１０）に代入すると式（１０）は以下となる。
【００８０】
【数１８】
2004169745.tif 000021
【００８１】
前記式（１１）に以下を代入する。
【００８２】
【数１９】
2004169745.tif 000022
【００８３】
すると、式（１１）より、
Ｎｓ＝１．４２０２×Ｎｉｎｐｕｔ、
となる。
【００８４】
一方、シングルピニオン遊星歯車を用いた従来例においては、機械式ローディング機構１２がバリエータ入力軸４を介して連結する遊星歯車機構１７のサンギヤ１７ａの回転数Ｎｓは、以下となる。
【００８５】
【数２０】
2004169745.tif 000023
【００８６】
なお、Ｎｃは遊星歯車機構１７のキャリアの回転数である。
【００８７】
Ｒ１／Ｒ２＝αを式（１２）に代入すると、式（１２）は以下となる。
【００８８】
【数２１】
2004169745.tif 000024
【００８９】
前記式（１３）に以下を代入する。
【００９０】
【数２２】
2004169745.tif 000025
【００９１】
すると式（１３）より、
Ｎｓ＝２．１３０３×Ｎｉｎｐｕｔ、
となる。
【００９２】
したがって、シングルピニオン遊星歯車を用いた従来例においては、機械式ローディング機構１２の回転数が、この発明の実施例に比較して、より大きな値になることがわかる。このことは、シングルピニオン遊星歯車を用いた従来例においては、機械式ローディング機構１２の強度の観点から重量が増すことになる。逆に言えば、本実施形態では、機械式ローディング機構１２の回転数が、シングルピニオン遊星歯車を用いた従来例に比較して小さく、強度的な観点から機械式ローディング機構１２を軽量化することができる。そして、この発明の実施例では、パワースプリット型無段変速装置をさらに小型軽量化することができるという効果がある。
【００９３】
（後進モード）
次に、自動車を後退させるべく、出力軸１９を逆回転させる際には、前進低速クラッチ１４と前進高速クラッチ１５を解放し、後進クラッチ１６を締結する。その結果、遊星歯車機構１７で分流した動力は第１動力伝達機構１０で合流し、第３カウンタ軸２１に伝達し、出力軸１９を逆回転させる後進モードになる。
【００９４】
表２に、自動車用の変速装置として適切な変速比を得ることができる、バリエータ変速比、遊星歯車の歯数比、各動力伝達機構の減速比を設定した時のパワースプリット型無段変速装置の変速比およびローディング機構に作用するトルクの一例を示す。
【００９５】
【表２】
2004169745.tif 000026
【００９６】
表２に示した通り、前進高速モードにおいて、ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータを最も減速側（Ｖ＝ＶＬｏｗ）に変速した場合には、パワースプリット型無段変速装置の変速比が最も増速側すなわち最Ｈｉｇｈとなり、この最Ｈｉｇｈの変速比が乗用車などで用いられる自動変速機において望ましいと言われている０．７前後の値（本実施形態では、０．７０４１）を得ることができる。このようにすることで、プロペラシャフトの過剰な回転を生じなくてすむ。このため、振動騒音を低く抑えることができる。
【００９７】
本実施形態によれば、エンジンＥから入力された動力を分流する動力分流機構を、いわゆるダブルピニオン型遊星歯車とし、その遊星歯車をバリエータ２２の上流に配置している。そして、この遊星歯車において、すべてのモードで動力を分流し、その分流動力をバリエータ２２に伝達するようにした。このようにすることで、バリエータ２２に伝達する動力を小さくすることができるので、バリエータの小型化を図ることができ、また、低速走行時における伝達効率を向上させることができる。
【００９８】
また、エンジンＥに連結された動力伝達軸１をリングギヤ１７ｅに連結し、サンギヤ１７ａに分流した動力が第１動力伝達装置に伝達し、キャリア１７ｄに分流した動力が第２動力伝達装置に伝達する構成としている。このような構成にすることで、遊星歯車のギヤ比αの値を望ましいと考えられるα＝０．５とした場合に、前進高速モードのいわゆる最Ｈｉｇｈ変速比を０．７前後とすることができた。このように最Ｈｉｇｈ変速比が０．７前後であると、プロペラシャフトの過大な回転の発生を防止することができ、その結果、振動騒音を低く抑えることができるのである。
【００９９】
さらに、遊星歯車機構１７への入力をリングギヤから入力するようにしたので接線力を小さくすることができるため、遊星歯車機構１７の外径を小さくすることができ、また、機械式ローディング機構１２の回転も小さいため、機械式ローディング機構１２を小型軽量化することができ、その結果、パワースプリット型無段変速装置を小型軽量化することができるようになったのである。
【０１００】
以上説明した実施形態に限定されることなく、その技術的思想の範囲内において種々の変形や変更が可能であり、それらも本発明と均等であることは明白である。
【０１０１】
例えば、本実施形態では、動力伝達機構としてギヤを使った例を示して説明したが、動力を伝達できる機構であればよく、ギヤのかわりに、例えば、チェーンやベルトなどを使った機構でもよいことは言うまでもない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明によるパワースプリット型無段変速装置の一実施形態を示す系統図である。
【符号の説明】
１  動力伝達軸
２  発進装置
３  タービン軸（入力軸）
４  バリエータ入力軸
５  入力ディスク
６  入力ディスク連結軸
７  出力ディスク
８  パワーローラ
９  第２動力伝達機構
９ａ  第４ギヤ
９ｂ  第５ギヤ
１０  第１動力伝達機構
１０ａ  第１ギヤ
１０ｂ  第２ギヤ
１０ｃ  第３ギヤ
１１  第３動力伝達機構
１１ａ  第６ギヤ
１１ｂ  第７ギヤ
１１ｃ  第８ギヤ
１２  機械式ローディング機構
１３  バイパス軸
１４  前進低速クラッチ
１５  前進高速クラッチ
１６  後進クラッチ
１７  遊星歯車機構
１７ａ  サンギヤ
１７ｂ  第１ピニオンギヤ
１７ｃ  第２ピニオンギヤ
１７ｄ  キャリア
１７ｅ  リングギヤ
１８  第２カウンタ軸
１９  出力軸
２０  第１カウンタ軸
２１  第３カウンタ軸
２２  ダブルキャビティ式トロイダル型バリエータ
２３  制御装置
Ｅ  エンジン
【図１】
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