(57)【要約】【課題】可動シーブの周方向の位置決めを精度よく行なうことができると共に、低コスト化および小型化を図ることのできるベルト式無段変速機を提供する。【解決手段】回転軸（ＳＰ、ＳＳ）上に軸方向および周方向に移動不能な固定シーブ（３７、４１）と軸方向に移動可能な可動シーブ（３８、４２）とからなる可変プーリ（３５、３６）を備えるベルト式無段変速機であって、可動シーブ（３８、４２）の回転軸（ＳＰ、ＳＳ）に対する周方向位置決め手段が、可動シーブ（３８、４２）の外周部に設けられている。この周方向位置決め手段は、可動シーブ（３８、４２）の外周部に形成された可動シーブ外歯（３８Ｇ、４２Ｇ）と、固定シーブ（３７、４１）の外周部に形成された固定シーブ外歯（３７Ｇ、４１Ｇ）と、固定部材に回動自在に支持され、可動シーブ外歯および固定シーブ外歯に同時に噛み合う外歯が形成された回転部材（７０、８０）とを備えるものであってもよい。【選択図】図１
2007107612.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転軸上に軸方向および周方向に移動不能な固定シーブと軸方向に移動可能な可動シーブとからなる可変プーリを備えるベルト式無段変速機であって、
前記可動シーブの前記回転軸に対する周方向位置決め手段が、前記可動シーブの外周部に設けられていることを特徴とするベルト式無段変速機。
【請求項２】
前記周方向位置決め手段は、前記可動シーブの外周部に形成された可動シーブ外歯と、前記固定シーブの外周部に形成された固定シーブ外歯と、固定部材に回動自在に支持され、前記可動シーブ外歯および前記固定シーブ外歯に同時に噛み合う外歯が形成された回転部材とを備えることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機。
【請求項３】
前記回転部材は、前記回転軸の膨らみ曲げ方向に対応させた位置に設けられていることを特徴とする請求項２に記載のベルト式無段変速機。
【請求項４】
前記回転部材は、変速比が最減速時における前記回転軸の膨らみ曲げ方向に対応させた位置に少なくとも一つ設けられていることを特徴とする請求項３に記載のベルト式無段変速機。
【請求項５】
前記回転部材は、変速比が最増速時における前記回転軸の膨らみ曲げ方向に対応させた位置に少なくとも一つ設けられていることを特徴とする請求項３に記載のベルト式無段変速機。
【請求項６】
前記回転部材は、変速比が最増速時におけるプライマリ側回転軸の膨らみ曲げ方向に対応させた位置、および変速比が最減速時におけるセカンダリ側回転軸の膨らみ曲げ方向に対応させた位置に少なくとも一つずつ設けられていることを特徴とする請求項３に記載のベルト式無段変速機。
【請求項７】
前記回転部材は、入力軸から、または、出力軸に動力を伝達する動力伝達ギヤとして構成されていることを特徴とする請求項２ないし６のいずれかに記載のベルト式無段変速機。
【請求項８】
セカンダリ側可変プーリにおける前記周方向位置決め手段は、セカンダリ側可動シーブの外周部に形成されたセカンダリ側可動シーブ外歯に噛み合う可動シーブ被駆動ギヤと、セカンダリ側の固定シーブまたは回転軸に固設された固定シーブ駆動ギヤと、前記可動シーブ被駆動ギヤが連結されるサンギヤ、前記固定シーブ駆動ギヤに駆動されるリングギヤおよび出力軸に連結されるピニオンキャリアを含む遊星歯車機構とを備えることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機。
【請求項９】
セカンダリ側可変プーリにおける前記周方向位置決め手段は、セカンダリ側可動シーブの外周部に形成されたセカンダリ側可動シーブ外歯に噛み合う可動シーブ被駆動ギヤと、セカンダリ側の固定シーブまたは回転軸に固設された固定シーブ駆動ギヤと、前記可動シーブ被駆動ギヤが連結されるダブルピニオンキャリア、前記固定シーブ駆動ギヤに駆動されるリングギヤおよびサンギヤを含む遊星歯車機構とを備え、さらに、該サンギヤが連結されると共に前記可動シーブ被駆動ギヤと同軸に配置されたた差動歯車機構を備えることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、回転軸上に軸方向に移動不能な固定シーブと軸方向に移動可能な可動シーブとからなる可変プーリをプライマリ側およびセカンダリ側に備え、それらの可変プーリへのベルトの巻き掛け半径を変化させることにより所望の変速比を得ることができるようにしたベルト式無段変速機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来から、車両用の変速装置として、ベルト式無段変速機が知られている。この種のベルト式無段変速機は、互いに平行に配列されたプライマリシャフト（駆動側回転軸）およびセカンダリシャフト（従動側回転軸）と、プライマリシャフトに装着されたプライマリプーリと、セカンダリシャフトに装着されたセカンダリプーリとを備える。プライマリプーリおよびセカンダリプーリは、何れも、回転軸に対し固設ないしは一体に形成された固定シーブと、該固定シーブに対して軸方向に移動可能な可動シーブとを含むものである。また、プライマリプーリおよびセカンダリプーリに対しては、それぞれの可動シーブを対応する固定シーブに対して接近離間させるための油圧室が設けられている。各油圧室の油圧は別個に制御され、これにより、プーリの溝幅が変更されてベルトの巻き掛け半径が変化し、変速比が所望の値に設定されると共に、ベルトの張力が調整される。
【０００３】
ところで、各可動シーブは、上述のように固定シーブに対して軸方向に移動可能であるが、周方向には移動不能でなければならない。このための構造として、例えば、特許文献１には、可動シーブの内周側および回転軸の外周側にそれぞれボール溝（ボールスプライン）を形成し、これらの溝に複数個のボールを配置するようにしている。かくて、可動シーブはボールおよびボール溝（ボールスプライン）を介して、対応する回転軸に対して軸方向に移動可能かつ周方向に移動不能とされている。
【０００４】
また、特許文献２または特許文献３には、可動シーブの背面中間部に、油圧室を形成し回転軸に固設された固定ピストンを貫通する形態でピンが突設され、該ピンと固定ピストンとでもって可動シーブが対応する回転軸に対して軸方向に移動可能かつ周方向に移動不能とされている構造が開示されている。
【０００５】
【特許文献１】特開２００１−３２３９７８号公報
【特許文献２】特開２０００−１７０８８５号公報
【特許文献３】特公平７−１１７１３１号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
ところで、上述の特許文献１に記載のように、可動シーブの内周側および回転軸の外周側にそれぞれボール溝を形成し、ボールおよびボール溝によるボールスプライン結合を利用して、対応する回転軸に対して可動シーブを軸方向に移動可能かつ周方向に移動不能とする構造は、ボール溝の高精度な加工が必要であり、高価であるという問題を含んでいる。すなわち、可動シーブの内周側および回転軸の外周側にそれぞれ形成されるボール溝は、組付け性や周方向のガタ抑制および軸方向の滑らかな移動性を担保するために、周方向の位相を高精度に合わせて加工されねばならないからである。なお、可動シーブにベルトから加えられる力により可動シーブに倒れが生ずるが、これはボールを圧潰する力として作用するので、伝達トルクが高容量化した場合等、ボール自体の耐久性の悪化も懸念される。
【０００７】
また、特許文献２または３に記載のように、油圧室を形成する固定ピストンを貫通する形態のピンを可動シーブの背面中間部に突設し、該ピンと固定ピストンとでもって可動シーブが対応する回転軸に対して軸方向に移動可能かつ周方向に移動不能とする構造は、ベルト挟圧力の不足が懸念されるという問題を含んでいる。すなわち、油圧室を形成する固定ピストンにはベルト挟圧力を発生させるための油圧が作用し、これにより固定ピストンに倒れが生ずる結果、ピンによる固定ピストン貫通部の孔が広がり圧油の漏洩が生ずるおそれがあるからである。
【０００８】
そこで、本発明の目的は、かかる従来の問題を解消し、可動シーブの周方向の位置決めを精度よく行なうことができると共に、低コスト化および小型化を図ることのできるベルト式無段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】
本発明の一形態によるベルト式無段変速機は、回転軸上に軸方向および周方向に移動不能な固定シーブと軸方向に移動可能な可動シーブとからなる可変プーリを備えるベルト式無段変速機であって、前記可動シーブの前記回転軸に対する周方向位置決め手段が、前記可動シーブの外周部に設けられていることを特徴とする。
【００１０】
この形態によれば、可動シーブの回転軸に対する周方向位置決めが可動シーブの外周部にて行なわれるので、内周部に形成された従来のものに比べ、加工の複雑化を避けることができ、位置決めの高精度化、低コスト化および小型化を図ることができる。
【００１１】
ここで、前記周方向位置決め手段は、前記可動シーブの外周部に形成された可動シーブ外歯と、前記固定シーブの外周部に形成された固定シーブ外歯と、固定部材に回動自在に支持され、前記可動シーブ外歯および前記固定シーブ外歯に同時に噛み合う外歯が形成された回転部材とを備えるものであってもよい。
【００１２】
この形態によれば、可動シーブ外歯および固定シーブ外歯に同時に噛み合う外歯が形成された回転部材を固定部材に回動自在に支持するという簡単な構成で、可動シーブの回転軸に対する周方向位置決めができる。
【００１３】
また、前記回転部材は、前記回転軸の膨らみ曲げ方向に対応させた位置に設けられていることが好ましい。
【００１４】
この形態によれば、可動シーブおよび固定シーブにベルトから加えられる力の方向に対応する回転軸の膨らみ曲げ方向において、可動シーブ外歯および固定シーブ外歯に同時に噛み合う外歯が形成された回転部材の反力により、可動シーブおよび固定シーブの曲げ変形が抑制され、応力が低減されるので、可変プーリの耐久性並びにベルトによるトルク伝達効率を向上させることができる。
【００１５】
さらに、前記回転部材は、変速比が最減速時における前記回転軸の膨らみ曲げ方向に対応させた位置に少なくとも一つ設けられていてもよい。
【００１６】
この形態によれば、変速比の最減速時においては、可変プーリおよびベルトの両者共に最も応力が大きくなる状態であり、特に上述の応力の低減作用による耐久性の向上効果が最も有効に得られる。
【００１７】
なお、前記回転部材は、変速比が最増速時における前記回転軸の膨らみ曲げ方向に対応させた位置に少なくとも一つ設けられていてもよい。
【００１８】
この形態によれば、変速比の最増速領域は車両の走行中最も利用頻度の高い変速比領域であり、特に上述のベルトによるトルク伝達効率の向上作用により、燃費低減効果が最も有効に得られる。
【００１９】
ここで、前記回転部材は、変速比が最増速時におけるプライマリ側回転軸の膨らみ曲げ方向に対応させた位置、および変速比が最減速時におけるセカンダリ側回転軸の膨らみ曲げ方向に対応させた位置に少なくとも一つずつ設けられていてもよい。
【００２０】
この形態によれば、可変プーリは、変速比が最増速時においてはプライマリ側、最減速時においてはセカンダリ側の変形が大きいが、それぞれの変形が大きい側の可変プーリにおける変形が回転部材の反力により抑制されるので、広範囲に亘る変速比において、可変プーリの耐久性並びにベルトによるトルク伝達効率を向上させることができる。
【００２１】
さらに、前記回転部材は、入力軸から、または、出力軸に動力を伝達する動力伝達ギヤとして構成されていてもよい。
【００２２】
この形態によれば、可変プーリの回転軸に捩じりが発生しないので、可動シーブおよび固定シーブの発生応力を低減することができ、構造の簡素化と小型、低コスト化が可能となる。
【００２３】
また、セカンダリ側可変プーリにおける前記周方向位置決め手段は、セカンダリ側可動シーブの外周部に形成されたセカンダリ側可動シーブ外歯に噛み合う可動シーブ被駆動ギヤと、セカンダリ側の固定シーブまたは回転軸に固設された固定シーブ駆動ギヤと、前記可動シーブ被駆動ギヤが連結されるサンギヤ、前記固定シーブ駆動ギヤに駆動されるリングギヤおよび出力軸に連結されるピニオンキャリアを含む遊星歯車機構とを備えてもよい。
【００２４】
この形態によれば、サンギヤに連結された可動シーブ被駆動ギヤにセカンダリ側可動シーブの外周部に形成されたセカンダリ側可動シーブ外歯が噛み合い、セカンダリ側の固定シーブまたは回転軸に固設された固定シーブ駆動ギヤが出力軸に連結されるピニオンキャリアを含む遊星歯車機構のリングギヤを駆動するので、セカンダリ側可動シーブと固定シーブとの周方向位置決めが行われると共に、遊星歯車機構のリングギヤとサンギヤとのギヤ比を変えることにより可動シーブおよび固定シーブそれぞれからの動力伝達割合を変更することができるので、設計の自由度が増大する。
【００２５】
さらに、セカンダリ側可変プーリにおける前記周方向位置決め手段は、セカンダリ側可動シーブの外周部に形成されたセカンダリ側可動シーブ外歯に噛み合う可動シーブ被駆動ギヤと、セカンダリ側の固定シーブまたは回転軸に固設された固定シーブ駆動ギヤと、前記可動シーブ被駆動ギヤが連結されるダブルピニオンキャリア、前記固定シーブ駆動ギヤに駆動されるリングギヤおよびサンギヤを含む遊星歯車機構とを備え、さらに、該サンギヤが連結されると共に前記可動シーブ被駆動ギヤと同軸に配置された差動歯車機構を備えてもよい。
【００２６】
この形態によれば、ダブルピニオンキャリアに連結された可動シーブ被駆動ギヤにセカンダリ側可動シーブの外周部に形成されたセカンダリ側可動シーブ外歯が噛み合い、セカンダリ側の固定シーブまたは回転軸に固設された固定シーブ駆動ギヤが、可動シーブ被駆動ギヤと同軸に配置された差動歯車機構に連結されるサンギヤを含む遊星歯車機構のリングギヤを駆動するので、セカンダリ側可動シーブと固定シーブとの周方向位置決めが行われると共に、左右ドライブシャフトを含み差動歯車機構との配置空間が減少するので、小型、低コスト化が可能となる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２７】
以下、図面と共に本発明によるベルト式無段変速機の好適な実施形態について詳細に説明する。
【００２８】
〔第１実施形態〕
図１は、本発明に係るベルト式無段変速機が適用された車両の一部を示す概略構成図である。図１に示される車両１は、いわゆるＦＦ車（フロントエンジンフロントドライブ：エンジン前置き前輪駆動車両）として構成されており、駆動源としてのエンジン２を備える。エンジン２としては、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジン、水素エンジン、あるいは、バイフューエルエンジン等が採用され得るが、ここでは、エンジン２としてガソリンエンジンが用いられるものとして説明する。
【００２９】
図１に示されるように、車両１は、横置きにされたエンジン２の側方に配置され、エンジン２のクランクシャフトＳＣと連結されるトランスアクスル３を有する。トランスアクスル３は、トランスアクスルハウジング４、トランスアクスルケース５およびトランスアクスルリヤカバー６を含む。トランスアクスルハウジング４は、エンジン２の側方に配置され、トランスアクスルケース５は、トランスアクスルハウジング４のエンジン２とは反対側の開口端に固定されている。また、トランスアクスルリヤカバー６は、トランスアクスルケース５のトランスアクスルハウジング４とは反対側の開口端に固定されている。そして、トランスアクスルハウジング４の内部には、トルクコンバータ７が配置されており、トランスアクスルケース５およびトランスアクスルリヤカバー６の内部には、前後進切り換え機構８、ベルト式無段変速機構９、最終減速機（差動装置）１０が配置されている。
【００３０】
トルクコンバータ７は、ドライブプレート１１と、ドライブプレート１１を介してエンジン２のクランクシャフトＳＣに固定されるフロントカバー１２とを有する。フロントカバー１２には、図１に示されるように、ポンプインペラ１４が連結されている。また、トルクコンバータ７は、ポンプインペラ１４と対向する状態で回転可能なタービンランナ１５を含む。
【００３１】
タービンランナ１５は、クランクシャフトＳＣと概ね同軸に延びる入力シャフトＳＩに固定されている。更に、ポンプインペラ１４およびタービンランナ１５の内側にはステータ１６が配置されている。ステータ１６は、ワンウェイクラッチ１７を介してトランスアクスルケース５から延在する中空軸１８に支持されており、ステータ１６の回転方向は、ワンウェイクラッチ１７によって一方向にのみ回転可能に設定されている。上述の入力シャフトＳＩは、この中空軸１８の内部に挿通され、そして、入力シャフトＳＩのフロントカバー１２側の端部には、ダンパ機構１９を介してロックアップクラッチ２０が取り付けられている。
【００３２】
上述のポンプインペラ１４、タービンランナ１５およびステータ１６は、作動液室を画成し、この作動液室には、トルクコンバータ７と前後進切り換え機構８との間に配置されたオイルポンプ２１から作動液が供給される。そして、エンジン２が作動し、フロントカバー１２およびポンプインペラ１４が回転すると、作動液の流れによりタービンランナ１５が引きずられるようにして回転し始める。また、ステータ１６は、ポンプインペラ１４とタービンランナ１５との回転速度差が大きい時に、作動液の流れをポンプインペラ１４の回転を助ける方向に変換する。
【００３３】
これにより、トルクコンバータ７は、ポンプインペラ１４とタービンランナ１５との回転速度差が大きい時には、トルク増幅機として作動し、両者の回転速度差が小さくなると、流体継手として作動する。そして、車両１の発進後、車速が所定速度に達すると、ロックアップクラッチ２０が作動され、エンジン２からフロントカバー１２に伝えられた動力が入力シャフトＳＩに機械的かつ直接に伝達されるようになる。また、フロントカバー１２から入力シャフトＳＩに伝達されるトルクの変動は、ダンパ機構１９によって吸収される。
【００３４】
トルクコンバータ７と前後進切り換え機構８との間のオイルポンプ２１は、ロータ２２を有し、このロータ２２は、ハブ２３を介してポンプインペラ１４と接続されている。また、ハブ２３は、ロータ２２に対してスプライン嵌合されており、オイルポンプ２１の本体２４は、トランスアクスルケース５側に固定されている。従って、エンジン２の動力は、ポンプインペラ１４を介してロータ２２に伝達されることになり、これにより、オイルポンプ２１が駆動される。
【００３５】
前後進切り換え機構８は、ダブルピニオン形式の遊星歯車機構２５を有している。遊星歯車機構２５は、入力シャフトＳＩの無段変速機構９側の端部に取り付けられたサンギヤ２６と、サンギヤ２６の外周側に同心状に配置されたリングギヤ２７と、サンギヤ２６と噛み合う複数のピニオンギヤ２８と、リングギヤ２７およびピニオンギヤ２８の双方と噛み合う複数のピニオンギヤ２９と、各ピニオンギヤ２８を自転可能に保持し、かつ、ピニオンギヤ２８をサンギヤ２６の周囲で一体的に公転可能な状態に保持するキャリヤ３０とを含む。
【００３６】
前後進切り換え機構８のキャリヤ３０は、ベルト式無段変速機構９に含まれるプライマリシャフトＳＰに固定され、キャリヤ３０と入力シャフトＳＩとの間の動力伝達経路は、フォワードクラッチＣＬを用いて接続または遮断される。また、前後進切り換え機構８は、リングギヤ２７の回転・固定を制御するリバースブレーキＢＲを有している。
【００３７】
一方、ベルト式無段変速機構９は、入力シャフトＳＩと概ね同軸に延びる上述のプライマリシャフト（駆動側回転軸）ＳＰと、プライマリシャフトＳＰと平行をなすように配置されたセカンダリシャフト（従動側回転軸）ＳＳとを有する。プライマリシャフトＳＰは、軸受３１および３２によって回転自在に支持されており、セカンダリシャフトＳＳは、軸受３３および３４によって回転自在に支持されている。そして、プライマリシャフトＳＰには、プライマリプーリ３５が、セカンダリシャフトＳＳには、セカンダリプーリ３６がそれぞれ装備されている。
【００３８】
プライマリプーリ３５は、プライマリシャフトＳＰの外周に一体に形成された固定シーブ３７と、プライマリシャフトＳＰの外周に摺動自在に装着された可動シーブ３８とにより可変プーリとして構成されている。固定シーブ３７と可動シーブ３８とは互いに対向し合い、両者間には、略Ｖ字形状のプーリ溝３９が形成される。また、可動シーブ３８は、固定シーブ３７に対してプライマリシャフトＳＰの軸方向に移動可能であり、無段変速機構９は、可動シーブ３８をプライマリシャフトＳＰの軸方向に移動させて可動シーブ３８と固定シーブ３７とを接近・離間させる油圧アクチュエータ４０を有している。
【００３９】
同様に、セカンダリプーリ３６も、セカンダリシャフトＳＳの外周に一体に形成された固定シーブ４１と、セカンダリシャフトＳＳの外周に摺動自在に装着された可動シーブ４２とにより可変プーリとして構成されている。固定シーブ４１と可動シーブ４２とは互いに対向し合い、両者間には、略Ｖ字形状のプーリ溝４４が形成される。また、可動シーブ４２も、固定シーブ４１に対してセカンダリシャフトＳＳの軸方向に移動可能であり、無段変速機構９は、可動シーブ４２をセカンダリシャフトＳＳの軸方向に移動させて可動シーブ４２と固定シーブ４１とを接近・離間させる油圧アクチュエータ４５を有している。
【００４０】
上述のプライマリプーリ３５のプーリ溝３９と、セカンダリプーリ３６のプーリ溝４４とには、多数の金属製の駒および複数本のスチールリングにより構成されるベルトＢが巻き掛けられている。そして、各油圧アクチュエータ４０および４５による油圧が別個に制御され、これにより、プライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６の溝幅が変更されてベルトＢの巻き掛け半径が変化する。この結果、無段変速機構９による変速比が所望の値に設定されると共に、ベルトＢの張力が調整されることになる。なお、セカンダリシャフトＳＳを支持する軸受３４はトランスアクスルリヤカバー６に固定されており、軸受３４とセカンダリプーリ３６との間には、パーキングギヤＰＧが設けられている。
【００４１】
さらに、図１に示されるように、ベルト式無段変速機構９のセカンダリシャフトＳＳには、軸受４６および４７によって支持されたシャフト４８が連結されている。シャフト４８には、ドライブギヤ４９が固定されており、このドライブギヤ４９を介して、ベルト式無段変速機構９から最終減速機１０に動力が伝達される。最終減速機１０は、セカンダリシャフトＳＳと平行をなすように配置されたインターミディエートシャフト５０を含む。インターミディエートシャフト５０は、軸受５１および５２によって支持されており、シャフト５０には、セカンダリシャフトＳＳのドライブギヤ４９と噛み合うカウンタドリブンギヤ５３と、ファイナルドライブギヤ５４とが固定されている。
【００４２】
また、最終減速機１０は、差動歯車機構を内臓する中空のデフケース５５を有している。デフケース５５は、軸受５６および５７によって回転自在に支持されており、その外周には、リングギヤ５８が形成されている。このリングギヤ５８は、インターミディエートシャフト５０のファイナルドライブギヤ５４と噛み合っている。更に、デフケース５５は、その内部にピニオンシャフト５９を支持しており、ピニオンシャフト５９には、２体のピニオンギヤ６０が固定されている。各ピニオンギヤ６０には、２体のサイドギヤ６１が噛み合わされており、各サイドギヤ６１には、左右のフロントドライブシャフト６２Ｒ、６２Ｌがそれぞれ別個に接続され、各フロントドライブシャフト６２Ｒ、６２Ｌには、車輪（前輪）ＦＷが固定されている。
【００４３】
なお、本第１の実施形態においては、上述のプライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６におけるそれぞれの固定シーブと可動シーブとの周方向位置決め手段として、後で詳述するが、プライマリ側回転部材７０およびセカンダリ側回転部材８０が設けられている。このプライマリ側回転部材７０は軸受７１および７２により、セカンダリ側回転部材８０は軸受８１および８２により、それぞれ、固定部材としてのトランスアクスルケース５やトランスアクスルリヤカバー６に対し回動自在に支持されている。プライマリ側回転部材７０には、可動シーブ３８の外周部に形成された可動シーブ外歯３８Ｇと、固定シーブ３７の外周部に形成された固定シーブ外歯３７Ｇとに同時に噛み合う外歯７０Ｇが形成されている。他方、セカンダリ側回転部材８０には、可動シーブ４２の外周部に形成された可動シーブ外歯４２Ｇと、固定シーブ４１の外周部に形成された固定シーブ外歯４１Ｇとに同時に噛み合う外歯８０Ｇが形成されている。
【００４４】
さて、図２は、上述の本発明の第１の実施形態によるベルト式無段変速機構９の要部を示す拡大断面図であり、同図は、無段変速機構９のプライマリプーリ３５に関連する構成を示している。プライマリシャフトＳＰは軸線を中心として回転可能であり、プライマリシャフトＳＰの内部には軸線方向に油路ＳＰＡおよびＳＰＢが形成されている。これらの油路ＳＰＡおよびＳＰＢは不図示の油圧制御装置の油圧回路に連通されている。さらに、プライマリシャフトＳＰには、その外周面に向け半径方向に伸ばされ、油路ＳＰＡに連通された油路ＳＰＣおよびＳＰＤが設けられている。油路ＳＰＣと油路ＳＰＤとは、軸線方向の異なる位置に設けられており、具体的には、油路ＳＰＣの方が油路ＳＰＤよりもプライマリシャフトＳＰの端部に近い位置に配置されている。なお、可動シーブ３８と固定シーブ３７との間に開口され、ベルトＢの接触部を潤滑するオイルを供給するための油路ＳＰＥも、油路ＳＰＢに連通されてプライマリシャフトＳＰの外周面に向け半径方向に伸ばされている。
【００４５】
一方、可動シーブ３８は、回転軸としてのプライマリシャフトＳＰの外周面に沿って摺動する内筒部３８Ａと、内筒部３８Ａの固定シーブ３７側の端部から外周側に向けて連続された半径方向部３８Ｂと、半径方向部３８Ｂの外周側近傍に連続され、かつ、軸受３２側に向けて軸線方向に伸ばされた外筒部３８Ｃとを有している。そして、半径方向部３８Ｂの外周端には前述の可動シーブ外歯３８Ｇが形成されている。さらに、内筒部３８Ａには、その内周面から外周面に亘って貫通する油路３８Ｄが形成されている。この油路３８Ｄと油路ＳＰＤとはプライマリシャフトＳＰの外周面に形成された環状切欠を介して連通されている。
【００４６】
更に、ベルト式無段変速機構９は、環状の隔壁部材である第１シリンダ部材９１、第２シリンダ部材９２およびピストン部材９３を含んでいる。図２からわかるように、第１シリンダ部材９１は、プライマリシャフトＳＰの径方向に延びる径方向部９１Ａと、径方向部９１ＡからプライマリシャフトＳＰの軸線と概ね平行に延びる筒状部９１Ｂとを有している。また、第２シリンダ部材９２は、同じくプライマリシャフトＳＰの径方向に延びる第一径方向部９２Ａと、径方向部９１ＡからプライマリシャフトＳＰの軸線と概ね平行に延びる筒状部９２Ｂと、筒状部９２Ｂから可動シーブ３８の背面に沿ってプライマリシャフトＳＰの径方向に延びる第二径方向部９２Ｃとを有している。そして、ピストン部材９３は、これらの第１シリンダ部材９１および第２シリンダ部材９２のそれぞれの筒状部９１Ｂおよび筒状部９２Ｂとの間に位置され、ピストン部材９３の外周端および内周端にはそれぞれシール部材９３Ａおよび９３Ｂが設けられている。ピストン部材９３の外周端のシール部材９３Ａは第１シリンダ部材９１の筒状部９１Ｂの内周面に摺接し、内周端のシール部材９３Ｂは第２シリンダ部材９２の筒状部９２Ｂの外周面に摺接する。
【００４７】
なお、第１シリンダ部材９１および第２シリンダ部材９２の径方向部９１Ａおよび第一径方向部９２Ａに形成されている中心孔部には、プライマリシャフトＳＰの先端の小径部が圧入され、第１シリンダ部材９１および第２シリンダ部材９２は、トランスアクスルリヤカバー６に固定されている軸受３２と共に、ロックナット１００を用いてプライマリシャフトＳＰの段部との間に固定されている。
【００４８】
また、第２シリンダ部材９２の第二径方向部９２Ｃの外周端にもシール部材９２Ｄが設けられ、シール部材９２Ｄは可動シーブ３８の外筒部３８Ｃの内周面に摺接するように配置されている。かくて、第２シリンダ部材９２と可動シーブ３８との間に上述の油圧アクチュエータ４０の一部を構成する第一油圧室４０Ａが画成されている。さらに、主に、第１シリンダ部材９１とピストン部材９３との間には、同じく上述の油圧アクチュエータ４０の一部を構成する第二油圧室４０Ｂが画成されている。なお、この第一油圧室４０Ａに対しては、第２シリンダ部材９２の第一径方向部９２Ａと筒状部９２Ｂとの境界部に形成された油路９２Ｅおよび第一油圧室４０Ａを介して、油圧が供給される。従って、この第一油圧室４０Ａおよび第二油圧室４０Ｂ内の油圧を制御することにより、可動シーブ３８を固定シーブ３７に対して移動させてベルトＢの巻き掛け半径を変化させることにより、所望の変速比を得ることができる。
【００４９】
また、図２に詳細に示されるように、上述の本第１の実施形態におけるプライマリ側回転部材７０は、両端がトランスアクスルケース５に固設された軸受７１およびトランスアクスルリヤカバー６に固設された軸受７２によりそれぞれ回動自在に支持された軸体７０Ａと、この軸体７０Ａと一体に形成された、または別体で相対回転不能に設けられている筒状ギヤ部７０Ｂとで構成され、該筒状ギヤ部７０Ｂには、可動シーブ３８の外周部に形成された可動シーブ外歯３８Ｇと、固定シーブ３７の外周部に形成された固定シーブ外歯３７Ｇとの両者に同時に噛み合う外歯７０Ｇが形成されていること前述の通りである。なお、セカンダリ側回転部材８０については、詳述しないが、プライマリ側回転部材７０と同様にして構成することができる。
【００５０】
かくて、可動シーブ３８が軸方向に移動するときは、可動シーブ外歯３８Ｇがプライマリ側回転部材７０の筒状ギヤ部７０Ｂにおける外歯７０Ｇに沿って移動するので、プライマリシャフトＳＰと可動シーブ３８とは軸方向に滑らかに相対移動可能である。ところが、プライマリシャフトＳＰと可動シーブ３８とは、可動シーブ外歯３８Ｇと固定シーブ外歯３７Ｇとが筒状ギヤ部７０Ｂにおける外歯７０Ｇと同時に噛み合っているので、周方向には相対移動が不可能である。
【００５１】
この第１の実施形態によると、可動シーブ３８の回転軸であるプライマリシャフトＳＰに対する周方向位置決めが、可動シーブ３８の外周部の可動シーブ外歯３８Ｇにて行なわれるので、内周部に形成された従来のものに比べ、加工の複雑化を避けることができ、特に周方向の位置決めの高精度化、低コスト化および小型化を図ることができる。さらに、可動シーブ外歯３８Ｇおよび固定シーブ外歯３７Ｇに同時に噛み合う外歯７０Ｇが形成されたプライマリ側回転部材７０を固定部材に回動自在に支持するという簡単な構成で、可動シーブ３８の回転軸であるプライマリシャフトＳＰに対する周方向位置決めができる。なお、上述の説明は、無段変速機構９のプライマリプーリ３５に関連する図２の構成に基づき行なったが、図１に示したように、セカンダリプーリ３６でもセカンダリ側回転部材８０を用いることにより、同様に構成できる。
【００５２】
ここで、上述のプライマリ側回転部材７０およびセカンダリ側回転部材８０の、それぞれの回転軸であるプライマリシャフトＳＰおよびセカンダリシャフトＳＳの回転中心軸線に対する好適な配置について、図３ないし図５を参照して説明する。
【００５３】
図３は、プライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６をそれらのプライマリシャフトＳＰおよびセカンダリシャフトＳＳの回転中心軸線の延長方向から見た概略側面図であり、プライマリシャフトＳＰの回転中心軸線がＳＰＣ、セカンダリシャフトＳＳの回転中心軸線がＳＳＣとして示されている。そして、プライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６に巻き掛けられているベルトＢの状態が、変速比が最減速時であるときをＢγmax、変速比が最増速時にあるときをＢγminとして示されている。さらに、プライマリ側回転部材７０およびセカンダリ側回転部材８０が、それぞれ、プライマリシャフトＳＰの回転中心軸線ＳＰＣおよびセカンダリシャフトＳＳの回転中心軸線ＳＳＣを結ぶ中心線からの角度αおよびβを異ならせて、複数個示されている。
【００５４】
これらのプライマリ側回転部材７０およびセカンダリ側回転部材８０は、可動シーブ３８、４２のそれぞれの回転軸であるプライマリシャフトＳＰおよびセカンダリシャフトＳＳに対する周方向位置決め作用を奏する限り、図３に示すように、それぞれ複数個ずつ設けるようにしてもよいが、コストパフォーマンスの観点から、プライマリ側回転部材７０およびセカンダリ側回転部材８０はそれぞれの回転軸であるプライマリシャフトＳＰおよびセカンダリシャフトＳＳの膨らみ曲げ方向に対応させた位置に設けられていることが好ましい。
【００５５】
このようにすると、可動シーブ３８、４２および固定シーブ３７、４１にベルトＢから加えられる力の方向に対応する回転軸である、プライマリシャフトＳＰおよびセカンダリシャフトＳＳの膨らみ曲げ方向において、可動シーブ外歯３８Ｇ、４２Ｇおよび固定シーブ外歯３７Ｇ、４１Ｇに同時に噛み合う外歯７０Ｇ、８０Ｇが形成されたプライマリ側回転部材７０およびセカンダリ側回転部材８０の反力により、可動シーブ３８、４２および固定シーブ３７、４１の曲げ変形がそれぞれ抑制され、応力が低減されるので、可変プーリであるプライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６の耐久性並びにベルトＢによるトルク伝達効率を向上させることができるからである。
【００５６】
そこで、プライマリ側回転部材７０およびセカンダリ側回転部材８０の好適な配置位置について、さらに、図４をも参照して説明する。一般に、プライマリシャフトＳＰおよびセカンダリシャフトＳＳの最大膨らみ曲げ（図４（Ａ）ないし（Ｃ）の左側に太実線で示す）は、変速比が最減速時においては、図４（Ａ）に矢印で示すように、上述の角度α＝α1、およびβ＝β1の方向に生ずる。一方、変速比が最増速時においては、図４（Ｂ）に矢印で示すように、上述の角度α＝α2およびβ＝β2の方向に生ずる。ここで、α1  ＜  α2＝β2  ＜  β1である。
【００５７】
従って、可変プーリであるプライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６とベルトＢの両者共に最も応力が大きくなる変速比の最減速時における応力の低減作用による耐久性の向上効果を狙う場合には、プライマリ側回転部材７０およびセカンダリ側回転部材８０を、変速比が最減速時におけるプライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６の最大膨らみ曲げ方向に対応させた位置、すなわち、上述の図４（Ａ）に示す角度α＝α1およびβ＝β1の方向に対応させた位置に少なくとも一つずつ設ければよい。
【００５８】
他方、車両の走行中最も利用頻度の高い変速比領域である変速比の最増速領域におけるベルトＢによるトルク伝達効率の向上作用により、燃費低減効果を最も有効に得たい場合には、プライマリ側回転部材７０およびセカンダリ側回転部材８０を、変速比が最増速時におけるプライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６の最大膨らみ曲げ方向に対応させた位置、すなわち、上述の図４（Ｂ）に示す角度α＝α2°およびβ＝β2の方向に対応させた位置に少なくとも一つずつ設ければよい。
【００５９】
なお、図４（Ｃ）に示すように、プライマリ側回転部材７０を変速比が最増速時におけるプライマリ側回転軸であるプライマリシャフトＳＰの最大膨らみ曲げ方向に対応させた位置、すなわち、角度α＝α2の方向に対応させた位置、および、セカンダリ側回転部材８０を変速比が最減速時におけるセカンダリ側回転軸であるセカンダリシャフトＳＳの最大膨らみ曲げ方向に対応させた位置、すなわち、角度β＝β1の方向に対応させた位置に少なくとも一つずつ設けてもよい。
【００６０】
このようにすると、変速比が最増速時においてはプライマリプーリ３５、最減速時においてはセカンダリプーリ３６の変形が大きいが、それぞれの変形が大きい側の可変プーリにおける変形がプライマリ側回転部材７０およびセカンダリ側回転部材８０の反力により抑制されるので、広範囲に亘る変速比において、可変プーリの耐久性並びにベルトによるトルク伝達効率を相応に向上させることができるからである。
【００６１】
〔第２の実施形態〕
以下、図５を参照しながら、本発明の第２の実施形態に係るベルト式無段変速機について説明する。なお、上述の第１実施形態に関連して説明されたものと同一の要素には同一の参照符号が付され、重複する説明は省略される。
【００６２】
図５に一部が示されるベルト式無段変速機では、第１実施形態において用いたセカンダリ側回転部材８０が出力軸に動力を伝達する動力伝達ギヤとして構成されていることが特徴である。このように、セカンダリ側回転部材８０を出力軸に動力を伝達する動力伝達ギヤとする場合には、図１に示したセカンダリシャフトＳＳに連結されているシャフト４８、それを支持する軸受４６および４７、およびドライブギヤ４９が省略され得る。そして、替りに、セカンダリ側回転部材８０が、カウンタドリブンギヤ５３が省略された出力軸としてのインターミディエートシャフト５０に動力を伝達すべく連結されることになる。かくて、プライマリプーリ３５からベルトＢを経てセカンダリプーリ３６に伝達された動力は、セカンダリシャフトＳＳを経ることなく、セカンダリ側回転部材８０を介して、軸受５１および５２によって支持されているシャフト５０に伝達され、ファイナルドライブギヤ５４を駆動する。
【００６３】
この第２の実施形態によれば、セカンダリプーリ３６の回転軸であるセカンダリシャフトＳＳに捩じりが発生しないので、可動シーブ４２および固定シーブ４１の発生応力を低減することができ、構造の簡素化が図れる。また、シャフト４８、それを支持する軸受４６および４７、およびドライブギヤ４９が省略され得るので、トランスアクスル３（ベルト式無段変速機）全体としての小型、低コスト化が可能となる。
【００６４】
なお、図示しての説明は省略するが、上述のセカンダリ側回転部材８０のみに限らず、プライマリ側回転部材７０を入力軸からの動力を伝達する動力伝達ギヤとして構成してもよい。
【００６５】
〔第３の実施形態〕
次に、本発明の第３の実施形態に係るベルト式無段変速機について、図６を参照して説明する。この第３の実施形態が上述の第１および第２の実施形態と主に異なる点は、セカンダリ側可変プーリにおける周方向位置決め手段の構成を、固定部材に回動自在に支持され、可動シーブ外歯および固定シーブ外歯に同時に噛み合う外歯が形成された回転部材であるセカンダリ側回転部材８０に替えて、可動シーブ外歯に噛み合う可動シーブ被駆動ギヤと、セカンダリ側回転軸に固設された固定シーブ駆動ギヤと、可動シーブ被駆動ギヤが連結されるサンギヤ、固定シーブ駆動ギヤに駆動されるリングギヤおよび出力軸に連結されるピニオンキャリアを含む遊星歯車機構を用いた点であり、その他の構成は同じであるから、上述の第１および第２の実施形態に関連して説明されたものと同一の要素には同一の参照符号が付され、重複する説明は省略される。
【００６６】
図６において、８３は可動シーブ外歯４２Ｇに噛み合う可動シーブ被駆動ギヤであり、連結軸８７でもって後述の遊星歯車機構８５のサンギヤ８５Ｓに連結されている。なお、可動シーブ被駆動ギヤ８３は可動シーブ４２の可動範囲において、その可動シーブ外歯４２Ｇに噛み合う長さを有していればよい。一方、８４はセカンダリ側回転軸であるセカンダリシャフトＳＳに固設された固定シーブ駆動ギヤであり、遊星歯車機構８５のリングギヤ８５Ｒに連結されている固定シーブ被駆動ギヤ８６に噛み合わされている。そして、遊星歯車機構８５のサンギヤ８５Ｓおよびリングギヤ８５Ｒに噛み合うシングルピニオンを回転自在に支承するシングルピニオンキャリア８５Ｃが出力軸としてのシャフト５０に連結されている。このシャフト５０は、図１に示す前実施形態における軸受５１および５２によって支持されたインターミディエートシャフト５０に対応し、ファイナルドライブギヤ５４が固定されている。
【００６７】
かくて、可動シーブ４２が軸方向に移動するときは、可動シーブ外歯４２Ｇが可動シーブ被駆動ギヤ８３に沿って移動するので、セカンダリシャフトＳＳと可動シーブ４２とは軸方向に滑らかに相対移動可能である。
【００６８】
ところで、本実施形態では、可動シーブ被駆動ギヤ８３は遊星歯車機構８５のサンギヤ８５Ｓに連結され、セカンダリシャフトＳＳに固設された固定シーブ駆動ギヤ８４は、遊星歯車機構８５のリングギヤ８５Ｒに連結されている固定シーブ被駆動ギヤ８６に噛み合わされているので、サンギヤ５Ｓおよびリングギヤ８５Ｒに噛み合うピニオンギヤがアイドルギヤとして作用し、可動シーブ被駆動ギヤ８３および固定シーブ駆動ギヤ８４とが同期して回転する。この結果、可動シーブ４２とセカンダリシャフトＳＳ、延いては固定シーブ４１とは周方向に相対移動が不可能である。
【００６９】
なお、上述では、固定シーブ駆動ギヤ８４がセカンダリシャフトＳＳに固設された例につき説明したが、この固定シーブ駆動ギヤ８４は固定シーブ４１の背面に一体的に形成されてもよい。そして、固定シーブ駆動ギヤ８４の径は可動シーブ被駆動ギヤ８３の径よりも大きく設定するのが好ましい。このようにすると、セカンダリプーリ３６近傍のデッドスペースを有効に活用することができ、トランスアクスル３（ベルト式無段変速機）全体としての小型、低コスト化が可能となる。
【００７０】
また、固定シーブ駆動ギヤ８４および固定シーブ被駆動ギヤ８６は平歯車で構成してもよいが、両者の回転方向を考慮しつつヘリカルギヤで構成するのが好ましい。例えば、図６において、セカンダリシャフトＳＳおよび固定シーブ駆動ギヤ８４が右側方から見て時計回りに回転する場合には、固定シーブ駆動ギヤ８４を右ねじりのヘリカルギヤとするのである。このようにすると、固定シーブ駆動ギヤ８４から固定シーブ被駆動ギヤ８６への動力の伝達に伴い、固定シーブ駆動ギヤ８４、延いてはこれが固設されているセカンダリシャフトＳＳに図６において左方向に向かうスラストが発生し、固定シーブ４１を可動シーブ４２側に押圧する力として作用する。かくて、ベルトＢを挟圧する力が増大され、ベルトＢの左右方向への振れが軽減されるので、ベルトの耐久性が向上する。なお、上述のスラストによるセカンダリシャフトＳＳの軸方向移動は、トランスアクスルリヤカバー６に固設されている軸方向移動規制部品としてのスラストワッシャ６５により規制されている。
【００７１】
さらに、本実施の形態においては、遊星歯車機構８５のサンギヤ８５Ｓおよびリングギヤ８５Ｒの径を適宜変更して設定することにより、固定シーブ４１を経由する動力と可動シーブ４２を経由する動力との伝達割合を変更することができる。より詳しく説明するに、今、サンギヤ８５Ｓの径をＮｓ、リングギヤ８５Ｒの径をＮｒとし、固定シーブ４１を経由して伝達される動力としてのトルクをＴＱｓ、可動シーブ４２を経由して伝達される動力としてのトルクをＴＱｍとすると、次式（１）が成立する。  
（１）ＴＱｍ＝ＴＱｓ×Ｎｓ／Ｎｒ
【００７２】
従って、これらのサンギヤ８５Ｓの径Ｎｓおよびリングギヤ８５Ｒの径Ｎｒを変更して設定することにより伝達割合を変更することができるのである。
【００７３】
さらに、本実施の形態においては、可変プーリとベルトＢとのスリップに起因する伝達トルク容量の低下を抑制することができる。すなわち、今、固定シーブ４１とベルトＢとの摩擦係数をμｓ、可動シーブ４２とベルトＢとの摩擦係数をμｍ、固定シーブ駆動ギヤ８４と固定シーブ被駆動ギヤ８６との変速比をｋｓ、可動シーブ外歯４２Ｇと可動シーブ被駆動ギヤ８３との変速比をｋｍ、サンギヤ８５Ｓの径Ｎｓとリングギヤ８５Ｒの径Ｎｒとの比（Ｎｓ／Ｎｒ）をρとすると、次式（２）が成立する。  
（２）（ｋｍ×μｍ）／（ｋｓ×μｓ）＝ρ
【００７４】
ここで、固定シーブ４１および可動シーブ４２のそれぞれからの伝達トルク容量は、ベルトＢへの押付け力と摩擦係数との積に比例する。すなわち、今、ベルトＢへの押付け力をＰとすると、固定シーブ４１からの伝達トルク容量はＰ×μｓであり、可動シーブ４２からの伝達トルク容量はＰ×μｍとなる。従って、仮に固定シーブ４１の摩擦係数と可動シーブ４２の摩擦係数とが異なる場合、従来の如くセカンダリシャフトＳＳのみを経由して動力を伝達させる例では、摩擦係数が小さい方のシーブによる伝達可能トルクの２倍が全伝達可能トルクとなる（例えば、μｓ＞μｍのときの全伝達可能トルクは２μｍ×Ｐである）。これに対し、本実施の形態では、全伝達可能トルクが２μｍ×Ｐよりも大きい（μｍ＋μｓ）×Ｐとなり、伝達トルク容量の低下を抑制することができる。
【００７５】
〔第４の実施形態〕
次に、本発明の第４の実施形態に係るベルト式無段変速機について、図７を参照して説明する。この第４の実施形態が上述の第３の実施形態と主に異なる点は、可動シーブ被駆動ギヤをサンギヤに連結するのに替えて、可動シーブ被駆動ギヤがダブルピニオンキャリアに連結される遊星歯車機構を用い、それのサンギヤが可動シーブ被駆動ギヤと同軸に配置された差動歯車機構に連結されている点であり、その他の構成は同じであるから、上述の第１ないし第３の実施形態に関連して説明されたものと同一の要素には同一の参照符号が付され、重複する説明は省略される。なお、本第４の実施形態においては、差動歯車機構として遊星歯車式のものを用いているので、この差動歯車機構における歯車要素については第２と称することにより、前段の遊星歯車機構における歯車要素と区別することにする。
【００７６】
図７において、１００は遊星歯車機構であり、可動シーブ外歯４２Ｇに噛み合う可動シーブ被駆動ギヤ８３が中空の連結軸１０２でもって該遊星歯車機構１００のダブルピニオンキャリア１００Ｃに連結されている。一方、セカンダリ側回転軸であるセカンダリシャフトＳＳに固設された固定シーブ駆動ギヤ８４は、第３の実施形態と同様に、遊星歯車機構１００のリングギヤ１００Ｒに連結されている固定シーブ被駆動ギヤ８６に噛み合わされている。そして、遊星歯車機構１００のサンギヤ１００Ｓが可動シーブ被駆動ギヤ８３と同軸に配置された後述の差動歯車機構１１０の第２リングギヤ１１０Ｒに連結されている。差動歯車機構１１０においては、その第２サンギヤ１１０Ｓが上述の中空の連結軸１０２の内部に配置された左車輪ＦＷのドライブシャフト６２Ｌに、第２ダブルピニオンキャリア１１０Ｃが右車輪ＦＷのドライブシャフト６２Ｒにそれぞれ連結されている。
【００７７】
この第４の実施形態においても、上述の第３の実施形態と同様の周方向位置決め機能や動力伝達割合変更機能および伝達トルク容量低下抑制機能を得ることができる。すなわち、今、固定シーブ４１とベルトＢとの摩擦係数をμｓ、可動シーブ４２とベルトＢとの摩擦係数をμｍ、固定シーブ駆動ギヤ８４と固定シーブ被駆動ギヤ８６との変速比をｋｓ、可動シーブ外歯４２Ｇと可動シーブ被駆動ギヤ８３との変速比をｋｍ、サンギヤ１００Ｓの径Ｎｓとリングギヤ１００Ｒの径Ｎｒとの比（Ｎｓ／Ｎｒ）をρとすると、次式（３）が成立する。  
（３）μｍ／μｓ＝（１−ρ）×ｋｓ／ｋｍ
【００７８】
上記機能に加えて、サンギヤ１００Ｓの回転方向と第２リングギヤ１１０Ｒとの回転方向を一致させることにより、従来装置や第１ないし第３の実施形態で用いているデフケース５５の外周に形成され、ファイナルドライブギヤ５４と噛み合っているリングギヤ５８を省略することができる。その結果、セカンダリシャフトＳＳと左右のドライブシャフト６２Ｌ、６２Ｒとの軸間距離を短縮することが可能であり、トランスアクスル３（ベルト式無段変速機）全体としてのさらなる小型、低コスト化が可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００７９】
【図１】本発明に係る無段変速機の第１実施形態が適用された車両の一部を示す概略構成図である。
【図２】本発明による無段変速機の第１実施形態の一部を示す要部拡大断面図である。
【図３】本発明による無段変速機の第１実施形態における回転部材の配置を説明するための一部の概略側面図である。
【図４】本発明による無段変速機の第１実施形態における回転部材の好適な配置を説明するための概略正面図および概略側面図であり、（Ａ）は変速比が最減速時における各プーリの最大膨らみ曲げ方向に対応させた位置、（Ｂ）は変速比が最増速時における各プライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６の最大膨らみ曲げ方向に対応させた位置、および（Ｃ）はプライマリプーリにおいては最増速時、セカンダリプーリにおいては最減速時の最大膨らみ曲げ方向に対応させた位置を示す。、第４実施形態である。
【図５】本発明による無段変速機の第２実施形態の一部を示す概略正面図である。
【図６】本発明に係る無段変速機の第３実施形態が適用された車両の一部を示す概略構成図である
【図７】本発明に係る無段変速機の第４実施形態が適用された車両の一部を示す概略構成図である
【符号の説明】
【００８０】
９    ベルト式無段変速機構
３５    プライマリプーリ
３６    セカンダリプーリ
３７    プライマリ側固定シーブ
３７Ｇ  プライマリ側固定シーブ外歯
３８    プライマリ側可動シーブ
３８Ｇ  プライマリ側可動シーブ外歯
４１    セカンダリ側固定シーブ
４１Ｇ  セカンダリ側固定シーブ外歯
４２    セカンダリ側可動シーブ
４２Ｇ  セカンダリ側可動シーブ外歯  
７０    プライマリ側回転部材
８０    セカンダリ側回転部材
ＳＰ    プライマリシャフト
ＳＳ    セカンダリシャフト
【図１】
2007107612.tif 000003
【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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