JP6552382B2 - 動力分割式無段変速機 - Google Patents

Description

本発明は、インプット軸（入力軸）に入力される動力を２系統に分割してアウトプット軸（出力軸）に伝達可能な動力分割式無段変速機に関する。

自動車などの車両に搭載される変速機として、エンジンの動力を無段階に変速する無段変速機構と、エンジンの動力を無段変速機構を経由せずに伝達する歯車機構と、無段変速機構からの動力と歯車機構からの動力とを合成するための遊星歯車機構とを備えたものが提案されている。この変速機では、エンジンからの動力を無段変速機構と歯車機構とに分割し、その分割された各動力を遊星歯車機構で合成して車輪に伝達することができる。

特開２００４−１７６８９０号公報

駆動源の動力を２系統に分割して伝達可能な変速機は、動力分割式無段変速機として、出願人も提案している。

この提案に係る動力分割式無段変速機には、無段変速機構、スプリット変速機構および遊星歯車機構が含まれる。無段変速機構は、公知のベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）と同様の構成を有している。無段変速機構のプライマリ軸には、インプット軸に入力されるエンジンの動力が伝達される。無段変速機構のセカンダリ軸は、遊星歯車機構のサンギヤに接続されている。スプリット変速機構は、インプット軸の動力が伝達／遮断されるスプリットドライブギヤと、スプリットドライブギヤとギヤ列を構成し、遊星歯車機構のキャリアと一体回転するスプリットドリブンギヤとを備えている。遊星歯車機構のリングギヤには、アウトプット軸が接続されている。アウトプット軸の回転は、デファレンシャルギヤに伝達され、デファレンシャルギヤから左右の駆動輪に伝達される。

動力分割式無段変速機は、動力伝達モードとして、ベルトモードおよびスプリットモードを有している。

ベルトモードでは、遊星歯車機構のサンギヤとリングギヤとが直結される。また、インプット軸からスプリットドライブギヤへの動力の伝達が遮断されることにより、スプリットドライブギヤが自由回転状態（フリー）にされ、遊星歯車機構のキャリアが自由回転状態にされる。そのため、無段変速機構から出力される動力により、サンギヤおよびリングギヤが一体的に回転し、アウトプット軸がリングギヤと一体的に回転する。したがって、ベルトモードでは、動力分割式無段変速機の変速比（ユニット変速比）が無段変速機構の変速比（ベルト変速比）と一致する。

スプリットモードでは、遊星歯車機構のサンギヤとリングギヤとの直結が解除され、リングギヤが制動される。そのため、無段変速機構から出力される動力により、サンギヤが回転する。一方、インプット軸からスプリットドライブギヤに動力が伝達され、その動力がスプリットドライブギヤからスプリットドリブンギヤを介することにより一定の変速比（スプリット変速比）で変速されて、遊星歯車機構のキャリアに入力される。そのため、スプリットモードでは、ベルト変速比が大きいほどユニット変速比が小さくなり、スプリット変速比以下の変速比を実現することができる。

図６は、動力分割式無段変速機の変速比と伝達効率との関係を示すグラフである。

スプリットモードでは、インプット軸に入力される動力の一部がスプリットドライブギヤおよびスプリットドリブンギヤを含むギヤ列を介してアウトプット軸に伝達される。それゆえ、スプリットモードでは、同じベルト変速比でベルトモードと比較すると、ギヤ列よりも伝達効率の低い無段変速機構に伝達される動力が低いので、図６に示されるように、動力分割式無段変速機の伝達効率（ユニット効率）が良い。

また、無段変速機構は、プライマリ軸に支持されるプライマリプーリとセカンダリ軸に支持されるセカンダリプーリとに無端状のベルトが巻き掛けられた構成を有している。このベルト式の無段変速機構では、プライマリプーリに対するベルトの巻きかけ径とセカンダリプーリに対するベルトの巻きかけ径との差が小さい状態、つまりベルト変速比が１付近となる状態で伝達効率が最も良く、ベルト変速比が１から最大変速比または最小変速比に近づくほど伝達効率が下がる。それゆえ、動力分割式無段変速機は、図６に示されるように、ベルトモードおよびスプリットモードの各動力伝達モードにおいて、ベルト変速比が１付近となる状態でユニット効率が最も良く、ベルト変速比が最大変速比または最小変速比に近づくほどユニット効率が悪化する特性を有している。

そのため、動力分割式無段変速機のユニット変速比には、スプリット変速比（ベルトモードとスプリットモードとの切替点）付近に、ユニット効率が悪い領域（以下、「ユニット効率の谷」という。）が存在する。

本発明の目的は、ユニット効率の谷の使用を避けることができる、動力分割式無段変速機を提供することである。

前記の目的を達成するため、本発明に係る動力分割式無段変速機は、インプット軸に入力される動力をベルト変速比の変更により無段階に変速するベルト式の無段変速機構と、インプット軸に入力される動力を一定のスプリット変速比で変速するスプリット変速機構と、動力をアウトプット軸に出力する出力歯車機構とを含み、インプット軸に入力される動力が無段変速機構を経由して出力歯車機構に伝達されるベルトモードと、インプット軸に入力される動力が無段変速機構およびスプリット変速機構を経由して出力歯車機構に伝達されるスプリットモードとに選択的に切り替えられる動力分割式無段変速機であって、無段変速機構は、プライマリプーリとセカンダリプーリとにベルトを巻き掛けた構成を有し、プライマリプーリおよびセカンダリプーリの少なくとも一方は、固定シーブと、固定シーブにベルトを挟んで対向配置され、固定シーブとの対向方向に移動可能に設けられた可動シーブと、固定シーブから離間する側に移動する可動シーブが当接し、可動シーブの移動をスプリット変速比よりも大きく、かつ、１未満である所定値と一致するベルト変速比が得られる位置で阻止するストッパとを備える。

この構成によれば、ベルトモードでは、インプット軸に入力される動力が無段変速機構を経由して出力歯車機構に伝達され、その無段変速機構を経由する動力がアウトプット軸に出力される。スプリットモードでは、インプット軸に入力される動力が無段変速機構およびスプリット変速機構の両方を経由して出力歯車機構に伝達され、その無段変速機構を経由する動力とスプリット変速機構を経由する動力とが出力歯車機構で合成されてアウトプット軸に出力される。

セカンダリプーリの可動シーブが固定シーブから離間する側に移動すると、セカンダリプーリに対するベルトの巻きかけ径が小さくなり、ベルト変速比が小さくなる。可動シーブの移動が進むと、可動シーブがストッパに当接し、可動シーブのそれ以上の移動が阻止される。このとき、ベルト変速比が最小となり、その最小のベルト変速比がスプリット変速機構のスプリット変速比よりも大きく、かつ、１未満である所定値と一致する。

これにより、ベルト変速比が所定値を超えて小さくなることを禁止することができ、ユニット効率の谷の使用を避けることができる。

セカンダリプーリは、可動シーブに対して固定シーブ側と反対側に、可動シーブの移動方向に固定的に設けられたシリンダをさらに備え、ストッパは、シリンダと別体に形成されていてもよい。

この場合、ストッパの位置または形状の変更により、可動シーブがストッパに当接するときの可動シーブの位置を変更することができ、ベルト変速比の最小値を変更することができる。したがって、スプリット変速機構のスプリット変速比が変更になっても、シリンダの形状を変更せずに、ストッパの位置または形状の変更により、ベルト変速比の最小値をスプリット変速比よりも大きい所定値と一致させることができる。よって、動力分割式無段変速機に種々の車種に搭載可能な汎用性を持たせることができる。

本発明によれば、固定シーブから離れる側に移動する可動シーブがストッパに当接することにより、ベルト変速比がスプリット変速比よりも大きい所定値を超えて小さくなることを禁止することができる。よって、ユニット効率の谷の使用を避けることができ、動力分割式無段変速機が搭載された車両の燃費を向上させることができる。

本発明の一実施形態に係る動力分割式無段変速機が搭載された車両の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。 車両の前進時および後進時におけるベルトモードクラッチ、リバースブレーキおよびスプリットモードブレーキの状態を示す図である。 出力用遊星歯車機構のサンギヤ、キャリアおよびリングギヤの回転数（回転速度）の関係を示す共線図である。 セカンダリプーリの構成を示す断面図であり、無段変速機構の変速比が最大のときの状態を示す。 セカンダリプーリの構成を示す断面図であり、無段変速機構の変速比が最小のときの状態を示す。 動力分割式無段変速機のユニット変速比とユニット効率との関係を示すグラフである。 従来の動力分割式無段変速機のユニット変速比とユニット効率との関係を示すグラフである。

以下では、本発明の実施の形態について、添付図面を参照しつつ詳細に説明する。

＜駆動系統の構成＞
図１は、本発明の一実施形態に係る動力分割式無段変速機４が搭載された車両１の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。

車両１は、エンジン２を駆動源とする自動車である。エンジン２の出力は、トルクコンバータ３および動力分割式無段変速機４を介して、車両１の駆動輪（たとえば、左右の前輪）に伝達される。

トルクコンバータ３は、ポンプインペラ３１、タービンランナ３２およびロックアップクラッチ３３を備えている。ポンプインペラ３１には、エンジン２の出力軸（Ｅ／Ｇ出力軸）が連結されており、ポンプインペラ３１は、Ｅ／Ｇ出力軸と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。タービンランナ３２は、ポンプインペラ３１と同一の回転軸線を中心に回転可能に設けられている。ロックアップクラッチ３３は、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とを直結／分離するために設けられている。ロックアップクラッチ３３が係合されると、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とが直結され、ロックアップクラッチ３３が解放されると、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とが分離される。

ロックアップクラッチ３３が解放された状態において、Ｅ／Ｇ出力軸が回転されると、ポンプインペラ３１が回転する。ポンプインペラ３１が回転すると、ポンプインペラ３１からタービンランナ３２に向かうオイルの流れが生じる。このオイルの流れがタービンランナ３２で受けられて、タービンランナ３２が回転する。このとき、トルクコンバータ３の増幅作用が生じ、タービンランナ３２には、Ｅ／Ｇ出力軸の動力（トルク）よりも大きな動力が発生する。

ロックアップクラッチ３３が係合された状態では、Ｅ／Ｇ出力軸が回転されると、Ｅ／Ｇ出力軸、ポンプインペラ３１およびタービンランナ３２が一体となって回転する。

動力分割式無段変速機４は、インプット軸４１、アウトプット軸４２、無段変速機構４３、出力用遊星歯車機構４４およびスプリット変速機構４５を備えている。

インプット軸４１は、トルクコンバータ３のタービンランナ３２に連結され、タービンランナ３２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。

アウトプット軸４２は、インプット軸４１と平行に設けられている。アウトプット軸４２には、出力ギヤ４６が相対回転不能に支持されている。

無段変速機構４３は、公知のベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）と同様の構成を有している。具体的には、無段変速機構４３は、プライマリ軸５１と、プライマリ軸５１と平行に設けられたセカンダリ軸５２と、プライマリ軸５１に相対回転不能に支持されたプライマリプーリ５３と、セカンダリ軸５２に相対回転不能に支持されたセカンダリプーリ５４と、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とに巻き掛けられたベルト５５とを備えている。

プライマリプーリ５３は、プライマリ軸５１に固定された固定シーブ６１と、固定シーブ６１にベルト５５を挟んで対向配置され、プライマリ軸５１にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６２とを備えている。可動シーブ６２に対して固定シーブ６１と反対側には、プライマリ軸５１に固定されたシリンダ６３が設けられ、可動シーブ６２とシリンダ６３との間に、ピストン室（油室）６４が形成されている。

セカンダリプーリ５４は、セカンダリ軸５２に固定された固定シーブ６５と、固定シーブ６５にベルト５５を挟んで対向配置され、セカンダリ軸５２にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６６とを備えている。可動シーブ６６に対して固定シーブ６５と反対側には、セカンダリ軸５２に固定されたシリンダ６７が設けられ、可動シーブ６６とシリンダ６７との間に、ピストン室（油室）６８が形成されている。

無段変速機構４３では、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の各ピストン室６４，６８に供給される油圧が制御されて、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の各溝幅が変更されることにより、無段変速機構４３での変速比であるベルト変速比が連続的に無段階で変更される。

具体的には、ベルト変速比が下げられるときには、プライマリプーリ５３のピストン室６４に供給される油圧が上げられる。これにより、プライマリプーリ５３の可動シーブ６２が固定シーブ６１側に移動し、固定シーブ６１と可動シーブ６２との間隔（溝幅）が小さくなる。これに伴い、プライマリプーリ５３に対するベルト５５の巻きかけ径が大きくなり、セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５と可動シーブ６６との間隔（溝幅）が大きくなる。その結果、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とのプーリ比が小さくなり、ベルト変速比が下がる。

ベルト変速比が上げられるときには、プライマリプーリ５３のピストン室６４に供給される油圧が下げられる。これにより、ベルト５５に対するセカンダリプーリ５４の推力がベルト５５に対するプライマリプーリ５３の推力よりも大きくなり、セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５と可動シーブ６６との間隔が小さくなるとともに、固定シーブ６１と可動シーブ６２との間隔が大きくなる。その結果、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とのプーリ比が大きくなり、ベルト変速比が上がる。

一方、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の推力は、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４とベルト５５との間で滑りが生じない大きさを必要とする。そのため、プライマリ軸５１に入力されるトルクの大きさに応じた推力が得られるよう、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の各ピストン室６４，６８に供給される油圧（油量）が制御される。

出力用遊星歯車機構４４は、サンギヤ７１、キャリア７２およびリングギヤ７３を備えている。サンギヤ７１は、セカンダリ軸５２に相対回転不能に支持されている（セカンダリ軸５２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている）。キャリア７２は、アウトプット軸４２に相対回転可能に外嵌されている。キャリア７２は、複数個のピニオンギヤ７４を回転可能に支持している。複数個のピニオンギヤ７４は、円周上に配置され、サンギヤ７１と噛合している。リングギヤ７３は、複数個のピニオンギヤ７４を一括して取り囲む円環状を有し、各ピニオンギヤ７４にセカンダリ軸５２の回転径方向の外側から噛合している。また、リングギヤ７３には、アウトプット軸４２が接続され、リングギヤ７３は、アウトプット軸４２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。

スプリット変速機構４５は、増速用遊星歯車機構８１、スプリットドライブギヤ８２、スプリットドリブンギヤ８３およびアイドルギヤ８４を備えている。

増速用遊星歯車機構８１には、サンギヤ８５、キャリア８６およびリングギヤ８７が含まれる。サンギヤ８５は、インプット軸４１に相対回転可能に外嵌されている。キャリア８６は、インプット軸４１に相対回転不能に支持されている。キャリア８６は、複数個のピニオンギヤ８８を回転可能に支持している。複数個のピニオンギヤ８８は、円周上に配置され、サンギヤ８５と噛合している。リングギヤ８７は、複数個のピニオンギヤ８８を一括して取り囲む円環状を有し、各ピニオンギヤ８８にインプット軸４１の回転径方向の外側から噛合している。

スプリットドライブギヤ８２は、増速用遊星歯車機構８１のサンギヤ８５と一体回転可能に設けられている。

スプリットドリブンギヤ８３は、出力用遊星歯車機構４４のキャリア７２と一体回転可能に設けられている。

アイドルギヤ８４は、スプリットドライブギヤ８２およびスプリットドリブンギヤ８３と噛合している。

動力分割式無段変速機４は、出力ギヤ４６の回転をデファレンシャルギヤ５に伝達する出力ギヤ機構９１を備えている。出力ギヤ機構９１は、アウトプット軸４２と平行に設けられた出力アイドル軸９２と、出力アイドル軸９２に相対回転不能に支持されて、出力ギヤ４６と噛合する第１出力アイドルギヤ９３と、出力アイドル軸９２に相対回転不能に支持されて、デファレンシャルギヤ５（デファレンシャルギヤ５の入力ギヤ）と噛合する第２出力アイドルギヤ９４とを含む。

また、動力分割式無段変速機４は、ベルトモードクラッチＣ１、リバースブレーキＢ１およびスプリットモードブレーキＢ２を備えている。

ベルトモードクラッチＣ１は、アウトプット軸４２とセカンダリ軸５２とを直結（一体回転可能に連結）する係合状態（オン）と、その直結を解除する解放状態（オフ）とに切り替えられる。

リバースブレーキＢ１は、スプリットドライブギヤ８２（出力用遊星歯車機構４４のキャリア７２）を制動する係合状態（オン）と、スプリットドライブギヤ８２の回転を許容する解放状態（オフ）とに切り替えられる。

スプリットモードブレーキＢ２は、増速用遊星歯車機構８１のリングギヤ８７を制動する係合状態（オン）と、リングギヤ８７の回転を許容する解放状態（オフ）とに切り替えられる。

＜動力伝達モード＞
図２は、車両１の前進時および後進時におけるベルトモードクラッチＣ１、リバースブレーキＢ１およびスプリットモードブレーキＢ２の状態を示す図である。図３は、出力用遊星歯車機構４４のサンギヤ７１、キャリア７２およびリングギヤ７３の回転数（回転速度）の関係を示す共線図である。

図２において、「○」は、ベルトモードクラッチＣ１、リバースブレーキＢ１およびスプリットモードブレーキＢ２が係合状態であることを示している。「×」は、ベルトモードクラッチＣ１、リバースブレーキＢ１およびスプリットモードブレーキＢ２が解放状態であることを示している。

動力分割式無段変速機４は、車両１を前進させるための前進（ドライブ）レンジにおける動力伝達モードとして、ベルトモードおよびスプリットモードを有している。

ベルトモードでは、図２に示されるように、ベルトモードクラッチＣ１が係合される。これにより、アウトプット軸４２およびセカンダリ軸５２が直結される。また、リバースブレーキＢ１およびスプリットモードブレーキＢ２が解放される。リバースブレーキＢ１が解放された状態では、スプリット変速機構４５のスプリットドライブギヤ８２、スプリットドリブンギヤ８３およびアイドルギヤ８４ならびに出力用遊星歯車機構４４のキャリア７２がフリー（自由回転状態）である。スプリットモードブレーキＢ２が解放された状態では、スプリット変速機構４５の増速用遊星歯車機構８１のリングギヤ８７がフリーである。

インプット軸４１に入力される動力は、無段変速機構４３のプライマリ軸５１に伝達され、プライマリ軸５１およびプライマリプーリ５３を回転させる。プライマリプーリ５３の回転は、ベルト５５を介して、セカンダリプーリ５４に伝達され、セカンダリプーリ５４およびセカンダリ軸５２を回転させる。アウトプット軸４２およびセカンダリ軸５２が直結されているので、セカンダリ軸５２と一体となって、アウトプット軸４２が回転する。したがって、ベルトモードでは、図３に示されるように、動力分割式無段変速機４の全体での変速比であるユニット変速比がベルト変速比と一致する。

スプリットモードでは、図２に示されるように、スプリットモードブレーキＢ２が係合される。これにより、スプリット変速機構４５の増速用遊星歯車機構８１のリングギヤ８７が制動される。また、ベルトモードクラッチＣ１およびリバースブレーキＢ１が解放される。ベルトモードクラッチＣ１が解放された状態では、アウトプット軸４２とセカンダリ軸５２との直結が解除されている。

インプット軸４１に入力される動力の一部は、無段変速機構４３のプライマリ軸５１に伝達され、プライマリ軸５１およびプライマリプーリ５３を回転させる。プライマリプーリ５３の回転は、ベルト５５を介して、セカンダリプーリ５４に伝達され、セカンダリプーリ５４およびセカンダリ軸５２を回転させる。セカンダリ軸５２の回転により、出力用遊星歯車機構４４のサンギヤ７１が回転する。

また、スプリット変速機構４５のリングギヤ８７が制動されているので、インプット軸４１に入力される動力の一部は、スプリット変速機構４５のキャリア８６を公転させるとともに、そのキャリア８６に保持されているピニオンギヤ８８を回転させる。ピニオンギヤ８８の回転により、ピニオンギヤ８８からサンギヤ８５に動力が入力される。これにより、スプリットドライブギヤ８２が回転する。スプリットドライブギヤ８２の回転は、アイドルギヤ８４を介して、スプリットドリブンギヤ８３に伝達され、スプリットドリブンギヤ８３および出力用遊星歯車機構４４のキャリア７２を回転させる。

スプリット変速機構４５の変速比であるスプリット変速比は、一定で不変（固定）であるので、スプリットモードでは、インプット軸４１に入力される動力が一定であれば、出力用遊星歯車機構４４のキャリア７２の回転が一定速度に保持される。そのため、ベルト変速比が上げられると、出力用遊星歯車機構４４のサンギヤ７１の回転数が下がるので、図３に破線で示されるように、出力用遊星歯車機構４４のリングギヤ７３（アウトプット軸４２）の回転数が上がる。その結果、スプリットモードでは、ベルト変速比が大きいほど、ユニット変速比が小さくなる。

ベルトモードおよびスプリットモードにおけるアウトプット軸４２の回転は、出力ギヤ４６および出力ギヤ機構９１を介して、デファレンシャルギヤ５に伝達される。これにより、車両１のドライブシャフト６，７が前進方向に回転する。

車両１を後進させるための後進（リバース）レンジでは、図２に示されるように、ベルトモードクラッチＣ１およびスプリットモードブレーキＢ２が解放される。そして、リバースブレーキＢ１が係合される。これにより、スプリットドライブギヤ８２が制動される。スプリットドライブギヤ８２の制動により、スプリット変速機構４５のアイドルギヤ８４が回転不能となり、さらに、スプリット変速機構４５のスプリットドリブンギヤ８３および出力用遊星歯車機構４４のキャリア７２が回転不能となる。

インプット軸４１に入力される動力は、無段変速機構４３のプライマリ軸５１に伝達され、プライマリ軸５１およびプライマリプーリ５３を回転させる。プライマリプーリ５３の回転は、ベルト５５を介して、セカンダリプーリ５４に伝達され、セカンダリプーリ５４およびセカンダリ軸５２を回転させる。セカンダリ軸５２の回転により、出力用遊星歯車機構４４のサンギヤ７１が回転する。キャリア７２が回転不能なため、図３に二点鎖線で示されるように、サンギヤ７１が回転すると、リングギヤ７３がサンギヤ７１と逆方向に回転する。このリングギヤ７３の回転方向は、前進レンジ（ベルトモードおよびスプリットモード）におけるリングギヤ７３の回転方向と逆方向となる。そして、リングギヤ７３と一体にアウトプット軸４２が回転する。アウトプット軸４２の回転は、出力ギヤ４６および出力ギヤ機構９１を介して、デファレンシャルギヤ５に伝達される。これにより、車両１のドライブシャフト６，７が後進方向に回転する。

＜セカンダリプーリ＞
図４Ａおよび図４Ｂは、セカンダリプーリ５４の構成を示す断面図である。

セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５は、セカンダリ軸５２と一体的に形成され、セカンダリ軸５２から径方向に鍔状に張り出している。固定シーブ６５は、セカンダリ軸５２側ほど可動シーブ６６に近づくように傾斜した挟持面１０１を有している。

可動シーブ６６は、セカンダリ軸５２にその軸線方向に移動可能に外嵌された内円筒部１０２と、内円筒部１０２の固定シーブ６５側の端部から径方向に鍔状に張り出す鍔状部１０３と、鍔状部１０３の外周端部から固定シーブ６５側と反対側に延び、内円筒部１０２と径方向に対向する外円筒部１０４とを一体的に備えている。

内円筒部１０２の固定シーブ６５側の端面と鍔状部１０３の固定シーブ６５側の側面とは、面一に形成され、セカンダリ軸５２側ほど固定シーブ６５に近づくように傾斜した挟持面１０５をなしている。この挟持面１０５と固定シーブ６５の挟持面１０１との間に、ベルト５５が挟持されている。

内円筒部１０２には、セカンダリ軸５２と摺擦する内周面に、オイル供給溝１０６が全周にわたって形成されている。オイル供給溝１０６は、可動シーブ６６（内円筒部１０２）の可動範囲内であれば、可動シーブ６６の位置にかかわらず、セカンダリ軸５２の内部に形成された供給油路１０７と常に連通している。また、内円筒部１０２には、一端がオイル供給溝１０６に接続され、他端が内円筒部１０２の外周面で開放されるオイル導入路１０８が形成されている。可動シーブ６６とシリンダ６７との間のピストン室６８には、供給油路１０７からオイル供給溝１０６およびオイル導入路１０８を介して油圧が供給される。

シリンダ６７は、セカンダリ軸５２から径方向に鍔状に張り出す第１円環部１０９と、円環状をなし、その内周端部が第１円環部１０９の外周端部に可動シーブ６６側から重なるように形成された第２円環部１１０と、第２円環部１１０の外周端部から可動シーブ６６側に延びる延部１１１とを一体的に備えている。

第２円環部１１０の内径は、可動シーブ６６の内円筒部１０２の外径よりも大きく、第２円環部１１０の内側に、内円筒部１０２が入り込むことが可能になっている。

延部１１１の外周端部は、径方向外側に湾曲ないし屈曲し、その先端面１１２が可動シーブ６６の外円筒部１０４に径方向内側から対向している。先端面１１２には、シール溝１１３が全周にわたって形成されている。シール溝１１３には、オイルシール１１４が嵌合されている。オイルシール１１４は、可動シーブ６６の外円筒部１０４に液密的に当接している。

また、可動シーブ６６の鍔状部１０３とシリンダ６７の第２円環部１１０との間には、スプリング１１５が介在されている。スプリング１１５の弾性力により、可動シーブ６６およびシリンダ６７は、互いに離間する方向に付勢されている。

そして、シリンダ６７の第１円環部１０９の可動シーブ６６側の面には、セカンダリ軸５２の周囲を取り囲む円環状のストッパ１１６が配置されている。ストッパ１１６は、摩擦係数が比較的小さい材料を用いて、シリンダ６７と別体に形成されている。ストッパ１１６は、摩擦係数が比較的大きい材料を用いて形成され、その表面に摩擦係数を小さくするためのコーティング加工が施されていてもよい。

ベルト変速比（無段変速機構４３の変速比）が最大のときには、図４Ａに示されるように、可動シーブ６６の内円筒部１０２は、シリンダ６７の第２円環部１１０内から抜け、シリンダ６７の延部１１１と間隔を空けて対向している。

プライマリプーリ５３（図１参照）に対するベルト５５の巻きかけ径が増大されると、可動シーブ６６がシリンダ６７側に移動する。可動シーブ６６の移動が進むと、内円筒部１０２がシリンダ６７の第２円環部１１０の内側に入り込む。可動シーブ６６がシリンダ６７側にさらに移動されると、図４Ｂに示されるように、内円筒部１０２のシリンダ６７側の端面がストッパ１１６に当接する。これにより、可動シーブ６６のそれ以上の移動が阻止され、可動シーブ６６がストッパ１１６に当接した状態で固定される。そのため、セカンダリプーリ５４に対するベルト５５の巻きかけ径がそれ以上に小さくならず、このとき、ベルト変速比が最小となる。

ストッパ１１６は、その最小のベルト変速比がスプリット変速機構４５の一定変速比であるスプリット変速比よりも大きく、かつ、１未満である所定値と一致するように、その形状（可動シーブ６６の内円筒部１０２が当接する部分の厚み）が設計されている。所定値は、スプリット変速比よりも大きく、かつ、１未満であれば、たとえば、スプリット変速比に０．０７〜０．１２を加えた値であってもよいし、スプリット変速比に１．１〜１．３を乗じた値であってもよい。

＜作用効果＞
図５は、動力分割式無段変速機４のユニット変速比とユニット効率との関係を示すグラフである。

スプリットモードでは、インプット軸４１に入力される動力の一部がスプリット変速機構４５を介してアウトプット軸に伝達される。それゆえ、スプリットモードでは、同じベルト変速比でベルトモードと比較すると、スプリット変速機構４５よりも伝達効率の低い無段変速機構４３に伝達される動力が低いので、図５に示されるように、動力分割式無段変速機４の伝達効率（ユニット効率）が良い。

また、無段変速機構４３では、プライマリプーリ５３に対するベルト５５の巻きかけ径とセカンダリプーリ５４に対するベルト５５の巻きかけ径との差が小さい状態、つまりベルト変速比が１付近となる状態で伝達効率が最も良く、ベルト変速比が１から離れるほど伝達効率が下がる。それゆえ、動力分割式無段変速機４は、図５に示されるように、ベルトモードおよびスプリットモードの各動力伝達モードにおいて、ベルト変速比が１付近となる状態でユニット効率が最も良く、ベルト変速比が１から離れるほどユニット効率が悪化する特性を有している。

セカンダリプーリ５４の可動シーブ６６が固定シーブ６５から離間する側に移動すると、セカンダリプーリ５４に対するベルトの巻きかけ径が小さくなり、ベルト変速比が小さくなる。可動シーブ６６の移動が進むと、可動シーブ６６がストッパ１１６に当接し、可動シーブ６６のそれ以上の移動が阻止される。このとき、ベルト変速比が最小となり、その最小のベルト変速比がスプリット変速機構４５のスプリット変速比よりも大きく、かつ、１未満である所定値と一致する。

これにより、ベルト変速比が所定値を超えて小さくなることを禁止することができるので、ユニット変速比がスプリット変速比付近のユニット効率の悪い領域になることを抑制できる。すなわち、ユニット効率の谷の使用を避けることができる。

なお、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えは、ベルト変速比が所定値に一致した状態において、ベルトモードクラッチＣ１とスプリットモードブレーキＢ２とが掛け替えられることにより達成される。

セカンダリプーリ５４は、可動シーブ６６に対して固定シーブ６５側と反対側に、可動シーブ６６の移動方向に固定的に設けられたシリンダ６７をさらに備え、ストッパ１１６は、シリンダ６７と別体に形成されている。

そのため、ストッパ１１６の位置または形状の変更により、可動シーブ６６がストッパ１１６に当接するときの可動シーブ６６の位置を変更することができ、所定値（ベルト変速比の最小値）を変更することができる。したがって、スプリット変速機構４５のスプリット変速比が変更になっても、シリンダ６７の形状を変更せずに、ストッパ１１６の位置または形状の変更により、スプリット変速比よりも大きく、かつ、１未満である所定値を設定することができる。よって、動力分割式無段変速機４に種々の車種に搭載可能な汎用性を持たせることができる。

＜変形例＞
以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は、他の形態で実施することもできる。

たとえば、前述の実施形態では、ストッパ１１６がシリンダ６７と別体に形成されている構成を取り上げた。しかしながら、ストッパ１１６は、シリンダ６７と一体に形成されていてもよい。言い換えれば、シリンダ６７がストッパ１１６の機能を発揮する形状に形成されて、可動シーブ６６がシリンダ６７に当接することにより、ベルト変速比がスプリット変速比よりも大きく、かつ、１未満である所定値と一致する構成であってもよい。

また、前述の実施形態では、セカンダリプーリ５４にストッパ１１６が設けられ、可動シーブ６６が移動によりストッパ１１６に当接すると、可動シーブ６６のそれ以上の移動が阻止されて、ベルト変速比がスプリット変速比よりも大きく、かつ、１未満である所定値と一致する構成を取り上げた。

この構成に代えて、または、その構成に加えて、同様な作用効果を得ることを目的とするストッパがプライマリプーリ５３に設けられてもよい。すなわち、プライマリプーリ５３にストッパが設けられ、可動シーブ６２が移動によりストッパに当接すると、可動シーブ６２のそれ以上の移動が阻止されて、ベルト変速比がスプリット変速比よりも大きく、かつ、１未満である所定値と一致する構成が採用されてもよい。

たとえば、セカンダリプーリ５４の各部（シリンダ６７など）の形状は、一例であり、セカンダリプーリ５４のサイズなどに応じて適宜に変更されるとよい。

その他、前述の構成には、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。

４ 動力分割式無段変速機
４１ インプット軸
４２ アウトプット軸
４３ 無段変速機構
４４ 出力用遊星歯車機構
４５ スプリット変速機構
５３ プライマリプーリ
５４ セカンダリプーリ
５５ ベルト
６５ 固定シーブ
６６ 可動シーブ
１１６ ストッパ

Claims (1)

1. インプット軸に入力される動力をベルト変速比の変更により無段階に変速するベルト式の無段変速機構と、前記インプット軸に入力される動力を一定のスプリット変速比で変速するスプリット変速機構と、動力をアウトプット軸に出力する出力歯車機構とを含み、前記インプット軸に入力される動力が前記無段変速機構を経由して前記出力歯車機構に伝達されるベルトモードと、前記インプット軸に入力される動力が前記無段変速機構および前記スプリット変速機構を経由して前記出力歯車機構に伝達されるスプリットモードとに選択的に切り替えられる動力分割式無段変速機であって、
   前記無段変速機構は、プライマリプーリとセカンダリプーリとにベルトを巻き掛けた構成を有し、
   前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリの少なくとも一方は、
   固定シーブと、
   前記固定シーブに前記ベルトを挟んで対向配置され、前記固定シーブとの対向方向に移動可能に設けられた可動シーブと、
   前記固定シーブから離間する側に移動する前記可動シーブが当接し、前記可動シーブの移動を前記スプリット変速比よりも大きく、かつ、１未満である所定値と一致するベルト変速比が得られる位置で阻止するストッパとを備える、動力分割式無段変速機。

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