无级变速器的制作方法

本发明涉及一种无级变速器，更详细而言，涉及以下这样的无级变速器：能够不使变速器的重量増加地确保带轮上带传递效率高且环损坏(带负载)小的状态，同时适当地确保将来所需的期望的整体变速比范围(总变速比范围)。

背景技术：

一般而言，变速器的变速比范围广的情况下，一边减小发动机的负载一边平稳地起步及加速、进而能够以低转速进行高速巡行行驶，因此对发动机负载的减小以及燃油消耗率的改善有利。变速器为带式无级变速器的情况下，变速比由驱动带轮与从动带轮上的带卷绕直径之比确定。因此，在以往的带式无级变速器中，为了确保更广的变速比范围，尽可能使带轮外径与带轮轴间大。另一方面，如图15所示，在带轮比范围的变速比端附近(低速变速比(LOW)端附近以及高速变速比(OD)端附近)，存在带传递效率及环损坏极端恶化的倾向，因此认为扩大带轮比范围对于带传递效率及带耐久性(寿命)并非优选。可是在整体地观察汽车系统的情况下，即使考虑了带传递效率及环损坏的恶化，也认为带轮比范围的拓宽化对发动机负载的减小以及燃油消耗率的改善的贡献度大。另外，认为：由于将来要求的巡行(巡航)时的进一步的发动机的低速旋转化(OD端的扩大)、且近年来的精简理念导致的带增压器的发动机的普及，因此低速旋转区域中的用于补偿小扭矩的低齿轮化(LOW端的扩大)、进而中/高速旋转区域中的用于应对增压扭矩增大的高齿轮化(OD端的扩大)在将来成为所需。因此，变速器的整体变速比范围(总变速比范围)宽是有利的。

而且，作为能够确保变速器整体的整体变速比范围比带轮比范围宽的无级变速器，已知在带轮的输出级设有由行星齿轮机构构成的副变速器的无级变速器(例如参照专利文献1)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特许第3733893号公报

技术实现要素：

发明所要解决的课题

为了确保带轮比范围宽，在扩大了带轮外径与带轮轴间距的情况下，首先单个带轮的重量因带轮外径的扩大而増加。再加上，在各带轮中各带卷绕直径的动作范围扩大，带卷绕直径的最大值进一步增大，而最小值进一步减小。若带卷绕直径的最大值进一步增大，则用于确保刚性的单个带轮的重量进一步増加。而且，若带卷绕直径的最小值进一步减小，则带负载区域中的使用增加，从而带尺寸增大，结果是，带个体的重量増加。接着，在扩大带轮轴间距的情况下，由于带全长増大，因此与带轮同样地，带个体的重量増加。这样，在扩大带轮外径与带轮轴间的情况下，带轮及带的重量増加，因此存在变速器整体的重量増加的问题。另外，上述变速器整体的重量増加的问题对于上述专利文献1中所记载的无级变速器也同样适合。

而且，在扩大带轮外径与带轮轴间距的情况下，带负载区域中的使用增加，从而在带传递效率低且环损坏大的区域中带轮进行动作，因此存在燃油消耗率恶化且带耐久性下降的问题。

因此，本发明鉴于上述现有技术的问题而完成，其目的在于提供一种无级变速器，该无级变速器能够以不使变速器的重量増加的方式确保带轮上带传递效率高且环损坏(带负载)小的状态，同时适当地确保将来所需的期望的整体变速比范围(总变速比范围)。

用于解决课题的手段

用于达到上述目的的本发明的无级变速器具有：输入轴(1、2、1'、2'、2")，其被输入来自驱动源的旋转动力；第1输出轴(14、14')和第2输出轴(15、15')；它们与所述输入轴(1、2、1'、2'、2")平行地配置；第1旋转体(11、11')，其设在所述第1输出轴(14、14')上；第2旋转体(12、12')，其设在所述第2输出轴(15、15')上；动力传递介质(13、13')，其在所述第1旋转体(11、11')与所述第2旋转体(12、12')之间传递旋转动力；第1传递齿轮组(8、8')，其设在从所述驱动源至第1旋转体(11、11')的动力传递路径中，对旋转动力进行变速；以及第2传递齿轮组(9、9')，其设在从所述第2旋转体(12、12')至差动装置(D/G)的动力传递路径中，对旋转动力进行变速，

所述无级变速器的特征在于，所述第1旋转体(11、11')的外径小于所述第2旋转体(12、12')的外径。

上述结构中，构成为使得第1旋转体(例如带轮、圆盘)的外径小于第2旋转体的外径，因此能够使第1旋转体和第2旋转体的变速比范围(旋转体变速比范围)缩小，使第1旋转体和第2旋转体在动力传递介质(例如V带、动力辊)的传递效率高且负载小的区域动作。由此，能够以不使旋转体的重量増加的方式确保动力传递介质的传递效率高且负载(例如带负载、动力辊负载)小的状态。

本发明的无级变速器的第2特征在于，所述无级变速器具有：第1变速路径，其将来自所述驱动源的旋转动力经由第1离合器(3”)向所述第1输出轴(14、14')传递，经由所述第1旋转体(11、11')、所述第2旋转体(12、12')以及所述第2输出轴(15、15’)向所述差动装置(D/G)传递；以及

第2变速路径，其将来自所述驱动源的旋转动力经由第2离合器(3')向所述第2输出轴(15、15')传递，并经由所述第2旋转体(12、12’)、所述第1旋转体(11、11')以及所述第1输出轴(14、14')向差动装置(D/G)传递。

在上述结构中，由于具有第1旋转体为驱动旋转体的上述第1变速路径和第2旋转体为驱动旋转体的上述第2变速路径，通过将上述旋转体设为上述异径，即使在上述旋转体的变速比范围进一步缩小的情况下，无级变速器整体的整体变速比范围(总变速比范围)也能够进一步扩大。而且，在整体变速比范围相对于所需(目标)的变速比范围存在富余的情况下，缩短旋转体的轴间距，进一步缩小上述旋转体变速比范围(缩小化)，也能够使第1及第2旋转体在动力传递介质的传递效率更高且负载更小的区域动作。

本发明的无级变速器的第3特征在于，所述第1变速路径的最大变速比大于所述第2变速路径的最大变速比。

在上述结构中，先使用外径小的第1旋转体为驱动旋转体的第1变速路径，接着使用外径大的第2旋转体为驱动旋转体的第2变速路径，因此能够设为适当的整体变速比范围(总变速比范围)。

本发明的无级变速器的第4特征在于，在所述第1旋转体(11、11')和所述第2旋转体(12、12')所实现的变速比成为规定的值时，所述第1变速路径和所述第2变速路径成为同一变速比。

上述结构中，在上述第1变速路径和上述第2变速路径的变速比成为同一变速比时，通过切换上述第1旋转体和第2旋转体的驱动/从动关系，能够使差动旋转为零，适当地从第1变速路径向第2变速路径或从第2变速路径向第1变速路径切换。

发明的效果

根据本发明的无级变速器，构成为第1旋转体(例如驱动带轮、输入圆盘)的外径小于第2旋转体(例如从动带轮、输出圆盘)的外径，因此能够使第1旋转体和第2旋转体的变速比范围缩小。其结果是，能够使第1旋转体和第2旋转体在动力传递介质(例如V带、动力辊)的传递效率高且负载小的区域动作。而且，在本发明的无级变速器中，构成为切换各旋转体的动力的输入输出关系(驱动/从动关系)，因此通过将旋转体设为上述异径，即使在单个旋转体的变速比范围缩小的情况下，变速器整体的整体变速比范围(总变速比范围)与旋转体単体的变速比范围相比也増大。由此，在以往的无级变速器中，关于处于折中的关系的变速比范围与动力传递介质的传递效率/负载或变速器的重量，根据本发明的无级变速器，能够以不使变速器的重量増加的方式确保动力传递介质的传递效率高且负载小的状态，并适当地确保将来所需的期望的整体变速比范围(总变速比范围)。而且，在整体变速比范围相对于所需(目标)的变速比范围存在富余的情况下，缩小旋转体的轴间距，进一步缩小单个旋转体的变速比范围(缩小化)，也能够使第1及第2旋转体在动力传递介质的传递效率更高且负载更小的区域动作。因此，在将本发明的无级变速器应用于车辆的情况下，车辆的燃油消耗率得到改善，并且V带等动力传递介质的寿命提高，进而实现了变速器整体的轻量化。

附图说明

图1是示出本发明的无级变速器的框架说明图。

图2是示出本发明的第1带轮及第2带轮的说明图。

图3是示出本发明的无级变速器的带外径为φB[mm]时的带轮轴间距、整体变速比范围(总变速比范围)以及异径比的关系的曲线图。

图4是示出本发明的无级变速器的带轮轴间距为A-2d[mm]以及带外径为φB[mm]时的异径比与整体变速比的关系的曲线图。

图5是示出本发明的实施例1的无级变速器的框架说明图。

图6是示出上述实施例1的无级变速器的低速模式(低模式)下的动力传递路径(扭矩流)的说明图。

图7是示出上述实施例1的无级变速器的第1转移模式下的动力传递路径(扭矩流)的说明图。

图8是示出上述实施例1的无级变速器的第2转移模式下的动力传递路径(扭矩流)的说明图。

图9是示出上述实施例1的无级变速器的高速模式(高模式)下的动力传递路径(扭矩流)的说明图。

图10是示出本发明的实施例2的无级变速器的框架说明图。

图11是示出本发明的实施例3的无级变速器的框架说明图。

图12是示出本发明的无级变速器的发动机转速与速度的关系的曲线图。

图13是示出本发明的实施例4的无级变速器的框架说明图。

图14是示出本发明的实施例5的无级变速器的框架说明图。

图15是示出本发明的带轮比与带传递效率以及环损坏的关系的曲线图。

具体实施方式

以下，通过图示的实施方式更加详细地说明本发明。

图1是示出本发明的无级变速器100的框架说明图。另外，为了便于说明，一并图示变矩器T/C及差动装置D/G。

后面参照图2至图4记述该无级变速器100的详情。通过使第1带轮11的外径小于第2带轮12的外径，使得单个带轮的变速比范围进一步缩小，第1带轮11及第2带轮12在带的传递效率高且环损坏(带负载)小的区域内动作。另外，后面参照图5至图11记述详情，构成为：切换与带轮的动力传递相关的输入/输出关系(驱动/从动关系)，使得变速器整体的整体变速比范围(总变速比范围)成为比单个带轮的变速比范围宽的变速比范围。因此，通过将带轮设为上述异径，即使在单个带轮的变速比范围进一步缩小的情况下，也能够适当地确保将来所需的期望的整体变速比范围。而且，在整体变速比范围相对于所需(目标)的变速比范围存在富余的情况下，缩小带轮轴间距，进一步缩小单个带轮的变速比范围(缩小化)，也能够使第1带轮11及第2带轮12在带传递效率更高且环损坏(带负载)更小的区域动作。

因此，本无级变速器100的结构构成为具有：接受从变矩器T/C传递的旋转动力的第1输入轴1；经由离合器3与第1输入轴1串联联结的第2输入轴2；联结/不联结第1输入轴1与第2输入轴2的离合器3；固定在第2输入轴2上的太阳齿轮4；与太阳齿轮4和齿圈6这两者啮合的行星齿轮5；与被一体化于离合器3的离合器鼓3a上的行星齿轮5啮合的齿圈6；抑制行星齿轮5绕太阳齿轮4(第2输入轴2)公转的倒车制动器7；使对第2输入轴2进行传动的动力减速并向第1带轮11传递的低速模式(低模式、LO模式)用减速齿轮组(以下称作“第1传递齿轮组”。)8；使对第2输入轴2进行传动的动力増速并向第2带轮12传递的高速模式(高模式、HI模式)用增速齿轮组(以下称作“第2传递齿轮组”。)9；选择性地使第1传递齿轮组8或者第2传递齿轮组9与第2输入轴2一体化的低速/高速模式切换用同步机构(以下称作“第1同步机构”。)10；分别使V带13的卷绕直径变化而对动力进行变速的第1带轮11和第2带轮12；从第1带轮11向第2带轮12或从第2带轮12向第1带轮11传递动力的V带13；作为第1带轮11的旋转轴的第1输出轴14；作为第2带轮12的旋转轴的第2输出轴15；作为低速模式时的最终减速齿轮的低最终齿轮16；使低最终齿轮16与第2输出轴15一体化的低最终齿轮用同步机构(以下称作“第2同步机构”。)17；作为高速模式时的最终减速齿轮的高最终齿轮18；以及使高最终齿轮18与第1输出轴14一体化的高最终齿轮用同步机构(以下称作“第3同步机构”。)19。另外，此处所谓“低速模式”是指，以第1带轮11作为驱动带轮且以第2带轮12作为从动带轮而使带轮比变化规定的范围的变速模式，反之，“高速模式”是指，以第1带轮11作为从动带轮且以第2带轮12作为驱动带轮而使带轮比变化规定的范围的变速模式。以下对各结构进一步进行说明。

离合器3例如是湿式多板离合器，具有固定在第1输入轴1的离合器鼓3a、固定在第2输入轴2的离合器毂3b、以及设在它们之间的活塞3c。在离合器鼓3a的内周面上分别立设有多个第1板3d，并且在离合器毂3b的外周面上分别立设有嵌入第1板间的多个第2板3e，第1板3d与第2板3e交替地相对配置。并且，若经由形成在第1输入轴1的内部的油路(未图示)向活塞3c供给油压，则活塞3c向左方移位，将第1板3d向第2板3e按压，第1板3d与第2板3e通过活塞3c被接合，第1输入轴1与第2输入轴2被连接(联结)起来。另一方面，油压经由油路排出时，解除活塞3c的按压，第1板3d与第2板3e被释放，从而第1输入轴1与第2输入轴2被切断(非联结状态)。

太阳齿轮4、行星齿轮5以及齿圈6构成行星齿轮机构。如后所述，在离合器3被接合的状态下，倒车制动器7被接合时，第1输入轴1的旋转动力逆旋转地向第2输入轴2传递，并沿着第1输出轴14→第1带轮11→V带13→第2带轮12→第2输出轴15→第2同步机构17→低最终齿轮16→差动装置D/G的动力传递路径输出。由此能够实现后退模式。

倒车制动器7与离合器3同样是湿式多板离合器，其涉及接合/释放的机构与离合器3相同。另外离合器鼓固定在壳体(未图示)的一部分上，并且离合器毂能够与行星齿轮5成一体并旋转。

第1传递齿轮组8是齿轮比i_red大于1的减速齿轮，而第2传递齿轮组9是齿轮比i_ind小于1的増速齿轮。而且，将低最终齿轮16与差动装置D/G(最终从动齿轮)的齿轮比设为i_loF、高最终齿轮18与差动装置D/G(最终从动齿轮)的齿轮比设为i_hiF、带轮比的最小值设为i_min时，在上述齿轮比i_red、i_ind、i_loF、i_hiF、i_min之间，以下的关系式成立。

式1：i_red×i_min＝i_ind

式2：i_loF×i_min＝i_hiF

即，在变速模式从低速模式切换为高速模式的紧前/紧后，上述各齿轮比被选定为满足上述式1及式2的值，使得第2带轮12及差动装置D/G中的差动旋转分别为零。

第1、第2以及第3同步机构10、17、19分别固定在第2输入轴2、第1输出轴14、第2输出轴15上，由以下部分构成：以能够滑动的方式将后述的同步接合套10a、17a、19a支承于外侧端部的同步毂10b、17b、19b；配置在同步毂10b、17b、19b的内周面、与输入齿轮或输出齿轮的圆锥面抵接而吸收旋转轴与齿轮之间的差动旋转的锁环(未图示)；配置在后述的同步接合套10a、17a、19a与锁环之间、使同步接合套的载荷缓冲而均匀地传递至锁环的环形弹簧(未图示)；以及与设在输入齿轮或输出齿轮侧的牙嵌齿(未图示)和设在锁环的外侧端部的牙嵌齿(未图示)啮合的同步接合套10a、17a、19a。因此，利用换挡拨叉(未图示)使得同步接合套10a、17a、19a向左方或右方移动，同步接合套10a、17a、19a的花键齿串联贯通齿轮侧的牙嵌齿间以及锁环侧的牙嵌齿间，由此第1传递齿轮组8及第2传递齿轮组9或低最终齿轮16及高最终齿轮18分别与第2输入轴2、第1输出轴14或第2输出轴15一体化。

第1带轮11由第1固定带轮11a和第1可动带轮11b构成，第1固定带轮11a固定于第1输出轴14，不能相对于第1输出轴14沿轴向滑动(相对移位)。与此相对，第1可动带轮11b中设有缸室11c，能够与向该缸室11c供给的油的油压(侧压)相应地相对于第1输出轴14c沿轴向滑动。因此，通过改变向该缸室11c供给的油的油压(侧压)，能够改变第1固定带轮11a与第1可动带轮11b的带轮宽度(槽宽)。另外，第2带轮12也为与第1带轮11同样的结构。

另外，后面参照图2记述详情，第1带轮11及第2带轮12构成第1带轮11的外径φODia1小于第2带轮12的外径φODia2的所谓异径带轮。

另外，V带13由多个元件(未图示)和嵌入其两侧的2个环(未图示)构成，形成于元件的V字面被环向各带轮面按压，利用该V字面与带轮面的摩擦力，将来自发动机的旋转动力从第1带轮11向第2带轮12、或从第2带轮12向第1带轮11分别传递。因此，通过分别使第1带轮11和第2带轮12的两侧压増减来使各带轮宽度变化，通过使V带13相对于两带轮的卷绕半径变化，能够将传递来的驱动力以与卷绕半径之比对应的变速比从第1带轮11向第2带轮12、或从第2带轮12向第1带轮11分别传递。

图2是示出本发明的第1带轮11及第2带轮12的说明图。

如图2的(a)所示，第1带轮11的外径φODia1小于第2带轮12的外径φODia2。通过将带轮设为上述异径，第1带轮11上的V带13的动作范围与同径相比，进一步缩小，由此第1带轮11及第2带轮12所实现的变速比范围(带轮比范围)与同径相比进一步缩小。通过缩小带轮比范围，由此如图15所示，能够使第1带轮11及第2带轮12在带传递效率高且环损坏(带负载)小的区域动作。

而且，如图2的(b)所示，在使带轮轴间距缩小(A→A')，则V带13的外径固定(即V带13的周长固定)的情况下，各带轮上的V带13的卷绕直径与图2的(a)相比，进一步扩大(r1→r1+Δr1、r2→r2+Δr2)，因此第1带轮11上的V带13的动作范围与带轮轴间距A'相比缩小，带轮比范围进一步缩小。但是，如上所述，本无级变速器100中构成为切换带轮的驱动/从动关系，因此能够确保变速器整体的变速比范围相比于单个带轮的带轮比范围极宽。另外，后面在图3中对能够何种程度地缩小带轮轴间距进行记述，后面在图4中对应将带轮设为何种程度的异径进行记述。

图3是示出本发明的无级变速器的带外径为φB[mm]时的带轮轴间距、整体变速比范围(总变速比范围)以及异径比的关系的曲线图。另外，所谓异径比是由第2带轮12的外径φODia2/第1带轮11的外径φODia1定义的值，所谓整体变速比范围是在第1带轮11与第2带轮12的变速比(带轮比)上乘以与上述第1传递齿轮组8或者第2传递齿轮组9和低最终齿轮16/高最终齿轮18相关的最终减速比等齿轮比i_red、i_ind、i_hiF、i_loF而得的变速器整体的变速比。此外，“R”是本发明的作为目标的整体变速比范围。此外，带轮轴间距：A[mm]和带外径φB[mm]是在量产车时使用的实际成绩值。

如图3的(a)所示，异径比＝1时，整体变速比范围取最大值(峰值)Rmax，随着异径比变得大于1，或小于1，整体变速比范围减小。因此，通过选择异径比＝1附近的值，能够确保整体变速比范围大。但是，异径比＝1附近的整体变速比范围相对于作为目标的整体变速比范围R充分具有富余(性能过剩)。因此，在本发明的无级变速器中使带轮轴间距A[mm]进一步缩小，其结果是，单个带轮的带轮比范围进一步缩小，能够使第1带轮11及第2带轮12在V带13的带传递效率高且环损坏(带负载)小的区域动作。

如图3的(b)所示，使带轮轴间距从A[mm]进一步缩小d[mm]的情况下，异径比＝1的两侧出现两个峰值Rmax，并且整体变速比范围的峰值Rmax与图3(a)相比下降。但是，作为目标的整体变速比范围R与峰值Rmax之差为ΔR2(<ΔR1)，异径比＝1附近的整体变速比范围相对于作为目标的整体变速比范围R仍充分具有富余。因此，在本发明的无级变速器中，进一步缩小带轮轴间距A-d[mm]，能够使第1带轮11及第2带轮12在V带13的带传递效率高且环损坏(带负载)小的区域动作。

如图3的(c)所示，使带轮轴间距从A-d[mm]进一步缩小d[mm]的情况下，与图3的(b)同样地，异径比＝1的两侧出现两个峰值Rmax，但整体变速比范围的峰值Rmax比图3的(b)更降低，相当接近于作为目标的变速比范围R。这样，在本发明的无级变速器中，带外径为φB[mm]时，能够使带轮轴间距从A[mm]进一步缩短2d[mm]。而且本发明的异径比从满足作为目标的整体变速比范围R的异径比范围Δr_OD之中选定。后面参照图4来记述选定该异径比范围Δr_OD的哪个值。

图4是示出本发明的无级变速器的带轮轴间距为A-2d[mm]及带外径为φB[mm]时的异径比与整体变速比的关系的曲线图。另外，图中的○、●、△、▲的各记号分别表示各异径比的低速模式(LO模式)所涉及的带轮比范围的LOW端、同OD端、高速模式(HI模式)所涉及的带轮比范围的LOW端、同OD端。而且，图中的向右下降的斜线部分表示低速模式下的带轮比的动作范围，向右上升的斜线部分表示高速模式下的带轮比的动作范围。因此，各异径比的从左端(○记号)至右端(▲记号)的水平方向的长度表示本发明的无级变速器的整体变速比范围(总变速比范围)。

如图4所示，例如异径比＝r_ODa时的总变速比范围是其LOW端为Ra_LOW(>R_LOW)，而其OD端为Ra_OD(<R_OD)，超过所需的总变速比范围R。同样地，异径比＝r_ODb时的总变速比范围是其LOW端为Rb_LOW(<R_LOW)，而其OD端为Rb_OD(>R_OD)，比所需的总变速比范围R小。若这样逐次验证各异径比的总变速比范围的LOW端和OD端，则异径比＝r_OD*的总变速比范围满足所需的总变速比范围R。另外，即使在满足总变速比范围R的情况下，当进行高速模式和低速模式的模式切换时，发生差动旋转，由此可能发生接合冲击等。具体而言，例如如图4的异径比r_Oda那样，在低速模式的OD端与高速模式的LOW端之间存在空白区间(无值的区间)的情况意味着存在差动旋转。因此，对于选定的异径比，要求无差动旋转，即低速模式的OD端与高速模式的LOW端必须重合。另外，如果差动旋转少量，则通过将切换机构设为离合器等，能够使得变速时的差动旋转吸收能力和变速冲击减少，不会成为特别的问题。而且，在存在多个满足总变速比范围R和上述差动旋转条件的异径比的情况下，根据图15选定具有带轮上的带效率最高且环损坏最小的带轮比范围的异径比作为期望的异径比。从以上内容确定本发明的带轮比范围例如为r_OD*。以下对具有上述第1带轮11及第2带轮12的本发明的无级变速器100的具体实施例进行说明。

【实施例1】

图5是示出本发明的实施例1的无级变速器200的框架说明图。

该无级变速器200是对上述无级变速器100主要变更了以下几点而得的。

(1)关于输入轴的机构，上述无级变速器100中构成串联同轴结构，但本无级变速器200中构成并联同轴结构。

(2)低速模式/高速模式的切换在上述无级变速器100中是通过第1同步机构10进行，但在本无级变速器200中是通过高速模式用离合器(HI离合器)3'及低速模式用离合器(LO离合器)3”进行。

(3)对第1传递齿轮组8的轴的接合在上述无级变速器100中通过第1同步机构10进行，但在本无级变速器200中通过LO离合器3”进行。

(4)第2传递齿轮组9的配置从第2输入轴2变更为第2输出轴15，对第2传递齿轮组9的第2输出轴15的接合是通过前进/后退同步机构(D/R同步机构)10'进行。

(5)倒车模式在上述无级变速器100中是通过行星齿轮机构及倒车制动器7进行，但在本无级变速器200中是通过倒车驱动齿轮20、倒车空转齿轮21以及倒车从动齿轮22进行。另外，倒车驱动齿轮20的选择是由(D/R同步机构)10'进行。

(6)新设有第3输出轴24，与第2传递齿轮组9啮合的第2减速齿轮23以及使第2减速齿轮23与第3输出轴24一体化的低速模式用同步机构(低最终齿轮用同步机构或者LO同步机构)25设在该第3输出轴24上。

图6是示出本发明的无级变速器200的低速模式(低模式)下的动力传递路径(扭矩流)的说明图。另外，在图中以及以下的说明中，低最终齿轮用同步机构25及高最终齿轮用同步机构19简略记载为LO同步机构25及HI同步机构19。

首先，释放HI离合器3'并接合LO离合器3”，使D/R同步机构10'与前进侧(第2传递齿轮组9)接合，进而将HI同步机构19设为非接合状态并将LO同步机构25设为接合状态，在第1带轮11及第2带轮12上分别使卷绕直径连续地变化，由此，从变矩器T/C输入的动力沿着第1输入轴1'→LO离合器3”→第1传递齿轮组8→第1输出轴14→第1带轮11→V带23→第2带轮12→第2输出轴15→D/R同步机构10'→第2传递齿轮组9→第2减速齿轮23→LO同步机构25→第3输出轴24→低最终齿轮16→差动装置D/G的传递路径向车轮传递。

关于本无级变速器200的低速模式的整体变速比，将带轮比设为i_pul时，由于成为i_red×i_pul×1/i_ind×i_sec×i_loF，因此与上述无级变速器100相比，能够设为i_sec/i_ind的高齿轮设定。

图7是示出本发明的无级变速器200的第1转移模式下的动力传递路径(扭矩流)的说明图。另外，此处所谓“转移模式”是指从低速模式向高速模式转移的模式，为了向高速模式转移，则必须执行本第1转移模式和图8的第2转移模式这两种转移模式。

带轮比i_pul＝最小值i_minl(OD端)时，作为第1转移模式，使HI同步机构19与高最终齿轮18接合。其结果是，第1输出轴14与高最终齿轮18一体化，从变矩器T/C输入的动力在第1带轮11上被分成两部分而成为经由带轮的动力流和不经由带轮的动力流。即，经由带轮的动力流是沿着第1带轮11→V带23→第2带轮12→第2输出轴15→D/R同步机构10'→第2传递齿轮组9→第2减速齿轮23→LO同步机构25→第3输出轴24→低最终齿轮16→差动装置D/G的传递路径传递至差动装置D/G的动力流。另一方面，不经由带轮的动力流是沿着第1输出轴14→HI同步机构19→高最终齿轮18→差动装置D/G的传递路径传递至差动装置D/G的动力流。因此，HI同步机构19与高最终齿轮18接合时，上述两支动力流在差动装置D/G中合流。此时，在差动装置D/G的最终从动齿轮中为了使差动旋转为零，对于上述各齿轮比，以使得下面的式3所示的关系成立的方式选定各齿轮比。

式3：i_min×1/i_ind×i_sec×i_loF＝i_hiF

另外，左边表示与经由带轮的动力流相关的变速比，右边表示与不经由带轮的动力流相关的变速比。

图8是示出本发明的无级变速器200的第2转移模式下的动力传递路径(扭矩流)的说明图。

接着上述第1转移模式，切换离合器，作为第2转移模式。即，使HI离合器3'从释放状态设为接合状态，并使LO离合器3”从接合状态设为释放状态。其结果是，第2带轮12从从动带轮向驱动带轮切换，第1带轮11从驱动带轮向从动带轮切换。因此，从变矩器T/C输入的动力在第2输入轴2'上被分为两部分而成为经由带轮的动力流和不经由带轮的动力流。即，经由带轮的动力流是沿着第2传递齿轮组9→D/R同步机构→第2输出轴15→第2带轮12→V带23→第1带轮11→第1输出轴14→HI同步机构19→高最终齿轮18→差动装置D/G的传递路径传递至差动装置D/G的动力流。另一方面，不经由带轮的动力流是沿着第2减速齿轮23→LO同步机构25→第3输出轴24→低最终齿轮16→差动装置D/G的传递路径传递至差动装置D/G的动力流。因此，切换离合器时，在第2带轮12上为了使差动旋转为零，对于各齿轮比，以使得下面的式4所示的关系成立的方式选定各齿轮比。

式4：i_red×i_min＝i_ind

另外，左边表示离合器切换前的变速比，右边表示离合器切换后的变速比。

如图7及图8所示，在本发明的无级变速器200中，为了从低速模式向高速模式转移，首先使HI同步机构19与高最终齿轮18接合，接着将HI离合器3'从释放状态设为接合状态，并将LO离合器3”从接合状态设为释放状态，由此能够使得平稳地从低速模式向高速模式转移。

图9是示出本发明的无级变速器200的高速模式(高模式)下的动力传递路径(扭矩流)的说明图。

通过使LO同步机构25相对于第2减速齿轮23为非接合状态，从第2转移模式向高速模式转移。因此，在第2带轮12及第1带轮11上通过分别使带卷绕直径连续地变化，从变矩器T/C输入的动力沿着第1输入轴1'→HI离合器3'→第2输入轴2'→第2传递齿轮组9→D/R同步机构10'→第2输出轴15→第2带轮12→V带23→第1带轮11→第1输出轴14→HI同步机构19→高最终齿轮18→差动装置D/G的传递路径向车轮传递。

另外，反之，为了从高速模式向低速模式转移，执行上述相反的步骤即可。即，首先使LO同步机构25与第2减速齿轮23接合，接着将HI离合器3'从接合状态设为释放状态，并将LO离合器3”从释放状态设为接合状态，并且使HI同步19相对于高最终齿轮18为非接合状态，由此能够平稳地从高速模式向低速模式转移。

【实施例2】

图10是示出本发明的实施例2的无级变速器300的框架说明图。

该无级变速器300是对上述无级变速器200主要变更了以下几点而得的。

(1)在上述无级变速器200中按每种模式分别设有最终齿轮(低最终齿轮16及高最终齿轮18)，与此相对地，本无级变速器300中无论模式如何均设有单一的最终齿轮(最终齿轮26)。另外，最终齿轮26以相对旋转自如的方式设在第1输出轴14上，利用第3同步机构19与第1输出轴14一体化。

(2)在上述无级变速器200中，第2传递齿轮组9的一个齿轮以相对旋转自如的方式设在第2输出轴15上，与此相对地，本无级变速器300中，第2传递齿轮组9的一个齿轮固定在第2输出轴15上。

(3)在上述无级变速器200中，设有与低速模式相关的LO同步机构25，但在本无级变速器300中，与低速模式相关的第5同步机构27设在第2输入轴2'上。

(4)在上述无级变速器200中，第3传递齿轮组由第2传递齿轮组9的其他齿轮和第2减速齿轮23构成，与此相对地，本无级变速器300中，第3传递齿轮组由倒车从动齿轮22和第2减速齿轮23构成。

另外，本无级变速器300的第5同步机构27与上述无级变速器200的LO同步机构25对应，因此本无级变速器300的各模式(低速模式、第1转移模式、第2转移模式、高速模式)下的离合器及同步机构的动作与上述无级变速器200几乎相同。此外，对低速模式的动力传递路径(扭矩流)简单地进行说明，沿着变矩器T/C→第1输入轴1'→LO离合器3”→第1传递齿轮组8→第1输出轴14→第1带轮11→V带23→第2带轮12→第2输出轴15→第2传递齿轮组9→第2输入轴2'→第5同步机构27→倒车从动齿轮22→第2减速齿轮23→最终齿轮26→差动装置D/G的传递路径向车轮传递。

另一方面，对高速模式的动力传递路径(扭矩流)简单地进行说明，沿着变矩器T/C→第1输入轴1'→HI离合器3'→第2传递齿轮组9→第2输出轴15→第2带轮12→V带23→第1带轮11→第1输出轴14→第3同步机构19→最终齿轮26→差动装置D/G的传递路径向车轮传递。

【实施例3】

图11是示出本发明的实施例3的无级变速器400的框架说明图。

该无级变速器400是在上述无级变速器300中使第1带轮11及第2带轮12向变矩器T/C的相反侧的轴向移动、使LO离合器3”及第1传递齿轮组8移动至带轮与第2传递齿轮组9的空间，并且将平齿轮形式的最终齿轮26变更为锥齿轮形式的最终齿轮28后而得的。因此，该无级变速器400是与纵置的发动机组合的所谓纵置无级变速器。

而且，通过副变速器效果，能够减小带轮直径，在带轮输入前具有一次啮合，由此能够将带轮位置向上侧分配，从而能够抑制作为纵置无级变速器的课题的底板通道宽度的扩大。

图12是示出本发明的无级变速器的发动机转速与速度的关系的曲线图。另外，作为比较例，也图示以往的无级变速器的低速变速比(LOW)端、高速变速比(OD)端以及带轮比＝1.0的上述关系。而且，为了便于说明，本发明的带轮比＝1.0时的关系仅图示高速(HI)模式。

根据该曲线图可以明确，由于本发明的无级变速器构成为切换带轮中的动力的输入输出关系，因此具有低速(LO)模式及高速(HI)模式这两种动作模式，与动力的输入输出关系固定的以往的无级变速器相比，具有宽的变速比范围。具体地，低速度区域被进一步低速齿轮化，起动时确保必需的驱动扭矩，并且高速度区域被进一步高速齿轮化，在低燃耗巡行中确保必需的驱动扭矩。

而且，本发明的LO模式或HI模式下的LOW端和OD端与以往的LOW端和OD端相比，位于接近带轮比＝1.0的位置，因此本发明的无级变速器与以往的无级变速器相比，带传递效率高且环损坏(带负载)小。

如上所述，根据本发明的上述无级变速器100、200、300、400，构成为第1带轮11的外径小于第2带轮12的外径，因此能够使得第1带轮11及第2带轮12的带轮比范围缩小。其结果是，能够使第1带轮11及第2带轮12在V带13的传递效率高且环损坏(带负载)小的区域动作。而且，本发明的无级变速器100、200、300、400中，构成为切换各带轮的动力的输入输出关系(驱动/从动关系)，因此通过将带轮设为上述异径，即使在带轮比范围缩小的情况下，变速器整体的整体变速比范围(总变速比范围)与单个带轮的带轮比范围相比也増大。由此，在以往的无级变速器中，关于处于折中的关系的变速比范围与带传递效率/带负载或变速器的重量，根据本发明的无级变速器100、200、300、400，能够不使变速器的重量増加而确保带传递效率高且环损坏(带负载)小的状态，并适当地确保将来所需的期望的整体变速比范围(总变速比范围)。而且，在总变速比范围相对于所需(目标)的变速比范围存在富余的情况下，缩小带轮轴间，进一步缩小单个带轮的变速比范围(缩小化)，也能够使第1带轮11及第2带轮12在带传递效率更高且带负载更小的区域动作。因此，将本发明的无级变速器100、200、300、400应用于车辆的情况下，车辆的燃油消耗率得到改善并且带的寿命提高，进而实现了变速器整体的轻量化。

另外，本发明的实施例不仅限于上述实施例，能够在不脱离本发明的技术特征的主旨的范围内施加各种变更、改良等。例如，如后所述，作为无级变速器，能够采用环型无级变速器来代替带式无级变速器。

【实施例4】

图13是示出本发明的实施例4的无级变速器500的框架说明图。

该无级变速器500具有环型的无级变速器(第1圆盘11'及第2圆盘12')。因此，本无级变速器500中，圆盘间的动力传递由动力辊13'进行。而且，环型无级变速器中，第1圆盘11'与第2圆盘12'的圆盘组共同地使用两组第2圆盘12'。而且，与上述无级变速器100、200、300、400同样地，构成为第1圆盘11'及第2圆盘12'的圆盘外径形成上述异径，使得环型无级变速器的变速比范围缩小。

因此，本无级变速器500的结构构成为具有：接受从变矩器T/C传递的旋转动力的第1输入轴1'；与第1输入轴1'形成并联同轴结构并分别固定有第2传递齿轮组9'及第3传递齿轮组17'的一个齿轮的第2输入轴2'；对第1输入轴1'与第2输入轴2'进行接合的HI离合器3'；与第1输入轴1'形成并联同轴结构并分别固定有第4传递齿轮组18'的一个齿轮的第3输入轴2”；对第1输入轴1'与第3输入轴2”进行接合的LO离合器3”；对动力进行减速并向第1圆盘11'传递的第1传递齿轮组8'；对动力进行増速并向第2圆盘12'传递的第2传递齿轮组9'；构成环型无级变速器的两个第1圆盘11'、第2圆盘12'和四个动力辊13'；固定有第1圆盘11'并以相对旋转自如的方式设有第2圆盘12'的第1输出轴14'；以相对旋转自如的方式分别设有第3传递齿轮组17'及第4传递齿轮组18'的一个齿轮的第2输出轴15'；使第3传递齿轮组17'及第4传递齿轮组18'与第2输出轴15'一体化的HI/LO切换同步机构16'；传递从第1圆盘11'或第2圆盘12’输出的动力的第3传递齿轮组17'和第4传递齿轮组18'；以及作为最终减速齿轮的最终齿轮19'。

对动力传递路径简单地进行说明，在低速模式下，LO离合器4’被接合并且HI离合器3'被释放，进而HI/LO切换同步机构向左方移动，从而与第3传递齿轮组17'接合。其结果是，从变矩器T/C输入的动力沿着第1输入轴1'→LO离合器3”→第3输入轴2”→第1传递齿轮组8'→第1输出轴14'→第1圆盘11'→动力辊13'→第2圆盘12'→第2传递齿轮组9'→第2输入轴2'→第3传递齿轮组17'→HI/LO切换同步机构16'→第2输出轴15'→最终齿轮19'→差动装置D/G的传递路径传递。

另一方面，在高速模式下，LO离合器4’被释放并且HI离合器3'被接合，进而HI/LO切换同步机构向右方移动，从而与第4传递齿轮组18'接合。其结果是，从变矩器T/C输入的动力沿着第1输入轴1'→HI离合器3'→第2输入轴2'→第2传递齿轮组9'→第2圆盘12'→动力辊13'→第1圆盘11'→第1输出轴14'→第1传递齿轮组8'→第4传递齿轮组18'→HI/LO切换同步机构16'→第2输出轴15'→最终齿轮19'→差动装置D/G的传递路径传递。

【实施例5】

图14是示出本发明的实施例5的无级变速器600的框架说明图。

该无级变速器600是对上述无级变速器500新增由太阳齿轮4'、行星齿轮5'及齿圈6'构成的行星齿轮机构和抑制行星齿轮5'绕第1输入轴1'公转的倒车制动器7'而得的。因此，释放HI离合器3'并接合LO离合器3”，接合倒车制动器7’，进而使HI/LO切换同步机构16'向左方移动，从而使其与第3传递齿轮组17'接合，由此能够实现后退模式。