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(19)【発行国】日本国特許庁(JP)
(12)【公報種別】特許公報(B2)
(11)【特許番号】6014968
(24)【登録日】2016年10月7日
(45)【発行日】2016年10月26日
(54)【発明の名称】無段変速機
(51)【国際特許分類】
F16H 37/02 20060101AFI20161013BHJP
【ＦＩ】
F16H37/02 P
F16H37/02 R
【請求項の数】10
【全頁数】22
(21)【出願番号】特願2015-519871(P2015-519871)
(86)(22)【出願日】2014年5月27日
(86)【国際出願番号】JP2014063989
(87)【国際公開番号】WO2014192752
(87)【国際公開日】20141204
【審査請求日】2015年6月3日
(31)【優先権主張番号】特願2013-112030(P2013-112030)
(32)【優先日】2013年5月28日
(33)【優先権主張国】JP
(73)【特許権者】
【識別番号】000005326
【氏名又は名称】本田技研工業株式会社
(74)【代理人】
【識別番号】100071870
【弁理士】
【氏名又は名称】落合 健
(74)【代理人】
【識別番号】100097618
【弁理士】
【氏名又は名称】仁木 一明
(74)【代理人】
【識別番号】100152227
【弁理士】
【氏名又は名称】▲ぬで▼島 愼二
(72)【発明者】
【氏名】内野 智司
(72)【発明者】
【氏名】藤川 敦司
【審査官】
藤村 聖子
(56)【参考文献】
【文献】
独国特許出願公開第０４２３４６２９（ＤＥ，Ａ１）
【文献】
独国特許出願公開第１９６３１０７２（ＤＥ，Ａ１）
【文献】
特開２０００−３２０６３０（ＪＰ，Ａ）
【文献】
特開２００８−２０８８５４（ＪＰ，Ａ）
【文献】
特開昭６０−１１３８５０（ＪＰ，Ａ）
【文献】
特表２００９−５０３３７９（ＪＰ，Ａ）
【文献】
独国特許出願公開第０４２０７０９３（ＤＥ，Ａ１）
【文献】
特開２０１０−２６１５４４（ＪＰ，Ａ）
【文献】
特開２０１１−１２２６８４（ＪＰ，Ａ）
【文献】
欧州特許出願公開第１３４７２０９（ＥＰ，Ａ２）
(58)【調査した分野】（Int.Cl.，ＤＢ名）
Ｆ１６Ｈ ３７／０２
(57)【特許請求の範囲】
【請求項1】
駆動源（Ｅ）からの駆動力が入力される入力軸（１３）と、第１プーリ（２１）、第２プーリ（２２）および無端ベルト（２３）で構成されるベルト式無段変速機構（２０）と、前記ベルト式無段変速機構（２０）で変速された駆動力を出力する出力軸（１５）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第１プーリ（２１）に伝達する第１入力経路（ＩＰ１）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第１入力経路（ＩＰ１）側に切り換える第１入力切換機構（２４Ａ）と、前記第１入力経路（ＩＰ１）に配置されて前記第１プーリ（２１）への入力を減速する減速機構（２５，２６）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第２プーリ（２２）に伝達する第２入力経路（ＩＰ２）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第２入力経路（ＩＰ２）側に切り換える第２入力切換機構（２４Ｂ）と、前記第２入力経路（ＩＰ２）に配置されて前記第２プーリ（２２）への入力を増速する増速機構（２７，２８）と、前記第２プーリ（２２）からの駆動力を出力する第１出力経路（ＯＰ１）と、前記第１プーリ（２１）からの駆動力を出力する第２出力経路（ＯＰ２）と、前記第１出力経路（ＯＰ１）に配置されて前記第２プーリ（２２）からの駆動力を前記出力軸（１５）側に切り換える第１出力切換機構（３７）と、前記第２出力経路（ＯＰ２）に配置されて前記第１プーリ（２１）からの駆動力を前記出力軸（１５）側に切り換える第２出力切換機構（３８）とを備える無段変速機であって、
前記第１，第２入力切換機構（２４Ａ，２４Ｂ）は、前記ベルト式無段変速機構（２０）から見て前記駆動源（Ｅ）と同じ側に配置され、
前記入力軸（１３）は、前記第１入力切換機構（２４Ａ）からの駆動力を前記第１入力経路（ＩＰ１）に伝達する第１入力軸（１３Ａ）と、前記第２入力切換機構（２４Ｂ）からの駆動力を前記第２入力経路（ＩＰ２）に伝達する第２入力軸（１３Ｂ）とを備え、前記第２入力軸（１３Ｂ）は前記第１入力軸（１３Ａ）の外周に相対回転自在に配置されるとともに、ベアリング（１７）を介してミッションケース（Ｍ）に支持され、前記第１出力切換機構（３７）は前記第２入力軸（１３Ｂ）上に配置され、前記第２出力切換機構（３８）は前記第１プーリ（２１）の回転軸上に配置され、
前記第１プーリ（２１）は第１固定プーリ（２１Ａ）および第１可動プーリ（２１Ｂ）からなり、前記第２プーリ（２２）は第２固定プーリ（２２Ａ）および第２可動プーリ（２２Ｂ）からなり、前記第１固定プーリ（２１Ａ）および前記第２固定プーリ（２２Ａ）は相互に対角位置に配置され、前記第１可動プーリ（２１Ｂ）および前記第２可動プーリ（２２Ｂ）は相互に対角位置に配置され、前記第２固定プーリ（２２Ａ）の背面側には前記増速機構（２７，２８）を構成するギヤの一つが配置され、前記第１固定プーリ（２１Ａ）の背面側には前記第２出力切換機構（３８）および前記出力軸（１５）が配置され、前記第１出力切換機構（３７）と前記第２出力切換機構（３８）とは、軸方向で少なくとも一部が相互に重なる位置に配置されることを特徴とする無段変速機。
前記第１，第２入力切換機構（２４Ａ，２４Ｂ）は、前記ベルト式無段変速機構（２０）から見て前記駆動源（Ｅ）と同じ側に配置され、
前記入力軸（１３）は、前記第１入力切換機構（２４Ａ）からの駆動力を前記第１入力経路（ＩＰ１）に伝達する第１入力軸（１３Ａ）と、前記第２入力切換機構（２４Ｂ）からの駆動力を前記第２入力経路（ＩＰ２）に伝達する第２入力軸（１３Ｂ）とを備え、前記第２入力軸（１３Ｂ）は前記第１入力軸（１３Ａ）の外周に相対回転自在に配置されるとともに、ベアリング（１７）を介してミッションケース（Ｍ）に支持され、前記第１出力切換機構（３７）は前記第２入力軸（１３Ｂ）上に配置され、前記第２出力切換機構（３８）は前記第１プーリ（２１）の回転軸上に配置され、
前記第１プーリ（２１）は第１固定プーリ（２１Ａ）および第１可動プーリ（２１Ｂ）からなり、前記第２プーリ（２２）は第２固定プーリ（２２Ａ）および第２可動プーリ（２２Ｂ）からなり、前記第１固定プーリ（２１Ａ）および前記第２固定プーリ（２２Ａ）は相互に対角位置に配置され、前記第１可動プーリ（２１Ｂ）および前記第２可動プーリ（２２Ｂ）は相互に対角位置に配置され、前記第２固定プーリ（２２Ａ）の背面側には前記増速機構（２７，２８）を構成するギヤの一つが配置され、前記第１固定プーリ（２１Ａ）の背面側には前記第２出力切換機構（３８）および前記出力軸（１５）が配置され、前記第１出力切換機構（３７）と前記第２出力切換機構（３８）とは、軸方向で少なくとも一部が相互に重なる位置に配置されることを特徴とする無段変速機。
【請求項2】
駆動源（Ｅ）からの駆動力が入力される入力軸（１３）と、第１プーリ（２１）、第２プーリ（２２）および無端ベルト（２３）で構成されるベルト式無段変速機構（２０）と、前記ベルト式無段変速機構（２０）で変速された駆動力を出力する出力軸（１５）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第１プーリ（２１）に伝達する第１入力経路（ＩＰ１）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第１入力経路（ＩＰ１）側に切り換える第１入力切換機構（２４Ａ）と、前記第１入力経路（ＩＰ１）に配置されて前記第１プーリ（２１）への入力を減速する減速機構（２５，２６）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第２プーリ（２２）に伝達する第２入力経路（ＩＰ２）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第２入力経路（ＩＰ２）側に切り換える第２入力切換機構（２４Ｂ）と、前記第２入力経路（ＩＰ２）に配置されて前記第２プーリ（２２）への入力を増速する増速機構（２７，２８）と、前記第２プーリ（２２）からの駆動力を出力する第１出力経路（ＯＰ１）と、前記第１プーリ（２１）からの駆動力を出力する第２出力経路（ＯＰ２）と、前記第１出力経路（ＯＰ１）に配置されて前記第２プーリ（２２）からの駆動力を前記出力軸（１５）側に切り換える第１出力切換機構（３７）と、前記第２出力経路（ＯＰ２）に配置されて前記第１プーリ（２１）からの駆動力を前記出力軸（１５）側に切り換える第２出力切換機構（３８）とを備える無段変速機であって、
前記第１，第２入力切換機構（２４Ａ，２４Ｂ）は、前記ベルト式無段変速機構（２０）から見て前記駆動源（Ｅ）と反対側に配置され、
前記入力軸（１３）は、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第１，第２入力切換機構（２４Ａ，２４Ｂ）に伝達する第１入力軸（１３Ａ）と、前記第２入力切換機構（２４Ｂ）からの駆動力を前記第２入力経路（ＩＰ２）に伝達する第２入力軸（１３Ｂ）とを備え、前記第２入力軸（１３Ｂ）は前記第１入力軸（１３Ａ）の外周に相対回転自在に配置されるとともに、ベアリング（１７）を介してミッションケース（Ｍ）に支持され、前記第１出力切換機構（３７）は前記第２入力軸（１３Ｂ）上に配置され、前記第２出力切換機構（３８）は前記第１プーリ（２１）の回転軸上に配置されることを特徴とする無段変速機。
前記第１，第２入力切換機構（２４Ａ，２４Ｂ）は、前記ベルト式無段変速機構（２０）から見て前記駆動源（Ｅ）と反対側に配置され、
前記入力軸（１３）は、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第１，第２入力切換機構（２４Ａ，２４Ｂ）に伝達する第１入力軸（１３Ａ）と、前記第２入力切換機構（２４Ｂ）からの駆動力を前記第２入力経路（ＩＰ２）に伝達する第２入力軸（１３Ｂ）とを備え、前記第２入力軸（１３Ｂ）は前記第１入力軸（１３Ａ）の外周に相対回転自在に配置されるとともに、ベアリング（１７）を介してミッションケース（Ｍ）に支持され、前記第１出力切換機構（３７）は前記第２入力軸（１３Ｂ）上に配置され、前記第２出力切換機構（３８）は前記第１プーリ（２１）の回転軸上に配置されることを特徴とする無段変速機。
【請求項3】
前記第１プーリ（２１）は第１固定プーリ（２１Ａ）および第１可動プーリ（２１Ｂ）からなり、前記第２プーリ（２２）は第２固定プーリ（２２Ａ）および第２可動プーリ（２２Ｂ）からなり、前記第１固定プーリ（２１Ａ）および前記第２固定プーリ（２２Ａ）は相互に対角位置に配置され、前記第１可動プーリ（２１Ｂ）および前記第２可動プーリ（２２Ｂ）は相互に対角位置に配置され、前記第２可動プーリ（２２Ｂ）の背面側には前記増速機構（２７，２８）を構成するギヤの一つが配置され、前記第１固定プーリ（２１Ａ）の背面側には前記第２出力切換機構（３８）および前記出力軸（１５）が配置され、前記第１出力切換機構（３７）と前記第２出力切換機構（３８）とは、軸方向で少なくとも一部が相互に重なる位置に配置されることを特徴とする、請求項２に記載の無段変速機。
【請求項4】
前記第１出力切換機構（３７）および前記第２出力切換機構（３８）の少なくとも一方が摩擦クラッチで構成されることを特徴とする、請求項１〜請求項３の何れか１項に記載の無段変速機。
【請求項5】
前記第２出力切換機構（３８）が摩擦クラッチで構成されることを特徴とする、請求項４に記載の無段変速機。
【請求項6】
駆動源（Ｅ）からの駆動力が入力される入力軸（１３）と、第１プーリ（２１）、第２プーリ（２２）および無端ベルト（２３）で構成されるベルト式無段変速機構（２０）と、前記ベルト式無段変速機構（２０）で変速された駆動力を出力する出力軸（１５）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第１プーリ（２１）に伝達する第１入力経路（ＩＰ１）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第１入力経路（ＩＰ１）側に切り換える第１入力切換機構（２４Ａ）と、前記第１入力経路（ＩＰ１）に配置されて前記第１プーリ（２１）への入力を減速する減速機構（２５，２６）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第２プーリ（２２）に伝達する第２入力経路（ＩＰ２）と、前記駆動源（Ｅ）からの駆動力を前記第２入力経路（ＩＰ２）側に切り換える第２入力切換機構（２４Ｂ）と、前記第２入力経路（ＩＰ２）に配置されて前記第２プーリ（２２）への入力を増速する増速機構（２７，２８）と、前記第２プーリ（２２）からの駆動力を出力する第１出力経路（ＯＰ１）と、前記第１プーリ（２１）からの駆動力を出力する第２出力経路（ＯＰ２）と、前記第１出力経路（ＯＰ１）に配置されて前記第２プーリ（２２）からの駆動力を前記出力軸（１５）側に切り換える第１出力切換機構（３７）と、前記第２出力経路（ＯＰ２）に配置されて前記第１プーリ（２１）からの駆動力を前記出力軸（１５）側に切り換える第２出力切換機構（３８）とを備える無段変速機であって、
前記第１，第２入力切換機構（２４Ａ，２４Ｂ）は、前記ベルト式無段変速機構（２０）から見て前記駆動源（Ｅ）と同じ側に配置され、
前記入力軸（１３）は、前記第１入力切換機構（２４Ａ）からの駆動力を前記第１入力経路（ＩＰ１）に伝達する第１入力軸（１３Ａ）と、前記第２入力切換機構（２４Ｂ）からの駆動力を前記第２入力経路（ＩＰ２）に伝達する第２入力軸（１３Ｂ）とを備え、前記第２入力軸（１３Ｂ）は前記第１入力軸（１３Ａ）の外周に相対回転自在に配置されるとともに、ベアリング（１７）を介してミッションケース（Ｍ）に支持され、前記第１出力切換機構（３７）は前記第２入力軸（１３Ｂ）上に配置され、前記第２出力切換機構（３８）は前記第１プーリ（２１）の回転軸上に配置され、
前記第１出力切換機構（３７）は、前記第２入力軸（１３Ｂ）に相対回転自在に支持した第１ドライブギヤ（２９）および第２ドライブギヤ（３４）を該第２入力軸（１３Ｂ）に選択的に結合可能なドグクラッチで構成され、前記第１ドライブギヤ（２９）は前記出力軸（１５）に設けたドリブンギヤ（３０）に接続され、前記第２ドライブギヤ（３４）はアイドル軸（１６，１６′）を経由して前記ドリブンギヤ（３０）、又は前記第１ドライブギヤ（２９）に接続されることを特徴とする無段変速機。
前記第１，第２入力切換機構（２４Ａ，２４Ｂ）は、前記ベルト式無段変速機構（２０）から見て前記駆動源（Ｅ）と同じ側に配置され、
前記入力軸（１３）は、前記第１入力切換機構（２４Ａ）からの駆動力を前記第１入力経路（ＩＰ１）に伝達する第１入力軸（１３Ａ）と、前記第２入力切換機構（２４Ｂ）からの駆動力を前記第２入力経路（ＩＰ２）に伝達する第２入力軸（１３Ｂ）とを備え、前記第２入力軸（１３Ｂ）は前記第１入力軸（１３Ａ）の外周に相対回転自在に配置されるとともに、ベアリング（１７）を介してミッションケース（Ｍ）に支持され、前記第１出力切換機構（３７）は前記第２入力軸（１３Ｂ）上に配置され、前記第２出力切換機構（３８）は前記第１プーリ（２１）の回転軸上に配置され、
前記第１出力切換機構（３７）は、前記第２入力軸（１３Ｂ）に相対回転自在に支持した第１ドライブギヤ（２９）および第２ドライブギヤ（３４）を該第２入力軸（１３Ｂ）に選択的に結合可能なドグクラッチで構成され、前記第１ドライブギヤ（２９）は前記出力軸（１５）に設けたドリブンギヤ（３０）に接続され、前記第２ドライブギヤ（３４）はアイドル軸（１６，１６′）を経由して前記ドリブンギヤ（３０）、又は前記第１ドライブギヤ（２９）に接続されることを特徴とする無段変速機。
【請求項7】
前記第１出力切換機構（３７）は、前記第２入力軸（１３Ｂ）に相対回転自在に支持した第１ドライブギヤ（２９）および第２ドライブギヤ（３４）を該第２入力軸（１３Ｂ）に選択的に結合可能なドグクラッチで構成され、前記第１ドライブギヤ（２９）は前記出力軸（１５）に設けたドリブンギヤ（３０）に接続され、前記第２ドライブギヤ（３４）はアイドル軸（１６，１６′）を経由して前記ドリブンギヤ（３０）、又は前記第１ドライブギヤ（２９）に接続されることを特徴とする、請求項１〜請求項５の何れか１項に記載の無段変速機。
【請求項8】
前記第１入力切換機構（２４Ａ）および前記第２入力切換機構（２４Ｂ）を一体化したことを特徴とする、請求項１〜請求項７の何れか１項に記載の無段変速機。
【請求項9】
前記第１出力経路（ＯＰ１）は前記第２入力経路（ＩＰ２）を兼ねることを特徴とする、請求項１〜請求項８の何れか１項に記載の無段変速機。
【請求項10】
前記減速機構（２５，２６）のギヤ比をｉred とし、前記増速機構（２７，２８）のギヤ比をｉind とし、前記第１プーリ（２１）および前記第２プーリ（２２）間の最小レシオをｉmin とし、前記第１ドライブギヤ（２９）および前記ドリブンギヤ（３０）間のギヤ比をｉsec としたとき、ｉred ×ｉmin ＝ｉind の関係と、ｉsec ＝ｉred の関係とが成立することを特徴とする、請求項６または請求項７に記載の無段変速機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【0001】
本発明は、ベルト式無段変速機構に減速機構および増速機構を組み合わせた無段変速機に関する。
【背景技術】
【0002】
入力軸と、出力軸と、第１プーリおよび第２プーリを無端ベルトで接続したベルト式無段変速機構と、入力軸および第１プーリをギヤ列を介して接続するクラッチと、入力軸および第２プーリをギヤ列を介して接続するクラッチと、出力軸および第１プーリをギヤ列を介して接続するクラッチと、出力軸および第２プーリをギヤ列を介して接続するクラッチとを備え、第１プーリから第２プーリに駆動力を伝達するモードと、第２プーリから第１プーリに駆動力を伝達するモードとを組み合わせることで、オーバーオール変速比の拡大を図った無段変速機が、下記特許文献１により公知である。
【0003】
また、かかる無段変速機において、エンジンに接続された入力軸の両端に第１クラッチおよび第２クラッチを配置し、第１クラッチの係合により入力軸の駆動力をベルト式無段変速機構の第１プーリに伝達してＬＯＷモードを確立し、第２クラッチの係合により入力軸の駆動力をベルト式無段変速機構の第２プーリに伝達してＨＩモードを確立するものが、本出願人により出願されたＰＣＴ／ＪＰ２０１２／０６３０２９（国際公開第ＷＯ２０１３／１７５５６８号）で提案されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【0004】
【特許文献1】日本特表２０１０−５３０５０３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【0005】
ところで、上記ＰＣＴ／ＪＰ２０１２／０６３０２９により提案された無段変速機のうち、図２０に示される実施の形態は、第１クラッチを係合してＬＯＷモードを確立したとき、エンジンＥの駆動力が入力軸から第１クラッチ→第１プーリ→無端ベルト→第２プーリ→入力軸上に支持されたドグクラッチ（出力切換機構）→ディファレンシャルギヤの経路で伝達される。ＬＯＷモードではＨＩモードに比べて伝達されるトルクが大きくなるため、前記ドグクラッチは大きなトルクに耐え得るように強固に支持する必要がある。しかしながら、前記ドグクラッチは直接ミッションケースに支持されずに入力軸を介して支持されるため、強固に支持するには大きなトルクを伝達する必要のない入力軸を太くする必要があり、重量が増加してしまう問題がある。
【0006】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、入力軸の外周に支持されてＬＯＷモードで大きなトルクを伝達する出力切換機構を直接ミッションケースで支持して支持剛性を高めることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【0007】
上記目的を達成するために、本発明によれば、駆動源からの駆動力が入力される入力軸と、第１プーリ、第２プーリおよび無端ベルトで構成されるベルト式無段変速機構と、前記ベルト式無段変速機構で変速された駆動力を出力する出力軸と、前記駆動源からの駆動力を前記第１プーリに伝達する第１入力経路と、前記駆動源からの駆動力を前記第１入力経路側に切り換える第１入力切換機構と、前記第１入力経路に配置されて前記第１プーリへの入力を減速する減速機構と、前記駆動源からの駆動力を前記第２プーリに伝達する第２入力経路と、前記駆動源からの駆動力を前記第２入力経路側に切り換える第２入力切換機構と、前記第２入力経路に配置されて前記第２プーリへの入力を増速する増速機構と、前記第２プーリからの駆動力を出力する第１出力経路と、前記第１プーリからの駆動力を出力する第２出力経路と、前記第１出力経路に配置されて第２プーリからの駆動力を前記出力軸側に切り換える第１出力切換機構と、前記第２出力経路に配置されて第１プーリからの駆動力を前記出力軸側に切り換える第２出力切換機構とを備える無段変速機であって、前記第１，第２入力切換機構は、前記ベルト式無段変速機構から見て前記駆動源と同じ側に配置され、前記入力軸は、前記第１入力切換機構からの駆動力を前記第１入力経路に伝達する第１入力軸と、前記第２入力切換機構からの駆動力を前記第２入力経路に伝達する第２入力軸とを備え、前記第２入力軸は前記第１入力軸の外周に相対回転自在に配置されるとともに、ベアリングを介してミッションケースに支持され、前記第１出力切換機構は前記第２入力軸上に配置され、前記第２出力切換機構は前記第１プーリの回転軸上に配置され、前記第１プーリは第１固定プーリおよび第１可動プーリからなり、前記第２プーリは第２固定プーリおよび第２可動プーリからなり、前記第１固定プーリおよび前記第２固定プーリは相互に対角位置に配置され、前記第１可動プーリおよび前記第２可動プーリは相互に対角位置に配置され、前記第２固定プーリの背面側には前記増速機構を構成するギヤの一つが配置され、前記第１固定プーリの背面側には前記第２出力切換機構および前記出力軸が配置され、前記第１出力切換機構と前記第２出力切換機構とは、軸方向で少なくとも一部が相互に重なる位置に配置されることを第１の特徴とする無段変速機が提案される。
【0008】
また本発明によれば、駆動源からの駆動力が入力される入力軸と、第１プーリ、第２プーリおよび無端ベルトで構成されるベルト式無段変速機構と、前記ベルト式無段変速機構で変速された駆動力を出力する出力軸と、前記駆動源からの駆動力を前記第１プーリに伝達する第１入力経路と、前記駆動源からの駆動力を前記第１入力経路側に切り換える第１入力切換機構と、前記第１入力経路に配置されて前記第１プーリへの入力を減速する減速機構と、前記駆動源からの駆動力を前記第２プーリに伝達する第２入力経路と、前記駆動源からの駆動力を前記第２入力経路側に切り換える第２入力切換機構と、前記第２入力経路に配置されて前記第２プーリへの入力を増速する増速機構と、前記第２プーリからの駆動力を出力する第１出力経路と、前記第１プーリからの駆動力を出力する第２出力経路と、前記第１出力経路に配置されて前記第２プーリからの駆動力を前記出力軸側に切り換える第１出力切換機構と、前記第２出力経路に配置されて前記第１プーリからの駆動力を前記出力軸側に切り換える第２出力切換機構とを備える無段変速機であって、前記第１，第２入力切換機構は、前記ベルト式無段変速機構から見て前記駆動源と反対側に配置され、前記入力軸は、前記駆動源からの駆動力を前記第１，第２入力切換機構に伝達する第１入力軸と、前記第２入力切換機構からの駆動力を前記第２入力経路に伝達する第２入力軸とを備え、前記第２入力軸は前記第１入力軸の外周に相対回転自在に配置されるとともに、ベアリングを介してミッションケースに支持され、前記第１出力切換機構は前記第２入力軸上に配置され、前記第２出力切換機構は前記第１プーリの回転軸上に配置されることを第２の特徴とする無段変速機が提案される。
【0009】
また本発明によれば、前記第２の特徴に加えて、前記第１プーリは第１固定プーリおよび第１可動プーリからなり、前記第２プーリは第２固定プーリおよび第２可動プーリからなり、前記第１固定プーリおよび前記第２固定プーリは相互に対角位置に配置され、前記第１可動プーリおよび前記第２可動プーリは相互に対角位置に配置され、前記第２可動プーリの背面側には前記増速機構を構成するギヤの一つが配置され、前記第１固定プーリの背面側には前記第２出力切換機構および前記出力軸が配置され、前記第１出力切換機構と前記第２出力切換機構とは、軸方向で少なくとも一部が相互に重なる位置に配置されることを第３の特徴とする無段変速機が提案される。
【0010】
また本発明によれば、前記第１〜第３の何れか１つの特徴に加えて、前記第１出力切換機構および前記第２出力切換機構の少なくとも一方が摩擦クラッチで構成されることを第４の特徴とする無段変速機が提案される。
【0011】
また本発明によれば、前記第４の特徴に加えて、前記第２出力切換機構が摩擦クラッチで構成されることを第５の特徴とする無段変速機が提案される。
【0012】
また本発明によれば、駆動源からの駆動力が入力される入力軸と、第１プーリ、第２プーリおよび無端ベルトで構成されるベルト式無段変速機構と、前記ベルト式無段変速機構で変速された駆動力を出力する出力軸と、前記駆動源からの駆動力を前記第１プーリに伝達する第１入力経路と、前記駆動源からの駆動力を前記第１入力経路側に切り換える第１入力切換機構と、前記第１入力経路に配置されて前記第１プーリへの入力を減速する減速機構と、前記駆動源からの駆動力を前記第２プーリに伝達する第２入力経路と、前記駆動源からの駆動力を前記第２入力経路側に切り換える第２入力切換機構と、前記第２入力経路に配置されて前記第２プーリへの入力を増速する増速機構と、前記第２プーリからの駆動力を出力する第１出力経路と、前記第１プーリからの駆動力を出力する第２出力経路と、前記第１出力経路に配置されて前記第２プーリからの駆動力を前記出力軸側に切り換える第１出力切換機構と、前記第２出力経路に配置されて前記第１プーリからの駆動力を前記出力軸側に切り換える第２出力切換機構とを備える無段変速機であって、前記第１，第２入力切換機構は、前記ベルト式無段変速機構から見て前記駆動源と同じ側に配置され、前記入力軸は、前記第１入力切換機構からの駆動力を前記第１入力経路に伝達する第１入力軸と、前記第２入力切換機構からの駆動力を前記第２入力経路に伝達する第２入力軸とを備え、前記第２入力軸は前記第１入力軸の外周に相対回転自在に配置されるとともに、ベアリングを介してミッションケースに支持され、前記第１出力切換機構は前記第２入力軸上に配置され、前記第２出力切換機構は前記第１プーリの回転軸上に配置され、前記第１出力切換機構は、前記第２入力軸に相対回転自在に支持した第１ドライブギヤおよび第２ドライブギヤを該第２入力軸に選択的に結合可能なドグクラッチで構成され、前記第１ドライブギヤは前記出力軸に設けたドリブンギヤに接続され、前記第２ドライブギヤはアイドル軸を経由して前記ドリブンギヤ、又は前記第１ドライブギヤに接続されることを第６の特徴とする無段変速機が提案される。
【0013】
また本発明によれば、前記第１〜第５の何れか１つの特徴に加えて、前記第１出力切換機構は、前記第２入力軸に相対回転自在に支持した第１ドライブギヤおよび第２ドライブギヤを該第２入力軸に選択的に結合可能なドグクラッチで構成され、前記第１ドライブギヤは前記出力軸に設けたドリブンギヤに接続され、前記第２ドライブギヤはアイドル軸を経由して前記ドリブンギヤ、又は前記第１ドライブギヤに接続されることを第７の特徴とする無段変速機が提案される。
【0014】
また本発明によれば、前記第１〜第７の何れか１つの特徴に加えて、前記第１入力切換機構および前記第２入力切換機構を一体化したことを第８の特徴とする無段変速機が提案される。
【0015】
また本発明によれば、前記第１〜第８の何れか１つの特徴に加えて、前記第２入力経路は前記第１出力経路を兼ねることを第９の特徴とする無段変速機が提案される。
【0016】
また本発明によれば、前記第６または第７の特徴に加えて、前記減速機構のギヤ比をｉred とし、前記増速機構のギヤ比をｉind とし、前記第１プーリおよび前記第２プーリ間の最小レシオをｉmin とし、前記第１ドライブギヤおよび前記ドリブンギヤ間のギヤ比をｉsec としたとき、ｉred ×ｉmin ＝ｉind の関係と、ｉsec ＝ｉred の関係とが成立することを第１０の特徴とする無段変速機が提案される。
【0017】
尚、実施の形態のＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａは本発明の第１入力切換機構に対応し、実施の形態のＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂは本発明の第２入力切換機構に対応し、実施の形態の第１リダクションギヤ２５および第２リダクションギヤ２６は本発明の減速機構に対応し、実施の形態の第１インダクションギヤ２７および第２インダクションギヤ２８は本発明の増速機構に対応し、実施の形態の第３リダクションギヤ２９は本発明の第１ドライブギヤに対応し、実施の形態の第４リダクションギヤ３０は本発明のドリブンギヤに対応し、実施の形態のリバースドライブギヤ３４は本発明の第２ドライブギヤに対応する。
【発明の効果】
【0018】
本発明の第１の特徴によれば、駆動源からの駆動力は、第１入力切換機構→第１入力軸→第１入力経路→第１プーリ→無端ベルト→第２プーリ→第１出力経路→第２入力軸→第１出力切換機構→出力軸の経路で伝達されてＬＯＷモードが確立し、また駆動源からの駆動力は、第２入力切換機構→第２入力軸→第２入力経路→第２プーリ→無端ベルト→第１プーリ→第２出力切換機構→出力軸の経路で伝達されてＨＩモードが確立する。ＬＯＷモードにおいて伝達される大きいトルクは第１出力切換機構を通過するが、第２入力軸は第１入力軸の外周に相対回転自在に配置され、かつ第１出力切換機構は第２入力軸上に配置されるので、第１入力軸および第２入力軸よりなる二重管構造により大きいトルクを伝達する第２入力軸を二重管の外周側に配置して直接ミッションケースに支持することで、特別の補強を施すことなく第１出力切換機構を高剛性で支持することが可能となる。
【0019】
また、第１固定プーリおよび第２固定プーリは相互に対角位置に配置され、第１可動プーリおよび第２可動プーリは相互に対角位置に配置され、第２固定プーリの背面側には増速機構を構成するギヤの一つが配置され、第１固定プーリの背面側には第２出力切換機構および出力軸が配置され、第１出力切換機構と第２出力切換機構とは、軸方向で少なくとも一部が相互に重なる位置に配置されるので、第１、第２固定プーリの背面側に形成されるデッドスペースを有効利用して増速機構を構成するギヤの一つ、第１出力切換機構および第２出力切換機構を配置することで、無段変速機の小型化を図ることができる。
【0020】
また本発明の第２の特徴によれば、駆動源からの駆動力は、第１入力軸→第１入力切換機構→第１入力経路→第１プーリ→無端ベルト→第２プーリ→第１出力経路→第２入力軸→第１出力切換機構→出力軸の経路で伝達されてＬＯＷモードが確立し、また駆動源からの駆動力は、第１入力軸→第２入力切換機構→第２入力軸→第２入力経路→第２プーリ→無端ベルト→第１プーリ→第２出力切換機構→出力軸の経路で伝達されてＨＩモードが確立する。ＬＯＷモードにおいて伝達される大きいトルクは第１出力切換機構を通過するが、第２入力軸は第１入力軸の外周に相対回転自在に配置され、かつ第１出力切換機構は第２入力軸上に配置されるので、第１入力軸および第２入力軸よりなる二重管構造により大きいトルクを伝達する第２入力軸を二重管の外周側に配置して直接ミッションケースに支持することで、特別の補強を施すことなく第１出力切換機構を高剛性で支持することが可能となる。
【0021】
また本発明の第３の特徴によれば、第１固定プーリおよび第２固定プーリは相互に対角位置に配置され、第１可動プーリおよび第２可動プーリは相互に対角位置に配置され、第２可動プーリの背面側には増速機構を構成するギヤの一つが配置され、第１固定プーリの背面側には第２出力切換機構および出力軸が配置され、第１出力切換機構と第２出力切換機構とは、軸方向で少なくとも一部が相互に重なる位置に配置されるので、第２可動プーリおよび第１固定プーリの背面側に形成されるデッドスペースを有効利用して増速機構を構成するギヤの一つ、第１出力切換機構および第２出力切換機構を配置することで、無段変速機の小型化を図ることができる。
【0022】
また本発明の第４の特徴によれば、第１出力切換機構および第２出力切換機構の少なくとも一方が摩擦クラッチで構成されるので、ＬＯＷモードおよびＨＩモード間の移行モード時で第１出力切換機構および第２出力切換機構が同時に出力軸側に切り換えられているときに、油圧変化等によりプーリのレシオが変化して第１、第２出力切換機構の下流側に差回転が生じたとしても、摩擦クラッチを滑らせることでそのような差回転を吸収することができる。
【0023】
また本発明の第５の特徴によれば、第２出力切換機構を摩擦クラッチで構成しているので、前記第４の特徴の効果が得られるのみならず、該摩擦クラッチが、ＬＯＷモード時の高トルクが通過する第１出力切換機構でなく、ＨＩモード時の低トルクが通過する第２出力切換機構を構成しているので、該摩擦クラッチを低トルク対応の小型のものとすることができて無段変速機の軽量化が図れる。
【0024】
また本発明の第６，第７の特徴によれば、第１出力切換機構は、第２入力軸に相対回転自在に支持した第１ドライブギヤおよび第２ドライブギヤを該第２入力軸に選択的に結合可能なドグクラッチで構成され、第１ドライブギヤは出力軸に設けたドリブンギヤに接続され、第２ドライブギヤはアイドル軸を経由して出力軸に設けたドリブンギヤ、又は第１ドライブギヤに接続されるので、第１出力切換機構によりＬＯＷモードおよびＲＶＳモードを選択的に確立することができる。
【0025】
また本発明の第８の特徴によれば、第１入力切換機構および第２入力切換機構を一体化したので、第１、第２入力切換機構を分離してベルト式無段変速機構の軸方向両側に配置する場合に比べて、第１、第２入力切換機構の支持構造および動力伝達経路を簡略化して無段変速機を小型化することができる。
【0026】
また本発明の第９の特徴によれば、第２入力経路は第１出力経路を兼ねるので、駆動力の伝達経路を集約して無段変速機構を小型化できるだけでなく、第２入力経路の増速機構を減速機構として機能させてＬＯＷモードにおける減速比を稼ぐことができる。
【0027】
また本発明の第１０の特徴によれば、減速機構のギヤ比をｉred とし、増速機構のギヤ比をｉind とし、第１プーリおよび第２プーリ間の最小レシオをｉmin とし、第１ドライブギヤおよびドリブンギヤ間のギヤ比をｉsec としたとき、ｉred ×ｉmin ＝ｉind の関係と、ｉsec ＝ｉred の関係とが成立するので、ＬＯＷモードおよびＨＩモード間の移行時に第１出力切換機構および第２出力切換機構を差回転のない状態でスムーズに作動させることができる。
【図面の簡単な説明】
【0028】
【符号の説明】
【0029】
１３ 入力軸１３Ａ 第１入力軸
１３Ｂ 第２入力軸
１５ 出力軸
１６,１６′ アイドル軸
１７ ベアリング
２０ ベルト式無段変速機構
２１ 第１プーリ
２１Ａ 第１固定プーリ
２１Ｂ 第１可動プーリ
２２ 第２プーリ
２２Ａ 第２固定プーリ
２２Ｂ 第２可動プーリ
２３ 無端ベルト
２４Ａ ＬＯＷ摩擦クラッチ（第１入力切換機構）
２４Ｂ ＨＩ摩擦クラッチ（第２入力切換機構）
２５ 第１リダクションギヤ（減速機構）
２６ 第２リダクションギヤ（減速機構）
２７ 第１インダクションギヤ（増速機構）
２８ 第２インダクションギヤ（増速機構）
２９ 第３リダクションギヤ（第１ドライブギヤ）
３０ 第４リダクションギヤ（ドリブンギヤ）
３４ リバースドライブギヤ（第２ドライブギヤ）
３７ 第１出力切換機構
３８ 第２出力切換機構
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｍ ミッションケース
ＩＰ１ 第１入力経路
ＩＰ２ 第２入力経路
ＯＰ１ 第１出力経路
ＯＰ２ 第２出力経路
【発明を実施するための形態】
【第１の実施の形態】
【0031】
図１に示すように、車両に搭載される無段変速機ＴはエンジンＥのクランクシャフト１１にフライホイール１２を介して接続された入力軸１３と、入力軸１３に対して平行に配置された第１副軸１４Ａ、第２副軸１４Ｂ、出力軸１５およびアイドル軸１６とを備える。入力軸１３は第１入力軸１３Ａと、第１入力軸１３Ａの外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第２入力軸１３Ｂと、第１入力軸１３Ａの同軸上に配置されたフライホイール１２の出力軸である第３入力軸１３Ｃとで構成される。第３入力軸１３Ｃと第１入力軸１３Ａとの間にはＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが配置され、第３入力軸１３Ｃと第２入力軸１３Ｂとの間にはＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが配置される。ＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂは一体化され、無段変速機構Ｔから見てエンジンＥと同じ側で、第１入力軸１３Ａおよび第２入力軸１３Ｂの端部に配置される。第１入力軸１３Ａの外周に配置される第２入力軸１３Ｂは、ベアリング１７，１７を介してミッションケースＭに支持される。ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａは、車両の発進クラッチを兼用する。
【0032】
第１副軸１４Ａおよび第２副軸１４Ｂ間に配置されたベルト式無段変速機構２０は、第１副軸１４Ａに設けられた第１プーリ２１と、第２副軸１４Ｂに設けられた第２プーリ２２と、第１、第２プーリ２１，２２に巻き掛けられた無端ベルト２３とを備える。第１、第２プーリ２１，２２の溝幅は油圧によって相互に逆方向に増減し、第１副軸１４Ａおよび第２副軸１４Ｂ間の変速比を連続的に変化させることができる。第１プーリ２１は、第１副軸１４Ａに固定された第１固定プーリ２１Ａと、第１固定プーリ２１Ａに対して接近・離反可能な第１可動プーリ２１Ｂとで構成される。また第２プーリ２２は、第２副軸１４Ｂに固定された第２固定プーリ２２Ａと、第２固定プーリ２２Ａに対して接近・離反可能な第２可動プーリ２２Ｂとで構成される。また第１プーリ２１の第１固定プーリ２１Ａおよび第２プーリ２２の第２固定プーリ２２Ａは相互に対角位置に配置され、第１プーリ２１の第１可動プーリ２１Ｂおよび第２プーリ２２の第２可動プーリ２２Ｂは相互に対角位置に配置される。
【0033】
第１入力軸１３Ａに固設した第１リダクションギヤ２５と第１副軸１４Ａに固設した第２リダクションギヤ２６とが噛合し、第２入力軸１３Ｂに固設した第１インダクションギヤ２７と第２副軸１４Ｂに固設した第２インダクションギヤ２８とが噛合して、第２固定プーリ２２Ａの背面側に第２インダクションギヤ２８が配置される。第１インダクションギヤ２７および第２インダクションギヤ２８は後述するＨＩモードではインダクションギヤとして機能するが、後述するＬＯＷモードでは駆動力の伝達方向が逆になるためにリダクションギヤとして機能する。
【0034】
また第２入力軸１３Ｂに相対回転自在に支持した第３リダクションギヤ２９と第１副軸１４Ａに相対回転自在に支持した出力軸１５外周の第４リダクションギヤ３０とが噛合し、出力軸１５を介して第４リダクションギヤ３０と一体のファイナルドライブギヤ３１がディファレンシャルギヤ３３に設けたファイナルドリブンギヤ３２に噛合する。また第２入力軸１３Ｂに相対回転自在に支持したリバースドライブギヤ３４とアイドル軸１６に固設したリバースアイドルギヤ３５とが噛合し、アイドル軸１６に固設したリバースドリブンギヤ３６が第４リダクションギヤ３０に噛合する。
【0035】
第２入力軸１３Ｂの外周にドグクラッチよりなる第１出力切換機構３７が設けられる。第１出力切換機構３７は中立位置、右動位置および左動位置を切り換え可能であり、中立位置から右動すると第３リダクションギヤ２９が第２入力軸１３Ｂに結合され、中立位置から左動するとファイナルドライブギヤ３１が第２入力軸１３Ｂに結合される。第１固定プーリ２１Ａの背面側で第１副軸１４Ａの外周にドグクラッチよりなる第２出力切換機構３８が設けられる。第２出力切換機構３８は中立位置および右動位置を切り換え可能であり、中立位置から右動すると第４リダクションギヤ３０およびファイナルドライブギヤ３１が第１副軸１４Ａに結合される。第１出力切換機構３７と第２出力切換機構３８とは、軸方向で少なくとも一部が相互に重なる位置に配置される。
【0036】
第１、第２リダクションギヤ２５，２６により、第１入力軸１３Ａの回転は減速して第１副軸１４Ａに伝達される。一方、第１、第２インダクションギヤ２７，２８により、第２入力軸１３Ｂの回転は増速して第２副軸１４Ｂに伝達される。第１リダクションギヤ２５および第２リダクションギヤ２６は本発明の第１の実施の形態の第１入力経路ＩＰ１を構成し、第１インダクションギヤ２７および第２インダクションギヤ２８は本発明の第１の実施の形態の第２入力経路ＩＰ２を構成する。また第２インダクションギヤ２８、第１インダクションギヤ２７、第３リダクションギヤ２９および第４リダクションギヤ３０は本発明の第１の実施の形態の第１出力経路ＯＰ１を構成し、第１プーリ２１および第２出力切換機構３８間の第１副軸１４Ａは本発明の第１の実施の形態の第２出力経路ＯＰ２を構成する。
【0037】
第１リダクションギヤ２５から第２リダクションギヤ２６へのギヤ比をｉred とし、第１インダクションギヤ２７から第２インダクションギヤ２８へのギヤ比をｉind とし、ベルト式無段変速機構２０の第１プーリ２１から第２プーリ２２への最小変速比をｉmin とすると、ｉred ×ｉmin ＝ｉind となるように各ギヤ比が設定される。また第３リダクションギヤ２９から第４リダクションギヤ３０へのギヤ比をｉsec としたとき、ｉsec ＝ｉred となるように各ギヤ比が設定される。
【0038】
図２には、第１の実施の形態の無段変速機ＴのＬＯＷモードが示される。ＬＯＷモードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合解除し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が中立位置に操作される。
【0039】
その結果、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト１１→フライホイール１２→第３入力軸１３Ｃ→ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａ→第１入力軸１３Ａ→第１リダクションギヤ２５→第２リダクションギヤ２６→第１副軸１４Ａ→第１プーリ２１→無端ベルト２３→第２プーリ２２→第２副軸１４Ｂ→第２インダクションギヤ２８→第１インダクションギヤ２７→第２入力軸１３Ｂ→第１出力切換機構３７→第３リダクションギヤ２９→第４リダクションギヤ３０→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達される。
【0040】
ＬＯＷモードにおいて、ベルト式無段変速機構２０は第１副軸１４Ａ側から第２副軸１４Ｂ側に駆動力を伝達し、その変速比の変更に応じて無段変速機Ｔのオーバーオール変速比が変更される。
【0041】
図３には、前記ＬＯＷモードから後記ＨＩモードに移行する前半の移行モード１が示される。移行モード１では、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合解除し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が右動位置（ＨＩ位置）に操作され、前述したＬＯＷモードと後述する直結ＬＯＷモード（図７参照）とが同時に確立する。
【0042】
図４には、前記ＬＯＷモードから後記ＨＩモードに移行する後半の移行モード２が示される。移行モード２では、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合解除し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が右動位置（ＨＩ位置）に操作され、後述するＨＩモード（図５参照）と後述する直結ＨＩモード（図８参照）とが同時に確立する。
【0043】
移行モード１および移行モード２はＬＯＷモードからＨＩモードへの移行をスムーズに行うためのものであり、その詳細は後述する。
【0044】
図５には、第１の実施の形態の無段変速機ＴのＨＩモードが示される。ＨＩモードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合解除し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３７が中立位置に操作され、第２出力切換機構３８が右動位置（ＨＩ位置）に操作される。
【0045】
その結果、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト１１→フライホイール１２→第３入力軸１３Ｃ→ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ→第２入力軸１３Ｂ→第１インダクションギヤ２７→第２インダクションギヤ２８→第２副軸１４Ｂ→第２プーリ２２→無端ベルト２３→第１プーリ２１→第１副軸１４Ａ→第２出力切換機構３８→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達される。
【0046】
ＨＩモードにおいて、ベルト式無段変速機構２０は第２副軸１４Ｂ側から第１副軸１４Ａ側に駆動力を伝達し、その変速比の変更に応じて無段変速機Ｔのオーバーオール変速比が変更される。
【0047】
図６には、第１の実施の形態の無段変速機Ｔの後進モードが示される。後進モードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合解除し、第１出力切換機構３７が左動位置（ＲＶＳ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が中立位置に操作される。
【0048】
その結果、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト１１→フライホイール１２→第３入力軸１３Ｃ→ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａ→第１入力軸１３Ａ→第１リダクションギヤ２５→第２リダクションギヤ２６→第１副軸１４Ａ→第１プーリ２１→無端ベルト２３→第２プーリ２２→第２副軸１４Ｂ→第２インダクションギヤ２８→第１インダクションギヤ２７→第２入力軸１３Ｂ→第１出力切換機構３７→リバースドライブギヤ３４→リバースアイドルギヤ３５→アイドル軸１６→リバースドリブンギヤ３６→第４リダクションギヤ３０→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に逆回転で伝達される。
【0049】
後進モードにおいて、ベルト式無段変速機構２０は第１副軸１４Ａ側から第２副軸１４Ｂ側に駆動力を伝達し、その変速比の変更に応じて無段変速機Ｔのオーバーオール変速比が変更される。
【0050】
図７には、第１の実施の形態の無段変速機Ｔの直結ＬＯＷモードが示される。直結ＬＯＷモードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合解除し、第１出力切換機構３７が中立位置に操作され、第２出力切換機構３８が右動位置（ＨＩ位置）に操作される。
【0051】
その結果、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト１１→フライホイール１２→第３入力軸１３Ｃ→ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａ→第１入力軸１３Ａ→第１リダクションギヤ２５→第２リダクションギヤ２６→第１副軸１４Ａ→第２出力切換機構３８→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達される。
【0052】
直結ＬＯＷモードにおいて、ベルト式無段変速機構２０は作動せず、無段変速機Ｔのオーバーオール変速比は一定である。
【0053】
図８には、第１の実施の形態の無段変速機Ｔの直結ＨＩモードが示される。直結ＨＩモードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合解除し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が中立位置に操作される。
【0054】
その結果、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト１１→フライホイール１２→第３入力軸１３Ｃ→ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ→第２入力軸１３Ｂ→第１出力切換機構３７→第３リダクションギヤ２９→第４リダクションギヤ３０→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達される。
【0055】
直結ＨＩモードにおいて、ベルト式無段変速機構２０は作動せず、無段変速機Ｔのオーバーオール変速比は一定である。
【0056】
次に、第１の実施の形態におけるＬＯＷモードからＨＩモードへの移行時の作用を説明する。
【0057】
図９に示すように、図２に示すＬＯＷモードでベルト式無段変速機構２０の第１プーリ２１から第２プーリ２２への変速比が次第に減少して最小変速比ｉｍｉｎに達したときに、それまで中立位置にあった第２出力切換機構３８を右動位置（ＨＩ位置）に操作し、図３に示す移行モード１とする。続いて、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂの係合関係を入れ換えて図４に示す移行モード２とした後、右動位置（ＬＯＷ位置）にあった第１出力切換機構３７を中立位置に操作し、図５に示すＨＩモードとする。
【0058】
ＬＯＷモードの最後およびＨＩモードの最初において、無段変速機Ｔのオーバーオール変速比は一致しており、これによりＬＯＷモードからＨＩモードに切り換わるときの変速ショックの発生が防止される。ＬＯＷモードから移行モード１への移行時に第２出力切換機構３８がＨＩ位置に右動するとき、移行モード１から移行モード２への移行時にＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが入れ代わって係合するとき、移行モード２からＨＩモードへの移行時に第１出力切換機構３７が中立位置に左動するとき、差回転が発生しないようにして第１出力切換機構３７、第２出力切換機構３８、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂのスムーズな作動を可能にしている。
【0059】
これを詳しく説明するために、仮に、第１リダクションギヤ２５から第２リダクションギヤ２６へのギヤ比ｉred を１．５とし、第１インダクションギヤ２７から第２インダクションギヤ２８へのギヤ比ｉind を０．７５とし、ベルト式無段変速機構２０の第１プーリ２１から第２プーリ２２への最小変速比ｉmin を０．５とし、第３リダクションギヤ２９から第４リダクションギヤ３０へのギヤ比ｉsec を１．５とし、入力軸１３の回転数を１５００ｒｐｍとする。
【0060】
移行モード１の動力伝達経路には、ＬＯＷモードの動力伝達経路と直結ＬＯＷモードの動力伝達路とが併存するが、ＬＯＷモードの動力伝達経路では、第１入力軸１３Ａが１５００ｒｐｍで回転すると、第１副軸１４Ａは第１、第２リダクションギヤ２５，２６によりｉred ＝１．５で減速されて１０００ｒｐｍとなり、第２副軸１４Ｂはベルト式無段変速機構２０によりｉmin ＝０．５で増速されて２０００ｒｐｍとなり、第２入力軸１３Ｂは第２インダクションギヤ２８および第１インダクションギヤ２７によりｉind ＝０．７５の逆数で減速されて１５００ｒｐｍとなり、出力軸１５は第３リダクションギヤ２９および第４リダクションギヤ３０によりｉsec ＝１．５で減速されて１０００ｒｐｍで回転する。一方、直結ＬＯＷモードの動力伝達経路では、第１入力軸１３Ａが１５００ｒｐｍで回転すると、第１副軸１４Ａは第１、第２リダクションギヤ２５，２６によりｉRED ＝１．５で減速されて１０００ｒｐｍとなり、第１副軸１４Ａに直結された出力軸１５は１０００ｒｐｍで回転する。
【0061】
移行モード２の動力伝達経路には、ＨＩモードの動力伝達経路と直結ＨＩの動力伝達経路とが併存するが、ＨＩモードの動力伝達経路では、第２入力軸１３Ｂが１５００ｒｐｍで回転すると、第２副軸１４Ｂは第１、第２インダクションギヤ２７，２８によりｉind＝０．７５で増速されて２０００ｒｐｍとなり、第１副軸１４Ａはベルト式無段変速機構２０により１／ｉmin ＝２．０で減速されて１０００ｒｐｍとなり、第１副軸１４Ａに直結された出力軸１５は１０００ｒｐｍで回転する。一方、直結ＨＩモードの動力伝達経路では、第２入力軸１３Ｂが１５００ｒｐｍで回転すると、出力軸１５は第３リダクションギヤ２９および第４リダクションギヤ３０によりｉsec ＝１．５で減速されて１０００ｒｐｍで回転する。
【0062】
以上のように、ＬＯＷモード、移行モード１、移行モード２およびＨＩモードの間で変速するとき、第１入力軸１３Ａ、第２入力軸１３Ｂ、第１副軸１４Ａ、第２副軸１４Ｂおよび出力軸１５の回転数は全く変化せず、またベルト式無段変速機構２０の変速比もｉmin に維持されるため、第１出力切換機構３７、第２出力切換機構３８、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂの作動を差回転なしでスムーズに行うことができる。
【0063】
また移行モード１から移行モード２への移行時に、ベルト式無段変速機構２０は第１プーリ２１→第２プーリ２２への動力伝達状態から、第２プーリ２２→第１プーリ２１への動力伝達状態へと切り換わるため、一時的にトルク伝達が途切れる瞬間がある。しかしながら、その瞬間には直結ＬＯＷモードおよび直結ＨＩモードが成立してトルクを伝達するため、トルク伝達の途切れによるショックの発生を防止することができる。
【0064】
以上のように、本第１の実施の形態によれば、ベルト式無段変速機構２０に第１リダクションギヤ２５、第２リダクションギヤ２６、第１インダクションギヤ２７、第２インダクションギヤ２８、第３リダクションギヤ２９および第４リダクションギヤ３０よりなる減速機構と、第１インダクションギヤ２７および第２インダクションギヤ２８よりなる増速機構とを組み合わせたことにより、図１０に示すように、単独のベルト式無段変速機構（オーバーオール変速比＝６〜７程度）に比べて、ＬＯＷ側の変速比およびＯＤ側の変速比を共に拡大し、１０以上の大きなオーバーオール変速比を実現することができる（図１１参照）。また本実施の形態の無段変速機Ｔでは、ベルト式無段変速機構２０の変速比が１．０のときのオーバーオール変速比が、単独のベルト式無段変速機構のＯＤ端のオーバーオール変速比に近い値になっており、特にＯＤ側の変速比拡大効果が著しいことが分かる。
【0065】
またＬＯＷモードでは、エンジンＥの回転が大きな変速比で減速されてディファレンシャルギヤ３３に伝達されるため、その動力伝達経路に配置された第１出力切換機構３７に大きなトルクが作用する。しかしながら、第１出力切換機構３７を支持する入力軸１３は、内側の第１入力軸１３Ａの外周に筒状の第２入力軸１３Ｂを嵌合させた二重管構造であるために剛性が高められ、しかも第２入力軸１３Ｂをベアリング１７，１７を介してミッションケースに支持することで、第１出力切換機構３７を高剛性で支持することが可能となる（図１参照）。
【0066】
また第１プーリ２１の第１固定プーリ２１Ａおよび第２プーリ２２の第２固定プーリ２２Ａは相互に対角位置に配置され、第１プーリ２１の第１可動プーリ２１Ｂおよび第２プーリ２２の第２可動プーリ２２Ｂは相互に対角位置に配置され、第２固定プーリ２２Ａの背面側に第２インダクションギヤ２８が配置され、第１固定プーリ２１Ａの背面側に第２出力切換機構３８および出力軸１５が配置され、第１出力切換機構３７と第２出力切換機構３８とは、軸方向で少なくとも一部が相互に重なる位置に配置されるので、第１、第２固定プーリ２１Ａ，２２Ａの背面側に形成されるデッドスペースを有効利用して無段変速機Ｔの小型化を図ることができる。
【0067】
また第１出力切換機構３７は、第２入力軸１３Ｂに相対回転自在に支持した第３リダクションギヤ２９およびリバースドライブギヤ３４を該第２入力軸１３Ｂに選択的に結合可能なドグクラッチで構成されるので、摩擦クラッチを用いる場合に比べて引きずり抵抗を低減することができるだけでなく、単一のアクチュエータで第１出力切換機構３７を操作するだけでＬＯＷモードおよびＲＶＳモードを選択的に確立することが可能となり、その構造を簡素化することができる。
【0068】
またＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂを一体化してエンジンＥおよびベルト式無段変速機構２０の間に配置したので、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂを分離して入力軸１３の両端に配置する場合に比べて、それらの支持構造および動力伝達経路を簡略化して無段変速機Ｔを小型化することができる。
【0069】
また第１インダクションギヤ２７および第２インダクションギヤ２８よりなる第２入力経路ＩＯ２は第１出力経路ＯＰ１を兼ねるので、即ち、ＨＩモードにおいて増速機構を構成する第１インダクションギヤ２７および第２インダクションギヤ２８は、ＬＯＷモードにおいて減速機構を構成するので、駆動力の伝達経路を集約して無段変速機Ｔを小型化できるだけでなく、ＬＯＷモードにおける減速比を稼ぐことができる。
【0070】
次に、図１２に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。
【第２の実施の形態】
【0071】
図１２に示すように、第２の実施の形態では、入力軸１３がフライホイール１２の出力軸である第１入力軸１３Ａと、第１入力軸１３Ａの外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第２入力軸１３Ｂと、第２入力軸１３Ｂの外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第３入力軸１３Ｃとで構成されて、一体化されたＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが、無段変速機構Ｔから見てエンジンＥと反対側に位置するようにして第１入力軸１３Ａの後端に配置されており、第１入力軸１３Ａと第３入力軸１３Ｃとの間にはＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが配置されるとともに、第１入力軸１３Ａと第２入力軸１３Ｂとの間にはＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが配置される。
【0072】
また、第２入力経路ＩＰ２を構成する第１、第２インダクションギヤ２７，２８が、ベルト式無段変速機構２０から見てエンジンＥと同じ側に配置されて、第２副軸１４Ｂに固設した第２インダクションギヤ２８が第２可動プーリ２２Ｂの背面側に配置されるとともに、ベルト式無段変速機構２０から見てエンジンＥと反対側に配置された第１入力経路ＩＰ１の第１リダクションギヤ２５が、第３入力軸１３Ｃを介してＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａに接続する。このとき、第１リダクションギヤ２５をＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａの出力側に直接接続して第３入力軸１３Ｃを省いても良い。また、第２の実施の形態では、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂを内外周配置として軸方向の長さの増加を抑えているが、第１の実施の形態と同様に、同直径のＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂを並べて配置しても良い。
【0073】
また、第２の実施の形態では第２出力切換機構３８が摩擦クラッチで構成されるが、第１出力切換機構３７を摩擦クラッチで構成しても良く、第１，第２の出力切換機構３７，３８を共に摩擦クラッチで構成しても良い。
【0074】
また更に、第２の実施の形態では、第２入力軸１３Ｂに相対回転自在に支持したリバースドライブギヤ３４とアイドル軸１６に固設したリバースアイドルギヤ３５とを、第２のアイドル軸１６′に固設した第２のリバースアイドルギヤ３５′を介して噛合させ、リバースドリブンギヤ３６を第４リダクションギヤ３０に噛合させているが、リバースドライブギヤ３４とリバースアイドルギヤ３５とを第１の実施の形態のように直接噛合させて、リバースドリブンギヤ３６を第４リダクションギヤ３０に噛合させても良い。
【0075】
第２の実施の形態は、以上述べた点で第１の実施の形態と相違するのみであって、その余の点では第１の実施の形態と何ら異なるものでない。即ち、何れの実施の形態においても第１出力切換機構２７を外周に配置した第２入力軸１３Ｂは、ベアリング１７を介してミッションケースＭに支持される。
【0076】
このような第２の実施の形態においては、無段変速機ＴのＬＯＷモードで、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合解除し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が係合解除されて、エンジンＥの駆動力が、クランクシャフト１１→フライホイール１２→第１入力軸１３Ａ→ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａ→第３入力軸１３Ｃ→第１リダクションギヤ２５→第２リダクションギヤ２６→第１副軸１４Ａ→第１プーリ２１→無端ベルト２３→第２プーリ２２→第２副軸１４Ｂ→第２インダクションギヤ２８→第１インダクションギヤ２７→第２入力軸１３Ｂ→第１出力切換機構３７→第３リダクションギヤ２９→第４リダクションギヤ３０→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達される。
【0077】
また、無段変速機ＴのＨＩモードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合解除し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３７が中立位置に操作され、第２出力切換機構３８が係合して、エンジンＥの駆動力が、クランクシャフト１１→フライホイール１２→第１入力軸１３Ａ→ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ→第２入力軸１３Ｂ→第１インダクションギヤ２７→第２インダクションギヤ２８→第２副軸１４Ｂ→第２プーリ２２→無端ベルト２３→第１プーリ２１→第２出力切換機構３８→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達される。
【0078】
また、直結ＬＯＷモードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合解除し、第１出力切換機構３７が中立位置に操作され、第２出力切換機構３８が係合して、エンジンＥの駆動力が、クランクシャフト１１→フライホイール１２→第１入力軸１３Ａ→ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａ→第３入力軸１３Ｃ→第１リダクションギヤ２５→第２リダクションギヤ２６→第１副軸１４Ａ→第２出力切換機構３８→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達され、直結ＨＩモードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合解除し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が係合解除して、エンジンＥの駆動力が、クランクシャフト１１→フライホイール１２→第１入力軸１３Ａ→ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ→第２入力軸１３Ｂ→第１出力切換機構３７→第３リダクションギヤ２９→第４リダクションギヤ３０→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に伝達される。
【0079】
また、ＬＯＷモードからＨＩモードに移行する移行モード１では、前半の移行モード１で、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合解除し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が係合してＬＯＷモードと直結ＬＯＷモードとが同時に確立し、後半の移行モード２で、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合解除し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３７が右動位置（ＬＯＷ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が係合して、ＨＩモードと直結ＨＩモードとが同時に確立する。尚、これらのモードを同時に確立させるとき、各ギヤ間のギヤ比と無段変速機Ｔの変速比とを、第１，第２出力経路における出力軸１５の回転数に差が生じないような値に固定しておくことは当然である。
【0080】
また、後進モードでは、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａが係合解除し、ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂが係合し、第１出力切換機構３７が左動位置（ＲＶＳ位置）に操作され、第２出力切換機構３８が係合解除して、エンジンＥの駆動力が、クランクシャフト１１→フライホイール１２→第１入力軸１３Ａ→ＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂ→第２入力軸１３Ｂ→第１出力切換機構３７→リバースドライブギヤ３４→第２のリバースアイドルギヤ３５′→リバースアイドルギヤ３５→アイドル軸１６→リバースドリブンギヤ３６→第３リダクションギヤ２９→第４リダクションギヤ３０→出力軸１５→ファイナルドライブギヤ３１→ファイナルドリブンギヤ３２の経路でディファレンシャルギヤ３３に逆回転で伝達される。
【0081】
以上のように、本第２の実施の形態によれば、第１の実施の形態と同様に、ＬＯＷ側の変速比およびＯＤ側の変速比を共に拡大し、１０以上の大きなオーバーオール変速比を実現することができるばかりでなく、第１出力切換機構３７を支持する入力軸１３が、内側の第１入力軸１３Ａの外周に筒状の第２入力軸１３Ｂを嵌合させた二重管構造であるために剛性が高められ、しかも第２入力軸１３Ｂをベアリング１７，１７を介してミッションケースに支持することで、第１出力切換機構３７を高剛性で支持することが可能となる。
【0082】
また第１プーリ２１の第１固定プーリ２１Ａおよび第２プーリ２２の第２固定プーリ２２Ａは相互に対角位置に配置され、第１プーリ２１の第１可動プーリ２１Ｂおよび第２プーリ２２の第２可動プーリ２２Ｂは相互に対角位置に配置され、第２可動プーリ２２Ｂの背面側に第２インダクションギヤ２８が配置され、第１固定プーリ２１Ａの背面側に第２出力切換機構３８および出力軸１５が配置され、第１出力切換機構３７と第２出力切換機構３８とは、軸方向で少なくとも一部が相互に重なる位置に配置されるので、第２可動プーリ２２Ｂおよび第１固定プーリ２１Ａの背面側に形成されるデッドスペースを有効利用して無段変速機Ｔの小型化を図ることができる。
【0083】
また第１出力切換機構３７および第２出力切換機構３８の少なくとも一方が摩擦クラッチで構成されるので、ＬＯＷモードおよびＨＩモード間の移行モード時で第１出力切換機構３７および第２出力切換機構３８が同時に出力軸側に切り換えられているときに、油圧変化等によりプーリ２１，２２のレシオが変化して第１、第２出力切換機構３７，３８の下流側に差回転が生じたとしても、摩擦クラッチを滑らせることでそのような差回転を吸収することができる。しかも本実施の形態では、ＬＯＷモード時の高トルクが通過する第１出力切換機構でなく、ＨＩモード時の低トルクが通過する第２出力切換機構を特に摩擦クラッチで構成しているので、該摩擦クラッチを低トルク対応の小型のものとすることができて無段変速機の軽量化が図れる。
【0084】
また第１出力切換機構３７を、第２入力軸１３Ｂに相対回転自在に支持した第３リダクションギヤ２９およびリバースドライブギヤ３４を該第２入力軸１３Ｂに選択的に結合可能なドグクラッチで構成することで、該第１出力切換機構３７を摩擦クラッチで構成する場合に比べて引きずり抵抗を低減することができるだけでなく、単一のアクチュエータで第１出力切換機構３７を操作するだけでＬＯＷモードおよびＲＶＳモードを選択的に確立することが可能となり、その構造を簡素化することができる。
【0085】
またＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂを一体化してエンジンＥおよびベルト式無段変速機構２０の間に配置したので、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４ＡおよびＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂを分離して入力軸１３の両端に配置する場合に比べて、それらの支持構造および動力伝達経路を簡略化して無段変速機Ｔを小型化することができる。
【0086】
また第１インダクションギヤ２７および第２インダクションギヤ２８よりなる第２入力経路ＩＯ２は第１出力経路ＯＰ１を兼ねるので、即ち、ＨＩモードにおいて増速機構を構成する第１インダクションギヤ２７および第２インダクションギヤ２８は、ＬＯＷモードにおいて減速機構を構成するので、駆動力の伝達経路を集約して無段変速機Ｔを小型化できるだけでなく、ＬＯＷモードにおける減速比を稼ぐことができる。また、前進ＬＯＷモードのインギヤをＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａ、後進モードのインギヤをＨＩ摩擦クラッチ２４Ｂと別々のクラッチで行うことで、短時間での前進・後進切換において同一クラッチでインギヤする場合に比べてクラッチ残圧の影響を受けにくく商品性を高めることが可能となる。
以上、本発明の第１，第２の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で更に種々の設計変更を行うことが可能である。
【0087】
例えば、第１，第２の実施の形態ではエンジンＥおよび入力軸１３間にフライホイール１２を配置しているが、フライホイール１２を廃止してトルクコンバータで置き換えることができる。このようにすれば、発進機構が発進クラッチを兼用するＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａからトルクコンバータに移るため、ＬＯＷ摩擦クラッチ２４Ａの外径を小型化することができる。
【0088】
また本発明の駆動源はエンジンＥに限定されず、モータ・ジェネレータ等の他種の駆動源であっても良い。