CN104999909A - 车辆用动力传递装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种车辆用动力传递装置，其在驱动源和曲柄式变速机构之间具有切断动力传递的离合器，防止因离合器的接合而导致的预期之外的驱动力的传递。在变速器输入轴(11A)固定而不能旋转时，将离合器(52)解除接合而将驱动源输出轴(11B)从变速器输入轴(11A)分离，将驱动源(E)的驱动力从驱动源输出轴(11B)经由辅助动力传递单元(29)传递至变速器输出轴(12B)，由此，能够借助驱动源(E)的驱动力使车辆退避行驶到修理厂。由制离合器(52)的接合和接合解除的离合器控制单元(60)以曲柄式变速机构(U)的单向离合器(21)处于接合解除状态为条件使离合器(52)从接合解除状态转移到接合状态，因此，能够可靠地防止在离合器(52)的接合的同时驱动力被预期之外地传递至驱动轮(W)的情况。

Description

车辆用动力传递装置

技术领域

本发明涉及车辆用动力传递装置，其具有：变速器输入轴，其借助于离合器而与由驱动源驱动的驱动源输出轴连接；变速器输出轴，其与驱动轮连接；曲柄式变速机构，其能够使所述变速器输入轴的驱动力变速并经由单向离合器传递至所述变速器输出轴；辅助动力传递单元，其相对于所述曲柄式变速机构并列配置且能够在所述驱动源输出轴和所述变速器输出轴之间传递驱动力；以及离合器控制单元，其控制所述离合器的接合和接合解除。

背景技术

通过下述专利文献1公知有上述的具有辅助动力传递单元的车辆用动力传递装置。该辅助动力传递单元通过使相对旋转自如地支承于曲柄式变速机构的输入轴的驱动齿轮与固定设置于差速器的壳体的从动齿轮啮合，利用同步装置将驱动齿轮与输入轴结合，从而将发动机的驱动力从输入轴经由驱动齿轮和从动齿轮传递至差速器。

现有专利文献

专利文献1：日本特开2012-51539号公报

但是，在上述以往的技术中，在曲柄式变速机构发生故障而通过辅助动力传递单元进行退避行驶的情况下，由于发动机的驱动力被传递至发生了故障的曲柄式变速机构，因此，在曲柄式变速机构的故障为旋转部分的固定故障的情况下，有可能不能进行退避行驶。要想避免这样的情况，需要在辅助动力传递单元与曲柄式变速机构的输入轴之间设置离合器，在进行退避行驶的情况下，只要将离合器解除接合而使驱动力不再从发动机传递至曲柄式变速机构即可。

然而，当以这样的方式构成时，当在故障判定出错的情况或恢复正常的情况下再次接合了离合器时，有可能出乎预期地将驱动力从发动机经由曲柄式变速机构传递至驱动轮。

并且，认为当在车辆急剧减速时曲柄式变速机构的偏心部件的偏心量返回到零的情况延迟时，由于对曲柄式变速机构的单向离合器施加较大的载荷，因此，将离合器解除接合而将发动机与曲柄式变速机构的输入轴分离，从而保护单向离合器。由于在该情况下也需要进行离合器的再次接合，因此，有可能在离合器的再次接合时出乎预期地将驱动力传递至驱动轮而给驾驶者带来不协调感。

发明内容

本发明是鉴于上述的情况而完成的，其目的在于，对于在驱动源和曲柄式变速机构之间具有切断动力传递的离合器的车辆用动力传递装置，防止因离合器的接合而导致的非预期的驱动力传递。

为了达成上述目的，根据第1方面所述的发明，车辆用动力传递装置具有：变速器输入轴，其借助于离合器而与由驱动源驱动的驱动源输出轴连接；变速器输出轴，其与驱动轮连接；曲柄式变速机构，其能够使所述变速器输入轴的驱动力变速并经由单向离合器传递至所述变速器输出轴；辅助动力传递单元，其相对于所述曲柄式变速机构并列配置，且能够在所述驱动源输出轴和所述变速器输出轴之间传递驱动力；以及离合器控制单元，其控制所述离合器的接合和接合解除，所述车辆用动力传递装置的特征在于，所述离合器控制单元以所述单向离合器处于接合解除状态为条件使所述离合器从接合解除状态转移到接合状态。

并且，根据第2方面所述的发明，提供一种车辆用动力传递装置，在第1方面的结构的基础上，其特征在于，具有切断和连接所述变速器输出轴与所述驱动轮之间的驱动力传递路径的切断连接机构，所述驱动源在非行驶档时在所述切断连接机构切断所述驱动力传递路径时能够起动，并且在行驶档时在所述切断连接机构连接所述驱动力传递路径时不能起动，所述离合器控制单元在所述驱动源起动时使所述离合器从接合解除状态转移到接合状态。

并且，根据第3方面所述的发明，提供一种车辆用动力传递装置，在第1方面或第2方面所述的结构的基础上，其特征在于，所述曲柄式变速机构具有：相对于所述变速器输入轴的偏心量可变的偏心部件；以及将所述偏心部件与所述单向离合器连接的连接杆，所述离合器控制单元以所述偏心部件的偏心量是零为条件使所述离合器从接合解除状态转移到接合状态。

另外，实施方式的输入轴主体部11A与本发明的变速器输入轴对应，实施方式的输入轴上游部11B与本发明的驱动源输出轴对应，实施方式的输出轴下游部12B与本发明的变速器输出轴对应，实施方式的偏心盘18与本发明的偏心部件对应，实施方式的第1单向离合器21与本发明的单向离合器对应，实施方式的干式离合器52与本发明的离合器对应，实施方式的电子控制单元60与本发明的离合器控制单元对应，实施方式的发动机E与本发明的驱动源对应，实施方式的第1动力传递切换机构S1与本发明的切断连接机构对应，实施方式的变速单元U与本发明的曲柄式变速机构对应。

根据第1方面的结构，车辆用动力传递装置具有：变速器输入轴，其借助于离合器而与由驱动源驱动的驱动源输出轴连接；变速器输出轴，其与驱动轮连接；曲柄式变速机构，其能够使变速器输入轴的驱动力变速并经由单向离合器传递至变速器输出轴；以及辅助动力传递单元，其相对于曲柄式变速机构并列配置，且能够在驱动源输出轴和所述变速器输出轴之间传递驱动力，因此，在变速器输入轴固定而不能旋转时，将离合器解除接合而将驱动源输出轴从变速器输入轴分离，将驱动源的驱动力从驱动源输出轴经由辅助动力传递单元传递至变速器输出轴，由此，能够借助驱动源的驱动力使车辆退避行驶到修理厂。

控制离合器的接合和解除接合的离合器控制单元以单向离合器处于接合解除状态为条件使离合器从接合解除状态转移到接合状态，因此，能够可靠地防止在离合器接合的同时非预期地将驱动力传递至驱动轮的情况。

并且，根据第2方面的结构，所述车辆用动力传递装置具有切断和连接变速器输出轴与驱动轮之间的驱动力传递路径的切断连接机构，驱动源在非行驶档时在切断连接机构切断驱动力传递路径时能够起动，并且在行驶档时在切断连接机构连接驱动力传递路径时不能起动，离合器控制单元在驱动源起动时使离合器从接合解除状态转移到接合状态，因此，保证在离合器接合时切断连接机构切断了变速器输出轴与驱动轮之间的驱动力传递路径，由此，能够可靠地防止在离合器接合的同时非预期地将驱动源的驱动力传递至驱动轮的情况。

并且，根据第3方面的结构，曲柄式变速机构具有：相对于变速器输入轴的偏心量可变的偏心部件；以及将偏心部件与单向离合器连接的连接杆，离合器控制单元以偏心部件的偏心量是零为条件使离合器从接合解除状态转移到接合状态，因此，离合器在偏心部件的惯性力矩为最小的状态下接合，由此减轻了离合器承受的载荷从而实现该离合器的小型化。

附图说明

图1是车辆用动力传递装置的概要图。

图2是图1的2部详细图(OD状态)。

图3是图2中的3-3线剖视图(OD状态)。

图4是图2中的3-3线剖视图(GN状态)。

图5是OD状态下的作用说明图。

图6是GN状态下的作用说明图。

图7是图1的7部详细图。

图8是第1、第2啮合切换机构的接合表。

图9是停车档时的转矩流图。

图10是倒车档时的转矩流图。

图11是空档时的转矩流图。

图12是前进档时的转矩流图(通常行驶状态)。

图13是前进档时的转矩流图(发动机制动状态)。

图14是前进档时的转矩流图(怠速停止状态)。

图15是前进档时的转矩流图(故障状态)。

图16是图1的16部详细图。

标号说明

11A：输入轴主体部(变速器输入轴)；11B：输入轴上游部(驱动源输出轴)；12B：输出轴下游部(变速器输出轴)；18：偏心盘(偏心部件)；19：连接杆；21：第1单向离合器(单向离合器)；29：辅助动力传递单元；52：干式离合器(离合器)；60：电子控制单元(离合器控制单元)；E：发动机(驱动源)；S1：第1动力传递切换机构(切断连接机构)；U：变速单元(曲柄式变速机构)；W：驱动轮。

具体实施方式

以下，根据图1～图16对本发明的实施方式进行说明。

如图1所示，车辆用动力传递装置将发动机E的驱动力经由左右车轴10、10传递至驱动轮W、W，该车辆用动力传递装置具有无级变速器T、第1动力传递切换机构S1、第2动力传递切换机构S2以及差速器D。第1动力传递切换机构S1能够切换停车档、倒车档、空档以及前进档。第2动力传递切换机构S2能够切换通常行驶和发动机制动状态、怠速停止状态以及故障状态。

接着，根据图1～图7对车辆用动力传递装置的结构进行说明。

如图1所示，输入轴11由输入轴主体部11A以及比输入轴主体部11A靠驱动力传递方向上游侧(发动机E侧)的输入轴上游部11B构成，输入轴主体部11A与无级变速器T连接，输入轴上游部11B与发动机E连接。在输入轴上游部11B与输入轴主体部11A之间设置有阻尼器51和干式离合器52。干式离合器52在通常情况时被维持成接合状态，但是，在后述的输入轴主体部11A固定时被解除接合，将输入轴主体部11A和输入轴上游部11B分离。

并且，第1输出轴12由输出轴主体部12A以及比输出轴主体部12A靠驱动力传递方向下游侧(驱动轮W、W侧)的输出轴下游部12B构成，输出轴主体部12A与无级变速器T连接，输出轴下游部12B与第2动力传递切换机构S2连接。输出轴主体部12A和输出轴下游部12B始终是一体的。

如图2和图3所示，本实施方式的无级变速器T是在轴向重叠了具有同一结构的多个(在实施方式中为4个)变速单元U的装置，这些变速单元U具有平行配置的共用的输入轴11和共用的第1输出轴12，输入轴11的旋转被减速或增速后传递至第1输出轴12。

下面，作为代表对一个变速单元U的结构进行说明。与发动机E连接而旋转的输入轴11以相对旋转自如的方式贯穿电动马达这样的变速致动器14的中空的旋转轴14a的内部。变速致动器14的转子14b固定于旋转轴14a，定子14c固定于壳体。变速致动器14的旋转轴14a能够与输入轴11以相同速度旋转，并且，能够相对于输入轴11以不同的速度相对旋转。

贯穿了变速致动器14的旋转轴14a的输入轴11上固定有第1小齿轮15，以跨该第1小齿轮15的方式将曲柄的行星架16与变速致动器14的旋转轴14a连接。直径与第1小齿轮15相同的2个第2小齿轮17、17分别借助于小齿轮销16a、16a支承于与第1小齿轮15协作而构成正三角形的位置上，偏心地形成在圆板形的偏心盘18的内部的齿圈18a与这些第1小齿轮15和第2小齿轮17、17啮合。设置于连接杆19的杆部19a的一端的环部19b经由球轴承20以相对旋转自如的方式套在偏心盘18的外周面上。

设置于第1输出轴12的外周的第1单向离合器21具有：环状的外部件22，其借助于销19c而被枢转支承于连接杆19的杆部19a；内部件23，其配置于外部件22的内部，且固定于第1输出轴12；以及辊子25，其配置于在外部件22的内周的圆弧面与内部件23的外周的平面之间形成的楔状的空间内，且被弹簧24施力。

从图2可以知晓，4个变速单元U具有共用的曲柄状的行星架16，但是，借助于第2小齿轮17、17而支承于行星架16的偏心盘18的相位按照各个变速单元U分别相差90°。例如，在图2中，左端的变速单元U的偏心盘18相对于输入轴11移位到图中上方，左起第3个变速单元U的偏心盘18相对于输入轴11移位到图中下方，左起第2个和第4个变速单元U、U的偏心盘18、18位于上下方向中间位置。

从图1可以知晓，无级变速器T具有能够以与上述4个变速单元U不同的路径来传递驱动力的辅助性的动力传递路径。即，设置于阻尼器51的下游侧的输入齿轮26与设置于传递轴13的输出齿轮27经由空转齿轮28而连接，所述传递轴13以相对旋转自如的方式套在输出轴主体部12A的下游侧的输出轴下游部12B的外周上，这些输入齿轮26、输出齿轮27以及空转齿轮28构成辅助动力传递单元29。

从图7可以知晓，第1动力传递切换机构S1除了具有相对旋转自如地套在车轴10的外周的筒状的第1输出轴12，还具有相对旋转自如地套在车轴10的外周的筒状的第2输出轴31以及相对旋转自如地套在该第2输出轴31的外周的筒状的第3输出轴32。在第1输出轴12的输出轴下游部12B的右端形成有第4外周花键12a，在第2输出轴31的左端形成有第5外周花键31a，在第3输出轴32的左端形成有第6外周花键32a。

构成由牙嵌式离合器构成的第1啮合切换机构33的第4外周花键12a、第5外周花键31a和第6外周花键32a沿轴向排列，第5外周花键31a和第6外周花键32a的外径彼此相等，并且比第4外周花键12a的外径小。并且，第1啮合切换机构33的套筒34具有外径较大的第2内周花键34a和外径较小的第3内周花键34b，第2内周花键34a与第4外周花键12a始终啮合，第3内周花键34b与第6外周花键32a始终啮合，第3内周花键34b仅在图7所示的向左动时与第5外周花键31a啮合。即，当套筒34利用叉34c从如图7所示的左动状态起向右动时，第3内周花键34b与第5外周花键31a的啮合被解除。

行星齿轮机构35具有：作为第1元件的太阳齿轮36；作为第3元件的行星架37；作为第2元件的齿圈38；以及相对旋转自如地支承于行星架37的多个小齿轮39，小齿轮39与太阳齿轮36和齿圈38啮合。太阳齿轮36与第3输出轴32的右端连接，齿圈38与第2输出轴31的右端连接。

第1内周花键41a形成于由牙嵌式离合器构成的第2啮合切换机构40的套筒41，该第1内周花键41a与形成于行星架37的外周部的外周花键37a和形成于壳体42的外周花键42a啮合。因此，当套筒41利用叉41b向图7所示的位置向左动时，行星架37从壳体42分离，当套筒41利用叉41b从图7所示的位置向右动时，行星架37与壳体42结合。

第2动力传递切换机构S2设置在传递轴13和输出轴下游部12B之间，并具有：设置于传递轴13的第1外周花键13a；设置于输出轴下游部12B的第2外周花键12b和第3外周花键12c；具有内周花键43a是套筒43；驱动套筒43的叉43b；以及配置在输出轴下游部12B和第2外周花键12b之间的第2单向离合器45。

套筒43可以具有以下位置：结合第1外周花键13a和第2外周花键12b的左动位置；结合第1外周花键13a、第2外周花键12b和第3外周花键12c的中央位置；以及结合第2外周花键12b和第3外周花键12c的右动位置。并且，配置在输出轴下游部12B和第2外周花键12b之间的第2单向离合器45在输出轴下游部12B的转速超过传递轴13的转速时进行接合。

构成差速器D的外轮廓的差速器壳47与第2输出轴31的右端连接。差速器D具有：一对小齿轮49、49，它们旋转自如地支承在固定于差速器壳47的小齿轮轴48上；以及侧面齿轮50、50，它们固定设置于车轴10、10的端部且与小齿轮49、49啮合。

如图16所示，阻尼器51设置在与发动机E连接的输入轴上游部11B上，配置在阻尼器51的径向内侧的干式离合器52具有从变速单元U侧朝向发动机E侧依次层叠的离合器输入部件53、离合器输出部件54以及离合器动作部件55。辅助动力传递单元29的输入齿轮26和与阻尼器51的输出侧连接的离合器输入部件53形成为一体，该输入齿轮26经由球轴承57旋转自如地支承于变速器箱56。离合器输出部件54与输入轴主体部11A连接，离合器动作部件55借助于同轴地贯穿中空的输入轴主体部11A的内部的离合器动作杆58而与离合器致动器59连接。

离合器动作杆58被未图示的弹簧向图中左侧施力，离合器动作部件55借助离合器动作杆58将离合器输出部件54向离合器输入部件53按压，使得离合器输出部件54和离合器输入部件53成为一体，由此，干式离合器52接合而将输入轴上游部11B和输入轴主体部11A结合为一体。当利用离合器致动器59向图中右侧驱动离合器动作杆58时，基于离合器动作部件55的按压被解除，离合器输出部件54和离合器输入部件53分离，干式离合器52解除接合，从而解除了输入轴上游部11B和输入轴主体部11A之间的驱动力的传递。

控制干式离合器52的离合器致动器59的电子控制单元60上连接有：单向离合器接合状态检测单元61，其检测第1单向离合器21的接合状态；偏心量检测单元62，其检测偏心盘18的偏心量；以及换档档位检测单元63，其检测无级变速器T的换档档位。单向离合器接合状态检测单元61根据外部件22和内部件23的相对旋转方向来检测第1单向离合器21处于接合状态还是处于接合解除状态。偏心量检测单元62根据变速致动器14的动作状态来检测偏心盘18的偏心量。换档档位检测单元63根据换挡杆的位置来检测无级变速器T的换档档位处于行驶档(D档、R档)和非行驶档(N档、P档)中的哪个档位。

接着，对具有上述结构的本发明的实施方式的作用进行说明。

首先，对无级变速器T的一个变速单元U的作用进行说明。当使变速致动器14的旋转轴14a相对于输入轴11相对旋转时，行星架16绕输入轴11的轴线L1旋转。此时，行星架16的中心O、即第1小齿轮15和2个第2小齿轮17、17所形成的正三角形的中心绕输入轴11的轴线L1旋转。

图3和图5示出了行星架16的中心O相对于第1小齿轮15(即输入轴11)位于第1输出轴12相反侧的状态，此时偏心盘18相对于输入轴11的偏心量最大，无级变速器T的变速比成为OD(over drive，超速驱动)状态。图4和图6示出了行星架16的中心O相对于第1小齿轮15(即输入轴11)位于与第1输出轴12相同一侧的状态，此时偏心盘18相对于输入轴11的偏心量为零，无级变速器T的变速比成为GN(gear neutral，齿轮空档)状态。

当在图5所示的OD状态下，当利用发动机E使输入轴11旋转，并且以与输入轴11相同的速度使变速致动器14的旋转轴14a旋转时，输入轴11、旋转轴14a、行星架16、第1小齿轮15、2个第2小齿轮17、17和偏心盘18在成为一体的状态下，以输入轴11为中心向逆时针方向(参照箭头A)偏心旋转。在从图5的(A)经由图5的(B)向图5的(C)的状态旋转期间，将环部19b经由球轴承20相对旋转自如地支承于偏心盘18的外周的连接杆19使由销19c枢转支承于该杆部19a的末端的外部件22向逆时针方向(参照箭头B)旋转。图5的(A)和图5的(C)示出了外部件22沿所述箭头B方向的旋转的两端。

这样，当外部件22向箭头B方向旋转时，辊子25啮入第1单向离合器21的外部件22和内部件23之间的楔状的空间中，外部件22的旋转经由内部件23而传递至第1输出轴12，因此第1输出轴12向逆时针方向(参照箭头C)旋转。

当输入轴11和第1小齿轮15进一步旋转时，使齿圈18a与第1小齿轮15和第2小齿轮17、17啮合的偏心盘18向逆时针方向(参照箭头A)偏心旋转。在从图5的(C)经由图5的(D)向图5的(A)的状态旋转期间，将环部19b经由球轴承20相对旋转自如地支承于偏心盘18的外周的连接杆19使由销19c枢转支承于该杆部19a的末端的外部件22向顺时针方向(参照箭头B′)旋转。图5的(C)和图5的(A)示出了外部件22的沿所述箭头B′方向的旋转的两端。

这样当外部件22向箭头B′方向旋转时，辊子25一边压缩弹簧24一边被从外部件22与内部件23之间的楔状的空间挤出，由此，外部件22相对于内部件23打滑，从而第1输出轴12不旋转。

如上所述，在外部件22往复旋转时，由于仅在外部件22的旋转方向为逆时针方向(参照箭头B)时第1输出轴12向逆时针方向(参照箭头C)旋转，因此，第1输出轴12间歇地旋转。

图6示出在GN状态下运转无级变速器T时的作用。此时，由于输入轴11的位置与偏心盘18的中心一致，因此，偏心盘18相对于输入轴11的偏心量为零。当在该状态下利用发动机E使输入轴11旋转，并且以与输入轴11相同的速度使变速致动器14的旋转轴14a旋转时，输入轴11、旋转轴14a、行星架16、第1小齿轮15、2个第2小齿轮17、17以及偏心盘18在成为一体的状态下，以输入轴11为中心向逆时针方向(箭头A参照)偏心旋转。然而，由于偏心盘18的偏心量为零，因此，连接杆19的往复运动的行程也变为零，第1输出轴12不旋转。

因此，只要驱动变速致动器14而将行星架16的位置设定在图3的OD状态与图4的GN状态之间，就能够以最小变速比和最大(无限大)变速比之间的任意的变速比进行运转。

在无级变速器T中，并列配置的4个变速单元U的偏心盘18的相位彼此分别错开90°，因此，通过由4个变速单元U交替传递驱动力，即4个第1单向离合器21中的任意一个必然处于接合状态，由此，能够使第1输出轴12连续旋转。

接着，对切换停车档、倒车档、空档和前进档的第1动力传递切换机构S1的作用进行说明。

如图8和图9所示，当使第1啮合切换机构33的套筒34向左移动，将第1输出轴12的输出轴下游部12B、第2输出轴31以及第3输出轴32结合为一体，并且，使第2啮合切换机构40的套筒41向右移动而使行星齿轮机构35的行星架37与壳体42结合时，建立了停车档。

在停车档时，与差速器壳47一体的第2输出轴31结合于行星齿轮机构35的齿圈38，并且，所述第2输出轴31经由第1啮合切换机构33和第3输出轴32而与行星齿轮机构35的太阳齿轮36连接，此外，行星齿轮机构35的行星架37经由第2啮合切换机构40而与壳体42结合。其结果为，行星齿轮机构35成为锁定状态，经由差速器D与其连接的驱动轮W、W被限制为不能旋转。

如图8和图10所示，当使第1啮合切换机构33的套筒34向右移动，将输出轴下游部12B和第3输出轴32结合而分离第2输出轴31，并且，使第2啮合切换机构40的套筒41向右移动而将行星齿轮机构35的行星架37与壳体42结合时，建立了倒车档。

在倒车档时，从无级变速器T输出到第1输出轴12的输出轴下游部12B的驱动力按照第1啮合切换机构33→第3输出轴32→太阳齿轮36→行星架37→齿圈38的路径被传递至差速器壳47，同时在行星齿轮机构35中减速且反转，由此，能够使车辆后退行驶。

如图8和图11所示，当使第1啮合切换机构33的套筒34向右移动，将输出轴下游部12B和第3输出轴32结合而分离第2输出轴31，并且使第2啮合切换机构40的套筒41向左移动而从壳体42分离行星齿轮机构35的行星架37时，建立了空档。

在空档时，由于行星齿轮机构35的行星架37从壳体42分离，因此，齿圈38能够自由旋转，并且，由于第2输出轴31能够自由旋转，因此差速器壳47能够自由旋转而成为驱动轮W、W不被限制的状态。在该状态下，发动机E的驱动力从无级变速器T按照输出轴下游部12B→第1啮合切换机构33→第3输出轴32的路径被传递至太阳齿轮36，但是，由于没有限制行星架37，因此行星齿轮机构35空转，驱动力不会被传递至差速器D。

如图8和图12所示，当使第1啮合切换机构33的套筒34向左移动，将输出轴下游部12B、第2输出轴31和第3输出轴32结合为一体，并且使第2啮合切换机构40的套筒41向左移动而将行星齿轮机构35的行星架37从壳体42分离时，建立了前进档。

在前进档时，由于行星齿轮机构35的齿圈38与太阳齿轮36通过第1啮合切换机构33而结合，因此，行星齿轮机构35成为能够一体旋转的状态。其结果为，从无级变速器T输出到输出轴下游部12B的驱动力按照第1啮合切换机构33→第2输出轴31的路径或者按照第1啮合切换机构33→第3输出轴32→太阳齿轮36→行星架37→齿圈38的路径被传递至差速器壳47，能够使车辆前进行驶。

如上所述，关于本实施方式的无级变速器T的第1输出轴12，由于经由第1单向离合器21将驱动力传递至该第1输出轴12，因而只能向前进行驶方向旋转，但是，通过将具有前进后退切换功能的第1动力传递切换机构S1配置在第1输出轴12的下游侧，而能够在不用设置后退行驶用的电动马达来实现混合动力化的情况下，使车辆进行后退行驶。

而且，由于第1动力传递切换机构S1除了前进档和倒车档以外还能够建立停车档和空档，因此，能够进一步使动力传递装置自身小型轻量化。

接着，对切换发动机制动状态、怠速停止状态和故障状态的第2动力传递切换机构S2的作用进行说明。

如图10和图12所示，在第1动力传递切换机构S1处于上述的停车档、倒车档、空档以及前进档中的任意一个的通常状态下，第2动力传递切换机构S2的套筒41向左移动而连接传递轴13的第1外周花键13a与输出轴下游部12B的第2外周花键12b。因此，在前进档或倒车档时的行驶中，发动机E的驱动力不仅从输入轴11经由变速单元U传递至输出轴下游部12B，而且从输入轴11通过由输入齿轮26、空转齿轮28以及输出齿轮27构成的辅助动力传递单元29而传递至传递轴13，从传递轴13的第1外周花键13a传递至输出轴下游部12B的第2外周花键12b。

然而，由于变速单元U的变速比设定为比辅助动力传递单元29的变速比大，因此，传递轴13的转速(即，第2外周花键12b的转速)比输出轴下游部12B的转速大，第2单向离合器45解除接合而不进行经由辅助动力传递单元29的动力传递，车辆借助经由变速单元U的动力传递而进行前进行驶或后退行驶。

当车辆在前进档时的前进行驶中转移到减速状态时，如图13所示，发动机转速降低，由此，变速单元U的第1单向离合器21解除接合，来自驱动轮W、W的驱动力经由差速器D和第1动力传递切换机构S1而传递至输出轴下游部12B。此时，输出轴下游部12B的转速比经由辅助动力传递单元29而与输入轴11连接的传递轴13的转速(即，第2外周花键12b的转速)大，第2单向离合器45接合，由此输出轴下游部12B的驱动力能够经由辅助动力传递单元29和输入轴11而逆传递至发动机E，能够使发动机制动器工作。

即使在倒车档时的后退行驶中使车辆减速的情况下，由于输出轴下游部12B向与前进档时的前进行驶中相同方向旋转，因此，也能够同样地使发动机制动器工作。

当在前进档时的前进行驶中车辆进一步减速时，如图14所示，使第2动力传递切换机构S2的套筒41向右移动而将输出轴下游部12B的第2外周花键12b和第3外周花键12c结合。其结果为，由于借助从驱动轮W、W逆传递的驱动力而旋转的输出轴下游部12B从传递轴13(即，从发动机E)分离，因此，能够实现减速行驶中的怠速停止，从而能够实现燃料消耗量的节约和减少。

在变速单元U发生故障而车辆不能行驶的情况下，如图15所示，使第2动力传递切换机构S2的套筒41位于中央位置而将传递轴13的第1外周花键13a、输出轴下游部12B的第2外周花键12b以及第3外周花键12c结合。其结果为，由于传递轴13和输出轴下游部12B没有不经过第2单向离合器45地直接连接，因此，将发动机E的驱动力从输入轴11经由辅助动力传递单元29、传递轴13、输出轴下游部12B、第1动力传递切换机构S1和差速器D传递至驱动轮W、W，能够使车辆前进行驶或后退行驶到修理厂。

另外，存在如下情况：因支承输入轴主体部11A的球轴承(未图示)或支承连接杆19的环部19b的球轴承20(参照图3)的破损，而产生输入轴主体部11A以不能旋转的方式固定的故障。在产生该故障的情况下，若发动机E与输入轴主体部11A不能分离地连接时，发动机E熄火而无法运转，因而存在车辆不能行驶的问题。

然而，根据本实施方式，通过在输入轴主体部11A固定时使干式离合器52解除接合，来从输入轴主体部11A分离输入轴上游部11B，因此，能够通过切换到图15所说明的故障状态的模式，而借助辅助动力传递单元29将发动机E的驱动力从输入轴上游部11B不经过无级变速器T地传递至输出轴下游部12B从而使车辆进行退避行驶。

在该退避行驶期间，由于发动机E和驱动轮W、W直接连接，因此，也能够使发动机制动器工作，但是，存在如下问题：当车辆停止时，与驱动轮W、W直接连接的发动机E熄火。然而，根据本实施方式，当在车辆停止时使第2动力传递切换机构S2的套筒41向左移动，连接传递轴13的第1外周花键13a与输出轴下游部12B的第2外周花键12b时，输入到传递轴13的发动机E的驱动力因第2单向离合器45打滑而没有传递至输出轴下游部12B，即使在车辆停止的状态下也能够在不使发动机E熄火的情况下进行怠速运转。

另外，在输入轴主体部11A的固定以外的故障的情况下，由于输入轴主体部11A能够旋转，因此不需要必须解除干式离合器52的接合，但是，只要解除干式离合器52的接合而从输入轴上游部11B分离输入轴主体部11A，就能够防止无级变速器T的拖曳从而节省燃料消耗量。

如上所述，根据本实施方式，不需要使车辆用动力传递装置的轴向尺寸大型化的电动马达就能够使车辆进行前进行驶和后退行驶，在前进行驶时和后退行驶时都能够进行发动机制动，而且也能够实现车辆在减速行驶中的怠速停止以及变速单元U在故障时的行驶。并且，车辆用动力传递装置的与发动机E连接的输入轴11侧的轴向尺寸很容易大型化，但是，通过将传递轴13设置在第1输出轴12侧能够抑制输入轴11侧的轴向尺寸的大型化，在整体上将车辆用动力传递装置的轴向尺寸抑制在最小限度。

并且，将干式离合器52配置在输入轴主体部11A和输入轴上游部11B之间，由此，即使输入轴主体部11A发生固定故障也能够使车辆退避行驶。并且，通过采用轴向尺寸小的干式离合器52，能够避免车辆用动力传递装置的轴向尺寸的大型化。而且，由于将阻尼器51配置在发动机E与输入轴上游部11B之间，因此，在退避行驶期间也能够发挥阻尼器51的减震功能而确保乘坐舒适性。

另外，在为了进行退避行驶而再次接合已解除接合的干式离合器52时，存在如下问题：发动机E的驱动力非预期地传递至驱动轮W、W而给驾驶者带来不协调感，或者向无级变速器T的第1单向离合器21施加了过大的载荷，但是，根据本实施方式，通过电子控制单元60对离合器致动器59的控制解决了上述问题。

即，当对干式离合器52的离合器致动器59进行控制的电子控制单元60的单向离合器接合状态检测单元61检测到第1单向离合器21处于接合解除状态，并且偏心量检测单元62检测到变速单元U的偏心盘18的偏心量为零，并且换档档位检测单元63检测到无级变速器T的换档档位处于非行驶档(N档、P档)时，允许干式离合器52的接合。

由于只要第1单向离合器21处于接合解除状态，就切断经由变速单元U的在输入轴主体部11A和输出轴主体部12A之间的动力传递，因此，即使干式离合器52接合也能够防止发动机E的驱动力非预期地传递至驱动轮W、W的情况，而且能够防止因急剧的动力传递而对向第1单向离合器21施加过大的载荷的情况。并且，在偏心盘18的偏心量为零的状态下，由于包含偏心盘18的输入轴主体部11A的惯性力矩达到最小，因此，接合的瞬间时的干式离合器52的载荷降低，不仅使干式离合器52小型轻量化也能够确保耐久性，而且驱动力也不会从输入轴主体部11A传递至输出轴主体部12A。

并且，发动机E在非行驶档(N档和P档)时在第1动力传递切换机构S1切断驱动力传递路径时能够起动，并且在行驶档(D档和R档)时在第1动力传递切换机构S1连接驱动力传递路径时不能起动，但是，电子控制单元60在发动机E起动时(即，在非行驶档时)允许干式离合器52的接合，因此，保证了在干式离合器52接合时第1动力传递切换机构S1切断驱动力传递路径，由此，能够进一步可靠地防止在干式离合器52接合的同时，发动机E的驱动力非预期地传递至驱动轮W、W的情况。

在本实施方式中，在上述的三个条件全部成立时，允许干式离合器52的接合，但是，也可以在它们中的一个条件成立时，允许干式离合器52的接合。

以上，对本发明的实施方式进行了说明，但是，本发明在不脱离该要旨的范围内可以进行各种设计变更。

例如，本发明的离合器不限于本实施方式的干式离合器52，也可以是湿式离合器。

并且，本实施方式的辅助动力传递单元29使用了齿轮，但是，也可以使用链轮和链条。

Claims (3)

1.一种车辆用动力传递装置，其具有：

变速器输入轴(11A)，其借助于离合器(52)而与由驱动源(E)驱动的驱动源输出轴(11B)连接；变速器输出轴(12B)，其与驱动轮(W)连接；曲柄式变速机构(U)，其能够使所述变速器输入轴(11A)的驱动力变速并经由单向离合器(21)传递至所述变速器输出轴(12B)；辅助动力传递单元(29)，其相对于所述曲柄式变速机构(U)并列配置，且能够在所述驱动源输出轴(11B)和所述变速器输出轴(12B)之间传递驱动力；以及离合器控制单元(60)，其控制所述离合器(52)的接合和接合解除，所述车辆用动力传递装置的特征在于，

所述离合器控制单元(60)以所述单向离合器(21)处于接合解除状态为条件使所述离合器(52)从接合解除状态转移到接合状态。

2.根据权利要求1所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

所述车辆用动力传递装置具有切断和连接所述变速器输出轴(12B)与所述驱动轮(W)之间的驱动力传递路径的切断连接机构(S1)，所述驱动源(E)在非行驶档时在所述切断连接机构(S1)切断所述驱动力传递路径时能够起动，并且在行驶档时在所述切断连接机构(S1)连接所述驱动力传递路径时不能起动，所述离合器控制单元(60)在所述驱动源(E)起动时使所述离合器(52)从接合解除状态转移到接合状态。

3.根据权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

所述曲柄式变速机构(U)具有：相对于所述变速器输入轴(11A)的偏心量可变的偏心部件(18)；以及将所述偏心部件(18)与所述单向离合器(21)连接的连接杆(19)，所述离合器控制单元(60)以所述偏心部件(18)的偏心量是零为条件使所述离合器(52)从接合解除状态转移到接合状态。