CN105190100B

CN105190100B - 车辆用动力传递装置

Info

Publication number: CN105190100B
Application number: CN201480025416.7A
Authority: CN
Inventors: 市川和树; 小林庸浩
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2013-05-24
Filing date: 2014-04-16
Publication date: 2017-08-11
Anticipated expiration: 2034-04-16
Also published as: CN105190100A; JPWO2014188823A1; WO2014188823A1; JP5933125B2

Abstract

在具备曲柄式无级变速器的车辆用动力传递装置中，如果在车辆减速行驶时使第1离合器接合而将第2输入轴和第2输出轴经由第1动力传递路径连接，并使第2离合器接合而将第1输入轴和第1输出轴经由第2动力传递路径连接，则从驱动轮反向传递的驱动力以前进后退切换机构→第2输出轴→第1动力传递路径→第2输入轴→无级变速器→第1输出轴→第2动力传递路径→第1输入轴的路径向发动机传递，使发动机制动器工作。由此，能够任意调整发动机制动器的制动力的大小，即使车速在减速行驶中减小，也能够通过变更无级变速器的变速比，而将发动机转速维持为固定，从而能够扩大发动机的燃料中断区域，节约燃料消耗量。

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，其中，将与发动机连接的输入轴的旋转变速后传递至输出轴的无级变速器具备：输入侧支点，其相对于所述输入轴的轴线的偏心量可变，且该输入侧支点与该输入轴一起旋转；单向离合器，其与所述输出轴连接；输出侧支点，其设置于所述单向离合器的输入部件上；连杆，其两端与所述输入侧支点和所述输出侧支点连接而进行往复运动；变速致动器，其变更所述输入侧支点的偏心量；以及前进后退切换机构，其与所述输出轴连接，切换车辆的前进和后退。

背景技术

根据下述专利文献1公知这样的无级变速器：其将与发动机连接的输入轴的旋转转换为多个连杆的相位互异的往复运动，并利用多个单向离合器将所述多个连杆的往复运动转换成输出轴的旋转运动。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特表2005－502543号公报

发明内容

发明要解决的课题

可是，由于上述专利文献1所记载的无级变速器是将连杆的往复运动经由单向离合器传递至输出轴的结构，因此，输出轴只能向一个方向(前进行驶方向)旋转，为了使车辆进行后退行驶，需要将电动马达与足轴连接来实现混合动力化。

因此，可以考虑在输入轴和输出轴之间与无级变速器并列地配置辅助驱动力传递单元，通过经由辅助驱动力传递单元传递的驱动力使车辆进行后退行驶。如果设置这样的辅助驱动力传递单元，则通过在车辆减速行驶时从驱动轮经由辅助驱动力传递单元和输入轴将驱动力反向传递至发动机，也能够使发动机制动器工作。

可是，存在这样的问题：在辅助驱动力传递单元的变速比被固定的情况下，无法自由地控制发动机制动器的制动力的大小，无法得到与车速对应的适当的制动力。

本发明是鉴于前述的情况而完成的，其目的在于，在具备曲柄式无级变速器的车辆用动力传递装置中，能够任意调整发动机制动器的制动力的大小。

用于解决课题的手段

为了达成上述目的，根据本发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其中，将与发动机连接的输入轴的旋转变速后传递至输出轴的无级变速器具备：输入侧支点，其相对于所述输入轴的轴线的偏心量可变，且该输入侧支点与该输入轴一起旋转；单向离合器，其与所述输出轴连接；输出侧支点，其设置于所述单向离合器的输入部件上；连杆，其两端与所述输入侧支点和所述输出侧支点连接而进行往复运动；变速致动器，其变更所述输入侧支点的偏心量；以及前进后退切换机构，其与所述输出轴连接，切换车辆的前进和后退，所述车辆用动力传递装置的第1特征在于，所述输入轴包括与所述发动机连接的第1输入轴、和与所述第1输入轴及所述无级变速器连接的第2输入轴，所述输出轴包括与所述无级变速器连接的第1输出轴、和与所述第1输出轴及所述前进后退切换机构连接的第2输出轴，所述车辆用动力传递装置具备：第1动力传递路径，其在所述第2输入轴和所述第2输出轴之间传递驱动力；第2动力传递路径，其在所述第1输入轴和所述第1输出轴之间传递驱动力；第1接合单元，其配置在所述第1动力传递路径上；第2接合单元，其配置在所述第2动力传递路径上；第3接合单元，其配置在所述第1输入轴和所述第2输入轴之间；以及第4接合单元，其配置在所述第1输出轴和所述第2输出轴之间。

另外，根据本发明，提出了一种车辆用动力传递装置，在所述第1特征的基础上，其第2特征在于，所述第3接合单元由在所述第1输入轴的转速超过所述第2输入轴的转速时接合的单向离合器构成，所述第4接合单元由在所述第1输出轴的转速超过所述第2输出轴的转速时接合的单向离合器构成。

另外，根据本发明，提出了一种车辆用动力传递装置，在所述第1或第2特征的基础上，其第3特征在于，在所述无级变速器发生故障时，所述第1接合单元和所述第3接合单元解除接合，所述第2接合单元和所述第4接合单元接合。

并且，实施方式的偏心盘18对应于本发明的输入侧支点，实施方式的销19c对应于本发明的输出侧支点，实施方式的外部件22对应于本发明的单向离合器的输入部件，实施方式的第1～第4离合器C1～C4对应于本发明的第1～第4接合单元，实施方式的选择装置S对应于本发明的前进后退切换机构。

发明的效果

根据本发明的第1特征，车辆用动力传递装置具备：输入侧支点，其相对于输入轴的轴线的偏心量可变，且该输入侧支点与该输入轴一起旋转；输出侧支点，其设置于在输出轴上设置的单向离合器的外部件上；以及连杆，其将输入侧支点和输出侧支点连接，因此，当输入轴旋转而使连杆往复运动时，单向离合器间歇地接合，由此输出轴间歇旋转来传递驱动力。此时，通过利用变速致动器变更输入侧支点的偏心量，使得连杆进行往复运动的行程发生变化，从而变更变速比。

在使第3接合单元接合而将第1输入轴和第2输入轴连接、并且使第4接合单元接合而将第1输出轴和第2输出轴连接时，发动机的驱动力以第1输入轴→第3接合单元→第2输入轴→无级变速器→第1输出轴→第4接合单元→第2输出轴→前进后退切换机构的路径向驱动轮传递，从而使车辆前进行驶或后退行驶。

如果在车辆减速行驶时使第1接合单元接合而将第2输入轴和第2输出轴经由第1动力传递路径连接、并使第2接合单元接合而将第1输入轴和第1输出轴经由第2动力传递路径连接，则从驱动轮反向传递的驱动力以前进后退切换机构→第2输出轴→第1动力传递路径→第2输入轴→无级变速器→第1输出轴→第2动力传递路径→第1输入轴的路径向发动机传递，从而使发动机制动器工作。即使车速在减速行驶中减小，也能够通过变更无级变速器的变速比，而将发动机转速维持为固定，从而能够扩大发动机的燃料中断区域，节约燃料消耗量。

另外，根据本发明的第2特征，第3接合单元由在第1输入轴的转速超过第2输入轴的转速时接合的单向离合器构成，第4接合单元由在第1输出轴的转速超过第2输出轴的转速时接合的单向离合器构成，因此，能够在车辆加速行驶时使第3、第4接合单元自动接合而将发动机的驱动力传递至驱动轮，并在车辆减速行驶时使第3、第4接合单元自动解除接合而使发动机制动器工作。而且，在驾驶员使油门踏板返回而使车辆转移至减速行驶状态时，发动机制动器直接工作，因此，能够迅速响应驾驶员的要求。

另外，根据本发明的第3特征，如果在无级变速器发生故障时使第1接合单元和第3接合单元解除接合并使第2接合单元和所述第4接合单元接合，则发动机的驱动力以第1输入轴→第2动力传递路径(第2接合单元)→第1输出轴→第4接合单元→第2输出轴→前进后退切换机构的路径向驱动轮传递，从而能够使车辆退避行驶至修理工厂。

附图说明

图1是车辆用动力传递装置的骨架图。(第1实施方式)

图2是图1的2部的详细图。(第1实施方式)

图3是沿图2的3-3线的剖视图(最高变速比(TOP)状态)。(第1实施方式)

图4是沿图2的3-3线的剖视图(低速变速比(LOW)状态)。(第1实施方式)

图5是最高变速比状态下的作用说明图。(第1实施方式)

图6是低速变速比状态下的作用说明图。(第1实施方式)

图7是第1、第2动力传递路径、选择装置和差速器的骨架图。(第1实施方式)

图8是第1、第2啮合切换机构的接合表。(第1实施方式)

图9是驻车档时的扭矩传递图。(第1实施方式)

图10是倒车档时的扭矩传递图。(第1实施方式)

图11是空档时的扭矩传递图。(第1实施方式)

图12是前进档时的扭矩传递图(加速行驶时)。(第1实施方式)

图13是前进档时的扭矩传递图(减速行驶时)。(第1实施方式)

图14是前进档时的扭矩传递图(故障时)。(第1实施方式)

图15是与图7对应的图。(第2实施方式)

标号说明

11：输入轴；

11A：第1输入轴；

11B：第2输入轴；

12：输出轴；

12A：第1输出轴；

12B：第2输出轴；

14：变速致动器；

18：偏心盘(输入侧支点)；

19：连杆；

19c：销(输出侧支点)；

21：单向离合器；

22：外部件(输入部件)；

72A：第1动力传递路径；

72B：第2动力传递路径；

C1：第1离合器(第1接合单元)；

C2：第2离合器(第2接合单元)；

C3：第3离合器(第3接合单元)；

C4：第4离合器(第4接合单元)；

E：发动机；

S：选择装置(前进后退切换机构)；

T：无级变速器。

具体实施方式

以下，基于附图对本发明的实施方式进行说明。

第1实施方式

首先，基于图1～图14对本发明的第1实施方式进行说明。

如图1所示，将发动机E的驱动力经由左右的车轴10、10传递至驱动轮W、W的车辆用动力传递装置具备：配置在输入轴11和输出轴12之间的无级变速器T；配置在输出轴12上的选择装置S；以及配置在输出轴12和车轴10、10之间的差速器D。选择装置S能够切换驻车档、倒车档、空档和前进档。输入轴11包括与发动机E连接的第1输入轴11A和与无级变速器T连接的第2输入轴11B。另外，输出轴12包括与无级变速器T连接的第1输出轴12A和与选择装置S连接的第2输出轴12B。

如图1和图7所示，在输入轴11和输出轴12之间配置有中间轴71，该中间轴71由第1中间轴71A和第2中间轴71B构成。连接第2输入轴11B和第2输出轴12B的第1动力传递路径72A具备：固定设置于第2输入轴11B上的第1齿轮73；固定设置于第2中间轴71B上且与第1齿轮73啮合的第2齿轮74；配置在第1中间轴71A和第2中间轴71B之间的由多板离合器构成的第1离合器C1；固定设置于第1中间轴71A上的第3齿轮75；以及固定设置于第2输出轴12B上且与第3齿轮75啮合的第4齿轮76。

连接第1输入轴11A和第1输出轴12A的第2动力传递路径72B具备：固定设置于第1输入轴11A上的第5齿轮77；相对旋转自如地支承于第2中间轴71B上且与第5齿轮77啮合的第6齿轮78；相对旋转自如地支承于第2中间轴71B上的第7齿轮79；能够使第6齿轮78和第7齿轮79结合的由多板离合器构成的第2离合器C2；以及固定设置于第1输出轴12A上且与第7齿轮79啮合的第8齿轮80。

在第1输入轴11A和第2输入轴11B间配置有由多板离合器构成的第3离合器C3，如果对第3离合器C3解除接合，则第1输入轴11A和第2输入轴11B断开。另外，在第1输出轴12A和第2输出轴12B间配置有由多板离合器构成的第4离合器C4，如果对第4离合器C4解除接合，则第1输出轴12A和第2输出轴12B断开。

接下来，基于图2～图6对无级变速器T的结构进行说明。

如图2和图3所示，本实施方式的无级变速器T是将具有相同结构的多个(在实施方式中为4个)变速单元U…沿轴向重合而成的，这些变速单元U…将第2输入轴11B的旋转减速或加速后传递至第1输出轴12A。

以下，作为代表，对一个变速单元U的结构进行说明。与发动机E连接而旋转的第2输入轴11B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能够以与第2输入轴11B相同的速度旋转，并且能够相对于第2输入轴11B以不同的速度相对旋转。

在贯穿变速致动器14的旋转轴14a的第2输入轴11B上固定有第1小齿轮15，曲柄状的行星架16以跨越该第1小齿轮15的方式连接于变速致动器14的旋转轴14a。直径与第1小齿轮15相同的2个第2小齿轮17、17分别通过小齿轮销16a、16a被支承在与第1小齿轮15协作构成正三角形的位置，齿圈18a与这些第1小齿轮15和第2小齿轮17、17啮合，所述齿圈18a以偏心的方式形成于圆板形的偏心盘18的内部。在连杆19的杆部19a的一端设置的环部19b通过球轴承20以相对旋转自如的方式嵌合于偏心盘18的外周面。

设在第1输出轴12A的外周的单向离合器21具备：环状的外部件22，其通过销19c被枢转支承于连杆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12A；以及辊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。

根据图2可以清楚地知道，4个变速单元U…共用曲柄状的行星架16，通过第2小齿轮17、17支承于行星架16上的偏心盘18的相位在各个变速单元U中分别相差90°。例如，在图2中，左端的变速单元U的偏心盘18相对于第2输入轴11B移位至图中上方，从左开始的第3个变速单元U的偏心盘18相对于第2输入轴11B移位至图中下方，从左开始的第2个和第4个变速单元U、U的偏心盘18、18位于上下方向的中间。

接下来，基于图7，对选择装置S和差速器D的结构进行说明。

选择装置S除了具备相对旋转自如地嵌合于车轴10的外周的筒状的第1输出轴12A和第2输出轴12B外，还具备：相对旋转自如地嵌合于车轴10的外周的筒状的第3输出轴31；和相对旋转自如地嵌合于该第3输出轴31的外周的筒状的第4输出轴32。在第2输出轴12B的从右端向径向外侧延伸的末端形成有第1外周花键12a，在第3输出轴31的从左端向径向外侧延伸的末端形成有第2外周花键31a，在第4输出轴32的从左端向径向外侧延伸的末端形成有第3外周花键32a。

构成由牙嵌离合器形成的第1啮合切换机构35的第1外周花键12a、第2外周花键31a和第3外周花键32a沿轴向排列，第2外周花键31a和第3外周花键32a的外径彼此相等，并且比第1外周花键12a的外径小。另外，第1啮合切换机构35的套筒36具备外径较大的第1内周花键36a、和外径较小的第2内周花键36b，第1内周花键36a始终与第1外周花键12a啮合，第2内周花键36b始终与第3外周花键32a啮合，第2内周花键36b仅在图7所示的向左移动时与第2外周花键31a啮合。即，当套筒36通过拨叉37从图7所示的向左移动状态向右移动时，第2内周花键36b与第2外周花键31a的啮合被解除。

行星齿轮机构42具有太阳齿轮43、行星架44、齿圈45、以及相对旋转自如地支承于行星架44上的多个小齿轮47…，小齿轮47…与太阳齿轮43和齿圈45啮合。太阳齿轮43的左端与第4输出轴32的右端结合，齿圈45与从第3输出轴31的右端向径向外侧延伸的连接部件49的外周部连接。

在由牙嵌离合器构成的第2啮合切换机构51的套筒52上形成的内周花键52a与在行星架44的外周部形成的外周花键44a以及在壳体50上形成的外周花键50a啮合。因此，当套筒52通过拨叉53向左移动至图7所示的位置时，行星架44与壳体50断开，当套筒52通过拨叉53从图7所示的向左移动状态向右移动时，行星架44与壳体50结合。

构成差速器D的外廓的差速器壳体54的左端与第3输出轴31的右端结合。差速器D具备：一对小齿轮60、60，它们旋转自如地支承于小齿轮轴59，该小齿轮轴59固定于差速器壳体54上；和侧齿轮61、61，它们被固定设置于车轴10、10的端部，并与小齿轮60、60啮合。

接下来，对具备上述结构的本发明的第1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。如果使变速致动器14的旋转轴14a相对于第2输入轴11B相对旋转，则行星架16绕第2输入轴11B的轴线L1旋转。此时，行星架16的中心O、即由第1小齿轮15和两个第2小齿轮17、17构成的正三角形的中心绕第2输入轴11B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(即第2输入轴11B)位于与第1输出轴12A相反的一侧的状态，此时，偏心盘18相对于第2输入轴11B的偏心量变为最大，无级变速器T的变速比成为最高变速比状态。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(即第2输入轴11B)位于与第1输出轴12A相同的一侧的状态，此时，偏心盘18相对于第2输入轴11B的偏心量变为最小，无级变速器T的变速比成为低速变速比状态。

在图5所示的最高变速比状态下，如果通过发动机E使第2输入轴11B旋转并以与第2输入轴11B相同的速度使变速致动器14的旋转轴14a旋转，则第2输入轴11B、旋转轴14a、行星架16、第1小齿轮15、两个第2小齿轮17、17以及偏心盘18在成为一体的状态下以第2输入轴11B为中心绕逆时针方向(参照箭头A)进行偏心旋转。在从图5中的(A)经过图5中的(B)向图5中的(C)的状态旋转的期间，连杆19使在其杆部19a的末端被销19c枢转支承的外部件22绕逆时针方向(参照箭头B)旋转，其中该连杆19的环部19b通过球轴承20相对旋转自如地支承于偏心盘18的外周。图5中的(A)和图5中的(C)示出了外部件22的沿所述箭头B方向旋转的两端。

这样，当外部件22沿箭头B方向旋转时，辊25…啮入单向离合器21的外部件22与内部件23之间的楔状的空间，从而将外部件22的旋转通过内部件23传递至第1输出轴12A，因此，第1输出轴12A绕逆时针方向(参照箭头C)旋转。

如果第2输入轴11B和第1小齿轮15进一步旋转，则齿圈18a与第1小齿轮15及第2小齿轮17、17啮合的偏心盘18绕逆时针方向(参照箭头A)偏心旋转。在从图5中的(C)经过图5中的(D)向图5中的(A)的状态旋转的期间，连杆19使在其杆部19a的末端被销19c枢转支承的外部件22绕顺时针方向(参照箭头B′)旋转，其中该连杆19的环部19b通过球轴承20相对旋转自如地支承于偏心盘18的外周。图5中的(C)和图5中的(A)示出了外部件22的沿所述箭头B′方向旋转的两端。

这样，当外部件22沿箭头B′方向旋转时，辊25…一边压缩弹簧24…一边被从外部件22与内部件23之间的楔状的空间推出，由此使得外部件22相对于内部件23打滑，第1输出轴12A不旋转。

如以上那样，当外部件22往复旋转时，只有当外部件22的旋转方向为逆时针方向(参照箭头B)时第1输出轴12A才绕逆时针方向(参照箭头C)旋转，因此，第1输出轴12A间歇旋转。

图6是示出在低速变速比状态下运转无级变速器T时的作用的图。此时，由于第2输入轴11B的位置与偏心盘18的中心一致，因此偏心盘18相对于第2输入轴11B的偏心量为零。如果在使第3离合器C3接合而将第1输入轴11A和第2输入轴11B结合、并使第4离合器C4接合而将第1输出轴12A和第2输出轴12B结合的状态下，通过发动机E使第2输入轴11B旋转并以与第2输入轴11B相同的速度使变速致动器14的旋转轴14a旋转，则第2输入轴11B、旋转轴14a、行星架16、第1小齿轮15、两个第2小齿轮17、17以及偏心盘18在成为一体的状态下以第2输入轴11B为中心绕逆时针方向(参照箭头A)进行偏心旋转。可是，由于偏心盘18的偏心量为零，因此连杆19的往复运动的行程也为零，第1输出轴12A不旋转。

因此，如果驱动变速致动器14而将行星架16的位置设定在图3的最高变速比状态与图4的低速变速比状态之间，则能够实现零变速比与预定变速比之间的任意变速比下的运转。

在无级变速器T中，并列设置的4个变速单元U…的偏心盘18…的相位互相错开90°，因此，4个变速单元U…交替地传递驱动力，即4个单向离合器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12A连续旋转。

接下来，对切换驻车档、倒车档、空档和前进档的选择装置S的作用进行说明。

如果在使第3离合器C3和第4离合器C4接合的状态下，如图8和图9所示使第1啮合切换机构35的套筒36向左移动而将第1输出轴12A、第2输出轴12B、第3输出轴31和第4输出轴32结合成一体，并且使第2啮合切换机构51的套筒52向右移动而将行星齿轮机构42的行星架44与壳体50结合，则驻车档确立。

当处于驻车档时，与差速器壳体54成一体的第3输出轴31经由连接部件49与行星齿轮机构42的齿圈45结合，并且，所述第3输出轴31经由第1啮合切换机构35和第4输出轴32与行星齿轮机构42的太阳齿轮43连接，而且，行星齿轮机构42的行星架44经由第2啮合切换机构51与壳体50结合。其结果是，行星齿轮机构42成为锁定状态，经由差速器D与行星齿轮机构42连接的驱动轮W、W被约束成不能旋转。

如果在使第3离合器C3和第4离合器C4接合的状态下，如图8和图10所示使第1啮合切换机构35的套筒36向右移动而将第1输出轴12A、第2输出轴12B和第4输出轴32结合并将第3输出轴31断开，并且使第2啮合切换机构51的套筒52向右移动而将行星齿轮机构42的行星架44与壳体50结合，则倒车档确立。

当处于倒车档时，从无级变速器T输出至第1输出轴12A的驱动力以第4离合器C4→第2输出轴12B→第1啮合切换机构35→第4输出轴32→太阳齿轮43→行星架44→齿圈45→连接部件49的路径被传递至差速器壳体54，同时在行星齿轮机构42中被减速且成为逆向旋转，由此能够使车辆后退行驶。

如果在使第3离合器C3和第4离合器C4接合的状态下，如图8和图11所示使第1啮合切换机构35的套筒36向右移动而将第1输出轴12A、第2输出轴12B和第4输出轴32结合并将第3输出轴31断开，并且使第2啮合切换机构51的套筒52向左移动而将行星齿轮机构42的行星架44与壳体50断开，则空档确立。

当处于空档时，行星齿轮机构42的行星架44与壳体50断开，因此齿圈45和连接部件49能够自由旋转，并且由于第3输出轴31与第1啮合切换机构35断开，因此第3输出轴31能够自由旋转，与连接部件49和第3输出轴31连接的差速器壳体54能够自由旋转，驱动轮W、W成为不受约束的状态。在该状态下，发动机E的驱动力从无级变速器T以第1输出轴12A→第4离合器C4→第2输出轴12B→第1啮合切换机构35→第4输出轴32的路径被传递至太阳齿轮43，但由于行星架44没有受到约束，因此行星齿轮机构42空转，驱动力没有被传递至差速器D。

如果在使第3离合器C3和第4离合器C4接合的状态下，如图8和图12所示使第1啮合切换机构35的套筒36向左移动而将第1输出轴12A、第2输出轴12B、第3输出轴31和第4输出轴32结合成一体，并且使第2啮合切换机构51的套筒52向左移动而将行星齿轮机构42的行星架44与壳体50断开，则前进档确立。

当处于前进档时，经由连接部件49与行星齿轮机构42的齿圈45连接的第3输出轴31和与行星齿轮机构42的太阳齿轮43连接的第4输出轴32通过第1啮合切换机构35结合，因此，行星齿轮机构42成为能够一体地旋转的状态。其结果是，在加速行驶时，从无级变速器T输出至第1输出轴12A的驱动力以第4离合器C4→第2输出轴12B→第1啮合切换机构35→第3输出轴31的路径、或者以第4离合器C4→第2输出轴12B→第1啮合切换机构35→第4输出轴32→太阳齿轮43→行星架44→齿圈45→连接部件49的路径向差速器壳体54传递，从而能够使车辆前进行驶。

如以上所述，本实施方式的无级变速器T的第1输出轴12A经由单向离合器21…被传递驱动力，因此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选择装置S配置在第1输出轴12A和第2输出轴12B的下游侧，能够在不设置后退行驶用的电动马达进行混合动力化的情况下使车辆后退行驶。而且，选择装置S在前进档和倒车档以外还能够确立驻车档和空档，因此能够使动力传递装置自身更加小型轻量化。

接下来，基于图13，对前进档下的减速行驶时的扭矩传递进行说明。

在减速行驶时，需要从驱动轮W、W侧向发动机E侧反向传递驱动力来使发动机制动器工作，但由于无级变速器T在第1输出轴12A与连杆19…之间配置有单向离合器21…，因此无法反向传递驱动力。因此，在本实施方式中，将从驱动轮W、W反向传递的驱动力以第1动力传递路径72A→无级变速器T→第2动力传递路径72B的路径反向传递至发动机E，使发动机制动器工作。

即，如果车辆在前进档下成为减速行驶状态，则至此为止接合着的第3离合器C3和第4离合器C4解除接合，并且至此为止解除了接合的第1离合器C1和第2离合器C2接合。其结果是，从驱动轮W、W反向传递至第2输出轴12B的驱动力以第4齿轮76→第3齿轮75→第1中间轴71A→第1离合器C1→第2中间轴71B→第2齿轮74→第1齿轮73→第2输入轴11B→无级变速器T→第1输出轴12A→第8齿轮80→第7齿轮79→第2离合器C2→第6齿轮78→第5齿轮77→第1输入轴11A的路径向发动机E反向传递，从而能够使发动机制动器工作。此时，扭矩从第2输入轴11B侧向第1输出轴12A侧传递，因此无级变速器T能够无障碍地发挥变速功能。

因此，即使在车辆的减速燃料中断所引起的减速行驶中车速逐渐减小，也能够通过变更无级变速器T的变速比、使发动机转速变化，而任意调整发动机制动器的制动力的大小，或者将发动机转速维持为发动机E能够再点火的转速以备车辆进行再加速。而且，在一边将发动机转速保持为固定一边使发动机制动器工作时，能够将发动机转速保持为固定直至更低的车速，从而能够扩大减速燃料中断的车速区域，节约燃料消耗量。

接下来，基于图14，对无级变速器T发生故障时的扭矩传递进行说明。

在无级变速器T发生故障的情况下，将发动机E的驱动力经由第2动力传递路径72B传递至驱动轮W、W，由此，能够在不将驱动力传递至发生了故障的无级变速器T的情况下使车辆行驶。在发生了摩擦力增加(变速致动器14的电流值变得比正常时高)、变速速度变慢、不进行变速、与控制装置之间的控制信号中断等异常时，判定为无级变速器T发生故障。

在无级变速器T发生故障时，第2离合器C2和第4离合器C4接合，并且第1离合器C1和第3离合器C3解除接合。其结果是，发动机E的驱动力以第1输入轴11A→第5齿轮77→第6齿轮78→第2离合器C2→第7齿轮79→第8齿轮80→第1输出轴12A→第4离合器C4的路径传递至第2输出轴12B，并从此处经由选择装置S和差速器D传递至驱动轮W、W。由此，能够使无级变速器T发生了故障的车辆退避行驶至修理工厂。

第2实施方式

接下来，基于图15对本发明的第2实施方式进行说明。

在第1实施方式中，第3离合器C3和第4离合器C4由多板式离合器构成，在第2实施方式中，第3离合器C3和第4离合器C4由单向离合器构成。

当第1输入轴11A的转速超过第2输入轴11B的转速时，即发动机E的驱动力被传递至无级变速器T时，配置在第1输入轴11A和第2输入轴11B之间的第3离合器C3接合，除此以外的时候，所述第3离合器C3解除接合。当第1输出轴12A的转速超过第2输出轴12B的转速时、即无级变速器T输出的驱动力被传递至驱动轮W、W时，配置在第1输出轴12A和第2输出轴12B之间的第4离合器C4接合。

在发动机制动器工作时，第3离合器C3和第4离合器C4都解除接合(参照图13)，因此需要第1动力传递路径72A的加速比和无级变速器T的变速比之间满足规定的关系。

如果设定为

Ne：发动机转速

Nin：无级变速器输入转速

Nout：无级变速器输出转速

Nd：第2输出轴转速(差速器转速)

iBD：无级变速器变速比

i1：第1动力传递路径加速比

i2：第2动力传递路径加速比，

则在第3离合器C3解除接合时，第1输入轴11A的转速(发动机转速)需要小于第2输入轴11B的转速(无级变速器输入转速)。即，需要使

Ne＜Nin

Nd×i1×(1/iBD)×i2＜Nd×i1

i2＜iBD

成立，如果控制成使无级变速器变速比iBD超过由第5齿轮77、第6齿轮78、第7齿轮79和第8齿轮80的齿数确定的第2动力传递路径72B的加速比i2，则在需要使发动机制动器工作时，能够使第3离合器C3自动解除接合。

另外，为了使第4离合器C4解除接合，需要使第1输出轴12A的转速(无级变速器输出转速)小于第2输出轴12B的转速(差速器转速)。即，需要使

Nout＜Nd

Nin×(1/iBD)＜Nin/i1

i1＜iBD

成立，如果控制成使无级变速器变速比iBD超过由第1齿轮73、第2齿轮74、第3齿轮75和第4齿轮76的齿数确定的第1动力传递路径72A的加速比i1，则在需要使发动机制动器工作时，能够使第4离合器C4自动解除接合。

如上，根据本实施方式，在驾驶员使油门踏板返回而使车辆转移至减速行驶状态时，第3离合器C3和第4离合器C4直接解除接合而使发动机制动器工作，因此，能够迅速响应驾驶员的要求。

以上，对本发明的实施方式进行了说明，但本发明能够在不脱离其要点的范围内进行各种设计变更。

例如，在实施方式中，无级变速器T具备4个变速单元U，但是变速单元U的数量并不限定于4个。

另外，选择装置S的结构并不受实施方式限定。

Claims

1.一种车辆用动力传递装置，其中，将与发动机(E)连接的输入轴(11)的旋转变速后传递至输出轴(12)的无级变速器(T)具备：输入侧支点(18)，其相对于所述输入轴(11)的轴线的偏心量可变，且该输入侧支点(18)与该输入轴(11)一起旋转；单向离合器(21)，其与所述输出轴(12)连接；输出侧支点(19c)，其设置于所述单向离合器(21)的输入部件(22)上；连杆(19)，其两端分别与所述输入侧支点(18)和所述输出侧支点(19c)连接而进行往复运动；变速致动器(14)，其变更所述输入侧支点(18)的偏心量；以及前进后退切换机构(S)，其与所述输出轴(12)连接，切换车辆的前进和后退，所述车辆用动力传递装置的特征在于，

所述输入轴(11)包括与所述发动机(E)连接的第1输入轴(11A)、和与所述第1输入轴(11A)及所述无级变速器(T)连接的第2输入轴(11B)，所述输出轴(12)包括与所述无级变速器(T)连接的第1输出轴(12A)、和与所述第1输出轴(12A)及所述前进后退切换机构(S)连接的第2输出轴(12B)，

所述车辆用动力传递装置具备：第1动力传递路径(72A)，其在所述第2输入轴(11B)和所述第2输出轴(12B)之间传递驱动力；第2动力传递路径(72B)，其在所述第1输入轴(11A)和所述第1输出轴(12A)之间传递驱动力；第1接合单元(C1)，其配置在所述第1动力传递路径(72A)上；第2接合单元(C2)，其配置在所述第2动力传递路径(72B)上；第3接合单元(C3)，其配置在所述第1输入轴(11A)和所述第2输入轴(11B)之间；以及第4接合单元(C4)，其配置在所述第1输出轴(12A)和所述第2输出轴(12B)之间。

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，

所述第3接合单元(C3)由在所述第1输入轴(11A)的转速超过所述第2输入轴(11B)的转速时接合的单向离合器构成，所述第4接合单元(C4)由在所述第1输出轴(12A)的转速超过所述第2输出轴(12B)的转速时接合的单向离合器构成。

3.根据权利要求1或权利要求2所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

在所述无级变速器(T)发生故障时，所述第1接合单元(C1)和所述第3接合单元(C3)解除接合，所述第2接合单元(C2)和所述第4接合单元(C4)接合。