CN105917139B - 车辆用动力传递装置 - Google Patents

Abstract

曲轴式的车辆用动力传递装置的离合器(52)具有：与输入齿轮(26)一体旋转的离合器输入部件(53)；与变速器输入轴(11A)一体旋转的离合器输出部件(54)；以及使离合器输出部件(54)和离合器输入部件(53)接合而将驱动源输出轴(11B)的驱动力传递到变速器输入轴(11A)的离合器工作部件(55)。输入齿轮(26)经由轴承(57)支承在变速箱(56)上，输入齿轮(26)、输出齿轮(27)和惰轮(28)由斜齿轮构成。输入齿轮(26)从惰轮(28)接受的轴向的啮合反作用力与输入齿轮(26)从离合器工作部件(55)接受的轴向的接合负荷是相反方向的，因此，能够通过输入齿轮(26)从惰轮(28)接受的轴向的啮合反作用力来抵消施加到轴承(57)的离合器(52)的接合负荷，能够提高轴承(57)的耐久性。

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，该车辆用动力传递装置具有：变速器输入轴，其经由离合器与通过驱动源驱动的驱动源输出轴连接；与驱动轮连接的变速器输出轴；曲轴式的变速机构，其能够将所述变速器输入轴的驱动力进行变速后传递到所述变速器输出轴；以及辅助动力传递单元，其与所述变速机构并列配置，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，所述辅助动力传递单元由以下部分构成：输入齿轮，其与所述驱动源输出轴一体旋转；输出齿轮，其与所述变速器输出轴连接；以及惰轮，其与所述输入齿轮和所述输出齿轮啮合。

背景技术

下述专利文献1公开了如下的曲轴式的车辆用动力传递装置：将连杆的大端部连接到和与发动机连接的输入轴一体旋转的偏心盘，并且，将连杆的小端部经由单向离合器连接到输出轴，通过单向离合器将由于偏心盘的偏心旋转而产生的连杆的往复运动转换为输出轴的一个方向的旋转运动。

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

发明要解决的问题

但是，该曲轴式的车辆用动力传递装置在动力传递路径上安装了单向离合器，是无法从输出轴侧向输入轴侧对驱动力进行逆传递的构造，因此，存在发动机制动器不能工作的问题。因此，考虑经由通过齿轮列构成的辅助动力传递单元连接输入轴和输出轴，经由辅助动力传递单元将驱动力从输出轴侧逆传递到输入轴侧，从而能够使发动机制动器工作。

如果设置这样的辅助动力传递单元，则存在如下优点：在曲轴式的车辆用动力传递装置发生故障时，通过将发动机的驱动力经由辅助动力传递单元传递到驱动轮，能够实现到达修理工厂为止的退避行驶。该情况下，需要在发动机和车辆用动力传递装置之间配置离合器，以使得不将发动机的驱动力传递到发生了故障的曲轴式的车辆用动力传递装置。该离合器仅在曲轴式的车辆用动力传递装置发生故障而进行退避行驶的情况下使用，因此，希望尽量通过小型且构造简单的干式离合器构成，通常时利用弹簧等的作用力维持接合状态，在退避行驶等紧急情况时利用致动器进行接合解除。

然而，当这样构成时，用于在将离合器支承于变速箱的轴承上接合该离合器的作用力作为推力负荷而始终进行作用，通常的径向轴承可能会对耐久性产生不好的影响。

本发明是鉴于前述的情况而完成的，其目的在于，在曲轴式的车辆用动力传递装置中设有由齿轮列构成的辅助动力传递单元和退避行驶用的离合器的情况下，减轻对该离合器施加的推力负荷。

用于解决问题的手段

为了达成上述目的，根据本发明，提出如下车辆用动力传递装置，该车辆用动力传递装置具有：变速器输入轴，其经由离合器与通过驱动源驱动的驱动源输出轴连接；与驱动轮连接的变速器输出轴；曲轴式的变速机构，其能够将所述变速器输入轴的驱动力进行变速后传递到所述变速器输出轴；以及辅助动力传递单元，其与所述变速机构并列配置，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，所述辅助动力传递单元由以下部分构成：输入齿轮，其与所述驱动源输出轴一体旋转；与所述变速器输出轴连接的输出齿轮；以及惰轮，其与所述输入齿轮和所述输出齿轮啮合，该车辆用动力传递装置的第1特征在于，所述离合器具有：离合器输入部件，其与所述输入齿轮一体旋转；离合器输出部件，其与所述变速器输入轴一体旋转；离合器工作部件，其使所述离合器输出部件和所述离合器输入部件接合，将所述驱动源输出轴的驱动力传递到所述变速器输入轴，所述输入齿轮经由轴承支承在变速箱上，所述输入齿轮、所述输出齿轮和所述惰轮由斜齿轮构成，所述输入齿轮从所述惰轮接受的轴向的啮合反作用力与所述输入齿轮从所述离合器工作部件接受的轴向的接合负荷是相反方向的。

此外，根据本发明，提出如下的车辆用动力传递装置，除了所述第1特征以外，第2特征在于，所述离合器工作部件施加从所述驱动源远离的方向的负荷来使所述离合器输出部件和所述离合器输入部件接合，所述输入齿轮从所述惰轮接受的啮合反作用力是朝向所述驱动源的方向的。

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，实施方式的干式离合器52与本发明的离合器对应，实施方式的球轴承57与本发明的轴承对应，实施方式的发动机E与本发明的驱动源对应，实施方式的变速单元U与本发明的变速机构对应。

发明的效果

根据本发明的第1特征，具有：变速器输入轴，其经由离合器与通过驱动源驱动的驱动源输出轴连接；与驱动轮连接的变速器输出轴；曲轴式的变速机构，其能够将变速器输入轴的驱动力进行变速后传递到变速器输出轴；以及辅助动力传递单元，其与变速机构并列配置，能够在驱动源输出轴和变速器输出轴之间传递驱动力，辅助动力传递单元由与驱动源输出轴一体旋转的输入齿轮、与变速器输出轴连接的输出齿轮、对输入要素和输出要素进行连接的惰轮构成，因此，当变速器输入轴固定而不能旋转时，解除离合器的接合，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到变速器输出轴，从而能够通过驱动源的驱动力让车辆退避行驶到修理工厂。

此外，离合器具有：与输入齿轮一体旋转的离合器输入部件；与变速器输入轴一体旋转的离合器输出部件；以及使离合器输出部件和离合器输入部件接合而将驱动源输出轴的驱动力传递到变速器输入轴的离合器工作部件，输入齿轮经由轴承而支承在变速箱上，输入齿轮、输出齿轮和惰轮由斜齿轮构成，输入齿轮从惰轮接受的轴向的啮合反作用力与输入齿轮从离合器工作部件接受的轴向的接合负荷是相反方向的，因此，通过均由斜齿轮构成的输入齿轮从惰轮接受的轴向的啮合反作用力，来抵消离合器工作部件为了使离合器输出部件和离合器输入部件接合而施加到轴承的轴向的接合负荷，从而能够降低轴承的所述接合负荷，提高耐久性。

根据本发明的第2的特征，离合器工作部件施加从驱动源远离的方向的负荷来使离合器输出部件和离合器输入部件接合，输入齿轮从惰轮接受的啮合反作用力是朝向驱动源的方向，因此，能够通过输入齿轮从惰轮接受的轴向的啮合反作用力来抵消通过离合器工作部件对轴承施加的轴向的接合负荷，提高轴承的耐久性。

附图说明

图1是车辆用动力传递装置的概略图。(第1实施方式)

图2是图1的2部详细图。(第1实施方式)

图3是图2的3-3线剖视图(OD状态)。(第1实施方式)

图4是图2的3-3线剖视图(GN状态)。(第1实施方式)

图5是OD状态下的作用说明图。(第1实施方式)

图6是GN状态下的作用说明图。(第1实施方式)

图7是图1的7部详细图。(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是驻车挡的扭矩流图。(第1实施方式)

图10是倒车挡的扭矩流图。(第1实施方式)

图11是空挡的扭矩流图。(第1实施方式)

图12是前进挡的扭矩流图(通常行驶状态)。(第1实施方式)

图13是前进挡的扭矩流图(发动机制动状态)。(第1实施方式)

图14是前进挡的扭矩流图(怠速停止状态)。(第1实施方式)

图15是前进挡的扭矩流图(故障状态)。(第1实施方式)

图16是图1的16部详细图。(第1实施方式)

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)

26 输入齿轮

27 输出齿轮

28 惰轮

29 辅助动力传递单元

52 干式离合器(离合器)

53 离合器输入部件

54 离合器输出部件

55 离合器工作部件

56 变速箱

57 球轴承(轴承)

E 发动机(驱动源)

U 变速单元(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。

【第1实施方式】

如图1所示，将发动机E的驱动力经由左右的车轴10传递到驱动轮W的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、差动齿轮D。第1动力传递切换机构S1能够对驻车挡、倒车挡、空挡和前进挡进行切换。第2动力传递切换机构S2能够对通常行驶/发动机制动状态、怠速停止状态和故障状态进行切换。

接着，根据图1～图7对车辆用动力传递装置的构造进行说明。

如图1所示，输入轴11由输入轴主体部11A、比输入轴主体部11A更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和输入轴主体部11A之间设有阻尼器51和干式离合器52。干式离合器52在通常时维持接合状态，但是，在后述的输入轴主体部11A的固定时被解除接合，将输入轴主体部11A和输入轴上游部11B分离。

此外，第1输出轴12由输出轴主体部12A、比输出轴主体部12A更靠驱动力传递方向下游侧(驱动轮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始终一体。

如图2和图3所示，本实施方式的无级变速器T是在轴向上重合具有同一构造的多个(实施方式中为4个)变速单元U而得到的，这些变速单元U具有平行配置的共同的输入轴11和共同的第1输出轴12，输入轴11的旋转被减速或增速而传递到第1输出轴12。

以下，作为代表，对一个变速单元U的构造进行说明。与发动机E连接而旋转的输入轴11以能够相对自由旋转的方式贯通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被固定在旋转轴14a上，定子14c被固定在壳体上。变速致动器14的旋转轴14a能够以与输入轴11相同的速度旋转，并且，能够相对于输入轴11而以不同的速度进行相对旋转。

在变速致动器14的旋转轴14a中贯通的输入轴11上固定有第1小齿轮15，以跨越该第1小齿轮15的方式在变速致动器14的旋转轴14a上连接有曲轴状的行星架16。直径与第1小齿轮15相同的2个第2小齿轮17与第1小齿轮15协作，在构成正三角形的位置上分别经由小齿轮销16a而被支承，在圆板形的偏心盘18的内部偏心而形成的齿圈18a与这些第1小齿轮15和第2小齿轮17啮合。在连杆19的杆部19a的一端上设置的环部19b经由球轴承20，以相对旋转自如地方式嵌合在偏心盘18的外周面上。

第1输出轴12的外周上设置的第1单向离合器21具有：环状的外部件22，其经由销19c而枢轴支承在连杆19的杆部19a上；内部件23，其配置在外部件22的内部，固定在第1输出轴12上；辊25，其配置在外部件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中，被弹簧24施力。

由图2可知，4个变速单元U共享曲轴状的行星架16，但是，在行星架16上经由第2小齿轮17而支承的偏心盘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相对于输入轴11移位至图中上方，左数第3个变速单元U的偏心盘18相对于输入轴11移位至图中下方，左数第2和第4个变速单元U的偏心盘18位于上下方向中间。

由图1可知，无级变速器T具有能够传递驱动力的辅助性的动力传递路径，该辅助性的动力传递路径是与上述4个变速单元U不同的路径。即，输入齿轮26与输出齿轮27经由惰轮28而被连接起来，其中，所述输入齿轮26被设置在阻尼器51的下游侧，所述输出齿轮27被设置在相对旋转自如地在输出轴主体部12A的下游侧的输出轴下游部12B的外周嵌合的传递轴13上。均由斜齿轮构成的输入齿轮26、输出齿轮27和惰轮28构成辅助动力传递单元29。

由图7可知，第1动力传递切换机构S1除了具有以相对旋转自如的方式在车轴10的外周上嵌合的筒状的第1输出轴12以外，还具有：以相对旋转自如的方式在车轴10的外周上嵌合的筒状的第2输出轴31；以相对旋转自如的方式在该第2输出轴31的外周上嵌合的筒状的第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在轴向上排列，第5外周花键31a和第6外周花键32a的外径相互相等，并且小于第4外周花键12a的外径。此外，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、外径较小的第3内周花键34b，第2内周花键34a始终与第4外周花键12a啮合，第3内周花键34b始终与第6外周花键32a啮合，第3内周花键34b仅在图7所示的向左移动时与第5外周花键31a啮合。即，当套筒34通过叉34c从图7所示的向左移动状态起向右移动时，第3内周花键34b和第5外周花键31a之间的啮合被解除。

行星齿轮机构35具有作为第1要素的太阳齿轮36、作为第3要素的行星架37、作为第2要素的齿圈38、以相对旋转自如的方式支承在行星架37上的多个小齿轮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与在行星架37的外周部上形成的外周花键37a和在壳体42上形成的外周花键42a啮合，该第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处。因此，当套筒41通过叉41b在图7所示的位置向左移动时，行星架37从壳体42分离，当套筒41通过叉41b从图7所示的位置向右移动时，行星架37与壳体42结合。

第2动力传递切换机构S2被设置在传递轴13和输出轴下游部12B之间，因此，具有：设于传递轴13的第1外周花键13a；设于输出轴下游部12B的第2外周花键12b和第3外周花键12c；具有内周花键43a的套筒43；驱动套筒43的叉43b；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能够取以下位置：使第1外周花键13a和第2外周花键12b结合的左动位置；使第1外周花键13a、第2外周花键12b和第3外周花键12c结合的中央位置；以及使第2外周花键12b和第3外周花键12c结合的右动位置。此外，在输出轴下游部12B和第2外周花键12b之间配置的第2单向离合器45在输出轴下游部12B的转速超过了传递轴13的转速时接合。

构成差动齿轮D的外轮廓的差速器壳47与第2输出轴31的右端连接。差动齿轮D具有：以旋转自如的方式在固定于差速器壳47的小齿轮轴48上支承的一对小齿轮49；固定在车轴10的端部而与小齿轮49啮合的侧齿轮50。

如图16所示，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和离合器工作部件55，其中，该阻尼器51设置于与发动机E连接的输入轴上游部11B。在与阻尼器51的输出侧连接的离合器输入部件53上，一体形成辅助动力传递单元29的输入齿轮26，该输入齿轮26经由球轴承57以能够旋转的方式支承在变速箱56上。离合器输出部件54与输入轴主体部11A连接，离合器工作部件55经由在中空的输入轴主体部11A的内部同轴地贯通的离合器动作杆58而与离合器致动器59连接。

离合器动作杆58通过未图示的弹簧而向图中左侧被施力，离合器工作部件55通过离合器动作杆58将离合器输出部件54按压到离合器输入部件53，离合器输出部件54和离合器输入部件53一体化，由此，干式离合器52接合，将输入轴上游部11B和输入轴主体部11A结合为一体。当通过离合器致动器59将离合器动作杆58向图中右侧驱动时，离合器工作部件55的押压被解除，离合器输出部件54和离合器输入部件53隔开间隔，干式离合器52解除接合，输入轴上游部11B和输入轴主体部11A之间的驱动力的传递被解除。

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构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示出行星架16的中心O相对于第1小齿轮15(即输入轴11)而位于第1输出轴12的相反侧的状态，此时，偏心盘18相对于输入轴11的偏心量成为最大，无级变速器T的变速比成为OD(overdrive：高速变速比)状态。图4和图6示出行星架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相同的一侧的状态，此时，偏心盘18相对于输入轴11的偏心量成为零，无级变速器T的变速比成为GN(geared neutral：变速比无限大)状态。

在图5所示的OD状态下，当通过发动机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和偏心盘18在成为一体的状态下，以输入轴11为中心在逆时针方向(参照箭头A)上偏心旋转。在从图5的(A)经由图5的(B)向图5的(C)的状态旋转的期间内，经由球轴承20以相对旋转自如的方式将环部19b支承在偏心盘18的外周上的连杆19使在其杆部19a的前端通过销19c枢轴支承的外部件22向逆时针方向(参照箭头B)旋转。图5的(A)和图5的(C)示出外部件22的所述箭头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25咬入第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，外部件22的旋转经由内部件23而被传递到第1输出轴12，因此，第1输出轴12在逆时针方向(参照箭头C)上旋转。

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啮合的偏心盘18在逆时针方向(参照箭头A)上偏心旋转。在从图5的(C)经由图5的(D)向图5的(A)的状态旋转的期间内，经由球轴承20以相对旋转自如的方式将环部19b支承在偏心盘18的外周上的连杆19使在其杆部19a的前端通过销19c枢轴支承的外部件22在顺时计方向(参照箭头B′)上旋转。图5的(C)和图5的(A)示出外部件22的所述箭头B′方向的旋转的两端。

这样，当外部件22在箭头B′方向上旋转时，辊25从外部件22和内部件23之间的楔状空间对弹簧24进行压缩并被推出，由此，外部件22相对于内部件23滑动，第1输出轴12不旋转。

如以上那样，当外部件22往复旋转时，仅在外部件22的旋转方向为逆时针方向(箭头B参照)时，第1输出轴12在逆时针方向(参照箭头C)上旋转，因此，第1输出轴12间歇性旋转。

图6示出在GN状态下使无级变速器T运转时的作用。此时，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。当在该状态下通过发动机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和偏心盘18在成为一体的状态下，以输入轴11为中心在逆时针方向(参照箭头A)上偏心旋转。然而，由于偏心盘18的偏心量是零，因此，连杆19的往复运动的行程也为零，第1输出轴12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OD状态和图4的GN状态之间，则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。

无级变速器T中的并列设置的4个变速单元U的偏心盘18的相位相互分别错开90°，因此，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中的任意一方必然处于接合状态，由此，能够使第1输出轴12连续旋转。

接着，对切换驻车挡、倒车挡、空挡和前进挡的第1动力传递切换机构S1的作用进行说明。

如图8和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，建立驻车挡。

在驻车挡中，与差速器壳47一体的第2输出轴31与行星齿轮机构35的齿圈38结合，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，进而，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。其结果是，行星齿轮机构35成为锁定状态，而且，经由差动齿轮D而连接的驱动轮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，建立倒车挡。

在倒车挡中，从无级变速器T输入到第1输出轴12的输出轴下游部12B的驱动力在第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的路径中被传递到差速器壳47，同时在行星齿轮机构35中减速而成为逆旋转，从而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，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，建立空挡。

在空挡中，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，驱动轮W成为不被限制的状态。在该状态下，发动机E的驱动力从无级变速器T起通过输出轴下游部12B→第1啮合切换机构33→第3输出轴32的路径被传递到太阳齿轮36，但是由于行星架37不被限制，因此，行星齿轮机构35空转，驱动力不会传递到差动齿轮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，建立前进挡。

在前进挡中，行星齿轮机构35的齿圈38和太阳齿轮36通过第1啮合切换机构33结合，因此，行星齿轮机构35成为能够一体旋转的状态。其结果是，从无级变速器T输出到输出轴下游部12B的驱动力通过第1啮合切换机构33→第2输出轴31的路径，或者第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的路径被传递到差速器壳47，能够使车辆前进行驶。

如以上那样，本实施方式的无级变速器T的第1输出轴12经由第1单向离合器21来传递驱动力，因此，虽然只能在前进行驶方向上进行旋转，但是，通过在第1输出轴12的下游侧配置具有前进后退切换功能的第1动力传递切换机构S1，能够使车辆后退行驶，而不需要设置后退行驶用的电动马达来进行混合动力驱动。

而且，第1动力传递切换机构S1能够在前进挡和倒车挡以外建立驻车挡和空挡，因此，能够使动力传递装置本身进一步小型轻量化。

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9～图12所示，在第1动力传递切换机构S1处于上述的驻车挡、倒车挡、空挡和前进挡中的任意一方的通常状态下，第2动力传递切换机构S2的套筒43向左移动，来连接传递轴13的第1外周花键13a、输出轴下游部12B的第2外周花键12b。因此，在前进挡或倒车挡的行驶中，发动机E的驱动力从输入轴11不仅经由变速单元U而传递到输出轴下游部12B，还从输入轴11经由由输入齿轮26、惰轮28和输出齿轮27构成的辅助动力传递单元29而传递到传递轴13，从传递轴13的第1外周花键13a传递到输出轴下游部12B的第2外周花键12b。

然而，由于变速单元U的变速比被设定为大于辅助动力传递单元29的变速比，因此，传递轴13的转速(即第2外周花键12b的转速)大于输出轴下游部12B的转速，第2单向离合器45解除接合，不进行经由辅助动力传递单元29的动力传递，通过经由变速单元U的动力传递使车辆前进行驶或后退行驶。

当在前进挡的前进行驶中车辆转移到减速状态时，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的驱动力经由差动齿轮D和第1动力传递切换机构S1而被传递到输出轴下游部12B。此时，输出轴下游部12B的转速大于经由辅助动力传递机构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)，第2单向离合器45接合，由此，输出轴下游部12B的驱动力经由辅助动力传递单元29和输入轴11逆传递到发动机E，能够使发动机制动器工作。

在倒车挡的后退行驶中车辆减速的情况下，输出轴下游部12B也在与前进挡的前进行驶中相同的方向上旋转，因此，同样能够使发动机制动器工作。

当前进挡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43向右移动，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。其结果是，通过从驱动轮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，能够减少燃料消耗量。

在变速单元U发生故障而使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43位于中央位置，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和第3外周花键12c结合。其结果是，传递轴13和输出轴下游部12B不经由第2单向离合器45而直接连结，因此，能够将发动机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和差动齿轮D传递到驱动轮W，能够使车辆前进行驶或后退行驶到修理工厂。

但是，有时由于支承输入轴主体部11A的球轴承(未图示)或支承连杆19的环部19b的球轴承20(参照图3)破损，会发生输入轴主体部11A不能旋转而固定的故障。在发生了该故障的情况下，存在如下问题：当发动机E和输入轴主体部11A不能分离地被连接时，发动机E熄火而不能运转，因此车辆不能行驶。

然而，根据本实施方式，当输入轴主体部11A固定时，通过解除干式离合器52的接合，从输入轴主体部11A分离输入轴上游部11B，因此，通过切换到图15中说明的故障状态的模式，能够不经由无级变速器T而是通过辅助动力传递单元29将发动机E的驱动力从输入轴上游部11B传递到输出轴下游部12B，使车辆退避行驶。

在该退避行驶的期间内，发动机E和驱动轮W直接连结，因此，还能够使发动机制动器工作，但是，存在当车辆停止时与驱动轮W直接连结的发动机E熄火的问题。然而，根据本实施方式，当车辆停止时，如果使第2动力传递切换机构S2的套筒43向左移动，将传递轴13的第1外周花键13a和输出轴下游部12B的第2外周花键12b连接，则由于第2单向离合器45滑动，输入到传递轴13的发动机E的驱动力不会被传递到输出轴下游部12B，即使在车辆停止的状态下，也能够进行怠速运转而不使发动机E熄火。

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，因此不是必须解除干式离合器52的接合，但是，如果解除干式离合器52的接合而从输入轴上游部11B分离输入轴主体部11A，则能够防止无级变速器T的拖拉，减少燃料消耗量。

如以上那样，根据本实施方式，能够在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的情况下实现车辆的前进行驶和后退行驶，并且，在前进行驶时和后退行驶时均能够进行发动机制动，而且，能够实现车辆的减速行驶中的怠速停止和变速单元U的故障时的行驶。此外，车辆用动力传递装置的发动机E所连接的输入轴11侧的轴向尺寸容易大型化，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，能够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。

此外，通过在输入轴主体部11A和输入轴上游部11B之间配置干式离合器52，即使输入轴主体部11A发送固定故障，也能够使车辆退避行驶。此外，通过采用轴向尺寸较小的干式离合器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和输入轴上游部11B之间，因此，在退避行驶的期间内也能够发挥阻尼器51的抑制振动功能而确保乘车舒适感。

此外，干式离合器52具有：与辅助动力传递单元29的输入齿轮26一体旋转的离合器输入部件53；与输入轴主体部11A一体旋转的离合器输出部件54；使离合器输入部件53和离合器输出部件54接合而将输入轴上游部11B的驱动力传递到输入轴主体部11A的离合器工作部件55，输入齿轮26经由球轴承57支承在变速箱56上，因此，在干式离合器52接合的通常时，离合器工作部件55将离合器输出部件54按压到离合器输入部件53，由此，朝向图16的左侧的干式离合器52的接合负荷(参照箭头A)作用在将离合器输入部件53支承于变速箱56的球轴承57上，可能对球轴承57的耐久性产生不好的影响。

然而，根据本实施方式，辅助动力传递单元29的输入齿轮26、输出齿轮27和惰轮28由斜齿轮构成，输入齿轮26从惰轮28接受并传递到球轴承57的轴向的啮合反作用力(参照箭头B)与输入齿轮26从离合器工作部件55接受的轴向的接合负荷是相反方向的，因此，通过对球轴承57向图中右侧施力的所述输入齿轮26的啮合反作用力来抵消对球轴承57向图中左侧施力的干式离合器52的接合负荷，从而能够降低球轴承57受到的负荷，提高耐久性。

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

例如，本发明的轴承不限于实施方式的球轴承57，也可以是任意构造的辊轴承等其他形态的轴承。

此外，本发明的离合器不限于实施方式的干式离合器52，也可以是湿式离合器。

Claims (2)

1.一种车辆用动力传递装置，该车辆用动力传递装置具有：

退避行驶用的离合器(52)；

唯一的驱动源(E)；

变速器输入轴(11A)，其经由该离合器(52)与通过该驱动源(E)驱动的驱动源输出轴(11B)连接；

与驱动轮(W)连接的变速器输出轴(12B)；

曲轴式的变速机构(U)，其能够将所述变速器输入轴(11A)的驱动力进行变速后传递到所述变速器输出轴(12B)；以及

辅助动力传递单元(29)，其与所述变速机构(U)并列配置，能够在所述驱动源输出轴(11B)和所述变速器输出轴(12B)之间传递驱动力而实现车辆的退避行驶，

所述辅助动力传递单元(29)由以下部分构成：

输入齿轮(26)，其与所述驱动源输出轴(11B)一体旋转；

输出齿轮(27)，其与所述变速器输出轴(12B)连接；以及

惰轮(28)，其与所述输入齿轮(26)和所述输出齿轮(27)啮合，

该车辆用动力传递装置的特征在于，

所述离合器(52)具有：

离合器输入部件(53)，其与所述输入齿轮(26)一体旋转；

离合器输出部件(54)，其与所述变速器输入轴(11A)一体旋转；以及

离合器工作部件(55)，其使所述离合器输出部件(54)和所述离合器输入部件(53)接合，将所述驱动源输出轴(11B)的驱动力传递到所述变速器输入轴(11A)，

所述输入齿轮(26)经由轴承(57)支承在变速箱(56)上，所述输入齿轮(26)、所述输出齿轮(27)和所述惰轮(28)由斜齿轮构成，所述输入齿轮(26)从所述惰轮(28)接受的轴向的啮合反作用力与所述输入齿轮(26)从所述离合器工作部件(55)接受的轴向的接合负荷是相反方向的。

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，

所述离合器工作部件(55)施加从所述驱动源(E)远离的方向的负荷来使所述离合器输出部件(54)和所述离合器输入部件(53)接合，所述输入齿轮(26)从所述惰轮(28)接受的啮合反作用力是朝向所述驱动源(E)的方向的。