JP2007198446A - 動力伝達装置およびそれを備える車両 - Google Patents

Abstract

【課題】小型車両に搭載するために十分な小型化、コンパクト化および軽量化が実現された動力伝達装置およびそれを備える車両を提供する。
【解決手段】動力伝達装置３００において、動力伝達経路の最も上流にはアイドル機構３０が設けられる。エンジンのクランクシャフト７１と並列に、アイドル機構３０のアイドル軸３１、動力入力軸４１およびドライブシャフト２６が配置される。動力入力軸４１に無段変速機５００が設けられる。動力入力軸４１とドライブシャフト２６との間では、固定変速系ドライブギア４３、アイドルギア６２および固定変速系ドリブンギア６１からなる減速機構が設けられる。エンジンの動力は、アイドル軸３１、動力入力軸４１、ドライブシャフト２６および無段変速機５００を含む可変変速経路、またはアイドル軸３１、動力入力軸４１、ドライブシャフト２６および減速機構を含む固定変速経路を通じて後輪を含む駆動機構に伝達される。
【選択図】図２

Description

本発明は、エンジンの動力を伝達する動力伝達装置およびそれを備える車両に関する。

従来より、自動車等の車両に用いられる無段変速機（ Continuously Variable Transmission ）として、ハーフトロイダル無段変速機が注目されている。以下、無段変速機をＣＶＴと略記する。動力伝達装置にハーフトロイダルＣＶＴを用いることにより、ベルトを用いて減速比の変更を行う無段変速機に比べて動力伝達装置における動力伝達の信頼性が高くなる。また、動力伝達装置は、大きなトルク（回転力）を伝達することが可能となる。

このようなハーフトロイダルＣＶＴを自動二輪車および四輪バギー等の小型車両に用いることが提案されている。

ハーフトロイダルＣＶＴには、ダブルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴと、シングルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴとがある。同じ容量のトルクを伝達する場合、ダブルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴは、シングルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴに比べてトルクの伝達方向に沿う大きさが大きくなる。このため、ダブルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴを小型車両に用いることは困難である。したがって、小型車両には、シングルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴを用いることが好ましい。

シングルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴは、例えば、エンジン等の駆動源からの動力を受ける入力軸と、入力軸の軸心に沿って設けられる出力軸と、入力軸および出力軸にそれぞれ設けられる入力ディスクおよび出力ディスクと、入力ディスクおよび出力ディスクの間でそれぞれに接触するように配置された一対のパワーローラとを備える。

駆動源から発生される動力により入力軸が回転する。これにより、入力ディスクが回転し、一対のパワーローラも回転する。それにより、入力ディスクのトルクが出力ディスクに伝達され、出力軸から出力される。

駆動源から出力軸への動力の伝達時に、一対のパワーローラを傾斜させることにより、その傾斜方向およびその傾斜の度合いに応じて減速比が変更される。このような、シングルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴの一構成例が特許文献１に記載されている。

上記のような構成を有するＣＶＴと、予め複数の減速比が設定されている歯車式変速機とを比較する。

以下の説明において、動力伝達効率とは、歯車式変速機またはＣＶＴに入力される動力（入力動力）をそれらの変速機から出力される動力（出力動力）で除して得られる値をいう。また、エネルギー効率とは、エンジンに供給される熱量と、その熱量に基づいて実際に駆動機構を駆動する動力との比率をいう。このエネルギー効率は、エンジンの正味熱効率に動力伝達効率を乗じて得られる。

歯車式変速機の特定の減速比における動力伝達効率は、同一の減速比に調整されたＣＶＴの動力伝達効率に比べて高い。

また、シングルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴの動力伝達効率は、ダブルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴの動力伝達効率よりも低くなることが知られている。動力伝達効率が低いと、燃費が悪化する。したがって、動力伝達効率のみを考慮すると、歯車式変速機を用いることが望ましい。

しかしながら、上記のように、エネルギー効率は、動力伝達効率とエンジンの正味熱効率との積により決定される。歯車式変速機では、減速比を任意の値に調整することができない。そのため、エンジンの正味熱効率が最も高くなるように、減速比を調整することはできない。一方、ＣＶＴでは、エンジンの正味熱効率が最も高くなるように、減速比を調整することができる。

上記より、速度がほぼ一定に保たれる高速道路等での走行時においては、歯車式変速機を用いたときのエネルギー効率が、ＣＶＴを用いたときのエネルギー効率よりも高くなる。その結果、歯車式変速機を備える車両の燃費は、ＣＶＴを備える車両の燃費に比べて良好となる。

これに対して、加速および減速が頻繁に繰り返される市街地での走行時においては、ＣＶＴを用いたときのエネルギー効率が、歯車式変速機を用いたときのエネルギー効率よりも高くなる。その結果、ＣＶＴを備える車両の燃費が、歯車式変速機を備える車両の燃費に比べて良好となる。
特開平５−１８０２９２号公報 特開平１１−２５７４５７号公報

ところで、四輪自動車用の変速機として、シングルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴと遊星歯車機構（歯車式変速機）とを備えるトロイダル型無段変速装置が特許文献２に開示されている。

上記のように、ＣＶＴと歯車式変速機とを組み合わせることによりエネルギー効率を高く維持することができると考えられる。

しかしながら、特許文献２のトロイダル型無段変速装置の構成を小型車両に用いることは以下の点で非常に困難である。

特許文献２のトロイダル型無段変速装置では、バリエータと遊星歯車機構と出力軸とが並列に配置されている。

この場合、各構成部材の占有スペースが比較的大きいため、これらの構成部材間で動力を伝達するためのギアの直径を大きくする必要がある。ギアを大きくすると、トロイダル型無段変速装置が大型化するとともに、その重量も増加する。

また、バリエータの入力軸と同軸にエンジンの出力軸が配置されている。すなわち、クランク軸とトロイダル型無段変速装置とが一直線に配置される。

しかしながら、各構成部材の占有スペースが制限される小型車両では、エンジンおよびトロイダル型無段変速装置のレイアウトが制限される。したがって、上記のトロイダル型無段変速装置を小型車両に搭載することは、非常に困難である。

本発明の目的は、小型車両に搭載するために十分な小型化、コンパクト化および軽量化が実現された動力伝達装置およびそれを備える車両を提供することである。

（１）第１の発明に係る動力伝達装置は、クランクシャフトを備えるエンジンの動力を駆動機構に伝達する動力伝達装置であって、エンジンの動力を受ける中継機構と、中継機構から駆動機構へ動力を伝達する第１の動力伝達機構と、中継機構から駆動機構へ動力を伝達する第２の動力伝達機構と、エンジンの動力の伝達経路を、第１の動力伝達機構と第２の動力伝達機構とで選択的に切り替える切替装置とを備え、第１の動力伝達機構は、クランクシャフトと並列に配置され、中継機構からの動力を受ける第１の動力伝達軸と、第１の動力伝達軸に設けられ、第１の動力伝達軸が受けた動力を可変の変速比で駆動機構に伝達する無段変速機とを含み、第２の動力伝達機構は、クランクシャフトと並列に配置され、中継機構からの動力を受ける第２の動力伝達軸と、第２の動力伝達軸に設けられ、第２の動力伝達軸が受けた動力を一定の変速比で駆動機構に伝達する固定変速機とを含むものである。

この発明に係る動力伝達装置において、エンジンの動力は中継機構に与えられる。中継機構に与えられた動力は、第１または第２の動力伝達機構により駆動機構に伝達される。

ここで、切替装置はエンジンの動力の伝達経路を第１の動力伝達機構と第２の動力伝達機構とで選択的に切り替える。

第１の動力伝達機構においては、中継機構からの動力がクランクシャフトと並列に配置された第１の動力伝達軸に与えられ、第１の動力伝達軸に与えられた動力が無段変速機により可変の変速比で駆動機構に伝達される。

第２の動力伝達機構においては、中継機構からの動力がクランクシャフトと並列に配置された第２の動力伝達軸に与えられ、第２の動力伝達軸に与えられた動力が固定変速機により一定の変速比で駆動機構に伝達される。

このように、エンジンのクランクシャフトと並列に第１または第２の動力伝達軸が配置されるので、無段変速機および固定変速機がエンジンのクランクシャフトと並列に配置される。それにより、クランクシャフトの長さ方向における動力伝達装置の寸法を小さくすることが可能となる。その結果、動力伝達装置の小型化およびコンパクト化が実現される。

また、無段変速機および固定変速機が所定の大きさを有する場合でも、中継機構を設けることにより、無段変速機および固定変速機とクランクシャフトとの間で小型の構成部材を用いてエンジンの動力の伝達経路を形成することができ、大型の構成部材を設ける必要がなくなる。その結果、動力伝達装置の小型化および軽量化が実現される。

（２）無段変速機は、シングルキャビティ型のハーフトロイダル無段変速機であり、シングルキャビティ型のハーフトロイダル無段変速機は、中継機構からの動力により回転可能に第１の動力伝達軸に設けられる入力ディスクと、入力ディスクと対向するように第１の動力伝達軸に設けられ、かつ駆動機構にトルクを出力する出力ディスクと、入力ディスクと出力ディスクとに接触しつつ移動可能かつ傾斜可能に設けられ、入力ディスクと出力ディスクとの間でトルクを伝達する第１および第２のパワーローラとを含んでもよい。

この場合、シングルキャビティ型のハーフトロイダル型無段変速機は、その軸に沿う方向においてダブルキャビティ型のハーフトロイダル型無段変速機よりも小さく、軽量である。したがって、ダブルキャビティ型のハーフトロイダル型無段変速機を用いる場合に比べて、動力伝達装置の小型化および軽量化が実現される。

それにより、クランクシャフトの軸に沿う方向において配置スペースが制限された小型のエンジンに動力伝達装置を搭載することが可能となる。

シングルキャビティ型のハーフトロイダル型無段変速機においては、第１の動力伝達軸に設けられた入力ディスクが中継機構からの動力により回転する。入力ディスクが回転することにより、第１および第２のパワーローラが回転する。これにより、第１および第２のパワーローラが、入力ディスクのトルクを出力ディスクに伝達する。出力ディスクは、伝達されたトルクを駆動機構に出力する。

ここで、第１および第２のパワーローラが移動および傾斜することにより、第１および第２のパワーローラと入力ディスクとの接触状態が連続的に変化する。また、第１および第２のパワーローラと出力ディスクとの接触状態が連続的に変化する。

これにより、入力ディスクから出力ディスクへ伝達されるトルクの比率が連続的に変化する。それにより、無段変速機による変速比の連続的な変更が行われる。

このように、本無段変速機では、第１および第２のパワーローラの移動により変速比の変更を行うことができる。

（３）中継機構は、クランクシャフトと並列に配置された中継軸と、クランクシャフトの動力を中継軸に伝達するとともに、中継軸に伝達された動力を第１および第２の動力伝達機構へ伝達する中継伝達機構とを含んでもよい。この場合、クランクシャフトの動力が中継伝達機構により中継軸に伝達されるとともに、中継軸に伝達された動力が第１および第２の動力伝達機構へ伝達される。

これにより、無段変速機および固定変速機が所定の大きさを有する場合でも、中継機構を設けることにより、無段変速機および固定変速機とクランクシャフトとの間で小型の構成部材を用いてエンジンの動力の伝達経路を形成することができ、大型の構成部材を設ける必要がなくなる。その結果、動力伝達装置の小型化および軽量化が実現される。

（４）第１の動力伝達軸は、中継伝達機構からの動力を受けかつ入力ディスクおよび出力ディスクの回転中心を通るように設けられ、入力ディスクに固定されるとともに出力ディスクに対して相対的に回転可能であり、第２の動力伝達軸は、第１の動力伝達軸と一体的に設けられてもよい。

この場合、中継伝達機構からの動力を受ける第１の動力伝達軸は、入力ディスクに固定されている。これにより、第１の動力伝達軸の回転に応じて入力ディスクが回転する。このとき、第１の動力伝達軸は、出力ディスクに対して相対的に回転可能となっている。それにより、入力ディスクのトルクが出力ディスクに伝達され、可変の変速比で出力ディスクから出力される。

また、第２の動力伝達軸は第１の動力伝達軸と一体的に設けられている。これにより、中継伝達機構から第１の動力伝達軸に伝達された動力が、第２の動力伝達軸の動力として固定変速機に伝達される。それにより、固定変速機に与えられた動力が一定の減速比で出力される。

（５）第１の動力伝達軸は、入力ディスクおよび出力ディスクの回転中心を通るように設けられ、中継伝達機構からの動力を受けかつ入力ディスクに固定される第１の中空軸と、出力ディスクに固定される第２の中空軸とを含み、第２の動力伝達軸は、中継伝達機構からの動力を受けかつ第１および第２の中空軸内を通るように設けられてもよい。

この場合、中継伝達機構からの動力が入力ディスクに固定された第１の中空軸に伝達される。これにより、第１の中空軸が回転し、入力ディスクが回転する。それにより、入力ディスクのトルクが出力ディスクに伝達される。出力ディスクの回転とともに、第２の中空軸が回転する。このように、中継伝達機構から第１の中空軸に伝達された動力が、可変の変速比で第２の中空軸から出力される。

第２の動力伝達軸が、第１の動力伝達軸の第１および第２の中空軸内を通るように設けられている。これにより、動力伝達装置のさらなる小型化およびコンパクト化が可能となる。

（６）中継軸は中空軸を含み、第１の動力伝達軸は、入力ディスクおよび出力ディスクの回転中心を通るように設けられ、中継伝達機構からの動力を受けかつ入力ディスクに固定される第１の回転軸と、出力ディスクに固定される第２の回転軸とを含み、第２の動力伝達軸は、中空軸内を通るように設けられてもよい。

この場合、クランクシャフトの動力が中継伝達機構により中空軸に伝達される。中空軸に伝達された動力は、中継伝達機構から第１の動力伝達軸に伝達される。

中継伝達機構からの動力が入力ディスクに固定された第１の回転軸に伝達される。これにより、第１の回転軸および入力ディスクが回転する。それにより、入力ディスクのトルクが出力ディスクに伝達され、出力ディスクおよび第２の回転軸が回転する。このように、中継伝達機構からの動力が、可変の変速比で第１の動力伝達軸から出力される。

第２の動力伝達軸が、中継軸の中空軸内を通るように設けられている。これにより、動力伝達装置のさらなる小型化およびコンパクト化が可能となる。

（７）第１の動力伝達軸は、入力ディスクおよび出力ディスクの回転中心を通るように設けられ、中継伝達機構からの動力を受けかつ入力ディスクに固定される第１の回転軸と、出力ディスクに固定される第２の回転軸とを含み、第２の動力伝達軸は、中継軸と一体的に設けられてもよい。

この場合、中継伝達機構からの動力が入力ディスクに固定された第１の回転軸に伝達される。これにより、第１の中空軸および入力ディスクが回転する。それにより、入力ディスクのトルクが出力ディスクに伝達され、出力ディスクおよび第２の回転軸が回転する。このように、中継伝達機構からの動力が、可変の変速比で第１の動力伝達軸から出力される。

第２の動力伝達軸が、中継軸と一体的に設けられている。これにより、動力伝達装置のさらなる小型化およびコンパクト化が可能となる。

（８）中継伝達機構は、クランクシャフトのトルクを受ける第１の円盤状部材と、第１の円盤状部材が受ける動力を第１の動力伝達機構に伝達する第２の円盤状部材とを含み、第１の動力伝達機構は、第１の動力伝達軸に設けられかつ第２の円盤状部材のトルクを無段変速機へ伝達する第３の円盤状部材をさらに含んでもよい。

この場合、第１の円盤状部材にクランクシャフトのトルクが伝達され、第１の円盤状部材が回転する。第１の円盤状部材のトルクは、第２の円盤状部材を通じて第１の動力伝達機構へ伝達される。

第２の円盤状部材により伝達された動力は、第３の円盤状部材に伝達され、第３の円盤状部材が回転する。第３の円盤状部材のトルクは無段変速機に伝達される。

（９）中継伝達機構は、第１の円盤状部材が受ける動力を第２の動力伝達機構に伝達する第４の円盤状部材をさらに含み、第２の動力伝達機構は、第２の動力伝達軸に設けられかつ第４の円盤状部材のトルクを固定変速機へ伝達する第５の円盤状部材をさらに含んでもよい。

この場合、第１の円盤状部材にクランクシャフトのトルクが伝達され、第１の円盤状部材が回転する。第１の円盤状部材のトルクは、第４の円盤状部材を通じて第２の動力伝達機構へ伝達される。

第４の円盤状部材により伝達された動力が、第５の円盤状部材に伝達され、第５の円盤状部材が回転する。第５の円盤状部材のトルクは、固定変速機に伝達される。

（１０）切替装置は、第１の動力伝達機構における動力の伝達経路を接続および切断する第１のクラッチを含んでもよい。

この場合、第１の動力伝達機構における動力の伝達経路が第１のクラッチにより接続および切断される。これにより、エンジンの動力の伝達経路を容易に第１の動力伝達機構と第２の動力伝達機構とで選択的に切り替えることが可能となる。

（１１）第１の動力伝達機構は、無段変速機から出力される動力を一定の減速比で第１のクラッチに伝達する減速装置をさらに備えてもよい。

この場合、無段変速機から出力される動力が、減速装置により一定の減速比で第１のクラッチに伝達される。これにより、第１のクラッチの入力回転数をその許容回転数まで低くすることができる。

（１２）減速装置は、遊星減速機構を含み、遊星減速機構は、無段変速機から出力される動力により回転する太陽歯車と、太陽歯車の周囲に設けられ、太陽歯車の回転に応じて自転および公転する複数の遊星歯車と、複数の遊星歯車に接続され、複数の遊星歯車の公転を規制するキャリアと、複数の遊星歯車を取り囲むように設けられ、複数の遊星歯車の自転に応じて回転する内歯車とを含んでもよい。

この遊星減速機構においては、無段変速機から出力される動力により太陽歯車が回転する。太陽歯車の回転により、動力が太陽歯車の周囲に設けられた複数の遊星歯車に伝達される。ここで、複数の遊星歯車は、キャリアによりその公転が規制されている。

これにより、複数の遊星歯車が自転する。複数の遊星歯車の自転により内歯車が回転する。これにより、無段変速機から出力される動力が、遊星減速機構により一定の減速比で第１のクラッチに伝達される。

遊星減速機構において、太陽歯車および内歯車の回転中心は一致している。これにより、太陽歯車の回転中心を第１の動力伝達軸と同軸上に配置することにより、第１のクラッチを第１の動力伝達軸の軸上に設けることが可能となる。

それにより、クランクシャフトに直交する方向に第１のクラッチを設ける必要がないので、クランクシャフトに直交する方向における動力伝達装置の寸法を小さくすることが可能となる。その結果、動力伝達装置のさらなる小型化およびコンパクト化が可能となる。

また、この遊星減速機構においては、太陽歯車に与えられる動力の回転方向が、内歯車で逆転される。これにより、第１の動力伝達機構において、中継機構から与えられる動力の回転方向が無段変速機により逆転された場合でも、無段変速機から出力される動力が遊星減速機構によりさらに逆転される。

このように、この遊星減速機構によれば、同軸上で動力の回転方向が逆転するので、無段変速機から出力される動力の回転方向を逆転させたい場合に、第１の動力伝達機構に回転方向を逆転させるための新たなギアを設ける必要がなくなる。それにより、第１の動力伝達機構の構成の簡素化および小型化が実現される。

さらに、この遊星減速機構によれば、第１のクラッチに入力される動力の入力回転数を低くすることができるので、第１のクラッチのアンバランスによる不具合が防止される。

（１３）減速装置は、遊星減速機構を含み、遊星減速機構は、無段変速機から出力される動力により回転する内歯車と、内歯車の内部に設けられ、内歯車の回転に応じて自転および公転する複数の遊星歯車と、複数の遊星歯車に接続され、複数の遊星歯車の公転とともに回転するキャリアと、内歯車の内部で、複数の遊星歯車に取り囲まれるように設けられ、かつ複数の遊星歯車の回転態様を規制可能に設けられた太陽歯車と、太陽歯車の回転を規制するための固定部材とを含み、第１のクラッチは、太陽歯車と固定部材との接続状態を切り替えてもよい。

この遊星減速機構においては、無段変速機から出力される動力により内歯車が回転する。内歯車の回転により、動力が内歯車の内部に設けられた複数の遊星歯車に伝達される。

第１のクラッチが太陽歯車と固定部材とを接続する。この状態で、太陽歯車は、固定部材によりその回転が規制される。太陽歯車の回転が規制されることにより、複数の遊星歯車の回転態様が規制される。なお、この回転態様は、複数の遊星歯車の自転状態および公転状態を含む。

この場合、複数の遊星歯車に動力が伝達されると、複数の遊星歯車が公転する。複数の遊星歯車が公転することによりキャリアが回転する。このように、複数の遊星歯車に伝達された動力はキャリアに伝達される。キャリアから出力される動力は、駆動機構に出力される。

一方、第１のクラッチが太陽歯車と固定部材とを接続しない場合、太陽歯車の回転は規制されない。それにより、複数の遊星歯車の自転が許容される。この場合、複数の遊星歯車に動力が伝達されると、複数の遊星歯車は自転する。複数の遊星歯車の自転にともない、太陽歯車が空転する。したがって、無段変速機から出力される動力は駆動機構に伝達されない。

このように、太陽歯車の回転を規制して動力を伝達する遊星減速機構は、一般にソーラ型と呼ばれる。この構成を有する遊星減速機構においては、太陽歯車に伝達されるトルクが小さくなる。すなわち、太陽歯車の回転を規制するための負荷を、内歯車の回転を規制するために必要な負荷に比べて非常に小さくすることができる。

したがって、第１のクラッチの負荷トルクを小さくすることができるので、第１のクラッチの構成を小型化することが可能となる。

さらに、例えば第１のクラッチを油圧により駆動する場合には、第１のクラッチを油圧制御するために必要な油圧が低減される。

（１４）第１のクラッチは、多板クラッチを含んでもよい。この場合、第１の動力伝達機構における動力の伝達経路が多板クラッチにより接続および切断される。

このように、多板クラッチを用いることにより、単板クラッチを用いる場合に比べて、その軸心と直交する方向における小型化（小径化）が実現される。また、伝達経路に大きい動力が伝達される場合でも、その接続および切断を容易に行うことができる。

（１５）切替装置は、第２の動力伝達機構における動力の伝達経路を接続および切断する第２のクラッチを含んでもよい。

この場合、第２の動力伝達機構における動力の伝達経路が第２のクラッチにより接続および切断される。これにより、エンジンの動力の伝達経路を容易に第１の動力伝達機構と第２の動力伝達機構とで選択的に切り替えることが可能となる。

（１６）第２のクラッチは、多板クラッチまたはドグクラッチを含んでもよい。この場合、第２の動力伝達機構における動力の伝達経路が多板クラッチまたはドグクラッチにより接続および切断される。

多板クラッチを用いる場合には、単板クラッチを用いる場合に比べて、その軸心と直交する方向における小型化（小径化）が実現される。また、伝達経路に大きい動力が伝達される場合でも、その接続および切断を容易に行うことができる。

（１７）中継機構は、クランクシャフトからの動力の回転変動を除去するトルクダンパをさらに含んでもよい。この場合、中継機構において、クランクシャフトからの動力の回転変動がトルクダンパにより除去される。それにより、動力伝達装置に動力の回転変動が伝達されないので、動力伝達装置の円滑な動作が可能となる。その結果、駆動機構の動作も円滑となる。

（１８）クランクシャフトは、第１の作動油が充填された第１の作動油領域内に設けられ、無段変速機は、第２の作動油が充填された第２の作動油領域内に設けられ、中継機構は、第１の作動油領域および第２の作動油領域とを分離するための漏洩防止部材をさらに含んでもよい。

この場合、漏洩防止部材により、第１の作動油領域と第２の作動油領域とが分離されるので、第１の作動油が第２の作動油領域に漏洩することが防止され、第２の作動油が第１の作動油領域に漏洩することが防止される。

このように、中継機構が漏洩防止部材を含むことにより、１つのケーシング内にクランクシャフトおよび無段変速機を収容することが可能となる。その結果、動力伝達装置を内蔵するエンジンを容易に作製することができ、エンジンの小型化が実現される。

（１９）固定変速機は、歯車機構を有し、歯車機構は、第２の動力伝達軸に設けられ、中継機構からの動力を受ける第１の歯車と、第１の歯車の動力を駆動機構へ出力する第２の歯車とを含んでもよい。

この場合、歯車機構においては、中継機構からの動力が第２の動力伝達軸に設けられた第１の歯車に伝達される。第１の歯車に伝達された動力は、第２の歯車に伝達され、一定の変速比で駆動機構に出力される。

このように、歯車機構によれば、簡単な構成で動力を一定の変速比で駆動機構に伝達することができるので、動力伝達装置の作製が容易となる。

（２０）第２の発明に係る車両は、クランクシャフトを備えるエンジンと、駆動機構と、エンジンの動力を駆動機構に伝達する動力伝達装置とを備え、動力伝達装置は、エンジンの動力を受ける中継機構と、中継機構から駆動機構へ動力を伝達する第１の動力伝達機構と、中継機構から駆動機構へ動力を伝達する第２の動力伝達機構と、エンジンの動力の伝達経路を、第１の動力伝達機構と第２の動力伝達機構とで選択的に切り替える切替装置とを備え、第１の動力伝達機構は、クランクシャフトと並列に配置され、中継機構からの動力を受ける第１の動力伝達軸と、第１の動力伝達軸に設けられ、第１の動力伝達軸が受けた動力を可変の変速比で駆動機構に伝達する無段変速機とを含み、第２の動力伝達機構は、クランクシャフトと並列に配置され、中継機構からの動力を受ける第２の動力伝達軸と、第２の動力伝達軸に設けられ、第２の動力伝達軸が受けた動力を一定の変速比で駆動機構に伝達する固定変速機とを含むものである。

この発明に係る車両においては、クランクシャフトを備えるエンジンの動力が、動力伝達装置により駆動機構に伝達される。これにより、駆動機構がエンジンの動力により駆動される。

動力伝達装置において、エンジンの動力は中継機構に与えられる。中継機構に与えられた動力は、第１または第２の動力伝達機構により駆動機構に伝達される。

ここで、切替装置はエンジンの動力の伝達経路を第１の動力伝達機構と第２の動力伝達機構とで選択的に切り替える。

第１の動力伝達機構においては、中継機構からの動力がクランクシャフトと並列に配置された第１の動力伝達軸に与えられ、第１の動力伝達軸に与えられた動力が無段変速機により可変の変速比で駆動機構に伝達される。

第２の動力伝達機構においては、中継機構からの動力がクランクシャフトと並列に配置された第２の動力伝達軸に与えられ、第２の動力伝達軸に与えられた動力が固定変速機により一定の変速比で駆動機構に伝達される。

このように、エンジンのクランクシャフトと並列に第１または第２の動力伝達軸が配置されるので、無段変速機および固定変速機がエンジンのクランクシャフトと並列に配置される。それにより、クランクシャフトの長さ方向における動力伝達装置の寸法を小さくすることが可能となる。その結果、動力伝達装置の小型化およびコンパクト化が実現される。

また、無段変速機および固定変速機が所定の大きさを有する場合でも、中継機構を設けることにより、無段変速機および固定変速機とクランクシャフトとの間で小型の構成部材を用いてエンジンの動力の伝達経路を形成することができ、大型の構成部材を設ける必要がなくなる。したがって、動力伝達装置の小型化および軽量化が実現される。その結果、車両の小型化および軽量化が可能となる。

本発明に係る動力伝達装置およびそれを備える車両において、エンジンの動力は中継機構に与えられる。中継機構に与えられた動力は、第１または第２の動力伝達機構により駆動機構に伝達される。

ここで、切替装置はエンジンの動力の伝達経路を第１の動力伝達機構と第２の動力伝達機構とで選択的に切り替える。

第１の動力伝達機構においては、中継機構からの動力がクランクシャフトと並列に配置された第１の動力伝達軸に与えられ、第１の動力伝達軸に与えられた動力が無段変速機により可変の変速比で駆動機構に伝達される。

第２の動力伝達機構においては、中継機構からの動力がクランクシャフトと並列に配置された第２の動力伝達軸に与えられ、第２の動力伝達軸に与えられた動力が固定変速機により一定の変速比で駆動機構に伝達される。

このように、エンジンのクランクシャフトと並列に第１または第２の動力伝達軸が配置されるので、無段変速機および固定変速機がエンジンのクランクシャフトと並列に配置される。それにより、クランクシャフトの長さ方向における動力伝達装置の寸法を小さくすることが可能となる。その結果、動力伝達装置の小型化およびコンパクト化が実現される。

また、無段変速機および固定変速機が所定の大きさを有する場合でも、中継機構を設けることにより、無段変速機および固定変速機とクランクシャフトとの間で小型の構成部材を用いてエンジンの動力の伝達経路を形成することができ、大型の構成部材を設ける必要がなくなる。その結果、動力伝達装置の小型化および軽量化が実現される。

以下、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置およびそれを備える車両について図面を参照しつつ説明する。なお、本実施の形態においては、車両の一例として小型の自動二輪車を説明する。

背景技術における説明と同様に、以下の説明においても、動力伝達効率とは、歯車式変速機またはＣＶＴに入力される動力（入力動力）をそれらの変速機から出力される動力（出力動力）で除して得られる値をいう。また、エネルギー効率とは、エンジンに供給される熱量と、その熱量に基づいて実際に駆動機構を駆動する動力との比率をいう。このエネルギー効率は、エンジンの正味熱効率に動力伝達効率を乗じて得られる。

１．第１の実施の形態
（１）自動二輪車の構造
図１は、第１の実施の形態に係る自動二輪車の模式図である。

この自動二輪車１００においては、本体フレーム６の前端にヘッドパイプ３が設けられている。ヘッドパイプ３にフロントフォーク２が左右方向に揺動可能に設けられている。フロントフォーク２の下端に前輪１が回転可能に支持されている。ヘッドパイプ３の上端にはハンドル４が取り付けられている。

本体フレーム６の中央部にはエンジン７が保持されている。エンジン７の上部には燃料タンク８が設けられ、燃料タンク８の後方にはシート９が設けられている。

エンジン７の後方に延びるように、本体フレーム６にリアアーム１０が接続されている。リアアーム１０は、後輪１１および後輪ドリブンスプロケット１２を回転可能に保持する。エンジン７の排気ポートには排気管１３が接続されている。排気管１３の後端にマフラー１４が取り付けられている。

エンジン７のドライブシャフト２６に後輪ドライブスプロケット１５が取り付けられている。後輪ドライブスプロケット１５は、チェーン１６を介して後輪１１の後輪ドリブンスプロケット１２に連結されている。

図１の破線で示すように、自動二輪車１００の内部には電子制御装置（ electronic control unit ：以下、ＥＣＵと呼ぶ。）８００が設けられている。ＥＣＵ８００は、自動二輪車１００の各構成部材の動作を制御する。詳細は後述する。

また、太い一点鎖線で示すように、自動二輪車１００のエンジン７は、動力伝達装置３００を含む。以下、本実施の形態に係る動力伝達装置３００を説明する。

（２）動力伝達装置の構成およびレイアウト
図２は、第１の実施の形態に係る動力伝達装置３００の構成およびレイアウトを示す概略図である。

図２に示すように、エンジン７（図１）のクランクシャフト７１に動力源ドライブギア７２が設けられている。本実施の形態に係る動力伝達装置３００においては、動力源ドライブギア７２により伝達される動力（トルク）が、図１のドライブシャフト２６に伝達される。それにより、図１の後輪ドライブスプロケット１５が回転し、その動力がチェーン１６を介して後輪１１の後輪ドリブンスプロケット１２に伝達される。その結果、後輪１１が回転する。

動力伝達装置３００において、動力伝達経路の最も上流にはアイドル機構３０が設けられる。図２の例において、アイドル機構３０はアイドル軸３１、ドリブンギア３２、ドライブギア３３、オイルシールＯＳおよびトルクダンパＴＤを含む。

ドリブンギア３２およびドライブギア３３は、それぞれアイドル軸３１に取り付けられている。アイドル軸３１は、クランクシャフト７１の回転軸と平行となるように設けられる。

ドリブンギア３２は、動力源ドライブギア７２と係合する。これにより、動力源ドライブギア７２が回転することによりドリブンギア３２が回転する。ドリブンギア３２の回転に伴いアイドル軸３１およびドライブギア３３が回転する。

アイドル軸３１にはトルクダンパＴＤが設けられている。トルクダンパＴＤは、動力源ドライブギア７２からドリブンギア３２に伝達される動力の変動を除去する。すなわち、トルクダンパＴＤは、クランクシャフト７１に発生するトルクの変動（高周波成分）を除去するために用いられる。

アイドル機構３０のドライブギア３３に係合するように、変速系ドリブンギア４２が設けられる。変速系ドリブンギア４２は動力入力軸４１の一端に取り付けられている。動力入力軸４１は、クランクシャフト７１の回転軸と平行に設けられる。

動力入力軸４１の略中央部に無段変速機（ Continuously Variable Transmission ：以下、ＣＶＴと呼ぶ。）５００が取り付けられ、動力入力軸４１の他端に固定変速系ドライブギア４３が取り付けられている。本実施の形態において、ＣＶＴ５００はシングルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴである。

変速系ドリブンギア４２の回転に伴い動力入力軸４１が回転する。それにより、固定変速系ドライブギア４３が回転する。

ここで、ＣＶＴ５００の構成の概略を説明する。ＣＶＴ５００は、入力ディスク５１０、出力ディスク５２０、一対のパワーローラ５３０ａ，５３０ｂ、中空出力軸５４０およびＣＶＴ出力用ドライブギア５４１を備える。

動力入力軸４１の一端側（変速系ドリブンギア４２側）に出力ディスク５２０が配置され、他端側（固定変速系ドライブギア４３側）に入力ディスク５１０が配置される。

入力ディスク５１０および出力ディスク５２０はそれぞれ略円錐台形状を有し、互いに対向する。入力ディスク５１０および出力ディスク５２０の対向面は凹状に湾曲している。

入力ディスク５１０と出力ディスク５２０との間には、それぞれに接触するように略円盤形状を有する一対のパワーローラ５３０ａ，５３０ｂが設けられている。これらの一対のパワーローラ５３０ａ，５３０ｂは傾斜および回転可能に保持される。

動力入力軸４１には、入力ディスク５１０が取り付けられている。これにより、動力入力軸４１が回転する場合には、固定変速系ドライブギア４３が回転するとともに入力ディスク５１０も回転する。

中空出力軸５４０内の中空部には動力入力軸４１が中空出力軸５４０に対して相対的に回転可能に挿通されている。

入力ディスク５１０が回転することにより一対のパワーローラ５３０ａ，５３０ｂも回転する。それにより、入力ディスク５１０のトルクが出力ディスク５２０に伝達され、中空出力軸５４０から出力される。

中空出力軸５４０にＣＶＴ出力用ドライブギア５４１が取り付けられている。それにより、中空出力軸５４０が回転することによりＣＶＴ出力用ドライブギア５４１も回転する。このように、ＣＶＴ５００に入力されたエンジン７の動力は、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１から後述するＣＶＴ出力用ドリブンギア５３に伝達される。

ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１および後述するＣＶＴ出力用ドリブンギア５３の大きさ（歯数）は、予め定められた減速比に応じて決定される。それにより、ＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達される動力は、さらに一定の減速比で後述するドライブシャフト２６に伝達される。

上記のＣＶＴ５００においては、動力の伝達時に一対のパワーローラ５３０ａ，５３０ｂを傾斜させることにより、その傾斜方向およびその傾斜の度合いに応じて減速比が変更される。

クランクシャフト７１の回転軸、ならびにアイドル軸３１および動力入力軸４１と平行にドライブシャフト２６が配置されている。

ドライブシャフト２６の一端に図１の後輪ドライブスプロケット１５が取り付けられている。ドライブシャフト２６の他端にドグクラッチ５１が設けられている。ドライブシャフト２６の略中央部に湿式の多板クラッチ５２が設けられている。

多板クラッチ５２にはＣＶＴ出力用ドリブンギア５３が一体的に取り付けられている。ＣＶＴ出力用ドリブンギア５３は、ＣＶＴ５００のＣＶＴ出力用ドライブギア５４１と係合している。これにより、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１のトルクがＣＶＴ出力用ドリブンギア５３に伝達される。

エンジン７の作動時に多板クラッチ５２が接続されると、ＣＶＴ出力用ドリブンギア５３のトルクがドライブシャフト２６に伝達される。それにより、後輪ドライブスプロケット１５が回転する。その結果、エンジン７の動力が、可変の減速比で図１のチェーン１６および後輪ドリブンスプロケット１２を介して後輪１１に伝達される。

ドライブシャフト２６の他端には、ドグクラッチ５１を介して固定変速系ドリブンギア６１が設けられている。この固定変速系ドリブンギア６１は、固定変速系ドライブギア４３と共通の面内に設けられる。固定変速系ドライブギア４３と固定変速系ドリブンギア６１との間にアイドルギア６２が設けられている。

アイドルギア６２は、固定変速系ドライブギア４３に係合するとともに、固定変速系ドリブンギア６１に係合する。それにより、固定変速系ドライブギア４３のトルクが、アイドルギア６２を介して固定変速系ドリブンギア６１に伝達される。

固定変速系ドライブギア４３および固定変速系ドリブンギア６１の大きさ（歯数）は、予め定められた減速比に応じて決定される。それにより、固定変速系ドライブギア４３に伝達される動力は、一定の減速比で固定変速系ドリブンギア６１からドライブシャフト２６に伝達される。

ここで、エンジン７の作動時にドグクラッチ５１が切断されていると、固定変速系ドリブンギア６１は空転する。一方、エンジン７の作動時にドグクラッチ５１が接続されていると、固定変速系ドリブンギア６１のトルクがドライブシャフト２６に伝達される。それにより、後輪ドライブスプロケット１５が回転する。その結果、エンジン７の動力が、一定の減速比で図１のチェーン１６および後輪ドリブンスプロケット１２を介して後輪１１に伝達される。

動力伝達装置３００において、多板クラッチ５２の接続時には、ドグクラッチ５１が切断される。また、ドグクラッチ５１の接続時には、多板クラッチ５２が切断される。

以下の説明では、可変の減速比でエンジン７の動力が後輪ドライブスプロケット１５に伝達されるときの動力伝達経路を可変変速経路と呼び、一定の減速比でエンジン７の動力が後輪ドライブスプロケット１５に伝達されるときの動力の伝達経路を固定変速経路と呼ぶ。

本実施の形態では、多板クラッチ５２の接続時でかつドグクラッチ５１が切断される場合に、アイドル機構３０、変速系ドリブンギア４２、動力入力軸４１、ＣＶＴ５００、ＣＶＴ出力用ドリブンギア５３、多板クラッチ５２およびドライブシャフト２６が可変変速経路を構成する。

また、多板クラッチ５２の切断時でかつドグクラッチ５１が接続される場合に、アイドル機構３０、変速系ドリブンギア４２、動力入力軸４１、固定変速系ドライブギア４３、アイドルギア６２、固定変速系ドリブンギア６１、ドグクラッチ５１およびドライブシャフト２６が固定変速経路を構成する。

ドグクラッチ５１および多板クラッチ５２の接続および切断、すなわち動力伝達経路の切替動作は、例えば図１のＥＣＵ８００により制御される。なお、ＥＣＵ８００は、例えば中央演算処理装置（ＣＰＵ）およびメモリ、またはマイクロコンピュータ等を備え、図示しないスロットルの開度およびエンジン７の作動状態等に応じて動力伝達装置３００の各構成部材の動作を制御している。

上記のように、エンジン７の動力源ドライブギア７２に係合するアイドル機構３０にオイルシールＯＳを設けることができる。これにより、図２に一点鎖線で示すように、エンジンオイルが充填されるエンジン領域ＡＥと、トラクションオイルが充填されるトラクション領域ＡＴとを容易に分離することができる。

その結果、エンジン７内に動力伝達装置３００を設ける場合でも、エンジンオイルがトラクション領域ＡＴ内に漏れ出すことが防止され、トラクションオイルがエンジン領域ＡＥ内に漏れ出すことが防止される。したがって、簡単な構造で動力伝達装置３００を容易にエンジン７内に設けることが可能となる。

（３）動力伝達経路の切替動作
以下、動力伝達装置３００における動力伝達経路の切替動作の一例を説明する。上記のように、以下に示す切替動作は図１のＥＣＵ８００により制御される。

初めに、エンジン７の始動時およびエンジン７のアイドリング時において、動力伝達装置３００では、ドグクラッチ５１および多板クラッチ５２の両方が切断状態となっている。これにより、エンジン７の動力は後輪ドライブスプロケット１５に伝達されない。

自動二輪車１００の乗り手が図示しないスロットルを開く。この場合、ＥＣＵ８００は多板クラッチ５２のクラッチ圧を徐々に上昇させる。これにより、多板クラッチ５２が接続状態となり、エンジン７の動力がＣＶＴ５００を含む可変変速経路を通じて後輪ドライブスプロケット１５に伝達される。それにより、後輪１１が回転し、自動二輪車１００が走行状態となる。

この場合、ＣＶＴ５００により自動二輪車１００の走行状態（エンジン７の回転数、エンジン７の負荷、自動二輪車１００の速度、加速度等）に応じて減速比が連続的に変化する。それにより、自動二輪車１００の速度および加速度等が連続的に変化する場合には、歯車変速機に比べてエンジン７の正味熱効率が最もよくなるように、減速比を調整することができる。

この場合、ＣＶＴ５００を用いるときのエンジン７のエネルギー効率が、歯車変速機を用いるときのエンジン７のエネルギー効率よりも高くなる。その結果、ＣＶＴ５００を用いるときの燃費が、歯車変速機を用いるときの燃費よりも向上する。

なお、自動二輪車１００の速度および加速度等が連続的に変化する場合としては、市街地での走行時等がある。

自動二輪車１００の走行時において、ＥＣＵ８００はエンジン７の回転数、エンジン７の負荷、およびスロットルの開度等を監視している。そこで、ＥＣＵ８００は、例えばエンジン７の回転数が所定のしきい値を超えた状態で所定の期間継続している場合に動力伝達経路の切替を行う。

なお、動力伝達経路の切替は上記に限定されず、例えば、図１の後輪１１の回転数を監視し、その回転数が所定のしきい値を超えた状態で所定の期間継続している場合に動力伝達経路の切替を行ってもよい。また、監視する対象もエンジン７の回転数および後輪１１の回転数に限定されず、エンジン７内部の各種ギアの回転数を監視してもよい。

この場合、ＥＣＵ８００は多板クラッチ５２を切断し、ドグクラッチ５１を接続する。これにより、エンジン７の動力が、固定変速系ドライブギア４３、アイドルギア６２および固定変速系ドリブンギア６１を含む固定変速経路を通じて後輪ドライブスプロケット１５に伝達される。それにより、減速比が所定の値に固定される。

背景技術において説明したように、速度がほぼ一定に保たれる高速道路等での走行時においては、固定変速経路（歯車式変速機）を用いたときのエネルギー効率が、可変変速経路（ＣＶＴ５００）を用いるときのエネルギー効率よりも高くなる。その結果、歯車式変速機をを用いるときの燃費は、ＣＶＴ５００を用いるときの燃費に比べて良好となる。

これに対して、速度の加速および減速が頻繁に繰り返される市街地での走行時においては、可変変速経路（ＣＶＴ５００）を用いるときのエネルギー効率が、固定変速経路（歯車式変速機）を用いるときのエネルギー効率よりも高くなる。その結果、ＣＶＴ５００を用いるときの燃費が、歯車式変速機を用いるときの燃費に比べて良好となる。

したがって、上記のようにＥＣＵ８００が動力伝達経路の切替を行うことにより、エンジン７の負荷およびエンジン７の回転数等の運転条件の変化に伴うエネルギー効率の低下を低減することができる。

（４）動力伝達装置の具体的構成例
図３〜図５は、第１の実施の形態に係る動力伝達装置３００の具体的構成例を説明するための図である。図３にエンジン７を展開して内部構成を上方から見た場合の切り欠き断面図が示されている。また、図４にエンジン７を一側方から見た場合の透過図が示され、図５にエンジン７を他側方から見た場合の透過図が示されている。

図３に示すように、本具体例の動力伝達装置３００は、エンジン７の内部に設けられる。図２の概略図とほぼ同様に、本具体例においても、クランクシャフト７１に動力源ドライブギア７２が設けられている。

動力源ドライブギア７２のトルクを受けるように動力伝達装置３００が設けられている。動力伝達経路の最も上流にアイドル機構３０が設けられている。

本具体例のアイドル機構３０においては、アイドル軸３１の一端側にドライブギア３３が設けられ、アイドル軸３１の略中央部にドリブンギア３２が設けられている。アイドル軸３１には、軸方向に沿って複数の突条部が形成されている。

また、アイドル軸３１において、ドリブンギア３２とドライブギア３３との間にはオイルシールＯＳが設けられている。さらに、アイドル軸３１の他端側にトルクダンパＴＤが設けられている。

ここで、ドライブギア３３はアイドル軸３１に固定されている。それにより、ドライブギア３３はアイドル軸３１の回転に応じて回転する。一方、ドリブンギア３２はアイドル軸３１と相対的に回転可能である。

ドリブンギア３２には、トルクダンパＴＤ側に突出するようにカム形状部３２ｊが設けられている。

トルクダンパＴＤの構成を説明する。トルクダンパＴＤは、ダンパリングｄ１、ばね部材ＳＰおよび固定リングｄ２を備える。これらの部材は、ドリブンギア３２からアイドル軸３１の他端にかけて、ダンパリングｄ１、ばね部材ＳＰおよび固定リングｄ２の順に設けられている。

ダンパリングｄ１は、アイドル軸３１の一端に向かって突出するように形成された凹状部ｊを有する。また、ダンパリングｄ１にはアイドル軸３１の突条部と嵌合可能な複数の溝が形成されている。これにより、ダンパリングｄ１はアイドル軸３１に対して、周方向に固定されるとともに、軸方向に摺動自在に設けられている。

一方、固定リングｄ２はアイドル軸３１の他端に固定されている。これにより、ダンパリングｄ１と固定リングｄ２との間に位置するばね部材ＳＰはダンパリングｄ１をドリブンギア３２に向かうように付勢する。

図３では、ダンパリングｄ１とドリブンギア３２との接触状態を示す拡大図が示されている（点線部参照）。

拡大図に示すように、ドリブンギア３２のカム形状部３２ｊは、略半円状に形成されている。一方、ダンパリングｄ１の凹状部ｊは、内部にカム形状部３２ｊを収容可能なＶ字型に形成されている。

動力源ドライブギア７２が回転することによりドリブンギア３２が回転する。このとき、カム形状部３２ｊの全体が凹状部ｊの内部に収容される。上記のように、ドリブンギア３２はアイドル軸３１と相対的に回転可能である。したがって、この瞬間において、ダンパリングｄ１およびアイドル軸３１は回転しない。

ここで、さらにドリブンギア３２が回転すると、カム形状部３２ｊが凹状部ｊの内面に沿って摺動する。このとき、ダンパリングｄ１にアイドル軸３１の他端へ向かう力が発生する。それにより、ダンパリングｄ１は、ばね部材ＳＰの弾性力に抗してアイドル軸３１の他端側へと移動する。

その後、ばね部材ＳＰの弾性力と、カム形状部３２ｊが摺動することにより発生する力とが、釣り合うことによりダンパリングｄ１がドリブンギア３２とともに回転する。その回転に伴って、アイドル軸３１も回転する。

その結果、アイドル軸３１の回転とともにドライブギア３３にトルクが伝達される。

このように、本具体例では、動力源ドライブギア７２からドリブンギア３２に伝達される動力の変動（クランクシャフト７１に発生するトルクの変動）が、トルクダンパＴＤに設けられたばね部材ＳＰの弾性力により除去される。

アイドル機構３０のドライブギア３３に係合するように、変速系ドリブンギア４２が設けられている。変速系ドリブンギア４２は動力入力軸４１の一端に取り付けられている。

動力入力軸４１の略中央部にＣＶＴ５００が取り付けられ、動力入力軸４１の他端にローディングカム機構４３０がナット４３Ｎにより取り付けられている。ローディングカム機構４３０は、複数のローラ４３１および固定変速系ドライブギア４３を含む。図２の概略図と同様に、固定変速系ドライブギア４３はＣＶＴ５００の入力ディスク５１０と対向するように設けられている。

固定変速系ドライブギア４３および入力ディスク５１０のそれぞれの対向面には、円周方向に沿うように複数の溝が形成されている。これらの溝の内部に複数のローラ４３１が配置される。

これにより、複数のローラ４３１は、固定変速系ドライブギア４３と入力ディスク５１０との間で挟持される。固定変速系ドライブギア４３および入力ディスク５１０に形成された溝の底面は円周方向に沿って傾斜している。それにより、固定変速系ドライブギア４３が動力入力軸４１により回転され、トルクが伝達されると、それらの溝の内部で複数のローラ４３１が移動し、くさび効果が発生する。

それにより、伝達されたトルクに比例したパワーローラ５３０ａ，５３０ｂへの押し付け力が、入力ディスク５１０と出力ディスク５２０との間に発生する。その結果、固定変速系ドライブギア４３、入力ディスク５１０，パワーローラ５３０ａ，５３０ｂおよび出力ディスク５２０が互いに固定され、固定変速系ドライブギア４３のトルクが入力ディスク５１０に伝達される。

本具体例においても、動力伝達装置３００に設けられるＣＶＴ５００は、シングルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴである。

図２の概略図と同様に、図３のＣＶＴ５００は、入力ディスク５１０、出力ディスク５２０、一対のパワーローラ５３０ａ，５３０ｂ、中空出力軸５４０およびＣＶＴ出力用ドライブギア５４１を備える。これらの各構成部材の配置も図２の概略図に示される配置と同じである。なお、本具体例では、中空出力軸５４０とＣＶＴ出力用ドライブギア５４１とが一体的に形成されている。

クランクシャフト７１の回転軸、ならびにアイドル軸３１および動力入力軸４１と平行となるように、ドライブシャフト２６が配置されている。ドライブシャフト２６に設けられる構成部材およびその配置は、図２の概略図に示されるものと同じである。

図４に示すように、エンジン７内部の動力伝達装置３００において、アイドル機構３０のアイドル軸３１はクランクシャフト７１の斜め上方に設けられる。また、ＣＶＴ５００を支持する動力入力軸４１は、アイドル軸３１のさらに斜め上方に設けられる。ドライブシャフト２６は動力入力軸４１の下方に設けられる。

図５に示すように、エンジン７内部の動力伝達装置３００において、アイドルギア６２の軸心は動力入力軸４１の斜め下方に設けられる。

このように、本具体例の動力伝達装置３００においては、クランクシャフト７１の軸心に垂直な面内で、アイドル軸３１、動力入力軸４１、アイドルギア６２の軸心およびドライブシャフト２６が一直線上に並ばない。それにより、動力伝達装置３００の小型化およびコンパクト化が実現されている。

また、クランクシャフト７１と動力入力軸４１との間の動力伝達経路に、アイドル機構３０のドライブギア３３を設けることにより、動力源ドライブギア７２および変速系ドリブンギア４２の径を大きくする必要がない。それにより、動力伝達装置３００の小型化および軽量化が実現されている。

さらに、上記のように、本具体例においては、アイドル機構３０にオイルシールＯＳが設けられている。これにより、図３の太い一点鎖線で示すように、エンジンオイルが充填されるエンジン領域ＡＥと、トラクションオイルが充填されるトラクション領域ＡＴとを容易に分離することができる。

その結果、エンジン７内に動力伝達装置３００を設ける場合でも、エンジンオイルがトラクション領域ＡＴ内に漏れ出すことが防止され、トラクションオイルがエンジン領域ＡＥ内に漏れ出すことが防止される。したがって、簡単な構造で動力伝達装置３００を容易にエンジン７内に設けることが可能となる。

（５）効果
自動二輪車等の小型車両においては、エンジン７および動力伝達装置３００のレイアウトが制限される。すなわち、四輪自動車のように、エンジン７のクランクシャフト７１と動力伝達装置３００を構成する動力伝達軸とを直列に設けることが困難である。すなわち、クランクシャフト７１に動力入力軸４１を直接接続することはむずかしい。

そこで、本実施の形態に係る動力伝達装置３００では、エンジン７の動力をＣＶＴ５００に伝達するためにアイドル機構３０を設けている。

これにより、エンジン７の動力が、アイドル機構３０のドリブンギア３２およびドライブギア３３に伝達され、変速系ドリブンギア４２および動力入力軸４１を介してＣＶＴ５００に伝達される。

このように、エンジン７の動力をアイドル機構３０のドリブンギア３２およびドライブギア３３を介してＣＶＴ５００に伝達することにより、動力入力軸４１をクランクシャフト７１の周辺に並列に設けることが可能となる。それにより、ＣＶＴ５００を配置するスペースの自由度が増加し、動力伝達装置３００のレイアウトの自由度が増加する。

また、上述のように、ＣＶＴ５００は一対のパワーローラ５３０ａ，５３０ｂ等の構成部材を含むため占有スペースが大きくなる。そのため、アイドル機構３０を設けることなくＣＶＴ５００をクランクシャフト７１の周辺で並列に設けるためには、ＣＶＴ５００の大きさを考慮して動力伝達に用いるギア（動力源ドライブギア７２および変速系ドリブンギア４２）の径を大きくする必要が生じる。この場合、動力伝達装置３００が大型化するとともに重量も増加する。

これに対して、本実施の形態に係る動力伝達装置３００においては、アイドル機構３０のドリブンギア３２およびドライブギア３３が設けられているので、動力源ドライブギア７２および変速系ドリブンギア４２の径を大きくする必要がない。それにより、大きいギアおよびチェーン等の大きい構成部材を設ける必要がなく、動力伝達装置３００の十分な小型化、コンパクト化および軽量化が実現されている。

本実施の形態において、動力伝達装置３００には固定変速経路の構成部材として固定変速系ドライブギア４３、アイドルギア６２および固定変速系ドリブンギア６１が設けられている。このように、固定変速経路が単純な構成により実現されているので、動力伝達装置３００の大型化が十分に防止されている。

また、固定変速経路の構成を単純化することにより、複雑な構成を有する動力伝達装置に比べて強度を向上させるべき構成部材の数が低減される。それにより、小型車両に搭載されるエンジン７の回転数に応じて構成部材を強化した場合でも動力伝達装置３００の大型化が抑制され、重量の増加も低減される。

上述のように、動力伝達装置３００に設けられるＣＶＴ５００は、シングルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴである。したがって、ダブルキャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴを用いる場合に比べて動力伝達装置３００の小型化および軽量化が実現されている。

上述のように、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１およびＣＶＴ出力用ドリブンギア５３の大きさ（歯数）を予め定められた減速比に応じて決定することにより、ＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達される動力が、さらに一定の減速比でドライブシャフト２６に伝達される。

このように、可変変速経路において、ＣＶＴ５００の下流でかつ多板クラッチ５２の上流に減速機構を設けることにより、多板クラッチ５２に与えられる動力の回転数（多板クラッチ５２への入力回転数）を低くすることができる。それにより、多板クラッチ５２への入力回転数をその許容回転数まで低くすることができる。

また、入力回転数を低くすることができるので、多板クラッチ５２の構成を小型化すること（例えば、クラッチ板の大きさを小さくしたり、クラッチ板の数を少なくしたりすること）が可能となる。

さらに、例えば多板クラッチ５２を油圧により駆動する場合には、多板クラッチ５２を油圧制御するために必要な油圧が低減される。

２．第２の実施の形態
第２の実施の形態に係る自動二輪車は、動力伝達装置３００の構成を除き、第１の実施の形態に係る自動二輪車１００と同じ構成を有する。以下、本実施の形態に係る自動二輪車に設けられる動力伝達装置について説明する。なお、本実施の形態に係る動力伝達装置も、エンジン７の内部に設けられる。

図６は、第２の実施の形態に係る動力伝達装置の構成およびレイアウトを示す概略図である。

図６に示すように、本実施の形態においても、動力伝達装置３００の最も上流にはアイドル機構３０が設けられる。アイドル機構３０の構成は第１の実施の形態におけるアイドル機構３０とほぼ同じである。

アイドル機構３０のドライブギア３３に係合するように、変速系ドリブンギア４２および固定変速系ドリブンギア２４３が設けられている。

変速系ドリブンギア４２は、中空入力軸４２０の一端に取り付けられている。中空入力軸４２０の他端にはＣＶＴ５００の入力ディスク５１０が接続されている。ＣＶＴ５００の構成も第１の実施の形態におけるＣＶＴ５００とほぼ同じである。

ＣＶＴ５００の出力ディスク５２０は中空出力軸５４０の一端に接続されている。中空出力軸５４０の他端にサンギア１１０が取り付けられている。これにより、ＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達されるエンジン７の動力が中空出力軸５４０を通じてサンギア１１０に伝達され、サンギア１１０が回転する。

サンギア１１０を取り囲むように複数のピニオンギア１２０が設けられている。サンギア１１０および複数のピニオンギア１２０は互いに係合している。

複数のピニオンギア１２０にはプラネタリキャリア１２０Ｃが接続されている。複数のピニオンギア１２０およびプラネタリキャリア１２０Ｃは互いに係合している。

プラネタリキャリア１２０Ｃは固定されている。これにより、サンギア１１０が回転すると、複数のピニオンギア１２０は、プラネタリキャリア１２０Ｃにより公転しない状態で自転する。

複数のピニオンギア１２０を取り囲むようにリングギア１２１が設けられている。リングギア１２１は、複数のピニオンギア１２０と係合している。

サンギア１１０が回転し、複数のピニオンギア１２０が自転することにより、リングギア１２１が一定の減速比で回転する。以下、本実施の形態において、サンギア１１０、リングギア１２１、ピニオンギア１２０およびプラネタリキャリア１２０Ｃからなる機構を遊星減速機構と呼ぶ。

なお、この遊星減速機構においては、サンギア１１０に入力される動力の回転方向が、リングギア１２１で逆転する。

遊星減速機構のリングギア１２１には多板クラッチ１３０が設けられている。中空出力軸５４０と同軸上に中空連動軸１４０が設けられている。中空連動軸１４０の一端には変速系出力ドライブギア１４１が取り付けられている。エンジン７の作動時に多板クラッチ１３０が接続されると、リングギア１２１のトルクが中空連動軸１４０に伝達される。一方、エンジン７の作動時に多板クラッチ１３０が切断されると、リングギア１２１のトルクが中空連動軸１４０に伝達されない。

すなわち、多板クラッチ１３０が接続されているときには、ＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達される動力が、遊星減速機構によりさらに一定の減速比で中空連動軸１４０に伝達される。これにより、変速系出力ドライブギア１４１が回転する。一方、多板クラッチ１３０が切断されているときには、ＣＶＴ５００から伝達される動力が中空連動軸１４０に伝達されない。

アイドル機構３０のドライブギア３３に係合する固定変速系ドリブンギア２４３には、多板クラッチ２５０が設けられている。

ここで、中空連動軸１４０、中空入力軸４２０および中空出力軸５４０内の中空部には、固定変速系伝達軸２６０がこれらの各軸に対して相対的に回転可能に挿通されている。固定変速系伝達軸２６０の一端には固定系出力ドライブギア２６１が設けられている。

エンジン７の作動時に多板クラッチ２５０が接続されると、固定変速系ドリブンギア２４３のトルクが固定変速系伝達軸２６０に伝達される。それにより、固定系出力ドライブギア２６１が回転する。一方、エンジン７の作動時に多板クラッチ２５０が切断されると、固定変速系ドリブンギア２４３のトルクが固定変速系伝達軸２６０に伝達されない。

なお、固定変速系ドリブンギア２４３の大きさ（歯数）は、予め設定された特定の減速比に応じて決定される。それにより、アイドル機構３０のドライブギア３３に伝達される動力は、一定の減速比で固定変速系伝達軸２６０に伝達される。

変速系出力ドライブギア１４１および固定系出力ドライブギア２６１に係合するようにドリブンギア３０１が設けられている。ドリブンギア３０１は第１の軸３０２の一端に設けられている。第１の軸３０２の他端には第１のヘリカルギア３０３が設けられている。

さらに、第１のヘリカルギア３０３に係合するように、第２のヘリカルギア３０４が設けられている。第２のヘリカルギア３０４は、第２の軸３０５の一端に設けられている。

変速系出力ドライブギア１４１および固定系出力ドライブギア２６１のいずれか一方がエンジン７の動力により回転すると、ドリブンギア３０１が回転する。それにより、エンジン７の動力がドリブンギア３０１、第１の軸３０２、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および第２の軸３０５を通じて図１の後輪１１に伝達される。

本実施の形態では、多板クラッチ１３０の接続時でかつ多板クラッチ２５０の切断時に、アイドル機構３０、変速系ドリブンギア４２、中空入力軸４２０、ＣＶＴ５００、中空出力軸５４０、遊星減速機構、多板クラッチ１３０、中空連動軸１４０、変速系出力ドライブギア１４１、ドリブンギア３０１、第１の軸３０２、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および第２の軸３０５が可変変速経路を構成する。

また、多板クラッチ１３０の切断時でかつ多板クラッチ２５０の接続時に、アイドル機構３０、固定変速系ドリブンギア２４３、固定変速系伝達軸２６０、固定系出力ドライブギア２６１、ドリブンギア３０１、第１の軸３０２、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および第２の軸３０５が固定変速経路を構成する。

上記のように、本実施の形態では、固定変速経路を構成する固定変速系伝達軸２６０が、可変変速経路を構成する中空連動軸１４０、中空入力軸４２０および中空出力軸５４０の内部に設けられている。

また、アイドル機構３０からの動力を受ける変速系ドリブンギア４２および固定変速系ドリブンギア２４３、ならびにドリブンギア３０１に動力を伝達する変速系出力ドライブギア１４１および固定系出力ドライブギア２６１が同軸上に設けられている。

このように、可変変速経路において、ＣＶＴ５００の下流でかつ多板クラッチ１３０の上流に遊星減速機構を設けることにより、多板クラッチ１３０に与えられる回転数（多板クラッチ１３０への入力回転数）を低くすることができる。それにより、多板クラッチ１３０への入力回転数をその許容回転数まで低くすることができる。

入力回転数が過剰に高い場合には、製造誤差等に起因してギアに遠心力が発生する場合がある。また、そのような遠心力の発生に伴い、多板クラッチ１３０が振動する等、多板クラッチ１３０がアンバランスとなる場合がある。しかしながら、本実施の形態では、多板クラッチ１３０への入力回転数を低くすることができるので、製造誤差等に起因する遠心力の発生を十分に低減することができ、多板クラッチ１３０のアンバランスが防止される。

ＣＶＴ５００においては、中空入力軸４２０から入力される動力の回転方向が、逆転して中空出力軸５４０から出力される。ここで、上述のように、本実施の形態で用いる遊星減速機構においては、サンギア１１０に入力される動力の回転方向が、リングギア１２１で逆転する。したがって、リングギア１２１から出力される動力の回転方向は、中空入力軸４２０から入力される回転方向と同じになる。

その結果、この遊星減速機構を用いる場合には、ＣＶＴ５００により逆転される動力の回転方向を、さらに逆転させるためのギアが必要ない。それにより、構成の簡素化および小型化が実現される。

それにより、ＣＶＴ５００の軸心上で、変速系ドリブンギア４２と固定変速系ドリブンギア２４３とをともにドライブギア３３に係合させるとともに、変速系出力ドライブギア１４１と固定系出力ドライブギア２６１とをともにドリブンギア３０１に係合することが可能となっている。

ＣＶＴ５００から遊星減速機構に入力される動力は、サンギア１１０に与えられ、リングギア１２１から出力される。ここで、サンギア１１０およびリングギア１２１の軸心は、ＣＶＴ５００の軸心と同じである。このように、本実施の形態では、ＣＶＴ５００から可変の減速比で伝達される動力が、ＣＶＴ５００の同軸上でさらに一定の減速比で伝達される。

したがって、ＣＶＴ５００により伝達される動力の減速機構をＣＶＴ５００と並列に設ける必要がないので、動力伝達装置３００のコンパクト化が実現されている。

本実施の形態においても、動力伝達装置３００における動力伝達経路の切替動作は図１のＥＣＵ８００により制御される。それにより、第１の実施の形態と同様に可変変速経路および固定変速経路の切替が行われる。

図６に示される動力伝達装置３００においても、アイドル機構３０にオイルシールＯＳを設けることができる。これにより、図６に一点鎖線で示すように、エンジンオイルが充填されるエンジン領域ＡＥと、トラクションオイルが充填されるトラクション領域ＡＴとを容易に分離することができる。

その結果、エンジン７内に動力伝達装置３００を設ける場合でも、エンジンオイルがトラクション領域ＡＴ内に漏れ出すことが防止され、トラクションオイルがエンジン領域ＡＥ内に漏れ出すことが防止される。したがって、簡単な構造で動力伝達装置３００を容易にエンジン７内に設けることが可能となる。

３．第３の実施の形態
第３の実施の形態に係る自動二輪車は、動力伝達装置３００の構成を除き、第１の実施の形態に係る自動二輪車１００と同じ構成を有する。以下、本実施の形態に係る自動二輪車に設けられる動力伝達装置について説明する。なお、本実施の形態に係る動力伝達装置も、エンジン７の内部に設けられる。

図７は、第３の実施の形態に係る動力伝達装置の構成およびレイアウトを示す概略図である。

図７に示すように、本実施の形態においても、動力伝達装置３００の最も上流にはアイドル機構３０が設けられる。アイドル機構３０の構成は第１の実施の形態におけるアイドル機構３０とほぼ同じである。異なる点については後述する。

アイドル機構３０のドライブギア３３に係合するように、変速系ドリブンギア４２が設けられている。

変速系ドリブンギア４２は、中空入力軸４２０の一端に取り付けられている。中空入力軸４２０の他端にはＣＶＴ５００の入力ディスク５１０が接続されている。ＣＶＴ５００の構成も第１の実施の形態におけるＣＶＴ５００とほぼ同じである。

ＣＶＴ５００の出力ディスク５２０は中空出力軸５４０の一端に接続されている。中空出力軸５４０の他端にリングギア７０１が取り付けられている。これにより、ＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達されるエンジン７の動力が中空出力軸５４０を通じてリングギア７０１に伝達され、リングギア７０１が回転する。

リングギア７０１の内部で、かつリングギア７０１と同軸にサンギア７０２が設けられている。リングギア７０１の内部には、サンギア７０２を取り囲むように複数のピニオンギア７０３が設けられている。複数のピニオンギア７０３には、プラネタリキャリア７０４が接続されている。リングギア７０１、サンギア７０２および複数のピニオンギア７０３は互いに係合している。

ここで、サンギア７０２の回転が許容された状態でリングギア７０１が回転すると、複数のピニオンギア７０３が自転し、サンギア７０２が回転する。このとき、複数のピニオンギア７０３は公転しない。

一方、サンギア７０２の回転が規制された状態でリングギア７０１が回転すると、複数のピニオンギア７０３が自転しつつ公転し、プラネタリキャリア７０４が回転する。

ここで、サンギア７０２には多板クラッチ７１０が設けられている。多板クラッチ７１０には回転固定部材７２０が取り付けられている。この回転固定部材７２０は、例えばエンジン７のケーシングにより構成される。

エンジン７の作動時に多板クラッチ７１０が接続されると、サンギア７０２と回転固定部材７２０とが接続される。この場合、回転固定部材７２０は、サンギア７０２の回転を規制する。それにより、上記のように、リングギア７０１の回転に応じて複数のピニオンギア７０３が公転し、プラネタリキャリア７０４が回転する。

プラネタリキャリア７０４の外周部には、歯が形成されている。これにより、プラネタリキャリア７０４はギアとして働く。プラネタリキャリア７０４に係合するようにドリブンギア７０５が設けられている。

それにより、エンジン７の作動時に多板クラッチ７１０が接続される場合には、リングギア７０１からプラネタリキャリア７０４に伝達されるトルクが、ドリブンギア７０５に伝達される。

一方、エンジン７の作動時に多板クラッチ７１０が切断されると、サンギア７０２の回転は回転固定部材７２０により規制されない。すなわち、サンギア７０２の回転が許容される。それにより、上記のように、リングギア７０１の回転に応じて複数のピニオンギア７０３が自転し、サンギア７０２が回転する。

この場合、サンギア７０２は回転固定部材７２０と接続されていないので、空転状態となる。そのため、リングギア７０１のトルクは、プラネタリキャリア７０４に伝達されない。したがって、ドリブンギア７０５も回転しない。

上記のように、複数のピニオンギア７０３が公転することにより、プラネタリキャリア７０４が一定の減速比で回転する。以下、本実施の形態において、リングギア７０１、サンギア７０２、ピニオンギア７０３およびプラネタリキャリア７０４からなる機構を遊星減速機構と呼ぶ。

多板クラッチ７１０が接続されているときには、ＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達される動力が、遊星減速機構によりさらに一定の減速比でドリブンギア７０５に伝達される。ドリブンギア７０５には第１のヘリカルギア３０３が一体的に設けられている。これにより、第１のヘリカルギア３０３が回転する。一方、多板クラッチ７１０が切断されているときには、ＣＶＴ５００から伝達される動力がドリブンギア７０５に伝達されない。

アイドル機構３０のドライブギア３３には多板クラッチ２５０が設けられている。ここで、本実施の形態において、アイドル機構３０のアイドル軸３１は中空部を有する。アイドル軸３１内の中空部には、固定変速系伝達軸２６０がアイドル軸３１に対して相対的に回転可能に挿通されている。固定変速系伝達軸２６０の一端には固定系出力ドライブギア２６２が設けられている。

エンジン７の作動時に多板クラッチ２５０が接続されると、ドライブギア３３のトルクが固定変速系伝達軸２６０に伝達される。それにより、固定系出力ドライブギア２６２が回転する。一方、エンジン７の作動時に多板クラッチ２５０が切断されると、ドライブギア３３のトルクが固定変速系伝達軸２６０に伝達されない。

上述のドリブンギア７０５には、第１のヘリカルギア３０３とともに固定系出力ドリブンギア２６３も一体的に設けられている。

この固定系出力ドリブンギア２６３は、固定系出力ドライブギア２６２と係合している。なお、図７はエンジン７を展開したレイアウト図であるため、固定系出力ドライブギア２６２と固定系出力ドリブンギア２６３との係合の様子が太い点線により示されている。

これにより、固定系出力ドライブギア２６２が回転することにより固定系出力ドリブンギア２６３も回転する。

なお、固定系出力ドライブギア２６２および固定系出力ドリブンギア２６３の大きさ（直径）は、予め設定された特定の減速比に応じて決定される。それにより、アイドル機構３０のドライブギア３３に伝達される動力は、一定の減速比で第１のヘリカルギア３０３に伝達される。

さらに、第１のヘリカルギア３０３に係合するように、第２のヘリカルギア３０４が設けられている。第２のヘリカルギア３０４は、出力軸３０６の一端に設けられている。

ドリブンギア７０５および固定系出力ドリブンギア２６３のいずれか一方がエンジン７の動力により回転すると、第１のヘリカルギア３０３が回転する。それにより、エンジン７の動力が第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６を通じて図１の後輪１１に伝達される。

本実施の形態では、多板クラッチ７１０の接続時でかつ多板クラッチ２５０の切断時に、アイドル機構３０、変速系ドリブンギア４２、中空入力軸４２０、ＣＶＴ５００、中空出力軸５４０、遊星減速機構、ドリブンギア７０５、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６が可変変速経路を構成する。

また、多板クラッチ７１０の切断時でかつ多板クラッチ２５０の接続時に、アイドル機構３０、多板クラッチ２５０、固定変速系伝達軸２６０、固定系出力ドライブギア２６２、固定系出力ドリブンギア２６３、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６が固定変速経路を構成する。

本例の可変変速経路において用いられる遊星減速機構は、サンギア７０２の回転を規制して動力を伝達する。この遊星減速機構は、一般にソーラ型と呼ばれる。この構成を有する遊星減速機構においては、サンギア７０２に伝達されるトルクが小さくなる。すなわち、サンギア７０２の回転を規制するための負荷を、リングギア７０１の回転を規制するために必要な負荷に比べて非常に小さくすることができる。

したがって、多板クラッチ７１０の負荷トルクを小さくすることができるので、多板クラッチ７１０の構成を小型化すること（例えば、クラッチ板の大きさを小さくしたり、クラッチ板の数を少なくしたりすること）が可能となる。

さらに、例えば多板クラッチ７１０を油圧により駆動する場合には、多板クラッチ７１０を油圧制御するために必要な油圧が低減される。

ＣＶＴ５００から遊星減速機構に入力される動力は、リングギア７０１に与えられ、プラネタリキャリア７０４から出力される。ここで、リングギア７０１およびプラネタリキャリア７０４の軸心は、ＣＶＴ５００の軸心と同じである。このように、本実施の形態では、ＣＶＴ５００から可変の減速比で伝達される動力が、ＣＶＴ５００の同軸上でさらに一定の減速比で伝達される。

したがって、ＣＶＴ５００により伝達される動力の減速機構をＣＶＴ５００と並列に設ける必要がないので、動力伝達装置３００のコンパクト化が実現されている。

図７に示される動力伝達装置３００においても、アイドル機構３０にオイルシールＯＳを設けることができる。本例では、ドリブンギア３２およびトルクダンパＴＤを挟むようにアイドル軸３１に２つのオイルシールＯＳが設けられている。

これにより、図７に一点鎖線で示すように、エンジンオイルが充填されるエンジン領域ＡＥと、トラクションオイルが充填されるトラクション領域ＡＴとを容易に分離することができる。

その結果、エンジン７内に動力伝達装置３００を設ける場合でも、エンジンオイルがトラクション領域ＡＴ内に漏れ出すことが防止され、トラクションオイルがエンジン領域ＡＥ内に漏れ出すことが防止される。したがって、簡単な構成で動力伝達装置３００を容易にエンジン７内に設けることが可能となる。

４．第４の実施の形態
第４の実施の形態に係る自動二輪車は、動力伝達装置３００の構成を除き、第３の実施の形態に係る自動二輪車１００と同じ構成を有する。以下、本実施の形態に係る自動二輪車に設けられる動力伝達装置について説明する。なお、本実施の形態に係る動力伝達装置も、エンジン７の内部に設けられる。

図８は、第４の実施の形態に係る動力伝達装置の構成およびレイアウトを示す概略図である。

図８に示すように、本実施の形態においても、動力伝達装置３００の最も上流にはアイドル機構３０が設けられる。アイドル機構３０の構成は第３の実施の形態におけるアイドル機構３０とほぼ同じである。

第３の実施の形態に係る動力伝達装置３００と同様に、アイドル機構３０のドライブギア３３に係合するように、変速系ドリブンギア４２が設けられている。

変速系ドリブンギア４２は中空入力軸４２０を介してＣＶＴ５００の入力ディスク５１０に接続されている。ＣＶＴ５００の出力ディスク５２０は中空出力軸５４０を介してＣＶＴ出力用ドライブギア５４１に接続されている。

ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１に係合するようにＣＶＴ出力用ドリブンギア５３が設けられている。ＣＶＴ出力用ドリブンギア５３には多板クラッチ５２が取り付けられている。多板クラッチ５２にはドライブシャフト２６が接続されている。ドライブシャフト２６は、クランクシャフト７１の回転軸およびアイドル軸３１と平行に配置されている。

エンジン７の作動時に多板クラッチ５２が接続されると、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１からＣＶＴ出力用ドリブンギア５３に伝達されたトルクが、ドライブシャフト２６に伝達される。

ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１およびＣＶＴ出力用ドリブンギア５３の大きさ（歯数）は、予め定められた減速比に応じて決定される。それにより、多板クラッチ５２の接続時にＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達される動力は、さらに一定の減速比でドライブシャフト２６に伝達される。

ドライブシャフト２６には、固定系出力ドリブンギア２６３および第１のヘリカルギア３０３が設けられている。これにより、多板クラッチ５２が接続されているときには、ＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達される動力がドライブシャフト２６に伝達され、第１のヘリカルギア３０３が回転する。一方、多板クラッチ５２が切断されているときには、ＣＶＴ５００からＣＶＴ出力用ドリブンギア５３に伝達される動力がドライブシャフト２６に伝達されない。

第３の実施の形態と同様に、アイドル機構３０のドライブギア３３には多板クラッチ２５０が設けられている。また、アイドル機構３０のアイドル軸３１は中空部を有し、その中空部には固定変速系伝達軸２６０が挿通されている。固定変速系伝達軸２６０の一端には固定系出力ドライブギア２６２が設けられている。

本実施の形態においても、多板クラッチ２５０が接続されているときにドライブギア３３に伝達される動力が固定変速系伝達軸２６０に伝達され、固定系出力ドライブギア２６２が回転する。また、多板クラッチ２５０が切断されているときにドライブギア３３に伝達される動力が固定変速系伝達軸２６０に伝達されず、固定系出力ドライブギア２６２が回転しない。

固定系出力ドリブンギア２６３は、固定系出力ドライブギア２６２と係合している。なお、図８はエンジン７を展開したレイアウト図であるため、固定系出力ドライブギア２６２と固定系出力ドリブンギア２６３との係合の様子が太い点線により示されている。

これにより、固定系出力ドライブギア２６２が回転することにより固定系出力ドリブンギア２６３も回転する。

本実施の形態においても、固定系出力ドライブギア２６２および固定系出力ドリブンギア２６３の大きさ（直径）は、予め設定された特定の減速比に応じて決定される。それにより、アイドル機構３０のドライブギア３３に伝達される動力は、一定の減速比で第１のヘリカルギア３０３に伝達される。

第１のヘリカルギア３０３に係合するように、第２のヘリカルギア３０４が設けられている。第２のヘリカルギア３０４は、出力軸３０６の一端に設けられている。

多板クラッチ５２または多板クラッチ２５０が接続されることにより、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１または固定系出力ドリブンギア２６３がエンジン７の動力により回転する。それにより、エンジン７の動力が第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６を通じて図１の後輪１１に伝達される。

本実施の形態では、多板クラッチ５２の接続時でかつ多板クラッチ２５０の切断時に、アイドル機構３０、変速系ドリブンギア４２、中空入力軸４２０、ＣＶＴ５００、中空出力軸５４０、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１、ＣＶＴ出力用ドリブンギア５３、多板クラッチ５２、ドライブシャフト２６、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６が可変変速経路を構成する。

また、多板クラッチ５２の切断時でかつ多板クラッチ２５０の接続時に、アイドル機構３０、多板クラッチ２５０、固定変速系伝達軸２６０、固定系出力ドライブギア２６２、固定系出力ドリブンギア２６３、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６が固定変速経路を構成する。

図８に示される動力伝達装置３００においても、アイドル機構３０にオイルシールＯＳを設けることができる。本例では、ドリブンギア３２およびトルクダンパＴＤを挟むようにアイドル軸３１に２つのオイルシールＯＳが設けられている。

これにより、図７に一点鎖線で示すように、エンジンオイルが充填されるエンジン領域ＡＥと、トラクションオイルが充填されるトラクション領域ＡＴとを容易に分離することができる。

その結果、エンジン７内に動力伝達装置３００を設ける場合でも、エンジンオイルがトラクション領域ＡＴ内に漏れ出すことが防止され、トラクションオイルがエンジン領域ＡＥ内に漏れ出すことが防止される。したがって、簡単な構成で動力伝達装置３００を容易にエンジン７内に設けることが可能となる。

５．第５の実施の形態
第５の実施の形態に係る自動二輪車は、動力伝達装置３００の構成を除き、第１の実施の形態に係る自動二輪車１００と同じ構成を有する。以下、本実施の形態に係る自動二輪車に設けられる動力伝達装置について説明する。なお、本実施の形態に係る動力伝達装置も、エンジン７の内部に設けられる。

図９は、第５の実施の形態に係る動力伝達装置の構成およびレイアウトを示す概略図である。

図９に示すように、本実施の形態においても、動力伝達装置３００の最も上流にはアイドル機構３０が設けられる。アイドル機構３０の構成は第１の実施の形態におけるアイドル機構３０とほぼ同じである。異なる点を説明する。

第５の実施の形態において、アイドル軸３１の両端には、ドライブギア３３ａおよびドライブギア３３ｂが設けられている。

アイドル機構３０の第１のドライブギア３３ａに係合するように、変速系ドリブンギア４２が設けられている。

変速系ドリブンギア４２は、中空入力軸４２０の一端に取り付けられている。中空入力軸４２０の他端にはＣＶＴ５００の入力ディスク５１０が接続されている。ＣＶＴ５００の構成も第１の実施の形態におけるＣＶＴ５００とほぼ同じである。

ＣＶＴ５００の出力ディスク５２０は中空出力軸５４０の一端に接続されている。中空出力軸５４０の他端にＣＶＴ出力用ドライブギア５４１が取り付けられている。これにより、ＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達されるエンジン７の動力が中空出力軸５４０に伝達され、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１が回転する。

ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１に係合するようにＣＶＴ出力用ドリブンギア５３が設けられている。ＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６は、クランクシャフト７１の回転軸およびアイドル軸３１と平行に配置されている。ＣＶＴ出力用ドリブンギア５３は、ＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６の一端に設けられている。

ＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６は、中空軸９１１の中空部に回転可能に挿通されている。中空軸９１１の一端には多板クラッチ９１０が設けられている。また、中空軸９１１の他端には、共通ドライブギア９１２が設けられている。

エンジン７の作動時に多板クラッチ９１０が接続されると、ＣＶＴ５００により可変の減速比でＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６に伝達されるトルクが、中空軸９１１に伝達される。それにより、共通ドライブギア９１２が回転する。一方、エンジン７の作動時に多板クラッチ９１０が切断されると、ＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６のトルクが中空軸９１１に伝達されない。

なお、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１およびＣＶＴ出力用ドリブンギア５３の大きさ（歯数）は、予め定められた減速比に応じて決定される。それにより、多板クラッチ９１０の接続時にＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達される動力は、さらに一定の減速比でＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６に伝達される。

アイドル機構３０のドライブギア３３ｂは、固定系出力ドリブンギア２６３と係合している。なお、図９はエンジン７を展開したレイアウト図であるため、ドライブギア３３ｂと固定系出力ドリブンギア２６３との係合の様子が太い点線により示されている。

これにより、ドライブギア３３ｂが回転することにより固定系出力ドリブンギア２６３も回転する。

固定系出力ドリブンギア２６３には、多板クラッチ９２０が設けられている。エンジン７の作動時に多板クラッチ９２０が接続されると、固定系出力ドリブンギア２６３のトルクが、上述の中空軸９１１に伝達される。それにより共通ドライブギア９１２が回転する。一方、エンジン７の作動時に多板クラッチ９２０が切断されると、固定系出力ドリブンギア２６３のトルクが中空軸９１１に伝達されない。

なお、ドライブギア３３ｂおよび固定系出力ドリブンギア２６３の大きさ（直径）は、予め設定された特定の減速比に応じて決定される。それにより、アイドル機構３０に伝達される動力は、一定の減速比で中空軸９１１に伝達される。

共通ドライブギア９１２に係合するように共通ドリブンギア９３０が設けられている。共通ドリブンギア９３０には、第１のヘリカルギア３０３が一体的に設けられている。

さらに、第１のヘリカルギア３０３に係合するように、第２のヘリカルギア３０４が設けられている。第２のヘリカルギア３０４は、出力軸３０６の一端に設けられている。

２つの多板クラッチ９１０，９２０のいずれか一方が接続されることにより共通ドライブギア９１２が回転すると、共通ドリブンギア９３０が回転する。それにより、エンジン７の動力が共通ドリブンギア９３０、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６を通じて図１の後輪１１に伝達される。

本実施の形態では、多板クラッチ９１０の接続時でかつ多板クラッチ９２０の切断時に、アイドル機構３０、変速系ドリブンギア４２、中空入力軸４２０、ＣＶＴ５００、中空出力軸５４０、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１、ＣＶＴ出力用ドリブンギア５３、ＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６、多板クラッチ９１０、中空軸９１１、共通ドライブギア９１２、共通ドリブンギア９３０、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６が可変変速経路を構成する。

また、多板クラッチ９１０の切断時でかつ多板クラッチ９２０の接続時に、アイドル機構３０、固定系出力ドリブンギア２６３、多板クラッチ９２０、中空軸９１１、共通ドライブギア９１２、共通ドリブンギア９３０、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６が固定変速経路を構成する。

図９に示される動力伝達装置３００においても、アイドル機構３０にオイルシールＯＳを設けることができる。これにより、図９に一点鎖線で示すように、エンジンオイルが充填されるエンジン領域ＡＥと、トラクションオイルが充填されるトラクション領域ＡＴとを容易に分離することができる。

その結果、エンジン７内に動力伝達装置３００を設ける場合でも、エンジンオイルがトラクション領域ＡＴ内に漏れ出すことが防止され、トラクションオイルがエンジン領域ＡＥ内に漏れ出すことが防止される。したがって、簡単な構成で動力伝達装置３００を容易にエンジン７内に設けることが可能となる。

６．第６の実施の形態
第６の実施の形態に係る自動二輪車は、動力伝達装置３００の構成を除き、第１の実施の形態に係る自動二輪車１００と同じ構成を有する。以下、本実施の形態に係る自動二輪車に設けられる動力伝達装置について説明する。なお、本実施の形態に係る動力伝達装置も、エンジン７の内部に設けられる。

図１０は、第６の実施の形態に係る動力伝達装置の構成およびレイアウトを示す概略図である。

図１０に示すように、本実施の形態においても、動力伝達装置３００の最も上流にはアイドル機構３０が設けられる。アイドル機構３０の構成は第１の実施の形態におけるアイドル機構３０とほぼ同じである。異なる点を説明する。

第５の実施の形態において、アイドル軸３１の略中央部にドリブンギア３２が設けられている。また、アイドル軸３１には、ドリブンギア３２の一方側に第１のドライブギア３３ｃおよび第２のドライブギア３３ｄが設けられている。

アイドル機構３０の第１のドライブギア３３ｃに係合するように、変速系ドリブンギア４２が設けられている。

変速系ドリブンギア４２は、中空入力軸４２０の一端に取り付けられている。中空入力軸４２０の他端にはＣＶＴ５００の入力ディスク５１０が接続されている。ＣＶＴ５００の構成も第１の実施の形態におけるＣＶＴ５００とほぼ同じである。

ＣＶＴ５００の出力ディスク５２０は中空出力軸５４０の一端に接続されている。中空出力軸５４０の他端にＣＶＴ出力用ドライブギア５４１が取り付けられている。これにより、ＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達されるエンジン７の動力が中空出力軸５４０に伝達され、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１が回転する。

ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１に係合するようにＣＶＴ出力用ドリブンギア５３が設けられている。ＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６はクランクシャフト７１の回転軸およびアイドル軸３１と平行に配置されている。ＣＶＴ出力用ドリブンギア５３は、ＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６の一端に設けられている。

ＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６は、中空軸９１１の中空部に回転可能に挿通されている。中空軸９１１に一端には多板クラッチ９１０が設けられている。また、中空軸９１１の他端には、ＣＶＴ出力用ドライブギア９２２が設けられている。

エンジン７の作動時に多板クラッチ９１０が接続されると、ＣＶＴ５００により可変の減速比でＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６に伝達されるトルクが、中空軸９１１に伝達される。それにより、ＣＶＴ出力用ドライブギア９２２が回転する。一方、エンジン７の作動時に多板クラッチ９１０が切断されると、ＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６のトルクが中空軸９１１に伝達されない。

なお、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１およびＣＶＴ出力用ドリブンギア５３の大きさ（歯数）は、予め定められた減速比に応じて決定される。それにより、多板クラッチ９１０の接続時にＣＶＴ５００により可変の減速比で伝達される動力は、さらに一定の減速比でＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６に伝達される。

アイドル機構３０の第２のドライブギア３３ｄに係合するように、固定変速系ドリブンギア２４３が設けられている。

固定変速系伝達軸２６０は、クランクシャフト７１の回転軸およびアイドル軸３１と平行に配置され、中空入力軸４２０および中空出力軸５４０内の中空部に相対的に回転可能に挿通されている。固定変速系ドリブンギア２４３は、固定変速系伝達軸２６０に設けられている。

固定変速系伝達軸２６０の一端には固定系出力ドライブギア２６２が設けられ、他端には多板クラッチ２５０が設けられている。

エンジン７の作動時に多板クラッチ２５０が接続されると、第２のドライブギア３３ｄのトルクが固定変速系伝達軸２６０に伝達される。それにより、固定変速系伝達軸２６０の一端に設けられた固定系出力ドライブギア２６２が回転する。一方、エンジン７の作動時に多板クラッチ２５０が切断されると、第２のドライブギア３３ｄのトルクが固定変速系伝達軸２６０に伝達されない。

上述のＣＶＴ出力用ドライブギア９２２に係合するように、変速系出力ドリブンギア９２３が設けられている。変速系出力ドリブンギア９２３には、第１のヘリカルギア３０３とともに固定系出力ドリブンギア２６３も一体的に設けられている。

この固定系出力ドリブンギア２６３は、固定系出力ドライブギア２６２と係合している。なお、図８はエンジン７を展開したレイアウト図であるため、固定系出力ドライブギア２６２と固定系出力ドリブンギア２６３との係合の様子が太い点線により示されている。

これにより、固定系出力ドライブギア２６２が回転することにより固定系出力ドリブンギア２６３も回転する。

なお、第２のドライブギア３３ｄ、固定変速系ドリブンギア２４３、固定系出力ドライブギア２６２および固定系出力ドリブンギア２６３の大きさ（直径）は、予め設定された特定の減速比に応じて決定される。それにより、アイドル機構３０の第２のドライブギア３３ｄに伝達される動力は、一定の減速比で第１のヘリカルギア３０３に伝達される。

第１のヘリカルギア３０３に係合するように、第２のヘリカルギア３０４が設けられている。第２のヘリカルギア３０４は、出力軸３０６の一端に設けられている。

２つの多板クラッチ２５０，９１０のいずれか一方が接続されることにより第１のヘリカルギア３０３が回転する。それにより、エンジン７の動力が第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６を通じて図１の後輪１１に伝達される。

本実施の形態では、多板クラッチ９１０の接続時でかつ多板クラッチ２５０の切断時に、アイドル機構３０、変速系ドリブンギア４２、中空入力軸４２０、ＣＶＴ５００、中空出力軸５４０、ＣＶＴ出力用ドライブギア５４１、ＣＶＴ出力用ドリブンギア５３、ＣＶＴ出力用ドリブンシャフト９２６、多板クラッチ９１０、中空軸９１１、ＣＶＴ出力用ドライブギア９２２、変速系出力ドリブンギア９２３、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６が可変変速経路を構成する。

また、多板クラッチ９１０の切断時でかつ多板クラッチ２５０の接続時に、アイドル機構３０、固定変速系ドリブンギア２４３、多板クラッチ２５０、固定変速系伝達軸２６０、固定系出力ドライブギア２６２、固定系出力ドリブンギア２６３、第１のヘリカルギア３０３、第２のヘリカルギア３０４および出力軸３０６が固定変速経路を構成する。

図１０に示される動力伝達装置３００においても、アイドル機構３０にオイルシールＯＳを設けることができる。これにより、図１０に一点鎖線で示すように、エンジンオイルが充填されるエンジン領域ＡＥと、トラクションオイルが充填されるトラクション領域ＡＴとを容易に分離することができる。

その結果、エンジン７内に動力伝達装置３００を設ける場合でも、エンジンオイルがトラクション領域ＡＴ内に漏れ出すことが防止され、トラクションオイルがエンジン領域ＡＥ内に漏れ出すことが防止される。したがって、簡単な構成で動力伝達装置３００を容易にエンジン７内に設けることが可能となる。

７．他の構成例
第１〜第６の実施の形態に用いられるＣＶＴ５００は、シングルギャビティ型のハーフトロイダルＣＶＴであればよく、図３に示されるＣＶＴ５００の構成に限定されない。

第１の実施の形態では、動力伝達装置３００により伝達される動力は後輪ドライブスプロケット１５により後輪１１へ出力される。また、第２〜第５の実施の形態では、動力伝達装置３００により伝達される動力は複数のヘリカルギアおよび軸により後輪１１へ出力される。

このような動力伝達装置３００から後輪１１への動力伝達経路の構成は上記の例に限定されない。例えば、第１の実施の形態に係る動力伝達装置３００に複数のヘリカルギアおよび軸を設けてもよいし、第２〜第５の実施の形態に係る動力伝達装置３００に後輪ドライブスプロケット１５を設けてもよい。

本実施の形態では、車両の例として自動二輪車について説明したが、これに限らず、動力伝達装置３００はトラクター、四輪バギーおよびカート等の低排気量の小型車両ならびに小型船舶のエンジンにも設けることができる。

８．請求項の各構成要素と実施の形態の各部との対応
以下、請求項の各構成要素と実施の形態の各部との対応の例について説明するが、本発明は下記の例に限定されない。

第１〜第６の実施の形態においては、後輪１１、後輪ドリブンスプロケット１２、後輪ドライブスプロケット１５およびチェーン１６が駆動機構に相当し、アイドル機構３０が中継機構に相当し、ＣＶＴ５００を含む可変変速経路の構成が第１の動力伝達機構に相当し、固定変速経路の構成が第２の動力伝達機構に相当し、図１のＥＣＵ８００、ドグクラッチ５１および多板クラッチ５２，１３０，２５０，７１０，９１０，９２０が切替装置に相当する。

また、図２の動力入力軸４１および中空出力軸５４０、ならびに図６〜図１０の中空入力軸４２０および中空出力軸５４０が第１の動力伝達軸に相当し、図２の動力入力軸４１、図６〜図８および図１０の固定変速系伝達軸２６０、ならびに図９のアイドル軸３１が第２の動力伝達軸に相当する。

さらに、図２の固定変速系ドライブギア４３、アイドルギア６２および固定変速系ドリブンギア６１、図６の固定系出力ドライブギア２６１およびドリブンギア３０１、図７、図８および図１０の固定系出力ドライブギア２６２および固定系出力ドリブンギア２６３、ならびに図９のドライブギア３３ｂおよび固定系出力ドリブンギア２６３が固定変速機に相当する。

また、ＣＶＴ５００が無段変速機およびシングルキャビティ型のハーフトロイダル無段変速機に相当し、パワーローラ５３０ａ，５３０ｂがそれぞれ第１および第２のパワーローラに相当し、アイドル軸３１が中継軸に相当し、ドリブンギア３２、ドライブギア３３、ドライブギア３３ａ、ドライブギア３３ｂ、第１のドライブギア３３ｃおよび第２のドライブギア３３ｄが中継伝達機構に相当し、図６および図１０の中空入力軸４２０および中空出力軸５４０がそれぞれ第１および第２の中空軸に相当し、図７および図８のアイドル軸３１が中空軸に相当し、図７〜図９の中空入力軸４２０が第１の回転軸に相当し、図７〜図９の中空出力軸５４０が第２の回転軸に相当する。

さらに、ドリブンギア３２が第１の円盤状部材に相当し、図２および図６〜図８のドライブギア３３、図９のドライブギア３３ａ、ならびに図１０の第１のドライブギア３３ｃが第２の円盤状部材に相当し、変速系ドリブンギア４２が第３の円盤状部材に相当し、図６のドライブギア３３および図１０の第２のドライブギア３３ｄが第４の円盤状部材に相当し、図６および図１０の固定変速系ドリブンギア２４３が第５の円盤状部材に相当する。

また、図２および図８の多板クラッチ５２、図６の多板クラッチ１３０、図７の多板クラッチ７１０、ならびに図９および図１０の多板クラッチ９１０が第１のクラッチに相当し、図２および図８〜図１０のＣＶＴ出力用ドライブギア５４１およびＣＶＴ出力用ドリブンギア５３、ならびに図６および図７の遊星減速機構が減速装置に相当し、サンギア１１０，７０２が太陽歯車に相当し、ピニオンギア１２０，７０３が遊星歯車に相当し、リングギア１２１，７０１が内歯車に相当し、プラネタリキャリア１２０Ｃ，７０４がキャリアに相当し、回転固定部材７２０が固定部材に相当する。

さらに、図２のドグクラッチ５１、図６〜図８および図１０の多板クラッチ２５０ならびに図９の多板クラッチ９２０が第２のクラッチに相当し、エンジンオイルが第１の作動油に相当し、トラクションオイルが第２の作動油に相当し、エンジン領域ＡＥが第１の作動油領域に相当し、トラクション領域ＡＴが第２の作動油領域に相当し、オイルシールＯＳが漏洩防止部材に相当する。

また、図２の固定変速系ドライブギア４３および固定変速系ドリブンギア６１、ならびに図６の固定系出力ドライブギア２６１およびドリブンギア３０１が歯車機構に相当し、図２の固定変速系ドライブギア４３および図６の固定系出力ドライブギア２６１が第１の歯車に相当し、図２の固定変速系ドリブンギア６１および図６のドリブンギア３０１が第２の歯車に相当する。

本発明は、自動二輪車、トラクター、四輪バギーおよびカート等の低排気量の小型車両ならびに小型船舶等に利用することができる。

第１の実施の形態に係る自動二輪車の模式図である。 第１の実施の形態に係る動力伝達装置の構成およびレイアウトを示す概略図である。 第１の実施の形態に係る動力伝達装置の具体的構成例を説明するための図である。 第１の実施の形態に係る動力伝達装置の具体的構成例を説明するための図である。 第１の実施の形態に係る動力伝達装置の具体的構成例を説明するための図である。 第２の実施の形態に係る動力伝達装置の構成およびレイアウトを示す概略図である。 第３の実施の形態に係る動力伝達装置の構成およびレイアウトを示す概略図である。 第４の実施の形態に係る動力伝達装置の構成およびレイアウトを示す概略図である。 第５の実施の形態に係る動力伝達装置の構成およびレイアウトを示す概略図である。 第６の実施の形態に係る動力伝達装置の構成およびレイアウトを示す概略図である。

符号の説明

７ エンジン
１１ 後輪
１２ 後輪ドリブンスプロケット
１５ 後輪ドライブスプロケット
１６ チェーン
２６ ドライブシャフト
３０ アイドル機構
３１ アイドル軸
３２，３０１ ドリブンギア
３３，３３ａ，３３ｂ ドライブギア
３３ｃ 第１のドライブギア
３３ｄ 第２のドライブギア
４１ 動力入力軸
４２ 変速系ドリブンギア
４３ 固定変速系ドライブギア
５１ ドグクラッチ
５２，１３０，２５０，７１０，９１０，９２０ 多板クラッチ
５３ ＣＶＴ出力用ドリブンギア
６１，２４３ 固定変速系ドリブンギア
６２ アイドルギア
７１ クランクシャフト
１００ 自動二輪車
１１０，７０２ サンギア
１２０，７０３ ピニオンギア
１２０Ｃ，７０４ プラネタリキャリア
１２１，７０１ リングギア
２６０ 固定変速系伝達軸
２６１，２６２ 固定系出力ドライブギア
２６３ 固定系出力ドリブンギア
３００ 動力伝達装置
４２０ 中空入力軸
５００ ＣＶＴ
５１０ 入力ディスク
５２０ 出力ディスク
５３０ａ，５３０ｂ パワーローラ
５４０ 中空出力軸
５４１ ＣＶＴ出力用ドライブギア
７２０ 回転固定部材
８００ ＥＣＵ
９１１ 中空軸
ＡＥ エンジン領域
ＡＴ トラクション領域
ＯＳ オイルシール
ＴＤ トルクダンパ

Claims (20)

1. クランクシャフトを備えるエンジンの動力を駆動機構に伝達する動力伝達装置であって、
   前記エンジンの動力を受ける中継機構と、
   前記中継機構から前記駆動機構へ動力を伝達する第１の動力伝達機構と、
   前記中継機構から前記駆動機構へ動力を伝達する第２の動力伝達機構と、
   前記エンジンの動力の伝達経路を、前記第１の動力伝達機構と前記第２の動力伝達機構とで選択的に切り替える切替装置とを備え、
   前記第１の動力伝達機構は、
   前記クランクシャフトと並列に配置され、前記中継機構からの動力を受ける第１の動力伝達軸と、
   前記第１の動力伝達軸に設けられ、前記第１の動力伝達軸が受けた動力を可変の変速比で前記駆動機構に伝達する無段変速機とを含み、
   前記第２の動力伝達機構は、
   前記クランクシャフトと並列に配置され、前記中継機構からの動力を受ける第２の動力伝達軸と、
   前記第２の動力伝達軸に設けられ、前記第２の動力伝達軸が受けた動力を一定の変速比で前記駆動機構に伝達する固定変速機とを含むことを特徴とする動力伝達装置。
2. 前記無段変速機は、シングルキャビティ型のハーフトロイダル無段変速機であり、
   前記シングルキャビティ型のハーフトロイダル無段変速機は、
   前記中継機構からの動力により回転可能に前記第１の動力伝達軸に設けられる入力ディスクと、
   前記入力ディスクと対向するように前記第１の動力伝達軸に設けられ、かつ前記駆動機構にトルクを出力する出力ディスクと、
   前記入力ディスクと前記出力ディスクとに接触しつつ移動可能かつ傾斜可能に設けられ、前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間でトルクを伝達する第１および第２のパワーローラとを含むことを特徴とする請求項１記載の動力伝達装置。
3. 前記中継機構は、
   前記クランクシャフトと並列に配置された中継軸と、
   前記クランクシャフトの動力を前記中継軸に伝達するとともに、前記中継軸に伝達された動力を前記第１および第２の動力伝達機構へ伝達する中継伝達機構とを含むことを特徴とする請求項１または２記載の動力伝達装置。
4. 前記第１の動力伝達軸は、前記中継伝達機構からの動力を受けかつ前記入力ディスクおよび出力ディスクの回転中心を通るように設けられ、前記入力ディスクに固定されるとともに前記出力ディスクに対して相対的に回転可能であり、
   前記第２の動力伝達軸は、前記第１の動力伝達軸と一体的に設けられることを特徴とする請求項３記載の動力伝達装置。
5. 前記第１の動力伝達軸は、前記入力ディスクおよび出力ディスクの回転中心を通るように設けられ、前記中継伝達機構からの動力を受けかつ前記入力ディスクに固定される第１の中空軸と、前記出力ディスクに固定される第２の中空軸とを含み、
   前記第２の動力伝達軸は、前記中継伝達機構からの動力を受けかつ前記第１および第２の中空軸内を通るように設けられたことを特徴とする請求項３記載の動力伝達装置。
6. 前記中継軸は中空軸を含み、
   前記第１の動力伝達軸は、前記入力ディスクおよび出力ディスクの回転中心を通るように設けられ、前記中継伝達機構からの動力を受けかつ前記入力ディスクに固定される第１の回転軸と、前記出力ディスクに固定される第２の回転軸とを含み、
   前記第２の動力伝達軸は、前記中空軸内を通るように設けられたことを特徴とする請求項３記載の動力伝達装置。
7. 前記第１の動力伝達軸は、前記入力ディスクおよび出力ディスクの回転中心を通るように設けられ、前記中継伝達機構からの動力を受けかつ前記入力ディスクに固定される第１の回転軸と、前記出力ディスクに固定される第２の回転軸とを含み、
   前記第２の動力伝達軸は、前記中継軸と一体的に設けられたことを特徴とする請求項３記載の動力伝達装置。
8. 前記中継伝達機構は、
   前記クランクシャフトのトルクを受ける第１の円盤状部材と、
   前記第１の円盤状部材が受ける動力を前記第１の動力伝達機構に伝達する第２の円盤状部材とを含み、
   前記第１の動力伝達機構は、前記第１の動力伝達軸に設けられかつ前記第２の円盤状部材のトルクを前記無段変速機へ伝達する第３の円盤状部材をさらに含むことを特徴とする請求項３〜７のいずれかに記載の動力伝達装置。
9. 前記中継伝達機構は、
   前記第１の円盤状部材が受ける動力を前記第２の動力伝達機構に伝達する第４の円盤状部材をさらに含み、
   前記第２の動力伝達機構は、前記第２の動力伝達軸に設けられかつ前記第４の円盤状部材のトルクを前記固定変速機へ伝達する第５の円盤状部材をさらに含むことを特徴とする請求項３〜８のいずれかに記載の動力伝達装置。
10. 前記切替装置は、前記第１の動力伝達機構における動力の伝達経路を接続および切断する第１のクラッチを含むことを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載の動力伝達装置。
11. 前記第１の動力伝達機構は、前記無段変速機から出力される動力を一定の減速比で前記第１のクラッチに伝達する減速装置をさらに備えることを特徴とする請求項１０記載の動力伝達装置。
12. 前記減速装置は、遊星減速機構を含み、
    前記遊星減速機構は、
    前記無段変速機から出力される動力により回転する太陽歯車と、
    前記太陽歯車の周囲に設けられ、前記太陽歯車の回転に応じて自転および公転する複数の遊星歯車と、
    前記複数の遊星歯車に接続され、前記複数の遊星歯車の公転を規制するキャリアと、
    前記複数の遊星歯車を取り囲むように設けられ、前記複数の遊星歯車の自転に応じて回転する内歯車とを含むことを特徴とする請求項１１記載の動力伝達装置。
13. 前記減速装置は、遊星減速機構を含み、
    前記遊星減速機構は、
    前記無段変速機から出力される動力により回転する内歯車と、
    前記内歯車の内部に設けられ、前記内歯車の回転に応じて自転および公転する複数の遊星歯車と、
    前記複数の遊星歯車に接続され、前記複数の遊星歯車の公転とともに回転するキャリアと、
    前記内歯車の内部で、前記複数の遊星歯車に取り囲まれるように設けられ、かつ前記複数の遊星歯車の回転態様を規制可能に設けられた太陽歯車と、
    前記太陽歯車の回転を規制するための固定部材とを含み、
    前記第１のクラッチは、前記太陽歯車と前記固定部材との接続状態を切り替えることを特徴とする請求項１１記載の動力伝達装置。
14. 前記第１のクラッチは、多板クラッチを含むことを特徴とする請求項１０〜１３のいずれかに記載の動力伝達装置。
15. 前記切替装置は、前記第２の動力伝達機構における動力の伝達経路を接続および切断する第２のクラッチを含むことを特徴とする請求項１〜１４のいずれかに記載の動力伝達装置。
16. 前記第２のクラッチは、多板クラッチまたはドグクラッチを含むことを特徴とする請求項１５記載の動力伝達装置。
17. 前記中継機構は、前記クランクシャフトからの動力の回転変動を除去するトルクダンパをさらに含むことを特徴とする請求項１〜１６のいずれかに記載の動力伝達装置。
18. 前記クランクシャフトは、第１の作動油が充填された第１の作動油領域内に設けられ、
    前記無段変速機は、第２の作動油が充填された第２の作動油領域内に設けられ、
    前記中継機構は、前記第１の作動油領域および第２の作動油領域とを分離するための漏洩防止部材をさらに含むことを特徴とする請求項１〜１７のいずれかに記載の動力伝達装置。
19. 前記固定変速機は、歯車機構を有し、
    前記歯車機構は、前記第２の動力伝達軸に設けられ、前記中継機構からの動力を受ける第１の歯車と、前記第１の歯車の動力を前記駆動機構へ出力する第２の歯車とを含むことを特徴とする請求項１〜１８のいずれかに記載の動力伝達装置。
20. クランクシャフトを備えるエンジンと、
    駆動機構と、
    前記エンジンの動力を前記駆動機構に伝達する動力伝達装置とを備え、
    前記動力伝達装置は、
    前記エンジンの動力を受ける中継機構と、
    前記中継機構から前記駆動機構へ動力を伝達する第１の動力伝達機構と、
    前記中継機構から前記駆動機構へ動力を伝達する第２の動力伝達機構と、
    前記エンジンの動力の伝達経路を、前記第１の動力伝達機構と前記第２の動力伝達機構とで選択的に切り替える切替装置とを備え、
    前記第１の動力伝達機構は、
    前記クランクシャフトと並列に配置され、前記中継機構からの動力を受ける第１の動力伝達軸と、
    前記第１の動力伝達軸に設けられ、前記第１の動力伝達軸が受けた動力を可変の変速比で前記駆動機構に伝達する無段変速機とを含み、
    前記第２の動力伝達機構は、
    前記クランクシャフトと並列に配置され、前記中継機構からの動力を受ける第２の動力伝達軸と、
    前記第２の動力伝達軸に設けられ、前記第２の動力伝達軸が受けた動力を一定の変速比で前記駆動機構に伝達する固定変速機とを含むことを特徴とする車両。

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