JP2011122671A - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】アイドリングストップを実施する際に、意図した発進制御が実施可能であり、且つ、高速走行時の燃費低下を抑制することができる車両用動力伝達装置を提供する。
【解決手段】エンジン１２に動力伝達可能に連結された入力軸１６より分岐してエンジン１２の出力を駆動輪２０へそれぞれ伝達する主動力伝達経路２２および副動力伝達経路２４を並列に備え、主動力伝達経路２２は油圧式摩擦クラッチＣ１によって断続され、副動力伝達経路２４は同期噛合式クラッチ５２によって断続されるように構成されている。したがって、副動力伝達経路２４は、油圧の供給を必要としない動力伝達経路であるため、エンジン１２が停止されてそのエンジン１２によって駆動されるオイルポンプが停止した場合であっても副動力伝達経路２４による動力伝達が可能となる。
【選択図】図１

Description

本発明は、車両用動力伝達装置に係り、特に、駆動源から駆動輪への動力を伝達する主動力伝達経路および副動力伝達経路を並列に備えた車両用動力伝達装置に関するものである。

車両において、駆動源から駆動力を駆動輪に伝達する主動力伝達経路および副動力伝達経路を並列に備え、車両の走行状態に応じてそれらの動力伝達経路が切り替えられる形式の車両用動力伝達装置が提案されている。例えば、特許文献１の車両の動力伝達装置がその一例である。特許文献１では、変速可能に構成されている主変速経路（主動力伝達経路）と固定減速比（固定変速比）の副変速経路（副動力伝達経路）とを並列に備え、副変速経路の入力部は、第１ワンウェイクラッチを介して主変速経路の入力部から前進方向に駆動されるように連結され、主変速経路の出力部は、第２ワンウェイクラッチを介して副変速経路の出力部を前進方向に駆動するように連結されている。また、副変速経路の固定変速比は、主変速経路の最大変速比よりも僅かに低い変速比に設定されている。

そして、車両発進時において、副変速経路の変速比が主変速経路の最大変速比よりも僅かに低いことから、副変速経路側の出力が駆動輪に伝達され、主変速経路の出力は第２ワンウェイクラッチによって遮断される。また、車両発進後において車速が上昇して主変速経路の変速比が低下すると、副変速経路に代わって主変速経路の動力が駆動輪に伝達され、副変速経路の出力は第１ワンウェイクラッチによって遮断される。上記より第１ワンウェイクラッチおよび第２ワンウェイクラッチによって自動的に変速経路（動力伝達経路）が切り替えられることで、動力循環によるインターロックが防止され、例えば主変速経路がベルト式無段変速機である場合には、ベルト滑りが防止される。

特開２００５−３０８０４１号公報

ところで、近年燃費向上を目的として、車両停止時においてエンジンを停止させる所謂アイドリングストップが実現されるようになっている。このとき、エンジンが停止されると、エンジンによって駆動されるオイルポンプも同様に停止されるが、例えばベルト式無段変速機においてアイドリングストップを実施する場合、車両停止中であっても発進応答性を確保するため、ベルト式無段変速機を制御する油圧シリンダに所定の油圧（待機圧）を供給する必要がある。したがって、車両停止時（エンジン停止時）に油圧を発生させるため、オイルポンプとは別に電動オイルポンプを使用して油圧を発生させる必要がある。

また、車両発進時においてエンジンを始動させる際、エンジンを起動させるスタータに電力がとられ、油圧回路を制御する電磁弁の制御が不安定となり、意図した発進制御ができなくなることを回避するため、電力を確保する目的で、サブバッテリや昇圧コンバータを備える必要があった。したがって、電動オイルポンプやサブバッテリ等を備えるに伴い、装置が大型化する問題があった。

これに対して、特許文献１の車両の動力伝達装置では、車両発進時において副変速経路から駆動力を発生させるため、無段変速機の油圧シリンダへの油圧の供給は回避することができるが、副変速経路から駆動力を発生させる場合であっても、車両の発進性を維持するために、車両停止中に前進クラッチを予め係合もしくは半係合させておく必要がある。したがって、副変速経路によって車両を発進させる場合であっても油圧を確保するために電動オイルポンプを使用して油圧を発生させる必要があった。また、特許文献１をはじめとするベルト式無段変速機を備えた車両の動力伝達装置では、ベルトの伝達効率が悪いために、高速走行時に燃費が悪化する問題があった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、駆動源の駆動力を駆動輪へ伝達する主動力伝達経路および副動力伝達経路を並列に備えた車両用動力伝達装置において、アイドリングストップを実施する際に、電動オイルポンプやサブバッテリ等を設けることなく意図した発進制御が実施可能であり、且つ、高速走行時の燃費低下を抑制することができる車両用動力伝達装置を提供することにある。

上記目的を達成するための、請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a)駆動源に動力伝達可能に連結された入力部より分岐し、その駆動源の出力を駆動輪へそれぞえ伝達する主動力伝達経路および副動力伝達経路を並列に備える車両用動力伝達装置であって、(b)前記主動力伝達経路は、油圧によって制御される無段変速部とその主動力伝達経路の動力伝達を断続する油圧式摩擦クラッチとを直列に備え、(c)前記副動力伝達経路は、噛合式の有段変速部とその副動力伝達経路の動力伝達を断続する噛合式クラッチとを直列に備え、(d)前記副動力伝達経路の有段変速部の最小変速比は、前記主動力伝達経路の最小変速比よりも小さく、(e)前記副動力伝達経路の有段変速部の最大変速比は、前記主動力伝達経路の最大変速比よりも小さいことを特徴とする。

また、請求項２にかかる発明の要旨とするところは、請求項１の車両用動力伝達装置において、(a)前記無段変速部は、ベルト式無段変速部であり、(b)前記主動力伝達経路において、前記油圧式摩擦クラッチは該ベルト式無段変速部の出力側に設けられており、(c)前記主動力伝達経路および前記副動力伝達経路間の切替時において、前記油圧式摩擦クラッチのトルク容量が、前記ベルト式無段変速部のトルク容量を越えないように制御されることを特徴とする。

また、請求項３にかかる発明の要旨とするところは、請求項１または２の車両用動力伝達装置において、前記噛合式クラッチは、機械式の同期機構を有する噛合式クラッチであることを特徴とする。

また、請求項４にかかる発明の要旨とするところは、請求項３の車両用動力伝達装置において、前記同期機構を有する噛合式クラッチのスリーブは、アクチュエータによって駆動されるウォームギヤにスプリングを介して連結されたシフトフォークに嵌合され、そのアクチュエータによってその噛合式クラッチの断続状態が切り替えられることを特徴とする。

請求項１にかかる発明の車両用動力伝達装置によれば、駆動源に動力伝達可能に連結された入力部より分岐して駆動源の出力を駆動輪へそれぞれ伝達する主動力伝達経路および副動力伝達経路を並列に備え、主動力伝達経路は油圧式摩擦クラッチによって断続され、副動力伝達経路は噛合式クラッチによって断続されるように構成されている。したがって、副動力伝達経路は、油圧の供給を必要としない動力伝達経路であるため、駆動源が停止されてその駆動源によって駆動されるオイルポンプが停止した場合であっても副動力伝達経路による動力伝達が可能となる。これより、例えばアイドリングストップ後の車両発進時に油圧・電力の不足によって無段変速部の油圧制御が実施できない状態（制御不可状態）が生じることがあるが、そのときに油圧式摩擦クラッチを遮断すると共に、噛合式クラッチを接続させて副動力伝達経路による動力伝達に切替えることで、アイドリングストップ後の制御不可状態を回避することができる。なお、副動力伝達経路は噛合式クラッチによって接続されるため、主動力伝達経路と異なり、油圧・電力の不足に拘わらず制御可能となる。また、無段変速部がベルト式無段変速部であった場合、ベルト伝達効率が悪いために、高速走行時において燃費が悪くなるが、このような場合に副動力伝達経路の最小変速比に切替えることで、燃費の悪化を抑制することができる。

また、前記副動力伝達経路の有段変速部の最小変速比は、前記主動力伝達経路の無段変速部の最小変速比よりも小さく、前記副動力伝達経路の有段変速部の最大変速比は、前記主動力伝達経路の無段変速部の最大変速比よりも小さいため、副動力伝達経路から主動力伝達経路への切替時において、スムーズな切替が可能となる。具体的には、走行時の副動力伝達経路から主動力伝達経路への切替に際して、油圧式摩擦クラッチが徐々に係合されると、主動力伝達経路の方が変速比が大きいために、主動力伝達経路側の回転速度の方が速くなるが、その主動力伝達経路の回転速度の影響で、噛合式クラッチにかかるトルクに抜けが生じるので、噛合式クラッチがスムーズに遮断される。

また、請求項２にかかる発明の車両用動力伝達装置によれば、主動力伝達経路において、油圧式摩擦クラッチはベルト式無段変速部の出力側に設けられており、前記主動力伝達経路および副動力伝達経路間の切替時において、前記油圧式摩擦クラッチのトルク容量が、前記ベルト式無段変速部のトルク容量を越えないように制御されるため、主動力伝達経路にベルト式無段変速部のトルク容量を超えるトルクが伝達されても油圧式摩擦クラッチが先に滑るので、ベルト式無段変速部のベルト滑りが防止される。

また、請求項３にかかる発明の車両用動力伝達装置によれば、噛合式クラッチは機械式の同期機構を有する噛合式クラッチであるため、主動力伝達経路から副動力伝達経路への切替に際して、その同期機構の同期作用によってスムーズな切替が可能となる。

また、請求項４にかかる発明の車両用動力伝達装置によれば、前記噛合式クラッチのスリーブは、アクチュエータによって駆動されるウォームギヤにスプリングを介して連結されたシフトフォークに嵌合され、そのアクチュエータによってその噛合式クラッチの断続状態が切り替えられるため、アクチュエータによって容易に噛合式クラッチの断続状態を切替えることができる。

本発明の一実施例である車両用動力伝達装置の構造を説明するための骨子図である。 図１の車両用動力伝達装置において、主動力伝達経路に切り替えられている状態を示す図である。 図１の車両用動力伝達装置において、副動力伝達経路の低速変速段に切り替えられている状態を示す図である。 図１の車両用動力伝達装置において、副動力伝達経路の高速変速段に切り替えられている状態を示す図である。 図１の車両用動力伝達装置を模式的に示した図である。 アイドリングストップ後の車両発進時において、油圧状態および電源状態に対する理想的な切替状態を示す図である。 車両減速から車両停止された際にアイドリングストップを実施し、再び車両を発進させた場合の動力伝達状態を示す図である。 図１の車両用動力伝達装置の一態様を説明するための図である。 図１の車両用動力伝達装置の一態様を説明するための他の図である。 車両減速停止から発進までの間の動力伝達装置の作動を説明するタイムチャートである。 本発明の他の実施例である車両用動力伝達装置の構成を説明するための骨子図である。 本発明のさらに他の実施例である車両用動力伝達装置の構成を説明するための骨子図である。 図１２の乾式クラッチの拡大図である。

ここで、好適には、エンジンを停止して車両を減速停止させる際、車両が走行レンジ（例えばＤレンジ）にあっても、予め噛合式クラッチを動力伝達遮断状態に切替えるものである。このようにすれば、運転者が車両停止後にＤレンジ（走行レンジ）からＮレンジ（非走行レンジ）に切り替えた場合、噛合式クラッチのスリーブが有段変速部のギヤと噛み合っていると、噛合式クラッチのスリーブにはトルクがかかった状態で停止しているため、そのスリーブを外すことができず、Ｎレンジへの切替は不可能となる。したがって、その状態でエンジンを始動させると、意図しないトルク伝達が発生する可能性がある。これに対して、車両減速中に予め噛合式クラッチを動力伝達遮断に切替えることで、車両停止時にＮレンジに切り替えられてもＤレンジに維持されることがなくなり、意図しないトルク伝達の発生が防止される。

また、上記より車両停止時に噛合式クラッチのスリーブが外れた状態にあるので、車両発進性が悪くなる可能性があるが、予め車両停止中にアクチュエータによってスリーブを有段変速部のギヤ側へ移動させておく。このようにすれば、通常スリーブの内歯と有段変速部のギヤとは噛み合わず、スリーブの内歯の先端と有段変速部のギヤの先端とが押し当てられ、アクチュエータと噛合式クラッチとの間に介装されるスプリングが収縮された状態となる。そして、車両の発進に伴ってギヤが回転すると、スプリングの弾性復帰力によってスリーブの内歯と有段変速部のギヤとが速やかに噛み合うので、車両を速やかに発進させることができる。

また、好適には、前記主動力伝達経路の最大変速比と前記副動力伝達経路間の最大変速比との間の変速比差、および前記主動力伝達経路の最小変速比と前記副動力伝達経路間の最小変速比との間の変速比差は、微小な値に設定されるものである。このようにすれば、主動力伝達経路および副動力伝達経路間での切替時において、切替にともなうショックが抑制される。

また、好適には、前記噛合式クラッチは、副動力伝達経路において、有段変速部の入力側または出力側に設けられる。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明の一実施例である車両用動力伝達装置１０の構造を説明するための骨子図である。図１に示すように、駆動源として機能するエンジン１２と、そのエンジン１２のクランク軸１４に連結されてエンジン１２の出力を入力軸１６に伝達する流体伝動装置であるトルクコンバータ１８と、トルクコンバータ１８を介して伝達されるエンジン１２の出力を駆動輪２０に伝達する主動力伝達経路２２と、その主動力伝達経路２２に並列に設けられ主動力伝達経路２２と同様にエンジン１２の出力を駆動輪２０に伝達する副動力伝達経路２４と、主動力伝達経路２２および副動力伝達経路２４の出力軸２６に接続された入力歯車２８および出力歯車３０の一対の歯車から成るカウンタギヤ３２と、カウンタギヤ２８と駆動輪２０との間に設けられている差動歯車装置であるデフギヤ３６および駆動輪２０に接続されているドライブシャフト３４とを、備えている。

主動力伝達経路２２および副動力伝達経路２４は、それぞれ共通の入力軸１６および出力軸２６を有し、互いに並列に設けられている。そして、入力軸１６からそれぞれ分岐して出力軸２６に動力を伝達する。なお、入力軸１６が、本発明の入力部に対応している。

主動力伝達経路２２は、破線で示すように、入力軸１６と出力軸２６との間に、入力軸１６側から無段変速部であるベルト式無段変速部３８（本発明の無段変速部に対応）および油圧式摩擦クラッチＣ１を直列に備えている。ベルト式無段変速部３８は、入力軸１６に連結されているプライマリプーリ４０と、油圧式摩擦クラッチＣ１を介して出力軸２６に連結されているセカンダリプーリ４２と、プライマリプーリ４０とセカンダリプーリ４２との間に動力伝達可能に巻き掛けられている伝動ベルト４６とを備えており、プライマリプーリ４０およびセカンダリプーリ４２と伝動ベルト４６との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。

プライマリプーリ４０は、入力軸１６に固定されている固定シーブ４０ａと、入力軸１６に対して軸心回りの相対回転不能、且つ、軸方向への移動可能に設けられた可動シーブ４０ｂと、それら固定シーブ４０ａと可動シーブ４０ｂとの間のプーリ溝幅を可変とする推力を付与するプライマリ油圧シリンダ４０ｃとを、備えている。また、セカンダリプーリ４０は、油圧式摩擦クラッチＣ１に接続された動力伝達軸４８に固定されている固定シーブ４２ａと、動力伝達軸４８に対して軸心回りの相対回転不能、且つ、軸方向への移動可能に設けられた可動シーブ４２ｂと、それら固定シーブ４２ａと可動シーブ４２ｂとの間のプーリ溝幅を可変とする推力を付与するセカンダリ油圧シリンダ４２ｃとを、備えている。

そして、プライマリプーリ４０のプライマリ油圧シリンダ４０ｃへの油圧が制御されることにより、両プーリ４０、４２のプーリ溝幅が変化して伝動ベルト４６の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（入力軸１６の回転速度Ｎin／動力伝達軸４８の回転速度Ｎout）が最小変速比γmin〜最大変速比γmaxの間で連続的に変化させられる。一方、セカンダリプーリ４２のセカンダリ油圧シリンダ４２ｃの油圧が制御されることにより、伝動ベルト４６を狭圧する狭圧力が変更される。また、伝動ベルト４６は、例えば多数の金属製の駒に左右に複数枚に重ねられたスチールバンドをはめた構造となっている。

油圧式摩擦クラッチＣ１は、ベルト式無段変速部３８の出力側である動力伝達軸４８と出力軸２６との間に設けられ、油圧式摩擦クラッチＣ１に備えられる図示しない油圧シリンダに供給される油圧を制御することにより、その伝達トルク容量を制御可能な摩擦クラッチである。例えば油圧式摩擦クラッチＣ１に供給される油圧が高くなると、油圧式摩擦クラッチＣ１の伝達トルク容量が増加し、主動力伝達経路２２が動力伝達可能状態となる。また、油圧式摩擦クラッチＣ１に供給される油圧が低くなると、油圧式摩擦クラッチＣ１のトルク容量が減少し、最終的には油圧式摩擦クラッチＣ１が遮断され、主動力伝達経路２２が遮断される。したがって、油圧式摩擦クラッチＣ１へ供給される油圧を制御することで、油圧式摩擦クラッチＣ１のトルク容量が制御されるため、主動力伝達経路２２の伝達可能なトルクを制御することができる。なお、動力伝達装置１０においては、主動力伝達経路２２が副動力伝達経路２４と並列に設けられているため、主動力伝達経路２２の油圧式摩擦クラッチＣ１の断続状態に拘わらず、副動力伝達経路２４による動力伝達が可能に構成されている。

副動力伝達経路２４は、一点鎖線で示すように、入力軸１６と出力軸２６との間において、高速変速段Ｈｉ’および低速変速段Ｌｏ’の２速の変速段に変速可能な有段変速部５０、および副動力伝達経路２４の動力伝達状態を機械的に切替える同期噛合式クラッチ５２（本発明の噛合式クラッチに対応）を直列に備えている。有段変速部５０において、低速変速段Ｌｏ’および高速変速段Ｈｉ’は、それぞれ斜歯歯車で構成される噛合式の低速歯車機構５４および高速歯車機構５６に動力が伝達されることで成立させられる。

低速変速段Ｌｏ’を成立させる低速歯車機構５４は、出力軸１６に相対回転不能に固定されたドライブギヤ５４ａと、出力軸２６に対して相対回転可能なドリブンギヤ５４ｂと、ドライブギヤ５４ａおよびドリブンギヤ５４ｂに噛み合わされた状態で介装されているカウンタギヤ５４ｃと、ドライブギヤ５４ａと一体回転するクラッチギヤ５４ｄとを、備えている。また、高速変速段Ｈｉ’を成立させる高速歯車機構５６は、出力軸１６に相対回転不能に固定されたドライブギヤ５６ａと、出力軸２６に対して相対回転可能なドリブンギヤ５６ｂと、ドライブギヤ５６ａおよびドリブンギヤ５６ｂに噛み合わされた状態で介装されているカウンタギヤ５６ｃと、ドライブギヤ５６ａと一体回転するクラッチギヤ５６ｄとを、備えている。

同期噛合式クラッチ５２は、副動力伝達経路２４を低速変速段Ｌｏ、高速変速段Ｈｉ、或いは動力伝達遮断状態に切替えるものであり、公知である同期機構（シンクロメッシュ機構）を有して構成されている。例えば、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０は、出力軸２６と一体回転されるものであり、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０が軸方向においてクラッチギヤ５４ｄ側に移動させられると、同期噛合式クラッチ５２の同期作用によってクラッチギヤ５４ｄおよびスリーブ６０の回転速度が同期された後、クラッチギヤ５４ｄと同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０の内周面に形成されている図示しない内歯とが噛み合わされることで、クラッチギヤ５４ｄ（低速歯車機構５４）と出力軸２６とが同期噛合式クラッチ５２を介して接続される。このとき、低速変速段Ｌｏ’が成立させられ、変速比γが機械的に設定される最大変速比γ'maxに固定される。

一方、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０が軸方向においてクラッチギヤ５６ｄ側に移動させられると、同期噛合式クラッチ５２の同期作用によってクラッチギヤ５６ｄおよびスリーブ６０の回転速度が同期された後、クラッチギヤ５６ｄと同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０の図示しない内歯とが噛み合わされることで、クラッチギヤ５６ｄ（高速歯車機構５６）と出力軸２６とが同期噛合式クラッチ５２を介して接続される。このとき、高速変速段Ｈｉ’が成立させられ、変速比γが機械的に設定される最小変速比γ'minとなる。

また、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０が図１に示す中間位置（動力伝達遮断位置）にある場合、低速歯車機構５４および高速歯車機構５６共に空転状態となり、副動力伝達経路２４の動力伝達が遮断される。

上記同期噛合式クラッチ５２は、例えば電動モータ等から構成されるアクチュエータ６２によってその断続状態が切替られる。具体的には、同期噛合式クラッチ５０のスリーブ６０の外周部は、アクチュエータ６２によって駆動されるウォームギヤにスプリング６６を介して連結されたシフトフォーク６８に嵌合されている。そして、アクチュエータ６２が駆動されると、ウォームギヤ６４がその回転方向に応じて伸縮され、スプリング６６を介して連結されたシフトフォーク６８が出力軸２６と平行に移動させられる。したがって、シフトフォーク６８の移動量に応じてスリーブ６０が移動させられ、同期噛合式クラッチ５２の断続状態が切り替えられる。上記より、アクチュエータ６２によって同期噛合式クラッチ５２の断続状態が切り替えられることとなる。

上記のように構成される車両用動力伝達装置１０についての作動を説明する。図１は、例えば動力伝達経路が遮断される「Ｎ」レンジ（非走行レンジ）がに切り替えられた状態でエンジン停止（アイドリングストップ）された状態を示している。このとき、油圧式摩擦クラッチＣ１が遮断されることで主動力伝達経路２２が遮断されると共に、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０が中間位置（動力伝達遮断位置）に位置されることで副動力伝達経路２４が遮断される。

図２は、主動力伝達経路２２に切り替えられた状態を示している。なお、図２以降に示す車両用動力伝達装置１０においては、駆動輪２０が省略されている。図２においては、油圧式摩擦クラッチＣ１が係合されることによって主動力伝達経路２２が選択され、一方、副動力伝達経路２４においては、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０が中間位置とされることで動力伝達経路が遮断される。したがって、図の矢印に示すように、エンジン１２の出力が、主動力伝達経路２２から駆動輪２０へ伝達される。

図３は、副動力伝達経路２４の低速変速段Ｌｏ’に切り替えられた状態を示している。なお、上記走行状態は、例えばアイドリングストップ時からのエンジン始動を伴う車両発進時において選択される。図３においては、油圧式摩擦クラッチＣ１が遮断されることで主動力伝達経路２２が遮断され、一方、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０が低速歯車機構５４のクラッチギヤ５４ｄと噛み合うことで低速変速段Ｌｏ’が形成されている。したがって、図の矢印に示すように、エンジン１２の出力が、副動力伝達経路２４の低速歯車機構５４から駆動輪２０へ伝達される。

図４は、副動力伝達経路２４の高速変速段Ｈｉ’に切り替えられた状態を示している。なお、上記走行状態は、ベルト式無段変速部３８はベルト伝達効率の影響によって高速走行時に燃費が低下することを考慮し、例えば高速走行中において機械的な動力伝達に切替える場合に選択される。図４においては、油圧式摩擦クラッチＣ１が遮断されるに従い主動力伝達経路２２が遮断され、一方、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０が高速歯車機構５６のクラッチギヤ５６ｄと噛み合うことで高速変速段Ｈｉ’が形成されている。したがって、図の矢印に示すように、エンジン１２の出力が、副動力伝達経路２４の高速歯車機構５６から駆動輪２０へ伝達される。上記副動力伝達経路４の高速変速段Ｈｉ’に切り替えられることにより、ベルト式無段変速部３８のベルト伝達による動力伝達損失がなくなるので、燃費低下が抑制される。

次に、アイドルリングストップからの車両発進時の作動について説明する。ここで、アイドリングストップ時はエンジン１２が停止されるので、エンジン１２によって駆動されるオイルポンプも同様に停止されるに伴い、油圧の供給が不可能となる。したがって、従来のベルト式無段変速部においては以下のような問題があった。

従来のベルト式無段変速部を備えた車両用動力伝達装置においてアイドリングストップを実施する場合、アイドリングストップ時においても発進応答性を向上させるため、ベルト式無段変速部のプライマリおよびセカンダリの油圧シリンダに予め所定の待機圧を供給する必要があった。したがって、エンジンによって駆動されるオイルポンプ以外に、電動オイルポンプを使用して油圧を発生させる必要があった。ここで、車両発進時にエンジンを始動させる際、スタータによってエンジンを所定の回転速度まで上昇させるが、このときにスタータに電力が取られ、油圧制御を実施するソレノイドバルブの制御が不安定となり、意図した油圧制御が実施できない問題があった。したがって、電力を確保するためにサブバッテリや昇圧コンバータを備える必要があった。

これに対して、車両用動力伝達装置１０においては、電動オイルポンプ、サブバッテリ、並びに昇圧コンバータ等を使用することなく、アイドリングストップ時からの発進制御が可能に構成されている。

図５は、上記車両用動力伝達装置１０の構成を模式的に示した図である。図において、上側の油圧ラインが主動力伝達経路２２に対応しており、下側のメカラインが副動力伝達経路２４に対応している。上記油圧ラインは、油圧式摩擦クラッチＣ１およびベルト式無段変速部３８を制御するために、油圧および電力（ソレノイドバルブの電力）を必要とする動力伝達経路である。一方、メカラインは、メカクラッチによってその動力伝達状態が制御されるため、油圧および電力を必要としない動力伝達経路である。

ここで、図５に示すメカ／油圧切替部、メカクラッチ、およびＬｏ／Ｈｉ切替部は、図１において同期噛合式クラッチ５２に対応するものである。具体的には、同期噛合式クラッチ５２が遮断されると、メカ／油圧切替部が油圧ライン（主動力伝達経路２２）に切り替えられ、一方、同期噛合式クラッチ５２が接続されると、メカ／油圧切替部がメカライン（副動力伝達経路２４）に切り替えられる。同様に、同期噛合式クラッチ５２が遮断されると、メカクラッチが遮断され、一方、同期噛合式クラッチ５２が接続されると、メカクラッチが接続される。さらに、同期噛合式クラッチ５２において、高速変速段Ｈｉ’に切り替えられると、Ｌｏ／Ｈｉ切替部がＨｉ’側に切り替えられ、一方、低速変速段Ｌｏ’に切り替えられると、Ｌｏ／Ｈｉ切替部がＬｏ’側に切り替えられる。上記より、同期噛合式クラッチ５２が、図５において、メカ／油圧切替部、メカクラッチ、およびＬｏ／Ｈｉ切替部としての機能を果たす。

図６は、アイドリングストップ後の車両発進時において、油圧状態および電源状態に対する車両用動力伝達装置１０の理想的な切替状態を示している。例えば、電源および油圧共に不足した状態（１）では、図５においてメカ／油圧切替部はメカライン側に切り替えられ、油圧式摩擦クラッチＣ１は遮断側に切り替えられ、メカクラッチは伝達側（接続側）に切り替えられる。すなわち、油圧および電源が不足しているに伴い、油圧ラインは制御不可となるため、メカライン側に切り替えられる。また、電源は確保され、油圧が不足した状態（２）では、メカ／油圧切替部はメカライン側に切り替えられ、油圧式摩擦クラッチＣ１は遮断側に切り替えられ、メカクラッチは伝達側（接続側）に切り替えられる。この場合であっても油圧ライン（主動力伝達経路２４）が制御不可となるため、メカライン側に切り替えられる。また、電源が不足し、油圧が確保された状態（３）では、メカ／油圧切替部はメカライン側に切り替えられ、油圧式摩擦クラッチＣ１は伝達側に切り替えられ、メカクラッチは伝達側（接続側）に切り替えられる。この場合であっても電源不足によって油圧ライン（主動力伝達経路２４）が制御不可となるため、メカライン側に切り替えられる。また、電源および油圧が確保されている状態（４）では、メカ／油圧切替部は両方の選択が可能となり、油圧ラインは制御可能となり、メカクラッチも同様に伝達・遮断のいずれの選択が可能となる。

図７は、車両減速から車両停止された際にアイドリングストップを実施し、再び車両を発進させた場合の動力伝達状態を示している。なお、図７において、「ＥＣＯ」がアイドリングストップを実施した場合を示しており、「通常」が比較対象として、アイドリングストップを実施しない（エンジン常時駆動）場合を示している。また、状態１〜４は、図６の数字に対応する各状態を示している。

例えば、アイドリングストップを実施しない場合（通常）、エンジンが駆動された状態であるため、油圧および電力が確保される。したがって、車両の減速、停止、発進のいずれにおいても、図６に示す状態４となる。このとき、車両が減速されてもエンジンは駆動されるので、シフトレンジが走行レンジ（動力伝達レンジ）である「Ｄ」レンジである場合には、油圧による動力伝達状態となる。また、車両停止中および車両発進時においても同様である。また、動力遮断レンジである「Ｎ」レンジが選択されている場合、油圧伝達遮断状態となる。

一方、車両用動力伝達装置１０においては、車両減速中に車両の停止が予測されると、エンジン１２が稼働状態から停止させられる（ＥＣＯ）。このとき、オイルポンプが停止されることから、油圧が不足する状態２となる。ここで、「Ｄ」レンジが選択されている場合、油圧ライン（主動力伝達経路２２）は制御不能となるため、副動力伝達経路２４に対応するメカラインによる動力伝達（メカ伝達）に切り替えられる。また、車両が停止された場合も同様に、メカラインに切り替えられる。そして、車両発進時においてエンジン始動させることで、スタータによって電力が失われ、状態１（電源不足・油圧不足）となり、エンジン１２が始動すると、オイルポンプが駆動されて状態３（電源不足・油圧十分）となる。このとき、油圧ライン（主動力伝達経路２２）は制御不能となることから、車両はメカラインである副動力伝達経路２４（低速変速段Ｌｏ’）によって発進させられる。なお、上記動力伝達状態は、図３に示す状態に対応している。

また、「Ｎ」レンジが選択されている場合であっても同様に、油圧ライン（主動力伝達経路２２）は制御不能であるため、副動力伝達経路２４に対応するメカラインに切り替えられる。なお、「Ｎ」レンジであるため、メカラインに切り替えられてもメカラインの動力伝達は遮断される（メカ遮断）。なお、車両減速、停止、発進時において、シフトレンジが「Ｄ」レンジおよび「Ｎ」間で運転者によって切り替えられた場合、矢印に示すように、選択されたレンジに対応する動力伝達状態に切替られる（なお、破線の矢印で示す車両停止時（ＥＣＯ）の切替については後に説明する）。

上記のように、アイドリングストップ時において、動力伝達経路が副動力伝達経路２４に対応する油圧および電力を必要としないメカライン側に切り替えられることで、油圧および電力が不足した場合であっても発進時の制御が可能となる。

次に、車両走行中の主動力伝達経路２２および副動力伝達経路２４間の切替について説明する。なお、主動力伝達経路２２から副動力伝達経路２４への切替については、同期噛合式クラッチ５２による同期作用によってスムーズな切替が可能となる。しかしながら、副動力伝達経路２４から主動力伝達経路２２に切替える場合、接続状態にある同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０を、図１または図２に示す位置に対応する中立位置に移動させる必要があるが、走行中においては通常トルクがかかった状態にあるため、スリーブ６０をスムーズに移動させることが困難となる。

これに対して、車両用動力伝達装置１０では、副動力伝達経路２４の高速変速段Ｈｉ’に対応する高速歯車機構５６の変速比（以下、最小変速比）γmin'は、主動力伝達経路２２に対応するベルト式無段変速部３８の最小変速比γminよりも小さく設定されている。また、副動力伝達経路２４の低速変速段Ｌｏ’に対応する低速歯車機構５４の変速比（以下、最大変速比）γ'maxは、主動力伝達経路２２に対応するベルト式無段変速部３８の最大変速比γmaxよりも小さく設定されている。上記のように設定されることで、副動力伝達経路２４から主動力伝達経路２２への切替がスムーズに実施される。なお、

先ず、車両走行中において、副動力伝達経路２４の低速変速段Ｌｏ’に切り替えられている状態で走行中、主動力伝達経路２２に切り替えられる場合について説明する。なお、ベルト式無段変速部３８の最大変速比γmaxは、例えば２．３９に設定され、副動力伝達経路２４の低速変速段Ｌｏ’の最大変速比γ'maxは、例えば２．３８に設定されているものとする。また、ベルト式無段変速部３８の最大変速比γmaxと有段変速部５０の最大変速比γ'maxとの差は、小さな値に設定されている。

主動力伝達経路２２に切り替えられる場合、ベルト式無段変速部３８は、予め最大変速比γmax（２．３９）に変速され、この状態で油圧式摩擦クラッチＣ１が徐々に係合される。このとき、図１の同期噛合式クラッチ５２において、ベルト式無段変速部３８の最大変速比γmax（＝２．３９）は、低速変速段Ｌｏ’の最大変速比γ'max（＝２．３８）よりも大きいため、出力軸２６と共に回転するスリーブ６０の回転速度が、低速歯車機構５４のドリブンギヤ５４ｂ（クラッチギヤ５４ｄ）の回転速度よりも速くなる。したがって、スリーブ６０がクラッチギヤ５４に対して僅かに相対回転されるため、スリーブ６０とクラッチギヤ５４との間で伝達されるトルクの抜けが生じるに従い、スリーブ６０をスムーズに中間位置（動力伝達遮断位置）へ移動させることが可能となる。また、ベルト式無段変速部３８の最大変速比γmaxと有段変速部５０の最大変速比γ'maxとの差が小さく設定されることで、切替時のショックも小さくなる。

次に、車両走行中において、副動力伝達経路２４が高速変速段Ｈｉ’に切り替えられている状態で走行中、主動力伝達経路２２に切り替えられる場合について説明する。なお、ベルト式無段変速部３８の最小変速比γminは、例えば０．４４に設定され、副動力伝達経路２４の高速変速段Ｈｉ’の最小変速比γmin'は、例えば０．４３に設定されているものとする。また、ベルト式無段変速部３８の最小変速比γminと有段変速部５０の最小変速比γ'minとの差は、小さな値に設定されている。

主動力伝達経路２２に切り替えられる場合、ベルト式無段変速部３８は、最小変速比γminに変速され、この状態で油圧式摩擦クラッチＣ１が徐々に係合される。このとき、図１の同期噛合式クラッチ５２において、ベルト式無段変速部３８の最小変速比γmin（＝０．４４）は高速変速段Ｈｉ’の最小変速比γ'min（＝０．４３）よりも大きいため、高速変速機構５６のドリブンギヤ５６ｂ（クラッチギヤ５６ｄ）の回転速度よりも同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０の回転速度が速くなる。したがって、スリーブ６０とクラッチギヤ５６ｄとの間で伝達されるトルクの抜けが生じるに従い、スリーブ６０をスムーズに移動させることが可能となる。また、ベルト式無段変速部３８の最小変速比γminと有段変速部５０の最小変速比γ'minとの差が小さく設定されることで、切替時のショックも小さくなる。

ここで、副動力伝達経路２４および主動力伝達経路２２間で切替を実施するに際して、ベルト無段変速部３８において伝動ベルト４６の滑りが生じないように、ベルト式無段変速部３８が伝達可能なトルク容量を超えるトルクが伝達されないように油圧式摩擦クラッチＣ１の油圧が制御される。例えば、セカンダリプーリ４２のセカンダリ油圧シリンダ４２ｃの油圧を検出し、その油圧に基づいて伝動ベルト４６の狭圧力およびベルト式無段変速部３８のトルク容量を算出する。そして、油圧式摩擦クラッチＣ１のトルク容量が上記トルク容量を超えないように、その油圧が制御される。なお、油圧式摩擦クラッチＣ１の油圧とトルク容量との関係は、予め実験や計算によって求められ、油圧式摩擦クラッチＣ１の図示しない摩擦材の材質、形状、枚数などに基づいて求められる。したがって、例えば主動力伝達経路２２への切替中に、油圧式摩擦クラッチＣ１の係合に伴って互いの動力伝達経路が接続される動力循環が発生した場合であっても先に油圧式摩擦クラッチＣ１が滑ることとなり、ベルト式無段変速部３８の伝動ベルト４６の滑りは防止される。言い換えれば、油圧式摩擦クラッチＣ１は車両用動力伝達装置１０においてヒューズ的な役目を果たす。また、油圧式摩擦クラッチＣ１は、副動力伝達経路２４から主動力伝達経路２２に切り替える際に発生するショックを抑制する機能も果たす。

ところで、図７において、副動力伝達経路２４が選択された状態でエンジン停止させて車両停止させた後、運転者が「Ｄ」レンジから「Ｎ」レンジに切り替えると、スリーブ６０にはトルクがかかった状態で停止しているため、スリーブ６０を外すことができず、実質的に「Ｎ」レンジに切替えることが不可能となる。このとき、エンジン１２は停止した状態にあるが、その状態でエンジン１２が始動されると、「Ｎ」レンジにあっても瞬間的に意図しないトルク伝達が発生する可能性がある。

これに対して、車両減速中に車両停止が予測されると、図８に示すように、「Ｄ」レンジにあっても減速中に予め同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０を中間位置（動力伝達遮断位置）に移動させ、副動力伝達経路２４を遮断しておく。したがって、車両停止中に「Ｄ」レンジから「Ｎ」レンジに切り替えられてもエンジン始動時の意図しないトルク伝達が防止される。

上記より、「Ｄ」レンジであっても同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０が動力伝達遮断位置にあるが、停止中にアクチュエータ６２によってスリーブ６０を副動力伝達経路２４の低速歯車機構５４側に移動させ、スリーブ６０の内歯が速やかにクラッチギヤ５４ｄと噛み合う状態とする。具体的には、スリーブ６０をクラッチギヤ５４ｄ側に移動させると、通常互いの回転位置の違いにより、スリーブ６０の先端とクラッチギヤ５４ｄの先端とが押し当てられた状態となって噛み合わない。したがって、図９に示すように、スプリング６６が収縮された状態で保持される。そして、車両の発進の際には、クラッチギヤ５４ｄの回転に伴ってスリーブ６０とクラッチギヤ５４ｄとが噛合可能な回転位置となり、スプリング６６の弾性復帰力によってスリーブ６０がクラッチギヤ５４ｄと速やかに噛み合うこととなる。したがって、予め噛み合っている場合と略変わらない発進応答性が得られる。

図１０は、車両減速停止から発進までの間の動力伝達装置１０の作動を説明するタイムチャートの一例である。図１０において、変速比γは、ベルト式無段変速部３８の変速比γに対応しており、スリーブの各位置（Ｌｏ’、中間、Ｈｉ’）は、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０の切替位置を示している。たとえば、スリーブが中立（中立位置）にある場合、副動力伝達経路２４が遮断されていることを示しており、スリーブがＬｏ’にある場合、低速変速段Ｌｏ’に切り替えられていることを示しており、スリーブがＨｉ’にある場合、高速変速段Ｈｉ’に切り替えられていることを示している。また、油圧式摩擦クラッチがＯＮ位置にある場合、油圧式摩擦クラッチＣ１が接続されていることを示しており、ＯＦＦ位置にある場合、油圧式摩擦クラッチＣ１が遮断されていることを示している。

図１０においては、主動力伝達経路２２に切り替えられた状態で車両が減速停止されている。例えば、ブレーキペダルの踏み込みなどによって車両が減速されると、それに従ってベルト式無段変速部３８が最大変速比γmax側に変速され、最後には、最大変速比γmaxで維持される。また、エンジン回転速度Ｎeも低下させられ、所定の回転速度を下回ると、エンジン停止させられる（エンジン回転速度Ｎe＝０）。さらに、エンジン１２が停止されると、油圧式摩擦クラッチＣ１が遮断される。

そして、ｔ１時点において車両が停止されると、次の発進に備えて、アクチュエータ６２が駆動され、スリーブ６０がＬｏ’の位置に移動させられる。なお、ウォームギヤ６４は、低速変速段Ｌｏ’と対応する位置まで移動されるが、実際には、破線に示すように、スリーブ６０の先端とクラッチギヤ５４ｄの先端とが衝突するために噛み合わず、スプリング６６が伸縮された状態でスリーブ６０をクラッチギヤ５４ｄに押し当てた状態で維持される（図９参照）。

上記状態でｔ２時点において車両発進に伴い、エンジン１２が始動されると、クラッチギヤ５４ｄが回転されて、スリーブ６０とクラッチギヤ５４ｄとが噛合可能な位置となる。このとき、実線に示すように、スプリング６６の弾性復帰力によってスリーブ６０がクラッチギヤ５４ｄ側に押し出されることにより、スリーブ６０とクラッチギヤ５４ｄとが速やかに噛み合わされる。上記より、油圧および電源が不足した場合であっても、副動力伝達経路２４によって駆動されるため、車両の発進制御が可能となる。

次いで、エンジン回転速度Ｎeおよび車速Ｖが上昇すると、ｔ３時点において副動力伝達経路２４から主動力伝達経路２２に切り替えられる。ここで、副動力伝達経路２４の最大変速比γ'max(＝２．３８)は、主動力伝達経路２４（ベルト式無段変速部３８）の最大変速比γmax（＝２．３９）よりも小さいため、油圧式摩擦クラッチＣ１が徐々に接続されるに従い、無段変速部３８に油圧式摩擦クラッチＣ１を介して連結されているスリーブ６０の回転速度がクラッチギヤ５４ｄよりも速くなる。このとき、スリーブ６０とクラッチギヤ５４ｄとの間のトルク抜けが発生し、スリーブ６０がスムーズに移動させられる。

さらに、主動力伝達経路２２に切り替えられた状態で走行中、車速Ｖが上昇して高車速状態となると、ベルト式無段変速部３８のベルト伝達効率により燃費性が低下することを考慮して、ｔ４時点において主動力伝達経路２２から副動力伝達経路２４の高速変速段Ｈｉ’に切り替えられる。このとき、同期噛合式クラッチ５２の同期作用によってスリーブ６０およびクラッチギヤ５６ｄの回転速度が同期され、スムーズにスリーブ６０がクラッチギヤ５６ｄに噛み合わされる。

上述のように、本実施例によれば、エンジン１２に動力伝達可能に連結された入力軸１６より分岐してエンジン１２の出力を駆動輪２０へそれぞれ伝達する主動力伝達経路２２および副動力伝達経路２４を並列に備え、主動力伝達経路２２は油圧式摩擦クラッチＣ１によって断続され、副動力伝達経路２４は同期噛合式クラッチ５２によって断続されるように構成されている。したがって、副動力伝達経路２４は、油圧の供給を必要としない動力伝達経路であるため、エンジン１２が停止されてそのエンジン１２によって駆動されるオイルポンプが停止した場合であっても副動力伝達経路２４による動力伝達が可能となる。これより、例えばアイドリングストップ後の車両発進時に油圧・電力の不足によってベルト式無段変速部３８の油圧制御が実施できない状態（制御不可状態）が生じることがあるが、そのときに油圧式摩擦クラッチＣ１を遮断すると共に、同期噛合式クラッチ５２を接続させて副動力伝達経路２４による動力伝達に切替えることで、アイドリングストップ後の制御不可状態を回避することができる。なお、副動力伝達経路２４は同期噛合式クラッチ５２によって接続されるため、主動力伝達経路２２と異なり、油圧・電力の不足に拘わらず制御可能となる。また、ベルト式無段変速部３８では、ベルト伝達効率が悪いために、高速走行時において燃費が悪くなるが、このような場合に副動力伝達経路２４の最小変速比に切替えることで、燃費の悪化を抑制することができる。

また、本実施例によれば、副動力伝達経路２４の有段変速部５０（高速歯車機構５６）の最小変速比γ'minは、主動力伝達経路２２のベルト式無段変速部３８の最小変速比γminよりも小さく、副動力伝達経路２４の有段変速部５０（低速歯車機構５４）の最大変速比γ'maxは、主動力伝達経路２２のベルト式無段変速部３８の最大変速比γmaxよりも小さいため、副動力伝達経路２４から主動力伝達経路２２への切替時において、スムーズな切替が可能となる。具体的には、走行時の副動力伝達経路２４から主動力伝達経路２２への切替に際して、油圧式摩擦クラッチＣ１が徐々に係合されると、主動力伝達経路２２の方が変速比γが大きいために、主動力伝達経路２２側の回転速度の方が速くなるが、その主動力伝達経路２２の回転速度の影響で、スリーブ６０の回転が速くなるに従い、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０にかかるトルクに抜けが生じるので、同期噛合式クラッチ５２がスムーズに遮断される。

また、本実施例によれば、主動力伝達経路２２において、油圧式摩擦クラッチＣ１はベルト式無段変速部３８の出力側に設けられており、主動力伝達経路２２および副動力伝達経路間２４の切替時において、油圧式摩擦クラッチＣ１のトルク容量が、ベルト式無段変速部３８のトルク容量を越えないように制御されるため、主動力伝達経路３８にベルト式無段変速部のトルク容量を超えるトルクが伝達されても油圧式摩擦クラッチＣ１が先に滑るので、ベルト式無段変速部３８のベルト滑りが防止される。

また、本実施例によれば、主動力伝達経路２２から副動力伝達経路２４への切替に際して、同期噛合式クラッチ５２の同期作用によってスムーズな切替が可能となる。

また、本実施例によれば、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０は、アクチュエータ６２によって駆動されるウォームギヤ６４にスプリング６６を介して連結されたシフトフォーク６８に嵌合され、そのアクチュエータ６２によってその同期噛合式クラッチ５２の断続状態が切り替えられるため、アクチュエータ６２によって容易に同期噛合式クラッチ５２の断続状態を切替えることができる。

また、本実施例によれば、エンジン１２を停止して車両を減速停止させる際、車両が走行レンジ（例えばＤレンジ）にあっても、予め同期噛合式クラッチ５２を動力伝達遮断状態に切替えるめ、車両停止時にＮレンジに切り替えられてもＤレンジに維持されることがなくなり、意図しないトルク伝達の発生が防止される。なお、運転者が車両停止後にＤレンジ（走行レンジ）からＮレンジ（非走行レンジ）に切り替えた場合、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０が有段変速部５０のギヤと噛み合っていると、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０にはトルクがかかった状態で停止しているため、そのスリーブを外すことができず、Ｎレンジへの切替は不可能となる。したがって、その状態でエンジン１２を始動させると、意図しないトルク伝達が発生する可能性がある。

また、本実施例によれば、予め車両停止中において、アクチュエータ６２によってスリーブ６０を有段変速部５０のギヤ側へ移動させておくため、車両を速やかに発進させることができる。アクチュエータ６２によってスリーブ６０が有段変速部５０のギヤ側へ移動されると、通常スリーブ６０の内歯と有段変速部５０のクラッチギヤとは噛み合わず、スリーブ６０の内歯の先端に有段変速部５０のクラッチギヤの先端が押し当てられ、アクチュエータ６２と同期噛合式クラッチ５２との間に介装されるスプリング６６が収縮された状態となる。そして、車両の発進に伴ってクラッチギヤが回転すると、スプリング６６の弾性復帰力によってスリーブ６０の内歯と有段変速部５０のクラッチギヤとが速やかに噛み合うので、車両を速やかに発進させることができる。

つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

図１１は、本発明の他の実施例である車両用動力伝達装置８０の構成を説明するための骨子図である。車両用動力伝達装置８０を図１の動力伝達装置１０と比較すると、同期噛合式クラッチ５２の配置位置がエンジン１２側に変更されている。なお、他の構成および作動については、車両用動力伝達装置１０と変わらないので、その説明を省略する。

同期噛合式クラッチ５２は、副動力伝達経路２４においてエンジン１２側に配設されており、そのスリーブ６０は入力軸１６と一体的に回転させられている。副動力伝達機構２４の低速変速段Ｌｏ’を構成する低速歯車機構８２は、入力軸１６に対して相対回転可能なドライブギヤ８２ａと、出力軸２６に相対回転不能に固定されているドリブンギヤ８２ｂと、ドライブギヤ８２ａおよびドリブンギヤ８２ｂと噛み合わされた状態で介装されているカウンタギヤ８２ｃと、ドライブギヤ８２ａと一体的に回転するクラッチギヤ８２ｄとを、備えている。また、副動力伝達経路２４の高速変速段Ｈｉ’を構成する高速歯車機構８４は、入力軸１６に対して相対回転可能なドライブギヤ８４ａと、出力軸２６に相対回転不能に固定されているドリブンギヤ８４ｂと、ドライブギヤ８４ａおよびドリブンギヤ８４ｂと噛み合わされた状態で介装されているカウンタギヤ８４ｃと、ドライブギヤ８４ａと一体的に回転するクラッチギヤ８４ｄとを、備えている。

図１１に示す状態は、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０が中間位置に移動させられている状態を示している。このとき低速歯車機構８２および高速歯車機構８４ともにエンジン１２の出力が伝達されないので、副動力伝達経路２４は遮断された状態となる。また、同期噛合式クラッチ５２のスリーブ６０がアクチュエータ６２によってドライブギヤ８２ａ側に移動させられると、ドライブギヤ８２ａと一体的に回転するクラッチギヤ８２ｄとスリーブ６０の内歯とが噛み合い、入力軸１６（エンジン１２）の動力がドライブギヤ８２ａに伝達される。したがって、低速変速段Ｌｏ’が成立させられ、エンジン１２の出力が低速歯車機構８２を介して駆動輪２０へ伝達される。一方、スリーブ６０がドライブギヤ８４ａ側に移動させられると、ドライブギヤ８４ａと一体的に回転するクラッチギヤ８４ｄとスリーブ６０の内歯とが噛み合い、入力軸１６の動力がドライブギヤ８４ａに伝達される。したがって、高速変速段Ｈｉ’が成立させられ、エンジン１２の出力が高速歯車機構８４を介して駆動輪２０へ伝達される。

また、上記車両用動力伝達装置８０においても、副動力伝達経路２４の低速歯車機構８２の最大変速比γ'maxは、主動力伝達経路２２（ベルト式無段変速部３８）の最大変速比γmaxよりも小さく、副動力伝達経路２４の高速歯車機構８４の最小変速比γ'minは、主動力伝達経路２２の最小変速比γminよりも小さく設定されることにより、スリーブ６０のスムーズな移動が可能となる。

上述のように、本実施例の車両用動力伝達装置８０においても、前述した車両用動力伝達装置１０と同様の作用および効果を得ることができる。

図１２は、本発明の他の実施例である車両用動力伝達装置９０の構成を説明するための骨子図である。車両用動力伝達装置９０を図１の車両用動力伝達装置１０と比較すると、副動力伝達経路２４の切替機構が同期噛合式クラッチ５２から乾式クラッチ９２に変更されている。乾式クラッチ９２は、図１３に示すように、スリーブ９４の両面にクラッチフェーシング９６が固着されている。なお、他の構成および作動については、車両用動力伝達装置１０と変わらないので、その説明を省略する。

上記のように構成される車両用動力伝達装置９０においても、乾式クラッチ９２がアクチュエータ６２によって低速歯車機構５４のドリブンギヤ５４ｂ側に移動させられると、ドリブンギヤ５４ｂが乾式クラッチ９２を介して出力軸２６と接続され、低速変速段Ｌｏ’が成立させられる。また、乾式クラッチ９２が高速歯車機構５６のドリブンギヤ５６ｂ側に移動させられると、ドリブンギヤ５６ｂが乾式クラッチ９２を介して出力軸２６と接続され、高速変速段Ｈｉ’が成立させられる。したがって、車両用動力伝達装置１０と同様の効果を得ることができる。

上述のように、本実施例の車両用動力伝達装置９０においても、前述した車両用動力伝達装置１０と略同様の作用および効果を得ることができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、無段変速部としてベルト式無段変速部３８が使用されているが、その他にも、例えばトロイダル式ＣＶＴなど、油圧によって変速される無段変速部であれば矛盾のない範囲において適宜使用することができる。

また、前述の実施例において、ベルト式無段変速部３８、低速歯車機構５４、および高速歯車機構５６の具体的な変速比γは、一例であって車両の形式等に応じて適宜変更される。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１０：車両用動力伝達装置
１２：エンジン
１６：入力軸（入力部）
２０：駆動輪
２２：主動力伝達経路
２４：副動力伝達経路
３８：ベルト式無段変速部（無段変速部）
５０：有段変速部
５２：同期噛合式クラッチ（噛合式クラッチ）
６２：アクチュエータ
６４：ウォームギヤ
６６：スプリング
６８：シフトフォーク
８０：車両用動力伝達装置
γmax：ベルト式無段変速部の最大変速比（無段変速部の最大変速比）
γ'max：低速変速段の最大変速比(有段変速部の最大変速比)
γmin：ベルト式無段変速部の最小変速比（無段変速部の最小変速比）
γ'min：高速変速段の最小変速比（有段変速部の最小変速比）
Ｃ１：油圧式摩擦クラッチ

Claims (4)

1. 駆動源に動力伝達可能に連結された入力部より分岐し、該駆動源の出力を駆動輪へそれぞれ伝達する主動力伝達経路および副動力伝達経路を並列に備える車両用動力伝達装置であって、
   前記主動力伝達経路は、油圧によって制御される無段変速部と該主動力伝達経路の動力伝達を断続する油圧式摩擦クラッチとを直列に備え、
   前記副動力伝達経路は、噛合式の有段変速部と該副動力伝達経路の動力伝達を断続する噛合式クラッチとを直列に備え、
   前記副動力伝達経路の有段変速部の最小変速比は、前記主動力伝達経路の無段変速部の最小変速比よりも小さく、
   前記副動力伝達経路の有段変速部の最大変速比は、前記主動力伝達経路の無段変速部の最大変速比よりも小さいことを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記無段変速部は、ベルト式無段変速部であり、
   前記主動力伝達経路において、前記油圧式摩擦クラッチは該ベルト式無段変速部の出力側に設けられており、
   前記主動力伝達経路および前記副動力伝達経路間の切替時において、前記油圧式摩擦クラッチのトルク容量が、前記ベルト式無段変速部のトルク容量を越えないように制御されることを特徴とする請求項１の車両用動力伝達装置。
3. 前記噛合式クラッチは、機械式の同期機構を有する噛合式クラッチであることを特徴とする請求項１または２の車両用動力伝達装置。
4. 前記同期機構を有する噛合式クラッチのスリーブは、アクチュエータによって駆動されるウォームギヤにスプリングを介して連結されたシフトフォークに嵌合され、
   該アクチュエータによって該噛合式クラッチの断続状態が切り替えられることを特徴とする請求項３の車両用動力伝達装置。

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