JP2014035036A - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 入力軸から出力軸にワンウェイクラッチを介して駆動力を伝達する無段変速機を備えた車両用動力伝達装置において、エンジンブレーキや回生制動を可能にするとともに、車両の走行状態に関わらずにオイルポンプを駆動できるようにする。
【解決手段】 入力軸１１から出力軸１２にエンジンＥの駆動力を不可逆的に伝達する無段変速機Ｔを備える車両用動力伝達装置において、オイルポンプ３２と、リングギヤ３３、キャリヤ３４およびサンギヤ３５を含む遊星歯車機構３１と、リングギヤ３３およびサンギヤ３５間に配置されたワンウェイクラッチ４５とを備え、リングギヤ３３は入力軸１１に接続され、キャリヤ３４はオイルポンプ３２に接続され、サンギヤ３５は出力軸１２に接続され、ワンウェイクラッチ４５はサンギヤ３５の回転数がリングギヤ３３の回転数を上回ったときに係合する。
【選択図】 図１

Description

本発明は、駆動源に接続された入力軸の回転を駆動輪に接続された出力軸に変速して伝達する無段変速機が、前記入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、前記ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記入力側支点の偏心量を変更する変速アクチュエータとを備える車両用動力伝達装置に関する。

エンジンに接続された入力軸の回転を複数のコネクティングロッドの相互に位相が異なる往復運動に変換し、前記複数のコネクティングロッドの往復運動を複数のワンウェイクラッチによって出力軸の回転運動に変換する無段変速機を備えた車両用動力伝達装置が、下記特許文献１により公知である。

特表２００５−５０２５４３号公報

ところで、上記特許文献１に記載された無段変速機はワンウェイクラッチを介装した不可逆的な動力伝達経路を有するため、駆動輪側（出力軸側）からエンジン側（入力軸側）に駆動力を逆伝達することができず、車両の減速時にエンジンブレーキを使用できないという問題がある。

また無段変速機の入力軸にオイルポンプを接続した場合、車両の減速時にエンジンをフュエルカットすると、上述した理由で駆動輪側からエンジン側に駆動力を逆伝達することができず、入力軸に接続したオイルポンプを駆動できないという問題がある。この問題を回避するために、無段変速機の出力軸にオイルポンプを接続すると、車両の停止時にエンジンを駆動しても、出力軸が回転しないためにオイルポンプを駆動できないという問題がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、入力軸から出力軸にワンウェイクラッチを介して駆動力を伝達する無段変速機を備えた車両用動力伝達装置において、エンジンブレーキや回生制動を可能にするとともに、車両の走行状態に関わらずにオイルポンプを駆動できるようにすることを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、駆動源に接続された入力軸の回転を駆動輪に接続された出力軸に変速して伝達する無段変速機が、前記入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、前記ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記入力側支点の偏心量を変更する変速アクチュエータとを備える車両用動力伝達装置であって、オイルポンプと、第１要素、第２要素および第３要素を含む遊星歯車機構と、前記第１要素および前記第３要素間に配置された係合手段とを備え、前記第１要素は前記入力軸に接続され、前記第２要素は前記オイルポンプに接続され、前記第３要素は前記出力軸に接続され、前記係合手段は前記第３要素の回転数が前記第１要素の回転数を上回ったときに係合することを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記遊星歯車機構はシングルピニオン型であり、前記第１要素がリングギヤであり、前記第２要素がキャリヤであり、前記第３要素がサンギヤであることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記遊星歯車機構はシングルピニオン型であり、前記第１要素がサンギヤであり、前記第２要素がキャリヤであり、前記第３要素がリングギヤであることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項４に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記遊星歯車機構はダブルピニオン型であり、前記第１要素がキャリヤであり、前記第２要素がリングギヤであり、前記第３要素がサンギヤであることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項５に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記遊星歯車機構はダブルピニオン型であり、前記第１要素がサンギヤであり、前記第２要素がリングギヤであり、前記第３要素がキャリヤであることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項６に記載された発明によれば、請求項１〜請求項５の何れか１項の構成に加えて、前記入力軸および前記出力軸間に配置された中間軸を備え、前記遊星歯車機構および前記オイルポンプは前記中間軸上に配置されることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項７に記載された発明によれば、請求項６の構成に加えて、前記入力軸および前記出力軸を結ぶ平面よりも下方に前記中間軸およびオイルパンを備えることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項８に記載された発明によれば、請求項１〜請求項７の何れか１項の構成に加えて、前記係合手段の係合中に車速センサで検出した車速が所定値以下になった場合には、前記係合手段を強制的に係合解除することを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

尚、実施の形態の偏心ディスク１８は本発明の入力側支点に対応し、実施の形態のピン１９ｃは本発明の出力側支点に対応し、実施の形態のアウター部材２２は本発明の入力部材に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応する。

請求項１の構成によれば、駆動源に接続された入力軸が回転すると入力側支点が偏心回転し、入力側支点に一端を接続されたコネクティングロッドが往復運動すると、コネクティングロッドの他端が接続されたワンウェイクラッチを介して出力軸が回転する。変速アクチュエータで入力軸に対する入力側支点の偏心量を変化させると、コネクティングロッドの往復ストロークが変化することで、出力軸の回転角が変化してレシオが変更される。オイルポンプと、第１要素、第２要素および第３要素を含む遊星歯車機構と、第１要素および第３要素間に配置された係合手段とを備え、第１要素は入力軸に接続され、第２要素はオイルポンプに接続され、第３要素は出力軸に接続され、係合手段は第３要素の回転数が第１要素の回転数を上回ったときに係合するので、車両の減速時に係合手段が係合して無段変速機を介さずに駆動輪側（出力軸側）から駆動源側（入力軸側）に駆動力を逆伝達することで、エンジンブレーキや回生制動を可能にすることができる。しかも車両の加速時、クルーズ時および停止時には係合手段が係合解除し、駆動源の駆動力で遊星歯車機構を介してオイルポンプを駆動するとともに、車両の減速時には係合手段が係合して遊星歯車機構がロック状態になり、駆動輪から駆動源に逆伝達される駆動力で遊星歯車機構と一体にオイルポンプを駆動することができる。

また請求項２の構成によれば、遊星歯車機構はシングルピニオン型であり、第１要素がリングギヤであり、第２要素がキャリヤであり、第３要素がサンギヤであるので、入力軸の駆動力あるいは出力軸の駆動力の何れでオイルポンプを駆動する場合でも、オイルポンプを所定の回転方向に駆動することができる。しかもオイルポンプの回転数（キャリヤの回転数）は、サンギヤの回転数（出力軸の回転数）よりもリングギヤの回転数（入力軸の回転数）の影響を受け易くなるため、オイルポンプの吐出量を駆動源の回転数の変化に対して遅滞なく追従させることができる。

また請求項３の構成によれば、遊星歯車機構はシングルピニオン型であり、第１要素がサンギヤであり、第２要素がキャリヤであり、第３要素がリングギヤであるので、入力軸の駆動力あるいは出力軸の駆動力の何れでオイルポンプを駆動する場合でも、オイルポンプを所定の回転方向に駆動することができる。しかもオイルポンプの回転数（キャリヤの回転数）は、サンギヤの回転数（入力軸の回転数）よりもリングギヤの回転数（出力軸の回転数）の影響を受け易くなり、出力軸の回転数変動は車体の慣性が大きいために駆動源の回転数変動に比べて小さくなるため、オイルポンプの回転数変動を小さく抑えて吐出効率を高めることができる。

また請求項４の構成によれば、遊星歯車機構はダブルピニオン型であり、第１要素がキャリヤであり、第２要素がリングギヤであり、第３要素がサンギヤであるので、入力軸の駆動力あるいは出力軸の駆動力の何れでオイルポンプを駆動する場合でも、オイルポンプを所定の回転方向に駆動することができる。しかもオイルポンプの回転数（リングギヤの回転数）は、サンギヤの回転数（出力軸の回転数）よりもキャリヤの回転数（入力軸の回転数）の影響を受け易くなるため、オイルポンプの吐出量を駆動源の回転数の変化に対して遅滞なく追従させることができる。

また請求項５の構成によれば、遊星歯車機構はダブルピニオン型であり、第１要素がサンギヤであり、第２要素がリングギヤであり、第３要素がキャリヤであるので、入力軸の駆動力あるいは出力軸の駆動力の何れでオイルポンプを駆動する場合でも、オイルポンプを所定の回転方向に駆動することができる。しかもオイルポンプの回転数（リングギヤの回転数）は、サンギヤの回転数（入力軸の回転数）よりもキャリヤの回転数（出力軸の回転数）の影響を受け易くなり、出力軸の回転数変動は車体の慣性が大きいために駆動源の回転数変動に比べて小さくなるため、オイルポンプの回転数変動を小さく抑えて吐出効率を高めることができる。

また請求項６の構成によれば、入力軸および出力軸間に配置された中間軸を備え、遊星歯車機構およびオイルポンプは中間軸上に配置されるので、オイルポンプが出力軸と干渉するのを回避することができる。

また請求項７の構成によれば、入力軸および出力軸を結ぶ平面よりも下方に中間軸およびオイルパンを備えるので、オイルパンからのオイルポンプの高さを最小限に抑えてポンプ効率を高めることができる。

また請求項８の構成によれば、係合手段の係合中に車速センサで検出した車速が所定値以下になった場合には、係合手段を強制的に係合解除するので、駆動輪から逆伝達される駆動力で駆動源が低速で駆動されて振動が発生するのを防止することができる。

車両用動力伝達装置のスケルトン図。［第１の実施の形態］ 図１の２部拡大図。［第１の実施の形態］ 図２の３−３線断面図（ＴＯＰ状態）。［第１の実施の形態］ 図２の３−３線断面図（ＬＯＷ状態）。［第１の実施の形態］ ＴＯＰ状態での作用説明図。［第１の実施の形態］ ＬＯＷ状態での作用説明図。［第１の実施の形態］ 図１の７方向矢視図。［第１の実施の形態］ 車両用動力伝達装置のスケルトン図。［第２の実施の形態］ 車両用動力伝達装置のスケルトン図。［第３の実施の形態］ 車両用動力伝達装置のスケルトン図。［第４の実施の形態］ 車両用動力伝達装置のスケルトン図。［第５の実施の形態］ 低車速時の制御を示すフローチャート［第６の実施の形態］

第１の実施の形態

以下、図１〜図７に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。

図１に示すように、エンジンＥの駆動力を左右の車軸１０，１０を介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達する車両用動力伝達装置は、無段変速機Ｔと、ディファレンシャルギヤＤと、オイルポンプ駆動機構Ｐとを備える。本実施の形態の無段変速機Ｔは同一構造を有する複数個（実施の形態では４個）の変速ユニットＵ…を軸方向に重ね合わせたもので、それらの変速ユニットＵ…は平行に配置された共通の入力軸１１および共通の出力軸１２を備えており、入力軸１１の回転が減速または増速されて出力軸１２に伝達される。

以下、代表として一つの変速ユニットＵの構造を説明する。

図２〜図４に示すように、エンジンＥに接続されて回転する入力軸１１は、例えば電動モータよりなる変速アクチュエータ１４の中空の回転軸１４ａの内部を相対回転自在に貫通する。変速アクチュエータ１４のロータ１４ｂは回転軸１４ａに固定されており、ステータ１４ｃはケーシングに固定される。変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａは、入力軸１１と同速度で回転可能であり、かつ入力軸１１に対して異なる速度で相対回転可能である。

変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを貫通した入力軸１１には第１ピニオン１５が固定されており、この第１ピニオン１５を跨ぐように変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａにクランク状のキャリヤ１６が接続される。第１ピニオン１５と同径の２個の第２ピニオン１７，１７が、第１ピニオン１５と協働して正三角形を構成する位置にそれぞれピニオンピン１６ａ，１６ａを介して支持されており、これら第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７に、円板形の偏心ディスク１８の内部に偏心して形成されたリングギヤ１８ａが噛合する。偏心ディスク１８の外周面に、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａの一端に設けたリング部１９ｂがボールベアリング２０を介して相対回転自在に嵌合する。

出力軸１２の外周に設けられたワンウェイクラッチ２１は、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａにピン１９ｃを介して枢支されたリング状のアウター部材２２と、アウター部材２２の内部に配置されて出力軸１２に固定されたインナー部材２３と、アウター部材２２の内周の円弧面とインナー部材２３の外周の平面との間に形成された楔状の空間に配置されてスプリング２４…で付勢されたローラ２５…とを備える。

図２から明らかなように、４個の変速ユニットＵ…はクランク状のキャリヤ１６を共有しているが、キャリヤ１６に第２ピニオン１７，１７を介して支持される偏心ディスク１８の位相は各々の変速ユニットＵで９０°ずつ異なっている。例えば、図２において、左端の変速ユニットＵの偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中上方に変位し、左から３番目の変速ユニットＵの偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中下方に変位し、左から２番目および４番目の変速ユニットＵ，Ｕの偏心ディスク１８，１８は上下方向中間に位置している。

次に、図１に基づいてオイルポンプ駆動機構Ｐの構造を説明する。

オイルポンプ駆動機構Ｐは、入力軸１１および出力軸１２間に平行に配置された中間軸１３を備えており、中間軸１３の軸線上にシングルピニオン型の遊星歯車機構３１およびオイルポンプ３２が配置される。遊星歯車機構３１は、第１要素としてのリングギヤ３３と、第２要素としてのキャリヤ３４と、第３要素としてのサンギヤ３５とを備えており、キャリヤ３４に支持した複数のピニオン３６がリングギヤ３３およびサンギヤ３５に同時に噛合する。

入力軸１１に固設した入力側駆動スプロケット３７と、リングギヤ３３と一体のスリーブ３８に固設した入力側従動スプロケット３９とが入力側無端チェーン４０を介して接続され、また出力軸１２に固設した出力側駆動スプロケット４１と、サンギヤ３５と一体の中間軸１３に固設した出力側従動スプロケット４２とが出力側無端チェーン４３を介して接続される。オイルポンプ３２のポンプ軸４４はキャリヤ３４に直結される。

スリーブ３８および中間軸１３間にワンウェイクラッチ４５が配置されており、エンジンＥの駆動力で車両が走行するとき、即ち、無段変速機Ｔの入力軸１１側から出力軸１２側に駆動力が伝達されるとき、ワンウェイクラッチ４５が係合解除して遊星歯車機構３１は差動機能を発揮する。逆に、減速時に車両が慣性で走行するとき、即ち、駆動輪Ｗ，Ｗに接続された出力軸１２側からエンジンＥに接続された入力軸１１側に駆動力が逆伝達されるとき、ワンウェイクラッチ４５が係合して遊星歯車機構３１はロック状態になる。
１図７に示すように、無段変速機Ｔの入力軸１１に対して出力軸１２は僅かに下方に位置しており、中間軸１３は入力軸１１および出力軸１２の間であって、入力軸１１および出力軸１２を結ぶ平面ｐの下方に位置している。無段変速機Ｔの底部に配置されたオイルパン４６はオイルポンプ３２と同軸の中間軸１３の直下に位置している。

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。

先ず、無段変速機Ｔの一つの変速ユニットＵの作用を説明する。変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを入力軸１１に対して相対回転させると、入力軸１１の軸線Ｌ１まわりにキャリヤ１６が回転する。このとき、キャリヤ１６の中心Ｏ、つまり第１ピニオン１５および２個の第２ピニオン１７，１７が成す正三角形の中心は入力軸１１の軸線Ｌ１まわりに回転する。

図３および図５は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して出力軸１２と反対側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量が最大になって無段変速機ＴのレシオはＴＯＰ状態になる。図４および図６は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して出力軸１２と同じ側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量が最小になって無段変速機ＴのレシオはＬＯＷ状態になる。

図５に示すＴＯＰ状態で、エンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ａ）から図５（Ｂ）を経て図５（Ｃ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を反時計方向（矢印Ｂ参照）に回転させる。図５（Ａ）および図５（Ｃ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ方向の回転の両端を示している。

このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ方向に回転すると、ワンウェイクラッチ２１のアウター部材２２およびインナー部材２３間の楔状の空間にローラ２５…が噛み込み、アウター部材２２の回転がインナー部材２３を介して出力軸１２に伝達されるため、出力軸１２は反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転する。

入力軸１１および第１ピニオン１５が更に回転すると、第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７にリングギヤ１８ａを噛合させた偏心ディスク１８が反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ｃ）から図５（Ｄ）を経て図５（Ａ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を時計方向（矢印Ｂ′参照）に回転させる。図５（Ｃ）および図５（Ａ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ′方向の回転の両端を示している。

このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ′方向に回転すると、アウター部材２２とインナー部材２３との間の楔状の空間からローラ２５…がスプリング２４…を圧縮しながら押し出されることで、アウター部材２２がインナー部材２３に対してスリップして出力軸１２は回転しない。

以上のように、アウター部材２２が往復回転したとき、アウター部材２２の回転方向が反時計方向（矢印Ｂ参照）のときだけ出力軸１２が反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転するため、出力軸１２は間欠回転することになる。

図６は、ＬＯＷ状態で無段変速機Ｔを運転するときの作用を示すものである。このとき、入力軸１１の位置は偏心ディスク１８の中心に一致しているので、入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量はゼロになる。この状態でエンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。しかしながら、偏心ディスク１８の偏心量がゼロであるため、コネクティングロッド１９の往復運動のストロークもゼロになり、出力軸１２は回転しない。

従って、変速アクチュエータ１４を駆動してキャリヤ１６の位置を図３のＴＯＰ状態と図４のＬＯＷ状態との間に設定すれば、無限大レシオおよび所定レシオ間の任意のレシオでの運転が可能になる。

無段変速機Ｔは、並置された４個の変速ユニットＵ…の偏心ディスク１８…の位相が相互に９０°ずつずれているため、４個の変速ユニットＵ…が交互に駆動力を伝達することで、つまり４個のワンウェイクラッチ２１…の何れかが必ず係合状態にあることで、出力軸１２を連続回転させることができる。

次に、オイルポンプ駆動機構Ｐの作用を説明する。

エンジンＥの駆動力で車両が走行しているとき、遊星歯車機構３１の第１要素であるリングギヤ３３には、入力軸１１→入力側駆動スプロケット３７→入力側無端チェーン４０→入力側従動スプロケット３９→スリーブ３８の経路で駆動力が伝達され、遊星歯車機構３１の第３要素であるサンギヤ３５には、出力軸１２→出力側駆動スプロケット４１→出力側無端チェーン４３→出力側従動スプロケット４２→中間軸１３の経路で駆動力が伝達される。車両の走行中に無段変速機Ｔのレシオは変化するが、リングギヤ３３の回転数がサンギヤ３５の回転数を必ず上回るように、無段変速機Ｔのレシオと、入力側駆動スプロケット３７および入力側従動スプロケット３９間のレシオと、出力側駆動スプロケット４１および出力側従動スプロケット４２間のレシオとが設定されているため、ワンウェイクラッチ４５は係合解除して遊星歯車機構３１は差動機能を発揮する。その結果、図１の速度線図（Ａ）に示すように、第２要素であるキャリヤ３４がリングギヤ３３の回転数およびサンギヤ３５の回転数に応じた回転数で回転することで、オイルポンプ３２を駆動することができる。

このとき、図１の速度線図（Ａ）から明らかなように、オイルポンプ３２の回転数（キャリヤ３４の回転数）は、サンギヤ３５の回転数（出力軸１２の回転数）よりもリングギヤ３３の回転数（エンジン回転数）の影響を受け易くなるため、本実施の形態によれば、オイルポンプ３２の吐出量をエンジン回転数の変化に対して遅滞なく追従させることができる。

また無段変速機Ｔのレシオを無限大にし、入力軸１１が回転して出力軸１２が停止した状態で車両が停止しているときでも、図１の速度線図（Ｂ）に示すように、入力軸１１に接続されたリングギヤ３３の回転数に応じた回転数でオイルポンプ３２に接続されたキャリヤ３４が回転することで、オイルポンプ３２を駆動することができる。

ところで、この種の無段変速機Ｔはコネクティングロッド１９…の駆動力がワンウェイクラッチ２１…を介して出力軸１２に伝達される構造であるため、車両の減速時に出力軸１２側から入力軸１１側に駆動力を逆伝達することができず、よってエンジンブレーキを作動させることができない問題がある。

しかしながら、本実施の形態によれば、運転者がアクセルペダルを戻して車両が減速状態に入ると、駆動輪Ｗ，Ｗに接続されたサンギヤ３５の回転数が、エンジンＥに接続されたリングギヤ３３の回転数を上回るため、ワンウェイクラッチ４５が係合してサンギヤ３５およびリングギヤ３３が一体化されることで遊星歯車機構３１はロック状態になる。その結果、駆動輪Ｗ，Ｗから出力軸１２に伝達される駆動力でオイルポンプ３２が駆動されるとともに、出力軸１２の駆動力が入力軸１１を介してエンジンＥに伝達されることで、エンジンブレーキが作動する。

以上のように、本実施の形態によれば、車両の加速時、クルーズ時および停止時には入力軸１１から伝達される駆動力でオイルポンプ３２を駆動し、車両の減速時には出力軸１２から伝達される駆動力でオイルポンプ３２を駆動することができるので、オイルポンプ３２を駆動するための特別の電動モータ等が不要になる。また上記何れの場合にも、オイルポンプ３２の回転方向は変化しないので、オイルポンプ３２の機能を支障なく発揮させることができる。しかも車両の減速時にオイルポンプ駆動機構Ｐを利用して出力軸１２側から入力軸１１側に駆動力を逆伝達することで、エンジンブレーキを支障なく作動させることができる。

また入力軸１１および出力軸１２を結ぶ平面ｐよりも下方に中間軸１３およびオイルパン４６を備えるので（図７参照）、中間軸１３上に配置されたオイルポンプ３２とオイルパン４６との間の高さを最小限に抑えることができる。これにより、オイルポンプ３２がオイルパン４６からオイルを容易に汲み上げることを可能にしてポンプ効率を高めることができる。

第２の実施の形態

次に、図８に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

第２の実施の形態は、オイルポンプ駆動機構Ｐの構造が第１の実施の形態と異なっている。即ち、第１の実施の形態では遊星歯車機構３１がシングルピニオン型のものであったが、第２の実施の形態は遊星歯車機構３１がダブルピニオン型のものであり、第１要素であるキャリヤ４７がスリーブ３８を介して入力側従動スプロケット３９に接続され、第２要素であるリングギヤ４８がオイルポンプ３２に接続され、第３要素であるサンギヤ４９が中間軸１３を介して出力側従動スプロケット４２に接続される。

この第２の実施の形態によっても、上述した第１の実施の形態と同様の作用効果を達成することができるだけでなく、図８の速度線図（Ａ）から明らかなように、オイルポンプ３２の回転数（リングギヤ４８の回転数）は、サンギヤ４９の回転数（出力軸１２の回転数）よりもキャリヤ４７の回転数（エンジン回転数）の影響を受け易くなるため、本実施の形態によれば、オイルポンプ３２の吐出量をエンジン回転数の変化に対して遅滞なく追従させることができる。

第３の実施の形態

次に、図９に基づいて本発明の第３の実施の形態を説明する。

第３の実施の形態は第１の実施の形態の変形であり、第１の実施の形態ではエンジンＥのクランクシャフト１１が遊星歯車機構３１のリングギヤ３３に接続され、無段変速機Ｔの出力軸１２が遊星歯車機構３１のサンギヤ３５に接続されていたが、第３の実施の形態では上記接続関係が逆になり、エンジンＥのクランクシャフト１１が遊星歯車機構３１のサンギヤ３５に接続され、無段変速機Ｔの出力軸１２が遊星歯車機構３１のリングギヤ３３に接続される。

その結果、図９（Ａ）の速度線図から明らかなように、オイルポンプ３２の回転数（キャリヤ３４の回転数）は、サンギヤ３５の回転数（エンジン回転数）よりもリングギヤ３３の回転数（出力軸１２の回転数）の影響を受け易くなる。駆動輪Ｗ，Ｗに接続された出力軸１２の回転数変動は、車体の慣性が大きいためにエンジン回転数の変動に比べて小さくなり、よって本実施の形態によれば、オイルポンプ３２の回転数変動を小さく抑えて吐出効率を高めることができる。本実施の形態のその他の作用効果は、第１の実施の形態と同じである。

第４の実施の形態

次に、図１０に基づいて本発明の第４の実施の形態を説明する。

第４の実施の形態は第２の実施の形態の変形であり、第２の実施の形態ではエンジンＥのクランクシャフト１１が遊星歯車機構３１のキャリヤ４７に接続され、無段変速機Ｔの出力軸１２が遊星歯車機構３１のサンギヤ４９に接続されていたが、第４の実施の形態では上記接続関係が逆になり、エンジンＥのクランクシャフト１１が遊星歯車機構３１のサンギヤ４９に接続され、無段変速機Ｔの出力軸１２が遊星歯車機構３１のキャリヤ４７に接続される。

その結果、図１０（Ａ）の速度線図から明らかなように、オイルポンプ３２の回転数（リングギヤ４８の回転数）は、サンギヤ４９の回転数（エンジン回転数）よりもキャリヤ４７の回転数（出力軸１２の回転数）の影響を受け易くなる。駆動輪Ｗ，Ｗに接続された出力軸１２の回転数変動は、車体の慣性が大きいためにエンジン回転数の変動に比べて小さくなり、よって本実施の形態によれば、オイルポンプ３２の回転数変動を小さく抑えて吐出効率を高めることができる。本実施の形態のその他の作用効果は、第２の実施の形態と同じである。

第５の実施の形態

次に、図１１に基づいて本発明の第５の実施の形態を説明する。

第５の実施の形態は上述した第１の実施の形態の変形であり、第１の実施の形態の中間軸１３を廃止して遊星歯車機構３１を出力軸１２上に配置したものである。

従って、遊星歯車機構３１の第３要素であるサンギヤ３５は出力軸１２に固設され、また出力側駆動スプロケット４１、出力側従動スプロケット４２および出力側無端チェーン４３は廃止される。第１の実施の形態と同様に、オイルポンプ３２は遊星歯車機構３１の第２要素であるキャリヤ３４により駆動されるが、オイルポンプ３２が出力軸１２と干渉するのを回避するために、オイルポンプ３２を出力軸１２に対して偏心した位置に配置するとともに、キャリヤ３４に設けた駆動ギヤ５０とポンプ軸４４に設けた従動ギヤ５１とを噛合させている。

第５の実施の形態によれば、出力側駆動スプロケット４１、出力側従動スプロケット４２および出力側無端チェーン４３が不要になるが、駆動ギヤ５０および従動ギヤ５１が新たに必要になる。第３の実施の形態のその他の作用効果は、第１の実施の形態と同じである。

第６の実施の形態

次に、図１２に基づいて本発明の第６の実施の形態を説明する。

上記各実施の形態で説明したように、車両の減速時にはフュエルカット制御によりエンジンＥがアイドリングストップされ、ワンウェイクラッチ４５が係合することで駆動輪Ｗ，Ｗの駆動力がエンジンＥに逆伝達されるため、エンジンブレーキ状態にあるエンジン回転数は車速の低下に応じて低下する。エンジン回転数が低下すると、エンジンのフリクションの変動が大きくなって不快な振動が発生する虞があるため、以下のような制御を行うことで上記振動の発生を防止する。

即ち、車両の減速中に車速センサで検出した車速が所定値（例えば、５ｋｍ／ｈ〜１０ｋｍ／ｈ）以下になると（ステップＳ１）、係合状態にあるワンウェイクラッチ４５を強制的に係合解除する（ステップＳ２）。これにより、駆動輪Ｗ，Ｗの駆動力がアイドリングストップ中のエンジンＥに逆伝達されることが防止され、エンジンのフリクションの変動による不快な振動の発生を防止することができる。

ワンウェイクラッチ４５を強制的に係合解除するには、ワンウェイクラッチ４５自体に係合解除機構を設けても良いし、駆動輪Ｗ，Ｗからワンウェイクラッチ４５を介してエンジンＥに至る動力伝達経路に駆動力の伝達を遮断するクラッチ機構を設けても良い。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、本発明の駆動源は実施の形態のエンジンＥに限定されず、電動モータであっても良い。この場合、車両の減速時にエンジンブレーキの代わりに電動モータを回生制動することができる。

また実施の形態では入力軸１１および出力軸１２と遊星歯車機構３１とを無端チェーン４０，４３で接続しているが、ギヤ等の任意の伝動手段で接続することができる。

１１ 入力軸
１２ 出力軸
１３ 中間軸
１４ 変速アクチュエータ
１８ 偏心ディスク（入力側支点）
１９ コネクティングロッド
１９ｃ ピン（出力側支点）
２１ ワンウェイクラッチ
２２ アウター部材（入力部材）
３１ 遊星歯車機構
３２ オイルポンプ
３３ リングギヤ（第１要素あるいは第３要素）
３４ キャリヤ（第２要素）
３５ サンギヤ（第３要素あるいは第１要素）
４５ ワンウェイクラッチ（係合手段）
４６ オイルパン
４７ キャリヤ（第１要素あるいは第３要素）
４８ リングギヤ（第２要素）
４９ サンギヤ（第３要素あるいは第１要素）
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｔ 無段変速機
Ｗ 駆動輪
ｐ 平面

Claims (8)

1. 駆動源（Ｅ）に接続された入力軸（１１）の回転を駆動輪（Ｗ）に接続された出力軸（１２）に変速して伝達する無段変速機（Ｔ）が、
   前記入力軸（１１）の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸（１１）と共に回転する入力側支点（１８）と、
   前記出力軸（１２）に接続されたワンウェイクラッチ（２１）と、
   前記ワンウェイクラッチ（２１）の入力部材（２２）に設けられた出力側支点（１９ｃ）と、
   前記入力側支点（１８）および前記出力側支点（１９ｃ）に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッド（１９）と、
   前記入力側支点（１８）の偏心量を変更する変速アクチュエータ（１４）とを備える車両用動力伝達装置であって、
   オイルポンプ（３２）と、第１要素、第２要素および第３要素を含む遊星歯車機構（３１）と、前記第１要素および前記第３要素間に配置された係合手段（４５）とを備え、
   前記第１要素は前記入力軸（１１）に接続され、前記第２要素は前記オイルポンプ（３２）に接続され、前記第３要素は前記出力軸（１２）に接続され、前記係合手段（４５）は前記第３要素の回転数が前記第１要素の回転数を上回ったときに係合することを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記遊星歯車機構（３１）はシングルピニオン型であり、前記第１要素がリングギヤ（３３）であり、前記第２要素がキャリヤ（３４）であり、前記第３要素がサンギヤ（３５）であることを特徴とする、請求項１に記載の車両用動力伝達装置。
3. 前記遊星歯車機構（３１）はシングルピニオン型であり、前記第１要素がサンギヤ（３５）であり、前記第２要素がキャリヤ（３４）であり、前記第３要素がリングギヤ（３３）であることを特徴とする、請求項１に記載の車両用動力伝達装置。
4. 前記遊星歯車機構（３１）はダブルピニオン型であり、前記第１要素がキャリヤ（４７）であり、前記第２要素がリングギヤ（４８）であり、前記第３要素がサンギヤ（４９）であることを特徴とする、請求項１に記載の車両用動力伝達装置。
5. 前記遊星歯車機構（３１）はダブルピニオン型であり、前記第１要素がサンギヤ（４９）であり、前記第２要素がリングギヤ（４８）であり、前記第３要素がキャリヤ（４７）であることを特徴とする、請求項１に記載の車両用動力伝達装置。
6. 前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）間に配置された中間軸（１３）を備え、前記遊星歯車機構（３１）および前記オイルポンプ（３２）は前記中間軸（１３）上に配置されることを特徴とする、請求項１〜請求項５の何れか１項に記載の車両用動力伝達装置。
7. 前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）を結ぶ平面（ｐ）よりも下方に前記中間軸（１３）およびオイルパン（４６）を備えることを特徴とする、請求項６に記載の車両用動力伝達装置。
8. 前記係合手段（４５）の係合中に車速センサで検出した車速が所定値以下になった場合には、前記係合手段（４５）を強制的に係合解除することを特徴とする、請求項１〜請求項７の何れか１項に記載の車両用動力伝達装置。

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