JP2014206215A - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 変速機とディファレンシャルギヤとの間に配置されたセレクタ装置の噛合切換機構を操作あるいは保持する荷重を低減する。【解決手段】 変速機ＴとディファレンシャルギヤＤとの間に配置されたセレクタ装置Ｓの第１噛合切換機構３５は、第１出力軸１２の外周に設けた第１外周スプライン１２ａに噛合する第１内周スプライン３６ａと、第２出力軸３１に設けた第２外周スプライン３４ａおよび第３出力軸３２に設けた第３外周スプライン３２ａに噛合する第２内周スプライン３６ｂとを備える。第１内周スプライン３６ａの径は第２内周スプライン３６ｂの径よりも大きく設定され、第２外周スプライン３４ａの円周方向一側面に第１外周ねじれ面３４ｃが形成されるとともに、第１外周スプライン１２ａの円周方向他側面に第２外周ねじれ面１２ｂが形成される。【選択図】 図９

Description

本発明は、変速機とディファレンシャルギヤとの間にセレクタ装置を配置した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が、下記特許文献１により公知である。

また第１入力軸、第２入力軸および出力軸を備える平行３軸式自動変速機において、第１入力軸に設けた後進駆動ギヤと、出力軸に設けた後進従動ギヤとにアイドルギヤを噛合させ、後進駆動ギヤをクラッチで第１入力軸に結合するとともに、後進従動ギヤをセレクタで出力軸に結合することで後進変速段を確立するものが、下記特許文献２により公知である。

またメインシャフトに設けたドライブプーリとカウンタシャフトに設けたドリブンプーリとに無端ベルトを巻き掛けたベルト式無段変速機において、メインシャフトとドライブプーリとの間に遊星歯車式の前後進切換機構を配置することで、メインシャフトに対してドライブプーリを逆回転させてリバースレンジを確立するものが、下記特許文献３により公知である。

特表２００５−５０２５４３号公報 特許第４３３６４４８号公報 特許第４０３５４２３号公報

ところで、変速機とディファレンシャルギヤとの間にパーキングレンジ、リバースレンジ、ニュートラルレンジ、ドライブレンジ等を切り換えるドグクラッチを有するセレクタ装置を配置した車両用動力伝達装置では、坂道で停止した車両のセレクタ装置にトルクが入力した状態や、ブレーキを踏んで停止した車両のセレクタ装置にエンジンからのトルクが入力した状態でドグクラッチを操作するとき、ドグクラッチの内周スプラインおよび外周スプライン間に作用するフリクションにより大きな操作力が必要になり、ドグクラッチが抜け難くなる場合がある。このような問題を回避するために、ドグクラッチの内周スプラインおよび外周スプライン間に軸方向に対して傾斜するねじれ面を形成し、前記トルクでねじれ面にスラスト力を発生させてドグクラッチを抜け易くすることが考えられる。

しかしながら、このように構成すると、シフトチェンジによりトルクの伝達経路が変化すると、前記スラスト力でドグクラッチが勝手に抜けてしまう可能性があり、これを阻止するためにドグクラッチを保持するためのアクチュエータの保持力が増加してしまう問題がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、変速機とディファレンシャルギヤとの間に配置されたセレクタ装置の噛合切換機構を操作あるいは保持する荷重を低減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、変速機とディファレンシャルギヤとの間にセレクタ装置を配置した車両用動力伝達装置であって、前記セレクタ装置は、前記変速機に接続された第１出力軸と、前記ディファレンシャルギヤに接続された第２出力軸と、前記第２出力軸の外周に相対回転自在に嵌合する第３出力軸と、第１要素が前記第３出力軸に接続されて第２要素が前記ディファレンシャルギヤに接続された遊星歯車機構と、前記第１、第３出力軸を結合して前記第２出力軸を切り離す状態と前記第１〜第３出力軸を結合する状態とを切り換え可能な第１噛合切換機構と、前記遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合可能な第２噛合切換機構とを備え、前記第１噛合切換機構は、前記第１出力軸の外周に設けた第１外周スプラインに噛合する第１内周スプラインと、前記第２出力軸に設けた第２外周スプラインおよび前記第３出力軸に設けた第３外周スプラインに噛合する第２内周スプラインとを備え、前記第１内周スプラインの径が前記第２内周スプラインの径よりも大きく設定された車両用動力伝達装置であって、前記第２外周スプラインの円周方向一側面に第１外周ねじれ面を形成するとともに、第１外周スプラインの円周方向他側面に第２外周ねじれ面を形成した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、前記第２内周スプラインに前記第１外周ねじれ面に当接可能な第１内周ねじれ面を形成するとともに、前記第１内周スプラインに前記面に第２外周ねじれ面に当接可能な第２内周ねじれ面を形成した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または請求項２の構成に加えて、前記第１噛合切換機構で第１出力軸を前記第２、第３出力軸に結合し、かつ前記第２噛合切換機構で前記第３要素を前記ケーシングに結合するパーキングレンジと、前記第１噛合切換機構で第１出力軸を前記第３出力軸に結合し、かつ前記第２噛合切換機構で前記第３要素を前記ケーシングに結合するリバースレンジと、前記第１噛合切換機構で第１出力軸を前記第３出力軸に結合し、かつ前記第２噛合切換機構で前記第３要素を前記ケーシングから解放するニュートラルレンジと、前記第１噛合切換機構で第１出力軸を前記第２、第３出力軸に結合し、かつ前記第２噛合切換機構で前記第３要素を前記ケーシングから解放するドライブレンジとを切り換え可能であり、前記パーキングレンジから前記リバースレンジに移行する際に前記ニュートラルレンジを経由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、実施の形態のサンギヤ４３は本発明の第１要素に対応し、実施の形態のキャリヤ４４は本発明の第３要素に対応し、実施の形態のリングギヤ４５は本発明の第２要素に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の無段変速機Ｔは本発明の変速機に対応する。

請求項１の構成によれば、車両用動力伝達装置の変速機とディファレンシャルギヤとの間に配置されたセレクタ装置は、第１出力軸と、第２出力軸と、第３出力軸と、遊星歯車機構と、第１、第３出力軸を結合して第２出力軸を切り離す状態と第１〜第３出力軸を結合する状態とを切り換え可能な第１噛合切換機構と、遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合可能な第２噛合切換機構とを備える。第１噛合切換機構は、第１出力軸の外周に設けた第１外周スプラインに噛合する第１内周スプラインと、第２出力軸に設けた第２外周スプラインおよび第３出力軸に設けた第３外周スプラインに噛合する第２内周スプラインとを備え、第１内周スプラインの径が第２内周スプラインの径よりも大きく設定される。

第２外周スプラインの円周方向一側面に第１外周ねじれ面を形成したので、第２外周スプラインから第２内周スプラインを介して第３外周スプラインにトルクが伝達されている第１の状態で、あるいは第１外周スプラインから第１内周スプラインおよび第２内周スプラインを介して第２外周スプラインにトルクが伝達されている第２の状態で、第１噛合切換機構を軸方向一方に操作して第２外周スプラインおよび第２内周スプラインの係合を解除しようとするとき、第１外周ねじれ面の作用で第２内周スプラインに軸方向一方のスラスト力が作用するため、第１噛合切換機構を小さい操作力で軸方向一方に操作することができる。

このとき、第１内周スプラインの径が第２内周スプラインの径よりも大きく設定されているため、上記第１の状態でのスラスト力は上記第２の状態でのスラスト力よりも大きくなる。よって上記第１の状態でのスラスト力が充分に得られるように第１外周ねじれ面の傾斜角を設定すると、上記第２の状態でのスラスト力が過大になってしまい、第２内周スプラインが軸方向一方に勝手に移動しないように保持するための無駄な保持力が必要になる。

しかしながら、第１外周スプラインの円周方向他側面に第２外周ねじれ面を形成したことで、上記第２の状態において第１内周スプラインに軸方向他方のスラスト力が作用するため、第１外周ねじれ面による軸方向一方のスラスト力の一部を前記軸方向他方のスラスト力で相殺し、第２内周スプラインが軸方向一方に勝手に移動しないように保持するための保持力を低減することができる。前記第１の状態において、第１外周スプラインはトルクを伝達しないため、第２外周ねじれ面が不要なスラスト力を発生することはない。

また請求項２の構成によれば、第２内周スプラインに第１外周ねじれ面に当接可能な第１内周ねじれ面を形成するとともに、第１内周スプラインに第２外周ねじれ面に当接可能な第２内周ねじれ面を形成したので、第１外周ねじれ面および第１内周ねじれ面を面接触させ、かつ第２外周ねじれ面および第２内周ねじれ面を面接触させることで、軸方向のスラスト力を確実に発生させることができる。

また請求項３の構成によれば、第１噛合切換機構で第１〜第３出力軸を一体に結合し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合すると、ロックした遊星歯車機構にディファレンシャルギヤが結合されてパーキングレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１、第３出力軸を結合して第２噛合切換機構を結合解除し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合すると、第１出力軸の駆動力が遊星歯車機構で逆回転になってディファレンシャルギヤに伝達されてリバースレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１、第３出力軸を結合して第２噛合切換機構を結合解除し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素を解放すると、ディファレンシャルギヤが遊星歯車機構と共に空転してニュートラルレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１〜第３出力軸を一体に結合し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素を解放すると、第１出力軸の駆動力が第２出力軸を介して、あるいは第３出力軸および一体回転する遊星歯車機構を介してディファレンシャルギヤに伝達されてドライブレンジが確立する。

第１外周スプライン→第１内周スプライン→第２内周スプライン→第３外周スプラインの経路でトルクが伝達されるリバースレンジからパーキングレンジに移行するには、第１噛合切換機構をフリクションに打ち勝って軸方向他方に操作する大きな操作力が必要になるが、パーキングレンジからリバースレンジに移行する際にニュートラルレンジを経由して第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素をケーシングから解放することで、前記経路で伝達されるトルクを解放し、第１噛合切換機構を軸方向他方に小さい操作力で操作することができる。

車両用の動力伝達装置のスケルトン図。 図１の２部詳細図。 図２の３−３線断面図（ＴＯＰ状態）。 図２の３−３線断面図（ＬＯＷ状態）。 ＴＯＰ状態での作用説明図。 ＬＯＷ状態での作用説明図。 セレクタ装置およびディファレンシャルギヤのスケルトン図。 セレクタ装置の縦断面図。 図８の９−９線断面図。 第１、第２噛合切換機構の係合表。 パーキングレンジにおけるトルクフロー図。 リバースレンジにおけるトルクフロー図。 ニュートラルレンジにおけるトルクフロー図。 ドライブレンジにおけるトルクフロー図。 リバースレンジで第１噛合切換機構に加わるトルクの説明図。 シフトチェンジ時の第１、第２噛合切換機構の作動を示すタイムチャート。

以下、図１〜図１６に基づいて本発明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、セレクタ装置Ｓと、ディファレンシャルギヤＤとを備える。セレクタ装置Ｓは、パーキングレンジ、リバースレンジ、ニュートラルレンジおよびドライブレンジを切り換え可能である。

次に、図２〜６に基づいて無段変速機Ｔの構造を説明する。

図２および図３に示すように、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および共通の第１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第１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。エンジンＥに接続されて回転する入力軸１１は、電動モータのような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。

第１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第１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７および図８に基づいて、セレクタ装置ＳおよびディファレンシャルギヤＤの構造を説明する。

セレクタ装置Ｓは、車軸１０の外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第１出力軸１２に加えて、車軸１０の外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第２出力軸３１と、この第２出力軸３１に外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第３出力軸３２とを備える。第１出力軸１２の右端に第１外周スプライン１２ａが形成される。第２出力軸３１の左端に第１接続部材３４がスプライン結合３３されており、第１接続部材３４が軸方向左側かつ径方向外側に延びた先端に第２外周スプライン３４ａが形成される。第３出力軸３２の軸方向左端から径方向外側に延びた位置に第３外周スプライン３２ａが形成される。尚、第２出力軸３１および第１接続部材３４を別部材に分割したのは組立性のためであり、第２出力軸３１および第１接続部材３４を一部材で構成して第２出力軸３１に直接第２外周スプライン３４ａを形成しても良い。

ドグクラッチよりなる第１噛合切換機構３５を構成する第１外周スプライン１２ａ、第２外周スプライン３４ａおよび第３外周スプライン３２ａは軸方向に整列しており、第２外周スプライン３４ａおよび第３外周スプライン３２ａの外径は相互に等しく、かつ第１外周スプライン１２ａの外径よりも小さくなっている。また第１噛合切換機構３５のスリーブ３６は、外径が大きい第１内周スプライン３６ａと、外径が小さい第２内周スプライン３６ｂとを備えており、第１内周スプライン３６ａは第１外周スプライン１２ａに常時噛合し、第２内周スプライン３６ｂは第３外周スプライン３２ａに常時噛合し、第２内周スプライン３６ｂは図８に示す左動時にのみ第２外周スプライン３４ａに噛合する。つまり、スリーブ３６がフォーク３７で図８に示す左動状態から右動すると第２内周スプライン３６ｂと第２外周スプライン３４ａとの噛合が解除される。

図８の９−９線断面図である図９（Ｃ）に模式的示すように、第２外周スプライン３４ａの円周方向一側面には、軸線に対してテーパーした第１外周ねじれ面３４ｃが形成され、この第１外周ねじれ面３４ｃに当接するスリーブ３６の第２内周スプライン３６ｂには第１内周ねじれ面３６ｃが形成される。スリーブ３６が左動位置にあるとき、第１外周ねじれ面３４ｃおよび第１内周ねじれ面３６ｃは相互に接触可能である。また第１外周スプライン１２ａの円周方向他側面には、軸線に対してテーパーした第２外周ねじれ面１２ｂが形成され、この第２外周ねじれ面１２ｂに当接するスリーブ３６の第１内周スプライン３６ａには第２内周ねじれ面３６ｄが形成される。スリーブ３６が左動位置にあるとき、第２外周ねじれ面１２ｂおよび第２内周ねじれ面３６ｄは相互に接触可能である。

図７および図８に戻り、ケーシング３８と第１出力軸１２との間にはボールベアリング３９が配置され、ケーシング３８と第１接続部材３４のフランジ部３４ｂとの間にはニードルベアリング４０が配置され、第１接続部材３４と第３出力軸３２との間にニードルベアリング４１が配置される。

遊星歯車機構４２は、第１要素としてのサンギヤ４３と、第３要素としてのキャリヤ４４と、第２要素としてのリングギヤ４５と、キャリヤ４４にニードルベアリング４６を介して相対回転自在に支持された複数のピニオン４７…とを備えており、ピニオン４７…はサンギヤ４３およびリングギヤ４５に噛合する。サンギヤ４３の左端は第３出力軸３２の右端にスプライン結合４８され、リングギヤ４５は第２出力軸３１の右端から径方向外側に延びる第２接続部材４９の外周部に接続される。

キャリヤ４４の外周部に形成した外周スプライン４４ａとケーシング５０に形成した外周スプライン５０ａとに、ドグクラッチよりなる第２噛合切換機構５１のスリーブ５２に形成した内周スプライン５２ａが噛合する。従って、スリーブ５２がフォーク５３で図８に示す位置に左動すると、キャリヤ４４がケーシング５０から切り離され、スリーブ５２がフォーク５３で図８に示す位置から右動すると、キャリヤ４４がケーシング５０に結合される。

ディファレンシャルギヤＤの外郭を構成するディファレンシャルケース５４は、ミッションケース５０にボルト５５およびベアリングホルダ５６により固定したボールベアリング５７により回転自在に支持される。ディファレンシャルケース５４の左端は第２出力軸３１の右端にスプライン結合５８される。ディファレンシャルギヤＤは、ディファレンシャルケース５４に固定したピニオンシャフト５９に回転自在に支持した一対のピニオン６０，６０と、車軸１０，１０の端部に固設されてピニオン６０，６０に噛合するサイドギヤ６１，６１とを備える。

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）に対して第１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）に対して第１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を介して第１出力軸１２に伝達されるため、第１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第１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）のときだけ第１出力軸１２が反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転するため、第１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、第１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、ゼロ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、第１出力軸１２を連続回転させることができる。

次に、パーキングレンジ、リバースレンジ、ニュートラルレンジおよびドライブレンジを切り換えるセレクタ装置Ｓの作用を説明する。

図１０および図１１に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を左動し、第１出力軸１２、第２出力軸３１および第３出力軸３２を一体に結合するとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を右動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０に結合すると、パーキングレンジが確立する。

パーキングレンジでは、ディファレンシャルケース５４と一体の第２出力軸３１が第２接続部材４９を介して遊星歯車機構４２のリングギヤ４５に結合されるとともに、前記第２出力軸３１が第１接続部材３４、第１噛合切換機構３５および第３出力軸３２を介して遊星歯車機構４２のサンギヤ４３に接続され、更に遊星歯車機構４２のキャリヤ４４が第２噛合切換機構５１を介してケーシング５０に結合される。その結果、遊星歯車機構４２はロック状態になり、それにディファレンシャルギヤＤを介して接続された駆動輪Ｗ，Ｗが回転不能に拘束される。

図１０および図１２に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を右動し、第１出力軸１２および第３出力軸３２を結合して第２出力軸３１を切り離すとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を右動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０に結合すると、リバースレンジが確立する。

リバースレンジでは、無段変速機Ｔから第１出力軸１２に出力された駆動力が第１噛合切換機構３５→第３出力軸３２→サンギヤ４３→キャリヤ４４→リングギヤ４５→第２接続部材４９の経路でディファレンシャルケース５４に伝達され、同時に遊星歯車機構４２において減速されて逆回転となることで、車両を後進走行させることができる。

図１０および図１３に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を右動し、第１出力軸１２および第３出力軸３２を結合して第２出力軸３１を切り離すとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を左動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０から切り離すと、ニュートラルレンジが確立する。

ニュートラルレンジでは、遊星歯車機構４２のキャリヤ４４がケーシング５０から切り離されるため、リングギヤ４５および第２接続部材４９が自由に回転可能になり、かつ第１接続部材３４が第１噛合切換機構３５から切り離されるため、第２出力軸３１が自由に回転可能になり、第２接続部材４９および第２出力軸３１に接続されたディファレンシャルケース５４が自由に回転可能になって駆動輪Ｗ，Ｗが拘束されない状態となる。この状態でエンジンＥの駆動力は、無段変速機Ｔから第１出力軸１２→第１噛合切換機構３５→第３出力軸３２の経路でサンギヤ４３に伝達されるが，キャリヤ４４が拘束されていないために遊星歯車機構４２が空転し、駆動力がディファレンシャルギヤＤに伝達されることはない。

図１０および図１４に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を左動し、第１出力軸１２、第２出力軸３１および第３出力軸３２を一体に結合するとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を左動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０から切り離すと、ドライブレンジが確立する。

ドライブレンジでは、遊星歯車機構４２のリングギヤ４５に第２接続部材４９および第２出力軸３１を介して接続された第１接続部材３４と、遊星歯車機構４２のサンギヤ４３に接続された第３出力軸３２とが第１噛合切換機構３５で結合されるため、遊星歯車機構４２は一体に回転可能な状態になる。その結果、無段変速機Ｔから第１出力軸１２に出力された駆動力が第１噛合切換機構３５→第１接続部材３４→第２出力軸３１の経路で、あるいは第１噛合切換機構３５→第３出力軸３２→サンギヤ４３→キャリヤ４４→リングギヤ４５→第２接続部材４９の経路でディファレンシャルケース５４に伝達され、車両を前進走行させることができる。

以上のように、本実施の形態の変速機Ｔの第１出力軸１２は、ワンウェイクラッチ２１…を介して駆動力が伝達されるために前進走行方向にしか回転することができないが、前後進切換機能を有するセレクタ装置Ｓを第１出力軸１２の下流側に配置したことで、後進走行用の電動モータを設けてハイブリッド化することなく、車両を後進走行させることができる。

次に、図９に基づいて第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を軸方向に移動させる荷重について説明する。

第１噛合切換機構３５のスリーブ３６は図示せぬアクチュエータで操作されるもので、パーキングレンジおよびドライブレンジでは左動位置にあり、リバースレンジおよびニュートラルレンジでは右動位置にある。車両が上り坂で停止した状態で、ブレーキを放してパーキングレンジ（図１１参照）からスリーブ３６を右動してリバースレンジ（図１２参照）にシフトチェンジする場合を考える。パーキングレンジ（図１１参照）において、車両が坂道をずり下がろうとする荷重は、第２出力軸３１（第１接続部材３４）の第２外周スプライン３４ａからスリーブ３６の第２内周スプライン３６ｂを介して第３出力軸３２の第３外周スプライン３２ａに伝達される。

図９（Ａ）の比較例は、この状態を模式的に示すもので、車両が坂道をずり下がろうとすることで、第２外周スプライン３４ａからの荷重Ｆａが第２内周スプライン３６ｂに伝達され、第２内周スプライン３６ｂからの荷重Ｆｂが第３外周スプライン３２ａに伝達されている。この状態でパーキングレンジからリバースレンジにシフトチェンジすべくスリーブ３６を右動させようとすると、前記荷重Ｆａ，Ｆｂの伝達経路のフリクションにより、アクチュエータが大きな操作力を出力することが必要になる。

しかしながら、図９（Ａ）の比較例では、第２外周スプライン３４ａに設けた第１外周ねじれ面３４ｃと第２内周スプライン３６ｂに設けた第１内周ねじれ面３６ｃが当接することで、図中右向きのアシスト荷重が作用するため、スリーブ３６をフリクションに抗して右動させる抜き荷重Ｆ１が小さくなり、アクチュエータの負荷が軽減される。このとき、第１外周スプライン１２ａと第１内周スプライン３６ａとの間では荷重の伝達が行われないため、スリーブ３６の抜き荷重Ｆ１に影響を及ぼすことはない。

次に、ドライブレンジ（図１４参照）での走行中にブレーキを踏んで停車し、その状態でニュートラルレンジ（図１３参照）にシフトチェンジする場合を考える。ドライブレンジ（図１４参照）において、車両が前進しようとする荷重は、第１出力軸１２の第１外周スプライン１２ａからスリーブ３６の第１内周スプライン３６ａおよび第２内周スプライン３６ｂを介して第２出力軸３２の第２外周スプライン３４ａに伝達される。

図９（Ｂ）の比較例は、この状態を模式的に示すもので、車両が前進しようとすることで、第１外周スプライン１２ａからの荷重Ｆｃが第１内周スプライン３６ａに伝達され、第１内周スプライン３６ａと一体の第２内周スプライン３６ｂからの荷重Ｆｄが第２外周スプライン３４ａに伝達されている。この状態でドライブレンジからニュートラルレンジにシフトチェンジすべくスリーブ３６を右動させようとすると、前記荷重Ｆｃ，Ｆｃの伝達経路のフリクションにより、アクチュエータが大きな操作力を出力することが必要になる。

しかしながら、図９（Ｂ）の比較例では、第２外周スプライン３４ａに設けた第１外周ねじれ面３４ｃと第２内周スプライン３６ｂに設けた第１内周ねじれ面３６ｃが当接することで、図中右向きのアシスト荷重が作用するため、スリーブ３６をフリクションに抗して右動させる抜き荷重Ｆ２が小さくなり、アクチュエータの負荷が軽減される。このとき、第３外周スプライン３２ａと第２内周スプライン３６ｂとの間では荷重の伝達が行われないため、スリーブ３６の抜き荷重Ｆ２に影響を及ぼすことはない。

第１内周スプライン３６ａの半径をＲ１とし、第２内周スプライン３６ｂの半径をＲ２とし、スプラインの接触面の摩擦係数をμとし、ねじれ面のテーパー角をθとし、ねじれ面の伝達トルクをＴとすると、図９（Ａ）の比較例の抜き荷重Ｆ１は次式で表される。

Ｆ１＝（Ｔ／Ｒ１）μ
−｛（Ｔ／Ｒ１）ｓｉｎθ−（Ｔ／Ｒ１）μｃｏｓθ｝ｃｏｓθ…（１）
また図９（Ｂ）の比較例の抜き荷重Ｆ２は次式で表される。

Ｆ２＝（Ｔ／Ｒ２）μ
−｛（Ｔ／Ｒ１）ｓｉｎθ−（Ｔ／Ｒ１）μｃｏｓθ｝ｃｏｓθ…（２）
上記（１）式および上記（２）式において、第１内周スプライン３６ａの半径Ｒ１＞第２内周スプライン３６ｂの半径Ｒ２であるため、抜き力Ｆ１＞抜き力Ｆ２となる。

その結果、パーキングレンジからリバースレンジへのシフトチェンジ時の抜き力Ｆ１が適切な大きさになるようにねじれ面のテーパー角θを設定すると、ドライブレンジからニュートラルレンジへのシフトチェンジ時の抜き力Ｆ２が過少になってしまい、ねじれ面において発生したスラスト力でスリーブ３６が勝手に抜けてしまう可能性がある。これを防止するには、スリーブ３６を操作するアクチュエータが抜け防止の保持力を発生する必要があり、アクチュエータの消費電力が増加する問題がある。

図９（Ｃ）は本発明の実施の形態であって、図９（Ａ）、（Ｂ）の比較例の第１外周スプライン１２ａおよび第１内周スプライン３６ａに、それぞれ第２外周ねじれ面１２ｂおよび第２内周ねじれ面３６ｄを形成したものである。ドライブレンジ（図１４参照）からニュートラルレンジ（図１３参照）にシフトチェンジすべくスリーブ３６を右動させる際に、第１外周スプライン１２ａから第１内周スプライン３６ａに荷重Ｆｃが作用すると、第２外周ねじれ面１２ｂおよび第２内周ねじれ面３６ｄの当接によりスリーブ３６を左動させるスラスト力が作用する。

このスラスト力は、第１外周ねじれ面３４ｃおよび第１内周ねじれ面３６ｃの当接によりスリーブ３６を右動させるスラスト力の一部を相殺するため、ドライブレンジからニュートラルレンジへのシフトチェンジ時に必要な抜き力Ｆ２が負になってスリーブ３６が勝手に右動するのを防止することができる。またパーキングレンジからリバースレンジにシフトチェンジすべくスリーブ３６を右動させる場合には（図９（Ａ）参照）、第１外周スプライン１２ａおよび第１内周スプライン３６ａ間での荷重伝達が行わないため、第２内周ねじれ面３６ｄおよび第２外周ねじれ面１２ｂの当接により不要なスラスト力が発生せず、抜き力Ｆ１が増加することはない。

以上のように、本実施の形態によれば、パーキングレンジからリバースレンジにシフトチェンジする場合には、第１外周ねじれ面３４ｃおよび第１内周ねじれ面３６ｃの当接によりスリーブ３６を容易に右動させるのに必要充分な右向きのアシスト荷重を発生させながら、ドライブレンジからニュートラルレンジにシフトチェンジする場合には、第２外周ねじれ面１２ｂおよび第２内周ねじれ面３６ｄの当接により発生する左向きのアシスト荷重で前記右向きのアシスト荷重を一部相殺し、スリーブ３６が勝手に右動するのを防止してアクチュエータが無駄な保持力を出力する必要をなくすことができる。

次に、図１５および図１６に基づいてリバースレンジからパーキングレンジにシフトチェンジする場合の作用を説明する。

本実施の形態では、運転者が操作するシフトレバーの位置が電気信号に変換され、その電気信号に応じてシフトアクチュエータが作動してシフトドラムが回転することで、第１噛合切換機構３５および第２噛合切換機構５１が作動するようになっている。一般的に、シフトレバーのポジションは、パーキングポジション、リバースポジション、ニュートラルポジションおよびドライブポジションの順に配置されており、パーキングポジションおよびリバースポジションは隣接している、従って、図１６（Ａ）に示すように、シフトレバーをリバースポジションからパーキングポジションに操作すると、リバースレンジから直接パーキングレンジにシフトチェンジされる。

図１５に示すように、リバースレンジ（図１２参照）での走行中にブレーキを踏んで停止した後、パーキングレンジ（図１１参照）にシフトチェンジするとき、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６が左動し、スリーブ３６の第２内周スプライン３６ｂが第２出力軸３１の第２外周スプライン３４ａに噛合する必要がある。このとき、駆動力は第１外周スプライン１２ａ→第１内周スプライン３６ａ→第２内周スプライン３６ｂ→第３外周スプライン３２ａの経路で伝達され、第１外周スプライン１２ａおよび第１内周スプライン３６ａ間に作用する荷重Ｆｅによるフリクションと、第３外周スプライン３２ａおよび第２内周スプライン３６ｂ間に作用する荷重Ｆｇによるフリクションとにより、スリーブ３６を左動させるアクチュエータの操作力が大きくなる問題がある。

しかしながら、本実施の形態では、図１６（Ｂ）に示すように、リバースレンジ（図１２参照）からパーキングレンジ（図１１参照）にシフトチェンジするとき、それらの間に一時的にニュートラルレンジ（図１３参照）を介在させ、ニュートラルレンジで第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を左動させることで遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０から解放する。これにより、図１５において第３出力軸３２の拘束が解除され、第１出力軸１２、第３出力軸３２およびスリーブ３６間のフリクションが減少することで、スリーブ３６を左動させるアクチュエータの操作力を低減することができる。

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、本発明の変速機は実施の形態の往復動式の無段変速機Ｔに限定されず、ベルト式無段変速機のような他種の無段変速機であっても良い。

また遊星歯車機構４２のサンギヤ４３、キャリヤ４４およびリングギヤ４５の何れを第１〜第３要素とするかは、適宜変更可能である。

１１ 入力軸
１２ 第１出力軸
１２ａ 第１外周スプライン
１２ｂ 第２外周ねじれ面
３１ 第２出力軸
３２ 第３出力軸
３２ａ 第３外周スプライン
３４ａ 第２外周スプライン
３４ｃ 第１外周ねじれ面
３５ 第１噛合切換機構
３６ａ 第１内周スプライン
３６ｂ 第２内周スプライン
３６ｃ 第１内周ねじれ面
３６ｄ 第２内周ねじれ面
４２ 遊星歯車機構
４３ サンギヤ（第１要素）
４４ キャリヤ（第３要素）
４５ リングギヤ（第２要素）
５０ ケーシング
５１ 第２噛合切換機構
Ｄ ディファレンシャルギヤ
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｓ セレクタ装置
Ｔ 無段変速機（変速機）

Claims (3)

1. 変速機（Ｔ）とディファレンシャルギヤ（Ｄ）との間にセレクタ装置（Ｓ）を配置した車両用動力伝達装置であって、
   前記セレクタ装置（Ｓ）は、
   前記変速機（Ｔ）に接続された第１出力軸（１２）と、
   前記ディファレンシャルギヤ（Ｄ）に接続された第２出力軸（３１）と、
   前記第２出力軸（３１）の外周に相対回転自在に嵌合する第３出力軸（３２）と、
   第１要素（４３）が前記第３出力軸（３２）に接続されて第２要素（４５）が前記ディファレンシャルギヤ（Ｄ）に接続された遊星歯車機構（４２）と、
   前記第１、第３出力軸（１２，３２）を結合して前記第２出力軸（３１）を切り離す状態と前記第１〜第３出力軸（１２，３１，３２）を結合する状態とを切り換え可能な第１噛合切換機構（３５）と、
   前記遊星歯車機構（４２）の第３要素（４４）をケーシング（５０）に結合可能な第２噛合切換機構（５１）とを備え、
   前記第１噛合切換機構（３５）は、前記第１出力軸（１２）の外周に設けた第１外周スプライン（１２ａ）に噛合する第１内周スプライン（３６ａ）と、前記第２出力軸（３１）に設けた第２外周スプライン（３４ａ）および前記第３出力軸（３２）に設けた第３外周スプライン（３２ａ）に噛合する第２内周スプライン（３６ｂ）とを備え、前記第１内周スプライン（３６ａ）の径が前記第２内周スプライン（３６ｂ）の径よりも大きく設定された車両用動力伝達装置であって、
   前記第２外周スプライン（３４ａ）の円周方向一側面に第１外周ねじれ面（３４ｃ）を形成するとともに、第１外周スプライン（１２ａ）の円周方向他側面に第２外周ねじれ面（１２ｂ）を形成したことを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記第２内周スプライン（３６ｂ）に前記第１外周ねじれ面（３４ｃ）に当接可能な第１内周ねじれ面（３６ｃ）を形成するとともに、前記第１内周スプライン（３６ａ）に前記面に第２外周ねじれ面（１２ｂ）に当接可能な第２内周ねじれ面（３６ｄ）を形成したことを特徴とする、請求項１に記載の車両用動力伝達装置。
3. 前記第１噛合切換機構（３５）で第１出力軸（１２）を前記第２、第３出力軸（３１，３２）に結合し、かつ前記第２噛合切換機構（５１）で前記第３要素（４４）を前記ケーシング（５０）に結合するパーキングレンジと、
   前記第１噛合切換機構（３５）で第１出力軸（１２）を前記第３出力軸（３２）に結合し、かつ前記第２噛合切換機構（５１）で前記第３要素（４４）を前記ケーシング（５０）に結合するリバースレンジと、
   前記第１噛合切換機構（３５）で第１出力軸（１２）を前記第３出力軸（３２）に結合し、かつ前記第２噛合切換機構（５１）で前記第３要素（４４）を前記ケーシング（５０）から解放するニュートラルレンジと、
   前記第１噛合切換機構（３５）で第１出力軸（１２）を前記第２、第３出力軸（３１，３２）に結合し、かつ前記第２噛合切換機構（５１）で前記第３要素（４４）を前記ケーシング（５０）から解放するドライブレンジとを切り換え可能であり、
   前記パーキングレンジから前記リバースレンジに移行する際に前記ニュートラルレンジを経由することを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の車両用動力伝達装置。

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