JP2015209907A - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】クランク式無段変速機構を備える車両用動力伝達装置において、動力伝達装置の軸方向寸法の大型化を回避しながらエンジンブレーキを使用可能にする。
【解決手段】車両の前進走行時に減速すると、駆動輪Ｗから第１出力軸１２に駆動力が逆伝達されるが、第１ワンウェイクラッチ２１の係合が解除されるため無段変速機Ｔ１を介してエンジンＥに駆動力は伝達されず、駆動輪Ｗから伝達された駆動力が、動力伝達切換機構ＳＣの遊星歯車機構３５を介して、リングギヤ３８、キャリヤ３７、サンギヤ３６、中間伝達機構６０と補助変速機Ｔ２を介してエンジンＥに逆伝達されてエンジンブレーキが作動する。
【選択図】図１４

Description

本発明は、クランク式無段変速機構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コネクティングロッドの往復運動に変換し、コネクティングロッドの往復運動を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複数のクランク式の変速ユニットを備える無段変速機において、入力軸上に配置されたモータ・ジェネレータと出力軸とを前記クランク式の変速ユニットを介さずに接続することで、出力軸側からモータ・ジェネレータに駆動力を逆伝達してエンジンブレーキに相当する回生制動力を発生させるものが、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に記載されたものは、車両の減速走行時にモータ・ジェネレータを用いてエンジンブレーキに相当する回生制動力を発生させることが可能であるが、入力軸の軸線上のモータ・ジェネレータを配置したため、動力伝達装置の軸方向寸法が大型化してしまい改善の余地があった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式無段変速機構を備える車両用動力伝達装置において、効果的にエンジンブレーキを使用可能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に記載された発明は、
エンジン（例えば、後述の実施形態におけるエンジンＥ）に接続された入力軸（例えば、後述の実施形態における入力軸１１）と、
駆動輪（例えば、後述の実施形態における駆動輪Ｗ）に接続された出力軸（例えば、後述の実施形態における第１出力軸１２）と、
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（例えば、後述の実施形態における偏心ディスク１８）と、前記出力軸に接続された第１ワンウェイクラッチ（例えば、後述の実施形態における第１ワンウェイクラッチ２１）と、前記第１ワンウェイクラッチの入力部材（例えば、後述の実施形態におけるアウター部材２２）に設けられた出力側支点（例えば、後述の実施形態におけるピン１９ｃ）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（例えば、後述の実施形態におけるコネクティングロッド１９）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（例えば、後述の実施形態における変速アクチュエータ１４）と、を有する第１変速機（例えば、後述の実施形態における無段変速機Ｔ１）と、を備える車両用動力伝達装置（例えば、後述の実施形態における車両用動力伝達装置１）であって、
前記第１変速機を介さずに前記エンジンと前記駆動輪との動力伝達を可能とする第２変速機（例えば、後述の実施形態における補助変速機Ｔ２）と、前記出力軸と前記駆動輪との動力伝達経路上に配置された前進・後進切換機構（例えば、後述の実施形態における動力伝達切換機構ＳＣ）と、をさらに備え、
前進・後進切換機構は、相対回転可能に設けられた第１〜第３要素を有する遊星歯車機構（例えば、後述の実施形態における遊星歯車機構３５）と、第１切替機構（例えば、後述の実施形態における第１噛合切換機構３３）と、第２切替機構（例えば、後述の実施形態における第２噛合切換機構４０）と、を有し、
前記第１要素（例えば、後述の実施形態におけるサンギヤ３６）は、選択的に前記出力軸に接続され、
前記第２要素（例えば、後述の実施形態におけるキャリヤ３７）は、固定状態と回転許容状態とを切替可能であって、
前記第３要素（例えば、後述の実施形態におけるリングギヤ３８）は、選択的に前記出力軸に接続されるとともに、前記駆動輪に常時接続され、
前記第１切替機構は、前記出力軸と前記第３要素とを接続状態とするとともに前記出力軸と前記第１要素とを遮断状態とする第１位置（例えば、後述の実施形態における左動位置Ｌ１）と、前記出力軸と前記第１要素とを接続状態とするとともに前記出力軸と前記第３要素とを遮断状態とする第２位置（例えば、後述の実施形態における中立位置Ｎ１）と、前記出力軸から前記第１要素及び前記第３要素を遮断状態とするとともに前記第１要素と前記第３要素とを接続状態とする第３位置（例えば、後述の実施形態における右動位置Ｒ１）と、を切替可能であり、
前記第２切替機構は、前記第２要素を前記固定状態とする第４位置（例えば、後述の実施形態における左動位置Ｌ２）と、前記第２要素を前記回転許容状態とする第５位置（例えば、後述の実施形態における右動位置Ｒ２）と、を切替可能であり、
前記第２変速機は、前記エンジンと前記第１要素とを接続する中間伝達機構（例えば、後述の実施形態における中間伝達機構６０）を有する。

また請求項２に記載された発明は1、請求項１の構成であって、
前記第２変速機は、前記エンジン側の回転数が前記駆動輪側の回転数を上回ったときに非係合状態となる第２ワンウェイクラッチ（例えば、後述の実施形態における第２ワンウェイクラッチ４５）を備える。

また請求項３に記載された発明は、請求項２に記載の構成であって、
前記第２変速機は、締結又は遮断を切り替え可能に構成された断接手段（例えば、後述の実施形態におけるクラッチ４６）をさらに備える。

また請求項４に記載された発明は、請求項１〜３のいずれか１項に記載の構成であって、
前記中間伝達機構は、前記出力軸の外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸（例えば、後述の実施形態における伝達軸１３）と、該伝達軸に設けられ、前記入力軸に設けられた第１ギヤ（例えば、後述の実施形態における第１ギヤ２６）と噛合する第２ギヤ（例えば、後述の実施形態における第２ギヤ２７）と、該伝達軸と前記遊星歯車機構の前記第１要素とを接続する中間伝達軸（例えば、後述の実施形態における中間伝達軸６１）と、を備え、
前記伝達軸と前記遊星歯車機構とは、前記出力軸と同軸上に軸方向に並んで配置され、
前記中間伝達軸は、前記出力軸と平行に、且つ、軸方向から見て前記遊星歯車機構の外周側に配置され、さらにハウジングの底部に貯留した油面（例えば、後述の実施形態における油面Ｐ）よりも上方に配置される。

また請求項５に記載された発明は、請求項１〜３のいずれか１項に記載の構成であって、
前記前進・後進切換機構は、前記第１切替機構を前記第１位置とし、前記第２切替機構を前記第４位置とすることで、前記エンジン側からの入力を前記駆動輪に出力して車両を前進させ、
前記第１切替機構を前記第２位置とし、前記第２切替機構を前記第４位置とすることで、前記エンジン側からの入力を減速して前記駆動輪に出力して車両を後進させる。

また請求項６に記載された発明は、請求項１〜３のいずれか１項に記載の構成であって、
前記前進・後進切換機構は、前記第１切替機構を前記第３位置とし、前記第２切替機構を前記第４位置とすることで、パーキングレンジとなる。

また請求項７に記載された発明は、請求項１〜３のいずれか１項に記載の構成であって、
前記前進・後進切換機構は、前記第１切替機構を前記第２位置とし、前記第２切替機構を前記第５位置とすることで、ニュートラルレンジとなる。

請求項１の構成によれば、エンジンにより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に接続された出力側支点が往復運動して第１ワンウェイクラッチを介して出力軸が間欠回転することで、入力軸の回転が入力側支点の偏心量に応じた変速比で変速されて出力軸に伝達される。出力軸の回転を前進・後進切換機構により正転あるいは逆転して駆動輪に伝達することで、車両は前進走行あるいは後進走行する。

車両の通常の前進走行時には、第１切替機構を、出力軸と第３要素とを接続状態とするとともに出力軸と第１要素とを遮断状態とする第１位置とするとともに第２切替機構を第２要素を固定状態とする第４位置とすることで、エンジン側からの入力が第１変速機を介して駆動輪に直接出力される。

車両の前進走行時に減速すると、駆動輪から出力軸に駆動力が逆伝達されるが、第１ワンウェイクラッチの係合が解除されるため第１変速機を介してエンジンに駆動力は伝達されず、駆動輪から第３要素に伝達された駆動力が、前進・後進切換機構の遊星歯車機構（第３要素、第２要素、第１要素）と、中間伝達機構と第２変速機とを介してエンジンに逆伝達されてエンジンブレーキが作動する。このとき、前進・後進切換機構の遊星歯車機構を介することで駆動輪側からの入力を増速してエンジンに逆伝達することができるので、適切にエンジンブレーキを作用させることができる。また、減速時に前進・後進切換機構の遊星歯車機構を利用して増速レシオを作り出すことで、新たに増速用の遊星歯車機構を設ける必要はなく、動力伝達装置を小型化できる。

請求項２の構成によれば、車両が減速し、エンジンがアイドルストップした状態から復帰する際に、第２変速機を介してエンジン側からの駆動力が駆動輪側に伝達されるのを機械的に回避できる。

請求項３の構成によれば、車両の通常の前進走行時に第１変速機を介して走行中に、駆動輪側の回転数がエンジン側の回転数を上回った際に、第２変速機を介してエンジン側からの駆動力が駆動輪側に伝達されるのを回避できる。

請求項４の構成によれば、遊星歯車機構と中間伝達機構とをコンパクトにまとめることができ、さらに中間伝達機構を構成する回転軸が油面よりも上方に配置されることで、中間伝達軸がオイルを攪拌し抵抗となるのを防止できる。

請求項５の構成によれば、車両の後進走行時には、第１切替機構を出力軸と第１要素とを接続状態とするとともに出力軸と第３要素とを遮断状態とする第２位置とし、第２切替機構を第２要素を固定状態とする第４位置とすることで、エンジン側からの入力が第１変速機と遊星歯車機構（第１要素、第２要素、第３要素）とを介して減速して駆動輪に出力される。

請求項６の構成によれば、前進・後進切換機構によりパーキングレンジを構成できる。

請求項７の構成によれば、前進・後進切換機構によりニュートラルレンジを構成できる。

本発明の一実施形態の車両用動力伝達装置のスケルトン図。 図１のＩＩ部詳細図。 図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線断面図（ＯＤ状態）。 図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線断面図（ＧＮ状態）。 ＯＤ状態での作用説明図。 ＧＮ状態での作用説明図。 図１のＶＩＩ部詳細図。 軸方向から見た前進・後進切換機構の各要素の位置関係を示す図。 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（定常走行、加速状態）。 ドライブレンジにおけるトルクフロー図（減速状態）。 本発明の一実施形態の車両用動力伝達装置を搭載した車両が定常走行→減速→停止→加速→定常走行する際のタイミングチャート。

以下、図１〜図１５に基づいて本発明の一実施形態を説明する。
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に伝達する車両用動力伝達装置１は、無段変速機Ｔ１と、補助変速機Ｔ２と、動力伝達切換機構ＳＣと、ディファレンシャルギヤＤとを備える。

次に、図２〜７に基づいて車両用動力伝達装置１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Ｔ１は同一構造を有する複数個（本実施形態では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第１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。

図１から明らかなように、車両用動力伝達装置１は、無段変速機Ｔ１に隣接して、上記４個の変速ユニットＵ…とは別経路で駆動力を伝達可能な補助変速機Ｔ２を備える。無段変速機Ｔ１および補助変速機Ｔ２は、動力伝達切換機構ＳＣを介して駆動輪Ｗに接続される。車両用動力伝達装置１は、動力伝達切換機構ＳＣによって、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となっている。

図７から明らかなように、動力伝達切換機構ＳＣ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、第２出力軸３１の左端に第２外周スプライン３１ａが形成され、第３出力軸３２の左端に第３外周スプライン３２ａが形成される。

ドグクラッチよりなる第１噛合切換機構３３を構成する第１外周スプライン１２ａ、第２外周スプライン３１ａおよび第３外周スプライン３２ａは軸方向に整列しており、これらの外径は相互に等しくなっている。また第１噛合切換機構３３のスリーブ３４は、同径の第１内周スプライン３４ａと第２内周スプライン３４ｂとを備えている。第１噛合切換機構３３のスリーブ３４は、図１１に示す中立位置Ｎ１で第１内周スプライン３４ａが第１外周スプライン１２ａと噛合するとともに第２内周スプライン３４ｂが第３外周スプライン３２ａと噛合する。中立位置Ｎ１から左動した図１３に示す左動位置Ｌ１では、第１内周スプライン３４ａが第１外周スプライン１２ａと噛合するとともに第２内周スプライン３４ｂが第２外周スプライン３１ａと噛合する。また、中立位置Ｎ１から右動した図１０に示す右動位置Ｒ１では、第１内周スプライン３４ａが第２外周スプライン３１ａと噛合するとともに第２内周スプライン３４ｂが第３外周スプライン３２ａと噛合する。つまり、第１噛合切換機構３３において、スリーブ３４がシフトドラム４４（図８参照）の回転によって、中立位置Ｎ１、左動位置Ｌ１および右動位置Ｒ１間を移動することで、連結される回転要素が切り替えられる。

遊星歯車機構３５は、第１要素としてのサンギヤ３６と、第２要素としてのキャリヤ３７と、第３要素としてのリングギヤ３８と、キャリヤ３７に相対回転自在に支持された複数のピニオン３９…とを備えており、ピニオン３９…はサンギヤ３６およびリングギヤ３８に噛合する。サンギヤ３６は第３出力軸３２の右端に接続され、リングギヤ３８は第２出力軸３１の右端に接続される。

キャリヤ３７の外周部に第４外周スプライン３７ａが形成され、第４外周スプライン３７ａに隣接してケーシング４２に第５外周スプライン４２ａが形成される。

ドグクラッチよりなる第２噛合切換機構４０を構成する第４外周スプライン３７ａおよび第５外周スプライン４２ａは軸方向に整列しており、これらの外径は相互に等しくなっている。また第２噛合切換機構４０のスリーブ４１は、同径の第３内周スプライン４１ａと第４内周スプライン４１ｂとを備えている。第２噛合切換機構４０のスリーブ４１は、図１１に示す左動位置Ｌ２で第３内周スプライン４１ａが第５外周スプライン４２ａと噛合するとともに第４内周スプライン４１ｂが第４外周スプライン３７ａと噛合し、図１２に示す右動位置Ｒ２で第３内周スプライン４１ａが第５外周スプライン４２ａから離脱するとともに第４内周スプライン４１ｂが第４外周スプライン３７ａから離脱する。つまり、スリーブ４１が不図示のフォークで、左動位置Ｌ２および右動位置Ｒ２間を移動すると、キャリヤ３７の固定状態と回転許容状態とが切り替えられる。

補助変速機Ｔ２は、変速ユニットＵ…の上流側（エンジンＥ側）の入力軸１１にクラッチ２８を介して設けた第１ギヤ２６と、第１ギヤ２６とサンギヤ３６とを接続する中間伝達機構６０とから構成される。中間伝達機構６０は、変速ユニットＵ…の下流側（ディファレンシャルギヤＤ）側の第１出力軸１２の外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸１３と、第１ギヤ２６と常時噛合する第２ギヤ２７と、伝達軸１３に第２ワンウェイクラッチ４５を介して接続されるとともに油圧クラッチ４６を介して第２ギヤ２７に接続される中間要素４３と、伝達軸１３と動力伝達切換機構ＳＣとを接続する中間伝達軸６１と、を備える。また中間伝達機構６０において、伝達軸１３の右端には、第１外周スプライン１２ａに隣接して第１外周スプライン１２ａより大径の第１伝達ギヤ１３ａが形成され、第１伝達ギヤ１３ａが中間伝達軸６１の左端に設けられた第１中間ギヤ６１ａと常時噛合する。中間伝達軸６１の右端には、第１伝達ギヤ１３ａと略同径の第２伝達ギヤ３２ｂと常時噛合する第２中間ギヤ６１ｂが設けられている。第２伝達ギヤ３２ｂは、第３出力軸３２のサンギヤ３６と第３外周スプライン３２ａとの間で第３外周スプライン３２ａに隣接して形成されている。

中間伝達軸６１は、図８に示すように、第１出力軸１２と平行に、且つ、軸方向から見て遊星歯車機構３５の外周側に配置され、さらにケーシング４２の底部に貯留した油面Ｐよりも上方に配置される。

中間要素４３と伝達軸１３との動力伝達経路上に設けられた第２ワンウェイクラッチ４５は、伝達軸１３の回転数が中間要素４３の回転数を上回ったときに係合状態となって中間要素４３と伝達軸１３とを接続し、中間要素４３の回転数が伝達軸１３の回転数を上回ったときに非係合状態となって中間要素４３と伝達軸１３とを遮断する。中間要素４３と第２ギヤ２７との動力伝達経路上に設けられた油圧クラッチ４６は、不図示の油圧回路により締結又は遮断を切り替え可能となっており、締結状態で中間要素４３と第２ギヤ２７とを接続し、中間要素４３と第２ギヤ２７とを遮断する。

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４７は第２出力軸３１の右端に接続される。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４７に固定したピニオンシャフト４８に回転自在に支持した一対のピニオン４９，４９と、車軸１０，１０の端部に固設されてピニオン４９，４９に噛合するサイドギヤ５０，５０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Ｔ１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Ｔ１のレシオはオーバードライブ（ＯＤ）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Ｔ１のレシオはギヤドニュートラル（ＧＮ）状態になる。

図５に示すＯＤ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、第１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、ＧＮ状態で無段変速機Ｔ１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ＯＤ状態と図４のＧＮ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Ｔ１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個の第１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動力伝達切換機構ＳＣの作用を説明する。

図９および図１０に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を右動位置Ｒ１として、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１出力軸１２を切り離し、且つ、第２噛合切換機構４０のスリーブ４１を左動位置Ｌ２として、遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２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４７および遊星歯車機構３５のリングギヤ３８と一体の第２出力軸３１が、第１噛合切換機構３３および第３出力軸３２を介して遊星歯車機構３５のサンギヤ３６に接続され、更に遊星歯車機構３５のキャリヤ３７が第２噛合切換機構４０を介してケーシング４２に結合される。その結果、遊星歯車機構３５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が回転不能に拘束される。

図９および図１１に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を中立位置Ｎ１として、第１出力軸１２および第３出力軸３２を結合するとともに第２出力軸３１を切り離し、且つ、第２噛合切換機構４０のスリーブ４１を左動位置Ｌ２として、遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２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Ｔ１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３３→第３出力軸３２→サンギヤ３６→キャリヤ３７→リングギヤ３８の経路でディファレンシャルケース４７に伝達され、同時に遊星歯車機構３５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９および図１２に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を中立位置Ｎ１として、第１出力軸１２および第３出力軸３２を結合するとともに第２出力軸３１を切り離し、且つ、第２噛合切換機構４０のスリーブ４１を右動位置Ｒ２として、遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２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３５のキャリヤ３７がケーシング４２から切り離されるため、リングギヤ３８が自由に回転可能になり、かつ第２出力軸３１が自由に回転可能になるため、ディファレンシャルケース４７が自由に回転可能になって駆動輪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Ｔ１から第１出力軸１２→第１噛合切換機構３３→第３出力軸３２の経路でサンギヤ３６に伝達されるが、キャリヤ３７が拘束されていないために遊星歯車機構３５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。また、ディファレンシャルギヤＤからの駆動力は、リングギヤ３８に伝達されるが、キャリヤ３７が拘束されていないために遊星歯車機構３５が空転し、駆動力が第１出力軸１２に伝達されることはない。

図９および図１３に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を左動位置Ｌ１として、第１出力軸１２および第２出力軸３１を結合するとともに第３出力軸３２を切り離し、且つ、第２噛合切換機構４０のスリーブ４１を左動位置Ｌ２として、遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２に結合すると、ドライブレンジが確立する。

ドライブレンジでは、無段変速機Ｔ１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３３を介してディファレンシャルケース４７および遊星歯車機構３５のリングギヤ３８と一体の第２出力軸３１に伝達されることで、遊星歯車機構３５を介さずに直接ディファレンシャルケース４７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、本実施の形態の無段変速機Ｔ１の第１出力軸１２は、第１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動力伝達切換機構ＳＣ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。

しかも動力伝達切換機構ＳＣはドライブレンジおよびリバースレンジ以外にパーキングレンジおよびニュートラルレンジを確立可能であるため、動力伝達装置自体を更に小型軽量化することができる。

この車両用動力伝達装置１では、無段変速機Ｔ１に加えて補助変速機Ｔ２を備えるので、ドライブレンジあるいはリバースレンジでの走行中に、エンジンＥの駆動力は入力軸１１から変速ユニットＵ…を介して第１出力軸１２に伝達されるだけでなく、入力軸１１から第１ギヤ２６→中間伝達機構６０（第２ギヤ２７→油圧クラッチ４６→中間要素４３→第２ワンウェイクラッチ４５→伝達軸１３→中間伝達軸６１）→第３出力軸３２→サンギヤ３６→キャリヤ３７→リングギヤ３８の経路でディファレンシャルケース４７に伝達され得るが、このときに油圧クラッチ４６を解放状態とすることで動力伝達は遮断される。

ドライブレンジでの前進走行中に車両を減速状態に移行すると、図１４に示すように、エンジン回転数が低下することで変速ユニットＵ…の第１ワンウェイクラッチ２１…は係合解除し、駆動輪Ｗからの駆動力はディファレンシャルギヤＤおよび動力伝達切換機構ＳＣを介して第１出力軸１２に伝達されるが、第１ワンウェイクラッチ２１の係合が解除されるため無段変速機Ｔ１を介してエンジンＥに駆動力は伝達されない。一方で、ディファレンシャルギヤＤからの駆動力は、油圧クラッチ４６を締結状態とすることでリングギヤ３８→キャリヤ３７→サンギヤ３６→第３出力軸３２→中間伝達機構６０（中間伝達軸６１→伝達軸１３→第２ワンウェイクラッチ４５→中間要素４３→油圧クラッチ４６→第２ギヤ２７）→第１ギヤ２６の経路でエンジンＥに逆伝達され、エンジンブレーキを作動させることができる。なお、リングギヤ３８→キャリヤ３７→サンギヤ３６の伝達経路を経由することで、サンギヤ３６より下流側の回転要素の回転は逆方向となるが、第２ギヤ２７と第１ギヤ２６との噛み合いにより第１ギヤ２６の回転はエンジンＥの回転方向と同方向となる。また、このとき、リングギヤ３８の回転は、増速してサンギヤ３６に伝達される。

第２ワンウェイクラッチ４５は、上記したように、伝達軸１３の回転数が中間要素４３の回転数を上回ったときに係合状態となって中間要素４３と伝達軸１３とを接続し、中間要素４３の回転数が伝達軸１３の回転数を上回ったときに非係合状態となって中間要素４３と伝達軸１３とを遮断するが、アイドルストップからの復帰時を除いて、中間要素４３の回転数が伝達軸１３の回転数を上回らないように油圧クラッチ４６が解放状態となるよう設定されているため、アイドルストップからの復帰時を除いて係合状態となる。したがって、エンジンブレーキを作動させるか否かは油圧クラッチ４６の状態に依存する。

図１５は、本発明の車両用動力伝達装置１を搭載した車両が定常走行→減速→停止→加速→定常走行する際のタイミングチャートである。
図１５中、ＣＬ（４６）は油圧クラッチ４６、第１ＯＷＣ（２１）は第１ワンウェイクラッチ２１、第２ＯＷＣ（４５）は第２ワンウェイクラッチ４５、ＮｅはエンジンＥの回転数、Ｎ（２１）は第１ワンウェイクラッチ２１の回転数、Ｎ（Ｄ）はディファレンシャルギヤＤの回転数、Ｎ（１３）は伝達軸１３の回転数、Ｎ（２７）は第２ギヤ２７の回転数、Ｎ（４３）は中間要素４３の回転数をそれぞれ示している。

図１５に示すように、定常走行中は、図９及び図１３で示したドライブレンジが確立されており、第１ワンウェイクラッチ２１が係合することで無段変速機Ｔ１を経由してエンジンＥの駆動力が駆動輪Ｗに伝達される。このとき、伝達軸１３の回転数が中間要素４３の回転数を上回り第２ワンウェイクラッチ４５が係合状態となって伝達軸１３と中間要素４３とが一体で回転するが、油圧クラッチ４６が解放状態となっているため、第２ギヤ２７は伝達軸１３と中間要素４３の回転数よりも低い回転数でこれらの影響を受けずに回転するため、補助変速機Ｔ２を介してエンジンＥの駆動力が駆動輪Ｗに伝達されることはない。

減速時には、第１ワンウェイクラッチ２１が非係合状態となって空転するため、駆動輪Ｗからの駆動力はディファレンシャルギヤＤおよび動力伝達切換機構ＳＣを介して第１出力軸１２に伝達されるが、無段変速機Ｔ１を介してエンジンＥに駆動力は伝達されない。また、第２ワンウェイクラッチ４５が依然として係合状態となっており、油圧クラッチ４６を締結状態とすることで、図１４で示したように、リングギヤ３８→キャリヤ３７→サンギヤ３６→第３出力軸３２→中間伝達機構６０（中間伝達軸６１→伝達軸１３→第２ワンウェイクラッチ４５→中間要素４３→油圧クラッチ４６→第２ギヤ２７）→第１ギヤ２６の経路で駆動輪Ｗからの駆動力がエンジンＥに逆伝達され、エンジンブレーキを作動させることができる。具体的に、解放していた油圧クラッチ４６を締結し始めることで、第２ギヤ２７の回転数が次第に上昇し、油圧クラッチ４６が完全に締結することで、伝達軸１３と中間要素４３と第２ギヤ２７とが一体で回転し、駆動輪Ｗからの駆動力（制動力）によってエンジン回転数が減少する。エンジン回転数が所定回転まで落ちると、アイドリングストップすることでエンジン回転数が零となる。アイドリングストップと同時に油圧クラッチ４６を解放することで第２ギヤ２７の回転数も零となる。第２ワンウェイクラッチ４５が係合状態を維持するため、伝達軸１３と中間要素４３とが一体で車両が停止するまで、即ち、ディファレンシャルギヤＤの回転数が零になるまで回転する。

車両の停止状態から発進する際には、先ずエンジンＥを始動し、入力軸１１に設けられたクラッチ２８を締結するまで、第１ワンウェイクラッチ２１は回転しない。また、このとき、油圧クラッチ４６を締結することで、第２ギヤ２７と中間要素４３とが一体で回転するが、中間要素４３の回転数が伝達軸１３の回転数（零）を上回るため、第２ワンウェイクラッチ４５が非係合状態となって中間要素４３と伝達軸１３とが遮断される。そして、クラッチ２８が締結され、第１ワンウェイクラッチ２１が回転し始めると、やがて伝達軸１３の回転数が中間要素４３の回転数を上回り、第２ワンウェイクラッチ４５が係合状態となって伝達軸１３と中間要素４３とが一体で回転し、油圧クラッチ４６を解放することで第２ギヤ２７は伝達軸１３と中間要素４３の回転数よりも低い回転数でこれらの影響を受けずに回転するようになり、定常走行へと移行する。

以上のように、本実施形態によれば、エンジンＥにより入力軸１１が回転すると偏心ディスク１８が偏心回転し、偏心ディスク１８に一端を接続されたコネクティングロッド１９が往復運動すると、コネクティングロッド１９の他端に接続されたピン１９ｃが往復運動して第１ワンウェイクラッチ２１を介して第１出力軸１２が間欠回転することで、入力軸１１の回転が偏心ディスク１８の偏心量に応じた変速比で変速されて第１出力軸１２に伝達される。第１出力軸１２の回転を動力伝達切換機構ＳＣにより正転あるいは逆転して駆動輪Ｗに伝達することで、車両は前進走行あるいは後進走行する。

また、車両の通常の前進走行時には、第１噛合切換機構３３を、第１出力軸１２とリングギヤ３８とを接続状態とするとともに第１出力軸１２とサンギヤ３６とを遮断状態とする左動位置Ｌ１とするとともに第２噛合切換機構４０をキャリヤ３７を固定状態とする左動位置Ｌ２とすることで、エンジンＥ側からの入力が無段変速機Ｔ１を介して駆動輪Ｗに直接出力される。

また、車両の前進走行時に減速すると、駆動輪Ｗから第１出力軸１２に駆動力が逆伝達されるが、第１ワンウェイクラッチ２１の係合が解除されるため無段変速機Ｔ１を介してエンジンＥに駆動力は伝達されず、駆動輪Ｗからリングギヤ３８に伝達された駆動力が、動力伝達切換機構ＳＣの遊星歯車機構３５（リングギヤ３８、キャリヤ３７、サンギヤ３６）と、中間伝達機構６０と補助変速機Ｔ２とを介してエンジンＥに逆伝達されてエンジンブレーキが作動する。このとき、動力伝達切換機構ＳＣの遊星歯車機構３５を介することで駆動輪Ｗ側からの入力を増速してエンジンＥに逆伝達することができるので、適切にエンジンブレーキを作用させることができる。また、減速時に動力伝達切換機構ＳＣの遊星歯車機構３５を利用して増速レシオを作り出すことで、新たに増速用の遊星歯車機構を設ける必要はなく、動力伝達装置を小型化できる。

また、車両の後進走行時には、第１噛合切換機構３３を第１出力軸１２とサンギヤ３６とを接続状態とするとともに第１出力軸１２とリングギヤ３８とを遮断状態とする中立位置Ｎ１とし、第２噛合切換機構４０をキャリヤ３７を固定状態とする左動位置Ｌ２とすることで、エンジンＥ側からの入力が無段変速機Ｔ１と、遊星歯車機構３５（サンギヤ３６、キャリヤ３７、リングギヤ３８）とを介して減速して駆動輪に出力される。

動力伝達切換機構ＳＣは、第１噛合切換機構３３を右動位置Ｒ１とし、第２噛合切換機構４０を左動位置Ｌ２とすることで、パーキングレンジとなり、第１噛合切換機構３３を中立位置Ｎ１とし、第２噛合切換機構４０を右動位置Ｒ２とすることで、ニュートラルレンジとなる。

また、補助変速機Ｔ２は、エンジンＥ側の回転数が駆動輪Ｗ側の回転数を上回ったときに非係合状態となる第２ワンウェイクラッチ４５を備えるので、エンジンＥがアイドルストップした状態から復帰する際に、補助変速機Ｔ２を介してエンジンＥ側からの駆動力が駆動輪Ｗ側に伝達されるのを機械的に回避できる。

さらに、補助変速機Ｔ２は、締結又は遮断を切り替え可能に構成されたクラッチ４６を備えるので、車両の通常の前進走行時に無段変速機Ｔ１を介して走行中に、駆動輪Ｗ側の回転数がエンジンＥ側の回転数を上回った際に、補助変速機Ｔ２を介してエンジンＥ側からの駆動力が駆動輪Ｗ側に伝達されるのを回避できる。

また、中間伝達機構６０において、伝達軸１３と遊星歯車機構３５とは、第１出力軸１２と同軸上に軸方向に並んで配置され、中間伝達軸６１は、第１出力軸１２と平行に、且つ、軸方向から見て遊星歯車機構３５の外周側に配置され、さらにケーシング４２の底部に貯留した油面Ｐよりも上方に配置されるので、遊星歯車機構３５と中間伝達機構６０をコンパクトにまとめることができ、さらに中間伝達軸６１が油面Ｐよりも上方に配置されることで、中間伝達軸６１がオイルを攪拌し抵抗となるのを防止できる。

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、変速ユニットＵ…の数は実施の形態の４個に限定されるものではない。

１ 車両用動力伝達装置
１１ 入力軸
１２ 第１出力軸（出力軸）
１３ 伝達軸
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 第１ワンウェイクラッチ
２２ アウター部材（入力部材）
２６ 第１ギヤ
２７ 第２ギヤ
３３ 第１噛合切換機構（第１切替機構）
３５ 遊星歯車機構
３６ サンギヤ（第１要素）
３７ キャリヤ（第２要素）
３８ リングギヤ（第３要素）
４０ 第２噛合切換機構（第２切替機構）
４５ 第２ワンウェイクラッチ
４６ クラッチ（断接手段）
６１ 中間伝達軸
Ｅ エンジン
Ｌ１ 左動位置（第１位置）
Ｌ２ 左動位置（第４位置）
Ｎ１ 中立位置（第２位置）
Ｒ１ 右動位置（第３位置）
Ｒ２ 右動位置（第５位置）
Ｐ 油面
ＳＣ 動力伝達切換機構（前進・後進切換機構）
Ｔ１ 無段変速機
Ｔ２ 補助変速機
Ｗ 駆動輪

Claims (7)

1. エンジンに接続された入力軸と、
   駆動輪に接続された出力軸と、
   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第１ワンウェイクラッチと、前記第１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、を有する第１変速機と、を備える車両用動力伝達装置であって、
   前記第１変速機を介さずに前記エンジンと前記駆動輪との動力伝達を可能とする第２変速機と、前記出力軸と前記駆動輪との動力伝達経路上に配置された前進・後進切換機構と、をさらに備え、
   前進・後進切換機構は、相対回転可能に設けられた第１〜第３要素を有する遊星歯車機構と、第１切替機構と、第２切替機構と、を有し、
   前記第１要素は、選択的に前記出力軸に接続され、
   前記第２要素は、固定状態と回転許容状態とを切替可能であって、
   前記第３要素は、選択的に前記出力軸に接続されるとともに、前記駆動輪に常時接続され、
   前記第１切替機構は、前記出力軸と前記第３要素とを接続状態とするとともに前記出力軸と前記第１要素とを遮断状態とする第１位置と、前記出力軸と前記第１要素とを接続状態とするとともに前記出力軸と前記第３要素とを遮断状態とする第２位置と、前記出力軸から前記第１要素及び前記第３要素を遮断状態とするとともに前記第１要素と前記第３要素とを接続状態とする第３位置と、を切替可能であり、
   前記第２切替機構は、前記第２要素を前記固定状態とする第４位置と、前記第２要素を前記回転許容状態とする第５位置と、を切替可能であり、
   前記第２変速機は、前記エンジンと前記第１要素とを接続する中間伝達機構を有する、車両用動力伝達装置。
2. 請求項１に記載の車両用動力伝達装置であって、
   前記第２変速機は、前記エンジン側の回転数が前記駆動輪側の回転数を上回ったときに非係合状態となる第２ワンウェイクラッチを備える、車両用動力伝達装置。
3. 請求項２に記載の車両用動力伝達装置であって、
   前記第２変速機は、締結又は遮断を切り替え可能に構成された断接手段をさらに備える、車両用動力伝達装置。
4. 請求項１〜３のいずれか１項に記載の車両用動力伝達装置であって、
   前記中間伝達機構は、前記出力軸の外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸と、該伝達軸に設けられ、前記入力軸に設けられた第１ギヤと噛合する第２ギヤと、該伝達軸と前記遊星歯車機構の前記第１要素とを接続する中間伝達軸と、を備え、
   前記伝達軸と前記遊星歯車機構とは、前記出力軸と同軸上に軸方向に並んで配置され、
   前記中間伝達軸は、前記出力軸と平行に、且つ、軸方向から見て前記遊星歯車機構の外周側に配置され、さらにハウジングの底部に貯留した油面よりも上方に配置される、車両用動力伝達装置。
5. 請求項１〜３のいずれか１項に記載の車両用動力伝達装置であって、
   前記前進・後進切換機構は、前記第１切替機構を前記第１位置とし、前記第２切替機構を前記第４位置とすることで、前記エンジン側からの入力を前記駆動輪に出力して車両を前進させ、
   前記第１切替機構を前記第２位置とし、前記第２切替機構を前記第４位置とすることで、前記エンジン側からの入力を減速して前記駆動輪に出力して車両を後進させる、車両用動力伝達装置。
6. 請求項１〜３のいずれか1項に記載の車両用動力伝達装置であって、
   前記前進・後進切換機構は、前記第１切替機構を前記第３位置とし、前記第２切替機構を前記第４位置とすることで、パーキングレンジとなる、車両用動力伝達装置。
7. 請求項１〜３のいずれか1項に記載の車両用動力伝達装置であって、
   前記前進・後進切換機構は、前記第１切替機構を前記第２位置とし、前記第２切替機構を前記第５位置とすることで、ニュートラルレンジとなる、車両用動力伝達装置。

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