JP2015218797A

JP2015218797A - 車両用変速機

Info

Publication number: JP2015218797A
Application number: JP2014101854A
Authority: JP
Inventors: 清水　隆; Takashi Shimizu; 隆清水; 悟史谷中; Satoshi Yanaka; 中川　英樹; Hideki Nakagawa; 英樹中川
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2014-05-15
Filing date: 2014-05-15
Publication date: 2015-12-07
Anticipated expiration: 2034-05-15
Also published as: JP6123733B2

Abstract

【課題】変速機構と噛合歯車で構成されるギヤ機構とを並列に備えた車両用変速機において、その体格を軸方向に短縮できる構造を提供する。
【解決手段】中間軸５２に設けられる第１ドリブンギヤ５４は、そのスプライン嵌合部６４が軸方向においてエンジン側にずれているため、第１ドライブギヤ２５との噛合部５９の内周側に空間が形成され、この空間にドグクラッチ５８が収容される。出力軸２０に設けられる第２ドリブンギヤ４０は、そのスプライン嵌合部６６が軸方向においてエンジン側にずれているため、その分だけ出力軸２０が短くなる。さらに、入力軸１６に設けられている第１ドライブギヤ２５は、そのシャフト挿通部５３が軸方向において無段変速機構側にずれており、軸長が短縮された出力軸２０に合わせて無段変速機構２２のプーリ位置が調整されることで、変速機全体として軸長を短縮することができる。
【選択図】図２

Description

本発明は、車両用変速機に係り、特に、無段変速機構とギヤ機構とが軸方向に並んで配置される車両用変速機のコンパクト化に関するものである。

無段変速機構のプライマリプーリと連結される入力軸と、無段変速機構のセカンダリプーリに連結される出力軸と、入力軸から出力軸へギヤ機構を通じてトルクを伝達する中間軸とを含み、前記無段変速機構と前記ギヤ機構とが入力軸と出力軸との間で軸方向に並列に配置され、動力伝達効率の悪い状態では、無段変速機構に代わってギヤ機構を使用する構造の車両用変速機が提案されている。特許文献１の変速機がそれである。特許文献１の前記ギヤ機構は、入力軸２上に設けられた第１駆動ギヤ２４、中間軸（中間軸２５）上に設けられた第１従動ギヤ２６および第２駆動ギヤ２８、および出力軸８上に設けられた第２従動ギヤ２９を含んで構成されている。上記特許文献１の変速機にあっては、例えば発進時にはギヤ機構を介してトルクが伝達されるため、動力伝達効率が向上して十分な発進加速性が得られる。

特開２００２−４８２１３号公報特開２０１２−２０２４７３号公報特開２００４−２１１８５２号公報特開２００２−８９６５４号公報特開２００２−２６６９７８号公報

ところで、特許文献１をはじめとする入力軸と出力軸との間で無段変速機構とギヤ機構とを並列に備えた車両用変速機にあっては、ギヤ機構を構成する駆動ギヤや従動ギヤ、並びに動力伝達経路を無段変速機構およびギヤ機構の何れかに切り替える断接装置が追加され、それらが追加される分だけ変速機の軸長が長くなる傾向にある。従って、変速機を小型化することが困難となっていた。

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、無段変速機構とギヤ機構とが並列に配置される車両用変速機において、その軸長を短縮できる構造を提供することにある。

上記目的を達成するための、第１発明の要旨とするところは、(a)エンジンのトルクが入力され無段変速機構のプライマリプーリに連結される入力軸と、その無段変速機構のセカンダリプーリに連結されて出力回転部材として機能する出力軸と、その入力軸からその出力軸へギヤ機構を通じてトルクを伝達する中間軸とを備え、前記無段変速機構と前記ギヤ機構とが前記入力軸と前記出力軸との間に軸方向に並んで配置され、そのギヤ機構がその無段変速機構よりも軸方向において前記エンジン側に配置され、前記中間軸上に断接装置が備えられる車両用変速機において、(b)前記ギヤ機構は、第１ドライブギヤ、第２ドライブギヤ、第１ドリブンギヤ、および第２ドリブンギヤを有し、(c)前記第１ドライブギヤは、前記入力軸上に設けられて前記第１ドリブンギヤと噛み合わされ、且つ、その第１ドライブギヤのシャフト挿通部が、その第１ドライブギヤのその第１ドリブンギヤとの噛合部よりも軸方向において前記無段変速機構側にずらされ、(d)前記第１ドリブンギヤは、前記中間軸上に設けられて前記第１ドライブギヤと噛み合わされ、且つ、その第１ドリブンギヤのシャフト挿通部が、その第１ドリブンギヤの前記第１ドライブギヤとの噛合部よりも軸方向において前記エンジン側にずらされ、(e)前記第２ドライブギヤは、前記中間軸上の軸方向において前記第１ドリブンギヤよりも前記無段変速機構側に設けられ、(f)前記第２ドリブンギヤは、前記出力軸上に設けられて前記第２ドライブギヤと噛み合わされ、且つ、その第２ドリブンギヤのシャフト挿通部が、その第２ドリブンギヤの前記第２ドライブギヤとの噛合部よりも軸方向において前記エンジン側にすらされ、(g)前記断接装置は、前記中間軸の軸方向において前記第１ドリブンギヤと前記第２ドライブギヤとの間に介在され、前記第１ドリブンギヤの前記シャフト挿通部が軸方向において前記エンジン側にずらされることで形成される空間に、その断接装置が収容され、(h)前記第２ドリブンギヤの前記シャフト挿通部が軸方向において前記エンジン側にずらされることで形成される空間に、係合要素が収容されていることを特徴とする。

このように構成されると、中間軸上に設けられる第１ドリブンギヤは、そのシャフト挿通部が軸方向においてエンジン側にずれているため、第１ドリブンギヤの第１ドライブギヤとの噛合部の内周側に空間が形成される。この空間に断接装置が収容され、中間軸の軸長を短くすることができる。また、出力軸に設けられる第２ドリブンギヤは、そのシャフト挿通部が軸方向においてエンジン側にずれているため、その分だけ出力軸が短くなる。また、第２ドリブンギヤの第２ドライブギヤとの噛合部の内周側に空間が形成され、この空間に係合要素を収容することができる。さらに、入力軸に設けられている第１ドライブギヤは、そのシャフト挿通部が軸方向において無段変速機構側にずれているため、第１ドリブンギヤとの噛合部の内周側に空間が形成される。この空間に例えばオイルポンプの関係部品等を収容することができる。そして、軸長が短縮された出力軸に合わせて無段変速機構の各プーリ位置を調整することができるため、変速機全体として軸長を短縮することができる。

また、第２発明の要旨とするところは、第１発明の車両用変速機において、前記シャフト挿通部が、前記噛合部よりも前記無段変速機構側または前記エンジン側にずらされている前記ドライブギヤおよび前記ドリブンギヤは、車両の前進加速時において、前記ドライブギヤおよび前記ドリブンギヤの噛合部で発生するスラスト荷重によるそのギヤにかかるモーメントと、前記噛合部で発生するラジアル荷重によるそのギヤにかかるモーメントとが、逆向きとなるように前記ドライブギヤおよび前記ドリブンギヤの歯の捩れ方向が設定されている。このようにすれば、シャフト挿通部が噛合部よりも無段変速機構側またはエンジン側にずらされているドライブギヤおよびドリブンギヤは、車両の前進加速時において、スラスト荷重によるそのギヤにかかるモーメントと、ラジアル荷重によるそのギヤにかかるモーメントとが逆向きになるため、そのギヤにかかるモーメントが相殺されて低減される。従って、モーメントによるドライブギヤおよびドリブンギヤにかかる負荷が低減されるので、ドライブギヤおよびドリブンギヤの変形量も低減されて歯車性能が向上する。また、ドライブギヤおよびドリブンギヤにかかる負荷が低減されて強度的にも有利となるため、ギヤの厚みを薄くするなどして軽量化することもできる。

また、第３発明の要旨とするところは、前記第１発明または第２発明の車両用変速機において、前記断接装置は、ドグクラッチであることを特徴とする。これより、第１ドリブンギヤの第１ドライブギヤとの噛合部の内周側にドグクラッチが収容されるため、その分だけ中間軸の軸長を短くすることができる。

また、第４発明の要旨とするところは、前記第３発明の車両用変速機において、前記ドグクラッチのハブスリーブが、前記第１ドリブンギヤの前記シャフト挿通部が軸方向において前記エンジン側にずらされることで形成される空間に収容されていることを特徴とする。このように、ドグクラッチのハブスリーブが、第１ドリブンギヤの第１ドライブギヤとの噛合部の内周側に形成される空間に収容されることで、中間軸の軸長を短くすることができる。

また、第５発明の要旨とするところは、前記第１発明乃至第４発明の何れか１の車両用変速機において、前記係合要素は、前記無段変速機構と前記出力軸とを断接するベルト走行用クラッチであることを特徴とする。これより、第２ドリブンギヤの第２ドライブギヤとの噛合部の内周側に形成される空間に、ベルト走行用クラッチが収容されることで、出力軸の軸長を短くすることができるとともに、それに伴って無段変速機構のセカンダリプーリをエンジン側にずらすこともできる。さらに、そのセカンダリプーリの位置に応じて入力軸に連結されるプライマリプーリの位置を調整することで、変速機全体として軸長を短くすることができる。

また、第６発明の要旨とするところは、前記第２発明乃至第４発明の何れか１の車両用変速機において、前記第１ドライブギヤは左捩れであり、前記第１ドリブンギヤは右捩れであり、前記第２ドリブンギヤは左捩れである。このように構成されることで、前進加速時において第１ドライブギヤで発生するラジアル荷重によるモーメントと、スラスト荷重によるモーメントとが逆向きになることで、第１ドライブギヤにかかるモーメントが低減される。また、前進加速時において第１ドリブンギヤで発生するラジアル荷重によるモーメントと、スラスト荷重によるモーメントとが逆向きになることで、第１ドリブンギヤにかかるモーメントが低減される。さらに、前進加速時において第２ドリブンギヤで発生するラジアル荷重によるモーメントと、スラスト荷重によるモーメントとが逆向きなることで、第２ドリブンギヤにかかるモーメントが低減される。

本発明が好適に適用された車両用変速機の概略構成を説明するための断面図である。図１の車両用変速機を構成する各部材の配置関係を概略的に示す骨子図である。従来構造の車両用変速機の配置関係を概略的に示す骨子図である。図１のギヤ噛合部の歯車形状を示す図である。

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、本発明が好適に適用された車両用変速機１０（以下、変速機１０）の概略構成を説明するための断面図である。変速機１０は、エンジン８（図２参照）と図示しない駆動輪との間に動力伝達可能に介挿されている。変速機１０は、ケース１２内において、トルクコンバータ１４のタービン軸としても機能する入力軸１６と、図示しない駆動輪に動力伝達可能に接続されている出力軸２０と、ベルト式の無段変速機構２２と、ギヤ機構２４とを含んで構成されている。無段変速機構２２とギヤ機構２４とは、入力軸１６と出力軸２０との間で軸方向に並んで配置され、ギヤ機構２４が無段変速機構２２よりも軸方向においてエンジン側に配置されている。

エンジン８と同じ第１回転軸心Ｃ１上には、エンジン８のトルクが入力され無段変速機構２２の後述するプライマリプーリ３０に連結されている入力軸１６が回転可能に配置されている。この入力軸１６の外周側には、トルクコンバータ１４側から順番に、そのトルクコンバータ１４のポンプ翼車によって駆動される図示しないオイルポンプを駆動させるためのチェーン機構２６、ギヤ機構２４を構成する第１ドライブギヤ２５、および前後進切換機構２８が順次設けられている。また、入力軸１６の軸方向においてトルクコンバータ１４と反対側の端部が、無段変速機構２２のプライマリプーリ３０（固定シーブ３０ａ）に連結されている。

前後進切換機構２８は、前進用クラッチＣａ、後進用ブレーキＢ、およびダブルピニオン型の遊星歯車機構３２を主体に構成されている。遊星歯車機構３２のキャリヤＣＡが入力軸１６に接続され、リングギヤＲが後進用ブレーキＢを介して非回転部材であるケース１２に選択的に連結され、サンギヤＳが前進用クラッチＣａを介してキャリヤＣＡに選択的に接続される。前進用クラッチＣａおよび後進用ブレーキＢは、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。前記遊星歯車機構３２のサンギヤＳには、ギヤ機構２４を構成する第１ドライブギヤ２５が一体的に設けられている。第１ドライブギヤ２５は、後述する中間軸５２上に設けられている第１ドリブンギヤ５４に噛み合わされている。また、第１ドライブギヤ２５は、その内周端部で入力軸１６が挿通されるシャフト挿通部５３が、第１ドリブンギヤ５４との噛合部５９（第１ドライブギヤ２５の外周歯）よりも軸方向において無段変速機構側にずらされている（オフセット）。これより、第１ドライブギヤ２５の噛合部５９（外周歯）の内周側に空間が形成され、この空間に、図示しないオイルポンプから吐出される作動油が供給される油路が形成された部材の一部が収容されている。

無段変速機構２２は、入力軸１６と第３回転軸心Ｃ３上に配置されている出力軸２０との間の動力伝達経路上に設けられ、入力軸１６に連結されている入力側回転部材である有効径が可変のプライマリプーリ３０と、出力軸２０に連結されている出力側回転部材である有効径が可変のセカンダリプーリ３６と、そのプライマリプーリ３０とセカンダリプーリ３６との間に巻き掛けられている伝動ベルト３８とを備えており、プライマリプーリ３０およびセカンダリプーリ３６と伝動ベルト３８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３０は、入力軸１６に連結された入力側固定回転体としての固定シーブ３０ａと、固定シーブ３０ａに対して軸まわりの相対回転不能、且つ、軸方向の移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動シーブ３０ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為に可動シーブ３０ｂを移動させるための推力を発生させるプライマリ油圧アクチュエータ３０ｃとを、備えて構成されている。

セカンダリプーリ３６は、出力軸２０に後述するベルト走行用クラッチＣｂを介して連結されて出力側固定回転体として機能する固定シーブ３６ａと、固定シーブ３６ａに対して軸まわりの相対回転不能、且つ、軸方向への移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動シーブ３６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為に可動シーブ３６ｂを移動させるための推力を発生させるセカンダリ側油圧アクチュエータ３６ｃとを、備えて構成されている。

前記一対のプライマリプーリ３０およびセカンダリプーリ３６の溝幅が変化して伝動ベルト３８の掛かり径（有効径）が変更されることで、実変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout）が連続的に変更させられる。例えば、プライマリプーリ３０のＶ溝幅が狭くなると、変速比γが小さくなる。すなわち無段変速機構２２がアップシフトされる。また、プライマリプーリ３０のＶ溝幅が広くなると、変速比γが大きくなる。すなわち、無段変速機構２２がダウンシフトされる。

軸方向において無段変速機構２２のセカンダリプーリ３６と出力軸２０との間には、これらの間の動力伝達を選択的に断接するベルト走行用クラッチＣｂが介挿されている。このベルト走行用クラッチＣｂが係合されることで、エンジン８のトルクが、入力軸１６、無段変速機構２２を経由して出力軸２０に伝達される。また、ベルト走行用クラッチＣｂが解放されると、無段変速機構２２から出力軸２０への動力伝達が遮断される。なお、ベルト走行用クラッチＣｂが、本発明の係合要素に対応している。

第３回転軸心Ｃ３上には、無段変速機構２２またはギヤ機構２４からトルクが伝達される出力軸２０が回転可能に配置されている。出力軸２０の外周側には、セカンダリプーリ３６側から順番に、ベルト走行用クラッチＣｂ、ギヤ機構２４を構成する後述する第２ドリブンギヤ４０、および出力軸２０に形成されている出力ギヤ４２が設けられている。第２ドリブンギヤ４０は、略円錐形状を有し、軸方向においてセカンダリプーリ３６側に径方向外周側が傾斜している。第２ドリブンギヤ４０の外周端部には、後述する第２ドライブギヤ５６と噛み合う外周歯が形成されており、その外周歯の近傍にはベルト走行用クラッチＣｂの出力部材が接続されている。また、第２ドリブンギヤ４０の内周端部には、出力軸２０に対して相対回転不能にスプライン嵌合されたスプライン嵌合部６６が設けられている。従って、ベルト走行用クラッチＣｂが係合されると、無段変速機構２２から入力されるトルクが、ベルト走行用クラッチＣｂ、第２ドリブンギヤ４０、および出力軸２０を介して出力ギヤ４２に伝達される。また、第２ドリブンギヤ４０のスプライン嵌合部６６は、第２ドライブギヤ５６との噛合部６１（第２ドリブンギヤ４０の外周歯）よりも、軸方向においてエンジン側にずらされている（オフセット）。これより、第２ドリブンギヤ４０の噛合部６１（外周歯）の内周側に空間が形成され、この空間にベルト走行用クラッチＣｂを構成する部材が一部収容されている。

出力ギヤ４２は、第４回転軸心Ｃ４上に配置されているカウンタ軸１８に設けられているカウンタギヤ４８の外周歯と噛み合っている。カウンタ軸１８には、前記カウンタギヤ４８および、図示しないデフギヤのデフドリブンギヤと噛み合うデフドライブギヤ５０が設けられている。従って、出力ギヤ４２に伝達されたトルクが、カウンタギヤ４８、カウンタ軸１８、デフドライブギヤ５０、図示しないデフギヤ等を介して図示しない駆動輪に伝達される。

ギヤ機構２４は、軸方向において無段変速機構２２とトルクコンバータ１４との間に設けられており、第１回転軸心Ｃ１上に配置されている入力軸１６に前後進切換装置２８（サンギヤＳ）を介して設けられている（連結されている）第１ドライブギヤ２５と、第１回転軸心Ｃ１と平行な第２回転軸心Ｃ２まわりに回転可能に支持されている中間軸５２にスプライン嵌合されることで中間軸５２に相対回転不能に設けられるともに、第１ドライブギヤ２５と噛み合う第１ドリブンギヤ５４と、中間軸５２に相対回転可能に設けられている第２ドライブギヤ５６と、第３回転軸心Ｃ３まわりに回転可能な出力軸２０にスプライン嵌合されて相対回転不能に設けられるととともに、第２ドライブギヤ５６と噛み合う第２ドリブンギヤ４０とを、有して構成されている。

中間軸５２の外周側には、中間軸５２と第２ドライブギヤ５６との間を選択的に断接するシンクロメッシュ機構（同期機構）を備えた噛合クラッチであるドグクラッチ５８が設けられている。なお、第１ドリブンギヤ５４の内周部と中間軸５２とが相対回転不能にスプライン嵌合されることで、本発明の第１ドリブンギヤのシャフト挿通部に対応するスプライン嵌合部６４が形成され、第１ドライブギヤ２５と第１ドリブンギヤ５４とが互いに噛み合うことで、本発明の第１ドライブギヤおよび第１ドリブンギヤの噛合部５９が構成される。また、第２ドリブンギヤの内周部と出力軸２０とが相対回転不能にスプライン嵌合されることで、本発明の第２ドリブンギヤのシャフト挿通部に対応するスプライン嵌合部６６が形成され、第２ドライブギヤ５６と第２ドリブンギヤ４０とが互いに噛み合うことで、本発明の第２ドライブギヤおよび第２ドリブンギヤの噛合部６１が構成される。

ドグクラッチ５８は、中間軸５２上であって、第１ドリブンギヤ５４に対して軸方向において無段変速機構２２側（軸方向において第１ドリブンギヤ５４と第２ドライブギヤ５６との間）に隣接するようにして設けられている。ドグクラッチ５８は、その外周側に設けられているハブスリーブ６０と嵌合するシフトフォーク６２によってその断接状態が切り換えられる。例えばシフトフォーク６２が軸方向においてエンジン側（トルクコンバータ側）に移動すると、ハブスリーブ６０も同様にエンジン側に移動させられ、ドグクラッチ５８による接続が解除されて中間軸５２と第２ドライブギヤ５６との接続が遮断される。一方、シフトフォーク６２が軸方向において無段変速機構２２側に移動すると、ハブスリーブ６０も同様に無段変速機構２２側に移動させられ、ドグクラッチ５８が接続されて、中間軸５２と第２ドライブギヤ５６とが一体的に回転させられる。なお、ドグクラッチ５８は公知の技術であるため、その具体的な構造や作動についての詳細な説明を省略する。また、ドグクラッチ５８が、本発明の断接装置に対応している。

ドグクラッチ５８によって中間軸５２と第２ドライブギヤ５６とが接続されると、第１ドライブギヤ２５と第２ドリブンギヤ４０との間の動力伝達経路が形成される。すなわちギヤ機構２４が動力伝達可能となる。一方、ドグクラッチ５８によって中間軸５２と第２ドライブギヤ５６とが遮断されると、第１ドライブギヤ２５と第２ドリブンギヤ４０との間の動力伝達経路が遮断される。すなわち、ギヤ機構２４が動力伝達不能となる。このように、ドグクラッチ５８は、ギヤ機構２４の動力伝達を選択的に断接する断接装置として機能する。

上記のように構成される車両用変速機１０において、前進用クラッチＣａが係合されるとともにドグクラッチ５８が接続されると、エンジン８のトルクが前後進切換機構２８、ギヤ機構２４を介して出力軸２０に伝達される。ここで、ギヤ機構２４の変速比が無段変速機構２２の最大変速比γmaxよりも大きく設定されており、車両の発進時においてギヤ機構２４を介して動力伝達される。また、ベルト走行用クラッチＣｂが係合されると、エンジン８のトルクが無段変速機構２２を介して出力軸２０に伝達される。このとき、無段変速機構２２の変速比が無段階的に変更され、車両の走行状態に応じて最適な変速比に制御される。

ギヤ機構２４において、第１ドリブンギヤ５４の中間軸５２とのスプライン嵌合部６４（シャフト挿通部）が、その第１ドリブンギヤ５４の第１ドライブギヤ２５との噛合部５９よりも軸方向においてエンジン側（トルクコンバータ側、図において右側）にずらされている（オフセット）。すなわち、第１ドリブンギヤ５４のスプライン嵌合部６４と噛合部５９とが、径方向において重複しない位置に配置されている。詳細には、第１ドリブンギヤ５４は、スプライン嵌合部６４から径方向の中間近傍までは回転軸心Ｃ２に対して略垂直に伸びるものの、その中間近傍を過ぎると、軸方向において無段変速機構２２側（図において左側）に径方向外周側が傾斜している。これより、第１ドリブンギヤ５４の第１ドライブギヤ２５との噛合部５９の内周側に空間が形成され、この空間にハブスリーブ６０をはじめとするドグクラッチ５８の構成部品が収容されている。このように、噛合部５９の内周側にドグクラッチ５８が収容されることで、ドグクラッチ５８が収容されない場合に比べて中間軸５２の軸長が短くなる。

また、第１ドライブギヤ２５の内周部において入力軸１６が挿通されるシャフト挿通部５３が、第１ドライブギヤ２５の第１ドリブンギヤ５４との噛合部５９よりも軸方向において無段変速機構側にずらされている（オフセット）。すなわち、第１ドライブギヤ２５のシャフト挿通部５３と噛合部５９とが、径方向において重複しない位置に配置されている。これより、第１ドライブギヤ２５の第１ドリブンギヤ５４との噛合部５９の内周側には、空間が形成され、この空間に図示しないオイルポンプから吐出された油が供給される油路が形成された部材（オイルポンプ関係部品）が一部収容されている。また、第１ドリブンギヤ５４の噛合部５９が、軸方向において無段変速機構側にずらされているため、第１ドリブンギヤ５４のスプライン嵌合部６４の外周側に空間が形成され、この空間にも、オイルポンプから吐出された油が供給される油路が形成された部材（オイルポンプ関係部品）が収容されている。これに関連して、オイルポンプのチェーン機構２６をはじめとするオイルポンプ関係部品が、全体として軸方向において無段変速機構側に配置されている。

また、第２ドリブンギヤ４０のスプライン嵌合部６６（シャフト挿通部）が、その第２ドリブンギヤ４０の第２ドライブギヤ５６との噛合部６１よりも軸方向においてエンジン側にずらされている（オフセット）。すなわち、第２ドリブンギヤ４０のスプライン嵌合部６６と噛合部６１とが、径方向において重複しない位置に配置されている。詳細には、第２ドリブンギヤ４０は、軸方向において無段変速機構２２側に径方向外周側が傾斜している。これより、第２ドリブンギヤ４０の第２ドライブギヤ５６との噛合部６１の内周側に空間が形成され、この空間にベルト走行用クラッチＣｂの一部が収容されている。従って、出力軸２０が短くなるとともに、ベルト走行用クラッチＣｂが軸方向においてエンジン側に配置されることから、無段変速機構２２のセカンダリプーリ３６についても軸方向においてエンジン側に移動させることが可能となる。

図２は、図１の車両用変速機１０を構成する各部材の配置関係を概略的に説明する骨子図である。また、比較対象としての従来構造の車両用変速機１００の骨子図を図３に示す。図２および図３において、一番上の回転軸心が図１の第１回転軸心Ｃ１に対応し、真ん中の回転軸心が図１の第２回転軸心Ｃ２に対応し、一番下の軸心が図１の第３回転軸心Ｃ３に対応している。

図２からもわかるように、第１ドリブンギヤは、中間軸５２上に設けられて第１ドライブギヤ２５に噛み合わされ、スプライン嵌合部６４が第１ドリブンギヤ５４との噛合部５９よりも軸方向においてエンジン側にずらされている。そして、第１ドリブンギヤ５４の噛合部５９の内周側に形成される空間に、図２のシンクロ関連部品に対応するドグクラッチ５８が収容されることで、第１ドライブギヤ２５および第１ドリブンギヤ５４の噛合部５９と、図２のシンクロ関係部品に対応するドグクラッチ５８とが径方向において重複している。これより、中間軸５２において第１ドリブンギヤ５４と第２ドライブギヤ５６との距離を詰めることができるため、中間軸５２の軸長を短くすることができる。

また、第１ドライブギヤ２５のシャフト挿通部５３が、第１ドリブンギヤ５４との噛合部５９よりも軸方向において無段変速機構側にずらされ、その第１ドライブギヤ２５の噛合部５９の内周側に形成される空間に、油路が形成された部材をはじめとするオイルポンプ関連部品の一部が収納されている。これに関連して、オイルポンプ関連部品が、全体として軸方向において無段変速機構側に配置されることになり、入力軸１６の軸長が図３に示す従来構造の変速機１００の入力軸１０８と比べても短くなる。これに対して、図３に示す従来構造の車両用変速機１００にあっては、第１ドライブギヤ１０２のシャフト挿通部１０３が軸方向において無段変速機構側に配置されないので、オイルポンプ関連部品を無段変速機構側に配置することができず、入力軸１０８についてもその軸長を短くすることは困難となる。

また、第２ドリブンギヤ４０のスプライン嵌合部６６が、第２ドリブンギヤ４０の第２ドライブギヤ５６との噛合部６１よりも軸方向においてエンジン側にずらされている。そして、その第２ドリブンギヤ４０の噛合部６１の内周側に形成される空間に、図２のクラッチ関連部品に対応するベルト走行用クラッチＣｂの一部が収容されることで、第２ドライブギヤ５６および第２ドリブンギヤ４０の噛合部６１と、図２のクラッチ関連部品（係合要素）に対応するベルト走行用クラッチＣｂの一部とが径方向において重複する位置に配置されている。また、第２ドリブンギヤ４０のスプライン嵌合部６６が、第１ドライブギヤ２５および第１ドリブンギヤ５４の噛合部５９、およびドグクラッチ５８と径方向で重複する位置まで軸方向に移動されることで、出力軸２０が図３の変速機１００の出力軸１１０と比べても短くなっている。これに対して、図３に示す従来構造の車両用変速機１００にあっては、第２ドリブンギヤ１０４のスプライン嵌合部１０６が、径方向において第２ドリブンギヤ１０４の噛合部と重複する位置にあるため、ベルト走行用クラッチＣｂ（クラッチ関係部品）を軸方向においてトルクコンバータ１４側に配置することが困難となり、結果として出力軸１１０の軸長を短くすることは困難となる。

ここで、第１ドリブンギヤ５４において、前進加速時において噛合部５９で発生するスラスト荷重Ｆβ１による第１ドリブンギヤ５４にかかる（スプライン嵌合部６４を中心とする）モーメントと、噛合部５９で発生する径方向の内側に作用するラジアル荷重Ｆα１による第１ドリブンギヤ５４にかかる（スプライン嵌合部６４を中心とする）モーメントとが、逆向きとなるように第１ドリブンギヤ５４の歯の捩れ方向が設定されている。また、第１ドライブギヤ２５において、前進加速時において、噛合部で発生するスラスト荷重Ｆβ１による第１ドライブギヤ２５にかかる（シャフト挿通部５３を中心とする）モーメントと、噛合部５９で発生する径方向の内側に作用するラジアル荷重Ｆα１による第１ドライブギヤ２５にかかる（シャフト挿通部５３を中心とする）モーメントとが、逆向きとなるように第１ドライブギヤ２５の歯の捩れ方向が設定されている。

図４(a)に示すように、第１ドライブギヤ２５および第１ドリブンギヤ５４は、それぞれ斜歯歯車で構成されており、トルクが伝達される際には、その捩れ角β１に応じて軸方向に作用するスラスト荷重Ｆβ１が発生する。この第１ドライブギヤ２５および第１ドリブンギヤ５４で発生するスラスト荷重Ｆβ１は、その大きさが同じであり、且つ、その向きが反対方向となる。ここで、第１ドリブンギヤ５４をエンジン８側に向かって左捩れに設定するとともに、第１ドライブギヤ２５をエンジン８側に向かって右捩れに設定することで、前進加速時において第１ドリブンギヤ５４の噛合部５９で発生するスラスト荷重Ｆβ１が、軸方向においてエンジン側に作用する。さらに、前進加速時において第１ドライブギヤ２５の噛合部５９で発生するスラスト荷重Ｆβ１が、軸方向において無段変速機構側に作用する。

図４(a)に示す各荷重Ｆα１は、それぞれ第１ドライブギヤ２５および第１ドリブンギヤ５４の圧力角α１に基づく歯車の中心方向（径方向の内側）に作用するラジアル荷重Ｆα１である。このように第１ドライブギヤ２５および第１ドリブンギヤ５４の歯の捩れ方向が設定されると、前進加速時において図２に示す方向に噛合荷重Ｆα１およびスラスト荷重Ｆβ１が作用することで、第１ドリブンギヤ５４においてスプライン嵌合部６４を中心にモーメントが作用するが、ラジアル荷重Ｆα１による第１ドリブンギヤ５４にかかるモーメントは反時計回りに作用し、スラスト荷重Ｆβ１による第１ドリブンギヤ５４にかかるモーメントは時計回りに作用するため、互いのモーメントが相殺しあうこととなる。従って、第１ドリブンギヤ５４にかかるモーメントが低減される。また、第１ドライブギヤ２５においてもシャフト挿通部５３を中心にしてモーメントが作用するが、ラジアル荷重Ｆα１による第１ドライブギヤ２５にかかるモーメントは反時計回りに作用し、スラスト荷重Ｆβ１による第１ドライブギヤ２５にかかるモーメントは時計回りに作用するため、互いのモーメントが相殺しあうこととなる。従って、第１ドライブギヤ２５にかかるモーメントが低減される。そして、第１ドライブギヤ２５および第１ドリブンギヤ５４にかかるモーメントによる変形量も低減されるので、歯車性能（強度、ノイズ、効率）の悪化も抑制される。また、第１ドライブギヤ２５のシャフト挿通部５３および第１ドリブンギヤ５４のスプライン嵌合部６４にかかる負荷が低減されて強度的に有利となるため、ギヤの剛性を低下することもでき、これに関連して第１ドライブギヤ２５および第１ドリブンギヤ５４を軽量化することもできる。

また、第２ドリブンギヤ４０において、前進加速時において噛合部６１で発生するスラスト荷重Ｆβ２によるスプライン嵌合部６６を中心として第２ドリブンギヤ４０にかかるモーメントと、噛合部６１で発生する径方向の内側に作用するラジアル荷重Ｆα２によるスプライン嵌合部６６を中心として第２ドリブンギヤ４０にかかるモーメントとが、逆向きとなるように第２ドリブンギヤ４０の歯の捩れ方向が設定されている。

図４(b)に示すように、第２ドライブギヤ５６および第２ドリブンギヤ４０は、それぞれ斜歯歯車で構成されており、トルク伝達される際には、その捩れ角β２に応じて軸方向に作用するスラスト荷重Ｆβ２が発生する。この第２ドライブギヤ５６および第２ドリブンギヤ４０で発生するスラスト荷重Ｆβ２は、その大きさが同じであり、且つ、その向きが反対方向となる。ここで、第２ドリブンギヤ４０をエンジン８側に向かって右捩れに設定するとともに、第２ドライブギヤ５６をエンジン８側に向かって左捩れに設定することで、前進加速時において第２ドリブンギヤ４０のスプライン嵌合部６６で発生するスラスト荷重Ｆβ２が、軸方向においてエンジン側に作用する。

図４(b)に示す各荷重Ｆα２は、第２ドリブンギヤ４０の圧力角α２に基づく歯車の中心方向（径方向の内側）に作用するラジアル荷重Ｆα２である。このように第２ドライブギヤ５６および第２ドリブンギヤ４０の歯の捩れ方向が設定されると、前進加速時において図２に示す方向に噛合荷重Ｆα２およびスラスト荷重Ｆβ２が作用することで、第２ドリブンギヤ４０においてスプライン嵌合部６６を中心としてモーメントが作用するが、ラジアル荷重Ｆα２による第２ドリブンギヤ４０にかかるモーメントは反時計まわりに作用し、スラスト荷重Ｆβ２による第２ドリブンギヤ４０にかかるモーメントは時計回りに作用するため、互いのモーメントが相殺しあうこととなる。従って、第２ドリブンギヤ４０のスプライン嵌合部６６にかかるモーメントが低減される。これより、第２ドリブンギヤ４０にかかるモーメントによる変形量も低減されるので、歯車性能（強度、ノイズ、効率）の悪化も抑制される。また、第２ドリブンギヤ４０のスプライン嵌合部６６にかかる負荷が低減されて強度的に有利となるため、部品の剛性を低下することができ、これに関連して第２ドリブンギヤ４０を軽量化することもできる。

上述のように、本実施例によれば、中間軸５２に設けられる第１ドリブンギヤ５４は、そのスプライン嵌合部６４が軸方向においてエンジン側にずれているため、第１ドライブギヤ２５との噛合部５９の内周側に空間が形成される。この空間にドグクラッチ５８が収容されることで、中間軸５２の軸長を短くすることができる。また、出力軸２０に設けられる第２ドリブンギヤ４０は、そのスプライン嵌合部６６が軸方向においてエンジン側にずれているため、その分だけ出力軸２０が短くなる。また、第２ドライブギヤ５６との噛合部６１の内周側に空間が形成され、この空間にベルト走行用クラッチＣｂを収容することができる。さらに、入力軸１６に設けられている第１ドライブギヤ２５は、そのシャフト挿通部５３が軸方向において無段変速機構側にずれているため、第１ドリブンギヤ５４との噛合部５９との内周側に空間が形成される。この空間に図示しないオイルポンプの関係部品等を収容することができ、軸長が短縮された出力軸２０に合わせて無段変速機構２２のプーリ位置を調整することで、変速機全体として軸長を短縮することができる。

また、本実施例によれば、第１ドライブギヤ２５がエンジン８側に向かって右捩れに設定されることで、前進加速時において第１ドライブギヤ２５で発生するラジアル荷重Ｆα１によるモーメントと、スラスト荷重Ｆβ１によるモーメントとが逆向きになることで、第１ドライブギヤ２５にかかるモーメントが低減される。また、第１ドリブンギヤ５４がエンジン８側に向かって左捩れに設定されることで、前進加速時において第１ドリブンギヤ５４で発生するラジアル荷重Ｆα１によるモーメントと、スラスト荷重Ｆβ１によるモーメントとが逆向きになることで、第１ドリブンギヤ５４にかかるモーメントが低減される。さらに、第２ドリブンギヤ４０がエンジン８側に向かって右捩れに設定されることで、前進加速時において第２ドリブンギヤ４０で発生するラジアル荷重Ｆα２によるモーメントと、スラスト荷重Ｆβ２によるモーメントとが逆向きなることで、第２ドリブンギヤ４０にかかるモーメントが低減される。従って、モーメントによる第１ドライブギヤ２５、第１ドリブンギヤ５４、および第２ドリブンギヤ４０の変形量も低減することから歯車性能が向上する。また、第１ドライブギヤ２５、第１ドリブンギヤ５４、および第２ドリブンギヤ４０にかかる負荷が低減されて強度的にも有利となるので、例えば第１ドライブギヤ２５、第１ドリブンギヤ５４および第２ドリブンギヤ４０の剛性を低下することができ、結果としてこれらの部品を軽量化することもできる。

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、無段変速機構２２としてベルト式の無段変速機が採用されていたが、必ずしもベルト式の無段変速機に限定されず、トロイダル式の無段変速機構など適宜変更することができる。また、無段変速機構に限定されず有段変速機構であっても構わない。

また、前述の実施例では、ギヤ機構２４とトルクコンバータ１４との間にオイルポンプを駆動させるためのチェーン機構２６が設けられているが、必ずしもこれに限定されるものではなく、このギヤ機構２４とトルクコンバータ１４との間にオイルポンプが設けられる構成であっても構わない。

また、前述の実施例の第１ドライブギヤ２５および第１ドリブンギヤ５４のギヤの捩れ方向、ならびに第２ドライブギヤ５６および第２ドリブンギヤ４０のギヤの捩れ方向は一例であって、前進加速時において各ドリブンギヤ５４、４０噛合部５９、６１において作用するスラスト荷重が軸方向において噛合部５９、６１に対してスプライン嵌合部６４、６６側に作用する限りにおいて適宜変更され得る。

また、前述の実施例のギヤ機構２４は、変速比が無段変速機構２２の最大変速比γmaxよりも大きい一定の変速比を有するとしたが、ギヤ機構２４はこれに限定されるものではなく、例えば無段変速機構２２の最小変速比γminよりも小さい変速比を有する、あるいは、少なくとも２段に変速可能であり無段変速機構２２の最大変速比γmaxよりも大きい変速比、および無段変速機構２２の最小変速比γminよりも小さい変速比に切替可能など適宜変更することができる。

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。

８：エンジン
１０：車両用変速機
１６：入力軸
２０：出力軸
２２：無段変速機構
２４：ギヤ機構
２５：第１ドライブギヤ
３０：プライマリプーリ
３６：セカンダリプーリ
４０：第２ドリブンギヤ
５２：中間軸
５３：シャフト挿通部
５４：第１ドリブンギヤ
５６：第２ドライブギヤ
５８：ドグクラッチ（断接装置）
５９：噛合部（第１ドライブギヤおよび第１ドリブンギヤの噛合部）
６１：噛合部（第２ドライブギヤおよび第２ドリブンギヤの噛合部）
６４：スプライン嵌合部（シャフト挿通部）
６６：スプライン嵌合部（シャフト挿通部）
Ｃｂ：ベルト走行用クラッチ（係合要素）

Claims

エンジンのトルクが入力され無段変速機構のプライマリプーリに連結される入力軸と、該無段変速機構のセカンダリプーリに連結されて出力回転部材として機能する出力軸と、該入力軸から該出力軸へギヤ機構を通じてトルクを伝達する中間軸とを備え、前記無段変速機構と前記ギヤ機構とが前記入力軸と前記出力軸との間に軸方向に並んで配置され、該ギヤ機構が該無段変速機構よりも軸方向において前記エンジン側に配置され、前記中間軸上に断接装置が備えられる車両用変速機において、
前記ギヤ機構は、第１ドライブギヤ、第２ドライブギヤ、第１ドリブンギヤ、および第２ドリブンギヤを有し、
前記第１ドライブギヤは、前記入力軸上に設けられて前記第１ドリブンギヤと噛み合わされ、且つ、該第１ドライブギヤのシャフト挿通部が、該第１ドライブギヤの該第１ドリブンギヤとの噛合部よりも軸方向において前記無段変速機構側にずらされ、
前記第１ドリブンギヤは、前記中間軸上に設けられて前記第１ドライブギヤと噛み合わされ、且つ、該第１ドリブンギヤのシャフト挿通部が、該第１ドリブンギヤの前記第１ドライブギヤとの噛合部よりも軸方向において前記エンジン側にずらされ、
前記第２ドライブギヤは、前記中間軸上の軸方向において前記第１ドリブンギヤよりも前記無段変速機構側に設けられ、
前記第２ドリブンギヤは、前記出力軸上に設けられて前記第２ドライブギヤと噛み合わされ、且つ、該第２ドリブンギヤのシャフト挿通部が、該第２ドリブンギヤの前記第２ドライブギヤとの噛合部よりも軸方向において前記エンジン側にずらされ、
前記断接装置は、前記中間軸の軸方向において前記第１ドリブンギヤと前記第２ドライブギヤとの間に介在され、前記第１ドリブンギヤの前記シャフト挿通部が軸方向において前記エンジン側にずらされることで形成される空間に、該断接装置が収容され、
前記第２ドリブンギヤの前記シャフト挿通部が軸方向において前記エンジン側にずらされることで形成される空間に、係合要素が収容されている
ことを特徴とする車両用変速機。