JP2016191416A - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 クランク式の無段変速機の下流に配置される前後進切換機構の小型軽量化を図る。
【解決手段】 前後進切換機構Ｓは、無段変速機Ｔの出力軸１２および足軸４３間に配置された遊星歯車機構Ｐを備え、出力軸１２の駆動力は遊星歯車機構Ｐのサンギヤ４４に直接伝達されるとともに、出力軸１２の駆動力は遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４６に複数のギヤよりなるギヤ列、前進クラッチＣｆおよび後進クラッチＣｒを介して伝達される。前進クラッチＣｆおよび後進クラッチＣｒが配置される動力伝達経路には出力軸１２の駆動力の一部だけが伝達されるため，前後進切換機構Ｓを足軸４３上に配置する場合に比べて、前進クラッチＣｆおよび後進クラッチＣｒにトルク伝達容量が小さいものを使用して車両用動力伝達装置の小型軽量化を図ることができる。
【選択図】 図７

Description

本発明は、駆動源に接続された入力軸の回転を変速して出力軸に伝達する無段変速機と、出力軸および駆動輪間に配置されて前進および後進を切り換える前後進切換機構とを備える車両用動力伝達装置に関する。

クランク式の無段変速機の下流側にクラッチを有する前後進切換機構を配置し、一方向にしか回転できないクランク式の無段変速機の出力軸の回転方向を前後進切換機構で切り換えることで、前進走行および後進走行を可能にし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。

ＷＯ２０１４／０８７７９４Ａ１

ところで、上記特許文献１に記載された車両用動力伝達装置は、前後進切換機構が無段変速機の出力軸の駆動力を駆動輪に伝達する足軸上に設けられているため、前後進切換機構に設けられたクラッチにトルク伝達容量が大きい大型のものを使用することが必要になり、そのために車両用動力伝達装置の寸法が大型化したり重量が増加したりする問題があった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式の無段変速機の下流に配置される前後進切換機構の小型軽量化を図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変速して出力軸に伝達する無段変速機と、前記出力軸および駆動輪間に配置されて前進および後進を切り換える前後進切換機構とを備え、前記無段変速機は、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、前記前後進切換機構は、前記出力軸に接続された第１要素、前記駆動輪を駆動する足軸に接続された第２要素および前記第１、第２要素に接続された第３要素を含む遊星歯車機構と、前記出力軸に設けられた第１ドライブギヤと、前記出力軸に対して平行に配置された第１カウンタシャフトと、前記第１カウンタシャフトに設けられて前記第１ドライブギヤに接続された第１ドリブンギヤと、車両の前進走行時に係合して前記第１カウンタシャフトおよび前記第１ドリブンギヤ間の動力伝達を可能にする前進クラッチと、前記第１カウンタシャフトに対して平行に配置された第２カウンタシャフトと、前記第２カウンタシャフトに設けられて前記第１ドライブギヤに接続された第２ドリブンギヤと、前記第２カウンタシャフトに設けられた第２ドライブギヤと、前記第１カウンタシャフトに設けられて前記第２ドライブギヤに接続された第３ドリブンギヤと、車両の後進走行時に係合して前記第１カウンタシャフトおよび前記第２ドリブンギヤ間の動力伝達を可能にする後進クラッチと、前記第１カウンタシャフトに設けられて前記第３要素に接続された第３ドライブギヤと、前記入力軸に設けられて前記第３ドライブギヤに接続された入力ギヤと、前記駆動輪から前記駆動源に駆動力を伝達するときに係合して前記入力軸および前記入力ギヤ間の動力伝達を可能にする入力クラッチと、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、前記前進クラッチおよび前記後進クラッチの少なくとも一方が、軸方向において前記コネクティングロッドにオーバーラップ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、実施の形態のサンギヤ４４、キャリヤ４５およびリングギヤ４６はそれぞれ本発明の第１要素、第２要素および第３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する。

請求項１の構成によれば、入力軸と共に入力側支点が偏心回転すると、コネクティングロッドを介してワンウェイクラッチの入力部材が往復揺動し、入力部材が一方向に揺動したときにワンウェイクラッチが係合し、入力部材が他方向に揺動したときにワンウェイクラッチが係合解除することで、出力軸が一方向に回転する。変速アクチュエータで入力側支点の偏心量を変更すると、コネクティングロッドの往復移動のストロークが変化し、それに伴って入力部材の往復揺動のストロークが変化することで変速比が変更される。このとき、出力軸の一方向の回転を前後進切換機構により切り換えることで、車両は前進および後進が可能になる。

大きなトルクが伝達される足軸に前後進切換機構を配置すると、前進クラッチや後進クラッチにトルク伝達容量が大きい大型のものを使用することが必要になるが、出力軸から足軸へのトルクの伝達経路を、遊星歯車機構の第１要素に接続する経路と、遊星歯車機構の第３要素に接続する経路とに分割し、後者の経路に前進クラッチおよび後進クラッチを配置したので、前進クラッチや後進クラッチにトルク伝達容量が小さいものを使用して車両用動力伝達装置の小型軽量化を図ることができる。

また無段変速機は駆動輪側から駆動源側への駆動力の逆伝達が不能であるが、入力クラッチを係合することで無段変速機を迂回した経路で駆動輪側から駆動源側への駆動力の逆伝達が可能になるため、エンジンブレーキ機能や回生制動機能を支障なく得ることができる。

また請求項２の構成によれば、前進クラッチおよび後進クラッチの少なくとも一方が、軸方向においてコネクティングロッドにオーバーラップするので、車両用動力伝達装置の軸方向寸法を更に短縮して車両への搭載性を高めることができる。これにより左右の駆動輪に接続するドライブシャフトの長さを充分に長くし、駆動輪に要求される転舵角を確保することができる。

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部詳細図。（第１の実施の形態） 図２の３−３線断面図（ＯＤ状態）。（第１の実施の形態） 図２の３−３線断面図（ＧＮ状態）。（第１の実施の形態） ＯＤ状態での作用説明図。（第１の実施の形態） ＧＮ状態での作用説明図。（第１の実施の形態） 前進走行時のトルクフロー図。（第１の実施の形態） 後進走行時のトルクフロー図。（第１の実施の形態） エンジンブレーキ時のトルクフロー図。（第１の実施の形態） 図１の１０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）

第１の実施の形態

以下、図１〜図１０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の駆動力を変速して駆動輪に伝達する車両用動力伝達装置は、クランク式の無段変速機Ｔおよび前後進切換機構Ｓを備える。

図２〜６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。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。

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、前後進切換機構Ｓの構造を説明する。

図１に示すように、前後進切換機構Ｓは出力軸１２に対して平行に配置された第１カウンタシャフト４１および第２カウンタシャフト４２を備える。本実施の形態では、第１カウンタシャフト４１が右半部および左半部に２分割されている。図示せぬディファレンシャルギヤを介して左右の駆動輪に接続される足軸４３が出力軸１２に対して同軸上に配置されており、出力軸１２および足軸４３の対向端部間に遊星歯車機構Ｐが配置される。

遊星歯車機構Ｐは、出力軸１２に固設された第１要素としてのサンギヤ４４と、足軸４３に固設された第２要素としてのキャリヤ４５と、第３要素としてのリングギヤ４６とを備えており、キャリヤ４５に支持した複数のピニオン４７…がサンギヤ４４およびリングギヤ４６に同時に噛合する。

出力軸１２に固設した第１ドライブギヤ４８が、第１カウンタシャフト４１の右半部に相対回転自在に支持した第１ドリブンギヤ４９と、第２カウンタシャフト４２に固設した第２ドリブンギヤ５０とに同時に噛合する。第２カウンタシャフト４２に固設した第２ドライブギヤ５１が第１カウンタシャフト４１の左半部に固設した第３ドリブンギヤ５２に噛合する。第１ドリブンギヤ４９は湿式多板型の前進クラッチＣｆにより第１カウンタシャフト４１の右半部に結合可能であり、第１カウンタシャフト４１の右半部および左半部は湿式多板型の後進クラッチＣｒにより一体に結合可能である。

第１カウンタシャフト４１の右半部に固設した第３ドライブギヤ５３が、遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４６の外周に固設した第４ドリブンギヤ５４に噛合する。入力軸１１に相対回転自在に支持した入力ギヤ５５が第３ドライブギヤ５３に噛合し、この入力ギヤ５５は湿式多板型の入力クラッチＣｉを介して入力軸１１に結合可能である。

前後進切換機構Ｓの前進クラッチＣｆおよび後進クラッチＣｒの少なくとも一方は、無段変速機Ｔの４本のコネクティングロッド１９…の何れかに軸方向にオーバーラップしている。

次に、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ＯＤ（オーバードライブ）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のレシオは無限大のＧＮ（ギヤドニュートラル）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、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、ＧＮ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ＯＤ状態と図４のＧＮ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、前後進切換機構Ｓの作用を説明する。

図７および図１０（Ａ）に示すように、車両の前進走行時には、前進クラッチＣｆが係合し、入力クラッチＣｉおよび後進クラッチＣｒが係合解除する。その結果、無段変速機Ｔの出力軸１２の駆動力が遊星歯車機構Ｐの第１要素であるサンギヤ４４に入力するととともに、出力軸１２の駆動力が第１ドライブギヤ４８→第１ドリブンギヤ４９→前進クラッチＣｆ→第１カウンタシャフト４１の右半部→第３ドライブギヤ５３→第４ドリブンギヤ５４の経路で遊星歯車機構Ｐの第３要素であるリングギヤ４６に入力するため、遊星歯車機構Ｐの第２要素であるキャリヤ４５から足軸４３に駆動力が出力されて車両は前進走行する。

このとき、第１ドライブギヤ４８から第２ドリブンギヤ５０→第２カウンタシャフト４２→第２ドライブギヤ５１→第３ドリブンギヤ５２の経路で第１カウンタシャフト４１の左半部に駆動力が伝達されるが、後進クラッチＣｒが係合解除しているため、第１カウンタシャフト４１の右半部および左半部間でインターロックが発生することはない。

図８および図１０（Ｂ）に示すように、車両の後進走行時には、後進クラッチＣｒが係合し、入力クラッチＣｉおよび前進クラッチＣｆが係合解除する。その結果、無段変速機Ｔの出力軸１２の駆動力が遊星歯車機構Ｐの第１要素であるサンギヤ４４に入力するととともに、出力軸１２の駆動力が第１ドライブギヤ４８→第２ドリブンギヤ５０→第２カウンタシャフト４２→第２ドライブギヤ５１→第３ドリブンギヤ５２→第１カウンタシャフト４１の左半部→後進クラッチＣｒ→第１カウンタシャフト４１の右半部→第３ドライブギヤ５３→第４ドリブンギヤ５４の経路で遊星歯車機構Ｐの第３要素であるリングギヤ４６に逆回転となって入力するため、遊星歯車機構Ｐの第２要素であるキャリヤ４５から足軸４３に駆動力が逆回転となって出力されて車両は後進走行する。

このとき、第１ドライブギヤ４８から第１ドリブンギヤ４９に駆動力が伝達されるが、前進クラッチＣｆが係合解除しているため、第１ドリブンギヤ４９および第１カウンタシャフト４１の右半部間でインターロックが発生することはない。

図９に示すように、車両が前進クラッチＣｆを係合して前進減速走行しているときに、前進クラッチＣｆに加えて入力クラッチＣｉを係合すると駆動輪からエンジンＥに駆動力が逆伝達されてエンジンブレーキを作動させることができる。

即ち、車両の前進減速走行中には無段変速機Ｔのワンウェイクラッチ２１…が係合解除するため、出力軸１２は無負荷で回転可能な状態となる。このとき、出力軸１２に固設された遊星歯車機構Ｐのサンギヤ４４は、第１ドライブギヤ４８→第１ドリブンギヤ４９→前進クラッチＣｆ→第１カウンタシャフト４１の右半部→第３ドライブギヤ５３→第４ドリブンギヤ５４の経路で遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４６に接続されるため、遊星歯車機構Ｐのサンギヤ４４およびリングギヤ４６の回転数比は所定値に固定される。その結果、駆動輪から足軸４３を経てから遊星歯車機構Ｐのキャリヤ４５に入力された駆動力は、リングギヤ４６から第３ドライブギヤ５３、入力ギヤ５５および入力クラッチＣｉを経てエンジンＥに伝達され、エンジンブレーキが作動する。

ところで、大きなトルクが伝達される足軸４３に前後進切換機構Ｓを設けたとすると、その前進クラッチＣｆおよび後進クラッチＣｒにトルク伝達容量が大きい大型のものを使用することが必要になるが、本実施の形態によれば、出力軸１２から足軸４３へのトルクの伝達経路を、出力軸１２から遊星歯車機構Ｐのサンギヤ４４に接続する経路と、出力軸１２から遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４６に接続する経路とに分割し、後者の経路に前進クラッチＣｆおよび後進クラッチＣｒを配置したので、前進クラッチＣｆや後進クラッチＣｒにトルク伝達容量が小さいものを使用して車両用動力伝達装置の小型軽量化を図ることができる。

またクランク式の無段変速機Ｔは駆動輪側からエンジンＥ側への駆動力の逆伝達が不能であるが、入力クラッチＣｉを係合することで無段変速機Ｔを迂回した経路で駆動輪側からエンジンＥ側への駆動力の逆伝達が可能になるため、エンジンブレーキ機能を支障なく得ることができる。

また前後進切換機構Ｓの前進クラッチＣｆおよび後進クラッチＣｒの少なくとも一方は、無段変速機Ｔの４本のコネクティングロッド１９…の何れかに軸方向にオーバーラップしているので、車両用動力伝達装置の軸方向寸法を更に短縮して車両への搭載性を高めることができる。これにより左右の駆動輪に接続するドライブシャフトの長さを充分に長くし、駆動輪に要求される転舵角を確保することができる。

第２の実施の形態

次に、図１１に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

第１の実施の形態では、後進クラッチＣｒが２分割された第１カウンタシャフト４１の右半部および左半部間に配置されていたが、第２の実施の形態では、第２カウンタシャフト４２を右半部および左半部に分割し、その右半部および左半部間に後進クラッチＣｒが配置される。そして第１カウンタシャフト４１の右半部および左半部間にはＩＳＧ（インテグレーテッド・スタータ・ジェネレータ）５６が配置される。

後進クラッチＣｒは、第１カウンタシャフト４１および第２ドリブンギヤ５０間の間の動力伝達を可能にする位置であれば任意の位置に配置可能であるため、第１の実施の形態および第２の実施の形態で後進クラッチＣｒの機能に変わりはない。

よって、前進クラッチＣｆおよび後進クラッチＣｒを係合解除し、入力クラッチＣｉを係合すれば、ＩＳＧ５６の駆動力を第１カウンタシャフト４１の右半部→第３ドライブギヤ５３→入力ギヤ５５→入力クラッチＣｉの経路でエンジンＥに伝達し、エンジンＥを始動することができる。また図９で説明した車両の減速走行時にＩＳＧ５６を回生制動すれば、車両の運動エネルギーを電気エネルギーとして回収することができる。更に、車両の停止時に前進クラッチＣｆおよび後進クラッチＣｒを係合解除した状態で、ＩＳＧ５６を任意の補機を駆動する駆動源として利用することができる。

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。駆動源として電動モータを採用した場合には、図９で説明した車両の減速走行時に電動モータを回生制動することにより、車両の運動エネルギーを電気エネルギーとして回収することができる。

また実施の形態では遊星歯車機構Ｐのサンギヤ４４を第１要素とし、キャリヤ４５を第２要素とし、リングギヤ４６を第３要素としているが、第１〜第３要素の選択の仕方は任意である。

また実施の形態では前進クラッチＣｆ、後進クラッチＣｒおよび入力クラッチＣｉに湿式多板型のクラッチを用いているが、それらはドグクラッチであっても良い。

１１ 入力軸
１２ 出力軸
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）
４１ 第１カウンタシャフト
４２ 第２カウンタシャフト
４３ 足軸
４４ サンギヤ（第１要素）
４５ キャリヤ（第２要素）
４６ リングギヤ（第３要素）
４８ 第１ドライブギヤ
４９ 第１ドリブンギヤ
５０ 第２ドリブンギヤ
５１ 第２ドライブギヤ
５２ 第３ドリブンギヤ
５３ 第３ドライブギヤ
５５ 入力ギヤ
Ｃｆ 前進クラッチ
Ｃｉ 入力クラッチ
Ｃｒ 後進クラッチ
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｐ 遊星歯車機構
Ｓ 前後進切換機構
Ｔ 無段変速機
ε 偏心量

Claims (2)

1. 駆動源（Ｅ）に接続された入力軸（１１）の回転を変速して出力軸（１２）に伝達する無段変速機（Ｔ）と、
   前記出力軸（１２）および駆動輪間に配置されて前進および後進を切り換える前後進切換機構（Ｓ）とを備え、
   前記無段変速機（Ｔ）は、
   前記入力軸（１１）の軸線からの偏心量（ε）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（ε）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、
   前記前後進切換機構（Ｓ）は、
   前記出力軸（１２）に接続された第１要素（４４）、前記駆動輪を駆動する足軸（４３）に接続された第２要素（４５）および前記第１、第２要素（４４，４５）に接続された第３要素（４６）を含む遊星歯車機構（Ｐ）と、
   前記出力軸（１２）に設けられた第１ドライブギヤ（４８）と、
   前記出力軸（１２）に対して平行に配置された第１カウンタシャフト（４１）と、
   前記第１カウンタシャフト（４１）に設けられて前記第１ドライブギヤ（４８）に接続された第１ドリブンギヤ（４９）と、
   車両の前進走行時に係合して前記第１カウンタシャフト（４１）および前記第１ドリブンギヤ（４９）間の動力伝達を可能にする前進クラッチ（Ｃｆ）と、
   前記第１カウンタシャフト（４１）に対して平行に配置された第２カウンタシャフト（４２）と、
   前記第２カウンタシャフト（４２）に設けられて前記第１ドライブギヤ（４８）に接続された第２ドリブンギヤ（５０）と、
   前記第２カウンタシャフト（４２）に設けられた第２ドライブギヤ（５１）と、
   前記第１カウンタシャフト（４１）に設けられて前記第２ドライブギヤ（５１）に接続された第３ドリブンギヤ（５２）と、
   車両の後進走行時に係合して前記第１カウンタシャフト（４１）および前記第２ドリブンギヤ（５０）間の動力伝達を可能にする後進クラッチ（Ｃｒ）と、
   前記第１カウンタシャフト（４１）に設けられて前記第３要素（４６）に接続された第３ドライブギヤ（５３）と、
   前記入力軸（１１）に設けられて前記第３ドライブギヤ（５３）に接続された入力ギヤ（５５）と、
   前記駆動輪から前記駆動源（Ｅ）に駆動力を伝達するときに係合して前記入力軸（１１）および前記入力ギヤ（５５）間の動力伝達を可能にする入力クラッチ（Ｃｉ）と、
   を備えることを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記前進クラッチ（Ｃｆ）および前記後進クラッチ（Ｃｒ）の少なくとも一方が、軸方向において前記コネクティングロッド（１９）にオーバーラップす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。

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