JP4734972B2 - 歯車装置 - Google Patents

Description

この発明は、第１の軸および第２の軸に亘って伝動部材が取り付けられており、第１の軸および第２の軸に各々トルク伝達可能な歯車機構が設けられている構成の歯車装置に関するものである。

従来、車両の駆動力源の出力側に無段変速機を設けることが知られており、その無段変速機の一例が、特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された無段変速機は、トルクコンバータと前後進切り換え機構とベルト伝動機構と減速機構とデファレンシャル機構とを備えている。前後進切り換え機構は、トルクコンバータのタービン軸の回転を、そのままベルト伝動機構側に伝達する前進状態と、ベルト伝動機構に逆転状態で伝達する後進状態とを選択的に設定するためのものであって、ダブルピニオン式のプラネタリギヤユニットで構成している。すなわち、前後進切り換え機構は、サンギヤと、リングギヤと、サンギヤに噛合された第１のピニオンギヤと、リングギヤおよび第１のピニオンギヤに噛合された第２のピニオンギヤと、第１のピニオンギヤおよび第２のピニオンギヤを保持し、かつ、タービン軸にスプライン結合されたキャリヤとを有している。さらに、リングギヤとキャリヤとを選択的に連結するクラッチが設けられており、リングギヤをミッションケースに選択的に固定するブレーキが設けられている。

また、ベルト伝動機構は、プライマリプーリと、プライマリプーリに対して平行に配置されたセカンダリプーリとを有し、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に、ベルトを張設して構成されている。プライマリプーリは、プライマリ軸に固定された固定円錐板と、プライマリ軸の軸方向に移動可能な可動円錐板とを有している。また、セカンダリプーリは、セカンダリ軸に固定された固定円錐板と、セカンダリ軸の軸方向に移動可能な可動円錐板とを有している。なお、前記サンギヤが、プライマリ軸にスプライン嵌合されている。

前記減速機構は、セカンダリ軸にスプライン嵌合された第１のギヤと、セカンダリ軸と平行に配置されたギヤ軸に一体的に形成された第２のギヤと、ギヤ軸と一体的に形成された第３のギヤ軸と、デファレンシャル機構に設けられた第４のギヤとを有している。そして、第１のギヤと第２のギヤとが噛合され、第３のギヤと第４のギヤとが噛合されている。さらに、第１のギヤと第２のギヤとをヘリカルギヤとし、第３のギヤおよび第４のギヤをスパーギヤとするとともに、前進回転時に、第１のギヤからセカンダリプーリに向かうスラスト力が発生するように、その歯の傾斜方向が設定されている。

また、前記セカンダリプーリの可動円錐板にはシリンダが取り付けられており、このシリンダと第１のギヤとの間にばね受けプレートが配置されている。さらに、ばね受けプレートとシリンダとの間に付勢スプリングが設けられている。したがって、車両の前進時には第１のギヤの回転によって生じるスラスト力を、付勢スプリングおよびシリンダを経由して可動円錐板に伝達することにより、ベルト押し付け力として利用し、もってベルトの張力の増大を図ることができるとされている。
実開平１−１６９６５６号公報

ところで、上記特許文献１に記載されているようなベルト式無段変速機を含む動力伝達装置、つまり、２つの軸を伝動部材で動力伝達可能に連結する構成の場合は、完成品の状態では、耐久性の観点から第１の軸および第２の軸を共に軸線方向に位置決めする必要がある。しかし、動力伝達装置の製造工程においては、第１の軸および第２の軸の組付け性を考慮したガタが設けられているため、第１の軸および第２の軸の組付け完了後に、ケーシングなどの固定機構により、第１の軸および第２の軸の軸線方向の移動を規制することが考えられる。この場合、第１の軸および第２の軸に軸線方向の力を加えるための機構が必要になるという問題があった。

この発明は上記の事情を背景としてなされたものであり、第１の軸および第２の軸を軸線方向に位置決めする場合に、第１の軸および第２の軸を軸線方向に位置決めするために力を加える機構を、新たに設けずに済む歯車装置を提供することを目的としている。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、相互に平行に配置された第１の軸および第２の軸と、この第１の軸に設けられ、かつ、溝幅を可変に構成された第１のプーリと、前記第２の軸に設けられ、かつ、溝幅を可変に構成された第２のプーリとを備え、前記第１のプーリおよび第２のプーリにベルトが巻き掛けられてベルト型無段変速機が構成されており、前記第１の軸に設けられてトルク伝達が可能な第１の歯車機構と、前記第２の軸に一体に設けられた第１の歯車と該第１の歯車と噛み合ってトルクを伝達する第２の歯車とで構成された第２の歯車機構とを有する歯車装置において、前記第１の歯車機構は、前記第１の軸上の第３の歯車と第１の軸と平行な軸上に設けられて該第３の歯車と噛み合う第４の歯車とを有し、これら第３および第４の歯車同士の噛み合いにより前記第１の軸に軸線方向で一方に向かう力が加えられて、この第１の軸に伝達された軸線方向の力を第１の固定機構で受けさせて、この第１の軸を軸線方向に位置決めするように構成され、前記第２の歯車機構でトルクを伝達することに伴って前記第２の軸に軸線方向で前記一方と同方向に向かう力が加えられて、この第２の軸に伝達された軸線方向の力を第２の固定機構で受けさせて、この第２の軸を軸線方向に位置決めするように構成されていることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記第１の軸と前記第２の軸との間におけるトルク伝達状態として第１のトルク伝達状態と第２のトルク伝達状態とを選択可能に構成されており、前記第１のトルク伝達状態の方が、第２のトルク伝達状態よりも使用頻度が高く構成されており、前記第１のトルク伝達状態である場合に、前記第１の軸に軸線方向で一方に向かう力が加えられるように前記第１の歯車機構が構成され、かつ、前記第２の軸に軸線方向で前記一方と同方向に向かう力が加えられるように前記第２の歯車機構が構成されていることを特徴とするものである。

請求項３の発明は、請求項２の構成に加えて、車両の駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に、前記第１の軸および第２の軸が配置されており、前記車両を前進させる駆動力を生じさせる場合前記第１のトルク伝達状態が選択される構成であることを特徴とするものである。

請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの構成に加えて、車両の駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に、前記第１の軸および第２の軸が配置されており、前記駆動力源のトルクが、前記第１の軸から前記第２の軸を経由して車輪に伝達されるように構成されており、前記車両が前進する場合に、前記第１の軸に軸線方向で一方に向かう力が加えられるように前記第１の歯車機構を構成し、前記車両が前進する場合に、前記第２の軸に軸線方向で前記一方と同方向に向かう力が加えられるように前記第２の歯車機構を構成し、前記車両が後退する場合に、前記第１の軸に軸線方向で他方に向かう力が加えられるように前記第１の歯車機構を構成し、前記車両が後退する場合に、前記第２の軸に軸線方向で前記他方と同方向に向かう力が加えられるように前記第２の歯車機構を構成し、前記第１の軸に軸線方向で他方に向かう力が加えられた場合に、この第１の軸に伝達された軸線方向の力を受けて、この前記第１の軸を軸線方向に位置決めする第３の固定機構と、前記第２の軸に軸線方向で前記他方と同方向に向かう力が加えられた場合に、この第２の軸に伝達された軸線方向の力を受けて、この前記第２の軸を軸線方向に位置決めする第４の固定機構とを備えていることを特徴とするものである。

請求項５の発明は、請求項１ないし４のいずれかの構成に加えて、前記第１の軸および前記第２の軸および前記第１の歯車機構および前記第２の歯車機構が収容されるケーシングが設けられており、このケーシングは、複数の分割体を結合して構成されており、前記第１の固定機構および前記第２の固定機構が、単一の分割体に設けられていることを特徴とするものである。

請求項６の発明は、請求項１ないし５のいずれかの構成に加えて、車両の駆動力源のトルクを前記第１の軸に伝達する経路にインプットシャフトが設けられており、前記駆動力源から前記インプットシャフトに伝達されたトルクが前記第１の歯車機構を経由して前記第１の軸に伝達されるように構成されており、前記第１の歯車機構は、前記インプットシャフトの回転方向と前記第１の軸の回転方向とを同じとして前記車両を前進させる向きの駆動力を発生させる一方、前記インプットシャフトの回転方向と前記第１の軸の回転方向とを逆として前記車両を後退させる向きの駆動力を発生させることができるように構成されていることを特徴とするものである。

請求項７の発明は、請求項４の構成に加えて、前記第１の軸に対して前記第１の歯車機構を軸方向に固定する第５の固定機構と、前記第２の軸に対して前記第２の歯車機構を軸方向に固定する第６の固定機構とが、更に設けられていることを特徴とするものである。

請求項８の発明は、請求項１または４の構成に加えて、前記第１の歯車機構から前記第１の軸に加えられる軸線方向の力が、前記伝動部材から前記第１の軸に加えられる軸線方向の力に対向する方向の力よりも大きくなるように構成され、前記第２の歯車機構から前記第２の軸に加えられる軸線方向の力が、前記伝動部材から前記第２の軸に加えられる軸線方向の力に対向する方向の力よりも大きくなるように構成されていることを特徴とするものである。
請求項９の発明は、請求項１ないし８のいずれかの構成に加えて、前記第１の歯車機構は、前記第１の軸と同軸に設けられたサンギヤおよびリングギヤと、このサンギヤおよびリングギヤに噛み合わされたピニオンギヤと、このピニオンギヤを自転可能、かつ、公転可能に保持したキャリヤとを有していることを特徴とするものである。

請求項１の発明によれば、第１の軸上の第３の歯車と第１の軸と平行な軸上に設けられた第４の歯車との噛み合いにより第１の軸に軸線方向で一方に向かう力が与えられて、第１の軸に伝達された荷重が第１の固定機構で受けられて、第１の軸が軸線方向に位置決めされる。また、第２の歯車機構から第２の軸に軸線方向で前記第１の軸に作用する一方に向かう力と同方向に向かう力が与えられて、第２の軸に伝達された荷重が第２の固定機構で受けられて、第２の軸が軸線方向に位置決めされる。したがって、第１の軸および第２の軸を軸線方向に位置決めするために加える力を発生する機構を新たに設けずに済む。また、請求項１の発明によれば、軸線方向で、第１のプーリにおけるベルトの巻き掛け位置と、第２のプーリにおけるベルトの巻き掛け位置とが異なり、第１の軸および第２の軸に軸線方向の力が働いた場合でも、第１の軸および第２の軸を確実に軸線方向に位置決め可能である。

請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得られる他に、第１の軸と第２の軸との間における第１のトルク伝達状態が、第２のトルク伝達状態よりも使用頻度が高く、その第１のトルク伝達状態が使用される場合に、第１の歯車機構から第１の軸に軸線方向で一方に向かう力が加えられ、第２の歯車機構から第２の軸に軸線方向で前記第１の軸に作用する一方に向かう力と同方向に向かう力が加えられる。したがって、第１の軸および第２の軸を軸線方向に位置決めする頻度が高められ、耐久性を確保しやすくなる。

請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の効果を得られる他に、車両を前進させる向きの駆動力を生じさせる場合に、第１のトルク伝達状態が使用される。したがって、車両が前進する場合に、第１の軸および第２の軸を軸線方向に位置決めすることができる。

請求項４の発明によれば、請求項１ないし３のいずれかの発明と同様の効果を得られる他に、車両が後退する場合は、第２のトルク伝達状態が選択される。すると、第１の歯車機構から第１の軸に軸線方向で他方に向かう力が加えられて、第１の軸に伝達された荷重が第３の位置決め機構で受けられて、第１の軸が軸線方向に位置決めされる。また、車両が後退する場合は、第２の歯車機構から第２の軸に軸線方向で前記第１の軸に作用する他方に向かう力と同方向に向かう力が加えられて、第２の軸に伝達された荷重が第４の位置決め機構で受けられて、第２の軸が軸線方向に位置決めされる。

請求項５の発明によれば、請求項１ないし４のいずれかの発明と同様の効果を得られる他に、第１の軸および第２の軸は、共に単一の分割体により軸線方向に位置決めされる。したがって、第１の軸と第２の軸との相対位置関係を高精度に設定できる。

請求項６の発明によれば、請求項１ないし５のいずれかの発明と同様の効果を得られる他に、インプットシャフトの回転方向と第１の軸の回転方向とを同じとして車両を前進させる向きの駆動力を発生させる一方、インプットシャフトの回転方向と第１の軸の回転方向とを逆として車両を後退させる向きの駆動力を発生させることができる。

請求項７の発明によれば、請求項４の発明と同様の効果を得られる他に、第１の歯車機構から第１の軸に対して軸方向でいずれの方向にも力を加えることが可能であり、第２の歯車機構から第２の軸に対して軸方向でいずれの方向にも力を加えることが可能である。したがって、第１の軸および第２の軸を軸方向のいずれの方向においても位置決め可能である。

請求項８の発明によれば、請求項１または４の発明と同様の効果を得られる他に、第１の歯車機構から第１の軸に加えられる軸線方向の力の方が、伝動部材から第１の軸に加えられる軸線方向の力に対向する方向の力よりも大きくなるとともに、第２の歯車機構から第２の軸に加えられる軸線方向の力の方が、伝動部材から第２の軸に加えられる軸線方向の力に対向する方向の力よりも大きくなる。したがって、第１の軸および第２の軸が軸線方向に移動することを確実に防止できる。請求項９の発明によれば、請求項１ないし８のいずれかの発明と同様の効果を得られる。

つぎに、この発明を図面を参照しながら具体的に説明する。図１は、この発明を適用したＦＦ車（フロントエンジンフロントドライブ；エンジン前置き前輪駆動車）のパワートレーンを示すスケルトン図である。図１において、１は車両Ｖｅの駆動力源としてのエンジンであり、エンジン１には内燃機関および外燃機関が含まれる。この実施例では、内燃機関、具体的にはガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジンなどが用いられている場合について説明する。そして、エンジン１のクランクシャフト２が車両の幅方向に配置されている。

また前記エンジン１の出力側には、トランスアクスル３が設けられている。このトランスアクスル３は、一体化されたケーシングＫ１の内部に、ベルト式無段変速機（後述）および最終減速機（後述）が組み込まれたユニットである。このケーシングＫ１は、エンジン１の出力側に固定されたフロントケース４と、フロントケース４におけるエンジン１とは反対側の開口端に固定されたセンターケース５と、センターケース５におけるフロントケース４とは反対側の開口端に固定されたリヤケース６とを有しており、隣り合うケース同士がねじ部材２００により結合固定されている。

前記ケーシングＫ１の内部には、トルクコンバータ７および前後進切り換え機構８およびベルト式無段変速機（ＣＶＴ）９および最終減速機１０が設けられている。まず、トルクコンバータ７の構成について説明する。フロントケース４の内部には、クランクシャフト２と同軸上にインプットシャフト１１が設けられており、インプットシャフト１１におけるエンジン１側の端部にはタービンランナ１３が取り付けられている。

一方、クランクシャフト２の後端にはフロントカバー１５が連結されており、フロントカバー１５にはポンプインペラ１６が接続されている。このタービンランナ１３とポンプインペラ１６とは対向して配置され、タービンランナ１３およびポンプインペラ１６の内側にはステータ１７が設けられている。ステータ１７は、一方向クラッチ１４を介して中空軸１２に接続されている。この中空軸１２の内部にインプットシャフト１１が配置されている。この中空軸１２とインプットシャフト１１とは相対回転可能であり、中空軸１２はケーシングＫ１により回転不可能に保持されている。また、インプットシャフト１１におけるエンジン１側の端部には、ダンパ機構１８を介してロックアップクラッチ１９が設けられている。

前記前後進切り換え機構８は、インプットシャフト１１とベルト式無段変速機９との間の動力伝達経路に設けられている。前後進切り換え機構８はシングルピニオン形式の遊星歯車機構により構成されている。すなわち、前後進切り換え機構８は、インプットシャフト１１と同軸上に設けられたサンギヤ２５と、このサンギヤ２５の外周側に、サンギヤ２５と同軸上に配置されたリングギヤ２６と、サンギヤ２５およびリングギヤ２６に噛み合わされたピニオンギヤ２７と、このピニオンギヤ２７を自転可能、かつ、公転可能に保持したキャリヤ２９とを有している。

ここで、サンギヤ２５およびリングギヤ２６およびピニオンギヤ２７は共にはす歯歯車であり、各ギヤにおける歯のねじれ方向（傾斜方向）は以下のとおりである。すなわち、サンギヤ２５の歯は左方向にねじれており、ピニオンギヤ２７の歯は右方向にねじれており、リングギヤ２６の歯は右方向にねじれている。これらの各ギヤのねじれ方向の技術的意味は後述する。

前記リングギヤ２６はインプットシャフト１１と一体回転するように連結されており、このリングギヤ２６およびインプットシャフト１１に対して、キャリヤ２９を一体回転するように連結可能なクラッチＣＬが設けられている。さらに、キャリヤ２９の回転・停止を選択的に切り換えるブレーキＢＲが設けられている。

前記ベルト式無段変速機９は、インプットシャフト１１と同軸上に配置されたプライマリシャフト３０と、プライマリシャフト３０と相互に平行に配置されたセカンダリシャフト３１とを有している。このプライマリシャフト３０と前記サンギヤ２５とが一体回転するように連結されている。また、プライマリシャフト３０を回転可能に保持する軸受３２，３３が設けられているとともに、セカンダリシャフト３１を回転可能に保持する軸受３４，３５が設けられている。

まず、プライマリシャフト３０側の構成を説明すると、図２に示すように、プライマリシャフト３０にはプライマリプーリ３６が設けられおり、プライマリプーリ３６は、プライマリシャフト３０と一体回転し、かつ、軸線方向に移動不可能に構成された固定シーブ３８と、プライマリシャフト３０と一体回転し、かつ、軸線方向に移動可能に構成された可動シーブ３９とを有している。そして、固定シーブ３８と可動シーブ３９との対向面間にＶ字形状の溝４０が形成されている。

また、この可動シーブ３９をプライマリシャフト３０の軸線方向に動作させることにより、可動シーブ３９と固定シーブ３８とを接近・離隔させる油圧アクチュエータ（言い換えれば油圧サーボ機構）４１が設けられている。油圧アクチュエータ４１は、図２に示すように、２つの環状のシリンダ７０，７１を有しており、シリンダ７０，７１はプライマリシャフト３０の外周に取り付けられている。また、シリンダ７０とシリンダ７１との間には、ピストン７２が軸線方向に移動可能に配置されている。そして、シリンダ７０とピストン７２との間に油圧室７３が形成され、シリンダ７１と可動シーブ３９との間に油圧室７４が形成されている。

一方、前記軸受３３は内輪７５および外輪７６を有しており、内輪７５がプライマリシャフト３０の外周に嵌合固定（圧入固定または締まり嵌め）されている。前記リヤケース６には環状の凹部７７が形成されており、凹部７７に外輪７６が配置されている。外輪７６はリヤケース６により軸線方向に移動可能に保持されている。この凹部７７は、外輪７６の端面に接触する端面を有している。さらに、プライマリシャフト３０の外周には段部７８が形成されているとともに、内輪７５と段部７８の間に、シリンダ７０，７２の内周端が配置されている。そして、ナット７９がプライマリシャフト３０の雌ねじ（図示せず）に締め付け固定されて、内輪７５と段部７８とにより、シリンダ７０，７１が軸線方向に挟み付けられている。さらに、リヤケース６には穴６Ａが形成され、穴６Ａには軸９４が嵌合されている。一方、プライマリシャフト３０の端部には軸線方向の穴９５が開口され、穴９５に軸９４が挿入されている。そして、プライマリシャフト３０は軸９４に沿って軸線方向に移動可能である。

前記軸受３２は、プライマリシャフト３０の軸線方向において、固定シーブ３８と前後進切り換え機構８との間に設けられている。軸受３２は、内輪８０および外輪８１を有しており、内輪８０がプライマリシャフト３０の外周に嵌合固定（圧入固定または締まり嵌め）されている。また、センタケース５には隔壁８２が形成されており、隔壁８２には環状の凹部８２Ａが形成されている。この凹部８２Ａに外輪８１が配置されている。外輪８１はリヤケース６により軸線方向に移動可能に保持されている。

一方、プライマリシャフト３０であって、前後進切り換え機構８側の端部には軸線方向の穴８４が形成されており、穴８４にインプットシャフト１１の一部が配置されている。また、インプットシャフト１１の外周には環状体８３が取り付けられており、環状体８３の一部が穴８４内に配置されている。環状体８３とプライマリシャフト３０とはスプライン嵌合されており、環状体８３とプライマリシャフト３０とがスナップリング８５により、軸線方向に位置決めされている。また、環状体８３であって、穴８４から露出している部分には段部８６が形成されており、段部８６とプライマリシャフト３０の端面８７との間にスラスト軸受８８が配置されている。さらに、環状体８３であって、穴８４から露出している部分には外向きのフランジ８３Ａが形成されており、フランジ８３Ａの外周にサンギヤ２５が設けられている。さらに、インプットシャフト１１の外周と環状体８３の内周との間にはブッシュ９６が配置されており、環状体８３とインプットシャフト１１とは軸線方向に相対移動可能になっている。

前記インプットシャフト１１の外周にはフランジ８９が形成されており、フランジ８９と環状体８３との間にスラスト軸受９０が配置されている。また、ケーシングＫ１の内部には、前記中空軸１２が固定されたプレート９１が設けられており、プレート９１がセンターケース５に固定されている。このプレート９１は円筒部９３を有しており、円筒部９３内に、前記インプットシャフト１１の一部および中空軸１２の一部が配置されている。中空軸１２の端部外周にはフランジ１２Ａが設けられており、そのフランジ１２Ａが円筒部９３の端面に接触している。そして、インプットシャフト１１の軸線方向において、中空軸１２のフランジ１２Ａと、フランジ８９との間にスラスト軸受９２が設けられている。上記のような構成により、インプットシャフト１１およびプライマリシャフト３０が、軸線Ａ１を中心として回転可能になっている。

一方、セカンダリシャフト３１は、図３に示すようにセカンダリプーリ３７を有しており、セカンダリプーリ３７は、セカンダリシャフト３１と一体回転し、かつ、軸線方向に移動不可能な固定シーブ４２と、セカンダリシャフト３１と一体回転し、かつ、軸線方向に移動可能に構成された可動シーブ４３とを有している。

そして、固定シーブ４２と可動シーブ４３との対向面間にＶ字形状の溝４４が形成されている。また、この可動シーブ４３をセカンダリシャフト３１の軸線方向に動作させることにより、可動シーブ４３と固定シーブ４２とを接近・離隔させる油圧アクチュエータ（言い換えれば油圧サーボ機構）４５が設けられている。油圧アクチュエータ４５は、セカンダリシャフト３１の外周に固定された環状のシリンダ１１９を有しており、シリンダ１１９と可動シーブ４３との間に油圧室１２０が形成されている。

上記構成のプライマリプーリ３６の溝４０およびセカンダリプーリ３７溝４４に対して、環状（無端状）のベルト４６が巻き掛けられている。ベルト４６は、多数の金属製のブロック（エレメント）を、スチールリングの円周方向に積層して構成されている。ベルト４６は全体として可撓性を有している。前記リヤケース６には穴６Ｂが形成されており、穴６Ｂには軸９６が嵌合されている。セカンダリシャフト３１であって、リヤケース６側の端部には穴９７が開口されており、穴９７に軸９６が挿入されている。一方、フロントケース４には支持ピン９８が突出して形成されており、セカンダリシャフト３１であってフロントケース４側の端部に開口された穴９９に支持ピン９８が挿入されている。そして、セカンダリシャフト３１は、軸９６および支持ピン９８に沿って軸線方向に移動可能に構成されている。

前記軸受３４は内輪１００および外輪１０１を有しており、内輪１００がセカンダリシャフト３１の外周に嵌合固定（圧入固定または締まり嵌め）されている。また、リヤケース６には環状の凹部１０２が設けられており、凹部１０２に外輪１０１が配置されている。外輪１０１は、リヤケース６により軸線方向に移動可能に保持されている。さらに、セカンダリシャフト３１の外周であって、軸受３４と固定シーブ４２との間には、パーキングギヤ１０３が取り付けられている。パーキングギヤ１０３はセカンダリシャフト３１にスプライン嵌合されており、パーキングギヤ１０３における環状のボス部１０４が、内輪１００および固定シーブ４２の基端部に接触する構成となっている。そして、セカンダリシャフト３１の端部にはナット１０５が締め付け固定されており、ナット１０５と固定シーブ４２との間に、内輪１００およびボス部１０４が挟み付けられている。

前記セカンダリシャフト３１であって、フロントケース４側の端部にはカウンタドライブギヤ１０６がスプライン嵌合固定（圧入固定または締まり嵌め）されており、フロントケース４に取り付けられた軸受３５により、カウンタドライブギヤ１０６が回転可能に支持されている。また、カウンタドライブギヤ１０６には段部１０７が形成されており、段部１０７と軸受３５との間にスラスト軸受１０８が配置されている。上記のような構成により、セカンダリシャフト３１が軸線Ｂ１を中心として回転可能になっている。

さらに、セカンダリシャフト３１と平行にカウンタシャフト１１０が配置されており、カウンタシャフト１１０にはカウンタドリブンギヤ１１１およびファイナルピニオンギヤ１１２が形成されている。そしてカウンタドリブンギヤ１１１とカウンタドライブギヤ１０６とが噛合されている。ここで、カウンタドライブギヤ１０６およびカウンタドリブンギヤ１１１は、共にはす歯歯車により構成されている。カウンタドライブギヤ１０６およびカウンタドリブンギヤ１１１における歯すじのねじれ方向（傾斜方向）は以下のとおりである。すなわち、カウンタドライブギヤ１０６の歯すじは右方向にねじれており、カウンタドリブンギヤ１１１の歯すじは左方向にねじれている。カウンタドライブギヤ１０６およびカウンタドリブンギヤ１１１における歯すじのねじれ方向の技術的意味は後述する。

また、カウンタシャフト１１０を支持する軸受１１３，１１４が設けられている。前記最終減速機１０は、リングギヤ１１５を有しており、リングギヤ１１５とファイナルピニオンギヤ１１２とが噛合されている。さらに最終減速機１０のデフケース１１６を支持する軸受１１７が設けられており、最終減速機１０には車輪（前輪）１１８が連結されている。

一方、車両Ｖｅの全体を制御する電子制御装置（図示せず）が設けられており、電子制御装置に対して、エンジン回転数センサの信号、アクセル開度センサの信号、スロットル開度センサの信号、ブレーキスイッチの信号、シフトポジションセンサの信号、ベルト式無段変速機９の入力回転数センサの信号、ベルト式無段変速機９の出力回転数センサの信号などが入力される。

前記シフトポジションセンサの信号に基づいて、Ｄ（ドライブ）ポジション、Ｒ（リバース）ポジション、Ｎ（ニュートラル）ポジション、Ｐ（パーキング）ポジションなどのいずれが選択されているかが判断される。また、エンジン回転数センサの信号、入力回転数センサの信号、出力回転数センサの信号などに基づいて、車速およびベルト式無段変速機９の変速比を演算することができる。

さらに、電子制御装置には、各種の信号に基づいてエンジン１およびロックアップクラッチ１９および前後進切り換え機構８およびベルト式無段変速機９の変速制御をおこなうためのデータが記憶されている。例えば、選択されるシフトポジションに応じて、前後進切り換え機構８の制御が実行される。ドライブポジションが選択された場合は、クラッチＣＬが係合され、かつ、ブレーキＢＲが解放される。ドライブポジションが選択され、かつ、エンジントルクがインプットシャフト１１に伝達された場合は、リングギヤ２６およびキャリヤ２９およびサンギヤ２５が一体回転し、インプットシャフト１１のトルクがプライマリシャフト３０に伝達される。また、インプットシャフト１１の回転方向とプライマリシャフト３０の回転方向とが同じとなる。

プライマリシャフト３０に伝達されたトルクは、ベルト４６を経由してセカンダリシャフト３１に伝達される。セカンダリシャフト３１のトルクは、カウンタドライブギヤ１０６およびカウンタドリブンギヤ１１１を経由してカウンタシャフト１１０に伝達される。カウンタシャフト１１０のトルクは、最終減速機１０を経由して車輪１１８に伝達され、車両Ｖｅを前進させる向きの駆動力が生じる。

これに対して、リバースポジションが選択された場合は、ブレーキＢＲが係合され、かつクラッチＣＬが解放される。つまり、キャリヤ２９が固定される。このように、リバースポジジョンが選択され、かつ、エンジントルクがインプットシャフト１１に伝達された場合は、リングギヤ２６にトルクが入力され、かつ、キャリヤ２９が反力要素となり、サンギヤ２５にトルクが伝達される。ここで、インプットシャフト１１の回転方向に対して、プライマリシャフト３０の回転方向が逆となる。プライマリシャフト３０のトルクは、前述と同様にして車輪１１８に伝達され、車両Ｖｅを後退させる向きの駆動力が生じる。

一方、アクセル開度および車速などの走行状態に基づいて要求駆動力が求められ、この要求駆動力に応じた目標エンジン出力が求められる。そして、最適燃費曲線に基づいて、目標エンジン回転数および目標エンジントルクが求められ、ベルト式無段変速機９の変速比を制御することにより、実エンジン回転数を目標エンジン回転数に近づける制御が実行される。これと並行して、実エンジントルクを目標エンジントルクに近づけるように、電子スロットルバルブなどが制御される。

ベルト式無段変速機９の変速比、具体的には、プライマリプーリ３６におけるベルト４６の巻き掛け半径は、つぎのように制御される。油圧室７３，７４の油圧に応じて、可動シーブ３９を固定シーブ３８に近づける向きの推力が制御されて、プライマリプーリ３６の溝幅が制御される。また、これと並行してセカンダリプーリ３７の溝幅が制御され、ベルト式無段変速機９のトルク容量が調整される。すなわち、油圧室１２０の油圧に応じて、可動シーブ４３を固定シーブ４２に近づける向きの推力が制御されて、セカンダリプーリ３７の溝幅が制御される。

ところで、ベルト式無段変速機９の変速比が所定の変速比以外の場合は、プライマリシャフト３０の軸線方向で、プライマリプーリ３６におけるベルト４６の巻き掛け位置と、セカンダリプーリ３７におけるベルト４６の巻き掛け位置とに差（芯ズレ）が生じる。すると、ベルト４６の張力に応じて、芯ズレ量を小さくしようとする軸線方向の力（スラスト力）が、プライマリプーリ３０およびセカンダリプーリ３７に加わる。これに対して、この実施例では、ベルト４６からプライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１にスラスト力が加えられた場合でも、軸線方向におけるプライマリシャフト３０とセカンダリシャフト３１との位置関係が変化することを抑制するように、プライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１を軸線方向で位置決めしておくことができる。以下、プライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１を軸線方向で位置決めする原理を説明する。

まず、前後進切り換え機構８を構成する各ギヤには、前述したねじれ方向が設定されているため、ドライブポジションが選択され、かつ、エンジントルクが前後進切り換え機構８に伝達された場合、図１において、エンジン１側から見てインプットシャフト１１が時計方向に回転し、リングギヤ２６では、図１および図２で右向きのスラスト力が生じるとともに、サンギヤ２５では図１および図２で左向きのスラスト力が生じる。サンギヤ２５で生じたスラスト力は、図２に示すスラスト軸受８８を経由してプライマリシャフト３０に伝達されるとともに、プライマリシャフト３０に伝達されたスラスト力は軸受３３の内輪７５に伝達される。軸受７５に、図２で左向きのスラスト力が伝達されると、外輪７６の端面と、リヤカバー６の凹部７７の端面とが接触し、リヤカバー６によりスラスト力が受け止められる。つまり、ケーシングＫ１に対してプライマリシャフト３０が軸線方向に位置決めされる。

一方、ドライブポジションが選択され、かつ、セカンダリシャフト３１にトルクが伝達された場合は、エンジン１側から見てセカンダリシャフト３１が時計方向に回転する。ここで、カウンタドライブギヤ１０６およびカウンタドリブンギヤ１１１には、前述した歯のねじれ方向が設定されており、カウンタドライブギヤ１０６とカウンタドリブンギヤ１１１との噛み合いにより、カウンタドライブギヤ１０６には、図１および図３で左向きのスラスト力が生じる。このスラスト力がセカンダリシャフト３１に伝達されるとともに、セカンダリシャフト３１に伝達されたスラスト力が、パーキングギヤ１０３のボス部１０４を経由して軸受３４の内輪１００に伝達される。すると、軸受３４の外輪１０１の端面と、リヤカバー６の凹部１０２の端面との接触部分を経由してスラスト力がリヤカバー６に伝達されて、そのスラスト力が受け止められる。つまり、ケーシングＫ１に対してセカンダリシャフト３１が軸線方向に位置決めされる。

つぎに、リバースポジションが選択され、かつ、エンジントルクがインプットシャフト１１に伝達された場合は、前後進切り換え機構８を構成する各ギヤのねじれ方向に基づいて、リングギヤ２６では、図１で左向きのスラスト力が生じ、サンギヤ２５では、図１および図２で右向きのスラスト力が生じる。前述のように、サンギヤ２５を有する環状体８３と、プライマリシャフト３０とがスナップリング８５により連結されているため、サンギヤ２５で生じる右向きのスラスト力により、図２において、環状体８３およびプライマリシャフト３０に右向きのスラスト力が生じる。このスラスト力は、スラスト軸受９０、インプットシャフト１１のフランジ８９、スラスト軸受９２、中空軸１２のフランジ１２Ａを経由してプレート９１に伝達され、ケーシングＫ１で受け止められる。このようにして、リバースポジションが選択された場合もプライマリシャフト３０が軸線方向に位置決めされる。

一方、リバースポジションが選択され、かつ、セカンダリシャフト３１にトルクが伝達された場合は、エンジン１側から見てセカンダリシャフト３１が反時計方向に回転する。ここで、カウンタドライブギヤ１０６およびカウンタドリブンギヤ１１１には、前述した歯のねじれ方向が設定されており、カウンタドライブギヤ１０６とカウンタドリブンギヤ１１１との噛み合いにより、カウンタドライブギヤ１０６には、図１および図３で右向きのスラスト力が生じる。このスラスト力がセカンダリシャフト３１に伝達されると、セカンダリシャフト３１に伝達されたスラスト力が、カウンタドライブギヤ１０６およびスラスト軸受１０８および軸受３５を経由してフロントケース４に伝達されて、そのスラスト力が受け止められる。このようにして、リバースポジションが選択された場合もセカンダリシャフト３１が軸線方向に位置決めされる。

以上のように、車両Ｖｅが前進する駆動力を生じさせる場合、または車両Ｖｅが後退する駆動力を生じさせる場合のいずれにおいても、プライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１を、軸線方向に位置決めしておくことができる。したがって、ベルト４６からプライマリプーリ３６およびセカンダリプーリ３７に対して、図１ないし図３で左右いずれの向きのスラスト力が加えられた場合でも、軸線方向において、プライマリプーリ３６におけるベルト４６の巻き掛け位置と、セカンダリプーリ３７におけるベルト４６の巻き掛け位置との差が変化することを抑制できる。したがって、ベルト４６の耐久性が向上する。

また、プライマリシャフト３０に加えられるスラスト力の向きは、前後進切り換え機構８を構成する各ギヤの歯すじのねじれ方向により一義的に決定される。また、セカンダリシャフト３１に加えられるスラスト力の向きは、セカンダリシャフト３１の回転方向、カウンタドライブギヤ１０６およびカウンタドリブンギヤ１１１の歯すじのねじれ方向により一義的に決定される。このため、軸受３３，３４を軸線方向の両側から挟みつける機構、例えば、リテーナなどを設けずに済む。したがって、プライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１を位置決めする部品点数の増加を抑制でき、製造コストの上昇を抑制できる。また、リヤカバー６に対する軸受３３，３４の組付け性の低下を抑制できる。

また、前後進切り換え機構８を構成する既存の各ギヤを利用して、プライマリシャフト３０を位置決めするためのスラスト力を生じさせ、既存のカウンタドライブギヤ１０６およびカウンタドリブンギヤ１１１を利用して、セカンダリシャフト３１を位置決めするためのスラスト力を生じさせる構成となっている。したがって、プライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１を位置決めするためのスラスト力を生じさせる部品を専用で設けずに済む。

また、ドライブポジションはリバースポジションに比べて使用頻度が高く、使用頻度の高い車両Ｖｅの前進走行時に、ベルト４６の耐久性を向上できる。さらに、ケーシングＫ１は、フロントケース４、センタケース５、リヤケース６という複数の分割体により構成されているが、プライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１を、単一の分割体であるリヤケース６を利用して位置決めできるため、プライマリシャフト３０とセカンダリシャフト３１との軸線方向における相対位置を高精度に決定できる。

さらに、この実施例において、インプットシャフト１１にエンジントルクが伝達された場合に、前後進切り換え機構８の各ギヤのねじれ方向に基づいて、プライマリシャフト３０に加えられるスラスト力の方が、ベルト４６からプライマリシャフト３に加えられるスラスト力よりも大きくなるように構成することが可能である。また、セカンダリシャフト３１にエンジントルクが伝達された場合に、カウンタドライブギヤ１０６およびカウンタドリブンギヤ１１１のねじれ方向に基づいて、セカンダリシャフト３１に加えられるスラスト力の方が、ベルト４６からセカンダリシャフト３１に加えられるスラスト力よりも大きくなるように構成することが可能である。このように、プライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１に加わるスラスト力同士の関係を調整すると、ベルト４６からプライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１にスラスト力が伝達された場合でも、プライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１が軸線方向に移動することを確実に防止できる。

上記のようなスラスト力の設定方法を具体的に説明する。まず、ベルト４６からプライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１に加えられるスラスト力は、ベルト式無段変速機９の変速比、ベルト４６の張力などから決まる。すなわち、プライマリシャフト３０およびセカンダリシャフト３１が位置決めされた状態において、ベルト式無段変速機９の変速比で所定の変速比が設定された場合は、プライマリプーリ３６およびセカンダリプーリ３７におけるベルト４６の巻き掛け位置が一致する。これに対して、所定の変速比よりも大きい変速比、または小さい変速比では、プライマリプーリ３６およびセカンダリプーリ３７の軸線方向におけるベルト４６の巻き掛け位置が異なり、その位置ずれ量に応じたスラスト力が生じる。

一方、前後進切り換え機構８の各ギヤのねじれ方向に基づいて、プライマリシャフト３０に加えられるスラスト力は、各ギヤのねじれ角度などにより調整可能である。また、カウンタドライブギヤ１０６およびカウンタドリブンギヤ１１１のねじれ方向に基づいて、セカンダリシャフト３１に加えられるスラスト力は、各ギヤのねじれ角度などにより調整可能である。そこで、例えば、プライマリプーリ３６およびセカンダリプーリ３７の軸線方向におけるベルト４６の巻き掛け位置ずれ量の最大値と、ベルト４６の張力の最大値とから求められるスラスト力よりも、所定の伝達トルクにおいて、各ギヤのねじれ角度に応じて生じるスラスト力の方が大きくなるように、ねじれ角度を設定することが可能である。

なお、この発明は３本以上の軸を有する歯車装置にも適用可能である。また、第１の軸および第２の軸にチェーンを巻き掛けた装置、例えば、四輪駆動車において、前後輪に動力を分配するトランスファも、この発明の技術に含まれる。つまり、この発明における「伝動部材」には、「巻き掛け伝動部材」が含まれる。この巻き掛け伝動部材は環状に（無端状）に構成されており、第１の軸および第２の軸の軸線方向における可撓性を有している。さらに、第１軸および第２軸が車両の幅方向に配置されている構成の他、第１軸および第２軸が車両の前後方向に配置されている構成も、この発明に含まれる。また、駆動力源から後輪に至る動力伝達経路に第１の軸および第２の軸が設けられている構成も、この発明に含まれる。

ここで、実施例で説明した構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、プライマリシャフト３０が、この発明における第１の軸に相当し、セカンダリシャフト３１が、この発明における第２の軸に相当し、巻き掛け伝動部材、具体的にはベルト４６およびチェーンが、この発明の伝動部材に相当し、前後進切り換え機構８が、この発明における第１の歯車機構に相当し、カウンタドライブギヤ１０６およびカウンタドリブンギヤ１１１が、この発明における第２の歯車機構に相当し、前後進切り換え機構８のサンギヤ２５から、プライマリシャフト３０に加えられるスラスト力（図１および図２で左向きの力）が、この発明の「第１の歯車機構から第１の軸に軸線方向で一方に向かう力」に相当し、カウンタドライブギヤ１０６からセカンダリシャフト３１に加えられる力（図１および図３で左向きの力）が、この発明における「第２の歯車機構から第２の軸に軸線方向で前記一方と同方向に向かう力が加えられ」に相当する。

また、「インプットシャフト１１の回転方向とプライマリシャフト３０の回転方向とが同一である場合」が、この発明における「第１の軸と前記第２の軸との間における第１のトルク伝達状態」に相当し、「インプットシャフト１１の回転方向に対して、プライマリシャフト３０の回転方向が逆になる場合」が、この発明における「第２のトルク伝達状態」に相当する。なお、ドライブポジションが選択された場合とリバースポジションが選択された場合とでは、ベルト式無段変速機９の変速比が異なる可能性があり、その場合には、ベルト式無段変速機９の変速比が、「第１の軸と前記第２の軸との間における第１のトルク伝達状態」に相当する。また、エンジン１が、この発明における駆動力源に相当する。なお、駆動力源としてモータ・ジェネレータを用いることも可能である。さらに、ドライブポジションが選択された場合が、この発明における「車両を前進させる駆動力を生じさせる場合」に相当し、リバースポジションが選択された場合が、この発明における「車両を後退させる駆動力を生じさせる場合」に相当する。また、エンジン１が、この発明における駆動力源に相当し、「プライマリシャフト３０に、図１および図２で右向きのスラスト力が加えられること」が、この発明の「第１の軸に軸線方向で他方に向かう力が加えられる」に相当する。さらに、スナップリング８５が、この発明における第５の固定機構に相当し、カウンタドライブギヤ１０６をセカンダリシャフト３１にスプライン嵌合する構造が、この発明の第６の固定機構に相当する。

さらに、「セカンダリシャフト３１に、図１および図３で左向きのスラスト力が加えられること」が、この発明における「第２の軸に軸線方向で前記一方と同方向に向かう力が加えられる」に相当し、リヤケース６が、この発明における第１の固定機構および第２の固定機構に相当し、プレート９１およびセンターケース５が、この発明における第３の固定機構に相当し、フロントケース４が、この発明における第４の固定機構に相当し、フロントケース４およびセンターケース５およびリヤケース６が、この発明における「複数の分割体」に相当し、リヤケース６が、この発明における「単一の分割体」に相当し、前輪および後輪が、この発明の車輪に相当する。この実施例において、複数の分割体とは、別々に形成されており、ねじ部材などにより結合固定されるものを意味する。また、単一の分割体とは、一体成形された単体物を意味する。また、この発明においては、第１の軸に加えられた力が、第１の固定機構および第２の固定機構に直接伝達される構成と、第１の軸に加えられた力が、中間部材（スラスト軸受、フランジ部など）を経由して第１の固定機構および第３の固定機構に直接伝達される構成とが含まれる。さらにこの発明においては、第２の軸に加えられた力が、第２の固定機構および第４の固定機構に直接伝達される構成と、第２の軸に加えられた力が、中間部材（スラスト軸受、フランジ部など）を経由して第２の固定機構および第４の固定機構に直接伝達される構成とが含まれる。

この発明を適用した車両のパワートレーンを示すスケルトン図である。 図１に示されたベルト式無段変速機において、プライマリシャフトの位置決め機構を示す断面図である。 図１に示されたベルト式無段変速機において、セカンダリシャフトの位置決め機構を示す断面図である。

符号の説明

１…エンジン、 ４…フロントケース、 ５…センターケース、 ６…リヤケース、 ８…前後進切り換え機構、 １１…インプットシャフト、 ３０…プライマリシャフト、 ３１…セカンダリシャフト、 ４６…ベルト、 ８５…スナップリング、 ９１…プレート、 １０６…カウンタドライブギヤ、 １１１…カウンタドリブンギヤ、 １１８…車輪、 Ａ１，Ｂ１…軸線、 Ｋ１…ケーシング、 Ｖｅ…車両。

Claims (9)

1. 相互に平行に配置された第１の軸および第２の軸と、この第１の軸に設けられ、かつ、溝幅を可変に構成された第１のプーリと、前記第２の軸に設けられ、かつ、溝幅を可変に構成された第２のプーリとを備え、前記第１のプーリおよび第２のプーリにベルトが巻き掛けられてベルト型無段変速機が構成されており、前記第１の軸に設けられてトルク伝達が可能な第１の歯車機構と、前記第２の軸に一体に設けられた第１の歯車と該第１の歯車と噛み合ってトルクを伝達する第２の歯車とで構成された第２の歯車機構とを有する歯車装置において、
   前記第１の歯車機構は、前記第１の軸上の第３の歯車と第１の軸と平行な軸上に設けられて該第３の歯車と噛み合う第４の歯車とを有し、これら第３および第４の歯車同士の噛み合いにより前記第１の軸に軸線方向で一方に向かう力が加えられて、この第１の軸に伝達された軸線方向の力を第１の固定機構で受けさせて、この第１の軸を軸線方向に位置決めするように構成され、
   前記第２の歯車機構でトルクを伝達することに伴って前記第２の軸に軸線方向で前記一方と同方向に向かう力が加えられて、この第２の軸に伝達された軸線方向の力を第２の固定機構で受けさせて、この第２の軸を軸線方向に位置決めするように構成されていることを特徴とする歯車装置。
2. 前記第１の軸と前記第２の軸との間におけるトルク伝達状態として第１のトルク伝達状態と第２のトルク伝達状態とを選択可能に構成されており、前記第１のトルク伝達状態の方が、第２のトルク伝達状態よりも使用頻度が高く構成されており、
   前記第１のトルク伝達状態である場合に、前記第１の軸に軸線方向で一方に向かう力が加えられるように前記第１の歯車機構が構成され、かつ、前記第２の軸に軸線方向で前記一方と同方向に向かう力が加えられるように前記第２の歯車機構が構成されていることを特徴とする請求項１に記載の歯車装置。
3. 車両の駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に、前記第１の軸および第２の軸が配置されており、前記車両を前進させる駆動力を生じさせる場合に、前記第１のトルク伝達状態が選択される構成であることを特徴とする請求項２に記載の歯車装置。
4. 車両の駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に、前記第１の軸および第２の軸が配置されており、前記駆動力源のトルクが、前記第１の軸から前記第２の軸を経由して車輪に伝達されるように構成されており、
   前記車両が前進する場合に、前記第１の軸に軸線方向で一方に向かう力が加えられるように前記第１の歯車機構を構成し、前記車両が前進する場合に、前記第２の軸に軸線方向で前記一方と同方向に向かう力が加えられるように前記第２の歯車機構を構成し、
   前記車両が後退する場合に、前記第１の軸に軸線方向で他方に向かう力が加えられるように前記第１の歯車機構を構成し、前記車両が後退する場合に、前記第２の軸に軸線方向で前記他方と同方向に向かう力が加えられるように前記第２の歯車機構を構成し、
   前記第１の軸に軸線方向で他方に向かう力が加えられた場合に、この第１の軸に伝達された軸線方向の力を受けて、この前記第１の軸を軸線方向に位置決めする第３の固定機構と、
   前記第２の軸に軸線方向で前記他方と同方向に向かう力が加えられた場合に、この第２の軸に伝達された軸線方向の力を受けて、この前記第２の軸を軸線方向に位置決めする第４の固定機構と
   を備えていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の歯車装置。
5. 前記第１の軸および前記第２の軸および前記第１の歯車機構および前記第２の歯車機構が収容されるケーシングが設けられており、このケーシングは、複数の分割体を結合して構成されており、前記第１の固定機構および前記第２の固定機構が、単一の分割体に設けられていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の歯車装置。
6. 車両の駆動力源のトルクを前記第１の軸に伝達する経路にインプットシャフトが設けられており、前記駆動力源から前記インプットシャフトに伝達されたトルクが前記第１の歯車機構を経由して前記第１の軸に伝達されるように構成されており、
   前記第１の歯車機構は、前記インプットシャフトの回転方向と前記第１の軸の回転方向とを同じとして前記車両を前進させる向きの駆動力を発生させる一方、前記インプットシャフトの回転方向と前記第１の軸の回転方向とを逆として前記車両を後退させる向きの駆動力を発生させることができるように構成されていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載の歯車装置。
7. 前記第１の軸に対して前記第１の歯車機構を軸方向に固定する第５の固定機構と、前記第２の軸に対して前記第２の歯車機構を軸方向に固定する第６の固定機構とが、更に設けられていることを特徴とする請求項４に記載の歯車装置。
8. 前記第１の歯車機構から前記第１の軸に加えられる軸線方向の力が、前記伝動部材から前記第１の軸に加えられる軸線方向の力に対向する方向の力よりも大きくなるように構成され、前記第２の歯車機構から前記第２の軸に加えられる軸線方向の力が、前記伝動部材から前記第２の軸に加えられる軸線方向の力に対向する方向の力よりも大きくなるように構成されていることを特徴とする請求項１または４のいずれかに記載の歯車装置。
9. 前記第１の歯車機構は、前記第１の軸と同軸に設けられたサンギヤおよびリングギヤと、このサンギヤおよびリングギヤに噛み合わされたピニオンギヤと、このピニオンギヤを自転可能、かつ、公転可能に保持したキャリヤとを有していることを特徴とする請求項１ないし８のいずれかに記載の歯車装置。

Images