JP6103760B2 - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、エンジン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が、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。

特表２００５−５０２５４３号公報

ところで、上記特許文献１に記載された無段変速機は、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を介して出力軸に伝達する構造であるため、出力軸は一方向（前進走行方向）にしか回転できず、車両を後進走行させるには足軸に電動モータを接続してハイブリッド化する必要があった。

そこで、入力軸および出力軸間に無段変速機と並列に補助駆動力伝達手段を配置し、補助駆動力伝達手段を介して伝達される駆動力で車両を後進走行させることが考えられる。このような補助駆動力伝達手段を設ければ、車両の減速走行時に駆動輪から補助駆動力伝達手段および入力軸を介してエンジンに駆動力を逆伝達することで、エンジンブレーキを作動させることも可能になる。

しかしながら、補助駆動力伝達手段のレシオが固定されている場合には、エンジンブレーキの制動力の大きさを自由に制御することができず、車速に応じた適切な制動力を得ることができないという問題がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式の無段変速機を備える車両用動力伝達装置において、エンジンブレーキの制動力の大きさを任意に調整できるよう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に記載された発明によれば、エンジン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、前記出力軸およびディファレンシャルギヤ間に配置され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なセレクタ装置とを備え、前記無段変速機が、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、前記無段変速機に対して並列に配置されて前記入力軸および前記出力軸を接続する補助駆動力伝達手段は、前記入力軸に接続された第１要素と、前記出力軸に接続された第２要素と、大きさが可変な負荷を発生可能な負荷発生手段に接続された第３要素とを含むシングルピニオン型の遊星歯車機構を備え、前記第１要素はサンギヤおよびリングギヤの一方であり、前記第２要素はキャリヤであり、前記第３要素はサンギヤおよびリングギヤの他方であ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、エンジン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、前記出力軸およびディファレンシャルギヤ間に配置され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なセレクタ装置とを備え、前記無段変速機が、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、前記無段変速機に対して並列に配置されて前記入力軸および前記出力軸を接続する補助駆動力伝達手段は、前記入力軸に接続された第１要素と、前記出力軸に接続された第２要素と、大きさが可変な負荷を発生可能な負荷発生手段に接続された第３要素とを含むダブルピニオン型の遊星歯車機構を備え、前記第１要素はサンギヤおよびキャリヤの一方であり、前記第２要素はリングギヤであり、前記第３要素はサンギヤおよびキャリヤの他方であ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要素がサンギヤであ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４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３要素がサンギヤであ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５に記載された発明によれば、請求項１〜請求項４の何れか１項の構成に加えて、前記負荷発生手段は、バッテリに接続された電動モータ、あるいはアキュムレータに接続された油圧ポンプであ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６に記載された発明によれば、請求項１〜請求項５の何れか１項の構成に加えて、前記負荷発生手段は車速が所定値未満に低下したときに負荷を低減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。

また請求項７に記載された発明によれば、請求項５の構成に加えて、前記負荷発生手段は電動モータであり、前記負荷発生手段を正転することで前記第２要素を介して前記出力軸を駆動可能であ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８に記載された発明によれば、請求項５の構成に加えて、前記負荷発生手段は電動モータであり、前記負荷発生手段を逆転することで前記第１要素を介して前記入力軸を駆動可能であ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９に記載された発明によれば、請求項５の構成に加えて、前記負荷発生手段は電動モータであり、前記エンジンの駆動力で前記負荷発生手段をジェネレータとして駆動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、実施の形態の第１出力軸１２は本発明の出力軸に対応し、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は本発明のワンウェイクラッチの入力部材に対応する。

請求項１の構成によれば、エンジンに接続された入力軸が回転すると変速ユニットの偏心部材が偏心回転し、偏心部材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が接続されたワンウェイクラッチを介して出力軸が回転する。変速アクチュエータで入力軸に対する偏心部材の偏心量を変化させると、コネクティングロッドの往復ストロークが変化することで、出力軸の回転角が変化して変速比が変更される。

無段変速機はワンウェイクラッチを介して駆動力を伝達するために出力軸は前進走行方向にしか回転することができないが、出力軸およびディファレンシャルギヤ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およびドライブレンジを切り換え可能なセレクタ装置を配置したことで、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。

無段変速機に対して並列に配置されて入力軸および出力軸を接続する補助駆動力伝達手段は、入力軸に接続された第１要素と、出力軸に接続された第２要素と、大きさが可変な負荷を発生可能な負荷発生手段に接続された第３要素とを含むシングルピニオン型の遊星歯車機構を備え、第１要素はサンギヤおよびリングギヤの一方であり、第２要素はキャリヤであり、第３要素はサンギヤおよびリングギヤの他方であるので、車両の減速フュエルカット時に負荷発生手段が発生する負荷を変化させてエンジン回転数を変化させることで、エンジンブレーキの制動力の大きさを任意に調整したり、エンジン回転数を再着火可能な回転数に維持したりすることができる。

また請求項２の構成によれば、エンジンに接続された入力軸が回転すると変速ユニットの偏心部材が偏心回転し、偏心部材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が接続されたワンウェイクラッチを介して出力軸が回転する。変速アクチュエータで入力軸に対する偏心部材の偏心量を変化させると、コネクティングロッドの往復ストロークが変化することで、出力軸の回転角が変化して変速比が変更される。

無段変速機はワンウェイクラッチを介して駆動力を伝達するために出力軸は前進走行方向にしか回転することができないが、出力軸およびディファレンシャルギヤ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およびドライブレンジを切り換え可能なセレクタ装置を配置したことで、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。

無段変速機に対して並列に配置されて入力軸および出力軸を接続する補助駆動力伝達手段は、入力軸に接続された第１要素と、出力軸に接続された第２要素と、大きさが可変な負荷を発生可能な負荷発生手段に接続された第３要素とを含むダブルピニオン型の遊星歯車機構を備え、第１要素はサンギヤおよびキャリヤの一方であり、第２要素はリングギヤであり、第３要素はサンギヤおよびキャリヤの他方であるので、車両の減速フュエルカット時に負荷発生手段が発生する負荷を変化させてエンジン回転数を変化させることで、エンジンブレーキの制動力の大きさを任意に調整したり、エンジン回転数を再着火可能な回転数に維持したりすることができる。

また請求項３の構成によれば、第１要素がサンギヤであるので、減速フュエルカット中に出力軸から入力軸に駆動力を逆伝達してエンジンブレーキを作動させるときに、出力軸回転数の変化幅に対する入力軸回転数の変化幅（エンジン回転数の変化幅）を大きくすることが可能となる。その結果、減速フュエルカット中に負荷発生手段の負荷を調整してエンジン回転数を一定に保持しながらエンジンブレーキを作動させるとき、より低車速までエンジン回転数を一定に保持することが可能となり、減速フュエルカットの車速領域を拡大することができる。

また請求項４の構成によれば、第２要素がサンギヤであるので、減速フュエルカット中に負荷発生手段は小さい負荷を発生するだけでエンジン回転数を調整することが可能となり、負荷発生手段を小型化することができる。

また請求項５の構成によれば、負荷発生手段は、バッテリに接続された電動モータあるいはアキュムレータに接続された油圧ポンプであるので、電動モータに発電させた電力でバッテリを充電したり、油圧ポンプに発生させた油圧でアキュムレータを蓄圧したりすることで、エネルギーの回収を行うことができる。

また請求項６の構成によれば、負荷発生手段は車速が所定値未満に低下したときに負荷を低減するので、遊星歯車機構の第３要素が自由に回転できるようにして入力軸および出力軸間の動力伝達が遮断することができる。これにより、車速の低下時に過剰なエンジンブレーキが作動したり、不快なエンジン振動が発生したりするのを防止することができるだけでなく、出力軸にトルクを伝達することなくエンジンを停止することができる。

また請求項７の構成によれば、負荷発生手段は電動モータであり、負荷発生手段を正転することで第２要素を介して出力軸を駆動可能であるので、負荷発生手段を利用して車両を走行させることができる。

また請求項８の構成によれば、負荷発生手段は電動モータであり、負荷発生手段を逆転することで第１要素を介して入力軸を駆動可能であるので、負荷発生手段を利用してエンジンを始動することができる。

また請求項９の構成によれば、負荷発生手段は電動モータであり、エンジンの駆動力で負荷発生手段をジェネレータとして駆動するので、負荷発生手段を利用して発電を行うことができる。

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（ＴＯＰ状態）。（第１の実施の形態） 図２の３−３線断面図（ＬＯＷ状態）。（第１の実施の形態） ＴＯＰ状態での作用説明図。（第１の実施の形態） ＬＯＷ状態での作用説明図。（第１の実施の形態） 補助動力伝達手段、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。（第１の実施の形態） 第１、第２噛合切換機構の係合表。（第１の実施の形態） パーキングレンジにおけるトルクフロー図。（第１の実施の形態） リバースレンジにおけるトルクフロー図。（第１の実施の形態） ニュートラルレンジにおけるトルクフロー図。（第１の実施の形態） ドライブレンジにおけるトルクフロー図（加速走行時）。（第１の実施の形態） ドライブレンジにおけるトルクフロー図（減速走行時）。（第１の実施の形態） 図７に対応する図。（第２の実施の形態） 図７に対応する図。（第３の実施の形態） 各要素の接続関係が異なる遊星歯車機構と、その速度線図とを示す図。（第４の実施の形態） 図１６に対応する図。（第５の実施の形態） 図１６に対応する図。（第６の実施の形態）

第１の実施の形態

以下、図１〜図１３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、入力軸１１および第１出力軸１２間に配置された無段変速機Ｔと、第１出力軸１２上に配置されたセレクタ装置Ｓと、第１出力軸１２および車軸１０，１０間に配置された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。また車両用動力伝達装置は、無段変速機Ｔとは別経路で駆動力を伝達可能な補助的な動力伝達経路を備える。即ち、入力軸１１に設けた第１スプロケット２６と、第１出力軸１２の外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸２７に設けた第２スプロケット２８とが無端チェーン２９により接続されており、これらの第１スプロケット２６、第２スプロケット２８および無端チェーン２９は補助駆動力伝達手段３０の一部を構成する。

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…は入力軸１１の回転を減速または増速して第１出力軸１２に伝達する。

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に基づいて、補助駆動力伝達手段３０、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。

補助駆動力伝達手段３０は、図１に記載された駆動スプロケット２６、伝達軸２７、従動スプロケット２８および無端チェーン２９に加えて、シングルピニオン型の遊星歯車機構７１を備える。遊星歯車機構７１は、伝達軸２７に固定された第１要素としてのサンギヤ７２と、第１出力軸１２に固定された第２要素としてのキャリヤ７３と、第３要素としてのリングギヤ７４と、キャリヤ７３に回転自在に支持されてサンギヤ７２およびリングギヤ７４に噛合する複数のピニオン７５…とを備える。リングギヤ７４の径方向外側に一体に形成された外周リングギヤ７６は、ピニオン７７を介して電動モータよりなる負荷発生手段７８に接続され、負荷発生手段７８はバッテリ７９に接続される。

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の右端から径方向外側に延びた先端に第１外周スプライン１２ａが形成され、第２出力軸３１の左端から径方向外側に延びた先端に第２外周スプライン３１ａが形成され、第３出力軸３２の左端から径方向外側に延びた先端に第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、第２外周スプライン３１ａ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７に示す左動時にのみ第２外周スプライン３１ａに噛合する。つまり、スリーブ３６がフォーク３７で図７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３１ａとの噛合が解除される。

遊星歯車機構４２は、サンギヤ４３と、キャリヤ４４と、リングギヤ４５と、キャリヤ４４に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の右端に結合され、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７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７に示す左動状態から右動すると、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の左端は第２出力軸３１の右端に結合される。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第１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８および図９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８および図１０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→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８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および接続部材４９が自由に回転可能になり、かつ第２出力軸３１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、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８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に接続部材４９を介して接続された第２出力軸３１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、加速走行時には、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→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。しかもセレクタ装置Ｓ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。

次に、図１３に基づいて、ドライブレンジにおける減速走行時のトルクフローについて説明する。

減速走行時には、駆動輪Ｗ，Ｗ側からエンジンＥ側に駆動力を逆伝達してエンジンブレーキを作動させる必要があるが、無段変速機Ｔは第１出力軸１２とコネクティングロッド１９…との間にワンウェイクラッチ２１…が配置されているため、駆動力を逆伝達することが不可能である。そこで本実施の形態では、補助駆動力伝達手段５４により第１出力軸１２から入力軸１１を介してエンジンＥに駆動力を逆伝達し、無段変速機Ｔを介さずにエンジンブレーキを作動させることになる。

即ち、ドライブレンジにおいて車両が減速走行状態になると、駆動輪Ｗ，Ｗから第１出力軸１２に逆伝達された駆動力は、遊星歯車機構７１のキャリヤ７３に入力される。このとき、図１３の遊星歯車機構７１の速度線図から明らかなように、第１要素であるサンギヤ７２は伝達軸２７（入力軸１１）に接続され、第２要素であるキャリヤ７３は第１出力軸１２に接続され、第３要素であるリングギヤ７４は負荷発生手段７８に接続されているため、電動モータよりなる負荷発生手段７８をジェネレータとして機能させてバッテリ７９を充電することで、負荷発生手段７８の負荷でリングギヤ７４を制動して回転数を制御するとともに、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。

例えば、負荷発生手段７８の負荷を大きくしてリングギヤ７４の回転数を低下させると、伝達軸２７（入力軸１１）の回転数が増加することになる。このとき、遊星歯車機構７１の第１〜第３要素の結合関係から、速度線図におけるサンギヤ７２およびキャリヤ７３間の距離が、キャリヤ７３およびリングギヤ７４間の距離よりも大きくなるため、負荷発生手段７８の負荷によりリングギヤ７４の回転数が所定値に維持されているとき、第１出力軸１２の回転数の変化幅に対して伝達軸２７（入力軸１１）の回転数の変化幅が大きくなる。

従って、車両の減速フュエルカット時に負荷発生手段７８が発生する負荷を変化させて入力軸１１の回転数（エンジン回転数）を変化させることで、エンジンブレーキの制動力の大きさを任意に調整したり、車両の再加速に備えてエンジン回転数をエンジンＥが再着火可能な回転数に維持したりすることができる。しかも第１出力軸１２の回転数の変化幅に対して入力軸１１の回転数の変化幅が大きくなるため、減速フュエルカット中に負荷発生手段７８の負荷を調整してエンジン回転数を一定に保持しながらエンジンブレーキを作動させるとき、より低車速までエンジン回転数を一定に保持することが可能となり、減速フュエルカットの車速領域を拡大することができる。

また負荷発生手段７８を、車速が所定値未満に低下したときに負荷を低減するように制御すれば、遊星歯車機構７１のリングギヤ７４が自由に回転できるようになり、キャリヤ７３およびサンギヤ７２間の動力伝達、つまり第１出力軸１２および入力軸１１間の動力伝達が遮断することができる。これにより、車速の低下時に過剰なエンジンブレーキが作動したり、不快なエンジン振動が発生したりするのを防止することができるだけでなく、第１出力軸１２にトルクを伝達することなくエンジンＥを停止することができる。

またエンジンＥが運転不能になったような場合に、電動モータである負荷発生手段７８を駆動し、その駆動力をリングギヤ７４からキャリヤ７３を経て第１出力軸１２に伝達することで、修理工場まで車両を退避走行させることができる。またエンジンＥのスタータモータが故障したような場合には、電動モータである負荷発生手段７８を前記退避走行時と逆方向に駆動し、その駆動力をリングギヤ７４からピニオン７５…およびサンギヤ７２を経て入力軸１１に伝達することで、エンジンＥをクランキングして始動することができる。またエンジンＥの運転中に電動モータである負荷発生手段７８をジェネレータとして機能させれば、その発電電力でバッテリ７９を充電することができる。

第２の実施の形態

次に、図１４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、負荷発生手段７８が電動モータで構成されているが、第２の実施の形態では、負荷発生手段７８がアキュムレータ８０に接続された油圧ポンプで構成される。この油圧ポンプは吐出容量が可変な可変容量ポンプからなり、吐出容量の変化に応じて遊星歯車機構７１のリングギヤ７４に与える負荷の大きさを任意に制御することができるだけでなく、アキュムレータ８０に蓄圧した油圧で油圧ポンプを油圧モータとして機能させることもできる。

よって、本実施の形態によっても、上述した第１の実施の形態と同様の作用効果を達成することができる。

第３の実施の形態

次に、図１５に基づいて本発明の第３の実施の形態を説明する。

第３の実施の形態は、負荷発生手段７８を多板ブレーキで構成したものである。多板ブレーキは簡単な構造で制動力を調整することが可能であるため、遊星歯車機構７１のリングギヤ７４に与える負荷の大きさを任意に制御することができる。但し、その際に多板ブレーキが発生する熱は大気に放散されてしまうため、それをエネルギーとして回収することは不可能である。また多板ブレーキは駆動力を発生することができないため、負荷発生手段７８の駆動力による車両の走行やエンジンＥの始動は不可能である。

第４の実施の形態

次に、図１６に基づいて本発明の第４の実施の形態を説明する。

上述した第１の実施の形態のシングルピニオン型の遊星歯車機構７１は、第１要素であるサンギヤ７２が伝達軸２７（入力軸１１）に接続され、第２要素であるキャリヤ７３が第１出力軸１２に接続され、第３要素であるリングギヤ７４が負荷発生手段７８に接続されているが、第４の実施の形態のシングルピニオン型の遊星歯車機構７１は、第１要素であるリングギヤ７４が伝達軸２７（入力軸１１）に接続され、第２要素であるキャリヤ７３が第１出力軸１２に接続され、第３要素であるサンギヤ７２が負荷発生手段７８に接続されている。つまり、第１の実施の形態とは、サンギヤ７２およびリングギヤ７４の関係が入れ代わっている。

その結果、速度線図におけるサンギヤ７２およびキャリヤ７３間の距離が、キャリヤ７３およびリングギヤ７４間の距離よりも大きくなるため、負荷発生手段７８の負荷によりサンギヤ７２の回転数を大きく変化させないと、リングギヤ７４（入力軸１１）の回転数の必要な変化量が得られないことになる。これを言い換えると、リングギヤ７４（入力軸１１）の回転数を変化させるために負荷発生手段７８が発生する負荷の大きさは小さくて済むことになり、負荷発生手段７８を小容量のもので構成して小型化を図ることができる。

第５の実施の形態

次に、図１７に基づいて本発明の第５の実施の形態を説明する。第５の実施の形態は、第１の実施の形態の変形例に対応する。

上述した第１の実施の形態の遊星歯車機構７１はシングルピニオン型のものであるが、第６の実施の形態の遊星歯車機構７１はダブルピニオン型のもので構成される。ダブルピニオン型の遊星歯車機構７１は、シングルピニオン型の遊星歯車機構７１に対して、キャリヤ７３およびリングギヤ７４の回転方向が逆になるため、第５の実施の形態は、第１の実施の形態のキャリヤ７３およびリングギヤ７４の位置関係を入れ換えたものに相当する。

即ち、本実施の形態の遊星歯車機構７１は、第１要素としてのサンギヤ７２が伝達軸２７（入力軸１１）に接続され、第２要素としてのリングギヤ７４が第１出力軸１２に接続され、第３要素としてのキャリヤ７３が負荷発生手段７８に接続される。よって、負荷発生手段７８でキャリヤ７３の回転数を制御することで、上述した第１の実施の形態と同様の作用効果を達成することができる。

第６の実施の形態

次に、図１８に基づいて本発明の第６の実施の形態を説明する。第６の実施の形態は、第４の実施の形態の変形例に対応する。

上述した第４の実施の形態の遊星歯車機構７１はシングルピニオン型のものであるが、第６の実施の形態の遊星歯車機構７１はダブルピニオン型のもので構成される。ダブルピニオン型の遊星歯車機構７１は、シングルピニオン型の遊星歯車機構７１に対して、キャリヤ７３およびリングギヤ７４の回転方向が逆になるため、第６の実施の形態は、第４の実施の形態のキャリヤ７３およびリングギヤ７４の位置関係を入れ換えたものに相当する。

即ち、本実施の形態の遊星歯車機構７１は、第１要素としてのキャリヤ７３が伝達軸２７（入力軸１１）に接続され、第２要素としてのリングギヤ７４が第１出力軸１２に接続され、第３要素としてのサンギヤ７２が負荷発生手段７８に接続される。よって、負荷発生手段７８でサンギヤ７２の回転数を制御することで、上述した第４の実施の形態と同様の作用効果を達成することができる。

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、実施の形態では無段変速機Ｔが４個の変速ユニットＵを備えているが、変速ユニットＵの数は４個に限定されるものではない。

またセレクタ装置Ｓの構造は実施の形態に限定されるものではない。

１１ 入力軸
１２ 第１出力軸（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）
３０ 補助駆動力伝達手段
７１ 遊星歯車機構
７２ サンギヤ
７３ キャリヤ
７４ リングギヤ
７８ 負荷発生手段
７９ バッテリ
８０ アキュムレータ
Ｄ ディファレンシャルギヤ
Ｅ エンジン
Ｔ 無段変速機
Ｓ セレクタ装置

Claims (9)

1. エンジン（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）およびディファレンシャルギヤ（Ｄ）間に配置され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なセレクタ装置（Ｓ）とを備え、前記無段変速機（Ｔ）が、前記入力軸（１１）の軸線からの偏心量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、
   前記無段変速機（Ｔ）に対して並列に配置されて前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）を接続する補助駆動力伝達手段（３０）は、前記入力軸（１１）に接続された第１要素と、前記出力軸（１２）に接続された第２要素と、大きさが可変な負荷を発生可能な負荷発生手段（７８）に接続された第３要素とを含むシングルピニオン型の遊星歯車機構（７１）を備え、前記第１要素はサンギヤ（７２）およびリングギヤ（７４）の一方であり、前記第２要素はキャリヤ（７３）であり、前記第３要素はサンギヤ（７２）およびリングギヤ（７４）の他方であることを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. エンジン（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）およびディファレンシャルギヤ（Ｄ）間に配置され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なセレクタ装置（Ｓ）とを備え、前記無段変速機（Ｔ）が、前記入力軸（１１）の軸線からの偏心量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、
   前記無段変速機（Ｔ）に対して並列に配置されて前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）を接続する補助駆動力伝達手段（３０）は、前記入力軸（１１）に接続された第１要素と、前記出力軸（１２）に接続された第２要素と、大きさが可変な負荷を発生可能な負荷発生手段（７８）に接続された第３要素とを含むダブルピニオン型の遊星歯車機構（７１）を備え、前記第１要素はサンギヤ（７２）およびキャリヤ（７３）の一方であり、前記第２要素はリングギヤ（７４）であり、前記第３要素はサンギヤ（７２）およびキャリヤ（７３）の他方であることを特徴とする車両用動力伝達装置。
3. 前記第１要素がサンギヤ（７２）であ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。
4. 前記第３要素がサンギヤ（７２）であ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。
5. 前記負荷発生手段（７８）は、バッテリ（７９）に接続された電動モータ、あるいはアキュムレータ（８０）に接続された油圧ポンプであることを特徴とする、請求項１〜請求項４の何れか１項に記載の車両用動力伝達装置。
6. 前記負荷発生手段（７８）は、車速が所定値未満に低下したときに負荷を低減することを特徴とする、請求項１〜請求項５の何れか１項に記載の車両用動力伝達装置。
7. 前記負荷発生手段（７８）は電動モータであり、前記負荷発生手段（７８）を正転することで前記第２要素を介して前記出力軸（１２）を駆動可能であることを特徴とする、請求項５に記載の車両用動力伝達装置。
8. 前記負荷発生手段（７８）は電動モータであり、前記負荷発生手段（７８）を逆転することで前記第１要素を介して前記入力軸（１１）を駆動可能であることを特徴とする、請求項５に記載の車両用動力伝達装置。
9. 前記負荷発生手段（７８）は電動モータであり、前記エンジン（Ｅ）の駆動力で前記負荷発生手段（７８）をジェネレータとして駆動することを特徴とする、請求項５に記載の車両用動力伝達装置。
   

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