JP6123733B2

JP6123733B2 - Vehicle transmission

Info

Publication number: JP6123733B2
Application number: JP2014101854A
Authority: JP
Inventors: 清水　隆; 隆清水; 悟史谷中; 中川　英樹; 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: 2017-05-10
Anticipated expiration: 2034-05-15
Also published as: JP2015218797A

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。 The present invention relates to a vehicle transmission, and more particularly to a compact vehicle transmission in which a continuously variable transmission mechanism and a gear mechanism are arranged side by side in the axial direction.

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。 An input shaft coupled to the primary pulley of the continuously variable transmission mechanism, an output shaft coupled to the secondary pulley of the continuously variable transmission mechanism, and an intermediate shaft that transmits torque from the input shaft to the output shaft through the gear mechanism, A vehicle having a structure in which the continuously variable transmission mechanism and the gear mechanism are arranged in parallel in the axial direction between the input shaft and the output shaft, and the gear mechanism is used in place of the continuously variable transmission mechanism when power transmission efficiency is poor. Transmissions have been proposed. That is the transmission of Patent Document 1. The gear mechanism of Patent Document 1 includes a first drive gear 24 provided on the input shaft 2, a first driven gear 26 and a second drive gear 28 provided on an intermediate shaft (intermediate shaft 25), and an output shaft. 8 includes a second driven gear 29 provided on the upper side. In the transmission of Patent Document 1, for example, torque is transmitted through a gear mechanism at the time of starting, so that power transmission efficiency is improved and sufficient starting acceleration is obtained.

特開２００２−４８２１３号公報JP 2002-48213 A 特開２０１２−２０２４７３号公報JP 2012-202473 A 特開２００４−２１１８５２号公報JP 2004-211182 A 特開２００２−８９６５４号公報JP 2002-89654 A 特開２００２−２６６９７８号公報JP 2002-266978 A

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。 Incidentally, in a vehicle transmission including a continuously variable transmission mechanism and a gear mechanism in parallel between an input shaft and an output shaft, such as Patent Document 1, a drive gear and a driven gear that constitute the gear mechanism. In addition, a connecting / disconnecting device for switching the power transmission path to either the continuously variable transmission mechanism or the gear mechanism is added, and the shaft length of the transmission tends to be longer by the amount of the connection. Therefore, it has been difficult to reduce the size of the transmission.

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。 The present invention has been made against the background of the above circumstances, and an object of the present invention is to reduce the axial length of a continuously variable transmission mechanism and a gear mechanism that are arranged in parallel. To provide a structure.

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。 In order to achieve the above object, the gist of the first invention is as follows: (a) an input shaft to which engine torque is input and connected to a primary pulley of a continuously variable transmission mechanism; and a secondary pulley of the continuously variable transmission mechanism An output shaft that functions as an output rotation member and an intermediate shaft that transmits torque from the input shaft to the output shaft through a gear mechanism, and the continuously variable transmission mechanism and the gear mechanism are connected to the input shaft. A vehicle transmission that is arranged side by side in the axial direction between the output shaft, a gear mechanism that is arranged closer to the engine in the axial direction than the continuously variable transmission mechanism, and a connection / disconnection device is provided on the intermediate shaft. In the machine, (b) the gear mechanism includes a first drive gear, a second drive gear, a first driven gear, and a second driven gear, and (c) the first drive gear is provided on the input shaft. Before The shaft insertion portion of the first drive gear meshed with the first driven gear is shifted to the continuously variable transmission mechanism side in the axial direction from the meshing portion of the first drive gear with the first driven gear. d) The first driven gear is provided on the intermediate shaft and meshed with the first drive gear, and the shaft insertion portion of the first driven gear meshes with the first drive gear of the first driven gear. (E) the second drive gear is provided closer to the continuously variable transmission mechanism than the first driven gear in the axial direction on the intermediate shaft; (f) The second driven gear is provided on the output shaft and meshed with the second drive gear, and a shaft insertion portion of the second driven gear has a second driven gear. And (g) the connecting / disconnecting device includes: the first driven gear and the second drive gear in the axial direction of the intermediate shaft. And a connecting / disconnecting device is housed in a space formed by shifting the shaft insertion portion of the first driven gear toward the engine in the axial direction, and (h) the second driven gear An engagement element is accommodated in a space formed by shifting the shaft insertion portion toward the engine in the axial direction.

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。 If comprised in this way, since the shaft insertion part has shifted | deviated to the engine side in the axial direction, the 1st driven gear provided on an intermediate shaft is the inner periphery of the meshing part with the 1st drive gear of a 1st driven gear. A space is formed on the side. The connection / disconnection device is accommodated in this space, and the axial length of the intermediate shaft can be shortened. Moreover, since the shaft insertion part has shifted | deviated to the engine side in the axial direction as for the 2nd driven gear provided in an output shaft, an output shaft becomes short by that much. Further, a space is formed on the inner peripheral side of the meshing portion of the second driven gear with the second drive gear, and the engaging element can be accommodated in this space. Further, since the shaft insertion portion of the first drive gear provided on the input shaft is displaced toward the continuously variable transmission mechanism in the axial direction, a space is formed on the inner peripheral side of the meshing portion with the first driven gear. The For example, related parts of the oil pump can be accommodated in this space. Since each pulley position of the continuously variable transmission mechanism can be adjusted according to the output shaft whose shaft length has been shortened, the shaft length of the entire transmission can be shortened.

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。 The gist of a second aspect of the invention is the vehicle transmission according to the first aspect of the invention, wherein the shaft insertion portion is shifted to the continuously variable transmission mechanism side or the engine side from the meshing portion. The gear and the driven gear include a moment applied to the gear due to a thrust load generated at a meshing portion of the drive gear and the driven gear, and a moment applied to the gear due to a radial load generated at the meshing portion during forward acceleration of the vehicle. However, the directions of twisting of the teeth of the drive gear and the driven gear are set so as to be in opposite directions. In this way, the drive gear and the driven gear in which the shaft insertion portion is shifted to the continuously variable transmission mechanism side or the engine side from the meshing portion, the moment applied to the gear by the thrust load at the time of forward acceleration of the vehicle, Since the moment applied to the gear due to the radial load is opposite, the moment applied to the gear is offset and reduced. Therefore, since the load applied to the drive gear and the driven gear due to the moment is reduced, the deformation amount of the drive gear and the driven gear is also reduced, and the gear performance is improved. Further, since the load applied to the drive gear and the driven gear is reduced, which is advantageous in terms of strength, the weight can be reduced by reducing the thickness of the gear.

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。 The gist of the third invention is the vehicle transmission according to the first invention or the second invention, wherein the connecting / disconnecting device is a dog clutch. Thus, since the dog clutch is housed on the inner peripheral side of the meshing portion of the first driven gear with the first drive gear, the shaft length of the intermediate shaft can be shortened accordingly.

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。 The gist of the fourth invention is that in the vehicle transmission of the third invention, the hub sleeve of the dog clutch is shifted to the engine side in the axial direction of the shaft insertion portion of the first driven gear. It is accommodated in the space formed by. As described above, the hub sleeve of the dog clutch is accommodated in the space formed on the inner peripheral side of the meshing portion of the first driven gear with the first drive gear, so that the axial length of the intermediate shaft can be shortened.

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。 A fifth aspect of the present invention is the vehicle transmission according to any one of the first to fourth aspects, wherein the engagement element connects and disconnects the continuously variable transmission mechanism and the output shaft. It is a belt travel clutch. Thus, the belt traveling clutch is housed in the space formed on the inner peripheral side of the meshing portion of the second driven gear with the second drive gear, so that the shaft length of the output shaft can be shortened. Accordingly, the secondary pulley of the continuously variable transmission mechanism can be shifted to the engine side. Further, by adjusting the position of the primary pulley connected to the input shaft according to the position of the secondary pulley, the shaft length of the entire transmission can be shortened.

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。 A sixth aspect of the present invention is the vehicle transmission according to any one of the second to fourth aspects, wherein the first drive gear is left-handed and the first driven gear is right-handed. And the second driven gear is left-handed. With this configuration, the moment applied to the first drive gear is reduced because the moment caused by the radial load generated in the first drive gear during forward acceleration and the moment caused by the thrust load are reversed. . In addition, the moment applied to the first driven gear is reduced because the moment caused by the radial load generated in the first driven gear during forward acceleration and the moment caused by the thrust load are reversed. Further, the moment applied to the second driven gear is reduced because the moment caused by the radial load generated in the second driven gear during forward acceleration and the moment caused by the thrust load are reversed.

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。It is sectional drawing for demonstrating schematic structure of the transmission for vehicles to which this invention was applied suitably. 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。FIG. 2 is a skeleton diagram schematically showing an arrangement relationship of members constituting the vehicle transmission of FIG. 1. 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。It is a skeleton figure showing roughly the arrangement relation of the transmission for vehicles of the conventional structure. 図１のギヤ噛合部の歯車形状を示す図である。It is a figure which shows the gear shape of the gear meshing part of FIG.

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。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following embodiments, the drawings are appropriately simplified or modified, and the dimensional ratios, shapes, and the like of the respective parts are not necessarily drawn accurately.

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。 FIG. 1 is a cross-sectional view for explaining a schematic configuration of a vehicle transmission 10 (hereinafter, transmission 10) to which the present invention is preferably applied. The transmission 10 is interposed between the engine 8 (see FIG. 2) and drive wheels (not shown) so that power can be transmitted. In the case 12, the transmission 10 includes an input shaft 16 that also functions as a turbine shaft of the torque converter 14, an output shaft 20 that is connected to drive wheels (not shown) so that power can be transmitted, and a belt-type continuously variable transmission mechanism. 22 and a gear mechanism 24. The continuously variable transmission mechanism 22 and the gear mechanism 24 are arranged side by side in the axial direction between the input shaft 16 and the output shaft 20, and the gear mechanism 24 is arranged closer to the engine side in the axial direction than the continuously variable transmission mechanism 22. ing.

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。 On the same first rotation axis C <b> 1 as the engine 8, an input shaft 16 to which torque of the engine 8 is input and connected to a primary pulley 30 (to be described later) of the continuously variable transmission mechanism 22 is rotatably disposed. A chain mechanism 26 and a gear mechanism 24 for driving an oil pump (not shown) driven by a pump impeller of the torque converter 14 are sequentially arranged on the outer peripheral side of the input shaft 16 from the torque converter 14 side. One drive gear 25 and a forward / reverse switching mechanism 28 are sequentially provided. Further, the end of the input shaft 16 opposite to the torque converter 14 in the axial direction is coupled to the primary pulley 30 (fixed sheave 30a) of the continuously variable transmission mechanism 22.

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。 The forward / reverse switching mechanism 28 is mainly composed of a forward clutch Ca, a reverse brake B, and a double pinion planetary gear mechanism 32. The carrier CA of the planetary gear mechanism 32 is connected to the input shaft 16, the ring gear R is selectively connected to the case 12 that is a non-rotating member via the reverse brake B, and the sun gear S is connected to the carrier via the forward clutch Ca. Selectively connected to CA. Both the forward clutch Ca and the reverse brake B are hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic actuator. The sun gear S of the planetary gear mechanism 32 is integrally provided with a first drive gear 25 that constitutes the gear mechanism 24. The first drive gear 25 is meshed with a first driven gear 54 provided on an intermediate shaft 52 described later. Further, in the first drive gear 25, the shaft insertion portion 53 through which the input shaft 16 is inserted at the inner peripheral end portion is more shaft than the meshing portion 59 (the outer peripheral teeth of the first drive gear 25) with the first driven gear 54. The direction is shifted toward the continuously variable transmission mechanism (offset). As a result, a space is formed on the inner peripheral side of the meshing portion 59 (outer peripheral teeth) of the first drive gear 25, and an oil passage through which hydraulic oil discharged from an oil pump (not shown) is supplied is formed in this space. A part of the member is accommodated.

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。 The continuously variable transmission mechanism 22 is provided on a power transmission path between the input shaft 16 and the output shaft 20 disposed on the third rotation axis C3, and is connected to the input shaft 16 on the input side rotating member. Between the primary pulley 30 having a variable effective diameter, the secondary pulley 36 having a variable effective diameter, which is an output-side rotating member connected to the output shaft 20, and the primary pulley 30 and the secondary pulley 36. The transmission belt 38 is provided, and power is transmitted through a frictional force between the primary pulley 30 and the secondary pulley 36 and the transmission belt 38.

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。 The primary pulley 30 includes a fixed sheave 30a as an input-side fixed rotating body connected to the input shaft 16, and an input side provided so as not to rotate relative to the fixed sheave 30a around the axis and to be movable in the axial direction. A movable sheave 30b as a movable rotating body and a primary hydraulic actuator 30c that generates a thrust for moving the movable sheave 30b to change the V groove width between them are configured.

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。 The secondary pulley 36 is connected to the output shaft 20 via a belt traveling clutch Cb, which will be described later, and functions as an output-side fixed rotating body, and cannot rotate relative to the fixed sheave 36a around the shaft. A movable sheave 36b as an output side movable rotating body provided so as to be movable in the axial direction, and a secondary hydraulic actuator for generating a thrust for moving the movable sheave 36b in order to change the V groove width therebetween 36c.

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。 By changing the groove width (effective diameter) of the transmission belt 38 by changing the groove width of the pair of primary pulley 30 and secondary pulley 36, the actual gear ratio γ (= input shaft rotational speed Nin / output shaft rotational speed). Nout) is continuously changed. For example, when the V-groove width of the primary pulley 30 is reduced, the speed ratio γ is reduced. That is, the continuously variable transmission mechanism 22 is upshifted. Further, when the V groove width of the primary pulley 30 is increased, the speed ratio γ is increased. That is, the continuously variable transmission mechanism 22 is downshifted.

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。 Between the secondary pulley 36 of the continuously variable transmission mechanism 22 and the output shaft 20 in the axial direction, a belt traveling clutch Cb for selectively connecting / disconnecting power transmission between them is inserted. By engaging the belt running clutch Cb, the torque of the engine 8 is transmitted to the output shaft 20 via the input shaft 16 and the continuously variable transmission mechanism 22. When the belt traveling clutch Cb is released, power transmission from the continuously variable transmission mechanism 22 to the output shaft 20 is interrupted. The belt travel clutch Cb corresponds to the engagement element of the present invention.

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。 An output shaft 20 to which torque is transmitted from the continuously variable transmission mechanism 22 or the gear mechanism 24 is rotatably disposed on the third rotational axis C3. On the outer peripheral side of the output shaft 20, a belt traveling clutch Cb, a second driven gear 40 which will be described later constituting the gear mechanism 24, and an output gear 42 formed on the output shaft 20 are provided in this order from the secondary pulley 36 side. It has been. The second driven gear 40 has a substantially conical shape, and the radial outer peripheral side is inclined toward the secondary pulley 36 in the axial direction. At the outer peripheral end of the second driven gear 40, outer peripheral teeth that mesh with a second drive gear 56 described later are formed, and an output member of the belt traveling clutch Cb is connected in the vicinity of the outer peripheral teeth. Further, a spline fitting portion 66 that is spline fitted so as not to rotate relative to the output shaft 20 is provided at the inner peripheral end of the second driven gear 40. Therefore, when the belt traveling clutch Cb is engaged, the torque input from the continuously variable transmission mechanism 22 is transmitted to the output gear 42 via the belt traveling clutch Cb, the second driven gear 40, and the output shaft 20. The Further, the spline fitting portion 66 of the second driven gear 40 is shifted to the engine side in the axial direction (offset) with respect to the meshing portion 61 (the outer peripheral teeth of the second driven gear 40) with the second drive gear 56. Accordingly, a space is formed on the inner peripheral side of the meshing portion 61 (outer peripheral teeth) of the second driven gear 40, and a part of the belt driving clutch Cb is accommodated in this space.

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。 The output gear 42 meshes with the outer peripheral teeth of the counter gear 48 provided on the counter shaft 18 disposed on the fourth rotation axis C4. The counter shaft 18 is provided with the counter gear 48 and a differential drive gear 50 that meshes with a differential driven gear (not shown). Accordingly, the torque transmitted to the output gear 42 is transmitted to drive wheels (not shown) via the counter gear 48, the counter shaft 18, the differential drive gear 50, the differential gear (not shown), and the like.

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。 The gear mechanism 24 is provided between the continuously variable transmission mechanism 22 and the torque converter 14 in the axial direction, and is connected to the forward / reverse switching device 28 (sun gear S) on the input shaft 16 disposed on the first rotational axis C1. ) Via a first drive gear 25 (connected) and an intermediate shaft 52 rotatably supported around a second rotation axis C2 parallel to the first rotation axis C1. A first driven gear 54 that is provided so as not to rotate relative to the intermediate shaft 52 by being fitted, and meshes with the first drive gear 25; a second drive gear 56 provided so as to be rotatable relative to the intermediate shaft 52; A second driven gear 40 that is spline-fitted to the output shaft 20 that is rotatable about the third rotation axis C3 so as not to be relatively rotatable, and that meshes with the second drive gear 56; It is configured Te.

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。 On the outer peripheral side of the intermediate shaft 52, a dog clutch 58, which is a meshing clutch provided with a synchromesh mechanism (synchronization mechanism) that selectively connects and disconnects the intermediate shaft 52 and the second drive gear 56, is provided. In addition, the spline fitting part 64 corresponding to the shaft insertion part of the first driven gear of the present invention is formed by spline fitting the inner peripheral part of the first driven gear 54 and the intermediate shaft 52 so as not to be relatively rotatable. The first drive gear 25 and the first driven gear 54 mesh with each other, whereby the first drive gear and the first driven gear meshing portion 59 of the present invention are configured. Moreover, the spline fitting part 66 corresponding to the shaft insertion part of the second driven gear of the present invention is formed by the spline fitting of the inner peripheral part of the second driven gear and the output shaft 20 so as not to rotate relative to each other. The second drive gear 56 and the second driven gear 40 mesh with each other, whereby the second drive gear and the second driven gear meshing portion 61 of the present invention are configured.

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。 The dog clutch 58 is on the intermediate shaft 52 and is adjacent to the first driven gear 54 in the axial direction of the continuously variable transmission mechanism 22 (between the first driven gear 54 and the second drive gear 56 in the axial direction). Is provided. The dog clutch 58 is switched in its connecting / disconnecting state by a shift fork 62 fitted to a hub sleeve 60 provided on the outer peripheral side thereof. For example, when the shift fork 62 moves to the engine side (torque converter side) in the axial direction, the hub sleeve 60 is similarly moved to the engine side, the connection by the dog clutch 58 is released, and the intermediate shaft 52 and the second drive gear 56 Is disconnected. On the other hand, when the shift fork 62 moves to the continuously variable transmission mechanism 22 side in the axial direction, the hub sleeve 60 is similarly moved to the continuously variable transmission mechanism 22 side, the dog clutch 58 is connected, and the intermediate shaft 52 and the second drive are connected. The gear 56 is rotated integrally. Since the dog clutch 58 is a known technique, a detailed description of its specific structure and operation is omitted. The dog clutch 58 corresponds to the connecting / disconnecting device of the present invention.

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。 When the intermediate shaft 52 and the second drive gear 56 are connected by the dog clutch 58, a power transmission path between the first drive gear 25 and the second driven gear 40 is formed. That is, the gear mechanism 24 can transmit power. On the other hand, when the intermediate shaft 52 and the second drive gear 56 are cut off by the dog clutch 58, the power transmission path between the first drive gear 25 and the second driven gear 40 is cut off. That is, the gear mechanism 24 cannot transmit power. Thus, the dog clutch 58 functions as a connection / disconnection device that selectively connects / disconnects the power transmission of the gear mechanism 24.

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。 In the vehicle transmission 10 configured as described above, when the forward clutch Ca is engaged and the dog clutch 58 is connected, the torque of the engine 8 is output via the forward / reverse switching mechanism 28 and the gear mechanism 24. It is transmitted to the shaft 20. Here, the gear ratio of the gear mechanism 24 is set to be larger than the maximum gear ratio γmax of the continuously variable transmission mechanism 22, and power is transmitted through the gear mechanism 24 when the vehicle starts. Further, when the belt running clutch Cb is engaged, the torque of the engine 8 is transmitted to the output shaft 20 via the continuously variable transmission mechanism 22. At this time, the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism 22 is changed steplessly, and is controlled to an optimum gear ratio according to the traveling state of the vehicle.

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。 In the gear mechanism 24, the spline fitting portion 64 (shaft insertion portion) with the intermediate shaft 52 of the first driven gear 54 is closer to the engine side in the axial direction than the meshing portion 59 with the first drive gear 25 of the first driven gear 54. (Torque converter side, right side in the figure) is shifted (offset). That is, the spline fitting portion 64 and the meshing portion 59 of the first driven gear 54 are arranged at positions that do not overlap in the radial direction. Specifically, the first driven gear 54 extends substantially perpendicularly to the rotational axis C2 from the spline fitting portion 64 to the vicinity of the middle in the radial direction, but after passing near the middle, the continuously variable transmission mechanism in the axial direction. The radially outer peripheral side is inclined to the 22nd side (left side in the figure). Thus, a space is formed on the inner peripheral side of the meshing portion 59 of the first driven gear 54 with the first drive gear 25, and the components of the dog clutch 58 including the hub sleeve 60 are accommodated in this space. As described above, the dog clutch 58 is accommodated on the inner peripheral side of the meshing portion 59, so that the shaft length of the intermediate shaft 52 is shortened compared to the case where the dog clutch 58 is not accommodated.

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。 Further, the shaft insertion portion 53 through which the input shaft 16 is inserted in the inner peripheral portion of the first drive gear 25 is on the continuously variable transmission mechanism side in the axial direction with respect to the meshing portion 59 with the first driven gear 54 of the first drive gear 25. (Offset). That is, the shaft insertion portion 53 and the meshing portion 59 of the first drive gear 25 are arranged at positions that do not overlap in the radial direction. Thus, a space is formed on the inner peripheral side of the meshing portion 59 of the first drive gear 25 with the first driven gear 54, and an oil passage through which oil discharged from an oil pump (not shown) is supplied is formed in this space. Some of the members (oil pump related parts) are accommodated. Further, since the meshing portion 59 of the first driven gear 54 is shifted toward the continuously variable transmission mechanism in the axial direction, a space is formed on the outer peripheral side of the spline fitting portion 64 of the first driven gear 54, and this space is also formed. A member (an oil pump related part) in which an oil passage to which oil discharged from the oil pump is supplied is accommodated. In this connection, oil pump-related components including the chain mechanism 26 of the oil pump are disposed on the continuously variable transmission mechanism side in the axial direction as a whole.

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。 Further, the spline fitting portion 66 (shaft insertion portion) of the second driven gear 40 is shifted to the engine side in the axial direction than the meshing portion 61 of the second driven gear 40 with the second drive gear 56 (offset). . That is, the spline fitting portion 66 and the meshing portion 61 of the second driven gear 40 are arranged at positions that do not overlap in the radial direction. Specifically, the second driven gear 40 is inclined on the radially outer peripheral side toward the continuously variable transmission mechanism 22 in the axial direction. Thus, a space is formed on the inner peripheral side of the meshing portion 61 of the second driven gear 40 with the second drive gear 56, and a part of the belt running clutch Cb is accommodated in this space. Therefore, since the output shaft 20 is shortened and the belt travel clutch Cb is disposed on the engine side in the axial direction, the secondary pulley 36 of the continuously variable transmission mechanism 22 can also be moved to the engine side in the axial direction. It becomes.

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。 FIG. 2 is a skeleton diagram schematically illustrating the positional relationship of each member constituting the vehicle transmission 10 of FIG. FIG. 3 shows a skeleton diagram of a conventional vehicle transmission 100 as a comparison object. 2 and 3, the uppermost rotation axis corresponds to the first rotation axis C1 in FIG. 1, the middle rotation axis corresponds to the second rotation axis C2 in FIG. Corresponds to the third rotation axis C3 of FIG.

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。 As can be seen from FIG. 2, the first driven gear is provided on the intermediate shaft 52 and meshed with the first drive gear 25, and the spline fitting portion 64 is more axial in the axial direction than the meshing portion 59 with the first driven gear 54. It is shifted to the engine side. The dog clutch 58 corresponding to the synchro-related parts in FIG. 2 is accommodated in the space formed on the inner peripheral side of the meshing portion 59 of the first driven gear 54, so that the first drive gear 25 and the first driven gear 54 The meshing portion 59 and the dog clutch 58 corresponding to the synchro-related parts in FIG. 2 overlap in the radial direction. As a result, the distance between the first driven gear 54 and the second drive gear 56 can be reduced in the intermediate shaft 52, so that the axial length of the intermediate shaft 52 can be shortened.

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。 Further, the shaft insertion portion 53 of the first drive gear 25 is shifted toward the continuously variable transmission mechanism in the axial direction from the meshing portion 59 with the first driven gear 54, and the inner periphery of the meshing portion 59 of the first drive gear 25 A part of the oil pump-related parts including the member in which the oil passage is formed is accommodated in the space formed on the side. In this connection, the oil pump-related parts are arranged on the continuously variable transmission mechanism side in the axial direction as a whole, and the input shaft 16 has an axial length of the input shaft of the transmission 100 having the conventional structure shown in FIG. Compared to 108, it is shorter. In contrast, in the vehicular transmission 100 having the conventional structure shown in FIG. 3, the shaft insertion portion 103 of the first drive gear 102 is not disposed on the continuously variable transmission mechanism side in the axial direction. Cannot be arranged on the continuously variable transmission mechanism side, and it is difficult to shorten the shaft length of the input shaft 108 as well.

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。 Further, the spline fitting portion 66 of the second driven gear 40 is shifted to the engine side in the axial direction from the meshing portion 61 of the second driven gear 40 with the second drive gear 56. A part of the belt traveling clutch Cb corresponding to the clutch-related component in FIG. 2 is accommodated in the space formed on the inner peripheral side of the meshing portion 61 of the second driven gear 40, whereby the second drive gear. 56 and the meshing portion 61 of the second driven gear 40 and a part of the belt travel clutch Cb corresponding to the clutch-related part (engagement element) of FIG. 2 are arranged at positions overlapping in the radial direction. Further, the spline fitting portion 66 of the second driven gear 40 is moved in the axial direction to the position where it overlaps with the meshing portion 59 of the first drive gear 25 and the first driven gear 54 and the dog clutch 58 in the radial direction. The shaft 20 is shorter than the output shaft 110 of the transmission 100 of FIG. On the other hand, in the vehicular transmission 100 having the conventional structure shown in FIG. 3, the spline fitting portion 106 of the second driven gear 104 is in a position overlapping with the meshing portion of the second driven gear 104 in the radial direction. For this reason, it is difficult to dispose the belt traveling clutch Cb (clutch-related component) on the torque converter 14 side in the axial direction, and as a result, it is difficult to shorten the shaft length of the output shaft 110.

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。 Here, in the first driven gear 54, the moment applied to the first driven gear 54 (centered on the spline fitting portion 64) due to the thrust load Fβ1 generated in the meshing portion 59 during forward acceleration and the diameter generated in the meshing portion 59. The direction of twisting of the teeth of the first driven gear 54 is set so that the moment applied to the first driven gear 54 due to the radial load Fα1 acting on the inner side of the direction (with the spline fitting portion 64 as the center) is opposite. Yes. In the first drive gear 25, during forward acceleration, the moment applied to the first drive gear 25 due to the thrust load Fβ1 generated at the meshing portion (centered on the shaft insertion portion 53) and the diameter generated at the meshing portion 59. The twist direction of the teeth of the first drive gear 25 is set so that the moment applied to the first drive gear 25 by the radial load Fα1 acting on the inner side of the direction (with the shaft insertion portion 53 as the center) is opposite. ing.

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。 As shown in FIG. 4 (a), the first drive gear 25 and the first driven gear 54 are each constituted by a bevel gear, and when torque is transmitted, the axial direction depends on the torsion angle β1. A thrust load F [beta] 1 acting on is generated. The thrust loads Fβ1 generated by the first drive gear 25 and the first driven gear 54 have the same magnitude and the opposite directions. Here, the first driven gear 54 is set to the left twist toward the engine 8 side, and the first drive gear 25 is set to the right twist toward the engine 8 side, so that the first driven gear 54 is accelerated during forward acceleration. A thrust load Fβ1 generated at the meshing portion 59 acts on the engine side in the axial direction. Further, a thrust load Fβ1 generated at the meshing portion 59 of the first drive gear 25 during forward acceleration acts on the continuously variable transmission mechanism side in the axial direction.

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。 Each load Fα1 shown in FIG. 4A is a radial load Fα1 acting in the central direction (inward in the radial direction) of the gear based on the pressure angle α1 of the first drive gear 25 and the first driven gear 54, respectively. When the twist directions of the teeth of the first drive gear 25 and the first driven gear 54 are set in this way, the meshing load Fα1 and the thrust load Fβ1 act in the directions shown in FIG. 54, the moment acts on the spline fitting portion 64, but the moment applied to the first driven gear 54 by the radial load Fα1 acts counterclockwise, and the moment applied to the first driven gear 54 by the thrust load Fβ1 rotates clockwise. Since they act, the mutual moments cancel each other. Accordingly, the moment applied to the first driven gear 54 is reduced. In the first drive gear 25, a moment acts around the shaft insertion portion 53, but the moment applied to the first drive gear 25 by the radial load Fα1 acts counterclockwise, and the first drive by the thrust load Fβ1. Since the moment applied to the gear 25 acts clockwise, the mutual moments cancel each other. Accordingly, the moment applied to the first drive gear 25 is reduced. Since the amount of deformation due to the moment applied to the first drive gear 25 and the first driven gear 54 is also reduced, the deterioration of gear performance (strength, noise, efficiency) is also suppressed. Further, since the load applied to the shaft insertion portion 53 of the first drive gear 25 and the spline fitting portion 64 of the first driven gear 54 is reduced and it is advantageous in terms of strength, the rigidity of the gear can be reduced. Relatedly, the first drive gear 25 and the first driven gear 54 can be reduced in weight.

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。 Further, in the second driven gear 40, the moment applied to the second driven gear 40 around the spline fitting portion 66 due to the thrust load Fβ2 generated at the meshing portion 61 during forward acceleration and the radially inner side generated at the meshing portion 61 The direction of twisting of the teeth of the second driven gear 40 is set so that the moment applied to the second driven gear 40 around the spline fitting portion 66 due to the acting radial load Fα2 is opposite.

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。 As shown in FIG. 4 (b), each of the second drive gear 56 and the second driven gear 40 is composed of a bevel gear, and when torque is transmitted, the second drive gear 56 and the second driven gear 40 are arranged in the axial direction according to the twist angle β2. An acting thrust load Fβ2 is generated. The thrust loads Fβ2 generated by the second drive gear 56 and the second driven gear 40 have the same magnitude and the opposite directions. Here, the second driven gear 40 is set to the right twist toward the engine 8 side, and the second drive gear 56 is set to the left twist toward the engine 8 side, so that the second driven gear 40 is accelerated during forward acceleration. A thrust load Fβ2 generated at the spline fitting portion 66 acts on the engine side in the axial direction.

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。 Each load Fα2 shown in FIG. 4 (b) is a radial load Fα2 acting in the center direction of the gear (in the radial direction) based on the pressure angle α2 of the second driven gear 40. When the twist directions of the teeth of the second drive gear 56 and the second driven gear 40 are set in this way, the meshing load Fα2 and the thrust load Fβ2 act in the directions shown in FIG. 2 during forward acceleration, whereby the second driven gear. 40, the moment acts on the spline fitting portion 66 as a center, but the moment applied to the second driven gear 40 by the radial load Fα2 acts counterclockwise, and the moment applied to the second driven gear 40 by the thrust load Fβ2 is clockwise. Since they act, the mutual moments cancel each other. Accordingly, the moment applied to the spline fitting portion 66 of the second driven gear 40 is reduced. As a result, the amount of deformation due to the moment applied to the second driven gear 40 is also reduced, so that deterioration of gear performance (strength, noise, efficiency) is also suppressed. Further, since the load applied to the spline fitting portion 66 of the second driven gear 40 is reduced, which is advantageous in terms of strength, the rigidity of the parts can be reduced, and the weight of the second driven gear 40 can be reduced in this connection. You can also.

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。 As described above, according to the present embodiment, the first driven gear 54 provided on the intermediate shaft 52 is meshed with the first drive gear 25 because the spline fitting portion 64 is shifted to the engine side in the axial direction. A space is formed on the inner peripheral side of the portion 59. By accommodating the dog clutch 58 in this space, the axial length of the intermediate shaft 52 can be shortened. Further, since the spline fitting portion 66 of the second driven gear 40 provided on the output shaft 20 is shifted to the engine side in the axial direction, the output shaft 20 is shortened accordingly. Further, a space is formed on the inner peripheral side of the meshing portion 61 with the second drive gear 56, and the belt running clutch Cb can be accommodated in this space. Further, the first drive gear 25 provided on the input shaft 16 has an inner periphery of the meshing portion 59 with the first driven gear 54 because the shaft insertion portion 53 is shifted to the continuously variable transmission mechanism side in the axial direction. A space is formed on the side. This space can accommodate oil pump related parts and the like, and by adjusting the pulley position of the continuously variable transmission mechanism 22 according to the output shaft 20 with a shortened shaft length, the shaft length of the entire transmission can be adjusted. Can be shortened.

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。 Further, according to the present embodiment, the first drive gear 25 is set to be right-twisted toward the engine 8 side, so that the moment due to the radial load Fα1 generated in the first drive gear 25 during forward acceleration and the thrust The moment applied to the first drive gear 25 is reduced by reversing the moment due to the load Fβ1. Further, since the first driven gear 54 is set to be left-twisted toward the engine 8 side, the moment due to the radial load Fα1 generated by the first driven gear 54 during forward acceleration and the moment due to the thrust load Fβ1 are reversed. As a result, the moment applied to the first driven gear 54 is reduced. Further, since the second driven gear 40 is set to be twisted rightward toward the engine 8, the moment caused by the radial load Fα2 generated in the second driven gear 40 during forward acceleration and the moment caused by the thrust load Fβ2 are reversed. Thus, the moment applied to the second driven gear 40 is reduced. Therefore, the amount of deformation of the first drive gear 25, the first driven gear 54, and the second driven gear 40 due to the moment is also reduced, so that the gear performance is improved. Further, since the load applied to the first drive gear 25, the first driven gear 54, and the second driven gear 40 is reduced, which is advantageous in terms of strength, for example, the first drive gear 25, the first driven gear 54, and the second driven gear 40 are used. As a result, the weight of these components can be reduced.

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。 As mentioned above, although the Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.

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。 For example, in the above-described embodiment, a belt-type continuously variable transmission has been adopted as the continuously variable transmission mechanism 22. However, the belt-type continuously variable transmission is not necessarily limited to a toroidal continuously variable transmission mechanism. Can be changed. Further, the stepless transmission mechanism is not limited to the continuously variable transmission mechanism.

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。 In the above-described embodiment, the chain mechanism 26 for driving the oil pump is provided between the gear mechanism 24 and the torque converter 14. However, the present invention is not necessarily limited thereto. And an oil pump between the torque converter 14 and the torque converter 14.

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。 Further, the twisting directions of the first drive gear 25 and the first driven gear 54 and the twisting directions of the second drive gear 56 and the second driven gear 40 in the above-described embodiment are merely examples. As long as the thrust load acting on the driven gears 54, 40 meshing portions 59, 61 acts on the spline fitting portions 64, 66 side with respect to the meshing portions 59, 61 in the axial direction, it can be appropriately changed.

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。 Further, although the gear mechanism 24 of the above-described embodiment has a constant gear ratio in which the gear ratio is larger than the maximum gear ratio γmax of the continuously variable transmission mechanism 22, the gear mechanism 24 is not limited to this. For example, the transmission gear ratio has a transmission gear ratio smaller than the minimum transmission gear ratio γmin of the continuously variable transmission mechanism 22 or can be shifted to at least two speeds and is larger than the maximum transmission gear ratio γmax of the continuously variable transmission mechanism 22; The mechanism 22 can be changed as appropriate, such as being switchable to a speed ratio smaller than the minimum speed ratio γmin of the mechanism 22.

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。 The above description is only an embodiment, and the present invention can be implemented in variously modified and improved forms based on the knowledge of those skilled in the art.

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） 8: engine 10: vehicle transmission 16: input shaft 20: output shaft 22: continuously variable transmission mechanism 24: gear mechanism 25: first drive gear 30: primary pulley 36: secondary pulley 40: second driven gear 52: intermediate shaft 53: Shaft insertion portion 54: First driven gear 56: Second drive gear 58: Dog clutch (connecting / disconnecting device)
59: meshing part (meshing part of first drive gear and first driven gear)
61: meshing part (meshing part of second drive gear and second driven gear)
64: Spline fitting part (shaft insertion part)
66: Spline fitting part (shaft insertion part)
Cb: Belt travel clutch (engagement element)

Claims

An input shaft that receives engine torque and is connected to a primary pulley of the continuously variable transmission mechanism, an output shaft that is connected to a secondary pulley of the continuously variable transmission mechanism and functions as an output rotating member, and the input shaft to the output shaft The continuously variable transmission mechanism and the gear mechanism are arranged side by side in the axial direction between the input shaft and the output shaft, and the gear mechanism is In the vehicle transmission, which is disposed on the engine side in the axial direction with respect to the step transmission mechanism and provided with a connection / disconnection device on the intermediate shaft,
The gear mechanism has a first drive gear, a second drive gear, a first driven gear, and a second driven gear,
The first drive gear is provided on the input shaft and meshed with the first driven gear, and the shaft insertion portion of the first drive gear is meshed with the first driven gear of the first drive gear. Is shifted to the continuously variable transmission mechanism side in the axial direction,
The first driven gear is provided on the intermediate shaft and meshed with the first drive gear, and a shaft insertion portion of the first driven gear is coupled with a meshing portion of the first driven gear with the first drive gear. Is also shifted to the engine side in the axial direction,
The second drive gear is provided closer to the continuously variable transmission mechanism than the first driven gear in the axial direction on the intermediate shaft,
The second driven gear is provided on the output shaft and meshed with the second drive gear, and a shaft insertion portion of the second driven gear is coupled with a meshing portion of the second driven gear with the second drive gear. Is also shifted to the engine side in the axial direction,
The connecting / disconnecting device is interposed between the first driven gear and the second drive gear in the axial direction of the intermediate shaft, and the shaft insertion portion of the first driven gear is shifted to the engine side in the axial direction. The connecting / disconnecting device is accommodated in the space formed by
An engagement element is accommodated in a space formed by shifting the shaft insertion portion of the second driven gear toward the engine in the axial direction.