JPWO2010137668A1 - 動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを素早く行うと共に切り替え時の衝撃を防止することができ、さらに特別な制御を行わなくても、惰性運動時の出力量が減少することを防止できる動力伝達装置を提供する。第１スプラグ（１３）を傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを行うので、切り替えに要する時間を短縮でき、切り替えを素早く行うことができる。また、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態になるまでの間に第１内輪（１１）と第１外輪（１２）とが空転することもなく、切り替え時の衝撃を防止することができる。さらに、惰性運動時に第１スプラグ（１３）が反セルフロック方向へ自然に傾動するため、惰性運動時に制動されることを防ぎ、惰性運動時の出力量が減少することを防止できる。

Description

本発明は、動力伝達装置に関し、特に、一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを素早く行うと共に切り替え時の衝撃を防止することができ、さらに特別な制御を行わなくても、惰性運動時の出力量が減少することを防止できる動力伝達装置に関するものである。

従来、動力源からの動力を伝達する動力伝達装置として、例えば、特許文献１には、入力軸と、入力軸に平行な出力軸と、入力軸および出力軸に配設され互いに常時噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の歯車対と、歯車対のそれぞれ一方の歯車に設けられたツーウェイクラッチと、を備えるものが開示されている。

特許文献１に開示される動力伝達装置では、ツーウェイクラッチは、外周面が断面多角形状の内輪と、その内輪の外周面に対向する断面円形状の内周面を有する外輪と、その外輪の内周面と内輪の外周面との間に複数のローラを円周方向に保持する保持器とを備えている。このツーウェイクラッチは、保持器が中立状態にあると、外輪の内周面とローラとの間に隙間が存在するため、内輪と外輪とは自由に相対回転できる（空転して動力は伝達されない）。これに対し、保持器を円周方向に変位させてローラを移動させると、内輪や外輪の回転に伴って、ローラが外輪の内周面と内輪の外周面との間に楔のように噛み込み、内輪と外輪とをロックできる（ロック状態では動力が伝達される）。このように、この動力伝達装置では、該当する歯車対に設けられた保持器を中立状態から円周方向に変位させ、内輪と外輪との間にローラを噛み込ませることによりロックさせ、動力を伝達する状態に切り替えて変速を行う。

特開２００７−２９８１４５号公報

しかしながら、特許文献１に開示される動力伝達装置では、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態に切り替えるためには、該当する歯車対に設けられたローラを円周方向に移動させ、さらに内輪や外輪の回転を利用して、外輪の内周面と内輪の外周面との間にローラを楔のように噛み込ませる必要がある。このため、ローラの移動に時間がかかり、切り替えに時間を要するという問題点があった。

また、切り替えに時間を要すると、動力を伝達しない状態から動力が伝達されるまでの間に、外輪または入力軸と内輪または出力軸とが空転する。この結果、ローラが楔のように噛み込むロック時に、衝撃が生じるという問題点があった。

また、加速時にシフトアップ変速を行う場合、内外輪の回転に対して回転を止めるブレーキ力を付加してローラを回転方向に移動させると共に、動力が入力される外輪の回転速度が、出力軸に繋がる内輪の回転速度と同じか又は相対的に速くなると、ローラが外輪の内周面と内輪の外周面との間の正回転方向に噛み込まれる。その結果、内輪と外輪とがロックされ、入力軸から出力軸を駆動する状態となる。次いで、コースト走行（惰性走行）を行うと、動力が入力される外輪の回転速度は、出力軸に繋がる内輪の回転速度より相対的に遅くなるため、正回転方向に噛み込まれたローラが外れ、中立状態を経て、外輪の内周面と内輪の外周面との間の逆回転方向に噛み込まれる。その結果、再び内輪と外輪とがロックされ、出力軸から入力軸を駆動する状態となる。このように、正回転方向に噛み込まれたローラが外れ、中立状態を経て逆回転方向に噛み込まれる切り替え時においても、回転ガタがあるため、衝撃が生ずるという問題点があった。

また、コースト走行（惰性走行）時の抵抗を無くすには、出力軸の制動を抑制するため、ローラが噛み込まれないように中立状態に保つように制御する必要がある。このように、コースト走行時には、ローラを制御しなければ出力軸が制動されるため、惰性走行可能な距離が短くなるという問題点（惰性運動時の出力量が減少するという問題点）があった。

本発明は、上述した問題点を解決するためになされたものであり、一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを素早く行うと共に切り替え時の衝撃を防止することができ、さらに特別な制御を行わなくても、惰性運動時の出力量が減少することを防止できる動力伝達装置を提供することを目的としている。

課題を解決するための手段および発明の効果

請求項１記載の動力伝達装置によれば、第１クラッチは、付勢部材によりスプラグに付勢力が付与され、第１内輪の外周面および第１外輪の内周面に係合面が接するように第１スプラグがセルフロック方向へ傾動することで、第１内輪および第１外輪に第１スプラグが係合する。これにより、第１内輪と第１外輪との一定回転方向への相対回転が規制される。これに対し、荷重付与装置により付勢部材の付勢力に抗して第１スプラグに荷重が付与され、第１スプラグが反セルフロック方向へ傾動することで、第１内輪および第１外輪への第１スプラグの係合が解除され、第１内輪と第１外輪とが相対回転する。

このように、本発明によれば、第１スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを行うので、従来のように、ローラを円周方向に変位させて切り替えを行う場合と比較して、切り替えに要する時間を短縮でき、切り替えを素早く行うことができるという効果がある。

また、第１スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断を行うので、従来のように、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態になるまでの間に第１内輪と第１外輪とが空転することもなく、切り替え時の衝撃を防止することができるという効果がある。

さらに、出力軸から入力軸へ動力が伝達される惰性運動時に、第１内輪および第１外輪への第１スプラグの係合が解除されて第１スプラグが反セルフロック方向へ自然に傾動するため、荷重付与装置を作動しなくても、出力軸から入力軸への動力の伝達が遮断される。その結果、荷重付与装置を作動しなくても、惰性運動時に出力軸が制動されることを防ぎ、惰性運動時の出力量が減少することを防止できるという効果がある。

請求項２記載の動力伝達装置によれば、第２歯車対に配設され出力軸から入力される動力を入力軸へ伝達する第２クラッチを備えているので、出力軸から入力軸へ動力が伝達される惰性運動時には、第２クラッチによって出力軸から入力軸へ動力が伝達され、出力軸から入力軸を駆動する状態となり、動力源が出力軸の駆動抵抗となるため出力軸を制動できる。その結果、請求項１の効果に加え、惰性運動時の出力量が減少することを防止するよりも、出力軸の制動を優先できるという効果がある。

請求項３記載の動力伝達装置によれば、第２歯車対の出力軸に配設された歯車の歯数が、第１歯車対の出力軸に配設された歯車の内の最小歯数より小さいので、第２歯車対の変速比が第１歯車対の変速比より小さくなる。これにより、第２クラッチは出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断可能に構成しなくても、出力軸が惰性運動をする場合には、第１歯車対と第２歯車対との変速比の関係により、第１クラッチのスプラグを反セルフロック方向に傾動させることができる。このため、第１歯車対と第２歯車対との間に二重噛み合いが起きるのを防止できる。よって、請求項２の効果に加え、動力伝達装置の制御を簡素化できるという効果がある。

また、出力軸に逆動力（出力軸を逆回転させようとする動力）が入力される場合に、第１歯車対および第２歯車対の変速比により回転速度差が生じ、第１歯車対と第２歯車対とを二重噛み合いにできるという効果がある。このため、車両が登坂停止している場合に、サイドブレーキを作動させたり大きな駆動力が得られるように動力源を制御したりすることなく、車両の後退を防止することができる。また、車両が登坂停止した状態から前進する場合は、動力源を駆動するのみで発進できる。

請求項４記載の動力伝達装置によれば、第２クラッチは、出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断可能に構成されているので、出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断すれば惰性運動時に出力量が減少することを防止できる。その結果、出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断しなければ出力軸の制動を行うことができる。以上のように、請求項２又は３の効果に加え、惰性運動時に、出力量または出力軸の制動のいずれを優先するかを選択できるという効果がある。

請求項５記載の動力伝達装置によれば、第２クラッチは、第２内輪と第２外輪とに接する第２スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを行うので、従来のように、ローラを円周方向に変位させて切り替えを行う場合と比較して、切り替えに要する時間を短縮できる。従って、請求項４の効果に加え、切り替えを素早く行うことができるという効果がある。

また、第２スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断を行うので、従来のように、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態になるまでの間に第２内輪と第２外輪とが空転することもなく、切り替え時の衝撃を防止できるという効果がある。

また、加速時において第１クラッチがセルフロックされる状態から、コースト時において第２クラッチがセルフロックされる状態に回転ガタなく切り替えることができるため、切り替え時の遊転による衝撃を防止できるという効果がある。

第１実施の形態における動力伝達装置が搭載される車両を模式的に示した模式図である。 動力伝達装置を模式的に示した模式図である。 第１クラッチの断面図である。 図３のＩＶ−ＩＶ線における第１クラッチの断面図である。 図４のＶで示す部分を拡大して示した第１クラッチの部分拡大断面図である。 （ａ）は加速走行時（第１速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は加速走行時（第２速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｃ）は加速走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 コースト走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は第２クラッチの内部構造の一部を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置において加速走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）はコースト走行時（第３速）に出力軸から入力軸に動力を伝達する動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｃ）はコースト走行時（第３速）に出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断した動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置において車両が登坂停止している場合の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は車両が登坂停止した状態から前進する場合の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第３実施の形態における動力伝達装置が搭載される車両を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は動力伝達装置を模式的に示した模式図である。

以下、本発明の好ましい実施の形態について、添付図面を参照して説明する。図１は、本発明の第１実施の形態における動力伝達装置１が搭載される車両１００を模式的に示した模式図である。なお、図１の矢印Ｆ−Ｂ，Ｌ−Ｒは、車両１００の前後方向、左右方向をそれぞれ示している。

まず、車両１００の概略構成について説明する。車両１００は、図１に示すように、前輪１０１（左の前輪１０１ＦＬ及び右の前輪１０１ＦＲ）を駆動するフロントユニット１１０を備えている。フロントユニット１１０は、動力源としてのエンジン１１１及びモータ１１２と、それらエンジン１１１及びモータ１１２の動力を前輪１０１に伝達する動力伝達装置１１３とを主に備え、エンジン１１１及びモータ１１２の２つの動力を使い分けて前輪１０１を駆動可能に構成されている。また、このフロントユニット１１０は、モータ１１２が発電機としての機能を兼ね備えており、モータ１１２により発電した電力を回生可能に構成されている。なお、車両１００は、エンジン１１１又はモータ１１２のいずれか片方で構成されても良い。

次いで、図２を参照して、動力伝達装置１の詳細構成について説明する。図２は、動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図である。なお、図２では、理解を容易とするために、動力を伝達する機能を担う構成のみを図示している。また、以下の実施の形態においては、入力軸２にモータ１１２の駆動力を伝達する場合について説明するが、モータ１１２に代えてエンジン１１１の駆動力を伝達することや、エンジン１１１及びモータ１１２の駆動力を伝達することも当然可能である。

動力伝達装置１は、図２に示すように、モータ１１２の動力が入力される入力軸２と、その入力軸２と平行に配設された出力軸３と、その出力軸３および入力軸２に配設され互いに噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の第１歯車対４，５，６とを主に備えて構成されている。本実施の形態では、モータ１１２と第１歯車対４との間の入力軸２にメインクラッチ７が配設されており、メインクラッチ７を接続することで、モータ１１２の動力を動力伝達装置１に伝達するように構成されている。また、出力軸２に伝達された動力が動力伝達装置１の外部に出力され、前輪１０１に伝達されるように構成されている。

第１歯車対４，５，６は、入力軸２に配設され入力軸２から伝達される動力により駆動される駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと、出力軸３に配設され駆動歯車４ａ，５ａ，６ａにより従動駆動される被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂとを備えている。ここで、第１歯車対４，５，６は、変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）の大きなものから、モータ１１２に近い順に第１速、第２速、第３速とされ、本実施の形態においては、第１歯車対４が第１速、第１歯車対５が第２速、第１歯車対６が第３速である。なお、後進段については、図示を省略している。後進段の場合は、第１歯車対４，５，６の間にピニオン歯車を挿入すれば良い。

第１歯車対４，５，６を構成する駆動歯車４ａ，５ａ，６ａは、それぞれ入力軸２と一体に形成されている。一方、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａにそれぞれ対向して噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは、後述する第１クラッチ１０を介して出力軸３にそれぞれ固定されている。第１クラッチ１０は、入力軸２から出力軸３へ動力を伝達する一方、出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断するものであり、入力軸２から出力軸３への動力の伝達を遮断可能に構成されている。

ここで、図３及び図４を参照して、第１クラッチ１０の詳細構成について説明する。図３は、第１クラッチ１０の断面図であり、図４は、図３のＩＶ−ＩＶ線における第１クラッチ１０の断面図である。第１クラッチ１０は、図３及び図４に示すように、第１内輪１１と、その第１内輪１１の外周を囲む第１外輪１２と、それら第１内輪１１と第１外輪１２との間に配設される複数の第１スプラグ１３と、それら第１スプラグ１３を保持する保持器１４と、荷重付与装置１５とを主に備えて構成されている。

第１内輪１１は、動力を伝達する機能を担う部材であり、図３及び図４に示すように、断面円形状の外周面１１ａを備え、軸心Ｏ回りに回転可能に構成されている。また、この第１内輪１１は、出力軸３（図２参照）と一体に形成されている。第１外輪１２は、第１内輪１１と共に動力を伝達する機能を担う部材であり、図３及び図４に示すように、第１内輪１１の外周面１１ａに対向する断面円形状の内周面１２ａを備え、第１内輪１１と同様に軸心Ｏ回りに回転可能に構成されている。また、この第１外輪１２は、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ（図２参照）と一体に形成されている。

第１スプラグ１３は、第１内輪１１と第１外輪１２とを係合する機能を担う部材であり、外周面１１ａ及び内周面１２ａにそれぞれ接する係合面１３ａ，１３ｂ（図５参照）を備え、図４に示すように、外周面１１ａ及び内周面１２ａの対向間において円周方向に等間隔で複数配設されている。また、この第１スプラグ１３は、リボンスプリング１６（図５参照）により内周面１１ａ及び外周面１２ａの円周方向に付勢されている。

ここで、図５を参照して、リボンスプリング１６について説明する。図５は、図４のＶで示す部分を拡大して示した第１クラッチ１０の部分拡大断面図である。リボンスプリング１６は、第１スプラグ１３に付勢力を付与して外周面１１ａ及び内周面１２ａに係合面１３ａ，１３ｂが接するように第１スプラグ１３に図５の矢印Ｓ方向（以下「セルフロック方向」と称す）の回転モーメントを発生させる部材であり、図５に示すように、金属材料に波状の曲げ加工を施して形成され、その弾性を利用して第１スプラグ１３に付勢力を付与可能に構成されている。但し、このリボンスプリング１６は、コイルばねにより構成しても良い。

このリボンスプリング１６により第１スプラグ１３に付勢力が付与されることで、外周面１１ａ及び内周面１２ａに係合面１３ａ，１３ｂが接するように第１スプラグ１３がセルフロック方向へ傾動する。その結果、図５に示すように、内周面１２ａと係合面１３ｂとの接点Ａ及び外周面１１ａと係合面１３ａとの接点Ｂに摩擦力が発生すると共に外周面１１ａ及び内周面１２ａの円周方向における各接点Ａ，Ｂの位置ずれにより、第１内輪１１及び第１外輪１２が所定の方向へ回転する場合には、第１内輪１１及び第１外輪１２に第１スプラグ１３が係合する。

即ち、第１外輪１２が第１スプラグ１３に対して、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、図５の矢印Ｒｏ方向（以下「ロック方向」と称す）へ回転する場合には、第１内輪１１及び第１外輪１２に第１スプラグ１３が係合する。これにより、出力軸３は被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと共に回転する。一方、第１外輪１２が第１スプラグ１３に対して、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、図５の反矢印Ｒｏ方向（以下「フリー方向」と称す）へ回転する場合には、接点Ａに作用する摩擦力により第１スプラグ１３がリボンスプリング１６の付勢力に抗して反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除される。その結果、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転する。

また、第１内輪１１が第１スプラグ１３に対して、第１外輪１２との相対回転で第１外輪１２側から見て、図５の矢印Ｒｉ方向（以下「ロック方向」と称す）へ回転する場合には、第１内輪１１及び第１外輪１２に第１スプラグ１３が係合する。その結果、出力軸３は被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと共に回転する。一方、第１内輪１１が第１スプラグ１３に対して、第１外輪１２との相対回転で第１外輪１２側から見て、図５の反矢印Ｒｉ方向（以下「フリー方向」と称す）へ回転する場合には、接点Ｂに作用する摩擦力により第１スプラグ１３がリボンスプリング１６の付勢力に抗して反セルフロック方向へ傾動し、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転する。

図３及び図４に戻って説明する。保持器１４は、第１スプラグ１３を外周面１１ａ及び内周面１２ａの円周方向へ傾動可能に保持する部材であり、図３及び図４に示すように、保持部１４ａと、荷重伝達部１４ｂとを備えて構成されている。保持部１４ａは、第１スプラグ１３を保持する部位であり、図３及び図４に示すように、軸心Ｏ方向に延設され、第１スプラグ１３の上端側を保持している。荷重伝達部１４ｂは、荷重付与装置１５から荷重が伝達される部位であり、図３に示すように、軸心Ｏ方向と交差する方向に延設されている。これにより、荷重伝達部１４ｂを軸心Ｏ方向に延設する場合と比較して、保持器１４の軸心Ｏ方向の寸法を短縮でき、第１クラッチ１０の小型化を図ることができる。また、この荷重伝達部１４ｂは、図４に示すように、歯車状に形成され、後述するピニオン１５ｂとの間に構成される歯車機構を介して荷重付与装置１５から荷重が伝達されるように構成されている。これにより、荷重付与装置１５から保持器１４までの荷重の伝達経路中に生じるエネルギー損失を小さくでき、効率良く保持器１４に荷重を伝達することができる。

荷重付与装置１５は、リボンスプリング１６の付勢力に抗して第１スプラグ１３に荷重を付与して第１スプラグ１３を反セルフロック方向（図５の反矢印Ｓ回転方向）へ傾動させるための装置であり、図３及び図４に示すように、アクチュエータ１５ａと、ピニオン１５ｂとを備えて構成されている。アクチュエータ１５ａは、第１スプラグ１３に付与する荷重を生み出す動力源であり、電動機（交流モータ又は直流モータ）により構成され、電源（図示せず）から供給される電力により駆動可能に構成されている。このように、アクチュエータ１５ａが電動機により構成されているので、例えば、アクチュエータ１５ａをシリンダやソレノイド等により構成する場合と比較して、荷重付与装置１５の構造を簡素化すると共に小型化を図ることができる。また、荷重付与装置１５の構造が複雑な場合には、荷重付与装置１５が大型化し第１クラッチ１０の大型化を招くところ、荷重付与装置１５の構造を簡素化すると共に小型化を図ることができれば、第１クラッチ１０の小型化を図ることができる。

ピニオン１５ｂは、アクチュエータ１５ａの動力を保持器１４に伝達するための部材であり、図３に示すように、保持器１４の荷重伝達部１４ｂと噛み合う歯車状に形成され、荷重伝達部１４ｂとの間に歯車機構を構成している。このピニオン１５ｂによりアクチュエータ１５ａの動力が保持器１４に伝達されることで、保持器１４を介して第１スプラグ１３に荷重が付与される。このように、荷重付与装置１５は、保持器１４を介して第１スプラグ１３に荷重を付与するので、複数の第１スプラグ１３に一度に荷重を付与することができ、効率良く第１スプラグ１３に荷重を付与することができる。

上述したように構成される荷重付与装置１５によれば、リボンスプリング１６の付勢力に抗して第１スプラグ１３に荷重を付与することで、第１スプラグ１３を反セルフロック方向へ傾動させて、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除することができる。これにより、モータ１１２から入力軸２、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａ、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと伝達された動力が、第１クラッチ１０の第１外輪１２に入力されて、第１外輪１２が第１スプラグ１３に対して、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、ロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転する場合でも、荷重付与装置１５により第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除することで、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂを空転させて、入力軸２から出力軸３への動力の伝達を遮断することができる。

次いで、図６から図７を参照して、上述したように構成される第１実施の形態における動力伝達装置１の作動状態について説明する。図６から図７は、動力伝達装置１の内部構造の正面視を模式的に示しており、理解を容易とするために、動力の伝達経路を矢印Ｐで示すと共に、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａ、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ及び第１クラッチ１０の第１外輪１２の各回転方向を矢印で示している。また、第１歯車対４，５，６において、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を解除した場合を「ＯＮ」と表記し、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を非作動として、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が可能な場合を「ＯＦＦ」と表記している。

まず、図６を参照して、車両１００の前進時における動力伝達装置１の作動状態について説明する。図６（ａ）は加減速走行時（第１速）の動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図であり、図６（ｂ）は加減速走行時（第２速）の動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図であり、図６（ｃ）は加減速走行時（第３速）の動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図である。

図６に示すように、車両１００の前進時には、モータ１１２（図２参照）が正回転することで入力軸２が正回転し、動力が駆動歯車４ａ，５ａ，６ａに伝達され、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂが回転する。入力軸２の回転速度はモータ１１２の回転速度によって定まる。また、被動歯車４ｂの回転速度をα１、被動歯車５ｂの回転速度をα２、被動歯車６ｂの回転速度をα３とすれば、入力軸２から出力軸３に動力が伝達された場合の回転速度α１，α２，α３は、入力軸２の回転速度によって一義的に定まり、第１歯車対４，５，６の変速比の関係から、α１＜α２＜α３となる。出力軸３の回転速度は、変速段に応じた回転速度となる。

図６（ａ）に示すように、第１速走行時は、第２速の被動歯車５ｂ及び第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。その結果、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が強制的に解除される。第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転すると、荷重付与装置１５が非作動（ＯＦＦ）のため、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合し、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達される。その結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα１の回転速度で回転する。この時、第２速及び第３速の被動歯車５ｂ，６ｂの回転速度は、出力軸３の回転速度α１より速くなる（α１＜α２＜α３）。その結果、被動歯車５ｂ，６ｂにおける第１外輪１２は、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、ロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転する。しかし、第２速及び第３速における第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）させているため、被動歯車５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。

次に、第１速走行の状態から、第２速へシフトアップ変速を行うときは、図６（ｂ）に示すように、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止（ＯＦＦ）する。その結果、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０においても、第１速の被動歯車４ｂの第１クラッチ１０と同様に、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合可能な状態となる。

ここで、第２速の被動歯車５ｂの回転速度α２は、第１速の被動歯車４ｂの回転速度α１より速いため（α１＜α２）、第２速の被動歯車５ｂの回転速度α２が、出力軸３の回転速度（α１）を超えることになる。よって、第２速の被動歯車５ｂにおける第１クラッチ１０では、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達され、第２速の被動歯車５ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα２の回転速度で回転する。

一方、第１速の被動歯車４ｂの回転速度（α１）は、出力軸３の回転速度（α２）より遅くなる（α１＜α２）。このため、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２の回転速度が第１内輪１１の回転速度よりも遅くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第１速の被動歯車４ｂの第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。この結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。さらに、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０は荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）しているので、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が強制的に解除され、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。このように、第１速走行の状態から、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５の作動を停止するだけで、第２速へシフトアップ変速を行うことができる。

次に、第２速走行の状態から、第３速へシフトアップ変速を行うときは、図６（ｃ）に示すように、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止（ＯＦＦ）する。その結果、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０においても、第１速および第２速の被動歯車４ｂ，５ｂの第１クラッチ１０と同様に、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合可能な状態となる。

ここで、第３速の被動歯車６ｂの回転速度（α３）は、第２速の被動歯車５ｂの回転速度（α２）より速いため（α２＜α３）、第３速の被動歯車６ｂの回転速度（α３）が、出力軸３の回転速度（α２）を超えることになる。よって、第３速の被動歯車６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２が、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、ロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達され、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα３の回転速度で回転する。

一方、第２速の被動歯車５ｂの回転速度（α２）は、出力軸３の回転速度（α３）より遅くなる（α２＜α３）。このため、第２速の被動歯車５ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２の回転速度が第１内輪１１の回転速度よりも遅くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。この結果、第２速の被動歯車５ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。

同様に、第１速の被動歯車４ｂの回転速度（α１）は、出力軸３の回転速度（α３）より遅い（α１＜α３）。このため、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２の回転速度が第１内輪１１の回転速度よりも遅くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第１速の被動歯車４ｂの第１クラッチ１０においても、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。この結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。このように、第２速走行の状態から、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止するだけで、第３速へシフトアップ変速を行うことができる。

以上のように、車両加速中のシフトアップ変速を行う場合には、高速段側の被動歯車における第１クラッチ１０の荷重付与装置１５の作動を停止するだけで、低速段側については何も操作することなく変速が可能となる。また、第１クラッチ１０は、荷重付与装置１５の作動を停止することにより、第１スプラグ１３がセルフロック方向へ傾動し、瞬時に第１内輪１１と第１外輪１２との一定回転方向への相対回転が規制される。よって、切り替えに要する時間を短縮でき、素早い変速が可能となる。また、切り替えに要する時間を短縮できるため、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態になるまでの間に第１内輪１１と第１外輪１２とが空転することもなく、切り替え時の衝撃を防止することができる。さらに、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５の作動と非作動と切り替えるだけで変速が可能となるため、複雑な噛合機構やシフトフォークなどが不要となり、重量低減や小型化を図ることができる。これにより、限られたスペース内に多数の第１歯車対を収装でき、例えば６速以上の多数段の動力伝達装置１もコンパクト化できる。

なお、車両加速中により強い駆動力を求める場合など、シフトダウン変速を行う場合も、シフトアップ変速の場合と同様に、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を用いることで変速が可能である。図６（ｃ）に示す第３速走行の状態から、第２速へシフトダウン変速を行うときは、図６（ｂ）に示すように、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）させる。その結果、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０において、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除されるため、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されなくなる。一方、第２速の被動歯車５ｂの回転速度は、第１速の被動歯車４ｂの回転速度より速いため、第２速の被動歯車５ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第２速の被動歯車５ｂが出力軸３と共に回転することとなり、第３速走行の状態から第２速にシフトダウン変速できる。

次に、第２速走行の状態から第１速へシフトダウン変速を行うときは、図６（ａ）に示すように、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。その結果、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０において、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へのスプラグ１３の係合が解除されるため、第２速の被動歯車５ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されなくなる。その結果、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１速の被動歯車４ｂが出力軸３と共に回転することとなり、第２速走行の状態から第１速にシフトダウン変速できる。

また、第３速走行の状態から、第２速を飛び越えて第１速へシフトダウン変速を行うことも可能である。この場合は、図６（ｃ）に示す第３速走行の状態から、図６（ａ）に示すように、第３速の被動歯車６ｂ及び第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。その結果、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除されるため、第２速の被動歯車５ｂ及び第３速の被動歯車６ｂは出力軸３を空転し、動力は伝達されなくなる。これに対し、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１速の被動歯車４ｂが出力軸３と共に回転することとなり、第３速走行の状態から第１速にシフトダウン変速できる。

以上のように、シフトダウン変速を行う場合には、走行中の変速段の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させるだけで、低速段側については何も操作することなく変速が可能となる。また、同様の操作により、所定の変速段を飛び越えてシフトダウン変速を行うことも可能である。さらに、第１クラッチ１０は、荷重付与装置１５を作動させることにより、付勢部材１６の付勢力に抗して第１スプラグ１３に荷重が付与され、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動することで第１内輪１１および第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除される。よって、切り替えに要する時間を短縮でき素早い変速が可能となる。

次いで、図７を参照して、アクセルペダルを操作しない車両１００のコースト走行時（惰性走行時）における動力伝達装置１の作動状態について説明する。図７はコースト走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。図６（ｃ）を参照しながら説明した第３速走行の状態において、アクセルペダルを操作しない車両１００のコースト走行を行う場合は、図７に示すように、動力が出力軸３から動力伝達装置１に入力される。アクセルペダルを操作していないため、モータ１１２の回転数は下がり、入力軸２の回転は低下する。その結果、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の第１内輪１１（図５参照）が、第１外輪１２との相対回転で第１外輪１２側から見て、フリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転する。このため、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。よって、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し入力軸２に動力は伝達されない。

以上のように、コースト走行時には、荷重付与装置１５を作動しなくても出力軸３から入力軸２への動力の伝達が遮断される。これは、第１速走行（図６（ａ）参照）、第２速走行（図６（ｂ）参照）の場合においても同様である。その結果、荷重付与装置１５を作動させるという制御を行わなくても、モータ１１２の内部抵抗やイナーシャが出力軸３の駆動抵抗となることが防止され、出力軸３が制動されることを防止できる。よって、エネルギー損失を抑制して、コースト走行時の走行距離が短くなることを防止できる。

次いで、図８を参照して、第２実施の形態における動力伝達装置２０について説明する。図８（ａ）は動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図８（ｂ）は第２クラッチ２２の内部構造の一部を模式的に示した模式図である。以下、第１実施の形態と同一の部分については同一の符号を付して、その説明を省略する。なお、図８では、理解を容易とするために、動力を伝達する機能を担う構成のみを図示している。

動力伝達装置２０は、車両１００（図１参照）に搭載される動力伝達装置１に代えて、車両１００に搭載されている。また、図８（ａ）に示すように、モータ１１２の動力が入力される入力軸２と、その入力軸２に平行に配設された出力軸３と、その出力軸３および入力軸２に配設され互いに噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の第１歯車対４，５，６とを備えている。これらの構成は、第１実施の形態において説明したものと同様である。第２実施の形態における動力伝達装置２０は、さらに、入力軸２および出力軸３に配設され互いに噛み合う第２歯車対２１を備えて構成されている。

第２歯車対２１を構成する駆動歯車２１ａは、第２クラッチ２２を介して入力軸２に固定されている。一方、駆動歯車２１ａに対向して噛み合う被動歯車２１ｂは、出力軸３と一体に形成されている。また、第２歯車対２１の被動歯車２１ｂの歯数は、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの内の最小歯数（本実施の形態においては被動歯車６ｂの歯数）より小さくなるように形成されている。このため、入力軸２から出力軸３に動力が伝達された場合、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度α１，α２，α３及び被動歯車２１ｂの回転速度α４は、入力軸２の回転速度によって一義的に定まり、変速比の関係からα１＜α２＜α３＜α４となる。また、出力軸３の回転速度は変速段に応じた回転速度となる。なお、第１歯車対４，５，６及び第２歯車対２１の変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）を順にｋ１，ｋ２，ｋ３，ｋ４とすると、変速比はｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４の関係となる。

第２クラッチ２２は、出力軸３から入力軸２へ動力を伝達する一方、入力軸２から出力軸３への動力の伝達を遮断するものであり、出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断可能に構成されている。なお、第２クラッチ２２は第１クラッチ１０と同様に構成されているため、詳細な説明を省略する。また、第１クラッチ１０と同一の部分については同一の符号を用いて以下説明する。

第２クラッチ２２は、第２内輪２２１（図８（ｂ）参照）が入力軸２と一体に形成されており、第２外輪２２２は第２歯車対２１の駆動歯車２１ａと一体に形成されている。また、第２クラッチ２２は、第２外輪２２２の内周面２２２ａと第２内輪２２１の外周面２２１ａとに接する第２スプラグ２２３を備えている。この第２クラッチ２２によれば、動力が入力軸２から入力され、第２内輪２２１が第２スプラグ２２３に対して、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、図８（ｂ）の反矢印Ｒｉ方向（フリー方向）に回転する場合には、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合が解除される。その結果、入力軸２は駆動歯車２１ａを空転し、入力軸２から出力軸３への動力の伝達が遮断される。また、第２内輪２２１が第２スプラグ２２３に対して、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、図８（ｂ）の矢印Ｒｉ方向（ロック方向）に回転する場合には、第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ第２スプラグ２２３が係合する。その結果、駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転し、入力軸２から出力軸３へ動力が伝達される。

一方、動力が出力軸３から、被動歯車２１ｂを介して第２クラッチ２２に入力されると、第２外輪２２２が第２スプラグ２２３に対して図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向（ロック方向）に回転し、第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ第２スプラグ２２３が係合する。その結果、駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転し、出力軸３から入力軸２へ動力が伝達される。また、第２外輪２２２が第２スプラグ２２３に対して、第２内輪２２１との相対回転で第２内輪２２１側から見て、図８（ｂ）の反矢印Ｒｏ方向（フリー方向）に回転する場合には、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合が解除される。その結果、入力軸２は駆動歯車２１ａを空転し、出力軸３から入力軸２への動力の伝達が遮断される。

なお、第２クラッチ２２は、第１クラッチ１０と同様に荷重付与装置（図示しない）を備えている。第２クラッチ２２の荷重付与装置１５（図４参照）を作動させることで、リボンスプリング１６の付勢力に抗して第２スプラグ２２３に荷重を付与し、第２スプラグ２２３を反セルフロック方向へ傾動させて、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合を強制的に解除できる。これにより、出力軸３から被動歯車２１ｂ及び駆動歯車２１ａを介して、第２クラッチ２２に伝達された動力が第２外輪２２２に入力されて、第２外輪２２２が第２スプラグ２２３に対してロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向）へ回転する場合でも、荷重付与装置１５により第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合を強制的に解除することで、駆動被動歯車２１ａを空転させて、出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断することができる。

次いで、図９から図１０を参照して、上述したように構成される第２実施の形態における動力伝達装置２０の作動状態について説明する。図９から図１０は、動力伝達装置２０の内部構造の正面視を模式的に示している。ここで、図９および図１０では、理解を容易とするために、動力の伝達経路を矢印Ｐで示すと共に、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａ，２１ａ、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ，２１ｂ及び第１クラッチ１０及び第２クラッチ２２の外輪１２の各回転方向を矢印で示している。また、第１歯車対４，５，６及び第２歯車対２１において、第１クラッチ１０及び第２クラッチ２２の荷重付与装置１５（図４参照）を作動させて、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合を解除した場合を「ＯＮ」と表記する。第１クラッチ１０及び第２クラッチの荷重付与装置１５を非作動として、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合が可能な場合を「ＯＦＦ」と表記している。

まず、図９を参照して、車両１００の前進時における動力伝達装置２０の作動状態について説明する。図９（ａ）は加速走行時（第３速）の動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図９（ｂ）はコースト走行時（第３速）に出力軸３から入力軸２に動力を伝達する動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図９（ｃ）はコースト走行時（第３速）に出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断した動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図である。

図９（ａ）に示すように、加速走行時（第３速）は、第１実施の形態で説明したように、第１速〜第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ（被動歯車の回転方向は図９において時計回り）の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止する（ＯＦＦ）。第３速の被動歯車６ｂの回転速度（α３）は、第１速および第２速の被動歯車４ｂ，５ｂの回転速度（α１，α２）より速いため（α１＜α２＜α３）、第３速の被動歯車６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２が第１内輪１１との相対回転でロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）に回転し、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達され、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα３の回転速度で回転する。

一方で、この場合には、出力軸３から被動歯車２１ｂを介して、駆動歯車２１ａが回転速度α４で回転する。本実施の形態においては、第２歯車対２１の変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）ｋ４が、第１歯車対６の変速比ｋ３より小さく設定されているので、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転速度（α４＝α３・ｋ４＝ｋ４／ｋ３・α）は、入力軸２の回転速度（α）より小さくなる。このため、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）の回転速度α４が第２内輪２２１の回転速度αよりも遅くなり、相対的に第２外輪２２２がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ２２では、第２スプラグ２２３は第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合できない。従って、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動しなくても、動力伝達装置２０は、第２歯車対２１に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３の回転速度α３）となる。

なお、第２歯車対２１の変速比ｋ４を、第１歯車対６の変速比ｋ３より大きくなるように設定した場合は、駆動歯車２１ａの回転速度（α４＝ｋ４／ｋ３・α）は、入力軸２の回転速度（α）より大きくなる。このため、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２の回転速度α４が第２内輪２２１の回転速度αよりも速くなり、相対的に第２外輪２２２がロック方向へ回転している状態と等しくなる。この場合には、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動させることにより（ＯＮ）、第２スプラグ２２３を強制的に反セルフロック方向へ傾動させ、第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合できなくする。その結果、上述の場合と同様に、第２歯車対２１に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３の回転速度α３）が得られる。

次に、第３速走行の状態でコースト走行を行う場合は、図９（ｂ）に示すように、動力が出力軸３から入力軸２へと入力される。その結果、出力軸３から第２歯車対２１の被動歯車２１ｂを介して駆動歯車２１ａが駆動される。即ち、第２クラッチ２２の第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）に動力が伝達される（回転速度α４）。一方、第２クラッチ２２の第２内輪２２１は入力軸２からの駆動力が無い状態なので、その回転速度は、駆動歯車２１ａの回転速度α４より遅くなる。その結果、第２クラッチ２２の第２外輪２２２が、第２内輪２２１との相対回転で第２内輪２２１側から見て、ロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向）に回転する。第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動させない場合には（ＯＦＦ）、第２外輪２２２及び第２内輪２２１へスプラグ１３が係合する。その結果、第２クラッチ２２の第２外輪２２２から第２内輪２２１に向かって動力が伝達され、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転する（回転速度α４）。第２歯車対２１の変速比がｋ４であり、第２歯車対２１の被動歯車２１ｂの回転速度がα３であるから、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転速度α４はｋ４・α３である。第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転につれて入力軸２が回転し、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａも回転する（回転速度α４＝ｋ４・α３）。

この結果、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂに動力が伝達され、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは各々の変速比に応じた速度で回転する。被動歯車４ｂの回転速度β１はｋ４／ｋ１・α３であり、被動歯車５ｂの回転速度β２はｋ４／ｋ２・α３であり、被動歯車６ｂの回転速度β３はｋ４／ｋ３・α３である。ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４であるから、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度β１，β２，β３は、いずれもα３より小さくなる。

一方、出力軸３の回転速度はα３であるため、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０（図５参照）では、第１内輪１１がα３の速度で回転する。このため、第１クラッチ１０では、第１内輪１１の回転速度が第１外輪１２の回転速度（β１＝ｋ４／ｋ１・α３）よりも速くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。従って、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動させない場合（ＯＦＦ）、動力伝達装置２０（図８（ａ）参照）は、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させなくても、第１歯車対４，５，６に影響されることなく、出力軸３からの動力を入力軸２へ第２歯車対２１を介して伝達できる。これにより、車両１００のコースト走行時には、出力軸３から入力される動力によりモータ１１２を発電機として機能させて、モータ１１２により発電した電力を電源に回生することができる。これにより、省エネルギー化を図ることができる。また、モータ１１２の内部抵抗やイナーシャが出力軸３の駆動抵抗となるため、出力軸３を制動できる（エンジンブレーキ）。

これに対し、モータ１１２の内部抵抗やイナーシャが出力軸３の駆動抵抗となるのを防ぐ場合には、図９（ｃ）に示すように、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。出力軸３から動力が動力伝達装置２０（図８（ａ）参照）に入力されると、第２クラッチ２２の第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）が、第２内輪２２１との相対回転で第２内輪２２１側から見て、ロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向）に回転するが、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）させることにより、第２スプラグ２２３が強制的に反セルフロック方向へ傾動され、第２外輪２２２及び第２内輪２２１へ係合できない。よって、駆動歯車２１ａは入力軸２を空転し入力軸２に動力は伝達されない。

また、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の第１内輪１１（図５参照）は、第１外輪１２との相対回転でフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転する。このため、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。よって、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し、入力軸２に動力は伝達されない。これにより、エネルギー損失を抑制して、コースト走行における走行距離が短くなることを防止できる。

以上のように、コースト走行時に、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５の作動と非作動とを切り替えることにより、エネルギー損失を抑制して走行距離を伸ばすか、或いは出力軸３の制動および電力の回生を図るか、いずれを優先するかを選択できる。

次いで、図１０を参照して、車両１００の登坂停止時における動力伝達装置２０の作動状態について説明する。図１０（ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置２０において車両１００が登坂停止している場合の動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図１０（ｂ）は車両１００が登坂停止した状態から前進する場合の動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図である。

車両１００が登坂停止している場合は、車両１００は重力により坂を後進しようとするため、前輪１０１は前進の回転に対して逆回転しようとする。この結果、図１０（ａ）に示すように、前輪１０１から動力伝達装置２０の出力軸３を逆回転させようとする逆動力が入力される。この逆動力により、出力軸３から被動歯車２１ｂを介して、駆動歯車２１ａは逆回転（図１０（ａ）時計回りに回転）しようとする。これにより、第２歯車対２１の第２クラッチ２２の第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）は逆回転しようとする。また、第１歯車対４，５，６の第１クラッチ１０の第１内輪１１（図５参照）も、それぞれ逆回転（図１０（ａ）反時計回りに回転）しようとする。この逆動力による出力軸３の回転速度（回転した場合の仮想値）をγとする。

この逆動力により、第１歯車対４，５，６においては、第１クラッチ１０の第１内輪１１が、第１外輪１２との相対回転でロック方向（図５の矢印Ｒｉ方向）に回転しようとするので、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１クラッチ１０の第１内輪１１から第１外輪１２に向かって動力が伝達され、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３と共に回転しようとする（回転速度γ）。この結果、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと噛み合う駆動歯車４ａ，５ａ，６ａに動力が伝達される。

ここで、第１歯車対４，５，６及び第２歯車対２１の変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）は、上述のとおり、順にｋ１，ｋ２，ｋ３，ｋ４（但し、ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４）なので、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度がγのときは、駆動歯車４ａの回転速度はｋ１・γ、駆動歯車５ａの回転速度はｋ２・γ、駆動歯車６ａの回転速度はｋ３・γとなる（駆動歯車４ａ，５ａ，６ａの回転方向は図１０（ａ）時計回り）。駆動歯車４ａ，５ａ，６ａの回転により、入力軸２は回転速度ｋ１・γ（或いはｋ２・γ又はｋ３・γ）で回転しようとする。この結果、入力軸２に連結する第２歯車対２１の第２クラッチ２２の第２内輪２２１（図８（ｂ）参照）は、回転速度ｋ１・γ（或いはｋ２・γ又はｋ３・γ）でロック方向(図８（ｂ）の矢印Ｒｉ方向）に回転する。一方、駆動歯車２１ａには、噛み合う被動歯車２１ｂから回転速度ｋ４・γとなる動力が入力されるため、第２クラッチ２２の第２外輪２２２は回転速度ｋ４・γでフリー方向（図８（ｂ）の反矢印Ｒｏ方向）に回転する。

ここで、ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４のため、第２クラッチ２２の第２内輪２２１の回転速度ｋ１・γ（或いはｋ２・γ又はｋ３・γ）は、第２クラッチ２２の第２外輪２２２の回転速度ｋ４・γより速くなる。このため、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２の回転速度が第２内輪２２１の回転速度よりも遅くなり、第２内輪２２１が、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、ロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ２２では、第２スプラグ２２３が第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合し、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転しようとする。

しかし、上述のように、互いに噛み合う駆動歯車２１ａと被動歯車２１ｂとの間に回転速度差があるため、第１歯車対４，５，６と第２歯車対２１とは二重噛み合いとなる。よって、車両１００が登坂停止している場合に、サイドブレーキを作動させたり必要な駆動力が得られたりするようにモータ１１２を制御しなくとも、車両１００の後進を防止できる。

登坂停止した車両１００を前進させる場合は、図１０（ｂ）に示すように、まず、第２速および第３速の第１歯車対５，６の被動歯車５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。この状態においても、第１歯車対４（第１速）の変速比は第２歯車対２１の変速比より大きいため、上述のとおり、第１歯車対４と第２歯車対２１とを二重噛み合いさせることができ、サイドブレーキを作動させなくても車両１００は後進しない。

次いで、モータ１１２（図８（ａ）参照）の正回転（前進側）の動力を入力軸２に伝達すると、第２速の被動歯車５ｂ及び第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）しているため、被動歯車５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０では、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除される。この結果、第２速及び第３速の被動歯車５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。これに対し、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転すると、荷重付与装置１５（図４参照）が非作動（ＯＦＦ）のため、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合し、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達される。その結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３が回転する。入力軸２の回転速度をαとすると、出力軸３の回転速度はα／ｋ１となる。

一方で、この場合には、出力軸３から第２歯車対２１の被動歯車２１ｂを介して、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａに動力が伝達される。その結果、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転速度は、ｋ４／ｋ１・αとなる（回転方向は図１０（ｂ）反時計回り）。これにより、第２クラッチ２２（図８（ｂ）参照）の第２内輪２２１の回転速度はαとなり、第２クラッチ２２の第２外輪２２２の回転速度はｋ４／ｋ１・αとなる。ｋ１＞ｋ４より、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、第２内輪２２１の回転速度が第２外輪２２２の回転速度より速くなり、相対的に第２内輪２２１がフリー方向（図８（ｂ）の反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ２２では、第２スプラグ２２３は第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合できない。従って、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動しなくても、動力伝達装置２０は、第２歯車対２１に影響されることなく第１速の走行状態（出力軸３の回転速度α／ｋ１）となり、車両１００は発進する。以上のように、車両１００が登坂停止した状態から前進する場合には、後進しないようにサイドブレーキを作動する等の煩雑な操作を行うことなく、モータ１１２を駆動するのみで発進することができる。

なお、車両１００の発進の際、本実施の形態においては、第２速および第３速の第１歯車対５，６の被動歯車５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させ、第１速の第１歯車対４を用いて動力を伝達する場合について説明したが、必ずしもこれに限定されるものではない。第２歯車対２１より大きな変速比の第１歯車対（５又は６）を選択して動力伝達可能な状態にすれば、第１速の第１歯車対４を用いる場合と比較してトルクは低下するが、発進は可能である。

次いで、図１１を参照して、本発明の第３実施の形態における動力伝達装置について説明する。上記第２実施の形態においては、動力伝達装置が前輪駆動の車両１００に搭載され、第２クラッチ２２が入力軸２に配設されており、第２クラッチ２２の第２外輪２２２が駆動歯車２１ａと一体に形成された場合について説明した。これに対し第３実施の形態では、動力伝達装置３０は後輪駆動の車両２００に搭載されている。さらに、第２クラッチ３４が出力軸３１，３２に配設されており、第２クラッチ３４が被動歯車３３ｂと別設されている場合について説明する。

図１１（ａ）は本発明の第３実施の形態における動力伝達装置３０が搭載される車両２００を模式的に示した模式図であり、図１１（ｂ）は第３実施の形態における動力伝達装置３０を模式的に示した模式図である。なお、図１１（ａ）の矢印Ｆ−Ｂ，Ｌ−Ｒは、車両２００の前後方向、左右方向をそれぞれ示している。

まず、車両２００の概略構成について説明する。車両２００は、図１１（ａ）に示すように、後輪１０２（左の後輪１０２ＦＬ及び右の後輪１０２ＦＲ）を駆動するリアユニット１２０を備えている。リアユニット１２０は、動力源としてのエンジン１１１及びモータ１１２と、それらエンジン１１１及びモータ１１２の動力を後輪１０２に伝達する動力伝達装置３０とを主に備えており、動力伝達装置３０の出力軸３１に伝達された動力がデファレンシャル装置を介して左右の後輪１０２に伝達されるよう構成されている。なお、エンジン１１１及びモータ１１２の２つの動力を使い分けて後輪１０２を駆動可能に構成されているが、エンジン１１１又はモータ１１２のいずれか片方で構成されている場合もある。エンジン１１１、モータ１１２のいずれも動力源とすることが可能である。なお、以下の実施の形態においては、入力軸２にエンジン１１１の駆動力を伝達する場合について説明するが、エンジン１１１に代えてモータ１１２の駆動力を伝達することや、エンジン１１１及びモータ１１２の駆動力を伝達することも当然可能である。

次いで、図１１（ｂ）を参照して、動力伝達装置３０の詳細構成について説明する。図１１（ｂ）は、動力伝達装置３０の内部構造を模式的に示した模式図である。以下、第２実施の形態と同一の部分については同一の符号を付して、その説明を省略する。なお、図１１（ｂ）では、理解を容易とするために、動力を伝達する機能を担う構成のみを図示している。

動力伝達装置３０は、エンジン１１１の動力が入力される入力軸２と、その入力軸２と平行に配設された出力軸３１，３２と、その出力軸３１及び入力軸２に配設され互いに噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の第１歯車対４，５，６と、出力軸３２及び入力軸２に配設された第２歯車対３３とを主に備えて構成されている。出力軸３１，３２は、第２クラッチ３４を介して同軸に連結されている。また、第１歯車対４，５，６に配設された第１クラッチ１０の第１内輪１１は、出力軸３１と一体に形成されている。以上のように構成された動力伝達装置３０は、出力軸３１に伝達された動力が動力伝達装置３０の外部に出力され、後輪１０２に伝達されるように構成されている。

第２歯車対３３は、入力軸２に配設され入力軸２から伝達される動力により駆動される駆動歯車３３ａと、出力軸３２に配設され駆動歯車３３ａにより従動駆動される被動歯車３３ｂとを備えている。第２歯車対３３の被動歯車３３ｂは、その歯数が、第１歯車対４，５，６の内の最小歯数（本実施の形態においては、第１歯車対６の被動歯車６ｂの歯数）より小さくなるように構成されている。従って、第２歯車対３３の変速比（被動歯車３３ｂの歯数÷駆動歯車３３ａの歯数。ｋ５とする。）は、第１歯車対４，５，６の変速比（順にｋ１，ｋ２，ｋ３）の内の最小の変速比（本実施の形態においては、第１歯車対６の変速比ｋ３）より小さい。

第２クラッチ３４は、出力軸３１，３２から入力軸２へ動力を遮断可能に伝達する一方、入力軸２から出力軸３１，３２への動力の伝達を遮断するように構成されている。なお、第２クラッチ３４は第１クラッチ１０（図５参照）と同様に構成されているため、詳細な説明を省略する。また、第１クラッチ１０と同一の部分については同一の符号を用いて以下説明する。

第２クラッチ３４は第２歯車対３３の被動歯車３３ｂと別設されている。第２クラッチ３４の第２内輪３４１は出力軸３２と一体に形成されているが、第２クラッチ３４の第２外輪３４２は、側端縁が外輪連結部３４ａと連結されており、外輪連結部３４ａを介して出力軸３１と連結されている。第２内輪３４１と第２外輪３４２とに接して第２スプラグ３４３が配設されている。

以上のように構成された第３実施の形態における動力伝達装置３０は、第２実施の形態で説明したように、加速走行時（第３速）においては、第１速〜第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０（図５参照）の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止する。これにより、入力軸２の回転速度をαとすれば、第３速の第１歯車対６を介して、出力軸３１が回転速度α／ｋ３で回転する。一方で、この場合には、出力軸３１と連結する外輪連結部３４ａも回転速度α／ｋ３で回転し、それに伴い第２クラッチ３４の第２外輪３４２も回転する（回転速度α／ｋ３）。

また、第２歯車対３３の被動歯車３３ｂは、駆動歯車３３ａの回転（回転速度α）に伴い回転速度α／ｋ５で回転する。その結果、被動歯車３３ｂが配設された出力軸３２が回転し、出力軸３２に連結する第２クラッチ３４の第２内輪３４１も回転する（回転速度α／ｋ５）。ｋ３＞ｋ５のため、第２クラッチ３４では、第２内輪３４１の回転速度（α／ｋ５）が第２外輪３４２の回転速度（α／ｋ３）よりも速くなり、第２外輪３４２との相対回転で第２外輪３４２側から見て、第２内輪３４１がフリー方向（図５に示す反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ３４では、第２スプラグ３４３は第２内輪３４１及び第２外輪３４２へ係合できない。従って、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を作動しなくても、動力伝達装置３０は、第２歯車対３３に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３１の回転速度α／ｋ３）となる。

なお、第２歯車対３３の変速比ｋ５を、第１歯車対６の変速比ｋ３より大きくなるように設定した場合は、被動歯車３３ｂの回転速度（α／ｋ５）は出力軸３１の回転速度（α／ｋ３）より小さくなる。この場合、第２クラッチ３４では、第２外輪３４２の回転速度（α／ｋ３）が第２内輪３４１の回転速度（α／ｋ５）よりも速くなり、相対的に第２外輪３４２がロック方向（図５に示す矢印Ｒｏ方向）へ回転している状態と等しくなる。この場合には、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を作動させることにより、第２スプラグ３４３を強制的に反セルフロック方向へ傾動させ、第２内輪３４１及び第２外輪３４２へ係合できなくする。その結果、上述の場合と同様に、動力伝達装置３０は第２歯車対３３に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３１の回転速度α／ｋ３）が得られる。

次に、第３速走行の状態（出力軸３１の回転速度α／ｋ３）でコースト走行を行う場合は、第２実施の形態の場合と同様に、動力が出力軸３１から入力される。出力軸３１の回転速度はα／ｋ３であるから、外輪連結部３４ａを介して、動力が第２クラッチ３４の第２外輪３４２に伝達され、その第２外輪３４２の回転速度はα／ｋ３となる。

一方、第２クラッチ３４の第２内輪３４１は、第２歯車対３３を介して入力軸２からの駆動力が無い状態なので、その回転速度は第２外輪３４２の回転速度α／ｋ３より遅くなる。その結果、第２クラッチ３４の第２外輪３４２が、第２内輪３４１との相対回転で第２内輪３４１側から見て、ロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）に回転する。第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を非作動（ＯＦＦ）とする場合には、第２外輪３４２及び第２内輪３４１へ第２スプラグ３４３が係合する。その結果、第２クラッチ３４の第２外輪３４２から第２内輪３４１に向かって動力が伝達され、第２歯車対３３の被動歯車３３ｂは出力軸３２と共に回転する（回転速度α／ｋ３）。第２歯車対３３の変速比がｋ５であるから、第２歯車対３３の駆動歯車３３ａの回転速度はα／ｋ３・ｋ５である。第２歯車対３３の駆動歯車３３ａの回転につれて入力軸２が回転し（回転速度α／ｋ３・ｋ５）、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａも回転する（回転速度α／ｋ３・ｋ５）。

この結果、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂに動力が伝達され、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは各々の変速比に応じた速度で回転する。被動歯車４ｂの回転速度はα／ｋ３・ｋ５／ｋ１であり、被動歯車５ｂの回転速度はα／ｋ３・ｋ５／ｋ２であり、被動歯車６ｂの回転速度はα／ｋ３・ｋ５／ｋ３である。ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ５であるから、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度は、いずれも出力軸３１の回転速度α／ｋ３より小さくなる。

ここで、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０（図５参照）では、第１内輪１１が、出力軸３１と同じα／ｋ３の速度で回転する。一方、上述のとおり、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度は、いずれも出力軸３１の回転速度α／ｋ３より小さいため、各第１クラッチ１０の第１外輪１２の回転速度も、第１内輪１１の回転速度より遅くなる。このため、第１クラッチ１０では、第１内輪１１の回転速度が第１外輪１２の回転速度よりも速くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。

従って、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を非作動（ＯＦＦ）とする場合、動力伝達装置３０は、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させなくても、第１歯車対４，５，６に影響されることなく、動力を出力軸３１から第２歯車対３３を介して入力軸２へ伝達できる。これにより、車両２００のコースト走行時には、出力軸３１から入力軸２に動力が入力され、エンジン１１１が出力軸３１の駆動抵抗となるため、出力軸３を制動できる（エンジンブレーキ）。

これに対し、エンジン１１１が出力軸３１の駆動抵抗となるのを防ぐ場合には、第２実施の形態において説明したように、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。これにより、第２クラッチ３４の第２スプラグ３４３が強制的に反セルフロック方向へ傾動され、第２外輪３４２及び第２内輪３４１へ係合できなくなる。よって、第２クラッチ３４は出力軸３２を空転し、入力軸２に動力は伝達されない。また、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の第１内輪１１（図４参照）は、第１外輪１２との相対回転でフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転する。このため、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。よって、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３１を空転し入力軸２に動力は伝達されない。これにより、エネルギー損失を抑制して、コースト走行における走行距離が短くなることを防止できる。

以上のように、コースト走行時に、荷重付与装置１５の作動と非作動とを切り替えることにより、エネルギー損失を抑制して走行距離を伸ばすか、或いは出力軸３１の制動を図るか、いずれを優先するかを選択できる。

以上、実施の形態に基づき本発明を説明したが、本発明は上記実施の形態に何ら限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で種々の改良変形が可能であることは容易に推察できるものである。

上記各実施の形態では、動力伝達装置１，２０，３０が車両１００のフロントユニット１１０や車両２００のリアユニット１２０に組み込まれる場合を説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、例えば、他の車両（機関車、旅客車、貨物車および特殊車など）の走行装置、作業装置および工作機械などの動力伝達装置に組み込むことは当然可能である。

上記各実施の形態では、荷重付与装置１５（アクチュエータ１５ａ）が電動機（交流電動機または直流電動機）により構成される場合を説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、他の動力源を採用することは当然可能である。他の動力源としては、例えば、直流電動機、油圧モータ、空気圧シリンダ、油圧シリンダ、交流ソレノイド及び直流ソレノイド等が例示される。

ここで、アクチュエータ１５ａをソレノイドにより構成する場合には、歯車機構などによりスプラグ１３に荷重を付与する場合に限られず、例えば、電磁力を利用してスプラグ１３に荷重を付与するように構成しても良い。

上記第２実施の形態では、第２歯車対２１が、第１歯車対６の隣に配設された場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、第１歯車対４の隣、第１歯車対４，５の間、第１歯車対５，６の間など、任意の位置に配設することが可能である。

上記各実施の形態では、第１クラッチ１０を出力軸３に設けた場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、入力軸２に設けることも当然可能である。また、上記第２実施の形態においては、第２クラッチ２２を入力軸２に設けた場合について説明したが、必ずしもこれに限定されるものではなく、出力軸３に設けることは当然可能である。

また、上記第３実施の形態においては、第２クラッチ３４を出力軸３２に設けた場合について説明したが、必ずしもこれに限定されるものではなく、入力軸２に設けることは当然可能である。この場合には、入力軸２と同軸に形成された入力軸を別途設け、その入力軸（以下「新入力軸」と称す）に第２歯車対３３の駆動歯車３３ａを配設し、第１歯車対６の駆動歯車６ａと並設する。新入力軸と入力軸２とを第２クラッチ３４を介して連結する。第２クラッチ３４の内輪１１を入力軸２と一体に形成し、新入力軸に外輪連結部３４ａを連結させる。この場合も第３実施の形態における動力伝達装置３０と同様に、コースト走行時に、荷重付与装置１５の作動と非作動とを切り替えることにより、エネルギー損失を抑制して走行距離を伸ばすか、或いは出力軸３１の制動を図るか、いずれを優先するかを選択できる。

上記各実施の形態では、第２クラッチ２２，３４が、スプラグの係合解除機能付きのスプラグ型ワンウェイクラッチを備えて構成される場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、他のワンウェイクラッチやツーウェイクラッチを用いることは可能である。他のワンウェイクラッチとしては、例えば、スプラグの係合解除機能を有していない通常のスプラグ型ワンウェイクラッチ等が例示される。ツーウェイクラッチとしては、例えば、特開２００７−２９８１４５号公報に開示されるもの等が例示される。

上記第１実施の形態では説明を省略したが、第１速走行の状態から第２速走行の状態へシフトアップ変速を行った後に、第１速の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。同様に、第２速走行の状態から第３速走行の状態へシフトアップ変速を行った後に、第２速の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。同様に、車両１００のコースト走行時に、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて各第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。

上記第２実施の形態では説明を省略したが、車両１００の加速走行時（第３速）、第１速および第２速の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。同様に、車両１００のコースト走行時に、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。これは、第３実施の形態の場合も同様である。

１，２０，３０ 動力伝達装置
２ 入力軸
３，３１，３２ 出力軸
４，５，６ 第１歯車対
１０ 第１クラッチ
１１ 第１内輪
１１ａ 外周面
１２ 第１外輪
１２ａ 内周面
１３ 第１スプラグ
１３ａ，１３ｂ 係合面
１４ 保持器
１５ 荷重付与装置
１６ リボンスプリング（付勢部材）
２１，３３ 第２歯車対
２２，３４ 第２クラッチ
２２１，３４１ 第２内輪
２２２，３４２ 第２外輪
２２３，３４３ 第２スプラグ
１１１ エンジン（動力源）
１１２ モータ（動力源）
Ａ，Ｂ 接点
Ｏ 軸心

本発明は、動力伝達装置に関し、特に、一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを素早く行うと共に切り替え時の衝撃を防止することができ、さらに特別な制御を行わなくても、惰性運動時の出力量が減少することを防止できる動力伝達装置に関するものである。

従来、動力源からの動力を伝達する動力伝達装置として、例えば、特許文献１には、入力軸と、入力軸に平行な出力軸と、入力軸および出力軸に配設され互いに常時噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の歯車対と、歯車対のそれぞれ一方の歯車に設けられたツーウェイクラッチと、を備えるものが開示されている。

特許文献１に開示される動力伝達装置では、ツーウェイクラッチは、外周面が断面多角形状の内輪と、その内輪の外周面に対向する断面円形状の内周面を有する外輪と、その外輪の内周面と内輪の外周面との間に複数のローラを円周方向に保持する保持器とを備えている。このツーウェイクラッチは、保持器が中立状態にあると、外輪の内周面とローラとの間に隙間が存在するため、内輪と外輪とは自由に相対回転できる（空転して動力は伝達されない）。これに対し、保持器を円周方向に変位させてローラを移動させると、内輪や外輪の回転に伴って、ローラが外輪の内周面と内輪の外周面との間に楔のように噛み込み、内輪と外輪とをロックできる（ロック状態では動力が伝達される）。このように、この動力伝達装置では、該当する歯車対に設けられた保持器を中立状態から円周方向に変位させ、内輪と外輪との間にローラを噛み込ませることによりロックさせ、動力を伝達する状態に切り替えて変速を行う。

特開２００７−２９８１４５号公報

しかしながら、特許文献１に開示される動力伝達装置では、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態に切り替えるためには、該当する歯車対に設けられたローラを円周方向に移動させ、さらに内輪や外輪の回転を利用して、外輪の内周面と内輪の外周面との間にローラを楔のように噛み込ませる必要がある。このため、ローラの移動に時間がかかり、切り替えに時間を要するという問題点があった。

また、切り替えに時間を要すると、動力を伝達しない状態から動力が伝達されるまでの間に、外輪または入力軸と内輪または出力軸とが空転する。この結果、ローラが楔のように噛み込むロック時に、衝撃が生じるという問題点があった。

また、加速時にシフトアップ変速を行う場合、内外輪の回転に対して回転を止めるブレーキ力を付加してローラを回転方向に移動させると共に、動力が入力される外輪の回転速度が、出力軸に繋がる内輪の回転速度と同じか又は相対的に速くなると、ローラが外輪の内周面と内輪の外周面との間の正回転方向に噛み込まれる。その結果、内輪と外輪とがロックされ、入力軸から出力軸を駆動する状態となる。次いで、コースト走行（惰性走行）を行うと、動力が入力される外輪の回転速度は、出力軸に繋がる内輪の回転速度より相対的に遅くなるため、正回転方向に噛み込まれたローラが外れ、中立状態を経て、外輪の内周面と内輪の外周面との間の逆回転方向に噛み込まれる。その結果、再び内輪と外輪とがロックされ、出力軸から入力軸を駆動する状態となる。このように、正回転方向に噛み込まれたローラが外れ、中立状態を経て逆回転方向に噛み込まれる切り替え時においても、回転ガタがあるため、衝撃が生ずるという問題点があった。

また、コースト走行（惰性走行）時の抵抗を無くすには、出力軸の制動を抑制するため、ローラが噛み込まれないように中立状態に保つように制御する必要がある。このように、コースト走行時には、ローラを制御しなければ出力軸が制動されるため、惰性走行可能な距離が短くなるという問題点（惰性運動時の出力量が減少するという問題点）があった。

本発明は、上述した問題点を解決するためになされたものであり、一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを素早く行うと共に切り替え時の衝撃を防止することができ、さらに特別な制御を行わなくても、惰性運動時の出力量が減少することを防止できる動力伝達装置を提供することを目的としている。

課題を解決するための手段および発明の効果

請求項１記載の動力伝達装置によれば、ワンウェイクラッチとしての第１クラッチでは、付勢部材によりスプラグに付勢力が付与され、第１内輪の外周面および第１外輪の内周面に係合面が接するように第１スプラグがセルフロック方向へ傾動することで、第１内輪および第１外輪に第１スプラグが係合する。これにより、第１内輪と第１外輪との一定回転方向への相対回転が規制される。これに対し、荷重付与装置により付勢部材の付勢力に抗して第１スプラグに荷重が付与され、第１スプラグが反セルフロック方向へ傾動することで、第１内輪および第１外輪への第１スプラグの係合が解除され、第１内輪と第１外輪とが相対回転する。

このように、本発明によれば、第１スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを行うので、従来のように、ローラを円周方向に変位させて切り替えを行う場合と比較して、切り替えに要する時間を短縮でき、切り替えを素早く行うことができるという効果がある。

また、第１スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断を行うので、従来のように、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態になるまでの間に第１内輪と第１外輪とが空転することもなく、切り替え時の衝撃を防止することができるという効果がある。
また、付勢部材の付勢力に抗して電動機により第１スプラグが傾動されるので、荷重付与装置の構造を簡素化できると共に小型化を図ることができる。高速段側の荷重付与装置の電動機を駆動し、低速段側の荷重付与装置を非作動とすることで、低速段側の第１歯車対により入力軸から出力軸へ動力を伝達できる。

さらに、出力軸から入力軸へ動力が伝達される惰性運動時に、第１内輪および第１外輪への第１スプラグの係合が解除されて第１スプラグが反セルフロック方向へ自然に傾動するため、荷重付与装置を作動しなくても、出力軸から入力軸への動力の伝達が遮断される。その結果、荷重付与装置を作動しなくても、惰性運動時に出力軸が制動されることを防ぎ、惰性運動時の出力量が減少することを防止できるという効果がある。

請求項２記載の動力伝達装置によれば、第２歯車対に配設され出力軸から入力される動力を入力軸へ伝達する第２クラッチを備えているので、出力軸から入力軸へ動力が伝達される惰性運動時には、第２クラッチによって出力軸から入力軸へ動力が伝達され、出力軸から入力軸を駆動する状態となり、動力源が出力軸の駆動抵抗となるため出力軸を制動できる。その結果、請求項１の効果に加え、惰性運動時の出力量が減少することを防止するよりも、出力軸の制動を優先できるという効果がある。

請求項３記載の動力伝達装置によれば、第２歯車対の出力軸に配設された歯車の歯数が、第１歯車対の出力軸に配設された歯車の内の最小歯数より小さいので、第２歯車対の変速比が第１歯車対の変速比より小さくなる。これにより、第２クラッチは出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断可能に構成しなくても、出力軸が惰性運動をする場合には、第１歯車対と第２歯車対との変速比の関係により、第１クラッチのスプラグを反セルフロック方向に傾動させることができる。このため、第１歯車対と第２歯車対との間に二重噛み合いが起きるのを防止できる。よって、請求項２の効果に加え、動力伝達装置の制御を簡素化できるという効果がある。

また、出力軸に逆動力（出力軸を逆回転させようとする動力）が入力される場合に、第１歯車対および第２歯車対の変速比により回転速度差が生じ、第１歯車対と第２歯車対とを二重噛み合いにできるという効果がある。このため、車両が登坂停止している場合に、サイドブレーキを作動させたり大きな駆動力が得られるように動力源を制御したりすることなく、車両の後退を防止することができる。また、車両が登坂停止した状態から前進する場合は、動力源を駆動するのみで発進できる。

請求項４記載の動力伝達装置によれば、第２クラッチは、出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断可能に構成されているので、出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断すれば惰性運動時に出力量が減少することを防止できる。その結果、出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断しなければ出力軸の制動を行うことができる。以上のように、請求項２又は３の効果に加え、惰性運動時に、出力量または出力軸の制動のいずれを優先するかを選択できるという効果がある。

請求項５記載の動力伝達装置によれば、第２クラッチは、第２内輪と第２外輪とに接する第２スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを行うので、従来のように、ローラを円周方向に変位させて切り替えを行う場合と比較して、切り替えに要する時間を短縮できる。従って、請求項４の効果に加え、切り替えを素早く行うことができるという効果がある。

また、第２スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断を行うので、従来のように、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態になるまでの間に第２内輪と第２外輪とが空転することもなく、切り替え時の衝撃を防止できるという効果がある。

また、加速時において第１クラッチがセルフロックされる状態から、コースト時において第２クラッチがセルフロックされる状態に回転ガタなく切り替えることができるため、切り替え時の遊転による衝撃を防止できるという効果がある。

第１実施の形態における動力伝達装置が搭載される車両を模式的に示した模式図である。 動力伝達装置を模式的に示した模式図である。 第１クラッチの断面図である。 図３のＩＶ−ＩＶ線における第１クラッチの断面図である。 図４のＶで示す部分を拡大して示した第１クラッチの部分拡大断面図である。 （ａ）は加速走行時（第１速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は加速走行時（第２速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｃ）は加速走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 コースト走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は第２クラッチの内部構造の一部を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置において加速走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）はコースト走行時（第３速）に出力軸から入力軸に動力を伝達する動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｃ）はコースト走行時（第３速）に出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断した動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置において車両が登坂停止している場合の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は車両が登坂停止した状態から前進する場合の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第３実施の形態における動力伝達装置が搭載される車両を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は動力伝達装置を模式的に示した模式図である。

以下、本発明の好ましい実施の形態について、添付図面を参照して説明する。図１は、本発明の第１実施の形態における動力伝達装置１が搭載される車両１００を模式的に示した模式図である。なお、図１の矢印Ｆ−Ｂ，Ｌ−Ｒは、車両１００の前後方向、左右方向をそれぞれ示している。

まず、車両１００の概略構成について説明する。車両１００は、図１に示すように、前輪１０１（左の前輪１０１ＦＬ及び右の前輪１０１ＦＲ）を駆動するフロントユニット１１０を備えている。フロントユニット１１０は、動力源としてのエンジン１１１及びモータ１１２と、それらエンジン１１１及びモータ１１２の動力を前輪１０１に伝達する動力伝達装置１１３とを主に備え、エンジン１１１及びモータ１１２の２つの動力を使い分けて前輪１０１を駆動可能に構成されている。また、このフロントユニット１１０は、モータ１１２が発電機としての機能を兼ね備えており、モータ１１２により発電した電力を回生可能に構成されている。なお、車両１００は、エンジン１１１又はモータ１１２のいずれか片方で構成されても良い。

次いで、図２を参照して、動力伝達装置１の詳細構成について説明する。図２は、動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図である。なお、図２では、理解を容易とするために、動力を伝達する機能を担う構成のみを図示している。また、以下の実施の形態においては、入力軸２にモータ１１２の駆動力を伝達する場合について説明するが、モータ１１２に代えてエンジン１１１の駆動力を伝達することや、エンジン１１１及びモータ１１２の駆動力を伝達することも当然可能である。

動力伝達装置１は、図２に示すように、モータ１１２の動力が入力される入力軸２と、その入力軸２と平行に配設された出力軸３と、その出力軸３および入力軸２に配設され互いに噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の第１歯車対４，５，６とを主に備えて構成されている。本実施の形態では、モータ１１２と第１歯車対４との間の入力軸２にメインクラッチ７が配設されており、メインクラッチ７を接続することで、モータ１１２の動力を動力伝達装置１に伝達するように構成されている。また、出力軸２に伝達された動力が動力伝達装置１の外部に出力され、前輪１０１に伝達されるように構成されている。

第１歯車対４，５，６は、入力軸２に配設され入力軸２から伝達される動力により駆動される駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと、出力軸３に配設され駆動歯車４ａ，５ａ，６ａにより従動駆動される被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂとを備えている。ここで、第１歯車対４，５，６は、変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）の大きなものから、モータ１１２に近い順に第１速、第２速、第３速とされ、本実施の形態においては、第１歯車対４が第１速、第１歯車対５が第２速、第１歯車対６が第３速である。なお、後進段については、図示を省略している。後進段の場合は、第１歯車対４，５，６の間にピニオン歯車を挿入すれば良い。

第１歯車対４，５，６を構成する駆動歯車４ａ，５ａ，６ａは、それぞれ入力軸２と一体に形成されている。一方、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａにそれぞれ対向して噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは、後述する第１クラッチ１０を介して出力軸３にそれぞれ固定されている。第１クラッチ１０は、入力軸２から出力軸３へ動力を伝達する一方、出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断するものであり、入力軸２から出力軸３への動力の伝達を遮断可能に構成されている。

ここで、図３及び図４を参照して、第１クラッチ１０の詳細構成について説明する。図３は、第１クラッチ１０の断面図であり、図４は、図３のＩＶ−ＩＶ線における第１クラッチ１０の断面図である。第１クラッチ１０は、図３及び図４に示すように、第１内輪１１と、その第１内輪１１の外周を囲む第１外輪１２と、それら第１内輪１１と第１外輪１２との間に配設される複数の第１スプラグ１３と、それら第１スプラグ１３を保持する保持器１４と、荷重付与装置１５とを主に備えて構成されている。

第１内輪１１は、動力を伝達する機能を担う部材であり、図３及び図４に示すように、断面円形状の外周面１１ａを備え、軸心Ｏ回りに回転可能に構成されている。また、この第１内輪１１は、出力軸３（図２参照）と一体に形成されている。第１外輪１２は、第１内輪１１と共に動力を伝達する機能を担う部材であり、図３及び図４に示すように、第１内輪１１の外周面１１ａに対向する断面円形状の内周面１２ａを備え、第１内輪１１と同様に軸心Ｏ回りに回転可能に構成されている。また、この第１外輪１２は、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ（図２参照）と一体に形成されている。

第１スプラグ１３は、第１内輪１１と第１外輪１２とを係合する機能を担う部材であり、外周面１１ａ及び内周面１２ａにそれぞれ接する係合面１３ａ，１３ｂ（図５参照）を備え、図４に示すように、外周面１１ａ及び内周面１２ａの対向間において円周方向に等間隔で複数配設されている。また、この第１スプラグ１３は、リボンスプリング１６（図５参照）により内周面１１ａ及び外周面１２ａの円周方向に付勢されている。

ここで、図５を参照して、リボンスプリング１６について説明する。図５は、図４のＶで示す部分を拡大して示した第１クラッチ１０の部分拡大断面図である。リボンスプリング１６は、第１スプラグ１３に付勢力を付与して外周面１１ａ及び内周面１２ａに係合面１３ａ，１３ｂが接するように第１スプラグ１３に図５の矢印Ｓ方向（以下「セルフロック方向」と称す）の回転モーメントを発生させる部材であり、図５に示すように、金属材料に波状の曲げ加工を施して形成され、その弾性を利用して第１スプラグ１３に付勢力を付与可能に構成されている。但し、このリボンスプリング１６は、コイルばねにより構成しても良い。

このリボンスプリング１６により第１スプラグ１３に付勢力が付与されることで、外周面１１ａ及び内周面１２ａに係合面１３ａ，１３ｂが接するように第１スプラグ１３がセルフロック方向へ傾動する。その結果、図５に示すように、内周面１２ａと係合面１３ｂとの接点Ａ及び外周面１１ａと係合面１３ａとの接点Ｂに摩擦力が発生すると共に外周面１１ａ及び内周面１２ａの円周方向における各接点Ａ，Ｂの位置ずれにより、第１内輪１１及び第１外輪１２が所定の方向へ回転する場合には、第１内輪１１及び第１外輪１２に第１スプラグ１３が係合する。

即ち、第１外輪１２が第１スプラグ１３に対して、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、図５の矢印Ｒｏ方向（以下「ロック方向」と称す）へ回転する場合には、第１内輪１１及び第１外輪１２に第１スプラグ１３が係合する。これにより、出力軸３は被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと共に回転する。一方、第１外輪１２が第１スプラグ１３に対して、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、図５の反矢印Ｒｏ方向（以下「フリー方向」と称す）へ回転する場合には、接点Ａに作用する摩擦力により第１スプラグ１３がリボンスプリング１６の付勢力に抗して反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除される。その結果、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転する。

また、第１内輪１１が第１スプラグ１３に対して、第１外輪１２との相対回転で第１外輪１２側から見て、図５の矢印Ｒｉ方向（以下「ロック方向」と称す）へ回転する場合には、第１内輪１１及び第１外輪１２に第１スプラグ１３が係合する。その結果、出力軸３は被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと共に回転する。一方、第１内輪１１が第１スプラグ１３に対して、第１外輪１２との相対回転で第１外輪１２側から見て、図５の反矢印Ｒｉ方向（以下「フリー方向」と称す）へ回転する場合には、接点Ｂに作用する摩擦力により第１スプラグ１３がリボンスプリング１６の付勢力に抗して反セルフロック方向へ傾動し、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転する。

図３及び図４に戻って説明する。保持器１４は、第１スプラグ１３を外周面１１ａ及び内周面１２ａの円周方向へ傾動可能に保持する部材であり、図３及び図４に示すように、保持部１４ａと、荷重伝達部１４ｂとを備えて構成されている。保持部１４ａは、第１スプラグ１３を保持する部位であり、図３及び図４に示すように、軸心Ｏ方向に延設され、第１スプラグ１３の上端側を保持している。荷重伝達部１４ｂは、荷重付与装置１５から荷重が伝達される部位であり、図３に示すように、軸心Ｏ方向と交差する方向に延設されている。これにより、荷重伝達部１４ｂを軸心Ｏ方向に延設する場合と比較して、保持器１４の軸心Ｏ方向の寸法を短縮でき、第１クラッチ１０の小型化を図ることができる。また、この荷重伝達部１４ｂは、図４に示すように、歯車状に形成され、後述するピニオン１５ｂとの間に構成される歯車機構を介して荷重付与装置１５から荷重が伝達されるように構成されている。これにより、荷重付与装置１５から保持器１４までの荷重の伝達経路中に生じるエネルギー損失を小さくでき、効率良く保持器１４に荷重を伝達することができる。

荷重付与装置１５は、リボンスプリング１６の付勢力に抗して第１スプラグ１３に荷重を付与して第１スプラグ１３を反セルフロック方向（図５の反矢印Ｓ回転方向）へ傾動させるための装置であり、図３及び図４に示すように、アクチュエータ１５ａと、ピニオン１５ｂとを備えて構成されている。アクチュエータ１５ａは、第１スプラグ１３に付与する荷重を生み出す動力源であり、電動機（交流モータ又は直流モータ）により構成され、電源（図示せず）から供給される電力により駆動可能に構成されている。このように、アクチュエータ１５ａが電動機により構成されているので、例えば、アクチュエータ１５ａをシリンダやソレノイド等により構成する場合と比較して、荷重付与装置１５の構造を簡素化すると共に小型化を図ることができる。また、荷重付与装置１５の構造が複雑な場合には、荷重付与装置１５が大型化し第１クラッチ１０の大型化を招くところ、荷重付与装置１５の構造を簡素化すると共に小型化を図ることができれば、第１クラッチ１０の小型化を図ることができる。

ピニオン１５ｂは、アクチュエータ１５ａの動力を保持器１４に伝達するための部材であり、図３に示すように、保持器１４の荷重伝達部１４ｂと噛み合う歯車状に形成され、荷重伝達部１４ｂとの間に歯車機構を構成している。このピニオン１５ｂによりアクチュエータ１５ａの動力が保持器１４に伝達されることで、保持器１４を介して第１スプラグ１３に荷重が付与される。このように、荷重付与装置１５は、保持器１４を介して第１スプラグ１３に荷重を付与するので、複数の第１スプラグ１３に一度に荷重を付与することができ、効率良く第１スプラグ１３に荷重を付与することができる。

上述したように構成される荷重付与装置１５によれば、リボンスプリング１６の付勢力に抗して第１スプラグ１３に荷重を付与することで、第１スプラグ１３を反セルフロック方向へ傾動させて、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除することができる。これにより、モータ１１２から入力軸２、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａ、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと伝達された動力が、第１クラッチ１０の第１外輪１２に入力されて、第１外輪１２が第１スプラグ１３に対して、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、ロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転する場合でも、荷重付与装置１５により第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除することで、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂを空転させて、入力軸２から出力軸３への動力の伝達を遮断することができる。

次いで、図６から図７を参照して、上述したように構成される第１実施の形態における動力伝達装置１の作動状態について説明する。図６から図７は、動力伝達装置１の内部構造の正面視を模式的に示しており、理解を容易とするために、動力の伝達経路を矢印Ｐで示すと共に、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａ、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ及び第１クラッチ１０の第１外輪１２の各回転方向を矢印で示している。また、第１歯車対４，５，６において、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を解除した場合を「ＯＮ」と表記し、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を非作動として、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が可能な場合を「ＯＦＦ」と表記している。

まず、図６を参照して、車両１００の前進時における動力伝達装置１の作動状態について説明する。図６（ａ）は加減速走行時（第１速）の動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図であり、図６（ｂ）は加減速走行時（第２速）の動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図であり、図６（ｃ）は加減速走行時（第３速）の動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図である。

図６に示すように、車両１００の前進時には、モータ１１２（図２参照）が正回転することで入力軸２が正回転し、動力が駆動歯車４ａ，５ａ，６ａに伝達され、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂが回転する。入力軸２の回転速度はモータ１１２の回転速度によって定まる。また、被動歯車４ｂの回転速度をα１、被動歯車５ｂの回転速度をα２、被動歯車６ｂの回転速度をα３とすれば、入力軸２から出力軸３に動力が伝達された場合の回転速度α１，α２，α３は、入力軸２の回転速度によって一義的に定まり、第１歯車対４，５，６の変速比の関係から、α１＜α２＜α３となる。出力軸３の回転速度は、変速段に応じた回転速度となる。

図６（ａ）に示すように、第１速走行時は、第２速の被動歯車５ｂ及び第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。その結果、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が強制的に解除される。第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転すると、荷重付与装置１５が非作動（ＯＦＦ）のため、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合し、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達される。その結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα１の回転速度で回転する。この時、第２速及び第３速の被動歯車５ｂ，６ｂの回転速度は、出力軸３の回転速度α１より速くなる（α１＜α２＜α３）。その結果、被動歯車５ｂ，６ｂにおける第１外輪１２は、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、ロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転する。しかし、第２速及び第３速における第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）させているため、被動歯車５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。

次に、第１速走行の状態から、第２速へシフトアップ変速を行うときは、図６（ｂ）に示すように、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止（ＯＦＦ）する。その結果、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０においても、第１速の被動歯車４ｂの第１クラッチ１０と同様に、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合可能な状態となる。

ここで、第２速の被動歯車５ｂの回転速度α２は、第１速の被動歯車４ｂの回転速度α１より速いため（α１＜α２）、第２速の被動歯車５ｂの回転速度α２が、出力軸３の回転速度（α１）を超えることになる。よって、第２速の被動歯車５ｂにおける第１クラッチ１０では、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達され、第２速の被動歯車５ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα２の回転速度で回転する。

一方、第１速の被動歯車４ｂの回転速度（α１）は、出力軸３の回転速度（α２）より遅くなる（α１＜α２）。このため、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２の回転速度が第１内輪１１の回転速度よりも遅くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第１速の被動歯車４ｂの第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。この結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。さらに、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０は荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）しているので、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が強制的に解除され、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。このように、第１速走行の状態から、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５の作動を停止するだけで、第２速へシフトアップ変速を行うことができる。

次に、第２速走行の状態から、第３速へシフトアップ変速を行うときは、図６（ｃ）に示すように、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止（ＯＦＦ）する。その結果、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０においても、第１速および第２速の被動歯車４ｂ，５ｂの第１クラッチ１０と同様に、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合可能な状態となる。

ここで、第３速の被動歯車６ｂの回転速度（α３）は、第２速の被動歯車５ｂの回転速度（α２）より速いため（α２＜α３）、第３速の被動歯車６ｂの回転速度（α３）が、出力軸３の回転速度（α２）を超えることになる。よって、第３速の被動歯車６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２が、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、ロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達され、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα３の回転速度で回転する。

一方、第２速の被動歯車５ｂの回転速度（α２）は、出力軸３の回転速度（α３）より遅くなる（α２＜α３）。このため、第２速の被動歯車５ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２の回転速度が第１内輪１１の回転速度よりも遅くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。この結果、第２速の被動歯車５ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。

同様に、第１速の被動歯車４ｂの回転速度（α１）は、出力軸３の回転速度（α３）より遅い（α１＜α３）。このため、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２の回転速度が第１内輪１１の回転速度よりも遅くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第１速の被動歯車４ｂの第１クラッチ１０においても、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。この結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。このように、第２速走行の状態から、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止するだけで、第３速へシフトアップ変速を行うことができる。

以上のように、車両加速中のシフトアップ変速を行う場合には、高速段側の被動歯車における第１クラッチ１０の荷重付与装置１５の作動を停止するだけで、低速段側については何も操作することなく変速が可能となる。また、第１クラッチ１０は、荷重付与装置１５の作動を停止することにより、第１スプラグ１３がセルフロック方向へ傾動し、瞬時に第１内輪１１と第１外輪１２との一定回転方向への相対回転が規制される。よって、切り替えに要する時間を短縮でき、素早い変速が可能となる。また、切り替えに要する時間を短縮できるため、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態になるまでの間に第１内輪１１と第１外輪１２とが空転することもなく、切り替え時の衝撃を防止することができる。さらに、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５の作動と非作動と切り替えるだけで変速が可能となるため、複雑な噛合機構やシフトフォークなどが不要となり、重量低減や小型化を図ることができる。これにより、限られたスペース内に多数の第１歯車対を収装でき、例えば６速以上の多数段の動力伝達装置１もコンパクト化できる。

なお、車両加速中により強い駆動力を求める場合など、シフトダウン変速を行う場合も、シフトアップ変速の場合と同様に、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を用いることで変速が可能である。図６（ｃ）に示す第３速走行の状態から、第２速へシフトダウン変速を行うときは、図６（ｂ）に示すように、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）させる。その結果、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０において、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除されるため、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されなくなる。一方、第２速の被動歯車５ｂの回転速度は、第１速の被動歯車４ｂの回転速度より速いため、第２速の被動歯車５ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第２速の被動歯車５ｂが出力軸３と共に回転することとなり、第３速走行の状態から第２速にシフトダウン変速できる。

次に、第２速走行の状態から第１速へシフトダウン変速を行うときは、図６（ａ）に示すように、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。その結果、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０において、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へのスプラグ１３の係合が解除されるため、第２速の被動歯車５ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されなくなる。その結果、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１速の被動歯車４ｂが出力軸３と共に回転することとなり、第２速走行の状態から第１速にシフトダウン変速できる。

また、第３速走行の状態から、第２速を飛び越えて第１速へシフトダウン変速を行うことも可能である。この場合は、図６（ｃ）に示す第３速走行の状態から、図６（ａ）に示すように、第３速の被動歯車６ｂ及び第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。その結果、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除されるため、第２速の被動歯車５ｂ及び第３速の被動歯車６ｂは出力軸３を空転し、動力は伝達されなくなる。これに対し、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１速の被動歯車４ｂが出力軸３と共に回転することとなり、第３速走行の状態から第１速にシフトダウン変速できる。

以上のように、シフトダウン変速を行う場合には、走行中の変速段の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させるだけで、低速段側については何も操作することなく変速が可能となる。また、同様の操作により、所定の変速段を飛び越えてシフトダウン変速を行うことも可能である。さらに、第１クラッチ１０は、荷重付与装置１５を作動させることにより、付勢部材１６の付勢力に抗して第１スプラグ１３に荷重が付与され、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動することで第１内輪１１および第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除される。よって、切り替えに要する時間を短縮でき素早い変速が可能となる。

次いで、図７を参照して、アクセルペダルを操作しない車両１００のコースト走行時（惰性走行時）における動力伝達装置１の作動状態について説明する。図７はコースト走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。図６（ｃ）を参照しながら説明した第３速走行の状態において、アクセルペダルを操作しない車両１００のコースト走行を行う場合は、図７に示すように、動力が出力軸３から動力伝達装置１に入力される。アクセルペダルを操作していないため、モータ１１２の回転数は下がり、入力軸２の回転は低下する。その結果、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の第１内輪１１（図５参照）が、第１外輪１２との相対回転で第１外輪１２側から見て、フリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転する。このため、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。よって、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し入力軸２に動力は伝達されない。

以上のように、コースト走行時には、荷重付与装置１５を作動しなくても出力軸３から入力軸２への動力の伝達が遮断される。これは、第１速走行（図６（ａ）参照）、第２速走行（図６（ｂ）参照）の場合においても同様である。その結果、荷重付与装置１５を作動させるという制御を行わなくても、モータ１１２の内部抵抗やイナーシャが出力軸３の駆動抵抗となることが防止され、出力軸３が制動されることを防止できる。よって、エネルギー損失を抑制して、コースト走行時の走行距離が短くなることを防止できる。

次いで、図８を参照して、第２実施の形態における動力伝達装置２０について説明する。図８（ａ）は動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図８（ｂ）は第２クラッチ２２の内部構造の一部を模式的に示した模式図である。以下、第１実施の形態と同一の部分については同一の符号を付して、その説明を省略する。なお、図８では、理解を容易とするために、動力を伝達する機能を担う構成のみを図示している。

動力伝達装置２０は、車両１００（図１参照）に搭載される動力伝達装置１に代えて、車両１００に搭載されている。また、図８（ａ）に示すように、モータ１１２の動力が入力される入力軸２と、その入力軸２に平行に配設された出力軸３と、その出力軸３および入力軸２に配設され互いに噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の第１歯車対４，５，６とを備えている。これらの構成は、第１実施の形態において説明したものと同様である。第２実施の形態における動力伝達装置２０は、さらに、入力軸２および出力軸３に配設され互いに噛み合う第２歯車対２１を備えて構成されている。

第２歯車対２１を構成する駆動歯車２１ａは、第２クラッチ２２を介して入力軸２に固定されている。一方、駆動歯車２１ａに対向して噛み合う被動歯車２１ｂは、出力軸３と一体に形成されている。また、第２歯車対２１の被動歯車２１ｂの歯数は、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの内の最小歯数（本実施の形態においては被動歯車６ｂの歯数）より小さくなるように形成されている。このため、入力軸２から出力軸３に動力が伝達された場合、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度α１，α２，α３及び被動歯車２１ｂの回転速度α４は、入力軸２の回転速度によって一義的に定まり、変速比の関係からα１＜α２＜α３＜α４となる。また、出力軸３の回転速度は変速段に応じた回転速度となる。なお、第１歯車対４，５，６及び第２歯車対２１の変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）を順にｋ１，ｋ２，ｋ３，ｋ４とすると、変速比はｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４の関係となる。

第２クラッチ２２は、出力軸３から入力軸２へ動力を伝達する一方、入力軸２から出力軸３への動力の伝達を遮断するものであり、出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断可能に構成されている。なお、第２クラッチ２２は第１クラッチ１０と同様に構成されているため、詳細な説明を省略する。また、第１クラッチ１０と同一の部分については同一の符号を用いて以下説明する。

第２クラッチ２２は、第２内輪２２１（図８（ｂ）参照）が入力軸２と一体に形成されており、第２外輪２２２は第２歯車対２１の駆動歯車２１ａと一体に形成されている。また、第２クラッチ２２は、第２外輪２２２の内周面２２２ａと第２内輪２２１の外周面２２１ａとに接する第２スプラグ２２３を備えている。この第２クラッチ２２によれば、動力が入力軸２から入力され、第２内輪２２１が第２スプラグ２２３に対して、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、図８（ｂ）の反矢印Ｒｉ方向（フリー方向）に回転する場合には、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合が解除される。その結果、入力軸２は駆動歯車２１ａを空転し、入力軸２から出力軸３への動力の伝達が遮断される。また、第２内輪２２１が第２スプラグ２２３に対して、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、図８（ｂ）の矢印Ｒｉ方向（ロック方向）に回転する場合には、第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ第２スプラグ２２３が係合する。その結果、駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転し、入力軸２から出力軸３へ動力が伝達される。

一方、動力が出力軸３から、被動歯車２１ｂを介して第２クラッチ２２に入力されると、第２外輪２２２が第２スプラグ２２３に対して図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向（ロック方向）に回転し、第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ第２スプラグ２２３が係合する。その結果、駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転し、出力軸３から入力軸２へ動力が伝達される。また、第２外輪２２２が第２スプラグ２２３に対して、第２内輪２２１との相対回転で第２内輪２２１側から見て、図８（ｂ）の反矢印Ｒｏ方向（フリー方向）に回転する場合には、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合が解除される。その結果、入力軸２は駆動歯車２１ａを空転し、出力軸３から入力軸２への動力の伝達が遮断される。

なお、第２クラッチ２２は、第１クラッチ１０と同様に荷重付与装置（図示しない）を備えている。第２クラッチ２２の荷重付与装置１５（図４参照）を作動させることで、リボンスプリング１６の付勢力に抗して第２スプラグ２２３に荷重を付与し、第２スプラグ２２３を反セルフロック方向へ傾動させて、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合を強制的に解除できる。これにより、出力軸３から被動歯車２１ｂ及び駆動歯車２１ａを介して、第２クラッチ２２に伝達された動力が第２外輪２２２に入力されて、第２外輪２２２が第２スプラグ２２３に対してロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向）へ回転する場合でも、荷重付与装置１５により第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合を強制的に解除することで、駆動被動歯車２１ａを空転させて、出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断することができる。

次いで、図９から図１０を参照して、上述したように構成される第２実施の形態における動力伝達装置２０の作動状態について説明する。図９から図１０は、動力伝達装置２０の内部構造の正面視を模式的に示している。ここで、図９および図１０では、理解を容易とするために、動力の伝達経路を矢印Ｐで示すと共に、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａ，２１ａ、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ，２１ｂ及び第１クラッチ１０及び第２クラッチ２２の外輪１２の各回転方向を矢印で示している。また、第１歯車対４，５，６及び第２歯車対２１において、第１クラッチ１０及び第２クラッチ２２の荷重付与装置１５（図４参照）を作動させて、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合を解除した場合を「ＯＮ」と表記する。第１クラッチ１０及び第２クラッチの荷重付与装置１５を非作動として、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合が可能な場合を「ＯＦＦ」と表記している。

まず、図９を参照して、車両１００の前進時における動力伝達装置２０の作動状態について説明する。図９（ａ）は加速走行時（第３速）の動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図９（ｂ）はコースト走行時（第３速）に出力軸３から入力軸２に動力を伝達する動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図９（ｃ）はコースト走行時（第３速）に出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断した動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図である。

図９（ａ）に示すように、加速走行時（第３速）は、第１実施の形態で説明したように、第１速〜第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ（被動歯車の回転方向は図９において時計回り）の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止する（ＯＦＦ）。第３速の被動歯車６ｂの回転速度（α３）は、第１速および第２速の被動歯車４ｂ，５ｂの回転速度（α１，α２）より速いため（α１＜α２＜α３）、第３速の被動歯車６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２が第１内輪１１との相対回転でロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）に回転し、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達され、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα３の回転速度で回転する。

一方で、この場合には、出力軸３から被動歯車２１ｂを介して、駆動歯車２１ａが回転速度α４で回転する。本実施の形態においては、第２歯車対２１の変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）ｋ４が、第１歯車対６の変速比ｋ３より小さく設定されているので、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転速度（α４＝α３・ｋ４＝ｋ４／ｋ３・α）は、入力軸２の回転速度（α）より小さくなる。このため、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）の回転速度α４が第２内輪２２１の回転速度αよりも遅くなり、相対的に第２外輪２２２がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ２２では、第２スプラグ２２３は第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合できない。従って、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動しなくても、動力伝達装置２０は、第２歯車対２１に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３の回転速度α３）となる。

なお、第２歯車対２１の変速比ｋ４を、第１歯車対６の変速比ｋ３より大きくなるように設定した場合は、駆動歯車２１ａの回転速度（α４＝ｋ４／ｋ３・α）は、入力軸２の回転速度（α）より大きくなる。このため、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２の回転速度α４が第２内輪２２１の回転速度αよりも速くなり、相対的に第２外輪２２２がロック方向へ回転している状態と等しくなる。この場合には、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動させることにより（ＯＮ）、第２スプラグ２２３を強制的に反セルフロック方向へ傾動させ、第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合できなくする。その結果、上述の場合と同様に、第２歯車対２１に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３の回転速度α３）が得られる。

次に、第３速走行の状態でコースト走行を行う場合は、図９（ｂ）に示すように、動力が出力軸３から入力軸２へと入力される。その結果、出力軸３から第２歯車対２１の被動歯車２１ｂを介して駆動歯車２１ａが駆動される。即ち、第２クラッチ２２の第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）に動力が伝達される（回転速度α４）。一方、第２クラッチ２２の第２内輪２２１は入力軸２からの駆動力が無い状態なので、その回転速度は、駆動歯車２１ａの回転速度α４より遅くなる。その結果、第２クラッチ２２の第２外輪２２２が、第２内輪２２１との相対回転で第２内輪２２１側から見て、ロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向）に回転する。第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動させない場合には（ＯＦＦ）、第２外輪２２２及び第２内輪２２１へスプラグ１３が係合する。その結果、第２クラッチ２２の第２外輪２２２から第２内輪２２１に向かって動力が伝達され、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転する（回転速度α４）。第２歯車対２１の変速比がｋ４であり、第２歯車対２１の被動歯車２１ｂの回転速度がα３であるから、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転速度α４はｋ４・α３である。第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転につれて入力軸２が回転し、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａも回転する（回転速度α４＝ｋ４・α３）。

この結果、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂに動力が伝達され、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは各々の変速比に応じた速度で回転する。被動歯車４ｂの回転速度β１はｋ４／ｋ１・α３であり、被動歯車５ｂの回転速度β２はｋ４／ｋ２・α３であり、被動歯車６ｂの回転速度β３はｋ４／ｋ３・α３である。ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４であるから、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度β１，β２，β３は、いずれもα３より小さくなる。

一方、出力軸３の回転速度はα３であるため、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０（図５参照）では、第１内輪１１がα３の速度で回転する。このため、第１クラッチ１０では、第１内輪１１の回転速度が第１外輪１２の回転速度（β１＝ｋ４／ｋ１・α３）よりも速くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。従って、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動させない場合（ＯＦＦ）、動力伝達装置２０（図８（ａ）参照）は、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させなくても、第１歯車対４，５，６に影響されることなく、出力軸３からの動力を入力軸２へ第２歯車対２１を介して伝達できる。これにより、車両１００のコースト走行時には、出力軸３から入力される動力によりモータ１１２を発電機として機能させて、モータ１１２により発電した電力を電源に回生することができる。これにより、省エネルギー化を図ることができる。また、モータ１１２の内部抵抗やイナーシャが出力軸３の駆動抵抗となるため、出力軸３を制動できる（エンジンブレーキ）。

これに対し、モータ１１２の内部抵抗やイナーシャが出力軸３の駆動抵抗となるのを防ぐ場合には、図９（ｃ）に示すように、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。出力軸３から動力が動力伝達装置２０（図８（ａ）参照）に入力されると、第２クラッチ２２の第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）が、第２内輪２２１との相対回転で第２内輪２２１側から見て、ロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向）に回転するが、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）させることにより、第２スプラグ２２３が強制的に反セルフロック方向へ傾動され、第２外輪２２２及び第２内輪２２１へ係合できない。よって、駆動歯車２１ａは入力軸２を空転し入力軸２に動力は伝達されない。

また、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の第１内輪１１（図５参照）は、第１外輪１２との相対回転でフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転する。このため、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。よって、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し、入力軸２に動力は伝達されない。これにより、エネルギー損失を抑制して、コースト走行における走行距離が短くなることを防止できる。

以上のように、コースト走行時に、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５の作動と非作動とを切り替えることにより、エネルギー損失を抑制して走行距離を伸ばすか、或いは出力軸３の制動および電力の回生を図るか、いずれを優先するかを選択できる。

次いで、図１０を参照して、車両１００の登坂停止時における動力伝達装置２０の作動状態について説明する。図１０（ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置２０において車両１００が登坂停止している場合の動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図１０（ｂ）は車両１００が登坂停止した状態から前進する場合の動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図である。

車両１００が登坂停止している場合は、車両１００は重力により坂を後進しようとするため、前輪１０１は前進の回転に対して逆回転しようとする。この結果、図１０（ａ）に示すように、前輪１０１から動力伝達装置２０の出力軸３を逆回転させようとする逆動力が入力される。この逆動力により、出力軸３から被動歯車２１ｂを介して、駆動歯車２１ａは逆回転（図１０（ａ）時計回りに回転）しようとする。これにより、第２歯車対２１の第２クラッチ２２の第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）は逆回転しようとする。また、第１歯車対４，５，６の第１クラッチ１０の第１内輪１１（図５参照）も、それぞれ逆回転（図１０（ａ）反時計回りに回転）しようとする。この逆動力による出力軸３の回転速度（回転した場合の仮想値）をγとする。

この逆動力により、第１歯車対４，５，６においては、第１クラッチ１０の第１内輪１１が、第１外輪１２との相対回転でロック方向（図５の矢印Ｒｉ方向）に回転しようとするので、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１クラッチ１０の第１内輪１１から第１外輪１２に向かって動力が伝達され、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３と共に回転しようとする（回転速度γ）。この結果、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと噛み合う駆動歯車４ａ，５ａ，６ａに動力が伝達される。

ここで、第１歯車対４，５，６及び第２歯車対２１の変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）は、上述のとおり、順にｋ１，ｋ２，ｋ３，ｋ４（但し、ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４）なので、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度がγのときは、駆動歯車４ａの回転速度はｋ１・γ、駆動歯車５ａの回転速度はｋ２・γ、駆動歯車６ａの回転速度はｋ３・γとなる（駆動歯車４ａ，５ａ，６ａの回転方向は図１０（ａ）時計回り）。駆動歯車４ａ，５ａ，６ａの回転により、入力軸２は回転速度ｋ１・γ（或いはｋ２・γ又はｋ３・γ）で回転しようとする。この結果、入力軸２に連結する第２歯車対２１の第２クラッチ２２の第２内輪２２１（図８（ｂ）参照）は、回転速度ｋ１・γ（或いはｋ２・γ又はｋ３・γ）でロック方向(図８（ｂ）の矢印Ｒｉ方向）に回転する。一方、駆動歯車２１ａには、噛み合う被動歯車２１ｂから回転速度ｋ４・γとなる動力が入力されるため、第２クラッチ２２の第２外輪２２２は回転速度ｋ４・γでフリー方向（図８（ｂ）の反矢印Ｒｏ方向）に回転する。

ここで、ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４のため、第２クラッチ２２の第２内輪２２１の回転速度ｋ１・γ（或いはｋ２・γ又はｋ３・γ）は、第２クラッチ２２の第２外輪２２２の回転速度ｋ４・γより速くなる。このため、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２の回転速度が第２内輪２２１の回転速度よりも遅くなり、第２内輪２２１が、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、ロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ２２では、第２スプラグ２２３が第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合し、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転しようとする。

しかし、上述のように、互いに噛み合う駆動歯車２１ａと被動歯車２１ｂとの間に回転速度差があるため、第１歯車対４，５，６と第２歯車対２１とは二重噛み合いとなる。よって、車両１００が登坂停止している場合に、サイドブレーキを作動させたり必要な駆動力が得られたりするようにモータ１１２を制御しなくとも、車両１００の後進を防止できる。

登坂停止した車両１００を前進させる場合は、図１０（ｂ）に示すように、まず、第２速および第３速の第１歯車対５，６の被動歯車５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。この状態においても、第１歯車対４（第１速）の変速比は第２歯車対２１の変速比より大きいため、上述のとおり、第１歯車対４と第２歯車対２１とを二重噛み合いさせることができ、サイドブレーキを作動させなくても車両１００は後進しない。

次いで、モータ１１２（図８（ａ）参照）の正回転（前進側）の動力を入力軸２に伝達すると、第２速の被動歯車５ｂ及び第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）しているため、被動歯車５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０では、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除される。この結果、第２速及び第３速の被動歯車５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。これに対し、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転すると、荷重付与装置１５（図４参照）が非作動（ＯＦＦ）のため、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合し、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達される。その結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３が回転する。入力軸２の回転速度をαとすると、出力軸３の回転速度はα／ｋ１となる。

一方で、この場合には、出力軸３から第２歯車対２１の被動歯車２１ｂを介して、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａに動力が伝達される。その結果、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転速度は、ｋ４／ｋ１・αとなる（回転方向は図１０（ｂ）反時計回り）。これにより、第２クラッチ２２（図８（ｂ）参照）の第２内輪２２１の回転速度はαとなり、第２クラッチ２２の第２外輪２２２の回転速度はｋ４／ｋ１・αとなる。ｋ１＞ｋ４より、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、第２内輪２２１の回転速度が第２外輪２２２の回転速度より速くなり、相対的に第２内輪２２１がフリー方向（図８（ｂ）の反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ２２では、第２スプラグ２２３は第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合できない。従って、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動しなくても、動力伝達装置２０は、第２歯車対２１に影響されることなく第１速の走行状態（出力軸３の回転速度α／ｋ１）となり、車両１００は発進する。以上のように、車両１００が登坂停止した状態から前進する場合には、後進しないようにサイドブレーキを作動する等の煩雑な操作を行うことなく、モータ１１２を駆動するのみで発進することができる。

なお、車両１００の発進の際、本実施の形態においては、第２速および第３速の第１歯車対５，６の被動歯車５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させ、第１速の第１歯車対４を用いて動力を伝達する場合について説明したが、必ずしもこれに限定されるものではない。第２歯車対２１より大きな変速比の第１歯車対（５又は６）を選択して動力伝達可能な状態にすれば、第１速の第１歯車対４を用いる場合と比較してトルクは低下するが、発進は可能である。

次いで、図１１を参照して、本発明の第３実施の形態における動力伝達装置について説明する。上記第２実施の形態においては、動力伝達装置が前輪駆動の車両１００に搭載され、第２クラッチ２２が入力軸２に配設されており、第２クラッチ２２の第２外輪２２２が駆動歯車２１ａと一体に形成された場合について説明した。これに対し第３実施の形態では、動力伝達装置３０は後輪駆動の車両２００に搭載されている。さらに、第２クラッチ３４が出力軸３１，３２に配設されており、第２クラッチ３４が被動歯車３３ｂと別設されている場合について説明する。

図１１（ａ）は本発明の第３実施の形態における動力伝達装置３０が搭載される車両２００を模式的に示した模式図であり、図１１（ｂ）は第３実施の形態における動力伝達装置３０を模式的に示した模式図である。なお、図１１（ａ）の矢印Ｆ−Ｂ，Ｌ−Ｒは、車両２００の前後方向、左右方向をそれぞれ示している。

まず、車両２００の概略構成について説明する。車両２００は、図１１（ａ）に示すように、後輪１０２（左の後輪１０２ＦＬ及び右の後輪１０２ＦＲ）を駆動するリアユニット１２０を備えている。リアユニット１２０は、動力源としてのエンジン１１１及びモータ１１２と、それらエンジン１１１及びモータ１１２の動力を後輪１０２に伝達する動力伝達装置３０とを主に備えており、動力伝達装置３０の出力軸３１に伝達された動力がデファレンシャル装置を介して左右の後輪１０２に伝達されるよう構成されている。なお、エンジン１１１及びモータ１１２の２つの動力を使い分けて後輪１０２を駆動可能に構成されているが、エンジン１１１又はモータ１１２のいずれか片方で構成されている場合もある。エンジン１１１、モータ１１２のいずれも動力源とすることが可能である。なお、以下の実施の形態においては、入力軸２にエンジン１１１の駆動力を伝達する場合について説明するが、エンジン１１１に代えてモータ１１２の駆動力を伝達することや、エンジン１１１及びモータ１１２の駆動力を伝達することも当然可能である。

次いで、図１１（ｂ）を参照して、動力伝達装置３０の詳細構成について説明する。図１１（ｂ）は、動力伝達装置３０の内部構造を模式的に示した模式図である。以下、第２実施の形態と同一の部分については同一の符号を付して、その説明を省略する。なお、図１１（ｂ）では、理解を容易とするために、動力を伝達する機能を担う構成のみを図示している。

動力伝達装置３０は、エンジン１１１の動力が入力される入力軸２と、その入力軸２と平行に配設された出力軸３１，３２と、その出力軸３１及び入力軸２に配設され互いに噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の第１歯車対４，５，６と、出力軸３２及び入力軸２に配設された第２歯車対３３とを主に備えて構成されている。出力軸３１，３２は、第２クラッチ３４を介して同軸に連結されている。また、第１歯車対４，５，６に配設された第１クラッチ１０の第１内輪１１は、出力軸３１と一体に形成されている。以上のように構成された動力伝達装置３０は、出力軸３１に伝達された動力が動力伝達装置３０の外部に出力され、後輪１０２に伝達されるように構成されている。

第２歯車対３３は、入力軸２に配設され入力軸２から伝達される動力により駆動される駆動歯車３３ａと、出力軸３２に配設され駆動歯車３３ａにより従動駆動される被動歯車３３ｂとを備えている。第２歯車対３３の被動歯車３３ｂは、その歯数が、第１歯車対４，５，６の内の最小歯数（本実施の形態においては、第１歯車対６の被動歯車６ｂの歯数）より小さくなるように構成されている。従って、第２歯車対３３の変速比（被動歯車３３ｂの歯数÷駆動歯車３３ａの歯数。ｋ５とする。）は、第１歯車対４，５，６の変速比（順にｋ１，ｋ２，ｋ３）の内の最小の変速比（本実施の形態においては、第１歯車対６の変速比ｋ３）より小さい。

第２クラッチ３４は、出力軸３１，３２から入力軸２へ動力を遮断可能に伝達する一方、入力軸２から出力軸３１，３２への動力の伝達を遮断するように構成されている。なお、第２クラッチ３４は第１クラッチ１０（図５参照）と同様に構成されているため、詳細な説明を省略する。また、第１クラッチ１０と同一の部分については同一の符号を用いて以下説明する。

第２クラッチ３４は第２歯車対３３の被動歯車３３ｂと別設されている。第２クラッチ３４の第２内輪３４１は出力軸３２と一体に形成されているが、第２クラッチ３４の第２外輪３４２は、側端縁が外輪連結部３４ａと連結されており、外輪連結部３４ａを介して出力軸３１と連結されている。第２内輪３４１と第２外輪３４２とに接して第２スプラグ３４３が配設されている。

以上のように構成された第３実施の形態における動力伝達装置３０は、第２実施の形態で説明したように、加速走行時（第３速）においては、第１速〜第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０（図５参照）の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止する。これにより、入力軸２の回転速度をαとすれば、第３速の第１歯車対６を介して、出力軸３１が回転速度α／ｋ３で回転する。一方で、この場合には、出力軸３１と連結する外輪連結部３４ａも回転速度α／ｋ３で回転し、それに伴い第２クラッチ３４の第２外輪３４２も回転する（回転速度α／ｋ３）。

また、第２歯車対３３の被動歯車３３ｂは、駆動歯車３３ａの回転（回転速度α）に伴い回転速度α／ｋ５で回転する。その結果、被動歯車３３ｂが配設された出力軸３２が回転し、出力軸３２に連結する第２クラッチ３４の第２内輪３４１も回転する（回転速度α／ｋ５）。ｋ３＞ｋ５のため、第２クラッチ３４では、第２内輪３４１の回転速度（α／ｋ５）が第２外輪３４２の回転速度（α／ｋ３）よりも速くなり、第２外輪３４２との相対回転で第２外輪３４２側から見て、第２内輪３４１がフリー方向（図５に示す反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ３４では、第２スプラグ３４３は第２内輪３４１及び第２外輪３４２へ係合できない。従って、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を作動しなくても、動力伝達装置３０は、第２歯車対３３に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３１の回転速度α／ｋ３）となる。

なお、第２歯車対３３の変速比ｋ５を、第１歯車対６の変速比ｋ３より大きくなるように設定した場合は、被動歯車３３ｂの回転速度（α／ｋ５）は出力軸３１の回転速度（α／ｋ３）より小さくなる。この場合、第２クラッチ３４では、第２外輪３４２の回転速度（α／ｋ３）が第２内輪３４１の回転速度（α／ｋ５）よりも速くなり、相対的に第２外輪３４２がロック方向（図５に示す矢印Ｒｏ方向）へ回転している状態と等しくなる。この場合には、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を作動させることにより、第２スプラグ３４３を強制的に反セルフロック方向へ傾動させ、第２内輪３４１及び第２外輪３４２へ係合できなくする。その結果、上述の場合と同様に、動力伝達装置３０は第２歯車対３３に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３１の回転速度α／ｋ３）が得られる。

次に、第３速走行の状態（出力軸３１の回転速度α／ｋ３）でコースト走行を行う場合は、第２実施の形態の場合と同様に、動力が出力軸３１から入力される。出力軸３１の回転速度はα／ｋ３であるから、外輪連結部３４ａを介して、動力が第２クラッチ３４の第２外輪３４２に伝達され、その第２外輪３４２の回転速度はα／ｋ３となる。

一方、第２クラッチ３４の第２内輪３４１は、第２歯車対３３を介して入力軸２からの駆動力が無い状態なので、その回転速度は第２外輪３４２の回転速度α／ｋ３より遅くなる。その結果、第２クラッチ３４の第２外輪３４２が、第２内輪３４１との相対回転で第２内輪３４１側から見て、ロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）に回転する。第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を非作動（ＯＦＦ）とする場合には、第２外輪３４２及び第２内輪３４１へ第２スプラグ３４３が係合する。その結果、第２クラッチ３４の第２外輪３４２から第２内輪３４１に向かって動力が伝達され、第２歯車対３３の被動歯車３３ｂは出力軸３２と共に回転する（回転速度α／ｋ３）。第２歯車対３３の変速比がｋ５であるから、第２歯車対３３の駆動歯車３３ａの回転速度はα／ｋ３・ｋ５である。第２歯車対３３の駆動歯車３３ａの回転につれて入力軸２が回転し（回転速度α／ｋ３・ｋ５）、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａも回転する（回転速度α／ｋ３・ｋ５）。

この結果、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂに動力が伝達され、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは各々の変速比に応じた速度で回転する。被動歯車４ｂの回転速度はα／ｋ３・ｋ５／ｋ１であり、被動歯車５ｂの回転速度はα／ｋ３・ｋ５／ｋ２であり、被動歯車６ｂの回転速度はα／ｋ３・ｋ５／ｋ３である。ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ５であるから、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度は、いずれも出力軸３１の回転速度α／ｋ３より小さくなる。

ここで、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０（図５参照）では、第１内輪１１が、出力軸３１と同じα／ｋ３の速度で回転する。一方、上述のとおり、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度は、いずれも出力軸３１の回転速度α／ｋ３より小さいため、各第１クラッチ１０の第１外輪１２の回転速度も、第１内輪１１の回転速度より遅くなる。このため、第１クラッチ１０では、第１内輪１１の回転速度が第１外輪１２の回転速度よりも速くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。

従って、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を非作動（ＯＦＦ）とする場合、動力伝達装置３０は、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させなくても、第１歯車対４，５，６に影響されることなく、動力を出力軸３１から第２歯車対３３を介して入力軸２へ伝達できる。これにより、車両２００のコースト走行時には、出力軸３１から入力軸２に動力が入力され、エンジン１１１が出力軸３１の駆動抵抗となるため、出力軸３を制動できる（エンジンブレーキ）。

これに対し、エンジン１１１が出力軸３１の駆動抵抗となるのを防ぐ場合には、第２実施の形態において説明したように、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。これにより、第２クラッチ３４の第２スプラグ３４３が強制的に反セルフロック方向へ傾動され、第２外輪３４２及び第２内輪３４１へ係合できなくなる。よって、第２クラッチ３４は出力軸３２を空転し、入力軸２に動力は伝達されない。また、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の第１内輪１１（図４参照）は、第１外輪１２との相対回転でフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転する。このため、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。よって、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３１を空転し入力軸２に動力は伝達されない。これにより、エネルギー損失を抑制して、コースト走行における走行距離が短くなることを防止できる。

以上のように、コースト走行時に、荷重付与装置１５の作動と非作動とを切り替えることにより、エネルギー損失を抑制して走行距離を伸ばすか、或いは出力軸３１の制動を図るか、いずれを優先するかを選択できる。

以上、実施の形態に基づき本発明を説明したが、本発明は上記実施の形態に何ら限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で種々の改良変形が可能であることは容易に推察できるものである。

上記各実施の形態では、動力伝達装置１，２０，３０が車両１００のフロントユニット１１０や車両２００のリアユニット１２０に組み込まれる場合を説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、例えば、他の車両（機関車、旅客車、貨物車および特殊車など）の走行装置、作業装置および工作機械などの動力伝達装置に組み込むことは当然可能である。

上記各実施の形態では、荷重付与装置１５（アクチュエータ１５ａ）が電動機（交流電動機または直流電動機）により構成される場合を説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、他の動力源を採用することは当然可能である。他の動力源としては、例えば、直流電動機、油圧モータ、空気圧シリンダ、油圧シリンダ、交流ソレノイド及び直流ソレノイド等が例示される。

ここで、アクチュエータ１５ａをソレノイドにより構成する場合には、歯車機構などによりスプラグ１３に荷重を付与する場合に限られず、例えば、電磁力を利用してスプラグ１３に荷重を付与するように構成しても良い。

上記第２実施の形態では、第２歯車対２１が、第１歯車対６の隣に配設された場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、第１歯車対４の隣、第１歯車対４，５の間、第１歯車対５，６の間など、任意の位置に配設することが可能である。

上記各実施の形態では、第１クラッチ１０を出力軸３に設けた場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、入力軸２に設けることも当然可能である。また、上記第２実施の形態においては、第２クラッチ２２を入力軸２に設けた場合について説明したが、必ずしもこれに限定されるものではなく、出力軸３に設けることは当然可能である。

また、上記第３実施の形態においては、第２クラッチ３４を出力軸３２に設けた場合について説明したが、必ずしもこれに限定されるものではなく、入力軸２に設けることは当然可能である。この場合には、入力軸２と同軸に形成された入力軸を別途設け、その入力軸（以下「新入力軸」と称す）に第２歯車対３３の駆動歯車３３ａを配設し、第１歯車対６の駆動歯車６ａと並設する。新入力軸と入力軸２とを第２クラッチ３４を介して連結する。第２クラッチ３４の内輪１１を入力軸２と一体に形成し、新入力軸に外輪連結部３４ａを連結させる。この場合も第３実施の形態における動力伝達装置３０と同様に、コースト走行時に、荷重付与装置１５の作動と非作動とを切り替えることにより、エネルギー損失を抑制して走行距離を伸ばすか、或いは出力軸３１の制動を図るか、いずれを優先するかを選択できる。

上記各実施の形態では、第２クラッチ２２，３４が、スプラグの係合解除機能付きのスプラグ型ワンウェイクラッチを備えて構成される場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、他のワンウェイクラッチやツーウェイクラッチを用いることは可能である。他のワンウェイクラッチとしては、例えば、スプラグの係合解除機能を有していない通常のスプラグ型ワンウェイクラッチ等が例示される。ツーウェイクラッチとしては、例えば、特開２００７−２９８１４５号公報に開示されるもの等が例示される。

上記第１実施の形態では説明を省略したが、第１速走行の状態から第２速走行の状態へシフトアップ変速を行った後に、第１速の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。同様に、第２速走行の状態から第３速走行の状態へシフトアップ変速を行った後に、第２速の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。同様に、車両１００のコースト走行時に、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて各第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。

上記第２実施の形態では説明を省略したが、車両１００の加速走行時（第３速）、第１速および第２速の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。同様に、車両１００のコースト走行時に、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。これは、第３実施の形態の場合も同様である。

１，２０，３０ 動力伝達装置
２ 入力軸
３，３１，３２ 出力軸
４，５，６ 第１歯車対
１０ 第１クラッチ
１１ 第１内輪
１１ａ 外周面
１２ 第１外輪
１２ａ 内周面
１３ 第１スプラグ
１３ａ，１３ｂ 係合面
１４ 保持器
１５ 荷重付与装置
１６ リボンスプリング（付勢部材）
２１，３３ 第２歯車対
２２，３４ 第２クラッチ
２２１，３４１ 第２内輪
２２２，３４２ 第２外輪
２２３，３４３ 第２スプラグ
１１１ エンジン（動力源）
１１２ モータ（動力源）
Ａ，Ｂ 接点
Ｏ 軸心

本発明は、動力伝達装置に関し、特に、一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを素早く行うと共に切り替え時の衝撃を防止することができ、さらに特別な制御を行わなくても、惰性運動時の出力量が減少することを防止できる動力伝達装置に関するものである。

従来、動力源からの動力を伝達する動力伝達装置として、例えば、特許文献１には、入力軸と、入力軸に平行な出力軸と、入力軸および出力軸に配設され互いに常時噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の歯車対と、歯車対のそれぞれ一方の歯車に設けられたツーウェイクラッチと、を備えるものが開示されている。

特許文献１に開示される動力伝達装置では、ツーウェイクラッチは、外周面が断面多角形状の内輪と、その内輪の外周面に対向する断面円形状の内周面を有する外輪と、その外輪の内周面と内輪の外周面との間に複数のローラを円周方向に保持する保持器とを備えている。このツーウェイクラッチは、保持器が中立状態にあると、外輪の内周面とローラとの間に隙間が存在するため、内輪と外輪とは自由に相対回転できる（空転して動力は伝達されない）。これに対し、保持器を円周方向に変位させてローラを移動させると、内輪や外輪の回転に伴って、ローラが外輪の内周面と内輪の外周面との間に楔のように噛み込み、内輪と外輪とをロックできる（ロック状態では動力が伝達される）。このように、この動力伝達装置では、該当する歯車対に設けられた保持器を中立状態から円周方向に変位させ、内輪と外輪との間にローラを噛み込ませることによりロックさせ、動力を伝達する状態に切り替えて変速を行う。

特開２００７−２９８１４５号公報

しかしながら、特許文献１に開示される動力伝達装置では、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態に切り替えるためには、該当する歯車対に設けられたローラを円周方向に移動させ、さらに内輪や外輪の回転を利用して、外輪の内周面と内輪の外周面との間にローラを楔のように噛み込ませる必要がある。このため、ローラの移動に時間がかかり、切り替えに時間を要するという問題点があった。

また、切り替えに時間を要すると、動力を伝達しない状態から動力が伝達されるまでの間に、外輪または入力軸と内輪または出力軸とが空転する。この結果、ローラが楔のように噛み込むロック時に、衝撃が生じるという問題点があった。

また、加速時にシフトアップ変速を行う場合、内外輪の回転に対して回転を止めるブレーキ力を付加してローラを回転方向に移動させると共に、動力が入力される外輪の回転速度が、出力軸に繋がる内輪の回転速度と同じか又は相対的に速くなると、ローラが外輪の内周面と内輪の外周面との間の正回転方向に噛み込まれる。その結果、内輪と外輪とがロックされ、入力軸から出力軸を駆動する状態となる。次いで、コースト走行（惰性走行）を行うと、動力が入力される外輪の回転速度は、出力軸に繋がる内輪の回転速度より相対的に遅くなるため、正回転方向に噛み込まれたローラが外れ、中立状態を経て、外輪の内周面と内輪の外周面との間の逆回転方向に噛み込まれる。その結果、再び内輪と外輪とがロックされ、出力軸から入力軸を駆動する状態となる。このように、正回転方向に噛み込まれたローラが外れ、中立状態を経て逆回転方向に噛み込まれる切り替え時においても、回転ガタがあるため、衝撃が生ずるという問題点があった。

また、コースト走行（惰性走行）時の抵抗を無くすには、出力軸の制動を抑制するため、ローラが噛み込まれないように中立状態に保つように制御する必要がある。このように、コースト走行時には、ローラを制御しなければ出力軸が制動されるため、惰性走行可能な距離が短くなるという問題点（惰性運動時の出力量が減少するという問題点）があった。

本発明は、上述した問題点を解決するためになされたものであり、一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを素早く行うと共に切り替え時の衝撃を防止することができ、さらに特別な制御を行わなくても、惰性運動時の出力量が減少することを防止できる動力伝達装置を提供することを目的としている。

課題を解決するための手段および発明の効果

請求項１記載の動力伝達装置によれば、ワンウェイクラッチとしての第１クラッチでは、付勢部材によりスプラグに付勢力が付与され、第１内輪の外周面および第１外輪の内周面に係合面が係合可能な状態となるように第１スプラグがセルフロック方向へ傾動することで、第１内輪と第１外輪との相対回転により、第１内輪および第１外輪に第１スプラグが係合する。これにより、第１内輪と第１外輪との一定回転方向への相対回転が規制される。これに対し、荷重付与装置により付勢部材の付勢力に抗して第１内輪の外周面および第１外輪の内周面に第１スプラグの係合面が接する状態で保持器が回転されて第１スプラグに荷重が付与され、第１スプラグが反セルフロック方向へ傾動することで、第１内輪および第１外輪への第１スプラグの係合が解除され、第１内輪と第１外輪とが相対回転する。

このように、本発明によれば、第１内輪の外周面および第１外輪の内周面に第１スプラグの係合面が接する状態で保持器を回転させ第１スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを行うので、従来のように、ローラを円周方向に変位させて切り替えを行う場合と比較して、切り替えに要する時間を短縮でき、切り替えを素早く行うことができるという効果がある。

また、第１内輪の外周面および第１外輪の内周面に第１スプラグの係合面が接する状態で保持器を回転させ第１スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断を行うので、従来のように、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態になるまでの間に第１内輪と第１外輪とが空転することもなく、切り替え時の衝撃を防止することができるという効果がある。
また、付勢部材の付勢力に抗して電動機により第１スプラグが傾動されるので、荷重付与装置の構造を簡素化できると共に小型化を図ることができる。高速段側の荷重付与装置の電動機を駆動し、低速段側の荷重付与装置を非作動とすることで、低速段側の第１歯車対により入力軸から出力軸へ動力を伝達できる。

さらに、出力軸から入力軸へ動力が伝達される惰性運動時に、第１内輪および第１外輪への第１スプラグの係合が解除されて第１スプラグが反セルフロック方向へ自然に傾動するため、荷重付与装置を作動しなくても、出力軸から入力軸への動力の伝達が遮断される。その結果、荷重付与装置を作動しなくても、惰性運動時に出力軸が制動されることを防ぎ、惰性運動時の出力量が減少することを防止できるという効果がある。

請求項２記載の動力伝達装置によれば、第２歯車対に配設され出力軸から入力される動力を入力軸へ伝達する第２クラッチを備えているので、出力軸から入力軸へ動力が伝達される惰性運動時には、第２クラッチによって出力軸から入力軸へ動力が伝達され、出力軸から入力軸を駆動する状態となり、動力源が出力軸の駆動抵抗となるため出力軸を制動できる。その結果、請求項１の効果に加え、惰性運動時の出力量が減少することを防止するよりも、出力軸の制動を優先できるという効果がある。

請求項３記載の動力伝達装置によれば、第２歯車対の出力軸に配設された歯車の歯数が、第１歯車対の出力軸に配設された歯車の内の最小歯数より小さいので、第２歯車対の変速比が第１歯車対の変速比より小さくなる。これにより、第２クラッチは出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断可能に構成しなくても、出力軸が惰性運動をする場合には、第１歯車対と第２歯車対との変速比の関係により、第１クラッチのスプラグを反セルフロック方向に傾動させることができる。このため、第１歯車対と第２歯車対との間に二重噛み合いが起きるのを防止できる。よって、請求項２の効果に加え、動力伝達装置の制御を簡素化できるという効果がある。

また、出力軸に逆動力（出力軸を逆回転させようとする動力）が入力される場合に、第１歯車対および第２歯車対の変速比により回転速度差が生じ、第１歯車対と第２歯車対とを二重噛み合いにできるという効果がある。このため、車両が登坂停止している場合に、サイドブレーキを作動させたり大きな駆動力が得られるように動力源を制御したりすることなく、車両の後退を防止することができる。また、車両が登坂停止した状態から前進する場合は、動力源を駆動するのみで発進できる。

請求項４記載の動力伝達装置によれば、第２クラッチは、出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断可能に構成されているので、出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断すれば惰性運動時に出力量が減少することを防止できる。その結果、出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断しなければ出力軸の制動を行うことができる。以上のように、請求項２又は３の効果に加え、惰性運動時に、出力量または出力軸の制動のいずれを優先するかを選択できるという効果がある。

請求項５記載の動力伝達装置によれば、第２クラッチは、第２内輪と第２外輪とに接する第２スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断の切り替えを行うので、従来のように、ローラを円周方向に変位させて切り替えを行う場合と比較して、切り替えに要する時間を短縮できる。従って、請求項４の効果に加え、切り替えを素早く行うことができるという効果がある。

また、第２スプラグを傾動させて一定方向への回転の伝達および遮断を行うので、従来のように、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態になるまでの間に第２内輪と第２外輪とが空転することもなく、切り替え時の衝撃を防止できるという効果がある。

また、加速時において第１クラッチがセルフロックされる状態から、コースト時において第２クラッチがセルフロックされる状態に回転ガタなく切り替えることができるため、切り替え時の遊転による衝撃を防止できるという効果がある。

第１実施の形態における動力伝達装置が搭載される車両を模式的に示した模式図である。 動力伝達装置を模式的に示した模式図である。 第１クラッチの断面図である。 図３のＩＶ−ＩＶ線における第１クラッチの断面図である。 図４のＶで示す部分を拡大して示した第１クラッチの部分拡大断面図である。 （ａ）は加速走行時（第１速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は加速走行時（第２速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｃ）は加速走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 コースト走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は第２クラッチの内部構造の一部を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置において加速走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）はコースト走行時（第３速）に出力軸から入力軸に動力を伝達する動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｃ）はコースト走行時（第３速）に出力軸から入力軸への動力の伝達を遮断した動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置において車両が登坂停止している場合の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は車両が登坂停止した状態から前進する場合の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。 （ａ）は第３実施の形態における動力伝達装置が搭載される車両を模式的に示した模式図であり、（ｂ）は動力伝達装置を模式的に示した模式図である。

以下、本発明の好ましい実施の形態について、添付図面を参照して説明する。図１は、本発明の第１実施の形態における動力伝達装置１が搭載される車両１００を模式的に示した模式図である。なお、図１の矢印Ｆ−Ｂ，Ｌ−Ｒは、車両１００の前後方向、左右方向をそれぞれ示している。

まず、車両１００の概略構成について説明する。車両１００は、図１に示すように、前輪１０１（左の前輪１０１ＦＬ及び右の前輪１０１ＦＲ）を駆動するフロントユニット１１０を備えている。フロントユニット１１０は、動力源としてのエンジン１１１及びモータ１１２と、それらエンジン１１１及びモータ１１２の動力を前輪１０１に伝達する動力伝達装置１１３とを主に備え、エンジン１１１及びモータ１１２の２つの動力を使い分けて前輪１０１を駆動可能に構成されている。また、このフロントユニット１１０は、モータ１１２が発電機としての機能を兼ね備えており、モータ１１２により発電した電力を回生可能に構成されている。なお、車両１００は、エンジン１１１又はモータ１１２のいずれか片方で構成されても良い。

次いで、図２を参照して、動力伝達装置１の詳細構成について説明する。図２は、動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図である。なお、図２では、理解を容易とするために、動力を伝達する機能を担う構成のみを図示している。また、以下の実施の形態においては、入力軸２にモータ１１２の駆動力を伝達する場合について説明するが、モータ１１２に代えてエンジン１１１の駆動力を伝達することや、エンジン１１１及びモータ１１２の駆動力を伝達することも当然可能である。

動力伝達装置１は、図２に示すように、モータ１１２の動力が入力される入力軸２と、その入力軸２と平行に配設された出力軸３と、その出力軸３および入力軸２に配設され互いに噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の第１歯車対４，５，６とを主に備えて構成されている。本実施の形態では、モータ１１２と第１歯車対４との間の入力軸２にメインクラッチ７が配設されており、メインクラッチ７を接続することで、モータ１１２の動力を動力伝達装置１に伝達するように構成されている。また、出力軸２に伝達された動力が動力伝達装置１の外部に出力され、前輪１０１に伝達されるように構成されている。

第１歯車対４，５，６は、入力軸２に配設され入力軸２から伝達される動力により駆動される駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと、出力軸３に配設され駆動歯車４ａ，５ａ，６ａにより従動駆動される被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂとを備えている。ここで、第１歯車対４，５，６は、変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）の大きなものから、モータ１１２に近い順に第１速、第２速、第３速とされ、本実施の形態においては、第１歯車対４が第１速、第１歯車対５が第２速、第１歯車対６が第３速である。なお、後進段については、図示を省略している。後進段の場合は、第１歯車対４，５，６の間にピニオン歯車を挿入すれば良い。

第１歯車対４，５，６を構成する駆動歯車４ａ，５ａ，６ａは、それぞれ入力軸２と一体に形成されている。一方、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａにそれぞれ対向して噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは、後述する第１クラッチ１０を介して出力軸３にそれぞれ固定されている。第１クラッチ１０は、入力軸２から出力軸３へ動力を伝達する一方、出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断するものであり、入力軸２から出力軸３への動力の伝達を遮断可能に構成されている。

ここで、図３及び図４を参照して、第１クラッチ１０の詳細構成について説明する。図３は、第１クラッチ１０の断面図であり、図４は、図３のＩＶ−ＩＶ線における第１クラッチ１０の断面図である。第１クラッチ１０は、図３及び図４に示すように、第１内輪１１と、その第１内輪１１の外周を囲む第１外輪１２と、それら第１内輪１１と第１外輪１２との間に配設される複数の第１スプラグ１３と、それら第１スプラグ１３を保持する保持器１４と、荷重付与装置１５とを主に備えて構成されている。

第１内輪１１は、動力を伝達する機能を担う部材であり、図３及び図４に示すように、断面円形状の外周面１１ａを備え、軸心Ｏ回りに回転可能に構成されている。また、この第１内輪１１は、出力軸３（図２参照）と一体に形成されている。第１外輪１２は、第１内輪１１と共に動力を伝達する機能を担う部材であり、図３及び図４に示すように、第１内輪１１の外周面１１ａに対向する断面円形状の内周面１２ａを備え、第１内輪１１と同様に軸心Ｏ回りに回転可能に構成されている。また、この第１外輪１２は、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ（図２参照）と一体に形成されている。

第１スプラグ１３は、第１内輪１１と第１外輪１２とを係合する機能を担う部材であり、外周面１１ａ及び内周面１２ａにそれぞれ接する係合面１３ａ，１３ｂ（図５参照）を備え、図４に示すように、外周面１１ａ及び内周面１２ａの対向間において円周方向に等間隔で複数配設されている。また、この第１スプラグ１３は、リボンスプリング１６（図５参照）により内周面１１ａ及び外周面１２ａの円周方向に付勢されている。

ここで、図５を参照して、リボンスプリング１６について説明する。図５は、図４のＶで示す部分を拡大して示した第１クラッチ１０の部分拡大断面図である。リボンスプリング１６は、第１スプラグ１３に付勢力を付与して外周面１１ａ及び内周面１２ａに係合面１３ａ，１３ｂが接するように第１スプラグ１３に図５の矢印Ｓ方向（以下「セルフロック方向」と称す）の回転モーメントを発生させる部材であり、図５に示すように、金属材料に波状の曲げ加工を施して形成され、その弾性を利用して第１スプラグ１３に付勢力を付与可能に構成されている。但し、このリボンスプリング１６は、コイルばねにより構成しても良い。

このリボンスプリング１６により第１スプラグ１３に付勢力が付与されることで、外周面１１ａ及び内周面１２ａに係合面１３ａ，１３ｂが接するように第１スプラグ１３がセルフロック方向へ傾動する。その結果、図５に示すように、内周面１２ａと係合面１３ｂとの接点Ａ及び外周面１１ａと係合面１３ａとの接点Ｂに摩擦力が発生すると共に外周面１１ａ及び内周面１２ａの円周方向における各接点Ａ，Ｂの位置ずれにより、第１内輪１１及び第１外輪１２が所定の方向へ回転する場合には、第１内輪１１及び第１外輪１２に第１スプラグ１３が係合する。

即ち、第１外輪１２が第１スプラグ１３に対して、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、図５の矢印Ｒｏ方向（以下「ロック方向」と称す）へ回転する場合には、第１内輪１１及び第１外輪１２に第１スプラグ１３が係合する。これにより、出力軸３は被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと共に回転する。一方、第１外輪１２が第１スプラグ１３に対して、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、図５の反矢印Ｒｏ方向（以下「フリー方向」と称す）へ回転する場合には、接点Ａに作用する摩擦力により第１スプラグ１３がリボンスプリング１６の付勢力に抗して反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除される。その結果、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転する。

また、第１内輪１１が第１スプラグ１３に対して、第１外輪１２との相対回転で第１外輪１２側から見て、図５の矢印Ｒｉ方向（以下「ロック方向」と称す）へ回転する場合には、第１内輪１１及び第１外輪１２に第１スプラグ１３が係合する。その結果、出力軸３は被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと共に回転する。一方、第１内輪１１が第１スプラグ１３に対して、第１外輪１２との相対回転で第１外輪１２側から見て、図５の反矢印Ｒｉ方向（以下「フリー方向」と称す）へ回転する場合には、接点Ｂに作用する摩擦力により第１スプラグ１３がリボンスプリング１６の付勢力に抗して反セルフロック方向へ傾動し、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転する。

図３及び図４に戻って説明する。保持器１４は、第１スプラグ１３を外周面１１ａ及び内周面１２ａの円周方向へ傾動可能に保持する部材であり、図３及び図４に示すように、保持部１４ａと、荷重伝達部１４ｂとを備えて構成されている。保持部１４ａは、第１スプラグ１３を保持する部位であり、図３及び図４に示すように、軸心Ｏ方向に延設され、第１スプラグ１３の上端側を保持している。荷重伝達部１４ｂは、荷重付与装置１５から荷重が伝達される部位であり、図３に示すように、軸心Ｏ方向と交差する方向に延設されている。これにより、荷重伝達部１４ｂを軸心Ｏ方向に延設する場合と比較して、保持器１４の軸心Ｏ方向の寸法を短縮でき、第１クラッチ１０の小型化を図ることができる。また、この荷重伝達部１４ｂは、図４に示すように、歯車状に形成され、後述するピニオン１５ｂとの間に構成される歯車機構を介して荷重付与装置１５から荷重が伝達されるように構成されている。これにより、荷重付与装置１５から保持器１４までの荷重の伝達経路中に生じるエネルギー損失を小さくでき、効率良く保持器１４に荷重を伝達することができる。

荷重付与装置１５は、リボンスプリング１６の付勢力に抗して第１スプラグ１３に荷重を付与して第１スプラグ１３を反セルフロック方向（図５の反矢印Ｓ回転方向）へ傾動させるための装置であり、図３及び図４に示すように、アクチュエータ１５ａと、ピニオン１５ｂとを備えて構成されている。アクチュエータ１５ａは、第１スプラグ１３に付与する荷重を生み出す動力源であり、電動機（交流モータ又は直流モータ）により構成され、電源（図示せず）から供給される電力により駆動可能に構成されている。このように、アクチュエータ１５ａが電動機により構成されているので、例えば、アクチュエータ１５ａをシリンダやソレノイド等により構成する場合と比較して、荷重付与装置１５の構造を簡素化すると共に小型化を図ることができる。また、荷重付与装置１５の構造が複雑な場合には、荷重付与装置１５が大型化し第１クラッチ１０の大型化を招くところ、荷重付与装置１５の構造を簡素化すると共に小型化を図ることができれば、第１クラッチ１０の小型化を図ることができる。

ピニオン１５ｂは、アクチュエータ１５ａの動力を保持器１４に伝達するための部材であり、図３に示すように、保持器１４の荷重伝達部１４ｂと噛み合う歯車状に形成され、荷重伝達部１４ｂとの間に歯車機構を構成している。このピニオン１５ｂによりアクチュエータ１５ａの動力が保持器１４に伝達されることで、保持器１４を介して第１スプラグ１３に荷重が付与される。このように、荷重付与装置１５は、保持器１４を介して第１スプラグ１３に荷重を付与するので、複数の第１スプラグ１３に一度に荷重を付与することができ、効率良く第１スプラグ１３に荷重を付与することができる。

上述したように構成される荷重付与装置１５によれば、リボンスプリング１６の付勢力に抗して第１スプラグ１３に荷重を付与することで、第１スプラグ１３を反セルフロック方向へ傾動させて、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除することができる。これにより、モータ１１２から入力軸２、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａ、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと伝達された動力が、第１クラッチ１０の第１外輪１２に入力されて、第１外輪１２が第１スプラグ１３に対して、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、ロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転する場合でも、荷重付与装置１５により第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除することで、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂを空転させて、入力軸２から出力軸３への動力の伝達を遮断することができる。

次いで、図６から図７を参照して、上述したように構成される第１実施の形態における動力伝達装置１の作動状態について説明する。図６から図７は、動力伝達装置１の内部構造の正面視を模式的に示しており、理解を容易とするために、動力の伝達経路を矢印Ｐで示すと共に、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａ、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ及び第１クラッチ１０の第１外輪１２の各回転方向を矢印で示している。また、第１歯車対４，５，６において、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を解除した場合を「ＯＮ」と表記し、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を非作動として、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が可能な場合を「ＯＦＦ」と表記している。

まず、図６を参照して、車両１００の前進時における動力伝達装置１の作動状態について説明する。図６（ａ）は加減速走行時（第１速）の動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図であり、図６（ｂ）は加減速走行時（第２速）の動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図であり、図６（ｃ）は加減速走行時（第３速）の動力伝達装置１の内部構造を模式的に示した模式図である。

図６に示すように、車両１００の前進時には、モータ１１２（図２参照）が正回転することで入力軸２が正回転し、動力が駆動歯車４ａ，５ａ，６ａに伝達され、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂが回転する。入力軸２の回転速度はモータ１１２の回転速度によって定まる。また、被動歯車４ｂの回転速度をα１、被動歯車５ｂの回転速度をα２、被動歯車６ｂの回転速度をα３とすれば、入力軸２から出力軸３に動力が伝達された場合の回転速度α１，α２，α３は、入力軸２の回転速度によって一義的に定まり、第１歯車対４，５，６の変速比の関係から、α１＜α２＜α３となる。出力軸３の回転速度は、変速段に応じた回転速度となる。

図６（ａ）に示すように、第１速走行時は、第２速の被動歯車５ｂ及び第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。その結果、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が強制的に解除される。第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転すると、荷重付与装置１５が非作動（ＯＦＦ）のため、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合し、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達される。その結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα１の回転速度で回転する。この時、第２速及び第３速の被動歯車５ｂ，６ｂの回転速度は、出力軸３の回転速度α１より速くなる（α１＜α２＜α３）。その結果、被動歯車５ｂ，６ｂにおける第１外輪１２は、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、ロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転する。しかし、第２速及び第３速における第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）させているため、被動歯車５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。

次に、第１速走行の状態から、第２速へシフトアップ変速を行うときは、図６（ｂ）に示すように、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止（ＯＦＦ）する。その結果、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０においても、第１速の被動歯車４ｂの第１クラッチ１０と同様に、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合可能な状態となる。

ここで、第２速の被動歯車５ｂの回転速度α２は、第１速の被動歯車４ｂの回転速度α１より速いため（α１＜α２）、第２速の被動歯車５ｂの回転速度α２が、出力軸３の回転速度（α１）を超えることになる。よって、第２速の被動歯車５ｂにおける第１クラッチ１０では、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達され、第２速の被動歯車５ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα２の回転速度で回転する。

一方、第１速の被動歯車４ｂの回転速度（α１）は、出力軸３の回転速度（α２）より遅くなる（α１＜α２）。このため、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２の回転速度が第１内輪１１の回転速度よりも遅くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第１速の被動歯車４ｂの第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。この結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。さらに、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０は荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）しているので、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が強制的に解除され、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。このように、第１速走行の状態から、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５の作動を停止するだけで、第２速へシフトアップ変速を行うことができる。

次に、第２速走行の状態から、第３速へシフトアップ変速を行うときは、図６（ｃ）に示すように、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止（ＯＦＦ）する。その結果、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０においても、第１速および第２速の被動歯車４ｂ，５ｂの第１クラッチ１０と同様に、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合可能な状態となる。

ここで、第３速の被動歯車６ｂの回転速度（α３）は、第２速の被動歯車５ｂの回転速度（α２）より速いため（α２＜α３）、第３速の被動歯車６ｂの回転速度（α３）が、出力軸３の回転速度（α２）を超えることになる。よって、第３速の被動歯車６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２が、第１内輪１１との相対回転で第１内輪１１側から見て、ロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達され、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα３の回転速度で回転する。

一方、第２速の被動歯車５ｂの回転速度（α２）は、出力軸３の回転速度（α３）より遅くなる（α２＜α３）。このため、第２速の被動歯車５ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２の回転速度が第１内輪１１の回転速度よりも遅くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。この結果、第２速の被動歯車５ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。

同様に、第１速の被動歯車４ｂの回転速度（α１）は、出力軸３の回転速度（α３）より遅い（α１＜α３）。このため、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２の回転速度が第１内輪１１の回転速度よりも遅くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第１速の被動歯車４ｂの第１クラッチ１０においても、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。この結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。このように、第２速走行の状態から、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止するだけで、第３速へシフトアップ変速を行うことができる。

以上のように、車両加速中のシフトアップ変速を行う場合には、高速段側の被動歯車における第１クラッチ１０の荷重付与装置１５の作動を停止するだけで、低速段側については何も操作することなく変速が可能となる。また、第１クラッチ１０は、荷重付与装置１５の作動を停止することにより、第１スプラグ１３がセルフロック方向へ傾動し、瞬時に第１内輪１１と第１外輪１２との一定回転方向への相対回転が規制される。よって、切り替えに要する時間を短縮でき、素早い変速が可能となる。また、切り替えに要する時間を短縮できるため、動力を伝達しない状態から動力を伝達する状態になるまでの間に第１内輪１１と第１外輪１２とが空転することもなく、切り替え時の衝撃を防止することができる。さらに、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５の作動と非作動と切り替えるだけで変速が可能となるため、複雑な噛合機構やシフトフォークなどが不要となり、重量低減や小型化を図ることができる。これにより、限られたスペース内に多数の第１歯車対を収装でき、例えば６速以上の多数段の動力伝達装置１もコンパクト化できる。

なお、車両加速中により強い駆動力を求める場合など、シフトダウン変速を行う場合も、シフトアップ変速の場合と同様に、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を用いることで変速が可能である。図６（ｃ）に示す第３速走行の状態から、第２速へシフトダウン変速を行うときは、図６（ｂ）に示すように、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）させる。その結果、第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０において、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除されるため、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されなくなる。一方、第２速の被動歯車５ｂの回転速度は、第１速の被動歯車４ｂの回転速度より速いため、第２速の被動歯車５ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第２速の被動歯車５ｂが出力軸３と共に回転することとなり、第３速走行の状態から第２速にシフトダウン変速できる。

次に、第２速走行の状態から第１速へシフトダウン変速を行うときは、図６（ａ）に示すように、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。その結果、第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０において、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へのスプラグ１３の係合が解除されるため、第２速の被動歯車５ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されなくなる。その結果、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１速の被動歯車４ｂが出力軸３と共に回転することとなり、第２速走行の状態から第１速にシフトダウン変速できる。

また、第３速走行の状態から、第２速を飛び越えて第１速へシフトダウン変速を行うことも可能である。この場合は、図６（ｃ）に示す第３速走行の状態から、図６（ａ）に示すように、第３速の被動歯車６ｂ及び第２速の被動歯車５ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。その結果、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除されるため、第２速の被動歯車５ｂ及び第３速の被動歯車６ｂは出力軸３を空転し、動力は伝達されなくなる。これに対し、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向へ回転し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１速の被動歯車４ｂが出力軸３と共に回転することとなり、第３速走行の状態から第１速にシフトダウン変速できる。

以上のように、シフトダウン変速を行う場合には、走行中の変速段の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させるだけで、低速段側については何も操作することなく変速が可能となる。また、同様の操作により、所定の変速段を飛び越えてシフトダウン変速を行うことも可能である。さらに、第１クラッチ１０は、荷重付与装置１５を作動させることにより、付勢部材１６の付勢力に抗して第１スプラグ１３に荷重が付与され、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動することで第１内輪１１および第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除される。よって、切り替えに要する時間を短縮でき素早い変速が可能となる。

次いで、図７を参照して、アクセルペダルを操作しない車両１００のコースト走行時（惰性走行時）における動力伝達装置１の作動状態について説明する。図７はコースト走行時（第３速）の動力伝達装置の内部構造を模式的に示した模式図である。図６（ｃ）を参照しながら説明した第３速走行の状態において、アクセルペダルを操作しない車両１００のコースト走行を行う場合は、図７に示すように、動力が出力軸３から動力伝達装置１に入力される。アクセルペダルを操作していないため、モータ１１２の回転数は下がり、入力軸２の回転は低下する。その結果、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の第１内輪１１（図５参照）が、第１外輪１２との相対回転で第１外輪１２側から見て、フリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転する。このため、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。よって、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し入力軸２に動力は伝達されない。

以上のように、コースト走行時には、荷重付与装置１５を作動しなくても出力軸３から入力軸２への動力の伝達が遮断される。これは、第１速走行（図６（ａ）参照）、第２速走行（図６（ｂ）参照）の場合においても同様である。その結果、荷重付与装置１５を作動させるという制御を行わなくても、モータ１１２の内部抵抗やイナーシャが出力軸３の駆動抵抗となることが防止され、出力軸３が制動されることを防止できる。よって、エネルギー損失を抑制して、コースト走行時の走行距離が短くなることを防止できる。

次いで、図８を参照して、第２実施の形態における動力伝達装置２０について説明する。図８（ａ）は動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図８（ｂ）は第２クラッチ２２の内部構造の一部を模式的に示した模式図である。以下、第１実施の形態と同一の部分については同一の符号を付して、その説明を省略する。なお、図８では、理解を容易とするために、動力を伝達する機能を担う構成のみを図示している。

動力伝達装置２０は、車両１００（図１参照）に搭載される動力伝達装置１に代えて、車両１００に搭載されている。また、図８（ａ）に示すように、モータ１１２の動力が入力される入力軸２と、その入力軸２に平行に配設された出力軸３と、その出力軸３および入力軸２に配設され互いに噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の第１歯車対４，５，６とを備えている。これらの構成は、第１実施の形態において説明したものと同様である。第２実施の形態における動力伝達装置２０は、さらに、入力軸２および出力軸３に配設され互いに噛み合う第２歯車対２１を備えて構成されている。

第２歯車対２１を構成する駆動歯車２１ａは、第２クラッチ２２を介して入力軸２に固定されている。一方、駆動歯車２１ａに対向して噛み合う被動歯車２１ｂは、出力軸３と一体に形成されている。また、第２歯車対２１の被動歯車２１ｂの歯数は、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの内の最小歯数（本実施の形態においては被動歯車６ｂの歯数）より小さくなるように形成されている。このため、入力軸２から出力軸３に動力が伝達された場合、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度α１，α２，α３及び被動歯車２１ｂの回転速度α４は、入力軸２の回転速度によって一義的に定まり、変速比の関係からα１＜α２＜α３＜α４となる。また、出力軸３の回転速度は変速段に応じた回転速度となる。なお、第１歯車対４，５，６及び第２歯車対２１の変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）を順にｋ１，ｋ２，ｋ３，ｋ４とすると、変速比はｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４の関係となる。

第２クラッチ２２は、出力軸３から入力軸２へ動力を伝達する一方、入力軸２から出力軸３への動力の伝達を遮断するものであり、出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断可能に構成されている。なお、第２クラッチ２２は第１クラッチ１０と同様に構成されているため、詳細な説明を省略する。また、第１クラッチ１０と同一の部分については同一の符号を用いて以下説明する。

第２クラッチ２２は、第２内輪２２１（図８（ｂ）参照）が入力軸２と一体に形成されており、第２外輪２２２は第２歯車対２１の駆動歯車２１ａと一体に形成されている。また、第２クラッチ２２は、第２外輪２２２の内周面２２２ａと第２内輪２２１の外周面２２１ａとに接する第２スプラグ２２３を備えている。この第２クラッチ２２によれば、動力が入力軸２から入力され、第２内輪２２１が第２スプラグ２２３に対して、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、図８（ｂ）の反矢印Ｒｉ方向（フリー方向）に回転する場合には、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合が解除される。その結果、入力軸２は駆動歯車２１ａを空転し、入力軸２から出力軸３への動力の伝達が遮断される。また、第２内輪２２１が第２スプラグ２２３に対して、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、図８（ｂ）の矢印Ｒｉ方向（ロック方向）に回転する場合には、第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ第２スプラグ２２３が係合する。その結果、駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転し、入力軸２から出力軸３へ動力が伝達される。

一方、動力が出力軸３から、被動歯車２１ｂを介して第２クラッチ２２に入力されると、第２外輪２２２が第２スプラグ２２３に対して図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向（ロック方向）に回転し、第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ第２スプラグ２２３が係合する。その結果、駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転し、出力軸３から入力軸２へ動力が伝達される。また、第２外輪２２２が第２スプラグ２２３に対して、第２内輪２２１との相対回転で第２内輪２２１側から見て、図８（ｂ）の反矢印Ｒｏ方向（フリー方向）に回転する場合には、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合が解除される。その結果、入力軸２は駆動歯車２１ａを空転し、出力軸３から入力軸２への動力の伝達が遮断される。

なお、第２クラッチ２２は、第１クラッチ１０と同様に荷重付与装置（図示しない）を備えている。第２クラッチ２２の荷重付与装置１５（図４参照）を作動させることで、リボンスプリング１６の付勢力に抗して第２スプラグ２２３に荷重を付与し、第２スプラグ２２３を反セルフロック方向へ傾動させて、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合を強制的に解除できる。これにより、出力軸３から被動歯車２１ｂ及び駆動歯車２１ａを介して、第２クラッチ２２に伝達された動力が第２外輪２２２に入力されて、第２外輪２２２が第２スプラグ２２３に対してロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向）へ回転する場合でも、荷重付与装置１５により第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合を強制的に解除することで、駆動被動歯車２１ａを空転させて、出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断することができる。

次いで、図９から図１０を参照して、上述したように構成される第２実施の形態における動力伝達装置２０の作動状態について説明する。図９から図１０は、動力伝達装置２０の内部構造の正面視を模式的に示している。ここで、図９および図１０では、理解を容易とするために、動力の伝達経路を矢印Ｐで示すと共に、駆動歯車４ａ，５ａ，６ａ，２１ａ、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ，２１ｂ及び第１クラッチ１０及び第２クラッチ２２の外輪１２の各回転方向を矢印で示している。また、第１歯車対４，５，６及び第２歯車対２１において、第１クラッチ１０及び第２クラッチ２２の荷重付与装置１５（図４参照）を作動させて、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合を解除した場合を「ＯＮ」と表記する。第１クラッチ１０及び第２クラッチの荷重付与装置１５を非作動として、第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合、第２内輪２２１及び第２外輪２２２への第２スプラグ２２３の係合が可能な場合を「ＯＦＦ」と表記している。

まず、図９を参照して、車両１００の前進時における動力伝達装置２０の作動状態について説明する。図９（ａ）は加速走行時（第３速）の動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図９（ｂ）はコースト走行時（第３速）に出力軸３から入力軸２に動力を伝達する動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図９（ｃ）はコースト走行時（第３速）に出力軸３から入力軸２への動力の伝達を遮断した動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図である。

図９（ａ）に示すように、加速走行時（第３速）は、第１実施の形態で説明したように、第１速〜第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂ（被動歯車の回転方向は図９において時計回り）の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止する（ＯＦＦ）。第３速の被動歯車６ｂの回転速度（α３）は、第１速および第２速の被動歯車４ｂ，５ｂの回転速度（α１，α２）より速いため（α１＜α２＜α３）、第３速の被動歯車６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２が第１内輪１１との相対回転でロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）に回転し、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達され、第３速の被動歯車６ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３がα３の回転速度で回転する。

一方で、この場合には、出力軸３から被動歯車２１ｂを介して、駆動歯車２１ａが回転速度α４で回転する。本実施の形態においては、第２歯車対２１の変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）ｋ４が、第１歯車対６の変速比ｋ３より小さく設定されているので、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転速度（α４＝α３・ｋ４＝ｋ４／ｋ３・α）は、入力軸２の回転速度（α）より小さくなる。このため、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）の回転速度α４が第２内輪２２１の回転速度αよりも遅くなり、相対的に第２外輪２２２がフリー方向へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ２２では、第２スプラグ２２３は第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合できない。従って、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動しなくても、動力伝達装置２０は、第２歯車対２１に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３の回転速度α３）となる。

なお、第２歯車対２１の変速比ｋ４を、第１歯車対６の変速比ｋ３より大きくなるように設定した場合は、駆動歯車２１ａの回転速度（α４＝ｋ４／ｋ３・α）は、入力軸２の回転速度（α）より大きくなる。このため、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２の回転速度α４が第２内輪２２１の回転速度αよりも速くなり、相対的に第２外輪２２２がロック方向へ回転している状態と等しくなる。この場合には、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動させることにより（ＯＮ）、第２スプラグ２２３を強制的に反セルフロック方向へ傾動させ、第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合できなくする。その結果、上述の場合と同様に、第２歯車対２１に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３の回転速度α３）が得られる。

次に、第３速走行の状態でコースト走行を行う場合は、図９（ｂ）に示すように、動力が出力軸３から入力軸２へと入力される。その結果、出力軸３から第２歯車対２１の被動歯車２１ｂを介して駆動歯車２１ａが駆動される。即ち、第２クラッチ２２の第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）に動力が伝達される（回転速度α４）。一方、第２クラッチ２２の第２内輪２２１は入力軸２からの駆動力が無い状態なので、その回転速度は、駆動歯車２１ａの回転速度α４より遅くなる。その結果、第２クラッチ２２の第２外輪２２２が、第２内輪２２１との相対回転で第２内輪２２１側から見て、ロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向）に回転する。第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動させない場合には（ＯＦＦ）、第２外輪２２２及び第２内輪２２１へスプラグ１３が係合する。その結果、第２クラッチ２２の第２外輪２２２から第２内輪２２１に向かって動力が伝達され、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転する（回転速度α４）。第２歯車対２１の変速比がｋ４であり、第２歯車対２１の被動歯車２１ｂの回転速度がα３であるから、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転速度α４はｋ４・α３である。第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転につれて入力軸２が回転し、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａも回転する（回転速度α４＝ｋ４・α３）。

この結果、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂに動力が伝達され、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは各々の変速比に応じた速度で回転する。被動歯車４ｂの回転速度β１はｋ４／ｋ１・α３であり、被動歯車５ｂの回転速度β２はｋ４／ｋ２・α３であり、被動歯車６ｂの回転速度β３はｋ４／ｋ３・α３である。ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４であるから、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度β１，β２，β３は、いずれもα３より小さくなる。

一方、出力軸３の回転速度はα３であるため、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０（図５参照）では、第１内輪１１がα３の速度で回転する。このため、第１クラッチ１０では、第１内輪１１の回転速度が第１外輪１２の回転速度（β１＝ｋ４／ｋ１・α３）よりも速くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。従って、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動させない場合（ＯＦＦ）、動力伝達装置２０（図８（ａ）参照）は、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させなくても、第１歯車対４，５，６に影響されることなく、出力軸３からの動力を入力軸２へ第２歯車対２１を介して伝達できる。これにより、車両１００のコースト走行時には、出力軸３から入力される動力によりモータ１１２を発電機として機能させて、モータ１１２により発電した電力を電源に回生することができる。これにより、省エネルギー化を図ることができる。また、モータ１１２の内部抵抗やイナーシャが出力軸３の駆動抵抗となるため、出力軸３を制動できる（エンジンブレーキ）。

これに対し、モータ１１２の内部抵抗やイナーシャが出力軸３の駆動抵抗となるのを防ぐ場合には、図９（ｃ）に示すように、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。出力軸３から動力が動力伝達装置２０（図８（ａ）参照）に入力されると、第２クラッチ２２の第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）が、第２内輪２２１との相対回転で第２内輪２２１側から見て、ロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｏ方向）に回転するが、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動（ＯＮ）させることにより、第２スプラグ２２３が強制的に反セルフロック方向へ傾動され、第２外輪２２２及び第２内輪２２１へ係合できない。よって、駆動歯車２１ａは入力軸２を空転し入力軸２に動力は伝達されない。

また、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の第１内輪１１（図５参照）は、第１外輪１２との相対回転でフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転する。このため、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。よって、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し、入力軸２に動力は伝達されない。これにより、エネルギー損失を抑制して、コースト走行における走行距離が短くなることを防止できる。

以上のように、コースト走行時に、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５の作動と非作動とを切り替えることにより、エネルギー損失を抑制して走行距離を伸ばすか、或いは出力軸３の制動および電力の回生を図るか、いずれを優先するかを選択できる。

次いで、図１０を参照して、車両１００の登坂停止時における動力伝達装置２０の作動状態について説明する。図１０（ａ）は第２実施の形態における動力伝達装置２０において車両１００が登坂停止している場合の動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図であり、図１０（ｂ）は車両１００が登坂停止した状態から前進する場合の動力伝達装置２０の内部構造を模式的に示した模式図である。

車両１００が登坂停止している場合は、車両１００は重力により坂を後進しようとするため、前輪１０１は前進の回転に対して逆回転しようとする。この結果、図１０（ａ）に示すように、前輪１０１から動力伝達装置２０の出力軸３を逆回転させようとする逆動力が入力される。この逆動力により、出力軸３から被動歯車２１ｂを介して、駆動歯車２１ａは逆回転（図１０（ａ）時計回りに回転）しようとする。これにより、第２歯車対２１の第２クラッチ２２の第２外輪２２２（図８（ｂ）参照）は逆回転しようとする。また、第１歯車対４，５，６の第１クラッチ１０の第１内輪１１（図５参照）も、それぞれ逆回転（図１０（ａ）反時計回りに回転）しようとする。この逆動力による出力軸３の回転速度（回転した場合の仮想値）をγとする。

この逆動力により、第１歯車対４，５，６においては、第１クラッチ１０の第１内輪１１が、第１外輪１２との相対回転でロック方向（図５の矢印Ｒｉ方向）に回転しようとするので、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合する。その結果、第１クラッチ１０の第１内輪１１から第１外輪１２に向かって動力が伝達され、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３と共に回転しようとする（回転速度γ）。この結果、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂと噛み合う駆動歯車４ａ，５ａ，６ａに動力が伝達される。

ここで、第１歯車対４，５，６及び第２歯車対２１の変速比（被動歯車の歯数÷駆動歯車の歯数）は、上述のとおり、順にｋ１，ｋ２，ｋ３，ｋ４（但し、ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４）なので、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度がγのときは、駆動歯車４ａの回転速度はｋ１・γ、駆動歯車５ａの回転速度はｋ２・γ、駆動歯車６ａの回転速度はｋ３・γとなる（駆動歯車４ａ，５ａ，６ａの回転方向は図１０（ａ）時計回り）。駆動歯車４ａ，５ａ，６ａの回転により、入力軸２は回転速度ｋ１・γ（或いはｋ２・γ又はｋ３・γ）で回転しようとする。この結果、入力軸２に連結する第２歯車対２１の第２クラッチ２２の第２内輪２２１（図８（ｂ）参照）は、回転速度ｋ１・γ（或いはｋ２・γ又はｋ３・γ）でロック方向(図８（ｂ）の矢印Ｒｉ方向）に回転する。一方、駆動歯車２１ａには、噛み合う被動歯車２１ｂから回転速度ｋ４・γとなる動力が入力されるため、第２クラッチ２２の第２外輪２２２は回転速度ｋ４・γでフリー方向（図８（ｂ）の反矢印Ｒｏ方向）に回転する。

ここで、ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ４のため、第２クラッチ２２の第２内輪２２１の回転速度ｋ１・γ（或いはｋ２・γ又はｋ３・γ）は、第２クラッチ２２の第２外輪２２２の回転速度ｋ４・γより速くなる。このため、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２の回転速度が第２内輪２２１の回転速度よりも遅くなり、第２内輪２２１が、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、ロック方向（図８（ｂ）の矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ２２では、第２スプラグ２２３が第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合し、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａは入力軸２と共に回転しようとする。

しかし、上述のように、互いに噛み合う駆動歯車２１ａと被動歯車２１ｂとの間に回転速度差があるため、第１歯車対４，５，６と第２歯車対２１とは二重噛み合いとなる。よって、車両１００が登坂停止している場合に、サイドブレーキを作動させたり必要な駆動力が得られたりするようにモータ１１２を制御しなくとも、車両１００の後進を防止できる。

登坂停止した車両１００を前進させる場合は、図１０（ｂ）に示すように、まず、第２速および第３速の第１歯車対５，６の被動歯車５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。この状態においても、第１歯車対４（第１速）の変速比は第２歯車対２１の変速比より大きいため、上述のとおり、第１歯車対４と第２歯車対２１とを二重噛み合いさせることができ、サイドブレーキを作動させなくても車両１００は後進しない。

次いで、モータ１１２（図８（ａ）参照）の正回転（前進側）の動力を入力軸２に伝達すると、第２速の被動歯車５ｂ及び第３速の被動歯車６ｂの第１クラッチ１０の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）しているため、被動歯車５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０では、第１内輪１１（図５参照）及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合が解除される。この結果、第２速及び第３速の被動歯車５ｂ，６ｂは出力軸３を空転し動力は伝達されない。これに対し、第１速の被動歯車４ｂにおける第１クラッチ１０では、第１外輪１２がロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）へ回転すると、荷重付与装置１５（図４参照）が非作動（ＯＦＦ）のため、第１内輪１１及び第１外輪１２へ第１スプラグ１３が係合し、第１外輪１２から第１内輪１１に向かって動力が伝達される。その結果、第１速の被動歯車４ｂは出力軸３と共に回転し、出力軸３が回転する。入力軸２の回転速度をαとすると、出力軸３の回転速度はα／ｋ１となる。

一方で、この場合には、出力軸３から第２歯車対２１の被動歯車２１ｂを介して、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａに動力が伝達される。その結果、第２歯車対２１の駆動歯車２１ａの回転速度は、ｋ４／ｋ１・αとなる（回転方向は図１０（ｂ）反時計回り）。これにより、第２クラッチ２２（図８（ｂ）参照）の第２内輪２２１の回転速度はαとなり、第２クラッチ２２の第２外輪２２２の回転速度はｋ４／ｋ１・αとなる。ｋ１＞ｋ４より、第２クラッチ２２では、第２外輪２２２との相対回転で第２外輪２２２側から見て、第２内輪２２１の回転速度が第２外輪２２２の回転速度より速くなり、相対的に第２内輪２２１がフリー方向（図８（ｂ）の反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ２２では、第２スプラグ２２３は第２内輪２２１及び第２外輪２２２へ係合できない。従って、第２クラッチ２２の荷重付与装置１５を作動しなくても、動力伝達装置２０は、第２歯車対２１に影響されることなく第１速の走行状態（出力軸３の回転速度α／ｋ１）となり、車両１００は発進する。以上のように、車両１００が登坂停止した状態から前進する場合には、後進しないようにサイドブレーキを作動する等の煩雑な操作を行うことなく、モータ１１２を駆動するのみで発進することができる。

なお、車両１００の発進の際、本実施の形態においては、第２速および第３速の第１歯車対５，６の被動歯車５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させ、第１速の第１歯車対４を用いて動力を伝達する場合について説明したが、必ずしもこれに限定されるものではない。第２歯車対２１より大きな変速比の第１歯車対（５又は６）を選択して動力伝達可能な状態にすれば、第１速の第１歯車対４を用いる場合と比較してトルクは低下するが、発進は可能である。

次いで、図１１を参照して、本発明の第３実施の形態における動力伝達装置について説明する。上記第２実施の形態においては、動力伝達装置が前輪駆動の車両１００に搭載され、第２クラッチ２２が入力軸２に配設されており、第２クラッチ２２の第２外輪２２２が駆動歯車２１ａと一体に形成された場合について説明した。これに対し第３実施の形態では、動力伝達装置３０は後輪駆動の車両２００に搭載されている。さらに、第２クラッチ３４が出力軸３１，３２に配設されており、第２クラッチ３４が被動歯車３３ｂと別設されている場合について説明する。

図１１（ａ）は本発明の第３実施の形態における動力伝達装置３０が搭載される車両２００を模式的に示した模式図であり、図１１（ｂ）は第３実施の形態における動力伝達装置３０を模式的に示した模式図である。なお、図１１（ａ）の矢印Ｆ−Ｂ，Ｌ−Ｒは、車両２００の前後方向、左右方向をそれぞれ示している。

まず、車両２００の概略構成について説明する。車両２００は、図１１（ａ）に示すように、後輪１０２（左の後輪１０２ＦＬ及び右の後輪１０２ＦＲ）を駆動するリアユニット１２０を備えている。リアユニット１２０は、動力源としてのエンジン１１１及びモータ１１２と、それらエンジン１１１及びモータ１１２の動力を後輪１０２に伝達する動力伝達装置３０とを主に備えており、動力伝達装置３０の出力軸３１に伝達された動力がデファレンシャル装置を介して左右の後輪１０２に伝達されるよう構成されている。なお、エンジン１１１及びモータ１１２の２つの動力を使い分けて後輪１０２を駆動可能に構成されているが、エンジン１１１又はモータ１１２のいずれか片方で構成されている場合もある。エンジン１１１、モータ１１２のいずれも動力源とすることが可能である。なお、以下の実施の形態においては、入力軸２にエンジン１１１の駆動力を伝達する場合について説明するが、エンジン１１１に代えてモータ１１２の駆動力を伝達することや、エンジン１１１及びモータ１１２の駆動力を伝達することも当然可能である。

次いで、図１１（ｂ）を参照して、動力伝達装置３０の詳細構成について説明する。図１１（ｂ）は、動力伝達装置３０の内部構造を模式的に示した模式図である。以下、第２実施の形態と同一の部分については同一の符号を付して、その説明を省略する。なお、図１１（ｂ）では、理解を容易とするために、動力を伝達する機能を担う構成のみを図示している。

動力伝達装置３０は、エンジン１１１の動力が入力される入力軸２と、その入力軸２と平行に配設された出力軸３１，３２と、その出力軸３１及び入力軸２に配設され互いに噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の第１歯車対４，５，６と、出力軸３２及び入力軸２に配設された第２歯車対３３とを主に備えて構成されている。出力軸３１，３２は、第２クラッチ３４を介して同軸に連結されている。また、第１歯車対４，５，６に配設された第１クラッチ１０の第１内輪１１は、出力軸３１と一体に形成されている。以上のように構成された動力伝達装置３０は、出力軸３１に伝達された動力が動力伝達装置３０の外部に出力され、後輪１０２に伝達されるように構成されている。

第２歯車対３３は、入力軸２に配設され入力軸２から伝達される動力により駆動される駆動歯車３３ａと、出力軸３２に配設され駆動歯車３３ａにより従動駆動される被動歯車３３ｂとを備えている。第２歯車対３３の被動歯車３３ｂは、その歯数が、第１歯車対４，５，６の内の最小歯数（本実施の形態においては、第１歯車対６の被動歯車６ｂの歯数）より小さくなるように構成されている。従って、第２歯車対３３の変速比（被動歯車３３ｂの歯数÷駆動歯車３３ａの歯数。ｋ５とする。）は、第１歯車対４，５，６の変速比（順にｋ１，ｋ２，ｋ３）の内の最小の変速比（本実施の形態においては、第１歯車対６の変速比ｋ３）より小さい。

第２クラッチ３４は、出力軸３１，３２から入力軸２へ動力を遮断可能に伝達する一方、入力軸２から出力軸３１，３２への動力の伝達を遮断するように構成されている。なお、第２クラッチ３４は第１クラッチ１０（図５参照）と同様に構成されているため、詳細な説明を省略する。また、第１クラッチ１０と同一の部分については同一の符号を用いて以下説明する。

第２クラッチ３４は第２歯車対３３の被動歯車３３ｂと別設されている。第２クラッチ３４の第２内輪３４１は出力軸３２と一体に形成されているが、第２クラッチ３４の第２外輪３４２は、側端縁が外輪連結部３４ａと連結されており、外輪連結部３４ａを介して出力軸３１と連結されている。第２内輪３４１と第２外輪３４２とに接して第２スプラグ３４３が配設されている。

以上のように構成された第３実施の形態における動力伝達装置３０は、第２実施の形態で説明したように、加速走行時（第３速）においては、第１速〜第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０（図５参照）の荷重付与装置１５（図４参照）の作動を停止する。これにより、入力軸２の回転速度をαとすれば、第３速の第１歯車対６を介して、出力軸３１が回転速度α／ｋ３で回転する。一方で、この場合には、出力軸３１と連結する外輪連結部３４ａも回転速度α／ｋ３で回転し、それに伴い第２クラッチ３４の第２外輪３４２も回転する（回転速度α／ｋ３）。

また、第２歯車対３３の被動歯車３３ｂは、駆動歯車３３ａの回転（回転速度α）に伴い回転速度α／ｋ５で回転する。その結果、被動歯車３３ｂが配設された出力軸３２が回転し、出力軸３２に連結する第２クラッチ３４の第２内輪３４１も回転する（回転速度α／ｋ５）。ｋ３＞ｋ５のため、第２クラッチ３４では、第２内輪３４１の回転速度（α／ｋ５）が第２外輪３４２の回転速度（α／ｋ３）よりも速くなり、第２外輪３４２との相対回転で第２外輪３４２側から見て、第２内輪３４１がフリー方向（図５に示す反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第２クラッチ３４では、第２スプラグ３４３は第２内輪３４１及び第２外輪３４２へ係合できない。従って、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を作動しなくても、動力伝達装置３０は、第２歯車対３３に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３１の回転速度α／ｋ３）となる。

なお、第２歯車対３３の変速比ｋ５を、第１歯車対６の変速比ｋ３より大きくなるように設定した場合は、被動歯車３３ｂの回転速度（α／ｋ５）は出力軸３１の回転速度（α／ｋ３）より小さくなる。この場合、第２クラッチ３４では、第２外輪３４２の回転速度（α／ｋ３）が第２内輪３４１の回転速度（α／ｋ５）よりも速くなり、相対的に第２外輪３４２がロック方向（図５に示す矢印Ｒｏ方向）へ回転している状態と等しくなる。この場合には、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を作動させることにより、第２スプラグ３４３を強制的に反セルフロック方向へ傾動させ、第２内輪３４１及び第２外輪３４２へ係合できなくする。その結果、上述の場合と同様に、動力伝達装置３０は第２歯車対３３に影響されることなく、第３速の走行状態（出力軸３１の回転速度α／ｋ３）が得られる。

次に、第３速走行の状態（出力軸３１の回転速度α／ｋ３）でコースト走行を行う場合は、第２実施の形態の場合と同様に、動力が出力軸３１から入力される。出力軸３１の回転速度はα／ｋ３であるから、外輪連結部３４ａを介して、動力が第２クラッチ３４の第２外輪３４２に伝達され、その第２外輪３４２の回転速度はα／ｋ３となる。

一方、第２クラッチ３４の第２内輪３４１は、第２歯車対３３を介して入力軸２からの駆動力が無い状態なので、その回転速度は第２外輪３４２の回転速度α／ｋ３より遅くなる。その結果、第２クラッチ３４の第２外輪３４２が、第２内輪３４１との相対回転で第２内輪３４１側から見て、ロック方向（図５の矢印Ｒｏ方向）に回転する。第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を非作動（ＯＦＦ）とする場合には、第２外輪３４２及び第２内輪３４１へ第２スプラグ３４３が係合する。その結果、第２クラッチ３４の第２外輪３４２から第２内輪３４１に向かって動力が伝達され、第２歯車対３３の被動歯車３３ｂは出力軸３２と共に回転する（回転速度α／ｋ３）。第２歯車対３３の変速比がｋ５であるから、第２歯車対３３の駆動歯車３３ａの回転速度はα／ｋ３・ｋ５である。第２歯車対３３の駆動歯車３３ａの回転につれて入力軸２が回転し（回転速度α／ｋ３・ｋ５）、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａも回転する（回転速度α／ｋ３・ｋ５）。

この結果、第１歯車対４，５，６の駆動歯車４ａ，５ａ，６ａと噛み合う被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂに動力が伝達され、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは各々の変速比に応じた速度で回転する。被動歯車４ｂの回転速度はα／ｋ３・ｋ５／ｋ１であり、被動歯車５ｂの回転速度はα／ｋ３・ｋ５／ｋ２であり、被動歯車６ｂの回転速度はα／ｋ３・ｋ５／ｋ３である。ｋ１＞ｋ２＞ｋ３＞ｋ５であるから、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度は、いずれも出力軸３１の回転速度α／ｋ３より小さくなる。

ここで、第１歯車対４，５，６の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの第１クラッチ１０（図５参照）では、第１内輪１１が、出力軸３１と同じα／ｋ３の速度で回転する。一方、上述のとおり、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂの回転速度は、いずれも出力軸３１の回転速度α／ｋ３より小さいため、各第１クラッチ１０の第１外輪１２の回転速度も、第１内輪１１の回転速度より遅くなる。このため、第１クラッチ１０では、第１内輪１１の回転速度が第１外輪１２の回転速度よりも速くなり、相対的に第１内輪１１がフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転している状態と等しくなる。よって、第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３は第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。

従って、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５を非作動（ＯＦＦ）とする場合、動力伝達装置３０は、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させなくても、第１歯車対４，５，６に影響されることなく、動力を出力軸３１から第２歯車対３３を介して入力軸２へ伝達できる。これにより、車両２００のコースト走行時には、出力軸３１から入力軸２に動力が入力され、エンジン１１１が出力軸３１の駆動抵抗となるため、出力軸３を制動できる（エンジンブレーキ）。

これに対し、エンジン１１１が出力軸３１の駆動抵抗となるのを防ぐ場合には、第２実施の形態において説明したように、第２クラッチ３４の荷重付与装置１５（図４参照）を作動（ＯＮ）させる。これにより、第２クラッチ３４の第２スプラグ３４３が強制的に反セルフロック方向へ傾動され、第２外輪３４２及び第２内輪３４１へ係合できなくなる。よって、第２クラッチ３４は出力軸３２を空転し、入力軸２に動力は伝達されない。また、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０の第１内輪１１（図４参照）は、第１外輪１２との相対回転でフリー方向（図５の反矢印Ｒｉ方向）へ回転する。このため、第１速、第２速および第３速の被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂにおける第１クラッチ１０では、第１スプラグ１３が反セルフロック方向へ傾動し、第１内輪１１及び第１外輪１２へ係合できない。よって、被動歯車４ｂ，５ｂ，６ｂは出力軸３１を空転し入力軸２に動力は伝達されない。これにより、エネルギー損失を抑制して、コースト走行における走行距離が短くなることを防止できる。

以上のように、コースト走行時に、荷重付与装置１５の作動と非作動とを切り替えることにより、エネルギー損失を抑制して走行距離を伸ばすか、或いは出力軸３１の制動を図るか、いずれを優先するかを選択できる。

以上、実施の形態に基づき本発明を説明したが、本発明は上記実施の形態に何ら限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で種々の改良変形が可能であることは容易に推察できるものである。

上記各実施の形態では、動力伝達装置１，２０，３０が車両１００のフロントユニット１１０や車両２００のリアユニット１２０に組み込まれる場合を説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、例えば、他の車両（機関車、旅客車、貨物車および特殊車など）の走行装置、作業装置および工作機械などの動力伝達装置に組み込むことは当然可能である。

上記各実施の形態では、荷重付与装置１５（アクチュエータ１５ａ）が電動機（交流電動機または直流電動機）により構成される場合を説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、他の動力源を採用することは当然可能である。他の動力源としては、例えば、直流電動機、油圧モータ、空気圧シリンダ、油圧シリンダ、交流ソレノイド及び直流ソレノイド等が例示される。

ここで、アクチュエータ１５ａをソレノイドにより構成する場合には、歯車機構などによりスプラグ１３に荷重を付与する場合に限られず、例えば、電磁力を利用してスプラグ１３に荷重を付与するように構成しても良い。

上記第２実施の形態では、第２歯車対２１が、第１歯車対６の隣に配設された場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、第１歯車対４の隣、第１歯車対４，５の間、第１歯車対５，６の間など、任意の位置に配設することが可能である。

上記各実施の形態では、第１クラッチ１０を出力軸３に設けた場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、入力軸２に設けることも当然可能である。また、上記第２実施の形態においては、第２クラッチ２２を入力軸２に設けた場合について説明したが、必ずしもこれに限定されるものではなく、出力軸３に設けることは当然可能である。

また、上記第３実施の形態においては、第２クラッチ３４を出力軸３２に設けた場合について説明したが、必ずしもこれに限定されるものではなく、入力軸２に設けることは当然可能である。この場合には、入力軸２と同軸に形成された入力軸を別途設け、その入力軸（以下「新入力軸」と称す）に第２歯車対３３の駆動歯車３３ａを配設し、第１歯車対６の駆動歯車６ａと並設する。新入力軸と入力軸２とを第２クラッチ３４を介して連結する。第２クラッチ３４の内輪１１を入力軸２と一体に形成し、新入力軸に外輪連結部３４ａを連結させる。この場合も第３実施の形態における動力伝達装置３０と同様に、コースト走行時に、荷重付与装置１５の作動と非作動とを切り替えることにより、エネルギー損失を抑制して走行距離を伸ばすか、或いは出力軸３１の制動を図るか、いずれを優先するかを選択できる。

上記各実施の形態では、第２クラッチ２２，３４が、スプラグの係合解除機能付きのスプラグ型ワンウェイクラッチを備えて構成される場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではなく、他のワンウェイクラッチやツーウェイクラッチを用いることは可能である。他のワンウェイクラッチとしては、例えば、スプラグの係合解除機能を有していない通常のスプラグ型ワンウェイクラッチ等が例示される。ツーウェイクラッチとしては、例えば、特開２００７−２９８１４５号公報に開示されるもの等が例示される。

上記第１実施の形態では説明を省略したが、第１速走行の状態から第２速走行の状態へシフトアップ変速を行った後に、第１速の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。同様に、第２速走行の状態から第３速走行の状態へシフトアップ変速を行った後に、第２速の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。同様に、車両１００のコースト走行時に、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて各第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。

上記第２実施の形態では説明を省略したが、車両１００の加速走行時（第３速）、第１速および第２速の第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。同様に、車両１００のコースト走行時に、第１クラッチ１０の荷重付与装置１５を作動させて第１内輪１１及び第１外輪１２への第１スプラグ１３の係合を強制的に解除しても良い。これは、第３実施の形態の場合も同様である。

１，２０，３０ 動力伝達装置
２ 入力軸
３，３１，３２ 出力軸
４，５，６ 第１歯車対
１０ 第１クラッチ
１１ 第１内輪
１１ａ 外周面
１２ 第１外輪
１２ａ 内周面
１３ 第１スプラグ
１３ａ，１３ｂ 係合面
１４ 保持器
１５ 荷重付与装置
１５ａ アクチュエータ（電動機）
１６ リボンスプリング（付勢部材）
２１，３３ 第２歯車対
２２，３４ 第２クラッチ
２２１，３４１ 第２内輪
２２２，３４２ 第２外輪
２２３，３４３ 第２スプラグ
１１１ エンジン（動力源）
１１２ モータ（動力源）
Ａ，Ｂ 接点
Ｏ 軸心

Claims (5)

1. 動力源からの動力が入力される入力軸と、その入力軸に平行に配設された出力軸と、その出力軸および前記入力軸に配設され互いに噛み合って異なる変速比となるように設定された複数の第１歯車対と、その第１歯車対のそれぞれ一方の歯車に配設され前記入力軸から入力される動力を前記出力軸に遮断可能に伝達する一方、前記出力軸から前記入力軸への動力の伝達を遮断する第１クラッチと、を備え、
   前記第１クラッチは、
   断面円形状の外周面を有し軸心回りに回転可能に構成され前記入力軸若しくは前記出力軸または前記歯車に連結される第１内輪と、
   その第１内輪の外周面に対向する断面円形状の内周面を有し前記軸心回りに回転可能に構成され前記第１歯車対の前記歯車または前記入力軸若しくは前記出力軸に連結される第１外輪と、
   その第１外輪の内周面および前記第１内輪の外周面にそれぞれ接する係合面を有し前記第１内輪の外周面および前記第１外輪の内周面の対向間において円周方向に複数配設される第１スプラグと、
   その第１スプラグを前記第１内輪の外周面および前記第１外輪の内周面の円周方向へ傾動可能に保持する保持器と、
   前記第１スプラグに付勢力を付与して前記第１内輪の外周面および前記第１外輪の内周面に前記第１スプラグの係合面が接するようにその第１スプラグを前記円周方向のセルフロック方向へ傾動させる付勢部材と、
   その付勢部材の付勢力に抗して前記保持器を介して前記第１スプラグに荷重を付与して前記セルフロック方向とは逆方向であって前記円周方向の反セルフロック方向へ前記第１スプラグを傾動させる荷重付与装置とを備えていることを特徴とする動力伝達装置。
2. 前記出力軸および前記入力軸に配設され互いに噛み合う第２歯車対と、
   その第２歯車対の一方の歯車に配設され前記入力軸から前記出力軸への動力の伝達を遮断する一方、前記出力軸から入力される動力を前記入力軸へ伝達する第２クラッチとを備えていることを特徴とする請求項１記載の動力伝達装置。
3. 前記第２歯車対は、前記出力軸に配設された歯車の歯数が、前記複数の第１歯車対の前記出力軸に配設された歯車の内の最小歯数より小さいことを特徴とする請求項２記載の動力伝達装置。
4. 前記第２クラッチは、前記出力軸から前記入力軸への動力の伝達を遮断可能に構成されていることを特徴とする請求項２又は３に記載の動力伝達装置。
5. 前記第２クラッチは、
   断面円形状の外周面を有し軸心回りに回転可能に構成され前記入力軸若しくは前記出力軸または前記歯車に連結される第２内輪と、
   その内輪の外周面に対向する断面円形状の内周面を有し前記軸心回りに回転可能に構成され前記第２歯車対の前記歯車または前記入力軸若しくは前記出力軸に連結される第２外輪と、
   その第２外輪の内周面および前記第２内輪の外周面にそれぞれ接する係合面を有し前記第２内輪の外周面および前記第２外輪の内周面の対向間において円周方向に複数配設される第２スプラグと、
   その第２スプラグを前記第２内輪の外周面および前記第２外輪の内周面の円周方向へ傾動可能に保持する保持器と、
   前記第２スプラグに付勢力を付与して前記第２内輪の外周面および前記第２外輪の内周面に前記第２スプラグの係合面が接するようにその第２スプラグを前記円周方向のセルフロック方向へ傾動させる付勢部材と、
   その付勢部材の付勢力に抗して前記保持器を介して前記第２スプラグに荷重を付与して前記セルフロック方向とは逆方向であって前記円周方向の反セルフロック方向へ前記第２スプラグを傾動させる荷重付与装置とを備えていることを特徴とする請求項４記載の動力伝達装置。

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