JPWO2014017438A1 - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

変速機（Ｔ）とディファレンシャルギヤ（Ｄ）との間に配置されるセレクタ装置（Ｓ）は、変速機（Ｔ）に接続された第１出力軸（１２）と、ディファレンシャルギヤ（Ｄ）に接続された第２出力軸（３１）と、第２出力軸（３１）の外周に相対回転自在に嵌合する第３出力軸（３２）と、サンギヤ（４３）が第３出力軸（３２）に接続されてリングギヤ（４５）がディファレンシャルギヤ（Ｄ）に接続された遊星歯車機構（４２）と、第１、第３出力軸（１２，３２）を結合して第２出力軸（３１）を切り離す状態と第１〜第３出力軸（１２，３１，３２）を結合する状態とを切り換え可能な第１噛合切換機構（３５）と、遊星歯車機構（４２）のキャリヤ（４４）をケーシング（５０）に結合可能な第２噛合切換機構（５１）とを備える。

Description

本発明は、変速機とディファレンシャルギヤとの間にセレクタ装置を配置した車両用動力伝達装置に関する。

エンジンに接続された入力軸の回転を複数のコネクティングロッドの相互に位相が異なる往復運動に変換し、前記複数のコネクティングロッドの往復運動を複数のワンウェイクラッチによって出力軸の回転運動に変換する無段変速機が、下記特許文献１により公知である。

また第１入力軸、第２入力軸および出力軸を備える平行３軸式自動変速機において、第１入力軸に設けた後進駆動ギヤと、出力軸に設けた後進従動ギヤとにアイドルギヤを噛合させ、後進駆動ギヤをクラッチで第１入力軸に結合するとともに、後進従動ギヤをセレクタで出力軸に結合することで後進変速段を確立するものが、下記特許文献２により公知である。

またメインシャフトに設けたドライブプーリとカウンタシャフトに設けたドリブンプーリとに無端ベルトを巻き掛けたベルト式無段変速機において、メインシャフトとドライブプーリとの間に遊星歯車式の前後進切換機構を配置することで、メインシャフトに対してドライブプーリを逆回転させてリバースレンジを確立するものが、下記特許文献３により公知である。

日本特表２００５−５０２５４３号公報 日本特許第４３３６４４８号公報 日本特許第４０３５４２３号公報

ところで、上記特許文献１に記載された無段変速機は、コネクティングロッドの往復運動をワンウェイクラッチを介して出力軸に伝達する構造であるため、出力軸は一方向（前進走行方向）にしか回転できず、車両を後進走行させるには足軸に電動モータを接続してハイブリッド化する必要があった。

そこで、電動モータを使用せずに車両を後進走行させるために、一方向にしか回転しない出力軸とディファレンシャルギヤとの間に油圧クラッチで作動する前後進切換機構を配置し、出力軸の回転を逆回転にしてディファレンシャルギヤに伝達することが考えられる。しかしながら、無段変速機で増幅された大トルクが伝達される出力軸の下流側に前後進切換機構を配置すると、その大トルクに耐えるために前後進切換機構の油圧クラッチが大容量化することが避けられず、動力伝達装置全体の大型化を招く可能性がある。特に、前後進切換機構にパーキングレンジやニュートラルレンジを確立可能なセレクタ装置の機能を持たせようとすると、その寸法が更に大型化することが懸念される。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、無段変速機とディファレンシャルギヤとの間に配置したセレクタ装置の構造を簡素化して小型軽量化を図ることを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明によれば、変速機とディファレンシャルギヤとの間にセレクタ装置を配置した車両用動力伝達装置であって、前記セレクタ装置は、前記変速機に接続された第１出力軸と、前記ディファレンシャルギヤに接続された第２出力軸と、前記第２出力軸の外周に相対回転自在に嵌合する第３出力軸と、第１要素が前記第３出力軸に接続されて第２要素が前記ディファレンシャルギヤに接続された遊星歯車機構と、前記第１、第３出力軸を結合して前記第２出力軸を切り離す状態と前記第１〜第３出力軸を結合する状態とを切り換え可能な第１噛合切換機構と、前記遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合可能な第２噛合切換機構とを備えることを第１の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１の特徴に加えて、前記遊星歯車機構は前記第３出力軸から前記ディファレンシャルギヤへの減速比が１よりも大きく設定されることを第２の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１または第２の特徴に加えて、第１噛合切換機構は、前記第１出力軸に設けた第１外周スプラインに噛合する第１内周スプラインと、前記第２出力軸に設けた第２外周スプラインおよび前記第３出力軸に設けた第３外周スプラインに噛合する第２内周スプラインとを備え、前記第１内周スプラインの径は前記第２内周スプラインの径よりも大きく、前記第２内周スプラインの前記第１内周スプライン側の端部にはチャンファが形成されることを第３の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１〜第３の何れか１つの特徴に加えて、前記変速機は、駆動源に接続された入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記第１出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、前記ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記入力側支点の偏心量を変更する変速アクチュエータと備えることを第４の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また本発明によれば、前記第４の特徴に加えて、前記第１噛合切換機構により前記第１、第３出力軸を結合して前記第２出力軸を切り離し、前記第２噛合切換機構により前記第３要素を前記ケーシングから切り離し、かつ前記第２出力軸が回転状態にあるとき、前記第２出力軸の回転方向が第１の方向である場合には、前記第１出力軸の回転数が前記第２出力軸の回転数以下となるように前記偏心量を制御するとともに、前記第２出力軸の回転方向が第２の方向である場合には、前記第３要素の回転数の絶対値が所定回転数以下となるように前記偏心量を制御することを第５の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

尚、実施の形態の偏心ディスク１８は本発明の入力側支点に対応し、実施の形態のピン１９ｃは本発明の出力側支点に対応し、実施の形態のアウター部材２２は本発明のワンウェイクラッチの入力部材に対応し、実施の形態のサンギヤ４３は本発明の第１要素に対応し、実施の形態のキャリヤ４４は本発明の第３要素に対応し、実施の形態のリングギヤ４５は本発明の第２要素に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の無段変速機Ｔは本発明の変速機に対応する。

本発明の第１の特徴によれば、第１噛合切換機構で第１〜第３出力軸を一体に結合し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合すると、ロックした遊星歯車機構にディファレンシャルギヤが結合されてパーキングレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１、第３出力軸を結合して第２噛合切換機構を結合解除し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合すると、第１出力軸の駆動力が遊星歯車機構で逆回転になってディファレンシャルギヤに伝達されてリバースレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１、第３出力軸を結合して第２噛合切換機構を結合解除し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素を解放すると、ディファレンシャルギヤが遊星歯車機構と共に空転してニュートラルレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１〜第３出力軸を一体に結合し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素を解放すると、第１出力軸の駆動力が第２出力軸を介して、あるいは第３出力軸および一体回転する遊星歯車機構を介してディファレンシャルギヤに伝達されてドライブレンジが確立する。

駆動源に接続された入力軸の回転が変速機で減速されるため、変速機の下流側の第１〜第３出力軸の伝達トルクは大きなものとなるが、変速機にトルクコンバータや発進クラッチを設けて出力軸へのトルク伝達を遮断することなく、また大容量の油圧クラッチや電磁クラッチを必要とせずに、セレクタ装置の第１、第２噛合切換機構で四つのレンジを切り換えることが可能になって動力伝達装置の小型軽量化が達成される。

また本発明の第２の特徴によれば、遊星歯車機構は第３出力軸からディファレンシャルギヤへの減速比が１よりも大きく設定されるので、遊星歯車機構でリバース変速段の変速比を稼ぐことができる。リバース変速段では変速比が大きくなるために伝達トルクも大きくなるが、第１噛合切換機構を遊星歯車機構の上流側に設けたことで、第１噛合切換機構には遊星歯車機構で増加する前の比較的小さい伝達トルクしか作用しなくなり、その切り換えを小さい推力でスムーズに行うことができる。

また本発明の第３の特徴によれば、第１噛合切換機構は、第１出力軸に設けた第１外周スプラインに噛合する第１内周スプラインと、第２出力軸に設けた第２外周スプラインおよび第３出力軸に設けた第３外周スプラインに噛合する第２内周スプラインとを備える。第２内周スプラインの第１内周スプライン側の端部にはチャンファが形成されるので、チャンファの楔作用で第２内周スプラインを第２外周スプラインに容易に係合させることができるだけでなく、第１内周スプラインの径は第２内周スプラインの径よりも大きいので、第２内周スプラインのチャンファを第１内周スプラインに邪魔されずに鋳造や鍛造で製造することが可能となり、それを切削で製造する場合に比べてコストダウンが可能になる。

また本発明の第４の特徴によれば、駆動源に接続された入力軸が回転すると変速ユニットの偏心ディスクが偏心回転し、偏心ディスクに一端を接続されたコネクティングロッドが往復運動すると、コネクティングロッドの他端が接続されたワンウェイクラッチを介して出力軸が回転する。変速アクチュエータで入力軸に対する偏心ディスクの偏心量を変化させると、コネクティングロッドの往復ストロークが変化することで、出力軸の回転角が変化して変速比が変更される。かかる変速機は第１出力軸を逆回転させることが不能であるため、前後進を切り換えるセレクタ装置を入力軸よりも駆動源側に設けて第１出力軸を逆回転させることができないが、セレクタ装置を第１出力軸よりも下流側に配置したことで前後進を支障なく切り換えることができる。

また本発明の第５の特徴によれば、第１噛合切換機構により第１、第３出力軸を結合して第２出力軸を切り離し、第２噛合切換機構により第３要素をケーシングから切り離し、かつ第２出力軸が回転状態にあり、車両がニュートラルレンジにおいて惰性で走行している状態で、第２出力軸の回転方向が第１の方向である場合には、第１出力軸の回転数が第２出力軸の回転数以下となるように偏心量を制御するので、第１噛合切換機構により第１、第２、第３出力軸を結合してドライブレンジを確立するときに、駆動源側からディファレンシャルギヤ側に唐突に駆動力が伝達されてトルクショックが発生するのを防止できるだけでなく、第１噛合切換機構のスプラインの損傷を防止することができる。また第２出力軸の回転方向が第２の方向である場合には、第３要素の回転数の絶対値が所定回転数以下となるように偏心量を制御するので、第２噛合切換機構により第３要素をケーシングに結合してリバースレンジを確立するときに、ケーシングおよび第３要素間の差回転を小さくしてトルクショックが発生するのを防止できるだけでなく、第２噛合切換機構のスプラインの損傷を防止することができる。

図１は車両用の走行用動力装置のスケルトン図である。（第１の実施の形態） 図２は図１の２部詳細図である。（第１の実施の形態） 図３は図２の３−３線断面図（ＴＯＰ状態）である。（第１の実施の形態） 図４は図２の３−３線断面図（ＬＯＷ状態）である。（第１の実施の形態） 図５はＴＯＰ状態での作用説明図である。（第１の実施の形態） 図６はＬＯＷ状態での作用説明図である。（第１の実施の形態） 図７はセレクタ装置およびディファレンシャルギヤのスケルトン図である。（第１の実施の形態） 図８はセレクタ装置の縦断面図である。（第１の実施の形態） 図９は第１噛合切換機構のスリーブの内周面の斜視図である。（第１の実施の形態） 図１０は第１、第２噛合切換機構の係合表である。（第１の実施の形態） 図１１はパーキングレンジにおけるトルクフロー図である。（第１の実施の形態） 図１２はリバースレンジにおけるトルクフロー図である。（第１の実施の形態） 図１３はニュートラルレンジにおけるトルクフロー図である。（第１の実施の形態） 図１４はドライブレンジにおけるトルクフロー図である。（第１の実施の形態） 図１５は遊星歯車機構の速度線図である。（第１の実施の形態） 図１６はトルクショック低減ルーチンのフローチャートである。（第１の実施の形態）

１１ 入力軸
１２ 第１出力軸
１２ａ 第１外周スプライン
１４ 変速アクチュエータ
１８ 偏心ディスク（入力側支点）
１９ コネクティングロッド
１９ｃ ピン（出力側支点）
２１ ワンウェイクラッチ
２２ アウター部材（入力部材）
３１ 第２出力軸
３２ 第３出力軸
３２ａ 第３外周スプライン
３４ａ 第２外周スプライン
３５ 第１噛合切換機構
３６ａ 第１内周スプライン
３６ｂ 第２内周スプライン
３６ｃ チャンファ
４２ 遊星歯車機構
４３ サンギヤ（第１要素）
４４ キャリヤ（第３要素）
４５ リングギヤ（第２要素）
５０ ケーシング
５１ 第２噛合切換機構
Ｄ ディファレンシャルギヤ
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｓ セレクタ装置
Ｔ 無段変速機（変速機）
ε 偏心量

以下、図１〜図１６に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

第１の実施の形態

図１に示すように、エンジンＥの駆動力を左右の車軸１０，１０を介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達する車両用動力伝達装置は、無段変速機Ｔと、セレクタ装置Ｓと、ディファレンシャルギヤＤとを備える。セレクタ装置Ｓは、パーキングレンジ、リバースレンジ、ニュートラルレンジおよびドライブレンジを切り換え可能である。

次に、図２〜６に基づいて無段変速機Ｔの構造を説明する。

図２および図３に示すように、本実施の形態の無段変速機Ｔは同一構造を有する複数個（実施の形態では４個）の変速ユニットＵ…を軸方向に重ね合わせたもので、それらの変速ユニットＵ…は平行に配置された共通の入力軸１１および共通の第１出力軸１２を備えており、入力軸１１の回転が減速または増速されて第１出力軸１２に伝達される。

以下、代表として一つの変速ユニットＵの構造を説明する。エンジンＥに接続されて回転する入力軸１１は、電動モータのような変速アクチュエータ１４の中空の回転軸１４ａの内部を相対回転自在に貫通する。変速アクチュエータ１４のロータ１４ｂは回転軸１４ａに固定されており、ステータ１４ｃはケーシングに固定される。変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａは、入力軸１１と同速度で回転可能であり、かつ入力軸１１に対して異なる速度で相対回転可能である。

変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを貫通した入力軸１１には第１ピニオン１５が固定されており、この第１ピニオン１５を跨ぐように変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａにクランク状のキャリヤ１６が接続される。第１ピニオン１５と同径の２個の第２ピニオン１７，１７が、第１ピニオン１５と協働して正三角形を構成する位置にそれぞれピニオンピン１６ａ，１６ａを介して支持されており、これら第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７に、円板形の偏心ディスク１８の内部に偏心して形成されたリングギヤ１８ａが噛合する。偏心ディスク１８の外周面に、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａの一端に設けたリング部１９ｂがボールベアリング２０を介して相対回転自在に嵌合する。

第１出力軸１２の外周に設けられたワンウェイクラッチ２１は、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａにピン１９ｃを介して枢支されたリング状のアウター部材２２と、アウター部材２２の内部に配置されて第１出力軸１２に固定されたインナー部材２３と、アウター部材２２の内周の円弧面とインナー部材２３の外周の平面との間に形成された楔状の空間に配置されてスプリング２４…で付勢されたローラ２５…とを備える。

図２から明らかなように、４個の変速ユニットＵ…はクランク状のキャリヤ１６を共有しているが、キャリヤ１６に第２ピニオン１７，１７を介して支持される偏心ディスク１８の位相は各々の変速ユニットＵで９０°ずつ異なっている。例えば、図２において、左端の変速ユニットＵの偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中上方に変位し、左から３番目の変速ユニットＵの偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中下方に変位し、左から２番目および４番目の変速ユニットＵ，Ｕの偏心ディスク１８，１８は上下方向中間に位置している。

次に、図７および図８に基づいて、セレクタ装置ＳおよびディファレンシャルギヤＤの構造を説明する。

セレクタ装置Ｓは、車軸１０の外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第１出力軸１２に加えて、車軸１０の外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第２出力軸３１と、この第２出力軸３１に外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第３出力軸３２とを備える。第１出力軸１２の右端に第１外周スプライン１２ａが形成される。第２出力軸３１の左端に第１接続部材３４がスプライン結合３３されており、第１接続部材３４が軸方向左側かつ径方向外側に延びた先端に第２外周スプライン３４ａが形成される。第３出力軸３２の軸方向左端から径方向外側に延びた位置に第３外周スプライン３２ａが形成される。尚、第２出力軸３１および第１接続部材３４を別部材に分割したのは組立性のためであり、第２出力軸３１および第１接続部材３４を一部材で構成して第２出力軸３１に直接第２外周スプライン３４ａを形成しても良い。

ドグクラッチよりなる第１噛合切換機構３５を構成する第１外周スプライン１２ａ、第２外周スプライン３４ａおよび第３外周スプライン３２ａは軸方向に整列しており、第２外周スプライン３４ａおよび第３外周スプライン３２ａの外径は相互に等しく、かつ第１外周スプライン１２ａの外径よりも小さくなっている。また第１噛合切換機構３５のスリーブ３６は、外径が大きい第１内周スプライン３６ａと、外径が小さい第２内周スプライン３６ｂとを備えており、第１内周スプライン３６ａは第１外周スプライン１２ａに常時噛合し、第２内周スプライン３６ｂは第３外周スプライン３２ａに常時噛合し、第２内周スプライン３６ｂは図８に示す左動時にのみ第２外周スプライン３４ａに噛合する。つまり、スリーブ３６がフォーク３７で図８に示す左動状態から右動すると第２内周スプライン３６ｂと第２外周スプライン３４ａとの噛合が解除される。

尚、ケーシング３８と第１出力軸１２との間にはボールベアリング３９が配置され、ケーシング３８と第１接続部材３４のフランジ部３４ｂとの間にはニードルベアリング４０が配置され、第１接続部材３４と第３出力軸３２との間にニードルベアリング４１が配置される。

遊星歯車機構４２は、第１要素としてのサンギヤ４３と、第３要素としてのキャリヤ４４と、第２要素としてのリングギヤ４５と、キャリヤ４４にニードルベアリング４６を介して相対回転自在に支持された複数のピニオン４７…とを備えており、ピニオン４７…はサンギヤ４３およびリングギヤ４５に噛合する。サンギヤ４３の左端は第３出力軸３２の右端にスプライン結合４８され、リングギヤ４５は第２出力軸３１の右端から径方向外側に延びる第２接続部材４９の外周部に接続される。

キャリヤ４４の外周部に形成した外周スプライン４４ａとケーシング５０に形成した外周スプライン５０ａとに、ドグクラッチよりなる第２噛合切換機構５１のスリーブ５２に形成した内周スプライン５２ａが噛合する。従って、スリーブ５２がフォーク５３で図８に示す位置に左動すると、キャリヤ４４がケーシング５０から切り離され、スリーブ５２がフォーク５３で図８に示す位置から右動すると、キャリヤ４４がケーシング５０に結合される。

ディファレンシャルギヤＤの外郭を構成するディファレンシャルケース５４は、ミッションケース５０にボルト５５およびベアリングホルダ５６により固定したボールベアリング５７により回転自在に支持される。ディファレンシャルケース５４の左端は第２出力軸３１の右端にスプライン結合５８される。ディファレンシャルギヤＤは、ディファレンシャルケース５４に固定したピニオンシャフト５９に回転自在に支持した一対のピニオン６０，６０と、車軸１０，１０の端部に固設されてピニオン６０，６０に噛合するサイドギヤ６１，６１とを備える。

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。

先ず、無段変速機Ｔの一つの変速ユニットＵの作用を説明する。変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを入力軸１１に対して相対回転させると、入力軸１１の軸線Ｌ１まわりにキャリヤ１６が回転する。このとき、キャリヤ１６の中心Ｏ、つまり第１ピニオン１５および２個の第２ピニオン１７，１７が成す正三角形の中心は入力軸１１の軸線Ｌ１まわりに回転する。

図３および図５は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して第１出力軸１２と反対側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量が最大になって無段変速機ＴのレシオはＴＯＰ状態になる。図４および図６は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して第１出力軸１２と同じ側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量が最小になって無段変速機ＴのレシオはＬＯＷ状態になる。

図５に示すＴＯＰ状態で、エンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ａ）から図５（Ｂ）を経て図５（Ｃ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を反時計方向（矢印Ｂ参照）に回転させる。図５（Ａ）および図５（Ｃ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ方向の回転の両端を示している。

このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ方向に回転すると、ワンウェイクラッチ２１のアウター部材２２およびインナー部材２３間の楔状の空間にローラ２５…が噛み込み、アウター部材２２の回転がインナー部材２３を介して第１出力軸１２に伝達されるため、第１出力軸１２は反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転する。

入力軸１１および第１ピニオン１５が更に回転すると、第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７にリングギヤ１８ａを噛合させた偏心ディスク１８が反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ｃ）から図５（Ｄ）を経て図５（Ａ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を時計方向（矢印Ｂ′参照）に回転させる。図５（Ｃ）および図５（Ａ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ′方向の回転の両端を示している。

このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ′方向に回転すると、アウター部材２２とインナー部材２３との間の楔状の空間からローラ２５…がスプリング２４…を圧縮しながら押し出されることで、アウター部材２２がインナー部材２３に対してスリップして第１出力軸１２は回転しない。

以上のように、アウター部材２２が往復回転したとき、アウター部材２２の回転方向が反時計方向（矢印Ｂ参照）のときだけ第１出力軸１２が反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転するため、第１出力軸１２は間欠回転することになる。

図６は、ＬＯＷ状態で無段変速機Ｔを運転するときの作用を示すものである。このとき、入力軸１１の位置は偏心ディスク１８の中心に一致しているので、入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量はゼロになる。この状態でエンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。しかしながら、偏心ディスク１８の偏心量がゼロであるため、コネクティングロッド１９の往復運動のストロークもゼロになり、第１出力軸１２は回転しない。

従って、変速アクチュエータ１４を駆動してキャリヤ１６の位置を図３のＴＯＰ状態と図４のＬＯＷ状態との間に設定すれば、ゼロレシオおよび所定レシオ間の任意のレシオでの運転が可能になる。

無段変速機Ｔは、並置された４個の変速ユニットＵ…の偏心ディスク１８…の位相が相互に９０°ずつずれているため、４個の変速ユニットＵ…が交互に駆動力を伝達することで、つまり４個のワンウェイクラッチ２１…の何れかが必ず係合状態にあることで、第１出力軸１２を連続回転させることができる。

次に、パーキングレンジ、リバースレンジ、ニュートラルレンジおよびドライブレンジを切り換えるセレクタ装置Ｓの作用を説明する。

図１０および図１１に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を左動し、第１出力軸１２、第２出力軸３１および第３出力軸３２を一体に結合するとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を右動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０に結合すると、パーキングレンジが確立する。

パーキングレンジでは、ディファレンシャルケース５４と一体の第２出力軸３１が第２接続部材４９を介して遊星歯車機構４２のリングギヤ４５に結合されるとともに、前記第２出力軸３１が第１接続部材３４、第１噛合切換機構３５および第３出力軸３２を介して遊星歯車機構４２のサンギヤ４３に接続され、更に遊星歯車機構４２のキャリヤ４４が第２噛合切換機構５１を介してケーシング５０に結合される。その結果、遊星歯車機構４２はロック状態になり、それにディファレンシャルギヤＤを介して接続された駆動輪Ｗ，Ｗが回転不能に拘束される。

図１０および図１２に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を右動し、第１出力軸１２および第３出力軸３２を結合して第２出力軸３１を切り離すとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を右動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０に結合すると、リバースレンジが確立する。

リバースレンジでは、無段変速機Ｔから第１出力軸１２に出力された駆動力が第１噛合切換機構３５→第３出力軸３２→サンギヤ４３→キャリヤ４４→リングギヤ４５→第２接続部材４９の経路でディファレンシャルケース５４に伝達され、同時に遊星歯車機構４２において減速されて逆回転となることで、車両を後進走行させることができる。

図１０および図１３に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を右動し、第１出力軸１２および第３出力軸３２を結合して第２出力軸３１を切り離すとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を左動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０から切り離すと、ニュートラルレンジが確立する。

ニュートラルレンジでは、遊星歯車機構４２のキャリヤ４４がケーシング５０から切り離されるため、リングギヤ４５および第２接続部材４９が自由に回転可能になり、かつ第１接続部材３４が第１噛合切換機構３５から切り離されるため、第２出力軸３１が自由に回転可能になり、第２接続部材４９および第２出力軸３１に接続されたディファレンシャルケース５４が自由に回転可能になって駆動輪Ｗ，Ｗが拘束されない状態となる。この状態でエンジンＥの駆動力は、無段変速機Ｔから第１出力軸１２→第１噛合切換機構３５→第３出力軸３２の経路でサンギヤ４３に伝達されるが，キャリヤ４４が拘束されていないために遊星歯車機構４２が空転し、駆動力がディファレンシャルギヤＤに伝達されることはない。

図１０および図１４に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を左動し、第１出力軸１２、第２出力軸３１および第３出力軸３２を一体に結合するとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を左動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０から切り離すと、ドライブレンジが確立する。

ドライブレンジでは、遊星歯車機構４２のリングギヤ４５に第２接続部材４９および第２出力軸３１を介して接続された第１接続部材３４と、遊星歯車機構４２のサンギヤ４３に接続された第３出力軸３２とが第１噛合切換機構３５で結合されるため、遊星歯車機構４２は一体に回転可能な状態になる。その結果、無段変速機Ｔから第１出力軸１２に出力された駆動力が第１噛合切換機構３５→第１接続部材３４→第２出力軸３１の経路で、あるいは第１噛合切換機構３５→第３出力軸３２→サンギヤ４３→キャリヤ４４→リングギヤ４５→第２接続部材４９の経路でディファレンシャルケース５４に伝達され、車両を前進走行させることができる。

以上のように、本実施の形態の変速機Ｔの第１出力軸１２は、ワンウェイクラッチ２１…を介して駆動力が伝達されるために前進走行方向にしか回転することができないが、前後進切換機能を有するセレクタ装置Ｓを第１出力軸１２の下流側に配置したことで、後進走行用の電動モータを設けてハイブリッド化することなく、車両を後進走行させることができる。

またセレクタ装置Ｓを第１出力軸１２の下流側に配置すると、セレクタ装置Ｓに変速機Ｔで増幅された大トルクが入力されるため、油圧クラッチや電磁クラッチを用いてレンジの切換えを行おうとすると、大容量の油圧クラッチや電磁クラッチが必要になってセレクタ装置Ｓが大型化する問題がある。しかしながら、本実施の形態によれば、油圧クラッチや電磁クラッチを必要とせずに、第１、第２噛合切換機構３５，５１によってレンジの切換えを行うため、セレクタ装置Ｓを小型軽量化することができる。

また遊星歯車機構４２は第３出力軸３２からディファレンシャルギヤＤへの減速比が１よりも大きく設定されるので、遊星歯車機構４２でリバース変速段の変速比を稼ぐことができる。この場合、リバース変速段では変速比が大きくなるために伝達トルクも大きくなるが、第１噛合切換機構３５を遊星歯車機構４２の上流側に設けたことで、第１噛合切換機構３５には遊星歯車機構４２で増加する前の比較的小さい伝達トルクしか作用しなくなり、その切り換えを小さい推力でスムーズに行うことができる。

しかもセレクタ装置Ｓはドライブレンジおよびリバースレンジ以外にパーキングレンジおよびニュートラルレンジを確立可能であるため、動力伝達装置自体を更に小型軽量化することができる。

また図９に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６は、第１出力軸１２に設けた第１外周スプライン１２ａに噛合する第１内周スプライン３６ａと、第２出力軸３１と一体の第１接続部材３４に設けた第２外周スプライン３４ａおよび第３出力軸３２に設けた第３外周スプライン３２ａに噛合する第２内周スプライン３６ｂとを備えるが、第２内周スプライン３６ｂの第１内周スプライン３６ａ側の端部にはチャンファ３６ｃが形成されるので、チャンファ３６ｃの楔作用で第２内周スプライン３６ｂを第２外周スプライン３４ａに容易に係合させることができる。

しかも第１内周スプライン３６ａの径は第２内周スプライン３６ｂの径よりも大きいので、第２内周スプライン３６ｂのチャンファ３６ｃを加工する際に、第１内周スプライン３６ａと干渉することなく、チャンファ３６ｃを第１内周スプライン３６ａ側から鋳造や鍛造で加工することができる。仮に、第１内周スプライン３６ａおよび第２内周スプライン３６ｂが同径であると、チャンファ３６ｃを切削加工することが必要になるため、大幅なコストアップが避けられない。

ところで、車両の前進走行中に図１４に示すドライブレンジから第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を右動して図１３に示すニュートラルレンジに切り換え、車両がしばらく惰性で走行した後に、ニュートラルレンジから第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を左動して再びドライブレンジに切り換える場合を考える。車両が惰性で走行する間に車速が低下して駆動輪Ｗ，Ｗに接続された第２外周スプライン３４ａの回転数が低下し、スリーブ３６の第２内周スプライン３６ｂとの間に差回転が発生するが、この状態でドライブレンジに切り換えるべくスリーブ３６を左動して第２内周スプライン３６ｂで第１外周スプライン１２ａおよび第２内周スプライン３６ｂを結合すると、エンジンＥの駆動力が唐突に駆動輪Ｗ，Ｗに伝達されてトルクショックが発生する問題がある（図１５参照）。

また車両の後進走行中に、図１２に示すリバースレンジから第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を左動して図１４に示すニュートラルレンジに切り換え、車両が完全に停止する前に、ニュートラルレンジから第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を右動して再びリバースレンジに切り換える場合を考える。車両がまだ後進走行していて駆動輪Ｗ，Ｗに接続された外周スプライン４４ａの回転している状態で、リバースレンジに切り換えるべくスリーブ５２を左動して内周スプライン５２ａで外周スプライン４４ａを結合すると、エンジンＥの駆動力が唐突に駆動輪Ｗ，Ｗに伝達されてトルクショックが発生する問題がある（図１５参照）。

また上記何れの場合においても、差回転が存在する状態で第１噛合切換機構３５あるいは第２噛合切換機構５１が駆動されるため、内周スプラインや外周スプラインが噛合時に損傷する虞もある。

本実施の形態は、ドライブレンジからニュートラルレンジに切り換えた後に再びドライブレンジに切り換えるときに、第１噛合切換機構３５の差回転を消滅あるいは減少させてトルクショックの発生を防止するとともに、リバースレンジからニュートラルレンジに切り換えた後に再びリバースレンジに切り換えるときに、第２噛合切換機構５１の差回転を消滅あるいは減少させてトルクショックの発生を防止するものである。

以下、その作用を図１６のフローチャートに基づいて説明する。

先ずステップＳ１でニュートラルレンジであるとき、ステップＳ２で足軸が回転しているか、即ち駆動輪Ｗ，Ｗに接続されたディファレンシャルギヤＤ、第２出力軸３１、遊星歯車機構４２のリングギヤ４５等が回転しているか否かを判断する。前記ステップＳ２で足軸の回転がなく、車両が停止状態にあるとき、ステップＳ３でエンジンＥが回転していれば、ステップＳ４でエンジンＥの回転が第１出力軸１２に伝達されないように、無段変速機Ｔの偏心量εをゼロに設定する。

前記ステップＳ２で足軸が回転していれば、ステップＳ５で足軸の回転数および回転方向を適宜のセンサにより取得するとともに、ステップＳ６で第１出力軸１２の回転数を適宜のセンサにより取得する。そしてステップＳ７で足軸の回転方向が正転であって車両が惰性で前進走行していれば、ステップＳ８で足軸の回転数が第１出力軸１２の回転数以上になるように、変速アクチュエータ１４で偏心ディスク１８の偏心量εを制御する。

このとき、足軸の回転数と第１出力軸１２の回転数とが完全に一致することが望ましく、その場合には第１噛合切換機構３５の第２内周スプライン３６ｂおよび第２外周スプライン３４ａの差回転がなくなるため、スリーブ３６を左動してニュートラルレンジからドライブレンジに切り換えたときにトルクショックが発生することが防止される。また足軸の回転数が第１出力軸１２の回転数以上であれば、駆動輪Ｗ，Ｗ側からエンジンＥ側に駆動力が逆伝達されるが、エンジンＥの駆動力が駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される場合に比べて、トルクショックを低減することができる。但し、前記差回転がなるべく小さくなるように偏心量εを制御することが望ましい。

また前記ステップＳ７で足軸の回転方向が逆転であって車両が惰性で後進走行していれば、ステップＳ９で第２噛合切換機構５１のキャリヤ４４に形成した外周スプライン４４ａの回転数（正転方向の回転数および逆転方向の回転数を含む）が所定回転数以下になるように、変速アクチュエータ１４で偏心ディスク１８の偏心量εを制御する。遊星歯車機構４２のリングギヤ４５の回転数は足軸の回転数であり、遊星歯車機構４２のサンギヤ４３の回転数は第１出力軸１２の回転数であるため、偏心量εを制御して第１出力軸１２の回転数を変化させることで、リングギヤ４５およびサンギヤ４３にピニオン４７…を噛合させたキャリヤ４４の外周スプライン４４ａの回転数を制御することができる。

このとき、外周スプライン４４ａの回転数がゼロであることが望ましく、その場合には第２噛合切換機構５１のスリーブ５２の内周スプライン５２ａおよびキャリヤ４４の外周スプライン４４ａの差回転がなくなるため、スリーブ５２を右動してニュートラルレンジからリバースレンジに切り換えたときにトルクショックが発生することが防止される。外周スプライン４４ａの回転数が完全にゼロでなくても、所定回転数以下であればトルクショックを低減することができるが、キャリヤ４４の外周スプライン４４ａの回転数がなるべく小さくなるように偏心量εを制御することが望ましい。

そしてステップＳ１０でニュートラルレンジでなくなり、ドライブレンジあるいはリバースレンジへのシフトチェンジが完了すれば、本ルーチンを終了する。

以上のように、本実施の形態によれば、車両がニュートラルレンジにおいて惰性で走行している間に、第１噛合切換機構３５あるいは第２噛合切換機構５１を操作してドライブレンジあるいはリバースレンジにシフトチェンジしたときに、トルクショックの発生を最小限に抑えることができるだけでなく、第１噛合切換機構３５あるいは第２噛合切換機構５１のスプラインが大きな差回転を持つ状態で噛合して損傷するのを防止することができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、本発明の変速機は実施の形態の往復動式の無段変速機Ｔに限定されず、ベルト式無段変速機のような他種の無段変速機であっても良い。

また遊星歯車機構４２のサンギヤ４３、キャリヤ４４およびリングギヤ４５の何れを第１〜第３要素とするかは、適宜変更可能である。

本発明は、変速機とディファレンシャルギヤとの間にセレクタ装置を配置した車両用動力伝達装置に関する。

エンジンに接続された入力軸の回転を複数のコネクティングロッドの相互に位相が異なる往復運動に変換し、前記複数のコネクティングロッドの往復運動を複数のワンウェイクラッチによって出力軸の回転運動に変換する無段変速機が、下記特許文献１により公知である。

また第１入力軸、第２入力軸および出力軸を備える平行３軸式自動変速機において、第１入力軸に設けた後進駆動ギヤと、出力軸に設けた後進従動ギヤとにアイドルギヤを噛合させ、後進駆動ギヤをクラッチで第１入力軸に結合するとともに、後進従動ギヤをセレクタで出力軸に結合することで後進変速段を確立するものが、下記特許文献２により公知である。

またメインシャフトに設けたドライブプーリとカウンタシャフトに設けたドリブンプーリとに無端ベルトを巻き掛けたベルト式無段変速機において、メインシャフトとドライブプーリとの間に遊星歯車式の前後進切換機構を配置することで、メインシャフトに対してドライブプーリを逆回転させてリバースレンジを確立するものが、下記特許文献３により公知である。

日本特表２００５−５０２５４３号公報 日本特許第４３３６４４８号公報 日本特許第４０３５４２３号公報

ところで、上記特許文献１に記載された無段変速機は、コネクティングロッドの往復運動をワンウェイクラッチを介して出力軸に伝達する構造であるため、出力軸は一方向（前進走行方向）にしか回転できず、車両を後進走行させるには足軸に電動モータを接続してハイブリッド化する必要があった。

そこで、電動モータを使用せずに車両を後進走行させるために、一方向にしか回転しない出力軸とディファレンシャルギヤとの間に油圧クラッチで作動する前後進切換機構を配置し、出力軸の回転を逆回転にしてディファレンシャルギヤに伝達することが考えられる。しかしながら、無段変速機で増幅された大トルクが伝達される出力軸の下流側に前後進切換機構を配置すると、その大トルクに耐えるために前後進切換機構の油圧クラッチが大容量化することが避けられず、動力伝達装置全体の大型化を招く可能性がある。特に、前後進切換機構にパーキングレンジやニュートラルレンジを確立可能なセレクタ装置の機能を持たせようとすると、その寸法が更に大型化することが懸念される。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、無段変速機とディファレンシャルギヤとの間に配置したセレクタ装置の構造を簡素化して小型軽量化を図ることを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明によれば、変速機とディファレンシャルギヤとの間にセレクタ装置を配置した車両用動力伝達装置であって、前記セレクタ装置は、前記変速機に接続された第１出力軸と、前記ディファレンシャルギヤに接続された第２出力軸と、前記第２出力軸の外周に相対回転自在に嵌合する第３出力軸と、第１要素が前記第３出力軸に接続されて第２要素が前記ディファレンシャルギヤに接続された遊星歯車機構と、前記第１、第３出力軸を結合して前記第２出力軸を切り離す状態と前記第１〜第３出力軸を結合する状態とを切り換え可能な第１噛合切換機構と、前記遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合可能な第２噛合切換機構とを備え、前記第１噛合切換機構は、前記第１出力軸に設けた第１外周スプラインに噛合する第１内周スプラインと、前記第２出力軸に設けた第２外周スプラインおよび前記第３出力軸に設けた第３外周スプラインに噛合する第２内周スプラインとを備え、前記第１内周スプラインの径は前記第２内周スプラインの径よりも大きく、前記第２内周スプラインの前記第１内周スプライン側の端部にはチャンファが形成されることを第１の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１の特徴に加えて、前記遊星歯車機構は前記第３出力軸から前記ディファレンシャルギヤへの減速比が１よりも大きく設定されることを第２の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１または第２の特徴に加えて、前記変速機は、駆動源に接続された入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記第１出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、前記ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記入力側支点の偏心量を変更する変速アクチュエータと備えることを第３の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また本発明によれば、前記第３の特徴に加えて、前記第１噛合切換機構により前記第１、第３出力軸を結合して前記第２出力軸を切り離し、前記第２噛合切換機構により前記第３要素を前記ケーシングから切り離し、かつ前記第２出力軸が回転状態にあるとき、前記第２出力軸の回転方向が第１の方向である場合には、前記第１出力軸の回転数が前記第２出力軸の回転数以下となるように前記偏心量を制御するとともに、前記第２出力軸の回転方向が第２の方向である場合には、前記第３要素の回転数の絶対値が所定回転数以下となるように前記偏心量を制御することを第４の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また本発明によれば、変速機とディファレンシャルギヤとの間にセレクタ装置を配置した車両用動力伝達装置であって、前記変速機は、駆動源に接続された入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記第１出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、前記ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記入力側支点の偏心量を変更する変速アクチュエータとを備え、前記セレクタ装置は、前記変速機に接続された第１出力軸と、前記ディファレンシャルギヤに接続された第２出力軸と、前記第２出力軸の外周に相対回転自在に嵌合する第３出力軸と、第１要素が前記第３出力軸に接続されて第２要素が前記ディファレンシャルギヤに接続された遊星歯車機構と、前記第１、第３出力軸を結合して前記第２出力軸を切り離す状態と前記第１〜第３出力軸を結合する状態とを切り換え可能な第１噛合切換機構と、前記遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合可能な第２噛合切換機構とを備え、前記第１噛合切換機構により前記第１、第３出力軸を結合して前記第２出力軸を切り離し、前記第２噛合切換機構により前記第３要素を前記ケーシングから切り離し、かつ前記第２出力軸が回転状態にあるとき、前記第２出力軸の回転方向が第１の方向である場合には、前記第１出力軸の回転数が前記第２出力軸の回転数以下となるように前記偏心量を制御するとともに、前記第２出力軸の回転方向が第２の方向である場合には、前記第３要素の回転数の絶対値が所定回転数以下となるように前記偏心量を制御することを第５の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また本発明によれば、前記第５の特徴に加えて、前記遊星歯車機構は前記第３出力軸から前記ディファレンシャルギヤへの減速比が１よりも大きく設定されることを第６の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

尚、実施の形態の偏心ディスク１８は本発明の入力側支点に対応し、実施の形態のピン１９ｃは本発明の出力側支点に対応し、実施の形態のアウター部材２２は本発明のワンウェイクラッチの入力部材に対応し、実施の形態のサンギヤ４３は本発明の第１要素に対応し、実施の形態のキャリヤ４４は本発明の第３要素に対応し、実施の形態のリングギヤ４５は本発明の第２要素に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の無段変速機Ｔは本発明の変速機に対応する。

本発明の第１の特徴によれば、第１噛合切換機構で第１〜第３出力軸を一体に結合し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合すると、ロックした遊星歯車機構にディファレンシャルギヤが結合されてパーキングレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１、第３出力軸を結合して第２噛合切換機構を結合解除し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合すると、第１出力軸の駆動力が遊星歯車機構で逆回転になってディファレンシャルギヤに伝達されてリバースレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１、第３出力軸を結合して第２噛合切換機構を結合解除し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素を解放すると、ディファレンシャルギヤが遊星歯車機構と共に空転してニュートラルレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１〜第３出力軸を一体に結合し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素を解放すると、第１出力軸の駆動力が第２出力軸を介して、あるいは第３出力軸および一体回転する遊星歯車機構を介してディファレンシャルギヤに伝達されてドライブレンジが確立する。

駆動源に接続された入力軸の回転が変速機で減速されるため、変速機の下流側の第１〜第３出力軸の伝達トルクは大きなものとなるが、変速機にトルクコンバータや発進クラッチを設けて出力軸へのトルク伝達を遮断することなく、また大容量の油圧クラッチや電磁クラッチを必要とせずに、セレクタ装置の第１、第２噛合切換機構で四つのレンジを切り換えることが可能になって動力伝達装置の小型軽量化が達成される。

第１噛合切換機構は、第１出力軸に設けた第１外周スプラインに噛合する第１内周スプラインと、第２出力軸に設けた第２外周スプラインおよび第３出力軸に設けた第３外周スプラインに噛合する第２内周スプラインとを備える。第２内周スプラインの第１内周スプライン側の端部にはチャンファが形成されるので、チャンファの楔作用で第２内周スプラインを第２外周スプラインに容易に係合させることができるだけでなく、第１内周スプラインの径は第２内周スプラインの径よりも大きいので、第２内周スプラインのチャンファを第１内周スプラインに邪魔されずに鋳造や鍛造で製造することが可能となり、それを切削で製造する場合に比べてコストダウンが可能になる。

また本発明の第２の特徴によれば、遊星歯車機構は第３出力軸からディファレンシャルギヤへの減速比が１よりも大きく設定されるので、遊星歯車機構でリバース変速段の変速比を稼ぐことができる。リバース変速段では変速比が大きくなるために伝達トルクも大きくなるが、第１噛合切換機構を遊星歯車機構の上流側に設けたことで、第１噛合切換機構には遊星歯車機構で増加する前の比較的小さい伝達トルクしか作用しなくなり、その切り換えを小さい推力でスムーズに行うことができる。

また本発明の第３の特徴によれば、駆動源に接続された入力軸が回転すると変速ユニットの偏心ディスクが偏心回転し、偏心ディスクに一端を接続されたコネクティングロッドが往復運動すると、コネクティングロッドの他端が接続されたワンウェイクラッチを介して出力軸が回転する。変速アクチュエータで入力軸に対する偏心ディスクの偏心量を変化させると、コネクティングロッドの往復ストロークが変化することで、出力軸の回転角が変化して変速比が変更される。かかる変速機は第１出力軸を逆回転させることが不能であるため、前後進を切り換えるセレクタ装置を入力軸よりも駆動源側に設けて第１出力軸を逆回転させることができないが、セレクタ装置を第１出力軸よりも下流側に配置したことで前後進を支障なく切り換えることができる。

また本発明の第４の特徴によれば、第１噛合切換機構により第１、第３出力軸を結合して第２出力軸を切り離し、第２噛合切換機構により第３要素をケーシングから切り離し、かつ第２出力軸が回転状態にあり、車両がニュートラルレンジにおいて惰性で走行している状態で、第２出力軸の回転方向が第１の方向である場合には、第１出力軸の回転数が第２出力軸の回転数以下となるように偏心量を制御するので、第１噛合切換機構により第１、第２、第３出力軸を結合してドライブレンジを確立するときに、駆動源側からディファレンシャルギヤ側に唐突に駆動力が伝達されてトルクショックが発生するのを防止できるだけでなく、第１噛合切換機構のスプラインの損傷を防止することができる。また第２出力軸の回転方向が第２の方向である場合には、第３要素の回転数の絶対値が所定回転数以下となるように偏心量を制御するので、第２噛合切換機構により第３要素をケーシングに結合してリバースレンジを確立するときに、ケーシングおよび第３要素間の差回転を小さくしてトルクショックが発生するのを防止できるだけでなく、第２噛合切換機構のスプラインの損傷を防止することができる。

また本発明の第５の特徴によれば、第１噛合切換機構で第１〜第３出力軸を一体に結合し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合すると、ロックした遊星歯車機構にディファレンシャルギヤが結合されてパーキングレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１、第３出力軸を結合して第２噛合切換機構を結合解除し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素をケーシングに結合すると、第１出力軸の駆動力が遊星歯車機構で逆回転になってディファレンシャルギヤに伝達されてリバースレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１、第３出力軸を結合して第２噛合切換機構を結合解除し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素を解放すると、ディファレンシャルギヤが遊星歯車機構と共に空転してニュートラルレンジが確立する。第１噛合切換機構で第１〜第３出力軸を一体に結合し、第２噛合切換機構で遊星歯車機構の第３要素を解放すると、第１出力軸の駆動力が第２出力軸を介して、あるいは第３出力軸および一体回転する遊星歯車機構を介してディファレンシャルギヤに伝達されてドライブレンジが確立する。

駆動源に接続された入力軸の回転が変速機で減速されるため、変速機の下流側の第１〜第３出力軸の伝達トルクは大きなものとなるが、変速機にトルクコンバータや発進クラッチを設けて出力軸へのトルク伝達を遮断することなく、また大容量の油圧クラッチや電磁クラッチを必要とせずに、セレクタ装置の第１、第２噛合切換機構で四つのレンジを切り換えることが可能になって動力伝達装置の小型軽量化が達成される。

駆動源に接続された入力軸が回転すると変速ユニットの偏心ディスクが偏心回転し、偏心ディスクに一端を接続されたコネクティングロッドが往復運動すると、コネクティングロッドの他端が接続されたワンウェイクラッチを介して出力軸が回転する。変速アクチュエータで入力軸に対する偏心ディスクの偏心量を変化させると、コネクティングロッドの往復ストロークが変化することで、出力軸の回転角が変化して変速比が変更される。かかる変速機は第１出力軸を逆回転させることが不能であるため、前後進を切り換えるセレクタ装置を入力軸よりも駆動源側に設けて第１出力軸を逆回転させることができないが、セレクタ装置を第１出力軸よりも下流側に配置したことで前後進を支障なく切り換えることができる。

第１噛合切換機構により第１、第３出力軸を結合して第２出力軸を切り離し、第２噛合切換機構により第３要素をケーシングから切り離し、かつ第２出力軸が回転状態にあり、車両がニュートラルレンジにおいて惰性で走行している状態で、第２出力軸の回転方向が第１の方向である場合には、第１出力軸の回転数が第２出力軸の回転数以下となるように偏心量を制御するので、第１噛合切換機構により第１、第２、第３出力軸を結合してドライブレンジを確立するときに、駆動源側からディファレンシャルギヤ側に唐突に駆動力が伝達されてトルクショックが発生するのを防止できるだけでなく、第１噛合切換機構のスプラインの損傷を防止することができる。また第２出力軸の回転方向が第２の方向である場合には、第３要素の回転数の絶対値が所定回転数以下となるように偏心量を制御するので、第２噛合切換機構により第３要素をケーシングに結合してリバースレンジを確立するときに、ケーシングおよび第３要素間の差回転を小さくしてトルクショックが発生するのを防止できるだけでなく、第２噛合切換機構のスプラインの損傷を防止することができる。

また本発明の第６の特徴によれば、遊星歯車機構は第３出力軸からディファレンシャルギヤへの減速比が１よりも大きく設定されるので、遊星歯車機構でリバース変速段の変速比を稼ぐことができる。リバース変速段では変速比が大きくなるために伝達トルクも大きくなるが、第１噛合切換機構を遊星歯車機構の上流側に設けたことで、第１噛合切換機構には遊星歯車機構で増加する前の比較的小さい伝達トルクしか作用しなくなり、その切り換えを小さい推力でスムーズに行うことができる。

図１は車両用の走行用動力装置のスケルトン図である。（第１の実施の形態） 図２は図１の２部詳細図である。（第１の実施の形態） 図３は図２の３−３線断面図（ＴＯＰ状態）である。（第１の実施の形態） 図４は図２の３−３線断面図（ＬＯＷ状態）である。（第１の実施の形態） 図５はＴＯＰ状態での作用説明図である。（第１の実施の形態） 図６はＬＯＷ状態での作用説明図である。（第１の実施の形態） 図７はセレクタ装置およびディファレンシャルギヤのスケルトン図である。（第１の実施の形態） 図８はセレクタ装置の縦断面図である。（第１の実施の形態） 図９は第１噛合切換機構のスリーブの内周面の斜視図である。（第１の実施の形態） 図１０は第１、第２噛合切換機構の係合表である。（第１の実施の形態） 図１１はパーキングレンジにおけるトルクフロー図である。（第１の実施の形態） 図１２はリバースレンジにおけるトルクフロー図である。（第１の実施の形態） 図１３はニュートラルレンジにおけるトルクフロー図である。（第１の実施の形態） 図１４はドライブレンジにおけるトルクフロー図である。（第１の実施の形態） 図１５は遊星歯車機構の速度線図である。（第１の実施の形態） 図１６はトルクショック低減ルーチンのフローチャートである。（第１の実施の形態）

１１ 入力軸
１２ 第１出力軸
１２ａ 第１外周スプライン
１４ 変速アクチュエータ
１８ 偏心ディスク（入力側支点）
１９ コネクティングロッド
１９ｃ ピン（出力側支点）
２１ ワンウェイクラッチ
２２ アウター部材（入力部材）
３１ 第２出力軸
３２ 第３出力軸
３２ａ 第３外周スプライン
３４ａ 第２外周スプライン
３５ 第１噛合切換機構
３６ａ 第１内周スプライン
３６ｂ 第２内周スプライン
３６ｃ チャンファ
４２ 遊星歯車機構
４３ サンギヤ（第１要素）
４４ キャリヤ（第３要素）
４５ リングギヤ（第２要素）
５０ ケーシング
５１ 第２噛合切換機構
Ｄ ディファレンシャルギヤ
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｓ セレクタ装置
Ｔ 無段変速機（変速機）
ε 偏心量

以下、図１〜図１６に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

第１の実施の形態

図１に示すように、エンジンＥの駆動力を左右の車軸１０，１０を介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達する車両用動力伝達装置は、無段変速機Ｔと、セレクタ装置Ｓと、ディファレンシャルギヤＤとを備える。セレクタ装置Ｓは、パーキングレンジ、リバースレンジ、ニュートラルレンジおよびドライブレンジを切り換え可能である。

次に、図２〜６に基づいて無段変速機Ｔの構造を説明する。

図２および図３に示すように、本実施の形態の無段変速機Ｔは同一構造を有する複数個（実施の形態では４個）の変速ユニットＵ…を軸方向に重ね合わせたもので、それらの変速ユニットＵ…は平行に配置された共通の入力軸１１および共通の第１出力軸１２を備えており、入力軸１１の回転が減速または増速されて第１出力軸１２に伝達される。

以下、代表として一つの変速ユニットＵの構造を説明する。エンジンＥに接続されて回転する入力軸１１は、電動モータのような変速アクチュエータ１４の中空の回転軸１４ａの内部を相対回転自在に貫通する。変速アクチュエータ１４のロータ１４ｂは回転軸１４ａに固定されており、ステータ１４ｃはケーシングに固定される。変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａは、入力軸１１と同速度で回転可能であり、かつ入力軸１１に対して異なる速度で相対回転可能である。

変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを貫通した入力軸１１には第１ピニオン１５が固定されており、この第１ピニオン１５を跨ぐように変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａにクランク状のキャリヤ１６が接続される。第１ピニオン１５と同径の２個の第２ピニオン１７，１７が、第１ピニオン１５と協働して正三角形を構成する位置にそれぞれピニオンピン１６ａ，１６ａを介して支持されており、これら第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７に、円板形の偏心ディスク１８の内部に偏心して形成されたリングギヤ１８ａが噛合する。偏心ディスク１８の外周面に、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａの一端に設けたリング部１９ｂがボールベアリング２０を介して相対回転自在に嵌合する。

第１出力軸１２の外周に設けられたワンウェイクラッチ２１は、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａにピン１９ｃを介して枢支されたリング状のアウター部材２２と、アウター部材２２の内部に配置されて第１出力軸１２に固定されたインナー部材２３と、アウター部材２２の内周の円弧面とインナー部材２３の外周の平面との間に形成された楔状の空間に配置されてスプリング２４…で付勢されたローラ２５…とを備える。

図２から明らかなように、４個の変速ユニットＵ…はクランク状のキャリヤ１６を共有しているが、キャリヤ１６に第２ピニオン１７，１７を介して支持される偏心ディスク１８の位相は各々の変速ユニットＵで９０°ずつ異なっている。例えば、図２において、左端の変速ユニットＵの偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中上方に変位し、左から３番目の変速ユニットＵの偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中下方に変位し、左から２番目および４番目の変速ユニットＵ，Ｕの偏心ディスク１８，１８は上下方向中間に位置している。

次に、図７および図８に基づいて、セレクタ装置ＳおよびディファレンシャルギヤＤの構造を説明する。

セレクタ装置Ｓは、車軸１０の外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第１出力軸１２に加えて、車軸１０の外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第２出力軸３１と、この第２出力軸３１に外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第３出力軸３２とを備える。第１出力軸１２の右端に第１外周スプライン１２ａが形成される。第２出力軸３１の左端に第１接続部材３４がスプライン結合３３されており、第１接続部材３４が軸方向左側かつ径方向外側に延びた先端に第２外周スプライン３４ａが形成される。第３出力軸３２の軸方向左端から径方向外側に延びた位置に第３外周スプライン３２ａが形成される。尚、第２出力軸３１および第１接続部材３４を別部材に分割したのは組立性のためであり、第２出力軸３１および第１接続部材３４を一部材で構成して第２出力軸３１に直接第２外周スプライン３４ａを形成しても良い。

ドグクラッチよりなる第１噛合切換機構３５を構成する第１外周スプライン１２ａ、第２外周スプライン３４ａおよび第３外周スプライン３２ａは軸方向に整列しており、第２外周スプライン３４ａおよび第３外周スプライン３２ａの外径は相互に等しく、かつ第１外周スプライン１２ａの外径よりも小さくなっている。また第１噛合切換機構３５のスリーブ３６は、外径が大きい第１内周スプライン３６ａと、外径が小さい第２内周スプライン３６ｂとを備えており、第１内周スプライン３６ａは第１外周スプライン１２ａに常時噛合し、第２内周スプライン３６ｂは第３外周スプライン３２ａに常時噛合し、第２内周スプライン３６ｂは図８に示す左動時にのみ第２外周スプライン３４ａに噛合する。つまり、スリーブ３６がフォーク３７で図８に示す左動状態から右動すると第２内周スプライン３６ｂと第２外周スプライン３４ａとの噛合が解除される。

尚、ケーシング３８と第１出力軸１２との間にはボールベアリング３９が配置され、ケーシング３８と第１接続部材３４のフランジ部３４ｂとの間にはニードルベアリング４０が配置され、第１接続部材３４と第３出力軸３２との間にニードルベアリング４１が配置される。

遊星歯車機構４２は、第１要素としてのサンギヤ４３と、第３要素としてのキャリヤ４４と、第２要素としてのリングギヤ４５と、キャリヤ４４にニードルベアリング４６を介して相対回転自在に支持された複数のピニオン４７…とを備えており、ピニオン４７…はサンギヤ４３およびリングギヤ４５に噛合する。サンギヤ４３の左端は第３出力軸３２の右端にスプライン結合４８され、リングギヤ４５は第２出力軸３１の右端から径方向外側に延びる第２接続部材４９の外周部に接続される。

キャリヤ４４の外周部に形成した外周スプライン４４ａとケーシング５０に形成した外周スプライン５０ａとに、ドグクラッチよりなる第２噛合切換機構５１のスリーブ５２に形成した内周スプライン５２ａが噛合する。従って、スリーブ５２がフォーク５３で図８に示す位置に左動すると、キャリヤ４４がケーシング５０から切り離され、スリーブ５２がフォーク５３で図８に示す位置から右動すると、キャリヤ４４がケーシング５０に結合される。

ディファレンシャルギヤＤの外郭を構成するディファレンシャルケース５４は、ミッションケース５０にボルト５５およびベアリングホルダ５６により固定したボールベアリング５７により回転自在に支持される。ディファレンシャルケース５４の左端は第２出力軸３１の右端にスプライン結合５８される。ディファレンシャルギヤＤは、ディファレンシャルケース５４に固定したピニオンシャフト５９に回転自在に支持した一対のピニオン６０，６０と、車軸１０，１０の端部に固設されてピニオン６０，６０に噛合するサイドギヤ６１，６１とを備える。

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。

先ず、無段変速機Ｔの一つの変速ユニットＵの作用を説明する。変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを入力軸１１に対して相対回転させると、入力軸１１の軸線Ｌ１まわりにキャリヤ１６が回転する。このとき、キャリヤ１６の中心Ｏ、つまり第１ピニオン１５および２個の第２ピニオン１７，１７が成す正三角形の中心は入力軸１１の軸線Ｌ１まわりに回転する。

図３および図５は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して第１出力軸１２と反対側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量が最大になって無段変速機ＴのレシオはＴＯＰ状態になる。図４および図６は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して第１出力軸１２と同じ側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量が最小になって無段変速機ＴのレシオはＬＯＷ状態になる。

図５に示すＴＯＰ状態で、エンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ａ）から図５（Ｂ）を経て図５（Ｃ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を反時計方向（矢印Ｂ参照）に回転させる。図５（Ａ）および図５（Ｃ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ方向の回転の両端を示している。

このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ方向に回転すると、ワンウェイクラッチ２１のアウター部材２２およびインナー部材２３間の楔状の空間にローラ２５…が噛み込み、アウター部材２２の回転がインナー部材２３を介して第１出力軸１２に伝達されるため、第１出力軸１２は反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転する。

入力軸１１および第１ピニオン１５が更に回転すると、第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７にリングギヤ１８ａを噛合させた偏心ディスク１８が反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ｃ）から図５（Ｄ）を経て図５（Ａ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を時計方向（矢印Ｂ′参照）に回転させる。図５（Ｃ）および図５（Ａ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ′方向の回転の両端を示している。

このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ′方向に回転すると、アウター部材２２とインナー部材２３との間の楔状の空間からローラ２５…がスプリング２４…を圧縮しながら押し出されることで、アウター部材２２がインナー部材２３に対してスリップして第１出力軸１２は回転しない。

以上のように、アウター部材２２が往復回転したとき、アウター部材２２の回転方向が反時計方向（矢印Ｂ参照）のときだけ第１出力軸１２が反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転するため、第１出力軸１２は間欠回転することになる。

図６は、ＬＯＷ状態で無段変速機Ｔを運転するときの作用を示すものである。このとき、入力軸１１の位置は偏心ディスク１８の中心に一致しているので、入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量はゼロになる。この状態でエンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。しかしながら、偏心ディスク１８の偏心量がゼロであるため、コネクティングロッド１９の往復運動のストロークもゼロになり、第１出力軸１２は回転しない。

従って、変速アクチュエータ１４を駆動してキャリヤ１６の位置を図３のＴＯＰ状態と図４のＬＯＷ状態との間に設定すれば、ゼロレシオおよび所定レシオ間の任意のレシオでの運転が可能になる。

無段変速機Ｔは、並置された４個の変速ユニットＵ…の偏心ディスク１８…の位相が相互に９０°ずつずれているため、４個の変速ユニットＵ…が交互に駆動力を伝達することで、つまり４個のワンウェイクラッチ２１…の何れかが必ず係合状態にあることで、第１出力軸１２を連続回転させることができる。

次に、パーキングレンジ、リバースレンジ、ニュートラルレンジおよびドライブレンジを切り換えるセレクタ装置Ｓの作用を説明する。

図１０および図１１に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を左動し、第１出力軸１２、第２出力軸３１および第３出力軸３２を一体に結合するとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を右動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０に結合すると、パーキングレンジが確立する。

パーキングレンジでは、ディファレンシャルケース５４と一体の第２出力軸３１が第２接続部材４９を介して遊星歯車機構４２のリングギヤ４５に結合されるとともに、前記第２出力軸３１が第１接続部材３４、第１噛合切換機構３５および第３出力軸３２を介して遊星歯車機構４２のサンギヤ４３に接続され、更に遊星歯車機構４２のキャリヤ４４が第２噛合切換機構５１を介してケーシング５０に結合される。その結果、遊星歯車機構４２はロック状態になり、それにディファレンシャルギヤＤを介して接続された駆動輪Ｗ，Ｗが回転不能に拘束される。

図１０および図１２に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を右動し、第１出力軸１２および第３出力軸３２を結合して第２出力軸３１を切り離すとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を右動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０に結合すると、リバースレンジが確立する。

リバースレンジでは、無段変速機Ｔから第１出力軸１２に出力された駆動力が第１噛合切換機構３５→第３出力軸３２→サンギヤ４３→キャリヤ４４→リングギヤ４５→第２接続部材４９の経路でディファレンシャルケース５４に伝達され、同時に遊星歯車機構４２において減速されて逆回転となることで、車両を後進走行させることができる。

図１０および図１３に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を右動し、第１出力軸１２および第３出力軸３２を結合して第２出力軸３１を切り離すとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を左動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０から切り離すと、ニュートラルレンジが確立する。

ニュートラルレンジでは、遊星歯車機構４２のキャリヤ４４がケーシング５０から切り離されるため、リングギヤ４５および第２接続部材４９が自由に回転可能になり、かつ第１接続部材３４が第１噛合切換機構３５から切り離されるため、第２出力軸３１が自由に回転可能になり、第２接続部材４９および第２出力軸３１に接続されたディファレンシャルケース５４が自由に回転可能になって駆動輪Ｗ，Ｗが拘束されない状態となる。この状態でエンジンＥの駆動力は、無段変速機Ｔから第１出力軸１２→第１噛合切換機構３５→第３出力軸３２の経路でサンギヤ４３に伝達されるが，キャリヤ４４が拘束されていないために遊星歯車機構４２が空転し、駆動力がディファレンシャルギヤＤに伝達されることはない。

図１０および図１４に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を左動し、第１出力軸１２、第２出力軸３１および第３出力軸３２を一体に結合するとともに、第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を左動して遊星歯車機構４２のキャリヤ４４をケーシング５０から切り離すと、ドライブレンジが確立する。

ドライブレンジでは、遊星歯車機構４２のリングギヤ４５に第２接続部材４９および第２出力軸３１を介して接続された第１接続部材３４と、遊星歯車機構４２のサンギヤ４３に接続された第３出力軸３２とが第１噛合切換機構３５で結合されるため、遊星歯車機構４２は一体に回転可能な状態になる。その結果、無段変速機Ｔから第１出力軸１２に出力された駆動力が第１噛合切換機構３５→第１接続部材３４→第２出力軸３１の経路で、あるいは第１噛合切換機構３５→第３出力軸３２→サンギヤ４３→キャリヤ４４→リングギヤ４５→第２接続部材４９の経路でディファレンシャルケース５４に伝達され、車両を前進走行させることができる。

以上のように、本実施の形態の変速機Ｔの第１出力軸１２は、ワンウェイクラッチ２１…を介して駆動力が伝達されるために前進走行方向にしか回転することができないが、前後進切換機能を有するセレクタ装置Ｓを第１出力軸１２の下流側に配置したことで、後進走行用の電動モータを設けてハイブリッド化することなく、車両を後進走行させることができる。

またセレクタ装置Ｓを第１出力軸１２の下流側に配置すると、セレクタ装置Ｓに変速機Ｔで増幅された大トルクが入力されるため、油圧クラッチや電磁クラッチを用いてレンジの切換えを行おうとすると、大容量の油圧クラッチや電磁クラッチが必要になってセレクタ装置Ｓが大型化する問題がある。しかしながら、本実施の形態によれば、油圧クラッチや電磁クラッチを必要とせずに、第１、第２噛合切換機構３５，５１によってレンジの切換えを行うため、セレクタ装置Ｓを小型軽量化することができる。

また遊星歯車機構４２は第３出力軸３２からディファレンシャルギヤＤへの減速比が１よりも大きく設定されるので、遊星歯車機構４２でリバース変速段の変速比を稼ぐことができる。この場合、リバース変速段では変速比が大きくなるために伝達トルクも大きくなるが、第１噛合切換機構３５を遊星歯車機構４２の上流側に設けたことで、第１噛合切換機構３５には遊星歯車機構４２で増加する前の比較的小さい伝達トルクしか作用しなくなり、その切り換えを小さい推力でスムーズに行うことができる。

しかもセレクタ装置Ｓはドライブレンジおよびリバースレンジ以外にパーキングレンジおよびニュートラルレンジを確立可能であるため、動力伝達装置自体を更に小型軽量化することができる。

また図９に示すように、第１噛合切換機構３５のスリーブ３６は、第１出力軸１２に設けた第１外周スプライン１２ａに噛合する第１内周スプライン３６ａと、第２出力軸３１と一体の第１接続部材３４に設けた第２外周スプライン３４ａおよび第３出力軸３２に設けた第３外周スプライン３２ａに噛合する第２内周スプライン３６ｂとを備えるが、第２内周スプライン３６ｂの第１内周スプライン３６ａ側の端部にはチャンファ３６ｃが形成されるので、チャンファ３６ｃの楔作用で第２内周スプライン３６ｂを第２外周スプライン３４ａに容易に係合させることができる。

しかも第１内周スプライン３６ａの径は第２内周スプライン３６ｂの径よりも大きいので、第２内周スプライン３６ｂのチャンファ３６ｃを加工する際に、第１内周スプライン３６ａと干渉することなく、チャンファ３６ｃを第１内周スプライン３６ａ側から鋳造や鍛造で加工することができる。仮に、第１内周スプライン３６ａおよび第２内周スプライン３６ｂが同径であると、チャンファ３６ｃを切削加工することが必要になるため、大幅なコストアップが避けられない。

ところで、車両の前進走行中に図１４に示すドライブレンジから第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を右動して図１３に示すニュートラルレンジに切り換え、車両がしばらく惰性で走行した後に、ニュートラルレンジから第１噛合切換機構３５のスリーブ３６を左動して再びドライブレンジに切り換える場合を考える。車両が惰性で走行する間に車速が低下して駆動輪Ｗ，Ｗに接続された第２外周スプライン３４ａの回転数が低下し、スリーブ３６の第２内周スプライン３６ｂとの間に差回転が発生するが、この状態でドライブレンジに切り換えるべくスリーブ３６を左動して第２内周スプライン３６ｂで第１外周スプライン１２ａおよび第２内周スプライン３６ｂを結合すると、エンジンＥの駆動力が唐突に駆動輪Ｗ，Ｗに伝達されてトルクショックが発生する問題がある（図１５参照）。

また車両の後進走行中に、図１２に示すリバースレンジから第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を左動して図１４に示すニュートラルレンジに切り換え、車両が完全に停止する前に、ニュートラルレンジから第２噛合切換機構５１のスリーブ５２を右動して再びリバースレンジに切り換える場合を考える。車両がまだ後進走行していて駆動輪Ｗ，Ｗに接続された外周スプライン４４ａの回転している状態で、リバースレンジに切り換えるべくスリーブ５２を左動して内周スプライン５２ａで外周スプライン４４ａを結合すると、エンジンＥの駆動力が唐突に駆動輪Ｗ，Ｗに伝達されてトルクショックが発生する問題がある（図１５参照）。

また上記何れの場合においても、差回転が存在する状態で第１噛合切換機構３５あるいは第２噛合切換機構５１が駆動されるため、内周スプラインや外周スプラインが噛合時に損傷する虞もある。

本実施の形態は、ドライブレンジからニュートラルレンジに切り換えた後に再びドライブレンジに切り換えるときに、第１噛合切換機構３５の差回転を消滅あるいは減少させてトルクショックの発生を防止するとともに、リバースレンジからニュートラルレンジに切り換えた後に再びリバースレンジに切り換えるときに、第２噛合切換機構５１の差回転を消滅あるいは減少させてトルクショックの発生を防止するものである。

以下、その作用を図１６のフローチャートに基づいて説明する。

先ずステップＳ１でニュートラルレンジであるとき、ステップＳ２で足軸が回転しているか、即ち駆動輪Ｗ，Ｗに接続されたディファレンシャルギヤＤ、第２出力軸３１、遊星歯車機構４２のリングギヤ４５等が回転しているか否かを判断する。前記ステップＳ２で足軸の回転がなく、車両が停止状態にあるとき、ステップＳ３でエンジンＥが回転していれば、ステップＳ４でエンジンＥの回転が第１出力軸１２に伝達されないように、無段変速機Ｔの偏心量εをゼロに設定する。

前記ステップＳ２で足軸が回転していれば、ステップＳ５で足軸の回転数および回転方向を適宜のセンサにより取得するとともに、ステップＳ６で第１出力軸１２の回転数を適宜のセンサにより取得する。そしてステップＳ７で足軸の回転方向が正転であって車両が惰性で前進走行していれば、ステップＳ８で足軸の回転数が第１出力軸１２の回転数以上になるように、変速アクチュエータ１４で偏心ディスク１８の偏心量εを制御する。

このとき、足軸の回転数と第１出力軸１２の回転数とが完全に一致することが望ましく、その場合には第１噛合切換機構３５の第２内周スプライン３６ｂおよび第２外周スプライン３４ａの差回転がなくなるため、スリーブ３６を左動してニュートラルレンジからドライブレンジに切り換えたときにトルクショックが発生することが防止される。また足軸の回転数が第１出力軸１２の回転数以上であれば、駆動輪Ｗ，Ｗ側からエンジンＥ側に駆動力が逆伝達されるが、エンジンＥの駆動力が駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される場合に比べて、トルクショックを低減することができる。但し、前記差回転がなるべく小さくなるように偏心量εを制御することが望ましい。

また前記ステップＳ７で足軸の回転方向が逆転であって車両が惰性で後進走行していれば、ステップＳ９で第２噛合切換機構５１のキャリヤ４４に形成した外周スプライン４４ａの回転数（正転方向の回転数および逆転方向の回転数を含む）が所定回転数以下になるように、変速アクチュエータ１４で偏心ディスク１８の偏心量εを制御する。遊星歯車機構４２のリングギヤ４５の回転数は足軸の回転数であり、遊星歯車機構４２のサンギヤ４３の回転数は第１出力軸１２の回転数であるため、偏心量εを制御して第１出力軸１２の回転数を変化させることで、リングギヤ４５およびサンギヤ４３にピニオン４７…を噛合させたキャリヤ４４の外周スプライン４４ａの回転数を制御することができる。

このとき、外周スプライン４４ａの回転数がゼロであることが望ましく、その場合には第２噛合切換機構５１のスリーブ５２の内周スプライン５２ａおよびキャリヤ４４の外周スプライン４４ａの差回転がなくなるため、スリーブ５２を右動してニュートラルレンジからリバースレンジに切り換えたときにトルクショックが発生することが防止される。外周スプライン４４ａの回転数が完全にゼロでなくても、所定回転数以下であればトルクショックを低減することができるが、キャリヤ４４の外周スプライン４４ａの回転数がなるべく小さくなるように偏心量εを制御することが望ましい。

そしてステップＳ１０でニュートラルレンジでなくなり、ドライブレンジあるいはリバースレンジへのシフトチェンジが完了すれば、本ルーチンを終了する。

以上のように、本実施の形態によれば、車両がニュートラルレンジにおいて惰性で走行している間に、第１噛合切換機構３５あるいは第２噛合切換機構５１を操作してドライブレンジあるいはリバースレンジにシフトチェンジしたときに、トルクショックの発生を最小限に抑えることができるだけでなく、第１噛合切換機構３５あるいは第２噛合切換機構５１のスプラインが大きな差回転を持つ状態で噛合して損傷するのを防止することができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、本発明の変速機は実施の形態の往復動式の無段変速機Ｔに限定されず、ベルト式無段変速機のような他種の無段変速機であっても良い。

また遊星歯車機構４２のサンギヤ４３、キャリヤ４４およびリングギヤ４５の何れを第１〜第３要素とするかは、適宜変更可能である。

Claims (5)

1. 変速機（Ｔ）とディファレンシャルギヤ（Ｄ）との間にセレクタ装置（Ｓ）を配置した車両用動力伝達装置であって、
   前記セレクタ装置（Ｓ）は、
   前記変速機（Ｔ）に接続された第１出力軸（１２）と、
   前記ディファレンシャルギヤ（Ｄ）に接続された第２出力軸（３１）と、
   前記第２出力軸（３１）の外周に相対回転自在に嵌合する第３出力軸（３２）と、
   第１要素（４３）が前記第３出力軸（３２）に接続されて第２要素（４５）が前記ディファレンシャルギヤ（Ｄ）に接続された遊星歯車機構（４２）と、
   前記第１、第３出力軸（１２，３２）を結合して前記第２出力軸（３１）を切り離す状態と前記第１〜第３出力軸（１２，３１，３２）を結合する状態とを切り換え可能な第１噛合切換機構（３５）と、
   前記遊星歯車機構（４２）の第３要素（４４）をケーシング（５０）に結合可能な第２噛合切換機構（５１）とを備えることを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記遊星歯車機構（４２）は前記第３出力軸（３２）から前記ディファレンシャルギヤ（Ｄ）への減速比が１よりも大きく設定されることを特徴とする、請求項１に記載の車両用動力伝達装置。
3. 第１噛合切換機構（３５）は、前記第１出力軸（１２）に設けた第１外周スプライン（１２ａ）に噛合する第１内周スプライン（３６ａ）と、前記第２出力軸（３１）に設けた第２外周スプライン（３４ａ）および前記第３出力軸（３２）に設けた第３外周スプライン（３２ａ）に噛合する第２内周スプライン（３６ｂ）とを備え、
   前記第１内周スプライン（３６ａ）の径は前記第２内周スプライン（３６ｂ）の径よりも大きく、前記第２内周スプライン（３６ｂ）の前記第１内周スプライン（３６ａ）側の端部にはチャンファ（３６ｃ）が形成されることを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の車両用動力伝達装置。
4. 前記変速機（Ｔ）は、
   駆動源（Ｅ）に接続された入力軸（１１）の軸線からの偏心量（ε）が可変であって該入力軸（１１）と共に回転する入力側支点（１８）と、
   前記第１出力軸（１２）に接続されたワンウェイクラッチ（２１）と、
   前記ワンウェイクラッチ（２１）の入力部材（２２）に設けられた出力側支点（１９ｃ）と、
   前記入力側支点（１８）および前記出力側支点（１９ｃ）に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッド（１９）と、
   前記入力側支点（１８）の偏心量を変更する変速アクチュエータ（１４）と備えることを特徴とする、請求項１〜請求項３の何れか１項に記載の車両用動力伝達装置。
5. 前記第１噛合切換機構（３５）により前記第１、第３出力軸（１２，３２）を結合して前記第２出力軸（３１）を切り離し、前記第２噛合切換機構（５１）により前記第３要素（４４）を前記ケーシング（５０）から切り離し、かつ前記第２出力軸（３１）が回転状態にあるとき、
   前記第２出力軸（３１）の回転方向が第１の方向である場合には、前記第１出力軸（１２）の回転数が前記第２出力軸（３１）の回転数以下となるように前記偏心量（ε）を制御するとともに、前記第２出力軸（３１）の回転方向が第２の方向である場合には、前記第３要素（４４）の回転数の絶対値が所定回転数以下となるように前記偏心量（ε）を制御することを特徴とする、請求項４に記載の車両用動力伝達装置。

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