JPWO2014087793A1 - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

クランク式の変速ユニットを備える車両用動力伝達装置において、入力軸上流部（１１Ｂ）に設けた第１スプロケット（２６）と、出力軸下流部（１２Ｂ）に設けた第２スプロケット（２７）とを無端チェーン（２８）で接続し、入力軸本体部（１１Ａ）および入力軸上流部（１１Ｂ）間にドグクラッチ（５２）を配置したので、入力軸本体部（１１Ａ）が固着して回転不能になったとき、ドグクラッチ（５２）係合解除して入力軸上流部（１１Ｂ）を入力軸本体部（１１Ａ）から切り離し、エンジン（Ｅ）の駆動力を入力軸上流部（１１Ｂ）、第１スプロケット（２６）、無端チェーン（２８）および第２スプロケット（２７）を介して出力軸下流部（１２Ｂ）に伝達することで、エンジン（Ｅ）の駆動力で必要最小限の車両の走行が可能となり、車両を修理工場まで退避走行させることができる。

Description

本発明は、クランク式無段変速機構を備える車両用動力伝達装置に関する。

エンジンに接続された入力軸の回転をコネクティングロッドの往復運動に変換し、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によって出力軸の回転運動に変換する複数のクランク式の変速ユニットを備える車両用動力伝達装置が、下記特許文献１により公知である。

日本特表２００５−５０２５４３号公報

ところで、上記特許文献１に記載された車両用動力伝達装置は、入力軸をミッションケースに支持するためのベアリングと、各々の変速ユニットのコネクティングロッドの一端側を入力軸に支持するためのベアリングと、各々の変速ユニットのコネクティングロッドの他端側を出力軸に支持するためのベアリングとを備えており、これら多数のベアリングの何れか１個が故障しただけでも入力軸が回転不能になる可能性がある。しかもクランク式の変速ユニットは変速比が無限大の状態（動力伝達を行わない状態）を作ることができるので、エンジンと変速ユニットとの間に発進クラッチが設けられておらず、そのために入力軸が固着するとエンジンがストールして車両の走行が不能になる問題がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式の変速ユニットを備える車両用動力伝達装置において、入力軸が固着しても必要最小限の車両の走行を可能にす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、駆動源に接続された入力軸の回転を出力軸に伝達する複数の変速ユニットを前記入力軸および前記出力軸間に並置し、前記変速ユニットの各々は、前記入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記出力軸に接続された第１ワンウェイクラッチと、前記第１ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記入力側支点の偏心量を変更する変速アクチュエータとを備える車両用動力伝達装置であって、前記入力軸は、前記変速ユニットに接続された入力軸本体部と、前記入力軸本体部よりも動力伝達方向上流側の入力軸上流部とからなり、前記出力軸は、前記変速ユニットに接続された出力軸本体部と、前記出力軸本体部よりも動力伝達方向下流側の出力軸下流部とからなり、前記入力軸上流部に設けた入力回転部材と、前記出力軸下流部に設けた出力回転部材とを動力伝達部材で接続し、前記入力軸本体部および前記入力軸上流部間にクラッチを配置したことを第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、前記出力回転部材と前記出力軸下流部との間に、前記出力軸下流部の回転数が前記出力回転部材の回転数を上回ったときに係合し、前記出力軸下流部の回転数が前記出力回転部材の回転数を下回ったときに係合解除する第２ワンウェイクラッチと、前記出力軸下流部に対して前記出力回転部材を結合あるいは結合解除する選択切換手段とを配置したことを第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、前記駆動源および前記入力軸上流部間にダンパーを配置したことを第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、前記クラッチはドグクラッチであることを第４の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

尚、実施の形態の第１出力軸１２は本発明の出力軸に対応し、実施の形態の偏心ディスク１８は本発明の入力側支点に対応し、実施の形態のピン１９ｃは本発明の出力側支点に対応し、実施の形態のアウター部材２２は本発明の入力部材に対応し、実施の形態の第１スプロケット２６は本発明の入力回転部材に対応し、実施の形態の第２スプロケット２７は本発明の出力回転部材に対応し、実施の形態の無端チェーン２８は本発明の動力伝達部材に対応し、実施の形態のドグクラッチ５２は本発明のクラッチに対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の第２動力伝達切換機構Ｓ２は本発明の選択切換機構に対応する。

本発明の第１の特徴によれば、駆動源により入力軸が回転すると入力側支点が偏心回転し、入力側支点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に接続された出力側支点が往復運動して第１ワンウェイクラッチを介して出力軸が間欠回転することで、入力軸の回転が入力側支点の偏心量に応じた変速比で変速されて出力軸に伝達される。

入力軸は、変速ユニットに接続された入力軸本体部と、入力軸本体部よりも動力伝達方向上流側の入力軸上流部とからなり、出力軸は、変速ユニットに接続された出力軸本体部と、出力軸本体部よりも動力伝達方向下流側の出力軸下流部とからなる。入力軸上流部に設けた入力回転部材と、出力軸下流部に設けた出力回転部材とを動力伝達部材で接続し、入力軸本体部および入力軸上流部間にクラッチを配置したので、入力軸本体部が固着して回転不能になったとき、クラッチを係合解除して入力軸上流部を入力軸本体部から切り離し、駆動源の駆動力を入力軸上流部、入力回転部材、動力伝達部材および出力回転部材を介して出力軸下流部に伝達することで、駆動源の駆動力で車両を修理工場まで退避走行させることができる。

また本発明の第２の特徴によれば、出力回転部材と出力軸下流部との間に、出力軸下流部の回転数が出力回転部材の回転数を上回ったときに係合し、出力軸下流部の回転数が出力回転部材の回転数を下回ったときに係合解除する第２ワンウェイクラッチと、出力軸下流部に対して出力回転部材を結合あるいは結合解除する選択切換手段とを配置したので、選択切換手段で出力軸下流部に対して出力回転部材が結合解除される正常時に、車両の減速により駆動輪からの駆動力を出力軸下流部、第２ワンウェイクラッチ、出力回転部材、動力伝達部材、入力回転部材および入力軸上流部を介して駆動源に逆伝達し、エンジンブレーキ等の制動力を支障なく発生させることができる。また入力軸本体部が固着したときに、選択切換手段で出力軸下流部に対して出力回転部材を結合すれば、駆動源の駆動力で車両を退避走行させることができ、車両が停止したときに選択切換手段で出力軸下流部に対して出力回転部材を結合解除すれば、第２ワンウェイクラッチがスリップすることで駆動源を停止させずに運転を継続することができる。

また本発明の第３の特徴によれば、駆動源および入力軸上流部間にダンパーを配置したので、入力軸本体部が固着した状態で退避走行を行う場合に、ダンパーによる制振効果を発揮させて乗り心地を確保することができる。

また本発明の第４の特徴によれば、クラッチとして軸方向寸法が小さいドグクラッチを採用することで、車両用動力伝達装置の軸方向寸法の増加を最小限に抑えることができる。

図１は車両用動力伝達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は図１の７部詳細図である。（第１の実施の形態） 図８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９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１０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１１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１２はドライブレンジにおけるトルクフロー図（通常走行状態）である。（第１の実施の形態） 図１３はドライブレンジにおけるトルクフロー図（エンジンブレーキ状態）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（アイドリングストップ状態）である。（第１の実施の形態） 図１５はドライブレンジにおけるトルクフロー図（フェール状態）である。（第１の実施の形態） 図１６は図１の１６部詳細図である。（第１の実施の形態）

１１ 入力軸
１１Ａ 入力軸本体部
１１Ｂ 入力軸上流部
１２ 第１出力軸（出力軸）
１２Ａ 出力軸本体部
１２Ｂ 出力軸下流部
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 第１ワンウェイクラッチ
２２ アウター部材（入力部材）
２６ 第１スプロケット（入力回転部材）
２７ 第２スプロケット（出力回転部材）
２８ 無端チェーン（動力伝達部材）
４５ 第２ワンウェイクラッチ
５１ ダンパー
５２ ドグクラッチ（クラッチ）
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｓ２ 第２動力伝達切換機構（選択切換手段）
Ｕ 変速ユニット

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、第１動力伝達切換機構Ｓ１と、第２動力伝達切換機構Ｓ２と、ディファレンシャルギヤＤとを備える。第１動力伝達切換機構Ｓ１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。第２動力伝達切換機構Ｓ２は、通常走行・エンジンブレーキ状態、アイドリングストップ状態およびフェール状態を切り換え可能である。

次に、図１〜図７に基づいて車両用動力伝達装置の構造を説明する。

図１に示すように、入力軸１１は、入力軸本体部１１Ａと、入力軸本体部１１Ａよりも駆動力伝達方向上流側（エンジンＥ側）の入力軸上流部１１Ｂとからなり、入力軸本体部１１Ａは無段変速機Ｔに接続され、入力軸上流部１１ＢはエンジンＥに接続される。入力軸上流部１１ＢとエンジンＥとの間にはダンパー５１が設けられ、入力軸本体部１１Ａと入力軸上流部１１Ｂとの間にはドグクラッチ５２が設けられる。ドグクラッチ５２は通常時には係合状態に維持されるが、後述する入力軸本体部１１Ａの固着時に係合解除され、入力軸本体部１１Ａおよび入力軸上流部１１Ｂを切り離す。

また出力軸１２は、出力軸本体部１２Ａと、出力軸本体部１２Ａよりも駆動力伝達方向下流側（駆動輪Ｗ，Ｗ側）の出力軸下流部１２Ｂとからなり、出力軸本体部１２Ａは無段変速機Ｔに接続され、出力軸下流部１２Ｂは第２動力伝達切換機構Ｓ２に接続される。出力軸本体部１２Ａおよび出力軸下流部１２Ｂは常時一体である。

図１６に示すように、入力軸本体部１１Ａの右端はボールベアリング５３を介して図示せぬミッションケースに支持されており、この入力軸本体部１１Ａの右端内周に入力軸上流部１１Ｂの左端外周が相対回転自在に嵌合する。入力軸本体部１１Ａの外周および入力軸上流部１１Ｂの外周にはドグクラッチ５２の内周がスプライン嵌合しており、ドグクラッチ５２をフォーク５４で左動すると、ドグクラッチ５２のスプラインが入力軸上流部１１Ｂのスプラインから離脱することで、入力軸本体部１１Ａおよび入力軸上流部１１Ｂが切り離される。

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第１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。

図１から明らかなように、無段変速機Ｔは、上記６個の変速ユニットＵ…とは別経路で駆動力を伝達可能な補助的な動力伝達経路を備える。即ち、入力軸１２の上流側（エンジンＥ側）の入力軸上流部１１Ｂに設けた第１スプロケット２６と、第１出力軸１３の下流側（ディファレンシャルギヤＤ側）の出力軸下流部１２Ｂの外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸１３に設けた第２スプロケット２７とが無端チェーン２８により接続されており、これらの第１スプロケット２６、第２スプロケット２７および無端チェーン２８は補助動力伝達手段２９を構成する。

図７から明らかなように、第１動力伝達切換機構Ｓ１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の出力軸下流部１２Ｂの右端に第４外周スプライン１２ａが形成され、第２出力軸３１の左端に第５外周スプライン３１ａが形成され、第３出力軸３２の左端に第６外周スプライン３２ａが形成される。

ドグクラッチよりなる第１噛合切換機構３３を構成する第４外周スプライン１２ａ、第５外周スプライン３１ａおよび第６外周スプライン３２ａは軸方向に整列しており、第５外周スプライン３１ａおよび第６外周スプライン３２ａの外径は相互に等しく、かつ第４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３３のスリーブ３４は、外径が大きい第２内周スプライン３４ａと、外径が小さい第３内周スプライン３４ｂとを備えており、第２内周スプライン３４ａは第４外周スプライン１２ａに常時噛合し、第３内周スプライン３４ｂは第６外周スプライン３２ａに常時噛合し、第３内周スプライン３４ｂは図７に示す左動時にのみ第５外周スプライン３１ａに噛合する。つまり、スリーブ３４がフォーク３４ｃで図７に示す左動状態から右動すると第３内周スプライン３４ｂと第５外周スプライン３１ａとの噛合が解除される。

遊星歯車機構３５は、第１要素としてのサンギヤ３６と、第３要素としてのキャリヤ３７と、第２要素としてのリングギヤ３８と、キャリヤ３７に相対回転自在に支持された複数のピニオン３９…とを備えており、ピニオン３９…はサンギヤ３６およびリングギヤ３８に噛合する。サンギヤ３６は第３出力軸３２の右端に接続され、リングギヤ３８は第２出力軸３１の右端に接続される。

キャリヤ３７の外周部に形成した外周スプライン３７ａとケーシング４２に形成した外周スプライン４２ａとに、ドグクラッチよりなる第２噛合切換機構４０のスリーブ４１に形成した第１内周スプライン４１ａが噛合する。従って、スリーブ４１がフォーク４１ｂで図７に示す位置に左動すると、キャリヤ３７がケーシング４２から切り離され、スリーブ４１がフォーク４１ｂで図８に示す位置から右動すると、キャリヤ３７がケーシング４２に結合される。

第２動力伝達切換機構Ｓ２は、伝達軸１３および出力軸下流部１２Ｂ間に設けられるもので、伝達軸１３に設けられた第１外周スプライン１３ａと、出力軸下流部１２Ｂに設けられた第２外周スプライン１２ｂおよび第３外周スプライン１２ｃと、内周スプライン４３ａを備えるスリーブ４３と、スリーブ４３を駆動するフォーク４３ｂと、出力軸下流部１２Ｂおよび第２外周スプライン１２ｂ間に配置された第２ワンウェイクラッチ４５とを備える。

スリーブ４３は、第１外周スプライン１３ａおよび第２外周スプライン１２ｂを結合する左動位置と、第１外周スプライン１３ａ、第２外周スプライン１２ｂおよび第３外周スプライン１２ｃを結合する中央位置と、第２外周スプライン１２ｂおよび第３外周スプライン１２ｃを結合する右動位置とをとることができる。また出力軸下流部１２Ｂおよび第２外周スプライン１２ｂ間に配置された第２ワンウェイクラッチ４５は、出力軸下流部１２Ｂの回転数が伝達軸１３の回転数を上回ったときに係合する。

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４７は第２出力軸３１の右端に接続される。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４７に固定したピニオンシャフト４８に回転自在に支持した一対のピニオン４９，４９と、車軸１０，１０の端部に固設されてピニオン４９，４９に噛合するサイドギヤ５０，５０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、第１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個の第１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第１動力伝達切換機構Ｓ１の作用を説明する。

図８および図９に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を左動し、第１出力軸１２の出力軸下流部１２Ｂ、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４０のスリーブ４１を右動して遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２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４７と一体の第２出力軸３１が遊星歯車機構３５のリングギヤ３８に結合されるとともに、前記第２出力軸３１が第１噛合切換機構３３および第３出力軸３２を介して遊星歯車機構３５のサンギヤ３６に接続され、更に遊星歯車機構３５のキャリヤ３７が第２噛合切換機構４０を介してケーシング４２に結合される。その結果、遊星歯車機構３５はロック状態になり、それにディファレンシャルギヤＤを介して接続された駆動輪Ｗ，Ｗが回転不能に拘束される。

図８および図１０に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を右動し、出力軸下流部１２Ｂ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４０のスリーブ４１を右動して遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２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の出力軸下流部１２Ｂに出力された駆動力が第１噛合切換機構３３→第３出力軸３２→サンギヤ３６→キャリヤ３７→リングギヤ３８の経路でディファレンシャルケース４７に伝達され、同時に遊星歯車機構３５において減速されて逆回転となることで、車両を後進走行させることができる。

図８および図１１に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を右動し、出力軸下流部１２Ｂ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４０のスリーブ４１を左動して遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２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３５のキャリヤ３７がケーシング４２から切り離されるため、リングギヤ３８が自由に回転可能になり、かつ第２出力軸３１が自由に回転可能になるため、ディファレンシャルケース４７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から出力軸下流部１２Ｂ→第１噛合切換機構３３→第３出力軸３２の経路でサンギヤ３６に伝達されるが，キャリヤ３７が拘束されていないために遊星歯車機構３５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９および図１２に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を左動し、出力軸下流部１２Ｂ、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４０のスリーブ４１を左動して遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２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３５のリングギヤ３８とサンギヤ３６とが第１噛合切換機構３３で結合されるため、遊星歯車機構３５は一体に回転可能な状態になる。その結果、無段変速機Ｔから出力軸下流部１２Ｂに出力された駆動力が第１噛合切換機構３３→第２出力軸３１の経路で、あるいは第１噛合切換機構３３→第３出力軸３２→サンギヤ３６→キャリヤ３７→リングギヤ３８の経路でディファレンシャルケース４７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、本実施の形態の無段変速機Ｔの第１出力軸１２は、第１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第１動力伝達切換機構Ｓ１を第１出力軸１２の下流側に配置したことで、後進走行用の電動モータを設けてハイブリッド化することなく、車両を後進走行させることができる。

しかも第１動力伝達切換機構Ｓ１はドライブレンジおよびリバースレンジ以外にパーキングレンジおよびニュートラルレンジを確立可能であるため、動力伝達装置自体を更に小型軽量化することができる。

次に、通常走行・エンジンブレーキ状態、アイドリングストップ状態およびフェール状態を切り換える第２動力伝達切換機構Ｓ２の作用を説明する。

図１０および図１２に示すように、第１動力伝達切換機構Ｓ１が上述したパーキングレンジ、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の何れかにある通常状態では、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４１は左動して伝達軸１３の第１外周スプライン１３ａと出力軸下流部１２Ｂの第２外周スプライン１２ｂとを接続している。従って、ドライブレンジあるいはリバースレンジでの走行中に、エンジンＥの駆動力は入力軸１１から変速ユニットＵ…を介して出力軸下流部１２Ｂに伝達されるだけでなく、入力軸１１から第１スプロケット２６、無端チェーン２８および第２スプロケット２７よりなる補助動力伝達手段２９を介して伝達軸１３に伝達され、伝達軸１３の第１外周スプライン１３ａから出力軸下流部１２Ｂの第２外周スプライン１２ｂに伝達される。

しかしながら、変速ユニットＵ…の変速比は補助動力伝達手段２９の変速比よりも大きく設定されているため、伝達軸１３の回転数（つまり第２外周スプライン１２ｂの回転数）は出力軸下流部１２Ｂの回転数よりも大きくなり、第２ワンウェイクラッチ４５は係合解除して補助動力伝達手段２９を介しての動力伝達は行われず、変速ユニットＵ…を介しての動力伝達で車両は前進走行あるいは後進走行する。

ドライブレンジでの前進走行中に車両を減速状態に移行すると、図１３に示すように、エンジン回転数が低下することで変速ユニットＵ…の第１ワンウェイクラッチ２１…は係合解除し、駆動輪Ｗ，Ｗからの駆動力はディファレンシャルギヤＤおよび第１動力伝達切換機構Ｓ１を介して出力軸下流部１２Ｂに伝達される。このとき、出力軸下流部１２Ｂの回転数は入力軸１１に補助動力伝達機構２９を介して接続された伝達軸１３の回転数（つまり第２外周スプライン１２ｂの回転数）よりも大きくなり、第２ワンウェイクラッチ４５が係合することで出力軸下流部１２Ｂの駆動力は補助動力伝達手段２９および入力軸１１を介してエンジンＥに逆伝達され、エンジンブレーキを作動させることができる。

リバースレンジでの後進走行中に車両が減速した場合であっても、出力軸下流部１２Ｂはドライブレンジでの前進走行中と同方向に回転するため、同様にエンジンブレーキを作動させることができる。

ドライブレンジでの前進走行中に車両が更に減速すると、図１４に示すように、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４１を右動して出力軸下流部１２Ｂの第２外周スプライン１２ｂおよび第３外周スプライン１２ｃを結合する。その結果、駆動輪Ｗ，Ｗから逆伝達される駆動力で回転する出力軸下流部１２Ｂが伝達軸１３から（つまりエンジンＥから）切り離されるため、減速走行中のアイドリングストップが可能になって燃料消費量の節減が可能になる。

変速ユニットＵ…が故障して車両が走行不能になった場合には、図１５に示すように、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４１を中央位置にして伝達軸１３の第１外周スプライン１３ａおよび出力軸下流部１２Ｂの第２外周スプライン１２ｂおよび第３外周スプライン１２ｃを結合する。その結果、伝達軸１３および出力軸下流部１２Ｂは第２ワンウェイクラッチ４５を介さずに直結されるため、エンジンＥの駆動力を入力軸１１から補助動力伝達手段２９、伝達軸１３、出力軸下流部１２Ｂ、第１動力伝達切換機構Ｓ１およびディファレンシャルギヤＤを介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達し、修理工場まで車両を前進走行あるいは後進走行させることができる。

ところで、入力軸本体部１１Ａを支持するボールベアリング５３（図１６参照）やコネクティングロッド１９のリング部１９ｂを支持するボールベアリング２０（図３参照）の破損により、入力軸本体部１１Ａが回転不能に固着する故障が発生する場合がある。かかる故障が発生した場合、エンジンＥと入力軸本体部１１Ａとが切り離し不能に接続されていると、エンジンＥがストールして運転することができないために車両が走行が走行不能になる問題がある。

しかしながら、本実施の形態によれば、入力軸本体部１１Ａが固着したときにドグクラッチ５２を係合解除することで入力軸本体部１１Ａから入力軸上流部１１Ｂが切り離されるため、図１５で説明したフェール状態のモードに切り換えることで、補助動力伝達手段２９によりエンジンＥの駆動力を入力軸上流部１１Ｂから出力軸下流部１２Ｂに無段変速機Ｔを介さずに伝達して車両を退避走行させることができる。

この退避走行の間は、エンジンＥおよび駆動輪Ｗ，Ｗが直結されるため、エンジンブレーキを作動させることも可能であるが、車両が停止すると駆動輪Ｗ，Ｗに直結されたエンジンＥがストールする問題がある。しかしながら、本実施の形態によれば、車両が停止したときに第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４１を左動し、伝達軸１３の第１外周スプライン１３ａと出力軸下流部１２Ｂの第２外周スプライン１２ｂとを接続すると、伝達軸１３に入力されたエンジンＥの駆動力は第２ワンウェイクラッチ４５がスリップすることで出力軸下流部１２Ｂに伝達されなくなり、車両が停止した状態でもエンジンＥをストールさせることなくアイドリング運転することができる。

尚、入力軸本体部１１Ａの固着以外の故障の場合は、入力軸本体部１１Ａが回転可能であるために必ずしもドグクラッチ５２を係合解除する必要がないが、ドグクラッチ５２を係合解除して入力軸上流部１１Ｂから入力軸本体部１１Ａを切り離せば、無段変速機Ｔの引きずりを防止して燃料消費量を節減することができる。

以上のように、本実施の形態によれば、車両用動力伝達装置の軸方向寸法を大型化する電動モータを必要とせずに車両の前進走行および後進走行を可能にしながら、前進走行時にも後進走行時にもエンジンブレーキを可能にすることができ、しかも車両の減速走行中のアイドリングストップや、変速ユニットＵ…の故障時の走行が可能になる。また車両用動力伝達装置はエンジンＥが接続される入力軸１１側の軸方向寸法が大型化し易いが、伝達軸１３を第１出力軸１２側に設けることで入力軸１１側の軸方向寸法の大型化を抑制し、全体として車両用動力伝達装置の軸方向寸法を最小限に抑えることができる。

また入力軸本体部１１Ａおよび入力軸上流部１１Ｂ間にドグクラッチ５２を配置したことにより、入力軸本体部１１Ａが固着故障しても車両を退避走行させることができる。また軸方寸法が小さいドグクラッチ５２を採用したことで、車両用動力伝達装置の軸方向寸法の大型化を回避することができる。しかもダンパー５１をエンジンＥと入力軸上流部１１Ｂとの間に配置したので、退避走行の間もダンパー５１の制振機能を発揮させて乗り心地を確保することができる。

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、変速ユニットＵ…の数は実施の形態の４個に限定されるものではない。

また本発明のクラッチは実施の形態のドグクラッチ５２に限定されず、任意の形式のクラッチを採用することができる。

本発明は、クランク式無段変速機構を備える車両用動力伝達装置に関する。

エンジンに接続された入力軸の回転をコネクティングロッドの往復運動に変換し、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によって出力軸の回転運動に変換する複数のクランク式の変速ユニットを備える車両用動力伝達装置が、下記特許文献１により公知である。

日本特表２００５−５０２５４３号公報

ところで、上記特許文献１に記載された車両用動力伝達装置は、入力軸をミッションケースに支持するためのベアリングと、各々の変速ユニットのコネクティングロッドの一端側を入力軸に支持するためのベアリングと、各々の変速ユニットのコネクティングロッドの他端側を出力軸に支持するためのベアリングとを備えており、これら多数のベアリングの何れか１個が故障しただけでも入力軸が回転不能になる可能性がある。しかもクランク式の変速ユニットは変速比が無限大の状態（動力伝達を行わない状態）を作ることができるので、エンジンと変速ユニットとの間に発進クラッチが設けられておらず、そのために入力軸が固着するとエンジンがストールして車両の走行が不能になる問題がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式の変速ユニットを備える車両用動力伝達装置において、入力軸が固着しても必要最小限の車両の走行を可能にす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、駆動源に接続された入力軸の回転を出力軸に伝達する複数の変速ユニットを前記入力軸および前記出力軸間に並置し、前記変速ユニットの各々は、前記入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記出力軸に接続された第１ワンウェイクラッチと、前記第１ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記入力側支点の偏心量を変更する変速アクチュエータとを備える車両用動力伝達装置であって、前記入力軸は、前記変速ユニットに接続された入力軸本体部と、前記入力軸本体部よりも動力伝達方向上流側の入力軸上流部とからなり、前記出力軸は、前記変速ユニットに接続された出力軸本体部と、前記出力軸本体部よりも動力伝達方向下流側の出力軸下流部とからなり、前記入力軸本体部および前記入力軸上流部間に、それらの間を接続状態と切断状態とに切り換えるクラッチを配置し、前記入力軸上流部と前記出力軸下流部とを前記クラッチの前記切断状態でも一体回転可能とすべく、前記入力軸上流部及び前記出力軸下流部を、前記入力軸上流部に設けた入力回転部材と、前記出力軸下流部に設けた出力回転部材と、それら入力回転部材および出力回転部材を接続する動力伝達部材とを介して相互に連動・連結可能とし、前記出力回転部材と前記出力軸下流部との間に、前記出力軸下流部の回転数が前記出力回転部材の回転数を上回ったときに係合し、前記出力軸下流部の回転数が前記出力回転部材の回転数を下回ったときに係合解除する第２ワンウェイクラッチと、前記出力軸下流部に対して前記出力回転部材を結合あるいは結合解除する選択切換手段とを配置したことを第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、前記駆動源および前記入力軸上流部間にダンパーを配置したことを第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、前記クラッチはドグクラッチであることを第３の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

尚、実施の形態の第１出力軸１２は本発明の出力軸に対応し、実施の形態の偏心ディスク１８は本発明の入力側支点に対応し、実施の形態のピン１９ｃは本発明の出力側支点に対応し、実施の形態のアウター部材２２は本発明の入力部材に対応し、実施の形態の第１スプロケット２６は本発明の入力回転部材に対応し、実施の形態の第２スプロケット２７は本発明の出力回転部材に対応し、実施の形態の無端チェーン２８は本発明の動力伝達部材に対応し、実施の形態のドグクラッチ５２は本発明のクラッチに対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の第２動力伝達切換機構Ｓ２は本発明の選択切換機構に対応する。

本発明の第１の特徴によれば、駆動源により入力軸が回転すると入力側支点が偏心回転し、入力側支点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に接続された出力側支点が往復運動して第１ワンウェイクラッチを介して出力軸が間欠回転することで、入力軸の回転が入力側支点の偏心量に応じた変速比で変速されて出力軸に伝達される。

入力軸は、変速ユニットに接続された入力軸本体部と、入力軸本体部よりも動力伝達方向上流側の入力軸上流部とからなり、出力軸は、変速ユニットに接続された出力軸本体部と、出力軸本体部よりも動力伝達方向下流側の出力軸下流部とからなる。入力軸上流部に設けた入力回転部材と、出力軸下流部に設けた出力回転部材とを動力伝達部材で接続し、入力軸本体部および入力軸上流部間にクラッチを配置したので、入力軸本体部が固着して回転不能になったとき、クラッチを係合解除して入力軸上流部を入力軸本体部から切り離し、駆動源の駆動力を入力軸上流部、入力回転部材、動力伝達部材および出力回転部材を介して出力軸下流部に伝達することで、駆動源の駆動力で車両を修理工場まで退避走行させることができる。

また、出力回転部材と出力軸下流部との間に、出力軸下流部の回転数が出力回転部材の回転数を上回ったときに係合し、出力軸下流部の回転数が出力回転部材の回転数を下回ったときに係合解除する第２ワンウェイクラッチと、出力軸下流部に対して出力回転部材を結合あるいは結合解除する選択切換手段とを配置したので、選択切換手段で出力軸下流部に対して出力回転部材が結合解除される正常時に、車両の減速により駆動輪からの駆動力を出力軸下流部、第２ワンウェイクラッチ、出力回転部材、動力伝達部材、入力回転部材および入力軸上流部を介して駆動源に逆伝達し、エンジンブレーキ等の制動力を支障なく発生させることができる。また入力軸本体部が固着したときに、選択切換手段で出力軸下流部に対して出力回転部材を結合すれば、駆動源の駆動力で車両を退避走行させることができ、車両が停止したときに選択切換手段で出力軸下流部に対して出力回転部材を結合解除すれば、第２ワンウェイクラッチがスリップすることで駆動源を停止させずに運転を継続することができる。

また本発明の第２の特徴によれば、駆動源および入力軸上流部間にダンパーを配置したので、入力軸本体部が固着した状態で退避走行を行う場合に、ダンパーによる制振効果を発揮させて乗り心地を確保することができる。

また本発明の第３の特徴によれば、クラッチとして軸方向寸法が小さいドグクラッチを採用することで、車両用動力伝達装置の軸方向寸法の増加を最小限に抑えることができる。

図１は車両用動力伝達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は図１の７部詳細図である。（第１の実施の形態） 図８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９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１０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１１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１２はドライブレンジにおけるトルクフロー図（通常走行状態）である。（第１の実施の形態） 図１３はドライブレンジにおけるトルクフロー図（エンジンブレーキ状態）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（アイドリングストップ状態）である。（第１の実施の形態） 図１５はドライブレンジにおけるトルクフロー図（フェール状態）である。（第１の実施の形態） 図１６は図１の１６部詳細図である。（第１の実施の形態）

１１ 入力軸
１１Ａ 入力軸本体部
１１Ｂ 入力軸上流部
１２ 第１出力軸（出力軸）
１２Ａ 出力軸本体部
１２Ｂ 出力軸下流部
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 第１ワンウェイクラッチ
２２ アウター部材（入力部材）
２６ 第１スプロケット（入力回転部材）
２７ 第２スプロケット（出力回転部材）
２８ 無端チェーン（動力伝達部材）
４５ 第２ワンウェイクラッチ
５１ ダンパー
５２ ドグクラッチ（クラッチ）
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｓ２ 第２動力伝達切換機構（選択切換手段）
Ｕ 変速ユニット

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、第１動力伝達切換機構Ｓ１と、第２動力伝達切換機構Ｓ２と、ディファレンシャルギヤＤとを備える。第１動力伝達切換機構Ｓ１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。第２動力伝達切換機構Ｓ２は、通常走行・エンジンブレーキ状態、アイドリングストップ状態およびフェール状態を切り換え可能である。

次に、図１〜図７に基づいて車両用動力伝達装置の構造を説明する。

図１に示すように、入力軸１１は、入力軸本体部１１Ａと、入力軸本体部１１Ａよりも駆動力伝達方向上流側（エンジンＥ側）の入力軸上流部１１Ｂとからなり、入力軸本体部１１Ａは無段変速機Ｔに接続され、入力軸上流部１１ＢはエンジンＥに接続される。入力軸上流部１１ＢとエンジンＥとの間にはダンパー５１が設けられ、入力軸本体部１１Ａと入力軸上流部１１Ｂとの間にはドグクラッチ５２が設けられる。ドグクラッチ５２は通常時には係合状態に維持されるが、後述する入力軸本体部１１Ａの固着時に係合解除され、入力軸本体部１１Ａおよび入力軸上流部１１Ｂを切り離す。

また出力軸１２は、出力軸本体部１２Ａと、出力軸本体部１２Ａよりも駆動力伝達方向下流側（駆動輪Ｗ，Ｗ側）の出力軸下流部１２Ｂとからなり、出力軸本体部１２Ａは無段変速機Ｔに接続され、出力軸下流部１２Ｂは第２動力伝達切換機構Ｓ２に接続される。出力軸本体部１２Ａおよび出力軸下流部１２Ｂは常時一体である。

図１６に示すように、入力軸本体部１１Ａの右端はボールベアリング５３を介して図示せぬミッションケースに支持されており、この入力軸本体部１１Ａの右端内周に入力軸上流部１１Ｂの左端外周が相対回転自在に嵌合する。入力軸本体部１１Ａの外周および入力軸上流部１１Ｂの外周にはドグクラッチ５２の内周がスプライン嵌合しており、ドグクラッチ５２をフォーク５４で左動すると、ドグクラッチ５２のスプラインが入力軸上流部１１Ｂのスプラインから離脱することで、入力軸本体部１１Ａおよび入力軸上流部１１Ｂが切り離される。

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第１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。

図１から明らかなように、無段変速機Ｔは、上記４個の変速ユニットＵ…とは別経路で駆動力を伝達可能な補助的な動力伝達経路を備える。即ち、入力軸１２の上流側（エンジンＥ側）の入力軸上流部１１Ｂに設けた第１スプロケット２６と、第１出力軸１３の下流側（ディファレンシャルギヤＤ側）の出力軸下流部１２Ｂの外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸１３に設けた第２スプロケット２７とが無端チェーン２８により接続されており、これらの第１スプロケット２６、第２スプロケット２７および無端チェーン２８は補助動力伝達手段２９を構成する。

図７から明らかなように、第１動力伝達切換機構Ｓ１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の出力軸下流部１２Ｂの右端に第４外周スプライン１２ａが形成され、第２出力軸３１の左端に第５外周スプライン３１ａが形成され、第３出力軸３２の左端に第６外周スプライン３２ａが形成される。

ドグクラッチよりなる第１噛合切換機構３３を構成する第４外周スプライン１２ａ、第５外周スプライン３１ａおよび第６外周スプライン３２ａは軸方向に整列しており、第５外周スプライン３１ａおよび第６外周スプライン３２ａの外径は相互に等しく、かつ第４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３３のスリーブ３４は、外径が大きい第２内周スプライン３４ａと、外径が小さい第３内周スプライン３４ｂとを備えており、第２内周スプライン３４ａは第４外周スプライン１２ａに常時噛合し、第３内周スプライン３４ｂは第６外周スプライン３２ａに常時噛合し、第３内周スプライン３４ｂは図７に示す左動時にのみ第５外周スプライン３１ａに噛合する。つまり、スリーブ３４がフォーク３４ｃで図７に示す左動状態から右動すると第３内周スプライン３４ｂと第５外周スプライン３１ａとの噛合が解除される。

遊星歯車機構３５は、第１要素としてのサンギヤ３６と、第３要素としてのキャリヤ３７と、第２要素としてのリングギヤ３８と、キャリヤ３７に相対回転自在に支持された複数のピニオン３９…とを備えており、ピニオン３９…はサンギヤ３６およびリングギヤ３８に噛合する。サンギヤ３６は第３出力軸３２の右端に接続され、リングギヤ３８は第２出力軸３１の右端に接続される。

キャリヤ３７の外周部に形成した外周スプライン３７ａとケーシング４２に形成した外周スプライン４２ａとに、ドグクラッチよりなる第２噛合切換機構４０のスリーブ４１に形成した第１内周スプライン４１ａが噛合する。従って、スリーブ４１がフォーク４１ｂで図７に示す位置に左動すると、キャリヤ３７がケーシング４２から切り離され、スリーブ４１がフォーク４１ｂで図８に示す位置から右動すると、キャリヤ３７がケーシング４２に結合される。

第２動力伝達切換機構Ｓ２は、伝達軸１３および出力軸下流部１２Ｂ間に設けられるもので、伝達軸１３に設けられた第１外周スプライン１３ａと、出力軸下流部１２Ｂに設けられた第２外周スプライン１２ｂおよび第３外周スプライン１２ｃと、内周スプライン４３ａを備えるスリーブ４３と、スリーブ４３を駆動するフォーク４３ｂと、出力軸下流部１２Ｂおよび第２外周スプライン１２ｂ間に配置された第２ワンウェイクラッチ４５とを備える。

スリーブ４３は、第１外周スプライン１３ａおよび第２外周スプライン１２ｂを結合する左動位置と、第１外周スプライン１３ａ、第２外周スプライン１２ｂおよび第３外周スプライン１２ｃを結合する中央位置と、第２外周スプライン１２ｂおよび第３外周スプライン１２ｃを結合する右動位置とをとることができる。また出力軸下流部１２Ｂおよび第２外周スプライン１２ｂ間に配置された第２ワンウェイクラッチ４５は、出力軸下流部１２Ｂの回転数が伝達軸１３の回転数を上回ったときに係合する。

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４７は第２出力軸３１の右端に接続される。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４７に固定したピニオンシャフト４８に回転自在に支持した一対のピニオン４９，４９と、車軸１０，１０の端部に固設されてピニオン４９，４９に噛合するサイドギヤ５０，５０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、第１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個の第１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第１動力伝達切換機構Ｓ１の作用を説明する。

図８および図９に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を左動し、第１出力軸１２の出力軸下流部１２Ｂ、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４０のスリーブ４１を右動して遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２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４７と一体の第２出力軸３１が遊星歯車機構３５のリングギヤ３８に結合されるとともに、前記第２出力軸３１が第１噛合切換機構３３および第３出力軸３２を介して遊星歯車機構３５のサンギヤ３６に接続され、更に遊星歯車機構３５のキャリヤ３７が第２噛合切換機構４０を介してケーシング４２に結合される。その結果、遊星歯車機構３５はロック状態になり、それにディファレンシャルギヤＤを介して接続された駆動輪Ｗ，Ｗが回転不能に拘束される。

図８および図１０に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を右動し、出力軸下流部１２Ｂ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４０のスリーブ４１を右動して遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２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の出力軸下流部１２Ｂに出力された駆動力が第１噛合切換機構３３→第３出力軸３２→サンギヤ３６→キャリヤ３７→リングギヤ３８の経路でディファレンシャルケース４７に伝達され、同時に遊星歯車機構３５において減速されて逆回転となることで、車両を後進走行させることができる。

図８および図１１に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を右動し、出力軸下流部１２Ｂ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４０のスリーブ４１を左動して遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２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３５のキャリヤ３７がケーシング４２から切り離されるため、リングギヤ３８が自由に回転可能になり、かつ第２出力軸３１が自由に回転可能になるため、ディファレンシャルケース４７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から出力軸下流部１２Ｂ→第１噛合切換機構３３→第３出力軸３２の経路でサンギヤ３６に伝達されるが，キャリヤ３７が拘束されていないために遊星歯車機構３５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９および図１２に示すように、第１噛合切換機構３３のスリーブ３４を左動し、出力軸下流部１２Ｂ、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４０のスリーブ４１を左動して遊星歯車機構３５のキャリヤ３７をケーシング４２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３５のリングギヤ３８とサンギヤ３６とが第１噛合切換機構３３で結合されるため、遊星歯車機構３５は一体に回転可能な状態になる。その結果、無段変速機Ｔから出力軸下流部１２Ｂに出力された駆動力が第１噛合切換機構３３→第２出力軸３１の経路で、あるいは第１噛合切換機構３３→第３出力軸３２→サンギヤ３６→キャリヤ３７→リングギヤ３８の経路でディファレンシャルケース４７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、本実施の形態の無段変速機Ｔの第１出力軸１２は、第１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第１動力伝達切換機構Ｓ１を第１出力軸１２の下流側に配置したことで、後進走行用の電動モータを設けてハイブリッド化することなく、車両を後進走行させることができる。

しかも第１動力伝達切換機構Ｓ１はドライブレンジおよびリバースレンジ以外にパーキングレンジおよびニュートラルレンジを確立可能であるため、動力伝達装置自体を更に小型軽量化することができる。

次に、通常走行・エンジンブレーキ状態、アイドリングストップ状態およびフェール状態を切り換える第２動力伝達切換機構Ｓ２の作用を説明する。

図１０および図１２に示すように、第１動力伝達切換機構Ｓ１が上述したパーキングレンジ、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の何れかにある通常状態では、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４１は左動して伝達軸１３の第１外周スプライン１３ａと出力軸下流部１２Ｂの第２外周スプライン１２ｂとを接続している。従って、ドライブレンジあるいはリバースレンジでの走行中に、エンジンＥの駆動力は入力軸１１から変速ユニットＵ…を介して出力軸下流部１２Ｂに伝達されるだけでなく、入力軸１１から第１スプロケット２６、無端チェーン２８および第２スプロケット２７よりなる補助動力伝達手段２９を介して伝達軸１３に伝達され、伝達軸１３の第１外周スプライン１３ａから出力軸下流部１２Ｂの第２外周スプライン１２ｂに伝達される。

しかしながら、変速ユニットＵ…の変速比は補助動力伝達手段２９の変速比よりも大きく設定されているため、伝達軸１３の回転数（つまり第２外周スプライン１２ｂの回転数）は出力軸下流部１２Ｂの回転数よりも大きくなり、第２ワンウェイクラッチ４５は係合解除して補助動力伝達手段２９を介しての動力伝達は行われず、変速ユニットＵ…を介しての動力伝達で車両は前進走行あるいは後進走行する。

ドライブレンジでの前進走行中に車両を減速状態に移行すると、図１３に示すように、エンジン回転数が低下することで変速ユニットＵ…の第１ワンウェイクラッチ２１…は係合解除し、駆動輪Ｗ，Ｗからの駆動力はディファレンシャルギヤＤおよび第１動力伝達切換機構Ｓ１を介して出力軸下流部１２Ｂに伝達される。このとき、出力軸下流部１２Ｂの回転数は入力軸１１に補助動力伝達機構２９を介して接続された伝達軸１３の回転数（つまり第２外周スプライン１２ｂの回転数）よりも大きくなり、第２ワンウェイクラッチ４５が係合することで出力軸下流部１２Ｂの駆動力は補助動力伝達手段２９および入力軸１１を介してエンジンＥに逆伝達され、エンジンブレーキを作動させることができる。

リバースレンジでの後進走行中に車両が減速した場合であっても、出力軸下流部１２Ｂはドライブレンジでの前進走行中と同方向に回転するため、同様にエンジンブレーキを作動させることができる。

ドライブレンジでの前進走行中に車両が更に減速すると、図１４に示すように、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４１を右動して出力軸下流部１２Ｂの第２外周スプライン１２ｂおよび第３外周スプライン１２ｃを結合する。その結果、駆動輪Ｗ，Ｗから逆伝達される駆動力で回転する出力軸下流部１２Ｂが伝達軸１３から（つまりエンジンＥから）切り離されるため、減速走行中のアイドリングストップが可能になって燃料消費量の節減が可能になる。

変速ユニットＵ…が故障して車両が走行不能になった場合には、図１５に示すように、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４１を中央位置にして伝達軸１３の第１外周スプライン１３ａおよび出力軸下流部１２Ｂの第２外周スプライン１２ｂおよび第３外周スプライン１２ｃを結合する。その結果、伝達軸１３および出力軸下流部１２Ｂは第２ワンウェイクラッチ４５を介さずに直結されるため、エンジンＥの駆動力を入力軸１１から補助動力伝達手段２９、伝達軸１３、出力軸下流部１２Ｂ、第１動力伝達切換機構Ｓ１およびディファレンシャルギヤＤを介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達し、修理工場まで車両を前進走行あるいは後進走行させることができる。

ところで、入力軸本体部１１Ａを支持するボールベアリング５３（図１６参照）やコネクティングロッド１９のリング部１９ｂを支持するボールベアリング２０（図３参照）の破損により、入力軸本体部１１Ａが回転不能に固着する故障が発生する場合がある。かかる故障が発生した場合、エンジンＥと入力軸本体部１１Ａとが切り離し不能に接続されていると、エンジンＥがストールして運転することができないために車両が走行が走行不能になる問題がある。

しかしながら、本実施の形態によれば、入力軸本体部１１Ａが固着したときにドグクラッチ５２を係合解除することで入力軸本体部１１Ａから入力軸上流部１１Ｂが切り離されるため、図１５で説明したフェール状態のモードに切り換えることで、補助動力伝達手段２９によりエンジンＥの駆動力を入力軸上流部１１Ｂから出力軸下流部１２Ｂに無段変速機Ｔを介さずに伝達して車両を退避走行させることができる。

この退避走行の間は、エンジンＥおよび駆動輪Ｗ，Ｗが直結されるため、エンジンブレーキを作動させることも可能であるが、車両が停止すると駆動輪Ｗ，Ｗに直結されたエンジンＥがストールする問題がある。しかしながら、本実施の形態によれば、車両が停止したときに第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４１を左動し、伝達軸１３の第１外周スプライン１３ａと出力軸下流部１２Ｂの第２外周スプライン１２ｂとを接続すると、伝達軸１３に入力されたエンジンＥの駆動力は第２ワンウェイクラッチ４５がスリップすることで出力軸下流部１２Ｂに伝達されなくなり、車両が停止した状態でもエンジンＥをストールさせることなくアイドリング運転することができる。

尚、入力軸本体部１１Ａの固着以外の故障の場合は、入力軸本体部１１Ａが回転可能であるために必ずしもドグクラッチ５２を係合解除する必要がないが、ドグクラッチ５２を係合解除して入力軸上流部１１Ｂから入力軸本体部１１Ａを切り離せば、無段変速機Ｔの引きずりを防止して燃料消費量を節減することができる。

以上のように、本実施の形態によれば、車両用動力伝達装置の軸方向寸法を大型化する電動モータを必要とせずに車両の前進走行および後進走行を可能にしながら、前進走行時にも後進走行時にもエンジンブレーキを可能にすることができ、しかも車両の減速走行中のアイドリングストップや、変速ユニットＵ…の故障時の走行が可能になる。また車両用動力伝達装置はエンジンＥが接続される入力軸１１側の軸方向寸法が大型化し易いが、伝達軸１３を第１出力軸１２側に設けることで入力軸１１側の軸方向寸法の大型化を抑制し、全体として車両用動力伝達装置の軸方向寸法を最小限に抑えることができる。

また入力軸本体部１１Ａおよび入力軸上流部１１Ｂ間にドグクラッチ５２を配置したことにより、入力軸本体部１１Ａが固着故障しても車両を退避走行させることができる。また軸方寸法が小さいドグクラッチ５２を採用したことで、車両用動力伝達装置の軸方向寸法の大型化を回避することができる。しかもダンパー５１をエンジンＥと入力軸上流部１１Ｂとの間に配置したので、退避走行の間もダンパー５１の制振機能を発揮させて乗り心地を確保することができる。

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、変速ユニットＵ…の数は実施の形態の４個に限定されるものではない。

また本発明のクラッチは実施の形態のドグクラッチ５２に限定されず、任意の形式のクラッチを採用することができる。

Claims (4)

1. 駆動源（Ｅ）に接続された入力軸（１１）の回転を出力軸（１２）に伝達する複数の変速ユニット（Ｕ）を前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）間に並置し、
   前記変速ユニット（Ｕ）の各々は、
   前記入力軸（１１）の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸（１１）と共に回転する入力側支点（１８）と、
   前記出力軸（１２）に接続された第１ワンウェイクラッチ（２１）と、
   前記第１ワンウェイクラッチ（２１）の入力部材（２２）に設けられた出力側支点（１９ｃ）と、
   前記入力側支点（１８）および前記出力側支点（１９ｃ）に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッド（１９）と、
   前記入力側支点（１８）の偏心量を変更する変速アクチュエータ（１４）とを備える車両用動力伝達装置であって、
   前記入力軸（１１）は、前記変速ユニット（Ｕ）に接続された入力軸本体部（１１Ａ）と、前記入力軸本体部（１１Ａ）よりも動力伝達方向上流側の入力軸上流部（１１Ｂ）とからなり、前記出力軸（１２）は、前記変速ユニット（Ｕ）に接続された出力軸本体部（１２Ａ）と、前記出力軸本体部（１２Ａ）よりも動力伝達方向下流側の出力軸下流部（１２Ｂ）とからなり、
   前記入力軸上流部（１１Ｂ）に設けた入力回転部材（２６）と、前記出力軸下流部（１２Ｂ）に設けた出力回転部材（２７）とを動力伝達部材（２８）で接続し、前記入力軸本体部（１１Ａ）および前記入力軸上流部（１１Ｂ）間にクラッチ（５２）を配置したことを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記出力回転部材（２７）と前記出力軸下流部（１２Ｂ）との間に、前記出力軸下流部（１２Ｂ）の回転数が前記出力回転部材（２７）の回転数を上回ったときに係合し、前記出力軸下流部（１２Ｂ）の回転数が前記出力回転部材（２７）の回転数を下回ったときに係合解除する第２ワンウェイクラッチ（４５）と、前記出力軸下流部（１２Ｂ）に対して前記出力回転部材（２７）を結合あるいは結合解除する選択切換手段（Ｓ２）とを配置したことを特徴とする、請求項１に記載の車両用動力伝達装置。
3. 前記駆動源（Ｅ）および前記入力軸上流部（１１Ｂ）間にダンパー（５１）を配置したことを特徴とする、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. 前記クラッチ（５２）はドグクラッチであ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。

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