JPWO2014087794A1 - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

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おいて、出力軸（１２）および駆動輪（Ｗ）間に配置された前進・後進切換機構（Ｓ１）と、出力軸（１２）の外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸（１３）と、入力軸（１１）および伝達軸（１３）を接続する補助動力伝達手段（２９）と、伝達軸（１３）に設けられた第１外周スプライン（１３ａ）と、出力軸（１３）に設けられた第２、第３外周スプライン（１２ｂ，１２ｃ）と、第１、第２外周スプライン（１３ａ，１２ｂ）に噛合する第１状態、第２，第３外周スプライン（１２ｂ，１２ｃ）に噛合する第２状態および前記第１〜第３外周スプライン（１３ａ，１２ｂ，１２ｃ）に噛合する第３状態を切り換え可能な内周スプライン（４１ａ）と、出力軸（１２）および第２外周スプライン（１２ｂ）間に設けられて出力軸（１２）の回転数が第２外周スプライン（１２ｂ）の回転数を上回ったときに係合する第２ワンウェイクラッチ（４５）とを備える。これにより動力伝達装置の軸方向寸法の大型化を回避しながらエンジンブレーキを使用可能にする。

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無段変速機において、入力軸上に配置されたモータ・ジェネレータと出力軸とを前記クランク式の変速ユニットを介さずに接続することで、出力軸側からモータ・ジェネレータに駆動力を逆伝達してエンジンブレーキに相当する回生制動力を発生させるものが、下記特許文献１により公知である。

また、かかるクランク式の変速ユニットを備える無段変速機において、モータ・ジェネレータをディファレンシャルギヤに接続するとともに、エンジンのクランクシャフトをクラッチを介してディファレンシャルギヤに接続し、モータ・ジェネレータの駆動力で車両を後進走行させたり、モータ・ジェネレータの駆動力でエンジンをクランキングして始動したりするものが、下記特許文献２により公知である。

日本特表２００５−５０２５４３号公報 日本特開２０１２−１０４８号公報

ところで、上記特許文献１に記載されたものは、車両の減速走行時にモータ・ジェネレータを用いてエンジンブレーキに相当する回生制動力を発生させることが可能であるが、入力軸の軸線上のモータ・ジェネレータを配置したため、動力伝達装置の軸方向寸法が大型化してしまう問題があった。

また上記特許文献２に記載されたものは、車両の減速走行時に駆動輪からディファレンシャルギヤに入力された駆動力をクラッチを介してエンジンのクランクシャフトに逆伝達してエンジンブレーキを作動させることが可能であるが、エンジンは逆回転できないために車両の後進走行時にエンジンブレーキを使用できないという問題があった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式無段変速機構を備える車両用動力伝達装置において、動力伝達装置の軸方向寸法の大型化を回避しながらエンジンブレーキを使用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、エンジンに接続された入力軸と、駆動輪に接続された出力軸と、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、前記出力軸および前記駆動輪間に配置された前進・後進切換機構と、前記出力軸の外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸と、前記入力軸および前記伝達軸を接続する補助動力伝達手段と、前記伝達軸に設けられた第１外周スプラインと、前記出力軸に設けられた第２外周スプラインおよび第３外周スプラインと、前記第１、第２外周スプラインに噛合する第１状態、前記第２，第３外周スプラインに噛合する第２状態および前記第１〜第３外周スプラインに噛合する第３状態を切り換え可能な内周スプラインと、前記出力軸および前記第２外周スプライン間に設けられて該出力軸の回転数が該第２外周スプラインの回転数を上回ったときに係合する第２ワンウェイクラッチ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。

また本発明によれば、前記第１の特徴に加えて、前記補助動力伝達手段は、前記入力軸側が前記入力側支点よりも前記エンジン側に配置され、前記伝達軸側が前記出力側支点よりも前記前進・後進切換機構側に配置されることを第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、エンジンに接続された入力軸と、駆動輪に接続された出力軸と、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、前記出力軸および前記駆動輪間に配置された前進・後進切換機構と、前記入力軸の外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸と、前記伝達軸および前記出力軸を接続する補助動力伝達手段と、前記入力軸に設けられた第１外周スプラインと、前記伝達軸に設けられた第２外周スプラインおよび第３外周スプラインと、前記第１、第２外周スプラインに噛合する第１状態、前記第２，第３外周スプラインに噛合する第２状態および前記第１〜第３外周スプラインに噛合する第３状態を切り換え可能な内周スプラインと、前記伝達軸および前記第２外周スプライン間に設けられて該伝達軸の回転数が該第２外周スプラインの回転数を上回ったときに係合する第２ワンウェイクラッチとを備えることを第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、前記補助動力伝達手段は、前記伝達軸側が前記入力側支点よりも前記エンジン側に配置され、前記出力軸側が前記出力側支点よりも前記前進・後進切換機構側に配置されることを第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は本発明のワンウェイクラッチの入力部材に対応し、実施の形態の第１動力伝達切換機構Ｓ１は本発明の前進・後進切換機構に対応する。

本発明の第１の特徴によれば、エンジン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。出力軸の回転を前進・後進切換機構により正転あるいは逆転して駆動輪に伝達することで、車両は前進走行あるいは後進走行する。

車両の通常の前進走行時や後進走行時には伝達軸の第１外周スプラインおよび出力軸の第２外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、エンジンの駆動力が補助動力伝達手段、伝達軸および第２外周スプラインを介して第２ワンウェイクラッチに伝達されるが、出力軸の回転数が第２外周スプラインの回転数（伝達軸の回転数）を下回るために第２ワンウェイクラッチは係合せず、車両はクランク式無段変速機構を介して前進走行あるいは後進走行する。

この状態で車両が減速すると駆動輪から出力軸に駆動力が逆伝達されるが、出力軸の回転数が第２外周スプラインの回転数を上回るために第２ワンウェイクラッチが係合し、出力軸の駆動力が補助動力伝達手段を介してエンジンに逆伝達されてエンジンブレーキが作動する。

車両が更に減速すると出力軸の第２外周スプラインおよび第３外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、出力軸から伝達軸が切り離されてエンジンに駆動力が逆伝達されなくなり、車両が停止する前からエンジンを停止させる減速アイドリングストップが可能になる。

クランク式無段変速機構の故障時には伝達軸の第１外周スプラインおよび出力軸の第２、第３外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、エンジンの駆動力が補助動力伝達手段、伝達軸および第３外周スプラインを介して出力軸に直接伝達され、車両はクランク式無段変速機構を介さずに前進走行あるいは後進走行する。

よって、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る。

また車両用動力伝達装置はエンジンが接続される入力軸側の軸方向寸法が大型化し易いが、伝達軸を出力軸側に設けることで入力軸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。

また本発明の第２の特徴によれば、補助動力伝達手段は、入力軸側が入力側支点よりもエンジン側に配置され、伝達軸側が出力側支点よりも前進・後進切換機構側に配置されるので、クランク式無段変速機構の故障時には、エンジンの駆動力をクランク式無段変速機構を通さずに出力軸に伝達することが可能となり、故障したクランク式無段変速機構の損傷の拡大を回避することができる。

また本発明の第３の特徴によれば、エンジン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。出力軸の回転を前進・後進切換機構により正転あるいは逆転して駆動輪に伝達することで、車両は前進走行あるいは後進走行する。

車両の通常の前進走行時や後進走行時には入力軸の第１外周スプラインおよび伝達軸の第２外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、エンジンの駆動力が第１外周スプラインおよび第２外周スプラインを介して第２ワンウェイクラッチに伝達されるが、伝達軸の回転数が第２外周スプラインの回転数（入力軸の回転数）を下回るために第２ワンウェイクラッチは係合せず、車両はクランク式無段変速機構を介して前進走行あるいは後進走行する。

この状態で車両が減速すると駆動輪から補助動力伝達手段を介して伝達軸に駆動力が逆伝達されるが、伝達軸の回転数が第２外周スプラインの回転数を上回るために第２ワンウェイクラッチが係合し、伝達軸の駆動力がエンジンに逆伝達されてエンジンブレーキが作動する。

車両が更に減速すると伝達軸の第２外周スプラインおよび第３外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、入力軸から伝達軸が切り離されてエンジンに駆動力が逆伝達されなくなり、車両が停止する前からエンジンを停止させる減速アイドリングストップが可能になる。

クランク式無段変速機構の故障時には入力軸の第１外周スプラインおよび伝達軸の第２、第３外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、エンジンの駆動力が第３外周スプライン、伝達軸および補助動力伝達手段を介して出力軸に直接伝達され、車両はクランク式無段変速機構を介さずに前進走行あるいは後進走行する。

よって、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る。

また本発明の第４の特徴によれば、補助動力伝達手段は、伝達軸側が入力側支点よりもエンジン側に配置され、出力軸側が出力側支点よりも前進・後進切換機構側に配置されるので、クランク式無段変速機構の故障時には、エンジンの駆動力をクランク式無段変速機構を通さずに出力軸に伝達することが可能となり、故障したクランク式無段変速機構の損傷の拡大を回避することができる。

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７に対応する図である。（第２の実施の形態）

１１ 入力軸
１１ａ 第１外周スプライン
１２ 第１出力軸（出力軸）
１２ｂ 第２外周スプライン
１２ｃ 第３外周スプライン
１３ 伝達軸
１３ａ 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 第１ワンウェイクラッチ
２２ アウター部材（入力部材）
２９ 補助動力伝達手段
４１ａ 第１内周スプライン（内周スプライン）
４５ 第２ワンウェイクラッチ
Ｅ エンジン
Ｓ１ 第１動力伝達切換機構（前進・後進切換機構）
Ｗ 駆動輪

以下、図１〜図１５に基づいて本発明の第１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２〜７に基づいて車両用動力伝達装置の構造を説明する。

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、変速ユニットＵ…の上流側（エンジンＥ側）の入力軸１１に設けた第１スプロケット２６と、変速ユニットＵ…の下流側（ディファレンシャルギヤＤ）側の第１出力軸１２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および第１出力軸１２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、第１出力軸１２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、第１出力軸１２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。また第１出力軸１２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、第１出力軸１２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、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、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、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から第１出力軸１２→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、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から第１出力軸１２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と第１出力軸１２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…を介して第１出力軸１２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から第１出力軸１２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）は第１出力軸１２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是新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を介して第１出力軸１２に伝達される。このとき、第１出力軸１２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が係合することで第１出力軸１２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、第１出力軸１２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を右動して第１出力軸１２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第１出力軸１２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および第１出力軸１２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および第１出力軸１２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、第１出力軸１２、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。

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イングストップや、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。

次に、図１６に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

第２の実施の形態

上述した第１の実施の形態では伝達軸１３および第２動力伝達切換機構Ｓ２が第１出力軸１２上に設けられているが、第２の実施の形態では伝達軸１３および第２動力伝達切換機構Ｓ２が入力軸１１上に設けられる。

即ち、第２の実施の形態の入力軸１１には第１外周スプライン１１ａが設けられ、伝達軸１３には第２外周スプライン１３ｂ、第３外周スプライン１３ｃおよび第１スプロケット２６が設けられる。また伝達軸１３および第２外周スプライン１２ｂの間には第２ワンウェイクラッチ４５が設けられており、この第２ワンウェイクラッチ４５は伝達軸１３の回転数が第２外周スプライン１２ｂの回転数を上回ったときに係合する。

そして第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を右動すると、入力軸１１の第１外周スプライン１１ａと伝達軸１３の第２外周スプライン１２ｂとが結合され、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を中央位置になると、入力軸１１の第１外周スプライン１１ａおよび伝達軸１３の第２、第３外周スプライン１２ｂ，１２ｃが結合され、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を右動すると、伝達軸１３の第２、第３外周スプライン１２ｂ，１２ｃが結合される。

この第２の実施の形態の作用は、上述した第１の実施の形態と同様の作用と実質的に同一である。即ち、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を右動して入力軸１１の第１外周スプライン１１ａと伝達軸１３の第２外周スプライン１２ｂとを結合すると、車両の前進減速走行時や後進減速走行時に駆動輪Ｗ，Ｗから補助動力伝達手段２９を介してエンジンＥに駆動力を逆伝達してエンジンブレーキを作動させることができる。また第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を左動して伝達軸１３の第２、第３外周スプライン１２ｂ，１２ｃを結合すると、伝達軸１３を入力軸１１から切り離して車両の前進減速走行時や後進減速走行時にエンジンＥをアイドリングストップすることができる。また第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を中央位置にして入力軸１１の第１外周スプライン１１ａおよび伝達軸１３の第２、第３外周スプライン１２ｂ，１２ｃを結合すると、変速ユニットＵ…が故障したときにエンジンＥの駆動力を補助動力伝達手段２９を介して第１出力軸１２に伝達し、車両を前進走行あるいは後進走行させることができる。

但し、第２の実施の形態はエンジンＥが接続されるために軸方向寸法が大型化し易い入力軸１１側に伝達軸１３を設けているので、第１の実施の形態のレイアウトに比べると、動力伝達装置全体の軸方向寸法を短縮上では不利である。

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。

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無段変速機において、入力軸上に配置されたモータ・ジェネレータと出力軸とを前記クランク式の変速ユニットを介さずに接続することで、出力軸側からモータ・ジェネレータに駆動力を逆伝達してエンジンブレーキに相当する回生制動力を発生させるものが、下記特許文献１により公知である。

また、かかるクランク式の変速ユニットを備える無段変速機において、モータ・ジェネレータをディファレンシャルギヤに接続するとともに、エンジンのクランクシャフトをクラッチを介してディファレンシャルギヤに接続し、モータ・ジェネレータの駆動力で車両を後進走行させたり、モータ・ジェネレータの駆動力でエンジンをクランキングして始動したりするものが、下記特許文献２により公知である。

日本特表２００５−５０２５４３号公報 日本特開２０１２−１０４８号公報

ところで、上記特許文献１に記載されたものは、車両の減速走行時にモータ・ジェネレータを用いてエンジンブレーキに相当する回生制動力を発生させることが可能であるが、入力軸の軸線上のモータ・ジェネレータを配置したため、動力伝達装置の軸方向寸法が大型化してしまう問題があった。

また上記特許文献２に記載されたものは、車両の減速走行時に駆動輪からディファレンシャルギヤに入力された駆動力をクラッチを介してエンジンのクランクシャフトに逆伝達してエンジンブレーキを作動させることが可能であるが、エンジンは逆回転できないために車両の後進走行時にエンジンブレーキを使用できないという問題があった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式無段変速機構を備える車両用動力伝達装置において、動力伝達装置の軸方向寸法の大型化を回避しながらエンジンブレーキを使用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、エンジンに接続された入力軸と、駆動輪に接続された出力軸と、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、前記出力軸および前記駆動輪間に配置された前進・後進切換機構と、前記出力軸の外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸と、前記入力軸および前記伝達軸を接続する補助動力伝達手段と、前記伝達軸に設けられた第１外周スプラインと、前記出力軸に設けられた第２外周スプラインおよび第３外周スプラインと、前記第１、第２外周スプラインに噛合する第１状態、前記第２，第３外周スプラインに噛合する第２状態および前記第１〜第３外周スプラインに噛合する第３状態を切り換え可能な内周スプラインと、前記出力軸および前記第２外周スプライン間に設けられて該出力軸の回転数が該第２外周スプラインの回転数を上回ったときに係合する第２ワンウェイクラッチ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。

また本発明によれば、前記第１の特徴に加えて、前記補助動力伝達手段は、前記入力軸側が前記入力側支点よりも前記エンジン側に配置され、前記伝達軸側が前記出力側支点よりも前記前進・後進切換機構側に配置されることを第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、エンジンに接続された入力軸と、駆動輪に接続された出力軸と、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、前記出力軸および前記駆動輪間に配置された前進・後進切換機構と、前記入力軸の外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸と、前記伝達軸および前記出力軸を接続する補助動力伝達手段と、前記入力軸に設けられた第１外周スプラインと、前記伝達軸に設けられた第２外周スプラインおよび第３外周スプラインと、前記第１、第２外周スプラインに噛合する第１状態、前記第２，第３外周スプラインに噛合する第２状態および前記第１〜第３外周スプラインに噛合する第３状態を切り換え可能な内周スプラインと、前記伝達軸および前記第２外周スプライン間に設けられて該伝達軸の回転数が該第２外周スプラインの回転数を上回ったときに係合する第２ワンウェイクラッチとを備えることを第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、前記補助動力伝達手段は、前記伝達軸側が前記入力側支点よりも前記エンジン側に配置され、前記出力軸側が前記出力側支点よりも前記前進・後進切換機構側に配置されることを第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は本発明のワンウェイクラッチの入力部材に対応し、実施の形態の第１動力伝達切換機構Ｓ１は本発明の前進・後進切換機構に対応する。

本発明の第１の特徴によれば、エンジン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。出力軸の回転を前進・後進切換機構により正転あるいは逆転して駆動輪に伝達することで、車両は前進走行あるいは後進走行する。

車両の通常の前進走行時や後進走行時には伝達軸の第１外周スプラインおよび出力軸の第２外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、エンジンの駆動力が補助動力伝達手段、伝達軸および第２外周スプラインを介して第２ワンウェイクラッチに伝達されるが、出力軸の回転数が第２外周スプラインの回転数（伝達軸の回転数）を下回るために第２ワンウェイクラッチは係合せず、車両はクランク式無段変速機構を介して前進走行あるいは後進走行する。

この状態で車両が減速すると駆動輪から出力軸に駆動力が逆伝達されるが、出力軸の回転数が第２外周スプラインの回転数を上回るために第２ワンウェイクラッチが係合し、出力軸の駆動力が補助動力伝達手段を介してエンジンに逆伝達されてエンジンブレーキが作動する。

車両が更に減速すると出力軸の第２外周スプラインおよび第３外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、出力軸から伝達軸が切り離されてエンジンに駆動力が逆伝達されなくなり、車両が停止する前からエンジンを停止させる減速アイドリングストップが可能になる。

クランク式無段変速機構の故障時には伝達軸の第１外周スプラインおよび出力軸の第２、第３外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、エンジンの駆動力が補助動力伝達手段、伝達軸および第３外周スプラインを介して出力軸に直接伝達され、車両はクランク式無段変速機構を介さずに前進走行あるいは後進走行する。

よって、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る。

また車両用動力伝達装置はエンジンが接続される入力軸側の軸方向寸法が大型化し易いが、伝達軸を出力軸側に設けることで入力軸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。

また本発明の第２の特徴によれば、補助動力伝達手段は、入力軸側が入力側支点よりもエンジン側に配置され、伝達軸側が出力側支点よりも前進・後進切換機構側に配置されるので、クランク式無段変速機構の故障時には、エンジンの駆動力をクランク式無段変速機構を通さずに出力軸に伝達することが可能となり、故障したクランク式無段変速機構の損傷の拡大を回避することができる。

また本発明の第３の特徴によれば、エンジン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。出力軸の回転を前進・後進切換機構により正転あるいは逆転して駆動輪に伝達することで、車両は前進走行あるいは後進走行する。

車両の通常の前進走行時や後進走行時には入力軸の第１外周スプラインおよび伝達軸の第２外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、エンジンの駆動力が第１外周スプラインおよび第２外周スプラインを介して第２ワンウェイクラッチに伝達されるが、伝達軸の回転数が第２外周スプラインの回転数（入力軸の回転数）を下回るために第２ワンウェイクラッチは係合せず、車両はクランク式無段変速機構を介して前進走行あるいは後進走行する。

この状態で車両が減速すると駆動輪から補助動力伝達手段を介して伝達軸に駆動力が逆伝達されるが、伝達軸の回転数が第２外周スプラインの回転数を上回るために第２ワンウェイクラッチが係合し、伝達軸の駆動力がエンジンに逆伝達されてエンジンブレーキが作動する。

車両が更に減速すると伝達軸の第２外周スプラインおよび第３外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、入力軸から伝達軸が切り離されてエンジンに駆動力が逆伝達されなくなり、車両が停止する前からエンジンを停止させる減速アイドリングストップが可能になる。

クランク式無段変速機構の故障時には入力軸の第１外周スプラインおよび伝達軸の第２、第３外周スプラインが内周スプラインで結合されるため、エンジンの駆動力が第３外周スプライン、伝達軸および補助動力伝達手段を介して出力軸に直接伝達され、車両はクランク式無段変速機構を介さずに前進走行あるいは後進走行する。

よって、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る。

また本発明の第４の特徴によれば、補助動力伝達手段は、伝達軸側が入力側支点よりもエンジン側に配置され、出力軸側が出力側支点よりも前進・後進切換機構側に配置されるので、クランク式無段変速機構の故障時には、エンジンの駆動力をクランク式無段変速機構を通さずに出力軸に伝達することが可能となり、故障したクランク式無段変速機構の損傷の拡大を回避することができる。

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７に対応する図である。（第２の実施の形態）

１１ 入力軸
１１ａ 第１外周スプライン（第２の実施の形態）
１２ 第１出力軸（出力軸）
１２ｂ 第２外周スプライン（第１の実施の形態）
１２ｃ 第３外周スプライン（第１の実施の形態）
１３ 伝達軸
１３ａ 第１外周スプライン（第１の実施の形態）
１３ｂ 第２外周スプライン（第２の実施の形態）
１３ｃ 第３外周スプライン（第２の実施の形態）
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）
２９ 補助動力伝達手段
４３ａ 内周スプライン
４５ 第２ワンウェイクラッチ
Ｅ エンジン
Ｓ１ 第１動力伝達切換機構（前進・後進切換機構）
Ｗ 駆動輪

以下、図１〜図１５に基づいて本発明の第１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２〜７に基づいて車両用動力伝達装置の構造を説明する。

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、変速ユニットＵ…の上流側（エンジンＥ側）の入力軸１１に設けた第１スプロケット２６と、変速ユニットＵ…の下流側（ディファレンシャルギヤＤ）側の第１出力軸１２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および第１出力軸１２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、第１出力軸１２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、第１出力軸１２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。また第１出力軸１２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、第１出力軸１２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、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、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、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から第１出力軸１２→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、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から第１出力軸１２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と第１出力軸１２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…を介して第１出力軸１２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から第１出力軸１２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）は第１出力軸１２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是新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を介して第１出力軸１２に伝達される。このとき、第１出力軸１２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が係合することで第１出力軸１２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、第１出力軸１２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を右動して第１出力軸１２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第１出力軸１２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および第１出力軸１２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および第１出力軸１２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、第１出力軸１２、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。

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イングストップや、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。

次に、図１６に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

第２の実施の形態

上述した第１の実施の形態では伝達軸１３および第２動力伝達切換機構Ｓ２が第１出力軸１２上に設けられているが、第２の実施の形態では伝達軸１３および第２動力伝達切換機構Ｓ２が入力軸１１上に設けられる。

即ち、第２の実施の形態の入力軸１１には第１外周スプライン１１ａが設けられ、伝達軸１３には第２外周スプライン１３ｂ、第３外周スプライン１３ｃおよび第１スプロケット２６が設けられる。また伝達軸１３および第２外周スプライン１３ｂの間には第２ワンウェイクラッチ４５が設けられており、この第２ワンウェイクラッチ４５は伝達軸１３の回転数が第２外周スプライン１３ｂの回転数を上回ったときに係合する。

そして第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を右動すると、入力軸１１の第１外周スプライン１１ａと伝達軸１３の第２外周スプライン１３ｂとが結合され、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を中央位置になると、入力軸１１の第１外周スプライン１１ａおよび伝達軸１３の第２、第３外周スプライン１３ｂ，１３ｃが結合され、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を右動すると、伝達軸１３の第２、第３外周スプライン１３ｂ，１３ｃが結合される。

この第２の実施の形態の作用は、上述した第１の実施の形態と同様の作用と実質的に同一である。即ち、第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を右動して入力軸１１の第１外周スプライン１１ａと伝達軸１３の第２外周スプライン１３ｂとを結合すると、車両の前進減速走行時や後進減速走行時に駆動輪Ｗ，Ｗから補助動力伝達手段２９を介してエンジンＥに駆動力を逆伝達してエンジンブレーキを作動させることができる。また第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を左動して伝達軸１３の第２、第３外周スプライン１３ｂ，１３ｃを結合すると、伝達軸１３を入力軸１１から切り離して車両の前進減速走行時や後進減速走行時にエンジンＥをアイドリングストップすることができる。また第２動力伝達切換機構Ｓ２のスリーブ４３を中央位置にして入力軸１１の第１外周スプライン１１ａおよび伝達軸１３の第２、第３外周スプライン１３ｂ，１３ｃを結合すると、変速ユニットＵ…が故障したときにエンジンＥの駆動力を補助動力伝達手段２９を介して第１出力軸１２に伝達し、車両を前進走行あるいは後進走行させることができる。

但し、第２の実施の形態はエンジンＥが接続されるために軸方向寸法が大型化し易い入力軸１１側に伝達軸１３を設けているので、第１の実施の形態のレイアウトに比べると、動力伝達装置全体の軸方向寸法を短縮上では不利である。

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。

Claims (4)

1. エンジン（Ｅ）に接続された入力軸（１１）と、
   駆動輪（Ｗ）に接続された出力軸（１２）と、
   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、
   前記出力軸（１２）および前記駆動輪（Ｗ）間に配置された前進・後進切換機構（Ｓ１）と、
   前記出力軸（１２）の外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸（１３）と、
   前記入力軸（１１）および前記伝達軸（１３）を接続する補助動力伝達手段（２９）と、
   前記伝達軸（１３）に設けられた第１外周スプライン（１３ａ）と、
   前記出力軸（１２）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、
   前記第１、第２外周スプライン（１３ａ，１２ｂ）に噛合する第１状態、前記第２，第３外周スプライン（１２ｂ，１２ｃ）に噛合する第２状態および前記第１〜第３外周スプライン（１３ａ，１２ｂ，１２ｃ）に噛合する第３状態を切り換え可能な内周スプライン（４１ａ）と、
   前記出力軸（１２）および前記第２外周スプライン（１２ｂ）間に設けられて該出力軸（１２）の回転数が該第２外周スプライン（１２ｂ）の回転数を上回ったときに係合する第２ワンウェイクラッチ（４５）とを備えることを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記補助動力伝達手段（２９）は、前記入力軸（１１）側が前記入力側支点（１８）よりも前記エンジン（Ｅ）側に配置され、前記伝達軸（１３）側が前記出力側支点（１９ｃ）よりも前記前進・後進切換機構（Ｓ１）側に配置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. エンジン（Ｅ）に接続された入力軸（１１）と、
   駆動輪（Ｗ）に接続された出力軸（１２）と、
   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、
   前記出力軸（１２）および前記駆動輪（Ｗ）間に配置された前進・後進切換機構（Ｓ１）と、
   前記入力軸（１１）の外周に相対回転自在に嵌合する伝達軸（１３）と、
   前記伝達軸（１３）および前記出力軸（１２）を接続する補助動力伝達手段（２９）と、
   前記入力軸（１１）に設けられた第１外周スプライン（１１ａ）と、
   前記伝達軸（１３）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、
   前記第１、第２外周スプライン（１１ａ，１２ｂ）に噛合する第１状態、前記第２，第３外周スプライン（１２ｂ，１２ｃ）に噛合する第２状態および前記第１〜第３外周スプライン（１１ａ，１２ｂ，１２ｃ）に噛合する第３状態を切り換え可能な内周スプライン（４１ａ）と、
   前記伝達軸（１３）および前記第２外周スプライン（１２ｂ）間に設けられて該伝達軸（１３）の回転数が該第２外周スプライン（１２ｂ）の回転数を上回ったときに係合する第２ワンウェイクラッチ（４５）とを備えることを特徴とする車両用動力伝達装置。
4. 前記補助動力伝達手段（２９）は、前記伝達軸（１３）側が前記入力側支点（１８）よりも前記エンジン（Ｅ）側に配置され、前記出力軸（１２）側が前記出力側支点（１９ｃ）よりも前記前進・後進切換機構（Ｓ１）側に配置されることを特徴とする、請求項３に記載の車両用動力伝達装置。

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