JPWO2014188823A1 - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

クランク式の無段変速機を備える車両用動力伝達装置において、車両の減速走行時に、第１クラッチを係合して第２入力軸および第２出力軸を第１動力伝達経路を介して接続し、第２クラッチを係合して第１入力軸および第１出力軸第２動力伝達経路を介して接続すると、駆動輪から逆伝達される駆動力が前後進切換機構→第２出力軸→第１動力伝達経路→第２入力軸→無段変速機→第１出力軸→第２動力伝達経路→第１入力軸の経路でエンジンに伝達され、エンジンブレーキが作動する。これにより、エンジンブレーキの制動力の大きさを任意に調整でき、減速走行中に車速が減少しても、無段変速機の変速比を変更することでエンジン回転数を一定に維持することが可能となり、エンジンのフュエルカット領域を拡大して燃料消費量を節減することができる。

Description

本発明は、エンジンに接続された入力軸の回転を変速して出力軸に伝達する無段変速機が、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、前記出力軸に接続されて車両の前進・後進を切り換える前後進切換機構と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。

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、入力軸および出力軸間に無段変速機と並列に補助駆動力伝達手段を配置し、補助駆動力伝達手段を介して伝達される駆動力で車両を後進走行させることが考えられる。このような補助駆動力伝達手段を設ければ、車両の減速走行時に駆動輪から補助駆動力伝達手段および入力軸を介してエンジンに駆動力を逆伝達することで、エンジンブレーキを作動させることも可能になる。

しかしながら、補助駆動力伝達手段のレシオが固定されている場合には、エンジンブレーキの制動力の大きさを自由に制御することができず、車速に応じた適切な制動力を得ることができないという問題がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式の無段変速機を備える車両用動力伝達装置において、エンジンブレーキの制動力の大きさを任意に調整できるよう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の回転を変速して出力軸に伝達する無段変速機が、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、前記出力軸に接続されて車両の前進・後進を切り換える前後進切換機構とを備える車両用動力伝達装置であって、前記入力軸は、前記エンジンに接続された第１入力軸と、前記第１入力軸および前記無段変速機に接続された第２入力軸とを含み、前記出力軸は、前記無段変速機に接続された第１出力軸と、前記第１出力軸および前記前後進切換機構に接続された第２出力軸とを含み、前記第２入力軸および前記第２出力軸間で駆動力を伝達する第１動力伝達経路と、前記第１入力軸および前記第１出力軸間で駆動力を伝達する第２動力伝達経路と、前記第１動力伝達経路上に配置された第１係合手段と、前記第２動力伝達経路上に配置された第２係合手段と、前記第１入力軸および前記第２入力軸間に配置された第３係合手段と、前記第１出力軸および前記第２出力軸間に配置された第４係合手段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、前記第３係合手段は、前記第１入力軸の回転数が前記第２入力軸の回転数を上回ったときに係合するワンウェイクラッチで構成され、前記第４係合手段は、前記第１出力軸の回転数が前記第２出力軸の回転数を上回ったときに係合するワンウェイクラッチで構成されることを第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、前記無段変速機がフェールしたとき、前記第１係合手段および前記第３係合手段を係合解除し、前記第２係合手段および前記第４係合手段を係合することを第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〜第４クラッチＣ１〜Ｃ４は本発明の第１〜第４係合手段に対応し、実施の形態のセレクタ装置Ｓは本発明の前後進切換機構に対応する。

本発明の第１の特徴によれば、車両用動力伝達装置は、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、出力軸に設けたワンウェイクラッチのアウター部材に設けた出力側支点と、入力側支点および出力側支点を接続するコネクティングロッドとを備えるので、入力軸が回転してコネクティングロッドが往復運動すると、ワンウェイクラッチが間欠的に係合することで出力軸が間欠的に回転して駆動力が伝達される。その際に、変速アクチュエータで入力側支点の偏心量を変更することで、コネクティングロッドが往復運動するストロークが変化して変速比が変更される。

第３係合手段を係合して第１入力軸および第２入力軸を接続し、第４係合手段を係合して第１出力軸および第２出力軸を接続すると、エンジンの駆動力が第１入力軸→第３係合手段→第２入力軸→無段変速機→第１出力軸→第４係合手段→第２出力軸→前後進切換機構の経路で駆動輪に伝達され、車両が前進走行あるいは後進走行する。

車両の減速走行時に、第１係合手段を係合して第２入力軸および第２出力軸を第１動力伝達経路を介して接続し、第２係合手段を係合して第１入力軸および第１出力軸を第２動力伝達経路を介して接続すると、駆動輪から逆伝達される駆動力が前後進切換機構→第２出力軸→第１動力伝達経路→第２入力軸→無段変速機→第１出力軸→第２動力伝達経路→第１入力軸の経路でエンジンに伝達され、エンジンブレーキが作動する。減速走行中に車速が減少しても、無段変速機の変速比を変更することでエンジン回転数を一定に維持することが可能となり、エンジンのフュエルカット領域を拡大して燃料消費量を節減することができる。

また本発明の第２の特徴によれば、第３係合手段は、第１入力軸の回転数が第２入力軸の回転数を上回ったときに係合するワンウェイクラッチで構成され、第４係合手段は、第１出力軸の回転数が第２出力軸の回転数を上回ったときに係合するワンウェイクラッチで構成されるので、車両の加速走行時に第３、第４係合手段を自動的に係合してエンジンの駆動力を駆動輪に伝達し、車両の減速走行時に第３、第４係合手段を自動的に係合解除してエンジンブレーキを作動させることができる。しかも運転者がアクセルペダルを戻して車両が減速走行状態に移行すると直ちにエンジンブレーキが作動するので、運転者の要求に素早く応答することができる。

また本発明の第３の特徴によれば、無段変速機がフェールしたとき、第１係合手段および第３係合手段を係合解除し、第２係合手段および前記第４係合手段を係合すると、エンジンの駆動力が第１入力軸→第２動力伝達経路（第２係合手段）→第１出力軸→第４係合手段→第２出力軸→前後進切換機構の経路で駆動輪に伝達され、車両を修理工場まで退避走行させることができる。

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は第１、第２動力伝達経路、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（加速走行時）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（減速走行時）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（フェール時）である。（第１の実施の形態） 図１５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入力軸
１１Ｂ 第２入力軸
１２ 出力軸
１２Ａ 第１出力軸
１２Ｂ 第２出力軸
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）
７２Ａ 第１動力伝達経路
７２Ｂ 第２動力伝達経路
Ｃ１ 第１クラッチ（第１係合手段）
Ｃ２ 第２クラッチ（第２係合手段）
Ｃ３ 第３クラッチ（第３係合手段）
Ｃ４ 第４クラッチ（第４係合手段）
Ｅ エンジン
Ｓ セレクタ装置（前後進切換機構）
Ｔ 無段変速機

以下、添付図面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

先ず、図１〜図１４に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。

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、入力軸１１および出力軸１２間に配置された無段変速機Ｔと、出力軸１２上に配置されたセレクタ装置Ｓと、出力軸１２および車軸１０，１０間に配置された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。入力軸１１は、エンジンＥに接続された第１入力軸１１Ａと、無段変速機Ｔに接続された第２入力軸１１Ｂとを含む。また出力軸１２は、無段変速機Ｔに接続された第１出力軸１２Ａと、セレクタ装置Ｓに接続された第２出力軸１２Ｂとを含む。

図１および図７に示すように、入力軸１１および出力軸１２間に、第１中間軸７１Ａおよび第２中間軸７１Ｂからなる中間軸７１が配置される。第２入力軸１１Ｂおよび第２出力軸１２Ｂを接続する第１動力伝達経路７２Ａは、第２入力軸１１Ｂに固設した第１ギヤ７３と、第２中間軸７１Ｂに固設されて第１ギヤ７３に噛合する第２ギヤ７４と、第１中間軸７１Ａおよび第２中間軸７１Ｂ間に配置された多板クラッチよりなる第１クラッチＣ１と、第１中間軸７１Ａに固設した第３ギヤ７５と、第２出力軸１２Ｂに固設されて第３ギヤ７５に噛合する第４ギヤ７６とを備える。

第１入力軸１１Ａおよび第１出力軸１２Ａを接続する第２動力伝達経路７２Ｂは、第１入力軸１１Ａに固設した第５ギヤ７７と、第２中間軸７１Ｂに相対回転自在に支持されて第５ギヤ７７に噛合する第６ギヤ７８と、第２中間軸７１Ｂに相対回転自在に支持された第７ギヤ７９と、第６ギヤ７８および第７ギヤ７９を結合可能な多板クラッチよりなる第２クラッチＣ２と、第１出力軸１２Ａに固設されて第７ギヤ７９に噛合する第８ギヤ８０とを備える。

第１入力軸１１Ａおよび第２入力軸１１Ｂ間には多板クラッチよりなる第３クラッチＣ３が配置されており、第３クラッチＣ３を係合解除すると、第１入力軸１１Ａおよび第２入力軸１１Ｂが切り離される。また第１出力軸１２Ａおよび第２出力軸１２Ｂ間には多板クラッチよりなる第４クラッチＣ４が配置されており、第４クラッチＣ４を係合解除すると、第１出力軸１２Ａおよび第２出力軸１２Ｂが切り離される。

次に、図２〜図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…は第２入力軸１１Ｂの回転を減速または増速して第１出力軸１２Ａに伝達する。

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第２入力軸１１Ｂ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、第２入力軸１１Ｂと同速度で回転可能であり、かつ第２入力軸１１Ｂ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を貫通した第２入力軸１１Ｂ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１２Ａ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１２Ａ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は第２入力軸１１Ｂ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は第２入力軸１１Ｂ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１２Ａおよび第２出力軸１２Ｂ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３出力軸３１と、この第３出力軸３１に外周に相対回転自在に嵌合する筒状の第４出力軸３２とを備える。第２出力軸１２Ｂの右端から径方向外側に延びた先端に第１外周スプライン１２ａが形成され、第３出力軸３１の左端から径方向外側に延びた先端に第２外周スプライン３１ａが形成され、第４出力軸３２の左端から径方向外側に延びた先端に第３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３１ａ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３１ａ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７に示す左動時にのみ第２外周スプライン３１ａに噛合する。つまり、スリーブ３６がフォーク３７で図７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３１ａとの噛合が解除される。

遊星歯車機構４２は、サンギヤ４３と、キャリヤ４４と、リングギヤ４５と、キャリヤ４４に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４出力軸３２の右端に結合され、リングギヤ４５は第３出力軸３１の右端から径方向外側に延びる接続部材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７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７に示す左動状態から右動すると、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の左端は第３出力軸３１の右端に結合される。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第１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を第２入力軸１１Ｂに対して相対回転させると、第２入力軸１１Ｂ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第２入力軸１１Ｂ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（つまり第２入力軸１１Ｂ）に対して第１出力軸１２Ａと反対側にある状態を示しており、このとき第２入力軸１１Ｂ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（つまり第２入力軸１１Ｂ）に対して第１出力軸１２Ａと同じ側にある状態を示しており、このとき第２入力軸１１Ｂ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で第２入力軸１１Ｂを回転させるとともに、第２入力軸１１Ｂ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、第２入力軸１１Ｂ、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、第２入力軸１１Ｂ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１２Ａに伝達されるため、第１出力軸１２Ａは反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転する。

第２入力軸１１Ｂ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１２Ａ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１２Ａが反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転するため、第１出力軸１２Ａ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、第２入力軸１１Ｂの位置は偏心ディスク１８の中心に一致しているので、第２入力軸１１Ｂに対する偏心ディスク１８の偏心量はゼロになる。第３クラッチＣ３を係合して第１入力軸１１Ａおよび第２入力軸１１Ｂを結合し、かつ第４クラッチＣ４を係合して第１出力軸１２Ａおよび第２出力軸１２Ｂを結合した状態で、エンジンＥで第２入力軸１１Ｂを回転させるとともに、第２入力軸１１Ｂ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、第２入力軸１１Ｂ、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、第２入力軸１１Ｂ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１２Ａ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１２Ａ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。

第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４を係合した状態で、図８および図９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１２Ａ、第２出力軸１２Ｂ、第３出力軸３１および第４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３出力軸３１が接続部材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３出力軸３１が第１噛合切換機構３５および第４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。

第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４を係合した状態で、図８および図１０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１２Ａ、第２出力軸１２Ｂおよび第４出力軸３２を結合して第３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１２Ａに出力された駆動力が第４クラッチＣ４→第２出力軸１２Ｂ→第１噛合切換機構３５→第４出力軸３２→サンギヤ４３→キャリヤ４４→リングギヤ４５→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。

第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４を係合した状態で、図８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を右動し、第１出力軸１２Ａ、第２出力軸１２Ｂおよび第４出力軸３２を結合して第３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および接続部材４９が自由に回転可能になり、かつ第３出力軸３１が第１噛合切換機構３５から切り離されるため、第３出力軸３１が自由に回転可能になり、接続部材４９および第３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１２Ａ→第４クラッチＣ４→第２出力軸１２Ｂ→第１噛合切換機構３５→第４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。

第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４を係合した状態で、図８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を左動し、第１出力軸１２Ａ、第２出力軸１２Ｂ、第３出力軸３１および第４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に接続部材４９を介して接続された第３出力軸３１と、遊星歯車機構４２のサンギヤ４３に接続された第４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、加速走行時には、無段変速機Ｔから第１出力軸１２Ａに出力された駆動力が第４クラッチＣ４→第２出力軸１２Ｂ→第１噛合切換機構３５→第３出力軸３１の経路で、あるいは第４クラッチＣ４→第２出力軸１２Ｂ→第１噛合切換機構３５→第４出力軸３２→サンギヤ４３→キャリヤ４４→リングギヤ４５→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、本実施の形態の無段変速機Ｔの第１出力軸１２Ａ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１２Ａおよび第２出力軸１２Ｂ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。

次に、図１３に基づいて、ドライブレンジにおける減速走行時のトルクフローについて説明する。

減速走行時には、駆動輪Ｗ，Ｗ側からエンジンＥ側に駆動力を逆伝達してエンジンブレーキを作動させる必要があるが、無段変速機Ｔは第１出力軸１２Ａとコネクティングロッド１９…との間にワンウェイクラッチ２１…が配置されているため、駆動力を逆伝達することが不可能である。そこで本実施の形態では、駆動輪Ｗ，Ｗから逆伝達される駆動力を、第１動力伝達経路７２Ａ→無段変速機Ｔ→第２動力伝達経路７２Ｂの経路でエンジンＥに逆伝達し、エンジンブレーキを作動させるようになっている。

即ち、ドライブレンジにおいて車両が減速走行状態になると、それまで係合していた第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４を係合解除するとともに、それまで係合解除していた第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２を係合する。その結果、駆動輪Ｗ，Ｗから第２出力軸１２Ｂに逆伝達された駆動力は、第４ギヤ７６→第３ギヤ７５→第１中間軸７１Ａ→第１クラッチＣ１→第２中間軸７１Ｂ→第２ギヤ７４→第１ギヤ７３→第２入力軸１１Ｂ→無段変速機Ｔ→第１出力軸１２Ａ→第８ギヤ８０→第７ギヤ７９→第２クラッチＣ２→第６ギヤ７８→第５ギヤ７７→第１入力軸１１Ａの経路でエンジン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。このとき、無段変速機Ｔは第２入力軸１１Ｂ側から第１出力軸１２Ａ側にトルクが流れるため、変速機能を支障なく発揮することができる。

従って、車両の減速フュエルカットによる減速走行中に車速が次第に減少しても、無段変速機Ｔの変速比を変更してエンジン回転数を変化させることで、エンジンブレーキの制動力の大きさを任意に調整したり、車両の再加速に備えてエンジン回転数をエンジンＥが再着火可能な回転数に維持したりすることができる。しかもエンジン回転数を一定に保持しながらエンジンブレーキを作動させるとき、より低車速までエンジン回転数を一定に保持することが可能となり、減速フュエルカットの車速領域を拡大して燃料消費量を節減することができる。

次に、図１４に基づいて、無段変速機Ｔのフェール時のトルクフローについて説明する。

無段変速機Ｔがフェールした場合には、エンジンＥの駆動力を第２動力伝達経路７２Ｂを介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達することで、フェールした無段変速機Ｔに駆動力を伝達することなく、車両を走行させることができる。無段変速機Ｔのフェールは、フリクションが増加する（変速アクチュエータ１４の電流値が正常時よりも高くなる）、変速速度が遅くなる、変速しない、制御装置との間の制御信号が途絶える、等の異常が発生したときに判定される。

無段変速機Ｔのフェール時には、第２クラッチＣ２および第４クラッチＣ４を係合するとともに、第１クラッチＣ１および第３クラッチＣ３を係合解除する。その結果、エンジンＥの駆動力は、第１入力軸１１Ａ→第５ギヤ７７→第６ギヤ７８→第２クラッチＣ２→第７ギヤ７９→第８ギヤ８０→第１出力軸１２Ａ→第４クラッチＣ４の経路で第２出力軸１２Ｂに伝達され、そこから前後進切換機構ＳおよびディファレンシャルギヤＤを介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。これにより、無段変速機Ｔがフェールした車両を修理工場まで退避走行させることが可能となる。

第２の実施の形態

次に、図１５に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

第１の実施の形態は、第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４が多板式クラッチで構成されているが、第２の実施の形態は、第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４がワンウェイクラッチで構成される。

第１入力軸１１Ａおよび第２入力軸１１Ｂ間に配置された第３クラッチＣ３は、第１入力軸１１Ａの回転数が第２入力軸１１Ｂの回転数を上回ったとき、つまりエンジンＥの駆動力が無段変速機Ｔに伝達されるときに係合し、それ以外のときに係合解除する。第１出力軸１２Ａおよび第２出力軸１２Ｂ間に配置された第４クラッチＣ４は、第１出力軸１２Ａの回転数が第２出力軸１２Ｂの回転数を上回ったとき、つまり無段変速機Ｔが出力する駆動力が駆動輪Ｗ，Ｗに伝達されるときに係合する。

エンジンブレーキの作動時に第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４は共に係合解除するため（図１３参照）、第１動力伝達経路７２Ａの増速比および無段変速機Ｔの変速比間に所定の関係が成立することが必要である。

Ｎｅ：エンジン回転数
Ｎｉｎ：無段変速機入力回転数
Ｎｏｕｔ：無段変速機出力回転数
Ｎｄ：第２出力軸回転数（ディファレンシャルギヤ回転数）
ｉＢＤ：無段変速機変速比
ｉ１：第１動力伝達経路増速比
ｉ２：第２動力伝達経路増速比
とすると、第３クラッチＣ３が係合解除するには、第１入力軸１１Ａの回転数（エンジン回転数）が第２入力軸１１Ｂの回転数（無段変速機入力回転数）を下回ることが必要である。即ち、
Ｎｅ＜Ｎｉｎ
Ｎｄ＊ｉ１＊（１／ｉＢＤ）＊ｉ２＜Ｎｄ＊ｉ１
ｉ２＜ｉＢＤ
が成立することが必要であり、無段変速機変速比ｉＢＤが第５ギヤ７７、第６ギヤ７８、第７ギヤ７９および第８ギヤ８０の歯数から決まる第２動力伝達経路７２Ｂの増速比ｉ２を上回るように制御すれば、エンジンブレーキの作動が必要なときに第３クラッチＣ３を自動的に係合解除することができる。

また第４クラッチＣ４が係合解除するには、第１出力軸１２Ａの回転数（無段変速機出力回転数）が第２出力軸１２Ｂの回転数（ディファレンシャルギヤ回転数）を下回ることが必要である。即ち、
Ｎｏｕｔ＜Ｎｄ
Ｎｉｎ＊（１／ｉＢＤ）＜Ｎｉｎ／ｉ１
ｉ１＜ｉＢＤ
が成立することが必要であり、無段変速機変速比ｉＢＤが第１ギヤ７３、第２ギヤ７４、第３ギヤ７５および第４ギヤ７６の歯数から決まる第１動力伝達経路７２Ａの増速比ｉ１を上回るように制御すれば、エンジンブレーキの作動が必要なときに第４クラッチＣ４を自動的に係合解除することができる。

以上のように、本実施の形態によれば、運転者がアクセルペダルを戻して車両が減速走行状態に移行すると、直ちに第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４が係合解除してエンジンブレーキが作動するので、運転者の要求に素早く応答することができる。

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、実施の形態では無段変速機Ｔが４個の変速ユニットＵを備えているが、変速ユニットＵの数は４個に限定されるものではない。

またセレクタ装置Ｓの構造は実施の形態に限定されるものではない。

Claims (3)

1. エンジン（Ｅ）に接続された入力軸（１１）の回転を変速して出力軸（１２）に伝達する無段変速機（Ｔ）が、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、前記出力軸（１２）に接続されて車両の前進・後進を切り換える前後進切換機構（Ｓ）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、前記エンジン（Ｅ）に接続された第１入力軸（１１Ａ）と、前記第１入力軸（１１Ａ）および前記無段変速機（Ｔ）に接続された第２入力軸（１１Ｂ）とを含み、前記出力軸（１２）は、前記無段変速機（Ｔ）に接続された第１出力軸（１２Ａ）と、前記第１出力軸（１２Ａ）および前記前後進切換機構（Ｓ）に接続された第２出力軸（１２Ｂ）とを含み、
   前記第２入力軸（１１Ｂ）および前記第２出力軸（１２Ｂ）間で駆動力を伝達する第１動力伝達経路（７２Ａ）と、前記第１入力軸（１１Ａ）および前記第１出力軸（１２Ａ）間で駆動力を伝達する第２動力伝達経路（７２Ｂ）と、前記第１動力伝達経路（７２Ａ）上に配置された第１係合手段（Ｃ１）と、前記第２動力伝達経路（７２Ｂ）上に配置された第２係合手段（Ｃ２）と、前記第１入力軸（１１Ａ）および前記第２入力軸（１１Ｂ）間に配置された第３係合手段（Ｃ３）と、前記第１出力軸（１２Ａ）および前記第２出力軸（１２Ｂ）間に配置された第４係合手段（Ｃ４）とを備えることを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記第３係合手段（Ｃ３）は、前記第１入力軸（１１Ａ）の回転数が前記第２入力軸（１１Ｂ）の回転数を上回ったときに係合するワンウェイクラッチで構成され、前記第４係合手段（Ｃ４）は、前記第１出力軸（１２Ａ）の回転数が前記第２出力軸（１２Ｂ）の回転数を上回ったときに係合するワンウェイクラッチで構成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. 前記無段変速機（Ｔ）がフェールしたとき、前記第１係合手段（Ｃ１）および前記第３係合手段（Ｃ３）係合解除し、前記第２係合手段（Ｃ２）および前記第４係合手段（Ｃ４）を係合す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。

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