WO2013175582A1 - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

　駆動力源が出力したトルクが入力される入力軸とトルクを出力する出力軸との間に、変速比を連続的に変化させる無段変速機と、前記入力軸および前記出力軸とは異なる位置に配置された中間軸を有し前記無段変速機で設定できない少なくとも１つの変速比を設定するギヤ列とが、それぞれ、前記入力軸と前記出力軸との間でトルクを伝達できるように設けられた車両用動力伝達装置において、入力要素、出力要素、および回転が止められることにより前記入力要素と前記出力要素とを互いに反対方向に回転させる反力要素の３つの回転要素によって差動作用を行う前後進切替機構が、前記出力軸もしくは前記中間軸と同一軸線上に配置され、前記３つの回転要素の少なくともいずれか２つの回転要素を連結する第１クラッチ機構と、前記反力要素の回転を止めるブレーキ機構とが設けられ、前記入力軸と前記出力軸とが前記無段変速機を介して連結されるとともに、前記入力軸から前記無段変速機を経由して前記出力軸に至るトルク伝達経路に、トルクの伝達と遮断とを行う第２クラッチ機構が設けられ、前記入力軸と前記出力軸とが前記ギヤ列および前記前後進切替機構を介して連結されている。

Description

車両用動力伝達装置

　この発明は、車両の駆動力源から出力された動力を伝達するための装置に関し、特に無段変速機を含む伝動経路と、その伝動経路に対して並列に設けられた他の伝動経路とを備えている動力伝達装置に関するものである。

　車両の駆動力源として一般に用いられている内燃機関は、回転数の増大に応じて出力トルクが大きくなる特性を有している。これに対して、車両に要求される駆動力は、低車速で大きく、高車速で相対的に小さいのが一般的である。すなわち、車両においては、内燃機関の出力特性に基づくトルクとは反対のトルクが要求される。また、内燃機関の効率の良い運転点は限られている。そのため、内燃機関を駆動力源とする車両では、変速比を適宜に変化させることのできる変速機が搭載されている。そして、その変速機で車速やアクセル開度などの車両の走行状態に基づいて変速比を適宜に設定することにより、必要とする駆動力を得るとともに内燃機関を効率の良い運転点で運転している。ただし、変速段毎に段階的に変速比を設定する有段変速機のように、変速機で設定する変速比に段差がある場合は、内燃機関を常に効率の良い運転点で運転することはできない。すなわち、効率の良い運転点における内燃機関の回転数が、２つの変速段の間の変速比で設定できる回転数であった場合には、一方の変速段から他方の変速段に切り替わるまでの間の運転状態では効率が低下してしまう。そこで最近では、有段変速機に替えて、変速比を連続的に変化させることが可能な無段変速機が使用されるようになってきている。

　車両用の無段変速機としては、ベルト式無段変速機とトロイダル型無段変速機とが広く知られている。前者のベルト式無段変速機は、動力伝達用のベルトと、そのベルトを巻き掛ける溝の幅を変化させることに伴ってベルトの巻き掛け半径が大小に変化する一対のプーリとを有している。そして、それぞれのプーリの溝幅を変化させてベルトの巻き掛け半径を変化させることにより、それら一対のプーリの間で設定する変速比を無段階に変化させるように構成されている。また、後者のトロイダル型無段変速機は、向かい合わせて配置されている一対のディスクの間にパワーローラを挟み込み、そのパワーローラの各ディスクに対する接触点を結んだ線が、ディスクの回転中心軸線に対して傾斜することにより、各ディスク同士の回転数に差が生じる構成となっている。そして、パワーローラの傾斜角度（傾転角度）が大きいほど、ディスク同士の回転数の差すなわち変速比が「１」から離れるように構成されている。

　これらの無段変速機では、変速比を連続的に変化させるために、プーリとベルトとの間の摩擦力、あるいはディスクとパワーローラとの間の摩擦力を利用してトルクを伝達している。摩擦力は、２つの部材の接触箇所における摩擦係数と垂直荷重（もしくは法線方向の荷重）との積であるから、伝達するべきトルクに応じて垂直荷重を大きくすることになる。その垂直荷重は車両用のベルト式無段変速機では、プーリがベルトを挟み付ける荷重である。そしてその荷重は、例えばプーリに油圧アクチュエータを一体に形成し、その油圧アクチュエータに供給する油圧によって発生させている。

　一方、車両においては発進時に大きい駆動力が要求される。これに対して定常的な走行状態すなわち巡航時に要求される駆動力は発進時に比較して小さい。そのため、上記の摩擦力を発生させるための垂直荷重は発進時に大きくする必要がある。すなわち、ベルト式無段変速機では、挟圧力を発生させるための油圧を発進時に高くすることになる。車両の駆動状態として比較的短時間である発進時に備えて、大きい油圧を発生させる油圧機器を設けるとすれば、駆動装置やそのための油圧装置が大型化し、また高油圧を発生させることに伴って燃費が悪化してしまう可能性がある。

　このような課題を解消することを目的とした装置が、特開２００５－３０８０４１号公報、特開２００４－０７６８７６号公報、および特開２０００－１３０５４８号公報などに記載されている。これらのうち特開２００５－３０８０４１号公報に記載された装置は、前後進切替機構を構成しているシングルピニオン型遊星歯車機構のサンギヤに、エンジンが出力した動力が伝達され、そのサンギヤをベルト式無段変速機のプライマリープーリと一体の入力軸に連結するクラッチが設けられている。その入力軸の外周側にワンウェイクラッチを介して入力ギヤが嵌合されており、この入力ギヤが前後進切替機構におけるリングギヤに連結されている。なお、ワンウェイクラッチは、前進回転方向で入力軸がその外周側の入力ギヤよりも高速で回転する場合に係合するように構成されている。また、セカンダリープーリと一体の出力軸の外周側には、他のワンウェイクラッチを介して出力ギヤが嵌合されている。そして、上記の入力ギヤと出力ギヤとの間にアイドルギヤが配置され、入力ギヤと出力ギヤとがこのアイドルギヤに噛み合っている。すなわち、入力ギヤと出力ギヤとが共に同方向に回転するように構成されている。これら入力ギヤと出力ギヤとのギヤ比（変速比）は、上記の各プーリとこれらに巻き掛けられたベルトとからなる無段変速機で設定できる最も大きい変速比よりも僅かに小さい変速比に設定されている。そして、上記の他のワンウェイクラッチは、前進回転方向で、出力軸が出力ギヤよりも高速で回転する場合に係合するように構成されている。また、上記の他のワンウェイクラッチと並列に摩擦式のクラッチが設けられている。さらに、後進状態を設定するために、前後進切替機構におけるキャリアを固定するブレーキが設けられている。

　したがって、上記の特開２００５－３０８０４１号公報に記載された装置では、例えば前進走行するために発進する場合、サンギヤと入力軸とがクラッチによって連結され、無段変速機を主体とする主変速経路に入力軸を介してトルクが伝達され、上記の各ギヤを主体とする副変速経路にワンウェイクラッチが係合することによりトルクが伝達される。その場合、ギヤ列による変速比が無段変速機の最大変速比より幾分小さいので、出力ギヤが出力軸よりも高速で回転する。その結果、出力軸側のワンウェイクラッチが解放状態になり、トルクはギヤ列を介して駆動輪に伝達される。すなわち、無段変速機には発進時の大きいトルクが掛からない。そして発進後に、車速が増大するにつれて無段変速機の変速比を次第に小さくすると、セカンダリープーリと一体の出力軸の回転数がその外周側に設けられている出力ギヤの回転数に達し、変速比の低下によってその回転数が更に増大する。その結果、出力軸側のワンウェイクラッチが係合状態になり、駆動輪には無段変速機を介してトルクが伝達される。なお、その場合、入力軸側のワンウェイクラッチは解放状態になるので、インターロック状態は生じない。　

　また、特開２００４－０７６８７６号公報に記載された装置は、エンジンが出力した動力を伝達する入力軸と、ベルト式無段変速機におけるプライマリープーリとの間に、シングルピニオン型遊星歯車機構からなる前後進切替機構が設けられている。そして、その前後進切替機構におけるリングギヤとプライマリープーリとが一体となって回転するように連結され、またサンギヤに入力軸が連結されている。したがって、サンギヤとリングギヤとをクラッチによって連結することにより前進状態となり、キャリアをブレーキによって固定することにより後進状態となる。さらに、入力軸と、セカンダリープーリに一体化されている出力軸との間には、無段変速機による最大変速比よりも大きい変速比のギヤ列が設けられている。そのギヤ列を構成している入力ギヤが入力軸に一体化され、またその入力軸にアイドルギヤを介して連結されている出力ギヤが、出力軸に回転可能に嵌合させられている。そして、出力ギヤと出力軸との間に、ワンウェイクラッチと摩擦クラッチとが直列に配列されている。

　したがって、前進状態で発進する場合、入力軸をプライマリープーリに連結するためのクラッチを解放しておき、また出力軸側のクラッチを係合させておくことにより、入力軸からギヤ列およびワンウェイクラッチならびにこれと直列に配列されているクラッチを介して出力軸にトルクが伝達される。その状態から入力軸とプライマリープーリとをクラッチによって連結すると、無段変速機の最大変速比がギヤ列による変速比よりも幾分小さいことから、セカンダリープーリおよびこれと一体の出力軸が従前より大きい回転数、より具体的には出力ギヤより高回転数になってワンウェイクラッチが解放状態になる。すなわち、トルクは無段変速機を介して出力軸に伝達される。このように、発進時はギヤ列がトルクの伝達を行うので、無段変速機には発進時の大きいトルクが掛かることがない。

　そして、特開２０００－１３０５４８号公報には、上述した特開２００４－０７６８７６号公報に記載されている装置と同様の構成の変速装置が記載されている。すなわち、この特開２０００－１３０５４８号公報に記載された変速装置においても、発進時にトルクを伝達するギヤ列における出力側のギヤと、セカンダリープーリに一体化されている出力軸との間に、ワンウェイクラッチと摩擦クラッチとが並列に配列されている。

　これらいずれの公報に記載された装置においても、ベルト式無段変速機と並列にギヤ列が設けられ、主として発進時にそのギヤ列を介して、発進のためのトルクを伝達するように構成されている。そして、前進走行状態では無段変速機を介してトルクを伝達させるために、トルクの伝達経路を切り替えており、その切り替えをワンウェイクラッチを使用して行うように構成されている。しかしながら、ワンウェイクラッチはトルクの伝達方向が一方向に限られるのに対して、車両が実際に走行する際には、正逆いずれの方向にもトルクを伝達する必要がある。また、トルクの伝達経路の構成によってはワンウェイクラッチを機能させないようにする必要もある。そのため、上述した各公報に記載されているように、ワンウェイクラッチと摩擦クラッチとを併用する必要がある。したがって、上述した各公報に記載されている構成では、発進時の大きいトルクが無段変速機に作用することを回避もしくは抑制できるとしても、装置の全体としての構成が大型化し、車載性が損なわれてしまう可能性がある。

　また、特開２００５－３０８０４１号公報に記載された装置および特開２００４－０７６８７６号公報に記載された装置は、いずれも遊星歯車機構からなる前後進切替機構を備えている。前者の特開２００５－３０８０４１号公報に記載された構成では、ベルト式無段変速機によってトルクを伝達して走行している場合、そのサンギヤにはエンジンからのトルクが伝達され、またリングギヤにはギヤ列からのトルクが伝達される。そのため、サンギヤ、ピニオンギヤ、およびリングギヤの間に大きな回転数差が生じ、これが動力の損失や潤滑油の劣化、あるいは騒音や振動の原因になる可能性がある。また、後者の特開２００４－０７６８７６号公報に記載された構成では、ギヤ列がトルクを伝達して走行している場合に、前後進切替機構を構成している遊星歯車機構のサンギヤにエンジンからのトルクが伝達され、かつリングギヤには出力軸側から無段変速機を介してトルクが伝達される。その結果、上記の特開２００５－３０８０４１号公報に記載された装置と同様に、サンギヤ、ピニオンギヤ、およびリングギヤの間に大きな回転数差が生じ、これが動力の損失や潤滑油の劣化、あるいは騒音や振動の原因になる可能性がある。

　この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、無段変速機を備えた車両用動力伝達装置であって、無段変速機で設定可能な最大変速比もしくは最小変速比を超える変速比を設定でき、しかも小型化が容易でかつ耐久性に優れた車両用動力伝達装置を提供することを目的とするものである。

　上記の目的を達成するために、この発明は、駆動力源が出力したトルクが入力される入力軸とトルクを出力する出力軸との間に、変速比を連続的に変化させる無段変速機と、前記入力軸および前記出力軸とは異なる位置に配置された中間軸を有し前記無段変速機で設定できない少なくとも１つの変速比を設定するギヤ列とが、それぞれ、前記入力軸と前記出力軸との間でトルクを伝達できるように設けられた車両用動力伝達装置において、入力要素、出力要素、および回転が止められることにより前記入力要素と前記出力要素とを互いに反対方向に回転させる反力要素の３つの回転要素によって差動作用を行う前後進切替機構が、前記出力軸もしくは前記中間軸と同一軸線上に配置され、前記３つの回転要素の少なくともいずれか２つの回転要素を連結する第１クラッチ機構と、前記反力要素の回転を止めるブレーキ機構とが設けられ、前記入力軸と前記出力軸とが前記無段変速機を介して連結されるとともに、前記入力軸から前記無段変速機を経由して前記出力軸に至るトルク伝達経路に、トルクの伝達と遮断とを行う第２クラッチ機構が設けられ、前記入力軸と前記出力軸とが前記ギヤ列および前記前後進切替機構を介して連結されていることを特徴とする
ものである。

　また、この発明における前記ギヤ列は、前記複数のギヤによって、前記無段変速機の最大変速比より大きい変速比、もしくは前記無段変速機の最小変速比より小さい変速比を設定するように構成することができる。

　また、この発明における前記無段変速機は、前記入力軸からトルクが伝達される駆動側部材と前記出力軸にトルクを出力する出力側部材とを有しており、その場合、この発明における前記第２クラッチ機構は、前記入力軸と前記駆動側部材との間に設けられてこれら入力軸と駆動側部材とを選択的に連結するように構成することができる。

　また、この発明における前記無段変速機は、前記入力軸からトルクが伝達される駆動側部材と前記出力軸にトルクを出力する出力側部材とを有しており、その場合、この発明における前記第２クラッチ機構は、前記出力側部材と前記出力軸との間に設けられてこれら出力側部材と出力軸とを選択的に連結するように構成することができる。

　また、この発明における前記第１クラッチ機構と前記第２クラッチ機構とは、それぞれ、摩擦クラッチによって構成することができる。

　また、この発明における前記ギヤ列は、前記入力軸と同一軸線上に配置された駆動ギヤと、前記中間軸上に設けられた１つのアイドルギヤもしくは互いに一体となって回転する複数のアイドルギヤと、そのアイドルギヤを介して前記駆動ギヤからトルクが伝達されかつ前記入力要素に一体的に連結された従動ギヤとによって構成することができる。その場合、前記ギヤ列は、前記入力要素に前記駆動ギヤから前記アイドルギヤおよび前記従動ギヤを介してトルクを伝達する場合の変速比が１よりも大きくなるように構成することができる。

　また、この発明における前記ギヤ列は、前記入力軸と同一軸線上に配置された駆動ギヤと、前記出力軸と同一軸線上に配置された従動ギヤと、前記中間軸と同一軸線上に配置されて前記駆動ギヤと前記入力要素との間でトルクを伝達する第１アイドルギヤと、前記中間軸と同一軸線上に配置されて前記出力要素と前記従動ギヤとの間でトルクを伝達する第２アイドルギヤとによって構成することができる。その場合、前記ギヤ列は、前記入力要素に駆動ギヤから前記第１アイドルギヤを介してトルクを伝達する場合の変速比および前記出力要素に前記従動ギヤから前記第２アイドルギヤを介してトルクを伝達する場合の変速比の少なくとも一方が１よりも大きくなるように構成することができる。

　また、この発明における前記前後進切替機構は、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、前記サンギヤに噛み合っている第１ピニオンギヤと、その第１ピニオンギヤおよび前記リングギヤに噛み合っている第２ピニオンギヤと、これら第１ピニオンギヤおよび第２ピニオンギヤを自転かつ公転可能に保持しているキャリアとを備えたダブルピニオン型遊星歯車機構によって構成することができる。

　また、この発明における前記前後進切替機構は、上記のようにダブルピニオン型遊星歯車機構によって構成する場合、前記サンギヤを前記無段変速機および前記出力軸に連結し、前記キャリアを前記ギヤ列に連結し、前記リングギヤを前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成することができる。

　また、この発明における前記前後進切替機構は、上記のようにダブルピニオン型遊星歯車機構によって構成する場合、前記サンギヤを前記中間軸および前記第１アイドルギヤに連結し、前記キャリアを前記第２アイドルギヤに連結し、前記リングギヤを前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成することができる。

　また、この発明における前記前後進切替機構は、上記のようにダブルピニオン型遊星歯車機構によって構成する場合、前記サンギヤを前記中間軸および前記第２アイドルギヤに連結し、前記キャリアを前記第１アイドルギヤに連結し、前記リングギヤを前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成することができる。

　また、この発明における前記前後進切替機構は、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、前記サンギヤおよび前記リングギヤに噛み合っているピニオンギヤと、そのピニオンギヤを自転かつ公転可能に保持しているキャリアとを備えたシングルピニオン型遊星歯車機構によって構成することができ
る。

　また、この発明におけるこの発明における前記前後進切替機構は、上記のようにシングルピニオン型遊星歯車機構によって構成する場合、前記リングギヤを前記無段変速機および前記出力軸に連結し、前記サンギヤを前記ギヤ列に連結し、前記キャリアを前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成することができる。

　また、この発明におけるこの発明における前記前後進切替機構は、上記のようにシングルピニオン型遊星歯車機構によって構成する場合、前記リングギヤを前記中間軸および前記第１アイドルギヤに連結し、前記サンギヤを前記第２アイドルギヤに連結し、前記キャリアを前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成することができる。

　また、この発明におけるこの発明における前記前後進切替機構は、上記のようにシングルピニオン型遊星歯車機構によって構成する場合、前記リングギヤを前記中間軸および前記第２アイドルギヤに連結し、前記サンギヤを前記第１アイドルギヤに連結し、前記キャリアを前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成することができる。

　そして、この発明における前記前後進切替機構は、複数の回転要素を互いに平行な直線で示し、かつ前記直線に直交する基線との交点からの長さおよび前記基線に対する位置で前記各回転要素の回転速度を示す共線図によって、前記入力要素、前記出力要素、および前記反力要素のそれぞれの回転速度を表すことのできる遊星歯車機構によって構成することができる。その場合、前記反力要素は、前記共線図における中央に位置する線で表される要素であり、前記入力要素は、前記共線図における左右いずれか一方の線で表される要素であり、さらに前記出力要素は、前記共線図における左右いずれか一方の線で表される要素であってよい。

　したがって、この発明によれば、前後進切替機構における少なくとも２つの回転要素を第１クラッチ機構によって連結することにより、前後進切替機構の全体が一体となって回転する。その結果、入力軸と出力軸との間でギヤ列が前後進切替機構を介して動力伝達可能な状態になる。その状態で第２クラッチ機構を解放させることにより、入力軸もしくは出力軸に対して無段変速機が遮断され、かつギヤ列が前後進切替機構を介して出力軸に連結される。すなわち、入力軸と出力軸とがギヤ列および前後進切替機構を介して連結される。そのギヤ列による変速比は、無段変速機で設定することのできない変速比であって、無段変速機での最大変速比より大きい変速比、もしくは最小変速比より小さい変速比である。そのため、動力伝達装置の全体としての変速比幅を、無段変速機で設定することのできる変速比幅よりも広くすることができる。

　また、第１クラッチ機構に替えてブレーキ機構を係合させれば、前後進切替機構の反力要素の回転が止められて出力要素が入力要素に対して反対方向に回転する。すなわち、後進走行することができる。その場合、トルクは、ギヤ列、および前後進切替機構を介して、出力要素から出力軸に伝達される。したがって、その場合に動力伝達装置の全体として設定される変速比は、無段変速機では設定することのできない大きい変速比となる。

　また、車両の減速時などは出力軸側からトルクが入力されるが、第２クラッチ機構を無段変速機の従動側部材と出力軸との間に設けてその第２クラッチ機構を解放しておくことにより、出力軸から無段変速機に入力するトルクを遮断して無段変速機を保護することができる。

　また、無段変速機をその変速比がギヤ列での変速比に近くなるように制御した状態で第２クラッチ機構を係合するとともに、第１クラッチ機構を解放させれば、入力軸と出力軸とが第２クラッチ機構および無段変速機を介して連結される。そして、ギヤ列は入力軸に対して遮断される。すなわち、第１クラッチ機構が解放されることにより、前後進切替機構がいずれの回転要素に対してもトルクを伝達しない状態になり、したがって、入力軸と出力軸との間で、ギヤ列および前後進切替機構を介したトルクの伝達が遮断される。そのため、無段変速機によって適宜に変速比を設定することができる。その場合、第１クラッチ機構および第２クラッチ機構が伝達トルク容量を次第に変化させることのできる摩擦クラッチによって構成されていれば、第１クラッチ機構および第２クラッチ機構で受け持つトルクの量を次第に変化させることにより、出力軸のトルクの変化を滑らかにすることができる。その結果、変速ショックや駆動力の変化に起因する違和感を防止もしくは抑制することができる。

　上記のように第２クラッチ機構が係合された場合に、第１クラッチ機構を解放することにより、ギヤ列および前後進切替機構は、入力軸および出力軸のいずれに対しても遮断された状態となる。そのため、無段変速機によってトルクを伝達して走行している場合にギヤ列を連れ回したり、前後進切替機構の入力要素だけでなく出力要素からもトルクが入力されて各要素の回転数差が大きくなるなどの事態を回避することができる。その結果、動力の損失を低減できるだけでなく、耐久性を向上させ、また騒音や振動を抑制することができる。

　また、この発明によれば、入力要素、出力要素、および反力要素の３つの回転要素を有して差動機構として機能する前後進切替機構が、入力軸以外の、出力軸もしくは中間軸と同一軸線上に配置されている。そのため、入力軸と出力軸との間で無段変速機を介してトルクを伝達する場合に、前後進切替機構における各回転要素間の差動を抑制することができる。すなわち、前後進切替機構を出力軸と同一軸線上に配置した場合は、入力軸から前後進切替機構の入力要素へトルクを伝達するギヤ列の変速比を１よりも大きくすることにより、入力要素へ伝達されるトルクの回転数を減速することができる。その結果、前後進切替機構における各回転要素間の差動を抑制することができる。また、前後進切替機構を中間軸と同一軸線上に配置した場合には、入力軸から前後進切替機構の入力要素へトルクを伝達する駆動ギヤと第１アイドルギヤとの間の変速比、および、出力軸から前後進切替機構の出力要素へトルクを伝達する従動ギヤと第２アイドルギヤとの間の変速比の少なくとも一方を１よりも大きくすることにより、入力要素および出力要素の少なくとも一方へ伝達トルクの回転数を減速することができる。その結果、前後進切替機構における各回転要素間の差動が抑制される。このように、この発明では、前後進切替機構における各回転要素間の差動回転数を抑制できる。したがって、前後進切替機構の入力要素や出力要素に対するトルクの伝達時に、その前後進切替機構における各回転要素間の差動を抑制するためのクラッチ等を別途設けなくともよい。そのため、この動力伝達装置の構成の簡素化および小型化を図ることができる。

　そして、この発明によれば、第１クラッチ機構、第２クラッチ機構、およびブレーキ機構を、摩擦式のクラッチやブレーキなど、それぞれ単一の機構によって構成することができる。そのため、動力伝達装置の全体としての構成を簡素化および小型化することができる。また、前後進切替機構をシングルピニオン型あるいはダブルピニオン型の遊星歯車機構によって構成することにより、動力伝達装置の全体としての軸長を短くし、車載性を向上させることができる。

この発明に係る車両用動力伝達装置の一例を説明するためのスケルトン図である。 図１，図４に示す前後進切替機構をダブルピニオン型の遊星歯車機構で構成した場合（出力軸配置，キャリア入力）の各回転要素の回転状態をまとめて示す共線図（速度線図）である。 各クラッチ機構およびブレーキ機構の動作状態をまとめて示す図表である。 この発明の第２の具体例を説明するためのスケルトン図である。 この発明の第３の具体例を説明するためのスケルトン図である。 この発明の第４の具体例を説明するためのスケルトン図である。 図５，図６に示す前後進切替機構をダブルピニオン型の遊星歯車機構で構成した場合（中間軸配置，サンギヤ入力）の各回転要素の回転状態をまとめて示す共線図（速度線図）である。 この発明の他の具体例を説明するためのスケルトン図である。 この発明の他の具体例を説明するためのスケルトン図である。 この発明の他の具体例を説明するためのスケルトン図である。 この発明の他の具体例を説明するためのスケルトン図である。 図１０，図１１に示す前後進切替機構をダブルピニオン型の遊星歯車機構で構成した場合（中間軸配置，キャリア入力）の各回転要素の回転状態をまとめて示す共線図（速度線図）である。 シングルピニオン型の遊星歯車機構からなる前後進切替機構の例を示すスケルトン図である。 図１，図４に示す前後進切替機構をシングルピニオン型の遊星歯車機構で構成した場合（出力軸配置，サンギヤ入力）の各回転要素の回転状態をまとめて示す共線図（速度線図）である。 図５，図６に示す前後進切替機構をシングルピニオン型の遊星歯車機構で構成した場合（中間軸配置，リングギヤ入力）の各回転要素の回転状態をまとめて示す共線図（速度線図）である。

　次に、この発明を具体例を参照して説明する。この発明に係る動力伝達装置は、エンジンやモータなどの駆動力源が出力した動力を駆動輪に伝達するための装置であって、変速機能のある装置である。すなわち、一般にはトランスミッションあるいはトランスアクスルと称されている装置である。特に、この発明で対象とする装置は、入力軸と出力軸との間に互いに並列に配列された無段変速機と所定の変速比（ギヤ比）のギヤ列とを有する動力伝達装置である。その無段変速機は、従来知られているベルト式の無段変速機やトロイダル型無段変速機であってよい。ベルト式無段変速機は、ＦＦ車（フロントエンジン・フロントドライブ車）に搭載する動力伝達装置に適している。トロイダル型無段変速機は、ＦＲ車（フロントエンジン・リヤドライブ車）に搭載する動力伝達装置に適している。また、ギヤ列は、要は、入力軸から出力軸にトルクを伝達できるギヤであればよいが、この発明では、無段変速機では設定できない変速比をギヤ列で設定する構成となっている。したがって、ギヤ列は、複数のギヤを噛み合わせて構成されている。そしてそのギヤ比（歯数の比）が、無段変速機での最大変速比より大きい変速比あるいは最小変速比より小さい変速比を設定できるように構成されている。なお、車両が発進する際の大きいトルクが無段変速機に掛からないようにするためには、ギヤ列は無段変速機での最大変速比より大きい変速比を設定できるように構成することが好ましい。また、走行中における駆動力源の回転数を低くして燃費を低下させるためには、ギヤ列は無段変速機での最小変速比より小さい変速比を設定できるように構成することが好ましい。

　そのような動力伝達装置の具体例を図１に示してある。ここに示す例はＦＦ車に適するように構成した例であり、したがって無段変速機１としてベルト式の無段変速機が採用されている。また、駆動力源は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの内燃機関（Ｅ／Ｇ；エンジン）２によって構成されている。

　エンジン２の出力軸（クランク軸）にロックアップクラッチ付のトルクコンバータ３が連結されている。このトルクコンバータ３は従来広く知られている構成のものである。具体的には、フロントカバー４と一体のポンプインペラー５に対向してタービンランナー６が配置されている。また、これらポンプインペラー５とタービンランナー６との間に、図示しない一方向クラッチを介して保持されたステータ７が配置されている。また、タービンランナー６と一体となって回転するロックアップクラッチ８がフロントカバー４の内面に対向して配置されている。そして、そのロックアップクラッチ８を挟んだ両側の圧力差に応じてロックアップクラッチ８が係合・解放動作するようになっている。すなわち、ロックアップクラッチ８がフロントカバー４の内面に接触してトルクを伝達する係合状態になり、また反対に、フロントカバー４の内面から離れてトルクの伝達を遮断する解放状態になるように構成されている。そして、そのタービンランナー６に入力軸９が連結されている。

　無段変速機１は、従来知られているように、駆動側部材であるプライマリープーリ１０と、従動側部材であるセカンダリープーリ１１と、これらプライマリープーリ１０およびセカンダリープーリ１１に巻き掛けられたベルト１２とを備えている。そして、プライマリープーリ１０およびセカンダリープーリ１１は、ベルト１２が巻き掛けられている溝の幅を広げるもしくは狭めるように変化させることにより、ベルト１２の巻き掛け半径が大小に変化するように構成されている。すなわち、ベルト１２が巻き掛けられているプライマリープーリ１０およびセカンダリープーリ１１の溝幅を変化させて変速比を無段階に変更するように構成されている。

　プライマリープーリ１０は入力軸９と同一軸線上で、上記のトルクコンバータ３を挟んでエンジン２とは反対側に配置されている。すなわち、プライマリープーリ１０と一体のプライマリーシャフト１３が、後述する第２クラッチ機構Ｃ２を介して入力軸９に連結されている。また、セカンダリープーリ１１は、その回転中心軸線が上記のプライマリープーリ１０の回転中心軸線と平行になるように配置されている。そしてセカンダリープーリ１１は、その回転中心軸線に沿うように設けられたセカンダリーシャフト１４を備えている。そのセカンダリーシャフト１４と同一軸線上に出力軸１５が配置されており、それらセカンダリーシャフト１４と出力軸１５とが一体に連結されている。したがって出力軸１５は、前述した入力軸９と平行になっている。

　前述の入力軸９とプライマリーシャフト１３との間に、第２クラッチ機構Ｃ２が設けられている。この第２クラッチ機構Ｃ２は、入力軸９とプライマリーシャフト１３とを選択的に連結するための機構である。要は、この第２クラッチ機構Ｃ２は、入力軸９とプライマリーシャフト１３との間におけるトルクの伝達および遮断を選択的に行うことができるものであればよい。例えば摩擦クラッチや噛み合いクラッチのいずれであってもよいが、係合力に応じて伝達トルク容量が次第に増大もしくは減少する湿式もしくは乾式の摩擦クラッチによって構成されていることが好ましい。

　この発明に係る動力伝達装置では、上記の無段変速機１のセカンダリーシャフト１４に連結された出力軸１５と同一軸線上に、前後進切替機構１６が配置されている。この前後進切替機構１６は、入力軸９から伝達されたトルクをその方向を変えずに伝達する前進状態と、入力軸９から伝達されたトルクをその方向を反転して伝達する後進状態とに切り替えるための機構である。この発明では、３つの回転要素が互いに差動作用をなすいわゆる差動機構によって前後進切替機構１６が構成されている。この種の差動機構は、従来種々知られており、この発明ではいずれの差動機構も採用することができる。図１に示す例では、ダブルピニオン型の遊星歯車機構によって前後進切替機構１６が構成されている。

　ダブルピニオン型の遊星歯車機構は、外歯歯車であるサンギヤ１７と、そのサンギヤ１７と同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤ１８と、サンギヤ１７に噛み合っている第１ピニオンギヤ１９と、その第１ピニオンギヤ１９およびリングギヤ１８に噛み合っている第２ピニオンギヤ２０と、これら第１ピニオンギヤ１９および第２ピニオンギヤ２０を自転かつ公転可能に保持しているキャリア２１とを備えている。キャリア２１には、後述するギヤ列２３を介して入力軸９が連結されている。したがってキャリア２１が入力要素となっている。また、リングギヤ１８の回転を選択的に止めるブレーキ機構Ｂが設けられている。したがってリングギヤ１８が反力要素となっている。このブレーキ機構Ｂは、リングギヤ１８とケーシングなどの固定部２２との間に設けられており、多板ブレーキなどの摩擦式ブレーキや噛み合い式のブレーキによって構成することができる。

　また、サンギヤ１７に無段変速機１のセカンダリーシャフト１４および出力軸１５が一体に連結されている。したがってサンギヤ１７が出力要素となっている。そして、このサンギヤ１７とキャリア２１との間に、これらサンギヤ１７とキャリア２１とを連結して遊星歯車機構の全体を一体回転させるための第１クラッチ機構Ｃ１が設けられている。この第１クラッチ機構Ｃ１は前進走行状態を設定するためのものであって、フォワードクラッチと称することのできるクラッチである。この第１クラッチ機構Ｃ１は、トルクの伝達および遮断を選択的に行うことができるものであればよい。例えば摩擦クラッチや噛み合いクラッチのいずれであってもよいが、係合力に応じて伝達トルク容量が次第に増大もしくは減少する湿式もしくは乾式の摩擦クラッチによって構成されていることが好ましい。

　要は、第１クラッチ機構Ｃ１は、前後進切替機構１６を構成している遊星歯車機構における３つの回転要素のうちの少なくとも２つの回転要素を連結して遊星歯車機構の全体を一体化させるように構成されていればよい。この図１に示す例のようなサンギヤ１７とキャリア２１とを連結する構成の他に、例えば、特開２０１０－２７６１５９号公報や特開２０１０－２１６６１３号公報に記載されている「フォワードクラッチ」のように、サンギヤとリングギヤとを連結するように構成することもできる。あるいは、特開２００５－３３７３６０号公報に記載されている「フォワードクラッチ」のように、キャリアとリングギヤとを連結するように構成することもできる。また、３つの回転要素の全てを相互に連結して遊星歯車機構の全体を一体化させるように構成することもできる。

　なお、前後進切替機構１６を構成している遊星歯車機構は、共線図（速度線図）によって表すことができる。図１に示す前後進切替機構１６を表す共線図の例を図２に示してある。図２において、サンギヤ１７、リングギヤ１８、およびキャリア２１が互いに平行な直線で表されている。それら各直線のうち、サンギヤ１７を示す直線とキャリア２１を示す直線とが左右の両端に位置し、それらの中央に反力要素であるリングギヤ１８を示す直線が配置される。また、サンギヤ１７を示す直線とキャリア２１を示す直線との間隔を「１」とした場合、サンギヤ１７を示す直線とリングギヤ１８を示す直線との間隔が、キャリア２１の歯数とリングギヤ１８の歯数との比（すなわちギヤ比）に相当する値に設定される。そして、各直線の基線Ｌ0との交点からの距離が、それぞれの回転要素の回転数を示している。また基線Ｌ0に対する位置が、それぞれの回転要素の回転方向を示している。したがって、第１クラッチ機構Ｃ１を係合させた場合は、前後進切替機構１６の全体が一体となって回転するので、各回転要素の回転数は直線Ｌ1で示すようになる。これに対して、ブレーキ機構Ｂによってリングギヤ１８を固定した場合には、各回転要素の回転数および回転方向は直線Ｌ2で示すようになる。すなわち、サンギヤ１７がキャリア２１に対して反対方向に回転する。

　そして、この発明に係る動力伝達装置では、上記の無段変速機１と並列に、複数の平行ギヤにより構成されるギヤ列２３が設けられている。このギヤ列２３は、無段変速機１での最大変速比より大きい変速比を設定する減速機構、もしくは、無段変速機１での最小変速比より小さい変速比を設定する増速機構として構成されている。この図１に示す例では、ギヤ列２３は、入力軸９から出力軸１５に向けてトルクを伝達する場合の減速機構として構成されている。そして、入力軸９と同一軸線上に配置された駆動ギヤと、入力軸９と出力軸１５との回転方向を同一にするためのアイドルギヤと、そのアイドルギヤを介して上記の駆動ギヤからトルクが伝達される従動ギヤとが設けられている。

　具体的には、入力軸９および出力軸１５に対して平行に、この発明における中間軸に相当するカウンタシャフト２４が配置されている。そして、入力軸９上に、その入力軸９に対して相対回転できるように駆動ギヤ２５が配置されている。その駆動ギヤ２５に噛み合っているカウンタドリブンギヤ２６が、カウンタシャフト２４に取り付けられて一体化されている。また、カウンタシャフト２４には、カウンタドリブンギヤ２６よりも径が小さいカウンタドライブギヤ２７が取り付けられて一体化されている。そして、そのカウンタドライブギヤ２７に噛み合っている従動ギヤ２８が、前後進切替機構１６における入力要素であるキャリア２１に一体的に連結されている。したがって、上記のカウンタドリブンギヤ２６およびカウンタドライブギヤ２７が、この発明におけるアイドルギヤに相当している。

　上記のカウンタドリブンギヤ２６は、駆動ギヤ２５よりも大径であって、駆動ギヤ２５からカウンタドリブンギヤ２６に向けてトルクを伝達する場合には減速作用が生じるように構成されている。したがって、ギヤ列２３の変速比（ギヤ比）は、上記の駆動ギヤ２５とカウンタドリブンギヤ２６との間の変速比と、カウンタドライブギヤ２７と従動ギヤ２８との間の変速比を乗算した変速比となる。具体的には、ギヤ列２３は、上記の駆動ギヤ２５からカウンタドリブンギヤ２６および従動ギヤ２７を介して前後進切替機構１６のキャリア２１にトルクを伝達する場合の変速比が、「１」よりも大きくなるように構成されている。そして、この図１に示すギヤ列２３は、その変速比の値が無段変速機１での最大変速比より大きくなるように構成されている。

　この図１に示す例は、前述したようにＦＦ車に適するように構成した例である。したがって、出力軸１５から終減速機であるフロントデファレンシャル２９にトルクを出力するように構成されている。すなわち、出力軸１５に出力ギヤ３０が取り付けられ、この出力ギヤ３０に噛み合っている大径ギヤ３１が減速ギヤシャフト３２に取り付けられている。この減速ギヤシャフト３２には小径ギヤ３３が取り付けられており、この小径ギヤ３３がフロントデファレンシャル２９のリングギヤ３４に噛み合っている。そして、フロントデファレンシャル２９はそのリングギヤ３４を介して伝達されたトルクを左右のドライブシャフト３５から駆動輪（図示せず）に伝達するように構成されている。

　この発明に係る上記の動力伝達装置は、前進方向に発進する場合および後進走行する場合に、ギヤ列２３を備えたトルク伝達経路を経由して入力軸９から出力軸１５にトルクを伝達し、ある程度車速が増大した状態で前進走行する場合に、無段変速機１を備えたトルク伝達経路を経由して入力軸９から出力軸１５にトルクを伝達するように制御される。例えば、図示しないシフト装置によってドライブポジション（ドライブレンジ）が選択されると、第１クラッチ機構Ｃ１が係合させられ、また第２クラッチ機構Ｃ２とブレーキ機構Ｂとが解放させられる。図３にはこのような係合および解放の状態を表にまとめて示してある。なお、図３で「ＯＮ」は係合していることを示し、「ＯＦＦ」は解放していることを示している。

　前進方向への発進時に、各クラッチ機構Ｃ１，Ｃ２、およびブレーキ機構Ｂをこの図３に示す表のように設定することにより、エンジン２が出力したトルクは、入力軸９、ギヤ列２３、および前後進切替機構１６を介して、出力軸１５に伝達される。すなわち、ギヤ列２３における駆動ギヤ２５が入力軸９に連結されているので、入力軸９のトルクは、ギヤ列２３を介して従動ギヤ２８から前後進切替機構１５のキャリア２１に伝達される。それとともに、第１クラッチ機構Ｃ１を介してサンギヤ１７に伝達される。前進時には、前後進切替機構１６は、サンギヤ１７およびキャリア２１の２つの回転要素が第１クラッチ機構Ｃ１によって連結されているので、前後進切替機構１６の全体が一体化されている。したがって、前後進切替機構１６は増減速作用を生じずに、キャリア２１から入力されたトルクをそのままサンギヤ１７から出力軸１５に伝達する。

　そして、出力軸１５に伝達されたトルクが出力ギヤ３０から減速ギヤ列およびフロントデファレンシャル２９を介して左右の駆動輪に伝達され、車両が発進する。なお、無段変速機１は、出力軸１５もしくはサンギヤ１７に常時連結されている。そのため、前後進切替機構１６に入力されたトルクは、無段変速機１のセカンダリープーリ１１にも伝達される。ただし、発進時には、第２クラッチ機構Ｃ２が解放状態になっていて、無段変速機１と入力軸９との間ではトルクの伝達が生じないように切り離されている。そのため、入力軸９と出力軸１５との間で無段変速機１を経由したトルクの伝達は生じず、いわゆるインターロック状態となることはない。

　このように発進時には、ギヤ列２３を経由して入力軸９から出力軸１５にトルクが伝達される。そしてギヤ列２３が減速機構として機能することにより、入力軸９と出力軸１５との間の変速比は、無段変速機１で設定できる最大変速比よりも大きい変速比となる。その結果、車両としては大きい駆動力を得ることができる。また、無段変速機１には発進時の大きいトルクが掛からないので、伝達トルク容量を設定する油圧を高くする必要がない。そのため、高圧の油圧を発生させるための動力の消費が少なくなって燃費を改善することができ、また無段変速機１の耐久性を向上させることができる。

　発進後、予め決められている所定の車速にまで増速した際には、無段変速機１の変速比を最大値もしくはそれに近い変速比に設定した状態で、第１クラッチ機構Ｃ１を解放させる。それとともに、第２クラッチ機構Ｃ２を係合させる。前後進切替機構１６は、ブレーキ機構Ｂが解放されている状態で、更に第１クラッチ機構Ｃ１が解放されるので、いわゆる自由回転する状態になる。その結果、出力軸１５とギヤ列２３との連結が解かれる。これに対して、プライマリープーリ１０が第２クラッチ機構Ｃ２によって入力軸９に連結される。そのため、入力軸９と出力軸１５とは無段変速機１を経由してトルクを伝達するように連結される。したがって、無段変速機１による変速比を徐々に減少させ、あるいは車速とアクセル開度とに応じて変化させることにより、エンジン回転数を燃費の良い回転数に設定することができる。

　上記のようにしてギヤ列２３を経由するトルクの伝達状態から無段変速機１を経由するトルクの伝達状態に切り替える場合、ギヤ列２３による変速比が無段変速機１の最大変速比よりも大きいため、変速比あるいは駆動力が変化することになる。したがって、第１クラッチ機構Ｃ１を解放し、かつ第２クラッチ機構Ｃ２を係合させる場合、過渡的にそれら第１クラッチ機構Ｃ１および第２クラッチ機構Ｃ２を滑り係合させるように制御する。すなわち、第２クラッチ機構Ｃ２の係合圧を徐々に増大させることにより、その伝達トルク容量を次第に増大させる。これに併せて、第１クラッチ機構Ｃ１の係合圧を徐々に低下させることにより、その伝達トルク容量を次第に減少させる。この制御は、従来クラッチ・ツウ・クラッチ制御として知られている制御である。このように第１クラッチ機構Ｃ１および第２クラッチ機構Ｃ２をそれぞれ制御することにより、出力軸１５のトルクが滑らかに変化して変速ショックや違和感が生じることを回避もしくは抑制することができる。

　第１クラッチ機構Ｃ１が完全に解放され、かつ第２クラッチ機構Ｃ２が完全に係合された状態では、前後進切替機構１６のキャリア２１に入力軸９からのトルクが伝達され、サンギヤ１７にセカンダリープーリ１１からのトルクが伝達される。しかしながら、リングギヤ１８およびキャリア２１が自由に回転できる状態になっているため、前後進切替機構１６を構成している各回転要素同士の間に回転数差が発生する。しかしながら、上述のように、ギヤ列２３が、駆動ギヤ２５からアイドルギヤおよび従動ギヤ２８を介して前後進切替機構１６のキャリア２１にトルクを伝達する場合の変速比が「１」よりも大きくなるように構成されている。したがって、この点において、前後進切替機構１６の各回転要素同士の間の回転数差は小さくなる。そのため、入力軸９と出力軸１５との間で無段変速機１を経由したトルクの伝達時に、前後進切替機構１６での各回転要素同士の間の回転数差が大きくなることによる動力損失や耐久性の低下、あるいは騒音もしくは振動を抑制することができる。

　一方、後進走行する場合には、図３に示すように、第１クラッチ機構Ｃ１および第２クラッチ機構Ｃ２を解放するとともに、ブレーキ機構Ｂを係合させる。この場合、前後進切替機構１６においては、リングギヤ１８がブレーキ機構Ｂによって固定された状態で、キャリア２１にギヤ列２３を経由してエンジン２からのトルクが入力される。そのため、サンギヤ１７がキャリア２１に対して反対方向に回転する。したがって、前進走行の際の発進時と同様に、ギヤ列２３を経由して、入力軸９から出力軸１５にトルクが伝達される。そしてこの場合は、出力軸１５が後進走行する方向に回転する。また、この場合の変速比は、ギヤ列２３による変速比と、前後進切替機構１６を構成している遊星歯車機構による変速比とを乗算した変速比となる。そして、出力ギヤ３０から減速ギヤ列およびフロントデファレンシャル２９を介して左右の駆動輪にトルクが伝達され、車両が後進走行する。なお、第２クラッチ機構Ｃ２が解放されていて、無段変速機１と入力軸９との間ではトルクの伝達が生じないように切り離されている。そのため、入力軸９と出力軸１５との間で無段変速機１を経由したトルクの伝達は生じず、いわゆるインターロック状態となることはない。

　上述したように、この発明に係る上記の動力伝達装置によれば、前進方向への発進時や後進走行する場合、無段変速機１では設定することのできない大きい変速比を設定できる。そのため、発進加速性を向上させることができ、また後進走行時の動力性能を向上させることができる。また、これらの場合に無段変速機１は走行のためのトルクの伝達には関与しないので、無段変速機１でのベルト挟圧力を高くする必要がない。そのため、挟圧力を発生させるための動力の消費を少なくして動力損失を低減できる。また、無段変速機１の耐久性を向上させることができる。さらに、この発明に係る動力伝達装置では、各クラッチ機構を摩擦クラッチや噛み合いクラッチなどの単一の構成のものとすることができる。そのため、必要とする構成部品を少なくして、動力伝達装置の全体としての構成を簡素化することができる。また動力伝達装置を小型化することができる。

　また、上記の動力伝達装置によれば、入力軸９から前後進切替機構１６のキャリア２１にトルクが伝達される際には、そのトルクは、ギヤ列２３により回転数が減速されてキャリア２１に伝達される。したがって、前後進切替機構１６における各回転要素同士の間の差動回転が抑制される。そのため、入力軸９と出力軸１５との間で無段変速機１を経由したトルクの伝達時における前後進切替機構の差動を抑制するためのクラッチ等を別途設けずに済み、その分、この動力伝達装置の構成の簡素化および小型化を図ることができる。

　また、上述の図１に示す構成の動力伝達装置では、第２クラッチ機構Ｃ２が入力軸９上に設けられている。そのため、前進走行中に入力軸９側から第２クラッチ機構Ｃ２に掛かるトルクは、トルクコンバータ３以外では増減速作用を受けていないトルクになる。すなわち、駆動状態においては、入力軸９におけるトルク以上のトルクが第２クラッチ機構Ｃ２に掛かることがない。したがって、第２クラッチ機構Ｃ２に大きなトルクが掛かる可能性がある出力軸１５上やカウンタシャフト２４上に第２クラッチ機構Ｃ２を設けた場合と比較して、第２クラッチ機構Ｃ２をトルク容量が小さい小型のクラッチとすることができる。

　この発明に係る動力伝達装置は、ギヤ列２３を備えたトルク伝達経路を介して入力軸９から出力軸１５にトルクを伝達する場合に、無段変速機１を備えたトルク伝達経路が入力軸９もしくは出力軸１５から切り離される。また反対に、無段変速機１を備えたトルク伝達経路を介して入力軸９と出力軸１５との間でトルクを伝達する場合には、ギヤ列２３を備えたトルク伝達経路が入力軸９もしくは出力軸１５から切り離される。そのため、第２クラッチ機構Ｃ２は、必ずしも上述した図１に示す位置に設けられている必要はない。すなわち、第２クラッチ機構Ｃ２は、本来の機能を損なわない範囲で適宜な位置に設けることができる。また、前後進切替機構１６も、必ずしも上述した図１に示す位置に設けられている必要はない。したがって、前後進切替機構１６は、上記の構成例のように出力軸１５と同一軸線上に配置される他に、この発明における中間軸に相当するカウンタシャフト２４と同一軸線上に配置することもできる。以下、それら他の構成例を図４，図５，図６に示して説明する。

　図４に示す動力伝達装置は、図１に示す構成のうち第２クラッチ機構Ｃ２が、前後進切替機構１６と共に出力軸１５と同一軸線上に配置され、その他は図１に示す例と同様に構成されている。したがって、この図４の構成のうち図１と異なる部分のみ説明し、図１と同様の構成の部分には図４に図１と同じ符号を付けてその説明を省略する。

　この発明における第２クラッチ機構Ｃ２は、入力軸９から無段変速機１を経由して出力軸１５に至るトルク伝達経路でトルクの伝達と遮断とを行うクラッチである。この図４に示す例では、第２クラッチ機構Ｃ２は、出力軸１５と同一軸線上に配置され、無段変速機１のセカンダリーシャフト１４と出力軸１５との間におけるトルクの伝達および遮断を選択的に行うように構成されている。図１に示す構成に対して第２クラッチ機構Ｃ２の配置が上記のように変更されたことに伴って、入力軸９と無段変速機１のプライマリーシャフト１３とが直接連結されている。

　この図４に示すように構成された動力伝達装置においても、第１クラッチ機構Ｃ１、第２クラッチ機構Ｃ２、およびブレーキ機構Ｂは、前進方向への発進時、前進走行時、および後進走行時に、それぞれ、前述の図３に示すように係合もしくは解放させられる。そして、前述の図１に示す動力伝達装置の場合と同様にして、ギヤ列２３および前後進切替機構１６を主体とするトルク伝達経路を介したトルクの伝達、および無段変速機１を主体とするトルク伝達経路を介したトルクの伝達が行われる。そして、図１に示す動力伝達装置と同様に作用させ、また同様の効果を得ることができる。

　また、この図４に示す構成では、第２クラッチ機構Ｃ２が無段変速機１のいわゆる出力側に配置されている。そのため、ギヤ列２３および前後進切替機構１６を介して入力軸９と出力軸１５とが連結されている状態で減速する場合に、第２クラッチ機構Ｃ２によって無段変速機１を出力軸１５に対して遮断することができる。その結果、無段変速機１に過大なトルクが作用することを回避し、無段変速機１の耐久性を向上させることができる。すなわち、第１クラッチ機構Ｃ１を係合させた状態で減速する場合、車両の走行慣性力に基づくトルクが出力軸１５に作用する。その場合、出力軸１５と無段変速機１のセカンダリーシャフト１４との間は、第２クラッチ機構Ｃ２が解放状態になっていて遮断されている。したがって、減速時のいわゆる逆入力トルクが無段変速機１に掛かることがない。そのため、無段変速機１に不必要に作用するトルクを低減し、かつ不必要な回転を抑制することができる。その結果、無段変速機１の耐久性を向上させることができる。

　図５に示す動力伝達装置は、図１に示す構成のうち前後進切替機構１６が、この発明における中間軸に相当しているギヤ列２３のカウンタシャフト２４と同一軸線上に配置され、その他は図１に示す例と同様に構成されている。したがって、この図５の構成のうち図１と異なる部分のみ説明し、図１と同様の構成の部分には図５に図１と同じ符号を付けてその説明を省略する。

　前後進切替機構１６は、前述したように前進状態と後進状態とを切り替えるための機構であり、図１に示す例のように出力軸１５と同一軸線上に配置される以外に、カウンタシャフト２４と同一軸線上に配置することもできる。この図５に示す例では、前後進切替機構１６は、上述の図１に示す例と同様に、ダブルピニオン型の遊星歯車機構によって構成されている。そして、この図５に示す例では、サンギヤ１７とカウンタシャフト２４とが一体に連結されている。すなわち、サンギヤ１７に、ギヤ列２３の駆動ギヤ２５およびカウンタドリブンギヤ２６を介して、入力軸９が連結されている。したがってサンギヤ１７が入力要素となっている。また、リングギヤ１８の回転を選択的に止めるブレーキ機構Ｂが設けられている。したがってリングギヤ１８が反力要素となっている。また、キャリア２１とギヤ列２３のカウンタドライブギヤ２７とが一体に連結されている。すなわち、キャリア２１に、ギヤ列２３のカウンタドライブギヤ２７および従動ギヤ２８を介して、無段変速機１のセカンダリーシャフト１４および出力軸１５が連結されている。したがってキャリア２１が出力要素となっている。そして、サンギヤ１７とキャリア２１との間に、これらサンギヤ１７とキャリア２１とを連結して遊星歯車機構の全体を一体回転させるための第１クラッチ機構Ｃ１が設けられている。

　この図５に示す例では、ギヤ列２３のカウンタドリブンギヤ２６は、駆動ギヤ２５よりも大径であって、駆動ギヤ２５からカウンタドリブンギヤ２６に向けてトルクを伝達する場合には減速作用が生じるように構成されている。すなわち、この図５に示す例では、ギヤ列２３は、駆動ギヤ２５からこの発明の第１アイドルギヤに相当するカウンタドリブンギヤ２６を介して前後進切替機構１６のサンギヤ１７にトルクを伝達する場合の変速比（ギヤ比）が、「１」よりも大きくなるように構成されている。そして、ギヤ列２３は、その変速比の値が無段変速機１での最大変速比より大きくなるように構成されている。

　この図５に示すように構成された動力伝達装置においても、第１クラッチ機構Ｃ１、第２クラッチ機構Ｃ２、およびブレーキ機構Ｂは、前進方向への発進時、前進走行時、および後進走行時に、それぞれ、前述の図３に示すように係合もしくは解放させられる。そして、前述の図１に示す動力伝達装置の場合と同様にして、ギヤ列２３および前後進切替機構１６を主体とするトルク伝達経路を介したトルクの伝達、および無段変速機１を主体とするトルク伝達経路を介したトルクの伝達が行われる。そして、図１に示す動力伝達装置と同様に作用させ、また同様の効果を得ることができる。

　また、この図５に示す構成では、前述の図１に示す動力伝達装置の構成と同様に、第２クラッチ機構Ｃ２が無段変速機１のいわゆる入力側に配置されている。したがって、前述の図１に示す動力伝達装置の場合と同様に、エンジン２の動力で前進走行している場合には、エンジン２から入力軸９に伝達されたトルク以上のトルクが第２クラッチ機構Ｃ２に掛かることがない。そのため、この図５に示す構成においても、第２クラッチ機構Ｃ２の小型化を図ることができる。

　そして、この図５に示す構成では、上記のように入力軸９からサンギヤ１７すなわち前後進切替機構１６の入力要素にトルクが伝達される際には、そのトルクは、ギヤ列２３の駆動ギヤ２５とカウンタドリブンギヤ２６とにより回転数が減速されてサンギヤ１７に伝達される。したがって、この図５に示す構成においても、前後進切替機構１６における各回転要素同士の間の差動回転が抑制される。そのため、前後進切替機構の差動を抑制するためのクラッチ等を別途設けずに済み、その分、この動力伝達装置の構成の簡素化および小型化を図ることができる。

　図６に示す動力伝達装置は、上記の図５に示す構成のうち第２クラッチ機構Ｃ２が出力軸１５と同一軸線上に配置され、その他は図５に示す例と同様に構成されている。したがって、この図６の構成のうち図５と異なる部分のみ説明し、図５と同様の構成の部分には図６に図５と同じ符号を付けてその説明を省略する。

　この図６に示す例では、第２クラッチ機構Ｃ２は、出力軸１５と同一軸線上に配置され、無段変速機１のセカンダリーシャフト１４と出力軸１５との間におけるトルクの伝達および遮断を選択的に行うように構成されている。図５に示す構成に対して第２クラッチ機構Ｃ２の配置が上記のように変更されたことに伴って、入力軸９と無段変速機１のプライマリーシャフト１３とが直接連結されている。

　この図６に示すように構成された動力伝達装置においても、第１クラッチ機構Ｃ１、第２クラッチ機構Ｃ２、およびブレーキ機構Ｂは、前進方向への発進時、前進走行時、および後進走行時に、それぞれ、前述の図３に示すように係合もしくは解放させられる。そして、前述の図１，図５に示す動力伝達装置の場合と同様にして、ギヤ列２３および前後進切替機構１６を主体とするトルク伝達経路を介したトルクの伝達、および無段変速機１を主体とするトルク伝達経路を介したトルクの伝達が行われる。そして、図１，図５に示す動力伝達装置と同様に作用させ、また同様の効果を得ることができる。

　また、この図６に示す構成では、第２クラッチ機構Ｃ２が無段変速機１のいわゆる出力側に配置されている。そのため、ギヤ列２３および前後進切替機構１６を介して入力軸９と出力軸１５とが連結されている状態で減速する場合に、第２クラッチ機構Ｃ２によって無段変速機１を出力軸１５に対して遮断することができる。その結果、無段変速機１に過大なトルクが作用することを回避し、無段変速機１の耐久性を向上させることができる。すなわち、第１クラッチ機構Ｃ１を係合させた状態で減速する場合、車両の走行慣性力に基づくトルクが出力軸１５に作用する。その場合、出力軸１５と無段変速機１のセカンダリーシャフト１４との間は、第２クラッチ機構Ｃ２が解放状態になっていて遮断されている。したがって、減速時のいわゆる逆入力トルクが無段変速機１に掛かることがない。そのため、無段変速機１に不必要に作用するトルクを低減し、かつ不必要な回転を抑制することができる。その結果、無段変速機１の耐久性を向上させることができる。

　なお、上記の図５，図６に示す例では、前後進切替機構１６を構成している遊星歯車機構は、図７に示す共線図（速度線図）によって表すことができる。図７において、前述の図２に示す共線図と同様に、サンギヤ１７、リングギヤ１８、およびキャリア２１が互いに平行な直線で表されている。そして、各直線の基線Ｌ0との交点からの距離が、それぞれの回転要素の回転数を示している。また基線Ｌ0に対する位置が、それぞれの回転要素の回転方向を示している。したがって、第１クラッチ機構Ｃ１を係合させた場合は、前後進切替機構１６の全体が一体となって回転するので、各回転要素の回転数は直線Ｌ3で示すようになる。これに対して、ブレーキ機構Ｂによってリングギヤ１８を固定した場合には、各回転要素の回転数および回転方向は直線Ｌ4で示すようになる。すなわち、キャリア２１がサンギヤ１７に対して反対方向に回転する。図２の共線図に示す遊星歯車機構では、キャリア２１が入力要素となりエンジン２のクランク軸の回転方向と同じ回転方向（すなわち正転方向）のトルクが入力されるのに対して、この図７の共線図に示す遊星歯車機構では、サンギヤ１７が入力要素とりエンジン２のクランク軸の回転方向と反対の回転方向（すなわち逆転方向）のトルクが入力されるようになっている。

　また、上記の図１，図４，図５，図６に示す動力伝達装置の前後進切替機構１６は、それぞれ、図８，図９，図１０，図１１に示すように配置することができる。具体的には、図１，図４に示す動力伝達装置の前後進切替機構１６は、それぞれ、図８，図９に示すように、出力軸１５の軸線方向において前後進切替機構１６の向きを反対にして配置することができる。すなわち、前後進切替機構１６は、出力軸１５上でその軸線方向において、第１クラッチ機構Ｃ１をエンジン２に近い側（図８，図９での右側）に向け、キャリア２１と従動ギヤ２８との連結部分を無段変速機１に近い側（図８，図９での左側）に向けて配置してもよい。

　これら図８，図９に示すように前後進切替機構１６を配置した動力伝達装置においても、第１クラッチ機構Ｃ１、第２クラッチ機構Ｃ２、およびブレーキ機構Ｂは、前進方向への発進時、前進走行時、および後進走行時に、それぞれ、前述の図３に示すように係合もしくは解放させられる。そして、前述の図１に示す動力伝達装置と同様に作用させ、また同様の効果を得ることができる。

　また、図５，図６に示す前後進切替機構１６は、それぞれ、図１０，図１１に示すように、出力軸１５の軸線方向において前後進切替機構１６の向きを反対にするとともに、入力要素と出力要素とを入れ替えて配置することができる。すなわち、前後進切替機構１６は、カウンタシャフト２４上でその軸線方向において、第１クラッチ機構Ｃ１をエンジン２に近い側（図１０，図１１での右側）に向け、キャリア２１と従動ギヤ２８との連結部分を無段変速機１に近い側（図１０，図１１での左側）に向けて配置してもよい。そして、キャリア２１を入力要素としてカウンタドリブンギヤ２６と一体的に連結し、サンギヤ１７を出力要素としてカウンタシャフト２４と一体的に連結してもよい。

　これら図１０，図１１に示すように前後進切替機構１６を配置した動力伝達装置においても、第１クラッチ機構Ｃ１、第２クラッチ機構Ｃ２、およびブレーキ機構Ｂは、前進方向への発進時、前進走行時、および後進走行時に、それぞれ、前述の図３に示すように係合もしくは解放させられる。そして、前述の図１に示す動力伝達装置と同様に作用させ、また同様の効果を得ることができる。

　なお、上記の図１０，図１１に示す例では、前後進切替機構１６を構成している遊星歯車機構は、図１２に示す共線図（速度線図）によって表すことができる。図１２において、前述の図７に示す共線図と同様に、サンギヤ１７、リングギヤ１８、およびキャリア２１が互いに平行な直線で表されている。そして、各直線の基線Ｌ0との交点からの距離が、それぞれの回転要素の回転数を示している。また基線Ｌ0に対する位置が、それぞれの回転要素の回転方向を示している。したがって、第１クラッチ機構Ｃ１を係合させた場合は、前後進切替機構１６の全体が一体となって回転するので、各回転要素の回転数は直線Ｌ5で示すようになる。これに対して、ブレーキ機構Ｂによってリングギヤ１８を固定した場合には、各回転要素の回転数および回転方向は直線Ｌ6で示すようになる。すなわち、サンギヤ１７がキャリア２１に対して反対方向に回転する。図７の共線図に示す遊星歯車機構では、サンギヤ１７が入力要素となってエンジン２のクランク軸の回転方向と反対の回転方向（すなわち逆転方向）のトルクが入力されるのに対して、この図１２の共線図に示す遊星歯車機構では、キャリア２１が入力要素となってエンジン２のクランク軸の回転方向と反対の回転方向（すなわち逆転方向）のトルクが入力されるようになっている。

　この発明に係る動力伝達装置は、前後進切替機構１６を、上述したダブルピニオン型の遊星歯車機構に替えて、シングルピニオン型の遊星歯車機構によって構成することもできる。例えば、上述の図１，図４，図５，図６に示す動力伝達装置の前後進切替機構１６をシングルピニオン型の遊星歯車機構によって構成した例を、図１３に示してある。図１，図４に示す前後進切替機構１６をシングルピニオン型の遊星歯車機構３６を使用して構成する場合、サンギヤ３７が入力要素とされ、リングギヤ３８が反力要素とされ、そしてキャリア３９が出力要素とされている。したがってキャリア３９に、そのキャリア３９の回転を選択的に止めるブレーキ機構Ｂが設けられている。また、サンギヤ３７にギヤ列２３の従動ギヤ２８が連結され、リングギヤ３８に出力軸１５が連結されるようになっている。そして、サンギヤ３７とリングギヤ３８との間に、それらサンギヤ３７とリングギヤ３８とを選択的に連結する第１クラッチ機構Ｃ１が設けられている。

　上記のように、図１，図４に示す前後進切替機構１６をシングルピニオン型の遊星歯車機構３６で構成した場合の共線図（速度線図）の例を図１４に示してある。図１４において、サンギヤ３７、キャリア３９、およびリングギヤ３８が互いに平行な直線で表されている。それら各直線のうち、サンギヤ３７を示す直線とリングギヤ３８を示す直線とが左右の両端に位置し、それらの中央に反力要素であるキャリア３９を示す直線が配置される。また、サンギヤ３７を示す直線とリングギヤ３８を示す直線との間隔を「１」とした場合、キャリア３９を示す直線とリングギヤ３８を示す直線との間隔が、サンギヤ３７の歯数とキャリア３９の歯数との比（すなわちギヤ比）に相当する値に設定される。そして、各直線の基線Ｌ0との交点からの距離が、それぞれの回転要素の回転数を示している。また基線Ｌ0に対する位置が、それぞれの回転要素の回転方向を示している。したがって、第１クラッチ機構Ｃ１を係合させた場合は、遊星歯車機構３６すなわち前後進切替機構１６の全体が一体となって回転するので、各回転要素の回転数は直線Ｌ7で示すようになる。これに対して、ブレーキ機構Ｂによってキャリア３９を固定した場合には、各回転要素の回転数および回転方向は直線Ｌ8で示すようになる。すなわち、リングギヤ３８がサンギヤ３７に対して反対方向に回転する。

　また、図５，図６に示す前後進切替機構１６をシングルピニオン型の遊星歯車機構３６を使用して構成する場合、リングギヤ３８が入力要素とされ、サンギヤ３７が反力要素とされ、そしてキャリア３９が出力要素とされている。そして、リングギヤ３８にギヤ列２３のカウンタシャフト２４が連結され、サンギヤ３７にギヤ列２３のカウンタドライブギヤ２７が連結されるようになっている。

　上記のように、図５，図６に示す前後進切替機構１６をシングルピニオン型の遊星歯車機構３６で構成した場合の共線図（速度線図）の例を図１５に示してある。図１５において、サンギヤ３７、キャリア３９、およびリングギヤ３８が互いに平行な直線で表されている。図１４の共線図と同様に、各直線の基線Ｌ0との交点からの距離が、それぞれの回転要素の回転数を示している。また基線Ｌ0に対する位置が、それぞれの回転要素の回転方向を示している。したがって、第１クラッチ機構Ｃ１を係合させた場合は、遊星歯車機構３６すなわち前後進切替機構１６の全体が一体となって回転するので、各回転要素の回転数は直線Ｌ9で示すようになる。これに対して、ブレーキ機構Ｂによってキャリア３９を固定した場合には、各回転要素の回転数および回転方向は直線Ｌ10で示すようになる。すなわち、リングギヤ３８がサンギヤ３７に対して反対方向に回転する。図１４の共線図に示す遊星歯車機構３６では、サンギヤ３７が入力要素となってエンジン２のクランク軸の回転方向と同じ回転方向（すなわち正転方向）のトルクが入力されるのに対して、この図１５の共線図に示す遊星歯車機構３６では、リングギヤ３８が入力要素となってエンジン２のクランク軸の回転方向と反対の回転方向（すなわち逆転方向）のトルクが入力されるようになっている。

　上記のように、前後進切替機構１６をシングルピニオン型の遊星歯車機構３６で構成した場合であっても、前述したダブルピニオン型の遊星歯車機構で構成した前後進切替機構１６と同様に機能させることができる。また、ダブルピニオン型の遊星歯車機構に替えてシングルピニオン型の遊星歯車機構３６を使用することにより、装置を簡素化することができる。

　以上のように、この発明に係る動力伝達装置によれば、前後進切替機構１６における少なくとも２つの回転要素を第１クラッチ機構Ｃ１によって連結することにより、前後進切替機構１６の全体が一体となって回転する。その結果、入力軸９と出力軸１５との間でギヤ列２３が前後進切替機構１６を介して動力伝達可能な状態になる。その状態で第２クラッチ機構Ｃ２を解放させることにより、出力軸１５に対して無段変速機１が遮断され、かつギヤ列２３が前後進切替機構１６を介して出力軸１５に連結される。すなわち、入力軸９と出力軸１５とが、ギヤ列２３および前後進切替機構１６を介して連結される。その場合、ギヤ列２３による変速比は、無段変速機１で設定することのできない変速比である。すなわち、無段変速機１での最大変速比より大きい変速比、もしくは最小変速比より小さい変速比である。そのため、動力伝達装置の全体としての変速比幅を、無段変速機１で設定することのできる変速比幅よりも広くすることができる。

　また、第１クラッチ機構１に替えてブレーキ機構Ｂを係合させることにより、前後進切替機構１６における反力要素の回転が止められ、その結果、前後進切替機構１６における出力要素が入力要素に対して反対方向に回転する。すなわち、車両を後進走行させることができる。その場合、トルクは、ギヤ列２３および前後進切替機構１６を介して前後進切替機構１６の出力要素から出力軸１５に伝達される。したがって、その場合に動力伝達装置の全体として設定される変速比は、無段変速機１では設定することのできない大きい変速比となる。すなわち、後進走行時においても、動力伝達装置の全体としての変速比幅を広くすることができる。

　なお、上述した第１クラッチ機構Ｃ１、第２クラッチ機構Ｃ２、および各ギヤのそれぞれの軸線方向での位置は、設計上適宜に決めることができる。例えば、上述した各具体例における構成部材のうち隣接する構成部材同士の位置を軸線方向で相互に入れ替えることもできる。

　また、上述した各具体例では、１つの変速比（ギヤ比）を有するギヤ列２３を用いた構成を示しているが、この発明におけるギヤ列は、２つ以上の変速比（ギヤ比）を有し、それらの変速比を選択して設定できるギヤ列であってもよい。

Claims (16)

1. 　駆動力源が出力したトルクが入力される入力軸とトルクを出力する出力軸との間に、変速比を連続的に変化させる無段変速機と、前記入力軸および前記出力軸とは異なる位置に配置された中間軸を有し前記無段変速機で設定できない少なくとも１つの変速比を設定するギヤ列とが、それぞれ、前記入力軸と前記出力軸との間でトルクを伝達できるように設けられた車両用動力伝達装置において、
   　入力要素、出力要素、および回転が止められることにより前記入力要素と前記出力要素とを互いに反対方向に回転させる反力要素の３つの回転要素によって差動作用を行う前後進切替機構が、前記出力軸もしくは前記中間軸と同一軸線上に配置され、
   　前記３つの回転要素の少なくともいずれか２つの回転要素を連結する第１クラッチ機構と、前記反力要素の回転を止めるブレーキ機構とが設けられ、
   　前記入力軸と前記出力軸とが前記無段変速機を介して連結されるとともに、前記入力軸から前記無段変速機を経由して前記出力軸に至るトルク伝達経路に、トルクの伝達と遮断とを行う第２クラッチ機構が設けられ、
   　前記入力軸と前記出力軸とが前記ギヤ列および前記前後進切替機構を介して連結されている
   ことを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 　前記ギヤ列は、前記複数のギヤによって、前記無段変速機の最大変速比よりも大きい変速比、もしくは前記無段変速機の最小変速比よりも小さい変速比を設定するように構成されてい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. 　前記無段変速機は、前記入力軸からトルクが伝達される駆動側部材と前記出力軸にトルクを出力する出力側部材とを有し、
   　前記第２クラッチ機構は、前記入力軸と前記駆動側部材との間に設けられてこれら入力軸と駆動側部材とを選択的に連結するように構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用動力伝達装置。
4. 　前記無段変速機は、前記入力軸からトルクが伝達される駆動側部材と前記出力軸にトルクを出力する出力側部材とを有し、
   　前記第２クラッチ機構は、前記出力側部材と前記出力軸との間に設けられてこれら出力側部材と出力軸とを選択的に連結するように構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用動力伝達装置。
5. 　前記第１クラッチ機構と前記第２クラッチ機構とは、それぞれ、摩擦クラッチによって構成されていることを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の車両用動力伝達装置。
6. 　前記ギヤ列は、
   　前記入力軸と同一軸線上に配置された駆動ギヤと、前記中間軸上に設けられた１つのアイドルギヤもしくは互いに一体となって回転する複数のアイドルギヤと、そのアイドルギヤを介して前記駆動ギヤからトルクが伝達されかつ前記入力要素に一体的に連結された従動ギヤとを含み、
   　前記駆動ギヤから前記アイドルギヤおよび前記従動ギヤを介して前記入力要素にトルクを伝達する場合の変速比が１よりも大きくなるように構成されている
   ことを特徴とする請求項１から５のいずれかに記載の車両用動力伝達装置。
7. 　前記ギヤ列は、
   　前記入力軸と同一軸線上に配置された駆動ギヤと、前記出力軸と同一軸線上に配置された従動ギヤと、前記中間軸と同一軸線上に配置されて前記駆動ギヤと前記入力要素との間でトルクを伝達する第１アイドルギヤと、前記中間軸と同一軸線上に配置されて前記出力要素と前記従動ギヤとの間でトルクを伝達する第２アイドルギヤとを含み、
   　前記入力要素に前記駆動ギヤから前記第１アイドルギヤを介してトルクを伝達する場合の変速比および前記出力要素に前記従動ギヤから前記第２アイドルギヤを介してトルクを伝達する場合の変速比の少なくとも一方が１よりも大きくなるように構成されている
   ことを特徴とする請求項１から５のいずれかに記載の車両用動力伝達装置。
8. 　前記前後進切替機構は、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、前記サンギヤに噛み合っている第１ピニオンギヤと、その第１ピニオンギヤおよび前記リングギヤに噛み合っている第２ピニオンギヤと、これら第１ピニオンギヤおよび第２ピニオンギヤを自転かつ公転可能に保持しているキャリアとを備えたダブルピニオン型遊星歯車機構を含むことを特徴とする請求項１から７のいずれかに記載の車両用動力伝達装置。
9. 　前記サンギヤは、前記無段変速機および前記出力軸に連結され、
   　前記キャリアは、前記ギヤ列に連結され、
   　前記リングギヤは、前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成されている
   ことを特徴とする請求項８に記載の車両用動力伝達装置。
10. 　前記サンギヤは、前記中間軸および前記第１アイドルギヤに連結され、
    　前記キャリアは、前記第２アイドルギヤに連結され、
    　前記リングギヤは、前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成されている
    ことを特徴とする請求項８に記載の車両用動力伝達装置。
11. 　前記サンギヤは、前記中間軸および前記第２アイドルギヤに連結され、
    　前記キャリアは、前記第１アイドルギヤに連結され、
    　前記リングギヤは、前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成されている
    ことを特徴とする請求項８に記載の車両用動力伝達装置。
12. 　前記前後進切替機構は、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、前記サンギヤおよび前記リングギヤに噛み合っているピニオンギヤと、そのピニオンギヤを自転かつ公転可能に保持しているキャリアとを備えたシングルピニオン型遊星歯車機構を含むことを特徴とする請求項１から７のいずれかに記載の車両用動力伝達装置。
13. 　前記リングギヤは、前記無段変速機および前記出力軸に連結され、
    　前記サンギヤは、前記ギヤ列に連結され、
    　前記キャリアは、前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成されている
    ことを特徴とする請求項１２に記載の車両用動力伝達装置。
14. 　前記リングギヤは、前記中間軸および前記第１アイドルギヤに連結され、
    　前記サンギヤは、前記第２アイドルギヤに連結され、
    　前記キャリアは、前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成されている
    ことを特徴とする請求項１２に記載の車両用動力伝達装置。
15. 　前記リングギヤは、前記中間軸および前記第２アイドルギヤに連結され、
    　前記サンギヤは、前記第１アイドルギヤに連結され、
    　前記キャリアは、前記ブレーキ機構によって回転が止められるように構成されている
    ことを特徴とする請求項１２に記載の車両用動力伝達装置。
16. 　前記前後進切替機構は、複数の回転要素を互いに平行な直線で示し、かつ前記直線に直交する基線との交点からの長さおよび前記基線に対する位置で前記各回転要素の回転速度を示す共線図によって、前記入力要素、前記出力要素、および前記反力要素のそれぞれの回転速度を表すことのできる遊星歯車機構を含み、
    　前記反力要素は、前記共線図における中央に位置する線で表される要素であり、前記入力要素は、前記共線図における左右いずれか一方の線で表される要素であり、さらに前記出力要素は、前記共線図における左右いずれか一方の線で表される要素である
    ことを特徴とする請求項１から１５のいずれかに記載の車両用動力伝達装置。

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