CN106068405B - 车辆用动力传递装置 - Google Patents

Abstract

离合器(52)具有：离合器输入部件(53)，其与辅助动力传递单元(29)的输入齿轮(26)一体旋转；离合器输出部件(54)，其与变速器输入轴(11A)一体旋转；以及离合器工作部件(55)，其使离合器输出部件(54)与离合器输入部件(53)接合，将驱动源输出轴(11B)的驱动力传递向变速器输入轴(11A)，由于通过弹簧要素(51a)连接驱动源输出轴(11B)与离合器输入部件(53)，因此，不仅能够通过驱动源输出轴(11B)、离合器输入部件(53)以及弹簧要素(51a)构成减震器(51)来吸收驱动源(E)的旋转变动，而且通过轴承(57)将离合器输入部件(53)支承于变速器壳体(56)，因此，即使驱动源(E)有旋转变动，也能够防止轴承(57)被交替地朝着反方向驱动，从而提高该轴承(57)的耐久性。

Description

车辆用动力传递装置

技术领域

本发明涉及车辆用动力传递装置，其具有：变速器输入轴，其通过离合器而与由驱动源驱动的驱动源输出轴连接；变速器输出轴，其与驱动轮连接；曲柄式的变速机构，其能够使所述变速器输入轴的驱动力变速并传递至所述变速器输出轴；以及辅助动力传递单元，其相对于所述变速机构并列配置且能够在所述驱动源输出轴和所述变速器输出轴之间传递驱动力，所述辅助动力传递单元由以下部分构成：输入要素，其通过弹簧要素而与所述驱动源输出轴一体旋转；输出要素，其与所述变速器输出轴连接；以及中间要素，其连接所述输入要素与所述输出要素。

背景技术

在下述专利文献1中公知有一种结构，配置于发动机的曲轴与变速器的输入轴之间的双质量飞轮(减震器)利用与曲轴一体旋转的主飞轮、与输入轴一体旋转的副飞轮、以及连接主飞轮与副飞轮的扭簧构成。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2009-115184号公报

发明内容

发明要解决的课题

但是，在上述以往的双质量飞轮中，由于将其副飞轮支承为旋转自如的球轴承配置于副飞轮与主飞轮之间，因此，在扭簧伸缩而吸收发动机的旋转变动时，主飞轮与副飞轮交替地朝着相反方向相对旋转，配置于主飞轮与副飞轮之间的球轴承的内圈与外圈也交替地朝着相反方向相对旋转。若内圈与外圈交替地朝着相反方向相对旋转，则球轴承的耐久性下降，因此，需要防止内圈与外圈交替地朝着相反方向相对旋转来提高耐久性。

本发明是鉴于上述情况而完成的，其目的在于提高配置于驱动源与曲柄式的车辆用动力传递装置之间的减震器的轴承的耐久性。

用于解决课题的手段

为了达成上述目的，根据本发明，提出一种车辆用动力传递装置，其具有：变速器输入轴，其通过离合器而与被驱动源驱动的驱动源输出轴连接；变速器输出轴，其与驱动轮连接；曲柄式的变速机构，其能够将所述变速器输入轴的驱动力变速并传递给所述变速器输出轴；以及辅助动力传递单元，其相对于所述变速机构并列配置，能够在所述驱动源输出轴与所述变速器输出轴之间传递驱动力，所述辅助动力传递单元由以下部分构成：输入要素，其通过弹簧要素而与所述驱动源输出轴一体旋转；输出要素，其与所述变速器输出轴连接；以及中间要素，其连接所述输入要素与所述输出要素，该车辆用动力传递装置的第1特征在于，所述离合器具有：离合器输入部件，其与所述输入要素一体旋转；离合器输出部件，其与所述变速器输入轴一体旋转；以及离合器工作部件，其使所述离合器输出部件与所述离合器输入部件接合，将所述驱动源输出轴的驱动力传递给所述变速器输入轴，通过所述弹簧要素连接所述驱动源输出轴与所述离合器输入部件，并且，通过轴承将所述离合器输入部件支承于变速器壳体。

此外，根据本发明，提出一种车辆用动力传递装置，除了所述第1特征之外，其第2特征在于，将所述驱动源输出轴作为第1质量，将所述离合器输入部件作为第2质量，通过所述第1质量、所述弹簧要素以及所述第2质量使所述驱动源的旋转变动衰减后传递至所述变速器输入轴。

此外，根据本发明，提出一种车辆用动力传递装置，除了所述第1或第2特征之外，其第3特征在于，所述轴承是球轴承。

此外，根据本发明，提出一种车辆用动力传递装置，除了所述第1～第3中的任意一个特征之外，其第4特征在于，所述输入要素具有直径比所述轴承大的中空部，所述输入要素在所述中空部的内部通过所述轴承而支承于所述变速器壳体。

另外，实施方式的输入轴主体部11A与本发明的变速器输入轴对应，实施方式的输入轴上游部11B与本发明的驱动源输出轴对应，实施方式的输出轴下游部12B与本发明的变速器输出轴对应，实施方式的输入齿轮26与本发明的输入要素对应，实施方式的输出齿轮27与本发明的输出要素对应，实施方式的空转齿轮28与本发明的中间要素对应，实施方式的扭簧51a与本发明的弹簧要素对应，实施方式的干式离合器52与本发明的离合器对应，实施方式的球轴承57与本发明的轴承对应，实施方式的发动机E与本发明的驱动源对应，实施方式的变速单元U与本发明的变速机构对应。

发明效果

根据本发明的第1特征，具有：变速器输入轴，其通过离合器而与被驱动源驱动的驱动源输出轴连接；变速器输出轴，其与驱动轮连接；曲柄式的变速机构，其能够将变速器输入轴的驱动力变速并传递给变速器输出轴；以及辅助动力传递单元，其相对于变速机构并列配置，能够在驱动源输出轴与变速器输出轴之间传递驱动力，辅助动力传递单元由以下部分构成：输入要素，其与驱动源输出轴一体旋转；输出要素，其与变速器输出轴连接；以及中间要素，其连接输入要素与输出要素，因此，当变速器输入轴卡住而无法旋转时，将离合器解除接合而将驱动源输出轴从变速器输入轴分离，通过辅助动力传递单元将驱动源的驱动力从驱动源输出轴传递向变速器输出轴，由此，能够通过驱动源的驱动力使车辆退避行驶到修理厂。

离合器具有：离合器输入部件，其与输入要素一体旋转；离合器输出部件，其与变速器输入轴一体旋转；以及离合器工作部件，其使离合器输出部件与离合器输入部件接合，将驱动源输出轴的驱动力传递向变速器输入轴，通过弹簧要素连接驱动源输出轴与离合器输入部件，因此，不仅能够通过驱动源输出轴、离合器输入部件以及弹簧要素构成减震器来吸收驱动源的旋转变动，而且通过轴承将离合器输入部件支承于变速器壳体，因此，即使驱动源有旋转变动，也能够防止轴承交替地朝着相反方向驱动，从而提高该轴承的耐久性。

此外，根据本发明的第2特征，将驱动源输出轴作为第1质量，将离合器输入部件作为第2质量，通过第1质量、弹簧要素以及第2质量使驱动源的旋转变动衰减后传递向变速器输入轴，因此，能够将离合器输入部件用作第2质量，实现了减震器的小型化。

此外，根据本发明的第3特征，由于轴承是球轴承，因此，能够有效地防止因外圈与内圈的往复相对旋转而导致球轴承的耐久性下降。

此外，根据本发明的第4的特征，输入要素具有直径比轴承大的中空部，输入要素在中空部的内部通过轴承而支承于变速器壳体，因此，通过利用输入要素的中空部来配置轴承，能够使车辆用动力传递装置的轴向尺寸小型化。

附图说明

图1是车辆用动力传递装置的概要图。(第1实施方式)

图2是图1的2部的详细图。(第1实施方式)

图3是沿图2中的3-3线的剖视图(OD状态)。(第1实施方式)

图4是沿图2中的3-3线的剖视图(GN状态)。(第1实施方式)

图5是OD状态下的作用说明图。(第1实施方式)

图6是GN状态下的作用说明图。(第1实施方式)

图7是图1的7部详细图。(第1实施方式)

图8是第1、第2啮合切换机构的接合表。(第1实施方式)

图9是停车挡时的转矩流图。(第1实施方式)

图10是倒车挡时的转矩流图。(第1实施方式)

图11是空挡时的转矩流图。(第1实施方式)

图12是前进挡时的转矩流图(通常行驶状态)。(第1实施方式)

图13是前进挡时的转矩流图(发动机制动状态)。(第1实施方式)

图14是前进挡时的转矩流图(怠速停止状态)。(第1实施方式)

图15是前进挡时的转矩流图(故障状态)。(第1实施方式)

图16是图1的16部的详细图。(第1实施方式)

标号说明

11A：输入轴主体部(变速器输入轴)；

11B：输入轴上游部(驱动源输出轴)；

12B：输出轴下游部(变速器输出轴)；

26：输入齿轮(输入要素)；

27：输出齿轮(输出要素)；

28：空转齿轮(中间要素)；

29：辅助动力传递单元；

51a：扭簧(弹簧要素)；

52：干式离合器(离合器)；

53：离合器输入部件；

54：离合器输出部件；

55：离合器工作部件；

56：变速器壳体；

57：球轴承(轴承)；

E：发动机(驱动源)；

U：变速单元(变速机构)；

W：驱动轮。

具体实施方式

以下，根据图1～图16对本发明的实施方式进行说明。

第1实施方式

如图1所示，车辆用动力传递装置将发动机E的驱动力经由左右车轴10、10传递至驱动轮W、W，该车辆用动力传递装置具有无级变速器T、第1动力传递切换机构S1、第2动力传递切换机构S2以及差速器D。第1动力传递切换机构S1能够切换停车挡、倒车挡、空挡以及前进挡。第2动力传递切换机构S2能够切换通常行驶和发动机制动状态、怠速停止状态以及故障状态。

接着，根据图1～图7对车辆用动力传递装置的结构进行说明。

如图1所示，输入轴11由输入轴主体部11A以及比输入轴主体部11A靠驱动力传递方向上游侧(发动机E侧)的输入轴上游部11B构成，输入轴主体部11A与无级变速器T连接，输入轴上游部11B与发动机E连接。在输入轴上游部11B与输入轴主体部11A之间设置有减震器51和干式离合器52。干式离合器52在通常时被维持成接合状态，而在后述的输入轴主体部11A卡住时被解除接合，将输入轴主体部11A和输入轴上游部11B分离。

并且，第1输出轴12由输出轴主体部12A以及比输出轴主体部12A靠驱动力传递方向下游侧(驱动轮W、W侧)的输出轴下游部12B构成，输出轴主体部12A与无级变速器T连接，输出轴下游部12B与第2动力传递切换机构S2连接。输出轴主体部12A和输出轴下游部12B始终是一体的。

如图2和图3所示，本实施方式的无级变速器T是在轴向上重叠具有同一结构的多个(在实施方式中为4个)变速单元U…而成的，这些变速单元U…具有平行配置的共用的输入轴11和共用的第1输出轴12，输入轴11的旋转被减速或增速后传递至第1输出轴12。

下面，作为代表对一个变速单元U的结构进行说明。与发动机E连接而旋转的输入轴11以相对旋转自如的方式贯穿电动马达这样的变速致动器14的中空的旋转轴14a的内部。变速致动器14的转子14b固定于旋转轴14a，定子14c固定于壳体。变速致动器14的旋转轴14a能够与输入轴11以相同速度旋转，并且，能够相对于输入轴11以不同的速度相对旋转。

在贯穿了变速致动器14的旋转轴14a的输入轴11上固定有第1小齿轮15，以跨越该第1小齿轮15的方式将曲柄的行星架16连接于变速致动器14的旋转轴14a。直径与第1小齿轮15相同的2个第2小齿轮17、17分别借助于小齿轮销16a、16a支承于与第1小齿轮15协作而构成正三角形的位置上，齿圈18a偏心地形成在圆板形的偏心盘18的内部，该齿圈18a与这些第1小齿轮15和第2小齿轮17、17啮合。设置于连接杆19的杆部19a的一端上的环部19b经由球轴承20以相对旋转自如的方式套在偏心盘18的外周面上。

设置于第1输出轴12的外周的第1单向离合器21具有：环状的外部件22，其借助于销19c而被枢转支承于连接杆19的杆部19a；内部件23，其配置于外部件22的内部，且固定于第1输出轴12；以及辊子25…，其配置于在外部件22的内周的圆弧面与内部件23的外周的平面之间形成的楔状的空间内，且被弹簧24…施力。

从图2可以知晓，4个变速单元U…具有共用的曲柄状的行星架16，而借助于第2小齿轮17、17支承于行星架16上的偏心盘18的相位按照各个变速单元U分别相差90°。例如，在图2中，左端的变速单元U的偏心盘18相对于输入轴11移位到图中上方，左起第3个变速单元U的偏心盘18相对于输入轴11移位到图中下方，左起第2个和第4个变速单元U、U的偏心盘18、18位于上下方向中间位置。

从图1可以知晓，无级变速器T具有能够以与上述4个变速单元U…不同的路径来传递驱动力的辅助性的动力传递路径。即，设置于减震器51的下游侧的输入齿轮26与设置于传递轴13的输出齿轮27经由空转齿轮28而连接，所述传递轴13以相对旋转自如的方式套在输出轴主体部12A的下游侧的输出轴下游部12B的外周上，这些输入齿轮26、输出齿轮27以及空转齿轮28构成辅助动力传递单元29。

从图7可以知晓，第1动力传递切换机构S1除了具有相对旋转自如地套在车轴10的外周上的筒状的第1输出轴12，还具有相对旋转自如地套在车轴10的外周上的筒状的第2输出轴31、以及相对旋转自如地套在该第2输出轴31的外周上的筒状的第3输出轴32。在第1输出轴12的输出轴下游部12B的右端形成有第4外周花键12a，在第2输出轴31的左端形成有第5外周花键31a，在第3输出轴32的左端形成有第6外周花键32a。

形成由牙嵌式离合器构成的第1啮合切换机构33的第4外周花键12a、第5外周花键31a和第6外周花键32a沿轴向排列，第5外周花键31a和第6外周花键32a的外径彼此相等，并且比第4外周花键12a的外径小。并且，第1啮合切换机构33的套筒34具有外径较大的第2内周花键34a和外径较小的第3内周花键34b，第2内周花键34a与第4外周花键12a始终啮合，第3内周花键34b与第6外周花键32a始终啮合，第3内周花键34b仅在图7所示的向左移动时与第5外周花键31a啮合。即，当套筒34通过拨叉34c从如图7所示的左移状态起向右移动时，第3内周花键34b与第5外周花键31a的啮合被解除。

行星齿轮机构35具有：作为第1要素的太阳轮36；作为第3要素的行星架37；作为第2要素的齿圈38；以及相对旋转自如地支承于行星架37的多个小齿轮39…，小齿轮39…与太阳轮36和齿圈38啮合。太阳轮36与第3输出轴32的右端连接，齿圈38与第2输出轴31的右端连接。

在由牙嵌式离合器构成的第2啮合切换机构40的套筒41上形成有第1内周花键41a，该第1内周花键41a与形成于行星架37的外周部的外周花键37a和形成于壳体42的外周花键42a啮合。因此，当套筒41通过拨叉41b向图7所示的位置向左移动时，行星架37从壳体42分离，当套筒41通过拨叉41b从图8所示的位置向右移动时，行星架37与壳体42结合。

第2动力传递切换机构S2设置在传递轴13和输出轴下游部12B之间，第2动力传递切换机构S2具有：设置于传递轴13的第1外周花键13a；设置于输出轴下游部12B的第2外周花键12b和第3外周花键12c；具有内周花键43a的套筒43；驱动套筒43的拨叉43b；以及配置在输出轴下游部12B和第2外周花键12b之间的第2单向离合器45。

套筒43可以采取以下位置：将第1外周花键13a和第2外周花键12b结合的左移位置；将第1外周花键13a、第2外周花键12b和第3外周花键12c结合的中央位置；以及将第2外周花键12b和第3外周花键12c结合的右移位置。并且，在输出轴下游部12B的转速超过传递轴13的转速时，配置在输出轴下游部12B和第2外周花键12b之间的第2单向离合器45被接合。

构成差速器D的外轮廓的差速器壳47与第2输出轴31的右端连接。差速器D具有：一对小齿轮49、49，它们旋转自如地支承在固定于差速器壳47的小齿轮轴48上；以及侧面齿轮50、50，它们固定设置于车轴10、10的端部且与小齿轮49、49啮合。

如图16所示，配置在减震器51的径向内侧的干式离合器52具有从变速单元U…侧朝向发动机E侧依次层叠的离合器输入部件53、离合器输出部件54以及离合器工作部件55。配置于输入轴上游部11B与输入轴主体部11A之间的减震器51是周知的构造的双质量减震器，其通过在周向上能够伸缩的多个扭簧51a…将构成一次质量的输入轴上游部11B与构成二次质量的离合器输入部件53连接起来。辅助动力传递单元29的输入齿轮26一体形成于作为减震器51的二次质量的离合器输入部件53上，这些离合器输入部件53以及输入齿轮26经由球轴承57被旋转轴支承于变速器壳体56。离合器输出部件54与输入轴主体部11A连接，离合器工作部件55借助于离合器工作杆58而与离合器致动器59连接，离合器工作杆58同轴地贯穿中空的输入轴主体部11A的内部。

离合器工作杆58被未图示的弹簧向图中左侧施力，借助于离合器工作杆58，离合器工作部件55将离合器输出部件54压靠于离合器输入部件53，离合器输出部件54和离合器输入部件53成为一体，由此，干式离合器52接合而将输入轴上游部11B和输入轴主体部11A结合为一体。当利用离合器致动器59向图中右侧驱动离合器工作杆58时，基于离合器工作部件55的按压被解除，离合器输出部件54和离合器输入部件53分离，干式离合器52解除接合，从而解除了输入轴上游部11B和输入轴主体部11A之间的驱动力的传递。

接着，对具有上述结构的本发明的实施方式的作用进行说明。

首先，对无级变速器T的一个变速单元U的作用进行说明。当使变速致动器14的旋转轴14a相对于输入轴11相对旋转时，行星架16绕输入轴11的轴线L1旋转。此时，行星架16的中心O、即第1小齿轮15和2个第2小齿轮17、17所形成的正三角形的中心绕输入轴11的轴线L1旋转。

图3和图5示出了行星架16的中心O相对于第1小齿轮15(即输入轴11)位于第1输出轴12的相反侧的状态，此时偏心盘18相对于输入轴11的偏心量最大，无级变速器T的变速比成为OD(over drive，超速驱动)状态(超速驱动状态)。图4和图6示出了行星架16的中心O相对于第1小齿轮15(即输入轴11)位于与第1输出轴12相同的一侧的状态，此时偏心盘18相对于输入轴11的偏心量为零，无级变速器T的变速比成为GN(gear neutral，齿轮空挡)状态(齿轮空挡状态)。

在图5所示的OD状态下，当利用发动机E使输入轴11旋转、并且以与输入轴11相同的速度使变速致动器14的旋转轴14a旋转时，输入轴11、旋转轴14a、行星架16、第1小齿轮15、2个第2小齿轮17、17和偏心盘18在成为一体的状态下，以输入轴11为中心向逆时针方向(参照箭头A)偏心旋转。在从图5的(A)经由图5的(B)向图5的(C)的状态旋转的期间，将环部19b经由球轴承20相对旋转自如地支承于偏心盘18的外周上的连接杆19使通过销19c枢转支承于该杆部19a的末端的外部件22向逆时针方向(参照箭头B)旋转。图5的(A)和图5的(C)示出了外部件22沿所述箭头B方向的旋转的两端。

当外部件22这样向箭头B方向旋转时，辊子25…啮入第1单向离合器21的外部件22和内部件23之间的楔状的空间中，外部件22的旋转经由内部件23而传递至第1输出轴12，因此第1输出轴12向逆时针方向(参照箭头C)旋转。

当输入轴11和第1小齿轮15进一步旋转时，使齿圈18a与第1小齿轮15和第2小齿轮17、17啮合的偏心盘18向逆时针方向(参照箭头A)偏心旋转。在从图5的(C)经由图5的(D)向图5的(A)的状态旋转的期间，将环部19b经由球轴承20相对旋转自如地支承于偏心盘18的外周上的连接杆19使通过销19c枢转支承于该杆部19a的末端的外部件22向顺时针方向(参照箭头B′)旋转。图5的(C)和图5的(A)示出了外部件22的沿所述箭头B′方向的旋转的两端。

当外部件22这样向箭头B′方向旋转时，辊子25…一边压缩弹簧24…一边被从外部件22与内部件23之间的楔状的空间挤出，由此，外部件22相对于内部件23打滑，从而第1输出轴12不旋转。

如上所述，在外部件22往复旋转时，由于仅在外部件22的旋转方向为逆时针方向(参照箭头B)时第1输出轴12向逆时针方向(参照箭头C)旋转，因此，第1输出轴12间歇地旋转。

图6示出在GN状态下运转无级变速器T时的作用。此时，由于输入轴11的位置与偏心盘18的中心一致，因此，偏心盘18相对于输入轴11的偏心量为零。当在该状态下利用发动机E使输入轴11旋转、并且以与输入轴11相同的速度使变速致动器14的旋转轴14a旋转时，输入轴11、旋转轴14a、行星架16、第1小齿轮15、2个第2小齿轮17、17以及偏心盘18在成为一体的状态下，以输入轴11为中心向逆时针方向(参照箭头A)偏心旋转。然而，由于偏心盘18的偏心量为零，因此，连接杆19的往复运动的行程也变为零，第1输出轴12不旋转。

因此，只要驱动变速致动器14而将行星架16的位置设定在图3的OD状态与图4的GN状态之间，就能够以最小变速比和最大(无限大)变速比之间的任意的变速比进行运转。

在无级变速器T中，并列配置的4个变速单元U…的偏心盘18…的相位彼此分别错开90°，因此，通过由4个变速单元U…交替传递驱动力，即4个第1单向离合器21…中的任意一个必然处于接合状态，由此，能够使第1输出轴12连续旋转。

接着，对切换停车挡、倒车挡、空挡和前进挡的第1动力传递切换机构S1的作用进行说明。

如图8和图9所示，当使第1啮合切换机构33的套筒34向左移动，将第1输出轴12的输出轴下游部12B、第2输出轴31以及第3输出轴32结合为一体，并且，使第2啮合切换机构40的套筒41向右移动而使行星齿轮机构35的行星架37与壳体42结合时，建立了停车挡。

在停车挡时，与差速器壳47一体的第2输出轴31结合于行星齿轮机构35的齿圈38，并且，所述第2输出轴31经由第1啮合切换机构33和第3输出轴32而与行星齿轮机构35的太阳轮36连接，此外，行星齿轮机构35的行星架37经由第2啮合切换机构40而与壳体42结合。其结果为，行星齿轮机构35成为锁定状态，经由差速器D与其连接的驱动轮W、W被限制成不能旋转。

如图8和图10所示，当使第1啮合切换机构33的套筒34向右移动，将输出轴下游部12B和第3输出轴32结合而分离第2输出轴31，并且，使第2啮合切换机构40的套筒41向右移动而将行星齿轮机构35的行星架37与壳体42结合时，建立了倒车挡。

在倒车挡时，从无级变速器T输出到第1输出轴12的输出轴下游部12B的驱动力以第1啮合切换机构33→第3输出轴32→太阳轮36→行星架37→齿圈38的路径被传递至差速器壳47，同时在行星齿轮机构35中减速且反转，由此，能够使车辆后退行驶。

如图8和图11所示，当使第1啮合切换机构33的套筒34向右移动，将输出轴下游部12B和第3输出轴32结合而分离第2输出轴31，并且使第2啮合切换机构40的套筒41向左移动而从壳体42分离行星齿轮机构35的行星架37时，建立了空挡。

在空挡时，由于行星齿轮机构35的行星架37从壳体42分离，因此，齿圈38能够自由旋转，并且，由于第2输出轴31能够自由旋转，因此差速器壳47能够自由旋转而成为驱动轮W、W不被限制的状态。在该状态下，发动机E的驱动力从无级变速器T以输出轴下游部12B→第1啮合切换机构33→第3输出轴32的路径被传递至太阳轮36，而由于行星架37没有限制，因此行星齿轮机构35空转，驱动力不会被传递至差速器D。

如图9和图12所示，当使第1啮合切换机构33的套筒34向左移动，将输出轴下游部12B、第2输出轴31和第3输出轴32结合为一体，并且使第2啮合切换机构40的套筒41向左移动而将行星齿轮机构35的行星架37从壳体42分离时，建立了前进挡。

在前进挡时，由于行星齿轮机构35的齿圈38与太阳轮36通过第1啮合切换机构33而结合，因此，行星齿轮机构35成为能够一体旋转的状态。其结果为，从无级变速器T输出到输出轴下游部12B的驱动力以第1啮合切换机构33→第2输出轴31的路径或者以第1啮合切换机构33→第3输出轴32→太阳轮36→行星架37→齿圈38的路径被传递至差速器壳47，能够使车辆前进行驶。

如上所述，关于本实施方式的无级变速器T的第1输出轴12，由于经由第1单向离合器21…将驱动力传递至该第1输出轴12，因而只能向前进行驶方向旋转，而通过将具有前进后退切换功能的第1动力传递切换机构S1配置在第1输出轴12的下游侧，能够在不用设置后退行驶用的电动马达来实现混合动力化的情况下，使车辆进行后退行驶。

而且，由于第1动力传递切换机构S1除了前进挡和倒车挡以外还能够建立停车挡和空挡，因此，能够进一步使动力传递装置自身小型轻量化。

接着，对切换发动机制动状态、怠速停止状态和故障状态的第2动力传递切换机构S2的作用进行说明。

如图10和图12所示，在第1动力传递切换机构S1处于上述的停车挡、倒车挡、空挡以及前进挡中的任意一个的通常状态下，第2动力传递切换机构S2的套筒41向左移动而连接传递轴13的第1外周花键13a与输出轴下游部12B的第2外周花键12b。因此，在前进挡或倒车挡时的行驶中，发动机E的驱动力不仅从输入轴11经由变速单元U…传递至输出轴下游部12B，而且从输入轴11通过由输入齿轮26、空转齿轮28以及输出齿轮27构成的辅助动力传递单元29而传递至传递轴13，从传递轴13的第1外周花键13a传递至输出轴下游部12B的第2外周花键12b。

然而，由于变速单元U…的变速比被设定为比辅助动力传递单元29的变速比大，因此，传递轴13的转速(即，第2外周花键12b的转速)比输出轴下游部12B的转速大，第2单向离合器45解除接合而不进行经由辅助动力传递单元29的动力传递，车辆借助于经由变速单元U…的动力传递而进行前进行驶或后退行驶。

当车辆在前进挡时的前进行驶中转移到减速状态时，如图13所示，发动机转速降低，由此，变速单元U…的第1单向离合器21…解除接合，来自驱动轮W、W的驱动力经由差速器D和第1动力传递切换机构S1而传递至输出轴下游部12B。此时，输出轴下游部12B的转速比经由辅助动力传递机构29而与输入轴11连接的传递轴13的转速(即，第2外周花键12b的转速)大，第2单向离合器45接合，由此输出轴下游部12B的驱动力能够经由辅助动力传递机构29和输入轴11而逆传递至发动机E，能够使发动机制动器工作。

即使是车辆在倒车挡时的后退行驶中进行了减速的情况下，由于输出轴下游部12B向与前进挡时的前进行驶时相同的方向旋转，因此，也能够同样地使发动机制动器工作。

当车辆在前进挡时的前进行驶中进一步减速时，如图14所示，使第2动力传递切换机构S2的套筒41向右移动而将输出轴下游部12B的第2外周花键12b和第3外周花键12c结合。其结果为，借助从驱动轮W、W逆传递的驱动力而旋转的输出轴下游部12B从传递轴13(即，从发动机E)分离，因此，能够实现减速行驶中的怠速停止，从而能够实现燃料消耗量的节约和减少。

在变速单元U…发生故障而车辆不能行驶的情况下，如图15所示，使第2动力传递切换机构S2的套筒41位于中央位置而将传递轴13的第1外周花键13a、输出轴下游部12B的第2外周花键12b以及第3外周花键12c结合。其结果为，传递轴13和输出轴下游部12B不经过第2单向离合器45而直接连接，因此，能够将发动机E的驱动力从输入轴11经由辅助动力传递单元29、传递轴13、输出轴下游部12B、第1动力传递切换机构S1和差速器D传递至驱动轮W、W，能够使车辆前进行驶或后退行驶到修理厂。

另外，存在如下情况：因支承输入轴主体部11A的球轴承(未图示)或支承连接杆19的环部19b的球轴承20(参照图3)的破损，而产生输入轴主体部11A卡住而不能旋转的故障。在产生该故障的情况下，若发动机E与输入轴主体部11A不能分离地连接，则发动机E熄火而无法运转，因而存在车辆不能行驶的问题。

然而，根据本实施方式，通过在输入轴主体部11A卡住时使干式离合器52解除接合，来从输入轴主体部11A分离输入轴上游部11B，因此，切换到图15所说明的故障状态的模式，由此，能够借助辅助动力传递单元29将发动机E的驱动力从输入轴上游部11B不经过无级变速器T地传递至输出轴下游部12B，从而使车辆进行退避行驶。

在该退避行驶期间，由于发动机E和驱动轮W、W直接连接，因此，也能够使发动机制动器工作，但是，存在如下问题：当车辆停止时，与驱动轮W、W直接连接的发动机E熄火。然而，根据本实施方式，当在车辆停止时使第2动力传递切换机构S2的套筒41向左移动，连接传递轴13的第1外周花键13a与输出轴下游部12B的第2外周花键12b时，输入到传递轴13的发动机E的驱动力因第2单向离合器45打滑而没有传递至输出轴下游部12B，即使在车辆停止的状态下也能够在不使发动机E熄火的情况下进行怠速运转。

另外，在输入轴主体部11A的卡住以外的故障的情况下，由于输入轴主体部11A能够旋转，因此不需要必须解除干式离合器52的接合，而只要解除干式离合器52的接合而从输入轴上游部11B分离输入轴主体部11A，就能够防止无级变速器T的拖曳从而节省燃料消耗量。

如上所述，根据本实施方式，不需要使车辆用动力传递装置的轴向尺寸大型化的电动马达就能够使车辆进行前进行驶和后退行驶，在前进行驶时和后退行驶时都能够进行发动机制动，而且也能够实现车辆在减速行驶中的怠速停止以及变速单元U…故障时的行驶。并且，车辆用动力传递装置的与发动机E连接的输入轴11侧的轴向尺寸容易大型化，但是，通过将传递轴13设置在第1输出轴12侧能够抑制输入轴11侧的轴向尺寸的大型化，能够在整体上将车辆用动力传递装置的轴向尺寸抑制在最小限度。

并且，将干式离合器52配置在输入轴主体部11A和输入轴上游部11B之间，由此，即使输入轴主体部11A发生卡住故障也能够使车辆进行退避行驶。并且，通过采用轴向尺寸小的干式离合器52，能够避免车辆用动力传递装置的轴向尺寸的大型化。而且，由于将减震器51配置在发动机E与输入轴上游部11B之间，因此，在退避行驶期间也能够发挥减震器51的减震功能而确保乘坐舒适性。

如图16所示，当发动机E的曲轴的旋转变动被输入到作为减震器51的一次质量的输入轴上游部11B时，在与其下游侧的二次质量即离合器输入部件53之间配置的扭簧51a…伸缩，由此，所述旋转变动被吸收。此时，由于离合器输入部件53通过球轴承57支承于变速器壳体56，因此，即使扭簧51a…伸缩、输入轴上游部11B与离合器输入部件53相对旋转，离合器输入部件53相对于变速器壳体56的旋转方向也恒定，因此，球轴承57的外圈与内圈的相对旋转方向也恒定。

假设离合器输入部件53通过球轴承支承于输入轴上游部11B，则当扭簧51a…伸缩、输入轴上游部11B与离合器输入部件53相对旋转时，配置于它们之间的球轴承的外圈与内圈交替地朝着相反方向相对旋转，因此，存在该球轴承的耐久性下降的问题。但是，根据本实施方式，由于离合器输入部件53通过球轴承57支承于变速器壳体56，因此，球轴承57的外圈与内圈始终朝向相同方向相对旋转，确保了其耐久性。

此外，由于将干式离合器52的离合器输入部件53用作减震器51的第2质量，因此，不需要设置特别的第2质量，能够实现减震器51的小型化。而且，辅助动力传递单元29的输入齿轮26形成为环状，在其中空部的内部，离合器输入部件53通过球轴承57支承于变速器壳体56，因此，能够有效利用输入齿轮26的中空部，从而实现无级变速器T的轴向尺寸的小型化。

以上，对本发明的实施方式进行了说明，但是，本发明在不脱离其要旨的范围内可以进行各种设计变更。

例如，本发明的轴承不限于实施方式的球轴承57，可以是任意的构造的滚柱轴承等其他形态的轴承。

此外，本发明的离合器不限于本实施方式的干式离合器52，也可以是湿式离合器。

Claims (4)

1.一种车辆用动力传递装置，其具有：

变速器输入轴(11A)，其通过离合器(52)而与被驱动源(E)驱动的驱动源输出轴(11B)连接；变速器输出轴(12B)，其与驱动轮(W)连接；曲柄式的变速机构(U)，其能够将所述变速器输入轴(11A)的驱动力变速并传递给所述变速器输出轴(12B)；以及辅助动力传递单元(29)，其相对于所述变速机构(U)并列配置，能够在所述驱动源输出轴(11B)与所述变速器输出轴(12B)之间传递驱动力，所述辅助动力传递单元(29)由以下部分构成：输入要素(26)，其通过弹簧要素(51a)而与所述驱动源输出轴(11B)一体旋转；输出要素(27)，其与所述变速器输出轴(12B)连接；以及中间要素(28)，其连接所述输入要素(26)与所述输出要素(27)，该车辆用动力传递装置的特征在于，

所述离合器(52)具有：离合器输入部件(53)，其与所述输入要素(26)一体旋转；离合器输出部件(54)，其与所述变速器输入轴(11A)一体旋转；以及离合器工作部件(55)，其使所述离合器输出部件(54)与所述离合器输入部件(53)接合，将所述驱动源输出轴(11B)的驱动力传递给所述变速器输入轴(11A)，

通过所述弹簧要素(51a)连接所述驱动源输出轴(11B)与所述离合器输入部件(53)，并且，通过轴承(57)将所述离合器输入部件(53)支承于变速器壳体(56)，

由此，防止所述轴承的内圈与外圈交替地朝着相反方向驱动。

2.根据权利要求1所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

将所述驱动源输出轴(11B)作为第1质量，将所述离合器输入部件(53)作为第2质量，通过所述第1质量、所述弹簧要素(51a)以及所述第2质量使所述驱动源(E)的旋转变动衰减后传递至所述变速器输入轴(11A)。

3.根据权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

所述轴承(57)是球轴承。

4.根据权利要求1所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

所述输入要素(26)具有直径比所述轴承(57)大的中空部，所述输入要素(26)在所述中空部的内部通过所述轴承(57)而支承于所述变速器壳体(56)。