JP2016223572A - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 クランク式の無段変速機の下流側に配置される前後進切換機構の一層の小型軽量化を図る。
【解決手段】 出力軸１２から足軸４４へのトルクの伝達経路を、第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ４５からキャリヤ４６にトルクが流れる経路と、第１遊星歯車機構Ｐ１のリングギヤ４７からキャリヤ４６にトルクが流れる経路とに分割し、その一方である前者の経路に前進クラッチＣｆを配置したので、前進クラッチＣｆにトルク伝達容量が小さいものを使用して車両用動力伝達装置の小型軽量化を図ることができる。特に、サンギヤ４５からキャリヤ４６に流れるトルクは、リングギヤ４７からキャリヤ４６に流れるトルクよりも小さいため、小さいトルクが流れるサンギヤ４５からキャリヤ４６への経路に前進クラッチＣｆを配置することで、前進クラッチＣｆに更にトルク伝達容量が小さいものを使用することができる。
【選択図】 図７

Description

本発明は、駆動源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と、出力軸および駆動輪間に配置されて前進および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。

クランク式の無段変速機の下流側にクラッチを有する前後進切換機構を配置し、一方向にしか回転できないクランク式の無段変速機の出力軸の回転方向を前後進切換機構で切り換えることで、前進走行および後進走行を可能にした車両用動力伝達装置が、下記特許文献１により公知である。

ＷＯ２０１４／０８７７９４Ａ１

ところで、上記特許文献１に記載された車両用動力伝達装置は、前後進切換機構が無段変速機の出力軸の駆動力を駆動輪に伝達する足軸上に設けられているため、前後進切換機構に設けられたクラッチにトルク伝達容量が大きい大型のものを使用することが必要になり、そのために車両用動力伝達装置の寸法が大型化したり重量が増加したりする問題があった。

そこで本出願人は、特願２０１５−０７１２７２号により、無段変速機の下流側に遊星歯車機構を配置して動力伝達経路を２系統に分割し、２系統の動力伝達経路の一方にクラッチを配置することで、そのクラッチに要求されるトルク伝達容量を小さくして小型軽量化を図るものを提案した。

本発明は特願２０１５−０７１２７２号で提案した車両用動力伝達装置を更に改良したもので、クランク式の無段変速機の下流側に配置される前後進切換機構の一層の小型軽量化を図ることを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、駆動源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と、前記出力軸および駆動輪間に配置されて前進および後進を切り換える前後進切換機構とを備え、前記無段変速機は、前記入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記出力軸に接続された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を備える車両用動力伝達装置であって、前記前後進切換機構は、前記出力軸に設けられた第１ドライブギヤと、前記出力軸に対して平行に配置された第１カウンタシャフトと、前記第１カウンタシャフトに設けられて前記第１ドライブギヤに接続された第１ドリブンギヤと、前記第１カウンタシャフトに設けられた第２ドリブンギヤと、車両の前進走行時に係合して前記第１カウンタシャフトおよび前記第１ドリブンギヤ間の動力伝達を可能にする前進クラッチと、前記第１カウンタシャフトに接続されたサンギヤ、前記駆動輪を駆動する足軸に接続されたキャリヤおよび前記第１ドリブンギヤに接続されたリングギヤとを含む第１遊星歯車機構と、前記第１カウンタシャフトに対して平行に配置された第２カウンタシャフトと、前記第２カウンタシャフトに設けられて前記第１ドリブンギヤに接続された第３ドリブンギヤと、前記第２カウンタシャフトに設けられた第２ドライブギヤと、前記第１カウンタシャフトおよび前記第２カウンタシャフトに対して平行に配置された第３カウンタシャフトと、前記第３カウンタシャフトに設けられて前記第１ドライブギヤに接続された第４ドリブンギヤと、前記第３カウンタシャフトに設けられて前記第２ドリブンギヤに接続された第３ドライブギヤと、車両の後進走行時に係合して前記第４ドリブンギヤおよび前記第３ドライブギヤ間の動力伝達を可能にする後進クラッチと、前記入力軸に設けられて前記第２ドライブギヤに接続された入力ギヤと、前記駆動輪から前記駆動源に駆動力を伝達するときに係合して前記入力軸および前記入力ギヤ間の動力伝達を可能にする入力クラッチとを備えることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記前進クラッチは第１、第２油室を備え、前記第１、第２油室に油圧が供給されないときにクラッチスプリングの弾発力で係合し、前記第１、第２油室に油圧が供給されたときに前記クラッチスプリングの弾発力に抗して係合解除するノーマルクローズ型であることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項１または請求項２の構成に加えて、前記第１遊星歯車機構のリングギヤを一体に備える前記第１ドリブンギヤの軸方向一端側は径方向外側から第１ベアリングでケーシングに支持され、前記第１ドリブンギヤから軸方向他端側に延びる前記前進クラッチのクラッチアウターは径方向外側から第２ベアリングで前記ケーシングに支持されることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項４に記載された発明によれば、請求項１〜請求項３の何れか１項の構成に加えて、前記第１遊星歯車機構のキャリヤと前記足軸との間に配置されたディファレンシャルギヤを備え、前記ディファレンシャルギヤは、前記第１遊星歯車機構のキャリヤに接続されたリングギヤと、左右一方の前記足軸に接続されたキャリヤと、左右他方の前記足軸に接続されたサンギヤとを備えるダブルピニオン式の第２遊星歯車機構よりなることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項５に記載された発明によれば、請求項４の構成に加えて、前記サンギヤの歯数を前記リングギヤの歯数で割った比をλとしたとき、λ＝０．５であることを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は本発明の入力部材に対応し、実施の形態の左ドライブシャフト６１および右ドライブシャフト６２は本発明の足軸に対応し、実施の形態のボールベアリング８０およびボールベアリング８１はそれぞれ本発明の第１ベアリングおよび第２ベアリングに対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応する。

請求項１の構成によれば、入力軸と共に入力側支点が偏心回転すると、コネクティングロッドを介してワンウェイクラッチの入力部材が往復揺動し、入力部材が一方向に揺動したときにワンウェイクラッチが係合し、入力部材が他方向に揺動したときにワンウェイクラッチが係合解除することで、出力軸が一方向に回転する。変速アクチュエータで入力側支点の偏心量を変更すると、コネクティングロッドの往復移動のストロークが変化し、それに伴って入力部材の往復揺動のストロークが変化することで変速比が変更される。このとき、出力軸の一方向の回転を前後進切換機構で切り換えることで、車両は前進および後進が可能になる。

ワンウェイクラッチを備える無段変速機は駆動輪側から駆動源側への駆動力の逆伝達が不能であるが、入力クラッチを係合することで無段変速機を迂回した経路で駆動輪側から駆動源側への駆動力の逆伝達が可能になるため、エンジンブレーキ機能や回生制動機能を支障なく得ることができる。

大きなトルクが伝達される足軸に前後進切換機構を配置すると、前進クラッチにトルク伝達容量が大きい大型のものを使用することが必要になるが、出力軸から足軸へのトルクの伝達経路を、第１遊星歯車機構のサンギヤからキャリヤにトルクが流れる経路と、第１遊星歯車機構のリングギヤからキャリヤにトルクが流れる経路とに分割し、その一方である前者の経路に前進クラッチを配置したので、前進クラッチにトルク伝達容量が小さいものを使用して車両用動力伝達装置の小型軽量化を図ることができる。特に、サンギヤからキャリヤに流れるトルクは、リングギヤからキャリヤに流れるトルクよりも小さいため、小さいトルクが流れるサンギヤからキャリヤへの経路に前進クラッチを配置することで、前進クラッチに更にトルク伝達容量が小さいものを使用することができる。

また請求項２の構成によれば、前進クラッチは第１、第２油室を備え、第１、第２油室に油圧が供給されないときにクラッチスプリングの弾発力で係合し、第１、第２油室に油圧が供給されたときにクラッチスプリングの弾発力に抗して係合解除するノーマルクローズ型であるので、使用頻度が高い前進走行時に前進クラッチを係合させるための油圧が不要になって油圧発生源の負荷が低減され、しかも前進クラッチを係合解除するときに第１、第２油室の油圧の協働でクラッチスプリングの弾発力に打ち勝つ充分な荷重を発生させることができる。

また請求項３の構成によれば、第１遊星歯車機構のリングギヤを一体に備える第１ドリブンギヤの軸方向一端側は径方向外側から第１ベアリングでケーシングに支持され、第１ドリブンギヤから軸方向他端側に延びる前進クラッチのクラッチアウターは径方向外側から第２ベアリングでケーシングに支持されるので、第１遊星歯車機構の各要素が受ける径方向外向きの反力をリングギヤから第１、第２ベアリングを介してケーシングで安定的に支持して騒音・振動特性の悪化を防止できるだけでなく、第１ドリブンギヤの軸方向他端側に第２ベアリングの座面を設ける必要をなくし、その分だけクラッチアウターを第１ドリブンギヤに接近させて軸方向寸法の小型化を図ることができる。

また請求項４の構成によれば、第１遊星歯車機構のキャリヤと足軸との間に配置されたディファレンシャルギヤを備え、ディファレンシャルギヤは、第１遊星歯車機構のキャリヤに接続されたリングギヤと、左右一方の足軸に接続されたキャリヤと、左右他方の足軸に接続されたサンギヤとを備えるダブルピニオン式の第２遊星歯車機構よりなるので、デフケースの内部で一対のディファレンシャルピニオンに一対のディファレンシャルサイドギヤを噛合させた一般的なディファレンシャルギヤに比べて、その軸方向寸法の小型化および軽量化を図ることができる。

また請求項５の構成によれば、サンギヤの歯数をリングギヤの歯数で割った比をλとしたとき、λ＝０．５であるので、ディファレンシャルギヤは駆動源からの駆動力を左右の駆動輪に均等に配分することができる。

車両用動力伝達装置のスケルトン図。（第１の実施の形態） 図１の２部詳細図。（第１の実施の形態） 図２の３−３線断面図（ＯＤ状態）。（第１の実施の形態） 図２の３−３線断面図（ＧＮ状態）。（第１の実施の形態） ＯＤ状態での作用説明図。（第１の実施の形態） ＧＮ状態での作用説明図。（第１の実施の形態） 前進走行時のトルクフロー図。（第１の実施の形態） 後進走行時のトルクフロー図。（第１の実施の形態） エンジンブレーキ時のトルクフロー図。（第１の実施の形態） 図１の１０方向矢視図。（第１の実施の形態） 第１遊星歯車機構を流れるトルクの大きさを示す図。（第１の実施の形態） 車両用動力伝達装置のスケルトン図。（第２の実施の形態） 図１２の１３部拡大図。（第２の実施の形態） 第２遊星歯車機構を流れるトルクの大きさを示す図。（第２の実施の形態）

第１の実施の形態

以下、図１〜図１１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の駆動力を変速して駆動輪に伝達する車両用動力伝達装置は、クランク式の無段変速機Ｔおよび前後進切換機構Ｓを備える。

図２〜図６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。

出力軸１２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。

次に、前後進切換機構Ｓの構造を説明する。

図１に示すように、前後進切換機構Ｓは出力軸１２に対して平行に配置された第１カウンタシャフト４１、第２カウンタシャフト４２および第３カウンタシャフト４３を備える。図示せぬディファレンシャルギヤを介して左右の駆動輪に接続される足軸４４が第１カウンタシャフト４１に対して同軸上に配置されており、出力軸１２および足軸４４の対向端部間に第１遊星歯車機構Ｐ１が配置される。

第１遊星歯車機構Ｐ１は、第１カウンタシャフト４１に固設されたサンギヤ４５と、足軸４４に固設されたキャリヤ４６と、リングギヤ４７とを備えており、キャリヤ４６に支持した複数のピニオン４８…がサンギヤ４５およびリングギヤ４７に同時に噛合する。リングギヤ４７には第１ドリブンギヤ４９が一体に接続されており、この第１ドリブンギヤ４９は出力軸１２に固設した第１ドライブギヤ５０に噛合する。第１ドリブンギヤ４９と第１カウンタシャフト４１との間に配置された湿式多板型の前進クラッチＣｆは、第１ドリブンギヤ４９に一体に接続されたクラッチアウター５１と、第１カウンタシャフト４１に一体に接続されたクラッチインナー５２とを備える。

入力軸１１には入力ギヤ５３が相対回転自在に支持されており、この入力ギヤ５３は湿式多板型の入力クラッチＣｉを介して入力軸１１に結合可能である。第２カウンタシャフト４２には第２ドライブギヤ５４および第３ドリブンギヤ５５が固設されており、第２ドライブギヤ５４は入力ギヤ５３に噛合し、第３ドリブンギヤ５５は第１ドリブンギヤ４９に噛合する。湿式多板型の後進クラッチＣｒを介して結合可能に二分割された第３カウンタシャフト４３の一方には第３ドライブギヤ５６が固設されており、この第３ドライブギヤ５６は第１カウンタシャフト４１に固設した第２ドリブンギヤ５７に噛合する。また第３カウンタシャフト４３の他方に固設した第４ドリブンギヤ５８が第１ドライブギヤ５０に噛合する。

次に、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ＯＤ（オーバードライブ）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のレシオは無限大のＧＮ（ギヤドニュートラル）状態になる。

図５に示すＯＤ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、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を介して出力軸１２に伝達されるため、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）のときだけ出力軸１２が反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転するため、出力軸１２は間欠回転することになる。

図６は、ＧＮ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、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ＯＤ状態と図４のＧＮ状態との間に設定すれば、無限大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、出力軸１２を連続回転させることができる。

次に、前後進切換機構Ｓの作用を説明する。

図７および図１０（Ａ）に示すように、車両の前進走行時には、前進クラッチＣｆが係合し、入力クラッチＣｉおよび後進クラッチＣｒが係合解除する。前進クラッチＣｆの係合により第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ４５およびリングギヤ４７が結合されるため、第１遊星歯車機構Ｐ１は各要素が一体化されたロック状態となる。その結果、無段変速機Ｔの出力軸１２の駆動力が第１ドライブギヤ５０→第１ドリブンギヤ４９→第１遊星歯車機構Ｐ１→足軸４４の経路で駆動輪に伝達され、車両は前進走行する。

このとき、出力軸１２の駆動力が第１ドライブギヤ５０および第４ドリブンギヤ５８を介して第３カウンタシャフト４３に伝達されるが、後進クラッチＣｒが係合解除しているために、第３カウンタシャフト４３の駆動力が第３ドライブギヤ５６および第２ドリブンギヤ５７を介して第１カウンタシャフト４１に伝達されることが防止され、インターロックが発生することはない。また第１ドリブンギヤ４９の駆動力が第３ドリブンギヤ５５→第２カウンタシャフト４２→第２ドライブギヤ５４の経路で入力ギヤ５３に伝達されるが、入力クラッチＣｉが係合解除しているためにインターロックが発生することはない。

図８および図１０（Ｂ）に示すように、車両の後進走行時には、後進クラッチＣｒが係合し、入力クラッチＣｉおよび前進クラッチＣｆが係合解除する。その結果、無段変速機Ｔの出力軸１２の駆動力が第１ドライブギヤ５０→第４ドリブンギヤ５８→後進クラッチＣｒ→第３ドライブギヤ５６→第２ドリブンギヤ５７→第１カウンタシャフト４１の経路で第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ４５に伝達されるとともに、無段変速機Ｔの出力軸１２の駆動力が第１ドライブギヤ５０および第１ドリブンギヤ４９を介して第１遊星歯車機構Ｐ１のリングギヤ４７に伝達されるため、サンギヤ４５およびリングギヤ４７の駆動力がキャリヤ４６から足軸４４に逆回転となって出力され、車両は後進走行する。

このとき、前進クラッチＣｆが係合解除しているために第１ドリブンギヤ４９の駆動力が第１カウンタシャフト４１に伝達されるのが防止され、インターロックが発生することはない。また第１ドリブンギヤ４９の駆動力が第３ドリブンギヤ５５→第２カウンタシャフト４２→第２ドライブギヤ５４の経路で入力ギヤ５３に伝達されるが、入力クラッチＣｉが係合解除しているためにインターロックが発生することはない。

図９および図１０（Ｃ）に示すように、前進クラッチＣｆが係合して車両が前進減速走行しているときに、前進クラッチＣｆに加えて入力クラッチＣｉを係合すると、駆動輪からエンジン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。

即ち、前進クラッチＣｆの係合により第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ４５およびリングギヤ４７が結合されるため、第１遊星歯車機構Ｐ１は各要素が一体化されたロック状態となる。その結果、車両の前進減速走行中に駆動輪に接続された足軸４４の駆動力は、足軸４４→第１遊星歯車機構Ｐ１→第１ドリブンギヤ４９→第３ドリブンギヤ５５→第２カウンタシャフト４２→第２ドライブギヤ５４→入力ギヤ５３→入力クラッチＣｉの経路でエンジンＥに逆伝達され、エンジンブレーキが作動する。

このとき、第１ドリブンギヤ４９の駆動力は第１ドライブギヤ５０を介して無段変速機Ｔの出力軸１２に逆伝達されるが、上述したように出力軸１２は空転可能であるためにインターロックが発生することはない。また後進クラッチＣｒが係合解除しているため、第１ドリブンギヤ４９の駆動力が第１ドライブギヤ５０→第４ドリブンギヤ５８→第３カウンタシャフト４３→第３ドライブギヤ５６→第２ドリブンギヤ５７→第１カウンタシャフト４１の経路で第１遊星歯車機構Ｐ１に伝達されることが防止され、インターロックが発生することはない。

ところで、大きなトルクが伝達される足軸４４に前後進切換機構Ｓを設けたとすると、前後進切換機構Ｓの前進クラッチＣｆにトルク伝達容量が大きい大型のものを使用することが必要になるが、本実施の形態によれば、出力軸１２から足軸４４へのトルクの伝達経路を、出力軸１２から遊星歯車機構Ｐのサンギヤ４５に接続する経路と、出力軸１２から遊星歯車機構Ｐのリングギヤ４７に接続する経路とに分割し、その一つである前者の経路に前進クラッチＣｆを配置したので、足軸４４に前進クラッチＣｆを設ける場合に比べて、前進クラッチＣｆにトルク伝達容量が小さいものを使用して車両用動力伝達装置の小型軽量化を図ることができる。

特に、本実施の形態によれば、出力軸１２から遊星歯車機構Ｐのサンギヤ４５に接続する経路に前進クラッチＣｆを配置したことで、前進クラッチＣｆの必要容量を更に小さくして小型軽量化を図ることができる。

以下、その理由を図１１に基づいて説明する。図１１（Ａ）はシングルピニオン式の遊星歯車機構の模式図、図１１（Ｂ）はその共線図であって、ｓはサンギヤ、ｒはリングギヤ、ｃはキャリヤを示している。λは（サンギヤの歯数）／（リングギヤの歯数）であり、通常λ＝０．４〜０．６程度に設定される。

キャリヤｃからＴｃというトルクが流れるとき、力の釣り合いから、サンギヤｓに流れるトルクＴｓは、Ｔｓ＝｛λ／（１＋λ）｝・Ｔｃであり、リングギヤｒに流れるトルクＴｒは、Ｔｒ＝は｛１／（１＋λ）｝・Ｔｃである。例えば、λ＝０．５に設定すると、Ｔｓ＝（１／３）・Ｔｃ、Ｔｒ＝（２／３）・Ｔｃとなり、サンギヤｓに流れるトルクＴｓはリングギヤｒに流れるトルクＴｒよりも小さくなる。

従って、特願２０１５−０７１２７２号で提案したもののように、エンジンＥからリングギヤｒにトルクが流れる経路に前進クラッチＣｆを配置するより、エンジンＥからサンギヤｓにトルクが流れる経路に前進クラッチＣｆを配置する本実施の形態の方が、前進クラッチＣｆの必要容量を更に小さくして小型軽量化を図ることができる。

また本実施の形態によれば、クランク式の無段変速機Ｔは駆動輪側からエンジンＥ側への駆動力の逆伝達が不能であるが、入力クラッチＣｉを係合することで無段変速機Ｔを迂回した経路で駆動輪側からエンジンＥ側への駆動力の逆伝達が可能になるため、エンジンブレーキ機能を支障なく得ることができる。

第２の実施の形態

次に、図１２〜図１４に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

図１２に示すように、第２の実施の形態の無段変速機Ｔはダブルピニオン式の第２遊星歯車機構Ｐ２よりなるディファレンシャルギヤを備える。本実施の形態の足軸は、中空軸よりなる第１カウンタシャフト４１の内部を貫通する左ドライブシャフト６１と、左ドライブシャフト６１と同軸に配置された右ドライブシャフト６２とからなり、左ドライブシャフト６１および右ドライブシャフト６２の対向端部間に第２遊星歯車機構Ｐ２が配置される。

第２遊星歯車機構Ｐ２は、第１遊星歯車機構Ｐ１のキャリヤ４６に接続されたリングギヤ６３と、左ドライブシャフト６１の軸端に接続されたキャリヤ６４と、右ドライブシャフト６２の軸端に接続されたサンギヤ６５と、キャリヤ６４に支持されたアウターピニオン６６…およびインナーピニオン６７…とを備える。アウターピニオン６６…はリングギヤ６３に噛合し、インナーピニオン６７…はサンギヤ６５に噛合し、かつアウターピニオン６６…およびインナーピニオン６７…は相互に噛合する。

図１３に詳細に示すように、第１ドリブンギヤ４９と前進クラッチＣｆのクラッチアウター５１とは一体に形成されており、第１ドリブンギヤ４９の内周に第１遊星歯車機構Ｐ１のリングギヤ４７が圧入により一体に固定される。第１ドライブシャフト６１の右端外周部にスプライン嵌合する第１スリーブ６８の外周に第２スリーブ６９がニードルベアリング８２を介して相対回転自在に嵌合しており、第２スリーブ６９の右端に第１遊星歯車機構Ｐ１のサンギヤ４５が一体に形成され、第２スリーブ６９の軸方向中間部に前進クラッチＣｆのクラッチインナー５２が一体に固定され、第２スリーブ６９の左端に油室隔壁７０がスプライン嵌合する。

前進クラッチＣｆは、クラッチアウター５１およびクラッチインナー５２間に配置された複数の摩擦板７１…と、複数の摩擦板７１…を押圧可能なクラッチピストン７２と、油室隔壁７０との間に縮設されてクラッチピストン７２を係合方向に付勢する複数のクラッチスプリング７３…とを備えており、クラッチピストン７２の左端と油室隔壁７０との間に第１油室７４が区画され、クラッチピストン７２の右端とクラッチインナー５２との間に第２油室７５が区画される。

第１油室７４および第２油室７５に油圧が作用しないとき、クラッチピストン７２はクラッチスプリング７３の弾発力で右側に付勢されて摩擦板７１…を押圧し、前進クラッチＣｆを係合させる。よって、前進クラッチＣｆは油圧が作用しないときに係合するノ−マルクローズ型である。第１油室７４および第２油室７５に油圧が作用すると、クラッチピストン７２はクラッチスプリング７３の弾発力に抗して左側に移動し、前進クラッチＣｆを係合解除する。

ノ−マルクローズ型の前進クラッチＣｆを採用したことで、使用頻度が高い前進走行時に前進クラッチＣｆに油圧を供給する必要がなくなり、エンジンＥにより駆動されるオイルポンプの負荷を減らして燃料消費量を低減することができる。ノ−マルクローズ型の前進クラッチＣｆでは、係合解除時にクラッチスプリング７３の弾発力に抗してクラッチピストン７２を移動させるのに大きな荷重が必要になるが、本実施の形態では第１油室７４および第２油室７５に作用する油圧の協働でクラッチピストン７２を駆動するので、前進クラッチＣｆのスムーズな係合解除が可能になる。

左ドライブシャフト６１の外周に嵌合する第１スリーブ６８の左端が図示せぬボールベアリングを介してケーシング７７に支持されるととともに、右ドライブシャフト６２の外周に嵌合する第２遊星歯車機構Ｐ２のサンギヤ６５の右端がボールベアリング７８を介してケーシング７７に支持され、第１スリーブ６８の右端内周にサンギヤ６５の左端外周がニードルベアリング７９を介して嵌合する。これにより、同軸に配置された左ドライブシャフト６１および右ドライブシャフト６２は、それぞれケーシング７７に相対回転自在に支持される。

内周に第１遊星歯車機構Ｐ１のリングギヤ４７が圧入された第１ドリブンギヤ４９の右端外周部がボールベアリング８０を介してケーシング７７に支持されるとともに、第１ドリブンギヤ４９から左側に延びる前進クラッチＣｆのクラッチアウター５１の右端外周部がボールベアリング８１を介してケーシング７７に支持される。このように、第１ドリブンギヤ４９の軸方向両側を一対のボールベアリング８０，８１を介して間接的に支持することにより、第１遊星歯車機構Ｐ１の各要素に発生する径方向の反力を一対のボールベアリング８０，８１を介してケーシング７７で安定的に支持し、第１遊星歯車機構Ｐ１の振動・騒音特性の悪化を防止することができる。

また一対のボールベアリング８０，８１のうちの左側のボールベアリング８１は、第１ドリブンギヤ４９の左端外周部を直接支持するのではなく、第１ドリブンギヤ４９から左側に延びる前進クラッチＣｆのクラッチアウター５１の右端外周部を支持するので、第１ドリブンギヤ４９の左端外周部にボールベアリング８１の座面を形成する必要がなくなり、その分だけクラッチアウター５１を第１ドリブンギヤ４９に接近させて軸方向寸法を小型化することができる。

図１４はディファレンシャルギヤを構成するダブルピニオン式の遊星歯車機構の共線図であって、ｓはサンギヤ、ｒはリングギヤ、ｃはキャリヤを示している。

リングギヤｒに入力したトルクＴを、サンギヤｓ（右ドライブシャフト６２）およびキャリヤｃ（左ドライブシャフト６１）にＴ／２ずつ均等に配分してディファレンシャルギヤの機能を支障なく発揮させるには、λ＝（サンギヤの歯数）／（リングギヤの歯数）の値を０．５に設定することが必要である。ちなみに、ディファレンシャルギヤとしてシングルピニオン式の遊星歯車機構を採用しようとすると、トルクを左ドライブシャフト６１および右ドライブシャフト６２に均等に配分するにはλ＝１に、つまり（サンギヤの歯数）＝（リングギヤの歯数）に設定することが必要であり、シングルピニオン式の遊星歯車機構でディファレンシャルギヤを構成するのは不可能であることが分かる。

そして概略球状のデフケースの内部で一対のディファレンシャルピニオンおよび一対のディファレンシャルサイドギヤを噛合させた通常のディファレンシャルギヤに比べて、本実施の形態のダブルピニオン式の第２遊星歯車機構Ｐ２は軸方向寸法が小さいため、無段変速機Ｔの軸方向寸法の小型化に寄与することができる。

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、本発明の駆動源は実施の形態のエンジンＥに限定されず、電動モータであっても良い。

また実施の形態では前進クラッチＣｆ、後進クラッチＣｒおよび入力クラッチＣｉに湿式多板型のクラッチを用いているが、それらはドグクラッチであっても良い。

１１ 入力軸
１２ 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）
４１ 第１カウンタシャフト
４２ 第２カウンタシャフト
４３ 第３カウンタシャフト
４４ 足軸
４５ サンギヤ
４６ キャリヤ
４７ リングギヤ
４９ 第１ドリブンギヤ
５０ 第１ドライブギヤ
５１ クラッチアウター
５３ 入力ギヤ
５４ 第２ドライブギヤ
５５ 第３ドリブンギヤ
５６ 第３ドライブギヤ
５７ 第２ドリブンギヤ
５８ 第４ドリブンギヤ
６１ 左ドライブシャフト（足軸）
６２ 右ドライブシャフト（足軸）
６３ リングギヤ
６４ キャリヤ
６５ サンギヤ
７３ クラッチスプリング
７４ 第１油室
７５ 第２油室
７７ ケーシング
８０ ボールベアリング（第１ベアリング）
８１ ボールベアリング（第２ベアリング）
Ｃｆ 前進クラッチ
Ｃｉ 入力クラッチ
Ｃｒ 後進クラッチ
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｐ１ 第１遊星歯車機構
Ｐ２ 第２遊星歯車機構
Ｓ 前後進切換機構
Ｔ 無段変速機
ε 偏心量

Claims (5)

1. 駆動源（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）と、
   前記出力軸（１２）および駆動輪間に配置されて前進および後進を切り換える前後進切換機構（Ｓ）とを備え、
   前記無段変速機（Ｔ）は、
   前記入力軸（１１）の軸線からの偏心量（ε）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（ε）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、
   前記前後進切換機構（Ｓ）は、
   前記出力軸（１２）に設けられた第１ドライブギヤ（５０）と、
   前記出力軸（１２）に対して平行に配置された第１カウンタシャフト（４１）と、
   前記第１カウンタシャフト（４１）に設けられて前記第１ドライブギヤ（５０）に接続された第１ドリブンギヤ（４９）と、
   前記第１カウンタシャフト（４１）に設けられた第２ドリブンギヤ（５７）と、
   車両の前進走行時に係合して前記第１カウンタシャフト（４１）および前記第１ドリブンギヤ（４９）間の動力伝達を可能にする前進クラッチ（Ｃｆ）と、
   前記第１カウンタシャフト（４１）に接続されたサンギヤ（４５）、前記駆動輪を駆動する足軸（４４，６１，６２）に接続されたキャリヤ（４６）および前記第１ドリブンギヤ（４９）に接続されたリングギヤ（４７）とを含む第１遊星歯車機構（Ｐ１）と、
   前記第１カウンタシャフト（４１）に対して平行に配置された第２カウンタシャフト（４２）と、
   前記第２カウンタシャフト（４２）に設けられて前記第１ドリブンギヤ（４９）に接続された第３ドリブンギヤ（５５）と、
   前記第２カウンタシャフト（４２）に設けられた第２ドライブギヤ（５４）と、
   前記第１カウンタシャフト（４１）および前記第２カウンタシャフト（４２）に対して平行に配置された第３カウンタシャフト（４３）と、
   前記第３カウンタシャフト（４３）に設けられて前記第１ドライブギヤ（５０）に接続された第４ドリブンギヤ（５８）と、
   前記第３カウンタシャフト（４３）に設けられて前記第２ドリブンギヤ（５７）に接続された第３ドライブギヤ（５６）と、
   車両の後進走行時に係合して前記第４ドリブンギヤ（５８）および前記第３ドライブギヤ（５６）間の動力伝達を可能にする後進クラッチ（Ｃｒ）と、
   前記入力軸（１１）に設けられて前記第２ドライブギヤ（５４）に接続された入力ギヤ（５３）と、
   前記駆動輪から前記駆動源（Ｅ）に駆動力を伝達するときに係合して前記入力軸（１１）および前記入力ギヤ（５３）間の動力伝達を可能にする入力クラッチ（Ｃｉ）と、
   を備えることを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記前進クラッチ（Ｃｆ）は第１、第２油室（７４，７５）を備え、前記第１、第２油室（７４，７５）に油圧が供給されないときにクラッチスプリング（７３）の弾発力で係合し、前記第１、第２油室（７４，７５）に油圧が供給されたときに前記クラッチスプリング（７３）の弾発力に抗して係合解除するノーマルクローズ型であ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. 前記第１遊星歯車機構（Ｐ１）のリングギヤ（４７）を一体に備える前記第１ドリブンギヤ（４９）の軸方向一端側は径方向外側から第１ベアリング（８０）でケーシング（７７）に支持され、前記第１ドリブンギヤ（４９）から軸方向他端側に延びる前記前進クラッチ（Ｃｆ）のクラッチアウター（５１）は径方向外側から第２ベアリング（８１）で前記ケーシング（７７）に支持され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。
4. 前記第１遊星歯車機構（Ｐ１）のキャリヤ（４６）と前記足軸（６１，６２）との間に配置されたディファレンシャルギヤを備え、前記ディファレンシャルギヤは、前記第１遊星歯車機構（Ｐ１）のキャリヤ（４６）に接続されたリングギヤ（６３）と、左右一方の前記足軸（６１）に接続されたキャリヤ（６４）と、左右他方の前記足軸（６２）に接続されたサンギヤ（６５）とを備えるダブルピニオン式の第２遊星歯車機構（Ｐ２）よりなることを特徴とする、請求項１〜請求項３に何れか一方に記載の車両用動力伝達装置。
5. 前記サンギヤ（６５）の歯数を前記リングギヤ（６３）の歯数で割った比をλとしたとき、λ＝０．５であることを特徴とする、請求項４に記載の車両用動力伝達装置。
   

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