(57)【要約】【課題】無段変速経路および有段変速経路を備えた車両の動力伝達装置において、シングルピニオン型のプラネタリギヤ機構を用いながら、前進発進時および後進発進時の変速比の差を最小限に抑える。【解決手段】無段変速経路はシングルピニオン型のプラネタリギヤ機構よりなる前後進切換機構３３およびベルト式無段変速機２９を備え、ギヤ４０，４２，４５よりなる有段変速経路はベルト式無段変速機２９よりもＬＯＷ側の変速比に設定される。車両の前進発進時には有段変速経路を使用し、車両の後進発進時には有段変速経路を使用することで、有段変速経路および無段変速経路の変速比の差を最小限に抑えることができる。これにより、前進走行および後進走行の切換時にベルト式無段変速機２９の変速比を急激に変化させる必要がなくなり、ベルト式無段変速機２９の耐久性向上に寄与することができる。【選択図】　　　図５
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジン（Ｅ）の駆動力を駆動輪に伝達する無段変速経路と有段変速経路とを並列に備えた車両の動力伝達装置において、
前記無段変速経路は、エンジン（Ｅ）と無段変速機構（２９）との間に配置され、エンジン（Ｅ）の駆動力をサンギヤ（３４）から入力してリングギヤ（３５）から無段変速機構（２９）に出力するシングルピニオン型の前後進切換機構（３３）を備え、
また前記有段変速経路は、前記無段変速機構（２９）よりもＬＯＷ側の変速比に設定されていることを特徴とする車両の動力伝達装置。
【請求項２】
前記有段変速経路の変速比と、後進時で前記無段変速機構（２９）が最ＬＯＷ状態での前記無段変速経路の変速比とが、略同一に設定されていることを特徴とする、請求項１に記載の車両の動力伝達装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンの駆動力を駆動輪に伝達する無段変速経路と有段変速経路とを並列に備えた車両の動力伝達装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
かかる車両の動力伝達装置は、特公昭６３−１４２２８号公報により公知である。
【０００３】
このものは、エンジンにトルクコンバータを介して接続されたメインシャフトの回転を、減速ギヤ列あるいはベルト式無段変速機を介してカウンタシャフトに伝達するとともに、カウンタシャフトと駆動輪との間にシングルピニオン型のプラネタリギヤ機構を用いた前後進切換機構を配置したものである。前進発進時および後進発進時には減速比が大きい減速ギヤ列を使用し、その後の走行時には減速ギヤ列からベルト式無段変速機に切り換えて無段変速を行い、また前進および後進を切り換える前後進切換機構は、キャリヤを出力軸に締結するフォワードクラッチと、キャリヤをケーシングに締結するリバースブレーキとを備えている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで上記従来のものは、フォワードクラッチを締結するとキャリヤが出力軸に結合され、入力軸（カウンタシャフト）の回転が同速かつ同方向回転で出力軸に伝達されて前進変速段が確立するようになっており、またリバースブレーキを締結すると入力軸（カウンタシャフト）の回転が増速されて逆方向回転で出力軸に伝達されて後進変速段が確立するようになっている。
【０００５】
このように、後進走行時に前後進切換機構をリングギヤ入力、サンギヤ出力にすると、入力軸の回転が増速されて出力軸に伝達されるため、前進発進時に比べて後進発進時の駆動力が不足する問題がある。そこで、前後進切換機構をサンギヤ入力、リングギヤ出力にすると、入力軸の回転が減速されて出力軸に伝達されるため、前進発進時に比べて後進発進時の駆動力が過大になる問題がある。
【０００６】
また前後進切換機構にダブルピニオン型のプラネタリギヤ機構を用いれば、入力軸および出力軸間の変速比を１：１に設定することができるが、ダブルピニオン型のプラネタリギヤ機構は部品点数が多くなって構造が複雑化するだけでなく、各ギヤの噛合部の数が多く、かつプラネタリギヤの回転数が高いために騒音が増加する問題がある。
【０００７】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、無段変速経路および有段変速経路を備えた車両の動力伝達装置において、シングルピニオン型のプラネタリギヤ機構を用いながら、前進発進時および後進発進時の変速比の差を最小限に抑えることを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
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、エンジンの駆動力を駆動輪に伝達する無段変速経路と有段変速経路とを並列に備えた車両の動力伝達装置において、前記無段変速経路は、エンジンと無段変速機構との間に配置され、エンジンの駆動力をサンギヤから入力してリングギヤから無段変速機構に出力するシングルピニオン型の前後進切換機構を備え、また前記有段変速経路は、前記無段変速機構よりもＬＯＷ側の変速比に設定されていることを特徴とする車両の動力伝達装置が提案される。
【０００９】
上記構成によれば、無段変速経路にエンジンの駆動力をサンギヤから入力してリングギヤから出力するシングルピニオン型の前後進切換機構を配置し、また有段変速経路は無段変速機構よりもＬＯＷ側の変速比に設定したので、構造が簡単で騒音の少ないシングルピニオン型の前後進切換機構を用いながら、車両の前進発進時には無段変速機構よりもＬＯＷ側の変速比を有する有段変速経路を使用し、車両の後進発進時には減速機能を有する前後進切換機構と無段変速機構とを備えた無段変速経路を使用することで、有段変速経路および無段変速経路の変速比の差を最小限に抑えることができる。これにより、前進走行および後進走行の切換時に無段変速機の変速比を急激に変化させる必要がなくなり、無段変速機の耐久性向上に寄与することができる。
【００１０】
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、前記有段変速経路の変速比と、後進時で前記無段変速機構が最ＬＯＷ状態での前記無段変速経路の変速比とが、略同一に設定されていることを特徴とする車両の動力伝達装置が提案される。
【００１１】
上記構成によれば、前進発進時に使用する有段変速経路の変速比と、後進発進時に使用する無段変速経路の変速比とを略同一に設定できるので、車両の前進発進時と後進発進時とに駆動輪を同じトルクで駆動することができる。
【００１２】
尚、実施例のベルト式無段変速機２９は本発明の無段変速機構に対応する。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。
【００１４】
図１〜図８は本発明の一実施例を示すもので、図１は車両用無段変速機の外形を示す図（図２〜図４のレイアウトを示すマップ）、図２は図１のＡ部拡大図、図３は図１のＢ部拡大図、図４は図１のＣ部拡大図、図５は車両用無段変速機のスケルトン図、図６は前進発進時の作用説明図、図７は前進走行時の作用説明図、図８は後進時の作用説明図である。
【００１５】
車両用無段変速機Ｍのケーシング１１は、トルクコンバータケース１２、中央ミッションケース１４、左ミッションケース１５およびミッションカバー１６から構成され、その内部にメインシャフト１７およびカウンタシャフト１８が平行に支持される。エンジンＥのクランクシャフト１９の左端とメインシャフト１７の右端との間に配置されたトルクコンバータ２０は、クランクシャフト１９に駆動プレート２１を介して接続されたポンプインペラ２２と、ポンプインペラ２２に対置されてメインシャフト１７に結合されたタービンランナー２３と、それらの内周部間に配置されたステータ２４とを備える。ポンプインペラ２２および駆動プレート２１には、タービンランナー２３の外側面を覆うサイドカバー２５が固定されており、タービンランナー２３とサイドカバー２５との間に配置されたロックアップクラッチ２６は、内周面をタービンランナー２３のボスの外周面に摺動自在に支持された円板状のピストン２７を備えており、ピストン２７の外周部にサイドカバー２５の壁面に当接可能な摩擦ライニング２８が固定される。
【００１６】
メインシャフト１７およびカウンタシャフト１８間に配置されるベルト式無段変速機２９は、メインシャフト１７に支持されたドライブプーリ３０と、カウンタシャフト１８に支持されたドリブンプーリ３１と、ドライブプーリ３０およびドリブンプーリ３１間に巻き掛けられた金属ベルト３２とを備える。ドライブプーリ３０はメインシャフト１７の外周に相対回転自在に支持された固定側プーリ半体３０ａと、固定側プーリ半体３０ａに対して接近・離反可能な可動側プーリ半体３０ｂとを備え、ドリブンプーリ３１はカウンタシャフト１８の外周に一体に形成された固定側プーリ半体３１ａと、固定側プーリ半体３１ａに対して接近・離反可能な可動側プーリ半体３１ｂとを備える。
【００１７】
メインシャフト１７とドライブプーリ３０との間にシングルピニオン型のプラネタリギヤ機構を用いた前後進切換機構３３が設けられる。前後進切換機構３３は、メインシャフト１７に固定されたサンギヤ３４と、サンギヤ３４の外周を囲むように回転自在に配置されたリングギヤ３５と、メインシャフト１７に相対回転自在に支持されたキャリヤ３６と、キャリヤ３６に回転自在に支持されてサンギヤ３４およびリングギヤ３５に同時に噛合する複数のプラネタリギヤ３７…とを備える。前後進切換機構３３のサンギヤ３４（つまりメインシャフト１７）は湿式多板型のフォワードクラッチ３８を介してドライブプーリ３０に締結可能であり、またキャリヤ３６は湿式多板型のリバースブレーキ３９を介してケーシング１１に締結可能である。
【００１８】
車両の前進走行時に前後進切換機構３３のフォワードクラッチ３８を締結すると、メインシャフト１７と一体のサンギヤ３４がフォワードクラッチ３８を介してドライブプーリ３０に結合され、ドライブプーリ３０はメインシャフト１７と一体に回転する。従って、フォワードクラッチ３８の締結時には、前後進切換機構３３による減速は行われず、メインシャフト１７の回転は同速かつ同方向でドライブプーリ３０に伝達される。
【００１９】
車両の後進走行時に前後進切換機構３３のリバースブレーキ３９を締結すると、キャリヤ３６がケーシング１１に結合されることで、メインシャフト１７と一体のサンギヤ３４の回転がプラネタリギヤ３７…およびリングギヤ３５を介してドライブプーリ３０に伝達され、ドライブプーリ３０はメインシャフト１７に対して減速され、かつ逆方向に回転する。
【００２０】
メインシャフト１７の左端に固定したメイン１速ギヤ４０は、アイドルシャフト４１に固定したアイドル１速ギヤ４２に噛合し、アイドル１速ギヤ４２はカウンタシャフト１８に対して相対回転自在なハブ４３に一方向クラッチ４４を介して支持したカウンタ１速ギヤ４５に噛合する。即ち、ベルト式無段変速機２９と並列に配置された有段変速経路を形成する。そしてカウンタ１速ギヤ４５のハブ４３は湿式多板型のＬＯＷクラッチ４６を介してカウンタシャフト１８に締結可能である。
【００２１】
カウンタシャフト１８の右端に設けたファイナルドライブギヤ４７がリダクションシャフト４８に固定した第１リダクションギヤ４９に噛合し、リダクションシャフト４８に固定した第２リダクションギヤ５０がディファレンシャルギヤ５１のディファレンシャルボックス５２に固定したファイナルドリブンギヤ５３に噛合する。ディファレンシャルギヤ５１は周知のもので、ディファレンシャルボックス５２に設けたピニオンシャフト５４に相対回転自在に支持したディファレンシャルピニオン５５，５５と、ディファレンシャルボックス５２に挿入された左右の車軸５６Ｌ，５６Ｒに固定されて前記ディファレンシャルピニオン５５，５５に噛合するディファレンシャルサイドギヤ５７，５７とで構成される。
【００２２】
次に、上記構成を備えた本発明の実施例の作用について説明する。
【００２３】
▲１▼　車両の前進発進時
車両の前進発進時には、図６に示すように、前後進切換機構３３のフォワードクラッチ３８およびリバースブレーキ３９を解放して、ＬＯＷクラッチ４６を締結する。その結果、エンジンＥのクランクシャフト１９の回転は、トルクコンバータ２０→メインシャフト１７→メイン１速ギヤ４０→アイドル１速ギヤ４２→カウンタ１速ギヤ４５→一方向クラッチ４４→ＬＯＷクラッチ４６→カウンタシャフト１８→ファイナルドライブギヤ４７→第１リダクションギヤ４９→第２リダクションギヤ５０→ファイナルドリブンギヤ５３→ディファレンシャルギヤ５１→車軸５６Ｌ，５６Ｒの経路で左右の駆動輪に伝達される。
【００２４】
このとき、メイン１速ギヤ４０およびカウンタ１速ギヤ４５間にアイドル１速ギヤ４２が介在しているため、メインシャフト１７およびカウンタシャフト１８は同方向に回転して車両を前進走行させることができる。またメイン１速ギヤ４０およびカウンタ１速ギヤ４５間の減速比は車両を発進させるのに適した大きさになっており、その減速比はベルト式無段変速機２９の最ＬＯＷ状態での減速比よりも更にＬＯＷ側に設定されている。
【００２５】
▲２▼　車両の前進走行時
このようにしてＬＯＷクラッチ４６を締結することで車両が前進発進すると、、図７に示すように、前後進切換機構３３のリバースブレーキ３９を解放したままフォワードクラッチ３８を締結する。その結果、エンジンＥのクランクシャフト１９の回転は、トルクコンバータ２０→メインシャフト１７→フォワードクラッチ３８→ドライブプーリ３０→金属ベルト３２→ドリブンプーリ３１→カウンタシャフト１８→ファイナルドライブギヤ４７→第１リダクションギヤ４９→第２リダクションギヤ５０→ファイナルドリブンギヤ５３→ディファレンシャルギヤ５１→車軸５６Ｌ，５６Ｒの経路で左右の駆動輪に伝達される。
【００２６】
このとき、ベルト式無段変速機２９の最ＬＯＷ状態の減速比はメイン１速ギヤ４０およびカウンタ１速ギヤ４５間の減速比よりも若干ＯＤ側にあるため、ＬＯＷクラッチ４６が解放されるまでの短い時間にカウンタシャフト１８とカウンタ１速ギヤ４５間に差回転が発生するが、その差回転は一方向クラッチ４４のスリップにより吸収される。これにより、メイン１速ギヤ４０、アイドル１速ギヤ４２およびカウンタ１速ギヤ４５による前進発進からベルト式無段変速機２９による前進走行にスムーズに移行することができる。そして車両の前進走行中はベルト式無段変速機２９の変速比がＬＯＷからＯＤの間で制御される。
【００２７】
▲３▼　車両の後進時
車両の後進時には、図８に示すように、前後進切換機構３３のフォワードクラッチ３８およびＬＯＷクラッチ４６を解放して、リバースブレーキ３９を締結する。その結果、エンジンＥのクランクシャフト１９の回転は、トルクコンバータ２０→メインシャフト１７→サンギヤ３４→プラネタリギヤ３７…→リングギヤ３５→ドライブプーリ３０→金属ベルト３２→ドリブンプーリ３１→カウンタシャフト１８→ファイナルドライブギヤ４７→第１リダクションギヤ４９→第２リダクションギヤ５０→ファイナルドリブンギヤ５３→ディファレンシャルギヤ５１→車軸５６Ｌ，５６Ｒの経路で左右の駆動輪に伝達される。このとき、前後進切換機構３３のサンギヤ３４の回転方向に対してリングギヤ３５の回転方向が逆方向になることで、車両の後進が可能になる。
【００２８】
さて、前述したようにメイン１速ギヤ４０およびカウンタ１速ギヤ４５間の減速比は、ベルト式無段変速機２９の最ＬＯＷ状態の減速比よりも更にＬＯＷ側に設定されているが、後進発進時に前後進切換機構３３において所定の減速が行われることで、前後進切換機構３３における減速比とベルト式無段変速機２９の最ＬＯＷ状態の減速比とを合わせたトータルの減速比を、メイン１速ギヤおよびカウンタ１速ギヤ４５間の減速比に略一致させることができる。
【００２９】
その結果、構造が複雑で騒音が大きいダブルピニオン型のプラネタリギヤ機構を用いることなく、また後進発進時にベルト式無段変速機２９の変速比を特別に制御することなく、前進発進時および後進発進時の減速比を同一にすることが可能となる。これにより、例えば前進走行→停止→後進発進の切換時のベルト式無段変速機２９の変速比を急変させる必要がなくなり、金属ベルト３２に過大な負荷が加わって耐久性低下の原因となるのを防止することができる。
【００３０】
以上、本発明の実施例を説明したが、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。
【００３１】
例えば、実施例では無段変速機構としてベルト式無段変速機２９を例示したが、本発明はベルト式無段変速機２９以外の任意の無段変速機構を採用することができる。
【００３２】
【発明の効果】
以上のように請求項１に記載された発明によれば、無段変速経路にエンジンの駆動力をサンギヤから入力してリングギヤから出力するシングルピニオン型の前後進切換機構を配置し、また有段変速経路は無段変速機構よりもＬＯＷ側の変速比に設定したので、構造が簡単で騒音の少ないシングルピニオン型の前後進切換機構を用いながら、車両の前進発進時には無段変速機構よりもＬＯＷ側の変速比を有する有段変速経路を使用し、車両の後進発進時には減速機能を有する前後進切換機構と無段変速機構とを備えた無段変速経路を使用することで、有段変速経路および無段変速経路の変速比の差を最小限に抑えることができる。これにより、前進走行および後進走行の切換時に無段変速機の変速比を急激に変化させる必要がなくなり、無段変速機の耐久性向上に寄与することができる。
【００３３】
また請求項２に記載された発明によれば、前進発進時に使用する有段変速経路の変速比と、後進発進時に使用する無段変速経路の変速比とを略同一に設定できるので、車両の前進発進時と後進発進時とに駆動輪を同じトルクで駆動することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】車両用無段変速機の外形を示す図（図２〜図４のレイアウトを示すマップ）
【図２】図１のＡ部拡大図
【図３】図１のＢ部拡大図
【図４】図１のＣ部拡大図
【図５】車両用無段変速機のスケルトン図
【図６】前進発進時の作用説明図
【図７】前進走行時の作用説明図
【図８】後進時の作用説明図
【符号の説明】
Ｅ　　　　　エンジン
２９　　　　ベルト式無段変速機（無段変速機構）
３３　　　　前後進切換機構
３４　　　　サンギヤ
３５　　　　リングギヤ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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