(57)【要約】【課題】無段変速機構を備えているとともに、遊星歯車機構を利用して正逆回転切換および減速を同時に達成する変速装置をコンパクトに構成できるようにする。【解決手段】前後進切換装置２０は、シングルピニオン型の単一の遊星歯車機構５０とクラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１、Ｂ２を用いて、正逆回転切換および減速を同時に達成できるため、軸方向寸法が短縮されて配設スペースが低減される。これにより、出力軸３０の軸線上に差動歯車機構２２が配設される２軸構成の車両用変速装置においても、その出力軸３０の軸線上に前後進切換装置２０をコンパクトに配設することができる。また、正逆回転切換と同時に減速するため、それだけ減速比が拡大され、入力軸２８の軸線上に設けられた遊星歯車式の減速機構１６と合わせて大きな減速比を実現することができる。【選択図】図１
2009036231.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸および出力軸にそれぞれ入力側可変プーリおよび出力側可変プーリが設けられた無段変速機構を備えている変速装置において、
前記入力軸上および出力軸上の少なくとも一方に配設された遊星歯車機構と、
該遊星歯車機構のキャリアおよびリングギヤをそれぞれ出力側部材に選択的に連結する第１締結手段および第２締結手段と、
該遊星歯車機構のキャリアおよびリングギヤをそれぞれ選択的に回転停止させる第１ブレーキ手段および第２ブレーキ手段と、
を備えており、且つ、該遊星歯車機構のサンギヤは入力側部材に連結されて回転駆動される
ことを特徴とする変速装置。
【請求項２】
前記遊星歯車機構は前記出力軸上に配設されている
ことを特徴とする請求項１に記載の変速装置。
【請求項３】
前記出力軸上には差動歯車機構が設けられており、前記無段変速機構から伝達された出力を左右の駆動輪に分配する
ことを特徴とする請求項１または２に記載の変速装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は変速装置に係り、特に、無段変速機構を備えているとともに遊星歯車機構を利用して正逆回転切換および減速を同時に達成する変速装置をコンパクトに構成する技術に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
入力軸および出力軸にそれぞれ入力側可変プーリおよび出力側可変プーリが設けられた無段変速機構を備えている変速装置が、車両用等の変速装置として広く用いられている。そして、このような変速装置において、入力軸上および出力軸上の少なくとも一方に遊星歯車機構を配設し、その遊星歯車機構を利用して正逆回転切換を行なったり減速したりするものが提案されている。特許文献１、２に記載の装置はその一例で、入力軸上に正逆回転切換用の遊星歯車機構が設けられているとともに、出力軸上に減速用の遊星歯車機構が設けられており、且つその出力軸に差動歯車機構が設けられて左右の駆動輪に動力を分配するようになっている。また、特許文献３（図３、図４参照）には、出力軸上に配設された遊星歯車機構により、正逆回転切換を行なうとともに、その正回転および逆回転で何れも減速するようにした変速装置が記載されている。
【特許文献１】特開昭６０−８８２６７号公報
【特許文献２】特開２００５−３２０９９６号公報
【特許文献３】特開２００６−４６４６８号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
特許文献１、２に記載の変速装置は、２軸構成でコンパクトに構成できるものの、正逆回転切換用の遊星歯車機構は、正回転時には単に入力側部材と出力側部材とを直結するだけであるため、出力軸側の遊星歯車機構で減速しても、必ずしも十分な減速比が得られない場合がある。一方、特許文献３に記載の変速装置は、出力軸に配設された遊星歯車機構だけで正逆回転切換および減速を達成することができるが、２組の遊星歯車機構を組み合わせたものであるため、軸方向寸法が大きくなり、特に出力軸に差動歯車機構を設けて動力を分配する２軸構成の変速装置の場合、搭載スペースの制約で適用できない場合がある。
【０００４】
本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、無段変速機構を備えているとともに遊星歯車機構を利用して正逆回転切換および減速を同時に達成する変速装置をコンパクトに構成できるようにすることにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
かかる目的を達成するために、第１発明は、入力軸および出力軸にそれぞれ入力側可変プーリおよび出力側可変プーリが設けられた無段変速機構を備えている変速装置において、(a) 前記入力軸上および出力軸上の少なくとも一方に配設された遊星歯車機構と、(b) その遊星歯車機構のキャリアおよびリングギヤをそれぞれ出力側部材に選択的に連結する第１締結手段および第２締結手段と、(c) その遊星歯車機構のキャリアおよびリングギヤをそれぞれ選択的に回転停止させる第１ブレーキ手段および第２ブレーキ手段と、を備えており、且つ、(d) その遊星歯車機構のサンギヤは入力側部材に連結されて回転駆動されることを特徴とする。
【０００６】
第２発明は、第１発明の変速装置において、前記遊星歯車機構は前記出力軸上に配設されていることを特徴とする。
【０００７】
第３発明は、第１発明または第２発明の変速装置において、前記出力軸上には差動歯車機構が設けられており、前記無段変速機構から伝達された出力を左右の駆動輪に分配することを特徴とする。
【発明の効果】
【０００８】
このような変速装置においては、第１ブレーキ手段によってキャリアを回転停止するとともに、第２締結手段によってリングギヤを出力側部材に連結することにより、正逆回転の一方に切り換えることができる一方、第２ブレーキ手段によってリングギヤを回転停止するとともに、第１締結手段によってキャリアを出力側部材に連結することにより、正逆回転の他方に切り換えることができる。また、遊星歯車機構として、例えばシングルピニオン型の遊星歯車機構が用いられた場合には、そのギヤ比の大きさに拘らず正逆回転共に所定の減速比で減速される一方、ダブルピニオン型の遊星歯車機構の場合には、ギヤ比を０．５未満に設定することにより、正逆回転共に所定の減速比で減速される。
【０００９】
このように、本発明の変速装置は、シングルピニオン型或いはダブルピニオン型の単一の遊星歯車機構を用いて、正逆回転切換および減速を同時に達成できるため、前記特許文献３の図３、図４に記載の変速装置に比較して軸方向寸法が短縮され、配設スペースが低減される。これにより、例えば第３発明のように出力軸に差動歯車機構が配設される２軸構成の車両用変速装置においても、その出力軸上に遊星歯車機構をコンパクトに配設することができる。また、正逆回転切換と同時に減速することができるため、それだけ減速比が拡大され、例えば第３発明のように出力軸に差動歯車機構が配設される２軸構成の車両用変速装置においても、入力軸および出力軸の他方に設けられる減速機構と合わせて大きな減速比を実現することができる。
【００１０】
第２発明では、上記遊星歯車機構が出力軸上に配設されているため、正逆回転に拘らず無段変速機構の回転方向が一定に維持され、正逆回転切換時の負荷が低減されて耐久性が向上する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
本発明の変速装置は、車両の原動機と駆動輪との間に配設され、原動機から入力軸に伝達された回転を変速して出力軸から駆動輪へ伝達する車両用変速装置に好適に適用され、正逆回転切換は車両の前後進を切り換えるために用いられるが、車両用以外の変速装置にも適用され得る。車両用変速装置の場合、無段変速機構の入力軸および出力軸が車両の幅方向となる姿勢で配設されるＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用される。原動機の種類は特に限定されるものではなく、燃料の燃焼によって動力を発生するガソリンエンジンやディーゼルエンジン、電気ネルギーで回転駆動される電動モータが広く用いられているが、複数種類の原動機を備えているハイブリッド車両等にも適用され得る。
【００１２】
無段変速機構の入力軸および出力軸は互いに平行で、軸方向の同じ位置に前記入力側可変プーリおよび出力側可変プーリが設けられ、それ等に跨がって巻き掛けられた伝動ベルトを介して入力軸から出力軸に動力が伝達されるとともに、両可変プーリのＶ溝幅が連続的に変化して有効径（伝動ベルトの掛かり径）が相反的に増減させられることにより、変速比が連続的に変化させられる。
【００１３】
遊星歯車機構としてシングルピニオン型の遊星歯車機構を用いる場合、第１ブレーキ手段によってキャリアを回転停止するとともに、第２締結手段によってリングギヤを出力側部材に連結することにより、逆回転とされ且つ減速させられる一方、第２ブレーキ手段によってリングギヤを回転停止するとともに、第１締結手段によってキャリアを出力側部材に連結することにより、正回転で減速させられる。
【００１４】
遊星歯車機構として、ギヤ比が０．５未満のダブルピニオン型の遊星歯車機構を用いる場合、第１ブレーキ手段によってキャリアを回転停止するとともに、第２締結手段によってリングギヤを出力側部材に連結することにより、正回転で減速させられる一方、第２ブレーキ手段によってリングギヤを回転停止するとともに、第１締結手段によってキャリアを出力側部材に連結することにより、逆回転とされ且つ減速させられる。
【００１５】
遊星歯車機構としては、上記のようにシングルピニオン型或いはダブルピニオン型の単純な遊星歯車機構が好適に用いられるが、大径部および小径部を有するステップドピニオンを備えている遊星歯車機構などを採用することも可能である。
【００１６】
第２発明では、遊星歯車機構が出力軸上に配設されるが、第１発明の実施に際しては遊星歯車機構を入力軸上に配設することも可能である。何れの場合も、その遊星歯車機構とは別に、他方の軸上に減速機構を配設することにより、変速装置の軸方向寸法をコンパクトに維持しつつ大きな減速比を確保することができる。減速機構としては、シングルピニオン型の遊星歯車機構が好適に用いられ、サンギヤが入力側部材に連結されて回転駆動されるとともに、キャリアおよびリングギヤの一方が反力要素として回転停止させられ、他方が正回転または逆回転で減速回転させられるように構成されるが、ダブルピニオン型の遊星歯車機構を採用することも可能である。上記反力要素を、ブレーキ手段を介して選択的に回転停止させるようにしても良い。
【００１７】
第３発明は車両用変速装置に関するもので、出力軸上に差動歯車機構が配設されているが、他の発明の実施に際しては、出力軸から更に減速用のカウンタ軸等を介して差動歯車機構に動力が伝達されるようになっていても良い。差動歯車機構としては傘歯車式のものが広く用いられているが、遊星歯車式の差動歯車機構（例えばダブルピニオン型の遊星歯車機構）を用いることも可能である。
【実施例】
【００１８】
以下、本発明の実施例を、図面を参照しつつ詳細に説明する。
図１は、本発明が適用された車両用駆動装置１０の骨子図である。この車両用駆動装置１０は横置き型で、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の駆動源（原動機）として内燃機関であるガソリンエンジン、ディーゼルエンジン等のエンジン１２を備えている。エンジン１２の出力は、トルクコンバータ１４から減速機構１６、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）１８、前後進切換装置２０を介して差動歯車機構２２に伝達され、左右の車軸２４Ｌ、２４Ｒを経て左右の駆動輪２６Ｌ、２６Ｒへ分配される。ベルト式無段変速機１８は無段変速機構に相当し、そのベルト式無段変速機１８の他、減速機構１６および前後進切換装置２０を含んで本実施例の車両用変速装置が構成されている。
【００１９】
この車両用駆動装置１０は、ベルト式無段変速機１８の互いに平行な入力軸２８および出力軸３０の軸線上に総ての構成要素が配置された２軸構成で、入力軸２８の軸線上にエンジン１２、トルクコンバータ１４、減速機構１６、およびベルト式無段変速機１８のプライマリシーブ３２が、その順番で配設されている。また、出力軸３０上には、ベルト式無段変速機１８のセンカダリシーブ３４、前後進切換装置２０、および差動歯車機構２２が、その順番で上記と逆方向すなわちエンジン１２側へ向かって配設されており、車軸２４Ｌは前後進切換装置２０およびセカンダリシーブ３４の軸心を挿通して反対側へ突き出している。
【００２０】
減速機構１６は、シングルピニオン型の遊星歯車機構４０を主体として構成されている。遊星歯車機構４０のサンギヤＳ１は、入力側部材であるトルクコンバータ１４のタービン軸４２に一体的に連結されており、キャリアＣＡ１は出力側部材である前記入力軸２８に一体的に連結されており、リングギヤＲ１は、ブレーキＢ０を介して固定部材であるケース４４に選択的に連結されることにより回転停止させられるようになっている。ブレーキＢ０は、油圧式の多板式、単板式、或いはベルト式の摩擦係合装置で、油圧アクチュエータによって係合解放制御されるようになっている。
【００２１】
図２の左半分は、この減速機構１６の各回転要素Ｓ１、ＣＡ１、Ｒ１の回転速度を直線で結ぶことができる共線図で、回転速度「１．０」は、減速機構１６の入力回転速度すなわちタービン軸４２の回転速度である。３本の縦線は、左側から順番にサンギヤＳ１、キャリアＣＡ１、およびリングギヤＲ１を表しており、これ等の縦線の間隔は遊星歯車機構４０のギヤ比ρ１（＝サンギヤＳ１の歯数／リングギヤＲ１の歯数）に応じて定められ、サンギヤＳ１とキャリアＣＡ１の間隔を「１」とすると、キャリアＣＡ１とリングギヤＲ１の間隔は「ρ１」である。そして、ブレーキＢ０が係合させられてリングギヤＲ１が回転停止させられると、それ等の回転要素Ｓ１、ＣＡ１、Ｒ１の回転速度は太い実線で示す直線Ｘ１との交点で示され、出力側部材である入力軸２８に連結されたキャリアＣＡ１は、タービン軸４２（サンギヤＳ１）と同じ方向へギヤ比ρ１に応じて定まる所定の減速比〔具体的には（１＋ρ１）／ρ１〕で減速回転させられる。
【００２２】
上記リングギヤＲ１は、サンギヤＳ１に伝達された動力をキャリアＣＡ１から出力するための反力要素として機能するもので、動力伝達時すなわち車両の駆動時にはブレーキＢ０によって回転停止させられるが、車両停止時等にブレーキＢ０を解放してリングギヤＲ１を回転自在とすることにより、エンジン１２の負荷を軽減して燃費向上を図ることができる。但し、リングギヤＲ１をケース４４に対してスプライン嵌合等により常時回転不能に配設することも可能である。
【００２３】
図１に戻って、ベルト式無段変速機１８は、前記入力軸２８に設けられた有効径が可変のプライマリシーブ（入力側可変プーリ）３２と、出力軸３０に設けられた有効径が可変のセカンダリシーブ（出力側可変プーリ）３４と、それ等のプライマリシーブ３２、セカンダリシーブ３４に巻き掛けられた伝動ベルト４６とを備えており、両シーブ３２、３４と伝動ベルト４６との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。プライマリシーブ３２、セカンダリシーブ３４はそれぞれＶ溝幅が可変で、油圧シリンダ３２ｓ、３４ｓを備えて構成されており、プライマリシーブ３２の油圧シリンダ３２ｓの油圧（プライマリシーブ圧）Ｐinが制御されることにより、両シーブ３２、３４のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４６の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度ＮＩＮ／出力軸回転速度ＮＯＵＴ）が連続的に変化させられる。また、セカンダリシーブ３４の油圧シリンダ３４ｓの油圧（セカンダリシーブ圧）Ｐout は、伝動ベルト４６が滑りを生じないように調圧制御される。
【００２４】
前後進切換装置２０は、シングルピニオン型の遊星歯車機構５０を主体として構成されている。遊星歯車機構５０のサンギヤＳ２は、入力側部材であるベルト式無段変速機１８の出力軸３０に一体的に連結されており、キャリアＣＡ２はクラッチＣ１を介して出力側部材である連結シャフト５２に選択的に連結されるとともに、ブレーキＢ１を介して固定部材であるケース４４に選択的に連結されることにより回転停止させられるようになっており、リンギグヤＲ２はクラッチＣ２を介して出力側部材である連結シャフト５２に選択的に連結されるとともに、ブレーキＢ２を介して固定部材であるケース４４に選択的に連結されることにより回転停止させられるようになっている。上記クラッチＣ１、Ｃ２は第１締結手段、第２締結手段に相当し、ブレーキＢ１、Ｂ２は第１ブレーキ手段、第２ブレーキ手段に相当する。これ等のクラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１、Ｂ２は、何れも油圧式の多板式、単板式、或いはベルト式の摩擦係合装置で、それぞれ油圧アクチュエータによって係合解放制御されるようになっている。
【００２５】
図２の右半分は、この前後進切換装置２０の各回転要素Ｓ２、ＣＡ２、Ｒ２の回転速度を直線で結ぶことができる共線図で、ベルト式無段変速機１８の変速比γ＝１の場合であり、変速比γに応じてサンギヤＳ２の回転速度が上下に変化する。３本の縦線は、左側から順番にサンギヤＳ２、キャリアＣＡ２、およびリングギヤＲ２を表しており、これ等の縦線の間隔は遊星歯車機構５０のギヤ比ρ２（＝サンギヤＳ２の歯数／リングギヤＲ２の歯数）に応じて定められ、サンギヤＳ２とキャリアＣＡ２の間隔を「１」とすると、キャリアＣＡ２とリングギヤＲ２の間隔は「ρ２」である。
【００２６】
そして、ブレーキＢ１が係合させられてキャリアＣＡ２が回転停止させられるとともに、クラッチＣ２が係合させられてリングギヤＲ２が連結シャフト５２に連結されると、回転要素Ｓ２、ＣＡ２、Ｒ２の回転速度は太い実線で示す直線Ｙ１との交点で示され、出力側部材である連結シャフト５２に連結されたリングギヤＲ２は、出力軸３０（サンギヤＳ２）と逆方向へギヤ比ρ２に応じて定まる所定の減速比〔具体的には−（１／ρ２）〕で減速回転させられる。図１の(b) の作動表に示すように、本実施例ではこの状態が後進ギヤ段で、車両は後進方向へ駆動されるとともに、この場合に前記減速機構１６と前後進切換装置２０とを合わせた減速比、すなわちベルト式無段変速機１８の変速比γ＝１とした時の減速比は、−〔（１＋ρ１）／ρ１〕×（１／ρ２）となり、例えばρ１＝ρ２＝０．５の場合、−３×２＝−６となって大きな減速比が得られる。
【００２７】
一方、ブレーキＢ２が係合させられてリングギヤＲ２が回転停止させられるとともに、クラッチＣ１が係合させられてキャリアＣＡ２が連結シャフト５２に連結されると、回転要素Ｓ２、ＣＡ２、Ｒ２の回転速度は太い実線で示す直線Ｙ２との交点で示され、出力側部材である連結シャフト５２に連結されたキャリアＣＡ２は、出力軸３０（サンギヤＳ２）と同じ方向へギヤ比ρ２に応じて定まる所定の減速比〔具体的には（１＋ρ２）／ρ２〕で減速回転させられる。図１の(b) の作動表に示すように、本実施例ではこの状態が前進ギヤ段で、車両は前進方向へ駆動されるとともに、この場合に前記減速機構１６と前後進切換装置２０とを合わせた減速比、すなわちベルト式無段変速機１８の変速比γ＝１とした時の減速比は、〔（１＋ρ１）／ρ１〕×〔（１＋ρ２）／ρ２〕となり、例えばρ１＝ρ２＝０．５の場合、３×３＝９となって大きな減速比が得られる。
【００２８】
図１に戻って、差動歯車機構１６は傘歯車式の差動機構が用いられており、前記連結シャフト５２に一体的に連結されたデフケース５４が一体的に回転駆動されることにより、互いに噛み合わされたピニオンギヤおよびサイドギヤを介して左右の車軸２４Ｌ、２４Ｒに動力を分配し、左右の駆動輪２６Ｌ、２６Ｒを回転駆動する。
【００２９】
ここで、本実施例の車両用変速装置の前後進切換装置２０は、シングルピニオン型の単一の遊星歯車機構５０とクラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１、Ｂ２を用いて、前後進切換および減速を同時に達成できるため、前記特許文献３の図３、図４に記載の変速装置に比較して軸方向寸法が短縮され、配設スペースが低減される。これにより、出力軸３０の軸線上に差動歯車機構２２が配設される２軸構成の車両用変速装置においても、その出力軸３０の軸線上に前後進切換装置２０をコンパクトに配設することができる。また、正逆回転切換と同時に減速するため、それだけ減速比が拡大され、入力軸２８の軸線上に設けられた遊星歯車式の減速機構１６と合わせて大きな減速比を実現することができる。
【００３０】
また、本実施例では前後進切換装置２０が出力軸３０の軸線上に配設されているため、前後進に拘らずベルト式無段変速機１８の回転方向が一定に維持され、前後進切換時の負荷が低減されて伝動ベルト４６等の耐久性が向上する。
【００３１】
次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の実施例において、前記実施例と実質的に共通する部分には同一の符号を付して詳しい説明を省略する。
【００３２】
図３および図４は、それぞれ前記図１および図２に対応する図で、この車両用駆動装置６０は、前記実施例に比較して前後進切換装置６２の構成が相違し、ダブルピニオン型の遊星歯車機構６４を主体として構成されている。遊星歯車機構６４のサンギヤＳ２は、入力側部材であるベルト式無段変速機１８の出力軸３０に一体的に連結されており、キャリアＣＡ２はクラッチＣ１を介して出力側部材である連結シャフト５２に選択的に連結されるとともに、ブレーキＢ１を介して固定部材であるケース４４に選択的に連結されることにより回転停止させられるようになっており、リンギグヤＲ２はクラッチＣ２を介して出力側部材である連結シャフト５２に選択的に連結されるとともに、ブレーキＢ２を介して固定部材であるケース４４に選択的に連結されることにより回転停止させられるようになっている。
【００３３】
図４の右半分は、この前後進切換装置６２の各回転要素Ｓ２、Ｒ２、ＣＡ２の回転速度を直線で結ぶことができる共線図で、ベルト式無段変速機１８の変速比γ＝１の場合であり、変速比γに応じてサンギヤＳ２の回転速度が上下に変化する。３本の縦線は、左側から順番にサンギヤＳ２、リングギヤＲ２、およびキャリアＣＡ２を表しており、これ等の縦線の間隔は遊星歯車機構６４のギヤ比ρ２（＝サンギヤＳ２の歯数／リングギヤＲ２の歯数）に応じて定められ、サンギヤＳ２とキャリアＣＡ２の間隔を「１」とすると、キャリアＣＡ２とリングギヤＲ２の間隔は「ρ２」である。本実施例では、ρ２＜０．５の遊星歯車機構６４が用いられる。
【００３４】
そして、ブレーキＢ１が係合させられてキャリアＣＡ２が回転停止させられるとともに、クラッチＣ２が係合させられてリングギヤＲ２が連結シャフト５２に連結されると、回転要素Ｓ２、Ｒ２、ＣＡ２の回転速度は太い実線で示す直線Ｙ１との交点で示され、出力側部材である連結シャフト５２に連結されたリングギヤＲ２は、出力軸３０（サンギヤＳ２）と同じ方向へギヤ比ρ２に応じて定まる所定の減速比〔具体的には（１／ρ２）〕で減速回転させられる。図３の(b) の作動表に示すように、本実施例ではこの状態が前進ギヤ段で、車両は前進方向へ駆動されるとともに、この場合に前記減速機構１６と前後進切換装置６２とを合わせた減速比、すなわちベルト式無段変速機１８の変速比γ＝１とした時の減速比は、〔（１＋ρ１）／ρ１〕×（１／ρ２）となり、例えばρ１＝０．５、ρ２＝０．３３の場合、３×３＝９となって大きな減速比が得られる。
【００３５】
一方、ブレーキＢ２が係合させられてリングギヤＲ２が回転停止させられるとともに、クラッチＣ１が係合させられてキャリアＣＡ２が連結シャフト５２に連結されると、回転要素Ｓ２、Ｒ２、ＣＡ２の回転速度は太い実線で示す直線Ｙ２との交点で示され、出力側部材である連結シャフト５２に連結されたキャリアＣＡ２は、出力軸３０（サンギヤＳ２）と逆方向へギヤ比ρ２に応じて定まる所定の減速比〔具体的には−（１−ρ２）／ρ２〕で減速回転させられる。図３の(b) の作動表に示すように、本実施例ではこの状態が後進ギヤ段で、車両は後進方向へ駆動されるとともに、この場合に前記減速機構１６と前後進切換装置６２とを合わせた減速比、すなわちベルト式無段変速機１８の変速比γ＝１とした時の減速比は、−〔（１＋ρ１）／ρ１〕×〔（１−ρ２）／ρ２〕となり、例えばρ１＝０．５、ρ２＝０．３３の場合、−３×２＝−６となって大きな減速比が得られる。
【００３６】
本実施例においても、前後進切換装置６２は、ダブルピニオン型の単一の遊星歯車機構６４とクラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１、Ｂ２を用いて、正逆回転切換および減速を同時に達成できるため、前記実施例と同様の作用効果が得られる。
【００３７】
図５および図６は、それぞれ前記図１および図２に対応する図で、この車両用駆動装置７０は、前記車両用駆動装置１０に比較して減速機構７２の構成が相違している。すなわち、この減速機構７２において、遊星歯車機構４０のサンギヤＳ１は、入力側部材であるトルクコンバータ１４のタービン軸４２に一体的に連結されており、リングギヤＲ１は出力側部材である前記入力軸２８に一体的に連結されており、キャリアＣＡ１は、ブレーキＢ０を介して固定部材であるケース４４に選択的に連結されることにより回転停止させられるようになっている。
【００３８】
図６の左半分は、この減速機構１６の各回転要素Ｓ１、ＣＡ１、Ｒ１の回転速度を直線で結ぶことができる共線図で、回転速度「１．０」は、減速機構７２の入力回転速度すなわちタービン軸４２の回転速度である。３本の縦線は、左側から順番にサンギヤＳ１、キャリアＣＡ１、およびリングギヤＲ１を表しており、これ等の縦線の間隔は遊星歯車機構４０のギヤ比ρ１（＝サンギヤＳ１の歯数／リングギヤＲ１の歯数）に応じて定められ、サンギヤＳ１とキャリアＣＡ１の間隔を「１」とすると、キャリアＣＡ１とリングギヤＲ１の間隔は「ρ１」である。そして、ブレーキＢ０が係合させられてキャリアＣＡ１が回転停止させられると、それ等の回転要素Ｓ１、ＣＡ１、Ｒ１の回転速度は太い実線で示す直線Ｘ１との交点で示され、出力側部材である入力軸２８に連結されたリングギヤＲ１は、タービン軸４２（サンギヤＳ１）と逆方向へギヤ比ρ１に応じて定まる所定の減速比〔具体的には−１／ρ１〕で減速回転させられる。
【００３９】
したがって、この場合に前記前後進切換装置２０の各回転要素Ｓ２、ＣＡ２、Ｒ２の回転速度を直線で結ぶことができる共線図は、図６の右半分に示されるようになる。そして、ブレーキＢ１が係合させられてキャリアＣＡ２が回転停止させられるとともに、クラッチＣ２が係合させられてリングギヤＲ２が連結シャフト５２に連結されると、回転要素Ｓ２、ＣＡ２、Ｒ２の回転速度は太い実線で示す直線Ｙ１との交点で示され、出力側部材である連結シャフト５２に連結されたリングギヤＲ２は、出力軸３０（サンギヤＳ２）と逆方向へギヤ比ρ２に応じて定まる所定の減速比〔具体的には−（１／ρ２）〕で減速回転させられる。図５の(b) の作動表に示すように、本実施例ではこの状態が前進ギヤ段で、車両は前進方向へ駆動されるとともに、この場合に減速機構７２と前後進切換装置２０とを合わせた減速比、すなわちベルト式無段変速機１８の変速比γ＝１とした時の減速比は、（１／ρ１）×（１／ρ２）となり、例えばρ１＝ρ２＝０．５の場合、２×２＝４となって大きな減速比が得られる。
【００４０】
一方、ブレーキＢ２が係合させられてリングギヤＲ２が回転停止させられるとともに、クラッチＣ１が係合させられてキャリアＣＡ２が連結シャフト５２に連結されると、回転要素Ｓ２、ＣＡ２、Ｒ２の回転速度は太い実線で示す直線Ｙ２との交点で示され、出力側部材である連結シャフト５２に連結されたキャリアＣＡ２は、出力軸３０（サンギヤＳ２）と同じ方向へギヤ比ρ２に応じて定まる所定の減速比〔具体的には（１＋ρ２）／ρ２〕で減速回転させられる。図５の(b) の作動表に示すように、本実施例ではこの状態が後進ギヤ段で、車両は後進方向へ駆動されるとともに、この場合に減速機構７２と前後進切換装置２０とを合わせた減速比、すなわちベルト式無段変速機１８の変速比γ＝１とした時の減速比は、−（１／ρ１）×〔（１＋ρ２）／ρ２〕となり、例えばρ１＝ρ２＝０．５の場合、２×３＝６となって大きな減速比が得られる。
【００４１】
なお、図３および図４の車両用駆動装置６０においても、減速機構１６の代わりに上記減速機構７２を採用することができる。また、減速機構１６、７２としてダブルピニオン型の遊星歯車機構を利用することもできる。また、上記実施例では何れもエンジン１２の回転方向と駆動輪２６Ｌ、２６Ｒの回転方向とが同じ場合を前進ギヤ段としているが、エンジン１２の回転方向と駆動輪２６Ｌ、２６Ｒの回転方向とが反対の場合を前進ギヤ段とすることもできる。
【００４２】
以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、これ等はあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【００４３】
【図１】本発明が好適に適用される車両用駆動装置の一例を説明する図で、(a) は骨子図、(b) は前進ギヤ段および後進ギヤ段を成立させる際の摩擦係合装置の係合解放状態を説明する作動表を示す図である。
【図２】図１の車両用駆動装置における減速機構および前後進切換装置に関し、複数の回転要素の回転速度を直線で結ぶことができる共線図である。
【図３】本発明の他の実施例を説明する図で、(a) は骨子図、(b) は前進ギヤ段および後進ギヤ段を成立させる際の摩擦係合装置の係合解放状態を説明する作動表を示す図である。
【図４】図３の車両用駆動装置における減速機構および前後進切換装置に関し、複数の回転要素の回転速度を直線で結ぶことができる共線図である。
【図５】本発明の更に別の実施例を説明する図で、(a) は骨子図、(b) は前進ギヤ段および後進ギヤ段を成立させる際の摩擦係合装置の係合解放状態を説明する作動表を示す図である。
【図６】図５の車両用駆動装置における減速機構および前後進切換装置に関し、複数の回転要素の回転速度を直線で結ぶことができる共線図である。
【符号の説明】
【００４４】
１８：ベルト式無段変速機（無段変速機構）    ２０、６２：前後進切換装置    ２２：差動歯車機構    ２８：入力軸    ３０：出力軸（入力側部材）    ５０、６４：遊星歯車機構    ５２：連結シャフト（出力側部材）    Ｃ１：クラッチ（第１締結手段）    Ｃ２：クラッチ（第２締結手段）    Ｂ１：ブレーキ（第１ブレーキ手段）    Ｂ２：ブレーキ（第２ブレーキ手段）
【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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