车辆用动力传递装置

摘要

在具有曲柄式无级变速机构的车辆用动力传递装置中，具有：前进后退切换机构(S1)，其配置于输出轴(12)与驱动轮(W)之间；传递轴(13)，其以相对旋转自如的方式嵌合于输出轴(12)的外周；辅助动力传递单元(29)，其连接输入轴(11)与传递轴(13)；第1外周花键(13a)，其设于传递轴(13)；第2、第3外周花键(12b、12c)，其设于输出轴(12)；内周花键(43a)，其能够在与第1、第2外周花键(13a、12b)啮合的第1状态、与第2、第3外周花键(12b、12c)啮合的第2状态以及与所述第1～第3外周花键(13a、12b、12c)啮合的第3状态之间进行切换；以及第2单向离合器(45)，其设于输出轴(12)与第2外周花键(12b)之间，当输出轴(12)的转速超过第2外周花键(12b)的转速时接合。由此避免动力传递装置的轴向尺寸增大，同时可以使用发动机制动器。

权利要求

1.一种车辆用动力传递装置，该车辆用动力传递装置具有：输入轴(11)，其连接于发动机(E)；

输出轴(12)，其动力连接于驱动轮(W)；

输入侧支点(18)，其距离所述输入轴(11)的轴线的偏心量是可变的，并与该输入轴(11)一同旋转；

第1单向离合器(21)，其输出部件(23)连接于所述输出轴(12)；

输出侧支点(19c)，其设于所述第1单向离合器(21)的输入部件(22)上；

连杆(19)，其两端连接于所述输入侧支点(18)和所述输出侧支点(19c)，并进行往复运动；以及变速致动器(14)，其变更所述输入侧支点(18)的偏心量，所述车辆用动力传递装置的特征在于，该车辆用动力传递装置具有：前进后退切换机构(S1)，其配置于所述输出轴(12)与所述驱动轮(W)之间；

传递轴(13)，其以相对旋转自如的方式嵌合于所述输出轴(12)的外周；

辅助动力传递单元(29)，其连接所述输入轴(11)与所述传递轴(13)；

第1外周花键(13a)，其设于所述传递轴(13)；

第2外周花键(12b)和第3外周花键(12c)，其设于所述输出轴(12)；

内周花键(43a)，其能够在与所述第1外周花键和第2外周花键(13a、12b)啮合的第1状态、与所述第2外周花键和第3外周花键(12b、12c)啮合的第2状态以及与所述第1外周花键～第3外周花键(13a、12b、12c)啮合的第3状态之间进行切换；以及第2单向离合器(45)，其设于所述输出轴(12)与所述第2外周花键(12b)之间，当该输出轴(12)的转速超过该第2外周花键(12b)的转速时接合。

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，所述辅助动力传递单元(29)的所述输入轴(11)侧配置在比所述输入侧支点(18)靠近所述发动机(E)侧的位置，所述辅助动力传递单元(29)的所述传递轴(13)侧配置在比所述输出侧支点(19c)靠近所述前进后退切换机构(S1)侧的位置。

3.一种车辆用动力传递装置，该车辆用动力传递装置具有：输入轴(11)，其连接于发动机(E)；

输出轴(12)，其动力连接于驱动轮(W)；

输入侧支点(18)，其距离所述输入轴(11)的轴线的偏心量是可变的，并与该输入轴(11)一同旋转；

第1单向离合器(21)，其输出部件(23)连接于所述输出轴(12)；

输出侧支点(19c)，其设于所述第1单向离合器(21)的输入部件(22)上；

连杆(19)，其两端连接于所述输入侧支点(18)和所述输出侧支点(19c)，并进行往复运动；以及变速致动器(14)，其变更所述输入侧支点(18)的偏心量，所述车辆用动力传递装置的特征在于，该车辆用动力传递装置具有：前进后退切换机构(S1)，其配置于所述输出轴(12)与所述驱动轮(W)之间；

传递轴(13)，其以相对旋转自如的方式嵌合于所述输入轴(11)的外周；

辅助动力传递单元(29)，其连接所述传递轴(13)与所述输出轴(12)；

第1外周花键(11a)，其设于所述输入轴(11)；

第2外周花键(13b)和第3外周花键(13c)，其设于所述传递轴(13)；

内周花键(43a)，其能够在与所述第1外周花键、第2外周花键(11a、13b)啮合的第1状态、与所述第2外周花键、第3外周花键(13b、13c)啮合的第2状态以及与所述第1外周花键～第3外周花键(11a、13b、13c)啮合的第3状态之间进行切换；以及第2单向离合器(45)，其设于所述传递轴(13)与所述第2外周花键(13b)之间，当该传递轴(13)的转速超过该第2外周花键(13b)的转速时接合。

4.根据权利要求3所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，所述辅助动力传递单元(29)的所述传递轴(13)侧配置在比所述输入侧支点(18)靠近所述发动机(E)侧的位置，所述辅助动力传递单元(29)的所述输出轴(12)侧配置在比所述输出侧支点(19c)靠近所述前进后退切换机构(S1)侧的位置。

说明书

车辆用动力传递装置

技术领域

[0001] 本发明涉及一种具有曲柄式无级变速机构的车辆用动力传递装置。

背景技术

[0002] 根据下述专利文献1公知这样的无级变速器：其具有多个曲柄式变速单元，所述曲柄式变速单元将与发动机连接的输入轴的旋转转换为连杆的往复运动，并利用单向离合器将连杆的往复运动转换成输出轴的旋转运动，在该无级变速器中，不通过所述曲柄式变速单元而将配置在输入轴上的电动发电机与输出轴连接起来，由此，从输出轴侧将驱动力反向传递至电动发电机，从而产生相当于发动机制动的再生制动力。

[0003] 另外，根据下述专利文件2公知具有该曲柄式变速单元的无级变速器，其中，将电动发电机与差速器连接，并通过离合器将发动机的曲轴与差速器连接，利用电动发电机的驱动力使车辆后退行驶，或利用电动发电机的驱动力使发动机进行曲轴转动而起动。

[0004] 现有技术文献

[0005] 专利文献

[0006] 专利文献1：日本特表2005-502543号公报

[0007] 专利文献2：日本特开2012-1048号公报

发明内容

[0008] 发明所要解决的课题

[0009] 但是，上述专利文献1所述的无级变速器在车辆减速行驶时，可以使用电动发电机产生相当于发动机制动的再生制动力，但由于在输入轴的轴线上配置了电动发电机，存在动力传递装置的轴向尺寸增大的问题。

[0010] 此外，上述专利文献2所述的无级变速器在车辆减速行驶时，可以通过离合器将从驱动轮输入至差速器的驱动力反向传递至发动机的曲轴，从而使发动机制动器工作，但由于发动机无法反向旋转，当车辆后退行驶时，存在不能使用发动机制动器的问题。

[0011] 本发明是鉴于前述的情况而完成的，其目的在于，在具有曲柄式无级变速机构的车辆用动力传递装置中，避免动力传递装置的轴向尺寸增大，同时可以使用发动机制动器。

[0012] 用于解决课题的手段

[0013] 为了达到上述目的，根据本发明，车辆用动力传递装置具有：输入轴，其连接于发动机；输出轴，其连接于驱动轮；输入侧支点，其距离所述输入轴的轴线的偏心量是可变的，并与该输入轴一同旋转；第1单向离合器，其连接于所述输出轴；输出侧支点，其设于所述第1单向离合器的输入部件上；连杆，其两端连接于所述输入侧支点和所述输出侧支点，并进行往复运动；以及变速致动器，其变更所述输入侧支点的偏心量，所述车辆用动力传递装置的第1特征在于，该车辆用动力传递装置具有：前进后退切换机构，其配置于所述输出轴与所述驱动轮之间；传递轴，其以相对旋转自如的方式嵌合于所述输出轴的外周；辅助动力传递单元，其连接所述输入轴与所述传递轴；第1外周花键，其设于所述传递轴；第2外周花键和第3外周花键，其设于所述输出轴；内周花键，其能够在与所述第1、第2外周花键啮合的第
1状态、与所述第2、第3外周花键啮合的第2状态以及与所述第1～第3外周花键啮合的第3状态之间进行切换；第2单向离合器，其设于所述输出轴与所述第2外周花键之间，当该输出轴的转速超过该第2外周花键的转速时接合。

[0014] 另外，根据本发明，在所述第1特征的基础上提出了一种车辆用动力传递装置，所述车辆用动力传递装置的第2特征在于，所述辅助动力传递单元的所述输入轴侧配置在比所述输入轴侧支点靠近所述发动机侧的位置，所述辅助动力传递单元的所述传递轴侧配置在比所述输出侧支点靠近所述前进后退切换机构侧的位置。

[0015] 另外，根据本发明，提出了一种车辆用动力传递装置，该车辆用动力传递装置具有：输入轴，其连接于发动机；输出轴，其连接于驱动轮；输入侧支点，其距离所述输入轴的轴线的偏心量是可变的，并与该输入轴一同旋转；第1单向离合器，其连接于所述输出轴；输出侧支点，其设于所述第1单向离合器的输入部件上；连杆，其两端连接于所述输入侧支点和所述输出侧支点，并进行往复运动；以及变速致动器，其变更所述输入侧支点的偏心量，所述车辆用动力传递装置的第3特征在于，该车辆用动力传递装置具有：前进后退切换机构，其配置于所述输出轴与所述驱动轮之间；传递轴，其以相对旋转自如的方式嵌合于所述输入轴的外周；辅助动力传递单元，其连接所述传递轴与所述输出轴；第1外周花键，其设于所述输入轴；第2外周花键和第3外周花键，其设于所述传递轴；内周花键，其能够在与所述第1、第2外周花键啮合的第1状态、与所述第2、第3外周花键啮合的第2状态以及与所述第1～第3外周花键啮合的第3状态之间进行切换；第2单向离合器，其设于所述传递轴与所述第2外周花键之间，当该传递轴的转速超过该第2外周花键的转速时接合。

[0016] 另外，根据本发明，在所述第3特征的基础上提出了一种车辆用动力传递装置，所述车辆用动力传递装置的第4特征在于，所述辅助动力传递单元的所述传递轴侧配置在比所述输入轴侧支点靠近所述发动机侧的位置，所述辅助动力传递单元的所述输出轴侧配置在比所述输出侧支点靠近所述前进后退切换机构侧的位置。

[0017] 此外，实施方式的第1输出轴12对应于本发明的输出轴，实施方式的偏心盘18对应于本发明的输入侧支点，实施方式的销19c对应于本发明的输出侧支点，实施方式的外部件22对应于本发明的单向离合器的输入部件，实施方式的第1动力传递切换机构S1对应于本发明的前进后退切换机构。

[0018] 发明的效果

[0019] 根据本发明的第1特征，当发动机引起输入轴旋转时，输入侧支点进行偏心旋转，一端与输入侧支点连接的连杆进行往复运动，此时，与连杆的另一端连接的输出侧支点进行往复运动，通过第1单向离合器，输出轴间歇地旋转，由此，输入轴的旋转被以与输入侧支点的偏心量相应的变速比进行变速后传递至输出轴。利用前进后退切换机构使输出轴的旋转正转或反转并传递至驱动轮，由此，车辆前进行驶或后退行驶。

[0020] 当车辆正常前进行驶或后退行驶时，由于传递轴的第1外周花键与输出轴的第2外周花键通过内周花键结合，发动机的驱动力经由辅助动力传递单元、传递轴以及第2外周花键被传递至第2单向离合器，由于输出轴的转速低于第2外周花键的转速(传递轴的转速)，第2单向离合器不接合，车辆通过曲柄式无级变速机构而前进行驶或后退行驶。

[0021] 在该状态下，当车辆减速时，驱动力从驱动轮被反向传递至输出轴，但由于输出轴的转速超过第2外周花键的转速，第2单向离合器接合，输出轴的驱动力经由辅助动力传递单元被反向传递至发动机，从而发动机制动器工作。

[0022] 当车辆进一步减速时，由于输出轴的第2外周花键与第3外周花键通过内周花键结合，传递轴从输出轴分离，驱动力不再被反向传递至发动机，从而可以实现在车辆停止之前就使发动机停止的减速怠速停止。

[0023] 当曲柄式无级变速机构故障时，由于传递轴的第1外周花键与输出轴的第2、第3外周花键通过内周花键结合，发动机的驱动力经由辅助动力传递单元、传递轴以及第3外周花键被直接传递至输出轴，从而车辆在不通过曲柄式无级变速机构的情况下前进行驶或后退行驶。

[0024] 因此，不必设置使车辆用动力传递装置的轴向尺寸增大的电动机，也能够使车辆前进行驶以及后退行驶，同时，无论在前进行驶时还是在后退行驶时，都能够使发动机制动。

[0025] 另外，车辆用动力传递装置中，连接有发动机的输入轴侧的轴向尺寸容易增大，但通过在输出轴侧设置传递轴，可以抑制输入轴侧的轴向尺寸增大，从而能够在整体上将车辆用动力传递装置的轴向尺寸控制在最小限度。

[0026] 另外，根据本发明的第2特征，辅助动力传递单元的输入轴侧配置在比输入轴侧支点靠近发动机侧的位置，辅助动力传递单元的传递轴侧配置在比输出侧支点靠近前进后退切换机构侧的位置，因此，当曲柄式无级变速机构故障时，能够在不通过曲柄式无级变速机构的情况下将发动机的驱动力传递至输出轴，从而能够避免已故障的曲柄式无级变速机构的损伤扩大。

[0027] 另外，根据本发明的第3特征，当发动机引起输入轴旋转时，输入侧支点进行偏心旋转，一端与输入侧支点连接的连杆进行往复运动，此时，与连杆的另一端连接的输出侧支点进行往复运动，通过第1单向离合器，输出轴间歇地旋转，由此，输入轴的旋转被以输入侧支点的偏心量的变速比进行变速后传递至输出轴。利用前进后退切换机构使输出轴的旋转正转或反转并传递至驱动轮，由此，车辆前进行驶或后退行驶。

[0028] 当车辆正常前进行驶或后退行驶时，由于输入轴的第1外周花键与传递轴的第2外周花键通过内周花键结合，发动机的驱动力经由第1外周花键以及第2外周花键被传递至第2单向离合器，由于传递轴的转速低于第2外周花键的转速(输入轴的转速)，第2单向离合器不接合，车辆通过曲柄式无级变速机构而前进行驶或后退行驶。

[0029] 在该状态下，当车辆减速时，驱动力从驱动轮经由辅助动力传递单元被反向传递至传递轴，但由于传递轴的转速超过第2外周花键的转速，第2单向离合器接合，传递轴的驱动力被反向传递至发动机，从而发动机制动器工作。

[0030] 当车辆进一步减速时，由于传递轴的第2外周花键与第3外周花键通过内周花键结合，传递轴从输入轴分离，驱动力不再被反向传递至发动机，从而可以实现在车辆停止之前就使发动机停止的减速怠速停止。

[0031] 当曲柄式无级变速机构故障时，由于输入轴的第1外周花键与传递轴的第2、第3外周花键通过内周花键结合，发动机的驱动力经由第3外周花键、传递轴以及辅助动力传递单元被直接传递至输出轴，从而车辆在不通过曲柄式无级变速机构的情况下前进行驶或后退行驶。

[0032] 因此，不必设置使车辆用动力传递装置的轴向尺寸增大的电动机，也能够使车辆前进行驶以及后退行驶，同时，无论在前进行驶时还是在后退行驶时，都能够使发动机制动。

[0033] 另外，根据本发明的第4特征，辅助动力传递单元的传递轴侧配置在比输入轴侧支点靠近发动机侧的位置，辅助动力传递单元的输出轴侧配置在比输出侧支点靠近前进后退切换机构侧的位置，因此，当曲柄式无级变速机构故障时，能够在不通过曲柄式无级变速机构的情况下将发动机的驱动力传递至输出轴，从而能够避免已故障的曲柄式无级变速机构的损伤扩大。

附图说明

[0034] 图1是车辆用动力传递装置的骨架图。(第1实施方式)

[0035] 图2是图1的2部的详细图。(第1实施方式)

[0036] 图3是沿图2的3-3线的剖视图(高变速比(TOP)状态)。(第1实施方式)[0037] 图4是沿图2的3-3线的剖视图(低变速比(LOW)状态)。(第1实施方式)[0038] 图5是高变速比状态下的作用说明图。(第1实施方式)

[0039] 图6是低变速比状态下的作用说明图。(第1实施方式)

[0040] 图7是图1的7部的详细图。(第1实施方式)

[0041] 图8是第1、第2啮合切换机构的接合表。(第1实施方式)

[0042] 图9是驻车档的转矩传递图。(第1实施方式)

[0043] 图10是倒车档的转矩传递图。(第1实施方式)

[0044] 图11是空档的转矩传递图。(第1实施方式)

[0045] 图12是前进档的转矩传递图(正常行驶状态)。(第1实施方式)

[0046] 图13是前进档的转矩传递图(发动机制动状态)。(第1实施方式)

[0047] 图14是前进档的转矩传递图(怠速停止状态)。(第1实施方式)

[0048] 图15是前进档的转矩传递图(故障状态)。(第1实施方式)

[0049] 图16是与图7对应的图。(第2实施方式)

[0050] 标号说明

[0051] 11：输入轴；

[0052] 11a：第1外周花键；

[0053] 12：第1输出轴(输出轴)；

[0054] 12b：第2外周花键；

[0055] 12c：第3外周花键；

[0056] 13：传递轴；

[0057] 13a：第1外周花键；

[0058] 14：变速致动器；

[0059] 18：偏心盘(输入侧支点)；

[0060] 19：连杆；

[0061] 19c：销(输出侧支点)；

[0062] 21：第1单向离合器；

[0063] 22：外部件(输入部件)；

[0064] 29：辅助动力传递单元；

[0065] 41a：第1内周花键(内周花键)；

[0066] 45：第2单向离合器；

[0067] E：发动机；

[0068] S1：第1动力传递切换机构(前进后退切换机构)；

[0069] W：驱动轮。

具体实施方式

[0070] 以下，基于图1～图15对本发明的第1实施方式进行说明。

[0071] 第1实施方式

[0072] 如图1所示，将发动机E的驱动力经由左右的车轴10、10传递至驱动轮W、W的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可以切换驻车档、倒车档、空档以及前进档。第2动力传递切换机构S2可以切换正常行驶/发动机制动状态、怠速停止状态以及故障状态。

[0073] 接下来，基于图2～图7对车辆用动力传递装置的结构进行说明。

[0074] 如图2和图3所示，本实施方式的无级变速器T是将具有相同结构的多个(在实施方式中为4个)变速单元U…沿轴向重叠而成的，这些变速单元U…具备平行地配置的共用的输入轴11和共用的第1输出轴12，输入轴11的旋转在被减速或加速后传递至第1输出轴12。

[0075] 以下，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能够以与输入轴11相同的速度旋转，并且能够相对于输入轴11以不同的速度相对旋转。

[0076] 在贯穿变速致动器14的旋转轴14a的输入轴11上固定有第1小齿轮15，曲柄状的行星架16以跨越该第1小齿轮15的方式连接于变速致动器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分别通过小齿轮销16a、16a被支承在与第1小齿轮15协作构成正三角形的位置，齿圈18a与这些第1小齿轮15和第2小齿轮17、17啮合，所述齿圈18a以偏心的方式形成于圆板形的偏心盘18的内部。在连杆19的杆部19a的一端设置的环部19b通过球轴承20以相对旋转自如的方式嵌合于偏心盘18的外周面。

[0077] 设于第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，其通过销19c被枢轴支承于连杆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。

[0078] 根据图2可以明确，4个变速单元U…共同具有曲柄状的行星架16，通过第2小齿轮17、17支承于行星架16上的偏心盘18的相位在各个变速单元U中分别相差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移位至图中上方，从左开始的第3个变速单元U的偏心盘18相对于输入轴11移位至图中下方，从左开始的第2个和第4个变速单元U、U的偏心盘18、18位于上下方向的中间。

[0079] 根据图1可以明确，无级变速器T具有辅助的动力传递路径，所述辅助的动力传递路径能够以与上述6个变速单元U…不同的路径传递驱动力。即，在变速单元U…的上游侧(发动机E侧)的输入轴11上设置的第1链轮26与在传递轴13上设置的第2链轮27通过环形链28连接，所述传递轴13以相对旋转自如的方式嵌合于变速单元U…的下游侧(差速器D侧)的第1输出轴12的外周，这些第1链轮26、第2链轮27以及环形链28构成辅助动力传递单元29。

[0080] 根据图7可以明确，第1动力传递切换机构S1除了以相对旋转自如的方式嵌合于车轴10的外周的筒状的第1输出轴12之外，还具有以相对旋转自如的方式嵌合于车轴10的外周的筒状的第2输出轴31、以及以相对旋转自如的方式嵌合于该第2输出轴31的外周的筒状的第3输出轴32。在第1输出轴12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。

[0081] 构成由牙嵌离合器形成的第1啮合切换机构33的第4外周花键12a、第5外周花键31a以及第6外周花键32a在轴向上整齐排列，第5外周花键31a和第6外周花键32a的外径彼此相等，并且小于第4外周花键12a的外径。此外，第1啮合切换机构33的套筒34具有外径大的第2内周花键34a以及外径小的第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通过叉部34c从图7所示的向左移动状态向右移动时，第3内周花键34b与第5外周花键31a的啮合被解除。

[0082] 行星齿轮机构35具有：作为第1构件的太阳齿轮36、作为第3构件的行星架37、作为第2构件的齿圈38以及以相对旋转自如的方式支承于行星架37上的多个小齿轮39…，小齿轮39…与太阳齿轮36以及齿圈38啮合。太阳齿轮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。

[0083] 在由牙嵌离合器构成的第2啮合切换机构40的套筒41上形成的第1内周花键41a与在行星架37的外周部形成的外周花键37a和在壳体42上形成的外周花键42a啮合。因此，当套筒41通过叉部41b向左移动至图7所示的位置时，行星架37从壳体42分离，当套筒41通过叉部41b从图8所示的位置向右移动时，行星架37与壳体42结合。

[0084] 第2动力传递切换机构S2设于传递轴13与第1输出轴12之间，具有：设于传递轴13上的第1外周花键13a、设于第1输出轴12上的第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的叉部43b、以及配置于第1输出轴12与第2外周花键12b之间的第2单向离合器45。

[0085] 套筒43能够取得以下位置：左动位置，在该位置上将第1外周花键13a与第2外周花键12b结合；中央位置，在该位置上将第1外周花键13a、第2外周花键12b以及第3外周花键12c结合；以及右动位置，在该位置上将第2外周花键12b与第3外周花键12c结合。此外，当第
1输出轴12的转速超过传递轴13的转速时，配置在第1输出轴12与第2外周花键12b之间的第
2单向离合器45接合。

[0086] 构成差速器D的外廓的差速器壳体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，其以旋转自如的方式支承于固定在差速器壳体47上的小齿轮轴48；以及侧齿轮50、50，其固定设置在车轴10、10的端部，且与小齿轮49、49啮合。

[0087] 接下来，对具备上述结构的本发明的实施方式的作用进行说明。

[0088] 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构成的正三角形的中心绕输入轴11的轴线L1旋转。

[0089] 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)位于与第1输出轴12相反的一侧的状态，此时，偏心盘18相对于输入轴11的偏心量变为最大，无级变速器T的变速比变为高变速比状态。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的偏心量变为最小，无级变速器T的变速比变为低变速比状态。

[0090] 在图5所示的高变速比状态下，当利用发动机E使输入轴11旋转并以与输入轴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为中心沿逆时针方向(参照箭头A)进行偏心旋转。在从图5(A)经过图5(B)向图5(C)的状态旋转的期间，通过球轴承20将环部19b以相对旋转自如的方式支承于偏心盘18的外周的连杆19使被销19c枢轴支承于该连杆19的杆部19a的末端的外部件22沿逆时针方向(参照箭头B)旋转。图5(A)和图
5(C)示出了外部件22的沿所述箭头B方向旋转的两端。

[0091] 这样，当外部件22沿箭头B方向旋转时，辊25…啮入第1单向离合器21的外部件22与内部件23之间的楔状的空间，从而将外部件22的旋转经由内部件23传递至第1输出轴12，因此，第1输出轴12沿逆时针方向(参照箭头C)旋转。

[0092] 当输入轴11和第1小齿轮15进一步旋转时，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沿逆时针方向(参照箭头A)进行偏心旋转。在从图5(C)经过图5(D)向图5(A)的状态旋转的期间，环部19b通过球轴承20以相对旋转自如的方式支承于偏心盘18的外周的连杆19使被销19c枢轴支承于该连杆19的杆部19a的末端的外部件22沿顺时针方向(参照箭头B')旋转。图5(C)和图5(A)示出了外部件22的沿所述箭头B'方向旋转的两端。

[0093] 这样，当外部件22沿箭头B′方向旋转时，辊25…一边压缩弹簧24…一边被从外部件22与内部件23之间的楔状的空间推出，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。

[0094] 如以上那样，当外部件22进行往复旋转时，只有当外部件22的旋转方向为逆时针方向(参照箭头B)时，第1输出轴12才沿逆时针方向(参照箭头C)旋转，因此，第1输出轴12间歇地旋转。

[0095] 图6是示出在低变速比状态下运转无级变速器T时的作用的图。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。在该状态下，当利用发动机E使输入轴11旋转并以与输入轴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为中心沿逆时针方向(参照箭头A)进行偏心旋转。但是，由于偏心盘18的偏心量为零，因此连杆19的往复运动的行程也为零，第1输出轴12不旋转。

[0096] 因此，如果驱动变速致动器14而将行星架16的位置设定在图3的高变速比状态与图4的低变速比状态之间，则能够实现零变速比与预定变速比之间的任意变速比下的运转。

[0097] 在无级变速器T中，并列设置的4个变速单元U…的偏心盘18…的相位彼此错开90°，因此，4个变速单元U…交替地传递驱动力，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。

[0098] 接下来，对第1动力传递切换机构S1的作用进行说明，所述第1动力传递切换机构S1用于切换驻车档、倒车档、空档以及前进档。

[0099] 如图8和图9所示，将第1啮合切换机构33的套筒34向左移动，从而将第1输出轴12、第2输出轴31以及第3输出轴32结合为一体，并将第2啮合切换机构40的套筒41向右移动，从而将行星齿轮机构35的行星架37与壳体42结合，此时，建立了驻车档。

[0100] 在驻车档中，与差速器壳体47成为一体的第2输出轴31与行星齿轮机构35的齿圈38结合，并且，所述第2输出轴31通过第1啮合切换机构33和第3输出轴32与行星齿轮机构35的太阳齿轮36连接，而且，行星齿轮机构35的行星架37通过第2啮合切换机构40与壳体42结合。其结果是，行星齿轮机构35成为锁定状态，通过差速器D与其连接的驱动轮W、W被约束成不能旋转。

[0101] 如图8和图10所示，将第1啮合切换机构33的套筒34向右移动，从而将第1输出轴12与第3输出轴32结合且与第2输出轴31分离，并且，将第2啮合切换机构40的套筒41向右移动，从而将行星齿轮机构35的行星架37与壳体42结合，此时，建立了倒车档。

[0102] 在倒车档中，从无级变速器T向第1输出轴12输出的驱动力以第1啮合切换机构33→第3输出轴32→太阳齿轮36→行星架37→齿圈38这样的路径被传递至差速器壳体47，同时在行星齿轮机构35中被减速后变成逆旋转，由此，能够使车辆后退行驶。

[0103] 如图8和图11所示，将第1啮合切换机构33的套筒34向右移动，从而将第1输出轴12与第3输出轴32结合且与第2输出轴31分离，并且，将第2啮合切换机构40的套筒41向左移动，从而将行星齿轮机构35的行星架37从壳体42分离，此时，建立了空档。

[0104] 在空档中，由于行星齿轮机构35的行星架37从壳体42分离，齿圈38变得能够自由地旋转，并且第2输出轴31变得能够自由地旋转，因此，差速器壳体47变得能够自由地旋转，从而驱动轮W、W变为不被约束的状态。在该状态下，发动机E的驱动力从无级变速器T以第1输出轴12→第1啮合切换机构33→第3输出轴32这样的路径被传递至太阳齿轮36，由于行星架37未被约束，因而行星齿轮机构35进行空转，驱动力不会被传递至差速器D。

[0105] 如图9和图12所示，将第1啮合切换机构33的套筒34向左移动，从而将第1输出轴12、第2输出轴31以及第3输出轴32结合为一体，并将第2啮合切换机构40的套筒41向左移动，从而将行星齿轮机构35的行星架37从壳体42分离，此时，建立了前进档。

[0106] 在前进档中，由于行星齿轮机构35的齿圈38与太阳齿轮36通过第1啮合切换机构33结合，行星齿轮机构35变成能够一体旋转的状态。其结果是，从无级变速器T向第1输出轴
12输出的驱动力以第1啮合切换机构33→第2输出轴31这样的路径或第1啮合切换机构33→第3输出轴32→太阳齿轮36→行星架37→齿圈38这样的路径被传递至差速器壳体47，从而能够使车辆前进行驶。

[0107] 如上所述，由于通过第1单向离合器21…被传递驱动力，本实施方式的无级变速器T的第1输出轴12仅能够向前进行驶方向旋转，但通过在第1输出轴12的下游侧配置具有前进后退切换功能的第1动力传递切换机构S1，不必设置后退行驶用的电动机进行混合动力化，就能够使车辆后退行驶。

[0108] 并且，除了前进档和倒车档之外，第1动力传递切换机构S1还能够建立驻车档和空档，因此，可以使动力传递装置本身更加小型轻便。

[0109] 接下来，对第2动力传递切换机构S2的作用进行说明，所述第2动力传递切换机构S2用于切换正常行驶/发动机制动状态、怠速停止状态以及故障状态。

[0110] 如图10和图12所示，在第1动力传递切换机构S1位于上述驻车档、倒车档、空档以及前进档中的任意一个的正常状态下，第2动力传递切换机构S2的套筒41向左移动，从而连接传递轴13的第1外周花键13a与第1输出轴12的第2外周花键12b。因此，在前进档或倒车档下行驶时，发动机E的驱动力不仅从输入轴11经由变速单元U…被传递至第1输出轴12，也从输入轴11经由由第1链轮26、环形链28以及第2链轮27构成的辅助动力传递单元29被传递至传递轴13，并从传递轴13的第1外周花键13a被传递至第1输出轴12的第2外周花键12b。

[0111] 但是，变速单元U…的变速比被设定为大于辅助动力传递单元29的变速比，因此，传递轴13的转速(即第2外周花键12b的转速)大于第1输出轴12的转速，第2单向离合器45解除接合，从而不进行经由辅助动力传递单元29的动力传递，通过经由变速单元U…的动力传递，车辆前进行驶或后退行驶。

[0112] 在前进档下前进行驶时，当将车辆转变为减速状态时，如图13所示，由于发动机转速降低，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被传递至第1输出轴12。此时，第1输出轴12的转速大于通过辅助动力传递机构29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)，由于第2单向离合器45接合，第1输出轴12的驱动力经由辅助动力传递单元29和输入轴11被反向传递至发动机E，从而能够使发动机制动器工作。

[0113] 在倒车档下后退行驶时，即使在车辆减速的情况下，由于第1输出轴12向与前进档下的前进行驶时相同的方向进行旋转，因此，也同样能够使发动机制动器工作。

[0114] 在前进档下前进行驶时，当车辆进一步减速时，如图14所示，将第2动力传递切换机构S2的套筒41向右移动，从而将第1输出轴12的第2外周花键12b与第3外周花键12c结合。其结果是，利用从驱动轮W、W反向传递的驱动力而旋转的第1输出轴12从传递轴13(即从发动机E)分离，因此，可以在减速行驶中怠速停止，从而能够节省燃料消耗量。

[0115] 在变速单元U…发生故障从而车辆不能行驶的情况下，如图15所示，将第2动力传递切换机构S2的套筒41置于中央位置，从而将传递轴13的第1外周花键13a、第1输出轴12的第2外周花键12b与第3外周花键12c结合。其结果是，传递轴13和第1输出轴12不通过第2单向离合器45而直接连结，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、第1输出轴12、第1动力传递切换机构S1和差速器D传递至驱动轮W、W，从而能够使车辆前进行驶或后退行驶至修理车间。

[0116] 如上所述，根据本实施方式，不必设置使车辆用动力传递装置的轴向尺寸增大的电动机，也能够使车辆前进行驶以及后退行驶，同时，无论在前进行驶时还是在后退行驶时，都能够使发动机制动，并且，车辆在减速行驶中可以怠速停止，或在变速单元U…故障时也能够行驶。另外，车辆用动力传递装置的连接有发动机E的输入轴11侧的轴向尺寸容易增大，但通过在第1输出轴12侧设置传递轴13，可以抑制输入轴11侧的轴向尺寸增大，从而能够在整体上将车辆用动力传递装置的轴向尺寸控制在最小限度。

[0117] 接下来，基于图16对本发明的第2实施方式进行说明。

[0118] 第2实施方式

[0119] 在上述第1实施方式中，传递轴13和第2动力传递切换机构S2设在第1输出轴12上，在第2实施方式中，传递轴13和第2动力传递切换机构S2设在输入轴11上。

[0120] 即，在第2实施方式的输入轴11上设有第1外周花键11a，在传递轴13上设有第2外周花键13b、第3外周花键13c以及第1链轮26。另外，在传递轴13与第2外周花键13b之间设有第2单向离合器45，当传递轴13的转速超过第2外周花键13b的转速时，该第2单向离合器45接合。

[0121] 并且，当向右移动第2动力传递切换机构S2的套筒43时，输入轴11的第1外周花键11a与传递轴13的第2外周花键13b结合，当使第2动力传递切换机构S2的套筒43位于中央位置时，输入轴11的第1外周花键11a与传递轴13的第2、第3外周花键13b、13c结合，当向左移动第2动力传递切换机构S2的套筒43时，传递轴13的第2、第3外周花键13b、13c结合。

[0122] 该第2实施方式的作用实质上与上述第1实施方式是同样的作用。即，如果向右移动第2动力传递切换机构S2的套筒43，使输入轴11的第1外周花键11a与传递轴13的第2外周花键13b结合，则能够在车辆前进减速行驶时或后退减速行驶时，通过辅助动力传递单元29将驱动力从驱动轮W、W反向传递至发动机E，从而使发动机制动器工作。此外，如果向左移动第2动力传递切换机构S2的套筒43，使传递轴13的第2、第3外周花键13b、13c结合，则能够从输入轴11分离传递轴13，从而在车辆前进减速行驶时或后退减速行驶时使发动机E怠速停止。此外，如果使第2动力传递切换机构S2的套筒43位于中央位置，使输入轴11的第1外周花键11a与传递轴13的第2、第3外周花键13b、13c结合，则当变速单元U…故障时，能够通过辅助动力传递单元29将发动机E的驱动力传递至第1输出轴12，从而使车辆前进行驶或后退行驶。

[0123] 但是，第2实施方式中，在由于连接了发动机E而轴向尺寸容易增大的输入轴11侧设置传递轴13，因此，与第1实施方式的布局相比，在缩短整个动力传递装置的轴向尺寸方面是不利的。

[0124] 以上，对本发明的实施方式进行了说明，但本发明能够在不脱离其要点的范围内进行各种设计变更。

[0125] 例如，变速单元U…的数量不限定于实施方式中的4个。