变速器的制作方法

专利名称：变速器的制作方法
技术领域：
本发明涉及将与发动机连接的主输入轴的驱动力经由第一、第二离合器选择性地分配给第一、第二副输入轴的、所谓双离合器型的变速器。
背景技术：
作为前进8速的双离合器型的变速器，公知下述专利文献1记载的变速器。该变速器的构成要素数量少且紧凑，但由于必须基本上使各变速档间的比率比一定，在确保起步时的变速性能和高速行驶时的燃耗性能这两者的比率设定方面存在缺少自由度的问题。 作为其他的实施例，公开了一种考虑到比率调整用而追加了两组齿轮的结构，因此，变速器的全长增加，而且，存在不能单独调整1速变速档以及8速变速档的比率的问题。而且，专利文献1记载的技术方案中，在最高速档的齿轮啮合数都为2那么多，所以，存在对于多档化的本来的目的即改善燃耗性能来说不利的问题。另外，在下述专利文献2中，提出了一种减少最高速档的齿轮的啮合数的变速器， 但是，该变速器的构成要素数量多，所以，全长增加，存在难以轻量化以及紧凑化的问题。另外，专利文献1的其他实施例的变速器和专利文献2的变速器，由于设在主轴及中间轴的一方的万向接头机构和设在另一方的驱动齿轮相邻地配置，所以，为了避免它们的干涉，只能扩大两轴的轴间距离，或扩大轴向尺寸，存在更难以轻量化及紧凑化的问题。专利文献1 日本专利第3733893号公报专利文献2 日本特开2007-225040号公报发明的开示发明所要解决的课题而且，上述专利文献1记载的变速器，当在4速变速档和5速变速档之间进行换档时，由于需要使两个离合器的一方进行从卡合一卡合解除的切换，且使另一方进行从卡合解除一卡合的切换，并且，使两个同步装置的一方进行从接一断的切换，并且使另一方进行从断一接的切换，所以，存在这些时刻稍有偏差就会导致难以顺畅地变速的问题。即，在从4速变速档向5速变速档进行升档时，在两个离合器的切换结束的瞬间， 若两个同步装置的切换没有结束，则存在一瞬间确立3速变速档的可能性，相反地，若在两个离合器的切换结束之前两个同步装置的切换就结束了，则存在一瞬间确立6速变速档的可能性，有发生换档冲击的可能性。本发明是鉴于前述的情况作出的发明，其目的在于能够顺畅地进行双离合器型的变速器的变速。用于解决课题的手段为了实现上述目的，根据本发明，提出了一种变速器，其第一特征在于，该变速器具有输入发动机的驱动力的主输入轴；第一副输入轴，其与所述主输入轴同轴地配置，并经由第一离合器选择性地与该主输入轴结合；第二副输入轴，其与所述主输入轴平行地配置，并经由第二离合器选择性地与该主输入轴结合；输出轴，其与所述主输入轴平行地配置并向驱动轮传递驱动力；惰轴，其与所述主输入轴平行地配置并支承倒车惰轮；由多个齿轮构成的第一齿轮组，该多个齿轮配置在所述第一副输入轴上，并经由同步装置选择性地与该第一副输入轴结合；由多个齿轮构成的第二齿轮组，该多个齿轮配置在所述第二副输入轴上，并经由同步装置选择性地与该第二副输入轴结合；以及由多个齿轮构成的第三齿轮组，该多个齿轮与所述输出轴结合，并与所述第一齿轮组的齿轮及所述第二齿轮组的齿轮啮合，所述第三齿轮组的各齿轮被所述第一齿轮组的各齿轮及所述第二齿轮组的各齿轮共用，从所述主输入轴向所述第二副输入轴传递驱动力的惰轮支承于所述惰轴。另外，根据本发明，提出了一种变速器，在所述第一特征的基础上，其第二特征在于，所述第一离合器配置在所述第一副输入轴上，所述第二离合器配置在所述第二副输入轴上，所述第二离合器将所述主输入轴的驱动力经由所述惰轮传递给所述第二副输入轴。另外，根据本发明，提出了一种变速器，在所述第二特征的基础上，其第三特征在于，所述第一离合器、第二离合器配置在所述第一副输入轴和第二副输入轴的与所述发动机相反侧的端部。另外，根据本发明，提出了一种变速器，在所述第一 第三特征中的任一特征的基础上，其第四特征在于，所述第一倒车惰轮和所述第二倒车惰轮中的任一方相对于所述惰轴自由地结合/脱开，所述第一倒车惰轮支承于所述惰轴并与所述第三齿轮组的任一齿轮啮合，所述第二倒车惰轮支承于所述惰轴并与固定地设置于所述第一副输入轴的齿轮啮
I=I O另外，根据本发明，提出了一种变速器，在所述第四特征的基础上，其第五特征在于，所述第一倒车惰轮与所述第三齿轮组的齿轮中的最低变速档的齿轮啮合。另外，根据本发明，提出了一种变速器，在所述第一 第五特征中的任一特征的基础上，其第六特征在于，在所述主输入轴与所述第一离合器、第二离合器之间配置有主离合器，在从所述主离合器至所述第一离合器、第二离合器的动力传递路径上连接有电动发电机。此外，实施例的第一同步装置35、第二同步装置36、第三同步装置41及第四同步装置42与本发明的同步装置对应，实施例的1速-2速-倒车从动齿轮43与本发明的最低变速档的齿轮对应。发明的效果根据本发明的第一特征，设在第一副输入轴上的第一齿轮组的齿轮和设在第二副输入轴上的第二齿轮组的齿轮共用设在输出轴上的第三齿轮组的齿轮，其中，第一副输入轴经由第一离合器传递主输入轴的驱动力，第二副输入轴经由第二离合器传递主输入轴的驱动力，因此，能够通过齿轮的共有化实现部件数量的削减及变速器的小型化。而且，使惰轴兼用于倒车齿轮的支承及惰轮的支承，因此，能够实现部件数量的进一步削减及变速器的进一步小型化。而且，在确立任何变速档时，由于第一、第二离合器的切换时刻和同步装置的切换时刻的前后关系是任意的，所以能够防止因所述时刻的偏差导致的换档冲击的发生从而能够进行顺畅的变速。另外，根据本发明的第二特征，将第一离合器配置在第一副输入轴上，将第二离合器配置在第二副输入轴上，第二离合器将主输入轴的驱动力经由惰轮传递到第二副输入轴，因此，通过选择性地卡合第一离合器和第二离合器，能够以不同的转速选择性地驱动第一副输入轴和第二副输入轴。而且，由于第一、第二离合器被分离开，所以，不仅能够将它们配置在同一平面上从而使变速器的轴向尺寸小型化，还能够原样使用一般构造的离合器， 有助于成本降低。另外，根据本发明的第三特征，由于将第一离合器、第二离合器配置在第一副输入轴和第二副输入轴的与发动机相反侧的端部，因此，不会妨碍发动机以及主输入轴，能够容易地进行第一、第二离合器的维护。另外，根据本发明的第四特征，在支承于惰轴并与第三齿轮组中的任一齿轮啮合的第一倒车惰轮、和支承于惰轴并与固定地设置于第一副输入轴的齿轮啮合的第二倒车惰轮中，使任一倒车惰轮与惰轴结合，由此能够确立倒车变速档。这样，不经由被支承在第一副输入轴上且与第三齿轮组的齿轮啮合的第一齿轮组的齿轮，而经由固定地设置在第一副输入轴上的齿轮来确立倒车变速档，所以，能够废除输出轴上的同步装置从而使变速器的轴向尺寸小型化。另外，根据本发明的第五特征，由于第一倒车惰轮与第三齿轮组的齿轮中的最低变速档的齿轮啮合，所以，能够容易地确保倒车变速档的减速比。另外，根据本发明的第六特征，在主输入轴与第一离合器、第二离合器之间配置有主离合器，在从主离合器至第一、第二离合器的动力传递路径上连接有电动发电机，所以， 能够进行基于发动机的驱动力的行驶、基于电动发电机的驱动力的行驶、基于发动机及电动发电机双方的驱动力的行驶、通过发动机的驱动力进行行驶过程中基于电动发电机的发电、以及基于电动发电机的再生制动的发电，不会使变速器的轴向尺寸大型化，能够无遗漏地对其所有变速档发挥混合动力车辆的功能。附图的简单说明


图1是变速器的概要图。(第一实施例)
图2是表示1速变速档确立状态的图。(第—""实施例)
图3是表示2速变速档确立状态的图。(第—""实施例)
图4是表示3速变速档确立状态的图。(第—""实施例)
图5是表示4速变速档确立状态的图。(第—""实施例)
图6是表示5速变速档确立状态的图。(第—""实施例)
图7是表示6速变速档确立状态的图。(第—""实施例)
图8是表示7速变速档确立状态的图。(第—""实施例)
图9是表示8速变速档确立状态的图。(第—""实施例)
图10是表示倒车变速档确立状态的图。(第-一实施例)
图11是变速器的概要图。(第二实施例)
图12是变速器的概要图。(第三实施例)
图13是表示倒车变速档确立状态的图。(第:Ξ实施例)
图14是变速器的概要图。(第四实施例)
图15是表示倒车变速档确立状态的图。(第四实施例)
图16是变速器的概要图。(第五实施例)
图17是变速器的概要图。(第六实施例)
图18是表示倒车变速档确立状态的图。(第六实施例)
图19是变速器的概要图。(第七实施例)图20是通过电动发电机进行辅机驱动时的驱动力传递路径的说明图。(第七实施 例)图21是1速变速档确立时的驱动力传递路径的说明图。(第七实施例)图22是2速变速档确立时的驱动力传递路径的说明图。(第七实施例)图23是3速变速档确立时的驱动力传递路径的说明图。(第七实施例)图M是4速变速档确立时的驱动力传递路径的说明图。(第七实施例)图25是5速变速档确立时的驱动力传递路径的说明图。(第七实施例)图是6速变速档确立时的驱动力传递路径的说明图。(第七实施例)图27是倒车变速档确立时的驱动力传递路径的说明图。(第七实施例)图观是通过6速变速档进行再生制动时的驱动力传递路径的说明图。(第七实施 例)图四是通过发动机进行发电时的驱动力传递路径的说明图。(第七实施例)图30是变速器的概要图。(第八实施例)图31是变速器的概要图。(第九实施例)图32是变速器的概要图。(第十实施例)图33是变速器的概要图。(第十一实施例)图34是变速器的概要图。(第十二实施例)图35是变速器的概要图。(第十三实施例)图36是变速器的概要图。(第十四实施例)图37是变速器的概要图。(第十五实施例)图38是通过第二电动发电机进行辅机驱动时的驱动力传递路径的说明图。(第 十五实施例)图39是通过发动机进行发电时的驱动力传递路径的说明图。(第十五实施例)图40是借助于通过发动机的驱动力使电动发电机发电而得到的电力来驱动第二 电动发电机进行行驶的情况的说明图。(第十五实施例)图41是在通过第二电动发电机进行行驶过程中通过电动发电机起动发动机的情 况的说明图。(第十五实施例)图42是通过电动发电机及第ニ电动发电机进行行驶时的驱动力传递路径的说明 图。(第十五实施例)图43是混合动力车辆用变速器的概要图。(第十六实施例)图44是混合动力车辆用变速器的概要图。(第十七实施例)图45是混合动力车辆用变速器的概要图。(第十八实施例)图46是变速器的概要图。(第十九实施例)图47是表示1速变速档确立状态的图。(第十九实施例)图48是表示2速变速档确立状态的图。(第十九实施例)图49是表示3速变速档确立状态的图。(第十九实施例)图50是表示4速变速档确立状态的图。(第十九实施例)图51是表示5速变速档确立状态的图。(第十九实施例)
图52是表示6速变速档确立状态的图。(第十九实施例)
图53是表示6速变速档确立状态的图。(第十九实施例)
图54是表示倒车变速档确立状态的图。(第十九实施例)
图阳是变速器的概要图。(第二十实施例)
图56是变速器的概要图。(第二十一实施例)
图57是变速器的概要图。(第二十二实施例)
图58是变速器的概要图。(第二十三实施例)
图59是变速器的概要图。(第二十四实施例)
图60是与图1对应的变速器的剖视图。(第二-十四实施例)
图61是表示1速变速档确立状态的图。(第二-十四实施例)
图62是表示2速变速档确立状态的图。(第二-十四实施例)
图63是表示3速变速档确立状态的图。(第二-十四实施例)
图64是表示4速变速档确立状态的图。(第二-十四实施例)
图65是表示5速变速档确立状态的图。(第二-十四实施例)
图66是表示6速变速档确立状态的图。(第二-十四实施例)
图67是表示倒车变速档确立状态的图。(第二-十四实施例)
图68是变速器的概要图(7速变速档确立时)(第二十五实
图69是变速器的概要图。(第二十六实施例)
图70是变速器的概要图。(第二十七实施例)
图71是表示1速变速档确立状态的图。(第二-十七实施例)
图72是表示2速变速档确立状态的图。(第二-十七实施例)
图73是表示3速变速档确立状态的图。(第二-十七实施例)
图74是表示4速变速档确立状态的图。(第二-十七实施例)
图75是表示5速变速档确立状态的图。(第二-十七实施例)
图76是表示6速变速档确立状态的图。(第二-十七实施例)
图77是表示7速变速档确立状态的图。(第二-十七实施例)
图78是表示倒车变速档确立状态的图。(第二-十七实施例)
标号说明
12主输入轴；
13第一副输入轴；
14第二副输入轴；
15惰轴；
16输出轴；
18惰轮;
24第一离合器；
25第二离合器；
31:2速驱动齿轮(齿轮)；
32:4速-倒车驱动齿轮(齿轮)；
33:6速驱动齿轮(齿轮)；
34 8速驱动齿轮(齿轮)；35 第一同步装置(同步装置)；36 第二同步装置(同步装置)；37 :1速驱动齿轮(齿轮)；38 3速驱动齿轮(齿轮)；39 5速驱动齿轮(齿轮)；40 7速驱动齿轮(齿轮)；41 第三同步装置(同步装置)；42 第四同步装置(同步装置)；43 :1速-2速-倒车从动齿轮(齿轮，最低变速档的齿轮)；44 :3速-4速从动齿轮(齿轮)；45 :5速-6速从动齿轮(齿轮)；46 :7速-8速从动齿轮(齿轮)；48 第一倒车惰轮(倒车惰轮)；49 第二倒车惰轮(倒车惰轮)；52:倒车惰轮；Cm:主离合器；E 发动机；MG:电动发电机；W:驱动轮。用于实施发明的最佳方式以下，基于附图对本发明的实施例进行说明。(实施例1)图1 图10是表示本发明的第一实施例的附图。如图1所示，前进8速、后退1速的自动变速器M具有经由液力变矩器T同轴地连接在发动机E的曲轴11上的主输入轴12 ；相对旋转自如地嵌合在主输入轴12的外周的第一副输入轴13 ；与主输入轴12平行地配置的第二副输入轴14 ；与主输入轴12平行地配置的惰轴15 ；以及与主输入轴12平行地配置的输出轴16。固定地设置在主输入轴12上的惰轮驱动齿轮17与相对旋转自如地支承在惰轴15 上的惰轮18啮合，惰轮18与相对旋转自如地支承在第二副输入轴14上的惰轮从动齿轮19 啮合。因此，在主输入轴12旋转时，第二副输入轴14上的惰轮从动齿轮19始终旋转着。另外，固定地设置在输出轴16上的末级驱动齿轮20与差速齿轮21的末级从动齿轮22啮合， 差速齿轮21经由左右的驱动轴23、23连接在左右的驱动轮W、W上。主输入轴12经由由湿式多板离合器构成的第一离合器M能够与第一副输入轴13 结合，并且，主输入轴12经由惰轮驱动齿轮17、惰轮18、惰轮从动齿轮19及由湿式多板离合器构成的第二离合器25能够与第二副输入轴14结合。即，通过选择性地卡合第一、第离合器对、25，能够选择性地将主输入轴12的驱动力向第一、第二副输入轴13、14且向同方向传递。此时，通过设定惰轮驱动齿轮17、惰轮18及惰轮从动齿轮19的齿数，能够任意设定第一副输入轴13的转速和第二副输入轴14的转速的比。
在第一副输入轴13上分别独立且相对旋转自如地支承有2速驱动齿轮31、4 速-倒车驱动齿轮32、6速驱动齿轮33及8速驱动齿轮34，2速驱动齿轮31和4速-倒车驱动齿轮32通过第一同步装置35能够选择性地与第一副输入轴13结合，另外，6速驱动齿轮33及8速驱动齿轮34通过第二同步装置36能够选择性地与第一副输入轴13结合。另一方面，在第二副输入轴14上分别独立且相对旋转自如地支承有1速驱动齿轮 37、3速驱动齿轮38、5速驱动齿轮39及7速驱动齿轮40，1速驱动齿轮37及3速驱动齿轮 38通过第三同步装置41能够与第二副输入轴14结合，另外，5速驱动齿轮39及7速驱动齿轮40通过第四同步装置42能够选择性地与第二副输入轴14结合。在输出轴16上固定地设置有1速-2速-倒车从动齿轮43、5速-6速从动齿轮45 和7速-8速从动齿轮46，且3速-4速从动齿轮44相对旋转自如地被支承在输出轴16上， 3速-4速从动齿轮44通过第五同步装置47能够与输出轴16结合。在惰轴15上固定地设置有第一倒车惰轮48，且相对旋转自如地支承有第二倒车惰轮49，第二倒车惰轮49通过第六同步装置50能够与惰轴15结合。1速-2速-倒车从动齿轮43与1速驱动齿轮37及2速驱动齿轮31啮合，3速_4 速从动齿轮44与3速驱动齿轮38及4速-倒车驱动齿轮32啮合，5速-6速从动齿轮45 与5速驱动齿轮39及6速驱动齿轮33啮合，7速-8速从动齿轮46与7速驱动齿轮40及 8速驱动齿轮34啮合。另外，第一倒车惰轮48与4速-倒车驱动齿轮32啮合，并且，第二倒车惰轮49与1速-2速-倒车从动齿轮43啮合。此外，本实施例的变速器由于是自动变速器M，所以，第一 第六同步装置35、36、 41、42、47、50通过电子控制的未图示的执行器进行动作。下面，对具有上述构成的自动变速器M的1速 8速变速档及倒车变速档的确立进行说明。如图2所示，在确立1速变速档时，在通过第三同步装置41使1速驱动齿轮37结合在第二副输入轴14上的状态下，第二离合器25卡合从而使惰轮从动齿轮19与第二副输入轴14结合。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器 T —主输入轴12 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轮从动齿轮19 —第二离合器25 —第二副输入轴14 —第三同步装置41 — 1速驱动齿轮37 — 1速-2速-倒车从动齿轮43 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图3所示，在确立2速变速档时，在通过第一同步装置35使2速驱动齿轮31结合在第一副输入轴13上的状态下，第一离合器M卡合从而使主输入轴12与第一副输入轴 13结合。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第一同步装置35 — 2速驱动齿轮31 — 1 速-2速-倒车从动齿轮43 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图4所示，在确立3速变速档时，在通过第三同步装置41使3速驱动齿轮38 结合在第二副输入轴14上、且进一步通过第五同步装置47使3速-4速从动齿轮44结合在输出轴16上的状态下，第二离合器25卡合而使惰轮从动齿轮19与第二副输入轴14结合。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轮从动齿轮19 —第二离合器25 —第二副输入轴14 —第三同步装置41 — 3速驱动齿轮38 — 3速-4速从动齿轮44 —第五同步装置47 — 输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图5所示，在确立4速变速档时，在通过第一同步装置35使4速-倒车驱动齿轮 32结合在第一副输入轴13上、且进一步通过第五同步装置47使3速-4速从动齿轮44结合在输出轴16上的状态下，第一离合器M卡合而使主输入轴12与第一副输入轴13结合。 在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴 12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第一同步装置35 — 4速-倒车驱动齿轮32 — 3 速-4速从动齿轮44 —第五同步装置47 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮 22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图6所示，在确立5速变速档时，在通过第四同步装置42使5速驱动齿轮39结合在第二副输入轴14上的状态下，第二离合器25卡合而使惰轮从动齿轮19与第二副输入轴14结合。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器Τ — 主输入轴12 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轮从动齿轮19 —第二离合器25 —第二副输入轴14 —第四同步装置42 — 5速驱动齿轮39 — 5速-6速从动齿轮45 —输出轴16 — 末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图7所示，在确立6速变速档时，在通过第二同步装置36使6速驱动齿轮33结合在第一副输入轴13上的状态下，第一离合器M卡合而使主输入轴12与第一副输入轴13 结合。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第二同步装置36 — 6速驱动齿轮33 — 5 速-6速从动齿轮45 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 — 驱动轴23、23。如图8所示，在确立7速变速档时，在通过第四同步装置42使7速驱动齿轮40结合在第二副输入轴14上的状态下，第二离合器25卡合而使惰轮从动齿轮19与第二副输入轴14结合。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器Τ — 主输入轴12 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轮从动齿轮19 —第二离合器25 —第二副输入轴14 —第四同步装置42 — 7速驱动齿轮40 — 7速-8速从动齿轮46 —输出轴16 — 末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图9所示，在确立8速变速档时，在通过第二同步装置36使8速驱动齿轮34结合在第一副输入轴13上的状态下，第一离合器M卡合而使主输入轴12与第一副输入轴13 结合。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第二同步装置36 — 8速驱动齿轮34 — 7 速-8速从动齿轮46 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 — 驱动轴23、23。如图10所示，在确立倒车变速档时，在通过第一同步装置35使4速-倒车驱动齿轮32结合在第一副输入轴13上、且进一步通过第六同步装置50使第二倒车惰轮49结合在惰轴15上的状态下，第一离合器M卡合而使主输入轴12与第一副输入轴13结合。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 — 第一离合器M —第一副输入轴13 —第一同步装置35 — 4速-倒车驱动齿轮32 —第一倒车惰轮48 —惰轴15 —第六同步装置60 —第二倒车惰轮49 — 1速-2速-倒车从动齿轮43 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。此时，在驱动力的传递路径中介设有最低变速档的大直径的第一、第二倒车惰轮48、49，由此， 输出轴16的旋转方向与确立前进变速档时的旋转方向相反，并且驱动轮W、W以充分大的变速比向后退方向反转。此外，与旋转的4速-倒车驱动齿轮32啮合的3速-4速从动齿轮44以与1速_2 速-倒车从动齿轮43不同的转速进行旋转，但由于3速-4速从动齿轮44通过第五同步装置47从输出轴16断开，所以，能够无障碍地确立倒车变速档。如以上所述，根据本实施例，由于将使主输入轴12的驱动力传递到第一副输入轴 13的第一离合器M和使主输入轴12的驱动力传递到第二副输入轴14的第二离合器25分开地分别配置在第一、第二副输入轴13、14上，所以，与将一体化的第一、第二离合器配置在主输入轴12上的情况相比，能够简化第一、第二离合器M、25的结构，且能够使这些离合器的尺寸小型化，削减其制造成本。另外，由于利用共用的惰轴15来支承用于将主输入轴12的驱动力传递至第二副输入轴14的惰轮18和用于确立倒车变速档的第一、第二倒车惰轮48、49，所以，与将惰轮 18及第一、第二倒车惰轮48、49分别支承在不同的轴上的情况相比，能够使自动变速器M小型化。而且，使设在输出轴16上的1速-2速-倒车从动齿轮43为1速变速档、2速变速档及倒车变速档的确立所共有，使设在输出轴16上的3速-4速从动齿轮44为3速变速档及4速变速档的确立所共有，使设在输出轴16上的5速-6速从动齿轮45为5速变速档及6速变速档的确立所共有，使设在输出轴16上的7速-8速从动齿轮46为7速变速档及 8速变速档的确立所共有，所以，使合计四个齿轮43、44、45、46分别为两个或三个变速档的确立所共用，能够谋求部件数量的削减及自动变速器M的小型化。而且，在确立任何的变速档时，由于第一、第二离合器对、25的切换时刻和第一 第六同步装置35、36、41、42、47、50的切换时刻的前后关系是任意的，所以，能够防止因所述时刻的偏差导致发生换档冲击，从而能够实现顺畅的变速。(实施例2)下面，基于图11对本发明的第二实施例进行说明。此外，在第二实施例 第六实施例中，对与第一实施例的构成要素对应的构成要素标注与第一实施例的构成要素的标号相同的标号，由此省略重复的说明。另外，在第一 第六实施例中所使用的标号在第一 第六实施例中完结，与其他的实施例的标号无关系。第二实施例是第一实施例的变形，在第一实施例中，第一离合器M及第二离合器 25被配置在第一副输入轴13及第二副输入轴14的靠近发动机E侧的端部的位置，而在第二实施例中，不同点在于，第一离合器M及第二离合器25被配置在第一副输入轴13及第二副输入轴14的与发动机E相反侧的端部。根据该第二实施例，除了第一实施例的作用效果，由于第一、第二离合器对、25不与输出轴16干涉，所以，扩大其径向尺寸从而确保容量，由此，能够使变速器M的轴向尺寸小型化。而且，由于第一、第二离合器对、25的容量增加，能够将这些第一、第二离合器24、 25作为起步离合器来使用。而且，不会妨碍发动机E以及液力变矩器T，能够容易地进行第一、第二离合器对、25的维护。
(实施例3)下面，基于图12及图13对本发明的第三实施例进行说明。第三实施例是第二实施例的变形，在第二实施例中，在惰轴15上固定设置第一倒车惰轮48并相对旋转自如地支承第二倒车惰轮49，通过第六同步装置50将第二倒车惰轮 49结合在惰轴15上，但在第三实施例中，不同点在于，将第一倒车惰轮48相对旋转自如地支承在惰轴15上，并在惰轴15上固定设置第二倒车惰轮49，通过第六同步装置50将第一倒车惰轮48结合在惰轴15上，并且使第一倒车惰轮48与在第一同步装置35的套筒上设置的齿轮51啮合。如图13所示，在确立倒车变速档时，在通过第六同步装置50将第一倒车惰轮48 结合在惰轴15上的状态下，第一离合器M卡合而使主输入轴12与第一副输入轴13结合。 在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴 12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第一同步装置35的齿轮51 —第一倒车惰轮48 — 第六同步装置50 —惰轴15 —第二倒车惰轮49 — 1速-2速-倒车从动齿轮43 —输出轴 16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。此时，在驱动力的传递路径上介设有第一、第二倒车惰轮48、49，由此，输出轴16的旋转方向与确立前进变速档时的旋转方向相反，驱动轮W、W向后退方向反转。在第一、第二实施例中，由于在确立倒车变速档时，4速-倒车驱动齿轮32及3 速-4速从动齿轮44旋转，所以，需要通过第五同步装置47解除3速-4速从动齿轮44和输出轴16的结合，但在第三实施例中，由于通过设在第一同步装置35的套筒上的齿轮51 驱动第一倒车惰轮48，所以，3速-4速从动齿轮44不旋转，因此，不需要第五同步装置47， 能够进一步削减部件数量，且能够使变速器M的轴向尺寸小型化。(实施例4)下面，基于图14及图15说明本发明的第四实施例。第四实施例与第一 第三实施例的不同点在于，将主输入轴12的旋转以不同的转速分配给第一副输入轴13及第二副输入轴14的构造。即，在第一 第三实施例中，在第一副输入轴13上配置第一离合器M，在第二副输入轴14上配置第二离合器25，但在第四实施例中，第一离合器M及第二离合器25以重合且集中的状态配置在主输入轴12的轴线上。主输入轴12和第一副输入轴13夹持第一离合器M地同轴配置，若卡合第一离合器M，则主输入轴12直接与第一副输入轴13结合。另外，相对旋转自如地被支承在第一副输入轴13上的惰轮驱动齿轮17能够经由第二离合器25结合在主输入轴12上。因此， 与第一 第三实施例同样，通过选择性地卡合第一、第离合器对、25，能够将主输入轴12的驱动力选择性地且向同方向地向第一、第二副输入轴13、14传递，而且，通过惰轮驱动齿轮 17、惰轮18及惰轮从动齿轮19的齿数的设定，能够任意设定第一副输入轴13的转速及第二副输入轴14的转速的比。另外，在惰轴15上相对旋转自如地支承有一个倒车惰轮52，该倒车惰轮52经由第六同步装置50能够结合在惰轴15上。但是，根据该第四实施例，与第一 第三实施例同样，通过对第一、第二离合器M、 25及第一 第四同步装置35、36、41、42进行控制，能够确立1速变速档 8速变速档。
另外，如图15所示，在确立倒车变速档时，在通过第六同步装置50使倒车惰轮52 结合在惰轴15上的状态下，第二离合器25卡合而使主输入轴12与惰轮驱动齿轮17结合。 在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴 12 —第二离合器25 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轴15 —第六同步装置50 —倒车惰轮 52 — 1速-2速-倒车从动齿轮43 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 — 差速齿轮21—驱动轴23、23。此时，在驱动力的传递路径上介设有倒车惰轮52，由此，输出轴16的旋转方向与确立前进变速档时的旋转方向相反，驱动轮W、W向后退方向反转。通过该第四实施例，由于在倒车变速档确立时，3速-4速从动齿轮44不旋转，因此与第三实施例同样，也不需要第五同步装置47，从而能够进一步削减部件数量，并且能够使变速器M的轴向尺寸小型化。而且，能够充分确保第一、第二离合器M、25的径向尺寸，所以，即使使第一、第二离合器对、25的总的轴向尺寸比第一、第二离合器M、25单体的轴向尺寸之和小，也能够确保必要的容量。(实施例5)下面，基于图16对本发明的第五实施例进行说明。第五实施例是第四实施例的变形，将第四实施例的1速-2速-倒车从动齿轮43 相对旋转自如地支承在输出轴16上，并能够通过第七同步装置53结合在输出轴16上。在7速变速档或8速变速档那样的高速变速档的情况下，由于输出轴16高速旋转，所以与固定地设置在输出轴16上的大直径的1速-2速-倒车从动齿轮43啮合的小径的1速驱动齿轮37、2速驱动齿轮31或倒车惰轮52以高速空转，有可能对支承这些齿轮的轴承的耐久性产生不好影响。因此，在本实施例中，在确立高速变速档时，通过第七同步装置53使1速-2速-倒车从动齿轮43从输出轴16断开，由此，能够解决上述问题。(实施例6)下面，基于图17及图18说明本发明的第六实施例。第六实施例是第三实施例的变形，在第三实施例中，第一倒车惰轮48能够通过第六同步装置50与惰轴15结合，第二倒车惰轮49固定地设置在惰轴15上，但在第六实施例中，第二倒车惰轮49能够通过第六同步装置50与惰轴15结合，第一倒车惰轮48固定地设置在惰轴15上。另外，在第三实施例中，从设在第一副输入轴13上的第一同步装置35的齿轮51 向第一倒车惰轮48输入驱动力，但在第六实施例中，从固定地设置在第一副输入轴13的右端的倒车驱动齿轮M向第一倒车惰轮48输入驱动力。而且，在第三实施例中，固定地设置在第一副输入轴13上的2速驱动齿轮31在第六实施例中相对旋转自如地被支承在第一副输入轴13上。如图18所示，在确立倒车变速档时，在通过第六同步装置50使第二倒车惰轮49 结合在惰轴15上的状态下，第一离合器M卡合而使主输入轴12与第一副输入轴13结合。 在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴 12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —倒车驱动齿轮M —第一倒车惰轮48 —惰轴15 — 第六同步装置50 —第二倒车惰轮49 — 1速-2速-倒车从动齿轮43 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。此时，在驱动力的传递路径上介设有第一、第二倒车惰轮48、49，由此，输出轴16的旋转方向与前进变速档确立时的旋转方向相反，驱动轮W、W向后退方向反转。在第一、第二实施例中，在倒车变速档确立时，由于4速-倒车驱动齿轮32及3 速-4速从动齿轮44旋转，所以，需要通过第五同步装置47解除3速-4速从动齿轮44和输出轴16的结合，而在第六实施例中，由于通过设在第二副输入轴13上的倒车驱动齿轮M 驱动第一倒车惰轮48，所以3速-4速从动齿轮44不旋转，由此，不需要第五同步装置47， 从而能够进一步削减部件数量，且能够使变速器M的轴向尺寸小型化。以上，对本发明的第一 第六实施例进行了说明，但本发明能够在不脱离其主旨的范围内进行各种设计变更。例如，第一 第六实施例的自动变速器M具有液力变矩器T，但在要求轴向的尺寸更小型化的情况下，也能够废除液力变矩器T。另外，在第一 第六实施例中，例示了自动变速器M，但还可以在液力变矩器T的位置上设置自动化的手动离合器。另外，在确立倒车变速档时，通过第六同步装置50使倒车惰轮48、49、52结合在惰轴15上，取代这种方式，还可以通过同步装置使输出轴15上的与倒车惰轮48、49、52啮合的1速-2速-倒车从动齿轮43(本发明的最低变速档的齿轮)结合在输出轴15上。另外，除了作为变速离合器以外，还可以将第一、第二离合器M、25作为起步离合器使用。另外，第一、第二离合器M、25不限于湿式多板离合器，还可以为干式离合器。(实施例7)下面，基于图19 图四说明本发明的第七实施例。如图19所示，适用于混合动力车辆的双离合器型的变速器T中，与输入有发动机 E的驱动力的主输入轴11同轴地配置有第一副输入轴12，在主输入轴11及第一副输入轴 12之间配置有主离合器Cm及电动发电机MG。以包围主离合器Cm的外周的方式同轴地配置的电动发电机MG具有定子13及转子14，转子13被连接在第一副输入轴12上。与主输入轴11及第一副输入轴12平行地配置有第二副输入轴15、惰轴16、输出轴17及辅机驱动轴18，固定地设置在第二副输入轴12上的惰轮驱动齿轮19与固定地设置在惰轴16上的惰轮20啮合，该惰轮20与固定地设置在第二副输入轴15上的惰轮从动齿轮21啮合。因此，第一副输入轴12及第二副输入轴15经由惰轮驱动齿轮19、惰轮20及惰轮从动齿轮21始终连接，并以由惰轮驱动齿轮19、惰轮20及惰轮从动齿轮21的齿数确定的一定的转速比向同方向旋转。通过与固定地设置在惰轴16上的惰轮20啮合的辅机驱动齿轮22，辅机驱动轴18 进行旋转，则设在辅机驱动轴18上的液压泵23及空调压缩机M被驱动。在液压泵23上连接有对其产生的液压进行储存的储压器25。为了对第一副输入轴12和在其外周相对旋转自如地嵌合的第一套筒沈进行结合及结合解除，在第一副输入轴12的轴端配置有第一离合器Cl。在第一套筒沈上相对旋转自如地支承有倒车驱动齿轮27、2速驱动齿轮观、4速驱动齿轮四及6速驱动齿轮30，倒车驱动齿轮27及2速驱动齿轮28能够通过倒车-2速同步装置31选择性地结合在第一套筒 26上，并且，4速驱动齿轮四及6速驱动齿轮30能够通过4速-6速同步装置32选择性地结合在第一套筒沈上。
为了对第二副输入轴15和在其外周相对旋转自如地嵌合的第二套筒33进行结合及结合解除，在第二副输入轴15的轴端配置有第二离合器C2。在第二套筒33上相对旋转自如地支承有1速驱动齿轮34、3速驱动齿轮35及5速驱动齿轮36，1速驱动齿轮34能够通过1速同步装置37结合在第二套筒33上，并且，3速驱动齿轮35及5速驱动齿轮36能够通过3速-5速同步装置38选择性地结合在第二套筒33上。在输出轴17上固定设置有1速-倒车从动齿轮39、2速从动齿轮40、3速_4速从动齿轮41、5速-6速从动齿轮42，另外，在惰轴16上相对旋转自如地支承有倒车惰轮43。 在1速-倒车从动齿轮39上经由惰轴16的倒车惰轮43啮合有第一套筒沈的倒车驱动齿轮27，并且在1速-倒车从动齿轮39上啮合有第二套筒33的1速驱动齿轮34。在2速从动齿轮40上啮合有第一套筒沈的2速驱动齿轮观。3速-4速从动齿轮41与第一套筒沈的4速驱动齿轮四和第二套筒33的3速驱动齿轮35啮合。在5速-6速从动齿轮42上啮合有第一套筒沈的6速驱动齿轮30和第二套筒33的5速驱动齿轮36。固定地设置在输出轴17上的末级驱动齿轮44与设在差速齿轮45上的末级从动齿轮46啮合，在从差速齿轮45向左右延伸的车轴47、47上连接有驱动轮W、W。下面，对具有上述构成的第七实施例的作用进行说明。如图20所示，在使变速器T成为空档(neutral)状态并驱动电动发电机MG后，电动发电机MG的驱动力以第一副输入轴12 —惰轮驱动齿轮19 —惰轮20 —辅机驱动齿轮 22 —辅机驱动轴18的路径被传递，液压泵23及空调压缩机M被驱动。液压泵23开始工作，由此储压器25被蓄压，能够进行车辆以1速变速档起步所必需的第二离合器C2的卡合。车辆一旦起步，由于行驶中第一副输入轴12及第二副输入轴15必然旋转，所以，液压泵23与其连动地进行动作，由此，确保变速所需的液压。如图21所示，在确立1速变速档时，主离合器Cm卡合而使主输入轴11与第一副输入轴12结合，第二离合器C2卡合而使第二副输入轴15与第二套筒33结合，1速同步装置37动作而使1速驱动齿轮34结合在第二套筒33上。其结果为，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 主输入轴11 —主离合器Cm —第一副输入轴12 —惰轮驱动齿轮 19 —惰轮20 —惰轮从动齿轮21 —第二副输入轴15 —第二离合器C2 —第二套筒33 — 1 速同步装置37 — 1速驱动齿轮34 — 1速-倒车从动齿轮39 —输出轴17 —末级驱动齿轮 44 —末级从动齿轮46 —差速齿轮45 —车轴47、47。如图22所示，在确立2速变速档时，主离合器Cm卡合而使主输入轴11与第一副输入轴12结合，第一离合器Cl卡合而使第一副输入轴12与第一套筒沈结合，倒车-2速同步装置31动作而使2速驱动齿轮观结合在第一套筒沈上。其结果为，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 主输入轴11 —主离合器Cm—第一副输入轴12 —第一离合器Cl —第一套筒沈一倒车-2速同步装置31 — 2速驱动齿轮28 — 2速从动齿轮40 — 输出轴17 —末级驱动齿轮44 —末级从动齿轮46 —差速齿轮45 —车轴47、47。如图23所示，在确立3速变速档时，主离合器Cm卡合而使主输入轴11与第一副输入轴12结合，第二离合器C2卡合而使第二副输入轴15与第二套筒33结合，3速-5速同步装置38动作而使3速驱动齿轮35结合在第二套筒33上。其结果为，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 主输入轴11 —主离合器Cm—第一副输入轴12 —惰轮驱动齿轮19 —惰轮20 —惰轮从动齿轮21 —第二副输入轴15 —第二离合器C2 —第二套筒33 — 3速-5速同步装置38 — 3速驱动齿轮35 — 3速-4速从动齿轮41 —输出轴17 —末级驱动齿轮44 —末级从动齿轮46 —差速齿轮45 —车轴47、47。如图M所示，在确立4速变速档时，主离合器Cm卡合而使主输入轴11结合在第一副输入轴12上，第一离合器Cl卡合而使第一副输入轴12结合在第一套筒沈上，4速-6 速同步装置32动作而使4速驱动齿轮四结合在第一套筒沈上。其结果为，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W:主输入轴11 —主离合器Cm—第一副输入轴12—第一离合器Cl —第一套筒沈一4速-6速同步装置32 — 4速驱动齿轮四一3速-4速从动齿轮41 —输出轴17 —末级驱动齿轮44 —末级从动齿轮46 —差速齿轮45 —车轴47、47。如图25所示，在确立5速变速档时，主离合器Cm卡合而使主输入轴11结合在第一副输入轴12上，第二离合器C2卡合而使第二副输入轴15结合在第二套筒33上，3速-5 速同步装置38动作而使5速驱动齿轮36结合在第二套筒33上。其结果为，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 主输入轴11 —主离合器Cm—第一副输入轴12 —惰轮驱动齿轮19 —惰轮20 —惰轮从动齿轮21 —第二副输入轴15 —第二离合器C2 —第二套筒33 — 3速-5速同步装置38 — 5速驱动齿轮36 — 5速-6速从动齿轮42 —输出轴17 — 末级驱动齿轮44 —末级从动齿轮46 —差速齿轮45 —车轴47、47。如图沈所示，在确立6速变速档时，主离合器Cm卡合而使主输入轴11结合在第一副输入轴12上，第一离合器Cl卡合而使第一副输入轴12结合在第一套筒沈上，4速-6 速同步装置32动作而使6速驱动齿轮30结合在第一套筒沈上。其结果为，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W:主输入轴11 —主离合器Cm—第一副输入轴12—第一离合器Cl —第一套筒沈一4速-6速同步装置32 — 6速驱动齿轮30 — 5速-6速从动齿轮42 —输出轴17 —末级驱动齿轮44 —末级从动齿轮46 —差速齿轮45 —车轴47、47。如图27所示，在确立倒车变速档时，主离合器Cm卡合而使主输入轴11结合在第一副输入轴12上，第一离合器Cl卡合而使第一副输入轴12结合在第一套筒沈上，倒车-2 速同步装置31动作而使倒车驱动齿轮27结合在第一套筒沈上。其结果为，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W使得驱动轮W、W反方向旋转主输入轴11 —主离合器 Cm —第一副输入轴12 —第一离合器Cl —第一套筒沈一倒车-2速同步装置31 —倒车驱动齿轮27 —倒车惰轮43 — 1速-倒车从动齿轮39 —输出轴17 —末级驱动齿轮44 —末级从动齿轮46 —差速齿轮45 —车轴47、47。在上述的1速变速档 6速变速档及倒车变速档确立时，若解除主离合器Cm的卡合而将电动发电机MG作为电动机进行驱动，则能够代替发动机E的驱动力而利用电动发电机MG的驱动力使车辆行驶。另外，若在卡合主离合器Cm的状态下驱动发动机E及电动发电机MG双方，则能够利用电动发电机MG的驱动力辅助发动机E的驱动力而使车辆行驶。另外，在全部的变速档中，无论是基于发动机E的驱动力的行驶还是基于电动发电机MG的驱动力的行驶，液压泵23及空调压缩机M都始终被驱动。如图观所示，在例如以6速变速档行驶中使车辆减速的情况下，解除主离合器Cm 的卡合而使第一副输入轴12从主输入轴11及发动机E断开，由此，通过从驱动轮W、W被逆传递的驱动力使电动发电机MG作为发电机发挥功能，能够通过再生制动将车辆的动能作为电能进行回收。该再生制动也能够在6速变速档以外的全部变速档进行。如图四所示，在车辆停止中，未图示的电池的残余容量为预定值以下时，卡合主离合器Cm后，发动机E的驱动力以主输入轴11 —主离合器Cm的路径被传递给电动发电机 MG，能够将电动发电机MG作为发电机进行驱动并对电池进行充电。此时，发动机E的驱动力以主输入轴11 —主离合器Cm —第一副输入轴12 —惰轮驱动齿轮19 —惰轮20 —辅机驱动齿轮22 —辅机驱动轴18的路径被传递，所以，液压泵23及空调压缩机M也被驱动。如以上所述，由于将电动发电机MG连接在从主离合器Cm至第一、第二副离合器 C1、C2的动力传递路径上，所以，通过卡合第一、第二离合器C1、C2的某一方，能够将电动发电机MG的驱动力选择性地传递到第一副输入轴12及第二副输入轴15的全部的驱动齿轮， 能够没有遗漏地发挥上述的混合动力车辆的功能。另外，由于将配置在主输入轴11及第一副输入轴12之间的主离合器Cm收纳在电动发电机MG的转子14的内部，所以，在电动发电机MG的轴向宽度内，能够配置电动发电机MG及主离合器Cm双方，能够有效利用本来能使轴向尺寸小型化的双离合器式的变速器T的特性，同时能够使其适用于混合动力车辆。另外，在混合动力车辆中，通过使发动机E怠速停止(idle stop)来谋求燃料消耗率的降低，但若因发动机E的停止，液压泵23停止，则在通过电动发电机MG进行起步的情况下存在不能向变速器T供给变速用的液压的问题，在本实施例中，由于能够通过电动发电机MG的驱动力来驱动液压泵23 (参照图20)，所以，无需另外追加电动液压泵，能够削减部件数量并谋求成本降低。尤其，在本实施例中，将储压器25连接在液压泵23上，所以，即使在使电动发电机 MG停止的状态下，通过储压器25中所蓄压的液压也能够进行变速器T的变速。因此，在通过电动发电机MG进行起步时，在使一直驱动液压泵23的电动发电机MG临时停止后，卡合第二离合器C2而确立1速变速档，然后，若驱动电动发电机MG而使车辆起步，则能够抑制第二离合器C2的所不希望的发热从而谋求耐久性的提高。而且，即使在发动机E的停止状态下也能够通过电动发电机MG的驱动力驱动空调压缩机24(参照图20)，所以，能够使空调压缩机M始终工作从而能够防止室内环境的恶化。(实施例8)下面，基于图30对本发明的第八实施例进行说明。此外，在第八实施例 第十八实施例中，对与第七实施例的构成要素对应的构成要素，标注与第七实施例的构成要素的标号相同的标号，并省略重复的说明。另外，在第七 第十八实施例中所使用的标号在第七 第十八实施例中完结，与其他的实施例的标号无关。第七实施例中，在第一套筒沈上配置倒车-2速同步装置31，在输出轴17上固定设置1速-倒车从动齿轮39及2速从动齿轮40，而第八实施例中，在第一套筒沈上配置2 速同步装置51，在输出轴17上固定设置1速-2速-倒车从动齿轮52，而且，能够通过倒车同步装置53使倒车惰轮43结合在惰轴16上。因此，在确立2速变速档时，主离合器Cm卡合而使主输入轴11与第一副输入轴12 结合，第一离合器Cl卡合而使第一副输入轴12结合在第一套筒沈上，2速同步装置51动作而使2速驱动齿轮观结合在第一套筒沈上。其结果为，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W 主输入轴11 —主离合器Cm —第一副输入轴12 —第一离合器Cl —第一套筒沈一2速同步装置51 — 2速驱动齿轮观一1速-2速-倒车从动齿轮52 —输出轴17 —末级驱动齿轮44 —末级从动齿轮46 —差速齿轮45 —车轴47、47。
在确立倒车变速档时，主离合器Cm卡合而使主输入轴11结合在第一副输入轴12 上，第一离合器Cl卡合而使第一副输入轴12结合在第一套筒沈上，倒车同步装置53动作而使倒车惰轮43结合在惰轴16上。其结果为，发动机E的驱动力以如下路径传递到驱动轮W、W使得驱动轮W、W反方向旋转主输入轴11 —主离合器Cm —第一副输入轴12 —惰轮驱动齿轮19 —惰轮20 —惰轴16 —倒车同步装置53 —倒车惰轮43 — 1速-2速-倒车从动齿轮52 —输出轴17 —末级驱动齿轮44 —末级从动齿轮46 —差速齿轮45 —车轴47、 47。通过该第八实施例，也能够得到与第七实施例同样的作用效果。(实施例9)下面，基于图31对本发明的第九实施例进行说明。第九实施例使第七实施例的前进变速档数从6速增加到7速，与第七实施例相反， 奇数档的齿轮及同步装置，也就是说1速-倒车驱动齿轮讨、3速驱动齿轮35、5速驱动齿轮 36、7速驱动齿轮55、1速-3速同步装置56及5速-7速同步装置57被支承在第一套筒沈上，倒车档的齿轮、偶数档的齿轮及同步装置，也就是说倒车驱动齿轮27、2速驱动齿轮28、 4速驱动齿轮四及6速驱动齿轮30、倒车-2速同步装置31及4速-6速同步装置32被支承在第二套筒33上。在输出轴17上固定设置有1速-倒车从动齿轮39、2速-3速从动齿轮58、4速-5速从动齿轮59及6速-7速从动齿轮60。(实施例10)下面，基于图32对本发明的第十实施例进行说明。第十实施例使第八实施例的前进变速档数从6速增加到8速，2速驱动齿轮观、4 速驱动齿轮四、6速驱动齿轮30、8速驱动齿轮61、2速-4速同步装置62及6速-8速同步装置63被支承在第一套筒沈上，1速驱动齿轮34、3速驱动齿轮35、5速驱动齿轮36、7速驱动齿轮阳、1速-3速同步装置56及5速-7速同步装置57被支承在第二套筒33上。在输出轴17上固定设置有1速-2速从动齿轮64、2速-3速从动齿轮41、5速-6速从动齿轮 42及7速-8速从动齿轮65。通过这些第九、第十实施例，在使变速档数增加的同时能够实现与第七、第八实施例同样的作用效果。(实施例11、实施例12)下面，基于图33及图34分别说明本发明的第十一实施例及第十二实施例。第十一、第十二实施例分别是上述的第七、第八实施例的变形，将在第七、第八实施例中以包围对主输入轴11及第一副输入轴12进行结合的主离合器Cm的方式设置的电动发电机MG设在辅机驱动轴18的轴线上。在发动机E和主离合器Cm之间配置有液力变矩器TC。该液力变矩器TC也能够省略。通过该实施例，只要将电动发电机MG作为电动机驱动，即使在发动机E停止时，也不仅能够驱动液压泵23及空调压缩机M，还能够使电动发电机MG的驱动力从辅机驱动轴 18传递到第一副输入轴12及第二副输入轴15，在车辆减速时，能够使电动发电机MG发挥发电机的作用而进行再生制动。而且，通过第十一、第十二实施例，能够在得到与第七、第八实施例同样的作用效果的同时，使电动发电机MG从变速器T的端部向中央部移动，能够有助于变速器T的轴向尺寸的小型化。(实施例13、实施例14)下面，基于图35及图36，分别说明本发明的第十三实施例及第十四实施例。第十三、第十四实施例分别是上述的第十一、第十二实施例的变形，将在第十一、 第十二实施例中配置在电动发电机MG外部的空调压缩机M收纳在电动发电机MG的转子 14的内部。通过该构成，在电动发电机MG的轴向的宽度内收纳空调压缩机24，能够使变速器T的轴向尺寸小型化。(实施例I5)下面，基于图37 图42说明本发明的第十五实施例。第十五实施例是组合第七实施例(参照图19)及第十一实施例(参照图33)的实施例，除了具有配置在第七实施例的主输入轴11及第一副输入轴12之间的电动发电机MG， 还具有与辅机驱动轴18同轴地配置的第二电动发电机MG'。电动发电机MG及第二电动发电机MG'能够同时或相互独立地动作，在其中一方作为电动机发挥作用时，另一方也能够作为发电机发挥作用。另外，第七实施例的主离合器Cm是将主输入轴11与电动发电机MG的转子14及第一副输入轴12结合的结构，但第十五实施例以后的实施例的主离合器Cm由第一主离合器Cml及第二主离合器Cm2构成，第一主离合器Cml使电动发电机MG的转子14结合在主输入轴11上，第二主离合器Cm2使电动发电机MG的转子14结合在第一副输入轴12上。通过该第十五实施例，与图19 图四所示的第七实施例的变速器T的动作形态相比，能够实现更多样的动作形态。 在第七实施例的电动发电机MG进行辅机驱动时(参照图20)，在发动机E起动前， 通过电动发电机MG的驱动力来驱动液压泵23及空调压缩机M，通过液压泵23对储压器 25进行蓄压，由此，能够进行车辆以1速变速档起步所必需的第二离合器C2的卡合，通过第十五实施例，如图38所示，由于能够通过第二电动发电机MG'来驱动液压泵23及空调压缩机M，所以，能够降低从电动发电机MG至液压泵23及空调压缩机M的驱动力传递系统的摩擦损耗。另外，在第七实施例的1速 6速变速档及倒车变速档确立时(参照图21 图 27)，能够通过发动机E的驱动力及电动发电机MG的一方或双方的驱动力进行起步或行驶， 但根据第十五实施例，能够通过电动发电机MG、第二电动发电机MG'及发动机E这三个驱动源的任意组合(包括单独)进行起步或行驶。另外，在第七实施例的6速变速档再生制动时(参照图观)，对电动发电机MG进行再生制动从而将车身的动能作为电能进行回收，但根据第十五实施例，能够对电动发电机 MG及第二电动发电机MG'的一方或双方进行再生制动从而更有效地进行能量的回收。另外，在通过第七实施例的发动机E的驱动力进行充电时(参照图四)，通过发动机E的驱动力使电动发电机MG作为发电机发挥作用，通过发电的电力对电池充电，但通过第十五实施例，如图39所示，能够通过发动机E的驱动力使电动发电机MG及第二电动发电机MG'的一方或双方进行发电从而对电池充电。另外，如图40所示，在通过第一主离合器Cml使主驱动轴11结合在电动发电机MG 的转子14上的状态下，通过发动机E的驱动力使电动发电机MG作为发电机发挥作用来进行发电，通过该发电的电力将第二电动发电机MG'作为电动机进行驱动，从而能够使车辆行驶。另外，如图41所示，在使发动机E停止并通过第二电动发电机MG'进行行驶中，通过第一主离合器Cml使主驱动轴11结合在电动发电机MG的转子14上，由此，能够使电动发电机MG作为起动电动机发挥作用从而使发动机E起动。另外，如图42所示，通过第二主离合器Cm2使第一副输入轴12结合在电动发电机 MG的转子14上，由此，不会使发动机E打滑，能够通过电动发电机MG及第二电动发电机MG 双方使车辆起步或行驶。这样，由于除了电动发电机MG还设有第二电动发电机MG'，因此，能够使电动发电机MG及第二电动发电机MG ‘的一方或两方作为电动机或发电机发挥作用，或使一方作为电动机发挥作用而使另一方作为发电机发挥作用，由此，能够更多样地发挥混合动力车辆的功能，提高商品性。(实施例16 实施例18)图43 图45示出了本发明的第十六 第十八实施例，图43的第十六实施例是在图30的第八实施例的辅机驱动轴18上附加了第二电动发电机MG'的结构，图44的第十七实施例是在图31的第九实施例的辅机驱动轴18上附加了第二电动发电机MG'的结构，图45的第十八实施例是在图32的第十实施例的辅机驱动轴18上附加了第二电动发电机MG'的结构。通过这些第十六 第十八实施例，也能够得到与上述的第十五实施例同样的作用效果。以上，说明了本发明的第七 第十八实施例，但本发明在不脱离其主旨的范围内能够进行各种设计变更。例如，在第七 第十八实施例中，将电动发电机MG设在第一副输入轴12或辅机驱动轴18上，但还能够将电动发电机MG设在从主离合器Cm至第一、第二副离合器Cl、C2的动力传递路径上的任意的位置。另外，在第七 第十八实施例中，将液压泵23设在了辅机驱动轴18上，但也可以将其设在第一副输入轴12、第二副输入轴15、惰轴16中的任何一个上。另外，在第七、第八实施例中，通过被惰轮20驱动的辅机驱动轴18来驱动液压泵 23及空调压缩机M，但还能够使这些液压泵23及空调压缩机M从变速器T断开，并通过另外设置的专用的电动机进行驱动。另外，在第九 第十二实施例中，通过直接连结在辅机驱动轴18上的电动发电机 MG来驱动设在辅机驱动轴18上的液压泵23及空调压缩机对，但是，也能够使这些液压泵 23及空调压缩机M从变速器T断开，并通过另外设置的专用的电动机进行驱动。另外，还可以在第二电动发电机MG'的内部配置空调压缩机对。(实施例I9)下面，基于图46 图M说明本发明的第十九实施例。如图46所示，前进7速、后退1速的自动变速器M具有经由液力变矩器T与发动机E的曲轴11同轴地连接的主输入轴12 ；与主输入轴12同轴地配置的第一副输入轴13 ； 与主输入轴12平行地配置的第二副输入轴14 ；与主输入轴12平行地配置的惰轴15 ；以及与主输入轴12平行地配置的输出轴16。相对旋转自如地支承在第一副输入轴13上的惰轮驱动齿轮17与固定地设置在惰轴15上的第一惰轮18A啮合，固定地设置在惰轴15上的第二惰轮18B与固定地设置在第二副输入轴14上的惰轮从动齿轮19啮合。另外，固定地设置在输出轴16上的末级驱动齿轮20与差速齿轮21的末级从动齿轮22啮合，差速齿轮21经由左右的驱动轴23、23连接在左右的驱动轮W、W上。在主输入轴12的下游端，由湿式多板离合器构成的第一离合器M及第二离合器 25以重合且集中的状态配置。若卡合第一离合器对，则主输入轴12的驱动力被直接传递给第一副输入轴13。另外，若卡合第二离合器25，则主输入轴12的驱动力经由惰轮驱动齿轮17、第一、第二惰轮18A、18B及惰轮从动齿轮19被传递至第二副输入轴14。因此，通过选择性地卡合一体化的第一、第二离合器对、25，能够将主输入轴12的驱动力选择性地且沿同方向地传递给第一、第二副输入轴13、14。在第一副输入轴13上固定设置有2速驱动齿轮31，并且，4速驱动齿轮32及6速驱动齿轮33分别独立地以相对旋转自如的方式支承在第一副输入轴13上，4速驱动齿轮 32及6速驱动齿轮33通过第一同步装置34能够选择性地结合在第一副输入轴13上。另一方面，1速驱动齿轮35、3速驱动齿轮36及5速驱动齿轮37分别独立地以相对旋转自如的方式支承在第二副输入轴14上，1速驱动齿轮35经由单向离合器38能够结合在第二副输入轴14上，3速驱动齿轮36及5速驱动齿轮37通过第二同步装置39能够选择性地结合在第二副输入轴14上。在输出轴16上相对旋转自如地支承有7速从动齿轮40及1速-2速-倒车从动齿轮41，并且在输出轴16上固定设置有3速-4速从动齿轮42及5速-6速从动齿轮43。 7速从动齿轮40及1速-2速-倒车从动齿轮41能够经由第三同步装置44选择性地结合在输出轴16上。7速从动齿轮40与相对旋转自如地支承在第一副输入轴13上的惰轮驱动齿轮17啮合，1速-2速-倒车从动齿轮41与相对旋转自如地支承在第二副输入轴14上的 1速驱动齿轮35、相对旋转自如地支承在第一副输入轴13上的2速驱动齿轮31、相对旋转自如地支承在惰轴15上的倒车齿轮45啮合。倒车齿轮45经由爪形离合器46能够结合在惰轴15上。此外，本实施例的变速器是自动变速器M，所以第一 第三同步装置34、39、44及爪形离合器46通过被电子控制的未图示的执行器进行动作。下面，对具有上述构成的自动变速器M的1速 7速变速档及倒车变速档的确立进行说明。如图47所示，在确立1速变速档时，在通过第三同步装置44使1速-2速-倒车从动齿轮41结合在输出轴16上的状态下，第二离合器25卡合而使主输入轴12结合在惰轮驱动齿轮17上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径被传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —第二离合器25 —惰轮驱动齿轮17 —第一惰轮18A —惰轴15 —第二惰轮18B —惰轮从动齿轮19 —第二副输入轴14 —单向离合器38 — 1速驱动齿轮35 — 1 速-2速-倒车从动齿轮41 —第三同步装置44 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图48所示，在确立2速变速档时，在通过第三同步装置44使1速-2速-倒车
21从动齿轮41结合在输出轴16上的状态下，第一离合器M卡合而使主输入轴12结合在第一副输入轴13上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径被传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —第一离合器M —第一副输入轴13 — 2速驱动齿轮31 — 1速-2 速-倒车从动齿轮41 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 — 驱动轴23、23。如图49所示，在确立3速变速档时，在通过第二同步装置39使3速驱动齿轮36 结合在第二副输入轴14上的状态下，第二离合器25卡合而使主输入轴12结合在惰轮驱动齿轮17上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径被传递到驱动轮W、W 液力变矩器 T —主输入轴12 —第二离合器25 —惰轮驱动齿轮17 —第一惰轮18A —惰轴15 —第二惰轮18B —惰轮从动齿轮19 —第二副输入轴14 —第二同步装置39 — 3速驱动齿轮36 — 3 速-4速从动齿轮42 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 — 驱动轴23、23。如图50所示，在确立4速变速档时，在通过第一同步装置34使4速驱动齿轮32 结合在第一副输入轴13上的状态下，第一离合器M卡合而使主输入轴12结合在第一副输入轴13上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径被传递到驱动轮W、W 液力变矩器 T —主输入轴12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第一同步装置34 — 4速驱动齿轮
32— 3速-4速从动齿轮42 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图51所示，在确立5速变速档时，在通过第二同步装置39使5速驱动齿轮37 结合在第二副输入轴14上的状态下，第二离合器25卡合而使主输入轴12结合在惰轮驱动齿轮17上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径被传递到驱动轮W、W 液力变矩器 T —主输入轴12 —第二离合器25 —惰轮驱动齿轮17 —第一惰轮18A —惰轴15 —第二惰轮18B —惰轮从动齿轮19 —第二副输入轴14 —第二同步装置39 — 5速驱动齿轮37 — 5 速-6速从动齿轮43 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 — 驱动轴23、23。如图52所示，在确立6速变速档时，在通过第一同步装置34使6速驱动齿轮23 结合在第一副输入轴13上的状态下，第一离合器M卡合而使主输入轴12结合在第一副输入轴13上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径被传递到驱动轮W、W 液力变矩器 T —主输入轴12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第一同步装置34 — 6速驱动齿轮
33— 5速-6速从动齿轮43 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图53所示，在确立7速变速档时，在通过第三同步装置44使7速从动齿轮40 结合在输出轴16上的状态下，第二离合器25卡合而使主输入轴12结合在惰轮驱动齿轮17 上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径被传递到驱动轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —第二离合器25 —惰轮驱动齿轮17 — 7速从动齿轮40 —第三同步装置44 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图M所示，在确立倒车速变速档时，在通过第三同步装置44使1速-2速-倒车从动齿轮41结合在输出轴16上、且通过爪形离合器46使倒车齿轮45结合在惰轴15上的状态下，第二离合器25卡合而使主输入轴12结合在惰轮驱动齿轮17上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递至驱动轮W、W使得驱动轮W、W反方向旋转液力变矩器 T —主输入轴12 —第二离合器25 —惰轮驱动齿轮17 —第一惰轮18A —惰轴15 —爪形离合器46 —倒车齿轮45 — 1速-2速-倒车从动齿轮41 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 — 末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。此外，如图49及图51所示，在确立3速及5速变速档时，第二离合器25卡合而使得第二副输入轴14旋转，该旋转在3速变速档确立时经由3速驱动齿轮36及3速-4速从动齿轮42被传递到输出轴16，该旋转在5速变速档确立时经由5速驱动齿轮37及5速-6 速从动齿轮43被传递到输出轴16。此时，存在从第二副输入轴14经由单向离合器38、1 速驱动齿轮35、1速-2速-倒车从动齿轮41向输出轴16传递驱动力的路径，但由于与1 速驱动齿轮35的转速相比，第二副输入轴14的转速高，所以单向离合器38被维持在滑离 (slip)状态从而不会妨碍3速及5速变速档的确立。另外，如图48所示，在确立2速变速档时，第二离合器25不卡合，第二副输入轴14 从主驱动轴12断开。此时，即使欲从旋转的输出轴16侧经由1速-2速-倒车从动齿轮 41及1速驱动齿轮35向第二副输入轴14逆传递驱动力，由于单向离合器38滑离，所以，不会产生所述驱动力的逆传递，能够避免由第二副输入轴14的打滑而引起的摩擦的增加。不过，在倒车变速档确立时，由于输出轴16沿与前进变速档确立时相反的方向旋转，所以，虽然驱动力从逆旋转的输出轴16侧经由单向离合器38向第二副输入轴14逆传递，但是，倒车变速档确立的时间比较短，因此，由第二副输入轴14的打滑而引起的摩擦的增加在实际使用时不会成为问题。如以上所述，根据本实施例，能够使设在输出轴16上的1速-2速-倒车从动齿轮41为1速变速档、2速变速档及倒车变速档的确立所共用，能够使设在输出轴16上的3 速-4速从动齿轮42为3速变速档及4速变速档的确立所共用，能够使设在输出轴16上的 5速-6速从动齿轮43为5速变速档及6速变速档的确立所共用，所以，能够通过齿轮的共有化实现部件数量的削减及变速器M的小型化。而且，使1速驱动齿轮35经由单向离合器38支承在第二副输入轴14上，所以，无需同步装置就能够确立1速变速档，能够在避免变速器M的大型化的同时增加前进变速档数。另外，在惰轴15上固定设置有第一、第二惰轮18A、18B,使主输入轴12的驱动力经由第二离合器25、惰轮驱动齿轮17、第一、第二惰轮18A、18B及惰轮从动齿轮19传递到第二副输入轴14，所以，通过惰轮驱动齿轮17、第一、第二惰轮18A、18B及惰轮从动齿轮19的齿数的选择，能够任意设定第一副输入轴13及第二副输入轴14的转速比。另外，利用共用的惰轴15来支承用于将主输入轴12的驱动力向第二副输入轴14 传递的第一、第二惰轮18A、18B和用于确立倒车变速档的倒车齿轮45，所以，与分别通过单独的轴来支承第一、第二惰轮18A、18B及倒车齿轮45的情况相比，能够使自动变速器M小型化。而且，通过第二离合器25的卡合向惰轴15传递驱动力的惰轮驱动齿轮17与以自由地结合/脱开的方式支承在输出轴16上的最高变速档的齿轮即7速从动齿轮70啮合， 所以，确立7速变速档时，主输入轴12的驱动力不经由第一副输入轴13、第二副输入轴14、 惰轴15而直接传递到输出轴16，能够减少高车速巡行(cruising)时在长时间范围内确立的频率高的7速变速档中的变速器M的摩擦从而降低燃料消耗率。在最高变速档即7速变速档的下一档的6侧变速档确立时，主输入轴12的驱动力不通过由惰轮驱动齿轮17、惰轮18及惰轮从动齿轮19构成的惰轮(idle)系统，而经由第一副输入轴13传递到输出轴16，所以，能够将摩擦抑制到最小限度从而降低燃料消耗率。 这样，根据本实施例，在以中高车速巡行时在长时间范围确立的频率高的最高变速档的7 速变速档及其下一档的6速变速档，能够有效降低燃料消耗率。另外，在最高变速档的齿轮即7速从动齿轮70相对于输出轴16进行结合/脱开时、以及最低变速档的齿轮即1速-2速-倒车从动齿轮41相对于输出轴16进行结合/脱开时共用第三同步装置44，所以，能够谋求变速器的小型、轻量化。(实施例2O)下面，基于图55对本发明的第二十实施例进行说明。此外，在第二十实施例 第二十三实施例中，对与第十九实施例的构成要素对应的构成要素标注与第十九实施例的构成要素的标号相同的标号，并省略重复的说明。另外，在第十九 第二十三实施例中使用的标号在第十九 第二十三实施例中完结，与其他的实施例的标号无关。在第十九实施例中，使1速驱动齿轮35经由单向离合器38支承在第二副输入轴 14上，但在第二十实施例中，使1速驱动齿轮35经由第四同步装置47支承在第二副输入轴 14上。通过该第二十实施例，使1速驱动齿轮35通过第四同步装置47相对于第二副输入轴14结合/脱开，由此，能够实现与第十九实施例同样的作用效果。(实施例21)下面，基于图56说明本发明的第二十一实施例。第二十一实施例是废除第十九实施例(参照图46)的1速驱动齿轮35及单向离合器38的实施例，因此，前进的变速档数从7档减少为6档。因此，第二十一实施例的1速驱动齿轮3Γ、2速驱动齿轮36'、3速驱动齿轮32'、4速驱动齿轮37'、5速驱动齿轮 33'、6速从动齿轮40'、1速-倒车从动齿轮41'、2速-3速从动齿轮42'及4速-5速从动齿轮43'分别对应第十九实施例的2速驱动齿轮31、3速驱动齿轮36、4速驱动齿轮32、 5速驱动齿轮37、6速驱动齿轮33、7速驱动齿轮40、1速-2速-倒车从动齿轮41、3速-4 速从动齿轮42及5速-6速从动齿轮43。而且，如第十九实施例的2速变速档 7速变速档及倒车变速档确立时那样对第一、第二离合器对、25、第一 第三同步装置；34、39、44及爪形离合器46进行控制，由此，在第二十一实施例中能够确立1速变速档 6速变速档及倒车变速档。(实施例22)下面，基于图57说明本发明的第二十二实施例。在第十九实施例中，在第一副输入轴13上支承偶数档的驱动齿轮，即2速驱动齿轮31、4速驱动齿轮32及6速驱动齿轮33，在第二副输入轴14上支承奇数档的驱动齿轮， 即1速驱动齿轮35、3速驱动齿轮36及5速驱动齿轮37，但在第二十二实施例中，在第一副输入轴13上支承奇数档的驱动齿轮，即1速驱动齿轮31'、3速驱动齿轮32'及5速驱动齿轮33'，在第二副输入轴14上支承偶数档的驱动齿轮，即2速驱动齿轮36'及4速驱动齿轮37'。因此，在第二十二实施例中，第二副输入轴14相对于第一副输入轴13被增速。1速驱动齿轮31'经由单向离合器38被支承在第一副输入轴13上。1速-2速-倒
24车从动齿轮41、3速-4速从动齿轮42及5速从动齿轮43"被固定地设置在输出轴16上。 另外，第一、第二惰轮18A、18B被统一成一个惰轮18。根据该第二十二实施例，通过卡合第一离合器M来确立1速变速档。另外，卡合第二离合器25，并通过第二同步装置39使2速驱动齿轮36'结合在第二副输入轴14上， 由此确立2速变速档。另外，卡合第一离合器24，并通过第一同步装置34使3速驱动齿轮 32'结合在第一副输入轴13上，由此确立3速变速档。另外，卡合第二离合器25，并通过第二同步装置39使4速驱动齿轮37 ‘结合在第二副输入轴14上，由此确立4速变速档。另外，卡合第一离合器24，并通过第一同步装置 34使5速驱动齿轮33'结合在第一副输入轴13上，由此确立5速变速档。另外，卡合第一离合器24，并通过第三同步装置44使6速从动齿轮40 ‘结合在输出轴16上，由此确立6 速变速档。另外，卡合第二离合器25，并通过爪形离合器46使倒车齿轮45结合在惰轴15 上，由此确立倒车变速档。在该第二十二实施例中，使单向离合器48具有第二十一实施例的第三同步装置 44的功能的一半，由此，能够在使第三同步装置44小型化的同时发挥与第二十一实施例同样的作用效果。另外，由于惰轮驱动齿轮17、惰轮18、惰轮从动齿轮19及最高变速档的6速驱动齿轮40'被配置在同一面上，因此，能够使惰轮18的数量减少到一个从而谋求变速器M的小型、轻量化和轴向尺寸的小型化。能够使惰轮18的数量减少到一个并将惰轮驱动齿轮 17、惰轮18、惰轮从动齿轮19及6速驱动齿轮40'配置在同一面上的理由为使第二副输入轴14相对于第一副输入轴13增速，由此，惰轮驱动齿轮17变成大直径而惰轮从动齿轮 19变成小直径，因此，惰轮从动齿轮19不会与6速驱动齿轮40'干涉。(实施例23)下面，基于图58说明本发明的第二十三实施例。第二十三实施例是第二十二实施例的变形，在第二十三实施例中，使第二十二实施例的变速器T的除了第一、第二离合器M、25以外的部分左右倒置，并使末级驱动齿轮20 从输出轴16的轴端移动到输出轴16上的3速-4速从动齿轮42及5速从动齿轮43"之间。通过该第二十三实施例，通过将末级驱动齿轮20配置在变速器T的轴向中间部， 能够谋求缩短变速器的轴向尺寸。以上，对本发明的第十九 第二十三实施例进行了说明，但本发明在不脱离其主旨的范围内能够进行各种设计变更。例如，第十九 第二十三实施例的自动变速器M具有液力变矩器T，但是，在要求轴向的尺寸更小型化的情况下，也能够废除液力变矩器T。另外，在第十九 第二十三实施例中，例示了自动变速器M，但还可以在液力变矩器T的位置上设置自动化的手动离合器。另外，在第二i^一实施例中，在惰轴15上固定惰轮18并将倒车齿轮45支承为相对旋转自如，但是，还可以固定倒车齿轮45并将惰轮18支承为相对旋转自如。另外，还可以将第一、第二离合器M、25除变速离合器以外作为起步离合器使用。另外，第一、第二离合器M、25不限于湿式多板离合器，还可以是干式离合器。
(实施例下面，基于图59 图67对本发明的第二十四实施例进行说明。如图59及图60所示，前进6速、后退1速的自动变速器M具有经由液力变矩器 T同轴地连接在发动机E的曲轴11上的主输入轴12 ；相对旋转自如地嵌合在主输入轴12 外周的第一副输入轴13 ；与主输入轴12平行地配置的第二副输入轴14 ；与主输入轴12平行地配置的惰轴15 ；以及与主输入轴12平行地配置的输出轴16。固定地设置在主输入轴12上的惰轮驱动齿轮17与相对旋转自如地支承在惰轴15 上的惰轮18啮合，惰轮18与相对旋转自如地支承在第二副输入轴14上的惰轮从动齿轮19 啮合。因此，在主输入轴12旋转时，第二副输入轴14上的惰轮从动齿轮19总是旋转。另外，固定地设置在输出轴16上的末级驱动齿轮20与差速齿轮21的末级从动齿轮22啮合， 差速齿轮21经由左右的驱动轴23、23连接在左右的车轮W、W上。主输入轴12通过由湿式多板离合器构成的第一离合器M能够结合在第一副输入轴13上，并且，主输入轴12通过惰轮驱动齿轮17、惰轮18、惰轮从动齿轮19及由湿式多板离合器构成的第二离合器25能够结合在第二副输入轴14上。即，通过选择性地卡合第一、第离合器对、25，能够使主输入轴的驱动力选择性地且沿同方向地向第一、第二副输入轴13、14传递。此时，通过惰轮驱动齿轮17、惰轮18及惰轮从动齿轮19的齿数的设定，能够对第一副输入轴13的转速及第二副输入轴14的转速的比进行任意设定。倒车驱动齿轮31、2速驱动齿轮32、4速驱动齿轮33及6速驱动齿轮34分别独立地且相对旋转自如地支承在第一副输入轴13上，倒车驱动齿轮31及2速驱动齿轮32能够通过第一同步装置35选择性地结合在第一副输入轴13上，另外，4速驱动齿轮33及6速驱动齿轮34能够通过第二同步装置36选择性地结合在第一副输入轴13上。另一方面，1速驱动齿轮37、3速驱动齿轮38及5速驱动齿轮39分别独立地且相对旋转自如地支承在第二副输入轴14上，1速驱动齿轮37能够通过第三同步装置40结合在第二副输入轴14上，另外，3速驱动齿轮38及5速驱动齿轮39能够通过第四同步装置 41选择性地结合在第二副输入轴14上。另外，在输出轴16上固定设置有倒车-1速从动齿轮42、2速从动齿轮43、3速_4 速从动齿轮44和5速-6速从动齿轮45。倒车-1速从动齿轮42与相对旋转自如地被支承在惰轴15上的倒车惰轮46及1速驱动齿轮37啮合，2速从动齿轮43仅与2速驱动齿轮32啮合，3速-4速从动齿轮44与3速驱动齿轮38及4速驱动齿轮33啮合，5速-6速从动齿轮45与5速驱动齿轮39及6速驱动齿轮；34啮合。此外，本实施例的变速器由于是自动变速器M，所以，第一 第四同步装置35、36、 40,41通过被电子控制的未图示的执行器进行动作。下面，对具有上述构成的自动变速器M的1速 6速变速档及倒车变速档的确立进行说明。如图61所示，在确立1速变速档时，第二离合器25卡合而使惰轮从动齿轮19结合在第二副输入轴14上，并且通过第三同步装置40使1速驱动齿轮37结合在第二副输入轴14上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W:液力变矩器T—主输入轴12 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轮从动齿轮19 —第二离合器25 —第二副输入轴14 —第三同步装置40 — 1速驱动齿轮37 —倒车-1速从动齿轮42 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图62所示，在确立2速变速档时，第一离合器M卡合而使主输入轴12结合在第一副输入轴13上，并通过第一同步装置35使2速驱动齿轮32结合在第一副输入轴13 上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴 12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第一同步装置35 — 2速驱动齿轮32 — 2速从动齿轮43 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、 23。如图63所示，在确立3速变速档时，第二离合器25卡合而使惰轮从动齿轮19结合在第二副输入轴14上，并通过第四同步装置41使3速驱动齿轮38结合在第二副输入轴 14上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轮从动齿轮19 —第二离合器25 —第二副输入轴 14 —第四同步装置41 — 3速驱动齿轮38 — 3速-4速从动齿轮44 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图64所示，在确立4速变速档时，第一离合器M卡合而使主输入轴12结合在第一副输入轴13上，并通过第二同步装置36使4速驱动齿轮33结合在第一副输入轴13 上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴 12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第二同步装置36 — 4速驱动齿轮33 — 3速-4 速从动齿轮44 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动车由2 3、2 3 ο如图65所示，在确立5速变速档时，第二离合器25卡合而使惰轮从动齿轮19结合在第二副输入轴14上，并通过第四同步装置41使5速驱动齿轮39结合在第二副输入轴 14上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轮从动齿轮19 —第二离合器25 —第二副输入轴 14 —第四同步装置41 — 5速驱动齿轮39 — 5速-6速从动齿轮45 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图66所示，在确立6速变速档时，第一离合器M卡合而使主输入轴12结合在第一副输入轴13上，并通过第二同步装置36使6速驱动齿轮34结合在第一副输入轴13 上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴 12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第二同步装置36 — 6速驱动齿轮34 — 5速-6 速从动齿轮45 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动车由2 3、2 3 ο如图67所示，在确立倒车变速档时，第一离合器M卡合而使主输入轴12结合在第一副输入轴13上，并通过第一同步装置35使倒车驱动齿轮31结合在第一副输入轴13 上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴 12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第一同步装置35 —倒车驱动齿轮31 —倒车惰轮 46 —倒车-1速从动齿轮42 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。此时，在驱动力的传递路径上介设有倒车惰轮46，由此，输出轴16 的旋转方向与前进变速档确立时的旋转方向相反，车轮W、W向后退方向反转。如以上所述，根据本实施例，分别将用于将主输入轴12的驱动力传递到第一副输入轴13的第一离合器M和用于将主输入轴12的驱动力传递到第二副输入轴14的第二离合器25分开地配置在第一、第二副输入轴13、14上，所以，与将一体化的第一、第二离合器配置在主输入轴12上的情况相比，能够简化第一、第二离合器M、25的构造，使其尺寸小型化，并能够削减它们的制造成本。另外，利用共用的惰轴15来支承用于将主输入轴12的驱动力传递到第二副输入轴14的惰轮18和用于确立倒车变速档的倒车惰轮46，因此，与分别通过单独的轴来支承惰轮18及倒车惰轮46的情况相比，能够使自动变速器M小型化。而且，使设在输出轴16上的倒车-1速从动齿轮42被倒车变速档及1速变速档的确立所共用，使设在输出轴16上的3速-4速从动齿轮44被3速变速档及4速变速档的确立所共用，使设在输出轴16上的5速-6速从动齿轮45被5速变速档及6速变速档的确立所共用，因此，使合计三个齿轮43、44、45共用于两个变速档的确立，能够谋求部件数量的削减及自动变速器M的小型化。另外，在本实施例中，使用共用于3速变速档及4速变速档的3速-4速从动齿轮 44、和共用于5速变速档及6速变速档的5速-6速从动齿轮45，但是不使用共用于1速变速档及2速变速档的1速-2速从动齿轮，而是使用共用于1速变速档及倒车变速档的倒车-1速从动齿轮42，其理由如下。假设在使用1速-2速从动齿轮的情况下，根据第一、第二副输入轴13、14的转速比和1速-2速从动齿轮、3速-4速从动齿轮44及5速-6速从动齿轮45的共用关系，必然得出1速变速档 6速变速档间的齿轮比率比为大致一定，难以应对如下需求将1速变速档、2速变速档那样的低速变速档的齿轮比率设定得大从而提高起步性能，将5速变速档、6 速变速档那样的高速变速档的齿轮比率设定得小从而提高燃耗性能。但是，根据本实施例，不使用共用于1速变速档及2速变速档的1速-2速从动齿轮，而使用共用于1速变速档及倒车变速档的倒车-1速从动齿轮42，且2速变速档不进行从动齿轮的共用而单独地设定齿轮比率，由此，能够相互不影响地自由地设定如1速变速档、2速变速档那样的低速变速档齿轮比率和如5速变速档、6速变速档那样的高速变速档的齿轮比率，能够同时谋求起步性能及燃耗性能的提高。此外，在该情况下，在设定倒车变速档的齿轮比率时虽存在制约，但在本实施例中，由于能够确保倒车变速档的通常的齿轮比率、即1速变速档的齿轮比率及2速变速档的齿轮比率间的值，因此，没有妨碍。(实施例邪)下面，基于图68说明本发明的第二十五实施例。此外，在第二十五实施例及第二十六实施例中，对与第二十四实施例的构成要素对应的构成要素标注与第二十四实施例的构成要素的标号相同的标号，由此省略重复的说明。另外，在第二十四 第二十六实施例中使用的标号在第二十四 第二十六实施例中完结，与其他的实施例的标号无关。第二十四实施例的自动变速器M为前进6速、后退1速的变速器，但第二十五实施例的自动变速器M是追加了 7速变速档的前进7速、后退1速的变速器。用于确立7速变速档而追加的部件有两个，即相对旋转自如地支承在第二副输入轴14上的7速驱动齿轮47、和固定地设置在输出轴16上且与所述7速驱动齿轮47始终啮合的7速从动齿轮48。因此，第二离合器25卡合而使惰轮从动齿轮19结合在第二副输入
28轴14上，并通过第三同步装置40使7速驱动齿轮47结合在第二副输入轴14上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轮从动齿轮19 —第二离合器25 —第二副输入轴14 —第三同步装置40 — 7速驱动齿轮47 — 7速从动齿轮48 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。第二十五实施例的其他的作用效果与上述的第二十四实施例的作用效果相同。(实施例沈)下面，基于图69说明本发明的第二十六实施例。在第二十四实施例中，在第一副输入轴13侧配置第一离合器M，在第二副输入轴 14侧配置第二离合器25，但在第二十六实施例中，在第一副输入轴13侧集中地配置有第一离合器M及第二离合器25。S卩，在同轴地配置的主输入轴12和第一副输入轴13之间配置有一体化的第一离合器M及第二离合器25，位于径向内侧的第一离合器M使主输入轴12与第一副输入轴 13连接，位于径向外侧的第二离合器25使主输入轴12与惰轮驱动齿轮17连接。而且，惰轮从动齿轮19固定地设置在第二副输入轴14上。因此，在卡合第一离合器M后，主输入轴12的旋转传递到第一副输入轴13，在卡合第二离合器25后，主输入轴12的旋转经由惰轮驱动齿轮17、惰轮18及惰轮从动齿轮19 传递到第二副输入轴14。第一 第四同步机构35、36、40、41的动作和各变速档的确立之间的关系与第二十四实施例相同。通过该第二十六实施例，使设在输出轴16上的倒车-1速从动齿轮42为倒车变速档及1速变速档的确立所共有，使设在输出轴16上的3速-4速从动齿轮44为3速变速档及4速变速档的确立所共有，使设在输出轴16上的5速-6速从动齿轮45为5速变速档及 6速变速档的确立所共有，因此，使合计三个齿轮43、44、45分别共用于两个变速档的确立， 从而能够谋求部件数量的削减及自动变速器M的小型化。以上，说明了本发明的第二十四 第二十六实施例，但本发明在不脱离其主旨的范围内能够进行各种设计变更。例如，第二十四 第二十六实施例的自动变速器M具有液力变矩器T，但在要求轴向的尺寸更小型化的情况下，还能够废除液力变矩器T。另外，在第二十四 第二十六实施例中，例示了自动变速器M，但还可以在液力变矩器T的位置设置自动化的手动离合器。(实施例W)下面，基于图70 图78说明本发明的第二十七实施例。此外，在第二十七实施例中使用的标号在第二十七实施例中完结，与其他的实施例的标号无关。如图70所示，前进7速、后退1速的自动变速器M具有经由液力变矩器T同轴地连接在发动机E的曲轴11上的主输入轴12 ；与主输入轴12同轴地配置的第一副输入轴 13 ；与主输入轴12平行地配置的第二副输入轴14 ；与主输入轴12平行地配置的惰轴15 ； 以及与主输入轴12平行地配置的输出轴16。固定地设置在第一副输入轴13上的惰轮驱动齿轮17与固定地设置在惰轴15上的惰轮18啮合，惰轮18与固定地设置在第二副输入轴14上的惰轮从动齿轮19啮合。另外，固定地设置在输出轴16上的末级驱动齿轮20与差速齿轮21的末级从动齿轮22啮合， 差速齿轮21经由左右的驱动轴23、23连接在左右的车轮W、W上。若卡合由湿式多板离合器构成的第一离合器24，则主输入轴12的驱动力直接传递到第一副输入轴13。另外，若卡合由湿式多板离合器构成的第二离合器25，则主输入轴 12的驱动力经由惰轮驱动齿轮17、惰轮18及惰轮从动齿轮19传递到第二副输入轴14。因此，通过选择性地卡合被一体化的第一、第二离合器对、25，能够将主输入轴12的驱动力选择性地且沿同方向传递到第一、第二副输入轴13、14。在第一副输入轴13上固定设置有1速驱动齿轮31，且3速驱动齿轮32、5速驱动齿轮33及7速驱动齿轮34分别独立地相对旋转自如地被支承在第一副输入轴13上，3速驱动齿轮32及5速驱动齿轮33能够通过第一同步装置35选择性地结合在第一副输入轴 13上，另外，7速驱动齿轮34能够通过第二同步装置36结合在第一副输入轴13上。另一方面，2速驱动齿轮37、4速驱动齿轮38及6速驱动齿轮39分别独立地相对旋转自如地被支承在第二副输入轴14上，2速驱动齿轮37及4速驱动齿轮38能够通过第三同步装置40选择性地结合在第二副输入轴14上，另外，6速驱动齿轮39能够通过第四同步装置41结合在第二副输入轴14上。另外，1速从动齿轮42经由单向离合器43被支承在输出轴16上，且在输出轴16上固定设置有2速-3速-倒车从动齿轮44、4速-5速从动齿轮45、6速-7速从动齿轮46。1 速从动齿轮42与固定地设置在第一副输入轴13上的1速驱动齿轮31啮合，2速-3速-倒车从动齿轮44与以下齿轮啮合相对旋转自如地支承在第二副输入轴14上的2速驱动齿轮37 ；相对旋转自如地支承在第一副输入轴13上的3速驱动齿轮32 ；以及相对旋转自如地支承在惰轴15上的倒车齿轮47。倒车齿轮47能够经由爪形离合器48结合在惰轴15上。此外，本实施例的变速器由于是自动变速器M，因此，第一 第四同步装置35、36、 40,41及爪形离合器48通过被电子控制的未图示的执行器进行动作。下面，对具有上述构成的自动变速器M的1速 7速变速档及倒车变速档的确立进行说明。如图71所示，在确立1速变速档时，在第一 第四同步装置35、36、40、41及爪形离合器48全部未卡合的状态下，第一离合器M卡合而使主输入轴12结合在第一副输入轴 13上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —第一离合器M —第一副输入轴13 — 1速驱动齿轮31 — 1速从动齿轮42 —单向离合器43 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴 23、23 ο如图72所示，在确立2速变速档时，第二离合器25卡合而使主输入轴12结合在惰轮驱动齿轮17上，并通过第三同步装置40使2速驱动齿轮37结合在第二副输入轴14 上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —第二离合器25 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轮从动齿轮19 —第二副输入轴 14 —第三同步装置40 — 2速驱动齿轮37 — 2速-3速-倒车从动齿轮44 —输出轴16 — 末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图73所示，在确立3速变速档时，第一离合器M卡合而使主输入轴12结合在第一副输入轴13上，并通过第一同步装置35使3速驱动齿轮32结合在第一副输入轴13上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴 12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第一同步装置35 — 3速驱动齿轮32 — 2速-3 速-倒车从动齿轮44 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 — 驱动轴23、23。如图74所示，在确立4速变速档时，第二离合器25卡合而使主输入轴12结合在惰轮驱动齿轮17上，并通过第三同步装置40使4速驱动齿轮38结合在第二副输入轴14 上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —第二离合器25 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轮从动齿轮19 —第二副输入轴 14 —第三同步装置40 — 4速驱动齿轮38 — 4速-5速从动齿轮45 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图75所示，在确立5速变速档时，第一离合器M卡合而使主输入轴12结合在第一副输入轴13上，并通过第一同步装置35使5速驱动齿轮33结合在第一副输入轴13 上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴 12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第一同步装置35 — 5速驱动齿轮33 — 4速-5 速从动齿轮45 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动车由2 3、2 3 ο如图76所示，在确立6速变速档时，第二离合器25卡合而使主输入轴12结合在惰轮驱动齿轮17上，并通过第四同步装置41使6速驱动齿轮39结合在第二副输入轴14 上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴12 —第二离合器25 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轮从动齿轮19 —第二副输入轴 14 —第四同步装置41 — 6速驱动齿轮39 — 6速-7速从动齿轮46 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动轴23、23。如图77所示，在确立7速变速档时，第一离合器M卡合而使主输入轴12结合在第一副输入轴13上，并通过第二同步装置36使7速驱动齿轮34结合在第一副输入轴13 上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径传递到车轮W、W 液力变矩器T —主输入轴 12 —第一离合器M —第一副输入轴13 —第二同步装置36 — 7速驱动齿轮34 — 6速-7 速从动齿轮46 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 —差速齿轮21 —驱动车由2 3、2 3 ο如图78所示，在确立倒车速变速档时，第二离合器25卡合而使主输入轴12结合在惰轮驱动齿轮17上，并通过爪形离合器48使倒车齿轮47结合在惰轴15上。在该状态下，发动机E的驱动力以如下路径被传递至车轮W、W并使车轮W、W反方向旋转液力变矩器T —主输入轴12 —第二离合器25 —惰轮驱动齿轮17 —惰轮18 —惰轴15 —倒车齿轮 47 — 2速-3速-倒车从动齿轮44 —输出轴16 —末级驱动齿轮20 —末级从动齿轮22 — 差速齿轮21 —驱动轴23、23。因此，在3速、5速及7速变速档确立时，第一离合器M卡合从而第一副输入轴13 旋转，该旋转在3速变速档确立时经由3速驱动齿轮32及2速-3速-倒车从动齿轮44传递到输出轴16，在5速变速档确立时经由5速驱动齿轮33及4速-5速从动齿轮45传递到输出轴16，在7速变速档确立时经由7速驱动齿轮34及6速-7速从动齿轮46传递到输出轴16。此时，存在将驱动力从第一副输入轴13经由1速驱动齿轮31、1速从动齿轮42及单
31向离合器43传递到输出轴16的路径，但由于与1速从动齿轮42的转速相比，输出轴16的转速高，单向离合器43被维持在滑离状态，从而不妨碍3速、5速及7速变速档的确立。在2速、4速及6速变速档确立时，第一离合器M变为不连接，第一副输入轴13从主驱动轴12断开。此时，即使驱动力从旋转的输出轴16侧经由单向离合器43向第一副输入轴13侧逆传递，由于单向离合器43滑离，所以不会发生所述驱动力的逆传递，能够避免因第一副输入轴13的打滑导致的摩擦的增加。不过，在倒车变速档确立时，由于输出轴16 沿与前进变速档确立时相反的方向旋转，因此，驱动力会从逆旋转的输出轴16侧经由单向离合器43向第一副输入轴13侧逆传递，但由于倒车变速档确立的时间比较短，因此，因第一副输入轴13的打滑导致的摩擦的增加在实际使用时不成为问题。如以上所述，根据本实施例，使设在输出轴16上的2速-3速-倒车从动齿轮44 共用于2速变速档、3速变速档及倒车变速档的确立，使设在输出轴16上的4速-5速从动齿轮45共用于4速变速档及5速变速档的确立，使设在输出轴16上的6速-7速从动齿轮 46共用于6速变速档及7速变速档的确立，因此，通过齿轮的共有化能够实现部件数量的削减及变速器M的小型化。而且，由于使固定地设置在第一副输入轴13上的1速驱动齿轮31与经由单向离合器43被支承在输出轴16上的1速从动齿轮42啮合，所以，不需要同步装置就能够确立 1速变速档，能够避免变速器M的大型化，同时使前进变速档数增加。另外，在惰轴15上固定设置有惰轮18，使主输入轴12的驱动力经由第二离合器 25、惰轮驱动齿轮17、惰轮18及惰轮从动齿轮19传递到第二副输入轴14，所以，通过惰轮驱动齿轮17、惰轮18及惰轮从动齿轮19的齿数的选择能够任意设定第一副输入轴13及第二副输入轴14的转速比。另外，由于利用共用的惰轴15支承用于将主输入轴12的驱动力传递到第二副输入轴14的惰轮18和用于确立倒车变速档的倒车齿轮47，因此，与分别通过单独的轴来支承惰轮18及倒车齿轮47的情况相比，能够使自动变速器M小型化。以上，对本发明的第二十七实施例进行了说明，但本发明能够在不脱离其主旨的范围内进行各种设计变更。例如，第二十七实施例的自动变速器M具有液力变矩器T，但在要求轴向的尺寸更小型化的情况下，还能够废除液力变矩器T。另外，在第二十七实施例中，例示了自动变速器M，但还可以在液力变矩器T的位置上设置自动化的手动离合器。另外，在第二十七实施例中，在惰轴15上固定惰轮18而相对旋转自由地支承倒车齿轮47，但还可以固定倒车齿轮47而相对旋转自如地支承惰轮18。另外，除了作为变速离合器以外，还可以将第一、第二离合器M、25作为起步离合器使用。另外，第一、第二离合器M、25不限于湿式多板离合器，还可以为干式离合器。另外，代替使1速从动齿轮42通过单向离合器43相对于输出轴16结合/脱开的结构，还可以使1速驱动齿轮31通过同步装置相对于第一副输入轴13结合/脱开。
权利要求
1.一种变速器，其特征在于，该变速器具有输入发动机的驱动力的主输入轴；第一副输入轴，其与所述主输入轴同轴地配置，并经由第一离合器选择性地与该主输入轴结合；第二副输入轴，其与所述主输入轴平行地配置，并经由第二离合器选择性地与该主输入轴结合；输出轴，其与所述主输入轴平行地配置并向驱动轮传递驱动力；惰轴，其与所述主输入轴平行地配置并支承倒车惰轮；由多个齿轮构成的第一齿轮组，该多个齿轮配置在所述第一副输入轴上，并经由同步装置选择性地与该第一副输入轴结合；由多个齿轮构成的第二齿轮组，该多个齿轮配置在所述第二副输入轴上，并经由同步装置选择性地与该第二副输入轴结合；以及由多个齿轮构成的第三齿轮组，该多个齿轮与所述输出轴结合，并与所述第一齿轮组的齿轮及所述第二齿轮组的齿轮啮合，所述第三齿轮组的各齿轮被所述第一齿轮组的各齿轮及所述第二齿轮组的各齿轮共用，从所述主输入轴向所述第二副输入轴传递驱动力的惰轮支承于所述惰轴。
2.如权利要求1所述的变速器，其特征在于，所述第一离合器配置在所述第一副输入轴上，所述第二离合器配置在所述第二副输入轴上，所述第二离合器将所述主输入轴的驱动力经由所述惰轮传递给所述第二副输入轴。
3.如权利要求2所述的变速器，其特征在于，所述第一离合器、第二离合器配置在所述第一副输入轴和第二副输入轴的与所述发动机相反侧的端部。
4.如权利要求1 3的任一项所述的变速器，其特征在于，所述第一倒车惰轮和所述第二倒车惰轮中的任一方相对于所述惰轴自由地结合/脱开，所述第一倒车惰轮支承于所述惰轴并与所述第三齿轮组的任一齿轮啮合，所述第二倒车惰轮支承于所述惰轴并与固定地设置于所述第一副输入轴的齿轮啮合。
5.如权利要求4所述的变速器，其特征在于，所述倒车惰轮与所述第三齿轮组的齿轮中的最低变速档的齿轮啮合。
6.如权利要求1 5的任一项所述的变速器，其特征在于，在所述主输入轴与所述第一离合器、第二离合器之间配置有主离合器，在从所述主离合器至所述第一离合器、第二离合器的动力传递路径上连接有电动发电机。
全文摘要
一种变速器，设在第一副输入轴(13)上的第一齿轮组的齿轮(31～34)和设在第二副输入轴(14)上的第二齿轮组的齿轮(37～39)共用设在输出轴(16)上的第三齿轮组的齿轮(43～46)，第一副输入轴(13)经由第一离合器(24)传递主输入轴(12)的驱动力，第二副输入轴(14)经由惰轮(17～19)及第二离合器(25)传递主输入轴(12)的驱动力，所以能够实现部件数量的削减及变速器的小型化。另外，在确立任何变速档时，由于第一、第二离合器(24、25)的切换时刻和同步装置(35、36、41、42)的切换时刻的前后关系是任意的，所以能够防止因所述时刻的偏差导致的换档冲击的发生，从而能够实现顺畅的变速。
文档编号F16H3/093GK102216649SQ200980145148
公开日2011年10月12日 申请日期2009年11月13日 优先权日2008年11月14日
发明者畑山一马, 藤本修一, 藤村章, 西田尚人 申请人:本田技研工业株式会社