车辆用动力传递机构的制作方法

本发明涉及一种经由离合器机构传递来自驱动源的驱动力的车辆用动力传递机构，尤其涉及一种多个齿轮相对离合器机构一体化的车辆用动力传递机构。

背景技术：

如专利文献1的图2所示，湿式多板离合器机构主要由有底圆筒状的离合器鼓和相对于离合器鼓的内部同心地配置的离合器毂构成，在离合器鼓的轴向的内周面上通过花键嵌合(结合)设有多个离合器板，另一方面，在离合器毂的轴向的外周面上，多个离合器盘通过花键结合与离合器板彼此错开地交替设置。

此外，离合器鼓具备：使上述离合器板与离合器盘压接的活塞；使活塞沿轴向驱动的活塞室；以及限制离合器板的轴向端部的端板。因此，构成为：通过对活塞室供给工作油，活塞沿轴向被驱动，上述离合器板及离合器盘被活塞及端板沿轴向按压，从而能够传递规定的驱动力(扭矩)。

此外，公知涉及以下这样的无级变速器的发明：为了轻量化，在离合器机构的离合器鼓的轴端部一体地形成行星齿轮机构的环形齿轮齿，由此省略了支承环形齿轮的齿轮齿的圆筒部分(例如参照专利文献2。)。

并且，公知涉及以下这样的自动变速器的发明：同样为了轻量化，在驱动齿轮的齿轮齿上沿轴向串联地一体形成驻车齿轮的齿轮齿，由此省略了支承驻车齿轮的齿轮齿的圆筒部分(例如参照专利文献3。)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2013-164110号公报

专利文献2：日本特许第4754717号公报

专利文献3：日本特开2014-101924号公报

技术实现要素：

发明所要解决的问题

如上述专利文献2所记载的无级变速器那样，使行星齿轮机构的环形齿轮与离合器鼓的轴端部一体化的情况下，在离合器鼓上，除了涉及离合器鼓的扭矩传递的旋转负载(涉及离合器紧固的旋转负载)，还另行承载有涉及一体化的环形齿轮的扭矩传递的旋转负载。因此，必须通过增加板厚或改变形状等来确保离合器鼓的强度和刚性。

但是，由于离合器鼓的板厚增加或形状改变等伴随着与离合器鼓组合的离合器毂、相邻的部件的形状改变或者重量增加，因此不容易确保离合器鼓的强度和刚性。

并且，如上述专利文献3所记载的自动变速器那样，在驱动齿轮的齿轮齿上沿轴向串联地一体形成驻车齿轮的齿轮齿的情况下，为了抑制重量增加，必须相邻地形成驱动齿轮的齿轮齿与驻车齿轮的齿轮齿。

但是，相邻地形成驱动齿轮的齿轮齿与驻车齿轮的齿轮齿的情况下，由于涉及齿轮齿成型的生产技术(切削)的制约，存在不能使驻车齿轮直径比驱动齿轮的齿底径大的问题。另外，通过在驱动齿轮的齿轮齿与驻车齿轮的齿轮齿之间设置加工空间，能够使驻车齿轮直径大径化。但是，该情况下，由于齿轮的整体尺寸沿轴向扩大，齿轮的整体重量增加。

因此，将从属的齿轮齿(驻车齿轮的齿轮齿)相对于主要的齿轮齿(驱动齿轮的齿轮齿)沿轴向串联地一体形成的情况下，为了抑制重量增加，必须相邻地配置主要的齿轮齿(驱动齿轮的齿轮齿)与从属的齿轮齿(驻车齿轮的齿轮齿)，由此缩小了从属的齿轮齿(驻车齿轮的齿轮齿)的配置(布局)自由度。

因此，本发明是鉴于上述现有技术的问题点而完成的，其目的在于提供一种车辆用动力传递机构，使得在多个齿轮齿与离合器鼓一体化的情况下，一体化的齿轮齿的布局自由度大且容易确保离合器鼓的强度和刚性。

用于解决课题的手段

用于达到上述目的本发明的车辆用动力传递机构中，该车辆用动力传递机构配置在从驱动源至驱动轮的动力传递路径上，具备经由离合器机构64连结的第1旋转体21和第2旋转体14A，紧固所述离合器机构64而使得在所述第1旋转体21与所述第2旋转体14A之间传递旋转动力，所述车辆用动力传递机构的特征在于，所述离合器机构64由离合器鼓64A和离合器毂64B构成，该离合器鼓64A和该离合器毂64B各自分开地安装在所述第1旋转体21和所述第2旋转体14A中的任意一方上，在所述离合器鼓64A的径向外侧的外周部上形成有多个齿轮53C、80，所述多个齿轮53C、80当所述离合器机构64紧固时不会被驱动，且当该离合器机构64非紧固时不会彼此同时被驱动。

上述结构中，上述多个齿轮53C、80形成在离合器鼓64A的径向外侧的外周部64p。离合器鼓64的径向外侧的外周部64p对于齿轮配置具有充分的空间，因此齿轮的布局的自由度提高。

而且，上述多个齿轮53C、80当离合器机构64紧固时不会被驱动，且当该离合器机构64非紧固时不会彼此同时被驱动。即，传递至离合器鼓64A的旋转负载是涉及离合器紧固的旋转负载、或涉及上述多个齿轮中的任意一个齿轮驱动的旋转负载。因此，在使上述多个齿轮与离合器鼓64A一体化的情况下，也能够通过在相对于涉及离合器紧固的旋转负载的离合器鼓64A的现强度和刚性的范围内或轻微的设计变更(强度和刚性的提高)来确保离合器鼓64A的强度和刚性。即容易确保离合器鼓64A的强度和刚性。而且，上述多个齿轮53C、80与离合器鼓64A的径向外侧的外周部64p一体化，从而省略了与上述多个齿轮有关的圆筒部分，机构整体可以实现轻量化。

根据本发明的第2特征，所述多个齿轮53C、80包括传递旋转动力的动力传递齿轮53C或者约束所述第1旋转体21或第2旋转体14A的旋转的旋转约束齿轮80。

上述结构中，作为与离合器鼓64A的径向外侧的外周部一体化的多个齿轮，包括上述动力传递齿轮53C和上述旋转约束齿轮80。这些齿轮当离合器机构64紧固时不会被驱动，且当离合器机构64非紧固时不会彼此同时被驱动，因此作为与离合器鼓64A一体化的齿轮，由于包括上述动力传递齿轮53C和上述旋转约束齿轮80，从而容易确保离合器鼓64A的强度和刚性。

根据本发明的第3特征，在所述离合器机构64的径向外侧配置有与所述多个齿轮中的任意一个齿轮53C接合的轴17。

上述结构中，在上述离合器机构64的径向外侧配置有与上述齿轮53C接合的轴17，因此，通过在上述轴17上另行增加齿轮，能够实现上述齿轮53C的小径化。通过与离合器鼓64A一体化的上述齿轮53C的小径化，防止了大扭矩的传递，由此容易确保离合器鼓64A的强度和刚性。而且，通过上述齿轮53C的小径化，能够有利于机构整体的轻量化。

根据本发明的第4特征，在所述离合器鼓64A的径向内侧设有用于使活塞65A动作的油室64h，所述活塞65A使所述离合器机构64断开或连接，该油室64h的隔壁部64q与所述多个齿轮中的任意一个齿轮80形成为在轴向上重合。

上述结构中，上述油室64h的隔壁部64q与上述齿轮80形成为在轴向上重合。即，上述齿轮80形成在上述油室64h的隔壁部64q的正上方径向外侧。上述油室64h的隔壁部64q为强度和刚性高的部位(厚壁部)，因此通过将上述旋转约束齿轮80形成在上述油室64h的隔壁部64q的正上方(径向外侧)，容易确保离合器鼓64A的强度和刚性。

本发明的第5特征在于，所述多个齿轮53C、80在靠近所述油室64h的所述隔壁部64q的状态下形成在所述离合器鼓64A的径向外侧的外周部64p。

上述结构中，与离合器鼓64A一体化的多个齿轮在靠近上述油室64h的隔壁部64q的状态下形成在上述离合器鼓64A的径向外侧的外周部64p，因此能够减小未配置齿轮的径向外侧的外周部64p的板厚，能够实现离合器鼓64A的轻量化。

本发明的第6特征在于，所述第1旋转体21为构成带式无级变速机构20的一个带轮21，并且所述第2旋转体14A为与所述带轮21的带轮旋转轴14B不同的旋转轴14A。

上述结构中，能够对构成带式无级变速机构20的一个带轮21和与上述带轮21的带轮旋转轴14B不同的旋转轴14A之间的经由离合器机构64的动力传递应用本发明。

本发明的第7特征在于，所述旋转轴14A是设有与车辆的差动装置28接合的最终驱动齿轮26的最终驱动轴14A。

上述结构中，能够对上述带轮21与最终驱动轴14A之间的经由离合器机构64的动力传递应用本发明。

本发明的第8特征在于，所述动力传递齿轮53C是传递与车辆的后退相关的旋转动力的倒档齿轮53C，并且所述旋转约束齿轮80是约束所述最终驱动轴14A的旋转的驻车齿轮80。

上述结构中，上述动力传递齿轮53C为倒档齿轮53C，上述旋转约束齿轮80为驻车齿轮80。这些齿轮当离合器机构64紧固时、即上述带轮21将驱动力输出至最终驱动轴14A时不会被驱动，且当离合器机构64非紧固时不会彼此同时被驱动，因此容易确保离合器鼓64A的强度和刚性。

发明效果

根据本发明的车辆用动力传递机构，能够使多个齿轮53C、80与离合器鼓64A的径向外侧的外周部一体化，其中，多个齿轮53C、80当离合器机构64紧固时不会被驱动且当离合器机构64非紧固时不会彼此同时被驱动，因此能够削减机构整体的部件个数，实现小型化和轻量化。

附图说明

图1是具备本实施方式的车辆用动力传递机构的变速器的骨架图。

图2是示出变速器的前进模式中的扭矩流的说明图。

图3是示出变速器的后退模式中的扭矩流的说明图。

图4是示出变速器的驻车模式中的扭矩流的说明图。

图5是本发明的车辆用动力传递机构所应用的第四离合器周边的局部剖视图。

图6是图5的A部分的放大图。

图7是示出本实施方式的驻车机构的说明图。

标号说明

1：变速器；

10：壳体；

12：变矩器；

13：输入轴；

14：第一输出轴；

14A：内周轴(第2旋转体、最终驱动轴)；

14e：外周面；

14B：外周轴(带轮旋转轴)；

14a：内周面；

14b：端部；

15：第二输出轴；

16：曲轴；

20：无级变速机构；

21：第一带轮(第1旋转体)；

21A：第一固定带轮；

21B：第一可动带轮；

22：第二带轮；

22A：第二固定带轮；

22B：第二可动带轮；

23：环形带；

25：最终输出机构；

29：驱动轴；

51：第一传递路径；

51A：第一传递驱动齿轮；

51B：第二传递从动齿轮；

52：第二传递路径；

53：第三传递路径；

54：第四传递路径；

70：前进后退切换机构；

80：驻车齿轮；

81：驻车止动爪；

82：驻车杆；

83：钩式杆；

84：杆导向件

85：止动爪轴；

86：轴架；

87：螺旋弹簧；

88：棘爪。

具体实施方式

以下参照附图详细说明本发明的实施方式。图1是具备本实施方式的车辆用动力传递机构的变速器的骨架图。该图所示的变速器1对来自装配于车辆的发动机(驱动源)E的驱动力的旋转进行变速并输出至驱动轮侧，其具备设置在发动机E的曲轴16与输入轴13之间的变矩器12。具备本实施方式的变速器1的车辆中，起步时的半离合控制由变矩器12进行。变速器1具备从驱动源E经由变矩器12连接的输入轴13、相对输入轴13平行配置且由内周轴14A和外周轴14B构成的同心双轴的第一输出轴14、以及同样相对输入轴13平行配置的第二输出轴15。

输入轴13由如下构件构成：主输入轴13A，其被输入来自发动机E的驱动力；中空的第一副输入轴13B，其旋转中心与主输入轴13A相同，经由第一离合器61与主输入轴13A连结；以及第二副输入轴13C，其旋转中心与主输入轴13A相同，经由第二离合器62与主输入轴13A连结。第二副输入轴13C贯通第一副输入轴13B的内部。

在第一输出轴14的外周轴14B与第二输出轴15之间配置有无级变速机构20。无级变速机构20具备设置于第一输出轴14的外周轴14B上的第一带轮21(第1旋转体)、设置于第二输出轴15上的第二带轮22、以及卷绕在第一带轮21与第二带轮22之间的环形带23。第一带轮21和第二带轮22的槽宽由于液压而沿彼此相反的方向增减，使第一输出轴14的外周轴14B与第二输出轴15之间的变速比连续变化。第一带轮(第1旋转体)21由固定于第一输出轴14的外周轴(带轮旋转轴)14B上的第一固定带轮21A和能够接近或离开第一固定带轮21A的第一可动带轮21B构成。此外，第二带轮22由固定于第二输出轴15上的第二固定带轮22A和能够接近或离开第二固定带轮22A的第二可动带轮22B构成。

在输入轴13与第一输出轴14之间设置有第一传递路径51，该第一传递路径51由配置于输入轴13上的第一传递驱动齿轮51A和配置于第一输出轴14的外周轴(带轮旋转轴)14B上的第一传递从动齿轮51B构成。

在输入轴13与第二输出轴15之间设置有第二传递路径52，该第二传递路径52由配置于输入轴13上的第二传递驱动齿轮52A和配置于第二输出轴15上的第二传递从动齿轮52B构成。

在输入轴13与第一输出轴14之间设置有第三传递路径53，该第三传递路径53由配置于输入轴13上的第三传递驱动齿轮53A、配置于第一输出轴14上的第三传递从动齿轮(动力传递齿轮、倒档齿轮)53C、以及配置于第三传递驱动齿轮53A与第三传递从动齿轮53C之间的第三传递怠速齿轮53B构成。第三传递怠速齿轮53B以相对旋转自如的方式支承在怠速轴(轴)17上。由于具有第三传递怠速齿轮53B，由上述3个齿轮53A、53B、53C构成的齿轮系作为使驱动力的旋转方向反转并将其传递的齿轮系发挥功能。

在第一输出轴14与第二输出轴15之间设置有第四传递路径54，该第四传递路径54由配置于第二输出轴15上的中间传递驱动齿轮54A、配置于第一输出轴14上的中间传递从动齿轮54C、以及配置于中间传递驱动齿轮54A与中间传递从动齿轮54C之间的中间传递怠速齿轮54B构成。中间传递怠速齿轮54B以相对旋转自如的方式支承在怠速轴18上。此处，图1中，中间传递怠速齿轮54B与中间传递从动齿轮54C不相邻，但实际上，中间传递怠速齿轮54B与中间传递从动齿轮54C彼此相邻，它们彼此啮合(接合)。

与输入轴13同轴地配置有前进后退切换机构70。前进后退切换机构70构成为对是将来自输入轴13的驱动力传递至第二传递路径52还是传递至第三传递路径53选择性地进行切换。在输入轴13的第二副输入轴13C上以相对旋转自如的方式支承有第二传递驱动齿轮52A和第三传递驱动齿轮53A，当使前进后退切换机构70的套筒71从中立位置向图中左方移动时，第二传递驱动齿轮52A与输入轴13的第二副输入轴13C结合，驱动力从输入轴13被传递至第二传递路径52侧。另一方面，当使前进后退切换机构70的套筒71从中立位置向图中右方移动时，第三传递驱动齿轮53A与输入轴13的第二副输入轴13C结合，驱动力从输入轴13被传递至第三传递路径53侧。

在第一输出轴14的下游侧配置有将传递至第一输出轴14的驱动力输出的最终输出机构25。最终输出机构25具备配置在第一输出轴14上的最终驱动齿轮26、外周形成有与该最终驱动齿轮26啮合的最终从动齿轮27的差动齿轮(差动装置)28、以及用于将由差动齿轮(差动装置)28分配的驱动力传递至未图示的左右驱动轮的驱动轴29。

此外，本实施方式的变速器1具备作为动力传递切换机构的4个离合器(摩擦离合器)。具体而言，是切换是否从输入轴13向第一传递路径51传递动力的第一离合器(LO离合器)61、切换是否从输入轴13向第二传递路径52传递动力的第二离合器(HI离合器)62、切换是否从第二带轮22向最终输出机构25传递动力的第三离合器63、以及切换是否从第一带轮21向最终输出机构25传递动力的第四离合器64。这些第一至第四离合器61～64均通过液压回路(未图示)对液压(工作油)的供给/排放来控制其紧固/释放的动作。

具体构成为：第四离合器64的离合器鼓64A(图6)与第一输出轴14的内周轴(第2旋转体、最终驱动轴)14A成一体地旋转，另一方面，第四离合器64的离合器毂64B(图6)与第一带轮(第1旋转体)21的第一固定带轮21A成一体地旋转。

而且，在离合器鼓64A的径向外侧的外周部上沿轴向与上述第三传递从动齿轮53串联地设置有驻车齿轮(旋转约束齿轮)80，该驻车齿轮(旋转约束齿轮)80约束第一输出轴14的内周轴(第2旋转体、最终驱动轴)14A的旋转。驻车齿轮80通过与驻车止动爪81(图7)接合而约束旋转，由此约束第一输出轴14的内周轴(第2旋转体、最终驱动轴)14A的旋转。

图2是示出变速器的前进模式中的扭矩流的说明图。

前进模式下，如图2所示，来自发动机E的驱动力沿着主输入轴13A→第二离合器62→第二副输入轴13C→前进后退切换机构70→第二传递路径52→第二带轮22→环形带23→第一带轮21→第四离合器64→内周轴(最终驱动轴)14A→最终输出机构25这样的驱动力传递路径被向驱动轮(未图示)传递。该情况下，第三传递从动齿轮53C及驻车齿轮80未被旋转驱动，因此第四离合器64的离合器鼓64A仅接受涉及离合器紧固的旋转负载，不接受除此以外的旋转负载(从第三传递从动齿轮53C及驻车齿轮80传递的旋转负载)。

图3是示出变速器1的后退模式中的扭矩流的说明图。

后退模式下，如图3所示，来自发动机E的驱动力沿着主输入轴13A→第二离合器62→第二副输入轴13C→前进后退切换机构70→第三传递驱动齿轮53A→第三传递怠速齿轮53B→第三传递从动齿轮53C→离合器鼓64A→内周轴(最终驱动轴)14A→最终输出机构25这样的驱动力传递路径被向驱动轮(未图示)传递。该情况下，第四离合器64未被紧固，因此第四离合器64的离合器鼓64A仅接受从第三传递从动齿轮53C传递的旋转负载，不接受除此以外的旋转负载(涉及第四离合器64的紧固的旋转负载和从驻车齿轮80传递的旋转负载)。

图4是示出变速器1的驻车模式中的扭矩流的说明图。

驻车模式下，如图4所示，来自驱动轮(未图示)的驱动力沿着驱动轮→最终输出机构25→内周轴(最终驱动轴)14A→离合器鼓64A→驻车齿轮80这样的驱动力传递路径被向驻车止动爪81(图7)传递。该情况下，第四离合器64未被紧固，因此第四离合器64的离合器鼓64A仅接受从驻车齿轮80传递的旋转负载，不接受除此以外的旋转负载(涉及第四离合器64的紧固的旋转负载和从第三传递从动齿轮53C传递的旋转负载)。

如图2至图4所示，第四离合器64的离合器鼓64A接受涉及第四离合器64的紧固的旋转负载(高速模式下的旋转负载)、从第三传递从动齿轮53C传递的旋转负载(后退模式下的旋转负载)、以及从驻车齿轮80传递的旋转负载(驻车模式下的旋转负载)中的任意一种旋转负载，不接受两种以上的旋转负载。即，当第四离合器64紧固时，离合器鼓64A仅接受涉及第四离合器64的紧固的旋转负载，另一方面，当第四离合器64非紧固时，离合器鼓64A接受从第三传递从动齿轮53C传递的旋转负载和从驻车齿轮80传递的旋转负载中的任意一种旋转负载。

图5是本发明的车辆用动力传递机构所应用的第四离合器64周边的局部剖视图。此外，图6是图5的A部分的放大图。如图5所示，变速器1的第一输出轴14是具备内周轴14A与外周轴14B的双重管结构。内周轴14A的轴向两侧的端部分别被滚珠轴承101和滚柱轴承102以旋转自如的方式支承于壳体10。外周轴(带轮旋转轴)14B是配置在与内周轴14A同心的轴上的外侧的中空的旋转轴。

外周轴14B通过设置在其外周侧的滚珠轴承105以旋转自如的方式支承于壳体10。详细而言，在外周轴14B的外周面上设置有：第一可动带轮21B，其利用被供给至活塞室111的液压在外周轴14B上沿轴向移动；以及带轮罩壳(罩壳部件)118，其固定在外周轴14B上，形成活塞室111。并且，滚珠轴承105设置在带轮罩壳118的外周面上，将该带轮罩壳118支承为相对变速器1的壳体10旋转自如。

并且，在外周轴14B上的与带轮罩壳118相邻的位置，设置有第一传递从动齿轮(以下仅称“齿轮”。)51B。该齿轮51B设置在外周轴14B的轴向端部(图中右侧的端部)14b附近的外周面上。齿轮51B的齿面由斜齿轮构成。由此，齿轮51B产生的推力载荷(轴向的载荷)对该齿轮51B向带轮罩壳118侧施力。

此外，在外周轴14B的外周面上形成有直径尺寸变化的阶梯部117。带轮罩壳118的轴向的一端部(图的左侧的端部)与该阶梯部117抵接。而且，齿轮51B的轴向的另一端部(图中右侧的端部)安装有限制该齿轮51B向轴向移动的螺母(卡定件)119。由此，在阶梯部117与螺母119之间夹有带轮罩壳118和齿轮51B，从而将它们固定。

在外周轴14B上设有被供给用于沿轴向驱动可动带轮21B的工作油的液压的活塞室111。并且，在内周轴14A的外周面与外周轴14B的内周面之间的间隙形成有供工作油流通的油路112。设有从内周轴14A的内周侧(轴芯部)的油路114连通至油路112的第一连通路113和从油路112连通至外周轴14B的外周侧的活塞室111的第二连通路115(115a、115b)。此外，在与滚针轴承110相邻的位置上设置有将内周轴14A的外周面与外周轴14B的内周面之间的间隙(油路112)密封起来的密封圈121。密封圈121相对于滚针轴承110配置在轴向的一侧(图中右侧)，第一连通路113及第二连通路115相对于滚针轴承110配置在轴向的另一侧(图的左侧)。

并且，相对于滚针轴承110在轴向的一方(图的左侧)设置有以相对旋转自如的方式支承内周轴14A与外周轴14B的另一滚针轴承120。滚针轴承120为与对置的外周轴14B的内周面始终接触的结构。而且，在轴向上，在滚针轴承110与滚针轴承120之间设置有密封油路112的另一端部(图的左侧的端部)的密封圈122。

被导入到内周轴14A的内侧的油路114中的工作油通过第一连通路113被导入内周轴14A与外周轴14B之间的油路112。被导入到油路112中的工作油从该处通过第二连通路115被供给至设在外周轴14B的外侧的活塞室111。此处，油路112的轴向的两侧端部分别被密封圈121和密封圈122密封。并且，该油路112内配置有滚针轴承110。

如图6所示，第四离合器64具备：与内周轴14A的外周面花键嵌合(结合)的有底圆筒状的离合器鼓64A、由与离合器鼓64A的内周面接合的圆环状的平板构成的多个离合器板64a、相对离合器鼓同心地配置并能够相对旋转的离合器毂64B、以及由与离合器毂64B的外周接合的圆环状的平板构成的多个离合器盘64b。离合器板64a和离合器盘64b在轴向上交替重合地排列。在离合器板64a与离合器盘64b的层叠方向上的一轴向端部(图中右侧)上设置有承接离合器板64a与离合器盘64b的层叠体的端板(未图示)。在与端板的右侧相邻的位置上设置有限制端板的轴向移动的限制部件(未图示)。

在离合器鼓64A的内周面上沿圆周方向按规定间隔形成有沿轴向延伸的多个花键槽64e，在离合器板64a的外周形成有与花键槽64e数量相同的突起状的齿部(未图示)。并且，在离合器鼓64A的花键槽64e中以能够向轴向滑动且不能相对旋转的方式接合有离合器板64a的齿部。并且，在离合器毂64B的外周面上沿圆周方向按规定间隔形成有沿轴向延伸的多个花键槽64f，在离合器盘64b的内周上形成有与花键槽64f数量相同的突起状的齿部(未图示)。并且，在离合器毂64B的花键槽64f中以能够向轴向滑动且不能相对旋转的方式接合有离合器盘64b的齿部。

在离合器鼓64A内收纳有离合器活塞(按压部件)64g。在离合器活塞64g与离合器鼓64A之间的间隙中限定有离合器活塞室64h。离合器活塞室64h内形成有与内周轴14A中的油路连通的油路64i，工作油经由该油路64i被导入离合器活塞室64h。离合器活塞64g相对于离合器鼓64A以能够沿轴向相对移动的方式设置，在其外周面与离合器鼓64A之间沿上下设置有用于密封离合器活塞室64h的密封部件64j。

此外，在离合器活塞64g的内侧形成有空洞部64n。在空洞部64n形成有与内周轴14A中的油路连通的油路64o，工作油经由该油路64o被导入空洞部64n。

在第1带轮21的第1固定带轮21A上一体形成(固设)有第四离合器64的离合器毂64B，并且离合器鼓64A与内周轴14A的外周面花键结合。并且，离合器鼓64A的一轴向端部(图中右侧)与形成在内周轴14A的外周面上的阶梯部123抵接，并且另一轴向端部(图的左侧)与滚珠轴承101抵接。另外，如图5所示，滚珠轴承101的不与离合器鼓64A抵接的一侧经由垫圈124通过螺母125紧固。由此，离合器鼓64A及滚珠轴承101在被夹在阶梯部123与螺母125之间的状态下相对轴向固定。

离合器鼓64A的径向外侧的外周部64p对于齿轮配置具有充分的、例如轴向长度D的空间。本实施方式中，在离合器活塞室64h的隔壁部64q的径向外侧(图中上部)形成有驻车齿轮80，并沿轴向串联地形成有第三传递从动齿轮53C。即，第三传递从动齿轮53C及驻车齿轮80在靠近离合器活塞室64h的隔壁部64q的状态下沿轴向串联地形成。这样，隔壁部64q为强度和刚性高的部位(厚壁部)，因此通过在靠近离合器活塞室64h的隔壁部64q的状态下使第三传递从动齿轮53C及驻车齿轮80与外周部64p一体化，容易确保离合器鼓64的强度和刚性。此外，在上述状态下使第三传递从动齿轮53C及驻车齿轮80与外周部64p一体化的情况下，对于外周部64p中的未配置有齿轮的轴向长度d1的部分，能够减小板厚，使离合器鼓64A轻量化。另外，第三传递从动齿轮53C始终与第三传递怠速齿轮53B啮合，而驻车齿轮80仅在驾驶员将变速杆(未图示)设定为P档的情况下与驻车止动爪81(图7)接合。参照图7，在后面对该驻车齿轮80与驻车止动爪81的接合进行叙述。

再次返回图5，在第三传递从动齿轮53C的径向外侧配置有怠速轴17。怠速轴17的轴向的一端以不能旋转的方式安装于壳体10。另一方面，轴向的另一端利用螺栓127经由支承部件126固定于壳体10。即，轴向的另一端被支承部件126支承，并且支承部件126利用螺栓127紧固在壳体10与怠速轴17之间。因此，在怠速轴17与支承部件126抵接的部位上形成有与轴向正交的螺纹孔17a。

在怠速轴17的外周面形成有阶梯17b，并以旋转自如的方式安装有传递车辆的后退模式下的驱动力的第三传递怠速齿轮53B。第三传递怠速齿轮53B在被阶梯17b、固定件128以及卡定件129夹着的同时相对怠速轴17以相对旋转自如的方式被安装。另外，在怠速轴17与第三传递怠速齿轮53B之间安装有滚针轴承130。

图7是示出本实施方式的驻车机构的说明图。

该驻车机构具备以下构件而构成：与驻车齿轮80接合的驻车止动爪81、使驻车止动爪81选择性地与驻车齿轮80接合/不接合的驻车杆82、使驻车杆82前进后退的钩式杆83、引导驻车杆82与驻车止动爪81接合的杆导向件84、作为驻车止动爪81的转动支点的止动爪轴85、支承止动爪轴85的轴架86、施力使得驻车止动爪81不与驻车齿轮80接合的螺旋弹簧87、以及保持钩式杆83的旋转位置的棘爪88。

驻车止动爪81具有大致细长平板状的形状，在与驻车齿轮80对置的径向外侧形成有与驻车齿轮80接合的爪81a，在爪81a的相反侧形成有与驻车杆82接合的接合部81b。而且，与爪81a相反一侧的端部以能够转动的方式被止动爪轴85枢转支承，同时利用螺旋弹簧87保持在爪81a未与驻车齿轮80接合的旋转位置。

驻车杆82由大致L字状的轴82a和凸轮体82b构成，该凸轮体82b与驻车止动爪81的接合部81b接合，是由圆柱体与半圆锥体两级组合而成的形状。轴82a的一端以能够以点A为中心摆动的方式安装于钩式杆83的板83b上。

钩式杆83由与驾驶员的变速杆(未图示)联动地以点B为中心转动的手动轴83a和安装于手动轴83a的前端的大致扇形状的板83b构成。此外，在远离手动轴83a的中心B的点A附近以能摆动的方式安装有驻车杆82。因此，钩式杆83以点B为中心沿图中逆时针方向或顺时针方向转动，从而驻车杆82与此相应地以点A为中心沿顺时针方向或逆时针方向摆动，同时向图中下方或上方移位。

此外，在板83b的外周形成有棘爪部83c。棘爪部83c具有与待放入变速杆的各档位(例如P档、R档、N档、D档、L档等)对应的多个凹凸。另外，图7示出变速杆被放入P档、驻车止动爪81与驻车齿轮80接合的状态。

杆导向件84具有大致圆筒形状，引导驻车杆82的凸轮体82b与驻车止动爪81的接合部81b接合。另外，杆导向件84利用螺栓89固定于壳体10。

止动爪轴85的一端由轴架86支承，另一端由壳体10支承。而且，止动爪轴85上卷绕有螺旋弹簧87。螺旋弹簧87的一端插入驻车止动爪81中，另一端插入壳体10。

轴架86利用螺栓90、90固定于壳体10。

棘爪88由以下构件构成：棘爪臂88a，其一端利用螺栓91、92固定于壳体10，另一端作为能够弹性移位的自由端；以及棘爪辊88b，其以能够旋转的方式安装在棘爪臂88a的前端部，与钩式杆83的棘爪部83c的凹部弹性接触。棘爪臂88a由向图中下方扭曲的带状的板簧形成。因此，当伴随钩式杆83的手动轴83a的转动，板83b在水平面内转动时，棘爪辊88b按顺序与棘爪部83c的凹部接合，由此变速杆固定在与各档位对应的规定位置。

如上所述，根据本发明的车辆用动力传递机构，第三传递从动齿轮53C和驻车齿轮80相对第四离合器64的离合器鼓64A的径向外侧的外周部64p沿轴向串联地一体形成，其中，该第三传递从动齿轮53C将变速器1的后退模式下的驱动力传递至内周轴14A，该驻车齿轮80在变速器1的驻车模式下约束内周轴14A的旋转，该第四离合器64将第一带轮21输出的驱动力选择性传递至第一输出轴14的内周轴14A。第三传递从动齿轮53C及驻车齿轮80当第四离合器64紧固时不会被驱动，且当第四离合器64非紧固时(释放时)不会彼此同时被驱动，因此容易确保离合器鼓64A的强度和刚性。

此外，形成有第三传递从动齿轮53C及驻车齿轮80的离合器鼓64A的径向外侧的外周部64p对于齿轮配置具有充分的空间，因此齿轮的布局、尤其驻车齿轮的布局的自由度提高。

并且，第三传递从动齿轮53C及驻车齿轮80在靠近离合器活塞室64h的隔壁64q的状态下沿轴向串联地形成。由此容易确保离合器鼓64A的强度和刚性，并且能够减小未配置齿轮的径向外侧的外周部64p的板厚，由此能使离合器鼓64A轻量化。

此外，在第四离合器64的径向外侧配设有与第三传递从动齿轮53C接合的怠速轴17，由此能使第三传递从动齿轮53C小径化，由此能够有利于变速器1的轻量化。

以上参照附图说明了本发明的实施方式的一例，但本发明的实施方式不仅限于上述实施例。即，在不改变本发明的技术特征的主旨的范围内，能够进行各种变更和修正。例如，不仅是带轮与轴之间的动力传递机构，对于自动变速机构(AT)的齿轮与轴之间的动力传递机构，也能够应用本发明。