车辆用动力传递装置制造方法

车辆用动力传递装置制造方法
【专利摘要】一种车辆用动力传递装置，无级变速器和齿轮列被分别设置在被输入由驱动力源输出的转矩的输入轴与输出转矩的输出轴之间，以便能够在所述输入轴与所述输出轴之间传递转矩，所述无级变速器使变速比连续地变化，所述齿轮列具有配置在与所述输入轴及所述输出轴不同的位置的中间轴，并且设定不能由所述无级变速器设定的至少一个变速比，在所述车辆用动力传递装置中，前进后退切换机构与所述输出轴或所述中间轴配置在同一轴线上，所述前进后退切换机构利用输入部件、输出部件以及反作用力部件这三个旋转部件进行差动作用，所述反作用力部件通过停止旋转使所述输入部件与所述输出部件相互向相反方向旋转，设置有第一离合器机构和制动机构，所述第一离合器机构将所述三个旋转部件中的至少任两个旋转部件连接起来，所述制动机构停止所述反作用力部件的旋转，设置有第二离合器机构，所述第二离合器机构经由所述无级变速器将所述输入轴与所述输出轴连接起来，并且，在从所述输入轴经由所述无级变速器至所述输出轴的转矩传递路径上进行转矩的传递和切断，所述输入轴与所述输出轴经由所述齿轮列及所述前进后退切换机构连接起来。
【专利说明】车辆用动力传递装置

【技术领域】
[0001]本发明涉及用于传递从车辆的驱动源输出的动力的装置，特别是，涉及配备有包含无级变速器的传动路径和相对于该传动路径并列地设置的其它的传动路径的动力传递
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【背景技术】
[0002]作为车辆的驱动力源一般使用的内燃机，具有对应于转速的增大而输出转矩变大的特性。与此相对，车辆所要求的驱动力，一般地，在低车速时大，在高车速时相对地小。即，在车辆中，要求与基于内燃机的输出特性的转矩相反的转矩。另外，内燃机的效率高的运行点是有限的。因此，在将内燃机作为驱动力源的车辆中，搭载有可以使变速比适当地变化的变速器。并且，通过在该变速器中基于车速或加速踏板开度等车辆的行驶状态适当地设定变速比，在获得必要的驱动力的同时，在效率高的运行点运转内燃机。但是，像对于每个变速级阶梯式地设定变速比的有级变速器那样，在变速器中设定的变速比存在阶梯差的情况下，不能总是在效率高的运行点运转内燃机。即，在效率高的运行点的内燃机的转速是能够由两个变速级之间的变速比设定的转速的情况下，在从一个变速级到切换成另一个变速级的期间的运行状态，效率会降低。因此，最近，代替有级变速器，使用能够使变速比连续地变化的无级变速器。
[0003]作为车辆用无级变速器，带式无级变速器和环式无级变速器广为人知。前者的带式无级变速器具有:动力传递用的带、和伴随着使卷绕该带的槽的宽度变化而使带的卷绕半径的大小变化的一对带轮。并且，构成为使各个带轮的槽的宽度变化而使带的卷绕半径变化，由此，使在这一对带轮之间设定的变速比无级地变化。另外，后者的环式无级变速器构成为，在面对面配置的一对盘之间夹入动力辊，通过连接该动力辊的与各个盘的接触点的线相对于盘的旋转中心轴线倾斜，各个盘彼此的转速产生差异。并且，构成为动力辊的倾斜角度(偏转角度)越大，则盘彼此的转速差、即变速比越远离“I”。
[0004]在这些无级变速器中，为了使变速比连续地变化，利用带轮与皮带之间的摩擦力或者盘与动力辊之间的摩擦力传递转矩。由于摩擦力是在两个部件的接触部位的摩擦系数与垂直负荷(或者法线方向的负荷)的乘积，所以，根据要传递的转矩来加大垂直负荷。该垂直负荷，在车辆用的带式无级变速器中，是带轮夹持皮带的负荷。并且，例如，将油压促动器成一体地形成于带轮上，借助供应给该油压促动器的油压产生该负荷。
[0005]另一方面，在车辆中，在起步时要求大的驱动力。与此相对，在稳态的行驶状态、即在巡航时要求的驱动力比起步时小。因此，用于产生上述摩擦力的垂直负荷，在起步时有必要加大。即，在带式无级变速器中，使用于产生夹压力的油压在起步时高。如果设置有油压设备，作为车辆的驱动状态，该油压设备在时间比较短的起步进行准备，产生大的油压，则存在着驱动装置及用于此的油压装置大型化、并且伴随着产生高油压而油耗性能会恶化的可能性。
[0006]在日本特开2005 - 308041号公报、日本特开2004 — 076876号公报、以及日本特开2000 — 130548号公报等中，记载了以消除这种问题作为目的装置。在它们当中，日本特开2005 - 308041号公报记载的装置设置有离合器，所述离合器将发动机输出的动力传递给构成前进后退切换机构的单一小齿轮型行星齿轮机构的太阳齿轮，将该太阳齿轮连接到与带式无级变速器的初级带轮成一体的输入轴上。输入齿轮经由单向离合器配合到该输入轴的外周侧，该输入齿轮连接到前进后退切换机构的齿圈上。另外，单向离合器构成为在前进旋转方向上输入轴以比外周侧的输入齿轮更高的速度旋转的情况下卡合。另外，输出齿轮经由另外的单向离合器配合到与次级带轮成一体的输出轴的外周侧。并且，在上述输入齿轮与输出齿轮之间配置有空转齿轮，输入齿轮和输出齿轮与该空转齿轮啮合，即，以输入齿轮和输出齿轮共同向同一方向旋转的方式构成。这些输入齿轮与输出齿轮的齿轮比(变速比)被设定成比由上述各个带轮和卷绕到这些带轮上的皮带构成的无级变速器能够设定的最大的变速比稍小的变速比。并且，上述另外的单向离合器构成为在前进旋转方向上输出轴以比输出齿轮的速度高的速度旋转的情况下卡合。另外，与上述另外的单向离合器并列地设置有摩擦式的离合器。进而，为了设定后退状态，设置有将前进后退切换机构中的行星齿轮架固定的制动器。
[0007]从而，在上述日本特开2005 - 308041号公报中记载的装置中，例如，在为了前进行驶而起步的情况下，太阳齿轮和输入轴被离合器连接，经由输入轴将转矩传递给以无级变速器作为主体的主变速路径，通过单向离合器的卡合，将转矩传递给以上述各个齿轮为主体的副变速路径。在这种情况下，由于由齿轮列形成的变速比比无级变速器的最大变速比小一些，所以，输出齿轮以比输出轴的速度高的速度旋转。其结果是，输出轴侧的单向离合器变成释放状态，转矩经由齿轮列被传递给驱动轮。即，起步时的大的转矩不施加给无级变速器。并且，在起步之后，若随着车速增大，逐步减小无级变速器的变速比，则与次级带轮成一体的输出轴的转速达到设置在其外周侧的输出齿轮的转速，通过变速比的降低，其转速进一步增大。其结果是，输出轴侧的单向离合器变成卡合状态，转矩经由无级变速器传递给驱动轮。另外，在这种情况下，由于输入轴侧的单向离合器变成释放状态，所以，不产生互锁状态。
[0008]另外，日本特开2004 — 076876号公报记载的装置,在传递发动机输出的动力的输入轴与带式无级变速器的初级带轮之间，设置有由单一型行星齿轮机构构成的前进后退切换机构。并且，该前进后退切换机构中的齿圈和初级带轮连接，以便变成一体地旋转，并且，输入轴被连接到太阳齿轮上。从而，通过太阳齿轮和齿圈被离合器连接，变成前进状态，通过利用制动器将行星齿轮架固定，变成后退状态。进而，在输入轴和与次级带轮一体化的输出轴之间，设置有比无级变速器形成的最大变速比大的变速比的齿轮列。构成该齿轮列的输入齿轮与输入轴一体化，并且，经由空转齿轮与该输入轴连接的输出齿轮可旋转地与输出轴配合。另外，在输出齿轮与输出轴之间，串列地配置有单向离合器和摩擦离合器。
[0009]从而，在以前进状态起步的情况下，将把输入轴连接到初级带轮上用的离合器释放，并且使输出轴侧的离合器卡合，借此，从输入轴经由齿轮列及单向离合器以及与之串列配置的离合器将转矩传递给输出轴。当从该状态利用离合器将输入轴和初级带轮连接起来时，由于无级变速器的最大变速比比由齿轮列形成的变速比小一些，所以，次级带轮以及与之成一体的输出轴变成比从前大的转速，更具体地说，变成比输出齿轮高的转速，单向离合器变成释放状态。即，转矩经由无级变速器被传递给输出轴。这样，在起步时，由于齿轮列进行转矩的传递，所以，在无级变速器上不施加起步时的大的转矩。
[0010]另外，在日本特开2000 - 130548号公报中，记载了与上述日本特开2004 —076876号公报中记载的装置同样结构的变速装置。即，在该日本特开2000 — 130548号公报中记载的变速装置中，也在起步时传递转矩的齿轮列中的输出侧的齿轮和与次级带轮一体化的输出轴之间，并列地配置有单向离合器和摩擦离合器。
[0011]在这些每个公报中记载的装置中，与带式无级变速器并列地设置齿轮列，构成为主要在起步时经由该齿轮列传递起步用的转矩。并且，构成为为了在前进行驶状态下经由无级变速器传递转矩，切换转矩的传动路径，使用单向离合器进行该切换。但是，单向离合器的转矩的传递方向只限于一个方向，与此相对，车辆实际行驶时，有必要在正反任意方向上传递转矩。另外，根据转矩的传递路径的结构，也有必要不使单向离合器起作用。因此，如在上述公报中所记载的那样，有必要将单向离合器和摩擦离合器两者并用。从而，在上述各个公报记载的结构中，即使能够避免或者抑制起步时的大的转矩作用于无级变速器，还是存在着作为装置的整体的结构大型化、损害车载性能的可能性。
[0012]另外，日本特开2005 - 308041号公报记载的装置及日本特开2004 — 076876号公报记载的装置，都配备有由行星齿轮机构构成的前进后退切换机构。在前者的日本特开2005 - 308041号公报记载的结构中，在利用带式无级变速器传递转矩而行驶的情况下，来自于发动机的转矩被传递给其太阳齿轮，并且，来自于齿轮列的转矩被传递给齿圈。因此，在太阳齿轮、小齿轮以及齿圈之间产生大的转速差，这有成为动力的损失、润滑油的恶化或者噪音或振动的原因的可能性。另外，在后者的日本特开2004 - 076876号公报记载的结构中，在齿轮列传递转矩而行驶的情况下，来自于发动机的转矩被传递给构成前进后退切换机构的行星齿轮机构的太阳齿轮，并且，从输出轴侧经由无级变速器将转矩传递给齿圈。其结果是，和上述日本特开2005 - 308041号公报记载的装置一样，在太阳齿轮、小齿轮以及齿圈之间产生大的转速差，这有成为动力的损失、润滑油的恶化或者噪音或振动的原因的可能性。


【发明内容】

[0013]本发明是着眼于上述技术课题完成的，其目的是提供一种车辆用动力传递装置，在配备有无级变速器的车辆用动力传递装置中，可以设定超过能够由无级变速器设定的最大变速比或者最小变速比的变速比，而且容易小型化并且耐久性优异。
[0014]为了达到上述目的，本发明是一种车辆用动力传递装置，无级变速器和齿轮列被分别设置在被输入由驱动力源输出的转矩的输入轴与输出转矩的输出轴之间，以便能够在所述输入轴与所述输出轴之间传递转矩，所述无级变速器使变速比连续地变化，所述齿轮列具有配置在与所述输入轴及所述输出轴不同的位置的中间轴，并且设定不能由所述无级变速器设定的至少一个变速比，所述车辆用动力传递装置的特征在于，前进后退切换机构与所述输出轴或所述中间轴配置在同一轴线上，所述前进后退切换机构利用输入部件、输出部件、以及反作用力部件这三个旋转部件进行差动作用，所述反作用力部件通过停止旋转使所述输入部件与所述输出部件相互向相反方向旋转，；设置有第一离合器机构和制动机构，所述第一离合器机构将所述三个旋转部件中的至少任两个旋转部件连接起来，所述制动机构停止所述反作用力部件的旋转，设置有第二离合器机构，所述第二离合器机构经由所述无级变速器将所述输入轴与所述输出轴连接起来，并且，在从所述输入轴经由所述无级变速器至所述输出轴的转矩传递路径上进行转矩的传递和切断，经由所述齿轮列及所述前进后退切换机构将所述输入轴与所述输出轴连接起来。
[0015]另外，本发明中的所述齿轮列可以构成为，利用所述多个齿轮设定比所述无级变速器的最大变速比大的变速、，或者比所述无级变速器的最小变速比小的变速比。
[0016]另外，本发明的所述无级变速器具有被从所述输入轴传递转矩的驱动侧构件和向所述输出轴输出转矩的输出侧构件，在这种情况下，本发明的所述第二离合器机构可以构成为，设置在所述输入轴与所述驱动侧构件之间，选择性地将这些输入轴与驱动侧构件连接起来。
[0017]另外，本发明的所述无级变速器，具有被从所述输入轴传递转矩的驱动侧构件和向所述输出轴输出转矩的输出侧构件，在这种情况下，本发明的所述第二离合器机构可以设置在所述输出侧构件与所述输出轴之间，选择性地将这些输出侧构件与输出轴连接起来。
[0018]另外，本发明的所述第一离合器机构和所述第二离合器机构可以分别由摩擦离合器构成。
[0019]另外，本发明的所述齿轮列可以由驱动齿轮、从动齿轮、以及设置在所述中间轴上的一个空转齿轮或者相互成一体地旋转的多个空转齿轮，所述驱动齿轮与所述输入轴配置在同一轴线上，所述从动齿轮经由该空转齿轮从所述驱动齿轮被传递转矩，并且所述从动齿轮与所述输入部件成一体地连接。在这种情况下，所述齿轮列可以构成为，在从所述驱动齿轮经由所述空转齿轮及所述从动齿轮向所述输入部件传递转矩的情况下的变速比变得比I大。
[0020]另外，本发明的所述齿轮列可以由驱动齿轮、从动齿轮、第一空转齿轮、以及第二空转齿轮构成，所述驱动齿轮与所述输入轴配置在同一轴线上，所述从动齿轮与所述输出轴配置在同一轴线上，所述第一空转齿轮与所述中间轴配置在同一轴线上，在所述驱动齿轮与所述输入部件之间传递转矩，所述第二空转齿轮与所述中间轴配置在同一轴线上，在所述输出部件与所述从动齿轮之间传递转矩。在这种情况下，所述齿轮列可以构成为，在从驱动齿轮经由所述第一空转齿轮向所述输入部件传递转矩的情况下的变速比以及在从所述从动齿轮经由所述第二空转齿轮向所述输出部件传递转矩的情况下的变速比中的至少一方变得比I大。
[0021]另外，本发明的所述前进后退切换机构可以由双小齿轮型行星齿轮机构构成，所述双小齿轮型行星齿轮机构配备有:作为外齿齿轮的太阳齿轮、配置在与该太阳齿轮同心的圆上的作为内齿齿轮的齿圈、与所述太阳齿轮啮合的第一小齿轮、与该第一小齿轮及所述齿圈啮合的第二小齿轮、以及能够自转并且公转地保持这些第一小齿轮及第二小齿轮的行星齿轮架。
[0022]另外，本发明的所述前进后退切换机构，在如上所述的由双小齿轮型行星齿轮机构构成的情况下，可以构成为，将所述太阳齿轮与所述无级变速器及所述输出轴连接，将所述行星齿轮架与所述齿轮列连接，所述齿圈被所述制动机构停止旋转。
[0023]另外，本发明的所述前进后退切换机构，在由双小齿轮型行星齿轮机构构成的情况下，可以构成为，将所述太阳齿轮与所述中间轴及所述第一空转齿轮连接，将所述行星齿轮架与所述第二空转齿轮连接，所述齿圈被所述制动机构停止旋转。
[0024]另外，本发明的所述前进后退切换机构，在如上所述的由双小齿轮型行星齿轮机构构成的情况下，可以构成为，将所述太阳齿轮与所述中间轴及所述第二空转齿轮连接，将所述行星齿轮架与所述第一空转齿轮连接，所述齿圈被所述制动机构停止旋转。
[0025]另外，本发明的所述前进后退切换机构，可以由单一小齿轮型行星齿轮机构构成，所述单一小齿轮型行星齿轮机构配备有:作为外齿齿轮的太阳齿轮、配置在与该太阳齿轮同心的圆上的作为内齿齿轮的齿圈、与所述太阳齿轮及所述齿圈啮合的小齿轮、以及能够自转并且公转地保持该小齿轮的行星齿轮架。
[0026]另外，在本发明的所述前进后退切换机构如上所述由单一小齿轮型行星齿轮机构构成的情况下，可以构成为，将所述齿圈与所述无级变速器及所述输出轴连接，将所述太阳齿轮与所述齿轮列连接，对于所述行星齿轮架被所述制动机构停止旋转。
[0027]另外，在本发明的所述前进后退切换机构如上所述由单一小齿轮型行星齿轮机构构成的情况下，可以构成为，将所述齿圈与所述中间轴及所述第一空转齿轮连接，将所述太阳齿轮与所述第二空转齿轮连接，所述行星齿轮架被所述制动机构停止旋转。
[0028]另外，在本发明的所述前进后退切换机构如上所述由单一小齿轮型行星齿轮机构构成的情况下，可以构成为，将所述齿圈与所述中间轴及所述第二空转齿轮连接，将所述太阳齿轮与所述第一空转齿轮连接，所述行星齿轮架被所述制动机构停止旋转。
[0029]并且，本发明的所述前进后退切换机构可以由行星齿轮机构构成，所述行星齿轮机构能够利用共线图表示所述输入部件、所述输出部件以及所述反作用力部件各自的旋转速度，所述共线图以相互平行的直线表示多个旋转部件，并且以从与垂直于所述直线的基线的交点起的长度及相对于所述基线的位置表示所述各个旋转部件的旋转速度。在这种情况下，所述反作用力部件可以是以位于所述共线图中的中央的线表示的部件，所述输入部件可以是以所述共线图中的左右任一方的线表示的部件，进而，所述输出部件可以是以所述共线图中的左右任一方的线表示的部件。
[0030]从而，根据本发明，通过利用第一离合器机构将前进后退切换机构中的至少两个旋转部件连接起来，前进后退切换机构的整体成一体地旋转。其结果是，成为齿轮列能够经由前进后退切换机构在输入轴与输出轴之间进行动力传递的状态。在这种状态下，通过使第二离合器机构释放，无级变速器相对于输入轴或者输出轴被切断，并且齿轮列经由前进后退切换机构与输出轴连接。即，输入轴和输出轴经由齿轮列及前进后退切换机构被连接起来。该齿轮列形成的变速比是不能由无级变速器设定的变速比，是比无级变速器的最大变速比大的变速比或者比最小变速比小的变速比。因此，可以使作为整个动力传递装置的变速比幅度变得比无级变速器能够设定的变速比幅度宽。
[0031]另外，如果代替第一离合器机构而使制动机构卡合，则前进后退切换机构的反作用力部件的旋转被停止，输出部件相对于输入部件向相反方向旋转，即，可以进行后退行驶。在这种情况下，转矩经由齿轮列以及前进后退切换机构从输出部件被传递给输出轴。从而，在这种情况下，作为动力传递装置的整体而被设定的变速比，成为由无级变速器不能设定的大的变速比。
[0032]另外，在车辆的减速时等，转矩被从输出轴侧输入，但是，通过将第二离合器机构设置在无级变速器的从动侧构件与输出轴之间并将该第二离合器机构释放，可以切断从输出轴输入到无级变速器的转矩，保护无级变速器。
[0033]另外，如果在将无级变速器控制成使其变速比接近于齿轮列的变速比状态下将第二离合器机构卡合，并且将第一离合器机构释放，则输入轴和输出轴经由第二离合器机构及无级变速器被连接起来。并且，齿轮列相对于输入轴被切断。即，通过第一离合器机构被释放，前进后退切换机构变成相对于任一旋转部件都不传递转矩的状态，从而，在输入轴和输出轴之间，经由齿轮列及前进后退切换机构的转矩的传递被切断。因此，可以利用无级变速器适当地设定变速比。在这种情况下，如果利用能够使传递转矩容量逐渐变化的摩擦离合器构成第一离合器机构及第二离合器机构，则通过逐渐使由第一离合器机构及第二离合器机构承担的转矩的量变化，可以顺畅地进行输出轴的转矩的变化。其结果是，可以防止或者抑制由变速振动或驱动力的变化引起的不适感。
[0034]如上所述，在第二离合器机构被卡合的情况下，通过将第一离合器机构释放，齿轮列及前进后退切换机构变成对于输入轴及输出轴的每一个都被切断的状态。因此，在利用无级变速器传递转矩来行驶的情况下，可以避免连带着转动齿轮列，或者转矩不仅从前进后退切换机构的输入部件、而且还从输出部件被输入而使得各个部件的转速差变大等事态。其结果是，不仅可以降低动力损失，而且可以提高耐久性，另外，可以抑制噪音或振动。
[0035]另外，根据本发明，具有输入部件、输出部件及反作用力部件三个旋转部件而作为差动机构起作用的前进后退切换机构，配置在输入轴以外，与输出轴或者中间轴配置在同一轴线上。因此，在输入轴与输出轴之间经由无级变速器传递转矩的情况下，可以抑制前进后退切换机构的各个旋转部件之间的差动。即，在将前进后退切换机构与输出轴配置在同一轴线上的情况下，通过使从输入轴向前进后退切换机构的输入部件传递转矩的齿轮列的变速比大于1，可以将向输入部件传递的转矩的转速减速。其结果是，可以抑制前进后退切换机构的各个旋转部件之间的差动。另外，在将前进后退切换机构与中间轴配置在同一轴线上的情况下，通过使从输入轴向前进后退切换机构的输入部件传递转矩的驱动齿轮与第一空转齿轮之间的变速比、以及从输出轴向前进后退切换机构的输出部件传递转矩的从动齿轮与第二空转齿轮之间的变速比中的至少一方大于1，可以将向输入部件及输出部件中的至少一方传递的转矩的转速减速。其结果是，前进后退切换机构的各个旋转部件之间的差动得到抑制。这样，在本发明中，可以抑制前进后退切换机构的各个旋转部件之间的差动转速。从而，在对前进后退切换机构的输入部件或输出构件进行转矩传递时，也可以不另外设置用于抑制该前进后退切换机构中的各个旋转部件之间的差动的离合器等。因此，可以谋求该动力传递装置的结构的简化及小型化。
[0036]并且，根据本发明，可以利用摩擦式的离合器或制动器等各单一的机构构成第一离合器机构、第二离合器机构以及制动机构。因此，可以将作为动力传递装置的整体的结构简化及小型化。另外，通过利用单一小齿轮型或者双小齿轮型的行星齿轮机构构成前进后退切换机构，可以缩短作为整个动力传递装置的轴的长度，可以提高车载性能。

【专利附图】

【附图说明】
[0037]图1式说明根据本发明的车辆用动力传递装置的一个例子用的概略图。
[0038]图2是综合地表示利用双小齿轮型行星齿轮机构构成图1、图4所示的前进后退切换机构的情况(输出轴配置，行星齿轮架输入)下的各个旋转部件的旋转状态的共线图(速度线图)。
[0039]图3是综合地表示各个离合器机构及制动机构的动作状态的图表。
[0040]图4是说明本发明的第二个具体例子用的概略图。
[0041]图5是说明本发明的第三个具体例子用的概略图。
[0042]图6是说明本发明的第四个具体例子用的概略图。
[0043]图7是综合地表示利用双小齿轮型行星齿轮机构构成图5、图6所示的前进后退切换机构的情况(中间轴配置，太阳齿轮输入)下的各个旋转部件的旋转状态的共线图(速度线图)。
[0044]图8是说明本发明的其它的具体例子用的概略图。
[0045]图9是说明本发明的其它的具体例子用的概略图。
[0046]图10是说明本发明的其它的具体例子用的概略图。
[0047]图11是说明本发明的其它的具体例子用的概略图。
[0048]图12是综合地表示利用双小齿轮型行星齿轮机构构成图10、图11所示的前进后退切换机构的情况(中间轴配置，行星齿轮架输入)下的各个旋转部件的旋转状态的共线图(速度线图)。
[0049]图13是表示由单一小齿轮型行星齿轮机构构成的前进后退切换机构的例子的概略图。
[0050]图14是综合地表示利用单一小齿轮型行星齿轮机构构成图1、图4所示的前进后退切换机构的情况(输出轴配置，太阳齿轮输入)下的各个旋转部件的旋转状态的共线图(速度线图)。
[0051]图15是综合地表示利用单一小齿轮型行星齿轮机构构成图5、图6所示的前进后退切换机构的情况(中间轴配置，齿圈输入)下的各个旋转部件的旋转状态的共线图(速度线图)。

【具体实施方式】
[0052]其次，参照具体的例子说明本发明。根据本发明的动力传递装置，是将发动机或电动机等驱动力源输出的动力传递给驱动轮用的装置，是具有变速功能的装置。即，是一般地称为传动系或者变速驱动桥的装置。特别是，作为本发明的对象的装置是动力传递装置，该动力传递装置具有在输入轴和输出轴之间相互并列地配置的无级变速器和规定的变速比(齿轮比)的齿轮列。该无级变速器也可以是过去已知的带式无级变速器或环式无级变速器。带式无级变速器适用于搭载在FF车(前置发动机、前轮驱动车)上的动力传递装置。环式无级变速器适用于搭载在FR车(前置发动机，后轮驱动车)上的动力传递装置。另外，总之，齿轮列只要是能够从输入轴向输出轴传递转矩的齿轮就可以，而在本发明中，构成为利用齿轮列设定由无级变速器不能设定的变速比的机构。从而，齿轮列以将多个齿轮啮合的方式构成。并且，构成为其齿轮比(齿数之比)能够设定比无级变速器中的最大变速比大的变速比或者比最小变速比小的变速比。另外，为了在车辆起步时的大的转矩不施加到无级变速器上，优选地，齿轮列构成为能够设定比无级变速器中的最大变速比大的变速比。另外，为了降低在行驶中驱动力源的转速以便使油耗降低，优选地，齿轮列构成为能够设定比无级变速器中的最小变速比小的变速比。
[0053]图1表示这种动力传递装置的具体例子。这里所示的例子构成为适合于FF车的例子，从而，作为无级变速器I采用带式的无级变速器。另外，驱动力源由汽油发动机或柴油发动机等内燃机(E/G ;发动机)2构成。
[0054]带有锁止离合器的变矩器3连接到发动机2的输出轴(曲轴)上。该变矩器3是过去广泛已知的结构的变矩器。具体地说，与同前盖4成一体的泵轮5相对向地配置涡轮6。另外，在这些泵轮5与涡轮6之间，配置有经由图中未示出的单向离合器而被保持的起动器7。另外，与涡轮6成一体旋转的锁止离合器8与前盖4的内表面对向地配置。并且，与隔着该锁止离合器8的两侧的压力差相应地，锁止离合器8进行卡合、释放动作。即，以下述方式构成:锁止离合器8与前盖4的内表面接触而成为传递转矩的卡合状态，相反地，从前盖4的内表面脱离而成为切断转矩的传递的释放状态。并且，输入轴9被连接到该涡轮6上。
[0055]无级变速器1，如过去已知的那样，配备有作为驱动侧构件的初级带轮10、作为从动侧构件的次级带轮11、卷绕到这些初级带轮10及次级带轮11上的皮带12。另外，初级带轮10及次级带轮11以下述方式构成:通过加宽或者缩窄皮带12卷绕的槽的宽度，使皮带12的卷绕半径的大小变化。即，构成为使皮带12卷绕的初级带轮10及次级带轮11的槽的宽度变化而无级地变更变速比。
[0056]初级带轮10与输入轴9在同一轴线上，隔着上述变矩器3配置在与发动机2相反侦U。即，与初级带轮10成一体的初级轴13经由后面描述的第二离合器机构C2连接到输入轴9上。另外，次级带轮11配置成使其旋转中心轴线与上述初级带轮10的旋转中心轴线平行。并且，次级带轮11配备有沿着其旋转中心轴线设置的次级轴14。在与该次级轴14同一轴线上配置有输出轴15，这些次级轴14和输出轴15被成一体地连接起来。从而，输出轴15与所述输入轴9平行。
[0057]在所述输入轴9与初级轴13之间，设置有第二离合器机构C2。该第二离合器机构C2是用于选择性地将输入轴9与初级轴13连接起来的机构。总之，该第二离合器机构C2只要是能够选择性地进行输入轴9与初级轴13之间的转矩传递及切断的机构即可。例如，可以是摩擦离合器或啮合离合器中的任一种，但是，优选地，利用根据卡合力逐渐增大或者减少传递转矩容量的湿式或者干式的摩擦离合器。
[0058]在根据本发明的动力传递装置中，在与连接到上述无级变速器I的次级轴14上的输出轴15的同一轴线上，配置有前进后退切换机构16。该前进后退切换机构16是用于切换成前进状态和后退状态的机构，在所述前进状态，不改变其方向地传递被从输入轴9传递来的转矩，在所述后退状态，反转其方向地传递被从输入轴9传递来的转矩。在本发明中，利用由三个旋转部件相互进行差动作用的所谓差动机构，构成前进后退切换机构16。过去已知有各种这样的差动机构，在本发明中，可以采用其中的任一种差动机构。在图1所示的例子中，利用双小齿轮型行星齿轮机构构成前进后退切换机构16。
[0059]双小齿轮型行星齿轮机构配备有:作为外齿齿轮的太阳齿轮17、配置在与该太阳齿轮17同心的圆上的作为内齿齿轮的齿圈18、与太阳齿轮17啮合的第一小齿轮19、与该第一小齿轮19及齿圈18啮合的第二小齿轮20、和能够自转并且公转地保持这些第一行星齿轮19及第二小齿轮20的行星齿轮架21。在行星齿轮架21上,经由后面描述的齿轮列23连接有输入轴9。从而，行星齿轮架21成为旋转部件。另外，设置有选择性地停止齿圈18的旋转的制动机构B。从而，齿圈18成为反作用力部件。该制动机构B可以设置在齿圈18与壳体等的固定部22之间，利用多片式制动器等摩擦式制动器或者啮合式制动器等构成。
[0060]另外，无级变速器I的次级轴14及输出轴15成一体地连接到太阳齿轮17上。从而，太阳齿轮17成为输出部件。并且，在该太阳齿轮17与行星齿轮架21之间，设置有用于将这些太阳齿轮17和行星齿轮架21连接起来而使整个行星齿轮机构成一体地旋转的第一离合器机构Cl。该第一离合器机构Cl是用于设定前进行驶状态的机构，是可以称为前进档离合器的离合器。该第一离合器机构Cl，只要是能够选择性地进行转矩的传递及切断的离合器即可。例如，可以是摩擦离合器或啮合离合器中的任一种，但是，优选地，利用根据卡合力逐渐增大或者减少传递转矩容量的湿式或者干式摩擦离合器构成。
[0061]总之，第一离合器机构Cl只要构成为将构成前进后退切换机构16的行星齿轮机构中的三个旋转部件之中的至少两个旋转部件连接起来、使整个行星齿轮机构一体化即可。除了该图1所示的例子那样的将太阳齿轮17和行星齿轮架21连接起来的结构之外，例如，也可以像日本特开2010 - 276159号公报或日本特开2010 — 216613号公报所记载的“前进档离合器”那样，将太阳齿轮和齿圈连接起来地构成。或者，也可以像日本特开2005 —337360号公报所记载的“前进档离合器”那样，以将行星齿轮架和齿圈连接起来地构成。另夕卜，也可以将三个旋转部件全部相互连接起来而使整个行星齿轮机构一体化地构成。
[0062]另外，构成前进后退切换机构16的行星齿轮机构可以利用共线图(速度线图)表示。表示图1所示的前进后退切换机构16的共线图的例子示于图2。在图2中，太阳齿轮17、齿圈18以及行星齿轮架21用相互平行的直线表示。在各个直线中，表示太阳齿轮17的直线和表示行星齿轮架21的直线位于左右两端，在它们的中央，配置表示作为反作用力部件的齿圈18的直线。另外，在使表示太阳齿轮17的直线与表示行星齿轮架21的直线之间的间隔为“I”的情况下，表示太阳齿轮17的直线与表示齿圈18的直线的间隔，被设定为相当于行星齿轮架21的齿数与齿圈18的齿数之比(即，齿轮比)的值。并且，各个直线的离开与基线LO的交点的距离，表示各个旋转部件的转速。另外，相对于基线LO的位置，表示各个旋转部件的旋转方向。从而，在使第一离合器Cl卡合了的情况下，由于整个前进后退切换机构16成一体地旋转，所以，各个旋转部件的转速用直线LI表示。与此相对，在利用制动机构B固定了齿圈18的情况下，各个旋转部件的转速及旋转方向以直线L2表示。SP，太阳齿轮17相对于行星齿轮架21向相反方向旋转。
[0063]并且，在根据本发明的动力传递装置中，与上述无级变速器I并列地设置有由多个平行齿轮构成的齿轮列23。该齿轮列23构成为设定比无级变速器I中的最大变速比大的变速比的减速机构构成、或者设定比无级变速器I中的最小变速比小的变速比的增速机构。在该图1所示的例子中，齿轮列23构成为从输入轴9向输出轴15传递转矩的情况下的减速机构。并且，设置有与输入轴9配置在同一轴线上的驱动齿轮、用于使输入轴9和输出轴15的旋转方向相同的空转齿轮、经由该空转齿轮从上述驱动齿轮传递转矩的从动齿轮。
[0064]具体地说，相对于输入轴9及输出轴15平行地配置有相当于本发明的中间轴的副轴24。并且，在输入轴9上，以能够相对于该输入轴9相对地旋转的方式配置有驱动齿轮25。与该驱动齿轮25啮合的反转从动齿轮26，被安装到副轴24上并与之一体化。另外，比反转从动齿轮26直径小的反转驱动齿轮27，被安装到副轴24上并与之一体化。并且，与该反转驱动齿轮27啮合的从动齿轮28，被成一体地连接到前进后退切换机构16中的作为输入部件的行星齿轮架21上。从而，上述反转从动齿轮26及反转驱动齿轮27相对于本发明的空转齿轮。
[0065]上述反转从动齿轮26比驱动齿轮25直径大，在从驱动齿轮25向反转从动齿轮26传递转矩的情况下产生减速作用。从而，齿轮列23的变速比(齿轮比)成为将上述驱动齿轮25和反转从动齿轮26之间的变速比与反转驱动齿轮27和从动齿轮28之间的变速比相乘的变速比。具体地说，齿轮列23构成为在从上述驱动齿轮25经由反转从动齿轮26及从动齿轮27向前进后退切换机构16的行星齿轮架21传递转矩的情况下的变速比变得比“I”大。并且，该图1所示的齿轮列23构成位其变速比的值变得比无级变速器I的最大变速比大。
[0066]该图1所示的例子，是如前面所述那样构成为应用于所述FF车的例子。从而，构成为从输出轴15向作为终减速机构的前差动器29输出转矩。S卩，在输出轴15上安装有输出齿轮30，在减速齿轮轴32上安装有与该输出齿轮30啮合的大直径齿轮31。在该减速齿轮轴32上安装有小直径齿轮33，该小直径齿轮33与前差动器29的齿圈34啮合。并且，前差动器29构成为将经由其齿圈34传递的转矩从左右驱动轴35传递给驱动轮(图中未示出)。
[0067]根据本发明的上述动力传递装置以下述方式进行控制:在前进方向上起步的情况下以及在后退行驶的情况下，经由配备有齿轮列23的转矩传递路径，将转矩从输入轴9向输出轴15传递，或者在以某种程度上车速增大了的状态前进行驶的情况下，经由配备有无级变速器I的转矩传递路径从输入轴9向输出轴15传递转矩。例如，当利用图中未示出的换档装置选择换档位置(变速范围)时，第一离合器机构Cl被卡合，并且，第二离合器机构C2和制动机构B被释放。在图3中，综合地表示了这种卡合及释放的状态。另外，在图3中“0N”表示卡合，“OFF”表示释放。
[0068]在向前进方向起步时，通过如该图3所示的表那样设定各个离合器机构Cl、C2以及制动机构B，发动机2输出的转矩经由输入轴9、齿轮列23以及前进后退切换机构16被传递给输出轴15。S卩，由于齿轮列23的驱动齿轮25被连接到输入轴9上，所以，输入轴9的转矩经由齿轮列23从从动齿轮28被传递给前进后退切换机构15的行星齿轮架21。与此同时，经由第一离合器机构Cl被传递给太阳齿轮17。在前进时，前进后退切换机构16，由于太阳齿轮17及行星齿轮架21的两个旋转部件被第一离合器机构Cl连接起来，所以，整个前进后退切换机构16被一体化。从而，前进后退切换机构16不产生增减速作用地将从行星齿轮架21输入的转矩原样从太阳齿轮17传递给输出轴15。
[0069]并且，传递给输出轴25的转矩从输出齿轮30经由减速齿轮列以及前差动器29被传递给左右驱动轮，车辆起步。另外，无级变速器I始终被连接到输出轴15或者太阳齿轮17上。因此，被输入到前进后退切换机构16的转矩，也被传递给无级变速器I的次级带轮11上。但是，在起步时，第二离合器机构C2变成释放状态，在无级变速器I与输入轴9之间切断以不产生转矩的传递。因此，在输入轴9与输出轴15之间不产生经由无级变速器I的转矩传递，不变成所谓的联锁状态。
[0070]这样，在起步时，转矩经由齿轮列23从输入轴9传递给输出轴15。并且，通过齿轮列13起着作为减速机构的功能，输入轴9与输出轴15之间的变速比变成比无级变速器I能够设定的最大变速比大的变速比。其结果是，作为车辆，可以获得大的驱动力。另外，由于起步时的大的转矩不施加到无级变速器I上，所以，没有必要提高设定传递转矩容量的油压。因此，用于产生高油压的动力的消耗变少，可以改进油耗性能，并且可以提高无级变速器I的耐久性。
[0071]起步后，在增速到预先决定的规定的车速时，在将无级变速器I的变速比设定到最大值或者接近于该最大值的变速比的状态下，使第一离合器机构Cl释放。与此同时，使第二离合器机构C2卡合。前进后退切换机构16在制动机构B被释放的状态下，进而第一离合器机构Cl被释放，因此，变成所谓的自由旋转的状态。其结果是，输出轴15和齿轮列23的连接被解除。与此相对，初级带轮10被第二离合器机构C2连接到输入轴9上。因此，输入轴9和输出轴15经由无级变速器I被连接起来以传递转矩。从而，通过使由无级变速器I产生的变速比逐渐减少，或者通过根据车速和加速踏板开度使之变化，可以将发动机转速设定在油耗性能良好的转速。
[0072]如上所述，由于在从经由齿轮列23的转矩的传递状态切换到经由无级变速器I的转矩的传递状态的情况下，由齿轮列23产生的变速比比无级变速器I的最大变速比大，所以，变速比或者驱动力变化。从而，在释放第一离合器机构Cl并且使第二离合器机构C2卡合的情况下，以瞬间使这些第一离合器机构Cl及第二离合器机构C2滑动卡合的方式进行控制。即，通过使第二离合器机构C2的卡合压力逐渐地增大，使其传递转矩容量逐渐地增大。与此同时，通过使第一离合器机构Cl的卡合压力逐渐降低，使其传递转矩容量逐渐减少。这种控制是过去作为离合器到离合器控制已知的控制。这样，通过分别控制第一离合器机构Cl以及第二离合器机构C2，输出轴15的转矩顺滑地变化，可以避免或者抑制产生变速振动或不适感。
[0073]在第一离合器机构Cl被完全释放，并且第二离合器机构C2被完全卡合的状态下，来自于输入轴9的转矩被传递给前进后退切换机构16的行星齿轮架21，来自于次级带轮11的转矩被传递给太阳齿轮17。但是，由于齿圈18及行星齿轮架21变成可以自由地旋转的状态，所以，在构成前进后退切换机构16的各个旋转部件彼此之间产生转速差。但是，如上所述，齿轮列23构成为在从驱动齿轮25经由空转齿轮及从动齿轮28向前进后退切换机构16的行星齿轮架21传递转矩的情况下的变速比变得比“I”。从而，在这一点上，前进后退切换机构16的各个旋转部件彼此之间的转速差变小。因此，当在输入轴9和输出轴15之间经由无级变速器I的转矩传递时，可以抑制由于在前进后退切换机构16中的各个旋转部件彼此之间的转速差变大引起的动力损失或耐久性的降低、或者噪音或振动。
[0074]另一方面，在后退行驶的情况下，如图3所示，将第一离合器机构Cl及第二离合器机构C2释放，并且使制动机构B卡合。在这种情况下，在前进后退切换机构16中，在齿圈18被制动机构B固定了的状态下，来自于发动机2的转矩经由齿轮列23被传递给行星齿轮架21。因此，太阳齿轮17相对于行星齿轮架21向相反方向旋转。从而，与前进行驶时的起步时一样，转矩从输入轴9经由齿轮列23被传递给输出轴15。并且，在这种情况下，输出轴15向后退行驶的方向旋转。另外，在这种情况下的变速比，变成由齿轮列23产生的变速比与由构成前进后退切换机构16的行星齿轮机构产生的变速比相乘得到的变速比。并且，转矩从输出齿轮30经由减速齿轮列及前差动器29传递给左右驱动轮，车辆后退行驶。另外，第二离合器机构C2被释放，在无级变速器I与输入轴9之间被切断以不产生转矩的传递。因此，不产生在输入轴9与输出轴15之间经由无级变速器I的转矩的传递，不变成所谓的联锁状态。
[0075]如上所述，根据与本发明相关的上述动力传递装置，在向前进方向的起步时或后退行驶的情况下，可以设定由无级变速器I不能设定的大的变速比。因此，可以提高起步加速性能，并且可以提高后退行驶时的动力性能。另外，在这些情况下，由于无级变速器I与行驶用的转矩的传递无关，所以，没有必要提高无级变速器I中的皮带夹压力。因此，可以减少用于产生夹压力的动力的消耗，降低动力损失。另外，可以提高无级变速器I的耐久性。进而，在根据本发明的动力传递装置中，可以将各个离合器机构制成摩擦离合器或啮合离合器等的单一的结构的离合器。因此，可以减少必要的结构部件，简化作为整个动力传递装置的结构。另外，可以将动力传递装置小型化。
[0076]另外，根据上述动力传递装置，在从输入轴9向前进后退切换机构16的行星齿轮架21传递转矩时，该转矩被齿轮列23将转速减速并传递给行星齿轮架21。从而，前进后退切换机构16中的各个旋转部件彼此之间的差动旋转得到抑制。因此，不用另外设置用于抑制在输入轴9与输出轴15之间经由无级变速器I的转矩传递时的前进后退切换机构的差动的离合器等，与之相应程度地，可以谋求该动力传递装置的结构的简化及小型化。
[0077]另外，在上述的图1所示的结构的动力传递装置中，第二离合器机构C2设置在输入轴9上。因此，在前进行驶中，从输入轴9侧向第二离合器机构C2施加的转矩，除了变矩器3以外，变成不受增减速作用的转矩。即，在驱动状态下，不将输入轴9的转矩以上的转矩施加到第二离合器机构C2上。从而，与存在着将大的转矩施加到第二离合器机构C2上的可能性的、将第二离合器机构C2设置于输出轴15上或副轴24上的情况相比，可以将第二离合器机构C2制成转矩容量小的小型的离合器。
[0078]根据本发明的动力传递装置，在经由配备有齿轮列23的转矩传递路径从输入轴9向输出轴15传递转矩的情况下，配备有无级变速器I的转矩传递路径被从输入轴9或者输出轴15断开。另外，相反地，在经由配备有无级变速器I的转矩传递路径在输入轴9与输出轴15之间传递转矩的情况下，配备有齿轮列23的转矩传递路径被从输入轴9或者输出轴15上断开。因此，第二离合器机构C2并不一定必须设置在图1所示的位置。S卩，第二离合器机构C2在不损害本来的功能的范围内可以设置在适当的位置。另外，前进后退切换机构16也没有必要一定设置在上述图1所示的位置。从而，前进后退切换机构16除了如上述结构例那样与输出轴15配置在同一轴线上之外，也可以与同本发明的中间轴相当的副轴24配置在同一轴线上。下面，说明图4、图5、图6所示的其它的结构例。
[0079]图4所示的动力传递装置，在图1所示的结构中，第二离合器机构C2同前进后退切换机构16—起与输出轴15配置在同一轴线上，此外，与图1所示的例子同样地构成。从而，在该图4的结构中，只说明和图1不同的部分，对于和图1同样结构的部分，在图4中赋予和图1同样的附图标记，省略其说明。
[0080]本发明的第二离合器机构C2，是在从输入轴9经由无级变速器I至输出轴15的转矩传递路径上进行转矩的传递和切断的离合器。在该图4所示的例子中，第二离合器机构C2与输出轴15配置在同一轴线上，构成为选择性地进行在无级变速器I的次级轴14与输出轴15之间的转矩的传递及切断。对于图1所示的结构，伴随着第二离合器机构C2的配置如上所述地变更，输入轴9与无级变速器I的初级轴13被直接地连接。
[0081]在如该图4所示地构成的动力传递装置中，第一离合器机构Cl、第二离合器机构C2以及制动机构B，也在向前进方向的起步时、前进行驶时以及后退行驶时，分别如图所述图3所示地被卡合或者释放。并且，和所述图1所示的动力传递装置的情况一样，进行经由以齿轮列23及前进后退切换机构16为主体的转矩传递路径的转矩的传递、以及经由以无级变速器I为主体的转矩传递路径的转矩的传递。并且，和图1所示的动力传递装置同样地进行作用，并且，可以获得同样的效果。
[0082]另外，在该图4所示的结构中，第二离合器机构C2配置在无级变速器I的所谓的输出侧。因此，在以输入轴9和输出轴15经由齿轮列23以及前进后退切换机构16被连接起来的状态进行减速的情况下，可以利用第二离合器机构C2将无级变速器I相对于输出轴15切断。其结果是，可以避免过大的转矩作用到无级变速器I上，提高无级变速器I的耐久性。即，在以使第一离合器机构Cl卡合了的状态进行减速的情况下，基于车辆的行驶惯性力的转矩作用到输出轴15上。在这种情况下，在输出轴15与无级变速器I的次级轴14之间，第二离合器机构C2变成被释放的状态并且被切断。从而，减速时的所谓的反输入转矩不会施加到无级变速器I上。因此，降低不必要地作用到无级变速器I上的转矩，并且可以抑制不必要的旋转。其结果是，可以提高无级变速器I的耐久性。
[0083]图5所示的动力传递装置，在图1所示的结构中，前进后退切换机构16与相当于本发明中的中间轴的齿轮列23的副轴24配置在同一轴线上，其它与图1所示的例子同样地构成。从而，只对该图5的结构中与图1不同的部分进行说明，对于和图1同样结构的部分，在图5中赋予和图1中相同的附图标记，省略其说明
[0084]如前面所述，前进后退切换机构16是用于切换前进状态和后退状态的机构，除了如图1所示的例子那样与输出轴15配置在同一轴线上之外，也可以与副轴24配置在同一轴线上。在该图5所示的例子中，前进后退切换机构16与上述图1所示的例子一样，由双小齿轮型行星齿轮机构构成。并且，在该图5所示的例子中，太阳齿轮17和副轴24被成一体地连接起来。即，输入轴9经由齿轮列23的驱动齿轮25以及反转从动齿轮26被连接到太阳齿轮17上。从而，太阳齿轮17成为输入部件。另外，设置有选择性地停止齿圈18的旋转的制动机构B。从而，齿圈18成为反作用力部件。另外，行星齿轮架21和齿轮列23的反转驱动齿轮27被成一整体地连接起来。即，无级变速器I的次级轴14以及输出轴15经由齿轮列23的反转驱动齿轮27及从动齿轮28,被连接到行星齿轮架21上。从而,行星齿轮架21成为输出部件。并且，在太阳齿轮17与行星齿轮架21之间，设置有用于将这些太阳齿轮17和行星齿轮架21连接起来，使整个行星齿轮机构成一体地旋转的第一离合器机构Cl。
[0085]在该图5所示的例子中，齿轮列23的反转从动齿轮26直径比驱动齿轮25大，构成为在驱动齿轮25向反转从动齿轮26传递转矩的情况下，产生减速作用。即，在该图5所示的例子中，齿轮列23构成为，在从驱动齿轮25经由相当于本发明的第一空转齿轮的反转从动齿轮26向前进后退切换机构16的太阳齿轮17传递转矩的情况下的变速比(齿轮比)变得比“I”大。并且，齿轮列23构成为，其变速比的值变得比无级变速器I的最大变速比大。
[0086]在如该图5所示地构成的动力传递装置中，第一离合器机构Cl、第二离合器机构C2以及制动机构B，在向前进方向起步时、前进行驶时以及后退行驶时，也分别如所述图3所示地被卡合或者释放。并且，和所述图1所示的动力制动装置的情况一样，进行经由以齿轮列23及前进后退切换机构16为主体的转矩传递路径的转矩的传递、以及经由以无级变速器I为主体的转矩传递路径的转矩的传递。并且，和图1所示的动力传递装置同样地进行作用，并且可以获得同样的效果。
[0087]另外，在该图5所示的结构中，和所述的图1所示的动力传递装置的结构同样地，第二离合器机构C2配置在无级变速器I的所谓的输入侧。从而，和所述图1所示的动力传递装置的情况一样，在利用发动机2的动力前进行驶的情况下，从发动机2传递到输入轴9的转矩以上的转矩不会施加到第二离合器机构C2上。因此，在该图5所示的结构中，也可以谋求第二离合器机构C2的小型化。
[0088]并且，在该图5所示的结构中，如上所述，在从输入轴9向太阳齿轮17、即前进后退切换机构16的输入部件传递转矩时，该转矩被齿轮列23的驱动齿轮25和反转从动齿轮26将转速减速并传递给太阳齿轮17。从而，在该图5所示的结构中，前进后退切换机构16的各个旋转部件彼此之间的差动旋转被抑制。因此，不另外设置用于抑制前进后退切换机构的差动的离合器等，能够相应程度地谋求该动力传递装置的结构的简化以及小型化。
[0089]图6所示的动力传递装置，在上述图5所示的结构中，第二离合器机构C2与输出轴15配置在同一轴线上，此外，和图5所示的例子同样地构成。从而，只对该图6的结构中与图5不同的部分进行说明，对于和图5同样的结构的部分，在图6中赋予和图5相同的附图标记，省略其说明。
[0090]在该图6所示的例子中，第二离合器机构C2与输出轴15配置在同一轴线上，构成为选择性地进行无级变速器I的次级轴14与输出轴15之间的转矩的传递及切断。对于图5所示的结构，伴随着第二离合器机构C2的配置如上所述地变更，输入轴9与无级变速器I的初级轴13被直接连接起来。
[0091]在如该图6所示地构成的动力传递装置中，第一离合器机构Cl、第二离合器机构C2以及制动机构B，在向前进方向的起步时、前进行驶时以及后退行驶时，也分别如前述的图3所示那样被卡合或者释放。并且，和所述的图1、图5所示的动力传递装置的情况一样，进行经由以齿轮列23以及前进后退切换机构16为主体的转矩传递路径的转矩的传递、以及以无级变速器I为主体的转矩传递路径的转矩的传递。并且，和图1、图5所示的动力传递装置同样地作用，另外，可以获得同样的效果。
[0092]另外，在该图6所示的结构中，第二离合器机构C2配置在无级变速器I的所谓的输出侧。因此，在以经由齿轮列23及前进后退切换机构16将输入轴9与输出轴15连接起来的状态进行减速的情况下，可以利用第二离合器机构C2将无级变速器I相对于输出轴15切断。其结果是，可以避免过大的转矩作用到无级变速器I上，可以提高无级变速器I的耐久性。即，在以使第一离合器机构Cl卡合的状态进行减速的情况下，基于车辆的行驶惯性力的转矩作用到输出轴15上。在这种情况下，在输出轴15与无级变速器I的次级轴14之间，第二离合器机构C2变成释放主体并被切断。从而，减速时的所谓反向输入转矩不会施加到无级变速器I上。因此，可以降低不必要地作用到无级变速器I上的转矩，并且可以抑制不必要的旋转。其结果是，可以提高无级变速器I的耐久性。
[0093]另外，在上述图5、图6所示的例子中，构成前进后退切换机构16的行星齿轮机构，可以在图7所示的共线图(速度线图)表示。在图7中，和所述图2所示的共线图同样，利用相互平行的直线表示太阳齿轮17、齿圈18以及行星齿轮架21。并且，各个直线的离开与基线LO的交点的距离，表示各个旋转部件的转速。另外，相对于基线LO的位置表示各个旋转部件的旋转方向。从而，由于在使第一离合器机构Cl卡合了的情况下，整个前进后退切换机构16成一体地旋转，所以，各个旋转部件的转速以直线L3表示。与此相对，在利用制动机构B将齿圈18固定了的情况下，各个旋转部件的转速及旋转方向变成以直线L4表示。即，行星齿轮架21相对于太阳齿轮17向相反方向旋转。在图2的共线图中表示的行星齿轮机构中，与行星齿轮架21成为输入部件且被输入与发动机2的曲轴的旋转方向相同的旋转方向(即，正转方向)的转矩的情况相对，在该图7的共线图中表示的行星齿轮机构中，变成太阳齿轮17成为输入部件,且被输入与发动机2的曲轴的旋转方向相反的旋转方向(SP，反转方向)的转矩。
[0094]另外，上述图1、图4、图5、图6所示的动力传递装置的前进后退切换机构16可以分别可以如图8、图9、图10、图11所示的方式配置。具体地说，图1、图4所示的动力传递装置16分别如图8、图9所示，可以在输出轴15的轴线方向上与前进后退切换机构16的方向相反地配置。S卩，前进后退切换机构16也可以在输出轴15上在其轴线方向上将第一离合器机构Cl向靠近发动机2侧(图8、图9的右侧)配置，将行星齿轮架21和从动齿轮28的连接部分向靠近无级变速器I侧(即，在图8、图9中的左侧)配置。
[0095]如图这些图8、图9所示，在配置前进后退切换机构16的动力传递装置中，第一离合器机构Cl、第二离合器机构C2以及制动机构B，在向前进方向的起步时、前进行驶时以及后退行驶时，也分别如所述的图3所示的那样被卡合或者被释放。并且，和所述的图1所示的动力传递装置同样地作用，可以获得同样的效果。
[0096]另外，图5、图6所示的前进后退切换机构16，分别如图10、图11所示，在输出轴
15的轴线方向上与前进后退切换机构16的方向相反，并且，可以将输入部件和输出轴部件调换地配置。S卩，前进后退切换机构16，也可以在副轴24上在其轴线方向上，将第一离合器机构Cl向靠近发动机2侧(图10、图11的右侧)，将行星齿轮架21和从动齿轮28的连接部分向靠近无级变速器I侧(图10、图11的左侧)配置。并且，也可以将行星齿轮架21作为输入部件，与反转从动齿轮26成一体地连接，将太阳齿轮17作为输出部件，与副轴24成一体地连接起来。
[0097]如这些图10、图11所示，在配置了前进后退切换机构16的动力传递装置中，第一离合器机构Cl、第二离合器机构C2以及制动机构B，在向前进方向上的起步时、前进行驶时以及后退行驶时，也分别如所述的图3所示那样被卡合或者释放。并且，和所述图1所示的动力传递装置同样地起作用，并且可以获得同样的效果。
[0098]另外，在上述图10、图11所示的例子中，构成前进后退切换机构16的行星齿轮机构，可以用图12所示的共线图(速度线图)表示。在图12中，和所述的图7所示的共线图一样，利用相互平行的直线表示太阳齿轮17、齿圈18及行星齿轮架21。并且，各个直线的离开与基线LO的交点的距离，表示各个旋转部件的转速。另外，相对于基线LO的位置，表示各个旋转部件的旋转方向。从而，在使第一离合器Cl卡合了的情况下，由于整个前进后退切换机构16成一体地旋转，所以，各个旋转部件的转速以直线L5表示。与此相对，在利用制动机构B将齿圈18固定了的情况下，各个旋转部件的转速及旋转方向变成以直线L6表示。即，太阳齿轮17相对于行星齿轮架21向相反方向旋转。在图7的共线图中表示的行星齿轮机构中，与太阳齿轮17成为输入部件且被输入与发动机2的曲轴的旋转方向相反的旋转方向(即，反转方向)的转矩的情况相对，在该图12的共线图所示的行星齿轮机构中，行星齿轮架21成为输入部件，且被输入与发动机2的曲轴的旋转方向相反的旋转方向(即，反转方向)的转矩。
[0099]根据本发明的动力传递装置，也可以代替上述双小齿轮型的行星齿轮机构，利用单一小齿轮型行星齿轮机构构成前进后退切换机构16。例如，图13表示利用单一小齿轮型行星齿轮机构构成图1、图4、图5、图6所示的动力传递装置的前进后退切换机构16的例子。在使用单一小齿轮型行星齿轮机构36构成图1、图4所示的前进后退切换机构16的情况下，太阳齿轮37成为输入部件，齿圈38成为反作用力部件，并且行星齿轮架39成为输出部件。从而，在行星齿轮架39上，设置有选择性地停止该行星齿轮架39的旋转的制动机构B。另外，齿轮列23的从动齿轮28连接到太阳齿轮37上，输出轴15连接到齿圈38上。并且，在太阳齿轮37与齿圈38之间，设置选择性地将这些太阳齿轮37和齿圈38连接起来的第一离合器机构Cl。
[0100]如上所述，在图1、14中表示利用单一小齿轮型行星齿轮机构36构成图1、图4所示的前进后退切换机构16的情况下的共线图(速度线图)的例子。在图14中，太阳齿轮37、行星齿轮架39及齿圈38以相互平行的直线表示。在这些各个直线中表示太阳齿轮37的直线和表示齿圈38的直线位于左右两端，在其中央配置表示作为反作用力部件的行星齿轮架39的直线。另外，在使表示太阳齿轮37的直线和表示齿圈38的直线的间隔为“I”的情况下，表示行星齿轮架39的直线和表示齿圈38的直线的间隔被设定为相当于太阳齿轮37的齿数与行星齿轮架39的齿数之比(B卩，齿轮比)的值。并且，各个直线的离开与基线LO的交点的距离表示各个旋转部件的转速。另外，相对于基线LO的位置，表示各个旋转部件的旋转方向。从而，在使第一离合器机构Cl卡合了的情况下，由于行星齿轮机构36、SP整个前进后退切换机构16成一体地旋转，所以，各个旋转部件的转速以直线L7表示。与此相对，在利用制动机构B将行星齿轮架39固定了的情况下，各个旋转部件的转速及旋转方向以直线L8表不。即，齿圈38相对于太阳齿轮37向相反方向旋转。
[0101]另外，在使用单一小齿轮型行星齿轮机构36构成图5、6所示的前进后退切换机构16的情况下，齿圈38成为输入部件，太阳齿轮37成为反作用力部件，并且，行星齿轮架39成为输出部件。并且，在齿圈38上连接有齿轮列23的副轴24，在太阳齿轮37上连接有齿轮列23的反转驱动齿轮27。
[0102]如上所述，在图15中表示在由单一小齿轮型行星齿轮机构36构成图5、图6所示的前进后退切换机构16的情况下的共线图(速度线图)的例子。在图15中，用相互平行的直线表示太阳齿轮37、行星齿轮架39以及齿圈38。和图14的共线图一样，各个直线的离开与基线的交点LO的距离，表示各个旋转部件的转速。另外，相对于基线LO的位置，表示各个旋转部件的旋转方向。从而，在使第一离合器机构Cl卡合了的情况下，由于行星齿轮机构36、即整个前进后退切换机构16成一体地旋转，所以，各个旋转部件的转速以直线L9表示。与此相对，在利用制动机构B将行星齿轮架39固定了的情况下，各个旋转部件的转速及旋转方向以直线LlO表不。即，齿圈38相对于太阳齿轮37向相反方向旋转。在图14的共线图表示的行星齿轮机构36中，与太阳齿轮37成为输入部件且被输入与发动机2的曲轴的旋转方向相同的旋转方向(即正转方向)的转矩的情况相对，在该图15的共线图表不的行星齿轮机构36中，齿圈38成为输入部件,且被输入与发动机2的曲轴的旋转方向相反的旋转方向(即，反转方向)的转矩。
[0103]如上所述，即使在用单一小齿轮型行星齿轮机构36构成前进后退切换机构16的情况下，也可以起到和用所述双小齿轮型行星齿轮机构构成的前进后退切换机构16同样的作用。另外，通过代替双小齿轮型行星齿轮机构而使用单一小齿轮型行星齿轮机构36，可以将装置简化。
[0104]如上所述，根据与本发明相关的动力传递装置，通过利用第一离合器机构Cl将前进后退切换机构16中的至少两个旋转部件连接起来，整个前进后退切换机构16成一体地旋转。其结果是，变成齿轮列23能够在输入轴9和输出轴15之间经由前进后退切换机构
16进行动力传递的状态。通过在该状态下使第二离合器机构C2释放，无级变速器I被相对于输出轴15切断，并且，齿轮列23经由前进后退切换机构16被连接到输出轴15上。SP，输入轴9和输出轴15经由齿轮列23及前进后退切换机构16被连接起来，在这种情况下，由齿轮列23产生的变速比是由无级变速器I不能设定的变速比。即，是比无级变速器I中的最大变速比大的变速比或者比最小变速比小的变速比。因此，可以使作为整个动力传递装置的变速比幅度比可以由无级变速器I设定的变速比幅度宽。
[0105]另外，通过代替第一离合器机构Cl而使制动机构B卡合，前进后退切换机构16中的反作用力部件的旋转被停止，其结果是，所述前进后退切换机构16中的输出部件相对于输入部件向相反方向上旋转。即，可以使车辆后退行驶。在这种情况下，转矩经由齿轮列23及前进后退切换机构16从前进后退切换机构16的输出部件被传递给输出轴15。从而，在这种情况下，作为整个动力传递装置而被设定的变速比，成为不能由无级变速器I设定的大的变速比。即，在后退行驶中，也可以加宽作为整个动力传递装置的变速比幅度。
[0106]另外，上述第一离合器机构Cl、第二离合器机构C2及各个齿轮在各自的轴线方向上的位置，可以在设计上适当地决定。例如，也可以在轴线方向上将在上述各个具体例子中的结构部件中相邻的结构部件彼此的位置相互调换。
[0107]另外，在上述各个具体的例子中，表示了利用具有一个变速比(齿轮比)的齿轮列23的结构，但是，本发明的齿轮列，也可以是具有两个以上的变速比(齿轮比)、可以选择设定这些变速比的齿轮列。
【权利要求】
1.一种车辆用动力传递装置，无级变速器和齿轮列被分别设置在被输入由驱动力源输出的转矩的输入轴与输出转矩的输出轴之间，以便能够在所述输入轴与所述输出轴之间传递转矩，所述无级变速器使变速比连续地变化，所述齿轮列具有配置在与所述输入轴及所述输出轴不同的位置的中间轴，并且设定不能由所述无级变速器设定的至少一个变速比，所述车辆用动力传递装置的特征在于， 前进后退切换机构与所述输出轴或所述中间轴配置在同一轴线上，所述前进后退切换机构利用输入部件、输出部件、以及反作用力部件这三个旋转部件进行差动作用，所述反作用力部件通过停止旋转使所述输入部件与所述输出部件相互向相反方向旋转， 设置有第一离合器机构和制动机构，所述第一离合器机构将所述三个旋转部件中的至少任两个旋转部件连接起来，所述制动机构停止所述反作用力部件的旋转， 设置有第二离合器机构，所述第二离合器机构经由所述无级变速器将所述输入轴与所述输出轴连接起来，并且，在从所述输入轴经由所述无级变速器至所述输出轴的转矩传递路径上进行转矩的传递和切断， 所述输入轴与所述输出轴经由所述齿轮列及所述前进后退切换机构连接起来。
2.如权利要求1所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，所述齿轮列构成为利用所述多个齿轮设定比所述无级变速器的最大变速比大的变速比、或者比所述无级变速器的最小变速比小的变速比。
3.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置，其特征在于， 所述无级变速器具有被从所述输入轴传递转矩的驱动侧构件和向所述输出轴输出转矩的输出侧构件， 所述第二离合器机构设置在所述输入轴与所述驱动侧构件之间，选择性地将这些输入轴与驱动侧构件连接起来。
4.如权利要求1或2所述的车辆用动力传递装置，其特征在于， 所述无级变速器具有被从所述输入轴传递转矩的驱动侧构件和向所述输出轴输出转矩的输出侧构件， 所述第二离合器机构设置在所述输出侧构件与所述输出轴之间，选择性地将这些输出侧构件与输出轴连接起来。
5.如权利要求1至4中任一项所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，所述第一离合器机构和所述第二离合器机构分别由摩擦离合器构成。
6.如权利要求1至5中任一项所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，所述齿轮列包含有驱动齿轮、从动齿轮、以及设置在所述中间轴上的一个空转齿轮或者相互成一体地旋转的多个空转齿轮，所述驱动齿轮与所述输入轴配置在同一轴线上，所述从动齿轮经由该空转齿轮从所述驱动齿轮被传递转矩，并且所述从动齿轮与所述输入部件成一体地连接， 并且，所述齿轮列构成为，在从所述驱动齿轮经由所述空转齿轮及所述从动齿轮向所述输入部件传递转矩的情况下的变速比变得比I大。
7.如权利要求1至5中任一项所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，所述齿轮列包含有驱动齿轮、从动齿轮、第一空转齿轮、以及第二空转齿轮，所述驱动齿轮与所述输入轴配置在同一轴线上，所述从动齿轮与所述输出轴配置在同一轴线上，所述第一空转齿轮与所述中间轴配置在同一轴线上，在所述驱动齿轮与所述输入部件之间传递转矩，所述第二空转齿轮与所述中间轴配置在同一轴线上，在所述输出部件与所述从动齿轮之间传递转矩， 并且，所述齿轮列构成为，在从所述驱动齿轮经由所述第一空转齿轮向所述输入部件传递转矩的情况下的变速比以及在从所述从动齿轮经由所述第二空转齿轮向所述输出部件传递转矩的情况下的变速比中的至少一方变得比I大。
8.如权利要求1至7中任一项所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，所述前进后退切换机构包含有双小齿轮型行星齿轮机构，所述双小齿轮型行星齿轮机构配备有:作为外齿齿轮的太阳齿轮、配置在与该太阳齿轮同心的圆上的作为内齿齿轮的齿圈、与所述太阳齿轮啮合的第一小齿轮、与该第一小齿轮及所述齿圈啮合的第二小齿轮、以及能够自转并且公转地保持这些第一小齿轮及第二小齿轮的行星齿轮架。
9.如权利要求8所述的车辆用动力传递装置，其特征在于， 所述太阳齿轮与所述无级变速器及所述输出轴连接， 所述行星齿轮架与所述齿轮列连接， 所述齿圈被所述制动机构停止旋转。
10.如权利要求8所述的车辆用动力传递装置，其特征在于， 所述太阳齿轮与所述中间轴及所述第一空转齿轮连接， 所述行星齿轮架与所述第二空转齿轮连接， 所述齿圈被所述制动机构停止旋转。
11.如权利要求8所述的车辆用动力传递装置，其特征在于， 所述太阳齿轮与所述中间轴及所述第二空转齿轮连接， 所述行星齿轮架与所述第一空转齿轮连接， 所述齿圈被所述制动机构停止旋转。
12.如权利要求1至7中任一项所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，所述前进后退切换机构包含有单一小齿轮型行星齿轮机构，所述单一小齿轮型行星齿轮机构配备有:作为外齿齿轮的太阳齿轮、配置在与该太阳齿轮同心的圆上的作为内齿齿轮的齿圈、与所述太阳齿轮及所述齿圈啮合的小齿轮、以及能够自转并且公转地保持该小齿轮的行星齿轮架。
13.如权利要求12所述的车辆用动力传递装置，其特征在于， 所述齿圈与所述无级变速器及所述输出轴连接， 所述太阳齿轮与所述齿轮列连接， 所述行星齿轮架被所述制动机构停止旋转。
14.如权利要求12所述的车辆用动力传递装置，其特征在于， 所述齿圈与所述中间轴及所述第一空转齿轮连接， 所述太阳齿轮与所述第二空转齿轮连接， 所述行星齿轮架被所述制动机构停止旋转。
15.如权利要求12所述的车辆用动力传递装置，其特征在于， 所述齿圈与所述中间轴及所述第二空转齿轮连接， 所述太阳齿轮与所述第一空转齿轮连接， 所述行星齿轮架被所述制动机构停止旋转。
16.如权利要求1至15中任一项所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，所述前进后退切换机构包含有行星齿轮机构，所述行星齿轮机构能够利用共线图表示所述输入部件、所述输出部件以及所述反作用力部件各自的旋转速度，所述共线图以相互平行的直线表示多个旋转部件，并且以从与垂直于所述直线的基线的交点起的长度及相对于所述基线的位置表示所述各个旋转部件的旋转速度， 所述反作用力部件是以位于所述共线图中的中央的线表示的部件，所述输入部件是以所述共线图中的左右任一方的线表示的部件，进而，所述输出部件是以所述共线图中的左右任一方的线表不的部件。
【文档编号】F16H37/02GK104334925SQ201280073372
【公开日】2015年2月4日 申请日期:2012年5月23日 优先权日:2012年5月23日
【发明者】吉田伦生, 中田博文, 小林大介, 吉野弘绍 申请人:丰田自动车株式会社