JP2011002034A - 車両用前後進切換装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車両の被牽引時において、ピニオンギヤの耐久性を確保することができる車両用前後進切換装置を提供する。
【解決手段】サンギヤＳと、キャリヤＣＡと、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２を介してサンギヤＳと噛み合うリングギヤＲとの３つの回転要素を有するダブルピニオン型の遊星歯車装置１７を備える前後進切換装置１６において、リングギヤＲとキャリヤＣＡとの間に連結されると共に、キャリヤＣＡの回転速度がリングギヤＲの回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、キャリヤＣＡの回転速度がリングギヤＲの回転速度を超えない場合には空転状態とされる一方向クラッチＦ１が備えられる。従って、エンジン１２の回転停止状態における被牽引時には、一方向クラッチＦ１が係合状態とされて遊星歯車装置１７は一体回転状態とされ、被牽引時の車速Ｖに関係なく、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の各自転分の回転速度上昇が回避される。
【選択図】図１

Description

本発明は、車両用前後進切換装置に係り、特に、車両の被牽引時における耐久性に関するものである。

駆動力源からの動力を駆動輪へ伝達する車両用動力伝達装置に備えられた遊星歯車式の前後進切換装置が良く知られている。例えば、特許文献１、２に示された前後進切換機構がそれである。図１２は、特許文献１に示された前後進切換機構と同様に、ダブルピニオン型の遊星歯車装置（プラネタリギヤ列）８を主体として構成された前後進切換装置２を備えた動力伝達装置１の一例を示す図である。また、図１３は、遊星歯車装置８における各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。共線図における縦軸間の関係に示すρは遊星歯車装置８のギヤ比ρ（＝サンギヤＳの歯数ＺＳ／リングギヤＲの歯数ＺＲ）であり、δ１は（サンギヤＳの歯数ＺＳ／ピニオンギヤＰ１の歯数ＺＰ１）であり、δ２は（サンギヤＳの歯数ＺＳ／ピニオンギヤＰ２の歯数ＺＰ２）である。また、共線図における各直線Ｌにより各回転要素における回転速度の相対関係が示されている。前後進切換装置２において、例えばサンギヤＳはエンジン３に動力伝達可能に連結され、キャリヤＣＡは自動変速機４を介して駆動輪５に動力伝達可能に連結されている一方で、キャリヤＣＡとサンギヤＳとはクラッチＣを介して選択的に連結され、リングギヤＲはブレーキＢを介して非回転部材６に選択的に固定されている。

このように構成された前後進切換装置２において、図１３（ａ）の直線Ｌ１に示すように、クラッチＣが係合されると遊星歯車装置８は一体回転状態とされ、エンジン３の回転方向と同じ方向の回転で動力が駆動輪５側へ伝達される前進用動力伝達経路が成立させられる。一方、図１３（ａ）の直線Ｌ２に示すように、ブレーキＢが係合されると遊星歯車装置８はエンジン３の回転方向と逆方向（反対方向）の回転で動力が駆動輪５側へ伝達される後進用動力伝達経路が成立させられる。また、クラッチＣ及びブレーキＢが共に解放されると、前後進切換装置２は動力伝達を遮断するニュートラル状態（動力伝達遮断状態）となる動力伝達経路が成立させられる。

特開平１１−５１１４７号公報 特開２００５−３０８０４１号公報

ここで、一般的に動力伝達装置１では、例えばエンジン３にて回転駆動される機械式のオイルポンプから出力（発生）される作動油圧を元圧としてクラッチＣやブレーキＢの係合油圧が供給されたり、動力伝達装置１の各部に潤滑油が強制的に供給される。従って、例えば車両停止時や車両の被牽引時などのエンジン３が停止状態とされているときには、動力伝達装置１の各部へはオイルポンプによる作動油圧を元圧とした潤滑油が強制的に供給されない。その為、例えば駆動輪５が路面により回転駆動される車両の被牽引時には、潤滑油が強制的に供給されない状態で動力伝達装置１内の各回転部材が回転させられることになる。特に、遊星歯車装置８を主体とした前後進切換装置２において、図１３の（ｂ）の直線Ｌ３に示すように示すように、駆動輪５側からの入力によりキャリヤＣＡが回転駆動され且つエンジン停止状態によりサンギヤＳが回転停止される被牽引時には、２つのピニオンギヤ（遊星歯車、プラネタリギヤ）Ｐ１、Ｐ２は、回転駆動されるキャリヤＣＡに対してそれぞれ上記δ１、δ２倍の回転速度で回転駆動される。例えば、ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の回転速度は、駆動輪５の回転速度に終減速部７のギヤ比（減速比やファイナルギヤ比）や自動変速機４のギヤ比（例えば発進に備えた最大変速比（最Lo側のギヤ比））や上記δ１（或いはδ２）が掛け合わされる為、被牽引時の車速によっては数万回転（rpm）程度の高回転速度となる可能性がある。そうすると、エンジン３が回転停止状態とされてオイルポンプによる作動油圧を元圧とした潤滑油が強制的に供給されないときの被牽引状態では、ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の耐久性が特に低下する可能性がある。尚、上述したような課題は未公知である。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、車両の被牽引時において、ピニオンギヤの耐久性を確保することができる遊星歯車式の車両用前後進切換装置を提供することにある。

前記目的を達成するための本発明の要旨とするところは、(a) サンギヤと、ピニオンギヤを自転及び公転可能に支持するキャリヤと、前記ピニオンギヤを介して前記サンギヤと噛み合うリングギヤとの３つの回転要素を有する遊星歯車装置を備え、第１回転要素は駆動力源に動力伝達可能に連結され、第３回転要素は駆動輪に動力伝達可能に連結されると共に、第２回転要素の回転が禁止されることにより前記第３回転要素は前記第１回転要素の回転方向とは反対方向に回転させられ、前記第１、第２、第３回転要素が一体回転させられることにより前記第３回転要素は前記第１回転要素の回転方向と同じ方向に回転させられる車両用前後進切換装置であって、(b) 前記第１、第２、第３回転要素のうちの何れか２つの回転要素の間において前記遊星歯車装置に作動的に連結されると共に、前記第３回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、前記第３回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超えない場合には空転状態とされる一方向クラッチを備えることにある。

このようにすれば、サンギヤと、キャリヤと、ピニオンギヤを介してサンギヤと噛み合うリングギヤとの３つの回転要素を有する遊星歯車装置を備える車両用前後進切換装置において、前記第１、第２、第３回転要素のうちの何れか２つの回転要素の間において前記遊星歯車装置に作動的に連結されると共に、前記第３回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、前記第３回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超えない場合には空転状態とされる一方向クラッチが備えられるので、駆動力源の回転停止状態にて駆動輪側から遊星歯車装置が回転駆動される場合にはすなわち第１回転要素の回転停止状態にて駆動輪側から遊星歯車装置の第３回転要素が回転駆動される場合には、必ず第３回転要素の回転速度が第１回転要素の回転速度を上回ろうとするため、一方向クラッチが係合状態とされ、結果的に遊星歯車装置は一体回転させられる。遊星歯車装置が一体回転させられる場合には、ピニオンギヤは公転こそするもののキャリアに対するピニオンギヤの相対回転すなわちピニオンギヤの自転は発生しないため、ピニオンギヤが高回転となることが回避される。従って、駆動力源の回転停止状態における被牽引時には、一方向クラッチが係合状態とされて遊星歯車装置は一体回転状態とされ、被牽引時の車速に関係なく、ピニオンギヤの自転分の回転速度が上昇することが回避される。よって、被牽引時において、ピニオンギヤの耐久性を確保することができる遊星歯車式の車両用前後進切換装置が提供される。一方、駆動力源側から遊星歯車装置が回転駆動されるときにすなわち駆動力源側から遊星歯車装置の第１回転要素が回転駆動されるときに、第２回転要素の回転が禁止される場合には、第３回転要素は第１回転要素の回転方向とは反対方向に回転させられるため、一方向クラッチは空転状態とされる。また、前記第１、第２、第３回転要素が一体回転させられる場合には、第３回転要素は第１回転要素と同じ方向及び同じ回転速度にて回転させられるため、一方向クラッチは空転状態とされる。このように、駆動力源側から遊星歯車装置の第１回転要素が回転駆動される場合には、第３回転要素の回転方向を第１回転要素の回転方向に対して同じ方向と反対方向とに選択的に切り換える車両用前後進切換装置としての機能が適切に作動させられる。

ここで、好適には、前記遊星歯車装置はダブルピニオン型の遊星歯車装置であり、前記第１回転要素は前記サンギヤであり、前記第２回転要素は前記リングギヤであり、前記第３回転要素は前記キャリヤである。このようにすれば、駆動力源の回転停止状態にてすなわちサンギヤの回転停止状態にて駆動輪側から遊星歯車装置のキャリヤが回転駆動される場合には、必ずキャリヤの回転速度がサンギヤの回転速度を上回ろうとするため、一方向クラッチが係合状態とされて遊星歯車装置は一体回転させられる。一方、駆動力源側から遊星歯車装置のサンギヤが回転駆動される場合には、キャリヤの回転方向をサンギヤの回転方向に対して同じ方向と反対方向とに選択的に切り換える車両用前後進切換装置としての機能が適切に作動させられる。

また、好適には、前記遊星歯車装置はシングルピニオン型の遊星歯車装置であり、前記第１回転要素は前記サンギヤであり、前記第２回転要素は前記キャリヤであり、前記第３回転要素は前記リングギヤである。このようにすれば、駆動力源の回転停止状態にてすなわちサンギヤの回転停止状態にて駆動輪側から遊星歯車装置のリングギヤが回転駆動される場合には、必ずリングギヤの回転速度がサンギヤの回転速度を上回ろうとするため、一方向クラッチが係合状態とされて遊星歯車装置は一体回転させられる。一方、駆動力源側から遊星歯車装置のサンギヤが回転駆動される場合には、リングギヤの回転方向をサンギヤの回転方向に対して同じ方向と反対方向とに選択的に切り換える車両用前後進切換装置としての機能が適切に作動させられる。

また、好適には、前記第２回転要素を非回転部材に選択的に連結するブレーキと、前記第１、第２、第３回転要素のうちの少なくとも２つの回転要素を選択的に連結するクラッチとを備え、前記ブレーキの係合且つ前記クラッチの解放により前記第２回転要素の回転が禁止されて前記駆動力源と反対方向の回転にて動力が前記駆動輪側へ伝達される後進用動力伝達経路が成立させられる一方で、前記クラッチの係合且つ前記ブレーキの解放により前記遊星歯車装置は一体回転状態とされて前記駆動力源と同じ方向の回転にて動力が前記駆動輪側へ伝達される前進用動力伝達経路が成立させられる。このようにすれば、３つの回転要素を有する遊星歯車装置とブレーキとクラッチとを備える車両用前後進切換装置において、駆動力源側から遊星歯車装置の第１回転要素が回転駆動されるときに、ブレーキの係合且つクラッチの解放により第２回転要素の回転が禁止される場合には、駆動力源と反対方向の回転にて動力が駆動輪側へ伝達されるため、一方向クラッチは空転状態とされる。また、クラッチの係合且つブレーキの解放により第１、第２、第３回転要素が一体回転させられる場合には、駆動力源と同じ方向の回転にて動力が駆動輪側へ伝達されるため、一方向クラッチは空転状態とされる。このように、駆動力源側から遊星歯車装置の第１回転要素が回転駆動される場合には、前進用動力伝達経路と後進用動力伝達経路とを選択的に切り換える車両用前後進切換装置としての機能が適切に作動させられる。

また、好適には、前記一方向クラッチは、前記第２回転要素と前記第３回転要素との間において前記遊星歯車装置に作動的に連結されると共に、前記第３回転要素の回転速度が前記第２回転要素の回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、前記第３回転要素の回転速度が前記第２回転要素の回転速度を超えない場合には空転状態とされる。このようにすれば、第１回転要素の回転停止状態にて駆動輪側から遊星歯車装置の第３回転要素が回転駆動される場合には、必ず第３回転要素の回転速度が第２回転要素の回転速度を上回ろうとするため、一方向クラッチが係合状態とされて遊星歯車装置は一体回転させられる。一方、駆動力源側から遊星歯車装置の第１回転要素が回転駆動される場合には、第３回転要素の回転方向を第１回転要素の回転方向に対して同じ方向と反対方向とに選択的に切り換える車両用前後進切換装置としての機能が適切に作動させられる。

また、好適には、前記一方向クラッチは、前記第１回転要素と前記第２回転要素との間において前記遊星歯車装置に作動的に連結されると共に、前記第２回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、前記第２回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超えない場合には空転状態とされる。このようにすれば、第１回転要素の回転停止状態にて駆動輪側から遊星歯車装置の第３回転要素が回転駆動される場合には、必ず第２回転要素の回転速度が第１回転要素の回転速度を上回ろうとするため、一方向クラッチが係合状態とされて遊星歯車装置は一体回転させられる。一方、駆動力源側から遊星歯車装置の第１回転要素が回転駆動される場合には、第３回転要素の回転方向を第１回転要素の回転方向に対して同じ方向と反対方向とに選択的に切り換える車両用前後進切換装置としての機能が適切に作動させられる。

また、好適には、前記一方向クラッチは、前記第１回転要素と前記第３回転要素との間において前記遊星歯車装置に作動的に連結されると共に、前記第３回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、前記第３回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超えない場合には空転状態とされる。このようにすれば、第１回転要素の回転停止状態にて駆動輪側から遊星歯車装置の第３回転要素が回転駆動される場合には、必ず第３回転要素の回転速度が第１回転要素の回転速度を上回ろうとするため、一方向クラッチが係合状態とされて遊星歯車装置は一体回転させられる。一方、駆動力源側から遊星歯車装置の第１回転要素が回転駆動される場合には、第３回転要素の回転方向を第１回転要素の回転方向に対して同じ方向と反対方向とに選択的に切り換える車両用前後進切換装置としての機能が適切に作動させられる。

また、好適には、前記第３回転要素は自動変速機を介して前記駆動輪に連結されるものであり、前記駆動力源により回転駆動されて前記自動変速機の変速作動を実行する為の元圧となる作動油圧を発生するオイルポンプにより潤滑油が供給される。このようにすれば、自動変速機を備える実用的な車両用動力伝達装置において、駆動力源の回転停止状態における被牽引時には、一方向クラッチが係合状態とされて遊星歯車装置は一体回転状態とされ、被牽引時の車速に関係なく、ピニオンギヤの自転分の回転速度が上昇することが回避される。よって、駆動力源が回転停止状態とされてオイルポンプによる作動油圧を元圧とした潤滑油が強制的に供給されないときの被牽引時において、ピニオンギヤの耐久性を確保することができる。また、駆動力源側から遊星歯車装置が回転駆動される場合には、車両用前後進切換装置が適切に作動させられる。

また、好適には、前記自動変速機は、有効径が可変の一対の可変プーリと、それら一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを有し、それら一対の可変プーリの有効径が相反的に変化させられることによって変速比を無段階に変化させることが可能なベルト式無段変速機である。つまり、このベルト式無段変速機は、入力プーリと、出力プーリと、前記プーリに巻き掛けられてそのプーリを連動させる動力伝達部材とを有し、前記プーリの各溝幅を変更してそのプーリ上における前記動力伝達部材との各接触径の比で変速比を変更する自動変速機である。このようにすれば、ベルト式無段変速機を備える実用的な車両用動力伝達装置において、駆動力源が回転停止状態とされてオイルポンプによる作動油圧を元圧とした潤滑油が強制的に供給されないときの被牽引時には、ピニオンギヤの耐久性を適切に確保することができる。また、駆動力源側から遊星歯車装置が回転駆動される場合には、車両用前後進切換装置が適切に作動させられる。

また、好適には、前記自動変速機は、例えば同心で相対回転可能に配置された一対のコーン部材とそれらの間に挟圧状態で配置された複数個のローラとを備え、そのローラの回転軸心が一対のコーン部材の回転軸心を含む面内で回動させられることによって変速比が連続的に変化させられる形式のトロイダル型無段変速機などであっても良い。つまり、このトロイダル型無段変速機は、入力ディスクと、出力ディスクと、前記ディスクの間で挟圧されてそのディスクを連動させるローラとを有し、前記ローラの傾きを変更して前記ディスク上におけるそのローラとの各接触点径の比で変速比を変更する自動変速機である。

また、好適には、前記駆動力源としては、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関であるエンジンが広く用いられる。更に、補助的な走行用動力源として、電動機等がこのエンジンに加えて用いられても良い。或いは、走行用動力源として電動機のみが用いられてもよい。

本発明が適用された車両用前後進切換装置を備える車両用動力伝達装置を説明する骨子図である。 前後進切換装置において、前進用クラッチ及び後進用ブレーキの作動状態毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。 図１の車両用動力伝達装置などを制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。 油圧制御回路のうち無段変速機のベルト挟圧力制御、変速比制御、シフトレバーの操作に伴う前進用クラッチ及び後進用ブレーキの係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。 無段変速機の変速制御において目標入力回転速度を求める際に用いられる変速マップの一例を示す図である。 無段変速機の挟圧力制御において変速比等に応じて必要セカンダリ圧を求めるベルト挟圧力マップの一例を示す図である。 前進方向への被牽引時に駆動輪側からの入力があった場合の前後進切換装置における共線図を示しており、図２の共線図に相当する。 図１の車両用動力伝達装置が備える車両用前後進切換装置の別の実施例を示す骨子図である。 図１の車両用動力伝達装置が備える車両用前後進切換装置の別の実施例を示す骨子図である。 シングルピニオン型の遊星歯車装置を備える前後進切換装置の一例を示す骨子図である。 図１０の前後進切換装置における共線図を示している。 ダブルピニオン型の遊星歯車装置を主体として構成された前後進切換装置を備えた動力伝達装置の従来例を示す図である。 図１２の遊星歯車装置における各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。

図１は、本発明が適用された車両用前後進切換装置１６（以下、前後進切換装置１６）を備える車両用動力伝達装置１０の構成を説明する骨子図である。この車両用動力伝達装置１０は横置き型自動変速機であって、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものである。内燃機関にて構成されている走行用の駆動力源としてのエンジン１２の動力は、車両用動力伝達装置１０に備えられた流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４、前後進切換装置１６、自動変速機としてのベルト式無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車装置２０、差動歯車装置２２などを順次介して、左右の駆動輪２４Ｌ、２４Ｒへ伝達される。

トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸１３に連結されたポンプ翼車１４ｐ、及びトルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸３４を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、油圧回路としての油圧制御回路１００（図３、図４参照）内の図示しないロックアップコントロールバルブ（L/C制御弁）などによって係合側油室及び解放側油室に対する油圧供給が切り換えられることにより、係合または解放されるようになっており、完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。ポンプ翼車１４ｐには、自動変速機としてのベルト式無段変速機１８（以下、無段変速機１８）を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６を係合解放制御したり、前後進切換装置１６における動力伝達経路を切り換えたり、車両用動力伝達装置１０内の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ２８が連結されている。

前後進切換装置１６は、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１と所定のギヤ比ρを有するダブルピニオン型の遊星歯車装置１７とを主体として構成されている。この遊星歯車装置１７は、サンギヤＳ、互いに噛み合う複数対の第１ピニオンギヤＰ１及び第２ピニオンギヤＰ２、その第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２を自転及び公転可能に支持するキャリヤＣＡ、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２を介してサンギヤＳと噛み合うリングギヤＲを回転要素（要素）として備えている。この前後進切換装置１６においては、サンギヤＳはトルクコンバータ１４のタービン軸３４に一体的に連結され、すなわちサンギヤＳはエンジン１２に動力伝達可能に連結され、キャリアＣＡは無段変速機１８の入力軸３６に一体的に連結され、すなわちキャリアＣＡは駆動輪２４に動力伝達可能に連結されている。また、キャリアＣＡとサンギヤＳとは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤＲは後進用ブレーキＢ１を介して非回転部材としてのハウジング３８に選択的に固定されるようになっている。尚、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は、断続装置に相当するものであり、例えば何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。

このように構成された前後進切換装置１６では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることによりタービン軸３４が入力軸３６に直結され、前進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、前進方向の動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、入力軸３６はタービン軸３４に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル状態（動力伝達遮断状態）とされる。

図２は、前後進切換装置１６において、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の作動状態毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線Ｌ上で表すことができる共線図を示している。この図２の共線図は、遊星歯車装置１７におけるギヤ比ρ及び歯車比δ１，δ２の関係を示す横軸と、相対的回転速度を示す縦軸とから成る二次元座標である。２本の横線のうちの下側の横線Ｘ１が回転速度零を示し、上側の横線Ｘ２が回転速度「１．０」すなわちタービン軸に連結されたエンジン８の回転速度Ｎ_Ｅを示している。尚、ここではトルクコンバータ１４の速度比を１．０とする。

また、遊星歯車装置１７の３つの回転要素に対応する３本の縦線Ｙ１、Ｙ２、Ｙ３は、左側から順に第１回転要素（第１要素）ＲＥ１に対応するサンギヤＳ、第２回転要素（第２要素）ＲＥ２に対応するリングギヤＲ、第３回転要素（第３要素）ＲＥ３に対応するキャリヤＣＡの相対回転速度を示すものであり、それらの間隔は遊星歯車装置１７のギヤ比ρに応じて定められている。一般的に、共線図の縦軸間の関係においてサンギヤとキャリヤとの間が「１」に対応する間隔とされるとキャリヤとリングギヤとの間が遊星歯車装置のギヤ比ρに対応する間隔とされる。すなわち、前後進切換装置１６では縦線Ｙ１とＹ３との縦線間が「１」に対応する間隔に設定され、縦線Ｙ２とＹ３との間隔はギヤ比ρに対応する間隔に設定される。尚、サンギヤＳの歯数をＺＳ、リングギヤＲの歯数をＺＲとすると、上記ギヤ比ρはＺＳ／ＺＲである。

更に、遊星歯車装置１７の他の２つの回転要素に対応する２本の縦線ＹＰ１、ＹＰ２は、第１ピニオンギヤＰ１、第２ピニオンギヤＰ２の相対回転速度を示すものであり、それらの間隔は歯車比δ１，δ２に応じて定められている。前後進切換装置１６では縦線Ｙ１とＹ３との縦線間が「１」に対応する間隔に設定され、縦線Ｙ３とＹＰ１との間隔は歯車比δ１に対応する間隔に設定され、縦線Ｙ３とＹＰ２との間隔は歯車比δ２に対応する間隔に設定される。尚、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の歯数をＺＰ１，ＺＰ２とすると、上記歯車比δ１はＺＳ／ＺＰ１であり、上記歯車比δ２はＺＳ／ＺＰ２である。

上記図２の共線図を用いて表現すれば、本実施例の前後進切換装置１６は、第１回転要素ＲＥ１（サンギヤＳ）はトルクコンバータ１４を介してエンジン１２に動力伝達可能に連結され、第３回転要素ＲＥ３（キャリヤＣＡ）は無段変速機１８を介して駆動輪２４に動力伝達可能に連結されている。また、第２回転要素ＲＥ２（リングギヤＲ）は後進用ブレーキＢ１を介してハウジング３８に選択的に連結され、第１回転要素ＲＥ１と第３回転要素ＲＥ３とは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結されている。そして、直線Ｌ２に示すように、後進用ブレーキＢ１の係合且つ前進用クラッチＣ１の解放により第２回転要素ＲＥ２の回転が禁止されて、第３回転要素ＲＥ３は第１回転要素ＲＥ１の回転方向とは反対方向に回転させられる。これにより、前後進切換装置１６では、エンジン１２と反対方向の回転にて動力が駆動輪２４側へ伝達される後進用動力伝達経路「Ｒ」が成立させられる。一方で、直線Ｌ１に示すように、前進用クラッチＣ１の係合且つ後進用ブレーキＢ１の解放により第１，第２，第３回転要素ＲＥ１、ＲＥ２，ＲＥ３が一体回転させられて、すなわち遊星歯車装置１７は一体回転状態とされて、第３回転要素ＲＥ３は第１回転要素ＲＥ１の回転と同じ方向及び同じ回転速度にて回転させられる。これにより、前後進切換装置１６では、エンジン１２と同じ方向の回転にて動力が駆動輪２４側へ伝達される前進用動力伝達経路「Ｄ」が成立させられる。このように、前後進切換装置１６は、エンジン１２側の回転をそのままの回転方向で或いは反対の回転方向にて無段変速機１８側（駆動輪２４側）へ伝達する機能を有している。

図１に戻り、無段変速機１８は、入力軸３６に設けられた入力側部材である有効径が可変の入力側可変プーリ（プライマリプーリ、プライマリシーブ）４２と、出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変の出力側可変プーリ（セカンダリプーリ、セカンダリシーブ）４６と、それ等の可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。

可変プーリ４２及び４６は、入力軸３６及び出力軸４４にそれぞれ固定された固定回転体４２ａ及び４６ａと、入力軸３６及び出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた可動回転体４２ｂ及び４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為の推力を付与する油圧アクチュエータとしての入力側油圧シリンダ（プライマリ側油圧シリンダ）４２ｃ及び出力側油圧シリンダ（セカンダリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されている。そして、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃの油圧であるプライマリ圧（変速圧）Ｐinが油圧制御回路１００によって調圧制御されることにより、両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ／出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が連続的に変化させられる。また、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるセカンダリ圧（ベルト挟圧）Ｐoutが油圧制御回路１００によって調圧制御されることにより、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。

図３は、図１の車両用動力伝達装置１０などを制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。電子制御装置５０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、エンジン１２の出力制御や無段変速機１８の変速制御及びベルト挟圧力制御やロックアップクラッチ２６のトルク容量制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用や無段変速機１８及びロックアップクラッチ２６の油圧制御用等に分けて構成される。

電子制御装置５０には、エンジン回転速度センサ５２により検出されたクランク軸１３の回転角度（位置）Ａ_ＣＲ（°）及びエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎ_Ｅに対応するクランク軸回転速度を表す信号、タービン回転速度センサ５４により検出されたタービン軸３４の回転速度（タービン回転速度）Ｎ_Ｔを表す信号、入力軸回転速度センサ５６により検出された無段変速機１８の入力回転速度である入力軸３６の回転速度（入力軸回転速度）Ｎ_ＩＮを表す信号、車速センサ（出力軸回転速度センサ）５８により検出された無段変速機１８の出力回転速度である出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度）Ｎ_ＯＵＴすなわち出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに対応する車速Ｖを表す車速信号、スロットルセンサ６０により検出されたエンジン１２の吸気配管３２（図１参照）に備えられた電子スロットル弁３０のスロットル弁開度θ_ＴＨを表すスロットル弁開度信号、冷却水温センサ６２により検出されたエンジン１２の冷却水温Ｔ_Ｗを表す信号、ＣＶＴ油温センサ６４により検出された無段変速機１８等の油圧回路の油温Ｔ_ＣＶＴを表す信号、アクセル開度センサ６６により検出されたアクセルペダル６８の操作量であるアクセル開度Ａccを表すアクセル開度信号、フットブレーキスイッチ７０により検出された常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無Ｂ_ＯＮを表すブレーキ操作信号、レバーポジションセンサ７２により検出されたシフトレバー７４のレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨを表す操作位置信号などが供給されている。

また、電子制御装置５０からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅ、例えば電子スロットル弁３０の開閉を制御するためのスロットルアクチュエータ７６を駆動するスロットル信号や燃料噴射装置７８から噴射される燃料の量を制御するための噴射信号や点火装置８０によるエンジン１２の点火時期を制御するための点火時期信号などが出力される。また、無段変速機１８の変速比γを変化させる為の変速制御指令信号Ｓ_Ｔ例えばプライマリ側油圧シリンダ４２ｃへのプライマリ圧Ｐinを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＰを駆動するための指令信号、伝動ベルト４８の挟圧力を調整させる為の挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂ例えばセカンダリ圧Ｐoutを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動するための指令信号、ライン油圧Ｐ_Ｌを制御するリニアソレノイド弁ＳＬＴを駆動するための指令信号などが油圧制御回路１００へ出力される。

シフトレバー７４は、例えば運転席の近傍に配設され、順次位置させられている５つのレバーポジション「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、及び「Ｌ」のうちの何れかへ手動操作されるようになっている。

「Ｐ」ポジション（レンジ）は車両用動力伝達装置１０の動力伝達経路を解放しすなわち車両用動力伝達装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態（中立状態）とし且つメカニカルパーキング機構によって機械的に出力軸４４の回転を阻止（ロック）するための駐車ポジション（位置）であり、「Ｒ」ポジションは出力軸４４の回転方向を逆回転とするための後進走行ポジション（位置）であり、「Ｎ」ポジションは車両用動力伝達装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態とするための中立ポジション（位置）であり、「Ｄ」ポジションは無段変速機１８の変速を許容する変速範囲で自動変速モードを成立させて自動変速制御を実行させる前進走行ポジション（位置）であり、「Ｌ」ポジションは強いエンジンブレーキが作用させられるエンジンブレーキポジション（位置）である。このように、「Ｐ」ポジション及び「Ｎ」ポジションは車両を走行させないときに選択される非走行ポジションであり、「Ｒ」ポジション、「Ｄ」ポジション及び「Ｌ」ポジションは車両を走行させるときに選択される走行ポジションである。

図４は、油圧制御回路１００のうち無段変速機１８のベルト挟圧力制御、変速比制御、シフトレバー７４の操作に伴う前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。図４において、油圧制御回路１００は、変速比γが連続的に変化させられるようにプライマリ圧Ｐinを調圧する変速制御弁としての変速比コントロールバルブ１１０、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにセカンダリ圧Ｐoutを調圧する挟圧力コントロールバルブ１１２、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が係合或いは解放されるようにシフトレバー７４の操作に従って油路が機械的に切り換えられるマニュアルバルブ１２０等を備えている。

ライン油圧Ｐ_Ｌは、オイルポンプ２８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ（ライン油圧調圧弁）１２２によりリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいてエンジン負荷等に応じた値に調圧されるようになっている。

より具体的には、プライマリレギュレータバルブ１２２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１２２ｉを開閉してオイルポンプ２８から発生される作動油圧を油路１３０から出力ポート１２２ｔを経て排出油路１２４へ排出するスプール弁子１２２ａと、そのスプール弁子１２２ａを閉弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１２２ｂと、そのスプリング１２２ｂを収容し且つスプール弁子１２２ａに閉弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＳＬＴを受け入れる油室１２２ｃと、スプール弁子１２２ａに開弁方向の推力を付与するためにオイルポンプ２８から発生される作動油圧を油路１３０を介して受け入れる油室１２２ｄとを備えている。

このように構成されたプライマリレギュレータバルブ１２２において、スプリング１２２ｂの付勢力をＦ_Ｓ、油室１２２ｃにおける制御油圧Ｐ_ＳＬＴの受圧面積をａ、油室１２２ｄにおけるライン油圧Ｐ_Ｌの受圧面積差をｂとすると、次式（１）で平衡状態となる。従って、ライン油圧Ｐ_Ｌは、次式（２）で表され、制御油圧Ｐ_ＳＬＴに比例する。このように、プライマリレギュレータバルブ１２２とリニアソレノイド弁ＳＬＴとは、油圧指令値としてのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいてオイルポンプ２８から吐出される作動油をライン油圧Ｐ_Ｌに調圧する調圧装置として機能する。
Ｐ_Ｌ×ｂ＝Ｐ_ＳＬＴ×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（１）
Ｐ_Ｌ＝Ｐ_ＳＬＴ×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ ・・・（２）

モジュレータ油圧Ｐ_Ｍは、電子制御装置５０によって制御される制御油圧Ｐ_ＳＬＴ、リニアソレノイド弁ＳＬＰの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＰ、及びリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＳの各元圧となるものであって、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてモジュレータバルブ１２６により一定圧に調圧されるようになっている。また、出力油圧Ｐ_ＬＭ２は、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてライン圧モジュレータNO.2バルブ１２８により制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいて調圧されるようになっている。

マニュアルバルブ１２０において、入力ポート１２０ａには出力油圧Ｐ_ＬＭ２が供給される。そして、シフトレバー７４が「Ｄ」ポジション或いは「Ｌ」ポジションに操作されると、出力油圧Ｐ_ＬＭ２が前進走行用出力圧として前進用出力ポート１２０ｆを経て前進用クラッチＣ１に供給され且つ後進用ブレーキＢ１内の作動油が後進用出力ポート１２０ｒから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられる。これにより、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放される。

また、シフトレバー７４が「Ｒ」ポジションに操作されると、出力油圧Ｐ_ＬＭ２が後進走行用出力圧として後進用出力ポート１２０ｒを経て後進用ブレーキＢ１に供給され且つ前進用クラッチＣ１内の作動油が前進用出力ポート１２０ｆから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられる。これにより、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放される。

また、シフトレバー７４が「Ｐ」ポジション及び「Ｎ」ポジションに操作されると、入力ポート１２０ａから前進用出力ポート１２０ｆへの油路及び入力ポート１２０ａから後進用出力ポート１２０ｒへの油路がいずれも遮断され且つ前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１内の作動油が何れもマニュアルバルブ１２０からドレーンされるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられる。これにより、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放される。

変速比コントロールバルブ１１０は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１０ｉを開閉してライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１０ｉから出力ポート１１０ｔを経てプライマリプーリ４２へ供給可能にするスプール弁子１１０ａと、そのスプール弁子１１０ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１０ｂと、そのスプリング１１０ｂを収容し且つスプール弁子１１０ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＳＬＳを受け入れる油室１１０ｃと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１０ｔから出力されたライン油圧Ｐ_Ｌを受け入れるフィードバック油室１１０ｄと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧Ｐ_Ｍを受け入れる油室１１０ｅとを備えている。

このように構成された変速比コントロールバルブ１１０において、目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊が得られるように制御油圧Ｐ_ＳＬＰをパイロット圧としてライン油圧Ｐ_Ｌが連続的に調圧制御されることにより、出力ポート１１０ｔからプライマリ圧Ｐinが出力される。このように、変速比コントロールバルブ１１０と、その変速比コントロールバルブ１１０を作動させるための制御油圧Ｐ_ＳＬＰを出力するリニアソレノイド弁ＳＬＰとは無段変速機１８の変速を行うためにプライマリ圧Ｐinを調圧するためのプライマリ圧調圧装置として機能するものである。そして、制御油圧Ｐ_ＳＬＰが高められるとプライマリ圧Ｐinの元圧となる変速比コントロールバルブ１１０に入力されたライン油圧Ｐ_Ｌがプライマリ側油圧シリンダ４２ｃへ供給され、制御油圧Ｐ_ＳＬＰに応じて制御油圧Ｐ_ＳＬＰが高くなる程プライマリ圧Ｐinが高められて、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機１８がアップシフトされる。また、制御油圧Ｐ_ＳＬＰが低められるとプライマリ側油圧シリンダ４２ｃの作動油が出力ポート１１０ｔから排出ポートＥＸを経て排出され、制御油圧Ｐ_ＳＬＰに応じて制御油圧Ｐ_ＳＬＰが低くなる程プライマリ圧Ｐinが低められて、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機１８がダウンシフトされる。また、ライン油圧Ｐ_Ｌはプライマリ圧Ｐinの元圧となるものである。

例えば図５に示すようにアクセル開度Ａccをパラメータとして車速Ｖと無段変速機１８の目標入力回転速度である目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊との予め記憶された関係（変速マップ）から実際の車速Ｖ及びアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて設定される目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊に実際の入力軸回転速度（以下、実入力軸回転速度という）Ｎ_ＩＮが到達するように変速制御されることにより、前記プライマリ圧調圧装置の制御量である変速制御指令信号Ｓ_Ｔが調節されて無段変速機１８の変速が実行される。すなわち、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃに対するプライマリ圧Ｐinが調圧されることによって両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化させられて変速比γが例えばフィードバック制御により連続的に変化させられる。図５の変速マップは変速条件に相当するもので、車速Ｖが小さくアクセル開度Ａccが大きい程大きな変速比γになる目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊が設定されるようになっている。また、車速Ｖは出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに対応するため、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標値である目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊は目標変速比γ^＊（＝Ｎ_ＩＮ ^＊／Ｎ_ＯＵＴ）に対応し、無段変速機１８の最小変速比（最Hiギヤ比）γmin と最大変速比（最Loギヤ比）γmax の範囲内で定められる。

挟圧力コントロールバルブ１１２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１２ｉを開閉してライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１２ｉから出力ポート１１２ｔを経てセカンダリプーリ４６へセカンダリ圧Ｐoutとして供給可能にするスプール弁子１１２ａと、そのスプール弁子１１２ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１２ｂと、そのスプリング１１２ｂを収容し且つスプール弁子１１２ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＳＬＳを受け入れる油室１１２ｃと、スプール弁子１１２ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１２ｔから出力されたセカンダリ圧Ｐoutを受け入れるフィードバック油室１１２ｄと、スプール弁子１１２ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧Ｐ_Ｍを受け入れる油室１１２ｅとを備えている。

このように構成された挟圧力コントロールバルブ１１２において、伝動ベルト４８が滑りを生じないように制御油圧Ｐ_ＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧Ｐ_Ｌが連続的に調圧制御されることにより、出力ポート１１２ｔからセカンダリ圧Ｐoutが出力される。このように、挟圧力コントロールバルブ１１２と、その挟圧力コントロールバルブ１１２を作動させるための制御油圧Ｐ_ＳＬＳを出力するリニアソレノイド弁ＳＬＳとはセカンダリ圧Ｐoutを調圧するためのセカンダリ圧調圧装置として機能するものである。そして、制御油圧Ｐ_ＳＬＳが出力されるとセカンダリ圧Ｐoutの元圧となる挟圧力コントロールバルブ１１２に入力されたライン油圧Ｐ_Ｌがセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃへ供給され、制御油圧Ｐ_ＳＬＳに応じて制御油圧Ｐ_ＳＬＳが高くなる程セカンダリ圧Ｐoutが高められてベルト挟圧力が強くされる。また、ライン油圧Ｐ_Ｌはセカンダリ圧Ｐoutの元圧となるものである。

例えば図６に示すように伝達トルクに対応するアクセル開度Ａcc（或いはスロットル弁開度θ_ＴＨ、無段変速機１８への入力トルクＴ_ＩＮ等）をパラメータとして変速比γとベルト挟圧力に対応する必要セカンダリ圧Ｐout^＊とのベルト滑りが生じないように予め実験的に求められて記憶された関係（ベルト挟圧力マップ）から実際の変速比γ及びアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて決定（算出）された必要セカンダリ圧Ｐout^＊が得られて伝動ベルト４８の滑りが発生しないように、セカンダリ圧調圧装置の制御量である挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂが調節されてセカンダリ圧Ｐoutが調圧され、このセカンダリ圧Ｐoutに応じて可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力（ベルト挟圧力）が増減させられる。

ここで、駆動輪２４が路面により回転駆動されるような車両の前進方向への被牽引時には、駆動輪２４側からの入力により第３回転要素ＲＥ３（キャリヤＣＡ）が回転駆動される。このとき、エンジン１２が回転停止状態とされている場合には、第１回転要素ＲＥ１（サンギヤＳ）が回転停止させられることから、図２の共線図からも明らかなように、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２は第３回転要素ＲＥ３（キャリヤＣＡ）に対してそれぞれ自転分として上記歯車比δ１，δ２倍の回転速度で回転駆動される。このときの第１ピニオンギヤＰ１（或いは第２ピニオンギヤＰ２）の回転速度は、駆動輪２４の回転速度に減速歯車装置２０のギヤ比（例えば減速比及びファイナルギヤ比）、無段変速機１８のギヤ比γ（例えば発進に備えた最大変速比γmax）、上記歯車比δ１（或いはδ２）などが掛け合わされる為、被牽引時の車速によっては数万回転（rpm）程度の高回転速度となる可能性がある。加えて、エンジン１２が回転停止状態とされている場合には、車両用動力伝達装置１０内の各部にはオイルポンプ２８による作動油圧を元圧とした潤滑油が強制的に供給されない。その為、車両の被牽引時には特に第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の耐久性が低下する可能性がある。

そこで、本実施例の前後進切換装置１６は、第１，第２，第３回転要素ＲＥ１，ＲＥ２，ＲＥ３のうちの何れか２つの回転要素の間において遊星歯車装置１７に作動的に連結されると共に、第３回転要素ＲＥ３の回転速度が第１回転要素ＲＥ１の回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、第３回転要素ＲＥ３の回転速度が第１回転要素ＲＥ１の回転速度を超えない場合には空転状態とされる一方向クラッチ（ワンウェイクラッチ）Ｆ１を備える。つまり、一方向クラッチＦ１は、第３回転要素ＲＥ３の回転速度が第１回転要素ＲＥ１の回転速度よりも高い場合に第３回転要素ＲＥ３側から第１回転要素ＲＥ１側にトルクを伝達し、反対に低い場合には空転する。尚、本実施例では、回転速度の高低は、エンジン１２の回転方向を正側として比較するものとする。従って、エンジン１２の回転方向と反対方向の回転であれば、エンジン回転速度Ｎ_Ｅと比較して絶対値が大きい場合でもエンジン回転速度Ｎ_Ｅの方が高回転速度となる。

このように構成された前後進切換装置１６では、エンジン１２の回転停止状態にて駆動輪２４側から遊星歯車装置１７が回転駆動される場合にはすなわち第１回転要素ＲＥ１の回転停止状態にて駆動輪２４側から第３回転要素ＲＥ３が回転駆動される場合には、必ず第３回転要素ＲＥ３の回転速度が第１回転要素ＲＥ１の回転速度を上回ろうとするため、一方向クラッチＦ１が係合状態とされすなわちトルクを伝達し、結果的に遊星歯車装置１７は一体回転させられる。遊星歯車装置１７が一体回転させられる場合には、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２は公転こそするもののキャリアＣＡに対する第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の各相対回転すなわち第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の自転は発生しないため、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２がそれぞれ高回転となることが回避される。従って、エンジン１２の回転停止状態における被牽引時には、一方向クラッチＦ１が係合状態とされて遊星歯車装置１７は一体回転状態とされ、被牽引時の車速Ｖに関係なく、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の各自転分の回転速度が上昇することが回避される。

一方、本実施例の前後進切換装置１６において、エンジン１２側からの入力により第１回転要素ＲＥ１が回転駆動されて前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の何れかが係合される通常走行時には、図２の共線図からも明らかなように、第３回転要素ＲＥ３の回転速度が第１回転要素ＲＥ１の回転速度を超えることはない。従って、前後進切換装置１６に上述した一方向クラッチＦ１が備えられても上記通常走行時には一方向クラッチＦ１が空転状態とされる。

尚、第１，第２，第３回転要素ＲＥ１，ＲＥ２，ＲＥ３の回転速度の相対関係は直線Ｌ上で表されるので、上述した一方向クラッチＦ１の作動説明における第３回転要素ＲＥ３と第１回転要素ＲＥ１との回転速度の対比は、第３回転要素ＲＥ３と第２回転要素ＲＥ２との回転速度の対比や第２回転要素ＲＥ２と第１回転要素ＲＥ１との回転速度の対比に置き換えることができる。

図２に示す一方向クラッチＦ１は、上述した機能を有する一方向クラッチＦ１の一例である。また、図７は、前進方向への被牽引時に駆動輪２４側からの入力があった場合の前後進切換装置１６における共線図を示している。尚、図７の破線Ｌ３は一方向クラッチＦ１が備えられていない場合の一例を示している。図２に示すように、一方向クラッチＦ１は、第２回転要素（リングギヤＲ）と第３回転要素（キャリヤＣＡ）との間において遊星歯車装置１７に作動的に連結されると共に、キャリヤＣＡの回転速度がリングギヤＲの回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、キャリヤＣＡの回転速度がリングギヤＲの回転速度を超えない場合には空転状態とされる。つまり、一方向クラッチＦ１は、キャリヤＣＡの回転速度がリングギヤＲの回転速度よりも高い場合にキャリヤＣＡ側からリングギヤＲ側にトルクを伝達し、反対に低い場合には空転する。

このように構成された前後進切換装置１６において、エンジン１２の回転停止状態における前進方向への被牽引時には、図７の破線Ｌ３に示すようにサンギヤＳの回転停止状態にて回転駆動されるキャリヤＣＡの回転速度がリングギヤＲの回転速度を上回ろうとするが、一方向クラッチＦ１が係合状態とされることから遊星歯車装置１７は一体回転させられる。そして、図７の実線Ｌ４に示すように、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２は公転こそするものの自転は発生しないため、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２がそれぞれ高回転となることが回避される。一方、エンジン１２側からの入力によりサンギヤＳが回転駆動されるときに前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の何れかが係合される場合には、キャリヤＣＡの回転速度がリングギヤＲの回転速度を超えることはないので、上記通常走行時には一方向クラッチＦ１は空転状態とされる。

上述のように、本実施例によれば、サンギヤＳと、キャリヤＣＡと、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２を介してサンギヤＳと噛み合うリングギヤＲとの３つの回転要素を有する遊星歯車装置１７を備える前後進切換装置１６において、第１，第２，第３回転要素ＲＥ１、ＲＥ２，ＲＥ３のうちの何れか２つの回転要素の間において遊星歯車装置１７に作動的に連結されると共に、第３回転要素ＲＥ３の回転速度が第１回転要素ＲＥ１の回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、第３回転要素ＲＥ３の回転速度が第１回転要素ＲＥ１の回転速度を超えない場合には空転状態とされる一方向クラッチＦ１が備えられる。例えば、一方向クラッチＦ１は、第２回転要素（リングギヤＲ）と第３回転要素（キャリヤＣＡ）との間において遊星歯車装置１７に作動的に連結されると共に、キャリヤＣＡの回転速度がリングギヤＲの回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、キャリヤＣＡの回転速度がリングギヤＲの回転速度を超えない場合には空転状態とされる。従って、エンジン１２の回転停止状態における被牽引時には、一方向クラッチＦ１が係合状態とされて遊星歯車装置１７は一体回転状態とされ、被牽引時の車速Ｖに関係なく、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の各自転分の回転速度が上昇することが回避される。よって、被牽引時において、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の耐久性を確保することができる。一方、本実施例の前後進切換装置１６において、エンジン１２側からの入力によりサンギヤＳが回転駆動されて前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の何れかが係合される通常走行時には、一方向クラッチＦ１が空転状態とされて一方向クラッチＦ１は前後進切換装置１６の機能に影響を与えないので、前後進切換装置１６としての機能が適切に作動させられる。

また、本実施例によれば、遊星歯車装置１７はダブルピニオン型の遊星歯車装置であり、第１回転要素ＲＥ１はサンギヤＳであり、第２回転要素ＲＥ２はリングギヤＲであり、第３回転要素ＲＥ３はキャリヤＣＡである。このようにすれば、エンジン１２の回転停止状態にてすなわちサンギヤＳの回転停止状態にて駆動輪２４側から遊星歯車装置１７のキャリヤＣＡが回転駆動される場合には、必ずキャリヤＣＡの回転速度がサンギヤＳの回転速度を上回ろうとするため、一方向クラッチＦ１が係合状態とされて遊星歯車装置１７は一体回転させられる。一方、エンジン１２側から遊星歯車装置１７のサンギヤＳが回転駆動される場合には、キャリヤＣＡの回転方向をサンギヤＳの回転方向に対して同じ方向と反対方向とに選択的に切り換える前後進切換装置１６としての機能が適切に作動させられる。

また、本実施例によれば、リングギヤＲをハウジング３８に選択的に連結するブレーキＢ１と、サンギヤＳとキャリヤＣＡとを選択的に連結するクラッチＣ１とを備え、ブレーキＢ１の係合且つクラッチＣ１の解放によりリングギヤＲの回転が禁止されてエンジン１２と反対方向の回転にて動力が駆動輪２４側へ伝達される後進用動力伝達経路が成立させられる一方で、クラッチＣ１の係合且つブレーキＢ１の解放により遊星歯車装置１７は一体回転状態とされてエンジン１２と同じ方向の回転にて動力が駆動輪２４側へ伝達される前進用動力伝達経路が成立させられる。このようにすれば、３つの回転要素を有する遊星歯車装置１７とブレーキＢ１とクラッチＣ１とを備える前後進切換装置１６において、エンジン１２側からサンギヤＳが回転駆動されるときに、後進用動力伝達経路が成立させられる場合にはサンギヤＳと反対方向の回転にてキャリヤＣＡが回転駆動されるため、一方向クラッチＦ１は空転状態とされる。また、前進用動力伝達経路が成立させられて第１，第２，第３回転要素ＲＥ１、ＲＥ２，ＲＥ３が一体回転させられる場合には、サンギヤＳと同じ方向及び同じ回転速度にてキャリヤＣＡが回転駆動されるため、一方向クラッチＦ１は空転状態とされる。このように、エンジン１２側から遊星歯車装置１７の第１回転要素ＲＥ１が回転駆動される場合には、前進用動力伝達経路と後進用動力伝達経路とを選択的に切り換える前後進切換装置１６としての機能が適切に作動させられる。

また、本実施例によれば、第３回転要素ＲＥ３は無段変速機１８を介して駆動輪２４に連結されるものであり、エンジン１２により回転駆動されて無段変速機１８の変速作動を実行する為の元圧となる作動油圧を発生するオイルポンプ２８により前後進切換装置１６へ潤滑油が供給される。このようにすれば、無段変速機１８を備える実用的な車両用動力伝達装置１０において、エンジン１２の回転停止状態における被牽引時には、一方向クラッチＦ１が係合状態とされて遊星歯車装置１７は一体回転状態とされ、被牽引時の車速Ｖに関係なく、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の自転分の回転速度が上昇することが回避される。よって、エンジン１２が回転停止状態とされてオイルポンプ２８による作動油圧を元圧とした潤滑油が強制的に供給されないときの被牽引時において、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の耐久性を確保することができる。また、エンジン１２側から遊星歯車装置１７が回転駆動される場合には、前後進切換装置１６が適切に作動させられる。

また、本実施例によれば、無段変速機１８を備える実用的な車両用動力伝達装置１０において、エンジン１２が回転停止状態とされてオイルポンプ２８による作動油圧を元圧とした潤滑油が強制的に供給されないときの被牽引時には、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の耐久性を適切に確保することができる。また、エンジン１２側から遊星歯車装置１７が回転駆動される場合には、前後進切換装置１６が適切に作動させられる。

次に、本発明の他の実施例を説明する。尚、以下の説明において実施例相互に共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

前述の実施例では、一方向クラッチＦ１は、第２回転要素（リングギヤＲ）と第３回転要素（キャリヤＣＡ）との間において遊星歯車装置１７に作動的に連結されていたが、本実施例では、図８の前後進切換装置９０に示すように、一方向クラッチＦ１は、第１回転要素（サンギヤＳ）と第２回転要素（リングギヤＲ）との間において遊星歯車装置１７に作動的に連結されている。そして、一方向クラッチＦ１は、リングギヤＲの回転速度がサンギヤＳの回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、リングギヤＲの回転速度がサンギヤＳの回転速度を超えない場合には空転状態とされる。つまり、一方向クラッチＦ１は、リングギヤＲの回転速度がサンギヤＳの回転速度よりも高い場合にリングギヤＲ側からサンギヤＳ側にトルクを伝達し、反対に低い場合には空転する。

このように構成された前後進切換装置９０において、エンジン１２の回転停止状態における前進方向への被牽引時には、キャリヤＣＡが回転駆動されることに伴って上昇させられるリングギヤＲの回転速度が回転停止状態にあるサンギヤＳの回転速度を上回ろうとするが、一方向クラッチＦ１が係合状態とされることから遊星歯車装置１７は一体回転させられる。そして、前述の実施例と同様に、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２は公転こそするものの自転は発生しないため、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２がそれぞれ高回転となることが回避される。一方、エンジン１２側からの入力によりサンギヤＳが回転駆動されるときに前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の何れかが係合される場合には、リングギヤＲの回転速度がサンギヤＳの回転速度を超えることはないので、上記通常走行時には一方向クラッチＦ１は空転状態とされる。

上述のように、本実施例によれば、前述の実施例と同様の効果が得られる。また、一方向クラッチＦ１は、第１回転要素（サンギヤＳ）と第２回転要素（リングギヤＲ）との間において遊星歯車装置１７に作動的に連結されると共に、リングギヤＲの回転速度がサンギヤＳの回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、リングギヤＲの回転速度がサンギヤＳの回転速度を超えない場合には空転状態とされる。従って、前述の実施例と同様に、エンジン１２の回転停止状態における被牽引時には、一方向クラッチＦ１が係合状態とされて遊星歯車装置１７は一体回転状態とされ、被牽引時の車速Ｖに関係なく、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の各自転分の回転速度が上昇することが回避される。よって、被牽引時において、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の耐久性を確保することができる。一方、本実施例の前後進切換装置９０において、エンジン１２側からの入力によりサンギヤＳが回転駆動されて前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の何れかが係合される通常走行時には、一方向クラッチＦ１が空転状態とされて一方向クラッチＦ１は前後進切換装置９０の機能に影響を与えないので、前後進切換装置９０としての機能が適切に作動させられる。

前述の実施例では、一方向クラッチＦ１は、第２回転要素（リングギヤＲ）と第３回転要素（キャリヤＣＡ）との間において遊星歯車装置１７に作動的に連結されていたが、本実施例では、図９の前後進切換装置９２に示すように、一方向クラッチＦ１は、第１回転要素（サンギヤＳ）と第３回転要素（キャリヤＣＡ）との間において遊星歯車装置１７に作動的に連結されている。そして、一方向クラッチＦ１は、キャリヤＣＡの回転速度がサンギヤＳの回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、キャリヤＣＡの回転速度がサンギヤＳの回転速度を超えない場合には空転状態とされる。つまり、一方向クラッチＦ１は、キャリヤＣＡの回転速度がサンギヤＳの回転速度よりも高い場合にキャリヤＣＡ側からサンギヤＳ側にトルクを伝達し、反対に低い場合には空転する。

このように構成された前後進切換装置９２において、エンジン１２の回転停止状態における前進方向への被牽引時には、回転駆動されるキャリヤＣＡの回転速度が回転停止状態にあるサンギヤＳの回転速度を上回ろうとするが、一方向クラッチＦ１が係合状態とされることから遊星歯車装置１７は一体回転させられる。そして、前述の実施例と同様に、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２は公転こそするものの自転は発生しないため、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２がそれぞれ高回転となることが回避される。一方、エンジン１２側からの入力によりサンギヤＳが回転駆動されるときに前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の何れかが係合される場合には、キャリヤＣＡの回転速度がサンギヤＳの回転速度を超えることはないので、上記通常走行時には一方向クラッチＦ１は空転状態とされる。

上述のように、本実施例によれば、前述の実施例と同様の効果が得られる。また、一方向クラッチＦ１は、第１回転要素（サンギヤＳ）と第３回転要素（キャリヤＣＡが）との間において遊星歯車装置１７に作動的に連結されると共に、キャリヤＣＡの回転速度がサンギヤＳの回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、キャリヤＣＡの回転速度がサンギヤＳの回転速度を超えない場合には空転状態とされる。従って、前述の実施例と同様に、エンジン１２の回転停止状態における被牽引時には、一方向クラッチＦ１が係合状態とされて遊星歯車装置１７は一体回転状態とされ、被牽引時の車速Ｖに関係なく、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の各自転分の回転速度が上昇することが回避される。よって、被牽引時において、第１，第２ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の耐久性を確保することができる。一方、本実施例の前後進切換装置９２において、エンジン１２側からの入力によりサンギヤＳが回転駆動されて前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の何れかが係合される通常走行時には、一方向クラッチＦ１が空転状態とされて一方向クラッチＦ１は前後進切換装置９０の機能に影響を与えないので、前後進切換装置９０としての機能が適切に作動させられる。

前述の実施例では、前後進切換装置１６，９０，９２はそれぞれダブルピニオン型の遊星歯車装置１７を備えるものであったが、本実施例の前後進切換装置９４はシングルピニオン型の遊星歯車装置９６を備えている。図１０は、シングルピニオン型の遊星歯車装置９６を備える前後進切換装置９４の一例を示す骨子図である。また、図１１は、前後進切換装置９４における共線図を示している。

前後進切換装置９４は、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１と所定のギヤ比ρを有する遊星歯車装置９６とを主体として構成されている。この遊星歯車装置９６は、サンギヤＳ、ピニオンギヤＰ、そのピニオンギヤＰを自転及び公転可能に支持するキャリヤＣＡ、ピニオンギヤＰを介してサンギヤＳと噛み合うリングギヤＲを回転要素（要素）として備えている。この前後進切換装置９４においては、サンギヤＳはトルクコンバータ１４のタービン軸３４に一体的に連結され、すなわちサンギヤＳはエンジン１２に動力伝達可能に連結され、リングギヤＲは無段変速機１８の入力軸３６に一体的に連結され、すなわちリングギヤＲは駆動輪２４に動力伝達可能に連結されている。また、リングギヤＲとサンギヤＳとは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、キャリアＣＡは後進用ブレーキＢ１を介して非回転部材としてのハウジング３８に選択的に固定されるようになっている。

このように構成された前後進切換装置９４では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置９４は一体回転状態とされることによりタービン軸３４が入力軸３６に直結され、前進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、前進方向の動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置９４は後進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、入力軸３６はタービン軸３４に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置９４は動力伝達を遮断するニュートラル状態（動力伝達遮断状態）とされる。

図１１において、遊星歯車装置９６の３つの回転要素に対応する３本の縦線Ｙ１、Ｙ２、Ｙ３は、左側から順に第１回転要素（第１要素）ＲＥ１に対応するサンギヤＳ、第２回転要素（第２要素）ＲＥ２に対応するキャリヤＣＡ、第３回転要素（第３要素）ＲＥ３に対応するリングギヤＲの相対回転速度を示している。また、遊星歯車装置９６の他の回転要素に対応する縦線ＹＰは、ピニオンギヤＰの相対回転速度を示している。この図１１の共線図を用いて表現すれば、本実施例の前後進切換装置９４は、第１回転要素ＲＥ１（サンギヤＳ）はトルクコンバータ１４を介してエンジン１２に動力伝達可能に連結され、第３回転要素ＲＥ３（リングギヤＲ）は無段変速機１８を介して駆動輪２４に動力伝達可能に連結されている。また、第２回転要素ＲＥ２（キャリヤＣＡ）は後進用ブレーキＢ１を介してハウジング３８に選択的に連結され、第１回転要素ＲＥ１と第３回転要素ＲＥ３とは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結されている。そして、直線Ｌ２に示すように、後進用ブレーキＢ１の係合且つ前進用クラッチＣ１の解放により第２回転要素ＲＥ２の回転が禁止されて、第３回転要素ＲＥ３は第１回転要素ＲＥ１の回転方向とは反対方向に回転させられる。これにより、前後進切換装置９４では、エンジン１２と反対方向の回転にて動力が駆動輪２４側へ伝達される後進用動力伝達経路「Ｒ」が成立させられる。一方で、直線Ｌ１に示すように、前進用クラッチＣ１の係合且つ後進用ブレーキＢ１の解放により第１，第２，第３回転要素ＲＥ１、ＲＥ２，ＲＥ３が一体回転させられて、すなわち遊星歯車装置９６は一体回転状態とされて、第３回転要素ＲＥ３は第１回転要素ＲＥ１の回転と同じ方向及び同じ回転速度にて回転させられる。これにより、前後進切換装置９４では、エンジン１２と同じ方向の回転にて動力が駆動輪２４側へ伝達される前進用動力伝達経路「Ｄ」が成立させられる。このように、前後進切換装置９４は、エンジン１２側の回転をそのままの回転方向で或いは反対の回転方向にて無段変速機１８側（駆動輪２４側）へ伝達する機能を有している。

更に、前後進切換装置９４には、第２回転要素（キャリヤＣＡ）と第３回転要素（リングギヤＲ）との間において遊星歯車装置９６に作動的に連結されると共に、リングギヤＲの回転速度がキャリヤＣＡの回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、リングギヤＲの回転速度がキャリヤＣＡの回転速度を超えない場合には空転状態とされる一方向クラッチＦ１が備えられている。つまり、一方向クラッチＦ１は、リングギヤＲの回転速度がキャリヤＣＡの回転速度よりも高い場合にリングギヤＲ側からキャリヤＣＡ側にトルクを伝達し、反対に低い場合には空転する。

このように構成された前後進切換装置９４において、エンジン１２の回転停止状態における前進方向への被牽引時には、サンギヤＳの回転停止状態にて回転駆動されるリングギヤＲの回転速度がキャリヤＣＡの回転速度を上回ろうとするが、一方向クラッチＦ１が係合状態とされることから遊星歯車装置９６は一体回転させられる。従って、被牽引時の車速Ｖに関係なく、ピニオンギヤＰは公転こそするものの自転は発生しないため、ピニオンギヤＰが高回転となることが回避される。よって、被牽引時において、ピニオンギヤＰの耐久性を確保することができる。一方、エンジン１２側からの入力によりサンギヤＳが回転駆動されるときに前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の何れかが係合される場合には、リングギヤＲの回転速度がキャリヤＣＡの回転速度を超えることはないので、上記通常走行時には一方向クラッチＦ１は空転状態とされる。よって、上記通常走行時には、一方向クラッチＦ１は前後進切換装置１６の機能に影響を与えないので、前後進切換装置１６としての機能が適切に作動させられる。

上述のように、本実施例によれば、前述の実施例と同様の効果が得られる。また、本実施例では、一方向クラッチＦ１は第２回転要素（キャリヤＣＡ）と第３回転要素（リングギヤＲ）との間において遊星歯車装置９６に作動的に連結されるものであったが、前述の実施例と同様に、第１回転要素（サンギヤＳ）と第２回転要素（キャリヤＣＡ）との間において遊星歯車装置９６に作動的に連結されるものであったり、第１回転要素（サンギヤＳ）と第３回転要素（リングギヤＲ）との間において遊星歯車装置９６に作動的に連結されるものであっても良い。このようにしても、前述の実施例と同様の効果が得られることは言うまでもない。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明は実施例相互を組み合わせて実施可能であると共にその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、前進用クラッチＣ１は、第１回転要素ＲＥ１と第３回転要素ＲＥ３とを選択的に連結するものであったが、これに限らず例えば第１，第２，第３回転要素ＲＥ１、ＲＥ２，ＲＥ３のうちの少なくとも２つの回転要素を選択的に連結するものであれば良い。つまり、前記第１、第２、第３回転要素が一体回転させられるものすなわち遊星歯車装置１７，９６が一体回転させられるものであれば良い。

また、前述の実施例では、直接的にプライマリ側油圧シリンダ４２ｃへのプライマリ圧Ｐinを制御したが、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量制御により結果的に生じるようにプライマリ圧Ｐinを制御しても良い。

また、前述の実施例における入力軸回転速度Ｎ_ＩＮやそれに関連する目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊などは、それら入力軸回転速度Ｎ_ＩＮなどに替えて、エンジン回転速度Ｎ_Ｅやそれに関連する目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊など、タービン回転速度Ｎ_Ｔやそれに関連する目標タービン回転速度Ｎ_Ｔ ^＊など、変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ／出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）やそれに関連する目標変速比γ^＊など、変速比γを制御するための変数例えばプライマリ側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給排出流量やプライマリ圧Ｐinやそれらに関連する目標値など、シーブ位置やそれに関連する目標シーブ位置などであっても良い。従って、入力軸回転速度センサ５６等の回転速度センサは、制御する必要がある回転速度に合わせて適宜備えられれば良い。尚、上記シーブ位置は、例えば変速比γが１であるときの可動回転体４２ｂの位置を基準位置すなわちシーブ位置が零として、軸と平行方向におけるその基準位置からの可動回転体４２ｂの絶対位置を表すものである。

また、前述の実施例において、流体式伝動装置としてロックアップクラッチ２６が備えられているトルクコンバータ１４が用いられていたが、ロックアップクラッチ２６は必ずしも設けられなくてもよく、またトルクコンバータ１４に替えて、トルク増幅作用のない流体継手（フルードカップリング）などの他の流体式動力伝達装置が用いられてもよい。

また、前述した複数の実施例はそれぞれ、例えば優先順位を設けるなどして、相互に組み合わせて実施することができる。

尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１２：エンジン（駆動力源）
１６，９０，９２，９４：車両用前後進切換装置
１７：ダブルピニオン型の遊星歯車装置
１８：ベルト式無段変速機（自動変速機）
２４：駆動輪
２８：オイルポンプ
３８：ハウジング（非回転部材）
４２：入力側可変プーリ
４６：出力側可変プーリ
４８：伝動ベルト
９６：シングルピニオン型の遊星歯車装置
Ｓ：サンギヤ
ＣＡ：キャリヤ
Ｒ：リングギヤ
Ｐ１，Ｐ２：第１，第２ピニオンギヤ
ＲＥ１、ＲＥ２，ＲＥ３：第１，第２，第３回転要素
Ｂ１：後進用ブレーキ
Ｃ１：前進用クラッチ
Ｆ１：一方向クラッチ

Claims (9)

1. サンギヤと、ピニオンギヤを自転及び公転可能に支持するキャリヤと、前記ピニオンギヤを介して前記サンギヤと噛み合うリングギヤとの３つの回転要素を有する遊星歯車装置を備え、第１回転要素は駆動力源に動力伝達可能に連結され、第３回転要素は駆動輪に動力伝達可能に連結されると共に、第２回転要素の回転が禁止されることにより前記第３回転要素は前記第１回転要素の回転方向とは反対方向に回転させられ、前記第１、第２、第３回転要素が一体回転させられることにより前記第３回転要素は前記第１回転要素の回転方向と同じ方向に回転させられる車両用前後進切換装置であって、
   前記第１、第２、第３回転要素のうちの何れか２つの回転要素の間において前記遊星歯車装置に作動的に連結されると共に、前記第３回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、前記第３回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超えない場合には空転状態とされる一方向クラッチを備えることを特徴とする車両用前後進切換装置。
2. 前記遊星歯車装置はダブルピニオン型の遊星歯車装置であり、
   前記第１回転要素は前記サンギヤであり、前記第２回転要素は前記リングギヤであり、前記第３回転要素は前記キャリヤであることを特徴とする請求項１に記載の車両用前後進切換装置。
3. 前記遊星歯車装置はシングルピニオン型の遊星歯車装置であり、
   前記第１回転要素は前記サンギヤであり、前記第２回転要素は前記キャリヤであり、前記第３回転要素は前記リングギヤであることを特徴とする請求項１に記載の車両用前後進切換装置。
4. 前記第２回転要素を非回転部材に選択的に連結するブレーキと、前記第１、第２、第３回転要素のうちの少なくとも２つの回転要素を選択的に連結するクラッチとを備え、
   前記ブレーキの係合且つ前記クラッチの解放により前記第２回転要素の回転が禁止されて前記駆動力源と反対方向の回転にて動力が前記駆動輪側へ伝達される後進用動力伝達経路が成立させられる一方で、前記クラッチの係合且つ前記ブレーキの解放により前記遊星歯車装置は一体回転状態とされて前記駆動力源と同じ方向の回転にて動力が前記駆動輪側へ伝達される前進用動力伝達経路が成立させられることを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載の車両用前後進切換装置。
5. 前記一方向クラッチは、前記第２回転要素と前記第３回転要素との間において前記遊星歯車装置に作動的に連結されると共に、前記第３回転要素の回転速度が前記第２回転要素の回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、前記第３回転要素の回転速度が前記第２回転要素の回転速度を超えない場合には空転状態とされることを特徴とする請求項１乃至４の何れか１項に記載の車両用前後進切換装置。
6. 前記一方向クラッチは、前記第１回転要素と前記第２回転要素との間において前記遊星歯車装置に作動的に連結されると共に、前記第２回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、前記第２回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超えない場合には空転状態とされることを特徴とする請求項１乃至４の何れか１項に記載の車両用前後進切換装置。
7. 前記一方向クラッチは、前記第１回転要素と前記第３回転要素との間において前記遊星歯車装置に作動的に連結されると共に、前記第３回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超える場合に係合状態とされる一方で、前記第３回転要素の回転速度が前記第１回転要素の回転速度を超えない場合には空転状態とされることを特徴とする請求項１乃至４の何れか１項に記載の車両用前後進切換装置。
8. 前記第３回転要素は自動変速機を介して前記駆動輪に連結されるものであり、
   前記駆動力源により回転駆動されて前記自動変速機の変速作動を実行する為の元圧となる作動油圧を発生するオイルポンプにより潤滑油が供給されることを特徴とする請求項１乃至７の何れか１項に記載の車両用前後進切換装置。
9. 前記自動変速機は、有効径が可変の一対の可変プーリと、それら一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを有し、それら一対の可変プーリの有効径が相反的に変化させられることによって変速比を無段階に変化させることが可能なベルト式無段変速機であることを特徴とする請求項８に記載の車両用前後進切換装置。

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