車両用変速機の前後進切換装置
【課題】入力軸から出力軸に伝達される内燃機関のトルク変動に伴う捩じり振動を前後進切換装置に既存の遊星歯車機構によって低減することができ、車両用変速機が大型化したり重量が増加してしまうのを抑制することができる車両用変速機の前後進切換装置を提供すること。
【解決手段】前後進切換装置３３に遊星歯車機構５１とダンパ機構６２からなるプラネタリダンパを設け、このプラネタリダンパを、入力要素であるリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとの間にバネ剛性Ｋ1のダンパ機構６２を介装し、出力要素をサンギヤ５４Ｓとしたものから構成する。
【解決手段】前後進切換装置３３に遊星歯車機構５１とダンパ機構６２からなるプラネタリダンパを設け、このプラネタリダンパを、入力要素であるリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとの間にバネ剛性Ｋ1のダンパ機構６２を介装し、出力要素をサンギヤ５４Ｓとしたものから構成する。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用変速機の前後進切換装置に関し、特に、遊星歯車機構を利用して車両の進行方向の正逆回転切換えを行う車両用変速機の前後進切換装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般的に、自動車等の車両においては、様々な振動が発生する。例えば、車両に発生する振動は、内燃機関であるエンジンの周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うエンジンのトルク変動による回転変動が強制源となり、そのエンジントルクを伝達するクランクシャフトから駆動輪までの捩じり振動が生じ、ＮＶ（ノイズ・アンド・バイブレーション）が大きくなる懸念がある。
【０００３】
エンジンと変速機との間にトルクコンバータ等の流体伝動装置が組み込まれる場合には、エンジンのトルク変動をトルクコンバータによって低減して変速機側に伝達することができる反面、流体を介在させることによる損失が発生し、燃費の低下を招来してしまう。
【０００４】
このため、トルク変動の少ないエンジンの高回転領域において、エンジンと変速機とを一体的に連結することができるロックアップクラッチをトルクコンバータに組み込むことが一般的に行われている。
【０００５】
ところで、ロックアップクラッチによってエンジンと変速機とを直結状態にした場合には、エンジンのトルク変動に伴う捩じり振動が変速機に伝わり、ＮＶが大きくなる懸念がある。このため、ロックアップクラッチによってエンジンと変速機とを直結したときに、エンジンのトルク変動に伴う捩じり振動が変速機に伝達するのを抑制するために、通常、ダンパ機構をロックアップクラッチに組み込んでいる。
【０００６】
従来のこの種のダンパ機構を有するロックアップクラッチを備えた動力伝達装置としては、図２９に示すようなものが知られている（例えば、特許文献１参照）。
【０００７】
図２９において、内燃機関としてのエンジン１の出力軸であるクランクシャフト１ａは、トルクコンバータ２に連結されており、エンジン１の出力は、トルクコンバータ２から前後進切換装置３、ベルト式無段変速機４および減速歯車装置５を介して差動歯車装置６に伝達され、左右の駆動輪７Ｌ、７Ｒに分配されるようになっている。なお、図２９において、前後進切換装置３およびベルト式無段変速機４が車両用変速機を構成している。
【０００８】
トルクコンバータ２は、入力側のポンプインペラ８、出力側のタービンランナ９およびトルク増幅機能を有するステータ１０を含んで構成されており、ポンプインペラ８とタービンランナ９との間で流体を介して動力伝達を行うようになっている。
【０００９】
また、ポンプインペラ８は、フロントカバー１５を介してエンジン１のクランクシャフト１ａに連結されており、タービンランナ９は、タービンシャフト１１を介して前後進切換装置３に連結されている。
【００１０】
トルクコンバータ２にはトルクコンバータ２の入力側と出力側とを直結するロックアップクラッチ１２が設けられており、ロックアップクラッチ１２は、フロントカバー１５の内面に対向して設置されるようにしてタービンランナ９に取付けられている。
【００１１】
このロックアップクラッチ１２は、係合側油室１３内の油圧と解放側油室１４内の油圧との差圧を制御することにより、フロントカバー１５に完全係合および半係合（スリップ状態での係合）したり、フロントカバー１５から解放されるようになっている。
【００１２】
そして、ロックアップクラッチ１２がフロントカバー１５に完全係合されると、ポンプインペラ８とタービンランナ９とが一体回転する。また、ロックアップクラッチ１２は、トーションバネを備えたダンパ機構１２ａを備えており、このダンパ機構１２ａは、ロックアップクラッチ１２がフロントカバー１５に完全係合されてポンプインペラ８とタービンランナ９とを一体回転するときに、エンジン１のクランクシャフト１ａからトルクコンバータ２を介してタービンシャフト１１に伝達される捩じり振動を低減するようになっている。
【００１３】
また、前後進切換装置３は、サンギヤ１６Ｓ、キャリア１７Ｃ、リングギヤ１８Ｒからなる遊星歯車機構１９、前進用クラッチＣおよび後進用逆転ブレーキＢを備えており、リングギヤ１８Ｒは、トルクコンバータ２のタービンシャフト１１に一体的に連結されているとともに、サンギヤ１６Ｓは、ベルト式無段変速機４の入力軸２０に一体的に連結されている。
【００１４】
また、キャリア１７Ｃとリングギヤ１８Ｒとは、前進用クラッチＣを介して選択的に連結されており、キャリア１７Ｃは、後進用逆転ブレーキＢを介してベルト式無段変速機４および前後進切換装置３を収納するハウジング２１に選択的に固定されるようになっている。
【００１５】
そして、前進用クラッチＣが係合され、後進用逆転ブレーキＢが解放されると、前後進切換装置３が一体回転状態となって前進用動力伝達経路が成立し、この状態で、前進方向の駆動力がベルト式無段変速機４側に伝達される。
【００１６】
また、後進用逆転ブレーキＢが係合され、前進用クラッチＣが解放されると、前後進切換装置３によって後進用動力伝達経路が成立し、この状態で、入力軸２０は、タービンシャフト１１に対して逆方向に回転し、この後進方向の駆動力がベルト式無段変速機４側に伝達される。
【００１７】
また、ベルト式無段変速機４は、入力軸２０に取付けられたプライマリプーリ２２、出力軸２７に取付けられたセカンダリプーリ２３およびプライマリプーリ２２とセカンダリプーリ２３とに巻き掛けられたベルト２４を備えており、プライマリプーリ２２およびセカンダリプーリ２３のＶ溝２２ａ、２３ａの幅を変化させてベルト２４の掛かり径（有効径）を変更することにより、変速比（＝入力軸２０の回転数／出力軸２７の回転数）が連続的に変化する。
【００１８】
また、出力軸２７は、減速歯車装置５を介して差動歯車装置６に連結されており、差動歯車装置６は、ドライブシャフト２８Ｌ、２８Ｒを介して駆動輪７Ｌ、７Ｒに連結されている。
【００１９】
ここで、ロックアップクラッチ１２を直結してエンジン１とベルト式無段変速機４とを直結したときの２自由度の捩じり振動伝達系の簡易モデルを図３０に示す。
図３０において、エンジン１からトルクコンバータ２の１次側（ロックアップクラッチ１２のダンパ機構１２ａの上流側）までの慣性をＩ1、トルクコンバータ２の２次側（ダンパ機構１２ａの下流側）から前後進切換装置３、ベルト式無段変速機４および差動歯車装置６までの慣性をＩ2、ダンパ機構１２ａのバネ剛性をＫ1、ドライブシャフト２８Ｌ、２８Ｒのバネ剛性をＫ2、駆動輪７Ｌ、７ＲをＢ、慣性Ｉ1の回転角θ1、慣性Ｉ2の回転角をθ2としたときの捩じり振動伝達系の運動方程式は、下記の式（１）で表される。
【数１】
また、慣性Ｉ1に入力されるトルク変動Ｔｉｎに対して慣性Ｉ1から駆動輪７Ｌ、７Ｒに伝達されるトルク変動Ｔｋ2の伝達感度は、下記の式（２）で表される。
【数２】
【００２０】
したがって、エンジン１とベルト式無段変速機４とをダンパ機構１２ａを介して直結状態にしたときに、エンジン１から駆動輪７Ｌ、７Ｒに伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減して車両のＮＶが大きくなるのを防止するためには、上記の式（２）から明らかなように、ダンパ機構１２ａのバネ剛性Ｋ1およびドライブシャフト２８Ｌ、２８Ｒのバネ剛性Ｋ2を低減する方法と、慣性Ｉ1、Ｉ2を増大させる方法とが考えられる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００２１】
【特許文献１】特開２００７−２９２０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００２２】
このような従来のダンパ機構１２ａを備えた車両用変速機にあっては、ダンパ機構１２ａのバネ剛性Ｋ1を低減するには、例えば、ばね定数が小さく、捩じり量の大きいバネを用いる必要があるが、ダンパ機構１２ａの捩じり量を大きくするにはダンパ機構１２ａの搭載スペース等を考慮すると限界があるため、ダンパ機構１２ａの低剛性化を図ることは困難である。
【００２３】
また、ドライブシャフト２８Ｌ、２８Ｒのバネ剛性Ｋ2を大幅に下げることは、車両の運転性が低下してしまうとともに、ＮＶが大きくなるため、事実上不可能である。さらに、慣性Ｉ1、Ｉ2を増大させると、慣性Ｉ1、Ｉ2が増大する分だけ、車両用変速機が大型化してしまい、結果的に動力伝達装置が大型化してしまう。
【００２４】
本発明は、上述のような従来の問題を解決するためになされたもので、入力軸から出力軸に伝達される内燃機関のトルク変動に伴う捩じり振動を前後進切換装置に既存の遊星歯車機構によって低減することができ、車両用変速機が大型化したり重量が増加してしまうのを抑制することができる車両用変速機の前後進切換装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００２５】
本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置は、上記目的を達成するため、（１）サンギヤと、リングギヤと、前記サンギヤおよび前記リングギヤの間で動力伝達を行う１つまたは２つのピニオンギヤを回転自在に支持したキャリアとの３要素からなる遊星歯車機構と、後進用逆転ブレーキと、直結クラッチとを備え、前記３要素のうちの１要素を内燃機関から動力が伝達される入力軸に連結される入力要素とし、別の１要素を前記内燃機関の動力を出力する出力軸に連結される出力要素とし、残りの１要素を前記後進用逆転ブレーキで固定することにより前記入力軸への回転を逆転して前記出力軸に伝達し、前記３要素のうちの２要素を相互に前記直結クラッチで結合することにより、前記入力軸の回転を前記入力軸の回転方向と同一回転方向に前記出力軸に伝達するようにした車両用変速機の前後進切換装置において、前記直結クラッチに結合される前記２要素の間にダンパ機構を介装したものから構成されている。
【００２６】
このように、リングギヤ、キャリアおよびサンギヤの各要素の中で、直結クラッチに結合される２要素の間にダンパ機構を介装したので、例えば、入力要素と出力要素の捩じり角に対してダンパ機構の捩じり角が小さくなるように、直結クラッチに結合される入力要素および出力要素のいずれか一方と残りの１要素との間にダンパ機構を介装すれば、ダンパ機構の捩じり角を小さくすることができる分だけ、ダンパ機構のトルク反力を小さくすることができる。
このため、前後進切換装置の遊星歯車機構を低剛性のバネと等価なものにすることができ、内燃機関のトルク変動に伴う入力軸から出力軸に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【００２７】
本発明では、このように、新たな遊星歯車機構を用いることなく、前後進切換装置の既存の遊星歯車機構を用いて内燃機関のトルク変動に伴う入力軸から出力軸に伝達される捩じり振動を低減することができるため、前後進切換装置が搭載される車両用変速機が大型化するのを抑制することができるとともに、車両用変速機の重量が増加するのを抑制することができる。
【００２８】
上記（１）に記載の車両用変速機の前後進切換装置において、（２）前記サンギヤの歯数を前記リングギヤの歯数で除した歯数比ρを１以下に設定するとともに、前記３要素のうちの入力要素と出力要素の捩じり角に対して前記ダンパ機構の捩じり角が小さくなるように、前記直結クラッチに結合される前記入力要素および前記出力要素のいずれか一方と前記残りの１要素との間に前記ダンパ機構を介装したものから構成されている。
【００２９】
この構成により、入力要素と出力要素の相対的な捩じり角に対してダンパ機構の捩じり角を小さくすることができる分だけ、入力要素に入力される捩じり振動に対してダンパ機構のトルク反力を小さくすることができる。
【００３０】
このため、前後進切換装置の遊星歯車機構を低剛性のバネと等価なものにすることができ、入力軸から出力軸に伝達される内燃機関の捩じり振動をダンパ機構によってより効率良く低減することができる。
【発明の効果】
【００３１】
本発明によれば、入力要素から出力要素に伝達されるトルク変動を前後進切換装置の遊星歯車機構によって低減することができ、変速機の大型化および重量の増加を抑制することができる車両用変速機の前後進切換装置を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００３２】
【図１】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、２自由度の捩じり振動伝達系の簡易モデルである。
【図３】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、一般的な１自由度の捩じり振動伝達系の簡易モデルである。
【図４】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、プラネタリダンパの簡易モデルである。
【図５】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図６】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、入力要素から出力要素に伝達されるトルク変動のトルク変動伝達率と、エンジンの回転変動周波数の関係を示した図である。
【図７】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第２の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図８】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第２の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図９】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第３の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図１０】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第３の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図１１】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第４の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図１２】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第４の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図１３】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第５の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図１４】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第５の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図１５】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第６の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図１６】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第６の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図１７】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第７の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図１８】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第７の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図１９】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第８の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２０】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第８の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図２１】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第９の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２２】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第９の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図２３】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１０の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２４】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１０の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図２５】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１１の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２６】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１１の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図２７】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１２の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２８】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１２の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図２９】従来の車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図３０】従来の２自由度の捩じり振動伝達系の簡易モデルである。
【発明を実施するための形態】
【００３３】
以下、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の実施の形態について、図面を用いて説明する。
（第１の実施の形態）
図１〜図６は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図である。
まず、構成を説明する。
図１の動力伝達装置３０は、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。この動力伝達装置３０は、内燃機関としてのエンジン３１、トルクコンバータ３２、前後進切換装置３３、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）３４、減速歯車装置３５および差動歯車装置３６を備えており、エンジン３１の出力は、トルクコンバータ３２から前後進切換装置３３、ベルト式無段変速機３４および減速歯車装置３５を介して差動歯車装置３６に伝達された後、左右の駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに分配される。
【００３４】
なお、本実施の形態では、前後進切換装置３３およびベルト式無段変速機３４が車両用変速機を構成しており、ベルト式無段変速機３４は、前後進切換装置３３を備えて構成されている。また、本実施の形態では、トルクコンバータ３２、前後進切換装置３３、ベルト式無段変速機３４、減速歯車装置３５および差動歯車装置３６によって動力伝達装置３０が構成されている。
【００３５】
トルクコンバータ３２は、流体（フルード）を介して動力伝達を行う流体伝動装置であり、エンジン３１のクランクシャフト３１ａが連結されたフロントカバー３８に一体的に設けられるポンプインペラ３９と、このポンプインペラ３９に対向してフロントカバー３８の内面に隣接して設けられるとともに、入力軸としてのタービンシャフト４０を介して前後進切換装置３３に連結されるタービンランナ４１とを備えている。
【００３６】
具体的に、ポンプインペラ３９とタービンランナ４１とには、図示しない多数のブレードが設けられており、ポンプインペラ３９が回転することによりフルードの螺旋流を生じさせ、その螺旋流をタービンランナ４１に送ることによりタービンランナ４１にトルクを与えて回転させるようになっている。
【００３７】
ポンプインペラ３９とタービンランナ４１との内周側の部分には、タービンランナ４１から送り出されたフルードの流動方向を変化させてポンプインペラ３９に流入させるステータ４２が配置されている。
【００３８】
このステータ４２は、一方向クラッチ４３を介して中空軸４４に連結されている。また、ポンプインペラ３９には図示しない油圧制御回路に作動油を供給するためのオイルポンプ４５が設けられており、このオイルポンプ４５は、エンジン３１により回転駆動されることによって油圧を発生するようになっている。
また、トルクコンバータ３２は、ロックアップクラッチ４６を備えており、このロックアップクラッチ４６は、ポンプインペラ３９、タービンランナ４１およびステータ４２からなるトルクコンバータ３２に対して並列に配置され、フロントカバー３８の内面に対向した状態でタービンランナ４１に保持されている。
【００３９】
そして、ロックアップクラッチ４６は、油圧によってフロントカバー３８の内面に押し付けられることにより、フロントカバー３８からタービンランナ４１に直接的にトルクを伝達するようになっている。
【００４０】
具体的には、ロックアップクラッチ４６は、油圧制御回路により、係合側油圧室４７に供給されるロックアップ係合油圧と解放側油圧室４８に供給されるロックアップ解放油圧との差圧を制御することによって、フロントカバー３８に完全係合および半係合（スリップ状態での係合）または解放されるようになっている。
【００４１】
ロックアップクラッチ４６をフロントカバー３８に完全係合させることにより、フロントカバー３８、ポンプインペラ３９およびタービンランナ４１が一体回転する。また、ロックアップクラッチ４６を所定のスリップ状態（半係合状態）でフロントカバー３８に係合させることにより、駆動時には所定のスリップ量でタービンランナ４１がポンプインペラ３９に追従して回転する。一方、ロックアップ差圧を負に設定することにより、ロックアップクラッチ４６はフロントカバー３８に対して解放状態となる。
【００４２】
前後進切換装置３３は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構５１と、直結クラッチとしての前進用クラッチ５２Ｃと、後進用逆転ブレーキとしての後進用逆転ブレーキ５３Ｂとを備えている。
【００４３】
遊星歯車機構５１のサンギヤ５４Ｓは、ベルト式無段変速機３４の入力軸（出力軸）６１に一体的に連結されており、リングギヤ５４Ｒは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されている。
【００４４】
キャリア５４Ｃおよびリングギヤ５４Ｒは、前進用クラッチ５２Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア５４Ｃは、後進用逆転ブレーキ５３Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【００４５】
サンギヤ５４Ｓとリングギヤ５４Ｒとの間には、サンギヤ５４Ｓおよびリングギヤ５４Ｒに噛合するピニオンギヤ５４Ｐが配置されており、このピニオンギヤ５４Ｐは、キャリア５４Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【００４６】
前進用クラッチ５２Ｃおよび後進用逆転ブレーキ５３Ｂは、いずれも油圧アクチュエータによって係合および解放される油圧式の走行用摩擦係合要素である。前進用クラッチ５２Ｃが係合されるとともに後進用逆転ブレーキ５３Ｂが解放されることにより、前後進切換装置３３は一体回転状態となり、前後進切換装置３３において前進用動力伝達経路が成立する。この状態では、入力軸６１は、タービンシャフト４０に対して同方向に回転し、この前進方向の駆動力がベルト式無段変速機３４側に伝達される。
【００４７】
一方、後進用逆転ブレーキ５３Ｂが係合されるとともに前進用クラッチ５２Ｃが解放されることにより、前後進切換装置３３において後進用動力伝達経路が成立する。この状態では、入力軸６１はタービンシャフト４０に対して逆方向に回転し、この後進方向の駆動力がベルト式無段変速機３４側に伝達される。
【００４８】
また、前進用クラッチ５２Ｃおよび後進用逆転ブレーキ５３Ｂが共に解放されると、前後進切換装置３３は、エンジン３１とベルト式無段変速機３４との間の動力伝達を遮断するニュートラル（遮断状態）になる。
【００４９】
すなわち、本実施の形態の前後進切換装置３３は、サンギヤ５４Ｓと、リングギヤ５４Ｒと、サンギヤ５４Ｓおよびリングギヤ５４Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ５４Ｐを回転自在に支持したキャリア５４Ｃとの３要素から遊星歯車機構５１が構成されている。
【００５０】
これら３要素のうちのリングギヤ５４Ｒをエンジン３１からの動力が伝達されるタービンシャフト４０に連結された入力要素とし、サンギヤ５４Ｓを、エンジン３１からの動力を出力する入力軸６１に連結された出力要素とし、前進用クラッチ５２Ｃを解放してキャリア５４Ｃを後進用逆転ブレーキ５３Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ５４Ｒの回転を逆転してサンギヤ５４Ｓおよび入力軸６１に伝達し、後進用逆転ブレーキ５３Ｂを解放してリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとを相互に前進用クラッチ５２Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ５４Ｒの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ５４Ｓの回転方向と同一回転方向にサンギヤ５４Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【００５１】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ５２Ｃによって結合されるリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとの間にはダンパ機構６２が介装されており、このダンパ機構６２は、遊星歯車機構５１に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【００５２】
ダンパ機構６２は、前進用クラッチ５２Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ５２Ｃに係合されたときにリングギヤ５４Ｒと一体回転する円板状のプレート６３と、キャリア５４Ｃに取付けられ、キャリア５４Ｃと一体回転する円板状のプレート６４と、プレート６３およびプレート６４の間に介装され、遊星歯車機構５１の回転方向に伸縮自在なトーションバネ６５とから構成されており、プレート６３とプレート６４が相対回転したときにトーションバネ６５を撓ませることにより、プレート６３とプレート６４とを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ５４Ｒおよびキャリア５４Ｃは、ダンパ機構６２を介して弾性的に連結される。
【００５３】
また、本実施の形態の遊星歯車機構５１は、サンギヤ５４Ｓの歯数をリングギヤ５４Ｒの歯数で除した歯数比ρを１以下に設定するとともに、入力要素であるリングギヤ５４Ｒと出力要素であるサンギヤ５４Ｓの捩じり角に対してダンパ機構６２の捩じり角が小さくなるように、前進用クラッチ５２Ｃに結合されるリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとの間にダンパ機構６２を介装している。
なお、トーションバネ６５は、プレート６３およびプレート６４の円周方向に離隔して複数個設けられている。
【００５４】
ベルト式無段変速機３４は、油圧により伝動ベルト６６を挟圧して動力を伝達するとともにその伝動ベルト６６の掛かり径を変更して変速比を変化させるものである。ベルト式無段変速機３４は、入力軸６１に設けられたプライマリプーリ６７と、出力軸６９に設けられたセカンダリプーリ６８と、プライマリプーリ６７およびセカンダリプーリ６８に巻き掛けられた金属製の伝動ベルト６６とを備えている。
そして、ベルト式無段変速機３４は、プライマリプーリ６７およびセカンダリプーリ６８と伝動ベルト６６との間の摩擦力を介して動力伝達が行われるように構成されている。
【００５５】
プライマリプーリ６７は、有効径が可変な可変プーリであって、入力軸６１に固定された固定シーブ６７ａと、入力軸６１に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ６７ｂとによって構成されている。
セカンダリプーリ６８は、有効径が可変な可変プーリであって、出力軸６９に固定された固定シーブ６８ａと、出力軸６９に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ６８ｂとによって構成されている。
【００５６】
プライマリプーリ６７の可動シーブ６７ｂ側には、固定シーブ６７ａと可動シーブ６７ｂとの間のＶ溝７２の幅を変更するための油圧アクチュエータ７０が設けられている。また、セカンダリプーリ６８の可動シーブ６８ｂ側には、固定シーブ６８ａと可動シーブ６８ｂとの間のＶ溝７３の幅を変更するための油圧アクチュエータ７１が設けられている。
【００５７】
そして、ベルト式無段変速機３４において、プライマリプーリ６７の油圧アクチュエータ７０の油圧（変速油圧）を制御することにより、プライマリプーリ６７およびセカンダリプーリ６８のＶ溝７２、７３の幅を変化させて伝動ベルト６６の掛かり径（有効径）を変更し、変速比（＝入力軸６１の回転数／出力軸６９の回転数）を連続的に変化させることができる。
【００５８】
また、セカンダリプーリ６８の油圧アクチュエータ７１の油圧（挟圧油圧）は、伝動ベルト６６の滑りが生じない範囲で伝達トルクを伝達する所定のベルト挟圧力（摩擦力）を発生させるように制御される。
【００５９】
また、出力軸６９は、減速歯車装置３５を介して差動歯車装置３６に連結されており、差動歯車装置３６は、ドライブシャフト７４Ｌ、７４Ｒを介して駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに連結されている。
【００６０】
次に、前進用クラッチ５２Ｃによってリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとを連結したときの２自由度の捩じり振動伝達系の簡易モデルを図２に示す。
図２において、エンジン３１およびトルクコンバータ３２の二次側（エンジン３１からトルクコンバータ３２のタービンランナ４１まで）の慣性をＩ1、ベルト式無段変速機３４のプライマリプーリ６７から差動歯車装置３６までの慣性をＩ2、ダンパ機構６２および遊星歯車機構５１（以下、ダンパ機構６２と遊星歯車機構５１をプラネタリダンパ７６ともいう）のバネ剛性をＫ1、ドライブシャフト２８Ｌ、２８Ｒのバネ剛性をＫ2、駆動輪をＢ、慣性Ｉ1の回転角θ1、慣性Ｉ2の回転角をθ2としたときの動力伝達装置の運動方程式は、下記の式（３）で表される。
【数３】
したがって、プラネタリダンパ７６のバネ剛性Ｋ1´は、等価的に下記の式（４）で示すものになる。
【００６１】
【数４】
プラネタリダンパ７６のバネ剛性が等価的に上記の式（４）に示すようになるのは、以下の理由による。
【００６２】
一般的なバネ剛性は、図３で示すように慣性Ｉ1がθだけ回転したとき、剛性Ｋのバネのトルク反力Ｔは、Ｔ＝−Ｋ・θで表される。
【００６３】
次に、本実施の形態のプラネタリダンパ７６のバネ剛性を図４、図５（ａ）に基づいて説明する。図４、図５（ａ）は、プラネタリダンパ７６を模式的に示す図である。図４、図５（ａ）において、本実施の形態のプラネタリダンパ７６は、入力要素であるリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとの間にバネ剛性Ｋ1のダンパ機構６２を介装し、出力要素をサンギヤ５４Ｓとしたものから構成されており、バネ剛性Ｋ1のダンパ機構６２を有するプラネタリダンパ７６のバネ剛性がＫ1´となる。
なお、ダンパ機構６２のバネ剛性Ｋ1は、実際にはトーションバネ６５のバネ剛性であるが、説明の便宜上、バネ剛性は、ダンパ機構６２のバネ剛性として表現する。また、ダンパ機構６２の変位角（捩じり角）は、実際にはトーションバネ６５の捩じり角であるが、説明の便宜上、捩じり角は、ダンパ機構６２の捩じり角として表現する。
【００６４】
図４において、慣性Ｉ1が回転角θ1で回転したときの遊星歯車機構５１のサンギヤ５４Ｓ、リングギヤ５４Ｒ、キャリア５４Ｃのそれぞれの回転角をθｓ、θｒ、θｃと表現すると、遊星歯車機構のサンギヤ５４Ｓおよびリングギヤ５４Ｒの変位角は、θｒ＝θ1，θｓ＝０であるため、ダンパ機構６２の変位角（捩じり角）θ1´は、下記の式（５）で表される。ここで、ρ＝（Ｚｓ／Ｚｒ）であり、Ｚｓは、サンギヤ５４Ｓの歯数、Ｚｒは、リングギヤ５４Ｒの歯数を表す。また、本実施の形態では、歯数比ρをρ＜１に設定している。
【数５】
このとき、ダンパ機構６２の両端、すなわち、トーションバネ６５のリングギヤ５４Ｒ側とキャリア５４Ｃ側とに発生するトルクＴｋは、下記の式（６）で表される。
【数６】
したがって、慣性Ｉ1に発生するトルク反力Ｔは、下記の式（７）のように表される。
【数７】
したがって、プラネタリダンパ７６のバネ剛性Ｋ1´は、下記の式（８）のようになるのである。
【数８】
また、このプラネタリダンパ７６の共線図は、図５（ｂ）のように表され、ダンパ機構６２の変位角（捩じり角）に着目すると、ダンパ機構６２の変位角（捩じり角）θ1´は、下記の式（９）で表される。
【数９】
【００６５】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ７６は、ρ＜１に設定するとともに、前進用クラッチ５２Ｃによってリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとを直結したときに、入力要素であるリングギヤ５４Ｒと出力要素であるサンギヤ５４Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構６２の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ５４Ｒと残りの１要素であるキャリア５４Ｃとの間にダンパ機構６２を介装することにより、ダンパ機構６２の捩じり角θ1´を小さくすることができる分だけ、リングギヤ５４Ｒに入力される捩じり振動に対してダンパ機構６２のトルク反力を小さくすることができる。
このため、プラネタリダンパ７６のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができるのである。
【００６６】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２および入力軸６１からリングギヤ５４Ｒに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構６２で吸収することができ、キャリア５４Ｃからサンギヤ５４Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、ＮＶ（ノイズ・アンド・バイブレーション）が大きくなるのを防止することができる。
【００６７】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置３３に設けられた既存の遊星歯車機構５１を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【００６８】
また、本実施の形態では、車両の後進時には、後進用逆転ブレーキ５３Ｂを介してキャリア５４Ｃを動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定することができるため、前後進切換装置３３の本来の機能を損なうことがない。
【００６９】
また、本実施の形態では、プラネタリダンパ７６を低剛性のバネと等価にすることができるため、従来のようにロックアップクラッチにダンパ機構を設けるのを不要にできる。 また、本実施の形態のプラネタリダンパ７６は、振動特性の実験を行った結果、ロックアップクラッチに設けられた従来のダンパ機構に対して捩じり振動を２０ｄＢ程度低減することが分かった。
【００７０】
図６は、入力要素であるリングギヤ５４Ｒに入力されるトルク変動と出力要素であるサンギヤ５４Ｓから出力されるトルク変動のトルク変動伝達率と、エンジンの回転変動周波数の関係を示したものである。
【００７１】
通常の４気筒エンジンの場合には、従来のダンパ機構を有するロックアップクラッチのロックアップ回転数が１０００ｒｐｍ以上（エンジンの回転変動周波数帯域は、３３Ｈｚ以上）となるのに対して、本実施の形態のプラネタリダンパ７６は、トルク変動伝達率を２０ｄＢ以上低減することができることが確認された。
【００７２】
このため、本実施の形態では、ロックアップ回転数のエンジン回転変動周波数を２２Ｈｚ程度に下げてエンジン回転数を６６０ｒｐｍ程度の低回転数に設定することができ、エンジン３１の燃費を低減することができる。
【００７３】
（第２の実施の形態）
図７、図８は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第２の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図７において、前後進切換装置８１は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構８２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ８３Ｃと、後進用逆転ブレーキとしての後進用逆転ブレーキ８４Ｂとを備えている。
【００７４】
遊星歯車機構８２のサンギヤ８５Ｓは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されており、サンギヤ８５Ｓにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。また、リングギヤ８５Ｒは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、リングギヤ８５Ｒは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【００７５】
キャリア８５Ｃおよびリングギヤ８５Ｒは、前進用クラッチ８３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア８５Ｃは、後進用逆転ブレーキ８４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【００７６】
サンギヤ８５Ｓとリングギヤ８５Ｒとの間には、サンギヤ８５Ｓおよびリングギヤ８５Ｒに噛合するピニオンギヤ８５Ｐが配置されており、ピニオンギヤ８５Ｐは、キャリア８５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【００７７】
本実施の形態の前後進切換装置８１は、サンギヤ８５Ｓと、リングギヤ８５Ｒと、サンギヤ８５Ｓおよびリングギヤ８５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ８５Ｐを回転自在に支持したキャリア８５Ｃとの３要素から遊星歯車機構８２が構成されている。
【００７８】
これら３要素のうちのサンギヤ８５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、リングギヤ８５Ｒをエンジン３１からの動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、キャリア８５Ｃを後進用逆転ブレーキ８４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ８５Ｓの回転を逆転してリングギヤ８５Ｒおよび入力軸６１に伝達し、リングギヤ８５Ｒとキャリア８５Ｃを相互に前進用クラッチ８３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ８５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ８５Ｓの回転方向と同一回転方向にリングギヤ８５Ｒおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【００７９】
また、前進用クラッチ８３Ｃによって結合されるリングギヤ８５Ｒとキャリア８５Ｃとの間にはダンパ機構８６が介装されており、このダンパ機構８６は、遊星歯車機構８２に対してベルト式無段変速機３４の入力軸６１側に設けられている。
【００８０】
このダンパ機構８６は、前進用クラッチ８３Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ８３Ｃに係合されたときにリングギヤ８５Ｒと一体回転する円板状のプレート８６ａと、キャリア８５Ｃに取付けられ、キャリア８５Ｃと一体回転するプレート８６ｂと、プレート８６ａおよびプレート８６ｂの間に介装され、遊星歯車機構８２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ８６ｃとから構成されており、プレート８６ａとプレート８６ｂが相対回転したときにトーションバネ８６ｃを撓ませることにより、プレート８６ａとプレート８６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ８５Ｒおよびキャリア８５Ｃは、ダンパ機構８６を介して弾性的に連結される。
【００８１】
図８（ａ）に示すように、遊星歯車機構８２とダンパ機構８６によって構成されるプラネタリダンパ８７のバネ剛性Ｋ1´は、等価的に第１の実施の形態の上記の式（８）で示すものと同様のものとなり、このプラネタリダンパ８７の共線図は、図８（ｂ）のように表される。
また、図８（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構６２の変位角（捩じり角）θ1´は、第１の実施の形態の上記の式（９）と同様のものとなる。
【００８２】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ８７は、ρ＜１に設定し、図８（ｂ）に示すように、前進用クラッチ８３Ｃによってリングギヤ８５Ｒとキャリア８５Ｃとを直結したときに、入力要素であるサンギヤ８５Ｓと出力要素であるリングギヤ８５Ｒの捩じり角θ1に対してダンパ機構８６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ８５Ｒとキャリア８５Ｃとの間にダンパ機構８６を介装することにより、ダンパ機構８６の捩じり角θ1´を小さくすることができる分だけ、サンギヤ８５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構８６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ８７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【００８３】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からサンギヤ８５Ｓに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構８６で吸収することができ、キャリア８５Ｃからリングギヤ８５Ｒを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【００８４】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置８１に設けられた既存の遊星歯車機構８２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【００８５】
（第３の実施の形態）
図９、図１０は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第３の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図９において、前後進切換装置９１は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構９２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ９３Ｃと、後進用逆転ブレーキとしての後進用逆転ブレーキ９４Ｂとを備えている。
【００８６】
遊星歯車機構９２のキャリア９５Ｃは、前進用クラッチ９３Ｃを介してタービンシャフト４０に係合および解放自在に設けられている。タービンシャフト４０にはフランジ部９８が設けられており、キャリア９５Ｃが前進用クラッチ９３Ｃに係合されると、キャリア９５Ｃは、フランジ部９８を介してタービンシャフト４０に連結されることにより、キャリア９５Ｃにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【００８７】
また、サンギヤ９５Ｓは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。また、キャリア９５Ｃおよびリングギヤ９５Ｒは、前進用クラッチ９３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア９５Ｃは、後進用逆転ブレーキ９４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【００８８】
サンギヤ９５Ｓとリングギヤ９５Ｒとの間には、サンギヤ９５Ｓおよびリングギヤ９５Ｒに噛合するピニオンギヤ９５Ｐが配置されており、ピニオンギヤ９５Ｐは、キャリア９５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【００８９】
本実施の形態の前後進切換装置９１は、サンギヤ９５Ｓと、リングギヤ９５Ｒと、サンギヤ９５Ｓおよびリングギヤ９５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ９５Ｐを回転自在に支持したキャリア９５Ｃとの３要素から遊星歯車機構９２が構成されている。
【００９０】
これら３要素のうちのキャリア９５Ｃを、エンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、サンギヤ９５Ｓを、エンジン３１からの動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、キャリア９５Ｃを後進用逆転ブレーキ９４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ９５Ｒの回転を逆転してサンギヤ９５Ｓおよび入力軸６１に伝達し、リングギヤ９５Ｒとキャリア９５Ｃを相互に前進用クラッチ９３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびキャリア９５Ｃの回転をタービンシャフト４０およびキャリア９５Ｃの回転方向と同一回転方向にサンギヤ９５Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【００９１】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ９３Ｃによって結合されるリングギヤ９５Ｒとキャリア９５Ｃとの間にはダンパ機構９６が介装されており、このダンパ機構９６は、遊星歯車機構９２に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【００９２】
このダンパ機構９６は、リングギヤ９５Ｒに取付けられ、リングギヤ９５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート９６ａと、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に取付けられてタービンシャフト４０と一体的に回転する円板状のプレート９６ｂと、プレート９６ａおよびプレート９６ｂの間に介装され、遊星歯車機構９２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ９６ｃとから構成されており、プレート９６ａとプレート９６ｂが相対回転したときにトーションバネ９６ｃを撓ませることにより、プレート９６ａとプレート９６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ９５Ｒおよびキャリア９５Ｃは、ダンパ機構９６を介して弾性的に連結される。
【００９３】
また、本実施の形態の遊星歯車機構９２は、入力要素であるキャリア９５Ｃと出力要素であるサンギヤ９５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構９６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア９５Ｃと残りの１要素であるリングギヤ９５Ｒとの間にダンパ機構９６を介装している。
【００９４】
このため、図１０（ａ）に示すように、遊星歯車機構９２とダンパ機構９６とによって構成されるプラネタリダンパ９７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝ρ2・Ｋ1と等価なものとなり、このプラネタリダンパ９７の共線図は、図１０（ｂ）のように表される。
図１０（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構９６の捩じり角θ1´は、
（数１０）
θ1´＝ρ・θ1.........（１０）
となる。
【００９５】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ９７は、ρ＜１に設定し、図１０（ｂ）に示すように、前進用クラッチ９３Ｃによってリングギヤ９５Ｒとキャリア９５Ｃとを直結したときに、入力要素であるキャリア９５Ｃと出力要素であるサンギヤ９５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構９６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア９５Ｃとリングギヤ９５Ｒとの間にダンパ機構９６を介装することにより、ダンパ機構９６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、キャリア９５Ｃに入力される捩じり振動に対してダンパ機構９６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ９７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【００９６】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からリングギヤ９５Ｒに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構９６で吸収することができ、キャリア９５Ｃからサンギヤ９５Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【００９７】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置８１に設けられた既存の遊星歯車機構８２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【００９８】
（第４の実施の形態）
図１１、図１２は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第４の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図１１において、前後進切換装置１０１は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１０２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１０３Ｃと、後進用逆転ブレーキとしての後進用逆転ブレーキ１０４Ｂとを備えている。
【００９９】
遊星歯車機構１０２のサンギヤ１０５Ｓは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されており、エンジン３１からの動力が入力されるようになっている。
【０１００】
キャリア１０５Ｃは、前進用クラッチ１０３Ｃを介して入力軸６１に係合および解放自在に設けられている。入力軸６１にはフランジ部１０８が設けられており、キャリア１０５Ｃが前進用クラッチ１０３Ｃに係合されると、キャリア１０５Ｃは、フランジ部１０８を介して入力軸６１に連結されることにより、キャリア１０５Ｃから入力軸６１にエンジン３１の動力が出力されるようになっている。
【０１０１】
キャリア１０５Ｃおよびリングギヤ１０５Ｒは、前進用クラッチ１０３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア１０５Ｃは、後進用逆転ブレーキ１０４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１０２】
サンギヤ１０５Ｓとリングギヤ１０５Ｒとの間には、サンギヤ１０５Ｓおよびリングギヤ１０５Ｒに噛合するピニオンギヤ１０５Ｐが配置されており、ピニオンギヤ１０５Ｐは、キャリア１０５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１０３】
本実施の形態の前後進切換装置１０１は、サンギヤ１０５Ｓと、リングギヤ１０５Ｒと、サンギヤ１０５Ｓおよびリングギヤ１０５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１０５Ｐを回転自在に支持したキャリア１０５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１０２が構成されている。
【０１０４】
これら３要素のうちのサンギヤ１０５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、キャリア１０５Ｃをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、キャリア１０５Ｃを後進用逆転ブレーキ１０４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１０５Ｓの回転を逆転してリングギヤ１０５Ｒおよび入力軸６１に伝達し、リングギヤ１０５Ｒとキャリア１０５Ｃを相互に前進用クラッチ１０３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１０５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ１０５Ｓの回転方向と同一回転方向にキャリア１０５Ｃおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１０５】
また、前進用クラッチ１０３Ｃによって結合されるリングギヤ１０５Ｒとキャリア１０５Ｃとの間にはダンパ機構１０６が介装されており、このダンパ機構１０６は、遊星歯車機構１０２に対してベルト式無段変速機３４の入力軸６１側に設けられている。
【０１０６】
このダンパ機構１０６は、リングギヤ１０５Ｒに取付けられ、リングギヤ１０５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１０６ａと、入力軸６１に取付けられて入力軸６１と一体的に回転する円板状のプレート１０６ｂと、プレート１０６ａおよびプレート１０６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１０２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１０６ｃとから構成されており、プレート１０６ａとプレート１０６ｂが相対回転したときにトーションバネ１０６ｃを撓ませることにより、プレート１０６ａとプレート１０６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ１０５Ｒおよびキャリア１０５Ｃは、ダンパ機構１０６を介して弾性的に連結される。
【０１０７】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１０２は、入力要素であるサンギヤ１０５Ｓと出力要素であるキャリア１０５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１０６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１０５Ｃと残りの１要素であるリングギヤ１０５Ｒとの間にダンパ機構１０６を介装している。
【０１０８】
このため、図１２（ａ）に示すように、遊星歯車機構１０２とダンパ機構１０６とによって構成されるプラネタリダンパ１０７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝ρ2・Ｋ1と等価なものとなり、このプラネタリダンパ１０７の共線図は、図１２（ｂ）のように表される。
図１２（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１０６の捩じり角θ1´は、
（数１１）
θ1´＝ρ・θ1.........（１１）
となる。
【０１０９】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１０７は、ρ＜１に設定し、図１２（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１０３Ｃによってリングギヤ１０５Ｒとキャリア１０５Ｃとを直結したときに、入力要素であるサンギヤ１０５Ｓと出力要素であるキャリア１０５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１０６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１０５Ｃとリングギヤ１０５Ｒとの間にダンパ機構１０６を介装することにより、ダンパ機構１０６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、サンギヤ１０５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１０６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１０７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１１０】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からリングギヤ１０５Ｒに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１０６で吸収することができ、サンギヤ１０５Ｓからキャリア１０５Ｃを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１１１】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置１０１に設けられた既存の遊星歯車機構１０２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１１２】
（第５の実施の形態）
図１３、図１４は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第５の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図１３において、前後進切換装置１１１は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１１２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１１３Ｃと、後進用逆転ブレーキとしての後進用逆転ブレーキ１１４Ｂとを備えている。
【０１１３】
遊星歯車機構１１２のサンギヤ１１５Ｓは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されており、サンギヤ１１５Ｓにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１１４】
また、リングギヤ１１５Ｒは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、リングギヤ１１５Ｒは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１１５】
サンギヤ１１５Ｓおよびキャリア１１５Ｃは、前進用クラッチ１１３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア１１５Ｃは、後進用逆転ブレーキ１１４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１１６】
サンギヤ１１５Ｓとリングギヤ１１５Ｒとの間には、サンギヤ１１５Ｓおよびリングギヤ１１５Ｒに噛合するピニオンギヤ１１５Ｐが配置されており、ピニオンギヤ１１５Ｐは、キャリア１１５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１１７】
本実施の形態の前後進切換装置１１１は、サンギヤ１１５Ｓと、リングギヤ１１５Ｒと、サンギヤ１１５Ｓおよびリングギヤ１１５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１１５Ｐを回転自在に支持したキャリア１１５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１１２が構成されている。
【０１１８】
これら３要素のうちのサンギヤ１１５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、リングギヤ１１５Ｒをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、キャリア１１５Ｃを後進用逆転ブレーキ１１４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１１５Ｓの回転を逆転してリングギヤ１１５Ｒおよび入力軸６１に伝達し、サンギヤ１１５Ｓとキャリア１１５Ｃを相互に前進用クラッチ１１３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１１５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ１１５Ｓの回転方向と同一回転方向にリングギヤ１１５Ｒおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１１９】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ１１３Ｃによって結合されるサンギヤ１１５Ｓとキャリア１１５Ｃとの間にはダンパ機構１１６が介装されており、このダンパ機構１１６は、遊星歯車機構１１２に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【０１２０】
このダンパ機構１１６は、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０を介してサンギヤ１１５Ｓに取付けられ、サンギヤ１１５Ｓと一体的に回転する円板状のプレート１１６ａと、前進用クラッチ１１３Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１１３Ｃに係合したときにキャリア１１５Ｃと一体回転する円板状のプレート１１６ｂと、プレート１１６ａおよびプレート１１６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１１２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１１６ｃとから構成されており、プレート１１６ａとプレート１１６ｂが相対回転したときにトーションバネ１１６ｃを撓ませることにより、プレート１１６ａとプレート１１６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、サンギヤ１１５Ｓおよびキャリア１１５Ｃは、ダンパ機構１１６を介して弾性的に連結される。
【０１２１】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１１２は、入力要素であるサンギヤ１１５Ｓと出力要素であるリングギヤ１１５Ｒの捩じり角θ1に対してダンパ機構１１６の捩じり角θ1´が小さくなるように、サンギヤ１１５Ｓと残りの１要素であるキャリア１１５Ｃとの間にダンパ機構１１６を介装している。
【０１２２】
このため、図１４（ａ）に示すように、遊星歯車機構１１２とダンパ機構１１６とによって構成されるプラネタリダンパ１１７のバネ剛性Ｋ1´は、下記の式（１２）に示すものと等価なものとなり、このプラネタリダンパ１１７の共線図は、図１４（ｂ）のように表される。
【数１２】
図１４（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１１６の捩じり角θ1´は、下記の式（１３）に示されるものとなる。
【数１３】
【０１２３】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１１７は、ρ＜１に設定し、図１４（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１１３Ｃによってサンギヤ１１５Ｓとキャリア１１５Ｃとを直結したときに、入力要素であるサンギヤ１１５Ｓと出力要素であるリングギヤ１１５Ｒの捩じり角θ1に対してダンパ機構１１６の捩じり角θ1´が小さくなるように、サンギヤ１１５Ｓとキャリア１１５Ｃとの間にダンパ機構１１６を介装することにより、ダンパ機構１１６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、サンギヤ１１５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１１６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１１７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１２４】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からサンギヤ１１５Ｓに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１１６で吸収することができ、サンギヤ１１５Ｓからリングギヤ１１５Ｒを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１２５】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置１１１に設けられた既存の遊星歯車機構１１２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１２６】
（第６の実施の形態）
図１５、図１６は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第６の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図１５において、前後進切換装置１２１は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１２２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１２３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１２４Ｂとを備えている。
【０１２７】
遊星歯車機構１２２のリングギヤ１２５Ｒは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されており、リングギヤ１２５Ｒにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１２８】
また、サンギヤ１２５Ｓは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、サンギヤ１２５Ｓは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１２９】
サンギヤ１２５Ｓおよびキャリア１２５Ｃは、前進用クラッチ１２３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア１２５Ｃは、後進用逆転ブレーキ１２４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１３０】
サンギヤ１２５Ｓとリングギヤ１２５Ｒとの間には、サンギヤ１２５Ｓおよびリングギヤ１２５Ｒに噛合するピニオンギヤ１２５Ｐが配置されており、ピニオンギヤ１２５Ｐは、キャリア１２５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１３１】
本実施の形態の前後進切換装置１２１は、サンギヤ１２５Ｓと、リングギヤ１２５Ｒと、サンギヤ１２５Ｓおよびリングギヤ１２５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１２５Ｐを回転自在に支持したキャリア１２５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１２２が構成されている。
【０１３２】
これら３要素のうちのリングギヤ１２５Ｒをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、サンギヤ１２５Ｓをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、キャリア１２５Ｃを後進用逆転ブレーキ１２４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ１２５Ｒの回転を逆転してサンギヤ１２５Ｓおよび入力軸６１に伝達し、サンギヤ１２５Ｓとキャリア１２５Ｃを相互に前進用クラッチ１２３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ１２５Ｒの回転をタービンシャフト４０およびリングギヤ１２５Ｒの回転方向と同一回転方向にサンギヤ１２５Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１３３】
また、前進用クラッチ１２３Ｃによって結合されるサンギヤ１２５Ｓとキャリア１２５Ｃとの間にはダンパ機構１２６が介装されており、このダンパ機構１２６は、遊星歯車機構１２２に対してベルト式無段変速機３４の入力軸６１側に設けられている。
【０１３４】
このダンパ機構１２６は、入力軸６１を介してサンギヤ１２５Ｓに取付けられ、サンギヤ１２５Ｓと一体的に回転する円板状のプレート１２６ａと、前進用クラッチ１２３Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１２３Ｃに係合したときにキャリア１２５Ｃと一体回転する円板状のプレート１２６ｂと、プレート１２６ａおよびプレート１２６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１２２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１２６ｃとから構成されており、プレート１２６ａとプレート１２６ｂが相対回転したときにトーションバネ１２６ｃを撓ませることにより、プレート１２６ａとプレート１２６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、サンギヤ１２５Ｓおよびキャリア１２５Ｃは、ダンパ機構１２６を介して弾性的に連結される。
【０１３５】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１２２は、入力要素であるリングギヤ１２５Ｒと出力要素であるサンギヤ１２５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１２６の捩じり角θ1´が小さくなるように、サンギヤ１２５Ｓと残りの１要素であるキャリア１２５Ｃとの間にダンパ機構１２６を介装している。
【０１３６】
このため、図１６（ａ）に示すように、遊星歯車機構１２２とダンパ機構１２６とによって構成されるプラネタリダンパ１２７のバネ剛性Ｋ1´は、下記の式（１４）に示すものと等価なものとなり、プラネタリダンパ１２７の共線図は、図１６（ｂ）のように表される。
【数１４】
図１６（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１２６の捩じり角θ1´は、下記の式（１５）に示されるものとなる。
【数１５】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１２７は、ρ＜１に設定し、図１６（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１２３Ｃによってサンギヤ１２５Ｓとキャリア１２５Ｃとを直結したときに、入力要素であるリングギヤ１２５Ｒと出力要素であるサンギヤ１２５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１２６の捩じり角θ1´が小さくなるように、サンギヤ１２５Ｓとキャリア１２５Ｃとの間にダンパ機構１２６を介装することにより、ダンパ機構１２６の捩じり角θ1´を小さくすることができる分だけ、リングギヤ１２５Ｒに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１２６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１２７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１３７】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からリングギヤ１２５Ｒを介してキャリア１２５Ｃに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１２６で吸収することができ、キャリア１２５Ｃからサンギヤ１２５Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０１３８】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１３９】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１２１に設けられた既存の遊星歯車機構１２２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１４０】
（第７の実施の形態）
図１７、図１８は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第７の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図１７において、前後進切換装置１３１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１３２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１３３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１３４Ｂとを備えている。
【０１４１】
遊星歯車機構１３２のキャリア１３５Ｃは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に連結されており、キャリア１３５Ｃにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１４２】
また、サンギヤ１３５Ｓは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、サンギヤ１３５Ｓは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１４３】
キャリア１３５Ｃおよびリングギヤ１３５Ｒは、前進用クラッチ１３３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、リングギヤ１３５Ｒは、後進用逆転ブレーキ１３４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１４４】
サンギヤ１３５Ｓとリングギヤ１３５Ｒとの間にはサンギヤ１３５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１３５Ｐ１と、ピニオンギヤ１３５Ｐ１およびリングギヤ１３５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１３５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１３５Ｐ１、１３５Ｐ２は、キャリア１３５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１４５】
本実施の形態の前後進切換装置１３１は、サンギヤ１３５Ｓと、リングギヤ１３５Ｒと、サンギヤ１３５Ｓおよびリングギヤ１３５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１３５Ｐ１、１３５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１３５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１３２が構成されている。
【０１４６】
これら３要素のうちのキャリア１３５Ｃをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、サンギヤ１３５Ｓをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１３５Ｒを後進用逆転ブレーキ１３４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびキャリア１３５Ｃの回転を逆転してサンギヤ１３５Ｓおよび入力軸６１に伝達し、キャリア１３５Ｃとリングギヤ１３５Ｒを相互に前進用クラッチ１３３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびキャリア１３５Ｃの回転をタービンシャフト４０およびキャリア１３５Ｃの回転方向と同一回転方向にサンギヤ１３５Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１４７】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ１３３Ｃによって結合されるリングギヤ１３５Ｒとキャリア１３５Ｃとの間にダンパ機構１３６が介装されており、このダンパ機構１３６は、遊星歯車機構１３２に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【０１４８】
このダンパ機構１３６は、リングギヤ１３５Ｒに取付けられ、リングギヤ１３５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１３６ａと、前進用クラッチ１３３Ｃに取付けられるとともに前進用クラッチ１３３Ｃを介してキャリア１３５Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１３３Ｃに係合したときにキャリア１３５Ｃと一体回転する円板状のプレート１３６ｂと、プレート１３６ａおよびプレート１３６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１３２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１３６ｃとから構成されており、プレート１３６ａとプレート１３６ｂが相対回転したときにトーションバネ１３６ｃを撓ませることにより、プレート１３６ａとプレート１３６ｂとを一体的に回転させるようになっている。また、プレート１３６ｂは、後進用逆転ブレーキ１３４Ｂに係合および解放自在に設けられている。このように、リングギヤ１３５Ｒおよびキャリア１３５Ｃは、ダンパ機構１３６を介して弾性的に連結される。
【０１４９】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１３２は、入力要素であるキャリア１３５Ｃと出力要素であるサンギヤ１３５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１３６の捩じり角θ1´が小さくなるように、サンギヤ１３５Ｓと残りの１要素であるキャリア１３５Ｃとの間にダンパ機構１３６を介装している。
【０１５０】
このため、図１８（ａ）に示すように、遊星歯車機構１３２とダンパ機構１３６とによって構成されるプラネタリダンパ１３７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝ρ2・Ｋ1と等価なものとなり、このプラネタリダンパ１３７の共線図は、図１８（ｂ）のように表される。
図１８（ｂ）から明らかなようにダンパ機構１３６の捩じり角θ1´は、
（数１６）
θ1´＝ρ・θ1.........（１６）
となる。
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１３７は、ρ＜１に設定し、図１８（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１３３Ｃによってキャリア１３５Ｃとリングギヤ１３５Ｒとを直結したときに、入力要素であるキャリア１３５Ｃと出力要素であるサンギヤ１３５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１３６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１３５Ｃとリングギヤ１３５Ｒとの間にダンパ機構１３６を介装することにより、ダンパ機構１３６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、キャリア１３５Ｃに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１３６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１３７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１５１】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からキャリア１３５Ｃに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１３６で吸収することができ、キャリア１３５Ｃからサンギヤ１３５Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０１５２】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１５３】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１３１に設けられた既存の遊星歯車機構１３２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１５４】
（第８の実施の形態）
図１９、図２０は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第８の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
【０１５５】
図１９において、前後進切換装置１４１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１４２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１４３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１４４Ｂとを備えている。
【０１５６】
遊星歯車機構１４２のサンギヤ１４５Ｓは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されており、サンギヤ１４５Ｓにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１５７】
また、キャリア１４５Ｃは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、キャリア１４５Ｃは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１５８】
キャリア１４５Ｃおよびリングギヤ１４５Ｒは、前進用クラッチ１４３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、リングギヤ１４５Ｒは、後進用逆転ブレーキ１４４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１５９】
サンギヤ１４５Ｓとリングギヤ１４５Ｒとの間にはサンギヤ１４５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１４５Ｐ１と、ピニオンギヤ１４５Ｐ１およびリングギヤ１４５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１４５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１４５Ｐ１、１４５Ｐ２は、キャリア１４５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１６０】
本実施の形態の前後進切換装置１４１は、サンギヤ１４５Ｓと、リングギヤ１４５Ｒと、サンギヤ１４５Ｓおよびリングギヤ１４５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１４５Ｐ１、１４５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１４５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１４２が構成されている。
【０１６１】
これら３要素のうちのサンギヤ１４５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、キャリア１４５Ｃをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１４５Ｒを後進用逆転ブレーキ１４４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１４５Ｓの回転を逆転してキャリア１４５Ｃおよび入力軸６１に伝達し、キャリア１４５Ｃとリングギヤ１４５Ｒを相互に前進用クラッチ１４３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１４５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ１４５Ｓの回転方向と同一回転方向にキャリア１４５Ｃおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１６２】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ１４３Ｃによって結合されるリングギヤ１４５Ｒとキャリア１４５Ｃとの間にはダンパ機構１４６が介装されており、このダンパ機構１４６は、遊星歯車機構１４２に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【０１６３】
このダンパ機構１４６は、リングギヤ１４５Ｒに取付けられ、リングギヤ１４５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１４６ａと、前進用クラッチ１４３Ｃに取付けられるとともに前進用クラッチ１４３Ｃを介してキャリア１４５Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１４３Ｃに係合したときにキャリア１４５Ｃと一体回転する円板状のプレート１４６ｂと、プレート１４６ａおよびプレート１４６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１４２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１４６ｃとから構成されており、プレート１４６ａとプレート１４６ｂが相対回転したときにトーションバネ１４６ｃを撓ませることにより、プレート１４６ａとプレート１４６ｂとを一体的に回転させるようになっている。また、プレート１４６ｂは、後進用逆転ブレーキ１４４Ｂに係合および解放自在に設けられている。このように、リングギヤ１４５Ｒおよびキャリア１４５Ｃは、ダンパ機構１４６を介して弾性的に連結される。
【０１６４】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１４２は、入力要素であるサンギヤ１４５Ｓと出力要素であるキャリア１４５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１４６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１４５Ｃと残りの１要素であるリングギヤ１４５Ｒとの間にダンパ機構１４６を介装している。
【０１６５】
このため、図２０（ａ）に示すように遊星歯車機構１４２とダンパ機構１４６とによって構成されるプラネタリダンパ１４７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝ρ2・Ｋ1となり、このプラネタリダンパ１４７の共線図は、図２０（ｂ）のように表される。
図２０（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１４６の捩じり角θ1´は、
（数１７）
θ1´＝ρ・θ1.........（１７）
となる。
【０１６６】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１４７は、ρ＜１に設定し、図２０（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１４３Ｃによってキャリア１４５Ｃとリングギヤ１４５Ｒとを直結したときに、入力要素であるサンギヤ１４５Ｓと出力要素であるキャリア１４５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１４６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１４５Ｃとリングギヤ１４５Ｒとの間にダンパ機構１４６を介装することにより、ダンパ機構１４６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、サンギヤ１４５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１４６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１４７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１６７】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からサンギヤ１４５Ｓを介してキャリア１４５Ｃに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１４６で吸収することができ、キャリア１４５Ｃから入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０１６８】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１６９】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１４１に設けられた既存の遊星歯車機構１４２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１７０】
（第９の実施の形態）
図２１、図２２は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第９の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図２１において、前後進切換装置１５１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１５２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１５３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１５４Ｂとを備えている。
【０１７１】
遊星歯車機構１５２のキャリア１５５Ｃは、ロックアップクラッチ４６のタービンシャフト４０に一体的に設けられた円板状のプレート１５６ａに連結されており、キャリア１５５Ｃにはプレート１５６ａおよびタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１７２】
また、サンギヤ１５５Ｓは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、サンギヤ１５５Ｓは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１７３】
キャリア１５５Ｃおよびリングギヤ１５５Ｒは、ダンパ機構１５６を介して前進用クラッチ１５３Ｃに選択的に連結されるようになっており、リングギヤ１５５Ｒは、後進用逆転ブレーキ１５４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１７４】
サンギヤ１５５Ｓとリングギヤ１５５Ｒとの間にはサンギヤ１５５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１５５Ｐ１と、ピニオンギヤ１５５Ｐ１およびリングギヤ１５５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１５５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１５５Ｐ１、１５５Ｐ２は、キャリア１５５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１７５】
本実施の形態の前後進切換装置１５１は、サンギヤ１５５Ｓと、リングギヤ１５５Ｒと、サンギヤ１５５Ｓおよびリングギヤ１５５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１５５Ｐ１、１５５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１５５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１５２が構成されている。
【０１７６】
これら３要素のうちのリングギヤ１５５Ｒをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、サンギヤ１５５Ｓをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１５５Ｒを後進用逆転ブレーキ１５４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ１５５Ｒの回転を逆転してサンギヤ１５５Ｓおよび入力軸６１に伝達し、キャリア１５５Ｃとリングギヤ１５５Ｒとをダンパ機構１５６を介して前進用クラッチ１５３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ１５５Ｒの回転をタービンシャフト４０およびリングギヤ１５５Ｒの回転方向と同一回転方向にサンギヤ１５５Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１７７】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ１５３Ｃによって結合されるリングギヤ１５５Ｒとキャリア１５５Ｃとの間に介装されるダンパ機構１５６は、遊星歯車機構１５２に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【０１７８】
このダンパ機構１５６は、タービンシャフト４０に取付けられるとともに、前進用クラッチ１５３Ｃを介してリングギヤ１５５Ｒに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１５３Ｃに係合されたときにタービンシャフト４０およびリングギヤ１５５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１５６ａと、キャリア１５５Ｃに取付けられ、キャリア１５５Ｃと一体的に回転する円板状のプレート１５６ｂと、プレート１５６ａおよびプレート１５６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１５２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１５６ｃとから構成されており、プレート１５６ａとプレート１５６ｂが相対回転したときにトーションバネ１５６ｃを撓ませることにより、プレート１５６ａとプレート１５６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ１５５Ｒおよびキャリア１５５Ｃは、ダンパ機構１５６を介して弾性的に連結される。
【０１７９】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１５２は、入力要素であるリングギヤ１５５Ｒと出力要素であるサンギヤ１５５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１５６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１５５Ｒと残りの１要素であるキャリア１５５Ｃとの間にダンパ機構１５６を介装している。
【０１８０】
このため、図２２（ａ）に示すように、遊星歯車機構１５２とダンパ機構１５６とによって構成されるプラネタリダンパ１５７のバネ剛性Ｋ1´は、下記の式（１８）に示すものと等価なものとなり、このプラネタリダンパ１２７の共線図は、図２２（ｂ）のように表される。
【数１８】
また、図２２（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１５６の捩じり角θ1´は、下記の式（１９）に示されるものとなる。
【数１９】
【０１８１】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１５７は、ρ＜１に設定し、図２２（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１５３Ｃによってキャリア１５５Ｃとリングギヤ１５５Ｒとを直結したときに、入力要素であるリングギヤ１５５Ｒと出力要素であるサンギヤ１５５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１５６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１５５Ｒとキャリア１５５Ｃとの間にダンパ機構１５６を介装することにより、ダンパ機構１５６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、リングギヤ１５５Ｒに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１５６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１５７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１８２】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からリングギヤ１５５Ｒに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１５６で吸収することができ、キャリア１５５Ｃからサンギヤ１５５Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０１８３】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１８４】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１５１に設けられた既存の遊星歯車機構１５２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１８５】
（第１０の実施の形態）
図２３、図２４は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１０の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図２３において、前後進切換装置１６１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１６２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１６３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１６４Ｂとを備えている。
【０１８６】
遊星歯車機構１６２のサンギヤ１６５Ｓは、ロックアップクラッチ４６のタービンシャフト４０に一体的に設けられており、サンギヤ１６５Ｓにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１８７】
また、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１にはダンパ機構１６６の円板状のプレート１６６ａが一体的に連結されており、このプレート１６６ａは、前進用クラッチ１６３Ｃに係合および解放自在となっている。また、リングギヤ１６５Ｒは、前進用クラッチ１６３Ｃに係合および解放自在となっており、前進用クラッチ１６３Ｃによってプレート１６６ａおよびリングギヤ１６５Ｒが係合されると、リングギヤ１６５Ｒは、プレート１６６ａを介してエンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１８８】
キャリア１６５Ｃおよびリングギヤ１６５Ｒは、ダンパ機構１６６を介して前進用クラッチ１６３Ｃに選択的に連結されるようになっており、リングギヤ１６５Ｒは、後進用逆転ブレーキ１６４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１８９】
サンギヤ１６５Ｓとリングギヤ１６５Ｒとの間にはサンギヤ１６５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１６５Ｐ１と、ピニオンギヤ１６５Ｐ１およびリングギヤ１６５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１６５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１６５Ｐ１、１６５Ｐ２は、キャリア１６５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１９０】
本実施の形態の前後進切換装置１６１は、サンギヤ１６５Ｓと、リングギヤ１６５Ｒと、サンギヤ１６５Ｓおよびリングギヤ１６５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１６５Ｐ１、１６５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１６５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１６２が構成されている。
【０１９１】
これら３要素のうちのサンギヤ１６５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、リングギヤ１６５Ｒをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１６５Ｒを後進用逆転ブレーキ１６４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１６５Ｓの回転を逆転してリングギヤ１６５Ｒおよび入力軸６１に伝達し、キャリア１６５Ｃとリングギヤ１６５Ｒとをダンパ機構１６６を介して前進用クラッチ１６３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１６５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ１６５Ｓの回転方向と同一回転方向にリングギヤ１６５Ｒおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１９２】
また、前進用クラッチ１６３Ｃによって結合されるリングギヤ１６５Ｒとキャリア１６５Ｃとの間に介装されるダンパ機構１６６は、遊星歯車機構１６２に対してベルト式無段変速機３４の入力軸６１側に設けられている。
【０１９３】
このダンパ機構１６６は、入力軸６１に取付けられるとともに、前進用クラッチ１６３Ｃを介してリングギヤ１６５Ｒに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１６３Ｃに係合されたときに入力軸６１およびリングギヤ１６５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１６６ａと、キャリア１６５Ｃに取付けられ、キャリア１６５Ｃと一体的に回転する円板状のプレート１６６ｂと、プレート１６６ａおよびプレート１６６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１６２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１６６ｃとから構成されており、プレート１６６ａとプレート１６６ｂが相対回転したときにトーションバネ１６６ｃを撓ませることにより、プレート１６６ａとプレート１６６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ１６５Ｒおよびキャリア１６５Ｃは、ダンパ機構１６６を介して弾性的に連結される。
【０１９４】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１６２は、入力要素であるサンギヤ１６５Ｓと出力要素であるリングギヤ１６５Ｒの捩じり角θ1に対してダンパ機構１６６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１６５Ｒと残りの１要素であるキャリア１６５Ｃとの間にダンパ機構１６６を介装している。
【０１９５】
このため、図２４（ａ）に示すように、遊星歯車機構１６２とダンパ機構１６６とによって構成されるプラネタリダンパ１６７のバネ剛性Ｋ1´は、下記の式（２０）に示すものと等価なものとなり、このプラネタリダンパ１２７の共線図は、図２４（ｂ）のように表される。
【数２０】
図２４（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１６６の捩じり角θ1´は、下記の式（２１）に示されるものとなる。
【数２１】
【０１９６】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１６７は、ρ＜１に設定し、図２４（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１６３Ｃによってキャリア１６５Ｃとリングギヤ１６５Ｒとを直結したときに、入力要素であるサンギヤ１６５Ｓと出力要素であるリングギヤ１６５Ｒの捩じり角θ1に対してダンパ機構１６６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１６５Ｒとキャリア１６５Ｃとの間にダンパ機構１６６を介装することにより、ダンパ機構１６６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、サンギヤ１６５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１６６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１６７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１９７】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からサンギヤ１６５Ｓを介してキャリア１６５Ｃに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１６６で吸収することができ、キャリア１６５Ｃからリングギヤ１６５Ｒを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０１９８】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１９９】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１６１に設けられた既存の遊星歯車機構１６２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０２００】
（第１１の実施の形態）
図２５、図２６は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１１の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図２４において、前後進切換装置１７１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１７２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１７３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１７４Ｂとを備えている。
【０２０１】
遊星歯車機構１７２のサンギヤ１７５Ｓは、ロックアップクラッチ４６のタービンシャフト４０に一体的に設けられており、サンギヤ１７５Ｓにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０２０２】
また、キャリア１７５Ｃは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に連結されており、キャリア１６５Ｃは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０２０３】
また、タービンシャフト４０にはフランジ部１７８が一体的に設けられており、このフランジ部１７８は、前進用クラッチ１７３Ｃおよびダンパ機構１７６を介してリングギヤ１７５Ｒに係合および解放自在に設けられている。
【０２０４】
そして、フランジ部１７８が前進用クラッチ１７３Ｃおよびダンパ機構１７６を介してリングギヤ１７５Ｒに係合されると、リングギヤ１７５Ｒは、フランジ部１７８を介してサンギヤ１７５Ｓに連結される。
【０２０５】
また、リングギヤ１７５Ｒは、ダンパ機構１７６および後進用逆転ブレーキ１７４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
サンギヤ１７５Ｓとリングギヤ１７５Ｒとの間にはサンギヤ１７５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１７５Ｐ１と、ピニオンギヤ１７５Ｐ１およびリングギヤ１７５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１７５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１７５Ｐ１、１７５Ｐ２は、キャリア１７５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０２０６】
本実施の形態の前後進切換装置１７１は、サンギヤ１７５Ｓと、リングギヤ１７５Ｒと、サンギヤ１７５Ｓおよびリングギヤ１７５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１７５Ｐ１、１７５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１７５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１７２が構成されている。
【０２０７】
これら３要素のうちのサンギヤ１７５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、キャリア１７５Ｃをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１７５Ｒを後進用逆転ブレーキ１７４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１７５Ｓの回転を逆転してキャリア１７５Ｃおよび入力軸６１に伝達し、サンギヤ１７５Ｓとリングギヤ１７５Ｒとをダンパ機構１７６およびフランジ部１７８を介して前進用クラッチ１７３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１７５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ１７５Ｓの回転方向と同一回転方向にキャリア１７５Ｃおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０２０８】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ１７３Ｃによって結合されるリングギヤ１７５Ｒとサンギヤ１７５Ｓとの間に介装されるダンパ機構１７６は、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【０２０９】
このダンパ機構１７６は、前進用クラッチ１７３Ｃに取付けられるとともに、前進用クラッチ１７３Ｃがタービンシャフト４０のフランジ部１７８に係合されたときにタービンシャフト４０およびサンギヤ１７５Ｓと一体的に回転する円板状のプレート１７６ａと、リングギヤ１７５Ｒに取付けられ、リングギヤ１７５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１７６ｂと、プレート１７６ａおよびプレート１７６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１７２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１７６ｃとから構成されており、プレート１７６ａとプレート１７６ｂが相対回転したときにトーションバネ１７６ｃを撓ませることにより、プレート１７６ａとプレート１７６ｂとを一体的に回転させるようになっている。また、プレート１７６ｂは、後進用逆転ブレーキ１７４Ｂに係合および解放自在に設けられている。このように、リングギヤ１７５Ｒおよびサンギヤ１７５Ｓは、ダンパ機構１７６を介して弾性的に連結される。
【０２１０】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１７２は、入力要素であるサンギヤ１７５Ｓと出力要素であるキャリア１７５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１７６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１７５Ｒと残りの１要素であるサンギヤ１７５Ｓとの間にダンパ機構１７６を介装している。
【０２１１】
このため、図２６（ａ）に示すように、遊星歯車機構１７２とダンパ機構１７６とによって構成されるプラネタリダンパ１７７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝（１−ρ）2・Ｋと等価なものとなり、このプラネタリダンパ１７７の共線図は、図２６（ｂ）のように表される。
また、図２６（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１７６の捩じり角θ1´は、
（数２２）
θ1´＝（１−ρ）・θ1.........（２２）
となる。
【０２１２】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１７７は、ρ＜１に設定し、図２６（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１７３Ｃによってサンギヤ１７５Ｓとリングギヤ１７５Ｒとを直結したときに、入力要素であるリングギヤ１７５Ｒと出力要素であるキャリア１７５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１７６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１７５Ｒとサンギヤ１７５Ｓとの間にダンパ機構１７６を介装することにより、ダンパ機構１７６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、サンギヤ１７５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１７６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１７７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０２１３】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からサンギヤ１７５Ｓに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１７６で吸収することができ、キャリア１７５Ｃから入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０２１４】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０２１５】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１７１に設けられた既存の遊星歯車機構１７２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０２１６】
（第１２の実施の形態）
図２７、図２８は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１２の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図２７において、前後進切換装置１８１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１８２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１８３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１８４Ｂとを備えている。
【０２１７】
遊星歯車機構１８２のキャリア１８５Ｃは、ロックアップクラッチ４６のタービンシャフト４０に一体的に設けられており、キャリア１８５Ｃにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０２１８】
また、入力軸６１にはフランジ部１８８が一体的に設けられており、このフランジ部１８８は、前進用クラッチ１８３Ｃおよびダンパ機構１８６を介してリングギヤ１８５Ｒに係合および解放自在に設けられている。
【０２１９】
そして、フランジ部１８８が前進用クラッチ１８３Ｃおよびダンパ機構１８６を介してリングギヤ１８５Ｒに係合されると、リングギヤ１８５Ｒは、フランジ部１８８を介してサンギヤ１８５Ｓに連結されるとともにフランジ部１８８を介してエンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
また、リングギヤ１８５Ｒは、ダンパ機構１８６および後進用逆転ブレーキ１８４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０２２０】
サンギヤ１８５Ｓとリングギヤ１８５Ｒとの間にはサンギヤ１８５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１８５Ｐ１と、ピニオンギヤ１８５Ｐ１およびリングギヤ１８５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１８５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１８５Ｐ１、１８５Ｐ２は、キャリア１８５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０２２１】
本実施の形態の前後進切換装置１８１は、サンギヤ１８５Ｓと、リングギヤ１８５Ｒと、サンギヤ１８５Ｓおよびリングギヤ１８５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１８５Ｐ１、１８５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１８５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１８２が構成されている。
【０２２２】
これら３要素のうちのキャリア１８５Ｃをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、サンギヤ１８５Ｓをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１８５Ｒを後進用逆転ブレーキ１８４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびキャリア１８５Ｃの回転を逆転してサンギヤ１８５Ｓおよび入力軸６１に伝達し、サンギヤ１８５Ｓとリングギヤ１８５Ｒとをダンパ機構１８６およびフランジ部１８８を介して前進用クラッチ１８３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびキャリア１８５Ｃの回転をタービンシャフト４０およびキャリア１８５Ｃの回転方向と同一回転方向にサンギヤ１８５Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０２２３】
また、前進用クラッチ１８３Ｃによって結合されるリングギヤ１８５Ｒとサンギヤ１８５Ｓとの間に介装されるダンパ機構１８６は、遊星歯車機構１８２に対してベルト式無段変速機３４の入力軸６１側に設けられている。
【０２２４】
このダンパ機構１８６は、前進用クラッチ１８３Ｃに取付けられるとともに、前進用クラッチ１８３Ｃが入力軸６１のフランジ部１８８に係合されたときに入力軸６１およびサンギヤ１８５Ｓと一体的に回転する円板状のプレート１８６ａと、リングギヤ１８５Ｒに取付けられ、リングギヤ１８５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１８６ｂと、プレート１８６ａおよびプレート１８６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１８２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１８６ｃとから構成されており、プレート１８６ａとプレート１８６ｂが相対回転したときにトーションバネ１８６ｃを撓ませることにより、プレート１８６ａとプレート１８６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ１８５Ｒおよびサンギヤ１８５Ｓは、ダンパ機構１８６を介して弾性的に連結される。
【０２２５】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１８２は、入力要素であるキャリア１８５Ｃと出力要素であるサンギヤ１８５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１８６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１８５Ｃと残りの１要素であるリングギヤ１８５Ｒとの間にダンパ機構１８６を介装している。
【０２２６】
このため、図２８（ａ）に示すように、遊星歯車機構１８２とダンパ機構１８６とによって構成されるプラネタリダンパ１８７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝（１−ρ）2・Ｋと等価なものとなり、このプラネタリダンパ１８７の共線図は、図２８（ｂ）のように表される。
また、図２８（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１８６の捩じり角θ1´は、
（数２３）
θ1´＝（１−ρ）・θ1.........（２３）
となる。
【０２２７】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１８７は、ρ＜１に設定し、図２８（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１８３Ｃによってサンギヤ１８５Ｓとリングギヤ１８５Ｒとを直結したときに、入力要素であるキャリア１８５Ｃと出力要素であるサンギヤ１８５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１８６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１８５Ｒとキャリア１８５Ｃとの間にダンパ機構１８６を介装することにより、ダンパ機構１８６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、キャリア１８５Ｃに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１８６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１８７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０２２８】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からキャリア１８５Ｃに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１８６で吸収することができ、キャリア１８５Ｃからサンギヤ１８５Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０２２９】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０２３０】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置１８１に設けられた既存の遊星歯車機構１８２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０２３１】
なお、上記各実施の形態では、前後進切換装置３３、８１、９１、１０１、１１１、１２１、１３１、１４１、１５１、１６１、１７１、１８１をプライマリプーリ６７とトルクコンバータ３２の間に設けているが、セカンダリプーリ６８と減速歯車装置３５との間に設けてもよい。
【０２３２】
また、今回開示された実施の形態は、全ての点で例示であってこの実施の形態に制限されるものではない。本発明の範囲は、上記した実施の形態のみの説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内での全ての変更が含まれることが意図される。
【０２３３】
以上のように、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置は、入力軸から出力軸に伝達される内燃機関のトルク変動に伴う捩じり振動を前後進切換装置に既存の遊星歯車機構によって低減することができ、車両用変速機が大型化したり重量が増加してしまうのを防止することができるという効果を有し、遊星歯車機構を利用して車両の進行方向の正逆回転切換えを行う車両用変速機の前後進切換装置等として有用である。
【符号の説明】
【０２３４】
３１ エンジン（内燃機関）
３３、８１、９１、１０１、１１１、１２１、１３１、１４１、１５１、１６１、１７１、１８１ 前後進切換装置
３４ ベルト式無段変速機
４０ タービンシャフト（入力軸）
５１、８２、９２、１０２、１１２、１２２、１３２、１４２、１５２、１６２、１７２、１８２ 遊星歯車機構
５２Ｃ、８３Ｃ、９３Ｃ、１０３Ｃ、１１３Ｃ、１２３Ｃ、１３３Ｃ、１４３Ｃ、１５３Ｃ、１６３Ｃ、１７３Ｃ、１８３Ｃ 前進用クラッチ（直結クラッチ）
５３Ｂ、８４Ｂ、９４Ｂ、１０４Ｂ、１１４Ｂ、１２４Ｂ、１３４Ｂ、１４４Ｂ、１５４Ｂ、１６４Ｂ、１７４Ｂ、１８４Ｂ 後進用逆転ブレーキ
５４Ｃ、８５Ｃ、９５Ｃ、１０５Ｃ、１１５Ｃ、１２５Ｃ、１３５Ｃ、１４５Ｃ、１５５Ｃ、１６５Ｃ、１７５Ｃ、１８５Ｃ キャリア
５４Ｐ、８５Ｐ、９５Ｐ、１０５Ｐ、１１５Ｐ、１２５Ｐ、１３５Ｐ１、１３５Ｐ２、１４５Ｐ１、１４５Ｐ２、１５５Ｐ１、１５５Ｐ２、１６５Ｐ１、１６５Ｐ２、１７５Ｐ１、１７５Ｐ２、１８５Ｐ１、１８５Ｐ２ ピニオンギヤ
５４Ｒ、８５Ｒ、９５Ｒ、１０５Ｒ、１１５Ｒ、１２５Ｒ、１３５Ｒ、１４５Ｒ、１５５Ｒ、１６５Ｒ、１７５Ｒ、１８５Ｒ リングギヤ
５４Ｓ、８５Ｓ、９５Ｓ、１０５Ｓ、１１５Ｓ、１２５Ｓ、１３５Ｓ、１４５Ｓ、１５５Ｓ、１６５Ｓ、１７５Ｓ、１８５Ｓ サンギヤ
６１ 入力軸（出力軸）
６２、８６、９６、１０６、１１６、１２６、１３６、１４６、１５６、１６６、１７６、１８６ ダンパ機構
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用変速機の前後進切換装置に関し、特に、遊星歯車機構を利用して車両の進行方向の正逆回転切換えを行う車両用変速機の前後進切換装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般的に、自動車等の車両においては、様々な振動が発生する。例えば、車両に発生する振動は、内燃機関であるエンジンの周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うエンジンのトルク変動による回転変動が強制源となり、そのエンジントルクを伝達するクランクシャフトから駆動輪までの捩じり振動が生じ、ＮＶ（ノイズ・アンド・バイブレーション）が大きくなる懸念がある。
【０００３】
エンジンと変速機との間にトルクコンバータ等の流体伝動装置が組み込まれる場合には、エンジンのトルク変動をトルクコンバータによって低減して変速機側に伝達することができる反面、流体を介在させることによる損失が発生し、燃費の低下を招来してしまう。
【０００４】
このため、トルク変動の少ないエンジンの高回転領域において、エンジンと変速機とを一体的に連結することができるロックアップクラッチをトルクコンバータに組み込むことが一般的に行われている。
【０００５】
ところで、ロックアップクラッチによってエンジンと変速機とを直結状態にした場合には、エンジンのトルク変動に伴う捩じり振動が変速機に伝わり、ＮＶが大きくなる懸念がある。このため、ロックアップクラッチによってエンジンと変速機とを直結したときに、エンジンのトルク変動に伴う捩じり振動が変速機に伝達するのを抑制するために、通常、ダンパ機構をロックアップクラッチに組み込んでいる。
【０００６】
従来のこの種のダンパ機構を有するロックアップクラッチを備えた動力伝達装置としては、図２９に示すようなものが知られている（例えば、特許文献１参照）。
【０００７】
図２９において、内燃機関としてのエンジン１の出力軸であるクランクシャフト１ａは、トルクコンバータ２に連結されており、エンジン１の出力は、トルクコンバータ２から前後進切換装置３、ベルト式無段変速機４および減速歯車装置５を介して差動歯車装置６に伝達され、左右の駆動輪７Ｌ、７Ｒに分配されるようになっている。なお、図２９において、前後進切換装置３およびベルト式無段変速機４が車両用変速機を構成している。
【０００８】
トルクコンバータ２は、入力側のポンプインペラ８、出力側のタービンランナ９およびトルク増幅機能を有するステータ１０を含んで構成されており、ポンプインペラ８とタービンランナ９との間で流体を介して動力伝達を行うようになっている。
【０００９】
また、ポンプインペラ８は、フロントカバー１５を介してエンジン１のクランクシャフト１ａに連結されており、タービンランナ９は、タービンシャフト１１を介して前後進切換装置３に連結されている。
【００１０】
トルクコンバータ２にはトルクコンバータ２の入力側と出力側とを直結するロックアップクラッチ１２が設けられており、ロックアップクラッチ１２は、フロントカバー１５の内面に対向して設置されるようにしてタービンランナ９に取付けられている。
【００１１】
このロックアップクラッチ１２は、係合側油室１３内の油圧と解放側油室１４内の油圧との差圧を制御することにより、フロントカバー１５に完全係合および半係合（スリップ状態での係合）したり、フロントカバー１５から解放されるようになっている。
【００１２】
そして、ロックアップクラッチ１２がフロントカバー１５に完全係合されると、ポンプインペラ８とタービンランナ９とが一体回転する。また、ロックアップクラッチ１２は、トーションバネを備えたダンパ機構１２ａを備えており、このダンパ機構１２ａは、ロックアップクラッチ１２がフロントカバー１５に完全係合されてポンプインペラ８とタービンランナ９とを一体回転するときに、エンジン１のクランクシャフト１ａからトルクコンバータ２を介してタービンシャフト１１に伝達される捩じり振動を低減するようになっている。
【００１３】
また、前後進切換装置３は、サンギヤ１６Ｓ、キャリア１７Ｃ、リングギヤ１８Ｒからなる遊星歯車機構１９、前進用クラッチＣおよび後進用逆転ブレーキＢを備えており、リングギヤ１８Ｒは、トルクコンバータ２のタービンシャフト１１に一体的に連結されているとともに、サンギヤ１６Ｓは、ベルト式無段変速機４の入力軸２０に一体的に連結されている。
【００１４】
また、キャリア１７Ｃとリングギヤ１８Ｒとは、前進用クラッチＣを介して選択的に連結されており、キャリア１７Ｃは、後進用逆転ブレーキＢを介してベルト式無段変速機４および前後進切換装置３を収納するハウジング２１に選択的に固定されるようになっている。
【００１５】
そして、前進用クラッチＣが係合され、後進用逆転ブレーキＢが解放されると、前後進切換装置３が一体回転状態となって前進用動力伝達経路が成立し、この状態で、前進方向の駆動力がベルト式無段変速機４側に伝達される。
【００１６】
また、後進用逆転ブレーキＢが係合され、前進用クラッチＣが解放されると、前後進切換装置３によって後進用動力伝達経路が成立し、この状態で、入力軸２０は、タービンシャフト１１に対して逆方向に回転し、この後進方向の駆動力がベルト式無段変速機４側に伝達される。
【００１７】
また、ベルト式無段変速機４は、入力軸２０に取付けられたプライマリプーリ２２、出力軸２７に取付けられたセカンダリプーリ２３およびプライマリプーリ２２とセカンダリプーリ２３とに巻き掛けられたベルト２４を備えており、プライマリプーリ２２およびセカンダリプーリ２３のＶ溝２２ａ、２３ａの幅を変化させてベルト２４の掛かり径（有効径）を変更することにより、変速比（＝入力軸２０の回転数／出力軸２７の回転数）が連続的に変化する。
【００１８】
また、出力軸２７は、減速歯車装置５を介して差動歯車装置６に連結されており、差動歯車装置６は、ドライブシャフト２８Ｌ、２８Ｒを介して駆動輪７Ｌ、７Ｒに連結されている。
【００１９】
ここで、ロックアップクラッチ１２を直結してエンジン１とベルト式無段変速機４とを直結したときの２自由度の捩じり振動伝達系の簡易モデルを図３０に示す。
図３０において、エンジン１からトルクコンバータ２の１次側（ロックアップクラッチ１２のダンパ機構１２ａの上流側）までの慣性をＩ1、トルクコンバータ２の２次側（ダンパ機構１２ａの下流側）から前後進切換装置３、ベルト式無段変速機４および差動歯車装置６までの慣性をＩ2、ダンパ機構１２ａのバネ剛性をＫ1、ドライブシャフト２８Ｌ、２８Ｒのバネ剛性をＫ2、駆動輪７Ｌ、７ＲをＢ、慣性Ｉ1の回転角θ1、慣性Ｉ2の回転角をθ2としたときの捩じり振動伝達系の運動方程式は、下記の式（１）で表される。
【数１】
また、慣性Ｉ1に入力されるトルク変動Ｔｉｎに対して慣性Ｉ1から駆動輪７Ｌ、７Ｒに伝達されるトルク変動Ｔｋ2の伝達感度は、下記の式（２）で表される。
【数２】
【００２０】
したがって、エンジン１とベルト式無段変速機４とをダンパ機構１２ａを介して直結状態にしたときに、エンジン１から駆動輪７Ｌ、７Ｒに伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減して車両のＮＶが大きくなるのを防止するためには、上記の式（２）から明らかなように、ダンパ機構１２ａのバネ剛性Ｋ1およびドライブシャフト２８Ｌ、２８Ｒのバネ剛性Ｋ2を低減する方法と、慣性Ｉ1、Ｉ2を増大させる方法とが考えられる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００２１】
【特許文献１】特開２００７−２９２０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００２２】
このような従来のダンパ機構１２ａを備えた車両用変速機にあっては、ダンパ機構１２ａのバネ剛性Ｋ1を低減するには、例えば、ばね定数が小さく、捩じり量の大きいバネを用いる必要があるが、ダンパ機構１２ａの捩じり量を大きくするにはダンパ機構１２ａの搭載スペース等を考慮すると限界があるため、ダンパ機構１２ａの低剛性化を図ることは困難である。
【００２３】
また、ドライブシャフト２８Ｌ、２８Ｒのバネ剛性Ｋ2を大幅に下げることは、車両の運転性が低下してしまうとともに、ＮＶが大きくなるため、事実上不可能である。さらに、慣性Ｉ1、Ｉ2を増大させると、慣性Ｉ1、Ｉ2が増大する分だけ、車両用変速機が大型化してしまい、結果的に動力伝達装置が大型化してしまう。
【００２４】
本発明は、上述のような従来の問題を解決するためになされたもので、入力軸から出力軸に伝達される内燃機関のトルク変動に伴う捩じり振動を前後進切換装置に既存の遊星歯車機構によって低減することができ、車両用変速機が大型化したり重量が増加してしまうのを抑制することができる車両用変速機の前後進切換装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００２５】
本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置は、上記目的を達成するため、（１）サンギヤと、リングギヤと、前記サンギヤおよび前記リングギヤの間で動力伝達を行う１つまたは２つのピニオンギヤを回転自在に支持したキャリアとの３要素からなる遊星歯車機構と、後進用逆転ブレーキと、直結クラッチとを備え、前記３要素のうちの１要素を内燃機関から動力が伝達される入力軸に連結される入力要素とし、別の１要素を前記内燃機関の動力を出力する出力軸に連結される出力要素とし、残りの１要素を前記後進用逆転ブレーキで固定することにより前記入力軸への回転を逆転して前記出力軸に伝達し、前記３要素のうちの２要素を相互に前記直結クラッチで結合することにより、前記入力軸の回転を前記入力軸の回転方向と同一回転方向に前記出力軸に伝達するようにした車両用変速機の前後進切換装置において、前記直結クラッチに結合される前記２要素の間にダンパ機構を介装したものから構成されている。
【００２６】
このように、リングギヤ、キャリアおよびサンギヤの各要素の中で、直結クラッチに結合される２要素の間にダンパ機構を介装したので、例えば、入力要素と出力要素の捩じり角に対してダンパ機構の捩じり角が小さくなるように、直結クラッチに結合される入力要素および出力要素のいずれか一方と残りの１要素との間にダンパ機構を介装すれば、ダンパ機構の捩じり角を小さくすることができる分だけ、ダンパ機構のトルク反力を小さくすることができる。
このため、前後進切換装置の遊星歯車機構を低剛性のバネと等価なものにすることができ、内燃機関のトルク変動に伴う入力軸から出力軸に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【００２７】
本発明では、このように、新たな遊星歯車機構を用いることなく、前後進切換装置の既存の遊星歯車機構を用いて内燃機関のトルク変動に伴う入力軸から出力軸に伝達される捩じり振動を低減することができるため、前後進切換装置が搭載される車両用変速機が大型化するのを抑制することができるとともに、車両用変速機の重量が増加するのを抑制することができる。
【００２８】
上記（１）に記載の車両用変速機の前後進切換装置において、（２）前記サンギヤの歯数を前記リングギヤの歯数で除した歯数比ρを１以下に設定するとともに、前記３要素のうちの入力要素と出力要素の捩じり角に対して前記ダンパ機構の捩じり角が小さくなるように、前記直結クラッチに結合される前記入力要素および前記出力要素のいずれか一方と前記残りの１要素との間に前記ダンパ機構を介装したものから構成されている。
【００２９】
この構成により、入力要素と出力要素の相対的な捩じり角に対してダンパ機構の捩じり角を小さくすることができる分だけ、入力要素に入力される捩じり振動に対してダンパ機構のトルク反力を小さくすることができる。
【００３０】
このため、前後進切換装置の遊星歯車機構を低剛性のバネと等価なものにすることができ、入力軸から出力軸に伝達される内燃機関の捩じり振動をダンパ機構によってより効率良く低減することができる。
【発明の効果】
【００３１】
本発明によれば、入力要素から出力要素に伝達されるトルク変動を前後進切換装置の遊星歯車機構によって低減することができ、変速機の大型化および重量の増加を抑制することができる車両用変速機の前後進切換装置を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００３２】
【図１】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、２自由度の捩じり振動伝達系の簡易モデルである。
【図３】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、一般的な１自由度の捩じり振動伝達系の簡易モデルである。
【図４】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、プラネタリダンパの簡易モデルである。
【図５】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図６】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図であり、入力要素から出力要素に伝達されるトルク変動のトルク変動伝達率と、エンジンの回転変動周波数の関係を示した図である。
【図７】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第２の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図８】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第２の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図９】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第３の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図１０】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第３の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図１１】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第４の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図１２】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第４の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図１３】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第５の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図１４】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第５の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図１５】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第６の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図１６】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第６の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図１７】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第７の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図１８】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第７の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図１９】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第８の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２０】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第８の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図２１】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第９の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２２】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第９の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図２３】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１０の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２４】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１０の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図２５】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１１の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２６】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１１の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図２７】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１２の実施の形態を示す図であり、車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図２８】本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１２の実施の形態を示す図であり、（ａ）は、プラネタリダンパの構成図、（ｂ）は、プラネタリダンパの共線図である。
【図２９】従来の車両用変速機を備えた車両の概略構成図である。
【図３０】従来の２自由度の捩じり振動伝達系の簡易モデルである。
【発明を実施するための形態】
【００３３】
以下、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の実施の形態について、図面を用いて説明する。
（第１の実施の形態）
図１〜図６は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１の実施の形態を示す図である。
まず、構成を説明する。
図１の動力伝達装置３０は、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。この動力伝達装置３０は、内燃機関としてのエンジン３１、トルクコンバータ３２、前後進切換装置３３、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）３４、減速歯車装置３５および差動歯車装置３６を備えており、エンジン３１の出力は、トルクコンバータ３２から前後進切換装置３３、ベルト式無段変速機３４および減速歯車装置３５を介して差動歯車装置３６に伝達された後、左右の駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに分配される。
【００３４】
なお、本実施の形態では、前後進切換装置３３およびベルト式無段変速機３４が車両用変速機を構成しており、ベルト式無段変速機３４は、前後進切換装置３３を備えて構成されている。また、本実施の形態では、トルクコンバータ３２、前後進切換装置３３、ベルト式無段変速機３４、減速歯車装置３５および差動歯車装置３６によって動力伝達装置３０が構成されている。
【００３５】
トルクコンバータ３２は、流体（フルード）を介して動力伝達を行う流体伝動装置であり、エンジン３１のクランクシャフト３１ａが連結されたフロントカバー３８に一体的に設けられるポンプインペラ３９と、このポンプインペラ３９に対向してフロントカバー３８の内面に隣接して設けられるとともに、入力軸としてのタービンシャフト４０を介して前後進切換装置３３に連結されるタービンランナ４１とを備えている。
【００３６】
具体的に、ポンプインペラ３９とタービンランナ４１とには、図示しない多数のブレードが設けられており、ポンプインペラ３９が回転することによりフルードの螺旋流を生じさせ、その螺旋流をタービンランナ４１に送ることによりタービンランナ４１にトルクを与えて回転させるようになっている。
【００３７】
ポンプインペラ３９とタービンランナ４１との内周側の部分には、タービンランナ４１から送り出されたフルードの流動方向を変化させてポンプインペラ３９に流入させるステータ４２が配置されている。
【００３８】
このステータ４２は、一方向クラッチ４３を介して中空軸４４に連結されている。また、ポンプインペラ３９には図示しない油圧制御回路に作動油を供給するためのオイルポンプ４５が設けられており、このオイルポンプ４５は、エンジン３１により回転駆動されることによって油圧を発生するようになっている。
また、トルクコンバータ３２は、ロックアップクラッチ４６を備えており、このロックアップクラッチ４６は、ポンプインペラ３９、タービンランナ４１およびステータ４２からなるトルクコンバータ３２に対して並列に配置され、フロントカバー３８の内面に対向した状態でタービンランナ４１に保持されている。
【００３９】
そして、ロックアップクラッチ４６は、油圧によってフロントカバー３８の内面に押し付けられることにより、フロントカバー３８からタービンランナ４１に直接的にトルクを伝達するようになっている。
【００４０】
具体的には、ロックアップクラッチ４６は、油圧制御回路により、係合側油圧室４７に供給されるロックアップ係合油圧と解放側油圧室４８に供給されるロックアップ解放油圧との差圧を制御することによって、フロントカバー３８に完全係合および半係合（スリップ状態での係合）または解放されるようになっている。
【００４１】
ロックアップクラッチ４６をフロントカバー３８に完全係合させることにより、フロントカバー３８、ポンプインペラ３９およびタービンランナ４１が一体回転する。また、ロックアップクラッチ４６を所定のスリップ状態（半係合状態）でフロントカバー３８に係合させることにより、駆動時には所定のスリップ量でタービンランナ４１がポンプインペラ３９に追従して回転する。一方、ロックアップ差圧を負に設定することにより、ロックアップクラッチ４６はフロントカバー３８に対して解放状態となる。
【００４２】
前後進切換装置３３は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構５１と、直結クラッチとしての前進用クラッチ５２Ｃと、後進用逆転ブレーキとしての後進用逆転ブレーキ５３Ｂとを備えている。
【００４３】
遊星歯車機構５１のサンギヤ５４Ｓは、ベルト式無段変速機３４の入力軸（出力軸）６１に一体的に連結されており、リングギヤ５４Ｒは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されている。
【００４４】
キャリア５４Ｃおよびリングギヤ５４Ｒは、前進用クラッチ５２Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア５４Ｃは、後進用逆転ブレーキ５３Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【００４５】
サンギヤ５４Ｓとリングギヤ５４Ｒとの間には、サンギヤ５４Ｓおよびリングギヤ５４Ｒに噛合するピニオンギヤ５４Ｐが配置されており、このピニオンギヤ５４Ｐは、キャリア５４Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【００４６】
前進用クラッチ５２Ｃおよび後進用逆転ブレーキ５３Ｂは、いずれも油圧アクチュエータによって係合および解放される油圧式の走行用摩擦係合要素である。前進用クラッチ５２Ｃが係合されるとともに後進用逆転ブレーキ５３Ｂが解放されることにより、前後進切換装置３３は一体回転状態となり、前後進切換装置３３において前進用動力伝達経路が成立する。この状態では、入力軸６１は、タービンシャフト４０に対して同方向に回転し、この前進方向の駆動力がベルト式無段変速機３４側に伝達される。
【００４７】
一方、後進用逆転ブレーキ５３Ｂが係合されるとともに前進用クラッチ５２Ｃが解放されることにより、前後進切換装置３３において後進用動力伝達経路が成立する。この状態では、入力軸６１はタービンシャフト４０に対して逆方向に回転し、この後進方向の駆動力がベルト式無段変速機３４側に伝達される。
【００４８】
また、前進用クラッチ５２Ｃおよび後進用逆転ブレーキ５３Ｂが共に解放されると、前後進切換装置３３は、エンジン３１とベルト式無段変速機３４との間の動力伝達を遮断するニュートラル（遮断状態）になる。
【００４９】
すなわち、本実施の形態の前後進切換装置３３は、サンギヤ５４Ｓと、リングギヤ５４Ｒと、サンギヤ５４Ｓおよびリングギヤ５４Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ５４Ｐを回転自在に支持したキャリア５４Ｃとの３要素から遊星歯車機構５１が構成されている。
【００５０】
これら３要素のうちのリングギヤ５４Ｒをエンジン３１からの動力が伝達されるタービンシャフト４０に連結された入力要素とし、サンギヤ５４Ｓを、エンジン３１からの動力を出力する入力軸６１に連結された出力要素とし、前進用クラッチ５２Ｃを解放してキャリア５４Ｃを後進用逆転ブレーキ５３Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ５４Ｒの回転を逆転してサンギヤ５４Ｓおよび入力軸６１に伝達し、後進用逆転ブレーキ５３Ｂを解放してリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとを相互に前進用クラッチ５２Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ５４Ｒの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ５４Ｓの回転方向と同一回転方向にサンギヤ５４Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【００５１】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ５２Ｃによって結合されるリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとの間にはダンパ機構６２が介装されており、このダンパ機構６２は、遊星歯車機構５１に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【００５２】
ダンパ機構６２は、前進用クラッチ５２Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ５２Ｃに係合されたときにリングギヤ５４Ｒと一体回転する円板状のプレート６３と、キャリア５４Ｃに取付けられ、キャリア５４Ｃと一体回転する円板状のプレート６４と、プレート６３およびプレート６４の間に介装され、遊星歯車機構５１の回転方向に伸縮自在なトーションバネ６５とから構成されており、プレート６３とプレート６４が相対回転したときにトーションバネ６５を撓ませることにより、プレート６３とプレート６４とを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ５４Ｒおよびキャリア５４Ｃは、ダンパ機構６２を介して弾性的に連結される。
【００５３】
また、本実施の形態の遊星歯車機構５１は、サンギヤ５４Ｓの歯数をリングギヤ５４Ｒの歯数で除した歯数比ρを１以下に設定するとともに、入力要素であるリングギヤ５４Ｒと出力要素であるサンギヤ５４Ｓの捩じり角に対してダンパ機構６２の捩じり角が小さくなるように、前進用クラッチ５２Ｃに結合されるリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとの間にダンパ機構６２を介装している。
なお、トーションバネ６５は、プレート６３およびプレート６４の円周方向に離隔して複数個設けられている。
【００５４】
ベルト式無段変速機３４は、油圧により伝動ベルト６６を挟圧して動力を伝達するとともにその伝動ベルト６６の掛かり径を変更して変速比を変化させるものである。ベルト式無段変速機３４は、入力軸６１に設けられたプライマリプーリ６７と、出力軸６９に設けられたセカンダリプーリ６８と、プライマリプーリ６７およびセカンダリプーリ６８に巻き掛けられた金属製の伝動ベルト６６とを備えている。
そして、ベルト式無段変速機３４は、プライマリプーリ６７およびセカンダリプーリ６８と伝動ベルト６６との間の摩擦力を介して動力伝達が行われるように構成されている。
【００５５】
プライマリプーリ６７は、有効径が可変な可変プーリであって、入力軸６１に固定された固定シーブ６７ａと、入力軸６１に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ６７ｂとによって構成されている。
セカンダリプーリ６８は、有効径が可変な可変プーリであって、出力軸６９に固定された固定シーブ６８ａと、出力軸６９に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ６８ｂとによって構成されている。
【００５６】
プライマリプーリ６７の可動シーブ６７ｂ側には、固定シーブ６７ａと可動シーブ６７ｂとの間のＶ溝７２の幅を変更するための油圧アクチュエータ７０が設けられている。また、セカンダリプーリ６８の可動シーブ６８ｂ側には、固定シーブ６８ａと可動シーブ６８ｂとの間のＶ溝７３の幅を変更するための油圧アクチュエータ７１が設けられている。
【００５７】
そして、ベルト式無段変速機３４において、プライマリプーリ６７の油圧アクチュエータ７０の油圧（変速油圧）を制御することにより、プライマリプーリ６７およびセカンダリプーリ６８のＶ溝７２、７３の幅を変化させて伝動ベルト６６の掛かり径（有効径）を変更し、変速比（＝入力軸６１の回転数／出力軸６９の回転数）を連続的に変化させることができる。
【００５８】
また、セカンダリプーリ６８の油圧アクチュエータ７１の油圧（挟圧油圧）は、伝動ベルト６６の滑りが生じない範囲で伝達トルクを伝達する所定のベルト挟圧力（摩擦力）を発生させるように制御される。
【００５９】
また、出力軸６９は、減速歯車装置３５を介して差動歯車装置３６に連結されており、差動歯車装置３６は、ドライブシャフト７４Ｌ、７４Ｒを介して駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに連結されている。
【００６０】
次に、前進用クラッチ５２Ｃによってリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとを連結したときの２自由度の捩じり振動伝達系の簡易モデルを図２に示す。
図２において、エンジン３１およびトルクコンバータ３２の二次側（エンジン３１からトルクコンバータ３２のタービンランナ４１まで）の慣性をＩ1、ベルト式無段変速機３４のプライマリプーリ６７から差動歯車装置３６までの慣性をＩ2、ダンパ機構６２および遊星歯車機構５１（以下、ダンパ機構６２と遊星歯車機構５１をプラネタリダンパ７６ともいう）のバネ剛性をＫ1、ドライブシャフト２８Ｌ、２８Ｒのバネ剛性をＫ2、駆動輪をＢ、慣性Ｉ1の回転角θ1、慣性Ｉ2の回転角をθ2としたときの動力伝達装置の運動方程式は、下記の式（３）で表される。
【数３】
したがって、プラネタリダンパ７６のバネ剛性Ｋ1´は、等価的に下記の式（４）で示すものになる。
【００６１】
【数４】
プラネタリダンパ７６のバネ剛性が等価的に上記の式（４）に示すようになるのは、以下の理由による。
【００６２】
一般的なバネ剛性は、図３で示すように慣性Ｉ1がθだけ回転したとき、剛性Ｋのバネのトルク反力Ｔは、Ｔ＝−Ｋ・θで表される。
【００６３】
次に、本実施の形態のプラネタリダンパ７６のバネ剛性を図４、図５（ａ）に基づいて説明する。図４、図５（ａ）は、プラネタリダンパ７６を模式的に示す図である。図４、図５（ａ）において、本実施の形態のプラネタリダンパ７６は、入力要素であるリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとの間にバネ剛性Ｋ1のダンパ機構６２を介装し、出力要素をサンギヤ５４Ｓとしたものから構成されており、バネ剛性Ｋ1のダンパ機構６２を有するプラネタリダンパ７６のバネ剛性がＫ1´となる。
なお、ダンパ機構６２のバネ剛性Ｋ1は、実際にはトーションバネ６５のバネ剛性であるが、説明の便宜上、バネ剛性は、ダンパ機構６２のバネ剛性として表現する。また、ダンパ機構６２の変位角（捩じり角）は、実際にはトーションバネ６５の捩じり角であるが、説明の便宜上、捩じり角は、ダンパ機構６２の捩じり角として表現する。
【００６４】
図４において、慣性Ｉ1が回転角θ1で回転したときの遊星歯車機構５１のサンギヤ５４Ｓ、リングギヤ５４Ｒ、キャリア５４Ｃのそれぞれの回転角をθｓ、θｒ、θｃと表現すると、遊星歯車機構のサンギヤ５４Ｓおよびリングギヤ５４Ｒの変位角は、θｒ＝θ1，θｓ＝０であるため、ダンパ機構６２の変位角（捩じり角）θ1´は、下記の式（５）で表される。ここで、ρ＝（Ｚｓ／Ｚｒ）であり、Ｚｓは、サンギヤ５４Ｓの歯数、Ｚｒは、リングギヤ５４Ｒの歯数を表す。また、本実施の形態では、歯数比ρをρ＜１に設定している。
【数５】
このとき、ダンパ機構６２の両端、すなわち、トーションバネ６５のリングギヤ５４Ｒ側とキャリア５４Ｃ側とに発生するトルクＴｋは、下記の式（６）で表される。
【数６】
したがって、慣性Ｉ1に発生するトルク反力Ｔは、下記の式（７）のように表される。
【数７】
したがって、プラネタリダンパ７６のバネ剛性Ｋ1´は、下記の式（８）のようになるのである。
【数８】
また、このプラネタリダンパ７６の共線図は、図５（ｂ）のように表され、ダンパ機構６２の変位角（捩じり角）に着目すると、ダンパ機構６２の変位角（捩じり角）θ1´は、下記の式（９）で表される。
【数９】
【００６５】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ７６は、ρ＜１に設定するとともに、前進用クラッチ５２Ｃによってリングギヤ５４Ｒとキャリア５４Ｃとを直結したときに、入力要素であるリングギヤ５４Ｒと出力要素であるサンギヤ５４Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構６２の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ５４Ｒと残りの１要素であるキャリア５４Ｃとの間にダンパ機構６２を介装することにより、ダンパ機構６２の捩じり角θ1´を小さくすることができる分だけ、リングギヤ５４Ｒに入力される捩じり振動に対してダンパ機構６２のトルク反力を小さくすることができる。
このため、プラネタリダンパ７６のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができるのである。
【００６６】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２および入力軸６１からリングギヤ５４Ｒに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構６２で吸収することができ、キャリア５４Ｃからサンギヤ５４Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、ＮＶ（ノイズ・アンド・バイブレーション）が大きくなるのを防止することができる。
【００６７】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置３３に設けられた既存の遊星歯車機構５１を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【００６８】
また、本実施の形態では、車両の後進時には、後進用逆転ブレーキ５３Ｂを介してキャリア５４Ｃを動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定することができるため、前後進切換装置３３の本来の機能を損なうことがない。
【００６９】
また、本実施の形態では、プラネタリダンパ７６を低剛性のバネと等価にすることができるため、従来のようにロックアップクラッチにダンパ機構を設けるのを不要にできる。 また、本実施の形態のプラネタリダンパ７６は、振動特性の実験を行った結果、ロックアップクラッチに設けられた従来のダンパ機構に対して捩じり振動を２０ｄＢ程度低減することが分かった。
【００７０】
図６は、入力要素であるリングギヤ５４Ｒに入力されるトルク変動と出力要素であるサンギヤ５４Ｓから出力されるトルク変動のトルク変動伝達率と、エンジンの回転変動周波数の関係を示したものである。
【００７１】
通常の４気筒エンジンの場合には、従来のダンパ機構を有するロックアップクラッチのロックアップ回転数が１０００ｒｐｍ以上（エンジンの回転変動周波数帯域は、３３Ｈｚ以上）となるのに対して、本実施の形態のプラネタリダンパ７６は、トルク変動伝達率を２０ｄＢ以上低減することができることが確認された。
【００７２】
このため、本実施の形態では、ロックアップ回転数のエンジン回転変動周波数を２２Ｈｚ程度に下げてエンジン回転数を６６０ｒｐｍ程度の低回転数に設定することができ、エンジン３１の燃費を低減することができる。
【００７３】
（第２の実施の形態）
図７、図８は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第２の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図７において、前後進切換装置８１は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構８２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ８３Ｃと、後進用逆転ブレーキとしての後進用逆転ブレーキ８４Ｂとを備えている。
【００７４】
遊星歯車機構８２のサンギヤ８５Ｓは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されており、サンギヤ８５Ｓにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。また、リングギヤ８５Ｒは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、リングギヤ８５Ｒは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【００７５】
キャリア８５Ｃおよびリングギヤ８５Ｒは、前進用クラッチ８３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア８５Ｃは、後進用逆転ブレーキ８４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【００７６】
サンギヤ８５Ｓとリングギヤ８５Ｒとの間には、サンギヤ８５Ｓおよびリングギヤ８５Ｒに噛合するピニオンギヤ８５Ｐが配置されており、ピニオンギヤ８５Ｐは、キャリア８５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【００７７】
本実施の形態の前後進切換装置８１は、サンギヤ８５Ｓと、リングギヤ８５Ｒと、サンギヤ８５Ｓおよびリングギヤ８５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ８５Ｐを回転自在に支持したキャリア８５Ｃとの３要素から遊星歯車機構８２が構成されている。
【００７８】
これら３要素のうちのサンギヤ８５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、リングギヤ８５Ｒをエンジン３１からの動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、キャリア８５Ｃを後進用逆転ブレーキ８４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ８５Ｓの回転を逆転してリングギヤ８５Ｒおよび入力軸６１に伝達し、リングギヤ８５Ｒとキャリア８５Ｃを相互に前進用クラッチ８３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ８５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ８５Ｓの回転方向と同一回転方向にリングギヤ８５Ｒおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【００７９】
また、前進用クラッチ８３Ｃによって結合されるリングギヤ８５Ｒとキャリア８５Ｃとの間にはダンパ機構８６が介装されており、このダンパ機構８６は、遊星歯車機構８２に対してベルト式無段変速機３４の入力軸６１側に設けられている。
【００８０】
このダンパ機構８６は、前進用クラッチ８３Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ８３Ｃに係合されたときにリングギヤ８５Ｒと一体回転する円板状のプレート８６ａと、キャリア８５Ｃに取付けられ、キャリア８５Ｃと一体回転するプレート８６ｂと、プレート８６ａおよびプレート８６ｂの間に介装され、遊星歯車機構８２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ８６ｃとから構成されており、プレート８６ａとプレート８６ｂが相対回転したときにトーションバネ８６ｃを撓ませることにより、プレート８６ａとプレート８６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ８５Ｒおよびキャリア８５Ｃは、ダンパ機構８６を介して弾性的に連結される。
【００８１】
図８（ａ）に示すように、遊星歯車機構８２とダンパ機構８６によって構成されるプラネタリダンパ８７のバネ剛性Ｋ1´は、等価的に第１の実施の形態の上記の式（８）で示すものと同様のものとなり、このプラネタリダンパ８７の共線図は、図８（ｂ）のように表される。
また、図８（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構６２の変位角（捩じり角）θ1´は、第１の実施の形態の上記の式（９）と同様のものとなる。
【００８２】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ８７は、ρ＜１に設定し、図８（ｂ）に示すように、前進用クラッチ８３Ｃによってリングギヤ８５Ｒとキャリア８５Ｃとを直結したときに、入力要素であるサンギヤ８５Ｓと出力要素であるリングギヤ８５Ｒの捩じり角θ1に対してダンパ機構８６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ８５Ｒとキャリア８５Ｃとの間にダンパ機構８６を介装することにより、ダンパ機構８６の捩じり角θ1´を小さくすることができる分だけ、サンギヤ８５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構８６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ８７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【００８３】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からサンギヤ８５Ｓに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構８６で吸収することができ、キャリア８５Ｃからリングギヤ８５Ｒを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【００８４】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置８１に設けられた既存の遊星歯車機構８２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【００８５】
（第３の実施の形態）
図９、図１０は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第３の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図９において、前後進切換装置９１は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構９２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ９３Ｃと、後進用逆転ブレーキとしての後進用逆転ブレーキ９４Ｂとを備えている。
【００８６】
遊星歯車機構９２のキャリア９５Ｃは、前進用クラッチ９３Ｃを介してタービンシャフト４０に係合および解放自在に設けられている。タービンシャフト４０にはフランジ部９８が設けられており、キャリア９５Ｃが前進用クラッチ９３Ｃに係合されると、キャリア９５Ｃは、フランジ部９８を介してタービンシャフト４０に連結されることにより、キャリア９５Ｃにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【００８７】
また、サンギヤ９５Ｓは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。また、キャリア９５Ｃおよびリングギヤ９５Ｒは、前進用クラッチ９３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア９５Ｃは、後進用逆転ブレーキ９４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【００８８】
サンギヤ９５Ｓとリングギヤ９５Ｒとの間には、サンギヤ９５Ｓおよびリングギヤ９５Ｒに噛合するピニオンギヤ９５Ｐが配置されており、ピニオンギヤ９５Ｐは、キャリア９５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【００８９】
本実施の形態の前後進切換装置９１は、サンギヤ９５Ｓと、リングギヤ９５Ｒと、サンギヤ９５Ｓおよびリングギヤ９５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ９５Ｐを回転自在に支持したキャリア９５Ｃとの３要素から遊星歯車機構９２が構成されている。
【００９０】
これら３要素のうちのキャリア９５Ｃを、エンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、サンギヤ９５Ｓを、エンジン３１からの動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、キャリア９５Ｃを後進用逆転ブレーキ９４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ９５Ｒの回転を逆転してサンギヤ９５Ｓおよび入力軸６１に伝達し、リングギヤ９５Ｒとキャリア９５Ｃを相互に前進用クラッチ９３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびキャリア９５Ｃの回転をタービンシャフト４０およびキャリア９５Ｃの回転方向と同一回転方向にサンギヤ９５Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【００９１】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ９３Ｃによって結合されるリングギヤ９５Ｒとキャリア９５Ｃとの間にはダンパ機構９６が介装されており、このダンパ機構９６は、遊星歯車機構９２に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【００９２】
このダンパ機構９６は、リングギヤ９５Ｒに取付けられ、リングギヤ９５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート９６ａと、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に取付けられてタービンシャフト４０と一体的に回転する円板状のプレート９６ｂと、プレート９６ａおよびプレート９６ｂの間に介装され、遊星歯車機構９２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ９６ｃとから構成されており、プレート９６ａとプレート９６ｂが相対回転したときにトーションバネ９６ｃを撓ませることにより、プレート９６ａとプレート９６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ９５Ｒおよびキャリア９５Ｃは、ダンパ機構９６を介して弾性的に連結される。
【００９３】
また、本実施の形態の遊星歯車機構９２は、入力要素であるキャリア９５Ｃと出力要素であるサンギヤ９５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構９６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア９５Ｃと残りの１要素であるリングギヤ９５Ｒとの間にダンパ機構９６を介装している。
【００９４】
このため、図１０（ａ）に示すように、遊星歯車機構９２とダンパ機構９６とによって構成されるプラネタリダンパ９７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝ρ2・Ｋ1と等価なものとなり、このプラネタリダンパ９７の共線図は、図１０（ｂ）のように表される。
図１０（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構９６の捩じり角θ1´は、
（数１０）
θ1´＝ρ・θ1.........（１０）
となる。
【００９５】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ９７は、ρ＜１に設定し、図１０（ｂ）に示すように、前進用クラッチ９３Ｃによってリングギヤ９５Ｒとキャリア９５Ｃとを直結したときに、入力要素であるキャリア９５Ｃと出力要素であるサンギヤ９５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構９６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア９５Ｃとリングギヤ９５Ｒとの間にダンパ機構９６を介装することにより、ダンパ機構９６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、キャリア９５Ｃに入力される捩じり振動に対してダンパ機構９６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ９７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【００９６】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からリングギヤ９５Ｒに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構９６で吸収することができ、キャリア９５Ｃからサンギヤ９５Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【００９７】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置８１に設けられた既存の遊星歯車機構８２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【００９８】
（第４の実施の形態）
図１１、図１２は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第４の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図１１において、前後進切換装置１０１は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１０２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１０３Ｃと、後進用逆転ブレーキとしての後進用逆転ブレーキ１０４Ｂとを備えている。
【００９９】
遊星歯車機構１０２のサンギヤ１０５Ｓは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されており、エンジン３１からの動力が入力されるようになっている。
【０１００】
キャリア１０５Ｃは、前進用クラッチ１０３Ｃを介して入力軸６１に係合および解放自在に設けられている。入力軸６１にはフランジ部１０８が設けられており、キャリア１０５Ｃが前進用クラッチ１０３Ｃに係合されると、キャリア１０５Ｃは、フランジ部１０８を介して入力軸６１に連結されることにより、キャリア１０５Ｃから入力軸６１にエンジン３１の動力が出力されるようになっている。
【０１０１】
キャリア１０５Ｃおよびリングギヤ１０５Ｒは、前進用クラッチ１０３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア１０５Ｃは、後進用逆転ブレーキ１０４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１０２】
サンギヤ１０５Ｓとリングギヤ１０５Ｒとの間には、サンギヤ１０５Ｓおよびリングギヤ１０５Ｒに噛合するピニオンギヤ１０５Ｐが配置されており、ピニオンギヤ１０５Ｐは、キャリア１０５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１０３】
本実施の形態の前後進切換装置１０１は、サンギヤ１０５Ｓと、リングギヤ１０５Ｒと、サンギヤ１０５Ｓおよびリングギヤ１０５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１０５Ｐを回転自在に支持したキャリア１０５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１０２が構成されている。
【０１０４】
これら３要素のうちのサンギヤ１０５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、キャリア１０５Ｃをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、キャリア１０５Ｃを後進用逆転ブレーキ１０４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１０５Ｓの回転を逆転してリングギヤ１０５Ｒおよび入力軸６１に伝達し、リングギヤ１０５Ｒとキャリア１０５Ｃを相互に前進用クラッチ１０３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１０５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ１０５Ｓの回転方向と同一回転方向にキャリア１０５Ｃおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１０５】
また、前進用クラッチ１０３Ｃによって結合されるリングギヤ１０５Ｒとキャリア１０５Ｃとの間にはダンパ機構１０６が介装されており、このダンパ機構１０６は、遊星歯車機構１０２に対してベルト式無段変速機３４の入力軸６１側に設けられている。
【０１０６】
このダンパ機構１０６は、リングギヤ１０５Ｒに取付けられ、リングギヤ１０５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１０６ａと、入力軸６１に取付けられて入力軸６１と一体的に回転する円板状のプレート１０６ｂと、プレート１０６ａおよびプレート１０６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１０２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１０６ｃとから構成されており、プレート１０６ａとプレート１０６ｂが相対回転したときにトーションバネ１０６ｃを撓ませることにより、プレート１０６ａとプレート１０６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ１０５Ｒおよびキャリア１０５Ｃは、ダンパ機構１０６を介して弾性的に連結される。
【０１０７】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１０２は、入力要素であるサンギヤ１０５Ｓと出力要素であるキャリア１０５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１０６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１０５Ｃと残りの１要素であるリングギヤ１０５Ｒとの間にダンパ機構１０６を介装している。
【０１０８】
このため、図１２（ａ）に示すように、遊星歯車機構１０２とダンパ機構１０６とによって構成されるプラネタリダンパ１０７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝ρ2・Ｋ1と等価なものとなり、このプラネタリダンパ１０７の共線図は、図１２（ｂ）のように表される。
図１２（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１０６の捩じり角θ1´は、
（数１１）
θ1´＝ρ・θ1.........（１１）
となる。
【０１０９】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１０７は、ρ＜１に設定し、図１２（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１０３Ｃによってリングギヤ１０５Ｒとキャリア１０５Ｃとを直結したときに、入力要素であるサンギヤ１０５Ｓと出力要素であるキャリア１０５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１０６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１０５Ｃとリングギヤ１０５Ｒとの間にダンパ機構１０６を介装することにより、ダンパ機構１０６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、サンギヤ１０５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１０６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１０７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１１０】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からリングギヤ１０５Ｒに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１０６で吸収することができ、サンギヤ１０５Ｓからキャリア１０５Ｃを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１１１】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置１０１に設けられた既存の遊星歯車機構１０２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１１２】
（第５の実施の形態）
図１３、図１４は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第５の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図１３において、前後進切換装置１１１は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１１２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１１３Ｃと、後進用逆転ブレーキとしての後進用逆転ブレーキ１１４Ｂとを備えている。
【０１１３】
遊星歯車機構１１２のサンギヤ１１５Ｓは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されており、サンギヤ１１５Ｓにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１１４】
また、リングギヤ１１５Ｒは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、リングギヤ１１５Ｒは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１１５】
サンギヤ１１５Ｓおよびキャリア１１５Ｃは、前進用クラッチ１１３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア１１５Ｃは、後進用逆転ブレーキ１１４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１１６】
サンギヤ１１５Ｓとリングギヤ１１５Ｒとの間には、サンギヤ１１５Ｓおよびリングギヤ１１５Ｒに噛合するピニオンギヤ１１５Ｐが配置されており、ピニオンギヤ１１５Ｐは、キャリア１１５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１１７】
本実施の形態の前後進切換装置１１１は、サンギヤ１１５Ｓと、リングギヤ１１５Ｒと、サンギヤ１１５Ｓおよびリングギヤ１１５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１１５Ｐを回転自在に支持したキャリア１１５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１１２が構成されている。
【０１１８】
これら３要素のうちのサンギヤ１１５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、リングギヤ１１５Ｒをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、キャリア１１５Ｃを後進用逆転ブレーキ１１４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１１５Ｓの回転を逆転してリングギヤ１１５Ｒおよび入力軸６１に伝達し、サンギヤ１１５Ｓとキャリア１１５Ｃを相互に前進用クラッチ１１３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１１５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ１１５Ｓの回転方向と同一回転方向にリングギヤ１１５Ｒおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１１９】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ１１３Ｃによって結合されるサンギヤ１１５Ｓとキャリア１１５Ｃとの間にはダンパ機構１１６が介装されており、このダンパ機構１１６は、遊星歯車機構１１２に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【０１２０】
このダンパ機構１１６は、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０を介してサンギヤ１１５Ｓに取付けられ、サンギヤ１１５Ｓと一体的に回転する円板状のプレート１１６ａと、前進用クラッチ１１３Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１１３Ｃに係合したときにキャリア１１５Ｃと一体回転する円板状のプレート１１６ｂと、プレート１１６ａおよびプレート１１６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１１２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１１６ｃとから構成されており、プレート１１６ａとプレート１１６ｂが相対回転したときにトーションバネ１１６ｃを撓ませることにより、プレート１１６ａとプレート１１６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、サンギヤ１１５Ｓおよびキャリア１１５Ｃは、ダンパ機構１１６を介して弾性的に連結される。
【０１２１】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１１２は、入力要素であるサンギヤ１１５Ｓと出力要素であるリングギヤ１１５Ｒの捩じり角θ1に対してダンパ機構１１６の捩じり角θ1´が小さくなるように、サンギヤ１１５Ｓと残りの１要素であるキャリア１１５Ｃとの間にダンパ機構１１６を介装している。
【０１２２】
このため、図１４（ａ）に示すように、遊星歯車機構１１２とダンパ機構１１６とによって構成されるプラネタリダンパ１１７のバネ剛性Ｋ1´は、下記の式（１２）に示すものと等価なものとなり、このプラネタリダンパ１１７の共線図は、図１４（ｂ）のように表される。
【数１２】
図１４（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１１６の捩じり角θ1´は、下記の式（１３）に示されるものとなる。
【数１３】
【０１２３】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１１７は、ρ＜１に設定し、図１４（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１１３Ｃによってサンギヤ１１５Ｓとキャリア１１５Ｃとを直結したときに、入力要素であるサンギヤ１１５Ｓと出力要素であるリングギヤ１１５Ｒの捩じり角θ1に対してダンパ機構１１６の捩じり角θ1´が小さくなるように、サンギヤ１１５Ｓとキャリア１１５Ｃとの間にダンパ機構１１６を介装することにより、ダンパ機構１１６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、サンギヤ１１５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１１６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１１７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１２４】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からサンギヤ１１５Ｓに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１１６で吸収することができ、サンギヤ１１５Ｓからリングギヤ１１５Ｒを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１２５】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置１１１に設けられた既存の遊星歯車機構１１２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１２６】
（第６の実施の形態）
図１５、図１６は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第６の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図１５において、前後進切換装置１２１は、シングルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１２２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１２３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１２４Ｂとを備えている。
【０１２７】
遊星歯車機構１２２のリングギヤ１２５Ｒは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されており、リングギヤ１２５Ｒにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１２８】
また、サンギヤ１２５Ｓは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、サンギヤ１２５Ｓは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１２９】
サンギヤ１２５Ｓおよびキャリア１２５Ｃは、前進用クラッチ１２３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、キャリア１２５Ｃは、後進用逆転ブレーキ１２４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１３０】
サンギヤ１２５Ｓとリングギヤ１２５Ｒとの間には、サンギヤ１２５Ｓおよびリングギヤ１２５Ｒに噛合するピニオンギヤ１２５Ｐが配置されており、ピニオンギヤ１２５Ｐは、キャリア１２５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１３１】
本実施の形態の前後進切換装置１２１は、サンギヤ１２５Ｓと、リングギヤ１２５Ｒと、サンギヤ１２５Ｓおよびリングギヤ１２５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１２５Ｐを回転自在に支持したキャリア１２５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１２２が構成されている。
【０１３２】
これら３要素のうちのリングギヤ１２５Ｒをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、サンギヤ１２５Ｓをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、キャリア１２５Ｃを後進用逆転ブレーキ１２４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ１２５Ｒの回転を逆転してサンギヤ１２５Ｓおよび入力軸６１に伝達し、サンギヤ１２５Ｓとキャリア１２５Ｃを相互に前進用クラッチ１２３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ１２５Ｒの回転をタービンシャフト４０およびリングギヤ１２５Ｒの回転方向と同一回転方向にサンギヤ１２５Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１３３】
また、前進用クラッチ１２３Ｃによって結合されるサンギヤ１２５Ｓとキャリア１２５Ｃとの間にはダンパ機構１２６が介装されており、このダンパ機構１２６は、遊星歯車機構１２２に対してベルト式無段変速機３４の入力軸６１側に設けられている。
【０１３４】
このダンパ機構１２６は、入力軸６１を介してサンギヤ１２５Ｓに取付けられ、サンギヤ１２５Ｓと一体的に回転する円板状のプレート１２６ａと、前進用クラッチ１２３Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１２３Ｃに係合したときにキャリア１２５Ｃと一体回転する円板状のプレート１２６ｂと、プレート１２６ａおよびプレート１２６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１２２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１２６ｃとから構成されており、プレート１２６ａとプレート１２６ｂが相対回転したときにトーションバネ１２６ｃを撓ませることにより、プレート１２６ａとプレート１２６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、サンギヤ１２５Ｓおよびキャリア１２５Ｃは、ダンパ機構１２６を介して弾性的に連結される。
【０１３５】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１２２は、入力要素であるリングギヤ１２５Ｒと出力要素であるサンギヤ１２５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１２６の捩じり角θ1´が小さくなるように、サンギヤ１２５Ｓと残りの１要素であるキャリア１２５Ｃとの間にダンパ機構１２６を介装している。
【０１３６】
このため、図１６（ａ）に示すように、遊星歯車機構１２２とダンパ機構１２６とによって構成されるプラネタリダンパ１２７のバネ剛性Ｋ1´は、下記の式（１４）に示すものと等価なものとなり、プラネタリダンパ１２７の共線図は、図１６（ｂ）のように表される。
【数１４】
図１６（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１２６の捩じり角θ1´は、下記の式（１５）に示されるものとなる。
【数１５】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１２７は、ρ＜１に設定し、図１６（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１２３Ｃによってサンギヤ１２５Ｓとキャリア１２５Ｃとを直結したときに、入力要素であるリングギヤ１２５Ｒと出力要素であるサンギヤ１２５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１２６の捩じり角θ1´が小さくなるように、サンギヤ１２５Ｓとキャリア１２５Ｃとの間にダンパ機構１２６を介装することにより、ダンパ機構１２６の捩じり角θ1´を小さくすることができる分だけ、リングギヤ１２５Ｒに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１２６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１２７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１３７】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からリングギヤ１２５Ｒを介してキャリア１２５Ｃに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１２６で吸収することができ、キャリア１２５Ｃからサンギヤ１２５Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０１３８】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１３９】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１２１に設けられた既存の遊星歯車機構１２２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１４０】
（第７の実施の形態）
図１７、図１８は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第７の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図１７において、前後進切換装置１３１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１３２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１３３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１３４Ｂとを備えている。
【０１４１】
遊星歯車機構１３２のキャリア１３５Ｃは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に連結されており、キャリア１３５Ｃにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１４２】
また、サンギヤ１３５Ｓは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、サンギヤ１３５Ｓは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１４３】
キャリア１３５Ｃおよびリングギヤ１３５Ｒは、前進用クラッチ１３３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、リングギヤ１３５Ｒは、後進用逆転ブレーキ１３４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１４４】
サンギヤ１３５Ｓとリングギヤ１３５Ｒとの間にはサンギヤ１３５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１３５Ｐ１と、ピニオンギヤ１３５Ｐ１およびリングギヤ１３５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１３５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１３５Ｐ１、１３５Ｐ２は、キャリア１３５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１４５】
本実施の形態の前後進切換装置１３１は、サンギヤ１３５Ｓと、リングギヤ１３５Ｒと、サンギヤ１３５Ｓおよびリングギヤ１３５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１３５Ｐ１、１３５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１３５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１３２が構成されている。
【０１４６】
これら３要素のうちのキャリア１３５Ｃをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、サンギヤ１３５Ｓをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１３５Ｒを後進用逆転ブレーキ１３４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびキャリア１３５Ｃの回転を逆転してサンギヤ１３５Ｓおよび入力軸６１に伝達し、キャリア１３５Ｃとリングギヤ１３５Ｒを相互に前進用クラッチ１３３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびキャリア１３５Ｃの回転をタービンシャフト４０およびキャリア１３５Ｃの回転方向と同一回転方向にサンギヤ１３５Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１４７】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ１３３Ｃによって結合されるリングギヤ１３５Ｒとキャリア１３５Ｃとの間にダンパ機構１３６が介装されており、このダンパ機構１３６は、遊星歯車機構１３２に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【０１４８】
このダンパ機構１３６は、リングギヤ１３５Ｒに取付けられ、リングギヤ１３５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１３６ａと、前進用クラッチ１３３Ｃに取付けられるとともに前進用クラッチ１３３Ｃを介してキャリア１３５Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１３３Ｃに係合したときにキャリア１３５Ｃと一体回転する円板状のプレート１３６ｂと、プレート１３６ａおよびプレート１３６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１３２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１３６ｃとから構成されており、プレート１３６ａとプレート１３６ｂが相対回転したときにトーションバネ１３６ｃを撓ませることにより、プレート１３６ａとプレート１３６ｂとを一体的に回転させるようになっている。また、プレート１３６ｂは、後進用逆転ブレーキ１３４Ｂに係合および解放自在に設けられている。このように、リングギヤ１３５Ｒおよびキャリア１３５Ｃは、ダンパ機構１３６を介して弾性的に連結される。
【０１４９】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１３２は、入力要素であるキャリア１３５Ｃと出力要素であるサンギヤ１３５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１３６の捩じり角θ1´が小さくなるように、サンギヤ１３５Ｓと残りの１要素であるキャリア１３５Ｃとの間にダンパ機構１３６を介装している。
【０１５０】
このため、図１８（ａ）に示すように、遊星歯車機構１３２とダンパ機構１３６とによって構成されるプラネタリダンパ１３７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝ρ2・Ｋ1と等価なものとなり、このプラネタリダンパ１３７の共線図は、図１８（ｂ）のように表される。
図１８（ｂ）から明らかなようにダンパ機構１３６の捩じり角θ1´は、
（数１６）
θ1´＝ρ・θ1.........（１６）
となる。
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１３７は、ρ＜１に設定し、図１８（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１３３Ｃによってキャリア１３５Ｃとリングギヤ１３５Ｒとを直結したときに、入力要素であるキャリア１３５Ｃと出力要素であるサンギヤ１３５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１３６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１３５Ｃとリングギヤ１３５Ｒとの間にダンパ機構１３６を介装することにより、ダンパ機構１３６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、キャリア１３５Ｃに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１３６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１３７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１５１】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からキャリア１３５Ｃに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１３６で吸収することができ、キャリア１３５Ｃからサンギヤ１３５Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０１５２】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１５３】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１３１に設けられた既存の遊星歯車機構１３２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１５４】
（第８の実施の形態）
図１９、図２０は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第８の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
【０１５５】
図１９において、前後進切換装置１４１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１４２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１４３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１４４Ｂとを備えている。
【０１５６】
遊星歯車機構１４２のサンギヤ１４５Ｓは、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０に一体的に連結されており、サンギヤ１４５Ｓにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１５７】
また、キャリア１４５Ｃは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、キャリア１４５Ｃは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１５８】
キャリア１４５Ｃおよびリングギヤ１４５Ｒは、前進用クラッチ１４３Ｃを介して選択的に連結されるようになっており、リングギヤ１４５Ｒは、後進用逆転ブレーキ１４４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１５９】
サンギヤ１４５Ｓとリングギヤ１４５Ｒとの間にはサンギヤ１４５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１４５Ｐ１と、ピニオンギヤ１４５Ｐ１およびリングギヤ１４５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１４５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１４５Ｐ１、１４５Ｐ２は、キャリア１４５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１６０】
本実施の形態の前後進切換装置１４１は、サンギヤ１４５Ｓと、リングギヤ１４５Ｒと、サンギヤ１４５Ｓおよびリングギヤ１４５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１４５Ｐ１、１４５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１４５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１４２が構成されている。
【０１６１】
これら３要素のうちのサンギヤ１４５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、キャリア１４５Ｃをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１４５Ｒを後進用逆転ブレーキ１４４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１４５Ｓの回転を逆転してキャリア１４５Ｃおよび入力軸６１に伝達し、キャリア１４５Ｃとリングギヤ１４５Ｒを相互に前進用クラッチ１４３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１４５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ１４５Ｓの回転方向と同一回転方向にキャリア１４５Ｃおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１６２】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ１４３Ｃによって結合されるリングギヤ１４５Ｒとキャリア１４５Ｃとの間にはダンパ機構１４６が介装されており、このダンパ機構１４６は、遊星歯車機構１４２に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【０１６３】
このダンパ機構１４６は、リングギヤ１４５Ｒに取付けられ、リングギヤ１４５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１４６ａと、前進用クラッチ１４３Ｃに取付けられるとともに前進用クラッチ１４３Ｃを介してキャリア１４５Ｃに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１４３Ｃに係合したときにキャリア１４５Ｃと一体回転する円板状のプレート１４６ｂと、プレート１４６ａおよびプレート１４６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１４２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１４６ｃとから構成されており、プレート１４６ａとプレート１４６ｂが相対回転したときにトーションバネ１４６ｃを撓ませることにより、プレート１４６ａとプレート１４６ｂとを一体的に回転させるようになっている。また、プレート１４６ｂは、後進用逆転ブレーキ１４４Ｂに係合および解放自在に設けられている。このように、リングギヤ１４５Ｒおよびキャリア１４５Ｃは、ダンパ機構１４６を介して弾性的に連結される。
【０１６４】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１４２は、入力要素であるサンギヤ１４５Ｓと出力要素であるキャリア１４５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１４６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１４５Ｃと残りの１要素であるリングギヤ１４５Ｒとの間にダンパ機構１４６を介装している。
【０１６５】
このため、図２０（ａ）に示すように遊星歯車機構１４２とダンパ機構１４６とによって構成されるプラネタリダンパ１４７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝ρ2・Ｋ1となり、このプラネタリダンパ１４７の共線図は、図２０（ｂ）のように表される。
図２０（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１４６の捩じり角θ1´は、
（数１７）
θ1´＝ρ・θ1.........（１７）
となる。
【０１６６】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１４７は、ρ＜１に設定し、図２０（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１４３Ｃによってキャリア１４５Ｃとリングギヤ１４５Ｒとを直結したときに、入力要素であるサンギヤ１４５Ｓと出力要素であるキャリア１４５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１４６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１４５Ｃとリングギヤ１４５Ｒとの間にダンパ機構１４６を介装することにより、ダンパ機構１４６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、サンギヤ１４５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１４６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１４７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１６７】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からサンギヤ１４５Ｓを介してキャリア１４５Ｃに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１４６で吸収することができ、キャリア１４５Ｃから入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０１６８】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１６９】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１４１に設けられた既存の遊星歯車機構１４２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１７０】
（第９の実施の形態）
図２１、図２２は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第９の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図２１において、前後進切換装置１５１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１５２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１５３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１５４Ｂとを備えている。
【０１７１】
遊星歯車機構１５２のキャリア１５５Ｃは、ロックアップクラッチ４６のタービンシャフト４０に一体的に設けられた円板状のプレート１５６ａに連結されており、キャリア１５５Ｃにはプレート１５６ａおよびタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１７２】
また、サンギヤ１５５Ｓは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に一体的に連結されており、サンギヤ１５５Ｓは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１７３】
キャリア１５５Ｃおよびリングギヤ１５５Ｒは、ダンパ機構１５６を介して前進用クラッチ１５３Ｃに選択的に連結されるようになっており、リングギヤ１５５Ｒは、後進用逆転ブレーキ１５４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１７４】
サンギヤ１５５Ｓとリングギヤ１５５Ｒとの間にはサンギヤ１５５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１５５Ｐ１と、ピニオンギヤ１５５Ｐ１およびリングギヤ１５５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１５５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１５５Ｐ１、１５５Ｐ２は、キャリア１５５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１７５】
本実施の形態の前後進切換装置１５１は、サンギヤ１５５Ｓと、リングギヤ１５５Ｒと、サンギヤ１５５Ｓおよびリングギヤ１５５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１５５Ｐ１、１５５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１５５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１５２が構成されている。
【０１７６】
これら３要素のうちのリングギヤ１５５Ｒをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、サンギヤ１５５Ｓをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１５５Ｒを後進用逆転ブレーキ１５４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ１５５Ｒの回転を逆転してサンギヤ１５５Ｓおよび入力軸６１に伝達し、キャリア１５５Ｃとリングギヤ１５５Ｒとをダンパ機構１５６を介して前進用クラッチ１５３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびリングギヤ１５５Ｒの回転をタービンシャフト４０およびリングギヤ１５５Ｒの回転方向と同一回転方向にサンギヤ１５５Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１７７】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ１５３Ｃによって結合されるリングギヤ１５５Ｒとキャリア１５５Ｃとの間に介装されるダンパ機構１５６は、遊星歯車機構１５２に対してトルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【０１７８】
このダンパ機構１５６は、タービンシャフト４０に取付けられるとともに、前進用クラッチ１５３Ｃを介してリングギヤ１５５Ｒに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１５３Ｃに係合されたときにタービンシャフト４０およびリングギヤ１５５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１５６ａと、キャリア１５５Ｃに取付けられ、キャリア１５５Ｃと一体的に回転する円板状のプレート１５６ｂと、プレート１５６ａおよびプレート１５６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１５２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１５６ｃとから構成されており、プレート１５６ａとプレート１５６ｂが相対回転したときにトーションバネ１５６ｃを撓ませることにより、プレート１５６ａとプレート１５６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ１５５Ｒおよびキャリア１５５Ｃは、ダンパ機構１５６を介して弾性的に連結される。
【０１７９】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１５２は、入力要素であるリングギヤ１５５Ｒと出力要素であるサンギヤ１５５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１５６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１５５Ｒと残りの１要素であるキャリア１５５Ｃとの間にダンパ機構１５６を介装している。
【０１８０】
このため、図２２（ａ）に示すように、遊星歯車機構１５２とダンパ機構１５６とによって構成されるプラネタリダンパ１５７のバネ剛性Ｋ1´は、下記の式（１８）に示すものと等価なものとなり、このプラネタリダンパ１２７の共線図は、図２２（ｂ）のように表される。
【数１８】
また、図２２（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１５６の捩じり角θ1´は、下記の式（１９）に示されるものとなる。
【数１９】
【０１８１】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１５７は、ρ＜１に設定し、図２２（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１５３Ｃによってキャリア１５５Ｃとリングギヤ１５５Ｒとを直結したときに、入力要素であるリングギヤ１５５Ｒと出力要素であるサンギヤ１５５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１５６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１５５Ｒとキャリア１５５Ｃとの間にダンパ機構１５６を介装することにより、ダンパ機構１５６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、リングギヤ１５５Ｒに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１５６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１５７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１８２】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からリングギヤ１５５Ｒに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１５６で吸収することができ、キャリア１５５Ｃからサンギヤ１５５Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０１８３】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１８４】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１５１に設けられた既存の遊星歯車機構１５２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０１８５】
（第１０の実施の形態）
図２３、図２４は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１０の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図２３において、前後進切換装置１６１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１６２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１６３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１６４Ｂとを備えている。
【０１８６】
遊星歯車機構１６２のサンギヤ１６５Ｓは、ロックアップクラッチ４６のタービンシャフト４０に一体的に設けられており、サンギヤ１６５Ｓにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０１８７】
また、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１にはダンパ機構１６６の円板状のプレート１６６ａが一体的に連結されており、このプレート１６６ａは、前進用クラッチ１６３Ｃに係合および解放自在となっている。また、リングギヤ１６５Ｒは、前進用クラッチ１６３Ｃに係合および解放自在となっており、前進用クラッチ１６３Ｃによってプレート１６６ａおよびリングギヤ１６５Ｒが係合されると、リングギヤ１６５Ｒは、プレート１６６ａを介してエンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０１８８】
キャリア１６５Ｃおよびリングギヤ１６５Ｒは、ダンパ機構１６６を介して前進用クラッチ１６３Ｃに選択的に連結されるようになっており、リングギヤ１６５Ｒは、後進用逆転ブレーキ１６４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０１８９】
サンギヤ１６５Ｓとリングギヤ１６５Ｒとの間にはサンギヤ１６５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１６５Ｐ１と、ピニオンギヤ１６５Ｐ１およびリングギヤ１６５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１６５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１６５Ｐ１、１６５Ｐ２は、キャリア１６５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０１９０】
本実施の形態の前後進切換装置１６１は、サンギヤ１６５Ｓと、リングギヤ１６５Ｒと、サンギヤ１６５Ｓおよびリングギヤ１６５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１６５Ｐ１、１６５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１６５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１６２が構成されている。
【０１９１】
これら３要素のうちのサンギヤ１６５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、リングギヤ１６５Ｒをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１６５Ｒを後進用逆転ブレーキ１６４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１６５Ｓの回転を逆転してリングギヤ１６５Ｒおよび入力軸６１に伝達し、キャリア１６５Ｃとリングギヤ１６５Ｒとをダンパ機構１６６を介して前進用クラッチ１６３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１６５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ１６５Ｓの回転方向と同一回転方向にリングギヤ１６５Ｒおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０１９２】
また、前進用クラッチ１６３Ｃによって結合されるリングギヤ１６５Ｒとキャリア１６５Ｃとの間に介装されるダンパ機構１６６は、遊星歯車機構１６２に対してベルト式無段変速機３４の入力軸６１側に設けられている。
【０１９３】
このダンパ機構１６６は、入力軸６１に取付けられるとともに、前進用クラッチ１６３Ｃを介してリングギヤ１６５Ｒに係合および解放自在に設けられ、前進用クラッチ１６３Ｃに係合されたときに入力軸６１およびリングギヤ１６５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１６６ａと、キャリア１６５Ｃに取付けられ、キャリア１６５Ｃと一体的に回転する円板状のプレート１６６ｂと、プレート１６６ａおよびプレート１６６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１６２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１６６ｃとから構成されており、プレート１６６ａとプレート１６６ｂが相対回転したときにトーションバネ１６６ｃを撓ませることにより、プレート１６６ａとプレート１６６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ１６５Ｒおよびキャリア１６５Ｃは、ダンパ機構１６６を介して弾性的に連結される。
【０１９４】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１６２は、入力要素であるサンギヤ１６５Ｓと出力要素であるリングギヤ１６５Ｒの捩じり角θ1に対してダンパ機構１６６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１６５Ｒと残りの１要素であるキャリア１６５Ｃとの間にダンパ機構１６６を介装している。
【０１９５】
このため、図２４（ａ）に示すように、遊星歯車機構１６２とダンパ機構１６６とによって構成されるプラネタリダンパ１６７のバネ剛性Ｋ1´は、下記の式（２０）に示すものと等価なものとなり、このプラネタリダンパ１２７の共線図は、図２４（ｂ）のように表される。
【数２０】
図２４（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１６６の捩じり角θ1´は、下記の式（２１）に示されるものとなる。
【数２１】
【０１９６】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１６７は、ρ＜１に設定し、図２４（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１６３Ｃによってキャリア１６５Ｃとリングギヤ１６５Ｒとを直結したときに、入力要素であるサンギヤ１６５Ｓと出力要素であるリングギヤ１６５Ｒの捩じり角θ1に対してダンパ機構１６６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１６５Ｒとキャリア１６５Ｃとの間にダンパ機構１６６を介装することにより、ダンパ機構１６６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、サンギヤ１６５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１６６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１６７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０１９７】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からサンギヤ１６５Ｓを介してキャリア１６５Ｃに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１６６で吸収することができ、キャリア１６５Ｃからリングギヤ１６５Ｒを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０１９８】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０１９９】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１６１に設けられた既存の遊星歯車機構１６２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０２００】
（第１１の実施の形態）
図２５、図２６は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１１の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図２４において、前後進切換装置１７１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１７２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１７３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１７４Ｂとを備えている。
【０２０１】
遊星歯車機構１７２のサンギヤ１７５Ｓは、ロックアップクラッチ４６のタービンシャフト４０に一体的に設けられており、サンギヤ１７５Ｓにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０２０２】
また、キャリア１７５Ｃは、ベルト式無段変速機３４の入力軸６１に連結されており、キャリア１６５Ｃは、エンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
【０２０３】
また、タービンシャフト４０にはフランジ部１７８が一体的に設けられており、このフランジ部１７８は、前進用クラッチ１７３Ｃおよびダンパ機構１７６を介してリングギヤ１７５Ｒに係合および解放自在に設けられている。
【０２０４】
そして、フランジ部１７８が前進用クラッチ１７３Ｃおよびダンパ機構１７６を介してリングギヤ１７５Ｒに係合されると、リングギヤ１７５Ｒは、フランジ部１７８を介してサンギヤ１７５Ｓに連結される。
【０２０５】
また、リングギヤ１７５Ｒは、ダンパ機構１７６および後進用逆転ブレーキ１７４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
サンギヤ１７５Ｓとリングギヤ１７５Ｒとの間にはサンギヤ１７５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１７５Ｐ１と、ピニオンギヤ１７５Ｐ１およびリングギヤ１７５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１７５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１７５Ｐ１、１７５Ｐ２は、キャリア１７５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０２０６】
本実施の形態の前後進切換装置１７１は、サンギヤ１７５Ｓと、リングギヤ１７５Ｒと、サンギヤ１７５Ｓおよびリングギヤ１７５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１７５Ｐ１、１７５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１７５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１７２が構成されている。
【０２０７】
これら３要素のうちのサンギヤ１７５Ｓをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、キャリア１７５Ｃをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１７５Ｒを後進用逆転ブレーキ１７４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１７５Ｓの回転を逆転してキャリア１７５Ｃおよび入力軸６１に伝達し、サンギヤ１７５Ｓとリングギヤ１７５Ｒとをダンパ機構１７６およびフランジ部１７８を介して前進用クラッチ１７３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびサンギヤ１７５Ｓの回転をタービンシャフト４０およびサンギヤ１７５Ｓの回転方向と同一回転方向にキャリア１７５Ｃおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０２０８】
また、本実施の形態では、前進用クラッチ１７３Ｃによって結合されるリングギヤ１７５Ｒとサンギヤ１７５Ｓとの間に介装されるダンパ機構１７６は、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０側（エンジン３１側）に設けられている。
【０２０９】
このダンパ機構１７６は、前進用クラッチ１７３Ｃに取付けられるとともに、前進用クラッチ１７３Ｃがタービンシャフト４０のフランジ部１７８に係合されたときにタービンシャフト４０およびサンギヤ１７５Ｓと一体的に回転する円板状のプレート１７６ａと、リングギヤ１７５Ｒに取付けられ、リングギヤ１７５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１７６ｂと、プレート１７６ａおよびプレート１７６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１７２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１７６ｃとから構成されており、プレート１７６ａとプレート１７６ｂが相対回転したときにトーションバネ１７６ｃを撓ませることにより、プレート１７６ａとプレート１７６ｂとを一体的に回転させるようになっている。また、プレート１７６ｂは、後進用逆転ブレーキ１７４Ｂに係合および解放自在に設けられている。このように、リングギヤ１７５Ｒおよびサンギヤ１７５Ｓは、ダンパ機構１７６を介して弾性的に連結される。
【０２１０】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１７２は、入力要素であるサンギヤ１７５Ｓと出力要素であるキャリア１７５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１７６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１７５Ｒと残りの１要素であるサンギヤ１７５Ｓとの間にダンパ機構１７６を介装している。
【０２１１】
このため、図２６（ａ）に示すように、遊星歯車機構１７２とダンパ機構１７６とによって構成されるプラネタリダンパ１７７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝（１−ρ）2・Ｋと等価なものとなり、このプラネタリダンパ１７７の共線図は、図２６（ｂ）のように表される。
また、図２６（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１７６の捩じり角θ1´は、
（数２２）
θ1´＝（１−ρ）・θ1.........（２２）
となる。
【０２１２】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１７７は、ρ＜１に設定し、図２６（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１７３Ｃによってサンギヤ１７５Ｓとリングギヤ１７５Ｒとを直結したときに、入力要素であるリングギヤ１７５Ｒと出力要素であるキャリア１７５Ｃの捩じり角θ1に対してダンパ機構１７６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１７５Ｒとサンギヤ１７５Ｓとの間にダンパ機構１７６を介装することにより、ダンパ機構１７６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、サンギヤ１７５Ｓに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１７６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１７７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０２１３】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からサンギヤ１７５Ｓに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１７６で吸収することができ、キャリア１７５Ｃから入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０２１４】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０２１５】
このように、本実施の形態では，前後進切換装置１７１に設けられた既存の遊星歯車機構１７２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０２１６】
（第１２の実施の形態）
図２７、図２８は、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置の第１２の実施の形態を示す図であり、第１の実施の形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
図２７において、前後進切換装置１８１は、ダブルピニオンギヤ型の遊星歯車機構１８２と、直結クラッチとしての前進用クラッチ１８３Ｃと、後進用逆転ブレーキ１８４Ｂとを備えている。
【０２１７】
遊星歯車機構１８２のキャリア１８５Ｃは、ロックアップクラッチ４６のタービンシャフト４０に一体的に設けられており、キャリア１８５Ｃにはタービンシャフト４０を介してエンジン３１からの動力が伝達されるようになっている。
【０２１８】
また、入力軸６１にはフランジ部１８８が一体的に設けられており、このフランジ部１８８は、前進用クラッチ１８３Ｃおよびダンパ機構１８６を介してリングギヤ１８５Ｒに係合および解放自在に設けられている。
【０２１９】
そして、フランジ部１８８が前進用クラッチ１８３Ｃおよびダンパ機構１８６を介してリングギヤ１８５Ｒに係合されると、リングギヤ１８５Ｒは、フランジ部１８８を介してサンギヤ１８５Ｓに連結されるとともにフランジ部１８８を介してエンジン３１からの動力を入力軸６１に出力するようになっている。
また、リングギヤ１８５Ｒは、ダンパ機構１８６および後進用逆転ブレーキ１８４Ｂを介して動力伝達装置３０のハウジング５７に選択的に固定されるようになっている。
【０２２０】
サンギヤ１８５Ｓとリングギヤ１８５Ｒとの間にはサンギヤ１８５Ｓに噛合する内側のピニオンギヤ１８５Ｐ１と、ピニオンギヤ１８５Ｐ１およびリングギヤ１８５Ｒに噛合する外側のピニオンギヤ１８５Ｐ２とが配置されており、ピニオンギヤ１８５Ｐ１、１８５Ｐ２は、キャリア１８５Ｃによって自転かつ公転自在に保持されている。
【０２２１】
本実施の形態の前後進切換装置１８１は、サンギヤ１８５Ｓと、リングギヤ１８５Ｒと、サンギヤ１８５Ｓおよびリングギヤ１８５Ｒの間で動力伝達を行うピニオンギヤ１８５Ｐ１、１８５Ｐ２を回転自在に支持したキャリア１８５Ｃとの３要素から遊星歯車機構１８２が構成されている。
【０２２２】
これら３要素のうちのキャリア１８５Ｃをエンジン３１からの動力がタービンシャフト４０を介して伝達される入力要素とし、サンギヤ１８５Ｓをエンジン３１の動力をベルト式無段変速機３４の入力軸６１に出力する出力要素とし、リングギヤ１８５Ｒを後進用逆転ブレーキ１８４Ｂで固定することにより、タービンシャフト４０およびキャリア１８５Ｃの回転を逆転してサンギヤ１８５Ｓおよび入力軸６１に伝達し、サンギヤ１８５Ｓとリングギヤ１８５Ｒとをダンパ機構１８６およびフランジ部１８８を介して前進用クラッチ１８３Ｃで結合することにより、タービンシャフト４０およびキャリア１８５Ｃの回転をタービンシャフト４０およびキャリア１８５Ｃの回転方向と同一回転方向にサンギヤ１８５Ｓおよび入力軸６１に伝達するようにしている。
【０２２３】
また、前進用クラッチ１８３Ｃによって結合されるリングギヤ１８５Ｒとサンギヤ１８５Ｓとの間に介装されるダンパ機構１８６は、遊星歯車機構１８２に対してベルト式無段変速機３４の入力軸６１側に設けられている。
【０２２４】
このダンパ機構１８６は、前進用クラッチ１８３Ｃに取付けられるとともに、前進用クラッチ１８３Ｃが入力軸６１のフランジ部１８８に係合されたときに入力軸６１およびサンギヤ１８５Ｓと一体的に回転する円板状のプレート１８６ａと、リングギヤ１８５Ｒに取付けられ、リングギヤ１８５Ｒと一体的に回転する円板状のプレート１８６ｂと、プレート１８６ａおよびプレート１８６ｂの間に介装され、遊星歯車機構１８２の回転方向に伸縮自在なトーションバネ１８６ｃとから構成されており、プレート１８６ａとプレート１８６ｂが相対回転したときにトーションバネ１８６ｃを撓ませることにより、プレート１８６ａとプレート１８６ｂとを一体的に回転させるようになっている。このように、リングギヤ１８５Ｒおよびサンギヤ１８５Ｓは、ダンパ機構１８６を介して弾性的に連結される。
【０２２５】
また、本実施の形態の遊星歯車機構１８２は、入力要素であるキャリア１８５Ｃと出力要素であるサンギヤ１８５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１８６の捩じり角θ1´が小さくなるように、キャリア１８５Ｃと残りの１要素であるリングギヤ１８５Ｒとの間にダンパ機構１８６を介装している。
【０２２６】
このため、図２８（ａ）に示すように、遊星歯車機構１８２とダンパ機構１８６とによって構成されるプラネタリダンパ１８７のバネ剛性Ｋ1´は、Ｋ1´＝（１−ρ）2・Ｋと等価なものとなり、このプラネタリダンパ１８７の共線図は、図２８（ｂ）のように表される。
また、図２８（ｂ）から明らかなように、ダンパ機構１８６の捩じり角θ1´は、
（数２３）
θ1´＝（１−ρ）・θ1.........（２３）
となる。
【０２２７】
すなわち、本実施の形態のプラネタリダンパ１８７は、ρ＜１に設定し、図２８（ｂ）に示すように、前進用クラッチ１８３Ｃによってサンギヤ１８５Ｓとリングギヤ１８５Ｒとを直結したときに、入力要素であるキャリア１８５Ｃと出力要素であるサンギヤ１８５Ｓの捩じり角θ1に対してダンパ機構１８６の捩じり角θ1´が小さくなるように、リングギヤ１８５Ｒとキャリア１８５Ｃとの間にダンパ機構１８６を介装することにより、ダンパ機構１８６の捩じり角を小さくすることができる分だけ、キャリア１８５Ｃに入力される捩じり振動に対してダンパ機構１８６のトルク反力を小さくすることができる。このため、プラネタリダンパ１８７のバネ剛性Ｋ1´を低剛性なバネと等価にすることができる。
【０２２８】
したがって、エンジン３１の周期的な気筒点火（爆発）やピストンの往復運動に伴うトルク変動による回転変動がクランクシャフト３１ａ、トルクコンバータ３２のタービンシャフト４０からキャリア１８５Ｃに伝達されたときに、エンジン３１のトルク変動に伴うタービンシャフト４０の捩じり振動をダンパ機構１８６で吸収することができ、キャリア１８５Ｃからサンギヤ１８５Ｓを介して入力軸６１に伝達される捩じり振動を低減することができる。
【０２２９】
さらに、入力軸６１から駆動輪３７Ｌ、３７Ｒに伝達される捩じり振動を低減することができるため、結果的に、車両のＮＶが大きくなるのを防止することができる。
【０２３０】
このように、本実施の形態では、前後進切換装置１８１に設けられた既存の遊星歯車機構１８２を用いてエンジン３１からベルト式無段変速機３４に伝達されるトルク変動に伴う捩じり振動を低減することができるため、ベルト式無段変速機３４が大型化したり重量が増加するのを抑制することができ、結果的に動力伝達装置３０が大型化したり重量が増加するのを抑制することができる。
【０２３１】
なお、上記各実施の形態では、前後進切換装置３３、８１、９１、１０１、１１１、１２１、１３１、１４１、１５１、１６１、１７１、１８１をプライマリプーリ６７とトルクコンバータ３２の間に設けているが、セカンダリプーリ６８と減速歯車装置３５との間に設けてもよい。
【０２３２】
また、今回開示された実施の形態は、全ての点で例示であってこの実施の形態に制限されるものではない。本発明の範囲は、上記した実施の形態のみの説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内での全ての変更が含まれることが意図される。
【０２３３】
以上のように、本発明に係る車両用変速機の前後進切換装置は、入力軸から出力軸に伝達される内燃機関のトルク変動に伴う捩じり振動を前後進切換装置に既存の遊星歯車機構によって低減することができ、車両用変速機が大型化したり重量が増加してしまうのを防止することができるという効果を有し、遊星歯車機構を利用して車両の進行方向の正逆回転切換えを行う車両用変速機の前後進切換装置等として有用である。
【符号の説明】
【０２３４】
３１ エンジン（内燃機関）
３３、８１、９１、１０１、１１１、１２１、１３１、１４１、１５１、１６１、１７１、１８１ 前後進切換装置
３４ ベルト式無段変速機
４０ タービンシャフト（入力軸）
５１、８２、９２、１０２、１１２、１２２、１３２、１４２、１５２、１６２、１７２、１８２ 遊星歯車機構
５２Ｃ、８３Ｃ、９３Ｃ、１０３Ｃ、１１３Ｃ、１２３Ｃ、１３３Ｃ、１４３Ｃ、１５３Ｃ、１６３Ｃ、１７３Ｃ、１８３Ｃ 前進用クラッチ（直結クラッチ）
５３Ｂ、８４Ｂ、９４Ｂ、１０４Ｂ、１１４Ｂ、１２４Ｂ、１３４Ｂ、１４４Ｂ、１５４Ｂ、１６４Ｂ、１７４Ｂ、１８４Ｂ 後進用逆転ブレーキ
５４Ｃ、８５Ｃ、９５Ｃ、１０５Ｃ、１１５Ｃ、１２５Ｃ、１３５Ｃ、１４５Ｃ、１５５Ｃ、１６５Ｃ、１７５Ｃ、１８５Ｃ キャリア
５４Ｐ、８５Ｐ、９５Ｐ、１０５Ｐ、１１５Ｐ、１２５Ｐ、１３５Ｐ１、１３５Ｐ２、１４５Ｐ１、１４５Ｐ２、１５５Ｐ１、１５５Ｐ２、１６５Ｐ１、１６５Ｐ２、１７５Ｐ１、１７５Ｐ２、１８５Ｐ１、１８５Ｐ２ ピニオンギヤ
５４Ｒ、８５Ｒ、９５Ｒ、１０５Ｒ、１１５Ｒ、１２５Ｒ、１３５Ｒ、１４５Ｒ、１５５Ｒ、１６５Ｒ、１７５Ｒ、１８５Ｒ リングギヤ
５４Ｓ、８５Ｓ、９５Ｓ、１０５Ｓ、１１５Ｓ、１２５Ｓ、１３５Ｓ、１４５Ｓ、１５５Ｓ、１６５Ｓ、１７５Ｓ、１８５Ｓ サンギヤ
６１ 入力軸（出力軸）
６２、８６、９６、１０６、１１６、１２６、１３６、１４６、１５６、１６６、１７６、１８６ ダンパ機構
【特許請求の範囲】
【請求項１】
サンギヤと、リングギヤと、前記サンギヤおよび前記リングギヤの間で動力伝達を行う１つまたは２つのピニオンギヤを回転自在に支持したキャリアとの３要素からなる遊星歯車機構と、後進用逆転ブレーキと、直結クラッチとを備え、
前記３要素のうちの１要素を内燃機関から動力が伝達される入力軸に連結される入力要素とし、別の１要素を前記内燃機関の動力を出力する出力軸に連結される出力要素とし、残りの１要素を前記後進用逆転ブレーキで固定することにより前記入力軸への回転を逆転して前記出力軸に伝達し、前記３要素のうちの２要素を相互に前記直結クラッチで結合することにより、前記入力軸の回転を前記入力軸の回転方向と同一回転方向に前記出力軸に伝達するようにした車両用変速機の前後進切換装置において、
前記直結クラッチに結合される前記２要素の間にダンパ機構を介装したことを特徴とする車両用変速機の前後進切換装置。
【請求項２】
前記サンギヤの歯数を前記リングギヤの歯数で除した歯数比ρを１以下に設定するとともに、前記３要素のうちの入力要素と出力要素の捩じり角に対して前記ダンパ機構の捩じり角が小さくなるように、前記直結クラッチに結合される前記入力要素および前記出力要素のいずれか一方と前記残りの１要素との間に前記ダンパ機構を介装したことを特徴とする請求項１に記載の車両用変速機の前後進切換装置。
【請求項１】
サンギヤと、リングギヤと、前記サンギヤおよび前記リングギヤの間で動力伝達を行う１つまたは２つのピニオンギヤを回転自在に支持したキャリアとの３要素からなる遊星歯車機構と、後進用逆転ブレーキと、直結クラッチとを備え、
前記３要素のうちの１要素を内燃機関から動力が伝達される入力軸に連結される入力要素とし、別の１要素を前記内燃機関の動力を出力する出力軸に連結される出力要素とし、残りの１要素を前記後進用逆転ブレーキで固定することにより前記入力軸への回転を逆転して前記出力軸に伝達し、前記３要素のうちの２要素を相互に前記直結クラッチで結合することにより、前記入力軸の回転を前記入力軸の回転方向と同一回転方向に前記出力軸に伝達するようにした車両用変速機の前後進切換装置において、
前記直結クラッチに結合される前記２要素の間にダンパ機構を介装したことを特徴とする車両用変速機の前後進切換装置。
【請求項２】
前記サンギヤの歯数を前記リングギヤの歯数で除した歯数比ρを１以下に設定するとともに、前記３要素のうちの入力要素と出力要素の捩じり角に対して前記ダンパ機構の捩じり角が小さくなるように、前記直結クラッチに結合される前記入力要素および前記出力要素のいずれか一方と前記残りの１要素との間に前記ダンパ機構を介装したことを特徴とする請求項１に記載の車両用変速機の前後進切換装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【図２０】
【図２１】
【図２２】
【図２３】
【図２４】
【図２５】
【図２６】
【図２７】
【図２８】
【図２９】
【図３０】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【図２０】
【図２１】
【図２２】
【図２３】
【図２４】
【図２５】
【図２６】
【図２７】
【図２８】
【図２９】
【図３０】
【公開番号】特開２０１１−４３１９５（Ｐ２０１１−４３１９５Ａ）
【公開日】平成２３年３月３日（２０１１．３．３）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００９−１９０８１９（Ｐ２００９−１９０８１９）
【出願日】平成２１年８月２０日（２００９．８．２０）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２３年３月３日（２０１１．３．３）
【国際特許分類】
【出願日】平成２１年８月２０日（２００９．８．２０）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
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