CN110030291A - 车辆用动力传递装置的啮合离合器 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种抑制在套筒的卡合位置处所产生的换挡拨叉的滑垫的磨损的车辆用动力传递装置的啮合离合器。内周齿(56s)及外周齿(54s)具有越相互接近则齿厚越增大的倾斜齿面(86、88)，在套筒(56)通过换挡拨叉(60)而被设在卡合位置(P2)的情况下，套筒(56)以与空转齿轮(48)的侧面(48a)接触的状态而被保持。由此，在套筒(56)被设于卡合位置(P2)处的情况下，由于套筒(56)的位置以套筒(56)与空转齿轮(48)的侧面(48a)接触的状态而被保持，因此，与使换挡拨叉(60)与套筒(56)抵接并克服基于所述倾斜齿面(86、88)所产生的推力而被定位的情况相比，能够减小套筒(56)与换挡拨叉(60)之间的滑动面压力。

Description

车辆用动力传递装置的啮合离合器

技术领域

本发明涉及一种车辆用动力传递装置的啮合离合器，特别是涉及一种套筒的定位结构。

背景技术

已知有一种车辆用动力传递装置的啮合离合器，其中，(a)所述车辆用动力传递装置具备：第一齿轮，其以能够与围绕一个轴线旋转的第一旋转轴进行相对旋转的方式被设置的第一齿轮；第二齿轮，其被固定设置在与所述第一旋转轴平行的第二旋转轴上，并且始终与所述第一齿轮啮合；换挡拨叉，其通过对啮合离合器进行驱动的作动器而在所述一个轴线方向上被往复驱动，(b)在所述车辆用动力传递装置的啮合离合器中具备套筒，所述套筒经由齿毂而以能够在所述一个轴线方向上移动且不能相对旋转的方式被所述第一旋转轴支承，并且在所述套筒的外周侧形成有以能够滑动的方式而使所述换挡拨叉卡合的环状的外周凹槽，其中，所述齿毂以不能相对旋转的方式被设置在所述第一旋转轴上，(c)通过使所述套筒在中立位置与卡合位置之间移动，从而将所述第一旋转轴与所述第二旋转轴之间断开或接通，所述中立位置为，被形成于所述套筒的内周侧的内周齿与所述第一齿轮的侧面侧的外周齿不相啮合的位置，所述卡合位置为，所述内周齿与所述外周齿相啮合的位置。例如为，专利文献1所记载的车辆用动力传递装置的啮合离合器。

上述专利文献1及专利文献2所记载的车辆用动力传递装置的啮合离合器基于套筒的移动而实施变速齿轮与旋转轴的旋转的同步。具体而言，套筒例如通过利用作动器而被往复驱动的换挡拨叉从而被移动，并且通过使套筒的内周齿与例如被形成于变速齿轮上的外周齿卡合，从而实现变速齿轮与旋转轴的旋转的同步。套筒的内周齿及被形成于变速齿轮上的外周齿分别形成为越是相互接近的部位则齿厚越增大的具有预定的角度的圆锥形状，例如，当转矩被输入至啮合离合器时，在套筒上于卡合方向、即朝向变速齿轮的方向上会产生推力。由此，在上述专利文献1及专利文献2所记载的车辆用动力传递装置的啮合离合器中，能够抑制套筒向从变速齿轮脱离的方向移动的所谓的脱档。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2017-044293号公报

专利文献2：日本特开2016-118242号公报

发明内容

发明所要解决的课题

另外，在车辆用动力传递装置的啮合离合器中，在通过作动器而实施套筒的定位的情况下，考虑在套筒的内周齿与被形成于变速齿轮上的外周齿的卡合位置处，将套筒保持在这些内周齿与外周齿之间的卡合完成的位置上。因此，在上述专利文献1及专利文献2所记载的车辆用动力传递装置的啮合离合器中，在套筒的所述卡合位置处，以基于所述推力的接触面压力而在非旋转的换挡拨叉与旋转的套筒的接触面上滑动。由此，存在被固定设置在换挡拨叉上的滑垫因其滑动而易于磨损这样的缺点。

本发明是将以上的情况作为背景而被完成的发明，其目的在于，提供一种抑制在套筒的卡合位置所产生的换挡拨叉的滑垫的磨损的车辆用动力传递装置的啮合离合器。

用于解决课题的方法

第一发明的主旨涉及一种车辆用动力传递装置的啮合离合器，其中，所述车辆用动力传递装置具备：第一齿轮，其以能够与围绕一个轴线旋转的第一旋转轴进行相对旋转的方式而被设置；第二齿轮，其被固定设置在与所述第一旋转轴平行的第二旋转轴上且始终与所述第一齿轮啮合，换挡拨叉，其通过对啮合离合器进行驱动的作动器而在所述一个轴线方向上被往复驱动，在所述车辆用动力传递装置的啮合离合器中具备套筒，所述套筒经由齿毂而能够在所述一个轴线方向上移动且以不能相对旋转的方式被所述第一旋转轴支承，并且在所述套筒的外周侧形成有以能够滑动的方式而使所述换挡拨叉卡合的环状的外周凹槽，所述齿毂以不能相对旋转的方式被设置在所述第一旋转轴上，通过使所述套筒在中立位置与卡合位置之间移动，从而将所述第一旋转轴与所述第二旋转轴之间断开或接通，所述中立位置为，被形成于所述套筒的内周侧的内周齿与所述第一齿轮的侧面侧的外周齿不相啮合的位置，所述卡合位置为，所述内周齿与所述外周齿相啮合的位置，所述车辆用动力传递装置的啮合离合器的特征在于，所述内周齿及所述外周齿具有越相互接近则齿厚越增大的倾斜齿面，在所述套筒通过所述换挡拨叉而被设在所述卡合位置处的情况下，所述套筒以与所述第一齿轮的侧面接触的状态而被保持。

第二发明的主旨为，在第一发明中，在所述套筒的与所述第一齿轮对置的面上形成有向所述第一齿轮侧突出的突起，在使所述套筒位于卡合位置的状态下，所述突起与所述第一齿轮的侧面抵接。

第三发明的主旨为，在第一发明或第二发明的发明中，在所述齿毂与所述第一齿轮之间设置有同步器锁环，所述同步器锁环阻止所述套筒向所述卡合位置的移动，直至所述外周齿与所述内周齿的旋转的同步完成为止。

第四发明的主旨为，在第一发明至第三发明的任意一项的发明中，所述外周齿被一体地形成在所述第一齿轮的侧面侧。

第五发明的主旨为，在第一发明至第四发明的任意一项的发明中，在所述换挡拨叉的与所述套筒的所述外周凹槽内的侧壁面对置的接触面的一部分或整个面上固定设置有滑垫，在所述套筒通过由所述作动器产生的推力而被保持在所述卡合位置的状态下，使被设置在所述换挡拨叉的接触面上的所述滑垫与所述外周凹槽内的侧壁面滑动接触。

第六发明的主旨为，在第一发明至第五发明的任意一项的发明中，所述作动器为通过液压而产生推力的液压式作动器。

第七发明的主旨为，在第一发明至第六发明的任意一项的发明中，所述作动器的推力基于在所述第一旋转轴与所述第二旋转轴之间被传递的转矩而被控制。

第八发明的主旨为，在第一发明至第七发明的任意一项的发明中，所述车辆用动力传递装置为，包括第一动力传递路径及第二动力传递路径且具备择一地对所述第一动力传递路径及所述第二动力传递路径进行切换的切换机构的、齿轮变速以及无级变速器的并列型动力传递装置，所述第一动力传递路径为，动力经由带式无级变速器而从输入轴向输出轴被传递的路径，所述第二动力传递为，与所述第一动力传递路径并列地被设置且动力经由减速齿轮机构而从所述输入轴向所述输出轴被传递的路径，所述啮合离合器(与减速齿轮机构)被直列地设置在所述第二动力传递路径内。

第九发明的主旨为，在第六发明中，所述车辆用动力传递装置具备，为了使所述液压式作动器在所述套筒与所述第一齿轮的侧面接触的方向上产生推力从而对向所述液压式作动器供给的供给液压进行控制的作动器推力控制部，所述作动器推力控制部为，无论被传递至所述第一旋转轴上的输入转矩如何均将所述供给液压维持为恒定、或随着所述输入转矩的增加而使所述供给液压降低的构件。

发明效果

根据第一发明的车辆用动力传递装置的啮合离合器，所述内周齿及所述外周齿具有越相互接近则齿厚越增大的倾斜齿面，在所述套筒通过所述换挡拨叉而被设在所述卡合位置处的情况下，所述套筒以与所述第一齿轮的侧面接触的状态而被保持。由此，在所述套筒通过所述换挡拨叉而被设在所述卡合位置处的情况下，由于所述套筒的位置以所属套筒与所述第一齿轮的侧面接触的状态而被保持，因此，例如与克服使所述换挡拨叉与所述套筒抵接而基于所述倾斜齿面所产生的推力而被定位的情况相比，能够减小所述套筒与所述换挡拨叉之间的接触面压力、即所述套筒与所述换挡拨叉之间的滑动面压力。因此，能够抑制通过旋转部件的所述套筒与非旋转部件的所述换挡拨叉的滑动而被滑动接触的部件的磨损。

根据第二发明，在所述套筒的与所述第一齿轮对置的面上，形成有向所述第一齿轮侧突出的突起，在使所述套筒位于所述卡合位置处的状态下，所述突起与所述第一齿轮的侧面抵接。由此，由于使所述套筒可靠地与所述第一齿轮的侧面抵接，因此，所述套筒的卡合位置以所述套筒与所述第一齿轮的侧面接触的状态而更可靠地被保持。

根据第三发明，在所述齿毂与所述第一齿轮之间设置有同步器锁环，所述同步器锁环阻止所述套筒向所述卡合位置的移动，直至所述外周齿与所述内周齿的旋转的同步完成为止。由此，能够顺利地执行所述第一旋转轴与所述第一齿轮的旋转的同步。

根据第四发明，所述外周齿被一体地形成在所述第一齿轮的侧面侧。由此，由于所述外周齿与将具有外周齿的齿轮件固定设置在形成有用于与所述第二齿轮啮合的啮合齿的所述第一齿轮上的情况相比能够减少零件数量或工序数量，因此能够降低成本。

根据第五发明，在所述换挡拨叉的与所述套筒的所述外周凹槽内的侧壁面对置的接触面的一部分或整个面上固定设置有滑垫，在所述套筒通过由所述作动器产生的推力而被保持在所述卡合位置的状态下，使被设置在所述换挡拨叉的接触面上的所述滑垫与所述外周凹槽内的侧壁面滑动接触。由此，能够进一步抑制由旋转的所述套筒与非旋转的所述换挡拨叉的滑动所产生的磨损，特别是能够抑制所述滑垫的磨损。

根据第六发明，所述作动器为通过液压而产生推力的液压式作动器。由此，由于能够通过液压而适当地控制推力，因此在所述套筒通过所述换挡拨叉而被设于所述卡合位置处的情况下，所述作动器能够以所述套筒与所述第一齿轮的侧面接触的状态而更适当地对所述套筒进行保持。因此，能够更可靠地抑制脱档的发生，并且能够进一步抑制由旋转的所述套筒与非旋转的所述换挡拨叉的滑动所导致的部件的磨损。

根据第七发明，所述作动器的推力基于在所述第一旋转轴与所述第二旋转轴之间被传递的转矩而被控制。例如，被控制为，在所述第一旋转轴与所述第二旋转轴之间被传递的转矩、即所谓的输入转矩为高转矩的情况下，使所述作动器的推力与输入转矩为低转矩的情况相比而变小。由此，由于能够基于输入转矩而适当地将所述作动器的推力控制为较低，因此在所述套筒通过所述换挡拨叉而被设在所述卡合位置的情况下，能够使所述套筒与所述换挡拨叉之间的滑动阻力减小，从而能够改善耗油率。

根据第八发明，所述车辆用动力传递装置为，包括第一动力传递路径及第二动力传递路径、且具备择一地对所述动力传递路径及所述第二动力传递路径进行切换的切换机构的、齿轮变速以及无级变速器的并列型动力传递装置，其中，所述第一动力传递路径为，动力经由带式无级变速器而从输入轴向输出轴被传递的路径，所述第二动力传递路径为，与所述第一动力传递路径并列地被设置且动力经由减速齿轮机构而从所述输入轴向所述输出轴被传递的路径，所述啮合离合器(与减速齿轮机构)被直列地设置在所述第二动力传递路径内。由此，例如能够根据低车速时或高车速时等的各自的车辆状况，并通过所述离合器机构而切换为转矩在所述第一动力传递路径上被传递的CVT行驶、或转矩在所述第二动力传递路径上被传递的齿轮行驶，且通过释放所述啮合离合器来完全截断所述第二动力传递路径，从而能够防止例如从驱动轮侧所输入的转矩通过车辆的行驶而被输入至所述减速齿轮机构的情况。因此，由于能够根据车辆状况来选择动力传递路径从而有效地行驶，因此能够改善耗油率。

根据第九发明，所述车辆用动力传递装置具备，为了使所述液压式作动器在所述套筒与所述第一齿轮的侧面接触的方向上产生推力从而对向所述液压式作动器供给的供给液压进行控制的作动器推力控制部，所述作动器推力控制部为，无论被传递至所述第一旋转轴的输入转矩如何均将所述供给液压维持为恒定、或随着所述输入转矩的增加而使所述供给液压降低的构件。由此，能够抑制被设置于所述换挡拨叉的接触面上的所述滑垫的磨损，从而能够改善耗油率。

附图说明

图1为对应用了本发明的车辆的概要结构进行说明的框架图。

图2为用于使用图1的车辆动力传递装置的每个行驶模式的卡合要素的卡合表来对该行驶模式的切换进行说明的图。

图3为将被设置在图1的车辆中的车辆用动力传递装置的啮合离合器的主要部分放大表示的图。

图4为将被设置在图3的啮合离合器中的旋转同步机构的主要部分放大表示的图。

图5为将图3的啮合离合器的啮合的状态放大表示的图。

图6为对用于图1的车辆中的各种控制的控制功能及控制系统的主要部分进行说明的图。

图7为对图6的电子控制装置的控制工作进行说明的图，且为示出被供给至图3的作动器的供给液压的图。

图8为对通过图7的向作动器的供给液压所产生的、滑垫与套筒之间的B面载荷进行说明的图。

图9为对通过图7的向作动器的供给液压、和与输入转矩相对应地向空转齿轮侧引进的推力所产生的、套筒与空转齿轮之间的C面载荷进行说明的图。

图10为对图6的电子控制装置的其他控制工作进行说明的图，且为示出被供给至图3的作动器的供给液压的图。

图11为对通过图10的向作动器的供给液压所产生的、滑垫与套筒之间的B面载荷进行说明的图。

图12为对通过图10的向作动器的供给液压、和与输入转矩相对应地向空转齿轮侧引进的推力所产生的、套筒与空转齿轮之间的C面载荷进行说明的图。

具体实施方式

以下，参照附图，对本发明的一个实施例进行详细说明。另外，在以下的实施例中，附图被适当简化或变形，因此各部分的尺寸比及形状等不一定被准确地描绘出。

实施例1

图1为对应用了本发明的车辆用动力传递装置16的啮合离合器D1的车辆10的概要结构进行说明的图。在图1中，车辆10具备作为行驶用的驱动力源而发挥功能的发动机12、驱动轮14、以及被设置在发动机12与驱动轮14之间的车辆用动力传递装置16。车辆用动力传递装置16在作为非旋转部件的外壳18内具备以下部件：公知的变矩器20，其为作为与发动机12连结的流体式传动装置；输入轴22，其与变矩器20连结；公知的带式无级变速器24，其作为与输入轴22连结的无级变速机构(以下，称为无级变速器24)；前进/后退切换装置26，其同样与输入轴22连结；齿轮机构28，其作为经由前进/后退切换装置26与输入轴22连结、且与无级变速器24被并列地设置的减速齿轮机构。此外，车辆用动力传递装置16具备：输出轴30，其为无级变速器24及齿轮机构28的共用的输出旋转部件；副轴32；减速齿轮装置34，其由以不能相对旋转的方式各自被设置在输出轴30及副轴32上且啮合的一对齿轮构成；差速器齿轮38，其与以不能相对旋转的方式被设置在副轴32上的齿轮36连结；一对车轴40，其与差速器齿轮38连结。在以这种方式构成的车辆用动力传递装置16中，发动机12的动力依次经由变矩器20、无级变速器24或前进/后退切换装置26及齿轮机构28、减速齿轮装置34、差速器齿轮38及车轴40等而向一对驱动轮14被传递。

车辆用动力传递装置16为，具备被并列地设置于发动机12与驱动轮14之间的无级变速器24及齿轮机构28的、并列型动力传递装置。车辆用动力传递装置16具备第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2，所述第一动力传递路径PT1为，将发动机12的动力从输入轴22经由无级变速器24而向驱动轮14侧、即输出轴30传递路径，所述第二动力传递路径PT2为，将发动机12的动力从输入轴22经由齿轮机构28而向驱动轮14侧、即输出轴30传递的路径。因此，车辆用动力传递装置16被构成为，能够根据车辆10的行驶状态而对该第一动力传递路径PT1和该第二动力传递路径PT2进行切换。因此，作为选择性地利用第一动力传递路径PT1、和以与第一动力传递路径PT1相比而较大的变速比即低速侧的变速比来传递动力的第二动力传递路径PT2而对向驱动轮14侧传递发动机12的动力的动力传递路径进行切换的离合器机构，车辆用动力传递装置16具备作为将第一动力传递路径PT1断开或接通的第一离合器的CVT行驶用离合器C2、作为将第二动力传递路径PT2断开或接通的第二离合器的前进用离合器C1、后退用制动器B1及下文叙述的附带有同步齿轮机构的啮合离合器D1。

变矩器20围绕输入轴22且相对于输入轴22而同轴心地被设置，并且具备与发动机12连结的泵叶轮20p及与输入轴22连结的涡轮20t。在泵叶轮20p上，例如连结有机械式液压泵41，所述机械式液压泵41产生用于实施向车辆用动力传递装置16的动力传递路径的各部分供给润滑油的控制等的液压。

前进/后退切换装置26在第二动力传递路径PT2上围绕输入轴22且相对于输入轴22而同轴心地被设置，并且具备双小齿轮型的行星齿轮装置26p、前进用离合器C1及后退用制动器B1。行星齿轮装置26p为，具有作为输入要素的行星齿轮架26c、作为输出要素的太阳齿轮26s、作为反力要素的内啮合齿轮26r这三个旋转元件的差动机构。行星齿轮架26c与输入轴22一体地被连结，内啮合齿轮26r经由后退用制动器B1而与外壳18选择性地被连结，太阳齿轮26s与小径齿轮42连结，所述小径齿轮42围绕输入轴22而以可相对于输入轴22同轴心地相对旋转的方式被设置。此外，行星齿轮架26c与太阳齿轮26s经由前进用离合器C1而选择性地被连结。

齿轮机构28具备小径齿轮42和与小径齿轮42相啮合的大径齿轮46。大径齿轮46以不能相对于第一旋转轴即齿轮机构副轴44而围绕齿轮机构副轴44的轴心C相对旋转的方式被设置，所述齿轮机构副轴44以可围绕一个轴线即轴心C旋转的方式被设置。此外，齿轮机构28具备第一齿轮即空转齿轮48和第二齿轮即输出齿轮50，所述空转齿轮48为，以能够围绕齿轮机构副轴44且相对于齿轮机构副轴44而同轴心地相对旋转的方式被设置的变速齿轮，所述输出齿轮50以不能围绕第二旋转轴即输出轴30且相对于输出轴30而同轴心地相对旋转的方式被设置，并且始终与空转齿轮48啮合。输出齿轮50的直径大于空转齿轮48。

无级变速器24被设置在输入轴22与输出轴30之间的第一动力传递路径PT1内。无级变速器24具备：有效直径可变的主滑轮64，其被设置在输入轴22上；有效直径可变的次级滑轮68，其被设置在与输出轴30同轴心的旋转轴66上；传动带70，其被卷挂在该一对滑轮64、68之间，且无级变速器24经由一对滑轮64、68与传动带70之间的摩擦力而进行动力传递。CVT行驶用离合器C2被设置在与无级变速器24相比靠驱动轮14侧、即次级滑轮68与输出轴30之间，且选择性地将次级滑轮68即旋转轴66与输出轴30之间断开或接通。在车辆用动力传递装置16中，通过使CVT行驶用离合器C2被卡合，从而使第一动力传递路径PT1成立，进而使发动机12的动力从输入轴22经由无级变速器24而向输出轴30被传递。在车辆用动力传递装置16中，当CVT行驶用离合器C2被释放时，第一动力传递路径PT1被设定为空档状态。

在齿轮机构副轴44周围，且在大径齿轮46与空转齿轮48之间，设置有例如基于变速操作而选择性地将二者之间断开或接通的、附带有同步齿轮机构的啮合离合器D1(以下，称为啮合离合器D1)。啮合离合器D1为，将从太阳齿轮26s到输出轴30之间的第二动力传递路径PT2断开或接通的啮合离合器，并且作为被设置在与前进用离合器C1相比靠输出轴30侧的、将第二动力传递路径PT2断开或接通的第三离合器而发挥功能。

图2为，针对每个行驶模式而示出了图1的车辆用动力传递装置16的卡合要素的工作状态，并且对该行驶模式的切换进行说明的图。在图2中，C1对应于前进用离合器C1的工作状态，C2对应于CVT行驶用离合器C2的工作状态，B1对应于后退用制动器B1的工作状态，D1对应于啮合离合器D1的工作状态，并且“○”表示卡合(连接)，“×”表示释放(截断)。

如图2所示，在动力经由第一动力传递路径PT1而被传递的行驶模式、即所谓的齿轮行驶下，例如前进用离合器C1及啮合离合器D1被卡合，而CVT行驶用离合器C2及后退用制动器B1被释放。如此，当前进用离合器C1及啮合离合器D1被卡合时，发动机12的动力依次经由变矩器20、前进/后退切换装置26、齿轮机构28及空转齿轮48等而被传递至输出轴30。另外，在该齿轮行驶下，当例如后退用制动器B1及啮合离合器D1被卡合，而使CVT行驶用离合器C2及前进用离合器C1被释放时，能够实现后退行驶。

如图2的高车速的CVT行驶所示，在动力经由第二动力传递路径PT2而被传递的行驶模式、即所谓的CVT行驶下，例如CVT行驶用离合器C2被卡合，而前进用离合器C1、后退用制动器B1及啮合离合器D1被释放。当CVT行驶用离合器C2被卡合时，发动机12的动力依次经由变矩器20及无级变速器24等而被传递至输出轴30。在该高车速的CVT行驶中，啮合离合器D1被释放的目的在于，例如在消除CVT行驶过程中的齿轮机构28等的拖曳的同时，防止在高车速下齿轮机构28等高旋转化的情况。

如图2所示，在从齿轮行驶向高车速的CVT行驶、或从高车速的CVT行驶向齿轮行驶切换时，过渡性地经由中车速的CVT行驶而进行切换。

例如，在从齿轮行驶向高车速的CVT行驶切换的情况下，从与齿轮行驶对应的前进用离合器C1及啮合离合器D1被卡合的状态，切换至作为CVT行驶用离合器C2及啮合离合器D1被卡合的状态的中车速的CVT行驶。动力传递路径从第一动力传递路径PT1向第二动力传递路径PT2被变更，从而在动力传递装置16中实质性地被升档。而且，在动力传递路径被切换之后，为了防止不必要的拖曳或齿轮机构28等的高旋转化，而使啮合离合器D1被释放。如此，啮合离合器D1作为将来自驱动轮14侧的输入截断的被驱动输入截断离合器而发挥功能。

此外，例如在从高车速的CVT行驶向齿轮行驶切换的情况下，从CVT行驶用离合器C2被卡合的状态进一步过渡性地切换至啮合离合器D1被卡合的状态即中车速的CVT行驶，以作为向齿轮行驶的切换准备。当从该中车速的CVT行驶的状态以释放CVT行驶用离合器C2且使前进用离合器C1卡合的方式而执行使离合器交替的CtoC变速时，向齿轮行驶进行切换。此时，动力传递路径从第二动力传递路径PT2向第一动力传递路径PT1被变更，从而在动力传递装置16中实质性地被降档。

图3为，将被设置在图1的车辆中的车辆用动力传递装置16的啮合离合器D1的主要部分放大表示的图，图4为，将由图3的点划线所包围的E部放大表示的图，并且为将作为被设置在啮合离合器D1中的旋转同步机构的同步齿轮机构S1的主要部分放大表示的图。如图3所示，齿轮机构副轴44经由一对轴承80a、80b且通过一对支承壁82a、82b而以能够围绕轴心C旋转的方式被支承。在齿轮机构副轴44上，在轴心C方向上形成有贯穿的中心孔44a。在中心孔44a中，以齿轮机构副轴44通过一对支承壁82a、82b被支承的状态，而从一对支承壁82a、82b中的支承壁82a侧的开口供给有润滑油。

啮合离合器D1具备，围绕齿轮机构副轴44且与齿轮机构副轴44同轴心地以不能相对旋转的方式被设置的齿毂52。此外，啮合离合器D1具备圆环形状的套筒56，所述套筒56以不能经由齿毂52而相对于齿轮机构副轴44围绕齿轮机构副轴44的轴心C进行相对旋转，且能够在与轴心C平行的方向上进行相对移动的方式被设置。在啮合离合器D1中，被形成于齿毂52的外周面上的与轴心C平行的未图示的外周齿、与被形成为圆环形状的套筒56的内周面的内周齿56s被花键嵌合。在空转齿轮48上，在与输出齿轮50啮合的空转齿轮48的啮合齿的侧面48a侧一体地形成有外周齿54s。外周齿54s被配置在空转齿轮48的外周齿54s与齿毂52之间。套筒56的内周齿56s与空转齿轮48的外周齿54s各自被形成为能够相互啮合的尺寸，空转齿轮48的外周齿54s对应于啮合离合器D1的一对啮合齿中的一方，套筒56的内周齿56s对应于啮合离合器D1的一对啮合齿中的另一方。空转齿轮48经由滚针轴承84而以能够与齿轮机构副轴44相对旋转的方式被支承。

啮合离合器D1具备作为具有同步器锁环58的旋转同步机构的同步齿轮机构S1。同步齿轮机构S1在套筒56的内周齿56s与空转齿轮48的外周齿54s的啮合之前，使齿轮机构副轴44的套筒56的旋转与空转齿轮48的旋转同步。图3表示套筒56位于卡合位置P2的位置的状态、即、套筒56的内周齿56s与空转齿轮48的外周齿54s啮合的同步卡合状态。卡合位置P2为，被形成于套筒56的空转齿轮48侧的端部处的下文叙述的突起56a与空转齿轮48的卡合齿的侧面48a接触的位置。

如图3及图4所示，同步器锁环58被形成为圆环形状，并且在同步器锁环58的外周面上形成有能够与套筒56的内周齿56s啮合的外周齿58s。此外，在同步器锁环58的内周面上，形成有与空转齿轮48的圆锥形状外周面76面接触的圆锥形状内周面78。圆锥形状内周面78在轴心C方向上越远离空转齿轮48的外周齿54s，则其内径的尺寸越减小。同步器锁环58以能够相对旋转的方式被空转齿轮48支承。

在图3中以双点划线所示的套筒56表示套筒56位于中立位置P1的位置处的状态。在套筒56位于中立位置P1的位置处的状态下，处于套筒56与空转齿轮48不相啮合的状态、即套筒56的内周齿56s与空转齿轮48的外周齿54s不相啮合的释放状态。在套筒56位于中立位置P1的状态下，套筒56的内周齿56s处于与同步器锁环58的外周齿58s也不相啮合的状态。在使套筒56向空转齿轮48侧移动而从中立位置P1移动至卡合位置P2的情况下，如图4所示，使套筒56的内周齿56s穿过同步器锁环58的外周齿58s而与空转齿轮48的外周齿54s啮合。由此，齿轮机构副轴44的旋转经由啮合离合器D1而被传递至空转齿轮48。

图5为，放大表示图3及图4的套筒56的内周齿56s与空转齿轮48的外周齿54s的啮合的状态的图。图5的箭头标记A表示套筒56从中立位置P1向卡合位置P2移动的方向、即套筒56的卡合方向。如图5所示，外周齿54s具有第一齿面86，所述第一齿面86为，在外周齿54s的齿宽方向、即围绕轴心C的方向上，以齿厚W1朝向套筒56的内周齿56s侧的端部而增大的方式倾斜的圆锥形状的一对倾斜齿面。此外，内周齿56s还具有第二齿面88，所述第二齿面88为，在内周齿56s的齿宽方向、即围绕轴心C的方向上，以齿厚W2朝向空转齿轮48的外周齿54s侧的端部而增大的方式倾斜的圆锥形状的一对倾斜齿面。即，在套筒56的内周齿56s与空转齿轮48的外周齿54s并不啮合的状态下，外周齿54s及内周齿56s分别具有越相互接近、即相互间越近则齿厚越增大的一对倾斜齿面。图5的角度θ表示在套筒56的内周齿56s与空转齿轮48的外周齿54s啮合时，第一齿面86与第二齿面88的接触面H相对于穿过轴心C的一面所成的接触角。图5的箭头标记Fs表示在接触面H上，例如与传递转矩等的输入转矩T相对应地被输入至套筒56的内周齿56s的推力Fs。推力Fs通过成接触角θ的接触面H而在套筒56的卡合方向A上被输入至内周齿56s。因此，通过使推力Fs向内周齿56s的卡合方向A被输入，从而抑制了套筒56与空转齿轮48脱离、即所谓的脱档的发生。推力Fs的大小因接触面H相对于穿过轴心C的一面所成的接触角θ的大小及输入转矩T的大小而不同，在接触角θ变大时，推力Fs变大，另外，当输入转矩T变大时，推力Fs也同样变大。

返回至图3，换挡拨叉60被安装在通过作动器90而使之工作的叉轴92的一端处。作动器90被固定设置在未图示的非旋转部件上。如图3所示，作动器90具备：活塞94，其被固定于叉轴92的另一端；O形环98，其被嵌入于该活塞94的外周面上所形成的周向沟槽96中；气缸100，其以能够滑动的方式而收纳该活塞94；液压室102，其通过这些活塞94、O形环98及气缸100而被形成。活塞94通过回弹弹簧104的施力Fsp，而始终向缩小该液压室102的方向被按压。即，在本实施例中，作动器90作为使用从随着发动机12的旋转驱动而进行驱动的机油泵41所输出的液压，而使叉轴92在轴心C方向上往复驱动的液压作动器而发挥功能。此外，O形环98作为密封部件而发挥功能。此外，气缸100作为活塞收纳部而发挥功能。此外，套筒56经由叉轴92及换挡拨叉60与活塞94连结。

如图3所示，换挡拨叉60具有被安装在叉轴92的一端部上的基端部60a、和从基端部60a起而曲线式地延伸的顶端部60b。基端部60a与叉轴92通过一个以上的结合螺栓110而被结合。在基端部60a上形成有用于插穿结合螺栓110的插穿孔112，在叉轴92上形成有用于使结合螺栓110结合的螺孔114。顶端部60b从基端部60a朝向轴心C、即朝向与轴心C同轴心地被设置的套筒56而延伸，且被形成为分叉状。换挡拨叉60的顶端部60b以能够与形成于套筒56的外周面上的环状的外周凹槽72嵌合的方式而形成。

如图3及图4所示，在换挡拨叉60的顶端部60b处，且在与外周凹槽72的一对侧壁面72a及72b对置并与之接触的一对接触面上，设置有由具有高耐摩擦性能的材料构成的作为摩擦部件的一对滑垫62a及62b、即所谓的换挡拨叉垫。滑垫62a及62b例如通过使滑垫62a及62b彼此振动焊接而被固定安装在顶端部60b的两面上。通过使换挡拨叉60移动，从而使被设置于顶端部60b上的滑垫62a及62b与外周凹槽72内的侧壁面抵接。在使套筒56在卡合方向上移动的情况下，滑垫62与外周凹槽72的空转齿轮48侧的侧壁面72a及72b抵接。在使套筒56在卡合方向A上移动的情况下，滑垫62b与外周凹槽72的空转齿轮48侧的侧壁面72b抵接。

根据以此方式而构成的作动器90，例如通过向液压室102供给如下的工作油，从而产生成为与回弹弹簧104的施力Fsp相抗衡的按压力的推力，并且在套筒56上作用有经由叉轴92及换挡拨叉60而使套筒56向卡合方向A移动的卡合力、即卡合载荷Fb，其中，所述工作油为，将由通过发动机12而被旋转驱动的机油泵41产生的液压作为原始压力而被调压后的工作油。在被供给至液压室102的工作液压成为预先规定的液压以上的情况下，套筒56通过作动器90的推力F而被移动至套筒56的内周齿56s与空转齿轮48的外周齿54s啮合的状态的卡合位置P2。当使滑垫62b与外周凹槽72内的侧壁面抵接时，在作为非旋转部件的换挡拨叉60与作为旋转部件的套筒56的接触面、即滑垫62b的与外周凹槽72侧壁面接触的面上，作用有基于所述卡合载荷Fb的接触面压力、即滑动面压力。

如图3及图4所示，在使套筒56位于套筒56的内周齿56s与空转齿轮48的外周齿54s啮合的卡合位置P2的情况下，套筒56以与空转齿轮48的啮合齿的侧面48a接触的状态而被保持。如图3及图4所示，在套筒56上形成有在与空转齿轮48对置的端面上向空转齿轮48侧突出的突起56a。即，在使套筒56位于卡合位置P2的情况下，套筒56的位置通过使突起56a与空转齿轮48的啮合齿的侧面48a抵接而被定位，且通过致动器90的推力F而以突起56a与空转齿轮48的啮合齿的侧面48a接触的状态被保持。如图3所示，在通过致动器90的推力F而以突起56a与空转齿轮48的啮合齿的侧面48a接触的状态被保持的情况下，在气缸100与换挡拨叉60之间形成有空隙S。

图6为，对被设置于图1的车辆10中的电子控制装置120的控制功能进行说明的功能模块线图。图6所示的电子控制装置120被设置于车辆10内，并且作为车辆10的控制装置而以包括微型计算机的方式被构成，并通过在利用RAM的临时存储功能的同时根据预先被存储在ROM中的程序来实施信号处理，从而执行车辆10的各种控制。在电子控制装置120中，被供给有基于各种传感器的检测信号而得到的各种实际值，例如被供给有来自加速器开度传感器122的表示加速器开度θacc(％)的信号、来自节气门传感器124的表示节气门开度θth(％)的信号。此外，电子控制装置120向液压控制电路128输出用于使第二动力传递路径PT2断开或接通的致动器控制信号Sp，并且对从液压控制电路128被供给至致动器90的液压室102的液压进行控制，从而对作动器90的推力F进行控制。

电子控制装置120作为控制功能的主要部分而功能性地具备推断输入转矩T的单元即输入转矩推断部130、和作动器推力控制单元即作动器推力控制部132。

输入转矩推断部130根据发动机12的特性来对在第一旋转轴即齿轮机构副轴44与第二旋转轴即输出轴30之间被传递的转矩、即被输入到齿轮机构副轴44上的输入转矩T进行推断。例如，输入转矩推定部130根据使用预先所存储的关系并基于实际的发动机转速Ne或节气门开度θth等而求得的发动机输出转矩、和输入轴22与齿轮机构副轴44之间的齿轮比来进行计算，从而对输入转矩T进行推断。

在从套筒56与空转齿轮48并不啮合的状态而置于套筒56与空转齿轮48啮合的状态的情况下，致动器推力控制部132根据预先被求得且被存储的例如图7所示的关系，并基于实际的输入转矩T来执行从油压控制回路128被供给到致动器90的液压室102的供给液压、即致动器90的推力F的控制，以使套筒56的突起56a与空转齿轮48的侧面48a接触的载荷FC1(以下，称为C面载荷)成为适当的值。在图7所示的关系中，无论输入转矩T如何均示出了恒定的供给液压OP1。

在此，由于基于图7所示的供给液压OP1而产生的致动器90的推力F1通过回弹弹簧104的施力Fsp而被抵消，因此，通过致动器90而使滑垫62b被按压至套筒56的外周凹槽72的一对侧壁面72a及72b中的空转齿轮48侧的侧壁面72b上的载荷FB1(以下，称为B面载荷)如图8所示而成为，致动器90的推力F1与回弹弹簧104的施力Fsp的差(F1-Fsp)。如图8所示，基于供给液压OP1、即基于此而产生的B面载荷FB1被设定为与滑垫62b上不会产生磨损的范围的上限值FBUL相比而足够低的值，且被设定为不会发生脱档。

在套筒56处于卡合位置P2处的状态下，随着输入转矩T增加，通过彼此啮合的外周齿54s的第一齿面86与空转齿轮48的第二齿面88的倾斜，从而与输入转矩T相对应地使得向空转齿轮48侧引入的推力Fst变大。因此，如图9所示，随着输入转矩T的增加，C面载荷FC1会增加，从而超出脱档载荷FGN的量会增加。另外，也可以利用这样的特性，在图7所示的关系中，通过使供给液压OP1在C面载荷FC1并不低于脱档载荷FGN的范围内随着输入转矩T的增加而降低，从而使B面载荷FB1及C面载荷FC1与图8及图9所示的情况相比进一步下降，进而改善耗油率。下文叙述的实施例2为其一个示例。

当以上述方式来控制致动器90时，由于套筒56的突起56a被夹持在换挡拨叉60与空转齿轮48之间，因此抑制了套筒56的振动。此外，抑制了驱动状态与被驱动状态的切换时、或无负载行驶时所产生的松动磕碰声。

并且，在套筒56与空转齿轮48并不抵接，且套筒56的突起56a并未被夹持在换挡拨叉60与空转齿轮48之间的以往的情况下，致动器90的推力F1基于图7所示的那样的供给液压OP1而产生，当套筒56的内周齿56s与空转齿轮48的外周齿54s的啮合完成时，随着输入转矩T的增加，通过相互啮合的外周齿54s的第一齿面86与空转齿轮48的第二齿面88的倾斜，与输入转矩T相对应地向空转齿轮48侧引入的推力Fst会变大。因此，滑垫62a通过推力Fst而被按压在套筒56的外周凹槽72的侧壁面72a上的载荷(以下，称为A面载荷)会随着上述输入转矩T增加而增加，从而会成为超出不会对滑垫62b产生磨损的范围的上限值FBUL的值，进而会产生滑垫62a的磨损。

如此，根据本实施例的车辆用动力传递装置16的啮合离合器D1，内周齿56s及外周齿54s具有越相互接近则齿厚越增大的第一齿面86及第二齿面88，并且在套筒56通过换挡拨叉60被设在卡合位置P2处的情况下，套筒56以与空转齿轮48的侧面48a接触的状态而被保持。由此，在套筒56通过换挡拨叉60而被设在卡合位置P2处的情况下，由于套筒56以与空转齿轮48的侧面48a接触的状态而被保持，因此，例如与使换挡拨叉60与套筒56抵接并克服基于所述倾斜齿面86、88所产生的推力Fs而被定位的情况相比，能够减小套筒56与换挡拨叉60之间的接触面压力、即套筒56与换挡拨叉60的接触面的滑动面压力。因此，能够抑制由于旋转部件的套筒56与非旋转部件的换挡拨叉60的滑动而与外周凹槽72的侧壁面滑动接触的、滑垫62的磨损。

此外，根据本实施例，在套筒56的与空转齿轮48对置的面上，形成有向空转齿轮48侧突出的突起56a，在使套筒56位于卡合位置P2处的状态下，突起56a与空转齿轮48的侧面48a抵接。由此，由于使套筒56可靠地与空转齿轮48的侧面48a抵接，因此，套筒56的卡合位置P2以套筒56与空转齿轮48的侧面48a接触的状态而更可靠地被保持。

此外，根据本实施例，在齿毂52与空转齿轮48之间，设置有同步器锁环58，所述同步器锁环58阻止套筒56向卡合位置P2的移动，直至外周齿54s和内周齿56s的旋转的同步完成为止。由此，能够顺利地执行齿轮机构副轴44和空转齿轮48的旋转的同步。

此外，根据本实施例，外周齿54s被一体地形成在空转齿轮48的侧面48a侧。由此，由于外周齿54s与将具有外周齿54s的齿轮件固定设置在形成有用于与输出齿轮50啮合的啮合齿的空转齿轮48上的情况相比能够减少零件数量或工序数量，因此，能够降低成本。

此外，根据本实施例，在换挡拨叉60的与套筒56的外周凹槽72内的侧壁面对置的接触面的一部分或整个面上，固定设置有滑垫62，且在套筒56通过由作动器90产生的推力而被保持在卡合位置P2的状态下，会使被设置在换挡拨叉60的接触面上的滑垫62与外周凹槽72内的侧壁面滑动接触。由此，能够进一步抑制由旋转的套筒56与非旋转的换挡拨叉60的滑动所产生的磨损，特别是能够抑制滑垫62的磨损。

此外，根据本实施例，作动器90为通过液压而产生推力的液压式作动器。由此，由于能够通过液压而适当地控制推力，因此在套筒56通过换挡拨叉60而被设于卡合位置P2处的情况下，作动器90能够以套筒56与空转齿轮48的侧面48a接触的状态而更适当地对套筒56进行保持。因此，能够更可靠地抑制脱档的发生，并且能够进一步抑制由旋转的套筒56与非旋转的换挡拨叉60的滑动所导致的部件的磨损。此外，由于能够通过作动器90的推力F来对套筒56的位置进行控制，因此，例如能够减小在输入转矩T变小的轻负载时或无负载时在齿轮间所产生的松动磕碰声，或减少套筒56的振动的产生。

此外，根据本实施例，作动器90的推力F基于在齿轮机构副轴44与输出轴30之间所传递的转矩而被控制。例如，被控制为，在齿轮机构副轴44与输出轴30之间所传递的转矩、即所谓的输入转矩T为高转矩的情况下，使作动器90的推力F与输入转矩T为低转矩的情况相比而变小。由此，由于能够基于输入转矩T而适当地将作动器90的推力F控制为较低，因此在套筒56通过换挡拨叉60而被设在卡合位置P2处的情况下，能够使套筒56与换挡拨叉60之间的滑动阻力减小，从而能够改善耗油率。

此外，根据本实施例，车辆用动力传递装置16为，包括第一动力传递路径PT1及第二动力传递路径PT2且具备择一地对第一动力传递路径PT1及第二动力传递路径PT2进行切换的离合器机构的、齿轮变速与无级变速器的并列型动力传递装置，其中，所述第一动力传递路径PT1为，转矩经由无级变速器24而从输入轴22向输出轴30被传递的路径，所述第二动力传递路径PT2为，与第一动力传递路径PT1并列地被设置且转矩经由齿轮机构28而从输入轴22向输出轴30被传递的路径，啮合离合器D1(与减速齿轮机构)直列地被设置在第二动力传递路径PT2内。由此，例如能够根据低车速时或高车速时等的各自的车辆状况，并通过离合器机构而切换为转矩在第一动力传递路径PT1上被传递的CVT行驶、或转矩在第二动力传递路径PT2上被传递的齿轮行驶，且通过释放啮合离合器D1来完全截断第二动力传递路径PT2，从而能够防止例如从驱动轮14侧所输入的转矩通过车辆10的行驶而被输入至齿轮机构28的情况。因此，由于能够根据车辆状况来选择动力传递路径从而有效地行驶，因此能够改善耗油率。

实施例2

图10、图11、图12为，对电子控制装置120的致动器推力控制部132的其他控制例进行说明的图。如图10所示，本实施例的致动器推力控制部132通过使被供给至液压室102的供给液压OP2从OP1向固定值下降直至输入转矩T达到预定的值为止，从而在此之后保持为固定值。图11示出了供给液压OP2、即基于此所产生的B面荷重FB2。特别是，在较高的输入转矩区域内，B面荷重FB2与实施例1相比而为与不会对滑垫62b产生磨损的范围的上限值FBUL相比更低的值。

在套筒56处于卡合位置P2的状态下，随着输入转矩T增加，通过彼此啮合的外周齿54s的第一齿面86与空转齿轮48的第二齿面88的倾斜，从而与输入转矩T相对应地向空转齿轮48侧引入的推力Fst将变大。因此，如图12所示，随着输入转矩T增加，C面荷重FC2将增加，从而超出脱档荷重FGN的量将增加。该情况下的C面荷重FC2与实施例1的C面荷重FC1相比而降低。

根据本实施例，除了可获得与前述的实施例1同样的效果之外，还通过使上述C面荷重FC2与实施例1的C面荷重FC1相比而降低，从而获得了相当于该降低的量的耗油率改善效果。

以上，虽然基于附图来对本发明的优选的实施例进行了详细说明，但本发明并不限定于此，也可以进一步在其他方式中被实施。

例如，虽然在前述的实施例中，作动器90作为通过液压进行工作的液压装置，但并不必须限定于此，例如可以为能够电气控制的电磁作动器。

以上，虽然基于附图来对本发明的实施例进行了详细说明，但上述的方式只不过为一种实施方式，虽然未对其他方式进行一一例示，但本发明能够在不脱离其主旨的范围内基于本领域技术人员的知识而以施加了各种变更、改良的方式来实施。

符号说明

16…车辆用动力传递装置；

30…输出轴(第二旋转轴)；

44…齿轮机构副轴(第一旋转轴)；

48…空转齿轮(第一齿轮)；

50…输出齿轮(第二齿轮)；

52…齿毂；

54s…外周齿；

56…套筒；

56a…突起；

56s…内周齿；

58…同步器锁环；

60…换挡拨叉；

62a、62b…滑垫；

72…外周凹槽；

86…第一齿面(倾斜齿面)；

88…第二齿面(倾斜齿面)；

90…作动器；

132…致动器推力控制部；

C…轴心(一个轴线)；

D1…附带有同步齿轮机构的啮合离合器(啮合离合器D1)；

P1…中立位置；

P2…卡合位置；

F、F1、F2、F3…作动器的推力；

T、T1、T2、T3…输入转矩。

Claims (9)

1.一种车辆用动力传递装置的啮合离合器，其中，

所述车辆用动力传递装置具备：

第一齿轮，其以能够与围绕一个轴线旋转的第一旋转轴进行相对旋转的方式被设置；

第二齿轮，其被固定设置在与所述第一旋转轴平行的第二旋转轴上，且始终与所述第一齿轮啮合，

换挡拨叉，其通过对啮合离合器进行驱动的作动器而在所述一个轴线的方向上被往复驱动，

在所述车辆用动力传递装置的啮合离合器中具备套筒，所述套筒经由齿毂而以能够在所述一个轴线方向上移动且以不能相对旋转的方式而被所述第一旋转轴支承，并且在所述套筒的外周侧形成有以能够滑动的方式使所述换挡拨叉卡合的环状的外周凹槽，其中，所述齿毂以不能相对旋转的方式而被设置在所述第一旋转轴上，

通过使所述套筒在中立位置与卡合位置之间移动，从而将所述第一旋转轴与所述第二旋转轴之间断开或接通，所述中立位置为，被形成于所述套筒的内周侧的内周齿与所述第一齿轮的侧面侧的外周齿不相啮合的位置，所述卡合位置为，所述内周齿与所述外周齿相啮合的位置，

所述车辆用动力传递装置的啮合离合器的特征在于，

所述内周齿及所述外周齿具有越相互接近则齿厚越增大的倾斜齿面，

在所述套筒通过所述换挡拨叉而被设于所述卡合位置处的情况下，所述套筒以与所述第一齿轮的侧面接触的状态而被保持。

2.如权利要求1所述的车辆用动力传递装置的啮合离合器，其特征在于，

在所述套筒的与所述第一齿轮对置的面上，形成有向所述第一齿轮侧突出的突起，

在使所述套筒位于所述卡合位置处的状态下，所述突起与所述第一齿轮的侧面抵接。

3.如权利要求1或权利要求2所述的车辆用动力传递装置的啮合离合器，其特征在于，

在所述齿毂与所述第一齿轮之间设置有同步器锁环，所述同步器锁环阻止所述套筒向所述卡合位置的移动，直至所述外周齿与所述内周齿的旋转的同步完成为止。

4.如权利要求1至权利要求3中任意一项所述的车辆用动力传递装置的啮合离合器，其特征在于，

所述外周齿被一体地形成在所述第一齿轮的侧面侧。

5.如权利要求1至权利要求4中任意一项所述的车辆用动力传递装置的啮合离合器，其特征在于，

在所述换挡拨叉的与所述套筒的所述外周凹槽内的侧壁面对置的接触面的一部分或整个面上，固定设置有滑垫，

在所述套筒通过由所述作动器产生的推力而被保持在所述卡合位置处的状态下，使被设置在所述换挡拨叉的接触面上的所述滑垫与所述外周凹槽内的侧壁面滑动接触。

6.如权利要求1至权利要求5中任意一项所述的车辆用动力传递装置的啮合离合器，其特征在于，

所述作动器为通过液压而产生推力的液压式作动器。

7.如权利要求6所述的车辆用动力传递装置的啮合离合器，其特征在于，

所述作动器的推力基于在所述第一旋转轴与所述第二旋转轴之间被传递的转矩而被控制。

8.如权利要求1至权利要求7中任一项所述的车辆用动力传递装置的啮合离合器，其特征在于，

所述车辆用动力传递装置为，包括第一动力传递路径及第二动力传递路径且具备择一地对所述第一动力传递路径及所述第二动力传递路径进行切换的切换机构的、齿轮变速以及无级变速器的并列型动力传递装置，其中，所述第一动力传递路径为，动力经由带式无级变速器而从输入轴向输出轴被传递的路径，所述第二动力传递路径为，与所述第一动力传递路径并列地设置且动力经由减速齿轮机构而从所述输入轴向所述输出轴被传递的路径，

所述啮合离合器被直列地设置在所述第二动力传递路径内。

9.如权利要求6所述的车辆用动力传递装置的啮合离合器，其特征在于，

所述车辆用动力传递装置具备，为了使所述液压式作动器在所述套筒与所述第一齿轮的侧面接触的方向上产生推力从而对向所述液压式作动器供给的供给液压进行控制的作动器推力控制部，

所述作动器推力控制部为，无论被传递至所述第一旋转轴的输入转矩如何均将所述供给液压维持为恒定、或随着所述输入转矩的增加而使所述供给液压降低的构件。