CN110296198A - 车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置，其能够降低由形成于车辆用动力传递装置所具备的摩擦卡合装置的齿隙引起的碰撞声，并且也能够抑制组装性的降低。在外周花键齿(68)的轴线(CL)方向上，越朝向在组装时将盘(70)嵌入的方向，相邻的外周花键齿(68)的旋转方向上的间隔越小，因此，在位于嵌入盘(70)的方向的最端部的盘(70)与外周花键齿(68)之间形成的齿隙变小。由此，在摩擦卡合部(58)卡合的状态下，通过切换向前进用离合器(C1)传递的转矩的方向，能够降低盘(70)与外周花键齿(68)之间形成的齿隙在相反侧减小或消失时产生的碰撞声。

Description

车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置
技术领域
本发明涉及一种设置在驱动源与驱动轮之间的动力传递路径上的车辆用动力传递装置所具备的摩擦卡合装置。
背景技术
在设置在驱动源与驱动轮之间的动力传递路径上的车辆用动力传递装置中，众所周知具备将旋转构件间的动力传递路径断开或连接的摩擦卡合装置的车辆用动力传递装置。例如，在专利文献1中，在变矩器3内，在前盖5与减振装置10之间设置有作为摩擦卡合装置的锁止离合器9。
锁止离合器9构成为包括：与离合器滚筒91的内周面花键嵌合的多片外摩擦板91a；与离合器毂92的外周面花键嵌合的多片内摩擦板92a；及推压外摩擦板91a及内摩擦板92a的活塞94。在锁止离合器9中，当活塞94朝向外摩擦板91a及内摩擦板92a侧移动时，外摩擦板91a及内摩擦板92a相互卡合。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2015-194185号公报
专利文献2：日本特开2009-41737号公报
发明所要解决的课题
然而，在外摩擦板91a及内摩擦板92a卡合的状态下，例如在内摩擦板92a与离合器毂92之间形成的旋转方向上的齿隙(齿轮侧向间隙)减小或消失时，有可能产生大的声音(碰撞声)。与此相对，如果减小所述齿隙，虽然碰撞声降低，但如果齿隙过小，则在组装时，有可能难以将内摩擦板92a组装于离合器毂92。另外，摩擦卡合装置不仅设置于变矩器的锁止离合器，例如还设置于带式无级变速器的前进后退切换机构、有级变速器等，因此对于这些摩擦卡合装置也产生同样的问题。
发明内容
本发明是以以上的情况为背景而完成的，其目的在于提供一种构造，其能够降低由在车辆用动力传递装置所具备的摩擦卡合装置形成的齿隙所引起的碰撞声，并且还抑制组装性的降低。
用于解决课题的手段
第1发明的主旨在于，一种车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置，其包括：(a)第1旋转构件，其被配置成能够以轴线为中心旋转；第2旋转构件，其被配置成能够以所述轴线为中心旋转；摩擦卡合部，其设置于第1旋转构件与第2旋转构件之间，交替层叠多片盘和多片板而构成，多片所述盘与形成于所述第1旋转构件的外周面的外周花键齿花键嵌合，多片所述板与形成于第2旋转构件的内周面的内周花键齿花键嵌合；及活塞，其设置为能够在所述轴线的方向上朝向所述摩擦卡合部移动，并推压该摩擦卡合部，该车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置的特征在于，至少具有如下特征中的一个：(b)在所述外周花键齿的所述轴线的方向上，越朝向在组装时对该外周花键齿嵌入所述盘的方向，相邻的所述外周花键齿的旋转方向上的间隔越小；及，在所述内周花键齿的所述轴线的方向上，越朝向在组装时对该内周花键齿嵌入所述板的方向，相邻的所述内周花键齿的旋转方向上的间隔越小。
另外，第2发明的主旨在于，在第1发明的车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置中，其特征在于，(a)在所述外周花键齿的所述轴线的方向上，越朝向在组装时对该外周花键齿嵌入所述盘的方向，相邻的所述外周花键齿的旋转方向上的间隔越小，(b)在所述外周花键齿中，在所述轴线的方向上，在组装时对该外周花键齿嵌入所述盘的方向为与所述活塞的推压方向相同的方向。
另外，第3发明的主旨在于，在第2发明的车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置中，其特征在于，在所述摩擦卡合部的配置有所述活塞的一侧的相反侧，配置有缓冲弹簧，所述缓冲弹簧产生使所述摩擦卡合部朝向所述活塞侧移动的作用力。
另外，本发明的第4发明的主旨在于，在第3发明的车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置中，其特征在于，在所述摩擦卡合部卡合的状态下，多片所述盘中的位于在所述轴线的方向上离所述活塞最远的一侧的位置的所述盘与所述外周花键齿之间形成的旋转方向上的齿隙设定为零。
发明的效果
根据第1发明的车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置，在外周花键齿的轴线的方向上，越朝向在组装时对外周花键齿嵌入盘的方向，相邻的外周花键齿的旋转方向上的间隔越小，在该情况下，在位于将盘嵌入的方向的最端部的盘与外周花键齿之间形成的周向的齿隙变小。由此，在摩擦卡合部卡合的状态下，通过切换向摩擦卡合装置传递的转矩的方向，能够降低在盘与外周花键齿之间形成的齿隙在相反侧减小或消失时产生的碰撞声。另一方面，若盘与外周花键齿之间的齿隙变小，则组装时的组装性有可能降低。但是，由于外周花键齿的旋转方向上的间隔越朝向在组装时对外周花键齿嵌入盘的方向越小，因此在组装时，从外周花键齿的旋转方向上的间隔大的一侧嵌入盘。因此，在盘与外周花键齿之间形成能够恰当地执行组装的足够的齿隙，因此也能够抑制组装性的降低。
另外，在内周花键齿的轴线的方向上，越朝向在组装时对内周花键齿嵌入板的方向，相邻的内周花键齿的旋转方向上的间隔越小，在该情况下，在位于将板嵌入的方向的最端部的板与内周花键齿之间形成的齿隙变小。由此，在摩擦卡合部卡合的状态下，通过切换向摩擦卡合装置传递的转矩的方向，能够降低在板与内周花键齿之间形成的齿隙在相反侧减小或消失时产生的碰撞声。另一方面，若板与内周花键齿的齿隙变小，则组装时的组装性有可能降低。但是，内周花键齿的旋转方向上的间隔越朝向在组装时对内周花键齿嵌入板的方向越小，因此在组装时，从内周花键的旋转方向上的间隔大的一侧将板嵌入。因此，在板与内周花键齿之间形成能够恰当地执行组装的足够的齿隙，因此也能够抑制组装性的降低。
另外，根据第2发明的车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置，由于外周花键齿在轴线的方向上，在组装时对外周花键齿嵌入盘的方向与活塞的推压方向为相同方向，因此，当活塞推压摩擦卡合部时，盘及板沿轴线的方向移动，盘与外周花键齿之间的旋转方向上的齿隙变小。因此，在所述齿隙减小或消失时产生的碰撞声减少。
另外，根据第3发明的车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置，由于在摩擦卡合部的配置有所述活塞的一侧的相反侧配置有缓冲弹簧，因此，当摩擦卡合部的卡合被解除时，通过缓冲弹簧的作用力使盘和板向各自的释放位置移动。因此，能够抑制盘及板在各自的卡合位置固定。
另外，根据第4发明的车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置，由于在摩擦卡合部卡合的状态下，在多片盘中的位于在轴线的方向上离活塞最远的一侧的位置的盘与外周花键齿之间的旋转方向上的齿隙设定为零，因此不会产生在齿隙减小或消失时产生的碰撞声。另一方面，由于盘与外周花键齿之间的齿隙为零，即使摩擦卡合部的卡合被解除，盘也有可能在卡合位置固定，但通过缓冲弹簧的作用力使盘强制性地移动到释放位置，因此盘与外周花键齿的固定也被抑制。
附图说明
图1是说明应用了本发明的车辆用动力传递装置的结构的概略图。
图2是用于说明图1的配置在涡轮轴与无级变速器之间的动力传递路径上的前进后退切换装置的构造的剖视图。
图3是将图2的行星齿轮架毂的外周花键齿沿周向展开而成的展开图。
图4是与本发明的其他实施例对应的前进用离合器的剖视图。
图5是将形成于图4的行星齿轮架毂的外周花键齿沿旋转方向展开而成的展开图。
图6是将形成于构成与本发明的另一个其他实施例对应的前进用离合器的滚筒的内周花键齿沿旋转方向展开而成的图。
附图标记说明
10：车辆用动力传递装置
54、102：滚筒(第2旋转构件)
56、88：行星齿轮架毂(第1旋转构件)
58、90：摩擦卡合部
60：活塞
66、104：内周花键齿
68、92：外周花键齿
70：盘
72：板
94：缓冲弹簧
C1、C1x、C1y：前进用离合器(摩擦卡合装置)
a1、a2、b、e、f：花键齿的间隔
具体实施方式
以下，参照附图详细说明本发明的实施例。另外，在以下的实施例中，附图适当地简化或变形，各部分的尺寸比及形状等未必被准确地描绘。
实施例1
图1是说明应用了本发明的车辆用动力传递装置10的结构的概略图。该车辆用动力传递装置10是横置型自动变速器，适合用于FF(前置发动机前轮驱动)型车辆，设置在作为行驶用的驱动源的发动机12和驱动轮24L、24R之间的动力传递路径上。由内燃机构成的发动机12的输出从发动机12的曲轴、作为流体式传动装置的变矩器14经由前进后退切换装置16、带式无级变速器(CVT)18、减速齿轮装置20及差动齿轮装置22等向左右的驱动轮24L、24R传递。
变矩器14设置在发动机12与驱动轮24之间的动力传递路径中，变矩器14具备：与发动机12的曲轴连结的泵叶轮14p；经由相当于变矩器14的输出侧构件的涡轮轴34而与前进后退切换装置16连结的涡轮叶轮14t；及插在泵叶轮14p与涡轮叶轮14t之间且经由单向离合器而与非旋转构件连结的导叶轮14s，所述变矩器14经由流体进行动力传递。另外，在这些泵叶轮14p及涡轮叶轮14t之间设置有锁止离合器26，通过切换对锁止离合器26的卡合侧油室和释放侧油室的液压供给，进行卡合(接合)或释放。例如，通过使锁止离合器26完全卡合，使泵叶轮14p及涡轮叶轮14t一体旋转。
这样，锁止离合器26将变矩器14的泵叶轮14p与涡轮叶轮14t之间断开或连接。另外，在泵叶轮14p连结有机械式油泵28，该机械式油泵28产生用于对无级变速器18进行变速控制、产生带夹压力、对锁止离合器26进行卡合释放控制或者向各部分供给润滑油的液压。
前进后退切换装置16以前进用离合器C1及后退用制动器B1和双小齿轮型的行星齿轮装置16p为主体而构成，变矩器14的涡轮轴34与太阳齿轮16s一体地连结，无级变速器18的输入轴36与行星齿轮架16c一体地连结，另一方面，行星齿轮架16c和太阳齿轮16s经由前进用离合器C1而被选择性地连结，齿圈16r经由后退用制动器B1而选择性地固定于壳体。前进用离合器C1及后退用制动器B1均是通过液压致动器进行摩擦卡合的液压式的摩擦卡合装置。另外，前进用离合器C1对应于本发明的摩擦卡合装置。
并且，当前进用离合器C1被卡合并且后退用制动器B1被释放时，前进后退切换装置16成为一体旋转状态，由此，涡轮轴34与输入轴36直接连结，前进用动力传递路径成立(完成)，前进方向的驱动力向无级变速器18传递。另外，当后退用制动器B1被卡合并且前进用离合器C1被释放时，前进后退切换装置16成为：后退用动力传递路径成立(完成)，输入轴36相对于涡轮轴34向反方向旋转，后退方向的驱动力向无级变速器18传递。另外，当前进用离合器C1及后退用制动器B1被一起释放时，前进后退切换装置16成为切断动力传递的空挡状态(动力传递切断状态)。
无级变速器18具备：设置于输入轴36的作为输入侧构件的有效直径可变的驱动侧带轮(初级带轮)42；设置于输出轴44的作为输出侧构件的有效直径可变的从动侧带轮(次级带轮)46；及卷绕于所述可变带轮42、46的传动带48，经由可变带轮42、46与传动带48之间的摩擦力进行动力传递。
驱动侧带轮42构成为具备：固定于输入轴36的固定旋转体42a；设置为相对于输入轴36不能相对旋转且能够沿轴向相对移动的可动旋转体42b；及赋予对所述固定旋转体42a及可动旋转体42b之间的V槽宽进行变更的推力的驱动侧液压致动器42c。
从动侧带轮46构成为具备：固定于输出轴44的固定旋转体46a；设置为相对于输出轴44不能相对旋转且能够沿轴向相对移动的可动旋转体46b；及赋予对所述固定旋转体46a及可动旋转体46b之间的V槽宽进行变更的推力的从动侧液压致动器46c。
通过由液压控制回路控制向驱动侧液压致动器42c的工作油的供给排出流量，从而两个带轮42、46的V槽宽变化且传动带48的挂设直径(有效直径)变更，变速比γ(＝输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)连续地变化。另外，通过由液压控制回路对作为从动侧液压致动器46c的液压的带夹压Pd进行调压控制，从而以传动带48不发生滑动的方式进行控制。
图2是图1的驱动侧带轮42的一部分、及配置在变矩器14与无级变速器18之间的动力传递路径上的前进后退切换装置16的剖视图。
在图2中，在轴线CL上依次配置有涡轮轴34、输入轴36及驱动侧带轮42的固定旋转体42a。另外，在涡轮轴34的外周侧配置有前进后退切换装置16。前进后退切换装置16设置在涡轮轴34与驱动侧带轮42之间的动力传递路径上。
在图2中，示出了构成前进后退切换装置16的行星齿轮装置16p及前进用离合器C1。另外，后退用制动器B1配置在行星齿轮装置16p的外周侧，但在图2中被省略。
行星齿轮装置16p具有：一体地形成于涡轮轴34的外周部的太阳齿轮16s；将行星齿轮架销50支承为能够以轴线CL为中心公转的行星齿轮架16c；及形成有与行星齿轮装置16p的小齿轮(在图2中未图示)啮合的内周齿的圆环状的齿圈16r。
行星齿轮架16c支承行星齿轮架销50的轴向的两端。行星齿轮架16c的在轴线CL方向上的涡轮轴34侧(发动机12侧、纸面右侧)的端部朝向径向外侧延伸，其外周端部与前进用离合器C1的后述的行星齿轮架毂56连结。另外，行星齿轮架16c的在轴线CL方向上的驱动侧带轮42侧(无级变速器18侧、纸面左侧)的端部朝向径向内侧延伸，并且其内周端部与输入轴36连结。
齿圈16r是圆环状的构件，通过在轴线CL方向上与驱动侧带轮42侧连接的圆盘构件52，以能够以轴线CL为中心旋转的方式被支承。在齿圈16r的内周面形成有与未图示的小齿轮啮合的内周齿。另外，在齿圈16r的外周面形成有未图示的构成后退用制动器B1的外周花键齿。
接着，对前进用离合器C1进行说明。前进用离合器C1构成为包括：滚筒54；行星齿轮架毂56；设置在滚筒54及行星齿轮架毂56之间的摩擦卡合部58；构成为能够推压摩擦卡合部58的活塞60；对活塞60在轴线CL方向上向远离摩擦卡合部58的一侧施力的多个弹簧62；及保持弹簧62的保持板64。
滚筒54被配置成能够以轴线CL为中心旋转。滚筒54形成为有底双层圆筒状，具备内侧圆筒部54a、配置于内侧圆筒部54a的外周侧的外侧圆筒部54b、连结内侧圆筒部54a与外侧圆筒部54b之间的圆盘状的圆盘部54c。另外，滚筒54对应于本发明的第2旋转构件。
内侧圆筒部54a形成为圆筒状，在轴线CL方向上的驱动侧带轮42侧的端部与涡轮轴34连接。因此，滚筒54以轴线CL为中心与涡轮轴34一起一体地旋转。
外侧圆筒部54b形成为圆筒状，在其内周面形成有内周花键齿66，该内周花键齿66与构成摩擦卡合部58的多片板72花键嵌合。
圆盘部54c形成为圆盘状，内周侧的端部与内侧圆筒部54a的在轴线CL方向上的涡轮轴34侧的端部连结，并且外周侧的端部与外侧圆筒部54b的在轴线CL方向上的涡轮轴34侧的端部连结。
在滚筒54中，在内侧圆筒部54a与外侧圆筒部54b之间形成有环状的空间，在该空间内收容有行星齿轮架毂56、摩擦卡合部58、活塞60、弹簧62及保持板64。
行星齿轮架毂56被配置成能够以轴线CL为中心旋转。行星齿轮架毂56形成为圆筒状，配置在滚筒54的外侧圆筒部54b的内周侧。行星齿轮架毂56的在轴线CL方向上的驱动侧带轮42侧的端部与行星齿轮装置16p的行星齿轮架16c连结。在行星齿轮架毂56的外周面形成有外周花键齿68，该外周花键齿68与构成摩擦卡合部58的多片盘70花键嵌合。另外，行星齿轮架毂56对应于本发明的第1旋转构件。
在径向上，在行星齿轮架毂56与滚筒54的外侧圆筒部54b之间设置有摩擦卡合部58。摩擦卡合部58由多片(在本实施例中为3片)盘70与多片(在本实施例中为3片)板72在轴线CL方向上交替层叠而构成，多片所述盘70与形成于行星齿轮架毂56的外周面的外周花键齿68花键嵌合，多片所述板72与形成于外侧圆筒部54b的内周面的内周花键齿66花键嵌合。另外，在外侧圆筒部54b的内周花键齿66上花键嵌合有凸缘74，在外侧圆筒部54b的内周花键齿66上嵌装有弹性挡环76，在轴线CL方向上与活塞60相邻的位置配置有缓冲弹簧78。
多片盘70分别形成为圆板状，在其内周侧以一定的周向间隔形成有与外周花键齿68花键嵌合的内周齿。当盘70与外周花键齿68花键嵌合时，盘70相对于行星齿轮架毂56不能相对旋转，并且能够沿轴线CL方向相对移动。另外，在盘70的内周齿与外周花键齿68之间形成有考虑了部件偏差及组装性的旋转方向上的齿隙，容许盘70与外周花键齿68之间相对旋转该齿隙的量。关于所述齿隙，在后面叙述。
多片板72分别形成为圆板状，在其外周侧以一定的周向间隔形成有与内周花键齿66花键嵌合的外周齿。当板72与内周花键齿66花键嵌合时，板72相对于滚筒54不能相对旋转，并且能够沿轴线CL方向相对移动。另外，在板72的外周齿与内周花键齿66之间形成有考虑了部件偏差及组装性的旋转方向上的齿隙，容许板72与内周花键齿66之间相对旋转该齿隙的量。
盘70和板72被配置成在轴线CL方向上交替重叠。另外，在与位于在轴线CL方向上最靠驱动侧带轮42侧的位置的盘70相邻的位置，配置有凸缘74。凸缘74形成为圆板状，在其外周侧形成有与内周花键齿66花键嵌合的外周齿。
另外，在凸缘74的在轴线CL方向上的驱动侧带轮42侧配置有弹性挡环76。弹性挡环76以不能沿轴线CL方向移动的状态嵌装于形成在内周花键齿66上的环状槽。由此，凸缘74被弹性挡环76限制在轴线CL方向上向驱动侧带轮42侧移动。具体而言，当凸缘74在轴线CL方向上向驱动侧带轮42侧移动时，凸缘74与弹性挡环76接触，凸缘74在与弹性挡环76接触的状态下停止。与此相关，盘70及板72也被弹性挡环76限制在轴线CL方向上向驱动侧带轮42侧移动。
缓冲弹簧78配置于在轴线CL方向上与活塞60相邻的位置。缓冲弹簧78由盘簧构成，其外周部与内周花键齿66花键嵌合。因此，缓冲弹簧78也与滚筒54一体地旋转。另外，缓冲弹簧78配置于在轴线CL方向上与活塞60相邻的位置，因此，当活塞60在轴线CL方向上向摩擦卡合部58侧移动时，缓冲弹簧78最先与活塞60接触。此时，通过缓冲弹簧78弹性变形，产生向推回活塞60的方向作用的弹性恢复力。通过该弹性恢复力，抑制摩擦卡合部58的突然卡合。
活塞60的内周部以能够滑动的方式嵌装于内侧圆筒部54a的外周面，并且活塞60的外周部以能够滑动接触的方式嵌装于外侧圆筒部54b的内周面。由此，形成由活塞60和滚筒54包围的液压室80。通过向该液压室80内供给工作油，活塞60在轴线CL方向上向摩擦卡合部58侧移动，活塞60推压摩擦卡合部58。在活塞60的外周部形成有在轴线CL方向上朝向摩擦卡合部58侧延伸的圆筒状的推压部60a。
在轴线CL方向上，在活塞60与摩擦卡合部58之间配置有保持板64。保持板64由截面弯曲的圆盘构件构成。保持板64的内周部与弹性挡环82接触，限制在轴线CL方向上向驱动侧带轮42侧的移动，所述弹性挡环82嵌装于滚筒54的内侧圆筒部54a的外周面。保持板64的外周端部以能够滑动的方式嵌装于活塞60的推压部60a的内周面。
在轴线CL方向上，在活塞60与保持板64之间插入有多个弹簧62。弹簧62在周向上以等角度间隔配置。通过该弹簧62，活塞60在轴线CL方向上被向远离摩擦卡合部58的一侧施力。因此，在未向液压室80供给工作油的状态下，通过弹簧62的作用力使活塞60在轴线CL方向上向远离摩擦卡合部58的一侧移动。
在如上述那样构成的前进用离合器C1中，当向液压室80供给工作油时，通过液压室80内的工作油的液压，活塞60克服弹簧62的作用力而在轴线CL方向上向摩擦卡合部58侧移动，由此活塞60推压摩擦卡合部58。在此，由于弹性挡环76嵌装于摩擦卡合部58的在轴线CL方向上与活塞60相反的一侧的端部，因此凸缘74、盘70及板72沿轴线CL方向的移动被限制，凸缘74及板72与盘70之间产生摩擦卡合力，凸缘74及板72与盘70卡合。此时，前进用离合器C1成为卡合状态，滚筒54和行星齿轮架毂56一体地旋转。
另外，已知在发动机12中，由于爆发变动的影响而产生旋转变动及转矩变动，该发动机12的旋转变动及转矩变动向前进后退切换装置16及无级变速器18侧传递。在相对低速或者低转矩的行驶状态下，通过变矩器14来吸收所述旋转变动及转矩变动，但是例如若车速成为规定值以上，则锁止离合器26卡合，所述旋转变动及转矩变动经由锁止离合器26向前进后退切换装置16及无级变速器18侧传递。另外，虽然在锁止离合器26与涡轮轴34之间设置有减振装置，但无法由该减振装置吸收的所述旋转变动及转矩变动向前进后退切换装置16侧传递。
另外，在前进用离合器C1中，在行星齿轮架毂56的外周花键齿68与盘70之间、及滚筒54的内周花键齿66与板72之间，考虑部件的尺寸偏差及组装性，在旋转方向上形成有一定的齿隙。在此，在发动机12的转矩较小的区域中行驶时，存在向前进后退切换装置16及无级变速器18传递的转矩成为跨越正负的状态的情况，在这样的行驶状态下，当发动机12的旋转变动及转矩变动向前进用离合器C1传递时，由于旋转变动和转矩变动的影响，在形成有所述齿隙的部位连续地产生因齿隙减小或消失导致的部件彼此的碰撞，有可能产生因部件彼此的碰撞而产生的碰撞声(打齿声)。为了消除该问题，也可以考虑释放锁止离合器26，通过变矩器14吸收旋转变动及转矩变动，但作为其反面，锁止离合器26的卡合区域小，从而产生耗油率恶化这样的问题。
为了解决上述问题，在本实施例中，盘70花键嵌合的行星齿轮架毂56的外周花键齿68的旋转方向上的间隔在轴线CL方向上从涡轮轴34朝向驱动侧带轮42侧变小。图3是将行星齿轮架毂56的外周花键齿68沿周向展开而成的展开图。另外，在图3中示出了周向的一部分。另外，在图3中，纸面右侧对应于轴线CL方向的涡轮轴34侧，纸面左侧对应于轴线CL方向的驱动侧带轮42侧。
如图3所示，在轴线CL方向上沿长边方向延伸的外周花键齿68的各齿部68a在周向(旋转方向)上等角度间隔地配置。另外，相邻的齿部68a的旋转方向(周向)的间隔根据轴线CL方向的位置而变化。具体而言，在轴线CL方向上，在涡轮轴34侧的端部(纸面右侧端部)，相邻的齿部68a的旋转方向上的间隔为尺寸b(以下称为间隔b)。另一方面，在轴线CL方向上的驱动侧带轮42侧的端部(纸面左侧端部)，相邻的齿部68a的旋转方向上的间隔为尺寸a1(以下称为间隔a1)。在此，间隔b为比间隔a1大的值(b>a1)。因此，在轴线CL方向上越朝向驱动侧带轮42侧，相邻的齿部68a的旋转方向上的间隔越小。
如图3所示，各齿部68a的在旋转方向上彼此相对的面84分别以在轴线CL上越朝向驱动侧带轮42侧在旋转方向上越接近的方式形成为相对于轴线CL倾斜的锥形状。由此，相邻的齿部68a的旋转方向上的间隔以随着在轴线CL方向上朝向驱动侧带轮42侧而变小的方式连续地变化。
在轴线CL方向上，在驱动侧带轮42侧的端部，相邻的齿部68a的旋转方向上的间隔a1设定为：在前进用离合器C1卡合的状态下，在位于在轴线CL方向上最靠驱动侧带轮42侧的位置的盘70的内周齿与齿部68a之间，在形成大于零的齿隙的范围成为足够小的值。另外，在旋转方向上相邻的齿部68a之间的间隔a1设定为：比以往构造的齿部68a之间的间隔与轴线CL无关而恒定的情况下的间隔小的值。在此，在前进用离合器C1卡合的状态下，位于在轴线CL方向上最靠驱动侧带轮42侧的位置的盘70的内周齿与齿部68a之间的齿隙为大于零的值是为了在前进用离合器C1从卡合状态向释放状态切换时防止盘70固定于外周花键齿68而维持卡合状态。
另外，设定为相邻的齿部68a的旋转方向上的间隔a1的一侧，与在组装盘70时不插入盘70的一侧对应。换言之，在组装时，将盘70从间隔b侧朝向间隔a1侧并沿轴线CL方向嵌入相邻的齿部68a的旋转方向上的间隔。即，在组装时，盘70相对于外周花键齿68从轴线CL方向的涡轮轴34侧朝向驱动侧带轮42侧嵌入。由此，在外周花键齿68的轴线CL方向上越朝向将盘70嵌入的方向，相邻的齿部68a的旋转方向上的间隔越小。由此，由于盘70从相邻的齿部68a的旋转方向上的间隔大的一侧(间隔b侧)嵌入，所以组装容易，抑制组装性的降低。
在组装时，首先，在将活塞60嵌装于滚筒54之后，依次组装弹簧62、保持板64。接着，将缓冲弹簧78嵌入滚筒54的内周花键齿66，并以交替层叠盘70和板72的方式进行组装。并且，当凸缘74及弹性挡环76组装于内周花键齿66时，行星齿轮架毂56的外周花键齿68以与盘70的内周齿嵌合的方式嵌入。此时，盘70朝向外周花键齿68相对地移动。该方向与图2的在轴线CL方向上从涡轮轴34侧朝向驱动侧带轮42侧的方向对应，与相邻的齿部68a的旋转方向上的间隔变小的方向对应。在本发明中，该方向为在组装时对外周花键齿嵌入盘的方向。
另外，在从活塞60的推压方向观察的情况下，在轴线CL方向上越朝向活塞60的推压方向，外周花键齿68的相邻的齿部68a的旋转方向上的间隔越小。即，在组装时，对外周花键齿68嵌入盘70的方向为与活塞60的推压方向相同的方向。由此，当活塞60推压摩擦卡合部58时，盘70及板72沿轴线CL方向移动至各自的卡合位置，但此时位于在轴线CL方向上最靠近驱动侧带轮42侧的位置的盘70的内周齿与外周花键齿68之间的齿隙变小。
在本实施例中，3片盘70与外周花键齿68的齿部68a花键嵌合，这3片盘的尺寸相同，因此，在轴线CL方向上越位于驱动侧带轮42侧的盘70，在齿部68a与盘70的内周齿之间形成的旋转方向上的齿隙越小。当驾驶员从例如N挡位(动力传递切断挡位)向D挡位(前进行驶挡位)切换时，根据盘70沿旋转方向(驱动方向)而旋转的状态，活塞60推压摩擦卡合部58，由此前进用离合器C1卡合。此时，虽然在各齿部68a与盘70之间形成的旋转方向上的齿隙的大小按照各盘70的不同而不同，但是，各盘70与各齿部68a均成为在驱动方向上减小或消失齿隙的状态。由此，通过各盘70传递动力。
另外，在前进行驶中，在通过传递来自发动机12的旋转变动及转矩变动而切换向前进用离合器C1传递的转矩的方向(例如从驱动向被驱动的切换)的情况下，在齿部68a与盘70之间形成的齿隙在相反侧减小或消失，齿部68a与盘70相对旋转。此时的旋转量成为位于在轴线CL方向上最靠驱动侧带轮42侧的位置的盘70与齿部68a之间的齿隙量，因此齿隙减小或消失时产生的碰撞声(打齿声)减少。由此，所述间隔a1设定在预先通过实验或设计求出的、盘70与齿部68a之间的齿隙减小或消失时产生的碰撞声不被驾驶员察觉的范围。
在此，在盘70与齿部68a之间形成的齿隙越小，则在组装时将盘70嵌入外周花键齿68时的组装性越差，但由于设定为：在外周花键齿68中，盘70从相邻的齿部68a的旋转方向之间被设定为间隔b的一侧嵌入，因此即使在组装时也能够容易地进行组装。即，能够抑制盘70的组装性的降低。
如上述那样，根据本实施例，在外周花键齿68的轴线CL方向上，越朝向在组装时对外周花键齿68嵌入盘70的方向，相邻的外周花键齿68的旋转方向上的间隔越小，因此，形成在盘70嵌入外周花键齿68的方向的最端部的盘70与外周花键齿68之间的齿隙与花键齿68的间隔与轴线CL无关而恒定的情况相比变小。由此，在摩擦卡合部58卡合的状态下，通过切换向前进用离合器C1传递的转矩的朝向，在盘70与外周花键齿68之间形成的齿隙在相反侧减小或消失时产生的碰撞声降低。另一方面，若盘70与外周花键齿68之间的齿隙变小，则组装时的组装性有可能降低。但是，由于外周花键齿68的旋转方向上的间隔越朝向在组装时对外周花键齿68嵌入盘70的方向越小，因此在组装时，从外周花键齿68的旋转方向上的间隔大的一侧将盘70嵌入。因此，由于在盘70与外周花键齿68之间形成能够适当地执行组装的足够的齿隙，因此也能够抑制组装性的降低。
另外，根据本实施例，在外周花键齿68中，在轴线CL方向上，在组装时将盘70嵌入的方向是与活塞60的推压方向相同的方向，因此，当活塞60推压摩擦卡合部58时，盘70及板72沿轴线CL方向移动，盘70与外周花键齿68之间的旋转方向上的齿隙变小。因此，在所述齿隙减小或消失时产生的碰撞声减少。
接着，说明本发明的其他实施例。另外，在以下的说明中，对与所述实施例共通的部分标注相同的附图标记并省略说明。
实施例2
图4是与本发明的其他实施例对应的前进用离合器C1x的剖视图。前进用离合器C1x构成为包括：滚筒54；行星齿轮架毂88；设置在滚筒54及行星齿轮架毂88之间的摩擦卡合部90；及构成为能够推压摩擦卡合部90的活塞60。另外，关于滚筒54及活塞60，由于与所述实施例相同，因此标注相同的附图标记并省略详细的说明。另外，前进用离合器C1x虽然在图4中被省略，但与所述实施例同样地，具备弹簧62及保持板64等。另外，行星齿轮架毂88对应于本发明的第1旋转构件，前进用离合器C1x对应于本发明的摩擦卡合装置。
摩擦卡合部90通过在轴线CL方向上交替层叠与行星齿轮架毂88的外周花键齿92花键嵌合的3片盘70及与滚筒54的外侧圆筒部54b的内周花键齿66花键嵌合的3片板72而构成。另外，在内周花键齿66花键嵌合有凸缘74，在内周花键齿66嵌装有弹性挡环76，在轴线CL方向上，在凸缘74与弹性挡环76之间插入有缓冲弹簧94。另外，盘70、板72、凸缘74、弹性挡环76与所述实施例基本相同，因此标注相同的附图标记并省略详细的说明。
在本实施例中，缓冲弹簧94配置在与凸缘74在轴线CL方向上邻接的位置且在轴线CL方向上相对于摩擦卡合部90配置活塞60的一侧的相反侧。缓冲弹簧94产生使摩擦卡合部90在轴线CL方向上朝向活塞60侧移动的作用力。这样，若缓冲弹簧94在轴线CL方向上插入在凸缘74与弹性挡环76之间，则在前进用离合器C1x从卡合状态向释放状态切换时，缓冲弹簧94的作用力经由凸缘74向摩擦卡合部90传递。因此，通过缓冲弹簧94的作用力，盘70及板72沿轴线CL方向移动到前进用离合器C1x被释放的位置，防止凸缘74、盘70及板72在前进用离合器C1x的卡合位置固定。
图5是将形成于行星齿轮架毂88的外周花键齿92沿旋转方向展开而成的展开图，与所述实施例的图3对应。在图5中，纸面右侧对应于轴线CL方向的涡轮轴34侧，纸面左侧对应于轴线CL方向的驱动侧带轮42侧。在本实施例中，相邻的齿部92a的旋转方向上的间隔也在轴线CL方向上变化。具体而言，在轴线CL方向上涡轮轴34a侧的端部，相邻的齿部92a的旋转方向之间为间隔b，在轴线CL方向上的驱动侧带轮42侧的端部，相邻的齿部92a的旋转方向之间为间隔a2。在此，间隔b为比间隔a2大的值(b>a2)。因此，在轴线CL方向上越朝向驱动侧带轮42侧，相邻的齿部92a的旋转方向上的间隔越小。另外，在本实施例中，也设定为：在组装时，盘70从外周花键齿92的轴线CL方向上的涡轮轴34侧朝向驱动侧带轮42侧嵌入，在轴线CL方向上越朝向在组装时对外周花键齿92嵌入盘70的方向，相邻的外周花键齿92的齿部92a的旋转方向上的间隔越小。
在此，在轴线CL方向上，在驱动侧带轮42的端部，相邻的齿部92a的旋转方向上的间隔a2设定为：在前进用离合器C1x(摩擦卡合部90)卡合的状态下，多片盘70中的位于在轴线CL方向上最靠驱动侧带轮42侧(远离活塞60的一侧)的位置的盘70的内周齿与齿部92a之间的齿隙为零(或大致为零)。这样，若设定旋转方向上的间隔a2，则即使在前进用离合器C1x卡合的状态下，向前进用离合器C1x传递的转矩的方向切换的情况下，由于在轴线CL方向上位于驱动侧带轮42侧的盘70与齿部92a的齿隙为零，因此不会产生盘70和齿部92a相对旋转时产生的碰撞声。
如上述那样，在前进用离合器C1x卡合的状态下，若在轴线CL方向上位于驱动侧带轮42侧的盘70的内周齿与齿部92a之间的齿隙设定为零，则不产生碰撞声，但是，即使在释放前进用离合器C1x时活塞60向远离摩擦卡合部90的一侧移动，盘70也在前进用离合器C1x的卡合位置固定于外周花键齿92，有可能无法正常地释放前进用离合器C1x。
对此，在本实施例中，由于缓冲弹簧94在轴线CL方向上配置在弹性挡环76与凸缘74之间，因此当活塞60远离摩擦卡合部90时，通过缓冲弹簧94的弹性恢复力，使盘70强制地移动到前进用离合器C1x的释放位置。因此，盘70不会在前进用离合器C1x的卡合位置固定，前进用离合器C1x被可靠地释放。因此，能够可靠地防止前进用离合器C1x在前进行驶挡位以外的挡位卡合，另外，还能够防止因盘70的拖曳导致的烧结。
如上所述，根据本实施例，也能够得到与所述实施例相同的效果。另外，在本实施例中，由于缓冲弹簧94在轴线CL方向上插入在弹性挡环76与凸缘74之间，因此在前进用离合器C1x被释放时，通过缓冲弹簧94的弹性恢复力，使盘70强制地移动到前进用离合器C1x的释放位置。由此，能够防止盘70固定于外周花键齿92。由此，在前进用离合器C1x卡合的状态下，能够将多片盘70中的位于轴线CL方向上最靠驱动侧带轮42侧的盘70的内周齿与齿部92a之间的齿隙设定为零，能够进一步降低向前进用离合器C1x传递的转矩的方向切换时产生的碰撞声(打齿声)。
实施例3
图6是将形成于构成与本发明的另一个其他实施例对应的前进用离合器C1y的滚筒102的内周花键齿104沿旋转方向展开而成的图。在图6中，纸面右侧对应于轴线CL方向的涡轮轴34侧，纸面左侧对应于轴线CL方向的驱动侧带轮42侧。
在本实施例中，在形成于滚筒102的内周花键齿104中，在旋转方向上相邻的齿部104a的间隔根据轴线CL方向而变化。具体而言，在轴线CL方向上的驱动侧带轮42侧的端部，相邻的齿部104a之间为间隔e，在轴线CL方向上涡轮轴34侧的端部，相邻的齿部104a的旋转方向之间为间隔f。如图6所示，间隔e设为比间隔f大的值(e>f)。因此，在轴线CL方向上越朝向涡轮轴34侧，即在轴线CL方向上越远离滚筒102的开口，相邻的齿部104a的旋转方向上的间隔越小。另外，相对于内周花键齿104在轴线CL方向上朝向涡轮轴34侧的方向与组装时对内周花键齿104嵌入板72的方向对应。因此，在内周花键齿104的轴线CL方向上，越朝向在组装时对内周花键齿104嵌入板72的方向，相邻的内周花键齿104的旋转方向上的间隔越小。另外，滚筒102对应于本发明的第2旋转构件，前进用离合器C1y对应于本发明的摩擦卡合装置。
在此，间隔e设定为在组装时能够容易地将板72嵌入内周花键齿104的尺寸。另外，间隔f例如设定为：在如所述实施例的图2所示那样缓冲弹簧78配置在与活塞60相邻的位置的情况下，在前进用离合器C1y的卡合状态下，在位于在轴线CL方向上最靠涡轮轴34侧的位置的板72与内周花键齿104之间形成有比零大的旋转方向上的齿隙的范围，成为足够小的值。具体而言，间隔f被设为如下值，即，小于以往构造即与轴线CL方向的位置无关而恒定的情况的间隔，且在齿隙减小或消失时产生的碰撞声不被驾驶员察觉的值。另外，如所述实施例的图4所示，在缓冲弹簧94在轴线CL方向上相对于活塞60配置在相反侧的情况下，优选的是，将间隔f设定为：在前进用离合器C1y卡合的状态下，位于在轴线CL方向上最靠涡轮轴34侧的位置的板72与内周花键齿104之间的齿隙为零。
如上所述，在滚筒102的内周花键齿104中，即使在旋转方向上相邻的齿部104a的间隔在轴线CL方向上越朝向涡轮轴34侧越小，由于位于在轴线CL方向上最靠涡轮轴34侧的位置的板72的外周齿与内周花键齿104的齿部104a之间形成的旋转方向上的齿隙小，因此也能够得到与所述实施例相同的效果。例如，在行驶中向前进用离合器C1y传递的转矩的方向切换的情况下，齿部104a与板72之间形成的齿隙在相反侧减小或消失，齿部104a与板72相对旋转，此时的旋转量成为位于在轴线CL方向上最靠涡轮轴34侧的板72与齿部104a之间的齿隙量，因此齿隙减小或消失时产生的碰撞声(打齿声)减少。
另一方面，在板72与齿部104a之间形成的齿隙越小，在组装时将板72嵌入内周花键齿104时的组装性越差，但通过从齿部104a的旋转方向之间设定为间隔e的一侧将板72嵌入，即使在组装时也能够容易地进行组装。即，能够抑制板72的组装性的降低。
如上所述，根据本实施例也能够得到与所述实施例相同的效果。具体而言，在内周花键齿104的轴线CL方向上，越朝向在组装时将板72嵌入的方向，相邻的内周花键齿104的旋转方向上的间隔越小，因此，在位于将板72嵌入的方向的最端部的板72与内周花键齿104之间形成的齿隙小于与轴线CL方向的位置无关而间隔恒定的以往构造。由此，在前进用离合器C1y卡合的状态下，通过切换向前进用离合器C1y传递的转矩的方向，能够降低在板72与内周花键齿104之间形成的齿隙在相反侧减小或消失时产生的碰撞声。另一方面，若板72与内周花键齿104之间的齿隙变小，则组装时的组装性有可能降低。但是，由于内周花键齿104的旋转方向上的间隔越朝向在组装时将板72嵌入的方向越小，因此在组装时，从内周花键104的旋转方向上的间隔大的一侧将板72嵌入。因此，在板72与内周花键齿104之间形成有能够恰当地地执行组装的足够的齿隙，因此也能够抑制组装性的降低。
以上，基于附图对本发明的实施例进行了详细说明，但本发明也适用于其他方式。
例如，在所述实施例中，可以组合实施例1和实施例3来实施，并且也可以组合实施例2和实施例3来实施。
即，也可以是，形成于行星齿轮架毂的外周花键齿的齿部的旋转方向上的间隔，越朝向在组装时对外周花键齿嵌入盘的方向越小，并且形成于滚筒的内周花键齿的齿部的旋转方向上的间隔越朝向在组装时对内周花键齿嵌入板的方向越小。通过这样构成，能够降低在盘与外周花键齿之间、及板与内周花键齿之间这双方产生的碰撞声。
另外，在所述实施例中，关于前进后退切换装置16所具备的前进用离合器C1、C1x、C1y，外周花键齿68、92的齿部68a、92a的旋转方向上的间隔或者内周花键齿104的齿部104a在轴线CL方向上越朝向驱动侧带轮42或涡轮轴34侧越小，但本发明不限定于前进用离合器C1、C1x、C1y。例如，在变矩器14的锁止离合器26构成为包括多片盘及多片板的情况下，对锁止离合器26也能够应用本发明，对构成前进后退切换装置16的后退用制动器B1也能够应用本发明。另外，本发明并不限定于带式无级变速器18，例如也可以适用于有级自动变速器所具备的摩擦卡合装置。总之，只要是车辆用动力传递装置所具备的摩擦卡合装置，就能够适当应用本发明。
另外，在所述实施例中，在图4所示的缓冲弹簧94相对于活塞60配置在轴线CL方向的相反侧的构造中，在轴线CL方向位于驱动侧带轮42侧的盘70的内周齿与外周花键齿92的齿部92a之间的旋转方向上的齿隙设定为零，但无需将所述齿隙一定设为零，也可以设定为比零大的值。
另外，在所述实施例中，摩擦卡合部58、90构成为具备3片盘70及3片板72，但盘70及板72的片数无需限定为3片，也可以适当变更。
另外，在所述实施例中，前进用离合器C1具备用于抑制摩擦卡合部58的急卡合的缓冲弹簧78，但在本发明中，缓冲弹簧78不是必需的，也可以省略。
另外，所述的只不过是一个实施方式，本发明能够以基于本领域技术人员的知识而实施了各种变更、改良的方式来实施。

Claims (4)

1.一种车辆用动力传递装置(10)的摩擦卡合装置(C1；C1x；C1y)，其包括：第1旋转构件(56、88)，其被配置成能够以轴线(CL)为中心旋转；第2旋转构件(54、102)，其被配置成能够以所述轴线为中心旋转；摩擦卡合部(58、90)，其设置在第1旋转构件与第2旋转构件之间，交替地层叠多片盘(70)和多片板(72)而构成，多片所述盘与形成于所述第1旋转构件的外周面的外周花键齿(68、92)花键嵌合，多片所述板与形成于第2旋转构件的内周面的内周花键齿(66、104)花键嵌合；及活塞(60)，其设置为能够在所述轴线的方向上朝向所述摩擦卡合部移动，并推压该摩擦卡合部，所述车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置的特征在于，
至少具有如下特征中的一个：在所述外周花键齿的所述轴线的方向上，越朝向在组装时对该外周花键齿嵌入所述盘的方向，相邻的所述外周花键齿的旋转方向上的间隔(a1、b；a2、b)越小；及，在所述内周花键齿的所述轴线的方向上，越朝向在组装时对该内周花键齿嵌入所述板的方向，相邻的所述内周花键齿的旋转方向上的间隔(e、f)越小。
2.根据权利要求1所述的车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置(C1)，其特征在于，
在所述外周花键齿(68)的所述轴线的方向上，越朝向在组装时对该外周花键齿嵌入所述盘的方向，相邻的所述外周花键齿的旋转方向上的间隔越小，
在所述外周花键齿中，在所述轴线的方向上，在组装时对该外周花键齿嵌入所述盘的方向为与所述活塞的推压方向相同的方向。
3.根据权利要求2所述的车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置(C1x)，其特征在于，
在所述摩擦卡合部(90)的配置有所述活塞的一侧的相反侧，配置有缓冲弹簧(94)，所述缓冲弹簧产生使所述摩擦卡合部朝向所述活塞侧移动的作用力。
4.根据权利要求3所述的车辆用动力传递装置的摩擦卡合装置(C1；C1x)，其特征在于，
在所述摩擦卡合部(58；90)卡合的状态下，多片所述盘中的位于在所述轴线的方向上离所述活塞最远的一侧的位置的所述盘与所述外周花键齿(68；92)之间形成的旋转方向上的齿隙设定为零。
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