CN111503237A - 车辆用动力传递装置 - Google Patents

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大板慎司
二谷启允
藤川惠
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Abstract

本发明是一种车辆用动力传递装置。车辆用动力传递装置包括：输入轴；输出轴；第一动力传递路径，所述第一动力传递路径构成为在输入轴与输出轴之间传递动力；以及第二动力传递路径，所述第二动力传递路径构成为在输入轴与输出轴之间传递动力。所述第一动力传递路径包括模式切换离合器，所述模式切换离合器构成为对单向模式和自由模式进行切换，在所述单向模式下，传递沿正转方向作用的动力，而阻断沿倒转方向作用的动力，在所述自由模式下，阻断沿正转方向及倒转方向作用的动力。所述第二动力传递路径包括控制用离合器，所述控制用离合器构成为控制转矩容量。

Description

车辆用动力传递装置
技术领域
本发明涉及构成为在输入轴与输出轴之间并列地具备第一动力传递路径和第二动力传递路径的车辆用动力传递装置。
背景技术
在日本专利第5765485中记载了在输入轴与输出轴之间并列地具备第一动力传递路径和第二动力传递路径的车辆用动力传递装置。在日本专利第5765485记载的动力传递装置中，在第一动力传递路径设置有齿轮列及第一离合器，并且在第二动力传递路径设置有无级变速器以及第二离合器，当在第一动力传递路径与第二动力传递路径之间切换动力传递路径的情况下，执行第一离合器及第二离合器的离合器至离合器控制。
然而，在日本专利第5765485的车辆用动力传递装置中，由于在切换动力传递路径的过渡期间执行离合器至离合器控制，所以需要精密地控制第一离合器及第二离合器的转矩容量，会使控制复杂化。
发明内容
本发明提供在并列地具备第一动力传递路径和第二动力传递路径的车辆用动力传递装置中能够抑制动力传递路径的切换过渡期间的控制的复杂化的车辆用动力传递装置。
本发明的一个方案涉及一种车辆用动力传递装置。车辆用动力传递装置具备：输入轴；输出轴；第一动力传递路径，所述第一动力传递路径构成为在输入轴与输出轴之间传递动力；以及第二动力传递路径，所述第二动力传递路径构成为在输入轴与输出轴之间传递动力。所述第一动力传递路径包括模式切换离合器，所述模式切换离合器构成为对单向模式和自由模式进行切换，在所述单向模式下，传递沿正转方向作用的动力，而阻断沿倒转方向作用的动力，在所述自由模式下，阻断沿正转方向及倒转方向作用的动力。所述第二动力传递路径包括控制用离合器，所述控制用离合器构成为控制转矩容量。
在上述方案的车辆用动力传递装置中，也可以是，所述第一动力传递路径包括差动机构，所述差动机构包括：输入部件，所述输入部件被输入动力源的动力；输出部件；以及反作用力部件，通过使所述反作用力部件停止旋转而使所述输入部件与所述输出部件沿相反方向旋转。也可以是，所述模式切换离合器被配置成将所述输入部件与所述输出部件相连。也可以是，所述第一动力传递路径包括制动器，所述制动器构成为将所述反作用力部件与非旋转构件断开或连接。
在上述方案的车辆用动力传递装置中，也可以是，所述制动器构成为在车辆后退时将所述反作用力部件与非旋转构件连接。也可以是，所述模式切换离合器构成为在车辆后退时切换为所述自由模式。也可以是，所述控制用离合器构成为在车辆后退时释放。
在上述方案的车辆用动力传递装置中，也可以是，所述第一动力传递路径包括齿轮机构，所述齿轮机构具有预定的变速比。也可以是，所述第二动力传递路径包括变速器。也可以是，在所述第一动力传递路径中在所述输入轴与所述输出轴之间设定的变速比，被设定为比在所述第二动力传递路径中设定的所述输入轴与所述输出轴之间的最大变速比大的值。
根据上述方案的车辆用动力传递装置，在将模式切换离合器切换为单向模式并将控制用离合器释放时，能够通过向第一动力传递路径传递动力源的动力而进行前进行驶。另外，在将模式切换离合器切换为单向模式或自由模式并将控制用离合器卡合时，能够通过向第二动力传递路径传递动力源的动力而进行前进行驶。在此，当在第一动力传递路径与第二动力传递路径之间切换动力传递路径的切换过渡期间，在将模式切换离合器切换为单向模式时，模式切换离合器作为单向离合器发挥功能，因此，利用模式切换离合器在适当的正时自动地对切换过渡期间的第一动力传递路径的断开或连接进行切换，在切换过渡期间产生的冲击被抑制。另外，由于仅通过对控制用离合器的转矩容量进行控制，就能够进行动力传递路径的切换，因此，能够抑制切换过渡期间的控制的复杂化。
根据上述方案的车辆用动力传递装置，例如在将模式切换离合器切换为单向模式的状态下，在向输入部件输入来自动力源的动力时，该动力经由模式切换离合器向输出部件传递。因此，能够通过向第一动力传递路径传递动力而进行前进行驶。另外，在将模式切换离合器切换为自由模式并将制动器连接的状态下，在向输入部件传递来自动力源的动力时，通过使反作用力部件停止旋转，从而使输出部件沿相反方向旋转。因此，能够通过向第一动力传递路径传递沿车辆后退方向作用的动力而进行后退行驶。像这样，通过切换模式切换离合器的模式及制动器的卡合状态，从而能够进行使用第一动力传递路径的前进行驶及后退行驶。
根据上述方案的车辆用动力传递装置，在将制动器卡合时，输出部件相对于输入部件进行反向旋转，但此时，在将模式切换离合器切换为单向模式时，输入部件与输出部件彼此干涉而旋转变得困难。与此相对，通过将模式切换离合器切换为自由模式，从而容许输入部件与输出部件的相对旋转，因此，能够使输出部件进行反向旋转。
根据上述方案的车辆用动力传递装置，由于第一动力传递路径的变速比比第二动力传递路径的最大变速比大，所以在将控制用离合器卡合的状态下，模式切换离合器的前后的旋转构件的下游侧(输出轴侧)的转速比模式切换离合器的上游侧(输入轴侧)的旋转部件快。此时，即使在将模式切换离合器切换为单向模式的状态下，由于使模式切换离合器空转而将动力传递阻断，所以第一动力传递路径的动力传递也被阻断。因此，在通过将控制用离合器卡合并向第二动力传递路径传递动力而进行前进行驶的期间，由于第一动力传递路径被阻断，所以第一动力传递路径及第二动力传递路径的干涉被抑制。
附图说明
以下，参照附图，对本发明的示例性的实施例的特征、优点及技术和工业上的意义进行说明，其中，相同的附图标记表示相同的部件，并且，其中：
图1是说明应用本发明的车辆的概略结构的示意图。
图2是用于说明图1的动力传递装置中的前进后退切换装置周边的构造的剖视图。
图3是在图2中利用由单点划线示出的切割线A切割模式切换离合器而得到的剖视图，且示出将模式切换离合器切换为单向模式的状态。
图4是在图2中利用由单点划线示出的切割线A切割模式切换离合器而得到的剖视图，且示出将模式切换离合器切换为自由模式的状态。
图5是示出对图1的动力传递装置的动力传递状态进行切换的各卡合装置的卡合状态的卡合工作表。
图6是示意性地示出将图1的动力传递装置切换为齿轮驱动(前进行驶)时的动力传递的流程的示意图。
图7是示意性地示出将图1的动力传递装置切换为带驱动时的动力传递的流程的示意图。
图8是示意性地示出将图1的动力传递装置切换为齿轮驱动(后退行驶)时的动力传递的流程的示意图。
具体实施方式
以下，一边参照附图，一边详细说明本发明的实施例。此外，在以下的实施例中，将附图适当地简化或变形，各部分的尺寸比及形状等并不一定被准确地描绘出。
图1是说明应用本发明的车辆10的概略结构的示意图。在图1中，车辆10具备向驱动轮14传递作为动力源发挥功能的发动机12的动力的车辆用动力传递装置16(以下，称为动力传递装置16)。
动力传递装置16设置于发动机12与驱动轮14之间。动力传递装置16在作为非旋转构件的壳体18内具备：作为与发动机12连结的流体式传动装置的公知的变矩器20、与变矩器20连结的输入轴22、与输入轴22连结的带式无级变速器24、同样地与输入轴22连结的前进后退切换装置26、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并列地设置的齿轮机构28、作为无级变速器24及齿轮机构28共用的输出旋转构件的输出轴30、副轴32、由不能相对旋转地分别设置于输出轴30及副轴32并啮合的一对齿轮构成的减速齿轮装置34、不能相对旋转地设置于副轴32的齿轮36、能够传递动力地与齿轮36连结的差动装置38、以及将差动装置38与左右的驱动轮14之间连结的左右一对车轴40。此外，能够将无级变速器24视为本发明的变速器。
在按这种方式构成的动力传递装置16中，从发动机12输出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、减速齿轮装置34、差动装置38、车轴40等而向左右的驱动轮14传递。或者，在动力传递装置16中，从发动机12输出的动力依次经由变矩器20、无级变速器24、减速齿轮装置34、差动装置38、车轴40等而向左右的驱动轮14传递。对于所述动力而言，在不特别区别的情况下，转矩、驱动力也为相同含义。
动力传递装置16具备并列地设置于发动机12与驱动轮14之间的动力传递路径PT的齿轮机构28及无级变速器24。具体而言，动力传递装置16设置于输入轴22与输出轴30之间，具备分别从输入轴22向输出轴30传递发动机12的动力的两个动力传递路径。两个动力传递路径由第一动力传递路径PT1和第二动力传递路径PT2构成，所述第一动力传递路径PT1构成为包括齿轮机构28，所述第二动力传递路径PT2构成为包括无级变速器24。像这样，动力传递装置16在输入轴22与输出轴30之间并列地具备第一动力传递路径PT1及第二动力传递路径PT2这两个动力传递路径。
第一动力传递路径PT1构成为包括作为差动机构的前进后退切换装置26及齿轮机构28，是从输入轴22经由齿轮机构28向驱动轮14传递发动机12的动力的动力传递路径。在第一动力传递路径PT1中，在从发动机12到驱动轮14的方向上依次配置有前进后退切换装置26、齿轮机构28。
第二动力传递路径PT2具备无级变速器24及带行驶用离合器C2，是从输入轴22经由无级变速器24向驱动轮14传递发动机12的动力的动力传递路径。在第二动力传递路径PT2中，在从发动机12到驱动轮14的方向上依次配置有无级变速器24、带行驶用离合器C2。带行驶用离合器C2是能够精密地调整转矩容量的液压式摩擦卡合装置。此外，能够将带行驶用离合器C2视为本发明的控制用离合器。
构成第二动力传递路径PT2的无级变速器24具备：设置在与输入轴22相同的轴心上且不能相对旋转地与输入轴22连结的初级轴58、设置于初级轴58且有效直径可变的初级带轮60、设置在与输出轴30相同的轴心上的次级轴62、设置于次级轴62且有效直径可变的次级带轮64、以及作为卷挂在上述各带轮60、64之间的传递部件的传动带66。无级变速器24是经由各带轮60、64与传动带66之间的摩擦力进行动力传递的公知的带式无级变速器，并向驱动轮14侧传递发动机12的动力。在无级变速器24中，初级带轮60的有效直径利用液压致动器60a进行变更，次级带轮64的有效直径利用液压致动器64a进行变更，由此，调整无级变速器24的变速比γcvt。
另外，具有齿轮机构28的第一动力传递路径PT1中的输入轴22与输出轴30之间的变速比EL(＝输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)，被设定为比作为第二动力传递路径PT2中的最大变速比的无级变速器24的最大变速比γmax大的值。即，变速比EL相比于无级变速器24的最大变速比γmax被设定为低位侧(低速侧)的变速比。由此，在第二动力传递路径PT2中，相比于第一动力传递路径PT1形成高位侧(高速侧)的变速比。此外，输入轴转速Nin是输入轴22的转速，输出轴转速Nout是输出轴30的转速。
在动力传递装置16中，根据车辆10的行驶状态，向驱动轮14传递发动机12的动力的动力传递路径PT在第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2之间进行切换。因此，动力传递装置16具备多个卡合装置，所述多个卡合装置用于选择性地将第一动力传递路径PT1及第二动力传递路径PT2设为能够传递动力。多个卡合装置对应于后述的模式切换离合器S1、后退用制动器B1及带行驶用离合器C2。
模式切换离合器S1及后退用制动器B1设置于第一动力传递路径PT1(详细而言，为前进后退切换装置26)，通过将模式切换离合器S1切换为能够传递转矩，或将后退用制动器B1卡合，从而使第一动力传递路径PT1能够传递动力。带行驶用离合器C2设置于第二动力传递路径PT2，通过将带行驶用离合器C2卡合，从而使第二动力传递路径PT2能够传递动力。
发动机12具备发动机控制装置42，所述发动机控制装置42具有电子节气门装置、燃料喷射装置、点火装置等发动机12的输出控制所需的各种设备。发动机12通过利用未图示的电子控制装置，根据与由驾驶员对车辆10的驱动要求量对应的加速器踏板的操作量、即加速器操作量θacc对发动机控制装置42进行控制，从而对发动机12的输出转矩、即发动机转矩Te进行控制。
变矩器20设置于发动机12与无级变速器24之间，具备与发动机12连结的泵叶轮20p及与输入轴22连结的涡轮叶轮20t。变矩器20是向输入轴22传递发动机12的动力的流体传动装置。变矩器20具备能够将泵叶轮20p与涡轮叶轮20t之间、即变矩器20的输入输出旋转构件之间直接连结的公知的锁止离合器LU。锁止离合器LU根据车辆10的行驶状态将泵叶轮20p与涡轮叶轮20t之间(即，发动机12与输入轴22之间)直接连结。例如，在车速较高的高车速区域中，利用锁止离合器LU将发动机12与输入轴22直接连结。
动力传递装置16具备与泵叶轮20p连结的机械式油泵44。油泵44通过利用发动机12进行旋转驱动，从而向配设于车辆10的未图示的液压控制回路供给工作液压的初始压力，所述工作液压用于对无级变速器24进行变速控制、在无级变速器24中产生带夹压力、对所述多个卡合装置中的每一个的卡合、释放等工作状态进行切换、或者对锁止离合器LU的工作状态进行切换。
前进后退切换装置26具备双小齿轮型的行星齿轮装置26p、后退用制动器B1及模式切换离合器S1。行星齿轮装置26p是具有作为被输入发动机12的动力的输入部件的齿轮架26c、作为输出部件的太阳轮26s和作为反作用力部件的齿圈26r这三个旋转部件的差动机构。齿轮架26c与输入轴22连结。齿圈26r经由后退用制动器B1选择性地与壳体18连接。后退用制动器B1是设置于齿圈26r与作为非旋转构件的壳体18之间且能够将它们之间断开或连接的液压式摩擦卡合装置。此外，能够将后退用制动器B1视为本发明的制动器。
例如，在通过将后退用制动器B1卡合并将齿圈26r连接于壳体18而使齿圈26r停止旋转时，使太阳轮26s相对于齿轮架26c的旋转方向进行反向旋转。太阳轮26s配置于输入轴22的外周侧，并与小径齿轮48连结，所述小径齿轮48被设置成能够相对于该输入轴22进行相对旋转。另外，在齿轮架26c与太阳轮26s之间设置有模式切换离合器S1。此外，能够将行星齿轮装置26p视为本发明的差动机构，能够将齿轮架26c视为本发明的输入部件，能够将太阳轮26s视为本发明的输出部件，能够将齿圈26r视为本发明的反作用力部件。
齿轮机构28具备小径齿轮48、副轴50、以及不能相对旋转地设置于副轴50并与小径齿轮48啮合的大径齿轮52。另外，在副轴50以相对于副轴50不能相对旋转的方式设置有反转齿轮54，所述反转齿轮54与设置于输出轴30的输出齿轮56啮合。
后退用制动器B1是设置于行星齿轮装置26p的齿圈26r与壳体18之间并利用液压致动器进行摩擦卡合的公知的液压式湿式摩擦卡合装置。在将后退用制动器B1卡合时，齿圈26r停止旋转。此时，相对于向齿轮架26c输入的正转方向(车辆前进方向)上的旋转，使太阳轮26s沿倒转方向(车辆后退方向)旋转。因此，通过在第一动力传递路径PT1中传递车辆后退方向上的动力，从而使车辆10进行后退行驶。
带行驶用离合器C2是设置于无级变速器24的次级轴62与输出轴30之间并利用液压致动器进行摩擦卡合的公知的液压式湿式摩擦卡合装置。通过将带行驶用离合器C2卡合，从而将次级轴62与输出轴30连接，并将第二动力传递路径PT2切换为能够传递动力的状态，能够进行基于无级变速器24的带驱动。另外，通过将带行驶用离合器C2释放，从而阻断第二动力传递路径PT2。
模式切换离合器S1设置于第一动力传递路径PT1。详细而言，模式切换离合器S1设置于构成前进后退切换装置26的行星齿轮装置26p的齿轮架26c与太阳轮26s之间。模式切换离合器S1构成为能够对单向模式和自由模式进行切换，在所述单向模式下，传递沿车辆前进方向(正转方向)作用的动力，而阻断沿车辆后退方向(倒转方向)作用的动力，在所述自由模式下，阻断沿车辆前进方向(正转方向)及车辆后退方向(倒转方向)作用的动力。模式切换离合器S1的模式的切换由后述的致动器94执行。
图2是用于说明图1的动力传递装置16中的前进后退切换装置26周边的构造的剖视图。此外，在图2中，省略了输入轴22的旋转轴线C1(轴线C1)的下半侧部分。
如图2所示，输入轴22及初级轴58被配置成能够以轴线C1为中心进行旋转。输入轴22及初级轴58彼此通过花键嵌合而被连接成不能相对旋转。初级带轮60的固定滑轮60b通过一体成形而设置于初级轴58。
在输入轴22的外周侧配置有行星齿轮装置26p。行星齿轮装置26p为公知的双小齿轮型的行星齿轮装置，其具有太阳轮26s、将两个彼此啮合的内小齿轮p1及外小齿轮p2支承为能够自转及公转的齿轮架26c、以及经由各小齿轮p1、p2与太阳轮26s啮合的齿圈26r。此外，在图2中仅示出两个小齿轮p1、p2中的与太阳轮26s啮合的内小齿轮p1。
太阳轮26s形成为圆筒状，且在轴线C1方向上的初级带轮60侧的外周端部形成有与内小齿轮p1啮合的外周齿。另外，太阳轮26s由一体形成有小径齿轮48的复合构件65构成，在复合构件65的轴线C1方向上的与太阳轮26s相反的一侧的端部形成有小径齿轮48的外周齿。小径齿轮48与固定于副轴50的大径齿轮52的外周齿啮合，所述副轴50能够以轴线C2为中心进行旋转。因此，从太阳轮26s输出的动力向齿轮机构28侧传递。
齿轮架26c支承齿轮架销68的两端，所述齿轮架销68将内小齿轮p1支承为能够自转。通过在内小齿轮p1中插通该齿轮架销68，从而使内小齿轮p1能够自转且能够以轴线C1为中心进行公转。在齿轮架26c的外周侧配置有圆环状的齿圈26r。齿圈26r在其内周侧形成有与外小齿轮p2啮合的内周齿。
在齿圈26r的外周面形成有外周花键齿70，该外周花键齿70供构成后退用制动器B1的内侧摩擦板80进行花键嵌合。后退用制动器B1构成为包括：摩擦卡合部72、被设置成能够对该摩擦卡合部72进行按压的活塞74、沿从摩擦卡合部72分开的方向对活塞74进行施力的多个弹簧76、以及用于产生使活塞74在轴线C1方向上向摩擦卡合部72侧移动的推力的液压室78。
摩擦卡合部72构成为包括多块内侧摩擦板80和多块外侧摩擦板84，所述多块内侧摩擦板80的内周侧与齿圈26r的外周花键齿70花键嵌合，所述多块外侧摩擦板84的外周侧与形成于壳体18的内周花键齿82花键嵌合。多块内侧摩擦板80与多块外侧摩擦板84在轴线C1方向上交替地重叠。另外，在内周花键齿82中，在摩擦卡合部72的轴线C1方向上的与活塞74相反的一侧的端部嵌接有开口环85，所述开口环85限制摩擦卡合部72在轴线C1方向上向与活塞74相反的方向移动。
活塞74被设置成能够沿轴线C1方向移动，当活塞74在轴线C1方向上向摩擦卡合部72侧移动时，用虚线示出的突出部74a对摩擦卡合部72进行按压，由此，在内侧摩擦板80与外侧摩擦板84之间产生卡合转矩，使摩擦卡合部72卡合。此时，通过使后退用制动器B1卡合，从而使齿圈26r停止旋转。此外，由于活塞74的突出部74a实际上在周向上形成在与图示不同的位置，因此，用虚线示出。
活塞74嵌装于形成于壳体18且截面为凹形形状的圆环状的环状槽87。活塞74通过使其内周面及外周面能够相对于壳体18的环状槽87滑动，从而能够向轴线C1方向移动。
在活塞74的轴线C1方向上的相对于摩擦卡合部72的背面侧形成有液压室78。液压室78为由活塞74和壳体18的环状槽87包围而成的圆环状的空间。通过在活塞74的内周面及外周面与壳体18的环状槽87的滑动接触部分别插入O型环，从而将液压室78油密地密闭。经由未图示的油路向液压室78供给工作油。
弹簧76在轴线C1方向上被插入到活塞74与固定于壳体18的支承板86之间。弹簧76在支承板86的周向上等角度间隔地配置有多个。支承板86形成为圆盘状，其外周侧在壳体18的形成有内周花键齿82的部位被设置成不能在轴线C1方向上向摩擦卡合部72侧移动。弹簧76通过利用支承板86对其一端进行支承，从而在轴线C1方向上向从摩擦卡合部72分开的一侧对活塞74进行施力。因此，在未向液压室78供给工作油的状态下，由于利用弹簧76使活塞74在轴线C1方向上向从摩擦卡合部72分开的一侧移动，所以未利用活塞74对摩擦卡合部72进行按压，因此，后退用制动器B1被释放。
另一方面，在经由未图示的油路向液压室78供给工作油时，抵抗弹簧76的施力，使活塞74在轴线C1方向上向摩擦卡合部72侧移动，活塞74的突出部74a对摩擦卡合部72进行按压。在此，由于利用固定于内周花键齿82的开口环85限制摩擦卡合部72在轴线C1方向上向与活塞74相反的一侧移动，所以在内侧摩擦板80与外侧摩擦板84之间产生摩擦力，使摩擦卡合部72卡合。此时，使后退用制动器B1卡合，使齿圈26r与壳体18连接而停止旋转。
行星齿轮装置26p的齿轮架26c的在轴线C1方向上与初级带轮60相反的一侧朝向径向外侧延伸，其径向外侧的端部与模式切换离合器S1的外圈88连接。
模式切换离合器S1构成为包括外圈88、配置在外圈88的内周侧的内圈90、以及在径向上被插入到外圈88与内圈90之间的后述的棘爪110等。随后叙述模式切换离合器S1的构造。
在沿轴线C1方向与模式切换离合器S1相邻的位置设置有致动器94，所述致动器94用于将模式切换离合器S1的模式切换为单向模式及自由模式中的任一个。致动器94由液压式致动器构成。
致动器94构成为包括活塞96、在轴线C1方向上向模式切换离合器S1侧对活塞96进行施力的多个弹簧98、用于产生在轴线C1方向上沿从模式切换离合器S1分开的方向对活塞96进行作用的推力的液压室100、以及对弹簧98的一端进行保持的弹簧保持板102。
活塞96是形成有台阶的圆盘构件。由活塞96的台阶形成的内周面96b能够滑动地嵌装于外周面90a，所述外周面90a由形成于模式切换离合器S1的内圈90的台阶形成。另外，活塞96的内周面96b能够滑动地嵌装于构成太阳轮26s及小径齿轮48的复合构件65的外周面。由此，活塞96能够沿轴线C1方向移动。此外，在活塞96的内周面96b与内圈90的外周面90a之间的滑动面以及复合构件65与活塞96之间的滑动面分别插入有O型环。在活塞96的外周端部形成有突起96a，所述突起96a在轴线C1方向上朝向模式切换离合器S1侧延伸。
液压室100是由模式切换离合器S1的内圈90、活塞96及复合构件65包围而成的油密性的空间。在通过向该液压室100供给工作油而抵抗弹簧98的施力使活塞96在轴线C1方向上向从模式切换离合器S1分开的方向移动时，将模式切换离合器S1切换为单向模式。另一方面，在未向液压室100供给工作油的状态下，利用弹簧98的施力使活塞96在轴线C1方向上向模式切换离合器S1侧移动，由此，将模式切换离合器S1切换为自由模式。经由形成于复合构件65的径向油路103、形成于非旋转构件104的径向油路105以及形成在非旋转构件104与涡轮轴106之间的轴向油路108等向液压室100供给工作油。
弹簧98在轴线C1方向上被插入到活塞96与弹簧保持板102之间，并在轴线C1方向上向模式切换离合器S1侧对活塞96进行施力。弹簧保持板102形成为截面为L字的有底圆筒状，内周端部通过焊接与复合构件65连接。另外，弹簧保持板102的形成为圆筒状的部位的内周面与活塞96的外周端面滑动接触，在该活塞96与弹簧保持板102之间的滑动接触面插入有O型环。由此，形成由活塞96、复合构件65及弹簧保持板102包围而成的油密性的空间即离心式液压抵消室。
在如上述那样构成的致动器94中，在未向液压室100供给工作油的状态下，如图2所示，利用弹簧98的施力使活塞96在轴线C1方向上向模式切换离合器S1侧移动。此时，由于活塞96的突起96a将模式切换离合器S1的后述的棘爪110推倒，所以将模式切换离合器S1切换为自由模式。另外，在致动器94中，在向液压室100供给工作油时，抵抗弹簧98的施力而使活塞96在轴线C1方向上向从模式切换离合器S1分开的方向移动。此时，由于活塞96的突起96a不与模式切换离合器S1的棘爪110接触，所以将模式切换离合器S1切换为单向模式。
图3是在图2中利用由单点划线示出的切割线A切割模式切换离合器S1而得到的剖视图。图3示出将模式切换离合器S1切换为单向模式的状态。此外，在图3中仅示出周向的一部分。
如图3所示，将外圈88及内圈90配置成能够以轴线C1为中心进行旋转。另外，在径向上的外圈88与内圈90之间配置有一对棘爪110及弹簧112。此外，由于图3仅示出周向的一部分，所以仅示出一组棘爪110及弹簧112，但实际上设置有多组棘爪110及弹簧112。
棘爪110由具有预定厚度的板状的构件构成，并具备大致圆形形状的基部116和卡合部120，所述大致圆形形状的基部116能够转动地收容在内圈90的后述的收容部114，所述卡合部120能够与形成于外圈88的后述的切口118卡合。
在内圈90的外周部形成有收容部114，该收容部114将棘爪110的基部116收容成能够转动，并且收容朝向外圈88对棘爪110的卡合部120进行施力的弹簧112。
收容部114中的收容棘爪110的基部116的部位形成为沿着基部116的外形的圆弧状。另外，收容部114中的收容弹簧112的部位形成为沿着弹簧112的形状的矩形。收容于收容部114的弹簧112通过使一端与收容部114的形成为矩形的部位的底部抵接，并且使另一端与卡合部120抵接，从而朝向外圈88对卡合部120进行施力。
在外圈88的内周侧即外圈88的与内圈90相向的部位等角度间隔地形成有多个切口118。切口118在外圈88的周向上左右对称地形成。具体而言，在从轴线C1方向观察切口118时，切口118分别形成为大致三角形形状。棘爪110的卡合部120能够与切口118卡合。
图3示出棘爪110的卡合部120与切口118卡合的状态。在图3中，在外圈88沿逆时针方向旋转的情况下，由于棘爪110的卡合部120与切口118彼此抵接并卡合，所以内圈90与外圈88经由棘爪110沿逆时针方向一体地旋转。另一方面，在外圈88沿顺时针方向旋转的情况下，由于切口118推倒并越过卡合部120，所以容许内圈90与外圈88的相对旋转。在此，在本实施例中，外圈88被设定成在从发动机12向外圈88传递沿车辆前进方向作用的动力时，外圈88沿逆时针方向旋转。由此，模式切换离合器S1作为单向离合器发挥功能，向内圈90侧(即齿轮机构28侧、驱动轮14侧)传递沿车辆前进方向作用的动力，而阻断沿车辆后退方向作用的动力。
另外，在径向上的内圈90与外圈88之间插入有活塞96的突起96a，该突起96a不能相对旋转地嵌合于内圈90，并且能够相对于内圈90向轴线C1方向进行相对移动。根据突起96a在轴线C1方向上的位置，将模式切换离合器S1切换为单向模式及自由模式中的任一个。图3示出将模式切换离合器S1切换为单向模式的状态。在切换为单向模式的状态下，突起96a在轴线C1方向上向与模式切换离合器S1分开的一侧移动，此时，由于突起96a不与棘爪110接触，所以如图3所示，棘爪110的卡合部120能够与外圈88的切口118卡合。
图4示出将模式切换离合器S1切换为自由模式的状态。此外，图4也对应于与图3同样的剖视图。在将模式切换离合器S1切换为自由模式的状态下，通过使活塞96在轴线C1方向上向模式切换离合器S1侧移动(参照图3)，从而使突起96a与棘爪110的卡合部120接触，并使棘爪110抵抗弹簧112的施力而转动。由此，如图4所示，棘爪110的卡合部120成为被突起96a向内周侧推倒的状态。此时，由于将卡合部120与切口118的卡合解除，所以切换为内圈90与外圈88能够进行相对旋转的自由模式。此外，突起96a的前端的内周侧形成为锥状，以便在活塞96在轴线C1方向上向模式切换离合器S1侧移动的过渡期间将卡合部120推倒。
图5是示出对动力传递装置16的动力传递状态进行切换的各卡合装置(后退用制动器B1、带行驶用离合器C2、模式切换离合器S1)的卡合状态的卡合工作表。
在图5中，S1表示模式切换离合器S1的卡合状态，C2表示带行驶用离合器C2的卡合状态，B1表示后退用制动器B1的卡合状态。在S1中，“○”表示模式切换离合器S1的单向模式下的转矩传递，“△”表示模式切换离合器S1的单向模式下的空转，“×”表示模式切换离合器S1的自由模式。另外，在C2及B1中，“○”表示带行驶用离合器C2及后退用制动器B1的卡合，“-”表示带行驶用离合器C2及后退用制动器B1的释放。
图5所示的“1st”对应于经由第一动力传递路径PT1向驱动轮14侧传递发动机12的动力的齿轮驱动(前进行驶)。在切换为“1st”时，将模式切换离合器S1切换为单向模式，并且将带行驶用离合器C2及后退用制动器B1释放。通过将带行驶用离合器C2释放，从而阻断第二动力传递路径PT2。另外，通过将后退用制动器B1释放，从而容许齿圈26r的旋转。通过在该状态下将模式切换离合器S1切换为单向模式，从而在从发动机12向行星齿轮装置26p的齿轮架26c输入沿车辆前进方向作用的动力时，该动力经由模式切换离合器S1向太阳轮26s侧进行转矩传递。此时，使行星齿轮装置26p的各旋转部件一体地旋转，向齿轮机构28侧传递发动机12的动力。因此，发动机12的动力经由第一动力传递路径PT1向驱动轮14传递。
图6是示意性地示出将动力传递装置16切换为齿轮驱动(“1st”)时的动力传递的流程的示意图。在图6中，用较粗的实线表示的箭头示出在齿轮驱动时(前进行驶时)传递动力的旋转构件。如图6所示，在从发动机12输出动力时，该动力向行星齿轮装置26p的齿轮架26c输入，而且，通过将模式切换离合器S1切换为单向模式，从而使传递到齿轮架26c的动力经由模式切换离合器S1向太阳轮26s及小径齿轮48传递。另外，传递到小径齿轮48的动力经由大径齿轮52、反转齿轮54、输出齿轮56向输出轴30传递。由此，在切换为齿轮驱动(“1st”)时，发动机12的动力经由第一动力传递路径PT1(齿轮机构28)向输出轴30传递。
图5所示的“2nd(L)”对应于经由第二动力传递路径PT2向驱动轮14侧传递发动机12的动力的带驱动。在切换为“2nd(L)”时，将模式切换离合器S1切换为单向模式，并且将带行驶用离合器C2卡合，另一方面，将后退用制动器B1释放。通过将带行驶用离合器C2卡合，从而成为经由无级变速器24向输出轴30传递发动机12的动力的带驱动。
另外，在“2nd(L)”中，将模式切换离合器S1切换为单向模式。在此，由于第一动力传递路径PT1的变速比EL比无级变速器24的最大变速比γmax大，所以在将带行驶用离合器C2卡合的状态下，太阳轮26s的转速N26s比齿轮架26c的转速N26c快。因此，在模式切换离合器S1中，由于与输出侧(驱动轮14侧)对应的内圈90的转速(即转速N26s)比与输入侧(发动机12侧)对应的外圈88的转速(即转速N26c)快，所以进行空转。因此，通过在模式切换离合器S1中进行空转，从而阻断动力传递，并阻断第一动力传递路径PT1。在执行带驱动的行驶区域中的车速较低的低车速区域对该“2nd(L)”进行切换。在将模式切换离合器S1切换为单向模式的状态下，在内圈90与外圈88空转时，由于棘爪110的卡合部120与外圈88接触而产生拖动。然而，由于在低车速区域中，由该接触导致的拖动也较少，所以即使模式切换离合器S1为单向模式，由拖动带来的影响也为能够无视的程度。
关于图5所示的“2nd(H)”，与“2nd(L)”同样地，也对应于经由第二动力传递路径PT2向驱动轮14侧传递发动机12的动力的带驱动。在切换为“2nd(H)”时，将模式切换离合器S1切换为自由模式，并且将带行驶用离合器C2卡合，另一方面，将后退用制动器B1释放。通过将带行驶用离合器C2卡合，从而成为经由无级变速器24向输出轴30侧传递发动机12的动力的带驱动。
另外，在“2nd(H)”中，将模式切换离合器S1切换为自由模式。此时，模式切换离合器S1的内圈90与外圈88之间完全被阻断。因此，在模式切换离合器S1中，棘爪1110的卡合部120与外圈88不再接触，由卡合部120与外圈88的接触导致的拖动被抑制。在执行带驱动的行驶区域中的车速较高的高车速区域对该“2nd(H)”进行切换。这是因为，在将模式切换离合器S1切换为单向模式时产生的拖动会与车速V成比例地增加。
图7是示意性地示出将动力传递装置16切换为带驱动(“2nd(L)”、“2nd(H)”)时的动力传递的流程的示意图。在图7中，用较粗的实线表示的箭头示出在带驱动时传递动力的旋转构件。如图7所示，在从发动机12输出动力时，向无级变速器24侧传递该动力，并经由无级变速器24的初级带轮60、传动带66、次级带轮64、带行驶用离合器C2向输出轴30传递该动力。此时，通过将后退用制动器B1释放，并且将模式切换离合器S1设为空转(单向模式)或阻断动力传递(自由模式)，从而在第一动力传递路径PT1中阻断动力传递。
图5所示的“Rev”对应于经由第一动力传递路径PT1向驱动轮14侧传递发动机12的动力的齿轮驱动(后退行驶)。在切换为“Rev”时，将模式切换离合器S1切换为自由模式，并且将带行驶用离合器C2释放，而且将后退用制动器B1卡合。通过将带行驶用离合器C2释放，从而阻断第二动力传递路径PT2的动力传递。
另外，通过将后退用制动器B1卡合，从而使行星齿轮装置26p的齿圈26r停止旋转。而且，通过将模式切换离合器S1切换为自由模式，从而在齿轮架26c与太阳轮26s之间容许相对旋转。此时，在行星齿轮装置26p中，在向齿轮架26c输入沿正转方向(车辆前进方向)作用的发动机12的动力时，利用行星齿轮装置26p的差动作用从太阳轮26s输出沿倒转方向(车辆后退方向)作用的动力。因此，通过向齿轮机构28侧传递沿车辆后退方向作用的动力，从而切换为使车辆10进行后退行驶的齿轮驱动。
在此，在后退行驶时，在将模式切换离合器S1切换为单向模式的情况下，在行星齿轮装置26p中齿轮架26c与太阳轮26s彼此相互干涉，太阳轮26s不能沿倒转方向(车辆后退方向)进行旋转。与此相对，通过将模式切换离合器S1切换为自由模式，从而容许齿轮架26c与太阳轮26s的相对旋转，因此，能够使太阳轮26s进行倒转方向上的旋转。
图8是示意性地示出将动力传递装置16切换为齿轮驱动(“Rev”)时的动力传递的流程的示意图。在图8中，用较粗的实线表示的箭头示出在齿轮驱动时(后退时)传递动力的旋转构件。如图8所示，在向行星齿轮装置26p的齿轮架26c输入从发动机12输出的动力时，由于利用后退用制动器B1使齿圈26r停止旋转，所以从太阳轮26s输出沿倒转方向(车辆后退方向)作用的动力。因此，在将动力传递装置16切换为齿轮驱动(“Rev”)时，从太阳轮26s输出沿车辆后退方向作用的动力，并经由齿轮机构28向输出轴30传递该动力。
在动力传递装置16中，当在第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2之间切换动力传递路径PT的情况下，通过在将模式切换离合器S1切换为单向模式的状态下对带行驶用离合器C2的转矩容量进行控制，从而能够一边抑制在切换过渡期间产生的冲击，一边进行动力传递路径PT的切换。
例如，在将动力传递路径PT从第一动力传递路径PT1切换为第二动力传递路径PT2的情况下，在将模式切换离合器S1切换为单向模式的状态下，向增加侧控制带行驶用离合器C2的转矩容量，以使其追随预先设定的目标值。此时，通过在第一动力传递路径PT1中使模式切换离合器S1作为单向离合器发挥功能，从而在适当的正时阻断第一动力传递路径PT1，并抑制在切换过渡期间产生的冲击。另外，在将动力传递路径PT从第二动力传递路径PT2切换为第一动力传递路径PT1的情况下，在将模式切换离合器S1切换为单向模式的状态下，向减少侧控制带行驶用离合器C2的转矩容量，以使其追随预先设定的目标值。此时，通过在第一动力传递路径PT1中使模式切换离合器S1作为单向离合器发挥功能，从而在适当的正时将第一动力传递路径PT1切换为动力传递状态，并抑制在切换过渡期间产生的冲击。像这样，在动力传递路径PT的切换过渡期间，由于仅通过对带行驶用离合器C2进行控制，就能够进行切换，因此，能够抑制切换过渡期间的控制的复杂化。
如上所述，根据本实施例，在将模式切换离合器S1切换为单向模式并将带行驶用离合器C2释放时，能够通过向第一动力传递路径PT1传递发动机12的动力而进行前进行驶。另外，在将模式切换离合器S1切换为单向模式或自由模式并将带行驶用离合器C2卡合时，能够通过向第二动力传递路径PT2传递发动机12的动力而进行前进行驶。在此，当在第一动力传递路径PT1与第二动力传递路径PT2之间切换动力传递路径PT的切换过渡期间，在将模式切换离合器S1切换为单向模式时，模式切换离合器S1作为单向离合器发挥功能，因此，利用模式切换离合器S1在适当的正时自动地对切换过渡期间的第一动力传递路径PT1的断开或连接进行切换，在切换过渡期间产生的冲击被抑制。另外，由于仅通过对带行驶用离合器C2的转矩容量进行控制，就能够进行动力传递路径PT的切换，因此，能够抑制切换过渡期间的控制的复杂化。
另外，根据本实施例，例如在将模式切换离合器S1切换为单向模式的状态下，在向行星齿轮装置26p的齿轮架26c输入来自发动机12的动力时，该动力经由模式切换离合器S1向太阳轮26s传递。因此，能够通过向第一动力传递路径PT1传递动力而进行前进行驶。另外，在将模式切换离合器S1切换为自由模式并将后退用制动器B1连接的状态下，在向齿轮架26c传递来自发动机12的动力时，通过使齿圈26r停止旋转，从而使太阳轮26s沿相反方向旋转。因此，能够通过向第一动力传递路径PT1传递沿车辆后退方向作用的动力而进行后退行驶。像这样，通过切换模式切换离合器S1的模式及后退用制动器B1的卡合状态，从而能够进行使用第一动力传递路径PT1的前进行驶及后退行驶。
另外，根据本实施例，在将后退用制动器B1卡合时，太阳轮26s相对于齿轮架26c进行反向旋转，但此时，在将模式切换离合器S1切换为单向模式时，齿轮架26c与太阳轮26s彼此干涉而旋转变得困难。与此相对，通过将模式切换离合器S1切换为自由模式，从而容许齿轮架26c与太阳轮26s的相对旋转，因此，能够使太阳轮26s进行反向旋转。
另外，根据本实施例，由于第一动力传递路径PT1的变速比EL比第二动力传递路径PT2的最大变速比γmax大，所以在将带行驶用离合器C2卡合的状态下，与模式切换离合器S1的输出侧对应的内圈90的转速N26s比与输入侧对应的外圈88的转速N26c快。此时，即使在将模式切换离合器S1切换为单向模式的状态下，由于使模式切换离合器S1空转而将动力传递阻断，所以第一动力传递路径PT1的动力传递也被阻断。因此，在通过将带行驶用离合器C2卡合并向第二动力传递路径PT2传递动力而进行前进行驶的期间，由于第一动力传递路径PT1被阻断，所以可以防止第一动力传递路径PT1及第二动力传递路径PT2的干涉。
以上，基于附图，详细说明了本发明的实施例，但本发明也可以应用于其他方案。
例如，在上述实施例中，模式切换离合器S1构成为能够切换为单向模式及自由模式，但也可以是，除了这些模式之外，还追加有将内圈90和外圈88锁定为不能相对旋转的锁定模式。
另外，上述实施例的模式切换离合器S1的构造为一个方案，只要是能够切换为单向模式及自由模式的结构，就可以适当地应用。
另外，在上述实施例中，在第一动力传递路径PT1中，在齿轮机构28的上游侧(发动机12侧)设置有模式切换离合器S1，但也可以在齿轮机构28的下游侧(驱动轮14侧)设置模式切换离合器S1。
另外，在上述实施例中，在第二动力传递路径PT2设置有带式无级变速器24，但变速器并不一定限定于此。例如，既可以为环式无级变速器，也可以设置有级式变速器。
另外，在上述实施例中，在第二动力传递路径PT2中，带行驶用离合器C2设置于无级变速器24的下游侧(驱动轮14侧)，但也可以是，带行驶用离合器C2配置于无级变速器24的上游侧(发动机12侧)。
另外，在上述实施例中，在带驱动时，根据车辆10的行驶状态而将模式切换离合器S1切换为单向模式及自由模式中的任一个，但也可以是，在带驱动时固定于单向模式及自由模式中的任一个。
另外，在上述实施例中，行星齿轮装置26p为双小齿轮型的行星齿轮装置，但也可以由单小齿轮型的行星齿轮装置构成。总之，只要是构成为通过使反作用力部件停止旋转而使输出部件相对于输入部件的旋转沿相反方向旋转的差动机构，就可以适当地应用。
此外，上述内容只不过为一个实施方式，本发明能够以基于本领域技术人员的知识施加了各种变更、改良的方案来实施。

Claims (4)

1.一种车辆用动力传递装置，其特征在于，
所述车辆用动力传递装置包括：
输入轴；
输出轴；
第一动力传递路径，所述第一动力传递路径构成为在输入轴与输出轴之间传递动力；以及
第二动力传递路径，所述第二动力传递路径构成为在输入轴与输出轴之间传递动力，其中，
所述第一动力传递路径包括模式切换离合器，所述模式切换离合器构成为对单向模式和自由模式进行切换，在所述单向模式下，传递沿正转方向作用的动力，而阻断沿倒转方向作用的动力，在所述自由模式下，阻断沿正转方向及倒转方向作用的动力，并且，
所述第二动力传递路径包括控制用离合器，所述控制用离合器构成为控制转矩容量。
2.根据权利要求1所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，
所述第一动力传递路径包括差动机构，所述差动机构包括：输入部件，所述输入部件被输入动力源的动力；输出部件；以及反作用力部件，通过使所述反作用力部件停止旋转而使所述输入部件与所述输出部件沿相反方向旋转；
所述模式切换离合器被配置成将所述输入部件与所述输出部件相连，并且，
所述第一动力传递路径包括制动器，所述制动器构成为将所述反作用力部件与非旋转构件断开或连接。
3.根据权利要求2所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，
所述制动器构成为在车辆后退时将所述反作用力部件与非旋转构件连接，
所述模式切换离合器构成为在车辆后退时切换为所述自由模式，并且，
所述控制用离合器构成为在车辆后退时释放。
4.根据权利要求1～3中任一项所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，
所述第一动力传递路径包括齿轮机构，所述齿轮机构具有预定的变速比，
所述第二动力传递路径包括变速器，
在所述第一动力传递路径中在所述输入轴与所述输出轴之间设定的变速比，被设定为比在所述第二动力传递路径中设定的所述输入轴与所述输出轴之间的最大变速比大的值。
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