JP2016001029A - 噛合式クラッチ - Google Patents

Abstract

【課題】駆動力源の停止中に係合状態が保持され得ると共に車両被牽引時には解放状態が実現され得る噛合式クラッチを提供する。【解決手段】エンジン作動中にスリーブ５６に作用させられる係合力が所定値よりも大きくされることによる噛合式クラッチＤ１の係合状態にて、エンジン停止などに起因して前記係合力が所定値よりも小さくされたとしても、スリーブ５６の回転速度が所定回転よりも低ければ、係合保持機構８０によって噛合式クラッチＤ１の係合状態が機械的に保持される。加えて、係合保持機構８０による噛合式クラッチＤ１の係合状態の機械的な保持は、スリーブ５６の回転速度が所定回転よりも高くされると解除される。この噛合式クラッチＤ１の係合状態の機械的な保持の解除中に、エンジン停止などに起因して前記係合力が所定値よりも小さくされていれば、スリーブ５６に常時作用させられている押付力によって噛合式クラッチＤ１は解放状態とされる。【選択図】図４

Description

本発明は、駆動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に介在させられた噛合式クラッチに関するものである。

駆動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に介在させられて、その動力伝達経路を断接する断接機構が良く知られている。例えば、特許文献１に記載された動力遮断機構がそれである。特許文献１には、駆動力源と駆動輪との間の動力伝達経路における上流側に前後進切換機構を備える無段変速機において、エンジンの運転停止によって油圧ポンプからの油圧供給が停止しているときには、動力遮断機構は前後進切換機構と駆動輪との間の動力伝達経路を遮断することが開示されている。これにより、駆動輪から入力される回転が前後進切換機構へ伝達されないので、無段変速機の変速比が最低車速側の変速比(最ロー変速比)とされた状態で車両が牽引された場合でも、前後進切換機構を構成する部材(例えばピニオンギヤ)が高回転とされることが回避されて、前後進切換機構の耐久性低下が防止される。

特開２０１１−２２０３８１号公報

ところで、エンジン停止の度に前後進切換機構と駆動輪との間の動力伝達経路が遮断されると、エンジン始動時には毎度その動力伝達経路を接続する必要がある。そうすると、動力伝達経路の接続が完了するまで車両発進が行えない為、車両の発進応答性が低下する可能性がある。その為、車両の発進応答性を考えると、エンジン停止中は動力伝達経路を接続しておくことが望まれる。尚、上述したような課題は未公知であり、駆動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に介在させられた噛合式クラッチによって、車両被牽引時と車両発進時との何れにも適した、エンジン停止中の動力伝達経路の状態を確立させることについて未だ提案されていない。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、駆動力源の停止中に係合状態が保持され得ると共に車両被牽引時には解放状態が実現され得る噛合式クラッチを提供することにある。

前記目的を達成する為の第１の発明の要旨とするところは、(a) 駆動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に介在させられて、スリーブを解放側へ押し付ける押付力が前記スリーブに常時作用させられていると共に前記駆動力源の作動中には前記押付力に対抗して前記スリーブを係合側へ移動させる係合力が前記スリーブに作用させられ得るものであり、前記係合力が所定値よりも大きいときは係合状態とされる噛合式クラッチであって、(b) 前記噛合式クラッチが係合状態とされた後に、前記スリーブの回転速度が所定回転よりも低いときは前記噛合式クラッチの係合状態を機械的に保持し、前記スリーブの回転速度が前記所定回転よりも高いときは前記噛合式クラッチの係合状態の機械的な保持を解除する、係合保持機構を備えることにある。

このようにすれば、前記駆動力源の作動中に前記スリーブに作用させられる前記係合力が所定値よりも大きくされることで噛合式クラッチが係合状態とされる。この噛合式クラッチの係合状態にて、前記駆動力源の停止などに起因して前記係合力が所定値よりも小さくされたとしても、前記スリーブの回転速度が所定回転よりも低ければ(例えば車両停止状態であれば)、前記係合保持機構によって前記噛合式クラッチの係合状態が機械的に保持される。よって、噛合式クラッチは、駆動力源の停止中に係合状態が保持され得る。このことは、駆動力源を作動させた直後からの速やかな車両発進に寄与する。加えて、前記係合保持機構による前記噛合式クラッチの係合状態の機械的な保持は、前記スリーブの回転速度が前記所定回転よりも高くされると(例えば駆動輪の回転が高くされると)解除される。この噛合式クラッチの係合状態の機械的な保持の解除中に、前記駆動力源の停止などに起因して前記係合力が所定値よりも小さくされていれば、前記スリーブに常時作用させられている押付力によって前記噛合式クラッチは解放状態とされる。よって、噛合式クラッチは、車両被牽引時には解放状態が実現され得る。

ここで、第２の発明は、前記第１の発明に記載の噛合式クラッチにおいて、前記係合保持機構は、クラッチハブとスプライン嵌合される前記スリーブの内周面に形成された、径方向外側へ伸びる収容孔と、径方向に摺動可能且つ径方向内側へ突出可能に前記収容孔に収容されたロックボールと、径方向に伸縮可能に前記ロックボールと前記収容孔の底面との間の空間に収容されたスプリングと、前記スリーブとスプライン嵌合される前記クラッチハブの外周面に形成された、前記噛合式クラッチが係合状態とされる前記スリーブの位置において前記ロックボールの一部を受け入れる凹部とを備えている。このようにすれば、前記噛合式クラッチが係合状態とされた後に、前記係合力が所定値よりも小さくされても、前記ロックボールが前記スプリングによって前記凹部に押し付けられることで、前記噛合式クラッチの係合状態が前記係合保持機構によって機械的に適切に保持される。加えて、前記係合力が所定値よりも小さくされた状態で前記スリーブの回転速度が前記所定回転よりも高くされることで、前記ロックボールが前記スプリングの力に対抗する遠心力によって径方向外側へ(すなわち前記凹部から脱出する方向へ)移動させられて、前記係合保持機構による前記噛合式クラッチの係合状態の機械的な保持が適切に解除され、前記スリーブに常時作用させられている押付力によって前記噛合式クラッチは解放状態とされる。

また、第３の発明は、前記第１の発明又は第２の発明に記載の噛合式クラッチにおいて、前記噛合式クラッチは、車両の動力伝達装置に備えられており、前記動力伝達装置は、前記噛合式クラッチよりも上流側の前記動力伝達経路に介在させられた、入力要素と出力要素と反力要素との３つの回転要素を有する差動機構を備えている。このようにすれば、車両被牽引時に噛合式クラッチが解放状態とされることで、駆動輪から入力される回転が前記噛合式クラッチよりも上流側にある前記差動機構へ伝達されず、前記差動機構の要素間の差回転速度が大きくなることが回避されて、車両被牽引時に差動機構の耐久性低下を回避することができる。

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図である。 動力伝達装置の走行パターンの切り換わりを説明する為の図である。 噛合式クラッチにおける係合状態と解放状態との切替作動を説明する為の図であって、解放状態にあるときの実施態様を示す図である。 噛合式クラッチにおける係合状態と解放状態との切替作動を説明する為の図であって、係合状態にあるときの実施態様を示す図である。

以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。

図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動力源として機能するエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、非回転部材としてのハウジング１８内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としての公知のトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０に連結された入力軸２２、入力軸２２に連結された無段変速機構としての公知のベルト式無段変速機２４(以下、無段変速機２４)、同じく入力軸２２に連結された前後進切換装置２６、前後進切換装置２６を介して入力軸２２に連結されて無段変速機２４と並列に設けられた伝動機構としてのギヤ機構２８、無段変速機２４及びギヤ機構２８の共通の出力回転部材である出力軸３０、カウンタ軸３２、出力軸３０及びカウンタ軸３２に各々相対回転不能に設けられて噛み合う一対のギヤから成る減速歯車装置３４、カウンタ軸３２に相対回転不能に設けられたギヤ３６に連結されたデフギヤ３８、デフギヤ３８に連結された１対の車軸４０等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力(特に区別しない場合にはトルクや力も同義)は、トルクコンバータ２０、無段変速機２４(或いは前後進切換装置２６及びギヤ機構２８)、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、及び車軸４０等を順次介して１対の駆動輪１４へ伝達される。

このように、動力伝達装置１６は、エンジン１２(ここではエンジン１２の動力が伝達される入力回転部材である入力軸２２でも同意)と駆動輪１４(ここでは駆動輪１４へエンジン１２の動力を出力する出力回転部材である出力軸３０でも同意)との間に並列に設けられた、無段変速機２４及びギヤ機構２８を備えている。よって、動力伝達装置１６は、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機２４を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第１動力伝達経路と、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ機構２８を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第２動力伝達経路とを備え、車両１０の走行状態に応じてその第１動力伝達経路とその第２動力伝達経路とが切り換えられるように構成されている。その為、動力伝達装置１６は、エンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する動力伝達経路を、上記第１動力伝達経路と上記第２動力伝達経路とで選択的に切り替えるクラッチとして、上記第１動力伝達経路を断接する第１クラッチとしてのＣＶＴ走行用クラッチＣ２と、上記第２動力伝達経路を断接する第２クラッチとしての前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１とを備えている。ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１は、断接装置に相当するものであり、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる公知の油圧式摩擦係合装置(摩擦クラッチ)である。又、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は、各々、後述するように、前後進切換装置２６を構成する要素の１つである。

トルクコンバータ２０は、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、及び入力軸２２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。ポンプ翼車２０ｐには、無段変速機２４を変速制御したり、無段変速機２４におけるベルト挟圧力を発生させたり、前記クラッチの各々の作動を切り換えたり、動力伝達装置１６の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ４１が連結されている。

前後進切換装置２６は、上記第２動力伝達経路において入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐ、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車装置２６ｐは、入力要素としてのキャリヤ２６ｃと、出力要素としてのサンギヤ２６ｓと、反力要素としてのリングギヤ２６ｒとの３つの回転要素を有する差動機構である。キャリヤ２６ｃは入力軸２２に一体的に連結され、リングギヤ２６ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジング１８に選択的に連結され、サンギヤ２６ｓは入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に相対回転可能に設けられた小径ギヤ４２に連結されている。又、キャリヤ２６ｃとサンギヤ２６ｓとは、前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結される。よって、前進用クラッチＣ１は、前記３つの回転要素のうちの２つの回転要素を選択的に連結するクラッチ機構であり、後進用ブレーキＢ１は、前記反力要素をハウジング１８に選択的に連結するクラッチ機構である。

ギヤ機構２８は、小径ギヤ４２と、ギヤ機構カウンタ軸４４回りにそのギヤ機構カウンタ軸４４に対して同軸心に相対回転不能に設けられてその小径ギヤ４２と噛み合う大径ギヤ４６とを備えている。又、ギヤ機構２８は、ギヤ機構カウンタ軸４４回りにそのギヤ機構カウンタ軸４４に対して同軸心に相対回転可能に設けられたアイドラギヤ４８と、出力軸３０回りにその出力軸３０に対して同軸心に相対回転不能に設けられてそのアイドラギヤ４８と噛み合う出力ギヤ５０とを備えている。出力ギヤ５０は、アイドラギヤ４８よりも大径である。従って、ギヤ機構２８は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路において、所定のギヤ比(ギヤ段)としての１つのギヤ比(ギヤ段)が形成される伝動機構である。ギヤ機構カウンタ軸４４回りには、更に、大径ギヤ４６とアイドラギヤ４８との間に、これらの間を選択的に断接する噛合式クラッチＤ１が設けられている。噛合式クラッチＤ１は、動力伝達装置１６に備えられて(すなわちエンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路に介在させられて)、サンギヤ２６ｓから出力軸３０までの間の動力伝達経路を断接する噛合式クラッチであり、前進用クラッチＣ１よりも出力軸３０側に設けられた、上記第２動力伝達経路を断接する第３クラッチとして機能する。

具体的には、噛合式クラッチＤ１は、ギヤ機構カウンタ軸４４回りにそのギヤ機構カウンタ軸４４に対して同軸心に相対回転不能に設けられたクラッチハブ５２と、アイドラギヤ４８とクラッチハブ５２との間に配置されてそのアイドラギヤ４８に固設されたクラッチギヤ５４と、クラッチハブ５２に対してスプライン嵌合されることによりギヤ機構カウンタ軸４４の軸心Ｃ回りの相対回転不能且つその軸心Ｃと平行な方向の相対移動可能に設けられた円筒状のスリーブ５６とを備えている。クラッチハブ５２の外周面５２outの外周歯(不図示)とスプライン嵌合される、スリーブ５６の内周面５６inの内周歯５６ｓは、スリーブ５６がクラッチギヤ５４側へ移動させられることで、クラッチギヤ５４の外周歯５４ｓと噛み合わされる(図３，４参照)。クラッチハブ５２と常に一体的に回転させられるスリーブ５６がクラッチギヤ５４と噛み合わされることで、アイドラギヤ４８とギヤ機構カウンタ軸４４とが接続される。更に、噛合式クラッチＤ１は、スリーブ５６とクラッチギヤ５４とを嵌合する際に回転を同期させる、同期機構としての公知のシンクロメッシュ機構Ｓ１を備えている。

このように構成された噛合式クラッチＤ１では、フォークシャフト５８がアクチュエータ６０(図３，４参照)によって作動させられることにより、フォークシャフト５８に固設されたシフトフォーク６２を介してスリーブ５６がギヤ機構カウンタ軸４４の軸心Ｃと平行な方向に摺動させられ、係合状態と解放状態とが切り替えられる。動力伝達装置１６では、上記第２動力伝達経路において、前進用クラッチＣ１(又は後進用ブレーキＢ１)と噛合式クラッチＤ１とが共に係合されることで、前進用動力伝達経路(又は後進用動力伝達経路)が成立させられて、エンジン１２の動力が入力軸２２からギヤ機構２８を経由して出力軸３０へ伝達される。動力伝達装置１６では、少なくとも前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されるか、或いは少なくとも噛合式クラッチＤ１が解放されると、上記第２動力伝達経路は動力伝達を遮断するニュートラル状態(動力伝達遮断状態)とされる。

無段変速機２４は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路上に設けられている。無段変速機２４は、入力軸２２に設けられた有効径が可変のプライマリプーリ６４と、出力軸３０と同軸心の回転軸６６に設けられた有効径が可変のセカンダリプーリ６８と、その一対のプーリ６４，６８の間に巻き掛けられた伝動ベルト７０とを備え、一対のプーリ６４，６８と伝動ベルト７０との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。無段変速機２４では、一対のプーリ６４，６８のＶ溝幅が変化して伝動ベルト７０の掛かり径(有効径)が変更されることで、変速比(ギヤ比)γ(＝入力軸回転速度Ｎi／出力軸回転速度Ｎo)が連続的に変化させられる。ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は、無段変速機２４よりも駆動輪１４側に設けられており(すなわちセカンダリプーリ６８と出力軸３０との間に設けられており)、セカンダリプーリ６８(回転軸６６)と出力軸３０との間を選択的に断接する。動力伝達装置１６では、上記第１動力伝達経路において、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合されることで、動力伝達経路が成立させられて、エンジン１２の動力が入力軸２２から無段変速機２４を経由して出力軸３０へ伝達される。動力伝達装置１６では、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が解放されると、上記第１動力伝達経路はニュートラル状態とされる。

動力伝達装置１６の作動について、以下に説明する。図２は、動力伝達装置１６の各走行パターン毎の係合要素の係合表を用いて、その走行パターンの切り換わりを説明する為の図である。図２において、Ｃ１は前進用クラッチＣ１の作動状態に対応し、Ｃ２はＣＶＴ走行用クラッチＣ２の作動状態に対応し、Ｂ１は後進用ブレーキＢ１の作動状態に対応し、Ｄ１は噛合式クラッチＤ１の作動状態に対応し、「○」は係合(接続)を示し、「×」は解放(遮断)を示している。

先ず、ギヤ機構２８を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行パターン(すなわち第２動力伝達経路を通って動力が伝達される走行パターン)であるギヤ走行について説明する。このギヤ走行では、図２に示すように、例えば前進用クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合される一方、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２及び後進用ブレーキＢ１が解放される。

具体的には、前進用クラッチＣ１が係合されると、前後進切換装置２６を構成する遊星歯車装置２６ｐが一体回転させられるので、小径ギヤ４２が入力軸２２と同回転速度で回転させられる。又、小径ギヤ４２はギヤ機構カウンタ軸４４に設けられている大径ギヤ４６と噛み合わされているので、ギヤ機構カウンタ軸４４も同様に回転させられる。更に、噛合式クラッチＤ１が係合されているので、ギヤ機構カウンタ軸４４とアイドラギヤ４８とが接続される。このアイドラギヤ４８は出力ギヤ５０と噛み合わされているので、出力ギヤ５０と一体的に設けられている出力軸３０が回転させられる。このように、前進用クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合されると、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ２０、前後進切換装置２６、ギヤ機構２８等を順次介して出力軸３０に伝達される。尚、このギヤ走行では、例えば後進用ブレーキＢ１及び噛合式クラッチＤ１が係合される一方、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２及び前進用クラッチＣ１が解放されると、後進走行が可能となる。

次いで、無段変速機２４を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行パターン(すなわち第１動力伝達経路を通って動力が伝達される走行パターン)であるＣＶＴ走行について説明する。このＣＶＴ走行では、図２のＣＶＴ走行(高車速)に示すように、例えばＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合される一方、前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、及び噛合式クラッチＤ１が解放される。

具体的には、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合されると、セカンダリプーリ６８と出力軸３０とが接続されるので、セカンダリプーリ６８と出力軸３０とが一体回転させられる。このように、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合されると、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ２０及び無段変速機２４等を順次介して出力軸３０に伝達される。このＣＶＴ走行(高車速)中に噛合式クラッチＤ１が解放されるのは、例えばＣＶＴ走行中のギヤ機構２８等の引き摺りをなくすと共に、高車速においてギヤ機構２８や遊星歯車装置２６ｐの構成部材(例えばピニオンギヤ)等が高回転化するのを防止する為である。

前記ギヤ走行は、例えば車両停止中を含む低車速領域において選択される。この第２動力伝達経路におけるギヤ比γ１(すなわちギヤ機構２８により形成されるギヤ比ＥＬ)は、無段変速機２４により形成される最大ギヤ比(すなわち最も低車速側のギヤ比である最ローギヤ比)γmaxよりも大きな値(すなわちロー側のギヤ比)に設定されている。例えばギヤ比γ１は、動力伝達装置１６における第１速ギヤ段のギヤ比である第１速ギヤ比γ１に相当し、無段変速機２４の最ローギヤ比γmaxは、動力伝達装置１６における第２速ギヤ段のギヤ比である第２速ギヤ比γ２に相当する。その為、例えばギヤ走行とＣＶＴ走行とは、公知の有段変速機の変速マップにおける第１速ギヤ段と第２速ギヤ段とを切り換える為の変速線に従って切り換えられる。又、例えばＣＶＴ走行においては、公知の手法を用いて、アクセル開度、車速などの走行状態に基づいてギヤ比γが変化させられる変速(例えばＣＶＴ変速、無段変速)が実行される。ここで、ギヤ走行からＣＶＴ走行(高車速)、或いはＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り換える際には、図２に示すように、ＣＶＴ走行(中車速)を過渡的に経由して切り換えられる。

例えばギヤ走行からＣＶＴ走行(高車速)へ切り換えられる場合、ギヤ走行に対応する前進用クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合された状態から、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２及び噛合式クラッチＤ１が係合された状態であるＣＶＴ走行(中車速)に過渡的に切り換えられる。すなわち、前進用クラッチＣ１を解放してＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合するようにクラッチを掛け替える変速(例えばクラッチツゥクラッチ変速(以下、ＣtoＣ変速という))が実行される。このとき、動力伝達経路は第２動力伝達経路から第１動力伝達経路へ変更され、動力伝達装置１６においては実質的にアップシフトさせられる。そして、動力伝達経路が切り換えられた後、ギヤ機構２８等の不要な引き摺りや遊星歯車装置２６ｐにおける高回転化を防止する為に噛合式クラッチＤ１が解放される(図２の被駆動入力遮断参照)。このように噛合式クラッチＤ１は、駆動輪１４側からの入力を遮断する被駆動入力遮断クラッチとして機能する。

又、例えばＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り換えられる場合、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合された状態から、ギヤ走行への切換準備として更に噛合式クラッチＤ１が係合される状態であるＣＶＴ走行(中車速)に過渡的に切り換えられる(図２のダウンシフト準備参照)。このＣＶＴ走行(中車速)では、ギヤ機構２８を介して遊星歯車装置２６ｐのサンギヤ２６ｓにも回転が伝達された状態となる。このＣＶＴ走行(中車速)の状態からＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放して前進用クラッチＣ１を係合するようにクラッチを掛け替える変速(例えばＣtoＣ変速)が実行されると、ギヤ走行へ切り換えられる。このとき、動力伝達経路は第１動力伝達経路から第２動力伝達経路へ変更され、動力伝達装置１６においては実質的にダウンシフトさせられる。

図３及び図４は共に、噛合式クラッチＤ１における係合状態と解放状態との切替作動を説明する為の図である。図３は、噛合式クラッチＤ１が解放状態にあるときの実施態様を示す図である。図４は、噛合式クラッチＤ１が係合状態にあるときの実施態様を示す図である。

図３及び図４において、噛合式クラッチＤ１は、アクチュエータ６０のリターンスプリング６０ａの付勢力により、スリーブ５６を解放側へ押し付ける押付力がフォークシャフト５８及びシフトフォーク６２を介してスリーブ５６に常時作用させられている。又、エンジン１２の作動中には、エンジン１２により回転駆動されるオイルポンプ４１が発生する油圧を元圧として油圧制御回路(不図示)により調圧された油圧Ｐd1がアクチュエータ６０の油室６０ｂに供給されることにより、リターンスプリング６０ａの付勢力に対抗する押圧力が発生させられ、上記押付力に対抗してスリーブ５６を係合側へ移動させる係合力がフォークシャフト５８及びシフトフォーク６２を介してスリーブ５６に作用させられる。油室６０ｂに所定油圧よりも大きな油圧Ｐd1が供給されず前記係合力が所定値よりも小さいときは、図３に示すように、リターンスプリング６０ａの付勢力による前記押付力によって噛合式クラッチＤ１を解放状態とする位置にスリーブ５６が移動させられる。一方で、油室６０ｂに所定油圧よりも大きな油圧Ｐd1が供給されて前記係合力が所定値よりも大きいときは、噛合式クラッチＤ１を係合状態とする位置にスリーブ５６が移動させられる。前記所定値は、例えば噛合式クラッチＤ１を係合状態とする位置にスリーブ５６を移動させる為の下限の油圧Ｐd1として予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された(すなわち予め定められた)所定油圧によってスリーブ５６に作用させられる係合力に相当する。尚、この所定油圧は、例えば油温などに基づいて変化させられる値であっても良い。

ここで、エンジン停止時に、噛合式クラッチＤ１を係合状態としておくと、車両１０の被牽引時に、駆動輪１４側から入力される回転により遊星歯車装置２６ｐの要素間の差回転速度が大きくなって(例えば遊星歯車装置２６ｐのピニオンギヤ等が高回転化して)遊星歯車装置２６ｐの耐久性が低下するおそれがある。その為、車両１０の被牽引状態を想定すれば、エンジン停止時には、噛合式クラッチＤ１を解放状態としておくことが望ましい。一方で、本実施例の動力伝達装置１６における最ローギヤ比は、ギヤ機構２８により形成されるギヤ比ＥＬであるので、噛合式クラッチＤ１を介して動力が伝達されるギヤ走行にて車両発進すること適切である。その為、エンジン始動後に、車両１０を速やかに発進させる為に、エンジン停止時には、噛合式クラッチＤ１を係合状態としておくことが望ましい。このように、エンジン停止時において、被牽引状態を想定するか、或いはエンジン始動後の車両発進を想定するかで、エンジン停止時の噛合式クラッチＤ１の適切な状態が異なる。ところで、エンジン１２が始動前のエンジン停止時には、オイルポンプ４１の回転も停止させられているので、アクチュエータ６０に対する油圧Ｐd1の給排による、噛合式クラッチＤ１の係合と解放との切替作動を行うことができない。本実施例では、エンジン停止時には油圧Ｐd1の給排による噛合式クラッチＤ１の切替作動を行うことができないことを踏まえた上で、上述した何れの想定にも対処できる噛合式クラッチＤ１を提案する。

噛合式クラッチＤ１は、噛合式クラッチＤ１が油圧Ｐd1の供給により係合状態とされた後に、スリーブ５６の回転速度が所定回転よりも低いときは噛合式クラッチＤ１の係合状態を機械的に保持し、スリーブ５６の回転速度が前記所定回転よりも高いときは噛合式クラッチＤ１の係合状態の機械的な保持を解除する、係合保持機構８０を更に備える。前記所定回転は、例えば係合保持機構８０による機械的な保持が解除される為の下限のスリーブ５６の回転速度である。

具体的には、係合保持機構８０は、スリーブ５６の内周面５６inに形成された、径方向外側へ伸びる収容孔８２と、径方向に摺動可能且つ径方向内側へ突出可能に収容孔８２に収容されたロックボール８４と、径方向に伸縮可能にロックボール８４と収容孔８２の底面８２ｂとの間の空間に収容されたスプリング８６と、クラッチハブ５２の外周面５２outに形成された、噛合式クラッチＤ１が係合状態とされるスリーブ５６の位置においてロックボール８４の一部を受け入れる凹部８８とを備えている。

このように構成された噛合式クラッチＤ１において、噛合式クラッチＤ１が油圧Ｐd1の供給により係合状態とされた後に、エンジン停止などに起因して所定油圧よりも大きな油圧Ｐd1が供給されない為にスリーブ５６に作用させられる前記係合力が所定値よりも小さくされたとしても、スリーブ５６の回転速度が所定回転よりも低ければ(例えば車両停止状態や低車速時のように駆動輪１４から入力される回転がないか或いは低ければ)、図４に示すように、ロックボール８４がスプリング８６によって凹部８８に押し付けられることで、噛合式クラッチＤ１の係合状態が係合保持機構８０によって機械的に保持される。このような係合保持機構８０による噛合式クラッチＤ１の係合状態の機械的な保持は、スリーブ５６の回転速度が前記所定回転よりも高くされる(例えば駆動輪１４の回転が高くされる)ことで、ロックボール８４がスプリング８６の力に対抗する遠心力によって径方向外側へ(すなわち凹部８８から脱出する方向へ)移動させられると、解除される。スリーブ５６に作用させられる前記係合力が所定値よりも小さくされた状態で、係合保持機構８０による噛合式クラッチＤ１の係合状態の機械的な保持が解除されると、リターンスプリング６０ａの付勢力によりスリーブ５６に常時作用させられている押付力によって、図３に示すように、噛合式クラッチＤ１は解放状態とされる。

噛合式クラッチＤ１の係合状態の保持に関連する、電子制御装置(不図示)による制御作動の一例を以下に示す。電子制御装置は、例えばＣＶＴ走行(高車速)中に、車速の低下などに基づいてダウンシフトを判断すると、ＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り換える。この場合、電子制御装置は、先ず、解放中の噛合式クラッチＤ１を係合するようにスリーブ５６を作動させる指令を出力して、ＣＶＴ走行(中車速)へ切り換える。次いで、電子制御装置は、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放すると共に前進用クラッチＣ１を係合するＣtoＣ変速によりダウンシフトを実行する(図２参照)。噛合式クラッチＤ１が係合された状態で車両１０が停止した後にエンジン１２が運転停止される場合、アクチュエータ６０の油室６０ｂには所定油圧よりも大きな油圧Ｐd1は供給されないが、係合保持機構８０により噛合式クラッチＤ１の係合状態が機械的に保持される。従って、このような状態でエンジン始動が為された場合、エンジン始動直後から車両１０の速やかな発進が可能である。車両発進に伴って係合保持機構８０のロックボール８４に遠心力が作用することによって噛合式クラッチＤ１の係合状態の機械的な保持が解除されるまでに、アクチュエータ６０の油室６０ｂに所定油圧よりも大きな油圧Ｐd1が供給されれば良いので、急速に油圧Ｐd1を増大させる必要がなく、オイルポンプ４１のポンプ容積の低減が可能となる。又、車両走行中は、ロックボール８４に遠心力が作用することによって噛合式クラッチＤ１の係合状態の機械的な保持が解除されているので、噛合式クラッチＤ１が係合された状態であるＣＶＴ走行(中車速)から、油圧Ｐd1の低下によって噛合式クラッチＤ１が解放されてＣＶＴ走行(高車速)へ切り換えられる。

一方で、車両停止時に係合保持機構８０により噛合式クラッチＤ１が係合状態に保持されているときに、車両１０を被牽引状態とされると、駆動輪１４の回転上昇に伴いロックボール８４に遠心力が作用することによって噛合式クラッチＤ１の係合状態の機械的な保持が解除される。これにより、アクチュエータ６０の油室６０ｂに所定油圧より大きな油圧Ｐd1が供給されないエンジン停止時では、アクチュエータ６０のリターンスプリング６０ａの付勢力により噛合式クラッチＤ１が解放状態とされる。車両１０の被牽引状態において噛合式クラッチＤ１が解放状態とされることで、駆動輪１４から入力される回転が噛合式クラッチＤ１よりも上流側の動力伝達経路に介在させられた遊星歯車装置２６ｐへ伝達されず、遊星歯車装置２６ｐのピニオンギヤ等が駆動輪１４側からの入力により高回転化することが回避される。よって、遊星歯車装置２６ｐの耐久性低下を回避することができる。

上述のように、本実施例によれば、エンジン１２の作動中にスリーブ５６に作用させられる係合力が所定値よりも大きくされることで噛合式クラッチＤ１が係合状態とされる。この噛合式クラッチＤ１の係合状態にて、エンジン１２の停止などに起因して前記係合力が所定値よりも小さくされたとしても、スリーブ５６の回転速度が所定回転よりも低ければ(例えば車両停止状態であれば)、係合保持機構８０によって噛合式クラッチＤ１の係合状態が機械的に保持される。よって、噛合式クラッチＤ１は、エンジン１２の停止中に係合状態が保持され得る。このことは、エンジン１２を作動させた直後からの速やかな車両発進に寄与する。加えて、係合保持機構８０による噛合式クラッチＤ１の係合状態の機械的な保持は、スリーブ５６の回転速度が所定回転よりも高くされると(例えば駆動輪１４の回転が高くされると)解除される。この噛合式クラッチＤ１の係合状態の機械的な保持の解除中に、エンジン１２の停止などに起因して前記係合力が所定値よりも小さくされていれば、スリーブ５６に常時作用させられている押付力によって噛合式クラッチＤ１は解放状態とされる。よって、噛合式クラッチＤ１は、車両被牽引時には解放状態が実現され得る。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、噛合式クラッチＤ１は、入力軸２２と出力軸３０との間に無段変速機２４及びギヤ機構２８を並列に備える、車両１０の動力伝達装置１６に備えられる構成であったが、これに限らない。例えば、動力伝達装置１６は、入力軸２２と出力軸３０との間にギヤ機構２８を介した動力伝達経路のみを備えるものであっても良い。要は、噛合式クラッチＤ１は、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路に介在させられていれば、本発明は適用され得る。そういう意味では、単独で備えられるギヤ機構２８は、他の形式の変速機、例えば遊星歯車式多段変速機、無段変速機などであっても良い。尚、噛合式クラッチＤ１よりも上流側の動力伝達経路に介在させられた、３つの回転要素を有する差動機構(前述の実施例では遊星歯車装置２６ｐ)を少なくとも備える動力伝達装置は、車両被牽引時を想定すれば、本発明を適用するのに有用な構成である。又、上記差動機構は、例えばピニオンに噛み合う一対のかさ歯車を有する差動歯車装置であっても良い。

また、前述の実施例において、係合保持機構８０は、スリーブ５６の内周面５６in及びクラッチハブ５２の外周面５２outに、１つ、又は周方向に略等間隔に複数個備えられる。

また、前述の実施例では、ギヤ機構２８は、所定のギヤ比(ギヤ段)として１つのギヤ段が形成される伝動機構であったが、これに限らない。例えば、ギヤ機構２８は、所定のギヤ比(ギヤ段)としてギヤ比γが異なる複数のギヤ段が形成される伝動機構であっても良い。つまり、ギヤ機構２８は２段以上に変速される有段変速機であっても良い。

また、前述の実施例では、ギヤ機構２８は、ギヤ比γで見れば、無段変速機２４の最ローギヤ比γmaxよりもロー側のギヤ比ＥＬを形成する伝動機構であったが、これに限らない。例えば、ギヤ機構２８は、ロー側のギヤ比ＥＬ、及び無段変速機２４の最ハイギヤ比γminよりもハイ側のギヤ比ＥＨを形成する伝動機構であっても良い。このようなギヤ機構２８であっても、本発明は適用され得る。これについては、ギヤ機構２８が複数のギヤ段が形成される伝動機構である場合も同様である。

また、前述の実施例では、無段変速機構としてベルト式無段変速機２４を例示し、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２を無段変速機２４よりも駆動輪１４側(すなわちセカンダリプーリ６８と出力軸３０との間)に設けたが、これに限らない。例えば、無段変速機構はトロイダル式の無段変速機などであっても良い。又、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は無段変速機２４よりもエンジン１２側(すなわちプライマリプーリ６４と入力軸２２との間)に設けられても良い。

また、前述の実施例では、動力伝達装置１６の走行パターンを、所定の変速マップを用いて切り換えたが、これに限らない。例えば、車速とアクセル開度に基づいて運転者の駆動要求量(例えば要求トルク)を算出し、その要求トルクを満たすことができるギヤ比を設定することで、動力伝達装置１６の走行パターンを切り換えても良い。

また、前述の実施例では、スリーブ５６は、油圧式のアクチュエータ６０によって作動させられるものであったが、これに限らない。例えば、スリーブ５６は、電動モータによって作動させられるものであっても良い。又、噛合式クラッチＤ１においては、シンクロメッシュ機構Ｓ１は必ずしも必要ない。

また、前述の実施例において駆動力源として例示したエンジン１２は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関が用いられるが、例えば電動機等の他の原動機を単独で或いはエンジンと組み合わせて採用することもできる。又、前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、及びＣＶＴ走行用クラッチＣ２は共に、油圧式の摩擦クラッチが用いられたが、例えば電磁式等の摩擦クラッチを採用することもできる。

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

１２：エンジン(駆動力源)
１４：駆動輪
５６：スリーブ
８０：係合保持機構
Ｄ１：噛合式クラッチ

Claims (1)

1. 駆動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に介在させられて、スリーブを解放側へ押し付ける押付力が前記スリーブに常時作用させられていると共に前記駆動力源の作動中には前記押付力に対抗して前記スリーブを係合側へ移動させる係合力が前記スリーブに作用させられ得るものであり、前記係合力が所定値よりも大きいときは係合状態とされる噛合式クラッチであって、
   前記噛合式クラッチが係合状態とされた後に、前記スリーブの回転速度が所定回転よりも低いときは前記噛合式クラッチの係合状態を機械的に保持し、前記スリーブの回転速度が前記所定回転よりも高いときは前記噛合式クラッチの係合状態の機械的な保持を解除する、係合保持機構を備えることを特徴とする噛合式クラッチ。

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