JP7061660B1

JP7061660B1 - 動力伝達装置

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Publication number: JP7061660B1
Application number: JP2020213856A
Authority: JP
Inventors: 忠彦加藤; 義弘山内
Original assignee: Univance Corp
Current assignee: Univance Corp
Priority date: 2020-12-23
Filing date: 2020-12-23
Publication date: 2022-04-28
Anticipated expiration: 2040-12-23
Also published as: EP4234977A1; WO2022137618A1; JP2022099832A

Abstract

【課題】変速時のトルク切れを解消しつつ衝撃を低減できる動力伝達装置を提供する。【解決手段】摩擦クラッチ１１０及び変速機２を備え、変速機は、第１軸４と平行に配置される第２軸５と、第１軸または第２軸の一方に相対回転不能に配置された固定ギヤ１１、３１、２２、４２、５２、６２と、第１軸または第２軸の他方に相対回転可能に配置された遊転ギヤ２１、４１、５１、６１、１２，３２と、第１軸または第２軸の遊転ギヤの隣に結合するハブ７０と、ハブの外周に配置されるクラッチリング８０と、固定ギヤ又は遊転ギヤの第１ドグ歯１３，３３，２３，４３，５３，６３、にクラッチリングの第２ドグ歯がかみ合うと、別の第１ドグ歯と別の第２ドグ歯とを離隔させる軸方向の推力をクラッチリングに加える推力発生部と、を備え、駆動源の最大トルク（Ｎｍ）をｘ、摩擦クラッチの慣性モーメント（ｋｇｍ２）をｙとしたときに、ｙ≦６×１０－６ｘを満たす。【選択図】図１

Description

本発明は動力伝達装置に関し、特に変速時のトルク切れを解消できる動力伝達装置に関するものである。

互いにかみ合う駆動ギヤ及び被動ギヤを少なくとも２組備える変速機が知られている。特許文献１に開示の技術では、駆動源（例えばエンジン）の駆動力が伝達される第１軸、及び、第１軸と平行な第２軸に、互いにかみ合う少なくとも２組の駆動ギヤ及び被動ギヤがそれぞれ配置される。駆動ギヤ又は被動ギヤの隣に並ぶハブは第１軸または第２軸に結合し、ハブの外周にクラッチリングがそれぞれ配置される。駆動ギヤ又は被動ギヤは、軸方向の端面に第１ドグ歯が設けられ、クラッチリングは、第１ドグ歯にかみ合う第２ドグ歯が軸方向の端面に設けられる。

低速段のギヤの第１ドグ歯にクラッチリングの第２ドグ歯がかみ合い、トルクを伝えているときに、高速段のギヤの第１ドグ歯に別のクラッチリングの第２ドグ歯がかみ合うと、高速段のギヤに比べて回転速度が遅い低速段のギヤの第１ドグ歯に第２ドグ歯がかみ合うクラッチリングに軸方向の推力が生じる。その推力によってクラッチリングが軸方向へ押し出されると、低速段のギヤの第１ドグ歯とクラッチリングの第２ドグ歯とのかみ合いが外れ、高速段が成立する。これにより変速時のトルク切れを解消できる。

特開２０１２－１２７４７１号公報

しかし上記技術では、第１ドグ歯に第２ドグ歯がかみ合う直前の、第１ドグ歯の回転速度と第２ドグ歯の回転速度とが異なるので、第１ドグ歯に第２ドグ歯がかみ合うときに衝撃（かみ合い音およびショック）が発生するという問題点がある。

本発明はこの問題点を解決するためになされたものであり、変速時のトルク切れを解消しつつ衝撃を低減できる動力伝達装置を提供することを目的としている。

この目的を達成するために本発明の動力伝達装置は、駆動源に結合する駆動軸と第１軸との間の動力の伝達・遮断を行う摩擦クラッチと、第１軸によって動力が入力される変速機と、を備え、変速機は、第１軸と平行に配置される第２軸と、第１軸または第２軸の一方に相対回転不能に配置された固定ギヤと、第１軸または第２軸の他方に相対回転可能に配置された遊転ギヤと、第１軸または第２軸に結合し遊転ギヤの隣に並ぶ少なくとも２つの円環状のハブと、ハブに対して軸方向に移動可能かつ回転不能にハブの外周にそれぞれ配置されるクラッチリングと、を備え、遊転ギヤは、軸方向の端面に第１ドグ歯が設けられ、クラッチリングは、第１ドグ歯にかみ合う第２ドグ歯が軸方向の端面に設けられている。ハブ、クラッチリング及び遊転ギヤの少なくとも１つは、第１ドグ歯に第２ドグ歯がかみ合うと、別の第１ドグ歯と別の第２ドグ歯とを離隔させる軸方向の推力をクラッチリングに加える推力発生部を備え、駆動源の最大トルク（Ｎｍ）をｘ、摩擦クラッチの慣性モーメント（ｋｇｍ^２）をｙとしたときに、ｙ≦６×１０^－６ｘを満たす。

請求項１記載の動力伝達装置によれば、変速機の推力発生部により、第１ドグ歯にクラッチリングの第２ドグ歯がかみ合うと、別の第１ドグ歯と別のクラッチリングの第２ドグ歯とを離隔させる軸方向の推力がクラッチリングに加えられ、高速段が成立する。よって変速時のトルク切れを解消できる。

第１ドグ歯に第２ドグ歯がかみ合うときの衝撃は、第１ドグ歯に第２ドグ歯がかみ合う直前の、第１ドグ歯に結合する部材の運動エネルギーと第２ドグ歯に結合する部材の運動エネルギーとの差が大きいほど大きくなる。回転する部材の運動エネルギーは、部材の慣性モーメントに比例する。第２ドグ歯に結合している摩擦クラッチを含む部材の慣性モーメントは、摩擦クラッチの慣性モーメントの寄与が大きい。摩擦クラッチの大きさやトルク容量は、駆動源の最大トルクに影響を受け、摩擦クラッチの慣性モーメントに影響を与える。

そこで、ｙ≦６×１０^－６ｘ（但しｘ（ｋｇｍ^２）は駆動源の最大トルク、ｙは摩擦クラッチの慣性モーメント（Ｎｍ））を満たすようにすることで、第１ドグ歯に第２ドグ歯がかみ合う直前の、第２ドグ歯に結合している摩擦クラッチを含む部材の運動エネルギーと、第１ドグ歯に結合している部材の運動エネルギーと、の差を低減し、第１ドグ歯が第２ドグ歯にかみ合うときに放出される運動エネルギー、即ち衝撃を低減できる。

請求項２記載の動力伝達装置によれば、摩擦クラッチは湿式多板クラッチなので、トルク容量を確保しつつ、クラッチ板の外径を小さくすることにより摩擦クラッチの慣性モーメントを小さくできる。よって請求項１の効果に加え、衝撃の低減に有利である。

請求項３記載の動力伝達装置によれば、第１ケースは変速機を収納し、第２ケースは摩擦クラッチを収納する。第２ケースは第１ケースと分離されている。よって請求項２の効果に加え、潤滑に適正なオイルを第１ケース及び第２ケースに入れることができる。

請求項４記載の動力伝達装置によれば、摩擦クラッチ及び変速機が共にケースに収納されている。よって請求項２の効果に加え、１種類のオイルで摩擦クラッチ及びギヤを潤滑できる。

本発明の一実施の形態における動力伝達装置のスケルトン図である。クラッチリングの斜視図である。クラッチリングが配置されたハブの斜視図である。摩擦クラッチの部分断面図である。低速段のコースト走行時の変速機の模式図である。低速段のドライブ走行時の変速機の模式図である。低速段から高速段へ変速途中の変速機の模式図である。低速段から高速段へ変速直後の変速機の模式図である。駆動源の最大トルクと摩擦クラッチの慣性モーメントと衝撃との関係を示す図である。

以下、本発明の好ましい実施の形態について添付図面を参照して説明する。まず図１を参照して本発明の一実施の形態における動力伝達装置１の概略構成を説明する。図１は動力伝達装置１のスケルトン図である。動力伝達装置１は変速機２及び摩擦クラッチ１１０を備えている。変速機２は、駆動軸３から動力が入力される第１軸４と、第１軸４と平行に配置される第２軸５と、を備える。摩擦クラッチ１１０は、駆動軸３と第１軸４との間に配置され、駆動軸３と第１軸４との動力の伝達・遮断を行う。本実施形態では動力伝達装置１は自動車（図示せず）に搭載されている。

駆動軸３は、エンジン等の駆動源Ｓに結合している。第１軸４及び第２軸５は、複数段の変速ギヤとしての１速ギヤ１０、２速ギヤ２０、３速ギヤ３０、４速ギヤ４０、５速ギヤ５０及び６速ギヤ６０を支持する。

１速ギヤ１０は、第１軸４に相対回転不能に固定された駆動ギヤ１１と、駆動ギヤ１１とかみ合いつつ第２軸５に相対回転可能に固定された被動ギヤ１２と、を備えている。２速ギヤ２０は、第１軸４に相対回転可能に固定された駆動ギヤ２１と、駆動ギヤ２１とかみ合いつつ第２軸５に相対回転不能に固定された被動ギヤ２２と、を備えている。３速ギヤ３０は、第１軸４に相対回転不能に固定された駆動ギヤ３１と、駆動ギヤ３１とかみ合いつつ第２軸５に相対回転可能に固定された被動ギヤ３２と、を備えている。４速ギヤ４０は、第１軸４に相対回転可能に固定された駆動ギヤ４１と、駆動ギヤ４１とかみ合いつつ第２軸５に相対回転不能に固定された被動ギヤ４２と、を備えている。５速ギヤ５０は、第１軸４に相対回転可能に固定された駆動ギヤ５１と、駆動ギヤ５１とかみ合いつつ第２軸５に相対回転不能に固定された被動ギヤ５２と、を備えている。６速ギヤ６０は、第１軸４に相対回転可能に固定された駆動ギヤ６１と、駆動ギヤ６１とかみ合いつつ第２軸５に相対回転不能に固定された被動ギヤ６２と、を備えている。

駆動ギヤ１１，３１及び被動ギヤ２２，４２，５２，６２は、軸方向に固定、かつ、軸に相対回転不能に配置された固定ギヤである。駆動ギヤ２１，４１，５１，６１及び被動ギヤ１２，３２は、軸方向に固定、かつ、軸に相対回転可能に配置された遊転ギヤである。

第１軸４や第２軸５にギヤを選択的に結合するかみ合いクラッチ６は、第１軸４や第２軸５に結合するハブ７０と、ハブ７０に配置されるクラッチリング８０と、クラッチリング８０の軸方向の位置を設定するシフト装置９０と、を備えている。

ハブ７０は、被動ギヤ１２と被動ギヤ３２との間の第２軸５、駆動ギヤ２１と駆動ギヤ５１との間の第１軸４、駆動ギヤ４１と駆動ギヤ６１との間の第１軸４にそれぞれ相対回転不能に固定される円環状の部材である。被動ギヤ１２，３２、駆動ギヤ２１，４１，５１，６１の軸方向の端面には、ハブ７０へ向けて軸方向に突出する第１ドグ歯１３，３３，２３，４３，５３，６３が、それぞれ設けられている。

クラッチリング８０は、ハブ７０に装着される円環状の部材である。クラッチリング８０は、ハブ７０に対して回転不能、且つ、軸方向へ移動可能に配置されている。クラッチリング８０には、軸方向へ突出する第２ドグ歯８３（図２参照）が設けられている。クラッチリング８０が軸方向へ移動して第１ドグ歯１３，３３，２３，４３，５３，６３と第２ドグ歯８３とが選択的にかみ合うことで、１速ギヤ１０、２速ギヤ２０、３速ギヤ３０、４速ギヤ４０、５速ギヤ５０及び６速ギヤ６０のいずれかが、ハブ７０及びクラッチリング８０を介して第１軸４に選択的に結合し、変速が行われる。

シフト装置９０は、クラッチリング８０にそれぞれ係合するシフトフォーク９１，９２，９３と、シフトフォーク９１，９２，９３にそれぞれ結合するシフトアーム９４，９５，９６と、円柱状のシフトドラム９７と、を備えている。シフトドラム９７は第１ケース７に固定されており、モータ（図示せず）により軸回りに回転する。シフトアーム９４，９５，９６は、シフトドラム９７の外周に形成されたカム溝９８，９９，１００に端部が係合する。

シフトドラム９７は、シフトレバー（図示せず）の操作信号に基づき、或いはアクセルペダル（図示せず）の操作によるアクセル開度および車速信号等に基づき回転する。シフトドラム９７が回転すると、カム溝９８，９９，１００にガイドされたシフトアーム９４，９５，９６を介して、シフトフォーク９１，９２，９３が軸方向に移動する。シフトフォーク９１，９２，９３によってクラッチリング８０は軸方向に移動する。

図２を参照してクラッチリング８０について説明する。図２はクラッチリング８０の斜視図である。図２に示すようにクラッチリング８０は、中心軸Ｏの回りに円環状に延びるリング８１と、リング８１の軸方向の端面８２から軸方向の両側へ向けて突出する複数の第２ドグ歯８３と、を備えている。第１軸４や第２軸５に配置されたクラッチリング８０の中心軸Ｏは、第１軸４や第２軸５の中心軸と一致する。第２ドグ歯８３は、第３歯８４と、第３歯８４の長さよりも軸方向の長さが短い第４歯８５と、を備えている。第２ドグ歯８３は、円周方向の一方を向く第３面８６と、第３面８６の反対側の面であって円周方向の他方を向く第４面８７と、を備えている。

第２ドグ歯８３は、第３歯８４と第４歯８５が、円周方向に交互に配置されている。第３面８６は、中心軸Ｏに平行な仮想平面７３（図３参照）に対して傾く傾斜面である。第４面８７は、中心軸Ｏに平行な面である。クラッチリング８０の内周面には、中心軸Ｏと平行な歯８８が形成されている。本実施形態では、歯８８は第３歯８４の内側のみに形成されており、歯８８は第３歯８４の全長に亘って延びている。

なお、中心軸Ｏの側を向くリング８１の内面のうち第３歯８４が連なる部分には、中心軸Ｏに平行な歯８８が形成されている。歯８８は、リング８１、及び、リング８１の端面８２から突出する第３歯８４に切れ目なく連なっている。これにより歯８８が破損し難くなる。

本実施形態では、第２ドグ歯８３のみに歯８８が形成されている。「第２ドグ歯８３のみに歯８８が形成される」というのは、第２ドグ歯８３以外に、第２ドグ歯８３の歯８８に連なる歯がリング８１の内面に形成されるものを含む。しかし、第２ドグ歯８３の歯８８に連なっていない歯が、リング８１の内面に形成されるものは含まない。

図３はクラッチリング８０が配置されたハブ７０の斜視図である。ハブ７０の内周面には、第１軸４や第２軸５（図１参照）に結合するスプライン７１が形成されている。ハブ７０の外周面のうちクラッチリング８０の歯８８が配置される部位に、中心軸Ｏと平行な溝７２が形成されている。溝７２は、ハブ７０の軸方向の全長に亘って形成されている。クラッチリング８０に形成された歯８８が、ハブ７０の溝７２にはまり合うので、クラッチリング８０はハブ７０に対して軸方向に移動できるが、クラッチリング８０はハブ７０の周りを回転できない。

クラッチリング８０はハブ７０の溝７２に歯８８がはまり合い、トルクを伝達しながら軸方向に移動する。その結果、中心軸Ｏと平行な歯８８に力がかかるので、歯８８と溝７２との間に径方向の隙間があっても、歯８８の軸方向に延びる部分に溝７２の軸方向に延びる部分が接し、クラッチリング８０のモーメントを抑制し、ハブ７０の中心軸Ｏに対するクラッチリング８０の傾きを抑制できる。

溝７２及び歯８８の形状は特に限定されない。溝７２や歯８８は、側面から見て、例えばインボリュート曲線などの曲線に囲まれたものや角型など適宜設定される。また、溝７２の中を転がるボールやコロを歯８８に設けたり、歯８８が転がるボールやコロを溝７２に設けたりすることは当然可能である。これにより歯８８と溝７２との摩擦をより小さくできる。

第２ドグ歯８３の第３面８６は、リング８１から軸方向へ離れるにつれて、第４面８７へ近づくように傾斜している。中心軸Ｏに平行な仮想平面７３に対する第３面８６の傾斜角をθとする。第３面８６の重心を通る円の半径Ｒｄ（中心軸Ｏと第３面８６の重心との間の距離）は、第２ドグ歯８３の径方向の厚さの分だけ、溝７２の基準円の半径Ｒｈ（中心軸Ｏと溝７２の基準円との間の距離）よりも大きい。

図４を参照して摩擦クラッチ１１０について説明する。図４は摩擦クラッチ１１０の部分断面図である。摩擦クラッチ１１０は本実施形態では湿式多板クラッチである。摩擦クラッチ１１０は、潤滑油が充填された第２ケース１１１に収納されており、駆動軸３から第１軸４へ伝達するトルクを調整する。摩擦クラッチ１１０を収納する第２ケース１１１は、変速機２を収納する第１ケース７（図１参照）と分離されているので、潤滑に適正なオイルを第１ケース７及び第２ケース１１１にそれぞれ入れることができる。例えば、第１ケース７にはギヤオイルが注入され、第２ケース１１１にはクラッチフルードが充填される。

摩擦クラッチ１１０は、駆動軸３に結合するクラッチドラム１１２と、第１軸４に結合するクラッチハブ１１３と、クラッチドラム１１２とクラッチハブ１１３との間に配置されたクラッチ板１１４と、を備えている。クラッチ板１１４は、軸方向に移動可能にクラッチドラム１１２及びクラッチハブ１１３に支持されている。押付部材１１５は、クラッチ板１１４によるクラッチドラム１１２とクラッチハブ１１３との締結力を調整する。押付部材１１５は、クラッチドラム１１２とクラッチハブ１１３との間に配置されたばね１１６により、トルクの伝達を遮断する方向へ付勢されている。押付部材１１５は、アクチュエータ１１７の駆動により、クラッチ板１１４が伝達するトルクを大きくする軸方向へ移動する。

アクチュエータ１１７は、モータ１１８と、モータ１１８の出力を減速する減速機１１９とを備えている。減速機１１９は第２ケース１１１に固定され、モータ１１８はブラケット（図示せず）を介して第２ケース１１１に固定されている。モータ１１８のトルクは、変換機構１２１により軸方向の力に変換される。

変換機構１２１は、クラッチ板１１４の締結力を無段階に精度良く調整できるボールカムである。変換機構１２１は、駆動側の第１プレート１２２、反力側の第２プレート１２３及びボール１２４を備えている。第１プレート１２２及び第２プレート１２３は、第１軸４の外周に回転自在に支持されている。第２プレート１２３は、第１軸４に対する軸方向の移動が規制されており、第１プレート１２２は、スラスト軸受を介して押付部材１１５に配置されている。第１プレート１２２の先端は、減速機１１９の出力軸に接続されたギヤ１２０と噛み合わされている。第１プレート１２２及び第２プレート１２３が互いに対向するカム面には、その回転中心を中心とする同一円周上に所定の位相差を設けた複数の溝が形成されており、カム面にボール１２４が回転自在に挟持されている。ボール１２４をローラに代えても良い。

摩擦クラッチ１１０を締結する場合は、減速機１１９のギヤ１２０を介して第２プレート１２３に対して第１プレート１２２が回転駆動すると、第１プレート１２２はボール１２４の押圧を受けながら押付部材１１５の方向へ移動する。第１プレート１２２によって押付部材１１５が軸方向へ押されると、押付部材１１５はクラッチ板１１４を押す。一方、摩擦クラッチ１１０の締結を解除する場合は、減速機１１９のギヤ１２０が逆方向に回転駆動することで、押付部材１１５から離れる方向へ第１プレート１２２が移動し、押付部材１１５はクラッチ板１１４を押す力を弱める。

摩擦クラッチ１１０は、変速機２の変速時にクラッチ板１１４の係合状態を調整して、駆動軸３が第１軸４へ伝える回転を調整する。摩擦クラッチ１１０は、駆動源Ｓの最大トルク（Ｎ・ｍ）をｘ、摩擦クラッチ１１０の慣性モーメント（ｋｇ・ｍ^２）をｙとしたときに、ｙ≦６×１０^－６ｘを満たすように設定されている。摩擦クラッチ１１０の慣性モーメントは、クラッチドラム１１２、クラッチハブ１１３、クラッチ板１１４、押付部材１１５及びばね１１６の各部材の慣性モーメントの合計値である。

図５から図８を参照して、高速段へ変速（シフトアップ）するときの変速機２の動作を説明する。本実施形態では一例として４速ギヤ４０から５速ギヤ５０への変速について説明するが、他の段へ変速する動作も同様なので、他の段のシフトアップの動作やシフトダウンの動作については説明を省略する。

まず図５及び図６を参照して、低速段（４速ギヤ４０）のときの変速機２の動作について説明する。図５は低速段（４速ギヤ４０）のコースト走行時の変速機２の模式図であり、図６は低速段（４速ギヤ４０）のドライブ走行時の変速機２の模式図である。図５から図８では、駆動ギヤ４１，５１、ハブ７０及びクラッチリング８０の回転方向は、紙面に沿って下向き（矢印Ｒ方向）である。

図５に示すように駆動ギヤ４１には、クラッチリング８０の第２ドグ歯８３にかみ合う第１ドグ歯４３が、駆動ギヤ４１の軸方向の端面に形成されている。第１ドグ歯４３は、第１歯４４と、第１歯４４の長さよりも軸方向の長さが短い第２歯４５と、を備えている。第１ドグ歯４３は、円周方向の一方を向く第１面４６と、第１面４６の反対側の面であって円周方向の他方を向く第２面４７と、を備えている。第１面４６はクラッチリング８０の第３面８６に対向する。第２面４７はクラッチリング８０の第４面８７に対向する。

第１面４６及び第３面８６は、第１面４６と第３面８６とを接触させる方向のトルクに応じて駆動ギヤ４１とクラッチリング８０とが軸方向に離隔する推力を発生させる傾斜面である。第１面４６は、駆動ギヤ４１から離れる方向へ向かうにつれて、第２面４７へ近づくように傾斜している。中心軸Ｏに平行な仮想平面７３（図３参照）に対する第１面４６の傾斜角θは、第３面８６の傾斜角θと同じである。

第２面４７及び第４面８７は、第２面４７と第４面８７とを接触させてトルクを伝達するときに、駆動ギヤ４１とクラッチリング８０とが軸方向に離隔しない面である。本実施形態では、第２面４７は中心軸Ｏに平行な面である。

駆動ギヤ５１には、クラッチリング８０の第２ドグ歯８３にかみ合う第１ドグ歯５３が、駆動ギヤ５１の軸方向の端面に形成されている。第１ドグ歯５３は、第１歯５４と、第１歯５４の長さよりも軸方向の長さが短い第２歯５５と、を備えている。第１ドグ歯５３は、円周方向の一方を向く第１面５６と、第１面５６の反対側の面であって円周方向の他方を向く第２面５７と、を備えている。第１面５６はクラッチリング８０の第３面８６に対向する。第２面５７はクラッチリング８０の第４面８７に対向する。

第１面５６及び第３面８６は、第１面５６と第３面８６とを接触させる方向のトルクに応じて駆動ギヤ５１とクラッチリング８０とが軸方向に離隔する推力を発生させる傾斜面（推力発生部）である。第１面５６は、駆動ギヤ５１から離れる方向へ向かうにつれて、第２面５７へ近づくように傾斜している。中心軸Ｏに平行な仮想平面７３（図３参照）に対する第１面５６の傾斜角θは、第３面８６の傾斜角θと同じである。

第２面５７及び第４面８７は、第２面５７と第４面８７とを接触させてトルクを伝達するときに、駆動ギヤ５１とクラッチリング８０とが軸方向に離隔しない面である。本実施形態では、第２面５７は中心軸Ｏに平行な面である。

図５に示すように４速走行時には、シフトドラム９７のカム溝９９及びシフトアーム９５によりシフトフォーク９２が４速ギヤ４０の駆動ギヤ４１へ近づき、クラッチリング８０の第２ドグ歯８３が駆動ギヤ４１の第１ドグ歯４３にかみ合う。このときはクラッチリング８０の歯８８がハブ７０の溝７２にはまり合い、クラッチリング８０が軸方向に移動する。歯８８は第２ドグ歯８３（第３歯８４）の内側に形成されているので、リング８１の内側のみに歯８８が形成される場合に比べ、歯８８の軸方向の長さを確保できる。その結果、クラッチリング８０が軸方向に移動するときに、ハブ７０に対してクラッチリング８０をより傾き難くできる。一方、５速ギヤ５０では、シフトドラム９７により、クラッチリング８０の第２ドグ歯８３と駆動ギヤ５１の第１ドグ歯５３とが軸方向に離隔している。

４速ギヤ４０の被動ギヤ４２（図１参照）から駆動ギヤ４１へ動力が伝達されるコースト走行時には、駆動ギヤ４１はクラッチリング８０より速く回転するので、駆動ギヤ４１の第１面４６はクラッチリング８０の第３面８６に接する。このときに第２面４７と第４面８７との間に円周方向の隙間ができる。

第１面４６及び第３面８６は、コースト時のトルクに応じて駆動ギヤ４１とクラッチリング８０とが軸方向に離隔する推力を発生させる。しかし、シフトドラム９７のカム溝９９の頂部９９ａ（規制部）が、シフトアーム９５及びシフトフォーク９２の軸方向の移動を制限するので、クラッチリング８０の第２ドグ歯８３と駆動ギヤ４１の第１ドグ歯４３とのかみ合いが保たれ、駆動ギヤ４１の第１面４６にクラッチリング８０の第３面８６が接する状態が維持される。

図６に示すように、駆動ギヤ４１から被動ギヤ４２（図１参照）へ動力が伝達されるドライブ走行時には、クラッチリング８０は駆動ギヤ４１より速く回転するので、クラッチリング８０の第４面８７は駆動ギヤ４１の第２面４７に接する。このときに第１面４６と第３面８６との間に円周方向の隙間ができる。

第２面４７と第４面８７とを接触させてトルクを伝達するときに、駆動ギヤ４１とクラッチリング８０とは軸方向に離隔しないので、シフトドラム９７のカム溝９９の頂部９９ａによるシフトアーム９５及びシフトフォーク９２の軸方向の移動の制限、及び、第２面４７と第４面８７との摩擦等によってギヤ抜けを防ぎ、ドライブトルクを伝達する。

図７は低速段（４速ギヤ４０）から高速段（５速ギヤ５０）へ変速途中の変速機２の模式図であり、図８は高速段（５速ギヤ５０）のドライブ走行時の変速機２の模式図である。図７及び図８に示す矢印Ｓはシフトドラム９７のシフトアップ時の回転方向である。

図７に示すように、駆動ギヤ４１から被動ギヤ４２（図１参照）へ動力が伝達されるドライブ走行時に、摩擦クラッチ１１０をつないだままシフトドラム９７を回転して高速段（５速ギヤ５０）へのシフトアップ操作が行われると、シフトドラム９７のカム溝１００及びシフトアーム９６によりシフトフォーク９３が５速ギヤ５０の駆動ギヤ５１へ近づき、クラッチリング８０の第３歯８４の歯先が駆動ギヤ５１の第１歯５４の歯先に接する。クラッチリング８０の第３歯８４は、軸方向の長さが第４歯８５より長いので、第２ドグ歯８３の第３歯８４と駆動ギヤ５１の第１ドグ歯５３（第１歯５４）とをかみ合い易くできる。

一方、４速ギヤ４０ではカム溝９９の頂部９９ａが、シフトアーム９６を解放する。これによりシフトアーム９６とカム溝９９との間に、クラッチリング８０が駆動ギヤ４１から軸方向へ離隔できる隙間Ｇが生じる。しかし、４速ギヤ４０において第２面４７と第４面８７とを接触させて駆動ギヤ４１から被動ギヤ４２（図１参照）へ動力が伝達されている場合には、駆動ギヤ４１とクラッチリング８０とが軸方向へ離隔する推力が生じないので、クラッチリング８０の第２ドグ歯８３と駆動ギヤ４１の第１ドグ歯４３とがかみ合った状態が維持される。

４速ギヤ４０の駆動ギヤ４１とクラッチリング８０の第２ドグ歯８３とがかみ合った状態で、５速ギヤ５０の駆動ギヤ５１の第１ドグ歯５３（第１歯５４）とクラッチリング８０の第２ドグ歯８３（第３歯８４）とがかみ合うと、５速ギヤ５０は４速ギヤ４０より速く回転するので、内部循環トルクにより４速側はコースト状態、５速側はドライブ状態となる。

５速ギヤ５０では、第２面５７と第４面８７とが接触したドライブ状態であり、駆動ギヤ５１とクラッチリング８０とが軸方向へ離隔する推力が生じないので、シフトドラム９７のカム溝１００及びシフトアーム９６によりシフトフォーク９３が駆動ギヤ５１へより近づき、クラッチリング８０の第２ドグ歯８３と駆動ギヤ５１の第１ドグ歯５３とのかみ合いが深くなる。

クラッチリング８０は、第３歯８４の内側のみに歯８８が形成されているので、第３歯８４が第１ドグ歯５３とかみ合うときに、第１ドグ歯５３、第３歯８４及び歯８８を介してクラッチリング８０とハブ７０との間にトルクが伝達される。これにより、第３歯８４の内側に歯８８が形成されないで第４歯８５やリング８１の内側に歯８８が形成される場合に比べ、第３歯８４と第１ドグ歯５３（第１歯５４）とがかみ合うときに、第３歯８４に回転方向の力が加わることによる、第３歯８４とリング８１とがなす隅を起点とするリング８１の破損を抑制できる。

また、第３歯８４の内側だけでなく第４歯８５やリング８１の内側にも歯８８が形成される場合に比べ、歯８８によるクラッチリング８０の断面積の低下を抑制できる。よって、クラッチリング８０の耐久性を向上できる。さらに、第３歯８４の内側だけでなく第４歯８５やリング８１の内側にも歯８８が形成される場合に比べ、溝７２と擦れ合う歯８８の面積を減らすことができるので、溝７２と歯８８との間の摩擦が増大しないようにできる。

一方、４速ギヤ４０では、第１面４６と第３面８６とが接触したコースト状態であり、第１面４６及び第３面８６の傾斜角θにより、トルクに応じて駆動ギヤ４１とクラッチリング８０とが軸方向に離隔する推力が生じる。ハブ７０の外周面に形成された溝７２に、クラッチリング８０の内周面に形成された歯８８がはまり合い、その推力によってカム溝９９の隙間Ｇの分だけクラッチリング８０がトルクを伝達しながら軸方向に移動する。

その結果、歯８８の軸方向に延びる部分に溝７２の軸方向に延びる部分が接するので、ハブ７０に対してクラッチリング８０が傾き難くなり、クラッチリング８０の力のモーメントを抑制できる。これにより溝７２に擦れて軸方向へ移動する歯８８の摩擦を抑制できる。その結果、駆動ギヤ４１とクラッチリング８０とが軸方向に離隔するときに生じる音や振動を抑制できる。

ここで、第１面４６及び第３面８６の傾斜角θ、第３面８６の重心を通る円の半径Ｒｄ、溝７２の基準円の半径Ｒｈであり、第１面４６と第３面８６との間の摩擦係数をμｄ、溝７２と歯８８との間の摩擦係数をμｈとする。このときにハブ７０及びクラッチリング８０は、ｔａｎ（θ－μｄ）／Ｒｄ－μｈ／Ｒｈ＞０を満たすように設定されている。これにより、第１面４６及び第３面８６の傾斜角θによる軸方向の推力によって、内部循環トルクにより駆動ギヤ４１とクラッチリング８０とをスムーズに軸方向に離隔させることができる。よって変速のときのショックを抑制できる。

図８に示すようにシフトドラム９７によって５速ギヤ５０への変速が完了すると、４速ギヤ４０では、シフトドラム９７のカム溝９９の頂部９９ｂが、シフトアーム９５及びシフトフォーク９２の軸方向の移動を制限する。これによりクラッチリング８０と駆動ギヤ４１とが分離した状態が維持される。５速ギヤ５０では、シフトドラム９７のカム溝１００の頂部１００ａが、シフトアーム９６及びシフトフォーク９３の軸方向の移動を制限するので、クラッチリング８０の第２ドグ歯８３と駆動ギヤ５１の第１ドグ歯５３とのかみ合いが保たれる。

駆動ギヤ５１から被動ギヤ５２（図１参照）へ動力が伝達されるドライブ走行時には、クラッチリング８０は駆動ギヤ５１より速く回転するので、クラッチリング８０の第４面８７は駆動ギヤ５１の第２面５７に接する。このときに第１面５６と第３面８６との間に円周方向の隙間ができる。

第２面５７と第４面８７とを接触させてトルクを伝達するときに、駆動ギヤ５１とクラッチリング８０とは軸方向に離隔しないので、シフトドラム９７のカム溝１００の頂部１００ａによるシフトアーム９６及びシフトフォーク９３の軸方向の移動の制限、及び、第２面５７と第４面８７との摩擦等によってギヤ抜けを防ぎ、ドライブトルクを伝達する。

被動ギヤ５２（図１参照）から駆動ギヤ５１へ動力が伝達されるコースト走行時には、駆動ギヤ５１はクラッチリング８０より速く回転するので、駆動ギヤ５１の第１面５６はクラッチリング８０の第３面８６に接する。このときに第２面５７と第４面８７との間に円周方向の隙間ができる。

第１面５６及び第３面８６は、コースト時のトルクに応じて駆動ギヤ５１とクラッチリング８０とが軸方向に離隔する推力を発生させる。しかし、シフトドラム９７のカム溝１００の頂部１００ａ（規制部）が、シフトアーム９６及びシフトフォーク９３の軸方向の移動を制限するので、クラッチリング８０の第２ドグ歯８３と駆動ギヤ５１の第１ドグ歯５３とのかみ合いが保たれ、駆動ギヤ５１の第１面５６にクラッチリング８０の第３面８６が接する状態が維持される。

以上のように変速機２は、低速段から高速段への変速時に、変速比の異なる２つの変速ギヤ（４速ギヤ４０及び５速ギヤ５０）の第１ドグ歯４３，５３にクラッチリング８０の第２ドグ歯８３がそれぞれかみ合うと、内部循環トルクにより、高速段の変速ギヤ（５速ギヤ５０）に比べて回転数の低い低速段の変速ギヤ（４速ギヤ４０）に結合するクラッチリング８０が、第１面４６と第３面８６との間に生じる推力によって軸方向へ押し出される。高速段の変速ギヤ（５速ギヤ５０）とクラッチリング８０とが結合すると、低速段の変速ギヤ（４速ギヤ４０）とクラッチリング８０とが分離して高速段が成立するので、変速のときのトルク切れを解消できる。

本発明を実施例によりさらに詳しく説明するが、本発明はこの実施例に限定されるものではない。

試験者は、上記実施形態における動力伝達装置１の、摩擦クラッチ１１０の大きさを異ならせることにより、摩擦クラッチ１１０の慣性モーメントが異なる５つの試作品を作製した。試作品は、摩擦クラッチ１１０の慣性モーメント以外の条件は同じにした。試作品の駆動軸３には、最大トルクが異なる５種のエンジン（駆動源Ｓ）のクランク軸をそれぞれ結合した。

試験者は、摩擦クラッチ１１０を切った状態で各エンジンを始動し、摩擦クラッチ１１０をつないで変速機２を３速に設定した後、最大トルクが発生する回転数に各エンジンを設定し、摩擦クラッチ１１０をつないだまま４速にシフトアップする試験を行った。試験者は、駆動ギヤ４１の第１ドグ歯４３にクラッチリング８０の第２ドグ歯８３がかみ合うときの衝撃（かみ合い音およびショック）を官能評価した。

図９は駆動源Ｓの最大トルクと摩擦クラッチ１１０の慣性モーメントと衝撃との関係を示す図である。図９に示す白抜きの四角は、試験者が違和感を覚えた衝撃が発生した組合せ（駆動源Ｓの最大トルクと摩擦クラッチ１１０の慣性モーメントとの組合せ）である。図９に示す黒塗りの丸は、試験者が違和感を覚えなかった組合せである。

図９に示す直線の式は、ｙ＝６×１０^－６ｘである。但しｘは駆動源Ｓ（エンジン）の最大トルク（Ｎｍ）であり、ｙは摩擦クラッチ１１０の慣性モーメント（ｋｇｍ^２）である。この試験からｙ≦６×１０^－６ｘを満たせば、変速のときの衝撃を低減できることが明らかになった。

なお、ｙ≦６×１０^－６ｘを満たすときの摩擦クラッチ１１０は、湿式多板クラッチであった。湿式多板クラッチは、クラッチ板１１４の外径が小さくてもトルク容量を確保できるので、トルク容量を確保しつつ慣性モーメントを低減できる。よって変速のときの衝撃を低減するのに有利である。

以上、実施の形態に基づき本発明を説明したが、本発明は上記実施の形態に何ら限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で種々の改良変形が可能であることは容易に推察できるものである。例えば変速機２のギヤ段の数や配置、シフトドラム９７に形成されたカム溝９９，１００の形状、ハブ７０に形成された溝７２の数や形状、クラッチリング８０に形成された歯８８の数や形状などは適宜設定できる。

実施形態では、駆動ギヤ４１に設けられた第１ドグ歯４３の第２面４７、駆動ギヤ５１に設けられた１ドグ歯５３の第２面５７、クラッチリング８０に設けられた第２ドグ歯８３の第４面８７が、中心軸Ｏに平行な面である場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではない。第２面４７，５７と第４面８７とが接触してトルクを伝達しているときに、そのトルクによる力の軸方向の成分と、第２面４７，５７と第４面８７との摩擦力のうちの軸方向の成分と、の合力が、クラッチリング８０を駆動ギヤ４１，５１から離隔させる方向に作用しなければ良い。この関係を満たせば、第２面４７，５７や第４面８７が、中心軸Ｏに平行な仮想平面（図示せず）に対して傾斜していても良い。

実施形態では、駆動ギヤ４１に設けられた第１ドグ歯４３の第１面４６と、クラッチリング８０に設けられた第２ドグ歯８３の第３面８６とが、トルクに応じて駆動ギヤ４１とクラッチリング８０とを軸方向に離隔する推力を生じさせる推力発生部の場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではない。例えば、特開２０１２－１２７４７１号公報に記載の変速機のように、第１面４６や第３面８６の傾斜角をほぼゼロにし、クラッチリング８０に設けた歯８８の代わりに、クラッチリング８０に円柱状の突起を設け、ハブ７０に設けた平行な溝７２の代わりに、中心軸Ｏを含む平面に対して傾斜するＶ字状のカム溝をハブ７０の外周面に形成し、そのカム溝の中にクラッチリング８０の突起を配置することは当然可能である。ハブ７０のカム溝とクラッチリング８０の突起とを推力発生部とする場合も、本実施形態と同様の作用効果を実現できる。

実施形態では、動力伝達装置１を自動車に搭載する場合について説明したが、これに限られるものではなく、建設機械、産業車両、農業機械等に動力伝達装置１を搭載することは当然可能である。この場合も動力伝達装置１により変速時のトルク切れを解消しつつ変速時の衝撃（音）を低減できる。よって第１軸４の空回りをなくし燃費も改善できる。

実施形態では、変速機２を収納する第１ケース７と、摩擦クラッチ１１０を収納する第２ケース１１１とを別々に設ける場合について説明したが、必ずしもこれに限られるものではない。第１ケース７及び第２ケース１１１を一体化したケースを設け、そのケースに、変速機２及び摩擦クラッチ１１０を共に収納することは当然可能である。その場合、例えば、オートマチックトランスミッションフルードをベースにした高極圧性のギヤオイルをケースに充填して、クラッチ板１１４及びギヤの耐久性を両立できる。

１動力伝達装置
２変速機
３駆動軸
４第１軸
５第２軸
７第１ケース
１１，３１駆動ギヤ（固定ギヤ）
１２，３２被動ギヤ（被動ギヤ）
１３，２３，３３，４３，５３，６３第１ドグ歯
２１，４１，５１，６１駆動ギヤ（遊転ギヤ）
２２，４２，５２，６２被動ギヤ（固定ギヤ）
５６第１面（推力発生部の一部）
７０ハブ
８０クラッチリング
８３第２ドグ歯
８６第３面（推力発生部の一部）
１１０摩擦クラッチ
１１１第２ケース
Ｓ駆動源

Claims

駆動源に結合する駆動軸と第１軸との間の動力の伝達・遮断を行う摩擦クラッチと、
前記第１軸によって動力が入力される変速機と、を備え、
前記変速機は、前記第１軸と平行に配置される第２軸と、
前記第１軸または前記第２軸の一方に相対回転不能に配置された固定ギヤと、
前記第１軸または前記第２軸の他方に相対回転可能に配置された遊転ギヤと、
前記第１軸または前記第２軸に結合し前記遊転ギヤの隣に並ぶ少なくとも２つの円環状のハブと、
前記ハブに対して軸方向に移動可能かつ回転不能に前記ハブの外周にそれぞれ配置されるクラッチリングと、を備え、
前記遊転ギヤは、軸方向の端面に第１ドグ歯が設けられ、
前記クラッチリングは、前記第１ドグ歯にかみ合う第２ドグ歯が軸方向の端面に設けられ、
前記ハブ、前記クラッチリング及び前記遊転ギヤの少なくとも１つは、前記第１ドグ歯に前記第２ドグ歯がかみ合うと、別の前記第１ドグ歯と別の前記第２ドグ歯とを離隔させる軸方向の推力を前記クラッチリングに加える推力発生部を備え、
前記駆動源の最大トルク（Ｎｍ）をｘ、前記摩擦クラッチの慣性モーメント（ｋｇｍ^２）をｙとしたときに、ｙ≦６×１０^－６ｘを満たす動力伝達装置。
前記摩擦クラッチは湿式多板クラッチである請求項１記載の動力伝達装置。
前記変速機が収納される第１ケースと、前記摩擦クラッチが収納される第２ケースと、を備え、
前記第２ケースは、前記第１ケースと分離されている請求項２記載の動力伝達装置。
前記摩擦クラッチおよび前記変速機が共に収納されるケースを備える請求項２記載の動力伝達装置。