JP7103205B2

JP7103205B2 - 車両用動力伝達装置

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Publication number: JP7103205B2
Application number: JP2018240299A
Authority: JP
Inventors: 敏雄鈴木; 崇秋伊藤; 佳祐亀谷; 信也桑原
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2017-12-26
Filing date: 2018-12-21
Publication date: 2022-07-20
Anticipated expiration: 2038-12-21
Also published as: JP2019116970A

Description

本発明は、車両用動力伝達装置の噛合クラッチに関し、特に、スリーブの位置決め構造に関するものである。

（ａ）一軸線まわりに回転する第１回転軸に相対回転可能に設けられた第１ギヤと、前記第１回転軸と平行な第２回転軸に固設され、前記第１ギヤと常時噛み合う第２ギヤと、噛合クラッチを駆動するアクチュエータにより前記一軸線方向に往復駆動されるシフトフォークと、を備える車両用動力伝達装置において、（ｂ）前記第１回転軸に相対回転不能に設けられたハブを介して前記第１回転軸に前記一軸線方向に移動可能且つ相対回転不能に支持され、前記シフトフォークを摺動可能に係合させる環状の外周凹溝が外周側に形成されたスリーブを備え、（ｃ）前記スリーブの内周側に形成された内周歯と前記第１ギヤの側面側の外周歯とが噛み合わない中立位置と、前記内周歯と前記外周歯とが噛み合う係合位置との間で前記スリーブが移動させられることにより、前記第１回転軸と前記第１ギヤとの間を断接する車両用動力伝達装置の噛合クラッチが知られている。たとえば、特許文献１に記載の車両用動力伝達装置の噛合クラッチである。

上記特許文献１および特許文献２に記載の車両用動力伝達装置の噛合クラッチは、変速ギヤと回転軸との回転の同期をスリーブの移動に基づいて行うようになっている。具体的には、スリーブは、たとえばアクチュエータにより往復駆動されるシフトフォークによって移動させられ、スリーブの内周歯とたとえば変速ギヤに形成された外周歯とが係合させられることによって、変速ギヤと回転軸との回転の同期が成されている。スリーブの内周歯および変速ギヤに形成された外周歯は、相互に接近する部位ほど歯厚が大きくなる所定の角度を有するテーパ形状にそれぞれ形成されており、たとえば噛合クラッチにトルクが入力されるとスリーブには係合方向すなわち変速ギヤへ向かう方向にスラスト力が発生させられるようになっている。これにより、上記特許文献１および特許文献２に記載の車両用動力伝達装置の噛合クラッチでは、スリーブが変速ギヤから離脱する方向へ移動させられるいわゆるギヤ抜けが抑制されている。

特開２０１７－０４４２９３号公報特開２０１６－１１８２４２号公報

ところで、車両用動力伝達装置の噛合クラッチでは、アクチュエータにてスリーブの位置決めを行う場合に、スリーブの内周歯と変速ギヤに形成された外周歯との係合位置では、それら内周歯と外周歯との係合が完了する位置でスリーブを保持することが考えられる。そのため、上記特許文献１および特許文献２に記載の車両用動力伝達装置の噛合クラッチでは、スリーブの前記係合位置では、非回転のシフトフォークと回転するスリーブとの接触面に前記スラスト力に基づく接触面圧で摺動する。これにより、シフトフォークに固設された摺動パッドがその摺動によって摩耗し易いという欠点があった。

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、スリーブの係合位置で生じるシフトフォークの摺動パッドの摩耗を抑制する車両用動力伝達装置の噛合クラッチを提供することにある。

第１発明の要旨とするところは、（ａ）一軸線まわりに回転する第１回転軸に相対回転可能に設けられた第１ギヤと、（ｂ）前記第１回転軸と平行な第２回転軸に固設され、前記第１ギヤと常時噛み合う第２ギヤと、（ｃ）噛合クラッチを駆動する油圧式アクチュエータにより前記一軸線方向に往復駆動されるシフトフォークと、（ｄ）前記第１回転軸に相対回転不能に設けられたハブを介して前記第１回転軸に前記一軸線方向に移動可能且つ相対回転不能に支持され、前記シフトフォークを摺動可能に係合させる環状の外周凹溝が外周側に形成されたスリーブと、（ｅ）前記スリーブの内周側に形成された内周歯と前記第１ギヤの側面側の外周歯とが噛み合わない中立位置と、前記内周歯と前記外周歯とが噛み合う係合位置との間で前記スリーブが移動させられることにより、前記第１回転軸と前記第１ギヤとの間を断接する噛合クラッチとを、備え、（ｆ）前記内周歯および前記外周歯は、相互に接近するほど歯厚が大きくなる傾斜歯面を有し、前記スリーブが前記シフトフォークにより前記係合位置とされた場合に、前記スリーブが前記第１ギヤの側面に接触する状態で保持される車両用動力伝達装置であって、（ｇ）前記スリーブが前記第１ギヤの側面に接触する方向に前記油圧式アクチュエータに推力を発生させるために、前記油圧式アクチュエータに供給する供給油圧を制御するアクチュエータ推力制御部を備え、（ｈ）前記アクチュエータ推力制御部は、前記第１回転軸に伝達される入力トルクの増加に伴って前記供給油圧を低下させることにある。

第２発明の要旨とするところは、第１発明において、前記スリーブの前記第１ギヤと対向する面には、前記第１ギヤ側へ突き出す突起が形成され、前記スリーブが係合位置に位置させられる状態では、前記突起が前記第１ギヤの側面に当接させられることにある。

第３発明の要旨とするところは、第１発明または第２発明の発明において、前記ハブと前記第１ギヤとの間には、前記外周歯と前記内周歯との回転の同期が完了するまでは前記スリーブの前記係合位置への移動を阻止するシンクロナイザリングが、配設されていることにある。

第４発明の要旨とするところは、第１発明から第３発明のいずれか１の発明において、前記外周歯は、前記第１ギヤの側面側に一体に形成されていることにある。

第５発明の要旨とするところは、第１発明から第４発明のいずれか１の発明において、前記シフトフォークの前記スリーブの前記外周凹溝内の側壁面に対向する接触面の一部または全面には、摺動パッドが固設され、前記油圧式アクチュエータによる推力によって前記スリーブが前記係合位置に保持される状態では、前記シフトフォークの接触面に設けられた前記摺動パッドが、前記外周凹溝内の側壁面に摺接させられることにある。

第６発明の要旨とするところは、第１発明から第５発明のいずれか１の発明において、前記油圧式アクチュエータの推力は、前記第１回転軸と前記第２回転軸との間で伝達されるトルクに基づいて制御されることにある。

第７発明の要旨とするところは、第１発明から第６発明のいずれか１の発明において、前記車両用動力伝達装置は、ベルト式無段変速機を介して入力軸から出力軸へ動力が伝達される第１動力伝達経路、および前記第１動力伝達経路と並列に設けられ、減速歯車機構を介して前記入力軸から前記出力軸へ動力が伝達される第２動力伝達経路を含み、且つ前記第１動力伝達経路および前記第２動力伝達経路を択一的に切り替えるクラッチ機構を備える、ギヤ変速および無段変速機の並列型動力伝達装置であり、前記噛合クラッチは、前記第２動力伝達経路内に直列に設けられていることにある。

第１発明の車両用動力伝達装置によれば、前記スリーブが前記第１ギヤの側面に接触する方向に前記油圧式アクチュエータに推力を発生させるために、前記油圧式アクチュエータに供給する供給油圧を制御するアクチュエータ推力制御部が備えられ、前記アクチュエータ推力制御部は、前記第１回転軸に伝達される入力トルクの増加に伴って前記供給油圧を低下させる。これにより、前記シフトフォークの接触面に設けられた前記摺動パッドの摩耗が抑制され、燃費が向上させられる。

第２発明によれば、前記スリーブの前記第１ギヤと対向する面には、前記第１ギヤ側へ突き出す突起が形成され、前記スリーブが前記係合位置に位置させられる状態では、前記突起が前記第１ギヤの側面に当接させられる。これにより、前記スリーブは前記第１ギヤの側面に確実に当接させられるので、前記スリーブの係合位置は前記スリーブが前記第１ギヤの側面に接触する状態でより確実に保持される。

第３発明によれば、前記ハブと前記第１ギヤとの間には、前記外周歯と前記内周歯との回転の同期が完了するまでは前記スリーブの前記係合位置への移動を阻止するシンクロナイザリングが、配設されている。これにより、前記第１回転軸と前記第１ギヤとの回転の同期をスムーズに実行することができる。

第４発明によれば、前記外周歯は、前記第１ギヤの側面側に一体に形成されている。これにより、前記外周歯は、前記第２ギヤと噛み合うための噛合歯が形成された前記第１ギヤに外周歯を有するギヤピースを固設するよりも部品数や工程数を低減することができるので、コストを低減することができる。

第５発明によれば、前記シフトフォークの前記スリーブの前記外周凹溝内の側壁面に対向する接触面の一部または全面には、摺動パッドが固設され、前記油圧式アクチュエータによる推力によって前記スリーブが前記係合位置に保持される状態では、前記シフトフォークの接触面に設けられた前記摺動パッドが、前記外周凹溝内の側壁面に摺接させられる。これにより、回転する前記スリーブと非回転の前記シフトフォークとの摺動による摩耗をより抑制することができ、特に、前記摺動パッドの摩耗を抑制することができる。

第６発明によれば、前記油圧式アクチュエータの推力は、前記第１回転軸と前記第２回転軸との間で伝達されるトルクに基づいて制御される。たとえば前記第１回転軸と前記第２回転軸との間で伝達されるトルクいわゆる入力トルクが高トルクである場合には、入力トルクが低トルクである場合と比べて前記油圧式アクチュエータの推力は小さくなるように制御される。これにより、入力トルクに基づいて前記油圧式アクチュエータの推力を適切に低く制御できるので、前記スリーブが前記シフトフォークにより前記係合位置とされた場合に、前記スリーブと前記シフトフォークとの間の摺動抵抗を低減させ、燃費を向上させることができる。

第７発明によれば、前記車両用動力伝達装置は、ベルト式無段変速機を介して入力軸から出力軸へ動力いわゆるトルクが伝達される第１動力伝達経路および前記第１動力伝達経路と並列に設けられ、減速歯車機構を介して前記入力軸から前記出力軸へ動力が伝達される第２動力伝達経路を含み、且つ前記第１動力伝達経路および前記第２動力伝達経路を択一的に切り替えるクラッチ機構を備える、ギヤ変速および無段変速機の並列型動力伝達装置であり、前記噛合クラッチは、前記第２動力伝達経路内に直列に設けられている。これにより、たとえば低車速時や高車速時などのそれぞれの車両状況に応じて、前記クラッチ機構によって前記第１動力伝達経路でトルクが伝達されるＣＶＴ走行または前記第２動力伝達経路でトルクが伝達されるギヤ走行に切り替えることができ、且つ前記噛合クラッチを解放することによって前記第２動力伝達経路を完全に遮断し、たとえば車両の走行により駆動輪側から入力されるトルクが前記減速歯車機構に入力されることを防ぐことができる。このため、車両状況に応じて動力伝達経路を選択し効率的に走行することができるので、燃費をより向上させることができる。

本発明が適用された車両の概略構成を説明する骨子図である。図１の車両用動力伝達装置の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替わりを説明する為の図である。図１の車両に設けられる車両用動力伝達装置の噛合クラッチの要部を拡大して示す図である。図３の噛合クラッチに設けられる回転同期機構の要部を拡大して示す図である。図３の噛合クラッチの噛み合いの状態を拡大して示す図である。図１の車両における各種制御の為の制御機能および制御系統の要部を説明する図である。図６の電子制御装置の制御作動を説明する図であって、図３のアクチュエータに供給される供給油圧を示す図である。図７のアクチュエータへの供給油圧によって発生する、摺動パッドとスリーブとの間のＢ面荷重を説明する図である。図７のアクチュエータへの供給油圧と、入力トルクに応じてアイドラギヤ側へ引き込むスラスト力とにより発生する、スリーブとアイドラギヤとの間のＣ面荷重を説明する図である。図６の電子制御装置の他の制御作動を説明する図であって、図３のアクチュエータに供給される供給油圧を示す図である。図１０のアクチュエータへの供給油圧によって発生する、摺動パッドとスリーブとの間のＢ面荷重を説明する図である。図１０のアクチュエータへの供給油圧と、入力トルクに応じてアイドラギヤ側へ引き込むスラスト力とにより発生する、スリーブとアイドラギヤとの間のＣ面荷重を説明する図である。

以下、本発明の一実施例について図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明の車両用動力伝達装置１６の噛合クラッチＤ１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車両用動力伝達装置１６とを備えている。車両用動力伝達装置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減速歯車機構としてのギヤ機構２８を備えている。また、車両用動力伝達装置１６は、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第２回転軸すなわち出力軸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に連結された一対の車軸４０等を備えている。このように構成された車両用動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力は、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等を順次介して一対の駆動輪１４へ伝達される。

車両用動力伝達装置１６は、エンジン１２と駆動輪１４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、並列型動力伝達装置である。車両用動力伝達装置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ＰＴ１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ＰＴ２とを備えている。したがって、車両用動力伝達装置１６は、車両１０の走行状態に応じてその第１動力伝達経路ＰＴ１とその第２動力伝達経路ＰＴ２とが切り替えられるように構成されている。そのため、車両用動力伝達装置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、第１動力伝達経路ＰＴ１と第１動力伝達経路ＰＴ１よりも大きい変速比すなわち低速側の変速比で動力を伝達する第２動力伝達経路ＰＴ２とで選択的に切り替えるクラッチ機構として、第１動力伝達経路ＰＴ１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、第２動力伝達経路ＰＴ２を断接する第２クラッチとしての前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１及び後述するシンクロメッシュ機構付噛合クラッチＤ１とを備えている。

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、たとえば車両用動力伝達装置１６の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給する制御等を実施するための油圧を発生させる機械式油圧ポンプ４１が連結されている。

前後進切換装置２６は、第２動力伝達経路ＰＴ２において入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同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ア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。キャリア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、キャリア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。

ギヤ機構２８は、小径ギヤ４２と、小径ギヤ４２と噛み合う大径ギヤ４６とを備えている。大径ギヤ４６は、一軸線すなわち軸心Ｃ回りに回転可能に設けられた第１回転軸すなわちギヤ機構カウンタ軸４４に対して、そのギヤ機構カウンタ軸４４の軸心Ｃに相対回転不能に設けられている。また、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に対して同心に相対回転可能に設けられた変速ギヤである第１ギヤすなわちアイドラギヤ４８と、第２回転軸すなわち出力軸３０回りにその出力軸３０に対して同心に相対回転不能に設けられてそのアイドラギヤ４８と常時噛み合う第２ギヤすなわち出力ギヤ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。

無段変速機２４は、入力軸２２と出力軸３０との間の第１動力伝達経路ＰＴ１内に設けられている。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。ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は、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との間に設けられており、セカンダリプーリ６８すなわち回転軸６６と出力軸３０との間を選択的に断接する。車両用動力伝達装置１６では、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合されることで、第１動力伝達経路ＰＴ１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。車両用動力伝達装置１６では、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が解放されると、第１動力伝達経路ＰＴ１はニュートラル状態とされる。

ギヤ機構カウンタ軸４４回りには、大径ギヤ４６とアイドラギヤ４８との間に、たとえば変速操作に基づいてこれらの間を選択的に断接するシンクロメッシュ機構付噛合クラッチＤ１（以下、噛合クラッチＤ１という）が設けられている。噛合クラッチＤ１は、サンギヤ２６ｓから出力軸３０までの間の第２動力伝達経路ＰＴ２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、第２動力伝達経路ＰＴ２を断接する第３クラッチとして機能する。

図２は、図１の車両用動力伝達装置１６の係合要素の作動状態を走行パターン毎に示し、その走行パターンの切り替わりを説明する図である。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。

第１動力伝達経路ＰＴ１を経由して動力が伝達される走行パターンであるいわゆるギヤ走行では、図２に示すように、たとえば前進用クラッチＣ１および噛合式クラッチＤ１が係合される一方、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２および後進用ブレーキＢ１が解放される。このように、前進用クラッチＣ１および噛合式クラッチ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、およびアイドラギヤ４８等を順次介して出力軸３０に伝達される。なお、このギヤ走行では、例えば後進用ブレーキＢ１および噛合式クラッチＤ１が係合される一方、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２および前進用クラッチＣ１が解放されると、後進走行が可能となる。

第２動力伝達経路ＰＴ２を経由して動力が伝達される走行パターンであるいわゆるＣＶＴ走行では、図２の高車速のＣＶＴ走行に示すように、たとえば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、および噛合式クラッチＤ１が解放される。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および無段変速機２４等を順次介して出力軸３０に伝達される。この高車速のＣＶＴ走行中に噛合式クラッチＤ１が解放されるのは、たとえば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等が高回転化するのを防止する為である。

ギヤ走行から高車速のＣＶＴ走行、或いは高車速のＣＶＴ走行からギヤ走行へ切り替える場合には、図２に示すように、中車速のＣＶＴ走行を過渡的に経由して切り替えられる。

たとえばギヤ走行から高車速のＣＶＴ走行に切り替える場合には、ギヤ走行に対応する前進用クラッチＣ１および噛合クラッチＤ１が係合された状態から、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２および噛合クラッチＤ１が係合された状態である中車速のＣＶＴ走行に切り替えられる。動力伝達経路は第１動力伝達経路ＰＴ１から第２動力伝達経路ＰＴ２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替えられた後、不要な引き摺りやギヤ機構２８等の高回転化を防止する為に噛合クラッチＤ１が解放される。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。

また、たとえば高車速のＣＶＴ走行からギヤ走行に切り替える場合には、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合された状態から、ギヤ走行への切替準備として更に噛合クラッチＤ１が係合される状態である中車速のＣＶＴ走行に過渡的に切り替えられる。この中車速のＣＶＴ走行の状態から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ＣtoＣ変速が実行されると、ギヤ走行へ切り替えられる。このとき、動力伝達経路は第２動力伝達経路ＰＴ２から第１動力伝達経路ＰＴ１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は、図１の車両に設けられる車両用動力伝達装置１６の噛合クラッチＤ１の要部を拡大して示す図であり、図４は、図３の一点鎖線で囲むＥ部を拡大して示す図であり、噛合クラッチＤ１に設けられる回転同期機構としてのシンクロメッシュ機構Ｓ１の要部を拡大して示す図である。図３に示すように、ギヤ機構カウンタ軸４４は、一対の軸受８０ａ、８０ｂを介して一対の支持壁８２ａ、８２ｂにより軸心Ｃ回りに回転可能に支持されている。ギヤ機構カウンタ軸４４には、貫通する中心孔４４ａが軸心Ｃ方向に形成されている。中心孔４４ａには、ギヤ機構カウンタ軸４４が一対の支持壁８２ａ、８２ｂにより支持された状態で、一対の支持壁８２ａ、８２ｂのうちの他方の支持壁８２ａ側の開口から潤滑油が供給される。

噛合クラッチ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に同軸心に相対回転不能に設けられたハブ５２を備えている。また、噛合クラッチＤ１は、ハブ５２を介してギヤ機構カウンタ軸４４に対してギヤ機構カウンタ軸４４の軸心Ｃ回りに相対回転不能且つその軸心Ｃと平行な方向に相対移動可能に設けられた円環状のスリーブ５６を備えている。噛合クラッチＤ１では、ハブ５２の外周面に形成された軸心Ｃに平行な図示しない外周歯と、円環状に形成されたスリーブ５６の内周面の内周歯５６ｓとがスプライン嵌合されている。アイドラギヤ４８には、出力ギヤ５０と噛み合うアイドラギヤ４８の噛合歯の側面４８ａ側に外周歯５４ｓが一体に形成されている。外周歯５４ｓは、アイドラギヤ４８の外周歯５４ｓとハブ５２との間に配設されている。スリーブ５６の内周歯５６ｓとアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓとはそれぞれ相互に噛合可能な寸法に形成されており、アイドラギヤ４８の外周歯５４ｓは、噛合クラッチＤ１における一対の噛合歯のうちの一方に対応し、スリーブ５６の内周歯５６ｓは、噛合クラッチＤ１における一対の噛合歯のうちの他方に対応している。アイドラギヤ４８は、ニードルベアリング８４を介してギヤ機構カウンタ軸４４に相対回転可能に支持されている。

噛合クラッチＤ１は、シンクロナイザリング５８を有する回転同期機構としてのシンクロメッシュ機構Ｓ１を備えている。シンクロメッシュ機構Ｓ１は、スリーブ５６の内周歯５６ｓとアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓとの噛み合いに先立って、ギヤ機構カウンタ軸４４のスリーブ５６の回転とアイドラギヤ４８の回転とを同期させる。図３は、スリーブ５６が係合位置Ｐ２に位置する状態、すなわちスリーブ５６の内周歯５６ｓが、アイドラギヤ４８の外周歯５４ｓに噛み合っているシンクロ係合状態を示している。係合位置Ｐ２は、スリーブ５６のアイドラギヤ４８側の端部に形成された後述する突起５６ａがアイドラギヤ４８の係合歯の側面４８ａに接触している位置となる。

図３および図４に示すように、シンクロナイザリング５８は円環状に形成されており、シンクロナイザリング５８の外周面には、スリーブ５６の内周歯５６ｓに噛合可能な外周歯５８ｓが形成されている。また、シンクロナイザリング５８の内周面には、アイドラギヤ４８のテーパ状外周面７６と面接触するテーパ状内周面７８が形成されている。テーパ状内周面７８は、軸心Ｃ方向においてアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓから遠ざかるほど内径の寸法が小さくなっている。シンクロナイザリング５８は、アイドラギヤ４８に相対回転可能に支持されている。

図３において二点鎖線で示されているスリーブ５６は、スリーブ５６が中立位置Ｐ１の位置にある状態を示している。スリーブ５６が中立位置Ｐ１にある状態では、スリーブ５６とアイドラギヤ４８とが噛み合っていない状態、すなわちスリーブ５６の内周歯５６ｓがアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓと噛み合っていない解放状態にある。スリーブ５６が中立位置Ｐ１にある状態では、スリーブ５６の内周歯５６ｓは、シンクロナイザリング５８の外周歯５８ｓとも噛み合っていない状態にある。スリーブ５６がアイドラギヤ４８側へ移動させられて中立位置Ｐ１から係合位置Ｐ２に移動した場合には、スリーブ５６の内周歯５６ｓは、図５に示すように、シンクロナイザリング５８の外周歯５８ｓを通してアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓと噛み合わされる。これにより、ギヤ機構カウンタ軸４４の回転が噛合クラッチＤ１を介して、アイドラギヤ４８に伝達される。

図５は、図３および図４のスリーブ５６の内周歯５６ｓとアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓとの噛み合いの状態を拡大して示す図である。図５の矢印Ａは、スリーブ５６が中立位置Ｐ１から係合位置Ｐ２へ移動する方向すなわちスリーブ５６の係合方向を示している。図５に示すように、外周歯５４ｓは、外周歯５４ｓの歯幅方向すなわち軸心Ｃまわりの方向においてスリーブ５６の内周歯５６ｓ側の端部に向かって歯厚Ｗ１が増大するように傾斜したテーパ状の一対の傾斜歯面である第１歯面８６を有している。また、内周歯５６ｓは、内周歯５６ｓの歯幅方向すなわち軸心Ｃまわりの方向においてアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓ側の端部に向かって歯厚Ｗ２が増大するように傾斜したテーパ状の一対の傾斜歯面である第２歯面８８を有している。すなわち、スリーブ５６の内周歯５６ｓとアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓとが噛み合っていない状態において、外周歯５４ｓおよび内周歯５６ｓは、相互に近接するほど、すなわち相互に近いほど歯厚が増大する一対の傾斜歯面をそれぞれ有している。図５の角度θは、スリーブ５６の内周歯５６ｓとアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓとが噛み合っているときにおいて、第１歯面８６と第２歯面８８との接触面Ｈが軸心Ｃを通る面に対して成す接触角を示している。図５の矢印Ｆｓは、接触面Ｈにおいて、たとえば伝達トルクなどの入力トルクＴに応じてスリーブ５６の内周歯５６ｓに入力されるスラスト力Ｆｓを示している。スラスト力Ｆｓは、接触角θを成す接触面Ｈによってスリーブ５６の係合方向Ａにおいて内周歯５６ｓに入力される。そのため、スラスト力Ｆｓが内周歯５６ｓの係合方向Ａに入力されることにより、スリーブ５６がアイドラギヤ４８から離脱するいわゆるギヤ抜けの発生が抑制される。スラスト力Ｆｓの大きさは、接触面Ｈが軸心Ｃを通る面に対して成す接触角θの大きさおよび入力トルクＴの大きさにより異なり、接触角θが大きくなるとスラスト力Ｆｓは大きくなり、また入力トルクＴが大きくなると同様にスラスト力Ｆｓは大きくなる。

図３に戻り、シフトフォーク６０は、アクチュエータ９０によって作動させられるフォークシャフト９２の一端部に取り付けられている。アクチュエータ９０は、図示しない非回転部材に固設されている。図３に示すように、アクチュエータ９０は、フォークシャフト９２の他端に固定されたピストン９４と、そのピストン９４の外周面に形成された周溝９６に嵌め着けられたＯリング９８と、そのピストン９４を摺動可能に収容するシリンダ１００と、それらピストン９４、Ｏリング９８、およびシリンダ１００により形成される油圧室１０２とを備えている。ピストン９４は、リターンスプリング１０４の付勢力Ｆｓｐにより、常にその油圧室１０２を縮小する方向に押圧されるようになっている。すなわち、本実施例において、アクチュエータ９０は、エンジン１２の回転駆動に伴って駆動するオイルポンプ４１から出力される油圧を用いて、フォークシャフト９２を軸心Ｃ方向に往復駆動させる油圧アクチュエータとして機能する。またＯリング９８はシール部材として機能する。また、シリンダ１００はピストン収容部として機能する。また、スリーブ５６は、フォークシャフト９２およびシフトフォーク６０を介してピストン９４に連結させられている。

図３に示すように、シフトフォーク６０は、フォークシャフト９２の一端部に取り付けられる基端部６０ａと、基端部６０ａから曲線的に伸びる先端部６０ｂとを有している。基端部６０ａとフォークシャフト９２とは１個以上の締結ボルト１１０によって締結されている。基端部６０ａには、締結ボルト１１０を挿通するための挿通穴１１２が形成されている。フォークシャフト９２には、締結ボルト１１０を締結させるためのねじ穴１１４が形成されている。先端部６０ｂは、基端部６０ａから軸心Ｃに向かってすなわち基端部６０ａから軸心Ｃに同心に設けられたスリーブ５６に向かって伸び、且つ先端部６０ｂは双股状に形成されている。シフトフォーク６０の先端部６０ｂは、スリーブ５６の外周面に形成された環状の外周凹溝７２に嵌合可能に形成されている。

図３および図４に示すように、シフトフォーク６０の先端部６０ｂにおいて、外周凹溝７２の一対の側壁面７２ａおよび７２ｂに対向してそれと接触する一対の接触面には、高い耐摩擦性能を有する材料から成る摩擦材としての一対の摺動パッド６２ａおよび６２ｂ、いわゆるシフトフォークパッドが配設されている。摺動パッド６２ａおよび６２ｂは、たとえば摺動パッド６２ａおよび６２ｂ同士を振動溶着させることによって先端部６０ｂの両面に固着されている。先端部６０ｂに設けられた摺動パッド６２ａおよび６２ｂは、シフトフォーク６０が移動させられることによって、外周凹溝７２内の側壁面７２ａおよび７２ｂに当接させられる。スリーブ５６が係合方向Ａに移動させられる場合には、外周凹溝７２のアイドラギヤ４８側の側壁面７２ｂに摺動パッド６２ｂが当接させられる。

このように構成されたアクチュエータ９０によれば、たとえばエンジン１２により回転駆動されるオイルポンプ４１による油圧を元圧として調圧された作動油が油圧室１０２に供給されることによって、リターンスプリング１０４の付勢力Ｆｓｐに対抗する押圧力となる推力Ｆが発生させられ、スリーブ５６には、フォークシャフト９２およびシフトフォーク６０を介してスリーブ５６を係合方向Ａへ移動させる係合力すなわち係合荷重Ｆｂが作用させられる。油圧室１０２に供給される供給油圧が予め定められた油圧以上になった場合には、アクチュエータ９０の推力Ｆによってスリーブ５６の内周歯５６ｓがアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓと噛み合う係合位置Ｐ２にスリーブ５６が移動させられる。摺動パッド６２ｂが外周凹溝７２内の側壁面に当接させられると、非回転部材であるシフトフォーク６０と回転部材であるスリーブ５６との接触面、すなわち摺動パッド６２ｂの外周凹溝７２の側壁面に接触する面に、係合荷重Ｆｂに基づく接触面圧すなわち摺動面圧が作用させられる。

図３および図４に示すように、スリーブ５６の内周歯５６ｓがアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓと噛み合う係合位置Ｐ２にスリーブ５６が位置させられた場合には、スリーブ５６はアイドラギヤ４８の噛合歯の側面４８ａに接触した状態で保持されている。図３および図４に示すように、スリーブ５６には、アイドラギヤ４８と対向する端面にアイドラギヤ４８側へ突き出す突起５６ａが形成されている。すなわち、スリーブ５６が係合位置Ｐ２に位置させられた場合には、突起５６ａがアイドラギヤ４８の噛合歯の側面４８ａに当接させられることによってスリーブ５６の位置が位置決めされて、且つアクチュエータ９０の推力Ｆによって突起５６ａがアイドラギヤ４８ａの噛合歯の側面４８ａに接触した状態で保持される。図３に示すように、アクチュエータ９０の推力Ｆによって突起５６ａがアイドラギヤ４８ａの噛合歯の側面４８ａに接触した状態で保持されている場合では、シリンダ１００とシフトフォーク６０との間には隙間Ｓが形成されている。

図６は、図１の車両１０に設けられた電子制御装置１２０の制御機能を説明する機能ブロック線図である。図６に示す電子制御装置１２０は車両１０内に設けられ、車両１０の制御装置として、マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。電子制御装置１２０には、各種センサによる検出信号に基づく各種実際値が供給されており、アクセル開度センサ１２２からのアクセル開度θａｃｃ（％）を表す信号、スロットル弁センサ１２４からのスロットル弁開度θth（％）を表す信号が供給される。また、電子制御装置１２０には、エンジン回転速度センサ１２６からのエンジン回転速度Ｎｅ（ｒｐｍ）を表す信号、図示しない車速センサからの車速Ｖを表す信号などが供給される。また、電子制御装置１２０は、第２動力伝達経路ＰＴ２を断接させるためのアクチュエータ制御信号Ｓｐを油圧制御回路１２８に供給し、油圧制御回路１２８からアクチュエータ９０の油圧室１０２に供給される油圧を制御して、アクチュエータ９０の推力Ｆを制御する。

電子制御装置１２０は、制御機能の要部として、入力トルクＴを推定手段すなわち入力トルク推定部１３０、アクチュエータ推力制御手段すなわちアクチュエータ推力制御部１３２を機能的に備えている。

入力トルク推定部１３０は、第１回転軸すなわちギヤ機構カウンタ軸４４と第２回転軸すなわち出力軸３０との間で伝達されるトルクすなわちギヤ機構カウンタ軸４４に入力される入力トルクＴを、エンジン１２の特性から推定する。たとえば、入力トルク推定部１２８は、予め記憶された関係を用いて実際のエンジン回転速度Ｎｅやスロットル弁開度θthなどに基づいて求めたエンジン出力トルクと、入力軸２２とギヤ機構カウンタ軸４４との間のギヤ比とから算出することにより、入力トルクＴを推定する。

アクチュエータ推力制御部１３２は、スリーブ５６とアイドラギヤ４８とが噛み合っていない状態からスリーブ５６とアイドラギヤ４８とが噛み合っている状態にする場合に、スリーブ５６の突起５６ａがアイドラギヤ４８の側面４８ａに接触する荷重ＦＣ１（以下、Ｃ面荷重という）が適切な値となるように予め求められ且つ記憶されたたとえば図７に示す関係から、実際の入力トルクＴに基づいて油圧制御回路１２８からアクチュエータ９０の油圧室１０２に供給される供給油圧すなわちアクチュエータ９０の推力Ｆの制御を実行する。図７に示す関係は、入力トルクＴに拘わらず一定の供給油圧ＯＰ１を示している。

ここで、図７に示す供給油圧ＯＰ１に基づいて発生するアクチュエータ９０の推力Ｆ１は、リターンスプリング１０４の付勢力Ｆｓｐによって相殺されるので、アクチュエータ９０によって摺動パッド６２ｂがスリーブ５６の外周凹溝７２の一対の側壁面７２ａおよび７２ｂのうちのアイドラギヤ４８側の側壁面７２ｂに押しつけられる荷重ＦＢ１（以下、Ｂ面荷重という）は、図８に示されるように、アクチュエータ９０の推力Ｆ１とリターンスプリング１０４の付勢力Ｆｓｐとの差（Ｆ１－Ｆｓｐ）となる。図８に示されるように、供給油圧ＯＰ１すなわちそれに基づいて発生するＢ面荷重ＦＢ１は、摺動パッド６２ｂに摩耗が発生しない範囲の上限値ＦＢＵＬよりも充分に低い値となるように、且つギヤ抜けが発生しないように設定されている。

スリーブ５６が係合位置Ｐ２にある状態では、入力トルクＴが増加するに伴って、互いに噛み合う外周歯５４ｓの第１歯面８６とアイドラギヤ４８の第２歯面８８の傾斜により、入力トルクＴに応じてアイドラギヤ４８側へ引き込むスラスト力Ｆｓｔが大きくなる。このため、図９に示すように、入力トルクＴの増加に伴って、Ｃ面荷重ＦＣ１が増加し、ギヤ抜け荷重ＦＧＮを上回る量が増加する。なお、このような特性を利用して、図７に示す関係において、Ｃ面荷重ＦＣ１がギヤ抜け荷重ＦＧＮを下回らない範囲で入力トルＴの増加に伴って供給油圧ＯＰ１を低下させることにより、Ｂ面荷重ＦＢ１およびＣ面荷重ＦＣ１を図８および図９に示すものよりも低下させ、燃費を向上させるようにしてもよい。後述の実施例２は、その一例である。

上記のようにアクチュエータ９０が制御されると、スリーブ５６の突起５６ａがシフトフォーク６０とアイドラギヤ４８との間で挟持されるので、スリーブ５６の振動が抑制される。また、駆動状態と被駆動状態との切換時や、無負荷走行時に発生するガタ打ち音が抑制される。

因みに、スリーブ５６とアイドラギヤ４８とが当接せず、スリーブ５６の突起５６ａがシフトフォーク６０とアイドラギヤ４８との間で挟持されない従来の場合は、図７に示すような供給油圧ＯＰ１に基づいてアクチュエータ９０の推力Ｆ１が発生させられて、スリーブ５６の内周歯５６ｓとアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓとの噛合が完了すると、入力トルクＴが増加するに伴って、互いに噛み合う外周歯５４ｓの第１歯面８６とアイドラギヤ４８の第２歯面８８の傾斜により、入力トルクＴに応じてアイドラギヤ４８側へ引き込むスラスト力Ｆｓｔが大きくなる。このため、スラスト力Ｆｓｔによって摺動パッド６２ａがスリーブ５６の外周凹溝７２の側壁面７２ａに押しつけられる荷重（以下、Ａ面荷重という）は、上記入力トルクＴが増加するに伴って増加し、摺動パッド６２ａに摩耗が発生しない範囲の上限値ＦＢＵＬを上回る値となり、摺動パッド６２ａの摩耗が発生していたのである。

このように、本実施例の車両用動力伝達装置１６の噛合クラッチＤ１によれば、内周歯５６ｓおよび外周歯５４ｓは、相互に接近するほど歯厚が大きくなる第１歯面８６および第２歯面８８を有し、スリーブ５６がシフトフォーク６０により係合位置Ｐ２とされた場合に、スリーブ５６がアイドラギヤ４８の側面４８ａに接触する状態で保持される。これにより、スリーブ５６がシフトフォーク６０により係合位置Ｐ２とされた場合に、スリーブ５６の位置はスリーブ５６がアイドラギヤ４８の側面４８ａに接触する状態で保持されるので、たとえばスリーブ５６にシフトフォーク６０を当接させて前記傾斜歯面８６、８８に基づいて発生するスラスト力Ｆｓに抗してスリーブ５６が位置決めされる場合と比べて、スリーブ５６とシフトフォーク６０との間の接触面圧すなわちスリーブ５６とシフトフォーク６０との接触面の摺動面圧を小さくすることができる。このため、回転部材のスリーブ５６と非回転部材のシフトフォーク６０との摺動によって、外周凹溝７２の側壁面７２ｂに摺接させられる摺動パッド６２ｂの摩耗を抑制することができる。

また、本実施例によれば、スリーブ５６のアイドラギヤ４８と対向する面には、アイドラギヤ４８側へ突き出す突起５６ａが形成され、スリーブ５６が係合位置Ｐ２に位置させられる状態では、突起５６ａがアイドラギヤ４８の側面４８ａに当接させられる。これにより、スリーブ５６はアイドラギヤ４８の側面４８ａに確実に当接させられるので、スリーブ５６の係合位置Ｐ２はスリーブ５６がアイドラギヤ４８の側面４８ａに接触する状態でより確実に保持される。

また、本実施例によれば、ハブ５２とアイドラギヤ４８との間には、外周歯５４ｓと内周歯５６ｓとの回転の同期が完了するまではスリーブ５６の係合位置Ｐ２への移動を阻止するシンクロナイザリング５８が、配設されている。これにより、ギヤ機構カウンタ軸４４とアイドラギヤ４８との回転の同期をスムーズに実行することができる。

また、本実施例によれば、外周歯５４ｓは、アイドラギヤ４８の側面４８ａ側に一体に形成されている。これにより、外周歯５４ｓは、出力ギヤ５０と噛み合うための噛合歯が形成されたアイドラギヤ４８に外周歯５４ｓを有するギヤピースを固設するよりも部品数や工程数を低減することができるので、コストを低減することができる。

また、本実施例によれば、シフトフォーク６０のスリーブ５６の外周凹溝７２内の側壁面７２ａおよび７２ｂに対向する接触面の両面には、摺動パッド６２ａおよび６２ｂが固設され、アクチュエータ９０による推力によってスリーブ５６が係合位置Ｐ２に保持される状態では、シフトフォーク６０の接触面に設けられた摺動パッド６２ａおよび６２ｂが、外周凹溝７２内の側壁面７２ａおよび７２ｂに摺接させられる。これにより、回転するスリーブ５６と非回転のシフトフォーク６０との摺動による摩耗をより抑制することができ、特に、摺動パッド６２ｂの摩耗を抑制することができる。

また、本実施例によれば、アクチュエータ９０は、油圧により推力が発生させられる油圧式アクチュエータである。これにより、アクチュエータ９０は、油圧によって推力を適切に制御することができるので、スリーブ５６がシフトフォーク６０により係合位置Ｐ２とされた場合に、スリーブ５６がアイドラギヤ４８の側面４８ａに接触する状態でより適切にスリーブ５６の位置を保持することができる。このため、ギヤ抜けの発生をより確実に抑制できるとともに、回転するスリーブ５６と非回転のシフトフォーク６０との摺動によって部材の摩耗をより抑制することができる。また、アクチュエータ９０の推力Ｆによって、スリーブ５６の位置を制御することができるので、たとえば入力トルクＴが小さくなる軽負荷時または無負荷時にスリーブ５６の振動音の発生を低減することができる。

また、本実施例によれば、アクチュエータ９０の推力Ｆは、ギヤ機構カウンタ軸４４と出力軸３０との間で伝達されるトルクに基づいて制御される。たとえばギヤ機構カウンタ軸４４と出力軸３０との間で伝達されるトルクいわゆる入力トルクＴが高トルクである場合には、入力トルクＴが低トルクである場合と比べてアクチュエータ９０の推力Ｆは小さくなるように制御される。これにより、入力トルクＴに基づいてアクチュエータ９０の推力Ｆを適切に低く制御できるので、スリーブ５６がシフトフォーク６０により係合位置Ｐ２とされた場合に、スリーブ５６とシフトフォーク６０との間の摺動抵抗を低減させ、燃費を向上させることができる。

また、本実施例によれば、車両用動力伝達装置１６は、無段変速機２４を介して入力軸２２から出力軸３０へトルクが伝達される第１動力伝達経路ＰＴ１および第１動力伝達経路ＰＴ１と並列に設けられ、ギヤ機構２８を介して入力軸２２から出力軸３０へトルクが伝達される第２動力伝達経路ＰＴ２を含み、且つ第１動力伝達経路ＰＴ１および第２動力伝達経路ＰＴ２を択一的に切り替えるクラッチ機構を備える、ギヤ変速および無段変速機の並列型動力伝達装置であり、噛合クラッチＤ１は、第２動力伝達経路ＰＴ２内に直列に設けられている。これにより、たとえば低車速時や高車速時などのそれぞれの車両状況に応じて、クラッチ機構によって第１動力伝達経路ＰＴ１でトルクが伝達されるＣＶＴ走行または第２動力伝達経路ＰＴ２でトルクが伝達されるギヤ走行に切り替えることができ、且つ噛合クラッチＤ１を解放することによって第２動力伝達経路ＰＴ２を完全に遮断し、たとえば車両１０の走行により駆動輪１４側から入力されるトルクがギヤ機構２８に入力されることを防ぐことができる。このため、車両状況に応じて動力伝達経路を選択し効率的に走行することができるので、燃費を向上させることができる。

図１０、図１１、図１２は、電子制御装置１２０のアクチュエータ推力制御部１３２による他の制御例を説明する図である。本実施例のアクチュエータ推力制御部１３２は、図１０に示すように、入力トルクＴが所定の値に到達するまで油圧室１０２に供給される供給油圧ＯＰ２をＯＰ１から一定値へ低下させることにより、以後はその一定値に保持する。図１１は、供給油圧ＯＰ２すなわちそれに基づいて発生するＢ面荷重ＦＢ２を示している。特に高い入力トルク領域において、Ｂ面荷重ＦＢ２は、実施例１と比較して摺動パッド６２ｂに摩耗が発生しない範囲の上限値ＦＢＵＬよりも一層低い値である。

スリーブ５６が係合位置Ｐ２にある状態では、入力トルクＴが増加するに伴って、互いに噛み合う外周歯５４ｓの第１歯面８６とアイドラギヤ４８の第２歯面８８の傾斜により、入力トルクＴに応じてアイドラギヤ４８側へ引き込むスラスト力Ｆｓｔが大きくなる。このため、図１２に示すように、入力トルクＴの増加に伴って、Ｃ面荷重ＦＣ２が増加し、ギヤ抜け荷重ＦＧＮを上回る量が増加する。この場合のＣ面荷重ＦＣ２は、実施例１のＣ面荷重ＦＣ１よりも低下している。

本実施例によれば、前述の実施例１と同様の効果が得られるのに加えて、上記Ｃ面荷重ＦＣ２の実施例１のＣ面荷重ＦＣ１よりも低下していることにより、その低下分に相当する燃費向上効果が得られる。

以上、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、更に別の態様においても実施される。

例えば、前述の実施例においては、アクチュエータ９０は油圧によって作動させられる油圧装置であったが、必ずしもこれに限らず、たとえば電気的に制御可能な電磁アクチュエータであってもよい。

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、上述したのはあくまでも一実施形態であり、その他一々例示はしないが、本発明は、その趣旨を逸脱しない範囲で当業者の知識に基づいて種々変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１６：車両用動力伝達装置
３０：出力軸（第２回転軸）
４４：ギヤ機構カウンタ軸（第１回転軸）
４８：アイドラギヤ（第１ギヤ）
５０：出力ギヤ（第２ギヤ）
５２：ハブ
５４ｓ：外周歯
５６：スリーブ
５６ａ：突起
５６ｓ：内周歯
５８：シンクロナイザリング
６０：シフトフォーク
６２ａ，６２ｂ：摺動パッド
７２：外周凹溝
８６：第１歯面（傾斜歯面）
８８：第２歯面（傾斜歯面）
９０：アクチュエータ
１３２：アクチュエータ推力制御部
Ｃ：軸心（一軸線）
Ｄ１：シンクロメッシュ機構付噛合クラッチ（噛合クラッチＤ１）
Ｐ１：中立位置
Ｐ２：係合位置
Ｆ、Ｆ１、Ｆ２，Ｆ３：アクチュエータの推力
Ｔ、Ｔ１、Ｔ２，Ｔ３：入力トルク

Claims

一軸線まわりに回転する第１回転軸に相対回転可能に設けられた第１ギヤと、前記第１回転軸と平行な第２回転軸に固設され、前記第１ギヤと常時噛み合う第２ギヤと、
噛合クラッチを駆動する油圧式アクチュエータにより前記一軸線方向に往復駆動されるシフトフォークと、
前記第１回転軸に相対回転不能に設けられたハブを介して前記第１回転軸に前記一軸線方向に移動可能且つ相対回転不能に支持され、前記シフトフォークを摺動可能に係合させる環状の外周凹溝が外周側に形成されたスリーブと、
前記スリーブの内周側に形成された内周歯と前記第１ギヤの側面側の外周歯とが噛み合わない中立位置と、前記内周歯と前記外周歯とが噛み合う係合位置との間で前記スリーブが移動させられることにより、前記第１回転軸と前記第１ギヤとの間を断接する噛合クラッチとを、備え、
前記内周歯および前記外周歯は、相互に接近するほど歯厚が大きくなる傾斜歯面を有し、
前記スリーブが前記シフトフォークにより前記係合位置とされた場合に、前記スリーブが前記第１ギヤの側面に接触する状態で保持される車両用動力伝達装置であって、
前記スリーブが前記第１ギヤの側面に接触する方向に前記油圧式アクチュエータに推力を発生させるために、前記油圧式アクチュエータに供給する供給油圧を制御するアクチュエータ推力制御部を備え、
前記アクチュエータ推力制御部は、前記第１回転軸に伝達される入力トルクの増加に伴って前記供給油圧を低下させる
ことを特徴とする車両用動力伝達装置。
前記スリーブの前記第１ギヤと対向する面には、前記第１ギヤ側へ突き出す突起が形成され、
前記スリーブが前記係合位置に位置させられる状態では、前記突起が前記第１ギヤの側面に当接させられる
ことを特徴とする請求項１に記載の車両用動力伝達装置。
前記ハブと前記第１ギヤとの間には、前記外周歯と前記内周歯との回転の同期が完了するまでは前記スリーブの前記係合位置への移動を阻止するシンクロナイザリングが、配設されている
ことを特徴とする請求項１または請求項２のいずれか１に記載の車両用動力伝達装置。
前記外周歯は、前記第１ギヤの側面側に一体に形成されていることを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１に記載の車両用動力伝達装置。
前記シフトフォークの前記スリーブの前記外周凹溝内の側壁面に対向する接触面の一部または全面には、摺動パッドが固設され、
前記油圧式アクチュエータによる推力によって前記スリーブが前記係合位置に保持される状態では、前記シフトフォークの接触面に設けられた前記摺動パッドが、前記外周凹溝内の側壁面に摺接させられる
ことを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１に記載の車両用動力伝達装置。
前記油圧式アクチュエータの推力は、前記第１回転軸と前記第２回転軸との間で伝達されるトルクに基づいて制御される
ことを特徴とする請求項１から請求項５のいずれか１に記載の車両用動力伝達装置。
前記車両用動力伝達装置は、
ベルト式無段変速機を介して入力軸から出力軸へ動力が伝達される第１動力伝達経路、および前記第１動力伝達経路と並列に設けられ、減速歯車機構を介して前記入力軸から前記出力軸へ動力が伝達される第２動力伝達経路を含み、且つ前記第１動力伝達経路および前記第２動力伝達経路を択一的に切り替えるクラッチ機構を備えるギヤ変速および無段変速機の並列型動力伝達装置であり、
前記噛合クラッチは、前記第２動力伝達経路内に直列に設けられている
ことを特徴とする請求項１から請求項６のいずれか１に記載の車両用動力伝達装置。