JP2023098321A - Vehicular power transmission device - Google Patents

Abstract

To provide a structure capable of quickly disengaging an engagement clutch while reducing sound generated in an engagement transient period of the engagement clutch, in a vehicular power transmission device equipped with the engagement clutch switching an engagement/disengagement state by a hydraulic actuator.SOLUTION: While a shift fork 60 and the like move in a direction in which an engagement clutch D1 engages, if a position of the shift fork 60 and the like exceed a predetermined position Px, a change rate α of spring reaction force Fsp generated by a coil spring 104 is increased, so that sound generated when the shift fork 60 and the like abut on a predetermined member when the engagement clutch D1 engages can be reduced and the engagement clutch D1 can be quickly disengaged when disengaging of the engagement clutch D1. Consequently, it becomes possible to make the reduction of sound generated in an engagement transient period of the engagement clutch D1 and responsivity when disengaging the engagement clutch D1 compatible.SELECTED DRAWING: Figure 3

Description

本発明は、アクチュエータによって断接状態が切り替えられる噛合クラッチを備える車両用動力伝達装置に関する。 BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicular power transmission device that includes a dog clutch that can be switched between a disengaged state and a disengaged state by an actuator.

特許文献１には、ギヤ機構を有する第１動力伝達経路と、無段変速機を有する第２動力伝達経路と、を並列に備える車両用動力伝達装置において、噛合クラッチによって第１動力伝達経路の動力伝達状態を切替可能な構造が記載されている。特許文献１に記載の噛合クラッチは、油圧式のアクチュエータを作動させてシフトフォークを噛合クラッチが接続される方向（以下、接続方向）に移動させることで接続されるように構成されている。また、特許文献１のシフトフォークは、リターンスプリングによって噛合クラッチの接続が遮断する方向（以下、遮断方向）に常時付勢されている。アクチュエータが作動すると、リターンスプリングの付勢力に抗って、シフトフォークが接続方向に移動させられ、シフトフォークに嵌合する噛合クラッチのスリーブがシフトフォークに連動して接続方向に移動させられることで、噛合クラッチが接続させられる。 Patent Document 1 discloses a vehicle power transmission device that includes a first power transmission path having a gear mechanism and a second power transmission path having a continuously variable transmission in parallel. A structure capable of switching the power transmission state is described. The dog clutch described in Patent Document 1 is configured to be connected by operating a hydraulic actuator to move a shift fork in a direction in which the dog clutch is connected (hereinafter referred to as a connection direction). Further, the shift fork of Patent Document 1 is always urged by a return spring in a direction in which the engagement of the dog clutch is disconnected (hereinafter referred to as a disengagement direction). When the actuator operates, the shift fork is moved in the connection direction against the biasing force of the return spring, and the sleeve of the dog clutch fitted to the shift fork is moved in the connection direction in conjunction with the shift fork. , the dog clutch is engaged.

特開２０１９－１１６９７０号公報JP 2019-116970 A

ところで、噛合クラッチの係合過渡期において、スリーブに形成される内周歯が所定の噛合歯と噛み合うとき、および、スリーブが軸線方向で隣り合う部材と当接するときなど、互いの部材が当接するときの衝撃によって音が発生する。ここで、リターンスプリングがシフトフォークを付勢する付勢力に相当する、リターンスプリングの反力が大きくされると、この反力に抗うため、アクチュエータに供給される作動油の油圧を高くする必要が生じる。このとき、アクチュエータによるシフトフォークに作用する推力が大きくなるため、スリーブの内周歯が所定の噛合歯と噛み合うときの衝撃、および、スリーブが軸線方向で隣り合う部材と当接するときの衝撃が大きくなり、この衝撃によって発生する音も大きくなる。これに対して、リターンスプリングの反力を小さくすれば係合過渡期に発生する音を低減できるものの、噛合クラッチを遮断する場合には、リターンスプリングの反力が小さいため、シフトフォークを速やかに遮断方向へ移動させて噛合クラッチを遮断することができない。このように、噛合クラッチの係合過渡期に発生する音の低減と、噛合クラッチの遮断時の応答性を両立させることは困難であった。 By the way, in the engagement transition period of the dog clutch, when the inner circumferential teeth formed on the sleeve are meshed with predetermined mesh teeth, and when the sleeve abuts on adjacent members in the axial direction, the members come into contact with each other. Sound is produced by the impact of time. Here, if the reaction force of the return spring, which corresponds to the bias force with which the return spring biases the shift fork, is increased, it is necessary to increase the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the actuator in order to resist this reaction force. occur. At this time, since the thrust acting on the shift fork by the actuator increases, the impact when the inner circumferential teeth of the sleeve mesh with predetermined meshing teeth and the impact when the sleeve comes into contact with members adjacent in the axial direction are large. and the sound generated by this impact also increases. On the other hand, if the reaction force of the return spring is reduced, the noise generated during the engagement transition period can be reduced. The dog clutch cannot be disengaged by moving in the disengaging direction. Thus, it has been difficult to achieve both the reduction of the noise generated during the engagement transition period of the dog clutch and the responsiveness when the dog clutch is disengaged.

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、油圧式のアクチュエータによってシフトフォークが移動させられることにより、断接状態が切り替えられる噛合クラッチを備える車両用動力伝達装置において、噛合クラッチの係合過渡期に発生する音を低減しつつ、噛合クラッチを速やかに遮断できる構造を提供することにある。 SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a vehicle with a dog clutch that can be switched between the disengagement and disengagement states by moving a shift fork by a hydraulic actuator. To provide a structure in a power transmission device capable of rapidly disconnecting a dog clutch while reducing noise generated in a transitional period of engagement of the dog clutch.

第１発明の要旨とするところは、（ａ）噛合クラッチと、前記噛合クラッチを断接する油圧式のアクチュエータと、を備え、前記アクチュエータは、前記噛合クラッチを構成するスリーブに嵌合する係合部を有するシフトフォークと、前記シフトフォークに前記噛合クラッチが係合する方向に移動させる推力を付与するための油圧室と、前記シフトフォークを前記噛合クラッチが遮断する方向へ付勢するリターンスプリングと、を含んで構成される車両用動力伝達装置であって、（ｂ）前記シフトフォークの前記噛合クラッチが係合する方向への移動中に、前記シフトフォークの位置が所定位置を超えると、前記リターンスプリングによって生じる反力の変化率が増加するように構成されていることを特徴とする。 The gist of the first invention is that (a) a dog clutch and a hydraulic actuator for connecting and disconnecting the dog clutch are provided, and the actuator is an engaging portion fitted to a sleeve constituting the dog clutch. a hydraulic chamber for applying thrust to the shift fork to move it in the direction in which the dog clutch engages; a return spring for urging the shift fork in the direction in which the dog clutch disengages; (b) when the position of the shift fork exceeds a predetermined position during movement of the shift fork in the direction in which the dog clutch is engaged, the return It is characterized in that it is constructed so as to increase the rate of change of the reaction force generated by the spring.

第１発明によれば、シフトフォークが噛合クラッチが係合する方向へ移動中に、シフトフォークの位置が所定位置を超えると、リターンスプリングによって生じる反力の変化率が増加するため、シフトフォークを噛合クラッチが接続される方向に移動させたとき、シフトフォークの位置が所定位置を超えると、リターンスプリングの反力の変化率の増加に伴って、シフトフォークを噛合クラッチが接続される方向へ移動させる力が減少する。従って、噛合クラッチの係合過渡期においてスリーブやシフトフォークが所定の部材と当接するときに発生する音が低減される。また、噛合クラッチを遮断させるときには、リターンスプリングによって生じる反力が大きいため、シフトフォークを速やかに噛合クラッチが遮断する方向に移動させて噛合クラッチを遮断することができる。その結果、噛合クラッチの係合過渡期に発生する音の低減と、噛合クラッチの遮断時の応答性とを両立させることができる。 According to the first aspect of the invention, when the position of the shift fork exceeds a predetermined position while the shift fork is moving in the direction in which the dog clutch is engaged, the rate of change of the reaction force generated by the return spring increases. When the position of the shift fork exceeds a predetermined position when moved in the direction in which the dog clutch is connected, the shift fork is moved in the direction in which the dog clutch is connected as the rate of change of the reaction force of the return spring increases. force is reduced. Therefore, the noise generated when the sleeve or the shift fork comes into contact with a predetermined member during the engagement transition period of the dog clutch is reduced. Further, when disengaging the dog clutch, the reaction force generated by the return spring is large, so that the shift fork can be quickly moved in the direction in which the dog clutch is disengaged, thereby disengaging the dog clutch. As a result, it is possible to achieve both a reduction in noise generated during the engagement transition period of the dog clutch and a good responsiveness when the dog clutch is disengaged.

ここで、好適には、第１発明において、ギヤ機構を有する第１動力伝達経路と、無段変速機を有する第２動力伝達経路と、を並列に備え、噛合クラッチは、第１動力伝達経路上にその第１動力経路を断接可能に設けられている。このようにすれば、噛合クラッチを断接することで、第１動力伝達経路の動力伝達状態を切り替えることができる。 Here, preferably, in the first invention, a first power transmission path having a gear mechanism and a second power transmission path having a continuously variable transmission are provided in parallel, and the dog clutch is provided in the first power transmission path The first power path is provided on the top so as to be connectable/disconnectable. With this configuration, the power transmission state of the first power transmission path can be switched by connecting and disconnecting the dog clutch.

また、好適には、第１発明において、前記リターンスプリングは、第１コイルスプリングおよび第２コイルスプリングから構成され、前記第１コイルスプリングは、前記シフトフォークを常時噛合クラッチが遮断する方向に付勢する一方、前記第２コイルスプリングは、前記シフトフォークが前記所定位置に到達すると、前記シフトフォークを前記噛合クラッチが遮断する方向に付勢するように構成されている。このようにすれば、シフトフォークが所定位置に到達するまでの間は第１スプリングのみによってシフトフォークが付勢されるが、シフトフォークが所定位置に到達すると第１スプリングおよび第２スプリングによってシフトフォークが付勢され、リターンスプリングによって生じる反力の変化率を増加させることができる。 Preferably, in the first invention, the return spring is composed of a first coil spring and a second coil spring, and the first coil spring biases the shift fork in a direction in which the constant mesh clutch disengages. On the other hand, the second coil spring is configured to bias the shift fork in the direction in which the dog clutch disengages when the shift fork reaches the predetermined position. In this way, the shift fork is biased only by the first spring until the shift fork reaches the predetermined position, but when the shift fork reaches the predetermined position, the shift fork is pushed by the first spring and the second spring. can be biased to increase the rate of change of the reaction force produced by the return spring.

また、好適には、第１発明において、前記リターンスプリングは、径方向の一部が屈曲される皿バネから構成されている。このようにすれば、シフトフォークが所定位置に到達すると、皿バネの変形モードが切り替わるように調整することで、皿バネによって発生する反力の変化率を増加させることができる。 Preferably, in the first invention, the return spring is composed of a disc spring that is partially bent in the radial direction. In this way, when the shift fork reaches the predetermined position, the deformation mode of the disc spring is adjusted to increase the rate of change of the reaction force generated by the disc spring.

本発明の車両用動力伝達装置の噛合クラッチが適用される車両の概略構成を説明する図である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a vehicle to which a dog clutch of a vehicle power transmission device of the present invention is applied; 図１の動力伝達装置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。FIG. 2 is a diagram showing an operating state of an engagement element of the power transmission device of FIG. 1 for each running pattern, and explaining switching of the running pattern; 図１の車両に設けられる動力伝達装置において、主に噛合クラッチおよび噛合クラッチの断接状態を切り替えるアクチュエータを拡大して示す断面図である。FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view mainly showing a dog clutch and an actuator for switching the connection/disengagement state of the dog clutch in the power transmission device provided in the vehicle of FIG. 1 ; ピストン等の位置に対する、アクチュエータの推力、スプリング反力、および係合荷重の関係を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the position of a piston, etc., and the thrust force, spring reaction force, and engagement load of the actuator; 本発明の他の実施例に対応する噛合クラッチの断接状態を切り替えるアクチュエータを拡大して示す断面図である。FIG. 11 is an enlarged cross-sectional view showing an actuator for switching the connection/disengagement state of a dog clutch corresponding to another embodiment of the present invention;

以下、本発明の実施例を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。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following examples, the drawings are appropriately simplified or modified, and the dimensional ratios, shapes, etc. of each part are not necessarily drawn accurately.

図１は、本発明が適用された車両用動力伝達装置１６（以下、動力伝達装置１６）０の概略構成を説明する図である。動力伝達装置１６は、車両１０に搭載されている。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減速歯車機構としてのギヤ機構２８を備えている。また、動力伝達装置１６は、無段変速機２４およびギヤ機構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およびカウンタ軸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およびギヤ機構２８、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、および車軸４０等を順次介して一対の駆動輪１４へ伝達される。 FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a vehicle power transmission device 16 (hereinafter referred to as power transmission device 16) 0 to which the present invention is applied. The power transmission device 16 is mounted on the vehicle 10 . In FIG. 1 , a vehicle 10 includes an engine 12 functioning as a driving force source for running, drive wheels 14 , and a power transmission device 16 provided between the engine 12 and the drive wheels 14 . The power transmission device 16 is connected to a known torque converter 20 as a hydrodynamic transmission device connected to the engine 12, an input shaft 22 connected to the torque converter 20, and the input shaft 22 in a housing 18 as a non-rotating member. A known belt-type continuously variable transmission 24 (hereinafter referred to as a continuously variable transmission 24) as a continuously variable transmission mechanism, a forward/reverse switching device 26 also connected to the input shaft 22, and an input through the forward/reverse switching device 26 A gear mechanism 28 is provided as a reduction gear mechanism that is connected to the shaft 22 and provided in parallel with the continuously variable transmission 24 . Further, the power transmission device 16 is provided so as to be non-rotatable relative to each of the output shaft 30, the counter shaft 32, and the output shaft 30 and the counter shaft 32, which are common output rotating members of the continuously variable transmission 24 and the gear mechanism 28. It includes a reduction gear device 34 consisting of a pair of gears, a differential gear 38 connected to a gear 36 provided on the counter shaft 32 so as not to rotate relative to each other, a pair of axle shafts 40 connected to the differential gear 38, and the like. In the power transmission device 16 configured as described above, the power of the engine 12 is transmitted through the torque converter 20, the continuously variable transmission 24 or the forward/reverse switching device 26, the gear mechanism 28, the reduction gear device 34, the differential gear 38, the axle 40, and the like. to the pair of driving wheels 14 sequentially.

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およびギヤ機構２８を備えている。動力伝達装置１６は、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１動力伝達経路ＰＴ１と、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２動力伝達経路ＰＴ２と、を備えている。したがって、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、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２動力伝達経路ＰＴ２と第２動力伝達経路ＰＴ２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１動力伝達経路ＰＴ１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を断接する前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１および後述するシンクロ機構付の噛合クラッチＤ１と、第２動力伝達経路ＰＴ２を断接するのＣＶＴ走行用クラッチＣ２と、を備えている。 The power transmission device 16 includes a continuously variable transmission 24 and a gear mechanism 28 provided in parallel between the engine 12 and the drive wheels 14 . The power transmission device 16 includes a first power transmission path PT1 that transmits the power of the engine 12 from the input shaft 22 to the output shaft 30 through the gear mechanism 28, and a first power transmission path PT1 that transmits the power of the engine 12 from the input shaft 22. and a second power transmission path PT2 that transmits power to the drive wheel 14 side, that is, to the output shaft 30 via the stepped transmission 24 . Therefore, the power transmission device 16 is configured to switch between the first power transmission path PT1 and the second power transmission path PT2 according to the running state of the vehicle 10 . Therefore, the power transmission device 16 sets the power transmission path for transmitting the power of the engine 12 to the drive wheels 14 side with the second power transmission path PT2 and a gear ratio larger than the second power transmission path PT2, that is, a gear ratio on the low speed side. A forward clutch C1 for connecting and disconnecting the first power transmission path PT1, a reverse brake B1 for connecting and disconnecting the first power transmission path PT1, and a dog clutch D1 with a synchro mechanism, which will be described later, as a clutch mechanism for selectively switching between the first power transmission path PT1 for transmitting power; and a CVT drive clutch C2 for connecting and disconnecting the second power transmission path PT2.

トルクコンバータ２０は、入力軸２２を中心にして設けられており、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、および入力軸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オイルポンプ４１が接続されている。 The torque converter 20 is provided around an input shaft 22 and includes a pump impeller 20 p connected to the engine 12 and a turbine impeller 20 t connected to the input shaft 22 . The pump impeller 20p is connected to a mechanical oil pump 41 that generates hydraulic pressure for controlling the supply of lubricating oil to each part of the power transmission path of the power transmission device 16, for example.

前後進切換装置２６は、第１動力伝達経路ＰＴ１において入力軸２２を中心にして設けられており、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐ、前進用クラッチＣ１、および後進用ブレーキ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を中心にして回転可能に設けられた小径ギヤ４２に連結されている。また、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。 The forward/reverse switching device 26 is provided around the input shaft 22 in the first power transmission path PT1, and includes a double pinion type planetary gear device 26p, a forward clutch C1, and a reverse brake B1. The planetary gear device 26p is a differential mechanism having three rotating elements: a carrier 26c as an input element, a sun gear 26s as an output element, and a ring gear 26r as a reaction element. The carrier 26c is integrally connected to the input shaft 22, the ring gear 26r is selectively connected to the housing 18 via the reverse brake B1, and the sun gear 26s is a small diameter gear provided rotatably about the input shaft 22. 42. Further, the carrier 26c and the sun gear 26s are selectively connected via a forward clutch C1.

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、一軸線すなわち軸線Ｃを中心として回転可能に設けられた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の軸線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を中心にして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アイドラギヤ４８と、出力軸３０を中心にしてその出力軸３０に対して同心に相対回転不能に設けられ、アイドラギヤ４８と常時噛み合う出力ギヤ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。 The gear mechanism 28 includes a small diameter gear 42 and a large diameter gear 46 meshing with the small diameter gear 42 . The large-diameter gear 46 is provided on the axis C of the gear mechanism counter shaft 44 so as not to rotate relative to the gear mechanism counter shaft 44 which is rotatable about one axis, that is, the axis C. As shown in FIG. The gear mechanism 28 includes an idler gear 48 which is concentrically rotatable about the gear mechanism counter shaft 44 and an idler gear 48 which rotates about the output shaft 30. and an output gear 50 that is concentrically provided so as not to rotate relative to the idler gear 48 and is always in mesh with the idler gear 48 . The output gear 50 has a larger diameter than the idler gear 48 .

無段変速機２４は、入力軸２２と出力軸３０との間の第２動力伝達経路ＰＴ２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。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２動力伝達経路ＰＴ２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、第２動力伝達経路ＰＴ２はニュートラル状態とされる。 The continuously variable transmission 24 is provided within a second power transmission path PT2 between the input shaft 22 and the output shaft 30 . The continuously variable transmission 24 includes a primary pulley 64 with a variable effective diameter provided on the input shaft 22, a secondary pulley 68 with a variable effective diameter provided on a rotary shaft 66 concentric with the output shaft 30, and a pair of A power transmission belt 70 is wound between the pulleys 64 and 68, and power is transmitted through the frictional force between the pair of pulleys 64 and 68 and the power transmission belt 70. The CVT drive clutch C2 is provided closer to the drive wheels 14 than the continuously variable transmission 24, that is, between the secondary pulley 68 and the output shaft 30, and is provided between the secondary pulley 68, that is, the rotating shaft 66 and the output shaft 30. is selectively disconnected. In the power transmission device 16, the second power transmission path PT2 is established by engaging the CVT running clutch C2, and the power of the engine 12 is output from the input shaft 22 via the continuously variable transmission 24. It is transmitted to shaft 30 . In the power transmission device 16, when the CVT driving clutch C2 is released, the second power transmission path PT2 is brought into a neutral state.

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機構付の噛合クラッチＤ１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１動力伝達経路ＰＴ１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１動力伝達経路ＰＴ１を断接する断接クラッチとして機能する。 Around the gear mechanism counter shaft 44, between a large diameter gear 46 and an idler gear 48, there is provided a dog clutch D1 with a synchro mechanism that selectively engages and disengages them on the basis of, for example, a shift operation. The dog clutch D1 is a dog clutch that connects and disconnects the first power transmission path PT1 between the sun gear 26s and the output shaft 30, and is provided closer to the output shaft 30 than the forward clutch C1. It functions as a connecting/disconnecting clutch that connects/disconnects PT1.

図２は、図１の動力伝達装置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。 FIG. 2 is a diagram showing the operating state of the engagement elements of the power transmission device 16 of FIG. 1 for each running pattern and explaining the switching of the running pattern. In FIG. 2, C1 corresponds to the operating state of the forward clutch C1, C2 corresponds to the operating state of the CVT travel clutch C2, B1 corresponds to the operating state of the reverse brake B1, and D1 corresponds to the operating state of the dog clutch D1. Corresponding to the operating state, "O" indicates engagement (connection) and "X" indicates release (disconnection).

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が解放されることで、後進走行が可能になる。 In so-called gear running, which is a running pattern in which power is transmitted via the first power transmission path PT1, as shown in FIG. Clutch C2 and reverse brake B1 are released. Thus, when the forward clutch C1 and dog clutch D1 are engaged, the power of the engine 12 is transferred to the output shaft 30 through the torque converter 20, the forward/reverse switching device 26, the gear mechanism 28, the idler gear 48, and the like. is transmitted to In this gear running, for example, while the reverse brake B1 and dog clutch D1 are engaged, the CVT running clutch C2 and the forward clutch C1 are released, thereby enabling reverse running.

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。 In so-called CVT running, which is a running pattern in which power is transmitted via the second power transmission path PT2, as shown in the CVT running at high vehicle speed in FIG. Forward clutch C1, reverse brake B1, and dog clutch D1 are released. When the CVT drive clutch C2 is engaged, the power of the engine 12 is transmitted to the output shaft 30 through the torque converter 20, the continuously variable transmission 24 and the like in sequence. The reason why the dog clutch D1 is released while the CVT is running at high vehicle speed is to prevent the gear mechanism 28 from dragging during CVT running and to prevent the gear mechanism 28 from rotating at a high speed. is.

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。 When switching from gear running to high vehicle speed CVT running, or from high vehicle speed CVT running to gear running, as shown in FIG.

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。 For example, when switching from gear running to CVT running at a high vehicle speed, the CVT running clutch C2 and the dog clutch D1 are engaged from the state in which the forward clutch C1 and dog clutch D1 corresponding to gear running are engaged. It is switched to CVT driving at medium vehicle speed, which is the state. The power transmission path is changed from the first power transmission path PT1 to the second power transmission path PT2, and the power transmission device 16 is substantially upshifted. After the power transmission path is switched, the dog clutch D1 is released in order to prevent unnecessary drag and high rotation of the gear mechanism 28 and the like. In this manner, the dog clutch D1 functions as a driven input cutoff clutch that cuts off the input from the drive wheel 14 side.

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。 For example, when switching from CVT running at a high vehicle speed to gear running, the clutch C2 for CVT running is engaged, and the dog clutch D1 is further engaged in preparation for switching to gear running. It is transiently switched to CVT running at the vehicle speed. When a CtoC shift is executed in which the CVT driving clutch C2 is released and the forward clutch C1 is engaged to engage the forward clutch C1 from the medium speed CVT driving state, the vehicle is switched to gear driving. At this time, the power transmission path is changed from the second power transmission path PT2 to the first power transmission path PT1, and the power transmission device 16 is substantially downshifted.

図３は、図１の車両１０に設けられる動力伝達装置１６において、主に噛合クラッチＤ１および噛合クラッチＤ１の断接状態を切り替える油圧式のアクチュエータ９０を拡大して示す断面図である。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によって軸線Ｃを中心にして回転可能に支持されている。ギヤ機構カウンタ軸４４には、軸線Ｃ方向に貫通する軸方向穴４４ａが形成されている。軸方向穴４４ａには、ギヤ機構カウンタ軸４４が一対の支持壁８２ａ、８２ｂによって支持された状態で、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。 FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view mainly showing the dog clutch D1 and a hydraulic actuator 90 for switching the connection/disengagement state of the dog clutch D1 in the power transmission device 16 provided in the vehicle 10 of FIG. As shown in FIG. 3, the gear mechanism counter shaft 44 is rotatably supported about the axis C by a pair of support walls 82a and 82b via a pair of bearings 80a and 80b. An axial hole 44a is formed through the gear mechanism counter shaft 44 in the direction of the axis C. As shown in FIG. With the gear mechanism counter shaft 44 supported by the pair of support walls 82a and 82b, lubricating oil is supplied to the axial hole 44a from an opening on the other support wall 82a side of the pair of support walls 82a and 82b. be done.

噛合クラッチＤ１は、ギヤ機構カウンタ軸４４を中心にしてギヤ機構カウンタ軸４４に対して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の軸線Ｃを中心にして相対回転不能、且つ、その軸線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線Ｃに平行な外周歯と、円環状に形成されたスリーブ５６の内周面に形成された内周歯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の噛合歯と軸線Ｃ方向で隣り合う位置に、外周歯５４ｓが一体に形成されている。外周歯５４ｓは、軸線Ｃ方向で、アイドラギヤ４８の出力ギヤ５０と噛み合う噛合歯とハブ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。 The dog clutch D<b>1 has a hub 52 which is provided so as not to rotate relative to the gear mechanism counter shaft 44 with the gear mechanism counter shaft 44 as the center. Further, the dog clutch D1 cannot rotate relative to the gear mechanism counter shaft 44 about the axis C of the gear mechanism counter shaft 44 through the hub 52, but can move in a direction parallel to the axis C. It has an annular sleeve 56 provided. In the dog clutch D1, the outer peripheral teeth parallel to the axis C formed on the outer peripheral surface of the hub 52 and the inner peripheral teeth 56s formed on the inner peripheral surface of the annular sleeve 56 are spline-fitted. there is Peripheral teeth 54 s are integrally formed on the idler gear 48 at positions adjacent to the meshing teeth of the idler gear 48 meshing with the output gear 50 in the axial line C direction. The outer peripheral teeth 54 s are arranged in the direction of the axis C between the meshing teeth of the idler gear 48 that mesh with the output gear 50 and the hub 52 . The inner peripheral teeth 56s of the sleeve 56 and the outer peripheral teeth 54s of the idler gear 48 are formed in such dimensions that they can mesh with each other. The idler gear 48 is rotatably supported by the gear mechanism counter shaft 44 via a needle bearing 84 .

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機構Ｓ１（シンクロメッシュ機構）を備えている。シンクロ機構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、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に噛み合っている噛合クラッチＤ１の係合状態を示している。この係合位置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突起５６ａがアイドラギヤ４８の噛合歯の側面４８ａに接触している位置となる。 The dog clutch D1 has a synchro mechanism S1 (synchromesh mechanism) as a rotation synchronization mechanism having a synchronizer ring 58 . The synchro mechanism S1 synchronizes the rotation of the sleeve 56 and the idler gear 48 before the inner teeth 56s of the sleeve 56 and the outer teeth 54s of the idler gear 48 are engaged with each other. FIG. 3 shows a state where the sleeve 56 is positioned at the engagement position P2, that is, an engaged state of the dog clutch D1 in which the inner peripheral teeth 56s of the sleeve 56 mesh with the outer peripheral teeth 54s of the idler gear 48. FIG. The engagement position P2 is a position where the projection 56a formed at the end of the sleeve 56 on the side of the idler gear 48 is in contact with the side surface 48a of the meshing tooth of the idler gear 48. As shown in FIG.

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のテーパ状外周面と面接触するテーパ状内周面が形成されている。テーパ状内周面は、軸線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に対して相対回転可能とされている。 The synchronizer ring 58 is formed in an annular shape, and the outer peripheral surface of the synchronizer ring 58 is formed with outer peripheral teeth that can mesh with the inner peripheral teeth 56 s of the sleeve 56 . The inner peripheral surface of the synchronizer ring 58 is formed with a tapered inner peripheral surface that is in surface contact with the tapered outer peripheral surface of the idler gear 48 . The tapered inner peripheral surface has a smaller inner diameter as the distance from the outer peripheral tooth 54s of the idler gear 48 in the direction of the axis C increases. The synchronizer ring 58 is rotatable relative to the idler gear 48 .

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遮断状態にある。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、シンクロナイザリング５８の外周歯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。 The sleeve 56 indicated by a two-dot chain line in FIG. 3 shows a state where the sleeve 56 is at the neutral position P1. When the sleeve 56 is at the neutral position P1, the sleeve 56 and the idler gear 48 are not meshed with each other, that is, the inner peripheral teeth 56s of the sleeve 56 are not meshed with the outer peripheral teeth 54s of the idler gear 48, which is a disconnected state. When the sleeve 56 is in the neutral position P1, the inner peripheral teeth 56s of the sleeve 56 are not in mesh with the outer peripheral teeth of the synchronizer ring 58 either. When the sleeve 56 is moved toward the idler gear 48 and moved from the neutral position P1 to the engaging position P2, the inner peripheral teeth 56s of the sleeve 56 mesh with the outer peripheral teeth 54s of the idler gear 48 through the outer peripheral teeth of the synchronizer ring 58. be done. As a result, the rotation of the gear mechanism counter shaft 44 is transmitted to the idler gear 48 via the dog clutch D1.

次に、噛合クラッチＤ１の断接状態を切り替える油圧式のアクチュエータ９０について説明する。アクチュエータ９０は、噛合クラッチＤ１を構成するスリーブ５６の外周凹溝７２に嵌合する先端部６０ｂを有するシフトフォーク６０と、シフトフォーク６０に一体的に固定されている棒状のフォークシャフト９２と、フォークシャフト９２の先端に固定され、且つ、シリンダ１００内に摺動可能に嵌め付けられている有底円筒状のピストン９４と、シリンダ１００およびピストン９４によって囲まれるようにして形成され、ピストン９４、フォークシャフト９２、およびシフトフォーク６０に噛合クラッチＤ１が係合する方向に移動させる推力Ｆを付与するための空間である油圧室１０２と、ピストン９４、フォークシャフト９２、およびシフトフォーク６０を噛合クラッチＤ１が遮断する方向に付勢するコイルスプリング１０４と、備えている。なお、先端部６０ｂが本発明の係合部に対応し、コイルスプリング１０４が本発明のリターンスプリングに対応している。 Next, the hydraulic actuator 90 for switching the connection/disengagement state of the dog clutch D1 will be described. The actuator 90 includes a shift fork 60 having a distal end portion 60b that fits into the outer peripheral groove 72 of the sleeve 56 that constitutes the dog clutch D1, a rod-like fork shaft 92 that is integrally fixed to the shift fork 60, and the fork. A bottomed cylindrical piston 94 fixed to the tip of the shaft 92 and slidably fitted in the cylinder 100, and formed so as to be surrounded by the cylinder 100 and the piston 94, the piston 94, the fork A hydraulic chamber 102, which is a space for applying a thrust force F that moves the shaft 92 and the shift fork 60 in the direction in which the dog clutch D1 is engaged, and a piston 94, the fork shaft 92, and the shift fork 60, are connected by the dog clutch D1. A coil spring 104 that biases in the blocking direction is provided. The tip portion 60b corresponds to the engaging portion of the present invention, and the coil spring 104 corresponds to the return spring of the present invention.

図３に示すシフトフォーク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環状溝９６に嵌め付けられた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、リターンスプリングとしてのコイルスプリング１０４と、を備えている。 The shift fork 60 shown in FIG. 3 is attached to one end of the fork shaft 92 . As shown in FIG. 3, the actuator 90 includes a piston 94 fixed to the other end of a fork shaft 92, an O-ring 98 fitted in an annular groove 96 formed in the outer peripheral surface of the piston 94, and an O-ring 98. 94, a hydraulic chamber 102 formed by the piston 94, the O-ring 98, and the cylinder 100, and a coil spring 104 as a return spring.

コイルスプリング１０４は、ピストン９４と固定部材１０８との間に介挿され、ピストン９４を油圧室１０２が縮小する方向すなわちフォークシャフト９２およびシフトフォーク６０を介してスリーブ５６が中立位置Ｐ１に移動する方向、言い換えれば、噛合クラッチＤ１が遮断する方向に、常時付勢している。なお、コイルスプリング１０４は、後述する第１スプリング１０４ａおよび第２スプリング１０４ｂの２個のコイルスプリングから構成されている。アクチュエータ９０は、機械式オイルポンプ４１から吐出される作動油を用いて、フォークシャフト９２およびシフトフォーク６０を軸線Ｃ方向に移動させる油圧アクチュエータとして機能する。Ｏリング９８は油圧室１０２に供給される作動油の漏れを防止するシール部材として機能する。シリンダ１００はピストン収容部として機能する。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と連動して軸線Ｃ方向に移動させられる。 The coil spring 104 is interposed between the piston 94 and the fixed member 108, and moves the piston 94 in the direction in which the hydraulic chamber 102 contracts, that is, in the direction in which the sleeve 56 moves to the neutral position P1 via the fork shaft 92 and the shift fork 60. In other words, the dog clutch D1 is constantly energized in the disengaging direction. The coil spring 104 is composed of two coil springs, a first spring 104a and a second spring 104b, which will be described later. Actuator 90 functions as a hydraulic actuator that moves fork shaft 92 and shift fork 60 in the direction of axis C using hydraulic fluid discharged from mechanical oil pump 41 . The O-ring 98 functions as a sealing member that prevents leakage of hydraulic oil supplied to the hydraulic chamber 102 . Cylinder 100 functions as a piston housing. The sleeve 56 is moved in the direction of the axis C in conjunction with the piston 94 via the fork shaft 92 and shift fork 60 .

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から屈曲しつつ径方向に伸びる先端部６０ｂと、を有している。基端部６０ａは、締結ボルト１１０によってフォークシャフト９２に固定されている。基端部６０ａには、締結ボルト１１０を挿通するためのボルト穴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部１１４が形成されている。先端部６０ｂは、基端部６０ａから屈曲しつつスリーブ５６に向かって伸びている。先端部６０ｂは、軸線Ｃ方向に見た場合において双股状に形成されている。すなわち、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に嵌合できるように双股状に形成されている。 As shown in FIG. 3, the shift fork 60 has a base end portion 60a attached to one end portion of the fork shaft 92, and a distal end portion 60b that extends radially while bending from the base end portion 60a. The base end portion 60 a is fixed to the fork shaft 92 with a fastening bolt 110 . A bolt hole 112 for inserting a fastening bolt 110 is formed in the base end portion 60a. A threaded portion 114 for fastening a fastening bolt 110 is formed on the fork shaft 92 . The distal end portion 60b extends toward the sleeve 56 while being bent from the proximal end portion 60a. The tip portion 60b is formed in a bifurcated shape when viewed in the direction of the axis C. As shown in FIG. That is, the tip portion 60b is formed in a bifurcated shape so that it can be fitted into an annular outer peripheral recessed groove 72 formed on the outer peripheral surface of the sleeve 56. As shown in FIG.

図３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、６２ｂが取り付けられている。先端部６０ｂに取り付けられた一対の摺動パッド６２ａ、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内の側壁面に接触させられる。例えば、スリーブ５６が軸線Ｃ方向で係合位置Ｐ２側に移動させられた場合には、外周凹溝７２のアイドラギヤ４８側の側壁面に摺動パッド６２ｂが接触させられる。 As shown in FIG. 3, at the tip portion 60b of the shift fork 60, a pair of contact surfaces facing and contacting a pair of side wall surfaces of the outer peripheral recessed groove 72 are provided with a friction material made of a material having high friction resistance performance. A pair of sliding pads 62a, 62b are attached as. A pair of sliding pads 62 a and 62 b attached to the tip portion 60 b are brought into contact with the side wall surfaces inside the outer peripheral recessed groove 72 by moving the shift fork 60 . For example, when the sleeve 56 is moved toward the engaging position P2 in the direction of the axis C, the sliding pad 62b is brought into contact with the side wall surface of the outer circumferential groove 72 on the idler gear 48 side.

このように構成されたアクチュエータ９０によれば、たとえば機械式オイルポンプ４１から吐出された作動油の油圧を元圧として調圧された作動油が、油路１０６を経由して油圧室１０２内に供給されると、コイルスプリング１０４の付勢力Ｆspに抗う方向に作用する推力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を係合位置Ｐ２側へ移動させる力すなわち係合荷重Ｆbが作用させられる。この係合荷重Ｆbは、フォークシャフト９２およびシフトフォーク６０にも作用する。油圧室１０２に供給される作動油の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。 According to the actuator 90 configured in this manner, the hydraulic oil discharged from the mechanical oil pump 41, for example, is pressure-regulated using the hydraulic pressure of the hydraulic oil as the original pressure. When it is supplied, a thrust force F acting in a direction against the biasing force Fsp of the coil spring 104 is generated, and the sleeve 56 is moved to the engagement position P2 side via the fork shaft 92 and the shift fork 60. A force, that is, an engagement load Fb is applied. This engagement load Fb also acts on the fork shaft 92 and shift fork 60 . When the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the hydraulic chamber 102 reaches or exceeds a predetermined hydraulic pressure, the thrust F of the actuator 90 engages the inner peripheral teeth 56s of the sleeve 56 with the outer peripheral teeth 54s of the idler gear 48. The sleeve 56 is moved to position P2.

図３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る。図３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、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４８の噛合歯の側面４８ａに接触した状態で保持される。 As shown in FIG. 3, when the sleeve 56 is positioned at the engagement position P2 where the inner peripheral teeth 56s of the sleeve 56 mesh with the outer peripheral teeth 54s of the idler gear 48, the sleeve 56 is engaged with the side surfaces 48a of the meshing teeth of the idler gear 48. is held in contact with As shown in FIG. 3 , the sleeve 56 has a projection 56 a projecting toward the idler gear 48 from the end face facing the idler gear 48 . That is, when the sleeve 56 is positioned at the engaging position P2, the protrusion 56a is brought into contact with the side surface 48a of the meshing tooth of the idler gear 48, thereby positioning the sleeve 56 and increasing the thrust force of the actuator 90. The projection 56a is held in contact with the side surface 48a of the meshing tooth of the idler gear 48 by F.

ところで、噛合クラッチＤ１を係合する過渡期において、ピストン９４、フォークシャフト９２、シフトフォーク６０、およびスリーブ５６を、噛合クラッチＤ１が係合する方向（以下、単に係合方向と称す）に移動させるに当たって、スリーブ５６の内周歯５６ｓとアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓとが噛み合うとき、スリーブ５６の突起５６ａがアイドラギヤ４８の側面４８ａと当接するとき、およびピストン９４が固定部材１０８と当接するとき、それらが互いに当接するときの衝撃による音が発生する。特に、コイルスプリング１０４の付勢力Ｆspとして機能する反力（以下、スプリング反力Ｆsp）を大きくした場合、ピストン９４、フォークシャフト９２、シフトフォーク６０、およびスリーブ５６を、係合方向に移動させるに当たって、スプリング反力Ｆspに抗う推力Ｆを確保するため、アクチュエータ９０の油圧室１０２に供給される作動油の油圧を高くする必要が生じる。このとき、ピストン９４、フォークシャフト９２、シフトフォーク６０、およびスリーブ５６（以下、これらを区別しない場合にはシフトフォーク６０等と称す）に作用する推力Ｆが大きくなるため、噛合クラッチＤ１の係合過渡期に発生する音が大きくなる虞がある。一方で、コイルスプリング１０４のスプリング反力Ｆspを小さくした場合、噛合クラッチＤ１を遮断するに当たって、シフトフォーク６０等を噛合クラッチＤ１の遮断方向（以下、単に遮断方向と称す）に移動させるときにシフトフォーク６０等に作用する遮断方向へのスプリング反力Ｆspが小さくなるため、シフトフォーク６０等を速やかに遮断方向に移動させることができず、その結果、噛合クラッチＤ１の遮断過渡期の応答性が悪くなる。このように、噛合クラッチＤ１の係合過渡期に発生する音の大きさと、噛合クラッチＤ１の遮断時の応答性とを両立させることは困難であった。 By the way, in the transitional period of engaging the dog clutch D1, the piston 94, the fork shaft 92, the shift fork 60, and the sleeve 56 are moved in the direction in which the dog clutch D1 is engaged (hereinafter simply referred to as the engagement direction). When the inner peripheral teeth 56 s of the sleeve 56 and the outer peripheral teeth 54 s of the idler gear 48 mesh with each other, when the projection 56 a of the sleeve 56 abuts the side surface 48 a of the idler gear 48 , and when the piston 94 abuts the fixed member 108 . A sound is generated due to the impact when they contact each other. In particular, when the reaction force that functions as the biasing force Fsp of the coil spring 104 (hereinafter referred to as the spring reaction force Fsp) is increased, the piston 94, the fork shaft 92, the shift fork 60, and the sleeve 56 are moved in the engagement direction. , the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the hydraulic chamber 102 of the actuator 90 must be increased in order to secure the thrust F against the spring reaction force Fsp. At this time, since the thrust force F acting on the piston 94, the fork shaft 92, the shift fork 60, and the sleeve 56 (hereinafter referred to as the shift fork 60 and the like when not distinguished) increases, the dog clutch D1 is engaged. There is a risk that the noise generated during the transition period will become louder. On the other hand, when the spring reaction force Fsp of the coil spring 104 is made small, when the shift fork 60 and the like are moved in the disengagement direction of the dog clutch D1 (hereinafter simply referred to as the disengagement direction) in disengaging the dog clutch D1, the shift Since the spring reaction force Fsp acting on the forks 60 and the like in the disengagement direction becomes small, the shift forks 60 and the like cannot be quickly moved in the disengagement direction, and as a result, the responsiveness of the dog clutch D1 during the disengagement transitional period is reduced. Deteriorate. Thus, it has been difficult to achieve both the loudness of the noise generated during the engagement transition period of the dog clutch D1 and the responsiveness when the dog clutch D1 is disengaged.

これに対して、本実施例では、コイルスプリング１０４が、第１スプリング１０４ａおよび第２スプリング１０４ｂの２個のコイルスプリングから構成されている。 In contrast, in this embodiment, the coil spring 104 is composed of two coil springs, a first spring 104a and a second spring 104b.

図３に示すように、ピストン９４の円筒状に形成された円筒部９４ａの内周側に、第１スプリング１０４ａおよび第２スプリング１０４ｂが収容されている。第２スプリング１０４ｂは、第１スプリング１０４ａよりも小径に形成されることで、第１スプリング１０４ａの内周側に配置されている。第１スプリング１０４ａは、ピストン９４の円板部９４ｂと固定部材１０８との間に介挿されている。第２スプリング１０４ｂは、ピストン９４の円板部９４ｂから突き出す突起部９４ｃと固定部材１０８との間に介挿されている。 As shown in FIG. 3, a first spring 104a and a second spring 104b are housed inside a cylindrical portion 94a of the piston 94. As shown in FIG. The second spring 104b is formed to have a diameter smaller than that of the first spring 104a, and is arranged on the inner peripheral side of the first spring 104a. The first spring 104 a is interposed between the disc portion 94 b of the piston 94 and the fixed member 108 . The second spring 104b is interposed between the fixed member 108 and the protrusion 94c protruding from the disc portion 94b of the piston 94 .

第１スプリング１０４ａにあっては、ピストン９４の位置に拘わらず、一端が円板部９４ｂに当接させられるとともに、他端が固定部材１０８に当接させられている。第２スプリング１０４ｂは、図３に示す噛合クラッチＤ１が係合した状態において、一端がピストン９４の円板部９４ｂから突き出す突起部９４ｃに当接させられるとともに、他端が固定部材１０８に当接させられている。一方で、第２スプリング１０４ｂは、噛合クラッチＤ１が遮断された状態では固定部材１０８に当接しない。 One end of the first spring 104 a is brought into contact with the disk portion 94 b and the other end is brought into contact with the fixed member 108 regardless of the position of the piston 94 . One end of the second spring 104b abuts against a protrusion 94c protruding from the disk portion 94b of the piston 94 and the other end abuts against the fixed member 108 when the dog clutch D1 shown in FIG. 3 is engaged. I am forced to On the other hand, the second spring 104b does not contact the fixed member 108 when the dog clutch D1 is disengaged.

噛合クラッチＤ１が遮断状態となると、ピストン９４が固定部材１０８に対して遠ざかった状態になる。この状態では、第２スプリング１０４ｂは、固定部材１０８から遠ざかった状態となり、固定部材１０８との当接が解除される。この状態から噛合クラッチＤ１の係合が開始されると、油圧室１０２に作動油が供給されることにより、シフトフォーク６０等（ピストン９４、フォークシャフト９２、シフトフォーク６０、スリーブ５６）が固定部材１０８側に向かって移動させられる。ここで、シフトフォーク６０等が所定位置Ｐxに到達すると、第２スプリング１０４ｂの一端が固定部材１０８に当接し、この位置からシフトフォーク６０等がさらに固定部材１０８側に移動すると、シフトフォーク６０等には、第１スプリング１０４ａによって発生するスプリング反力Ｆsp1に加えて、第２スプリング１０４ｂによって発生するスプリング反力Ｆsp2が作用する。従って、噛合クラッチＤ１の係合過渡期にシフトフォーク６０等の位置が所定位置Ｐxを超えると、シフトフォーク６０等に作用するスプリング反力Ｆspの変化率αが増加するため、シフトフォーク６０等を係合方向に移動させる係合荷重Ｆbが相対的に減少する。その結果、スリーブ５６の内周歯５６ｓとアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓとの噛合時、スリーブ５６の突起５６ａとアイドラギヤ４８の側面４８ａとの当接時、およびピストン９４と固定部材１０８との当接時に発生する衝撃による音が低減される。 When the dog clutch D1 is disengaged, the piston 94 moves away from the fixed member 108 . In this state, the second spring 104b is moved away from the fixing member 108, and the contact with the fixing member 108 is released. When engagement of the dog clutch D1 is started from this state, hydraulic oil is supplied to the hydraulic chamber 102 so that the shift fork 60 and the like (the piston 94, the fork shaft 92, the shift fork 60 and the sleeve 56) are fixed members. 108 side. Here, when the shift fork 60 etc. reaches the predetermined position Px, one end of the second spring 104b contacts the fixed member 108, and when the shift fork 60 etc. moves further toward the fixed member 108 side from this position, the shift fork 60 etc. In addition to the spring reaction force Fsp1 generated by the first spring 104a, the spring reaction force Fsp2 generated by the second spring 104b acts on. Therefore, when the positions of the shift forks 60 and the like exceed the predetermined position Px during the engagement transition period of the dog clutch D1, the change rate α of the spring reaction force Fsp acting on the shift forks 60 and the like increases. The engagement load Fb for moving in the engagement direction is relatively reduced. As a result, when the inner peripheral teeth 56s of the sleeve 56 and the outer peripheral teeth 54s of the idler gear 48 are meshed, when the protrusion 56a of the sleeve 56 and the side surface 48a of the idler gear 48 abut, and when the piston 94 and the fixed member 108 abut. The sound caused by occasional impacts is reduced.

また、噛合クラッチＤ１の遮断時では、遮断開始時点で第１スプリング１０４ａによるスプリング反力Ｆsp1および第２スプリング１０４ｂによるスプリング反力Ｆsp2がシフトフォーク６０等に作用するため、シフトフォーク６０等を速やかに遮断方向へ移動させることができる。従って、噛合クラッチＤ１の遮断時には高い応答性を確保することができる。 When the dog clutch D1 is disengaged, the spring reaction force Fsp1 by the first spring 104a and the spring reaction force Fsp2 by the second spring 104b act on the shift fork 60 and the like at the start of disengagement. It can be moved in the blocking direction. Therefore, high responsiveness can be ensured when the dog clutch D1 is disengaged.

図４は、本実施例における、シフトフォーク６０等の位置に対する、アクチュエータ９０の推力Ｆ、スプリング反力Ｆsp、および係合荷重Ｆb（以下、これらを区別しない場合には各荷重Ｆ等と称す）の関係を示している。図４において、図４（ａ）は、噛合クラッチＤ１の係合過渡期における各荷重Ｆ等の関係を示し、図４（ｂ）は、噛合クラッチＤ１の遮断過渡期における各荷重Ｆ等の関係を示し、図４（ｃ）は、コイルスプリング１０４を１個とした場合の噛合クラッチＤ１の係合過渡期における各荷重Ｆ等の関係を示している。図４における横軸が、シフトフォーク６０等の位置を示し、図４において右方向が噛合クラッチＤ１の係合方向に対応し、図４において左側が噛合クラッチＤ１の遮断方向に対応している。また、図４における縦軸が各荷重Ｆ等の大きさを示している。また、図４において、同期行程とは、噛合クラッチＤ１の係合初期の行程であり、シンクロ機構Ｓ１による回転同期が行われるまでの行程、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とが噛み合うまでの行程を示している。また、押込行程とは、シンクロ機構Ｓ１による回転同期後の行程であり、スリーブ５６の内周歯５６ｓとアイドラギヤ４８の外周歯５４ｓとが噛み合い始めた時点以降の行程を示している。また、遮断行程とは、噛合クラッチＤ１の遮断時の行程を示している。 FIG. 4 shows the thrust force F of the actuator 90, the spring reaction force Fsp, and the engagement load Fb (hereinafter referred to as each load F and the like when not distinguished) with respect to the positions of the shift fork 60 and the like in this embodiment. shows the relationship between In FIG. 4, FIG. 4(a) shows the relationship of each load F etc. during the engagement transition period of the dog clutch D1, and FIG. 4(b) shows the relationship of each load F etc. during the disengagement transition period of the dog clutch D1. , and FIG. 4(c) shows the relationship between each load F and the like during the engagement transition period of the dog clutch D1 when the number of coil springs 104 is one. The horizontal axis in FIG. 4 indicates the position of the shift fork 60, etc. In FIG. 4, the right direction corresponds to the engagement direction of the dog clutch D1, and the left side in FIG. 4 corresponds to the disengagement direction of the dog clutch D1. Also, the vertical axis in FIG. 4 indicates the magnitude of each load F and the like. Further, in FIG. 4, the synchronous stroke is the initial stroke of engagement of the dog clutch D1, and the stroke until the synchronization of rotation by the synchro mechanism S1, that is, the inner peripheral teeth 56s of the sleeve 56 and the outer peripheral teeth of the idler gear 48. 54s and 54s are shown. The pushing stroke is a stroke after rotation synchronization by the synchro mechanism S1, and indicates a stroke after the inner peripheral teeth 56s of the sleeve 56 and the outer peripheral teeth 54s of the idler gear 48 start to mesh. Further, the disengagement stroke indicates a stroke when the dog clutch D1 is disengaged.

先ず、コイルスプリング１０４を１個とした場合の図４（ｃ）について説明する。図４に示すように、シフトフォーク６０等に作用する係合荷重Ｆbは、アクチュエータ９０の推力Ｆからスプリング反力Ｆspを減算した値となる（Ｆb＝Ｆ－Ｆsp）。図４に示すように、スプリング反力Ｆspは、コイルスプリング１０４の圧縮量に比例するため、シフトフォーク６０等が係合方向に移動するに従って直線的に増加している。また、アクチュエータ９０の推力Ｆは、シフトフォーク６０等が係合方向に移動するほど低下している。これは、アクチュエータ９０の油圧室１０２に供給される作動油の油圧を制御的に低下させることで実現されている。上記のように、アクチュエータ９０の推力Ｆを制御的に低下させることで、押込行程での係合荷重Ｆbをある程度低減できるものの、係合荷重Ｆbを大幅に下げることは難しい。また、推力Ｆを精緻に制御するため、作動油の油圧を制御するためのリニアソレノイドバルブが必要になる。 First, FIG. 4C in the case of using one coil spring 104 will be described. As shown in FIG. 4, the engagement load Fb acting on the shift fork 60 and the like is a value obtained by subtracting the spring reaction force Fsp from the thrust force F of the actuator 90 (Fb=F-Fsp). As shown in FIG. 4, since the spring reaction force Fsp is proportional to the amount of compression of the coil spring 104, it increases linearly as the shift fork 60 and the like move in the engagement direction. Further, the thrust F of the actuator 90 decreases as the shift fork 60 and the like move in the engagement direction. This is realized by controllingly lowering the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the hydraulic chamber 102 of the actuator 90 . As described above, by controllingly reducing the thrust F of the actuator 90, the engagement load Fb in the pushing stroke can be reduced to some extent, but it is difficult to significantly reduce the engagement load Fb. Further, in order to precisely control the thrust force F, a linear solenoid valve is required for controlling the hydraulic pressure of the working oil.

次に、本実施例のコイルスプリング１０４が第１スプリング１０４ａおよび第２スプリング１０４ｂから構成される場合について説明する。本実施例では、アクチュエータ９０の推力Ｆは一定値とされている。図４（ａ）に示すように、噛合クラッチＤ１の係合が開始されると、シフトフォーク６０等が所定位置Ｐxに到達するまでの間は、第１スプリング１０４ａのみが圧縮されるため、第１スプリング１０４ａによるスプリング反力Ｆsp（すなわちスプリング反力Ｆsp1）が変化率α１で増加している。次いで、シフトフォーク６０等が所定位置Ｐxに到達すると、第２スプリング１０４ｂについても圧縮が開始されるため、第２スプリング１０４ｂによるスプリング反力Ｆsp2が発生する。その結果、噛合クラッチＤ１の押込行程に入ると、スプリング反力Ｆsp（すなわちＦsp1＋Ｆsp2）が変化率α２（α２＞α１）で増加することで、スプリング反力Ｆspが大幅に増加している。その結果、押込行程に入ると係合荷重Ｆb（＝Ｆ－Ｆsp）が小さくなるため、押込行程に入った後、シフトフォーク６０等が当接するときに発生する音が低減される。 Next, the case where the coil spring 104 of this embodiment is composed of the first spring 104a and the second spring 104b will be described. In this embodiment, the thrust force F of the actuator 90 is set to a constant value. As shown in FIG. 4(a), when engagement of the dog clutch D1 is started, only the first spring 104a is compressed until the shift fork 60 or the like reaches the predetermined position Px. The spring reaction force Fsp (that is, the spring reaction force Fsp1) by the 1 spring 104a increases at a rate of change α1. Next, when the shift fork 60 or the like reaches the predetermined position Px, the second spring 104b also starts to be compressed, so that a spring reaction force Fsp2 is generated by the second spring 104b. As a result, when the dog clutch D1 enters the pushing stroke, the spring reaction force Fsp (that is, Fsp1+Fsp2) increases at a rate of change α2 (α2>α1), resulting in a large increase in the spring reaction force Fsp. As a result, since the engaging load Fb (=F-Fsp) becomes smaller when the pushing stroke starts, the noise generated when the shift fork 60 or the like comes into contact after the pushing stroke starts is reduced.

ここで、コイルスプリング１０４が１個とした場合は、図４（ａ）の破線で示されている。図４（ａ）の破線で示すように、シフトフォーク６０等の位置が所定位置Ｐxを超えてもスプリング反力Ｆspの変化率α１が同じ値であるため、スプリング反力Ｆspが大幅には増加しない。その結果、シフトフォーク６０等が所定位置Ｐxを超えた後、係合荷重Ｆbcが本実施例の係合荷重Ｆbよりも大きくなるため、押込行程で発生する音が大きくなる。 Here, when the number of coil springs 104 is one, it is indicated by the dashed line in FIG. 4(a). As shown by the dashed line in FIG. 4(a), even if the position of the shift fork 60 or the like exceeds the predetermined position Px, the rate of change α1 of the spring reaction force Fsp is the same value, so the spring reaction force Fsp significantly increases. do not. As a result, after the shift fork 60 and the like have passed the predetermined position Px, the engaging load Fbc becomes larger than the engaging load Fb of this embodiment, so that the sound generated during the pushing stroke becomes louder.

また、噛合クラッチＤ１を遮断する場合には、図４（ｂ）に示すように、噛合クラッチＤ１の遮断開始直後では、シフトフォーク６０等が図４（ｂ）の右端の係合位置Ｐzにある。この状態において、シフトフォーク６０等が第１スプリング１０４ａおよび第２スプリング１０４ｂによって付勢されているため、スプリング反力Ｆspが最大値Ｆspmaxとなる。従って、シフトフォーク６０等が速やかに遮断方向に移動させられる。また、シフトフォーク６０等が所定位置Ｐxに到達すると、第２スプリング１０４ｂによるスプリング反力Ｆsp2がなくなるため、その後は、従来と同様に第１スプリング１０４ａのスプリング反力Ｆsp1によってシフトフォーク６０等が遮断方向に移動させられる。このように、噛合クラッチＤ１の遮断を開始した時点では、第２スプリング１０４ｂのスプリング反力Ｆsp2が作用することで、シフトフォーク６０等を速やかに遮断方向に移動させることができ、噛合クラッチＤ１の遮断時の応答性が向上する。 When the dog clutch D1 is disengaged, as shown in FIG. 4B, the shift fork 60 and the like are at the engagement position Pz on the right end of FIG. . In this state, since the shift fork 60 and the like are urged by the first spring 104a and the second spring 104b, the spring reaction force Fsp becomes the maximum value Fspmax. Therefore, the shift fork 60 and the like are quickly moved in the disengagement direction. Further, when the shift fork 60 and the like reach the predetermined position Px, the spring reaction force Fsp2 of the second spring 104b disappears. be moved in the direction As described above, when the dog clutch D1 starts to be disengaged, the spring reaction force Fsp2 of the second spring 104b acts to quickly move the shift fork 60 and the like in the disengagement direction, thereby disengaging the dog clutch D1. Improves responsiveness when shutting down.

ここで、コイルスプリング１０４を１個とした場合が、図４（ｂ）の破線で示されている。図４（ｂ）の破線で示すように、シフトフォーク６０等の位置に拘わらず、シフトフォーク６０等には第１スプリング１０４ａのスプリング反力Ｆsp1のみ作用するため、本実施例の実線で示すスプリング反力Ｆspに比べてスプリング反力Ｆsp1が小さくなる。その結果、噛合クラッチＤ１のシフトフォーク６０等が速やかに遮断方向に移動しないことから、噛合クラッチＤ１の遮断時における応答性が悪くなる。 Here, the case where one coil spring 104 is used is indicated by the dashed line in FIG. 4(b). As shown by the dashed line in FIG. 4B, regardless of the position of the shift fork 60 and the like, only the spring reaction force Fsp1 of the first spring 104a acts on the shift fork 60 and the like. The spring reaction force Fsp1 becomes smaller than the reaction force Fsp. As a result, the shift fork 60 and the like of the dog clutch D1 do not move quickly in the disengagement direction, resulting in poor responsiveness when the dog clutch D1 is disengaged.

このように、コイルスプリング１０４を第１スプリング１０４ａおよび第２スプリング１０４ｂの２個のコイルスプリングから構成することで、噛合クラッチＤ１の係合中にシフトフォーク６０等が所定の部材と当接する押込行程では、第２スプリング１０４ｂのスプリング反力Ｆsp2を作用させることで、当接時の衝撃を抑えて音を低減することができる。さらに、噛合クラッチＤ１の遮断時には、第１スプリング１０４ａのスプリング反力Ｆsp1および第２スプリング１０４ｂのスプリング反力Ｆsp2によって速やかに噛合クラッチＤ１を遮断することができ、噛合クラッチＤ１の遮断時の応答性を向上させることができる。その結果、アクチュエータ９０の油圧室１０２に供給される作動油の油圧を制御することなく、噛合クラッチＤ１の係合過渡期に発生する音の低減、および、噛合クラッチＤ１の遮断時の応答性を両立させることができる。 In this way, by forming the coil spring 104 from two coil springs, the first spring 104a and the second spring 104b, during the engagement of the dog clutch D1, the shift fork 60 and the like contact a predetermined member during the pushing stroke. Then, by applying the spring reaction force Fsp2 of the second spring 104b, it is possible to suppress the impact at the time of contact and reduce the noise. Furthermore, when the dog clutch D1 is disengaged, the spring reaction force Fsp1 of the first spring 104a and the spring reaction force Fsp2 of the second spring 104b can quickly disengage the dog clutch D1. can be improved. As a result, without controlling the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the hydraulic chamber 102 of the actuator 90, the noise generated during the engagement transition period of the dog clutch D1 can be reduced, and the responsiveness when the dog clutch D1 is disengaged can be improved. can be made compatible.

上述のように、本実施例によれば、シフトフォーク６０等が噛合クラッチＤ１が係合する方向へ移動中に、シフトフォーク６０等の位置が所定位置Ｐxを超えると、コイルスプリング１０４によって生じるスプリング反力Ｆspの変化率αが増加するため、シフトフォーク６０等を噛合クラッチＤ１が接続される方向に移動させたとき、シフトフォーク６０等の位置が所定位置Ｐxを超えると、コイルスプリング１０４のスプリング反力Ｆspの変化率αの増加に伴って、シフトフォーク６０等を噛合クラッチＤ１が接続される方向へ移動させる係合荷重Ｆbが減少する。従って、噛合クラッチＤ１の係合過渡期においてシフトフォーク６０等が所定の部材と当接するときに発生する音が低減される。また、噛合クラッチＤ１を遮断させるときには、コイルスプリング１０４によって生じるスプリング反力Ｆspが大きいため、シフトフォーク６０等を速やかに噛合クラッチＤ１が遮断する方向に移動させて噛合クラッチＤ１を遮断することができる。その結果、噛合クラッチＤ１の係合過渡期に発生する音の低減と、噛合クラッチＤ１の遮断時の応答性とを両立させることができる。 As described above, according to this embodiment, when the position of the shift fork 60 or the like exceeds the predetermined position Px while the shift fork 60 or the like is moving in the direction in which the dog clutch D1 is engaged, the spring generated by the coil spring 104 Since the rate of change α of the reaction force Fsp increases, when the position of the shift fork 60 or the like exceeds the predetermined position Px when the shift fork 60 or the like is moved in the direction in which the dog clutch D1 is connected, the spring of the coil spring 104 As the rate of change α of the reaction force Fsp increases, the engagement load Fb that moves the shift fork 60 and the like in the direction in which the dog clutch D1 is connected decreases. Therefore, the noise generated when the shift fork 60 or the like abuts on a predetermined member during the engagement transition period of the dog clutch D1 is reduced. Further, when disengaging the dog clutch D1, since the spring reaction force Fsp generated by the coil spring 104 is large, the shift fork 60 and the like can be quickly moved in the direction in which the dog clutch D1 is disengaged to disengage the dog clutch D1. . As a result, it is possible to achieve both a reduction in noise generated during the engagement transition period of the dog clutch D1 and a responsiveness when the dog clutch D1 is disengaged.

つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。 Another embodiment of the present invention will now be described. In the following description, the same reference numerals are given to the parts common to the above-described embodiment, and the description thereof is omitted.

図５は、本発明の他の実施例に対応する噛合クラッチＤ１の断接状態を切り替えるアクチュエータ１５０を拡大して示す断面図である。尚、噛合クラッチＤ１等については、前述した実施例と同じであるため省略されている。

アクチュエータ１５０は、シフトフォーク６０と、フォークシャフト９２と、ピストン１５２と、ピストン１５２の外周面に形成された環状溝１５６に嵌め付けられたＯリング１５８と、ピストン１５２を摺動可能に収容するシリンダ１００と、それらピストン１５２、Ｏリング１５８、およびシリンダ１００によって形成される油圧室１０２と、リターンスプリングとしての皿バネ１５４と、を備えている。なお、シフトフォーク６０、フォークシャフト９２、シリンダ１００、および油圧室１０２については、前述の実施例と同じであるため、同じ符号を付してその説明を省略する。 FIG. 5 is an enlarged cross-sectional view showing an actuator 150 for switching the connection/disengagement state of a dog clutch D1 according to another embodiment of the present invention. The dog clutch D1 and the like are omitted because they are the same as in the above-described embodiment.

The actuator 150 includes a shift fork 60, a fork shaft 92, a piston 152, an O-ring 158 fitted in an annular groove 156 formed on the outer peripheral surface of the piston 152, and a cylinder that slidably accommodates the piston 152. 100, a hydraulic chamber 102 formed by the piston 152, O-ring 158 and cylinder 100, and a disc spring 154 as a return spring. Since the shift fork 60, the fork shaft 92, the cylinder 100, and the hydraulic chamber 102 are the same as in the above-described embodiment, they are given the same reference numerals and their description is omitted.

ピストン１５２は、有底円筒状に形成され、円筒部１５２ａおよび円板部１５２ｂから構成されている。円筒部１５２ａは、シリンダ１００内を摺動可能な円筒形状に形成されている。円筒部１５２ａの外周面には、環状溝１５６が形成され、その環状溝１５６によって形成された空間にＯリング１５８が収容されている。 The piston 152 is formed in a cylindrical shape with a bottom, and is composed of a cylindrical portion 152a and a disk portion 152b. The cylindrical portion 152 a is formed in a cylindrical shape that can slide inside the cylinder 100 . An annular groove 156 is formed in the outer peripheral surface of the cylindrical portion 152a, and an O-ring 158 is accommodated in a space formed by the annular groove 156. As shown in FIG.

皿バネ１５４は、ピストン１５２と固定部材１０８との間に介挿されている。具体的には、皿バネ１５４の外周端部がピストン１５２の円筒部１５２ａの先端に当接するとともに、皿バネ１５４の内周端部が固定部材１０８に当接している。皿バネ１５４は、ピストン１５２を固定部材１０８から遠ざかる方向、すなわち噛合クラッチＤ１が遮断する遮断方向に常時付勢している。なお、皿バネ１５４が、本発明のリターンスプリングに対応している。 A disc spring 154 is interposed between the piston 152 and the fixed member 108 . Specifically, the outer peripheral end of the disc spring 154 contacts the tip of the cylindrical portion 152 a of the piston 152 , and the inner peripheral end of the disc spring 154 contacts the fixed member 108 . The disc spring 154 always urges the piston 152 in the direction away from the fixed member 108, that is, in the disengagement direction in which the dog clutch D1 disengages. It should be noted that the disc spring 154 corresponds to the return spring of the present invention.

皿バネ１５４は、図５に示すように径方向の一部が屈曲されている。上記のように皿バネ１５４の径方向の一部が屈曲されることで、噛合クラッチＤ１の係合時にピストン１５２が噛合クラッチＤ１の係合方向に移動するに当たって、ピストン１５２の移動過渡期に皿バネ１５４の変形モードが変化し、皿バネ１５４によって生じるスプリング反力Ｆspの変化率αが増加側に変化する。例えば、ピストン１５２が噛合クラッチＤ１の係合する係合方向に移動される過渡期において、ピストン１５２の位置が所定位置Ｐxを超えると、皿バネ１５４の屈曲する部位が固定部材１０８に当接するように設定されている。このとき、皿バネ１５４の変形モードが変化し、ピストン１５２をさらに噛合クラッチＤ１の係合方向に移動させると、皿バネ１５４のスプリング反力Ｆspの変化率αが増加し、係合荷重Ｆbが相対的に減少する。すなわち、噛合クラッチＤ１の係合過渡期の係合荷重Ｆbが、前述した実施例の図４（ａ）と同じ傾向になる。また、噛合クラッチＤ１の遮断過渡期の係合荷重Ｆbが、前述した実施例の図４（ｂ）と同じ傾向になる。従って、リターンスプリングとして皿バネ１５４を使用した場合であっても前述の実施例と同様の効果が得られる。 The disc spring 154 is partially bent in the radial direction as shown in FIG. By bending a portion of the disc spring 154 in the radial direction as described above, when the piston 152 moves in the engagement direction of the dog clutch D1 when the dog clutch D1 is engaged, the disc spring 154 is in a transition period of movement of the piston 152. The deformation mode of the spring 154 changes, and the change rate α of the spring reaction force Fsp generated by the disc spring 154 changes to the increasing side. For example, when the position of the piston 152 exceeds a predetermined position Px during the transitional period in which the piston 152 is moved in the engaging direction to engage the dog clutch D1, the bent portion of the disc spring 154 is brought into contact with the fixed member 108. is set to At this time, the deformation mode of the disc spring 154 changes, and when the piston 152 is further moved in the engagement direction of the dog clutch D1, the change rate α of the spring reaction force Fsp of the disc spring 154 increases, and the engagement load Fb increases. relatively decrease. That is, the engagement load Fb during the engagement transitional period of the dog clutch D1 has the same tendency as that shown in FIG. 4(a) of the above embodiment. Further, the engagement load Fb during the disengagement transitional period of the dog clutch D1 has the same tendency as in FIG. 4(b) of the above-described embodiment. Therefore, even if the coned disc spring 154 is used as the return spring, the same effects as in the above embodiment can be obtained.

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。 Although the embodiments of the present invention have been described in detail above with reference to the drawings, the present invention is also applicable to other aspects.

例えば、前述の実施例では、リターンスプリングとしてのコイルスプリング１０４が第１スプリング１０４ａおよび第２スプリング１０４ｂから構成されるものであったが、リターンスプリングが３個以上のスプリングから構成されるものであっても構わない。例えば、リターンスプリングが３個のコイルスプリングからされる場合には、リターンスプリングのスプリング反力Ｆspの変化率αを三段階に増加させることもできる。 For example, in the above embodiment, the coil spring 104 as the return spring is composed of the first spring 104a and the second spring 104b, but the return spring may be composed of three or more springs. I don't mind. For example, when the return spring is composed of three coil springs, the change rate α of the spring reaction force Fsp of the return spring can be increased in three stages.

また、前述の実施例では、リターンスプリングとしての皿バネ１５４が径方向の一部が屈曲されるものであったが、屈曲される部位をさらに追加することにより、スプリング反力Ｆspの変化率αを三段階以上に増加させるものであっても構わない。 In the above-described embodiment, the disk spring 154 as the return spring is partially bent in the radial direction. may be increased by three steps or more.

また、前述の実施例では、動力伝達装置１６は、ギヤ機構２８を有する第１動力伝達経路ＰＴ１、および、無段変速機２４を有する第２動力伝達経路ＰＴ２を並列に備えて構成され、噛合クラッチＤ１の断接することによって第１動力伝達経路ＰＴ１の動力伝達状態を切替可能に構成されるものであったが、本発明は、必ずしもこれに限定されない。すなわち、アクチュエータによってシフトフォークを移動させることにより、噛合クラッチＤ１の断接状態を切替可能な構造を有する車両用動力伝達装置であれば、本発明を適宜適用され得る。 Further, in the above-described embodiment, the power transmission device 16 includes the first power transmission path PT1 having the gear mechanism 28 and the second power transmission path PT2 having the continuously variable transmission 24 in parallel. Although the power transmission state of the first power transmission path PT1 can be switched by connecting and disconnecting the clutch D1, the present invention is not necessarily limited to this. That is, the present invention can be appropriately applied to any vehicular power transmission device having a structure capable of switching the connection/disengagement state of the dog clutch D1 by moving the shift fork with an actuator.

なお、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。 It should be noted that what has been described above is just one embodiment, and the present invention can be implemented in aspects with various modifications and improvements based on the knowledge of those skilled in the art.

１６：車両用動力伝達装置
５６：スリーブ
６０：シフトフォーク
６０ｂ：先端部（係合部）
９０、１５０：アクチュエータ
１０２：油圧室
１０４：コイルスプリング（リターンスプリング）
１５４：皿バネ（リターンスプリング）
Ｄ１：噛合クラッチ 16: Power transmission device for vehicle 56: Sleeve 60: Shift fork 60b: Tip portion (engagement portion)
90, 150: actuator 102: hydraulic chamber 104: coil spring (return spring)
154: disc spring (return spring)
D1: dog clutch

Claims (1)

噛合クラッチと、前記噛合クラッチを断接する油圧式のアクチュエータと、を備え、前記アクチュエータは、前記噛合クラッチを構成するスリーブに嵌合する係合部を有するシフトフォークと、前記シフトフォークに前記噛合クラッチが係合する方向に移動させる推力を付与するための油圧室と、前記シフトフォークを前記噛合クラッチが遮断する方向へ付勢するリターンスプリングと、を含んで構成される、車両用動力伝達装置であって、
前記シフトフォークが前記噛合クラッチが係合する方向へ移動中に、前記シフトフォークの位置が所定位置を超えると、前記リターンスプリングによって生じる反力の変化率が増加するように構成されている
ことを特徴とする車両用動力伝達装置。 a dog clutch; and a hydraulic actuator for connecting and disconnecting the dog clutch. A power transmission device for a vehicle, comprising: a hydraulic chamber for applying a thrust to move the gear in a direction of engagement; and a return spring for biasing the shift fork in a direction in which the dog clutch disengages There is
The change rate of the reaction force generated by the return spring increases when the position of the shift fork exceeds a predetermined position while the shift fork is moving in the direction in which the dog clutch is engaged. A vehicle power transmission device characterized by:

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