JP6178745B2 - 動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、主に車両の変速機に用いられる動力伝達装置に関する。

従来、例えば特許文献１に示される変速機が知られている。この変速機は、出力軸に回転自在に装着された低速段ギヤおよび高速段ギヤと、低速段ギヤと高速段ギヤとの間のシャフトに固定されたハブと、このハブに軸方向に移動自在且つ周方向に一体回転するように装着された第１キーおよび第２キーと、を備えている。

この変速機によれば、例えば、加速時において、アクチュエータによって第１キーおよび第２キーを低速段ギヤ側に移動させると、第１キーが低速段ギヤの側面に設けられたドグと係合し、第１キーのみで、低速段ギヤとハブとの間の動力伝達が実現される。このとき、第２キーは、低速段ギヤに対して非係合状態となっており、第１キーを介した動力伝達中においても、高速段ギヤ側に移動させることができる。

そして、第２キーを高速段ギヤ側に移動させると、当該第２キーが高速段ギヤの側面に設けられたドグと係合し、第２キーによって、高速段ギヤとハブとの間の動力伝達が実現される。動力伝達経路が低速段ギヤから高速段ギヤに切り替わると、シャフトの回転数が低下するため、動力伝達経路が切り替わるのと同時に、第１キーと低速段ギヤとの係合が解除され、第１キーの高速段ギヤ側への切り替えが可能となる。そして、第１キーを高速段ギヤ側に移動させれば、トルク切れを生じることなく、低速段ギヤから高速段ギヤへの変速（アップシフト）を完了することができる。

特表２０１０−５１０４６４号公報

ところで、上記のように動力伝達経路を切り替えるとき、高速段ギヤに第２キーを係合した直後に、低速段ギヤのドグに係合していた第１キーを、ドグから引き抜かなければならない。しかし、第１キーをドグから抜き切る前に、第１キーとドグが衝突することがある。そうすると、アクチュエータにまで衝撃が伝達し、アクチュエータに過大な荷重が作用する。このような荷重に耐えるようにアクチュエータを設計するとアクチュエータが大型化してしまう。

そこで、本発明は、アクチュエータへの衝撃を緩衝し、アクチュエータの大型化を回避することができる動力伝達装置を提供することを目的とする。

上記課題を解決するために、本発明の動力伝達装置は、複数の第１ドグが回転方向に配列された第１回転体と、第１回転体と同軸上に設けられ、第１ドグに噛合可能な複数の第２ドグが回転方向に配列された第２回転体と、を備え、第１回転体および第２回転体が回転軸方向に近接する近接方向に相対移動すると、第１ドグおよび第２ドグが噛合して第１回転体と第２回転体とが一体回転する動力伝達状態となり、第１回転体および第２回転体が回転軸方向に離隔する離隔方向に相対移動すると、第１ドグおよび第２ドグの噛合が解除されて第１回転体と第２回転体とが相対回転する切り離し状態となる動力伝達装置であって、第１回転体を回転自在に支持するとともに、第１回転体を回転軸方向に移動させるシフトフォークと、シフトフォークと一体となって回転軸方向に移動する第１部材と、第１部材に連結部を介して連結され、アクチュエータからの動力を受けて、連結部を介して第１部材を回転軸方向に移動させる第２部材と、を備え、連結部は、第１部材側および第２部材側のいずれか一方に設けられた被接触面と、第１部材側および第２部材側のいずれか他方に設けられ、被接触面に面接触する摩擦面と、を有し、動力伝達状態と切り離し状態との切り替えにおいて、アクチュエータから伝達される荷重よりも、摩擦面と被接触面との静止摩擦力は高く、静止摩擦力を越える回転軸方向の荷重を受けると、被接触面に対して摩擦面が回転軸方向に滑る関係性を有し、摩擦面と被接触面が滑ると、第１部材と第２部材とが回転軸方向に相対移動し、第２部材からアクチュエータへの衝撃を吸収することを特徴とする。

連結部は、摩擦面が２つ形成され、２つの摩擦面で、第１部材、または、第２部材を挟持する挟持部を有し、被接触面は、挟持部に挟持される第１部材、または、第２部材の外周面に、回転軸方向の位置を重ねて２つ形成されてもよい。

連結部は、挟持部が挟持する荷重を調整する荷重調整機構を有してもよい。

荷重調整機構は、摩擦面に付勢力を作用させる圧縮ばねと、圧縮ばねを押圧し、圧縮ばねの圧縮量を調整する調整部と、を備えてもよい。

アクチュエータは、連結部が第２部材からアクチュエータへの衝撃を吸収して、摩擦面と被接触面との相対的な位置が初期位置からずれると、摩擦面と被接触面との静止摩擦力を上回る荷重を連結部に作用させて、摩擦面と被接触面との相対的な位置を初期位置に戻してもよい。

本発明によれば、アクチュエータへの衝撃を緩衝し、アクチュエータの大型化を回避することができる。

自動車用の変速機の概略を示す図である。 軸切替機構を説明する概略断面図である。 第２切替装置の分解斜視図である。 第２切替装置の側面図である。 加速時における第２メインシャフトから第１メインシャフトへの動力伝達経路の切り替えを説明する図である。 減速時における第１メインシャフトから第２メインシャフトへの動力伝達経路の切り替えを説明する図である。 緩衝機構を説明する図である。 図７の連結部の抽出図である。 制御部によるアクチュエータの制御処理について説明するための第１の図である。 制御部によるアクチュエータの制御処理について説明するための第２の図である。

以下に添付図面を参照しながら、本発明の好適な実施形態について詳細に説明する。かかる実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値等は、発明の理解を容易にするための例示に過ぎず、特に断る場合を除き、本発明を限定するものではない。なお、本明細書および図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略し、また本発明に直接関係のない要素は図示を省略する。

（変速機の概要）
図１は、自動車用の変速機１の概略を示す図である。エンジンＥの駆動力を駆動輪に伝達する本実施形態の変速機１は、ミッションケースに保持されたベアリングに回転自在に軸支され、発進クラッチ２を介してエンジンＥのクランクシャフトに接続された入力軸３を備えている。入力軸３は、エンジンＥの駆動力によって回転するものであり、エンジンＥからの動力の伝達経路の上流側に配される第１入力軸３ａと、下流側に配される第２入力軸３ｂと、で構成され、これら第１入力軸３ａおよび第２入力軸３ｂの間に、緩衝機構３００が設けられている。この緩衝機構３００は、入力軸３に設定トルク以上のトルク変動をもたらすスパイクトルクが生じると、すべり運動を生じさせて第１入力軸３ａと第２入力軸３ｂとを相対回転させ、スパイクトルクを予め設定された設定トルクまでカットする。

また、変速機１は、ミッションケースに保持されたベアリングに回転自在に軸支され、入力軸３と相対回転自在に配された第１メインシャフト４および第２メインシャフト５を備えている。第１メインシャフト４および第２メインシャフト５は、入力軸３に対して平行に配されるとともに、互いに軸心を一致させた状態で、軸方向に離間して対向配置されている。また、第１メインシャフト４は中空で構成され、第１メインシャフト４の内部に入力軸３（第２入力軸３ｂ）が相対回転自在に挿通されている。さらに、ミッションケースには、ベアリングに回転自在に軸支され、入力軸３、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５に対して平行に配された出力軸６が収容されている。

第１メインシャフト４および第２メインシャフト５には、それぞれ複数のドライブギヤＤｖ（１速用ドライブギヤ１１〜４速用ドライブギヤ１４）が固定されている。より詳細には、第２メインシャフト５には、１速用ドライブギヤ１１および３速用ドライブギヤ１３が固定されており、第１メインシャフト４には、２速用ドライブギヤ１２および４速用ドライブギヤ１４が固定されている。このように、本実施形態の変速機１は、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５に、それぞれギヤ比を異にする複数段のドライブギヤＤｖが設けられ、連続するギヤ比のドライブギヤＤｖが、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５に交互に配されている。

一方、出力軸６は、駆動輪に接続されており、ドライブギヤＤｖそれぞれに噛合するドリブンギヤＤｎ（１速用ドリブンギヤ２１〜４速用ドリブンギヤ２４）が相対回転自在に設けられている。また、出力軸６には、当該出力軸６にドリブンギヤＤｎを連結させて、当該ドリブンギヤＤｎと出力軸６とを一体回転させる連結状態、および、出力軸６とドリブンギヤＤｎとが相対回転する切り離し状態のいずれかを選択的に切り替えるギヤ切替機構１００ａ、１００ｂが設けられている。

ギヤ切替機構１００ａは、１速用ドリブンギヤ２１と３速用ドリブンギヤ２３との間に設けられ、出力軸６に対して１速用ドリブンギヤ２１および３速用ドリブンギヤ２３のいずれか一方を連結状態にしたとき、出力軸６に対して１速用ドリブンギヤ２１および３速用ドリブンギヤ２３のいずれか他方を切り離し状態にする。

具体的に説明すると、ギヤ切替機構１００ａは、１速用ドリブンギヤ２１と３速用ドリブンギヤ２３との間において、出力軸６に相対回転不能に固定されたハブ１０１ａと、ハブ１０１ａに出力軸６の軸方向に移動自在に保持されたスリーブ１０２ａと、を有する。スリーブ１０２ａの外周には、不図示のシフトフォークが係合されており、不図示のアクチュエータ（電動シリンダ等）によって出力軸６の軸方向に移動される。

また、ギヤ切替機構１００ａは、１速用ドリブンギヤ２１に固定されたハブ２１ａと、３速用ドリブンギヤ２３に固定されたハブ２３ａと、を備えている。これらハブ２１ａ、２３ａは互いに対向配置されており、いずれもスリーブ１０２ａに係合可能に構成されている。そして、スリーブ１０２ａが図示のニュートラル位置にある場合には、スリーブ１０２ａが１速用ドリブンギヤ２１のハブ２１ａおよび３速用ドリブンギヤ２３のハブ２３ａと切り離し状態にあり、１速用ドリブンギヤ２１および３速用ドリブンギヤ２３が、出力軸６に対して相対回転する。

これに対して、スリーブ１０２ａが軸方向に沿って１速用ドリブンギヤ２１側に移動されると、スリーブ１０２ａが１速用ドリブンギヤ２１のハブ２１ａに係合し、出力軸６のハブ１０１ａと、１速用ドリブンギヤ２１のハブ２１ａとが、スリーブ１０２ａによって架け渡された状態となる。これにより、出力軸６に対して１速用ドリブンギヤ２１が連結状態となり、１速用ドリブンギヤ２１が出力軸６と一体回転するとともに、出力軸６に対して３速用ドリブンギヤ２３が切り離し状態となり、３速用ドリブンギヤ２３が出力軸６と相対回転する。また、スリーブ１０２ａが軸方向に沿って３速用ドリブンギヤ２３側に移動されると、スリーブ１０２ａが３速用ドリブンギヤ２３のハブ２３ａに係合し、出力軸６のハブ１０１ａと、３速用ドリブンギヤ２３のハブ２３ａとが、スリーブ１０２ａによって架け渡された状態となる。これにより、出力軸６に対して３速用ドリブンギヤ２３が連結状態となり、３速用ドリブンギヤ２３が出力軸６と一体回転するとともに、出力軸６に対して１速用ドリブンギヤ２１が切り離し状態となり、１速用ドリブンギヤ２１が出力軸６と相対回転する。

なお、ここでは、ギヤ切替機構１００ａについて説明したが、ギヤ切替機構１００ｂもギヤ切替機構１００ａと同様に構成されている。すなわち、ギヤ切替機構１００ｂは、２速用ドリブンギヤ２２と４速用ドリブンギヤ２４との間において、出力軸６に相対回転不能に固定されたハブ１０１ｂと、ハブ１０１ｂに出力軸６の軸方向に移動自在に保持されたスリーブ１０２ｂと、２速用ドリブンギヤ２２に固定されたハブ２２ａと、４速用ドリブンギヤ２４に固定されたハブ２４ａと、を備えている。そして、スリーブ１０２ｂが図示のニュートラル位置にある場合には、スリーブ１０２ｂが２速用ドリブンギヤ２２のハブ２２ａおよび４速用ドリブンギヤ２４のハブ２４ａと切り離し状態にあり、２速用ドリブンギヤ２２および４速用ドリブンギヤ２４が、出力軸６に対して相対回転する。

一方、スリーブ１０２ｂが軸方向に沿って２速用ドリブンギヤ２２側に移動されると、スリーブ１０２ｂが２速用ドリブンギヤ２２のハブ２２ａに係合し、出力軸６のハブ１０１ｂと、２速用ドリブンギヤ２２のハブ２２ａとが、スリーブ１０２ｂによって架け渡された状態となる。これにより、出力軸６に対して２速用ドリブンギヤ２２が連結状態となり、２速用ドリブンギヤ２２が出力軸６と一体回転するとともに、出力軸６に対して４速用ドリブンギヤ２４が切り離し状態となり、４速用ドリブンギヤ２４が出力軸６と相対回転する。また、スリーブ１０２ｂが軸方向に沿って４速用ドリブンギヤ２４側に移動されると、スリーブ１０２ｂが４速用ドリブンギヤ２４のハブ２４ａに係合し、出力軸６のハブ１０１ｂと、４速用ドリブンギヤ２４のハブ２４ａとが、スリーブ１０２ｂによって架け渡された状態となる。これにより、出力軸６に対して４速用ドリブンギヤ２４が連結状態となり、４速用ドリブンギヤ２４が出力軸６と一体回転するとともに、出力軸６に対して２速用ドリブンギヤ２２が切り離し状態となり、２速用ドリブンギヤ２２が出力軸６と相対回転する。

なお、スリーブ１０２ａと１速用ドリブンギヤ２１のハブ２１ａとの間、スリーブ１０２ａと３速用ドリブンギヤ２３のハブ２３ａとの間、スリーブ１０２ｂと２速用ドリブンギヤ２２のハブ２２ａとの間、および、スリーブ１０２ｂと４速用ドリブンギヤ２４のハブ２４ａとの間には、それぞれシンクロメッシュ機構（同期機構）が設けられている。

そして、図１に示すように、変速機１は、入力軸３の回転動力の伝達経路を、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５のいずれかに選択的に切り替える軸切替機構５０を備えている。この軸切替機構５０は、動力伝達経路として第１メインシャフト４が選択されると、入力軸３と第１メインシャフト４とを一体回転させ、動力伝達経路として第２メインシャフト５が選択されると、入力軸３と第２メインシャフト５とを一体回転させるものである。以下に、軸切替機構５０の構成について詳細に説明する。

（軸切替機構５０の構成）
図２は、軸切替機構５０を説明する概略断面図である。軸切替機構５０は、第２入力軸３ｂに設けられたドグ部材５１（第２回転体）、第１メインシャフト４に設けられた第１切替装置５０ａ、および、第２メインシャフト５に設けられた第２切替装置５０ｂで構成されている。図１、図２に示すように、第２入力軸３ｂは、第１メインシャフト４よりも軸長が長く形成されており、第２入力軸３ｂのうち、緩衝機構３００が設けられた端部と反対側の端部が、中空の第１メインシャフト４よりも軸方向に突出している。そして、この第２入力軸３ｂにおける第１メインシャフト４よりも突出した部位、すなわち、第１メインシャフト４と第２メインシャフト５との間にドグ部材５１が設けられている。

このドグ部材５１は、第２入力軸３ｂの端部にスプライン係合されており、軸方向の移動が規制されたまま、第２入力軸３ｂと一体回転する。詳しくは後述するが、ドグ部材５１は、第１切替装置５０ａ側に位置する端面に待機ドグ５２ａ（第２ドグ）、第２切替装置５０ｂ側に位置する端面に待機ドグ５２ｂ（第２ドグ）が、それぞれ、複数（本実施形態では３つ）、周方向に等間隔を維持して突設されている。

また、第１切替装置５０ａは、第１メインシャフト４におけるドグ部材５１側の端部に設けられており、第２切替装置５０ｂは、第２メインシャフト５におけるドグ部材５１側の端部に設けられている。これら第１切替装置５０ａおよび第２切替装置５０ｂは、一部の部品の寸法が異なる点を除いて同一の構成である。

また、第１切替装置５０ａおよび第２切替装置５０ｂは、それぞれ、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５の軸方向（以下、単に軸方向と称す）に移動自在なドライブ側スリーブ５３（第１回転体）およびコースト側スリーブ５４（第１回転体）を備えている。

図３は、第２切替装置５０ｂの分解斜視図である。第２切替装置５０ｂは、ドライブ側スリーブ５３とコースト側スリーブ５４の双方を備え、双方のいずれに対しても、後述する連結部は同様に作用するため、ここでは、コースト側スリーブ５４については図示および説明を省略する。

図３に示すように、第２切替装置５０ｂは、第２メインシャフト５に固定され第２メインシャフト５と一体回転する略円筒状のハブ５５を備えている。ハブ５５の外周面には、ハブ５５の径方向内側に窪み、軸方向に延在する溝５５ａが、第２メインシャフト５の周方向（以下、単に周方向と称す）に等間隔に複数形成されている。

ドグ部材５１は、軸方向に貫通し不図示のスプライン溝が形成された貫通孔５１ａを有する。そして、ドグ部材５１は、貫通孔５１ａに第２入力軸３ｂが挿通され、ハブ５５に対して軸方向に対向して配置される。また、ドグ部材５１の外周側には、上述したように、待機ドグ５２ｂが周方向（回転方向）に等間隔に複数配列されている。

ドライブ側スリーブ５３は、環状のリング部５３ａを有し、リング部５３ａの中心にハブ５５が挿通される。また、ドライブ側スリーブ５３は、キー部５３ｂを有する。キー部５３ｂは、リング部５３ａからリング部５３ａの径方向内側に突出するとともに、ドグ部材５１に向かって軸方向に延在する。

キー部５３ｂは、周方向（回転方向）に等間隔に複数（ここでは３つ）配列されており、キー部５３ｂの先端には、待機ドグ５２ｂと噛合可能な飛込ドグ５３ｃ（第１ドグ）が形成されている。そして、キー部５３ｂは、ハブ５５の溝５５ａに嵌合しており、ドライブ側スリーブ５３は、キー部５３ｂがハブ５５の溝５５ａを摺動することで、軸方向に移動する。

そして、ドライブ側スリーブ５３は、キー部５３ｂがハブ５５の溝５５ａに嵌合していることから、ハブ５５に対する相対回転が規制され、第２メインシャフト５およびハブ５５とともに一体回転することとなる。

図１、図２に示すように、ドライブ側スリーブ５３およびコースト側スリーブ５４にはシフトフォーク７が係合している。シフトフォーク７は、図１に示す制御部１０の制御によって駆動するアクチュエータ８からの押圧力を受けて軸方向に可動する。シフトフォーク７とアクチュエータ８の間、すなわち、アクチュエータ８からドライブ側スリーブ５３、コースト側スリーブ５４への押圧力の伝達経路には、コイルばねで構成される付勢部９が配される。付勢部９は、アクチュエータ８からの押圧力およびドライブ側スリーブ５３、コースト側スリーブ５４からの反力を受けて弾性変形する。制御部１０の制御処理および付勢部９の作用については後に詳述する。そして、シフトフォーク７の可動によって、飛込ドグ５３ｃと待機ドグ５２ｂとを噛合させたり、あるいは、その噛合を解除したりする。

図４は、第２切替装置５０ｂの側面図であり、ドライブ側スリーブ５３の飛込ドグ５３ｃと、ドグ部材５１の待機ドグ５２ｂの近傍を抽出して示す。図４（ａ）では、ドライブ側スリーブ５３の飛込ドグ５３ｃと、ドグ部材５１の待機ドグ５２ｂが噛合していない。この状態では、ドライブ側スリーブ５３は、ハブ５５とともに、第２メインシャフト５と一体回転する。一方、ドグ部材５１は、第２メインシャフト５と相対回転自在となっている。

そして、上述したシフトフォーク７が、ドライブ側スリーブ５３をドグ部材５１側に移動させる。すると、図４（ｂ）に示すように、ドライブ側スリーブ５３の飛込ドグ５３ｃが、ドグ部材５１に設けられた複数の待機ドグ５２ｂの周方向の隙間に入る。

このように、図４（ａ）から図４（ｂ）へと、ドグ部材５１およびドライブ側スリーブ５３が互いに近接する近接方向に相対移動すると、待機ドグ５２ｂおよび、ドライブ側スリーブ５３に設けられた飛込ドグ５３ｃが噛合して待機ドグ５２ｂと飛込ドグ５３ｃが一体回転する動力伝達状態となる。

また、図４（ｂ）から図４（ａ）へと、ドグ部材５１およびドライブ側スリーブ５３が互いに離間する離間方向に相対移動すると、ドグ部材５１およびドライブ側スリーブ５３の噛合が解除されて待機ドグ５２ｂと飛込ドグ５３ｃが相対回転する切り離し状態となる。

図５は、加速時における第２メインシャフト５から第１メインシャフト４への動力伝達経路の切り替えを説明する図である。なお、以下において、「加速」とは、エンジンＥの駆動力によって車両が加速する状態をいうものであり、例えば、坂を下るときに、自重によって車両が加速する状態をいうものではない。図５に示すように、軸切替機構５０は、待機ドグ５２ａが設けられたドグ部材５１の一方の側面側に第１切替装置５０ａが配され、待機ドグ５２ｂが設けられたドグ部材５１の他方の側面側に第２切替装置５０ｂが配される。以下では、車両の前進走行時、ドグ部材５１（入力軸３）、第１切替装置５０ａ（第１メインシャフト４）および第２切替装置５０ｂ（第２メインシャフト５）は、いずれも実線矢印で示す方向に回転するものとして説明する。

待機ドグ５２ａは、ドグ部材５１（入力軸３）の回転方向前方側に位置するリーディング面５２ａｆと、回転方向後方側に位置するトレーリング面５２ａｒと、を備えている。待機ドグ５２ａは、ドグ部材５１（入力軸３）の回転方向の幅が、突設方向の基端側（ドグ部材５１側）よりも先端側（第１切替装置５０ａ側）の方が広い、すなわち、先端幅広の形状となっている。同様に、待機ドグ５２ｂは、ドグ部材５１（入力軸３）の回転方向前方側に位置するリーディング面５２ｂｆと、回転方向後方側に位置するトレーリング面５２ｂｒと、を備えている。待機ドグ５２ｂは、ドグ部材５１（入力軸３）の回転方向の幅が、突設方向の基端側（ドグ部材５１側）よりも先端側（第２切替装置５０ｂ側）の方が広い、すなわち、先端幅広の形状となっている。

そして、第１切替装置５０ａのドライブ側スリーブ５３の飛込ドグ５３ｃは、待機ドグ５２ａのリーディング面５２ａｆに係合可能なリーディング爪５３ｆを備えており、また、第１切替装置５０ａのコースト側スリーブ５４の飛込ドグ５４ｃは、待機ドグ５２ａのトレーリング面５２ａｒに係合可能なトレーリング爪５４ｒを備えている。これらリーディング爪５３ｆおよびトレーリング爪５４ｒは、それぞれ待機ドグ５２ａのリーディング面５２ａｆおよびトレーリング面５２ａｒに面接触状態で係合するように、テーパ状に形成されている。

一方、第２切替装置５０ｂのドライブ側スリーブ５３の飛込ドグ５３ｃは、待機ドグ５２ｂのリーディング面５２ｂｆに係合可能なリーディング爪５３ｆを備えており、また、第２切替装置５０ｂのコースト側スリーブ５４の飛込ドグ５４ｃは、待機ドグ５２ｂのトレーリング面５２ｂｒに係合可能なトレーリング爪５４ｒを備えている。これらリーディング爪５３ｆおよびトレーリング爪５４ｒは、それぞれ待機ドグ５２ｂのリーディング面５２ｂｆおよびトレーリング面５２ｂｒに面接触状態で係合するように、テーパ状に形成されている。

そして、図５（ａ）に示すように、制御部１０がアクチュエータ８を制御していない場合、すなわち、第１切替装置５０ａおよび第２切替装置５０ｂがいずれも切り離し状態にあるとき、飛込ドグ５３ｃおよび飛込ドグ５４ｃがいずれもドグ部材５１から離隔した位置に保持される。このとき、飛込ドグ５３ｃおよび飛込ドグ５４ｃは、いずれも待機ドグ５２ａおよび待機ドグ５２ｂと非係合状態となっており、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５が、入力軸３から切り離されて相対回転可能な状態に維持されている。

上記の状態から、例えば、変速段を１速にシフトする場合には、第２切替装置５０ｂを連結状態とし、第２切替装置５０ｂを介して、入力軸３および第２メインシャフト５を一体回転させる。より詳細に説明すると、１速にシフトする場合、制御部１０は、図１において説明したように、予め、ギヤ切替機構１００ａのスリーブ１０２ａを１速用ドリブンギヤ２１側に移動させ、出力軸６と１速用ドリブンギヤ２１とが一体回転する連結状態にする。

この状態で、制御部１０は、アクチュエータ８を制御して、図５（ｂ）に示すように、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃおよび飛込ドグ５４ｃを、ドグ部材５１側に移動させる。このとき、飛込ドグ５３ｃのリーディング爪５３ｆが、待機ドグ５２ｂのリーディング面５２ｂｆに係合し、入力軸３の回転動力が、ドグ部材５１の待機ドグ５２ｂ、飛込ドグ５３ｃを介して第２メインシャフト５に伝達され、入力軸３と第２メインシャフト５とが一体回転する。これにより、エンジンＥの駆動力が、入力軸３、ドグ部材５１、第２切替装置５０ｂ、第２メインシャフト５、１速用ドライブギヤ１１、１速用ドリブンギヤ２１および出力軸６を介して駆動輪に伝達される（図１参照）。

また、車両の加速状態において、１速から２速にアップシフトする際には、制御部１０が、次のようにアクチュエータ８を制御する。すなわち、１速から２速にアップシフトする場合、制御部１０は、予め、ギヤ切替機構１００ｂのスリーブ１０２ｂを２速用ドリブンギヤ２２側に移動させ、出力軸６と２速用ドリブンギヤ２２とが一体回転する連結状態にする（図１参照）。これにより、第１メインシャフト４には、２速用ドリブンギヤ２２および２速用ドライブギヤ１２を介して、出力軸６の回転動力が伝達され、第１メインシャフト４が回転状態となる。

このとき、第１メインシャフト４の回転数は、ドグ部材５１（入力軸３）よりも小さいため、ドグ部材５１と第１切替装置５０ａとの間に差回転が生じている。この状態で、制御部１０は、アクチュエータ８を制御して、図５（ｃ）に示すように、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５４ｃを、ドグ部材５１から離間する方向に移動させるとともに、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５３ｃを、ドグ部材５１側に移動させる。

なお、１速の加速状態では、第２切替装置５０ｂにおける飛込ドグ５３ｃのリーディング爪５３ｆが待機ドグ５２ｂのリーディング面５２ｂｆに係合しているが、飛込ドグ５４ｃと待機ドグ５２ｂのトレーリング面５２ｂｒとは非係合状態に維持されている。したがって、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５４ｃは、ドグ部材５１から離間する方向に移動可能となっている。

そして、図５（ｃ）に示すように、ドグ部材５１と第１切替装置５０ａとの間に差回転が生じた状態で、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５３ｃが、ドグ部材５１側に移動すると、図５（ｄ）に示すように、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５３ｃのリーディング爪５３ｆが、待機ドグ５２ａのリーディング面５２ａｆに係合する。このように、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５３ｃが待機ドグ５２ａに係合すると、第２メインシャフト５と入力軸３とが動力伝達状態を維持したまま、動力伝達経路が、瞬間的に第１メインシャフト４側に切り替わる。換言すれば、１速用ドライブギヤ１１および１速用ドリブンギヤ２１を介した動力伝達状態を維持したまま、動力伝達経路が、瞬間的に２速用ドライブギヤ１２および２速用ドリブンギヤ２２に切り替わるため、トルク切れを生じることなく変速がなされることとなる。

また、このとき、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５３ｃと、ドグ部材５１の待機ドグ５２ａとが係合すると、入力軸３の回転数が低下する。これにより、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃの回転数が、ドグ部材５１の回転数よりも大きくなり、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃとドグ部材５１の待機ドグ５２ｂとの係合が解除される。したがって、制御部１０は、アクチュエータ８を制御して、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５４ｃをドグ部材５１側に移動させるとともに、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃをドグ部材５１から離間する方向に移動させる。また、これと同時に、ギヤ切替機構１００ａを制御して、１速用ドリブンギヤ２１と出力軸６とを切り離し状態にする。これにより、図５（ｅ）に示すように、１速から２速への加速時アップシフトが完了することとなる。

以上のように、本実施形態の変速機１によれば、トルク切れを生じることなく、アップシフトを行うことができる。なお、ここでは、１速から２速への加速時アップシフトについて説明したが、３速から４速への加速時アップシフトも上記と同様である。

図６は、減速時における第１メインシャフト４から第２メインシャフト５への動力伝達経路の切り替えを説明する図である。なお、以下において、「減速」とは、エンジンブレーキによる車両の減速状態をいうものであり、坂を上るときに車両が減速する状態をいうものではない。例えば、上記のようにして、１速から２速にアップシフトされ、第１メインシャフト４と入力軸３とが連結状態にあるとする。そして、車両が２速の減速状態で走行している場合には、図６（ａ）に示すように、第１切替装置５０ａにおける飛込ドグ５４ｃのトレーリング爪５４ｒが、待機ドグ５２ａのトレーリング面５２ａｒに係合されており、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５４ｃおよびドグ部材５１の待機ドグ５２ａを介して、入力軸３と第１メインシャフト４とが一体回転している。

上記の状態において、２速から１速にダウンシフトする際には、制御部１０が、次のようにアクチュエータ８を制御する。すなわち、２速から１速にダウンシフトする場合、制御部１０は、予め、ギヤ切替機構１００ａのスリーブ１０２ａを１速用ドリブンギヤ２１側に移動させ、出力軸６と１速用ドリブンギヤ２１とが一体回転する連結状態にする（図１参照）。これにより、第２メインシャフト５には、１速用ドリブンギヤ２１および１速用ドライブギヤ１１を介して、出力軸６の回転動力が伝達され、第２メインシャフト５が回転状態となる。

このとき、第２メインシャフト５の回転数は、ドグ部材５１（入力軸３）よりも大きいため、ドグ部材５１と第２切替装置５０ｂとの間に差回転が生じている。この状態で、制御部１０は、アクチュエータ８を制御して、図６（ｂ）に示すように、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５３ｃを、ドグ部材５１から離間する方向に移動させるとともに、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５４ｃを、ドグ部材５１側に移動させる。

なお、２速の減速状態では、第１切替装置５０ａにおける飛込ドグ５４ｃのトレーリング爪５４ｒが待機ドグ５２ａのトレーリング面５２ａｒに係合しているが、飛込ドグ５３ｃと待機ドグ５２ａのリーディング面５２ａｆとは非係合状態に維持されている。したがって、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５３ｃは、ドグ部材５１から離間する方向に移動可能となっている。

そして、ドグ部材５１と第２切替装置５０ｂとの間に差回転が生じた状態で、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５４ｃが、ドグ部材５１側に移動すると、図６（ｃ）に示すように、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５４ｃのトレーリング爪５４ｒが、待機ドグ５２ｂのトレーリング面５２ｂｒに係合する。このように、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５４ｃが待機ドグ５２ｂに係合すると、第１メインシャフト４と入力軸３とが動力伝達状態を維持したまま、動力伝達経路が、瞬間的に第２メインシャフト５側に切り替わる。換言すれば、２速用ドライブギヤ１２および２速用ドリブンギヤ２２を介した動力伝達状態を維持したまま、動力伝達経路が、瞬間的に１速用ドライブギヤ１１および１速用ドリブンギヤ２１に切り替わるため、トルク切れを生じることなく変速がなされることとなる。

また、このとき、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５４ｃと、ドグ部材５１の待機ドグ５２ｂとが係合すると、入力軸３の回転数が上昇する。これにより、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５４ｃの回転数が、ドグ部材５１の回転数よりも小さくなり、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５４ｃとドグ部材５１の待機ドグ５２ａとの係合が解除される。したがって、制御部１０は、アクチュエータ８を制御して、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５４ｃをドグ部材５１から離間する方向に移動させるとともに、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃをドグ部材５１側に移動させる。また、これと同時に、ギヤ切替機構１００ｂを制御して、２速用ドリブンギヤ２２と出力軸６とを切り離し状態にする。これにより、図６（ｄ）に示すように、２速から１速への減速時ダウンシフトが完了することとなる。

このように、本実施形態の変速機１によれば、トルク切れを生じることなく、ダウンシフトを行うことができる。なお、ここでは、２速から１速への減速時ダウンシフトについて説明したが、４速から３速への減速時ダウンシフトも上記と同様である。

以上の説明のとおり、変速機１によれば、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５３ｃおよび飛込ドグ５４ｃが待機ドグ５２ａ側に移動され、当該待機ドグ５２ａのリーディング面５２ａｆと飛込ドグ５３ｃとが係合されて、もしくは、当該待機ドグ５２ａのトレーリング面５２ａｒと飛込ドグ５４ｃとが係合されて、入力軸３と第１メインシャフト４とが一体回転する動力伝達状態となる。また、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃおよび飛込ドグ５４ｃが待機ドグ５２ｂ側に移動され、当該待機ドグ５２ｂのリーディング面５２ｂｆと飛込ドグ５３ｃとが係合されて、もしくは、当該待機ドグ５２ｂのトレーリング面５２ｂｒと飛込ドグ５４ｃとが係合されて、入力軸３と第２メインシャフト５とが一体回転する動力伝達状態となる。

ここで、１速から２速への加速時アップシフトにおいては、図５（ｄ）に示したように、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５３ｃがドグ部材５１の待機ドグ５２ａに係合して、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃの回転数が、ドグ部材５１の回転数よりも大きくなる。このとき、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃとドグ部材５１の待機ドグ５２ｂとの係合が解除され、制御部１０は、アクチュエータ８を制御して、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃをドグ部材５１から離間する方向に移動させる。しかし、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃをドグ部材５１の待機ドグ５２ｂから抜き切る前に、飛込ドグ５３ｃと待機ドグ５２ｂが衝突することがある。

また、２速から１速への減速時ダウンシフトにおいては、図６（ｃ）に示したように、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５４ｃがドグ部材５１の待機ドグ５２ｂと係合して、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５４ｃの回転数が、ドグ部材５１の回転数よりも小さくなる。このとき、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５４ｃとドグ部材５１の待機ドグ５２ａとの係合が解除され、制御部１０は、アクチュエータ８を制御して、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５４ｃをドグ部材５１から離間する方向に移動させる。しかし、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５４ｃをドグ部材５１の待機ドグ５２ａから抜き切る前に、飛込ドグ５４ｃと待機ドグ５２ａが衝突することがある。

このように、飛込ドグ５３ｃと待機ドグ５２ｂが衝突したり、飛込ドグ５４ｃと待機ドグ５２ａが衝突したりすると、アクチュエータ８にまで衝撃が伝達し、アクチュエータ８に過大な荷重が作用する。

そこで、本実施形態では、第１切替装置５０ａおよび第２切替装置５０ｂのそれぞれについて、アクチュエータ８からドライブ側スリーブ５３、コースト側スリーブ５４への押圧力の伝達経路に緩衝機構を配している。緩衝機構は、第１切替装置５０ａおよび第２切替装置５０ｂのドライブ側スリーブ５３とコースト側スリーブ５４の双方のいずれに対しても、同様に作用する。そのため、以下では、アクチュエータ８から第２切替装置５０ｂのドライブ側スリーブ５３への押圧力の伝達経路に設けられた緩衝機構について詳述し、他の緩衝機構については図示および説明を省略する。

図７は、緩衝機構５６を説明する図である。図７に示すように、緩衝機構５６は、上述したシフトフォーク７を含んで構成される。シフトフォーク７は、内周側にドライブ側スリーブ５３が摺動する溝７ａが形成された外周部７ｂを有する。

外周部７ｂは、ドライブ側スリーブ５３の周方向に大凡１８０度に亘って延在しており、溝７ａに嵌め込まれたドライブ側スリーブ５３を回転自在に支持する。また、外周部７ｂの周方向の大凡中心部分には、外周部７ｂからドライブ側スリーブ５３の径方向外側に延在する突出部７ｃが形成されている。突出部７ｃには、ドライブ側スリーブ５３の回転軸方向（以下、単に回転軸方向と称す）に貫通する貫通孔７ｄが設けられている。

第１ロッド５７（第１部材）は、シフトフォーク７の貫通孔７ｄに挿通されてシフトフォーク７に固定されており、シフトフォーク７と一体となって回転軸方向に移動する。第１ロッド５７は、第１ロッド５７の軸方向が回転軸方向と平行となる向きに配される。

第２ロッド５８（第２部材）は、第２ロッド５８の軸方向が回転軸方向と平行となる向きに配され、第１ロッド５７に連結部５９を介して連結される。そして、第２ロッド５８は、アクチュエータ８からの動力を受けて、連結部５９を介して第１ロッド５７を回転軸方向に移動させる。その結果、シフトフォーク７は、アクチュエータ８からの押圧力によってドライブ側スリーブ５３を回転軸方向に移動させることとなる。

図８は、図７の連結部５９の抽出図である。図８では、連結部５９のうち、後述する荷重調整機構６０を分解して示す。図８に示すように、連結部５９は、回転軸方向に延在する本体５９ａを有する。本体５９ａの一端側は、第２ロッド５８に向かって屈曲しており、その先端側に環状のリング部５９ｂが設けられている。第２ロッド５８はリング部５９ｂに挿通されてリング部５９ｂに固定されている。

また、連結部５９の本体５９ａの他端側には、挟持部６１が固定されている。挟持部６１は、溝６１ａが形成されたＣ型形状の部材であって、溝６１ａの内側に第１ロッド５７が差し込まれる。挟持部６１のうち、溝６１ａを挟んだ２つの側壁６１ｂ、６１ｃと第１ロッド５７との間には摩擦部材６２が１つずつ配される。第１ロッド５７を挟んで２つの摩擦部材６２が、挟持部６１の溝６１ａに固定され、挟持部６１と回転軸方向に一体に移動する。

第１ロッド５７には、回転軸方向に延在し摩擦部材６２と平行な被接触面５７ａが形成されている。被接触面５７ａは、連結部５９の一部を構成し、第１ロッド５７の外周面に、回転軸方向の位置を重ねて２つ形成される。２つの摩擦部材６２の摩擦面６２ａは、第１ロッド５７に形成された被接触面５７ａにそれぞれ面接触している。このように、挟持部６１は、摩擦部材６２を介して第１ロッド５７を挟持している。

そして、摩擦面６２ａと被接触面５７ａとの静止摩擦力は、第２切替装置５０ｂにおける動力伝達状態と切り離し状態との切り替えにおいて、アクチュエータ８から伝達される荷重よりも高い。また、摩擦面６２ａは、静止摩擦力を越える回転軸方向の荷重を受けると、被接触面５７ａに対して回転軸方向に滑る。

上記のように、ドライブ側スリーブ５３の飛込ドグ５３ｃを待機ドグ５２ｂから抜き切る前に、飛込ドグ５３ｃと待機ドグ５２ｂが衝突する場合がある。そうすると、ドライブ側スリーブ５３に対して、ドライブ側スリーブ５３およびドグ部材５１が回転軸方向に離間する離間方向に作用する衝撃が入力される。

このとき、静止摩擦力を越える回転軸方向の荷重を受け、摩擦面６２ａと被接触面５７ａが滑る。こうして、第１ロッド５７と第２ロッド５８とが回転軸方向に相対移動し、第２ロッド５８からアクチュエータ８への衝撃を吸収することとなる。そのため、アクチュエータ８に要求される耐衝撃性を抑え、アクチュエータ８の大型化を回避することができる。

また、被接触面５７ａの回転軸方向の一端側には、第１ロッド５７の径方向に突出する突起５７ｂが形成され、被接触面５７ａの回転軸方向の他端は、被接触面５７ａよりも第１ロッド５７の径方向外側に向かって延在する段差面５７ｃが形成されている。そのため、摩擦面６２ａが被接触面５７ａに対して回転軸方向に滑っても、突起５７ｂおよび段差面５７ｃによって滑り幅が規制される。

挟持部６１の２つの側壁６１ｂ、６１ｃのうち、溝６１ａの幅方向（図８中、上下方向）に厚い方の側壁６１ｂには、溝６１ａと反対側に位置する端面６１ｄから、溝６１ａまで貫通する貫通孔６１ｅが形成されている。

貫通孔６１ｅの溝６１ａ側の端部は摩擦部材６２が閉塞しており、貫通孔６１ｅに挿入された円板形状の押圧部材６３の一端面が摩擦部材６２に当接する。押圧部材６３の他端面には圧縮ばね６４が当接している。貫通孔６１ｅの内周面には、側壁６１ｂの端面６１ｄ側に不図示のネジ溝が形成されており、貫通孔６１ｅに押圧部材６３および圧縮ばね６４が挿入された状態で、ボルト６５（調整部）を貫通孔６１ｅのネジ溝に螺合させて貫通孔６１ｅの端面６１ｄ側を閉塞する。このとき、圧縮ばね６４は、押圧部材６３とボルト６５に挟まれて圧縮されることから、押圧部材６３を介し、摩擦部材６２の摩擦面６２ａに付勢力を作用させることとなる。

荷重調整機構６０は、挟持部６１の貫通孔６１ｅ、押圧部材６３、圧縮ばね６４、および、ボルト６５を含んで構成される。ボルト６５は、貫通孔６１ｅのネジ溝に螺合させるとき、ボルト６５の貫通孔６１ｅへのねじ込み深さを調整することで、圧縮ばね６４の圧縮量を調整する。すなわち、荷重調整機構６０は、挟持部６１が第１ロッド５７を挟持する荷重を調整する機能を有する。

このように、荷重調整機構６０を設けることで、ボルト６５のねじ込み深さを調整するといった簡易な作業で、摩擦面６２ａと被接触面５７ａとの静止摩擦係数を変更することが可能となり、衝撃吸収性能の調整などが容易となる。

図９、図１０は、制御部１０によるアクチュエータ８の制御処理について説明するための図であり、アクチュエータ８から第２切替装置５０ｂのドライブ側スリーブ５３への押圧力の伝達経路に設けられた緩衝機構５６の連結部５９を示す。

図９、図１０中、右方向は、図７、図８に示すように、ドライブ側スリーブ５３の飛込ドグ５３ｃをドグ部材５１の待機ドグ５２ｂから離間させる離間方向であって、図９、図１０中、左方向は、ドライブ側スリーブ５３の飛込ドグ５３ｃをドグ部材５１の待機ドグ５２ｂに近接させる近接方向である。

また、図９では、図５（ｂ）から図５（ｅ）に示すように、１速から２速への加速時アップシフトにおける連結部５９の動きを説明する。すなわち、図５（ｂ）に示すように、第２切替装置５０ｂが動力伝達状態にあるとき、第２切替装置５０ｂを切り離し状態とし、第１切替装置５０ａを動力伝達状態とする制御指示がある場合を例に挙げる。

図５（ｃ）に示すように、制御部１０は、アクチュエータ８を制御して、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５４ｃを、ドグ部材５１から離間する方向に移動させるとともに、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５３ｃを、ドグ部材５１側に移動させる。その後、図５（ｄ）に示すように、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５３ｃのリーディング爪５３ｆが、待機ドグ５２ａのリーディング面５２ａｆに係合し、入力軸３の回転数が低下する。そして、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃとドグ部材５１の待機ドグ５２ｂとの係合が解除される。

制御部１０は、アクチュエータ８を制御して、第１切替装置５０ａの飛込ドグ５４ｃをドグ部材５１側に移動させるとともに、第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃをドグ部材５１から離間する方向に移動させる。

このとき、図９（ａ）に白抜き矢印で示すように、制御部１０は、アクチュエータ８に、摩擦面６２ａの静止摩擦力以下の荷重でドライブ側スリーブ５３を押圧させる。そのため、摩擦面６２ａには静止摩擦力以下の荷重しか作用せず、摩擦面６２ａと被接触面５７ａは滑らない。

そして、図５（ｄ）に示す第２切替装置５０ｂの飛込ドグ５３ｃをドグ部材５１の待機ドグ５２ｂから抜き切る前に、飛込ドグ５３ｃと待機ドグ５２ｂが衝突したとする。飛込ドグ５３ｃと待機ドグ５２ｂが衝突すると、図９（ｂ）に示すように、第１ロッド５７は、飛込ドグ５３ｃから伝播した衝撃によって、図９中、右方向に押圧される。

この衝撃による荷重は、摩擦面６２ａの静止摩擦力を超えていることから、摩擦面６２ａと被接触面５７ａが滑る。こうして、第１ロッド５７と第２ロッド５８とが回転軸方向に相対移動し、第２ロッド５８からアクチュエータ８への衝撃を吸収する。衝撃を吸収した直後は、図９（ｃ）に示すように、第１ロッド５７が、挟持部６１に対して初期位置よりも、図９中、右側（離間方向）にずれることとなる。

図１０（ａ）に示すように、第１ロッド５７の図１０中、右側（離間方向）には、第１ロッド５７の離間方向への移動を規制する突き止め部材６６が設けられている。アクチュエータ８は、連結部５９が衝撃を吸収して、摩擦面６２ａと被接触面５７ａとの相対的な位置が初期位置からずれると、第１ロッド５７に対して、摩擦面６２ａの静止摩擦力を上回る荷重となる押圧力を離間方向に作用させる。

そして、第１ロッド５７が突き止め部材６６に当接して移動が規制されると、摩擦面６２ａに被接触面５７ａとの静止摩擦力を上回る荷重が作用する。その結果、図１０（ｂ）に示すように、摩擦面６２ａが被接触面５７ａに対して、離間方向に相対移動し、摩擦面６２ａと被接触面５７ａとの相対的な位置が初期位置に戻ることとなる。

上述したように、緩衝機構５６は、第１ロッド５７と第２ロッド５８とが回転軸方向に相対移動し、第２ロッド５８からアクチュエータ８への衝撃を吸収するため、アクチュエータ８に要求される耐衝撃性を抑え、アクチュエータ８の大型化を回避することができる。

上述した実施形態では、第１部材が第１ロッド５７、第２部材が第２ロッド５８である場合について説明したが、第１部材および第２部材はロッド以外の部材であってもよい。

また、上述した実施形態では、連結部５９を構成する被接触面５７ａが第１ロッド５７に形成され、アクチュエータ８の押圧力の伝達経路において、摩擦面６２ａが被接触面５７ａよりも、第２ロッド５８側に設けられる場合について説明した。しかし、被接触面５７ａおよび摩擦面６２ａは、第１ロッド５７、第２ロッド５８のいずれに設けられてもよいし、第１ロッド５７、第２ロッド５８以外の部材に設けられてもよい。少なくとも、被接触面５７ａが、アクチュエータ８の押圧力の伝達経路において、連結部５９のうちの第１ロッド５７側および第２ロッド５８側のいずれか一方に設けられ、摩擦面６２ａが、アクチュエータ８の押圧力の伝達経路において、連結部５９のうちの第１ロッド５７側および第２ロッド５８側のいずれか他方に設けられて、被接触面５７ａと摩擦面６２ａが面接触すればよい。

また、上述した実施形態では、緩衝機構５６が２つの摩擦面６２ａを有する挟持部６１を備える場合について説明したが、挟持部６１は必須の構成ではない。また、摩擦面６２ａは１つであってもよいし３つ以上あってもよい。

また、上述した実施形態では、緩衝機構５６が荷重調整機構６０を備える場合について説明したが、荷重調整機構６０は必須の構成ではない。また、荷重調整機構６０は、圧縮ばね６４の圧縮量によって、摩擦面６２ａへの押圧力を調整する構成に限らない。

また、上述した実施形態では、突き止め部材６６に第１ロッド５７を当接させて、摩擦面６２ａと被接触面５７ａとの相対的な位置を初期位置に戻す場合について説明したが、突き止め部材６６を設けずともよい。この場合、例えば、２つの第１ロッド５７を設け、一方の第１ロッド５７に対し、第１切替装置５０ａのドライブ側スリーブ５３と第２切替装置５０ｂのコースト側スリーブ５４を固定し、他方の第１ロッド５７に対し、第１切替装置５０ａのコースト側スリーブ５４と第２切替装置５０ｂのドライブ側スリーブ５３を固定する。そして、第１切替装置５０ａのドライブ側スリーブ５３と第２切替装置５０ｂのコースト側スリーブ５４とで１つの緩衝機構５６を共用し、第１切替装置５０ａのコースト側スリーブ５４と第２切替装置５０ｂのドライブ側スリーブ５３とで１つの緩衝機構５６を共用する。例えば、第２切替装置５０ｂのドライブ側スリーブ５３から伝わる衝撃を吸収して、摩擦面６２ａと被接触面５７ａとの相対的な位置が初期位置からずれた場合、アクチュエータ８は、第１切替装置５０ａのコースト側スリーブ５４をドグ部材５１に回転軸方向に当接させる。そうすると、第１ロッド５７は、突き止め部材６６に当接したときと同様、それ以上の移動が規制され、コースト側スリーブ５４をドグ部材５１に近接する向きに静止摩擦力を上回る荷重となる押圧力を作用させることで、摩擦面６２ａと被接触面５７ａとの相対的な位置を初期位置に戻すことが可能となる。

以上、添付図面を参照しつつ本発明の好適な実施形態について説明したが、本発明は上述した実施形態に限定されないことは勿論であり、特許請求の範囲に記載された範疇における各種の変更例又は修正例についても、本発明の技術的範囲に属することは言うまでもない。

本発明は、主に車両の変速機に用いられる動力伝達装置に利用できる。

７ シフトフォーク
８ アクチュエータ
５１ ドグ部材（第２回転体）
５２ａ、５２ｂ 待機ドグ（第２ドグ）
５３ ドライブ側スリーブ（第１回転体）
５３ｃ 飛込ドグ（第１ドグ）
５４ コースト側スリーブ（第１回転体）
５４ｃ 飛込ドグ（第１ドグ）
５７ 第１ロッド（第１部材）
５７ａ 被接触面
５８ 第２ロッド（第２部材）
５９ 連結部
６０ 荷重調整機構
６１ 挟持部
６２ａ 摩擦面
６４ 圧縮ばね
６５ ボルト（調整部）

Claims (5)

1. 複数の第１ドグが回転方向に配列された第１回転体と、
   前記第１回転体と同軸上に設けられ、前記第１ドグに噛合可能な複数の第２ドグが回転方向に配列された第２回転体と、
   を備え、
   前記第１回転体および前記第２回転体が回転軸方向に近接する近接方向に相対移動すると、前記第１ドグおよび前記第２ドグが噛合して該第１回転体と該第２回転体とが一体回転する動力伝達状態となり、該第１回転体および該第２回転体が回転軸方向に離隔する離隔方向に相対移動すると、該第１ドグおよび該第２ドグの噛合が解除されて該第１回転体と該第２回転体とが相対回転する切り離し状態となる動力伝達装置であって、
   前記第１回転体を回転自在に支持するとともに、該第１回転体を前記回転軸方向に移動させるシフトフォークと、
   前記シフトフォークと一体となって前記回転軸方向に移動する第１部材と、
   前記第１部材に連結部を介して連結され、アクチュエータからの動力を受けて、該連結部を介して該第１部材を前記回転軸方向に移動させる第２部材と、
   を備え、
   前記連結部は、
   前記第１部材側および前記第２部材側のいずれか一方に設けられた被接触面と、
   前記第１部材側および前記第２部材側のいずれか他方に設けられ、前記被接触面に面接触する摩擦面と、を有し、
   前記動力伝達状態と前記切り離し状態との切り替えにおいて、前記アクチュエータから伝達される荷重よりも、前記摩擦面と前記被接触面との静止摩擦力は高く、該静止摩擦力を越える前記回転軸方向の荷重を受けると、該被接触面に対して該摩擦面が該回転軸方向に滑る関係性を有し、
   前記摩擦面と前記被接触面が滑ると、前記第１部材と前記第２部材とが該回転軸方向に相対移動し、該第２部材から該アクチュエータへの衝撃を吸収することを特徴とする動力伝達装置。
2. 前記連結部は、
   前記摩擦面が２つ形成され、２つの該摩擦面で、前記第１部材、または、前記第２部材を挟持する挟持部を有し、
   前記被接触面は、前記挟持部に挟持される前記第１部材、または、前記第２部材の外周面に、前記回転軸方向の位置を重ねて２つ形成されることを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。
3. 前記連結部は、
   前記挟持部が挟持する荷重を調整する荷重調整機構を有することを特徴とする請求項２に記載の動力伝達装置。
4. 前記荷重調整機構は、
   前記摩擦面に付勢力を作用させる圧縮ばねと、
   前記圧縮ばねを押圧し、該圧縮ばねの圧縮量を調整する調整部と、
   を備えることを特徴とする請求項３に記載の動力伝達装置。
5. 前記アクチュエータは、前記連結部が前記第２部材から該アクチュエータへの衝撃を吸収して、前記摩擦面と前記被接触面との相対的な位置が初期位置からずれると、該摩擦面と該被接触面との静止摩擦力を上回る荷重を前記連結部に作用させて、該摩擦面と該被接触面との相対的な位置を該初期位置に戻すことを特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載の動力伝達装置。

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