动力传递装置的制作方法

本发明涉及动力传递装置。

背景技术：

已知有交替排列有多个离合器片的多板式摩擦联接元件(多板式的摩擦联接元件)。

本发明人等发现在多板式摩擦联接元件中具有如下的倾向，即，在离开离合器活塞的方向上，面压分布的不均变大。

面压分布的不均变大的原因是由于保持板倾斜。

因此，本发明人等发现，通过在保持板的离合器活塞侧的表面侧设置突出的曲面状的突起、例如圆状截面的突起，即使保持板倾斜，也能够使面压分布均匀。

此外，虽然并非着眼于保持板的倾斜所引起的面压分布的不均，但在保持板上设置突起的结构已被专利文献1公开。

专利文献1：(日本)特开2008－215498号公报

但是，当抑制摩擦联接元件的轴向长的扩大，且要在保持板上设置突起时，保持板的板厚变薄。或者，当在保持板设置突起时，在摩擦联接元件联接时，在保持板上产生以齿根部为支点的倾倒，应力集中在齿根部。

因此，如果对保持板的形状等不做任何探讨研究，则保持板的强度降低。

技术实现要素：

本发明的动力传递装置具有：

第一摩擦联接元件，其沿轴向依次排列有第一活塞、第一外周侧板、第一内周侧板、第一保持板；

第二摩擦联接元件，其沿轴向依次排列有第二活塞、第二外周侧板、第二内周侧板、第二保持板，

所述第一保持板的所述第一活塞侧的表面平坦，

所述第二保持板在所述第二活塞侧的表面具有向所述第二活塞侧突出的圆状截面的突起，

所述第二保持板的齿根部的曲率半径比所述第一保持板的齿根部的曲率半径大。

根据本发明，通过设置突起，即使保持板倾斜，也能够使面压均匀。通过使应力容易集中的第二保持板的齿根部的曲率半径比第一外周侧板的齿根部的曲率半径增大，即使减薄第二保持板的板厚，也能够确保强度。

由此，能够抑制第二摩擦联接元件的轴长方向的扩大和保持板的强度的降低。

附图说明

图1是自动变速器的变速机构部的概略图；

图2是说明自动变速器的联接表的图；

图3是说明多板式的摩擦联接元件的基本结构的图；

图4(a)～(d)是说明保持板的图；

图5(a)～(d)是说明保持板的作用的图；

图6(a)～(c)是说明保持板的变形例的图。

标记说明

1：自动变速器

10：变速箱

2：控制装置

3：变速机构部

30a：输入轴

30b：输出轴

30c：中间轴

30d：中间轴

31：第一行星齿轮机构

32：第二行星齿轮机构

33：第三行星齿轮机构

34：第四行星齿轮机构

4：保持板

5、5a、5b、5c：保持板

50：基部

50a：表面

501：内周

502：外周

510：外周

511：齿根部

51：花键齿部

53：凹部

53a：顶点

54：凸部

541：外周

55：突起

56：凹部

6：内周侧板

61：离合器轮毂

7：外周侧板

8：活塞

81：推压部

81a：前端

9：卡环

sa：间隙

x：旋转轴

r、r1曲率半径

具体实施方式

以下，以本发明的动力传递装置为车辆用的自动变速器的变速机构部的情况为例进行说明。

图1是自动变速器1的变速机构部3的周边概略图。

图2是说明自动变速器1的联接表的图。

本实施方式的车辆用的自动变速器1搭载于具备驱动源的车辆上。作为驱动源，具有发动机及/或电动机等。

如图1所示，在自动变速器1的变速机构部3，在输入轴30a与输出轴30b之间配置有4个行星齿轮机构(行星齿轮机构)。

在本实施方式中，4个行星齿轮机构是第一行星齿轮机构31、第二行星齿轮机构32、第三行星齿轮机构33、第四行星齿轮机构34。

4个行星齿轮机构31、32、33、34在共用的旋转轴上串联配置。以下，将变速机构部3的共用的旋转轴标记为旋转轴x。

第一行星齿轮机构31具有太阳齿轮31s、行星架31c、齿圈31r。

第一行星齿轮机构31的太阳齿轮31s与输入轴30a连结。

输入轴30a被输入驱动源(未图示)的旋转驱动力而绕旋转轴x进行旋转。当向输入轴30a输入驱动源(未图示)的旋转驱动力时，太阳齿轮31s与输入轴30a一体旋转。

第一行星齿轮机构31的行星架31c经由离合器k81与输入轴30a连结。

当离合器k81成为联接状态时，行星架31c可与输入轴30a一体旋转。当离合器k81成为释放状态时，行星架31c可与输入轴30a相对旋转。

行星架31c经由制动器b08与变速箱10连结。

当制动器b08成为联接状态时，行星架31c的旋转被限制。当制动器b08成为释放状态时，允许行星架31c旋转。

行星架31c经由离合器k38与第二行星齿轮机构32的齿圈32r连结。

当离合器k38成为联接状态时，行星架31c可与齿圈32r一体旋转。当离合器k38成为释放状态时，行星架31c可与齿圈32r相对旋转。

第一行星齿轮机构31的齿圈31r经由中间轴30c与第二行星齿轮机构32的行星架32c连结。第一行星齿轮机构31的齿圈31r和第二行星齿轮机构32的行星架32c可一体旋转地连结。

第二行星齿轮机构32除了上述的行星架32c和齿圈32r以外，还具有太阳齿轮32s。

第二行星齿轮机构32的太阳齿轮32s经由制动器b05与变速箱10连结。

当制动器b05成为联接状态时，太阳齿轮32s的旋转被限制。当制动器b08成为释放状态时，允许太阳齿轮32s旋转。

第二行星齿轮机构32的齿圈32r经由中间轴30d与第三行星齿轮机构33的太阳齿轮33s和第四行星齿轮机构34的太阳齿轮34s连结。

第二行星齿轮机构32的齿圈32r与第三行星齿轮机构33的太阳齿轮33s及第四行星齿轮机构34的太阳齿轮34s可一体旋转地连结。

第三行星齿轮机构33具有太阳齿轮33s、行星架33c、齿圈33r。

第三行星齿轮机构33的太阳齿轮33s经由离合器k38与第一行星齿轮机构31的行星架31c连结。

当离合器k38成为联接状态时，太阳齿轮33s可与行星架31c一体旋转。当离合器k38成为释放状态时，太阳齿轮33s可与行星架31c相对旋转。

第三行星齿轮机构33的齿圈33r经由制动器b06与变速箱10连结。

当制动器06成为联接状态时，齿圈33r的旋转被限制。当制动器06成为释放状态时，允许齿圈33r旋转。

第三行星齿轮机构33的行星架33c与输出轴30b连结。向输出轴30b输入的旋转驱动力经由差速装置(未图示)向驱动轮(未图示)传递。

另外，第三行星齿轮机构33的行星架33c经由离合器k27与第四行星齿轮机构34的齿圈34r连结。

当离合器k27成为联接状态时，行星架33c可与齿圈34r一体旋转。当离合器k27成为释放状态时，行星架33c可与齿圈34r相对旋转。

第四行星齿轮机构34具有齿圈34r、太阳齿轮34s、行星架34c。

如上述，第四行星齿轮机构34的太阳齿轮34s经由中间轴30d与第二行星齿轮机构32的齿圈32r可一体旋转地连结。

另外，太阳齿轮34s经由上述的离合器k38与第一行星齿轮机构31的行星架31c连结。

当离合器k38成为联接状态时，太阳齿轮34s可与行星架31c一体旋转。当离合器k38成为释放状态时，太阳齿轮34s可与行星架31c相对旋转。

第四行星齿轮机构34的行星架34c与输入轴30a连结。

当向输入轴30a输入驱动源(未图示)的旋转驱动力时，行星架34c与输入轴30a一体旋转。

在本实施方式中，自动变速器1具备的多个摩擦联接元件(离合器k27、k38、k81、制动器b05、b06、b08)为多板式的摩擦联接元件。

在自动变速器1的变速机构部3中，通过变更多个摩擦联接元件(离合器k27、k38、k81、制动器b05、b06、b08)的联接/释放的组合，切换向输入轴30a输入的旋转驱动力的传递路径。

被输入输入轴30a的旋转驱动力以根据该旋转驱动力的传递路径决定的变速比进行变速之后，从输出轴30b输出。

自动变速器1具有进行各摩擦联接元件(离合器k27、k38、k81、制动器b05、b06、b08)的联接/释放的切换的控制装置2。

控制装置2基于该控制装置2的存储部(未图示)具备的联接表，变更各摩擦联接元件(离合器k27、k38、k81、制动器b05、b06、b08)的联接、释放的组合。由此，在自动变速器1中实现所希望的变速级。

在本实施方式中，自动变速器1具有前进9级(第一速～第九速)、后退1级(r)的变速级。

图2是说明自动变速器1的联接表的图。在该联接表中规定了实现目标变速级的摩擦联接元件的联接/释放的组合。

在图2中，联接表中的○记号表示将摩擦卡合元件设为联接状态。联接表中的空栏表示将摩擦联接元件设为释放状态。联接表中的变速级的列中，数字“1”是指“前进行驶的第一速”，数字“9”是指“前进行驶的第九速”，记号“r”是指“后退行驶”。

在自动变速器中，在变速级为“前进行驶的第一速”的情况下，被输入输入轴30a的旋转驱动力以“第一速”的变速比进行了变速之后，从输出轴30b输出。在变速级为“后退行驶”的情况下，被输入于输入轴30a的旋转驱动力在反转之后从输出轴30b输出。

在自动变速器1中实现“前进行驶的第一速”时，控制装置2将制动器b05、离合器k38、制动器b06设为联接状态。剩余的离合器k81、制动器06、离合器k27设为释放状态。

由此，被输入输入轴30a的旋转驱动力以“第一速”的变速比进行了变速后，从输出轴30b输出。

此外，搭载有自动变速器1的车辆在利用湿式启动离合器(wsc)起步时，控制装置2仅将实现前进行驶的第一速的制动器b05、离合器k38、制动器b06中的离合器k38保持成一定期间的间滑移状态后，设为联接状态。

在实现“前进行驶的第五速”时，控制装置2将离合器k81、制动器b05、离合器k27设为联接状态。剩余的制动器b08、离合器k38、制动器b06设为释放状态。

由此，输入于输入轴30a的旋转驱动力以“第五速”的变速比进行了变速后，从输出轴30b输出。

在自动变速器1中实现“后退行驶”时，控制装置2将制动器b05、制动器b08、制动器b06设为联接状态。剩余的离合器k81、离合器k38、离合器k27设为释放状态。

由此，输入于输入轴30a的旋转驱动力在反转后从输出轴30b输出。

此外，搭载有自动变速器1的车辆利用湿式启动离合器(wsc)开始后退时，控制装置2仅将实现后退行驶的制动器b05、制动器b08、制动器b06中的制动器b08保持成一定期间的间滑移状态后，设为联接状态。

图3是说明多板式摩擦联接元件的基本结构的图。在图3中，以自动变速器1具备的多个摩擦联接元件为代表，示例了制动器b08。

作为多板式摩擦联接元件的制动器b08具有内周侧板6、外周侧板7、活塞8。

外周侧板7与变速箱10的内周进行花键嵌合。

内周侧板6与离合器轮毂61的外周进行花键嵌合。离合器轮毂61与第一行星齿轮机构31的行星架31c可一体旋转地连结。

在制动器b08中，在旋转轴x方向上隔开间隔配置的保持板4、5之间，交替配置有内周侧板6和外周侧板7。

在旋转轴x方向上，在这些内周侧板6及外周侧板7的一侧设有活塞8。

活塞8在与保持板4的对置部具有沿旋转轴x方向延伸的推压部81。推压部81的前端81a在旋转轴x方向上与保持板4的内径侧对置。

当向在与变速箱10之间形成的油室供给工作油压时，活塞8在旋转轴x方向(图3中的右方向)上进行位移，使推压部81的前端81a压接在保持板4上。

在制动器b08中，将内周侧板6和外周侧板7夹持于中间且在活塞8的相反侧(图中为右侧)具有保持板5。保持板5利用卡环9定位，规定了向离开活塞8的方向的移动范围。

因此，当活塞8在旋转轴x方向上向接近保持板5的方向位移时，内周侧板6和外周侧板7在被活塞8推的保持板4与保持板5之间，以与工作油压相应的压力相互压接。

由此，通过活塞8的推压力限制内周侧板6和外周侧板7的绕旋转轴x的相对旋转。

在将制动器b08设为联接状态时，最终限制内周侧板6和外周侧板7的绕旋转轴x的相对旋转。

在多板式的摩擦联接元件中，当利用活塞推压内周侧板和外周侧板且不能相对旋转地联接时，摩擦联接元件成为联接状态。

当使活塞从内周侧板及外周侧板分开，且使内周侧板和外周侧板可相对旋转时，摩擦联接元件成为释放状态。

在摩擦联接元件为制动器b05、b06、b08的情况下，外周侧板与变速箱10(外周侧的固定元件)的内周进行花键嵌合。内周侧板与位于内径侧的内径侧旋转体(内周侧的旋转元件)的外周进行花键嵌合。

因此，制动器b05、b06、b08成为联接状态时，限制内周侧旋转体的旋转。

此外，外周侧板也可以与外周侧的旋转元件进行花键嵌合，并且内周侧板与内周侧的固定元件进行花键嵌合。

即，本说明书中的术语“内周侧板”是与内周侧的旋转元件或内周侧的固定元件进行卡合的板。

在摩擦联接元件为离合器k27、k38、k81的情况下，外周侧板与外径侧旋转体(外周侧的旋转元件)的内周进行花键嵌合。内周侧板与内径侧旋转体(内周侧的旋转元件)的外周进行花键嵌合。

当离合器k27、k38、k81成为联接状态时，外径侧旋转体和内径侧旋转体可一体旋转。

当离合器k27、k38、k81成为释放状态时，外径侧旋转体和内径侧旋转体可相对旋转。

本说明书中的术语“外周侧板”是与外周侧的旋转元件或外周侧的固定元件进行卡合的板。

即，在摩擦联接元件中，内周侧板和外周侧板的至少一方与旋转元件进行卡合。

在本说明书中，将内周侧板和外周侧板的一方与固定元件卡合的摩擦联接元件称为“制动器”。另外，将内周侧板和外周侧板双方与旋转元件卡合的摩擦联接元件称为“离合器”。

在本实施方式中，制动器b08和离合器k38具备的保持板4、5中、由卡环9定位的保持板5的形状与另一制动器b05、b06及另一离合器k81、k27的保持板5a不同。

在此，制动器b08是利用湿式启动离合器(wsc)进行后退时，暂时性地设为滑移状态的摩擦联接元件。

离合器k38是利用湿式启动离合器(wsc)起步时，暂时性地设为滑移状态的摩擦联接元件。

图4是说明保持板5、5a的图。

图4(a)是从旋转轴x方向观察保持板5所看到的平面图，是仅表示保持板的一部分区域的图。图4(b)是(a)中的a－a截面图。

图4(c)是从旋转轴x方向观察保持板5a所看到的平面图，是仅表示保持板的一部分区域的图。图4(d)是图4(c)中的b－b剖面图。

此外，在图4(b)中，用假想线表示与保持板5相邻配置的外周侧板7和卡环9。在图4(d)中，用假想线表示与保持板5a相邻配置的外周侧板7和卡环9。

保持板5具有环状的基部50、设于基部50的外周的花键齿部51。

花键齿部51从基部50的外周向旋转轴x的径向外侧突出。花键齿部51随着离开基部50，周向的宽度wa变窄。

在保持板5中，从基部50的内周501到花键齿部51的外周510的径向的厚度w1成为与外周侧板7的径向的厚度大致相同的厚度w1(参照图4(b))。

在花键齿部51的齿根部511设有向内周侧凹陷的凹部53。凹部53通过将齿根部511(基部50与花键齿部51的交叉部)的曲率半径设为比保持板5a的齿根部511(参照图4(c))或外周侧板7中的齿根部的曲率半径r1大的曲率半径r而形成(r＞r1)。

如图4(a)所示，凹部53在绕旋转轴x的周向上设置在花键齿部51的两侧。

从旋转轴x方向观察，凹部53形成沿着假想圆im1的弧状。形成该弧状的凹部53将顶点53a朝向基部50的内周501侧进行设置。

在基部50，设有凹部53的区域的径向的厚度w2比未设有凹部53的区域即凸部54的径向的厚度w3薄(参照图4(a))。

在基部50，在绕旋转轴x的周向上相邻的凹部53、53之间的区域成为向外径侧突出的凸部54。该凸部54的外周541形成沿着以旋转轴x为中心的假想圆im2的弧状。

从基部50的内周501到凸部54的外周541的径向的厚度w3与保持板5a的基部50具有的径向的厚度w3(参照图5(c))相同。

在此，图5(c)所示的保持板5a是在花键齿部51的两侧(齿根部511、511)未设有凹部53的保持板。

另外，在外周具有花键齿部的外周侧板7(参照图3)，在花键齿部的两侧(齿根部)也未设置凹部。该外周侧板的齿根部的曲率半径与保持板5a的花键齿部51的齿根部511的曲率半径r1相同。

在保持板5中，基部50的花键齿部51、51之间的区域的仅设有凹部53的部分比未设有凹部53时的基部50的径向的厚度w3薄。

如图4(a)所示，在基部50中，在成为径向的大致中间位置设有向纸面跟前侧突出的突起55。从旋转轴x方向观察，突起55沿着以旋转轴x为中心的假想圆im3设置。该假想圆im3是在成为基部50的径向的厚度w3的大致中间的位置通过的假想圆。

从旋转轴x方向观察，突起55形成环状。以截面观察，突起55具有将顶点朝向旋转轴x方向的半球形状(参照图4(b))。此外，突起55也可以以将顶点朝向旋转轴x方向的尖形状形成。

如图3所示，保持板5以使突起55与外周侧板7对置的方向，与变速箱10的内周进行花键嵌合。

在保持板5的外周侧板7的相反侧设有卡环9。卡环9在变速箱10的内周进行定位。

被活塞8的推压力推的保持板5从旋转轴x方向与卡环9抵接时，向离开保持板5的活塞8的方向的移动被卡环9限制。

卡环9是在周向的一个部位具有合口的环状部件。卡环9以比保持板5的径向的厚度w1(总长)短的径向的长度wb形成。因此，卡环9可仅与保持板5的外径侧接触。

此外，保持板5的基本形状与保持板5a的基本形状相同。

在此，说明保持板5和保持板5a的形状的不同和材质的不同，省略相同部分的说明。

保持板5和保持板5a具有以下那样的形状的不同。

(i)在保持板5中，花键齿部51的齿根部511的曲率半径r设定成比保持板5a的齿根部511的曲率半径r1大的曲率半径，在花键齿部51两侧的齿根部511形成有凹部53(参照图4)。

(ii)保持板5的基部50在与外周侧板7的对置面(表面50a)为平坦面这一方面，与保持板5a相同(参照图4)。但是，保持板5的基部50在以下方面与保持板5a不同，即，在与外周侧板7的对置面(表面50a)上设有向外周侧板7侧突出的突起55。

保持板5和保持板5a具有以下那样的材质的不同。

(iii)保持板5由拉伸强度比保持板5a高的高张力钢形成。

此外，通过以碳为主调整硅、锰、钛等元素的分配能够提高强度是通常广泛已知的方法。

以下，以制动器b08的情况为例说明采用了保持板5的摩擦联接元件的作用。

图5是说明实施方式的保持板5的作用的图。

图5(a)是表示采用了保持板5的摩擦联接元件成为联接状态之前的状态的图。图5(b)是表示采用了保持板5的摩擦联接元件成为联接状态的状态的图。

图5(c)是表示采用了保持板5a的摩擦联接元件成为联接状态之前的状态的图。图5(d)是表示采用了保持板5a的摩擦联接元件成为联接状态的状态的图。

如图5(a)所示，活塞8向旋转轴x方向(图中，右方向)位移时，通过活塞8的推压力将外周侧板7向保持板5推靠。

在此，在保持板5，在与外周侧板7的对置面设有突起55。该突起55从旋转轴x方向与外周侧板7的径向的宽度的大致中央部抵接。

活塞8的推压力从活塞8与外周侧板7的接触点(力点p1)向外周侧板7和内周侧板6输入。

输入外周侧板7和内周侧板6的推压力被从外周侧板7与保持板5的突起55的接触点(力点p2)向保持板5输入。

在此，在保持板5，卡环9的支点p3比力点p2更靠外径侧。

因此，被活塞8的推压力推靠的外周侧板7成为如下的状态，即，内径侧比支点p3更向离开活塞8的方向位移，相对于旋转轴x倾斜(参照图5(b))。

此时，保持板5仅使突起55与外周侧板7点接触，保持板5能够以突起55为支点，相对于外周侧板7相对性地倾斜。

在保持板5与外周侧板7之间确保相当于突起55的突出高度的间隙sa(参照图5(a))。

而且，保持板5相对于旋转轴x倾斜该间隙sa的量时，难以与外周侧板7干扰。

因此，只要即使通过活塞8的推压力使保持板5相对于旋转轴x倾斜，与保持板5相接的外周侧板7也不追随保持板5相对于旋转轴x倾斜即可。

由此，外周侧板7以使与内周侧板6的对置面7a遍及大致整个面与内周侧板6压接的姿势进行保持(参照图5(b))。

在该状态下，与保持板5相邻的外周侧板7成为遍及绕旋转轴x的周向的整周以大致均等的推压力压接于内周侧板6的状态。

而且，比该内周侧板6更靠活塞8侧的另一内周侧板6和外周侧板7均成为遍及绕旋转轴x的周向的整周以大致均等的推压力相互压接的状态。

另外，如图4(b)所示，保持板5利用卡环9支承成为花键齿部51与基部50的边界的齿根部511周围。

因此，当保持板5相对于旋转轴x倾斜时，对花键齿部51的齿根部周围作用活塞8的推压力引起的弯曲应力。

在本实施方式中，在保持板5上设有突起55。该保持板5在作用活塞8的推压力时，以突起55为支点相对于外周侧板7相对倾斜，由此，外周侧板7不会追随保持板5倾斜(参照图5(b))。

与之相对，在未设有突起55的保持板5a的情况下，在作用了活塞8的推压力时，保持板5a和外周侧板7一体地倾斜(参照图5(d))。

因此，在作用了活塞8的推压力时作用于保持板5的齿根部511的弯曲应力比保持板5a变大。

在本实施方式中，在花键齿部51的齿根部511设有形成弧状的凹部53(参照图4)。该凹部为了避开作用于齿根部511周围的弯曲应力，提高相对于齿根部511周围的弯曲的刚性而设置。

凹部53的曲率半径r根据考虑了构成保持板5的材料具有的强度及作用于齿根部511的弯曲应力的程度等的解析实验的结果决定。

然后，决定在包含突起55的部分的保持板5的齿根部511不会产生断裂等的曲率半径r。

另外，将保持板5的旋转轴x方向的厚度wx抑制在不具有突起55的保持板5a的旋转轴x方向的厚度wx以下(参照图4(b)、(d))。由此，采用了保持板5的摩擦联接元件的旋转轴x方向的长度不比未采用保持板5的摩擦联接元件的旋转轴x方向的长度长。

另外，该保持板5中的基部50的旋转轴方向的厚度比摩擦联接元件具备的另一个保持板4的旋转轴方向的厚度薄。

在此，在未设置形成弧状的凹部53的情况下，需要将构成保持板的材料变更为刚性更高的材料、增厚保持板的旋转轴方向的厚度等的对策。但是，无论在任何情况下，制作成本均变高。

在本实施方式中，通过设置形成弧状的凹部53，只要不进行构成保持板的材料的变更或不增厚保持板的旋转轴方向的厚度即可。

以下，将作为本发明的动力传递装置的一例而列举的变速机构部3的特征与效果一起进行记载。

(1)变速机构部3具有：

在旋转轴x方向(轴向)上依次排列有活塞8(第一活塞)、外周侧板7(第一外周侧板)、内周侧板6(第一内周侧板)、保持板4、5a(第一保持板)的摩擦联接元件(离合器k81，制动器b05，离合器k27，制动器06：第一摩擦联接元件)；

在旋转轴x方向(轴向)上依次排列有活塞8(第二活塞)、外周侧板7(第二外周侧板)、内周侧板6(第二内周侧板)、保持板4、5(第二保持板)的摩擦联接元件(制动器b08、离合器k38：第二摩擦联接元件)。

保持板5a的活塞8侧的表面50a平坦。

在保持板5的活塞8侧的表面50a设有向活塞侧突出的圆状截面的突起55。

保持板5的齿根部511的曲率半径r比保持板5a的齿根部511的曲率半径r1大。

在保持板5上设有突起55。因此，只要即使由于从活塞8作用的推压力，保持板5相对于旋转轴x倾斜，突起55抵接的外周侧板7也不追随保持板5相对于旋转轴x倾斜即可。

由此，在保持板4与保持板5之间，相互压接的外周侧板7和内周侧板6遍及绕旋转轴x的周向的大致整周以均匀的面压进行压接。因此，在绕旋转轴x的周向上，能够抑制面压的不均。

另外，在作为动力传递装置的变速机构部3，使所有的摩擦联接元件带突起时，担心成本增加，但通过仅使一部分摩擦联接元件带突起，能够抑制作为动力传递装置的变速机构部3的制作成本的增加。

而且，通过使应力容易集中的保持板5的齿根部511的曲率半径r比保持板5a的齿根部511的曲率半径r1大，提高相对于保持板5的弯曲的强度。

由此，能够将基部50的旋转轴方向的厚度减薄设有突起55的量，能够减薄保持板5的板厚(旋转轴x方向的厚度)。

因此，即使将一部分保持板变更成带突起55的部件，也能够抑制具有保持板5的摩擦联接元件整体的轴长方向的扩大。

在此，当增大齿根部511的曲率半径r，且使齿根部511的弯曲平缓时，保持板5能够得到可承受向齿根部511的应力集中的足够的板厚。但是，当单纯地增大曲率半径r时，保持板5在径向上变薄。

因此，优选将齿根部511的曲率半径设为能够承受应力集中的最小的曲率半径，且得到保持板5的径向的厚度并提高强度。

(2)保持板5的拉伸强度比保持板5a的拉伸强度大。

通过使保持板5的齿根部511的曲率半径r比保持板5a的齿根部的曲率半径r1大，能够缓和保持板5中的向齿根部511周围的应力集中。

另外，通过将构成保持板5的材料设为拉伸强度比构成保持板5a的材料高的材质，能够减薄保持板5的基部50的旋转轴x方向的厚度。

因此，能够将基部50的旋转轴x方向的厚度减薄突起55的量，并将包含突起55的保持板5整体的旋转轴x方向的厚度设为未设有突起55的保持板5a的厚度以下。

由此，在保持板5上设有突起55的情况下，能够适当抑制摩擦联接元件的轴长方向上的扩大。

如果是能够降低保持板5所需的刚性强度的材料，则能够降低成本。

(3)变速机构部3为车辆用的自动变速器1的变速机构部。

自动变速器1具有控制装置2(控制部)，在选择行驶档时，将采用了保持板5的摩擦联接元件(制动器b08、离合器k38)控制成滑移状态，并且将未采用保持板5的摩擦联接元件(离合器k81、制动器b05、离合器k27、制动器b06)设为释放状态或联接状态。

例如，在混合动力车辆的情况下，有时将摩擦联接元件控制成滑移状态，对设为滑移状态的联接元件要求较高的面压均匀性。

通过在控制成滑移状态的摩擦联接元件的保持板5上设置突起，能够确保较高的面压均匀性。

(4)保持板5在绕旋转轴x的周向上相邻的花键齿部51、51之间具有向径向突出的凸部54。

利用较大取得齿根部511的曲率半径r而设置的凹部53，即使基部50的径向宽度变薄，在周向上相邻的凹部53、53之间，具有基本形状的基部50的径向宽度(厚度)的区域也作为凸部54而残留。

因此，在设有凹部53时，与将基部50中的花键齿部51和花键齿部51的区域遍及绕旋转轴x的周向的全长以与凹部53相同的径向的宽度形成的情况相比，能够确保基部50的刚性。

因此，根据齿根部511的曲率半径决定的弧状的弯曲减缓，且利用齿根部511与齿根部511之间的凸部54，能够确保基部50的刚性。

由此，能够提高保持板5的强度。

此外，在增大齿根部511的曲率半径时，也可以不残留凸部54。

在此，使用图4(b)说明将齿根部511的曲率半径设为比现有的曲率半径r1大的曲率半径r的情况、即不残留凸部54的情况。

在该情况下，将基部50中的花键齿部51、51之间的区域沿着半径r的假想圆im1除去。而且，将基部50的外周502的假想圆im1、im1之间的区域沿着两个假想圆im1、im1的切线lm1进行切除。

于是，制作基部50中的花键齿部51、51之间的区域比图4的(a)所示的保持板5变薄的保持板。

在该情况下，通过齿根部511中的曲率半径r比现有的曲率半径大，在制作的保持板中，齿根部周围的刚性提高。

(5)具有保持板5的摩擦联接元件中，保持板5的齿根部511的曲率半径r比外周侧板7的齿根部的曲率半径r1大。

这样构成时，通过使应力容易集中的保持板5的齿根部511的曲率半径r比外周侧板7的齿根部的曲率半径大，能够减薄保持板5的板厚。

由此，能够抑制第二摩擦联接元件的轴长方向的扩大。

在此，外周侧板7作为离合器片，得到可承受应力集中的足够的板厚。因此，优选外周侧板7的齿根部的曲率半径较小，得到径向的厚度并提高强度。

作为本发明的动力传递装置的一例列举的变速机构部3在以下的结构中也能够特别指定。

(6)具有在旋转轴x(轴向)上依次排列有活塞8(活塞)、外周侧板7(外周侧板)、内周侧板6(内周侧板)、保持板4、5(第二保持板)的摩擦联接元件(制动器b08、离合器k38)。

保持板5的齿根部511的曲率半径r比外周侧板7的齿根部的曲率半径r1大。

在保持板5的外周侧板7侧的表面50a设有向活塞侧突出的圆状截面的突起55。

这样构成时，通过设置突起55，相互压接的外周侧板7和内周侧板6遍及绕旋转轴x的周向的大致整周以均匀的面压进行压接。

通过使应力容易集中的保持板5的齿根部511的曲率半径r比外周侧板7的齿根部的曲率半径r1大，提高相对于保持板5的弯曲的强度。

由此，能够将基部50的旋转轴方向的厚度减薄设有突起55的量，能够减薄保持板5的板厚(旋转轴x方向的厚度)。

因此，即使将一部分保持板变更成带突起55的保持板，也能够抑制具有保持板5的摩擦联接元件整体中的轴长方向的扩大。

在上述实施方式中，示例了在绕旋转轴x的周向上相邻的花键齿部51、51之间设有凸部54的保持板5(参照图4(a))。如图6所示，也可以设为未设有凸部的保持板。

图6是说明变形例的保持板5b、5c的图。图6(a)是从旋转轴x方向观察保持板5b所看到的平面图，是仅表示保持板的一部分区域的图。图6(b)是图6(a)中的区域a的扩大图。

图6(c)是说明具有曲率半径不同的凹部53c的保持板5c的图。

保持板5b具有环状的基部50和设于基部50的外周的花键齿部51。

花键齿部51从基部50的外周向旋转轴x的径向外侧突出。花键齿部51随着离开基部50，周向的宽度wa变窄。

在花键齿部51的齿根部511(参照图6(b))设有向内周侧凹陷的凹部53b。

凹部53b通过将齿根部511(基部50与花键齿部51的交叉部)的曲率半径设为比保持板5a的齿根部511(参照图4(c))或外周侧板7中的齿根部的曲率半径r1大的曲率半径rb而形成(rb＞r1)。

如图4(a)所示，凹部53b在绕旋转轴x的周向上设置在花键齿部51的两侧。

从旋转轴x方向观察，凹部53b形成沿着假想圆im4的弧状。

周向上相邻的凹部53b与凹部53b之间的区域中，周向上的凹部53b与凹部53b的中间点(顶点53a)最靠基部50的内周501侧。不位于假想圆im4上的区域形成为夹着中间点(顶点53a)而对称的直线状。

在基部50，设有凹部53b的区域的径向的厚度w2比作为未设有凹部的区域的凸部54(参照图4(a))的径向的厚度w3变薄。

在基部50，绕旋转轴x的周向上相邻的凹部53b、53b之间的区域成为向内径侧(内周501侧)凹陷的凹部56。

(7)保持板5b中，绕旋转轴x的周向上相邻的花键齿部51、51之间的区域成为向内径侧凹陷的凹部56。

这样构成时，能够使保持板5b的凹部53b、53b的曲率半径比具有凸部54(参照图4(a))的保持板5a的齿根部511(参照图4(c))的曲率半径r1大。

曲率半径变大时，缓和作用于齿根部的应力的效果提高，能够使保持板5b的花键齿部51、51具有可承受应力集中的强度。

此外，如图6(c)所示，也可以设为将在周向上相邻的一花键齿部51的齿根部511和另一花键齿部51的齿根部511通过1个圆弧状的凹部53c连接的形状。

如图6(c)所示，沿着在一花键齿部51的齿根部511和另一花键齿部51的齿根部511通过的假想圆im5形成凹部53c，由此，能够使凹部53c的曲率半径最大化。

如这些保持板5b、5c，当在相邻的花键齿部51、51之间的区域设置向内径侧凹陷的凹部56时，与上述的保持板5、5a相比，作用于齿根部511、511间的应力缓和的效果提高。

这通过设为凹部56，能够将花键齿部51、51的齿根部511、511间的形状以沿着将顶点朝向内周侧的圆弧状的假想圆im4、im5的形状形成。

特别是在保持板5c的情况下，形成沿着一个假想圆im5的圆弧状的凹部53c(参照图6(c))。

由此，凹部53c的曲率半径与其它曲率半径相比为最大，故而，发挥最高的应力缓和效果。

在上述实施方式中，示例了采用了本发明的动力传递装置的自动变速器搭载于具有发动机和电动机作为驱动源的混合动力车辆的情况。

采用了本发明的动力传递装置的自动变速器也可以是具有发动机作为驱动源的发动机车辆或具有电动机作为驱动源的电动汽车。

在上述实施方式中，示例了本发明的动力传递装置为车辆用的自动变速器的变速机构部的情况。

本发明的动力传递装置也可以是车辆用的自动变速器具备的前进后退切换机构或副变速机构。

在上述实施方式中，示例了保持板5的突起55从旋转轴x方向观察为环状的情况。

突起55优选为遍及绕旋转轴x的周向的全长而连接的环状，但不必一定为环状。

即使保持板5由于从活塞8作用的推压力而相对于旋转轴x倾斜，也只要突起55抵接的外周侧板7不追随保持板5相对于旋转轴x倾斜即可，可适宜变更形状。

因此，例如作为从旋转轴x方向观察形成弧状的突起，也可以设为该突起在绕旋转轴的周向上隔开间隔设置的结构。

在上述实施方式中，示例了齿根部位于基部50的外周侧的情况，但也可以是齿根部设于基部的内周侧的情况。

另外，本发明不限于上述的实施方式，在其技术性的思想范围内可进行各种变更、改良。