JP2007032604A - Friction engagement device for transmission - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、変速機の多板式クラッチまたは多板式ブレーキとして用いられる摩擦締結装置に関する。 The present invention relates to a friction fastening device used as a multi-plate clutch or a multi-plate brake of a transmission.
例えば自動車に搭載される自動変速機のような変速機には、その駆動力を断続する手段として多板式のクラッチが用いられるのが一般的である。また、例えばプラネタリギヤを用いた自動変速機などでは、固定要素を変速機ケース等と一体化させて回転を止める手段として多板式のブレーキが用いられることもある。これらは、何れも、互いの板面が対向するように交互に列設された複数の摩擦ディスクおよびプレートと、上記摩擦ディスクおよびプレートの列設方向を軸方向とするシリンダ部と、上記シリンダ部内に形成された油圧室と、上記シリンダ部内に設けられ、外周側シール部と内周側シール部との間に形成された受圧面に上記油圧室の油圧を受けて上記シリンダ部の軸方向にストロークする油圧ピストンと、上記油圧ピストンに設けられ、該油圧ピストンがストロークしたとき、上記摩擦ディスクと上記プレートとを押圧する押圧部とを備えている。当明細書において、特にことわりなく摩擦締結装置という場合は、このような構造の多板式クラッチまたは多板式ブレーキを指すものとする。 For example, in a transmission such as an automatic transmission mounted on an automobile, a multi-plate clutch is generally used as means for interrupting the driving force. For example, in an automatic transmission using a planetary gear, a multi-plate brake may be used as means for stopping rotation by integrating a fixed element with a transmission case or the like. Each of them includes a plurality of friction disks and plates arranged alternately so that their plate surfaces face each other, a cylinder part whose axial direction is the direction in which the friction disks and plates are arranged, and the inside of the cylinder part The hydraulic chamber is formed in the cylinder portion, and the pressure receiving surface formed between the outer peripheral seal portion and the inner peripheral seal portion receives the hydraulic pressure of the hydraulic chamber in the axial direction of the cylinder portion. A hydraulic piston that strokes and a pressing portion that is provided on the hydraulic piston and presses the friction disk and the plate when the hydraulic piston strokes. In this specification, the term “friction fastening device” refers to a multi-plate clutch or a multi-plate brake having such a structure, unless otherwise specified.
例えば特許文献１には、油圧ピストンの受圧面積を確保しつつ小型化を実現することを目的とした摩擦締結装置（多板式クラッチ）が提案されている。特許文献１にも見られるように、従来の摩擦締結装置は、油圧ピストンをシリンダ部の軸方向に平行移動するようにストロークさせている。
ところが従来の構造では、近年高精度化が進む摩擦締結装置の制御要求に充分応えることができないという問題が生じている。 However, the conventional structure has a problem in that it cannot sufficiently meet the control requirements of a friction fastening device that has been improved in accuracy in recent years.
摩擦締結装置（以下簡略的にクラッチ等ともいう）を締結させるにあたり、油圧室への作動油の導入が開始してから実際に摩擦ディスクが有効にトルクを伝達するまでには、油圧ピストンのストロークに伴うタイムラグ（遅れ）がある。通常、油圧ピストンの受圧面が油圧室の一部を構成するため、油圧ピストンのストロークに伴って油圧室の容積は必然的に増大する。従って、油圧ピストンがストロークしている間、増大しつつある油圧室の容積に相当する体積の作動油が流入し続ける。そして油圧ピストンのストロークが完了したとき、油圧室への作動油の実質的な流入も完了する。以上のことから、上記タイムラグは、増大する油圧室に作動油が流入完了するのに要する時間であるとも換言できる。 When a friction fastening device (hereinafter simply referred to as a clutch or the like) is engaged, the stroke of the hydraulic piston is from the start of introduction of hydraulic oil into the hydraulic chamber until the friction disk effectively transmits torque. There is a time lag (delay). Usually, since the pressure receiving surface of the hydraulic piston constitutes a part of the hydraulic chamber, the volume of the hydraulic chamber inevitably increases with the stroke of the hydraulic piston. Accordingly, during the stroke of the hydraulic piston, a volume of hydraulic oil corresponding to the volume of the hydraulic chamber that is increasing continues to flow. When the stroke of the hydraulic piston is completed, the substantial flow of the hydraulic oil into the hydraulic chamber is also completed. From the above, it can be said that the time lag is the time required for the hydraulic oil to completely flow into the increasing hydraulic chamber.
なお、このピストンストロークの間、油圧ピストンに作用する油圧は殆ど上昇しないので、棚ができたような油圧特性となる（図４参照。時点ｔ２〜ｔ３’）。このことから、上記タイムラグは一般に油圧棚時間とも呼ばれる。 Note that, during this piston stroke, the hydraulic pressure acting on the hydraulic piston hardly increases, so that the hydraulic characteristics are as if shelves were formed (see FIG. 4, time points t2 to t3 '). Therefore, the time lag is generally called hydraulic shelf time.
クラッチ等の作動を制御する観点からは、油圧棚時間は短いことが望ましい。油圧棚時間が長いと、コントロールユニット等から発せられるクラッチ等への締結命令から、実際にクラッチ等が締結するまでの時間が長くなる。つまり締結の応答性が低下する。また油圧棚時間が長いと、締結タイミングがばらつき易くなるので、例えば他のクラッチ等の解放と略同時に締結を行うような場合、適切なタイミングで互いの動作を同期させ難くなり、変速ショックを増大させる虞がある。 From the viewpoint of controlling the operation of the clutch and the like, it is desirable that the hydraulic shelf time is short. If the hydraulic shelf time is long, it takes a long time until the clutch or the like is actually engaged from the engagement command to the clutch or the like issued from the control unit or the like. That is, the response of fastening is reduced. In addition, if the hydraulic shelf time is long, the engagement timing is likely to vary. For example, when performing engagement almost simultaneously with the release of other clutches, it becomes difficult to synchronize the operations at an appropriate timing, increasing the shift shock. There is a risk of causing it.
変速時に乗員に与えるフィーリング（シフトクォリティ）を向上させるためには、締結の応答性は高く、変速ショックは小さいことが望ましい。そのためには、油圧棚時間が短いことが望ましい。 In order to improve the feeling (shift quality) given to the occupant during gear shifting, it is desirable that the fastening response is high and the gear shift shock is small. For this purpose, it is desirable that the hydraulic shelf time is short.
また近年、クラッチ等を締結させる際、予め僅かに油圧をかけ、多板式クラッチを、そのストローク後半から終盤付近にまで作動させて微係合状態にしておく制御（当明細書では微係合制御と称する）が注目され、多用されつつある。このような微係合制御を行う場合、微係合状態から速やかに締結状態に移行させることが求められる。そのためには、油圧室への作動油の流入量に対する油圧ピストンのストローク量が大きく、微係合状態からのストローク速度が高いこと、換言すれば微係合状態からの油圧棚時間が短いことが望ましい。 In recent years, when a clutch or the like is engaged, a slight hydraulic pressure is applied in advance, and the multi-plate clutch is operated from the latter half of the stroke to the vicinity of the final stage to make it a fine engagement state (in this specification, fine engagement control). Has been attracting attention and is being used frequently. When performing such fine engagement control, it is required to promptly shift from the fine engagement state to the fastening state. For this purpose, the stroke amount of the hydraulic piston is large with respect to the inflow amount of hydraulic oil into the hydraulic chamber, the stroke speed from the fine engagement state is high, in other words, the hydraulic shelf time from the fine engagement state is short. desirable.
油圧棚時間の短縮を図るためには、例えば単に油圧ピストンのストローク量を短縮して作動油の流入量を削減すれば良いように思われる。上述のように、油圧棚時間は油圧室に作動油が流入完了するのに要する時間だからである。しかしながら、単に油圧ピストンのストローク量を短縮すれば、クラッチ等の解放状態において完全に解放せず、若干のトルクを伝達する、いわゆる引きずり現象が起こり易くなる。この引きずり現象が起こると、燃費が悪化したり、摩擦ディスクの摩耗が促進したりする弊害を招いてしまう。 In order to shorten the hydraulic shelf time, for example, it seems to be sufficient to reduce the inflow amount of hydraulic oil by simply reducing the stroke amount of the hydraulic piston. This is because, as described above, the hydraulic shelf time is the time required for the hydraulic oil to completely flow into the hydraulic chamber. However, if the stroke amount of the hydraulic piston is simply shortened, the so-called drag phenomenon, in which some torque is transmitted, is not easily released in the released state of the clutch or the like. When this drag phenomenon occurs, fuel efficiency is deteriorated and wear of the friction disk is accelerated.
本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであり、引きずり現象の発生を抑制しつつ油圧棚時間を短縮させることができる変速機の摩擦締結装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a friction fastening device for a transmission that can reduce the hydraulic shelf time while suppressing the occurrence of a drag phenomenon.
上記課題を解決するための本発明の請求項１に係る発明は、互いの板面が対向するように交互に列設された複数の摩擦ディスクおよびプレートと、上記摩擦ディスクおよびプレートの列設方向を軸方向とするシリンダ部と、上記シリンダ部内に形成された油圧室と、上記シリンダ部内に設けられ、外周側シール部と内周側シール部との間に形成された受圧面に上記油圧室の油圧を受けて上記シリンダ部の軸方向にストロークする油圧ピストンと、上記油圧ピストンに設けられ、該油圧ピストンがストロークしたとき、上記摩擦ディスクと上記プレートとを押圧する押圧部とを備えた変速機の摩擦締結装置において、上記押圧部が、上記油圧ピストンの外周側に設けられ、上記油圧ピストンの上記受圧面の内周側ストローク量が、外周側ストローク量よりも短くなるように構成されていることを特徴とする。 The invention according to claim 1 of the present invention for solving the above-mentioned problems is a plurality of friction disks and plates arranged alternately so that their plate surfaces face each other, and the direction in which the friction disks and plates are arranged A cylinder portion with the axial direction, a hydraulic chamber formed in the cylinder portion, and a pressure receiving surface provided in the cylinder portion and formed between the outer peripheral side seal portion and the inner peripheral side seal portion. A hydraulic piston that strokes in the axial direction of the cylinder part under the hydraulic pressure of the cylinder, and a shifter that is provided on the hydraulic piston and that has a pressing part that presses the friction disk and the plate when the hydraulic piston strokes In the friction fastening device of the machine, the pressing portion is provided on an outer peripheral side of the hydraulic piston, and an inner peripheral side stroke amount of the pressure receiving surface of the hydraulic piston is set to an outer peripheral stroke. Characterized in that it is configured to be shorter than click amount.
請求項２に係る発明は、請求項１記載の変速機の摩擦締結装置において、上記受圧面が皿バネ部材で構成され、該皿バネ部材の内周側ストローク量を、外周側ストローク量よりも短い所定値以内に規制する内周側ストローク量規制部材を備えることを特徴とする。 According to a second aspect of the present invention, in the friction engagement device for a transmission according to the first aspect, the pressure-receiving surface is formed of a disc spring member, and the inner stroke amount of the disc spring member is set to be larger than the outer stroke amount. An inner circumferential stroke amount regulating member that regulates within a short predetermined value is provided.
請求項３に係る発明は、請求項１記載の変速機の摩擦締結装置において、上記受圧面が皿バネ部材で構成され、該皿バネ部材の内周側のストロークを規制するように係止する内周側係止部材を備えることを特徴とする。 According to a third aspect of the present invention, in the friction fastening device for a transmission according to the first aspect, the pressure receiving surface is constituted by a disc spring member, and is locked so as to regulate a stroke on the inner peripheral side of the disc spring member. An inner peripheral side locking member is provided.
請求項４に係る発明は、請求項２又は３記載の変速機の摩擦締結装置において、上記シリンダ部が回転ドラムの一部であって、上記油圧ピストンの上記受圧面の裏面側に、遠心油圧を相殺するためのバランスピストンで区画された油圧バランス室を備え、上記内周側ストローク量規制部材または上記内周側係止部材が、上記バランスピストンの一部で構成されていることを特徴とする。 According to a fourth aspect of the present invention, in the friction engagement device for a transmission according to the second or third aspect, the cylinder portion is a part of a rotating drum, and a centrifugal hydraulic pressure is provided on a back surface side of the pressure receiving surface of the hydraulic piston. A hydraulic balance chamber partitioned by a balance piston for canceling out, and the inner circumferential stroke amount regulating member or the inner circumferential locking member is constituted by a part of the balance piston. To do.
バランスピストンや油圧バランス室を備えた機構は、遠心油圧キャンセラーとも呼ばれる公知の機構で、油圧ピストンの、受圧面の裏面側に遠心油圧を作用させることによって、受圧面に作用する遠心油圧を相殺するものである。 The mechanism provided with the balance piston and the hydraulic balance chamber is a known mechanism called a centrifugal hydraulic canceller, and cancels the centrifugal hydraulic pressure acting on the pressure receiving surface by applying the centrifugal hydraulic pressure to the back side of the pressure receiving surface of the hydraulic piston. Is.
請求項５に係る発明は、請求項２乃至４の何れか１項に記載の変速機の摩擦締結装置において、上記皿バネ部材は、内外径の異なる複数の皿バネを同心円上に配設して成ることを特徴とする。 According to a fifth aspect of the present invention, in the frictional fastening device for a transmission according to any one of the second to fourth aspects, the disc spring member includes a plurality of disc springs having different inner and outer diameters arranged concentrically. It is characterized by comprising.
請求項６に係る発明は、請求項１乃至５の何れか１項に記載の変速機の摩擦締結装置において、上記受圧面の上記外周側シール部と上記内周側シール部との間に、上記油圧室を複数の油圧室に区画する区画シール部が設けられていることを特徴とする。 According to a sixth aspect of the present invention, in the friction fastening device for a transmission according to any one of the first to fifth aspects, between the outer peripheral side seal portion and the inner peripheral side seal portion of the pressure receiving surface, A partition seal portion that partitions the hydraulic chamber into a plurality of hydraulic chambers is provided.
請求項７に係る発明は、請求項１乃至６の何れか１項に記載の変速機の摩擦締結装置において、上記摩擦ディスクの摩擦材が摩耗しても、上記外周側ストローク量と上記内周側ストローク量との差が所定値を越えないように自動的に調整する自動ストローク量調整装置を備えることを特徴とする。 According to a seventh aspect of the present invention, in the friction fastening device for a transmission according to any one of the first to sixth aspects, even if the friction material of the friction disk is worn, the outer peripheral stroke amount and the inner peripheral An automatic stroke amount adjusting device that automatically adjusts so that the difference from the side stroke amount does not exceed a predetermined value is provided.
請求項１の発明によると、例えば油圧ピストンの受圧面の外周側ストローク量を従来構造と同程度に設定しておき、それに対し内周側ストローク量だけを短縮することができる。このようにすると、油圧ピストン全体が平行移動して内外周のストローク量が等しい従来構造に対し、油圧室に流入する作動油の量を大幅に削減することができる。つまり油圧棚時間を効果的に短縮することができる。 According to the first aspect of the present invention, for example, the outer peripheral stroke amount of the pressure receiving surface of the hydraulic piston is set to the same level as that of the conventional structure, and only the inner peripheral stroke amount can be shortened. In this way, the amount of hydraulic oil flowing into the hydraulic chamber can be greatly reduced compared to the conventional structure in which the entire hydraulic piston moves in parallel and the stroke amount of the inner and outer circumferences is equal. That is, the hydraulic shelf time can be effectively shortened.
従って、クラッチ等の締結応答性を高めたり、変速ショックを抑制したりしてシフトクォリティの高い変速を実現し易くなる。また微係合制御を行う場合にも微係合状態（ピストンストロークの後半以降）からの油圧ピストンのストローク速度を高めることができて有利である。 Therefore, it is easy to realize a shift with high shift quality by improving the engagement response of a clutch or the like or suppressing a shift shock. Further, when fine engagement control is performed, it is advantageous that the stroke speed of the hydraulic piston from the fine engagement state (after the second half of the piston stroke) can be increased.
さらに、少なくとも油圧ピストンのストローク終盤付近では、外周側のみがストロークしている状態となる。そのため、内周側シール部における摺動抵抗が発生しない。つまり少なくとも油圧ピストンのストローク終盤付近では、油圧ピストンが平行移動する従来構造よりも油圧ピストンの摺動抵抗を低減することができる。油圧ピストンの摺動抵抗が大きいと、その分、供給油圧を高める必要があり、変速ショックの増大を招き易いが、その摺動抵抗を低減することにより、さらに変速ショックの改善に寄与することができる。 Further, at least near the end of the stroke of the hydraulic piston, only the outer peripheral side is in a stroke state. Therefore, sliding resistance does not occur at the inner peripheral side seal portion. That is, at least near the end of the stroke of the hydraulic piston, the sliding resistance of the hydraulic piston can be reduced as compared with the conventional structure in which the hydraulic piston moves in parallel. If the sliding resistance of the hydraulic piston is large, it is necessary to increase the supply hydraulic pressure accordingly, which tends to increase the shift shock, but reducing the sliding resistance can contribute to further improving the shift shock. it can.
請求項２の発明によると、油圧ピストンをストロークさせる際、内周側ストローク量規制部材で受圧面の内周側ストローク量を規制した後、皿バネ部材を撓ませて外周側だけをさらにストロークさせることができる。すなわち受圧面の内外周のストローク差を、皿バネ部材の撓みで吸収することができる。このように、受圧面を皿バネ部材で構成し、内周側ストローク量規制部材を設けるだけの簡単な構造で、油圧ピストンの受圧面の内外周ストローク差を容易に作り出すことができる。 According to the invention of claim 2, when the hydraulic piston is stroked, the inner circumferential side stroke amount regulating member regulates the inner circumferential side stroke amount of the pressure receiving surface, and then the disc spring member is bent to further stroke only the outer circumferential side. be able to. That is, the stroke difference between the inner and outer circumferences of the pressure receiving surface can be absorbed by the deflection of the disc spring member. As described above, the inner and outer peripheral stroke difference of the pressure receiving surface of the hydraulic piston can be easily created with a simple structure in which the pressure receiving surface is constituted by the disc spring member and the inner circumferential side stroke amount regulating member is provided.
請求項３の発明によると、油圧ピストンをストロークさせる際、内周側係止部材で受圧面の内周側ストロークを規制しておき、皿バネ部材を撓ませて外周側だけをストロークさせることができる。すなわち受圧面の外周側のストローク量を、皿バネ部材の撓みで作り出すことができる。このように、受圧面を皿バネ部材で構成し、内周側係止部材を設けるだけの簡単な構造で、油圧ピストンの受圧面の外周側ストローク量を容易に作り出すことができる。
According to the invention of
請求項４の発明によると、請求項２の内周側ストローク量規制部材または請求項３の内周側係止部材を、別途新設することなく、バランスピストンの一部を利用して設けることができる。従って、簡単な構造とし、また部品点数の増大を抑制することができる。
According to the invention of claim 4, the inner peripheral side stroke amount regulating member of claim 2 or the inner peripheral side locking member of
請求項５の発明によると、皿バネ部材１枚当たりの内外周ストローク差を小さくすることができる。従って、油圧ピストンをストロークさせた時の、皿バネ部材の撓みによる内部応力を低減することができる。 According to the invention of claim 5, the difference between the inner and outer peripheral strokes per disc spring member can be reduced. Therefore, the internal stress due to the deflection of the disc spring member when the hydraulic piston is stroked can be reduced.
請求項６の発明によると、以下説明するように、クラッチ等の伝達トルクのゲインの適正化を図り、より高いシフトクォリティを実現することができる。 According to the sixth aspect of the present invention, as will be described below, it is possible to achieve a higher shift quality by optimizing the gain of the transmission torque of the clutch or the like.
伝達トルクのゲインとは、作動油圧の増分に対する伝達トルクの増分である。他の条件が同じであれば、油圧ピストンの受圧面積が大きいほどゲインは大きくなる。 The gain of the transmission torque is the increment of the transmission torque with respect to the increase of the hydraulic pressure. If other conditions are the same, the gain increases as the pressure receiving area of the hydraulic piston increases.
ゲインが大き過ぎると、作動油圧のわずかな変動やばらつきによって伝達トルクが必要以上に大きく変動し、変速ショックを増大させる等の弊害を招く。逆にゲインが小さ過ぎると、必要な伝達トルクが充分得られなかったり、締結のタイミング遅れが増大したりする。何れもシフトクォリティを悪化させる要因となるので、伝達トルクのゲインは適正範囲内であることが望ましい。一般的には、必要な伝達トルクが大きいほど適正ゲインが大きくなる。 If the gain is too large, the transmission torque will fluctuate more than necessary due to slight fluctuations or variations in the working oil pressure, causing adverse effects such as an increase in shift shock. On the other hand, if the gain is too small, the necessary transmission torque cannot be obtained sufficiently, or the fastening timing delay increases. Since any of these causes deterioration of the shift quality, it is desirable that the gain of the transmission torque is within an appropriate range. Generally, the appropriate gain increases as the required transmission torque increases.
また、上記微係合制御を行う場合、微係合状態における油圧ばらつきに対する油圧ピストン位置のばらつきを低減するためには、ゲインを小さくとることが望ましい。 Further, when performing the fine engagement control, it is desirable to reduce the gain in order to reduce the variation in the hydraulic piston position with respect to the variation in hydraulic pressure in the fine engagement state.
そこで本発明の構成によれば、区画シール部によって油圧室が区画されているので、一部の区画のみに作動油を導入することができる。油圧ピストンの実質的な受圧面積は、作動油が導入された区画の油圧室に対応する受圧面の総面積となるので、作動油を導入する区画を変えるだけで油圧ピストンの実質的な受圧面積を変化させ、ゲインを増減させることができる。 Therefore, according to the configuration of the present invention, since the hydraulic chamber is partitioned by the partition seal portion, the hydraulic oil can be introduced into only a part of the partitions. The actual pressure receiving area of the hydraulic piston is the total area of the pressure receiving surface corresponding to the hydraulic chamber in the section where the hydraulic oil is introduced. Therefore, the actual pressure receiving area of the hydraulic piston can be changed simply by changing the section where the hydraulic oil is introduced. Can be changed to increase or decrease the gain.
従って、必要な締結トルクに応じた適正なゲインでクラッチ等を締結させることにより、より高いシフトクォリティを実現することができる。また微係合制御を行う場合、容易にゲインを小さくすることができるので効果的である。 Therefore, higher shift quality can be realized by engaging the clutch or the like with an appropriate gain according to the required engagement torque. Further, when performing the fine engagement control, it is effective because the gain can be easily reduced.
請求項７の発明によると、摩擦材の摩耗によって外周側ストローク量と内周側ストローク量との差が拡大し過ぎることによる影響を排除することができる。すなわち経時変化による影響を可及的に抑制することができる。 According to the seventh aspect of the present invention, it is possible to eliminate the influence of the difference between the outer peripheral stroke amount and the inner peripheral stroke amount being excessively increased due to wear of the friction material. That is, the influence due to the change with time can be suppressed as much as possible.
摩擦ディスクの摩擦材は、使用によって徐々に摩耗して行く（経時変化）。従って、油圧ピストンが解放位置から締結位置までストロークした場合、その押圧部のストローク量は増大する。本発明の構成では、押圧部が油圧ピストンの外周側に設けられているので、結局、油圧ピストンの受圧面の外周側ストローク量が増大することになる。 The friction material of the friction disk gradually wears with use (change over time). Therefore, when the hydraulic piston strokes from the release position to the fastening position, the stroke amount of the pressing portion increases. In the configuration of the present invention, since the pressing portion is provided on the outer peripheral side of the hydraulic piston, the stroke amount on the outer peripheral side of the pressure receiving surface of the hydraulic piston eventually increases.
ここで、内周側ストローク量が不変（初めからストロークしないものも含む）であると、外周側ストローク量と内周側ストローク量との差が拡大する一方となる。内外周のストローク差が拡大すると、例えば皿バネ部材を使用している場合に皿バネ部材の内部応力が増大する等、好ましくない影響を受け易い。 Here, if the inner peripheral stroke amount is unchanged (including a stroke that does not start from the beginning), the difference between the outer peripheral stroke amount and the inner peripheral stroke amount is increased. When the stroke difference between the inner and outer circumferences increases, for example, when a disc spring member is used, the internal stress of the disc spring member increases, and thus it is easily affected unfavorably.
そこで本発明の構成によると、自動ストローク量調整装置によって、内外周のストローク差が所定値を越えないように自動的に調整されるので、内外周のストローク差が拡大しすぎることによる影響を排除することができるのである。 Therefore, according to the configuration of the present invention, the automatic stroke amount adjusting device automatically adjusts so that the inner and outer stroke differences do not exceed a predetermined value, thereby eliminating the influence of the inner and outer stroke differences being excessively large. It can be done.
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
図１は、本発明に係る摩擦締結装置の第１実施形態である多板式クラッチ１０およびその周辺部分を示す断面図である。また図２は、図１の要部を拡大して示す拡大断面図である。但し図２では、図を見易くするために、クラッチピストン２０の軸方向の動作を誇張して示している。
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a multi-plate clutch 10 which is a first embodiment of a friction fastening device according to the present invention and its peripheral portion. FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing an essential part of FIG. However, in FIG. 2, the operation in the axial direction of the
図１に示すように、多板式クラッチ１０は自動変速機用の湿式油圧クラッチであって、入力軸であるタービンシャフト３と、図外のプラネタリギヤの中心部に設けられたサンギヤ（詳しくはサンギヤから延出されたサンギヤ延出部５０）との間で駆動力の断続を行う装置である。当実施形態の多板式クラッチ１０は、図外の変速機ケースに固定されたオイルポンプハウジング７０と、これにボルト７２で固定されたオイルポンプカバー７１の近傍に設けられている。
As shown in FIG. 1, a multi-plate clutch 10 is a wet hydraulic clutch for an automatic transmission, and includes a
多板式クラッチ１０のクラッチドラム１１（回転ドラム）は略有底円筒状に成形されており、その底面中央部はオイルポンプカバー７１のボス部７５に嵌合するように窪んでいる。クラッチドラム１１は、その窪み部においてタービンシャフト３と接合されている。従ってクラッチドラム１１はタービンシャフト３と一体回転する。
The clutch drum 11 (rotary drum) of the multi-plate clutch 10 is formed in a substantially bottomed cylindrical shape, and the center of the bottom surface is recessed so as to be fitted to the
一方、クラッチハブドラム４０は小径部と大径部とを有する段付円筒状に成形された部材であり、その小径部にスプライン部４２が形成されている。またその小径部にはタービンシャフト３及びサンギヤ延出部５０が通されるとともに、サンギヤ延出部５０に形成されたスプライン部５２と上記スプライン部４２とが係合している。従ってクラッチハブドラム４０は、軸方向移動に若干の自由度を有するものの、基本的にサンギヤ延出部５０と一体回転する。
On the other hand, the
タービンシャフト３と一体回転するクラッチドラム１１と、サンギヤ延出部５０と一体回転するクラッチハブドラム４０との断続を直接行う部材として、クラッチドラム１１側に４枚のプレート３５と、クラッチハブドラム４０側に４枚のクラッチディスク３０とが設けられている。
As a member that directly connects and disconnects the
プレート３５は金属製の環状板であり、その外周側がクラッチドラム１１に形成されたプレートハブ部１９に係合している。プレートハブ部１９には軸方向に延びるスプラインが形成されており、プレート３５の外周側には、そのスプラインに嵌合する凹凸が形成されている。従ってプレート３５は、軸方向に移動する自由度を有しつつ、クラッチドラム１１と一体回転する。
The
クラッチディスク３０は金属製の環状板の表裏両面に摩擦材３１（図２参照）が貼付された摩擦ディスクであり、その内周側がクラッチハブドラム４０のクラッチディスクハブ部４１に係合している。クラッチディスクハブ部４１には軸方向に延びるスプラインが形成されており、クラッチディスク３０の内周側には、そのスプラインに嵌合する凹凸が形成されている。クラッチディスク３０は、軸方向に移動する自由度を有しつつ、クラッチハブドラム４０と一体回転する。
The
図１に示すように、クラッチディスク３０とプレート３５とは、互いの板面が対向するように交互に列設されている。その列設端は、クラッチドラム１１の底面側（図中右端）ではプレート３５で終わり、開口側（図中左端）ではクラッチディスク３０で終わっている。その図中左端のクラッチディスク３０は、リテーニングプレート３７を介してスナップリング３８によって図中左側への移動が制限されている。
As shown in FIG. 1, the
クラッチドラム１１の底面側には、クラッチディスク３０およびプレート３５の列設方向を軸方向とするシリンダ部１１ａが形成されている。図２に示すように、シリンダ部１１ａ内の略円環状の空間に油圧室１２が形成されており、その油圧室１２を閉塞するようにクラッチピストン２０が嵌設されている。
On the bottom surface side of the
クラッチピストン２０の主要部は環状円板体の皿バネ部材２２である。皿バネ部材２２は、内外径の異なる３枚の皿バネを同心円上に配設して構成されている。すなわち、内周側から順に第１皿バネ部材２２ａ、第２皿バネ部材２２ｂおよび第３皿バネ部材２２ｃが配設されている。第１皿バネ部材２２ａの外周側と第２皿バネ部材２２ｂの内周側とは一部重複しており、その重複部において接合部材２３によって隙間なく接合されている。同様に、第２皿バネ部材２２ｂの外周側と第３皿バネ部材２２ｃの内周側とは一部重複しており、その重複部において接合部材２４によって隙間なく接合されている。接合部材２３，２４はシール性を有する弾性部材（例えばゴム系の部材）からなる。
The main part of the
第１皿バネ部材２２ａの内周側にはゴム系の内周側シール部２６が設けられており、第１皿バネ部材２２ａの内周側と油圧室内周面１２ａとのシールを保ちつつ、第１皿バネ部材２２ａの軸方向移動を可能としている。また第３皿バネ部材２２ｃの外周側にはゴム系の外周側シール部２７が設けられており、第３皿バネ部材２２ｃの外周側と油圧室外周面１２ｂとのシールを保ちつつ、第３皿バネ部材２２ｃの軸方向移動を可能としている。こうして、内周側シール部２６と油圧室内周面１２ａとが当接する最内周部から外周側シール部２７と油圧室外周面１２ｂとが当接する最外周部にかけて油圧室１２と当面する部位がクラッチピストン２０の受圧面２１となっている。
A rubber-based inner peripheral
第３皿バネ部材２２ｃの外周側で、受圧面２１の裏面側には接続部２８を介して押圧部２９が設けられている。押圧部２９はプレート３５に向かって延びる略円筒状の部材である。
A
油圧室１２は、シリンダ部１１ａ内に形成された空間であり、詳しくはクラッチドラム１１の底面と、油圧室内周面１２ａと、油圧室外周面１２ｂと、クラッチピストン２０の受圧面２１とで囲まれた空間である。シリンダ部１１ａには、油圧室内周面１２ａから外部に通じて開口するオイル導入孔１３が設けられており、このオイル導入孔１３によって作動油が油圧室１２に給排される。なお図１に示すように、オイルポンプカバー７１のボス部７５にはオイル導入孔１３と連通するクラッチ油圧供給部７７が設けられている。図外のコントロールバルブ等で制御された作動油が、オイルポンプカバー７１の内部等を経由してクラッチ油圧供給部７７に導かれるように構成されている。また油圧室１２の無駄容積を削減するため、クラッチドラム１１の底面にはクラッチピストン２０の作動を妨げない程度に油圧室１２の内部側に膨出する膨出部１４が形成されている。
The
図２に示すように、クラッチピストン２０の、受圧面２１の裏面側には屈曲円板状のバランスピストン１５が設けられている。バランスピストン１５の内周側は、スナップリング１６（図１参照）によってタービンシャフト３に固定されている。バランスピストン１５の外周側にはバランスピストンシール部１７が設けられており、バランスピストンシール部１７の外周側が押圧部２９の内周側とシールを保ちつつ当接している。クラッチピストン２０とバランスピストン１５とで挟まれた空間には油圧バランス室１８が形成されている。油圧バランス室１８には、後述する潤滑油路４ａから潤滑油の一部が供給されるように構成されている。
As shown in FIG. 2, a bent disk-shaped
なお、図２に示すように、バランスピストン１５の屈曲部付近は内周側ストローク量規制部１５ａ（内周側ストローク量規制部材）として作用するように構成されている。詳細は後述するが、内周側ストローク量規制部１５ａは第１皿バネ部材２２ａのストローク量を制限するものである。またバランスピストン１５の一部は、後述するようにスプリングリテーナ４６を介してリターンスプリング４５の一端を支持するように構成されている。
As shown in FIG. 2, the vicinity of the bent portion of the
クラッチピストン２０とバランスピストン１５との間に、スプリングリテーナ４６を介してリターンスプリング４５が設けられている。リターンスプリング４５はコイルスプリングであって、その一端がスプリングリテーナ４６を介してクラッチピストン２０の内周側（受圧面２１の裏面側）に支持され、他端がスプリングリテーナ４６を介してバランスピストン１５の屈曲部付近に支持されている。従ってリターンスプリング４５は、クラッチピストン２０をプレート３５から遠ざける方向（クラッチ解放側）に常時付勢する。
A
なお図１に示すように、潤滑の必要な各部、例えばタービンシャフト３とサンギヤ延出部５０との間に設けられたブッシュ５１、タービンシャフト３とオイルポンプカバー７１のボス内周部との間に設けられたブッシュ７６およびクラッチドラム１１とオイルポンプカバー７１のボス先端面との間に設けられたスラストワッシャ７９等々に潤滑油を導くため、各所に潤滑油路が設けられている。例えばタービンシャフト３の軸心部に潤滑油路４が設けられ、これから分岐して潤滑油路４ａ，４ｂが設けられている。上述したように、潤滑油路４ａに導かれた潤滑油の一部は油圧バランス室１８に導かれる。
In addition, as shown in FIG. 1, each part which needs lubrication, for example, the
次に、多板式クラッチ１０の作動について説明する。まず多板式クラッチ１０がオフ、つまり解放状態にある場合について説明する。なお以下の説明におけるクラッチピストン２０の動作方向について、図１および図２における右方向への動きを解放側、左方向への動きを締結側とする。
Next, the operation of the multi-plate clutch 10 will be described. First, the case where the multi-plate clutch 10 is off, that is, in the released state will be described. Regarding the operation direction of the
多板式クラッチ１０がオフのとき、油圧室１２には作動油が導入されない。クラッチピストン２０は、リターンスプリング４５の付勢力によって解放側に寄せられている（図２に二点鎖線で示す）。従って、プレート３５と押圧部２９とは離れており、プレート３５はクラッチピストン２０からの押圧力を受けない。このとき、各クラッチディスク３０と各プレート３５との間には適度な隙間（クリアランス）があり、トルクの伝達は殆どない。従ってクラッチドラム１１とクラッチハブドラム４０、ひいてはタービンシャフト３とサンギヤ延出部５０とのトルク伝達が遮断された状態となっている。またタービンシャフト３とサンギヤ延出部５０とは必要に応じて相対回転自在となっている。
When the multi-plate clutch 10 is off, hydraulic oil is not introduced into the
次に多板式クラッチ１０がオン、つまり締結状態にある場合について説明する。多板式クラッチ１０がオンのとき、油圧室１２にはオイル導入孔１３から作動油が導入される。作動油が油圧室１２内に充満すると、その油圧（以下クラッチ油圧Ｐｃという）をクラッチピストン２０の受圧面２１が受ける。つまりクラッチピストン２０が締結側に押圧される。クラッチ油圧Ｐｃによる押圧力がリターンスプリング４５による付勢力と、内周側シール部２６及び外周側シール部２７の摺動抵抗との和より大きくなると、クラッチピストン２０が締結側にストロークし始める。
Next, the case where the multi-plate clutch 10 is on, that is, in the engaged state will be described. When the multi-plate clutch 10 is on, hydraulic oil is introduced into the
当実施形態では、クラッチピストン２０は、そのストローク初期においては、全体的に平行移動する。つまり内周側のストローク量と外周側のストローク量とが等しい。そして一定量（Ｌ１）ストロークすると、第１皿バネ部材２２ａがバランスピストン１５の内周側ストローク量規制部１５ａに当接し、それ以上のストロークが阻止される。
In the present embodiment, the
さらにクラッチ油圧Ｐｃが高まると、クラッチピストン２０は外周側のみ更にストロークする。つまりクラッチピストン２０を構成する第１皿バネ部材２２ａ、第２皿バネ部材２２ｂおよび第３皿バネ部材２２ｃの、それぞれ外周側が締結側に撓むことで、クラッチピストン２０全体も外周側が締結側に撓む。
When the clutch oil pressure Pc further increases, the
一方、クラッチピストン２０のストロークがある程度進行すると、押圧部２９がプレート３５に当接し、押圧を開始する。そしてクラッチピストン２０のストロークの進行に伴い、プレート３５と摩擦材３１とのクリアランスが詰められてゆく。クリアランスが殆ど無くなると、クラッチディスク３０の摩擦材３１とクラッチディスク３０との間に、互いの相対回転を阻止する方向に摩擦力が作用しはじめる。この摩擦力によってクラッチドラム１１とクラッチハブドラム４０、ひいてはタービンシャフト３とサンギヤ延出部５０とのトルク伝達がなされる。プレート３５と摩擦材３１とのクリアランスが完全に詰まる（クラッチピストン２０のストロークが完了する）までは、その伝達トルク容量は僅かである（微係合状態）。
On the other hand, when the stroke of the
クラッチピストン２０のストロークが完了したときの外周側ストローク量Ｌ３は、内周側ストローク量Ｌ１と皿バネ撓み量Ｌ２（第１皿バネ部材２２ａ、第２皿バネ部材２２ｂおよび第３皿バネ部材２２ｃの各撓み量の合計を含む皿バネ部材２２全体の撓み量）との和となる。すなわち外周側ストローク量Ｌ３＝内周側ストローク量Ｌ１＋皿バネ撓み量Ｌ２である。
When the stroke of the
クラッチピストン２０のストロークが完了し、プレート３５と摩擦材３１とのクリアランスが完全に詰まると、プレート３５と摩擦材３１との間に作用する摩擦力が更に大きくなり、伝達トルク容量は増大する。プレート３５と摩擦材３１との間に相対回転がある場合は、多板式クラッチ１０は半締結状態であり、未だ完全にはトルク伝達がなされない。
When the stroke of the
さらにクラッチ油圧Ｐｃが充分高くなり、押圧部２９からプレート３５に充分大きな押圧力が作用すると、プレート３５と摩擦材３１との間に充分大きな摩擦力が作用し、完全に一体化する。このとき、タービンシャフト３とサンギヤ延出部５０とが一体回転し、完全なトルク伝達がなされる。すなわち多板式クラッチ１０の締結が完了する。
Further, when the clutch hydraulic pressure Pc becomes sufficiently high and a sufficiently large pressing force is applied to the
次に、バランスピストン１５と油圧バランス室１８の作用について説明する。クラッチドラム１１はタービンシャフト３と一体回転しているので、油圧室１２内の作動油には、タービンシャフト３の回転速度に応じた遠心油圧が作用する。遠心油圧は、遠心力によって発生する付加的な油圧である。この遠心油圧によって、受圧面２１に作用する平均油圧は、クラッチ油圧供給部７７での制御圧よりも高くなる。遠心油圧はクラッチドラム１１の回転速度が高くなるほど増大し、高精度の制御を行う上で無視できないものである。そこで、遠心油圧が発生しないようにしたり、発生しても事実上その影響を受けないようにしたりする技術が知られている。バランスピストン１５および油圧バランス室１８は、後者に属する公知の技術である。
Next, the operation of the
油圧バランス室１８に潤滑油の一部（以下バランス油と称する）が導入されると、バランス油にも遠心油圧が作用する。つまり受圧面２１には、受圧面２１と、その裏面の両面から遠心油圧が作用することになる。油圧バランス室１８に作用する遠心油圧による押圧力と、受圧面２１に作用する遠心油圧による押圧力とが殆ど相殺されるので、クラッチピストン２０は遠心油圧が作用していない場合と略同等の動作を行う。これによって、複雑な遠心油圧の影響を排除し、高精度の制御を行うことができる。
When a part of lubricating oil (hereinafter referred to as balance oil) is introduced into the
次に、クラッチピストン２０のストローク量と油圧室１２に導入される作動油量について説明する。
Next, the stroke amount of the
図３は、油圧室１２に導入される作動油の、体積増分ΔＶの概念を示す説明図である。ここでは、シリンダ部１１ａを完全な円筒とし、またクラッチピストン２０も平坦な円板であると簡略化している。図３は、クラッチピストン２０が右上から左下に向かってストロークする場合を示している。体積増分ΔＶは、クラッチピストン２０がストローク開始前に油圧室１２に作動油が満たされてから、ストロークが完了するまでの間の作動油体積の増分である。
FIG. 3 is an explanatory diagram showing the concept of volume increment ΔV of the hydraulic oil introduced into the
第１皿バネ部材２２ａが内周側ストローク量規制部１５ａに当接するまでの内周側のストローク量はＬ１である。そして外周側のストローク量は、それよりもさらに皿バネ撓み量Ｌ２だけ長いＬ３である。
The stroke amount on the inner peripheral side until the first disc spring member 22a comes into contact with the inner peripheral stroke
ここで、体積Ｖ１を、クラッチピストン２０が内周側ストローク量Ｌ１だけストロークしたときの体積増分とすると、体積Ｖ１は、高さＬ１の円筒の体積となる。また体積Ｖ２を、クラッチピストン２０の外周側がさらに外周側ストローク量Ｌ３までストロークしたときの体積増分とすると、体積Ｖ２は、高さＬ２の円筒をストローク後期になるほど内径が大となるように切り欠いた形状の体積となる。そして、体積増分ΔＶは体積Ｖ１と体積Ｖ２との和となる。すなわちΔＶ＝Ｖ１＋Ｖ２である。
Here, if the volume V1 is a volume increment when the
ここで、高さＬ２の円筒の体積をＶ２＋Ｖ３とすると、Ｖ１＋Ｖ２＋Ｖ３（＝ΔＶ＋Ｖ３）は、内周側、外周側ともに外周側ストローク量Ｌ３だけストロークした場合、すなわち従来構造における体積増分に相当する。つまり当実施形態では、内周側ストローク量Ｌ１を、外周側ストローク量Ｌ３よりも皿バネ撓み量Ｌ２だけ短くすることによって、従来構造に対して体積増分ΔＶを体積Ｖ３だけ削減しているのである。体積Ｖ３は、体積（Ｖ２＋Ｖ３）の１／３〜１／２（内外径の比率によって変わる）である。 Here, assuming that the volume of the cylinder having the height L2 is V2 + V3, V1 + V2 + V3 (= ΔV + V3) corresponds to the case where the inner side and the outer side are stroked by the outer stroke amount L3, that is, the volume increment in the conventional structure. That is, in this embodiment, the volume increment ΔV is reduced by the volume V3 with respect to the conventional structure by making the inner stroke amount L1 shorter than the outer stroke amount L3 by the disc spring deflection amount L2. . The volume V3 is 1/3 to 1/2 of the volume (V2 + V3) (depending on the ratio of the inner and outer diameters).
次に、体積増分ΔＶの削減がクラッチ油圧特性に与える効果について説明する。図４は、変速時のクラッチ油圧特性を示すグラフである。横軸に時間ｔ、縦軸にクラッチ油圧Ｐｃを示す。 Next, the effect of reducing the volume increment ΔV on the clutch hydraulic pressure characteristics will be described. FIG. 4 is a graph showing clutch hydraulic pressure characteristics at the time of shifting. The horizontal axis represents time t, and the vertical axis represents the clutch hydraulic pressure Pc.
時系列を追ってクラッチ油圧Ｐｃの変化を説明すると、まず時点０で図外のコントロールバルブからクラッチ油圧供給部７７及びオイル導入孔１３を経由して油圧室１２へ作動油が供給され始める。時点ｔ１で油圧室１２が作動油で満たされ、クラッチ油圧Ｐｃの上昇が開始する。時点ｔ２でクラッチ油圧Ｐｃがリターンスプリング４５の付勢力および内周側シール部２６や外周側シール部２７の摺動抵抗に打ち勝つ力に相当する油圧となり、クラッチピストン２０のストロークが開始する。
The change in the clutch oil pressure Pc will be described in time series. First, at
クラッチピストン２０のストロークが開始する時点ｔ２以降、クラッチ油圧Ｐｃの上昇が一時的に緩慢になる。これは、クラッチピストン２０のストロークによって油圧室１２の容積が増大することによる一種のアキュームレータ作用である。時点ｔ３においてクラッチピストン２０のストロークが完了する（クラッチ油圧Ｐｃ＝Ｐ１）。クラッチピストン２０がストロークしている時点ｔ２から時点ｔ３までが油圧棚時間ｔｍとなる。
After the time point t2 when the stroke of the
時点ｔ３以降、再びクラッチ油圧Ｐｃは急速に上昇する。そしてクラッチ油圧Ｐｃが所定の圧力となった時点ｔ４で、図外のアキュームレータが作動し始める。アキュームレータは公知の機構なので詳細な説明を省略するが、クラッチ油圧Ｐｃの上昇に伴ってクラッチ油圧供給部７７に至る油路体積を増大させ、クラッチ油圧Ｐｃの上昇を緩慢にする。アキュームレータの効果によってプレート３５とクラッチディスク３０との急激な締結が防止され、変速ショックが緩和される。そして時点ｔ５において締結が完了し、変速が完了する。その後は時点ｔ６でアキュームレータの作動が完了し、時点ｔ７でクラッチ油圧Ｐｃが充分な高さのライン圧まで上昇する。
After time t3, the clutch hydraulic pressure Pc rapidly increases again. Then, at the time t4 when the clutch hydraulic pressure Pc becomes a predetermined pressure, the accumulator (not shown) starts to operate. Since the accumulator is a known mechanism, a detailed description thereof is omitted, but as the clutch hydraulic pressure Pc increases, the volume of the oil passage reaching the clutch hydraulic
ここで、微係合制御について説明する。微係合制御は、変速開始前に予めクラッチ油圧Ｐｃを油圧Ｐ１乃至はそれより若干小さな油圧としておき、クラッチピストン２０を、そのストローク後半から終盤付近にまで作動させて微係合状態にしておく制御である。微係合制御によると、変速開始前に時点０〜時点ｔ３のプロセスを殆ど完了させておくことができるので、変速開始時点で直ちに時点ｔ３付近以降のプロセスに入ることができる。すなわち時点０〜略時点ｔ３までの時間が短縮されるので、特に素早い締結が要求される場合に効果的な制御である。
Here, the fine engagement control will be described. In the fine engagement control, the clutch hydraulic pressure Pc is set to the hydraulic pressure P1 or slightly lower than the hydraulic pressure P1 in advance before the start of shifting, and the
図４には、比較のために、従来構造（内周側も外周側ストローク量Ｌ３だけストロークするもの）のクラッチ油圧特性を二点差線で示す。またその場合の時点ｔ３，ｔ５に相当する時点をそれぞれ時点ｔ３’，ｔ５’で示す。上述のように当実施形態では、従来構造に対して体積増分ΔＶが体積Ｖ３だけ削減されているので、その分、油圧棚時間ｔｍが時間Δｔ（＝ｔ３’−ｔ３）だけ短縮されている。それに伴い、多板式クラッチ１０の締結が完了する時点ｔ５も、時間Δｔだけ短縮されている。すなわち、体積増分ΔＶの削減によって、多板式クラッチ１０の締結応答性が高められるという顕著な効果を奏している。 For comparison, FIG. 4 shows a clutch hydraulic pressure characteristic of a conventional structure (in which the inner peripheral side also strokes by the outer peripheral stroke amount L3) by a two-dotted line. In addition, time points corresponding to the time points t3 and t5 in this case are indicated by time points t3 'and t5', respectively. As described above, in the present embodiment, since the volume increment ΔV is reduced by the volume V3 with respect to the conventional structure, the hydraulic shelf time tm is shortened by the time Δt (= t3′−t3) accordingly. Accordingly, the time t5 when the engagement of the multi-plate clutch 10 is completed is also shortened by the time Δt. That is, the remarkable effect that the engagement responsiveness of the multi-plate clutch 10 is improved by reducing the volume increment ΔV is achieved.
しかも、クラッチピストン２０の外周側に設けられた押圧部２９のストローク量は、外周側ストローク量Ｌ３という充分な長さが確保されているので、クラッチピストン２０の解放時にクラッチの引きずり現象が起きる懸念もない。さらに、プレート３５とクラッチディスク３０とのクリアランスがなくなってから締結が完了するまでの、エネルギー吸収に要する時間は短縮していない（ｔ５−ｔ３＝ｔ５’−ｔ３’）ので、変速ショックが悪化することもなく、高いシフトクォリティを維持したまま締結応答性を高めることができる。
In addition, since the stroke amount of the
また油圧棚時間ｔｍを短縮すると、そのばらつきも低減されるので、結果的に締結タイミングのばらつきも低減することができる。従って、例えば他のクラッチ等の解放と略同時に締結を行うような場合、より適切なタイミングで互いの動作を同期させることができ、変速ショックのばらつきを低減することができる。つまりシフトクォリティを高めることができる。 Further, when the hydraulic shelf time tm is shortened, the variation thereof is also reduced, and as a result, the variation in the fastening timing can also be reduced. Therefore, for example, when the engagement is performed substantially simultaneously with the release of other clutches, the operations can be synchronized with each other at a more appropriate timing, and variation in shift shock can be reduced. That is, the shift quality can be increased.
また微係合制御を行う場合、クラッチピストン２０のストロークが後半ないし終盤付近にある状態から、より素早くストローク完了状態にすることができるので、応答性の向上と締結タイミングのばらつき低減を図ることができる。
In addition, when performing fine engagement control, the stroke of the
さらに、クラッチピストン２０のストローク後半では、外周側のみがストロークしている状態となる。そのため、内周側シール部２６における摺動抵抗が発生しない。つまりクラッチピストン２０のストローク後半では、クラッチピストンが平行移動する従来構造よりもクラッチピストン２０の摺動抵抗を低減することができる。クラッチピストン２０の摺動抵抗が大きいと、その分、油圧室１２の油圧を高める必要があり、変速ショックの増大を招き易いが、その摺動抵抗を低減することにより、さらに変速ショックの改善に寄与することができる。
Further, in the latter half of the stroke of the
また当実施形態では、内周側ストローク量規制部１５ａによって内周側ストローク量Ｌ１を外周側ストローク量Ｌ３よりも短くすることにより体積増分ΔＶを削減しているが、そのストローク差を、皿バネ撓み量Ｌ２で吸収している。すなわち、クラッチピストン２０の受圧面２１を皿バネ部材２２で構成し、内周側ストローク量規制部１５ａを設けるだけの簡単な構造で体積増分ΔＶの大幅削減を実現している。
In this embodiment, the inner circumferential stroke
しかも、皿バネ部材２２を第１皿バネ部材２２ａ、第２皿バネ部材２２ｂ、第３皿バネ部材２２ｃという内外径の異なる３枚の皿バネを同心円上に配設して構成しているので、皿バネ部材１枚当たりの内外周ストローク差を小さくすることができる。従って、クラッチピストン２０をストロークさせた時の、各皿バネ部材の撓みによる内部応力を低減することができる。
In addition, the
また当実施形態では、第１皿バネ部材２２ａのストローク量を内周側ストローク量Ｌ１までに規制する内周側ストローク量規制部１５ａを、バランスピストン１５の一部を利用して構成している。こうすることにより、部品を新設することなく内周側ストローク量規制部１５ａを設けることができるので、構造を簡潔にし、部品点数の増大を抑制することができる。
In this embodiment, the inner peripheral stroke
次に、本発明に係る第２実施形態について説明する。図５は、第２実施形態における多板式クラッチ１０の断面図である。なお、以下の実施形態で参照する図において、第１実施形態と同一または同様の機能を有する構成要素には同一符号を付して示し、その重複説明を省略する。 Next, a second embodiment according to the present invention will be described. FIG. 5 is a cross-sectional view of the multi-plate clutch 10 in the second embodiment. In the drawings referred to in the following embodiments, components having the same or similar functions as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and redundant description thereof is omitted.
当実施形態における第１実施形態との主な相違点は、クラッチピストン６０の受圧面６１が１枚の皿バネ部材６２で構成されていること、及びリターンスプリングが設けられていないことである。またバランスピストン１５には内周側係止部１５ｂが形成されている。クラッチピストン６０は、その内周側で常時内周側係止部１５ｂに当接している。従って、クラッチピストン６０の内周側ストローク量は、実質上０である。
The main difference between the present embodiment and the first embodiment is that the
クラッチピストン６０は、内周側がストロークしないので、外周側ストローク量Ｌ４が、すなわち皿バネ部材６２の撓み量となる。この場合の体積増分ΔＶは、図３において体積Ｖ１に相当する部分が無く、全てが体積Ｖ２に相当する部分である。ここで、外周側ストローク量Ｌ３＝外周側ストローク量Ｌ４であれば、体積増分ΔＶの削減率は第１実施形態の場合よりも大となる。
Since the
この第２実施形態においても、第１実施形態と同様、クラッチの引きずり現象や変速ショックの悪化を伴うことなく、高いシフトクォリティを維持したまま締結応答性を高めることができる。また、変速ショックのばらつきを低減することができる。そして微係合制御時においても、応答性の向上と締結タイミングのばらつき低減を図ることができる。 In the second embodiment, as in the first embodiment, the engagement response can be improved while maintaining a high shift quality without causing the clutch drag phenomenon and the deterioration of the shift shock. Further, variation in shift shock can be reduced. Even during fine engagement control, it is possible to improve responsiveness and reduce variations in fastening timing.
さらに、クラッチピストン６０の内周側をストロークさせないことにより、内周側シール部２６における摺動抵抗が発生しない。つまりクラッチピストンが平行移動する従来構造よりもクラッチピストン６０の摺動抵抗を低減することができる。これによって、さらに変速ショックの改善に寄与することができる。
Further, since the inner peripheral side of the
また当実施形態では、内周側をストロークさせずに、外周側のみをストロークさせることにより体積増分ΔＶを削減しているが、その外周側ストロークを、皿バネ部材６２の撓みで吸収している。すなわち、クラッチピストン６０の受圧面６１を１枚の皿バネ部材６２で構成するという、第１実施形態よりもより簡単な構造で体積増分ΔＶの大幅削減を実現している。
Further, in this embodiment, the volume increment ΔV is reduced by stroking only the outer peripheral side without stroking the inner peripheral side, but the outer peripheral side stroke is absorbed by the deflection of the
また当実施形態では、油圧ピストンをストロークさせる際、内周側係止部１５ｂで内周側ストロークを規制しておき、皿バネ部材６２を撓ませて外周側だけをストロークさせることにより体積増分ΔＶを削減しているが、受圧面６１の外周側のストローク量を、皿バネ部材６２の撓みで作り出している。すなわち、受圧面６１を皿バネ部材６２で構成し、内周側係止部１５ｂを設けるだけの簡単な構造で体積増分ΔＶの大幅削減を実現している。
Further, in this embodiment, when the hydraulic piston is stroked, the inner peripheral side stroke is regulated by the inner peripheral
また当実施形態では、皿バネ部材６２の内周側ストロークを規制する内周側係止部１５ｂを、バランスピストン１５の一部を利用して構成している。こうすることにより、部品を新設することなく内周側係止部１５ｂを設けることができるので、構造を簡潔にし、部品点数の増大を抑制することができる。
Further, in the present embodiment, the inner peripheral
次に、本発明に係る第３実施形態について説明する。図６は、第３実施形態における多板式クラッチ９０の断面図である。 Next, a third embodiment according to the present invention will be described. FIG. 6 is a cross-sectional view of the multi-plate clutch 90 in the third embodiment.
当実施形態における第１実施形態との主な相違点は、クラッチドラム９１のシリンダ部９１ａに、２区画の油圧室、すなわち外周側の第１油圧室９２と内周側の第２油圧室９３とが設けられていることである（２ステージタイプ）。そして第１油圧室９２に連通する第１オイル導入孔１３ａと第２油圧室９３に連通する第２オイル導入孔１３ｂとが設けられており、図外のコントロールバルブから独立して作動油が供給される。第１オイル導入孔１３ａはシリンダ部９１ａ内の膨出部９４を貫通して設けられている。
The main difference between the present embodiment and the first embodiment is that the
また第２皿バネ部材２２ｂと第３皿バネ部材２２ｃとの接合部に区画シール部２５が設けられている。区画シール部２５は、第２皿バネ部材２２ｂと第３皿バネ部材２２ｃとを隙間なく接合するとともに、その一部がリップ形状となって膨出部９４の上面に当接するように延出されている。そして、その当接面において第１油圧室９２と第２油圧室９３とが区画されている。
A
また第２実施形態と同様、リターンスプリングが設けられておらず、第１皿バネ部材２２ａの内周側は内周側係止部１５ｂによってストロークが規制されている。
Similarly to the second embodiment, no return spring is provided, and the stroke of the inner peripheral side of the first disc spring member 22a is restricted by the inner peripheral
以上の構成により、第１油圧室９２に油圧をかけた場合はクラッチピストン９５の受圧面９６の外周側が押圧され、第２油圧室９３に油圧をかけた場合は受圧面９６の内周側が押圧される。そして第１油圧室９２と第２油圧室９３の両方に油圧をかけた場合には受圧面９６全体が押圧される。いずれの場合も受圧面９６の外周側がストロークする（外周側ストローク量Ｌ５）。
With the above configuration, when the hydraulic pressure is applied to the first
従って、第１実施形態および第２実施形態と同様、体積増分ΔＶの大幅削減によるクラッチの引きずり現象や変速ショックの悪化を伴うことなく、高いシフトクォリティを維持したまま締結応答性を高めることができる。また、変速ショックのばらつきを低減することができる。そして微係合制御時においても、応答性の向上と締結タイミングのばらつき低減を図ることができる。 Therefore, as in the first and second embodiments, the engagement response can be improved while maintaining a high shift quality without causing a clutch drag phenomenon due to a large reduction in the volume increment ΔV and a deterioration of the shift shock. . Further, variation in shift shock can be reduced. Even during fine engagement control, it is possible to improve responsiveness and reduce variations in fastening timing.
当実施形態では、上述のように使用する油圧室を切換えることができるが、使用する油圧室を切換えるということは受圧面９６の受圧面積を変更することに他ならない。そして受圧面積を変更することは、多板式クラッチ９０の伝達トルクのゲインを増減することでもある。
In this embodiment, the hydraulic chamber to be used can be switched as described above, but switching the hydraulic chamber to be used is nothing other than changing the pressure receiving area of the
伝達トルクのゲインとは、クラッチ油圧Ｐｃの増分に対する伝達トルクの増分である。他の条件が同じであれば、受圧面９６の受圧面積が大きいほどゲインは大きくなる。
The gain of the transmission torque is the increment of the transmission torque with respect to the increment of the clutch hydraulic pressure Pc. If other conditions are the same, the gain increases as the pressure receiving area of the
ゲインが大き過ぎると、クラッチ油圧Ｐｃのわずかな変動やばらつきによって伝達トルクが必要以上に大きく変動し、変速ショックを増大させる等の弊害を招く。逆にゲインが小さ過ぎると、必要な伝達トルクが充分得られなかったり、締結のタイミング遅れが増大したりする。何れもシフトクォリティを悪化させる要因となるので、伝達トルクのゲインは適正範囲内であることが望ましい。 If the gain is too large, the transmission torque will fluctuate more than necessary due to slight fluctuations and variations in the clutch oil pressure Pc, causing adverse effects such as an increase in shift shock. On the other hand, if the gain is too small, the necessary transmission torque cannot be obtained sufficiently, or the fastening timing delay increases. Since any of these causes deterioration of the shift quality, it is desirable that the gain of the transmission torque is within an appropriate range.
そこで当実施形態では、必要伝達トルクが比較的小さいときには第１油圧室９２にのみ油圧をかけ（逆に第２油圧室９３にのみ油圧をかけるようにしても良い）、ゲインを下げて変速ショックを向上させている。また微係合制御を行う場合にも、ゲインを小さくとることにより、微係合状態におけるクラッチ油圧Ｐｃのばらつきに対するクラッチピストン９５のストローク量のばらつきを低減している。一方、必要伝達トルクが比較的大きいときには第１油圧室９２と第２油圧室９３の両方に油圧をかけ、ゲインを上げて充分な伝達トルクで適正な締結タイミングが得られるようにしている。
Therefore, in this embodiment, when the required transmission torque is relatively small, only the first
このように、当実施形態によると、必要な締結トルクに応じた適正なゲインで多板式クラッチ９０を締結させることにより、より高いシフトクォリティを実現することができる。また微係合制御を行う場合、ゲインを下げることによって微係合状態におけるクラッチピストン９５のストローク量ばらつきを低減することができるので効果的である。
Thus, according to the present embodiment, higher shift quality can be realized by engaging the multi-plate clutch 90 with an appropriate gain according to the required engagement torque. Further, when performing fine engagement control, it is effective to reduce the stroke amount variation of the
次に、本発明に係る第４実施形態について説明する。図７は、第４実施形態における多板式クラッチ１００の断面図である。また図８は、図７のVIII−VIII線断面図である。 Next, a fourth embodiment according to the present invention will be described. FIG. 7 is a cross-sectional view of the multi-plate clutch 100 in the fourth embodiment. 8 is a cross-sectional view taken along line VIII-VIII in FIG.
当実施形態における第１実施形態との主な相違点は、自動ストローク量調整機構８０が設けられていることである。自動ストローク量調整機構８０は、クラッチディスク３０の摩擦材３１が摩耗しても、外周側ストローク量Ｌ８と内周側ストローク量Ｌ６との差（皿バネ撓み量Ｌ７）が所定値を越えないように自動的に調整する機構である。
The main difference between the present embodiment and the first embodiment is that an automatic stroke
自動ストローク量調整機構８０は油圧バランス室１８内に設けられている。その主要な構成は、リターンスプリング４５を支持する台座８２と、これを支持する台座支持部材８３と、台座支持部材８３を外周側に常時付勢するスプリング８４と、台座支持部材８３をガイドしつつスプリング８４を支持するホルダ８５と、押圧部２９と一体に形成され、摩擦材３１の摩耗状態に応じて台座支持部材８３を締結側に押圧する押圧部材８１とからなる。
The automatic stroke
図８に示すように、台座支持部材８３、スプリング８４及びホルダ８５は、これらを１セットとして、放射状等間隔に３箇所設けられている。各ホルダ８５はバランスピストン１５に固定されている。また押圧部材８１は屈曲円板状に成形されている。
As shown in FIG. 8, the
台座支持部材８３はホルダ８５にガイドされて、後述するラチェット部８６の規制範囲内で径方向に移動可能である。ラチェット部８６は台座支持部材８３とホルダ８５との摺接部に設けられている。ラチェット部８６は、台座支持部材８３の外周側から内周側へ、スプリング８４の付勢力よりも大なる力が作用したときには、台座支持部材８３の内周側への移動を規制しない。その内周側への移動量がラチェット部８６の１ピッチ（後述のピッチｋ１）を越える度にラチェット部８６が一段づつ進行する。一方、台座支持部材８３の外周側への移動は、そのときに台座支持部材８３が存在するピッチ内でのみ可能とする。
The
図７に示すように、台座支持部材８３の外周側には、クラッチピストン２０に対向し、回転軸に垂直な面に対して約４５度傾斜した斜面部８３ａが形成されている。この斜面部８３ａに沿って当接するように、台座８２には斜面部８２ａが形成されている。
As shown in FIG. 7, on the outer peripheral side of the
また押圧部材８１の台座支持部材８３に当面する部位には、台座８２の斜面部８２ａと同様の傾斜角を有する斜面部８１ａが形成されている。図７に示すように、斜面部８３ａと斜面部８１ａとは、クラッチピストン２０の解放時において、クリアランスＬ９を有している。クリアランスＬ９は、当初摩擦材３１の摩耗がない状態で、外周側ストローク量Ｌ８と略等しくなるように設定されている。
In addition, a sloped
また台座８２のクラッチピストン２０と対向する箇所には、内周側ストローク量規制部８２ｂが形成されている。内周側ストローク量規制部８２ｂは、クラッチピストン２０の内周側が所定量（内周側ストローク量Ｌ６）以上ストロークすることを規制するが、後述するようにクラッチピストン２０に作用する油圧が充分大きいときには、台座８２全体が締結側に移動することにより、更なるストロークも可能とする。
In addition, an inner peripheral stroke
次に、自動ストローク量調整機構８０の作動について説明する。クラッチピストン２０がストロークを開始すると、最初にリターンスプリング４５の付勢力に抗して、クラッチピストン２０は内周側、外周側ともに締結側に平行移動する。このとき、リターンスプリング４５の支持反力として台座８２は台座支持部材８３を締結側に押圧する。そして斜面部８３ａに作用する押圧力の分力として、台座支持部材８３は内周側に押圧される。しかし、スプリング８４の付勢力は、リターンスプリング４５の支持反力による押圧力よりも充分大きな値に設定されているので、台座支持部材８３が内周側に移動することはない。
Next, the operation of the automatic stroke
クラッチピストン２０のストローク量が内周側ストローク量Ｌ６に達すると、クラッチピストン２０は台座８２の内周側ストローク量規制部８２ｂに直接当接し、これを押圧する。
When the stroke amount of the
さらにクラッチピストン２０の外周側のストロークが進行し、その終盤付近までストロークしたとき、押圧部２９と一体に設けられた押圧部材８１の線端が台座支持部材８３に接近し、当接する。
Further, when the stroke on the outer peripheral side of the
当初の設定では、外周側ストローク量Ｌ８＝クリアランスＬ９となるように設定されているので、クラッチピストン２０のストロークが完了しても斜面部８１ａは斜面部８３ａに当接するだけで押圧はしない。しかし摩擦材３１の摩耗が進行すると、摩擦材３１とプレート３５とのクリアランスが増大するので、外周側ストローク量Ｌ８が長くなる。従って外周側ストロークの終盤付近で斜面部８１ａが斜面部８３ａに当接し、押圧を始める。そのときの押圧力は、押圧部材８１がクラッチピストン２０の外周側から延設されているために強く、その分力によってスプリング８４の付勢力に抗して台座支持部材８３を内周側に移動させるに充分な大きさである。
In the initial setting, the outer circumferential side stroke amount L8 is set to be the clearance L9. Therefore, even if the stroke of the
摩擦材３１の磨耗量が比較的少なく、台座支持部材８３の内周側への移動量がラチェット部８６のピッチｋ１未満の場合は、クラッチピストン２０が解放状態になったときに、スプリング８４の付勢力によって台座支持部材８３が元の位置に復帰する。
When the
しかし摩擦材３１の磨耗量が比較的多く、台座支持部材８３の内周側への移動量がラチェット部８６のピッチｋ１に達したとき、ラチェット部８６が１段進行する。ラチェット部８６が１段進行すると、クラッチピストン２０が解放状態になったとき、台座支持部材８３は元の位置よりピッチｋ１だけ内周側寄りに復帰する。従ってクリアランスＬ９はピッチｋ１だけ拡大する。また台座支持部材８３の移動によって台座８２もピッチｋ１だけ締結側に移動するので、内周側ストローク量Ｌ６もピッチｋ１だけ拡大する。
However, when the
摩擦材３１の摩耗の進行状況に応じて上記ラチェット部８６の進行が繰り返され、内周側ストローク量Ｌ６およびクリアランスＬ９は、順次段階的に拡大して行く。
The advancement of the
図９は、摩擦材の磨耗量ｔｗと内周側ストローク量Ｌ６、皿バネ撓み量Ｌ７、外周側ストローク量Ｌ８およびクリアランスＬ９との関係を示す概念図である。横軸に摩擦材の磨耗量ｔｗ、縦軸に各ストローク量等の長さを示す。但し、図を見易くするために、摩擦材の磨耗量ｔｗやピッチｋ１は、他の長さに対して誇張して示している。 FIG. 9 is a conceptual diagram showing the relationship between the friction material wear amount tw, the inner peripheral stroke amount L6, the disc spring deflection amount L7, the outer peripheral stroke amount L8, and the clearance L9. The horizontal axis indicates the friction material wear amount tw, and the vertical axis indicates the length of each stroke amount. However, in order to make the drawing easy to see, the friction material wear amount tw and the pitch k1 are exaggerated with respect to other lengths.
上述したように、摩擦材の磨耗量ｔｗが増大するに従って、外周側ストローク量Ｌ８も増大している。皿バネ撓み量Ｌ７＝外周側ストローク量Ｌ８−内周側ストローク量Ｌ６であるから、仮に自動ストローク量調整機構８０を用いず、内周側ストローク量が一定（図９に二点差線で示すＬ６’）であるとすると、外周側ストローク量Ｌ８の増大に伴い、同様に皿バネ撓み量Ｌ７も増大してしまう。例えば摩擦材の磨耗量ｔｗ＝ｔｗ１のとき、皿バネ撓み量Ｌ７’＝（距離Ｘ４―Ｘ１）であり、当初の値（距離Ｘ２−Ｘ１）よりも大きく増大している。 As described above, the outer circumferential stroke amount L8 increases as the friction material wear amount tw increases. Since the disc spring deflection amount L7 = outer peripheral stroke amount L8−inner peripheral stroke amount L6, the inner peripheral stroke amount is constant without using the automatic stroke adjustment mechanism 80 (L6 indicated by a two-dot difference line in FIG. 9). If it is'), as the outer peripheral stroke amount L8 increases, the conical spring deflection amount L7 also increases. For example, when the friction material wear amount tw = tw1, the disc spring deflection L7 '= (distance X4-X1), which is larger than the initial value (distance X2-X1).
しかし自動ストローク量調整機構８０によれば、内周側ストローク量Ｌ６が摩擦材の磨耗量ｔｗに応じて、ピッチｋ１づつ段階的に増大するので、皿バネ撓み量Ｌ７が、当初の値（距離Ｘ２−Ｘ１）よりもラチェット部８６のピッチｋ１を越えて増大することがない。例えば摩擦材の磨耗量ｔｗ＝ｔｗ１のとき、皿バネ撓み量Ｌ７＝（距離Ｘ４―Ｘ３）であり、（距離Ｘ２−Ｘ１＋ｋ１）よりも小さな値である。
However, according to the automatic stroke
以上説明したように、自動ストローク量調整機構８０によれば、摩擦材３１の摩耗によって外周側ストローク量と内周側ストローク量との差が拡大し過ぎることによる影響を排除することができる。例えば、内外周のストローク差が拡大しすぎると皿バネ部材２２の内部応力が増大する虞があるが、自動ストローク量調整機構８０によれば、そのような応力の増大を可及的に抑制することができる。
As described above, according to the automatic stroke
以上、本発明の各実施形態について説明したが、本発明は、上記の実施形態に限定されることなく、特許請求の範囲に記載した発明の範囲内で種々の変形が可能である。 The embodiments of the present invention have been described above. However, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications can be made within the scope of the invention described in the claims.
例えば、上記実施形態の多板式クラッチ１０、９０及び１００は、何れもタービンシャフト３とサンギヤ延出部５０とのトルク伝達を断続する多板式クラッチであるが、他の部材間に設けられてトルク伝達を断続する多板式クラッチに適用しても良い。また、例えばクラッチドラム１１に代えて変速機ケース等の固定物を用い、サンギヤ延出部５０を回転可能とするか固定要素とするかを切換える多板式ブレーキに適用しても良い。本発明を多板式ブレーキに適用した場合の微係合制御に相当する適用例に、坂道でフットブレーキをオフにしたとき、車両が不意に動くことのないように停止位置を維持するヒルホルダがある。
For example, the
皿バネ部材を分割して構成する場合、３分割に限らず２分割または４分割であっても良い。分割数が少ないほど構造を簡潔にすることができるという利点がある（第２実施形態のように１枚の皿バネ部材６２とするのが最も簡潔となる）。一方、分割数を増やすほど、１枚の皿バネ部材に作用する内部応力を低減することができるという利点がある。皿バネ部材の強度や形状、撓み量等に応じて適宜分割数を決定すれば良い。
When the disc spring member is divided and configured, it is not limited to three and may be divided into two or four. There is an advantage that the structure can be simplified as the number of divisions is smaller (the single
また皿バネ部材２２を３分割した第１実施形態ではリターンスプリング４５を設け、分割しない第２実施形態ではリターンスプリングを設けていないが、必ずしもそのようにする必要は無く、分割数に拘わらず適宜リターンスプリングの要否を決定して良い。リターンスプリングを設けた場合は、外周側ストローク量Ｌ３に対する皿バネ撓み量Ｌ２を短くすることができるので、皿バネ部材２２の内部応力を低減できるという利点がある。一方、リターンスプリングを設けない場合は、部品点数を削減し、構造を簡潔にできるという利点がある。
Further, in the first embodiment in which the
バランスピストン１５は必ずしも設ける必要はない。例えばクラッチドラム１１（または変速機ケース等の固定物）が非回転部材の場合、遠心油圧が発生しないので不要である。またクラッチドラム１１等が回転部材であっても、他の遠心油圧相殺手段を用いることによってバランスピストン１５を設けないようにしても良い。バランスピストン１５を設けない場合は、別途内周側ストローク量規制部１５ａや内周側係止部１５ｂに相当する部材（例えばバランスピストン１５において、内周側ストローク量規制部１５ａや内周側係止部１５ｂを含む部分を残して、それよりも外周側を切除したような部材）を設ければ良い。
The
１０ 多板式クラッチ（変速機の摩擦締結装置）
１１ クラッチドラム（回転ドラム）
１１ａ シリンダ部
１２ 油圧室
１５ バランスピストン
１５ａ 内周側ストローク量規制部（内周側ストローク量規制部材）
１５ｂ 内周側係止部（内周側係止部材）
１８ 油圧バランス室
２０ クラッチピストン（油圧ピストン）
２１ 受圧面
２２ 皿バネ部材
２２ａ 第１皿バネ部材（同心円上に配設された皿バネ部材）
２２ｂ 第２皿バネ部材（同心円上に配設された皿バネ部材）
２２ｃ 第３皿バネ部材（同心円上に配設された皿バネ部材）
２５ 区画シール部
２６ 内周側シール部
２７ 外周側シール部
３０ クラッチディスク（摩擦ディスク）
３５ プレート
６０ クラッチピストン（油圧ピストン）
６１ 受圧面
６２ 皿バネ部材
８０ 自動ストローク量調整機構
９０ 多板式クラッチ（変速機の摩擦締結装置）
９１ａ シリンダ部
９２ 第１油圧室（区画された油圧室）
９３ 第２油圧室（区画された油圧室）
９５ クラッチピストン
９６ 受圧面
１００ 多板式クラッチ（変速機の摩擦締結装置）
Ｌ１，Ｌ６ 内周側ストローク量
Ｌ３，Ｌ４，Ｌ５，Ｌ８ 外周側ストローク量
10. Multi-plate clutch (transmission friction fastening device)
11 Clutch drum (Rotating drum)
15b Inner peripheral side locking part (inner peripheral side locking member)
18
21 pressure-receiving
22b Second disc spring member (disc spring member disposed concentrically)
22c 3rd disc spring member (a disc spring member arranged on a concentric circle)
25
35
61 pressure-receiving
93 Second hydraulic chamber (partitioned hydraulic chamber)
95
L1, L6 Inner side stroke amount L3, L4, L5, L8 Outer side stroke amount
Claims (7)
上記摩擦ディスクおよびプレートの列設方向を軸方向とするシリンダ部と、
上記シリンダ部内に形成された油圧室と、
上記シリンダ部内に設けられ、外周側シール部と内周側シール部との間に形成された受圧面に上記油圧室の油圧を受けて上記シリンダ部の軸方向にストロークする油圧ピストンと、
上記油圧ピストンに設けられ、該油圧ピストンがストロークしたとき、上記摩擦ディスクと上記プレートとを押圧する押圧部とを備えた変速機の摩擦締結装置において、
上記押圧部が、上記油圧ピストンの外周側に設けられ、
上記油圧ピストンの上記受圧面の内周側ストローク量が、外周側ストローク量よりも短くなるように構成されていることを特徴とする変速機の摩擦締結装置。 A plurality of friction disks and plates arranged alternately so that their plate surfaces face each other;
A cylinder portion whose axial direction is the direction in which the friction disks and plates are arranged; and
A hydraulic chamber formed in the cylinder part;
A hydraulic piston which is provided in the cylinder part and receives the hydraulic pressure of the hydraulic chamber on a pressure receiving surface formed between the outer peripheral side seal part and the inner peripheral side seal part, and strokes in the axial direction of the cylinder part;
In a friction fastening device for a transmission, which is provided in the hydraulic piston and includes a pressing portion that presses the friction disk and the plate when the hydraulic piston strokes.
The pressing portion is provided on the outer peripheral side of the hydraulic piston,
A friction fastening device for a transmission, wherein an inner stroke of the pressure receiving surface of the hydraulic piston is configured to be shorter than an outer stroke.
該皿バネ部材の内周側ストローク量を、外周側ストローク量よりも短い所定値以内に規制する内周側ストローク量規制部材を備えることを特徴とする請求項１記載の変速機の摩擦締結装置。 The pressure receiving surface is constituted by a disc spring member,
2. The friction fastening device for a transmission according to claim 1, further comprising an inner circumferential stroke amount regulating member that regulates an inner circumferential stroke amount of the disc spring member within a predetermined value shorter than the outer circumferential stroke amount. .
該皿バネ部材の内周側のストロークを規制するように係止する内周側係止部材を備えることを特徴とする請求項１記載の変速機の摩擦締結装置。 The pressure receiving surface is constituted by a disc spring member,
2. The frictional engagement device for a transmission according to claim 1, further comprising an inner peripheral side locking member that locks so as to regulate a stroke on the inner peripheral side of the disc spring member.
上記油圧ピストンの上記受圧面の裏面側に、遠心油圧を相殺するためのバランスピストンで区画された油圧バランス室を備え、
上記内周側ストローク量規制部材または上記内周側係止部材が、上記バランスピストンの一部で構成されていることを特徴とする請求項２又は３記載の変速機の摩擦締結装置。 The cylinder part is a part of the rotating drum,
Provided on the back side of the pressure receiving surface of the hydraulic piston with a hydraulic balance chamber partitioned by a balance piston for canceling centrifugal hydraulic pressure,
4. The friction fastening device for a transmission according to claim 2, wherein the inner circumferential stroke amount regulating member or the inner circumferential locking member is constituted by a part of the balance piston.
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