JP2007315551A - Hydraulic clutch - Google Patents

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哲矢 森本
Tsunehiro Aida
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic clutch capable of stably controlling a friction engagement force without causing the enlargement of a device constitution. <P>SOLUTION: The hydraulic clutch 1 is equipped with a piston chamber 21 for generating a pushing force when pushing a drive plate 18 and a driven plate 19 by a clutch piston 12, and constituted so as to control the friction engagement force by a clutch oil pressure control valve (ECMV) 51 for controlling clutch oil pressure acting in the piston chamber 21. The hydraulic clutch 1 is further provided with a returning force generating hydraulic chamber 22 for generating a returning force against the pushing force, and a main hydraulic oil passage 37 for guiding main oil pressure from a hydraulic pump 50 to the returning force generating hydraulic chamber 22. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、例えばモータグレーダ等の作業車両の動力伝達系に介装される油圧クラッチに関するものである。   The present invention relates to a hydraulic clutch interposed in a power transmission system of a work vehicle such as a motor grader.

この種の油圧クラッチは、クラッチハブにスプライン嵌合されるドライブプレートと、クラッチドラムにスプライン嵌合されるドリブンプレートと、これらプレートをクラッチピストンにて押圧する際の押し力を発生させるピストン室とを備え、このピストン室に作用させるクラッチ油圧を制御するクラッチ油圧制御弁にて摩擦係合力が制御されるように構成されている。ここで、前記押し力に抗する戻し力を発生させる手段として、スプリングの付勢力を利用したものが知られている（例えば、特許文献１，２参照。）。   This type of hydraulic clutch includes a drive plate that is spline-fitted to a clutch hub, a driven plate that is spline-fitted to a clutch drum, and a piston chamber that generates a pressing force when the plates are pressed by a clutch piston. The frictional engagement force is controlled by a clutch hydraulic control valve that controls the clutch hydraulic pressure applied to the piston chamber. Here, as means for generating a return force that resists the pressing force, one using a biasing force of a spring is known (for example, see Patent Documents 1 and 2).

特開平８−１７０６５７号公報JP-A-8-170657 特開２００３−３０１８６１号公報Japanese Patent Laid-Open No. 2003-301861

前記従来の油圧クラッチにおいては、クラッチピストンに作用するスプリングの付勢力による戻し力と、クラッチピストンに作用するクラッチ油圧による押し力とがつり合ったときのクラッチ油圧が、摩擦係合力の制御を開始する上での初期クラッチ油圧となる。そして、この初期クラッチ油圧からの昇圧動作をクラッチ油圧制御弁にて制御することにより、摩擦係合力が制御されることになる。   In the conventional hydraulic clutch, the clutch hydraulic pressure when the return force due to the urging force of the spring acting on the clutch piston balances the pushing force due to the clutch hydraulic pressure acting on the clutch piston starts to control the friction engagement force. This is the initial clutch hydraulic pressure. Then, the friction engagement force is controlled by controlling the pressure increasing operation from the initial clutch oil pressure by the clutch oil pressure control valve.

しかしながら、クラッチピストンの戻し力をスプリングの付勢力により発生させる従来の油圧クラッチでは、構造上戻し力を大きくすることが困難なため、摩擦係合力の制御を開始する上での初期クラッチ油圧が、クラッチ油圧制御弁にて安定的に制御可能な油圧よりも低い油圧となり、摩擦係合力を制御するのに必要なクラッチ油圧範囲に、指令油圧に対する実油圧のばらつきの度合いが大きい油圧範囲が含まれることになって、摩擦係合力を安定的に制御することができないという問題点がある。特に、インチングクラッチとして使用する場合に、クラッチが繋がり始めるクラッチ油圧付近での摩擦係合力の微調整が困難となり、インチングのファインコントロールが難しいという問題点がある。なお、クラッチピストンに作用させる戻し力を実質的に大きくして前記初期クラッチ油圧を高めるために、より強力なスプリングを採用したり、スプリングの個数を増やしたりすることも考えられるが、この場合、スプリングを収容するためのスペースを大きくとる必要があり、装置構成の大型化を招くという問題点がある。また、クラッチピストンに作用させる戻し力を相対的に大きくして前記初期クラッチ油圧を高めるために、クラッチピストンの受圧面積を小さくすることも考えられるが、この場合、ドライブプレートとドリブンプレートの枚数を増やしてトルク容量を稼ぐ必要があり、やはり装置構成の大型化を招くという問題点がある。   However, in the conventional hydraulic clutch that generates the return force of the clutch piston by the urging force of the spring, it is difficult to increase the return force because of the structure. Therefore, the initial clutch oil pressure for starting the control of the friction engagement force is The clutch hydraulic pressure range that is lower than the hydraulic pressure that can be stably controlled by the clutch hydraulic control valve includes the hydraulic pressure range in which the degree of variation in the actual hydraulic pressure with respect to the command hydraulic pressure is large. As a result, there is a problem that the frictional engagement force cannot be stably controlled. In particular, when used as an inching clutch, it is difficult to finely adjust the frictional engagement force near the clutch hydraulic pressure at which the clutch starts to be engaged, and fine control of inching is difficult. In order to increase the initial clutch hydraulic pressure by substantially increasing the return force acting on the clutch piston, it may be possible to adopt a stronger spring or increase the number of springs. There is a problem that it is necessary to make a large space for accommodating the spring, which leads to an increase in the size of the apparatus configuration. In order to increase the initial clutch hydraulic pressure by relatively increasing the return force applied to the clutch piston, it is conceivable to reduce the pressure receiving area of the clutch piston. In this case, however, the number of drive plates and driven plates is reduced. There is a problem that it is necessary to increase the torque capacity to increase the size of the apparatus.

本発明は、このような問題点を解消するためになされたもので、装置構成の大型化を招くことなく、摩擦係合力を安定的に制御することのできる油圧クラッチを提供することを目的とするものである。   The present invention has been made to solve such a problem, and an object of the present invention is to provide a hydraulic clutch capable of stably controlling the frictional engagement force without increasing the size of the apparatus. To do.

前記目的を達成するために、本発明による油圧クラッチは、
摩擦係合要素としてのドライブプレートとドリブンプレートとをクラッチピストンにて押圧する際の押し力を発生させるピストン室を備え、このピストン室に作用させるクラッチ油圧を制御するクラッチ油圧制御弁にて摩擦係合力が制御されるように構成される油圧クラッチにおいて、
前記押し力に抗する戻し力を発生させる戻し力発生油圧室を設けるとともに、この戻し力発生油圧室に油圧ポンプからのメイン油圧を導くメイン油圧油路を設けることを特徴とするものである（第１発明）。 In order to achieve the above object, a hydraulic clutch according to the present invention comprises:
A piston chamber that generates a pressing force when the drive plate and the driven plate as friction engagement elements are pressed by a clutch piston is provided, and a frictional engagement is provided by a clutch hydraulic control valve that controls the clutch hydraulic pressure that acts on the piston chamber. In the hydraulic clutch configured to control the resultant force,
A return force generation hydraulic chamber that generates a return force against the pushing force is provided, and a main hydraulic oil passage that guides the main hydraulic pressure from the hydraulic pump is provided in the return force generation hydraulic chamber. First invention).

第１発明において、前記クラッチピストンおよび前記摩擦係合要素の内周側に、前記戻し力発生油圧室が形成されるとともに、この戻し力発生油圧室に前記メイン油圧が導入されることにより発生される前記戻し力の作用を受けて前記クラッチピストンを押し戻す戻し用ピストンが配置されるのが好ましい（第２発明）。   In the first invention, the return force generating hydraulic chamber is formed on the inner peripheral side of the clutch piston and the friction engagement element, and the main hydraulic pressure is introduced into the return force generating hydraulic chamber. It is preferable that a return piston that pushes back the clutch piston under the action of the return force is disposed (second invention).

第１発明において、前記摩擦係合要素の内周側に、前記戻し力発生油圧室が形成されるとともに、この戻し力発生油圧室に前記メイン油圧が導入されることにより発生される前記戻し力の作用を受けて前記クラッチピストンを押し戻す戻し用ピストンが配置されるのが好ましい（第３発明）。   In the first invention, the return force generating hydraulic chamber is formed on the inner peripheral side of the friction engagement element, and the return force generated by introducing the main hydraulic pressure into the return force generating hydraulic chamber. It is preferable to arrange a return piston that pushes back the clutch piston under the action of (3rd invention).

第１発明乃至第３発明において、前記油圧ポンプと前記メイン油圧油路との間に減圧弁が介挿されるのが好ましい（第４発明）。   In the first to third inventions, it is preferable that a pressure reducing valve is interposed between the hydraulic pump and the main hydraulic oil passage (fourth invention).

本発明によれば、クラッチピストンの押し力に抗する戻し力を発生させる戻し力発生油圧室が設けられるとともに、この戻し力発生油圧室に油圧ポンプからのメイン油圧が導かれるので、クラッチピストンの押し力とその押し力に抗する戻し力とがつり合う際のクラッチ油圧、つまり摩擦係合力の制御を開始する上での初期クラッチ油圧を、クラッチ油圧制御弁にて安定的に制御できる程度の高油圧とすることができる。したがって、摩擦係合力を制御するのに必要なクラッチ油圧範囲を、クラッチ油圧制御弁にて安定的に制御可能な油圧範囲と一致させることができるので、摩擦係合力を安定的に制御することが可能となる。また、クラッチピストンに対する戻し力は比較的高圧のメイン油圧により発生されるため、戻し力発生油圧室は小スペースでよく、装置構成の大型化を招くようなことはない。なお、本発明の油圧クラッチがインチングクラッチとして使用された場合には、クラッチが繋がり始めるクラッチ油圧付近での摩擦係合力の微調整が容易となり、良好なファインコントロール性能を得ることができる。   According to the present invention, the return force generation hydraulic chamber that generates the return force against the pushing force of the clutch piston is provided, and the main hydraulic pressure from the hydraulic pump is guided to the return force generation hydraulic chamber. The clutch hydraulic pressure when the pressing force and the return force against the pressing force are balanced, that is, the initial clutch hydraulic pressure for starting the control of the frictional engagement force is high enough to be controlled stably by the clutch hydraulic control valve. It can be hydraulic. Therefore, the clutch hydraulic pressure range necessary for controlling the friction engagement force can be matched with the hydraulic pressure range that can be stably controlled by the clutch hydraulic control valve, so that the friction engagement force can be stably controlled. It becomes possible. Further, since the return force to the clutch piston is generated by a relatively high main oil pressure, the return force generation hydraulic chamber may be a small space, and the size of the apparatus will not be increased. When the hydraulic clutch of the present invention is used as an inching clutch, fine adjustment of the frictional engagement force near the clutch hydraulic pressure at which the clutch starts to be engaged is facilitated, and good fine control performance can be obtained.

第２発明によれば、クラッチピストンに比べて受圧面積が小さくてよい受圧面積の戻し用ピストンが摩擦係合要素の内周側に収まる構造とされるので、摩擦係合要素の径を大きなものとしながら装置全体を小型化できるという効果がある。   According to the second aspect of the present invention, the return piston having a pressure receiving area which may be smaller than the clutch piston is configured to be accommodated on the inner peripheral side of the friction engagement element. However, there is an effect that the entire apparatus can be reduced in size.

第３発明の構成を採用することにより、装置構成の小型化を図ることができる。   By adopting the configuration of the third invention, it is possible to reduce the size of the device configuration.

第４発明の構成を採用することにより、油圧ポンプの駆動源が例えばエンジンである場合に、エンジン回転の影響による油圧変動が小さくなり、より安定した戻し力を得ることができる。   By adopting the configuration of the fourth aspect of the invention, when the drive source of the hydraulic pump is, for example, an engine, the hydraulic pressure fluctuation due to the influence of engine rotation is reduced, and a more stable return force can be obtained.

次に、本発明による油圧クラッチの具体的な実施の形態について、図面を参照しつつ説明する。なお、本実施形態は、例えばモータグレーダやホイールローダ等の作業車両に搭載される多軸式トランスミッションにおいて速度段切換クラッチとインチングクラッチとを兼用する油圧クラッチに本発明が適用された例である。   Next, specific embodiments of the hydraulic clutch according to the present invention will be described with reference to the drawings. The present embodiment is an example in which the present invention is applied to a hydraulic clutch that serves both as a speed stage switching clutch and an inching clutch in a multi-shaft transmission mounted on a work vehicle such as a motor grader or a wheel loader.

図１には本発明の一実施形態に係る油圧クラッチの縦断面図が、図２には同油圧クラッチの平面断面図が、図３には同油圧クラッチの要部拡大断面図が、それぞれ示されている。   FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a hydraulic clutch according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a plan sectional view of the hydraulic clutch, and FIG. 3 is an enlarged sectional view of essential parts of the hydraulic clutch. Has been.

図１に示される油圧クラッチ１は、図示されないトランスミッションケースにベアリング２，３を介して支承されるシャフト４と同軸心を成して一体的に配置される第１クラッチ部５および第２クラッチ部６を備えている。前記第１クラッチ部５は、前記シャフト４とそのシャフト４の一端部寄りにベアリング７を介して装着される第１ギヤ（高速ギヤ）８との間の動力伝達経路を接続または切断するものであり、前記第２クラッチ部６は、前記シャフト４とそのシャフト４の他端部寄りにベアリング９を介して装着される第２ギヤ（低速ギヤ）１０との間の動力伝達経路を接続または切断するものである。ここで、前記第１クラッチ部５と第２クラッチ部６とは、これらクラッチ部５，６の共通構成部材であって前記シャフト４の中間部にそのシャフト４と同軸心を成して一体的に固着される円盤状のクラッチピストンサポート１１を基準に図の左右方向に略対称構造を成し、またその作動も基本的に同じであるため、以下においては第１クラッチ部５の構造等を中心に説明することとし、第２クラッチ部６については図に「′」（ダッシュ）付きの同一符号を付すに留めてその構造等の説明を省略することとする。   A hydraulic clutch 1 shown in FIG. 1 includes a first clutch portion 5 and a second clutch portion that are integrally arranged coaxially with a shaft 4 supported by a transmission case (not shown) via bearings 2 and 3. 6 is provided. The first clutch portion 5 connects or disconnects a power transmission path between the shaft 4 and a first gear (high-speed gear) 8 that is mounted via a bearing 7 near one end portion of the shaft 4. The second clutch portion 6 connects or disconnects a power transmission path between the shaft 4 and a second gear (low-speed gear) 10 that is mounted via a bearing 9 near the other end of the shaft 4. To do. Here, the first clutch portion 5 and the second clutch portion 6 are common constituent members of the clutch portions 5 and 6 and are formed integrally with the shaft 4 at the intermediate portion of the shaft 4. Since the disk-like clutch piston support 11 fixed to the base has a substantially symmetrical structure in the left-right direction in the figure and its operation is basically the same, the structure of the first clutch portion 5 will be described below. The second clutch portion 6 will be described with the same reference numeral with “′” (dash) in the drawing, and description of the structure and the like will be omitted.

前記第１クラッチ部５は、前記クラッチピストンサポート１１の一端面に形成されたリング状溝に摺動自在に装着されるクラッチピストン１２と、前記クラッチピストンサポート１１の外周部に一体的に固着されるクラッチドラム１３と、このクラッチドラム１３の端部にスナップリングにより抜け止めされた状態で配置されるリテーニングプレート１４と、前記第１ギヤ８に一体結合されるクラッチハブ１５と、前記シャフト４にスナップリングにより位置決めが成された状態のスペーサ１６を介してそのシャフト４の軸線方向に摺動可能に装着される戻し用ピストン１７とを備えている。   The first clutch portion 5 is integrally fixed to a clutch piston 12 slidably mounted in a ring-shaped groove formed on one end surface of the clutch piston support 11 and an outer peripheral portion of the clutch piston support 11. A clutch drum 13, a retaining plate 14 disposed in a state where the clutch drum 13 is prevented from being detached by a snap ring, a clutch hub 15 integrally coupled to the first gear 8, and the shaft 4. And a return piston 17 slidably mounted in the axial direction of the shaft 4 through a spacer 16 in a state where the positioning is achieved by the snap ring.

前記クラッチピストン１２と前記リテーニングプレート１４との間には、金属板に摩擦材を張り合わせてなる複数のドライブプレート１８と、金属板よりなる複数のドリブンプレート１９とが交互に配置され、前記ドライブプレート１８は前記クラッチハブ１５に、前記ドリブンプレート１９は前記クラッチドラム１３にそれぞれスプライン嵌合され、いずれのプレート１８，１９もシャフト４の軸線方向にスライド可能に装着されている。ここで、隣接する前記ドリブンプレート１９の間にはウェーブスプリング２０が介挿されており、これらウェーブスプリング２０の付勢力がクラッチピストン１２の押し力に抗する戻し力として作用するようにされている。   Between the clutch piston 12 and the retaining plate 14, a plurality of drive plates 18 made of a metal plate and a plurality of driven plates 19 made of a metal plate are alternately arranged, and the drive The plate 18 is spline-fitted to the clutch hub 15, and the driven plate 19 is spline-fitted to the clutch drum 13. Both the plates 18 and 19 are slidably mounted in the axial direction of the shaft 4. Here, wave springs 20 are inserted between the adjacent driven plates 19 so that the urging force of these wave springs 20 acts as a return force against the pushing force of the clutch piston 12. .

前記クラッチピストン１２と前記クラッチピストンサポート１１との間には、前記ドライブプレート１８と前記ドリブンプレート１９とをクラッチピストン１２にて押圧する際の押し力を発生させるピストン室２１が区画形成されている。このピストン室２１に後述する電子コントロールモジュレーションバルブ（以下、「ＥＣＭＶ」という。）５１からのクラッチ油圧が作用すると、クラッチピストン１２が押動され、このクラッチピストン１２によりドライブプレート１８とドリブンプレート１９とが押圧されて両プレート１８，１９が摩擦係合される。これにより、第１ギヤ（高速ギヤ）８に入力された回転動力が第１クラッチ部５を介してシャフト４に伝達される。一方、ピストン室２１に作用していたクラッチ油圧が解放されると、ドライブプレート１８とドリブンプレート１９との摩擦係合が解除され、第１ギヤ（高速ギヤ）８からシャフト４に伝達されていた動力が第１クラッチ部５にて遮断される。   A piston chamber 21 is formed between the clutch piston 12 and the clutch piston support 11 to generate a pressing force when the drive plate 18 and the driven plate 19 are pressed by the clutch piston 12. . When clutch hydraulic pressure from an electronic control modulation valve (hereinafter referred to as “ECMV”) 51 described later is applied to the piston chamber 21, the clutch piston 12 is pushed, and the clutch piston 12 causes the drive plate 18 and the driven plate 19 to move. Is pressed and the plates 18 and 19 are frictionally engaged. Thus, the rotational power input to the first gear (high speed gear) 8 is transmitted to the shaft 4 via the first clutch portion 5. On the other hand, when the clutch hydraulic pressure acting on the piston chamber 21 is released, the frictional engagement between the drive plate 18 and the driven plate 19 is released, and the first gear (high speed gear) 8 is transmitted to the shaft 4. The power is cut off by the first clutch unit 5.

前記戻し用ピストン１７の他端部には、図３に示されるように、クラッチピストン１２の内周縁部に当接するように外側に張り出した外向きフランジ１７ａが設けられている。さらに、この戻し用ピストン１７の他端部には、シャフト４に近接するように内側に張り出した内向きフランジ１７ｂが設けられている。そして、この内向きフランジ１７ｂとスペーサ１６と戻し用ピストン１７の内周面とシャフト４の外周面とにより、クラッチピストン１２の押し力に抗する戻し力を発生させる戻し力発生油圧室２２が区画形成されている。この戻し力発生油圧室２２に後述するメイン油圧油路３７を介して導かれたメイン油圧が作用すると、戻し用ピストン１７がクラッチピストン１２の押動方向とは逆方向に押動され、クラッチピストン１２の押し力に抗する戻し力がそのクラッチピストン１２に与えられる。   As shown in FIG. 3, an outward flange 17 a projecting outward is provided at the other end of the return piston 17 so as to contact the inner peripheral edge of the clutch piston 12. Further, an inward flange 17 b that protrudes inward so as to be close to the shaft 4 is provided at the other end of the return piston 17. The inward flange 17b, the spacer 16, the inner peripheral surface of the return piston 17 and the outer peripheral surface of the shaft 4 define a return force generating hydraulic chamber 22 that generates a return force against the pushing force of the clutch piston 12. Is formed. When a main hydraulic pressure guided through a main hydraulic oil passage 37 described later is applied to the return force generating hydraulic chamber 22, the return piston 17 is pushed in a direction opposite to the pushing direction of the clutch piston 12, and the clutch piston A return force against the pressing force of 12 is applied to the clutch piston 12.

前記シャフト４の一端部には、第１ポート３１および第２ポート３２（図１参照）、並びに第３ポート３３および第４ポート３４（図２参照）がそれぞれ設けられている。図１に示されるように、前記第１ポート３１は、シャフト４およびクラッチピストンサポート１１の穿孔により形成されたクラッチ油圧油路３５を介してピストン室２１に接続され、前記第２ポート３２は、前記クラッチ油圧油路３５と同様にシャフト４およびクラッチピストンサポート１１の穿孔により形成されたクラッチ油圧油路３６を介してピストン室２１′に接続されている。一方、図２に示されるように、前記第３ポート３３は、シャフト４の穿孔により形成されたメイン油圧油路３７を介して戻し力発生油圧室２２，２２′に接続され、前記第４ポート３４は、前記メイン油圧油路３７と同様にシャフト４の穿孔により形成された潤滑油供給油路３８を介してシャフト４の所定個所に設けられる複数の潤滑油吐出ポート４０，４１，４２，４３に接続されている。なお、これら油路３５，３６，３７，３８はシャフト４の周方向に９０°ずつ位相をずらせるように配置されている。   A first port 31 and a second port 32 (see FIG. 1), and a third port 33 and a fourth port 34 (see FIG. 2) are provided at one end of the shaft 4, respectively. As shown in FIG. 1, the first port 31 is connected to the piston chamber 21 via a clutch hydraulic oil passage 35 formed by drilling the shaft 4 and the clutch piston support 11, and the second port 32 is Similarly to the clutch hydraulic oil passage 35, it is connected to the piston chamber 21 ′ via a clutch hydraulic oil passage 36 formed by drilling the shaft 4 and the clutch piston support 11. On the other hand, as shown in FIG. 2, the third port 33 is connected to the return force generating hydraulic chambers 22, 22 ′ via a main hydraulic oil passage 37 formed by drilling the shaft 4, and the fourth port 34 is a plurality of lubricating oil discharge ports 40, 41, 42, 43 provided at predetermined positions of the shaft 4 through a lubricating oil supply oil passage 38 formed by drilling the shaft 4, as in the main hydraulic oil passage 37. It is connected to the. These oil passages 35, 36, 37, and 38 are arranged so as to be shifted in phase by 90 ° in the circumferential direction of the shaft 4.

ここで、前記複数の潤滑油吐出ポート４０，４１，４２，４３のうち潤滑油吐出ポート４０，４３から吐出された潤滑油はベアリング７，９に供給されるようになっている（図２参照）。また、前記複数の潤滑油吐出ポート４０，４１，４２，４３のうち潤滑油吐出ポート４１から吐出された潤滑油は、スペーサ１６に設けられた孔１６ａ（図３参照）、戻し用ピストン１７に設けられた孔１７ｃ（図３参照）およびクラッチハブ１５に設けられた孔１５ａ（図３参照）を通ってドライブプレート１８およびドリブンプレート１９に供給され、その後、クラッチドラム１３に設けられた孔１３ａ（図３参照）を通って排出される（潤滑油吐出ポート４２から吐出された潤滑油についても同様）。   Here, the lubricating oil discharged from the lubricating oil discharge ports 40 and 43 among the plurality of lubricating oil discharge ports 40, 41, 42 and 43 is supplied to the bearings 7 and 9 (see FIG. 2). ). Of the plurality of lubricating oil discharge ports 40, 41, 42, 43, the lubricating oil discharged from the lubricating oil discharge port 41 passes through holes 16 a (see FIG. 3) provided in the spacer 16 and the return piston 17. The holes 17c (see FIG. 3) provided and the holes 15a (see FIG. 3) provided in the clutch hub 15 are supplied to the drive plate 18 and the driven plate 19, and then the holes 13a provided in the clutch drum 13 are provided. (Refer to FIG. 3) and is discharged (the same applies to the lubricating oil discharged from the lubricating oil discharge port 42).

図４には、本実施形態の油圧クラッチの油圧系統の回路図が示されている。   FIG. 4 shows a circuit diagram of a hydraulic system of the hydraulic clutch according to the present embodiment.

図４に示される油圧回路図において、前記第１ポート３１は第１クラッチ部５に対応して設けられるＥＣＭＶ５１を介して油圧ポンプ５０に接続されている。また、前記第２ポート３２は第２クラッチ部６に対応して設けられるＥＣＭＶ５２を介して油圧ポンプ５０に接続されている。さらに、前記第３ポート３３は油圧ポンプ５０に直接的に接続され、前記第４ポート３４はオイルクーラ５３およびトルクコンバータ５４を介して油圧ポンプ５０に接続されている。そして、油圧ポンプ５０がエンジン５５により駆動されてその油圧ポンプ５０から圧油が吐出されると、本油圧回路全体の最高圧力を規制するメインリリーフバルブ５６のセット圧に応じたメイン油圧が、ＥＣＭＶ５１，５２に作用し、また同メイン油圧が第３ポート３３からメイン油圧油路３７に導かれて戻し力発生油圧室２２，２２′に作用するようになっている。さらに、トルクコンバータ５４に流入する圧油の最高圧力を規制するトルクコンバータリリーフバルブ５７からリリーフされた油と、トルクコンバータ５４およびオイルクーラ５３を経由した油とが共に潤滑油として第４ポート３４に導かれるようになっている。なお、ＥＣＭＶ５１，５２が本発明における「クラッチ油圧制御弁」に相当する。   In the hydraulic circuit diagram shown in FIG. 4, the first port 31 is connected to a hydraulic pump 50 via an ECMV 51 provided corresponding to the first clutch portion 5. The second port 32 is connected to the hydraulic pump 50 through an ECMV 52 provided corresponding to the second clutch portion 6. Further, the third port 33 is directly connected to the hydraulic pump 50, and the fourth port 34 is connected to the hydraulic pump 50 via an oil cooler 53 and a torque converter 54. When the hydraulic pump 50 is driven by the engine 55 and pressure oil is discharged from the hydraulic pump 50, the main hydraulic pressure corresponding to the set pressure of the main relief valve 56 that regulates the maximum pressure of the entire hydraulic circuit is ECMV 51. , 52, and the main hydraulic pressure is guided from the third port 33 to the main hydraulic oil passage 37 and acts on the return force generating hydraulic chambers 22, 22 '. Furthermore, the oil released from the torque converter relief valve 57 that regulates the maximum pressure of the pressure oil flowing into the torque converter 54 and the oil that has passed through the torque converter 54 and the oil cooler 53 are both supplied to the fourth port 34 as lubricating oil. It has come to be guided. The ECMVs 51 and 52 correspond to the “clutch hydraulic control valve” in the present invention.

前記各ＥＣＭＶ５１，５２は、図５に示されるように、オリフィス６０に油の流れがあるときに開口して大流量を流す流量検出弁６１と、コントローラ６２からの指令電流に見合った調圧を行う電磁比例圧力制御弁６３とが組み合わされて構成されている。代表としてＥＣＭＶ５１においては、変速時にコントローラ６２から当該ＥＣＭＶ５１に入力される指令電流が例えば図６（ａ）に示されるように推移した場合、ピストン室２１に作用するクラッチ油圧が図６（ｂ）に示されるように変化される。すなわち、コントローラ６２からのトリガ電流が電磁比例圧力制御弁６３に入力されると、この電磁比例圧力制御弁６３が開かれて、油圧ポンプ５０からの油がその電磁比例圧力制御弁６３およびオリフィス６０を通ってピストン室２１に充填される（図６中記号Ａ域）。オリフィス６０に油が流れると、このオリフィス６０の前後に差圧が生じるため、流量検出弁６１が開かれて、油圧ポンプ５０からの油がその流量検出弁６１およびオリフィス６０を通ってピストン室２１に充填される（図６中記号Ａ域）。ピストン室２１への油の流れがあるうちは、電磁比例圧力制御弁６３に入力される指令電流値を初期圧指令電流（Ｉ１）レベルにまで下げても流量検出弁６１は開き続けるので、油圧ポンプ５０からの油がピストン室２１に急速に充填される（図６中記号Ｂ域）。そして、ピストン室２１に油が充満されると、ピストン室２１への油の流れがなくなるので、オリフィス６０の前後の差圧がなくなる。これにより、流量検出弁６１は閉じられると共にその流量検出弁６１のスプールがフィルスイッチ６４に接触され、このフィルスイッチ６４からのフィリング完了を示すフィル信号がコントローラ６２に入力される（図６中記号Ｂ域）。その後、電磁比例圧力制御弁６３に加える指令電流を制御することにより、クラッチ油圧が制御され（図６中記号Ｃ域）、このクラッチ油圧がピストン室２１に作用して変速時における摩擦係合力が制御される。   As shown in FIG. 5, each of the ECMVs 51 and 52 opens a flow rate when the oil flows through the orifice 60 to flow a large flow rate, and adjusts pressure corresponding to the command current from the controller 62. The electromagnetic proportional pressure control valve 63 to be performed is combined. As a representative example, in the ECMV 51, when the command current input from the controller 62 to the ECMV 51 at the time of shifting changes as shown in FIG. 6A, for example, the clutch hydraulic pressure acting on the piston chamber 21 is shown in FIG. Will be changed as shown. That is, when the trigger current from the controller 62 is input to the electromagnetic proportional pressure control valve 63, the electromagnetic proportional pressure control valve 63 is opened, and the oil from the hydraulic pump 50 is supplied with the electromagnetic proportional pressure control valve 63 and the orifice 60. And is filled into the piston chamber 21 (symbol A in FIG. 6). When oil flows through the orifice 60, a differential pressure is generated before and after the orifice 60, so that the flow rate detection valve 61 is opened, and the oil from the hydraulic pump 50 passes through the flow rate detection valve 61 and the orifice 60 and the piston chamber 21. (Symbol A area in FIG. 6). As long as there is an oil flow to the piston chamber 21, the flow rate detection valve 61 continues to open even if the command current value input to the electromagnetic proportional pressure control valve 63 is lowered to the initial pressure command current (I1) level. The oil from the pump 50 is rapidly filled into the piston chamber 21 (the symbol B area in FIG. 6). When the piston chamber 21 is filled with oil, there is no oil flow to the piston chamber 21, so there is no differential pressure across the orifice 60. As a result, the flow rate detection valve 61 is closed and the spool of the flow rate detection valve 61 is brought into contact with the fill switch 64, and a fill signal indicating completion of filling from the fill switch 64 is input to the controller 62 (symbol in FIG. 6). B area). Thereafter, by controlling the command current applied to the electromagnetic proportional pressure control valve 63, the clutch hydraulic pressure is controlled (indicated by symbol C in FIG. 6), and this clutch hydraulic pressure acts on the piston chamber 21 so that the frictional engagement force at the time of shifting is increased. Be controlled.

前記コントローラ６２は、中央演算処理装置（ＣＰＵ）や、所定プログラムおよび各種データを記憶するメモリ、その他の周辺回路等よりなるマイクロコンピュータを主体に構成されている。このコントローラ６２にはインチングペダル６５の基準位置からの操作量θを検出するポテンショメータ６６からの検出信号が入力されるようになっており、コントローラ６２は、ポテンショメータ６６で検出された操作量θと、メモリに予め記憶されているインチングペダル６５の操作量θと指令電流Ｉとの関係（図７参照）とに基づいて、ＥＣＭＶ５１，５２に対する指令電流値を演算し、その演算結果に応じた指令電流を出力する。ＥＣＭＶ５１はコントローラ６２からの指令電流に応じたクラッチ油圧を生成して第１ポート３１に出力する。また、ＥＣＭＶ５２も同様にコントローラ６２からの指令電流に応じたクラッチ油圧を生成して第２ポート３２に出力する。こうして、インチングペダル６５の操作量θに応じたクラッチ油圧が第１ポート３１もしくは第２ポート３２からクラッチ油圧油路３５もしくはクラッチ油圧油路３６に導かれてピストン室２１もしくはピストン室２１′に作用してインチング操作時における摩擦係合力が制御される。   The controller 62 is mainly composed of a microcomputer including a central processing unit (CPU), a memory for storing predetermined programs and various data, and other peripheral circuits. A detection signal from a potentiometer 66 that detects an operation amount θ from the reference position of the inching pedal 65 is input to the controller 62. The controller 62 receives the operation amount θ detected by the potentiometer 66, and Based on the relationship between the operation amount θ of the inching pedal 65 stored in advance in the memory and the command current I (see FIG. 7), the command current value for the ECMVs 51 and 52 is calculated, and the command current corresponding to the calculation result is calculated. Is output. The ECMV 51 generates a clutch hydraulic pressure corresponding to the command current from the controller 62 and outputs it to the first port 31. Similarly, the ECMV 52 generates a clutch hydraulic pressure corresponding to the command current from the controller 62 and outputs it to the second port 32. Thus, the clutch hydraulic pressure corresponding to the operation amount θ of the inching pedal 65 is guided from the first port 31 or the second port 32 to the clutch hydraulic fluid passage 35 or the clutch hydraulic fluid passage 36 and acts on the piston chamber 21 or the piston chamber 21 ′. Thus, the frictional engagement force during the inching operation is controlled.

ここで、インチングペダル６５の操作に伴う第１クラッチ部５の摩擦係合状態の変化を代表例として図７を参照しつつ以下に説明すると、まず、インチングペダル６５の操作量θが零からθ１の範囲にあるときには、コントローラ６２からの指令電流がＩ３とされ、これに伴いクラッチ油圧がＰ３とされて、第１クラッチ部５が完全に接続された状態とされる。インチングペダル６５の操作量θがθ２であるときには、コントローラ６２からの指令電流がＩ２とされ、これに伴いクラッチ油圧がＰ２とされて、第１クラッチ部５の滑動が開始される。インチングペダル６５の操作量θがθ２からθ３に向けて増加するに伴い、コントローラ６２からの指令電流がＩ２からＩ１に向けて漸減され、これに伴いクラッチ油圧がＰ２からＰ１に向けて漸減されて、第１クラッチ部５が動力伝達可能に滑動される所謂半クラッチ状態とされる。そして、インチングペダル６５の操作量θが最大操作量θ３に至ると、コントローラ６２からの指令電流がＩ１とされ、これに伴いクラッチ油圧がＰ１とされて、第１クラッチ部５が完全に切断された状態とされる。   Here, a change in the friction engagement state of the first clutch portion 5 accompanying the operation of the inching pedal 65 will be described below with reference to FIG. 7 as a representative example. First, the operation amount θ of the inching pedal 65 is changed from zero to θ1. In this range, the command current from the controller 62 is set to I3, and accordingly, the clutch hydraulic pressure is set to P3, so that the first clutch portion 5 is completely connected. When the operation amount θ of the inching pedal 65 is θ2, the command current from the controller 62 is set to I2, and accordingly, the clutch hydraulic pressure is set to P2, and the sliding of the first clutch portion 5 is started. As the operation amount θ of the inching pedal 65 increases from θ2 to θ3, the command current from the controller 62 is gradually decreased from I2 to I1, and accordingly, the clutch hydraulic pressure is gradually decreased from P2 to P1. The first clutch portion 5 is slid so that power can be transmitted. When the operation amount θ of the inching pedal 65 reaches the maximum operation amount θ3, the command current from the controller 62 is set to I1, and accordingly, the clutch hydraulic pressure is set to P1, and the first clutch portion 5 is completely disconnected. It is assumed that

以上に述べたような油圧クラッチ１においては、クラッチピストン１２の受圧面積とピストン室２１に作用するクラッチ油圧とによってクラッチピストン１２による押し力ＰＦが決定される。また、戻し用ピストン１７の受圧面積と戻し力発生油圧室２２に作用するメイン油圧とによって戻し用ピストン１７による戻し力ＲＦ１が決定される。また、ウェーブスプリング２０の個数とばね定数によってウェーブスプリング２０による戻し力ＲＦ２が決定される。   In the hydraulic clutch 1 as described above, the pressing force PF by the clutch piston 12 is determined by the pressure receiving area of the clutch piston 12 and the clutch hydraulic pressure acting on the piston chamber 21. Further, the return force RF1 by the return piston 17 is determined by the pressure receiving area of the return piston 17 and the main hydraulic pressure acting on the return force generating hydraulic chamber 22. Further, the return force RF2 by the wave spring 20 is determined by the number of the wave springs 20 and the spring constant.

前記戻し力発生油圧室２２には、メインリリーフバルブ５６のセット圧に応じた油圧ポンプ５０からのメイン油圧が第３ポート３３からメイン油圧油路３７を介して常に導かれている（図４参照）。このため、クラッチピストン１２には、戻し用ピストン１７による戻し力ＲＦ１が常に作用する。さらに、クラッチピストン１２には、その戻し力ＲＦ１に加えてウェーブスプリング２０による戻し力ＲＦ２が作用する。そして、クラッチピストン１２による押し力ＰＦと前記各戻し力の和（ＲＦ１＋ＲＦ２）とがつり合う際のクラッチ油圧、つまり摩擦係合力の制御を開始する上での初期クラッチ油圧Ｐ１（図６（ｂ）および図７参照）を、ＥＣＭＶ５１で安定的に制御できる程度の高油圧となるように、クラッチピストン１２と戻し用ピストン１７との受圧面積比が設定される。   Main hydraulic pressure from the hydraulic pump 50 corresponding to the set pressure of the main relief valve 56 is always guided to the return force generating hydraulic chamber 22 from the third port 33 via the main hydraulic oil passage 37 (see FIG. 4). ). For this reason, the return force RF1 by the return piston 17 always acts on the clutch piston 12. Further, in addition to the return force RF1, a return force RF2 by the wave spring 20 acts on the clutch piston 12. Then, the clutch hydraulic pressure when the pressing force PF by the clutch piston 12 and the sum of the return forces (RF1 + RF2) are balanced, that is, the initial clutch hydraulic pressure P1 for starting the control of the frictional engagement force (FIG. 6B and FIG. The pressure receiving area ratio between the clutch piston 12 and the return piston 17 is set so that the hydraulic pressure is high enough to be stably controlled by the ECMV 51.

こうして、摩擦係合力を制御するのに必要なクラッチ油圧範囲Ｐ１〜Ｐ３（図６（ｂ）および図７参照）をＥＣＭＶ５１にて安定的に制御可能な油圧範囲と一致させることができ、摩擦係合力を安定的に制御することができる。   Thus, the clutch hydraulic pressure ranges P1 to P3 (see FIG. 6B and FIG. 7) necessary for controlling the friction engagement force can be matched with the hydraulic pressure range that can be stably controlled by the ECMV 51. The resultant force can be controlled stably.

また、前記戻し用ピストン１７による戻し力ＲＦ１は、戻し力発生油圧室２２に比較的高圧のメイン油圧が導かれることによって発生されるため、戻し力発生油圧室２２が小スペースにても大きな戻し力となる。このため、ウェーブスプリング２０による戻し力ＲＦ２は補助的なものでよく、コンパクトな仕様のウェーブスプリング２０を採用することができて、配置スペースを小さく抑えることができる。また、クラッチピストン１２の受圧面積も必要以上に小さくする必要もないことから、必要トルク容量に応じてドライブプレート１８とドリブンプレート１９の枚数を必要最小限に抑えることができる。したがって、装置構成の大型化を招くようなことはない。   Further, the return force RF1 generated by the return piston 17 is generated when a relatively high pressure main hydraulic pressure is introduced to the return force generating hydraulic chamber 22, so that the return force generating hydraulic chamber 22 can be greatly returned even if the return force generating hydraulic chamber 22 is in a small space. It becomes power. For this reason, the return force RF2 by the wave spring 20 may be auxiliary, and the wave spring 20 having a compact specification can be adopted, and the arrangement space can be kept small. In addition, since the pressure receiving area of the clutch piston 12 does not need to be made smaller than necessary, the number of drive plates 18 and driven plates 19 can be minimized according to the required torque capacity. Therefore, the apparatus configuration is not increased in size.

さらに、本実施形態の油圧クラッチ１においては、クラッチピストン１２および摩擦係合要素（ドライブプレート１８、ドリブンプレート１９）の内周側に戻し用ピストン１７が配置され、この戻し用ピストン１７、スペーサ１６およびシャフト４にて戻し力発生油圧室２２が区画形成されている。こうして、クラッピストン１２に比べて受圧面積が小さくてよい受圧面積の戻し用ピストン１７が摩擦係合要素の内周側に収まる構造とされるので、摩擦係合要素の径を大きなものとしながら装置全体を小型化できるという利点がある。   Further, in the hydraulic clutch 1 of the present embodiment, the return piston 17 is disposed on the inner peripheral side of the clutch piston 12 and the friction engagement elements (drive plate 18, driven plate 19). A return force generating hydraulic chamber 22 is partitioned by the shaft 4. Thus, the return piston 17 having a pressure receiving area which may be smaller than that of the clap piston 12 is configured to be accommodated on the inner peripheral side of the friction engagement element. There is an advantage that the whole can be reduced in size.

また、インチング操作時において、インチングペダル６５の操作量θが最大操作量θ３よりやや手前の操作領域αに対応するクラッチ油圧領域β（図７参照）では、指令油圧に対する実油圧のばらつきがインチングのファインコントロール性能の良否に大きく影響するが、初期クラッチ油圧Ｐ１がＥＣＭＶ５１で安定的に制御できる程度の高油圧とされるので、指令油圧に対する実油圧のばらつきを小さく抑えることができ、良好なファインコントロール性能を得ることができる。   Further, during the inching operation, in the clutch hydraulic pressure region β (see FIG. 7) in which the operation amount θ of the inching pedal 65 corresponds to the operation region α slightly before the maximum operation amount θ3, the variation of the actual hydraulic pressure with respect to the command hydraulic pressure Although it greatly affects the quality of fine control performance, the initial clutch oil pressure P1 is set to a high oil pressure that can be stably controlled by ECMV51. Performance can be obtained.

図８には、本発明の他の実施形態に係る油圧クラッチの油圧系統の回路図が示されている。なお、先の実施形態と同一または同様のものについては図に同一符号を付してその詳細な説明を省略することとする。   FIG. 8 shows a circuit diagram of a hydraulic system of a hydraulic clutch according to another embodiment of the present invention. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to a figure about the same or similar thing as previous embodiment, and the detailed description shall be abbreviate | omitted.

本実施形態では、メインリリーフバルブ５６のセット圧が先の実施形態におけるセット圧よりも高く設定されるとともに、油圧ポンプ５０と第３ポート３３とを繋ぐ油路に減圧弁６７が介挿され、この減圧弁６７による減圧後の圧力値が先の実施形態におけるメイン油圧の圧力値と同程度となるようにされている。それ以外の点については先の実施形態と同様である。本実施形態によれば、先の実施形態と同様の作用効果を得ることができるのは勿論のこと、メインリリーフバルブ５６のセット圧に応じた油圧ポンプ５０からのメイン油圧そのものではなく、減圧弁６７により減圧させた後の油圧を第３ポート３３から戻し力発生油圧室２２に導くようにされているので、エンジン５５の回転変動の影響による油圧変動が小さくなり、より安定した戻し力ＲＦ１を得ることができて摩擦係合力をより安定的に制御することができる。   In this embodiment, the set pressure of the main relief valve 56 is set higher than the set pressure in the previous embodiment, and the pressure reducing valve 67 is inserted in the oil passage connecting the hydraulic pump 50 and the third port 33, The pressure value after the pressure reduction by the pressure reducing valve 67 is set to be approximately the same as the pressure value of the main hydraulic pressure in the previous embodiment. Other points are the same as in the previous embodiment. According to the present embodiment, it is possible to obtain the same effect as that of the previous embodiment, not to mention the main hydraulic pressure from the hydraulic pump 50 corresponding to the set pressure of the main relief valve 56, but the pressure reducing valve. Since the hydraulic pressure after depressurizing by 67 is guided from the third port 33 to the return force generating hydraulic chamber 22, the hydraulic pressure fluctuation due to the rotational fluctuation of the engine 55 is reduced, and a more stable return force RF1 is generated. Thus, the frictional engagement force can be controlled more stably.

本発明の一実施形態に係る油圧クラッチの縦断面図1 is a longitudinal sectional view of a hydraulic clutch according to an embodiment of the present invention. 本発明の一実施形態に係る油圧クラッチの平面断面図Plan sectional drawing of the hydraulic clutch which concerns on one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態に係る油圧クラッチの要部拡大断面図The principal part expanded sectional view of the hydraulic clutch which concerns on one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態に係る油圧クラッチの油圧系統の回路図1 is a circuit diagram of a hydraulic system of a hydraulic clutch according to an embodiment of the present invention. ＥＣＭＶの概略システム構成図Schematic system configuration diagram of ECMV 変速時の指令電流とクラッチ油圧とフィル信号の状態図State diagram of command current, clutch oil pressure and fill signal during gear shifting インチングペダル操作量と指令電流との関係を表わす図Diagram showing the relationship between inching pedal operation amount and command current 本発明の他の実施形態に係る油圧クラッチの油圧系統の回路図The circuit diagram of the hydraulic system of the hydraulic clutch which concerns on other embodiment of this invention.

符号の説明Explanation of symbols

１ 油圧クラッチ
５ 第１クラッチ部
６ 第２クラッチ部
１２，１２′ クラッチピストン
１８，１８′ ドライブプレート
１９，１９′ ドリブンプレート
２１，２１′ ピストン室
２２，２２′ 戻し力発生油圧室
３７ メイン油圧油路
５０ 油圧ポンプ
５１，５２ ＥＣＭＶ（クラッチ油圧制御弁）
６７ 減圧弁 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Hydraulic clutch 5 1st clutch part 6 2nd clutch part 12, 12 'Clutch piston 18, 18' Drive plate 19, 19 'Driven plate 21, 21' Piston chamber 22, 22 'Return force generation hydraulic chamber 37 Main hydraulic oil Path 50 Hydraulic pump 51, 52 ECMV (Clutch hydraulic control valve)
67 Pressure reducing valve

Claims (4)

摩擦係合要素としてのドライブプレートとドリブンプレートとをクラッチピストンにて押圧する際の押し力を発生させるピストン室を備え、このピストン室に作用させるクラッチ油圧を制御するクラッチ油圧制御弁にて摩擦係合力が制御されるように構成される油圧クラッチにおいて、
前記押し力に抗する戻し力を発生させる戻し力発生油圧室を設けるとともに、この戻し力発生油圧室に油圧ポンプからのメイン油圧を導くメイン油圧油路を設けることを特徴とする油圧クラッチ。 A piston chamber that generates a pressing force when the drive plate and the driven plate as friction engagement elements are pressed by a clutch piston is provided, and a frictional engagement is provided by a clutch hydraulic control valve that controls the clutch hydraulic pressure that acts on the piston chamber. In the hydraulic clutch configured to control the resultant force,
A hydraulic clutch characterized in that a return force generation hydraulic chamber for generating a return force against the pushing force is provided, and a main hydraulic oil passage for guiding a main hydraulic pressure from a hydraulic pump is provided in the return force generation hydraulic chamber. 前記クラッチピストンおよび前記摩擦係合要素の内周側に、前記戻し力発生油圧室が形成されるとともに、この戻し力発生油圧室に前記メイン油圧が導入されることにより発生される前記戻し力の作用を受けて前記クラッチピストンを押し戻す戻し用ピストンが配置される請求項１に記載の油圧クラッチ。   The return force generating hydraulic pressure chamber is formed on the inner peripheral side of the clutch piston and the friction engagement element, and the return force generated by introducing the main hydraulic pressure into the return force generating hydraulic pressure chamber. The hydraulic clutch according to claim 1, wherein a return piston that receives the action and pushes back the clutch piston is disposed. 前記摩擦係合要素の内周側に、前記戻し力発生油圧室が形成されるとともに、この戻し力発生油圧室に前記メイン油圧が導入されることにより発生される前記戻し力の作用を受けて前記クラッチピストンを押し戻す戻し用ピストンが配置される請求項１に記載の油圧クラッチ。   The return force generating hydraulic chamber is formed on the inner peripheral side of the friction engagement element, and the return force generated by introducing the main hydraulic pressure into the return force generating hydraulic chamber is subjected to the action of the return force. The hydraulic clutch according to claim 1, wherein a return piston that pushes back the clutch piston is disposed. 前記油圧ポンプと前記メイン油圧油路との間に減圧弁が介挿される請求項１〜３のいずれかに記載の油圧クラッチ。   The hydraulic clutch according to claim 1, wherein a pressure reducing valve is interposed between the hydraulic pump and the main hydraulic oil passage.
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