JP3620904B2

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Publication number: JP3620904B2
Application number: JP28924395A
Authority: JP
Inventors: 哲也佐藤; 英之菅原
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 1995-10-11
Filing date: 1995-10-11
Publication date: 2005-02-16
Anticipated expiration: 2015-10-11
Also published as: JPH09105426A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動変速機の締結要素を油圧駆動して締結させる締結駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
自動変速機の多板クラッチや多板ブレーキは、図１１に概略的な構成で示されるように、油圧シリンダー６３に駆動用オイルを供給して油圧ピストン６４を駆動させることにより摩擦板６１を締結させている。
圧力制御バルブ（ＣＶ）６９は、オイルポンプ（ＯＰ）６７で圧力を高められて圧力調整部（ＰＶ）６８で油圧レベルを調整された駆動用オイルの油圧シリンダー６３に対する供給のＯＮ／ＯＦＦと、切り替えの過渡状態における油圧変化を制御する。圧力制御バルブ６９と油圧シリンダー６３を結ぶ油圧経路上に配置されたアキュムレータ６２は、油圧シリンダー６３の油圧の不必要な変動を除去している。
圧力制御バルブ６９を通じて油圧シリンダー６３から排出された駆動用オイルがオイルクーラー（ＯＣ）６０で冷却されて潤滑用オイルとなり、自動変速機の機構の潤滑と除熱に使用される。
【０００３】
特開昭６２−５２２４９号公報には、多板クラッチを油圧駆動する締結駆動装置が示される。この締結駆動装置は、多板クラッチを締結させる駆動用オイルが供給される油圧シリンダーと、駆動用オイルに駆動されて油圧シリンダーに沿って移動して多板クラッチに圧力を発生させる油圧ピストンとを有し、駆動用オイルを供給される空間の油圧ピストンを挟んだ反対側に封止壁部材を設けて遠心液圧バランス室を形成している。遠心液圧バランス室にオイルを蓄積して、駆動用オイルを供給される空間の遠心力による圧力上昇を相殺させている。
【０００４】
自動変速機では、オイルパンに回収蓄積されたオイルをオイル吸入口を通じてオイルポンプに吸い上げ、再び加圧して機構各部に再循環させる。車体の傾きや加減速によるオイルの偏りに追従して２つのオイル吸入口を切り替える移動式オイル吸入口が実用化されている。図１２はこのような移動式オイル吸入口の説明図である。
【０００５】
オイルパン７０に回収蓄積されたオイルの油面７０Ａ下にオイルストレーナ７１が沈められている。オイルストレーナ７１は箱状の外観に形成され、図示しない固定構造によって上方から吊り下げ固定され、内部にごみの漉し取りメッシュ７７を張り渡し、車体の進行方向の前後に一対のオイル吸入口７６Ａ、７６Ｂを設けている。
オイル吸入口７６Ａ、７６Ｂには、オイルストレーナ７１に保持されて前後方向に移動可能な軸部材７４が貫通する。軸部材７４の両端にオイル吸入口７６Ａ、７６Ｂを封止可能なプラグ７３、７２が取り付けられ、軸部材７４の中央部におもり７５が取り付けられている。
車体に作用する前後方向の傾きや加速度に対抗して軸部材７４、おもり７５およびプラグ７３、７２に作用する慣性力が、オイルストレーナ７１に対して軸部材７４を前後方向に移動させて、オイルパン７０内のオイルが偏った側のオイル供給口７６Ａ、７６Ｂからプラグ７３、７２を退去させてオイルの取り入れを許す一方で、反対側のオイル供給口７６Ａ、７６Ｂをプラグ７３、７２で封止してオイルポンプ６０に空気を吸入させない。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
図１１に示す締結装置では、自動変速機の油圧駆動回路（コントロールバルブアセンブリ）の小型化をアキュムレータ６２が妨げている。自動変速機の締結要素の締結過程を円滑に実行させるには、直径数１０ｍｍ以上でストロークが数１０ｍｍの大型のアキュムレータ６２が必要であり、コントロールバルブアセンブリには大型のアキュムレータ６２が締結要素の個数に合わせて４〜６個も配置されることになる。
また、大型のアキュムレータ６２は、油圧シリンダー６３の油圧の上昇を遅らせて締結要素の締結／解放の応答性を損なわせる。アキュムレータ６２は、圧力制御バルブ６９における油路の切り替えが油圧ピストン６４の動作に反映されるまでの時間を不安定に引き伸し、精密なタイミングで締結要素の締結／解放を実行させることを困難にしている。
【０００７】
特開昭６２−５２２４９号公報に示される締結駆動装置では、遠心液圧バランス室を設けて遠心力による駆動用オイルの圧力上昇を相殺するから、油圧シリンダーの回転速度の高低にかかわらず圧力制御バルブの動作に追従させて一定のタイミングで締結要素を作動させ得る。また、遠心液圧バランス室を出入りする潤滑用オイルの流路抵抗が油圧ピストンの動作を安定させており、油圧ピストンの移動中に駆動用オイルの圧力が多少変動しても締結要素の締結／解放が確実に実行される。
しかし、油圧ピストンのストロークエンドで発生する駆動用オイルの圧力変動（オーバーシュート）を除去できないから、これを除去するためには図１１に示されるように大型のアキュムレータ６２を設ける必要がある。
【０００８】
本発明は、大型のアキュムレータに頼ることなく、油圧ピストンのストロークエンドにおける駆動用オイルの油圧変動（オーバーシュート）が確実に抑制される締結駆動装置を提供することを目的としている。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
請求項１の発明は、自動変速機の締結要素を締結させる駆動用オイルを供給される油圧シリンダーと、前記駆動用オイルに駆動されて油圧シリンダーに沿って移動して前記締結要素に圧力を発生させる油圧ピストンとを有する締結駆動装置において、前記油圧ピストンを挟んで前記駆動用オイルが供給される空間の反対側で前記油圧シリンダーに取り付けられ、封止されたオイル空間を前記油圧ピストンとの間に形成する封止壁部材と、前記油圧ピストンの移動に伴って前記オイル空間に収納されたオイルを排出させるとともに、移動の終段階で前記油圧ピストンの一部分によって開口面積を絞り込まれるオイル供給口とを設けたものである。
【００１０】
請求項２の発明は、請求項１の構成における油圧シリンダーが自動変速機の中心軸の回りで回転可能に配置され、前記オイル空間が前記駆動用オイルを供給される空間の遠心力による圧力上昇を相殺する遠心液圧バランス室と兼用されるものである。
【００１１】
【作用】
請求項１の締結駆動装置では、油圧ピストンの締結要素側のストロークエンドで油圧ピストンの一部分によってオイル供給口の開口面積を絞り込む。封止壁部材と油圧ピストンが囲い込むオイル空間から排出されるオイルの流路抵抗を高めてオイル空間の油圧を上昇させることにより、油圧ピストンを制動して滑らかに停止させる。
駆動用オイルの油圧を一気に高めて油圧ピストンを締結要素側に高速移動させた場合でも、油圧ピストンがオイル供給口の開口面積を絞り込み始めた以降は油圧ピストンが急速に減速されて締結要素に対する衝突速度が抑制される。これにより、油圧ピストンの急停止が油圧シリンダー内への駆動用オイルの流れ込みを急遮断して発生する圧力変動（オーバーシュート）が発生しない。
【００１２】
請求項２の締結駆動装置では、遠心液圧バランス室に蓄積された潤滑用オイルが油圧ピストンを挟んで油圧シリンダー内の駆動用オイルに対抗する。油圧シリンダーの回転に伴う遠心力は、油圧ピストンの両側における圧力を等しく高めるから、回転速度の高低にかかわらず、遠心力による油圧上昇が相殺されて油圧ピストンの動作に影響を及ぼさない。
しかし、油圧ピストンが締結要素側に移動してオイル供給口の開口面積を絞り込み始めた以降は、遠心力による油圧上昇の相殺を維持しつつ、オイル供給口の流路抵抗の増大によって油圧ピストンを制動し、油圧ピストンの締結要素に対する衝突や急停止を避けた滑らかな停止が実現される。
【００１３】
【発明の実施の形態】
図１〜図５を参照して第１実施例の多板クラッチを説明する。図１は第１実施例の多板クラッチの組み付け状態の説明図、図２は多板クラッチの駆動系の説明図、図３はオイル供給口の説明図、図４は第１実施例の多板クラッチの動作のタイムチャート、図５は比較例の多板クラッチの動作のタイムチャートである。
図３中、（ａ）は多板クラッチの解放状態、（ｂ）は多板クラッチの締結状態である。図５中、（ａ）は遠心液圧バランス室の油圧が高まらない場合、（ｂ）はアキュムレータを設けた場合である。
【００１４】
図１に示すように、油圧シリンダー１３は、自動変速機のトランスミッションケース１０に固定された軸状部１１に支持されて、出力軸１２の回りを回転可能である。油圧シリンダー１３は環状に形成され、環状の油圧ピストン１４を内側に挿入している。
油圧シリンダー１３と油圧ピストン１４で囲まれた駆動室Ｒ１には、軸状部１１内の油路１１Ａから油圧シリンダー１３の油路孔１３Ａを通じて、油圧ピストン１４を駆動させる駆動用オイルが供給される。軸状部１１と油圧シリンダー１３の間に配置された一対のシールリング１７は、軸状部１１に対して油圧シリンダー１３を回転可能に保持しつつ油路孔１３Ａに至る駆動用オイルの供給経路の封止を保つ。
【００１５】
油圧ピストン１４の内側に配置された封止壁部材１５は、スナップリング１８を用いて油圧シリンダー１３に取り付けられる。封止壁部材１５は、油圧ピストン１４を奥側に付勢するリターンスプリング１６のスプリングリテーナを兼ねており、先端のシール１５Ｓで遠心液圧バランス室Ｒ２の封止を保ちつつ、油圧ピストン１４に対して軸方向に相対移動可能である。
遠心液圧バランス室Ｒ２は、内外の口径を駆動室Ｒ１に揃えて封止壁部材１５と油圧ピストン１４の間に形成される。遠心液圧バランス室Ｒ２には常に潤滑用オイルが満たされており、油圧ピストン１４の軸方向の移動に伴って、油圧シリンダー１３の油路孔１３Ｂを通じて油路１１Ｂから遠心液圧バランス室Ｒ２に潤滑用オイルが出入りする。
【００１６】
油圧シリンダー１３に形成されたスプライン２１にリテーニングプレート２３および外側の摩擦板２４のスプラインが噛み合う。外側の摩擦板２４と交互に配置された内側の摩擦板２６は、軸状部１１の先端側に回転可能に支持された回転部材２０のスプライン２５によって回転を拘束されている。リテーニングプレート２３および摩擦板２４、２６の重なりは、油圧シリンダー１４に嵌め込んだスナップリング２２によって軸方向の移動を限界付けられている。
駆動室Ｒ１に駆動用オイルが供給されて駆動室Ｒ１の圧力が高まると、油圧ピストン１４がリターンスプリング１６を押し縮めて軸方向に移動して、リテーニングプレート２３との間に摩擦板２４、２６を挟み込んで圧縮する。摩擦板２４と摩擦板２６の間の摩擦力は、油圧シリンダー１３と回転部材２０の相対回転をロックして一体に回転させる。
【００１７】
遠心液圧バランス室Ｒ２に蓄積された潤滑用オイルは、駆動室Ｒ１の駆動用オイルの遠心力による油圧上昇を相殺する。油圧シリンダー１３の回転速度が高まると、駆動用オイルに作用する遠心力が駆動室Ｒ１の油圧を高めて、油圧ピストン１４を外側に向かって付勢する。一方、潤滑用オイルに作用する遠心力が遠心液圧バランス室Ｒ２の油圧を等しく高めて、油圧ピストン１４を奥側に向かって付勢する。これにより、油圧ピストン１４の両側で遠心力に起因する油圧上昇がバランスして油圧ピストン１４の軸方向の動作に影響が及ばない。
【００１８】
図２に概略的に示すように、オイルポンプ（ＯＰ）２７で圧力を高められたオイルが圧力調整部（ＰＶ）２８で所定の油圧に調整されて駆動用オイルとなる。駆動室Ｒ１に対する駆動用オイルの供給／排出は、圧力制御バルブ（ＣＶ）２９によって制御される。
圧力制御バルブ２９や図示しない他の圧力制御バルブを通じて排出された駆動用オイルがオイルクーラー（ＯＣ）３０に導かれ、冷却されて潤滑用オイルとなる。潤滑用オイルは、自動変速機の機構各部に導かれて潤滑や冷却に関与した後に、下方のオイルパン３１に回収され、オイルポンプ２７に吸い上げられて再び圧力を高められる。
【００１９】
遠心液圧バランス室Ｒ２に対する潤滑用オイルの供給圧力は、他の潤滑経路の圧力損失に対応してほぼ一定に保たれているが、遠心液圧バランス室Ｒ２内の油圧は、油圧シリンダー１３の回転に伴う前述の遠心力以外に、油圧ピストン１４の移動速度と位置によっても変動する。
油圧ピストン１４の中心側の部分には、油圧シリンダー１３に沿って軸方向に延長した円筒部１４Ａが設けてある。また、油圧シリンダー１３の油路孔１３Ｂは平面形状が単純な円形ではなく、図３に示すように、丸孔部ＮＢと溝部ＭＢを接続した２段階の形状に形成されている。
【００２０】
図３の（ａ）に示すように、油圧ピストン１４が摩擦板２４、２６に向かって移動するクラッチストロークの前半部分では、円筒部１４Ａが丸孔部ＮＢを完全には遮断しておらず、油圧ピストン１４の軸方向の移動に伴って丸孔部ＮＢから潤滑用オイルが速やかに排出されて遠心液圧バランス室Ｒ２の油圧が一定に保たれる。
しかし、クラッチストロークの後半の部分では図３の（ｂ）に示すように円筒部１４Ａが油路孔１３Ｂに干渉する。特に、油圧ピストン１４のストロークエンド（摩擦板２４、２６に突き当たる直前）では、円筒部１４Ａによって丸孔部ＮＢの全部と溝部ＭＢの半分以上が遮断され、油路孔１３Ｂを通じて高い流路抵抗で潤滑用オイルの排出がなされる。従って、油圧ピストン１４の移動に伴って遠心液圧バランス室Ｒ２の油圧が高まり、油圧ピストン１４が制動される。
【００２１】
図４に示すように、時刻ｔ１で圧力制御バルブ２９が作動開始すると、駆動室Ｒ１の油圧が急速に立ち上がるが、時刻ｔ２でリターンスプリング１６のバイアス力に相当する圧力を越えると油圧ピストン１４が軸方向に移動開始して油圧の上昇が緩やかになる。そして、クラッチストロークの前半部分では油圧ピストン１４が等速度で移動するが、後半部分では遠心液圧バランス室Ｒ２の圧力上昇に制動されて時刻ｔ３で油圧ピストン１４が滑らかに停止するから、油圧ピストン１４の停止に伴う駆動室Ｒ１の油圧変動が防止される。
【００２２】
これに対して図５の（ａ）に示す比較例は、油圧ピストン１４に円筒部１４Ａが形成されず、油路孔１３Ｂが単純な円形の場合である。この場合には、時刻ｔ２に油圧ピストン１４が移動開始した以降、等速度で最後まで移動を続けて時刻ｔ４で摩擦板２４、２６に衝突して急停止する。このとき、駆動室Ｒ１の体積変化が急停止して油路孔１３Ａを通じて駆動室Ｒ１に流れ込む駆動用オイルの流れが急にせき止められるから、駆動室Ｒ１に大きな圧力変動（オーバーシュート）が発生する。
ここで、油路孔１３Ａと圧力制御バルブ２９を接続する経路上に図１１に示すようにアキュームレータ６２を設けておけば、駆動室Ｒ１の圧力変動を吸収できる。しかし、アキュームレータ６２の容積が駆動室Ｒ１の油圧上昇を終始妨げるから、図５の（ｂ）に示すように、油圧ピストン１４の動作が全体的にかなり遅れる。時刻ｔ１で圧力制御バルブ２９が作動開始して時刻ｔ５で油圧ピストン１４が滑らかに停止する。
【００２３】
第１実施例の多板クラッチによれば、クラッチストロークの終り部分で油圧ピストン１４を制動して滑らかに停止させることにより、駆動室Ｒ１に圧力変動を発生させないから、アキュームレータを設けることなく、駆動室Ｒ１の油圧を正確に反映した圧力で確実に摩擦板２４、２６を締結できる。
また、油路孔１３Ａと圧力制御バルブ２９を接続する経路上にアキュームレータを設けていないから、圧力制御バルブ２９の動作に対して駆動室Ｒ１の油圧が速やかに追従して、精密に制御されたタイミングで摩擦板２４、２６を締結できる。
また、摩擦板２４、２６に油圧ピストン１４を衝突させることなく、油圧ピストン１４を減速させ停止させることも可能である。従って、摩擦板２４、２６を摩擦係合させる直前位置で油圧ピストン１４を停止させておき、その後に駆動室Ｒ１の圧力を一段高めて摩擦板２４、２６を締結させることも可能である。このような制御によれば、締結指令と締結の時間遅れ（時刻ｔ１〜時刻ｔ３）をほとんど無くすことが可能である。
また、アキュームレータを設けないから、自動変速機の油圧制御ユニットが小型化され、油圧制御ユニット内の油路構造も簡略化される。
【００２４】
図６、図７は第１実施例の変形例の説明図である。変形例では、第１実施例の油圧シリンダー１３の油路孔１３Ｂの形状だけを２とおりに異なら、その他の構成は図１、図２に示すとおりである。
図６、図７中、（ａ）は多板クラッチの解放状態、（ｂ）は多板クラッチの締結状態である。
図６の（ａ）に示される変形例では、遠心液圧バランス室Ｒ２の油路孔が独立した丸孔ＮＣと小孔ＭＣで構成される。ここでは、油圧ピストン１４の円筒部１４Ａが丸孔ＮＣを完全に遮断した以降、図６の（ｂ）に示されるように、小孔ＭＣを通じた一定の流路抵抗で遠心液圧バランス室Ｒ２から潤滑用オイルが排出される。
図７の（ａ）に示される変形例では、遠心液圧バランス室Ｒ２の油路孔ＮＤがストロークエンド側で間隔が狭くなる平面形状に形成される。ここでは、図７の（ｂ）に示すように、油圧ピストン１４の円筒部１４Ａが油路孔ＮＤを遮断する過程で油路孔ＮＤの流路抵抗が連続的に高まる。
【００２５】
図６、図７の変形例によっても第１実施例と同様にストロークエンドで遠心液圧バランス室Ｒ２の油圧が高まって油圧ピストン１４が制動され、駆動室Ｒ１の圧力変動を避けて摩擦板２４、２６の円滑な締結が実行される。
【００２６】
図８を参照して第２実施例の回転式オイル吸入口を説明する。図８中、（ａ）はオイルストレーナの斜視図、（ｂ）はオイルストレーナの運転状態の説明図である。
図８の（ａ）に示すように、オイルストレーナ４１は、薄い円盤状の外観を持たせて中空に形成されている。油路筒４２の上部に設けたシールリング溝４２Ｍとフランジ４３を用いて、自動変速機の図示しない油圧制御ユニットに油路筒４２を固定して、油圧制御ユニットにオイルストレーナ４１を取り付ける。
【００２７】
油路筒４２は、油圧制御ユニットを介して自動変速機の図示しないオイルポンプの吸入口に連絡する。オイルストレーナ４１は、油路筒４２を中心にして３６０度回転自在であり、油路筒４２によって上方から支持されている。
オイルストレーナ４１の円筒面の一か所に開口４４が形成され、開口４４の左右におもり４５が固定されている。車体に作用する加速度や車体の傾斜に対抗しておもり４５に作用する慣性力がオイルストレーナ４１全体を油路筒４２の回りで回転させて、開口４４をオイルの偏り側に位置決めする。
【００２８】
図８の（ｂ）に示すように、オイルストレーナ４１は、自動変速機のオイルパン４０に回収されたオイルの液面４０Ａ下に沈めて配置される。オイルストレーナ４１の内部にメッシュ４７とベアリング４８が配置され、オイルストレーナ４１と油路筒４２の連絡部分にオイルシール４６が配置される。
メッシュ４７は、オイルストレーナ４１の内部空間を上下に分割しており、開口４４を通じて吸入されたオイルからごみを漉し取る。ベアリング４８は、油路筒４２に対してオイルストレーナ４１を回転可能に支持する。オイルシール４６は、ベアリング４８のシール性能を補ってオイルストレーナ４１と油路筒４２の間の気密を保持する。
【００２９】
第２実施例の回転式オイル吸入口によれば、車体に作用する加速度や車体の傾き状態に起因してオイルパン４０内のオイルが片側に偏ると、おもり４５に作用する慣性力が開口４４をオイルの偏り側に移動させる。従って、開口４４が常にオイルの偏り側に位置してその一部分たりとも液面４０Ａから露出しない。従って、オイルの液面が開口４４にかかる直前の状態にまで低下した場合でも、開口４４を通じてオイルポンプに空気が吸い込まれる心配が無い。
また、オイルストレーナ４１は３６０度回転可能であるから、曲り角で作用する遠心力による左右方向の加速度や車幅方向の傾斜に対しても、開口４４をオイルの偏り側に誘導できる。
また、開口４４を一か所としており、図１２に示される移動式オイル吸入口のような開口を塞ぐ部材（プラグ７２、７３）が無いから、開口を塞ぐ部材の不完全な動作やシール不良に起因する空気の吸い込みが発生しない。
また、従来例の移動式オイル吸入口のような軸方向に移動する機構を含まないから、全体構造が簡略化されて軽量に構成できる。
また、オイルストレーナ４１を円盤型としているから、オイルパン４０内の限られた回転範囲でメッシュ４７の面積を最大限に確保でき、メッシュ４７の圧損とともに目詰まりの可能性も低減されている。
【００３０】
図９は第３実施例の回転式オイル吸入口の説明図である。ここでは、オイルストレーナ自体は固定として回転させず、オイルストレーナから吊り下げられた吸入管を回転自在にしてオイル偏り方向に追従させている。
図９に示すように、オイルストレーナ５１は、油路筒５２を介して自動変速機の図示しない油圧制御ユニットに固定されている。油路筒５２は、油圧制御ユニットを介して自動変速機の図示しないオイルポンプの吸入口に連絡する。オイルストレーナ５１の下部に、斜め方向に曲げられた吸入管５４がオイルストレーナ５１に対して水平面内で３６０度回転自在に吊り下げられている。
吸入管５４は、オイルストレーナ５１の内部で広がってつばを形成する。ベアリング５８は、オイルストレーナ５１の内壁に対して吸入管５４のつばを回転自在に支持する。
ベアリング５８のシール性能を補って、オイルストレーナ５１から吸入管５４が突出する周囲にオイルシール５６が配置される。
オイルストレーナ５１の内部に張り渡されたメッシュ５７は、吸入管５４を通じて吸入されたオイルからごみを漉し取る。
【００３１】
オイルストレーナ５１の内部で、吸入管５４のつばに固定しておもり５５が配置される。おもり５５は、吸入管５４の曲り側に回転中心から大きく偏心させて取り付けられ、おもり５５の偏心加重が車体の傾斜に追従して（または車体の加速度に対抗する慣性力に駆動されて）オイルストレーナ５１に対して回転し、吸入管５４の先端の開口をオイルパン５０内のオイルの偏り側へ誘導する。
オイルパン５０内の液面５０Ａが実線で示す傾き状態では、吸入管５４が実線で示されるように位置決めされ、液面５０Ａが破線で示す傾き状態では、吸入管５４が破線で示されるように位置決めされる。
【００３２】
第３実施例の回転式オイル吸入口によれば、車体に作用する加速度や車体の傾き状態に起因してオイルパン５０内の潤滑用オイルが片側に偏った場合でも、吸入管５４の先端の開口を常にオイルの偏り側に位置させ、その一部分たりとも液面５０Ａから露出させないから、吸入管５４を通じてオイルポンプに空気が吸い込まれる心配が無い。
また、吸入管５４は３６０度回転可能であるから、曲り角で作用する遠心力による左右方向の加速度や道幅方向の道路の傾斜に対しても、先端の開口をオイルの偏り側に確実に誘導できる。
また、オイルストレーナ５１を回転しないから、オイルストレーナ５１の干渉範囲が狭くて済み、オイルパン５０や自動変速機の他の機構の凹凸に適合させた自由な外観形状を持たせてメッシュ５７の濾過面積を広く設定できる。
【００３３】
図１０は第３実施例の回転式オイル吸入口の変形例の説明図である。変形例では、吸入管５４の先端におもり５９を設けて、オイルの偏り側に吸入管５４を誘導させており、第３実施例と共通する構成部分には図９の場合と共通の符号を付して詳細な説明を省略している。
図１０に示すように、オイルストレーナ５１は、油路筒５２を介して自動変速機の図示しない油圧制御ユニットに固定されている。吸入管５４は、ベアリング５８によって、オイルストレーナ５１に対して３６０度回転自在に支持されている。
【００３４】
吸入管５４の先端部分に環状のおもり５９が水平に固定されている。車体に作用する加速度や車体の傾斜によりおもり５９に作用する慣性力のため、吸入管５４が回転して、おもり５９が固定された吸入管５４の先端の開口がオイルパン５０内のオイルの偏り側に誘導される。
オイルパン５０内の液面５０Ａが実線で示す傾き状態では、吸入管５４が実線で示されるように位置決めされる。一方、液面５０Ａが破線で示す傾き状態では、吸入管５４が破線で示されるように位置決めされる。
【００３５】
変形例の回転式オイル吸入口によっても第３実施例の場合と同様に、吸入管５４の先端の開口が常にオイルの偏り側に誘導されて、開口を通じてオイルポンプに空気が吸入される心配がない。
また、第３実施例のようにオイルストレーナ５１内におもり５５を回転させるスペースを設ける必要がないから、オイルストレーナ５１をさらに薄型で自由な外観形状とすることができる。
【００３６】
【発明の効果】
請求項１の締結駆動装置によれば、油圧ピストンのストロークエンドで油圧ピストンを制動して締結要素に対する突き当たりの衝撃を弱めるから、油圧シリンダーに流れ込む駆動用オイルの流れがなめらかに停止して、急激な流れの停止に伴う圧力変動が発生しない。従って、締結要素の締結圧力が変動せず、確実で安定した締結過程が得られる。
そして、圧力変動の防止は、油圧ピストンと油圧シリンダーの部分的な構造によって達成され、駆動用オイルの供給経路に大型のアキュームレータを配置したり、油圧シリンダーの外部に特別な機構を設けたり、油圧シリンダーに供給される駆動用オイルの圧力を精密に制御する等の必要が無いから、油圧駆動の制御が簡単で済み、締結過程における油圧上昇の速度やパターンが変化しても間違い無く確実に圧力変動が除去され、大型のアキュームレータによって動作タイミングが遅れる心配が無く、自動変速機の油圧駆動回路（コントロールバルブアセンブリ）が小型化、軽量化される。
【００３７】
請求項２の締結駆動装置によれば、既存の遠心液圧バランス室を用いて油圧ピルトンの制動を行うから、装置の全体がコンパクトにまとめられる。そして、油圧ピストンと油圧シリンダーの少々の変更等だけで実施できるから、従来の部品や構造の多くをそのまま利用した信頼性の高い自動変速機を提供できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例の多板クラッチの組み付け状態の説明図である。
【図２】第１実施例の多板クラッチの駆動系の説明図である。
【図３】オイル供給口の説明図である。
【図４】第１実施例の多板クラッチの動作のタイムチャートである。
【図５】比較例の多板クラッチの動作のタイムチャートである。
【図６】第１実施例の変形例の説明図である。
【図７】第１実施例の別の変形例の説明図である。
【図８】第２実施例の回転式オイル吸入口の説明図である。
【図９】第３実施例の回転式オイル吸入口の説明図である。
【図１０】第３実施例の変形例の回転式オイル吸入口の説明図である。
【図１１】従来の締結駆動装置の概略的な構成の説明図である。
【図１２】従来の移動式オイル吸入口の説明図である。
【符号の説明】
１０トランスミッションケース
１１軸状部
１２出力軸
１３油圧シリンダー
１４油圧ピストン
１５封止壁部材
１６リターンスプリング
１７シールリング
１８、２２スナップリング
２０回転部材
２１、２５スプライン
２３リテーニングプレート
２４、２６摩擦板
Ｒ１駆動室
Ｒ２遠心油圧バランス室
１１Ａ、１１Ｂ油路
１３Ａ、１３Ｂ、ＮＤ油路孔
１４Ａ円筒部
２７オイルポンプ
２８圧力調整部
２９油圧制御バルブ
３０オイルクーラー
ＭＢ溝部
ＮＢ丸孔部
ＭＣ小孔
ＮＣ丸孔
３１、４０、５０オイルパン
４１、５１オイルストレーナ
４２油路筒
４３フランジ
４４開口
４５、５５、５９おもり
４６、５６オイルシール
４７、５７メッシュ
４８、５８ベアリング
４０Ａ、５０Ａ液面[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a fastening drive device for fastening a fastening element of an automatic transmission by hydraulic driving.
[0002]
[Prior art]
As shown in the schematic configuration of FIG. 11, the multi-plate clutch and multi-plate brake of the automatic transmission fasten the friction plate 61 by supplying driving oil to the hydraulic cylinder 63 and driving the hydraulic piston 64. I am letting.
The pressure control valve (CV) 69 is turned ON / OFF to supply the drive oil to the hydraulic cylinder 63 whose pressure is increased by the oil pump (OP) 67 and the hydraulic pressure level is adjusted by the pressure adjustment unit (PV) 68. Controls changes in hydraulic pressure during transitional transitions. The accumulator 62 disposed on the hydraulic path connecting the pressure control valve 69 and the hydraulic cylinder 63 removes unnecessary fluctuations in the hydraulic pressure of the hydraulic cylinder 63.
The driving oil discharged from the hydraulic cylinder 63 through the pressure control valve 69 is cooled by an oil cooler (OC) 60 to become lubricating oil, which is used for lubrication and heat removal of the mechanism of the automatic transmission.
[0003]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-52249 discloses a fastening drive device that hydraulically drives a multi-plate clutch. The fastening drive device includes a hydraulic cylinder to which driving oil for fastening the multi-plate clutch is supplied, and a hydraulic piston that is driven by the driving oil and moves along the hydraulic cylinder to generate pressure in the multi-plate clutch. The centrifugal fluid pressure balance chamber is formed by providing a sealing wall member on the opposite side of the hydraulic piston in the space to which the drive oil is supplied. Oil is accumulated in the centrifugal fluid pressure balance chamber to offset the pressure increase due to the centrifugal force in the space to which the driving oil is supplied.
[0004]
In the automatic transmission, the oil collected and accumulated in the oil pan is sucked into the oil pump through the oil suction port, pressurized again, and recirculated to each part of the mechanism. A mobile oil suction port that switches between two oil suction ports following an oil bias due to the inclination of the vehicle body or acceleration / deceleration has been put into practical use. FIG. 12 is an explanatory view of such a mobile oil suction port.
[0005]
An oil strainer 71 is submerged under the oil surface 70 </ b> A of the oil collected and accumulated in the oil pan 70. The oil strainer 71 is formed in a box-like appearance, is suspended and fixed from above by a fixing structure (not shown), a dust scavenging mesh 77 is stretched inside, and a pair of oil suction ports 76A, 76B is provided.
A shaft member 74 that is held by the oil strainer 71 and is movable in the front-rear direction passes through the oil suction ports 76A and 76B. Plugs 73 and 72 capable of sealing the oil inlets 76A and 76B are attached to both ends of the shaft member 74, and a weight 75 is attached to the central portion of the shaft member 74.
The inertial force acting on the shaft member 74, the weight 75, and the plugs 73, 72 against the inclination and acceleration in the front-rear direction acting on the vehicle body causes the shaft member 74 to move in the front-rear direction with respect to the oil strainer 71. The plugs 73 and 72 are retracted from the oil supply ports 76A and 76B on the side where the oil in the pan 70 is biased to allow the oil to be taken in, while the oil supply ports 76A and 76B on the opposite side are sealed with the plugs 73 and 72. Thus, the oil pump 60 is not allowed to inhale air.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In the fastening device shown in FIG. 11, the accumulator 62 prevents the hydraulic drive circuit (control valve assembly) of the automatic transmission from being downsized. In order to smoothly execute the fastening process of the fastening elements of the automatic transmission, a large accumulator 62 having a diameter of several tens mm or more and a stroke of several tens of millimeters is required, and the large accumulator 62 is the number of fastening elements in the control valve assembly. 4-6 pieces will be arranged according to the above.
Further, the large accumulator 62 delays the increase in the hydraulic pressure of the hydraulic cylinder 63 and impairs the responsiveness of fastening / release of the fastening element. The accumulator 62 unstably extends the time until the switching of the oil passage in the pressure control valve 69 is reflected in the operation of the hydraulic piston 64, and makes it difficult to execute the fastening / release of the fastening element at a precise timing. I have to.
[0007]
In the fastening drive device disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 62-52249, a centrifugal hydraulic pressure balance chamber is provided to cancel the increase in the pressure of the driving oil due to the centrifugal force. Therefore, the pressure control is performed regardless of the rotational speed of the hydraulic cylinder. The fastening element can be operated at a constant timing by following the operation of the valve. In addition, the flow resistance of the lubricating oil entering and exiting the centrifugal hydraulic pressure balance chamber stabilizes the operation of the hydraulic piston, and the fastening element can be tightened even if the pressure of the driving oil fluctuates somewhat during the movement of the hydraulic piston. Release is performed reliably.
However, since the pressure fluctuation (overshoot) of the driving oil that occurs at the stroke end of the hydraulic piston cannot be removed, it is necessary to provide a large accumulator 62 as shown in FIG.
[0008]
An object of the present invention is to provide a fastening drive device that reliably suppresses hydraulic pressure fluctuation (overshoot) of drive oil at the stroke end of a hydraulic piston without relying on a large accumulator.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention, there is provided a hydraulic cylinder to which driving oil for fastening a fastening element of an automatic transmission is supplied, and is driven by the driving oil to move along the hydraulic cylinder to generate pressure on the fastening element. A fastening drive device having a hydraulic piston to be mounted on the hydraulic cylinder on the opposite side of the space to which the driving oil is supplied across the hydraulic piston, and a sealed oil space between the hydraulic piston and the hydraulic piston. And an oil supply port that discharges the oil stored in the oil space as the hydraulic piston moves, and narrows the opening area by a part of the hydraulic piston at the final stage of the movement. Is provided.
[0010]
According to a second aspect of the present invention, the hydraulic cylinder in the configuration of the first aspect is disposed so as to be rotatable around the central axis of the automatic transmission, and the oil space is increased in pressure due to the centrifugal force of the space to which the driving oil is supplied. It is also used as a centrifugal hydraulic pressure balance chamber that cancels out the above.
[0011]
[Action]
In the fastening drive device of the first aspect, the opening area of the oil supply port is narrowed by a part of the hydraulic piston at the stroke end of the hydraulic piston on the fastening element side. The oil pressure in the oil space is increased by increasing the flow resistance of the oil discharged from the oil space enclosed by the sealing wall member and the hydraulic piston, whereby the hydraulic piston is braked and smoothly stopped.
Even if the hydraulic pressure of the drive oil is increased at a stroke and the hydraulic piston is moved to the fastening element side at a high speed, the hydraulic piston is rapidly decelerated after the hydraulic piston starts to narrow down the opening area of the oil supply port, and the collision with the fastening element Speed is suppressed. As a result, the pressure fluctuation (overshoot) that occurs when the sudden stop of the hydraulic piston suddenly interrupts the flow of the driving oil into the hydraulic cylinder does not occur.
[0012]
In the fastening drive device according to the second aspect, the lubricating oil accumulated in the centrifugal hydraulic pressure balance chamber opposes the driving oil in the hydraulic cylinder with the hydraulic piston interposed therebetween. Since the centrifugal force accompanying the rotation of the hydraulic cylinder increases the pressure on both sides of the hydraulic piston equally, the increase in the hydraulic pressure due to the centrifugal force is offset regardless of the rotational speed and does not affect the operation of the hydraulic piston.
However, after the hydraulic piston moves to the fastening element side and starts to narrow down the opening area of the oil supply port, the hydraulic piston is reduced by increasing the flow resistance of the oil supply port while maintaining the offset of the hydraulic pressure increase due to centrifugal force. A smooth stop is realized by braking and avoiding a collision or sudden stop with the fastening element of the hydraulic piston.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
The multi-plate clutch of the first embodiment will be described with reference to FIGS. 1 is an explanatory view of the assembled state of the multi-plate clutch of the first embodiment, FIG. 2 is an explanatory view of a drive system of the multi-plate clutch, FIG. 3 is an explanatory view of an oil supply port, and FIG. FIG. 5 is a time chart of the operation of the multi-plate clutch of the comparative example.
In FIG. 3, (a) shows the released state of the multi-plate clutch, and (b) shows the engaged state of the multi-plate clutch. In FIG. 5, (a) shows the case where the hydraulic pressure in the centrifugal fluid pressure balance chamber does not increase, and (b) shows the case where an accumulator is provided.
[0014]
As shown in FIG. 1, the hydraulic cylinder 13 is supported by a shaft-like portion 11 fixed to a transmission case 10 of an automatic transmission, and can rotate around an output shaft 12. The hydraulic cylinder 13 is formed in an annular shape, and an annular hydraulic piston 14 is inserted inside.
The driving chamber R1 surrounded by the hydraulic cylinder 13 and the hydraulic piston 14 is supplied with driving oil for driving the hydraulic piston 14 from the oil passage 11A in the shaft-like portion 11 through the oil passage hole 13A of the hydraulic cylinder 13. . A pair of seal rings 17 disposed between the shaft-like portion 11 and the hydraulic cylinder 13 supply a drive oil supply path to the oil passage hole 13 </ b> A while holding the hydraulic cylinder 13 rotatably with respect to the shaft-like portion 11. Keep the seal.
[0015]
The sealing wall member 15 disposed inside the hydraulic piston 14 is attached to the hydraulic cylinder 13 using a snap ring 18. The sealing wall member 15 also serves as a spring retainer of the return spring 16 that urges the hydraulic piston 14 to the back side, and keeps the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 sealed with the seal 15S at the tip, On the other hand, it is relatively movable in the axial direction.
The centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 is formed between the sealing wall member 15 and the hydraulic piston 14 with the inner and outer diameters aligned with the drive chamber R1. The centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 is always filled with lubricating oil. As the hydraulic piston 14 moves in the axial direction, the oil pressure passage 11B passes through the oil passage hole 13B of the hydraulic cylinder 13 to the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2. Lubricating oil enters and exits.
[0016]
The splines of the retaining plate 23 and the outer friction plate 24 mesh with the splines 21 formed in the hydraulic cylinder 13. The inner friction plates 26 arranged alternately with the outer friction plates 24 are restricted in rotation by the splines 25 of the rotating member 20 that are rotatably supported on the tip end side of the shaft-like portion 11. The overlapping of the retaining plate 23 and the friction plates 24, 26 is limited in axial movement by a snap ring 22 fitted in the hydraulic cylinder 14.
When drive oil is supplied to the drive chamber R1 and the pressure in the drive chamber R1 increases, the hydraulic piston 14 compresses the return spring 16 and moves in the axial direction, and the friction plate 24 between the retaining plate 23 and the retaining plate 23, 26 is sandwiched and compressed. The frictional force between the friction plate 24 and the friction plate 26 locks the relative rotation of the hydraulic cylinder 13 and the rotating member 20 and rotates them together.
[0017]
The lubricating oil accumulated in the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 cancels the hydraulic pressure increase due to the centrifugal force of the driving oil in the driving chamber R1. When the rotational speed of the hydraulic cylinder 13 increases, the centrifugal force acting on the driving oil increases the hydraulic pressure in the driving chamber R1, and urges the hydraulic piston 14 outward. On the other hand, the centrifugal force acting on the lubricating oil equally increases the hydraulic pressure in the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2, and urges the hydraulic piston 14 toward the back side. As a result, the hydraulic pressure increase caused by centrifugal force is balanced on both sides of the hydraulic piston 14 and the axial operation of the hydraulic piston 14 is not affected.
[0018]
As schematically shown in FIG. 2, the oil whose pressure has been increased by the oil pump (OP) 27 is adjusted to a predetermined hydraulic pressure by the pressure adjusting unit (PV) 28 to become driving oil. Supply / discharge of the driving oil to / from the driving chamber R1 is controlled by a pressure control valve (CV) 29.
Driving oil discharged through the pressure control valve 29 and other pressure control valves (not shown) is guided to an oil cooler (OC) 30 and cooled to become lubricating oil. The lubricating oil is guided to each part of the mechanism of the automatic transmission and is involved in lubrication and cooling. Then, the lubricating oil is collected in the lower oil pan 31 and sucked up by the oil pump 27 so that the pressure is increased again.
[0019]
The supply pressure of the lubricating oil to the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 is kept substantially constant corresponding to the pressure loss of the other lubrication paths, but the hydraulic pressure in the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 is In addition to the above-described centrifugal force that accompanies the rotation, it varies depending on the moving speed and position of the hydraulic piston 14.
A cylindrical portion 14 </ b> A extending in the axial direction along the hydraulic cylinder 13 is provided at the center side portion of the hydraulic piston 14. Further, the oil passage hole 13B of the hydraulic cylinder 13 is not a simple circular plane shape, but is formed in a two-stage shape in which the round hole part NB and the groove part MB are connected as shown in FIG.
[0020]
As shown in FIG. 3A, in the first half of the clutch stroke in which the hydraulic piston 14 moves toward the friction plates 24 and 26, the cylindrical portion 14A does not completely block the round hole portion NB, As the hydraulic piston 14 moves in the axial direction, lubricating oil is quickly discharged from the round hole NB, and the hydraulic pressure in the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 is kept constant.
However, in the latter half of the clutch stroke, the cylindrical portion 14A interferes with the oil passage hole 13B as shown in FIG. In particular, at the stroke end of the hydraulic piston 14 (immediately before hitting the friction plates 24 and 26), all of the round hole NB and more than half of the groove MB are blocked by the cylindrical portion 14A, and high flow resistance is achieved through the oil passage hole 13B. The lubricating oil is discharged. Accordingly, as the hydraulic piston 14 moves, the hydraulic pressure in the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 increases and the hydraulic piston 14 is braked.
[0021]
As shown in FIG. 4, when the pressure control valve 29 starts to operate at time t1, the hydraulic pressure in the drive chamber R1 rises rapidly, but when the pressure corresponding to the bias force of the return spring 16 is exceeded at time t2, the hydraulic piston 14 The movement starts in the axial direction and the oil pressure rises slowly. In the first half of the clutch stroke, the hydraulic piston 14 moves at a constant speed, but in the second half, the hydraulic piston 14 is braked by the pressure increase in the centrifugal fluid pressure balance chamber R2 and stops smoothly at time t3. The hydraulic pressure fluctuation of the drive chamber R1 due to the stoppage of 14 is prevented.
[0022]
On the other hand, the comparative example shown in FIG. 5A is a case where the cylindrical portion 14A is not formed in the hydraulic piston 14 and the oil passage hole 13B is a simple circle. In this case, after the hydraulic piston 14 starts moving at time t2, it continues to move to the end at a constant speed, and collides with the friction plates 24 and 26 at time t4 and stops suddenly. At this time, the volume change of the driving chamber R1 stops suddenly and the flow of the driving oil flowing into the driving chamber R1 through the oil passage hole 13A is suddenly stopped, so that a large pressure fluctuation (overshoot) occurs in the driving chamber R1. .
Here, if the accumulator 62 is provided on the path connecting the oil passage hole 13A and the pressure control valve 29 as shown in FIG. 11, the pressure fluctuation in the drive chamber R1 can be absorbed. However, since the volume of the accumulator 62 prevents the hydraulic pressure in the drive chamber R1 from rising all the time, the operation of the hydraulic piston 14 is considerably delayed as a whole as shown in FIG. The pressure control valve 29 starts to operate at time t1, and the hydraulic piston 14 stops smoothly at time t5.
[0023]
According to the multi-plate clutch of the first embodiment, the hydraulic piston 14 is braked and smoothly stopped at the end of the clutch stroke so that no pressure fluctuation is generated in the drive chamber R1, so that the drive can be performed without providing an accumulator. The friction plates 24 and 26 can be securely fastened with a pressure that accurately reflects the hydraulic pressure in the chamber R1.
Further, since no accumulator is provided on the path connecting the oil passage hole 13A and the pressure control valve 29, the hydraulic pressure in the drive chamber R1 quickly follows the operation of the pressure control valve 29 and is precisely controlled. The friction plates 24 and 26 can be fastened with timing.
Further, the hydraulic piston 14 can be decelerated and stopped without causing the hydraulic piston 14 to collide with the friction plates 24 and 26. Therefore, it is possible to stop the hydraulic piston 14 at a position immediately before the friction plates 24 and 26 are frictionally engaged, and then increase the pressure in the driving chamber R1 to fasten the friction plates 24 and 26. According to such control, it is possible to almost eliminate the time delay (time t1 to time t3) between the fastening command and the fastening.
Further, since no accumulator is provided, the hydraulic control unit of the automatic transmission is reduced in size, and the oil passage structure in the hydraulic control unit is simplified.
[0024]
6 and 7 are explanatory views of a modification of the first embodiment. In the modification, if only the shape of the oil passage hole 13B of the hydraulic cylinder 13 of the first embodiment is different in two ways, the other configurations are as shown in FIGS.
6 and 7, (a) shows the released state of the multi-plate clutch, and (b) shows the engaged state of the multi-plate clutch.
In the modification shown in FIG. 6 (a), the oil passage hole of the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 is composed of independent round holes NC and small holes MC. Here, after the cylindrical portion 14A of the hydraulic piston 14 completely blocks the round hole NC, as shown in FIG. 6B, the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 with a constant flow resistance through the small hole MC. Lubricating oil is discharged from
In the modification shown in FIG. 7A, the oil passage hole ND of the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 is formed in a planar shape in which the interval is narrowed on the stroke end side. Here, as shown in FIG. 7B, the flow path resistance of the oil passage hole ND continuously increases in the process in which the cylindrical portion 14A of the hydraulic piston 14 blocks the oil passage hole ND.
[0025]
6 and 7 also, as in the first embodiment, the hydraulic pressure in the centrifugal hydraulic pressure balance chamber R2 increases at the stroke end and the hydraulic piston 14 is braked, and the friction plate 24 avoids pressure fluctuations in the drive chamber R1. , 26 is smoothly engaged.
[0026]
A rotary oil suction port according to the second embodiment will be described with reference to FIG. In FIG. 8, (a) is a perspective view of the oil strainer, and (b) is an explanatory view of the operating state of the oil strainer.
As shown in FIG. 8A, the oil strainer 41 is formed in a hollow shape with a thin disk-like appearance. The oil passage cylinder 42 is fixed to a hydraulic control unit (not shown) of the automatic transmission using the seal ring groove 42M and the flange 43 provided on the upper portion of the oil passage cylinder 42, and the oil strainer 41 is attached to the hydraulic control unit.
[0027]
The oil passage cylinder 42 communicates with a suction port of an oil pump (not shown) of the automatic transmission via a hydraulic control unit. The oil strainer 41 is rotatable 360 degrees around the oil passage cylinder 42 and is supported from above by the oil passage cylinder 42.
An opening 44 is formed at one place on the cylindrical surface of the oil strainer 41, and weights 45 are fixed to the left and right of the opening 44. The inertial force acting on the weight 45 against the acceleration acting on the vehicle body and the inclination of the vehicle body rotates the entire oil strainer 41 around the oil passage cylinder 42 to position the opening 44 on the oil bias side.
[0028]
As shown in FIG. 8B, the oil strainer 41 is disposed under the oil level 40A of the oil collected in the oil pan 40 of the automatic transmission. A mesh 47 and a bearing 48 are disposed inside the oil strainer 41, and an oil seal 46 is disposed at a connecting portion between the oil strainer 41 and the oil passage cylinder 42.
The mesh 47 divides the internal space of the oil strainer 41 into upper and lower parts and removes dust from the oil sucked through the openings 44. The bearing 48 rotatably supports the oil strainer 41 with respect to the oil passage cylinder 42. The oil seal 46 supplements the sealing performance of the bearing 48 and maintains the airtightness between the oil strainer 41 and the oil passage cylinder 42.
[0029]
According to the rotary oil suction port of the second embodiment, when the oil in the oil pan 40 is biased to one side due to the acceleration acting on the vehicle body or the tilting state of the vehicle body, the inertial force acting on the weight 45 is the opening 44. Move the oil to the oil side. Therefore, the opening 44 is always located on the oil bias side, and a part of the opening 44 is not exposed from the liquid level 40A. Therefore, even when the oil level drops to a state just before the opening 44 is applied, there is no concern that air is sucked into the oil pump through the opening 44.
Further, since the oil strainer 41 can be rotated 360 degrees, the opening 44 can be guided to the oil bias side even with respect to acceleration in the left-right direction and inclination in the vehicle width direction due to centrifugal force acting at a turning angle.
Further, since the opening 44 is provided in one place and there are no members (plugs 72, 73) for closing the opening such as the movable oil suction port shown in FIG. Inhalation of air caused by
Further, since it does not include a mechanism for moving in the axial direction, such as the mobile oil suction port of the conventional example, the entire structure can be simplified and configured to be lightweight.
Further, since the oil strainer 41 is a disk shape, the area of the mesh 47 can be ensured to the maximum within the limited rotation range in the oil pan 40, and the possibility of clogging is reduced along with the pressure loss of the mesh 47.
[0030]
FIG. 9 is an explanatory view of the rotary oil suction port of the third embodiment. Here, the oil strainer itself is not fixed and rotated, but the suction pipe suspended from the oil strainer is made rotatable so as to follow the direction of oil bias.
As shown in FIG. 9, the oil strainer 51 is fixed to a hydraulic control unit (not shown) of the automatic transmission via an oil passage cylinder 52. The oil passage cylinder 52 communicates with a suction port of an oil pump (not shown) of the automatic transmission via a hydraulic control unit. A suction pipe 54 bent in an oblique direction is suspended below the oil strainer 51 so as to be rotatable 360 degrees in a horizontal plane with respect to the oil strainer 51.
The suction pipe 54 extends inside the oil strainer 51 to form a collar. The bearing 58 rotatably supports the collar of the suction pipe 54 with respect to the inner wall of the oil strainer 51.
Complementing the sealing performance of the bearing 58, an oil seal 56 is disposed around the suction pipe 54 protruding from the oil strainer 51.
The mesh 57 stretched inside the oil strainer 51 removes dust from the oil sucked through the suction pipe 54.
[0031]
Inside the oil strainer 51, a weight 55 fixed to the collar of the suction pipe 54 is disposed. The weight 55 is attached to the bent side of the suction pipe 54 with a large eccentricity from the center of rotation, and the eccentric weight of the weight 55 follows the inclination of the vehicle body (or is driven by an inertial force against the acceleration of the vehicle body). Rotating with respect to the strainer 51, the opening at the tip of the suction pipe 54 is guided to the oil bias side in the oil pan 50.
When the liquid level 50A in the oil pan 50 is inclined as indicated by a solid line, the suction pipe 54 is positioned as indicated by a solid line, and when the liquid level 50A is indicated as a broken line, the suction pipe 54 is indicated by a broken line. Positioned.
[0032]
According to the rotary oil suction port of the third embodiment, even if the lubricating oil in the oil pan 50 is biased to one side due to the acceleration acting on the vehicle body or the inclination state of the vehicle body, Since the opening is always located on the oil bias side and a part of the opening is not exposed from the liquid level 50A, there is no fear that air is sucked into the oil pump through the suction pipe 54.
In addition, since the suction pipe 54 can be rotated 360 degrees, the opening at the tip can be reliably guided to the oil bias side even with respect to lateral acceleration or road inclination in the road width direction due to centrifugal force acting at a turning angle. .
Further, since the oil strainer 51 does not rotate, the interference range of the oil strainer 51 can be narrowed, and the mesh 57 can be filtered with a free external shape adapted to the unevenness of the oil pan 50 and other mechanisms of the automatic transmission. The area can be set widely.
[0033]
FIG. 10 is an explanatory view of a modification of the rotary oil suction port of the third embodiment. In the modification, a weight 59 is provided at the tip of the suction pipe 54, and the suction pipe 54 is guided to the oil bias side. Components common to the third embodiment are denoted by the same reference numerals as in FIG. A detailed description is omitted.
As shown in FIG. 10, the oil strainer 51 is fixed to a hydraulic control unit (not shown) of the automatic transmission via an oil passage cylinder 52. The suction pipe 54 is supported by a bearing 58 so as to be rotatable 360 degrees with respect to the oil strainer 51.
[0034]
An annular weight 59 is horizontally fixed to the distal end portion of the suction pipe 54. Due to the acceleration acting on the vehicle body and the inertial force acting on the weight 59 due to the inclination of the vehicle body, the suction pipe 54 rotates and the opening at the tip of the suction pipe 54 to which the weight 59 is fixed is the bias of the oil in the oil pan 50. Guided to the side.
When the liquid level 50A in the oil pan 50 is inclined as indicated by the solid line, the suction pipe 54 is positioned as indicated by the solid line. On the other hand, in the inclined state indicated by the broken line 50A, the suction pipe 54 is positioned as indicated by the broken line.
[0035]
As in the case of the third embodiment, there is a concern that the opening at the tip of the suction pipe 54 is always guided to the oil bias side and air is sucked into the oil pump through the opening. Absent.
Further, since there is no need to provide a space for rotating the weight 55 in the oil strainer 51 as in the third embodiment, the oil strainer 51 can be made thinner and free in appearance.
[0036]
【The invention's effect】
According to the fastening drive device of the first aspect, since the hydraulic piston is braked at the stroke end of the hydraulic piston to weaken the impact at the end of the fastening element, the flow of the driving oil flowing into the hydraulic cylinder stops smoothly and suddenly No pressure fluctuations occur due to the flow stoppage. Therefore, the fastening pressure of the fastening element does not fluctuate, and a reliable and stable fastening process is obtained.
The prevention of pressure fluctuation is achieved by the partial structure of the hydraulic piston and hydraulic cylinder. A large accumulator is arranged in the drive oil supply path, a special mechanism is provided outside the hydraulic cylinder, Since there is no need to precisely control the pressure of the drive oil supplied to the cylinder, it is easy to control the hydraulic drive, and it is definitely reliable even if the speed and pattern of the hydraulic pressure increase during the fastening process change. The fluctuation is eliminated, and there is no fear that the operation timing is delayed by the large accumulator, and the hydraulic drive circuit (control valve assembly) of the automatic transmission is reduced in size and weight.
[0037]
According to the fastening drive device of the second aspect, since the hydraulic Pilton is braked using the existing centrifugal fluid pressure balance chamber, the entire device can be compactly integrated. And since it can be implemented with only a slight change in the hydraulic piston and hydraulic cylinder, it is possible to provide a highly reliable automatic transmission that uses many of the conventional parts and structures as they are.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an explanatory view of an assembled state of a multi-plate clutch of a first embodiment.
FIG. 2 is an explanatory diagram of a drive system of a multi-plate clutch according to a first embodiment.
FIG. 3 is an explanatory diagram of an oil supply port.
FIG. 4 is a time chart of the operation of the multi-plate clutch of the first embodiment.
FIG. 5 is a time chart of the operation of the multi-plate clutch of the comparative example.
FIG. 6 is an explanatory diagram of a modification of the first embodiment.
FIG. 7 is an explanatory diagram of another modification of the first embodiment.
FIG. 8 is an explanatory diagram of a rotary oil suction port according to a second embodiment.
FIG. 9 is an explanatory diagram of a rotary oil suction port according to a third embodiment.
FIG. 10 is an explanatory diagram of a rotary oil suction port according to a modification of the third embodiment.
FIG. 11 is an explanatory diagram of a schematic configuration of a conventional fastening drive device.
FIG. 12 is an explanatory diagram of a conventional mobile oil suction port.
[Explanation of symbols]
10 Transmission case
11 Shaft-shaped part
12 Output shaft
13 Hydraulic cylinder
14 Hydraulic piston
15 Sealing wall member
16 Return spring
17 Seal ring
18, 22 Snap ring
20 Rotating member
21, 25 Spline
23 Retaining plate
24, 26 Friction plate
R1 drive room
R2 Centrifugal hydraulic balance chamber
11A, 11B Oil passage
13A, 13B, ND Oil passage hole
14A cylindrical part
27 Oil pump
28 Pressure adjuster
29 Hydraulic control valve
30 Oil cooler
MB groove
NB Round hole
MC small hole
NC round hole
31, 40, 50 Oil pan
41, 51 Oil strainer
42 Oil way tube
43 Flange
44 opening
45, 55, 59 Weight
46, 56 Oil seal
47, 57 mesh
48, 58 Bearing
40A, 50A liquid level

Claims

自動変速機の締結要素を締結させる駆動用オイルを供給される油圧シリンダーと、
前記駆動用オイルに駆動されて油圧シリンダーに沿って移動して前記締結要素に圧力を発生させる油圧ピストンとを有する締結駆動装置において、
前記油圧ピストンを挟んで前記駆動用オイルが供給される空間の反対側で前記油圧シリンダーに取り付けられ、封止されたオイル空間を前記油圧ピストンとの間に形成する封止壁部材と、
前記油圧ピストンの移動に伴って前記オイル空間に収納されたオイルを排出させるとともに、移動の終段階で前記油圧ピストンの一部分によって開口面積を絞り込まれるオイル供給口とを設けたことを特徴とする締結駆動装置。A hydraulic cylinder supplied with driving oil for fastening the fastening element of the automatic transmission;
A fastening drive device having a hydraulic piston that is driven by the driving oil and moves along a hydraulic cylinder to generate pressure on the fastening element;
A sealing wall member that is attached to the hydraulic cylinder on the opposite side of the space to which the driving oil is supplied across the hydraulic piston and forms a sealed oil space with the hydraulic piston;
The fastening is characterized in that the oil stored in the oil space is discharged along with the movement of the hydraulic piston, and an oil supply port is provided in which the opening area is narrowed by a part of the hydraulic piston at the final stage of the movement. Drive device.

前記油圧シリンダーは自動変速機の中心軸の回りで回転可能に配置され、
前記オイル空間は、前記駆動用オイルを供給される空間の遠心力による圧力上昇を相殺する遠心液圧バランス室であることを特徴とする請求項１記載の締結駆動装置。The hydraulic cylinder is disposed so as to be rotatable around a central axis of the automatic transmission,
The fastening drive device according to claim 1, wherein the oil space is a centrifugal hydraulic pressure balance chamber that cancels out a pressure increase due to a centrifugal force in a space supplied with the drive oil.