JP4183994B2 - Automatic transmission clutch - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両の自動変速機における、その変速動作に関わるクラッチに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
通常、自動変速機は、少なくとも一つの遊星歯車組と、一つ以上の締結要素（クラッチ、ブレーキ）とを具え、遊星歯車組による減速・増速動作と共に、予め定めた締結要素の締結・解放動作の組み合わせ（締結論理）によって各変速段を実現している。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
予め定めた締結論理に従って各締結要素を締結・解放して各変速段を実現する場合、締結要素の中には連続する複数の変速段に亘って締結状態となるものがある。この場合、締結要素に加わるトルクは変速段で大きく変化し、例えば、低速段に比べて中・高速段の場合に締結要素に加わるトルクが低速段の半分程度となる。
【０００４】
変速動作により締結要素の締結を行う際には、各変速段におけるトルクに応じた締結力（油圧）が必要である。そのため、最もトルクが高くなる低速段において必要となる締結力を設定しなければならない。ところが、高速段において、例えば5速から4速へシフトダウンする場合のように、低トルクの状態であるにもかかわらず1，2速の場合のような高いトルクに応じた締結力で締結を行った場合、締結動作に伴うショックが生じて搭乗者に不快感を与えることとなり、また、高い締結力を得るためには高い油圧が必要となるため、オイルポンプやエンジンの負荷を増加させることにもなる。
【０００５】
そのため、各変速段に応じた油圧をそれぞれ設定する必要が生じるが、油圧系や制御方法が複雑になると言う問題がある。そこで、締結要素の受圧面積を変えることにより締結力を変化させる方法が考案されており、例えば特開平11-201187号にその方法が開示されている。
【０００６】
この方法では、クラッチピストンを大径のピストンと小径のピストンを並べて配置したタンデムピストンとし、小径ピストンを大径ピストンよりもクラッチドラムの底壁に近い側に配置している。それによって、各ピストンに対してそれぞれ油圧を加えることにより受圧面積を変化させ、それに応じた締結力を発生させている。
【０００７】
しかしながら、この方法においては、締結力を変化させるためには一方のピストンに加わっている油圧を低下させ、他方のピストンへ加わる油圧を上昇させる、いわゆる油圧の掛け換えが必要となる。この油圧の掛け換えに際しては、クラッチのすべりやショックが発生するおそれがあるため、掛け換えのタイミングを正確に制御しなければならない。
【０００８】
本発明は、クラッチピストンの配置を工夫することにより、上記の問題点を解消した自動変速機用クラッチを提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
この目的のため本発明による自動変速機用クラッチは、請求項１に記載のごとく、
回転軸上に同軸に配置したクラッチドラムと、該クラッチドラム内部のクラッチピストンと、摩擦要素とを具え、
前記クラッチドラムと前記クラッチピストンとの間に形成した第一油圧室とを具えるクラッチであって、
前記クラッチピストンに前記クラッチドラムの底面と対向する段部を形成し、該段部内に小径ピストンを嵌装して配置し、
前記クラッチピストン段部と前記小径のピストンとの間に第二油圧室を形成し、
前記クラッチピストンと軸線方向前後に配置した第二クラッチピストンと、該第二クラッチピストンにより締結および解放される第二摩擦要素とを具える第二クラッチをさらに具え、
前記第二クラッチピストン内側にキャンセルプレートを配置すると共にこれらピストンとキャンセルプレートとの間に第一リターンスプリングを介在させて該第二クラッチのキャンセル室を形成し、
前記クラッチのピストンと前記第二クラッチピストンとの間に、前記第一油圧室および第二油圧室のそれぞれに対する二箇所のキャンセル室を形成し、
前記二箇所のキャンセル室のうち一方を、前記第二クラッチピストンを押圧するための第三油圧室と兼用し、
他方を、第二クラッチピストン底部に形成した貫通孔により前記第二クラッチのキャンセル室と連通させた、ことを特徴とするものである。
【００１０】
【発明の効果】
本発明の自動変速機用クラッチにおいては、クラッチドラムとクラッチピストンとの間にさらに小径のピストンを配置し、クラッチドラムとクラッチピストンとの間に第一の油圧室を、クラッチピストンと小径のピストンとの間に第二の油圧室をそれぞれ形成している。
【００１１】
そのため、第一および第二油圧室の一方あるいは双方に油圧を供給することにより一定の油圧で受圧面積を変化させ、トルクに応じた締結力、すなわち各変速段に応じた締結力を発生させることが、油圧の掛け替えを行うこと無く実現可能となる。その結果、オイルポンプやエンジンの負荷を低減させ、クラッチのすべりやショックの発生をも効果的に抑制することができるようになる。なお、上記のように二つのクラッチを並べて配置した、よりコンパクトな形状とした自動変速機において、かかる構成とすることにより、遠心油圧を効果的に抑制し得うると共に、上述した効果を確実に得ることが可能となる。
【００１２】
また、上記の自動変速機用クラッチの好適な実施形態においては、請求項２に記載のように、小径ピストンをクラッチドラムに対して固定することとしても良い。
【００１３】
それによって、クラッチドラムとクラッチピストンとの間に形成した油圧室と、クラッチピストンと小径ピストンとの間に形成した第二油圧室のいずれか一方および双方同時に油圧を加えることが可能となり、前述した本発明の効果をより高めることが可能となる。また、小径ピストンが両側の各油圧室内の油圧の変動等によって微少移動することを防止することもできる。
【００１４】
なお、上記の自動変速機用クラッチの構成に当たっては、請求項３に記載のごとく、
前記貫通孔を貫通させて前記キャンセルプレートと前記クラッチピストンとの間に第二リターンスプリングを介在させ、
それによって前記クラッチピストンに前記第一リターンスプリングおよび第二リターンスプリングを共に作用させるようにしても良い。
【００１８】
図1は本発明の実施形態に係るクラッチを具える自動変速機の構成を示す断面図であり、この自動変速機もまた前進6段・後退1段の変速動作を行うことができるものである。
【００１９】
図示の自動変速機においては、入力軸1に近い変速機ケース3の前端開口を、ポンプハウジング5およびポンプカバー6よりなるポンプケースにより塞ぎ、このポンプケースに入力軸1を貫通して軸承すると共に、入力軸1の突出端にトルクコンバータT/Cを介して動力源であるエンジンENGを駆動結合する。なお上記のポンプケース内には、詳細な図示を明瞭のため省略したギヤポンプ等のポンプ要素を内蔵してオイルポンプを構成し、これにポンプ駆動軸を介しエンジンに結合してオイルポンプを常にエンジンによって駆動している。
【００２０】
入力軸1から遠い中間軸4の後端は、変速機ケース3の後端における端蓋7に回転自在に支持する。変速機ケース3の軸線方向中程に中間壁8を設け、この中間壁8に出力歯車2を回転自在に支持し、中間壁8の中心孔に中空軸9を介して入力軸1および中間軸4の突合せ嵌合部を回転自在に支持する。
【００２１】
ポンプハウジング5およびポンプカバー6よりなるオイルポンプケースと、中間壁8との間に画成された前部空所内に第1遊星歯車組G1を配置すると共に、この第1遊星歯車組G1を包囲するように第3クラッチC3を配置する。第1遊星歯車組G1は、反力受けとして機能するようサンギヤS1をポンプカバー6の後方へ突出する中心ボス部6aにセレーション嵌着して常時回転不能とし、また回転入力メンバであるリングギヤR1を、入力軸1から径方向外方へ延在するフランジ1aに結合する。さらに回転出力メンバであるキャリアPC1は、中空軸9から径方向外方へ延在するフランジ10の外周に結合する。
【００２２】
入力軸1に近い中間軸4の前端から径方向外方へ延在させてリングギヤR1を包囲するようクラッチドラム11を設け、該クラッチドラム11の内周およびリングギヤR1の外周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック12を設け、これらで直結クラッチとしての第3クラッチC3を構成し、このクラッチC3を減速用遊星歯車組G1の外周に配置する。ここでキャリアPC1は、第3クラッチC3のクラッチハブ32に兼用する。なお第3クラッチC3の作動ピストンであるクラッチピストン13は、ポンプハウジング5およびポンプカバー6よりなるオイルポンプケースから遠い第1遊星歯車組G1の側に配置し、そのためクラッチピストン13は遊星歯車組G1と対面するクラッチドラム11の端壁および中間軸4の前端に嵌合する。
【００２３】
中間壁8および端蓋7間に画成された後部空所内には、第2遊星歯車組G2および第3遊星歯車組G3と、第1クラッチC1および第2クラッチC2と、第1ブレーキB1および第2ブレーキB2とを配置する。第2遊星歯車組G2および第3遊星歯車組G3は中間軸4上に配置するが、第2遊星歯車組G2を第3遊星歯車組G3よりも入力軸1に近い側に位置させる。第2遊星歯車組G2のサンギヤS2および第3遊星歯車組G3のサンギヤS3を第1連結メンバM1により一体化すると共に中間軸4上に回転自在に支持する。中空軸9の中ほどから径方向外方へ延在し、その後軸線方向後方へ延在して第2リングギヤR2の外周に至るクラッチドラム15を設け、該クラッチドラム15の内周およびリングギヤR2の外周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック16を設け、これらで第1クラッチC1を構成する。
【００２４】
上記のようにして第2遊星歯車組G2の外周に配置した第1クラッチC1よりも入力軸1に近い側に第2クラッチC2を配置するため、第2サンギヤS2の入力軸寄りの外縁に径方向外方へ延在するクラッチハブ17を固設し、該クラッチハブ17の外周とクラッチドラム15の内周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック18を設け、これらによって第2クラッチC2を構成する。なお、第1クラッチC1のクラッチピストン19および第2クラッチC2のクラッチピストン20は、クラッチピストン19の内側でクラッチピストン20が摺動するダブルピストンとして第1クラッチC1から遠い第2クラッチC2の側にまとめて配置し、それによってクラッチピストン20を第2遊星歯車組G2と対面するクラッチドラム15の端壁に嵌合する。これらクラッチピストン19，20は、中間壁8および中空軸9に穿った個々の油路21（図では1個の油路のみが見えている）からの作動油圧を受けてストロークすることで第1クラッチC1および第2クラッチC2を個別に締結し得るものとする。
【００２５】
第3遊星歯車組G3は前記したごとくダブルサンギヤ型遊星歯車組とするが、リングギヤR3の歯幅をピニオンP3の歯幅よりも小さくしてリングギヤR3を第2遊星歯車組G2に近い端部においてピニオンP3に噛合するよう位置させ、リングギヤR3を第2遊星歯車組G2のキャリアPC2に第2連結メンバM2で結合する時、この連結メンバM2を短くし得るようにしている。上記リングギヤR3の外周には、第1クラッチC1および第2クラッチC2のクラッチドラム15を包囲するように配置した筒状連結メンバ22の一端を結合し、該筒状連結メンバ22の他端は出力歯車2に結合させる。
【００２６】
そして第3遊星歯車組G3のキャリアPC3に、このキャリアPC3から、前記したごとくサンギヤS3，S4間を経て径方向内方へ延在するセンターメンバCMを設けると共に、ピニオンP3の軸線方向中程位置においてリングギヤR3の端面に沿うよう径方向外方へ延在するアウターメンバOMを設ける。センターメンバCMは中間軸4に駆動結合し、これによりキャリアPC3をセンターメンバCMおよび中間軸4を経て第3クラッチC3のクラッチドラム11に結合する。アウターメンバOMには、その外周に結合してブレーキハブ23を設け、このブレーキハブ23を筒状連結メンバ22の外周に配置して中間壁8に接近する前方へ延在させる。ブレーキハブ23の前端における外周および変速機ケース3の内周にスプライン嵌合したブレーキプレートの交互配置になるブレーキパック24を設け、これにより第1ブレーキB1を構成し、この第1ブレーキB1を、ブレーキパック24の後方において変速機ケース3内に嵌合したブレーキピストン25により適宜締結可能にする。
【００２７】
ブレーキハブ23の後端に被さるようブレーキハブ26を設け、該ブレーキハブ26の後端壁26aを第3遊星歯車組G3の背後に沿うよう円周方向内方に延在させ、このブレーキハブ後端壁26aの内周を第3遊星歯車組G3のサンギヤS4に結合する。ブレーキハブ26の外周および変速機ケース3の内周にスプライン嵌合したブレーキプレートの交互配置になるブレーキパック27を設け、これにより第2ブレーキB2を構成し、この第2ブレーキB2を、ブレーキパック27の後方において変速機ケース3内に嵌合したブレーキピストン28により適宜締結可能にする。以上により、第1ブレーキB1および第2ブレーキB2はそれぞれ、第1クラッチC1および第2クラッチC2の外周に配置されると共に、第2ブレーキB2よりも第1ブレーキB1が入力軸1（第1遊星歯車組G1）の近くに配置されるが、これら第1ブレーキB1および第2ブレーキB2は第3遊星歯車組G3よりも第2遊星歯車組G2寄りに配置する。
【００２８】
なお、第1ブレーキB1を構成するブレーキハブ23の前端と変速機ケース3との間にはワンウェイクラッチOWCを設け、第1ブレーキB1の解放状態でこのワンウェイクラッチOWCによる第3キャリアPC3の一方向回転阻止で前進第1速状態が得られるようにする。但しこのワンウェイクラッチOWCによる第1速では、エンジンブレーキ時における第3キャリアPC3の逆方向回転をワンウェイクラッチOWCが許容するためエンジンブレーキが得られず、エンジンブレーキ要求時は第1ブレーキB1を締結して第3キャリアPC3の当該逆方向回転を阻止するものとしている。
【００２９】
図2は、この自動変速機において前進6段、後進1段の変速動作を行う際の締結要素の締結と選択変速段との関係を示すものである。締結表を示すものである。この自動変速機においては、表に白丸で示す締結要素を締結することにより、各変速段を実現している。図より、第1クラッチC1が第1速〜第4速で常に締結状態となっていることがわかる。
【００３０】
図3は、図1に示した自動変速機の一部を拡大して示すものであり、特に第1クラッチC1および第二クラッチC2の部分を示すものである。
【００３１】
第1クラッチC1のクラッチピストン19の半径方向中央部には、クラッチドラム15の底面と対面する段部30を形成し、この段部30には、クラッチドラム15と第1クラッチC1のクラッチピストン19とを区画するように第3ピストン31を嵌装して設けている。第3ピストン31の外縁部にはシール32を設け、それによって第3ピストン31の軸線方向前後で段部30が区画される。また第3ピストン31はクラッチドラム15にスナップリング33によって固定されており、クラッチドラム15に対して不動となっている。
【００３２】
かかる配置により、クラッチドラム15とクラッチピストン19および第3ピストン31との間には第1クラッチC1の第1油圧室34が形成され、一方クラッチピストン19と第3ピストン31との間には第2油圧室35が形成される。また第1油圧室34には油路21と連通する油路36を通して作動油が供給され、一方第2油圧室35には同様に油路21と連通する油路37を通して作動油が供給される。なお、上記第 1 油圧室 34 は請求項１における「第一油圧室」に対応する。また、上記第 2 油圧室 35 は請求項１における「第二油圧室」に対応する。
【００３３】
次に第1クラッチC1の動作について説明する。まず第1油圧室34の側へ作動油を供給して油圧をかけた場合、クラッチピストン19の受圧面積が大きくなるので高い締結力が得られる。したがって、高トルク状態に応じた第1クラッチC1の締結ができることとなる。
【００３４】
一方、第2油圧室35の側へ作動油を供給して油圧をかけた場合、クラッチピストン19の受圧面積は小さいため締結力も小さくなる。したがって、5速から4速への変速のような低トルク状態に応じた第1クラッチC1の締結が可能となる。
【００３５】
さらに第1油圧室34および第2油圧室35の双方に油圧をかけることにより、クラッチピストン19底面のほぼ全体に油圧が加わることとなり、例えば1速状態で必要な、より高い締結力が得られることとなる。
【００３６】
この結果、第1クラッチC1において、変速段に応じて変化するトルクに対応した締結力を得ることが可能となる。また、例えば、最初に第2油圧室35へ油圧を加えて小さい締結力で第1クラッチC1の締結を行い、次いで第1油圧室34へ油圧を加えて、より大きな締結力を発生させるようにすることにより、第1クラッチC1締結時のショック発生を低減させることが可能となる。
【００３７】
また、上述した構成によれば、締結力を変化させるために、それまで油圧が加わっていた側の油圧室の油圧を低下させ、他方の油圧室の油圧を上昇させる、油圧の掛け換えを行う必要が無くなり、第1クラッチC1の滑りやショックの発生を抑制することができる。
【００３８】
さて、上述した自動変速機においては、第1クラッチC1のクラッチピストン19と第2クラッチC2のクラッチピストン20との間に、第1キャンセル室38および第2キャンセル室39をそれぞれ形成している。第1キャンセル室38は、第1油圧室34に対するキャンセル室として働き、一方第2キャンセル室39は、第2クラッチC2の油圧室として働くと共に第2油圧室35に対するキャンセル室として働く。このような構成としたことにより、各油圧室における遠心油圧を効果的に抑制することが可能となる。なお、上記第 2 キャンセル室 39 は、請求項１における「第三油圧室」および「二箇所のキャンセル室のうちの一方」に対応する。
【００３９】
また、上述した自動変速機においては、第2クラッチC2のクラッチピストン20の内側にキャンセルプレート40を設け、クラッチピストン20とキャンセルプレート40との間に第1リターンスプリング41を介在させると共に第3キャンセル室42を形成している。この第3キャンセル室42は、第2油圧室39に対するキャンセル室として働くと共に、第1キャンセル室38への作動油の供給も行うものである。
【００４０】
さらに、クラッチピストン20底部には貫通孔20aを形成し、この貫通孔に第2リターンスプリング43を貫通させ、第1クラッチC1のピストン19とキャンセルプレート40の間に介在させている。その結果、ピストン19には第1リターンスプリング41および第2リターンスプリング43双方のばね力が作用することとなる。
【００４１】
本発明による自動変速機における第1クラッチC1は、基本的にクラッチピストンの受圧面積を変化させることにより締結力を変化させるものである。特に第1油圧室34および第2油圧室35のいずれか一方へ油圧を供給することで、各油圧室に対応する受圧面積に応じた締結力が得られると共に、これら油圧室の双方へ油圧を供給することで、両者に対応する締結力を加算した力を得ることができる。
【００４２】
また、第2クラッチC2を第1クラッチC1の内側に配置し、第2クラッチC2の受圧面積を第1クラッチC1の受圧面積よりも小さくしたことにより、これらクラッチC1，C2を同時に締結した時に、変速動作に関わる遊星歯車組（すなわち第2遊星歯車組G2および第3遊星歯車組G3）のリングギヤとサンギヤのトルク比に応じたクラッチトルクが得られる。
【００４３】
さらに、第2クラッチC2の受圧面積が小さいことから、クラッチピストン20の半径方向外側に、遠心キャンセル油圧をクラッチピストン19に作用させるための油路としての貫通孔20aを形成することが可能となっている。
【００４４】
加えて、この貫通孔20aにクラッチピストン19に対する第2リターンスプリング43を貫通させて設けたことにより、第2クラッチC2のクラッチピストン20に対する第1リターンスプリング41のばね力と、第2リターンスプリング43のばね力を合算した、より強いばね力をクラッチピストン19に作用させることを可能としている。
【００４５】
図2に示したように第1クラッチC1は第1速〜第4速で常に締結状態となっているが、締結動作に際しては各変速段におけるトルクに応じた締結力が必要であり、特に低速段（1,2速）では比較的大きな締結力が必要となる。そのため、これら二つのリターンスプリングのばね力を合算した力をクラッチピストン19に作用させることで、低速段における大きな締結力に対応できるようにしている。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の実施形態に係るクラッチを具える自動変速機の構成を示す断面図である。
【図２】 図１の自動変速機における締結要素の締結と選択変速段との関係を示す締結論理説明図である。
【図３】 図１の自動変速機の一部、特に第1クラッチと第2クラッチの部分を拡大して示す断面図である。
【符号の説明】
G1，G2，G3 遊星歯車組
S1，S2，S3，S4 サンギヤ
P1，P2，P3 ピニオンギヤ
PC1，PC2，PC3 キャリア
R1，R2，R3 リングギヤ
C1，C2，C3 クラッチ
B1，B2 ブレーキ
M1，M2 連結メンバ
CM センターメンバ
OM アウターメンバ
OWC ワンウェイクラッチ
T/C トルクコンバータ
ENG エンジン
1 入力軸
2 出力歯車
3 変速機ケース
4 中間軸
5 ポンプハウジング
6 ポンプカバー
7 端蓋
8 中間壁
9 中空軸
10 フランジ
11，15 クラッチドラム
12，16，18 クラッチパック
13，19，20 クラッチピストン
14，21，36，37 油路
17 クラッチハブ
21 油路
22 筒状連結メンバ
23，26 ブレーキハブ
24，27 ブレーキパック
25，28 ブレーキピストン
30 クラッチドラム15の段部
31 第3ピストン
32 シール
33 スナップリング
34 第1油圧室
35 第2油圧室
38 第1キャンセル室
39 第2キャンセル室
40 キャンセルプレート
41 第1リターンスプリング
42 第3キャンセル室
43 第2リターンスプリング[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a clutch related to a shifting operation in an automatic transmission of a vehicle.
[0002]
[Prior art]
Usually, an automatic transmission is provided with at least one planetary gear set and one or more fastening elements (clutch, brake), and together with deceleration / acceleration operations by the planetary gear set, a predetermined fastening element is fastened / released. Each gear stage is realized by a combination of operations (engagement logic).
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
In the case where the respective shift elements are realized by engaging / disengaging the respective engagement elements in accordance with a predetermined engagement logic, some of the engagement elements are engaged over a plurality of continuous shift stages. In this case, the torque applied to the fastening element varies greatly depending on the gear position. For example, the torque applied to the fastening element in the middle and high speed stages is about half that of the low speed stage compared to the low speed stage.
[0004]
When the fastening element is fastened by a speed change operation, a fastening force (hydraulic pressure) corresponding to the torque at each speed is required. Therefore, it is necessary to set the fastening force required at the low speed stage where the torque is highest. However, at high speeds, for example, when shifting down from 5th to 4th gear, fastening is performed with a fastening force corresponding to high torque as in the case of 1st and 2nd speeds despite the low torque state. If this is done, the shock associated with the fastening operation will be generated and the passenger will be uncomfortable. In addition, high oil pressure is required to obtain a high fastening force, so the load on the oil pump and engine should be increased. It also becomes.
[0005]
Therefore, it is necessary to set the hydraulic pressure according to each shift stage, but there is a problem that the hydraulic system and the control method are complicated. In view of this, a method of changing the fastening force by changing the pressure receiving area of the fastening element has been devised, for example, disclosed in JP-A-11-201187.
[0006]
In this method, the clutch piston is a tandem piston in which a large-diameter piston and a small-diameter piston are arranged side by side, and the small-diameter piston is disposed closer to the bottom wall of the clutch drum than the large-diameter piston. Thereby, the pressure receiving area is changed by applying hydraulic pressure to each piston, and a fastening force corresponding to the pressure receiving area is generated.
[0007]
However, in this method, in order to change the fastening force, it is necessary to change the hydraulic pressure applied to one piston and lower the hydraulic pressure applied to the other piston, so-called hydraulic switching. When changing the hydraulic pressure, there is a risk of slipping or shock of the clutch, so the timing of changing must be controlled accurately.
[0008]
An object of the present invention is to provide an automatic transmission clutch that solves the above-described problems by devising the arrangement of the clutch piston.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
For this purpose, the clutch for an automatic transmission according to the invention is as described in claim 1,
A clutch drum coaxially disposed on the rotation shaft, a clutch piston inside the clutch drum, and a friction element;
A clutch comprising a first hydraulic chamber formed between the clutch drum and the clutch piston,
Forming a stepped portion facing the bottom surface of the clutch drum in the clutch piston, and placing a small-diameter piston in the stepped portion;
Forming a second hydraulic chamber between the clutch piston step and the small-diameter piston;
A second clutch comprising the clutch piston and a second clutch piston disposed longitudinally in the axial direction, and a second friction element fastened and released by the second clutch piston;
A cancel plate is disposed inside the second clutch piston and a cancel chamber for the second clutch is formed by interposing a first return spring between the piston and the cancel plate,
Forming two cancellation chambers for each of the first hydraulic chamber and the second hydraulic chamber between the piston of the clutch and the second clutch piston;
One of the two cancellation chambers is also used as a third hydraulic chamber for pressing the second clutch piston,
The other is communicated with the cancel chamber of the second clutch through a through hole formed in the bottom of the second clutch piston.
[0010]
【The invention's effect】
In the clutch for an automatic transmission according to the present invention, a small-diameter piston is further disposed between the clutch drum and the clutch piston, the first hydraulic chamber is disposed between the clutch drum and the clutch piston, and the clutch piston and the small-diameter piston are disposed. The second hydraulic chambers are respectively formed between the two.
[0011]
Therefore, by supplying hydraulic pressure to one or both of the first and second hydraulic chambers, the pressure receiving area is changed at a constant hydraulic pressure, and a fastening force corresponding to the torque, that is, a fastening force corresponding to each gear stage is generated. However, this can be realized without changing the hydraulic pressure. As a result, the load on the oil pump and the engine can be reduced, and the occurrence of clutch slip and shock can be effectively suppressed. In addition, in the automatic transmission having a more compact shape in which the two clutches are arranged side by side as described above, by adopting such a configuration, the centrifugal hydraulic pressure can be effectively suppressed, and the above-described effect is ensured. Can be obtained.
[0012]
Further, in a preferred embodiment of the above automatic transmission clutch, as described in claim 2, the small-diameter piston may be fixed to the clutch drum.
[0013]
This makes it possible to apply hydraulic pressure simultaneously to either one or both of the hydraulic chamber formed between the clutch drum and the clutch piston and the second hydraulic chamber formed between the clutch piston and the small-diameter piston. The effect of the present invention can be further enhanced. In addition, it is possible to prevent the small-diameter piston from moving slightly due to a change in hydraulic pressure in each hydraulic chamber on both sides.
[0014]
In the configuration of the above automatic transmission clutch, as described in claim 3,
A second return spring is interposed between the cancel plate and the clutch piston through the through hole,
Thereby, both the first return spring and the second return spring may act on the clutch piston.
[0018]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a configuration of an automatic transmission including a clutch according to an embodiment of the present invention, and this automatic transmission can also perform a shift operation of 6 forward speeds and 1 reverse speed. .
[0019]
In the illustrated automatic transmission, the front end opening of the transmission case 3 close to the input shaft 1 is closed by a pump case made up of the pump housing 5 and the pump cover 6, and the input shaft 1 is passed through the pump case and supported. The engine ENG as a power source is drivingly coupled to the protruding end of the input shaft 1 via the torque converter T / C. In the above pump case, a pump element such as a gear pump, which is omitted for the sake of detailed illustration, is built in to constitute an oil pump, which is coupled to the engine via a pump drive shaft to always keep the oil pump in the engine. Driven by.
[0020]
The rear end of the intermediate shaft 4 far from the input shaft 1 is rotatably supported by an end cover 7 at the rear end of the transmission case 3. An intermediate wall 8 is provided in the middle of the transmission case 3 in the axial direction, the output gear 2 is rotatably supported on the intermediate wall 8, and the input shaft 1 and the intermediate shaft are connected to the center hole of the intermediate wall 8 via the hollow shaft 9. 4 butt fittings are supported rotatably.
[0021]
The first planetary gear set G1 is disposed in the front space defined between the oil pump case including the pump housing 5 and the pump cover 6 and the intermediate wall 8 and surrounds the first planetary gear set G1. The third clutch C3 is arranged so as to. In the first planetary gear set G1, the sun gear S1 is serrated to the center boss portion 6a projecting rearward of the pump cover 6 so as to function as a reaction force receiver so as to be unable to rotate at all times, and the ring gear R1 as a rotation input member is provided. Then, it is coupled to a flange 1a extending radially outward from the input shaft 1. Furthermore, the carrier PC1, which is a rotation output member, is coupled to the outer periphery of the flange 10 extending radially outward from the hollow shaft 9.
[0022]
A clutch drum 11 is provided to extend radially outward from the front end of the intermediate shaft 4 close to the input shaft 1 so as to surround the ring gear R1, and is respectively spline fitted to the inner periphery of the clutch drum 11 and the outer periphery of the ring gear R1. Clutch packs 12 having an alternating arrangement of clutch plates are provided to form a third clutch C3 as a direct coupling clutch, and this clutch C3 is arranged on the outer periphery of the planetary gear set G1 for reduction. Here, the carrier PC1 is also used as the clutch hub 32 of the third clutch C3. The clutch piston 13, which is the working piston of the third clutch C3, is arranged on the first planetary gear set G1 side far from the oil pump case made up of the pump housing 5 and the pump cover 6, so that the clutch piston 13 is connected to the planetary gear set G1. And the front end of the intermediate shaft 4 and the end wall of the clutch drum 11 facing each other.
[0023]
In the rear space defined between the intermediate wall 8 and the end lid 7, the second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3, the first clutch C1 and the second clutch C2, and the first brake B1 and A second brake B2 is arranged. The second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3 are disposed on the intermediate shaft 4, but the second planetary gear set G2 is positioned closer to the input shaft 1 than the third planetary gear set G3. The sun gear S2 of the second planetary gear set G2 and the sun gear S3 of the third planetary gear set G3 are integrated by the first connecting member M1 and supported rotatably on the intermediate shaft 4. A clutch drum 15 that extends radially outward from the middle of the hollow shaft 9 and then extends rearward in the axial direction to reach the outer periphery of the second ring gear R2 is provided. The inner periphery of the clutch drum 15 and the ring gear R2 Clutch packs 16 are provided on the outer periphery, which are alternately arranged with clutch plates that are spline-fitted, and constitute the first clutch C1.
[0024]
Since the second clutch C2 is arranged closer to the input shaft 1 than the first clutch C1 arranged on the outer periphery of the second planetary gear set G2 as described above, the diameter is set on the outer edge of the second sun gear S2 near the input shaft. A clutch hub 17 extending outward in the direction is fixed, and a clutch pack 18 in which clutch plates are alternately arranged on the outer periphery of the clutch hub 17 and the inner periphery of the clutch drum 15 by spline fitting is provided. 2 clutch C2 is configured. The clutch piston 19 of the first clutch C1 and the clutch piston 20 of the second clutch C2 are arranged on the side of the second clutch C2 far from the first clutch C1 as a double piston on which the clutch piston 20 slides inside the clutch piston 19. Arranged together, the clutch piston 20 is fitted to the end wall of the clutch drum 15 facing the second planetary gear set G2. The clutch pistons 19 and 20 are first stroked by receiving hydraulic pressure from the individual oil passages 21 (only one oil passage is visible in the figure) formed in the intermediate wall 8 and the hollow shaft 9. It is assumed that the clutch C1 and the second clutch C2 can be individually engaged.
[0025]
As described above, the third planetary gear set G3 is a double sun gear type planetary gear set, but the tooth width of the ring gear R3 is made smaller than the tooth width of the pinion P3 so that the ring gear R3 is at the end close to the second planetary gear set G2. When the ring gear R3 is coupled to the carrier PC2 of the second planetary gear set G2 by the second coupling member M2 so as to mesh with the pinion P3, the coupling member M2 can be shortened. One end of a cylindrical connecting member 22 arranged so as to surround the clutch drum 15 of the first clutch C1 and the second clutch C2 is coupled to the outer periphery of the ring gear R3, and the other end of the cylindrical connecting member 22 is output. Connect to gear 2.
[0026]
The carrier PC3 of the third planetary gear set G3 is provided with a center member CM extending radially inward from the carrier PC3 through the sun gears S3 and S4 as described above, and the axial position of the pinion P3 in the axial direction. , An outer member OM extending radially outward is provided along the end face of the ring gear R3. The center member CM is drivingly coupled to the intermediate shaft 4, thereby coupling the carrier PC3 to the clutch drum 11 of the third clutch C3 via the center member CM and the intermediate shaft 4. The outer member OM is provided with a brake hub 23 connected to the outer periphery thereof, and the brake hub 23 is disposed on the outer periphery of the cylindrical connecting member 22 and extends forward toward the intermediate wall 8. A brake pack 24 is provided in which the brake plates 24 are alternately arranged on the outer periphery at the front end of the brake hub 23 and the inner periphery of the transmission case 3 so as to be spline-fitted, thereby forming the first brake B1, and this first brake B1 A brake piston 25 fitted in the transmission case 3 at the rear of the brake pack 24 can be appropriately engaged.
[0027]
A brake hub 26 is provided so as to cover the rear end of the brake hub 23, and the rear end wall 26a of the brake hub 26 extends inward in the circumferential direction along the back of the third planetary gear set G3. The inner periphery of the end wall 26a is coupled to the sun gear S4 of the third planetary gear set G3. A brake pack 27 is provided in which the brake plates 27 are alternately arranged on the outer periphery of the brake hub 26 and the inner periphery of the transmission case 3 and spline-fitted, thereby forming the second brake B2, and this second brake B2 is connected to the brake pack. The brake piston 28 fitted into the transmission case 3 can be appropriately fastened behind 27. As described above, the first brake B1 and the second brake B2 are arranged on the outer circumferences of the first clutch C1 and the second clutch C2, respectively, and the first brake B1 is connected to the input shaft 1 (first planetary planet) more than the second brake B2. The first brake B1 and the second brake B2 are arranged closer to the second planetary gear set G2 than the third planetary gear set G3.
[0028]
A one-way clutch OWC is provided between the front end of the brake hub 23 constituting the first brake B1 and the transmission case 3, and one direction of the third carrier PC3 by the one-way clutch OWC in the released state of the first brake B1. The first forward speed state can be obtained by preventing rotation. However, in the 1st speed by this one-way clutch OWC, the engine brake cannot be obtained because the one-way clutch OWC allows the reverse rotation of the third carrier PC3 during engine braking, and the first brake B1 is engaged when the engine brake is requested. Thus, the reverse rotation of the third carrier PC3 is prevented.
[0029]
FIG. 2 shows the relationship between the engagement of the fastening elements and the selected shift speed when performing a shift operation of 6 forward speeds and 1 reverse speed in this automatic transmission. A fastening table is shown. In this automatic transmission, each gear stage is realized by fastening fastening elements indicated by white circles in the table. From the figure, it can be seen that the first clutch C1 is always engaged in the first to fourth speeds.
[0030]
FIG. 3 is an enlarged view of a part of the automatic transmission shown in FIG. 1, and particularly shows the parts of the first clutch C1 and the second clutch C2.
[0031]
A step portion 30 that faces the bottom surface of the clutch drum 15 is formed in the central portion in the radial direction of the clutch piston 19 of the first clutch C1, and the clutch piston 19 of the clutch drum 15 and the first clutch C1 is formed in the step portion 30. The third piston 31 is fitted and provided so as to be separated from each other. A seal 32 is provided on the outer edge portion of the third piston 31, whereby a step portion 30 is defined before and after the third piston 31 in the axial direction. The third piston 31 is fixed to the clutch drum 15 by a snap ring 33 and is immovable with respect to the clutch drum 15.
[0032]
With this arrangement, the first hydraulic chamber 34 of the first clutch C1 is formed between the clutch drum 15 and the clutch piston 19 and the third piston 31, while the first hydraulic chamber 34 is formed between the clutch piston 19 and the third piston 31. 2 The hydraulic chamber 35 is formed. The first hydraulic chamber 34 is supplied with hydraulic oil through an oil passage 36 communicating with the oil passage 21, while the second hydraulic chamber 35 is similarly supplied with hydraulic oil through an oil passage 37 communicating with the oil passage 21. . The first hydraulic chamber 34 corresponds to a “first hydraulic chamber” in claim 1. The second hydraulic chamber 35 corresponds to a “second hydraulic chamber” in claim 1.
[0033]
Next, the operation of the first clutch C1 will be described. First, when hydraulic oil is supplied to the first hydraulic chamber 34 side and hydraulic pressure is applied, the pressure receiving area of the clutch piston 19 is increased, so that a high fastening force can be obtained. Therefore, the first clutch C1 can be engaged according to the high torque state.
[0034]
On the other hand, when hydraulic fluid is supplied to the second hydraulic chamber 35 side and hydraulic pressure is applied, the engagement force is also reduced because the pressure receiving area of the clutch piston 19 is small. Therefore, the first clutch C1 can be engaged according to a low torque state such as a shift from the fifth speed to the fourth speed.
[0035]
Further, by applying hydraulic pressure to both the first hydraulic chamber 34 and the second hydraulic chamber 35, the hydraulic pressure is applied to almost the entire bottom surface of the clutch piston 19, so that, for example, a higher fastening force required in the first speed state can be obtained. It will be.
[0036]
As a result, in the first clutch C1, it is possible to obtain a fastening force corresponding to the torque that changes according to the gear position. Further, for example, first, the hydraulic pressure is applied to the second hydraulic chamber 35, the first clutch C1 is engaged with a small engagement force, and then the hydraulic pressure is applied to the first hydraulic chamber 34 to generate a larger engagement force. By doing so, it is possible to reduce the occurrence of shock when the first clutch C1 is engaged.
[0037]
In addition, according to the above-described configuration, in order to change the fastening force, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber on the side where the hydraulic pressure has been applied is decreased, and the hydraulic pressure in the other hydraulic chamber is increased. This eliminates the need to suppress slippage of the first clutch C1 and occurrence of shock.
[0038]
In the automatic transmission described above, a first cancel chamber 38 and a second cancel chamber 39 are formed between the clutch piston 19 of the first clutch C1 and the clutch piston 20 of the second clutch C2. The first cancellation chamber 38 functions as a cancellation chamber for the first hydraulic chamber 34, while the second cancellation chamber 39 functions as a hydraulic chamber for the second clutch C2 and a cancellation chamber for the second hydraulic chamber 35. With such a configuration, it is possible to effectively suppress the centrifugal hydraulic pressure in each hydraulic chamber. The second cancel chamber 39 corresponds to “a third hydraulic chamber” and “one of two cancel chambers ” in claim 1.
[0039]
In the above-described automatic transmission, the cancel plate 40 is provided inside the clutch piston 20 of the second clutch C2, the first return spring 41 is interposed between the clutch piston 20 and the cancel plate 40, and the third cancel is performed. A chamber 42 is formed. The third cancel chamber 42 serves as a cancel chamber for the second hydraulic chamber 39 and supplies hydraulic oil to the first cancel chamber 38.
[0040]
Further, a through hole 20a is formed at the bottom of the clutch piston 20, and a second return spring 43 is passed through the through hole and is interposed between the piston 19 of the first clutch C1 and the cancel plate 40. As a result, the spring force of both the first return spring 41 and the second return spring 43 acts on the piston 19.
[0041]
The first clutch C1 in the automatic transmission according to the present invention basically changes the engagement force by changing the pressure receiving area of the clutch piston. In particular, by supplying hydraulic pressure to one of the first hydraulic chamber 34 and the second hydraulic chamber 35, a fastening force corresponding to the pressure receiving area corresponding to each hydraulic chamber can be obtained, and hydraulic pressure can be supplied to both of these hydraulic chambers. By supplying, the force which added the fastening force corresponding to both can be obtained.
[0042]
Further, the second clutch C2 is disposed inside the first clutch C1, and the pressure receiving area of the second clutch C2 is smaller than the pressure receiving area of the first clutch C1, so that when the clutches C1 and C2 are simultaneously engaged, A clutch torque corresponding to the torque ratio between the ring gear and the sun gear of the planetary gear set (that is, the second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3) involved in the speed change operation is obtained.
[0043]
Further, since the pressure receiving area of the second clutch C2 is small, it is possible to form a through hole 20a as an oil passage for causing the centrifugal canceling hydraulic pressure to act on the clutch piston 19 on the radially outer side of the clutch piston 20. ing.
[0044]
In addition, by providing the second return spring 43 for the clutch piston 19 through the through hole 20a, the spring force of the first return spring 41 for the clutch piston 20 of the second clutch C2 and the second return spring 43 It is possible to apply a stronger spring force to the clutch piston 19 by adding the spring forces of the two.
[0045]
As shown in FIG. 2, the first clutch C1 is always in the engaged state at the first to fourth speeds, but the engaging force according to the torque at each gear stage is necessary for the engaging operation, especially at a low speed. The stage (1st and 2nd speed) requires a relatively large fastening force. Therefore, a force obtained by adding the spring forces of these two return springs is applied to the clutch piston 19, so that a large fastening force at the low speed stage can be dealt with.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a configuration of an automatic transmission including a clutch according to an embodiment of the present invention.
2 is an engagement logic explanatory diagram showing a relationship between engagement of an engagement element and a selected shift stage in the automatic transmission of FIG. 1. FIG.
3 is an enlarged cross-sectional view of a part of the automatic transmission of FIG. 1, particularly, a first clutch and a second clutch.
[Explanation of symbols]
G1, G2, G3 planetary gear set
S1, S2, S3, S4 Sun gear
P1, P2, P3 Pinion gear
PC1, PC2, PC3 carrier
R1, R2, R3 Ring gear
C1, C2, C3 clutch
B1, B2 brake
M1, M2 linked members
CM center member
OM outer member
OWC one-way clutch
T / C torque converter
ENG engine
1 Input shaft
2 Output gear
3 Transmission case
4 Intermediate shaft
5 Pump housing
6 Pump cover
7 End cover
8 Middle wall
9 Hollow shaft
10 Flange
11, 15 Clutch drum
12, 16, 18 clutch pack
13, 19, 20 Clutch piston
14, 21, 36, 37 Oilway
17 Clutch hub
21 Oilway
22 Tubular connecting member
23, 26 Brake hub
24, 27 Brake pack
25, 28 Brake piston
30 Step of clutch drum 15
31 3rd piston
32 seals
33 Snap ring
34 1st hydraulic chamber
35 Second hydraulic chamber
38 1st cancellation room
39 Second cancellation room
40 Cancel plate
41 1st return spring
42 3rd cancellation room
43 2nd return spring

Claims (3)

回転軸上に同軸に配置したクラッチドラムと、該クラッチドラム内部のクラッチピストンと、摩擦要素とを具え、
前記クラッチドラムと前記クラッチピストンとの間に形成した第一油圧室とを具えるクラッチであって、
前記クラッチピストンに前記クラッチドラムの底面と対向する段部を形成し、該段部内に小径ピストンを嵌装して配置し、
前記クラッチピストン段部と前記小径のピストンとの間に第二油圧室を形成し、
前記クラッチピストンと軸線方向前後に配置した第二クラッチピストンと、該第二クラッチピストンにより締結および解放される第二摩擦要素とを具える第二クラッチをさらに具え、
前記第二クラッチピストン内側にキャンセルプレートを配置すると共にこれらピストンとキャンセルプレートとの間に第一リターンスプリングを介在させて該第二クラッチのキャンセル室を形成し、
前記クラッチのピストンと前記第二クラッチピストンとの間に、前記第一油圧室および第二油圧室のそれぞれに対する二箇所のキャンセル室を形成し、
前記二箇所のキャンセル室のうち一方を、前記第二クラッチピストンを押圧するための第三油圧室と兼用し、
他方を、第二クラッチピストン底部に形成した貫通孔により前記第二クラッチのキャンセル室と連通させたことを特徴とする、連続する変速段で常に前記摩擦要素が締結状態にある自動変速機用クラッチ。A clutch drum coaxially disposed on the rotation shaft, a clutch piston inside the clutch drum, and a friction element;
A clutch comprising a first hydraulic chamber formed between the clutch drum and the clutch piston,
Forming a stepped portion facing the bottom surface of the clutch drum in the clutch piston, and placing a small-diameter piston in the stepped portion;
Forming a second hydraulic chamber between the clutch piston step and the small-diameter piston;
A second clutch comprising the clutch piston and a second clutch piston disposed longitudinally in the axial direction, and a second friction element fastened and released by the second clutch piston;
A cancel plate is disposed inside the second clutch piston and a cancel chamber for the second clutch is formed by interposing a first return spring between the piston and the cancel plate,
Forming two cancellation chambers for each of the first hydraulic chamber and the second hydraulic chamber between the piston of the clutch and the second clutch piston;
One of the two cancellation chambers is also used as a third hydraulic chamber for pressing the second clutch piston,
The other clutch is connected to the cancel chamber of the second clutch through a through-hole formed in the bottom of the second clutch piston, and the clutch for an automatic transmission in which the friction element is always in an engaged state at successive shift speeds. . 請求項１に記載の自動変速機用クラッチにおいて、
前記小径ピストンを前記クラッチドラムに対して固定した、ことを特徴とする自動変速機用クラッチ。The automatic transmission clutch according to claim 1,
The automatic transmission clutch, wherein the small-diameter piston is fixed to the clutch drum. 請求項１または２に記載の自動変速機用クラッチにおいて、
前記貫通孔を貫通させて前記キャンセルプレートと前記クラッチピストンとの間に第二リターンスプリングを介在させ、
それによって前記クラッチピストンに前記第一リターンスプリングおよび第二リターンスプリングを共に作用させるようにした、ことを特徴とする自動変速機用クラッチ。The automatic transmission clutch according to claim 1 or 2,
A second return spring is interposed between the cancel plate and the clutch piston through the through hole,
The automatic transmission clutch according to claim 1, wherein the first return spring and the second return spring are caused to act on the clutch piston.

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