JPH0629624B2 - Clutch control circuit - Google Patents
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- JPH0629624B2 JPH0629624B2 JP59005474A JP547484A JPH0629624B2 JP H0629624 B2 JPH0629624 B2 JP H0629624B2 JP 59005474 A JP59005474 A JP 59005474A JP 547484 A JP547484 A JP 547484A JP H0629624 B2 JPH0629624 B2 JP H0629624B2
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Description
【発明の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ 本発明は、自動車の動力伝達系に使用するクラッチ制御
回路に関する。TECHNICAL FIELD The present invention relates to a clutch control circuit used in a power transmission system of an automobile.
［従来の技術］ 第５図は、従来におけるクラッチ操作用の油圧制御回路
をシステム図によって示したものである。[Prior Art] FIG. 5 is a system diagram showing a conventional hydraulic control circuit for clutch operation.
第５図において、エンジンによって駆動された油圧ポン
プ２０からの吐出管路２０ａは第１のリリーフ弁２１お
よび第２のリリーフ弁２２を介してリザーバ２７に接続
している。In FIG. 5, the discharge conduit 20 a from the hydraulic pump 20 driven by the engine is connected to the reservoir 27 via the first relief valve 21 and the second relief valve 22.
吐出管路２０ａから分岐した管路２０ｂは切換弁２３を
介して、一方において油圧アクチュエータ２４の押しの
け室２４ａに接続し、他方において切換弁２５のパイロ
ット管路２５ａに接続している。A pipe line 20b branched from the discharge pipe line 20a is connected via a switching valve 23 to the displacement chamber 24a of the hydraulic actuator 24 on the one hand and to the pilot line 25a of the switching valve 25 on the other hand.
又、吐出管路２０ａから分岐した管路２０ｃは切換弁２
５を介して油圧アクチュエータ２６の押しのけ室２６ａ
に接続している。Further, the conduit 20c branched from the discharge conduit 20a is provided with the switching valve 2
5 through the displacement chamber 26a of the hydraulic actuator 26
Connected to.
上記構成において、油圧アクチュエータ２４はリリーフ
弁２１におけるリリーフ設定圧を設定するスプリング２
１ａの設定力を調整する役割を有し、油圧アクチュエー
タ２６は図示していないクラッチのクラッチ押圧力を制
御する役割を有している。In the above configuration, the hydraulic actuator 24 is the spring 2 that sets the relief set pressure in the relief valve 21.
The hydraulic actuator 26 has a role of adjusting the set force of 1a, and a role of controlling the clutch pressing force of a clutch (not shown).
上記第５図の構成における油圧制御回路の作用は下記の
ようになっている。The operation of the hydraulic control circuit in the configuration shown in FIG. 5 is as follows.
自動車のエンジン始動以前における第５図の状態におい
ては、切換弁２３および２５の各切換位置は、それぞれ
内設したスプリングの附勢力によって、図示の２３Ａお
び２５Ａの各位置に設定している。In the state of FIG. 5 before the engine of the automobile is started, the switching positions of the switching valves 23 and 25 are set to the respective positions 23A and 25A shown by the biasing force of the springs provided therein.
自動車のエンジンが始動されると、そのエンジンに連動
して油圧ポンプ２０が駆動されて、吐出管路２０ａにリ
ザーバ２７からの作動油が吐出される結果、その作動油
はリリーフ弁２１および２２を介してリザーバ２７に排
出してゆく。When the engine of the automobile is started, the hydraulic pump 20 is driven in conjunction with the engine, and the hydraulic oil from the reservoir 27 is discharged to the discharge pipe line 20a. As a result, the hydraulic oil flows through the relief valves 21 and 22. It is discharged to the reservoir 27 via the.
この場合において、油圧アクチュエータ２４における押
しのけ室２４ａは、管路２３ｂから切換位置２３Ａを介
してリザーバ２７に解放しているため、スプリング２１
ａの設定力を零にしている。その結果、リリーフ弁２１
のリリーフ設定圧が零になっている。In this case, since the displacement chamber 24a of the hydraulic actuator 24 is released from the conduit 23b to the reservoir 27 via the switching position 23A, the spring 21
The setting force of a is set to zero. As a result, the relief valve 21
The relief set pressure of is zero.
また、リリーフ弁２２は吐出管路２０ａに必要な最低の
油圧を保持させるために、その必要な最低圧に相当した
一定の低いリリーフ圧に設定されている。Further, the relief valve 22 is set to a constant low relief pressure corresponding to the required minimum pressure in order to maintain the minimum required hydraulic pressure in the discharge conduit 20a.
したがって、この状態においては吐出管路２０ａは最低
の油圧に設定されている。Therefore, in this state, the discharge pipe line 20a is set to the lowest hydraulic pressure.
また、この状態において、油圧アクチュエータ２６にお
いては、その押しのけ室２６ａが切換位置２５Ａを介し
てリザーバに解放しているため、ピストン２６ｂには何
らの力も生じていない。その結果、自動車駆動系におけ
るクラッチは内設するスプリング附勢力によって、切り
離されている。Further, in this state, in the hydraulic actuator 26, since the displacement chamber 26a is released to the reservoir via the switching position 25A, no force is generated in the piston 26b. As a result, the clutch in the vehicle drive system is disengaged by the internal spring biasing force.
この状態において、その駆動系における図示していない
変速機の変速操作を行なった後、クラッチを係合させて
ゆくときは、切換弁２３におけるソレノイド２３ａをオ
ン（ｏｎ）の状態に設定する。In this state, the solenoid 23a of the switching valve 23 is set to the on state when the clutch is engaged after the gear shift operation of the transmission (not shown) in the drive system is performed.
その結果、切換弁２３は切換位置２３Ｂに切り換えら
れ、吐出管路２０ａにおける圧油は、管路２０ｂ、切換
位置２３Ｂおよび管路２３ｂを介して押しのけ室２４ａ
に導かれる。且つ又、同時に、管路２３ｂの圧油は、パ
イロット管路２５ａを介して、切換弁２５を切換位置２
５Ｂに切り換える。As a result, the switching valve 23 is switched to the switching position 23B, and the pressure oil in the discharge pipe line 20a is pushed away via the pipe line 20b, the switching position 23B and the pipe line 23b.
Be led to. At the same time, the pressure oil in the conduit 23b causes the switching valve 25 to switch to the switching position 2 via the pilot conduit 25a.
Switch to 5B.
そのことによって、吐出管路２０ａにおける圧油は管路
２０ｃおよび切換位置２５Ｂを介して押しのけ室２６ａ
に導かれ、ピストン２６ｂの右方への押圧力を生じさ
せ、クラッチを係合させてゆく。As a result, the pressure oil in the discharge pipe line 20a passes through the pipe line 20c and the switching position 25B to the displacement chamber 26a.
To generate a pressing force to the right of the piston 26b and engage the clutch.
又、押しのけ室２４ａに導入された油圧は、その導入さ
れた油圧に相当してリリーフ弁２１のリリーフ設定圧を
高める。そのリリーフ弁２１の設定圧を高める作用の結
果、吐出管路２０ａの設定圧が高まり、その高まりは、
管路２０ｂ、切換位置２３Ｂおよび管路２３ｂを介して
押しのけ室２４ａの油圧を更に高めてゆくことになるか
ら、リリーフ弁２１の設定圧は発散的に高まってゆく。Further, the hydraulic pressure introduced into the displacement chamber 24a increases the relief set pressure of the relief valve 21 corresponding to the introduced hydraulic pressure. As a result of the action of increasing the set pressure of the relief valve 21, the set pressure of the discharge conduit 20a increases, and the increase is
Since the hydraulic pressure in the displacement chamber 24a is further increased via the pipe 20b, the switching position 23B and the pipe 23b, the set pressure of the relief valve 21 is divergently increased.
すなわち、切換弁２３を切換位置２３Ａから切換位置２
３Ｂに切り換えたことによって、吐出管路２０ａにおけ
る油圧は、時間の経過と共に急上昇してゆく。That is, the switching valve 23 is switched from the switching position 23A to the switching position 2
By switching to 3B, the hydraulic pressure in the discharge conduit 20a rapidly increases with the passage of time.
又、この状態において、油圧アクチュエータ２６におい
ては、押しのけ室２６ａに吐出管路２０ａの油圧が導か
れているから、押しのけ室２６ａにおける油圧もその切
換弁２３の切りかえ時点から油圧の急上昇が生ずる。そ
の結果、その油圧の急上昇に比例して、ピストン２６ｂ
に押圧力が増大してゆき、クラッチが係合され、自動車
が発進してゆく。Further, in this state, in the hydraulic actuator 26, since the hydraulic pressure of the discharge conduit 20a is guided to the displacement chamber 26a, the hydraulic pressure in the displacement chamber 26a also sharply increases from the time when the switching valve 23 is switched. As a result, the piston 26b is proportional to the sudden increase in the hydraulic pressure.
The pressing force increases, the clutch is engaged, and the automobile starts.
すなわち、上記従来における油圧制御のクラッチ係合
は、切換弁２３の切り換えによって生ずる時間の関数と
なって上昇する油圧が、クラッチを係合させているもの
である。That is, in the conventional clutch engagement of hydraulic control, the hydraulic pressure that rises as a function of time generated by switching the switching valve 23 engages the clutch.
［発明が解決しようとする問題点］ 上記説明から理解できるように、上記従来におけるクラ
ッチの係合は、時間の経過と共に一義的に上昇するクラ
ッチ押圧力によって行なわれている。[Problems to be Solved by the Invention] As can be understood from the above description, the engagement of the conventional clutch is performed by the clutch pressing force that uniquely increases with the passage of time.
すなわち、クラッチの係合速度が一定のパターンのみに
よって制御されている。That is, the engagement speed of the clutch is controlled only by a constant pattern.
しかし、内燃機関を使用した通常の自動車において、そ
のクラッチ係合の速度は、その自動車の走行抵抗によっ
て変化させなければならない。However, in a normal automobile using an internal combustion engine, the speed of clutch engagement must be changed according to the running resistance of the automobile.
それは、その走行速度が早く、あるいは降坂路のような
軽負荷時において、そのクラッチ係合は早い速度で行な
われないと変速フィーリングが劣化してしまう。That is, when the traveling speed is high or when the load is light such as a downhill road, the shift feeling is deteriorated unless the clutch is engaged at a high speed.
これに対して、登り坂道における発進時のような大きな
負荷時には、そのクラッチ係合が、いわゆる半クラッチ
を使用するような、クラッチ係合速度を緩やかにしたも
のにしなければ、エンジンがいわゆるエンストをしてし
まう。On the other hand, at the time of a heavy load such as when starting on an uphill road, unless the clutch engagement is made to be a slow clutch engagement speed such as when using a so-called half-clutch, the engine will be a so-called engine stall. Resulting in.
本発明の目的は、クラッチの係合速度を任意に変化させ
ることが出来、且つ何らの外乱なく入力信号が直接、ク
ラッチ係合トルクを制御できる油圧操作のクラッチ制御
回路を提供するものである。An object of the present invention is to provide a hydraulically operated clutch control circuit capable of arbitrarily changing the clutch engagement speed and directly controlling the clutch engagement torque with an input signal without any disturbance.
［問題点を解決するための手段］ エンジン軸（１ａ）と連動のクラッチ板（１ｃ）と選択
的にクラッチ係合あるいはその離脱をし且つ変速機の入
力軸（１ｂ）に連動している他のクラッチ板（１ｄ）に
は、その入力軸の外周を周方向へ包含する状態に且つ前
記他のクラッチ板と一体に回転する油圧アクチュエータ
のピストン（１ｇ）が連動し、そのピストンにおけるそ
の軸方向に対向した一方の受圧面と他方の受圧面におけ
る両受圧面積は相互に等しく構成し、 リリーフ弁（４Ａ）を介して油圧ポンプ（５）における
吐出孔と接続し且つ一方の背圧弁（７）を介してリザー
バと接続している一方の油圧管（７ａ）からの圧油は、
前記ピストンの前記一方の受圧面に作用して前記クラッ
チの離脱をさせる方向に供給され、 油圧切換弁（３）および他方の背圧弁（８）を介して前
記吐出孔と接続した他方の油圧管（３ａ）からの圧油
は、前記ピストンの前記他方の受圧面に作用して前記ク
ラッチ係合をさせる方向に供給され、 その油圧切換弁は、前記吐出孔における油圧が所定の油
圧以下にあるとき、その油圧の検出値によって前記他方
の油圧管をリザーバに連通し且つ前記他方の背圧弁との
連通を閉じる一方の切換位置（３Ｂ）と、その吐出孔に
おける油圧が所定の油圧以上にあるとき、その油圧の検
出値によって前記他方の油圧管を前記他方の背圧弁に連
通させ且つ前記リザーバとの連通を閉じる他方の切換位
置（３Ａ）を有した構成をなし、 前記リリーフ弁におけるリリーフ圧力設定用のパイロッ
ト弁（４Ｃ）は、外部からの信号値に比例した操作力に
よってそのリリーフ圧力が設定される構成となってい
る。[Means for Solving Problems] A clutch plate (1c) interlocking with the engine shaft (1a) is selectively engaged or disengaged with the clutch plate (1c) and is interlocked with the input shaft (1b) of the transmission. The piston (1g) of the hydraulic actuator that rotates integrally with the other clutch plate is linked to the clutch plate (1d) of the input shaft in the circumferential direction. The pressure receiving areas of the one pressure receiving surface and the other pressure receiving surface facing each other are configured to be equal to each other, and are connected to the discharge hole of the hydraulic pump (5) through the relief valve (4A) and the one back pressure valve (7). The pressure oil from one hydraulic pipe (7a) connected to the reservoir via
The other hydraulic pipe is supplied in a direction that acts on the one pressure receiving surface of the piston to disengage the clutch, and is connected to the discharge hole via a hydraulic pressure switching valve (3) and the other back pressure valve (8). The pressure oil from (3a) is supplied in a direction in which it acts on the other pressure receiving surface of the piston to engage the clutch, and the hydraulic pressure switching valve has a hydraulic pressure in the discharge hole equal to or lower than a predetermined hydraulic pressure. At this time, the hydraulic pressure in the one switching position (3B) that communicates the other hydraulic pipe with the reservoir and closes the communication with the other back pressure valve according to the detected value of the hydraulic pressure and the hydraulic pressure in the discharge hole are equal to or higher than a predetermined hydraulic pressure. At this time, the other hydraulic line is made to communicate with the other back pressure valve by the detected value of the hydraulic pressure and the other switching position (3A) for closing the communication with the reservoir is provided, and the relief valve is provided. Pilot valve for relief pressure setting (4C) has a structure in which the relief pressure is set by the operation force proportional to the signal value from the outside.
上記第１の発明に対して、第２の発明は、第１の発明の
構成に加えて、他方の油圧管が絞り流路を介してリザー
バにも連通したものとなっている。In addition to the configuration of the first invention, in the second invention, in contrast to the first invention, the other hydraulic pipe also communicates with the reservoir via the throttle channel.
又、上記第１の発明に対して、第３の発明は、第１の発
明の構成に加えて、前記吐出孔と一方の油圧管との間
に、その吐出孔とその一方の油圧管を選択的に開閉する
アンロード弁（６）を設けた構成となっている。Further, in addition to the configuration of the first aspect of the invention, in addition to the configuration of the first aspect of the invention, the third aspect of the invention further includes a discharge hole and one of the hydraulic pipes between the discharge hole and the one hydraulic pipe. The configuration is such that an unload valve (6) that selectively opens and closes is provided.
［作用］ 第１の発明の作用は下記のとおりである。[Operation] The operation of the first invention is as follows.
クラッチ操作をする油圧アクチュエータのピストンは他
のクラッチ板と一体に回転する構成となっているから、
その油圧アクチュエータ内においては、そのピストンを
押圧する作動油に、その回転のつれ回りによる回転遠心
力が生ずる。Since the piston of the hydraulic actuator that operates the clutch is configured to rotate integrally with other clutch plates,
In the hydraulic actuator, a rotational centrifugal force is generated in the hydraulic oil that presses the piston due to the rotation of the hydraulic oil.
この回転遠心力は、その油圧アクチュエータに供給して
いる一方の油圧管あるいは他方の油圧管における作動油
圧が仮に零であっても、それら油圧管の作動油圧とは関
係なく、その遠心力による作動油圧を生じさせる。Even if the operating hydraulic pressure in one hydraulic pipe or the other hydraulic pipe that is being supplied to the hydraulic actuator is zero, this rotational centrifugal force is independent of the operating hydraulic pressure of those hydraulic pipes, and the operation due to the centrifugal force occurs. Generates hydraulic pressure.
このようなことより、本発明における油圧アクチュエー
タにおけるピストンは、その軸方向に対向させた両受圧
面を設け、それら遠心力を相殺させる構成としている。Due to this, the piston in the hydraulic actuator according to the present invention is provided with both pressure receiving surfaces opposed to each other in the axial direction to cancel the centrifugal force.
このことを具体的に説明すると、下記のとおりとなる。This will be specifically described as follows.
油圧によってピストンに生ずる押圧力は、その受圧面に
作用する油圧とその受圧面における受圧面積との積であ
る。The pressing force generated on the piston by the hydraulic pressure is the product of the hydraulic pressure acting on the pressure receiving surface and the pressure receiving area on the pressure receiving surface.
このうち、その両受圧面へピストン押圧用に導いた各作
動油には、共に等しい上記遠心力が生じ、その遠心力に
よって生ずる作動油圧も共に等しいことになる。又、そ
の各受圧面に作用する押圧力の方向は対向しており且つ
それら受圧面における両受圧面積は等しいものになって
いる。Of these, the same centrifugal force is generated in each of the hydraulic oils guided to the both pressure receiving surfaces for piston pressing, and the hydraulic pressures generated by the centrifugal forces are also the same. Further, the directions of the pressing forces acting on the respective pressure receiving surfaces are opposed to each other, and both pressure receiving areas on these pressure receiving surfaces are equal.
したがって、それぞれの受圧面ごとに、その遠心力によ
って生ずる成分の作動油圧とその受圧面積との積、すな
わちピストン押圧力は、その値が相互に等しい方向が反
対になって、遠心力成分の影響は相殺されることにな
る。Therefore, for each pressure receiving surface, the product of the operating oil pressure of the component generated by the centrifugal force and its pressure receiving area, that is, the piston pressing force, is opposite in the direction in which the values are equal to each other, and the influence of the centrifugal force component. Will be offset.
このように、そのピストンにおける一方の受圧面に作用
させる圧油の必要のために一方の油圧管を設け、その他
方の受圧面に作用させる圧油の必要のために他方の油圧
管を設けている。In this way, one hydraulic pipe is provided for the need of pressure oil to act on one pressure receiving surface of the piston, and the other hydraulic pipe is provided for the need of pressure oil to act on the other pressure receiving surface. There is.
これら一方および他方の油圧管の作用は下記のようにな
っている。The operation of these one and the other hydraulic pipes is as follows.
一方の油圧管には油圧ポンプにおける吐出孔からリリー
フ弁を介してリリーフ圧油が供給され、且つ一方の油圧
管とリザーバとの間には一方の背圧弁を設けていること
により、一方の背圧弁は一方の油圧管を常に一定の作動
油圧状態としている。Relief pressure oil is supplied from one of the discharge holes in the hydraulic pump to the one hydraulic pipe through the relief valve, and one back pressure valve is provided between the one hydraulic pipe and the reservoir. The pressure valve always keeps one hydraulic pipe in a constant working hydraulic pressure state.
また、リリーフ弁は外部からの信号によって、油圧ポン
プにおける前記吐出孔における油圧を、そのリリーフ最
高圧力から、そのリリーフ圧油の排出されている側の一
方の油圧管における作動圧力の値まで圧力制御をするこ
とが可能になっている。In addition, the relief valve controls the hydraulic pressure in the discharge hole of the hydraulic pump from the maximum relief pressure to the value of the operating pressure in one hydraulic pipe on the side from which the relief pressure oil is discharged, in response to a signal from the outside. It is possible to
これに対し、他方の油圧管と前記吐出孔との間には、油
圧切換弁が設けられ、その油圧切換弁は、上記吐出孔に
おける油圧、すなわちリリーフ弁におけるリリーフ設定
圧が所定の油圧以下においては、他方の油圧管をリザー
バに連通させ、その結果、他方の油圧管における油圧を
一方の油圧管における作動油圧より低い大気圧とさせ
る。On the other hand, a hydraulic pressure switching valve is provided between the other hydraulic pipe and the discharge hole, and the hydraulic pressure switching valve operates when the hydraulic pressure in the discharge hole, that is, the relief set pressure in the relief valve is equal to or lower than a predetermined hydraulic pressure. Causes the other hydraulic pipe to communicate with the reservoir, so that the hydraulic pressure in the other hydraulic pipe is lower than the operating hydraulic pressure in the one hydraulic pipe.
又、その油圧切換弁は、上記吐出孔における油圧、すな
わちリリーフ弁におけるリリーフ設定圧が所定の油圧以
上においては、他方の油圧管を他の背圧弁に連通させ、
他方の油圧管における油圧を一方の油圧管における作動
油圧より高い作動油圧にさせる。Further, the hydraulic pressure switching valve causes the other hydraulic pipe to communicate with another back pressure valve when the hydraulic pressure in the discharge hole, that is, the relief setting pressure in the relief valve is equal to or higher than a predetermined hydraulic pressure,
The hydraulic pressure in the other hydraulic pipe is made higher than the operating hydraulic pressure in the one hydraulic pipe.
しかも、そのリリーフ圧の設定は、パイロット弁を外部
からの信号値に比例した操作力によって可変にできるこ
とから、その油圧切換弁が切り換えられて、他方の油圧
管が他方の背圧弁を介して上記吐出孔に連通した後も、
そのリリーフ圧を制御することができる。Moreover, the setting of the relief pressure can be made variable by the operating force proportional to the signal value from the outside of the pilot valve, so that the hydraulic switching valve is switched and the other hydraulic pipe is operated via the other back pressure valve. Even after connecting to the discharge hole,
The relief pressure can be controlled.
ここで上記のように、油圧アクチュエータのピストンに
生ずる押圧力は、作動油圧と受圧面積との積であり、ピ
ストンにおける両受圧面の受圧面積は上記のように等し
くなっている。Here, as described above, the pressing force generated in the piston of the hydraulic actuator is the product of the operating oil pressure and the pressure receiving area, and the pressure receiving areas of both pressure receiving surfaces of the piston are equal as described above.
その結果、このように、リリーフ設定圧が所定の圧力以
下においては、上記のように他方の油圧管が大気に開放
され、その油圧が一方の油圧管における油圧より低いか
ら、この状態において、クラッチは離脱している。As a result, as described above, when the relief set pressure is equal to or lower than the predetermined pressure, the other hydraulic pipe is opened to the atmosphere as described above, and the hydraulic pressure is lower than the hydraulic pressure in the one hydraulic pipe. Has left.
更に、このリリーフ圧は所定の圧力まで高めてくると、
上記のように油圧切換弁が他方の切換位置に切り換えら
れて、他方の油圧管における油圧が一方の油圧管におけ
る油圧より高くなって、クラッチ係合が開始する。Furthermore, when this relief pressure increases to a predetermined pressure,
As described above, the hydraulic pressure switching valve is switched to the other switching position, the hydraulic pressure in the other hydraulic pipe becomes higher than the hydraulic pressure in one hydraulic pipe, and the clutch engagement starts.
しかし、この状態においては、未だリリーフ設定圧が比
較的に低い状態にあるため、その他方の油圧管における
油圧がピストンに作用してクラッチを係合させているク
ラッチ面の面圧は非常に低いものとなっている。However, in this state, since the relief setting pressure is still relatively low, the hydraulic pressure in the other hydraulic pipe acts on the piston to engage the clutch, and the surface pressure on the clutch surface is very low. It has become a thing.
すなわち、そのクラッチ係合状態は滑りクラッチ状態の
クラッチ係合の初期状態にある。That is, the clutch engagement state is the initial state of the clutch engagement in the slip clutch state.
この状態からリリーフ設定圧を滑らかに上昇させてゆけ
ば、その上昇する油圧は、上記吐出孔から他方の背圧
弁、油圧切換弁における他方の切換位置および他方の油
圧管を介して、ピストンの押圧力を高めてゆく。If the relief set pressure is smoothly raised from this state, the rising hydraulic pressure will push the piston from the discharge hole via the other back pressure valve, the other switching position of the hydraulic switching valve and the other hydraulic pipe. Increase the pressure.
ここでクラッチ係合時において、ピストンに生じている
他方の油圧管の油圧による押圧力はクッチ面圧に比例
し、そのクラッチ面圧はクラッチにおける伝達トルクに
比例している。Here, when the clutch is engaged, the pressing force by the hydraulic pressure of the other hydraulic pipe generated in the piston is proportional to the Kutch surface pressure, and the clutch surface pressure is proportional to the transmission torque in the clutch.
また、上記のように油圧切換弁が他方の切換位置に切り
換えられたことによってクラッチの係合が開始するとき
は、上記吐出孔からの圧油が他方の背圧弁を介して他方
の油圧管に流入してゆくから、その流入開始時におい
て、他方の油圧管に立ち上がる油圧は、その他方の背圧
弁における絞り効果によって滑らかに立ち上がることに
なる。Further, when the engagement of the clutch is started by switching the hydraulic switching valve to the other switching position as described above, the pressure oil from the discharge hole is transferred to the other hydraulic pipe via the other back pressure valve. Since the oil flows in, the hydraulic pressure that rises in the other hydraulic pipe at the beginning of the inflow rises smoothly due to the throttling effect in the other back pressure valve.
このことは、上記の説明から理解できるように、そのク
ラッチ係合が滑らかに行なわれることになる。This means that the clutch engagement is smoothly performed, as can be understood from the above description.
又、クラッチを離脱させる場合は、リリーフ弁の設定圧
を上記所定の圧力を少しでも越えて低下させれば、切換
弁が一方の切換位置に切り換えられ、瞬時に、他方の油
圧管が大気圧に開放される。When the clutch is disengaged, if the set pressure of the relief valve is lowered slightly beyond the above-mentioned predetermined pressure, the switching valve is switched to one switching position, and the other hydraulic pipe instantly becomes atmospheric pressure. Open to the public.
このことは、そのクラッチ離脱が瞬時に且つ確実に行な
われることを意味している。This means that the clutch disengagement is performed instantaneously and reliably.
第２の発明の作用は下記のとおりである。The operation of the second invention is as follows.
パイロット弁におけるリリーフ設定圧が所定の圧力以下
になって、油圧切換弁が一方の切換位置になっている状
態においてクラッチが離脱する作用は上記第１の発明に
おけると同じである。The operation of disengaging the clutch when the relief set pressure in the pilot valve becomes equal to or lower than a predetermined pressure and the hydraulic pressure switching valve is in one switching position is the same as in the first aspect of the invention.
パイロット弁におけるリリーフ設定圧が所定の圧力以上
になって、油圧切換弁が他方の切換位置になっている状
態においては、上記吐出孔側の圧油が他方の背圧弁、油
圧切換弁、他方の油圧管および絞り流路を介してリザー
バに排出しうる状態になる。When the relief set pressure in the pilot valve is equal to or higher than a predetermined pressure and the hydraulic pressure switching valve is in the other switching position, the pressure oil on the discharge hole side is the other back pressure valve, the hydraulic pressure switching valve, and the other hydraulic pressure switching valve. It is ready to be discharged to the reservoir via the hydraulic pipe and the throttle channel.
そのため、その流入する圧油は、他方の背圧弁において
一定の圧力損失を生じ、その結果、他方の油圧管におけ
る油圧は、上記吐出孔における油圧よりも、その一定の
圧力損失を差し引いた値の油圧になる。Therefore, the inflowing pressure oil causes a constant pressure loss in the other back pressure valve, and as a result, the hydraulic pressure in the other hydraulic pipe has a value obtained by subtracting the constant pressure loss from the hydraulic pressure in the discharge hole. It becomes hydraulic pressure.
このことは、リリーフ設定圧が所定の圧力となって、油
圧切換弁の切換位置が切り換えられたその時点における
他方の油圧管の油圧が、その圧力損失によって、丁度、
一方の油圧管における油圧と同じになるように設計して
おくことができる。それは、例えば、他方の背圧弁にお
けるその圧力損失の大きさを適度に調節することによっ
て可能である。This means that the relief set pressure becomes a predetermined pressure and the hydraulic pressure of the other hydraulic pipe at the time when the switching position of the hydraulic pressure switching valve is switched is exactly due to the pressure loss.
It can be designed to be the same as the hydraulic pressure in one hydraulic pipe. This is possible, for example, by appropriately adjusting the magnitude of the pressure loss in the other back pressure valve.
その結果、上記第１の発明におけるように、油圧切換弁
が一方の切換位置から他方の切換位置に切り換えられた
とき、他方の油圧管における油圧は一方の油圧管におけ
る油圧と等しくなることになる。As a result, when the hydraulic pressure switching valve is switched from the one switching position to the other switching position as in the first aspect of the invention, the hydraulic pressure in the other hydraulic pipe becomes equal to the hydraulic pressure in the one hydraulic pipe. .
その結果、この切り換えられた時点においては、ピスト
ンに生ずる押圧力は零となっていてクラッチ係合の開始
する直前の態勢になっている。As a result, at the time of this switching, the pressing force generated on the piston is zero, and the system is in a state immediately before the start of clutch engagement.
このクラチ係合直前の態勢からリリーフ設定圧力を高め
て上記吐出孔の油圧を高めてゆけば、その高められてゆ
く圧油は、その吐出孔から他方の背圧弁および油圧切換
弁を介して、他方の油圧管の油圧を更に連続的に高めて
ゆく。If the relief set pressure is increased from the state immediately before the clutch engagement to increase the hydraulic pressure in the discharge hole, the pressure oil that is increased is discharged from the discharge hole through the other back pressure valve and the hydraulic pressure switching valve, The hydraulic pressure of the other hydraulic pipe is further continuously increased.
すなわち、その油圧切換弁が切り換えられて、その最初
に発生する他方の油圧管の油圧が、その油圧によって発
生させるピストンの押圧力を丁度、零に設定することで
ある。That is, the hydraulic pressure switching valve is switched, and the hydraulic pressure of the other hydraulic pipe generated first sets the pressing force of the piston generated by the hydraulic pressure to just zero.
しかも、そのピストン押圧力零の状態から、リリーフ設
定圧を連続的に上昇させることによって、そのピストン
押圧力を、急変させることなく連続的に、その制御され
るリリーフ圧に比例して増大させるうることになる。Moreover, by continuously increasing the relief set pressure from the state where the piston pressing force is zero, the piston pressing force can be continuously increased in proportion to the controlled relief pressure without sudden change. It will be.
その結果、クラッチにおける伝達トルクも、その零値の
時点からその制御されるリリーフ圧と確実に比例して制
御され、非常に制御がし易くなる。As a result, the transmission torque in the clutch is also controlled in proportion to the controlled relief pressure from the time of its zero value, and it is very easy to control.
第３の発明における作用は下記のとおりである。The operation of the third invention is as follows.
エンジン始動前において、アンロード弁は前記吐出孔と
一方の油圧管との間を連通させることが可能となってい
るため、エンジンが始動され前記吐出孔に作動油圧が発
生しても、前記吐出孔における作動油圧は一方の油圧管
における作動油圧と等しい値となる。Before the engine is started, the unloading valve allows the discharge hole and one of the hydraulic pipes to communicate with each other. The hydraulic pressure in the hole has a value equal to the hydraulic pressure in one hydraulic pipe.
このことは、仮にパイロット弁のリリーフ設定圧が高く
設定されたままになっていても、他方の油圧管における
油圧よりも一方の油圧管の油圧が積極的に高く保持さ
れ、一方の油圧管の側からクラッチを離脱させる方向の
圧油が供給されることになる。This means that even if the relief set pressure of the pilot valve remains set high, the hydraulic pressure of one hydraulic pipe is positively maintained higher than the hydraulic pressure of the other hydraulic pipe, and The pressure oil in the direction of releasing the clutch is supplied from the side.
このことによって、クラッチは切り離されたままの状態
が保持されるものである。As a result, the clutch is maintained in the disengaged state.
また、この状態において外部からの操作によって、アン
ロード弁における前記吐出孔と一方の油圧管との間の連
通を閉じると、第１の発明において説明した自動車が発
進する際の最初の態勢となる。すなわち、第１の発明と
同じに、リリーフ設定圧を上昇させて油圧切換弁を他方
の切換位置側に切り換え、更にそのリリーフ設定圧を上
昇させてゆけば、クラッチ係合が行なわれてゆく。Further, in this state, if the communication between the discharge hole and the one hydraulic pipe in the unload valve is closed by an operation from the outside, the vehicle will be in the first posture when the vehicle described in the first invention starts. . That is, as in the first aspect of the present invention, the clutch engagement is performed by increasing the relief setting pressure to switch the hydraulic switching valve to the other switching position side and further increasing the relief setting pressure.
［実施例］ 以下、実施例に基づいて本発明を説明する。[Examples] Hereinafter, the present invention will be described based on Examples.
第１図は、本発明における一実施例としてのクラッチ制
御回路をシステム図によって示したものである。FIG. 1 is a system diagram showing a clutch control circuit as an embodiment of the present invention.
エンジンの駆動軸となっているエンジン軸１ａにクラッ
チ板１ｃをトルク伝達可能に嵌合し、クラッチ板１ｃと
選択的に係合離脱する他のクラッチ１ｄは、図示してい
ない変速機の入力軸１ｂに軸方向への摺動を可能に且つ
トルク伝達を可能に嵌合している。The other clutch 1d that fits the clutch plate 1c to the engine shaft 1a, which is the drive shaft of the engine, so that torque can be transmitted, and selectively engages and disengages with the clutch plate 1c is an input shaft of a transmission (not shown). It is fitted to 1b so as to be slidable in the axial direction and capable of transmitting torque.
クラッチ板１ｄに連動し且つ入力軸１ｂの外周を周方向
へ包含する状態にピストン１ｇが油圧アクチュエータ２
におけるシリンダ内に軸方向への摺動を可能に嵌合して
いる。The piston 1g moves in a state of interlocking with the clutch plate 1d and including the outer circumference of the input shaft 1b in the circumferential direction.
Is fitted in the cylinder so that it can slide in the axial direction.
クラッチ板１ｄにはスプリング１ｈによって右方への附
勢力を与え、上記の構成はクラッチ１を構成している。A spring 1h applies an urging force to the right side to the clutch plate 1d, and the above-described configuration constitutes the clutch 1.
エンジンによって駆動されている油圧ポンプ５の吸入管
５ｂはリザーバ５ｄに連通し、油圧ポンプ５の吐出孔と
なっている油圧管５ａは、一方において他方の背圧弁
８、油圧切換弁３および他方の油圧管３ａを介して油圧
アクチュエータ２における押しのけ室１ｆに接続し、他
方において圧力制御回路４のリリーフ弁４Ａおよび一方
の油圧管７ａを介して、油圧アクチュエータ２における
押しのけ室１ｅを接続している。The suction pipe 5b of the hydraulic pump 5 driven by the engine communicates with the reservoir 5d, and the hydraulic pipe 5a serving as the discharge hole of the hydraulic pump 5 has one back pressure valve 8, the hydraulic switching valve 3 and the other. The displacement chamber 1f in the hydraulic actuator 2 is connected via the hydraulic pipe 3a, and the displacement chamber 1e in the hydraulic actuator 2 is connected via the relief valve 4A of the pressure control circuit 4 and one hydraulic pipe 7a on the other side.
また、油圧管７ａは一方の背圧弁７を介してリザーバ５
ｄに接続し、油圧管５ａと油圧管７ａとの間にはアンロ
ード弁６を介設している。Further, the hydraulic pipe 7a is connected to the reservoir 5 via the one back pressure valve 7.
An unload valve 6 is connected between the hydraulic pipe 5a and the hydraulic pipe 7a.
油圧切換弁３における一方のパイロット管５ｃは油圧管
５ａに連通し、油圧切換弁３における他方のパイロット
管７ｂは油圧管７ａに連通している。One pilot pipe 5c of the hydraulic switching valve 3 communicates with the hydraulic pipe 5a, and the other pilot pipe 7b of the hydraulic switching valve 3 communicates with the hydraulic pipe 7a.
油圧切換弁３は、パイロット管５ｃにおけるパイロット
油圧がパイロット管７ｂにおけるパイロット油圧と油圧
切換弁３に内設しているスプリング附勢力に相当する油
圧よりも高いときその切換位置を３Ａに設定し、その逆
の状態においては、その切換位置を３Ｂに設定する構成
となっている。The hydraulic pressure switching valve 3 sets its switching position to 3A when the pilot hydraulic pressure in the pilot pipe 5c is higher than the pilot hydraulic pressure in the pilot pipe 7b and the hydraulic pressure corresponding to the spring urging force provided in the hydraulic pressure switching valve 3. In the opposite state, the switching position is set to 3B.
したがって、エンジンが始動される以前において、パイ
ロット管５ｃおよび７ｂの両者におけるパイロット油圧
が共に零の状態においては、油圧切換弁３に内設してい
るスプリングの附勢力が、油圧切換弁３の切換位置を３
Ｂに設定している。Therefore, before the engine is started, when the pilot hydraulic pressures in both the pilot pipes 5c and 7b are both zero, the biasing force of the spring provided in the hydraulic pressure switching valve 3 causes the switching of the hydraulic pressure switching valve 3. Position 3
It is set to B.
アンロード弁６は、入力部６ａに信号圧が与えられてい
ない状態においてはその切換位置を６Ａに設定し、入力
部６ａに信号圧が与えられているときはその切換位置が
６Ｂに設定される構成をなしている。The unload valve 6 has its switching position set to 6A when the signal pressure is not applied to the input portion 6a, and is set to 6B when the signal pressure is applied to the input portion 6a. It has a configuration.
圧力制御回路４は、リリーフ弁４Ａと、リリーフ弁４Ａ
のリリーフ圧を設定するパイロット弁４Ｃと、パイロッ
ト弁４Ｃを操作するソレノイド４Ｂからなっており、ソ
レノイド４Ｂは電流によって操作される構成をなし、そ
の電流は第３図に示すクラッチ・ペダル１１の踏み込み
量に比例してその値を増大する関係になっている。The pressure control circuit 4 includes a relief valve 4A and a relief valve 4A.
4C for setting the relief pressure of 4 and a solenoid 4B for operating the pilot valve 4C. The solenoid 4B is configured to be operated by an electric current, and the electric current is the depression of the clutch pedal 11 shown in FIG. The relationship is such that the value increases in proportion to the amount.
このクラッチ・ペダル１１の踏み込み量に比例してソレ
ノイド４Ｂへの電流値を増大させる関係は、第３図のよ
うな通常のソレノイド操作方法を用いればよい。For the relationship of increasing the current value to the solenoid 4B in proportion to the amount of depression of the clutch pedal 11, a normal solenoid operating method as shown in FIG. 3 may be used.
第３図において、通常のクラッチ・ペダル１１は支点１
１ａを中心に揺動するように、運転車の足によって踏み
込み可能になっており、スプリング１１ｂは支点１１ａ
を中心にクラッチ・ペダル１１が図示の反時計まわり方
向へ回転する方向に附勢力を与えている。In FIG. 3, the normal clutch pedal 11 has a fulcrum 1
It can be depressed by the foot of the driving vehicle so as to swing around 1a, and the spring 11b is supported by the fulcrum 11a.
The clutch pedal 11 applies an urging force in the direction of rotation in the counterclockwise direction shown in FIG.
検出器１２の検出子１２ａはクラッチ・ペダル１１の一
端に連係している。The detector 12 a of the detector 12 is linked to one end of the clutch pedal 11.
検出器１２からの信号線１２ｂは通常の増幅器１３に入
力し、増幅器１３の出力はソレノイド４Ｂへ入力してい
る。The signal line 12b from the detector 12 is input to the normal amplifier 13, and the output of the amplifier 13 is input to the solenoid 4B.
第４図は、第３の検出器１２として通常のポテンショメ
ータを使用した場合の例を示している。すなわち、可変
抵抗器１２ｃの両端に一定電圧の電源１２ｄを接続し、
検出器１２の検出子１２ａが第４図の検出子１２ａにな
っている。FIG. 4 shows an example in which a normal potentiometer is used as the third detector 12. That is, a constant voltage power source 12d is connected across the variable resistor 12c,
The detector 12a of the detector 12 is the detector 12a of FIG.
また、第４図の端子ａ〜ｂ間の電圧が信号線１２ｂに送
信される関係になっている。Further, the voltage between the terminals a and b in FIG. 4 is transmitted to the signal line 12b.
以上の第１図における構成において、以下第２図の特性
図を使用しながらその作用を説明する。The operation of the configuration shown in FIG. 1 will be described below with reference to the characteristic diagram of FIG.
自動車におけるエンジンを始動する前においては、上述
したように、パイロット管５ｃおよび７ｂの両者にパイ
ロット油圧が生じていないため、油圧切換弁３はその切
換位置を３Ｂに設定している。Before the engine of the automobile is started, as described above, since the pilot hydraulic pressure is not generated in both pilot pipes 5c and 7b, hydraulic switching valve 3 sets its switching position to 3B.
また、自動車におけるエンジン始動前における油圧アク
チュエータ２においても、押しのけ室１ｅおよび１ｆの
両者に油圧が発生していないため、スプリング１ｈはピ
ストン１ｇを右方に押圧し、クラッチ板１ｄをクラッチ
板１ｃから確実に離脱させている。Further, even in the hydraulic actuator 2 before starting the engine in the automobile, since the hydraulic pressure is not generated in both the displacement chambers 1e and 1f, the spring 1h presses the piston 1g to the right and the clutch plate 1d from the clutch plate 1c. I'm sure you're leaving.
なお、スプリング１ｈの附勢力は、押しのけ室１ｅある
いは１ｆに生ずる油圧がピストン１ｇを押圧する力に比
し、非常に弱いものである。The urging force of the spring 1h is extremely weaker than the force of the hydraulic pressure generated in the displacement chamber 1e or 1f to press the piston 1g.
また、このときピストン１ｇの右方への動きによって、
押しのけ室１ｆ内における作動油は、油圧管３ａから油
圧切換弁３の切換位置３Ｂを介してリザーバ５ｄへ排出
している。Also, at this time, by the movement of the piston 1g to the right,
The hydraulic oil in the displacement chamber 1f is discharged from the hydraulic pipe 3a to the reservoir 5d via the switching position 3B of the hydraulic switching valve 3.
またこの状態において、アンロード弁６の入力部６ａに
は信号圧が送信されていないため、アンロード弁６は切
換位置を６Ａに設定している。Further, in this state, since the signal pressure is not transmitted to the input portion 6a of the unload valve 6, the unload valve 6 sets the switching position to 6A.
この状態において運転者が自動車のエンジンを始動する
と、そのエンジン始動と同時に油圧ポンプ５も駆動さ
れ、油圧ポンプ５はリザーバ５ｄから吸入管５ｂを介し
て作動油を汲みあげ、その汲みあげた作動油は油圧ポン
プ５によって加圧され油圧管５ａに吐出される。When the driver starts the engine of the automobile in this state, the hydraulic pump 5 is also driven at the same time as the engine starts, and the hydraulic pump 5 pumps up the hydraulic oil from the reservoir 5d through the suction pipe 5b, and the pumped hydraulic oil. Is pressurized by the hydraulic pump 5 and discharged to the hydraulic pipe 5a.
また、この状態においてアンロード弁６は切換位置を６
Ａに設定して油圧管５ａと油圧管７ａを連通し、油圧管
５ａと油圧管７ａの両者の作動圧力を等しくさせてい
る。Further, in this state, the unload valve 6 is set to the switching position 6
It is set to A so that the hydraulic pipe 5a and the hydraulic pipe 7a are communicated with each other so that the operating pressures of both the hydraulic pipe 5a and the hydraulic pipe 7a are equalized.
そのため、リリーフ弁４Ａのリリーフ圧設定とは関係な
く、パイロット管５ｃおよび７ｂの両者の圧力を等しく
し、その結果、油圧切換弁３においては、パイロット管
７ｂの圧力による操作力と内設するスプリング附勢力と
の和がパイロット管５ｃの油圧による操作力に勝って、
切換位置を３Ｂに設定したままとしている。Therefore, regardless of the relief pressure setting of the relief valve 4A, the pressures of both the pilot pipes 5c and 7b are made equal, and as a result, in the hydraulic pressure switching valve 3, the operating force due to the pressure of the pilot pipe 7b and the internal spring are provided. The sum of the urging force exceeds the operating force of the pilot pipe 5c due to the hydraulic pressure,
The switching position remains set to 3B.
その結果、油圧管３ａは油圧切換弁３を介してリザーバ
５ｄに開放されたままの状態となっている。As a result, the hydraulic pipe 3a remains open to the reservoir 5d via the hydraulic pressure switching valve 3.
したがって、この状態においては、押しのけ室１ｆがリ
ザーバ５ｄに開放されて大気圧となり、一定の加圧状態
にある油圧管７ａの圧油が押しのけ室１ｅに流入し、ピ
ストン１ｇを右方へ押圧したままとなって、クラッチ１
は依然離脱したままの状態となっている。Therefore, in this state, the displacement chamber 1f is opened to the reservoir 5d to reach the atmospheric pressure, the pressure oil of the hydraulic pipe 7a in a constant pressure state flows into the displacement chamber 1e, and pushes the piston 1g to the right. Leave, clutch 1
Is still out.
このような状態において、エンジンのウオーミング・ア
ップが済み、自動車が発進できる状態になると、運転者
はクラッチ・ペダル１１を踏み込んだ状態において、変
速機における変速比を必要な位置に設定する態勢に入
る。In such a state, when the engine is warmed up and the vehicle is ready to start, the driver enters a position to set the gear ratio in the transmission to the required position with the clutch pedal 11 depressed. .
この場合において、クラッチ・ペダル１１が踏み込まれ
ていることによって、第３図において検出子１２ａが図
示の右方端まで移行させられている。In this case, by depressing the clutch pedal 11, the detector 12a is moved to the right end in the figure in FIG.
その移行によって第４図の検出子１２ａは、可変抵抗器
１２ｃにおける図示の最上部まで移行され、端子ａ〜ｂ
間の電圧値が最大になり、その電圧値は増幅器１３に送
信され、増幅器１３は電線１３ａを介してその電圧値に
比例した電流をソレノイド４Ｂへ供給する。Due to this transition, the detector 12a in FIG. 4 is moved to the uppermost portion of the variable resistor 12c shown in the figure, and terminals a to b
The voltage value between them becomes the maximum, the voltage value is transmitted to the amplifier 13, and the amplifier 13 supplies the current proportional to the voltage value to the solenoid 4B through the electric wire 13a.
その結果、ソレノイド４Ｂは、パイロット弁４Ｃに内設
するスプリング附勢力に抗して、パイロット弁を最大に
開弁させて、パイロット圧、すなわちリリーフ弁４Ａの
リリーフ設定圧を最低値に設定している。As a result, the solenoid 4B sets the pilot pressure, that is, the relief set pressure of the relief valve 4A to the minimum value by opening the pilot valve to the maximum against the spring biasing force provided in the pilot valve 4C. There is.
このクラッチ・ペダル１１が十分に踏み込まれた状態に
おいて、運転者は上記変速比の設定を完了させ、それに
引き続き、運転者はアンロード弁６における入力部６ａ
へ圧力信号を送信し、そのことによって、アンロード弁
６は切換位置を６Ｂに設定する。In the state where the clutch pedal 11 is fully depressed, the driver completes the setting of the gear ratio, and subsequently, the driver operates the input portion 6a of the unload valve 6.
To the unload valve 6 which sets the switching position to 6B.
その結果、油圧管５ａおよび７ａの直接の連通は閉じら
れるが、上記のようにクラッチ・ペダル１１が踏み込ま
れて、リリーフ設定圧が最低の状態になっているから、
この状態は上記アンロード状態と同じになっている。As a result, the direct communication between the hydraulic pipes 5a and 7a is closed, but the clutch / pedal 11 is stepped on as described above, and the relief set pressure is in the minimum state.
This state is the same as the unload state described above.
このように設定された上記の状態が、自動車を発進させ
うる初期の段階となる。The above state set in this way is the initial stage in which the vehicle can be started.
この初期の段階から、運転者がクラッチ・ペダル１１を
戻してくると、その戻しに連動しながら検出子１２ａは
第４図の下方に移行してゆき、信号線１２ｂにおける電
圧値は、その戻し量に比例して低下してゆく。When the driver returns the clutch pedal 11 from this initial stage, the detector 12a moves downward in FIG. 4 while interlocking with the return, and the voltage value on the signal line 12b is returned to the original state. It decreases in proportion to the amount.
この信号線１２ｂの電圧値が低下してゆくと、上記のよ
うに、増幅器１３は電線１３ａを介して、その電圧値に
比例してソレノイド４Ｂにおける電流値を低下させてゆ
く。As the voltage value of the signal line 12b decreases, the amplifier 13 decreases the current value in the solenoid 4B via the electric wire 13a in proportion to the voltage value as described above.
このようにソレノイド４Ｂへの電流値が低下してゆくこ
とによって、パイロット弁４Ｃに内設するスプリングの
附勢力が勝ってゆき、パイロット圧が増大してゆく。As the current value to the solenoid 4B decreases in this way, the urging force of the spring provided in the pilot valve 4C prevails and the pilot pressure increases.
すなわち、リリーフ弁４Ａのリリーフ設定圧はクラッチ
・ペダル１１の踏み込み量に比例して低下する関係にな
っている。また、そのリリーフ設定圧は油圧管５ａにお
ける作動油圧になる。That is, the relief set pressure of the relief valve 4A has a relationship of decreasing in proportion to the depression amount of the clutch pedal 11. Further, the relief set pressure becomes the working hydraulic pressure in the hydraulic pipe 5a.
また、言い換えれば、油圧管５ａにおける作動油圧は、
ソレノイド４Ｂに加える電流ｉに逆比例する関係になっ
ており、油圧管５ａの特性は、第２図に示す特性ｐ５ａ
のような関係となる。In other words, the operating hydraulic pressure in the hydraulic pipe 5a is
The relationship is inversely proportional to the current i applied to the solenoid 4B, and the characteristic of the hydraulic pipe 5a is the characteristic p5a shown in FIG.
It becomes a relationship like.
なお、第２図における横軸ｉはソレノイド４Ｂに与えら
れる電流を示し、縦軸ｐは各油圧管３ａ、５ａおよび７
ａにおけるそれぞれの作動油圧を示している。The horizontal axis i in FIG. 2 represents the current given to the solenoid 4B, and the vertical axis p represents the respective hydraulic pipes 3a, 5a and 7.
The respective operating hydraulic pressures in a are shown.
これに対し、油圧管７ａにおける作動油圧の特性は背圧
弁７の存在によって常に該電流値ｉとは無関係に作動圧
力一定の特性ｐ７ａのようになっている。On the other hand, due to the presence of the back pressure valve 7, the characteristic of the operating hydraulic pressure in the hydraulic pipe 7a is always a characteristic p7a where the operating pressure is constant irrespective of the current value i.
このような関係において、クラッチ・ペダル１１を戻し
てくると、やがてソレノイド４Ｂにおける電流ｉはｉ＝
ｉｃに減少し、油圧管５ａおよびパイロット管５ｃにお
ける作動油圧は、第２図におけるｄ点に相当する所定の
作動油圧ｐｄとなる。In such a relationship, when the clutch pedal 11 is returned, the current i in the solenoid 4B eventually becomes i =
ic, and the working hydraulic pressure in the hydraulic pipe 5a and the pilot pipe 5c becomes a predetermined working hydraulic pressure pd corresponding to point d in FIG.
ここで、パイロット管５ｃのパイロット油圧がｐｄ以上
の状態にあるとき、そのパイロット油圧の油圧切換弁３
の切り換え操作力は、パイロット管７ｂのパイロット油
圧による操作力と油圧切換弁３に内設しているスプリン
グの附勢力の和による値よりも高い値となる関係にあ
る。Here, when the pilot hydraulic pressure of the pilot pipe 5c is pd or more, the hydraulic pressure switching valve 3 for the pilot hydraulic pressure is set.
The switching operation force is higher than the sum of the operation force by the pilot hydraulic pressure of the pilot pipe 7b and the biasing force of the spring provided in the hydraulic pressure switching valve 3.
そのため、電流値ｉが高い側からこのｉ＝ｉｃの状態に
低下すると、パイロット管５ｃにおけるパイロット圧ｐ
ｄが油圧切換弁３を切換位置３Ａに切り換え、油圧管５
ａが背圧弁８および切換位置３Ａを介して油圧管３ａに
連通する状態となる。Therefore, when the current value i decreases from the higher side to the state of i = ic, the pilot pressure p in the pilot pipe 5c is reduced.
d switches the hydraulic switching valve 3 to the switching position 3A, and the hydraulic pipe 5
a is in communication with the hydraulic pipe 3a via the back pressure valve 8 and the switching position 3A.
ここで、第２図の作用説明をする前に油圧アクチュエー
タ２の特徴を説明しておく。Here, the features of the hydraulic actuator 2 will be described before describing the operation of FIG.
ピストン１ｇを軸方向に押圧する力は、そのピストン１
ｇの押しのけ室１ｅあるいは１ｆ内に露呈の受圧面にお
ける受圧面積と、押しのけ室１ｅあるいは１ｆに供給さ
れている作動油圧との積である。The force that pushes the piston 1g in the axial direction is
It is the product of the pressure receiving area on the pressure receiving surface exposed in the displacement chamber 1e or 1f of g and the working hydraulic pressure supplied to the displacement chamber 1e or 1f.
また、このうちピストン１ｇの押しのけ室１ｆ側におけ
る受圧面の受圧面積と、同じくピストン１ｇの押しのけ
室１ｅ側あるいは受圧面の受圧面積は等しくなってい
る。The pressure receiving area of the pressure receiving surface of the piston 1g on the displacement chamber 1f side is equal to the pressure receiving area of the piston 1g on the displacement chamber 1e side or the pressure receiving surface.
すなわち、対向した押しのけ室１ｅと押しのけ室１ｆの
両者における油圧が等しい状態にあっては、それぞれの
押しのけ室ごとにピストン１ｇに対して同一の押圧力が
生じ且つその押圧力の方向が相互に対向しているため、
ピストン１ｇに生ずる軸方向の押圧力が零になる。That is, when the hydraulic pressures in the displacement chamber 1e and the displacement chamber 1f facing each other are equal, the same pressing force is exerted on the piston 1g in each displacement chamber and the directions of the pressing forces are opposite to each other. Because
The axial pressing force generated on the piston 1g becomes zero.
これに対して、押しのけ室１ｆ側における油圧が押しの
け室１ｅ側の油圧よりも高い状態において、押しのけ室
１ｆの油圧がピストン１ｇを左方に押圧してクラッチの
係合をさせ、その逆の場合は、押しのけ室１ｅの油圧が
ピストン１ｇを右方へ押圧して、クラッチ１は離脱状態
になる関係となっている。On the other hand, when the oil pressure on the displacement chamber 1f side is higher than the oil pressure on the displacement chamber 1e side, the oil pressure in the displacement chamber 1f pushes the piston 1g leftward to engage the clutch, and vice versa. In the relationship, the hydraulic pressure in the displacement chamber 1e pushes the piston 1g to the right, and the clutch 1 is in the disengaged state.
上記のように、クラッチ・ペダル１１が踏み戻されてゆ
き、その戻しによってソレノイド４Ｂへの電流値ｉがｉ
＝ｉｃになると、上記のように切換弁３が切換位置３Ａ
に切り換えられて、油圧管５ａにおける圧油が背圧弁８
および切換位置３Ａを介して油圧管３ａ側に流入してゆ
く この場合において、油圧管５ａ側から油圧管３ａ側へ流
入してゆく圧油は背圧弁８において絞られながら流入し
てゆくから、油圧管３ａにおける油圧の立ち上がりは滑
らかに上昇してゆく。As described above, the clutch pedal 11 is stepped back, and the current value i to the solenoid 4B is i
= Ic, the switching valve 3 is switched to the switching position 3A as described above.
The pressure oil in the hydraulic pipe 5a is switched to the back pressure valve 8
And flows into the hydraulic pipe 3a side via the switching position 3A. In this case, the pressure oil flowing from the hydraulic pipe 5a side to the hydraulic pipe 3a side flows in while being throttled by the back pressure valve 8. The rising of the hydraulic pressure in the hydraulic pipe 3a rises smoothly.
やがて、その油圧管３ａ側における油圧上昇が油圧管７
ａの一定油圧ｐ７ａ（第２図）の値を越え始めると、上
記油圧アクチュエータ２の性質から、油圧管３ａにおけ
る圧油が押しのけ室１ｆに流入して、ピストン１ｇを左
方に押圧してゆく。その結果、押しのけ室１ｅにおいて
押しのけられた圧油は油圧管７ａから絞り流路１０ある
いは背圧弁７を介してリザーバ５ｄに排出してゆく。Eventually, the hydraulic pressure rise on the hydraulic pipe 3a side causes the hydraulic pipe 7
When the value of the constant hydraulic pressure p7a (a in FIG. 2) of a starts to exceed, due to the property of the hydraulic actuator 2, the hydraulic oil in the hydraulic pipe 3a flows into the displacement chamber 1f and pushes the piston 1g leftward. . As a result, the pressure oil displaced in the displacement chamber 1e is discharged from the hydraulic pipe 7a to the reservoir 5d via the throttle passage 10 or the back pressure valve 7.
この場合、ピストン１ｇが左方へ押圧されてクラッチ板
１ｄをクラッチ板１ｃに係合してゆく過程において、そ
の係合が開始する迄は、その押しのけ室１ｆ側からの押
圧に対向する負荷は、スプリング１ｈの弱い附勢力と押
しのけ室１ｅにおける油圧ｐ７ａがピストン１ｇを右方
へ押圧する力である。In this case, in the process in which the piston 1g is pressed to the left and the clutch plate 1d is engaged with the clutch plate 1c, the load facing the pressing from the displacement chamber 1f side until the engagement starts. The weak biasing force of the spring 1h and the hydraulic pressure p7a in the displacement chamber 1e are the forces that push the piston 1g to the right.
したがって、そのクラッチが係合する迄は、その負荷力
に打ち勝つ程度に油圧管３ａの油圧が上昇してゆく。ま
た、その係合が開始する迄は、ピストン１ｇが左方に移
行していることによって、その分、油圧管５ａから油圧
管３ａへ圧油が流入していることになる。Therefore, until the clutch is engaged, the hydraulic pressure of the hydraulic pipe 3a rises enough to overcome the load force. Further, until the engagement is started, the piston 1g is moved to the left, and accordingly, the pressure oil is flowing from the hydraulic pipe 5a to the hydraulic pipe 3a.
そのため、そのクラッチ係合の開始まで、背圧弁８にお
ける圧力損失が生じており、そのクラッチ係合が開始し
て始めて、油圧管５ａから油圧管３ａ側への圧油流入が
停止する。この圧油流入が停止した状態において、背圧
弁８における圧力損失がなくなるから、この係合状態に
至って、始めて、油圧管３ａの油圧は油圧管５ａの油圧
に等しくなる。Therefore, pressure loss occurs in the back pressure valve 8 until the clutch engagement starts, and the pressure oil inflow from the hydraulic pipe 5a to the hydraulic pipe 3a side stops only after the clutch engagement starts. In the state where the pressure oil inflow is stopped, the pressure loss in the back pressure valve 8 disappears, so that the hydraulic pressure in the hydraulic pipe 3a becomes equal to the hydraulic pressure in the hydraulic pipe 5a for the first time after reaching this engaged state.
ここで、上記のピストン１ｇが左方に押圧され始めてか
らクラッチ係合の時点までのピストン１ｇの移行距離は
通常、非常に短い数mm以内の僅かな値である。Here, the transition distance of the piston 1g from the time when the piston 1g starts to be pressed to the left to the time of clutch engagement is usually a very short value of a few mm.
また、クラッチ・ペダル１１を戻してクラッチ係合をさ
せてゆく場合、そのクラッチ・ペダル１１の戻し速度は
緩やかである。Further, when the clutch pedal 11 is returned to be engaged with the clutch, the returning speed of the clutch pedal 11 is slow.
そのため、そのクラッチ・ペダル１１の踏み戻しに比例
して電流値ｉを低下させてゆき、上記のようにクラッチ
が係合し始め油圧管３ａの油圧が油圧管５ａの油圧ｐ５
ａに等しくなった時点において、その電流値ｉは未だ殆
どｉ＝ｉｃに近く、その時点の油圧管３ａにおける油圧
も第２図のｄ点に相当する油圧ｐｄに近い値となってい
る。Therefore, the current value i is decreased in proportion to the depression of the clutch pedal 11, and the clutch starts to engage as described above, and the hydraulic pressure of the hydraulic pipe 3a is the hydraulic pressure p5 of the hydraulic pipe 5a.
When it becomes equal to a, the current value i is still close to i = ic, and the oil pressure in the hydraulic pipe 3a at that time is also close to the oil pressure pd corresponding to point d in FIG.
このようにクラッチ係合が開始される時点の押しのけ室
１ｆにおける油圧が、ｐｄ程度となっている状態は、未
だ、クラッチ板１ｃとクラッチ板１ｄとの面圧が非常に
低く、そのクラッチ係合は、その係合度合が非常に弱い
滑り状態にある。In this state where the hydraulic pressure in the displacement chamber 1f at the time when the clutch engagement is started is about pd, the surface pressure between the clutch plate 1c and the clutch plate 1d is still very low, and the clutch engagement Is in a sliding state where its degree of engagement is very weak.
ここで、このクラッチ係合が開始されてからの間も、ク
ラッチ・ペダル１１は踏み戻され続けている。したがっ
て、その戻しによって、電流値ｉも連続して低下してい
る。Here, even after the clutch engagement is started, the clutch pedal 11 continues to be depressed. Therefore, due to the return, the current value i also continuously decreases.
このことは、その電流値ｉの低下とともに、油圧管５ａ
における作動油圧が第２図におけるｐ５ａ上に沿って上
昇してゆき、その上昇は、背圧弁８、切換位置３Ａおよ
び油圧管３ａを介して、その時間経過とともに、押しの
け室１ｆの油圧を上昇させてゆく。This means that as the current value i decreases, the hydraulic pipe 5a
The operating oil pressure in Fig. 2 rises along p5a in FIG. Go on.
このように、押しのけ室１ｆ内の油圧が上昇してゆくこ
とは、そのクラッチ係合後のピストン１ｇの押圧力を高
め、その押圧力の高まりは、クラッチ板１ｃとクラッチ
板１ｄとの係合面圧を高めてゆく。In this way, the increase in the hydraulic pressure in the displacement chamber 1f increases the pressing force of the piston 1g after the clutch engagement, and the increase in the pressing force increases the engagement between the clutch plate 1c and the clutch plate 1d. Increase the surface pressure.
ここで、このクラッチ面圧は、クラッチ１における伝達
トルクに比例しているから、上記電流値ｉが時間経過と
ともに滑らかに低下してゆくことは、クラッチの伝達ト
ルクをその電流値ｉに逆比例して滑らかに上昇させてゆ
くことになる。Since the clutch surface pressure is proportional to the transmission torque in the clutch 1, the current value i smoothly decreases with the passage of time because the transmission torque of the clutch is inversely proportional to the current value i. Then it will rise smoothly.
上記のようにクラッチ１の係合が行なわれると、変速機
の入力軸１ｂが回転を始め、その結果、ピストン１ｇと
共に両押しのけ室１ｅおよび１ｆ内における作動油も、
つれ回る状態になる。When the clutch 1 is engaged as described above, the input shaft 1b of the transmission starts rotating, and as a result, the hydraulic oil in both the displacement chambers 1e and 1f is also generated together with the piston 1g.
It will be in a state of going around.
そのため、そのつれ回りの回転遠心力によって、両押し
のけ室１ｅおよび１ｆ内における作動油は、共にその回
転遠心力による成分の作動油圧が生ずる。Therefore, due to the rotational centrifugal force of the surroundings, the operating oil in the displacement chambers 1e and 1f both produces a component operating hydraulic pressure due to the rotational centrifugal force.
しかし、両押しのけ室１ｅおよび１ｆがピストン１ｇの
軸まわりに同一の外径にその押しのけ室を形成させてい
るから、両者共にその回転遠心力による油圧成分は同じ
になっている。また、ピストン１ｇの押しのけ室１ｅ側
と押しのけ室１ｆ側とにおける受圧面の受圧面積は等し
くなっている。However, since both the displacement chambers 1e and 1f form the displacement chambers with the same outer diameter around the axis of the piston 1g, both have the same hydraulic component due to the rotational centrifugal force. Further, the pressure receiving areas of the pressure receiving surfaces of the displacement chamber 1e side of the piston 1g and the displacement chamber 1f side are equal.
このように、ピストン１ｇの軸方向両側に、押しのけ室
１ｅおよび１ｆを向け、その両押しのけ室１ｅおよび１
ｆに露呈するピストン１ｇの受圧面の受圧面積を両者と
もに等しくしているから、上記回転遠心力による押しの
け室１ｅおよび１ｆの油圧成分によってピストン１ｇを
軸方向に押圧する力は完全に相殺されるようになってい
る。In this way, the displacement chambers 1e and 1f are directed to both sides of the piston 1g in the axial direction, and both displacement chambers 1e and 1f are disposed.
Since the pressure receiving areas of the pressure receiving surfaces of the piston 1g exposed to f are both equal, the force of pushing the piston 1g in the axial direction by the hydraulic components of the displacement chambers 1e and 1f due to the rotational centrifugal force is completely offset. It is like this.
これを言い換えれば、このような回転遠心力による油圧
成分によってクラッチの係合離脱が影響されないよう
に、ピストン１ｇの軸方向両側に作動油を導く構成にし
ているものである。In other words, the hydraulic fluid is guided to both sides of the piston 1g in the axial direction so that the engagement / disengagement of the clutch is not affected by the hydraulic component due to the rotational centrifugal force.
以上のクラッチ係合作用に対して、変速機における歯車
切り換えのためにクラッチ１を離脱状態とする場合は、
再度、クラッチ・ペダル１１を踏み込んでゆけばよい。
しかし、この場合クラッチ１に引きずりトルクが生じて
はならず、クラッチ板１ｄはクラッチ板１ｃに対して完
全に切り離されていることが望ましい。When the clutch 1 is disengaged in order to switch gears in the transmission in response to the above clutch engagement action,
It is sufficient to depress the clutch pedal 11 again.
However, in this case, no drag torque should be generated in the clutch 1, and it is desirable that the clutch plate 1d be completely separated from the clutch plate 1c.
このような操作を確実に可能とするために、変速機にお
ける歯車切り換えのためにクラッチ操作をするときは、
電流値ｉがｉｃより大となるまでクラッチ・ペダル１１
を踏み込めば、上述の説明のように、油圧切換弁３が切
換位置３Ｂに切り換えられ、押しのけ室１ｆにおける圧
油は瞬時に油圧切換弁３を介してリザーバに開放され、
その結果、クラッチ１は瞬時に且つ確実に離されること
になる。In order to surely enable such operation, when operating the clutch for gear change in the transmission,
The clutch pedal 11 is operated until the current value i becomes larger than ic.
As described above, the hydraulic pressure switching valve 3 is switched to the switching position 3B, and the pressure oil in the displacement chamber 1f is instantly released to the reservoir via the hydraulic pressure switching valve 3 as described above.
As a result, the clutch 1 is instantaneously and reliably released.
これに対し、坂道発進のように、自動車を半クラッチ状
態で発進させるようなときには、クラッチ１に引きずり
トルクを生じさせるようにクラッチ・ペダル１１の緩や
かな戻し操作をしなければならない。On the other hand, when the vehicle is started in a half-clutch state such as starting on a slope, the clutch pedal 11 must be gently returned so as to generate a drag torque on the clutch 1.
この場合は、電流値ｉを第２図におけるｅの範囲におい
て作動するようにクラッチ・ペダル１１を操作すればよ
いことになる。In this case, it suffices to operate the clutch pedal 11 so that the current value i operates in the range e in FIG.
また、上記実施例において圧力制御回路４は電流制御に
よって油圧管５ａにおける作動油圧の制御を行なってい
るが、これはクラッチ・ペダルと連動して、空気圧等の
他の信号によってパイロット弁４Ｃを制御するものであ
ってもよい。Further, in the above-described embodiment, the pressure control circuit 4 controls the hydraulic pressure in the hydraulic pipe 5a by current control. This controls the pilot valve 4C by other signals such as air pressure in conjunction with the clutch pedal. It may be one that does.
すなわち、パイロット弁４Ｃは、その操作をソレノイド
あるいは流体圧から生ずる時間的に変化する操作力によ
って操作されるものであればよいことになる。That is, the pilot valve 4C may be operated by a solenoid or a time-varying operating force generated from fluid pressure.
また、上記実施例においては、ソレノイド４Ｂにおける
電流制御はクラッチ・ペダルに連動して、大型トラック
車等におけるクラッチ踏力の軽減を図る目的で行なって
いる。Further, in the above-mentioned embodiment, the current control in the solenoid 4B is performed for the purpose of reducing the clutch pedal force in a large truck or the like by interlocking with the clutch pedal.
しかし、その電流制御は変速機における歯車切り換えお
よびアクセル・ペダルの操作等と連動させ、本願発明の
クラッチ制御装置は、クラッチ・ペダルを排除し、いわ
ゆる２ペダル・コントロールのための制御に利用しても
よい。However, the current control is interlocked with the gear change in the transmission and the operation of the accelerator pedal, and the clutch control device of the present invention eliminates the clutch pedal and is used for the control for so-called two-pedal control. Good.
すなわち、本発明のクラッチは、パイロット弁４Ｃへ運
転者のアクセルペダル操作を信号に変換して、その信号
により操作する場合と、アクセルペダル信号、エンジン
回転速度信号等の検出値から作り出される自動変速の制
御信号により操作される場合のいずれにも使用出来るも
のである。That is, the clutch of the present invention converts the driver's operation of the accelerator pedal to the pilot valve 4C into a signal, and operates the signal in accordance with the signal, and the automatic shift generated from the detected values of the accelerator pedal signal, the engine rotation speed signal and the like. It can be used in any case where it is operated by the control signal of.
また、アンロード弁６は、クラッチ・ペダルが戻されて
いてもエンジン始動時にクラッチ１を切り離して、エン
ジン始動時に自動車が発進しないようにしておくための
ものである。Further, the unload valve 6 is for disengaging the clutch 1 at the time of starting the engine so that the vehicle does not start when the engine is started even if the clutch pedal is returned.
しかし、クラッチ・ペダルを戻したままエンジン始動時
にその動力の流れを切り離しておく方法は、変速機にお
ける歯車を中立の位置に設定しておく方法も採用でき
る。However, as a method of disconnecting the flow of the power when the engine is started with the clutch pedal returned, a method of setting the gears of the transmission at the neutral position can also be adopted.
したがって、本発明の基本としては、アンロード弁６を
必ずしも必要とするものではない。Therefore, the unload valve 6 is not always required as the basis of the present invention.
しかし、アンロード弁６の存在は、変速機のレバーを操
作してその中立位置を誤る場合があることに対処して、
エンジン始動時に、エンジン側から変速機の側への動力
の流れを確実に切り離すことができるように設けている
ものである。However, the presence of the unload valve 6 addresses the fact that the lever of the transmission may be operated and the neutral position may be erroneous.
It is provided so that the flow of power from the engine side to the transmission side can be reliably cut off when the engine is started.
また、上記実施例においてピストン１ｇにおけるスプリ
ング１ｈは必ずしも必要ではない。Further, in the above embodiment, the spring 1h in the piston 1g is not always necessary.
それは、エンジン始動時において、押しのけ室１ｆには
何らの油圧も生じていないから、そのスプリング１ｈが
存在しなくともクラッチ板１ｄには何らのクラッチ係合
力が生じないからである。This is because when the engine is started, no hydraulic pressure is generated in the displacement chamber 1f, and no clutch engagement force is generated in the clutch plate 1d even if the spring 1h is not present.
上記実施例に対して、第１図における油圧管３ａとリザ
ーバ５ｄとの間に仮想線によって示す絞り流路９を有し
た管路３ｃを設ければ、更に上記実施例におけるクラッ
チ係合時のクラッチ伝達トルク制御がし易くなる。In contrast to the embodiment described above, if a conduit 3c having a throttle passage 9 shown by an imaginary line is provided between the hydraulic pipe 3a and the reservoir 5d in FIG. It becomes easier to control the clutch transmission torque.
すなわち、油圧管３ａとリザーバ５ｄの間に絞り流路９
を設けた場合の作用効果は下記のとおりである。That is, the throttle channel 9 is provided between the hydraulic pipe 3a and the reservoir 5d.
The operational effects of the provision of the are as follows.
上述の実施例におけるように、第２図の電流値ｉがその
最大値から低下してゆき、ｉ＝ｉｃになった時点におい
て、油圧切換弁３が切換位置３Ａ側に切り換えられるこ
とは、上述したとおりである。As in the above-described embodiment, the hydraulic pressure switching valve 3 is switched to the switching position 3A side when the current value i in FIG. 2 decreases from its maximum value and i = ic. As I did.
この油圧切換弁３が切換位置３Ａに切り換えられたこと
によって、油圧管５ａから背圧弁８、切換位置３Ａおよ
び油圧管３ａを介して圧油が押しのけ室１ｆに供給され
てゆくことも、上記実施例における場合と同じである。Since the hydraulic pressure switching valve 3 is switched to the switching position 3A, pressure oil is supplied from the hydraulic pipe 5a to the displacement chamber 1f via the back pressure valve 8, the switching position 3A and the hydraulic pipe 3a. The same as in the example.
しかし、この場合において、上記のように、油圧管３ａ
とリザーバ５ｄとの間に絞り流路９を設けた場合は、油
圧管３ａから絞り流路９を介して圧油がリザーバ５ｄへ
常に排出しうる。However, in this case, as described above, the hydraulic pipe 3a
When the throttle channel 9 is provided between the reservoir 5d and the reservoir 5d, the pressure oil can be constantly discharged from the hydraulic pipe 3a to the reservoir 5d via the throttle channel 9.
その結果、油圧切換弁３が切換位置３Ａに切り換えられ
てからは、上記実施例において説明したクラッチ係合時
に押しのけ室１ｆへの圧油流入が停止しても、常に、油
圧管５ａ側から油圧管３ａ側に圧油が流入することにな
る。As a result, after the hydraulic pressure switching valve 3 is switched to the switching position 3A, even if the pressure oil flow into the displacement chamber 1f is stopped when the clutch is engaged as described in the above embodiment, the hydraulic pressure is always applied from the hydraulic pipe 5a side. The pressure oil will flow into the pipe 3a side.
このように、切換位置３Ａに設定後、油圧管３ａ側に圧
油が常に流入することは、その流入において、背圧弁８
において常に圧力損失ｄｐが生ずる。その結果、その切
換位置３Ａに設定した後、油圧管３ａにおける作動油圧
は、油圧管５ａにおける作動油圧ｐ５ａから圧力損失ｄ
ｐを差し引いた値の第２図におけるｐ３ａの特性にな
る。As described above, the fact that the pressure oil always flows into the hydraulic pipe 3a after setting the switching position 3A means that the back pressure valve 8
A pressure loss dp always occurs at. As a result, after being set to the switching position 3A, the operating oil pressure in the hydraulic pipe 3a changes from the operating oil pressure p5a in the hydraulic pipe 5a to the pressure loss d.
The value obtained by subtracting p is the characteristic of p3a in FIG.
又、第２図において、油圧切換弁３が切換位置３Ａに切
り換えられる電流値ｉをｉ＝ｉｃに選定しているのは、
逆に、ｉ＝ｉｃにおいて、ｐ３ａがｐ７ａと等しくなる
ように、背圧弁８における圧力損失ｄｐの大きさ等の各
設計常数を設定しているものである。In FIG. 2, the current value i at which the hydraulic pressure switching valve 3 is switched to the switching position 3A is selected as i = ic.
Conversely, when i = ic, each design constant such as the magnitude of the pressure loss dp in the back pressure valve 8 is set so that p3a becomes equal to p7a.
このように油圧管３ａの特性が設定されると、そのクラ
ッチ係合をしてゆく際の作用は下記のようになる。When the characteristic of the hydraulic pipe 3a is set in this way, the action when engaging the clutch is as follows.
電流値ｉがその最大値から低下してゆき、ｉ＝ｉｃに達
すると、上述におけるように、油圧切換弁３が切換位置
３Ａに切り換えられる。When the current value i decreases from its maximum value and reaches i = ic, the hydraulic pressure switching valve 3 is switched to the switching position 3A as described above.
そのように切換位置３Ａになった時点において、第２図
に示すようにｐ３ａ＝ｐ７ａになるから、押しのけ室１
ｆの油圧と押しのけ室１ｅにおける油圧が等しくなる。
この状態は、ピストン１ｇがクラッチ係合のために、正
に第１図の左方に移行し始めるクラッチ係合開始の零値
となる。When the switching position 3A is reached, p3a = p7a as shown in FIG.
The hydraulic pressure of f and the hydraulic pressure in the displacement chamber 1e become equal.
This state has a zero value at the start of clutch engagement, in which the piston 1g starts to shift to the left in FIG. 1 due to the clutch engagement.
この状態から更に電流値ｉを低下させてゆくと、第２図
に示すように、押しのけ室１ｅにおける油圧はｐ７ａの
一定値のままであることに対して、押しのけ室１ｆにお
ける油圧は、そのｐ３ａ＝ｐ７ａの状態から何らの急変
をすることなく連続的に、その電流値ｉの値に逆比例し
て滑らかに増大してゆく。When the current value i is further reduced from this state, as shown in FIG. 2, the hydraulic pressure in the displacement chamber 1e remains at the constant value of p7a, while the hydraulic pressure in the displacement chamber 1f changes to p3a. = P7a, without any sudden change, the current value i increases smoothly in inverse proportion to the value of the current value i.
その結果、ピストン１ｇは、ｉ＝ｉｃからその電流値を
低下させてゆくに応じて、何ら急変することなくその零
値から連続して、滑らかにその押圧力を増大させてゆ
く。As a result, as the current value of the piston 1g decreases from i = ic, the piston 1g continuously increases its pressing force continuously from its zero value without any sudden change.
ここで、そのピストン１ｇに生ずる押圧力は、その係合
している両クラッチ面の面圧を制御し、且つその面圧は
クラッチ１における伝達トルクに比例している。Here, the pressing force generated on the piston 1g controls the surface pressure of both engaged clutch surfaces, and the surface pressure is proportional to the transmission torque in the clutch 1.
又、ピストン１ｇに生ずる押圧力は、上記のように電流
値ｉに逆比例している。Further, the pressing force generated on the piston 1g is inversely proportional to the current value i as described above.
その結果、そのクラッチ係合を開始し始めるその零値か
ら、入力としての電流値ｉの値がそのまま、クラッチ１
におけるトルク伝達量を制御しうることになる。As a result, the value of the current value i as an input remains unchanged from the zero value at which the clutch engagement starts to be started.
It is possible to control the amount of torque transmission in.
上記実施例において、上記絞り流路９を有した管路３ｃ
は、第１図における仮想線によって示すように、油圧管
３ａと油圧管７ａとの間に絞り流路９ａを設ける構成と
してもよい。In the above embodiment, the conduit 3c having the throttle channel 9
Alternatively, as shown by the phantom line in FIG. 1, a throttle channel 9a may be provided between the hydraulic pipe 3a and the hydraulic pipe 7a.
それは、その場合、油圧管３ａにおける作動油が絞り流
路９ａ、油圧管７ａおよび絞り流路１０あるいは背圧弁
７を介してリザーバ５ｄへ排出してゆくことができるか
らである。This is because in that case, the hydraulic oil in the hydraulic pipe 3a can be discharged to the reservoir 5d via the throttle passage 9a, the hydraulic pipe 7a and the throttle passage 10 or the back pressure valve 7.
以上のように本発明の基本的特徴は下記の点にある。As described above, the basic features of the present invention are as follows.
クラッチ１ｄの係合離脱を入力軸１ｂの回転軸上へ一体
的に設けたピストン１ｇによって直接に油圧的に操作す
る構成としている。The disengagement of the clutch 1d is directly hydraulically operated by a piston 1g integrally provided on the rotary shaft of the input shaft 1b.
その場合に、そのピストン１ｇの軸方向両側に設けた押
しのけ室１ｅに生ずる回転遠心力による油圧成分を相殺
させるために、押しのけ室１ｅへ一方の油圧管７ａから
の圧油を導き、押しのけ室１ｆへ他方の油圧管３ａから
の圧油を導いている。In this case, in order to cancel out the hydraulic component due to the rotational centrifugal force generated in the displacement chambers 1e provided on both sides of the piston 1g in the axial direction, the pressure oil from one hydraulic pipe 7a is guided to the displacement chamber 1e and the displacement chamber 1f is discharged. The pressure oil from the other hydraulic pipe 3a is guided to the.
このように、一方の油圧管７ａの油圧と他方の油圧管３
ａの油圧によって、ピストン１ｇを操作するためには、
２ツの油圧源を必要とする。その場合、その両油圧源
は、軽量、小型および安価な構成を必要とする。Thus, the hydraulic pressure of one hydraulic pipe 7a and the hydraulic pressure of the other hydraulic pipe 3a
To operate the piston 1g with the hydraulic pressure of a,
Requires two hydraulic sources. Both hydraulic sources then require a lightweight, compact and inexpensive construction.
このようなことから、単一の油圧ポンプ５からの圧油か
らそれら２ツの油圧源、すなわち一方の油圧管７ａの油
圧と、他方の油圧管３ａの油圧を作り出している。Due to this, the two hydraulic sources, that is, the hydraulic pressure of one hydraulic pipe 7a and the hydraulic pressure of the other hydraulic pipe 3a are produced from the pressure oil from the single hydraulic pump 5.
また、上記２つの油圧源にあって、上記クラッチの係合
離脱の操作には、一方の油圧源の油圧に対して、他方の
油圧源における油圧を低くする場合と高くする場合の両
者を必要とする。Further, in the above two hydraulic pressure sources, the operation of engaging and disengaging the clutch requires both a case where the hydraulic pressure of one hydraulic source is lower and a case where the hydraulic pressure of the other hydraulic source is higher. And
そのため、本発明は、その両油圧のうちの他方の側の油
圧が、油圧切換弁３および他方の背圧弁８を介して、油
圧ポンプ５の吐出孔５ａに接続する構成とし、且つその
油圧切換弁３を電流値ｉがｉ＝ｉｃにおいて切り換えら
れる構成としてその高低の油圧を形成させるようにして
いるものである。Therefore, in the present invention, the hydraulic pressure on the other side of the two hydraulic pressures is connected to the discharge hole 5a of the hydraulic pump 5 via the hydraulic pressure switching valve 3 and the back pressure valve 8 on the other side, and the hydraulic pressure switching is performed. The valve 3 is configured so that the current value i is switched when i = ic, and the high and low hydraulic pressures are formed.
また、その両油圧の差を連続的に変化させる構成は、リ
リーフ弁４Ａのリリーフ圧をパイロット弁４Ｃの操作力
制御によって行っている。Further, in the configuration in which the difference between the two hydraulic pressures is continuously changed, the relief pressure of the relief valve 4A is controlled by controlling the operating force of the pilot valve 4C.
ここで、特に重要なことは、上記クラッチの係合時にお
いて、その係合トルク上昇の間に、油圧アクチュエータ
２内の圧油回転遠心力やリンク系の遊び等による外乱が
なく、パイロット弁４Ｃへの入力信号に比例して、その
係合トルクを上昇させることが望ましい。Here, it is particularly important that, when the clutch is engaged, there is no disturbance due to the pressure oil rotational centrifugal force in the hydraulic actuator 2 or the play of the link system during the increase of the engaging torque, and the pilot valve 4C It is desirable to increase its engagement torque in proportion to the input signal to it.
本発明においては、パイロット弁４Ｃへの信号がそのま
ま、油圧アクチュエータ２における押しのけ室１ｆの制
御された作動油圧になり、その作動油圧とピストン１ｇ
の受圧面積との積が、そのまま上記係合トルクに比例す
るものとなっている。In the present invention, the signal to the pilot valve 4C becomes the controlled operating oil pressure of the displacement chamber 1f in the hydraulic actuator 2 as it is, and the operating oil pressure and the piston 1g.
The product of the pressure receiving area and the pressure receiving area is directly proportional to the engaging torque.
したがって、その入力信号は何ら外乱に影響されること
なく、そのままクラッチ係合トルクになるものである。Therefore, the input signal is the clutch engagement torque as it is without being affected by the disturbance.
［効果］ 第１の発明の効果は下記のとおりである。[Effect] The effects of the first invention are as follows.
１．パイロット弁４Ｃに入力させる信号から変換される
制御油圧が、上述のように、その信号の変化に比例し
て、直接に、クラッチ１の係合トルクを制御するもので
あるから、リンク系の摩耗、クラッチ面の摩耗等の制御
系に与える外乱の存在が一切なく、クラッチ係合トルク
の制御を容易にすることができるものである。1. As described above, the control oil pressure converted from the signal input to the pilot valve 4C directly controls the engagement torque of the clutch 1 in proportion to the change in the signal, so that the link system wears. It is possible to easily control the clutch engagement torque, since there is no disturbance such as wear of the clutch surface which gives the control system.
また、切換弁３の切り換えによって、クラッチ係合態勢
とクラッチ離脱態勢を切り換え、特に、そのクラッチ離
脱態勢へのその切り換えによって、他方の油圧管３ａが
瞬時にリザーバ５ｄに開放するようになっているから、
そのクラッチ離脱時には、クラッチの引きずりも最小に
且つその制御時間を最小にできるものである。Further, by switching the switching valve 3, the clutch engagement state and the clutch disengagement state are switched, and in particular, by switching to the clutch disengagement state, the other hydraulic pipe 3a is instantly opened to the reservoir 5d. From
When the clutch is disengaged, drag of the clutch can be minimized and its control time can be minimized.
２．他方の油圧管３ａの側の油圧がクラッチの係合をさ
せる構成になっているから、その油圧そのものが直接に
クラッチ１ｄとクラッチ１ｃの係合するクラッチ面圧を
決定している。2. Since the hydraulic pressure on the side of the other hydraulic pipe 3a is configured to engage the clutch, the hydraulic pressure itself directly determines the clutch surface pressure at which the clutch 1d and the clutch 1c engage.
そのため、クラッチ１ｄの摩耗には関係なく、その油圧
の値を制御するパイロット弁４Ｃのリリーフ設定圧がそ
のまま、クラッチの伝達トルクを制御できることにな
る。Therefore, regardless of the wear of the clutch 1d, the transmission torque of the clutch can be controlled with the relief setting pressure of the pilot valve 4C that controls the value of the oil pressure unchanged.
このことは、クラッチ摩耗によるクラッチ行程調整の必
要がなくなるものである。This eliminates the need for clutch stroke adjustment due to clutch wear.
３．油圧アクチュエータ２における回転遠心力の影響を
相殺させるため、一方および他方の両油圧管７ａおよび
３ａを必要としながら、リリーフ弁４Ａ、一方の背圧弁
７および油圧切換弁３の使用によって、これら両油圧管
への圧油供給源は単一の油圧ポンプで済むものとなって
いる。3. By using both the one and the other hydraulic pipes 7a and 3a to cancel the influence of the centrifugal force in the hydraulic actuator 2, the use of the relief valve 4A, the one back pressure valve 7 and the hydraulic pressure switching valve 3 enables both of these hydraulic pressures. A single hydraulic pump is sufficient as the pressure oil supply source for the pipes.
第２の発明の効果は下記のとおりである。The effects of the second invention are as follows.
４．第１の発明に加え、絞り流路９を設けたことによっ
て、クラッチ係合の開始し始める時点のクラッチ操作力
が零値になるように、油圧管３ａの油圧特性を設定可能
になった。又、その油圧特性は、その零値から連続に急
変することなく、その油圧を上昇させうることになる。4. In addition to the first aspect, the provision of the throttle passage 9 makes it possible to set the hydraulic characteristics of the hydraulic pipe 3a so that the clutch operating force at the start of clutch engagement becomes zero. Further, the hydraulic pressure characteristic can increase the hydraulic pressure without continuously changing suddenly from the zero value.
その結果、第１の発明に対して、特にクラッチの係合し
始める近傍のクラッチ伝達トルク量をも、パイロット弁
におけるリリーフ圧力制御によって微妙に制御できるこ
とになる。As a result, the clutch transmission torque amount in the vicinity of the start of engagement of the clutch can be delicately controlled by the relief pressure control in the pilot valve as compared with the first invention.
第３の発明における効果は下記のとおりである。The effects of the third invention are as follows.
５．第１の発明の効果に加え、アンロード弁６を油圧ポ
ンプ６の吐出孔と一方の油圧管７ａとの間に設けたこと
によって、リリーフ弁におけるリリーフ圧設定を高い値
に設定したままにしても、エンジン始動時に確実にクラ
ッチの離脱を確保しておくことが可能になっている。5. In addition to the effect of the first invention, by providing the unloading valve 6 between the discharge hole of the hydraulic pump 6 and the one hydraulic pipe 7a, the relief pressure of the relief valve remains set at a high value. Also, it is possible to ensure the disengagement of the clutch when the engine is started.
その結果、エンジン始動時に誤って自動車を発進させて
しまうような問題を完全に排除することが可能になるも
のである。As a result, it is possible to completely eliminate the problem that the vehicle is accidentally started when the engine is started.
【図面の簡単な説明】 第１図は、本発明における一実施例としてのクラッチ制
御回路をシステム図によって示したものであり、第２図
は、第１図における油圧管３ａ、油圧管５ａおよび油圧
管７ａにおけるそれぞれの作動油圧特性ｐ３ａ、ｐ５ａ
およびｐ７ａを示したものであり、第３図は、クラッチ
・ペダル１１からの信号取り出しの構成例をシステム図
によって示し、第４図は、第３図における検出器１２の
回路図を示し、第５図は、従来におけるクラッチ制御回
路を示したものである。 実施例に使用した符合は下記のとおりである。 １：クラッチ、１ａ：エンジン軸、１ｂ：入力軸、１ｃ
および１ｄ：クラッチ板、１ｅおよび１ｆ：押しのけ
室、１ｇ：ピストン、１ｈ：スプリング、２：油圧アク
チュエータ、３：油圧切換弁、３ａ：油圧管、４：圧力
制御回路、４Ａ：リリーフ弁、４Ｂ：ソレノイド、４
Ｃ：パイロット弁、５：油圧ポンプ、５ａ：油圧管、５
ｄ：リザーバ、６：アンロード弁、７および８：背圧
弁、７ａ：油圧管、９：絞り流路。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a system diagram showing a clutch control circuit as an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a hydraulic pipe 3a, a hydraulic pipe 5a and a hydraulic pipe 3a shown in FIG. Operating hydraulic pressure characteristics p3a and p5a in the hydraulic pipe 7a
3 and p7a are shown. FIG. 3 shows a configuration example of a signal extraction from the clutch pedal 11 by a system diagram, and FIG. 4 shows a circuit diagram of the detector 12 in FIG. FIG. 5 shows a conventional clutch control circuit. The codes used in the examples are as follows. 1: Clutch, 1a: Engine shaft, 1b: Input shaft, 1c
And 1d: clutch plate, 1e and 1f: displacement chamber, 1g: piston, 1h: spring, 2: hydraulic actuator, 3: hydraulic switching valve, 3a: hydraulic pipe, 4: pressure control circuit, 4A: relief valve, 4B: Solenoid, 4
C: pilot valve, 5: hydraulic pump, 5a: hydraulic pipe, 5
d: reservoir, 6: unloading valve, 7 and 8: back pressure valve, 7a: hydraulic pipe, 9: throttle passage.
Claims (3)
（１ｃ）と選択的にクラッチ係合あるいはその離脱をし
且つ変速機の入力軸（１ｂ）に連動している他のクラッ
チ板（１ｄ）には、その入力軸の外周を周方向へ包含す
る状態に且つ前記他のクラッチ板と一体に回転する油圧
アクチュエータのピストン（１ｇ）が連動し、そのピス
トンにおけるその軸方向に対抗した一方の受圧面と他方
の受圧面における両受圧面積とそのピストン外径は相互
に等しく構成し、 リリーフ弁（４Ａ）を介して油圧ポンプ（５）における
吐出孔と接続し且つ一方の背圧弁（７）を介してリザー
バと接続している一方の油圧管（７ａ）からの圧油は、
前記ピストンの前記一方の受圧面に作用して前記クラッ
チの離脱をさせる方向に供給され、 油圧切換弁（３）および他方の背圧弁（８）を介して前
記吐出孔と接続した他方の油圧管（３ａ）からの圧油
は、前記ピストンの前記他方の受圧面に作用して前記ク
ラッチ係合をさせる方向に供給され、 その油圧切換弁は、前記吐出孔における油圧が所定の油
圧以下にあるとき、その油圧の検出値によって前記他方
の油圧管をリザーバに連通し且つ前記他方の背圧弁との
連通を閉じる一方の切換位置（３Ｂ）と、その吐出孔に
おける油圧が所定の油圧以上にあるとき、その油圧の検
出値によって前記他方の油圧管を前記他方の背圧弁に連
通させ且つ前記リザーバとの連通を閉じる他方の切換位
置（３Ａ）を有した構成をなし、 前記リリーフ弁におけるリリーフ圧力設定用のパイロッ
ト弁（４Ｃ）は、外部からの信号値に比例した操作力に
よってそのリリーフ圧力が設定される構成となっている
クラッチ制御回路。1. A clutch plate (1d) which selectively engages or disengages with a clutch plate (1c) which is interlocked with an engine shaft (1a) and which is interlocked with an input shaft (1b) of a transmission. ) Is associated with a piston (1g) of a hydraulic actuator that rotates integrally with the other clutch plate in a state of including the outer circumference of the input shaft in the circumferential direction, and one of the pistons that opposes the axial direction. Both pressure receiving areas on the pressure receiving surface and the other pressure receiving surface and their piston outer diameters are made equal to each other, connected to the discharge hole of the hydraulic pump (5) through the relief valve (4A) and one back pressure valve (7). The pressure oil from one hydraulic pipe (7a) connected to the reservoir via
The other hydraulic pipe is supplied in a direction that acts on the one pressure receiving surface of the piston to disengage the clutch, and is connected to the discharge hole via a hydraulic pressure switching valve (3) and the other back pressure valve (8). The pressure oil from (3a) is supplied in a direction in which it acts on the other pressure receiving surface of the piston to engage the clutch, and the hydraulic pressure switching valve has a hydraulic pressure in the discharge hole equal to or lower than a predetermined hydraulic pressure. At this time, the hydraulic pressure in the one switching position (3B) that communicates the other hydraulic pipe with the reservoir and closes the communication with the other back pressure valve according to the detected value of the hydraulic pressure and the hydraulic pressure in the discharge hole are equal to or higher than a predetermined hydraulic pressure. At this time, the other hydraulic line is made to communicate with the other back pressure valve by the detected value of the hydraulic pressure and the other switching position (3A) for closing the communication with the reservoir is provided, and the relief valve is provided. Pilot valve for relief pressure setting (4C), the clutch control circuit has a structure in which the relief pressure by an operation force which is proportional to the signal value from the outside is set.
（１ｃ）と選択的にクラッチ係合あるいはその離脱をし
且つ変速機の入力軸（１ｂ）に連動している他のクラッ
チ板（１ｄ）には、その入力軸の外周を周方向へ包含す
る状態に且つ前記他のクラッチ板と一体に回転する油圧
アクチュエータのピストン（１ｇ）が連動し、そのピス
トンにおけるその軸方向に対抗した一方の受圧面と他方
の受圧面における両受圧面積とそのピストン外径は相互
に等しく構成し、 リリーフ弁（４Ａ）を介して油圧ポンプ（５）における
吐出孔と接続し且つ一方の背圧弁（７）を介してリザー
バと接続している一方の油圧管（７ａ）からの圧油は、
前記ピストンの前記一方の受圧面に作用して前記クラッ
チの離脱をさせる方向に供給され、 油圧切換弁（３）および他方の背圧弁（８）を介して前
記吐出孔と接続し且つ絞り流路（９）を介してリザーバ
に連通した他方の油圧管（３ａ）からの圧油は、前記ピ
ストンの前記他方の受圧面に作用して前記クラッチ係合
をさせる方向に供給され、 その油圧切換弁は、前記吐出孔における油圧が所定の油
圧以下にあるとき、その油圧の検出値によって前記他方
の油圧管をリザーバに連通し且つ前記他方の背圧弁との
連通を閉じる一方の切換位置（３Ｂ）と、その吐出孔に
おける油圧が所定の油圧以上にあるとき、その油圧の検
出値によって前記他方の油圧管を前記他方の背圧弁に連
通させ且つ前記リザーバとの連通を閉じる他方の切換位
置（３Ａ）を有した構成をなし、 前記リリーフ弁におけるリリーフ圧力設定用のパイロッ
ト弁（４Ｃ）は、外部からの信号値に比例した操作力に
よってそのリリーフ圧力が設定される構成となっている
クラッチ制御回路。2. A clutch plate (1c) interlocking with the engine shaft (1a) and another clutch plate (1c) selectively engaged or disengaged with the clutch and interlocked with the input shaft (1b) of the transmission. 1d) is associated with a piston (1g) of a hydraulic actuator that rotates integrally with the other clutch plate in a state of including the outer circumference of the input shaft in the circumferential direction, and is opposed to the piston in the axial direction. Both pressure receiving areas of the pressure receiving surface and the other pressure receiving surface and their piston outer diameters are mutually equal, and are connected to the discharge hole of the hydraulic pump (5) via the relief valve (4A) and one back pressure valve (7). Pressure oil from one hydraulic pipe (7a) connected to the reservoir via
It is supplied in a direction that acts on the one pressure receiving surface of the piston to disengage the clutch, is connected to the discharge hole via a hydraulic pressure switching valve (3) and the other back pressure valve (8), and is a throttle channel. The pressure oil from the other hydraulic pipe (3a) communicating with the reservoir via (9) is supplied in the direction in which the other pressure receiving surface of the piston is acted to engage the clutch, and the hydraulic pressure switching valve is provided. When the hydraulic pressure in the discharge hole is equal to or lower than a predetermined hydraulic pressure, one switching position (3B) that connects the other hydraulic pipe to the reservoir and closes the communication with the other back pressure valve according to the detected value of the hydraulic pressure. And when the hydraulic pressure in the discharge hole is equal to or higher than a predetermined hydraulic pressure, the other switching position (3A) that causes the other hydraulic pipe to communicate with the other back pressure valve and closes communication with the reservoir according to the detected value of the hydraulic pressure. No configuration having a pilot valve for relief pressure set in the relief valve (4C), the clutch control circuit has a structure in which the relief pressure is set by the operation force proportional to the signal value from the outside.
（１ｃ）と選択的にクラッチ係合あるいはその離脱をし
且つ変速機の入力軸（１ｂ）に連動している他のクラッ
チ板（１ｄ）には、その入力軸の外周を周方向へ包含す
る状態に且つ前記他のクラッチ板と一体に回転する油圧
アクチュエータのピストン（１ｇ）が連動し、そのピス
トンにおけるその軸方向に対抗した一方の受圧面と他方
の受圧面における両受圧面積とそのピストン外径は相互
に等しく構成し、 リリーフ弁（４Ａ）を介して油圧ポンプ（５）における
吐出孔と接続し且つ一方の背圧弁（７）を介してリザー
バと接続している一方の油圧管（７ａ）からの圧油は、
前記ピストンの前記一方の受圧面に作用して前記クラッ
チの離脱をさせる方向に供給され、 油圧切換弁（３）および他方の背圧弁（８）を介して前
記吐出孔と接続した他方の油圧管（３ａ）からの圧油
は、前記ピストンの前記他方の受圧面に作用して前記ク
ラッチ係合をさせる方向に供給され、 その油圧切換弁は、前記吐出孔における油圧が所定の油
圧以下にあるとき、その油圧の検出値によって前記他方
の油圧管をリザーバに連通し且つ前記他方の背圧弁との
連通を閉じる一方の切換位置（３Ｂ）と、その吐出孔に
おける油圧が所定の油圧以上にあるとき、その油圧の検
出値によって前記他方の油圧管を前記他方の背圧弁に連
通させ且つ前記リザーバとの連通を閉じる他方の切換位
置（３Ａ）を有した構成をなし、 前記リリーフ弁におけるリリーフ圧力設定用のパイロッ
ト弁（４Ｃ）は、外部からの信号値に比例した操作力に
よってそのリリーフ圧力が設定される構成をなし、前記
吐出孔と前記一方の油圧管との間には、その吐出孔とそ
の一方の油圧管を選択的に開閉するアンロード弁（６）
を設けているクラッチ制御回路。3. Another clutch plate (1d) which selectively engages or disengages with a clutch plate (1c) which is interlocked with an engine shaft (1a) and which is interlocked with an input shaft (1b) of a transmission. ) Is associated with a piston (1g) of a hydraulic actuator that rotates integrally with the other clutch plate in a state of including the outer circumference of the input shaft in the circumferential direction, and one of the pistons that opposes the axial direction. Both pressure receiving areas on the pressure receiving surface and the other pressure receiving surface and their piston outer diameters are made equal to each other, connected to the discharge hole of the hydraulic pump (5) through the relief valve (4A) and one back pressure valve (7). The pressure oil from one hydraulic pipe (7a) connected to the reservoir via
The other hydraulic pipe is supplied in a direction that acts on the one pressure receiving surface of the piston to disengage the clutch, and is connected to the discharge hole via a hydraulic pressure switching valve (3) and the other back pressure valve (8). The pressure oil from (3a) is supplied in a direction in which it acts on the other pressure receiving surface of the piston to engage the clutch, and the hydraulic pressure switching valve has a hydraulic pressure in the discharge hole equal to or lower than a predetermined hydraulic pressure. At this time, the hydraulic pressure in the one switching position (3B) that communicates the other hydraulic pipe with the reservoir and closes the communication with the other back pressure valve according to the detected value of the hydraulic pressure and the hydraulic pressure in the discharge hole are equal to or higher than a predetermined hydraulic pressure. At this time, the other hydraulic line is made to communicate with the other back pressure valve by the detected value of the hydraulic pressure and the other switching position (3A) for closing the communication with the reservoir is provided, and the relief valve is provided. The relief pressure setting pilot valve (4C) has a structure in which the relief pressure is set by an operating force proportional to a signal value from the outside, and the relief pressure is set between the discharge hole and the one hydraulic pipe. An unload valve (6) for selectively opening and closing the discharge hole and one of the hydraulic pipes
The clutch control circuit that is provided with.
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|---|---|---|---|
| JP59005474A JPH0629624B2 (en) | 1984-01-14 | 1984-01-14 | Clutch control circuit |
Applications Claiming Priority (1)
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|---|---|---|---|
| JP59005474A JPH0629624B2 (en) | 1984-01-14 | 1984-01-14 | Clutch control circuit |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS60151421A JPS60151421A (en) | 1985-08-09 |
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Family
ID=11612239
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
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| JPS5899524A (en) * | 1981-12-04 | 1983-06-13 | Isuzu Motors Ltd | Clutch operating device |
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- 1984-01-14 JP JP59005474A patent/JPH0629624B2/en not_active Expired - Lifetime
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| JPS60151421A (en) | 1985-08-09 |
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