JPS60157520A

JPS60157520A - 油圧式クラツチ装置

Info

Publication number: JPS60157520A
Application number: JP59014103A
Authority: JP
Inventors: Yoshimasa Nagayoshi; 永吉　由昌; Takeo Hiramatsu; 平松　健男
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 1984-01-28
Filing date: 1984-01-28
Publication date: 1985-08-17

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】本発明は、油圧式のクラッチ装置に関し、特に自動変速
機に組込んで好適な油圧式クラッチ装置に関する。

一般に、車両用エンジンの自動変速機は、トルクコンバ
ータと歯車変速装置とを組合わせて構成されているが、
この歯車変速装置内には、油圧シリンダへ供給する圧油
の給徘により回転体と被回転体との結合または解除を行
なう複数の油圧式クラッチ装置が組込まれており、これ
らのクラッチ装置を適宜接断することにより、所望の変
速段に設定で外るようになっている。

ところで、これらのクラッチ装置のなかには、その油圧
シリンダからの圧油の排出を制御するため、油圧シリン
ダのシリンダ部またはピストン部にチェック弁機構をそ
なえたものがある。

そして、このチェック弁機構は、大径円筒穴、小径円筒
穴およびこれらの円筒穴を結ぶ円錐穴とから成るバルブ
穴と、大径円筒穴内において円錐穴の円錐面をバルブシ
ートとするポール弁体とで構成されているが、バルブ穴
が回転軸とほぼ平行に配設されているため、くあるいは
十分低くならないと、チェック弁機構が閉鎖あるいは開
放しない。すなわちチェック弁機構の開放特性と閉鎖特
性との間のヒステリシスが極めて大きいのである。

したがって、このような従来の油圧式クラッチ装置では
、その結合、解放に時間を要するため、これが原因で、
変速時間が長くなって、その間にクラッチがスリップし
て焼損したり、解放すべ慇クラッチが解放せずこれによ
り変速しないような事態が発生して自動変速機としての
機能を発揮しないような場合があったりするという問題
点がある。

本発明は、このような問題点を解決しようとするもので
、チェック弁機構の開放特性と閉鎖特性との間のヒステ
リシスを小さくできるようにして、クラッチの結合およ
び解放を迅速に行なえるようにした、油圧式クラッチ装
置を提供することを目的とする。

このため、本発明の油圧式クラッチ装置は、回転体と被
回転体との結合または解除を行なうクラッチ部と、同ク
ラッチ部を圧油の給徘により作動させる油圧シリンダと
、同油圧シリンダからの圧油の排出を制御すべく同油圧
シリンダのシリンダ部またはピストン部に設けられたチ
ェック弁機構とをそなえ、同チェック弁機構が、大径円
筒穴、小径円筒穴およびこれらの円筒穴を結ぶ円錐穴と
から成るバルブ穴と、上記大径円筒穴内において上記円
錐穴の円錐面をバルブシートとするボール弁体とで構成
され、上記チェック弁機構の開放特性と閉鎖特性との間
のヒステリシスを小さくすべく、上記バルブ穴が外方へ
向は傾斜して配設されるとともに、上記バルブ穴の傾き
角と上記円錐面におけるシート角とが所望の相互関係で
設定されていることを特徴としている。

以下、図面により本発明の一実施例としての油圧式クラ
ッチ装置について説明す葛と、１２〜１３図は本装置を
有する車両用エンジンの自動変速機を示すもので、第２
図はその概略構成を示す模式図、第３図はその要部を詳
細に示す部分断面図、第４，５図はそれぞれ第３図のｎ
、　Ｖ部を拡大して示す部分断面図、第６〜９図はいず
れもその作用を説明するためのグラフ、ｐＡ１０〜１３
図はいずれもその作用を説明するための模式図である。

第２図に示すごとく、１１１両の動力源となるエンジン
２のクランク軸４は、トルクコンバータ６のポンプ８に
直結されている。トルクフンパータロは、ポンプ８゜タ
ービン１０．ステータ１２．ワンウェイクラッチ１４を
有し、ステータ１２はワンウェイクラッチ１４を介して
ケース１６に結合され、このワンウェイクラッチ１４に
よりステータ１２はクランク軸４と同方向へは回転する
が、その逆方向の回転は許容されない構造となっている
。

タービン１０に伝えられたトルクは、回転体としての入
力軸２０によってその後部に配設された前進４段後進１
段の変速段を達成する歯ｉＢ変速装置２２に伝達される
。

この歯車変速装置２２は、３組のクラッチ２４゜２６．
２８．２組のブレーキ３０，３２．１組のワンウェイク
ラッチ３４および１組のラビニョ型遊星歯車磯この遊星
歯車機構３６は、リングギヤ３８ｔロングピニオンギヤ
４０．ショートビニオンギヤ４２ｔフロントサンギヤ４
４．リヤサンギヤ４６１両ピニオンギヤ４０．４２を回
転自在に支持し自身も回転可能なキャリア４８から構成
されており、リングギヤ３８は出力軸５０に連結され、
７０ントサンギヤ４４はキックダウンドラム５２．フロ
ントクラ・ンチ２４を介して入力軸２０に連結され、リ
ヤサンギヤ４６はりャクラッチ２６を介して入力軸２０
に連結され、キャリア４８は機能上並列となるように配
設されたローリバースブレーキ３２とワンウェイクラッ
チ３４とを介してケース１６に連結されるとともに歯車
変速装置２２の後端に配設された４速クラツチ２８を介
して入力軸２０に連結されている。

なお、キックダウンドラム５２はキックダウンブレーキ
３０によってケース１６に固定的に連結可能となってい
る。

また、遊星歯車機構３６を通ったトルクは、出力軸を経
て被駆動ギヤ６４に伝達され、さらに被駆動ギヤ６４に
固着されたトランス７アシヤ７）６６１ヘリカルギヤ６
８を介して駆動軸７０が連結された差動歯車装置７２に
伝達される。

上記各クラッチ、ブレーキはそれぞれ係合用シリング装
置あるいはサーボ装置等を備えた摩擦係合装置で構成さ
れており、トルクコンバータ、６のポンプ８に連結され
ることによりエンジン２により駆動されるオイルポンプ
で発生する油圧によって作動される。

そして、この油圧は、図示しない油圧制御装置によって
、種々の運転状態検出装置により検出された運転状態に
応じて各クラッチ、ブレーキに選択的に供給され、これ
らのクラッチやブレーキの作動の組み合わせによって、
前進４段後進１段の変速段が達成される。次表は各クラ
ッチ、ブレーキの作動と変速段状況との関係を示したも
のであり、同表においてＯ印は各クラッチまたはブレー
キの係合状態を示し、０印は変速時のローリバースブレ
ーキ３２が係合される直前においでワンウェイクラッチ
３４の作用でキャリア４８の回転が停止されていること
を示している。

以上、自動変速磯の概略構成と作用とを述べたが、次に
本発明が適用されているクラッチ装置について詳細に述
べる。すなわち本発明はフロントクラッチ２４に適用さ
れるが、この７０ントクラツチ２４は第２，３図に示す
ごとく、回転体としての入力軸２０と被回転体としての
キックダウンドラム５２との間に介装されている。

そして、このフロントクラッチ２４は、第３図に示すご
とく、油圧シリング２４１をそなえており、この油圧シ
リンダ２４１は、入力軸２０に対し外嵌めされるととも
にキックダウンドラム５２に対し内嵌めされたシリング
部２４１ａと、このシリング部２４１ａに嵌合するリン
グ状ピストン部２４１ｂと、このピストン部２４１＋）
を第３図中左方へ付勢するリターンスプリング２４１ｃ
とをそなえて構成されている。

また、油圧シリンダ２４１のピストン部２４１ｂには、
第３，４図に示すごとく、フロントクラッチ２４の＃、
断を制御するチェック弁機構Ｍが設けられており、この
チェック弁機構Ｍはチェック弁２４２をそなえて構成さ
れている。

チェック弁２４２は、大径円筒穴２４２ａ、小径円筒穴
２４２ｂおよびこれらの円筒穴を結ぶ円錐穴２４２ｃか
ら成るバルブ穴２４２Ａと、このバルブ穴２４２Ａの大
径円筒穴２４２ａ内にあって円錐穴２４２ｃの円錐面を
バルブシートとするボール弁体２４２Ｂとで構成されて
いる。

ところで、円錐穴２４２ｃの円錐面におけるシート角ａ
が９０°〜１１０°の範囲内で所望の値に設定さ〜４５
°の範囲内で所望の値となるよう傾斜して配設されてお
り、しかもバルブ穴２４２Ａの傾き角θと、円錐面にお
けるシート角ａとがチェック弁２４２の開放特性と閉鎖
特性との間のヒステリシスを小さくするように、所望の
相互関係（第６図の符号ａで示す特性参照）で設定され
ている。

なお、特性ａは、例えば α＝０．０１θ２＋０．１θ＋８５なる２次曲線にほぼ沿うように設定されているが、かか
る２＊曲線は実験によりめられたものであり、その他に
この特性ａを１次直線を折線でつないで近似してもよい
。

また、実際は第６図にハツチングを施した範囲、即ちシ
ート角ａで±３°の許容範囲内の値を満足すればよいこ
とも、経験や実験によってわかっている。

次に、シート角αを９００〜１１０°の範囲内で設定し
、傾き角θを１５°〜４５°の範囲内で設定する理由に
ついて説明する。

まず第１０図に示すごとく、バルブ穴Ｈと回転軸とが平
行であるとした場合を考える。この場合ボール弁体Ｂに
作用する力Ｆ。は、回転によるボール弁体自身の遠心力
Ｆ、と、かかる遠心力Ｆ、に基づく油圧（以下「遠心油
圧」という）Ｆ２との合力である。

今、簡単のために、これらの力がボール弁体Ｂの中心に
働くものと考え、また断りのない限り、これらの力はベ
クトルであるとする。

ところで、合力Ｆ、がボール弁体Ｂとシート面Ｃとの接
点Ａを通るときの供給油圧が臨界油圧であるが、かかる
臨界状態にあるときに、供給油圧を増大させると、合力
Ｆ。は接点Ａよりも内周側を通るため、ボール弁体Ｂは
転動してバルブを閉鎖する。逆に供給油圧を低下させる
と、合力Ｆ。は接点Ａよりも外周側を通るため、ボール
弁体Ｂはバルブを開放する。

これがチェック弁の開閉の原理であるが、供給油圧が第
１０図に示すごとく臨界値にあるとして、第１１図に示
すごとく、シート角αのみを大きくした場合を考える。

このようにシート角αを大きくすると、シート面Ｃとボ
ール弁体Ｂとの接点は、第１１図に符号Ａ′で示すごと
く、シート角αを天外くする前の接点Ａよりも内周側に
移動するため、合力Ｆ。

は点Ａ′の外側をとおる。したがって臨界状態にあった
ボール弁体Ｂは、シート角αを大きくすることにより、
転動してバルブを開放状態にすることができる。

さらにボール弁体Ｂの受圧面積を考えると、これはボー
ル弁体Ｂとシート面Ｃとが接して描く円の面積である。

シート角ａを天外くする前と後とでこの受圧面積を比較
すると、後の方が小さい。したがって供給油圧が一定で
ある場合、遠心油圧による力Ｆ、はシート角ａを大きく
することで小さくなり、前に記したＦｌ、Ｆ２一定とし
た場合よりも実際にはＦ、は小さくＦ２′となるため、
合力の方向もさらに外側に内外（第１１図中の符号Ｆ。

″参照）、ボール弁体Ｂは非常に転動しやすくなってい
る。逆にいえば、シート角αを大きくすることによって
、大きくする前よりも高い供給油圧でバルブを開放する
ことができるので、閉鎖状態にあったバルブを開放する
ため供給油圧を下げていった時、シート角αを大きくす
る前よりも早く開放でき従って応答性がよくなる。

このようにして、シート角αは大きくした方が開放特性
を改善できることがわかったが、実際には、第７図に示
すように、シート角αが１１０°よりも大きくなると、
遠心油圧排出時間が急に長くなり、遠心油圧の排出能力
は大幅に低下する。このためシート角αは１１０°以下
でなければならないのである。

なお、第７図の特性はバルブ穴の傾き角θおよび（大径
円筒穴径／ボール弁体径）を一定にして、シート角ａの
みを変化させたものであるが、傾き角θなどを変えても
、シート角αが１１０°　を超えると、やはり特性は飽
和して、遠心油圧排出時間が急に長くなる。

また、シート角ａの下限４ｉｒＩ±９０’　であみ六Ｃ
−シート角αがこの値よりも小さくなると、ｌｌｌｌｌ
ａ時のボール弁体Ｂの受圧面積が大きくなって、開放圧
力が低くなって、バルブが開かなくなるからである。

したがって、シート角αは９０°〜１１０“の範囲内で
設定されるのである。

（２）バルブ穴の傾き角θの設定について上記のように
シート角αを大きくすることによｊ）開放特性は改善さ
れるが、閉鎖特性は逆に悪化する。

これはシート角αを大外くすることによりボール弁体Ｂ
とシート面Ｃとの接点Ａ′が内側に移動したために、力
Ｆ２を大きくしないと、つまり供給油圧を高くしないと
、力Ｆ０がこの接点Ａ′を通過しないためである。

次に閉鎖特性を改善するためにはバルブ穴Ｈな回転軸に
対して傾斜させればよいことについて説明する。まず、
バルブの開放はボール弁体Ｂとシート面Ｃとのクリアラ
ンスによって遠心油圧を排出することにより行なうが、
供給油圧を増すと同クリアランスがオリフィスの役割を
果たし、クリアランス部分を境として大径円曲大側（高
圧）と小径円筒穴側（低圧）とで差圧を生じ、これによ
ってバルブが閉鎖する。このクリアランスは大径円筒穴
径とボール弁体径およびシート角とで決まるもので、こ
のクリアランスが小さいほど差圧が大きくなるため、バ
ルブは閉鎖しやすくなる。

今、ｐｔＳ１２図に示すごとく、バルブ穴Ｈが回転軸に
対して平行で、バルブが開放している場合を考え、第１
３図に示すごとく、シート角、ボール弁体Ｂに作用する
遠心力Ｆ１およびオリフィス前後の差圧による合力Ｆ、
をそのままにして、バルブ穴Ｈを回転軸に対して傾け、
合力Ｆ。とシート面Ｃとが直交するＤ点よりも、傾けた
ことによって生じる合力Ｆ４が内周側にくるようにする
と、開放状態にあったバルブは閉鎖する。つまり同じ供
給油圧で開放状態にあったバルブを閉鎖させることかで
外、平行な場合よりも低い供給油圧でｒ１′１鎖できる
。

なお、第１２．１３図中の矢印０１】はライン！よりも
矢印方向へ行けばバルブが開となることを意味しており
、矢印ＣＩはラインρよりも矢印方向へ行けばバルブが
閉となることを意味している。

上記のように、シート角を大径クシた場合バルブ穴を傾
けた方が、即ちバルブ開放時にボール弁体が接している
側のシート面と回転軸とのなす角［（α／２）−〇］が
小さい方が、閉鎖特性を改善でトることがわかったが、
実際にはバルブ穴の傾き角θの値にも上限および下限が
ある。

まず傾き角θの上限について説明する。すなわち第６図
に、符号すて示すように、遠心力でバルブが開かなくな
る特性（この特性の傾きは２である）を描くことができ
るが、この特性すがシート角９０′　となる傾き角θ（
＝４５°）が上限値となる。

また、傾き角θの下限は、第６図に符号Ｃで示すヒステ
リシス圧ｈ（閉鎖圧力ー開放圧力）の特性が比較的急に
立ちあがるところで決まる。すなわち第６図から傾き角
θの下限は１５′であることがわかる。

したがって、傾き角θは１５°〜４５゛の範囲内で設定
されるのである。

なお、ｆ５６図の特性ａは開放特性を一定としたとこの
特性であり、ヒステリシス圧力特性Ｃは回転軸の回転数
が３００Ｏｒｐｍで行なったものである。

また、ボール弁体とバルブ穴とのクリアランス１このク
リアランスは大径円筒穴径をり、ボール弁体径をｄとす
ると、（Ｄ−ｄ）ｃｏｓ（θ／２）で表わされる］はシ
ート角やボール弁体径を決定した場合、大径円筒穴径に
よって決まるが、これが大きすぎると、クリアランス部
前後の差圧が小さくなり、バルブが閉鎖しにくくなる。

さらに、大径円筒穴径が小さすぎると、クリアランスが
小さくなり、油圧排出能力が低下する。

そこで、シート角９０°〜１１００の範囲内においで、
（大径円筒穴径Ｄ／ボール弁体径ｄ）は、第８図に示す
実験結果から、１．０５〜１．１０が適当であることが
わかった。

このように、シート角ａを９０゛　〜１１００の範囲内
で大きくし、このシート角ａに対応する所定の角度θに
バルブ穴を傾けることにより、第９図に示すごと（、バ
ルブを開放するときは、高い油圧で開放することができ
るとともに、バルブを閉じるとｂは、低い油圧で閉鎖す
ることがで終る、即ちチェック弁機構Ｍの開放特性と閉
鎖特性との間のヒステリシスを小さくできる。

これによりクラッチの結合および解放が迅速に行なえる
のである。

また、油圧シリンダ２４１の油室２４１ｄへ供給する圧
油の給徘により、ピストン部２４１ｂは軸方向に駆動さ
れるようになっているが、このピストン部２４１ｂによ
って、入力軸２０側の摩擦クラッチ板２４４ａと、キッ
クダウンドラム５２側の摩擦クラッチ板２４４ｂとの結
合または解除を行なうクラッチ部２４４が設けられてい
る。

なお、第３．５図に示すごとく、シリング部２４１ａに
おける比較的遠心力の作用を受けにくい内周寄りの部分
には、チェック弁２４２とほぼ同じ構成ではあるがその
バルブ穴が入力軸２０と平行な空気−り入れ用ボール式
チェック弁２４５が設けられている。このチェック弁２
４５は、クラッチ断時に行なう圧油排出を促１−するも
のである。すなわちチェック弁機構Ｍのチェッり弁２４
２が開いて、油室２４１ｄの油圧が下がると、このチェ
ック弁２４５が開き、空気が油室２４１ｄ内へ侵入して
くるので、チェック弁２４２からの圧油の排出が促進さ
れるのである。なお、チェック弁２４２が閉じて、油室
２４１ｄ内の油圧が上がると、チェック弁２４５は即座
にｐｎｔ、る。

上述の構成により、油圧シリンダ２４１の油室２４１ｄ
への圧油の非供給時には、チェック弁２４２のボール弁
体２４２Ｂ自体の遠心力が、遠心油圧に勝っているため
、ボール弁体２４２Ｂが転動して、チェック弁２４２は
開状態となっている。このような状態から、圧油を供給
すると、従来よりも低い遠心油圧でも、チェック弁２４
２のボール弁体２４２Ｂ自体の遠心力に打ち勝つため、
チェック弁２４２が閉じる。これによりクラッチの結合
を迅速に行なうことができる。

なお、再度圧油の供給をやめると、従来上りも高い油圧
状態でチェック弁２４２が開ト、これにより迅速に７０
ントクラツチ２４を断状態へ移行で鰺る。このとト他の
チェック弁２４５がら空気が取１）入れられるので、圧
油の排出を促進できる。

また、チェック弁２４２をシリンダ部２４１ａに設けて
もよく、チェック弁２４５をピストン部２４１ｂに設け
てもよい。

なお、チェック弁２４２と閉鎖特性の異なるチェック弁
を他に１個以上設けてもよく、このようにすれば、上記
実施例で得られる効果ないし利点のほか、クラッチ接時
に生じる変速シミツクも大幅に緩和でトるという利点が
得られる。

なお、本発明は、フロントクラッチ２４のほかのクラッ
チにも適用で外、更に自動変速機以外の用途に使用され
る摩擦クラッチにも適用で終る。

以上詳述したように、本発明の油圧式クラッチ装置によ
れば、回転体と被回転体との結合または解除を行なうク
ラッチ部と、同クラッチ部を圧油の給徘により作四ｊさ
せる油圧シリンダと、同油圧シリンダからの圧油の排出
を制御すべく同油圧シリンダのシリンダ部またはピスト
ン部に設けられたチェック弁機構とをそなえ、同チェッ
ク弁機構が、大径円筒穴、小径円筒穴およびこれらの円
筒穴を結ぶ円錐穴とから成るバルブ穴と、上記大径円部
穴内において上記円錐穴の円錐面をバルブシートとする
ボール弁体とで構成され、上記チェック弁機構の開放特
性と閉鎖特性との開のヒステリシスを小さくすべく、上
記バルブ穴が外方へ向は傾斜して配設されるとともに、
上記バルブ穴の傾き角と上記円錐面におけるシート角と
が所望の相互関係で設定されているので、クラッチの結
合および解放を極めて迅速に行なうことができ、これに
よりクラッチの焼損事故を招いたり、クラッチ本来の機
能を阻害したりすることがなくなるという利点が得られ
る。

【図面の簡単な説明】

第１図は従来の油圧クラッチ装置の作用を説明するため
のグラフであり、第２〜１３図は本発明の一実施例とし
ての油圧クラッチ装置を有する車両用エンジンの自動変
速機を示すもので、第２図はその概略構成を示す模式図
、第３図はその要部を詳細に示す部分断面図、第４，５
図はそれぞれ第３図のＩＶ、Ｖ部を拡大して示す部分断
面図、第６〜９図はいずれもその作用を説明するための
グラフ、第１０〜１３図はいずれもその作用を説明する
ための模式図である。２・・エンジン、４・・クランク軸、６・・トルクコン
バータ、８・・ポンプ、１０・・タービン、１２・・ス
テータ、１４・・ワンウェイクラッチ、１６・・ケース
、２０・・回転体としての入力軸、２２・・歯車変速装
置、２４．２６．２８・・クラッチ、３０．３２・・プ
レー幹、３４・・ワンウェイクラッチ、３６・・ラビニ
ョ型遊星歯車機構、３８・・リングギヤ、４０・・ロン
グピニオンギヤ、４２φφシＳ　−）ピニオンギヤ、４
４・・フロントサンギヤ、４６・・リヤサンギヤ、４８
・・キャリア、５０・φ出力軸、５２・・被回転体とし
てのキックダウンドラム、６０・・出力ギヤ、６２・・
アイドルギヤ、６４・・被駆動ギヤ、６６・・トランス
７７シヤ７）、６８・・ヘリカルギヤ、７０・・駆動軸
、７２・・差動歯車装置、２４１・・油圧シリンダ、２
４１＆・・シリンダ部、２４１ｂ・・ピストン部、２４
１ｃ・・リターンスプリング、２４１ｄ・・油室、２４
２・・チェック弁、２４２Ａ・・バルプ穴、２４２Ｂ・
・ボール弁体、２４２ａ・・大径円部穴、２４２ｂ・・
小径円筒穴、２４２Ｃ・・円錐穴、２４４・争クラッチ
部、２４４ａ、２４４ｂＬ１・摩擦フランチ板、２４５
・・空気取り入れ用チェック弁、Ｍ・・チェ□ツク弁ｍ
溝。代理人　弁理士　飯沼義彦第１図回転数− 第９図回転我− 第３図第４図第５図第１０図第１２図第１Ｉ図第１３図

Claims

【特許請求の範囲】

回転体と被回転体との結合または解除を行なうクラッチ
部と、同クラッチ部を圧油の給徘により作動させる油圧
シリンダと、同油圧シリンダからの圧油の排出を制御す
べく同油圧シリンダのシリンダ部またはピストン部に設
けられたチェック弁機構とをそなえ、同チェック弁機構
が、大径円筒穴、小径円筒穴およびこれらの円筒穴を結
ぶ円錐穴とから成るバルブ穴と、上記大径円筒穴内にお
いて上記円錐穴の円錐面をバルブシートとするボール弁
体とで構成され、上記チェック弁機構の開放特性と閉鎖
特性との間のヒステリシスを小さくすべく、上記バルブ
穴が外方へ向は傾斜して配設されるとともに、上記バル
ブ穴の傾き角と上記円錐面におけるシート角とが所望の
相互関係で設定されていることを特徴とする、油圧式ク
ラッチ装置。