JPS6214439Y2 - - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 この考案は、自走式の農用車輛とか土建車輛等
に設けられる油圧クラツチ式変速装置における油
圧クラツチに対する作用油圧を制御するための油
圧制御装置、より詳しくは、油圧設定用スプリン
グの先端を受けその前進により該油圧設定用スプ
リングの強度を増大させる制御ピストンを、規制
された位置まで前進可能に設け、油圧クラツチ式
変速装置における油圧クラツチに対する給油回路
の油圧を該制御ピストンの背後に絞りを介し作用
させるように、構成された調圧弁を備えている、
油圧クラツチ式変速装置用の油圧制御装置に、関
するものである。[Detailed description of the invention] This invention is a hydraulic control device for controlling the hydraulic pressure applied to a hydraulic clutch in a hydraulic clutch type transmission device installed in a self-propelled agricultural vehicle, a construction vehicle, etc. A control piston that receives the tip of a hydraulic pressure setting spring and increases the strength of the oil pressure setting spring by advancing the control piston is provided so as to be able to move forward to a regulated position, and the control piston controls the hydraulic pressure of the oil supply circuit for the hydraulic clutch in the hydraulic clutch type transmission. equipped with a pressure regulating valve configured to act through a throttle behind the
The present invention relates to a hydraulic control device for a hydraulic clutch type transmission.

上記のように構成された油圧制御装置は、例え
ば実開昭52−98051号公報等から公知であり、油
圧クラツチ式変速装置における油圧クラツチに対
する油圧の給排を切替え制御する切換弁を中立位
置から一作用位置或は一の作用位置から他の作用
位置へと変位させたときに、上記した絞りを介し
ての給油回路の油圧作用で、制御ピストンが徐々
に前進せしめられ油圧設定用スプリングの強度が
徐々に増大せしめられることから、油圧クラツチ
に対する作用油圧を徐々に高めて、油圧クラツチ
をスムーズにエンゲージングさせて車輛の発進も
しくは車速変更をスムーズに行なわせる。 A hydraulic control device configured as described above is known from, for example, Japanese Utility Model Application Publication No. 52-98051, etc., and operates a switching valve that switches and controls the supply and discharge of hydraulic pressure to and from a hydraulic clutch in a hydraulic clutch type transmission. When the control piston is displaced from one operating position to another operating position, the control piston is gradually advanced by the hydraulic action of the oil supply circuit via the above-mentioned throttle, and the strength of the hydraulic pressure setting spring is increased. Since the hydraulic pressure is gradually increased, the hydraulic pressure applied to the hydraulic clutch is gradually increased, and the hydraulic clutch is smoothly engaged to smoothly start the vehicle or change the vehicle speed.

ところで上記した油圧設定用スプリングは従
来、コイルスプリングにて構成されて来ている
が、このような従来のものによるときは経時的な
車輛の発進ないし変速加速度が一定とならない現
象がみられていた。そのような現象を模式的にグ
ラフ化すると第１図に示すようであり、車輛の発
進或は変速操作を行なつてからの時間ｔの経過に
つれて加速度Ａ曲線に２つのピークA₁，A₂が現
われ、該両ピークA₁，A₂間で加速度Ａが一旦減
少した上で増加するといつた現象がみられていた
のである。 By the way, the above-mentioned oil pressure setting spring has conventionally been constructed with a coil spring, but when such a conventional spring is used, a phenomenon has been observed in which the acceleration of the vehicle's start or gear change does not become constant over time. . A schematic graph of such a phenomenon is shown in Fig. 1. As time t elapses after starting the vehicle or changing gears, two peaks A ₁ and A ₂ appear on the acceleration A curve. appeared, and a phenomenon was observed in which the acceleration A decreased once and then increased between the two peaks A ₁ and A ₂ .

このような加速度変動特性は勿論、油圧クラツ
チ式変速装置の出力軸トルクの変動に起因するも
のであり、発進時或は変速時には、車輛側の慣性
が大きいことからして入力側（エンジン）の回転
速度が急激に変化して上記した出力軸トルクの変
動があらわれる。そしてこのトルク変動は、主と
して油圧クラツチにおける摩擦エレメント間の係
合特性により決定されるが、変速比とか車輪及び
主クラツチ・ダンパ等の各部の慣性モーメントと
かによつても影響される。 Such acceleration fluctuation characteristics are, of course, caused by fluctuations in the output shaft torque of the hydraulic clutch type transmission, and when starting or changing gears, the input side (engine) is affected by the large inertia of the vehicle. The rotational speed changes rapidly and the above-mentioned fluctuations in the output shaft torque appear. This torque fluctuation is mainly determined by the engagement characteristics between the friction elements in the hydraulic clutch, but is also influenced by the gear ratio and the moment of inertia of various parts such as the wheels and the main clutch/damper.

第１図の特性曲線における最初のピークA₁
は、油圧クラツチのエンゲージングが開始して出
力軸トルクが著増するときに現われる加速度のピ
ークであり、その後、加速度は、エンジンの回転
速度の変動とか各部の慣性モーメントとかの影響
を受けて出力軸トルクが一旦減少した上で増加す
ることに対応して、極小値A₃にまで減少した上
で増加して来る。出力軸トルクは、油圧クラツチ
における摩擦エレメント間がスリツプを起さない
ように完全係合してクラツチ・エンゲージングが
完了したときに再び極大値をとり、このときそれ
に対応して第１図に示す加速度の２番目のピーク
A₂が現われ、以後、出力軸トルクが若干低下し
た上で一定化することに対応して加速度が比較的
急速に落ちて車速が一定となる。 The first peak A ₁ in the characteristic curve of Fig. 1
is the peak of acceleration that appears when the hydraulic clutch starts engaging and the output shaft torque increases significantly. After that, the acceleration is affected by fluctuations in engine rotational speed and the moment of inertia of each part, and the output changes. Corresponding to the fact that the shaft torque once decreases and then increases, it decreases to the minimum value _A3 and then increases. The output shaft torque reaches its maximum value again when the friction elements in the hydraulic clutch are fully engaged to prevent slippage and clutch engagement is completed, and the output shaft torque reaches its maximum value again as shown in Fig. 1. second peak of acceleration
_A2 appears, and after that, the output shaft torque decreases a little and then becomes constant, so that the acceleration decreases relatively rapidly and the vehicle speed becomes constant.

そして上記のように加速度曲線が平坦でなく経
時的な車輛の発進ないし変速加速度が一定しない
ことによつては勿論、車輛操縦者のフイーリング
が悪くなる。 As mentioned above, if the acceleration curve is not flat and the acceleration of starting or shifting of the vehicle is not constant over time, the feeling of the driver of the vehicle will of course deteriorate.

この考案の目的とするところは、最初に述べた
ような油圧制御装置であつて、第１図に示すよう
な加速度曲線を平坦化して、車輛操縦者のフイー
リングを良くするように図られた、油圧クラツチ
式変速装置用の新規な油圧制御装置を、提供する
にある。 The purpose of this invention is the hydraulic control device as mentioned at the beginning, which is designed to flatten the acceleration curve as shown in Figure 1 and improve the feeling for the vehicle operator. A novel hydraulic control device for a hydraulic clutch type transmission is provided.

図示の実施例について、この考案に係る油圧制
御装置の構成を説明すると、第２図において１
は、車輛の前進方向で３段、後進方向で１段の変
速を行なう油圧クラツチ式変速装置において図示
省略の複数個（図示の場合には４個）の遊転変速
歯車をのせたパワーシフト軸であり、このパワー
シフト軸１上には、上記した各遊転変速歯車を選
択的に該パワーシフト軸１へと結合するための４
個の油圧クラツチ、つまりF₁油圧クラツチ２
F₁，F₂油圧クラツチ２F₂，F₃油圧クラツチ２F₃
及びＲ油圧クラツチ２Ｒを、設けてある。これら
の油圧クラツチ２F₁−２Ｒに対し油タンク３か
ら作動油を供給するためには、油タンク３から油
圧クラツチ２F₁−２Ｒ方向へ導かれた給油回路
４に挿入して油圧ポンプ５が設けられており、油
圧クラツチ２F₁−２Ｒに対する作動油の給排を
切替え制御するためには、一次側の２ポートを給
油回路４及び油タンク３に、また二次側の４ポー
トを油圧クラツチ２F₁−２Ｒに、それぞれ接続
された切換弁６が設けられている。切換弁６は、
全油圧クラツチ２F₁−２Ｒから作動油を排出さ
せて全油圧クラツチ２F₁−２Ｒを切る中立位置
Ｎと、相当する１個の油圧クラツチ２F₁，２
F₂，２F₃もしくは２Ｒへと作動油を供給し他３
個の油圧クラツチから作動油を排出させて１個の
油圧クラツチ２F₁，２F₂，２F₃もしくは２Ｒの
みを選択的にエンゲージングさせる前進１速位置
F₁、前進２速位置F₂、前進３速位置F₃、後進１
速位置Ｒを、備えている。 Regarding the illustrated embodiment, the configuration of the hydraulic control device according to the invention will be explained as follows.
is a power shift shaft on which are mounted a plurality of idle speed change gears (not shown, four in the case shown) in a hydraulic clutch type transmission that performs three speeds in the forward direction of the vehicle and one speed in the reverse direction. On this power shift shaft 1, there are provided four shafts for selectively coupling each of the above-mentioned idle speed change gears to the power shift shaft 1.
hydraulic clutches, namely F ₁ hydraulic clutch 2
F ₁ , F ₂ Hydraulic clutch 2F ₂ , F ₃ Hydraulic clutch 2F ₃
and R hydraulic clutch 2R are provided. In order to supply hydraulic oil from the oil tank 3 to these hydraulic clutches _2F1-2R , a hydraulic pump 5 is inserted into the oil supply circuit 4 led from the oil tank 3 toward the hydraulic clutches _2F1-2R . In order to switch and control the supply and discharge of hydraulic oil to and from the hydraulic clutches _2F1-2R , the two ports on the primary side are connected to the oil supply circuit 4 and the oil tank 3, and the four ports on the secondary side are connected to the hydraulic clutch 2F. ₁ - 2R are provided with switching valves 6 connected to each other. The switching valve 6 is
A neutral position N where hydraulic oil is discharged from the full hydraulic clutch 2F ₁ -2R and the full hydraulic clutch 2F ₁ -2R is disengaged, and a corresponding one of the hydraulic clutches 2F ₁ , 2
Supply hydraulic oil to F ₂ , 2F ₃ or 2R and other 3
1st forward gear position where hydraulic fluid is drained from the hydraulic clutches and only one hydraulic clutch 2F ₁ , 2F ₂ , 2F ₃ or 2R is selectively engaged.
F ₁ , forward 2nd gear position F ₂ , forward 3rd gear position F ₃ , reverse 1
The speed position R is provided.

上記した切換弁６を各作用位置F₁，F₂，F₃も
しくはＲへおいたときに各油圧クラツチ２F₁，
２F₂，２F₃もしくは２Ｒに対し作用せしめられ
る油圧を設定するために、同様に第２図に示す調
圧弁７が、設けられている。この調圧弁７は、農
用車輛等のミツシヨンケース上に設置されたバル
ブハウジング８内に配設されており、そのバルブ
ケース９内には、油圧設定用スプリング１０によ
り後退方向に移動附勢された弁体１１が、摺動可
能に設けられている。弁ケース９には、ポンプポ
ート１２とリリーフポート１３とを、その間に軸
線方向で適当間隔をおいて形成してあり、弁体１
１は、外周面上の環状凹溝１１ａ及び該弁体１１
内の油通路穴１１ｂを介し背後の油室１４に作用
せしめられるポンプポート１２の油圧により、油
圧設定用スプリング１０力に抗し若干量前進せし
められると、上記環状凹溝１１ａを介しポンプポ
ート１２とリリーフポート１３間を連通させて、
調圧弁７にリリーフ動作を行なわせる。油圧設定
用スプリング１０の先端は、バルブケース９内周
面上の環状段部９ａにて最前進位置を規制される
制御ピストン１５に受けさせてある。そして該制
御ピストン１５の背後には、弁ケース９に形成せ
る小孔でもつて構成された絞り１６を開口させて
ある。調圧弁７が以上のように構成されているの
に対し、そのポンプポート１２と絞り１６とはそ
れぞれ、接続回路１７を介して前記給油回路４へ
と接続されている。なお弁ケース９には制御ピス
トン１５の背後に開口させた油通路穴１８を形成
してあり、この油通路穴１８は、給油回路４方向
への油流通のみを許容する逆止弁１９を介し接続
回路１７へと接続されていて、切換弁６を中立位
置Ｎへ戻すとき及び２作用位置間で変位させると
きで給油回路４が一旦、油タンク３へ接続される
関係となるときに、制御ピストン１５の背後から
油が迅速にドレーンされ、制御ピストン１５の迅
速な後退が得られるように、図られている。 When the above-mentioned switching valve 6 is placed in each operating position F ₁ , F ₂ , F ₃ or R, each hydraulic clutch 2F ₁ ,
In order to set the hydraulic pressure applied to 2F ₂ , 2F ₃ or 2R, a pressure regulating valve 7, also shown in FIG. 2, is provided. This pressure regulating valve 7 is disposed in a valve housing 8 installed on a transmission case of an agricultural vehicle, etc., and is housed in the valve case 9 and is biased to move in the backward direction by a hydraulic pressure setting spring 10. A valve body 11 is slidably provided. The valve case 9 has a pump port 12 and a relief port 13 formed therebetween with an appropriate interval in the axial direction.
1 is an annular groove 11a on the outer peripheral surface and the valve body 11;
When the oil pressure of the pump port 12 is applied to the rear oil chamber 14 through the oil passage hole 11b inside the pump port 12, the oil pressure setting spring 10 is moved forward by a slight amount against the force of the oil pressure setting spring 10. and the relief port 13 are communicated,
The pressure regulating valve 7 is caused to perform a relief operation. The tip of the oil pressure setting spring 10 is received by a control piston 15 whose most advanced position is regulated by an annular step 9a on the inner peripheral surface of the valve case 9. Behind the control piston 15, a throttle 16 is opened, which is a small hole formed in the valve case 9. While the pressure regulating valve 7 is configured as described above, its pump port 12 and throttle 16 are each connected to the oil supply circuit 4 via a connection circuit 17. The valve case 9 is formed with an oil passage hole 18 that opens behind the control piston 15, and the oil passage hole 18 is connected to a check valve 19 that allows oil to flow only in the 4 directions of the oil supply circuit. It is connected to the connection circuit 17 and is controlled when the oil supply circuit 4 is once connected to the oil tank 3 when the switching valve 6 is returned to the neutral position N or when it is displaced between two working positions. The oil is quickly drained from behind the piston 15 and the control piston 15 is quickly retracted.

以上に説明した構成からして調圧弁７は、その
制御ピストン１５が第２図に図示の最後退位置か
ら絞り１６を介しての油圧作用で徐々に前進せし
められるとき、油圧設定用スプリング１０の強度
を徐々に高めて、給油回路４の油圧を、該制御ピ
ストン１５が前記環状段部９ａにて規制される最
前進位置をとつたときの油圧設定用スプリング１
０の強度に相当する油圧にまで、徐々に高めるこ
ととする。したがつて切換弁６を各作用位置
F₁，F₂，F₃，Ｒに移したとき、それに応じて作
動せしめられる油圧クラツチ２F₁，２F₂，２F₃
もしくは２Ｒに対して作用せしめられる油圧が、
最終的な高油圧にまで徐々に高められることとな
つて、各油圧クラツチ２F₁，２F₂，２F₃，２Ｒ
のシヨツクのないスムーズなエンゲージングが得
られるのであるが、上記した油圧設定用スプリン
グ１０は特に、この考案に従つて次のようなもの
とされている。 Based on the configuration described above, when the control piston 15 of the pressure regulating valve 7 is gradually advanced from the most retracted position shown in FIG. By gradually increasing the strength, the oil pressure of the oil supply circuit 4 is set by the oil pressure setting spring 1 when the control piston 15 assumes the most advanced position regulated by the annular step 9a.
The oil pressure will be gradually increased to the level corresponding to the strength of 0. Therefore, the switching valve 6 is moved to each operating position.
When shifted to F ₁ , F ₂ , F ₃ , R, hydraulic clutches 2F ₁ , 2F ₂ , 2F ₃ are activated accordingly.
Or the hydraulic pressure applied to 2R is
As the oil pressure is gradually increased to the final high oil pressure, each hydraulic clutch 2F ₁ , 2F ₂ , 2F ₃ , 2R
Smooth engagement without any shock can be obtained, and the above-mentioned hydraulic pressure setting spring 10 is particularly designed as follows according to this invention.

すなわち第２図に示すように油圧設定用スプリ
ング１０は、弁体１１と制御ピストン１５間に直
列配置して設けた複数枚の板バネ２０でもつて構
成されており、これらの板バネ２０のうち、前記
環状段部９ａよりも弁体１１側に位置する板バネ
２０はその外周端で弁ケース９の内周面でガイド
され、また環状段部９ａよりも制御ピストン１５
側に位置する板バネ２０は制御ピストン１５に突
設したガイド杆１５ａにガイドされている。 That is, as shown in FIG. 2, the oil pressure setting spring 10 is composed of a plurality of leaf springs 20 arranged in series between the valve body 11 and the control piston 15. The leaf spring 20, which is located closer to the valve body 11 than the annular step 9a, is guided at its outer peripheral end by the inner peripheral surface of the valve case 9, and is located closer to the control piston 15 than the annular step 9a.
The leaf spring 20 located on the side is guided by a guide rod 15a protruding from the control piston 15.

この種の板バネは第３図に１枚を取出して図示
したものについて示す高さＨと板厚Ｔとの比Ｈ／
Ｔを各種に変更することで、たわみ量とバネ荷重
との関係を各種の特性に変更できる。すなわち第
４図にたわみ量δとバネ荷重Ｐ_sとの関係をグラ
フ化して示すように、たわみ量δが増すにつれて
バネ荷重Ｐ_sがほぼ常に増加するような特性C₁，
C₂をとらせることもできれば、たわみ量δが或
る値δ_１から増加するときバネ荷重Ｐ_sが一旦減
少するような特性C₃をとらせることもできる。
そして本案装置に用いられる板バネ２０は、上記
した比Ｈ／Ｔを比較的大きく設定することで第４
図に実線図示の特性C₃を備えたものとされてい
る。したがつて調圧弁７において制御ピストン１
５が前進せしめられ板バネ２０がたわまされて行
くとき、複数枚の板バネ２０より成る油圧設定用
スプリング１０のバネ荷重に比例することとなる
油圧は、第５図に切換弁６の位置変更時点からの
時間ｔと油圧Ｐとの関係をグラフ化して示すよう
に、板バネ２０が第４図に図示のたわみ量δ_１ま
でたわまされバネ荷重Ｐ_sが極大値をとる時点t₁
で極大値P₁をとり、その後、板バネ２０が第４図
に図示のたわみ量δ_２までたわまされバネ荷重Ｐ
_sが極小値をとる時点t₂までは制御ピストン１５
の前進に伴ない極小値P₂まで一旦減少せしめら
れ、次いで制御ピストン１５がさらに前進し板バ
ネ２０がたわまされるにつれて再び増大し、制御
ピストン１５が環状段部９ａにて規制された最前
進位置をとつてからは、そのときの板バネ２０荷
重に対応した正規作用油圧Ｐ_pに一定化する。そ
して板バネ２０のたわみ量δとバネ荷重Ｐ_sとの
関係は、第１図に図示した従来のものの加速度特
性曲線における加速度極小値A₃に対応するとき
に油圧Ｐの極大値P₁が得られ、また第１図に図示
の加速度特性曲線における後のピークA₂が現わ
れるようなときに油圧Ｐの極小値P₂が得られるよ
うに、設定されている。 One plate spring of this type is shown in FIG. 3, and the ratio of height H to plate thickness T is H/
By changing T to various values, the relationship between the amount of deflection and the spring load can be changed to various characteristics. That is, as shown in the graph of the relationship between the amount of deflection δ and the spring load P _s in FIG. 4, the characteristic C ₁ is such that the spring load P _s almost always increases as the amount of deflection δ increases.
It is possible to have a characteristic C ₂ or a characteristic C ₃ in which the spring load P _s temporarily decreases when the amount of deflection δ increases from a certain value δ ₁ .
The leaf spring 20 used in the device of the present invention can be adjusted to a fourth shape by setting the ratio H/T to be relatively large.
It is said to have characteristic _C3 shown by the solid line in the figure. Therefore, in the pressure regulating valve 7, the control piston 1
5 is moved forward and the leaf spring 20 is bent, the hydraulic pressure which is proportional to the spring load of the hydraulic pressure setting spring 10 made up of a plurality of leaf springs 20 is shown in FIG. As shown in the graph of the relationship between the time t from the time of position change and the oil pressure P, there is a point when the leaf spring 20 is deflected to the deflection amount δ ₁ shown in FIG. 4 and the spring load P _s takes a maximum value. t ₁
After that, the leaf spring ₂₀ is deflected to the deflection amount δ ₂ shown in FIG. 4, and the spring load P
Control piston 15 until time t ₂ when _s takes a minimum value
As the control piston 15 moves forward, it once decreases to the minimum value P ₂ , and then increases again as the control piston 15 advances further and the leaf spring 20 is deflected, until the control piston 15 reaches the maximum value regulated by the annular step 9a. After the forward movement position is reached, the normal operating oil pressure P _p is constant, which corresponds to the load on the leaf spring 20 at that time. The relationship between the amount of deflection δ of the leaf spring 20 and the spring load P _s is such that the maximum value P ₁ of the oil pressure P is obtained when it corresponds to the minimum acceleration value A ₃ in the conventional acceleration characteristic curve shown in FIG. It is set so that the minimum value P ₂ of the oil pressure P is obtained when the later peak A ₂ in the acceleration characteristic curve shown in FIG. 1 appears.

したがつて本案装置によれば切換弁６の位置変
更時点からの時間ｔと加速度Ａとの関係曲線が第
６図に示すように、従来のものでみられていたピ
ークA₁からの極小値A₃への加速度Ａ減少領域
（第１図）が極小値A₃に対応するときまでの、油
圧Ｐの極大値P¹までへの増大（第５図）により均
されると共に、従来のものでみられていた極小値
A₃からのピークA₂への加速度Ａ増大領域（第１
図）が極大値A₃に対応するときまでの、油圧Ｐ
の極小値P₂までへの減少（第５図）により均され
て、平坦化され、経時的に加速度Ａがほぼ一定し
た状態で車輛発進もしくは車速変更が得られるこ
ととなる。 Therefore, according to the device of the present invention, the relationship curve between the time t from the time of changing the position of the switching valve 6 and the acceleration A, as shown in FIG. 6, has a minimum value from the peak _A1 observed in the conventional device. The area in which the acceleration A decreases to A ₃ (Fig. 1) corresponds to the minimum value A ₃ is equalized by the increase in the oil pressure P to the maximum value P ¹ (Fig. 5), and the conventional The minimum value seen in
Acceleration A increasing region from A ₃ to peak A ₂ (first
Hydraulic pressure P up to the time when (Fig.) corresponds to the maximum value _A3
is smoothed out by decreasing to the minimum value _P2 (FIG. 5), and it is possible to start the vehicle or change the vehicle speed with the acceleration A remaining approximately constant over time.

このようにこの考案の油圧クラツチ式変速装置
用の油圧制御装置は、油圧設定用スプリング１０
の先端を受けその前進により該油圧設定用スプリ
ング１０の強度を増大させる制御ピストン１５
を、規制された位置まで前進可能に設け、油圧ク
ラツチ式変速装置における油圧クラツチ２F₁，
２F₂，２F₃，２Ｒに対する給油回路４の油圧を
該制御ピストン１５の背後に絞り１６を介し作用
させるように、構成された調圧弁７を備えている
油圧制御装置であつて、前記油圧設定用スプリン
グ１０を、たわみ量が或る値から増加するときバ
ネ荷重が一旦減少する特性を備えた複数枚の皿バ
ネ２０にて構成したことを特徴としてなる構成で
もつて、車輛の発進及び車速変更時に油圧クラツ
チに対する作用油圧の立上りが、極大値P₁をとつ
た上で一旦、極小値P₂まで減少せしめられ、その
上で正規作用油圧Ｐ_pまで増大せしめられるよう
に、行なわれることとして、第１図に示すような
従来のものによる加速度曲線を平坦化し、車輛操
縦者のフイーリングを良くすることができること
とするものと、なつている。 In this way, the hydraulic control device for a hydraulic clutch type transmission of this invention has a hydraulic pressure setting spring 10.
a control piston 15 that receives the tip of the control piston 15 and increases the strength of the oil pressure setting spring 10 by advancing the control piston 15;
is provided so as to be able to move forward to a regulated position, and hydraulic clutches 2F ₁ ,
2F ₂ , 2F ₃ , and 2R, the oil pressure control device is equipped with a pressure regulating valve 7 configured to apply the oil pressure of the oil supply circuit 4 to the rear of the control piston 15 via a throttle 16, and the oil pressure setting This configuration is characterized in that the spring 10 for use in the vehicle is constituted by a plurality of disc springs 20 having a characteristic that the spring load temporarily decreases when the amount of deflection increases from a certain value. At times, the working oil pressure applied to the hydraulic clutch is raised to a maximum value _P1 , and then reduced to a minimum value _P2 , and then increased to the normal working oil pressure _Pp . It is intended to flatten the acceleration curve of the conventional one as shown in FIG. 1 and improve the feeling for the vehicle operator.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は従来装置の作用を示す模式的なグラ
フ、第２図はこの考案の一実施例を示す縦断面図
及び油圧回路図、第３図は同実施例の一部材を示
す縦断面図、第４図は皿バネ特性を示す模式的な
グラフ、第５図及び第６図はそれぞれ、本案装置
の作用を示す模式的なグラフである。 １……パワーシフト軸、２F₁，２F₂，２F₃，
２Ｒ……油圧クラツチ、４……給油回路、６……
切換弁、７……調圧弁、９……弁ケース、９ａ…
…環状段部、１０……油圧設定用スプリング、１
１……弁体、１２……ポンプポート、１３……リ
リーフポート、１５……制御ピストン、１６……
絞り、１７……接続回路、２０……板バネ。 Fig. 1 is a schematic graph showing the operation of the conventional device, Fig. 2 is a vertical cross-sectional view and hydraulic circuit diagram showing an embodiment of this invention, and Fig. 3 is a longitudinal cross-sectional view showing one part of the same embodiment. , FIG. 4 is a typical graph showing the disc spring characteristics, and FIGS. 5 and 6 are respectively typical graphs showing the action of the device of the present invention. 1...Power shift shaft, 2F ₁ , 2F ₂ , 2F ₃ ,
2R...Hydraulic clutch, 4...Oil supply circuit, 6...
Switching valve, 7...Pressure regulating valve, 9...Valve case, 9a...
...Annular stepped portion, 10...Spring for hydraulic setting, 1
1... Valve body, 12... Pump port, 13... Relief port, 15... Control piston, 16...
Aperture, 17... Connection circuit, 20... Leaf spring.

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】[Scope of utility model registration request] 油圧設定用スプリングの先端を受けその前進に
より該油圧設定用スプリングの強度を増大させる
制御ピストンを、規制された位置まで前進可能に
設け、油圧クラツチ式変速装置における油圧クラ
ツチに対する給油回路の油圧を該制御ピストンの
背後に絞りを介し作用させるように、構成された
調圧弁を備えている油圧制御装置であつて、前記
油圧設定用スプリングを、たわみ量が或る値から
増加するときバネ荷重が一旦減少する特性を備え
た複数枚の皿バネにて構成したことを特徴とす
る、油圧クラツチ式変速装置用の油圧制御装置。 A control piston that receives the tip of a hydraulic pressure setting spring and increases the strength of the hydraulic pressure setting spring by advancing the control piston is provided so as to be able to move forward to a regulated position, and the hydraulic pressure of the oil supply circuit for the hydraulic clutch in the hydraulic clutch type transmission is controlled. A hydraulic control device is provided with a pressure regulating valve configured to act behind a control piston through a throttle, and the hydraulic pressure setting spring is controlled so that when the amount of deflection increases from a certain value, the spring load is temporarily reduced. A hydraulic control device for a hydraulic clutch type transmission, characterized in that it is composed of a plurality of disc springs having a decreasing characteristic.