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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、クラッチ装置に係り、特に、自動車に搭載される自動変速機におけるクラッチ装置の改良に関する。
【０００２】
【従来技術】
一般に、自動車に搭載される自動変速機は、複数のクラッチ装置２６を有しており、このようなクラッチ装置２６は、従来、図６に示すように、エンジンの回転駆動力を出力軸へ伝達する入力軸１０と、上記入力軸１０からの回転駆動力を更に伝達する出力軸１８とを有し、上記入力軸１０上を摺動するピストン１２により、クラッチ２７を作動させて、入力軸１０の回転駆動力を出力軸１８へ伝達し、又は回転駆動力の伝達を停止するように構成されている。
【０００３】
即ち、上記クラッチ２７は、入力軸１０に固定された外殻部材１１に、軸方向に移動可能に嵌合された複数枚のセパレータプレート１４と、出力軸１８に対し、軸方向に移動可能に嵌合された複数枚のクラッチディスク１５とにより構成されており、上記ピストン１２により押圧してセパレータプレート１４とクラッチディスク１５とを接合させることにより、入力軸１０の回転駆動力を出力軸１８へ伝達すると共に、上記ピストン１２の押圧を解除することにより、セパレータプレート１４とクラッチディスク１５とを離間させ、回転駆動力の伝達を停止するように構成されている。
【０００４】
上記外殻部材１１にはスナップリング２２を介して固定され、外殻部材１１と共にクラッチ２７のハウジング２８を形成する蓋部材１７が設けられ、上記外殻部材１１内のクラッチ２７の入力軸１０側には、上記ピストン１２が配設されている。上記ピストン１２と外殻部材１１との間には、ピストン１２を作動させるための作動油圧を供給させる作動油が充填された油圧室２１が形成されている。
【０００５】
このピストン１２の出力軸１８側には、入力軸１０上にリターンスプリング１３が配置され、上記ピストン１２を常時、油圧室２１方向へ押圧している。
上記蓋部材１７の回転半径方向の内方端部には、出力軸１８との間にベアリング５８が設けられ、ベアリング５８はベアリングアウターレース２４及びベアリングインナーレース２５とベアリングアウターレース２４及びベアリングインナーレース２５の間に配置されたボール１６とにより形成されている。
【０００６】
上記ベアリングアウターレース２４は上記蓋部材１７に固定されると共にベアリングインナーレース２５は出力軸１８に固定されており、クラッチ２７の係合が解除されている状態の場合には、入力軸１０、外殻部材１１及び蓋部材１７が、上記出力軸１８のベアリングインナーレース２５上をベアリング１６を介して回転するように構成されている。
【０００７】
上記入力軸１０は固定部材４４に回転可能に設けられており、固定部材４４内には、上記油圧室２１へオイルポンプ（図示せず）により作成された作動油圧を油圧制御バルブを介してピストン１２へ供給する油圧供給路２０が設けられている。この油圧供給路２０は上記入力軸１０に開設された油圧供給孔２３を介して油圧室２１へ開口している。なお、油圧供給孔２３の周囲にはシール部材４５が設けられている。
【０００８】
一方、上記出力軸１８内には、上記クラッチ２７への潤滑油を供給する潤滑油供給路１９が設けられている。
ところで、このように構成された従来のクラッチ装置２６においては、クラッチディスク１５は、常時、摩擦係合を繰り返されるため、使用期間の経過と共に磨耗する。このように、クラッチディスク１５が磨耗した場合には、ピストン１２がセパレータプレート１４へ当接し、上記蓋部材１７との間でクラッチディスク１５を押圧するまでの距離が変化し、その結果、クラッチ２７の係合開始点が異なってくることとなる。
【０００９】
このように、ピストンのストローク量が増大することによって、いわゆるクラッチの応答性が低下した場合には、自動車に搭載された自動変速機にあっては、変速の際に、クラッチに係合していない状態が発生し、エンジンの急激な回転上昇の状態が発生する場合もあった。
このような、いわゆるエンジンの吹き上がりの状態が発生した場合には、その後、クラッチが係合する際には高回転で係合するため、クラッチディスク１５の磨耗が激しく、クラッチ３３の耐久性を著しく低下させると共に乗員の走行フィーリングを損ねる可能性がある。
【００１０】
また、一方で、クラッチのピストンのストローク量は、クラッチのパッククリアランスや、油圧、油圧回路中にある絞りの大きさ、油圧を制御する調圧バルブ、又は可変油圧ソレノイドバルブの個体間の誤差により左右され、自動変速機毎に異なっている。
従って、これらの自動変速機の構成部品個体の製造誤差から発生するピストンストローク時間の違いから、クラッチの応答性を一律に制御することが難しく、その結果、円滑なシフトが行われない場合もある。
【００１１】
そこで、このようなクラッチの応答性の制御を向上させるため、従来、ピストンの作動油を排出する排出油路に連通する制御油路を設けると共に、この制御油路に、常態においては制御油路を閉状態とすると共にピストンが作動油圧によりクラッチディスクに当接する直前の状態位置にまで予め移動した場合には上記制御油路を開状態とする開閉弁を設け、上記排出油路には電気信号により排出油路を開閉制御する制御弁を設けた技術が開示されている。
【００１２】
このような技術にあっては、上記ピストンが作動油圧によりクラッチディスクに当接する直前の状態位置にまで移動した場合には、ピストンとクラッチディスクとの相対位置を検出して、上記制御弁及び開閉弁を作動させて制御油路及び排出油路を開き、一時的に作動油圧を排圧して、ピストンの移動を停止して待機させ、ピストンの作動油圧が供給された場合には、即時に、ピストンがクラッチプレートを押圧し、クラッチが係合するように構成されている（例えば、特開昭６２−２３７１２０号公報参照）。
【００１３】
しかしながら、以上のように構成された従来の技術にあっては、上記電気的に制御される制御弁及び排出油路を開閉する開閉弁を設けなければならず、クラッチ装置全体の構造が複雑になると共に構成部品点数が増大し、クラッチ装置の製造コストが嵩む、という不具合が存していた。
また、従来より、自動車の自動変速機のクラッチの応答に関する制御性を向上させる観点から、ピストンの作動を電子的に制御してファーストフィルを行い、ピストンを係合直前の位置にまで予め速やかに移動させた後に係合させるように構成された、いわゆる、ファーストフィル制御や、エンジン出力を、スロットルアクチュエータによりスロットル開速度を遅く制御する技術も開示されている。
【００１４】
しかしながら、上記ファーストフィル制御にあっては、上記のようなクラッチディスクの磨耗によるファーストフィル時間の変更が必要となり、いわゆる学習制御を行う必要があることから、制御が複雑となり、上記同様に製造コストが嵩む、という不具合が存していた。
また、上記スロットルアクチュエータにより制御する場合には、エンジンの出力性能が結果的に低下してしまう、という不具合が存していた。
【００１５】
そこで、請求項１及び２記載の発明の技術的課題は、製造コストを嵩ませることがないと共にエンジンの出力性能を低下させることなく、クラッチの応答制御性を向上させる点にある。
請求項３記載の発明の技術的課題は、請求項１及び２記載の発明の技術的課題に加えて、自動車に搭載される自動変速機のクラッチ装置において、クラッチの応答制御性を向上させる点にある。
【００１６】
請求項４記載の発明の技術的課題は、請求項３記載の発明の技術的課題に加えて、クラッチの潤滑油に高低二種類の遠心油圧を発生させ、作動油に発生した遠心油圧との間の差圧によりピストンを作動させ、ピストンのクラッチへの近接状態を維持させる点にある。
請求項５記載の発明の技術的課題は、請求項４記載の発明の技術的課題に加えて、潤滑油において低い遠心油圧をより確実に発生させる点にある。
【００１７】
請求項６記載の発明の技術的課題は、請求項４記載の発明の技術的課題に加えて、クラッチ係合時に潤滑油の流出を防止する点にある。
請求項７記載の発明の技術的課題は、請求項３記載の発明の技術的課題に加えて、自動車の自動変速機の変速時に、クラッチが係合しない状態により発生する、エンジンの急激な回転の上昇を有効に防止する点にある。
【００１８】
【課題を解決するための手段】
このような技術的課題解決のため、請求項１記載の発明にあっては、図１に示すように、入力軸１０と出力軸１８とを有し、油圧の供給又は供給の停止によりピストン３２を作動させてクラッチ３３を係合させ又はクラッチ３３の係合を解除し、入力軸１０の回転駆動力の出力軸１８への伝達し又は伝達の停止を行うクラッチ装置において、上記入力軸１０の回転の際にピストン３２を作動させる作動油に発生する遠心油圧及びクラッチ３３の潤滑油室３４に供給される油に発生する遠心油圧により上記ピストン３２を作動させて、クラッチ係合直前の状態位置にピストン３２を配置させることを特徴とする。
【００１９】
なお、上記クラッチ３３の潤滑油室３４に供給される油とは、請求項２に記載されているように、好ましくは例えば、クラッチ３３の潤滑油である。
従って、請求項１記載の発明にあっては、クラッチ３３が係合している場合には、油圧室２１内に充填された作動油に作用する遠心力により遠心油圧が発生し、この遠心油圧により生じた推力がピストン３２に対して出力軸１８方向に作用するが、同時に、上記潤滑油に作用する遠心力により遠心油圧が発生し、この遠心油圧により生じた推力がピストン３２に対して入力軸１０方向に作用する。
【００２０】
従って、クラッチ３３の非係合状態の場合には、上記作動油に発生した遠心油圧により生じ、出力軸１８方向へ作用する推力と、上記潤滑油に作用する遠心力により遠心油圧が発生し、この遠心油圧により生じた入力軸１０方向へ作用する推力とのバランスにより、ピストン３２をクラッチ３３の係合直前の状態位置に配置させるものである。
【００２１】
その結果、請求項１記載の発明にあっては、ピストンの作動油及び潤滑油に発生する遠心油圧を利用して、ピストンをクラッチ３３の係合直前の状態位置に配置させるものであるため、製造コストを嵩ませることがないと共にエンジンの出力性能を低下させることなく、クラッチの応答制御性を向上させることができる。
【００２２】
また、請求項２記載の発明にあっては、クラッチ３３の潤滑油室３４に供給される上記油は潤滑油であって、この潤滑油を排出しうる二つの孔部３７，５１が、異なる回転半径位置において設けられ、一方の孔部を開閉操作することにより異なる潤滑油流路が形成され、上記作動油に発生した遠心油圧よりも高い遠心油圧及び上記作動油に発生した遠心油圧よりも低い遠心油圧を交互に発生させ、潤滑油に発生した遠心油圧と作動油に発生する遠心油圧との間の差圧によりピストン３２を入力軸１０方向又は出力軸１８方向へ作動させ、上記高い遠心油圧と低い遠心油圧との間において形成される所定の遠心油圧により、作動油に発生する遠心油圧との間の均衡状態を形成し、クラッチ係合直前の状態位置にピストンを配置させることを特徴とする。
【００２３】
従って、請求項２記載の発明にあっては、一方の孔部を開閉操作することにより、異なる潤滑油流路が形成され、異なる潤滑油流路により大きさの異なる遠心油圧が交互に発生し、発生した夫々の遠心油圧と作動油に発生する遠心油圧との間の差圧により自動的にピストン３２を作動させ、クラッチ３３の近接位置にピストン３２を配置させる。
【００２４】
その結果、ピストン３２の作動油及び潤滑油に発生する遠心油圧を利用して、ピストン３２をクラッチ３３の係合直前の状態位置に配置させるものであるため、製造コストを嵩ませることがないと共にエンジンの出力性能を低下させることなく、クラッチ３３の制御応答性を向上させることができる。
また、請求項３記載の発明にあっては、上記クラッチ装置３０は自動車の自動変速機内に設けられ、自動車のエンジンの回転駆動力を伝える入力軸１０と、入力軸１０の回転駆動力がクラッチ３３を介して伝達される出力軸１８とを有し、上記入力軸１０には、クラッチ３３を内部に収容するハウジング２８を形成する外殻部材１１が固定されると共に、軸方向に沿って入力軸１０上を摺動して上記クラッチ３３を係合させ又はクラッチ３３の係合を解除させうるピストン３２が設けられ、上記外殻部材１１の出力軸１８側には、上記外殻部材１１と共にハウジング２８を形成し、上記ピストン３２がクラッチ３３を係合させる際には、ピストン３２との間にクラッチ３３を保持する保持部５０を有する蓋部材１７が固定され、上記ピストン３２の入力軸１０側には、上記外殻部材１１との間に、上記ピストン３２の作動油圧を伝達する作動油が充填された油圧室２１が設けられると共に、上記入力軸１０側には、入力軸１０周面部に開設された油圧供給孔２３を介して上記油圧室２１へ連通し、上記油圧室２１へピストン３２の作動油圧を供給する油圧供給路２０が設けられ、上記ピストン３２の出力軸１８側には、上記クラッチ３３の潤滑油が供給される潤滑油室３４が形成されていると共に、上記出力軸１８内には、潤滑油室３４に潤滑油を供給する潤滑油供給路１９が設けられ、上記クラッチ３３は、上記外殻部材１１に軸方向に沿って移動可能に取り付けられた複数のセパレータプレート１４と、出力軸１８に対して軸方向に移動可能に嵌合されると共に上記セパレータプレート１４の間に配設された複数のクラッチディスク１５とにより構成されていることを特徴とする。
【００２５】
従って、請求項３記載の発明にあっては、自動車に搭載される自動変速機に内装されたクラッチ装置３０において、ピストン３２の入力軸１０側において作動油に発生し、ピストン３２に対して出力軸１８方向に作用する遠心油圧、及び、ピストン３２の出力軸１８側において潤滑油に発生し、ピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する遠心油圧との間の差圧により生ずる推力を利用して、ピストンをクラッチ３３の係合直前の状態位置に配置させる。
【００２６】
従って、クラッチ３３を係合させようとする場合には、上記作動油に作動油圧を供給した場合には、ピストン３２はクラッチ３３に対して係合直前の状態位置に配置されているため、迅速にクラッチ３３を押圧し、クラッチ３３を係合させることが可能となる。
その結果、請求項３記載の発明にあっては、自動車に搭載される自動変速機に内装されたクラッチ装置３０において、製造コストを嵩ませることがないと共にエンジンの出力性能を低下させることなく、クラッチの応答制御性を向上させることができる。
【００２７】
請求項４記載の発明にあっては、第１図及び第２図に示すように、上記蓋部材１７のクラッチ保持部５０には、第一の潤滑油排出孔５１が設けられると共に上記蓋部材１７の回転半径方向における内方端部と出力軸１８との間には第二の潤滑油排出孔３７が設けられ、上記入力軸１０は上記出力軸１８よりも径大に形成され、上記油圧供給孔２３は上記第二の潤滑油排出孔３７よりも、回転半径方向において、軸心から外方の部位に設けられていると共に上記第一の潤滑油排出孔５１は上記油圧供給孔２３よりも、回転半径方向において、軸心２９から外方の部位に設けられており、上記第一の潤滑油排出孔５１は、クラッチ３３の係合時には閉状態となり、潤滑油が第二の潤滑油排出孔３７から排出される潤滑油流路が形成されると共に、クラッチ３３の非係合時には開状態となり、潤滑油が第一の潤滑油排出孔５１から排出される潤滑油流路が形成されることを特徴とする。
【００２８】
従って、請求項４記載の発明にあっては、上記第一の潤滑油排出孔５１とピストン３２の外方端部４０との間の間隔寸法Ｌ１は、上記油圧供給孔２３とピストン３２の外方端部４０との間の間隔寸法Ｌよりも小さく形成されており、上記第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間の間隔寸法Ｌ２は、上記油圧供給孔２３とピストン３２の外方端部４０との間の間隔寸法Ｌよりも大きく形成されている。
【００２９】
請求項４記載の発明にあっては、上述のように、クラッチ３３の係合時に上記第一の潤滑油排出孔５１が閉状態となり、潤滑油が上記第二の潤滑油排出孔３７から排出される場合、油圧供給孔２３とピストン３２の外方端部４０との間Ｌに亘って作動油が油圧室２１内に充填されている一方、潤滑室３４内には第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ２に潤滑油が溜まっており、Ｌ＜Ｌ２であるため、作動油に発生する遠心油圧Ｐは潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ２よりも小さくなる。
【００３０】
一方、クラッチ３３の非係合時に、上記第一の潤滑油排出孔５１が開状態となり、潤滑油が上記第一の潤滑油排出孔５１から排出される場合には、潤滑油の貯留状態は、第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ２から第一の潤滑油排出孔５１とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ１へと移行する。
【００３１】
従って、この場合、Ｌ＞Ｌ１であるため、潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ１は作動油に発生する遠心油圧Ｐよりも小さくなる。
以下、請求項４記載の発明における作用をより具体的に説明する。
請求項４記載の発明において、クラッチ３３を係合させる場合には、油圧制御バルブを開状態とし、上記油圧供給路２０を介して作動油圧を油圧室に供給し、ピストン３２を作動させる。ピストン３２は作動油圧により出力軸１８方向へ押圧されて出力軸１８方向へ前進し、クラッチ３３を押圧する。従って、クラッチ３３はクラッチ保持部５０に押しつけられるため、セパレータプレート１４の内、最も蓋部材１７に近接して配置されたセパレータプレート１４ａは、クラッチ保持部５０の内表面部に密接し、上記第一の潤滑油排出孔５１はセパレータプレート１４ａにより閉塞された状態となる。
【００３２】
この状態で、入力軸１０の回転駆動力はクラッチ３３を介して出力軸１８に伝達され、潤滑油は潤滑油供給孔３８から潤滑油室３４内に流入し上記第二の潤滑油排出孔３７からクラッチ装置３３外方へ排出され、潤滑油供給孔３８から第二の潤滑油排出孔３７へ至る潤滑油の流路が形成され、上述のように、第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ２に潤滑油が貯留されており、Ｌ＜Ｌ２であるため、潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ２は作動油に発生する遠心油圧Ｐよりも大きい状態となっている。
【００３３】
一方、クラッチ３３の係合を解除しようとする際には、上記油圧制御バルブの作動により上記作動油圧が減じられ、上記作動油に発生しピストン３２に対して出力軸１８方向に作用している遠心油圧Ｐよりも、潤滑油室３４側において発生して入力軸１０方向に作用する遠心油圧Ｐ２の方が大きいことから、その差圧により発生する推力によりピストン３２は押されて入力軸１０方向へ後退し、クラッチ３３の接合は解除される。上記蓋部材１７の内側面側に押圧されていたセパレータプレート１４ａは、ピストン３２が後退した場合には、蓋部材１７のクラッチ保持部５０から離間する。
【００３４】
従って、セパレータプレート１４ａにより閉塞されていた第一の潤滑油排出孔５１が開口するため、クラッチ係合時には第二の潤滑油排出孔３７からクラッチ装置３０外部へ流出していた潤滑油は、上記第一の潤滑油排出孔５１からクラッチ装置３０外方へ流出するようになり、潤滑油供給孔３８から第一の潤滑油排出孔５１へ至る新たな潤滑油の流路が形成される。
【００３５】
この場合、上述のように、潤滑油室３４内の潤滑油の貯留状態は、第一の潤滑油排出孔５１とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ１へと移行し、Ｌ＞Ｌ１であるため、潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ１は作動油に発生する遠心油圧Ｐよりも小さくなり、ピストン３２は再度、出力軸１８方向へ前進する。
このピストン３２の前進により再度クラッチ３３が係合開始位置に配置される。セパレータプレート１４ａが蓋部材１７のクラッチ保持部５０に当接した場合には、上記第一の潤滑油排出孔５１を再度閉塞し、潤滑油は潤滑油排出孔３７から排出されることとなり、潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ２に潤滑油が溜まることとなる。
【００３６】
その結果、潤滑油側の遠心油圧Ｐ２の方が再度、作動油側の遠心油圧Ｐよりも大きくなり、この差圧により生ずる推力によりピストン３２は入力軸１０方向へ押され、セパレータプレート１４ａはクラッチ保持部５０から離間し、第一の潤滑油排出孔５１は開放され、潤滑油は第一の潤滑油排出孔５１から排出され、潤滑油側の遠心油圧は低下する。
【００３７】
ピストン３２は、作動油に発生する遠心油圧Ｐによりピストン３２に対して出力軸１８方向へ作用する推力Ｆ（１）、第一の潤滑油排出孔５１から流出する際の遠心油圧Ｐ１によりピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する推力Ｆ（２）、及び第二の潤滑油排出孔３７から流出する際の遠心油圧Ｐ２によりピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する推力Ｆ（３）との間で、均衡状態がとれる位置で停止することとなる。
【００３８】
この場合、上記過程を繰り返す中で、セパレータプレート１４ａが第一の潤滑油排出孔５１に非常に近接し、第一の潤滑油排出孔５１を半ば覆った状態となった場合には、潤滑油は第一の潤滑油排出孔５１から流出しにくい状態となり、潤滑油室３４内の潤滑油は遠心油圧Ｐ１，Ｐ２の略中間の遠心油圧を発生することとなり、作動油側に発生した遠心油圧Ｐとの間で均衡状態が保持されて停止するものである。このようにしてピストン３２が停止する位置は、クラッチ３３に圧接してはいないが、非常に近接した状態位置にある。
【００３９】
その結果、請求項４記載の発明にあっては、請求項３記載の発明の効果に加えて、クラッチ３３の潤滑油に高低二種類の遠心油圧Ｐ２，Ｐ１を発生させ、作動油に発生した遠心油圧Ｐとの間の差圧によりピストンを作動させ、上記高低二種類の遠心油圧Ｐ２，Ｐ１の中間の遠心油圧により、作動油側に発生した遠心油圧Ｐとの間で均衡状態を形成し、ピストンのクラッチへの近接停止状態を維持することが可能となる。
【００４０】
また、潤滑油に発生する遠心油圧を利用してピストン３２を復帰させるため、リターンスプリングを配設する必要がなく、クラッチ装置３０の軸方向における長さ寸法を低減することができ、クラッチ装置３０の配置の自由度を確保することが可能となる。その結果、クラッチ装置３０全体の大きさを低減することができ、クラッチ装置３０の構成部品点数を減少させることができ、製作コストを低減させることができる。
【００４１】
請求項５記載の発明にあっては、図３に示すように、上記第一の潤滑油排出孔５１には、クラッチ３３をピストン３２方向へ付勢する弾性体５２が内装され、ピストン３２が作動してクラッチ３３を蓋部材１７の保持部５０に対して押圧した際には、クラッチ３３をピストン３２方向へ付勢するように構成されていることを特徴とする。
【００４２】
なお、上記弾性体５２はコイルスプリングが好ましいが、リーフスプリング等も採用しうる。弾性体５２はセパレータプレート１４ａをピストン３２方向へ付勢しうる部材であればよい。
クラッチ３３の係合時に、ピストン３２がクラッチ３３を押圧し、セパレータプレート１４ａがクラッチ保持部５０に圧接した場合には、第一の潤滑油排出孔５１はオリフィスを形成するため、第一の潤滑油排出孔５１内の圧力は潤滑油圧よりも低くなる。その結果、ピストン３２が潤滑油に発生する遠心油圧により後退した場合であっても、セパレータプレート１４ａが蓋部材１７のクラッチ保持部５０に密着したままとなり、潤滑油が第一の潤滑油排出孔５１から流出しにくい場合がある。
【００４３】
この場合、請求項５記載の発明にあっては、第一の潤滑油排出孔５１に内装された弾性体５２によりセパレータプレート１４ａが入力軸１０方向へ押圧されるため、ピストン３２の推力が解除された場合には、速やかに、セパレータプレート１４ａは蓋部材１７から離間するため、潤滑油は確実に第一の潤滑油排出孔５１から流出し始め、潤滑油に発生する遠心油圧は小さくなる。
【００４４】
その結果、請求項５記載の発明にあっては、ピストン３２の後退時には潤滑油は第一の潤滑油排出孔５１から速やかに流出し始め、低い遠心油圧に変化するため、ピストン３２を確実に係合直前の状態位置へ移動させることが可能となる。また、上記弾性体５２が配設されているため、クラッチ３３の係合時には、弾性体５２の付勢力によりピストン３２方向へ押圧されることとなりクラッチ３３の係合力も安定する。
【００４５】
請求項６記載の発明にあっては、図４に示すように、上記第一の潤滑油排出孔５１には、クラッチ３３の係合時における潤滑油の流出を防止しうるオイルシール部材５３が配設されていることを特徴とする。
従って、請求項６記載の発明にあっては、クラッチ３３の係合時にクラッチ３３がピストン３２により蓋部材１７の保持部５０に押圧された場合に、上記オイルシール部材５３がセパレータプレート１４ａに圧接して第一の潤滑油排出孔５１からの潤滑油の流出を防止するものである。
【００４６】
その結果、クラッチ３３の係合解除の際には、セパレータプレート１４ａにより第一の潤滑油排出孔５１は閉塞され第二の潤滑油排出孔３７から潤滑油は排出されるため、潤滑油に発生する遠心油圧は第二の潤滑油排出孔３７からピストン３２の外方端部４０との間で発生し、ピストン３２は確実に後退動作を行う。
その結果、請求項６記載の発明にあっては、クラッチ３３の係合時におけるオイルのシール性を向上させることができ、ピストン３２を安定してクラッチ３３の近接位置に配置することができる。
【００４７】
請求項７記載の発明にあっては、図５に示すように、上記入力軸１０は上記出力軸１８と略同径に形成され、上記油圧供給孔２３は上記第二の潤滑油排出孔３７よりも、回転半径方向において、軸心２９に近接した部位に設けられていると共に、上記油圧供給孔２３とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ３は上記第二の潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ５よりも大きく形成されており、上記入力軸１０には上記ピストン３２を油圧室２１方向へ付勢して、所定回転数以下で入力軸が回転した際に作動油に発生する遠心油圧による出力軸１８方向への推力を、潤滑油側に発生する入力軸１０方向への推力と共に解消しうるリターンスプリング５６が配設されていることを特徴とする。
【００４８】
従って、請求項７記載の発明にあっては、上記リターンスプリング５６のバネ定数及びストロークは、所定回転数以下で入力軸１０が回転する際に作動油側に発生する遠心油圧を、潤滑油側に発生する入力軸１０方向への推力と共にキャンセルできる大きさに設定されている。
この場合、潤滑油側に発生する入力軸１０方向への推力とは、潤滑油に発生する遠心油圧及び潤滑油が供給される際の潤滑圧により、ピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する推力をいう。
【００４９】
その結果、クラッチ３３の係合を解除する際に、作動油圧の供給が減じられた場合には、油圧供給孔２３とピストン３２の端部４０との間Ｌ３に充填された作動油においては、入力軸１０が所定回転数で回転することにより発生した遠心油圧により出力軸１８方向へ作用する推力のみがピストン３２に対して働いている。
【００５０】
この場合、クラッチ３３の係合時には、上記第一の潤滑油排出孔５１はセパレータプレート１４ａにより閉塞された状態となっていることから、潤滑油供給孔３８から第二の潤滑油排出孔３７へ至る潤滑油の流路が形成されており、上述のように、第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ５に潤滑油が流れており、Ｌ３＞Ｌ５であるため、作動油に発生する遠心油圧Ｐ４は潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ３よりも大きい。
【００５１】
しかしながら、上述のように、上記潤滑油の遠心油圧Ｐ３、潤滑圧及びリターンスプリング５６の付勢力の合計により生じ、ピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する推力は、上記作動油に発生した遠心油圧Ｐ４により生ずる出力軸１８方向へ作用する推力よりも上回るため、作動油に発生した遠心油圧Ｐ４により生ずる推力はキャンセルされ、さらに、ピストン３２は押されて入力軸１０方向へ後退する。
【００５２】
そして、ピストン３２が後退し、上記セパレータプレート１４ａが蓋部材１７のクラッチ保持部５０から離間した場合には、上記第一の潤滑油排出孔５１が開口することから、潤滑油は第一の潤滑油排出孔５１から流出し始め、潤滑油は、上記第一の潤滑油排出孔５１とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ４のみに溜まり、この潤滑油には、第二の潤滑油排出孔３７から潤滑油が流出していた際に発生した遠心油圧Ｐ３よりも小さい遠心油圧Ｐ５が発生する。
【００５３】
この場合、上記Ｌ３＞Ｌ４であるため、作動油に発生した遠心油圧Ｐ４から生ずる推力によりピストン３２は出力軸１８方向へ前進する。
このピストン３２の前進により、再度クラッチ３３が係合開始位置に配置され、クラッチプレート１４ａはクラッチ保持部５０へ接触し、第一の潤滑油排出孔５１を閉塞するため、潤滑油は第二の潤滑油排出孔３７から流出するようになると共に、ピストン３２はリターンスプリング５６のストローク内に至る。
【００５４】
この結果、第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ５に溜まった潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ３、リターンスプリング５６の付勢力及び潤滑油の潤滑圧が、再度ピストン３２に作用し、その合計の推力により、ピストン３２は再度、入力軸１０方向へ後退するが、上記同様、クラッチプレート１４ａが第一の潤滑油排出孔５１を開放することから潤滑油側の遠心油圧は低下する。
【００５５】
ピストン３２は、作動油に発生する遠心油圧Ｐ４によりピストン３２に対して出力軸１８方向へ作用する推力、第一の潤滑油排出孔５１から流出する際の遠心油圧Ｐ５によりピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する推力、第二の潤滑油排出孔３７から流出する際の遠心油圧Ｐ３によりピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する推力、上記リターンスプリング５６の付勢力、及び潤滑油の潤滑圧から生ずる推力との間で、均衡状態が生ずる位置で停止することとなる。
【００５６】
即ち、上記過程を繰り返す中で、セパレータプレート１４ａが第一の潤滑油排出孔５１に非常に近接し、第一の潤滑油排出孔５１を半ば覆った状態となった場合には、潤滑油は第一の潤滑油排出孔５１から流出しにくい状態となり、潤滑油室３４内の潤滑油は上記遠心油圧Ｐ３及びＰ５の中間圧となり、この中間圧、上記リターンスプリング５６の付勢力及び潤滑油圧の合計の推力と、作動油側に発生した遠心油圧Ｐから生ずる推力との間で均衡状態が保持されることとなる。
【００５７】
このピストン３２が停止する位置は、クラッチ３３に圧接してはいないが、非常に近接した状態位置にある。
その結果、請求項７記載の発明にあっては、エンジン回転数が所定回転数以下の場合には、上記のように、ピストン３２はクラッチ３３に圧接してはいないが、非常に近接した状態位置にあるが、エンジン回転数が高まり、入力軸１０の回転数が所定回転以上に上昇し、作動油側の遠心油圧が一定以上に増大した場合には、ピストン３２はリターンスプリング５６の付勢力、潤滑油に発生している遠心油圧及び潤滑圧の合計から生ずる入力軸１０方向への推力に打ち勝ち、出力軸１８方向へ移動するため、ピストン３２はクラッチ３３を押圧し、クラッチ３３は自動的に係合する。
【００５８】
従って、請求項７記載の発明にあっては、遠心クラッチに類似する作用を行わせることが可能となり、例えば、自動車の高速段用のクラッチとして使用した場合には、クラッチーツークラッチ変速の場合に、低速段側のクラッチから高速段用側のクラッチへ変速する際に、エンジン回転数が上昇した場合には、自動的に高速段側のクラッチが係合することとなり、高速段側のクラッチ及び低速段側のクラッチの何れにも係合しない状態において発生する、エンジンの急激な回転上昇の事態を有効に防止することが可能となる。
【００５９】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面に示す実施の形態に基づき、本発明に係るクラッチ装置を自動車の自動変速機に適用した場合を例に詳細に説明する。なお、従来と同一部材には同一番号を付してその説明を省略する。
図１は、本発明に係るクラッチ装置を示し、第一の実施の形態に係るクラッチ装置の構造を示す断面図、図２は、本発明に係るクラッチ装置を示し、第一の実施の形態に係るクラッチ装置の係合時及び非係合時における、作動油及び潤滑油に発生する遠心油圧を示す断面図、図３は、第二の実施の形態に係るクラッチ装置の構造を示す断面図、図４は、本発明に係るクラッチ装置を示し、第三の実施の形態に係るクラッチ装置の構造を示す断面図、図５は、本発明に係るクラッチ装置を示し、第四の実施の形態に係るクラッチ装置の構造を示す断面図、図６は、従来のクラッチ装置を示す断面図である。
【００６０】
図１及び図２に示すように、本実施の形態に係るクラッチ装置３０は、自動車のエンジンの回転駆動力を伝える入力軸１０と出力軸１８とを有し、油圧の供給又は供給の停止によりピストン３２を作動させてクラッチ３３を係合させ又はクラッチ３３の係合を解除し、入力軸１０の回転駆動力の出力軸１８への伝達又は伝達の停止を行うものであり、入力軸１０の回転の際に、上記ピストン３２を作動させる作動油に発生する遠心油圧及びクラッチ３３に供給される潤滑油に発生する遠心油圧により上記ピストン３２を作動させて、クラッチ係合直前の状態位置にピストン３２を配置させるように構成されている。
即ち、本実施の形態に係るクラッチ装置３０にあっては、上記潤滑油を排出しうる二つの潤滑油排出口３７，５１が、異なる回転半径において設けられ、一方の潤滑油排出孔５１を開閉操作することにより異なる潤滑油流路が形成され、上記作動油に発生した遠心油圧よりも高い遠心油圧及び上記作動油に発生した遠心油圧よりも低い遠心油圧を交互に発生させ、発生した遠心油圧と作動油に発生する遠心油圧との間の差圧によりピストン３２を入力軸１０方向又は出力軸１８方向へ作動させ、上記高い遠心油圧と低い遠心油圧との間において形成される所定の遠心油圧により、作動油に発生する遠心油圧との間の均衡状態を形成し、クラッチ係合直前の状態位置にピストン３２を配置させるように構成されている。
【００６１】
上記クラッチ装置３０にあっては、上記入力軸１０には、クラッチ３３を内部に収容するハウジング２８を形成する外殻部材１１が固定されると共に、軸方向に沿って入力軸１０上を摺動して上記クラッチ３３を係合させ又はクラッチ３３の係合を解除させうるピストン３２が設けられている。
上記外殻部材１１の出力軸１８側には、上記外殻部材１１と共にハウジング２８を形成し、上記ピストン３２がクラッチ３３を係合させる際には、ピストン３２との間にクラッチ３３を保持する保持部５０を有する蓋部材１７が固定されている。
【００６２】
上記ピストン３２の入力軸１０側には、上記外殻部材１１との間に、上記ピストン３２の作動油圧を伝達する作動油が充填された油圧室２１が設けられると共に、上記入力軸１０が外周に回転可能に設けられた固定部材４４内には、入力軸１０周面部に開設された油圧供給孔２３を介して上記油圧室２１へ連通し、上記油圧室へ２１ピストン３２の作動油圧を供給する油圧供給路２０が設けられている。
【００６３】
上記油圧室２１の、ピストン３２を挟んだ出力軸１８側には、上記クラッチ３３の潤滑油が供給される潤滑油室３４が形成されていると共に上記出力軸１８内には、潤滑油室３４内に潤滑油を供給する潤滑油供給路１９が設けられている。
上記蓋部材１７の肉厚に形成されたクラッチ保持部５０には、第一の潤滑油排出孔５１が設けられると共に上記蓋部材１７の回転半径方向における内方端部と出力軸１８との間には第二の潤滑油排出孔３７が設けられている。
【００６４】
本実施の形態にあっては、上記第一の潤滑油排出孔５１は所定の同一径の円筒状孔部として形成され、上記第二の潤滑油排出孔３７は出力軸１８の外方側部に設けられた溝部により形成されており、ベアリング５８と出力軸１８との間に設けられている。
このベアリング５８は、ボール１６と、このボール１６を抱持するベアリングインナーレース２５及びベアリングアウターレース２４とにより形成されている。これらのベアリングインナーレース２５及びベアリングアウターレース２４の間には、ベアリングの内方側及び外方側にシール部材３６，３６が配設され、ベアリングアウターレース２４及びベアリングインナ−レース２５の間から潤滑油が流出しないように構成されている。
【００６５】
上記入力軸１０は上記出力軸１８よりも径大に形成され、上記油圧供給孔２３は上記第二の潤滑油排出孔３７よりも、回転半径方向において、軸心２９から外方の部位に設けられていると共に、第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間の間隔寸法Ｌ２は、上記油圧供給孔２３とピストン３２の外方端部４０との間の間隔寸法Ｌよりも大きく形成されている。
【００６６】
上記第一の潤滑油排出孔５１は上記油圧供給孔２３よりも、回転半径方向において、軸心２９から外方の部位に設けられていると共に、上記第一の潤滑油排出孔５１とピストン３２の外方端部４０との間の間隔寸法Ｌ１は、上記油圧供給孔２３とピストン外方端部４０との間の間隔寸法Ｌよりも小さく形成されている。また、上記第一の潤滑油排出孔５１は、クラッチ３３の係合時には閉状態となり、潤滑油が第二の潤滑油排出孔３７から排出される潤滑油流路が形成されると共に、クラッチ３３の非係合時には開状態となり、潤滑油が第一の潤滑油排出孔５１から排出される潤滑油流路が形成されるように構成されている。
その他の構成は従来のクラッチ装置２６と同一である。
【００６７】
以下、第一の実施の形態に係るクラッチ装置３０の作用について説明する。
図２に示すように、本実施の形態に係るクラッチ装置３０にあっては、上述のように、クラッチ３３の係合時に上記第一の潤滑油排出孔５１が閉状態となり、潤滑油が上記第二の潤滑油排出孔３７から排出される場合、油圧供給孔２３とピストン３２の外方端部４０との間Ｌに亘って作動油が油圧室２１内に充填されている一方、潤滑室３４内には第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ２に潤滑油が溜まっており、Ｌ＜Ｌ２であるため、作動油に発生する遠心油圧Ｐは潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ２よりも小さい。
【００６８】
一方、クラッチ３３の非係合時に、上記第一の潤滑油排出孔５１が開状態となり、潤滑油が上記第一の潤滑油排出孔５１から排出される場合には、潤滑油の貯留状態は、第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ２から第一の潤滑油排出孔５１とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ１へと移行する。
【００６９】
従って、この場合、Ｌ＞Ｌ１であるため、潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ１は作動油に発生する遠心油圧Ｐよりも小さい。
この関係を以下、数式を用いて説明する。
図２に示すように、ピストン３２に作用する作動油圧の内、作動油に発生する遠心油圧をＦ（１）、潤滑油が潤滑油室３４内においてＬ２に亘って貯留された際に発生する遠心油圧をＦ（３）、潤滑油が潤滑油室３４内においてＬ１に亘って貯留された際に発生する遠心油圧をＦ（２）とした場合、ピストン３２に作用する遠心油圧は、それぞれ、以下の式により表される。なお、ｒｄ１は第一の潤滑油排出孔の回転半径、ｒｄ２は第二の潤滑油排出孔の回転半径、ｒｐ１はピストンの回転半径、ｒｐ２は、油圧供給孔の回転半径、ｒｐ３は入力軸の回転半径、ρは、オイル密度、ωは回転数を表す。
遠心油圧Ｆ（１）
Ｆ（１）＝π／４ρω2（ｒｐ１ 2−ｒｐ３ 2）（ｒｐ１ 2＋ｒｐ３ 2−２ｒｐ２ 2）
遠心油圧Ｆ（２）
Ｆ（２）＝π／４ρω2（ｒｐ１ 2−ｒｐ３ 2）（ｒｐ１ 2＋ｒｐ３ 2−２ｒｄ１ 2）
遠心油圧Ｆ（３）
Ｆ（３）＝π／４ρω2（ｒｐ１ 2−ｒｐ３ 2）（ｒｐ１ 2＋ｒｐ３ 2−２ｒｄ２ 2）
この場合、ｒｄ１＞ｒｐ２＞ｒｄ２ であることから、遠心油圧Ｆ（１），遠心油圧Ｆ（２），及び遠心油圧Ｆ（３）の間には、Ｆ（３）＞Ｆ（１）＞Ｆ（２）の関係が成立する。
【００７０】
また、ピストン３２に作用する作動油圧Ｆｐは、以下のとおりである。なお、ＰL は油圧供給路２０内の圧力を指す。
Ｆｐ＝π（ｒｐ1 2−ｒｐ3 2）×ＰL
従って、ピストン３２へ作用する出力軸１８方向への推力ＦR は
Ｆ（１）＋Ｆｐ であり、一方、ピストン３２へ作用する入力軸１０方向への推力ＦＬは、Ｆ（２）＞ＦL＞Ｆ（３）である。
【００７１】
従って、ピストン３２は、上記 ＦR＝ＦL の関係が成立した時点で、ピストン３２は停止することとなる。
また、作動油圧の供給により、ＰL の値が大きくなり、ＦR＞ＦL となった場合には、ピストン３２はクラッチ３３へ圧接し、クラッチ３３は係合状態となる。
【００７２】
本実施の形態において、クラッチ３３を係合させる場合には、油圧制御バルブを開状態とし、上記油圧供給路２０を介して作動油圧を油圧室に供給し、ピストン３２を作動させる。ピストン３２は作動油圧により出力軸１８方向へ押圧されて出力軸１８方向へ前進し、クラッチ３３を押圧する。従って、クラッチ３３はクラッチ保持部５０に押しつけられるため、セパレータプレート１４の内、最も蓋部材１７に近接して配置されたセパレータプレート１４ａは、クラッチ保持部５０の内表面部に密接し、上記第一の潤滑油排出孔５１はセパレータプレート１４ａにより閉塞された状態となる。
【００７３】
この状態で、入力軸１０の回転駆動力はクラッチ３３を介して出力軸１８に伝達され、潤滑油は潤滑油供給孔３８から潤滑油室３４内に流入し上記第二の潤滑油排出孔３７からクラッチ装置３３外方へ排出され、潤滑油供給孔３８から第二の潤滑油排出孔３７へ至る潤滑油の流路が形成され、上述のように、第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ２に潤滑油が貯留されており、Ｌ＜Ｌ２であるため、潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ２は作動油に発生する遠心油圧Ｐよりも大きい状態となっている。
【００７４】
一方、クラッチ３３の係合を解除しようとする際には、上記作動油圧の供給が減じられた場合、上記作動油に発生しピストン３２に対して出力軸１８方向に作用している遠心油圧Ｐよりも、潤滑油室３４側において発生して入力軸１０方向に作用する遠心油圧Ｐ２の方が大きいことから、その差圧により発生する推力によりピストン３２は押されて入力軸１０方向へ後退し、クラッチ３３の接合は解除される。
【００７５】
そして、上記蓋部材１７の内側面側に押圧されていたセパレータプレート１４ａは、ピストン３２が後退した場合には、蓋部材１７のクラッチ保持部５０から離間する。
これにより、セパレータプレート１４ａにより閉塞されていた第一の潤滑油排出孔５１が開口するため、クラッチ係合時には第二の潤滑油排出孔３７からクラッチ装置３０外部へ流出していた潤滑油は、上記第一の潤滑油排出孔５１からクラッチ装置３０外方へ流出するようになり、潤滑油供給孔３８から第一の潤滑油排出孔５１へ至る新たな潤滑油の流路が形成される。
【００７６】
この場合、上述のように、潤滑室３４内の潤滑油の貯留状態は、第一の潤滑油排出孔５１とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ１へと移行し、Ｌ＞Ｌ１であるため、潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ１は作動油に発生する遠心油圧Ｐよりも小さくなる。
従って、上記のように、ピストン３２が反出力軸１８方向へ後退した場合には、セパレータプレート１４ａが蓋部材１７のクラッチ保持部５０の内側面から離間した場合のピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する遠心油圧Ｐ１は、作動油側に発生した遠心油圧Ｐよりも小さくなるため、ピストン３２は再度、出力軸１８方向へ前進する。
【００７７】
このピストン３２の前進により再度クラッチ３３が係合開始位置に配置される。セパレータプレート１４ａが蓋部材１７のクラッチ保持部５０に当接した場合には、上記第一の潤滑油排出孔５１を再度閉塞し、潤滑油は潤滑油排出孔３７から排出されることとなり、潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ２に潤滑油が溜まることとなる。
【００７８】
その結果、潤滑油側の遠心油圧Ｐ２の方が再度、作動油側の遠心油圧Ｐよりも大きくなり、この差圧により生ずる推力によりピストン３２は入力軸１０方向へ押され、セパレータプレート１４ａはクラッチ保持部５０から離間し、第一の潤滑油排出孔５１は開放され、潤滑油は第一の潤滑油排出孔５１から排出され、潤滑油側の遠心油圧は低下するため、ピストン３２は出力軸１８方向へ移動する。
【００７９】
従って、ピストン３２は、作動油に発生する遠心油圧Ｐによりピストン３２に対して出力軸１８方向へ作用する推力Ｆ（１）、第一の潤滑油排出孔５１から流出する際の遠心油圧Ｐ１によりピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する推力Ｆ（２）、及び第二の潤滑油排出孔３７から流出する際の遠心油圧Ｐ２によりピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する推力Ｆ（３）との間で、均衡状態がとれる位置で停止することとなる。
【００８０】
即ち、上記過程を繰り返す中で、セパレータプレート１４ａが第一の潤滑油排出孔５１に非常に近接し、第一の潤滑油排出孔５１を半ば覆った状態となった場合には、潤滑油は、第一の潤滑油排出孔５１が完全に開放されている場合よりも流出しにくい状態となり、潤滑油室３４内の潤滑油は上記遠心油圧Ｐ１及びＰ２の略中間の遠心油圧を発生することとなり、作動油側に発生した遠心油圧Ｐとの間で均衡状態が保持されることとなる。
【００８１】
このようにしてピストン３２が停止する位置は、クラッチ３３に圧接してはいないが、非常に近接した状態位置にある。
その結果、本実施の形態に係るクラッチ装置３０にあっては、クラッチ３３の潤滑油に高低二種類の遠心油圧Ｐ２，Ｐ１を発生させ、作動油に発生した遠心油圧Ｐとの間の差圧によりピストンを作動させ、その結果、これら高低二種類の遠心油圧Ｐ２，Ｐ１を発生させると共に、その中間の遠心油圧により作動油側の遠心油圧Ｐとバランスさせてピストン３２のクラッチ３３への非接触近接状態を維持させることが可能となる。
【００８２】
その結果、本実施の形態に係るクラッチ装置３０にあっては、ピストン３２の作動油に発生する遠心油圧Ｐ及び潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ１，Ｐ２を利用して、ピストン３２をクラッチ３３の係合直前の状態位置に配置させるものであるため、ファーストフィル制御等の手段を施すことによる製造コストの上昇を来すことがなく、また、スロットルアクチュエータを設けることによるエンジンの動力性能の低下を来すこともなく、クラッチの応答制御性を向上させることができる。
【００８３】
また、潤滑油に発生する遠心油圧を利用してピストン３２を入力軸１０方向へ復帰させる様に構成されているため、従来のようなリターンスプリングを配設する必要がなく、クラッチ装置３０の軸方向における長さ寸法を低減することができ、クラッチ装置３０の配置の自由度を確保することが可能となる。その結果、クラッチ装置３０全体の大きさを低減することができ、クラッチ装置３０の構成部品点数を減少させることができ、製作コストを低減させることができる。
【００８４】
図３は本発明に係る第二の実施の形態に係るクラッチ装置を示す。
第二の実施の形態に係るクラッチ装置４６にあっては、上記第一の潤滑油排出孔５１には、クラッチ３３をピストン３２方向へ付勢するコイルスプリング５２が内装され、ピストン３２が作動されクラッチ３３を蓋部材１７の保持部５０に対して押圧した際には、クラッチ３３をピストン３２方向へ付勢するように構成されている。
【００８５】
即ち、上記第一の潤滑油排出孔５１は上記実施の形態とは異なり、クラッチ保持部５０の内側面部側に設けられた大径部４９と、この大径部４９に連続する小径部５４とにより構成され、上記大径部４９には、ピストン３２のクラッチ３３の押圧時にセパレータプレート１４ａに圧接するコイルスプリング５２が収納されている。他の構成は上記実施の形態に係るクラッチ装置３３と同様である。
【００８６】
従って、本実施の形態に係るクラッチ装置４６にあっては、クラッチ３３の係合時に、ピストン３２がクラッチ３３を押圧し、セパレータプレート１４ａがクラッチ保持部５０に圧接した場合には、第一の潤滑油排出孔５１はオリフィスを形成するため、第一の潤滑油排出孔５１内の圧力は潤滑油圧よりも低くなるため、クラッチ３３の非係合時に、ピストン３２が潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ２による推力Ｆ（３）により後退した場合であっても、セパレータプレート１４ａが負圧により蓋部材１７のクラッチ保持部５０に密着したままとなり、潤滑油が第一の潤滑油排出孔５１から流出しにくい、という事態を有効に防止しうる。
【００８７】
即ち、本実施の形態に係るクラッチ装置４６にあっては、第一の潤滑油排出孔５１に内装されたコイルスプリング５２によりセパレータプレート１４ａが入力軸１０方向へ押圧されるため、作動油圧によるピストン３２の推力が解除された場合には、速やかに、セパレータプレート１４ａは蓋部材１７から離間し、潤滑油は確実に第一の潤滑油排出孔５１から流出し始め、潤滑油に発生する遠心油圧は低くなる。
【００８８】
その結果、本実施の形態に係るクラッチ装置４６にあっては、ピストン３２の後退時には潤滑油は第一の潤滑油排出孔５１から速やかに流出し始め、高い遠心油圧Ｐ２から低い遠心油圧Ｐ１に変化するため、ピストン３２を円滑に作動させることができ、ピストン３２を確実に係合直前の状態位置へ移動させることが可能となる。
【００８９】
また、上記コイルスプリング５２が配設されているため、クラッチ３３の係合時には、コイルスプリング５２の付勢力によりクラッチ３３はピストン３２方向へ押圧されることとなりクラッチ３３の係合力も安定する。
なお、上記弾性体５２はコイルスプリングが好ましいが、リーフスプリング等も採用しうる。クラッチ３３をピストン３２方向へ付勢しうる部材であればよい。弾性体５２を形成する素材は、金属に限定されない。
【００９０】
また、図４は本発明に係る第三の実施の形態に係るクラッチ装置を示す。
本実施の形態に係るクラッチ装置４７にあっては、上記コイルスプリング５２が配設された第一の潤滑油排出孔５１の周囲には、クラッチ３３の係合時における潤滑油の流出を防止しうるオイルシール部材５３が配設されている。
即ち、上記第一の潤滑油排出孔５１の周囲には、凹部５５が設けられ、この凹部５５内にはオイルシール部材５３が配設されており、クラッチ３３の係合時にクラッチ３３がピストン３２により蓋部材１７の保持部５０に押圧された場合に、上記オイルシール部材５３がセパレータプレート１４ａに圧接して第一の潤滑油排出孔５１からの潤滑油の流出を防止するように構成されている。他の構成は上記各実施の形態の場合と同様である。
【００９１】
従って、本実施の形態に係るクラッチ装置４７にあっては、ピストン３２より押圧してクラッチ３３を係合する際には、セパレータプレート１４ａに上記オイルシール部材５３が密接するため第一の潤滑油排出孔５１は確実に閉塞され、第二の潤滑油排出孔３７から潤滑油は排出されるため、潤滑油には、第二の潤滑油排出孔３７及びピストン３２の外方端部４０との間で遠心油圧Ｐ２が発生し、クラッチ３３の係合解除の際には、当初、遠心油圧Ｐ２により生ずる推力Ｆ（３）がピストン３２に作用するため、ピストン３２は確実に後退動作を開始する。
【００９２】
その結果、本実施の形態に係るクラッチ部材４７にあっては、クラッチ３３の係合時におけるオイルのシール性を向上させることができ、高圧の遠心油圧Ｐ２を発生させることができるため、クラッチ３３の係合解除時には、ピストン３２を移動させてクラッチ３３の近接位置に確実に配置することができる。
図５は本発明に係る第四の実施の形態に係るクラッチ装置を示す。
【００９３】
第四の実施の形態に係るクラッチ装置４８にあっては、上記入力軸１０は上記出力軸１８と略同径に形成され、上記油圧供給孔２３は上記第二の潤滑油排出孔３７よりも、回転半径方向において、軸心２９に近接した部位に設けられていると共に、上記油圧供給孔２３とピストン３２の外方端部４０との間の間隔寸法Ｌ３は上記第二の潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間の間隔寸法Ｌ５よりも大きく形成されていると共に、上記入力軸１０には上記ピストン３２を油圧室２１方向へ付勢して、所定回転数以下で入力軸１０が回転した際に、作動油に発生する遠心油圧による出力軸１８方向への推力を、潤滑油側に発生する入力軸１０方向への推力と共に解消しうるリターンスプリング５６が配設されている。
【００９４】
このリターンスプリング５６はコイルスプリングにより構成されており、入力軸１０の出力軸１８側端部に支持部５７を介して一端部が固定され、他端部は上記ピストン３２の出力軸１８側側面部に当接するように構成されている。
本実施の形態にあっては、上述のように、上記リターンスプリング５６のバネ定数及びストロークは、入力軸１０が所定回転数以下で回転した場合に、作動油側に発生する遠心油圧を、潤滑油側に発生する入力軸１０方向への推力と共にキャンセルできる大きさ及び長さに設定されている。
【００９５】
その結果、クラッチ３３の係合を解除する際には、作動油圧の供給が減じられることから、ピストン３２に対しては、油圧供給孔２３とピストン３２の端部４０との間Ｌ３に充填された作動油に、入力軸１０が所定回転数で回転することにより発生した遠心油圧により出力軸１８方向へ作用する推力のみが作用する。
この場合、クラッチ３３の解除前においては、上記第一の潤滑油排出孔５１はセパレータプレート１４ａにより閉塞された状態となっていることから、潤滑油供給孔３８から第二の潤滑油排出孔３７へ至る潤滑油の流路が形成され、上述のように、第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ５に潤滑油が流れており、Ｌ３＞Ｌ５であるため、作動油に発生する遠心油圧Ｐ４は潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ３よりも大きい。
【００９６】
しかしながら、上述のように、上記潤滑油の遠心油圧Ｐ３、潤滑圧及びリターンスプリング５６の付勢力の合計により生じ、ピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する推力は、上記作動油に発生した遠心油圧により生ずる出力軸１８方向へ作用する推力よりも上回るため、作動油に発生した遠心油圧により生ずる推力Ｐ４はキャンセルされ、更に、ピストン３２は押されて入力軸１０方向へ後退し、リターンスプリング５６のストローク外へ至る。
【００９７】
そして、ピストン３２の後退によりクラッチ３３の係合が解除され、上記セパレータプレート１４ａが蓋部材１７のクラッチ保持部５０から離間した場合には、上記第一の潤滑油排出孔５１が開口することから、潤滑油は第一の潤滑油排出孔５１から流出し始め、潤滑油は、上記第一の潤滑油排出孔５１とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ４のみに溜まり、この潤滑油には、第二の潤滑油排出孔３７から潤滑油が流出していた際に発生した遠心油圧よりも小さい遠心油圧Ｐ５が発生する。
【００９８】
この場合、上記Ｌ３＞Ｌ４であるため、作動油に発生した遠心油圧Ｐ４から生ずる推力によりピストン３２は出力軸１８方向へ前進する。
このピストン３２の前進により、再度クラッチ３３の係合開始位置に配置され、クラッチプレート１４ａはクラッチ保持部５０へ接触し、第一の潤滑油排出孔５１を閉塞し始めるため、潤滑油は第二の潤滑油排出孔３７から流出するようになると共に、ピストン３２はリターンスプリング５６のストローク内に至る。
【００９９】
この結果、第二の上記潤滑油排出孔３７とピストン３２の外方端部４０との間Ｌ５に溜まった潤滑油に発生する遠心油圧Ｐ３、リターンスプリング５６の付勢力及び潤滑油の潤滑圧が、再度ピストン３２に作用し、その合計の推力により、ピストン３２は再度、入力軸１０方向へ後退するが、上記同様、クラッチプレート１４ａが第一の潤滑油排出孔５１を開放することから潤滑油側の遠心油圧は低下するため、ピストン３２は出力軸１８方向へ前進する。
【０１００】
このように、ピストン３２は、作動油に発生する遠心油圧Ｐ４によりピストン３２に対して出力軸１８方向へ作用する推力、第一の潤滑油排出孔５１から流出する際の遠心油圧Ｐ５によりピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する推力、第二の潤滑油排出孔３７から流出する際の遠心油圧Ｐ３によりピストン３２に対して入力軸１０方向へ作用する推力、上記リターンスプリング５６の付勢力及び潤滑油の潤滑圧から生ずる推力との間で、均衡状態が生ずる位置で停止することとなる。
【０１０１】
即ち、上記過程を繰り返す中で、セパレータプレート１４ａが第一の潤滑油排出孔５１に非常に近接し、第一の潤滑油排出孔５１を半ば覆った状態となった場合には、潤滑油は第一の潤滑油排出孔５１からは、完全に開放された状態の場合よりも流出しにくい状態となり、潤滑油室３４内の潤滑油には上記遠心油圧Ｐ３及びＰ５の略中間の遠心油圧が発生する。
【０１０２】
従って、上記中間の遠心油圧と上記リターンスプリング５６の付勢力と、更に、潤滑圧の合計から生ずる推力と、作動油側に発生した遠心油圧Ｐ４から生ずる推力との間で均衡状態が保持されることとなる。
このピストン３２が停止する位置は、クラッチ３３に圧接してはいないが、非常に近接した状態位置にある。
【０１０３】
その結果、本実施の形態に係るクラッチ４８にあっては、エンジン回転数が所定回転数以下の場合には、上記のように、ピストン３２はクラッチ３３に圧接してはいないが、非常に近接した状態位置にあり、エンジン回転数が高まり、入力軸１０の回転数が所定回転以上に上昇し、作動油側の遠心油圧が一定以上に増大した場合には、ピストン３２はリターンスプリング５６の付勢力、潤滑油に発生している遠心油圧及び潤滑圧の合計から生ずる入力軸１０方向への推力に打ち勝ち、出力軸１８方向へ移動するため、ピストン３２はクラッチ３３を押圧し、クラッチ３３は自動的に係合する。
【０１０４】
以下に、以上の状態を数式で表す。
なお、ｒ１は油圧供給孔の回転半径、ｒ２は第二の潤滑油排出孔の回転半径、ｒ３は入力軸の回転半径、ｒ４はピストンの回転半径、ｒ６は第一の潤滑油排出孔の回転半径を表す。
クラッチ３３が係合している場合には、ピストン３２に対して出力軸１８方向へ作用する推力Ｆｐ０は以下のとおりである。
【０１０５】
ＦP0＝Ｐａ×Ｓｐ−π／２ρω2（ｒ1 2−ｒ2 2）（ｒ4 2−ｒ3 2）−ｋs・ｘ
この場合、Ｋｓはリターンスプリング５６のバネ定数、Ｘは同様にストローク代を表す。そして、ｒ2＞ｒ1 であるため、
π／２ρω2（ｒ1 2−ｒ2 2）（ｒ4 2−ｒ3 2）＜０ となる。
即ち、上記ピストン３２にはリターンスプリング５６が設けられ、常時、反出力軸１８方向へ付勢されているため、リターンスプリング５６は作動油に発生する遠心油圧をキャンセルしうるキャンセラーとして機能するものである。
【０１０６】
一方、クラッチ３３が非係合状態にある場合には、ピストン３２に対して出力軸１８方向へ作用する推力 Ｆｐ0 は以下のとおりである。
この場合、作動油圧の供給は無くなるため、Ｌ５の間に貯留されていた潤滑油に発生した遠心油圧、上記リターンスプリング５６の付勢力等の合計により生じた推力によりピストン３２は入力軸１０方向へ後退し、セパレータプレート１４ａは潤滑油排出孔５１を開放するため、以下の式が成立する。なお、この場合、ω＝Ｎｅ（エンジン回転数）である。
【０１０７】
ω2 の値が小さい場合には、ＦP0＜０ となり、
ω2 ＝ｋs・ｘ／［π／２ρ（ｒ6 2−ｒ1 2）（ｒ4 2−ｒ3 2）］の場合には、
ＦP0＝０ となる。
【０１０８】
また、ω2 の値が大きい場合には、ＦP0＞０ となる。
従って、ω2 の値が大きくなる場合には、ＦP0＞０ となり、ピストン３２は出力軸１８方向へ推され、クラッチ３３は係合する。
その結果、エンジン回転数が大きくなった場合には、クラッチ３３は自動的に係合する。
【０１０９】
従って、本実施の形態に係るクラッチ装置４８にあっては、遠心クラッチに類似する作用を行わせることが可能となり、例えば、自動車の高速段用のクラッチとして使用した場合には、クラッチーツークラッチ変速の場合に、低速段側のクラッチから高速段用側のクラッチへ変速する際に、エンジン回転数が上昇した場合には、自動的に高速段側のクラッチが係合することとなり、高速段側のクラッチ及び低速段側のクラッチの何れにも係合しない状態において発生する、エンジンの急激な回転上昇の事態を有効に防止することが可能となる。
【０１１０】
上記各実施の形態において、上記第一の潤滑油排出孔５１は発生する遠心油圧Ｐ３，Ｐ５，Ｐ４の大きさとの関係で、適宜部位に開設し、ピストン３２のクラッチ３３に対する、適宜の非係合近接位置を形成することができる。
その結果、第一の潤滑油排出孔５１を適宜の部位に開設することにより、自動変速機を搭載した自動車に発進時において発生する、いわゆる、クリープ現象を、個体差無く、可及的に一定に制御することが可能となる。
【０１１１】
なお、上記各実施の形態にあっては、第一の潤滑油排出孔５１をクラッチ３３を構成するセパレータプレート１４ａにより開閉操作することにより、潤滑油の流路を変更することにより、遠心油圧の大きさを制御する場合を例に説明したが、上記実施の形態に限定されず、他の手段を別個設けても良い。
また、上記クラッチ装置３０及び４１を、自動車に搭載する自動変速機に適用した場合を例に説明した。
【０１１２】
しかしながら、上記各実施の形態に限定されず、自動車に搭載される自動変速機以外にも本発明を適用することは可能である。
【０１１３】
【発明の効果】
請求項１及び２記載の発明にあっては、製造コストを嵩ませることがないと共にエンジンの出力性能を低下させることなく、クラッチの応答制御性を向上させることが可能となる。
請求項３記載の発明にあっては、請求項１及び２記載の発明の効果に加えて、自動車に搭載される自動変速機のクラッチ装置において、クラッチの応答制御性を向上させる点にある。
【０１１４】
請求項４記載の発明にあっては、請求項３記載の発明の効果に加えて、クラッチの潤滑油に高低二種類の遠心油圧を発生させ、作動油に発生した遠心油圧との間の差圧による推力を作用させてピストンを作動させ、ピストンのクラッチへの近接状態を維持させることができる。
請求項５記載の発明にあっては、請求項４記載の発明の効果に加えて、潤滑油において低い遠心油圧をより確実に発生させることができる。
【０１１５】
請求項６記載の発明にあっては、請求項４記載の発明の効果に加えて、クラッチ係合時に潤滑油の流出を防止することができる。
請求項７記載の発明にあっては、請求項３記載の発明の効果に加えて、自動車の自動変速機の変速時に、クラッチが係合しない状態により発生する、エンジンの急激な回転の上昇を有効に防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明に係るクラッチ装置を示し、第一の実施の形態に係るクラッチ装置の構造を示す断面図である。
【図２】本発明に係るクラッチ装置を示し、第一の実施の形態に係るクラッチ装置の係合時及び非係合時における、作動油及び潤滑油に発生する遠心油圧の状態を示す断面図である。
【図３】 本発明に係るクラッチ装置を示し、第二の実施の形態に係るクラッチ装置の構造を示す断面図である。
【図４】 本発明に係るクラッチ装置を示し、第三の実施の形態に係るクラッチ装置の構造を示す断面図である。
【図５】 本発明に係るクラッチ装置を示し、第四の実施の形態に係るクラッチ装置の構造を示す断面図である。
【図６】 従来のクラッチ装置の構造を示す断面図である。
【符号の説明】
１０ 入力軸 １１ 外殻部材
１２ ピストン １３ リターンスプリング
１４ セパレータプレート １５ クラッチディスク
１６ ボール １７ 蓋部材
１８ 出力軸 １９ 潤滑油供給路
２０ 油圧供給路 ２１ 油圧室
２２ スナップリング ２３ 油圧供給孔
２４ ベアリングアウターレース ２５ ベアリングインナーレース
２６ クラッチ装置 ２７ クラッチ
２８ ハウジング ２９ 軸心
３０ クラッチ装置 ３２ ピストン
３３ クラッチ ３４ 潤滑油室
３６ シール部材 ３７ 第二の潤滑油排出孔
３８ 潤滑油供給孔 ３９ フランジ部
４０ 外方端部 ４１ クラッチ装置
４２ 作動油排出孔 ４３ ピストン
４４ 固定部材 ４５ シール部材
４６ クラッチ装置 ４７ クラッチ装置
４８ クラッチ装置 ４９ 大径部
５０ クラッチ保持部 ５１ 第一の潤滑油排出孔
５２ 弾性体（コイルスプリング） ５３ オイルシール材
５４ 小径部 ５５ 凹部
５６ リターンスプリング ５７ 支持部
５８ ベアリング
Ｌ 油圧供給孔とピストンの外方端部との間（間隔寸法）
Ｌ１ 第一の潤滑油排出孔とピストンの外方端部との間（間隔寸法）
Ｌ２ 第二の潤滑油排出孔とピストンの回転半径方向における外方端部との間（間隔寸法）
Ｌ３ 油圧供給孔とピストンの外方端部との間（間隔寸法）
Ｌ４ 第一の潤滑油排出孔とピストンの外方端部との間（間隔寸法）
Ｌ５ 第二の潤滑油排出孔とピストンの回転半径方向における外方端部との間（間隔寸法）
Ｐ 油圧室内の作動油に発生する遠心油圧
Ｐ１ 第一の潤滑油排出孔とピストン外方端部との間において潤滑油室内に溜まった潤滑油に生ずる遠心油圧
Ｐ２ 第二の潤滑油排出孔とピストン外方端部との間において潤滑油室内に溜まった潤滑油に生ずる遠心油圧
Ｐ３ 第二の潤滑油排出孔とピストン外方端部との間において潤滑油室内に溜まった潤滑油に生ずる遠心油圧
Ｐ４ 油圧室内の作動油に発生する遠心油圧
Ｐ５ 第一の潤滑油排出孔とピストン外方端部との間において潤滑油室内に溜まった潤滑油に生ずる遠心油圧
Ｆ（１） 油圧室内の作動油に発生する遠心油圧により、ピストンに対して出力軸方向へ作用する推力
Ｆ（２） 第一の潤滑油排出孔とピストン外方端部との間に溜まる潤滑油に生ずる遠心油圧により、ピストンに対して入力軸方向へ作用する推力
Ｆ（３） 第二の潤滑油排出孔とピストン外方端部との間に溜まる潤滑油に生ずる遠心油圧により、ピストンに対して入力軸方向へ作用する推力
ｒｄ１ 第一の潤滑油排出孔の回転半径
ｒｄ２ 第二の潤滑油排出孔の回転半径
ｒｐ１ ピストンの回転半径
ｒｐ２ 油圧供給孔の回転半径
ｒｐ３ 入力軸の回転半径
ｒ１ 油圧供給孔の回転半径
ｒ２ 第二の潤滑油排出孔の回転半径
ｒ３ 入力軸の回転半径
ｒ４ ピストンの回転半径
ｒ６ 第一の潤滑油排出孔の回転半径[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a clutch device, and more particularly to an improvement of a clutch device in an automatic transmission mounted on an automobile.
[0002]
[Prior art]
In general, an automatic transmission mounted on an automobile has a plurality of
[0003]
That is, the
[0004]
The
[0005]
On the
A
[0006]
The bearing
[0007]
The
[0008]
On the other hand, a lubricating
By the way, in the
[0009]
As described above, when the responsiveness of the clutch decreases due to an increase in the stroke amount of the piston, the automatic transmission mounted on the automobile is engaged with the clutch at the time of shifting. In some cases, there was a situation in which there was a sudden increase in engine speed.
When such a so-called engine blow-up state occurs, since the clutch is engaged at a high speed when the clutch is subsequently engaged, the wear of the
[0010]
On the other hand, the stroke amount of the piston of the clutch depends on the error between the clutch pack clearance, the hydraulic pressure, the size of the throttle in the hydraulic circuit, the pressure regulating valve for controlling the hydraulic pressure, or the variable hydraulic solenoid valve. It depends on each automatic transmission.
Therefore, it is difficult to uniformly control the response of the clutch due to the difference in piston stroke time caused by manufacturing errors of individual components of these automatic transmissions, and as a result, smooth shifting may not be performed. .
[0011]
Therefore, in order to improve control of the response of such a clutch, conventionally, a control oil passage communicating with a discharge oil passage for discharging the hydraulic oil of the piston is provided, and the control oil passage is normally provided in the control oil passage. Is provided with an open / close valve that opens the control oil passage when the piston is moved in advance to the position just before contacting the clutch disc by the hydraulic pressure, and an electric signal is provided in the discharge oil passage. Discloses a technique in which a control valve for controlling the opening and closing of the oil discharge passage is provided.
[0012]
In such a technique, when the piston moves to a state position just before contacting the clutch disc by the hydraulic pressure, the relative position between the piston and the clutch disc is detected, and the control valve and the open / close state are detected. Operate the valve to open the control oil passage and the discharge oil passage, temporarily discharge the working oil pressure, stop the piston movement and wait, and when the piston working oil pressure is supplied, immediately, The piston presses the clutch plate, and the clutch is engaged (see, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-237120).
[0013]
However, in the conventional technology configured as described above, the control valve that is electrically controlled and the on-off valve that opens and closes the discharge oil passage must be provided, and the structure of the entire clutch device is complicated. At the same time, the number of components increases and the manufacturing cost of the clutch device increases.
Conventionally, from the viewpoint of improving the controllability regarding the response of the clutch of the automatic transmission of an automobile, the first fill is performed by electronically controlling the operation of the piston, and the piston is quickly and quickly moved to the position immediately before the engagement. A so-called first fill control configured to be engaged after being moved, and a technique for controlling the engine output to slow down the throttle opening speed by a throttle actuator are also disclosed.
[0014]
However, in the first fill control, it is necessary to change the first fill time due to wear of the clutch disk as described above, and so-called learning control is required, so that the control becomes complicated, and the manufacturing cost is the same as described above. There was a problem that the swell increased.
Moreover, when controlling with the said throttle actuator, the malfunction that the output performance of an engine fell as a result existed.
[0015]
Therefore, the technical problem of the invention described in
The technical problem of the third aspect of the invention is that, in addition to the technical problem of the first and second aspects of the invention, in the clutch device of an automatic transmission mounted on an automobile, the response controllability of the clutch is improved It is in.
[0016]
The technical problem of the invention described in claim 4 is that, in addition to the technical problem of the invention described in
The technical problem of the invention described in claim 5 is that, in addition to the technical problem of the invention described in claim 4, a low centrifugal oil pressure is more reliably generated in the lubricating oil.
[0017]
A technical problem of the invention described in claim 6 is that, in addition to the technical problem of the invention described in claim 4, a lubricant oil is prevented from flowing out when the clutch is engaged.
The technical problem of the invention of claim 7 is thatItem 3In addition to the technical problems of the invention described above, the clutchChiThis is to effectively prevent a sudden increase in the rotation of the engine, which occurs due to a state where they do not match.
[0018]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve such a technical problem, the invention described in
[0019]
The oil supplied to the lubricating
Therefore, according to the first aspect of the present invention, when the clutch 33 is engaged, the centrifugal hydraulic pressure is generated by the centrifugal force acting on the hydraulic oil filled in the
[0020]
Accordingly, when the clutch 33 is in the non-engaged state, the centrifugal hydraulic pressure is generated by the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic oil, the thrust acting in the direction of the
[0021]
As a result, in the first aspect of the invention, the piston is disposed at the position immediately before the engagement of the clutch 33 by utilizing the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic oil and lubricating oil of the piston. It is possible to improve the response controllability of the clutch without increasing the manufacturing cost and reducing the output performance of the engine.
[0022]
In the invention according to claim 2, the oil supplied to the lubricating
[0023]
Therefore, in the invention according to claim 2, by opening and closing one of the holes, different lubricating oil flow paths are formed, and centrifugal oil pressures of different sizes are alternately generated by the different lubricating oil flow paths. The
[0024]
As a result, the centrifugal oil pressure generated in the hydraulic oil and lubricating oil of the
In the invention according to
[0025]
Therefore, according to the third aspect of the present invention, in the
[0026]
Therefore, when the clutch 33 is to be engaged, when the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic oil, the
As a result, in the invention according to
[0027]
In the invention according to claim 4, as shown in FIGS. 1 and 2, the
[0028]
Accordingly, in the invention described in claim 4, the distance L1 between the first lubricating
[0029]
In the fourth aspect of the invention, as described above, when the clutch 33 is engaged, the first lubricating
[0030]
On the other hand, when the clutch 33 is not engaged, the first lubricating
[0031]
Therefore, in this case, since L> L1, the centrifugal hydraulic pressure P1 generated in the lubricating oil is smaller than the centrifugal hydraulic pressure P generated in the hydraulic oil.
Hereinafter, the operation of the invention of claim 4 will be described in more detail.
According to the fourth aspect of the present invention, when the clutch 33 is engaged, the hydraulic control valve is opened, the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber via the hydraulic
[0032]
In this state, the rotational driving force of the
[0033]
On the other hand, when the engagement of the clutch 33 is to be released, the hydraulic pressure is reduced by the operation of the hydraulic control valve, and is generated in the hydraulic oil and acts on the
[0034]
Accordingly, since the first lubricating
[0035]
In this case, as described above, the storage state of the lubricating oil in the lubricating
As the
[0036]
As a result, the centrifugal oil pressure P2 on the lubricating oil side again becomes larger than the centrifugal oil pressure P on the hydraulic oil side, and the
[0037]
The
[0038]
In this case, if the
[0039]
As a result, in the invention described in claim 4, in addition to the effect of the invention described in
[0040]
Further, since the
[0041]
In the invention according to claim 5, as shown in FIG. 3, the first lubricating
[0042]
The
When the clutch 33 is engaged, when the
[0043]
In this case, according to the fifth aspect of the invention, the
[0044]
As a result, according to the fifth aspect of the present invention, when the
[0045]
In the invention of claim 6, as shown in FIG. 4, the first lubricating
Therefore, in the invention described in claim 6, when the clutch 33 is pressed against the holding
[0046]
As a result, when the clutch 33 is disengaged, the first lubricating
As a result, according to the sixth aspect of the present invention, it is possible to improve the oil sealability when the clutch 33 is engaged, and the
[0047]
In the invention according to claim 7, as shown in FIG. 5, the
[0048]
Therefore, according to the seventh aspect of the present invention, the spring constant and stroke of the
In this case, the thrust in the direction of the
[0049]
As a result, when the supply of the hydraulic pressure is reduced when the clutch 33 is disengaged, the hydraulic oil filled in L3 between the hydraulic pressure supply hole 23 and the
[0050]
In this case, when the clutch 33 is engaged, the first lubricating
[0051]
However, as described above, the thrust acting on the
[0052]
When the
[0053]
In this case, since L3> L4, the
Due to the advance of the
[0054]
As a result, the centrifugal hydraulic pressure P3 generated in the lubricating oil accumulated in L5 between the second lubricating
[0055]
The
[0056]
That is, when the above process is repeated, when the
[0057]
The position where the
As a result, in the invention according to claim 7, when the engine speed is equal to or lower than the predetermined speed, the
[0058]
Therefore, in the invention described in claim 7, it is possible to perform an operation similar to a centrifugal clutch. For example, when used as a clutch for a high-speed stage of an automobile, a clutch-to-clutch shift is performed. When the engine speed increases when shifting from the low speed clutch to the high speed clutch, the high speed clutch is automatically engaged, and the high speed clutch In addition, it is possible to effectively prevent a sudden increase in the engine speed that occurs when the clutch is not engaged with any of the low speed stage clutches.
[0059]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, based on the embodiment shown in the accompanying drawings, a case where the clutch device according to the present invention is applied to an automatic transmission of an automobile will be described in detail. In addition, the same number is attached | subjected to the same member as the past, and the description is abbreviate | omitted.
FIG. 1 shows a clutch device according to the present invention, and is a cross-sectional view showing the structure of the clutch device according to the first embodiment. FIG. 2 shows the clutch device according to the present invention. Sectional drawing which shows the centrifugal hydraulic pressure which generate | occur | produces in hydraulic fluid and lubricating oil at the time of engagement and non-engagement of the clutch apparatus which concerns, FIG. 3 is sectional drawing which shows the structure of the clutch apparatus which concerns on 2nd Embodiment, FIG. 4 shows a clutch device according to the present invention, and is a cross-sectional view showing the structure of the clutch device according to the third embodiment. FIG. 5 shows the clutch device according to the present invention in the fourth embodiment. FIG. 6 is a cross-sectional view showing the structure of the clutch device, and FIG. 6 is a cross-sectional view showing a conventional clutch device.
[0060]
As shown in FIGS. 1 and 2, the
That is, in the
[0061]
In the
A
[0062]
On the
[0063]
A lubricating
The
[0064]
In the present embodiment, the first lubricating
The
[0065]
The
[0066]
The first lubricating
Other configurations are the same as those of the conventional
[0067]
Hereinafter, the operation of the
As shown in FIG. 2, in the
[0068]
On the other hand, when the clutch 33 is not engaged, the first lubricating
[0069]
Therefore, in this case, since L> L1, the centrifugal hydraulic pressure P1 generated in the lubricating oil is smaller than the centrifugal hydraulic pressure P generated in the hydraulic oil.
This relationship will be described below using mathematical expressions.
As shown in FIG. 2, the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic oil among the hydraulic pressure acting on the
Centrifugal hydraulic F (1)
F (1) = π / 4ρω2(Rp1 2-Rp3 2) (Rp1 2+ Rp3 2-2 rp2 2)
Centrifugal hydraulic F (2)
F (2) = π / 4ρω2(Rp1 2-Rp3 2) (Rp1 2+ Rp3 2-2rd1 2)
Centrifugal hydraulic F (3)
F (3) = π / 4ρω2(Rp1 2-Rp3 2) (Rp1 2+ Rp3 2-2rd2 2)
In this case, rd1> Rp2> Rd2 Therefore, the relationship of F (3)> F (1)> F (2) is established among the centrifugal hydraulic pressure F (1), the centrifugal hydraulic pressure F (2), and the centrifugal hydraulic pressure F (3). .
[0070]
Further, the hydraulic pressure Fp acting on the
Fp = π (rp1 2-RpThree 2) × PL
Therefore, the thrust F acting on the
F (1) + Fp, while the thrust FL acting on the
[0071]
Therefore, the
In addition, PL Increases in value, FR> FL In this case, the
[0072]
In the present embodiment, when the clutch 33 is engaged, the hydraulic control valve is opened, the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber via the hydraulic
[0073]
In this state, the rotational driving force of the
[0074]
On the other hand, when the engagement of the clutch 33 is to be released, the centrifugal hydraulic pressure P generated in the hydraulic oil and acting on the
[0075]
The
As a result, the first lubricating
[0076]
In this case, as described above, the storage state of the lubricating oil in the lubricating
Therefore, as described above, when the
[0077]
As the
[0078]
As a result, the centrifugal oil pressure P2 on the lubricating oil side again becomes larger than the centrifugal oil pressure P on the hydraulic oil side, and the
[0079]
Therefore, the
[0080]
That is, when the above process is repeated, when the
[0081]
The position where the
As a result, in the
[0082]
As a result, in the
[0083]
Further, since the
[0084]
FIG. 3 shows a clutch device according to a second embodiment of the present invention.
In the
[0085]
That is, the first lubricating
[0086]
Therefore, in the
[0087]
That is, in the
[0088]
As a result, in the
[0089]
Further, since the
The
[0090]
FIG. 4 shows a clutch device according to a third embodiment of the present invention.
In the
That is, a
[0091]
Therefore, in the
[0092]
As a result, in the
FIG. 5 shows a clutch device according to a fourth embodiment of the present invention.
[0093]
In the
[0094]
The
In the present embodiment, as described above, the spring constant and stroke of the
[0095]
As a result, when the engagement of the clutch 33 is released, the supply of the operating hydraulic pressure is reduced, so that the
In this case, before the clutch 33 is released, the first lubricating
[0096]
However, as described above, the thrust acting on the
[0097]
When the engagement of the clutch 33 is released by the retraction of the
[0098]
In this case, since L3> L4, the
Due to the advance of the
[0099]
As a result, the centrifugal hydraulic pressure P3 generated in the lubricating oil accumulated in L5 between the second lubricating
[0100]
In this way, the
[0101]
That is, when the above process is repeated, when the
[0102]
Accordingly, an equilibrium state is maintained between the intermediate centrifugal hydraulic pressure, the biasing force of the
The position where the
[0103]
As a result, in the clutch 48 according to the present embodiment, when the engine speed is equal to or lower than the predetermined speed, the
[0104]
Hereinafter, the above state is expressed by a mathematical expression.
Here, r1 is the rotation radius of the hydraulic pressure supply hole, r2 is the rotation radius of the second lubricating oil discharge hole, r3 is the rotation radius of the input shaft, r4 is the rotation radius of the piston, and r6 is the rotation of the first lubricating oil discharge hole. Represents the radius.
When the clutch 33 is engaged, the thrust Fp0 acting on the
[0105]
FP0= Pa × Sp−π / 2ρω2(R1 2-R2 2) (RFour 2-RThree 2-Ks / x
In this case, Ks represents the spring constant of the
π / 2ρω2(R1 2-R2 2) (RFour 2-RThree 2) <0.
That is, the
[0106]
On the other hand, when the clutch 33 is in the disengaged state, the thrust Fp0 acting on the
In this case, the supply of hydraulic pressure is lost,
[0107]
ω2 If the value of is small, FP0<0,
ω2 = KsX / [π / 2ρ (r6 2-R1 2) (RFour 2-RThree 2)]In Case of,
FP0= 0.
[0108]
Also, ω2 If the value of is large, FP0> 0.
Therefore, ω2 When the value of becomes large, FP0> 0, the
As a result, when the engine speed increases, the clutch 33 is automatically engaged.
[0109]
Therefore, in the
[0110]
In each of the above-described embodiments, the first lubricating
As a result, by opening the first lubricating
[0111]
In each of the above embodiments, the first lubricating
Moreover, the case where the said
[0112]
However, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and the present invention can be applied to other than automatic transmissions mounted on automobiles.
[0113]
【The invention's effect】
In the first and second aspects of the invention, it is possible to improve the response controllability of the clutch without increasing the manufacturing cost and without reducing the output performance of the engine.
In the invention according to
[0114]
In the invention according to claim 4, in addition to the effect of the invention according to
In the invention according to claim 5, in addition to the effect of the invention according to claim 4, a low centrifugal oil pressure can be more reliably generated in the lubricating oil.
[0115]
According to the sixth aspect of the invention, in addition to the effect of the fourth aspect of the invention, it is possible to prevent the lubricating oil from flowing out when the clutch is engaged.
Claim 7Tomorrow,ClaimItem 3In addition to the effects of the invention described above, it is possible to effectively prevent a sudden increase in the rotation of the engine that occurs due to a state in which the clutch is not engaged at the time of shifting the automatic transmission of the automobile.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view showing a clutch device according to the present invention and showing a structure of a clutch device according to a first embodiment.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a state of centrifugal hydraulic pressure generated in hydraulic oil and lubricating oil when the clutch device according to the first embodiment is engaged and when it is not engaged, showing the clutch device according to the present invention. It is.
FIG. 3 is a sectional view showing the structure of the clutch device according to the second embodiment, showing the clutch device according to the present invention.
FIG. 4 is a cross-sectional view showing a clutch device according to the present invention and showing a structure of a clutch device according to a third embodiment.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing a clutch device according to the present invention and showing a structure of a clutch device according to a fourth embodiment.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing the structure of a conventional clutch device.
[Explanation of symbols]
10
12
14
16
18
20
22 Snap ring 23 Hydraulic supply hole
24 Bearing
26
28
30
33
36
38 Lubricating
40 Outer end 41 Clutch device
42 Hydraulic oil discharge hole 43 Piston
44 Fixing
46
48
50
52 Elastic body (coil spring) 53 Oil seal material
54
56
58 Bearing
L Between the hydraulic supply hole and the outer end of the piston (spacing dimension)
L1 Between the first lubricating oil discharge hole and the outer end of the piston (spacing dimension)
L2 Between the second lubricating oil discharge hole and the outer end of the piston in the radial direction of rotation (spacing dimension)
L3 Between the hydraulic supply hole and the outer end of the piston (spacing dimension)
L4 Between the first lubricating oil discharge hole and the outer end of the piston (spacing dimension)
L5 Between the second lubricating oil discharge hole and the outer end in the rotational radius direction of the piston (spacing dimension)
P Centrifugal oil pressure generated in hydraulic oil in hydraulic chamber
P1 Centrifugal oil pressure generated in the lubricating oil accumulated in the lubricating oil chamber between the first lubricating oil discharge hole and the outer end of the piston
P2 Centrifugal oil pressure generated in the lubricating oil accumulated in the lubricating oil chamber between the second lubricating oil discharge hole and the outer end of the piston
P3 Centrifugal oil pressure generated in the lubricating oil accumulated in the lubricating oil chamber between the second lubricating oil discharge hole and the piston outer end
P4 Centrifugal oil pressure generated in hydraulic oil in hydraulic chamber
P5 Centrifugal oil pressure generated in the lubricating oil accumulated in the lubricating oil chamber between the first lubricating oil discharge hole and the piston outer end
F (1) Thrust acting on the piston in the direction of the output shaft due to the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic oil in the hydraulic chamber
F (2) Thrust acting on the piston in the direction of the input shaft due to the centrifugal hydraulic pressure generated in the lubricating oil accumulated between the first lubricating oil discharge hole and the piston outer end
F (3) Thrust acting on the piston in the direction of the input shaft due to the centrifugal hydraulic pressure generated in the lubricating oil accumulated between the second lubricating oil discharge hole and the piston outer end
rd1 Rotation radius of the first lubricating oil discharge hole
rd2 Rotation radius of the second lubricating oil discharge hole
rp1 Piston turning radius
rp2 Rotation radius of hydraulic supply hole
rp3 Input shaft turning radius
r1 Rotating radius of hydraulic supply hole
r2 Rotation radius of the second lubricating oil discharge hole
r3 Rotating radius of input shaft
r4 Piston turning radius
r6 Rotation radius of the first lubricating oil discharge hole
Claims (7)
入力軸の回転の際に上記ピストンを作動させる作動油に発生する遠心油圧及び上記クラッチを潤滑するために供給される油に発生する遠心油圧により上記ピストンを作動させて、クラッチ係合直前の状態位置にピストンを配置させることを特徴とするクラッチ装置。An input shaft and an output shaft, and by supplying or stopping the supply of hydraulic pressure, the piston is operated to engage the clutch, or the clutch is disengaged, and the rotational driving force of the input shaft is transmitted to the output shaft or In the clutch device that stops transmission,
The state immediately before the clutch is engaged by operating the piston by the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic oil that operates the piston during rotation of the input shaft and the centrifugal hydraulic pressure generated in the oil supplied to lubricate the clutch. A clutch device, wherein a piston is arranged at a position.
上記高い遠心油圧と低い遠心油圧との間において形成される所定の遠心油圧により、作動油に発生する遠心油圧との間の均衡状態を形成し、クラッチ係合直前の状態位置にピストンを配置させることを特徴とする請求項１に記載のクラッチ装置。The oil supplied to lubricate the clutch is lubricating oil, and two holes through which the lubricating oil can be discharged are provided at different rotational radius positions, and differ depending on the opening / closing operation of one hole. A lubricating oil flow path is formed, and a centrifugal hydraulic pressure higher than the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic oil and a centrifugal hydraulic pressure lower than the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic oil are alternately generated in the lubricating oil and generated in the lubricating oil. The piston is operated in the input shaft direction or the output shaft direction by the differential pressure between the centrifugal oil pressure and the centrifugal oil pressure generated in the hydraulic oil,
A predetermined centrifugal hydraulic pressure formed between the high centrifugal hydraulic pressure and the low centrifugal hydraulic pressure forms an equilibrium state with the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic oil, and the piston is arranged at a state position immediately before the clutch engagement. serial mounting of the clutch device according to claim 1, characterized in that.
上記入力軸には、クラッチを内部に収容するハウジングを形成する外殻部材が固定されると共に、軸方向に沿って入力軸上を摺動して上記クラッチを係合させ又はクラッチの係合を解除させうるピストンが設けられ、
上記外殻部材の出力軸側には、上記外殻部材と共にハウジングを形成し、上記ピストンがクラッチを係合させる際には、ピストンとの間にクラッチを保持する保持部を有する蓋部材が固定され、
上記ピストンの入力軸側には、上記外殻部材との間に、上記ピストンの作動油圧を伝達する作動油が充填された油圧室が設けられると共に、入力軸周面部に開設された油圧供給孔を介して上記油圧室へ連通し、上記油圧室へピストンの作動油圧を供給する油圧供給路が設けられ、
上記ピストンの出力軸側には、上記クラッチの潤滑油が供給される潤滑油室が形成されていると共に、上記出力軸内には潤滑油室に潤滑油を供給する潤滑油供給路が設けられ、
上記クラッチは、上記外殻部材に軸方向に沿って移動可能に固定された複数のセパレータプレートと、出力軸に対して軸方向に移動可能に嵌合されると共に上記セパレータプレートの間に配設された複数のクラッチディスクとにより構成されていることを特徴とする請求項１又は２に記載のクラッチ装置。The clutch device is provided in an automatic transmission of an automobile, and has an input shaft that transmits the rotational driving force of the engine of the automobile, and an output shaft that transmits the rotational driving force of the input shaft via the clutch,
An outer shell member that forms a housing for accommodating the clutch is fixed to the input shaft, and the input shaft is slid along the axial direction to engage the clutch or engage the clutch. A piston that can be released is provided,
On the output shaft side of the outer shell member, a housing is formed together with the outer shell member, and when the piston engages the clutch, a lid member having a holding portion for holding the clutch is fixed between the piston and the piston. And
On the input shaft side of the piston, a hydraulic chamber filled with hydraulic oil for transmitting the hydraulic pressure of the piston is provided between the outer shell member and a hydraulic pressure supply hole opened in the peripheral surface portion of the input shaft A hydraulic pressure supply path that communicates with the hydraulic chamber via the hydraulic chamber and supplies the hydraulic pressure of the piston to the hydraulic chamber;
On the output shaft side of the piston, there is formed a lubricating oil chamber to which the lubricating oil of the clutch is supplied, and a lubricating oil supply passage for supplying the lubricating oil to the lubricating oil chamber is provided in the output shaft. ,
The clutch is fitted between the separator plate fixed to the outer shell member so as to be movable in the axial direction, and movably fitted in the axial direction with respect to the output shaft, and disposed between the separator plates. and a plurality of serial mounting of the clutch device that is configured to claim 1 or 2, characterized in by the clutch disc.
上記入力軸は上記出力軸よりも径大に形成され、上記油圧供給孔は上記第二の潤滑油排出孔よりも、回転半径方向において、軸心から外方の部位に設けられていると共に上記第一の潤滑油排出孔は上記油圧供給孔よりも、回転半径方向において、軸心から外方の部位に設けられており、
上記第一の潤滑油排出孔は、クラッチの係合時には閉状態となり、潤滑油が第二の潤滑油排出孔から排出される潤滑油流路が形成されると共に、クラッチの非係合時には開状態となり、潤滑油が第一の潤滑油排出孔から排出される潤滑油流路が形成されることを特徴とする請求項３に記載のクラッチ装置。A first lubricating oil discharge hole is provided in the holding portion of the clutch of the lid member, and a second lubricating oil discharge hole is provided between the inner end of the lid member in the rotational radius direction and the output shaft. Provided,
The input shaft is formed to be larger in diameter than the output shaft, and the hydraulic pressure supply hole is provided at a portion outward from the shaft center in the rotational radius direction than the second lubricating oil discharge hole and The first lubricating oil discharge hole is provided at a portion outward from the shaft center in the rotational radius direction than the hydraulic pressure supply hole,
The first lubricating oil discharge hole is closed when the clutch is engaged, and a lubricating oil passage is formed through which the lubricating oil is discharged from the second lubricating oil discharge hole, and is opened when the clutch is not engaged. state becomes, lubricant serial mounting of the clutch device in claim 3, characterized in that the lubricating oil passage to be discharged is formed from a first lubricating oil discharge hole.
上記入力軸は上記出力軸と略同径に形成され、上記油圧供給孔は上記第二の潤滑油排出孔よりも、回転半径方向において、軸心に近接した部位に設けられていると共に、上記油圧供給孔とピストン外方端部との間の間隔寸法は上記第二の潤滑油排出孔とピストン外方端部との間の間隔寸法よりも大きく形成されており、
上記第一の潤滑油排出孔は、クラッチの係合時には閉状態となり、潤滑油が第二の潤滑油排出孔から排出される潤滑油流路が形成されると共に、クラッチの非係合時には開状態となり、潤滑油が第一の潤滑油排出孔から排出される潤滑油流路が形成され、
上記入力軸には上記ピストンを油圧室方向へ付勢し、入力軸が所定回転数以下で回転した際に、作動油に発生する遠心油圧による出力軸方向への推力を、潤滑油側に発生する入力軸方向への推力と共に解消しうるリターンスプリングが配設されていることを特徴とする請求項３に記載のクラッチ装置。 A first lubricating oil discharge hole is provided in the holding portion of the clutch of the lid member, and a second lubricating oil discharge hole is provided between the inner end of the lid member in the rotational radius direction and the output shaft. Provided,
The input shaft is formed to have substantially the same diameter as the output shaft, and the hydraulic pressure supply hole is provided in a portion closer to the shaft center in the rotational radius direction than the second lubricating oil discharge hole. spacing dimension between the hydraulic pressure supply hole and the piston outer end Ri Contact is larger than the spacing dimension between said second lubricating oil discharge hole and the piston outer end portion,
The first lubricating oil discharge hole is closed when the clutch is engaged, and a lubricating oil passage is formed through which the lubricating oil is discharged from the second lubricating oil discharge hole, and is opened when the clutch is not engaged. A lubricating oil flow path is formed in which the lubricating oil is discharged from the first lubricating oil discharge hole,
The upper entry force shaft to bias the piston to the hydraulic chamber direction, when the input shaft is rotated by less than a predetermined rotational speed, the thrust of the output shaft direction due to the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic oil, the lubricating oil side clutch device in claim 3 serial mounting, characterized in that a return spring which can be eliminated with the thrust of the input shaft direction generated is disposed.
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