JP3890835B2

JP3890835B2 - Clutch device

Info

Publication number: JP3890835B2
Application number: JP32676699A
Authority: JP
Inventors: 隆夫小山
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1999-11-17
Filing date: 1999-11-17
Publication date: 2007-03-07
Anticipated expiration: 2019-11-17
Also published as: JP2001140947A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、クラッチ装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来のクラッチ装置としては、例えば特開平６−１０９１２８号公報に開示されるような自動変速機の変速制御装置に適用されるものが知られており、例えば、図１０に示すような、ワンウェイクラッチ（フォワードワンウェイクラッチＦＯ／Ｃ）がある。
【０００３】
図１０は、上記の自動変速機の動力伝達列を示すスケルトン図であり、図９は実施の形態２の摩擦要素作動表を示す図である。この自動変速機の動力伝達列は、トルクコンバータ１を介しエンジンクランクシャフトからの回転動力を伝達される入力軸２、およびこれに同軸に出力軸３を備え、これら入出力軸上に同軸に配した第１遊星歯車組４および第２遊星歯車組５と、各種摩擦要素とで構成されている。
【０００４】
各種摩擦要素は、バンドブレーキＢ／Ｂ、ハイクラッチＨ／Ｃ、フォワードクラッチＦ／Ｃ、フォワードワンウェイクラッチＦＯ／Ｃ、オーバーランクラッチＯＲ／Ｃ、ローワンウェイクラッチＬＯ／Ｃ、ローアンドリバースクラッチＬＲ／Ｃ、および、リバースクラッチＲ／Ｃからなる。
【０００５】
図１０の動力伝達列は、摩擦要素Ｂ／Ｂ、Ｈ／Ｃ、Ｆ／Ｃ、ＯＰ／Ｃ、ＬＲ／Ｂ、Ｒ／Ｃを図９の摩擦要素作動表に示す如く種々の組み合せで作動（○印で示す）させることにより、摩擦要素ＦＯ／Ｃ、ＬＯ／Ｃの作動（締結）と連携して、遊星歯車組４、５を構成する要素の回転状態を変え、これにより入力軸２の回転速度に対する出力軸３の回転速度比を変えて前進４速後退１速の変速段を得ることができる。なお、図９中△印も作動（油圧流入）を示すが、この△印はエンジンブレーキが必要な時に作動させるべき摩擦要素を示す。
【０００６】
上記の自動変速機の変速制御装置における第３速から第４速への変速（３→４変速）は、図９の摩擦要素作動表に示すように、フォワードワンウェイクラッチＦＯ／Ｃの空転（オーバーラン）により、フォワードワンウェイクラッチＦＯ／Ｃを解放した状態とし、バンドブレーキＢ／Ｂを締結することによって行われる。
【０００７】
フォワードワンウェイクラッチＦＯ／Ｃは、キャリア４Ｃ側とリングギヤ５Ｒ側との回転を一方向にのみ制限するものであり、キャリア４Ｃ側とリングギヤ５Ｒ側との間の伝達トルクの大きさと向きに応じて、両者間で締結状態と解放状態とを滑らかに切り換えることができる。すなわち、キャリア４Ｃ側とリングギヤ５Ｒ側との回転が一方向の時に伝達トルクが所定値を上回ると滑らかに締結し、逆に、回醸転が他方向の時に伝達トルクが所定値を下回ると滑らかに解放してオーバーランする。
【０００８】
したがって、自動変速機の変速制御装置にフォワードワンウェイクラッチＦＯ／Ｃを用いることで、バンドブレーキＢ／Ｂを締結させれば、フォワードワンウェイクラッチＦＯ／Ｃのオーバーランにより、変速ショックのない最適なタイミングで３→４変速が行われ、変速の品質が向上することになる。尚、第４速から第３速（第２速、第１速）への変速時にも同様であり、フォワードワンウェイクラッチＦＯ／Ｃを用いることで、フォワードワンウェイクラッチＦＯ／Ｃの締結のタイミングを取る必要がなく変速品質が向上する。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
上記のように、フォワードワンウェイクラッチＦＯ／Ｃは、変速の過渡状態においては有効に機能するが、ワンウユイクラッチの有する特性上、キャリア４Ｃ側とリングギヤ５Ｒ側との間で、両方向の回転を完全に解放する完全解放状態、および、両方向の回転を完全に締結する完全締結状態とを選択できないため、変速終了後に変速段を保持することができない。
【００１０】
そのため、フォワードワンウェイクラッチＦＯ／Ｃは、図１０のように、多版式クラッチであるフォワードクラッチＦ／Ｃ、および、オーバーランクラッチＯＲ／Ｃといった他の摩擦要素と組み合せて適用されている。これによって、フォワードクラッチＦ／ＣおよびオーバーランクラッチＯＲ／Ｃを解放するとき完全解放状態が選択され、また、オーバーランクラッチＯＲ／Ｃを締結するとき完全締結状態が選択できるようになる。
【００１１】
ここで、フォワードクラッチＦ／ＣおよびオーバーランクラッチＯＲ／Ｃの締結あるいは解放は、それらにそれぞれ個別に設けられる油圧ピストン等の油圧サーボ装置によって制御される。したがって、自動変速機の変速制御装置にワンウェイクラッチを適用すると、他の摩擦要素を追加しなければならないことに加えて、追加した摩擦要素を制御するための油圧サーボ装置が個別に必要になるため、部品点数の増加を招いて自動変速機，を大型化させるとともに、油圧サーボ装置に対する油圧の供給あるいは排出を行うための油圧回路を追加しなければならないため、油圧回路が複雑になり、また、油圧の供給排出を行うための油圧制御が別に必要となるため、油圧制御が複雑になるといった問題があった。そこで、本願発明はこのような問題点に鑑みてなされたもので、完全解放状態と、ワンウェイクラッチ状態と、完全締結状態とを、一つの摩擦要素および一つの制御装置で実現することにより、上記問題を解決することを目的としている。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するために、本発明のうち、請求項１に記載される発明は、半径方向に離間して相対回転可能に同心上に配置される内輪および外輪と、該内輪と外輪との間で局方向に複数配置されるクラッチ部材とを備え、前記クラッチ部材の傾動に応じて前記内輪と外輪との相対回転を制限するクラッチ装置において、前記内輪に前記クラッチ部材を傾動自在に支持する支持手段と、リング状に形成され前記クラッチ部材を収容する複数の開口部を周方向に有するガイドと、該ガイドを周方向に移動させて前記クラッチ部材の傾動を制御するクラッチ制御手段とを備え、前記クラッチ制御手段は、前記外輪に対して前記クラッチ部材を解放させて内輪および外輪の相対回転を両方向可能とする第１ガイド位置と、前記開口部内でのクラッチ部材の傾動に応じて内輪および外輪に対してクラッチ部材を解放あるいは締結させ、前記相対回転を一方向のみ制限する第２ガイド位置と、クラッチ部材の傾動を規制して内輪および外輪に対してクラッチ部材を締結させ、前記相対回転を両方向とも制限する第３ガイド位置のうちのいずれかに前記ガイドを移動させてクラッチ部材の傾動を制御することを特徴としている。
【００１３】
また、請求項２に記載の発明は、半径方向に離間して相対回転可能に同心上に配置される内輪および外輪と、該内輪と外輪との間で局方向に複数配置されるクラッチ部材とを備え、前記クラッチ部材の伝動に応じて前記内輪と外輪との相対回転を制限するクラッチ装置において、前記外輪に前記クラッチ部材を傾動自在に支持する支持手段と、リング状に形成され前記クラッチ部材を収容する複数の開口部しを局方向に有するガイドと、該ガイドを局方向に移動させて前記クラッチ部材の傾動を制御するクラッチ制御手段とを備え、前記クラッチ制御手段は、前記内輪に対して前記クラッチ部材を解放させて内輪および外輪の相対回転を両方向可能とする第１ガイド位置と、前記開口部内でのクラッチ部材の傾動に応じて内輪および外輪に対してクラッチ部材を解放あるいは締結させ、前記相対回転を一方向のみ制限する第２ガイド位置と、クラッチ部材の傾動を規制して内輪および外輪に対してクラッチ部材を締結させ、前記相対回転を両方向とも制限する第３ガイド位置のうちのいずれかに前記ガイドを移動させてクラッチ部材の傾動を制御することを特徴としている。
【００１４】
そして、請求項３に記載の発明は、前記ガイドは、内周面あるいは外周面の螺旋方向に溝を有し、前記クラッチ制御手段は、前記溝と掛合する突部を備えた油圧ピストンと、前記内輪および外輪のうちクラッチ部材を支持する方と連動回転し、前記油圧ピストンを回転軸方向に移動可能に支持して、油圧ピストンとの間で油室を形成する油圧シリンダと、油圧ピストンに対して油室とは反対側から押付力を発生させる押付手段と、を有し、前記油室への油圧の供給排出に応じて、前記第１から第３ガイド位置のいずれかにガイドの位置を制御することを特徴としている。
【００１５】
さらに、請求項４に記載の発明は、前記押付手段は、第１リターンスプリングと第２リターンスプリングとを有し、第１リターンスプリングは、常に前記油圧ピストンに対して押付力を発生させ、第２リターンスプリングは、前記ガイドが第２ガイド位置から第３ガイド位置の間に位置するときに油圧ピストンに対して押付力を発生させることを特徴としている。
【００１６】
さらにまた、請求項５に記載の発明は、前記支持手段は、前記内輪および外輪のうちクラッチ部材を支持する方に、クラッチ部材をピンによって傾動可能に支持することを特徴としている。
【００１７】
（実施の形態１）
以下、本発明の実施の形態を添付図面に基づいて詳細に説明する。
図１は、本発明のクラッチ装置の実施の形態１を示す図であり、図２から図４は、図１におけるＩ−Ｉ断面図を示す図であり、図５は図１におけるＩＩ−ＩＩ断面図を示す図である。実施の形態１は、インナーレース１０（内輪に相当）と、アウターレース１１（外輪に相当）と、ころ１２（クラッチ部材に相当）と、ピン１３（支持手段に相当）と、ガイド１４と、油圧シリンダ１５と、油圧ピストン１６と、第１および第２リターンスプリング１８、１９とを主な構成要素としている。
【００１８】
インナーレース１０およびアウターレース１１は、互いに相対回転可能な状態で同軸上に配置される。ころ１２は、インナーレース１０およびアウターレース１１との間の局方向に複数（例えば４つ）配置され、それぞれピン１３によってアウターレース１１の支持部１１ａ、１１ｂに傾動自在に支持される。ガイド１４は、リング状に形成され、左端部に図２から図４に示すような開口部１４ａを有し、この開口部１４ａにころ１２を収容している。この開口部１４ａは、図２から図４より明らかなように、ころ１２の局方向の外寸より微少量大きめに開口している。また、ガイド１４は、右端部外周面に図１および図５に示すような螺旋方向の溝１４ｂが形成される。
【００１９】
油圧シリンダ１５は、アウターレース１１と一体成形されており、油圧ピストン１６を回転軸方向にストローク可能に支持する。油圧ピストン１６は、後方向内側に突出した突部１６ａとガイド１７の溝１４ｂとを掛合させた状態でガイド１４を支持している。これによって、ガイド１４と油圧ピストン１６は連動するようになり、図５に示すように、油圧ピストン１６が、実線で示した突部１６ａの位置から点線で示した位置へとストロークすると、ガイド１４も実線で示した位置から点線で示した位置へと移動する。
【００２０】
油圧シリンダ１５と油圧ピストン１６との間には油室１７が形成され、油室１７には油路２２が連通しており、例えば図示しないオイルポンプからの油圧が油路２２を介して油室１７へ供給されるか、あるいは、油室１７の油圧が油路２２から排出されるようになっている。
【００２１】
第１リターンスプリング１８は、アウターレース１１の支持部１１ｂと油圧ピストン１６との間に配置され、油圧ピストン１６に対して常に図１中右方向の押付力（リターン力）を発生させている。
【００２２】
第２リターンスプリング１９は、その左端部が支持部１１ｂの取付入１１ｃに圧入された状態でアウターレース１１に支持され、その右端部にはリング状のスプリングリテーナ２０が固着されている。この第２リターンスプリングは、アウターレース１１に嵌合されるリング状のスナップリング２１によって圧縮された状態で配置され、油圧ピストン１６が図１中左方向にストロークして油圧ピストン１６の左端部１６ｂがスプリングリテーナ２０に当接すると、油圧ピストン１６に対して図１中右方向のリターン力を発生させる。
【００２３】
実施の形態１の動作について説明する。
油室１７の油圧が０のとき、油圧ピストン１６は、第１リターンスプリングからのリターン力によって図１中最右側に位置し、ガイド１４は、図２に示す位置（第１ガイド位置に相当）になる。この時、ころ１２は、ガイド１４の開口部１４ａ右側端部から図１中ａ方向に押し付けられて、ころ１２とインナーレース１／０とが完全に解放されるよう、ガイド１４によって規制されている。すなわち、ころ１４は、インナーレース１０とアウターレース１１との間で完全に解放される完全解放状態Ａとなり、インナーレース１０に対するアウターレース１１の両方向（図１中ａ，ｂ方向）の相対回転を可能とする状態になる。
【００２４】
この状態から油室１７に油圧が供給されると、油圧ピストン１６は図１中左方向にストロークし、ガイド１４は図５中実線で示される位置から下方向に移動を開始する。油圧ピストン１６の左端部１６ｂがスプリングリテーナ２０に当接するところで、油室１７への油圧の供給は停止され、ガイド１４は図３に示す位置（第２ガイド位置に相当）に至る。この時、ころ１２は、ガイド１４の開口部１４ａにおいて微少量傾動可能な状態となっており、インナーレース１０とアウターレース１１との相対回転に応じて、ころ１２とインナーレース１０との締結解放が決定される。
【００２５】
すなわち、アウターレース１１がインナーレース１０に対してａ方向の相対回転転をするとき、伝達トルクが所定量を上回ると、ころ１４とインナーレース１０は滑らかに締結し、この状態から相対回転の方向がｂ方向に変わると、ころ１４とインナーレース１０は滑らかに解放するワンウェイクラッチ状態Ｂとなり、インナーレース１０に対するアウターレース１１の一方向（図１中ａ方向）のみの相対回転を制限する状態になる。
【００２６】
さらに油圧が供給されると、油圧ピストン１６は図１中最左側までストロークし、ガイド１４は図４に示す位置（第３ガイド位置に相当）になる。この時、ころ１２は、ガイド１４の開口部１４ａの左側端部から図１中ｂ方向に押し付けられて、ころ１２とインナーレース１０とが完全に締結されるよう、ガイド１４によって規制されている。すなわち、ころ１４は、インナーレース１０とアウターレース１１との間で完全締結状態Ｃとなり、インナーレース１０に対するアウターレース１１の両方向（図１中ａ，ｂ方向）の相対回転を制限する状態になる。
【００２７】
図６は、油圧ピストン１６のストロークと油圧ピストン１６に作用するリターン力との関係を示す図である。図６から明らかなように、完全解放状態Ａとワンウェイクラッチ状態Ｂとの間の油圧ピストン１６のストローク区間では、第１リターンスプリング１８が油圧ピストン１６に対してリターン力を作用している。そして、ワンウェイクラッチ状態Ｂと完全締結状態Ｃとの間の油圧ピストン１６のストローク区間では、第１および第２リターンスプリング１８、１９が油圧ピストン１６に対してリターン力を作用している。このように、ワンウェイクラッチ状態Ｂの前後で油圧ピストン１６に対する第１および第２リターンスプリング１８、１９の作用が切り換わるように設定されている。
【００２８】
上記の実施の形態１の作用について説明する。
【００２９】
実施の形態１は、完全解放状態Ａと、ワンウェイクラッチ状態Ｂと、完全締結状態Ｃといった３つの状態を実現するためのクラッチ装置を、ころ１２からなる一つの摩擦要素と、ガイド１４と、油圧シリンダ１５と、油圧ピストン１６とからなる一つの油圧サーボ装置とで構成できるため、摩擦要素および油圧サーボ装置の追加を必要とせず、部品点数の増加を防止してクラッチ装置を適用する装置が大型化することを防止できる。
【００３０】
また、ガイド１４の局方向の位置制御に、アウターレース１１と連動回転する油圧サーボ装置を用いたため、クラッチ制御手段を容易に設けることができる。そして、一つの油圧サーボ装置でクラッチ装置を制御可能とするため、油圧サーボ装置に対する油圧の供給あるいは排出を行うための油圧回路が複雑になることを防止し、また、油圧の供給排出を行うための油圧制御が複雑になることを防止する。
【００３１】
さらに、図６から明らかなように、第１および第２リターンスプリング１８、１９を設置することで、ワンウェイクラッチ状態Ｂとなる第２ガイド位置を前後に油圧ピストン１６に作用するリターン力が変化するため、クラッチ制御手段がガイド１４を第２ガイド位置に保つ際に、油圧ピストン１６に作用する油圧のバラツキによってガイド１４が第２ガイド位置からずれることを防止し、ワンウェイクラッチ状態Ｂを容易に保持できるようになる。
【００３２】
さらにまた、ころ１２は、ピン１３によってアウターレース１１に傾動可能に支持されるため、ころ１２の傾動を正確に支持することができ、ガイド１４によるころ１２の伝動量の規制が正確に行えるようになるとともに、クラッチ装置が完全解放状態Ａを選択している際に、クラッチ装置の回転によりころ１２に作用する遠心力によってころ１２が回転半径方向外側にずれたとしても、インナーレース１０およびアウターレース１１うちころ１２が接触する可能性があるのはアウターレース１１のみであるため、相対回転するころ１２とインナーレース１０とが接触することを防止することができる。
【００３３】
（実施の形態２）
次に、上記実施の形態１を自動変速機の変速制御装置に適用する実施の形態２について説明する。
図７は実施の形態２の自動変速機の動力伝達列を示すスケルトン図であり、図８は実施の形態２の摩擦要素作動表を示す図である。
ただし、図７において、図１０の従来のクラッチ装置を適用した自動変速機の変速制御装置と同じ構成のものは、同じ符号を付す。
実施の形態２の自動変速機の動力伝達列は、トルクコンバータ１を介しエンジンクランクシャフトからの回転勤力を伝達される入力軸２、およびこれに同軸に出力軸３を備え、これら入出力軸上に同軸に配した第１遊星歯車組４および第２遊星歯車組５と、後述の各種摩擦要素とで構成する。
【００３４】
第１遊星歯車組４はサンギヤ４Ｓ、リングギヤ４Ｒ、これらに噛合するピニオン４Ｐおよびピニオン４Ｐを回転自在に支持するキャリア４Ｃよりなる通常の単純遊星歯車組とし、第２遊星歯車組５もサンギヤ５Ｓ、リンダギヤ５Ｒ、ピニオン５Ｐおよびキャリア５Ｃよりなる単純遊星歯車組とする。
【００３５】
次に変速制御を司る各種摩擦要素について説明する。
キャリア４ＣはハイクラッチＨ／Ｃを介して入力軸２に適宜結合可能とし、サンギヤ４ＳはバンドブレーキＢ／Ｂにより適宜固定可能とする他、リバースクラッチＲ／Ｃにより入力軸２に適宜結合可能とする。キャリア４Ｃは更に多版式のローリバースブレーキＬＲ／Ｂにより適宜固定可能にするとともに、ローワンウェイクラッチＬＯ／Ｃを介して逆転（エンジンと逆方向の回転）を阻止する。リングギヤ４Ｒはキャリア５Ｃに一体結合して出力軸３に駆動結合し、サンギヤ５Ｓを入力軸２に結着する。リングギヤ５Ｒ（内輪に相当）は、実施の形態１のクラッチ装置（以下、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃとする）を介してキャリア４Ｃ（外輪に相当）に相関させる。
【００３６】
可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃは、完全解放状態Ａと、ワンウェイクラッチ状態Ｂと、完全締結状態Ｃを変化可能であり、図８に示すように、第１速から第３速のときは完全締結状態Ｃを選択し、第４速および後退のときは完全解放状態Ａを選択する。そして、第３速から第４速への変速（３→４変速）時、あるいは、第４速から第３速への変速（４→３変速）時は、ワンウェイクラッチ状態Ｂを選択することで、リングギヤ５Ｒを逆転方向（エンジン回転と逆の方向）においてキャリア４Ｃに結合させる。
【００３７】
ハイクラッチＨ／Ｃ、リバースクラッチＲ／Ｃ、ローリバースブレーキＬＲ／Ｂおよび可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃは、それぞれ油圧の供給により作動されて前記の適宜結合および固定を行うものであるが、バンドブレーキＢ／Ｂは、特に図８の摩擦要素作動表に示すように、２速サーボアプライ室２Ａ、３速サーボレリーズ室３Ｒおよび４速サーボアプライ室４Ａを有し、常態で開放され、室２Ａのみへの油圧供給により締結され、室２Ａに加え室３Ｒにも油圧を供給するとき解放され、室２Ａ、３Ｒに加え重４Ａにも油圧を供給するとき締結されるものとする。
【００３８】
図７の動力伝達列は、摩擦要素Ｂ／Ｂ、Ｈ／Ｃ、ＶＦ／Ｃ、ＬＲ／Ｂ、Ｒ／Ｃを図８の摩擦要素作動表に示す如く種々の組み合せで作動（○印で示す）させることにより、摩擦要素ＬＯ／Ｃの作動（締結）と連携して、遊星歯車組４、５を構成する要素の回転状態を変え、これにより入力軸２の回転速度に対する出力軸３の回転速度比を変えて前進４速後退１速の変速段を得ることができる。なお、図８中△印も作動（油圧流入）を示すが、この△印はエンジンブレーキが必要な時に作動させるべき摩擦要素を示す。
【００３９】
実施の形態２の変速動作について説明する。
３→４変速は、図８に示すように、バンドブレーキＢ／Ｂを締結するとともに、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃを解放することによって行われる。第３速の状態で、バンドブレーキＢ／Ｂは、室２Ａおよび室３Ｒに油圧が供給されて解放の状態にあり、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃは、完全締結状態Ｃを選択している。この、状態から第４速への変速が開始されると、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃをワンウェイクラッチ状態Ｂに切り換え、バンドブレーキＢ／Ｂの室４Ａへ油圧の供給を開始し、バンドブレーキＢ／Ｂの締結を開始させる。バンドブレーキＢ／Ｂが完全に締結されるまでの過渡状態において、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃは、キャリア４Ｃとリングギヤ５Ｒとの間の伝達トルクの変化に応じてオーバランし、滑らかに締結状態から解放状態へと切り換わる。その後、バンドブレーキＢ／Ｂが完全に締結されると、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃを完全解放状態Ａとして、第４速の変速段が選択されるようになる。
【００４０】
この３→４変速において、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃは、バンドブレーキＢ／Ｂが解放状態から締結状態へと切り換わる過渡状態において、オーバーランすれば良いため、バンドブレーキＢ／Ｂの締結が開始した直後に、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃを完全締結状態Ｃからワンウェイクラッチ状態Ｂに切り換えるようにしても良い。また、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃがオーバランした後は、バンドブレーキＢ／Ｂが完全に締結する前であってもワンウェイクラッチ状態Ｂから完全解放状態Ａに切り換えるようにしても良い。
【００４１】
逆に、４→３変速は、バンドブレーキＢ／Ｂを解放するとともに、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃを締結することによって行われる。第４速の状態で、バンドブレーキＢ／Ｂは、室２Ａ、室３Ｒ、および、室４Ａに油圧が供給されて締結の状態にあり、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃは、完全解放状態Ａを選択している。この状態から第３速への変速が開始されると、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃをワンウェイクラッチ状態Ｂに切り換え、バンドブレーキＢ／Ｂの室４Ａの油圧の排出を開始し、バンドブレーキＢ／Ｂの解放を開始させる。バンドブレーキＢ／Ｂが完全に解放されるまでの過渡状態において、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃは、キャリア４Ｃとリングギヤ５Ｒとの間の伝達トルクの変化に応じて、滑らかに解放状態から締結状態へと切り換わる。その後、バンドブレーキＢ／Ｂが完全に解放されると、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃを完全締結状態Ｃとして、第３速の変速段が選択されるようになる。
【００４２】
この４→３変速において、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃは、バンドブレーキＢ／Ｒ、が締結状態から解放状態へと切り換わる過渡状態において、キャリア４Ｃとリングギヤ５Ｒとの間の伝達トルクの変化に応じて締結すれば良いため、バンドブレーキＢ／Ｂの解放が開始した直後に、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃを完全解放状態Ａからワンウェイクラッチ状態Ｂに切り換えるようにしても良い。また、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃが締結した後は、バンドブレーキＢ／Ｂが完全に解放する前であってもワンウェイクラッチ状態Ｂから完全締結状態Ｃに切り換えるようにしても良い。
【００４３】
上記の実施の形態２の作用について説明する。
実施の形態２は、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃが完全解放状態Ａと、ワンウェイクラッチ状態Ｂと、完全締結状態Ｃといった３つの状態を実現することができることから、リングギヤ５Ｒおよびキャリア４Ｃとの間の相対回転を可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃのみで制御することができるようになり、他の摩擦要素（フォワードクラッチＦ／Ｃ、オーバーランクラッチＯＲ／Ｃ）と、それらを制御するための他の油圧サーボ装置を用いる必要がなくなるため、リングギヤ５Ｒおよびキャリア４Ｃとの間に介挿される部品点数の増加を防止して、自動変速機が大型化することを防止できる。
【００４４】
そして、一つの油圧サーボ装置で可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃを制御可能とするため、油圧サーボ装置に対する油圧の供給あるいは排出を行うための油圧回路が複雑になることを防止し、また、油圧の供給排出を行うための油圧制御が複雑になることを防止する。
【００４５】
また、ころ１２は、アウターレース１１としてのキャリア４Ｃに支持されることで、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃが完全解放状態Ａを選択する際に、可変フォワードクラッチＶＦ／Ｃ自身の回転によりころ１２に作用する遠心力によってころ１２が回転半径方向外側にずれたとしても、ころ１２とインナーレース１０としてのリングギヤ５Ｒとが接触することはないため、リングギヤ５Ｒとキャリア４Ｃとの間の動力伝達効率が低下することを防止し、さらには、車両の燃費の悪化を防ぐことができる。
【００４６】
次に、他の実施の形態について説明する。
実施の形態１の自動変速機の変速制御装置への適用方法は、上記実施の形態２に限られるものではなく、例えば、図７における、変速機ケース６とキャリア４Ｃとを実施の形態１のクラッチ装置によって相関させても良い。
【００４７】
すなわち、ローワンウェイクラッチＬＯ／Ｃと、ローアンドリバースブレーキＬＲ／Ｂを廃止し、それらの代わりに実施の形態１のクラッチ装置を、アウターレースとしての変速機ケース６とインナーレースとしてのキャリア４Ｃとの間に適用する。
【００４８】
この場合、変速機ケース６は、回転しないため、クラッチ制御手段を配置するのが容易であり、例えば、ステップモータ等の駆動手段によって、ガイドを駆動させることができるようになる。
【００４９】
このように、インナーレースおよびアウターレースのうちどちらか一方が回転しない場合、クラッチ制御手段を容易に設けられるため、例えば、トルクコンバータの有するステータを支持するワンウェイクラッチの代用として実施の形態１のクラッチ装置を適用することも可能である。
【００５０】
トルクコンバータに実施の形態１のクラッチ装置を適用する場合、トルクコンバータのロックアップ領域においてクラッチ装置が完全締結状態Ｃを選択するようにしておけば、車両の惰性走行時にエンジンブレーキを有効に作用させることができるようになる。
【００５１】
【発明の効果】
本発明のクラッチ装置において、請求項１に記載される発明は、クラッチ制御手段が、ガイドを第１から第３ガイド位置のうちのいずれかに移動させてクラッチ部材の伝動を制御することで、クラッチ装置が、完全解放状態と、ワンウェイクラッチ状態と、完全締結状態とをクラッチ部材（一つの摩擦要素）およびクラッチ制御手段（一つの制御装置）で実現できるため、部品点数の増加を防止してクラッチ装置を適用する装置が大型化することを防止できるとともに、一つの制御装置で上記３つの状態を選択可能とするため、制御が複雑になることを防止できるという効果が得られる。
【００５２】
また、請求項２に記載される発明は、上記効果に加えて、支持手段が、外輪にクラッチ部材を傾動可能に支持させることで、クラッチ装置が完全解放状態を選択している際に、クラッチ装置の回転によりクラッチ部材に作用する遠心力によってクラッチ部材が回転半径方向外側にずれたとしても、内輪および外輪のうちクラッチ部材が接触する可能性があるのは外輪のみであるため、相対回転するクラッチ部材と内輪とが接触することを防ぎクラッチ装置を適用する装置の動力伝達効率の低下を防止することができるという効果が得られる。
【００５３】
請求項３に記載される発明は、クラッチ制御手段（油圧サーボ装置）を内輪および外輪のうちクラッチ部材を支持する方と連動回転するよう配置し、油圧サーボ装置の油室への油圧の供給排出に応じて、油圧サーボ装置がガイドを第１から第３ガイド位置のうちのいずれかに移動させてクラッチ部材の傾動を制御するようにしたため、内輸および外輪の両方が回転する場合であっても、クラッチ装置に対して油圧サーボ装置を容易に設けることができるとともに、一つの油圧サーボ装置でクラッチ装置を制御可能とするため、油圧サーボ装置に対する油圧の供給あるいは排出を行うための油圧回路が複雑になることを防止し、また油圧の供給排出を行うための油圧制御が複雑になることを防止する。
【００５４】
さらに請求項４に記載される発明は、押付手段が、常に油圧ピストンに対して押付力を発生させる第１リターンスプリングと、ガイドが第２ガイド位置から第３ガイド位置の間に位置するときに油圧ピストンに対して押付力を発生させる第２リターンスプリングとを有することで、ワンウェイクラッチ状態となる第２ガイド位置を前後に油圧ピストンに作用する押付力が変化するため、クラッチ制御手段がガイドを第２ガイド位置に保つ際に、油圧ピストンに作用する油圧のバラツキによってガイドが第２ガイド位置からずれることを防止し、ワンウェイクラッチ状態を容易に保持できるようになるという効果が得られる。
【００５５】
請求項５に記載される発明は、支持手段が、前記内輪および外輪のうちクラッチ部材を支持する方に、クラッチ部材をピンによって傾動可能に支持することで、クラッチ部材の伝動を正確に支持することができ、ガイドによるクラッチ部材の傾動量の規制が正確に行えるようになるという効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明における実施の形態１を示すクラッチ装置の概略構成図である。
【図２】図１のＩ−Ｉ線上における断面図である。
【図３】図２に示すガイドが移動した場合の断面図である。
【図４】図２に示すガイドがさらに移動した場合の断面図である。
【図５】図１のＩＩ−ＩＩ線上における断面図である。
【図６】油圧ピストンのストロークと油圧ピストンに作用するリターン力との関係を示す図である。
【図７】本発明の実施の形態１を適用した自動変速機の動力伝達列を示すスケルトン図である。
【図８】本発明の実施の形態１を適用した自動変速機の変速制御装置の摩擦要素作動表を示す図である。
【図９】従来の自動変速機の動力伝達列を示すスケルトン図である。
【図１０】従来の自動変速機の変速制御装置の摩擦要素作動表を示す図である。
【符号の説明】
１トルクコンバータ
２入力軸
３出力軸
４第１遊星歯車装置
５第２遊星歯車装置
６変速機ケース
１０インナーレース（内輪に相当）
１１アウターレース（外輪に相当）
１２ころ（クラッチ部材に相当）
１３ピン（支持部材に相当）
１４ガイド
１５油圧シリンダ
１６油圧ピストン
１７油室
１８第１リターンスプリング
１９第２リターンスプリング[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a clutch device.
[0002]
[Prior art]
As a conventional clutch device, one that is applied to a shift control device for an automatic transmission as disclosed in, for example, JP-A-6-109128 is known. For example, a one-way clutch as shown in FIG. (Forward one-way clutch FO / C).
[0003]
FIG. 10 is a skeleton diagram showing a power transmission train of the automatic transmission, and FIG. 9 is a diagram showing a friction element operation table of the second embodiment. The power transmission train of this automatic transmission includes an input shaft 2 to which rotational power from an engine crankshaft is transmitted via a torque converter 1, and an output shaft 3 coaxially arranged on the input / output shaft. The first planetary gear set 4 and the second planetary gear set 5 and various friction elements.
[0004]
Various friction elements include band brake B / B, high clutch H / C, forward clutch F / C, forward one-way clutch FO / C, overrun clutch OR / C, low one-way clutch LO / C, low and reverse clutch LR / C and reverse clutch R / C.
[0005]
The power transmission train of FIG. 10 operates with various combinations of friction elements B / B, H / C, F / C, OP / C, LR / B, and R / C as shown in the friction element operation table of FIG. (Indicated by a circle), in conjunction with the operation (fastening) of the friction elements FO / C and LO / C, the rotational state of the elements constituting the planetary gear sets 4 and 5 is changed. By changing the rotation speed ratio of the output shaft 3 with respect to the rotation speed, it is possible to obtain a forward speed, a fourth speed, and a first speed. In FIG. 9, the Δ mark also indicates the operation (hydraulic inflow), but this Δ mark indicates the friction element to be operated when the engine brake is necessary.
[0006]
The shift from the third speed to the fourth speed (3 → 4 shift) in the shift control device for the automatic transmission described above is the idling (overover) of the forward one-way clutch FO / C as shown in the friction element operation table of FIG. Run), the forward one-way clutch FO / C is released and the band brake B / B is engaged.
[0007]
The forward one-way clutch FO / C restricts the rotation of the carrier 4C side and the ring gear 5R side only in one direction. Depending on the magnitude and direction of the transmission torque between the carrier 4C side and the ring gear 5R side, It is possible to smoothly switch between the engaged state and the released state between the two. That is, if the transmission torque exceeds a predetermined value when the rotation of the carrier 4C side and the ring gear 5R side is in one direction, the fastening is smoothly performed, and conversely, if the transmission torque is below the predetermined value when the rotation is in the other direction, the rotation is smooth. Release to overrun.
[0008]
Therefore, by using the forward one-way clutch FO / C in the shift control device of the automatic transmission, if the band brake B / B is engaged, the optimum timing without a shift shock due to the overrun of the forward one-way clutch FO / C. Thus, a 3 → 4 shift is performed, and the quality of the shift is improved. The same applies to the shift from the fourth speed to the third speed (second speed, first speed). By using the forward one-way clutch FO / C, the forward one-way clutch FO / C is engaged. There is no need to improve the shifting quality.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, the forward one-way clutch FO / C functions effectively in the transition state of shifting, but due to the characteristics of the one-way clutch, it rotates in both directions between the carrier 4C side and the ring gear 5R side. Since it is not possible to select a completely released state in which the rotation is completely released and a complete engagement state in which the rotations in both directions are completely engaged, it is not possible to maintain the gear position after the shift is completed.
[0010]
Therefore, the forward one-way clutch FO / C is applied in combination with other friction elements such as a forward clutch F / C, which is a multi-plate clutch, and an overrun clutch OR / C, as shown in FIG. As a result, when the forward clutch F / C and the overrun clutch OR / C are released, the fully released state is selected, and when the overrun clutch OR / C is engaged, the fully engaged state can be selected.
[0011]
Here, the engagement or disengagement of the forward clutch F / C and the overrun clutch OR / C is controlled by a hydraulic servo device such as a hydraulic piston provided individually. Therefore, when the one-way clutch is applied to the shift control device of the automatic transmission, in addition to the addition of other friction elements, a hydraulic servo device for controlling the added friction elements is separately required. In addition to increasing the number of parts and increasing the size of the automatic transmission, it is necessary to add a hydraulic circuit for supplying or discharging hydraulic pressure to the hydraulic servo device, which complicates the hydraulic circuit. Since hydraulic control for supplying and discharging the hydraulic pressure is required separately, there is a problem that the hydraulic control becomes complicated. Therefore, the present invention has been made in view of such problems, and by realizing a fully released state, a one-way clutch state, and a completely engaged state with one friction element and one control device, The goal is to solve the problem.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problems, among the present inventions, the invention described in claim 1 includes an inner ring and an outer ring arranged concentrically and spaced apart in the radial direction so as to be relatively rotatable, and the inner ring and the outer ring. A clutch device that includes a plurality of clutch members disposed in a local direction between the inner ring and the inner ring and the outer ring in a clutch device that restricts relative rotation between the inner ring and the outer ring according to the tilt of the clutch member. A support means; a guide formed in a ring shape and having a plurality of openings in the circumferential direction for accommodating the clutch member; and a clutch control means for controlling the tilting of the clutch member by moving the guide in the circumferential direction. The clutch control means releases the clutch member with respect to the outer ring and allows the inner ring and the outer ring to rotate in both directions, and the clutch in the opening. The clutch member is released or fastened to the inner ring and the outer ring according to the tilt of the material, the second guide position that restricts the relative rotation in only one direction, and the clutch member is clutched against the inner ring and the outer ring by restricting the tilt of the clutch member. The clutch is tilted by controlling the tilt of the clutch member by fastening the member and moving the guide to any one of the third guide positions that limit the relative rotation in both directions.
[0013]
According to a second aspect of the present invention, there are provided an inner ring and an outer ring that are concentrically arranged so as to be rotatable relative to each other in the radial direction, and a plurality of clutch members arranged in the local direction between the inner ring and the outer ring. A clutch device that restricts relative rotation between the inner ring and the outer ring in accordance with transmission of the clutch member, and a support means for tiltably supporting the clutch member on the outer ring, and the clutch member formed in a ring shape. A guide having a plurality of openings in the local direction and clutch control means for controlling the tilting of the clutch member by moving the guide in the local direction, the clutch control means being arranged with respect to the inner ring A first guide position that allows the inner ring and the outer ring to rotate in both directions by releasing the clutch member, and the inner ring and the outer ring according to the tilt of the clutch member within the opening. The clutch member is released or fastened to restrict the relative rotation in only one direction, and the clutch member is fastened to the inner ring and the outer ring by restricting the tilt of the clutch member. The tilting of the clutch member is controlled by moving the guide to any one of the third guide positions to be restricted.
[0014]
The invention according to claim 3 is characterized in that the guide has a groove in a spiral direction of an inner peripheral surface or an outer peripheral surface, and the clutch control means includes a hydraulic piston provided with a protrusion that engages with the groove; A hydraulic cylinder that rotates in conjunction with the inner ring and the outer ring that supports the clutch member, supports the hydraulic piston movably in the direction of the rotation axis, and forms an oil chamber with the hydraulic piston; And a pressing means for generating a pressing force from the opposite side of the oil chamber, and the guide position is set to one of the first to third guide positions according to the supply and discharge of the hydraulic pressure to the oil chamber. It is characterized by controlling.
[0015]
In the invention according to claim 4, the pressing means has a first return spring and a second return spring, and the first return spring always generates a pressing force against the hydraulic piston, The two-return spring is characterized by generating a pressing force against the hydraulic piston when the guide is located between the second guide position and the third guide position.
[0016]
Furthermore, the invention described in claim 5 is characterized in that the support means supports the clutch member so as to be tiltable by a pin toward the one of the inner ring and the outer ring that supports the clutch member.
[0017]
(Embodiment 1)
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.
1 is a diagram showing a first embodiment of a clutch device of the present invention, FIGS. 2 to 4 are diagrams showing a cross-sectional view taken along line II in FIG. 1, and FIG. 5 is a diagram taken along line II-II in FIG. It is a figure which shows sectional drawing. The first embodiment includes an inner race 10 (corresponding to an inner ring), an outer race 11 (corresponding to an outer ring), rollers 12 (corresponding to a clutch member), a pin 13 (corresponding to a supporting means), a guide 14, The hydraulic cylinder 15, the hydraulic piston 16, and the first and second return springs 18 and 19 are main components.
[0018]
The inner race 10 and the outer race 11 are arranged coaxially so as to be rotatable relative to each other. A plurality of (for example, four) rollers 12 are arranged in the local direction between the inner race 10 and the outer race 11, and are supported by the pins 13 on the support portions 11a and 11b of the outer race 11 so as to be tiltable. The guide 14 is formed in a ring shape, has an opening 14a as shown in FIGS. 2 to 4 at the left end, and accommodates the roller 12 in the opening 14a. As is apparent from FIGS. 2 to 4, the opening 14 a is opened slightly larger than the outer dimension of the roller 12 in the local direction. Further, the guide 14 has a spiral groove 14b as shown in FIGS. 1 and 5 formed on the outer peripheral surface of the right end portion.
[0019]
The hydraulic cylinder 15 is integrally formed with the outer race 11 and supports the hydraulic piston 16 so that the stroke can be performed in the direction of the rotation axis. The hydraulic piston 16 supports the guide 14 in a state where the protruding portion 16a protruding inward in the rearward direction and the groove 14b of the guide 17 are engaged with each other. As a result, the guide 14 and the hydraulic piston 16 are interlocked. As shown in FIG. 5, when the hydraulic piston 16 strokes from the position of the protrusion 16a indicated by the solid line to the position indicated by the dotted line, the guide 14 Move from the position indicated by the solid line to the position indicated by the dotted line.
[0020]
An oil chamber 17 is formed between the hydraulic cylinder 15 and the hydraulic piston 16, and an oil passage 22 communicates with the oil chamber 17. For example, oil pressure from an oil pump (not shown) is supplied via the oil passage 22 to the oil chamber. 17 or the oil pressure in the oil chamber 17 is discharged from the oil passage 22.
[0021]
The first return spring 18 is disposed between the support portion 11b of the outer race 11 and the hydraulic piston 16, and always generates a pressing force (return force) in the right direction in FIG.
[0022]
The second return spring 19 is supported by the outer race 11 with the left end thereof being press-fitted into the attachment 11c of the support portion 11b, and a ring-shaped spring retainer 20 is fixed to the right end thereof. The second return spring is arranged in a compressed state by a ring-shaped snap ring 21 fitted to the outer race 11, and the hydraulic piston 16 strokes leftward in FIG. 1 abuts against the spring retainer 20, a return force in the right direction in FIG.
[0023]
The operation of the first embodiment will be described.
When the oil pressure in the oil chamber 17 is 0, the hydraulic piston 16 is positioned on the rightmost side in FIG. 1 by the return force from the first return spring, and the guide 14 is in the position shown in FIG. 2 (corresponding to the first guide position). become. At this time, the roller 12 is pressed in the direction a in FIG. 1 from the right end of the opening 14a of the guide 14, and is regulated by the guide 14 so that the roller 12 and the inner race 1/0 are completely released. Yes. That is, the roller 14 is in a completely released state A in which the roller 14 is completely released between the inner race 10 and the outer race 11, and the outer race 11 is rotated relative to the inner race 10 in both directions (a and b directions in FIG. 1). It will be in a state where it is possible.
[0024]
When hydraulic pressure is supplied to the oil chamber 17 from this state, the hydraulic piston 16 strokes in the left direction in FIG. 1, and the guide 14 starts to move downward from the position indicated by the solid line in FIG. When the left end portion 16b of the hydraulic piston 16 contacts the spring retainer 20, the supply of hydraulic pressure to the oil chamber 17 is stopped, and the guide 14 reaches the position shown in FIG. 3 (corresponding to the second guide position). At this time, the roller 12 is in a state in which the roller 12 can be slightly tilted in the opening 14 a of the guide 14, and the fastening and releasing of the roller 12 and the inner race 10 according to the relative rotation between the inner race 10 and the outer race 11. Is determined.
[0025]
That is, when the outer race 11 rotates relative to the inner race 10 in the direction a, if the transmission torque exceeds a predetermined amount, the rollers 14 and the inner race 10 are smoothly fastened. Is changed to the b direction, the roller 14 and the inner race 10 are in a one-way clutch state B in which the rollers 14 and the inner race 10 are smoothly released, and the rotation of the outer race 11 with respect to the inner race 10 is restricted in only one direction (direction a in FIG. 1). Become.
[0026]
When the hydraulic pressure is further supplied, the hydraulic piston 16 strokes to the leftmost side in FIG. 1, and the guide 14 is in the position shown in FIG. 4 (corresponding to the third guide position). At this time, the roller 12 is pressed by the left end of the opening 14a of the guide 14 in the direction b in FIG. 1, and is regulated by the guide 14 so that the roller 12 and the inner race 10 are completely fastened. . That is, the roller 14 is in a completely fastened state C between the inner race 10 and the outer race 11, and is in a state in which relative rotation in both directions (a and b directions in FIG. 1) of the outer race 11 with respect to the inner race 10 is restricted. .
[0027]
FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the stroke of the hydraulic piston 16 and the return force acting on the hydraulic piston 16. As is clear from FIG. 6, in the stroke section of the hydraulic piston 16 between the fully released state A and the one-way clutch state B, the first return spring 18 applies a return force to the hydraulic piston 16. In the stroke section of the hydraulic piston 16 between the one-way clutch state B and the complete engagement state C, the first and second return springs 18 and 19 apply a return force to the hydraulic piston 16. In this way, the operation of the first and second return springs 18 and 19 on the hydraulic piston 16 is set to be switched before and after the one-way clutch state B.
[0028]
The operation of the first embodiment will be described.
[0029]
In the first embodiment, a clutch device for realizing three states, that is, a completely released state A, a one-way clutch state B, and a fully engaged state C, includes one friction element composed of rollers 12, a guide 14, and hydraulic pressure. Since it can be composed of one hydraulic servo device including the cylinder 15 and the hydraulic piston 16, it is not necessary to add a friction element and a hydraulic servo device, and a large-sized device that applies a clutch device while preventing an increase in the number of parts. Can be prevented.
[0030]
Further, since the hydraulic servo device that rotates in conjunction with the outer race 11 is used for the position control of the guide 14 in the local direction, the clutch control means can be easily provided. Since the clutch device can be controlled by one hydraulic servo device, the hydraulic circuit for supplying or discharging the hydraulic pressure to the hydraulic servo device is prevented from becoming complicated, and the hydraulic pressure is supplied or discharged. This prevents the hydraulic control from becoming complicated.
[0031]
Further, as is apparent from FIG. 6, by installing the first and second return springs 18 and 19, the return force that acts on the hydraulic piston 16 is changed back and forth through the second guide position that is in the one-way clutch state B. Therefore, when the clutch control means keeps the guide 14 at the second guide position, the guide 14 is prevented from being displaced from the second guide position due to the hydraulic pressure variation acting on the hydraulic piston 16, and the one-way clutch state B is easily maintained. become able to.
[0032]
Furthermore, since the roller 12 is supported by the pin 13 so as to be tiltable to the outer race 11, the tilt of the roller 12 can be accurately supported, and the amount of transmission of the roller 12 by the guide 14 can be accurately regulated. In addition, even when the clutch device selects the fully released state A, even if the roller 12 is displaced outward in the rotational radial direction due to the centrifugal force acting on the roller 12 due to the rotation of the clutch device, the inner race 10 and the outer race Since it is only the outer race 11 that the roller 12 of the race 11 may contact, it is possible to prevent the roller 12 and the inner race 10 that are relatively rotated from contacting each other.
[0033]
(Embodiment 2)
Next, a second embodiment in which the first embodiment is applied to a shift control device for an automatic transmission will be described.
FIG. 7 is a skeleton diagram showing a power transmission train of the automatic transmission according to the second embodiment, and FIG. 8 is a diagram showing a friction element operation table according to the second embodiment.
However, in FIG. 7, the same components as those in the shift control device of the automatic transmission to which the conventional clutch device of FIG. 10 is applied are denoted by the same reference numerals.
The power transmission train of the automatic transmission according to the second embodiment includes an input shaft 2 to which the rotational effort from the engine crankshaft is transmitted via the torque converter 1, and an output shaft 3 coaxially therewith. The first planetary gear set 4 and the second planetary gear set 5 are coaxially arranged on the upper side, and various friction elements described later.
[0034]
The first planetary gear set 4 is a normal simple planetary gear set including a sun gear 4S, a ring gear 4R, a pinion 4P meshing with the sun gear 4R, and a carrier 4C that rotatably supports the pinion 4P, and the second planetary gear set 5 is also a sun gear 5S, A simple planetary gear set including a Linda gear 5R, a pinion 5P, and a carrier 5C is used.
[0035]
Next, various friction elements that control the shift control will be described.
The carrier 4C can be appropriately connected to the input shaft 2 via the high clutch H / C, and the sun gear 4S can be appropriately fixed by the band brake B / B, and can be appropriately connected to the input shaft 2 by the reverse clutch R / C. To do. Further, the carrier 4C can be appropriately fixed by a multi-plate type low reverse brake LR / B and prevents reverse rotation (rotation in the direction opposite to the engine) via the low one-way clutch LO / C. The ring gear 4R is integrally coupled to the carrier 5C and drivingly coupled to the output shaft 3, and the sun gear 5S is coupled to the input shaft 2. Ring gear 5R (corresponding to the inner ring) is correlated to carrier 4C (corresponding to the outer ring) via the clutch device of the first embodiment (hereinafter referred to as variable forward clutch VF / C).
[0036]
The variable forward clutch VF / C can change between the fully released state A, the one-way clutch state B, and the fully engaged state C, and as shown in FIG. 8, it is in the fully engaged state at the first speed to the third speed. C is selected, and the fully released state A is selected for the fourth speed and reverse. When the shift from the third speed to the fourth speed (3 → 4 shift) or the shift from the fourth speed to the third speed (4 → 3 shift), the one-way clutch state B is selected. The ring gear 5R is coupled to the carrier 4C in the reverse rotation direction (the direction opposite to the engine rotation).
[0037]
The high clutch H / C, the reverse clutch R / C, the low reverse brake LR / B, and the variable forward clutch VF / C are each actuated by the supply of hydraulic pressure to perform the appropriate coupling and fixing as described above. B / B has a 2-speed servo apply chamber 2A, a 3-speed servo release chamber 3R, and a 4-speed servo apply chamber 4A, as shown in the friction element operation table of FIG. It is fastened when the hydraulic pressure is supplied to the chamber 3R in addition to the chamber 2A and is released when the hydraulic pressure is supplied to the chamber 3R, and is fastened when the hydraulic pressure is supplied to the weight 4A in addition to the chambers 2A and 3R.
[0038]
The power transmission train of FIG. 7 operates with various combinations of friction elements B / B, H / C, VF / C, LR / B, and R / C as shown in the friction element operation table of FIG. ) To change the rotation state of the elements constituting the planetary gear sets 4 and 5 in cooperation with the operation (fastening) of the friction element LO / C, thereby rotating the output shaft 3 with respect to the rotation speed of the input shaft 2. By changing the speed ratio, it is possible to obtain a forward speed, a reverse speed and a reverse speed. In FIG. 8, the Δ mark also indicates the operation (hydraulic inflow), but this Δ mark indicates the friction element to be operated when the engine brake is necessary.
[0039]
A speed change operation according to the second embodiment will be described.
As shown in FIG. 8, the 3 → 4 shift is performed by engaging the band brake B / B and releasing the variable forward clutch VF / C. In the state of the third speed, the band brake B / B is in a released state by supplying hydraulic pressure to the chamber 2A and the chamber 3R, and the variable forward clutch VF / C selects the fully engaged state C. When the shift from this state to the fourth speed is started, the variable forward clutch VF / C is switched to the one-way clutch state B, the supply of hydraulic pressure to the chamber 4A of the band brake B / B is started, and the band brake B / B The fastening of B is started. In the transitional state until the band brake B / B is completely engaged, the variable forward clutch VF / C overruns according to the change in the transmission torque between the carrier 4C and the ring gear 5R and smoothly releases from the engaged state. Switch to state. Thereafter, when the band brake B / B is completely engaged, the variable forward clutch VF / C is brought into the completely released state A, and the fourth speed is selected.
[0040]
In this 3 → 4 shift, the variable forward clutch VF / C only needs to overrun in a transient state in which the band brake B / B switches from the released state to the engaged state, and therefore the engagement of the band brake B / B starts. Immediately after, the variable forward clutch VF / C may be switched from the fully engaged state C to the one-way clutch state B. Further, after the variable forward clutch VF / C is overrun, the one-way clutch state B may be switched to the completely released state A even before the band brake B / B is completely engaged.
[0041]
Conversely, the 4 → 3 shift is performed by releasing the band brake B / B and engaging the variable forward clutch VF / C. In the fourth speed state, the band brake B / B is in the engaged state with the hydraulic pressure supplied to the chamber 2A, the chamber 3R, and the chamber 4A, and the variable forward clutch VF / C selects the fully released state A. is doing. When the shift from this state to the third speed is started, the variable forward clutch VF / C is switched to the one-way clutch state B, the discharge of the hydraulic pressure in the chamber 4A of the band brake B / B is started, and the band brake B / B Start releasing. In a transient state until the band brake B / B is completely released, the variable forward clutch VF / C smoothly changes from the released state to the engaged state in accordance with the change in the transmission torque between the carrier 4C and the ring gear 5R. And switch. Thereafter, when the band brake B / B is completely released, the variable forward clutch VF / C is brought into the fully engaged state C, and the third speed is selected.
[0042]
In this 4 to 3 shift, the variable forward clutch VF / C responds to a change in the transmission torque between the carrier 4C and the ring gear 5R in a transient state where the band brake B / R is switched from the engaged state to the released state. The variable forward clutch VF / C may be switched from the fully released state A to the one-way clutch state B immediately after the release of the band brake B / B is started. Further, after the variable forward clutch VF / C is engaged, the one-way clutch state B may be switched to the fully engaged state C even before the band brake B / B is completely released.
[0043]
The operation of the second embodiment will be described.
In the second embodiment, the variable forward clutch VF / C can realize three states, that is, a fully released state A, a one-way clutch state B, and a fully engaged state C. Therefore, between the ring gear 5R and the carrier 4C, Relative rotation can be controlled only by the variable forward clutch VF / C, and other friction elements (forward clutch F / C, overrun clutch OR / C) and other hydraulic servos for controlling them. Since it is not necessary to use the device, it is possible to prevent an increase in the number of parts inserted between the ring gear 5R and the carrier 4C and to prevent the automatic transmission from becoming large.
[0044]
Since the variable forward clutch VF / C can be controlled by one hydraulic servo device, the hydraulic circuit for supplying or discharging the hydraulic pressure to the hydraulic servo device can be prevented from becoming complicated, and the hydraulic pressure can be supplied. This prevents the hydraulic control for discharging from becoming complicated.
[0045]
Further, the roller 12 is supported by the carrier 4C as the outer race 11, so that when the variable forward clutch VF / C selects the fully released state A, the roller 12 is rotated by the rotation of the variable forward clutch VF / C itself. Even if the roller 12 is displaced outward in the rotational radial direction by the acting centrifugal force, the roller 12 and the ring gear 5R as the inner race 10 do not come into contact with each other, so that the power transmission efficiency between the ring gear 5R and the carrier 4C is high. It is possible to prevent the decrease and further to prevent the deterioration of the fuel consumption of the vehicle.
[0046]
Next, another embodiment will be described.
The application method of the automatic transmission according to the first embodiment to the shift control device is not limited to the second embodiment. For example, the transmission case 6 and the carrier 4C in FIG. You may make it correlate with a clutch apparatus.
[0047]
That is, the low one-way clutch LO / C and the low and reverse brake LR / B are abolished, and instead of them, the clutch device of the first embodiment is replaced with a transmission case 6 as an outer race and a carrier 4C as an inner race. Apply between.
[0048]
In this case, since the transmission case 6 does not rotate, it is easy to dispose the clutch control means. For example, the guide can be driven by driving means such as a step motor.
[0049]
As described above, when either one of the inner race and the outer race does not rotate, the clutch control means can be easily provided. For example, the clutch of the first embodiment can be substituted for the one-way clutch that supports the stator of the torque converter. It is also possible to apply the device.
[0050]
When the clutch device of the first embodiment is applied to the torque converter, if the clutch device selects the fully engaged state C in the lock-up region of the torque converter, the engine brake is effectively applied during inertial running of the vehicle. Will be able to.
[0051]
【The invention's effect】
In the clutch device of the present invention, the invention described in claim 1 is that the clutch control means controls the transmission of the clutch member by moving the guide to one of the first to third guide positions. Since the clutch device can realize a fully released state, a one-way clutch state, and a completely engaged state with a clutch member (one friction element) and a clutch control means (one control device), an increase in the number of parts is prevented. The apparatus to which the clutch device is applied can be prevented from increasing in size, and the above three states can be selected by one control device, so that the effect of preventing the control from becoming complicated can be obtained.
[0052]
In addition to the above-described effect, the invention described in claim 2 allows the support means to support the clutch member on the outer ring so that the clutch member can tilt, so that the clutch device is in a fully disengaged state. Even if the clutch member is displaced outward in the rotational radial direction by the centrifugal force acting on the clutch member due to the rotation of the device, the clutch member of the inner ring and the outer ring is likely to contact only the outer ring, so that it rotates relatively. It is possible to prevent the clutch member and the inner ring from coming into contact with each other and to prevent a reduction in power transmission efficiency of a device to which the clutch device is applied.
[0053]
According to a third aspect of the present invention, the clutch control means (hydraulic servo device) is arranged to rotate in conjunction with the inner ring and the outer ring that support the clutch member, and the hydraulic pressure is supplied to and discharged from the oil chamber of the hydraulic servo device. Accordingly, the hydraulic servo device moves the guide to one of the first to third guide positions to control the tilting of the clutch member, so that both the inner ring and the outer ring rotate. In addition, since the hydraulic servo device can be easily provided to the clutch device and the clutch device can be controlled by one hydraulic servo device, a hydraulic circuit for supplying or discharging hydraulic pressure to the hydraulic servo device is provided. It is prevented from becoming complicated, and the hydraulic control for supplying and discharging hydraulic pressure is prevented from becoming complicated.
[0054]
Furthermore, the invention described in claim 4 is such that when the pressing means is located between the first return spring that always generates a pressing force against the hydraulic piston and the guide between the second guide position and the third guide position. By having the second return spring that generates a pressing force against the hydraulic piston, the pressing force acting on the hydraulic piston changes back and forth at the second guide position where the one-way clutch state is established. When maintaining the second guide position, it is possible to prevent the guide from being displaced from the second guide position due to variations in the hydraulic pressure acting on the hydraulic piston, and to easily maintain the one-way clutch state.
[0055]
In the invention described in claim 5, the support means accurately supports the transmission of the clutch member by supporting the clutch member so as to be tiltable by a pin in the direction of supporting the clutch member of the inner ring and the outer ring. Thus, the effect that the amount of tilting of the clutch member by the guide can be accurately controlled can be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a clutch device showing a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line II of FIG.
FIG. 3 is a cross-sectional view when the guide shown in FIG. 2 moves.
FIG. 4 is a cross-sectional view when the guide shown in FIG. 2 is further moved.
5 is a cross-sectional view taken along the line II-II in FIG.
FIG. 6 is a diagram showing a relationship between a stroke of a hydraulic piston and a return force acting on the hydraulic piston.
FIG. 7 is a skeleton diagram showing a power transmission train of an automatic transmission to which Embodiment 1 of the present invention is applied.
FIG. 8 is a diagram showing a friction element operation table of the shift control device of the automatic transmission to which the first embodiment of the present invention is applied.
FIG. 9 is a skeleton diagram showing a power transmission train of a conventional automatic transmission.
FIG. 10 is a diagram showing a friction element operation table of a conventional shift control device for an automatic transmission.
[Explanation of symbols]
1 Torque converter
2 Input shaft
3 Output shaft
4 First planetary gear unit
5 Second planetary gear unit
6 Transmission case
10 Inner race (equivalent to inner ring)
11 Outer race (equivalent to outer ring)
12 Rollers (equivalent to clutch member)
13 pin (equivalent to support member)
14 Guide
15 Hydraulic cylinder
16 Hydraulic piston
17 Oil chamber
18 First return spring
19 Second return spring

Claims

An inner ring and an outer ring arranged concentrically so as to be relatively rotatable apart from each other in the radial direction;
A plurality of clutch members arranged in the circumferential direction between the inner ring and the outer ring,
In the clutch device that restricts relative rotation between the inner ring and the outer ring according to the tilting of the clutch member,
A support means for tiltably supporting the clutch member on the inner ring;
A guide formed in a ring shape and having a plurality of openings in the circumferential direction for accommodating the clutch member;
Clutch control means for controlling the tilt of the clutch member by moving the guide in the circumferential direction,
Said clutch control means comprises a first guide position to allow both directions of the relative rotation of the inner ring and the outer ring by releasing said clutch member relative to the outer ring, the inner ring contact according to tilting movement of the clutch member in said opening and outer wheels to the release or to engage the clutch member against the second guide position to limit the relative rotation in one direction only, to engage the clutch member with respect to the inner ring and the outer ring to regulate the tilting of the clutch member, wherein A clutch device that controls the tilting of the clutch member by moving the guide to any one of the third guide positions that restrict relative rotation in both directions.
more than