JP4933120B2 - 流れ力の補償を行う圧力調整器を有する自動変速機 - Google Patents

Description

本発明は、全体的に圧力調整器を有する自動変速機に関し、より詳しくは流れ力を補償或いは補正する圧力調整器を有する自動変速機に関する。

一般に、陸上車両は３つの基本的な構成要素からなる伝動機構を必要とする。これらの構成要素は、動力装置（内燃機関等）、動力変速機、及び車輪を含む。動力変速機構成要素は、通常単に「トランスミッションすなわち変速機」と呼ばれている。エンジンのトルク及び速度は、車両の牽引動力要求に基づいて変換される。最近、従来の自動車に使用するために広く入手可能な二つの代表的な変速機がある。第１の最も古い形式は手動で操作される変速機である。これらの変速機は、変速機内でギヤ比を選択的に変えるために駆動ラインを動力装置及びギヤシフトレバーに係合或いは非係合させる足操作始動すなわち発進クラッチを含む。手動変速機を有する車両を駆動するとき、運転者は、一方の歯車から次の歯車へ円滑で効率的なシフトを達成するために、クラッチペダル、ギヤシフトレバー、及びアクセルペダルの操作を連係させなければならない。手動変速機の構造は、単純で堅固であり、直接動力接続をエンジンから車両の最終駆動車輪までさせることによって良好な燃料の節約を提供する。更に、運転者はシフトのタイミングに亘って完全な制御を与えられるので、車両が最も効率的に駆動されるように、運転者はシフト過程を動的に調節できる。手動変速機の一つの欠点は、ギヤシフティングすなわちギヤシフト操作中に駆動接続に中断があることである。これは、効率の損失を生じる。更に、手動変速機を採用する車両において歯車をシフトするために運転者の方には多くの肉体的な相互作用が要求される。

従来の自動車における動力変速機に対する第２の新しい選択は、自動変速機である。自動変速機は操作の容易性を提案する。自動変速機を有する車両の運転者は、両手、両足の使用を要求されない。すなわち、車両を安全に運転するために、一方の手をハンドルのために、他方の手をギヤシフトのために、また、一方の足をクラッチのために、他方の足をアクセル及びブレーキペダルのために使用する必要はない。更に、運転者は交通機関の常時変化する速度に順応するために継続してギヤをシフトすることに注意を払わないですむので、自動変速機は発進、停止に大きな便宜を与える。従来の自動変速機はギヤシフト操作中に駆動接続の中断を回避するけれども、それらは、エンジンの出力部と運動エネルギを伝達する変速機の入力部との間に配置されたトルクコンバータ等の流体動力学装置が必要であったために効率が低下する欠点から免れない。更に、自動変速機は、通常は機械的により複雑であり、したがって手動変速機よりも高価である。

例えば、トルクコンバータは、内燃機関からのトルク入力によって回転するように有効に接続された羽根車組立体、羽根車組立体と被駆動関係に流体接続されたタービン組立体、及びステータ又はリアクタ組立体を通常は含む。これらの組立体は、トルクコンバータ内の運動流体のためのほぼトロイダル状すなわち円環体状の流通路を共に形成する。各組立体は、機械的エネルギを流体力学的エネルギに変換し、そして機械的エネルギに戻す複数のブレード又はベーンを含む。従来のトルクコンバータのステータ組立体は、羽根車組立体及びタービン組立体の回転方向において軸の周りに一方向には回転を鎖錠されるが、軸周りに回転できる。ステータ組立体が回転を鎖錠されたとき、トルクはトルクコンバータによって倍増される。トルク倍増中は、出力トルクはトルクコンバータ用入力トルクよりも大きい。しかし、トルク倍増がないとき、トルクコンバータは流体継手となる。流体継手は、固有の滑りを有する。トルクコンバータの滑りは、速度比が１．０未満（ＲＰＭ入力＞トルクコンバータのＲＰＭ出力）のときに存在する。固有の滑りは、トルクコンバータの効率を減少する。

トルクコンバータはエンジンと変速機との間に円滑な結合を与えるが、トルクコンバータの滑りは寄生損出を発生し、それによって全体の伝動機構の効率を低下させる。更に、トルクコンバータそれ自体は、ギヤシフト操作の作動のために加圧流体要求に加えて加圧作動油を必要とする。このことは、自動変速機がコンバータ係合及びシフト変更のために必要な液体圧力を与えるために大容量ポンプを持たなければならないことを意味する。ポンプを駆動しかつ流体を加圧することが必要な動力は、自動変速機における効率のさらなる寄生的な損失を招く。

より少ない欠点を持った両形式の変速機の長所を有する車両変速機を提供する進行中の試みにおいては、伝統的な「手動」及び「自動」変速機の組合せが開発された。ごく最近では、車両運転者からのいかなる入力なしに自動的にシフトする従来の手動変速機の「自動化」変種が開発された。このような自動化手動変速機又は自動・手動変速機（ＡＭＴ）は、手動変速機において伝統的に見出された噛合ギヤホイールの係合を制御する同期化クラッチを自動的にシフトするように変速機制御機又はある種の電子制御ユニット（ＥＣＵ）によって制御される複数の動力作動アクチュエータを含む。その様々な形態は、ギヤチェンジすなわち変速に影響を及ぼすように電気的又は液圧的動力アクチュエータを含んでいた。ＡＭＴの開発は、トルクコンバータを有する従来の自動変速機を超えた自動車用動力変速機の実用的で改良された手段を提供した。しかし、これらの新しい自動化変速機の固有の改善によっても、それらは順次ギヤシフト操作中に入力軸と出力軸との間の駆動接続において動力が中断していた。動力が中断するシフティングは、手動変速機と一般に関連されかつ特定の運転環境においては好ましくないと考えられる個々のシフト感触を生じる。

ＡＭＴにおける動力の中断を排除するために、ギヤシフトが負荷のかかった状態でなされるようにするために動力切り換え（パワーシフト）され得るその他の自動化手動式変速機が開発された。このような動力シフト自動化手動変速機の例は、１９９８年１月２７日に村田に発行された米国特許第５，７１１，４０９号の「ツイン・クラッチ式変速機」、及び２０００年４月４日にＲｅｅｄ，Ｊｒ等に発行された米国特許第５，９６６，９８９号の「二重入力軸を有する電子−機械的自動変速機」に示されている。これらの格別な形式の自動化手動変速機は二つのクラッチを有し、二重又は単にツイン・クラッチ・変速機（ＤＣＴ）として一般に言われている。二重クラッチ構造は、単独エンジン・フライホイール構造から動力入力を引き出すようにしばしばに同軸に或いは協同的に構成される。しかし、ある設計では、同軸ではあるが変速機本体の両側に配置されかつ異なる入力源を有するクラッチを持った二重クラッチ組立体を有している。それにもかかわらず、その配置は一つのハウジング内に二つの変速機を有するものと同等である。すなわち、二つの入力軸の各々にある一つの動力変速機組立体が一つの出力軸を付随的に駆動する。各変速機は、独立してシフトされかつクラッチ係合され得る。このような仕方においては、手動変速機の高い機械的効率と共に、歯車間の動力を中断しないアップシフト動作及びダウンシフト動作が自動変速機形体において利用できる。このようにして、燃料の節約及び車両性能の顕著な増加は、特定の自動化手動変速機の有効使用を通じて達成されうる。

二重クラッチ式変速機構造は二つの乾式ディスククラッチを含んでいてもよい。各々はそれら自体のクラッチアクチュエータを有していて、二つのクラッチディスクの係合、非係合を独立して制御する。クラッチアクチュエータは電子−機械式でもよいが、変速機内で潤滑装置がポンプを必要とするので、いくつかの二重クラッチ式変速機（以下単に二重クラッチ変速機）は液体シフティング及びクラッチ制御を利用する。これらのポンプは最もしばしばゲロータ式であり、それらが通常はトルクコンバータに供給する必要がないので、従来の自動変速機に用いられているものよりもずっと小さい。したがって、任意の寄生損失は小さく維持される。シフトは、シフト事象に先だって所望の歯車に係合することによってかつ続いて対応するクラッチに係合することによって、達成される。特定時において、二つのクラッチ及び二つの入力軸によって、二重クラッチ変速機は同時に二つの異なる歯車比状態になってもよいが、一方のクラッチだけが係合されて、任意の所定の瞬間に動力を伝達する。次の高速歯車にシフトするために、駆動されていないクラッチ組立体の入力軸の第１の所望の歯車が係合され、次いで駆動されているクラッチが解除され、駆動されていないクラッチが係合される。

このことは、二重クラッチ変速機が各入力軸に交互に配置された前進歯車比を有するように構成されるべきことを要求する。換言すれば、第１の歯車から第２の歯車へのアップシフトを遂行するために、第１及び第２の歯車は異なる入力軸上になければならない。したがって、奇数の歯車は一方の入力軸と関連され（すなわち入力軸に取り付けられ）、また、偶数の歯車は他方の入力軸と関連され（すなわち入力軸に取り付けられ）る。この規則を考慮して、入力軸は一般に奇数軸及び偶数軸と呼ばれる。通常は、入力軸は加えられたトルクを単独の副軸に伝達する。副軸は入力軸の歯車の相手となる歯車を含む。副軸の相手歯車は、入力軸上の歯車と一定に噛み合う。副軸は、出力軸上の歯車に噛合係合される出力歯車を含む。したがって、エンジンからの入力トルクは、一方のクラッチから入力軸に、歯車組を介して副軸に、副軸から出力軸に伝達される。

ＡＭＴ又はＤＣＴにおける歯車選定及び歯車係合は、従来の手動変速機におけるものと類似している。各歯車組における歯車の一つは、それが軸の周りに慣性で回るように各軸に配置される。シンクロ装置は、それが歯車を軸に選択的に係合できるように、慣性回転歯車の次に軸に配置される。新しいＡＭＴ及びＤＣＴ設計の大多数は６つの前進歯車と一つの後進歯車とを採用する。後進歯車は、先の設計よりは歯車組を精密比にすることによってより大きな効率及び燃料経済を与える。

これらの新しい形式の自動変速機は従来の変速機に関連したいくつかの短所を克服したが、効率的でかつ費用の有効な仕方で所望の車両所有者の快適な目標を達成するために、これらの自動的に作動される変速機を制御・調整することは、複雑な事柄になることがわかった。各シフトが円滑かつ効率的に起こるように、変速機内で適正に時間を決めかつ実行すべき多数の事象がある。

更に、これら形式の自動変速機の制御は、変速機内の様々な構成要素を液圧作動することによって実行されるので、安定した液体供給圧力を与えることが重要である。液圧作動装置はそれらを作動するために供給された所定の圧力に対して所定の正確な仕方で応答するので、液体供給圧力の不正確な制御により、ＡＭＴ又はＤＣＴ変速機の運転及び制御が不正確になる。この点まで、これらの新しい形式の自動変速機における安定した液体供給圧力を確立、維持することは、問題をはらんでいることがわかった。前述したように、ポンプは、変速機の制御及び作動のために加圧作動油を供給するように採用されている。更に、クラッチ及び歯車組立体は、流体の二次的流れによって潤滑・冷却される。通常は、ポンプはエンジンから取られた動力によって機械的に駆動される。このようにして、ポンプから送給された液体圧力は、ポンプ速度がエンジン速度の増加に応答して増加するに従って、増加する。

エンジン速度が変化するに従ってポンプによって送給される液体圧力が変化することに取り組むために、従来の二重クラッチ変速機の液体供給回路は圧力調整器を含む。更に詳しくは、圧力調整器は、液体供給ラインに特別な所定圧力を確立しかつ維持するように採用される。圧力調整器は、ポート間の流体流れを指向しかつ制御するように、弁本体内の様々なポートを超えて前進、後退する弁本体内に滑動自在に配置された弁部材を含む。

ポンプはアイドル時に必要な圧力を与えるように寸法決めされかつエンジン速度が増加するに従って増加圧力を与えるので、圧力調整器はポンプの戻り側又は吸引側に過剰流れを放出するように通常は設計される。この作用はせいぜい圧力の全体変化の基本的調整を与えるにすぎない。しかし、従来の調整の取組みは、液体回路内の作動油の様々な流れ効果を正しく考慮することに欠けており、ＡＭＴ又はＤＣＴ変速機に正確な制御を保証する必要がある正確な安定した液体供給圧力を与えない。特に、安定した調整済み「ライン」圧力を与えるために、圧力調整器は、そのライン圧力側及び戻り側又は吸引側の液体流れ変化のために、圧力調整器内に起こる流れ力の変化に応答しなければならない。

流れ力は、流体が圧力調整器を通過するときに、調整器弁部材のランド部に作用する流体の相対的な力である。流れ力は、安定状態又は過渡状態のいずれかであると考えられる。安定状態の流れ力は、調整弁部材と入口及び出口との間で圧力調整器内に形成されたオリフィスの流体加速特性から生じる調整器の弁部材にかかる作動油の力である。安定状態の流れ力は、調整器及び形成されたオリフィスの領域を介した圧力低下に直接比例する。安定状態の流れ力は、調整器を閉じる方向に常に作用する。安定状態の流れ力は、比較的一定の流れ条件のために調整弁部材の安定状態に関連する。

過渡的流れ力は、弁部材が動かされたときに起こる流体内の力であり、弁内の調整領域の寸法が変化したときに、弁を通過する流体速度が変化することによるものである。過渡流れ力の大きさは、弁部材の移動速度及び圧力変化に比例する。過渡流れ力の方向は、流れの変化によって決まる。過渡流れ力は、弁部材の調整移動に関連する。

流体流れが圧力調整器の弁本体を通過するとき、圧力調整器に作用するこれらの流れ力の効果は一目瞭然となる。流体が圧力調整器を通過するとき、固有の流れ力が弁部材の物理的表面に作用し、加えられた力が弁本体の弁部材の位置に物理的に作用して、それを圧力調整器内で動かしかつ不安定を発生させる。例えば、ポンプからの流体流れの増加が圧力調整器の弁部材表面に作用してそれを更に開くか、又はポンプ吸引の増加が圧力調整器を制御されていない仕方で動かす。流れ力による圧力調整器弁部材の強制移動は、ライン圧力に不安定性を生じ、圧力調整器が修正をしようとしたときに、流れのさらなる変動を生じる。圧力調整器の弁部材に作用する流れ力の影響は、圧力調整器のポート及び弁部材がどのように設計されているか、また、圧力調整器が液体回路にどのように有効に設置されているかに基づいて変わる。

したがって、最近の圧力調整器は、ライン圧力を相対範囲まで全体的に調整するという意図された目的のために全体的に稼働したが、それらは流れ力変動をまだ受けやすく、変速機の不正確な流体制御を生じる。特に、従来の変速機圧力調整器の構造上の形体は、二つの公知形式の一つであり、いずれも特定の欠点を免れない。これら二つの形式の圧力調整器構造は、圧力がどのようにして物理的に調整又は「計量」されるかと言うことに関してそれらの異なる取組みに基づく。一つの取組みは、「メータイン」構造として知られている圧力調整器弁部材及びポートの相互作用に関する。そのメータイン構造においては、圧力調整器の弁部材が、圧力調整器の戻り又は吸引口を開放及び非拘束状態にして、ライン（入口）ポートのライン圧力を横切って動きかつ調整（計量）するように設計されている。メータイン構造は、安定状態流れに亘って良好な制御を与えるが、過渡流れ力を調整するさいに一般に不安定になる。他の圧力調整器設計の取組みは、「メータアウト」構造として知られている。メータアウト構造によって、圧力調整器の弁部材は、圧力調整器のライン入口ポートを開放しかつ非拘束状態にして、吸引（出口）ポートのライン圧力を横切って動きかつ調整（計量）するように設計されている。メータアウト構造は過渡的な流れ力状態中に良好な制御を与えるが、安定状態流れ力の安定制御に欠ける。これらの圧力調整器構造のいずれにおいても弁安定性に欠けていることは、ライン圧力変動、二重クラッチ変速機の続いて起こる不正確な作動及び制御を引き起こす。圧力調整器に起因する二重クラッチ変速機の液体制御における非効率及び不正確は、個別であり、車両出力動力及び燃料経済の定量化できる損出を発生する。

ＡＭＴ又はＤＣＴ変速機において、過渡流れ力が特定の運転期間中にのみ起こるが、圧力調整器は安定状態流れ力を最もしばしば受ける。したがって、上述した不安定性によってさえも、メータイン構造は従来の二重クラッチ変速機において採用された最も共通形式である。メータイン構造調整器における過渡流れ力効果を補償すべき試みがなされた。しかし、これらの試みは、まったく不成功であり、安定状態流れ力制御において不安定性を導入すること犠牲にして安定状態流れ力効果に対する補償のみがなされた。したがって、ＡＭＴ又はＤＣＴ変速機において液体圧力調整器と共に採用された従来の取組みは、ライン圧力の変動及び不正確な制御に対して非効率でかつ影響を受けやすいままになっている。したがって、安定状態の流れ力及び過渡的な流れ状態のための安定ライン圧力を与える流れ力補償を伴った圧力調整器を有する自動変速機に対する要求が当前記技術においては残っている。

本発明の目的は、前述の従来の欠点をなくした、流れ力を補償或いは補正する圧力調整器を有する自動変速機を提供することである。

更に詳しくは、圧力調整器は、弁穴、加圧作動油源との流体連通を与かつ圧力源への戻りを与える少なくとも一つの入口及び少なくとも一つの出口を有する弁本体を含む。弁部材は弁本体内に滑動自在に配置されていて、外周及び計量面すなわち調整面を有する少なくとも一つの弁要素を含む。計量面すなわち調整面は、弁本体の入口及び出口間の加圧作動油の流れを制御する。調整面は、外周に隣接して配置された流れ力補償環状間隙を含む。環状間隙は、外面（外周）と及び外面（外周）に交差しかつ環状間隙に接する直線との間で測られた進み角αによって画定される。

このようにして、流れ力を補償或いは補正する圧力調整器を有する本発明の自動変速機は、安定状態流れ及び過渡的な流れ状態にかかわらずライン圧力の高度に安定した正確な制御を行う利点を提供する。本発明は、圧力調整器を通過する調整された液圧流体の流れにおける固有の流れ力の影響を減少するように圧力調整器を介して液体流れを向ける整形された弁部材及びポートを含む。これは、極めて正確で安定したライン液体圧力与えて、変速機を正確で効率的に制御し。これにより変速機及び車両の効率を改善する。

本発明のその他の目的、特徴、及び利点は、添付図面に関連してなされた次の記載を読んだ後に容易にわかり、同時によりよく理解されるであろう。

本発明は、全体として圧力調整器を含むオートマチックトランスミッションすなわち自動車用自動変速機に関し、更に詳しくは、流れ力を補償或いは補正する圧力調整器を有する自動変速機に関する。一般に、自動変速機は、車両伝動機構の一部を形成し、内燃機関等の原動機からトルク入力を取り入れかつ選択可能ギヤ比を介して車両駆動車輪に伝達する役割を果たす。自動化手動変速機及び二重クラッチ式変速機として広く知られている形式の生産された自動変速機を有する車両変速機における最近の進展に関して、本発明は、調整器の弁部材に固有に作用する流れ力を補償できない変速機圧力調整器を採用することに関連した短所及び欠点を克服する。

流れ力の補償を伴う圧力調整器を有する本発明の自動変速機の一例は、二重クラッチ式変速機（以下この実施形態の説明で二重クラッチ変速機で、図１において総体的に１０で示される）として代表される。当業者であれば、ここでは説明されていないが、本発明の圧力調整器が、液圧を制御するために圧力調整器を利用する自動変速機のすべての多様性と共に採用されてもよいことを理解するであろう。この例に関しては、同様の数字が説明全体に亘って同様な構造を示す図１に示すように、二重クラッチ変速機１０は、二重同軸クラッチ組立体１２、第１の入力軸１４、第１の入力軸１４に同軸の第２の入力軸１６、副軸１８、出力軸２０、逆転すなわち後進副軸２２、及び複数のシンクロ装置２４を含む。

二重クラッチ変速機１０は、車両伝動機構の一部を形成し、内燃機関等の原動機からトルク入力を取り入れかつそのトルクを選択可能ギヤ比によって車両駆動車輪に伝達する役割を果たす。二重クラッチ変速機１０は、エンジンからの付加トルクを、二重同軸クラッチ組立体１２を介して第１の入力軸１４又は第２の入力軸１６のいずれかに有効に送る。入力軸１４及び１６は、第１の歯車列を含む。第１の歯車列は、副軸１８に配置された第２の歯車列と常時噛み合う。異なるギヤ比組を与えるために第２の歯車列の一つと噛み合う第１の歯車列の各一つは、トルクを伝達するために用いられる。副軸１８は、出力軸２０に配置された第２の出力歯車と常時噛み合う第１の出力歯車を含む。複数のシンクロ装置２４は、２本の入力軸１４、１６及び副軸１８に配置され、また、ギヤ比組の一つに選択的に係合するように複数のシフトアクチュエータ（図示せず）によって有効に制御される。したがって、トルクは、エンジンから二重同軸クラッチ組立体１２へ、入力軸１４又は１６の一方へ、ギヤ比組の一つを介して副軸１８へ、出力軸２０へ伝達される。出力軸２０は、出力トルクを伝動機構の残りに与えられる。更に、後進副軸２２は、第１の歯車列の一つと第２の歯車列の一つとの間に配置された中間歯車を含む。それは、副軸１８及び出力軸２０の逆転を許す。これらの構成要素の各々は後に詳細に説明される。

特に、二重同軸クラッチ組立体１２は、第１のクラッチ機構３２及び第２のクラッチ機構３４を含む。第１のクラッチ機構３２は一部がエンジンのフライホイール（図示せず）の一部分に物理的に接続され、また、一部が第１の入力軸１４に物理的に取り付けられるので、第１のクラッチ機構３２は第１の入力軸１４を選択的に有効にフライホイールに係合させ又はそこから非係合にすることができる。同様に、第２のクラッチ機構３４は一部がフライホイールの一部分に物理的に接続され、また、一部が第２の入力軸１６に物理的に取り付けられるので、第２のクラッチ機構３４は第２の入力軸１６を選択的に有効にフライホイールに係合させ又はそこから非係合にすることができる。図１に示すように、第１及び第２のクラッチ機構３２及び３４は、第１のクラッチ機構３２の外側ケース２８が第２のクラッチ機構３４の外側ケース３６の内側に嵌合するように、同軸同心である。同様に、第１及び第２の入力軸１４及び１６も同軸同心であって、第２の入力軸１６は、第１の入力軸１４を通しかつそれを部分的に支持するのに十分な内周を有する中空体である。第１の入力軸１４は、第１の入力歯車３８及び第３入力歯車４２を含む。第１の入力軸１４は第２の入力軸１６よりも長くなっていて、第１入力歯車３８及び第３の入力歯車４２が、第２の入力軸１６を超えて延びる第１の入力軸１４の一部分に配置される。第２の入力軸１６は、第２の入力歯車４０、第４の入力歯車４４、第６の入力歯車４６、逆転すなわち後進入力歯車４８を含む。図１に示すように、第２の入力歯車４０及び後進入力歯車４８は、第２の入力軸１６及び第４の入力歯車４４に固定され、また、第６の入力歯車４６は軸受組立体５０によって第２の入力軸１６の周りで回転自在に支持されていて、後に詳述するように、随伴シンクロ装置が係合されない限りそれらの回転は制限されない。

好適実施例においては、副軸１８は単一で一体の軸であり、その副軸は、入力軸１４、１６上にある歯車とは対向する歯車すなわちカウンタ歯車を有する。図１に示すように、副軸１８は、第１のカウンタ歯車５２、第２のカウンタ歯車５４、第３のカウンタ歯車５６、第４のカウンタ歯車５８、第６のカウンタ歯車６０、逆転すなわち後進カウンタ歯車６２を含む。副軸１８は第４カウンタ歯車５８及び第６カウンタ歯車６０を固定保持し、他方、第１、第２、第３、後進カウンタ歯車５２、５４、５６、６２は軸受組立体５０によって副軸１８の周りに支持されていて、後に詳述するように、随伴シンクロ装置が係合されない限りそれらの回転は拘束されない。副軸１８は、出力軸２０上の対応する第２被駆動歯車６６に噛合係合する第１の駆動歯車６４を固定保持する。第２の被駆動歯車６６は、出力軸２０に固定保持される。出力軸２０は変速機１０から外方に延びていて、伝動機構の残りに対する取付けを提供する。

後進副軸２２は、比較的短い軸であって、第２の入力軸１６上の後進入力歯車４８と副軸１８上の後進カウンタ歯車６２との間に配置されかつそれらに噛み合う単独の後進中間歯車７２を有する。したがって、逆転すなわち後進歯車４８、６２、７２が係合されたとき、後進副軸２２上の後進中間歯車７２は副軸１８を前進すなわち前進歯車から反対回転方向に回転させ、それにより出力軸２０の逆転を与える。二重クラッチ変速機１０のすべての軸は、例えば、図１に６８で示すローラベアリング等の軸受組立体によって変速機１０内で回転自在に配置されることを理解されたい。

様々な正転すなわち前進歯車及び逆転すなわち後進歯車の係合、非係合は、変速機内のシンクロ装置２４の作動によって達成される。図１に示すように、二重クラッチ変速機１０のこの一例においては、六つの前進歯車及び後進歯車を介してシフトするように用いられる４つのシンクロ装置７４、７６、７８、８０がある。それらは、歯車を軸に係合させることができかつこの検討のために採用された格別の形式が本発明の範囲を超えている様々な公知の形式のシンクロ装置であることを理解されたい。一般に、シフトフォーク又は同様な装置によって動かされうる任意の形式のシンクロ装置が採用されてもよい。図１の代表例に示すように、シンクロ装置は両側で作用する二重作動シンクロ装置であるので、それらは中央中立位置から右に動かされたとき、一方の歯車をその軸に係合させ、また、左に動かされたとき、別の歯車をその軸に係合させる。特に、図１を参照すれば、シンクロ装置７８が左に作動されて副軸１８の第１のカウンタ歯車５２に係合するか、又は右に作動されて第３のカウンタ歯車５６に係合することができる。シンクロ装置８０が左に作動されて後進カウンタ歯車６２に係合するか、又は右に作動されて第２のカウンタ歯車５４に係合することができる。同様に、シンクロ装置７４が左に作動されて第４の入力歯車４４に係合するか、又は右に作動されて第６の入力歯車４６に係合することができる。シンクロ装置７６は右に作動されて第１入力軸１４の端を出力軸２０に直接係合させ、それにより第５の歯車に対して１：１（１対１）直接駆動比を与える。シンクロ装置７６の左への係合をさせるべき歯車組はない。

二重クラッチ変速機１０の動作は、変速機１０の機能を監視する電子制御ユニット（ＥＣＵ）等の特定形式の制御装置によって、又は二重クラッチ変速機１０が装備されてもよい車両用電子制御ユニットによって管理される。それにもかかわらず、本発明の範囲を超えて、本発明が単に一部となる蓄積された制御計画又は一連の制御計画を介して二重クラッチ変速機を制御しかつ作動させる制御装置が存在する。制御装置は、変速機１０を作動するために適正な電圧、信号及び／又は液圧を与える能力を有する。

このようにして、多数の液圧制御組立体又は装置が二重クラッチ変速機の運転を制御するために設置されなければならないことは、容易にわかるであろう。更に、変速機のクラッチ機構、歯車組、及び他の機構部分は、変速機内で循環される液圧流体によって冷却、潤滑されるので、これらの目的のための制御組立体又は装置が同様に設けられなければならない。したがって、二重クラッチ変速機１０は変速機を液圧制御するために電子−液圧回路及び追加の不可欠な構造を含むことを理解されたい。例えば、変速機１０は、流体溜めから引き出しかつ加圧された液圧流体（以下加圧液体）の流れをつくるポンプ（図示せず）を通常は含む。加圧液体は、変速機制御組立体又は装置のための液圧作動及び原動力として用いられ、変速機内で潤滑、冷却媒体としても使用される。ポンプが特定形式のフィルタ及び熱交換機等の特定形式の冷却装置を介して加圧液体を出力することを更に理解されたい。このようにして、ポンプは、変速機内で様々な装置を作動する「ライン」圧力として濾過、冷却された液圧流体を与え、また、冷却媒体源を提供する。

圧力を適正に制御しかつ安定化するために、二重クラッチ変速機１０は圧力調整器をも備える。本発明の圧力調整器は、図２において総体的に１００で示されている。圧力調整器１００は、弁穴１１２を有する弁本体１１０を含む。弁穴１１２は、バイアス端１１４と作動端１１６とを有する。また、弁本体は、加圧液体源との流体連通（流体が流れるように連通）及び圧力源への戻りを与えるのに適した少なくとも一つの入口ポート及び少なくとも一つの出口ポートを含む。特に、弁本体１１０は、第１のライン入口ポート１１８、第２のライン入口ポート１２０、クーラ／潤滑油出口ポート１２２、吸引出口ポート１２４、作動ポート１２６、調整ポート１２８を含む。これらのポートの接続は後に詳述される。

弁部材１３０は、弁穴１１２内に滑動自在に配置される。弁部材１３０は、複数の弁要素１３２を有する。弁要素１３２は、弁本体１１０の入口及び出口間の加圧液体の流れを制御するのに適している。本発明の圧力調整器１００は、制御及び作動装置もしくは変速機の冷却及び潤滑又は両者のために液体ライン圧力を調整するように構成されてもよいことを理解されたい。好適実施例においては、本発明の圧力調整器１００は、制御装置及び作動装置の両者のために或いは変速機の冷却及び潤滑のために圧力を調整するように構成される。したがって、好適実施例は第１及び第２縮径領域１４０及び１４２によってそれぞれ有効に分離された三つの弁要素１３４、１３６、１３８を含む。弁部材１３０は、バイアスすなわち偏倚端１４４と作動端１４６とを更に含む。バイアスすなわち偏倚戻りばね１４８は、弁部材１３０の偏倚端１４４と弁穴１１２の偏倚端１１４との間で弁穴１１２内に配置されている。（図示しないが、偏倚端１１４にはばね受けが公知の方法でもうけられている。）
図２において、圧力調整器１００は、閉じた非調整位置で示されている。エンジン及びポンプが不動作でかつ圧力を供給していないとき、又はエンジンがアイドルでかついかなる過剰圧力をも調整及び放出する必要なしにポンプから供給される液体圧力が所望の圧力であるときに、圧力調整器１００がこの位置にあることを理解されたい。図示するように、第１及び第２の入口ポート１１８及び１２０が、矢印１５２及び１５４に示すように、液体ライン１５０を介してポンプからの加圧液体に連通状態にある。流体供給圧力は、矢印１５８で示すように、液体ライン１５６の連続を介して調整されたライン圧力として様々な制御及び作動構成要素に連通される。ライン圧力は、弁本体１１０の作動端１１６に形成された作動ポート１２６及び作動室１６０へ、矢印１６０に示すように、液体ライン１６２を介して供給される。ライン圧力は、概略的に１６６で示されたＶＢＳ（可変ブリード・ソレノイド）によって調整口１２８に更に供給される。ＶＢＳ１６６は電圧又は電流作動ソレノイドであり、偏倚ばね１４８の力を補助するために弁穴１１２の偏倚端１１４へポンプ出力圧力の小部分を与える。ＶＢＳ１６６は、安定状態圧力条件のための特別に調整された圧力値を設定するために、ポンプ出力の特定の部分を偏倚端１１４に供給するように電子的に制御される。ＶＢＳ１６６によって圧力調整器１００に与えられていないポンプ圧力の残りは、液体回路の戻り液溜めに放出される。ＶＢＳ１６６の可変制御特性により、ライン圧力は、所定の運転条件に対して調節されてもよい所定の圧力出力又は設定点にほぼ制御され得る。

図３に更に示すように、圧力調整器１００の弁部材１３０は第１の調整範囲に示されている。ポンプから供給される液体圧力が様々な制御及び作動構成要素を正確に制御のために過剰な点まで増加したとき、弁部材１３０はこの範囲内で動作することを理解されたい。全体の液体回路の設計は、これがアイドル時又は正にアイドルになるときに起こるようになされることを更に理解されたい。しかし、増加された変速機制御効率の設計目標を維持するさいに、好適実施例においては、ポンプはアイドル時における適正量の液体圧力を与えるように寸法決めされ、また、変速機は、潤滑及び冷却の要件がアイドル時に満たされかつポンプ圧力の放出が初めから必要でないように、構成される。

ポンプ速度及び圧力出力がオフアイドル状態（エンジンがアイドリング状態から外れた速度で回転しているときの状態）まで増加するので、偏倚戻りばね１４８は、作動室１６０に加えられるポンプ圧力に応答して第１の調整範囲まで弁部材１３０が動けるように寸法決めされる。更に、ＶＢＳ１６６は、圧力調整器１００からの所望の出力圧力を与えるよう弁部材１３０の移動を制御するために要求されとき、偏倚戻りばね１４８を補助するために、所定量のポンプ圧力を調整ポート１２８に与える。更に詳しくは、この第１の調整範囲において、過剰なポンプ圧力は、矢印１７２で示すようにクーラ／潤滑油出口１２２及び液体ライン１７０を介して冷却及び潤滑回路へ放出される。弁部材１３０が作動室１６０に作用する圧力によって左に（図面に示すように）動かされるので、第１の調整範囲は、第１の縮径領域１４０が弁本体１１０のクーラ／潤滑油出口ポート１２２に到達しかつ流路１７４が開かれたときに、開始する。第２の縮径領域１４２が弁本体１１０の吸引出口ポート１２４に正に到達しようとする図３に示す点まで、弁部材１３０の第１の調整範囲が継続する。前述したように、ＶＢＳ１６６は、液体ライン１５６の出力ライン圧力が必要に応じて調整されることを保証するよう流路１７４を通る流れを制御するために、ライン圧力の一部を偏倚端１１４に与えてもよい。弁部材１３０は、オフアイドルから低速範囲までに留まるエンジン速度に応答して第１の調整範囲で動作できることを理解されたい。

流路１７４はメータアウト（ｍｅｔｅｒ−ｏｕｔ）流路であり、他方、入口ポート１１８は開いており、第１の弁要素１３４はクーラ／潤滑油出口ポート１２２を横断する流れを計量（調整）する。前述したように、メータアウト構造は、過渡的流れ力の変化中に良好な弁安定性を与えるのに適している。過渡的流れ力の状態が最も優勢である場合に、第１の調整領域に対する動作範囲（ｅｎｖｅｌｏｐ）はオフアイドルでかつ低速度範囲内にあるので、好適な実施例は圧力調整器１００の第１の調整領域に対するメータアウト構造を利用する。流れ力はオフアイドルでかつ低速度範囲内で最少効果を有するけれども、安定状態流れ力のための良好な安定性を与えるために、第１の縮径領域１４０は、鋭い９０度の遷移弁要素１３６を有するのでなくてむしろ流路１７４を平滑にする丸い計量面すなわち調整面１７６を含む。したがって、オフアイドルでかつ低速度範囲内にある比較的低いポンプ出力によって、本発明のクーラ／潤滑油流路１７４のメータアウト構造は、ポンプ供給圧力における流れ力を補償し或いは補正し、弁部材１３０が影響を受けず、また、圧力調整器１００が第１の調整領域にある間に制御作動構成要素に対して安定した正確なライン圧力調整を与えることができる。

エンジン速度、それによるポンプ出力が中間及び高運転範囲まで更に増加したとき、増加したポンプ圧力が弁部材１３０を図４に示すように第２の調整領域まで動かす。この点において、弁部材１３０が更に左に（図面に示すように）動いたときメータアウト構造を有する第２流路１７８は開かれ、また、第２弁要素１３６は矢印１８２で示すように第２の入口ポート１２０を第２の出口ポート１２４及び液体ライン１８０に連通させる。増加圧力及び第２の流路１７８の開口によって、圧力調整器１００を通る加圧液体の流れが増加して、安定状態の流れ力が圧力調整器１００の運転に対して影響を及ぼしかつ負影響をもたらすのに十分に強くなる。前述したように、メータイン構造が過渡的な流れ力よりも良好な安定状態の流れ力に対して固有の能力を有し、かつ、安定状態の流れ力が二重クラッチ変速機の用途において優勢な流れ力効果であるので、従来の用途における共通の設計上の選択はメータイン調整器構造を採択することである。しかし、この設計上の選択（従来のメータイン構造を採用する選択）により、従来の調整器及び変速機構造は、なお少しではあるが明らかに過渡的流れ力の影響を受ける。

一方、本発明の圧力調整器１００は、メータアウト構造を伴う流れ力補償を含む。本発明の二重クラッチ変速機は、過渡的流れ力に応答して安定性を与えるメータアウト構造を有する圧力調整器１００を含み、更に、安定状態流れ力の影響を克服することによって安定した正確な圧力調整を与える流れ力補償を含む。

図５に詳細に最もよく示すように、流れ力補償を達成するために、本発明の弁部材１３０は流れ力補償形状１８４を含む。更に詳しくは、弁要素１３６は外周１８６及び計量面すなわち調整面１８８を有する。調整面１８８は、ライン入口ポート１２０と吸引出口ポート１２４との間の加圧作動油の流れを制御するのに適している。調整面１８８は流れ力補償環状間隙１９０を有する。流れ力補償環状間隙１９０は、弁要素１３６の外周に隣接して配置されかつ外周１８６と及び外周１８６に交差するしかつ環状間隙１９０（環状間隙を画定する曲線）に接する直線１９２との間で測った進み角αによって画定される。更に、流れ力補償形状１８４は、それが弁要素１３８から弁要素１３６の計量面１８８に向かって延びるときに、縮径領域１４２によって画定される円錐台形状の領域を含む。弁要素１３６において、円錐台形状の縮径領域１４２は、環状間隙１９０の内周１９４に融合或いは接続する。弁要素１３６及び円錐台形状の縮径領域１４２の流れ力補償形状１８４は、加圧液体が弁本体１１０を通過して圧力調整器に加圧液体を安定にかつ正確に調整させるので、加圧液体の流れ力を補償又は補正するようになっている。

流れ力補償形状１８４は、シャンク角β及び面取り角γによっても画定される。好適実施例においては、シャンク角βは、第２の弁要素１３８の半径（半径方向線）と円錐台形状の縮径領域１４２の円錐傾斜との間で測られる。更に、弁穴１１２は、第２の入口ポート１２０の縁で円錐台形状の縮径領域１４２と反対に形成された面取り縁１９８を含む。面取り角γは、面取り縁１９８と弁穴１１２に垂直な直線との間で測られ、第２の流路１７８を滑らかにする助けをする。リード角すなわち進み角αは弁部材１３０に作用する流れ力に最も貢献する補償効果を与えるけれども、シャンク角β及び面取り角γは最少限の経験的に確認できる貢献をもたらす。

容易に認識できる効果を与えるために、シャンク角βは３０度と８０度との間の角度範囲に形成されてもよく、また、面取り角γは０度と５５度との間の角度範囲に形成されてもよい。しかし、実験によれば、最適の「シャンク角βは７４度であり、また、最適面取り角γは４５度である。したがって、好適実施例は、図面に示すように、７４度のシャンク角β及び４５度の面取り角γを利用する。

９０度以下のリード角すなわち進み角αを与えることは、弁部材１３０への流れ力の影響をいくらか減少させることもわかった。しかし、弁部材１３０に作用する流れ力は、進み角αの減少に関して単調に減衰する。したがって、進み角αが小さくなり、それによって調整面１８８の環状間隙１９０が深くなればなるほど、流れ力の減少は大きくなる。例えば、円錐台形状縮径領域１４２及び９０度の進み角αを採用することは、非円錐台形状の縮径領域を超えて流れ力をおよそ１３％減少する。それに反して、１０度の進み角αを採用することは、流れ力の影響をほぼ９３％減少する。流れ力の影響の減少パーセントは、最大ポンプ出力と、及び弁部材１３０が第２の調整範囲にあるときの実際のポンプ出力に基づいて変わることを理解されたい。換言すれば、ポンプ出力が高いと、相対減少パーセントが特定の進み角αに対して低くなり、また、ポンプ出力が低いと、相対減少パーセントを同じ各進み角αについて高くなる。製造上の制約及び費用は、本発明の圧力調整器１００を製造するとき選択される進み角に不利な影響を与えることを更に理解されたい。特に、０度にできるだけ近い進み角αを与えることによって、流れ力が理論上は完全に補償されることもあるが、補償を単純に減衰する改良は、より小さい進み角において改善の度合いが減少し、また、製造により費用が嵩むか実用的ではないことを示す。したがって、好適実施例は３０度の進み角αを含む。これは、流れ力の影響を約７８％減少することによって弁部材１３０に作用する流れ力を補償或いは補正し、経済的に大量生産可能である。好適実施例に採用された進み角αは、製造技術及び方法がより小さい進み角を改善しかつより経済的に実現可能にするに従って、継続して減少されることを理解されたい。したがって、本発明の圧力調整器１００は、安定状態及び過渡的な調整状態中に弁部材１３０に作用する流れ力の影響に関して高い弁の安定性及び正確で安定した圧力調整を与える流れ力補償を含む。

本発明は図示したように記載されてきた。使用された専門用語は限定用語と言うよりはむしろ記載の本来の用語であるように意図されていることを理解されたい。本発明の多くの修正及び変更は上記技術に照らして可能である。したがって、特許請求の範囲内において本発明は特に記載されたこと以外でも実施されてもよい。

本発明の圧力調整器を採用することができる形式の二重クラッチ変速機の概略構成図である。 本発明の圧力調整器の断面図であって、圧力調整器が非調整位置にある状態を示す。 本発明の圧力調整器の断面図であって、圧力調整器が第１調整範囲にある状態を示す。 本発明の圧力調整器の断面図であって、圧力調整器が第２調整範囲にある状態を示す。 本発明の圧力調整器の断面詳細図であって、弁部材が流れ力補償形状を有していることを示す。

符号の説明

１０ 自動変速機
１００ 圧力調整器 １１０ 弁本体
１１２ 弁穴 １２０ 入口
１２４ 出口 １３０ 弁部材
１３６ 弁要素 １８６ 外周
１８８ 調整面 １９０ 環状間隙

Claims (5)

1. 流れ力を補償する圧力調整器（１００）を有する自動変速機（１０）であって、前記圧力調整器が、
   弁穴（１１２）、加圧された液圧流体源に流体が流れるように連通する複数の入口(１１８，１２０)と、複数の出口（１２２，１２４）とを有する弁本体（１１０）であって、前記複数の出口のうちの１つ（１２４）は、前記加圧された液圧流体源への戻りと流体連通し、前記複数の出口のうちの１つ（１２２）は、冷却及び潤滑流体回路と流体連通する弁本体（１１０）と、
   前記弁本体（１１０）内に滑動自在に配置されていて、第１の弁要素（１３４）と第２の弁要素（１３６）を含み、前記第１の弁要素（１３４）と前記第２の弁要素（１３６）との間に配置された第１の縮径領域（１４０）を含み、前記第１の弁要素（１３４）と前記第２の弁要素（１３６）と前記第１の縮径領域（１４０）は、前記複数の入口の１つから、前記冷却及び潤滑流体回路と流体連通する前記出口までの加圧された液圧流体の流路を選択的に与える、弁部材（１３０）とを備え、
   前記弁部材（１３０）は、第３の弁要素（１３８）と、前記第３の弁要素（１３８）と前記第２の弁要素（１３６）との間に配置された第２の縮径領域（１４２）とを更に有し、前記第２の弁要素（１３６）は、外周（１８６）と、前記第２の縮径領域（１４２）に隣接する前記第２の弁要素（１３６）に配置された調整面（１８８）を有し、前記調整面（１８８）は、前記加圧された液圧流体源への戻りと流体連通する前記出口（１２４）へ選択的に提供される前記加圧された液圧流体の流れを制御し、前記調整面（１８８）は流れ力補償環状間隙（１９０）を含み、前記流れ力補償環状間隙（１９０）は前記外周（１８６）に隣接して配置され、かつ前記外周（１８６）と、前記外周（１８６）に交差しかつ前記環状間隙（１９０）に接する直線との間で測られた進み角αによって画定され、
   前記第２の縮径領域（１４２）は、前記第３の弁要素（１３８）から前記第２の弁要素（１３６）に向かって延びる円錐台形状を有し、前記円錐台形状は、前記加圧された液圧流体が前記弁本体（１１０）を通過するときに前記加圧された液圧流体の流れ力を補正して、前記圧力調整器が前記加圧された液圧流体を安定して正確に調整する、
   自動変速機（１０）。
2. 請求項１に記載の自動変速機であって、前記円錐台形状の第２の縮径領域（１４２）が、前記第２の弁要素（１３６）の前記調整面（１８８）において前記環状間隙（１９０）の前記内周（１９４）に接続する、自動変速機（１０）。
3. 請求項２に記載の自動変速機であって、前記複数の入口の１つ（１１８）及び前記冷却及び潤滑流体回路と流体連通する前記出口（１２２）は前記弁本体（１１０）内に配置され、前記弁部材（１３０）は、前記複数の入口の１つと前記出口との間のメータアウト調整関係を画定するように前記複数の入口の１つ（１１８）及び前記冷却及び潤滑流体回路と流体連通する前記出口（１２２）に関して前記弁本体（１１０）内で有効に制御される、自動変速機（１０）。
4. 請求項２に記載の自動変速機であって、前記複数の入口の１つ（１２０）及び前記加圧源への戻りと流体連通する前記出口（１２４）は前記弁本体（１１０）内に配置され、前記弁部材（１３０）は、前記複数の入口の１つと前記出口との間のメータアウト調整関係を画定するように前記複数の入口の１つ（１２０）及び前記加圧源への戻りと流体連通する前記出口（１２４）に関して前記弁本体（１１０）内で有効に制御される、自動変速機（１０）。
5. 請求項４に記載の自動変速機であって、前記少なくとも１つの入口（１２０）は面取り縁（１９８）を更に含み、前記面取り縁（１９８）は前記面取り縁（１９８）と前記弁穴（１０２）に垂直な直線との間で測られた面取り角γによって画定され、前記面取り角γは０度から４５度までの角度範囲内にある、自動変速機（１０）。

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