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

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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(12)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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