JP6204626B1 - Lubrication mechanism - Google Patents

Lubrication mechanism Download PDF

Info

Publication number
JP6204626B1
JP6204626B1 JP2017104681A JP2017104681A JP6204626B1 JP 6204626 B1 JP6204626 B1 JP 6204626B1 JP 2017104681 A JP2017104681 A JP 2017104681A JP 2017104681 A JP2017104681 A JP 2017104681A JP 6204626 B1 JP6204626 B1 JP 6204626B1
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
oil
valve
hydraulic pressure
pressure
engagement element
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
JP2017104681A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2018200072A (en
Inventor
直之 岸本
直之 岸本
敦 本多
敦 本多
元樹 田淵
元樹 田淵
憲一 西村
憲一 西村
山本 啓二
啓二 山本
雅貴 鯖戸
雅貴 鯖戸
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
Priority to JP2017104681A priority Critical patent/JP6204626B1/en
Application granted granted Critical
Publication of JP6204626B1 publication Critical patent/JP6204626B1/en
Publication of JP2018200072A publication Critical patent/JP2018200072A/en
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Landscapes

  • Check Valves (AREA)
  • Hydraulic Clutches, Magnetic Clutches, Fluid Clutches, And Fluid Joints (AREA)

Abstract

【課題】摩擦係合要素にオイルを供給する時間を長くすることができ、係合する摩擦係合要素に対する冷却効果を確保できること。【解決手段】供給される油圧によって係合状態と解放状態とが切り換わる摩擦係合要素と、摩擦係合要素へのオイルの供給と遮断とを切り換える潤滑切換手段と、油圧を外部に供給する油圧制御手段とを備え、潤滑切換手段は、内部にバルブと弾性部材とが設けられたハウジングを有し、バルブは供給される油圧によって移動して、オイルの供給と遮断とを切換可能であり、弾性部材は油圧に抗する弾性力をバルブに作用させ、潤滑切換手段は、油圧の昇圧中において油圧が高圧側設定値になった場合にオイルの供給を開始し、油圧の降圧中において油圧が低圧側設定値となった場合にオイルの供給を遮断する。高圧側設定値はリターンスプリング力に対応した圧力以上、低圧側設定値はリターンスプリング力に対応した圧力未満とする。【選択図】図4An object of the present invention is to increase the time for supplying oil to a friction engagement element and to ensure a cooling effect for the friction engagement element to be engaged. A friction engagement element that switches between an engagement state and a release state by a supplied hydraulic pressure, a lubrication switching unit that switches between supply and shutoff of oil to the friction engagement element, and supply of hydraulic pressure to the outside. The lubrication switching means has a housing in which a valve and an elastic member are provided, and the valve is moved by the supplied hydraulic pressure to switch between oil supply and cutoff. The elastic member acts an elastic force against the hydraulic pressure on the valve, and the lubrication switching means starts supplying the oil when the hydraulic pressure reaches the high pressure side set value during the pressure increase, and the oil pressure is reduced during the pressure decrease. Oil supply is cut off when becomes the low pressure set value. The high pressure side set value is equal to or greater than the pressure corresponding to the return spring force, and the low pressure side set value is less than the pressure corresponding to the return spring force. [Selection] Figure 4

Description

本発明は、潤滑機構に関する。   The present invention relates to a lubrication mechanism.

特許文献1には、変速機における摩擦係合要素を押圧するクラッチピストンにおいて、摩擦係合要素へのオイルの供給と遮断とを切り換え可能な潤滑切換バルブが開示されている。クラッチピストンは、潤滑用の油路が係合油圧を供給する油路と共通化されており、摩擦係合要素を押圧する際に係合油圧が上昇することによって潤滑切換バルブが開口し、摩擦係合要素にオイルが供給される。潤滑切換バルブは、吐出口が開口する第1設定値をコイルばねのスプリング力に対応する圧力以上に設定している。そのため、係合油圧が第1設定値以上に高まりコイルばねが押し込まれることで開口し、第1設定値よりも高い第2設定値まで昇圧しコイルばねがさらに押し込まれることで閉口する。また、第1設定値未満の際には閉口している。   Patent Document 1 discloses a lubrication switching valve capable of switching between supply and shutoff of oil to a friction engagement element in a clutch piston that presses the friction engagement element in a transmission. The clutch piston has a common oil passage for supplying the engagement hydraulic pressure with the oil passage for lubrication. When the friction engagement element is pressed, the lubrication switching valve is opened by the increase of the engagement hydraulic pressure. Oil is supplied to the engagement element. In the lubrication switching valve, the first set value at which the discharge port opens is set to be equal to or higher than the pressure corresponding to the spring force of the coil spring. For this reason, the engagement hydraulic pressure increases to the first set value or higher and the coil spring is pushed in to open, the pressure is increased to a second set value higher than the first set value, and the coil spring is further pushed in to close the mouth. Moreover, when it is less than the first set value, it is closed.

特許文献1において、摩擦係合要素が解放状態の場合、係合油圧は第1設定値未満であるため、潤滑切換バルブは閉口して遮断状態になり、オイルは摩擦係合要素に供給されないので、解放状態での摩擦係合要素の引きずり損失を低減できる。係合油圧が第1設定値に達すると、潤滑切換バルブが開口して流動状態になり、オイルが摩擦係合要素に供給されるため、解放状態から半係合状態に移行する係合動作によって発熱中の摩擦係合要素を冷却できる。さらに、係合油圧が第2設定値に達すると、潤滑切換バルブが閉口して遮断状態になり、オイルは摩擦係合要素に供給されず、係合状態でのオイルの供給が遮断される。   In Patent Document 1, when the friction engagement element is in the released state, the engagement hydraulic pressure is less than the first set value, so the lubrication switching valve is closed and shut off, and no oil is supplied to the friction engagement element. The drag loss of the friction engagement element in the released state can be reduced. When the engagement hydraulic pressure reaches the first set value, the lubrication switching valve opens and enters a fluid state, and oil is supplied to the friction engagement element, so that the engagement operation shifts from the released state to the half-engaged state. The frictional engagement element that is generating heat can be cooled. Further, when the engagement hydraulic pressure reaches the second set value, the lubrication switching valve is closed and cut off, and oil is not supplied to the friction engagement element, and supply of oil in the engagement state is cut off.

特開2001−165196号公報JP 2001-165196 A

ところで、上述した特許文献1に記載された摩擦係合要素が半係合状態から解放状態に移行した際には、係合状態の場合に比してオイルによる冷却効果が得やすいことから、摩擦係合要素にオイルを供給する時間を長くすることが望ましい。一方、解放状態から係合状態に移行させる際に、潤滑切換バルブを早い時点で開口して流動状態にすると、摩擦係合要素に供給される係合油圧が低下したり係合油圧の昇圧速度が低下したりする。そのため、摩擦係合要素が解放状態から係合状態に移行する場合において、係合状態を維持可能な係合油圧を確保するためには、係合動作中の早い段階で潤滑切換バルブを開口させるのは望ましくない。そこで、摩擦係合要素が解放状態から係合状態に移行する際の係合油圧を所定油圧に確保することを優先させて、第1設定値はリターンスプリング力に対応する圧力より高く設定される。この場合、摩擦係合要素が係合状態から解放状態に移行する場合にも、潤滑切換バルブは係合油圧に合わせて第1設定値で閉口して遮断状態になるため、解放状態における冷却効果が低下する可能性がある。   By the way, when the frictional engagement element described in Patent Document 1 described above shifts from the half-engaged state to the released state, it is easier to obtain a cooling effect by oil than in the engaged state. It is desirable to lengthen the time for supplying oil to the engagement element. On the other hand, when shifting from the released state to the engaged state, if the lubrication switching valve is opened at an early stage to be in a fluid state, the engagement hydraulic pressure supplied to the friction engagement element decreases or the engagement hydraulic pressure is increased. Or drop. Therefore, when the friction engagement element shifts from the released state to the engaged state, the lubrication switching valve is opened at an early stage during the engagement operation in order to ensure the engagement hydraulic pressure that can maintain the engagement state. It is not desirable. Accordingly, the first set value is set higher than the pressure corresponding to the return spring force, giving priority to securing the engagement hydraulic pressure at the time when the friction engagement element shifts from the released state to the engaged state. . In this case, even when the friction engagement element shifts from the engaged state to the released state, the lubrication switching valve closes at the first set value in accordance with the engagement hydraulic pressure and enters the shut-off state. May be reduced.

本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、その目的は、摩擦係合要素が係合状態から解放状態に移行する際にオイルを供給する時間を長くすることができ、摩擦係合要素に対する冷却効果を確保できる潤滑機構を提供することにある。   The present invention has been made in view of the above, and an object thereof is to increase the time for supplying oil when the friction engagement element shifts from the engagement state to the release state. It is an object of the present invention to provide a lubrication mechanism that can ensure a cooling effect on elements.

上述した課題を解決し、上記目的を達成するために、本発明に係る潤滑機構は、供給される油圧がリターンスプリング力に抗して作用して係合状態と解放状態とが切り換えられる摩擦係合要素と、前記摩擦係合要素に供給される油圧が分岐されて供給され、前記摩擦係合要素へのオイルの供給と遮断とを切り換える潤滑切換手段と、油圧を前記摩擦係合要素および前記潤滑切換手段に供給する油圧制御手段と、を備えた潤滑機構であって、前記潤滑切換手段は、バルブと弾性部材とを内部に設けたハウジングを有し、前記バルブは、前記油圧制御手段から供給される油圧によって前記ハウジング内を移動することで、前記摩擦係合要素へのオイルの供給と遮断とを切換可能に構成され、前記弾性部材は、前記バルブへの油圧に抗する弾性力を前記バルブに作用させ、前記潤滑切換手段は、前記弾性力に抗して前記バルブに作用される油圧が上昇する昇圧中において、油圧が高圧側設定値になった場合に前記オイルの供給を開始し、前記潤滑切換手段は、前記バルブに作用される油圧が低下する降圧中において、油圧が低圧側設定値となった場合に前記オイルの供給を遮断し、前記高圧側設定値は、前記摩擦係合要素のリターンスプリング力に対応した圧力以上であり、前記低圧側設定値は、前記摩擦係合要素のリターンスプリング力に対応した圧力未満であることを特徴とする。   In order to solve the above-described problems and achieve the above object, the lubricating mechanism according to the present invention is a friction mechanism in which a supplied hydraulic pressure acts against a return spring force to switch between an engaged state and a released state. A hydraulic pressure supplied to the friction engagement element is branched and supplied, and a lubrication switching means for switching between supply and interruption of oil to the friction engagement element, and hydraulic pressure to the friction engagement element and the A hydraulic control means for supplying to the lubrication switching means, wherein the lubrication switching means has a housing in which a valve and an elastic member are provided, and the valve is connected to the hydraulic control means. By moving in the housing by the supplied hydraulic pressure, it is possible to switch between oil supply to the friction engagement element and blocking, and the elastic member has an elastic force against the hydraulic pressure to the valve. The lubrication switching means actuates the valve and starts supplying the oil when the hydraulic pressure reaches the high pressure side set value during the pressure increase in which the hydraulic pressure applied to the valve increases against the elastic force. The lubrication switching means shuts off the oil supply when the hydraulic pressure reaches the low pressure side set value during the pressure drop when the hydraulic pressure acting on the valve decreases, and the high pressure side set value The pressure is equal to or higher than the pressure corresponding to the return spring force of the engagement element, and the set value on the low pressure side is less than the pressure corresponding to the return spring force of the friction engagement element.

本発明の一態様に係る潤滑機構は、上記の発明において、前記バルブが、底部側において前記ハウジングにおける前記オイルが流入する流入口を閉塞可能、かつ前記オイルを内周側に流入可能な開口が形成された有底の凹形状を有し、前記バルブの凹形状に対応して前記バルブの開口部側と嵌合する凸形状を有しつつ、前記ハウジングに対して固定されているとともに、前記バルブに形成された開口を通じて流入したオイルが流動して外部に吐出可能な油路を形成する筒形状を有するプラグと、前記ハウジングと前記プラグとの間に、前記オイルによる油圧に前記バルブを介して抗するオイルを貯留可能な油室と、を備えることを特徴とする。   The lubrication mechanism according to one aspect of the present invention is the lubrication mechanism according to the above aspect, wherein the valve has an opening capable of closing the inlet of the oil in the housing on the bottom side and allowing the oil to flow into the inner peripheral side. It has a concave shape with a bottom formed, and has a convex shape that fits with the opening side of the valve corresponding to the concave shape of the valve, and is fixed to the housing, and Between the housing and the plug, a plug having a cylindrical shape that forms an oil passage that allows oil flowing in through an opening formed in the valve to flow and to be discharged to the outside. And an oil chamber capable of storing the oil to resist.

この構成によれば、昇圧中においてオイルが供給状態から遮断状態に切り替えられる設定値の付近でバルブの移動速度を減衰させて、潤滑切換手段が遮断状態になるタイミングを遅延させることができる。   According to this configuration, the valve moving speed is attenuated in the vicinity of a set value at which oil is switched from the supply state to the shut-off state during the pressure increase, and the timing at which the lubrication switching means enters the shut-off state can be delayed.

本発明の一態様に係る潤滑機構は、この構成において、前記プラグに、前記油室と前記プラグにおける油路との間を連通させる連通孔が設けられていることを特徴とする。   In this configuration, the lubrication mechanism according to an aspect of the present invention is characterized in that the plug is provided with a communication hole that allows communication between the oil chamber and the oil passage in the plug.

この構成によれば、昇圧中において、油室内の油圧による反力によってバルブの移動を抑制することができる一方、油室とプラグにおける油路との間を、連通孔を通じてオイルが移動できるため、降圧中においてオイルによる反力を作用させないことができるので、潤滑切換手段の油圧特性にヒステリシスを持たせることができる。   According to this configuration, during the pressurization, the movement of the valve can be suppressed by the reaction force due to the hydraulic pressure in the oil chamber, while the oil can move between the oil chamber and the oil passage in the plug through the communication hole. Since it is possible to prevent the reaction force due to oil from acting during pressure reduction, it is possible to provide hysteresis to the hydraulic characteristics of the lubrication switching means.

本発明の一態様に係る潤滑機構は、上記の発明において、前記弾性部材が複数のバネから構成され、前記オイルの供給が遮断され、かつ前記バルブに作用する油圧が前記高圧側設定値未満の場合に、前記複数のバネのうちの一部のバネから前記バルブに弾性力が作用しない状態であることを特徴とする。   In the lubricating mechanism according to an aspect of the present invention, in the above invention, the elastic member includes a plurality of springs, the supply of the oil is shut off, and the hydraulic pressure acting on the valve is less than the high-pressure side set value. In this case, an elastic force is not applied to the valve from some of the plurality of springs.

この構成によれば、係合油圧の昇圧の開始時点において弾性力が作用するバネによってバルブに弾性力が作用し、係合油圧の昇圧時の途中から一部のバネによる弾性力がさらにバルブに作用されることになる。そのため、係合油圧が所定の油圧に増加するまでの間に、複数のバネの全てが連通状態を維持する向きにバルブを押圧することになり、開口状態を維持可能な係合油圧の上限と下限との油圧幅を確保することができるので、係合抽圧が急速に上昇した場合であっても、連通状態を維持しやすい。また、高圧側設定値は昇圧の開始時点において弾性力が作用するバネの弾性力に基づいて設定でき、昇圧中にオイルが供給状態から遮断状態に切り替えられる設定値は一部のバネの弾性力に基づいて設定できる。これにより、潤滑切換手段における高圧側設定値と、昇圧中にオイルが供給状態から遮断状態に切り替えられる設定値とを独立して設定でき、潤滑切換手段の設計自由度を向上できる。   According to this configuration, the elastic force acts on the valve by the spring on which the elastic force acts at the start of the increase of the engagement hydraulic pressure, and the elastic force generated by some of the springs is further applied to the valve from the middle of the increase of the engagement hydraulic pressure. Will be acted upon. Therefore, until the engagement hydraulic pressure increases to a predetermined hydraulic pressure, the plurality of springs press the valve in a direction to maintain the communication state, and the upper limit of the engagement hydraulic pressure that can maintain the open state is set. Since the hydraulic width with the lower limit can be secured, it is easy to maintain the communication state even when the engagement bleed pressure rises rapidly. The high-pressure side set value can be set based on the elastic force of the spring to which the elastic force acts at the start of pressurization, and the set value at which oil is switched from the supply state to the shut-off state during the pressure increase is the elastic force of some springs Can be set based on Thereby, the high pressure side set value in the lubrication switching means and the set value at which the oil is switched from the supply state to the shut-off state during the pressure increase can be set independently, and the design flexibility of the lubrication switching means can be improved.

本発明に係る潤滑機構によれば、係合油圧の昇圧時に遮断から供給に切り換わる高圧側設定値を、摩擦係合要素のリターンスプリング力に対応した圧力以上にするとともに、係合油圧の降圧時に供給から遮断に切り換わる低圧側設定値を、摩擦係合要素のリターンスプリング力に対応した圧力未満とすることによって、係合油圧の降圧時において昇圧時に比して低い油圧でもバルブを開口させた状態にできるため、潤滑切換バルブを変速機における摩擦係合要素に対するオイルの供給に用いる場合に、摩擦係合要素の係合状態と解放状態との間においてオイルの供給におけるヒステリシスを設けることができるので、摩擦係合要素の解放状態において摩擦係合要素にオイルを供給する時間を、係合油圧の降圧時に供給から遮断に切り換わる設定値が摩擦係合要素のリターンスプリング力に対応した圧力より高い場合に比して長くでき、冷却性能を向上させることが可能となる。   According to the lubrication mechanism of the present invention, the high pressure side set value that switches from shut-off to supply when the engagement hydraulic pressure is increased is equal to or higher than the pressure corresponding to the return spring force of the friction engagement element, and the engagement hydraulic pressure is decreased. By setting the low-pressure side set value that switches from supply to shut-off sometimes less than the pressure corresponding to the return spring force of the friction engagement element, the valve can be opened even at a lower oil pressure than when the pressure is increased when the engagement oil pressure is lowered. Therefore, when the lubrication switching valve is used to supply oil to the frictional engagement element in the transmission, hysteresis in the oil supply may be provided between the engagement state and the release state of the frictional engagement element. Therefore, the time for supplying oil to the friction engagement element in the released state of the friction engagement element can be switched from supply to cutoff when the engagement hydraulic pressure is lowered. Value can be longer than when higher than the pressure corresponding to the return spring force of the friction engagement element, it is possible to improve the cooling performance.

図1は、本発明の一実施形態による車両の構成を示すスケルトン図である。FIG. 1 is a skeleton diagram showing the configuration of a vehicle according to an embodiment of the present invention. 図2は、図1に示す車両における自動変速機の一部を示す断面図である。FIG. 2 is a cross-sectional view showing a part of the automatic transmission in the vehicle shown in FIG. 図3は、従来技術による潤滑切換バルブの流動状態と遮断状態とを切り換える設定値を説明するためのグラフである。FIG. 3 is a graph for explaining set values for switching between a flow state and a shut-off state of a lubrication switching valve according to the prior art. 図4は、本発明の一実施形態による潤滑切換バルブの流動状態と遮断状態とを切り換える設定値を説明するためのグラフである。FIG. 4 is a graph for explaining set values for switching between a flow state and a cutoff state of the lubrication switching valve according to the embodiment of the present invention. 図5は、本発明の一実施形態による潤滑切換バルブを示す断面図である。FIG. 5 is a sectional view showing a lubrication switching valve according to an embodiment of the present invention. 図6は、本発明の一実施形態による潤滑切換バルブを示す断面図である。FIG. 6 is a cross-sectional view showing a lubrication switching valve according to an embodiment of the present invention. 図7は、本発明の一実施形態による潤滑切換バルブを示す断面図である。FIG. 7 is a cross-sectional view showing a lubrication switching valve according to an embodiment of the present invention. 図8は、本発明の一実施形態による潤滑切換バルブの動作に伴うオイルの流量の油圧依存性を示すグラフである。FIG. 8 is a graph showing the oil pressure dependence of the oil flow rate associated with the operation of the lubrication switching valve according to the embodiment of the present invention. 図9は、係合油圧の昇圧時における第2設定値に基づく問題点を説明するための係合油圧の経時変化を示すグラフである。FIG. 9 is a graph showing the change over time in the engagement oil pressure for explaining a problem based on the second set value when the engagement oil pressure is increased. 図10は、本発明の一実施形態による潤滑切換バルブにおいて、係合油圧、および減衰効果の有無において流れるオイルの流量の経時変化を示すグラフである。FIG. 10 is a graph showing changes over time in the flow rate of oil flowing with and without the engagement hydraulic pressure and the damping effect in the lubrication switching valve according to the embodiment of the present invention.

以下、本発明の一実施形態について図面を参照しつつ説明する。なお、以下の一実施形態の全図においては、同一または対応する部分には同一の符号を付す。また、本発明は以下に説明する実施形態によって限定されるものではない。   Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. In all the drawings of the following embodiment, the same or corresponding parts are denoted by the same reference numerals. Further, the present invention is not limited to the embodiments described below.

まず、本発明の一実施形態による潤滑切換バルブを備えた変速機を有する車両の構成について説明する。図1は、この一実施形態による車両Veの構成を示すスケルトン図である。図1に示すように、エンジン1は、燃料の燃焼によって発生した熱エネルギを、クランクシャフト11の回転運動に変換する構成である。エンジン1においては、クランクシャフト11と動力伝達可能なトルクコンバータ12が設けられている。トルクコンバータ12は、ポンプインペラ12aおよびタービンランナ12bを有し、ポンプインペラ12aは、フロントカバー12cを介在させてクランクシャフト11と動力伝達可能に連結されている。インプットシャフト13とフロントカバー12cとの間に、摩擦力によって動力伝達可能なロックアップクラッチ12dが設けられている。ポンプインペラ12aには、油圧を発生させる機械式のオイルポンプ15が連結されている。オイルポンプ15は、自動変速機2を変速制御したり、自動変速機2の動力伝達経路の各部にオイルを供給したりするためのポンプである。   First, the configuration of a vehicle having a transmission including a lubrication switching valve according to an embodiment of the present invention will be described. FIG. 1 is a skeleton diagram showing the configuration of a vehicle Ve according to this embodiment. As shown in FIG. 1, the engine 1 is configured to convert thermal energy generated by fuel combustion into rotational motion of the crankshaft 11. In the engine 1, a torque converter 12 capable of transmitting power to the crankshaft 11 is provided. The torque converter 12 has a pump impeller 12a and a turbine runner 12b. The pump impeller 12a is connected to the crankshaft 11 through a front cover 12c so as to be able to transmit power. Between the input shaft 13 and the front cover 12c, a lockup clutch 12d capable of transmitting power by frictional force is provided. A mechanical oil pump 15 that generates hydraulic pressure is connected to the pump impeller 12a. The oil pump 15 is a pump for controlling the shift of the automatic transmission 2 and supplying oil to each part of the power transmission path of the automatic transmission 2.

インプットシャフト13は、クランクシャフト11と同軸上に配置され、自動変速機2がクランクシャフト11から車輪(図示せず)に至る動力伝達経路に設けられている。自動変速機2は、中空のケーシング14の内部に設けられている。この一実施形態による自動変速機2は、第1変速部20および第2変速部22を有する。   The input shaft 13 is disposed coaxially with the crankshaft 11, and the automatic transmission 2 is provided in a power transmission path from the crankshaft 11 to wheels (not shown). The automatic transmission 2 is provided inside a hollow casing 14. The automatic transmission 2 according to this embodiment includes a first transmission unit 20 and a second transmission unit 22.

第1変速部20は、副変速部を構成し、ダブルピニオン型の第1遊星歯車機構21によって構成されている。第1遊星歯車機構21は、相互に差動回転可能に接続された3個の回転要素、すなわち第1サンギヤ21S、第1リングギヤ21R、およびキャリヤ21Cを有し、さらに、ピニオンギヤ21P1,21P2を有する。第1サンギヤ21Sは回転しない状態でケーシング14に固定されている。   The first transmission unit 20 constitutes a sub-transmission unit, and is configured by a double pinion type first planetary gear mechanism 21. The first planetary gear mechanism 21 has three rotating elements connected to each other so as to be differentially rotatable, that is, a first sun gear 21S, a first ring gear 21R, and a carrier 21C, and further have pinion gears 21P1 and 21P2. . The first sun gear 21S is fixed to the casing 14 without rotating.

インプットシャフト13の外周側に配置された第2変速部22は、主変速部を構成し、複数組の第2遊星歯車機構23および第3遊星歯車機構25によって構成されている。第2遊星歯車機構23は、相互に差動回転可能に接続された3個の回転要素である、第2サンギヤ23S、第2リングギヤ23R、およびキャリヤ22Cを有し、さらにロングピニオンギヤ22Pを有する。また、第2リングギヤ23Rと一体回転する出力ギヤ24が設けられている。出力ギヤ24には、車輪が動力伝達可能に接続されている。第3遊星歯車機構25は、第3サンギヤ25S、ショートピニオンギヤ25P、およびキャリヤ22Cを有する。第2変速部22のキャリヤ22Cは、第2遊星歯車機構23および第3遊星歯車機構25において共用化されている。第2変速部22は、第2遊星歯車機構23および第3遊星歯車機構25により構成されたラビニョ型の遊星歯車機構である。   The second transmission unit 22 disposed on the outer peripheral side of the input shaft 13 constitutes a main transmission unit, and includes a plurality of sets of second planetary gear mechanisms 23 and third planetary gear mechanisms 25. The second planetary gear mechanism 23 includes a second sun gear 23S, a second ring gear 23R, and a carrier 22C, which are three rotational elements connected to each other so as to be differentially rotatable, and further includes a long pinion gear 22P. Further, an output gear 24 that rotates integrally with the second ring gear 23R is provided. Wheels are connected to the output gear 24 so that power can be transmitted. The third planetary gear mechanism 25 has a third sun gear 25S, a short pinion gear 25P, and a carrier 22C. The carrier 22 </ b> C of the second transmission unit 22 is shared by the second planetary gear mechanism 23 and the third planetary gear mechanism 25. The second speed change part 22 is a Ravigneaux type planetary gear mechanism constituted by a second planetary gear mechanism 23 and a third planetary gear mechanism 25.

上述した遊星歯車機構に含まれる回転要素同士を、相互に接続または解放する摩擦係合装置としてのクラッチCとしては、第1クラッチC1、第2クラッチC2、第3クラッチC3、および第4クラッチC4が設けられている。回転要素を停止させる摩擦係合装置としてのブレーキBとしては、第1ブレーキB1および第2ブレーキB2が設けられている。クラッチCおよびブレーキBは、油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型のクラッチやブレーキなどにより構成されている。このように構成されたクラッチCおよびブレーキBは、油圧制御回路4によって、それぞれのトルク容量(すなわち係合力)が変化させられて、係合と解放とが切り換えられる。   As a clutch C as a friction engagement device that connects or releases the rotating elements included in the planetary gear mechanism described above, a first clutch C1, a second clutch C2, a third clutch C3, and a fourth clutch C4 are used. Is provided. As a brake B serving as a friction engagement device for stopping the rotating element, a first brake B1 and a second brake B2 are provided. The clutch C and the brake B are constituted by a wet multi-plate type clutch or brake pressed by a hydraulic actuator. The clutch C and the brake B configured as described above are switched between engagement and disengagement by changing the torque capacity (that is, engagement force) by the hydraulic control circuit 4.

油圧制御手段としての油圧制御回路4は、湿式の多板クラッチおよび湿式の多板ブレーキに作用する油圧を、それぞれ独立して制御するアクチュエータとして設けられている。油圧制御回路4は、油路、圧力制御弁、油路切換弁などを有する公知のものである。   The hydraulic control circuit 4 as hydraulic control means is provided as an actuator for independently controlling the hydraulic pressure acting on the wet multi-plate clutch and the wet multi-plate brake. The hydraulic control circuit 4 is a known circuit having an oil passage, a pressure control valve, an oil passage switching valve, and the like.

制御部としてのECU10には、ハーネスなどを介して各種センサ(いずれも図示せず)が接続されている。ECU10は、各センサから供給された信号、ROM(Read Only Memory)に記憶されたマップおよびプログラムに基づいて、車両Veが所望の状態となるように、エンジン1や自動変速機2などの機器類を制御する。自動変速機2は、入力回転数と出力回転数との間の比、すなわち変速比を、不連続で段階的に変更可能な有段変速機である。ECU10は、車両Veの走行において、例えば1〜8速のギヤ段(変速比)のうちのいずれかのギヤ段が形成されるように、自動変速機2を制御する。1〜8速のギヤ段のうちのいずれかのギヤ段が形成されることによって、自動変速機2は車輪に駆動力を伝達する。なお、ギヤ段は1〜8速であることに限定されない。   Various sensors (none of which are shown) are connected to the ECU 10 as the control unit via a harness or the like. The ECU 10 is a device such as the engine 1 or the automatic transmission 2 so that the vehicle Ve is in a desired state based on a signal supplied from each sensor, a map and a program stored in a ROM (Read Only Memory). To control. The automatic transmission 2 is a stepped transmission that can change the ratio between the input rotation speed and the output rotation speed, that is, the gear ratio, in a discontinuous and stepwise manner. The ECU 10 controls the automatic transmission 2 so that, for example, one of the 1st to 8th gears (gear ratio) is formed during traveling of the vehicle Ve. By forming any one of the first to eighth gears, the automatic transmission 2 transmits driving force to the wheels. The gear stage is not limited to the 1st to 8th gears.

図2は、図1に示す自動変速機2の一部の断面図である。自動変速機2は、非回転部材であるケーシング14内において、インプットシャフト13、第1遊星歯車機構21、第2遊星歯車機構23、出力ギヤ24、第3遊星歯車機構25、第1クラッチC1〜第4クラッチC4、第1ブレーキB1、および第2ブレーキB2を含んで構成されている。なお、図2においては、これらのうちの、インプットシャフト13、第2遊星歯車機構23、出力ギヤ24、第3遊星歯車機構25、第2クラッチC2、および第2ブレーキB2を図示している。また、それぞれの要素は、所定の軸方向である回転軸RCに対して略対称的に構成されているため、図2においては、回転軸RCから下半分を省略している。   FIG. 2 is a partial cross-sectional view of the automatic transmission 2 shown in FIG. The automatic transmission 2 includes an input shaft 13, a first planetary gear mechanism 21, a second planetary gear mechanism 23, an output gear 24, a third planetary gear mechanism 25, and first clutches C <b> 1 to C <b> 1 in a casing 14 that is a non-rotating member. The fourth clutch C4, the first brake B1, and the second brake B2 are included. In FIG. 2, the input shaft 13, the second planetary gear mechanism 23, the output gear 24, the third planetary gear mechanism 25, the second clutch C2, and the second brake B2 are illustrated. In addition, since each element is configured substantially symmetrically with respect to the rotation axis RC that is a predetermined axial direction, the lower half of the rotation axis RC is omitted in FIG.

インプットシャフト13は、回転軸RCまわりに回転可能に配置されている。インプットシャフト13は、回転軸RC方向でトルクコンバータ12側(図2中、右側)に配置される第1回転軸(図示せず)と、第1回転軸にスプライン嵌合されて一体的に回転させられる第2回転軸13bとから構成されている。第1回転軸は、トルクコンバータ12のタービンランナ12bに動力伝達可能に連結されている。図2において、回転軸RC方向のトルクコンバータ12側から順に、出力ギヤ24、第2遊星歯車機構23、および第3遊星歯車機構25が配置されている。   The input shaft 13 is disposed so as to be rotatable around the rotation axis RC. The input shaft 13 is spline-fitted to the first rotating shaft (not shown) disposed on the torque converter 12 side (right side in FIG. 2) in the direction of the rotating shaft RC and integrally rotates. And the second rotating shaft 13b. The first rotating shaft is coupled to the turbine runner 12b of the torque converter 12 so that power can be transmitted. In FIG. 2, an output gear 24, a second planetary gear mechanism 23, and a third planetary gear mechanism 25 are arranged in this order from the torque converter 12 side in the direction of the rotation axis RC.

第2遊星歯車機構23の第2サンギヤ23Sは、連結ドラム81の円筒状に形成された小径部81aの端部にスプライン嵌合されている。第3遊星歯車機構25の第3サンギヤ25Sは、略円筒状に形成されており、回転軸RC方向のトルクコンバータ12側の端部が、クラッチドラム41の小径部41aにスプライン嵌合されている。   The second sun gear 23S of the second planetary gear mechanism 23 is spline-fitted to the end portion of the small diameter portion 81a formed in the cylindrical shape of the connecting drum 81. The third sun gear 25S of the third planetary gear mechanism 25 is formed in a substantially cylindrical shape, and the end on the torque converter 12 side in the direction of the rotational axis RC is spline-fitted to the small diameter portion 41a of the clutch drum 41. .

第2遊星歯車機構23および第3遊星歯車機構25の共通のキャリヤ22Cの外周部に、第2クラッチC2の摩擦係合要素52および第2ブレーキB2の摩擦係合要素85が設けられている。なお、図2においては、第2クラッチC2の摩擦係合要素52の内周側に、キャリヤ22Cが記載されていないが、周方向の別の位相においてキャリヤ22Cが配置されている。第2遊星歯車機構23および第3遊星歯車機構25の共通の第2リングギヤ23Rは、円環状に形成されており、その内周部が変速機出力軸となる出力ギヤ24にスプライン嵌合されている。   A friction engagement element 52 of the second clutch C2 and a friction engagement element 85 of the second brake B2 are provided on the outer periphery of the carrier 22C common to the second planetary gear mechanism 23 and the third planetary gear mechanism 25. In FIG. 2, the carrier 22C is not shown on the inner peripheral side of the friction engagement element 52 of the second clutch C2, but the carrier 22C is arranged at another phase in the circumferential direction. A second ring gear 23R common to the second planetary gear mechanism 23 and the third planetary gear mechanism 25 is formed in an annular shape, and its inner peripheral portion is spline-fitted to an output gear 24 serving as a transmission output shaft. Yes.

第3サンギヤ25Sの回転軸RC方向においてトルクコンバータ12側(図2中、右側)の外周面にスプライン歯91が形成されている。また、クラッチドラム41の径方向からみて第3サンギヤ25Sのスプライン歯91と重なる部位の内周面にスプライン歯92が形成されている。第3サンギヤ25Sのスプライン歯91とクラッチドラム41のスプライン歯92とが互いにスプライン嵌合されることで、第3サンギヤ25Sとクラッチドラム41とを、ガタ分の相対回転は生じつつも相対回転不能、かつ回転軸RC方向への相対移動可能に連結するスプライン嵌合部93が形成されている。スプライン嵌合部93を構成するスプライン歯91,92の噛合位置に対して回転軸RC方向で隣り合う位置(すなわちスプライン嵌合部93と異なる部位)であって、径方向から見て、第3サンギヤ25Sとクラッチドラム41とが重なる部位の間に、トレランスリング94が、これら第3サンギヤ25Sとクラッチドラム41との両方に接するようにして配置されている。クラッチドラム41の内周面には、環状溝95が形成されており、この環状溝95によって形成される環状空間に、トレランスリング94が配置されている。   Spline teeth 91 are formed on the outer peripheral surface on the torque converter 12 side (right side in FIG. 2) in the direction of the rotation axis RC of the third sun gear 25S. In addition, spline teeth 92 are formed on the inner peripheral surface of the portion overlapping the spline teeth 91 of the third sun gear 25 </ b> S when viewed from the radial direction of the clutch drum 41. The spline teeth 91 of the third sun gear 25S and the spline teeth 92 of the clutch drum 41 are spline-fitted to each other, so that the relative rotation between the third sun gear 25S and the clutch drum 41 is not possible, although relative rotation occurs. And the spline fitting part 93 connected so that relative movement to the rotating shaft RC direction is possible is formed. A position adjacent to the meshing position of the spline teeth 91 and 92 constituting the spline fitting portion 93 in the direction of the rotation axis RC (that is, a portion different from the spline fitting portion 93), as viewed from the radial direction, is third. A tolerance ring 94 is disposed between the part where the sun gear 25S and the clutch drum 41 overlap so as to contact both the third sun gear 25S and the clutch drum 41. An annular groove 95 is formed on the inner peripheral surface of the clutch drum 41, and a tolerance ring 94 is disposed in an annular space formed by the annular groove 95.

第2クラッチC2は、例えば湿式の多板クラッチである。多板クラッチは、インプットシャフト13の回転軸方向に沿って配置された複数の環状ディスクおよび複数の環状プレートを有する。環状ディスクおよび環状プレートの両端面にはそれぞれ、摩擦材が取り付けられている。多板クラッチの係合状態においては、環状ディスクおよび環状プレートにインプットシャフト13の回転軸方向に沿って押圧力が加えられ、摩擦力により動力伝達が行われる。また、湿式の多板クラッチにおいては、ケーシング14内に供給または封入されているオイルによって冷却および潤滑される。   The second clutch C2 is, for example, a wet multi-plate clutch. The multi-plate clutch has a plurality of annular disks and a plurality of annular plates arranged along the rotation axis direction of the input shaft 13. Friction materials are attached to both end faces of the annular disk and the annular plate, respectively. In the engaged state of the multi-plate clutch, a pressing force is applied to the annular disk and the annular plate along the rotational axis direction of the input shaft 13, and power is transmitted by a frictional force. Further, in the wet multi-plate clutch, cooling and lubrication are performed by oil supplied or sealed in the casing 14.

第2クラッチC2は、クラッチドラム51、摩擦係合要素52、ピストン53、スプリング54、および油圧室55を有して構成されている。摩擦係合要素52は、クラッチドラム51とキャリヤ22Cとの間に設けられている。ピストン53は、摩擦係合要素52を押圧するように構成されている。スプリング54は、ピストン53を回転軸RC方向で摩擦係合要素52から遠ざかる方向に付勢するように設けられている。油圧室55は、ピストン53とクラッチドラム51とによって囲まれて形成される油密な空間であり、油圧制御回路4からオイルが供給される。クラッチドラム51は、有底円筒状に形成された部材であり、回転軸RCまわりに回転可能に配置されている。摩擦係合要素52は、複数枚の摩擦プレートから構成され、クラッチドラム51の内周面とキャリヤ22Cの外周面(図示せず)との間に設けられている。ピストン53は、回転軸RC方向に沿った摩擦係合要素52と隣り合う位置に押圧部が設けられている。ピストン53が回転軸RC方向に沿って摩擦係合要素52側に移動することによって、摩擦係合要素52を押圧し、第2クラッチC2が係合状態または半係合状態になる。第2クラッチC2が係合状態になると、クラッチドラム51とキャリヤ22Cとが連結される。ピストン53は、油圧室55に供給される油圧によって制御される。   The second clutch C2 includes a clutch drum 51, a friction engagement element 52, a piston 53, a spring 54, and a hydraulic chamber 55. The friction engagement element 52 is provided between the clutch drum 51 and the carrier 22C. The piston 53 is configured to press the friction engagement element 52. The spring 54 is provided to urge the piston 53 in a direction away from the friction engagement element 52 in the direction of the rotation axis RC. The hydraulic chamber 55 is an oil-tight space formed by being surrounded by the piston 53 and the clutch drum 51, and oil is supplied from the hydraulic control circuit 4. The clutch drum 51 is a member formed in a bottomed cylindrical shape, and is disposed so as to be rotatable around the rotation axis RC. The friction engagement element 52 is composed of a plurality of friction plates, and is provided between the inner peripheral surface of the clutch drum 51 and the outer peripheral surface (not shown) of the carrier 22C. The piston 53 is provided with a pressing portion at a position adjacent to the friction engagement element 52 along the rotation axis RC direction. The piston 53 moves toward the frictional engagement element 52 along the direction of the rotation axis RC, thereby pressing the frictional engagement element 52 and the second clutch C2 enters the engaged state or the semi-engaged state. When the second clutch C2 is engaged, the clutch drum 51 and the carrier 22C are connected. The piston 53 is controlled by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 55.

摩擦係合装置としての第2ブレーキB2は、摩擦クラッチであって湿式の多板ブレーキを用いて構成されている。多板ブレーキは、インプットシャフト13の回転軸方向軸線に沿った方向に配置された複数の環状ディスクおよび複数の環状プレートを有する。多板ブレーキは、環状ディスクおよび環状プレートに軸線に沿った方向の押圧力を加えて、摩擦力によって制動力を発生するブレーキである。多板ブレーキは湿式であり、ケーシング14内に供給または封入されているオイルにより、多板ブレーキが冷却および潤滑される。   The second brake B2 as a friction engagement device is a friction clutch and is configured using a wet multi-plate brake. The multi-plate brake includes a plurality of annular disks and a plurality of annular plates arranged in a direction along the axis of rotation of the input shaft 13. The multi-plate brake is a brake that generates a braking force by a frictional force by applying a pressing force in the direction along the axis to the annular disk and the annular plate. The multi-plate brake is wet, and the multi-plate brake is cooled and lubricated by oil supplied or sealed in the casing 14.

第2ブレーキB2は、摩擦係合要素85、ピストン86、油圧室87、潤滑切換バルブ100、およびスプリング(図示せず)を有して構成されている。摩擦係合要素85は、キャリヤ22Cの外周面とケーシング14の内壁面との間に設けられている。押圧部材としてのピストン86は、摩擦係合要素85を押圧するように設けられている。スプリング(図示せず)は、ピストン86を回転軸RC方向に沿って摩擦係合要素85から遠ざかる側に、所定のリターンスプリング力によって付勢するように設けられている。油圧室87は、ピストン86とケーシング14とによって囲まれて形成される油密な空間であり、油圧制御回路4からオイルが供給される。   The second brake B2 includes a friction engagement element 85, a piston 86, a hydraulic chamber 87, a lubrication switching valve 100, and a spring (not shown). The friction engagement element 85 is provided between the outer peripheral surface of the carrier 22 </ b> C and the inner wall surface of the casing 14. The piston 86 as a pressing member is provided so as to press the friction engagement element 85. The spring (not shown) is provided so as to bias the piston 86 toward the side away from the frictional engagement element 85 along the rotational axis RC direction by a predetermined return spring force. The hydraulic chamber 87 is an oil-tight space formed by being surrounded by the piston 86 and the casing 14, and oil is supplied from the hydraulic control circuit 4.

摩擦係合要素85は、複数枚の摩擦プレートから構成され、キャリヤ22Cの外周面とケーシング14の内壁面との間に設けられている。ピストン86は、ピストン本体86aと押圧部材としてのエクステンション86bとから構成されている。エクステンション86bの回転軸RC方向に沿った摩擦係合要素85と隣り合う位置に押圧部が設けられている。ピストン86が回転軸RC方向に沿って摩擦係合要素85側に移動することによって、摩擦係合要素85を押圧し、第2ブレーキB2が係合状態または半係合状態になる。第2ブレーキB2が係合状態になると、キャリヤ22Cとケーシング14とが連結され、キャリヤ22Cが回転停止させられる。ピストン86は、油圧室87に供給される油圧によって制御される。   The friction engagement element 85 includes a plurality of friction plates, and is provided between the outer peripheral surface of the carrier 22 </ b> C and the inner wall surface of the casing 14. The piston 86 includes a piston body 86a and an extension 86b as a pressing member. A pressing portion is provided at a position adjacent to the friction engagement element 85 along the rotation axis RC direction of the extension 86b. When the piston 86 moves toward the frictional engagement element 85 along the rotation axis RC, the frictional engagement element 85 is pressed, and the second brake B2 enters the engaged state or the semi-engaged state. When the second brake B2 is engaged, the carrier 22C and the casing 14 are connected, and the rotation of the carrier 22C is stopped. The piston 86 is controlled by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 87.

この一実施形態による潤滑機構を構成する潤滑切換手段としての潤滑切換バルブ100は、ケーシング14の内壁、かつ第2ブレーキB2において摩擦係合要素85の外周側に設けられている。潤滑切換バルブ100は、油圧制御回路4から供給されるオイルの吐出による供給と遮断とを切換可能に構成されている。潤滑切換バルブ100におけるオイルの吐出側には、吐出ノズル110が連通して設けられている。吐出ノズル110は、例えば略U字状に形成され、油圧制御回路4から潤滑切換バルブ100を通じて供給されたオイルを、第2ブレーキB2の摩擦係合要素85に向けて噴射可能に構成されている。吐出ノズル110の吐出部110aは、例えば摩擦係合要素85を構成する摩擦プレートを介してピストン86に対向する位置、すなわち摩擦係合要素85を構成する摩擦プレートの面に対向する位置に配置されている。また、潤滑切換バルブ100には、油圧制御回路4から油圧室87に供給されるオイルが分岐されて供給され、油圧室87における油圧と略同じ油圧のオイルが供給される。潤滑切換バルブ100における流動と遮断とは、潤滑切換バルブ100に供給される係合油圧によって切り換えられる。   The lubrication switching valve 100 as the lubrication switching means constituting the lubrication mechanism according to this embodiment is provided on the inner wall of the casing 14 and on the outer peripheral side of the friction engagement element 85 in the second brake B2. The lubrication switching valve 100 is configured to be able to switch between supply and shutoff by discharging oil supplied from the hydraulic control circuit 4. A discharge nozzle 110 communicates with the oil discharge side of the lubrication switching valve 100. The discharge nozzle 110 is formed, for example, in a substantially U shape, and is configured to be able to inject oil supplied from the hydraulic control circuit 4 through the lubrication switching valve 100 toward the friction engagement element 85 of the second brake B2. . The discharge portion 110a of the discharge nozzle 110 is disposed, for example, at a position facing the piston 86 via a friction plate constituting the friction engagement element 85, that is, a position facing the surface of the friction plate constituting the friction engagement element 85. ing. In addition, oil supplied from the hydraulic control circuit 4 to the hydraulic chamber 87 is branched and supplied to the lubrication switching valve 100, and oil having substantially the same hydraulic pressure as that in the hydraulic chamber 87 is supplied. The flow and block in the lubrication switching valve 100 are switched by the engagement hydraulic pressure supplied to the lubrication switching valve 100.

ここで、この一実施形態による潤滑切換バルブ100について説明するにあたり、従来の潤滑切換バルブにおける問題点について説明する。図3は、従来の潤滑切換バルブの問題点を説明するための、潤滑切換バルブに供給される油圧に応じた流動および遮断を示すグラフである。   Here, in describing the lubrication switching valve 100 according to this embodiment, problems in the conventional lubrication switching valve will be described. FIG. 3 is a graph showing the flow and shutoff according to the hydraulic pressure supplied to the lubrication switching valve for explaining the problems of the conventional lubrication switching valve.

図3に示すように、従来技術による潤滑切換バルブ(特許文献1参照)においては、係合油圧が第1設定値以上第2設定値未満の範囲内において流動状態になり、第1設定値未満または第2設定値以上の範囲において遮断状態になるように構成されている。ここで、係合油圧が第2ブレーキB2などの摩擦係合装置におけるスプリングのリターンスプリング力に対応する油圧未満の段階で、潤滑切換バルブを流動状態にすると、摩擦係合要素85の係合を維持するための係合保持油圧が低下したり係合油圧の昇圧速度が低下したりする可能性がある。係合保持油圧を摩擦係合要素85の係合状態を維持可能な所定油圧以上に維持するためには、摩擦係合要素85における係合動作の開始後の早い時点で潤滑切換バルブを流動状態にするのは好ましくない。そこで、係合保持油圧を所定油圧以上にすることを優先して、第1設定値は、リターンスプリング力に対応する油圧以上に設定される。これによって、摩擦係合要素85が、リターンスプリング力に抗して解放状態から半係合状態に移行した後に、潤滑切換バルブが遮断状態から流動状態に切り替わって、摩擦係合要素85にオイルが供給される。   As shown in FIG. 3, in the lubrication switching valve according to the prior art (see Patent Document 1), the engagement hydraulic pressure is in a flow state within a range between the first set value and the second set value, and is less than the first set value. Or it is comprised so that it may become a cutoff state in the range beyond the 2nd set value. Here, when the lubrication switching valve is brought into a flow state at a stage where the engagement oil pressure is less than the oil pressure corresponding to the return spring force of the spring in the friction engagement device such as the second brake B2, the friction engagement element 85 is engaged. There is a possibility that the engagement holding hydraulic pressure for maintaining the pressure decreases or the pressure increase speed of the engagement hydraulic pressure decreases. In order to maintain the engagement holding hydraulic pressure at or above a predetermined hydraulic pressure at which the engagement state of the friction engagement element 85 can be maintained, the lubrication switching valve is in a flow state at an early point after the start of the engagement operation in the friction engagement element 85. It is not preferable to make it. Therefore, the first set value is set to be equal to or higher than the hydraulic pressure corresponding to the return spring force, giving priority to setting the engagement holding hydraulic pressure to a predetermined hydraulic pressure or higher. Thus, after the friction engagement element 85 shifts from the released state to the half-engaged state against the return spring force, the lubrication switching valve is switched from the shut-off state to the flow state, and oil is supplied to the friction engagement element 85. Supplied.

一方、摩擦係合要素85が係合状態から半係合状態を経て解放状態に移行する場合、潤滑切換バルブは、係合油圧がリターンスプリング力に対応する油圧よりも高い第1設定値において、遮断状態に切り替わる。そのため、摩擦係合要素85が係合状態から解放状態に移行する際に、係合油圧が降圧してリターンスプリング力に対応する油圧未満になり、半係合状態から解放状態に移行した時点において、すでに摩擦係合要素85へのオイルの供給が遮断された状態になる。摩擦係合要素85の冷却は、発熱を伴う半係合状態から解放状態に移行した時点で行うことが有効であるが、この時点でオイルが摩擦係合要素85に供給されないと冷却効果が低下してしまう。   On the other hand, when the friction engagement element 85 shifts from the engaged state to the released state through the half-engaged state, the lubrication switching valve has a first set value in which the engagement hydraulic pressure is higher than the hydraulic pressure corresponding to the return spring force. Switch to the shut-off state. Therefore, when the frictional engagement element 85 shifts from the engaged state to the released state, the engagement hydraulic pressure decreases to become less than the hydraulic pressure corresponding to the return spring force, and when the frictional engagement element 85 shifts from the semi-engaged state to the released state. The oil supply to the friction engagement element 85 is already cut off. It is effective to cool the frictional engagement element 85 at the time of transition from the half-engaged state with heat generation to the released state. However, if oil is not supplied to the frictional engagement element 85 at this time, the cooling effect is reduced. Resulting in.

そこで、図4に示すように、係合油圧の降圧時において、潤滑切換バルブ100が流動状態から遮断状態に切り替わる油圧を、リターンスプリング力に対応する油圧未満の低圧側設定値としての第3設定値とする。これによって、係合油圧が降圧してリターンスプリング力未満になっても、潤滑切換バルブ100の流動状態を継続できるので、摩擦係合要素85が、リターンスプリング力によって半係合状態から解放状態に移行した後においても、摩擦係合要素85へのオイルの供給が継続される。なお、摩擦係合要素85が解放状態から係合状態に移行する係合油圧の昇圧時においては、潤滑切換バルブ100が遮断状態から流動状態に切り替わる高圧側設定値としての第1設定値は、従来と同様に、摩擦係合装置におけるリターンスプリング力に対応する係合油圧以上に設定される。すなわち、係合油圧の昇圧時と降圧時とにおいて、潤滑切換バルブ100の流動状態と遮断状態との切り換えにヒステリシスを設ける。   Therefore, as shown in FIG. 4, when the engagement hydraulic pressure is lowered, the hydraulic pressure at which the lubrication switching valve 100 switches from the flow state to the cutoff state is set as the low pressure side set value less than the hydraulic pressure corresponding to the return spring force. Value. As a result, even if the engagement hydraulic pressure is lowered and becomes less than the return spring force, the flow state of the lubrication switching valve 100 can be continued, so that the friction engagement element 85 is changed from the semi-engagement state to the release state by the return spring force. Even after the transition, the oil supply to the friction engagement element 85 is continued. At the time of increasing the engagement hydraulic pressure at which the friction engagement element 85 shifts from the released state to the engaged state, the first set value as the high pressure side set value at which the lubrication switching valve 100 switches from the shut-off state to the flow state is: As in the prior art, the engagement hydraulic pressure is set to be equal to or higher than the engagement hydraulic pressure corresponding to the return spring force in the friction engagement device. That is, hysteresis is provided for switching between the flow state and the cutoff state of the lubrication switching valve 100 when the engagement hydraulic pressure is raised and lowered.

また、摩擦係合要素85が係合状態に移行した後は、摩擦係合要素85を冷却する必要性が低くなることから、摩擦係合要素85へのオイルの供給は遮断しておくことが望ましい。そのため、図3および図4に示す第2設定値は、第1設定値より高圧であって、摩擦係合要素85の係合状態を維持可能な最低の係合油圧(最低係合保持油圧)より低圧に設定される。   In addition, after the frictional engagement element 85 shifts to the engaged state, the necessity for cooling the frictional engagement element 85 is reduced, and therefore the oil supply to the frictional engagement element 85 may be shut off. desirable. Therefore, the second set value shown in FIGS. 3 and 4 is higher than the first set value, and is the lowest engagement hydraulic pressure (minimum engagement holding hydraulic pressure) that can maintain the engagement state of the friction engagement element 85. Set to a lower pressure.

次に、以上の特性を有する本発明の一実施形態による潤滑切換バルブ100の具体例を説明する。図5、図6、および図7は、この一実施形態による潤滑切換バルブ100の各種状態を示す断面図である。図5に示すように、潤滑切換バルブ100は、ハウジング101、プラグ102、開口104が設けられたバルブ103、外周バネ105、および内周バネ106を有して構成されている。なお、符号Oは、潤滑切換バルブ100の長手方向に沿った中心軸線を示す。   Next, a specific example of the lubrication switching valve 100 according to an embodiment of the present invention having the above characteristics will be described. 5, 6 and 7 are sectional views showing various states of the lubrication switching valve 100 according to this embodiment. As shown in FIG. 5, the lubrication switching valve 100 includes a housing 101, a plug 102, a valve 103 provided with an opening 104, an outer peripheral spring 105, and an inner peripheral spring 106. Reference symbol O denotes a central axis along the longitudinal direction of the lubrication switching valve 100.

ハウジング101は、中空円筒形状を有し、一方の端部には、長手方向に垂直な断面において内径Rhの開口101aが設けられている。外部からのオイルは、流入口としての開口101aを通じてハウジング101内に流入する。ハウジング101の他方の端部には、プラグ102を収納可能な開口端101bが設けられている。プラグ102は、小径部102aおよび大径部102bを有する凸形状に構成され、具体的には、円筒形状を有するとともに長手方向に沿った断面が略T字状の形状を有する。小径部102aは大径部102bに比して縮径されている。プラグ102において、大径部102b側の端部が、ハウジング101における開口端101b側に位置して、プラグ102の中空部分102cを除いて開口端101bを閉塞している。プラグ102の中空部分102cは吐出ノズル110と連通し、中空部分102c内を流動したオイルを吐出可能に構成されている。 The housing 101 has a hollow cylindrical shape, the one end opening 101a of the inner diameter R h is provided in the cross section perpendicular to the longitudinal direction. Oil from the outside flows into the housing 101 through the opening 101a as an inflow port. At the other end of the housing 101, an opening end 101b capable of accommodating the plug 102 is provided. The plug 102 is formed in a convex shape having a small diameter portion 102a and a large diameter portion 102b. Specifically, the plug 102 has a cylindrical shape and a substantially T-shaped cross section along the longitudinal direction. The small diameter portion 102a is reduced in diameter as compared with the large diameter portion 102b. In the plug 102, the end on the large diameter portion 102b side is located on the opening end 101b side of the housing 101, and closes the opening end 101b except for the hollow portion 102c of the plug 102. The hollow portion 102c of the plug 102 communicates with the discharge nozzle 110 and is configured to be able to discharge oil that has flowed through the hollow portion 102c.

バルブ103は、凹形状、具合的には、一方の端部が底部であって他方の端部が開口部である有底円筒形状を有するとともに、小径部103aおよび大径部103bを有して構成されている。小径部103aは大径部103bに比して縮径されている。換言すると、大径部103bは、長手方向に垂直な断面における外径が小径部103aに比して大径に構成されている。複数の開口104は、バルブ103において、縮径された小径部103aの円筒形状の側部に設けられている。複数の開口104によって、バルブ103の内周側にオイルを流入可能に構成されている。バルブ103における小径部103a側は、開口104を除いて閉塞され、底部側において開口101aを閉塞可能に構成されている。開口101aを通じてハウジング101内に流入したオイルは、開口104を通じてバルブ103の内周側に流入する。プラグ102の凸形状は、バルブ103の小径部103aにおける凹形状に対応した形状である。バルブ103の小径部103aは、その内周側がプラグ102の小径部102aの端部において嵌合可能、かつ長手方向に沿って移動可能に構成されている。一方、バルブ103における大径部103b側は解放されている。これにより、開口104を通じてバルブ103の内周側に流入したオイルは、プラグ102の中空部分102c内を通じて、外部の吐出ノズル110に供給される。大径部103bの長手方向に垂直な断面における外径Rvは、開口101aの内径Rhより大径に構成されている(Rh<Rv)。 The valve 103 has a concave shape, specifically, a bottomed cylindrical shape in which one end portion is a bottom portion and the other end portion is an opening portion, and has a small diameter portion 103a and a large diameter portion 103b. It is configured. The small diameter part 103a is reduced in diameter compared with the large diameter part 103b. In other words, the large diameter portion 103b is configured such that the outer diameter in a cross section perpendicular to the longitudinal direction is larger than that of the small diameter portion 103a. The plurality of openings 104 are provided in a cylindrical side portion of the reduced-diameter portion 103 a in the bulb 103. The plurality of openings 104 is configured to allow oil to flow into the inner peripheral side of the valve 103. The small diameter portion 103a side of the valve 103 is closed except for the opening 104, and the opening 101a can be closed on the bottom side. The oil that has flowed into the housing 101 through the opening 101 a flows into the inner peripheral side of the valve 103 through the opening 104. The convex shape of the plug 102 is a shape corresponding to the concave shape in the small diameter portion 103 a of the bulb 103. The inner diameter side of the small diameter portion 103a of the valve 103 can be fitted at the end of the small diameter portion 102a of the plug 102 and can move along the longitudinal direction. On the other hand, the large diameter portion 103b side of the valve 103 is released. Thereby, the oil that has flowed into the inner peripheral side of the valve 103 through the opening 104 is supplied to the external discharge nozzle 110 through the hollow portion 102 c of the plug 102. Outer diameter R v in the cross section perpendicular to the longitudinal direction of the large-diameter portion 103b is configured to have a larger diameter than the inner diameter R h of the opening 101a (R h <R v) .

弾性部材を構成する残部のバネとしての外周バネ105は、大径部103bの解放側の端部と、プラグ102の大径部102bにおけるバルブ103側の部分との間に設けられている。外周バネ105は、所定の弾性力を有する弾性部材であって、プラグ102の小径部102aの外周に巻き付けられるように設けられた、いわゆる押しバネからなる。外周バネ105は、大径部103bの端部に弾性力を作用させることによって、バルブ103を押す方向に力を作用させる。外周バネ105がバルブ103を押圧することによって、小径部103aの開口101a側の端面によって開口101aが閉塞される。   The outer peripheral spring 105 as the remaining spring constituting the elastic member is provided between the end portion on the release side of the large diameter portion 103 b and the portion on the valve 103 side in the large diameter portion 102 b of the plug 102. The outer peripheral spring 105 is an elastic member having a predetermined elastic force, and is a so-called push spring provided so as to be wound around the outer periphery of the small diameter portion 102 a of the plug 102. The outer peripheral spring 105 applies a force in the direction in which the valve 103 is pressed by applying an elastic force to the end of the large diameter portion 103b. When the outer peripheral spring 105 presses the valve 103, the opening 101a is closed by the end surface of the small diameter portion 103a on the opening 101a side.

弾性部材を構成する一部のバネとしての内周バネ106は、バルブ103における小径部103aと大径部103bとの段差部分と、プラグ102の大径部102bにおけるバルブ103側の部分との間に設けられている。内周バネ106は、所定の弾性力を有する弾性部材であって、外周バネ105の内周側において、プラグ102の小径部102aの外周に巻き付けられて設けられた、いわゆる押しバネからなる。内周バネ106は、バルブ103における小径部103aと大径部103bとの段差部分に弾性力を作用させることによって、バルブ103を押す方向に力を作用させる。なお、この一実施形態においては、図5に示すように、開口101aがバルブ103によって閉塞された状態において、内周バネ106は自然長になるように配置される。これにより、潤滑切換バルブ100の組み付け状態において、内周バネ106からバルブ103に弾性力が作用しないように構成されている。   An inner peripheral spring 106 as a part of the spring constituting the elastic member is between a step portion between the small diameter portion 103a and the large diameter portion 103b in the valve 103 and a portion on the valve 103 side in the large diameter portion 102b of the plug 102. Is provided. The inner peripheral spring 106 is an elastic member having a predetermined elastic force, and is formed of a so-called push spring provided around the outer periphery of the small diameter portion 102 a of the plug 102 on the inner peripheral side of the outer peripheral spring 105. The inner peripheral spring 106 exerts a force in a direction in which the valve 103 is pushed by applying an elastic force to a step portion between the small diameter portion 103 a and the large diameter portion 103 b in the valve 103. In this embodiment, as shown in FIG. 5, the inner peripheral spring 106 is arranged to have a natural length when the opening 101 a is closed by the valve 103. Thereby, in the assembly state of the lubrication switching valve 100, it is comprised so that an elastic force may not act on the valve 103 from the inner peripheral spring 106.

外部からの油圧によって開口101aが開放される油圧である第1設定値は、外周バネ105の弾性力によって設定できる。さらに、図7に示すように、バルブ103が油圧によって押し込まれる油圧である第2設定値は、外周バネ105および内周バネ106の弾性力によって設定できる。すなわち、第2設定値は、内周バネ106の弾性力によって設定することができる。これにより、第1設定値と第2設定値とを独立して設定できるため、第1設定値および第2設定値の設定における自由度を向上できる。   The first set value, which is the hydraulic pressure at which the opening 101 a is opened by the hydraulic pressure from the outside, can be set by the elastic force of the outer peripheral spring 105. Furthermore, as shown in FIG. 7, the second set value, which is the hydraulic pressure by which the valve 103 is pushed by the hydraulic pressure, can be set by the elastic force of the outer peripheral spring 105 and the inner peripheral spring 106. That is, the second set value can be set by the elastic force of the inner peripheral spring 106. Thereby, since the 1st setting value and the 2nd setting value can be set independently, the freedom degree in the setting of the 1st setting value and the 2nd setting value can be improved.

ハウジング101の内周側面と、プラグ102における小径部102aの外周および大径部102bにおけるバルブ103側の部分と、バルブ103の大径部103bの内周側とに囲まれた部分によって、オイルを貯留可能な油室107が構成されている。プラグ102の縮径部分には、油室107と連通する連通孔102dが設けられている。油室107においては、連通孔102dを通じてオイルが流入したり流出したりする。なお、油室107には、ハウジング101とバルブ103との間、およびプラグ102とバルブ103との間を通じて、オイルが流れ込む。   Oil is absorbed by the inner peripheral side surface of the housing 101, the outer periphery of the small diameter portion 102a of the plug 102 and the portion of the large diameter portion 102b on the valve 103 side, and the inner peripheral side of the large diameter portion 103b of the valve 103. An oil chamber 107 that can be stored is configured. A communication hole 102 d communicating with the oil chamber 107 is provided in the reduced diameter portion of the plug 102. In the oil chamber 107, oil flows in and out through the communication hole 102d. Note that oil flows into the oil chamber 107 between the housing 101 and the valve 103 and between the plug 102 and the valve 103.

次に、以上のように構成された一実施形態による潤滑切換バルブ100の動作について説明する。図8は、潤滑切換バルブ100の動作に伴うオイルの流量の油圧依存性を示すグラフである。   Next, the operation of the lubrication switching valve 100 according to the embodiment configured as described above will be described. FIG. 8 is a graph showing the oil pressure dependence of the oil flow rate accompanying the operation of the lubrication switching valve 100.

まず、図2に示す油圧制御回路4から摩擦係合要素85に供給される係合油圧のオイルが分岐され、分岐されたオイルが潤滑切換バルブ100に供給される。この係合油圧の大きさが所定の第1設定値未満の場合(状態a)、図5に示すように、外周バネ105の弾性力によってバルブ103が押圧されて、バルブ103の小径部103aによってハウジング101の開口101aが閉塞された状態が維持される。この際、開口101aによって露出しているバルブ103の部分に、係合油圧に対応する押圧力、すなわちバルブ103の端部の露出した部分の径(開口101aの内径Rh)に依存する受圧面積と係合油圧との積に等しい力が作用している。バルブ103に作用する係合油圧に対応する押圧力が外周バネ105の弾性力未満の状態は、係合油圧の大きさが所定の第1設定値未満の状態aとなる。図8に示すように、状態aにおいては、バルブ103によって開口101aが閉塞され、オイルがハウジング101内に流入しないため、潤滑切換バルブ100においてオイルの流動は遮断され、流量は0となる。 First, the oil of the engagement hydraulic pressure supplied from the hydraulic control circuit 4 shown in FIG. 2 to the friction engagement element 85 is branched, and the branched oil is supplied to the lubrication switching valve 100. When the magnitude of the engagement hydraulic pressure is less than a predetermined first set value (state a), the valve 103 is pressed by the elastic force of the outer peripheral spring 105 as shown in FIG. The state where the opening 101a of the housing 101 is closed is maintained. At this time, the pressure receiving area depending on the pressing force corresponding to the engagement hydraulic pressure, that is, the diameter of the exposed portion of the end of the valve 103 (the inner diameter R h of the opening 101a) is applied to the portion of the valve 103 exposed by the opening 101a. A force equal to the product of the engagement hydraulic pressure is applied. A state in which the pressing force corresponding to the engagement hydraulic pressure acting on the valve 103 is less than the elastic force of the outer peripheral spring 105 is a state a in which the magnitude of the engagement hydraulic pressure is less than a predetermined first set value. As shown in FIG. 8, in the state a, the opening 101a is closed by the valve 103, and the oil does not flow into the housing 101, so that the oil flow is blocked in the lubrication switching valve 100 and the flow rate becomes zero.

次に、係合油圧が昇圧して第1設定値以上になった場合(状態b)、図6に示すように、バルブ103に作用する係合油圧に対応する押圧力の大きさは、外周バネ105の弾性力以上になる。この場合、係合油圧に対応する押圧力がバルブ103に作用することによって、ハウジング101内においてバルブ103が押し込まれる。オイルは、流路Aに示すように、開口101aを通じてバルブ103の小径部103aの周辺に流入し、開口104を通じてバルブ103の内周側にさらに流入する。バルブ103の内周側に流入したオイルは、油路である流路Bに示すように、プラグ102の中空部分102cを通じて流動し、外部の吐出ノズル110に供給される。すなわち、開口104を通じてバルブ103内およびプラグ102の中空部分102c内にオイルが流入している間は、潤滑切換バルブ100においてオイルが流動している。バルブ103が押し込まれている場合、係合油圧は小径部103aおよび大径部103bの小径部103a側端部に作用する。これにより、バルブ103には、バルブ103を長手方向に沿った小径部103a側から俯瞰した際の面積、すなわち大径部103bの外径Rvに依存した受圧面積と係合油圧との積に等しい押圧力が作用する。 Next, when the engagement hydraulic pressure is increased to be equal to or higher than the first set value (state b), as shown in FIG. 6, the magnitude of the pressing force corresponding to the engagement hydraulic pressure acting on the valve 103 is It becomes more than the elastic force of the spring 105. In this case, the valve 103 is pushed in the housing 101 by the pressing force corresponding to the engagement hydraulic pressure acting on the valve 103. As shown in the flow path A, the oil flows into the periphery of the small diameter portion 103 a of the valve 103 through the opening 101 a and further flows into the inner peripheral side of the valve 103 through the opening 104. The oil that has flowed into the inner peripheral side of the valve 103 flows through the hollow portion 102c of the plug 102 and is supplied to the external discharge nozzle 110 as shown in the flow path B that is an oil path. That is, the oil flows in the lubrication switching valve 100 while the oil flows into the valve 103 and the hollow portion 102 c of the plug 102 through the opening 104. When the valve 103 is pushed in, the engagement hydraulic pressure acts on the small-diameter portion 103a side ends of the small-diameter portion 103a and the large-diameter portion 103b. Thus, the valve 103, the valve 103 area at the time when overhead from the small diameter portion 103a side in the longitudinal direction, that is, the product of the outer diameter R v in Dependent pressure receiving area and the engagement oil pressure of the large-diameter portion 103b An equal pressing force is applied.

一方、バルブ103の押し込まれる深さに応じて、バルブ103には、外周バネ105による弾性力、または外周バネ105および内周バネ106の合計の弾性力が作用される。そのため、流動状態を維持可能な係合油圧の上限と下限との油圧幅を確保することができるので、係合抽圧が急速に上昇した場合であっても、連通状態を維持しやすい。さらに、油室107の存在によって、バルブ103には、外周バネ105や内周バネ106の弾性力と同じ向きに油室107内の油圧が作用する。これにより、係合油圧の昇圧時においては、減衰効果が生じて、開口104は、係合油圧が第2設定値よりやや高圧になった時点で閉塞状態になる。減衰効果によって、状態bから状態cに切り替わる際の油圧は第2設定値より若干高い所定の油圧となる。なお、油室107内のオイルのうちの油室107が圧縮された分のオイルは、流路Cに示すように、連通孔102dを通じて中空部分102c内に流入する。また、減衰効果の詳細については後述する。以上の動作から、図8の状態bの部分に示すように、係合油圧の増加および開口104とプラグ102の外周との重なり具合に対応して、潤滑切換バルブ100を流動するオイルの流量は、増加した後に低下するように変化する。   On the other hand, the elastic force of the outer peripheral spring 105 or the total elastic force of the outer peripheral spring 105 and the inner peripheral spring 106 is applied to the valve 103 according to the depth to which the valve 103 is pushed. Therefore, the hydraulic pressure range between the upper limit and the lower limit of the engagement hydraulic pressure that can maintain the fluid state can be ensured, so that the communication state can be easily maintained even when the engagement bleed pressure rises rapidly. Further, due to the presence of the oil chamber 107, the oil pressure in the oil chamber 107 acts on the valve 103 in the same direction as the elastic force of the outer peripheral spring 105 and the inner peripheral spring 106. As a result, when the engagement hydraulic pressure is increased, a damping effect is generated, and the opening 104 is closed when the engagement hydraulic pressure is slightly higher than the second set value. Due to the damping effect, the hydraulic pressure when switching from the state b to the state c becomes a predetermined hydraulic pressure that is slightly higher than the second set value. Of the oil in the oil chamber 107, the oil corresponding to the compression of the oil chamber 107 flows into the hollow portion 102c through the communication hole 102d as shown in the flow path C. Details of the attenuation effect will be described later. From the above operation, as shown in the state b of FIG. 8, the flow rate of the oil flowing through the lubrication switching valve 100 corresponding to the increase in the engagement hydraulic pressure and the overlap between the opening 104 and the outer periphery of the plug 102 is , Change to decrease after increasing.

係合油圧がさらに昇圧して第2設定値を若干超えた場合(状態c)、図7に示すように、バルブ103の開口104がプラグ102の小径部102aの外周面によって閉塞される。これにより、流路Aがプラグ102の小径部102aによって遮断される。この際、バルブ103に作用する係合油圧に対応する押圧力は、外周バネ105および内周バネ106の弾性力以上になっている。プラグ102の小径部102aによって流路Aが遮断されている間、ハウジング101内に流入したオイルはプラグ102の中空部分102c内に流入しない。そのため、図8に示すように、状態cにおいては、プラグ102によって開口104が閉塞され、オイルが中空部分102c内に流入しないため、潤滑切換バルブ100においてオイルの流動は遮断され、流量は0となる。   When the engagement hydraulic pressure further increases and slightly exceeds the second set value (state c), the opening 104 of the valve 103 is closed by the outer peripheral surface of the small diameter portion 102a of the plug 102 as shown in FIG. As a result, the flow path A is blocked by the small diameter portion 102 a of the plug 102. At this time, the pressing force corresponding to the engagement hydraulic pressure acting on the valve 103 is equal to or greater than the elastic force of the outer peripheral spring 105 and the inner peripheral spring 106. While the flow path A is blocked by the small diameter portion 102 a of the plug 102, the oil that has flowed into the housing 101 does not flow into the hollow portion 102 c of the plug 102. Therefore, as shown in FIG. 8, in the state c, since the opening 104 is closed by the plug 102 and the oil does not flow into the hollow portion 102c, the oil flow is blocked in the lubrication switching valve 100, and the flow rate is zero. Become.

次に、係合油圧が第2設定値より高い圧力から降圧して、第2設定値未満になった場合(状態d)、図6に示すように、バルブ103に作用する係合油圧に対応する押圧力の大きさは、外周バネ105および内周バネ106の弾性力の合計未満になる。この場合、バルブ103に作用する係合油圧に対応する押圧力が低下することによって、外周バネ105および内周バネ106の弾性力によって、バルブ103が押し戻される。これにより、開口104の小径部102aによる遮断が開放されて、流路Aに示すように、開口101aを通じてバルブ103の小径部103aの周辺に流入していたオイルが、さらに開口104を通じてバルブ103の内周側に流入する。バルブ103の内周側に流入したオイルは、流路Bに示すように、中空部分102cを通じて流動して外部の吐出ノズル110に供給され、潤滑切換バルブ100においてオイルが流動する。ここで、開口101aを通じて小径部103aの周辺にオイルが流入している間、係合油圧は、小径部103aおよび大径部103bの小径部103a側端部に、大径部103bの外径Rvに依存した面積と係合油圧との積に等しい押圧力として作用される。なお、上述した減衰効果によって、状態bから状態cに切り替わる際の油圧に対する流量の変化と、状態cから状態dに切り替わる際の油圧に対する流量の変化とは異なる。 Next, when the engagement hydraulic pressure is lowered from the pressure higher than the second set value and becomes less than the second set value (state d), as shown in FIG. 6, it corresponds to the engagement hydraulic pressure acting on the valve 103. The magnitude of the pressing force is less than the total elastic force of the outer peripheral spring 105 and the inner peripheral spring 106. In this case, when the pressing force corresponding to the engagement hydraulic pressure acting on the valve 103 decreases, the valve 103 is pushed back by the elastic force of the outer peripheral spring 105 and the inner peripheral spring 106. As a result, the blocking of the opening 104 by the small diameter portion 102 a is released, and as shown in the flow path A, the oil flowing into the periphery of the small diameter portion 103 a of the valve 103 through the opening 101 a further passes through the opening 104 of the valve 103. It flows into the inner periphery. The oil that has flowed into the inner peripheral side of the valve 103 flows through the hollow portion 102 c and is supplied to the external discharge nozzle 110 as shown in the flow path B, and the oil flows in the lubrication switching valve 100. Here, while the oil flows into the periphery of the small diameter portion 103a through the opening 101a, the engagement hydraulic pressure is applied to the outer diameter R of the large diameter portion 103b at the small diameter portion 103a side ends of the small diameter portion 103a and the large diameter portion 103b. Acts as a pressing force equal to the product of the area dependent on v and the engagement hydraulic pressure. Note that due to the damping effect described above, the change in flow rate relative to the hydraulic pressure when switching from state b to state c is different from the change in flow rate relative to hydraulic pressure when switching from state c to state d.

係合油圧がさらに降圧して、第1設定値未満の第3設定値に達した場合(状態e)、図5に示すように、外周バネ105の弾性力によってバルブ103が押し戻されて、小径部103aによってハウジング101の開口101aが閉塞される。開口101aが閉塞されるまでの間、バルブ103には、大径部103bの外径Rvに依存した面積と係合油圧との積に等しい押圧力が作用している。一方、上述したように、状態aにおいては、バルブ103における開口101aによって露出した部分に、開口101aの内径Rhに依存する受圧面積と係合油圧との積に等しい押圧力が作用する。ここで、バルブ103の大径部103bの外径Rvは、開口101aの内径Rhより大きい(Rh<Rv)。すなわち、係合油圧に対応する押圧力を受ける受圧面積は、開口101aの閉塞状態に比して、開放状態の方が大きくなる。さらに、バルブ103によって開口101aの閉塞状態と開放状態とを切り換えるために必要な押圧力は、外周バネ105の弾性力によって決定されるため、開口101aが閉塞状態に移行する直前の油圧である第3設定値は、開口101aを開放状態に移行させる直前の油圧である第1設定値に比して、低い値となる。図8に示すように、状態eにおいては、バルブ103によって開口101aが閉塞され、オイルがハウジング101内に流入しないため、潤滑切換バルブ100においてオイルの流動は遮断され、流量は0となる。 When the engagement hydraulic pressure further decreases and reaches a third set value less than the first set value (state e), the valve 103 is pushed back by the elastic force of the outer peripheral spring 105 as shown in FIG. The opening 101a of the housing 101 is closed by the portion 103a. Until the opening 101a is closed, the valve 103, the pressing force is equal to the product of the outer diameter R v in Dependent area and the engagement oil pressure of the large diameter portion 103b is acting. On the other hand, as described above, in the state a, the portions exposed by the opening 101a in the valve 103, equal pressure to the product of the pressure receiving area and the engagement hydraulic pressure that depends on the inner diameter R h of the opening 101a acts. Here, the outer diameter R v of the large-diameter portion 103b of the valve 103 is greater than the inner diameter R h of the opening 101a (R h <R v) . That is, the pressure receiving area that receives the pressing force corresponding to the engagement hydraulic pressure is larger in the open state than in the closed state of the opening 101a. Further, since the pressing force required to switch the opening 101a between the closed state and the opened state by the valve 103 is determined by the elastic force of the outer peripheral spring 105, the first hydraulic pressure immediately before the opening 101a shifts to the closed state. The third set value is a lower value than the first set value, which is the hydraulic pressure immediately before the opening 101a is shifted to the open state. As shown in FIG. 8, in the state e, the opening 103a is closed by the valve 103 and oil does not flow into the housing 101, so that the oil flow is blocked in the lubrication switching valve 100 and the flow rate becomes zero.

上述したように、この一実施形態による潤滑切換バルブ100は、係合油圧の昇圧時と降圧時とにおいて、オイルの流動状態と遮断状態とを切り換える特性が変更される。具体的に、潤滑切換バルブ100は、係合油圧が昇圧している間においては、第1設定値以上第2設定値未満の場合に、オイルが流動する特性を有する。一方、潤滑切換バルブ100は、係合油圧が第2設定値以上の油圧から降圧している間においては、第3設定値以上第2設定値未満の場合に、オイルが流動する特性を有する。なお、第1設定値は、開口101aの内径Rh、および外周バネ105の弾性力を相互に調整することによって、設定できる。第2設定値は、内周バネ106の弾性力を適宜調整することによって、設定できる。第3設定値は、バルブ103の大径部103bの外径Rv、および外周バネ105の弾性力を相互に調整することによって設定できる。 As described above, in the lubrication switching valve 100 according to this embodiment, the characteristics for switching between the oil flow state and the shut-off state are changed when the engagement hydraulic pressure is raised and lowered. Specifically, the lubrication switching valve 100 has a characteristic that the oil flows when the engagement hydraulic pressure is increased and when the oil pressure is higher than the first set value and lower than the second set value. On the other hand, the lubrication switching valve 100 has a characteristic that the oil flows when the engagement hydraulic pressure is reduced from the hydraulic pressure equal to or higher than the second set value when the engagement hydraulic pressure is lower than the third set value. The first set value can be set by mutually adjusting the inner diameter R h of the opening 101a and the elastic force of the outer peripheral spring 105. The second set value can be set by appropriately adjusting the elastic force of the inner peripheral spring 106. The third set value can be set by mutually adjusting the outer diameter R v of the large-diameter portion 103 b of the valve 103 and the elastic force of the outer peripheral spring 105.

次に、潤滑切換バルブ100における油室107の存在による減衰効果について説明する。図9は、係合油圧の昇圧時における第2設定値に基づく問題点を説明するための係合油圧の経時変化を示すグラフである。図10は、本発明の一実施形態による潤滑切換バルブ100において、係合油圧、および減衰効果の有無において流れるオイルの流量の経時変化を示すグラフである。   Next, the damping effect due to the presence of the oil chamber 107 in the lubrication switching valve 100 will be described. FIG. 9 is a graph showing the change over time in the engagement oil pressure for explaining a problem based on the second set value when the engagement oil pressure is increased. FIG. 10 is a graph showing changes over time in the flow rate of oil flowing in the lubrication switching valve 100 according to one embodiment of the present invention with and without the engagement hydraulic pressure and the damping effect.

まず、摩擦係合要素85を係合状態に維持する係合保持油圧は、ECU10によって摩擦係合要素85の伝達トルクに応じて制御される。そのため、係合保持油圧は、伝達トルクに応じて、最低係合保持油圧から摩擦係合要素85の係合状態を維持する最高の係合油圧(最高係合保持油圧)までの間に適宜制御される。なお、上述したように、第2設定値は、伝達トルクが最小の場合において摩擦係合要素85の係合状態を維持可能な最低係合保持油圧より小さく設定される。そのため、図9に示すように、伝達トルクが大きい状況、具体的に例えば、伝達トルクが最大になって係合油圧を最高係合保持油圧まで昇圧させる場合には、係合油圧の昇圧速度が増加するため、変速の途中で摩擦係合要素85が発熱している間に第2設定値に到達してしまう。係合油圧が第2設定値に到達すると、潤滑切換バルブ100は遮断状態になるため、摩擦係合要素85が発熱している間に、摩擦係合要素85に対するオイルの供給が遮断される。また、図9中太矢印で示すように、係合油圧の昇圧が開始されてから第2設定値に到達するまでの時間が、係合油圧を最低係合保持油圧まで昇圧させる場合に比して短縮される。すなわち、摩擦係合要素85を冷却する時間が短縮されることになる。そのため、バルブ103を閉じるタイミングは可能な限り遅延させることが好ましい。   First, the engagement holding hydraulic pressure for maintaining the friction engagement element 85 in the engaged state is controlled by the ECU 10 according to the transmission torque of the friction engagement element 85. Therefore, the engagement holding hydraulic pressure is appropriately controlled between the lowest engagement holding hydraulic pressure and the highest engagement hydraulic pressure (maximum engagement holding hydraulic pressure) that maintains the engagement state of the friction engagement element 85 according to the transmission torque. Is done. As described above, the second set value is set to be smaller than the minimum engagement holding hydraulic pressure at which the engagement state of the friction engagement element 85 can be maintained when the transmission torque is minimum. Therefore, as shown in FIG. 9, when the transmission torque is large, specifically, for example, when the transmission torque is maximized and the engagement hydraulic pressure is increased to the maximum engagement holding hydraulic pressure, the increase speed of the engagement hydraulic pressure is Therefore, the second set value is reached while the friction engagement element 85 generates heat during the shift. When the engagement hydraulic pressure reaches the second set value, the lubrication switching valve 100 is cut off, so that the oil supply to the friction engagement element 85 is cut off while the friction engagement element 85 generates heat. Further, as shown by a thick arrow in FIG. 9, the time from when the boosting of the engagement hydraulic pressure is started until the second set value is reached is compared with the case where the engagement hydraulic pressure is increased to the lowest engagement holding hydraulic pressure. Shortened. That is, the time for cooling the friction engagement element 85 is shortened. Therefore, it is preferable to delay the closing timing of the valve 103 as much as possible.

そこで、この一実施形態においては、可能な限り発熱終了まで潤滑供給を継続させるために、昇圧時にバルブの動きを減衰させる減衰機構を有する。すなわち、図5〜図7に示すように、潤滑切換バルブ100において、油室107、および油室107と連通する連通孔102dによって減衰機構が構成されている。そして、係合油圧の昇圧時における第2設定値近傍において、減衰機構において油室107が圧縮されて内部の油圧が上昇する。そのため、供給される係合油圧に基づいてバルブ103に作用される押圧力に抗して、バルブ103には、外周バネ105および内周バネ106の弾性力と油室107内の油圧との合計の復元力が作用する。これにより、バルブ103の動きは、復元力が外周バネ105および内周バネ106の弾性力のみの場合に比して、減衰される。   Therefore, in this embodiment, in order to continue the lubrication supply until the end of heat generation as much as possible, a damping mechanism that attenuates the movement of the valve at the time of pressure increase is provided. That is, as shown in FIGS. 5 to 7, in the lubrication switching valve 100, the damping mechanism is configured by the oil chamber 107 and the communication hole 102 d communicating with the oil chamber 107. Then, in the vicinity of the second set value when the engagement hydraulic pressure is increased, the oil chamber 107 is compressed in the damping mechanism and the internal hydraulic pressure rises. Therefore, against the pressing force applied to the valve 103 based on the supplied engagement hydraulic pressure, the valve 103 has a total of the elastic force of the outer peripheral spring 105 and the inner peripheral spring 106 and the hydraulic pressure in the oil chamber 107. The restoring force of acts. Thereby, the movement of the valve 103 is attenuated as compared with the case where the restoring force is only the elastic force of the outer peripheral spring 105 and the inner peripheral spring 106.

一方、係合油圧の降圧時においてバルブ103が開口101a側に押し戻される際には、油室107内が拡大した空間分だけオイルが流入してくるため、ハウジング101とバルブ103との間を通じたオイルの流入による抵抗力が発生する。しかしながら、オイルの流入による抵抗力は、係合油圧の昇圧時における油室107内の油圧に比して極めて小さいため、バルブ103を押し戻す復元力は、ほぼ外周バネ105および内周バネ106の弾性力のみとみなせる。以上により、油室107の存在によって、係合油圧の降圧時に比して係合油圧の昇圧時においては、第2設定値近傍においてバルブ103の動きを大きく減衰させることができる。また、連通孔102dの開口径を調整することによって、油室107内の圧力を調整し、減衰効果を調整できる。   On the other hand, when the valve 103 is pushed back to the opening 101a side when the engagement hydraulic pressure is lowered, the oil flows in by an amount corresponding to the expanded space in the oil chamber 107. Resistance is generated by the inflow of oil. However, since the resistance force due to the inflow of oil is extremely small compared to the hydraulic pressure in the oil chamber 107 when the engagement hydraulic pressure is increased, the restoring force that pushes back the valve 103 is substantially the elasticity of the outer peripheral spring 105 and the inner peripheral spring 106. It can be regarded as power only. As described above, the presence of the oil chamber 107 can greatly attenuate the movement of the valve 103 in the vicinity of the second set value when the engagement hydraulic pressure is increased compared to when the engagement hydraulic pressure is decreased. Further, by adjusting the opening diameter of the communication hole 102d, the pressure in the oil chamber 107 can be adjusted, and the damping effect can be adjusted.

図10に示すように、潤滑切換バルブ100に減衰機構が設けられていない場合には、発熱を伴う変速の間T0〜T2に係合油圧が第2設定値になった時点T1で、潤滑切換バルブ100を流動するオイルの流量が0になる(図10中点線、減衰効果なし)。なお、発熱を伴う変速の間(時点T0〜T2)は、摩擦係合要素85が半係合状態から係合状態に移行する間である。これに対し、潤滑切換バルブ100に減衰機構を設けることにより、バルブ103が押し込まれる速度を低減できるので、油室107が存在せず減衰効果がない場合に比して長い時間、潤滑切換バルブ100内にオイルを流動させることができる(図10中実線、減衰効果あり)。これにより、摩擦係合要素85の解放状態から係合油圧が昇圧するなどの場合において、係合油圧が第2設定値を若干超えた油圧になるまで、潤滑切換バルブ100内にオイルが流動する。そのため、昇圧時における第2設定値の近傍において、潤滑切換バルブ100が遮断状態になるタイミングを遅延させることができる。   As shown in FIG. 10, when the lubrication switching valve 100 is not provided with a damping mechanism, the lubrication switching is performed at the time T1 when the engagement hydraulic pressure becomes the second set value during T0 to T2 during the shift with heat generation. The flow rate of the oil flowing through the valve 100 becomes 0 (dotted line in FIG. 10, no damping effect). Note that the shift with heat generation (time points T0 to T2) is a period during which the friction engagement element 85 shifts from the semi-engaged state to the engaged state. On the other hand, since the speed at which the valve 103 is pushed can be reduced by providing the lubrication switching valve 100 with a damping mechanism, the lubrication switching valve 100 is longer for a longer time than when the oil chamber 107 is not present and there is no damping effect. Oil can flow into the inside (solid line in FIG. 10, with a damping effect). Thereby, when the engagement hydraulic pressure is increased from the released state of the friction engagement element 85, the oil flows into the lubrication switching valve 100 until the engagement hydraulic pressure becomes slightly higher than the second set value. . Therefore, it is possible to delay the timing at which the lubrication switching valve 100 is shut off in the vicinity of the second set value at the time of boosting.

以上説明した本発明の一実施形態によれば、摩擦係合装置が解放状態から係合状態に移行する係合油圧の昇圧時に、潤滑切換バルブ100が遮断状態から流動状態に切り替わる第1設定値を、摩擦係合装置におけるリターンスプリング力に対応する係合油圧以上に設定する一方、係合油圧の降圧時において、潤滑切換バルブ100が流動状態から遮断状態に切り替わる第3設定値を、リターンスプリング力に対応する油圧未満としている。これにより、係合油圧の昇圧時と降圧時とにおいて、潤滑切換バルブ100の流動状態と遮断状態との切り換えにヒステリシスを設けることができるので、係合油圧の降圧時に、係合油圧がリターンスプリング力未満になっても、潤滑切換バルブの流動状態を継続でき、摩擦係合装置が半係合状態から解放状態に移行した後でも、摩擦係合要素85へのオイルの供給を継続することが可能になる。   According to the embodiment of the present invention described above, the first set value at which the lubrication switching valve 100 is switched from the shut-off state to the flow state when the engagement hydraulic pressure is increased so that the friction engagement device shifts from the released state to the engaged state. Is set to be equal to or higher than the engagement hydraulic pressure corresponding to the return spring force in the friction engagement device, and the third set value for switching the lubrication switching valve 100 from the flow state to the cutoff state when the engagement hydraulic pressure is lowered is set to the return spring. It is less than the hydraulic pressure corresponding to the force. As a result, hysteresis can be provided for switching between the flow state and the shut-off state of the lubrication switching valve 100 when the engagement hydraulic pressure is increased and when the engagement hydraulic pressure is decreased. Even if the pressure becomes less than the force, the flow state of the lubrication switching valve can be continued, and the supply of oil to the friction engagement element 85 can be continued even after the friction engagement device shifts from the semi-engagement state to the release state. It becomes possible.

以上、本発明の一実施形態について具体的に説明したが、本発明は、上述の一実施形態に限定されるものではなく、本発明の技術的思想に基づく各種の変形が可能である。例えば、上述の一実施形態において挙げた数値はあくまでも例に過ぎず、必要に応じてこれと異なる数値を用いてもよい。   Although one embodiment of the present invention has been specifically described above, the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications based on the technical idea of the present invention are possible. For example, the numerical values given in the above-described embodiment are merely examples, and different numerical values may be used as necessary.

上述の一実施形態においては、外周バネ105および内周バネ106をそれぞれ、プラグ102に巻き付けてなる押しバネから構成しているが、外周バネ105および内周バネ106をそれぞれ、複数の押しバネを集合させて構成することも可能である。   In the above-described embodiment, each of the outer peripheral spring 105 and the inner peripheral spring 106 is constituted by a pressing spring wound around the plug 102. However, each of the outer peripheral spring 105 and the inner peripheral spring 106 includes a plurality of pressing springs. It is also possible to configure by assembling.

例えば、上述の一実施形態においては、摩擦係合装置として第2ブレーキB2を例に説明したが、摩擦係合装置として第1ブレーキB1や、第1クラッチC1〜第4クラッチC4を採用してもよい。   For example, in the above-described embodiment, the second brake B2 has been described as an example of the friction engagement device. However, the first brake B1 and the first clutch C1 to the fourth clutch C4 are employed as the friction engagement device. Also good.

4 油圧制御回路
10 ECU
100 潤滑切換バルブ
101 ハウジング
101a 開口
101b 開口端
102 プラグ
102a,103a 小径部
102b,103b 大径部
102c 中空部分
102d 連通孔
103 バルブ
104 開口
105 外周バネ
106 内周バネ
107 油室
110 吐出ノズル
110a 吐出部
4 Hydraulic control circuit 10 ECU
DESCRIPTION OF SYMBOLS 100 Lubrication switching valve 101 Housing 101a Opening 101b Open end 102 Plug 102a, 103a Small diameter part 102b, 103b Large diameter part 102c Hollow part 102d Communication hole 103 Valve 104 Opening 105 Outer peripheral spring 106 Inner peripheral spring 107 Oil chamber 110 Discharge nozzle 110a Discharge part

Claims (4)

供給される油圧がリターンスプリング力に抗して作用して係合状態と解放状態とが切り換えられる摩擦係合要素と、
前記摩擦係合要素に供給される油圧が分岐されて供給され、前記摩擦係合要素へのオイルの供給と遮断とを切り換える潤滑切換手段と、
油圧を前記摩擦係合要素および前記潤滑切換手段に供給する油圧制御手段と、を備えた潤滑機構であって、
前記潤滑切換手段は、バルブと弾性部材とを内部に設けたハウジングを有し、
前記バルブは、前記油圧制御手段から供給される油圧によって前記ハウジング内を移動することで、前記摩擦係合要素へのオイルの供給と遮断とを切換可能に構成され、
前記弾性部材は、前記バルブへの油圧に抗する弾性力を前記バルブに作用させ、
前記潤滑切換手段は、前記弾性力に抗して前記バルブに作用される油圧が上昇する昇圧中において、油圧が高圧側設定値になった場合に前記オイルの供給を開始し、
前記潤滑切換手段は、前記バルブに作用される油圧が低下する降圧中において、油圧が低圧側設定値となった場合に前記オイルの供給を遮断し、
前記高圧側設定値は、前記摩擦係合要素のリターンスプリング力に対応した圧力以上であり、
前記低圧側設定値は、前記摩擦係合要素のリターンスプリング力に対応した圧力未満である
ことを特徴とする潤滑機構。
A friction engagement element in which the supplied hydraulic pressure acts against the return spring force to switch between the engaged state and the released state;
Lubrication switching means for branching and supplying the hydraulic pressure supplied to the friction engagement element and switching between supply and shutoff of oil to the friction engagement element;
A hydraulic control means for supplying hydraulic pressure to the friction engagement element and the lubrication switching means,
The lubrication switching means has a housing in which a valve and an elastic member are provided,
The valve is configured to be able to switch between supply and shutoff of oil to the friction engagement element by moving in the housing by hydraulic pressure supplied from the hydraulic control means,
The elastic member acts on the valve with an elastic force that resists oil pressure to the valve,
The lubrication switching means starts supplying the oil when the oil pressure reaches a high pressure side set value during the pressure increase in which the oil pressure acting on the valve increases against the elastic force,
The lubrication switching means shuts off the supply of the oil when the hydraulic pressure becomes a set value on the low pressure side during the lowering of the hydraulic pressure applied to the valve,
The high pressure side set value is equal to or higher than a pressure corresponding to a return spring force of the friction engagement element,
The low pressure side set value is less than a pressure corresponding to a return spring force of the friction engagement element.
前記バルブが、底部側において前記ハウジングにおける前記オイルが流入する流入口を閉塞可能、かつ前記オイルを内周側に流入可能な開口が形成された有底の凹形状を有し、
前記バルブの凹形状に対応して前記バルブの開口部側と嵌合する凸形状を有しつつ、前記ハウジングに対して固定されているとともに、前記バルブに形成された開口を通じて流入したオイルが流動して外部に吐出可能な油路を形成する筒形状を有するプラグと、
前記ハウジングと前記プラグとの間に、前記オイルによる油圧に前記バルブを介して抗するオイルを貯留可能な油室と、
を備えることを特徴とする請求項1に記載の潤滑機構。
The valve has a bottomed concave shape in which an opening through which the oil flows in the housing on the bottom side can be closed, and an opening through which the oil can flow into the inner peripheral side is formed;
The oil flowed through the opening formed in the valve while being fixed to the housing and having a convex shape that fits the opening side of the valve corresponding to the concave shape of the valve. And a plug having a cylindrical shape that forms an oil passage that can be discharged to the outside,
Between the housing and the plug, an oil chamber capable of storing oil that resists oil pressure by the oil via the valve;
The lubrication mechanism according to claim 1, further comprising:
前記プラグに、前記油室と前記プラグにおける油路との間を連通させる連通孔が設けられていることを特徴とする請求項2に記載の潤滑機構。   The lubrication mechanism according to claim 2, wherein the plug is provided with a communication hole for communicating between the oil chamber and an oil passage in the plug. 前記弾性部材が複数のバネから構成され、前記オイルの供給が遮断され、かつ前記バルブに作用する油圧が前記高圧側設定値未満の場合に、前記複数のバネのうちの一部のバネから前記バルブに弾性力が作用しない状態であることを特徴とする請求項1〜3のいずれか1項に記載の潤滑機構。   When the elastic member is composed of a plurality of springs, the supply of oil is shut off, and the hydraulic pressure acting on the valve is less than the high-pressure side set value, the springs from some of the plurality of springs The lubrication mechanism according to any one of claims 1 to 3, wherein an elastic force is not applied to the valve.
JP2017104681A 2017-05-26 2017-05-26 Lubrication mechanism Active JP6204626B1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2017104681A JP6204626B1 (en) 2017-05-26 2017-05-26 Lubrication mechanism

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2017104681A JP6204626B1 (en) 2017-05-26 2017-05-26 Lubrication mechanism

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP6204626B1 true JP6204626B1 (en) 2017-09-27
JP2018200072A JP2018200072A (en) 2018-12-20

Family

ID=59969407

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2017104681A Active JP6204626B1 (en) 2017-05-26 2017-05-26 Lubrication mechanism

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP6204626B1 (en)

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001165196A (en) * 1999-12-06 2001-06-19 Toyota Central Res & Dev Lab Inc Cooling mechanism for wet clutch
WO2012108501A1 (en) * 2011-02-10 2012-08-16 ナブテスコオートモーティブ株式会社 Protection valve

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001165196A (en) * 1999-12-06 2001-06-19 Toyota Central Res & Dev Lab Inc Cooling mechanism for wet clutch
WO2012108501A1 (en) * 2011-02-10 2012-08-16 ナブテスコオートモーティブ株式会社 Protection valve

Also Published As

Publication number Publication date
JP2018200072A (en) 2018-12-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4414996B2 (en) Double clutch device
US7588130B2 (en) Hydrodynamic clutch device
JP2004507691A (en) Launch unit
JP6003516B2 (en) Automatic transmission
US8197374B2 (en) Automatic transmission
JPS6049791B2 (en) Torque converter and lockup clutch assembly
SE509655C2 (en) Hydrodynamic torque converter
JP2012180867A (en) Lubricating device for automatic transmission
US10514090B2 (en) Transmission
CN106907454B (en) Torque converter with variable pitch stator and bypass clutch
JP2019132390A (en) Power transmission device
JP6204626B1 (en) Lubrication mechanism
JP4026959B2 (en) transmission
JP6197765B2 (en) Fluid transmission device
JP2836386B2 (en) Fluid transmission with lock-up clutch
JPS628658B2 (en)
JP4735701B2 (en) Fluid transmission device
JP2013228052A (en) Hydraulic control device
JPH0293152A (en) Lubricating structure of automatic transmission
JP2009138788A (en) Flywheel
CN110873157B (en) Automatic transmission
US10221923B2 (en) Multi-stage transmission
JP6384585B1 (en) transmission
JP4312683B2 (en) Hydraulic control device for automatic transmission
JP2007247709A (en) Hydraulic frictional engaging element and automatic transmission

Legal Events

Date Code Title Description
A975 Report on accelerated examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971005

Effective date: 20170627

A521 Request for written amendment filed

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A821

Effective date: 20170619

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20170808

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20170831

R151 Written notification of patent or utility model registration

Ref document number: 6204626

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250

R250 Receipt of annual fees

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250