JP6708102B2

JP6708102B2 - 車両用シンクロメッシュ機構の油圧装置

Info

Publication number: JP6708102B2
Application number: JP2016228388A
Authority: JP
Inventors: 直樹板津
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2016-11-24
Filing date: 2016-11-24
Publication date: 2020-06-10
Anticipated expiration: 2036-11-24
Also published as: JP2018084299A

Description

本発明は、車両用変速機のシンクロメッシュ機構に係り、特に、同期不良に伴う衝撃荷重による破損を抑制する技術に関するものである。

車両用の変速機において、ボス孔の内周面に内周スプライン歯を備えた出力歯車と、この出力歯車のボス孔内を該ボス孔内周面に対して所定の間隔をおいて同芯的に貫通するとともに、外周面の一部にはスプライン軸部を有する出力軸と、前記出力歯車のボス孔内周面と出力軸の外周面との間に配置され、その外周に形成した外周スプライン歯が前記出力歯車の内周スプライン歯に常時噛み合い、軸方向に移動することでその内周に形成した内周スプライン歯が前記出力軸のスプライン軸部に対してシンクロナイザリングを介して噛み合い可能なスリーブと、このスリーブを噛み合い方向に移動させるための油圧ピストンと、前記スリーブを噛み合い解除方向に付勢する弾性部材とを備えた動力断接装置すなわちシンクロメッシュ機構が知られている（例えば、特許文献１を参照。）

上記のようなシンクロメッシュ機構によれば、油圧ピストンに油圧を作用させると、スリーブが弾性部材の付勢力に抗して軸方向に移動され、シンクロナイザリングを介してスプライン軸部に噛み合うことから、低い油圧で噛み合わせることができ、且つその噛み合い状態を維持できる利点がある。

特開平０５−２６３８３７号公報

ところで、前記のシンクロメッシュ機構では、前記油圧ピストンを作動させるための油圧装置の油圧室は、その油圧ピストンと、その油圧ピストンの外周面に嵌め付けられたＯリング等のシール部材と、その油圧ピストンが収容されるピストン収容部とで形成される。このように構成された油圧室に作動油が供給されると、弾性部材の付勢力に抗して油圧ピストンが油圧室の拡大方向に移動させられ、前記スリーブを噛み合い方向に移動させる。しかしながら、同期不良によってギヤ鳴りが発生するような状況では、油圧ピストンに対して噛み合い解除方向に衝撃荷重が作用することにより、油圧に抗して油圧室が縮小されるので、油圧室内の油圧が瞬間的に高くなる油撃が生ずる。そのため、油圧ピストンに嵌め付けられたシール部材が油撃で破損し、油圧が立たなくなり得る問題があった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的は、車両用シンクロメッシュ機構の油圧装置において、ギヤ鳴りが発生した際に生ずる衝撃によるシール部材の破損を抑制する構造を提供するものである。

本発明の要旨とするところは、ピストンとそのピストンの外周面に嵌め付けられたシール部材とそのピストンが収容されるピストン収容部とで形成される油圧室と、そのピストンをその油圧室が縮小する方向に付勢するスプリングとを備え、その油圧室に油を供給することでそのピストンに連係させられたシンクロメッシュ機構のスリーブをオン方向に移動させる車両用シンクロメッシュ機構の油圧装置であって、（ａ）前記ピストン収容部は、内周面が一定の内径寸法に形成された円筒部と、前記ピストンに対して前記油圧室とは反対側の位置において内周面がその油圧室よりも大きい内径寸法に形成された拡径部とを備え、前記シンクロメッシュ機構のギヤ鳴りに起因して前記油圧室に作用される制御油圧の最大値を超える油撃がそのピストンに作用したとき、前記スプリングの付勢力に抗した該ピストンの移動により前記シール部材がその拡径部の位置まで到達することにある。

このようにすれば、油圧室内に油が供給されることによって油圧の作用でシンクロメッシュ機構のスリーブをオン方向に移動させるピストンに、シンクロメッシュ機構のギヤ鳴りに起因して油圧室に作用される制御油圧の最大値を超える油撃が作用すると、スプリングの付勢力に抗したピストンの移動によりピストンに嵌め付けられたシール部材がピストン収納部の拡径部の位置に到達するまで移動させられる。すなわち、ピストンが通常の作動領域よりも大きく動いてシール部材が円筒部を出て拡径部に到達する。そのため、ピストン収容部の内周面からのシール部材の締め代が減少し、緊迫力が低下するので、これにより生じた隙間から油が抜けて油圧が低下する。したがって、例えばギヤ鳴りが発生した際にピストンに衝撃荷重が掛かり、延いては油圧が通常時よりも高くなる油撃が発生した場合にも、その油圧は前記リリーフ圧に達すると速やかに低下するので、油撃によるシール部材の破損が抑制される。このように、本発明によれば、通常作動時には、ピストンのシール部材が一定の内径に形成された円筒部内を移動するのでシールが保たれ、油撃発生時にはシール部材が拡径部に達するので油圧が抜けてシール部材が保護される利点がある。

本発明が好適に適用された車両用変速機の概略構成を説明するための断面図である。図１の車両用変速機に備えられた本発明の一実施例のシンクロメッシュ機構の油圧装置の要部断面図である。図２の油圧装置において、油撃が生じたときの状態を説明する図である。図２の油圧装置におけるピストンのストローク量とバネ荷重との関係を説明する図である。図２の油圧装置において、テーパー開始部をＲ面に形成した構成例である。図２の油圧装置において、スプリングを二重化した構成例である。従来の油圧装置の断面図であって、図２に対応する図である。

ここで、好適には、前記拡径部は、前記円筒部から遠ざかるほど内径が大きくなるテーパー面に形成されたものである。このようにすれば、拡径部が一様な内径で設けられることによって円筒部側のその開始部分に段差が形成されている場合に比べて、その開始部分の角度が大きくなるので、シール部材が拡径部の位置に到達するまで移動させられたピストンが油圧低下後にスプリングの付勢力に従って油圧室の縮小方向に移動させられる際に、その開始部分に形成された角部によるシール部材の損耗を抑制できる。また、前記ピストンが前記拡径部側から前記油圧室の縮小方向にピストン収容部内を移動させられる場合には、そのピストンが前記テーパー面によって軸心が適切な位置に向かうように案内される利点もある。

また、好適には、前記ピストン収容部は、前記拡径部の前記円筒部側の開始部分がＲ面に形成されたものである。このようにすれば、シール部材が拡径部に到達する位置まで移動させられたピストンが油圧低下後にスプリングの付勢力に従って油圧室の縮小方向に移動させられる際に、シール部材が拡径部の開始部分を滑らかに通過できるので、その開始部分の角が立っている場合に比較してそのシール部材の損耗を抑制できる。

また、好適には、前記ピストンは、前記油圧室の拡大方向に最も移動した位置においても、前記円筒部に少なくとも一部が位置するものである。このようにすれば、シール部材が拡径部に到達する位置までピストンが移動させられた際にも、ピストンとピストン収容部との軸心が一致した状態に保たれるため、それらの軸心を一致させるための構造を別途設ける必要がない利点がある。

また、好適には、前記スプリングは、前記ピストンを前記油圧室の縮小方向に常に付勢する第１スプリングと、前記ピストンの前記油圧室の拡大方向における通常時の最大ストローク位置と前記シール部材が前記拡径部に到達するストローク位置との間に設けられた作用開始位置からその油圧室の拡大方向のストローク範囲でそのピストンをその油圧室の縮小方向に付勢する第２スプリングとを、含むものである。このようにすれば、通常の油圧が作用するときの最大ストローク位置よりもピストンが油圧室の拡大方向に移動して作用開始位置に到達すると、第１スプリングの付勢力に加えて第２スプリングによる付勢力がその油圧室の縮小方向に作用するようになるので、その位置よりも油圧室の拡大方向ではピストンに作用するスプリングのバネ定数が高くなる。そのため、通常時のストローク範囲では、第１スプリングの付勢力のみが作用することから比較的低い油圧でピストンが作動させられる一方、作用開始位置以降では、第２スプリングの付勢力がこれに重畳されることから、油圧の上昇量に対するピストンの移動量が小さくなる。これにより、通常の作動時に必要な油圧を高くすることなく、ピストンに衝撃荷重が掛かることによって油圧が通常時よりも高くなった際のピストン移動量を小さくすることができるので、装置が大型化することを抑制できる。前記ピストンを前記油圧室の縮小方向に付勢するための前記スプリングは、１つのスプリングで、通常作動時には前記シール部材が前記拡径部に入らないようにそのバネ定数を設定してもよいが、上記のようにすれば、通常作動時と油撃発生時とで切り分けて設計できる利点もある。なお、第１スプリングおよび第２スプリングのバネ定数は、それらによる付勢力とシール部材に許容する最大油圧とが、そのシール部材が前記拡径部に到達するときに均衡するように定めればよい。

また、上記のように前記スプリングが前記第１スプリングおよび前記第２スプリングで構成される場合において、前記作用開始位置は、通常時の最大ストローク位置に近い位置に設けることが好ましい。第１スプリングおよび第２スプリングのバネ定数をそれぞれ一定とすると、作用開始位置が通常時の最大ストローク位置に近くなるほど、スプリングのバネ定数が早く高くなってリリーフ圧に達するまでのストロークが短くなるので、装置の小型化に一層資する利点がある。

なお、前記スプリングのバネ定数は、例えば、前記シール部材が前記拡径部に到達する直前の位置に前記ピストンが位置するときに、そのスプリングの付勢力が、通常時に前記油圧室に生じ得る最大油圧と均衡するように定められる。上記スプリングの付勢力は前記拡径部の開始位置で前記リリーフ圧と均衡するように定められるため、上記「直前の位置」は、上記最大油圧とそのリリーフ圧との差に応じただけ拡径部よりも手前に設定されることになる。

以下、本発明の実施例を、図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明が好適に適用された車両用変速機１０（以下、変速機１０）の概略構成を説明するための断面図である。変速機１０は、図示しないエンジンと駆動輪との間に動力伝達可能に介挿されている。変速機１０は、ケース１２内において、トルクコンバータ１４のタービン軸としても機能する入力軸１６と、図示しない駆動輪に動力伝達可能に接続されている出力軸２０と、ベルト式の無段変速機構２２と、ギヤ機構２４とを含んで構成されている。無段変速機構２２とギヤ機構２４とは、入力軸１６と出力軸２０との間で軸方向に並んで配置され、ギヤ機構２４が無段変速機構２２よりも軸方向においてエンジン側に配置されている。

エンジンと同じ第１回転軸心Ｃ１上には、エンジンのトルクが入力され無段変速機構２２の後述するプライマリプーリ３０に連結されている入力軸１６が回転可能に配置されている。この入力軸１６の外周側には、トルクコンバータ１４側から順番に、そのトルクコンバータ１４のポンプ翼車によって駆動される図示しないオイルポンプを駆動させるためのチェーン機構２６、ギヤ機構２４を構成する第１ドライブギヤ２５、および前後進切換機構２８が順次設けられている。また、入力軸１６の軸方向においてトルクコンバータ１４と反対側の端部が、無段変速機構２２のプライマリプーリ３０（固定シーブ３０ａ）に連結されている。

前後進切換機構２８は、前進用クラッチＣａ、後進用ブレーキＢ、およびダブルピニオン型の遊星歯車機構３２を主体に構成されている。遊星歯車機構３２のキャリヤＣＡが入力軸１６に接続され、リングギヤＲが後進用ブレーキＢを介して非回転部材であるケース１２に選択的に連結され、サンギヤＳが前進用クラッチＣａを介してキャリヤＣＡに選択的に接続される。前進用クラッチＣａおよび後進用ブレーキＢは、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。前記遊星歯車機構３２のサンギヤＳには、ギヤ機構２４を構成する第１ドライブギヤ２５が一体的に設けられている。第１ドライブギヤ２５は、後述する中間軸５２上に設けられている第１ドリブンギヤ５４に噛み合わされている。また、第１ドライブギヤ２５は、その内周端部で入力軸１６が挿通されるシャフト挿通部５３が、第１ドリブンギヤ５４との噛合部５９（第１ドライブギヤ２５の外周歯）よりも軸方向において無段変速機構側にずらされている（オフセット）。これより、第１ドライブギヤ２５の噛合部５９（外周歯）の内周側に空間が形成され、この空間に、図示しないオイルポンプから吐出される作動油が供給される油路が形成された部材の一部が収容されている。

無段変速機構２２は、入力軸１６と第３回転軸心Ｃ３上に配置されている出力軸２０との間の動力伝達経路上に設けられ、入力軸１６に連結されている入力側回転部材である有効径が可変のプライマリプーリ３０と、出力軸２０に連結されている出力側回転部材である有効径が可変のセカンダリプーリ３６と、そのプライマリプーリ３０とセカンダリプーリ３６との間に巻き掛けられている伝動ベルト３８とを備えており、プライマリプーリ３０およびセカンダリプーリ３６と伝動ベルト３８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。

プライマリプーリ３０は、入力軸１６に連結された入力側固定回転体としての固定シーブ３０ａと、固定シーブ３０ａに対して軸まわりの相対回転不能、且つ、軸方向の移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動シーブ３０ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為に可動シーブ３０ｂを移動させるための推力を発生させるプライマリ油圧アクチュエータ３０ｃとを、備えて構成されている。

セカンダリプーリ３６は、出力軸２０に後述するベルト走行用クラッチＣｂを介して連結されて出力側固定回転体として機能する固定シーブ３６ａと、固定シーブ３６ａに対して軸まわりの相対回転不能、且つ、軸方向への移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動シーブ３６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為に可動シーブ３６ｂを移動させるための推力を発生させるセカンダリ側油圧アクチュエータ３６ｃとを、備えて構成されている。

前記一対のプライマリプーリ３０およびセカンダリプーリ３６の溝幅が変化して伝動ベルト３８の掛かり径（有効径）が変更されることで、実変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout）が連続的に変更させられる。例えば、プライマリプーリ３０のＶ溝幅が狭くなると、変速比γが小さくなる。すなわち無段変速機構２２がアップシフトされる。また、プライマリプーリ３０のＶ溝幅が広くなると、変速比γが大きくなる。すなわち、無段変速機構２２がダウンシフトされる。

軸方向において無段変速機構２２のセカンダリプーリ３６と出力軸２０との間には、これらの間の動力伝達を選択的に断接するベルト走行用クラッチＣｂが介挿されている。このベルト走行用クラッチＣｂが係合されることで、エンジンのトルクが、入力軸１６、無段変速機構２２を経由して出力軸２０に伝達される。また、ベルト走行用クラッチＣｂが解放されると、無段変速機構２２から出力軸２０への動力伝達が遮断される。

第３回転軸心Ｃ３上には、無段変速機構２２またはギヤ機構２４からトルクが伝達される出力軸２０が回転可能に配置されている。出力軸２０の外周側には、セカンダリプーリ３６側から順番に、ベルト走行用クラッチＣｂ、ギヤ機構２４を構成する後述する第２ドリブンギヤ４０、および出力軸２０に形成されている出力ギヤ４２が設けられている。第２ドリブンギヤ４０は、略円錐形状を有し、軸方向においてセカンダリプーリ３６側に径方向外周側が傾斜している。第２ドリブンギヤ４０の外周端部には、後述する第２ドライブギヤ５６と噛み合う外周歯が形成されており、その外周歯の近傍にはベルト走行用クラッチＣｂの出力部材が接続されている。また、第２ドリブンギヤ４０の内周端部には、出力軸２０に対して相対回転不能にスプライン嵌合されたスプライン嵌合部６６が設けられている。従って、ベルト走行用クラッチＣｂが係合されると、無段変速機構２２から入力されるトルクが、ベルト走行用クラッチＣｂ、第２ドリブンギヤ４０、および出力軸２０を介して出力ギヤ４２に伝達される。また、第２ドリブンギヤ４０のスプライン嵌合部６６は、第２ドライブギヤ５６との噛合部６１（第２ドリブンギヤ４０の外周歯）よりも、軸方向においてエンジン側にずらされている（オフセット）。これより、第２ドリブンギヤ４０の噛合部６１（外周歯）の内周側に空間が形成され、この空間にベルト走行用クラッチＣｂを構成する部材が一部収容されている。

出力ギヤ４２は、第４回転軸心Ｃ４上に配置されているカウンタ軸１８に設けられているカウンタギヤ４８の外周歯と噛み合っている。カウンタ軸１８には、前記カウンタギヤ４８および、図示しないデフギヤのデフドリブンギヤと噛み合うデフドライブギヤ５０が設けられている。従って、出力ギヤ４２に伝達されたトルクが、カウンタギヤ４８、カウンタ軸１８、デフドライブギヤ５０、図示しないデフギヤ等を介して図示しない駆動輪に伝達される。

ギヤ機構２４は、軸方向において無段変速機構２２とトルクコンバータ１４との間に設けられており、第１回転軸心Ｃ１上に配置されている入力軸１６に前後進切換装置２８（サンギヤＳ）を介して設けられている（連結されている）第１ドライブギヤ２５と、第１回転軸心Ｃ１と平行な第２回転軸心Ｃ２まわりに回転可能に支持されている中間軸５２にスプライン嵌合されることで中間軸５２に相対回転不能に設けられるともに、第１ドライブギヤ２５と噛み合う第１ドリブンギヤ５４と、中間軸５２に相対回転可能に設けられている第２ドライブギヤ５６と、第３回転軸心Ｃ３まわりに回転可能な出力軸２０にスプライン嵌合されて相対回転不能に設けられるととともに、第２ドライブギヤ５６と噛み合う第２ドリブンギヤ４０とを、有して構成されている。

中間軸５２の外周側には、中間軸５２と第２ドライブギヤ５６との間を選択的に断接するシンクロメッシュ機構（同期機構）を備えた噛合クラッチであるドグクラッチ５８が設けられている。なお、第１ドリブンギヤ５４の内周部と中間軸５２とが相対回転不能にスプライン嵌合されることで、第１ドリブンギヤのシャフト挿通部に対応するスプライン嵌合部６４が形成され、第１ドライブギヤ２５と第１ドリブンギヤ５４とが互いに噛み合うことで、第１ドライブギヤおよび第１ドリブンギヤの噛合部５９が構成される。また、第２ドリブンギヤの内周部と出力軸２０とが相対回転不能にスプライン嵌合されることで、本発明の第２ドリブンギヤのシャフト挿通部に対応するスプライン嵌合部６６が形成され、第２ドライブギヤ５６と第２ドリブンギヤ４０とが互いに噛み合うことで、第２ドライブギヤおよび第２ドリブンギヤの噛合部６１が構成される。

ドグクラッチ５８は、中間軸５２上であって、第１ドリブンギヤ５４に対して軸方向において無段変速機構２２側（軸方向において第１ドリブンギヤ５４と第２ドライブギヤ５６との間）に隣接するようにして設けられている。ドグクラッチ５８は、その外周側に設けられているハブスリーブ６０と嵌合するシフトフォーク６２によってその断接状態が切り換えられる。例えばシフトフォーク６２が軸方向においてエンジン側（トルクコンバータ側）に移動すると、ハブスリーブ６０も同様にエンジン側に移動させられ、ドグクラッチ５８による接続が解除されて中間軸５２と第２ドライブギヤ５６との接続が遮断される。一方、シフトフォーク６２が軸方向において無段変速機構２２側に移動すると、ハブスリーブ６０も同様に無段変速機構２２側に移動させられ、ドグクラッチ５８が接続されて、中間軸５２と第２ドライブギヤ５６とが一体的に回転させられる。本実施例では、上記のハブスリーブ６０がスリーブに相当する。

ドグクラッチ５８によって中間軸５２と第２ドライブギヤ５６とが接続されると、第１ドライブギヤ２５と第２ドリブンギヤ４０との間の動力伝達経路が形成される。すなわちギヤ機構２４が動力伝達可能となる。一方、ドグクラッチ５８によって中間軸５２と第２ドライブギヤ５６とが遮断されると、第１ドライブギヤ２５と第２ドリブンギヤ４０との間の動力伝達経路が遮断される。すなわち、ギヤ機構２４が動力伝達不能となる。

前記のシフトフォーク６２は、油圧アクチュエータ６８によって作動させられるフォークシャフト７０の一端に取り付けられている。図２に示すように、油圧アクチュエータ６８は、フォークシャフト７０の他端に固定されたピストン７２と、そのピストン７２の外周面に形成された周溝７４に嵌め着けられたＯリング７６と、そのピストン７２を収容するシリンダ７８と、それらピストン７２，Ｏリング７６、およびシリンダ７８により形成される油圧室８０とを備えている。ピストン７２は、リターンスプリング８２の付勢力により、常にその油圧室８０を縮小する方向に押圧されると共に、油圧室８０に油路８４から供給される油圧により、そのリターンスプリング８２の付勢力に対抗して押圧されるようになっている。本実施例では、上記の油圧アクチュエータ６８が油圧装置に、Ｏリング７６がシール部材に、シリンダ７８がピストン収容部に、それぞれ相当し、シンクロメッシュ機構のハブスリーブ６０は、フォークシャフト７０およびシフトフォーク６２を介してピストン７２に連係させられている。

上記のシリンダ７８は、シフトフォーク６２側において内周面が一定の内径寸法に形成された円筒部８６と、その円筒部８６から続いてシフトフォーク６２から遠ざかるほど内径寸法が大きくなるように、すなわち、円筒部８６よりも大きい内径寸法となるように形成されたテーパー部８８とを備えている。テーパー部８８の開始位置は、ピストン７２の通常の油圧による作動では前記Ｏリング７６が上記円筒部８６内で移動するように定められている。本実施例においては、上記テーパー部８８が拡径部に相当する。

このように構成された油圧アクチュエータ６８によれば、エンジンにより回転駆動される図示しないオイルポンプが発生する油圧を元圧として調圧された作動油圧が油圧室８０に供給されることにより、リターンスプリング８２の付勢力に対抗する押圧力が発生させられ、上記押付力に対抗してハブスリーブ６０を係合側へ移動させる係合力がフォークシャフト７０及びシフトフォーク６２を介してハブスリーブ６０に作用させられる。油圧室８０に供給される油圧が予め定められた係合圧以上になると、ドグクラッチ５８を係合状態とする位置にハブスリーブ６０が移動させられる。

ところで、油圧アクチュエータ６８に油圧が供給される変速時にギヤ鳴りが発生した場合には、図３に示すように、フォークシャフト７０に対して、シフトフォーク６２側に向かって衝撃荷重が生ずるため、フォークシャフト７０と一体になって移動するピストン７２に油圧室８０を縮小する方向の力が作用して油圧室８０内に油撃が生じることになる。このとき、ピストン７２が図示の位置まで移動して、Ｏリング７６がテーパー部８８に到達すると、そのテーパー部８８ではシリンダ７８の内周面が円筒部８６よりも大きくなっていることから、その内周面からＯリング７６への緊迫力が低下する。この結果、内周面とＯリング７６との隙間が生じて、その隙間から油圧が逃げるため、油圧室８０内に油撃が発生しても、Ｏリング７６の損傷が抑制されることとなる。

図４に、ピストン７２のストローク量ｘとリターンスプリング８２のバネ荷重との関係を直線Ａで示す。図４において、「通常作動領域」は、ピストン７２が通常の油圧範囲で作動しているときのＯリング７６の位置を示しており、通常の油圧範囲では円筒部８６内に納まるように設定されているが、通常領域で使用される油圧最大値Ｐ_maxを超える油撃が発生すると、ピストン７２が更に移動し、Ｏリング７６が「油撃発生時使用領域」に入る。ピストン７２はリターンスプリング８２の付勢力と油圧室８０内の油圧とが均衡する位置にあるので、通常作動領域を越えても、Ｏリング７６にバネ荷重Ｆに相当するだけの油圧が掛かることになる。しかしながら、その油圧が、Ｏリング７６がテーパー部８８に入る大きさ、すなわち図４のテーパー部８８の開始部におけるバネ荷重Ｆに等しいリリーフ圧Ｐｒまで高まると、Ｏリング７６がテーパー部８８に到達して油圧が逃げるので、その後はリターンスプリング８２の付勢力に従ってピストンが通常作動領域に速やかに戻ることになる。なお、図４から明らかなように、テーパー部８８の開始位置は、リターンスプリング８２のバネ定数と、リリーフ圧Ｐｒを通常領域の油圧最大値Ｐ_maxよりもどれだけ高い値に設定するかとによって定めればよい。

これに対して、図７に示される従来の油圧アクチュエータ１２０では、テーパー部８８が設けられていないことから、油撃発生時にピストン１２２が図示の位置まで移動しても、シリンダ１２４の内周面からＯリング１２６への緊迫力が低下することはない。そのため、油撃の逃げ場がないため、油圧室１２８の構成部分のうち最も弱いＯリング１２６が油撃ではみ出してちぎれる等の不都合が生じる可能性があった。本実施例の油圧アクチュエータ６８によれば、このような不都合が抑制される利点がある。

要するに、本実施例によれば、シンクロメッシュ機構のハブスリーブ６０をオン方向に移動させるピストン７２は、その油圧が予め定められたリリーフ圧Ｐｒを超えると、ピストン７２に嵌め付けられたＯリング７６がシリンダ７８のテーパー部８８の位置に到達するまで移動させられる。すなわち、ピストン７２が通常の作動領域よりも大きく動いてＯリング７６が円筒部８６を出てテーパー部８８に到達する。そのため、シリンダ７８の内周面からＯリング７６への締め代が減少し、緊迫力が低下するので、これにより生じた隙間から油が抜けて油圧が低下する。したがって、例えばギヤ鳴りが発生した際にピストン７２に衝撃荷重が掛かり、延いては油圧が通常時よりも高くなる油撃が発生した場合にも、その油圧はリリーフ圧Ｐｒに達すると速やかに低下するので、油撃によるＯリング７６の破損が抑制される。

しかも、本実施例によれば、油撃が発生した際にピストン７２とＯリング７６との隙間を大きくするための拡径部は、円筒部８６から遠ざかるほど内径寸法が大きくなるテーパー面を備えたテーパー部８８に形成されている。そのため、その拡径部が円筒部８６の内径寸法よりも大きな一様な内径寸法の円筒面に形成されることによって円筒部８６との間に段差が形成されている場合に比べて、その開始部分の角度が大きくなるので、Ｏリング７６がテーパー部８８の位置に到達するまで移動させられたピストン７２が油圧低下後にリターンスプリング８２の付勢力に従って油圧室８０の縮小方向に移動させられる際に、その開始部分に形成された角部によるＯリング７６の損耗が抑制される。また、ピストン７２がテーパー部８８側から油圧室８０の縮小方向にシリンダ７８内を移動させられる場合には、そのピストン７２がテーパー面によって軸心が適切な位置に向かうように案内される利点もある。

図５は、シリンダ拡径部の他の構成を説明する図である。一点鎖線による丸囲み部を拡大して下方に示すように、このシリンダ９０は、テーパー部８８の開始部分すなわち円筒部８６との境界部がＲ面に形成されており、それらが滑らかに接続されている。また、図５に示す状態では、ピストン７２が油圧室８０の拡大方向に最も移動した位置にあるが、この状態においても、拡大図に示すように、ピストン７２の外周面７２ａの一部がシリンダ９０の円筒部８６とそれらの軸心方向において重なる位置にある。すなわち、テーパー部８８のＲ面の起点は、ピストン７２の外周面７２ａの少なくとも一部が常に円筒部８６の範囲内に位置するように定められている。

本実施例の構成によれば、シリンダ９０のテーパー部８８の開始部分がＲ面に形成されていることから、Ｏリング７６がテーパー部８８に到達する位置まで移動させられたピストン７２が油圧低下後にリターンスプリング８２の付勢力に従って油圧室８０の縮小方向に移動させられる際に、Ｏリング７６がテーパー部８８の開始部分を滑らかに通過できるので、その開始部分の角が立っている場合に比較してＯリング７６の損耗を一層抑制できる利点がある。

また、本実施例によれば、ピストン７２は、油圧室８０の拡大方向に最も移動した位置においても、円筒部８６に一部が位置することから、Ｏリング７６がテーパー部８８に到達する位置までピストン７２が移動させられた際にも、ピストン７２とシリンダ９０との軸心が一致した状態に保たれる。そのため、それらの軸心を一致させるための構造を別途設ける必要がない利点がある。

図６は、前記油圧アクチュエータ６８に代えて用い得る油圧アクチュエータ９２の構成を説明する図である。この油圧アクチュエータ９２では、例えば、リターンスプリング８２の内周側に第２リターンスプリング９４が備えられており、リターンスプリングが二重になっている。第２リターンスプリング９４は、リターンスプリング８２よりもピストン７２の軸心方向における長さ寸法が短くされており、通常作動時にはピストン７２に対して付勢力が働かない。しかしながら、油撃が生じた場合など、通常作動時よりも高い作用開始油圧が油圧室８０に供給されることにより、ピストン７２が通常作動領域を越えて予め定められた大きさだけ余計に移動したとき、ピストン７２によって押し縮められ、これに対して付勢力を作用させる。なお、上記作用開始油圧は、前記リリーフ圧Ｐｒよりも低い値に定められる。本実施例においては、リターンスプリング８２が第１スプリングに、第２リターンスプリング９４が第２スプリングにそれぞれ相当する。

上記の油圧アクチュエータ９２におけるストローク量ｘとバネ荷重Ｆとの関係を、前記図４において一点鎖線Ｂで示した。上記の構成では、第２リターンスプリング９４が働き始めるまでは、ストローク量ｘとバネ荷重Ｆとの関係は、前記油圧アクチュエータ６８の場合と同様に直線Ａ上にあるが、第２リターンスプリング９４が付勢力を作用させ始めた後は、ストローク量ｘとバネ荷重Ｆとの関係は一点鎖線Ｂ上にある。第２リターンスプリング９４が働き始めた後はバネ定数が大きくなることから、図４の直線の傾きが大きくなるのである。すなわち、リターンスプリングが二重化されることによって、ストローク量ｘとバネ荷重Ｆとの関係は、第２リターンスプリング９４からピストン７２に対して付勢力が働き始める作用開始位置で屈曲する線で表される。前述したように、第２リターンスプリング９４は、通常作動時よりも高く且つリリーフ圧Ｐｒよりは低い作用開始油圧が油圧室８０に供給されたときに働き始めるように設定されているため、上記の図４に示されるように、上記の屈曲点は、通常作動領域とテーパー部８８との間に生ずる。

本実施例の油圧アクチュエータ９２によれば、図４から明らかなように、通常作動領域ではリターンスプリング８２のみが作用するので前記油圧アクチュエータ６８と同一の低い油圧でピストン７２が動くが、ピストン７２の移動量が通常作動領域を越え更に作用開始位置を越えると、第２リターンスプリング９４も作用してバネ定数が大きくなることによって、油圧の増分に対するピストン７２の移動量が小さくなる。このため、油圧アクチュエータ６８の場合におけるリリーフ圧Ｐｒよりもやや高いリリーフ圧Ｐｒ’まで油圧が上昇したときに、Ｏリング７６がテーパー部８８に到達する位置までピストン７２が移動して、シリンダ７８の内周面とＯリング７６との隙間から油圧が逃げ、これにより、油圧アクチュエータ６８の場合と同様に、Ｏリング７６の損傷が抑制される。

ところで、リリーフ圧Ｐｒ、Ｐｒ’は、Ｏリング７６の損傷を抑制する観点からその最大値が定められるが、必要以上に油圧を逃がすことは、ポンプ負荷が上昇するため好ましくない。そのため、リリーフ圧Ｐｒ、Ｐｒ’は、Ｏリング７６に許容される範囲でできるだけ大きくすることが好ましい。上記の油圧アクチュエータ９２では、油圧アクチュエータ６８に比較して高いリリーフ圧Ｐｒ’に設定されているが、上述したようにこの油圧Ｐｒ’でＯリング７６の保護に支障がないので、より好ましい構成であると言える。

また、Ｏリング７６がテーパー部８８から円筒部８６に戻る際には、そのテーパー部８８に到達することによって外周側に拡がったＯリング７６を径方向に押し潰しながら、ピストン７２が油圧室８０の縮小方向に移動する。そのため、この際にピストン７２の移動に必要な荷重は、通常作動時よりも大きくなり、Ｏリング７６を押し潰して変形させるために十分な大きさに設定する必要がある。本実施例によれば、リターンスプリング８２，第２リターンスプリング９４が二重に設けられていることから、通常作動時の作動油圧を高くすることなく、Ｏリング７６がテーパー部８８に到達した位置からピストン７２が戻る際の荷重を十分な大きさに設定できる利点がある。

なお、例えば、油圧アクチュエータ６８のようにリターンスプリング８２のみの構成で、リリーフ圧Ｐｒ’でテーパー部８８に入るようにそのバネ定数を設定することも可能である。しかしながら、このようにすると、ストローク量ｘとバネ荷重Ｆとが直線的な関係になるため、通常作動領域における最大油圧Ｐ_maxを高く設定するか、テーパー部８８の開始位置をより大きなストローク量ｘに対応する位置に設定する必要がある。そのため、前者では通常時の油圧ポンプの負荷が上がり、後者では油圧アクチュエータが大きくなる弊害がある。これに対して、第２リターンスプリング９４を備えた油圧アクチュエータ９２によれば、通常時の作動に必要な油圧が高くならないので油圧ポンプの負荷を低く保ちながら、油圧アクチュエータを大きくすることなく、高いリリーフ圧Ｐｒ’に設定できる利点がある。

また、図４においては、一点鎖線Ｂの起点すなわち第２リターンスプリング９４の付勢力が働き始める位置が通常作動領域の終端からテーパー部８８までの概ね中央に描かれているが、この位置は任意に変更できる。通常作動領域にマージンを持たせる必要がなければその直後に設定することもできる。また、リリーフ圧Ｐｒ’を余り高くする必要がなければ、テーパー部８８の直前に設けてもよい。作用開始点を通常作動領域に近づけるほど、バネ定数増大の立ち上がりが早くなるので、リターンスプリング８２のバネ定数が同一とすれば通常作動領域とテーパー部８８とのマージンを小さくすることができ、そのバネ定数を低くして通常作動領域の作動油圧を下げることもできる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、無段変速機構２２を備えた車両用変速機１０のシンクロメッシュ機構に本発明が適用されていたが、ギヤ鳴りの際に油圧アクチュエータに油撃が生じ得る変速機であれば、有段変速機構を備えた変速機にも本発明は同様に適用される。

また、前述の実施例では、テーパー部８８は、シリンダ７８の内周面とＯリング７６との間に僅かに隙間ができる程度に形成されていたが、その隙間の大きさは油撃発生時の油圧の抜けやすさを鑑みて適宜設定できる。例えば、テーパー部８８に代えて、円筒部８６の内周面よりも大きな内径寸法の段付き部に構成することも可能である。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１０：車両用変速機
１６：入力軸
２０：出力軸
２２：無段変速機構
２４：ギヤ機構
５８：ドグクラッチ（断接装置）
６０ハブスリーブ
６２シフトフォーク
６８油圧アクチュエータ
７０フォークシャフト
７２ピストン
７２ａ外周面
７４周溝
７６Ｏリング
７８シリンダ
８０油圧室
８２リターンスプリング
８４油路
８６円筒部
８８テーパー部

Claims

ピストンと該ピストンの外周面に嵌め付けられたシール部材と該ピストンが収容されるピストン収容部とで形成される油圧室と、該ピストンを該油圧室が縮小する方向に付勢するスプリングとを備え、該油圧室に油を供給することで該ピストンに連係させられたシンクロメッシュ機構のスリーブをオン方向に移動させる車両用シンクロメッシュ機構の油圧装置であって、
前記ピストン収容部は、内周面が一定の内径寸法に形成された円筒部と、前記ピストンに対して前記油圧室とは反対側の位置において内周面が該円筒部よりも大きい内径寸法に形成された拡径部とを備え、前記シンクロメッシュ機構のギヤ鳴りに起因して前記油圧室に作用される制御油圧の最大値を超える油撃が該ピストンに作用したとき、前記スプリングの付勢力に抗した該ピストンの移動により前記シール部材が該拡径部の位置まで到達することを特徴とする車両用シンクロメッシュ機構の油圧装置。