JPH05340430A - Hydraulic clutch system - Google Patents

Hydraulic clutch system

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JPH05340430A
JPH05340430A JP4145435A JP14543592A JPH05340430A JP H05340430 A JPH05340430 A JP H05340430A JP 4145435 A JP4145435 A JP 4145435A JP 14543592 A JP14543592 A JP 14543592A JP H05340430 A JPH05340430 A JP H05340430A
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JP
Japan
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piston
transmission
hydraulic
clutch
chamber
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Application number
JP4145435A
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Japanese (ja)
Inventor
Yuzo Okawa
裕三 大川
Koki Ito
弘毅 伊藤
Hitoshi Akutagawa
等 芥川
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Mazda Motor Corp
Original Assignee
Mazda Motor Corp
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Publication date
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Publication of JPH05340430A publication Critical patent/JPH05340430A/en
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D25/00—Fluid-actuated clutches
    • F16D25/06—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch
    • F16D25/062—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces
    • F16D25/063—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially
    • F16D25/0635—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially with flat friction surfaces, e.g. discs
    • F16D25/0638—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially with flat friction surfaces, e.g. discs with more than two discs, e.g. multiple lamellae

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Abstract

PURPOSE:To provide a so-called double piston type hydraulic clutch system that is able to install a centrifugal balancing mechanism in a relatively simple structure. CONSTITUTION:This clutch system is provided with a first piston 55, relatively large in a pressure receiving area, and a second piston 56, relatively small in this pressure receiving area installed in series in order of the second piston 56 and the first piston 55 from the side of a friction plate; while a centrifugal balancing chamber 65 offsetting the centrifugal hydraulic pressure to be produced in a hydraulic chamber 57 of the first piston 55 is installed in space between the second piston 56 and the friction plate; and a second centrifugal balancing chamber 66, offsetting the centrifugal hydraulic pressure equivalent to a piston pressure area difference between both of them is installed in the space between both these pistons 55 and 56.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】この発明は、油圧クラッチ装置、
特に、受圧面積が異なる二つのピストンを備えることに
より、油圧値を変化させる必要なしに、締結力を少なく
とも大小二段階に切り換えることができるようにした油
圧クラッチ装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic clutch device,
In particular, the present invention relates to a hydraulic clutch device that is provided with two pistons having different pressure receiving areas so that the fastening force can be switched to at least two levels, large and small, without having to change the hydraulic pressure value.

【０００２】[0002]

【従来の技術】周知のように、二つの部材間の動力伝達
を断続して行なわせるクラッチ装置として、両部材間に
設けられた摩擦板と、該摩擦板に対向して配置された油
圧駆動のピストンとを備え、該ピストンの背面側(上記
摩擦板と反対側)に形成された油圧室の圧力を制御して
該ピストンを上記摩擦板に対して進退動させることによ
り、ピストンによる摩擦板の押圧および両者の離間を制
御し、クラッチの締結／解放を制御するようにした油圧
クラッチ装置は、一般に広く用いられている。2. Description of the Related Art As is well known, as a clutch device for intermittently transmitting power between two members, a friction plate provided between both members and a hydraulic drive arranged so as to face the friction plate. Of the piston, and by controlling the pressure of the hydraulic chamber formed on the back side of the piston (the side opposite to the friction plate) to move the piston back and forth with respect to the friction plate, 2. Description of the Related Art A hydraulic clutch device configured to control the pressing force and the separation between the two to control the engagement / disengagement of the clutch is generally widely used.

【０００３】例えば、自動車等の車両の自動変速装置を
例にとって説明すれば、かかる自動変速装置には、一般
に、エンジン出力軸のトルクを変速してタービンシャフ
トに伝達するトルクコンバータと、上記タービンシャフ
トのトルクをさらに変速して駆動輪側に伝達する変速歯
車機構とが設けられており、該変速歯車機構は、通常、
サンギヤ,リングギヤ,ピニオンギヤ及びキャリア等を備
えた所謂プラネタリギヤで構成されている。そして、か
かる変速歯車機構には、所定のギヤないしキャリアへの
トルクの伝達をオン・オフするために油圧クラッチ装置
が組み込まれている。また、該油圧クラッチ装置以外に
も、所定のギヤないしキャリアを固定または解放するブ
レーキ等の各種摩擦要素が設けられ、油圧機構を用いて
これら各摩擦要素のオン・オフパターンを切り替えるこ
とにより、段階的に変速段を切り替えて変速を行なうこ
とができるようになっている。For example, taking an automatic transmission of a vehicle such as an automobile as an example, such an automatic transmission generally includes a torque converter that shifts the torque of an engine output shaft and transmits the torque to a turbine shaft, and the turbine shaft. Is further provided with a speed change gear mechanism that further changes the torque of the above and transmits it to the drive wheel side.
It is composed of a so-called planetary gear including a sun gear, a ring gear, a pinion gear and a carrier. The transmission gear mechanism incorporates a hydraulic clutch device for turning on / off the transmission of torque to a predetermined gear or carrier. In addition to the hydraulic clutch device, various friction elements such as a brake that fixes or releases a predetermined gear or carrier are provided, and the on / off pattern of each of these friction elements is switched by using a hydraulic mechanism. It is possible to change gears by changing gears.

【０００４】尚、このような変速歯車機構を備えた自動
変速装置においては、変速歯車機構の変速段が多いほど
トルク伝達特性の選択の自由度が高まり、道路状態ある
いは走行状態に適した運転を行なうことができ、燃費性
能あるいは走行性能を高めることができるのであるが、
単一の変速歯車機構では変速段をそれほど多く設けるこ
とができず、普通、最大でも前進４段程度である。この
ため、二つの変速機(主変速機と副変速機)を直列に設
け、両変速機の変速段の組み合わせにより、変速装置全
体としての変速段を増やすようにした多段自動変速装置
が、従来、提案されている(例えば、特開昭５１−１２
７９６８号公報参照)。このように主副二つの変速機の
変速段を組み合わせることにより、例えば、前進３段の
主変速機と前進２段の副変速機とを直列に接続した場
合、変速装置全体として理論上は前進６段の自動変速装
置とすることができる。そして、実用上一般的に要求さ
れる限度である前進５段の自動変速装置を得るには、上
記前進６段のものにおいて、いずれかの変速段を一つだ
け除去すれば良い。In an automatic transmission equipped with such a speed change gear mechanism, the more the gears of the speed change gear mechanism are, the higher the degree of freedom in selecting the torque transmission characteristics becomes, and the operation suitable for the road condition or the running condition is performed. It is possible to improve the fuel efficiency or running performance.
A single speed change gear mechanism cannot provide so many gears, and normally has a maximum of four forward gears. For this reason, a conventional multi-stage automatic transmission has two transmissions (a main transmission and an auxiliary transmission) that are connected in series, and the number of transmission stages of the transmission is increased by combining the transmission stages of both transmissions. , Have been proposed (for example, JP-A-51-12).
7968 gazette). By combining the shift speeds of the two main and sub transmissions in this way, for example, when a three-forward main transmission and a two-forward auxiliary transmission are connected in series, the transmission as a whole theoretically moves forward. A 6-speed automatic transmission can be used. Then, in order to obtain an automatic transmission having five forward gears, which is a limit that is generally required for practical use, it is sufficient to remove only one of the above six gears.

【０００５】[0005]

【発明が解決しようとする課題】ところで、上記油圧ク
ラッチ装置の最大負荷容量は一般にその機械的な諸特性
によって定まるものであるが、その範囲内において制御
バンドに幅がある場合には、通常、ピストンに作用する
油圧を変化させて対応する必要がある。すなわち、従来
では、ただ一つのピストンが摩擦板に対向して配置さ
れ、このピストンの背面側に形成された油圧室に所定圧
力値の油圧を導入することにより、該ピストンを加圧し
てクラッチを締結するようにしたものが一般的であり、
要求される制御バンド幅が大きく、従って、伝達すべき
動力の差に対応したクラッチの締結力の差が大きいほ
ど、当該クラッチに作用させる油圧変化幅も大きくな
り、その油圧制御が複雑で難しいものとなるという問題
があった。The maximum load capacity of the hydraulic clutch device is generally determined by its mechanical characteristics. However, when the control band is wide within the range, it is usually It is necessary to respond by changing the hydraulic pressure acting on the piston. That is, conventionally, only one piston is arranged to face the friction plate, and the hydraulic pressure of a predetermined pressure value is introduced into the hydraulic chamber formed on the back side of the piston to pressurize the piston to open the clutch. It is common to conclude,
The required control bandwidth is large, and therefore, the greater the difference in the clutch engagement force corresponding to the difference in the power to be transmitted, the greater the variation range of the hydraulic pressure applied to the clutch, which makes the hydraulic control complicated and difficult. There was a problem that became.

【０００６】例えば、上記のような前進３段の主変速機
と前進２段の副変速機とを入力側から順に配置し、この
両者を動力伝達に関して直列に接続して前進５段の車両
用自動変速装置を構成する場合を例にとって説明すれ
ば、所謂スケジュールアップ変速(一定スロットル開度
でのアップシフト変速)を考えると、副変速機側では２
回のアップシフト変速が必要である。つまり、主変速機
側では、ロー(Ｌo:低速段),ミドル(Ｍid:中速段),ハイ
(Ｈi:高速段)の変速段の切換が順次行なわれるが、副変
速機側では、この主変速機の三つの変速段のうちのいず
れか二つの変速段において、ロー(Ｌo)からハイ(Ｈi)へ
の切換を行う必要がある。ここに、副変速機側に入力さ
れる伝達トルクは、変速装置への(つまり主変速機への)
入力トルクに主変速機のギヤ比を掛け合わせたものとな
る。従って、副変速機において変速段が切り換えられる
２回の変速時について、主変速機のギヤ比の差が大きい
ほど、つまり副変速機側に入力される伝達トルクの差が
大きいほど、副変速機の油圧クラッチには、より幅広い
制御バンドが要求されることになる。特に、副変速機に
おける２回の変速段の切換が、主変速機の低速段(Ｌo:
１速）と高速段（Ｈi:３速)とで行なわれる場合などに
は、主変速機のギヤ比の差が大きく、従って、副変速機
の油圧クラッチが制御すべき伝達トルクに大きな差が生
じることとなり、当該クラッチの油圧制御がより一層複
雑で困難なものとなる。For example, for a vehicle with five forward gears, a main transmission with three forward gears and an auxiliary transmission with two forward gears are arranged in order from the input side and both are connected in series for power transmission. Taking the case of configuring an automatic transmission as an example, in consideration of so-called schedule up shift (upshift shift at a constant throttle opening), the auxiliary transmission has two shifts.
Upshifts are required. In other words, on the main transmission side, low (Lo: low speed), middle (Mid: medium speed), high
(Hi: High-speed gear) is sequentially switched, but on the sub-transmission side, at any two of the three gears of the main transmission, from low (Lo) to high ( It is necessary to switch to Hi). Here, the transmission torque input to the sub-transmission side is transmitted to the transmission (that is, to the main transmission).
It is the input torque multiplied by the gear ratio of the main transmission. Therefore, during two shifts in which the shift stage is switched in the sub transmission, the larger the gear ratio difference of the main transmission, that is, the larger the transmission torque difference input to the sub transmission, the larger the sub transmission. A wider control band will be required for the hydraulic clutch. In particular, the changeover of two shift speeds in the auxiliary transmission is caused by the low speed (Lo:
When the gear ratio is 1st) and the high gear (Hi: 3rd), there is a large difference in the gear ratio of the main transmission, and therefore there is a large difference in the transmission torque to be controlled by the hydraulic clutch of the auxiliary transmission. As a result, the hydraulic control of the clutch becomes even more complicated and difficult.

【０００７】この問題に対して、油圧クラッチ装置を、
受圧面積が異なる二つのピストンを有する所謂ダブルピ
ストンタイプとし、この各ピストンの油圧室への油圧供
給を制御して両ピストンの作動状態を切り換えることに
より、油圧値を変化させる必要なしに、締結力を少なく
とも大小二段階に切り換えるようにすることが考えられ
る。To solve this problem, the hydraulic clutch device is
It is a so-called double piston type having two pistons with different pressure receiving areas.By controlling the hydraulic pressure supply to the hydraulic chamber of each piston and switching the operating state of both pistons, the fastening force can be changed without changing the hydraulic pressure value. It is conceivable to switch between at least two steps, large and small.

【０００８】ところで、上記油圧クラッチ装置では、ピ
ストンで摩擦板を押圧してクラッチを締結する際にはピ
ストン油圧室に所定の圧力値の油圧が供給されるが、動
力伝達軸の回転に伴ってクラッチ装置が回転させられる
と、ピストン油圧室内のオイルに遠心力が作用して遠心
油圧が発生し、該油圧室の圧力が設定値を越えて過度に
上昇するなど、クラッチの締結力を好適に制御する上で
不利に作用するという問題がある。この問題に関して、
ピストンの油圧室と反対側(つまりピストンと摩擦板と
の間)に、該油圧室と外径が実質的に等しい遠心油圧相
殺用の油室(所謂、遠心バランス室)を設け、この遠心バ
ランス室に特に加圧しない状態でオイルを貯えることに
より、クラッチ装置回転時には、ピストン油圧室だけで
なく上記遠心バランス室側においても同レベルの遠心油
圧を発生させるようにしたものが知られている(例え
ば、特開昭６２−５２２４９号公報参照)。かかる構成
を採用することにより、上記両油室に発生した遠心油圧
が互いに打ち消し合うようにすることができ、上記油圧
室の圧力が設定値を越えて過度に上昇する等の不具合の
発生を有効に防止することが可能になる。By the way, in the above hydraulic clutch device, when the friction plate is pressed by the piston and the clutch is engaged, the hydraulic pressure of a predetermined pressure value is supplied to the piston hydraulic chamber, but with the rotation of the power transmission shaft. When the clutch device is rotated, centrifugal force acts on the oil in the piston oil pressure chamber to generate centrifugal oil pressure, and the pressure in the oil pressure chamber exceeds the set value and rises excessively. There is a problem in that it has a disadvantage in controlling. On this issue
On the opposite side of the piston from the hydraulic chamber (that is, between the piston and the friction plate), a centrifugal hydraulic offset oil chamber (so-called centrifugal balance chamber) having an outer diameter substantially equal to that of the hydraulic chamber is provided. It is known that the same level of centrifugal oil pressure is generated not only in the piston oil pressure chamber but also in the centrifugal balance chamber side when the clutch device is rotated by storing oil in the chamber in a state where no pressure is applied. See, for example, JP-A-62-52249). By adopting such a configuration, the centrifugal hydraulic pressures generated in both the oil chambers can be canceled each other, and it is possible to effectively prevent the occurrence of troubles such as the pressure in the hydraulic chambers exceeding the set value and excessively rising. It becomes possible to prevent it.

【０００９】従って、上記ダブルピストンタイプの油圧
クラッチ装置についても、このような遠心バランス機構
を設けることができれば、クラッチ装置の締結力を精確
に制御する上で非常に好都合である。しかしながら、こ
の場合、受圧面積が異なるピストンを二つ(従って油圧
室も二つ)設けることに加えて、その各々に対して遠心
バランス室を設ける必要があるので、油圧クラッチの構
造が極めて複雑なものになり、実用化することがなかな
かに難しいという問題があった。Therefore, also in the above-mentioned double piston type hydraulic clutch device, if such a centrifugal balance mechanism can be provided, it is very convenient for accurately controlling the engaging force of the clutch device. However, in this case, in addition to providing two pistons with different pressure receiving areas (and therefore two hydraulic chambers), it is necessary to provide a centrifugal balance chamber for each of them, so the structure of the hydraulic clutch is extremely complicated. However, there was a problem that it was difficult to put into practical use.

【００１０】この発明は、上記問題点に鑑みてなされた
もので、比較的簡単な構成で遠心バランス機構を設ける
ことができる所謂ダブルピストンタイプの油圧クラッチ
装置を提供することを目的とする。The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a so-called double piston type hydraulic clutch device capable of providing a centrifugal balance mechanism with a relatively simple structure.

【００１１】[0011]

【課題を解決するための手段】このため、本願の第１の
発明は、受圧面積が比較的大きい第１のピストンと受圧
面積の比較的小さい第２のピストンとを備え、これら両
ピストンを摩擦板側から第２のピストン,第１のピスト
ンの順序で直列に配設するとともに、上記第２のピスト
ンと上記摩擦板との間に、上記第１のピストンの油圧室
と外径が実質的に等しい遠心油圧相殺用の油室を設けた
ものである。For this reason, the first invention of the present application comprises a first piston having a relatively large pressure receiving area and a second piston having a relatively small pressure receiving area, and these two pistons are rubbed against each other. The second piston and the first piston are arranged in series in this order from the plate side, and the hydraulic chamber and the outer diameter of the first piston are substantially between the second piston and the friction plate. Is provided with an oil chamber for equalizing the centrifugal hydraulic pressure.

【００１２】また、本願の第２の発明は、上記第1の発
明に係る油圧クラッチ装置において、上記第１のピスト
ンと第２のピストンとの間に、両ピストンの油圧室のピ
ストン加圧面積差に相当する遠心油圧相殺用の第２の油
室を設けたことを特徴としたものである。A second invention of the present application is, in the hydraulic clutch device according to the first invention, between the first piston and the second piston, a piston pressurizing area of a hydraulic chamber of both pistons. It is characterized in that a second oil chamber for centrifugal hydraulic pressure offsetting corresponding to the difference is provided.

【００１３】更に、本願の第３の発明は、上記第１の発
明に係る油圧クラッチ装置において、上記第１のピスト
ンと第２のピストンとの間に、該第２ピストンの油圧室
の後壁を構成する固定部材を配設し、該固定部材と第１
ピストンとの間に遠心油圧を相殺し得る第２の油室を設
けたことを特徴としたものである。Further, a third invention of the present application is the hydraulic clutch device according to the first invention, wherein a rear wall of the hydraulic chamber of the second piston is provided between the first piston and the second piston. A fixing member that constitutes the
A second oil chamber capable of canceling centrifugal oil pressure is provided between the piston and the piston.

【００１４】また、更に、本願の第４の発明は、上記第
１〜第３の発明において、上記油圧クラッチ装置は、主
変速機の出力側に副変速機が接続された自動変速装置に
おける上記副変速機の主変速機との断続を制御するクラ
ッチ装置であることを特徴としたものである。Furthermore, a fourth invention of the present application is the automatic transmission according to the first to third inventions, wherein the hydraulic clutch device is an automatic transmission in which an auxiliary transmission is connected to an output side of the main transmission. A clutch device for controlling connection / disconnection of the auxiliary transmission and the main transmission.

【００１５】[0015]

【発明の効果】本願の第１の発明によれば、上記第１の
ピストンと第２のピストンとを、摩擦板側から第２のピ
ストン,第１のピストンの順序で直列に配設するととも
に、本来、ある程度のスペースが設けられる上記第２の
ピストンと摩擦板との間に上記油室(遠心バランス室)を
設けたので、比較的簡単な構成で、ダブルピストンタイ
プの油圧クラッチ装置に遠心バランス機構を設けること
ができる。すなわち、油圧クラッチ装置をダブルピスト
ンタイプとすることにより、当該油圧クラッチが制御す
べき伝達動力に一定以上の幅が生じる場合でも、クラッ
チに作用させる油圧値を変化させることなく、従って、
その油圧制御の複雑化を招くことなくクラッチの締結力
を切り換えて対応することができ、かつ、油圧クラッチ
回転時に、受圧面積が大きい上記第１ピストンの油圧室
に発生する遠心油圧を相殺することが可能となり、油圧
クラッチの締結力の制御精度を向上させることができ
る。According to the first invention of the present application, the first piston and the second piston are arranged in series in this order from the friction plate side to the second piston and the first piston. Since the oil chamber (centrifugal balance chamber) is originally provided between the second piston and the friction plate, which is provided with a certain amount of space, it is possible to centrifuge the double piston type hydraulic clutch device with a relatively simple structure. A balance mechanism can be provided. That is, by making the hydraulic clutch device a double piston type, even if the power transmitted by the hydraulic clutch has a certain width or more, the hydraulic pressure value acting on the clutch is not changed,
It is possible to respond by switching the engagement force of the clutch without complicating the hydraulic control, and to cancel the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic chamber of the first piston having a large pressure receiving area when the hydraulic clutch is rotated. It is possible to improve the control accuracy of the engagement force of the hydraulic clutch.

【００１６】また、本願の第２の発明によれば、基本的
には上記第1の発明と同様の効果を奏することができ、
その上、特に、上記第２の油室(第２の遠心バランス室)
を両ピストンの間に設けることにより、上記第２ピスト
ンの油圧室に所定圧力値の油圧を供給する場合などにつ
いても遠心バランス機能を付与することができ、油圧ク
ラッチ回転時における遠心油圧をより確実に相殺するこ
とができる。According to the second invention of the present application, basically, the same effect as that of the first invention can be obtained,
Besides, in particular, the second oil chamber (second centrifugal balance chamber)
Is provided between both pistons, a centrifugal balance function can be provided even in the case where a hydraulic pressure of a predetermined pressure value is supplied to the hydraulic chamber of the second piston, and the centrifugal hydraulic pressure during rotation of the hydraulic clutch is more reliable. Can be offset.

【００１７】更に、本願の第３の発明によれば、基本的
には上記第１の発明と同様の効果を奏することができ、
その上、特に、上記両ピストン間に上記固定部材を配設
するとともに、該固定部材と第１ピストンとの間に上記
２の油室を設けたので、上記第２ピストンの油圧室に所
定圧力値の油圧を供給する場合などについても遠心バラ
ンス機能を付与することができ、油圧クラッチ回転時に
おける遠心油圧をより確実に相殺することができる。Further, according to the third invention of the present application, basically the same effect as that of the first invention can be obtained,
Moreover, in particular, since the fixing member is arranged between the both pistons and the second oil chamber is provided between the fixing member and the first piston, a predetermined pressure is applied to the hydraulic chamber of the second piston. A centrifugal balance function can be imparted even when supplying a hydraulic pressure of a certain value, and the centrifugal hydraulic pressure during rotation of the hydraulic clutch can be more reliably offset.

【００１８】また、更に、本願の第４の発明によれば、
基本的には上記第１〜第３の発明と同様の効果を奏する
ことができる。その上、特に、主変速機の出力側に副変
速機が接続された自動変速装置において、副変速機側に
設けた油圧クラッチ装置をダブルピストンタイプとする
ことにより、一定の油圧値の下でピストンによる締結力
を少なくとも大小二段階に切り換えることができるの
で、上記副変速機に入力される伝達トルク(つまり副変
速機の油圧クラッチが制御すべき伝達トルク)に一定以
上の差が生じる場合でも、該クラッチに作用させる油圧
値を変化させることなく、従って、その油圧制御の複雑
化を招くことなく、当該油圧クラッチの締結力を切り換
えて対応することができる。また、油圧クラッチ回転時
にピストンの油圧室に発生する遠心油圧を相殺すること
ができる。しかも、この場合において、比較的簡単な構
成で上記ダブルピストンタイプの油圧クラッチに遠心バ
ランス機構を設けることができる。Further, according to the fourth invention of the present application,
Basically, the same effects as those of the first to third inventions can be obtained. Moreover, in particular, in an automatic transmission in which an auxiliary transmission is connected to the output side of the main transmission, the hydraulic clutch device provided on the auxiliary transmission side is a double piston type, so that a constant hydraulic pressure is maintained. Since the fastening force by the piston can be switched at least in two steps, large and small, even if there is a certain difference or more in the transmission torque input to the sub transmission (that is, the transmission torque to be controlled by the hydraulic clutch of the sub transmission). The engagement force of the hydraulic clutch can be switched and dealt with without changing the hydraulic pressure value applied to the clutch and thus without complicating the hydraulic control. Further, it is possible to cancel the centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic chamber of the piston when the hydraulic clutch rotates. Moreover, in this case, the centrifugal balance mechanism can be provided in the double piston type hydraulic clutch with a relatively simple structure.

【００１９】[0019]

【実施例】以下、この発明の実施例を、主変速機と副変
速機とを直列に接続して構成された多段自動変速装置に
おける上記副変速機の油圧クラッチ装置に適用した場合
を例にとって、添付図面を参照しながら詳細に説明す
る。図１に示すように、本実施例に係る自動変速装置Ａ
Ｔは、入力側から順に配設された主変速機Ｔmと副変速
機Ｔsの二つの変速機を備えるとともに、この両者を動
力伝達に関して直列に接続して構成されており、エンジ
ン出力軸１のトルクを、トルクコンバータ１０と上記主
変速機Ｔmと副変速機Ｔsとで変速して、変速装置出力軸
７を介して出力部８から出力するようになっている。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS The following is an example of the case where the embodiment of the present invention is applied to a hydraulic clutch device of the above-mentioned auxiliary transmission in a multi-stage automatic transmission constructed by connecting a main transmission and an auxiliary transmission in series. , Will be described in detail with reference to the accompanying drawings. As shown in FIG. 1, the automatic transmission A according to the present embodiment.
The T is provided with two transmissions, a main transmission Tm and an auxiliary transmission Ts, which are arranged in order from the input side, and both are connected in series for power transmission. The torque is changed by the torque converter 10, the main transmission Tm, and the auxiliary transmission Ts, and is output from the output unit 8 via the transmission output shaft 7.

【００２０】上記トルクコンバータ１０は、エンジン出
力軸１に連結されたコンバータケース１８内に固設され
たポンプ１２と、該ポンプ１２から吐出される作動油に
よって回転駆動されるタービン１３と、該タービン１３
からポンプ１２に還流する作動油をポンプ１２の回転が
促進される方向に整流するステータ１４とを主要部とし
て構成され、上記ポンプ１２とタービン１３の回転差に
応じた変速比でエンジン出力軸１のトルクを変速し、上
記タービン１３に連結されて自動変速装置ＡＴの入力軸
をなすタービンシャフト１１に伝達するようになってい
る。ここで、上記ステータ１４は、ステータ用ワンウェ
イクラッチ１５を介して変速装置ケース３に固定されて
いる。尚、本実施例において 「変速比」 は 「トルク比」
を意味するものとする。The torque converter 10 includes a pump 12 fixed in a converter case 18 connected to the engine output shaft 1, a turbine 13 rotatably driven by hydraulic oil discharged from the pump 12, and a turbine 13. Thirteen
And a stator 14 that rectifies the hydraulic oil that flows back from the pump 12 to the pump 12 in a direction in which the rotation of the pump 12 is promoted. The engine output shaft 1 has a gear ratio corresponding to the rotation difference between the pump 12 and the turbine 13. The torque is changed and transmitted to the turbine shaft 11 which is connected to the turbine 13 and serves as an input shaft of the automatic transmission AT. Here, the stator 14 is fixed to the transmission case 3 via a stator one-way clutch 15. In this embodiment, "gear ratio" means "torque ratio"
Shall mean.

【００２１】また、上記トルクコンバータ１０には、燃
費性能を高めるために、所定の運転領域でエンジン出力
軸１とタービンシャフト１１とを直結させるロックアッ
プクラッチ１７が設けられている。このロックアップク
ラッチ１７は、具体的には図示しなかったが、例えば油
圧作動式のもので、タービン１３とコンバータケース１
８との間に設けられ、締結時(ロックアップ時)には、上
記コンバータケース１８を介してエンジン出力軸１とタ
ービンシャフト１１とを直結し、トルクコンバータ１０
を介することなく両者間で直接にトルク伝達が行なわれ
るようになっている。尚、上記コンバータケース１８に
はオイルポンプ１９が連結され、エンジン出力軸１の回
転に伴ってコンバータケース１８が回転すると、上記オ
イルポンプ１９が駆動されるようになっている。Further, the torque converter 10 is provided with a lock-up clutch 17 for directly connecting the engine output shaft 1 and the turbine shaft 11 in a predetermined operating region in order to improve fuel efficiency. Although not specifically shown, the lock-up clutch 17 is, for example, a hydraulically-operated lock-up clutch 17, and includes the turbine 13 and the converter case 1.
8 is provided between the engine output shaft 1 and the turbine shaft 11 via the converter case 18 when the torque converter 10 is fastened (locked up).
The torque is directly transmitted between the two without passing through. An oil pump 19 is connected to the converter case 18, and the oil pump 19 is driven when the converter case 18 rotates as the engine output shaft 1 rotates.

【００２２】一方、主変速機Ｔmには、図２にその内部
構造の具体例を示すように、第１および第２の二つのプ
ラネタリギヤ機構２０及び３０が設けられている。上記
第１プラネタリギヤ機構２０は、主変速機Ｔmの後部に
配置され、上記タービンシャフト１１に遊嵌合されたサ
ンギヤ２１と、該サンギヤ２１にそれぞれ噛合する複数
のピニオンギヤ２２と、各ピニオンギヤ２２に噛合する
リングギヤ２３と、上記各ピニオンギヤ２２を回転自在
に支持するキャリア２４とで構成されている。また、主
変速機Ｔmの前部に配置された第２プラネタリギヤ機構
３０も、上記第１プラネタリギヤ機構２０と同様の構成
を備えており、タービンシャフト１１に遊嵌合されたサ
ンギヤ３１と、該サンギヤ３１にそれぞれ噛合する複数
のピニオンギヤ３２と、各ピニオンギヤ３２に噛合する
リングギヤ３３と、上記各ピニオンギヤ３２を回転自在
に支持するキャリア３４とを有し、この第２プラネタリ
ギヤ機構３０のサンギヤ３１と上記第１プラネタリギヤ
機構２０のリングギヤ２３とが連結され、また、両プラ
ネタリギヤ機構２０,３０の各キャリア２４,３４は共
に、主変速機Ｔmの副変速機Ｔsに対する出力部をなす主
変出力ギヤ５に結合されている。On the other hand, the main transmission Tm is provided with two first and second planetary gear mechanisms 20 and 30 as shown in a concrete example of its internal structure in FIG. The first planetary gear mechanism 20 is arranged at the rear portion of the main transmission Tm, and has a sun gear 21 loosely fitted to the turbine shaft 11, a plurality of pinion gears 22 meshing with the sun gear 21, and meshing with each pinion gear 22. Ring gear 23 and a carrier 24 that rotatably supports the pinion gears 22. The second planetary gear mechanism 30 arranged in the front part of the main transmission Tm also has the same structure as the first planetary gear mechanism 20, and the sun gear 31 loosely fitted to the turbine shaft 11 and the sun gear 31 are provided. 31 has a plurality of pinion gears 32 that mesh with each other, a ring gear 33 that meshes with each pinion gear 32, and a carrier 34 that rotatably supports each of the pinion gears 32. The sun gear 31 of the second planetary gear mechanism 30 and the 1 The planetary gear mechanism 20 is connected to the ring gear 23, and the carriers 24 and 34 of both planetary gear mechanisms 20 and 30 are both coupled to the main variable output gear 5 which is an output portion of the main transmission Tm to the auxiliary transmission Ts. Has been done.

【００２３】上記第１プラネタリギヤ機構２０のサンギ
ヤ２１とタービンシャフト１１との間には第１クラッチ
Ｋ１が直列に配置され、該サンギヤ２１と固定部材であ
る変速装置ケース３との間には、該ケース３に対して上
記サンギヤ２１を締結し得る第１ブレーキＢ１が設けら
れるとともに、第１ワンウェイクラッチＯＷＣ１を介し
て第３ブレーキＢ３が配置されている。また、上記第２
プラネタリギヤ機構３０側では、サンギヤ３１とタービ
ンシャフト１１との間には第２クラッチＫ２が直列に配
置され、更に、リングギヤ３３と変速装置ケース３との
間には、第２ブレーキＢ２および第２ワンウェイクラッ
チＯＷＣ２が互いに並列に配設されている。A first clutch K1 is arranged in series between the sun gear 21 of the first planetary gear mechanism 20 and the turbine shaft 11, and the first clutch K1 is arranged between the sun gear 21 and the transmission case 3 which is a fixed member. A first brake B1 that can fasten the sun gear 21 is provided to the case 3, and a third brake B3 is provided via a first one-way clutch OWC1. Also, the second
On the planetary gear mechanism 30 side, a second clutch K2 is arranged in series between the sun gear 31 and the turbine shaft 11, and further, a second brake B2 and a second one-way are provided between the ring gear 33 and the transmission case 3. The clutch OWC2 is arranged in parallel with each other.

【００２４】一方、副変速機Ｔsには、図３にその内部
構造の具体例を示すように、上記主変出力ギヤ５に噛合
する副変入力ギヤ６と、変速装置ＡＴの出力軸としての
副変主軸７と、変速装置ＡＴの出力部としての副変出力
ギヤ８と、副変プラネタリギヤ機構４０とが設けられて
いる。該副変プラネタリギヤ機構４０は、上記副変主軸
７(装置出力軸)に対して一体に固定されたサンギヤ４１
と、該サンギヤ４１に各々噛合する複数のピニオンギヤ
４２と、上記副変入力ギヤ６に連結されるとともに各ピ
ニオンギヤ４２に噛合するリングギヤ４３と、上記各ピ
ニオンギヤ４２を回転自在に支持するキャリア４４とで
構成され、該キャリア４４は副変主軸７に遊嵌合された
上記副変出力ギヤ８に連結されている。尚、該副変出力
ギヤ８(変速装置ＡＴの出力部)は、自動変速装置ＡＴの
出力側に配置されたデファレンシャル装置ＤＦの入力ギ
ヤ９に噛合している。On the other hand, in the auxiliary transmission Ts, as shown in a concrete example of its internal structure in FIG. 3, an auxiliary change input gear 6 meshing with the main change output gear 5 and an output shaft of the transmission AT are provided. A sub-variable main shaft 7, a sub-variable output gear 8 as an output section of the transmission AT, and a sub-variable planetary gear mechanism 40 are provided. The sub-variable planetary gear mechanism 40 includes a sun gear 41 integrally fixed to the sub-variable main shaft 7 (device output shaft).
A plurality of pinion gears 42 that mesh with the sun gear 41, a ring gear 43 that meshes with the sub-variable input gear 6 and meshes with the pinion gears 42, and a carrier 44 that rotatably supports the pinion gears 42. The carrier 44 is connected to the auxiliary variable output gear 8 that is loosely fitted to the auxiliary variable main shaft 7. The auxiliary variable output gear 8 (the output part of the transmission AT) meshes with the input gear 9 of the differential gear DF arranged on the output side of the automatic transmission AT.

【００２５】また、上記副変入力ギヤ６と副変主軸７と
の間には副変クラッチＫ０が設けられるとともに、該副
変クラッチＫ０と変速装置ケース３との間には、副変ブ
レーキＢ０及び副変ワンウェイクラッチＯＷＣ０が介設
されており、上記副変入力ギヤ６の回転が副変プラネタ
リギヤ機構４０を介して副変出力ギヤ８(変速装置ＡＴ
の出力部)に伝達されるようになっている。A sub variable clutch K0 is provided between the sub variable input gear 6 and the sub variable main shaft 7, and a sub variable brake B0 is provided between the sub variable clutch K0 and the transmission case 3. Also, the auxiliary variable one-way clutch OWC0 is interposed, and the rotation of the auxiliary variable input gear 6 is transmitted via the auxiliary variable planetary gear mechanism 40 to the auxiliary variable output gear 8 (transmission device AT
Output part of the).

【００２６】以上の構成により、主変速機Ｔmの二つの
プラネタリギヤ機構２０,３０および副変速機Ｔsの副変
プラネタリギヤ機構４０の動力伝達経路が、各クラッチ
Ｋ０〜Ｋ２および各ブレーキＢ０〜Ｂ３並びに各ワンウ
ェイクラッチＯＷＣ０〜ＯＷＣ２の選択的作動によって
切り換えられ、エンジン出力軸１の出力が運転状態に応
じて変速された上で自動変速装置ＡＴの出力部８(副変
出力ギヤ)に伝達されるようになっている。With the above structure, the power transmission paths of the two planetary gear mechanisms 20 and 30 of the main transmission Tm and the auxiliary variable planetary gear mechanism 40 of the auxiliary transmission Ts are clutches K0 to K2, brakes B0 to B3, and brakes B0 to B3. The one-way clutches OWC0 to OWC2 are switched by selective operation, and the output of the engine output shaft 1 is transmitted to the output unit 8 (sub-variable output gear) of the automatic transmission AT after being shifted according to the operating state. Is becoming

【００２７】この場合において、上記主変速機Ｔm側の
各クラッチＫ１,Ｋ２及び各ブレーキＢ１〜Ｂ３は、該
主変速機Ｔmの変速段位Ｌo(低速段),Ｍid(中速段),Ｈi
(高速段)に応じて、表１に示すようなパターンに従って
そのＯＮ(締結)／ＯＦＦ(解放)が切り換えられるように
設定され、また、上記副変速機ＴsのクラッチＫ０及び
ブレーキＢ０は、該副変速機Ｔsの変速段位Ｌo(減速
段),Ｈi(直結)に応じて、表２に示すようなパターンに
従ってそのＯＮ(締結)／ＯＦＦ(解放)が切り換えられる
ように設定されている。尚、表１および表２において、
○印はクラッチ又はブレーキがＯＮ(締結)されることを
示し、△印はエンジンブレーキを働かせる場合にのみ、
これらがＯＮされることを示している。In this case, the clutches K1 and K2 and the brakes B1 to B3 on the side of the main transmission Tm have the gear positions Lo (low speed), Mid (medium speed), Hi of the main transmission Tm.
The ON (engagement) / OFF (release) of the auxiliary transmission Ts is set in accordance with the (high speed) according to the pattern shown in Table 1, and the clutch K0 and the brake B0 of the auxiliary transmission Ts are It is set so that ON (engagement) / OFF (release) can be switched according to a pattern as shown in Table 2 in accordance with the shift positions Lo (deceleration stage) and Hi (direct connection) of the auxiliary transmission Ts. In addition, in Table 1 and Table 2,
A circle indicates that the clutch or brake is turned on (engaged), and a triangle indicates only when the engine brake is activated.
It indicates that these are turned on.

【００２８】[0028]

【表１】 [Table 1]

【００２９】[0029]

【表２】 [Table 2]

【００３０】そして、かかる自動変速装置ＡＴにおい
て、上記主変速機Ｔmと副変速機Ｔsとを組み合わせて変
速させ、各クラッチＫ０〜Ｋ２と各ブレーキＢ０〜Ｂ３
とについて、表３に示すようなパターンに従ってＯＮ／
ＯＦＦの切換を行うことにより、自動変速機ＡＴ全体と
して、理論上は前進６段の変速段が得られる。In the automatic transmission AT, the main transmission Tm and the auxiliary transmission Ts are combined to change gears, and each clutch K0 to K2 and each brake B0 to B3 is changed.
And ON according to the pattern shown in Table 3
By performing the OFF switching, theoretically, six forward gears can be obtained in the automatic transmission AT as a whole.

【００３１】[0031]

【表３】 [Table 3]

【００３２】ここで、上記表３に示した前進６段のもの
において、いずれかの変速段を一つだけ除去することに
より、前進５段の自動変速装置を得ることができる。つ
まり、主変速機Ｔmにおける三つの変速段ロー(Ｌo:低速
段),ミドル(Ｍid:中速段),ハイ(Ｈi:高速段)に対して、
副変速機Ｔs側では、上記主変速機Ｔmの三つの変速段の
うちのいずれか二つの変速段において、ロー(Ｌo:減速)
／ハイ(Ｈi:直結)の切換を行うようにすれば良い。この
場合において、表４におけるケース３の欄に示すよう
に、副変速機Ｔsにおける２回の変速段の切換が、主変
速機Ｔmの低速段(Ｌo)と高速段(Ｈi)とで行なわれる場
合など、主変速機Ｔmのギヤ比の差が大きく、従って、
副変速機Ｔsの摩擦要素(特に、副変クラッチＫ０)が制
御すべき伝達トルクに大きな差が生じる二つの変速段に
おいて行なわれる場合には、これに対応するために該摩
擦要素(副変クラッチＫ０)に付与すべき締結力の変化幅
が大きくなり、安定した変速フィーリングを得る上でそ
れだけ不利になる。Here, in the six forward gears shown in Table 3 above, an automatic transmission having five forward gears can be obtained by removing only one of the gears. That is, in the main transmission Tm, three shift stages are low (Lo: low speed), middle (Mid: medium speed), and high (Hi: high speed).
On the side of the sub transmission Ts, at any two of the three speed stages of the main transmission Tm, low (Lo: deceleration)
/ High (Hi: direct connection) may be switched. In this case, as shown in the column of Case 3 in Table 4, the shift of the auxiliary transmission Ts is switched twice between the low speed (Lo) and the high speed (Hi) of the main transmission Tm. In the case, there is a large difference in the gear ratio of the main transmission Tm.
When the friction element of the subtransmission Ts (particularly the sub-variable clutch K0) is performed in two gear stages in which the transmission torque to be controlled causes a large difference, the friction element (sub-variable clutch The variation range of the fastening force to be applied to (K0) becomes large, which is disadvantageous in obtaining a stable shift feeling.

【００３３】[0033]

【表４】 [Table 4]

【００３４】本実施例では、より好ましくは、上記副変
速機Ｔsの摩擦要素(副変クラッチＫ０)が制御すべき伝
達トルク差を極力小さくすべく、上記主変速機Ｔmの互
いに隣合う２つの変速段において上記副変速機Ｔsをそ
れぞれ変速させて得られた４つの変速段と、主変速機Ｔ
mの残り１つの変速段とで前進５段の変速を行うように
している。すなわち、例えば表４のケース１の欄に示す
ように、主変速機Ｔmの低速段(Ｌo)と中速段(Ｍid)にお
いてそれぞれ副変速機ＴsのＬo／Ｈiを切り換えること
により、１速〜４速の４つの変速段を得るとともに、主
変速機Ｔmの残りの変速段(高速段:Ｈi)では副変速機Ｔs
を変速させることなく(Ｈiのまま)１つの変速段(５速)
を得ることにより、変速装置ＡＴ全体として、１速〜５
速の前進５段の変速を行うようにしている。In the present embodiment, more preferably, in order to minimize the transmission torque difference that should be controlled by the frictional element (sub-variable clutch K0) of the sub-transmission Ts, two main transmissions Tm adjacent to each other are provided. The four transmission stages obtained by shifting the auxiliary transmission Ts at the shift stages, and the main transmission T
It is arranged such that the gear shift of five forward gears is performed with the remaining one gear stage of m. That is, for example, as shown in the case 1 column of Table 4, by switching the Lo / Hi of the auxiliary transmission Ts between the low speed (Lo) and the medium speed (Mid) of the main transmission Tm, the first speed The four speeds of four speeds are obtained, and the auxiliary transmission Ts is used at the remaining speeds (high speed: Hi) of the main transmission Tm.
One gear (5th speed) without changing gear (remains Hi)
As a result, the transmission AT as a whole has a first speed to a fifth speed.
It is designed to perform five forward speed shifts.

【００３５】尚、上記表４のケース１のパターンで副変
速機Ｔsを変速させた場合における、各クラッチＫ０〜
Ｋ２及び各ブレーキＢ０〜Ｂ３のＯＮ／ＯＦＦ切換パタ
ーンを表５に示す。The clutches K0 to K0 when the auxiliary transmission Ts is shifted according to the pattern of Case 1 in Table 4 above.
Table 5 shows the ON / OFF switching patterns of K2 and the brakes B0 to B3.

【００３６】[0036]

【表５】 [Table 5]

【００３７】このように、副変速機Ｔsを主変速機Ｔmの
互いに隣合う変速段(低速段と中速段)においてそれぞれ
変速させることにより、副変速機Ｔsの各変速時におけ
る主変速機Ｔmのギヤ比の差を(つまり副変速機Ｔs側に
入力される伝達トルクの差を)比較的小さくすることが
できる。従って、副変速機Ｔsの摩擦要素(副変クラッチ
Ｋ０)が制御すべき伝達トルク差が小さくなり、当該ク
ラッチＫ０に付与すべき締結力の変化幅も小さくてす
み、安定した変速フィーリングを得ることができるので
ある。As described above, the main transmission Tm is changed at each shift of the sub transmission Ts by shifting the sub transmission Ts at each of the adjacent gears (low speed and middle speed) of the main transmission Tm. The gear ratio difference (i.e., the difference in transmission torque input to the auxiliary transmission Ts side) can be made relatively small. Therefore, the transmission torque difference to be controlled by the friction element (sub-variable clutch K0) of the sub-transmission Ts is small, and the change range of the engaging force to be applied to the clutch K0 is small, so that a stable shift feeling is obtained. You can do it.

【００３８】また、上記のように、副変速機Ｔsでの変
速が主変速機Ｔmの低速段(Ｌo)と中速段(Ｍid)とにおい
て行なわれるようにすることにより、主副両変速機にお
ける同時逆方向変速が生じるのは、車両発進後、通常走
行に入れば用いられることが比較的少ない主変速機Ｔm
の(つまり自動変速装置ＡＴ全体としての)低速段と中速
段とを切り換える変速時に限定される。すなわち、通常
走行中において変速頻度が高い中速段と高速段との間で
の変速時に上記同時逆方向変速が生じることを確実に防
止することができ、通常走行中における変速を安定して
行うことができる。Further, as described above, the shift of the auxiliary transmission Ts is performed at the low speed (Lo) and the intermediate speed (Mid) of the main transmission Tm, so that the main and auxiliary transmissions are both shifted. The simultaneous reverse gear shift occurs in the main transmission Tm which is relatively rarely used when the vehicle enters the normal running state after the vehicle starts.
(That is, the automatic transmission AT as a whole) is limited to the time of gear shifting to switch between the low speed stage and the medium speed stage. That is, it is possible to reliably prevent the simultaneous reverse gear shift from occurring at the time of shifting between the medium speed stage and the high speed stage, which are frequently shifted during normal traveling, and perform the shift stably during normal traveling. be able to.

【００３９】尚、上記ケース１は、副変速機Ｔsでの変
速が主変速機Ｔmの低速段(Ｌo)と中速段(Ｍid)とにおい
て行なわれるようにしたものであったが、この代わり
に、上記表４のケース２の欄に示されるように、主変速
機Ｔmの他の隣合う変速段、つまり中速段(Ｍid)と高速
段(Ｈi)とにおいて副変速機Ｔsを変速させるようにして
も良い。上記表４のケース２のパターンで副変速機Ｔs
を変速させた場合における、各クラッチＫ０〜Ｋ２及び
各ブレーキＢ０〜Ｂ３のＯＮ／ＯＦＦ切換パターンを表
６に示す。In the case 1 described above, the subtransmission Ts is changed in speed at the low speed stage (Lo) and the medium speed stage (Mid) of the main transmission Tm. As shown in the column of Case 2 in Table 4 above, the auxiliary transmission Ts is changed in the other adjacent gears of the main transmission Tm, that is, the middle gear (Mid) and the high gear (Hi). You may do it. In the pattern of Case 2 in Table 4 above, the auxiliary transmission Ts
Table 6 shows ON / OFF switching patterns of the clutches K0 to K2 and the brakes B0 to B3 when the gear is shifted.

【００４０】[0040]

【表６】 [Table 6]

【００４１】この場合には、主副両変速機における同時
逆方向変速が生じるのは、本来、余り大きなトルクショ
ックが生じることのない主変速機Ｔmの(つまり自動変速
装置ＡＴ全体としての)中速段(Ｍid)と高速段(Ｈi)とを
切り換える変速時に限定され、伝達トルクが高く、従っ
て、トルクショックが一般に大きくなる低速段と中速段
との間での変速時に、上記同時逆方向変速が生じること
を確実に防止し、変速時に大きなトルクショックが生じ
ることを抑制できる。In this case, the simultaneous reverse gear shifts in the main and auxiliary transmissions occur in the middle of the main transmission Tm (that is, the automatic transmission AT as a whole) in which an excessively large torque shock does not occur. The above-mentioned simultaneous reverse direction is applied during a shift between a low speed and a middle speed, where transmission torque is high and transmission torque is high, and therefore torque shock is generally large, which is limited to a shift in which the speed (Mid) and the high speed (Hi) are switched. It is possible to reliably prevent the occurrence of gear shift and suppress a large torque shock during gear shift.

【００４２】ところで、本実施例では、上記自動変速装
置ＡＴの変速モードが切り換えられて主変速機Ｔmのギ
ヤ比が変化し、該主変速機Ｔmから副変速機Ｔs側に入力
される伝達トルクに一定以上の差が生じた場合に、該副
変速機Ｔsの副変クラッチＫ０に作用させる油圧の圧力
値を変化させることなく、該クラッチＫ０の締結力を少
なくとも大小二段階に切り換えることができるようにな
っている。By the way, in the present embodiment, the transmission mode of the automatic transmission AT is switched to change the gear ratio of the main transmission Tm, and the transmission torque input from the main transmission Tm to the sub transmission Ts side. When a difference of a certain value or more occurs in the auxiliary transmission Ts, the engaging force of the clutch K0 can be switched between at least two stages, that is, the large and small, without changing the pressure value of the hydraulic pressure applied to the auxiliary variable clutch K0 of the auxiliary transmission Ts. It is like this.

【００４３】以下、図４を参照しつつ、副変クラッチＫ
０の具体的な構造を説明する。なお、以下では、便宜
上、図４において右方向を「前」といい、左方向を「後」と
いうことにする。図４に示すように、副変クラッチＫ０
は、内側に複数の摩擦板５２(第１摩擦板)が取り付けら
れるとともに、連結部材６３を介して上記副変主軸７に
対し一体に連結されたクラッチドラム５１を有し、一
方、副変入力ギヤ６の基部には、上記第１摩擦板５２と
組み合わされる第２摩擦板５３が取り付けられている。
尚、上記第１および第２摩擦板５２,５３は、クラッチ
ドラム５１および副変入力ギヤ６に対して、例えばスプ
ライン係合によって取り付けられている。また、これら
両摩擦板５２,５３は、副変主軸７の軸線方向(前後方
向)に交互に積層配置されて摩擦板積層体５４を形成し
ている。Hereinafter, with reference to FIG. 4, the auxiliary variable clutch K
A specific structure of 0 will be described. In the following, for convenience, the right direction is referred to as “front” and the left direction is referred to as “rear” in FIG. 4. As shown in FIG. 4, the auxiliary variable clutch K0
Has a plurality of friction plates 52 (first friction plates) attached to the inside thereof and also has a clutch drum 51 integrally connected to the sub-variable main shaft 7 via a connecting member 63, while the sub-variable input A second friction plate 53 combined with the first friction plate 52 is attached to the base of the gear 6.
The first and second friction plates 52 and 53 are attached to the clutch drum 51 and the auxiliary variable input gear 6 by, for example, spline engagement. The friction plates 52 and 53 are alternately laminated in the axial direction (front-rear direction) of the sub-variable main shaft 7 to form a friction plate laminate 54.

【００４４】本実施例では、該摩擦板積層体５４の後方
に受圧面積が異なる二つのピストン５５,５６が配設さ
れ、これら二つのピストン５５,５６は、前側から(つま
り摩擦板積層体５４側から)、受圧面積が比較的小さい
第２ピストン５６,受圧面積が比較的大きい第１ピスト
ン５５の順序で直列に配置された上で、上記クラッチド
ラム５１内において前後方向へ摺動可能に嵌入されてい
る。上記第１ピストン５５の後側には、該第１ピストン
５５の後側受圧面とクラッチドラム５１の内周面と連結
部材６３の内周面とによって第１締結油室５７が形成さ
れている。また、上記第２ピストン５６の後側には、該
第２ピストン５６の後側受圧面と第１ピストン５５の前
面と連結部材６３の外周面とによって第２締結油室５８
が形成されている。In this embodiment, two pistons 55, 56 having different pressure receiving areas are arranged behind the friction plate laminate 54, and these two pistons 55, 56 are arranged from the front side (that is, the friction plate laminate 54). (From the side), the second piston 56 having a relatively small pressure receiving area and the first piston 55 having a relatively large pressure receiving area are arranged in series in this order, and are slidably fitted in the clutch drum 51 in the front-rear direction. Has been done. On the rear side of the first piston 55, a first fastening oil chamber 57 is formed by the rear pressure receiving surface of the first piston 55, the inner peripheral surface of the clutch drum 51, and the inner peripheral surface of the connecting member 63. .. Further, on the rear side of the second piston 56, the second fastening oil chamber 58 is formed by the rear pressure receiving surface of the second piston 56, the front surface of the first piston 55 and the outer peripheral surface of the connecting member 63.
Are formed.

【００４５】上記第１締結油室５７へは第１締結側作動
油通路６１を通して作動油圧を供給でき、また、上記第
２締結油室５８へは第２締結側作動油通路６２を通して
作動油圧を供給できるようになっている。そして、上記
第１締結油室５７に油圧が立っていない状態で、上記第
２締結側作動油通路６２を通して第２締結油室５８に所
定圧力値の作動油圧が供給されると、上記第２のピスト
ン５６が前方に押し出され、第１摩擦板５２と第２摩擦
板５３とが、上記第２ピストン５６の受圧面積に油圧値
を掛け合わせた力で摩擦係合して副変クラッチＫ０が締
結される。すなわち、この場合には、上記副変クラッチ
Ｋ０は、第２ピストン５６の受圧面積に応じた締結力で
締結される。An operating oil pressure can be supplied to the first engaging oil chamber 57 through a first operating oil passage 61, and an operating oil pressure can be supplied to the second engaging oil chamber 58 through a second operating oil passage 62. It can be supplied. Then, when the working oil pressure of a predetermined pressure value is supplied to the second fastening oil chamber 58 through the second fastening side working oil passage 62 in a state where the hydraulic pressure is not rising in the first fastening oil chamber 57, the second The piston 56 is pushed forward, and the first friction plate 52 and the second friction plate 53 are frictionally engaged with each other by the force obtained by multiplying the pressure receiving area of the second piston 56 by the hydraulic pressure value, and the auxiliary variable clutch K0 is formed. It is concluded. That is, in this case, the sub-variable clutch K0 is fastened with a fastening force corresponding to the pressure receiving area of the second piston 56.

【００４６】一方、上記第２締結油室５８に油圧が立っ
ていない状態で、上記第１締結油室５７に第１締結側作
動油通路６１を通して上記と同じ圧力値の作動油圧が供
給されると、第１および第２のピストン５５及び５６は
一体となって前方に押し出され、第１摩擦板５２と第２
摩擦板５３とが、上記第１ピストン５５の受圧面積に油
圧値を掛け合わせた力で摩擦係合して副変クラッチＫ０
が締結される。すなわち、この場合には、上記副変クラ
ッチＫ０は、第１ピストン５５の受圧面積に応じた締結
力で締結される。尚、第１締結油室５７と第２締結油室
５８の両方に同じ圧力値の油圧を導入した場合について
も、両ピストン５５,５６が一体となって前方に押し出
され、第１ピストン５５に作用する圧力のうち、第２締
結油室５８に面した部分の受圧面積に相当する圧力がそ
の前側と後側とで相殺される関係上、上記の場合と同様
に、副変クラッチＫ０は、第１ピストン５５の受圧面積
に応じた締結力で締結されることになる。On the other hand, in the state where the hydraulic pressure does not rise in the second engaging oil chamber 58, the operating oil pressure of the same pressure value as above is supplied to the first engaging oil chamber 57 through the first engaging side operating oil passage 61. Then, the first and second pistons 55 and 56 are integrally pushed out to the front, and the first friction plate 52 and the second friction plate
The friction plate 53 is frictionally engaged with the pressure receiving area of the first piston 55 by a force obtained by multiplying the hydraulic pressure value by the auxiliary variable clutch K0.
Is concluded. That is, in this case, the sub-variable clutch K0 is fastened with a fastening force corresponding to the pressure receiving area of the first piston 55. Even when the hydraulic pressure of the same pressure value is introduced into both the first fastening oil chamber 57 and the second fastening oil chamber 58, both pistons 55 and 56 are integrally pushed out to the first piston 55. Of the pressures acting, the pressure corresponding to the pressure receiving area of the portion facing the second engagement oil chamber 58 is canceled by the front side and the rear side thereof. Therefore, as in the case described above, the auxiliary variable clutch K0 is It will be fastened with the fastening force according to the pressure receiving area of the first piston 55.

【００４７】以上のように、副変クラッチＫ０に受圧面
積の異なる上記第１および第２のピストン５５及び５６
を設けることにより、上記副変クラッチＫ０に作用させ
る油圧値を変化させることなく、大小二段階の締結力を
付与することができる。すなわち、上記副変クラッチＫ
０に上記第１および第２のピストン５５,５６を設け、
これらを締結力の設定の大小に応じて使い分けることに
より、上記副変クラッチＫ０に作用させる油圧値を変化
させることなく、該副変クラッチＫ０に対してその制御
すべき伝達トルクに応じた締結力を付与することができ
るのである。尚、上記副変クラッチＫ０の締結を解除す
る場合には、上記第１および第２の締結油室５７及び５
８の油圧を共にリリースすることにより、第２ピストン
５６の前側に配設されたリターンスプリング５９の付勢
力で、ピストン５５が後方に押し戻されて摩擦板積層体
５４が押圧されなくなり、第１摩擦板５２と第２摩擦板
５３の摩擦係合が解除され副変クラッチＫ０が解放され
る。As described above, the first and second pistons 55 and 56 having different pressure receiving areas are provided in the sub-variable clutch K0.
By providing the above, it is possible to apply the fastening force in two steps, large and small, without changing the hydraulic pressure value acting on the sub-variable clutch K0. That is, the sub-variable clutch K
0 is provided with the first and second pistons 55 and 56,
By selectively using these depending on the magnitude of the setting of the engaging force, the engaging force corresponding to the transmission torque to be controlled for the auxiliary varying clutch K0 without changing the hydraulic pressure value acting on the auxiliary varying clutch K0. Can be given. When the engagement of the sub-variable clutch K0 is released, the first and second engagement oil chambers 57 and 5 are released.
By releasing the hydraulic pressure of 8 together, the piston 55 is pushed back by the urging force of the return spring 59 arranged on the front side of the second piston 56, and the friction plate laminate 54 is no longer pressed. The frictional engagement between the plate 52 and the second friction plate 53 is released, and the auxiliary variable clutch K0 is released.

【００４８】また、副変ブレーキＢ０について説明すれ
ば、変速装置ケース３の内周側に例えばスプライン係合
で取り付けられた複数の第１摩擦板７２と、上記クラッ
チドラム５１の外周部に対して例えばスプライン係合で
取り付けられた第２摩擦板７３とで摩擦板積層体７４が
形成されており、該摩擦板積層体７４の後方において、
変速装置ケース３内にブレーキピストン７５が前後方向
へ摺動可能に嵌入されている。本実施例では、より好ま
しくは、上記ブレーキピストン７５の後側受圧面部に段
部７５aが形成されるとともに、該ブレーキピストン７
５の後方に受圧面積が比較的大きい第１締結油室７７と
受圧面積が比較的小さい環状の第２締結油室７８とが設
けられている。尚、具体的には図示しなかったが、これ
ら両締結油室７７,７８には、所定圧力の油圧を導入す
るための作動油通路がそれぞれ接続されている。また、
上記ブレーキピストン７５の前側には該ピストン７５を
後方に向かって付勢するリターンスプリング７９が配設
されている。Explaining the auxiliary variable brake B0, a plurality of first friction plates 72 mounted on the inner peripheral side of the transmission case 3 by, for example, spline engagement, and the outer peripheral portion of the clutch drum 51 will be described. For example, a friction plate laminate 74 is formed by the second friction plate 73 attached by spline engagement, and behind the friction plate laminate 74,
A brake piston 75 is fitted in the transmission case 3 so as to be slidable in the front-rear direction. In this embodiment, it is more preferable that a step portion 75a is formed on the rear pressure receiving surface portion of the brake piston 75 and the brake piston 7
A first fastening oil chamber 77 having a relatively large pressure receiving area and an annular second fastening oil chamber 78 having a relatively small pressure receiving area are provided in the rear of 5. Although not specifically shown, hydraulic fluid passages for introducing a hydraulic pressure of a predetermined pressure are connected to both of the fastening oil chambers 77 and 78. Also,
A return spring 79 is arranged on the front side of the brake piston 75 to bias the piston 75 rearward.

【００４９】そして、上記第１締結油室７７に油圧が立
っていない状態で、上記第２締結油室７８に所定圧力値
の作動油圧が供給されると、ブレーキピストン７５が前
方に押し出され、第１摩擦板７２と第２摩擦板７３と
が、上記第２締結油室７８の受圧面積に油圧値を掛け合
わせた力で摩擦係合して、副変ブレーキＢ０が締結され
る。すなわち、この場合には、上記副変クラッチＫ０
は、第２締結油室７８の受圧面積に応じた締結力で締結
される。一方、上記第２締結油室７８に油圧が立ってい
ない状態で、上記第１締結油室７７に上記と同じ圧力値
の作動油圧が供給されると、第１摩擦板７２と第２摩擦
板７３とは、ブレーキピストン７５によって、上記第１
締結油室７７の受圧面積に油圧値を掛け合わせた力で摩
擦係合して、副変ブレーキＢ０が締結される。すなわ
ち、この場合には、上記副変ブレーキＢ０は、第１締結
油室７７の受圧面積に応じた締結力で締結される。更
に、上記第１締結油室７７と第２締結油室７８の両方に
上記と同じ圧力値の作動油圧が供給されると、第１摩擦
板７２と第２摩擦板７３とは、ブレーキピストン７５に
よって上記第１及び第２の締結油室７７及び７８の受圧
面積の和に油圧値を掛け合わせた力で摩擦係合させら
れ、副変ブレーキＢ０が締結される。すなわち、この場
合には、上記副変ブレーキＢ０は、両締結油室７７,７
８の受圧面積の和に応じた最も大きい締結力で締結され
る。When the hydraulic oil having a predetermined pressure value is supplied to the second engaging oil chamber 78 while the hydraulic pressure is not standing in the first engaging oil chamber 77, the brake piston 75 is pushed forward, The first friction plate 72 and the second friction plate 73 are frictionally engaged with each other by a force obtained by multiplying the pressure receiving area of the second engagement oil chamber 78 by the hydraulic pressure value, and the auxiliary variable brake B0 is fastened. That is, in this case, the auxiliary variable clutch K0
Is fastened with a fastening force according to the pressure receiving area of the second fastening oil chamber 78. On the other hand, when the hydraulic oil having the same pressure value as that described above is supplied to the first engaging oil chamber 77 in a state where the hydraulic pressure is not rising in the second engaging oil chamber 78, the first friction plate 72 and the second friction plate 73 is the first piston by the brake piston 75.
The auxiliary variable brake B0 is fastened by frictionally engaging with the force obtained by multiplying the pressure receiving area of the fastening oil chamber 77 by the hydraulic pressure value. That is, in this case, the sub-variable brake B0 is fastened with a fastening force corresponding to the pressure receiving area of the first fastening oil chamber 77. Further, when the working hydraulic pressure having the same pressure value as described above is supplied to both the first fastening oil chamber 77 and the second fastening oil chamber 78, the first friction plate 72 and the second friction plate 73 cause the brake piston 75 to move. Thus, the sum of the pressure receiving areas of the first and second engagement oil chambers 77 and 78 is frictionally engaged with a force obtained by multiplying the hydraulic pressure value, and the auxiliary variable brake B0 is engaged. That is, in this case, the auxiliary variable brake B0 is connected to both the engaging oil chambers 77, 7
It is fastened with the largest fastening force according to the sum of the pressure receiving areas of No. 8.

【００５０】以上のように、副変ブレーキＢ０に受圧面
積の異なる上記第１および第２の締結油室７７及び７８
を設けることにより、上記副変ブレーキＢ０に作用させ
る油圧値を変化させることなく、三段階の締結力を付与
することができる。すなわち、副変速機Ｔs側に入力さ
れる伝達トルク差が特に大きい場合にも有効に対応する
ことができるとともに、副変ブレーキＢ０の締結力を３
段階に切り換えることが可能になり、該副変ブレーキＢ
０に対しその制御すべき伝達トルクに応じて、より適切
な大きさの締結力を付与することが可能になる。尚、上
記副変ブレーキＢ０の締結を解除する場合には、上記第
１および第２の締結油室７７及び７８の油圧を共にリリ
ースすることにより、リターンスプリング７９の付勢力
で、ブレーキピストン７５が後方に押し戻されて摩擦板
積層体７４が押圧されなくなり、第１摩擦板７２と第２
摩擦板７３の摩擦係合が解除され、副変ブレーキＢ０が
解放されるようになっている。As described above, the auxiliary variable brake B0 has the first and second engaging oil chambers 77 and 78 having different pressure receiving areas.
By providing, the three-stage fastening force can be applied without changing the hydraulic pressure value acting on the sub-change brake B0. That is, it is possible to effectively cope with a case where the transmission torque difference input to the auxiliary transmission Ts side is particularly large, and the engaging force of the auxiliary variable brake B0 is 3
It becomes possible to switch to the stage, and the auxiliary variable brake B
It is possible to apply a more appropriate magnitude of fastening force to 0 depending on the transmission torque to be controlled. When the engagement of the auxiliary variable brake B0 is released, the brake piston 75 is released by the urging force of the return spring 79 by releasing the hydraulic pressures of the first and second engagement oil chambers 77 and 78 together. When the friction plate laminate 74 is pushed back and is not pressed, the first friction plate 72 and the second friction plate
The frictional engagement of the friction plate 73 is released, and the auxiliary variable brake B0 is released.

【００５１】また、本実施例では、上記副変速機Ｔsの
各摩擦要素(つまり副変クラッチＫ０および副変ブレー
キＢ０)の締結力が、上記自動変速装置ＡＴにおける変
速モードの切換動作、あるいは主変速機Ｔmにおける変
速段の切換動作に応じて切り換えられるように設定され
ている。この副変クラッチＫ０および副変ブレーキＢ０
の締結力の切換パターンの一例を、例えば表４で示され
たケース１の場合を例にとって表７に示す。Further, in the present embodiment, the engagement force of each friction element (that is, the sub-variable clutch K0 and the sub-variable brake B0) of the sub-transmission Ts is determined by the switching operation of the shift mode in the automatic transmission AT or the main operation. The transmission Tm is set to be switched according to the switching operation of the shift stage. The auxiliary variable clutch K0 and the auxiliary variable brake B0
Table 7 shows an example of the switching pattern of the fastening force of the above, taking the case 1 shown in Table 4 as an example.

【００５２】[0052]

【表７】 [Table 7]

【００５３】尚、上記表７において、Ｋ０1は、上記副
変クラッチＫ０が締結力が大きいクラッチとして作用す
る場合(つまり少なくとも第１締結油室５７に油圧が導
入された場合)、Ｋ０2は、副変クラッチＫ０が締結力が
小さいクラッチとして作用する場合(つまり第２締結油
室５８のみに油圧が導入された場合)をそれぞれ示し、
また、Ｂ０1は、副変ブレーキＢ０が締結力が最も大き
いブレーキとして作用する場合(つまり少なくとも第１
締結油室７７と第２締結油室７８の両方に油圧が導入さ
れた場合)、Ｂ０2は、副変ブレーキＢ０が締結力が小さ
いブレーキとして作用する場合(つまり第２締結油室７
８のみに油圧が導入された場合)をそれぞれ示してい
る。[0053] In the above Table 7, K0 1 (if the oil pressure is introduced that is at least the first engagement oil chamber 57) the auxiliary variable clutch K0 may act as a clutch engagement force is large, K0 2 is , A case where the sub-variable clutch K0 acts as a clutch having a small engaging force (that is, a case where hydraulic pressure is introduced only into the second engaging oil chamber 58),
Also, B0 1, when the sub-variable brake B0 acts as a largest brake engagement force (i.e. the at least first
When the hydraulic pressure is introduced into both the engagement oil chamber 77 and the second engagement oil chamber 78), B0 2 is when the auxiliary variable brake B0 acts as a brake with a small engagement force (that is, the second engagement oil chamber 7).
8) when the hydraulic pressure is introduced into only 8).

【００５４】上記表７から分かるように、上記副変クラ
ッチＫ０および副変ブレーキＢ０は、それぞれ、上記自
動変速装置ＡＴにおける変速モードの切換動作および主
変速機Ｔmにおける変速段の切換動作に応じて切り換え
られるように設定されており、この変速モードおよび変
速段の切換に伴って主変速機Ｔmのギヤ比が切り換えら
れ、上記副変速機Ｔsに入力される伝達トルク(つまり副
変速機Ｔsの各摩擦要素Ｋ０及びＢ０が制御すべき伝達
トルク)に一定以上の差が生じる場合でも、該摩擦要素
(副変クラッチＫ０および副変ブレーキＢ０)に作用させ
る油圧値を変化させることなく、従って、その油圧制御
の複雑化を招くことなく、当該副変クラッチＫ０および
副変ブレーキＢ０の締結力を切り換えて対応することが
できるのである。As can be seen from Table 7, the sub-variable clutch K0 and the sub-variable brake B0 respectively respond to the shift mode switching operation in the automatic transmission AT and the shift stage switching operation in the main transmission Tm. The transmission ratio is set so that the gear ratio of the main transmission Tm is switched according to the switching of the shift mode and the shift stage, and the transmission torque input to the sub transmission Ts (that is, each of the sub transmissions Ts). Even if a difference of a certain amount or more occurs in the transfer torques to be controlled by the friction elements K0 and B0,
The engagement force of the sub-variable clutch K0 and the sub-variable brake B0 is switched without changing the hydraulic pressure value applied to the sub-variable clutch K0 and the sub-variable brake B0, and thus without complicating the hydraulic pressure control. Can be dealt with.

【００５５】また、特に、上記副変クラッチＫ０は、上
記主変速機Ｔmが、一般に伝達トルクの大きい比較的低
速段側(Ｌo)である場合には締結力が大きくなり、一
方、主変速機Ｔmが、一般に伝達トルクの小さい比較的
高速段側(Ｍid及びＨi)である場合には締結力が小さく
なるように設定されているので、副変クラッチＫ０が制
御すべき伝達トルクに応じた締結力を得ることができ
る。更に、上記副変ブレーキＢ０は、一般に伝達トルク
が大きいＲevモードでは締結力が最大となり、一方、一
般に伝達トルクがＲevモードよりも小さい前進モードで
は締結力が小さくなるように設定されているので、同様
に、副変ブレーキＢ０が制御すべき伝達トルクに応じた
締結力を得ることができる。Further, in particular, when the main transmission Tm is on the relatively low speed side (Lo) where the transmission torque is generally large, the auxiliary variable clutch K0 has a large engaging force, while the main transmission Tm is large. When Tm is on the relatively high speed stage side (Mid and Hi) where the transmission torque is generally small, the engagement force is set to be small, so that the auxiliary variation clutch K0 is engaged according to the transmission torque to be controlled. You can get power. Further, the sub-variable brake B0 is generally set so that the engagement force becomes maximum in the Rev mode in which the transmission torque is large, while the engagement force is generally small in the forward mode in which the transmission torque is smaller than the Rev mode. Similarly, it is possible to obtain the engagement force according to the transmission torque that the auxiliary variable brake B0 should control.

【００５６】ところで、本実施例では、上記副変クラッ
チＫ０に、該副変クラッチＫ０が副変主軸７の回転に伴
って回転させられた際、各ピストン５５,５６の締結油
室５７,５８に発生する遠心油圧により、該締結油室５
７,５８の圧力が設定値を越えて過度に上昇することを
防止するために、上記遠心油圧を相殺することができる
遠心バランス機構を備えている。以下、この遠心バラン
ス機構について説明する。図５に詳しく示すように、副
変クラッチＫ０の第２ピストン５６の前方には、摩擦板
積層体５４(図４参照)との間に、内周部が上記連結部材
６３に固定された固定壁６４が配設され、該固定壁６４
と第２ピストン５６とで第１ピストン５５の油圧室(第
１締結油室５７)と同径の油室(第１遠心バランス室６
５)が形成されている。尚、上記リターンスプリング５
９は、この第１遠心バランス室６５内に、つまり、第２
ピストン５６と固定壁６４との間に装着されている。By the way, in the present embodiment, when the sub-variable clutch K0 is rotated by the rotation of the sub-variable main shaft 7, the fastening oil chambers 57, 58 of the pistons 55, 56 are rotated. Due to the centrifugal oil pressure generated in the
In order to prevent the pressure of 7,58 from exceeding the set value and rising excessively, a centrifugal balance mechanism capable of canceling the centrifugal hydraulic pressure is provided. The centrifugal balance mechanism will be described below. As shown in detail in FIG. 5, in front of the second piston 56 of the sub-variable clutch K0, the inner peripheral portion is fixed to the connecting member 63 between the friction plate laminated body 54 (see FIG. 4). The wall 64 is provided, and the fixed wall 64
And the second piston 56, an oil chamber (first centrifugal balance chamber 6) having the same diameter as the hydraulic chamber (first fastening oil chamber 57) of the first piston 55.
5) is formed. The return spring 5
9 is in the first centrifugal balance chamber 65, that is, in the second centrifugal balance chamber 65.
It is mounted between the piston 56 and the fixed wall 64.

【００５７】また、第１ピストン５５と第２ピストン５
６との間には、両ピストン５５,５６の油圧室５７,５８
のピストン加圧面積差に相当する遠心油圧を相殺するた
めの第２遠心バランス室６６が形成されている。ここ
に、該第２遠心バランス室６６の外径寸法は、上記第１
遠心バランス室６５および第１締結油室５７の外径寸法
と等しく設定されている。つまり、第１ピストン５５の
外周部,第２ピストン５６の外周部および固定壁６４の
外周部にそれぞれ装着されたシール部材５５p,５６p及
び６４pの外径寸法は全て等しく設定されている。Further, the first piston 55 and the second piston 5
Between 6 and the hydraulic chambers 57 and 58 of both pistons 55 and 56.
A second centrifugal balance chamber 66 for canceling the centrifugal hydraulic pressure corresponding to the piston pressurization area difference is formed. Here, the outer diameter of the second centrifugal balance chamber 66 is equal to
The outer diameters of the centrifugal balance chamber 65 and the first fastening oil chamber 57 are set to be equal to each other. That is, the outer diameters of the seal members 55p, 56p, and 64p mounted on the outer peripheral portion of the first piston 55, the outer peripheral portion of the second piston 56, and the outer peripheral portion of the fixed wall 64 are all set to be equal.

【００５８】上記第１遠心バランス室６５と第２締結油
室５８とは第２ピストン５６に設けられた小孔５６hを
介して連通され、一方、上記第２遠心バランス室６６と
第１締結油室５７とは第１ピストン５５に設けられた小
孔５５hを介して連通されており、各小孔５５h,５６hの
後側には、ゴミ,異物等による小孔５５h,５６hの閉塞を
防止するためにスクリーン５５s,５６sがそれぞれ配設
されている。尚、第１遠心バランス室６５と第２遠心バ
ランス室６６とは、連通孔６７によって相互に連通させ
られている。上記第１および第２の各遠心バランス室６
５及び６６には、各小孔５５h及び５６hを介して第２締
結油室５８および第１締結油室５７側から漏れたオイル
がそれぞれ貯えられ、通常時には圧力は立たないけれど
も、クラッチＫ０が副変主軸７とともに回転すると貯え
られたオイルに遠心力が作用し、遠心バランス室６５,
６６に遠心油圧が発生するようになっている。The first centrifugal balance chamber 65 and the second fastening oil chamber 58 communicate with each other through a small hole 56h provided in the second piston 56, while the second centrifugal balance chamber 66 and the first fastening oil chamber 58 are communicated with each other. It communicates with the chamber 57 through a small hole 55h provided in the first piston 55, and prevents the small holes 55h, 56h from being blocked by dust or foreign matter on the rear side of each small hole 55h, 56h. Therefore, screens 55s and 56s are provided respectively. The first centrifugal balance chamber 65 and the second centrifugal balance chamber 66 are communicated with each other through a communication hole 67. Each of the first and second centrifugal balance chambers 6
Oils leaking from the second fastening oil chamber 58 and the first fastening oil chamber 57 side are respectively stored in 5 and 66 through the respective small holes 55h and 56h, and the pressure is not normally raised, but the clutch K0 is subordinate. When rotating together with the variable main shaft 7, centrifugal force acts on the stored oil, and the centrifugal balance chamber 65,
Centrifugal oil pressure is generated at 66.

【００５９】以上の構成において、例えば、まず、比較
的小さい締結力で副変クラッチＫ０を締結する場合に
は、上記第２締結油室５８に油圧を導入して圧力を立て
ればよい。このとき、第１締結油室５７には圧力は立っ
ていないがオイルが満たされ、第２遠心バランス室６６
も上記第１締結油室５７から漏れたオイルで満たされて
いる。また、第１遠心バランス室６５は第２締結油室５
８から漏れたオイルで満たされている。そして、この状
態で副変クラッチＫ０が副変主軸７の軸線を中心にして
回転した場合、この回転に伴って各油室５７,５８,６５
及び６６内のオイルには遠心力が作用する。この場合に
おける、第１締結油室５７、第２締結油室５８および第
２遠心バランス室６６、並びに第１遠心バランス室６５
に発生する遠心油圧の圧力分布を図６に模式的に示す。In the above construction, for example, when engaging the auxiliary variable clutch K0 with a relatively small engaging force, the hydraulic pressure may be introduced into the second engaging oil chamber 58 to raise the pressure. At this time, the first fastening oil chamber 57 is not filled with pressure but is filled with oil, and the second centrifugal balance chamber 66
Is also filled with the oil leaked from the first fastening oil chamber 57. In addition, the first centrifugal balance chamber 65 is the second fastening oil chamber 5
Filled with oil leaking from 8. In this state, when the sub-variable clutch K0 rotates about the axis of the sub-variable main shaft 7, the oil chambers 57, 58, 65 are rotated along with the rotation.
Centrifugal force acts on the oil in 66 and 66. In this case, the first fastening oil chamber 57, the second fastening oil chamber 58, the second centrifugal balance chamber 66, and the first centrifugal balance chamber 65.
FIG. 6 schematically shows the pressure distribution of the centrifugal oil pressure generated in the above.

【００６０】また、この場合における第１および第２の
各ピストン５５及び５６に作用する力Ｗ1及びＷ2は、前
方(図５における右方)を正(＋)に取るとそれぞれ次式
及びで表される。 Ｗ1＝Ｆ0−Ｆ2−Ｐ2 … Ｗ2＝Ｐ2＋Ｆ2−Ｆ1−Ｋ … ここに、Ｆ0,Ｆ1,Ｆ2,Ｐ2及びＫの各符号はそれぞれ以
下の力を示している。 Ｆ0: 第１締結油室５７に発生する遠心油圧に基づく力 Ｆ1: 第１遠心バランス室６５に発生する遠心油圧に基
づく力 Ｆ2: 第２締結油室５８および第２遠心バランス室６６
に発生する遠心油圧に基づく力 Ｐ2: 第２締結油室５８に作用する油圧に基づく力 Ｋ : リターンスプリング５９の付勢力The forces W 1 and W 2 acting on the first and second pistons 55 and 56 in this case are expressed by the following equations when the front (right side in FIG. 5) is positive (+). It is represented by. W to 1 = F 0 -F 2 -P 2 ... W 2 = P 2 + F 2 -F 1 -K ... Here, the F 0, F 1, F 2 , P 2 and each of the following forces each symbol of K Shows. F 0 : Force based on centrifugal oil pressure generated in first engagement oil chamber 57 F 1 : Force based on centrifugal oil pressure generated in first centrifugal balance chamber 65 F 2 : Second engagement oil chamber 58 and second centrifugal balance chamber 66
Force due to the centrifugal oil pressure generated in P 2 : force due to the oil pressure acting on the second engagement oil chamber 58 K: urging force of the return spring 59

【００６１】本実施例では、上記第１締結油室５７,第
１遠心バランス室６５および第２遠心バランス室６６は
いずれも同径に(つまり外径が等しく)形成されているの
で、第１締結油室５７、第２締結油室５８および第２遠
心バランス室６６、並びに第１遠心バランス室６５にお
いてそれぞれ発生する遠心油圧に基づく力Ｆ0,Ｆ2並び
にＦ1は相互に略等しく、Ｆ0＝Ｆ1＝Ｆ2 の関係が成立
する。従って、各ピストン５５,５６に作用する力Ｗ1,
Ｗ2は、それぞれ次式'及び'で表されることにな
る。 Ｗ1＝−Ｐ2 …' Ｗ2＝Ｐ2−Ｋ …'In the present embodiment, the first fastening oil chamber 57, the first centrifugal balance chamber 65 and the second centrifugal balance chamber 66 are all formed to have the same diameter (that is, the outer diameter is the same). Forces F 0 , F 2 and F 1 based on centrifugal hydraulic pressures generated in the engagement oil chamber 57, the second engagement oil chamber 58, the second centrifugal balance chamber 66, and the first centrifugal balance chamber 65 are substantially equal to each other, and The relationship of 0 = F 1 = F 2 is established. Therefore, the force W 1 acting on each piston 55, 56,
W 2 will be represented by the following equations 'and', respectively. W 1 = -P 2 ... 'W 2 = P 2 -K ...'

【００６２】すなわち、第１ピストン５５は、第２締結
油室５８に作用する油圧に基づく力Ｐ2によって後方へ
移動させられ、一方、第２ピストン５６は、上記力Ｐ2
からリターンスプリング５９の付勢力Ｋを減じた力(Ｐ2
−Ｋ)によって前方に移動させられ、この力で摩擦板積
層体５４を押圧する。つまり、クラッチＫ０の締結力Ｗ
は、Ｗ＝Ｗ2＝Ｐ2−Ｋ で表される。この場合、第２締
結油室５６および第２遠心バランス室６６において発生
し第２ピストン５６に作用する遠心油圧に基づく力Ｆ2
は、第１遠心バランス室６５において発生する遠心油圧
に基づく力Ｆ1で相殺されている。従って、第２締結油
室５６の圧力が設定値を越えて過度に上昇することはな
く、副変クラッチＫＯの締結力Ｗの制御精度を向上させ
ることができる。That is, the first piston 55 is moved backward by the force P 2 based on the hydraulic pressure acting on the second engagement oil chamber 58, while the second piston 56 is moved by the force P 2 described above.
The force obtained by subtracting the biasing force K of the return spring 59 from (P 2
-K), the friction plate laminated body 54 is pressed by this force. That is, the engaging force W of the clutch K0
It is expressed by W = W 2 = P 2 -K . In this case, the force F 2 based on the centrifugal oil pressure generated in the second engagement oil chamber 56 and the second centrifugal balance chamber 66 and acting on the second piston 56.
Are canceled by the force F 1 based on the centrifugal hydraulic pressure generated in the first centrifugal balance chamber 65. Therefore, the pressure of the second engagement oil chamber 56 does not exceed the set value and excessively rise, and the control accuracy of the engagement force W of the sub-variable clutch KO can be improved.

【００６３】一方、比較的大きい締結力で副変クラッチ
Ｋ０を締結する場合には、上記第１締結油室５７に油圧
を導入して圧力を立てればよい。このとき、第２締結油
室５８には圧力は立っていないがオイルが満たされ、第
１および第２の各遠心バランス室６５及び６６もオイル
で満たされている。そして、この状態で副変クラッチＫ
０が副変主軸７の軸線を中心にして回転した場合、各油
室５７,５８及び６６,６５には、図７示すような圧力分
布の遠心油圧Ｆ0,Ｆ2,Ｆ1が発生し、第１および第２の
各ピストン５５及び５６に作用する力Ｗ1及びＷ2は、前
方(図５における右方)を正(＋)に取るとそれぞれ次式
及びで表される。 Ｗ1＝Ｆ0＋Ｐ1−Ｆ2 … Ｗ2＝Ｆ2−Ｆ1−Ｋ … ここに、Ｆ0,Ｆ2,Ｆ1及びＫは式,における場合と同
様の力を、また、Ｐ1は第１締結油室５７に作用する油
圧に基づく力を示している。更に、Ｆ0＝Ｆ1＝Ｆ2 であ
るので、上記各ピストン５５,５６に作用する力Ｗ1,Ｗ2
は、それぞれ次式'及び'で表されることになる。 Ｗ1＝Ｐ1 …' Ｗ2＝−Ｋ …'On the other hand, when the auxiliary variable clutch K0 is to be engaged with a relatively large engaging force, the hydraulic pressure may be introduced into the first engaging oil chamber 57 to raise the pressure. At this time, the second fastening oil chamber 58 is not filled with pressure but is filled with oil, and the first and second centrifugal balance chambers 65 and 66 are also filled with oil. Then, in this state, the auxiliary variable clutch K
When 0 rotates about the axis of the sub-variable main shaft 7, centrifugal oil pressures F 0 , F 2 , F 1 having a pressure distribution as shown in FIG. 7 are generated in the oil chambers 57, 58 and 66, 65. , W 1 and W 2 acting on the first and second pistons 55 and 56 are expressed by the following equations and when the front (right side in FIG. 5) is positive (+). W to 1 = F 0 + P 1 -F 2 ... W 2 = F 2 -F 1 -K ... Here, the same force as in the case F 0, F 2, F 1 and K formula, in, addition, P 1 Indicates the force based on the oil pressure acting on the first engagement oil chamber 57. Further, since F 0 = F 1 = F 2 , the forces W 1 and W 2 acting on the pistons 55 and 56 are given.
Will be represented by the following equations 'and', respectively. W 1 = P 1 ... 'W 2 = -K ...'

【００６４】すなわち、この場合には、Ｐ1がＰ1＞Ｋと
なるように設定されている限り、第１および第２の両ピ
ストン５５及び５６は一体となって前動させられ、(Ｐ1
−Ｋ)の力で摩擦板積層体５４を押圧する。つまり、ク
ラッチＫ０の締結力Ｗは、Ｗ＝Ｗ1＋Ｗ2＝Ｐ1−Ｋ で
表される。この場合、第１締結油室５７において発生し
第１ピストン５５に作用する遠心油圧に基づく力Ｆ
0は、第２締結油室５８および第２遠心バランス室６６
において発生する遠心油圧に基づく力Ｆ2で相殺されて
いる。従って、第１締結油室５７の圧力が設定値を越え
て過度に上昇することはなく、副変クラッチＫ０の締結
力Ｗの制御精度を向上させることができる。That is, in this case, as long as P 1 is set so that P 1 > K, both the first and second pistons 55 and 56 are integrally moved forward (P 1
The friction plate laminate 54 is pressed by the force (-K). In other words, the fastening force W of the clutch K0 is expressed by W = W 1 + W 2 = P 1 -K. In this case, the force F based on the centrifugal oil pressure generated in the first engagement oil chamber 57 and acting on the first piston 55.
0 indicates the second fastening oil chamber 58 and the second centrifugal balance chamber 66.
It is offset by the force F 2 based on the centrifugal oil pressure generated in the. Therefore, the pressure in the first engagement oil chamber 57 does not exceed the set value and rises excessively, and the control accuracy of the engagement force W of the auxiliary variable clutch K0 can be improved.

【００６５】以上、説明したように、本実施例によれ
ば、受圧面積が比較的大きい第１ピストン５５と受圧面
積が比較的小さい第２ピストン５６とを、摩擦板積層体
５４側から第２ピストン５６,第１ピストン５５の順序
で配設するとともに、本来、ある程度のスペースが設け
られる上記第２ピストン５６と摩擦板積層体５４との間
に遠心バランス室６５(第１遠心バランス室)を形成した
ので、比較的簡単な構成で、ダブルピストンタイプとさ
れた副変クラッチＫ０に遠心バランス機構を設けること
ができる。その上、上記両ピストン５５,５６間に、両
ピストン５５,５６の油圧室５７,５８の加圧面積差に相
当する遠心油圧相殺用の第２の遠心バランス６６を形成
したので、第１又は第２ピストン５５又は５６のいずれ
のピストンを加圧した場合でも、当該ピストン５５,５
６の油圧室５７,５８において発生する遠心油圧を確実
に相殺することができる。すなわち、上記副変クラッチ
Ｋ０をダブルピストンタイプとすることにより、一定の
油圧値の下でピストン５５,５６による締結力を少なく
とも二段階に切り換えることができ、当該副変クラッチ
Ｋ０が制御すべき伝達に一定以上の差が生じる場合で
も、該クラッチＫ０に作用させる油圧値を変化させるこ
となく、従って、その油圧制御の複雑化を招くことな
く、当該クラッチＫ０の締結力を切り換えて対応するこ
とができる。また、副変クラッチＫ０回転時に各油室に
発生する遠心油圧を確実に相殺して、クラッチ締結力の
制御精度を向上させることができる。しかも、この場合
において、比較的簡単な構成で、ダブルピストンタイプ
の油圧クラッチＫ０に遠心バランス機構を設けることが
できる。As described above, according to this embodiment, the first piston 55 having a relatively large pressure receiving area and the second piston 56 having a relatively small pressure receiving area are provided from the side of the friction plate laminate 54 to the second side. The piston 56 and the first piston 55 are arranged in this order, and a centrifugal balance chamber 65 (first centrifugal balance chamber) is originally provided between the second piston 56 and the friction plate laminated body 54 where a certain amount of space is originally provided. Since it is formed, the centrifugal balance mechanism can be provided in the auxiliary variable clutch K0 of the double piston type with a relatively simple structure. In addition, a second centrifugal balance 66 for canceling centrifugal hydraulic pressure is formed between the pistons 55 and 56, which corresponds to the difference in pressure area of the hydraulic chambers 57 and 58 of the pistons 55 and 56. Whether the second piston 55 or 56 is pressurized, the piston 55, 5
The centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic chambers 57 and 58 of No. 6 can be reliably offset. That is, by making the sub-variable clutch K0 a double piston type, it is possible to switch the engagement force by the pistons 55, 56 in at least two stages under a constant hydraulic pressure value, and the sub-variable clutch K0 should be controlled by the transmission. Even if a difference of a certain amount occurs in the clutch K0, the engagement force of the clutch K0 can be switched and dealt with without changing the hydraulic pressure value applied to the clutch K0 and thus without complicating the hydraulic control. it can. Further, the centrifugal hydraulic pressure generated in each oil chamber when the sub-variable clutch K0 rotates can be canceled out with certainty, and the control accuracy of the clutch engaging force can be improved. Moreover, in this case, the centrifugal balance mechanism can be provided in the double piston type hydraulic clutch K0 with a relatively simple structure.

【００６６】次に、本発明の他の実施例に係る副変クラ
ッチについて説明する。尚、以下の説明において、上記
図１〜図７で示した実施例における場合と同じものに
は、同一の符号を付し、それ以上の説明は省略する。図
８に示すように、本実施例に係る副変クラッチＫ０'で
は、第２ピストン８６と第１ピストン８５との間には遠
心バランス室は設けられておらず、第２ピストン８６と
固定壁９４(図８では図示せず)との間にのみ遠心バラン
ス室９５が設けられている。つまり、この副変クラッチ
Ｋ０'では、上記遠心バランス室９５は第１締結油室８
５と同径に形成されているが、第２締結油室８８が第１
締結油室８７および遠心バランス室９５と同径ではな
い。Next, a sub-variable clutch according to another embodiment of the present invention will be described. In the following description, the same parts as those in the embodiment shown in FIGS. 1 to 7 are designated by the same reference numerals, and further description will be omitted. As shown in FIG. 8, in the sub-variable clutch K0 ′ according to the present embodiment, the centrifugal balance chamber is not provided between the second piston 86 and the first piston 85, and the second piston 86 and the fixed wall are not provided. The centrifugal balance chamber 95 is provided only between the centrifugal balance chamber 95 and the unit 94 (not shown in FIG. 8). That is, in the sub-variable clutch K0 ′, the centrifugal balance chamber 95 is not connected to the first engagement oil chamber 8
Although it has the same diameter as that of the first and second fifth oil pressure chambers,
The diameter is not the same as the fastening oil chamber 87 and the centrifugal balance chamber 95.

【００６７】従って、比較的小さい締結力で副変クラッ
チＫ０'を締結する場合、すなわち、第２締結油室８８
に油圧を導入して圧力を立てた場合については、該第２
締結油室８８内に発生する遠心油圧を遠心バランス室９
５の遠心油圧で完全には相殺することはできず、両油室
８８,９５の外径の差に相当する分だけアンバランスを
残したままとなる。しかしながら、このアンバランスの
程度は基本的に余り大きいものではなく、また、副変主
軸７の回転数あるいは第２締結油室８８内の圧力値等を
適切に設定することにより、上記アンバランスの影響を
より一層小さくし、実用上特に支障がないものとするこ
とも可能である。一方、比較的大きい締結力で副変クラ
ッチＫ０'を締結する場合、すなわち、第１締結油室８
７に油圧を導入して圧力を立てた場合については、該第
１締結油室８７内に発生する遠心油圧を遠心バランス室
９５の遠心油圧で完全には相殺することができる。Therefore, when the sub-variable clutch K0 'is engaged with a relatively small engagement force, that is, the second engagement oil chamber 88.
In the case of introducing hydraulic pressure into the
The centrifugal oil pressure generated in the fastening oil chamber 88 is applied to the centrifugal balance chamber 9
The centrifugal oil pressure of 5 cannot completely offset each other, and the unbalance remains as much as the difference between the outer diameters of the oil chambers 88 and 95. However, the degree of this imbalance is not so large basically, and the above-mentioned imbalance is appropriately set by appropriately setting the rotation speed of the sub-variable main shaft 7 or the pressure value in the second fastening oil chamber 88. It is also possible to further reduce the influence so that there is no particular problem in practical use. On the other hand, when engaging the auxiliary variable clutch K0 ′ with a relatively large engaging force, that is, the first engaging oil chamber 8
When the hydraulic pressure is introduced into 7 to raise the pressure, the centrifugal hydraulic pressure generated in the first fastening oil chamber 87 can be completely offset by the centrifugal hydraulic pressure in the centrifugal balance chamber 95.

【００６８】本実施例によれば、第１ピストン８７と第
２ピストン８８との間の遠心バランス室の形成を省略す
ることにより、副変クラッチＫ０'の構造をかなり簡略
化することができる。この場合において、クラッチ締結
力を小さくする場合については遠心油圧のバランス特性
を多少犠牲にせざるを得ないが、クラッチ締結力を大き
くする場合については遠心油圧の影響を完全に無くする
ことができる。According to this embodiment, by omitting the formation of the centrifugal balance chamber between the first piston 87 and the second piston 88, the structure of the sub-variable clutch K0 'can be considerably simplified. In this case, the balance characteristic of the centrifugal hydraulic pressure must be sacrificed to some extent when the clutch engaging force is reduced, but the influence of the centrifugal hydraulic pressure can be completely eliminated when the clutch engaging force is increased.

【００６９】次に、本発明の更に他の実施例に係る副変
クラッチＫ０"について説明する。図９に示すように、
本実施例に係る副変クラッチＫ０"では、第１ピストン
１０５と第２ピストン１０６との間に、スナップリング
１１７によって副変主軸７に固定された中間固定部材１
１６が配設され、上記第１ピストン１０５は、この中間
固定部材１１６とクラッチドラム１０１との間に前後方
向へ摺動可能に嵌入される一方、上記第２ピストン１０
６は、上記クラッチドラム１０１と副変主軸７との間に
嵌入され、かつ、この両者７,１０１と上記中間固定部
材１１６と固定壁１１４とに対して前後方向へ摺動でき
るようになっている。また、該固定壁１１４と上記第２
ピストン１０６との間には、リターンスプリング１０９
が装着されている。Next, a sub-variable clutch K0 "according to still another embodiment of the present invention will be described. As shown in FIG.
In the sub-variable clutch K0 ″ according to this embodiment, the intermediate fixing member 1 fixed to the sub-variable main shaft 7 by the snap ring 117 between the first piston 105 and the second piston 106.
16 is provided, and the first piston 105 is slidably fitted in the front-rear direction between the intermediate fixing member 116 and the clutch drum 101, while the second piston 10 is provided.
6 is fitted between the clutch drum 101 and the sub-variable main shaft 7, and is slidable in the front-rear direction with respect to the both 7, 101, the intermediate fixing member 116 and the fixed wall 114. There is. In addition, the fixed wall 114 and the second
Between the piston 106 and the return spring 109
Is installed.

【００７０】上記第２ピストン１０６の後側には、該第
２ピストン１０６の後面と中間固定部材１１６の前面と
副変主軸７の外周面とで画成された第２締結油室１０８
と、第２ピストン１０６の後面と第１ピストン１０５の
前面とクラッチドラム１０１の内周面と中間固定部材１
１６とで画成された中間油室１１０(第２遠心バランス
室)とが設けられている。そして、上記中間油室１１０
のみに油圧を供給した際には最も小さい加圧力で、ま
た、上記中間油室１１０と第２締結油室１０８の両方に
油圧を供給した際には最も大きい加圧力で、上記第２ピ
ストン１０６を摩擦板積層体１０４を押圧することがで
きる。つまり、第２締結油室１０８のみに油圧を供給す
る場合と併せて、第２ピストン１０６の加圧力を三段階
に切り換えることができる。また、上記第１ピストン１
０５の後側には第１締結油室１０７が形成されており、
この第１締結油室１０７に油圧を供給して該第１ピスト
ン１０５を前方に向かって押し出すことにより、該第１
ピストン１０５の加圧力と上記第２ピストン１０６の加
圧力とを加え合わせた力で摩擦板積層体１０４を押圧す
ることができ、特に大きいクラッチ締結力を得ることが
できる。すなわち、油圧を供給すべき締結油室を切り換
えることによって副変クラッチＫ０"の締結力の大きさ
を選択的に切り換えることができるので、該副変クラッ
チＫ０"に作用させる油圧値を変化させることなく、従
って、その油圧制御の複雑化を招くことなく、該副変ク
ラッチＫ０"が制御すべき伝達トルクに応じた適切な締
結力を得ることができる。On the rear side of the second piston 106, a second fastening oil chamber 108 defined by the rear surface of the second piston 106, the front surface of the intermediate fixing member 116, and the outer peripheral surface of the auxiliary variable spindle 7.
The rear surface of the second piston 106, the front surface of the first piston 105, the inner peripheral surface of the clutch drum 101, and the intermediate fixing member 1.
An intermediate oil chamber 110 (second centrifugal balance chamber) defined by 16 and 16 is provided. Then, the intermediate oil chamber 110
When the hydraulic pressure is supplied only to the second piston 106, and when the hydraulic pressure is supplied to both the intermediate oil chamber 110 and the second fastening oil chamber 108, the second piston 106 is pressed. The friction plate laminate 104 can be pressed. That is, the pressure applied to the second piston 106 can be switched among three levels, in addition to the case where the hydraulic pressure is supplied only to the second engagement oil chamber 108. In addition, the first piston 1
The first fastening oil chamber 107 is formed on the rear side of 05.
By supplying hydraulic pressure to the first fastening oil chamber 107 to push the first piston 105 forward,
The friction plate laminated body 104 can be pressed by the combined force of the pressing force of the piston 105 and the pressing force of the second piston 106, and a particularly large clutch engaging force can be obtained. That is, since the magnitude of the fastening force of the sub-variable clutch K0 "can be selectively switched by switching the engagement oil chamber to which the hydraulic pressure is to be supplied, the hydraulic pressure value applied to the sub-variable clutch K0" can be changed. Therefore, it is possible to obtain an appropriate engagement force according to the transmission torque to be controlled by the sub-variable clutch K0 ″ without complicating the hydraulic control.

【００７１】本実施例に係る副変クラッチＫ０"も、所
謂、遠心バランス機能を有するタイプのもので、上記第
２ピストン１０６と固定壁１１４との間に、第１ピスト
ン１０５の油圧室１０７と外径が実質的に等しい遠心バ
ランス室１１５(第１遠心バランス室)が形成されてお
り、また、上記中間油室１１０を第２遠心バランス室と
して作用させることにより、副変クラッチＫ０"が締結
され、かつ該クラッチＫ０"が回転させられた際には、
この回転に伴って各ピストン１０５,１０６の油圧室１
０７,１０８に発生する遠心油圧を相殺することがで
き、締結力の制御精度を向上させることができるのであ
る。The sub-variable clutch K0 "according to this embodiment is also of a type having a so-called centrifugal balance function, and has a hydraulic chamber 107 of the first piston 105 between the second piston 106 and the fixed wall 114. A centrifugal balance chamber 115 (first centrifugal balance chamber) having substantially the same outer diameter is formed, and by operating the intermediate oil chamber 110 as a second centrifugal balance chamber, the sub-variable clutch K0 "is engaged. And when the clutch K0 "is rotated,
With this rotation, the hydraulic chamber 1 of each piston 105, 106
The centrifugal hydraulic pressures generated in 07 and 108 can be offset, and the control accuracy of the fastening force can be improved.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】 本発明の実施例に係る多段自動変速装置のト
ルク伝達系統を示すスケルトン図である。FIG. 1 is a skeleton diagram showing a torque transmission system of a multi-stage automatic transmission according to an embodiment of the present invention.

【図２】 上記多段自動変速装置の主変速機の縦断面説
明図である。FIG. 2 is a vertical cross-sectional explanatory view of a main transmission of the multi-stage automatic transmission.

【図３】 上記多段自動変速装置の副変速機の縦断面説
明図である。FIG. 3 is a vertical cross-sectional explanatory view of an auxiliary transmission of the multi-stage automatic transmission.

【図４】 上記副変速機の副変クラッチ及び副変ブレー
キの拡大縦断面説明図である。FIG. 4 is an enlarged vertical cross-sectional explanatory view of a sub-variable clutch and a sub-variable brake of the sub transmission.

【図５】 締結力を小さく設定した場合における上記
副変クラッチの拡大縦断面説明図である。FIG. 5 is an enlarged vertical cross-sectional explanatory view of the sub-variable clutch when the fastening force is set to be small.

【図６】 締結力を小さく設定した場合における上記
副変クラッチの各油室内の圧力状態を模式的に示す図で
ある。FIG. 6 is a diagram schematically showing a pressure state in each oil chamber of the sub-variable clutch when the engagement force is set to be small.

【図７】 締結力を大きく設定した場合における上記
副変クラッチの各油室内の圧力状態を模式的に示す図で
ある。FIG. 7 is a diagram schematically showing a pressure state in each oil chamber of the sub-variable clutch when a large engagement force is set.

【図８】 本発明の他の実施例に係る副変クラッチの拡
大縦断面説明図である。FIG. 8 is an enlarged vertical cross-sectional explanatory view of a sub-variable clutch according to another embodiment of the present invention.

【図９】 本発明の更に他の実施例に係る副変クラッチ
の拡大縦断面説明図である。FIG. 9 is an enlarged vertical cross-sectional explanatory view of a sub-variable clutch according to still another embodiment of the present invention.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

５２,５３…摩擦板 ５４,１０４…摩擦板積層体 ５５,８５,１０５…第１ピストン ５６,８６,１０６…第２ピストン ５７,８７,１０７…第１締結油室 ５８,８８,１０８…第２締結油室 ６５,９５,１０５…第１遠心バランス室 ６６,１１０…第２遠心バランス室 ＡＴ…多段自動変速装置 Ｋ０,Ｋ０',Ｋ０"…副変クラッチ Ｔm…主変速機 Ｔs…副変速機 52, 53 ... Friction plate 54, 104 ... Friction plate laminate 55, 85, 105 ... First piston 56, 86, 106 ... Second piston 57, 87, 107 ... First fastening oil chamber 58, 88, 108 ... 2 Fastening oil chamber 65,95,105 ... First centrifugal balance chamber 66,110 ... Second centrifugal balance chamber AT ... Multi-stage automatic transmission K0, K0 ', K0 "... Sub-variable clutch Tm ... Main transmission Ts ... Sub gearshift Machine

Claims (4)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 受圧面積が比較的大きい第１のピストン
と受圧面積の比較的小さい第２のピストンとを備え、こ
れら両ピストンを摩擦板側から第２のピストン,第１の
ピストンの順序で直列に配設するとともに、上記第２の
ピストンと上記摩擦板との間に、上記第１のピストンの
油圧室と外径が実質的に等しい遠心油圧相殺用の油室を
設けたことを特徴とする油圧クラッチ装置。1. A first piston having a relatively large pressure receiving area and a second piston having a relatively small pressure receiving area are provided, and these two pistons are arranged in this order from the friction plate side to the second piston and the first piston. It is arranged in series, and an oil chamber for centrifugal hydraulic pressure offset having an outer diameter substantially equal to that of the hydraulic chamber of the first piston is provided between the second piston and the friction plate. Hydraulic clutch device. 【請求項２】 上記第１のピストンと第２のピストンと
の間に、両ピストンの油圧室のピストン加圧面積差に相
当する遠心油圧相殺用の第２の油室を設けたことを特徴
とする請求項１記載の油圧クラッチ装置。2. A second oil chamber for canceling centrifugal hydraulic pressure, which corresponds to the difference in piston pressure area of the hydraulic chambers of both pistons, is provided between the first piston and the second piston. The hydraulic clutch device according to claim 1. 【請求項３】 上記第１のピストンと第２のピストンと
の間に、該第２ピストンの油圧室の後壁を構成する固定
部材を配設し、該固定部材と第１ピストンとの間に遠心
油圧を相殺し得る第２の油室を設けたことを特徴とする
請求項１記載の油圧クラッチ装置。3. A fixing member which constitutes a rear wall of a hydraulic chamber of the second piston is provided between the first piston and the second piston, and the fixing member is provided between the fixing member and the first piston. The hydraulic clutch device according to claim 1, further comprising a second oil chamber capable of canceling centrifugal oil pressure. 【請求項４】 請求項１〜請求項３記載の油圧クラッチ
装置において、上記油圧クラッチ装置は、主変速機の出
力側に副変速機が接続された自動変速装置における上記
副変速機の主変速機との断続を制御するクラッチ装置で
あることを特徴とする油圧クラッチ装置。4. The hydraulic clutch device according to claim 1, wherein the hydraulic clutch device is an automatic transmission in which an auxiliary transmission is connected to an output side of the main transmission. A hydraulic clutch device, which is a clutch device for controlling connection and disconnection with a machine.
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