JPH10122260A - 静止シリンダ型クラッチ装置 - Google Patents
静止シリンダ型クラッチ装置Info
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- JPH10122260A JPH10122260A JP8289003A JP28900396A JPH10122260A JP H10122260 A JPH10122260 A JP H10122260A JP 8289003 A JP8289003 A JP 8289003A JP 28900396 A JP28900396 A JP 28900396A JP H10122260 A JPH10122260 A JP H10122260A
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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
- F16D25/08—Fluid-actuated clutches with fluid-actuated member not rotating with a clutching member
- F16D25/082—Fluid-actuated clutches with fluid-actuated member not rotating with a clutching member the line of action of the fluid-actuated members co-inciding with the axis of rotation
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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
- F16H—GEARING
- F16H63/00—Control outputs from the control unit to change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion or to other devices than the final output mechanism
- F16H63/02—Final output mechanisms therefor; Actuating means for the final output mechanisms
- F16H63/30—Constructional features of the final output mechanisms
- F16H63/3023—Constructional features of the final output mechanisms the final output mechanisms comprising elements moved by fluid pressure
- F16H63/3026—Constructional features of the final output mechanisms the final output mechanisms comprising elements moved by fluid pressure comprising friction clutches or brakes
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- Fluid Mechanics (AREA)
- Hydraulic Clutches, Magnetic Clutches, Fluid Clutches, And Fluid Joints (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 静止シリンダ型クラッチ装置において、部品
製造誤差による係合ストローク量のばらつきを減らし、
ストローク量自体も小さくする。 【解決手段】 クラッチ装置は、ハブ５３及びドラム５
４と、それらに回転動力伝達自在に連結した摩擦係合要
素５０と、それを挟んで軸方向両端に配設した押圧部材
３３及び反力部材５６と、摩擦係合要素５０を係脱操作
する油圧サーボ３とを備える。油圧サーボ３は固定部材
１０に設け、サーボ力が押圧部材３３を介して摩擦係合
要素５０に伝達され、その係合により生じる反力が反力
部材５６を介して固定部材１０に支持されるものとす
る。油圧サーボ３のピストン３１を押し戻すリターンス
プリング５８を押圧部材３３と反力部材５６との間に設
けて、押圧部材３３を介して押し戻すようにし、その戻
し量を所定の値に制限する規制手段５９を設けた。
製造誤差による係合ストローク量のばらつきを減らし、
ストローク量自体も小さくする。 【解決手段】 クラッチ装置は、ハブ５３及びドラム５
４と、それらに回転動力伝達自在に連結した摩擦係合要
素５０と、それを挟んで軸方向両端に配設した押圧部材
３３及び反力部材５６と、摩擦係合要素５０を係脱操作
する油圧サーボ３とを備える。油圧サーボ３は固定部材
１０に設け、サーボ力が押圧部材３３を介して摩擦係合
要素５０に伝達され、その係合により生じる反力が反力
部材５６を介して固定部材１０に支持されるものとす
る。油圧サーボ３のピストン３１を押し戻すリターンス
プリング５８を押圧部材３３と反力部材５６との間に設
けて、押圧部材３３を介して押し戻すようにし、その戻
し量を所定の値に制限する規制手段５９を設けた。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、クラッチ装置に関
し、特にその操作のための油圧サーボを摩擦係合要素を
組み込んだクラッチドラムから分離させて固定部材に設
けた静止シリンダ型クラッチ装置に関する。
し、特にその操作のための油圧サーボを摩擦係合要素を
組み込んだクラッチドラムから分離させて固定部材に設
けた静止シリンダ型クラッチ装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】従来、自動変速機等のギヤトレイン中に
介装されて動力の伝達と遮断を行うべく、変速機構中の
入力側回転部材と出力側回転部材とを連結する多板クラ
ッチは、複数の摩擦材ディスクの間にセパレータプレー
トを挟み込んで軸方向に交互に積層配置してなる摩擦係
合要素のディスクかプレートの何れか一方をスプライン
係合等でハブの外周面に回り止め支持し、他方を同様に
スプライン係合等でドラムの内周面に回り止め支持した
構成とされている。こうした摩擦係合要素を押圧する油
圧サーボは、一方の上記回転部材に固定したクラッチド
ラム側に設けられ、ドラムと一体化したシリンダと、そ
れに摺動可能に配設したピストンとにより油室を画定す
る構成とされ、該油室に供給される油圧でピストンを押
し出して摩擦係合要素をドラムに反力を取って押圧し、
クラッチを係合させる構成とされている。すなわち、油
圧サーボは、クラッチドラムと共に回転する回転シリン
ダ型の構成とされている。
介装されて動力の伝達と遮断を行うべく、変速機構中の
入力側回転部材と出力側回転部材とを連結する多板クラ
ッチは、複数の摩擦材ディスクの間にセパレータプレー
トを挟み込んで軸方向に交互に積層配置してなる摩擦係
合要素のディスクかプレートの何れか一方をスプライン
係合等でハブの外周面に回り止め支持し、他方を同様に
スプライン係合等でドラムの内周面に回り止め支持した
構成とされている。こうした摩擦係合要素を押圧する油
圧サーボは、一方の上記回転部材に固定したクラッチド
ラム側に設けられ、ドラムと一体化したシリンダと、そ
れに摺動可能に配設したピストンとにより油室を画定す
る構成とされ、該油室に供給される油圧でピストンを押
し出して摩擦係合要素をドラムに反力を取って押圧し、
クラッチを係合させる構成とされている。すなわち、油
圧サーボは、クラッチドラムと共に回転する回転シリン
ダ型の構成とされている。
【０００３】こうした回転シリンダ型クラッチでは、シ
リンダの回転により遠心油圧が発生するため、油圧サー
ボの制御が複雑になる。また、油圧サーボの作動のため
に、固定部材から回転シリンダ内に油圧の供給を行わな
ければならないため、供給油路の相対回転部からの油漏
れを防ぐシールリングの配設を必須とし、シールリング
の引きずりによる摺動抵抗の発生で、その分の伝動効率
の低下が避けられない。そこで、油圧サーボをクラッチ
ドラムから分離させてケース等の固定部材側に設け、上
記油圧サーボが回転することに付随する問題点を解消す
ることができる静止シリンダ型クラッチが提案されてい
る。こうしたクラッチの一例として、特開平７−１１９
７６１号公報に開示の技術がある。
リンダの回転により遠心油圧が発生するため、油圧サー
ボの制御が複雑になる。また、油圧サーボの作動のため
に、固定部材から回転シリンダ内に油圧の供給を行わな
ければならないため、供給油路の相対回転部からの油漏
れを防ぐシールリングの配設を必須とし、シールリング
の引きずりによる摺動抵抗の発生で、その分の伝動効率
の低下が避けられない。そこで、油圧サーボをクラッチ
ドラムから分離させてケース等の固定部材側に設け、上
記油圧サーボが回転することに付随する問題点を解消す
ることができる静止シリンダ型クラッチが提案されてい
る。こうしたクラッチの一例として、特開平７−１１９
７６１号公報に開示の技術がある。
【０００４】この従来技術では、クラッチの入出力部材
を構成するハブ及びドラムの内外周に摩擦係合要素を回
転動力伝達自在に連結し、該摩擦係合要素を挟んで、そ
の軸方向両端に押圧部材及び反力部材を配設し、摩擦係
合要素を係脱操作する油圧サーボを固定部材に設け、油
圧サーボのサーボ力が押圧部材を介して摩擦係合要素に
伝達され、摩擦係合要素の係合により生じる反力が反力
部材を介して固定部材に支持されるようにしている。そ
してクラッチ解放のために油圧サーボのピストンを押し
戻すリターンスプリングを、回転シリンダ型クラッチに
おいて通常油圧サーボのシリンダとピストンとの間に設
けるのと同様の配置を踏襲して、油圧サーボのシリンダ
を形成した変速機ケースとピストンとの間に配設してい
る。
を構成するハブ及びドラムの内外周に摩擦係合要素を回
転動力伝達自在に連結し、該摩擦係合要素を挟んで、そ
の軸方向両端に押圧部材及び反力部材を配設し、摩擦係
合要素を係脱操作する油圧サーボを固定部材に設け、油
圧サーボのサーボ力が押圧部材を介して摩擦係合要素に
伝達され、摩擦係合要素の係合により生じる反力が反力
部材を介して固定部材に支持されるようにしている。そ
してクラッチ解放のために油圧サーボのピストンを押し
戻すリターンスプリングを、回転シリンダ型クラッチに
おいて通常油圧サーボのシリンダとピストンとの間に設
けるのと同様の配置を踏襲して、油圧サーボのシリンダ
を形成した変速機ケースとピストンとの間に配設してい
る。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】ところで、上記従来技
術のように、油圧サーボのリターンスプリングを変速機
ケースとピストンとの間に配設した構成では、クラッチ
解放時にピストンは、リターンスプリングの付勢力で、
強制的にシリンダの最後端位置まで後退させられること
になる。この場合、クラッチ係合方向への移動の際のピ
ストンのロスストローク量、すなわち、シリンダ内に油
を充満させることで、ピストンが摩擦係合要素のクリア
ランスをなくす実質的なクラッチの係合開始位置に至る
までストロークする量は、本来、クラッチ解放時の摩擦
係合要素の引きずりを実質的に無くすために必須のクリ
アランスのほかに、ピストン、押圧部材、摩擦係合要
素、反力部材及びケース間に熱膨張等を考慮して設定さ
れる遊び分が加わった量となり、回転シリンダ型クラッ
チよりも介在する部材が多くなる分、ロスストローク量
の製品個体間のばらつきも大きくなる。したがって、従
来技術のように、ピストンを最後端位置まで後退させた
のでは、クラッチ係合のための油圧の制御を如何に精密
かつ個体間誤差の少ないものとしても、ロスストローク
量のばらつきにより個々の製品ごとの係合特性が異なる
結果となり、制御性が低下する。しかも、ピストンを最
後端位置まで後退させることで、常に大きなピストンス
トローク量となり、係合に要する時間が長くなるという
問題点もある。
術のように、油圧サーボのリターンスプリングを変速機
ケースとピストンとの間に配設した構成では、クラッチ
解放時にピストンは、リターンスプリングの付勢力で、
強制的にシリンダの最後端位置まで後退させられること
になる。この場合、クラッチ係合方向への移動の際のピ
ストンのロスストローク量、すなわち、シリンダ内に油
を充満させることで、ピストンが摩擦係合要素のクリア
ランスをなくす実質的なクラッチの係合開始位置に至る
までストロークする量は、本来、クラッチ解放時の摩擦
係合要素の引きずりを実質的に無くすために必須のクリ
アランスのほかに、ピストン、押圧部材、摩擦係合要
素、反力部材及びケース間に熱膨張等を考慮して設定さ
れる遊び分が加わった量となり、回転シリンダ型クラッ
チよりも介在する部材が多くなる分、ロスストローク量
の製品個体間のばらつきも大きくなる。したがって、従
来技術のように、ピストンを最後端位置まで後退させた
のでは、クラッチ係合のための油圧の制御を如何に精密
かつ個体間誤差の少ないものとしても、ロスストローク
量のばらつきにより個々の製品ごとの係合特性が異なる
結果となり、制御性が低下する。しかも、ピストンを最
後端位置まで後退させることで、常に大きなピストンス
トローク量となり、係合に要する時間が長くなるという
問題点もある。
【０００６】そこで本発明は、製造誤差によるストロー
ク量のばらつきを減らすとともに、ストローク量自体も
小さくすることができるようにした静止シリンダ型クラ
ッチ装置を提供することを概括的な第１の目的とする。
ク量のばらつきを減らすとともに、ストローク量自体も
小さくすることができるようにした静止シリンダ型クラ
ッチ装置を提供することを概括的な第１の目的とする。
【０００７】次に、本発明は、誤差累積の原因となる部
材の数を可及的に少なくすることで、より製品ごとのス
トローク量のばらつきを減らすことを第２の目的とす
る。
材の数を可及的に少なくすることで、より製品ごとのス
トローク量のばらつきを減らすことを第２の目的とす
る。
【０００８】また、累積誤差を減らしてストローク量の
ばらつきを少なくしても、ピストンに作動前の浮動が生
じたのでは効果が減じられる。そこで、本発明は、摩擦
係合要素に対するピストンの浮動をなくすことを第３の
目的とする。
ばらつきを少なくしても、ピストンに作動前の浮動が生
じたのでは効果が減じられる。そこで、本発明は、摩擦
係合要素に対するピストンの浮動をなくすことを第３の
目的とする。
【０００９】次に、本発明は、ストローク量のばらつき
を減らすための規制手段を、部品点数の増加を最小限に
抑えて構成することを第４の目的とする。
を減らすための規制手段を、部品点数の増加を最小限に
抑えて構成することを第４の目的とする。
【００１０】更に、本発明は、ピストンの浮動を防ぐ負
荷手段を、それを配設するための格別のスペースを要し
ないものとすることで、油圧サーボをコンパクトな構成
とすることを第５の目的とする。
荷手段を、それを配設するための格別のスペースを要し
ないものとすることで、油圧サーボをコンパクトな構成
とすることを第５の目的とする。
【００１１】更に、本発明は、ピストンの浮動を防ぐ負
荷手段を、新たな部材を要しないものとすることで、油
圧サーボをより一層コンパクトな構成とすることを第６
の目的とする。
荷手段を、新たな部材を要しないものとすることで、油
圧サーボをより一層コンパクトな構成とすることを第６
の目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】上記の第１の目的を達成
するため、本発明は、入出力部材を構成するハブ及びド
ラムと、ハブの外周及びドラムの内周に回転動力伝達自
在に連結された摩擦係合要素と、該摩擦係合要素を挟ん
で、その軸方向両端に配設された押圧部材及び反力部材
と、摩擦係合要素を係脱操作する油圧サーボとを備え、
該油圧サーボは固定部材に設けられ、油圧サーボのサー
ボ力が押圧部材を介して摩擦係合要素に伝達され、摩擦
係合要素の係合により生じる反力が反力部材を介して固
定部材に支持される静止シリンダ型クラッチ装置におい
て、前記押圧部材と反力部材との間に配設され、押圧部
材と反力部材を離隔方向に付勢するリターンスプリング
と、押圧部材と反力部材の離隔量を所定の値に制限する
規制手段とを有することを特徴とする。
するため、本発明は、入出力部材を構成するハブ及びド
ラムと、ハブの外周及びドラムの内周に回転動力伝達自
在に連結された摩擦係合要素と、該摩擦係合要素を挟ん
で、その軸方向両端に配設された押圧部材及び反力部材
と、摩擦係合要素を係脱操作する油圧サーボとを備え、
該油圧サーボは固定部材に設けられ、油圧サーボのサー
ボ力が押圧部材を介して摩擦係合要素に伝達され、摩擦
係合要素の係合により生じる反力が反力部材を介して固
定部材に支持される静止シリンダ型クラッチ装置におい
て、前記押圧部材と反力部材との間に配設され、押圧部
材と反力部材を離隔方向に付勢するリターンスプリング
と、押圧部材と反力部材の離隔量を所定の値に制限する
規制手段とを有することを特徴とする。
【００１３】また、第２の目的を達成するため、前記規
制手段は、リターンスプリングの拡開量を規制するスト
ッパとされる。
制手段は、リターンスプリングの拡開量を規制するスト
ッパとされる。
【００１４】更に、第３の目的を達成するため、前記油
圧サーボは、押圧部材にサーボ力を負荷するピストン
と、該ピストンを常時押圧部材に向けて付勢し、押圧部
材に対するピストンの浮動を防ぐ負荷手段とを有する構
成とされる。
圧サーボは、押圧部材にサーボ力を負荷するピストン
と、該ピストンを常時押圧部材に向けて付勢し、押圧部
材に対するピストンの浮動を防ぐ負荷手段とを有する構
成とされる。
【００１５】また、第４の目的を達成するため、前記リ
ターンスプリングは、ハブの径方向内方に配設され、一
端にリテーナを備え、前記ストッパは、リテーナと係合
可能にハブの内周側に固定されたスナップリングとされ
る。
ターンスプリングは、ハブの径方向内方に配設され、一
端にリテーナを備え、前記ストッパは、リテーナと係合
可能にハブの内周側に固定されたスナップリングとされ
る。
【００１６】また、第５の目的を達成するため、前記負
荷手段は、油圧サーボ内に配設され、リターンスプリン
グより負荷荷重の小さな皿ばねとされる。
荷手段は、油圧サーボ内に配設され、リターンスプリン
グより負荷荷重の小さな皿ばねとされる。
【００１７】また、第６の目的を達成するため、前記負
荷手段は、リターンスプリングより負荷荷重の小さなサ
ーボ力を生じさせるような油圧サーボ内への油圧の供給
とされる。
荷手段は、リターンスプリングより負荷荷重の小さなサ
ーボ力を生じさせるような油圧サーボ内への油圧の供給
とされる。
【００１８】
【発明の作用及び効果】上記請求項１に記載の発明で
は、クラッチ係合状態から解放状態への移行時に、リタ
ーンスプリングの付勢によるピストンの戻り量は、規制
手段により規制された一定の量に制限されるので、他の
外力が加わらない限り、ピストンは、その一定の量以上
は後退しない。したがって、係合時のストローク量のば
らつきは、ケース等の介在なしに、比較的少ない部材の
誤差で決まるので、そのばらつきを小さくすることがで
き、制御性の低下を防止することができる。また、スト
ローク量を設定するに当たって、多数の部材の累積誤差
分の余裕を見込む必要がなくなるので、一定量を摩擦係
合要素の解放時に必要とされるクリアランスに基づいて
設定することができ、ストローク量をクラッチ解放のた
めに必要な最小限の値まで小さくし、係合時間を短くす
ることができる。
は、クラッチ係合状態から解放状態への移行時に、リタ
ーンスプリングの付勢によるピストンの戻り量は、規制
手段により規制された一定の量に制限されるので、他の
外力が加わらない限り、ピストンは、その一定の量以上
は後退しない。したがって、係合時のストローク量のば
らつきは、ケース等の介在なしに、比較的少ない部材の
誤差で決まるので、そのばらつきを小さくすることがで
き、制御性の低下を防止することができる。また、スト
ローク量を設定するに当たって、多数の部材の累積誤差
分の余裕を見込む必要がなくなるので、一定量を摩擦係
合要素の解放時に必要とされるクリアランスに基づいて
設定することができ、ストローク量をクラッチ解放のた
めに必要な最小限の値まで小さくし、係合時間を短くす
ることができる。
【００１９】次に、請求項２に記載の構成によれば、設
定されるピストンの戻り量が、それを押し戻すリターン
スプリング自体のストローク制限量により定まるので、
中間的な可動部材の介在を排して、誤差を累積する要素
となる部材数を最小に制限することができ、それにより
製品ごとのばらつきを一層少なくすることができる。
定されるピストンの戻り量が、それを押し戻すリターン
スプリング自体のストローク制限量により定まるので、
中間的な可動部材の介在を排して、誤差を累積する要素
となる部材数を最小に制限することができ、それにより
製品ごとのばらつきを一層少なくすることができる。
【００２０】そして、上記のような構成を採る場合で
も、クラッチ解放時に、振動荷重が作用した場合、ある
いは組み合わせる機構との関係で、ピストンにスラスト
荷重が作用した場合には、シリンダ内の油が供給油路よ
り排出されることで、ピストンがストローク制限量以上
に後退する可能性がある。その場合には、ピストンの戻
りストローク量が増加し、ばらつきや、ロスストローク
量の増大の原因となる。そこで、請求項３に記載のよう
に、リターンスプリング荷重よりも十分小さな荷重の負
荷手段を、ピストンをクラッチ係合方向に押圧するよう
に、ケースとピストンとの間に配設する構成を採ると、
リターンスプリングによる押し戻し量に影響を与えず
に、所定位置からのピストンの浮動を防ぐことができ
る。この結果、クラッチ係合時のピストンストローク量
を一定に保つことができる。
も、クラッチ解放時に、振動荷重が作用した場合、ある
いは組み合わせる機構との関係で、ピストンにスラスト
荷重が作用した場合には、シリンダ内の油が供給油路よ
り排出されることで、ピストンがストローク制限量以上
に後退する可能性がある。その場合には、ピストンの戻
りストローク量が増加し、ばらつきや、ロスストローク
量の増大の原因となる。そこで、請求項３に記載のよう
に、リターンスプリング荷重よりも十分小さな荷重の負
荷手段を、ピストンをクラッチ係合方向に押圧するよう
に、ケースとピストンとの間に配設する構成を採ると、
リターンスプリングによる押し戻し量に影響を与えず
に、所定位置からのピストンの浮動を防ぐことができ
る。この結果、クラッチ係合時のピストンストローク量
を一定に保つことができる。
【００２１】また、請求項４に記載の構成では、クラッ
チに既存の構成部材であるリテーナを用い、ハブにスナ
ップリングを追加するのみで規制手段を構成することが
でき、それにより規制手段を設けることに伴う部品点数
の増加を最小限にすることができる。
チに既存の構成部材であるリテーナを用い、ハブにスナ
ップリングを追加するのみで規制手段を構成することが
でき、それにより規制手段を設けることに伴う部品点数
の増加を最小限にすることができる。
【００２２】更に、請求項５に記載の構成によれば、負
荷手段を皿ばねとすることで、軸方向寸法が制約された
シリンダ内への、しかも格別の設置スペースを要しない
負荷手段の配設が可能となり、それにより油圧サーボの
構成をコンパクトなものとすることができる。
荷手段を皿ばねとすることで、軸方向寸法が制約された
シリンダ内への、しかも格別の設置スペースを要しない
負荷手段の配設が可能となり、それにより油圧サーボの
構成をコンパクトなものとすることができる。
【００２３】更に、請求項６に記載の構成によれば、負
荷手段を油圧サーボへの油圧の供給とすることで、ピス
トンの浮動を防ぐための新たな部材の配設を要しない構
成とすることができ、それにより油圧サーボの構成を一
層コンパクトなものとすることができる。
荷手段を油圧サーボへの油圧の供給とすることで、ピス
トンの浮動を防ぐための新たな部材の配設を要しない構
成とすることができ、それにより油圧サーボの構成を一
層コンパクトなものとすることができる。
【００２４】
【発明の実施の形態】以下、図面に沿い、本発明の実施
形態を説明する。先ず概略構成から説明すると、図１に
断面（ただし、中心軸周りに一様な断面形状の部材につ
いては、端面のみ）を示すように、クラッチ装置は、入
出力部材を構成するハブ５３及びドラム５４と、ハブ５
３の外周及びドラム５４の内周に回転動力伝達自在に連
結された摩擦係合要素５０と、摩擦係合要素５０を挟ん
で、その軸方向両端に配設された押圧部材３３及び反力
部材５６と、摩擦係合要素５０を係脱操作する油圧サー
ボ３とを備え、油圧サーボ３は固定部材１０に設けら
れ、油圧サーボ３のサーボ力が押圧部材３３を介して摩
擦係合要素５０に伝達され、摩擦係合要素５０の係合に
より生じる反力が反力部材５６を介して固定部材１０に
支持される静止シリンダ型クラッチとされている。
形態を説明する。先ず概略構成から説明すると、図１に
断面（ただし、中心軸周りに一様な断面形状の部材につ
いては、端面のみ）を示すように、クラッチ装置は、入
出力部材を構成するハブ５３及びドラム５４と、ハブ５
３の外周及びドラム５４の内周に回転動力伝達自在に連
結された摩擦係合要素５０と、摩擦係合要素５０を挟ん
で、その軸方向両端に配設された押圧部材３３及び反力
部材５６と、摩擦係合要素５０を係脱操作する油圧サー
ボ３とを備え、油圧サーボ３は固定部材１０に設けら
れ、油圧サーボ３のサーボ力が押圧部材３３を介して摩
擦係合要素５０に伝達され、摩擦係合要素５０の係合に
より生じる反力が反力部材５６を介して固定部材１０に
支持される静止シリンダ型クラッチとされている。
【００２５】そして、押圧部材３３と反力部材５６との
間には、それらを離隔方向に付勢するリターンスプリン
グ５８が配設されている。また、リターンスプリング５
８の付勢による押圧部材３３と反力部材５６の離隔量を
所定の値に制限する規制手段５９が設けられている。
間には、それらを離隔方向に付勢するリターンスプリン
グ５８が配設されている。また、リターンスプリング５
８の付勢による押圧部材３３と反力部材５６の離隔量を
所定の値に制限する規制手段５９が設けられている。
【００２６】この形態において、ハブ５３は、その外周
面に摩擦係合要素５０を動力伝達可能に連結する外周ス
プライン５３ａを形成された円筒形のフランジ部と、反
力部材５６に溶接等で固定して一体化され、内径側に周
方向に等配の欠円形のスプリング嵌合孔５３ｂを形成さ
れた径方向フランジ部とを備える。ドラム５４は、その
内周面に摩擦係合要素５０を動力伝達可能に連結する内
周スプライン５４ａを形成された円筒形のフランジ部
と、適宜の出力部材１６の径方向フランジに溶接等で連
結された径方向フランジ部とを備える。
面に摩擦係合要素５０を動力伝達可能に連結する外周ス
プライン５３ａを形成された円筒形のフランジ部と、反
力部材５６に溶接等で固定して一体化され、内径側に周
方向に等配の欠円形のスプリング嵌合孔５３ｂを形成さ
れた径方向フランジ部とを備える。ドラム５４は、その
内周面に摩擦係合要素５０を動力伝達可能に連結する内
周スプライン５４ａを形成された円筒形のフランジ部
と、適宜の出力部材１６の径方向フランジに溶接等で連
結された径方向フランジ部とを備える。
【００２７】摩擦係合要素５０は、両側面にフェーシン
グを貼られた複数の摩擦材ディスク５２と、それらの間
に介挿された複数のセパレータプレート５１とで構成さ
れている。そして、各セパレータプレート５１は、それ
らの内周側に形成されたスプラインをハブ５３の外周ス
プライン５３ａに係合させてハブ５３に軸方向可動に径
方向支持され、各摩擦材ディスク５２は、それらの外周
側に形成されたスプラインをドラム５４の内周スプライ
ン５４ａに係合させてドラム５４に軸方向可動に径方向
支持されている。
グを貼られた複数の摩擦材ディスク５２と、それらの間
に介挿された複数のセパレータプレート５１とで構成さ
れている。そして、各セパレータプレート５１は、それ
らの内周側に形成されたスプラインをハブ５３の外周ス
プライン５３ａに係合させてハブ５３に軸方向可動に径
方向支持され、各摩擦材ディスク５２は、それらの外周
側に形成されたスプラインをドラム５４の内周スプライ
ン５４ａに係合させてドラム５４に軸方向可動に径方向
支持されている。
【００２８】押圧部材３３は、油圧サーボ３に面する径
方向内側が反力部材５６方向へオフセットされ、摩擦係
合要素５０に面する径方向外側が反力部材５６方向へオ
フセットされて、全体として径方向中央部が油圧サーボ
３方向へ突出した剛性維持に有利な屈曲断面の厚板で環
状に構成されている。そして、屈曲部の内側に形成され
る凹部の外周壁面には、セパレータプレート５１と同形
の内周スプラインが形成され、この内周スプラインをス
プライン５３ａに係合することで、ハブ５３に軸方向可
動に回り止め支持されている。
方向内側が反力部材５６方向へオフセットされ、摩擦係
合要素５０に面する径方向外側が反力部材５６方向へオ
フセットされて、全体として径方向中央部が油圧サーボ
３方向へ突出した剛性維持に有利な屈曲断面の厚板で環
状に構成されている。そして、屈曲部の内側に形成され
る凹部の外周壁面には、セパレータプレート５１と同形
の内周スプラインが形成され、この内周スプラインをス
プライン５３ａに係合することで、ハブ５３に軸方向可
動に回り止め支持されている。
【００２９】反力部材５６は、押圧部材３３と同様の板
厚の径方向フランジ部と、押圧部材３３から離れる方向
に延びる円筒形のフランジ部を備えるＬ字状断面の環状
板部材とされており、円筒形のフランジ部の内周には、
スプラインが形成され、適宜の入力部材に係合可能とさ
れている。
厚の径方向フランジ部と、押圧部材３３から離れる方向
に延びる円筒形のフランジ部を備えるＬ字状断面の環状
板部材とされており、円筒形のフランジ部の内周には、
スプラインが形成され、適宜の入力部材に係合可能とさ
れている。
【００３０】油圧サーボ３は、変速機ケースで構成され
る固定部材１０に形成した環状のシリンダ３０と、シリ
ンダ３０の底壁とピストン３１の背面との間に配設した
相対的に設定荷重の小さな負荷手段を構成する皿ばね３
４と、環状シリンダ３０に嵌まる環状のピストン３１と
で構成されている。なお、ピストン３１は、剛性保持の
ために内径側と外径側をそれぞれ押圧部材３３方向にＬ
字状に屈曲させた断面形状とされている。
る固定部材１０に形成した環状のシリンダ３０と、シリ
ンダ３０の底壁とピストン３１の背面との間に配設した
相対的に設定荷重の小さな負荷手段を構成する皿ばね３
４と、環状シリンダ３０に嵌まる環状のピストン３１と
で構成されている。なお、ピストン３１は、剛性保持の
ために内径側と外径側をそれぞれ押圧部材３３方向にＬ
字状に屈曲させた断面形状とされている。
【００３１】そして、油圧サーボ３と押圧部材３３との
間に配設された回転運動遮断手段として、スラストベア
リング３２が設けられている。スラストベアリング３２
は、ピストン３１の内径側の屈曲角部に当接する側のレ
ース３２ｂと、押圧部材３３の内径側のオフセット部背
後に当接する側のレース３２ａとの間に、多数のローラ
３２ｄをケージ３２ｃで周方向間隔を保持して配設した
構成とされ、レース３２ｂは、剛性保持のため厚肉の環
状板部材とされ、ピストン３１の径方向内側の屈曲部へ
の嵌め込みで心だしされ、レース３２ａは、ケージ３２
ｃの外周を押さえる径方向位置決めと、後記するリテー
ナ５８ａの内周を押さえる心だしとを行う屈曲した断面
形状の薄板レース３２ａとされ、押圧部材３３のオフセ
ット部背後への嵌合により心だして、押圧部材３３に支
持されている。
間に配設された回転運動遮断手段として、スラストベア
リング３２が設けられている。スラストベアリング３２
は、ピストン３１の内径側の屈曲角部に当接する側のレ
ース３２ｂと、押圧部材３３の内径側のオフセット部背
後に当接する側のレース３２ａとの間に、多数のローラ
３２ｄをケージ３２ｃで周方向間隔を保持して配設した
構成とされ、レース３２ｂは、剛性保持のため厚肉の環
状板部材とされ、ピストン３１の径方向内側の屈曲部へ
の嵌め込みで心だしされ、レース３２ａは、ケージ３２
ｃの外周を押さえる径方向位置決めと、後記するリテー
ナ５８ａの内周を押さえる心だしとを行う屈曲した断面
形状の薄板レース３２ａとされ、押圧部材３３のオフセ
ット部背後への嵌合により心だして、押圧部材３３に支
持されている。
【００３２】円筒コイルスプリングからなる周方向等配
の複数のリターンスプリング５８は、その一端にかしめ
止め支持されて各リターンスプリング５８の端部位置を
所定の周方向間隔に位置決めするスプリングリテーナ５
８ａを介して押圧部材３３に一端を当接され、他端を欠
円形のスプリング嵌合孔５３ｂを周方向に等配に形成し
てスプリングリテーナを兼ねるものとしたハブ５３の欠
円形のスプリング嵌合孔５３ｂに嵌め込んで両端を支持
されている。そして、スプリングリテーナ５８ａの外周
縁部は、ハブ５３の円筒形フランジ部の外周面近傍まで
径方向外側へ延長されている。
の複数のリターンスプリング５８は、その一端にかしめ
止め支持されて各リターンスプリング５８の端部位置を
所定の周方向間隔に位置決めするスプリングリテーナ５
８ａを介して押圧部材３３に一端を当接され、他端を欠
円形のスプリング嵌合孔５３ｂを周方向に等配に形成し
てスプリングリテーナを兼ねるものとしたハブ５３の欠
円形のスプリング嵌合孔５３ｂに嵌め込んで両端を支持
されている。そして、スプリングリテーナ５８ａの外周
縁部は、ハブ５３の円筒形フランジ部の外周面近傍まで
径方向外側へ延長されている。
【００３３】リターンスプリング５８の戻りストローク
を制限する規制手段は、この形態では、ハブ５３の軸方
向フランジ部内周に形成された周溝５３ｃ内に嵌まり、
スプリングリテーナ５８ａの押圧部材３３方向への移動
量を制限する、すなわちリターンスプリング５８の戻り
ストロークをスプリングリテーナ５８ａの外周縁部の当
接により止めるストッパとしてのスナップリング５９が
設けられている。
を制限する規制手段は、この形態では、ハブ５３の軸方
向フランジ部内周に形成された周溝５３ｃ内に嵌まり、
スプリングリテーナ５８ａの押圧部材３３方向への移動
量を制限する、すなわちリターンスプリング５８の戻り
ストロークをスプリングリテーナ５８ａの外周縁部の当
接により止めるストッパとしてのスナップリング５９が
設けられている。
【００３４】このように構成されたクラッチ装置は、油
圧サーボ３に油圧が供給されないクラッチ解放状態で
は、押圧部材３３の摩擦係合要素５０への押圧面は、リ
ターンスプリング５８の付勢力により、反力部材５６方
向への移動ができない状態に保たれている。また、油圧
サーボ３のピストン３１は、皿ばね３４による極弱い弾
性負荷でベアリング３２を介して押圧部材３３に押し付
けられ、ピストン３１、ベアリング３２及び押圧部材３
３の間に遊びのない状態が保たれる。そして、こうした
相対的位置関係は、反力部材５６と、それから固定部材
１０に至る各部材間に遊びがあったとしても、また、ス
ラスト力の作用で、反力部材５６がケース１０に対して
移動していても、皿ばね３４のストロークを超えない範
囲で維持される。すなわち、クラッチのクリアランス
は、反力部材５６の固定部材１０に対する位置に関係な
く、一定に保たれる。
圧サーボ３に油圧が供給されないクラッチ解放状態で
は、押圧部材３３の摩擦係合要素５０への押圧面は、リ
ターンスプリング５８の付勢力により、反力部材５６方
向への移動ができない状態に保たれている。また、油圧
サーボ３のピストン３１は、皿ばね３４による極弱い弾
性負荷でベアリング３２を介して押圧部材３３に押し付
けられ、ピストン３１、ベアリング３２及び押圧部材３
３の間に遊びのない状態が保たれる。そして、こうした
相対的位置関係は、反力部材５６と、それから固定部材
１０に至る各部材間に遊びがあったとしても、また、ス
ラスト力の作用で、反力部材５６がケース１０に対して
移動していても、皿ばね３４のストロークを超えない範
囲で維持される。すなわち、クラッチのクリアランス
は、反力部材５６の固定部材１０に対する位置に関係な
く、一定に保たれる。
【００３５】なお、皿ばね３４の負荷荷重は、スプリン
グリテーナ５８ａがストッパとしてのスナップリング５
９に当接している状態でのリターンスプリング５８の負
荷荷重に対して、同様の状態で、かつ、ピストン３１、
ベアリング３２及び押圧部材３３の間に遊びのない状態
において小さくなるように、ばね圧縮変位量が少ない状
態に設定されているので、皿ばね３４の負荷荷重により
押圧部材３３が反力部材５６方向へ移動させられること
はない。
グリテーナ５８ａがストッパとしてのスナップリング５
９に当接している状態でのリターンスプリング５８の負
荷荷重に対して、同様の状態で、かつ、ピストン３１、
ベアリング３２及び押圧部材３３の間に遊びのない状態
において小さくなるように、ばね圧縮変位量が少ない状
態に設定されているので、皿ばね３４の負荷荷重により
押圧部材３３が反力部材５６方向へ移動させられること
はない。
【００３６】こうした状態で、クラッチ係合のために、
油圧サーボ３のシリンダ３０内に油圧が供給されると、
ピストン３１はリターンスプリング５８の付勢力を上回
る油圧によるサーボ力を発揮して、リターンスプリング
５８を圧縮しながら押圧部材３３を摩擦係合要素５０方
向へ移動させる。この移動は、上記のように遊びのない
位置関係にあることで、押圧部材３３とピストン３１と
の間及び反力部材５６と固定部材１０との間の遊びを詰
める分のロスストロークを生じることなく、反力部材５
６に対する押圧部材３３の実質的な係合ストローク分の
移動となる。
油圧サーボ３のシリンダ３０内に油圧が供給されると、
ピストン３１はリターンスプリング５８の付勢力を上回
る油圧によるサーボ力を発揮して、リターンスプリング
５８を圧縮しながら押圧部材３３を摩擦係合要素５０方
向へ移動させる。この移動は、上記のように遊びのない
位置関係にあることで、押圧部材３３とピストン３１と
の間及び反力部材５６と固定部材１０との間の遊びを詰
める分のロスストロークを生じることなく、反力部材５
６に対する押圧部材３３の実質的な係合ストローク分の
移動となる。
【００３７】図２は、クラッチ係合時の各部材の相対的
な位置関係を示しており、ハブ５３に嵌めたスナップリ
ング５９とリテーナ５８ａとの間に係合ストロークによ
り形成される間隙Ｓがリターンスプリング５８の戻りス
トロークの制限量となる。そして、この間隙Ｓはまた、
クラッチの解放時のクリアランスとなる。
な位置関係を示しており、ハブ５３に嵌めたスナップリ
ング５９とリテーナ５８ａとの間に係合ストロークによ
り形成される間隙Ｓがリターンスプリング５８の戻りス
トロークの制限量となる。そして、この間隙Ｓはまた、
クラッチの解放時のクリアランスとなる。
【００３８】かくして、上記実施形態によれば、クラッ
チの係合状態から解放状態への移行時に、リターンスプ
リング５８の負荷荷重によるピストン３１の戻り量は、
スナップリング５９により規制されたリターンスプリン
グ５８自体のストローク制限量（図２に記号Ｓで示す）
に制限される。したがって、係合時のストローク量のば
らつきは、反力部材５６の摩擦係合要素５０に対する押
圧面と、スナップリング５９のリテーナ５８ａに対する
当接面の面間距離精度と、押圧部材３３の摩擦係合要素
５０に対する押圧面と、リテーナ５８ａとの当接面の面
間距離精度と、リテーナ５８ａ自体の形状精度とで決ま
り、ケース等の介在なしに、比較的少ない部材の精度誤
差で決まるので、特定の製品における作動ごとと異なる
製品ごととの違いを問わず、小さくすることができ、制
御性の低下を防止することができる。また、ストローク
量を設定するに当たって、こうした累積誤差分の余裕を
大きく見込む必要がなくなるので、摩擦係合要素５０の
解放時に実質的に必要とされるクリアランスに基づいて
設定することができるので、ストローク量を小さくし、
クラッチ係合に要する時間を短縮する設定が可能とな
る。しかも、クラッチ解放時に、振動荷重が作用した場
合、あるいは組み合わせる機構との関係で、ピストン３
１にスラスト荷重が作用した場合でも、ピストン３１
は、皿ばね３４による荷重負荷で浮動することはない。
チの係合状態から解放状態への移行時に、リターンスプ
リング５８の負荷荷重によるピストン３１の戻り量は、
スナップリング５９により規制されたリターンスプリン
グ５８自体のストローク制限量（図２に記号Ｓで示す）
に制限される。したがって、係合時のストローク量のば
らつきは、反力部材５６の摩擦係合要素５０に対する押
圧面と、スナップリング５９のリテーナ５８ａに対する
当接面の面間距離精度と、押圧部材３３の摩擦係合要素
５０に対する押圧面と、リテーナ５８ａとの当接面の面
間距離精度と、リテーナ５８ａ自体の形状精度とで決ま
り、ケース等の介在なしに、比較的少ない部材の精度誤
差で決まるので、特定の製品における作動ごとと異なる
製品ごととの違いを問わず、小さくすることができ、制
御性の低下を防止することができる。また、ストローク
量を設定するに当たって、こうした累積誤差分の余裕を
大きく見込む必要がなくなるので、摩擦係合要素５０の
解放時に実質的に必要とされるクリアランスに基づいて
設定することができるので、ストローク量を小さくし、
クラッチ係合に要する時間を短縮する設定が可能とな
る。しかも、クラッチ解放時に、振動荷重が作用した場
合、あるいは組み合わせる機構との関係で、ピストン３
１にスラスト荷重が作用した場合でも、ピストン３１
は、皿ばね３４による荷重負荷で浮動することはない。
【００３９】また、規制手段として本来のクラッチに既
存の構成部材に対して付加される部品は、スナップリン
グ５９のみであるので、部品点数の増加は最小限に止ま
る。更に、負荷手段を皿ばね３４とすることで、軸方向
寸法が制約されたシリンダ３０内への配設が可能とな
り、それにより油圧サーボ３の構成をコンパクトなもの
とすることができる。
存の構成部材に対して付加される部品は、スナップリン
グ５９のみであるので、部品点数の増加は最小限に止ま
る。更に、負荷手段を皿ばね３４とすることで、軸方向
寸法が制約されたシリンダ３０内への配設が可能とな
り、それにより油圧サーボ３の構成をコンパクトなもの
とすることができる。
【００４０】なお、上記実施形態においては、負荷手段
を油圧サーボ３内に配設された皿ばね３４で構成した
が、皿ばね３４に代えて、クラッチ解放状態においても
油圧サーボ３に油圧を供給することにより、皿ばね３４
の負荷荷重と同等の負荷荷重を生じさせるようにしても
よい。具体的には、スプリングリテーナ５８ａがストッ
パとしてのスナップリング５９に当接している状態での
リターンスプリング５８の負荷荷重よりも小さなサーボ
力を生じさせる油圧を供給すればよい。このように構成
した場合には、負荷手段として新たに部材を設ける必要
がないので、油圧サーボ３の構成をよりコンパクトなも
のとすることができる。
を油圧サーボ３内に配設された皿ばね３４で構成した
が、皿ばね３４に代えて、クラッチ解放状態においても
油圧サーボ３に油圧を供給することにより、皿ばね３４
の負荷荷重と同等の負荷荷重を生じさせるようにしても
よい。具体的には、スプリングリテーナ５８ａがストッ
パとしてのスナップリング５９に当接している状態での
リターンスプリング５８の負荷荷重よりも小さなサーボ
力を生じさせる油圧を供給すればよい。このように構成
した場合には、負荷手段として新たに部材を設ける必要
がないので、油圧サーボ３の構成をよりコンパクトなも
のとすることができる。
【００４１】上記構成よりなるクラッチは、種々のもの
に適用可能であるが、次に、こうしたクラッチを変速機
構に適用した具体例を説明する。図３は、３組のプラネ
タリギヤセットを２つの入力クラッチと４つのブレーキ
で制御して、前進５速後進１速を達成する自動変速機に
適用した例を示す。図にスケルトンで示すように、この
装置は、フロントエンジンフロントドライブ車用のエン
ジン横置式自動変速機と差動装置とを組み合わせたトラ
ンスアクスルとされている。このトランスアクスルは、
図示しないエンジンのクランク軸に連結されるロックア
ップクラッチ１１付のトルクコンバータ１２と、その出
力を変速する変速機構Ｍとからなる自動変速機と、変速
機構Ｍで変速された出力を平行軸で伝達するカウンタギ
ヤ装置２０と、伝達された出力を最終的に車両の左右の
ホイールに伝達する差動装置２１とから構成されてい
る。
に適用可能であるが、次に、こうしたクラッチを変速機
構に適用した具体例を説明する。図３は、３組のプラネ
タリギヤセットを２つの入力クラッチと４つのブレーキ
で制御して、前進５速後進１速を達成する自動変速機に
適用した例を示す。図にスケルトンで示すように、この
装置は、フロントエンジンフロントドライブ車用のエン
ジン横置式自動変速機と差動装置とを組み合わせたトラ
ンスアクスルとされている。このトランスアクスルは、
図示しないエンジンのクランク軸に連結されるロックア
ップクラッチ１１付のトルクコンバータ１２と、その出
力を変速する変速機構Ｍとからなる自動変速機と、変速
機構Ｍで変速された出力を平行軸で伝達するカウンタギ
ヤ装置２０と、伝達された出力を最終的に車両の左右の
ホイールに伝達する差動装置２１とから構成されてい
る。
【００４２】自動変速機の変速機構Ｍは、変速機ケース
１０内に配設された３組のプラネタリギヤセットＭ1 ，
Ｍ2 ，Ｍ3 と、４つのブレーキ（Ｂ−１，Ｂ−２，Ｂ−
３，Ｂ−Ｒ）と、それらをつなぐ連結部材とから構成さ
れている。この変速機構Ｍは、トルクコンバータ１２の
タービン軸と一体化されて変速機構内を貫通して延びる
入力軸１４を備え、変速機構Ｍを挟んで両端にそれぞれ
入力クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）が配設され、中央部の
出力ギヤ１９からカウンタギヤ装置２０に出力する構成
とされているため、それぞれの入力クラッチ（Ｃ−１，
Ｃ−２）を係合・解放操作する各油圧サーボが変速機ケ
ース１０に内蔵される静止シリンダ型クラッチ構成を採
るのに好適な機構となっている。
１０内に配設された３組のプラネタリギヤセットＭ1 ，
Ｍ2 ，Ｍ3 と、４つのブレーキ（Ｂ−１，Ｂ−２，Ｂ−
３，Ｂ−Ｒ）と、それらをつなぐ連結部材とから構成さ
れている。この変速機構Ｍは、トルクコンバータ１２の
タービン軸と一体化されて変速機構内を貫通して延びる
入力軸１４を備え、変速機構Ｍを挟んで両端にそれぞれ
入力クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）が配設され、中央部の
出力ギヤ１９からカウンタギヤ装置２０に出力する構成
とされているため、それぞれの入力クラッチ（Ｃ−１，
Ｃ−２）を係合・解放操作する各油圧サーボが変速機ケ
ース１０に内蔵される静止シリンダ型クラッチ構成を採
るのに好適な機構となっている。
【００４３】３組のプラネタリギヤセットＭ1 ，Ｍ2 ，
Ｍ3 のうち、２組のプラネタリギヤセットＭ1 ，Ｍ
3 は、それぞれサンギヤＳ1 ，Ｓ3 と、リングギヤ
Ｒ1 ，Ｒ3 と、それらに噛合するピニオンギヤＰ1 ，Ｐ
3 と、それらのキャリアＣ1 ，Ｃ3 とを備える構成とさ
れ、プラネタリギヤセットＭ2 は、サンギヤＳ2 と、そ
れに噛合するピニオンギヤＰ2 と、そのキャリアＣ1 と
を備える構成とされている。そして、両ギヤセット
Ｍ1 ，Ｍ3 のそれぞれのリングギヤＲ1 ，Ｒ3 とキャリ
アＣ3 ，Ｃ1 は、相互に連結されており、ギヤセットＭ
1 のサンギヤＳ1 とキャリアＣ1 は、入力要素とすべ
く、それぞれクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）を介して入力
軸１４に連結されている。また、相互に連結されたリン
グギヤＲ1 とキャリアＣ3 は、出力ギヤ１９に連結され
ている。更に、ギヤセットＭ2 のピニオンギヤＰ2 は、
ピニオンギヤＰ1 に相対回転不能に連結され、共通のキ
ャリアＣ1 に回転自在に支承されている。
Ｍ3 のうち、２組のプラネタリギヤセットＭ1 ，Ｍ
3 は、それぞれサンギヤＳ1 ，Ｓ3 と、リングギヤ
Ｒ1 ，Ｒ3 と、それらに噛合するピニオンギヤＰ1 ，Ｐ
3 と、それらのキャリアＣ1 ，Ｃ3 とを備える構成とさ
れ、プラネタリギヤセットＭ2 は、サンギヤＳ2 と、そ
れに噛合するピニオンギヤＰ2 と、そのキャリアＣ1 と
を備える構成とされている。そして、両ギヤセット
Ｍ1 ，Ｍ3 のそれぞれのリングギヤＲ1 ，Ｒ3 とキャリ
アＣ3 ，Ｃ1 は、相互に連結されており、ギヤセットＭ
1 のサンギヤＳ1 とキャリアＣ1 は、入力要素とすべ
く、それぞれクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）を介して入力
軸１４に連結されている。また、相互に連結されたリン
グギヤＲ1 とキャリアＣ3 は、出力ギヤ１９に連結され
ている。更に、ギヤセットＭ2 のピニオンギヤＰ2 は、
ピニオンギヤＰ1 に相対回転不能に連結され、共通のキ
ャリアＣ1 に回転自在に支承されている。
【００４４】更に、ギヤセットＭ1 のサンギヤＳ1 は、
ブレーキ（Ｂ−１）により変速機ケース１０に係止可能
とされ、ギヤセットＭ2 のサンギヤＳ2 は、ブレーキ
（Ｂ−２）により同じく変速機ケース１０に係止可能と
され、キャリアＣ1 に連結されたリングギヤＲ3 は、ブ
レーキ（Ｂ−Ｒ）により変速機ケース１０に係止可能と
されている。また、サンギヤＳ1 は、入力軸１４の外周
に嵌まるサンギヤ軸１６を介してクラッチ（Ｃ−１）に
連結され、キャリアＣ1 は、入力軸１４の外周に嵌まる
キャリア軸１７を介してクラッチ（Ｃ−２）に連結さ
れ、サンギヤＳ3 は、キャリア軸１７の外周に嵌まるサ
ンギヤ軸１８を介してブレーキ（Ｂ−３）に連結されて
いる。また、ブレーキ（Ｂ−Ｒ）を除く各ブレーキは、
バンドブレーキ構成とされ、ブレーキ（Ｂ−Ｒ）につい
ては、多板式ブレーキ構成とされている。
ブレーキ（Ｂ−１）により変速機ケース１０に係止可能
とされ、ギヤセットＭ2 のサンギヤＳ2 は、ブレーキ
（Ｂ−２）により同じく変速機ケース１０に係止可能と
され、キャリアＣ1 に連結されたリングギヤＲ3 は、ブ
レーキ（Ｂ−Ｒ）により変速機ケース１０に係止可能と
されている。また、サンギヤＳ1 は、入力軸１４の外周
に嵌まるサンギヤ軸１６を介してクラッチ（Ｃ−１）に
連結され、キャリアＣ1 は、入力軸１４の外周に嵌まる
キャリア軸１７を介してクラッチ（Ｃ−２）に連結さ
れ、サンギヤＳ3 は、キャリア軸１７の外周に嵌まるサ
ンギヤ軸１８を介してブレーキ（Ｂ−３）に連結されて
いる。また、ブレーキ（Ｂ−Ｒ）を除く各ブレーキは、
バンドブレーキ構成とされ、ブレーキ（Ｂ−Ｒ）につい
ては、多板式ブレーキ構成とされている。
【００４５】このように構成された自動変速機は、図示
しない油圧制御装置の制御の下に各クラッチ及びブレー
キに対応する油圧サーボに油圧を供給し、図４に作動を
図表化して示すように、各クラッチ及びブレーキを係合
（図に○印で示す）及び解放（図に無印で示す）させる
ことで各変速段を達成する。すなわち、第１速（１Ｓ
Ｔ）は、クラッチ（Ｃ−１）とブレーキ（Ｂ−３）を係
合させたときに達成される。このとき、入力軸１４の回
転は、クラッチ（Ｃ−１）経由でサンギヤＳ1 に入り、
ブレーキ（Ｂ−３）の係合によるサンギヤＳ3 の係止で
最も減速されたキャリアＣ3 の回転として出力ギヤ１９
に出力される。これに対して第２速（２ＮＤ）は、クラ
ッチ（Ｃ−２）とブレーキ（Ｂ−３）の係合で達成され
る。このとき、クラッチ（Ｃ−２）経由でキャリア軸１
７に入った入力は、キャリアＣ1 経由でそのままリング
ギヤＲ3 に入り、ブレーキ（Ｂ−３）の係合で係止され
たサンギヤＳ3 を反力要素とするキャリアＣ3 の差動回
転として出力ギヤ１９に出力される。第３速（３ＲＤ）
は、両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）の係合によるプラネ
タリギヤセットＭ1 の直結で達成される。このとき入力
軸１４の回転は、そのままキャリアＣ3 の回転として出
力ギヤ１９に出力される。
しない油圧制御装置の制御の下に各クラッチ及びブレー
キに対応する油圧サーボに油圧を供給し、図４に作動を
図表化して示すように、各クラッチ及びブレーキを係合
（図に○印で示す）及び解放（図に無印で示す）させる
ことで各変速段を達成する。すなわち、第１速（１Ｓ
Ｔ）は、クラッチ（Ｃ−１）とブレーキ（Ｂ−３）を係
合させたときに達成される。このとき、入力軸１４の回
転は、クラッチ（Ｃ−１）経由でサンギヤＳ1 に入り、
ブレーキ（Ｂ−３）の係合によるサンギヤＳ3 の係止で
最も減速されたキャリアＣ3 の回転として出力ギヤ１９
に出力される。これに対して第２速（２ＮＤ）は、クラ
ッチ（Ｃ−２）とブレーキ（Ｂ−３）の係合で達成され
る。このとき、クラッチ（Ｃ−２）経由でキャリア軸１
７に入った入力は、キャリアＣ1 経由でそのままリング
ギヤＲ3 に入り、ブレーキ（Ｂ−３）の係合で係止され
たサンギヤＳ3 を反力要素とするキャリアＣ3 の差動回
転として出力ギヤ１９に出力される。第３速（３ＲＤ）
は、両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）の係合によるプラネ
タリギヤセットＭ1 の直結で達成される。このとき入力
軸１４の回転は、そのままキャリアＣ3 の回転として出
力ギヤ１９に出力される。
【００４６】オーバドライブによる第４速（４ＴＨ）
は、クラッチ（Ｃ−２）の係合と、サンギヤＳ1 を係止
するブレーキ（Ｂ−１）の係合で達成される。このと
き、入力軸１４の回転はキャリアＣ1 の回転に対してピ
ニオンギヤＰ1 の自転分増速されたリングギヤＲ1 の回
転としてキャリアＣ3 から出力ギヤ１９に伝達される。
これに対して、第５速は、クラッチ（Ｃ−２）の係合
と、ブレーキ（Ｂ−２）の係合で達成され、このとき、
入力軸１４の回転はキャリアＣ1 の回転に対して、第４
速達成時より大径のサンギヤＳ2 に反力をとる小径のピ
ニオンギヤＰ2 の自転分さらに増速されたリングギヤＲ
1 の回転としてキャリアＣ3 から出力ギヤ１９に伝達さ
れる。
は、クラッチ（Ｃ−２）の係合と、サンギヤＳ1 を係止
するブレーキ（Ｂ−１）の係合で達成される。このと
き、入力軸１４の回転はキャリアＣ1 の回転に対してピ
ニオンギヤＰ1 の自転分増速されたリングギヤＲ1 の回
転としてキャリアＣ3 から出力ギヤ１９に伝達される。
これに対して、第５速は、クラッチ（Ｃ−２）の係合
と、ブレーキ（Ｂ−２）の係合で達成され、このとき、
入力軸１４の回転はキャリアＣ1 の回転に対して、第４
速達成時より大径のサンギヤＳ2 に反力をとる小径のピ
ニオンギヤＰ2 の自転分さらに増速されたリングギヤＲ
1 の回転としてキャリアＣ3 から出力ギヤ１９に伝達さ
れる。
【００４７】なお、後進（ＲＥＶ）は、クラッチ（Ｃ−
１）とブレーキ（Ｂ−Ｒ）の係合で達成され、このと
き、サンギヤＳ1 の入力に対してキャリアＣ1 の係止で
逆転する減速されたリングギヤＲ1 の回転がキャリアＣ
3 経由で出力ギヤ１９から出力される。
１）とブレーキ（Ｂ−Ｒ）の係合で達成され、このと
き、サンギヤＳ1 の入力に対してキャリアＣ1 の係止で
逆転する減速されたリングギヤＲ1 の回転がキャリアＣ
3 経由で出力ギヤ１９から出力される。
【００４８】こうした変速機について、本発明は、その
両入力クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）に適用されている。
図５に示すように、これらクラッチの各油圧サーボ３，
４は、それぞれ、固定部材を変速機ケース１０の両端壁
１０ａ，１０ｂとして、相互に対向して設けられてい
る。それらクラッチの具体的構成については、先の実施
形態において詳述したとおりであるので、入力クラッチ
（Ｃ−１）については、前記実施形態に対応する各部材
に同じ参照符号を付し、また、入力クラッチ（Ｃ−２）
については、各数字符号に１０を加えた参照符号で対応
する各部材を表して説明に代え、以下、両クラッチと各
部材の接続関係及び反力支持構造のみを説明する。
両入力クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）に適用されている。
図５に示すように、これらクラッチの各油圧サーボ３，
４は、それぞれ、固定部材を変速機ケース１０の両端壁
１０ａ，１０ｂとして、相互に対向して設けられてい
る。それらクラッチの具体的構成については、先の実施
形態において詳述したとおりであるので、入力クラッチ
（Ｃ−１）については、前記実施形態に対応する各部材
に同じ参照符号を付し、また、入力クラッチ（Ｃ−２）
については、各数字符号に１０を加えた参照符号で対応
する各部材を表して説明に代え、以下、両クラッチと各
部材の接続関係及び反力支持構造のみを説明する。
【００４９】この例では、入力クラッチ（Ｃ−１）側に
ついては、ドラム５４は、ブレーキ（Ｂ−１）のドラム
を兼ねたものとされ、サンギヤ軸１６に固定されてお
り、反力部材５６は、入力軸１４に軸方向可動に連結さ
れている。これに対して入力クラッチ（Ｃ−２）側のド
ラム６４は、キャリア軸１７に軸方向可動に連結され、
反力部材６６は、入力軸１４に固定されている。ここ
に、部材相互の連結を表す○印は、スプライン係合等か
らなる軸方向可動で回転力を伝達可能な連結構造を表
し、●印は、完全な固定構造又はスプライン係合部の一
端にスナップリングを嵌める等して、少なくとも軸方向
力を伝達すべき方向については軸方向不動な連結構造を
表す。
ついては、ドラム５４は、ブレーキ（Ｂ−１）のドラム
を兼ねたものとされ、サンギヤ軸１６に固定されてお
り、反力部材５６は、入力軸１４に軸方向可動に連結さ
れている。これに対して入力クラッチ（Ｃ−２）側のド
ラム６４は、キャリア軸１７に軸方向可動に連結され、
反力部材６６は、入力軸１４に固定されている。ここ
に、部材相互の連結を表す○印は、スプライン係合等か
らなる軸方向可動で回転力を伝達可能な連結構造を表
し、●印は、完全な固定構造又はスプライン係合部の一
端にスナップリングを嵌める等して、少なくとも軸方向
力を伝達すべき方向については軸方向不動な連結構造を
表す。
【００５０】なお、この変速機構Ｍでは、間隔規制用の
各スラストベアリング７１〜７６が反力部材５６とサン
ギヤ軸１６端との間、ドラム５４とサンギヤＳ2 との
間、サンギヤＳ2 とキャリアＣ1 との間、サンギヤＳ1
とキャリアＣ1 のフランジとの間、キャリアＣ1 のフラ
ンジとサンギヤＳ3 との間及びサンギヤＳ3 とキャリア
Ｃ3 のフランジとの間にそれぞれ配設されている。ま
た、センタサポート１０ｃには、テーパードローラベア
リングやアンギュラボールベアリング等のスラスト力を
支持可能なベアリング２４，２５を介して出力ギヤ１９
が支持されている。
各スラストベアリング７１〜７６が反力部材５６とサン
ギヤ軸１６端との間、ドラム５４とサンギヤＳ2 との
間、サンギヤＳ2 とキャリアＣ1 との間、サンギヤＳ1
とキャリアＣ1 のフランジとの間、キャリアＣ1 のフラ
ンジとサンギヤＳ3 との間及びサンギヤＳ3 とキャリア
Ｃ3 のフランジとの間にそれぞれ配設されている。ま
た、センタサポート１０ｃには、テーパードローラベア
リングやアンギュラボールベアリング等のスラスト力を
支持可能なベアリング２４，２５を介して出力ギヤ１９
が支持されている。
【００５１】更に、入力クラッチ（Ｃ−２）からの軸方
向力を端壁１０ａに伝達するために、入力クラッチ（Ｃ
−１）側の反力部材５６よりも端壁側に、軸方向力を端
壁に伝達するベアリング５７のレース５７ａが固定され
ている。
向力を端壁１０ａに伝達するために、入力クラッチ（Ｃ
−１）側の反力部材５６よりも端壁側に、軸方向力を端
壁に伝達するベアリング５７のレース５７ａが固定され
ている。
【００５２】出力ギヤ１９は、軸線に対して捩じれた歯
をもつヘリカルギヤで構成され、同様のヘリカルギヤで
構成されたカウンタギヤ装置２１の歯車との噛み合い
で、ヘリカルギヤにより駆動時に生じるスラスト力の方
向は、入力クラッチ（Ｃ−１）係合時の軸方向力に対向
する向き（図において左向き）に設定されている。
をもつヘリカルギヤで構成され、同様のヘリカルギヤで
構成されたカウンタギヤ装置２１の歯車との噛み合い
で、ヘリカルギヤにより駆動時に生じるスラスト力の方
向は、入力クラッチ（Ｃ−１）係合時の軸方向力に対向
する向き（図において左向き）に設定されている。
【００５３】したがって、この変速機構では、油圧サー
ボ３のピストン３１からのサーボ力は、ベアリング３
２、押圧部材３３及び摩擦係合要素５０を介して反力部
材５６に伝達され、反力部材５６からベアリング７１、
サンギヤ軸１６、サンギヤＳ1、ベアリング７４、キャ
リアＣ1 のフランジ、ベアリング７５、サンギヤＳ3 、
ベアリング７６、キャリアＣ3 のフランジ、出力ギヤ１
９及びベアリング２４，２５を介してセンタサポート１
０ｃに伝達される。また、油圧サーボ３が設けられてい
る側のケース端壁１０ａには、ピストン３１のサーボ力
とは反対方向の油圧反力が作用する。その結果、ピスト
ン３１のサーボ力とその反対方向の油圧力は、両ケース
端壁１０ａ，１０ｂ、すなわち、変速機ケース１０に伝
達されて打ち消し合う。なお、図において、各ベアリン
グを表す記号に施した黒塗りは、上記サーボ力が伝達さ
れることを表す。
ボ３のピストン３１からのサーボ力は、ベアリング３
２、押圧部材３３及び摩擦係合要素５０を介して反力部
材５６に伝達され、反力部材５６からベアリング７１、
サンギヤ軸１６、サンギヤＳ1、ベアリング７４、キャ
リアＣ1 のフランジ、ベアリング７５、サンギヤＳ3 、
ベアリング７６、キャリアＣ3 のフランジ、出力ギヤ１
９及びベアリング２４，２５を介してセンタサポート１
０ｃに伝達される。また、油圧サーボ３が設けられてい
る側のケース端壁１０ａには、ピストン３１のサーボ力
とは反対方向の油圧反力が作用する。その結果、ピスト
ン３１のサーボ力とその反対方向の油圧力は、両ケース
端壁１０ａ，１０ｂ、すなわち、変速機ケース１０に伝
達されて打ち消し合う。なお、図において、各ベアリン
グを表す記号に施した黒塗りは、上記サーボ力が伝達さ
れることを表す。
【００５４】一方、油圧サーボ４については、ピストン
４１からのサーボ力は、ベアリング４２、押圧部材４３
及び摩擦係合要素６０を介して反力部材６６に伝達さ
れ、更に、入力軸１４、ベアリングレース５７ａを経て
ベアリング５７を介してケース端壁１０ａに伝達され
る。この場合も、油圧サーボ４が設けられている側のケ
ース端壁１０ｂには、ピストン４１のサーボ力とは反対
方向の油圧反力が作用する。その結果、ピストン４１の
サーボ力とその反対方向の油圧力は、両ケース端壁１０
ａ，１０ｂ、すなわち、変速機ケース１０に伝達されて
打ち消し合う。
４１からのサーボ力は、ベアリング４２、押圧部材４３
及び摩擦係合要素６０を介して反力部材６６に伝達さ
れ、更に、入力軸１４、ベアリングレース５７ａを経て
ベアリング５７を介してケース端壁１０ａに伝達され
る。この場合も、油圧サーボ４が設けられている側のケ
ース端壁１０ｂには、ピストン４１のサーボ力とは反対
方向の油圧反力が作用する。その結果、ピストン４１の
サーボ力とその反対方向の油圧力は、両ケース端壁１０
ａ，１０ｂ、すなわち、変速機ケース１０に伝達されて
打ち消し合う。
【００５５】なお、この例において、入力クラッチ（Ｃ
−２）側の反力部材６６は、入力軸１４に連結されてい
るため、各変速段を通じて変速機構Ｍのスラスト力を受
けないが、入力クラッチ（Ｃ−１）側の反力部材５６
は、ヘリカルギヤからなる出力ギヤ１９からのスラスト
力を、入力クラッチ（Ｃ−２）が係合状態となる第２、
４及び５速達成時に、上記サーボ力の伝達経路を逆に辿
って伝達されることになるが、前記の理由でクラッチ解
放時の反力部材５６と押圧部材３３との間隔、すなわち
摩擦係合要素５０のクリアランス及びそれらに対するピ
ストン３１の位置関係は、反力部材５６の端壁１０ａ方
向への移動にも拘わらず一定に保たれる。したがって、
この例では、クリアランスのばらつきによるクラッチ
（Ｃ−１，Ｃ−２）の制御性の低下を防ぐことで、変速
ショックを低減することができる利点が得られる。
−２）側の反力部材６６は、入力軸１４に連結されてい
るため、各変速段を通じて変速機構Ｍのスラスト力を受
けないが、入力クラッチ（Ｃ−１）側の反力部材５６
は、ヘリカルギヤからなる出力ギヤ１９からのスラスト
力を、入力クラッチ（Ｃ−２）が係合状態となる第２、
４及び５速達成時に、上記サーボ力の伝達経路を逆に辿
って伝達されることになるが、前記の理由でクラッチ解
放時の反力部材５６と押圧部材３３との間隔、すなわち
摩擦係合要素５０のクリアランス及びそれらに対するピ
ストン３１の位置関係は、反力部材５６の端壁１０ａ方
向への移動にも拘わらず一定に保たれる。したがって、
この例では、クリアランスのばらつきによるクラッチ
（Ｃ−１，Ｃ−２）の制御性の低下を防ぐことで、変速
ショックを低減することができる利点が得られる。
【００５６】以上、本発明を１つの実施形態と、その変
速機への適用例を基に説明したが、本発明は、特許請求
の範囲に記載の事項の範囲内で、種々に具体的構成を変
更して、広く種々の装置に適用することができるもので
ある。例えば、規制手段は、押圧部材と反力部材との間
隔を直接規制する手段、具体的には、ハブ又はドラムの
スプライン側に嵌めたスナップリングに押圧部材の背後
を当接させて止める構成としてもよいし、リターンスプ
リングの戻りを規制する手段とする場合でも、リテーナ
を直接反力部材に引っかけて止める構成としてもよい。
速機への適用例を基に説明したが、本発明は、特許請求
の範囲に記載の事項の範囲内で、種々に具体的構成を変
更して、広く種々の装置に適用することができるもので
ある。例えば、規制手段は、押圧部材と反力部材との間
隔を直接規制する手段、具体的には、ハブ又はドラムの
スプライン側に嵌めたスナップリングに押圧部材の背後
を当接させて止める構成としてもよいし、リターンスプ
リングの戻りを規制する手段とする場合でも、リテーナ
を直接反力部材に引っかけて止める構成としてもよい。
【図１】本発明の一実施形態に係る静止シリンダ型クラ
ッチ装置をクラッチ解放状態で示す断面図である。
ッチ装置をクラッチ解放状態で示す断面図である。
【図２】上記クラッチ装置の摩擦係合要素部を取り出し
てクラッチ係合状態で示す断面図である。
てクラッチ係合状態で示す断面図である。
【図３】上記クラッチ装置を適用した車両用自動変速機
を含むトランスアクスルの全体構成を示すスケルトン図
である。
を含むトランスアクスルの全体構成を示すスケルトン図
である。
【図４】上記自動変速機の作動図表である。
【図５】上記自動変速機の変速機構部を示す模式図であ
る。
る。
３ 油圧サーボ １０ 変速機ケース（固定部材） ３３ 押圧部材 ３４ 皿ばね（負荷手段） ５０ 摩擦係合要素 ５３ ハブ ５４ ドラム ５６ 反力部材 ５８ リターンスプリング ５８ａ リテーナ ５９ スナップリング（規制手段）
Claims (6)
- 【請求項１】 入出力部材を構成するハブ及びドラム
と、ハブの外周及びドラムの内周に回転動力伝達自在に
連結された摩擦係合要素と、該摩擦係合要素を挟んで、
その軸方向両端に配設された押圧部材及び反力部材と、
摩擦係合要素を係脱操作する油圧サーボとを備え、該油
圧サーボは固定部材に設けられ、油圧サーボのサーボ力
が押圧部材を介して摩擦係合要素に伝達され、摩擦係合
要素の係合により生じる反力が反力部材を介して固定部
材に支持される静止シリンダ型クラッチ装置において、 前記押圧部材と反力部材との間に配設され、押圧部材と
反力部材を離隔方向に付勢するリターンスプリングと、 押圧部材と反力部材の離隔量を所定の値に制限する規制
手段とを有することを特徴とする静止シリンダ型クラッ
チ装置。 - 【請求項２】 前記規制手段は、リターンスプリングの
拡開量を規制するストッパとされた請求項１記載の静止
シリンダ型クラッチ装置。 - 【請求項３】 前記油圧サーボは、押圧部材にサーボ力
を負荷するピストンと、該ピストンを常時押圧部材に向
けて付勢し、押圧部材に対するピストンの浮動を防ぐ負
荷手段とを有する請求項１又は２記載の静止シリンダ型
クラッチ装置。 - 【請求項４】 前記リターンスプリングは、ハブの径方
向内方に配設され、一端にリテーナを備え、前記ストッ
パは、リテーナと係合可能にハブの内周側に固定された
スナップリングとされた請求項２又は３記載の静止シリ
ンダ型クラッチ装置。 - 【請求項５】 前記負荷手段は、油圧サーボ内に配設さ
れ、リターンスプリングより負荷荷重の小さな皿ばねと
された請求項３又は４記載の静止シリンダ型クラッチ装
置。 - 【請求項６】 前記負荷手段は、リターンスプリングよ
り負荷荷重の小さなサーボ力を生じさせるような油圧サ
ーボ内への油圧の供給とされた請求項３又は４記載の静
止シリンダ型クラッチ装置。
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP28900396A JP3852143B2 (ja) | 1996-10-14 | 1996-10-14 | 静止シリンダ型クラッチ装置 |
| DE19745344A DE19745344B4 (de) | 1996-10-14 | 1997-10-14 | Kupplungsvorrichtung mit stationärem Zylinder |
| US08/949,756 US5931275A (en) | 1996-10-14 | 1997-10-14 | Stationary cylinder type clutch device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP28900396A JP3852143B2 (ja) | 1996-10-14 | 1996-10-14 | 静止シリンダ型クラッチ装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH10122260A true JPH10122260A (ja) | 1998-05-12 |
| JP3852143B2 JP3852143B2 (ja) | 2006-11-29 |
Family
ID=17737590
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP28900396A Expired - Fee Related JP3852143B2 (ja) | 1996-10-14 | 1996-10-14 | 静止シリンダ型クラッチ装置 |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5931275A (ja) |
| JP (1) | JP3852143B2 (ja) |
| DE (1) | DE19745344B4 (ja) |
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| JP2006132551A (ja) * | 2004-11-02 | 2006-05-25 | Daihatsu Motor Co Ltd | 静止シリンダ型クラッチ装置 |
| WO2020170511A1 (ja) * | 2019-02-22 | 2020-08-27 | ジヤトコ株式会社 | 摩擦締結装置 |
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| DE102010010922B4 (de) | 2009-08-14 | 2019-06-19 | Borgwarner Inc. | Parallele Doppelkupplungseinrichtung und Antriebsstrang mit einer solchen parallelen Doppelkupplungseinrichtung |
| DE102009040587A1 (de) * | 2009-09-08 | 2011-03-10 | Volkswagen Ag | Lamellenträger für eine Lamellenkupplung bzw. Verfahren zur Herstellung eines solchen Lamellenträgers |
| DE102009047953B4 (de) | 2009-10-01 | 2018-10-11 | Volkswagen Ag | Doppelkupplung für ein Doppelkupplungsgetriebe |
| CN108916262B (zh) * | 2010-03-25 | 2021-05-04 | 博格华纳公司 | 同心双离合器装置 |
| DE102010021036A1 (de) * | 2010-05-19 | 2011-11-24 | Audi Ag | Doppelkupplung für ein Doppelkupplungs-Wechselgetriebe in Kraftfahrzeugen |
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| WO2020096054A1 (ja) | 2018-11-08 | 2020-05-14 | ヴァレオカペックジャパン株式会社 | トルクコンバータのロックアップ装置 |
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