JP2011052790A - クラッチ操作装置 - Google Patents

Abstract

【課題】クラッチ装置の性能の安定化を実現するクラッチ操作装置を提供する。
【解決手段】クラッチ操作装置１は、駆動力を生成する駆動モータ２と、減速機構３と、マスターシリンダ４と、スレーブシリンダ５と、油圧回路６と、を備えている。減速機構３は駆動モータ２の駆動量を減速することで駆動力を増幅する機構であり、クラッチ装置９の動力遮断状態から動力伝達状態にかけて徐々に大きくなる減速比を有している。マスターシリンダ４、スレーブシリンダ５および油圧回路６は、減速機構３により増幅された駆動力を押付力としてクラッチ装置９に伝達する。
【選択図】図１

Description

本発明は、クラッチ装置の操作を行うクラッチ操作装置に関する。

従来の手動変速機では、エンジンと変速機との間にクラッチ装置が設けられ、またコントロールロッド等のリンク機構により運転席のシフトレバーと変速機とが機械的に連結されている。変速時には、クラッチペダルを踏むことによって、エンジンと変速機との間で行われる動力伝達をクラッチ装置により遮断し、シフトレバーを操作する。このため、頻繁に変速が要求される場合には、一連の操作がドライバーにとって大きな負担になる。

そこで、シフト操作に関するドライバーの負担を軽減するために、クラッチ装置を自動的に断接するクラッチアクチュエータを設けて、クラッチペダルを踏むことなく変速操作を行える自動変速機が提案されている。

特開２００５−４８９２４号公報

上記の自動変速機用のクラッチ装置としては、通常、ノーマルクローズタイプが用いられているが、近年では、ノーマルオープンタイプのクラッチ装置を用いた自動変速機も開発されている。

ノーマルオープンタイプの場合、車両の電源がＯＦＦの状態では、クラッチ装置の連結は解除されている。クラッチ装置を連結する際には、レバーを介してスレーブシリンダによりプレッシャプレートが押圧され、プレッシャプレートとフライホイールとの間にクラッチディスクが挟み込まれる。この結果、クラッチディスクを介して変速機の入力シャフトに動力が伝達される。

ところで、ノーマルクローズタイプとは異なり、ノーマルオープンタイプのクラッチ装置では、クラッチディスクに作用する押付力がクラッチ操作装置から伝達される操作力により決まる。例えば、図８に示すように、縦軸にエンゲージベアリングからクラッチ装置に作用する押付力、横軸にエンゲージベアリングのストロークをとった場合、いわゆる半クラッチ状態からクラッチ装置の連結状態（動力伝達状態）までの領域（以下、エンゲージ領域ともいう）では、押付力が急激に大きくなる。

これに伴い、図９に示すように、クラッチ操作装置の駆動源の負荷も半クラッチ状態から動力伝達状態にかけて急激に増加する。このため、動力伝達状態での伝達トルクを許容範囲内で確保するためには、クラッチ操作装置の最大出力は動力伝達状態での必要押付力を基準に決めざるを得ない。

しかしながら、最大押付力を基準にクラッチ操作装置の最大出力を決定すると、クラッチ操作装置の駆動源として大型の機器を選定せざるを得なくなり、結果として、コストが増大することになる。

一方で、円滑なクラッチ連結動作を実現するために、エンゲージ領域では比較的高い制御分解能が求められる。

しかしながら、図８に示すように、エンゲージ領域では、単位ストロークあたりの押付力の変化量が大きくなるため、他の領域に比べて制御分解能が低下してしまう。

コストの増大および制御分解能を考慮して、例えば、単位駆動量が小さく、かつ、最大出力が大きい駆動源を選定することも考えられるが、単位駆動量を小さくすると、どうしても非エンゲージ領域での動作速度が遅くなってしまい、円滑なクラッチ連結動作を実現できなくなる。

つまり、従来のクラッチ操作装置では、ノーマルオープンタイプのクラッチ装置において、コストの増大を抑制しつつ円滑なクラッチ連結動作を実現できない。

本発明の課題は、コストの増大を抑制しつつ、ノーマルオープンタイプのクラッチ装置の円滑なクラッチ連結動作を実現できる、クラッチ操作装置を提供することにある。

本発明に係るクラッチ操作装置は、クラッチディスクに作用する押付力をクラッチ装置に付与することでクラッチ装置を動力伝達状態に切り換える装置であって、駆動部と、減速部と、中間伝達部と、を備えている。駆動部は駆動力を生成する。減速部は、駆動部の駆動量を減速することで駆動力を増幅する機構であって、クラッチ装置の動力遮断状態から動力伝達状態にかけて徐々に大きくなる減速比を有している。中間伝達部は減速部により増幅された駆動力を押付力としてクラッチ装置に伝達する。

ここで、「減速比」とは、駆動部から減速部に入力される入力駆動量を減速部から出力される出力駆動量で除した値をいう。

このクラッチ操作装置では、クラッチ装置の動力遮断状態から動力伝達状態にかけて減速部の減速比が徐々に大きくなるため、クラッチ装置が動力遮断状態から動力伝達状態に移行するまでに、クラッチ装置の操作量が徐々に小さくなる。このため、動力伝達が完全に遮断されている状態では、クラッチ装置を素早く動作させることができ、クラッチ装置が動力伝達状態に切り換わる際にはクラッチ装置をゆっくり動作させることができる。この結果、半クラッチ状態から動力伝達状態までのエンゲージ領域において、単位駆動量あたりの押付力の変化量を小さく抑えることができ、駆動部の単位駆動量を小さくすることなくエンゲージ領域での制御分解能を確保することができる。

さらに、クラッチディスクに作用する押付力が急激に大きくなるエンゲージ領域でも、それに追従するように減速部により駆動力が増幅されるため、駆動部の能力を高めに設定する必要がなく、小型の駆動部で必要押付力を十分確保することができる。

以上のように、本発明によれば、コストの増大を抑制しつつ、ノーマルオープンタイプのクラッチ装置の円滑なクラッチ連結動作を実現できる、クラッチ操作装置を提供することができる。

クラッチ装置９およびクラッチ操作装置１の概略構成図 駆動モータ２および減速機構３の概略構成図 トグル機構３９の減速比を示す図 マスターシリンダ４、スレーブシリンダ５および油圧回路６の概略構成図 ストロークＬと圧力Ｐとの関係を示す図 ストロークＬとモータ負荷Ｍとの関係を示す図 無効ストローク演算処理のフローチャート クラッチ装置のエンゲージ特性 クラッチ操作装置の負荷特性（従来） クラッチ操作装置１の負荷特性

＜クラッチ装置の構成＞
図１に示すように、クラッチ装置９は、エンジン（図示せず）からトランスミッション（図示せず）への動力伝達を行うための装置の一例であり、エンジンのフライホイール９１に固定されている。クラッチ装置９は、いわゆるノーマルオープンタイプの装置であり、クラッチ操作装置１（後述）を介して操作されていない状態では、エンジンからトランスミッションへの動力伝達を遮断している。

図１に示すように、クラッチ装置９は、クラッチカバー９３と、プレッシャプレート９２と、クラッチディスク９４と、押圧レバー９６と、エンゲージベアリング９７と、を有している。

クラッチカバー９３はフライホイール９１に固定されている。プレッシャプレート９２はクラッチカバー９３により一体回転可能かつ軸方向に移動可能に支持されている。プレッシャプレート９２はフライホイール９１に対してクラッチディスク９４と反対側に移動するようにストラッププレート９３ａにより連結されている。

クラッチディスク９４は、フライホイール９１とプレッシャプレート９２との間に配置されており、クラッチ装置９の連結時にはフライホイール９１とプレッシャプレート９２との軸方向間に挟み込まれる。押圧レバー９６は、概ね環状のプレートであり、軸方向に弾性変形可能にクラッチカバー９３により支持されている。押圧レバー９６の弾性力は小さく、弾性変形させるために必要な力は比較的小さい。押圧レバー９６の内周部はエンゲージベアリング９７により軸方向に押し込み可能となっている。クラッチ装置９の連結時において、エンゲージベアリング９７は押圧レバー９６を介してプレッシャプレート９２を軸方向に押圧する。エンゲージベアリング９７はクラッチ操作装置１により軸方向に駆動される。このクラッチ装置９では、押圧レバー９６およびプレッシャプレート９２を介してクラッチディスク９４に作用する押付力がエンゲージベアリング９７の移動量（クラッチ操作装置１の操作量）に応じて変化するようになっている。

また、クラッチ装置９の回転速度を検出する回転速度センサ９８が設けられている。回転速度センサ９８はクラッチ操作装置１の制御装置８（後述）に接続されている。

＜クラッチ操作装置の構成＞
クラッチ操作装置１は、例えばトランスミッションＥＣＵ９９から出力される操作信号に基づいて、クラッチ装置での動力伝達および遮断を行う。クラッチ操作装置１は、仕様の異なる複数のクラッチ装置に適用可能であるが、ここでは、クラッチ操作装置１の操作対象としてクラッチ装置９を例にクラッチ操作装置１について説明する。

図１に示すように、クラッチ操作装置１は、駆動モータ２（駆動部の一例）と、減速機構３（減速部の一例）と、マスターシリンダ４と、スレーブシリンダ５と、油圧回路６と、レバー機構７と、制御装置８と、を備えている。

図１および図２に示すように、駆動モータ２は、クラッチ装置９のエンゲージベアリング９７を駆動するための駆動源であり、減速機構３を介してマスターシリンダ４に推力を付与する。駆動モータ２は、例えばブラシレスモータであり、駆動力を出力するための駆動シャフト２１と、駆動ギヤ２４と、駆動シャフト２１の回転角度（駆動量の一例）を検出するエンコーダ２２と、モータトルクを検出する負荷検出センサ２３と、を有している。

駆動ギヤ２４は、駆動シャフト２１の端部に固定されており、減速機構３のウォームホイール３１と噛み合っている。エンコーダ２２および負荷検出センサ２３は制御装置８に電気的に接続されている。負荷検出センサ２３は駆動モータ２の電流値に基づいて駆動モータ２の負荷を検出する。なお、負荷検出センサ２３はひずみゲージなどを利用したセンサであってもよい。

図１および図２に示すように、減速機構３は、駆動モータ２で生成された回転運動を直進運動に変換しマスターシリンダ４の第１ピストン４２に伝達する機能と、駆動モータ２で生成された駆動力を増幅する機能と、を有している。具体的には図１に示すように、減速機構３は、ウォームホイール３１と、トグル機構３９と、を有している。

ウォームホイール３１は、駆動ギヤ２４の回転を減速するギヤであり、駆動ギヤ２４と噛み合っている。ウォームホイール３１は、例えばハウジング（図示せず）により回転可能に支持されている。

トグル機構３９は、いわゆる末端減速機構であり、入力駆動量（より詳細には、駆動モータ２の回転角度あるいはウォームホイール３１の回転角度）に応じて減速比が変化する。具体的には図３に示すように、トグル機構３９の減速比は、クラッチ装置９の動力遮断状態から動力伝達状態にかけて徐々に大きくなり、末端のストローク範囲Ｌｔにおいて急激に減速比が増大する。さらに、トグル機構３９の減速比は動力遮断状態から動力伝達状態にかけて増大比により徐々に増大される。この増大比は動力遮断状態から動力伝達状態にかけて徐々に大きくなる。このため、クラッチ装置９の状態が動力遮断状態から動力伝達状態に移行する際のクラッチ装置９の動作がより円滑となる。

例えば図３に示すように、動力遮断状態でのトグル機構３９の減速比を基準減速比Ｒ０とした場合、減速比Ｒにおける増大比Ｅは以下の式（１）で表される。

Ｅ＝Ｒ／Ｒ０・・・・（１）
図２に示すように、トグル機構３９は、第１リンク部材３２と、第２リンク部材３３と、第３リンク部材３４と、を有している。第１リンク部材３２の第１端部３２ａは、ウォームホイール３１の外周部に回転可能に連結されている。第１リンク部材３２の第２端部３２ｂは、第２リンク部材３３および第３リンク部材３４に回転可能に連結されている。

第２リンク部材３３の第１端部３３ａは、例えばハウジングに固定されたピン３６を介してハウジングにより回転可能に支持されている。第２リンク部材３３の第２端部３３ｂは、第３リンク部材３４の第１端部３４ａに回転可能に連結されている。第３リンク部材３４の第２端部３４ｂは、マスターシリンダ４の第１ピストン４２の凹部４２ａに挿入されている。クラッチ装置９の連結が解除されている状態で、第２リンク部材３３および第３リンク部材３４は、ウォームホイール３１とは逆側に折れ曲がったような状態となっている。第２端部３３ｂおよび第１端部３４ａの連結部には、第１リンク部材３２の第２端部３２ｂが回転可能に連結されている。

例えば、図２に示すように、ウォームホイール３１がＲ２方向に回転すると、第１リンク部材３２により第２リンク部材３３および第３リンク部材３４の連結部が引っ張られる。この結果、ピン３６および第１ピストン４２の間で第２リンク部材３３および第３リンク部材３４が突っ張るようになり、第１ピストン４２に右方向の推力が作用する。このとき、ウォームホイール３１により駆動ギヤ２４の回転が減速されているため、第１ピストン４２に作用する推力に比べて、駆動モータ２の負荷をさらに低く抑えることができる。

図４に示すように、マスターシリンダ４は、第１シリンダ４１と、第１シリンダ４１に挿入された第１ピストン４２と、第１シリンダ４１に設けられたリザーバータンク４３と、スプリング４７と、サブピストン４５と、押さえ部材４６と、を有している。第１シリンダ４１および第１ピストン４２により第１油圧室４４が形成されており、第１油圧室４４にはリザーバータンク４３が接続されている。第１油圧室４４には油圧回路６が接続されている。

第１ピストン４２と押さえ部材４６との間にスプリング４７が予め圧縮された状態で配置されている。スプリング４７は第１ピストン４２を第３リンク部材３４に押し付けている。これにより、第３リンク部材３４と第１ピストン４２とは一体で移動する。

第１油圧室４４とリザーバータンク４３とを接続している流路４１ｂは、細長いサブピストン４５により通常は閉じられているが、第１油圧室４４の圧力がリザーバータンク４３よりも低くなると、リザーバータンク４３から第１油圧室４４へ作動油が流入可能となっている。具体的には、スプリング４７は押さえ部材４６を第１シリンダ４１に押しつけている。押さえ部材４６とサブピストン４５との間には、例えばコーンスプリング（図示せず）が設けられており、コーンスプリングはサブピストン４５を流路４１ｂの開口周辺部に押し付けている。これにより、流路４１ｂのコーンスプリングの弾性力に打ち勝つ力がサブピストン４５に作用すると、サブピストン４５が第１シリンダ４１に対して左側に移動し、サブピストン４５が流路４１ｂの開口周辺部から離れる。このように、サブピストン４５およびコーンスプリングによりチェックバルブが実現されている。

図４に示すように、スレーブシリンダ５は、第２シリンダ５１と、第２シリンダ５１に挿入された第２ピストン５２と、スプリング５７と、ロッド５９と、を有している。第２シリンダ５１および第２ピストン５２により第２油圧室５４が形成されており、第２油圧室５４には、油圧回路６が接続されており、また圧力計５３（検出センサの一例）が接続されている。第２油圧室５４にはスプリング５７が配置されている。スプリング５７は第２ピストン５２を介してロッド５９をレバー機構７のレバー７１の端部に押し付けている。これにより、第２ピストン５２、ロッド５９およびレバー７１の端部は一体で移動する。

図１に示すように、レバー機構７は、スレーブシリンダ５の推力を所定のレバー比でエンゲージベアリング９７に伝達する機構であり、レバー７１を有している。レバー７１にはピン７２が設けられており、ピン７２を中心にレバー７１は回転するようになっている。ピン７２はレバー７１の中央よりもエンゲージベアリング９７側に配置されているため、スレーブシリンダ５のストロークはレバー機構７により減速されてエンゲージベアリング９７に伝達されるが、スレーブシリンダ５の推力はレバー機構７により増幅される。

図１に示すように、油圧回路６は、メイン油路６１と、サブ油路６３と、切換バルブ６２（切換部の一例）と、を有している。メイン油路６１はリザーバータンク４３（タンクの一例）と切換バルブ６２とを接続している。サブ油路６３は、マスターシリンダ４の第１油圧室４４、スレーブシリンダ５の第２油圧室５４および切換バルブ６２を接続している。切換バルブ６２は、ノーマルオープンタイプの電磁切換バルブであり、制御装置８により制御される。ソレノイドに電流が流れていない状態では、切換バルブ６２はメイン油路６１およびサブ油路６３を接続し、ソレノイドに電流が流れている状態では、切換バルブ６２はメイン油路６１とサブ油路６３とを遮断する。このため、車両の電源がＯＦＦの状態では、メイン油路６１の圧力はリザーバータンク４３に開放されており、クラッチ装置９は動力遮断状態となっている。

なお、マスターシリンダ４、スレーブシリンダ５、油圧回路６およびレバー機構７により、駆動モータ２の駆動力を押付力としてクラッチ装置９に伝達する中間伝達部が構成されている。また、切換バルブ６２および制御装置８により、伝達部により駆動モータ２での駆動量（駆動シャフト２１の回転角度）を操作量（スレーブシリンダ５のストローク）に変換する調整部が構成されている。

＜制御装置の構成＞
制御装置８は、エンコーダ２２、負荷検出センサ２３および圧力計５３の出力に基づいて、駆動モータ２および切換バルブ６２を制御する。具体的には図１に示すように、制御装置８は、駆動モータ２を制御するモータ制御部８１と、負荷検出センサ２３および圧力計５３の出力に基づいて切換バルブ６２を制御するストローク制御部８２（調整制御部の一例）と、を有している。

モータ制御部８１は、例えば車両の状態に応じてトランスミッションＥＣＵ９９（図１）から出力される操作信号に基づいて駆動モータ２を制御する。制御装置８がその操作信号を受信すると、モータ制御部８１は駆動モータ２の駆動シャフト２１が設定角度だけ回転するように駆動モータ２を制御する。モータ制御部８１は、エンコーダ２２から出力されるパルスをカウントすることで駆動シャフト２１の回転角度を検出することができる。モータ制御部８１は、エンコーダ２２の出力パルスを監視することで、駆動シャフト２１が設定角度だけ回転した時点で駆動モータ２を停止することができる。設定角度は制御装置８に設けられたメモリ（図示せず）に予め記憶されている。

また、トランスミッションＥＣＵ９９からクラッチ解除信号が出力された場合、制御装置８は、駆動モータ２の駆動シャフト２１が設定角度だけ反対側に回転するように駆動モータ２を制御する。これにより、駆動シャフト２１の回転位置を初期位置に戻すことができる。

ストローク制御部８２は、寸法誤差や寸法変化によりプレッシャプレート９２の押付力が大きく変化しないように、スレーブシリンダ５のストローク（第２ピストン５２の移動距離、操作量の一例）を調整する。具体的には、ストローク制御部８２は、圧力計５３および負荷検出センサ２３の検出結果に基づいて適正ストローク（適正操作量の一例）を算出する。適正ストロークは、スレーブシリンダ５のストロークとして適正なストロークを意味している。

適正ストロークおよびスレーブシリンダ５の最大ストロークＬｍａｘの差を無効ストロークΔＬという。後述するように、スレーブシリンダ５のストロークを適正ストロークに調整するために、マスターシリンダ４の作動中に無効ストロークΔＬだけスレーブシリンダ５が作動しないように、ストローク制御部８２は切換バルブ６２を制御する。例えば、切換バルブ６２によりメイン油路６１をリザーバータンク４３に接続することで、メイン油路６１からリザーバータンク４３に作動油が流れるため、第１ピストン４２の直進運動が第２ピストン５２に伝達されない。切換バルブ６２によりメイン油路６１がリザーバータンク４３から遮断されると、第１ピストン４２の直進運動がメイン油路６１の作動油により第２ピストン５２に伝達される。つまり、切換バルブ６２の開閉タイミングを調整することで、無効ストロークΔＬの長さを調整することができ、スレーブシリンダ５のストロークを適正ストロークに調整することができる。つまり、駆動モータ２による駆動シャフト２１の回転範囲（全駆動範囲）のうち一部の回転角度（駆動量）だけがマスターシリンダ４、スレーブシリンダ５および油圧回路６によりスレーブシリンダ５のストローク（操作量）に変換される。

＜ストローク調整の概要＞
一般的に、クラッチ装置では、クラッチディスクの摩耗などの経年劣化が発生したり、製品ごとに寸法誤差が発生したりする。例えば図１に示すクラッチ装置９の場合、クラッチディスク９４が摩耗すると、クラッチ連結時のフライホイール９１に対するプレッシャプレート９２の位置がフライホイール９１側に寄る。

しかし、通常、スレーブシリンダ５のストロークは一定であるため、動力伝達時のプレッシャプレート９２の位置がフライホイール９１側に寄ると、スレーブシリンダ５のストロークが足りなくなり、押圧レバー９６からプレッシャプレート９２に押付力が伝わりにくくなる。この結果、クラッチディスク９４の摩耗状態によっては、プレッシャプレート９２の押付力が低下する。

そこで、このクラッチ操作装置１では、適正なレベルに押付力を保つようにスレーブシリンダ５のストロークが自動的に調整される。ここで、ストロークの調整方法の概要を説明する。

クラッチ操作装置１の製造段階において、クラッチディスクの摩耗量が最大かつスレーブシリンダ５のストロークが最大の状態で必要な押付力を確保できるように、スレーブシリンダ５のストロークや位置が調整される。次に、実際の運転時において、クラッチディスクの摩耗状態に応じてスレーブシリンダ５のストロークを調整する。ストロークを調整する際、制御装置８に予め格納されたデータに基づいて、スレーブシリンダ５の適正ストロークが算出され、算出された適正ストロークに基づいて切換バルブ６２の開閉が制御装置８により切り換えられる。

以上のようにスレーブシリンダ５のストロークの自動調整が行われる。

＜ストローク算出用のデータ＞
ここで、ストローク算出用のデータについて説明する。ストローク算出用のデータとしては、図５および図６に示すデータが考えられる。

例えば図５に示すデータは、クラッチディスク９４の摩耗量、スレーブシリンダ５のストロークＬおよび第２油圧室５４内の圧力Ｐの関係を示しており、設計的あるいは実験的に予め求められる。図５に示すラインＡ１〜Ａ４は設計的あるいは実験的に得られたデータの近似曲線であり、ラインＡ１〜Ａ４に対応する近似式が制御装置８のメモリに予め格納されている。

スレーブシリンダ５の第２油圧室５４の圧力Ｐを縦軸にとり、第２シリンダ５１のストロークＬを横軸にとった場合、クラッチディスク９４の摩耗量が最大となる状態での圧力ＰおよびストロークＬの関係がラインＡ４で表され、クラッチディスク９４が全く摩耗していない初期の状態での圧力ＰおよびストロークＬの関係がラインＡ１で表される。また、クラッチディスク９４の摩耗量を変えてストロークＬと圧力Ｐとの関係を求めると、例えば、ストロークＬと圧力Ｐとの関係はラインＡ２およびＡ３のようになる。

言い換えると、ストロークＬおよび圧力Ｐがわかれば、図５に示すデータをもとにクラッチディスクの摩耗量を概ね把握することができ、また、求められたクラッチディスクの摩耗量および目標圧力から、スレーブシリンダ５の適正ストロークを求めることができる。図５に示すデータは制御装置８のメモリに格納されている。

また、図６に示すデータは、クラッチディスク９４の摩耗量、スレーブシリンダ５のストロークＬおよび駆動モータ２のモータ負荷Ｍの関係を示しており、設計的あるいは実験的に予め求められる。図６に示すラインＡ１１〜Ａ１４は設計的あるいは実験的に得られたデータの近似曲線である。駆動モータ２のモータ負荷Ｍを縦軸にとり、第２シリンダ５１のストロークＬを横軸にとった場合、クラッチディスク９４の摩耗量が最大となる状態でのモータ負荷ＭおよびストロークＬの関係がラインＡ１４で表され、クラッチディスク９４が全く摩耗していない初期の状態でのモータ負荷ＭおよびストロークＬの関係がラインＡ１１で表される。また、クラッチディスク９４の摩耗量を変えてストロークＬとモータ負荷Ｍとの関係を求めると、例えば、ストロークＬとモータ負荷Ｍとの関係はラインＡ１２およびＡ１３のようになる。

言い換えると、ストロークＬおよびモータ負荷Ｍがわかれば、図６に示すデータをもとにクラッチディスクの摩耗量を概ね把握することができ、また、求められたクラッチディスクの摩耗量および目標負荷から、スレーブシリンダ５の適正ストロークを求めることができる。図６に示すデータは制御装置８のメモリに格納されている。

＜ストロークの初期設定＞
クラッチディスクの摩耗を考慮して、調整用のクラッチ装置を用いて製造段階でスレーブシリンダ５の第２ピストン５２の位置を調整する。具体的には、クラッチディスクが最も摩耗した状態であってもプレッシャプレートの押付力が適正なレベルに維持されるように、スレーブシリンダ５の第２ピストン５２の位置またはロッド５９の長さ調整機構（図示せず）を調整する。調整用のクラッチ装置には、摩耗し切ったクラッチディスク（摩耗量が最大であるクラッチディスク）が設けられている。

調整時には、駆動モータ２によりマスターシリンダ４が駆動され、スレーブシリンダ５によりレバー機構７を介してプレッシャプレート９２が押圧される。プレッシャプレート９２とフライホイールとの間に調整用クラッチディスクが挟み込まれると、第２油圧室５４内の圧力Ｐが上昇する。このとき、図５に示すように、圧力Ｐが基準圧力Ｐ０となるようにスレーブシリンダ５のストローク（あるいは、レバー機構７に対するスレーブシリンダ５の位置）を調整することで、スレーブシリンダ５のストロークＬが最大ストロークＬｍａｘであるときに（つまり、クラッチディスクの摩耗量が最大のときに）、必要な押付力を確保することができる。

しかし、図５に示すように、同じストロークＬでの圧力Ｐを比較した場合、初期状態に対応するラインＡ１から求めた圧力がクラッチディスク９４の摩耗量が最大となるラインＡ４から求めた圧力よりも高くなる。圧力Ｐが高くなると押付力も増大し、その結果として、駆動モータ２のモータ負荷Ｍも必要以上に高くなる。

そこで、このクラッチ操作装置１では、クラッチディスクの摩耗に関係なく押付力が概ね一定になるように、スレーブシリンダ５のストロークが自動的に調整される。

＜ストロークの算出方法＞
ここで、ストロークの算出方法について説明する。

スレーブシリンダ５のストロークが自動的に調整される際、図５および図６に示すデータを用いて、クラッチディスクの摩耗状態に応じた適正ストロークが制御装置８により算出される。

具体的には、実際の運転時において、スレーブシリンダ５の圧力が圧力計５３により検出され、圧力計５３の出力が検出圧力Ｐｄとして制御装置８のメモリに格納される。図５に示すように、現在のストロークＬｓおよびラインＡ１〜Ａ４の近似式に基づいて、ストローク制御部８２は４つの圧力Ｐｃ１〜Ｐｃ４を算出する。ストローク制御部８２は、算出された４つの圧力Ｐｃ１〜Ｐｃ４と検出圧力Ｐｄとを比較して、検出圧力Ｐｄに最も近い圧力に対応するラインをラインＡ１〜Ａ４から選択する。

例えばラインＡ２が選択された場合、ラインＡ２の近似式および基準圧力Ｐ０に基づいて、ストローク制御部８２はストロークＬｐを算出する。

また、駆動モータ２のモータ負荷Ｍが負荷検出センサ２３により検出され、負荷検出センサ２３の出力が検出負荷Ｍｄとして制御装置８のメモリに格納される。図６に示すように、現在のストロークＬｓおよびラインＡ１１〜Ａ１４の近似式に基づいて、ストローク制御部８２は４つのモータ負荷Ｍｃ１〜Ｍｃ４を算出する。ストローク制御部８２は、算出された４つのモータ負荷Ｍｃ１〜Ｍｃ４と検出負荷Ｍｄとを比較して、検出負荷Ｍｄに最も近いモータ負荷Ｍに対応するラインをラインＡ１１〜Ａ１４から選択する。

例えばラインＡ１２が選択された場合、ラインＡ１２の近似式および基準負荷Ｍ０に基づいて、ストローク制御部８２はストロークＬｍを算出する。算出されたストロークＬｍは制御装置８のメモリに一時的に格納される。

さらに、ストローク制御部８２は、ストロークＬｐおよびＬｍに基づいて適正ストロークを算出する。具体的には、ストロークＬｐおよびＬｍの差の絶対値が所定の値δＬ以下である場合は、ストローク制御部８２はストロークＬｐを新しいストロークＬｓに設定する。モータ負荷Ｍよりも圧力Ｐを優先するのは、駆動力の伝達経路においてクラッチ装置９に近いスレーブシリンダ５の圧力Ｐが、モータ負荷Ｍよりも押付力の指標として正確だからである。

一方、ストロークＬｐおよびＬｍの差の絶対値が所定の値δＬよりも大きい場合は、ストローク制御部８２がストロークＬｐおよびＬｍを比較し、長い方のストロークを新しいストロークＬｓに設定する。ここで、長い方のストロークを選択するのは、短い方のストロークに比べて大きい押付力を確保しやすいためである。

ストローク制御部８２は、ストロークＬｍａｘから新しい設定ストロークＬｓを差し引いて、無効ストロークΔＬを算出する。この無効ストロークΔＬに基づいて、切換バルブ６２の作動タイミングがストローク制御部８２により調整される。具体的には、無効ストロークΔＬと駆動モータ２での回転角度との関係式が予めストローク制御部８２に格納されており、ストローク制御部８２は、算出された無効ストロークΔＬおよび関係式から回転角度を算出する。算出された回転角度を用いて、切換バルブ６２の開閉のタイミングが調整される。

以上に説明したように、クラッチディスクの摩耗状態に合ったスレーブシリンダ５の適正ストロークが算出される。

＜無効ストロークの技術的意義＞
ここで、無効ストロークの技術的意義について補足しておく。図５に示すように、ラインＡ１で示す初期状態では、ストロークＬｓだけ第２ピストン５２を駆動すれば、第２油圧室５４内の圧力Ｐが基準圧力Ｐ０になる。したがって、単純に駆動モータ２の駆動量を減らして第２ピストン５２のストロークＬをストロークＬｓにすれば、押付力を確保できそうである。

しかし、ストロークの末端付近（図３に示すストローク範囲Ｌｔ）で減速比が急激に大きくなる末端減速機構が減速機構３に採用されているため、駆動モータ２での駆動量を減らしてしまうと、減速比が大きいストローク範囲Ｌｔを有効利用することができず、押付力を確保するためには駆動モータ２の出力を大きくする必要がある。

そこで、駆動モータ２の駆動量を最大ストロークＬｍａｘに相当する分だけ確保し、切換バルブ６２を使って減速比の小さいストローク範囲（ストローク範囲Ｌｔ以外の範囲）に無効ストロークΔＬを設定することで、減速比が大きいストローク範囲を最大限に利用することができ、駆動モータ２の負荷を必要以上に高めることなく、押付力を確保することができる。

＜クラッチ操作装置の動作＞
以上に説明したクラッチ操作装置１の動作を説明する。

図１に示すように、動力伝達時には、クラッチ操作装置１により押圧レバー９６がフライホイール９１側に押し込まれており、フライホイール９１およびプレッシャプレート９２の間にクラッチディスク９４が挟み込まれている。このとき、制御装置８により切換バルブ６２は閉じられており、駆動モータ２の駆動力は、減速機構３、マスターシリンダ４、スレーブシリンダ５およびレバー機構７を介してプレッシャプレート９２に伝達されている。

その状態で、トランスミッションＥＣＵ９９から操作信号を検出すると、モータ制御部８１は、クラッチ装置９の連結が解除される方向に駆動シャフト２１が回転するように、駆動モータ２を制御する。

駆動モータ２によりウォームホイール３１がＲ１方向に回転駆動されると、第１リンク部材３２が上昇し、減速機構３からマスターシリンダ４に伝達されていた駆動力が解除される。駆動力が解除されると、スプリング５７の弾性力により第１ピストン４２が左側に移動し、それに伴い、第２ピストン５２も左側に移動する。第２ピストン５２が左側に移動すると、押圧レバー９６およびストラッププレート９３ａによりエンゲージベアリング９７が右側に押し戻され、プレッシャプレート９２がフライホイール９１と反対側に移動する。この結果、プレッシャプレート９２およびフライホイール９１によるクラッチディスク９４の狭持が解除され、エンジンからトランスミッションへの動力伝達が遮断される。

駆動モータ２での駆動量（駆動シャフト２１の回転角度）は、エンコーダ２２の出力パルスに基づいてモータ制御部８１により調整される。駆動モータ２による駆動が開始されてからエンコーダ２２の出力パルスのモータ制御部８１によるカウントが開始され、カウントパルス数が最大ストロークＬｍａｘに相当するパルス数に達すると、モータ制御部８１により駆動モータ２が停止される。駆動モータ２が停止すると、プレッシャプレート９２が動力遮断位置で停止し、クラッチ装置９のレリーズ動作が完了する。駆動モータ２の停止に伴い、ストローク制御部８２により切換バルブ６２が閉状態から開状態に切り換えられる。

トランスミッションＥＣＵ９９によりシフトチェンジが行われ、クラッチ装置１を連結する操作信号が出力されると、モータ制御部８１は、最大ストロークＬｍａｘに相当する駆動量だけ駆動モータ２により減速機構３を駆動する。このとき、駆動モータ２によりウォームホイール３１がＲ２方向に回転駆動されるため、第１リンク部材３２が下側に引っ張られ、第３リンク部材３４がマスターシリンダ４の第１ピストン４２を徐々に右側に押圧する。この結果、第１ピストン４２が右側に移動するが、切換バルブ６２が開状態であるため、第１油圧室４４から流れ出た作動油は第２油圧室５４へ流れずに、切換バルブ６２およびサブ油路６３を介してリザーバータンク４３に流れ込む。このため、切換バルブ６２の開状態が保持されている間は、第２ピストン５２は停止した状態を保つ。

一方で、駆動モータ２による駆動が開始されると、エンコーダ２２の出力パルスがモータ制御部８１によりカウントされる。カウントパルス数が無効ストロークΔＬに相当するパルス数に達するまで、切換バルブ６２の開状態が保たれる。カウントパルス数が無効ストロークΔＬに相当するパルス数に達すると、モータ制御部８１から制御信号がストローク制御部８２に送信され、ストローク制御部８２により切換バルブ６２が開状態から閉状態に切り換えられる。この結果、第１ピストン４２の移動に伴い第１油圧室４４から流れ出た作動油は、リザーバータンク４３に逃げることなく第２油圧室５４に流れ込み、スレーブシリンダ５の第２ピストン５２が右側へ移動を開始する。第２ピストン５２が右側に移動すると、レバー機構７のレバー７１がピン７２を中心に回転し、エンゲージベアリング９７がレバー７１によりフライホイール９１側に押し込まれる。この結果、押圧レバー９６を介してエンゲージベアリング９７によりプレッシャプレート９２がフライホイール側へ押され、スレーブシリンダ５のストロークが最大ストロークＬｍａｘに達すると、クラッチディスク９４がプレッシャプレート９２およびフライホイール９１の間に挟み込まれる。

前述のように、図５および図６に示すデータに基づいて、クラッチディスクの摩耗状態に合った適正ストロークがストローク制御部８２により算出され、算出されたストロークでクラッチ操作装置１が作動するため、圧力Ｐは基準圧力Ｐ０またはその付近の値を維持することとなり、押付力が適正なレベルに維持される。

フライホイール９１およびプレッシャプレート９２の間にクラッチディスク９４が挟み込まれると、クラッチ装置９を介してエンジンからトランスミッションへ動力が伝達される。

以上のように、クラッチ操作装置１によるクラッチ装置９の操作が行われる。

＜ストローク算出動作＞
このクラッチ操作装置１では、ストローク制御部８２により、寸法誤差や寸法変化に応じて適正ストロークが所定の条件で（例えば、１日１回、車両停止後、エンジン停止後）算出され、設定ストロークＬｓおよび無効ストロークΔＬが所定の条件で更新されるようになっている。

例えば図７に示すように、適正ストロークが算出される際、クラッチ装置９が連結状態か否かがストローク制御部８２により確認される（Ｓ１）。クラッチ装置９の状態は、トランスミッションＥＣＵ９９から出力される操作信号、あるいは、エンコーダ２２の出力に基づいて、ストローク制御部８２により判定される。ストロークの算出は、クラッチ装置９の回転速度Ｖが低い場合に行われるのが好ましい。なぜなら、クラッチ装置９の回転速度Ｖが高いと、各部材の振動や油圧の脈動などの影響が増大するためである。したがって、クラッチ装置９が連結状態であれば、ストローク制御部８２により、回転速度センサ９８により検出されたクラッチ装置９の回転速度Ｖが予め設定された基準値Ｖ０と比較される（Ｓ２）。

回転速度Ｖが基準値Ｖ０よりも高い場合は、ステップＳ１〜Ｓ２が繰り返され、クラッチ装置９の連結状態および回転速度Ｖがストローク制御部８２により監視される。回転速度Ｖが基準値Ｖ０以下の場合は、前述のストローク算出方法にしたがってストローク制御部８２によりストロークが算出される。

具体的には、クラッチディスク９４に作用する押付力を把握するために、圧力計５３により圧力Ｐが検出され、負荷検出センサ２３により駆動モータ２のモータ負荷Ｍが検出される（Ｓ３、Ｓ４）。圧力計５３および負荷検出センサ２３の検出結果は制御装置８に送信され、制御装置８のメモリ（図示せず）に格納される。

次に、図５に示すデータ、検出圧力Ｐｄおよび現状の設定ストロークＬｓに基づいて、検出圧力Ｐｄを基準とした適正ストロークがストローク制御部８２により算出される。具体的には、検出圧力Ｐｄおよび現在の設定ストロークＬｓを用いて、図５に示すデータから算出式が選択される（Ｓ５）。例えば図５に示すように、ラインＡ１〜Ａ４の近似式を用いて、ストロークＬｓに対応する圧力Ｐｃ１〜Ｐｃ４がストローク制御部８２により算出される。ストローク制御部８２により圧力Ｐｃ１〜Ｐｃ４が検出圧力Ｐｄと比較され、検出圧力Ｐｄに最も近い圧力に対応するラインがラインＡ１〜Ａ４からストローク制御部８２により選択される。選択されたラインの近似式および検出圧力Ｐｄに基づいてストロークＬｐが算出され、算出されたストロークＬｐがメモリに格納される（Ｓ５）。

さらに、図６に示すデータ、検出負荷Ｍｄおよび現状の設定ストロークＬｓに基づいて、
検出負荷Ｍｄを基準とした適正ストロークがストローク制御部８２により算出される。具体的には、検出負荷Ｍｄおよび現在の設定ストロークＬｓを用いて、図６に示すデータから近似式が選択される（Ｓ６）。例えば図６に示すように、ラインＡ１１〜Ａ１４に対応する近似式を用いて、ストロークＬｓに対応する負荷Ｍｃ１〜Ｍｃ４がストローク制御部８２により算出される。ストローク制御部８２により負荷Ｍｃ１〜Ｍｃ４が検出負荷Ｍｄと比較され、検出負荷Ｍｄに最も近い負荷に対応するラインがラインＡ１１〜Ａ１４からストローク制御部８２により選択される。選択されたラインの近似式および検出負荷Ｍｄに基づいてストロークＬｍが算出され、算出されたストロークＬｍがメモリに格納される（Ｓ６）。

算出されたストロークＬｐおよびＬｍに基づいて、ストローク制御部８２により適正ストロークが算出される。具体的には、ストロークＬｐおよびＬｍの差の絶対値が所定の値δＬ以下である場合は、駆動力の伝達経路においてクラッチ装置９に近いスレーブシリンダ５の圧力Ｐが押付力の指標として正確であるため、ストローク制御部８２によりストロークＬｐが適正ストロークとして選択され、ストロークＬｐが新しいストロークＬｓに設定される（Ｓ７、Ｓ８）。

一方、ストロークＬｐおよびＬｍの差の絶対値が所定の値δＬよりも大きい場合は、ストローク制御部８２によりストロークＬｐおよびＬｍが比較され、長い方のストロークが適正ストロークとして選択され、選択されたストロークが新しいストロークＬｓに設定される（Ｓ７〜Ｓ１０）。

＜クラッチ操作装置の特徴＞
このように、このクラッチ操作装置１では、クラッチ装置９の動力遮断状態から動力伝達状態にかけて減速機構３（より詳細には、トグル機構３９）の減速比が徐々に大きくなるため、クラッチ装置９が動力伝達状態に移行する際には、クラッチ装置９の操作量が徐々に小さくなる。具体的には、クラッチ装置９での動力伝達が完全に遮断されている状態ではプレッシャプレート９２が素早く移動し、プレッシャプレート９２およびフライホイール９１の間にクラッチディスク９４が挟み込まれる段階で、プレッシャプレート９２をゆっくり移動させることができる。つまり、このクラッチ操作装置１では、円滑なクラッチ装置９の動作を実現することができる。

また、クラッチ装置９の動力遮断状態から動力伝達状態にかけて、減速機構３によりクラッチ装置９に伝達される押付力が徐々に大きくなる。このため、大きな押付力が必要とされる動力伝達状態では、駆動モータ２の負荷を小さくすることができる。

例えば図１０に示すように、縦軸に駆動モータ２の負荷をとり、横軸に駆動モータ２の駆動量（回転量）をとった場合、減速機構３を用いることで、エンゲージ領域での負荷をラインＸ２やラインＸ１で示すようなレベルに抑えることができる。前述の図９に示す従来の特性と比較すると、大幅に最大負荷が小さくなっていることが分かる。

以上より、このクラッチ操作装置１では、クラッチ装置９の動作を円滑に行うとともに駆動モータ２の負荷の増大を抑制することができる。つまり、減速機構３を設けることで、コストの増大を抑制しつつ、円滑なクラッチ連結動作を実現することができる。

さらに、クラッチディスクの摩耗状態に応じてストロークＬｓが定期的に算出および更新されるため、寸法誤差やクラッチディスク９４の摩耗等の寸法変化に応じて、ストロークＬが自動的に調整され、クラッチディスク９４に作用する押付力を適正なレベルに維持することができる。つまり、このクラッチ操作装置１では、クラッチ装置９の性能の安定化を実現することができる。

〔他の実施形態〕
本発明の具体的な構成は、前述の実施形態に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更および修正が可能である。

（Ａ）
減速機構３にトグル機構３９が採用されているが、ストロークの末端付近で減速比が増大する末端減速機構であれば、他の機構であってもよい。末端減速機構としては、トグル機構以外に、カム機構、クランク機構、カルダン円ピン応用歯車機構、可変ラック・ピニオン機構、ベルト機構および楕円歯車機構などが考えられる。

（Ｂ）
また、トグル機構３９の減速比が図３に示されているが、減速機構３の減速比は図３に示す特性に限定されない。例えば、動力遮断状態から動力伝達状態にかけて減速比が一定の割合で増加するような特性を減速機構３が有していてもよい。

（Ｃ）
前述の実施形態では、マスターシリンダ４およびスレーブシリンダ５がクラッチ操作装置１に搭載されているが、マスターシリンダ４およびスレーブシリンダ５が設けられていなくてもよい。例えば、減速機構３の第３リンク部材３４がレバー機構７のレバー７１を直接押すような構成であってもよい。

（Ｄ）
前述のクラッチ操作装置１は、無効ストロークΔＬを調整する機能を有しているが、この機能を備えていなくても、減速機構３を備えていれば、クラッチ装置９の動作を円滑に行うとともに駆動モータ２の負荷の増大を抑制することができる。

（Ｅ）
前述の実施形態では、圧力Ｐおよびモータ負荷Ｍの両方を検出し、両者に基づいて適正ストロークおよび無効ストロークΔＬが算出されているが、圧力Ｐおよびモータ負荷Ｍのうち一方のみを用いて適正ストロークおよび無効ストロークΔＬを算出してもよい。

（Ｆ）
モータ負荷Ｍの検出方式として電流値を検出する方式を採用しているが、ひずみゲージを用いた方式などの他の方式であってもよい。

（Ｇ）
圧力Ｐを検出する手段は、圧力計５３に限定されず、例えば圧力スイッチでもよい。

（Ｈ）
レバー機構７を介してスレーブシリンダ５によりエンゲージベアリング９７を押圧しているが、レバー機構７を省略してもよい。

１ クラッチ操作装置
２ 駆動モータ（駆動部の一例）
２２ エンコーダ
２３ 負荷検出センサ
３ 減速機構（減速部の一例）
３９ トグル機構
４ マスターシリンダ
４１ シリンダ
４２ ピストン
４３ リザーバータンク
４４ 油圧室
４５ サブピストン
４６ 押さえ部材
４７ スプリング
５ スレーブシリンダ
５１ シリンダ
５２ ピストン
５３ 圧力計（検出センサの一例）
５４ 油圧室
６ 油圧回路
６１ メイン油路
６２ 切換バルブ（切換部の一例）
６３ サブ油路
７ レバー機構
８ 制御装置
８１ モータ制御部
８２ ストローク制御部（調整制御部の一例）
９ クラッチ装置

Claims (8)

1. クラッチディスクに作用する押付力をクラッチ装置に付与することで前記クラッチ装置を動力伝達状態に切り換えるクラッチ操作装置であって、
   駆動力を生成する駆動部と、
   前記駆動部の前記駆動量を減速することで前記駆動力を増幅する機構であって、前記クラッチ装置の動力遮断状態から動力伝達状態にかけて徐々に大きくなる減速比を有する減速部と、
   前記減速部により増幅された前記駆動力を前記押付力として前記クラッチ装置に伝達する中間伝達部と、
   を備えたクラッチ操作装置。
2. 前記減速比は、前記動力遮断状態から前記動力伝達状態にかけて増大比により徐々に増大される、
   請求項１に記載のクラッチ操作装置。
3. 前記増大比は、前記動力遮断状態から前記動力伝達状態にかけて徐々に大きくなる、
   請求項２に記載のクラッチ操作装置。
4. 前記減速部は、トグル機構を有している、
   請求項１から３のいずれかに記載のクラッチ操作装置。
5. 前記中間伝達部から前記クラッチ装置へ伝達される操作量を調整する調整部をさらに備えた、
   請求項１から４のいずれかに記載のクラッチ操作装置。
6. 前記調整部は、前記駆動部による全駆動範囲のうち一部の駆動量だけが前記中間伝達部で前記操作量に変換されるように前記操作量を調整可能である、
   請求項５に記載のクラッチ操作装置。
7. 前記中間伝達部は、
   第１シリンダと、前記第１シリンダに挿入され前記駆動部で生成された前記駆動力を受ける第１ピストンと、前記第１シリンダおよび前記第１ピストンにより形成される第１油圧室と、を有するマスターシリンダと、
   第２シリンダと、前記第２シリンダに挿入され前記駆動力を前記クラッチ装置に前記押付力として付与する第２ピストンと、前記第２シリンダおよび前記第２ピストンにより形成される第２油圧室と、を有するスレーブシリンダと、
   前記第１油圧室および前記第２油圧室を接続するメイン油路と、を有している、
   請求項１から６のいずれかに記載のクラッチ操作装置。
8. 前記調整部は、前記メイン油路に接続されたタンクと、前記第１油圧室、前記第２油圧室および前記メイン油路のうち少なくとも１つと前記タンクとの接続および遮断を切り換える切換部と、を有している、
   請求項７に記載のクラッチ操作装置。

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