JP3408554B2 - Control device for torque converter with damper clutch - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 【０００１】 【産業上の利用分野】本発明は、機関と自動変速機とを
完全な直結状態に保持し得るダンパクラッチ付トルクコ
ンバータの制御装置に関する。 【０００２】 【従来の技術】遊星歯車機構を用いた自動変速機は、機
関のクランク軸に接続する変速機入力軸に複数組の遊星
歯車装置とこれら遊星歯車装置を構成する複数の回転要
素をそれぞれ拘束する複数の摩擦係合要素とを組み込
み、これら摩擦係合要素の係合状態の組み合わせを切り
換えることにより、所望の変速段を達成するようにして
いる。このような自動変速機においては、機関のトルク
変動を吸収すると共に機関の低回転時における駆動トル
クの増大を企図して機関の出力軸と自動変速機の入力軸
との間にトルクコンバータを介在させている。 【０００３】このような車両に搭載されるトルクコンバ
ータは、油の粘性を利用して機関の出力軸からの動力を
自動変速機の入力軸側へ伝達しているため、通常、機関
の回転速度が高速となるほど動力の伝達ロスが大きくな
り、燃費を悪化させる一因となっている。 【０００４】そこで、トルクコンバータの入力側と出力
側との間にダンパクラッチを組み込み、このトルクコン
バータに対する圧油を車両の運転状態に応じて制御する
ことにより、トルクコンバータの入力側と出力側とを完
全に一体化させ、機関の出力軸と自動変速機の入力軸と
を完全な直結状態に保持するようにしたものが、例えば
特公平２−３１２６６号公報等で提案されている。 【０００５】 【発明が解決しようとする課題】機関の出力軸と自動変
速機の入力軸とを完全な直結状態に保持し得るダンパク
ラッチが組み込まれたトルクコンバータにあっては、機
関に駆動力が発生しているいわゆるパワー・オンの状態
で変速操作が行われる場合、この変速中に機関の駆動ト
ルクがそのまま自動変速機の入力軸側に伝達されてしま
うため、ダンパクラッチを組み込んでいないトルクコン
バータや、常に微小なスリップを許容するダンパクラッ
チを組み込んだトルクコンバータが付設された自動変速
機の場合よりも、大きな変速ショックが発生し易く、良
好な変速フィーリングを損なう虞がある。 【０００６】このような不具合は、変速終了後でも機関
の出力軸と自動変速機の入力軸とが完全な直結状態に保
持されているような場合や、パワー・オンの状態でのア
ップシフト等の際に、特に大きく顕れる。 【０００７】 【発明の目的】本発明は、機関の出力軸と自動変速機の
入力軸とを完全な直結状態に保持し得るダンパクラッチ
をトルクコンバータに組み込んだ車両において、自動変
速機による変速操作の際の変速ショックを従来のものよ
りも緩和することが可能なダンパクラッチ付トルクコン
バータの制御装置を提供することを目的とする。 【０００８】 【課題を解決するための手段】請求項１の本発明による
ダンパクラッチ付トルクコンバータの制御装置は、機関
と自動変速機との間に介装されたダンパクラッチ付トル
クコンバータの制御装置において、上記自動変速機の変
速状態を判定する変速状態判定手段と、上記ダンパクラ
ッチの係合状態を制御するダンパクラッチ制御手段とを
備え、上記自動変速機は、アップシフト時に係合される
係合側摩擦要素を含み、上記ダンパクラッチ制御手段
は、上記変速状態判定手段により、上記ダンパクラッチ
が完全係合状態にあり且つ上記自動変速機の変速状態が
パワーオンアップシフトであると判定されたとき、上記
パワーオンアップシフトの変速指令から上記パワーオン
アップシフトが実際に開始されたと判断される実変速開
始までは上記ダンパクラッチを上記完全係合状態に維持
し、上記実変速開始時点で上記ダンパクラッチがスリッ
プ状態とされる変速開始用係合状態とし、上記実変速開
始から上記係合側摩擦要素の係合が略完了となる実変速
の終了まで、上記ダンパクラッチの係合状態を上記変速
開始用係合状態から徐々に低下させるよう、上記ダンパ
クラッチの係合状態を制御することを特徴とする。 【０００９】 【作用】ダンパクラッチが完全に係合した状態での変速
操作の際には、実際の変速操作の開始直後にダンパクラ
ッチの開放側油室に対する圧油の供給圧力を徐々に上昇
させ、入力ケースに対するダンパクラッチの係合状態を
徐々に開放側に移行させ、入力ケースとタービンとの相
対回転を許容する。これにより、変速中における機関の
トルク変動がトルクコンバータ内の圧油によって緩和さ
れた状態でタービン側に伝達される。 【００１０】そして、この変速操作の終了直前にダンパ
クラッチの開放側油室に対する圧油の供給圧力を徐々に
下降させて元の状態に戻し、最終的に入力ケースとター
ビンとを再び完全な係合状態に移行させる。 【００１１】 【実施例】以下、本発明によるダンパクラッチ付トルク
コンバータの制御装置を前進４段の自動変速機と機関と
の間に設けられたトルクコンバータに対して応用した一
実施例の動力伝達機構の概念を表す図１に示すように、
図示しない機関のクランク軸に連結される駆動軸１１に
は、トルクコンバータ１２の入力ケース１３と一体に形
成されたポンプ１４が連結されている。このポンプ１４
と対向するトルクコンバータ１２のタービン１５には、
変速機入力軸１６を介して摩擦係合要素である３速・後
退クラッチ１７及び１−３速クラッチ１８及び３−４速
クラッチ１９が連結され、このタービン１５とポンプ１
４との間に位置するトルクコンバータ１２のステータ２
０は、一方向クラッチ２１を介して変速機ケース２２に
連結されている。 【００１２】又、前記タービン１５には、トルクコンバ
ータ１２の入力ケース１３と対向するダンパクラッチ２
３が設けられており、このダンパクラッチ２３と入力ケ
ース１３との間から圧油を排出すると共にダンパクラッ
チ２３とタービン１５との間に圧油を供給することによ
り、ダンパクラッチ２３が入力ケース１３に押し当てら
れ、入力ケース１３とタービン１５とがダンパクラッチ
２３を介して完全な直結状態となる。 【００１３】逆に、このダンパクラッチ２３と入力ケー
ス１３との間に圧油を供給すると共にダンパクラッチ２
３とタービン１５との間から圧油を排出することによ
り、ダンパクラッチ２３と入力ケース１３との直結状態
が解除され、ダンパクラッチ２３と入力ケース１３との
間に供給される油圧に対応した入力ケース１３とタービ
ン１５との係合状態が保持される。 【００１４】前記３−４速クラッチ１９の出力側は、連
結軸２４を介して遊星歯車装置２５のキャリア２６と、
この連結軸２４の回転を停止させるための１速・後退ブ
レーキ２７とに連結されている。又、前記１−３速クラ
ッチ１８の出力側は、前進用太陽歯車２８に連結されて
おり、前記３速・後退クラッチ１７の出力側は、中間筒
２９を介して後退用太陽歯車３０と、この中間筒２９の
回転を停止させるための２−４速ブレーキ３１とに連結
されている。 【００１５】前記遊星歯車装置２５は、前述した前進用
太陽歯車２８及び後退用太陽歯車３０と、前進用太陽歯
車２８に噛み合う前進用遊星歯車３２及び後退用太陽歯
車３０に噛み合う後退用遊星歯車３３と、これら前進用
遊星歯車３２及び後退用遊星歯車３３を回転自在に支持
すると共に変速機ケース２２に対して回転可能に保持さ
れた前記キャリア２６と、後退用遊星歯車３３に噛み合
う内歯歯車３４とで主要部が構成されている。又、この
内歯歯車３４は、連結軸２４が貫通する中空の変速機出
力軸３５に連結されている。 【００１６】この変速機出力軸３５に形成された出力歯
車３６には、前記変速機入力軸１６とほぼ平行に変速機
ケース２２内に配設された駆動伝達軸３７の従動歯車３
８が中間歯車３９を介して噛み合っており、この駆動伝
達軸３７には、前輪用ディファレンシャル４０を介して
左右の駆動車軸４１に連結された最終減速歯車４２が接
続している。 【００１７】なお、図中の符号で４３は、変速機ケース
２２と連結軸２４との間に介装されて連結軸２４の回転
方向を規制する一方向クラッチである。 【００１８】前記遊星歯車装置２５の回転要素に対する
摩擦係合要素として機能するクラッチ１７〜１９やブレ
ーキ２７,３１は、図示しないピストン装置或いはサー
ボ装置等を備えており、これらに対する圧油の給排を行
うことによって、これらの係合や解放を行うようになっ
ている。前記圧油は、図示しない油圧制御装置により上
述した各クラッチ１７〜１９やブレーキ２７,３１に対
して選択的に供給され、これらの係合状態の組み合わせ
によって、前進４段後進１段の変速段が達成されるが、
これらの基本的な構成や作用等については例えば特開昭
63−298350号公報等で周知の通りであるので、以下では
主として本考案に関する部分に関して説明する。 【００１９】なお、これら摩擦係合要素の係合状態の組
み合わせと各変速段との関係を表す図２に示すように、
図中の○印は該当する摩擦係合要素の係合状態を表し、
●印は変速段を１速固定に設定した場合のみ係合するこ
とを表す。例えば、２速から３速にアップシフトする時
に係合される係合側摩擦要素の例としては、３速・後退
クラッチ１７が挙げられる。 【００２０】本実施例におけるトルクコンバータ１２に
対する油圧制御回路の概略構造を表す図３に示すよう
に、トルクコンバータ１２の入力ケース１３とダンパク
ラッチ２３との間に形成された開放側油室４４には、開
放用油路４５が連通しており、同様に、トルクコンバー
タ１２のタービン１５とダンパクラッチ２３との間に形
成された係合側油室４６には、係合側油路４７が連通し
ている。これら開放用油路４５及び係合側油路４７に
は、前記開放側油室４４及び係合側油室４６に対する圧
油の給排を制御するダンパクラッチ制御弁４８が接続し
ており、このダンパクラッチ制御弁４８のスプール４９
の一端側には、このスプール４９を図３中、常に右側に
付勢する圧縮コイルばね５０が組み込まれている。 【００２１】又、ダンパクラッチ制御弁４８には、前記
スプール４９の両側に臨む一対の制御油路51a,51bと、
スプール４９の中央部に臨むトルクコンバータ潤滑油路
５２と、スプール４９の一端側に臨むライン圧供給油路
５３とが接続し、それぞれ所定の油圧に調圧された圧油
が供給されるようになっている。 【００２２】前記一対の制御油路51a,51bの上流側は、
一本の制御油路５１に合流してライン圧供給油路５３の
途中に接続しているが、この制御油路５１の途中には、
ライン圧供給油路５０から制御油路５１へ供給される圧
油を減圧する減圧弁５４が介装されている。更に、ダン
パクラッチ制御弁４８の圧縮コイルばね５０側に接続し
得る一方の制御油路51aの途中には、この一方の制御油
路51a内の圧油を排出することより、ダンパクラッチ制
御弁４８のスプール４９を駆動する非通電時閉塞型のダ
ンパクラッチ制御ソレノイド５５が接続し、このダンパ
クラッチ制御ソレノイド５５には、当該ダンパクラッチ
制御ソレノイド５５に対する通電状態をデューティ制御
する電子制御ユニット５６が接続している。 【００２３】従って、ダンパクラッチ制御ソレノイド５
５に対する通電のデューティ率（以下、これを制御デュ
ーティ率と呼称する）Ｄ_Rが１００％となる連続的な通
電状態の場合には、一方の制御油路51a内の圧油がダン
パクラッチ制御ソレノイド５５から排油されるため、他
方の制御油路51bからダンパクラッチ制御弁４８のスプ
ール４９の他端側に供給される圧油により、圧縮コイル
ばね５０のばね力に抗してスプール４９が図３に示すよ
うに左側に変位し、ライン圧供給油路５３と係合側油路
４７とが連通路５７を介して接続する一方、開放側油路
４５とダンパクラッチ制御弁４８の排油ポートＥＸとが
連通し、開放側油室４４内の圧油が開放側油路４５を介
して排油ポートＥＸから排油される一方、ライン圧供給
油路５３からの圧油が連通路５７,係合側油路４７を介
して係合側油室４６に供給される。 【００２４】この結果、ダンパクラッチ２３がトルクコ
ンバータ１２の入力ケース１３に押し当てられ、この入
力ケース１３とタービン１５とがダンパクラッチ２３を
介して直結状態となる。この場合、トルクコンバータ潤
滑油路５２からの圧油は、油路５８を介して図示しない
油冷却器から油溜め側に戻される。 【００２５】逆に、ダンパクラッチ制御ソレノイド５５
に対する制御デューティ率Ｄ_Rが０％となる完全な非通
電状態の場合には、一方の制御油路51a内がダンパクラ
ッチ制御ソレノイド５５にて閉鎖されているため、圧縮
コイルばね５０のばね力によりスプール４９が図３に示
す状態から右側に変位し、ライン圧供給油路５３がスプ
ール４９によって塞がれると共にトルクコンバータ潤滑
油路５２と開放側油路４５とが接続する一方、開放側油
路４５と前記油路５８とが連通し、トルクコンバータ潤
滑油路５２からの圧油が開放側油路４５を介して開放側
油室４４に供給される一方、係合側油室４６内の圧油が
係合側油路４７から前記油路５８を通って前記油溜め側
に戻される。 【００２６】この結果、ダンパクラッチ２３がトルクコ
ンバータ１２の入力ケース１３から押し離される開放状
態となり、この入力ケース１３と一体のポンプ１４とタ
ービン１５との間に介在する圧油の粘性によって入力ケ
ース１３の回転がタービン１５側に伝達される。 【００２７】このようにして、ダンパクラッチ制御ソレ
ノイド５５に対する制御デューティ率Ｄ_Rを０〜１００
％の間で任意に切り換えることにより、開放側油室４４
に対する圧油の供給圧を制御して入力ケース１３に対す
るダンパクラッチ２３の係合圧を微妙に調整することが
できる。 【００２８】変速状態判定手段及びダンパクラッチ制御
手段を含む前記電子制御ユニット５６には、図示しない
機関の回転速度を検出する機関回転速度センサ５９と、
図示しないスロットル弁の開度（以下、これをスロット
ル開度と呼称する）θを検出するスロットル開度センサ
６０と、変速機ケース２２に取り付けられて中間筒２９
の回転速度を検出するブレーキドラム回転速度センサ６
１と、変速機ケース２２に取り付けられて車両の走行速
度（以下、これを車速と呼称する）に対応する前記駆動
伝達軸３７の回転速度を検出する車速センサ６２と、運
転者によって踏み込まれる図示しないアクセルペダルの
踏み込み量を検出するアクセル開度センサ６３とがそれ
ぞれ接続し、これら各種センサ５９〜６３からの検出信
号に基づいてダンパクラッチ制御ソレノイド５５に対す
る通電状態をデューティ制御し、入力ケース１３とダン
パクラッチ２３との間の開放側油室４４に供給される圧
油の圧力を所望の値に設定するようになっている。 【００２９】又、電子制御ユニット５６内には、トルク
コンバータ１２のタービン１５の回転速度（以下、これ
をタービン回転速度と呼称する）Ｎ_Tとスロットル開度
θとに基づいて予め設定された図４に斜線で示すダンパ
クラッチ２３の完全係合領域と、交差斜線で示す半係合
領域とを予め設定したマップが図示しないＲＯＭ中に記
憶されており、この完全係合領域内にて変速操作の開始
と終了とが行われる場合、以下に説明する本発明による
制御が実行される。 【００３０】この場合、本実施例では上述したタービン
回転速度Ｎ_Tをブレーキドラム回転速度センサ６１から
の検出信号及び車速センサ６２からの検出信号に基づい
て算出される現在の変速段と、この車速センサ６２によ
る車速とから算出するようにしている。 【００３１】かかるトルクコンバータの油圧制御手順を
表す図５,図６及びパワー・オンの状態で２速から３速
に変速した場合の制御デューティ率Ｄ_R及びタービン回
転速度Ｎ_Tの変化状態を表す図７に示すように、まずＳ
１のステップにて電子制御ユニット５６は図４に示すマ
ップに基づいて車両の運転状態が完全係合領域にあるか
否かを判定し、このＳ１のステップにて車両の運転状態
が完全係合領域にあると判断した場合には、Ｓ２のステ
ップにて制御デューティ率Ｄ_Rとして現在のスロットル
開度θに対応した完全係合用の制御デューティ率Ｄ_RLを
算出し、これをダンパクラッチ制御ソレノイド５５に出
力する。そして、Ｓ３のステップにて変速指令が発せら
れているか否かを判定する。 【００３２】前記完全係合用の制御デューティ率Ｄ
_RLは、スロットル開度θにほぼ比例する関数として前記
電子制御ユニット５６内のＲＯＭ中に記憶されており、
必要最小限の圧力でダンパクラッチ２３を係合させるこ
とにより、ダンパクラッチ２３を完全係合領域から開放
側に移行させる際の制御タイミングに遅れが発生しない
ように配慮している。 【００３３】一方、Ｓ１のステップにて車両の運転状態
が完全係合領域にないと判断した場合には、Ｓ４のステ
ップにて車両の運転状態が半係合領域にあるか否かを判
定し、このＳ４のステップにて車両の運転状態が半係合
領域にあると判断した場合には、Ｓ５のステップにて制
御デューティ率Ｄ_Rとしてダンパクラッチ２３の最適ス
リップ量に対応する半係合用の制御デューティ率Ｄ_RSを
算出し、これをダンパクラッチ制御ソレノイド５５に出
力して入力ケース１３に対してダンパクラッチ２３がス
リップしつつ係合するように移行させた後、Ｓ１のステ
ップに戻って再び車両の運転状態が完全係合領域にある
か否かを判定する。 【００３４】又、前記Ｓ４のステップにて車両の運転状
態が半係合領域にないと判断した場合には、Ｓ６のステ
ップにて制御デューティ率Ｄ_Rを０％に設定し、これを
ダンパクラッチ制御ソレノイド５５に出力して入力ケー
ス１３に対するダンパクラッチ２３の係合状態を開放し
た後、Ｓ１のステップに移行する。 【００３５】前記Ｓ３のステップにて変速指令が発せら
れていると判断した場合には、この変速指令がパワー・
オンの状態でのアップシフトの指令であるか否かをＳ７
のステップにて判断する。又、Ｓ３のステップにて変速
指令が発せられていないと判断した場合には、前記Ｓ１
のステップに戻る。 【００３６】なお、機関の運転状態がパワー・オンの状
態であるか否かは、機関回転速度とスロットル開度とに
基づいて予め設定されたマップから読み出すようにして
おり、基本的には機関回転速度が所定回転速度以上で且
つスロットル開度θが所定開度以上の場合に、パワー・
オンの状態であると判断している。 【００３７】前記Ｓ７のステップにてパワー・オンの状
態でのアップシフトの指令が発せられていると判断した
場合には、即ち、ダンパクラッチ２３が完全係合状態に
あり且つ自動変速機がアップシフトであると判断された
場合には、Ｓ８のステップにてこの変速操作の終了後も
機関の運転状態が完全係合領域にあるか否かを推定す
る。又、前記Ｓ７のステップにて機関に駆動力が発生し
ていない、いわゆるパワー・オフの状態であったり、ダ
ウンシフトの変速指令が発せられていると判断した場合
には、Ｓ９のステップに移行して別制御を実行するが、
この制御内容については本発明と関係がないので、その
説明を省略する。 【００３８】前記Ｓ８のステップにて今回の変速操作の
終了後も機関の運転状態が完全係合領域にあると予想さ
れる場合には、Ｓ１０のステップにて実際の変速操作が
始まっているか否かを判定し、このＳ１０のステップに
て実際の変速操作が始まっていると判断した場合（実変
速開始時点）には、Ｓ１１のステップにて開始用制御デ
ューティ率Ｄ_RKを出力し、更にＳ１２のステップにて下
式に基づく変速用制御デューティ率Ｄ_RPを設定し、これ
をダンパクラッチ制御ソレノイド５５に出力して入力ケ
ース１３に対するダンパクラッチ２３の係合状態を半係
合状態に移行させる。つまり、実変速開始時点でダンパ
クラッチ２３がスリップ状態とされる変速開始用係合状
態となる。 【００３９】Ｄ_RP＝Ｄ_RK−α・ｔ 但し、αは単位時間当たりの制御デューティ率の変化量
であり、開始用制御デューティ率Ｄ_RKと共に機関の性能
や自動変速機油の特性等を加味してダンパクラッチ２３
のスリップ量がおよそ数十〜百rpm前後となるように設
定する必要があるが、本実施例ではαを毎秒１０％に設
定している。又、ｔは時間である。つまり、ダンパクラ
ッチ２３の係合状態を変速開始用係合状態から徐々に低
下させるようになっている。 【００４０】なお、実際の変速操作が始まっているか否
かの判定は、前記タービン回転速度Ｎ_Tが変速前の変速
段に対応する回転速度から外れた時点で、変速操作が始
まったと判断するようにしている。 【００４１】そして、Ｓ１３のステップにて実際の変速
操作が終了直前であるか否かを判定するが、この判定は
前記タービン回転速度Ｎ_Tが変速後の変速段に対応する
回転速度に対して予め設定した多少多めの回転速度以下
となった時点で、変速操作が終了直前であると判断する
ようにしている。 【００４２】前記Ｓ８のステップにて変速終了後におけ
る機関の運転状態が完全係合領域にはないと判断した場
合には、Ｓ１４のステップに移行して別制御を実行する
が、この制御内容については本発明と関係がないので、
その説明を省略する。又、Ｓ１０のステップにて実際の
変速が開始されていないと判断した場合には、Ｓ８のス
テップに戻って変速終了後も機関の運転状態が完全係合
領域にあるか否かを再び判定する。つまり、アップシフ
トの変速指令からアップシフトが実際に開始されたと判
断される実変速開始まではダンパクラッチ２３が完全係
合状態に維持される。 【００４３】前記Ｓ１３のステップにて実際の変速操作
が終了直前であると判断した場合には、Ｓ１５のステッ
プにて現在の変速用制御デューティ率Ｄ_RPを毎秒５％の
割合で段階的に増加させる終了用制御デューティ率Ｄ_RF
を算出し、これをダンパクラッチ制御ソレノイド５５に
出力して入力ケース１３に対するダンパクラッチ２３の
半係合状態を再び完全係合側に移行させる。つまり、係
合側摩擦要素（２速から３速の変速の場合３速・後退ク
ラッチ１７）の係合が略完了となる変速終了までは、前
述したダンパクラッチ２３の係合状態が変速開始用係合
状態から徐々に低下させるように制御され、変速操作が
終了直前となった時点でダンパクラッチ２３を完全係合
側に移行させる。 【００４４】そして、Ｓ１６のステップにてこの終了用
制御デューティ率Ｄ_RFが完全係合用の制御デューティ率
Ｄ_RLよりも大きいか否かを判定し、終了用制御デューテ
ィ率Ｄ_RFが完全係合用の制御デューティ率Ｄ_RLよりも大
きい、即ちダンパクラッチ２３が既に完全係合状態にあ
ると判断した場合には、Ｓ１のステップに戻る。又、こ
のＳ１６のステップにてこの終了用制御デューティ率Ｄ
_RFが完全係合用の制御デューティ率Ｄ_RLよりも大きくな
いと判断した場合には、Ｓ１５のステップに戻って終了
用制御デューティ率Ｄ_RFの出力を継続する。 【００４５】一方、前記Ｓ１３のステップにて実際の変
速操作がまだ終了直前ではないと判断した場合には、Ｓ
１７のステップにて現在の変速用制御デューティ率Ｄ_RP
が予め設定した最小変速用制御デューティ率Ｄ_RMよりも
小さいか否かを判定し、このＳ１７のステップにて現在
の変速用制御デューティ率Ｄ_RPが最小変速用制御デュー
ティ率Ｄ_RMよりも小さいと判断した場合には、Ｓ１８の
ステップにて変速用制御デューティ率Ｄ_RPを最小変速用
制御デューティ率Ｄ_RMにクリップし、Ｓ１３のステップ
に戻って実際の変速操作が終了直前であるか否かを再び
判定する。 【００４６】このように、本実施例では変速用制御デュ
ーティ率Ｄ_RPが最小変速用制御デューティ率Ｄ_RMよりも
小さくなる虞がある場合には、Ｓ１８のステップにて変
速用制御デューティ率Ｄ_RPを最小変速用制御デューティ
率Ｄ_RMにクリップし、ダンパクラッチ２３が必要以上に
スリップしないように配慮している。 【００４７】又、Ｓ１７のステップにて現在の変速用制
御デューティ率Ｄ_RPが最小変速用制御デューティ率Ｄ_RM
よりも小さくないと判断した場合には、Ｓ１２のステッ
プに戻って変速用制御デューティ率Ｄ_RPの出力を継続す
る。 【００４８】 【発明の効果】本発明のダンパクラッチ付トルクコンバ
ータの制御装置によると、ダンパクラッチが完全に係合
した状態での変速操作の際に、実際の変速操作の開始直
後にダンパクラッチの係合側油室に対する圧油の供給圧
力を徐々に低下させ、この変速操作の終了直前にダンパ
クラッチの係合側油室に対する圧油の供給圧力を徐々に
元の状態に戻すようにしたので、ダンパクラッチが入力
ケースとタービンとの相対的なすべりを許容することと
なり、変速中に発生する機関のトルク変動をトルクコン
バータによって吸収することができる。 【００４９】このため、機関に駆動力が発生しているい
わゆるパワー・オンの状態でのアップシフトであって
も、変速ショックを従来のものより緩和することがで
き、良好な変速フィーリングを確保することが可能であ
る。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a torque converter with a damper clutch capable of holding an engine and an automatic transmission in a completely connected state .
The present invention relates to an inverter control device . 2. Description of the Related Art An automatic transmission using a planetary gear mechanism has a plurality of sets of planetary gear units and a plurality of rotating elements constituting the planetary gear units on a transmission input shaft connected to a crankshaft of an engine. A desired gear stage is achieved by incorporating a plurality of friction engagement elements that are respectively restrained and switching the combination of the engagement states of the friction engagement elements. In such an automatic transmission, a torque converter is interposed between the output shaft of the engine and the input shaft of the automatic transmission in order to absorb fluctuations in the torque of the engine and increase the driving torque when the engine is running at a low speed. Let me. A torque converter mounted on such a vehicle transmits power from an output shaft of the engine to an input shaft side of an automatic transmission by utilizing the viscosity of oil. The higher the speed, the greater the power transmission loss, which is a factor in deteriorating fuel economy. Therefore, a damper clutch is incorporated between the input side and the output side of the torque converter, and the pressure oil for the torque converter is controlled in accordance with the operating state of the vehicle, so that the input side and the output side of the torque converter are connected. Are completely integrated, and the output shaft of the engine and the input shaft of the automatic transmission are maintained in a completely directly connected state. [0005] In a torque converter incorporating a damper clutch capable of holding the output shaft of the engine and the input shaft of the automatic transmission in a completely directly connected state, the engine has a driving force. When the gearshift operation is performed in the so-called power-on state where the torque is generated, the drive torque of the engine is transmitted to the input shaft side of the automatic transmission as it is during this gearshift, so the torque without the damper clutch is incorporated. A larger shift shock is more likely to occur than in the case of an automatic transmission provided with a converter or a torque converter incorporating a damper clutch that always allows a slight slip, which may impair a favorable shift feeling. [0006] Such a problem occurs when the output shaft of the engine and the input shaft of the automatic transmission are maintained in a completely connected state even after the shift is completed, or when an upshift is performed in a power-on state. In particular, it appears greatly. An object of the present invention is to provide a vehicle in which a damper clutch capable of holding an output shaft of an engine and an input shaft of an automatic transmission in a completely directly connected state is incorporated in a torque converter. Torque converter with a damper clutch that can reduce the shifting shock during
An object of the present invention is to provide a control device for a barter . According to a first aspect of the present invention, there is provided a control device for a torque converter with a damper clutch which is interposed between an engine and an automatic transmission. in comprises a determining shifting state determining means for shifting state of the automatic transmission, and a damper clutch control means for controlling an engagement state of the upper Symbol damper clutch, the automatic transmission is engaged at upshift
Wherein the engagement side frictional element, the damper clutch control means, by the shifting state determining means, the shifting state of the damper clutch is in the completely engaged state and the automatic transmission is determined to be power-on upshift When
The damper clutch is maintained in the fully engaged state from the power-on upshift gear change command to the start of the actual gearshift when it is determined that the power-on upshift is actually started. The shift start engagement state in which the damper clutch is slipped, and the actual shift
An actual gearshift in which the engagement of the engagement-side friction elements is substantially completed from the beginning.
Until the end, the engagement state of the damper clutch is shifted
The damper described above is gradually lowered from the starting engagement state.
The clutch engagement state is controlled . In a speed change operation in a state where the damper clutch is completely engaged, the supply pressure of the pressure oil to the release-side oil chamber of the damper clutch is gradually increased immediately after the start of the actual speed change operation. The engagement state of the damper clutch with respect to the input case is gradually shifted to the release side to allow relative rotation between the input case and the turbine. As a result, the torque fluctuation of the engine during gear shifting is transmitted to the turbine side in a state where the torque fluctuation is reduced by the pressure oil in the torque converter. Immediately before the end of the speed change operation, the supply pressure of the hydraulic oil to the release-side oil chamber of the damper clutch is gradually decreased to return to the original state, and finally, the input case and the turbine are completely engaged again. The state is shifted to the matching state. DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Hereinafter, a torque with a damper clutch according to the present invention will be described .
As shown in FIG. 1 showing a concept of a power transmission mechanism of an embodiment in which a converter control device is applied to a torque converter provided between an automatic transmission with four forward speeds and an engine,
A pump 14 formed integrally with an input case 13 of a torque converter 12 is connected to a drive shaft 11 connected to a crankshaft of an engine (not shown). This pump 14
The turbine 15 of the torque converter 12 facing the
A third-speed / reverse clutch 17, a 1-3-speed clutch 18 and a 3-4-speed clutch 19, which are friction engagement elements, are connected via a transmission input shaft 16, and the turbine 15 and the pump 1
4 and the stator 2 of the torque converter 12 located between
0 is connected to a transmission case 22 via a one-way clutch 21. The turbine 15 has a damper clutch 2 facing the input case 13 of the torque converter 12.
The pressure oil is discharged from between the damper clutch 23 and the input case 13 and the pressure oil is supplied between the damper clutch 23 and the turbine 15 so that the damper clutch 23 , And the input case 13 and the turbine 15 are completely connected directly via the damper clutch 23. Conversely, pressure oil is supplied between the damper clutch 23 and the input case 13 and the damper clutch 2
By discharging the pressure oil from between the turbine 3 and the turbine 15, the direct connection state between the damper clutch 23 and the input case 13 is released, and the input corresponding to the hydraulic pressure supplied between the damper clutch 23 and the input case 13 is released. The engagement state between case 13 and turbine 15 is maintained. The output side of the 3-4 speed clutch 19 is connected via a connecting shaft 24 to a carrier 26 of a planetary gear set 25,
It is connected to a first speed / reverse brake 27 for stopping the rotation of the connection shaft 24. The output side of the 1-3 speed clutch 18 is connected to a forward sun gear 28, and the output side of the third speed / reverse clutch 17 is connected to a reverse sun gear 30 via an intermediate cylinder 29, The intermediate cylinder 29 is connected to a 2-4 speed brake 31 for stopping the rotation of the intermediate cylinder 29. The planetary gear unit 25 includes a forward sun gear 28 and a backward sun gear 30 described above, and a forward planetary gear 32 and a backward planetary gear 33 meshing with the forward sun gear 28. The carrier 26 rotatably supported on the transmission case 22 and rotatably supporting the forward planetary gear 32 and the reverse planetary gear 33, and the internal gear 34 meshing with the reverse planetary gear 33. And the main part is constituted. The internal gear 34 is connected to a hollow transmission output shaft 35 through which the connecting shaft 24 passes. An output gear 36 formed on the transmission output shaft 35 has a driven gear 3 of a drive transmission shaft 37 disposed in the transmission case 22 substantially parallel to the transmission input shaft 16.
8 meshes via an intermediate gear 39, and a final reduction gear 42 connected to the left and right drive axles 41 via a front wheel differential 40 is connected to the drive transmission shaft 37. Reference numeral 43 in the figure denotes a one-way clutch interposed between the transmission case 22 and the connecting shaft 24 to regulate the rotation direction of the connecting shaft 24. The clutches 17 to 19 and the brakes 27, 31 functioning as frictional engagement elements with the rotating elements of the planetary gear unit 25 are provided with a piston unit or a servo unit, not shown, for supplying and discharging pressure oil to and from these units. Is performed to perform these engagement and release. The pressure oil is selectively supplied to the above-described clutches 17 to 19 and the brakes 27 and 31 by a hydraulic control device (not shown), and the combination of these engagement states causes four forward speeds and one reverse speed. Is achieved,
These basic configurations and operations are described in, for example,
As is well known in Japanese Patent Application Laid-Open No. 63-298350, a portion related to the present invention will be mainly described below. As shown in FIG. 2, which shows the relationship between the combination of the engagement states of these friction engagement elements and each shift speed,
The mark ○ in the figure indicates the engagement state of the corresponding friction engagement element,
The symbol "●" indicates that the clutch is engaged only when the gear position is set to the first speed fixed. For example, when upshifting from second gear to third gear
Examples of the engagement-side friction element that is engaged with
The clutch 17 is exemplified. As shown in FIG. 3 showing a schematic structure of a hydraulic control circuit for the torque converter 12 in this embodiment, an open-side oil chamber 44 formed between the input case 13 of the torque converter 12 and the damper clutch 23 is provided. The opening oil passage 45 communicates with the engaging oil passage 47 formed between the turbine 15 of the torque converter 12 and the damper clutch 23. are doing. A damper clutch control valve 48 for controlling the supply and discharge of pressure oil to and from the opening-side oil chamber 44 and the engagement-side oil chamber 46 is connected to the opening oil path 45 and the engagement-side oil path 47. Spool 49 of damper clutch control valve 48
A compression coil spring 50 for always urging the spool 49 rightward in FIG. The damper clutch control valve 48 has a pair of control oil passages 51a and 51b facing both sides of the spool 49,
A torque converter lubricating oil passage 52 facing the center of the spool 49 and a line pressure supply oil passage 53 facing one end of the spool 49 are connected to each other so that pressure oil adjusted to a predetermined oil pressure is supplied. Has become. The upstream side of the pair of control oil passages 51a, 51b
Although it merges into one control oil passage 51 and is connected in the middle of the line pressure supply oil passage 53, in the middle of the control oil passage 51,
A pressure reducing valve 54 for reducing the pressure oil supplied from the line pressure supply oil passage 50 to the control oil passage 51 is provided. Further, in the middle of one control oil passage 51a which can be connected to the compression coil spring 50 side of the damper clutch control valve 48, the pressure oil in the one control oil passage 51a is discharged, so that the damper clutch control valve 48 A non-energizing type damper clutch control solenoid 55 that drives the spool 49 is connected to the electronic control unit 56 that duty-controls the energization state of the damper clutch control solenoid 55 to the damper clutch control solenoid 55. ing. Therefore, the damper clutch control solenoid 5
In the case of a continuous energization state in which the energization duty ratio (hereinafter referred to as a control duty ratio) D _R to 100 is 100%, the pressure oil in one control oil passage 51a is supplied to the damper clutch control solenoid. 55, the spool 49 is pressed against the spring force of the compression coil spring 50 by the pressure oil supplied from the other control oil passage 51b to the other end of the spool 49 of the damper clutch control valve 48. 3, the line pressure supply oil passage 53 and the engagement-side oil passage 47 are connected via the communication passage 57, while the release-side oil passage 45 and the oil discharge port of the damper clutch control valve 48. EX, and the pressure oil in the open-side oil chamber 44 is discharged from the oil discharge port EX via the open-side oil passage 45, while the pressure oil from the line pressure supply oil passage 53 is connected to the communication passage 57, It is provided to the engagement side oil chamber 46 via the engagement side oil passage 47. It is. As a result, the damper clutch 23 is pressed against the input case 13 of the torque converter 12, and the input case 13 and the turbine 15 are directly connected via the damper clutch 23. In this case, the pressure oil from the torque converter lubricating oil passage 52 is returned from the oil cooler (not shown) to the oil reservoir via the oil passage 58. Conversely, the damper clutch control solenoid 55
In the case of complete non-energized state where the control duty ratio D _R becomes 0% relative, since one of the control oil passage 51a is closed by the damper clutch control solenoid 55, the spring force of the compression coil spring 50 The spool 49 is displaced rightward from the state shown in FIG. 3, the line pressure supply oil passage 53 is closed by the spool 49, and the torque converter lubrication oil passage 52 and the open oil passage 45 are connected, while the open oil passage is connected. The oil passage 58 communicates with the oil passage 58, and the pressure oil from the torque converter lubricating oil passage 52 is supplied to the open oil chamber 44 via the open oil passage 45 while the pressure in the engagement oil chamber 46 is increased. Oil is returned from the engagement side oil passage 47 to the oil reservoir through the oil passage 58. As a result, the damper clutch 23 is released and pushed away from the input case 13 of the torque converter 12, and the viscosity of the pressure oil interposed between the pump 14 and the turbine 15 integrated with the input case 13 causes the input case 13 to vibrate. 13 is transmitted to the turbine 15 side. [0027] In this way, the control duty ratio D _R for the damper clutch control solenoid 55 0-100
% By switching arbitrarily between the open side oil chamber 44
, The engagement pressure of the damper clutch 23 with respect to the input case 13 can be finely adjusted. Shift state determining means and damper clutch control
The electronic control unit 56 including means includes an engine speed sensor 59 for detecting the engine speed (not shown),
A throttle opening sensor 60 for detecting an opening of a throttle valve (not shown) (hereinafter, referred to as a throttle opening) θ, and an intermediate cylinder 29 attached to the transmission case 22.
Drum rotation speed sensor 6 for detecting the rotation speed of the brake drum
1, a vehicle speed sensor 62 attached to the transmission case 22 to detect a rotation speed of the drive transmission shaft 37 corresponding to a traveling speed of the vehicle (hereinafter, referred to as a vehicle speed), An accelerator opening sensor 63 that detects the amount of depression of the accelerator pedal is connected to each other, and based on detection signals from these various sensors 59 to 63, the energization state to the damper clutch control solenoid 55 is duty-controlled, and the input case 13 and The pressure of the pressure oil supplied to the release-side oil chamber 44 between the damper clutch 23 and the damper clutch 23 is set to a desired value. In the electronic control unit 56, a diagram preset based on the rotation speed N _T of the turbine 15 of the torque converter 12 (hereinafter referred to as turbine rotation speed) _NT and the throttle opening θ. In FIG. 4, a map in which a full engagement area of the damper clutch 23 indicated by oblique lines and a semi-engagement area indicated by cross hatches are stored in advance in a ROM (not shown). Is performed, the control according to the present invention described below is executed. In this case, in the present embodiment, the current gear position calculated based on the detection signal from the brake drum rotation speed sensor 61 and the detection signal from the vehicle speed sensor 62 is used to calculate the turbine rotation speed _NT described above, It is calculated from the vehicle speed by the sensor 62. [0031] Figure 5 represents the hydraulic control procedure of the torque converter, indicating a change in state of the control duty ratio D _R and the turbine rotational speed N _T in the case of shifting from the second speed to the third speed in the state of FIG. 6 and the power-on As shown in FIG.
In step 1, the electronic control unit 56 determines whether or not the driving state of the vehicle is in the complete engagement region based on the map shown in FIG. 4. If it is determined to be in the area, it calculates the control duty ratio D _RL for full engagement corresponding to θ current throttle opening as the control duty ratio D _R at S2 in step, the damper clutch control solenoid 55 so Output to Then, in step S3, it is determined whether or not a shift command has been issued. The control duty ratio D for full engagement
_RL is stored in the ROM in the electronic control unit 56 as a function substantially proportional to the throttle opening θ,
By engaging the damper clutch 23 with a minimum necessary pressure, care is taken to prevent a delay in the control timing when the damper clutch 23 is shifted from the completely engaged region to the release side. On the other hand, if it is determined in step S1 that the operating state of the vehicle is not in the full engagement region, it is determined in step S4 whether the operating state of the vehicle is in the half engagement region. , the driving state of the vehicle at the step S4 is when it is determined that the half-engagement region, for half-engaged corresponding to the optimum amount of slip of the damper clutch 23 as the control duty ratio D _R at step S5 The control duty ratio _DRS is calculated and output to the damper clutch control solenoid 55 to shift the damper clutch 23 to the input case 13 so that the damper clutch 23 slips and engages. It is determined whether the driving state of the vehicle is in the complete engagement region. [0034] Further, when the driving state of the vehicle determined in step S4 is determined not to partially engaged region, set the control duty ratio D _R to 0% at step S6, which damper clutch After the output to the control solenoid 55 to release the engagement state of the damper clutch 23 with the input case 13, the process proceeds to step S1. If it is determined in step S3 that a shift command has been issued, the shift command is
In step S7, it is determined whether the command is an upshift in the ON state.
It is determined in the step of On the other hand, if it is determined in step S3 that the gearshift command has not been issued,
Return to step. Whether the operating state of the engine is in the power-on state is read from a map set in advance based on the engine speed and the throttle opening. When the rotation speed is equal to or higher than the predetermined rotation speed and the throttle opening θ is equal to or higher than the predetermined opening, the power
It is determined that it is on. If it is determined in step S7 that an upshift command has been issued in the power-on state, that is, if the damper clutch 23 is fully engaged.
And it was determined that the automatic transmission was an upshift
In this case, in step S8, it is estimated whether or not the operating state of the engine is in the complete engagement region even after the shift operation is completed. If it is determined in step S7 that no driving force is generated in the engine, that is, that the engine is in a so-called power-off state or that a downshift gearshift command has been issued, the process proceeds to step S9. To execute another control,
Since the content of this control is not related to the present invention, the description is omitted. If it is expected in step S8 that the operating state of the engine is still in the full engagement region after the end of the current shift operation, it is determined in step S10 whether the actual shift operation has started. If it is determined in step S10 that the actual shift operation has started (actual change).
In the step S11, the control duty ratio D _RK for starting is output in step S11, and the control duty ratio D _RP for shifting based on the following equation is set in step S12, and this is set to the damper clutch control solenoid. 55 to shift the engaged state of the damper clutch 23 to the input case 13 to a semi-engaged state. In other words, the damper is not
A shift start engagement state in which the clutch 23 is brought into a slip state.
State. D _RP = D _RK −α · t where α is the amount of change in the control duty ratio per unit time, and takes into account the engine performance and the characteristics of the automatic transmission oil together with the start control duty ratio D _RK. And damper clutch 23
It is necessary to set the slip amount to about several tens to hundreds of rpm, but in this embodiment, α is set to 10% per second. Also, t is time. In other words, Dampakura
Switch 23 is gradually lowered from the shift start engagement state.
Is to be lowered. The determination as to whether or not the actual shift operation has started is made such that the shift operation is started when the turbine rotational speed _NT deviates from the rotational speed corresponding to the gear before the shift. I have to. Then, in step S13, it is determined whether or not the actual shift operation is immediately before the end of the shift operation. This determination is made based on the fact that the turbine rotational speed _NT is different from the rotational speed corresponding to the shift speed after the shift. At a point in time when the rotational speed becomes equal to or less than a preset slightly higher rotational speed, it is determined that the speed change operation is immediately before the end. If it is determined in step S8 that the operating state of the engine after the shift has ended is not in the complete engagement range, the process proceeds to step S14 to execute another control. Is not related to the present invention,
The description is omitted. If it is determined in step S10 that the actual shift has not been started, the process returns to step S8 to determine again whether or not the operating state of the engine is in the complete engagement region even after the shift is completed. . In other words, upshift
It is determined from the gear change command that the upshift was actually started.
The damper clutch 23 is completely engaged until the actual shift is started.
It is maintained in the matching state. If it is determined in step S13 that the actual shift operation is immediately before the end, the current shift control duty ratio _DRP is increased stepwise at a rate of 5% per second in step S15. Control duty ratio D _RF for termination
Is calculated and output to the damper clutch control solenoid 55 to shift the half-engaged state of the damper clutch 23 to the input case 13 again to the fully engaged side. In other words,
Coupling friction element (for 2nd to 3rd speed, 3rd speed, reverse
Until the end of the gear shift when the engagement of the latch 17) is substantially completed,
The engagement state of the damper clutch 23 is the shift start engagement.
It is controlled to gradually decrease from the state,
Immediately before the end, the damper clutch 23 is fully engaged.
To the side. [0044] Then, the termination control duty ratio D _RF is determined whether greater than the control duty ratio D _RL for full engagement, terminates control duty ratio D _RF is for full engagement at S16 in step If it is determined that the duty ratio is larger than the control duty ratio _DRL , that is, if it is determined that the damper clutch 23 is already fully engaged, the process returns to step S1. In the step S16, the control duty ratio D for termination is set.
_RF is the case of not greater than the control duty ratio D _RL for full engagement continues outputting the termination control duty ratio D _RF returns to step S15. On the other hand, if it is determined in step S13 that the actual shift operation is not yet immediately before the end, the process proceeds to step S13.
In step 17, the current shift control duty ratio D _RP
There determines whether less than the minimum speed change control duty ratio D _RM set in advance, when the current shift control duty ratio D _RP at this step S17 is smaller than the minimum speed change control duty ratio D _RM When it is determined, the shift control duty ratio D _RP is clipped to the minimum shift control duty ratio D _RM in step S18, and the process returns to step S13 to determine whether or not the actual shift operation is immediately before the end. Judge again. As described above, in this embodiment, when there is a possibility that the shift control duty ratio D _RP becomes smaller than the minimum shift control duty ratio D _RM , the shift control duty ratio D _RP is determined in step S18. Is clipped to the minimum shift control duty ratio _DRM so that the damper clutch 23 does not slip more than necessary. In step S17, the current shift control duty ratio D _RP is changed to the minimum shift control duty ratio D _RM.
If it is determined that the transmission duty ratio is not smaller than the predetermined value, the process returns to step S12 to continue outputting the shift control duty ratio _DRP . The torque converter with a damper clutch according to the present invention
According to the controller of the motor, during a gearshift operation in a state where the damper clutch is completely engaged, the supply pressure of the pressure oil to the engagement side oil chamber of the damper clutch is gradually reduced immediately after the actual gearshift operation is started. Immediately before the end of this shifting operation, the supply pressure of the pressure oil to the engagement side oil chamber of the damper clutch is gradually returned to the original state, so that the relative slip between the input case and the turbine is caused by the damper clutch. Is allowed, and the torque fluctuation of the engine generated during the shift can be absorbed by the torque converter. Therefore, even in the case of an upshift in a so-called power-on state in which a driving force is generated in the engine, a shift shock can be lessened than in the conventional case, and a good shift feeling can be secured. It is possible to

【図面の簡単な説明】 【図１】本発明を前進４段の自動変速機と機関との間に
設けられたトルクコンバータに対して応用した一実施例
の動力伝達機構の概念を機構概念図である。 【図２】本実施例における自動変速機を構成する摩擦係
合要素の係合状態とと各変速段との関係を表す作動エレ
メント図である。 【図３】本実施例における主要部の油圧回路図である。 【図４】本実施例におけるダンパクラッチの完全係合領
域及び半係合領域を表すマップである。 【図５】図６と共に本実施例による制御手順を表すフロ
ーチャートである。 【図６】図５と共に本実施例による制御手順を表すフロ
ーチャートである。 【図７】パワー・オンの状態で２速から３速へ変速した
場合におけるダンパクラッチ制御ソレノイドに対する制
御デューティ率及びタービン回転速度の変化状態をそれ
ぞれ表すグラフである。 【符号の説明】 １１は駆動軸、１２はトルクコンバータ、１３は入力ケ
ース、１４はポンプ、１５はタービン、１６は変速機入
力軸、１７は３速・後退クラッチ、１８は１−３速クラ
ッチ、１９は３−４速クラッチ、２０はステータ、２１
は一方向クラッチ、２２は変速機ケース、２３はダンパ
クラッチ、２４は連結軸、２５は遊星歯車装置、２６は
キャリア、２７は１速・後退ブレーキ、２８は前進用太
陽歯車、２９は中間筒、３０は後退用太陽歯車、３１は
２−４速ブレーキ、３２は前進用遊星歯車、３３は後退
用遊星歯車、３４は内歯歯車、３５は変速機出力軸、３
６は出力歯車、３７は駆動伝達軸、３８は従動歯車、３
９は中間歯車、４０は前輪用ディファレンシャル、４１
は駆動車軸、４２は最終減速歯車、４３は一方向クラッ
チ、４４は開放側油室、４５は開放用油路、４６は係合
側油室、４７は係合側油路、４８はダンパクラッチ制御
弁、４９はスプール、５０は圧縮コイルばね、５１は制
御油路、51a,51bも制御油路、５２はトルクコンバータ
潤滑油路、５３はライン圧供給油路、５４は減圧弁、５
５はダンパクラッチ制御ソレノイド、５６は電子制御ユ
ニット、５７は連通路、５８は油路、５９は機関回転速
度センサ、６０はスロットル開度センサ、６１はブレー
キドラム回転速度センサ、６２は車速センサ、６３はア
クセル開度センサである。又、Ｎ_Tはタービン回転速
度、θはスロットル開度、Ｄ_Rは制御デューティ率、Ｄ
_RLは完全係合用の制御デューティ率、Ｄ_RSは半係合用の
制御デューティ率、Ｄ_RKは開始用制御デューティ率、Ｄ
_RPは変速用制御デューティ率、Ｄ_RFは終了用制御デュー
ティ率、Ｄ_RMは最小変速用制御デューティ率である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a conceptual diagram of a power transmission mechanism according to an embodiment in which the present invention is applied to a torque converter provided between an automatic transmission having four forward speeds and an engine. It is. FIG. 2 is an operation element diagram showing a relationship between an engagement state of a friction engagement element included in the automatic transmission according to the embodiment and each shift speed. FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram of a main part in the present embodiment. FIG. 4 is a map showing a full engagement region and a half engagement region of the damper clutch in the embodiment. FIG. 5 is a flowchart showing a control procedure according to the present embodiment together with FIG. 6; FIG. 6 is a flowchart showing a control procedure according to the present embodiment together with FIG. FIG. 7 is a graph showing changes in the control duty ratio and the turbine rotational speed of the damper clutch control solenoid when shifting from the second speed to the third speed in a power-on state. [Description of References] 11 is a drive shaft, 12 is a torque converter, 13 is an input case, 14 is a pump, 15 is a turbine, 16 is a transmission input shaft, 17 is a third speed / reverse clutch, and 18 is a 1-3 speed clutch. , 19 is a 3-4 speed clutch, 20 is a stator, 21
Is a one-way clutch, 22 is a transmission case, 23 is a damper clutch, 24 is a connecting shaft, 25 is a planetary gear set, 26 is a carrier, 27 is a first speed / reverse brake, 28 is a forward sun gear, 29 is an intermediate cylinder , 30 is a reverse sun gear, 31 is a 2-4 speed brake, 32 is a forward planetary gear, 33 is a reverse planetary gear, 34 is an internal gear, 35 is a transmission output shaft, 3
6 is an output gear, 37 is a drive transmission shaft, 38 is a driven gear, 3
9 is an intermediate gear, 40 is a front wheel differential, 41
Is a drive axle, 42 is a final reduction gear, 43 is a one-way clutch, 44 is an opening oil chamber, 45 is an opening oil path, 46 is an engagement oil chamber, 47 is an engagement oil path, and 48 is a damper clutch. A control valve, 49 is a spool, 50 is a compression coil spring, 51 is a control oil passage, 51a and 51b are also control oil passages, 52 is a torque converter lubrication oil passage, 53 is a line pressure supply oil passage, 54 is a pressure reducing valve,
5 is a damper clutch control solenoid, 56 is an electronic control unit, 57 is a communication passage, 58 is an oil passage, 59 is an engine speed sensor, 60 is a throttle opening sensor, 61 is a brake drum speed sensor, 62 is a vehicle speed sensor, 63 is an accelerator opening sensor. Further, N _T is the turbine rotational speed, theta is the throttle opening degree, D _R is controlled duty ratio, D
_RL control duty ratio for full engagement, D _RS control duty ratio for the half-engaged, D _RK start control duty ratio, D
_RP is the shift control duty ratio, _DRF is the end control duty ratio, and _DRM is the minimum shift control duty ratio.

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 古市 曜一 東京都港区芝五丁目33番８号 三菱自動 車工業株式会社内 (72)発明者 矢野 裕三 東京都港区芝五丁目33番８号 三菱自動 車工業株式会社内 (56)参考文献 特開 昭63−9771（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−88372（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−297860（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−129167（ＪＰ，Ａ)   ────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of front page    (72) Inventor Yoichi Furuichi               Mitsubishi 33-5-8 Shiba 5-chome, Minato-ku, Tokyo               Inside the car industry (72) Inventor Yuzo Yano               Mitsubishi 33-5-8 Shiba 5-chome, Minato-ku, Tokyo               Inside the car industry                (56) References JP-A-63-9977 (JP, A)                 JP-A-63-88372 (JP, A)                 JP-A-63-297860 (JP, A)                 JP-A-3-129167 (JP, A)

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】 【請求項１】 機関と自動変速機との間に介装されたダ
ンパクラッチ付トルクコンバータの制御装置において、 上記自動変速機の変速状態を判定する変速状態判定手段
と、上 記ダンパクラッチの係合状態を制御するダンパクラッ
チ制御手段とを備え、上記自動変速機は、アップシフト時に係合される係合側
摩擦要素を含み、 上記 ダンパクラッチ制御手段は、 上記変速状態判定手段により、上記ダンパクラッチが完
全係合状態にあり且つ上記自動変速機の変速状態がパワ
ーオンアップシフトであると判定されたとき、 上記パワーオンアップシフトの変速指令から上記パワー
オンアップシフトが実際に開始されたと判断される実変
速開始までは上記ダンパクラッチを上記完全係合状態に
維持し、 上記実変速開始時点で上記ダンパクラッチがスリップ状
態とされる変速開始用係合状態とし、 上記実変速開始から上記係合側摩擦要素の係合が略完了
となる実変速の終了まで、上記ダンパクラッチの係合状
態を上記変速開始用係合状態から徐々に低下させるよ
う、上記ダンパクラッチの係合状態を制御する ことを特
徴とするダンパクラッチ付トルクコンバータの制御装
置。(1) In a control device for a torque converter with a damper clutch interposed between an engine and an automatic transmission, a shift state determination for determining a shift state of the automatic transmission. and means, and a damper clutch control means for controlling an engagement state of the upper Symbol damper clutch, the automatic transmission is engaged side to be engaged at upshift
It includes a friction element, the damper clutch control means, by the shifting state determining means, when the shifting state of the damper clutch is in the completely engaged state and the automatic transmission is determined to be power-on upshift, From the power-on upshift shift command, the power
The damper clutch is maintained in the fully engaged state until the start of the actual shift, at which it is determined that the on- up shift is actually started, and the shift start engagement in which the damper clutch is brought into the slip state at the start of the actual shift. a state, the engagement of the engagement side friction element from the actual shift start is substantially complete
Until the end of the actual gear change
State from the shift start engagement state.
A control device for a torque converter with a damper clutch, characterized by controlling an engagement state of the damper clutch.