JP3506186B2 - Hydraulic control device for lock-up 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、ロックアップ締結容量
をアプライ側圧力とリリース側圧力の差圧を制御するこ
とによって得るロックアップクラッチの油圧制御装置に
関する。 【０００２】 【従来の技術】従来、ロックアップ締結容量をアプライ
側圧力とリリース側圧力の差圧を制御することによって
得るロックアップクラッチの油圧制御装置としては、例
えば、特開平３−９６７５８号公報に記載のものが知ら
れている。 【０００３】上記従来出典には、ロックアップコントロ
ールバルブのアプライ圧制御の元圧とリリース圧制御の
元圧とを共に第２レギュレータ圧（潤滑圧）とする装置
が示されている。 【０００４】 【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来のロックアップクラッチの油圧制御装置にあっては、
ポンプ低回転時や油温が著しく上昇し、消費流量に比較
してポンプ吐出流量が不足した場合（油量収支不足状
態）、ライン圧確保のためプレッシャレギュレータバル
ブが第１レギュレータ圧（ライン圧）に対して第２レギ
ュレータ圧の接続部を絞るため、第２レギュレータ圧を
共にアプライ圧，リリース圧の元圧とする従来の油圧制
御装置では、アプライ圧も元圧を超えられないため、必
要なロックアップ容量が得られず、低速域でロックアッ
プができず、燃費改善が困難であるという問題があっ
た。 【０００５】 本発明は、上記課題に着目してなされた
もので、第１の目的とするところは、ロックアップ締結
容量をアプライ側圧力とリリース側圧力の差圧を制御す
ることによって得るロックアップクラッチの油圧制御装
置において、ロックアップ油量収支不足時にも必要なロ
ックアップ容量を確保し、低速域でロックアップを可能
にすることにより燃費改善を図ると共に、流体伝動装置
のキャビテーション防止に有利で、且つ、低μ路での急
ブレーキエンスト防止に有利なロックアップクラッチの
油圧制御装置を提供することにある。 【０００６】 【０００７】 【課題を解決するための手段】上記第１の目的を達成す
るため請求項１記載の第１の発明のロックアップクラッ
チの油圧制御装置では、図１のクレーム対応図に示すよ
うに、流体伝動装置ａのポンプインペラ側とタービンラ
ンナ側とを締結可能なロックアップクラッチｂと、前記
ロックアップクラッチｂのアプライ側圧力とリリース側
圧力を作り出すロックアップコントロールバルブｃと、
前記ロックアップコントロールバルブｃからのアプライ
側圧力とリリース側圧力との差圧を制御する信号圧を作
り出す電気的アクチュエータｄと、を備えたロックアッ
プクラッチの油圧制御装置おいて、前記ロックアップコ
ントロールバルブｃのアプライ圧制御の元圧ポートｅに
は、プレッシャレギュレータバルブｆ上流の第１レギュ
レータ圧を直接または減圧弁ｇを介して導く第１油路ｈ
が接続され、前記ロックアップコントロールバルブｃの
リリース圧制御の元圧ポートｉには、プレッシャレギュ
レータバルブｆ下流の第２レギュレータ圧を直接または
圧力の上限を制限するバルブｊを介して導く第２油路ｋ
が接続されていて、前記ロックアップコントロールバル
ブｃは、アプライ圧とリリース圧の元圧を共に減圧でき
る構成となっているバルブで、スプール移動範囲中でア
プライ圧と第１レギュレータ圧そしてリリース圧と第２
レギュレータ圧が双方とも同時に接続される領域を持つ
バルブであることを特徴とする。 【０００８】 【０００９】 【作用】第１の発明の作用を説明する。 【００１０】ポンプ低回転時や油温が著しく上昇し、消
費流量に比較してポンプ吐出流量が不足した場合（油量
収支不足状態）、ライン圧確保のためプレッシャレギュ
レータバルブｆが第１レギュレータ圧（ライン圧）に対
して第２レギュレータ圧の接続部を絞り、第１レギュレ
ータ圧に比べて第２レギュレータ圧が低下する。よっ
て、第２レギュレータ圧をアプライ圧の元圧とする従来
装置の場合には、アプライ圧とリリース圧との差圧制御
範囲の最大値が第２レギュレータ圧により規定されてし
まい、油量収支不足時には、必要なロックアップ容量を
確保できない。 【００１１】これに対し、第１の発明では、ロックアッ
プコントロールバルブｃのアプライ圧制御の元圧を、プ
レッシャレギュレータバルブｆ上流の第１レギュレータ
圧（ライン圧）としていることで、アプライ圧とリリー
ス圧との差圧の最大値が第１レギュレータ圧（>プレッ
シャレギュレータバルブｆ下流の第２レギュレータ圧）
により規定され、油量収支不足時であっても必要なロッ
クアップ容量が確保される。つまり、差圧制御範囲に対
して差圧の最大値以上にアプライ圧の元圧がないとアプ
ライ圧の元圧によりその制御範囲が限定される。 【００１２】 【００１３】ロックアップコントロールバルブｃは、ア
プライ圧とリリース圧の元圧を共に減圧できる構成とな
っているバルブで、スプール移動範囲中でアプライ圧と
第１レギュレータ圧そしてリリース圧と第２レギュレー
タ圧が双方とも同時に接続される領域を持つバルブであ
るため、同じ差圧を得るにしてもアプライ圧，リリース
圧の各々をできるだけ高い圧力にしての差圧制御ができ
る。 【００１４】よって、アプライ圧が０にならないことに
より、流体伝動装置ａ内でのキャビテーション発生防止
に有利であり、また、中間容量制御時にリリース圧が発
生していることにより、ロックアップ解放の応答性が確
保され、低μ路における急ブレーキエンスト防止に有利
である。 【００１５】 【実施例】以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明
する。 【００１６】（第１実施例）まず、構成を説明する。 【００１７】図２は本発明第１実施例のロックアップク
ラッチの油圧制御装置を示す全体システム図、図３はロ
ックアップコントロールバルブを示す図である。 【００１８】図２において、１は可変容量ポンプ、２は
ライン圧油路、３はプレッシャレギュレータバルブ、４
はパイロットバルブ、５はアプライ圧油路、６はリリー
ス圧油路、１０はリリース圧元圧油路（第２油路ｋに相
当）、１１はクーラ・潤滑系油路、１２はオイルクー
ラ、１３はパイロット圧油路、１４はトルクコンバータ
（流体伝動装置ａに相当）、１５はロックアップクラッ
チ、２０はロックアップコントロールバルブ、２１はト
ルコンレギュレータバルブ（圧力の上限を制限するバル
ブｊに相当）、２２はトルコン圧油路、２３はロックア
ップ信号圧油路、２４はロックアップソレノイド（電気
的アクチュエータｄに相当）、２５はロックアップ偏心
量フィードバック圧油路、３５はロックアップレギュレ
ータバルブ（減圧弁ｇに相当）、３６はアプライ圧元圧
油路（第１油路ｈに相当）、３７，３８はオリフィスで
ある。 【００１９】前記可変容量ポンプ１の吐出ポートは、ラ
イン圧油路２（ポンプ吐出圧油路）に接続されており、
そのライン圧油路２は、プレッシャレギュレータバルブ
３及びパイロットバルブ４に接続されている。 【００２０】前記プレッシャレギュレータバルブ３に
は、ライン圧の指令圧であるスロットルモデファイヤ圧
及びＲレンジでライン圧と接続されるＲレンジ圧が接続
されている。 【００２１】前記トルクコンバータ１４の解放側は、リ
リース圧油路６に接続されており、締結側はアプライ圧
油路５に接続されている。また、リリース圧油路６及び
アプライ圧油路５は共にロックアップコントロールバル
ブ２０に接続されている。 【００２２】前記ロックアップコントロールバルブ２０
は、リリース圧元圧油路１０，トルクコンバータレギュ
レータバルブ２１及びトルコン圧油路２２を介してプレ
ッシャレギュレータバルブ３に接続されている。また、
クーラ・潤滑系油路１１を介してオイルクーラ１２に接
続されており、その後、潤滑系に接続されている。ま
た、ロックアップ信号圧油路２３を介してロックアップ
ソレノイド２４に接続されている。このロックアップコ
ントロールバルブ２０は、図３に示すように、アプライ
側スプール２０ａとリリース側スプール２０ｂと、スリ
ーブ２０ｃと、スプリング２０ｄを有して構成されてい
る。 【００２３】前記ロックアップソレノイド２４は、パイ
ロットバルブ４からのパイロット圧油路１３に接続され
ていて、外部からのデューティ比駆動指令によりロック
アップ信号圧を作り出す。 【００２４】前記ロックアップレギュレータバルブ３５
は、ライン圧油路２に接続されており、また、アプライ
圧元圧油路３６を介してロックアップコントロールバル
ブ２０に接続されている。 【００２５】次に、作用を説明する。 【００２６】［ライン圧制御作用］プレッシャレギュレ
ータバルブ３は、スロットル開度に応じて作られるスロ
ットルモデファイヤ圧で必要なライン圧を得られるよう
制御する。プレッシャレギュレータバルブ３は、スロッ
トルモデファイヤ圧がプレッシャレギュレータプラグ３
ｂ右端に作用するスロットルモデファイヤ圧による力と
スプリング３ｃによる力に対しライン圧がプレッシャレ
ギュレータバルブスプール３ａ左端に作用するライン圧
による力が釣り合うように変位する。 【００２７】プレッシャレギュレータバルブスプール３
ａが右方に変位すると、フィードバック油路２５はライ
ン圧油路２と連通し、フィードバック油路２５の圧力は
増大し可変容量ポンプ１のコントロールピストンは下方
に押され、カムリングを下方に押し、可変容量ポンプ１
の偏心量が低下するため吐出流量が減少し、ライン圧が
低下する。逆に、プレッシャレギュレータバルブスプー
ル３ａが左方に変位すると、フィードバック油路２５の
圧力は低下し可変容量ポンプ１のコントロールピストン
はスプリングにより上方に押され、可変容量ポンプ１の
偏心量が増大するため吐出流量が増加し、ライン圧が上
昇する。 【００２８】フィードバック油路２５の圧力が可変容量
ポンプ１の偏心量が最大となる圧力まで低下してもまだ
所定のライン圧に達しない時、プレッシャレギュレータ
バルブスプール３ａはさらに左方に押され、ライン圧油
路２とトルコン圧油路２２の開口面積は減少し、トルク
コンバータ１４や潤滑に送られる流量が減少するため、
さらにライン圧を上昇させることができる。 【００２９】可変容量ポンプ１の吐出流量が必要なライ
ン圧を得るために必要な流量に対して十分余裕がある場
合、プレッシャレギュレータバルブスプール３ａはトル
コン圧油路２２をライン圧油路２に十分開口する調圧位
置で安定する。 【００３０】［ロックアップ信号圧による差圧制御］ロ
ックアップコントロールバルブ２０は、ロックアップ信
号圧に対してトルコンアプライ圧とリリース圧の差圧を
制御する。ロックアップソレノイド２４は、デューティ
比に対してロックアップ信号圧Ｐsig を出力し、デュー
ティ比が大きくなるほどアプライ圧Ｐａとリリース圧Ｐ
ｒの差圧Ｐａ−Ｐｒを増大させるように設計されてい
る。 【００３１】ロックアップコントロールバルブ２０は、
リリース圧元圧油路１０の油圧を減圧してリリース圧油
路６の油圧を制御し、また、アプライ圧元圧油路３６の
油圧を減圧してアプライ圧油路５の油圧を制御する。 【００３２】ロックアップコントロールバルブスプール
２０ａは、スプリング力とスプール２０ａの大径部と小
径部との面積差に作用するアプライ圧によって図３では
右方に押され、ロックアップコントロールバルブスプー
ル２０ｂは、ロックアップ信号圧Ｐsig がスプール右端
に及ぼす力とスプール２０ｂの大径部と小径部の面積差
にリリース圧が作用する力で左方に押されている。スプ
ール２０ａとスプール２０ｂの大径部と小径部の面積差
はほぼ同じ値Ａに設計されているため、双方のスプール
に働く力の合力は、アプライ圧Ｐａとリリース圧Ｐｒの
差圧がＡの面積に働く力とスプリング力Ｆｓとが右方に
働き、ロックアップ信号圧Ｐsig がスプール２０ｂ右端
の面積Ｂに働く力が左方に働く。 【００３３】よって、釣り合い式は、 Ａ×（Ｐａ−Ｐｒ）＋Ｆｓ＝Ｂ×Ｐsig となり、ロックアップ信号圧Ｐsig は、０からパイロッ
ト圧Ｐｐまで３方向デューティソレノイド弁構造のロッ
クアップソレノイド２４で制御できるため、差圧（Ｐａ
−Ｐｒ）は、［−Ｆｓ／Ａ］〜［Ｐｐ×（Ｂ／Ａ）−Ｆ
ｓ／Ａ］の範囲でＰsig に対して制御可能である。 【００３４】［様々な条件下での差圧制御］上記差圧の
制御範囲の最大値以上にアプライ圧に元圧があれば、Ｐ
ａとＰｒの差圧はロックアップ信号圧Ｐsig に対して決
まるが、各々の絶対圧は状況によって変化する。 【００３５】リリース圧の元圧は、第２レギュレータ圧
のため、油量収支不足時はライン圧に対して大幅に低下
する。また、油量収支不足でなくても、油路１０や油路
２２はクーラ流量及び潤滑流量といった大流量が流れて
いるため、油路１０や油路２２でも油路抵抗が影響を及
ぼし、リリース圧の元圧はライン圧に対し低下してしま
っている。一方、アプライ圧の元圧はトルクコンバータ
１４の破損を防止するためにアプライ圧元圧の上限を制
限するロックアップレギュレータバルブ３５が接続され
ているが、その設定圧をライン圧が超えない限りアプラ
イ圧の元圧はライン圧にほぼ等しい。よって、運転条件
や環境条件によってリリース圧とアプライ圧の元圧は全
く違う値をとる。 【００３６】ロッアップコントロールバルブ２０のスプ
ール２０ａ，２０ｂは、接して動くがどの位置にあって
もリリース圧Ｐｒとその元圧またはアプライ圧Ｐａとそ
の元圧のどちらか接続されるようになっており、かつ、
必ずその両方とも接続されるバルブ位置を有するように
設計されているため、アプライ圧Ｐａとリリース圧Ｐｒ
のどちらかは元圧に等しい状態で差圧を制御できるよう
になっている。 【００３７】図４にアプライ圧，リリース圧が共に十分
高い場合のデューティ比と各部油圧の関係を示す。アプ
ライ圧の元圧はロックアップレギュレータバルブ３５で
制限される圧力であり、ロックアップコントロールバル
ブ２０の差圧制御範囲の最大値に等しいとする。 【００３８】デューティ比０％でロックアップ信号圧Ｐ
sig は０である。この時は、Ｐｒ−ＰａがＦｓ／Ａと釣
り合うようにスプール２０ａ，２０ｂは右に動き、アプ
ライ圧を低下させようとすると同時にリリース圧を増大
させようとする。するとアプライ圧油路５はクーラ油路
１１に接続され、リリース圧油路６は元圧に接続され
る。この時、Ｐｒ＞Ｐａとなり、ロックアップクラッチ
１５は右方に動きロックアップが解放され、作動油の流
れはライン圧油路２からプレッシャレギュレータバルブ
３を経て油路２２→トルコンレギュレータバルブ２１→
油路１０→リリース圧油路６→トルクコンバータ１４内
をリリース室からアプライ室側→アプライ圧油路５→ク
ーラ油路１１→オイルクーラ１２の順に作動油は流れ、
一部はトルクコンバータ１４をバイパスして油路１０か
らオリフィス３７を通りクーラ油路１１に流れる。 【００３９】ロックアップコントロールバルブ２０が、
図３のII位置が最もＰｒ−Ｐａが大きくなる位置である
が、この時、Ｐｒ−Ｐａはリリース圧油路６，トルクコ
ンバータ１４，アプライ圧油路５の抵抗で決まる値以上
にはならない。アプライ圧Ｐａは油路１１，クーラ及び
後部潤滑の抵抗と、そこを流れる流量で決まる値以下に
はできない。通常、Ｆｓ／Ａは図３のII位置のＰｒ−Ｐ
ａより大きく設定され、Ｐsig ＝０では、スプール２０
ａ，２０ｂは釣り合わずにIIの位置までフルストローク
する。 【００４０】デューティ比を増大させるとロックアップ
信号圧Ｐsig が増加するが、それに伴って制御目標差圧
（Ｐａ−Ｐｒ）が大きくなり、バルブが制御状態に入
る。この時、スプール２０ａ，２０ｂは左方に動き、ア
プライ圧油路５とクーラ油路１１の開口面積を絞ってゆ
き、Ｐｒ−Ｐａが小さくなってゆく。Ｐsig が増大し、
目標Ｐａ−Ｐｒが正の値になるとさらにスプール２０
ａ，２０ｂは左方に動き、アプライ圧油路５とクーラ油
路１１は絞り切られ、次にアプライ圧油路５はアプライ
圧元圧油路３６に接続されるが、このときまだリリース
圧油路６はリリース元圧油路１０に接続されたままであ
り（図３のＩ）、リリース圧が低下しないがアプライ圧
が増大することで差圧Ｐａ−Ｐｒが大きくなってゆく。
ところが、信号圧Ｐsig がさらに増大し、Ｐａが完全に
元圧に等しくても目標差圧が得られない場合、スプール
２０ａ，２０ｂはより左方に移動し、リリース圧油路６
と元圧油路１０の開口面積を減少させると同時にドレン
ポートとシール長を低下させリリース圧を低下させて目
標差圧が得られる。完全にリリース圧油路６がドレンポ
ートに接続されると、リリース圧は０で差圧Ｐａ−Ｐｒ
はアプライ圧元圧と等しくなる。 【００４１】これをデューティ比に対する油圧で整理す
ると、図４〜図６に示すようになる。図４はアプライ圧
の元圧が目標の最大圧に等しく、リリース圧の元圧も同
じ値である場合、図５はアプライ圧の元圧は目標の最大
圧に等しいが、リリース圧の元圧も同じ値の場合、図６
はアプライ圧の元圧は最低ライン圧の場合を示す。 【００４２】アプライ圧元圧以下の差圧制御範囲ではい
かなる条件でもデューティ比に対してＰａ−Ｐｒの正の
差圧は決定する。負の差圧についてはバルブが図３のII
位置での差圧以下でデューティ比に対してＰａ−Ｐｒは
決まる。尚、図４〜図６の各図で、デューティ比＜ｄ１
ではスプール２０ａ，２０ｂは図３のIIの位置、デュー
ティ比＝ｄ２ではおよそ図３のＩの位置、デューティ比
＞ｄ３では図３のIII の位置である。 【００４３】図６のように差圧制御範囲に対して差圧の
最大値以上にアプライ圧の元圧がないとアプライ圧の元
圧によりその制御範囲が限定される。よって、アプライ
圧の元圧が必要なロックアップ伝達容量に対して低過ぎ
る場合は完全にロックアップを締結できずロックアップ
不能になる。 【００４４】これに対し、本発明の第１実施例では、ア
プライ圧の元圧を第１レギュレータ圧としているため、
油量収支不足時はクーラと潤滑系流量をプレッシャレギ
ュレータバルブ３で制限し、ライン圧を最優先するとい
ったことや、トルクコンバータ１４を経由してからクー
ラ，後部潤滑へと流れる順序は従来と同じであるが、ア
プライ圧元圧はライン圧から低下せずに供給されるた
め、大きなロックアップ容量が得られる。 【００４５】次に、効果を説明する。 【００４６】（１）ロックアップ締結容量をアプライ圧
Ｐａとリリース圧Ｐｒの差圧を制御することによって得
るロックアップクラッチの油圧制御装置において、ロッ
クアップコントロールバルブ２０のアプライ圧制御の元
圧ポートには、プレッシャレギュレータバルブ３の上流
位置からの第１レギュレータ圧（ライン圧）をロックア
ップレギュレータバルブ３５を介して導くアプライ圧元
圧油路３６が接続され、ロックアップコントロールバル
ブ２０のリリース圧制御の元圧ポートには、第２レギュ
レータ圧（潤滑圧）をトルコンレギュレータバルブ２１
を介して導くリリース圧元圧油路１０が接続されている
構成としたため、ロックアップ油量収支不足時にも必要
なロックアップ容量を確保し、低速域でロックアップを
可能にすることにより燃費改善を図ることができる。 【００４７】ちなみに、図７にはアプライ圧の元圧をラ
イン圧系とする本発明装置の場合と、アプライ圧の元圧
を潤滑圧系とする従来装置の場合との油圧比較特性図で
あり、本発明装置の場合には従来装置に比べて低回転方
向に高容量域の拡大が達成されていると共に全回転域で
全体的な容量アップが達成されることが分かる。 【００４８】（２）ロッアップコントロールバルブ２０
のスプール２０ａ，２０ｂは接して動くがどの位置にあ
ってもリリース圧Ｐｒとその元圧またはアプライ圧Ｐａ
とその元圧のどちらか接続されるようになっており、か
つ、必ずその両方とも接続されるバルブ位置を有するよ
うに設計されているため、同じ差圧を得るにしてもアプ
ライ圧Ｐａ，リリース圧Ｐｒの各々はできるだけ高い圧
力での差圧制御が可能となり、アプライ圧Ｐａが０とな
らないことによるトルクコンバータ１４内のキャビテー
ション防止に有利、且つ、中間容量制御時にリリース圧
Ｐｒが発生していることによるロックアップ解放時の応
答性確保、つまり、低μ路における急ブレーキエンスト
防止に有利である。 【００４９】（参考例） 図８は参考例のロックアップクラッチの油圧制御装置を
示す全体システム図である。 【００５０】第１実施例装置と異なる点は、ロックアッ
プコントロールバルブ２０の接続油路位置が変わったこ
とと、スプールストローク中にアプライ圧Ｐａ，リリー
ス圧Ｐｒが共に元圧と接続されない領域を設けたもので
ある。 【００５１】 この参考例の場合、デューティ比に対し
て各油圧は、図９〜図１１のように変化する。この図９
〜図１１は第１実施例の図４〜図６の条件にそれぞれ相
当する。デューティ比に対する差圧制御特性は同じだ
が、各油圧の実圧の動きは第１実施例と異なる。この場
合、やはり油量収支不足時はクーラと潤滑系流量をプレ
ッシャレギュレータバルブ３で制限し、ライン圧を最優
先するといったことや、トルクコンバータ１４を経由し
てからクーラ，後部潤滑へと流れる順序は従来と同じで
あるが、アプライ圧元圧はライン圧を低下させずに供給
されるため、大きくロックアップ容量が得られる上、ア
プライ圧Ｐａの上限はロックアップコントロールバルブ
２０のスプール面積比で決まる差圧制御特性の最大差圧
に等しくなるため、その圧力をトルクコンバータ破壊防
止の限度圧に設計することで第１実施例装置のロックア
ップレギュレータバルブ３５相当の構成を廃止できる。 【００５２】次に、効果を説明する。 【００５３】 この参考例装置では、上記第１実施例装
置の効果に下記の効果が加えられる。 【００５４】（３）アプライ圧Ｐａの上限圧をロックア
ップコントロールバルブ２０のスプール面積比で決め、
第１実施例装置のロックアップレギュレータバルブ３５
相当の構成を廃止できるため、より簡単なバルブ構成と
なり、装置コスト的に有利である。 【００５５】以上、実施例を図面により説明してきた
が、具体的な構成は実施例に限られるものではなく、本
発明の要旨を逸脱しない範囲における変更や追加等があ
っても本発明に含まれる。 【００５６】 例えば、第１実施例では、ロックアップ
コントロールバルブ２０の元圧ポートにはそれぞれレギ
ュレータバルブ２１，３５を介して油路を接続し、参考
例ではロックアップコントロールバルブ２０のリリース
圧側元圧ポートにはレギュレータバルブ２１を介して油
路を接続する例を示したが、プレッシャレギュレータバ
ルブ３の上流位置と下流位置から直接油路のみを介して
ロックアップコントロールバルブ２０の元圧ポートに接
続する例としても良い。この場合、ロックアップコント
ロールバルブに減圧機能や上限制限機能を持たせるとよ
い。 【００５７】 【発明の効果】請求項１記載の第１の発明にあっては、
ロックアップ締結容量をアプライ側圧力とリリース側圧
力の差圧を制御することによって得るロックアップクラ
ッチの油圧制御装置において、ロックアップコントロー
ルバルブのアプライ圧制御の元圧ポートには、プレッシ
ャレギュレータバルブ上流の第１レギュレータ圧を直接
または減圧弁を介して導く第１油路が接続され、ロック
アップコントロールバルブのリリース圧制御の元圧ポー
トには、プレッシャレギュレータバルブ下流の第２レギ
ュレータ圧を直接または圧力の上限を制限するバルブを
介して導く第２油路が接続されている構成としたため、
ロックアップ油量収支不足時にも必要なロックアップ容
量を確保し、低速域でロックアップを可能にすることに
より燃費改善を図ることができるという効果が得られ
る。さらに、ロックアップコントロールバルブは、アプ
ライ圧とリリース圧の元圧を共に減圧できる構成となっ
ているバルブで、スプール移動範囲中でアプライ圧と第
１レギュレータ圧そしてリリース圧と第２レギュレータ
圧が双方とも同時に接続される領域を持つバルブとした
ため、上記効果に加え、流体伝動装置のキャビテーショ
ン防止に有利で、且つ、低μ路での急ブレーキエンスト
防止に有利なロックアップクラッチの油圧制御装置を提
供することができるという効果が得られる。 【００５８】Description: BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic control device for a lock-up clutch which obtains a lock-up engagement capacity by controlling a differential pressure between an apply side pressure and a release side pressure. . 2. Description of the Related Art A conventional hydraulic control device for a lock-up clutch which obtains a lock-up engagement capacity by controlling a differential pressure between an apply side pressure and a release side pressure is disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 3-96758. Are known. [0003] The above-mentioned conventional source discloses an apparatus in which both the source pressure for applying pressure control and the source pressure for releasing pressure control of a lock-up control valve are used as a second regulator pressure (lubricating pressure). However, in the above-mentioned conventional hydraulic control device for a lock-up clutch,
When the pump is running at low speed or when the oil temperature rises significantly and the pump discharge flow rate is insufficient compared to the consumption flow rate (oil balance insufficient), the pressure regulator valve is set to the first regulator pressure (line pressure) to secure the line pressure. In the conventional hydraulic control device in which the connection portion of the second regulator pressure is narrowed, and the second regulator pressure is the source pressure of the apply pressure and the release pressure, the applied pressure cannot exceed the source pressure. There is a problem that lock-up capacity cannot be obtained, lock-up cannot be performed in a low-speed range, and it is difficult to improve fuel efficiency. The present invention has been made in view of the above problems, and a first object of the present invention is to obtain a lockup engagement capacity by controlling a differential pressure between an apply side pressure and a release side pressure. In the hydraulic control device for the clutch, the required lock-up capacity is secured even when the lock-up oil balance is insufficient, enabling the lock-up in the low-speed range to improve fuel efficiency and improve fluid transmission.
Is effective in preventing cavitation of
A lock-up clutch that is advantageous for preventing brake stalling
It is to provide a hydraulic control device . [0007] In order to achieve the first object, the lock-up clutch hydraulic control apparatus according to the first aspect of the present invention is arranged as shown in FIG. As shown, a lock-up clutch b capable of connecting a pump impeller side and a turbine runner side of a fluid transmission device a, a lock-up control valve c for generating an apply side pressure and a release side pressure of the lock-up clutch b,
An electric actuator d for generating a signal pressure for controlling a differential pressure between the apply side pressure and the release side pressure from the lock-up control valve c, the lock-up control valve comprising: The first oil passage h which guides the first regulator pressure upstream of the pressure regulator valve f directly or through the pressure reducing valve g to the source pressure port e of the apply pressure control of c.
There is connected, wherein the original pressure port i release pressure control of the lock-up control valve c, the pressure regulator
Second oil passage k which leads the second regulator pressure downstream of the regulator valve f directly or via a valve j for limiting the upper limit of the pressure
Connected to the lock-up control valve
B can reduce both the apply pressure and the release pressure.
Valve within the spool movement range.
Ply pressure and first regulator pressure and release pressure and second pressure
There is a region where both regulator pressures are connected at the same time
And wherein the valve der Rukoto. The operation of the first invention will be described. When the pump is running at low speed or when the oil temperature rises remarkably and the pump discharge flow rate is insufficient compared to the consumption flow rate (oil quantity balance shortage state), the pressure regulator valve f is set to the first regulator pressure to secure the line pressure. The connection point of the second regulator pressure is reduced with respect to (line pressure), and the second regulator pressure is lower than the first regulator pressure. Therefore, in the case of the conventional device in which the second regulator pressure is the source pressure of the apply pressure, the maximum value of the differential pressure control range between the apply pressure and the release pressure is defined by the second regulator pressure, and the oil amount balance is insufficient. Sometimes, the required lock-up capacity cannot be secured. On the other hand, in the first aspect of the present invention, the supply pressure of the lock-up control valve c is controlled to be the first regulator pressure (line pressure) upstream of the pressure regulator valve f. maximum value first regulator pressure of the differential pressure between the pressure (> plexes
( 2nd regulator pressure downstream of shear regulator valve f )
The required lock-up capacity is secured even when the oil amount balance is insufficient. In other words, if there is no source pressure of the applied pressure above the maximum value of the differential pressure with respect to the differential pressure control range, the control range is limited by the source pressure of the applied pressure. The lock-up control valve c is a valve which can reduce both the source pressure of the apply pressure and the source pressure of the release pressure. In the spool movement range, the lock-up control valve c has the apply pressure, the first regulator pressure, the release pressure and the first pressure. Since the two regulators are valves having a region where both are connected at the same time, even if the same differential pressure is obtained, the differential pressure can be controlled by setting each of the apply pressure and the release pressure as high as possible. Therefore, since the applied pressure does not become zero, it is advantageous to prevent the occurrence of cavitation in the fluid transmission device a. In addition, since the release pressure is generated during the intermediate displacement control, the lock-up release response is reduced. This is advantageous in preventing sudden braking stalling on low μ roads. Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. (First Embodiment) First, the configuration will be described. FIG. 2 is an overall system diagram showing a lock-up clutch hydraulic control device according to a first embodiment of the present invention, and FIG. 3 is a diagram showing a lock-up control valve. In FIG. 2, 1 is a variable displacement pump, 2 is a line pressure oil passage, 3 is a pressure regulator valve,
Is a pilot valve, 5 is an apply pressure oil path, 6 is a release pressure oil path, 10 is a release pressure source pressure oil path (corresponding to the second oil path k), 11 is a cooler / lubricating oil path, 12 is an oil cooler, 13 is a pilot pressure oil passage, 14 is a torque converter (corresponding to a fluid transmission device a), 15 is a lock-up clutch, 20 is a lock-up control valve, and 21 is a torque converter regulator valve (corresponds to a valve j for limiting the upper limit of pressure). , 22 is a torque converter pressure oil passage, 23 is a lock-up signal pressure oil passage, 24 is a lock-up solenoid (corresponding to the electric actuator d), 25 is a lock-up eccentricity feedback pressure oil passage, and 35 is a lock-up regulator valve (pressure reduction). Reference numeral 36 denotes an apply pressure source pressure oil passage (corresponding to the first oil passage h), and reference numerals 37 and 38 denote orifices. The discharge port of the variable displacement pump 1 is connected to a line pressure oil passage 2 (pump discharge pressure oil passage).
The line pressure oil passage 2 is connected to a pressure regulator valve 3 and a pilot valve 4. The pressure regulator valve 3 is connected to a throttle modifier pressure, which is a command pressure of the line pressure, and an R range pressure connected to the line pressure in the R range. The release side of the torque converter 14 is connected to the release pressure oil passage 6, and the fastening side is connected to the apply pressure oil passage 5. The release pressure oil passage 6 and the apply pressure oil passage 5 are both connected to a lock-up control valve 20. The lock-up control valve 20
Is connected to the pressure regulator valve 3 via a release pressure source pressure oil passage 10, a torque converter regulator valve 21 and a torque converter pressure oil passage 22. Also,
It is connected to an oil cooler 12 via a cooler / lubrication system oil passage 11, and then connected to a lubrication system. Further, it is connected to a lock-up solenoid 24 via a lock-up signal pressure oil passage 23. As shown in FIG. 3, the lock-up control valve 20 includes an apply spool 20a, a release spool 20b, a sleeve 20c, and a spring 20d. The lock-up solenoid 24 is connected to the pilot pressure oil passage 13 from the pilot valve 4 and generates a lock-up signal pressure according to a duty ratio drive command from the outside. The lock-up regulator valve 35
Is connected to the line pressure oil passage 2 and to the lock-up control valve 20 via an apply pressure source pressure oil passage 36. Next, the operation will be described. [Line Pressure Control Action] The pressure regulator valve 3 controls the required line pressure with a throttle modifier pressure generated according to the throttle opening. The pressure regulator valve 3 is a pressure regulator plug 3
b The line pressure is displaced so that the line pressure acts on the left end of the pressure regulator valve spool 3a in balance with the force exerted by the throttle modifier pressure acting on the right end and the force exerted by the spring 3c. Pressure regulator valve spool 3
When a is displaced rightward, the feedback oil passage 25 communicates with the line pressure oil passage 2, the pressure in the feedback oil passage 25 increases, the control piston of the variable displacement pump 1 is pushed downward, and the cam ring is pushed downward, Variable displacement pump 1
Is reduced, the discharge flow rate is reduced, and the line pressure is reduced. Conversely, when the pressure regulator valve spool 3a is displaced to the left, the pressure in the feedback oil passage 25 decreases and the control piston of the variable displacement pump 1 is pushed upward by a spring, and the eccentric amount of the variable displacement pump 1 increases. The discharge flow rate increases, and the line pressure increases. When the pressure in the feedback oil passage 25 has decreased to the pressure at which the eccentricity of the variable displacement pump 1 has reached the maximum, but has not yet reached the predetermined line pressure, the pressure regulator valve spool 3a is further pushed to the left, The opening areas of the line pressure oil passage 2 and the torque converter pressure oil passage 22 decrease, and the flow rate sent to the torque converter 14 and the lubrication decreases.
Further, the line pressure can be increased. When the discharge flow rate of the variable displacement pump 1 has a sufficient margin with respect to the flow rate required to obtain the required line pressure, the pressure regulator valve spool 3a connects the torque converter pressure oil passage 22 to the line pressure oil passage 2 sufficiently. Stable at the open pressure control position. [Differential pressure control by lock-up signal pressure] The lock-up control valve 20 controls the differential pressure between the torque converter apply pressure and the release pressure with respect to the lock-up signal pressure. The lock-up solenoid 24 outputs a lock-up signal pressure Psig with respect to the duty ratio. As the duty ratio increases, the apply pressure Pa and the release pressure Psig increase.
It is designed to increase the differential pressure Pa-Pr of r. The lock-up control valve 20 is
The oil pressure in the release pressure oil passage 6 is controlled by reducing the oil pressure in the release pressure oil passage 10, and the oil pressure in the apply pressure oil passage 5 is controlled by reducing the oil pressure in the apply pressure oil passage 36. The lock-up control valve spool 20a is pushed rightward in FIG. 3 by the spring force and the applied pressure acting on the area difference between the large-diameter portion and the small-diameter portion of the spool 20a. The lock-up signal pressure Psig is pushed to the left by the force exerted on the right end of the spool and the force applied by the release pressure to the area difference between the large diameter portion and the small diameter portion of the spool 20b. Since the area difference between the large-diameter portion and the small-diameter portion of the spool 20a and the spool 20b is designed to be substantially the same value A, the resultant force of the forces acting on both spools is equal to the differential pressure between the applied pressure Pa and the release pressure Pr. The force acting on the area and the spring force Fs act to the right, and the force of the lock-up signal pressure Psig acting on the area B at the right end of the spool 20b acts to the left. Therefore, the balance equation is A × (Pa−Pr) + Fs = B × Psig, and the lockup signal pressure Psig can be controlled from 0 to the pilot pressure Pp by the lockup solenoid 24 having a three-way duty solenoid valve structure. Therefore, the differential pressure (Pa
-Pr) is [-Fs / A] to [Pp × (B / A) -F
s / A]. [Differential pressure control under various conditions] If the applied pressure is equal to or more than the maximum value of the control range of the differential pressure, the applied pressure becomes P
The differential pressure between a and Pr is determined with respect to the lock-up signal pressure Psig, but each absolute pressure changes depending on the situation. Since the source pressure of the release pressure is the second regulator pressure, when the oil amount balance is insufficient, the source pressure is greatly reduced with respect to the line pressure. Even if the oil amount balance is not insufficient, the oil passage 10 and the oil passage 22 have a large flow rate such as a cooler flow rate and a lubricating flow rate. The original pressure of the pressure has decreased with respect to the line pressure. On the other hand, a lock-up regulator valve 35 for limiting the upper limit of the apply pressure source pressure is connected to the source pressure of the apply pressure in order to prevent the torque converter 14 from being damaged. The source pressure is approximately equal to the line pressure. Therefore, the source pressure of the release pressure and the source pressure of the apply pressure take completely different values depending on operating conditions and environmental conditions. The spools 20a and 20b of the lock-up control valve 20 move in contact with each other, but are connected to either the release pressure Pr and its original pressure or the apply pressure Pa and its original pressure at any position. And
Since it is designed to have a valve position where both of them are always connected, the apply pressure Pa and the release pressure Pr
In either case, the differential pressure can be controlled in a state equal to the original pressure. FIG. 4 shows the relationship between the duty ratio and the hydraulic pressure of each part when both the apply pressure and the release pressure are sufficiently high. The source pressure of the apply pressure is a pressure limited by the lock-up regulator valve 35, and is assumed to be equal to the maximum value of the differential pressure control range of the lock-up control valve 20. When the duty ratio is 0%, the lock-up signal pressure P
sig is 0. At this time, the spools 20a and 20b move to the right so that Pr-Pa is balanced with Fs / A, and try to decrease the apply pressure and simultaneously increase the release pressure. Then, the apply pressure oil passage 5 is connected to the cooler oil passage 11 and the release pressure oil passage 6 is connected to the original pressure. At this time, Pr> Pa, the lock-up clutch 15 moves to the right and the lock-up is released, and the flow of hydraulic oil flows from the line pressure oil passage 2 through the pressure regulator valve 3 to the oil passage 22 → the torque converter regulator valve 21 →
The hydraulic oil flows in the order of the oil passage 10 → the release pressure oil passage 6 → the inside of the torque converter 14 from the release chamber to the application chamber side → the apply pressure oil passage 5 → the cooler oil passage 11 → the oil cooler 12.
A part flows from the oil passage 10 to the cooler oil passage 11 through the orifice 37, bypassing the torque converter 14. When the lock-up control valve 20 is
The position II in FIG. 3 is a position where Pr-Pa is the largest, but at this time, Pr-Pa does not exceed a value determined by the resistance of the release pressure oil passage 6, the torque converter 14, and the apply pressure oil passage 5. The applied pressure Pa cannot be less than a value determined by the resistance of the oil passage 11, the cooler, and the rear lubrication and the flow rate flowing therethrough. Normally, Fs / A is Pr-P at the II position in FIG.
a, and when Psig = 0, the spool 20
a and 20b do not balance and make a full stroke to the position of II. When the duty ratio is increased, the lock-up signal pressure Psig increases. However, the control target differential pressure (Pa-Pr) increases accordingly, and the valve enters the control state. At this time, the spools 20a and 20b move to the left, narrow the opening areas of the apply pressure oil passage 5 and the cooler oil passage 11, and Pr-Pa decreases. Psig increases,
When the target Pa−Pr becomes a positive value, the spool 20 is further increased.
a and 20b move to the left, the apply pressure oil passage 5 and the cooler oil passage 11 are throttled, and then the apply pressure oil passage 5 is connected to the apply pressure source pressure oil passage 36. At this time, the release pressure is still released. The oil passage 6 remains connected to the release source pressure oil passage 10 (I in FIG. 3), but the release pressure does not decrease but the applied pressure increases, so that the differential pressure Pa-Pr increases.
However, when the signal pressure Psig further increases and the target differential pressure cannot be obtained even when Pa is completely equal to the original pressure, the spools 20a and 20b move further to the left, and the release pressure oil passage 6
In addition, the opening area of the original pressure oil passage 10 is reduced, and at the same time, the drain port and the seal length are reduced, and the release pressure is reduced, thereby obtaining the target differential pressure. When the release pressure oil passage 6 is completely connected to the drain port, the release pressure becomes 0 and the differential pressure Pa-Pr
Becomes equal to the apply pressure source pressure. When this is arranged by the hydraulic pressure with respect to the duty ratio, the results are as shown in FIGS. FIG. 4 shows that when the source pressure of the apply pressure is equal to the target maximum pressure and the source pressure of the release pressure is the same value, FIG. 5 shows that the source pressure of the apply pressure is equal to the target maximum pressure but the source pressure of the release pressure Figure 6
Shows the case where the source pressure of the apply pressure is the minimum line pressure. In the differential pressure control range equal to or lower than the apply pressure source pressure, the positive differential pressure Pa-Pr is determined with respect to the duty ratio under any conditions. For negative differential pressure, the valve is
Pa-Pr is determined with respect to the duty ratio below the differential pressure at the position. In each of FIGS. 4 to 6, the duty ratio <d1
3, the spools 20a and 20b are at the position II in FIG. 3, when the duty ratio = d2, the position is approximately I in FIG. 3, and when the duty ratio> d3, the position is III in FIG. As shown in FIG. 6, if there is no source pressure of the applied pressure above the maximum value of the differential pressure with respect to the differential pressure control range, the control range is limited by the source pressure of the applied pressure. Therefore, when the source pressure of the apply pressure is too low with respect to the required lock-up transmission capacity, lock-up cannot be completely completed, and lock-up becomes impossible. On the other hand, in the first embodiment of the present invention, since the source pressure of the apply pressure is the first regulator pressure,
When the oil balance is insufficient, the flow rate of the cooler and the lubrication system is limited by the pressure regulator valve 3 so that the line pressure is given the highest priority. Also, the order of flow through the torque converter 14 to the cooler and the rear lubrication is the same as the conventional case. However, since the apply pressure source pressure is supplied without decreasing from the line pressure, a large lock-up capacity can be obtained. Next, the effects will be described. (1) In a hydraulic control system for a lock-up clutch, in which a lock-up engagement capacity is obtained by controlling a differential pressure between an apply pressure Pa and a release pressure Pr, a lock-up control valve 20 is connected to a source pressure port for apply pressure control. Is connected to an apply pressure source pressure oil passage 36 that guides a first regulator pressure (line pressure) from a position upstream of the pressure regulator valve 3 through a lock-up regulator valve 35, and controls the release pressure control of the lock-up control valve 20. The second regulator pressure (lubricating pressure) is supplied to the torque converter regulator valve 21 at the main pressure port.
The construction is such that the release pressure source pressure oil passage 10 that is guided through is connected, so that the necessary lock-up capacity is secured even when the lock-up oil amount balance is insufficient, and the fuel efficiency is improved by enabling the lock-up in a low speed range. Can be achieved. FIG. 7 is a hydraulic characteristic comparison diagram between the case of the present invention in which the source pressure of the apply pressure is the line pressure system and the case of the conventional device in which the source pressure of the apply pressure is the lubrication pressure system. It can be seen that, in the case of the apparatus of the present invention, the expansion of the high-capacity region is achieved in the lower rotation direction as compared with the conventional apparatus, and the overall increase in capacity is achieved in the entire rotation range. (2) Loup control valve 20
The spools 20a and 20b move in contact with each other, but at any position, the release pressure Pr and its original pressure or the applied pressure Pa
And its original pressure, and it is designed to have a valve position that is always connected to both, so that even if the same differential pressure is obtained, the apply pressure Pa, the release pressure Each of the pressures Pr can be subjected to a differential pressure control at a pressure as high as possible, which is advantageous for preventing cavitation in the torque converter 14 due to the applied pressure Pa not being zero, and a release pressure Pr is generated during the intermediate displacement control. This is advantageous in ensuring responsiveness at the time of lock-up release, that is, in preventing sudden braking stalling on a low μ road. ( Reference Example ) FIG. 8 is an overall system diagram showing a hydraulic control device for a lock-up clutch according to a reference example . The first embodiment differs from the first embodiment in that the connection oil passage position of the lock-up control valve 20 has changed, and a region where neither the apply pressure Pa nor the release pressure Pr is connected to the original pressure during the spool stroke is provided. It is a thing. In the case of this reference example , each hydraulic pressure changes with respect to the duty ratio as shown in FIGS. 9 to 11. This figure 9
11 correspond to the conditions of FIGS. 4 to 6 of the first embodiment, respectively. Although the differential pressure control characteristics with respect to the duty ratio are the same, the movement of the actual pressure of each hydraulic pressure is different from that of the first embodiment. In this case, when the oil balance is insufficient, the flow rate of the cooler and the lubrication system is limited by the pressure regulator valve 3 so that the line pressure is given the highest priority, or the order of flow through the torque converter 14 to the cooler and the rear lubrication. Is the same as before, but since the apply pressure source pressure is supplied without reducing the line pressure, a large lock-up capacity is obtained, and the upper limit of the apply pressure Pa is determined by the spool area ratio of the lock-up control valve 20. Since the pressure becomes equal to the maximum differential pressure of the determined differential pressure control characteristic, by designing the pressure to be the limit pressure for preventing the torque converter from being destroyed, the configuration corresponding to the lock-up regulator valve 35 of the first embodiment can be eliminated. Next, the effects will be described. In the device of the reference example , the following effects are added to the effects of the device of the first embodiment. (3) The upper limit pressure of the apply pressure Pa is determined by the spool area ratio of the lock-up control valve 20,
Lock-up regulator valve 35 of the first embodiment
Since a considerable configuration can be omitted, a simpler valve configuration is obtained, which is advantageous in terms of apparatus cost. Although the embodiment has been described with reference to the drawings, the specific configuration is not limited to the embodiment, and any changes or additions without departing from the gist of the present invention are included in the present invention. It is. [0056] For example, in the first embodiment, each of the original pressure port of the lockup control valve 20 through a regulator valve 21, 35 connects the oil passage, the reference
In the example , the oil passage is connected to the release pressure side main pressure port of the lock-up control valve 20 via the regulator valve 21. However, from the upstream position and the downstream position of the pressure regulator valve 3 only through the oil passage directly. An example in which the lockup control valve 20 is connected to the source pressure port may be used. In this case, the lock-up control valve may have a pressure reducing function and an upper limit function. According to the first aspect of the present invention,
In a lock-up clutch hydraulic control device that obtains a lock-up engagement capacity by controlling a differential pressure between an apply-side pressure and a release-side pressure, a lock-up control valve has an apply pressure control source pressure port connected to a pressure regulator valve upstream. A first oil passage for guiding the first regulator pressure directly or via a pressure reducing valve is connected, and a second regulator pressure downstream of the pressure regulator valve is directly or pressure-connected to a release pressure control source pressure port of the lockup control valve. Because the second oil passage leading through the valve that limits the upper limit is connected,
The required lock-up capacity is ensured even when the lock-up oil balance is insufficient, and lock-up is enabled in a low-speed range, thereby achieving an effect of improving fuel efficiency. In addition, the lock-up control valve is
A configuration that can reduce both the source pressure of the lie pressure and the release pressure
Valve and apply pressure and spool pressure within the spool movement range.
1st regulator pressure and release pressure and 2nd regulator
A valve with a region where both pressures are connected simultaneously
Therefore, in addition to the above effects, cavitation
Brake stall on low-μ roads
To provide a lock-up clutch hydraulic control device that is
The effect that it can be provided is obtained. [0058]

【図面の簡単な説明】 【図１】本発明のロックアップクラッチの油圧制御装置
を示すクレーム対応図である。 【図２】第１実施例のロックアップクラッチの油圧制御
装置を示す全体システム図である。 【図３】第１実施例装置のロックアップコントロールバ
ルブの構成と差圧制御作用を示す図である。 【図４】第１実施例装置でアプライ圧の元圧が目標の最
大圧に等しくリリース圧の元圧も同じ値の場合のデュー
ティ比に対する油圧特性図である。 【図５】第１実施例装置でアプライ圧の元圧は目標の最
大圧に等しいがリリース圧の元圧がそれより低下した場
合のデューティ比に対する油圧特性図である。 【図６】第１実施例装置でアプライ圧の元圧が最低ライ
ン圧の場合のデューティ比に対する油圧特性図である。 【図７】アプライ圧の元圧をライン圧系とする効果を示
す図である。 【図８】参考例のロックアップクラッチの油圧制御装置
を示す全体システム図である。 【図９】参考例装置でアプライ圧の元圧は目標の最大圧
に等しいがリリース圧の元圧も同じ値の場合のデューテ
ィ比に対する油圧特性図である。 【図１０】参考例装置でアプライ圧の元圧は目標の最大
圧に等しいがリリース圧の元圧がそれより低下した場合
のデューティ比に対する油圧特性図である。 【図１１】参考例装置でアプライ圧の元圧が最低ライン
圧の場合のデューティ比に対する油圧特性図である。 【符号の説明】 ａ 流体伝動装置 ｂ ロックアップクラッチ ｃ ロックアップコントロールバルブ ｄ 電気的アクチュエータ ｅ 元圧ポート ｆ プレッシャレギュレータバルブ ｇ 減圧弁 ｈ 第１油路 ｉ 元圧ポート ｊ 圧力の上限を制限するバルブ ｋ 第２油路BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a diagram corresponding to claims showing a hydraulic control device for a lock-up clutch according to the present invention. FIG. 2 is an overall system diagram showing a hydraulic control device for a lock-up clutch according to a first embodiment. FIG. 3 is a diagram illustrating a configuration of a lock-up control valve and a differential pressure control action of the first embodiment. FIG. 4 is a hydraulic characteristic diagram with respect to the duty ratio when the source pressure of the apply pressure is equal to the target maximum pressure and the source pressure of the release pressure is the same value in the first embodiment. FIG. 5 is a hydraulic characteristic diagram with respect to the duty ratio when the source pressure of the apply pressure is equal to the target maximum pressure but the source pressure of the release pressure is lower than that in the first embodiment. FIG. 6 is a hydraulic characteristic diagram with respect to a duty ratio when the source pressure of the apply pressure is the minimum line pressure in the first embodiment. FIG. 7 is a diagram showing an effect of using a source pressure of an apply pressure as a line pressure system. FIG. 8 is an overall system diagram showing a lock-up clutch hydraulic control device of a reference example . FIG. 9 is a hydraulic characteristic diagram with respect to the duty ratio in the case where the source pressure of the apply pressure is equal to the target maximum pressure but the source pressure of the release pressure is the same value in the reference example apparatus. FIG. 10 is a hydraulic characteristic diagram with respect to the duty ratio when the source pressure of the apply pressure is equal to the target maximum pressure but the source pressure of the release pressure is lower than that in the reference example apparatus. FIG. 11 is a hydraulic characteristic diagram with respect to a duty ratio when the source pressure of the apply pressure is the minimum line pressure in the reference example apparatus. [Description of Signs] a Fluid transmission device b Lock-up clutch c Lock-up control valve d Electrical actuator e Main pressure port f Pressure regulator valve g Pressure reducing valve h First oil passage i Main pressure port j Valve that limits the upper limit of pressure k 2nd oilway

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】 【請求項１】 流体伝動装置のポンプインペラ側とター
ビンランナ側とを締結可能なロックアップクラッチと、 前記ロックアップクラッチのアプライ側圧力とリリース
側圧力を作り出すロックアップコントロールバルブと、 前記ロックアップコントロールバルブからのアプライ側
圧力とリリース側圧力との差圧を制御する信号圧を作り
出す電気的アクチュエータと、 を備えたロックアップクラッチの油圧制御装置おいて、 前記ロックアップコントロールバルブのアプライ圧制御
の元圧ポートには、プレッシャレギュレータバルブ上流
の第１レギュレータ圧を直接または減圧弁を介して導く
第１油路が接続され、前記ロックアップコントロールバ
ルブのリリース圧制御の元圧ポートには、プレッシャレ
ギュレータバルブ下流の第２レギュレータ圧を直接また
は圧力の上限を制限するバルブを介して導く第２油路が
接続されていて、 前記ロックアップコントロールバルブは、アプライ圧と
リリース圧の元圧を共に減圧できる構成となっているバ
ルブで、スプール移動範囲中でアプライ圧と第１レギュ
レータ圧そしてリリース圧と第２レギュレータ圧が双方
とも同時に接続される領域を持つバルブであ ることを特
徴とするロックアップクラッチの油圧制御装置。(1) A lock-up clutch capable of connecting a pump impeller side and a turbine runner side of a fluid transmission, and a lock that generates an apply-side pressure and a release-side pressure of the lock-up clutch. An up-control valve; and an electrical actuator that generates a signal pressure for controlling a differential pressure between an apply-side pressure and a release-side pressure from the lock-up control valve. A first oil passage for directing the first regulator pressure upstream of the pressure regulator valve directly or through a pressure reducing valve is connected to a source pressure port of the apply pressure control of the up control valve. Pressure source port
Kyu regulator have a second regulator pressure valve downstream directly or second oil passage for guiding through the valve for limiting the upper limit of pressure is connected to the lock-up control valve, and applied pressure
A bar that can reduce both the source pressure and the release pressure.
Lube, apply pressure and first regulation
Both the regulator pressure and the release pressure and the second regulator pressure
A hydraulic control device for a lock-up clutch, characterized in that the valve has a region that is simultaneously connected to the lock-up clutch.