JPH0155703B2 - - Google Patents

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JPH0155703B2
JPH0155703B2 JP58209711A JP20971183A JPH0155703B2 JP H0155703 B2 JPH0155703 B2 JP H0155703B2 JP 58209711 A JP58209711 A JP 58209711A JP 20971183 A JP20971183 A JP 20971183A JP H0155703 B2 JPH0155703 B2 JP H0155703B2
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JP
Japan
Prior art keywords
clutch
speed
pressure
engagement force
vehicle
Prior art date
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Expired
Application number
JP58209711A
Other languages
Japanese (ja)
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JPS60101357A (en
Inventor
Takashi Aoki
Junichi Myake
Masao Nishikawa
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Honda Motor Co Ltd
Original Assignee
Honda Motor Co Ltd
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Publication date
Application filed by Honda Motor Co Ltd filed Critical Honda Motor Co Ltd
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Priority to CA000467190A priority patent/CA1230989A/en
Priority to DE19843440847 priority patent/DE3440847A1/en
Priority to US06/669,817 priority patent/US4651593A/en
Priority to AU35309/84A priority patent/AU569590B2/en
Priority to FR848417020A priority patent/FR2554537B1/en
Priority to GB08428200A priority patent/GB2149464B/en
Publication of JPS60101357A publication Critical patent/JPS60101357A/en
Publication of JPH0155703B2 publication Critical patent/JPH0155703B2/ja
Granted legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/14—Control of torque converter lock-up clutches
    • F16H61/143—Control of torque converter lock-up clutches using electric control means

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Control Of Fluid Gearings (AREA)

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、車両用自動変速機における流体式ト
ルクコンバータや流体継手などの流体伝動装置の
直結制御装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a direct-coupling control device for a fluid transmission device such as a fluid torque converter or fluid coupling in a vehicle automatic transmission.

流体伝動装置としての流体式トルクコンバータ
のトルク増幅機能を殆ど期待することができなく
なつたときに、トルクコンバータの入、出力部材
を機械的に直結して動力の伝動効率向上を図るよ
うにした、いわゆる直結クラツチ機構が従来から
よく知られており、これは動力性能向上、燃費低
減および静粛性確保の観点から好ましい効果を得
ることができるので、可能な限り低速から作動さ
せるようにすることが望ましい。ところが、エン
ジンの回転速度も低くなる低速運転域でトルクコ
ンバータを直結すれば、エンジンのトルク変動が
大きいために、振動および騒音を生じ易いという
欠点がある。 When the torque amplification function of a hydraulic torque converter as a fluid transmission device could no longer be expected, the input and output components of the torque converter were directly connected mechanically to improve power transmission efficiency. The so-called direct-coupling clutch mechanism has been well known for a long time, and since it can obtain favorable effects from the viewpoints of improving power performance, reducing fuel consumption, and ensuring quietness, it is recommended to operate it from the lowest possible speed. desirable. However, if the torque converter is directly connected in a low-speed operating range where the engine rotational speed is also low, there is a drawback that vibration and noise are likely to occur due to large engine torque fluctuations.

そこで本出願人は先に、こうした低速域ではト
ルクコンバータを完全に直結するのではなく、ト
ルク変動のピーク値に対しては直結機構に滑りを
行なわせるように、該直結機構の容量を定めて上
記問題を解決すべく、たとえば直結機構の係合力
を車速に比例して制御したり、あるいはスロツト
ル開度に比例して強めたりする方案を提案してい
る。ところが、その方案に従つて実際のシステム
を構成すると、直結機構の係合力を決定する因子
が他にもあり、これらのばらつき幅を見極めた上
でなお、トルクコンバータの完全な直結が起きな
いように係合力を制御しようとすると、係合力の
中央値をかなり弱く設定せざるを得ない。したが
つて、燃費低減、動力性能向上および静粛性の確
保のいずれもが充分に得られず、それらの目的を
極限追求したものとはならなかつた。これらの他
の因子としては、たとえばエアコンデイシヨナが
作動した場合にはスロツトル開度がその分だけ大
きくなつて係合力が強まつてしまうとか、直結機
構の作動圧が温度の影響を受け低温時には高く高
温時には低くなるといつた使用条件の差とか、あ
るいは直結機構が摩擦クラツチであるときにその
摩擦係数が初期にはいく分高く、当りがつくにつ
れて漸減するといつた経時変化等が挙げられる。 Therefore, the applicant first determined the capacity of the direct coupling mechanism so that the torque converter would not be completely directly coupled in such a low speed range, but would allow the direct coupling mechanism to slip in response to the peak value of torque fluctuation. In order to solve the above problem, proposals have been made to, for example, control the engagement force of the direct coupling mechanism in proportion to the vehicle speed, or increase it in proportion to the throttle opening. However, when an actual system is configured according to that plan, there are other factors that determine the engagement force of the direct coupling mechanism, and after determining the range of variation in these factors, it is necessary to prevent complete direct coupling of the torque converter. If an attempt is made to control the engagement force, the median value of the engagement force must be set quite weakly. Therefore, it was not possible to sufficiently reduce fuel consumption, improve power performance, and ensure quietness, and these objectives were not pursued to the utmost. These other factors include, for example, when the air conditioner operates, the throttle opening increases accordingly, increasing the engagement force, and the operating pressure of the direct coupling mechanism is affected by the temperature, resulting in low temperatures. Differences in usage conditions, such as the coefficient of friction being high at times and decreasing at high temperatures, or changes over time, such as when the direct coupling mechanism is a friction clutch, the coefficient of friction is somewhat high at the beginning and gradually decreases as it becomes more comfortable.

上記各問題のいずれもが、係合力を単に作動圧
の函数としてのみとらえ、作動圧の制御だけを行
なつている点に起因しており、直結機構のスリツ
プ率を検知して、これを適正な値に制御すること
で解決し得るものである。このスリツプ率を検知
してフイードバツク制御する例としては、米国特
許3696896号や同3966032号にその概念が開示され
てはいる。これらは原理的には充分正しかろう
が、温度による圧油の粘性変化には対処できない
し、さらに振動が生じなくなつた高速走行時にも
一定のスリツプ率を残しているのは直結機構の寿
命の点でも好ましくない。ただしこれらの先行技
術はアナログ制御なので、良好な運転フイーリン
グを得られるものと思われる。 All of the above problems are caused by the fact that the engagement force is simply considered as a function of the operating pressure and only the operating pressure is controlled.The slip rate of the direct coupling mechanism is detected and this is adjusted appropriately. This can be solved by controlling the value to a certain value. As an example of detecting this slip rate and performing feedback control, the concept is disclosed in US Pat. No. 3,696,896 and US Pat. No. 3,966,032. These may be correct in principle, but they cannot deal with changes in the viscosity of pressure oil due to temperature, and the reason why a constant slip rate remains even during high-speed running when vibrations no longer occur is because of the lifetime of the direct coupling mechanism. This is also not desirable. However, since these prior art technologies are based on analog control, it is thought that a good driving feeling can be obtained.

本発明はそのような事情に鑑みてなされたもの
であり、直結機構のスリツプ率すなわち流体伝動
装置の入出力部材の回転速度比より直結機構の現
実のスリツプ状態を精度良く的確に判定すると共
に、車速の高低をも制御因子に加えて、上記判定
結果に基づき作動圧制御手段の出力圧を強弱二段
階に的確に切換制御できるようにし、これにより
振動の問題を回避しつつ、可及的に高い係合力で
入、出力部材間の伝動を効率よく行なえるように
した、車両用自動変速機における流体伝動装置の
直結制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of such circumstances, and it is possible to accurately determine the actual slip state of a direct coupling mechanism from the slip ratio of the direct coupling mechanism, that is, the rotational speed ratio of the input and output members of the fluid transmission device, and to In addition to the vehicle speed as a control factor, the output pressure of the operating pressure control means can be accurately switched between two levels of strong and weak based on the above judgment results, thereby avoiding vibration problems and reducing vibration as much as possible. An object of the present invention is to provide a direct-coupling control device for a fluid transmission device in an automatic transmission for a vehicle, which can efficiently transmit power between input and output members with a high engagement force.

そして上記目的を達成するために本発明によれ
ば、入力部材および出力部材を有する流体伝送装
置と；油圧作動部を有し前記入、出力部材間を機
械的に直結し得る直結機構と；圧力源および前記
油圧作動部間に介装され前記油圧作動部の作動圧
を制御する作動圧制御手段と；を含む車両用自動
変速機における流体伝動装置の直結制御装置にお
いて、前記作動圧制御手段は前記直結機構の係合
力を少なくとも強弱２段階に切換え得る切換手段
を有し、その切換手段の切換動作を制御する制御
手段は、車速が第１設定値より低い場合には前記
入力部材に対する出力部材の回転速度比の如何に
関係なく、また車速が前記第１設定値とそれより
も高い第２設定値との間にある場合には前記回転
速度比が所定値を超えた時にそれぞれ弱い係合力
を選択するための制御信号を前記切換手段に与え
ると共に、車速が前記第２設定値を越えた場合に
は前記回転速度比の如何に関係なく強い係合力を
選択するための制御信号を前記切換手段に与える
ように構成される。 In order to achieve the above object, the present invention provides a fluid transmission device having an input member and an output member; a direct connection mechanism having a hydraulic actuating portion and capable of mechanically directly connecting the input and output members; A direct-coupled control device for a fluid transmission device in an automatic transmission for a vehicle, comprising: a working pressure control means interposed between a power source and the hydraulic actuating part to control the working pressure of the hydraulic actuating part; The control means includes a switching means capable of switching the engagement force of the direct coupling mechanism into at least two levels of strength and weakness, and the control means for controlling the switching operation of the switching means controls the output member relative to the input member when the vehicle speed is lower than a first set value. Regardless of the rotational speed ratio of A control signal for selecting a strong engagement force is applied to the switching means, and when the vehicle speed exceeds the second set value, the control signal for selecting a strong engagement force is switched to the switching means regardless of the rotational speed ratio. Configured to feed the vehicle.

以下、図面により本発明の実施例について説明
すると、先ず本発明を適用する前進４段、後進１
段の自動車用自動変速機の概要を示す第１図にお
いて、エンジンＥの出力は、そのクランク軸１か
ら流体伝動装置としてのトルクコンバータＴ、補
助変速機Ｍ、差動装置Dfを順次経て、駆動車輪
Ｗ，W′に伝達され、これらを駆動する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. First, four forward speeds and one reverse speed to which the present invention is applied.
In FIG. 1, which shows an overview of an automatic transmission for a vehicle with 2-speed transmission, the output of an engine E is transmitted from its crankshaft 1 through a torque converter T as a fluid transmission device, an auxiliary transmission M, and a differential device Df in order. It is transmitted to the wheels W, W' and drives them.

トルクコンバータＴは、クランク軸１に連結し
たポンプ翼車２と、補助変速機Ｍの入力軸５に連
結したタービン翼車３と、入力軸５上に相対回転
自在に支承されたステータ軸４ａに一方向クラツ
チ７を介して連結したステータ翼車４とより構成
される。クランク軸１からポンプ翼車２に伝達さ
れるトルクは流体力学的にタービン翼車３に伝達
され、この間にトルクの増幅作用が行われると、
公知のように、ステータ翼車４がその反力を負担
する。 The torque converter T includes a pump impeller 2 connected to a crankshaft 1, a turbine impeller 3 connected to an input shaft 5 of an auxiliary transmission M, and a stator shaft 4a supported on the input shaft 5 so as to be relatively rotatable. It is composed of a stator wheel 4 connected via a one-way clutch 7. The torque transmitted from the crankshaft 1 to the pump impeller 2 is hydrodynamically transmitted to the turbine impeller 3, and during this time, when the torque is amplified,
As is known, the stator wheel 4 bears the reaction force.

ポンプ翼車２の右端には、第２図の油圧ポンプ
Ｐを駆動するポンプ駆動歯車８が設けられ、また
ステータ軸４ａの右端には第２図のレギユレータ
弁Vrを制御するステータアーム４ｂが固設され
る。 A pump drive gear 8 for driving the hydraulic pump P shown in FIG. 2 is provided at the right end of the pump impeller 2, and a stator arm 4b for controlling the regulator valve Vr shown in FIG. 2 is fixed at the right end of the stator shaft 4a. will be established.

ポンプ翼車２とタービン翼車３との間には、こ
れらを機械的に結合し得る直結機構としてローラ
形式の直結クラツチCdが設けられる。これを第
２図及び第３図により詳細に説明すると、ポンプ
翼車２の内周壁２ａには、内周に駆動円錐面９を
もつた環状の駆動部材１０がスプライン嵌合され
る。また、タービン翼車３の内周壁３ａには、外
周に前記駆動円錐面９と平行に対面する被動円錐
面１１をもつた被動部材１２が軸方向摺動自在に
スプライン嵌合される。この被動部材１２の一端
にはピストン１３が一体に形成されており、この
ピストン１３はタービン翼車３の内周壁３ａに設
けた油圧シリンダ１４に摺合され、該シリンダ１
４の内圧とトルクコンバータＴの内圧を左右両端
面に同時に受けるようになつている。 A roller-type direct coupling clutch Cd is provided between the pump impeller 2 and the turbine impeller 3 as a direct coupling mechanism capable of mechanically coupling them. To explain this in detail with reference to FIGS. 2 and 3, an annular drive member 10 having a drive conical surface 9 on the inner circumference is spline-fitted to the inner peripheral wall 2a of the pump impeller 2. Further, a driven member 12 having a driven conical surface 11 facing parallel to the driving conical surface 9 on its outer periphery is spline-fitted to the inner circumferential wall 3a of the turbine impeller 3 so as to be slidable in the axial direction. A piston 13 is integrally formed at one end of this driven member 12, and this piston 13 is slidably engaged with a hydraulic cylinder 14 provided on the inner circumferential wall 3a of the turbine wheel 3.
4 and the internal pressure of the torque converter T are simultaneously received on both left and right end surfaces.

駆動及び被動円錐面９，１１間には円柱状のク
ラツチローラ１５が介装され、このクラツチロー
ラ１５は、第３図に示すように、その中心軸線ｏ
が両円錐面９，１１間の中央を通る仮想円錐面Ic
（第２図）の母線ｇに対し一定角度θ傾斜するよ
うに、環状のリテーナ１６により保持される。 A cylindrical clutch roller 15 is interposed between the driving and driven conical surfaces 9 and 11, and as shown in FIG.
is a virtual conical surface Ic passing through the center between both conical surfaces 9 and 11
It is held by an annular retainer 16 so as to be inclined at a constant angle θ with respect to the generatrix g (FIG. 2).

したがつて、トルクコンバータＴのトルク増幅
機能が不必要となつた段階で、トルクコンバータ
Ｔの内圧より高い油圧を油圧シリンダ１４内に導
入すると、ピストン１３即ち被動部材１２が駆動
部材１０に向つて押動される。これによりクラツ
チローラ１５は両円錐面９，１１に圧接される。
このときエンジンＥの出力トルクにより駆動部材
１０が被動部材１２に対して第３図でＸ方向に回
転されると、これに伴いクラツチローラ１５が自
転するが、このクラツチローラ１５は、その中心
軸線ｏが前述のように傾斜しているので、その自
転により両部材１０，１２にこれらを互いに接近
させるような相対的軸方向変位を与える。その結
果、クラツチローラ１５は両円錐面９，１１間に
喰込み、両部材１０，１２間、即ちポンプ翼車２
及びタービン翼車３間に機械的に結合する。直結
クラツチCdのこのような作動時でも、その結合
力を超えてエンジンＥの出力トルクが両翼車２，
３間に加わつた場合には、クラツチロヲラ１５は
各円錐面９，１１に対して滑りを生じ、上記トル
クは二分割されて、一部のトルクは直結クラツチ
Cdを介して機械的に、残りのトルクは両翼車２，
３を介して流体力学的に伝達することになり、前
者のトルクと後者のトルクとの比がクラツチロー
ラ１５の滑り度合により変化する可変動力分割系
が形成される。 Therefore, when a hydraulic pressure higher than the internal pressure of the torque converter T is introduced into the hydraulic cylinder 14 at a stage when the torque amplifying function of the torque converter T is no longer necessary, the piston 13, that is, the driven member 12, moves toward the drive member 10. being pushed. As a result, the clutch roller 15 is pressed against both conical surfaces 9 and 11.
At this time, when the drive member 10 is rotated in the X direction in FIG. 3 with respect to the driven member 12 by the output torque of the engine E, the clutch roller 15 rotates. Since o is inclined as described above, its rotation gives relative axial displacement to both members 10 and 12, which causes them to approach each other. As a result, the clutch roller 15 bites between both the conical surfaces 9 and 11, and between the two members 10 and 12, that is, the pump impeller 2
and the turbine wheel 3. Even when the direct coupling clutch Cd is operated in this way, the output torque of the engine E exceeds the coupling force and the output torque of the two-winged vehicle 2,
3, the clutch roller 15 slips on each conical surface 9, 11, and the torque is divided into two, with some torque being transferred to the direct coupling clutch.
Mechanically through Cd, the remaining torque is applied to both wheels 2,
A variable power split system is formed in which the ratio of the former torque to the latter torque changes depending on the degree of slippage of the clutch roller 15.

直結クラツチCdの作動状態において、トルク
コンバータＴに逆負荷が加われば、被動部材１２
の回転速度が駆動部材１０の回転速度よりも大き
くなるので、相対的には駆動部材１０が被板部材
１２に対してＹ方向に回転し、これに伴いクラツ
チローラ１５は先刻とは反対方向に自転して、両
部材１０，１２にこれらを互いに離間させるよう
な相対的な軸方向変位を与える。その結果、クラ
ツチローラ１５は両円錐面９，１１間への喰込み
から解除され、空転状態となる。したがつて、タ
ービン翼車３からポンプ翼車２への逆負荷の伝達
は流体力学的にのみ行われる。 If a reverse load is applied to the torque converter T while the direct coupling clutch Cd is in operation, the driven member 12
Since the rotational speed of the driving member 10 becomes larger than that of the driving member 10, the driving member 10 relatively rotates in the Y direction with respect to the plated member 12, and the clutch roller 15 rotates in the opposite direction to the previous direction. It rotates and applies a relative axial displacement to both members 10 and 12 that causes them to separate from each other. As a result, the clutch roller 15 is released from being wedged between the conical surfaces 9 and 11, and enters an idling state. The transfer of the reverse load from the turbine wheel 3 to the pump wheel 2 therefore takes place only hydrodynamically.

油圧シリンダ１４の油圧を解除すれば、ピスト
ン１３はトルクコンバータＴの内圧を受けて当初
の位置に後退するので、直結クラツチCdは不作
動状態となる。 When the hydraulic pressure of the hydraulic cylinder 14 is released, the piston 13 receives the internal pressure of the torque converter T and retreats to its original position, so that the direct coupling clutch Cd becomes inactive.

再び第１図において、補助変速機Ｍの相互に平
行な入、出力軸５，６間には、第１速歯車列G1、
第２速歯車列G2、第３速歯車列G3、第４速歯車
列G4、および後進歯車列Grが並列に設けられる。
第１速歯車列G1は、第１速クラツチC1を介して
入力軸５に連結される駆動歯車１７と、該歯車１
７に噛合し出力軸６に一方向クラツチCoを介し
て連結可能な被動歯車１８とから成る。第２速歯
車列G2は、入力軸５に第２速クラツチC2を介し
て連結可能な駆動歯車１９と、出力軸６に固設さ
れ上記歯車１９と噛合する被動歯車２０とから成
る。第３速歯車列G3は、入力軸５に固設した駆
動歯車２１と、出力軸６に第３速クラツチC3を
介して連結され上記歯車２１と噛合可能な被動歯
車２２とから成る。また第４速歯車列G4は、第
４速クラツチC4を介して入力軸５に連結された
駆動歯車２３と、切換クラツチCsを介して出力
軸６に連結され上記歯車２３に噛合する被動歯車
２４とから成る。さらに後進歯車列Grは、第４
速歯車列G4の駆動歯車２３と一体的に設けられ
た駆動歯車２５と、出力軸６に前記切換クラツチ
Csを介して連結される被動歯車２７と両歯車２
５，２７に噛合するアイドル歯車２６とから成
る。前記切換クラツチCsは、被動歯車２４，２
７の中間に設けられ、該クラツチCsのセレクタ
スリーブＳを図で左方の前進位置または右方の後
進位置にシフトすることにより、被動歯車２４，
２７を出力軸６に選択的に連結することができ
る。一方向クラツチCoは、エンジンＥからの駆
動トルクのみを伝達し、反対方向のトルクは伝達
しない。 Referring again to FIG. 1, a first speed gear train G 1 ,
A second speed gear train G 2 , a third speed gear train G 3 , a fourth speed gear train G 4 , and a reverse gear train Gr are provided in parallel.
The first gear train G 1 includes a drive gear 17 connected to the input shaft 5 via a first gear clutch C 1 , and a drive gear 17 connected to the input shaft 5 via a first gear clutch C 1 .
7 and a driven gear 18 that can be connected to the output shaft 6 via a one-way clutch Co. The second speed gear train G 2 consists of a driving gear 19 connectable to the input shaft 5 via a second speed clutch C 2 and a driven gear 20 fixed to the output shaft 6 and meshing with the gear 19. The third speed gear train G 3 consists of a driving gear 21 fixed to the input shaft 5 and a driven gear 22 connected to the output shaft 6 via a third speed clutch C 3 and capable of meshing with the gear 21. The fourth speed gear train G4 also includes a driving gear 23 connected to the input shaft 5 via a fourth speed clutch C4, and a driven gear connected to the output shaft 6 via a switching clutch Cs and meshing with the gear 23. It consists of a gear 24. Furthermore, the reverse gear train Gr is the fourth
A drive gear 25 is provided integrally with the drive gear 23 of the speed gear train G4 , and the switching clutch is connected to the output shaft 6.
Driven gear 27 and both gears 2 connected via Cs
5 and 27, and an idle gear 26 meshing with gears 5 and 27. The switching clutch Cs is connected to the driven gears 24, 2.
By shifting the selector sleeve S of the clutch Cs to the forward position on the left or the reverse position on the right in the figure, the driven gears 24,
27 can be selectively coupled to the output shaft 6. One-way clutch Co only transmits drive torque from engine E, and does not transmit torque in the opposite direction.

而して、セレクタスリーブＳが図示のように前
進位置に保持されているとき、第１速クラツチ
C1のみを接続すれば、駆動歯車１７が入力軸５
に連結されて第１速歯車列G1が確立し、この歯
車列G1を介して入力軸５から出力軸６にトルク
が伝達される。次に第１速クラツチC1を接続し
たままで、第２速クラツチC2を接続すれば、駆
動歯車１９が入力軸５に連結されて第２速歯車列
G2が確立し、この歯車列G2を介して入力軸５か
ら出力軸６にトルクが伝達される。この際、第１
速クラツチC1も係合されているが、一方向クラ
ツチCoの働きによつて第１速とはならず第２速
になり、これは第３速、第４速のときも同様であ
る。第２速クラツチC2を解除して第３速クラツ
チC3を接続すれば、被動歯車２２が出力軸６に
連結されて第３速歯車列G3が確立され、また第
３速クラツチC3を解除して第４速クラツチC4を
接続すれば、駆動歯車２３が入力軸５に連結され
て第４速歯車列G4が確立する。さらに切換クラ
ツチCsのセレクタスリーブＳを右動して、第４
速クラツチC4のみを接続すれば、駆動歯車２５
が入力軸５に連結され、被動歯車２７が出力軸６
に連結されて後進歯車列Grが確立し、この歯車
列Grを介して入力軸５出力軸６に後進トルクが
伝達される。 Therefore, when the selector sleeve S is held in the forward position as shown in the figure, the first gear clutch is
If only C 1 is connected, the drive gear 17 will be connected to the input shaft 5.
A first speed gear train G 1 is established, and torque is transmitted from the input shaft 5 to the output shaft 6 via this gear train G 1 . Next, if the second speed clutch C2 is connected while the first speed clutch C1 is connected, the drive gear 19 is connected to the input shaft 5 and the second speed gear train is connected.
G2 is established, and torque is transmitted from the input shaft 5 to the output shaft 6 via this gear train G2 . At this time, the first
The speed clutch C1 is also engaged, but due to the action of the one-way clutch Co, the gear is not in the first gear but in the second gear, and the same is true for the third and fourth gears. When the second speed clutch C2 is released and the third speed clutch C3 is connected, the driven gear 22 is connected to the output shaft 6 to establish the third speed gear train G3 , and the third speed clutch C3 is connected. When the fourth speed clutch C4 is released and the fourth speed clutch C4 is connected, the drive gear 23 is connected to the input shaft 5 and the fourth speed gear train G4 is established. Furthermore, move the selector sleeve S of the switching clutch Cs to the right, and
If only speed clutch C 4 is connected, drive gear 25
is connected to the input shaft 5, and the driven gear 27 is connected to the output shaft 6.
A reverse gear train Gr is established, and reverse torque is transmitted to the input shaft 5 and the output shaft 6 via this gear train Gr.

出力軸６に伝達されたトルクは、該軸６の端部
に設けた出力歯車２８から差動装置Dfの大径歯
車DGに伝達される。 The torque transmitted to the output shaft 6 is transmitted from the output gear 28 provided at the end of the shaft 6 to the large diameter gear D G of the differential device Df.

第２図において油圧ポンプＰは、油タンクＲか
ら油を吸い上げて作動油路２９に圧送する。この
圧油はレギユレータ弁Vrにより所定圧力に調圧
された後、手動切換弁としてのマニユアル弁Vm
へ送られる。この油圧をライン圧Plという。 In FIG. 2, a hydraulic pump P sucks up oil from an oil tank R and pumps it into a hydraulic oil passage 29. After this pressure oil is regulated to a predetermined pressure by the regulator valve Vr, the manual valve Vm as a manual switching valve
sent to. This oil pressure is called line pressure Pl.

レギユレータ弁Vrにより調圧された圧油の一
部は絞り３３を有する入口油路３４を経てトルク
コンバータＴ内に導かれて、キヤビテーシヨンを
防止するようにその内部を加圧する。トルクコン
バータＴの出口油路３５には保圧弁３６が設けら
れ、この保圧弁３６を通過した油はオイルクーラ
３７を経て油タンクＲに戻る。 A part of the pressure oil whose pressure is regulated by the regulator valve Vr is guided into the torque converter T through an inlet oil passage 34 having a throttle 33, and pressurizes the inside thereof to prevent cavitation. A pressure holding valve 36 is provided at the outlet oil passage 35 of the torque converter T, and the oil that has passed through the pressure holding valve 36 returns to the oil tank R via an oil cooler 37.

作動油路２９はスロツトル弁Vtおよびガバナ
弁Vgに接続される。スロツトル弁Vtはスロツト
ルペダル（図示せず）の踏込み量に応じて制御さ
れ、エンジンＥのスロツトル開度に応じた指標、
すなわちエンジンＥの出力を代表する指標として
スロツトル弁Ptをパイロツト油路４８に出力す
る。またはガバナ弁Vgは、補助変速機Ｍの出力
軸６または差動装置Dfの大径歯車DG等で駆動さ
れ、車速に比例した油圧、すなわちガバナ圧Pg
をパイロツト油路４９に出力する。 Hydraulic oil passage 29 is connected to throttle valve Vt and governor valve Vg. The throttle valve Vt is controlled according to the amount of depression of the throttle pedal (not shown), and is an index according to the throttle opening of the engine E.
That is, the throttle valve Pt is outputted to the pilot oil passage 48 as an index representative of the output of the engine E. Alternatively, the governor valve Vg is driven by the output shaft 6 of the auxiliary transmission M or the large diameter gear D G of the differential device Df, etc., and the governor valve Vg is a hydraulic pressure proportional to the vehicle speed, that is, the governor pressure Pg.
is output to the pilot oil passage 49.

マニユアル弁Vmは作動油路２９から分岐した
油路３９と油路４０との間に介装され、中立位
置、ドライブ位置および後進位置などのシフト位
置を備え、ドライブ位置にあるときに油路３９，
４０を連通させる。油路４０から分岐した油路４
１は第１速クラツチC1の油圧作動部に接続され
ており、したがつてマニユアル弁Vmがドライブ
位置にあるときに第１速クラツチC1は常に係合
している。油路４０の油圧は、第１速クラツチ
C1に供給されるとともに、１−２シフト弁1、２
−３シフト弁V2、３−４シフト弁V3の切換動作
に応じて第２速クラツチC2、第３速クラツチC3
および第４速クラツチC4の各油圧作動部に切換
えて供給される。 The manual valve Vm is interposed between an oil passage 39 branched from the hydraulic oil passage 29 and an oil passage 40, and has shift positions such as a neutral position, a drive position, and a reverse position, and when in the drive position, the oil passage 39 ，
Connect 40. Oil passage 4 branched from oil passage 40
1 is connected to the hydraulic actuation of the first gear clutch C1 , so that the first gear clutch C1 is always engaged when the manual valve Vm is in the drive position. The oil pressure in the oil passage 40 is from the first gear clutch.
C 1 and 1-2 shift valves 1 and 2
2nd speed clutch C 2 and 3rd speed clutch C 3 according to the switching operations of -3 shift valve V 2 and 3-4 shift valve V 3
The hydraulic pressure is switched and supplied to each hydraulic operating part of the fourth speed clutch C4 .

これらのシフト弁V1〜V3は、その両端にスロ
ツトル圧Ptおよびガバナ圧Pgを作用されており、
車速の増大すなわちガバナ圧Pgの増大に応じて、
左側の第１切換位置から右側の第２切換位置へと
切換動作する。すなわち１−２シフト弁V1は、
油路４０と絞り４３を有する油路４２との間に介
装されており、車速が低い状態では両油路４０，
４２間を遮断する第１切換位置にある。したがつ
てこの状態では第１速クラツチC1のみが係合し、
第１速の速度比が確立する。 These shift valves V 1 to V 3 have throttle pressure Pt and governor pressure Pg applied to both ends thereof.
As the vehicle speed increases, that is, the governor pressure Pg increases,
A switching operation is performed from the first switching position on the left side to the second switching position on the right side. In other words, the 1-2 shift valve V 1 is
It is interposed between the oil passage 40 and an oil passage 42 having a throttle 43, and when the vehicle speed is low, both oil passages 40,
It is in the first switching position that cuts off between 42 and 42. Therefore, in this state, only the first gear clutch C1 is engaged,
The first gear speed ratio is established.

車速が上昇すると、１−２シフト弁V1は右側
の第２切換位置に切換わり、油路４０，４２が連
通される。このとき、２−３シフト弁V2は図示
の第１切換位置にあり、油路４２は第２速クラツ
チC2の油圧作動部に通じる油路４４に連通され
る。そのため、第１速クラツチC1および第２速
クラツチC2が係合するが、一方向クラツチCo（第
１図参照）の働きにより、第２速の歯車列G2の
みが確立し、第２速の速度比となる。 When the vehicle speed increases, the 1-2 shift valve V1 is switched to the second switching position on the right side, and the oil passages 40 and 42 are communicated with each other. At this time, the 2-3 shift valve V2 is in the first switching position shown, and the oil passage 42 is communicated with the oil passage 44 leading to the hydraulically actuated portion of the second speed clutch C2 . Therefore, the first speed clutch C 1 and the second speed clutch C 2 are engaged, but due to the action of the one-way clutch Co (see Figure 1), only the second speed gear train G 2 is established, and the second speed clutch C 1 and the second speed clutch C 2 are engaged. It becomes the speed ratio of speed.

２−３シフト弁V2において、車速がさらに上
昇すると、右側の第２切換位置に切換わり、油路
４２が油路４５に連通される。この際、３−４シ
フト弁V3は図示のように左側の第１切換位置に
あり、油路４５は第３速クラツチC3の油圧作動
部に通じる油路４６に連通される。したがつて第
３速クラツチC3が係合し、第３速の速度比が確
立する。 When the vehicle speed further increases, the 2-3 shift valve V2 switches to the second switching position on the right side, and the oil passage 42 is communicated with the oil passage 45. At this time, the 3-4 shift valve V3 is in the first switching position on the left side as shown in the figure, and the oil passage 45 is communicated with an oil passage 46 leading to the hydraulic operating section of the third speed clutch C3 . Therefore, the third gear clutch C3 is engaged and the third gear speed ratio is established.

車速がさらに上昇すると、３−４シフト弁V3
は右側の第２切換位置に切換わり、油路４５は、
第４速クラツチC4の油圧作動部に通じる油路４
７に連通される。したがつて第４速の速度比が確
立する。 When the vehicle speed increases further, the 3-4 shift valve V 3
is switched to the second switching position on the right side, and the oil passage 45 is
Oil passage 4 leading to the hydraulic operating part of the 4th speed clutch C 4
7. Therefore, the speed ratio of the fourth speed is established.

さて、直結クラツチCdの作動圧を制御する作
動圧制御手段Dcの構成を第２図により続けて説
明すると、この作動圧制御手段Dcは、タイミン
グ弁５０と、モジユレート弁６０と、アイドルリ
リース弁７０と、作動圧を強弱２段階に切換える
ための切換手段８０とを有し、切換手段８０の作
動は制御手段１００によつて制御される。 Now, the configuration of the working pressure control means Dc that controls the working pressure of the direct coupling clutch Cd will be explained with reference to FIG. and a switching means 80 for switching the operating pressure into two levels, strong and weak, and the operation of the switching means 80 is controlled by a control means 100.

タイミング弁５０は、変速時に直結クラツチ
Cdの直結すなわちトルクコンバータＴのロツク
アツプを解除するための弁であり、右方の第１切
換位置と左方の第２切換位置との間を移動するス
プール弁体５１と、この弁体５１の左端面が臨む
第１パイロツト油圧室５２と弁体５１の右端面が
臨む第２パイロツト油圧室５３ａと、弁体５１の
右側に臨んだ段部５１ａが臨む第３パイロツト油
圧室５３ｂと、弁体５１を右側に押圧するばね５
４とを有する。第１パイロツト油圧室５２は油タ
ンクＲに連通され、第２パイロツト油圧室５３ａ
には第４速クラツチC4への作動油路４７から分
岐したパイロツト油路９０が連通され、第３パイ
ロツト油圧室５３ｂには第２速クラツチC2への
作動油路４４から分岐したパイロツト油路９１が
連通される。弁体５１の第２パイロツト油圧室５
３ａに臨む受圧面積と、第３パイロツト油圧室５
３ｂに臨む受圧面積とはほぼ等しくされる。弁体
５１の外周にはランド５６を挾んで２つの環状溝
５７，５８が設けられており、弁体５１が図示の
ように第１切換位置にあるときには、レギユレー
タ弁Vrにより調圧された圧油を導く油路９２が
モジユレート弁６０への出力油路６１に連通して
いる。この状態は弁体５１が左方の第２切換位置
にあるときにも変わらない。ただし、第１切換位
置および第２切換位置間を弁体５１が移動する途
中の位置では、出力油路６１が油路９２と一時遮
断され、油路９２は絞り９３を有する油路９４に
連通される。また直結クラツチCdの油圧シリン
ダ１４に通じる油路７１から分岐した油路９５
が、弁体５１に穿設された油路５９を介して第１
パイロツト油圧室５２すなわち油タンクＲに連通
される。 The timing valve 50 is connected to a direct clutch during gear shifting.
Cd, that is, to release the lock-up of the torque converter T, includes a spool valve body 51 that moves between a first switching position on the right and a second switching position on the left, and a spool valve body 51 that moves between a first switching position on the right and a second switching position on the left. A first pilot hydraulic chamber 52 facing the left end face, a second pilot hydraulic chamber 53a facing the right end face of the valve body 51, a third pilot hydraulic chamber 53b facing the step portion 51a facing the right side of the valve body 51, and a third pilot hydraulic chamber 53b facing the right side of the valve body 51. Spring 5 that presses 51 to the right side
4. The first pilot hydraulic chamber 52 communicates with the oil tank R, and the second pilot hydraulic chamber 53a
A pilot oil passage 90 branched from the hydraulic oil passage 47 to the fourth gear clutch C4 is communicated with the third pilot oil pressure chamber 53b, and a pilot oil passage branched from the hydraulic oil passage 44 to the second gear clutch C2 is communicated with the third pilot oil pressure chamber 53b. road 91 is communicated. Second pilot hydraulic chamber 5 of valve body 51
3a and the third pilot hydraulic chamber 5
The pressure receiving area facing 3b is approximately equal. Two annular grooves 57 and 58 are provided on the outer periphery of the valve body 51 with a land 56 in between, and when the valve body 51 is in the first switching position as shown in the figure, the pressure regulated by the regulator valve Vr. An oil passage 92 that guides oil communicates with an output oil passage 61 to the modulate valve 60. This state does not change even when the valve body 51 is in the second left switching position. However, at a position where the valve body 51 is moving between the first switching position and the second switching position, the output oil passage 61 is temporarily cut off from the oil passage 92, and the oil passage 92 is communicated with an oil passage 94 having a throttle 93. be done. In addition, an oil passage 95 branched from an oil passage 71 leading to the hydraulic cylinder 14 of the direct coupling clutch Cd.
However, the first
It communicates with the pilot hydraulic chamber 52, that is, the oil tank R.

モジユレート弁６０は、前記出力油路６１と、
油路６３との間に設けられており、左方の閉じ位
置と右方の開き位置との間を移板するスプール弁
体６４と、この弁体６４の左端面が臨め第１パイ
ロツト油圧室６５と、弁体６４の右端部に設けら
れた右肩部６４ａが臨む第２パイロツト油圧室６
６と、第１パイロツト油圧室６５に突入して弁体
６４に当接するプランジヤ６８と、プランジヤ６
８の左端面が臨む第３パイロツト油圧室６９と、
第１パイロツト油圧室６５に収容されるばね６７
とを有する。第１パイロツト油圧室６５には、ガ
バナ弁Vgからのガバナ圧Pgを導くパイロツト油
賂４９から分岐したパイロツト油路４９′が連通
され、したがつて第１パイロツト油圧室６５には
ガバナ圧Pgが導入される。また第３パイロツト
油圧室６９には、スロツトル弁Vtからのスロツ
トル圧Ptを導くパイロツト油路４８が連通され
た、したがつて第３パイロツト油圧室６９にはス
ロツトル圧Ptが作用する。さらに第２パイロツ
ト油圧室６６は、油路６３に、絞り９６を備える
油路９７を介して連通される。 The modulate valve 60 is connected to the output oil passage 61,
A spool valve body 64 is provided between the oil passage 63 and moves between a closed position on the left side and an open position on the right side, and the left end face of this valve body 64 faces the first pilot hydraulic chamber. 65, and a second pilot hydraulic chamber 6 facing the right shoulder portion 64a provided at the right end portion of the valve body 64.
6, a plunger 68 that enters the first pilot hydraulic chamber 65 and comes into contact with the valve body 64, and a plunger 6.
a third pilot hydraulic chamber 69 facing the left end surface of No. 8;
Spring 67 housed in first pilot hydraulic chamber 65
and has. The first pilot hydraulic chamber 65 is communicated with a pilot oil passage 49' branched from the pilot oil line 49 that guides the governor pressure Pg from the governor valve Vg. be introduced. Further, the third pilot hydraulic chamber 69 is communicated with a pilot oil passage 48 that guides the throttle pressure Pt from the throttle valve Vt, so that the throttle pressure Pt acts on the third pilot hydraulic chamber 69. Further, the second pilot hydraulic chamber 66 is communicated with the oil passage 63 via an oil passage 97 having a throttle 96.

このモジユレート弁６０においては、スプール
弁体６４が、スロツトル圧Ptおよびガバナ圧Pg
によつて開弁方向に付勢され、モジユレート弁６
０自身の出力圧で閉弁方向に付勢される。したが
つて、モジユレート弁６０は油路６３に出力され
る油圧、すなわち直結クラツチCdの作動圧を車
速およびスロツトル開度に比例して強める働きを
する。 In this modulated valve 60, the spool valve body 64 is connected to the throttle pressure Pt and the governor pressure Pg.
is biased in the valve opening direction by the modulate valve 6.
The valve is biased in the valve closing direction by its own output pressure. Therefore, the modulate valve 60 functions to increase the hydraulic pressure output to the oil passage 63, that is, the operating pressure of the direct coupling clutch Cd in proportion to the vehicle speed and the throttle opening.

アイドルリリース弁７０は、前記油路６３と直
結クラツチCdの油圧シリンダ１４に連通する油
路７１との間に設けられ、右方の閉じ位置と左方
の開き位置との間を移動するスプール弁体７２
と、弁体７２の左端面が臨む第１パイロツト油圧
室７３と、弁体７２の右端面が臨む第２パイロツ
ト油圧室７４と、弁体７２を閉じ側に付勢するば
ね７５とを含む。第１パイロツト油圧室７３は油
タンクＲに連通し、第２パイロツト油圧室７４に
は、パイロツト油路４８が連通される。 The idle release valve 70 is a spool valve that is provided between the oil passage 63 and an oil passage 71 that communicates with the hydraulic cylinder 14 of the direct coupling clutch Cd, and that moves between a closed position on the right and an open position on the left. body 72
A first pilot hydraulic chamber 73 facing the left end surface of the valve body 72, a second pilot hydraulic chamber 74 facing the right end surface of the valve body 72, and a spring 75 urging the valve body 72 toward the closing side. The first pilot hydraulic chamber 73 communicates with the oil tank R, and the second pilot hydraulic chamber 74 communicates with the pilot oil passage 48.

このアイドルリリース弁７０においては、第２
パイロツト油圧室７４の圧力がばね７５のばね力
よりも小さいとき図示のように閉じ、直結クラツ
チCdにおける油圧シリンダ１４の油圧は油路７
１および解放ポート７６を介して油タンクＲに解
放される。また第２パイロツト油圧室７４に導入
されるスロツトル圧Ptがばね７５のばね力に打
ち勝つと弁体７２が左動して油路６３，７１が連
通され、直結クラツチCdが作動する。このよう
にして、アイドルリリース弁７０は、スロツトル
開度がアイドル位置にあるときに、直結クラツチ
Cdの係合状態を解除、すなわちトルクコンバー
タＴのロツクアツプを解除する働きをする。 In this idle release valve 70, the second
When the pressure in the pilot hydraulic chamber 74 is smaller than the spring force of the spring 75, it closes as shown in the figure, and the hydraulic pressure in the hydraulic cylinder 14 in the direct coupling clutch Cd is
1 and release port 76 to the oil tank R. Further, when the throttle pressure Pt introduced into the second pilot hydraulic chamber 74 overcomes the spring force of the spring 75, the valve body 72 moves to the left, the oil passages 63 and 71 are communicated, and the direct coupling clutch Cd is operated. In this manner, the idle release valve 70 releases the direct coupling clutch when the throttle opening is at the idle position.
It functions to release the engagement state of Cd, that is, release the lockup of the torque converter T.

切換手段８０は、ソレノイド弁８１を備えるド
レン油路８２と、一対の絞り８３，８４とから成
り、ドレン油路８２はモジユレート弁６０の第１
パイロツト油圧室６５に接続され、一方の絞り８
３はガバナ圧Pgを第１パイロツト油圧室６５に
導くためのパイロツト油路４９′に設けられ、他
方の絞り８４はドレン油路８２におけるソレノイ
ド弁８１の上流側に設けられる。ソレノイド弁８
１は、その弁体８７がばね８５で閉じ側に付勢さ
れており、ソレノイド８６が励磁されたときばね
８５のばね力に抗して８７が開弁作動される。 The switching means 80 consists of a drain oil passage 82 equipped with a solenoid valve 81 and a pair of throttles 83 and 84.
Connected to the pilot hydraulic chamber 65, one throttle 8
3 is provided in the pilot oil passage 49' for guiding the governor pressure Pg to the first pilot hydraulic chamber 65, and the other throttle 84 is provided on the upstream side of the solenoid valve 81 in the drain oil passage 82. Solenoid valve 8
1, the valve body 87 is urged toward the closing side by a spring 85, and when the solenoid 86 is excited, the valve 87 is opened against the spring force of the spring 85.

このような切換手段８０において、ソレノイド
弁８１が閉じている状態では、モジユレート弁６
０の第１パイロツト油圧室６５にはガバナ圧Pg
そのものが作用するので、モジユレート弁６０の
出力すなわちアイドルリリース弁７０および油路
７１を介して油圧シリンダ１４に作用する作動圧
は、第４図の実線で示すように、車速に比例して
増大する。なお、第４図では説明の簡略化のため
にスロツトル圧Ptの影響は省いてあり、実線で
示す作動圧曲線はスロツトル開度がアイドル時で
あつてしかもばね６７を省いたときのものであ
る。 In such a switching means 80, when the solenoid valve 81 is closed, the modulated valve 6
The governor pressure Pg is in the first pilot hydraulic chamber 65 at
As a result, the output of the modulating valve 60, that is, the working pressure acting on the hydraulic cylinder 14 via the idle release valve 70 and the oil passage 71, increases in proportion to the vehicle speed, as shown by the solid line in FIG. . In addition, in Fig. 4, the influence of the throttle pressure Pt is omitted for the sake of simplification of explanation, and the working pressure curve shown by the solid line is the one when the throttle opening is at idle and the spring 67 is omitted. .

これに反してソレノイド弁８１が開いている
と、モジユレート弁６０の第１パイロツト油圧室
６５には両絞り８３，８４で変調された油圧が作
用することになる。たとえば両絞り８３，８４の
開度が同一である場合には、この変調油圧はガバ
ナ圧Pgの半分の値となり、したがつてそのとき
のモシユレート弁６０の出力圧すなわち作動圧
は、ばね６７を省いた場合、第４図の実線で示し
た作動圧の1/2のものとなろう。ここで一方の絞
り８３の開孔面積をA1とし、他方の絞り８４の
開孔面積をA2とすると、第１パイロツト油圧室
６５に作用する変調油圧Pcは次式で表わされる。 On the other hand, when the solenoid valve 81 is open, the hydraulic pressure modulated by the throttles 83 and 84 acts on the first pilot hydraulic chamber 65 of the modulating valve 60. For example, if the opening degrees of both throttles 83 and 84 are the same, this modulated oil pressure will be half the governor pressure Pg, and therefore the output pressure, that is, the operating pressure of the mossulate valve 60 at that time will be the same as that of the spring 67. If omitted, the operating pressure would be 1/2 of the operating pressure shown by the solid line in Figure 4. Here, if the opening area of one throttle 83 is A1 , and the opening area of the other throttle 84 is A2 , then the modulated hydraulic pressure Pc acting on the first pilot hydraulic chamber 65 is expressed by the following equation.

Pc＝１／１＋（A2／A1）2・Pg＝１／α・Pg すなわち、変調油圧PcはガバナPgの１／αと
なり、第４図の破線で示される特性を示す。つま
り、ソレノイド弁８１を開閉作動させることによ
り、直結クラツチCdの作動圧を第４図の実線お
よび破線間で２段階に制御することができる。な
お、第４図には前述のようにスロツトルの開度の
影響が省略されているが、実際には第４図の紙面
と直交するスロツトル座標があり、スロツトル開
度に比例してモジユレート弁６０の出力すなわち
作動圧が強められる。第４図において鎖線で示す
直線はトルクコンバータＴの内圧Prを示すもの
であり、実線あるいは破線で示す作動圧と前記内
圧Prとの差圧が直結クラツチCdの係合強さを規
定する。 Pc=1/1+(A 2 /A 1 ) 2 ·Pg=1/α·Pg In other words, the modulated oil pressure Pc is 1/α of the governor Pg, and exhibits the characteristics shown by the broken line in FIG. 4. That is, by opening and closing the solenoid valve 81, the operating pressure of the direct coupling clutch Cd can be controlled in two stages between the solid line and the broken line in FIG. Although the influence of the throttle opening degree is omitted in FIG. 4 as mentioned above, there is actually a throttle coordinate that is orthogonal to the page of FIG. 4, and the modulated valve 60 The output, or operating pressure, is strengthened. In FIG. 4, the straight line shown by a chain line indicates the internal pressure Pr of the torque converter T, and the differential pressure between the operating pressure shown by the solid line or the broken line and the internal pressure Pr defines the engagement strength of the direct coupling clutch Cd.

ソレノイド弁８１の開閉動作、すなわち切換手
段８０の切換動作を制御するための制御手段１０
０は、マイクロコンピユータなどの電子制御回路
１０１と、車速検出器１０２と、エンジン回転数
検出器１０３と、シフト位置検出器１０４とから
構成され、各検出器１０２〜１０４の検出信号に
応じて電子制御回路１０１からソレノイド弁８１
のソレノイド８６を励磁あるいは消磁する制御信
号が出力される。 Control means 10 for controlling the opening/closing operation of the solenoid valve 81, that is, the switching operation of the switching means 80
0 is composed of an electronic control circuit 101 such as a microcomputer, a vehicle speed detector 102, an engine rotation speed detector 103, and a shift position detector 104. From the control circuit 101 to the solenoid valve 81
A control signal for energizing or demagnetizing the solenoid 86 is output.

第５図において、電子制御回路１０１は、中央
処理回路１０５と、３つの入力回路１０６，１０
７，１０８と、１つの出力回路１０９と、電源回
路１１０とを備える。また車速検出器１０２は、
スピードメータケーブル１１１に取付けられた４
極の磁石１１２によつてリードスイツチ１１３を
開閉するように構成され、リードスイツチ１１３
からの信号が入力回路１０６を経て中央処理回路
１０５に読み込まれることにより、車速が求めら
れる。またエンジン回転数検出器１０３は、イグ
ナイタ１１４およびイグニツシヨンコイル１１５
間から信号を得るように構成され、入力回路１０
７を介して中央処理回路１０５に読み込まれ、そ
の信号間の時間を計測することによりエンジン回
転数が求められる。さらにシフト位置検出器１０
４はマニユアル弁Vmのシフト位置を検出するも
のであり、入力回路１０８を介して中央処理回路
１０５にマニユアル弁Vmのシフト位置が読み込
まれる。 In FIG. 5, an electronic control circuit 101 includes a central processing circuit 105 and three input circuits 106, 10.
7, 108, one output circuit 109, and a power supply circuit 110. Further, the vehicle speed detector 102 is
4 attached to the speedometer cable 111
The reed switch 113 is configured to open and close by the pole magnet 112, and the reed switch 113
The vehicle speed is determined by reading a signal from the input circuit 106 into the central processing circuit 105 via the input circuit 106. The engine rotation speed detector 103 also includes an igniter 114 and an ignition coil 115.
The input circuit 10 is configured to obtain a signal from between
7 to the central processing circuit 105, and the engine speed is determined by measuring the time between the signals. Furthermore, the shift position detector 10
4 detects the shift position of the manual valve Vm, and the shift position of the manual valve Vm is read into the central processing circuit 105 via the input circuit 108.

中央処理回路１０５は、マニユアル弁Vmがド
ライブ位置にあるときに、その最高速段たとえば
第４速の歯車列G4のギヤ比を用いてトルクコン
バータＴのスリツプ率すなわち入、出力部材の回
転速度比ｅを演算し、その回転速度比ｅが予め定
めた第１の速度比たとえば99.5％を超えたとき
に、切換手段８０を作動して作動圧を弱い方に切
換える、すなわちソレノイド８６を励磁するため
の制御信号を出力する。ここで重要なことは、走
行中の変速段が何であつてもマニユアル弁Vmの
シフト位置で決まる最高速段のギヤ比から回転速
度比を計算することで、目的が達成されると言う
ことである。たとえば、マニユアル弁Vmが前進
４段ドライブ位置にシフトされているときには、
第１速〜第３速の変速段ではエンジン回転数が高
いことにより振動の発生がもともと起きにくいの
で、直結クラツチCdの係合力も強いままで大し
て不都合もおきない。そのため、中央処理回路１
０５が第４速の歯車列G4のギヤ比から演算する
回転速度比ｅは「１」を大幅に下まわつており、
係合力は事実上「強」のままとなる。これは電子
制御回路１０１の規模を小さくする上で重要なこ
とであり、それによつてコストの低減が可能とな
る。 When the manual valve Vm is in the drive position, the central processing circuit 105 determines the slip rate of the torque converter T, that is, the rotational speed of the input and output members, using the gear ratio of the gear train G4 of the highest speed stage, for example, the fourth speed. The ratio e is calculated, and when the rotational speed ratio e exceeds a predetermined first speed ratio, for example 99.5%, the switching means 80 is operated to switch the operating pressure to a weaker one, that is, the solenoid 86 is energized. Outputs control signals for What is important here is that no matter what gear position you are in, the objective can be achieved by calculating the rotational speed ratio from the gear ratio of the highest gear determined by the shift position of manual valve Vm. be. For example, when manual valve Vm is shifted to the forward 4-speed drive position,
In the first to third gears, vibration is less likely to occur due to the high engine speed, so the engagement force of the direct coupling clutch Cd remains strong and does not cause any inconvenience. Therefore, the central processing circuit 1
The rotational speed ratio e calculated from the gear ratio of the gear train G4 in which 05 is the 4th speed is significantly lower than "1",
The engagement force effectively remains "strong". This is important in reducing the scale of the electronic control circuit 101, thereby making it possible to reduce costs.

中央処理回路１０５において、回転速度比ｅ
は、車速検出器１０２およびエンジン回転数検出
器１０３の検出値に基づいて演算される。すなわ
ち車速検出器１０２のスピードメータケーブル１
１１は、トルクコンバータＴの出力部材すなわち
補助変速機Ｍの入力軸５と歯車列を介して接続さ
れており、ギヤ比を係数として用いることによ
り、トルクコンバータＴの出力側回転数を求める
ことができる。一方、エンジン回転数検出器１０
３の検出値はエンジン回転数すなわちトルクコン
バータＴの入力側回転数を示すものであり、それ
らの検出値により回転速度比ｅが求められる。こ
のようにして得られた速度比ｅおよび車速Ｕに基
づいて、中央処理回路１０５は第６図で示すフロ
ーチヤートに従つて出力回路１０６を制御する。
なお、トルクコンバータＴの出力側回転数を求め
るために、入力軸５に回転数検器を取付けるよう
にしてもよい。 In the central processing circuit 105, the rotational speed ratio e
is calculated based on the detected values of vehicle speed detector 102 and engine rotation speed detector 103. That is, the speedometer cable 1 of the vehicle speed detector 102
11 is connected to the output member of the torque converter T, that is, the input shaft 5 of the auxiliary transmission M, via a gear train, and by using the gear ratio as a coefficient, the output side rotation speed of the torque converter T can be determined. can. On the other hand, the engine rotation speed detector 10
The detected values 3 indicate the engine rotational speed, that is, the input side rotational speed of the torque converter T, and the rotational speed ratio e is determined from these detected values. Based on the speed ratio e and vehicle speed U thus obtained, the central processing circuit 105 controls the output circuit 106 according to the flowchart shown in FIG.
Note that in order to determine the output side rotation speed of the torque converter T, a rotation speed detector may be attached to the input shaft 5.

第６図において、第１ステツプS1でリセツト
された中央処理回路１０５は、先ず第２ステツプ
S2でトルクコンバータＴの入力側回転数を演算
し、さらに第３ステツプS3でトルクコンバータ
Ｔの出力側回転数を演算する。次いで第４ステツ
プS4では、それらの演算値に基づいて回転速度
比ｅを演算する。 In FIG. 6, the central processing circuit 105 reset in the first step S1 is first reset in the second step S1.
In step S2, the input side rotational speed of the torque converter T is calculated, and in a third step S3, the output side rotational speed of the torque converter T is calculated. Next, in a fourth step S4, a rotational speed ratio e is calculated based on these calculated values.

第５ステツプS5では、現在の車速Ｕが予め定
めた第１車速Ｕ１よりも低いかどうかが確認され
る。この第１車速Ｕ１は、それ以下ではトルクコ
ンバータＴの直結を期待し得ない値に選ばれてお
り、Ｕ＜Ｕ１であれば第11ステツプS11に進み、
出力回路１０９にソレノイド８６を励磁するため
の信号を出力するように指令する信号が与えられ
る。これによつてソレノイド弁８１は開弁し、直
結クラツチCdには弱い作動圧が供給され、直結
クラツチCdの係合力が弱く保たれる。これによ
り、振動および燃費の低減とエンジンストツプ
（いわゆるエンスト）の防止が図られる。 In the fifth step S5, it is checked whether the current vehicle speed U is lower than a predetermined first vehicle speed U1. This first vehicle speed U1 is selected to a value below which direct connection of the torque converter T cannot be expected, and if U<U1, the process proceeds to the 11th step S11.
A signal instructing the output circuit 109 to output a signal for exciting the solenoid 86 is given. As a result, the solenoid valve 81 opens, a weak operating pressure is supplied to the direct coupling clutch Cd, and the engagement force of the direct coupling clutch Cd is kept weak. This reduces vibration and fuel consumption, and prevents engine stoppage (so-called engine stalling).

第５ステツプS5でＵ≧Ｕ１であるならば第６
ステツプS6に進み、車速Ｕが予め定めた第２車
速Ｕ２よりも大きいかどうかが確認される。第２
車速Ｕ２は、これ以上は振動問題が生じ得ない値
に選ばれており、Ｕ＞Ｕ２であれば直結クラツチ
Cdの係合力を弱める必要はないので、第10ステ
ツプS10に進み、ソレノイド８６を消磁、すなわ
ちソレノイド弁８１を開弁したままとして、作動
圧を強い状態で保つ。 If U≧U1 in the fifth step S5, the sixth step
Proceeding to step S6, it is checked whether the vehicle speed U is greater than a predetermined second vehicle speed U2. Second
The vehicle speed U2 is selected at a value beyond which vibration problems cannot occur, and if U > U2, the direct coupling clutch is
Since there is no need to weaken the engagement force of Cd, the process proceeds to the tenth step S10, where the solenoid 86 is demagnetized, that is, the solenoid valve 81 is kept open, and the operating pressure is kept strong.

第６ステツプS6でＵ／Ｕ２ではないとき、す
なわち、Ｕ１≦Ｕ≦Ｕ２であるときには、第７ス
テツプS7で回転速度比ｅが予め定めた第１速度
比ｅ１よりも大きいかどうかが確認される。この
第１速度比ｅ１はたとえば99.5％に設定されてお
り、スリツプ率が小さいとき、すなわちｅ＞ｅ１
であるときには第11ステツプS11に進んで係合力
が弱くされる。これにより、トルクコンバータＴ
を直結した場合に振動の問題が生じる虞れのある
上記領域（車速がＵ２以下）にあつては、スリツ
プ率が小さく殆ど滑らなくなつた時（ｅ＞ｅ１）
に上記係合力を弱めて振動問題が生じないように
することができる。 If U/U2 is not the case in the sixth step S6, that is, if U1≦U≦U2, it is checked in the seventh step S7 whether the rotational speed ratio e is larger than a predetermined first speed ratio e1. . This first speed ratio e1 is set to, for example, 99.5%, and when the slip ratio is small, that is, e>e1
If so, the process proceeds to the 11th step S11, where the engagement force is weakened. As a result, the torque converter T
In the above region (vehicle speed below U2) where there is a risk of vibration problems when directly connected, the slip ratio is small and there is almost no slipping (e>e1).
The above-mentioned engagement force can be weakened to prevent vibration problems from occurring.

第７ステツプS7でｅ≦ｅ１であるときには、
第８ステツプS8で回転速度比ｅが予め定めた第
２速度比ｅ２よりも小さいかどうかが確認され
る。第２速度比ｅ２は第１速度比ｅ１よりも小さ
い値に設定されており、ｅ＜ｅ２であるならば第
10ステツプS10に進んでソレノイド８６が消磁さ
れ、直結クラツチCdの係合力が強くされる。ま
たｅ２≦ｅ≦ｅ１であるときには、第９ステツプ
S9において、現在の作動圧が強弱いずれの段階
にあるか、すなわちソレノイド８６が励磁されて
いるかどうかが判断され、励磁あるいは消磁状態
が持続される。第10あるいは第11ステツプS10、
S11終了後においては、第２ステツプS2に戻り、
第２ステツプS2〜第11ステツペS11が繰返され
る。 When e≦e1 in the seventh step S7,
In an eighth step S8, it is checked whether the rotational speed ratio e is smaller than a predetermined second speed ratio e2. The second speed ratio e2 is set to a smaller value than the first speed ratio e1, and if e<e2, the second speed ratio e2 is set to a smaller value than the first speed ratio e1.
Proceeding to step S10, the solenoid 86 is demagnetized and the engagement force of the direct coupling clutch Cd is increased. Further, when e2≦e≦e1, the ninth step
In S9, it is determined whether the current operating pressure is strong or weak, that is, whether the solenoid 86 is energized or not, and the energized or demagnetized state is maintained. 10th or 11th step S10,
After S11 ends, return to the second step S2,
The second step S2 to the eleventh step S11 are repeated.

次にこの実施例の作用について説明すると、制
御手段１００によつて切換手段８０が切換動作
し、直結クラツチCdに供給される作動圧が、第
４図の実線で示す強い作動圧と、破線で示す弱い
作動圧とに切換制御される。第４図の実線および
破線で示す作動圧特性を望ましい曲線に設定して
おくことにより、制御回数の頻度を少なくしてお
くことができ、そのときのシヨツクも小さいので
良好なフイーリングを得ることができる。 Next, to explain the operation of this embodiment, the switching means 80 is operated by the control means 100, and the working pressure supplied to the direct coupling clutch Cd is the strong working pressure shown by the solid line in FIG. 4, and the strong working pressure shown by the broken line in FIG. Switching is controlled to a weak operating pressure. By setting the operating pressure characteristics shown by the solid and broken lines in Figure 4 to a desirable curve, the frequency of control can be kept low, and the shock at that time is also small, making it possible to obtain a good feeling. can.

しかも車速Ｕが第１車速Ｕ１未満であるとき、
すなわちトルクコンバータＴの直結を期待し得な
い車速であるときには、係合力を弱くするので、
振動及び燃費低減、エンスト防止を図ることがで
きる。また車速Ｕが第２車速Ｕ２を超えたとき、
すなわち振動の問題が生じることのできない車速
では係合力を強くするので、直結クラツチCdの
寿命を向上することができる。 Moreover, when the vehicle speed U is less than the first vehicle speed U1,
In other words, when the vehicle speed is such that direct connection of the torque converter T cannot be expected, the engagement force is weakened.
It is possible to reduce vibration and fuel consumption, and prevent engine stalling. Further, when the vehicle speed U exceeds the second vehicle speed U2,
In other words, since the engagement force is increased at vehicle speeds where vibration problems cannot occur, the life of the direct coupling clutch Cd can be improved.

さらに車速Ｕが両設定車速Ｕ１、Ｕ２間にある
とき、すなわちＵ１≦Ｕ≦Ｕ２であるときには、
回転速度比ｅを第１および第２の速度比ｅ１，ｅ
２と比較し第４図の斜線で示す範囲で係合力の制
御が行なわれる。これにより、直結クラツチCd
の係合力がほぼ満足し得る係合力の範囲で強弱制
御され、アナログ制御に極めて近い運転フイーリ
ングを得ることができる。 Further, when the vehicle speed U is between the set vehicle speeds U1 and U2, that is, when U1≦U≦U2,
The rotational speed ratio e is the first and second speed ratio e1, e
In comparison with 2, the engagement force is controlled within the range shown by diagonal lines in FIG. As a result, the direct coupling clutch Cd
The strength of the engagement force is controlled within a nearly satisfactory range of engagement force, and it is possible to obtain a driving feeling extremely close to that of analog control.

ところで従来、直結クラツチCdによるトルク
コンバータＴの直結すなわちロツクアツプを行な
う車速を、車両の運転席でスイツチを手動操作す
ることにより調整し、経済運転を指向するか、あ
るいは動力性能を指向するかを運転者の意志によ
り決定できるようにしたものがある。ところがこ
のような車速の調整では、ソレノイド８６を消
磁、すなわちソレノイド弁８１を閉弁して係合力
を強とした状態で走行している車両では、ロツク
アツプの効果を全く期待できなくなるという欠点
がある。 Conventionally, the vehicle speed at which the torque converter T is directly coupled, that is, locked up, by the direct coupling clutch Cd is adjusted by manually operating a switch from the driver's seat of the vehicle, and it is possible to determine whether driving is aimed at economical driving or power performance. There are some that allow people to decide based on their will. However, this type of vehicle speed adjustment has the disadvantage that if the vehicle is running with the solenoid 86 demagnetized, that is, the solenoid valve 81 closed to increase the engagement force, no lock-up effect can be expected. .

そこで、第５図に示すように、ソレノイド弁８
１と、電子制御回路１０１との間に、車両の運転
席で切換操作し得る手動切換スイツチSwを介装
する。この手動切換スイツチSwは、２つの個別
準点１１６，１１７を有しており、一方の個別接
点１１６は出力回路１０９に接続され、他方の個
別接点１１７は励磁信号を常時出力する励磁回路
１１８に接続される。 Therefore, as shown in FIG.
1 and the electronic control circuit 101, a manual changeover switch Sw that can be operated from the driver's seat of the vehicle is interposed. This manual changeover switch Sw has two individual quasi-points 116 and 117, one individual contact 116 is connected to the output circuit 109, and the other individual contact 117 is connected to the excitation circuit 118 that constantly outputs an excitation signal. Connected.

こうすれば車両の運転席で直結クラツチCdの
係合力の強弱パターンを選択することができ、い
ずれのスイツチング態様を選んでもそれ相応のロ
ツクアツプ効果を期待することができる。 In this way, the strength pattern of the engagement force of the direct coupling clutch Cd can be selected from the driver's seat of the vehicle, and whichever switching mode is selected, a corresponding lock-up effect can be expected.

第７図は本発明の第２実施例を示すもので、切
換手段８０′はモジユレート弁６０の第２パイロ
ツト油圧室６６の油圧を強弱２段階に切換えるこ
とにより、油路７１の作動圧を強弱２段階に切換
えるように設けられる。すなわち絞り８４を備え
るドレン油路８２が第２パイロツト油圧室６６に
接続される。 FIG. 7 shows a second embodiment of the present invention, in which a switching means 80' switches the hydraulic pressure in the second pilot hydraulic chamber 66 of the modulating valve 60 into two levels, strong and weak, thereby increasing the operating pressure in the oil passage 71. It is provided to switch between two stages. That is, a drain oil passage 82 provided with a throttle 84 is connected to the second pilot hydraulic chamber 66 .

この実施例では、ソレノイド弁８１が開弁する
ことにより第２パイロツト油圧室６６の油圧が低
下してモジユレート弁６０の弁体６４が開き側に
動作するので、作動圧が大となる。すなわち、前
述の第１実施例とは逆の作動をするので、制御手
段１００のソレノイド８６への制御信号は、前述
の実施例とは逆転して出力される。 In this embodiment, when the solenoid valve 81 opens, the hydraulic pressure in the second pilot hydraulic chamber 66 decreases, and the valve body 64 of the modulating valve 60 moves toward the opening side, so that the operating pressure increases. That is, since the operation is opposite to that of the first embodiment described above, the control signal to the solenoid 86 of the control means 100 is outputted in a reverse manner from that of the previously described embodiment.

第８図は本発明の第３実施例を示すもので、モ
ジユレート弁６０の第３パイロツト油圧室６９に
作用するスロツトル圧Ptを切換手段８０で大小
に切換える。すなわちスロツトル圧Ptは絞り８
３を介して第３パイロツト油圧室６９に導かれ、
第３パイロツト油圧室６９はドレン油路８２が接
続される。これによつても直結クラツチCdの係
合力を強弱２段階に切換えて制御することができ
る。しかもこの実施例は、巡航時にスロツトル開
度の比較的大きい車両、たとえば小排気量の車両
や、最高速段のギヤ比が比較的小さい経済重視型
の車両に特に有効である。 FIG. 8 shows a third embodiment of the present invention, in which the throttle pressure Pt acting on the third pilot hydraulic chamber 69 of the modulating valve 60 is switched between high and low levels by a switching means 80. In other words, the throttle pressure Pt is 8
3 to the third pilot hydraulic chamber 69,
A drain oil passage 82 is connected to the third pilot hydraulic chamber 69 . This also makes it possible to control the engagement force of the direct coupling clutch Cd by switching it to two levels: strong and weak. Moreover, this embodiment is particularly effective for vehicles in which the throttle opening is relatively large during cruising, such as small-displacement vehicles and economy-oriented vehicles in which the gear ratio at the highest speed is relatively small.

第９図は本発明の第４実施例を示すもので、油
路７１の途中に絞り８３が設けられ、その絞り８
３よりも下流側にドレン油路８４が接続される。
この実施例は、前述の各実施例がスロツトル圧
Ptやガバナ圧Pgなどの信号圧を制御するもので
あつたのに対し、油路７１から一部の圧油を排油
することにより、直結クラツチCdの係合力を強
弱２段階に制御するものである。 FIG. 9 shows a fourth embodiment of the present invention, in which a throttle 83 is provided in the middle of the oil passage 71, and the throttle 83 is provided in the middle of the oil passage 71.
A drain oil passage 84 is connected to the downstream side of 3.
This embodiment differs from the above embodiments in that the throttle pressure
In contrast to conventional systems that control signal pressures such as Pt and governor pressure Pg, this system controls the engagement force of the direct coupling clutch Cd in two levels, strong and weak, by draining some pressure oil from the oil passage 71. It is.

第１０図は本発明の第５実施例を示すもので、
モジユレート弁６０とアイドルリリース弁７０と
を結ぶ油路６３の途中に絞り８３が設けられ、こ
の絞り８４の下流側にドレン油路８２が接続され
る。この実施例も前記第４実施例と同様に、直結
クラツチCdに供給される圧油の一部を排油する
ことにより、直結クラツチCdの係合力を強弱２
段階に制御するものである。 FIG. 10 shows a fifth embodiment of the present invention.
A throttle 83 is provided in the middle of the oil passage 63 connecting the modulate valve 60 and the idle release valve 70, and a drain oil passage 82 is connected to the downstream side of this throttle 84. In this embodiment, as in the fourth embodiment, by draining a portion of the pressure oil supplied to the direct coupling clutch Cd, the engagement force of the direct coupling clutch Cd can be varied between strong and weak.
It is controlled in stages.

以上の実施例では、流体伝動装置として流体式
トルクコンバータＴが取上げて説明したが、本発
明は流体継手を備える車両用自動変速機に関連し
て実施することもできる。 In the above embodiments, the fluid torque converter T has been described as the fluid transmission device, but the present invention can also be implemented in connection with a vehicle automatic transmission equipped with a fluid coupling.

以上のように本発明によれば、入力部材および
出力部材を有する流体伝動装置と；油圧作動部を
有し前記入、出力部材間を機械的に直結し得る直
結機構と；圧力源および前記油圧作動部間に介装
され前記油圧作動部の作動圧を制御する作動圧制
御手段と；を含む車両用自動変速機における流体
伝動装置の直結制御装置において、前記作動圧制
御手段は前記直結機構の係合力を少なくとも強弱
２段階に切換え得る切換手段を有し、その切換手
段の切換動作を制御する制御手段は、車速が第１
設定値より低い場合には前記入力部材に対する出
力部材の回転速度比の如何に関係なく、また車速
が前記第１設定値とそれよりも高い第２設定値と
の間にある場合には前記回転速度比が所定値を超
えた時にそれぞれ弱い係合力を選択するための制
御信号を前記切換手段に与えると共に、車速が前
記第２設定値を越えた場合には前記回転速度比の
如何に関係なく強い係合力を選択するための制御
信号を前記切換手段に与えるように構成されたの
で、車速が第１設定値とそれより高い第２設定値
との間にある場合には、前記入、出力部材の回転
速度比が所定値より高くなつてその両部材間が直
結状態に近づいたとき、即ち、これ以上係合力が
高い状態に置かれるとエンジン側の出力変動が車
輪側にそのまま伝えられて振動の問題が生じる虞
れのある所定の振動発生限界を越えた時に、係合
力を弱めて振動問題が生じないようにすることが
でき、従つてその振動問題を回避しつつ上記係合
力を高い状態に維持して伝動効率を高めることが
でき、燃費低減に寄与し得る。また車速が前記第
２設定値より高い場合、即ち直結機構が完全な直
結状態になつても上記振動問題の生じる心配のな
い場合には、入、出力部材の回転速度比の如何に
関係なく係合力を常に高い側に固定することがで
きるから、伝動効率を高めて燃費低減に寄与する
ことができると共に、直結機構の耐久性を向上さ
せることができる。さらに車速が前記第１設定値
以下の場合には、入、出力部材の回転速度比の如
何に関係なく直結機構の係合力を弱い側に固定す
ることができるから、エンジンのトルク変動の車
輪側への伝達を常に確実に防止することができて
振動の問題はこれまた発生する心配がない。 As described above, according to the present invention, there is provided a fluid transmission device having an input member and an output member; a direct connection mechanism having a hydraulic actuating portion and capable of directly mechanically connecting the input and output members; a pressure source and the hydraulic A direct-coupled control device for a fluid transmission device in an automatic transmission for a vehicle, comprising: a working pressure control means interposed between working parts and controlling the working pressure of the hydraulic working part; The control means has a switching means capable of switching the engagement force into at least two levels of strength and weakness, and a control means for controlling the switching operation of the switching means, when the vehicle speed is at the first level.
If the vehicle speed is lower than the set value, regardless of the rotation speed ratio of the output member to the input member, and if the vehicle speed is between the first set value and a second set value higher than the first set value, the rotation A control signal for selecting a weak engagement force is given to the switching means when the speed ratio exceeds a predetermined value, and when the vehicle speed exceeds the second set value, regardless of the rotation speed ratio. Since the control signal for selecting a strong engagement force is applied to the switching means, when the vehicle speed is between the first set value and the higher second set value, the input and output When the rotational speed ratio of a member becomes higher than a predetermined value and the two members approach a state of direct connection, that is, if the engagement force becomes higher than this, the output fluctuations from the engine will be directly transmitted to the wheels. When a predetermined vibration occurrence limit that may cause a vibration problem is exceeded, the engagement force can be weakened to prevent the vibration problem from occurring, and therefore the above-mentioned engagement force can be increased while avoiding the vibration problem. By maintaining this condition, transmission efficiency can be increased, which can contribute to reducing fuel consumption. In addition, when the vehicle speed is higher than the second set value, that is, when there is no risk of the above-mentioned vibration problem occurring even if the direct coupling mechanism becomes completely directly coupled, the Since the resultant force can always be fixed on the high side, it is possible to increase the transmission efficiency and contribute to reducing fuel consumption, and it is also possible to improve the durability of the direct coupling mechanism. Furthermore, when the vehicle speed is below the first set value, the engagement force of the direct coupling mechanism can be fixed to the weak side regardless of the rotational speed ratio of the input and output members, so that the engine torque fluctuations can be reduced to the wheel side. Since the transmission of vibration to other parts can always be reliably prevented, there is no need to worry about the problem of vibration occurring again.

また入、出力部材間が、上記所定の振動発生限
界に対応したスリツプ状態にあるか否かを判定す
るのに、入、出力部材の回転速度比を基準にして
いるから、エンジンの回転数や車速の高低に関係
なく常に上記スリツプ状態を的確に判定すること
ができ、従つて回転速度差を基準にする場合より
も振動発生限界に対する判定精度を格段に向上さ
せることができ、車速が前記第１および第２設定
値間にある領域における前述の振動回避効果を一
層確実に達成することができる。 Furthermore, since the rotational speed ratio of the input and output members is used as a reference to determine whether or not the input and output members are in a slip state that corresponds to the predetermined vibration generation limit, the engine rotational speed and It is possible to always accurately determine the above-mentioned slip state regardless of the vehicle speed, and therefore the accuracy of determining the vibration generation limit can be significantly improved compared to the case where the difference in rotational speed is used as a reference. The above-mentioned vibration avoidance effect in the region between the first and second set values can be achieved more reliably.

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

第１図〜第６図は本発明の第１実施例を示すも
ので、第１図は前進４段、後進１段の車両用自動
変速機の概要図、第２図はその油圧制御回路図、
第３図は直結クラツチの要部展開図、第４図は作
動圧の車速に対する特性図、第５図は制御手段の
構成を示す図、第６図は中央処理回路の処理手順
を示すフローチヤート、第７図、第８図、第９図
および第１０図は本発明の第２、第３、第４およ
び第５実施例をそれぞれ示す油圧制御回路図であ
る。 １４……油圧作動部としての油圧シリンダ、８
０……切換手段、１００……制御手段、Cd……
直結機構としての直結クラツチ、Dc……作動圧
制御手段、Ｔ……流体伝動装置としての流体式ト
ルクコンバータ。 1 to 6 show a first embodiment of the present invention, and FIG. 1 is a schematic diagram of an automatic transmission for a vehicle with four forward speeds and one reverse speed, and FIG. 2 is a hydraulic control circuit diagram thereof. ,
Fig. 3 is an exploded view of the main parts of the direct coupling clutch, Fig. 4 is a characteristic diagram of operating pressure versus vehicle speed, Fig. 5 is a diagram showing the configuration of the control means, and Fig. 6 is a flowchart showing the processing procedure of the central processing circuit. , FIG. 7, FIG. 8, FIG. 9, and FIG. 10 are hydraulic control circuit diagrams showing second, third, fourth, and fifth embodiments of the present invention, respectively. 14...Hydraulic cylinder as a hydraulic operating part, 8
0...Switching means, 100...Controlling means, Cd...
A direct coupling clutch as a direct coupling mechanism, Dc...actuation pressure control means, T...hydraulic torque converter as a fluid transmission device.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ 入力部材および出力部材を有する流体伝動装
置と；油圧作動部を有し前記入、出力部材間を機
械的に直結し得る直結機構と；圧力源および前記
油圧作動部間に介装され前記油圧作動部の作動圧
を制御する作動圧制御手段と；を含む車両用自動
変速機における流体伝動装置の直結制御装置にお
いて、前記作動圧制御手段は前記直結機構の係合
力を少なくとも強弱２段階に切換え得る切換手段
を有し、その切換手段の切換動作を制御する制御
手段は、車速が第１設定値より低い場合には前記
入力部材に対する出力部材の回転速度比の如何に
関係なく、また車速が前記第１設定値とそれより
も高い第２設定値との間にある場合には前記回転
速度比が所定値を超えた時にそれぞれ弱い係合力
を選択するための制御信号を前記切換手段に与え
ると共に、車速が前記第２設定値を越えた場合に
は前記回転速度比の如何に関係なく強い係合力を
選択するための制御信号を前記切換手段に与える
ように構成されることを特徴とする、車両用自動
変速機における流体伝動装置の直結制御装置。 ２ 前記制御手段は、前記回転速度比が前記所定
値を超えたことにより弱い係合力を選択している
間に、現在の回転速度比が前記所定値よりも小さ
い第２の所定値よりも小さくなつたときに、強い
係合力を選択するための制御信号を出力するよう
に構成される、特許請求の範囲第１項記載の車両
用自動変速機における流体伝動装置の直結制御装
置。 ３ 前記強弱２段階の係合力の少なくとも一方を
任意に選択し得る手動切換手段を前記切換手段と
は別に備える、特許請求の範囲第１項または第２
項記載の車両用自動変速機における流体伝動装置
の直結制御装置。[Scope of Claims] 1. A fluid transmission device having an input member and an output member; A direct connection mechanism having a hydraulic actuating part and capable of directly mechanically connecting the input and output members; A pressure source and a hydraulic actuating part between the input and output members; In a direct coupling control device for a fluid transmission device in a vehicle automatic transmission, the operating pressure control means includes: a working pressure control means for controlling the working pressure of the hydraulic actuation section; The control means has a switching means capable of switching between at least two levels of strength and weakness, and the control means for controlling the switching operation of the switching means is configured to control the rotational speed ratio of the output member to the input member when the vehicle speed is lower than a first set value. a control signal for selecting a weak engagement force when the rotational speed ratio exceeds a predetermined value, regardless of the vehicle speed, and when the vehicle speed is between the first set value and a second set value higher than the first set value; is applied to the switching means, and when the vehicle speed exceeds the second set value, a control signal is applied to the switching means for selecting a strong engagement force regardless of the rotational speed ratio. 1. A direct-coupled control device for a fluid transmission device in a vehicle automatic transmission, characterized in that: 2. While selecting a weak engagement force due to the rotational speed ratio exceeding the predetermined value, the control means controls the current rotational speed ratio to be smaller than a second predetermined value that is smaller than the predetermined value. 2. A direct-coupled control device for a fluid transmission device in an automatic transmission for a vehicle according to claim 1, which is configured to output a control signal for selecting a strong engagement force when the engagement force becomes loose. 3. Claim 1 or 2, further comprising a manual switching means that can arbitrarily select at least one of the two levels of engagement force, separate from the switching means.
A direct-coupled control device for a fluid transmission device in an automatic transmission for a vehicle as described in 2.
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* Cited by examiner, † Cited by third party
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JPS5712128A (en) * 1980-06-24 1982-01-22 Mitsubishi Motors Corp Torque transmission apparatus
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