JPS6117766A - Clutch hydraulic control device - Google Patents
Clutch hydraulic control deviceInfo
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- JPS6117766A JPS6117766A JP13662884A JP13662884A JPS6117766A JP S6117766 A JPS6117766 A JP S6117766A JP 13662884 A JP13662884 A JP 13662884A JP 13662884 A JP13662884 A JP 13662884A JP S6117766 A JPS6117766 A JP S6117766A
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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
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- 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
-
- 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
- F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
- F16H2045/002—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches comprising a clutch between prime mover and fluid gearing
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
本発明はディーゼル動車などの変速駆動装置の制御装置
に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a control device for a variable speed drive device such as a diesel motor vehicle.
一般にディゼルエンジンで駆動される鉄道車両ではスタ
ート時大きな駆動トルクを得るためにトルクコンバータ
を採用している。従ってエンジンからの動力はトルクコ
ンバータからトランスミッションを経て、変速されて車
輪に伝達される。しかし車速か増加すると大きな駆動ト
ルクは不要になるばかりでなく、トルクコンバータにお
ける動力損失による効率の低下にもなるので、トルクコ
ンバータを切放して、エンジンからの動力を直接トラン
スミッションに伝達するようにするため、トルクコンバ
ータと工・ンジンの間に、エンジンの出力軸をトルクコ
ンバータの入力軸に接続する変速クラッチと、トランス
ミッションの入力軸に接続する直結クラッチとを同軸上
に一体に設けである。Generally speaking, railway vehicles driven by diesel engines use a torque converter to obtain a large drive torque at the start. Therefore, the power from the engine is transmitted to the wheels via the torque converter, transmission, and transmission. However, as the vehicle speed increases, not only does a large drive torque become unnecessary, but efficiency decreases due to power loss in the torque converter. A variable speed clutch that connects the output shaft of the engine to the input shaft of the torque converter and a direct coupling clutch that connects to the input shaft of the transmission are coaxially and integrally provided between the torque converter and the engine.
この変速クラッチと直結クラッチの切換操作は従来、手
動でなされていた。特に変速運転から直結運転に切換え
るとき直結クラッチを嵌合するに際しては、該クラッチ
の入力側のエンジン回転速度と１−ルクコンハータのタ
ービン軸からフリーホイルを介して与えられる出力側の
出力軸回転速度とが大きくずれているときは、クラッチ
はスリップによって発熱し、クラッチ板が焼付を起す危
険があり、又結合時のショックが大きく、乗客、乗員に
不快さを与えるのみでなくトランスミッションの歯車の
破損のもとにもなる。Conventionally, this switching operation between the speed change clutch and the direct coupling clutch has been performed manually. In particular, when switching from variable-speed operation to direct-coupling operation, when engaging the direct-coupling clutch, the engine rotational speed on the input side of the clutch and the output shaft rotational speed on the output side given from the turbine shaft of the 1-luxconverter via the freewheel. If the clutch is misaligned, there is a risk that the clutch will generate heat due to slipping, causing the clutch plate to seize, and the shock will be large when engaged, which will not only cause discomfort to passengers and crew, but also cause damage to the gears of the transmission. It also becomes the origin.
本発明はこのような欠点をなくすために、直結クラッチ
の嵌合に際して、エンジンにアイドリング指令を与えた
後該直結クラッチにまず予圧を与え、入力側のエンジン
回転速度が減少して出力側の出力軸回転速度にほぼ同期
したことを検出してから直結のための高圧を自動的に与
えるようにしたことを特徴とするものである。In order to eliminate such drawbacks, the present invention first applies preload to the direct-coupled clutch after giving an idling command to the engine when engaging the direct-coupled clutch, so that the engine speed on the input side decreases and the output on the output side decreases. The feature is that high pressure for direct connection is automatically applied after detecting that the shaft rotation speed is almost synchronized with the shaft rotation speed.
第１図は本発明のクラッチ油圧制御装置が取付けられた
ディゼル動車用の変速駆動装置を示したもので、１はデ
ィゼルエンジン、２ばトルクコンバータ、３はトランス
ミッションで、エンジン１とトルクコンバータ２との間
に変速クラッチ４および直結クラ、ン、チ５が同軸上に
一体にもうけられエンジン１からの動力は変速クラッチ
４又は直結クラッチ５のどちらかに切換えられて伝達さ
れる。変速クラッチ４を結合した場合は、エンジン１か
らの動力は入力軸６より変速クラッチ４の入力側のタラ
ソチハブ７から、該ハブ７にスプライン嵌合したクラッ
チ板８と該クラッチ５の出力軸側のクラッチキャリア９
にスプライン嵌合したクラッチ板１０とが摩擦結合する
ことによって、クラッチキャリア９に至り、次いで中空
軸１１を経てトルクコンバータ２のインペラ１２に伝達
する。このインペラ１２のポンプ作用によってタービン
１３が回転し、該タービン１３と一体の中空軸１４より
、該軸１４と出力軸１６の間に設けたフリーホイル１５
を介して出力軸１６によりトルクコンバータを経由した
エンジン動力をトランスミッション３に伝達する。又、
直結クラッチ５を結合した場合は、入力軸６より直結ク
ラッチ５の入力側のクラッチキャリア１７から、該クラ
ッチキャリア１７にスプライン嵌合したクラ・ツチ板Ｉ
８と該クラッチ５の出力側のタラノチハブ■９にスプラ
イン嵌合したクラッチ板２０とが摩擦結合することによ
って、出力軸１６よりエンジン動力が直接トランスミッ
ションに伝達される。トランスミッション３からの出力
軸２１ば直角駆動ギヤ（図示していない）を介して車軸
に接続し、動力を車輪に伝達する。Fig. 1 shows a variable speed drive system for a diesel vehicle equipped with the clutch hydraulic control system of the present invention, in which 1 is a diesel engine, 2 is a torque converter, and 3 is a transmission. During this period, the speed change clutch 4 and the direct connection clutch 5 are integrally provided on the same axis, and the power from the engine 1 is switched and transmitted to either the speed change clutch 4 or the direct connection clutch 5. When the variable speed clutch 4 is engaged, the power from the engine 1 is transferred from the input shaft 6 to the thalassochi hub 7 on the input side of the variable speed clutch 4, to the clutch plate 8 spline-fitted to the hub 7, and to the output shaft side of the clutch 5. clutch carrier 9
By frictionally coupling the clutch plate 10 which is spline-fitted to the clutch plate 10 , the torque is transmitted to the clutch carrier 9 , and then transmitted to the impeller 12 of the torque converter 2 via the hollow shaft 11 . The pumping action of the impeller 12 causes the turbine 13 to rotate, and from the hollow shaft 14 integrated with the turbine 13, a free wheel 15 provided between the shaft 14 and the output shaft 16 is rotated.
Engine power via the torque converter is transmitted to the transmission 3 via the output shaft 16. or,
When the direct coupling clutch 5 is engaged, a clutch plate I spline-fitted to the clutch carrier 17 is connected from the input shaft 6 to the clutch carrier 17 on the input side of the direct coupling clutch 5.
8 and a clutch plate 20 that is spline-fitted to a splined hub 9 on the output side of the clutch 5, so that engine power is directly transmitted from the output shaft 16 to the transmission. An output shaft 21 from the transmission 3 is connected to an axle via a right-angle drive gear (not shown) to transmit power to the wheels.
第２図および第３図は第１図の変速クラッチ４および直
結クラッチ５の油圧制御回路の実施例を示したもので、
２２が予圧電磁弁、２３が直結電磁弁、２４が予圧直結
切換弁、および２５が変速電磁弁である。電磁弁２２．
２３、および２５のソレノイドへの操作信号は、第１・
図に示すように、入力軸６に設けたエンジン回転速度検
出器２６および出力軸１６に設けた出力軸回転速度検出
器２７からの検出信号２９．３０を波形整形と増幅をし
てマイクロコンピュータ３４への入出力装置３３に供給
し、出力軸の直結回転速度設定信号３１、入出力軸回転
速度差設定信号３２と共にあらかじめコンピュータに組
込まれたプログラムにより比較演算して得られるもので
、この比較演算のフローチャートを第６図および第７図
に示す。2 and 3 show examples of hydraulic control circuits for the speed change clutch 4 and the direct coupling clutch 5 shown in FIG.
22 is a preload solenoid valve, 23 is a direct connection solenoid valve, 24 is a preload direct connection switching valve, and 25 is a variable speed solenoid valve. Solenoid valve 22.
The operation signals to the solenoids 23 and 25 are the first and
As shown in the figure, the detection signals 29 and 30 from the engine rotational speed detector 26 provided on the input shaft 6 and the output shaft rotational speed detector 27 provided on the output shaft 16 are waveform-shaped and amplified and sent to the microcomputer 3. This signal is supplied to the input/output device 33 of Flowcharts are shown in FIGS. 6 and 7.
第２図と第３図の油圧制御回路の違いは予圧直結切換弁
２４への背圧の与へ方に違いがあるのみで作動のし方は
同じである。この作動原理を第１図を参照して以下に述
べる。第２図において、車輌のスタート時には変速電磁
弁２５ がＯＮして、変速クラッチ４１ に油圧が
供給される。この油圧はポンプ３７１により、油タンク
３８ｉからストレーナ３９１を通ってライン４０に、途
中調圧弁４１１によって調圧されて供給され、ライン４
０は、途中予圧−直結切換弁２４１へのライン４２と直
結電磁弁２３１へのライン４３を分岐してライン４４よ
り変速電磁弁２５１を経て供給され変速クラ・７チ４Ｉ
を結合する。その後エンジンを加速して、動力を変速
クラッチ４−からトルクコンバータ２を経てトランスミ
ッションより車輪に伝達し車両を加速する。充分な加速
が得られたならばエンジンにアイドリング指令を出すと
共に、変速電磁弁２５＋をＯＦＦにし、予圧電磁弁２２
１をＯＮにする。The only difference between the hydraulic control circuits in FIG. 2 and FIG. 3 is the way in which back pressure is applied to the preload direct connection switching valve 24, and the way they operate is the same. The principle of operation will be described below with reference to FIG. In FIG. 2, when the vehicle is started, the speed change solenoid valve 25 is turned on and hydraulic pressure is supplied to the speed change clutch 41. This oil pressure is supplied from the oil tank 38i to the line 40 through the strainer 391 by the pump 371, with the pressure regulated by the pressure regulating valve 411 midway through the line 40.
0 is supplied from a line 44 through a transmission solenoid valve 251 by branching a line 42 to a preload-direct connection switching valve 241 and a line 43 to a direct connection solenoid valve 231, and is supplied to the transmission clutch 7ch 4I.
combine. Thereafter, the engine is accelerated, and power is transmitted from the transmission clutch 4- to the wheels via the torque converter 2, thereby accelerating the vehicle. When sufficient acceleration is obtained, issue an idling command to the engine, turn off the speed change solenoid valve 25+, and turn off the preload solenoid valve 22.
Turn on 1.
これによって変速クラッチ４１ が離脱するとともに、
油圧がライン４２から予圧−直結切換弁２４１を経て調
圧されてライン４５から予圧電磁弁２２１を経て直結ク
ラッチ５１ に供給される。予圧−直結切換弁２４＋
の弁体４６１はスプール４７１を有し、該スプール４７
１は、スプリングコイル４８１により左方への押圧力と
、左側の弁室４９１にライン５０によって与えられるラ
イン４５からの背圧による右方への押圧力との平衡のも
とてスプール４７＋ の大径部５１１がライン４２に
接続する流入ポート５２１を、又大径部５３１が排出ポ
ート５４１をそれぞれ一方を絞り他方を開くように作動
して流出ポート５５１からライン４５への油圧を調整し
、予圧電磁弁２２１を経て直結クラッチ５１ に予圧
を供給する。このようにして直結クラッチ５１ に与
えられた予圧は、予圧−直結切換弁によって一定の低い
値にたもたれていることから直結クラッチ５Ｉ はス
リップ状態を維持しながら入力側と出力側の相対的な回
転速度の差を次第に減少させていき、この差が同期に近
づいて所定の値になったことを検出して直結電磁弁２３
１がＯＮＩ、、上記油圧がライン４３から直結電磁弁２
３１を経て、予圧−直結切換弁２４１の右側の弁室５６
１に供給され、スプール４７１を左方に押圧する。従っ
て大径部５３１は排出ポート５４１を閉し、流入ポート
５２１を開くため、ライン４２からの高い油圧が直接流
出ポート５５１からライン４５を経て直結クラッチ５１
に供給されることにより該クラッチ５１は完全に結
合しエンジンの動力が直接トランスミッション３に供給
されるようになり入力側と出力側の相対回転速度差が零
になったことを検出してエンジン復帰指令が出されるこ
とによりエンジンを加速して車速を上げていく。As a result, the speed change clutch 41 is disengaged, and
Hydraulic pressure is regulated from a line 42 through a preload/direct coupling switching valve 241, and is supplied from a line 45 to a direct coupling clutch 51 via a preload solenoid valve 221. Preload-direct connection switching valve 24+
The valve body 461 has a spool 471, and the spool 47
1 is the size of the spool 47+ based on the balance between the pushing force to the left by the spring coil 481 and the pushing force to the right by the back pressure from the line 45 applied to the left valve chamber 491 by the line 50. The diameter section 511 operates the inflow port 521 connected to the line 42, and the large diameter section 531 operates the discharge port 541 to throttle one side and open the other, thereby adjusting the hydraulic pressure from the outflow port 551 to the line 45 and preloading. Preload is supplied to the direct coupling clutch 51 via the solenoid valve 221. Since the preload applied to the direct coupling clutch 51 is maintained at a constant low value by the preload-direct coupling switching valve, the direct coupling clutch 5I maintains the slip state while maintaining the relative relationship between the input side and the output side. The difference in rotational speed is gradually reduced, and when this difference approaches synchronization and reaches a predetermined value, it is detected that the direct solenoid valve 23
1 is ONI, the above hydraulic pressure is directly connected from line 43 to solenoid valve 2
31 to the right valve chamber 56 of the preload-direct connection switching valve 241.
1 and presses the spool 471 to the left. Therefore, the large diameter portion 531 closes the discharge port 541 and opens the inflow port 521, so that the high hydraulic pressure from the line 42 is directly transmitted from the outflow port 551 to the direct coupling clutch 51 via the line 45.
The clutch 51 is completely engaged and the engine power is directly supplied to the transmission 3, and the engine is restarted upon detecting that the relative rotational speed difference between the input side and the output side has become zero. When a command is issued, the engine is accelerated to increase the vehicle speed.
別の実施例の第３図においては、構成が第２図と同じ部
分は省略し異なる部分のみを説明する。又変速鐘転は同
様であるから直結運転への切換から続け、る。即ち予圧
電磁弁２２２をＯＮすると、これまで油圧ポンプ３７２
から調圧弁４１ｉで調圧された高圧が直接に、ライン５
７．５８および５９を経て予圧−直結切換弁２４２の弁
室４９２に与えられる結果、スプール４７２は右方に押
圧されて流入ポート５２２を閉じ、又流出ポート５４２
を開き、直結クラッチ５２ヘクラソチ油圧が供給されず
離脱状態にあったものが、上記ライン５９とライン６０
とが予圧電磁弁２２２を介して連通し一方ライン６０は
油圧源から予圧−直結切換弁２４２を経て直結クラッチ
５２に至るライン６１と接続していることがら予圧・直
結切換弁２４２の制御油圧を背圧として予圧−直結切換
弁２４λの弁室４９２に与える。スプール４７λはこの
背圧とスプリングコイル４８２の押圧力とが平衡するよ
うに流入ボート５２２と排出ポート５４２とをそれぞれ
一方を絞り他方を開くように作動して、流出ポート５５
２からライン６１を経て直結クラッチ５グに与える予圧
を制御する。次いで所定の差まで入出力軸の回転速度が
同期したことを検出して、直結電磁弁２３２がＯＮする
と油圧源の高圧が直接ライン５８からライン６２を経て
予圧−直結切換２４２の弁室５６２に供給され、スプー
ル４７２を左方に押圧して排出ボート５４２を閉じ、流
入ボート５２２を開くことにより、油圧源から高圧が直
接流出ボート５５２よりライン６１を経て直結クラッチ
５２に供給されて該クラッチ５ｚを結合し、エンジンの
駆動力を直接伝達する。In FIG. 3 of another embodiment, the parts having the same structure as those in FIG. 2 are omitted, and only the different parts will be explained. Also, since the gear shift rotation is the same, it continues from switching to direct coupling operation. That is, when the preload solenoid valve 222 is turned on, the hydraulic pump 372
The high pressure regulated by the pressure regulating valve 41i is directly supplied to the line 5.
As a result, the spool 472 is pushed to the right to close the inflow port 522 and close the outflow port 542 as a result of the pressure applied to the valve chamber 492 of the preload-direct connection switching valve 242 via 7.58 and 59.
When the direct coupling clutch 52 was not supplied with hydraulic pressure and was in a disengaged state, the lines 59 and 60 were
are connected to each other via the preload solenoid valve 222, while the line 60 is connected to the line 61 that runs from the hydraulic pressure source through the preload/direct coupling switching valve 242 to the direct coupling clutch 52, so that the control hydraulic pressure of the preload/direct coupling switching valve 242 is controlled. It is applied as back pressure to the valve chamber 492 of the preload-direct connection switching valve 24λ. The spool 47λ operates to throttle one of the inflow boat 522 and the discharge port 542 and open the other so that this back pressure and the pressing force of the spring coil 482 are in balance.
2 through line 61 to control the preload applied to direct coupling clutch 5g. Next, when it is detected that the rotational speeds of the input and output shafts are synchronized to a predetermined difference and the direct coupling solenoid valve 232 is turned on, the high pressure of the hydraulic source is directly passed from the line 58 to the line 62 to the valve chamber 562 of the preload-direct coupling switching 242. By pressing the spool 472 to the left to close the discharge boat 542 and open the inflow boat 522, high pressure from the hydraulic source is directly supplied from the outflow boat 552 to the direct coupling clutch 52 via the line 61 and the clutch 5z. and directly transmits the engine's driving force.
上記の如く電磁弁を制御するためのコンピュータによる
プログラム制御のフローチャートを第６図に、このよう
に制御するときの入出力軸の回転速度とクラッチ作動油
圧の経時変化を第４図に示す。これらの図にもとづき上
記の第１．２．３図を参照して変速運転に次ぐ直結運転
の制御手順を説明する。第６図において、まず出力軸回
転速度Ｎ２を直結回転速度設定信号Ｎｏと比較し、Ｎ２
＞ＮＯであることと次いでエンジン回転速度ＮＴ： と
比較し、ＮＥ＞ＫＮｚ（Ｋは１より僅かに大きい係数）
であることを検知したならばエンジンにアイドリング指
令を出すとともに予圧電磁弁２２をＯＮする信号を□発
する。次いでエンジンの回転速度Ｎε、が減少して、出
力軸回転速度Ｎ２ との差が入出力軸回転速度差設定信
号ΔＮよりも小さくなったことを検知したならば、直結
電磁弁２３をＯＮする信号を発して直結クラッチ５を結
合し、ＮＱ＝ＮＥを検知してからエンジンの加速指令を
出して直結運転制御が完了する。以上の制御にともなう
入出力軸の回転速度Ｎ＋、Ｎｌおよびクラッチ油圧の経
時変動を第４図に示す。横軸は経過時間を、縦軸の上部
に入出力軸の回転速度Ｎ＋ 、ＮＬを、下部にクツラッ
チ油圧をとって変速運転から直結運転への切換えるとき
の入出力軸の回転速度とクラッチ油圧の変動を示したも
のである。第４図において、時間軸上のａ ｗ ｂが変
速運転範囲で、エンジン回転速度Ｎδ、即ち入力軸回転
速度Ｎ１ の増加社ともない出力軸回転速度Ｎｚ も
増加している。ｂ点においてエンジンにアイドリング指
令を発して変速電磁弁２５を０ＦＦＩＩ、、変速クラッ
チを離脱するとともに予圧電磁弁２２をＯＮして直結ク
ラッチ５に低く調圧されたクラッチ油圧を供給する、ｂ
点以降出力軸回転速度Ｎ２はほぼ一定に保たれる一方、
入力軸回転速度Ｎ１ ば減少を続ける。Ｎ１ が減少し
てＮ２に接近し、その差が設定信号ΔＮ以下になったと
き直結電磁弁２３をＯＮする信号を発して直結クラッチ
５を結合し、回転速度Ｎ＋ とＮ２は０点に至り一致
する。FIG. 6 shows a flow chart of computer program control for controlling the electromagnetic valve as described above, and FIG. 4 shows changes over time in the rotational speed of the input/output shaft and the clutch operating oil pressure when controlling in this manner. Based on these figures and with reference to the above-mentioned Figures 1.2.3, the control procedure for the direct coupling operation following the variable speed operation will be explained. In FIG. 6, first, the output shaft rotation speed N2 is compared with the direct rotation speed setting signal No.
>NO and then the engine rotation speed NT: compared with NE>KNz (K is a coefficient slightly larger than 1)
If it is detected, it issues an idling command to the engine and also issues a signal to turn on the preload solenoid valve 22. Next, when it is detected that the engine rotational speed Nε has decreased and the difference with the output shaft rotational speed N2 has become smaller than the input/output shaft rotational speed difference setting signal ΔN, a signal is generated to turn on the direct solenoid valve 23. is issued to engage the direct coupling clutch 5, and after detecting NQ=NE, an engine acceleration command is issued to complete direct coupling operation control. FIG. 4 shows changes over time in the input/output shaft rotational speeds N+, Nl and clutch oil pressure due to the above control. The horizontal axis shows the elapsed time, the upper part of the vertical axis shows the input/output shaft rotational speed N+, NL, and the lower part shows the rotational speed of the input/output shaft and the clutch oil pressure when switching from variable speed operation to direct drive. This shows the fluctuation. In FIG. 4, a w b on the time axis is the variable speed operation range, and as the engine rotation speed Nδ, that is, the input shaft rotation speed N1 increases, the output shaft rotation speed Nz also increases. At point b, an idling command is issued to the engine, the speed change solenoid valve 25 is set to 0FFII, the speed change clutch is disengaged, and the preload solenoid valve 22 is turned on to supply a low regulated clutch oil pressure to the direct coupling clutch 5, b
After this point, the output shaft rotational speed N2 is kept almost constant, while
The input shaft rotation speed N1 continues to decrease. When N1 decreases and approaches N2, and the difference becomes less than the set signal ΔN, a signal is issued to turn on the direct coupling solenoid valve 23 to engage the direct coupling clutch 5, and the rotational speeds N+ and N2 reach 0 point and match. do.
０点より再びエンジンを加速して直結運転に入る。Accelerate the engine again from 0 point and enter direct drive.
この際直結クラッチ５のクラッチ油圧の変動は、予圧電
磁弁２２がＯＮされているｂ −ｃ間では低い予圧Ｐ、
に、゛直結電磁弁２３がＯＮされる０点以降では高
圧Ｐ２に保たれる。このようにｂ点で低い予圧Ｐ１
、を与えることによって直結クラッチのクラッチピスト
ン室６３（第１図）にあらかじめ圧油が供給されること
がら００点で高圧Ｐ２が即座に与えられるのでクラッチ
がすみやかに結合し、しかもシヨ・ツクを請することな
くなめらかな結合が得られる効果がある。At this time, the fluctuation of the clutch oil pressure of the direct coupling clutch 5 is such that the preload P is low between b and c when the preload solenoid valve 22 is turned on.
In addition, after the 0 point where the direct solenoid valve 23 is turned on, the high pressure P2 is maintained. In this way, the preload P1 is low at point b.
By applying , pressure oil is supplied in advance to the clutch piston chamber 63 (Fig. 1) of the direct coupling clutch, and high pressure P2 is immediately applied at the 00 point, so that the clutch is engaged quickly and moreover, the clutch piston chamber 63 (Fig. 1) is supplied with pressure. This has the effect of providing a smooth bond without requiring too much effort.
仮に０点に至ってもクラッチピストン室６３への油圧の
供給が不充分であると直結クラッチ５の結合が遅れ、そ
の間にＮ＋ とＮ２の値が逆転して逆方向に大きな差を
生ずることによる結合ショックが発生゛する欠点がある
。Even if the zero point is reached, if the supply of hydraulic pressure to the clutch piston chamber 63 is insufficient, the engagement of the direct coupling clutch 5 will be delayed, and during this time the values of N+ and N2 will be reversed, resulting in a large difference in the opposite direction. There is a drawback that shock occurs.
第５図および第７図はこのような欠点を防ぐための別の
実施例を示したもので、ａ −ｂ間の変速運転範囲およ
びＣ以降の直結運転範囲については、上記の場合と同じ
であって、ｂ−ｃ間の制御を変え起ものである。即ちｂ
−ｃ、間において、直結クラッチ５にクラッチが完全
に結合しない程度℃短い時間、直結電磁弁２３を作動し
て一時的に高圧を与えることによって、クラッチピスト
ン室６３への圧油の充満を確実にしたもので、Ｎｌ
とＮ２の差が小さくてｂ ％ Ｃ間の時間が充分に得ら
れないときでもクラッチピストン室への充油速度が早い
ので安定した結合ができる効果がある。Figures 5 and 7 show another embodiment to prevent such drawbacks, and the variable speed operation range between a and b and the direct connection operation range from C onwards are the same as in the above case. This is caused by changing the control between b and c. That is, b
-c, the clutch piston chamber 63 is ensured to be filled with pressure oil by operating the direct coupling solenoid valve 23 for a short period of time to the extent that the clutch is not completely engaged with the direct coupling clutch 5 to temporarily apply high pressure. , Nl
Even when the difference between and N2 is small and the time between b % and C cannot be obtained sufficiently, the oil filling speed in the clutch piston chamber is fast, so a stable connection can be achieved.
第７図はこの制御のフローチャー１−を、第５図は同じ
く入出力軸の回転速度およびクラッチ油圧の変化を示し
たもので、この作動を前記の場合と異なる部分について
のみ説明する。即ちｂ点において予圧電磁弁２２をＯＮ
した後、エンジンの回転速度の減少を検出した信号によ
り直結電磁弁２３をＯＮＬ、、次いでクラッチ油圧の急
増にともないエンジン回転速度の急激な減少にともなう
減速度を検出した信号により直結電磁弁２３を一旦ＯＦ
Ｆする信号を発し、以下前記の場合と同様に制御してク
ラッチを結合する。FIG. 7 shows a flowchart 1- of this control, and FIG. 5 similarly shows changes in the rotational speed of the input/output shaft and the clutch oil pressure. Only the portions of this operation that are different from the above case will be explained. That is, the preload solenoid valve 22 is turned on at point b.
After that, the direct-coupled solenoid valve 23 is turned on by a signal that detects a decrease in engine rotational speed, and then the direct-coupled solenoid valve 23 is turned on by a signal that detects deceleration due to a sudden decrease in engine rotational speed due to a sudden increase in clutch oil pressure. Once OF
The clutch is then engaged using the same control as in the previous case.
ここではｂ ％ Ｃ間において直結電磁弁２３を一回だ
け作動した場合について記したが、Ｎ１ とＮ１の差
がΔＮより大きい間何回でも同様に制御して作動させる
こともできる。Here, we have described the case where the direct solenoid valve 23 is activated only once between b % C, but it can be similarly controlled and activated any number of times as long as the difference between N1 and N1 is greater than ΔN.
以下の如く本発明はトルクコンバータ付トランスミッシ
ョンの入力側に変速クラッチと直結クラッチを設けた変
速駆動装置において、変速クラッチから直結クラッチへ
の切換に際して、油圧の切換制御を電磁弁と切換弁を組
合わせた上記し、たような簡単な油圧制御装置をもちい
て、該電磁弁を直結クラッチの入出力回転速度の検出信
号にもとづ・いて切換制御することにより、すみやかに
しかもなめらかに直結クラッチの結合が自動的に達成さ
れるという特徴を有するものである。As described below, the present invention combines a solenoid valve and a switching valve to control oil pressure switching when switching from a variable speed clutch to a direct clutch in a variable speed drive device in which a variable speed clutch and a direct coupling clutch are provided on the input side of a transmission with a torque converter. As described above, by using a simple hydraulic control device as described above and controlling the switching of the solenoid valve based on the detection signal of the input/output rotation speed of the direct coupling clutch, the direct coupling clutch can be operated quickly and smoothly. It is characterized in that the coupling is achieved automatically.
第１図は変速駆動装置と制御装置の構成を、第２図と第
３図はクラ・７チ油圧制御回路を、第４図と第５図は直
結クラッチの入出力軸の回転速度とクラッチ油圧の経時
変化の関係を、そして第６図と第７図はコンビューク制
御のフローチャートを示したものである。
１−＝−エンジン、２ −−−−−１−ルクコンバータ
３−一−トランスミッション、４〜−−変速用摩擦クラ
ッチ、５−−ｍ−直結用摩擦クラッチ、２２．２２＋、
２２ｘ・−−−予圧電磁弁、２３．２３＋ 、２３ｚ−
一一−直結電磁弁、２４．２４１．２４ｚ−−一 予圧
−直結切換制御弁、２５．２５１．２５２−−−−変速
電磁弁２６−−−エンジン回転速度検出装置、２７−−
−出力軸回転速度検出装置、３３−−ｍ−入出力装置３
４− マイクロコンピュータ
特許登録出願人 新潟コンバーター株式会社第ぢ薗
幻１Figure 1 shows the configuration of the speed change drive device and control device, Figures 2 and 3 show the clutch/7ch hydraulic control circuit, and Figures 4 and 5 show the rotational speed of the input and output shafts of the direct coupling clutch and the clutch. FIGS. 6 and 7 show the relationship between changes in oil pressure over time, and flowcharts of conbuque control. 1-=-Engine, 2---Lux converter 3--Transmission, 4---Friction clutch for speed change, 5--M-Friction clutch for direct connection, 22.22+,
22x・---Preload solenoid valve, 23.23+, 23z-
11--Directly connected solenoid valve, 24.241.24z--1 Preload-directly connected switching control valve, 25.251.252--Speed change solenoid valve 26--Engine rotation speed detection device, 27--
-Output shaft rotational speed detection device, 33--m-input/output device 3
4- Microcomputer patent registration applicant Niigata Converter Co., Ltd. Daijizono Gen 1
Claims (1)
からの入力側に変速用摩擦クラッチ（以下変速クラッチ
と称する）と直結用摩擦クラッチ（以下直結クラッチと
称する）が設けてあり、エンジンからの駆動力を上記変
速クラッチよりトルクコンバータを経てトランスミッシ
ョンに伝達する変速運転と、上記直結クラッチより直接
トランスミッションに伝達する直結運転とが切換えでき
る車両用動力伝達装置において、上記直結クラッチへの
クラッチ作動油圧供給ラインに予圧電磁弁、直結電磁弁
および予圧・直結切換制御弁を設け、上記直結クラッチ
の入力側にエンジン回転速度検出器と、出力側に出力軸
回転速度検出器と、そして検出信号と設定信号を比較演
算する比較演算装置とを設け、変速運転から直結運転へ
切換える時に、上記比較演算で、上記エンジン回転速度
検出器からの検出信号と上記出力軸回転速度検出器から
の検出信号および設定信号とより比較演算してえられた
操作信号によりまず予圧電磁弁を作動し、次いで直結電
磁弁を作動するようにしたことを特徴とするクラッチ油
圧制御装置。 ２、比較演算装置への設定信号が直結クラッチの出力軸
の直結回転速度設定信号および直結クラッチの入力軸と
出力軸の回転速度差設定信号とからなる第１項記載のク
ラッチ油圧制御装置。 ３、直結クラッチの入力側のエンジン回転速度が該直結
クラッチの出力側の出力軸回転速度よりも所要設定値以
上であることを検出した信号により予圧電磁弁の作動信
号を発し、次いで上記エンジン回転速度と出力軸回転速
度との差が所要設定値以下になったことを検出した信号
により直結電磁弁の作動信号を発する比較演算装置を有
する第１項記載のクラッチ油圧制御装置。 ４、直結クラッチの入力側のエンジン回転速度が出力側
の出力軸回転速度よりも所要設定値以上であることを検
出した信号により予圧電磁弁の作動信号を発し、次いで
上記出力軸の回転速度が減少し始めたことを検出した信
号により直結電磁弁の作動信号を発し、該回転速度の減
速度の変化が大きくなったことを検出した信号により直
結電磁弁の作動信号を断ち、上記エンジン回転速度と出
力軸回転速度との差が所要設定値以下になったことを検
出した信号により再び直結電磁弁を作動する信号を発す
る比較演算装置を有する第１項記載のクラッチ油圧制御
装置。 ５、上記のエンジンおよび出力軸の回転速度検出信号と
、上記設定信号とを受けて比較演算して上記の予圧電磁
弁および直結電磁弁の作動信号を発する比較演算装置が
プログラムを内蔵したマイクロコンピュータである第１
項乃至第４項記載のクラッチ油圧制御装置。[Claims] 1. A transmission with a torque converter is provided with a transmission friction clutch (hereinafter referred to as a transmission clutch) and a direct coupling friction clutch (hereinafter referred to as a direct coupling clutch) on the input side from the engine. In a vehicle power transmission device capable of switching between a variable speed operation in which driving force is transmitted from the variable speed clutch to the transmission via a torque converter and a direct coupling operation in which driving force is directly transmitted from the direct coupled clutch to the transmission, a clutch operating hydraulic pressure is supplied to the direct coupled clutch. A preload solenoid valve, a direct connection solenoid valve, and a preload/direct connection switching control valve are installed in the line, and an engine rotation speed detector is installed on the input side of the above-mentioned direct connection clutch, an output shaft rotation speed detector is installed on the output side, and a detection signal and a setting signal are provided. and a comparison calculation device that compares and calculates the detection signal from the engine rotation speed detector and the detection signal and setting signal from the output shaft rotation speed detector when switching from variable speed operation to direct drive operation. 1. A clutch hydraulic control device characterized in that a preload solenoid valve is first actuated and then a direct solenoid valve is actuated in accordance with an operation signal obtained by comparing and calculating. 2. The clutch hydraulic control device according to item 1, wherein the setting signal to the comparison calculation device comprises a direct coupling rotational speed setting signal of the output shaft of the direct coupling clutch and a rotational speed difference setting signal between the input shaft and output shaft of the direct coupling clutch. 3. In response to a signal that detects that the engine speed on the input side of the direct coupling clutch is higher than the output shaft rotation speed on the output side of the direct coupling clutch by a predetermined setting value or more, an activation signal for the preload solenoid valve is issued, and then the engine rotation speed is increased. 2. The clutch hydraulic control device according to claim 1, further comprising a comparison calculation device that issues an activation signal for the direct solenoid valve in response to a signal that detects that the difference between the speed and the output shaft rotational speed has become equal to or less than a predetermined setting value. 4. A preload solenoid valve is activated by a signal that detects that the engine rotation speed on the input side of the direct coupling clutch is higher than the output shaft rotation speed on the output side by a predetermined setting value, and then the rotation speed of the output shaft is increased. An activation signal for the direct solenoid valve is issued in response to a signal that detects that the engine rotational speed has started to decrease, and an activation signal for the direct solenoid valve is cut off in response to a signal that detects that the change in deceleration of the engine speed has become large. 2. The clutch hydraulic control device according to claim 1, further comprising a comparison calculation device that issues a signal to operate the direct solenoid valve again in response to a signal that detects that the difference between the output shaft rotational speed and the output shaft rotational speed has become equal to or less than a predetermined set value. 5. A microcomputer with a built-in program for a comparison calculation device that receives and performs comparative calculations on the rotational speed detection signals of the engine and output shaft and the setting signals and issues operating signals for the preload solenoid valve and the direct-coupled solenoid valve. The first
Clutch hydraulic control device according to items 1 to 4.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13662884A JPS6117766A (en) | 1984-07-03 | 1984-07-03 | Clutch hydraulic control device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13662884A JPS6117766A (en) | 1984-07-03 | 1984-07-03 | Clutch hydraulic control device |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6117766A true JPS6117766A (en) | 1986-01-25 |
Family
ID=15179749
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP13662884A Pending JPS6117766A (en) | 1984-07-03 | 1984-07-03 | Clutch hydraulic control device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6117766A (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0193664A (en) * | 1986-10-09 | 1989-04-12 | Niigata Converter Kk | Liquid speed changer with rolling stock braking device and control method |
| EP0964176A3 (en) * | 1998-06-08 | 2000-11-08 | Isuzu Motors Limited | Clutch engagement control in a power transmission arrangement for vehicles |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5844561B2 (en) * | 1978-12-15 | 1983-10-04 | 極東開発工業株式会社 | Lid opening/closing device for containers in transport vehicles |
| JPS58211063A (en) * | 1982-06-02 | 1983-12-08 | Honda Motor Co Ltd | Automatic transmission for vehicle |
-
1984
- 1984-07-03 JP JP13662884A patent/JPS6117766A/en active Pending
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5844561B2 (en) * | 1978-12-15 | 1983-10-04 | 極東開発工業株式会社 | Lid opening/closing device for containers in transport vehicles |
| JPS58211063A (en) * | 1982-06-02 | 1983-12-08 | Honda Motor Co Ltd | Automatic transmission for vehicle |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0193664A (en) * | 1986-10-09 | 1989-04-12 | Niigata Converter Kk | Liquid speed changer with rolling stock braking device and control method |
| EP0964176A3 (en) * | 1998-06-08 | 2000-11-08 | Isuzu Motors Limited | Clutch engagement control in a power transmission arrangement for vehicles |
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