JPS6313060B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明はトルク伝達装置に関するものである。[Detailed description of the invention] The present invention relates to a torque transmission device.

往復ピストン式内燃機関はピストン往復運動に
伴なう慣性によるトルク変動、及び燃焼室内圧力
変動に伴なうトルク変動を有し、駆動軸はトルク
変動及び回転速度変動を伴なつて回転している。
上記トルク変動は、ロータリピストン式内燃機
関、又はピストン式蒸気機関においても生じてお
り、又、電動機においても皆無ではない。該トル
ク変動は、上述の原動機により駆動される車両等
の運転性を阻害し、又は工作機械等の精度を悪化
する不具合がある。 A reciprocating piston internal combustion engine has torque fluctuations due to inertia due to the reciprocating movement of the piston and torque fluctuations due to pressure fluctuations in the combustion chamber, and the drive shaft rotates with torque fluctuations and rotational speed fluctuations. .
The above-mentioned torque fluctuations occur in rotary piston internal combustion engines or piston steam engines, and also occur in electric motors. The torque fluctuation has the problem of impeding the drivability of a vehicle or the like driven by the above-mentioned prime mover or deteriorating the accuracy of a machine tool or the like.

特に車両等においては低速運転を行なうときに
トルク変動が車両，駆動軸等に伝達され、平均駆
動トルクは車両を駆動するのに充分であつても該
トルク変動による振動発生のため実質的に低速限
界運転速度が上昇してしまう。このため運転者等
は変速比の大きい変速段を選択しなければなら
ず、原動機の回転速度が増大し、燃費、騒音等が
悪化する不具合があつた。 Particularly in vehicles, when driving at low speeds, torque fluctuations are transmitted to the vehicle, drive shaft, etc., and even if the average driving torque is sufficient to drive the vehicle, vibrations caused by the torque fluctuations cause the vehicle to operate at low speeds. The limit driving speed will increase. For this reason, the driver or the like must select a gear position with a large gear ratio, which increases the rotational speed of the prime mover, resulting in problems such as deterioration of fuel efficiency, noise, etc.

又、変速機が設けられている場合に、内燃機関
のアイドル運転時にトルク変動が伝達されると、
変速機内部の歯車、軸等を振動させガタ音を発生
する不具合があつた。 Also, if a transmission is provided and torque fluctuations are transmitted during idling operation of the internal combustion engine,
There was a problem in which the gears, shafts, etc. inside the transmission vibrated, producing rattling noise.

本発明は上記に鑑み提案されたもので、捩り振
動を伴なう車両用動力源の駆動軸、同駆動軸に流
体伝動装置を介して連結された出力軸、上記流体
伝動装置と並列に設けられ上記駆動軸と出力軸間
の動力伝達を可能とする摩擦クラツチ、同摩擦ク
ラツチを係合離脱作動する流体圧供給装置、上記
駆動軸の回転速度を検出する第１の回転速度検出
装置、上記出力軸の回転速度を検出する第２の回
転速度検出装置、上記駆動源の作動状態を検出す
る作動状態検出装置、及び上記摩擦クラツチの係
合状態において上記第１，第２の回転速度検出装
置の信号に基づき上記駆動軸と出力軸との回転速
度差が設定回転速度差となるように上記流体供給
装置を制御する制御装置を備え、上記設定回転速
度差が上記流体伝動装置のみによる動力伝達状態
における上記駆動軸と出力軸との回転速度差より
小さく且つ上記捩り振動の出力軸への伝達を低減
または遮断する範囲で、上記作動状態検出装置に
より検出された上記駆動源の作動状態に応じて設
定されることを特徴とする車両のトルク伝達装置
を要旨とするものである。 The present invention has been proposed in view of the above, and includes a drive shaft of a vehicle power source that causes torsional vibration, an output shaft connected to the drive shaft via a fluid transmission device, and an output shaft provided in parallel with the fluid transmission device. a friction clutch that enables power transmission between the drive shaft and the output shaft; a fluid pressure supply device that engages and disengages the friction clutch; a first rotation speed detection device that detects the rotation speed of the drive shaft; a second rotational speed detection device that detects the rotational speed of the output shaft; an operating state detection device that detects the operating state of the drive source; and the first and second rotational speed detection devices when the friction clutch is engaged. a control device for controlling the fluid supply device so that the rotational speed difference between the drive shaft and the output shaft becomes a set rotational speed difference based on a signal from the drive shaft; according to the operating state of the drive source detected by the operating state detection device, within a range that is smaller than the rotational speed difference between the drive shaft and the output shaft in the state and reduces or blocks transmission of the torsional vibration to the output shaft. The gist of the present invention is a torque transmission device for a vehicle, which is characterized in that it is set up as follows.

次に本発明の第１実施例を第１図〜第１４図に
沿つて説明する。 Next, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 14.

２は往復ピストン式の内燃機関を示し、駆動軸
であるクランク軸４を有している。６は摩擦クラ
ツチ装置８とトルクコンバータ１０を有したトル
ク伝達手段で、その出力軸１２は変速機１４の入
力軸を形成している。１６は摩擦クラツチ装置８
を係合、離脱作動する油圧作動装置１８に油圧を
供給制御する油圧供給装置、２０は同油圧供給装
置１６の供給する油圧を制御する制御装置で、ク
ランク軸４乃至変速機１４とともにトルク伝達装
置２２を構成する。 Reference numeral 2 indicates a reciprocating piston type internal combustion engine, which has a crankshaft 4 as a drive shaft. 6 is a torque transmitting means having a friction clutch device 8 and a torque converter 10, and its output shaft 12 forms an input shaft of a transmission 14. 16 is a friction clutch device 8
20 is a control device that controls the hydraulic pressure supplied by the hydraulic pressure supply device 16, and 20 is a control device that controls the hydraulic pressure supplied by the hydraulic pressure supply device 16. 22.

摩擦クラツチ装置８とトルクコンバータ１０は
一体的に形成されており、クランク軸４に固着さ
れたフライホイール２４、同フライホイール２４
に固着されたポンプ２６、同ポンプ２６と対向し
て配置されるとともに出力軸１２にスプライン嵌
合されて同出力軸１２と一体に回転するタービン
２８、ハウジング３０に一方向クラツチ３２を介
して支持されたステータ３４、タービン２８と後
述する弾性結合装置を介して一体的に回転すると
ともに出力軸１２に対し摺動且つ回動自在に配置
されたピストン３６、フライホイール２４のピス
トン３６周縁部３８と対向した位置に設けられた
摩擦板４０を有しており、タービン２８の外壁面
４２とピストン３６によつて限界された油圧室、
４４によつて油圧作動装置１８が構成されてい
る。 The friction clutch device 8 and the torque converter 10 are integrally formed, and include a flywheel 24 fixed to the crankshaft 4, and a flywheel 24 fixed to the crankshaft 4.
A pump 26 is fixed to the pump 26, a turbine 28 is disposed facing the pump 26 and spline-fitted to the output shaft 12 to rotate together with the output shaft 12, and is supported by a housing 30 via a one-way clutch 32. A piston 36 rotates integrally with the stator 34 and the turbine 28 via an elastic coupling device to be described later, and is arranged to be slidable and rotatable with respect to the output shaft 12, and a peripheral portion 38 of the piston 36 of the flywheel 24. a hydraulic chamber having friction plates 40 provided at opposing positions and bounded by an outer wall surface 42 of the turbine 28 and the piston 36;
44 constitutes the hydraulic actuation device 18.

上記摩擦クラツチ装置８の摩擦板４０とピスト
ン３６の周縁部３８との動摩擦係数を速度差によ
る変化率の小さい、又は変化しないように設定す
ることにより、同摩擦クラツチ装置８は、クラン
ク軸４と出力軸１２に回転速度差がある範囲で第
２図に示すように出力軸１２には摩擦板４０に対
するピストン３６の押圧力に応じた一定のトルク
のみが伝達される。 By setting the dynamic friction coefficient between the friction plate 40 of the friction clutch device 8 and the peripheral edge 38 of the piston 36 so that the rate of change due to the speed difference is small or does not change, the friction clutch device 8 can As shown in FIG. 2, only a constant torque corresponding to the pressing force of the piston 36 against the friction plate 40 is transmitted to the output shaft 12 within a range where there is a rotational speed difference between the output shafts 12.

又、上記摩擦板４０表面には、半径方向、円周
方向、又は両者を組み合わせた方向に沿つて適宜
複数の溝が設けられ、同摩擦板４０の過熱を防止
する。 Further, a plurality of grooves are appropriately provided on the surface of the friction plate 40 along the radial direction, the circumferential direction, or a combination of both directions to prevent the friction plate 40 from overheating.

油圧供給装置１６は、オイルパン４６の油を圧
送するオイルポンプ４８、同オイルポンプ４８の
変化する油圧、例えば4.4Kg／cm²〜７Kg／cm²の油
圧を所定の油圧、例えば3.5Kg／cm²に減圧する減
圧弁装置５０、及びオイルポンプ４８の油圧を摩
擦クラツチ装置８の油圧室４４に供給制御する油
圧制御装置５２を有している。 The oil pressure supply device 16 includes an oil pump 48 that pumps oil from the oil pan 46, and converts the changing oil pressure of the oil pump 48, for example, from 4.4 Kg/cm ² to 7 Kg/cm ² , to a predetermined oil pressure, such as 3.5 Kg/cm 2 . ² , and a hydraulic control device 52 that controls the supply of hydraulic pressure from the oil pump 48 to the hydraulic chamber 44 of the friction clutch device 8.

減圧弁装置５０は、シリンダ５４内に形成され
たピストン室５６とスプール弁室５８、上記ピス
トン室５６に常時連通する油圧通路６０、ピスト
ン室５６内に配置されたピストン６２、上記油圧
通路６０に連通するとともに変速機１４が中立、
後退又は最低速段を選択されているときに油圧を
発生せずその他の変速段を選択されているときに
油圧を発生する変速段検出装置６４、スプール弁
室５８に配設され小断面積の第１ランド６６と大
断面積の第２ランド６８を有したスプール弁７
０、第１ランド６６と第２ランド６８との間に形
成された油圧供給室７２に常時連通する油圧通路
７４、スプール弁７０が右端位置にあるときに油
圧供給室７２に連通する油圧通路７５、スプール
弁７０の第１ランド６６右端面７６に面した排油
通路７８、ピストン６２の右端方向移動を規制す
る規制面８０、ピストン６２が図示右端位置にあ
り且つスプール弁７０が図示左端位置にあるとき
に油圧供給室７２に連通する排油通路８２、及び
ピストン６２とスプール弁７０との間に圧縮配置
されたスプリング８４を有している。 The pressure reducing valve device 50 includes a piston chamber 56 and a spool valve chamber 58 formed in the cylinder 54 , a hydraulic passage 60 constantly communicating with the piston chamber 56 , a piston 62 arranged in the piston chamber 56 , and a hydraulic passage 60 in the piston chamber 54 . When communication is established, the transmission 14 is in neutral,
A gear position detection device 64, which does not generate hydraulic pressure when reverse or lowest gear is selected but generates hydraulic pressure when another gear is selected, is arranged in the spool valve chamber 58 and has a small cross-sectional area. Spool valve 7 having a first land 66 and a second land 68 with a large cross-sectional area
0, a hydraulic passage 74 that constantly communicates with the hydraulic pressure supply chamber 72 formed between the first land 66 and the second land 68, and a hydraulic passage 75 that communicates with the hydraulic pressure supply chamber 72 when the spool valve 70 is at the right end position. , an oil drain passage 78 facing the right end surface 76 of the first land 66 of the spool valve 70, a regulating surface 80 that restricts movement of the piston 62 in the right end direction, the piston 62 being at the right end position in the figure, and the spool valve 70 being at the left end position in the figure. It has an oil drain passage 82 that communicates with the hydraulic pressure supply chamber 72 at certain times, and a spring 84 that is compressed and disposed between the piston 62 and the spool valve 70.

油圧制御装置５２は、シリンダ８６内に配置さ
れ図中右から順に大断面積の第１ランド８８と同
様に大断面積の第２ランド９０と小断面積の第３
ランド９２を有したスプール弁９４、第１ランド
８８右端面９６に面した油圧通路９８、第１ラン
ド８８と第２ランド９０との間に形成された排油
室１００、第２ランド９０と第３ランド９２との
間に形成された油圧供給室１０２、スプール弁９
４が右端位置近傍で排油室１００に連通する油圧
通路１０４、常時排油室１００に連通する油圧通
路１０６、スプール弁９４が右端位置近傍では油
圧供給室１０２に連通し左端位置近傍にあるとき
に排油室１００に連通する油圧通路１０８、常時
油圧供給室１０２に連通する油圧通路１１０、ス
プール弁９４が左端位置近傍で油圧供給室１０２
に連通する油圧通路１１２、スプール弁９４の左
端に形成された排油室１１４、同排油室１１４に
圧縮配置されたスプリング１１６、同排油室１１
４をオイルパン４６と連通するとともにオリフイ
ス１１８が設けられた排油通路１２０を有してい
る。 The hydraulic control device 52 is arranged in the cylinder 86, and in order from the right in the figure, a first land 88 having a large cross-sectional area, a second land 90 having a large cross-sectional area, and a third land having a small cross-sectional area.
A spool valve 94 having a land 92, a hydraulic passage 98 facing the right end surface 96 of the first land 88, an oil drain chamber 100 formed between the first land 88 and the second land 90, and a second land 90 and a second land 90. 3. Hydraulic pressure supply chamber 102 formed between land 92 and spool valve 9
4 is near the right end position and the hydraulic passage 104 communicates with the oil drain chamber 100, the hydraulic passage 106 is always in communication with the oil drain chamber 100, and the spool valve 94 is near the right end position and communicates with the oil pressure supply chamber 102 when it is near the left end position. A hydraulic passage 108 that communicates with the oil drain chamber 100, a hydraulic passage 110 that constantly communicates with the oil pressure supply chamber 102, and a spool valve 94 that is connected to the oil pressure supply chamber 102 near the left end position.
a hydraulic passage 112 communicating with the spool valve 94, an oil drain chamber 114 formed at the left end of the spool valve 94, a spring 116 compressed in the oil drain chamber 114, and an oil drain chamber 11.
4 and the oil pan 46, and has an oil drain passage 120 in which an orifice 118 is provided.

油圧通路９８は一端がオリフイス１２２を介し
て減圧弁装置５０の油圧通路７４に連通され、他
端が制御装置２０のソレノイド弁に開閉制御され
る。油圧通路１０４は、オイルポンプ４８の吐出
圧を２〜３Kg／cm²の所定の値に保持するトルコン
バルブ１２３に連通され、油圧通路１０６は出力
軸１２内に形成された油圧通路１２４を介してピ
ストン３６とフライホイール２４との間に形成さ
れた補助油圧室１２６に連通され、油圧通路１０
８はオイルクーラ１２８を介し図示しない潤滑部
分に連通され、油圧通路１１０は出力軸１２の外
周空間１３０、ポンプ２６部空間を介して油圧室
４４に連通され、油圧通路１１２はオイルポンプ
４８に連通されている。 One end of the hydraulic passage 98 communicates with the hydraulic passage 74 of the pressure reducing valve device 50 via the orifice 122, and the other end is controlled to open and close by a solenoid valve of the control device 20. The hydraulic passage 104 communicates with a torque converter valve 123 that maintains the discharge pressure of the oil pump 48 at a predetermined value of 2 to 3 kg/cm ² , and the hydraulic passage 106 communicates with the hydraulic passage 124 through a hydraulic passage 124 formed within the output shaft 12. The hydraulic passage 10 communicates with an auxiliary hydraulic chamber 126 formed between the piston 36 and the flywheel 24.
8 communicates with a lubricating part (not shown) via an oil cooler 128, a hydraulic passage 110 communicates with a hydraulic chamber 44 via an outer peripheral space 130 of the output shaft 12 and a pump 26 space, and a hydraulic passage 112 communicates with an oil pump 48. has been done.

制御装置２０は、パルス制御されるソレノイド
弁１３２と、同ソレノイド弁１３２にパルス電流
を供給制御するコンピユータ１３４と、同コンピ
ユータ１３４の入力要素群から成つている。 The control device 20 includes a solenoid valve 132 that is pulse-controlled, a computer 134 that controls the supply of pulse current to the solenoid valve 132, and a group of input elements of the computer 134.

ソレノイド弁１３２は、ハウジング１３６内に
配置されたソレノイド１３８、同ソレノイド１３
８内に配置された弁体１４０、油圧通路９８に連
通するとともにオリフイス１４２が設けられて上
記弁体１４０に開閉される開口１４４、弁体１４
０を開方向に付勢するスプリング１４６を有して
いる。 The solenoid valve 132 includes a solenoid 138 disposed within the housing 136, and a solenoid 138 disposed within the housing 136.
an opening 144 that communicates with the hydraulic passage 98 and is provided with an orifice 142 and is opened and closed by the valve body 140;
0 in the opening direction.

コンピユータ１３４の入力要素群は、エンジン
２の図示しない吸気マニホルド負圧を検出するマ
ニホルド負圧検出装置１４８、エンジン２のクラ
ンク軸４回転速度を検出する回転速度検出装置１
５０、出力軸１２の回転速度を検出する回転速度
検出装置１５２、潤滑油温度を検出する油温検出
装置１５４等から成つている。 The input elements of the computer 134 include a manifold negative pressure detection device 148 that detects the unillustrated intake manifold negative pressure of the engine 2, and a rotation speed detection device 1 that detects the rotation speed of the crankshaft 4 of the engine 2.
50, a rotational speed detection device 152 for detecting the rotational speed of the output shaft 12, an oil temperature detection device 154 for detecting the lubricating oil temperature, and the like.

第３図及び第４図に示すように変速機１４は、
遊星歯機構１５６と、同遊星歯車機構１５６の歯
車要素をハウジング３０に対して固定し、又は同
歯車要素同志を固定する摩擦要素から成る作動機
構１５８から成る。 As shown in FIGS. 3 and 4, the transmission 14 is
It consists of a planetary gear mechanism 156 and an actuating mechanism 158 consisting of a friction element that fixes the gear elements of the planetary gear mechanism 156 to the housing 30 or fixes the gear elements together.

遊星歯車機構１５６は、変速機入力軸１６０に
固着された小サンギヤ１６２、変速機入力軸１６
０に外嵌した補助入力軸１６４に固着された大サ
ンギヤ１６６、小サンギヤ１６２に噛合する第１
ピニオン１６８、大サンギヤ１６６に噛合する第
２ピニオン１７０、同第２ピニオン１７０に内歯
が噛合するアニユラスギヤ１７２を有し、第１ピ
ニオン１６８と第２ピニオン１７０は互いに噛合
するとともにキヤリア１７４に支持され、アニユ
ラスギヤ１７２は変速機出力軸１７６に連結され
ている。 The planetary gear mechanism 156 includes a small sun gear 162 fixed to a transmission input shaft 160 and a transmission input shaft 16
A large sun gear 166 is fixed to an auxiliary input shaft 164 fitted externally to the
It has a pinion 168, a second pinion 170 that meshes with the large sun gear 166, and an annulus gear 172 whose internal teeth mesh with the second pinion 170.The first pinion 168 and the second pinion 170 mesh with each other and are supported by a carrier 174. , the annulus gear 172 is connected to a transmission output shaft 176.

作動機構１５８は、出力軸１２と大サンギヤ１
６６が設けられた補助入力軸１６４に連なるドラ
ム１７８を連結作動する第１クラツチ１８０、出
力軸１２と小サンギヤ１６２を連結作動する第２
クラツチ１８２、ドラム１７８をハウジング３０
に固着作動する第１ブレーキ１８４、キヤリア１
７４をハウジング３０に固着作動する第２ブレー
キ１８６を有している。１８７は、キヤリア１７
４を一方向回転のみハウジング３０に対して係止
せしめるワンウエイクラツチである。 The operating mechanism 158 includes the output shaft 12 and the large sun gear 1.
A first clutch 180 connects and operates a drum 178 connected to an auxiliary input shaft 164 provided with an auxiliary input shaft 164, and a second clutch connects and operates an output shaft 12 and a small sun gear 162.
The clutch 182 and the drum 178 are connected to the housing 30.
The first brake 184, carrier 1, which operates firmly on
A second brake 186 is provided which operates by fixing the brake 74 to the housing 30. 187 is carrier 17
4 is a one-way clutch that locks the housing 30 only when rotating in one direction.

上記変速機１４に設けられた出力軸１２の回転
速度検出装置１５２は、該出力軸１２の回転速度
を検出し得ない構造であるので、ドラム１７８の
回転速度を検出する検出装置１９０、変速機出力
軸１７６の回転速度を検出する検出装置１９２と
から成つている。 The rotational speed detection device 152 of the output shaft 12 provided in the transmission 14 has a structure that cannot detect the rotational speed of the output shaft 12, so the detection device 190 that detects the rotational speed of the drum 178, the transmission and a detection device 192 that detects the rotational speed of the output shaft 176.

上記摩擦クラツチ装置８のピストン３６は、第
５図乃び第６図に示すように弾性結合装置２００
を介してタービン２８の外壁２０２に連結されて
いる。２０４はタービン２８の外壁２０２に固着
されたブラケツトで、同ブラケツト２０４は球面
状の座面２０６，２０６を有したスプリング支持
部材２１０を保持している。上記ブラケツト２０
４は外壁２０２に複数設けられ、隣り合つたスプ
リング支持部材２１０，２１０の座面２０６，２
０６はリテーナ２１２，２１２を介してスプリン
グ２１４を挾持している。２１６はピストン３６
に固着されたストツパで、スプリング２１４のリ
テーナ２１２の位置を規制するストツパ部材２１
８が形成されている。 The piston 36 of the friction clutch device 8 is connected to an elastic coupling device 200 as shown in FIGS.
It is connected to the outer wall 202 of the turbine 28 via. A bracket 204 is fixed to the outer wall 202 of the turbine 28, and the bracket 204 holds a spring support member 210 having spherical seating surfaces 206, 206. Bracket 20 above
A plurality of numerals 4 are provided on the outer wall 202, and seat surfaces 206, 2 of adjacent spring support members 210, 210 are provided.
06 holds a spring 214 via retainers 212, 212. 216 is the piston 36
A stopper member 21 that regulates the position of the retainer 212 of the spring 214 with a stopper fixed to the
8 is formed.

次に上記実施例の各要素の作動について説明す
る。先ず内燃焼機関２のクランク軸４の駆動力
は、摩擦クラツチ装置８とトルクコンバータ１０
によつて伝達され、変速機１４により変速操作さ
れて変速機出力軸１７６に伝達される。 Next, the operation of each element of the above embodiment will be explained. First, the driving force of the crankshaft 4 of the internal combustion engine 2 is generated by the friction clutch device 8 and the torque converter 10.
The signal is transmitted to the transmission output shaft 176 after being subjected to a gear change operation by the transmission 14 .

変速機１４は周知の自動車用の自動変速機であ
り、図示しない油圧制御装置によつて第１、第２
クラツチ１８０，１８２、及び第１、第２ブレー
キ１８４，１８６、ワンウエイクラツチ１８７等
の要素を適宜組み合わせて係合することにより、
第７図に示すように前進３速、後退１速の変速比
を有した変速モードが選択される。第８図は各ギ
ア等の歯数を示している。各変速モードにおい
て、出力軸１２が設けられたタービン２８の回転
速度N_T、大サンギヤ１６６に連結されたドラム
１７８の回転速度N_D、変速機出力軸１７６の回
転速度Noは、 N_T＝（１−γ）N_D＋γNo …(1) 但し γ＝Z_A（Z_S1＋Z_S2）／Z_S1（Z_A＋Z_S2） の関係を有しており、出力軸１２の回転速度は、
ドラム１７８の回転速度を検出する検出装置１９
０と、変速機出力軸１７６の回転速度を検出する
検出装置１９２の信号を演算することによつて求
められる。 The transmission 14 is a well-known automatic transmission for automobiles, and the first and second transmissions are controlled by a hydraulic control device (not shown).
By engaging elements such as clutches 180 and 182, first and second brakes 184 and 186, and one-way clutch 187 in appropriate combinations,
As shown in FIG. 7, a speed change mode having a speed change ratio of three forward speeds and one reverse speed is selected. FIG. 8 shows the number of teeth of each gear, etc. In each speed change mode, the rotation speed N _T of the turbine 28 provided with the output shaft 12, the rotation speed N _D of the drum 178 connected to the large sun gear 166, and the rotation speed No of the transmission output shaft 176 are as follows: N _T =( 1-γ)N _D +γNo...(1) However, the relationship is γ=Z _A (Z _S1 + Z _S2 )/Z _S1 (Z _A + Z _S2 ), and the rotational speed of the output shaft 12 is
Detection device 19 that detects the rotation speed of drum 178
0 and the signal from the detection device 192 that detects the rotational speed of the transmission output shaft 176.

油圧供給装置１６は、オイルポンプ４８の油圧
を摩擦クラツチ装置８の油圧室４４に供給制御す
るものである。 The hydraulic pressure supply device 16 controls the supply of hydraulic pressure from the oil pump 48 to the hydraulic chamber 44 of the friction clutch device 8 .

変速機１４が、中立、後退又は最低速段である
１速を選択されているときには、変速段検出装置
６４は油圧を発生せず、減圧弁装置５０のピスト
ン６２はピストン室５６の油圧が０であるため図
示二点鎖線で示すようにスプリング８４によつて
左端位置に押圧され、スプール弁７０は図示破線
で示すように左方へ移動され、油圧通路７４には
実質的に油圧が発生しない。このため、油圧制御
装置５２のスプール弁９４は、スプリング１１６
の付勢力によつて図示右端方向に保持される。 When the transmission 14 is in neutral, reverse, or the lowest gear, the first gear, the gear detection device 64 does not generate oil pressure, and the piston 62 of the pressure reducing valve device 50 detects that the oil pressure in the piston chamber 56 is zero. Therefore, the spring 84 presses the spool valve 70 to the left end position as shown by the dashed line in the figure, and the spool valve 70 is moved to the left as shown by the broken line in the figure, and substantially no hydraulic pressure is generated in the hydraulic passage 74. . Therefore, the spool valve 94 of the hydraulic control device 52 has a spring 116
It is held toward the right end in the drawing by the biasing force of .

変速機１４が２速又は３速を選択されていると
きには変速段検出装置６４は油圧を発生し、ピス
トン６２を図示実線で示すように右端位置に押
圧、保持する。スプール弁７０は図示実線位置と
破線位置との間で、油圧通路７５に供給されるオ
イルポンプ４８の油圧をスプリング８４の付勢力
によつて定まる所定の油圧、例えば3.5Kg／cm²に
調圧し、油圧通路７４から油圧制御装置５２の油
圧通路９８へ伝達する。 When the transmission 14 is in the second or third speed, the gear position detection device 64 generates hydraulic pressure to press and hold the piston 62 at the right end position as shown by the solid line in the figure. The spool valve 70 regulates the oil pressure of the oil pump 48 supplied to the hydraulic passage 75 to a predetermined oil pressure determined by the biasing force of the spring 84, for example, 3.5 kg/cm ² between the solid line position and the broken line position shown in the figure. , is transmitted from the hydraulic passage 74 to the hydraulic passage 98 of the hydraulic control device 52.

次に油圧制御装置５２の作動について説明す
る。油圧制御装置５２の油圧通路１１２には、オ
イルポンプ４８の油圧が供給されており、又、油
圧通路１０４にはトルコバルブ１２３により調圧
された油圧が供給され、又、減圧弁装置５０の油
圧が油圧通路９８に供給されている。 Next, the operation of the hydraulic control device 52 will be explained. The hydraulic pressure of the oil pump 48 is supplied to the hydraulic passage 112 of the hydraulic control device 52, the hydraulic pressure regulated by the turkey valve 123 is supplied to the hydraulic passage 104, and the hydraulic pressure of the pressure reducing valve device 50 is supplied to the hydraulic passage 112 of the hydraulic control device 52. is supplied to the hydraulic passage 98.

減圧弁装置５０の油圧が実質的に０であるとき
には、スプール弁９４はスプリング１１６の付勢
力によつて、図示実線で示すように右端方向に押
圧保持され、このため摩擦クラツチ装置８の油圧
作動装置１８を形成する油圧室４４に連通する油
圧通路１１０は油圧を発生せず、補助油圧室１２
６に連通する油圧通路１０６には、トルコンバル
ブ１２３に連通する油圧通路１０４の油圧が供給
される。従つて、油圧作動装置１８のピストン３
６は図示右方向へ押圧されてピストン３６と、フ
ライホイール２４とは離脱作動される。 When the hydraulic pressure of the pressure reducing valve device 50 is substantially 0, the spool valve 94 is pressed and held toward the right end by the biasing force of the spring 116 as shown by the solid line in the figure, so that the hydraulic pressure of the friction clutch device 8 is reduced. The hydraulic passage 110 communicating with the hydraulic chamber 44 forming the device 18 does not generate hydraulic pressure, and the auxiliary hydraulic chamber 12
The hydraulic pressure of the hydraulic passage 104 communicating with the torque converter valve 123 is supplied to the hydraulic passage 106 communicating with the torque converter valve 123 . Therefore, the piston 3 of the hydraulic actuator 18
6 is pressed to the right in the drawing, and the piston 36 and flywheel 24 are separated from each other.

減圧弁装置５０が、上記所定の油圧を発生して
油圧通路９８に該油圧を供給しているときには、
同油圧通路９８は、ソレノイド弁１３２によつて
開口１４４が開閉作動されて油圧が制御されてい
る。該油圧通路９８の油圧が大であるときには、
スプール弁９４は図示左方へ押圧され、油圧が小
であるときには、スプール弁９４は図示右方へ押
圧される。 When the pressure reducing valve device 50 generates the predetermined hydraulic pressure and supplies the hydraulic pressure to the hydraulic passage 98,
The hydraulic pressure of the hydraulic passage 98 is controlled by opening and closing an opening 144 by a solenoid valve 132. When the hydraulic pressure in the hydraulic passage 98 is high,
The spool valve 94 is pushed to the left in the drawing, and when the oil pressure is low, the spool valve 94 is pushed to the right in the drawing.

スプール弁９４の移動により、油圧通路１１０
は第３ランド９２により油圧通路１１２と連通
し、又は油圧通路１０８と連通する。油圧通路１
１０が油圧通路１１２と連通しているときには、
オイルポンプ４８の油圧が出力軸１２の外周空間
１３０，ポンプ２６部空間を介して油圧室４４に
供給され、又、補助油圧室１２６は油圧通路１２
４、油圧通路１０６、油圧通路１０８を介してオ
イルクーラ１２８に連通し、該油圧は各潤滑部に
伝達され、ピストン３６はフライホイール２４と
係合する方向に作動される。上記油圧通路１１０
が油圧通路１０８と連通しているときには、油圧
室４４の油圧はオイルクーラ１２８方向へ供給さ
れ、各潤滑部に供給されるとともに油圧通路１０
６は油圧通路１０４と連通しており、補助油圧室
１２６にトルコンバルブ１２３の油圧が供給され
てピストン３６をフライホイール２４と離脱する
方向に作動する。 Due to the movement of the spool valve 94, the hydraulic passage 110
communicates with the hydraulic passage 112 or with the hydraulic passage 108 through the third land 92. Hydraulic passage 1
10 is in communication with the hydraulic passage 112,
The hydraulic pressure of the oil pump 48 is supplied to the hydraulic chamber 44 via the outer peripheral space 130 of the output shaft 12 and the pump 26 part space, and the auxiliary hydraulic chamber 126 is supplied to the hydraulic pressure passage 12.
4. It communicates with the oil cooler 128 via the hydraulic passage 106 and the hydraulic passage 108, and the hydraulic pressure is transmitted to each lubricating part, and the piston 36 is operated in a direction to engage the flywheel 24. The above hydraulic passage 110
When the hydraulic chamber 44 is in communication with the hydraulic passage 108, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 44 is supplied toward the oil cooler 128, and is supplied to each lubricating section and the hydraulic passage 10.
6 communicates with the hydraulic passage 104, and the hydraulic pressure of the torque converter valve 123 is supplied to the auxiliary hydraulic chamber 126 to operate the piston 36 in the direction of separating from the flywheel 24.

上記ソレノイド弁１３２は、コンピユータ１３
４によつて供給制御されるパルス電流の、単一パ
ルス電流幅を変化させて弁体１４０の開口１４４
を開閉する時間割合を制御し、油圧通路９８の油
圧を変化制御する。 The solenoid valve 132 is connected to the computer 13
The opening 144 of the valve body 140 is changed by changing the single pulse current width of the pulse current supplied by the
The opening/closing time ratio is controlled, and the hydraulic pressure in the hydraulic passage 98 is changed and controlled.

上記コンピユータ１３４によるソレノイド弁１
３２の作動について以下詳細に説明する。コンピ
ユータ１３４には、クランク軸４の回転速度Ne
と出力軸１２の回転速度Ntとの目標回転速度差
を内燃機関２の作動状態に応じて設定するため、
第９図に示す特性を有する設定回転速度差Nsの
データが記憶されている。本実施例では、第９図
に示す通り、上記設定回転速度差Nsは内燃機関
２の駆動軸であるクランク軸４の回転速度と内燃
機関２の負荷に相当するマニホルド負圧に応じて
決定されるデータとして設定されており、マニホ
ルド負圧検出装置１４８と回転速度検出装置１５
０とからの信号により、その時の作動状態に応じ
た設定回転速度差Nsが上記記憶データから決定
される。 Solenoid valve 1 by the computer 134
The operation of 32 will be explained in detail below. The computer 134 has the rotational speed Ne of the crankshaft 4.
In order to set the target rotational speed difference between the rotational speed Nt of the output shaft 12 and the rotational speed Nt of the output shaft 12 according to the operating state of the internal combustion engine 2,
Data of a set rotational speed difference Ns having the characteristics shown in FIG. 9 is stored. In this embodiment, as shown in FIG. 9, the set rotational speed difference Ns is determined according to the rotational speed of the crankshaft 4, which is the drive shaft of the internal combustion engine 2, and the manifold negative pressure, which corresponds to the load of the internal combustion engine 2. Manifold negative pressure detection device 148 and rotation speed detection device 15
Based on the signal from 0, the set rotational speed difference Ns corresponding to the operating state at that time is determined from the above-mentioned stored data.

上記両検出装置１４８，１５０によつて検出さ
れた作動状態が、第９図にＡで示すマニホルド負
圧200mmHg以下の高負荷及びエンジン回転速度
800rpm以下の低速回転の範囲である場合は、ト
ルクコンバータ１０のみによる動力伝達状態、即
ち摩擦クラツチ装置８を離脱状態とすべく、ソレ
ノイド弁１３２のソレノイド１３８に供給するパ
ルス電流の幅を０、即ちソレノイド１３８への電
流を遮断する。 The operating state detected by both the detection devices 148 and 150 is a high load and engine rotation speed of 200 mmHg or less of manifold negative pressure as shown by A in FIG.
In the case of low speed rotation of 800 rpm or less, the width of the pulse current supplied to the solenoid 138 of the solenoid valve 132 is set to 0, so that the power is transmitted only by the torque converter 10, that is, the friction clutch device 8 is disengaged. Cut off the current to solenoid 138.

また、検出された作動状態が、第９図にＢで示
す範囲である場合には、摩擦クラツチ装置８を直
結状態とすべく、ソレノイド１３８に最大パルス
幅の電流を供給する。 Further, when the detected operating state is within the range indicated by B in FIG. 9, a current with the maximum pulse width is supplied to the solenoid 138 in order to bring the friction clutch device 8 into the directly connected state.

さらに、検出された作動状態が、第９図にＣで
示すマニホルド負圧200mmHg以上且つエンジン回
転速度800rpm以上の範囲である場合は、設定回
転速度差Nsは上記マニホルド負圧及びエンジン
回転速度に応じて変化し、例えば上記両検出装置
１４８，１５０で検出された値が、第９図におけ
る10rpmを示す線と20rpmを示す線の間となつた
ときは、設定回転速度差Nsは10rpm〜20rpmの
範囲内に設定される。そして、クランク軸４の平
均回転速度Neを回転速度検出装置１５０からの
信号によつて検出し、出力軸１２の平均回転速度
Ntをドラム１７８の回転速度検出装置１９０と
変速機出力軸１７６の回転速度検出装置１９２と
から成る回転速度検出装置１５２からの信号によ
つて検出し、両軸４，１２の回転速度差が上記作
動状態に応じて設定された設定回転速度差Nsに
一致するようにソレノイド１３８へ供給するパル
ス電流の幅を制御する。 Furthermore, if the detected operating state is in the range of manifold negative pressure 200 mmHg or more and engine rotation speed 800 rpm or more, as shown by C in Figure 9, the set rotation speed difference Ns will depend on the manifold negative pressure and engine rotation speed. For example, when the values detected by both the detection devices 148 and 150 are between the line indicating 10 rpm and the line indicating 20 rpm in FIG. 9, the set rotational speed difference Ns is between 10 rpm and 20 rpm. Set within range. Then, the average rotational speed Ne of the crankshaft 4 is detected by the signal from the rotational speed detection device 150, and the average rotational speed Ne of the output shaft 12 is detected.
Nt is detected by a signal from a rotational speed detection device 152 consisting of a rotational speed detection device 190 of the drum 178 and a rotational speed detection device 192 of the transmission output shaft 176, and the rotational speed difference between the two shafts 4 and 12 is determined as above. The width of the pulse current supplied to the solenoid 138 is controlled so as to match the set rotational speed difference Ns set according to the operating state.

なお、第９図に示す範囲Ａ，Ｂ，Ｃは、第１０
図の出力一回転速度特性図にA′，B′，C′で示す
範囲にそれぞれ対応している。 Note that ranges A, B, and C shown in FIG.
These correspond to the ranges indicated by A', B', and C' in the output-rotational speed characteristic diagram shown in the figure.

さらに、上記範囲Ｃにおける設定回転速度差
Nsは、予め内燃機関２の上記範囲Ｃにおける回
転速度変動特性（捩り振動特性）を実験等によつ
て求めておき、その回転速度変動（捩り振動）の
出力軸１２への伝達を遮断又は略遮断するような
回転速度差のうち極力小さな値を設定すればよ
い。また、上記内燃機関２の回転速度変動が極め
て大きい作動状態及び負荷が大きくなつてトルク
コンバータ１０の動力伝達特性を利用した方が有
利な作動状態を上記範囲Ａとして設定し、内燃機
関２の回転速度変動が小さくなつて出力軸１２へ
伝達されても乗員等に不快感を与えない作動状態
を上記範囲Ｂとして設定すればよい。 Furthermore, the set rotational speed difference in the above range C
Ns is determined by determining the rotational speed fluctuation characteristics (torsional vibration characteristics) of the internal combustion engine 2 in the above-mentioned range C through experiments or the like, and then blocking or substantially blocking the transmission of the rotational speed fluctuation (torsional vibration) to the output shaft 12. It is sufficient to set the smallest possible value among the rotational speed differences that will cause the interruption. Further, the operating state in which the rotation speed of the internal combustion engine 2 is extremely variable and the operating state in which the load is large and it is advantageous to use the power transmission characteristics of the torque converter 10 are set as the range A, and the rotation speed of the internal combustion engine 2 is set as the range A. The range B may be set to an operating state that does not cause discomfort to the occupants even if the speed fluctuation is reduced and transmitted to the output shaft 12.

上述の如く制御される摩擦クラツチ装置８によ
れば、第１１図に実線で示すように変動トルクに
よる変動回転速度を伴なうクランク軸４の平均回
転速度Neより、出力軸１２を所定の回転速度差
設定値Ns低い回転速度Ntとなるように制御する
と、摩擦クラツチ装置８は出力軸１２に対してク
ランク軸４の変動トルクを伝達することなく一定
のトルクのみを伝達する。このとき、二点鎖線で
示すように回転速度差設定値Ns′が小さいときに
は、クランク軸４の回転速度変動は一部出力軸１
２に伝達されるが、全回転速度変動が伝達される
場合と比較して振動発生を有効に阻止する。 According to the friction clutch device 8 controlled as described above, the output shaft 12 is rotated at a predetermined speed based on the average rotational speed Ne of the crankshaft 4, which has a variable rotational speed due to variable torque, as shown by the solid line in FIG. When the speed difference setting value Ns is controlled to a lower rotational speed Nt, the friction clutch device 8 transmits only a constant torque to the output shaft 12 without transmitting the fluctuating torque of the crankshaft 4. At this time, as shown by the two-dot chain line, when the rotational speed difference set value Ns' is small, the rotational speed fluctuation of the crankshaft 4 is partly caused by the output shaft 1.
However, compared to the case where all rotational speed fluctuations are transmitted, vibration generation is effectively prevented.

なお、上記回転速度差設定値Nsを上記摩擦ク
ラツチ装置８の離脱時に生じるクランク軸４と出
力軸１２との回転速度差、即ちトルクコンバータ
１０のみによる動力伝達時に生じる回転速度差よ
り大きな値とすると、上記摩擦クラツチ装置８を
係合させる意味が全くなくなるので、上記回転速
度差設定値Nsを摩擦クラツチ装置８離脱時の回
転速度差より小さくすることはいうまでもない。 Note that if the rotational speed difference setting value Ns is set to a value larger than the rotational speed difference between the crankshaft 4 and the output shaft 12 that occurs when the friction clutch device 8 is disengaged, that is, the rotational speed difference that occurs when power is transmitted only by the torque converter 10. Since there is no point in engaging the friction clutch device 8 at all, it goes without saying that the rotational speed difference set value Ns should be made smaller than the rotational speed difference when the friction clutch device 8 is disengaged.

上記コンピユータ１３４は、さらに油温検出装
置１５４の信号によつて制御され、油温が50℃以
下のときにはパルス電流は最小となり、油温が
120℃以上のときにもパルス電流が最小となり、
すなわち、エンジン冷態時、及び過熱時には摩擦
クラツチ装置８は離脱状態となる。 The computer 134 is further controlled by a signal from an oil temperature detection device 154, and when the oil temperature is below 50°C, the pulse current is minimized and the oil temperature is
Even when the temperature is above 120°C, the pulse current becomes minimum,
That is, the friction clutch device 8 is in a disengaged state when the engine is cold and when the engine is overheated.

上記コンピユータ１３４の作動により、所定の
運転範囲において、クランク軸４と出力軸１２は
摩擦クラツチ装置８を介して回転速度差設定値
Nsの回転速度差を存して回転しており、クラン
ク軸４と出力軸１２の回転速度差がNsより大の
ときにはパルス電流を大として摩擦クラツチ装置
８の係合力を大とし、回転速度差がNsより小の
ときにはパルス電流を小として摩擦クラツチ装置
８の係合力を小として回転速度差設定値Nsを保
持するようにフイードバツク制御される。 By the operation of the computer 134, the crankshaft 4 and the output shaft 12 are set to a rotational speed difference setting value via the friction clutch device 8 in a predetermined operating range.
When the rotational speed difference between the crankshaft 4 and the output shaft 12 is larger than Ns, the pulse current is increased to increase the engagement force of the friction clutch device 8, and the rotational speed difference is increased. When Ns is smaller than Ns, the pulse current is reduced, the engagement force of the friction clutch device 8 is reduced, and feedback control is performed to maintain the set rotational speed difference Ns.

又、上記コンピユータ１３４は、クランク軸４
の回転速度と出力軸１２の回転速度の差が大とな
る方向に対しては、パルス電流の増加を遅延し、
回転速度の差が小となる方向に対してはパルス電
流の低下を迅速ならしめるよう構成されている。
すなわち、第１２図に示すように、定常走行時に
は一点鎖線で示すクランク軸４の回転速度Neに
対し、出力軸１２の回転速度Ntは回転速度差設
定値Ns₁低くなつており、このとき変速機１４の
操作により、高速側の変速段に変速作動される
と、変速機出力軸１７６の回転速度Noは変化す
ることなく出力軸１２の回転速度Ntが低下し、
Ns₁より大きい回転速度差設定値Ns₂の差をもつ
てクランク軸４の回転速度Neが低下する。さら
に、変速作動完了後は、出力軸１２はクランク軸
４に対し迅やかに新たな回転速度設定値Ns₃の差
をもつて回転駆動される。 Further, the computer 134 is connected to the crankshaft 4
In the direction where the difference between the rotation speed of the output shaft 12 and the rotation speed of the output shaft 12 becomes large, the increase in the pulse current is delayed,
The structure is such that the pulse current decreases quickly in the direction where the difference in rotational speed becomes smaller.
That is, as shown in FIG. 12, during steady running, the rotational speed Nt of the output shaft 12 is lower by the rotational speed difference setting value Ns ₁ than the rotational speed Ne of the crankshaft 4 shown by the dashed line, and at this time the speed change When the transmission gear 14 is operated to shift to a higher gear position, the rotational speed Nt of the output shaft 12 decreases without changing the rotational speed No of the transmission output shaft 176.
The rotational speed Ne of the crankshaft 4 decreases by a difference of the rotational speed difference set value Ns ₂ which is larger than Ns ₁ . Furthermore, after the speed change operation is completed, the output shaft 12 is rapidly rotated with respect to the crankshaft 4 with a difference of a new rotational speed setting value _Ns3 .

上記作動により、クランク軸４と出力軸１２の
回転速度差が増大する方向に対してはパルス電流
の増加を遅延して同回転速度差が大きい状態を維
持し、回転速度差が減少する方向に対してはパル
ス電流の低下を迅速にしてトルク変動の伝達を有
効に防止する。 Through the above operation, the increase in pulse current is delayed in the direction in which the rotational speed difference between the crankshaft 4 and the output shaft 12 increases, maintaining the large rotational speed difference, and in the direction in which the rotational speed difference decreases. In contrast, the pulse current is quickly reduced to effectively prevent transmission of torque fluctuations.

上記各要素を有した実施例の作動を以下説明す
る。先ず、第９図Ｃ及び第１０図C′に示す領域に
おいて、オイルポンプ４８の吐出圧は減圧弁装置
５０を介し油圧制御装置５２の油圧通路９８に
3.5Kg／cm²の油圧を供給する。同油圧通路９８は、
開口１４４が、コンピユータ１３４によつて第１
３図ａ又はｂの如く単位パルスの時間が変化する
パルス電流が供給されているソレノイド弁１３２
の弁体１４０により開閉制御されることにより、
油圧が0.7〜3.5Kg／cm²に制御され、又、ソレノイ
ド弁１３２にパルス電流が供給されないときには
0.3Kg／cm²に保持される。 The operation of the embodiment having each of the above elements will be described below. First, in the region shown in FIG. 9C and FIG.
Provides hydraulic pressure of 3.5Kg/ ^cm2 . The hydraulic passage 98 is
Aperture 144 is opened by computer 134 to open the first
A solenoid valve 132 to which a pulse current whose unit pulse time changes as shown in Fig. 3 a or b is supplied.
By being controlled to open and close by the valve body 140,
When the oil pressure is controlled to 0.7 to 3.5 Kg/cm ² and pulse current is not supplied to the solenoid valve 132,
Maintained at 0.3Kg/ ^cm2 .

油圧制御装置５２は、油圧通路９８の油圧P₂
がスプール弁９４の第１ランド８８右端面９６に
作用し、同油圧に応じてオイルポンプ４８の油圧
を油圧通路１１０に０〜６Kg／cm²の制御油圧P₁
として発生する。同制御油圧P₁は上記油圧P₂に
対して、第１ランド８８の面積と油圧P₂に対し、
第２ランド９０と第３ランド９２の面積差の制御
油圧P₁及びスプリング１１６の付勢力の関係に
よつて、第１４図に示す特性を有している。 The hydraulic control device 52 controls the hydraulic pressure P ₂ of the hydraulic passage 98.
acts on the right end surface 96 of the first land 88 of the spool valve 94, and depending on the same oil pressure, the oil pressure of the oil pump 48 is applied to the hydraulic passage 110 at a control oil pressure P1 of 0 to ₆ kg/ ^cm2.
occurs as. The control oil pressure P ₁ is based on the above oil pressure P ₂ , the area of the first land 88, and the oil pressure P ₂ ,
It has the characteristics shown in FIG. 14 due to the relationship between the control oil pressure P ₁ of the area difference between the second land 90 and the third land 92 and the biasing force of the spring 116.

上記油圧通路９８に作用する油圧P₂は、ソレ
ノイド弁１３２によりパルス制御されているが、
スプール弁９４の慣性質量、第２ランド９０と第
３ランド９２の距離Ｙに対する油圧通路１０８，
１１２間の距離ＸがＸ＞Ｙであること、及び、ス
プール弁９４の左端に面した排油室１１４の排油
通路１２０にオリフイス１１８が設けられている
こと等の理由により、スプール弁９４は油圧通路
９８の油圧P²に対して鈍に作用して、油圧通路
１１０に発生する制御油圧P₁は平滑な油圧とな
る。 The hydraulic pressure P ₂ acting on the hydraulic passage 98 is pulse-controlled by the solenoid valve 132.
Hydraulic passage 108 with respect to the inertial mass of spool valve 94, distance Y between second land 90 and third land 92,
The spool valve 94 is The control hydraulic pressure P ₁ that acts slowly on the hydraulic pressure P ² of the hydraulic passage 98 and is generated in the hydraulic passage 110 becomes a smooth hydraulic pressure.

上記油圧通路９８の油圧P₂が0.7〜3.5Kg／cm²で
あるときに発生する０〜６Kg／cm²の制御油圧P₁
は、摩擦クラツチ装置８の油圧作動装置１８を形
成する油圧室４４に供給され、同制御油圧P₁に
応じてピストン３６を押圧し、フライホイール２
４とピストン３６とを係合作動してクランク軸４
のトルクを出力軸１２に伝達し、出力軸１２を回
転駆動するとともに、コンピユータ１３４によつ
て上記両軸４，１２の回転速度の差が上述した設
定回転速度差Nsに一致するように上記ソレノイ
ド弁１３２を介して制御油圧P₁を制御する。 Control oil pressure P ₁ of 0 to 6 kg/cm ² generated when oil pressure P ₂ of the hydraulic passage 98 is 0.7 to 3.5 kg/cm ²
is supplied to the hydraulic chamber 44 forming the hydraulic actuating device 18 of the friction clutch device 8, and presses the piston 36 in accordance with the control hydraulic pressure _P1 , causing the flywheel 2 to move.
4 and the piston 36 are engaged with each other to rotate the crankshaft 4.
torque is transmitted to the output shaft 12 to rotationally drive the output shaft 12, and the computer 134 controls the solenoid so that the difference between the rotational speeds of the two shafts 4 and 12 matches the set rotational speed difference Ns. Control oil pressure P ₁ is controlled via valve 132 .

次に第９図Ａ及び第１０図A′に示す領域にお
いて、上記油圧通路９８の油圧P₂が0.3Kg／cm²以
下であり、油圧制御装置５２は油圧通路１１０の
油圧を０とし、且つ、油圧通路１０６を油圧通路
１０４と連通して同油圧通路１０４のトルコンバ
ルブ１２３油圧を、油圧作動装置１８の補助油圧
室１２６に供給し、ピストン３６をフライホイー
ル２４の摩擦板４０から離脱作動する。このと
き、トルクはフライホイール２４からトルクコン
バータ１０を介して出力軸１２に伝達される。 Next, in the area shown in FIGS. 9A and 10A', the hydraulic pressure P ₂ in the hydraulic passage 98 is 0.3 kg/cm ² or less, and the hydraulic control device 52 sets the hydraulic pressure in the hydraulic passage 110 to 0, and , the hydraulic passage 106 is communicated with the hydraulic passage 104, and the hydraulic pressure of the torque converter valve 123 of the hydraulic passage 104 is supplied to the auxiliary hydraulic chamber 126 of the hydraulic actuating device 18, and the piston 36 is operated to separate from the friction plate 40 of the flywheel 24. . At this time, torque is transmitted from the flywheel 24 to the output shaft 12 via the torque converter 10.

又、第９図Ｂ及び第１０図B′に示す領域にお
いてソレノイド弁１３２は弁体１４０が油圧通路
９８の開口１４４の実質的に常閉状態とし、同油
圧通路９８の油圧P₂は3.5Kg／cm²に保持され、油
圧制御装置５２は油圧通路１１０の油圧を最大で
ある６Kg／cm²に保持し、フライホイール２４とピ
ストン３６とを完全に係合作動する。このとき、
クランク軸４のトルクは出力軸１２に摩擦クラツ
チ装置８のみを介して伝達され、トルク変動はピ
ストン３６とタービン２８との間に設けられた弾
性結合装置２００によつて減衰される。 Further, in the regions shown in FIGS. 9B and 10B', the valve body 140 of the solenoid valve 132 substantially normally closes the opening 144 of the hydraulic passage 98, and the hydraulic pressure P ₂ of the hydraulic passage 98 is 3.5 kg. /cm ² , and the hydraulic control device 52 maintains the hydraulic pressure in the hydraulic passage 110 at a maximum of 6 kg/cm ² to completely engage the flywheel 24 and the piston 36 . At this time,
The torque of the crankshaft 4 is transmitted to the output shaft 12 only via the friction clutch device 8, and torque fluctuations are damped by an elastic coupling device 200 provided between the piston 36 and the turbine 28.

上記作動は、変速機１４が２，３速を選択さ
れ、且つ、油温が50℃〜110℃の範囲の運転領域
である。これに対して変速機１４が１速、後退、
又は中立を選択されているとき、若しくは油温が
50℃以下、110℃以上のときには、ソレノイド弁
１３２は弁体１４０が油圧通路９８の開口１４４
を全開状態とし、同油圧通路９８の油圧は0.3
Kg／cm²以下に保持され、油圧制御装置５２は油圧
通路１１０の油圧を０とし、油圧通路１０６の油
圧を２〜３Kg／cm²に保持するため、フライホイー
ル２４とピストン３６とを完全に離脱作動する。
このときにはクランク軸４のトルクは全てトルク
コンバータ１０を介して出力軸１２に伝達され
る。従つて、本実施例によればトルク変動を伴な
う動力源の駆動軸と出力軸とを摩擦クラツチを介
して連結するとともに出力軸を駆動軸に対して所
定の回転速度差を存して駆動したため、出力軸に
駆動軸のトルク変動を伝達することなく所定のト
ルクを伝達することができ、振動及び騒音の発生
を有効に防止するとともに、出力軸の回転速度を
精度良く一定に保持する効果を奏する。 The above-mentioned operation is an operation range in which the transmission 14 is in the second or third speed and the oil temperature is in the range of 50°C to 110°C. In contrast, the transmission 14 is in first gear, reverse,
or when neutral is selected, or when the oil temperature is
When the temperature is below 50°C and above 110°C, the valve body 140 of the solenoid valve 132 closes to the opening 144 of the hydraulic passage 98.
is fully open, and the oil pressure in the hydraulic passage 98 is 0.3
Kg/cm ² or less, and the hydraulic control device 52 sets the hydraulic pressure in the hydraulic passage 110 to 0 and maintains the hydraulic pressure in the hydraulic passage 106 at 2 to 3 kg/cm ² , so that the flywheel 24 and the piston 36 are completely closed. Separation is activated.
At this time, all the torque of the crankshaft 4 is transmitted to the output shaft 12 via the torque converter 10. Therefore, according to this embodiment, the drive shaft and output shaft of a power source with torque fluctuations are connected via a friction clutch, and the output shaft is maintained at a predetermined rotational speed difference with respect to the drive shaft. Because it is driven, the specified torque can be transmitted to the output shaft without transmitting the torque fluctuation of the drive shaft, effectively preventing the generation of vibration and noise, and maintaining the rotation speed of the output shaft constant with high precision. be effective.

又、本実施例によれば車両に搭載された内燃機
関２のトルク変動を、車体、車輪等に伝達せず、
又は一部のみしか伝達しないため、内燃機関２が
車両を駆動するのに充分なトルクを発生している
範囲で、運転性を阻害することなく低速回転で同
内燃機関２を使用することができ、燃費、騒音を
良好ならしめるとともに、内燃機関２の使用可能
回転範囲が低速側に広くなつて運転を容易ならし
める効果を奏する。 Furthermore, according to this embodiment, torque fluctuations of the internal combustion engine 2 mounted on the vehicle are not transmitted to the vehicle body, wheels, etc.
Alternatively, since only a portion of the torque is transmitted, the internal combustion engine 2 can be used at low speeds without impairing drivability as long as the internal combustion engine 2 generates sufficient torque to drive the vehicle. This has the effect of improving fuel efficiency and noise, and widening the usable rotation range of the internal combustion engine 2 toward the low speed side, making driving easier.

さらに、本実施例によれば内燃機関２のクラン
ク軸４と出力軸１２を摩擦クラツチ装置８とトル
クコンバータ１０とによつて連結するとともに、
同摩擦クラツチ装置８をコンピユータ１３４によ
り制御される油圧作動装置１８によつて運転状態
に応じて自動的に係合離脱作動するため、作動が
確実となる効果を奏する。 Further, according to this embodiment, the crankshaft 4 and output shaft 12 of the internal combustion engine 2 are connected by the friction clutch device 8 and the torque converter 10, and
Since the friction clutch device 8 is automatically engaged and disengaged according to the operating state by the hydraulic actuation device 18 controlled by the computer 134, the operation is ensured.

又、本実施例によれば、摩擦クラツチ装置８の
係合離脱作動を、クランク軸４と出力軸１２の回
転速度を検出しながらフイードバツク制御するた
め、コンピユータ１３４による回転速度差設定値
が精度良く保持される効果を奏する。 Further, according to this embodiment, since the engagement and disengagement operation of the friction clutch device 8 is feedback-controlled while detecting the rotational speeds of the crankshaft 4 and the output shaft 12, the rotational speed difference set value by the computer 134 is accurately adjusted. It has the effect of being retained.

さらに、本実施例によれば摩擦クラツチ８離脱
状態では、トルク変動はトルクコンバータ１０に
よつて吸収減衰され、摩擦クラツチ装置８係合状
態ではトルク変動は弾性結合装置２００によつて
吸収減衰されるため、全運転範囲に亘つて振動発
生を有効に防止する。 Furthermore, according to this embodiment, when the friction clutch 8 is disengaged, torque fluctuations are absorbed and attenuated by the torque converter 10, and when the friction clutch device 8 is engaged, torque fluctuations are absorbed and attenuated by the elastic coupling device 200. Therefore, vibration generation is effectively prevented over the entire operating range.

又、本実施例によれば、コンピユータ１３４に
より作動されるソレノイド弁１３２により増減さ
れるパルス状の油圧P₂に対し、油圧制御装置５
２のスプール弁９４の慣性質量、第２ランド９０
と第３ランド９２の距離Ｙと、油圧通路１０８，
１１２間の距離ＸのＸ＞Ｙの関係、及び排油通路
１２０に設けられたオリフイス１１８の絞り作用
によつて、摩擦クラツチ装置８の油圧作動装置１
８に供給される制御油圧P₁は、平滑な油圧とな
り、油圧作動装置１８の作動を正確なものとする
効果を奏する。 Further, according to the present embodiment, _the hydraulic pressure control device 5
The inertial mass of the second spool valve 94, the second land 90
and the distance Y of the third land 92, and the hydraulic passage 108,
Due to the relationship of X>Y of the distance
The control hydraulic pressure P ₁ supplied to the hydraulic pressure pump 8 is a smooth hydraulic pressure, which has the effect of making the hydraulic actuation device 18 operate accurately.

さらに本実施例によれば、油圧作動装置１８に
制御油圧を供給する油圧制御装置５２の、ソレノ
イド弁１３２に制御される油圧通路９８油圧は、
減圧弁装置５０により低い圧力に減圧されている
ため、ソレノイド弁１３２を小型軽量化すること
ができる効果を奏する。 Furthermore, according to the present embodiment, the hydraulic pressure of the hydraulic passage 98 controlled by the solenoid valve 132 of the hydraulic control device 52 that supplies control hydraulic pressure to the hydraulic actuating device 18 is as follows.
Since the pressure is reduced to a low level by the pressure reducing valve device 50, the solenoid valve 132 can be made smaller and lighter.

又、本実施例によれば、油温が低く内燃機関２
自体の回転が不安定となり易いときには摩擦クラ
ツチ装置８は離脱状態に保持して、振動の伝達を
防止し、油温が高く摩擦クラツチ装置８の耐久性
が劣る傾向にあるときには摩擦クラツチ装置８を
離脱状態とし、さらに、変速機１４が最低速段で
ある１速を選択されており、トルク変動が増巾し
て伝達される惧れがあるときには摩擦クラツチ装
置８を離脱状態とするため、振動発生を有効に防
止するとともに耐久性に優れる等の効果を奏す
る。 Further, according to this embodiment, when the oil temperature is low, the internal combustion engine 2
When the rotation of the friction clutch device 8 tends to become unstable, the friction clutch device 8 is held in a disengaged state to prevent transmission of vibrations, and when the oil temperature is high and the durability of the friction clutch device 8 tends to be poor, the friction clutch device 8 is kept in a disengaged state. Further, when the transmission 14 is in the lowest gear, 1st speed, and there is a risk that torque fluctuations will be transmitted in an amplified manner, the friction clutch device 8 is set in the disengaged state, so that the vibration is reduced. It effectively prevents this from occurring and has excellent durability.

上記実施例のコンピユータ１３４に対する入力
要素群は、マニホルド負圧検出装置１４８に換え
てスロツトル弁開度を検出するスロツトル開度検
出装置でもよく、又、油温検出装置１５４に換え
て内燃機関２の冷却水温度を検出する冷却水温度
検出装置を用いても上記実施例同様の作用効果を
奏する。 The input element group for the computer 134 in the above embodiment may be a throttle opening detection device that detects the throttle valve opening instead of the manifold negative pressure detection device 148, and a throttle opening detection device for detecting the throttle valve opening instead of the oil temperature detection device 154. Even if a cooling water temperature detection device for detecting the cooling water temperature is used, the same effects as in the above embodiment can be obtained.

又、上記実施例においてはクランク軸４と出力
軸１２の回転速度差を、第９図及び第１０図に示
すように設定し、両図においてＢ，B′で示す範
囲は回転速度差を０、すなわちクランク軸４と出
力軸１２を摩擦クラツチ装置８によつて直結作動
して、同Ｂ，B′に示す範囲においては、ピスト
ン３６とタービン２８の外壁２０２との間に設け
られた弾性結合装置２００によつて振動の発生を
防止するように構成したが、同弾性結合装置２０
０を設けることなくピストン１２６をタービン２
８の外壁２０２、又は出力軸１２と一体回転する
ように摺動自在に固着してもよく、この場合に
は、Ｂ，B′で示す範囲については設定回転速度
差Nsの値を10rpm程度に保持して該範囲でのト
ルク振動に基づく振動の発生を防止する。 Furthermore, in the above embodiment, the rotational speed difference between the crankshaft 4 and the output shaft 12 is set as shown in FIGS. That is, the crankshaft 4 and the output shaft 12 are directly coupled and actuated by the friction clutch device 8, and in the range shown in B and B', the elastic coupling provided between the piston 36 and the outer wall 202 of the turbine 28 is activated. Although the device 200 is configured to prevent generation of vibration, the elastic coupling device 20
The piston 126 is connected to the turbine 2 without providing
It may be slidably fixed to the outer wall 202 of No. 8 or the output shaft 12 so as to rotate integrally with it. In this case, the value of the set rotational speed difference Ns should be approximately 10 rpm for the ranges indicated by B and B'. to prevent vibrations caused by torque vibrations in this range.

次に本発明の第２実施例を、第１５図に沿つて
説明する。以下、第１実施例と同一又は実質的に
同一要素には同一符号を付して説明を省略する。
油圧供給装置１６′は、切換弁装置２２０と減圧
弁装置２２２と油圧制御装置２２４とを有してい
る。切換弁装置２２０は、シリンダ２２６内に配
置され、第１ランド２２８と第２ランド２３０を
有したスプール弁２３２、第１ランド２２８左端
面２３４に常時連通するとともに変速機１４が２
速又は３速を選択されているときに油圧を発生す
る変速段検出装置６４に連通する油圧通路２３
６，常時第１ランド２２８と第２ランド２３０の
間に形成された油圧室２３８に連通する油圧通路
２４０、スプール弁２３２が左端位置近傍にある
ときに油圧室２３８に連通するとともにオイルポ
ンプ４８に連通する油圧通路２４２、スプール弁
２３２が右端位置近傍にあるときに油圧室２３８
に連通する排油通路２４４、第２ランド２３０右
端面２４６に常時連通する排油通路２４８、スプ
ール弁２３２を左方向に押圧するスプリング２５
０を有している。 Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. 15. Hereinafter, the same or substantially the same elements as those in the first embodiment will be given the same reference numerals, and the description thereof will be omitted.
The hydraulic pressure supply device 16' includes a switching valve device 220, a pressure reducing valve device 222, and a hydraulic control device 224. The switching valve device 220 is disposed within the cylinder 226, and is constantly in communication with a spool valve 232 having a first land 228 and a second land 230, and a left end surface 234 of the first land 228, and the transmission 14 is
Hydraulic passage 23 that communicates with a gear stage detection device 64 that generates hydraulic pressure when 3rd gear or 3rd gear is selected.
6. A hydraulic passage 240 that always communicates with the hydraulic chamber 238 formed between the first land 228 and the second land 230, and communicates with the hydraulic chamber 238 and the oil pump 48 when the spool valve 232 is near the left end position. When the communicating hydraulic passage 242 and the spool valve 232 are near the right end position, the hydraulic chamber 238
An oil drain passage 244 that communicates with the right end surface 246 of the second land 230, an oil drain passage 248 that constantly communicates with the right end surface 246 of the second land 230, and a spring 25 that presses the spool valve 232 to the left.
It has 0.

減圧弁装置２２２は、シリンダ２５２内に配設
され小断面積の第１ランド２５４と大断面積の第
２ランド２５６を有したスプール弁２５８、常時
第１ランド２５４左端面２６０に連通する排油通
路２６２、常時第１ランド２５４と第２ランド２
５６との間に形成された油圧室２６４に連通する
油圧通路２６６、スプール弁２５８が左端位置近
傍にあるときに油圧室２６４に連通するとともに
オイルポンプ４８に連通する油圧通路２６８、ス
プール弁２５８が右端位置近傍にあるときに油圧
室２６４に連通する排油通路２７０、常時第２ラ
ンド２５６右端面に連通する排油通路２７２、ス
プール弁２５８を左方向に押圧するスプリンダ２
７４を有している。 The pressure reducing valve device 222 includes a spool valve 258 disposed within the cylinder 252 and having a first land 254 with a small cross-sectional area and a second land 256 with a large cross-sectional area, and a drain oil valve 258 that is always in communication with the left end surface 260 of the first land 254. Passage 262, always first land 254 and second land 2
A hydraulic passage 266 communicating with the hydraulic chamber 264 formed between the hydraulic chamber 264 and the spool valve 258 is in communication with the hydraulic chamber 264 and the oil pump 48 when the spool valve 258 is near the left end position. An oil drain passage 270 that communicates with the hydraulic chamber 264 when near the right end position, an oil drain passage 272 that always communicates with the right end surface of the second land 256, and a splinter 2 that presses the spool valve 258 to the left.
It has 74.

油圧制御装置２２４は、シリンダ２７６内に配
設されたピストン２７８、及び、同ピストン２７
８と同一断面積の第１ランド２８０と、第１ラン
ド２８０より大断面積の第２ランド２８２と同第
２ランド２８２と同一断面積の第３ランド２８４
とを有したスプール弁２８６、常時ピストン２７
８左端面２８８に連通するとともに切換弁装置２
２０の油圧通路２４０と連通する油圧通路２９
０、常時ピストン２７８の右端面２９２と第１ラ
ンド２８０の左端面２９４との間に形成された油
圧室２９６に連通する油圧通路２９８、常時第１
ランド２８０と第２ランド２８２との間に形成さ
れた油圧室３００に連通する油圧通路３０２、常
時第２ランド２８２と第３ランド２８４との間に
形成された油圧室３０４に連通する油圧通路３０
６、常時第３ランド２８４右端面３０８に連通す
る排油通路３１０、第３ランド２８４右端面３０
８に配設されるとともにスプール弁２８６を左方
向に押圧するスプリング３１２、スプール弁２８
６左端位置近傍で油圧室３００に連通するととも
にオイルポンプ４８と連通する油圧通路３１４、
スプール弁２８６左端位置近傍で油圧室３０４に
連通するとともにスプール弁２８６右端位置近傍
で油圧室３００に連通する油圧通路３１６、スプ
ール弁２８６右端位置近傍で油圧室３０４に連通
する油圧通路３１８を有している。油圧通路２９
８はオリフイス３２０を有した油圧通路３２２を
介して減圧弁装置２２２の油圧通路２６６と連通
し、油圧通路３１６はオイルクーラ１２８と連通
し、油圧通路３１８はトルコンバルブ１２３と連
通している。 The hydraulic control device 224 includes a piston 278 disposed within the cylinder 276 and the piston 27
A first land 280 having the same cross-sectional area as 8, a second land 282 having a larger cross-sectional area than the first land 280, and a third land 284 having the same cross-sectional area as the second land 282.
A spool valve 286 with a permanent piston 27
8 left end surface 288 and the switching valve device 2
Hydraulic passage 29 communicating with hydraulic passage 240 of No. 20
0, a hydraulic passage 298 that always communicates with a hydraulic chamber 296 formed between the right end surface 292 of the piston 278 and the left end surface 294 of the first land 280;
A hydraulic passage 302 that communicates with a hydraulic chamber 300 formed between the land 280 and the second land 282, and a hydraulic passage 30 that constantly communicates with a hydraulic chamber 304 that is formed between the second land 282 and the third land 284.
6. Oil drain passage 310 always communicating with the right end surface 308 of the third land 284, the right end surface 30 of the third land 284
8 and presses the spool valve 286 to the left, the spool valve 28
6 a hydraulic passage 314 that communicates with the hydraulic chamber 300 and the oil pump 48 near the left end position;
It has a hydraulic passage 316 that communicates with the hydraulic chamber 304 near the left end position of the spool valve 286 and a hydraulic chamber 300 near the right end position of the spool valve 286, and a hydraulic passage 318 that communicates with the hydraulic chamber 304 near the right end position of the spool valve 286. ing. Hydraulic passage 29
8 communicates with the hydraulic passage 266 of the pressure reducing valve device 222 via a hydraulic passage 322 having an orifice 320, the hydraulic passage 316 communicates with the oil cooler 128, and the hydraulic passage 318 communicates with the torque converter valve 123.

３２４はソレノイド弁で、ハウジング３２６内
に配設されたソレノイド３２８、同ソレノイド３
２８内に配置された弁体３３０、油圧通路３２２
のオリフイス３２０より油圧制御弁２２４側に連
通するとともにオリフイス３３２が設けられて上
記弁体３３０に開閉される開口３３４、弁体３３
０を閉方向に付勢するスプリング３３６を有して
おり、コンピユータ１３４′によつて供給される
パルス電流により開閉制御される。同コンピユー
タ１３４′は第１実施例のコンピユータ１３４に
対し供給電流が逆の特性に設定され、クランク軸
４と出力軸１２の回転速度差が回転速度差設定値
より大きいときには電流を小とし、回転速度差が
小さいときには電流を大とし、又、第９図特性Ａ
においては電流を最大とし、特性Ｂにおいては電
流を最小とする。 324 is a solenoid valve, and a solenoid 328 disposed inside the housing 326 and a solenoid 3
Valve body 330 and hydraulic passage 322 disposed within 28
An opening 334 that communicates with the hydraulic control valve 224 side from the orifice 320 and is provided with an orifice 332 and is opened and closed by the valve body 330.
It has a spring 336 that biases the terminal 0 in the closing direction, and its opening and closing are controlled by a pulse current supplied by the computer 134'. The computer 134' is set to have an opposite supply current characteristic to the computer 134 of the first embodiment, and when the rotational speed difference between the crankshaft 4 and the output shaft 12 is larger than the rotational speed difference setting value, the current is made small and the When the speed difference is small, the current is increased, and the characteristic A in Figure 9 is
In characteristic B, the current is maximized, and in characteristic B, the current is minimized.

以下上記構成による第２実施例の作動を説明す
る。 The operation of the second embodiment with the above configuration will be explained below.

切換弁装置２２０は、変速機１４が２速又は３
速を選択されて変速段検出装置６４の油圧が油圧
通路２３６に作用していると、スプール弁２３２
はスプリング２５０の付勢力に抗して図示破線位
置に移動され、油圧通路２４０は油圧室２３８を
介して排油通路２４４と連通し、油圧制御装置２
２４の油圧通路２９０は大気開放されるためピス
トン２７８は図示実線位置に保持される。 The switching valve device 220 is configured so that the transmission 14 is in 2nd speed or 3rd speed.
When the gear speed is selected and the oil pressure of the gear position detection device 64 is acting on the hydraulic passage 236, the spool valve 232
is moved to the position shown by the broken line against the biasing force of the spring 250, and the hydraulic passage 240 communicates with the oil drain passage 244 via the hydraulic chamber 238, and the hydraulic control device 2
Since the hydraulic passage 290 of No. 24 is opened to the atmosphere, the piston 278 is held at the position shown by the solid line.

又、減圧弁装置２２２は、オイルポンプ４８の
吐出圧が油圧室２６４に作用し、第１ランド２５
４と第２ランド２５６の面積差及びスプリング２
７４の付勢力によつて定められた油圧に減圧さ
れ、例えば3.5Kg／cm²に保持される。油圧通路２
６６に作用する該油圧は、ソレノイド弁３２４に
よつて開口３３４が開閉制御されることにより
0.7〜3.5Kg／cm²の油圧P₂となつて油圧制御装置２
２４の油圧通路２９８及び油圧室２９６に伝達さ
れる。油圧制御装置２２４は、ピストン２７８が
図示実線位置に保持されている状態において、油
圧通路２９８を介してソレノイド弁３２４により
制御された油圧P₂が油圧室２９６に供給され、
同油圧P₂と第１ランド２８０の面積、及びオイ
ルポンプ４８の吐出圧が供給される油圧室３００
の油圧と第１ランド２８０と第２ランド２８２の
面積差、並びにスプリング３１２の付勢力によつ
て、油圧室３００の制御油圧P₁が、第１実施例
第１４図と同様に制御され、同制御油圧P₁が油
圧通路３０２出力軸１２外周に形成された油圧通
路１３０を介し油圧室４４に供給され、ピストン
３６を押圧してフライホイール２４の摩擦板４０
と係合せしめる。 Further, in the pressure reducing valve device 222, the discharge pressure of the oil pump 48 acts on the hydraulic chamber 264, and the first land 25
4 and the second land 256 and the spring 2
The pressure is reduced to a predetermined oil pressure by the urging force of 74, and maintained at, for example, 3.5 Kg/cm ² . Hydraulic passage 2
The hydraulic pressure acting on the valve 66 is controlled by opening and closing the opening 334 by the solenoid valve 324.
0.7~3.5Kg/ ^cm2 hydraulic pressure _P2 and hydraulic control device 2
24 hydraulic passages 298 and hydraulic chambers 296. The hydraulic control device 224 supplies hydraulic pressure P ₂ controlled by the solenoid valve 324 to the hydraulic chamber 296 via the hydraulic passage 298 in a state where the piston 278 is held at the solid line position shown in the figure.
The hydraulic pressure _P2 , the area of the first land 280, and the hydraulic chamber 300 to which the discharge pressure of the oil pump 48 are supplied.
The control hydraulic pressure _P1 of the hydraulic chamber 300 is controlled in the same manner as in the first embodiment in FIG. The control hydraulic pressure P ₁ is supplied to the hydraulic chamber 44 through the hydraulic passage 302 and the hydraulic passage 130 formed on the outer periphery of the output shaft 12, presses the piston 36, and pushes the friction plate 40 of the flywheel 24.
engage with.

上記制御油圧P₁は、第１実施例同様にコンピ
ユータ１３４によつてフイードバツク制御され、
クランク軸４と出力軸１２の回転速度差を所定の
設定値に保持するよう作動する。 The control oil pressure _P1 is feedback-controlled by the computer 134 as in the first embodiment,
It operates to maintain the rotational speed difference between the crankshaft 4 and the output shaft 12 at a predetermined set value.

変速機１４が、１速、後速、又は中立を選択さ
れて変速段検出装置６４の油圧が０であるときに
は、切換弁装置２２０はスプール弁２３２が図示
実線位置に保持され、オイルポンプ４８の吐出圧
が油圧通路２４２、油圧室２３８、油圧通路２４
０を介し、油圧制御装置２２４の油圧通路２９０
に供給される。このときには、油圧制御装置２２
４のピストン２７８は図示右方向へ付勢されスプ
ール弁２８６を図示破線位置に移動し、保持す
る。又、ソレノイド弁３２４の弁体３３０が開口
３２４を実質的に全閉状態にしているときには、
油圧通路３２２の油圧は最大となり、油圧制御装
置２２４の油圧室２９６には該最大の油圧が供給
され、スプール弁２８６は上記同様に図示破線位
置に移動し、保持される。 When the transmission 14 is selected to be in first gear, rear gear, or neutral, and the oil pressure in the gear position detection device 64 is 0, the switching valve device 220 maintains the spool valve 232 at the solid line position shown in the figure, and the oil pump 48 The discharge pressure is in the hydraulic passage 242, the hydraulic chamber 238, and the hydraulic passage 24.
0 to the hydraulic passage 290 of the hydraulic control device 224.
supplied to At this time, the hydraulic control device 22
The piston 278 of No. 4 is urged to the right in the drawing, moves the spool valve 286 to the position shown by the broken line in the drawing, and holds it. Further, when the valve body 330 of the solenoid valve 324 substantially closes the opening 324,
The hydraulic pressure in the hydraulic passage 322 becomes maximum, the maximum hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 296 of the hydraulic control device 224, and the spool valve 286 moves to the position shown by the broken line in the same manner as described above and is held there.

上述の如く、スプール弁２８６が破線位置に保
持されているときには、油圧通路３０２は、油圧
室３００を介して油圧通路３１６に連通し、従つ
て摩擦クラツチ装置８の油圧室４４油圧は低下す
る。このとき、油圧通路３０６は油圧室３０４、
油圧通路３１８を介してトルコバルブ１２３と連
通し、摩擦クラツチ装置８の補助油圧室１２６に
は上記トルコンバルブ１２３の油圧が供給され
る。このため、ピストン３６は図示右方向へ押圧
移動され、摩擦クラツチ装置８は離脱状態となつ
てクランク軸４のトルクはトルクコンバータ１０
のみを介して伝達される。 As mentioned above, when the spool valve 286 is held in the dashed line position, the hydraulic passage 302 communicates with the hydraulic passage 316 through the hydraulic chamber 300, so that the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 44 of the friction clutch device 8 decreases. At this time, the hydraulic passage 306 is connected to the hydraulic chamber 304,
It communicates with the torque valve 123 through a hydraulic passage 318, and the hydraulic pressure of the torque converter valve 123 is supplied to the auxiliary hydraulic chamber 126 of the friction clutch device 8. Therefore, the piston 36 is pushed to the right in the figure, the friction clutch device 8 is disengaged, and the torque of the crankshaft 4 is transferred to the torque converter 10.
transmitted only through.

従つて本実施例によつても上記第１実施例同様
の作用効果を奏する。 Therefore, this embodiment also provides the same effects as the first embodiment.

さらに次に、本発明の第３実施例を第１６図に
沿つて説明する。本実施例も上記同様に第１実施
例と同一又は実質的に同一要素には同一符号を付
して説明を省略する。 Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. 16. Similarly to the above, in this embodiment, the same or substantially the same elements as in the first embodiment are given the same reference numerals, and the explanation thereof will be omitted.

油圧供給装置１６″は、切換弁装置３４０と油
圧制御装置３４２とを有している。 The hydraulic pressure supply device 16'' includes a switching valve device 340 and a hydraulic control device 342.

切換弁装置３４０は、シリンダ３４４内に配設
され第１ランド〜第４ランド３４６，３４８，３
５０，３５２を有したスプール弁３５４、第１ラ
ンド３４６の左端面３５６に連通する油圧通路３
５８、常時第１ランド３４６と第２ランド３４８
の間に形成された油圧室３６０に連通する油圧通
路３６２、スプール弁３５４が右端位置近傍で油
圧室３６０に連通し左端位置近傍で第２ランド３
４８と第３ランド３５０の間に形成された油圧室
３６４に連通する油圧通路３６６、常時油圧室３
６４に連通する油圧通路３６８、スプール弁３５
４が左端位置近傍で第３ランド３５０と第４ラン
ド３５２の間に形成された油圧室３７０に連通
し、スプール弁３５４右端位置近傍で油圧室３６
４に連通する油圧通路３７１、常時油圧室３７０
に連通する油圧通路３７２、常時第４ランド３５
２右端面３７４に連通する油圧通路３７６、及び
第１ランド３４６左端面３５６に配設されてスプ
ール弁３５４を図示右方向へ押圧するスプリング
３７４を有している。油圧通路３６２はトルコン
バルブ１２３と連通し、油圧通路３６６は出力軸
１２内に設けられた油圧通路１２４を介して補助
油圧室１２６と連通し、油圧通路３７１は出力軸
１２外周に設けられた油圧通路１３０を介して油
圧室４４と連通し、油圧通路３７６は変速機１４
が２速又は３速を選択されているときに油圧を発
生する変速段検出装置６４と連通している。 The switching valve device 340 is disposed within the cylinder 344 and has first to fourth lands 346, 348, 3.
A spool valve 354 having 50,352 and a hydraulic passage 3 communicating with the left end surface 356 of the first land 346.
58, always the first land 346 and the second land 348
A hydraulic passage 362 that communicates with the hydraulic chamber 360 formed between the two, and a spool valve 354 communicate with the hydraulic chamber 360 near the right end position and connect to the second land 3 near the left end position.
Hydraulic passage 366 communicating with hydraulic chamber 364 formed between 48 and third land 350, constant hydraulic chamber 3
Hydraulic passage 368 communicating with 64, spool valve 35
4 communicates with the hydraulic chamber 370 formed between the third land 350 and the fourth land 352 near the left end position, and the hydraulic chamber 36 near the right end position of the spool valve 354
Hydraulic passage 371 communicating with 4, constant hydraulic chamber 370
Hydraulic passage 372 that communicates with the fourth land 35 at all times
The first land 346 has a hydraulic passage 376 that communicates with the second right end surface 374, and a spring 374 that is disposed on the left end surface 356 of the first land 346 and presses the spool valve 354 to the right in the drawing. The hydraulic passage 362 communicates with the torque converter valve 123, the hydraulic passage 366 communicates with the auxiliary hydraulic chamber 126 via the hydraulic passage 124 provided inside the output shaft 12, and the hydraulic passage 371 communicates with the hydraulic pressure chamber 126 provided on the outer periphery of the output shaft 12. It communicates with the hydraulic chamber 44 through the passage 130, and the hydraulic passage 376 communicates with the transmission 14.
It communicates with a gear stage detection device 64 that generates hydraulic pressure when the second or third gear is selected.

油圧制御装置３４２は、シリンダ３８０内に配
設され第１ランド〜第３ランド３８３，３８４，
３８６を有したスプール弁３８８、第１ランド３
８３と第２ランド３８４の間に形成された油圧室
３９０、第２ランド３８４と第３ランド３８６の
間に形成された油圧室３９２、スプール弁３８８
の右端に設けられたパルスモータ３９４を有し、
同パルスモータ３９４はコイル３９６と回転子３
９８から成り、同回転子３９８内にスプール弁３
８８の右端に突出したロツド４００が螺合され、
コンピユータ１３４″の＋又は一の単位パルス電
流によつて回転子３９８が所定の単位角度回動
し、同回転子３９８の回動によつてスプール弁３
８８が左方又は右方に、上記単位角度に応じて所
定の単位距離移動するように構成されている。シ
リンダ３８０には油圧通路が複数設けられてお
り、スプール弁３８８が左端位置近傍で油圧室３
９０に連通する排油通路４０２、常時油圧室３９
０に連通する油圧通路４０４、第２ランド３８４
に開閉されるとともにスプール弁３８８が右端位
置近傍で油圧室３９０と連通し左端位置近傍で油
圧室３９２と連通する油圧通路４０６、常時油圧
室３９２と連通する油圧通路４０８、第３ランド
３８６に開閉されるとともにスプール弁右端位置
近傍で油圧室３９２と連通する排油通路４１０を
有し、油圧通路４０４は切換弁装置３４０の油圧
通路３５８と連通し、油圧通路４０６はオイルポ
ンプ４８と連通し、油圧通路４０８は切換弁装置
３４０の油圧通路３７２と連通している。 The hydraulic control device 342 is disposed within the cylinder 380 and connects the first land to the third land 383, 384,
Spool valve 388 with 386, first land 3
Hydraulic chamber 390 formed between 83 and second land 384, hydraulic chamber 392 formed between second land 384 and third land 386, spool valve 388
It has a pulse motor 394 provided at the right end of the
The pulse motor 394 has a coil 396 and a rotor 3.
98, and a spool valve 3 is installed in the same rotor 398.
The rod 400 protruding from the right end of 88 is screwed together,
The rotor 398 is rotated by a predetermined unit angle by the + or 1 unit pulse current of the computer 134'', and the rotation of the rotor 398 causes the spool valve 3 to rotate by a predetermined unit angle.
88 is configured to move to the left or right by a predetermined unit distance depending on the unit angle. The cylinder 380 is provided with a plurality of hydraulic passages, and the spool valve 388 is located near the left end position in the hydraulic chamber 3.
Drainage passage 402 communicating with 90, constant hydraulic pressure chamber 39
Hydraulic passage 404 communicating with 0, second land 384
A hydraulic passage 406 that communicates with the hydraulic chamber 390 near the right end position and the hydraulic chamber 392 near the left end position, a hydraulic passage 408 that constantly communicates with the hydraulic chamber 392, and a third land 386 open and close. and has an oil drain passage 410 communicating with the hydraulic chamber 392 near the right end position of the spool valve, the hydraulic passage 404 communicating with the hydraulic passage 358 of the switching valve device 340, the hydraulic passage 406 communicating with the oil pump 48, Hydraulic passage 408 communicates with hydraulic passage 372 of switching valve device 340 .

コンピユータ１３４″は第１実施例のコンピユ
ータ１３４と同様の入力要素群を有し、クランク
軸４と出力軸１２の回転速度差が設定値と比較し
て大のときに＋の単位パルス電流をパルスモータ
３９４のコイル３９６に供給し、設定値より小の
ときに一の単位パルス電流を供給する。 The computer 134'' has the same input element group as the computer 134 of the first embodiment, and pulses a + unit pulse current when the rotational speed difference between the crankshaft 4 and the output shaft 12 is large compared to the set value. The current is supplied to the coil 396 of the motor 394, and one unit pulse current is supplied when the current is smaller than the set value.

上記単位パルス電流が供給されたパルスモータ
は、回転子が単位角度回転し、ロツド４００を介
してスプール弁３８８を単位距離移動する。ここ
で、＋の単位パルス電流が供給されたときスプー
ル弁３８８は左方へ移動され、一の単位パルス電
流が供給されたとき右方へ移動されるよう構成す
る。 The pulse motor supplied with the unit pulse current rotates the rotor by a unit angle, and moves the spool valve 388 by a unit distance via the rod 400. Here, the spool valve 388 is configured to be moved to the left when a + unit pulse current is supplied, and to the right when a 1 unit pulse current is supplied.

次に上記構成による第３実施例の作動を説明す
る。切換弁装置３４０は、変速機１４が２速又は
３速を選択されて変段速段検出装置６４の油圧が
油圧通路３７６に作用していると、スプール弁３
５４はスプリング３７４の付勢力に抗して図示破
線位置に移動、保持され、油圧通路３７１は油圧
室３７０を介して油圧通路３７２と連通し、油圧
通路３６６は油圧室３６４を介して油圧通路３６
８と連通する。 Next, the operation of the third embodiment having the above configuration will be explained. The switching valve device 340 switches the spool valve 3 when the transmission 14 selects 2nd speed or 3rd speed and the hydraulic pressure of the gear shift detection device 64 is acting on the hydraulic pressure passage 376.
54 is moved and held at the position shown by the broken line against the biasing force of the spring 374, the hydraulic passage 371 communicates with the hydraulic passage 372 via the hydraulic chamber 370, and the hydraulic passage 366 communicates with the hydraulic passage 36 via the hydraulic chamber 364.
Connects with 8.

油圧制御装置３４２は、クランク軸４と出力軸
１２の回転速度差が設定値より大のときにコンピ
ユータ１３４″により供給される＋のパルス電流
によつて、パルスモータ３９４がスプール弁３８
８を図示左方に移動すると、油圧通路４０８は油
圧室３９２を介して油圧通路４０６と連通する。
このため、オイルポンプ４８の吐出圧は、油圧通
路４０６、油圧室３９２、油圧通路４０８を介し
て切換弁装置３４０の油圧通路３７２と連通し、
油圧通路３７１、油圧通路１３０を介して摩擦ク
ラツチ装置８の油圧室４４に供給され、ピストン
３６を押圧してフライホイール２４の摩擦板４０
と係合せしめる。 The hydraulic control device 342 causes the pulse motor 394 to operate the spool valve 38 by a positive pulse current supplied by the computer 134'' when the rotational speed difference between the crankshaft 4 and the output shaft 12 is greater than a set value.
8 to the left in the figure, the hydraulic passage 408 communicates with the hydraulic passage 406 via the hydraulic chamber 392.
Therefore, the discharge pressure of the oil pump 48 is communicated with the hydraulic passage 372 of the switching valve device 340 via the hydraulic passage 406, the hydraulic chamber 392, and the hydraulic passage 408.
It is supplied to the hydraulic chamber 44 of the friction clutch device 8 through the hydraulic passage 371 and the hydraulic passage 130, and presses the piston 36 to close the friction plate 40 of the flywheel 24.
engage with.

上記作動によつてクランク軸４と出力軸１２の
回転速度差が設定値より小さくなるとコンピユー
タ１３４″は一のパルス電流をパルスモータ３９
４に供給し、スプール弁３８８を図示右方に移動
し、油圧通路４０８は油圧通路４０６と遮断さ
れ、さらに移動すると同油圧通路４０８は排通路
４１０と連通して油圧が低下し、上記摩擦クラツ
チ装置８は離脱方向に作用してクランク軸４と出
力軸１２の回転速度差が大きくする。該作用によ
り、クランク軸４と出力軸１２の回転速度差は設
定値に保持される。 When the rotational speed difference between the crankshaft 4 and the output shaft 12 becomes smaller than the set value due to the above operation, the computer 134'' outputs one pulse current to the pulse motor 39.
4, the spool valve 388 is moved to the right in the figure, and the hydraulic passage 408 is cut off from the hydraulic passage 406. When the hydraulic passage 408 is moved further, the hydraulic passage 408 is communicated with the drain passage 410, and the oil pressure is decreased, and the friction clutch is closed. The device 8 acts in the disengagement direction to increase the difference in rotational speed between the crankshaft 4 and the output shaft 12. Due to this action, the rotational speed difference between the crankshaft 4 and the output shaft 12 is maintained at a set value.

又、変速段検出装置６４が、変速機１４が１
速、後退、又は中立を選択されて油圧が０となつ
ているときには、切換弁装置３４０のスプール弁
３５４は図示実線位置に保持され、油圧通路３６
６は油圧室３６０を介して油圧通路３６２と連通
し、トルコンバルブ１２３の油圧が供給され、
又、油圧通路３７１は油圧室３６４を介して油圧
通路３６８と連通し、オイルクーラ１２８と連通
する。 Further, the gear position detection device 64 detects that the transmission 14 is 1.
When speed, reverse, or neutral is selected and the oil pressure is 0, the spool valve 354 of the switching valve device 340 is held at the solid line position shown in the figure, and the hydraulic passage 36
6 communicates with a hydraulic passage 362 via a hydraulic chamber 360, and is supplied with hydraulic pressure from the torque converter valve 123.
Further, the hydraulic passage 371 communicates with the hydraulic passage 368 via the hydraulic chamber 364, and communicates with the oil cooler 128.

このときには、摩擦クラツチ装置８の補助油圧
室１２６にトルコバルブ１２３の油圧が供給さ
れ、又、油圧室４４は低下する。このため、摩擦
クラツチ装置８は離脱作動され、クランク軸４の
トルクはトルクコンバータ１０のみを介して伝達
される。 At this time, the hydraulic pressure of the torque valve 123 is supplied to the auxiliary hydraulic chamber 126 of the friction clutch device 8, and the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 44 is lowered. Therefore, the friction clutch device 8 is disengaged and the torque of the crankshaft 4 is transmitted only via the torque converter 10.

従つて、本実施例によつても上記第１実施例同
様の作用効果を奏する。 Therefore, this embodiment also provides the same effects as the first embodiment.

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

第１図は本発明の第１実施例を示す概略説明
図、第２図は第１実施例による回転速度差と伝達
トルクの特性図、第３図は第１実施例による変速
機の概略説明図、第４図は第３図の変速機におけ
る遊星歯車機構の概略説明図、第５図は第１実施
例における弾性結合装置の概説明図、第６図は第
５図の―断面説明図、第７図は第１実施例に
おける変速機の変速作動説明図、第８図は第１実
施例における遊星歯車機構の歯数説明図、第９図
は第１実施例における設定回転速度差の特性を内
燃機関の回転速度とマニホルド負圧との関係で表
した特性図、第１０図は第９図で示した作動状態
の範囲を内燃機関の出力と回転速度の関係で表し
た特性図、第１１図は第１実施例におけるクラン
ク軸と出力軸の回転速度特性図、第１２図は変速
期間中のクランク軸と出力軸の回転速度特性図、
第１３図はコンピユータによるパルス電流特性
図、第１４図は油圧制御装置による油圧特性図、
第１５図は本発明の第２実施例を示す概略説明
図、第１６図は本発明の第３実施例を示す概略説
明図である。 ２…内燃機関、４…クランク軸、８…摩擦クラ
ツチ装置、１０…トルクコンバータ、１２…出力
軸、１６…油圧供給装置、１８…油圧作動装置、
２４…フライホイール、３６…ピストン、４０…
摩擦板、５０…減圧弁装置、５２…油圧制御装
置、１３４…コンピユータ。 Fig. 1 is a schematic explanatory diagram showing a first embodiment of the present invention, Fig. 2 is a characteristic diagram of rotational speed difference and transmitted torque according to the first embodiment, and Fig. 3 is a schematic explanatory diagram of a transmission according to the first embodiment. 4 is a schematic explanatory diagram of the planetary gear mechanism in the transmission of FIG. 3, FIG. 5 is a schematic explanatory diagram of the elastic coupling device in the first embodiment, and FIG. 6 is a cross-sectional explanatory diagram of FIG. 5. , FIG. 7 is an explanatory diagram of the speed change operation of the transmission in the first embodiment, FIG. 8 is an explanatory diagram of the number of teeth of the planetary gear mechanism in the first embodiment, and FIG. 9 is an explanatory diagram of the set rotational speed difference in the first embodiment. A characteristic diagram showing the characteristics in terms of the relationship between the rotational speed of the internal combustion engine and the manifold negative pressure, FIG. 10 is a characteristic diagram showing the range of operating conditions shown in FIG. FIG. 11 is a rotational speed characteristic diagram of the crankshaft and output shaft in the first embodiment, FIG. 12 is a rotational speed characteristic diagram of the crankshaft and output shaft during the shift period,
Fig. 13 is a pulse current characteristic diagram determined by a computer, and Fig. 14 is a hydraulic characteristic diagram determined by a hydraulic control device.
FIG. 15 is a schematic explanatory diagram showing a second embodiment of the present invention, and FIG. 16 is a schematic explanatory diagram showing a third embodiment of the present invention. 2... Internal combustion engine, 4... Crankshaft, 8... Friction clutch device, 10... Torque converter, 12... Output shaft, 16... Hydraulic pressure supply device, 18... Hydraulic actuation device,
24...flywheel, 36...piston, 40...
Friction plate, 50...pressure reducing valve device, 52...hydraulic control device, 134...computer.

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] １ 捩り振動を伴なう車両用動力源の駆動軸、同
駆動軸に流体伝動装置を介して連結された出力
軸、上記流体伝動装置と並列に設けられ上記駆動
軸と出力軸間の動力伝達を可能とする摩擦クラツ
チ、同摩擦クラツチを係合離脱作動する流体圧供
給装置、上記駆動軸の回転速度を検出する第１の
回転速度検出装置、上記出力軸の回転速度を検出
する第２の回転速度検出装置、上記駆動源の作動
状態を検出する作動状態検出装置、及び上記摩擦
クラツチの係合状態において第１、第２の回転速
度検出装置の信号に基づき上記駆動軸と出力軸と
の回転速度差が設定回転速度差となるように上記
流体供給装置を制御する制御装置を備え、上記設
定回転速度差が上記流体伝動装置のみによる動力
伝達状態における上記駆動軸と出力軸との回転速
度差より小さく且つ上記捩り振動の出力軸への伝
達を低減または遮断する範囲で、上記作動状態検
出装置により検出された上記駆動源の作動状態に
応じて設定されることを特徴とする車両のトルク
伝達装置。1. A drive shaft of a vehicle power source with torsional vibration, an output shaft connected to the drive shaft via a fluid transmission device, and a power transmission between the drive shaft and the output shaft provided in parallel with the fluid transmission device. a fluid pressure supply device that engages and disengages the friction clutch, a first rotation speed detection device that detects the rotation speed of the drive shaft, and a second rotation speed detection device that detects the rotation speed of the output shaft. a rotational speed detection device, an operating state detection device that detects the operating state of the drive source, and a rotational speed detection device that detects the rotational speed between the drive shaft and the output shaft based on signals from the first and second rotational speed detection devices when the friction clutch is engaged. a control device that controls the fluid supply device so that the rotational speed difference is a set rotational speed difference, and the set rotational speed difference is the rotational speed of the drive shaft and the output shaft in a state where power is transmitted only by the fluid transmission device. The torque of the vehicle is set in accordance with the operating state of the drive source detected by the operating state detection device within a range that is smaller than the difference and reduces or blocks transmission of the torsional vibration to the output shaft. transmission device.