JPS6313060B2 - - Google Patents
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- JPS6313060B2 JPS6313060B2 JP55107030A JP10703080A JPS6313060B2 JP S6313060 B2 JPS6313060 B2 JP S6313060B2 JP 55107030 A JP55107030 A JP 55107030A JP 10703080 A JP10703080 A JP 10703080A JP S6313060 B2 JPS6313060 B2 JP S6313060B2
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- Control Of Fluid Gearings (AREA)
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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NT、大サンギヤ166に連結されたドラム
178の回転速度ND、変速機出力軸176の回
転速度Noは、
NT=(1−γ)ND+γNo …(1)
但し
γ=ZA(ZS1+ZS2)/ZS1(ZA+ZS2)
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.
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)
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.
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US06/288,106 US4468988A (en) | 1980-08-04 | 1981-07-29 | Slip control system for a clutch |
GB8123395A GB2081413B (en) | 1980-08-04 | 1981-07-30 | Fluid pressure control of friction clutch |
FR8115112A FR2487742A1 (en) | 1980-08-04 | 1981-08-04 | TORQUE TRANSMISSION SYSTEM |
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Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
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JPS5733253A JPS5733253A (en) | 1982-02-23 |
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Family Applications (1)
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Families Citing this family (30)
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