JPS63162342A - Control device for automatic starting clutch - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To improve the start response characteristic and acceleration performance, by setting the engagement characteristic of a starting clutch so that an increase gradient of transmission torque capacity in its low engine speed region is higher than the increase gradient in the high engine speed region. CONSTITUTION:A hollow shaft 19 is rotatably supported to the periphery of a driven shaft 13 in which a driven side pulley 14 of a continuously variable transmission 10 is provided, and the rotary action between both the shafts 13, 19 is interruptedly performed by a starting clutch 20. This starting clutch 20 is controlled by supplying a pressure of oil, regulated by a pressure regulating valve 40, through a starting control valve 45. Here the starting control valve 45, when an engine is decided to be in the time of starting, is controlled by an electronic control unit 60 so that the starting clutch 20 increases its transmission torque capacity as an engine speed increases. And the engagement characteristic of said starting clutch 20 is set such that an increase gradient of the transmission torque capacity in its low engine speed region is higher than that in the high engine speed region.

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は自動発進クラッチの制御装置、特にアクチュエ
ータにより伝達トルク容量を任意に制御できる自動発進
クラッチの制御装置に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Field of the Invention The present invention relates to a control device for an automatic start clutch, and more particularly to a control device for an automatic start clutch that can arbitrarily control transmission torque capacity using an actuator.

従来技術とその問題点 従来、自動発進クラッチの制御装置として、エンジン回
転数に対応して伝達Ｉ・ルク容量（油圧クラッチの場合
はクラッチ油圧）が上昇するするように制御し、円滑な
発進を実現する制御装置が提案されている。この場合、
伝達トルク容量とエンジン回転数との関係（以下、これ
を係合特性という）の設定如何によって発進加速性は著
しく異なる。例えば流体継手や遠心クラッチの係合特性
は、伝達Ｉ−ルク容量がエンジン回転数の二乗に比例し
た特性となっており、ショックのない円滑な発進が可能
である反面、低エンジン回転域で伝達（・ルク容量の上
昇勾配が小さく、高エンジン回転域で上昇勾配が大きい
ため、発進時の応答性および加速性能が悪いという欠点
がある。Conventional technology and its problems Conventionally, as a control device for an automatic starting clutch, the transmission I/Lux capacity (clutch oil pressure in the case of a hydraulic clutch) increases in accordance with the engine speed to ensure a smooth start. A control device that achieves this has been proposed. in this case,
The starting acceleration characteristics vary significantly depending on the setting of the relationship between the transmitted torque capacity and the engine speed (hereinafter referred to as engagement characteristics). For example, the engagement characteristics of fluid couplings and centrifugal clutches are such that the transmitted I-lux capacity is proportional to the square of the engine speed, allowing for smooth start-up without shock. (・Since the upward slope of the torque capacity is small and the upward slope is large in the high engine speed range, there are drawbacks such as poor responsiveness and acceleration performance when starting.

ところで、クラッチの係合過程における駆動系の運動方
程式は＋１１式、（２）式で表される。Incidentally, the equation of motion of the drive system during the clutch engagement process is expressed by equation +11 and equation (2).

ｄｔ　　　　　ｌ。dt l.

ｄｔ　　　Ｉ２　　　１−１２ 但し、ωＩ　：エンジン回転速度、Ｃ２：車両速度、Ｔ
、：エンジントルク、Ｔ：クラッチトルク（伝達トルク
容量）、Ｉ、：エンジン側回転慣性モーメント、Ｉ２　
：車両側回転慣性モーメント、ｔ：時間、η：駆動系の
伝達効率、Ｗ：車両重量、μ：転がり抵抗係数、θ：坂
路の勾配、Ｒ：駆動輪の動的有効半径、ｉ；全減速比で
ある。dt I2 1-12 However, ωI: Engine rotation speed, C2: Vehicle speed, T
,: Engine torque, T: Clutch torque (transmission torque capacity), I: Engine side rotational inertia moment, I2
: Vehicle side rotational inertia moment, t: Time, η: Drive system transmission efficiency, W: Vehicle weight, μ: Rolling resistance coefficient, θ: Slope gradient, R: Dynamic effective radius of drive wheels, i: Total deceleration It is a ratio.

（２）式において、右辺第１項のη／１２は定数であり
、右辺の第２項も定数であるので、それぞれ定数Ｃ，，
Ｃ２と置き換えると、（２）式はっぎのように変形でき
る。In equation (2), the first term on the right-hand side, η/12, is a constant, and the second term on the right-hand side is also a constant, so the constants C, ,
By replacing C2, equation (2) can be transformed as shown below.

ｄω／ｄｔ−Ｃ，・Ｔ−Ｃ２・・・（３）（３）式から
明らかなように、車両加速度（ｄω／ｄｔ）は発進クラ
ッチの伝達トルク容量Ｔと一次比例の関係にあり、伝達
トルク容量Ｔが大きい程車両加速度も大きくなり、加速
性能が向上する。dω/dt-C,・T-C2... (3) As is clear from equation (3), the vehicle acceleration (dω/dt) has a linear proportional relationship with the transmission torque capacity T of the starting clutch, and the transmission The larger the torque capacity T is, the larger the vehicle acceleration becomes, and the acceleration performance is improved.

ただ、伝達トルク容量Ｔをあまり大きくすると（１１式
からエンジン回転数の上昇度が低下する傾向にあるので
、エンジントルクＴ［とのマツチングを行う必要がある
。However, if the transmission torque capacity T is too large (from equation 11, the rate of increase in engine speed tends to decrease), so it is necessary to match it with the engine torque T.

一方、乗用車用エンジンの性能曲線において、最大トル
クを発生するエンジン回転数が低回転域にあるものを標
準形、高回転域にあるものをスポーツ形というが、通常
の乗用車に搭載されている標準形エンジンの性能曲線は
、第７図に示すように最大トルクを発生するエンジン回
転数が低回転域にあり、エンジン回転数の上昇につれて
エンジントルクが低下する。On the other hand, in the performance curve of a passenger car engine, an engine in which the engine speed that generates maximum torque is in a low speed range is called a standard type, and one in a high speed range is called a sports type. As shown in FIG. 7, the performance curve of the engine is such that the engine speed that generates the maximum torque is in a low speed range, and as the engine speed increases, the engine torque decreases.

したがって、上記両者を勘案すれば、低エンジン回転域
における発進クラッチの伝達トルク容量の上昇度を高エ
ンジン回転域に比べて大きくすれば、最大エンジントル
クを有効に利用でき、加速性能が向上することがわかる
。Therefore, taking both of the above into account, if the increase in the transfer torque capacity of the starting clutch in the low engine speed range is made larger than in the high engine speed range, the maximum engine torque can be used effectively and acceleration performance will be improved. I understand.

発明の目的 本発明はかかる点に着目してなされたもので、その目的
は、発進時の応答性および加速性能の向上を実現できる
自動発進クラッチの制御装置を提供することにある。OBJECTS OF THE INVENTION The present invention has been made with attention to this point, and its purpose is to provide a control device for an automatic starting clutch that can improve responsiveness and acceleration performance at the time of starting.

発明の構成 上記目的を達成するために、本発明は第８図に示すよう
に、アクチュエータにより伝達トルク容量を任意に制御
できる自動発進クラッチの制御装置において、エンジン
回転数を検出する手段と、該エンジン回転数検出手段ほ
か各種検出手段からの検出信号に基づいて運転状態を判
定する手段と、運転状態判定手段の発進判定時にエンジ
ン回転数の上昇につれて伝達トルク容量が上昇する係合
特性に沿ってエンジン回転数に対応した伝達トルク容量
を発生するようにアクチュエータを制御するクラッチ制
御手段とを備え、上記発進クラッチの係合特性は、伝達
トルク容量の低エンジン回転域における上昇勾配が高エ
ンジン回転域における上昇勾配より高く設定されている
構成としたものである。Composition of the Invention In order to achieve the above object, the present invention, as shown in FIG. A means for determining the driving state based on detection signals from various detection means including the engine speed detecting means, and an engagement characteristic in which the transmission torque capacity increases as the engine speed increases when the driving state determining means determines to start. and a clutch control means for controlling the actuator to generate a transmission torque capacity corresponding to the engine rotation speed, and the engagement characteristic of the starting clutch is such that an upward slope of the transmission torque capacity in a low engine rotation range is higher in a high engine rotation range. The configuration is such that the rising slope is set higher than the rising slope in the above.

すなわち、エンジン低回転域において発進クラッチの伝
達トルク容量の上昇度を大きくすることにより、最大エ
ンジントルクを有効に利用でき、発進時の加速性能を向
上させることができる。That is, by increasing the rate of increase in the transmission torque capacity of the starting clutch in the low engine speed range, the maximum engine torque can be used effectively, and acceleration performance at the time of starting can be improved.

実施例の説明 第１図は本発明の一例である自動発進クラッチが適用さ
れる■ベルト式無段変速機を示し、エンジン１のクラン
ク軸２はダンパ機構３を介して入力軸４に接続されてい
る。入力軸４の端部には外歯ギヤ５が固定されており、
この外歯ギヤ５は無段変速装置１０の駆動軸１１に固定
された内歯ギヤ６と噛み合い、入力軸４の動力を減速し
て駆動軸１１に伝達している。DESCRIPTION OF EMBODIMENTS FIG. 1 shows a belt-type continuously variable transmission to which an automatic starting clutch which is an example of the present invention is applied, in which a crankshaft 2 of an engine 1 is connected to an input shaft 4 via a damper mechanism 3. ing. An external gear 5 is fixed to the end of the input shaft 4.
This external gear 5 meshes with an internal gear 6 fixed to a drive shaft 11 of a continuously variable transmission 10 to decelerate the power of the input shaft 4 and transmit it to the drive shaft 11.

無段変速装置１０は駆動軸１１に設けた駆動側ブーＵ１
２と、従動軸１３に設けた従動側プーリ１４と、両プー
リ間に巻き掛けたＶベルト１５とで構成されている。駆
動側プーリ１２は固定シーブ１２ａと可動シーブ１２ｂ
とを有しており、可動シーブ１２ｂの背後にはトルクカ
ム装置１６と圧縮スプリング１７とが設けられている。The continuously variable transmission 10 includes a drive side boo U1 provided on the drive shaft 11.
2, a driven pulley 14 provided on the driven shaft 13, and a V-belt 15 wound between both pulleys. The drive pulley 12 has a fixed sheave 12a and a movable sheave 12b.
A torque cam device 16 and a compression spring 17 are provided behind the movable sheave 12b.

上記トルクカム装置１６は入力トルクに比例した推力を
発生し、圧縮スプリング１７はＶベルト１５が弛まない
だけの初期推力を発生し、これら推力によりＶベルト１
５にトルク伝達に必要なベルト張力を付与している。一
方、従動側ブー１月４も駆動側プーリ１２と同様に、固
定シーブ１４ａと可動シーブ１４ｂとを有しており、可
動シーブ１４ｂの背後には変速比制御用の油圧室１８が
設けられている。この油圧室１８への油圧は後述するプ
ーリ制御弁４３にて制御される。The torque cam device 16 generates a thrust proportional to the input torque, and the compression spring 17 generates an initial thrust sufficient to prevent the V-belt 15 from loosening.
5 is given the belt tension necessary for torque transmission. On the other hand, the driven side boolean 4 also has a fixed sheave 14a and a movable sheave 14b, similar to the drive side pulley 12, and a hydraulic chamber 18 for speed ratio control is provided behind the movable sheave 14b. There is. The hydraulic pressure to this hydraulic chamber 18 is controlled by a pulley control valve 43, which will be described later.

従動軸１３の外周には中空軸１９が回転自在に支持され
ており、従動軸１３と中空軸１９とは湿式多板クラッチ
からなる発進クラッチ２０によって断続される。上記発
進クラッチ２０への油圧は後述する発進制御弁４５によ
って制御される。中空軸１９には前進用ギヤ２１と後進
用ギヤ２２とが回転自在に支持されており、前後進切換
用ドッグクラッチ２３によって前進用ギヤ２１又は後進
用ギヤ２２のいずれか一方を中空軸１９と連結するよう
になっている。後進用アイドラ軸２４には後進用ギヤ２
２に噛み合う後進用アイドラギヤ２５と、別の後進用ア
イドラギヤ２６とが固定されている。また、カウンタ軸
２７には上記前進用ギヤ２１と後進用アイドラギヤ２６
とに同時に噛み合うカウンタギヤ２日と、終減速ギヤ２
９とが固定されており、終減速ギヤ２９はディファレン
シャル装置３０のリングギヤ３１に噛み合い、動力を出
力軸３２に伝達している。A hollow shaft 19 is rotatably supported on the outer periphery of the driven shaft 13, and the driven shaft 13 and the hollow shaft 19 are connected and connected by a starting clutch 20 consisting of a wet multi-disc clutch. The hydraulic pressure applied to the starting clutch 20 is controlled by a starting control valve 45, which will be described later. A forward gear 21 and a reverse gear 22 are rotatably supported on the hollow shaft 19, and a forward/reverse switching dog clutch 23 connects either the forward gear 21 or the reverse gear 22 to the hollow shaft 19. It is designed to be connected. The reverse gear 2 is attached to the reverse idler shaft 24.
A reverse idler gear 25 meshing with the reverse idler gear 26 and another reverse idler gear 26 are fixed. Further, the counter shaft 27 is provided with the forward gear 21 and the reverse idler gear 26.
Counter gear 2 and final reduction gear 2 engage at the same time.
9 is fixed, and the final reduction gear 29 meshes with the ring gear 31 of the differential device 30 to transmit power to the output shaft 32.

調圧弁４０は油溜４１からオイルポンプ４２によって吐
出された油圧を調圧し、ライン圧としてプーリ制御弁４
３及び発進制御弁４５に出力している。プーリ制御弁４
３及び発進制御弁４５は電子制御装置６０から出力され
るデユーティ制御信号によりソレノイド４４　、４６を
作動させ、ライン圧を制御してそれぞれ従動側プーリ１
４の油圧室１８と発進クラッチ２０とに制御油圧を出力
している。上記制御弁４３　、４５の具体的構造は、例
えば第２図のようにスプール弁５０と電磁弁５２とを組
合せたものの他、第３図のようにボール状弁体５３で入
力ポート５４とドレンポート５５とを選択的に開閉し、
出力ボート５６へ制御油圧を出力する３ボ一ト式電磁弁
単体としてもよい。The pressure regulating valve 40 regulates the hydraulic pressure discharged from the oil reservoir 41 by the oil pump 42, and outputs it as line pressure to the pulley control valve 4.
3 and the start control valve 45. Pulley control valve 4
3 and the start control valve 45 actuate the solenoids 44 and 46 in accordance with the duty control signal output from the electronic control device 60, and control the line pressure to control the driven pulley 1, respectively.
Control hydraulic pressure is output to the hydraulic chamber 18 of No. 4 and the starting clutch 20. The specific structure of the control valves 43 and 45 includes, for example, a combination of a spool valve 50 and a solenoid valve 52 as shown in FIG. selectively opening and closing port 55,
A single three-bottom electromagnetic valve that outputs control hydraulic pressure to the output boat 56 may be used.

上記制御弁４３．４５を、例えば第２図のようなスプー
ル弁５０と電磁弁５２とで構成した場合には、電子制御
装置６０から電磁弁５２に出力されるデユーティ比をＤ
とすると、スプール弁５０の出力油圧ＰＩｌｌＴは次式
で与えられる。When the control valves 43 and 45 are configured with a spool valve 50 and a solenoid valve 52 as shown in FIG. 2, for example, the duty ratio output from the electronic control device 60 to the solenoid valve 52 is
Then, the output oil pressure PIllT of the spool valve 50 is given by the following equation.

ｐ−ｘＡ、＝ｐＬｘＤｘＡ２＋Ｆ　　　・・・（４）上
式において、Ａ　１　、　Ａ　２はそれぞれスプール弁
５０のランド５０ａ、５０ｂの受圧面積、ＰＬはライン
圧、Ｆはスプリング５１のばね荷重である。p-xA,=pLxDxA2+F (4) In the above equation, A 1 and A 2 are the pressure receiving areas of the lands 50a and 50b of the spool valve 50, respectively, PL is the line pressure, and F is the spring load of the spring 51.

また、制御弁４３．４５を第３図のような電磁弁単体で
構成した場合には、その出力油圧Ｐゆは次式％式％ （４）式、（５）式において、Ａ＋　＋　Ａ２　＋　　
Ｐ　Ｌ　、Ｆは一定値であるので、デユーティ比りと出
力油圧Ｐ即とは比例する。また、出力油圧ＰＩＩＬＩＴ
によって無段変速装置１０の変速比および発進クラッチ
２０の伝達トルクは任意に制御できるので、結局デユー
ティ比りによって無段変速装置１０の変速比および発進
クラッチ２０の伝達トルクを自在に制御できることにな
る。In addition, when the control valve 43.45 is composed of a single solenoid valve as shown in Fig. 3, its output oil pressure P is expressed by the following formula % Formula % In formulas (4) and (5), A+ + A2 +
Since P L and F are constant values, the duty ratio and the output oil pressure P are proportional. In addition, the output oil pressure PIILIT
Since the gear ratio of the continuously variable transmission 10 and the transmission torque of the starting clutch 20 can be controlled arbitrarily, the gear ratio of the continuously variable transmission 10 and the transmission torque of the starting clutch 20 can be controlled freely depending on the duty ratio. .

第４図は電子制御装置６０のブロック図を示し、図中、
Ｂ１はエンジン回転数を検出するセンサ、６２は車速を
検出するセンサ、６３は従動軸１３の回転数を検出する
センサ、６４はＰ、Ｒ，Ｎ、Ｄ、Ｌの各シフト位置を検
出するセンサ、６５はスロットル開度を検出するセンサ
であり、上記センサ６１〜６４の信号は入力インターフ
ェース６６に入力され、センサ６５のスロットル開度信
号はＡ／Ｄ変換器６７でデジタル信号に変換される。６
８は中央演算処理装置（ＣＰＵ）、６９はプーリ制御用
ソレノイド４４と発進制御用ソレノイド４６を制御する
ためのプログラムやデータが格納されたリードオンリメ
モリ　（ＲＯＭ）、７０は各センサから送られた信号や
パラメータを一時的に格納するランダムアクセスメモリ
（ＲＡＭ）　、７１は出力インターフェースであり、コ
レらＣＰＵ６８、ＲＯＭ６９、ＲＡＭ７０、出力インタ
ーフェース７１、上記入力インターフェース６６、上記
Ａ／Ｄ変換器６７はバス７２によって相互に連絡されて
いる。出力インターフェース７１の出力は出力ドライバ
フ３を介して上記プーリ制御用ソレノイド４４と発進制
御用ソレノイド４６とにデユーティ制御信号として出力
されている。FIG. 4 shows a block diagram of the electronic control device 60, and in the figure,
B1 is a sensor that detects the engine rotation speed, 62 is a sensor that detects the vehicle speed, 63 is a sensor that detects the rotation speed of the driven shaft 13, and 64 is a sensor that detects each shift position of P, R, N, D, and L. , 65 is a sensor for detecting the throttle opening. Signals from the sensors 61 to 64 are input to an input interface 66, and the throttle opening signal from the sensor 65 is converted into a digital signal by an A/D converter 67. 6
8 is a central processing unit (CPU), 69 is a read-only memory (ROM) in which programs and data for controlling the pulley control solenoid 44 and the start control solenoid 46 are stored, and 70 is a memory sent from each sensor. A random access memory (RAM) 71 for temporarily storing signals and parameters is an output interface, and these CPU 68, ROM 69, RAM 70, output interface 71, the input interface 66, and the A/D converter 67 are connected to a bus 72. are in communication with each other. The output of the output interface 71 is output as a duty control signal to the pulley control solenoid 44 and the start control solenoid 46 via the output driver buffer 3.

第５図は電子制御装置６０のＲＯＭ６９内に設定された
発進クラッチ２０の係合特性を示し、エンジン回転数（
クラッチ入力回転数でもよい）の上昇につれて伝達トル
ク容量が上昇するように設定されている。第５図Ａはエ
コノミー走行時のような円滑な発進を行うための特性、
第５図Ｂはスポーティ走行時のような急加速発進を行う
ための特性であり、特に特性Ｂは低エンジン回転域にお
ける伝達トルク容量の上昇勾配が高エンジン回転域の上
昇勾配より大きいので、発進応答性および加速性能に優
れている。上記特性Ａ、　Ｂの切換は、別途設けられる
発進特性切換スイッチ、シフトレバ−のり、Ｌレンジの
切換、あるいはアクセルペダルの踏み込み加減などによ
って行えばよい。なお、発進クラッチ２０が油圧クラッ
チの場合には第５図縦軸をクラッチ油圧としてもよく、
さらに発進制御弁４５を第２図、第３図のように構成し
た場合にはクラッチ油圧とデユーティ比とが比例するの
で、第５図縦軸を発進制御用ソレノイド４６のデユーテ
ィ比としてもよい。FIG. 5 shows the engagement characteristics of the starting clutch 20 set in the ROM 69 of the electronic control device 60, and shows the engine speed (
The transmission torque capacity is set to increase as the clutch input rotation speed increases. Figure 5 A shows the characteristics for smooth start as in economy driving.
Figure 5B shows the characteristics for performing a sudden acceleration start such as when driving in a sporty manner.In particular, characteristic B shows that the rising slope of the transmitted torque capacity in the low engine speed range is larger than the rising slope in the high engine speed range, so when starting Excellent responsiveness and acceleration performance. The switching between the characteristics A and B may be performed using a separately provided starting characteristics changeover switch, a shift lever, switching the L range, or adjusting the degree of depression of the accelerator pedal. In addition, when the starting clutch 20 is a hydraulic clutch, the vertical axis in FIG. 5 may be used as the clutch oil pressure.
Furthermore, when the start control valve 45 is configured as shown in FIGS. 2 and 3, the clutch oil pressure and the duty ratio are proportional, so the vertical axis in FIG. 5 may be taken as the duty ratio of the start control solenoid 46.

第５図の特性Ａ、Ｂにおいて、エンジン回転数が所定回
転数Ｎｓまで上昇すると伝達トルク容量が最大（デユー
ティ比＝１００％）となり、発進クラッチ２０は完全締
結されるが、エンジン回転数が上記回転数Ｎｓに到達し
なくても、発進クラッチ２０の人、出力回転数の差が設
定値以下になれば、即座に完全締結してもショックはな
い。そこで、例えば特性Ａ、　８０３点またはｂ点にお
いて発進クラッチ２０の人、出力回転数の差が設定値以
下になった時には、破線で示すように伝達トルク容量を
即座に最大（デユーティ比−１００％）とし、発進制御
を迅速に完了し得るようにしている。In characteristics A and B in FIG. 5, when the engine speed increases to the predetermined speed Ns, the transmission torque capacity becomes maximum (duty ratio = 100%) and the starting clutch 20 is fully engaged, but when the engine speed increases above the Even if the rotational speed Ns is not reached, if the difference between the output rotational speed of the starting clutch 20 becomes less than the set value, there will be no shock even if the engine is completely engaged immediately. Therefore, for example, when the difference between the output rotation speed of the starting clutch 20 at characteristic A, point 803, or point b becomes less than the set value, the transmission torque capacity is immediately maximized (duty ratio - 100%) as shown by the broken line. ), so that the start control can be completed quickly.

つぎに、本発明の制御装置の具体的動作の一例を第６図
に従って説明する。Next, an example of a specific operation of the control device of the present invention will be explained with reference to FIG.

制御がスタートすると、まず運転信号（エンジン回転数
Ｎｉｎ　＋　クラッチ入力回転数Ｎ、、車速Ｖ、スロッ
トル開度θ、シフト位置など）を入力する（８０）。そ
して、入力されたエンジン回転数Ｎ、ｎと一定値Ｎ。と
の比較（８１）、スロットル開度θと一定値θ。との比
較（８２）を行い、発進を開始し得る状態にあるか否か
を判別する。Ｎ（。≧Ｎｏでかつθ≧θ。の時には発進
可能状態にあるので、クラッチ入力回転数Ｎ、と車速■
との差の絶対値ＩＮ、１−Ｖｌをクラッチ入力回転数Ｎ
、で除算した値と設定値εとを比較しく８３）、 ｌ　Ｎｒｕｒ　　Ｖ　ｌ　／Ｎａｒｒ≦εであれば、発
進制御を完了すべき状態（第５図ａ点又はｂ点）にある
ので、デユーティ比１００％を出力して発進クラッチ２
０を完全締結させる（８４）。When the control starts, first, driving signals (engine speed Nin + clutch input speed N, vehicle speed V, throttle opening θ, shift position, etc.) are input (80). Then, the input engine rotation speed N, n and a constant value N. (81), throttle opening θ and constant value θ. (82) to determine whether the vehicle is in a state where it can start moving. N (. ≧ No and θ ≧ θ. Since it is ready to start, the clutch input rotation speed N and vehicle speed ■
The absolute value of the difference IN, 1-Vl is the clutch input rotation speed N
Compare the value divided by , and the set value ε83), and if l Nrur V l /Narr≦ε, the start control is in a state where it should be completed (point a or point b in Figure 5), so the duty cycle is Output ratio 100% and start clutch 2
0 is completely tightened (84).

一方、 １Ｎ［−ｖｌ／Ｎゆ〉ε であれば発進制御を完了すべき状態にない、換言すれば
発進前又は発進過程にあるので、つぎに係合特性Ａ又は
Ｂのいずれが選択されたかを判別しく８５）、特性Ａを
選択したときには第５図Ａに沿っぞエンジン回転数ＮＩ
ｎに対応したデユーティ比ＤＡを読み出しく８６）、こ
のデユーティ比ＤＡ　を発進制御用ソレノイド４６に出
力する（８７）。一方、特性Ｂを選択したときには第５
図Ｂに沿ってエンジン回転数Ｎ１ｎに対応したデユーテ
ィ比ＤＢを読み出しく８８）、このデユーティ比ＤＢを
発進制御用ソレノイド４６に出力する（８９）。On the other hand, if 1N[-vl/Nyu〉ε], the start control is not in a state where it should be completed, in other words, it is before starting or in the process of starting, so it is determined whether engagement characteristic A or B is selected next. 85), and when characteristic A is selected, the engine speed NI is as shown in Figure 5A.
The duty ratio DA corresponding to n is read out (86), and this duty ratio DA is output to the start control solenoid 46 (87). On the other hand, when characteristic B is selected, the fifth
The duty ratio DB corresponding to the engine speed N1n is read out along the diagram B (88), and this duty ratio DB is output to the start control solenoid 46 (89).

なお、本発明の発進クラッチとしては、実施例のような
湿式クラッチに限らず乾式クラッチや電磁クラッチでも
よく、アクチュエータもデユーティ制御用ソレノイドに
限らない。Note that the starting clutch of the present invention is not limited to the wet clutch as in the embodiment, but may be a dry clutch or an electromagnetic clutch, and the actuator is not limited to a duty control solenoid.

また、本発明が適用される変速機も、■ベルト式無段変
速機やトロイダル形無段変速機などの無段変速機に限ら
ず、一般の有段式自動変速機や手動変速機でもよい。Furthermore, the transmission to which the present invention is applied is not limited to a continuously variable transmission such as a belt type continuously variable transmission or a toroidal type continuously variable transmission, but may also be a general stepped automatic transmission or a manual transmission. .

発明の効果 以上の説明で明らかなように、本発明によれば低エンジ
ン回転域における伝達トルク容量の上昇勾配を高エンジ
ン回転域の上昇勾配より大きくしたので、最大エンジン
トルクを有効に利用でき、かつ車両加速度も太き（なり
、発進応答性および加速性能を向上させることができる
。Effects of the Invention As is clear from the above explanation, according to the present invention, the upward slope of the transmission torque capacity in the low engine speed range is made larger than the upward slope in the high engine speed range, so that the maximum engine torque can be used effectively. In addition, the vehicle acceleration is increased, and the starting response and acceleration performance can be improved.

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

第１図は本発明が適用されるＶベルト式無段変連撮の一
例の概略図、第２図、第３図は制御弁の具体的構造図、
第４図は電子制御装置のブロック図、第５図は発進クラ
ッチの係合特性図、第６図は本発明の制御装置の動作の
一例を示すフローチャート図、第７図はエンジン性能曲
線図、第８図は本発明の構成を示すブロック図である。 １・・・エンジン、１０・・・無段変速装置、２０・・
・発進クラッチ、３２・・・出力軸、４５・・・発進制
御弁、４６・・・発進制御用ソレノイド、６０・・・電
子制御装置。 ’Ｆ　Ｍ−１ト糟シｉ Ｓ ト　　　　　　　　　百 Ｓ州疎Ｉ庫品 とFIG. 1 is a schematic diagram of an example of a V-belt type continuously variable continuous shooting to which the present invention is applied, FIGS. 2 and 3 are specific structural diagrams of a control valve,
FIG. 4 is a block diagram of the electronic control device, FIG. 5 is an engagement characteristic diagram of the starting clutch, FIG. 6 is a flowchart showing an example of the operation of the control device of the present invention, and FIG. 7 is an engine performance curve diagram. FIG. 8 is a block diagram showing the configuration of the present invention. 1... Engine, 10... Continuously variable transmission, 20...
- Starting clutch, 32... Output shaft, 45... Starting control valve, 46... Solenoid for starting control, 60... Electronic control device. 'F M-1 Toshii S To 100 S state warehouse goods and

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] アクチュエータにより伝達トルク容量を任意に制御でき
る自動発進クラッチの制御装置において、エンジン回転
数を検出する手段と、該エンジン回転数検出手段ほか各
種検出手段からの検出信号に基づいて運転状態を判定す
る手段と、運転状態判定手段の発進判定時にエンジン回
転数の上昇につれて伝達トルク容量が上昇する係合特性
に沿ってエンジン回転数に対応した伝達トルク容量を発
生するようにアクチュエータを制御するクラッチ制御手
段とを備え、上記発進クラッチの係合特性は、伝達トル
ク容量の低エンジン回転域における上昇勾配が高エンジ
ン回転域における上昇勾配より高く設定されていること
を特徴とする自動発進クラッチの制御装置。A control device for an automatic starting clutch in which transmission torque capacity can be arbitrarily controlled by an actuator, including means for detecting engine speed and means for determining an operating state based on detection signals from the engine speed detecting means and various other detecting means. and a clutch control means for controlling the actuator to generate a transmission torque capacity corresponding to the engine rotation speed in accordance with an engagement characteristic in which the transmission torque capacity increases as the engine rotation speed increases when the driving state determination means makes a start determination. A control device for an automatic starting clutch, characterized in that the engagement characteristic of the starting clutch is such that an upward slope of the transmission torque capacity in a low engine rotation range is set higher than an upward slope in a high engine rotation range.