CN103857945B - 车辆用驱动装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种车辆用驱动装置，其在流体式动力传递装置中所具备的离合器的滑动控制时，在发挥由扭转振动降低装置所产生的振动抑制效果的同时实现优选的耗油率。由于在使离合器（18）滑动卡合的滑动控制时，该离合器（18）的差转速的最小值被设为零以上，且作为减震机构（84）中的输入侧惯性体的第一惯性体（100）与涡轮叶轮（14t）之间的差转速的最小值被设为小于零，因而能够在提高离合器（18）中的摩擦材料（78）的耐久性的同时，通过减震机构（84）而降低被输入该离合器（18）的扭转振动，并能够同时实现由离合器（18）实施的滑动控制和由减震机构（84）实施的振动抑制。

Description

车辆用驱动装置
技术领域
本发明涉及一种具备包括离合器在内的流体式动力传递装置的车辆用驱动装置，尤其涉及用于在该离合器的滑动控制时在发挥由扭转振动降低装置实施的振动抑制效果的同时实现优选的耗油率的改良。
背景技术
已知一种具备发动机、流体式动力传递装置、和设置于该流体式动力传递装置中的输入侧部件和输出侧部件之间的离合器的车辆。例如，在发动机与变速器之间的动力传递路径上具备带锁止离合器的变矩器的车辆就是这种车辆。在所涉及的车辆中，已知一种在预定条件成立的情况下实施使所述锁止离合器滑动卡合（半卡合）的滑动控制的技术。例如，专利文献1中所记载的离合器的控制装置就是这种技术。根据该技术，通过实施锁止离合器的滑动控制，以使变矩器中的输入旋转部件与输出旋转部件之间的差转成为目标值，从而即使发动机处于高旋转、高转矩的状态下，响应性也比较好且能够实现确保了稳定性的滑动控制。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2009-243639号公报
专利文献2：日本特开平04-224362号公报
专利文献3：日本特开平01-220765号公报
发明内容
发明所要解决的课题
可是，在车辆用驱动装置中，作为例如用于使通过发动机而产生的扭转振动降低的扭转振动降低装置，具备例如扭转减震器等的结构。在现有的技术中，在发动机与变速器之间的动力传递路径上具备附带锁止离合器的变矩器的车辆中设置有所涉及的扭转振动降低装置的情况下，通常，该扭转振动降低装置与锁止离合器直列地设置、即与变矩器并列地设置。
但是，在所涉及的现有的结构中，例如，考虑到通过前文所述的现有技术而实施锁止离合器的滑动控制的情况时，在具备了转矩变动的较大的发动机的情况下，存在由所述扭转振动降低装置获得的振动降低效果减少的弊端。即，由于向所述扭转振动降低装置的振动输入被所述锁止离合器大致切断，因此该振动有可能未被传递到扭转振动降低装置，从而实质上未实施振动吸收。因此，由所述发动机产生的振动将被传递到车身上从而带来不舒适感，进而存在无法充分实施所述锁止离合器的滑动控制且无法改善耗油率的弊端。这种课题是本发明人在意图提高具备包含离合器在内的流体式动力传递装置的车辆用驱动装置中的驾驶性能以及耗油率从而持续专心研究的过程中，新发现的问题。
本发明是以上述的情况为背景而完成的，其目地在于提供一种车辆用驱动装置，该车辆用驱动装置在流体式动力传递装置所具备的离合器的滑动控制时，发挥由扭转振动降低装置实施的振动抑制效果并实现优选的耗油率。
用于解决课题的方法
为了实现所涉及的目的，本第一发明的主旨在于一种车辆用驱动装置，其特征在于，具备：发动机；流体式动力传递装置；离合器，其被设置于该流体式动力传递装置中的输入侧部件与输出侧部件之间；扭转振动降低装置，其在所述发动机与流体式动力传递装置之间的动力传递路径上与该流体式动力传递装置直列地设置，所述车辆用驱动装置的特征在于，所述离合器被滑动卡合的情况下的、从所述输入侧部件的转速减去所述输出侧部件的转速所得到的差转速的最小值被设为零以上，并且，所述扭转振动降低装置中的、从输入侧惯性体的转速减去所述输出侧部件的转速所得到的差转速的最小值被设为小于零。
发明效果
如此，根据所述第一发明，由于所述离合器被滑动卡合的情况下的、从所述输入侧部件的转速减去所述输出侧部件的转速所得到的差转速的最小值被设为零以上，并且，所述扭转振动降低装置中的、从输入侧惯性体的转速减去所述输出侧部件的转速所得到的差转速的最小值被设为小于零，因此，能够在提高所述离合器中的摩擦材料的耐久性的同时，通过所述扭转振动降低装置而降低被输入到该离合器上的扭转振动，并能够同时实现所述离合器的滑动控制和所述扭转振动降低装置的振动抑制。即，能够提供一种车辆用驱动装置，其在流体式动力传递装置所具备的离合器的滑动控制时，在发挥扭转振动降低装置的振动抑制效果的同时实现优选的耗油率。
在此，从属于所述第一发明的本第二发明的主旨在于，从所述输入侧部件的转速减去所述输出侧部件的转速所得到的差转速的目标值被设为，小于所述扭转振动降低装置中的输入侧惯性体的转速的振动、且大于被输入到所述离合器中的转速的振动的值。通过以上方式，能够在提高所述离合器中的摩擦材料的耐久性的同时，通过所述扭转振动降低装置而降低被输入该离合器的扭转振动，并以实用的方式同时实现由所述离合器实施的滑动控制和由所述扭转振动降低装置实施的振动抑制。
另外，从属于所述第一发明或第二发明的本第三发明的主旨在于，所述输入侧部件与输出侧部件之间的差转被设为，每秒1/2转以下。通过以上方式，尤其在所述离合器的摩擦材料的摩擦系数容易对应于所述输入侧部件与输出侧部件之间的差转而发生变动的情况下，能够发挥由扭转振动降低装置产生的振动抑制效果并实现优选的耗油率。
另外，从属于所述第一发明、第二发明、从属于第一发明的第三发明、或从属于第二发明所从属的第三发明的本第四发明的主旨在于，所述扭转振动降低装置的扭转刚性除以从所述发动机起至离合器为止的动力传递路径中的整体惯性质量所得到的值被设为小于5000。通过以上方式，与在所述发动机与流体式动力传递装置之间的动力传递路径上不具备扭转振动降低装置的现有的结构相比，能够适当地降低振动。
附图说明
图1为对适当应用了本发明的车辆用驱动装置及其控制系统进行说明的图。
图2为概要性地表示图1的车辆用驱动装置中的动力传递路径的模式图。
图3为为了对图1的车辆用驱动装置所具备的变矩器的结构进行详细的说明而通过包含其轴心在内的平面来切割表示的剖视图。
图4为对图1的车辆用驱动装置中的动力传递所涉及的振动进行说明的图。
图5为对图1的电子控制装置所具备的控制功能的主要部分进行说明的功能框线图。
图6为例示图1的变矩器所具备的离合器的差转速与离合器传递转矩之间的关系的图。
图7为例示图1的变矩器所具备的离合器的差转速与离合器传递转矩之间的关系的图。
图8为表示为了控制图1的变矩器所具备的离合器的卡合状态而被预先规定的关系的一个示例的图。
图9为表示为了对图1的车辆用驱动装置中的输入振动进行计算而被预先规定的关系的一个示例的图。
图10为表示为了对图1的车辆用驱动装置中的减震输出振动进行计算而被预先规定的关系的一个示例的图。
图11为对在图1的车辆用驱动装置中规定减震机构的扭转刚性以及动力传递路径上的惯性质量时的振动进行说明的坐标图。
图12为对在图1的车辆用驱动装置中规定减震机构的扭转刚性以及动力传递路径上的惯性质量时的振动进行说明的坐标图。
图13为对在图1的车辆用驱动装置中规定减震机构的扭转刚性以及动力传递路径上的惯性质量时的振动进行说明的坐标图。
图14为对图1的由电子控制装置实施的离合器的滑动卡合控制的主要部分进行说明的流程图。
图15为为了与本发明进行比较而概要性地表示与离合器直列地设置有减震机构的现有的结构中的动力传递路径的模式图。
图16为对图15的现有结构中的动力传递所涉及的振动进行说明的图。
图17为为了与本发明进行比较而对规定不具备减震机构的驱动装置的动力传递路径上的惯性质量时的振动进行说明的坐标图。
具体实施方式
所述流体式动力传递装置虽然优选为，具备作为输入侧部件的泵叶轮、作为输出侧部件的涡轮叶轮、以及被配置于它们之间的定叶轮等的结构的变矩器，但是，即使在如下的车辆用驱动装置中，本发明也具有大致的效果，所述车辆用驱动装置具备不具有转矩放大功能的液力耦合器等，以作为所述流体式动力传递装置。
所述扭转振动降低装置优选为如下的减震机构（扭转减震器），所述减震机构具有两种减震弹簧，例如，大径减震弹簧以及小径减震弹簧，并通过它们的缓冲作用而降低扭转振动，但也可以为具有一种或者三种减震弹簧、或者减震弹簧的大小或位置不同的减震弹簧等的其他结构或形式的减震机构。另外，即使在如下的车辆用驱动装置中，本发明也具有大致的效果，所述车辆驱动装置具备橡胶等的弹性部件，以作为所述扭转振动降低装置的要素。
在车辆的稳态行驶时优选应用如下的控制，所述控制为，在所述离合器被滑动卡合的情况下的、所述输入侧部件与输出侧部件之间的差转速的最小值被设为零以上，并且，所述扭转振动降低装置中的、输入侧惯性体与所述输出侧部件之间的差转速的最小值被设为小于零，但是，也可以在比较缓慢的瞬态行驶时，实施所述控制。
以下，根据附图，对本发明的优选的实施例进行详细的说明。
实施例
图1为对适当应用了本发明的车辆用驱动装置10及其控制系统进行说明的图。另外，图2为概要性地表示所涉及的车辆用驱动装置10中的动力传递路径的模式图。如图1所示，本实施例的车辆用驱动装置10（以下，仅称为驱动装置10）被构成为，直列地具备作为行驶用的驱动力源（主动力源）的发动机12、作为流体式动力传递装置的变矩器14、以及自动变速器16，并被设置于上述发动机12与未图示的一对驱动轮之间，且将从该发动机12输出的动力依次经由未图示的差动齿轮装置等而向所述一对驱动轮传递。
上述发动机12例如为，通过气缸内喷射的燃料的燃烧而产生驱动力的汽油发动机或者柴油机发动机等的内燃机。另外，上述变矩器14为，具备与上述发动机12的曲柄轴连结的泵叶轮14p、经由相当于输出侧部件的涡轮轴而与上述自动变速器16连结的涡轮叶轮14t、以及被设置于这些泵叶轮14p以及涡轮叶轮14t之间的定叶轮14t（参照后文所述的图3），并通过流体而实施动力传递的流体式动力传递装置。另外，在这些泵叶轮14p以及涡轮叶轮14t之间，设置有作为卡合要素（直结离合器）的锁止离合器18（以下，仅称为离合器18），所述锁止离合器18被构成为，通过其卡合而使上述泵叶轮14p以及涡轮叶轮14t一体旋转。该离合器18被构成为，通过后文所述的液压控制电路22而使其卡合状态在释放、滑动卡合（半卡合）、或完全卡合之间被进行控制。另外，上述自动变速器16例如为，选择性地使预先固定的多个变速级（变速比）中的任意一个成立的有级式的自动变速机构，并被构成为，作为用于实施所涉及的变速的卡合要素而具备多个液压式摩擦卡合装置等。
另外，如图1所示，在所述驱动装置10中具备电子控制装置20，所述电子控制装置20用于实施所述发动机12的输出控制、所述自动变速器16的自动变速控制、以及所述离合器18的卡合控制等有关所述驱动装置10的各种控制。该电子控制装置20被构成为，具备例如CPU、RAM、ROM、输入输出接口等的所谓微型电子计算机，CPU被构成为，通过利用RAM的临时存储功能，并根据预先存储于ROM内的程序而实施信号处理，从而实施所述发动机12的输出控制、所述自动变速器16的自动变速控制、所述离合器18的卡合或释放控制等。另外，该电子控制装置20以根据需要而具备单独的控制装置从而分别用于控制所述发动机12、用于控制所述自动变速器16、用于控制所述离合器18的方式，分成多个控制装置而构成。
如图1所示，在上述电子控制装置20中，输入有来自设置于车辆的各部分中且表示该车辆的状态的各种传感器的信号。即，分别供给有如下的信号，所述信号为，表示与通过车速传感器24而被检测出的所述自动变速器16的输出转速相对应的车速V的车速信号、表示通过节气门传感器26而被检测出的未图示的电子节气门的开度θTH的节气门开度信号、表示通过发动机转速传感器28而被检测出的所述发动机12的转速NE的发动机转速信号、以及表示通过涡轮转速传感器30而被检测出的所述自动变速器16的输入转速即所述涡轮叶轮14t的转速NT的涡轮转速信号等。
另外，从所述电子控制装置20输出用于控制车辆的各部分处的工作的信号。即，作为用于对所述发动机12的输出进行控制的发动机输出控制指令信号SE而输出了如下信号，所述信号例如为，驱动用于对未图示的电子节气门的开闭进行控制的节气门作动器的节气门信号、用于对从燃料喷射装置喷射的燃料的量进行控制的喷射信号、以及用于对点火装置对所述发动机12的点火时间进行控制的点火时间信号等。另外，为了实施所述自动变速器16的变速控制，从而经由所述液压控制电路22而输出了对该自动变速器16所具备的液压作动器的驱动进行控制的控制信号。另外，为了控制所述离合器18的卡合状态，经由所述液压控制电路22所具备的锁止控制用线型电磁阀SLU而输出了用于对向所述变矩器14供给的液压进行控制的控制信号。
图3为，为了对所述驱动装置10所具备的变矩器14的结构进行详细说明从而以包含其轴心C在内的平面进行切割而表示的剖视图。如该图3所示，设置于作为非旋转部件的圆筒状的壳体40内的变矩器14利用图1并如前文所述，具备泵叶轮（泵轮）14p、涡轮叶轮（涡轮）14t、定叶轮14s、离合器18、以及设置于所述定叶轮14s与壳体40之间的单向离合器（One-wayClutch）34，且对从作为驱动力源的所述发动机12的曲柄轴36输入的转矩进行放大，并从作为所述变矩器14的输出轴而发挥功能的自动变速器16的输入轴38输出。
所述泵叶轮14p由圆盘状的前罩42以及后罩44构成，并具备泵罩48和叶片50，所述泵罩48经由驱动板46和后文所述的减震机构84而与所述发动机12的曲柄轴36连结，且以与该曲柄轴36相同的转数而围绕轴心C旋转，所述叶片50于上述后罩44的外周部内侧以在圆周方向上重叠的方式被设置有多片。另外，所述涡轮叶轮14t具备圆盘状的轴套部54、圆筒轴部56和叶片58，并以与上述输入轴38一起围绕轴心C旋转的方式而设置，所述圆盘状的轴套部54被花键嵌合于上述输入轴38的轴端部，且经由滑动环52而以可相对旋转的方式抵接于上述前罩42上，圆筒轴部56从该轴套部54的中央突出设置，并与上述输入轴38的轴端部花键嵌合，叶片58在上述轴套部54的外周部与所述泵叶轮14p的叶片50对置，且以在圆周方向上重叠的方式固定有多片。另外，所述定叶轮14s具备圆板部62和圆筒部64，并经由上述单向离合器34而以能够围绕轴心C旋转的方式，被固定于上述壳体40上的作为非旋转部件的圆筒状固定轴66所支承，圆板部62的外周部上形成有位于所述泵叶轮14p的叶片50与所述涡轮叶轮14t的叶片58之间的叶片60，圆筒部64形成于该圆板部62的内周部，且嵌入有上述单向离合器34。
在所述壳体40内设置有隔壁68，隔壁68用于对收纳所述自动变速器16的空间和收纳所述变矩器14的空间进行分隔，在该隔壁68上设置有液压泵70。该液压泵70具备固定于上述隔壁68上的泵体70a、固定于该泵体70a上的泵罩70b、以可旋转的方式收纳于形成在这些构件之间的空间内且相互啮合的内部内啮合齿轮70c以及外部内啮合齿轮70d，通过使上述液压泵70在该内部内啮合齿轮70c处以不能进行相对旋转的方式而被嵌合于从所述泵叶轮14p的后罩44的内周部突出设置的圆筒轴72的轴端上，从而使上述液压泵70通过所述发动机12而被旋转驱动。上述液压泵70即泵体70a从上述隔壁68向所述变矩器14侧即发动机12侧或输入侧突出为圆锥状。另外，所述输入轴38在经由未图示的轴承而以可旋转的方式被上述隔壁68支承的状态下，向收纳所述变矩器14的空间内突出，并支承该变矩器14。
所述离合器18具备圆板状的柱塞76和摩擦材料78，圆板状的柱塞76的中心部以可滑动的方式嵌合于所述圆筒轴部56的外周面，且以不能进行相对旋转的方式与从所述涡轮叶轮14t的叶片58突出设置的卡合突起74卡合，所述圆筒轴部56从以不能进行相对旋转的方式嵌合于所述输入轴38的轴端部处的涡轮叶轮14t的轴套部54的中央起突出设置，环状的摩擦材料78被固定安装于该柱塞76的外周部、或所述前罩42的内侧中与该外周部对置的部分上，并通过摩擦力而使所述涡轮叶轮14t和泵叶轮14p直接相互连结。另外，被固定于所述发动机12的曲柄轴36的轴端上的驱动板46具备圆板状部80和内啮合齿轮82，内啮合齿轮82为了与未图示的启动电机的小齿轮啮合而被固定于该圆板状部80的外周部上。
在所述驱动板46与构成泵罩48的前部的前罩42之间设置有减震机构84。该减震机构84具备圆板状的减震轴套92和减震罩96，减震轴套92的内周部被固定于所述前罩42上，且在外周部的多个部位上以等距离而形成有，承接两种大径减震弹簧86以及小径减震弹簧88的外周侧打开的切口90，所述两种大径减震弹簧86以及小径减震弹簧88以在上述减震机构84的圆周方向上成为长条状的方式被卷绕为线圈状，且被构成为同心，减震罩96以能够经由轴承94而围绕轴心C旋转的方式被所述前罩42支承，且被固定于所述驱动板46的圆板状部80上，并在圆周方向的多处以等间距而形成有圆柱状空间，所述圆柱状空间用于以覆盖的方式承接上述一对的大径减震弹簧86以及小径减震弹簧88的外周，并向圆周方向延伸。
如图3所示，所述减震机构84在所述发动机12与作为流体式动力传递装置的所述变矩器14之间的动力传递路径（发动机12与自动变速器16之间的动力传递路径）上与该变矩器14直列设置。根据以上述方式构成的减震机构84，通过对应于上述减震轴套92与减震罩96之间的旋转相位的偏差而使上述大径减震弹簧86以及小径减震弹簧88在圆周方向即其长度方向上被压缩，从而吸收（降低）了从所述发动机12传递来的所述曲柄轴36的旋转方向上的转矩变动。即，在本实施例中，上述减震机构84设置于所述发动机12与变矩器14之间的动力传递路径上，并相当于使该路径上的转矩变动（扭转振动）降低的扭转振动降低装置（扭转减震器）。
如果利用图2对所述驱动装置10中的动力传递进行说明，则由所述发动机12产生的转矩经由该发动机12与减震机构84之间的第一惯性体100而被输入该减震机构84，还被传递至该减震机构84与变矩器14之间的第二惯性体102。被传递至该第二惯性体102的转矩经由所述变矩器14（泵叶轮14p以及涡轮叶轮14t）而被传递至该变矩器14与自动变速器16之间的第三惯性体104，且进一步被输入该自动变速器16。另外，通过包含与所涉及的动力传递路径并列设置的所述离合器18的动力传递路径，从而使被传递到上述第二惯性体102的转矩经由该离合器18而被传递到上述第三惯性体104，且进一步被输入到所述自动变速器16。在此，上述第一惯性体100、第二惯性体102、以及第三惯性体104为，将构成所述驱动装置10的部件考虑为惯性体的情况下的概念性的结构，所述减震机构84的上游侧的上述第一惯性体100相当于该减震机构84中的输入侧惯性体。
图4为对所述驱动装置10中的动力传递所涉及的振动进行说明的图，用实线表示输入振动（输入旋转）、即被输入到上述第一惯性体100上的振动（旋转），用单点划线表示离合器前振动（离合器前旋转）、即被输入到上述第二惯性体102上的振动（旋转），用虚线表示输出旋转、即从所述第三惯性体104输出的旋转。由所述发动机12产生的振动（扭转振动）经由上述第一惯性体100以及第二惯性体102而被输入所述变矩器14，但在本实施例的结构中，通过在该第一惯性体100与第二惯性体102之间设置减震机构84，从而通过该减震机构84而降低了扭转振动，图4中用单点划线表示的被输入上述第二惯性体102的振动被设为与用实线表示的输入振动相比而较微弱的振动。并且，当将上述输入振动设为ΔN0、将离合器前输入振动设为ΔNin、将输出振动设为ΔNout时，以输入转速作为N0从而上述第一惯性体100的转速成为N0±ΔN0，以离合器前输入转速作为Nin从而上述第二惯性体102的转速成为Nin±ΔNin，以输出转速作为Nout从而上述第三惯性体104的转速成为Nout±ΔNout。
在此，为了与本实施例进行比较，对现有的驱动装置中的动力传递所涉及的振动进行考虑。图15为，概要性地表示与所述离合器18直列地设置有与所述减震机构84等价的结构的结构、即与所述变矩器14并列设置有该减震机构84的现有的驱动装置200中的动力传递路径的模式图，并对与本实施例等价的结构标记相同的符号。另外，图16为对所涉及的驱动装置200中的动力传递所涉及的振动进行说明的图，用实线表示输入振动（输入旋转）、即被输入输入侧惯性体202的振动（旋转），用虚线表示输出旋转、即从输出侧惯性体204输出的旋转。
在图15所示的结构中，由所述发动机12产生的输入振动被输入上述输入侧惯性体202，并从该输入侧惯性体202经由以（a）变矩器14为主体的第一动力传递路径、或者以（b）离合器18为主体的第二动力传递路径而向上述输出侧惯性体204传递。在此，上述第一动力传递路径以及第二动力传递路径被并列配置。在所涉及的结构中，所述减震机构84被设于第二动力传递路径上，但例如在所述离合器18的滑动控制时，由于向该减震机构84的输入振动大致被所述离合器18切断，因此，该振动未被向所述减震机构84输入，结果存在未充分实施振动吸收的弊端。并且，在如图15所示的现有结构中，所述离合器18输入侧的转速变动成为相当于向上述输入侧惯性体202的输入转速变动ΔN0（或者，稍许小于该值的值），为了通过所述离合器18的摩擦材料78而降低该振动，需要将该离合器18的差转速Nslp设为大于输入转速变动ΔN0。因此，要求将所述离合器18的差转速Nslp设为较大的值，结果难以如上所述充分发挥由所述减震机构84引起的振动降低效果。即，在如图15所示的现有的结构中，难以同时实现由所述离合器18实施的滑动控制和由所述减震机构84实施的振动抑制。
图6及图7为对所述离合器18的差转速Nslp与离合器传递转矩之间的关系进行例示的图，并同时图示了对应于被输入该离合器18中的振动的大小的转速变动。所述离合器18的离合器传递转矩为一般与该离合器18中的摩擦材料78的摩擦系数μ成比例的转矩，该摩擦材料78的摩擦系数μ依存于相对速度、即所述离合器18的差转速Nslp而发生变化。例如，在所述离合器18的上游侧的振动较大的情况下、即发动机转矩变动较大的情况下，转矩变动的频率较小的情况下或者输入侧惯性较大的情况下，转速变动将变大。特别是，在所述离合器18的差转速Nslp较小的情况下，转速变动将变大。即，如图6所示，在所述离合器18的差转速Nslp较小的情况下，对应于转矩变动的离合器传递转矩（摩擦系数μ）的振幅将变大，结果向输出侧传递的转速变动将变大。另一方面，如图7所示，在所述离合器18的差转速Nslp较大的情况下，对应于转矩变动的离合器传递转矩（摩擦系数μ）的振幅将变小，结果向输出侧传递的转速变动将变小。特别是，在所述离合器18的差转速Nslp在每秒1/2转（30[rpm]）以下的情况下，由于对应于该离合器18的差转速Nslp的变动而摩擦系数μ大幅变化，因此，产生离合器振动的可能性变大。
图5为对所述电子控制装置20具备的控制功能的主要部分进行说明的功能框线图。该图5所示的变速控制部110根据预先存储于存储装置32中的关系，并基于车辆的行驶状态（驾驶状态），来实施所述自动变速器16的变速控制。例，根据被预先规定且被存储于所述存储装置32中的自动变速图，并基于表示由所述节气门传感器26检测出的驾驶员的输出要求量的节气门开度θTH（加速踏板操作量θACC）以及由所述车速传感器24检测出的车速V，而对在该时间点应该成立的变速级（变速比γ）进行判断，并控制所述自动变速器16所具备的卡合要素的卡合状态，以使该变速级成立。即，为了在所述自动变速器16中使所涉及的变速级成立，经由所述液压控制电路22而输出用于对该自动变速器16具备的液压作动器的驱动进行控制的控制信号。
离合器卡合控制部112基本上根据预先存储于所述存储装置32中的关系，并基于车辆的行驶状态（驾驶状态）而实施所述离合器18的卡合控制。在所述存储装置32中，例如如图8所示，例如根据节气门开度θTH以及车速V，而分别规定了使所述离合器18释放的释放区域（变矩器区域）、使该离合器18滑动卡合（半卡合）的滑动控制区域（可变（Flex）锁止区域）、以及使该离合器18完全卡合的卡合区域（锁止区域），上述离合器卡合控制部112优选为，根据所涉及的关系，并基于表示由所述节气门传感器26检测出的驾驶员的输出要求量的节气门开度θTH（加速踏板操作量θACC）、由所述车速传感器24检测出的车速V、以及由上述变速控制手段110在所述自动变速器16中成立的变速级等，来实施使所述离合器18释放的释放控制、使该离合器18滑动卡合（半卡合）的滑动控制（可变（Flex）锁止控制）、或者该离合器18完全卡合的锁止控制中的某一个控制。
即，上述离合器卡合控制部112在根据存储于所述存储装置32中的图8所示的关系并基于车辆的行驶状态而判断为释放区域的情况下，通过经由所述液压控制电路22所具备的线型电磁阀SLU从而对向所述变矩器14的卡合油室或释放油室供给的液压进行控制，从而使所述离合器18释放（设为非卡合状态）。另外，在根据如图8所示的关系并基于车辆的行驶状态而判断为滑动控制区域的情况下，通过经由所述液压控制电路22所具备的线型电磁阀SLU而对被向所述变矩器14的卡合油室或释放油室供给的液压进行控制，从而使所述离合器18滑动卡合。另外，在根据图8所示的关系并基于车辆的行驶状态而判断为卡合区域的情况下，通过经由所述液压控制电路22具备的线型电磁阀SLU而对所述变矩器14的卡合油室或释放油室供给的液压进行控制，从而使所述离合器18完全卡合。另外，优选为，在从上述卡合区域或者滑动控制区域向释放区域的转移控制中，实施以预定地比例逐渐减少所述线型电磁阀SLU的输出的断开扫频（offsweep）控制。
所述离合器卡合控制部112例如与稳态行驶时（包含缓慢的瞬态行驶）的所述离合器18的滑动控制相关联，包含输入振动计算部114、减震输出振动计算部116、以及目标差转速计算部118。该输入振动计算部114根据预先规定的关系，并基于车辆的状态而对输入振动ΔN0进行计算。该输入振动ΔN0为，所述减震机构84中的输入侧惯性体的振动（扭转振动），例如在前文所述的图2所示的结构中，相当于被输入到所述第一惯性体100上的转矩的变动（扭转振动）。另外，换言之，该输入振动ΔN0相当于从所述发动机12输出的旋转的振动。在所述存储装置32中，例如图9例示，例如，存储有与发动机转速NE以及节气门开度θTH相对应而被预先实验性地求出的输入振动A11、A12、A13、……，上述输入振动计算部114优选为，根据被存储于所述存储装置32中的关系，并基于表示通过由所述发动机转速传感器28计算出的发动机转速NE以及所述节气门传感器26而被检测出的驾驶员的输出要求量的节气门开度θTH（加速踏板操作量θACC），而对例如作为被输入到所述第一惯性体100上的转矩的变动的输入振动ΔN0进行计算。另外，也可以根据预先规定的算式等，并基于发动机转速NE以及节气门开度θTH等而对所涉及的输入振动ΔN0进行计算。
上述减震输出振动计算部116根据预先规定的关系，并基于车辆的状态而对所述减震机构84的输出振动ΔNin进行计算。该减震输出振动ΔNin是指，所述减震机构84的输出旋转、即所述离合器18的输入旋转Nin中的振动（扭转振动），例如，在前文所述的图2所示的结构中，相当于从所述第二惯性体102输出的转矩的变动。在所述存储装置32中，例如如图10所例示的那样，存储有与例如发动机转速NE以及节气门开度θTH相对应而被预先实验性地求出的减震输出振动B11、B12、B13、……，上述减震输出振动计算部116优选为，根据被存储于所涉及的存储装置32中的关系，并基于表示通过由所述发动机转速传感器28计算出的发动机转速NE以及所述节气门传感器26而被检测出的驾驶员的输出要求量的节气门开度θTH（加速踏板操作量θACC），而对例如作为从所述第二惯性体102输出的转矩的变动的输出振动ΔNin进行计算。另外，也可以根据预先规定的算式等，并基于发动机转速NE以及节气门开度θTH等，而对所涉及的减震输出振动ΔNin进行计算。
所述目标差转速计算部118对所述离合器18中的目标差转速、即作为输入侧部件的泵叶轮14p与作为输出侧部件的涡轮叶轮14t之间的差转速Nslp的目标值进行计算。优选为，在所述离合器18的滑动控制时，根据由所述输入振动计算部114计算出的输入振动ΔN0、由所述减震输出振动计算部116计算出的减震输出振动ΔNin、以及由所述涡轮转速传感器30计算出的涡轮转速NT，而对所涉及的差转速Nslp的目标值进行计算。即，将目标差转速规定为，使所述变矩器14的差转速Nslp的最小值成为零以上，且作为输入侧惯性体的所述第一惯性体100与作为输出侧部件的所述涡轮叶轮14t（第三惯性体104）之间的差转速的最小值小于零。在此，为了使所述变矩器14的差转速Nslp的最小值在零以上，从而以车辆加速时的情况为条件。该输入侧惯性体与输出侧部件之间的差转速换言之相当于，考虑了振动的所述发动机12的转速NE±ΔN0、与输出转速Nout即所述第三惯性体104的转速（自动变速器16的输入转速）之间的差转速。并且，在本实施例中，所述驱动装置10的驱动所涉及的旋转的正方向与所述发动机12的旋转方向相对应。
如果利用图4而对由所述目标差转速计算部118实施的对差转速Nslp的目标值的计算进行说明，则所述变矩器14的差转速Nslp的最小值在零以上是指，该差转速Nslp通常取正值（不取负值），而在图4的示例中是指，由单点划线表示的离合器前振动即被输入到所述第二惯性体102上的振动，始终取大于由虚线表示的输出振动即从所述第三惯性体104输出的振动的值（对应于单点划线的值不低于对应于虚线的值）。另外，输入侧惯性体与输出侧部件之间的差转速的最小值小于零是指，存在该差转速低于零（输出侧部件的转速高于输入侧惯性体的转速）的期间，而在图4的示例中是指，存在由实线表示的输入振动即被输入到所述第一惯性体100上的振动取小于由虚线表示的输出振动即从所述第三惯性体104输出的振动的值的期间。换言之，是指输入振动的极小值成为小于输出振动的情况（从考虑到周期性的振动的情况下的从减少转为增加的变曲点）。
换言之，所述目标差转速计算部118对该差转速Nslp的目标值进行计算，以使所述变矩器14中的差转速Nslp小于由所述输入振动计算部114计算出的输入振动ΔN0，且大于被输入所述离合器18的振动ΔNin。即，对所述变矩器14中的差转速Nslp的目标值进行计算，以使所述变矩器14中的差转速Nslp满足如下所示的（1）式。并且，关于所述第一惯性体100、第二惯性体102、以及第三惯性体104各自的转速N0、Nin、Nout，各中央值的关系由如下的（2）式表示，差转速的最小值的关系分别由如下的（3）、（4）式表示。由该（3）、（4）式表示的最小值的关系成立，是由于通过所述减震机构84而使ΔNin与ΔN0相比而大幅（例如1/3～1/4左右）降低。
ΔN0＞Nslp＞ΔNin…（1）
N0=Nin=Nout+Nslp…（2）
N0-Nout-ΔN0＜＜Nin-Nout-ΔNin…（3）
Nslp-ΔN0＜＜Nslp-ΔNin…（4）
所述离合器卡合控制部112优选为，在作为所述变矩器14的输入侧部件的泵叶轮14p与输出侧部件涡轮叶轮14t之间的差转速Nslp在每秒1/2转（30[rpm]）以下的情况下，实施基于前文所述的输入振动ΔN0以及减震输出振动ΔNin等的所述离合器18的滑动控制（目标差转速的设定控制）。例如，在该差转速Nslp在每秒1/6转以上和1/2转以下的范围内的情况下，实施所述离合器18的滑动控制。利用图6，如前文所述，在所述离合器18的差转速Nslp在每秒1/2转以下的情况下，如图7所示，与除此以外的情况（差转速Nslp较大的情况）相比，对应于该差转速Nslp的变动存在摩擦系数μ大幅变化的倾向。因此，通过在所述离合器18的差转速Nslp在每秒1/2转以下的情况下实施前文所述的本实施例的控制，从而即使在离合器差转速Nslp与摩擦材料78的摩擦系数μ之间的关系的倾斜度较陡且对应于该差转速Nslp的变动而摩擦系数μ大幅变化的区域内，也能够同时实现所述离合器18的滑动控制和所述减震机构84的振动抑制。
另外，本实施例的驱动装置10优选为，将作为扭转振动降低装置的所述减震机构84的扭转刚性（刚性率）设为K[N·m/rad]，将从所述发动机12至离合器18的动力传递路径上的整体惯性质量设为Iall[kg·m2]的情况下，满足K/Iall＜5000。更优选为，满足K/Iall＜4000，最优选为，满足K/Iall＜2500。另外，整体惯性质量Iall为，将从所述发动机12至离合器18的动力传递路径上的结构考虑为惯性质量的情况下的总和，例如，在图2所示的结构中，所述第一惯性体100的惯性质量I100与第二惯性体102的惯性质量I102之和成为整体惯性质量Iall（=I100+I102）。
图11至图13为例如具备四循环四气缸的发动机12的结构，在所述减震机构84的扭转刚性为500[N·m/rad]的情况下，对使所述第一惯性体100以及第二惯性体102的惯性质量变化时的振动进行说明的坐标图，用实线表示一次侧角度变动振幅、即所述第一惯性体100的振动，用单点划线表示二次侧角度变动振幅、即所述第二惯性体102的振动。图11表示所述第一惯性体100的惯性质量为0.15[kg·m2]、所述第二惯性体102的惯性质量为0.05[kg·m2]的情况。图12表示所述第一惯性体100以及第二惯性体102的惯性质量均为0.10[kg·m2]的情况，图13表示所述第一惯性体100的惯性质量为0.05[kg·m2]、所述第二惯性体102的惯性质量为0.15[kg·m2]的情况。即，图11至图13所示的坐标图均相当于将从所述发动机12至离合器18的动力传递路径上的整体惯性质量设为Iall=0.20[kg·m2]的情况。另外，图17为，为了与本实施例进行比较而采用具备例如四循环四气缸的发动机12的结构、且采用在所述第一惯性体100与第二惯性体102之间的动力传递路径上不具备所述减震机构84的结构，而对将从所述发动机12至离合器18的动力传递路径上的整体惯性质量成为Iall=0.20[kg·m2]的情况下的振动进行说明的坐标图。
如图17所示，在所述第一惯性体100与第二惯性体102之间的动力传递路径上不具备所述减震机构84的结构中，与附加标记○从而显示的发动机转速NE=1000[rpm]相对应的转速振幅成为91[rpm]左右。另一方面，在所述第一惯性体100与第二惯性体102之间的动力传递路径上具备所述减震机构84的本实施例的结构中，可以看出，如与图11所示的坐标图中附加标记○来表示的发动机转速NE=1000[rpm]相对应的转速振幅在39.8[rpm]左右、与在图12所示的坐标图中附加标记○来表示的发动机转速NE=1000[rpm]相对应的转速振幅在26.9[rpm]左右、与在图13所示的坐标图中附加标记○来表示的发动机转速NE=1000[rpm]相对应的转速振幅在39.8[rpm]左右那样，与对应于图17的坐标图的现有的结构相比，能够将转速振幅（振动）降低1/4～1/2左右。即可以看出，通过在将所述减震机构84的扭转刚性设为K[N·m/rad]、将从所述发动机12至离合器18的动力传递路径上的整体惯性质量设为Iall[kg·m2]的情况下满足K/Iall<5000，从而能够获得与现有的结构相比而降低了振动的效果。
图14为，对由所述电子控制装置20实施的所述离合器18的滑动卡合控制的主要部分进行说明的流程图，且为以预定的周期被反复实施的流程图。
首先，在步骤（以下，省略步骤）S1中，通过所述车速传感器24而对车速V进行检测。接下来，在S2中，通过所述节气门传感器26而对节气门开度θTH进行检测。接下来，在S3中，对在所述自动变速器16中成立的变速级进行检测。接下来，在S4中，根据例如如图8所示的滑动控制范围的设定表，基于由S1检测出的车速V、由S2检测出的节气门开度θTH、以及由S3检测出的所述自动变速器16中的变速级等，对是否处于使所述离合器18滑动卡合的滑动控制区域进行判定。接下来，在S5中，对是否在S4中判断为处于滑动控制区域从而使滑动控制执行标志被设为了打开进行判断。在该S5的判断被否定的情况下，再次实施S1以下的处理，而在S5的判断被肯定的情况下，实施S6以下的处理。
在S6中，通过所述发动机转速传感器28来对所述发动机12的转速NE进行检测。接下来，在S7中，根据存储于所述存储装置32中的设定表，并基于由S2检测出的节气门开度θTH以及由S6检测出发动机转速NE，来计算出发动机转速变动、即作为被输入到所述第一惯性体100上的转矩的变动的输入振动ΔN0。接下来，在S8中，根据存储于所述存储装置32中的设定表，并基于由S2检测出的节气门开度θTH以及由S6检测出的发动机转速NE，来计算出减震二次侧转速变动、即作为从所述第二惯性体102输入的转矩的变动的离合器输入振动ΔNin。接下来，在S9中，计算出小于由S7计算出的输入振动ΔN0、且大于由S8计算出的离合器输入振动ΔNin的所述离合器18的目标差转速ΔNtgt。
接下来，在S10中，例如基于由S6检测出的发动机转速NE和由所述涡轮转速传感器30检测出的涡轮转速NT，而对所述离合器18中的实际的差转速ΔN进行检测。接下来，在S11中，对由S10检测出的所述离合器18中的实际的差转速ΔN是否大于由S9计算出的目标差转速ΔNtgt进行判断。在该S11的判断被肯定的情况下，在S12中，在经由所述液压控制电路22所具备的线型电磁阀SLU而使所述离合器18的卡合压（供给压）增加之后，结束本程序，但是，在S11的判断被否定的情况下，在S13中，在经由所述液压控制电路22所具备的线型电磁阀SLU而减少所述离合器18的卡合压（供给压）之后，使本程序结束。在以上的控制中，S7与所述输入振动计算部114的处理相对应，S8与所述减震输出振动计算部116的处理相对应，S9与所述目标差转速计算部118的处理相对应，S4、S5、S7～S13与所述离合器卡合控制部112的处理相对应。
如此，根据本实施例，在所述离合器18被滑动卡合的滑动控制时，作为输入侧部件的所述泵叶轮14p与作为输出侧部件的所述涡轮叶轮14t之间的差转速Nslp的最小值被设为零以上，且作为扭转振动降低装置的所述减震机构84中的输入侧惯性体即第一惯性体100与所述涡轮叶轮14t（第三惯性体104）之间的差转速的最小值被设为小于零，因此，在提高所述离合器18中的摩擦材料78的耐久性的同时，通过所述减震机构84而使被输入该离合器18的扭转振动降低，从而能够同时实现所述离合器18的滑动控制和减震机构84的振动抑制。即，能够提供一种如下的驱动装置10，其在作为流体式动力传递装置的变矩器14所具备的离合器18的滑动控制时，能够在发挥减震机构84的振动抑制效果的同时实现优选的耗油率。
特别是，通过使所述泵叶轮14p与涡轮叶轮14t之间的差转速Nslp的最小值成为零以上，从而在所述离合器18上具备湿式的摩擦材料78的结构中，能够稳定地使用该摩擦材料78的表面的方向性，进而能够提高该摩擦材料78的耐久性。即，一般情况下，湿式离合器等的摩擦材料在其摩擦系数μ穿过零附近时，倾斜度极度变大并产生振动，而且通过使摩擦材料表面的方向性逆转，从而有可能降低其摩擦材料的耐久性，但是通过使所述差转速Nslp的最小值成为零以上，从而能够抑制所涉及的不良情况的发生。另外，通过使所述第一惯性体100与所述涡轮叶轮14t（第三惯性体104）之间的差转速的最小值小于零，从而能够降低所述离合器18的常用范围的输入振动。因此，能够减小通过离合器18而产生的振动，并能够实现作为整个所述驱动装置10的振动降低效果。
另外，由于所述差转速Nslp的目标值被设为小于所述减震机构84中的输入侧惯性体的振动ΔN0，且被设为大于被输入所述离合器18的振动ΔNin的值，因此，能够在使所述离合器18中的摩擦材料78的耐久性提高的同时，通过所述减震机构84而降低被该离合器18的扭转振动，并能够以实用的方式同时实现所述离合器18的滑动控制和减震机构84的振动抑制。
另外，由于所述泵叶轮14p与涡轮叶轮14t之间的差转Nslp被设为每秒1/2转（30[rpm]）以下，因此，尤其在对应于所述离合器18的差转而该离合器18的摩擦材料78的摩擦系数μ容易变动的情况下，能够在发挥所述减震机构84的振动抑制效果的同时，实现优选的耗油率。换言之、由于能够降低所述离合器18的平均滑动损失，因此，能够进一步提高其传递效率，并能够实现进一步的耗油率的提高。
另外，由于所述减震机构84的扭转刚性K除以从所述发动机12至离合器18的动力传递路径上的整体惯性质量Iall之后所得到的值K/Iall被设为小于5000，因此，与在所述发动机12与变矩器14之间的动力传递路径上不具备减震机构84的现有的结构相比，能够适当地降低振动。
以上，根据附图，对本发明的优选的实施例进行了详细的说明，但是，本发明并不限定于此，在不脱离其主旨的范围内，还能够附加各种各样的变更并实施。
符号说明
10：车辆用驱动装置、12：发动机、14：变矩器（流体式动力传递装置）、14p：泵叶轮（输入侧部件）、14s：定叶轮、14t：涡轮叶轮（输出侧部件）、16：自动变速器、18：锁止离合器、20：电子控制装置、22：液压控制电路、24：车速传感器、26：节气门传感器、28：发动机转速传感器、30：涡轮转速传感器、32：存储装置、34：单向离合器、36：曲柄轴、38：输入轴、40：壳体、42：前罩、44：后罩、46：驱动板、48：泵罩、50：叶片、52：滑动环、54：轴套部、56：圆筒轴部、58：叶片、60：叶片、62：圆板部、64：圆筒部、66：圆筒状固定轴、68：隔壁、70：液压泵、70a：泵体、70b：泵罩、70c：内部内啮合齿轮、70d：外部内啮合齿轮、72：圆筒轴、74：卡合突起、76：柱塞、78：摩擦材料、80：圆板状部、82：内啮合齿轮、84：减震机构（扭转振动降低装置）、86：大径减震弹簧、88：小径减震弹簧、90：切口、92：减震轴套、94：轴承、96：减震罩、100：第一惯性体（输入侧惯性体）、102：第二惯性体、104：第三惯性体、110：变速控制部、112：离合器卡合控制部、114：输入振动计算部、116：减震输出振动计算部、118：目标差转速计算部、200：驱动装置（现有技术）、202：输入侧惯性体、204：输出侧惯性体、SLU：线型电磁阀。

Claims (5)

1.一种车辆用驱动装置(10)，具备：
发动机(12)；
流体式动力传递装置(14)；
离合器，其被设置于该流体式动力传递装置中的输入侧部件(14p)与输出侧部件(14t)之间；
扭转振动降低装置(84)，其在所述发动机与流体式动力传递装置之间的动力传递路径上与该流体式动力传递装置直列地设置，
所述车辆用驱动装置(10)的特征在于，
所述离合器被滑动卡合的情况下的、从所述输入侧部件的转速减去所述输出侧部件的转速所得到的差转速的最小值被设为零以上，并且，所述扭转振动降低装置中的、从输入侧惯性体的转速减去所述输出侧部件的转速所得到的差转速的最小值被设为小于零。
2.如权利要求1所述的车辆用驱动装置(10)，其中，
从所述输入侧部件(14p)的转速减去所述输出侧部件(14t)的转速所得到的差转速的目标值被设为，小于所述扭转振动降低装置(84)中的输入侧惯性体的转速的振动、且大于被输入到所述离合器中的转速的振动的值。
3.如权利要求1或2所述的车辆用驱动装置(10)，其中，
所述输入侧部件(14p)与输出侧部件(14t)之间的差转被设为，每秒1/2转以下。
4.如权利要求1或2所述的车辆用驱动装置(10)，其中，
所述扭转振动降低装置(84)的扭转刚性除以从所述发动机(12)起至离合器为止的动力传递路径中的整体惯性质量所得到的值被设为小于5000。
5.如权利要求3所述的车辆用驱动装置(10)，其中，
所述扭转振动降低装置(84)的扭转刚性除以从所述发动机(12)起至离合器为止的动力传递路径中的整体惯性质量所得到的值被设为小于5000。
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