JP2004251463A - 車両のトルク伝達系 - Google Patents

Abstract

【課題】内燃機関とギヤ切換え式変速機を装備した車両特に自動車の伝動軸列用のトルク伝達系であって、車両の駆動ユニットと後置の自動変速機との間に接続された流体トルクコンバータと、摩擦クラッチと、摩擦クラッチによって伝達可能なトルクを所期のように変化させる油圧系とを備えている形式のものに、中域及び比較的高域の回転数範囲においても加速リザーブ量によって効果的なトルク上昇率を得ることができかつ燃料消費量を低下させることができるように改良されたトルク伝達系を提供する。
【解決手段】摩擦クラッチはすべての走行ギヤ段において制御され、流体トルクコンバータは慣用のトルクコンバータに対比して、殊に有利には２．５よりも大きな、比較的高い変換作用を有している。
【選択図】図１

Description

本発明は、内燃機関によって駆動されギヤ切換え式変速機を装備した車両特に自動車の伝動軸列用のトルク伝達系であって、前記車両の駆動ユニットと駆動結合していて出力軸を介して後置の自動変速機と作用接続されている流体トルクコンバータと、該流体トルクコンバータに並列に配置されていて流体圧力媒体で作動可能でありかつ前記トルクコンバータのタービン車とクラッチ摩擦ディスクに作用接続しているリングピストンとの間及び該リングピストンとコンバータカバーとの間に夫々１つずつ配置された圧力室を有する摩擦クラッチとを備え、前記の両圧力室間に生じる差圧が、前記摩擦クラッチによって伝達されるトルクを決定するように前記の両圧力室が構成されており、更にまた測定値検出系及び中央計算ユニット並びに、該中央計算ユニットと協働して前記の両圧力室間の差圧を、ひいては又、前記摩擦クラッチによって伝達可能なトルクを所期のように変化させる油圧系を備えている形式のものに関する。

トルクコンバータに並列に配置されていて該トルクコンバータをバイパスして直結する摩擦クラッチの両圧力室間の差圧を所期のように調整することによって、前記摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを調整するようにしたトルク伝達系は公知である。

例えばドイツ連邦共和国特許出願公開第３１３０８７１号明細書には、入力部と出力部との間で発生するスリップ値を測定し、予め設定されたスリップ目標値と比較し、両者間に差が確認された場合には当該スリップ差を解消制御するようにした前記形式のトルク伝達系が記載されている。この解消制御は、流体トルクコンバータに並列配置された摩擦クラッチの両圧力室を負荷する流動圧力媒体の負荷圧の差を変化させるようにして行なわれる。

トルクコンバータと該トルクコンバータに並列配置された摩擦クラッチを備えたトルク伝達系が、米国特許第５０２９０８７号明細書に基づいて同じく公知になっており、この場合は、摩擦クラッチにおけるスリップを測定し、設定されたスリップ目標値と比較し、かつ確認された偏差に関連して、摩擦クラッチの両圧力室間の差圧を変化するようになっている。

更にまた、流体トルクコンバータによるトルク伝達を、トルクセンサによって直接測定し、かつトルク伝達を駆動機関の運転状態に関連して確定するようにした、前記形式のトルク伝達系も米国特許第４５７７７３７号明細書に基づいて公知になっている。この場合は、トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチの閉鎖は、要求されるトルク伝達を保証するように制御される。

従来技術によるトルク伝達系にとって特徴的なことは、流体トルクコンバータに並列配置された摩擦クラッチが下位のギヤ段では完全に開いているが、上位のギヤ段では閉鎖されることである。良好な総効率を得ると共に発生熱を制限するためには、トルクコンバータは「硬性（ハード）」に設計されている。この「硬性」のトルクコンバータについて見れば、トルク上昇率が回転数の上昇に伴って著しく低下し、その結果、中域の回転数範囲ではトルク上昇率がまだ著しく制限されているにすぎないが、上域の回転数範囲ではトルク上昇率はもはや全く認められない。
ドイツ連邦共和国特許出願公開第３１３０８７１号明細書 米国特許第５０２９０８７号明細書

そこで本発明の課題は、中域及び比較的高域の回転数範囲においても加速リザーブ量によって効果的なトルク上昇率を得ることができかつ燃料消費量を低下させることができるように改良されたトルク伝達系を提供することである。

この課題を解決するために前記形式のトルク伝達系において摩擦クラッチはすべての走行ギヤ段において制御され、流体トルクコンバータは慣用のトルクコンバータに対比して、殊に有利には２．５よりも大きな、比較的高い変換作用を有している。タービン車とポンプ車との間のトルク変換は２．５〜３．５のオーダー範囲にあるのが特に有利である。

所定の内燃機関では、本発明との関連で使用されるトルクコンバータが、この内燃機関のために従来使用されているトルクコンバータよりも小さな容積係数を有しているのが特に有利である。このことは取りも直さず、トルク経過が内燃機関によって規定されている場合には本発明のトルクコンバータの固定制動回転数が慣用のトルクコンバータの場合よりも高いことを意味している。前記の固定制動回転数とは、タービン車によって受取られるトルクの経過が内燃機関のトルク特性曲線と交わるところの回転数に他ならない。この回転数を求めるためには、タービン車がロックされかつポンプ車が内燃機関によって駆動される。トルクコンバータの従来の設計では、固定制動回転数は１８００〜３０００ｒｐｍのオーダー域にある。これに対して本発明の設計によって該固定制動回転数を３０００ｒｐｍよりも高い範囲へずらすことも可能である。容積係数が小さくなるに伴って、トルクコンバータはそれだけ軟性（ソフト）になる。このことは又、従来慣用のトルクコンバータに対比してタービン回転数に関するタービントルク経過及びポンプ回転数に関するポンプトルク経過が、よりフラットになることを意味している。

従って本発明ではトルクコンバータは「軟性」に設計されており、かつ、著しく広い二次特性曲線フィールドを有することもできる。

その結果、より大きな加速リザーブ量が得られ、該加速リザーブ量は殊にオーバーランニング動作時又は加速段階において使用することができるばかりでなく、より低いギヤ段への戻し切換え動作を、しばしば不要にする。

本発明によって設計されたトルクコンバータの二次特性曲線フィールドの付加的に利用可能な範囲は主として非定常状態においてのみ始まる。この時に発生する熱量は、慣用のシステムの場合よりも高くなく、従って危険でもない。本発明のトルク伝達系の実施態様では、中央計算ユニットによって、走行運転中に発生する熱を計上し、こうして作成された実際値熱勘定を、構造的に許容可能な熱量と比較するのが殊に有利と判った。また実際に目下の温度レベルを算出時の出発点とするために、オイル温度が測定される。

この手段によって、過度に高い熱発生が適時認識され、ひいては熱量を低下させるための前提条件が得られる。トルク伝達系全体の熱負荷が過度に大きくなると、スリップは減少される。摩擦面の負荷が過度に大きくなると、スリップは運転者の希望に関連して変化される。すなわち運転者が加速しようとし、なおトルク変換が可能である場合には、ロックアップ・トルクが減少され、ひいてはスリップが増大される。さもなければロックアップ・ルクトは増大されてスリップが減少されることになる。

本発明の別の重要な実施態様では、トルクコンバータのタービンとロックアップ・クラッチ（直結摩擦クラッチ）の摩擦ディスクとの間で作用するダンパーユニットが、殊にトルクコンバータの完全なバイパスが考慮されている部分負荷範囲に対して設計されている。これによって、全負荷を考慮して設計された慣用のダンパーの場合よりも、捩り振動の減衰が著しく改善される。その他の運転範囲ではスリップを介して高周波振動の絶縁が保証される。

この手段はトルクコンバータの特にコンパクトな構成を可能にし、この場合、効率は前記のロックアップ制御の点から見れば二次的な意味を有しているにすぎない。

本発明のその他の構成手段は、請求の範囲の従属請求項の記載並びに図面の詳細な説明及び図面から明らかである。

図１及び図２に示したトルク伝達系１０は、トルクコンバータ１１と流動圧力媒体によって作動可能な直結摩擦クラッチ１２とから成り、該直結摩擦クラッチはトルクコンバータに対して並列に接続されている。トルク伝達系は、略示した軸１３を介して内燃機関（図示せず）と作用接続されておりかつ出力側では出力軸１４を介して、出力軸列内で後置された自動変速機（やはり図示せず）と駆動接続している。

図２のトルク伝達系１０の半割断面図並びに圧力制御構成図から判るように、トルクコンバータ１１は慣用の流体トルクコンバータである。該流体トルクコンバータは、内燃機関の出力部と結合されたコンバータカバー１６、該コンバータカバーと相俟ってコンバータケーシングを形成しているポンプ車１７、出力軸を介して自動変速機（図示せず）と接続されたタービン車１８並びに前記ポンプ車とタービン車との間に配置された案内車１９から成っている。トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチ１２は、タービン車１８とコンバータカバー１６との間に配置されており、かつ、トルクコンバータのタービン車１８と相対回動不能に結合されたクラッチ摩擦ディスク２０を有し、該クラッチディスクの摩擦ライニング２１はコンバータカバー１６の対向面２２と協働する。また直結摩擦クラッチ１２は、タービン車１８寄りの後室２４とコンバータカバー１６寄りの前室２５とを有している。

トルクコンバータ１１には公知のように、ポンプ車側でコンバータケーシングへ開口する導管３０を介して圧力媒体源、例えばポンプ（図示せず）から流動圧力媒体が供給され、その場合圧力制御は制御弁３１を介して行なわれ、該制御弁自体は制御エレメント３２によって制御される。これに対して流動圧力媒体は、図示を省いた導管を介して略示のオイル冷却器３３へ導出される。流動圧力媒体の圧力は、タービン車１８を負荷すると共に、ポンプ車１７の流出側で直結摩擦クラッチ１２の後室２４内でも作用し、クラッチディスク２０を負荷し、該クラッチ摩擦ディスクの摩擦ライニング２１と協働するコンバータカバー１６の対向面２２に前記クラッチ摩擦ディスク２０を圧着する。本発明では直結摩擦クラッチは全運転範囲においてスリップを伴って稼働するので、クラッチ摩擦ディスク２０の摩擦ライニング２１と、これと協働するコンバータカバー１６の対向面２２との間の、スリップに関連した、程度の差こそあれ大きなギャップによって、クラッチ摩擦ディスク２０とコンバータカバー１６との間に延びる前室２５に対して流動圧力媒体は絞られて給圧される。前室２５の流動圧力媒体の給圧は、導管３４を介して該前室と接続された弁によって制御されて、後室２４と前室２５との間で作用する調整可能な差圧が、直結摩擦クラッチ１２によって伝達可能なトルクを決定する。

トルクコンバータ１１と直結摩擦クラッチ１２とを並列配置した点から見れば、機関トルクは、トルクコンバータと直結摩擦クラッチとによって伝達されるトルクの和に等しく、同時にトランスミッショントルクに等しい。要するにトルク伝達系内における損失を無視すれば、次式の通りである。
Ｍ_{Ｍｏｔｏｒ} ＝Ｍ_{Ｋｕｐｐｌｕｎｇ}＋Ｍ_{Ｗａｎｄｌｅｒ} ＝Ｍ_{Ｇｅｔｒｉｅｂｅ}
図３には、トルクコンバータによって伝達されるトルクと、直結摩擦クラッチによって伝達されるトルクとに分配された機関トルクが、スリップを関数として示されている。機関トルクのうち、トルクコンバータによって伝達されるトルク分は、スリップの増大に伴って上昇し、これに対応して、直結摩擦クラッチによって伝達されるトルク分は低下する。

ここに示す制御法では勿論スリップが制御されるのではなくて、機関の運転状態に関連して、機関トルクの、直結摩擦クラッチによって伝達されるトルク分が決定され、かつ、計算機ユニット、例えばマイクロプロセッサによって、所定のトルクを伝達するために必要な差圧が直結摩擦クラッチで調整される。その場合スリップは自動的に調整される。

図４には、加速時に、かつ例えば第２ギヤ段から第３ギヤ段への切換え時における機関回転数４０とトルクコンバータにおける回転数差４１とが時間を関数として示されている。加速に基づいて第２ギヤ段において機関回転数は先ず切換え動作のレリーズまで増大し、かつ、時点４２で始まる切換え動作のあいだ低下する。これに対してトルクコンバータにおける回転数差は、差し当たっては一定であるが、次いで切換え動作のあいだ著しく増大する。第２ギヤ段から第３ギヤ段へ切換わると時点４３で機関回転数及びトルクコンバータの回転数差は低下し、しかも該トルクコンバータの回転数差は、僅かな過振動の後に、切換え動作前よりもやや高いレベルの一定値に低下する。この状態は図４に示されている。これに対して機関回転数は、加速を前提条件として見れば、第３ギヤ段において再びやや増大する。トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチにおいて如何なる時点においても粘着摩擦が生じないことが判る。むしろ全運転範囲において該摩擦クラッチ動作はスリップを伴なうことになる。

図４に相応して図５で時間を関数として示した出力トルク４４は特に重要であり、該出力トルクは、切換え動作の開始時点には著しく低下し、次いで、大きなスリップ期のあいだ、このスリップに基因したトルク増大に伴って急上昇し、かつ切換え動作の終期には駆動軸列内に著しい後振動４６なしに（後振動が生じても即座に消滅して）第３ギヤ段に相当する値に復帰する。

図６及び図７は、トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチのスリップが制御される場合には切換え時の状態がまったく異なることを示している。また図６及び図７の図示も、加速中の車両の、第２ギヤ段から第３ギヤ段への切換えに関するものである。

図６が示すように、第２ギヤ段において機関回転数４０′は、時点４２′における切換え動作のレリーズまで増大するのに対して、トルクコンバータの回転数差４１′は一定に留まり、ひいては発生スリップも一定である。時点４２′における切換え動作開始時に機関回転数が低下するのに対して、トルクコンバータの回転数差は増大する。第３ギヤ段へ切換わると機関回転数及びトルクコンバータの回転数差は低下する。

トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチのスリップが制御される場合にはトルクコンバータの回転数差を切換え動作中も一定に保とうとするので、切換え動作時間は、トルク制御される直結摩擦クラッチの場合よりも長くなる。それというのはトルクコンバータのタービンが順応できないからである。切換え動作の終期の時点４７において、トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチにおいて粘着摩擦が生じる。それというのは、スリップ制御は、偏差が生じたときに始めて作用でき、しかも、調整エレメントと制御器安定性とによって限られた速度でしか作用できないからである。更に、図６が示すように、切換え動作が終って比較的長い時間を経た後にスリップによる回転数差４１′は、切換え動作以前に存在していたレベルで再び生じる。

またトルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチのスリップが制御される場合、切換え動作の開始時点に出力トルク４４′は著しく低下し、次いで、トルク制御される直結摩擦クラッチの場合と同様に急上昇しかつ本来の切換え動作の終期には、徐々にしか消滅しない著しい後振動４６を伴って、第３ギヤ段に相当する値に復帰することができる。

トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチがスリップ制御式の場合には、切換え終期における回転数勾配及び回転数差が著しく大きいことが判る。これに基因して、切換え動作の終期には直結摩擦クラッチの粘着摩擦が生じ、かつ完全にバイパスされたトルクコンバータ側から見れば出力軸列内に前記の後振動が生じることになる。

図８及び図９には、図４及び図５と同様に切換え動作による車両の加速特性曲線が図示されており、その場合トルクコンバータをパイパスする直結摩擦クラッチは切換え動作中は開かれているが、より高いギヤ段への切換え後には閉じられている。

図８から判るように、時点４２″における切換え動作のレリーズまで機関回転数４０″は上昇するのに対して、トルクコンバータの回転数差４１″はやや低下する。本来のギヤ切換え動作のあいだ機関回転数は、より高いギヤ段への切換えに相応して低下する。トルクコンバータにおける回転数差４１″は切換え動作の開始時に上昇し、次いで切換え終期に再び低下しかつ所定の時間を経過したのち、コンバータをバイパスする直結摩擦クラッチが時点４８に閉じることに基づいて零になる。出力トルクにおける関係は、差し当たっては図４及び図５に示すトルクコンバータバイパス部のトルク制御式の場合とほぼ同等であるが、しかしながらこの同等の関係は切換え動作の終期に過振動の急速に消滅する時点４６″までであり、回転数差が低下して零になると、要するに、トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチが完全に閉じると、出力軸列内に、緩慢にしか消滅しない振動４９を伴った著しい切換え衝撃が生じることになる。

図６及び図７に示したスリップ制御式のトルクコンバータバイパス部を有する図４及び図５に示した制御方式と、図８及び図９に示した切換え動作中には開かれているが切換え動作終了後には閉じられるトルクコンバータパイパス部による制御方式との比較から判るように、トルクコンバータバイパス部のトルクを図４及び図５のように制御する場合、他の制御方式の場合よりも著しく低い切換え衝撃が生じる。これは、いずれにしても所定のスリップをもって運転されるトルクコンバータバイパス部がフレキシブルであり回転数差を相応に上昇できることに基因している。

図１０の線図では曲線５０は、時間を関数とする、直結摩擦クラッチ（ロックアップ・クラッチ）で作用する差圧Δｐの経過を示す。初期差圧Δｐ_{Ｓｔａｒｔ} を起点として差圧は、該初期差圧Δｐ_{Ｓｔａｒｔ} に接する接線５１に沿って先ず急上昇し、次いで徐々に上昇度を弱めつつ破線５２で略示した目標差圧に漸近的に接近する。この漸近的な接近は、適切な等式に基づいて時点ｔ_ｎ における差圧Δｐ_ｎ を起点として検出インターバルΔｔを経た時点ｔ_ｎ＋１ において差圧Δｐ_ｎ＋１ を決定し、検出インターバルΔｔを経たのちに必要な圧力差勾配を算定し、かつ該圧力差勾配を油圧系によって調整し、かつ破線５２によって略示した目標差圧に達するまで、前記手順を連続的に反復することによって行なわれる。

図１１に実施例として示したトルク伝達系６０は、トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチ６２と、該直結摩擦クラッチとトルクコンバータとの間で作用するダンパーユニット６３を備えた流体式トルクコンバータ６１である。

該流体式トルクコンバータ６１は、内燃機関（図示せず）と相対回動不能に駆動結合されたポンプ車６５と、出力側ハブ部分６６と作用結合されたタービン車６７と、前記ポンプ車とタービン車との間の流体回路内に定置に配置された案内車６８と、前記ポンプ車と相対回動不能に結合されていて前記タービン車６７を包囲するコンバータカバー７０とから成っている。

コンバータカバー７０はポンプ車６５と相対回動不能に結合されており、かつ、前記ポンプ車から離反した方の側で突出した連行ピン７１，７２を介して前記ポンプ車と内燃機関とを駆動結合しており、前記連行ピン７１，７２には、内燃機関のフライホイール（図示せず）が取付けられている。

タービン車６７とコンバータカバー７０との間には、コンバータ回転軸線に対して同心的なリングピストン７４が配置されており、該リングピストンは板金成形部品である。このリングピストン７４は半径方向内側ではシールハブ７５でもって、タービン車６７と相対回動不能に結合された出力側ハブ部分６６から延びている対応シールハブ７６上に取付けられており、また半径方向外側では円錐形の摩擦面７９を有するクラッチ摩擦ディスク７８として構成されている。

適当なライニングを装備したクラッチ摩擦ディスク７８の円錐形の摩擦面７９は、ポンプ車６５と相対回動不能に結合されたコンバータカバー７０の相応の円錐形に構成された対応摩擦面８０と協働する。協働し合う摩擦面の円錐体は、広い相互間隔のハッチングでもって示したように、タービン車６５から離反する側へ向かって開いている。この構成では、タービン車６７の周面域とリングピストン７４の円錐形に構成されたクラッチ摩擦ディスク７８との間に、半径方向外側でコーバータカバー７０によって包囲された楔形の環状室が形成されている。

該楔形の環状室内には、リング状に構成された複数のダンパーばね部材８２を有するダンパーユニット６３が収容されており、前記の各ダンパーばね部材は、周方向で見てそれぞれ一端を、リングピストン７４と相対回動不能に結合されたダンパー駆動部分８３に支持され、また他端を、タービン車６７と相対回動不能に結合されたダンパー被駆動部分８４に支持されている。

ダンパー駆動部分８３は板ばね状に構成されて、リングピストン７４のタービン車６７寄りの側に配置されており、かつ、該リングピストンのシールハブ７５とクラッチ摩擦ディスク７８との中間領域で複数本のリベット８５によって前記リングピストン７４と相対回動不能に結合されている。クラッチ摩擦ディスク７８の摩擦面７９から離反した方の側では、リングピストン７４の輪郭に倣ったダンパー駆動部分８３から張出してダンパーばね部材８２の周面に係合する腕８６，８７並びに、各ダンパーばね部材を一端で支持する連行子８８，８９が延びている。

ダンパー被駆動部分８４は、タービン車６７の周面域と溶接された複数のリングセグメントであり、各リングセグメントから、リングピストン７４のクラッチ摩擦ディスク７８の方に向かって連行フィンガ９０が張出しており、該連行フィンガはダンパーばね部材８２の他端部を支持している。従ってダンパーばね部材は、ダンパー駆動部分８３の連行子８８，８９とダンパー被駆動部分８４の張出した連行フィンガ９０との間に受容されている。

トルクコンバータ６１のダンパーユニット６３は、図１５及び図１９においてハッチングを施した面の形で示した主運転範囲を殊に考慮して設計されている。この主運転範囲のみを考慮して設計されたこのようなダンパーは、より大きな運転範囲を考慮して設計されたダンパーの場合よりも、捩り振動を遥かに良好に減衰することを保証するばかりでなく、特にコンパクトなトルクコンバータ構造が得られる。

図面に実施例として示して説明したロックアップ・クラッチ、すなわち直結摩擦クラッチ６２は、リングピストン７４とタービン車６７との間に設けられた圧力前室９２と、リングピストンとコンバータカバー７０との間に設けられた圧力後室９３とを有している。クラッチ摩擦ディスク７８が、圧力前室９２への流体圧の負荷に基づいて、コンバータカバー７０の対応摩擦面８０と協働するクラッチ連結位置へ作動される場合、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクの調整は、圧力前室９２と圧力後室９３との間に作用する差圧に関連して行なわれる。

トルクコンバータ６１から離反した方の側へ向かってコンバータカバー７０から突出した連行ピン７１，７２によってコンバータカバーと相対回動不能に結合されているフライホイール（図示せず）を介して導入される入力トルクは、直結摩擦クラッチ６２が開いている場合には、ポンプ車６５に直接作用し、次いで、これによって惹起される圧力媒体流によってタービン車６７を介して出力側ハブ部分６６に伝達される。

これに対してロックアップ・クラッチが完全に閉じられていて、従ってリングピストン７４のクラッチ摩擦ディスク７８がスリップなしにコンバータカバー７０の対応摩擦面８０と協働する場合には、ダンパーばね部材８２を介して、コンバータカバー７０で導入される入力トルクはタービン車６７に直接機械的に伝達され、かつ該タービン車から、これと固着結合された出力側ハブ部分６６を介して、後置の自動変速機と作用結合された出力軸列に伝達される。

ロックアップ・クラッチの圧力前室９２と圧力後室９３との間で作用する差圧に関連して該ロックアップ・クラッチがスリップを伴って作動する場合には、内燃機関からコンバータカバー７０を介して導入される入力トルクはスリップに関連して、図１２に示したようにロックアップ・クラッチすなわち直結摩擦クラッチ６２によって伝達されるトルクと、トルクコンバータ６１によって伝達されるトルクとに分配される。

ロックアップ・クラッチ６２からタービン車６７へのトルク伝達と、該タービン車と相対回動不能に結合された出力側ハブ部分６６とによって、導入トルクの不均等性が効果的に補償される。リングピストン７４のクラッチ摩擦ディスク７８とタービン車６７との間の周面域に、ダンパーばね部材８２を配置したことによって、比較的大きなばね行程の使用が保証されている。

本発明によれば直結摩擦クラッチ１２，６２は、該直結摩擦クラッチをすべてのギヤ段において少なくとも一時的にかつ少なくとも部分的に閉じるように制御することができる。換言すれば第１ギヤ段においても、或いは第１ギヤ段以降においても摩擦クラッチのスリップ制御を行なうことができ、また完全に閉じることも可能である。

コンバータカバー７０とクラッチ摩擦ディスク７８との円錐形摩擦面は、図１１において緊密なハッチング線７０ａ，７８ａによって示したように、タービン車の方へ傾斜した円錐体として構成することもできる。その場合はダンパーばね部材８２を更に半径方向内側に、例えば出力側ハブ部分６６の上に収容することが可能である。

従来設計されていた慣用のトルク伝達系では、下位のギヤ段で完全に開いているロックアップ・クラッチは上位のギヤ段において接続される。良好な総効率を得るためにかつ発生熱を制限するためにトルクコンバータは「硬性（ハード）」に設計されている。図１３は、「硬性」に設計されたトルクコンバータの一次特性曲線フィールドにおけるポンプ回転数を関数としたポンプトルクの線図並びにタービンとポンプとの回転数比（ｎ_Ｔ ／ｎ_Ｐ ）をパラメータとして示した線図である。

図１３には更にまた、タービン回転数と合致した機関回転数を関数とした機関出力トルクの駆動機関の特性曲線フィールドがプロットされている。

また図１３には、約７５０〜２０００ｒｐｍの回転数範囲を含む主運転範囲もハッチングを施して図示されている。

図１４に示した二次特性曲線フィールドは、タービン回転数を関数とした「硬性」に設計されたトルクコンバータのタービントルク線図であり、図１５の特性曲線フィールドで示した硬性に設計されたトルクコンバータの種々の出力範囲における効率も併記されている。

タービン回転数を関数としてトルクコンバータのタービントルクをプロットした、図１５に示した出力特性曲線フィールドは、回転数の上昇に伴ってタービントルクが著しく低下する変換範囲並びに該変換範囲に続く連結範囲を表している。また該出力特性曲線フィールドには、主運転範囲がハッチングで細分化された面として表されている。

総効率を良好にしかつ熱発生を制限するためにトルクコンバータを「硬性」に設計した慣用のトルク伝達系では、回転数の増大に伴ってトルク上昇率が著しく低下する。従って中域の回転数範囲ではまだ僅かなトルク上昇率が見られるが、上域の回転数範囲ではトルク上昇率はもはや見られない。

図１６の一次特性曲線フィールには、「軟性」に設計されたトルクコンバータのポンプ回転数を関数としたポンプトルクの図１３相当の線図並びにタービンとポンプとの回転数比をパラメータとして示した線図が表されている。「軟性」に設計されたトルクコンバータの特性曲線は、図１３と同一のパラメータの場合、著しくフラットな経過線を示している。変換範囲は中域の回転数範囲を超えて上域の回転数範囲にまで及んでいる。

これによって、図１７から判るように、図１４に示した「硬性」に設計されたトルクコンバータの二次特性曲線フィールドに対比して著しく拡張された二次特性曲線フィールドが生じる。従ってトルクコンバータを「軟性」に設計した場合には、著しく大きな加速リザーブ量が得られ、該加速リザーブ量によって大抵の場合、加速時の再切換えの必要がなくなる。

前記加速リザーブ量が特に図１８に示されており、この図１８では、硬性に設計されたトルクコンバータに属する図１４の二次特性曲線フィールドが、軟性に設計されたトルクコンバータに属する図１７の二次特性曲線フィールドにオーバーラップして図示されている。トルクコンバータを軟性に設計した場合、両トルクコンバータの両全負荷ライン間の範囲がトルク上昇率のために得られる。

図１５に相当する図１９に示したトルクコンバータを軟性に設計した場合のトルク伝達系の出力特性曲線フィールドが前記のことを表している。使用可能な変換範囲が、図１５に示した出力特性曲線フィールドに対比して、破線より上位の範囲分だけ大きくなっている。また図１９の特性曲線フィールドには、狭いハッチングを施した面として示した主運転範囲及び最小限スリップ範囲も記入されている。

また図１８には作動点１、作動点２及び作動点３が付記されている。トルクコンバータを「硬性」及び「軟性」に設計した場合、前記作動点において下表のようなスリップ値と効率を求めることができた。すなわち：

上表から判るように、「軟性」に設計されたトルクコンバータの場合の下域回転数範囲及び中域回転数範囲における効率は、「硬性」に設計されたトルクコンバータの効率に対比して落ちるが、著しく増大したスリップが発生し、それに伴ってトルク上昇度が改善される。これに対して図１８の作動点３においてはトルクコンバータの硬性設計の場合と軟性設計の場合では、スリップと効率は等しい。

油圧系と機械系との動的挙動に基づいて、トルクコンバータと摩擦クラッチとへの、トルク伝達系によって伝達すべきトルクの分配に影響を及ぼすパラメータ量を過度に急速に高めると、著しく大きな衝撃量又は摩擦クラッチの粘着によって、種々異なった周波数の振動が励振することになる。

このような励振を避けるために本発明の有利な実施態様では、トルクコンバータと摩擦クラッチとの間における伝達すべきトルクの分配に影響を及ぼすパラメータ、殊に差圧の、これまでとは異なって改めて算出された量は、時間に関連した関数に従って遅延させて調整される。

しかし又、トルクコンバータと摩擦クラッチとの間における伝達すべきトルクの分配に影響を及ぼすパラメータの、これまでとは異なって改めて算出された量は、トルク伝達系の入力部と出力部との間の回転数差に関連した関数に従って遅延させて調整することもできる。

同じく又、トルクコンバータと摩擦クラッチ間における伝達すべきトルクの分配に影響を及ぼすパラメータの、これまでとは異なって改めて算出された量は、機関回転数に関連した関数に従って遅延させて調整することも可能である。

本発明は、図示の実施例に限定されるのではなく、本発明に関して説明した構成手段乃至は構成エレメントの組合せによって形成される変化態様をも含むものである。更に又、図面に関して説明した個々の特徴又は機能形式は、単独に取り上げて独立発明を構成することもできる。

トルクコンバータと、該トルクコンバータに対して並列に配置されて該トルクコンバータをバイパスして直結する直結摩擦クラッチとを装備したトルク伝達系の構成図 トルクコンバータと直結摩擦クラッチ（ロックアップ・クラッチ）とを有する図１相当のトルク伝達系を表わす半割断面図並びに一部断面して示した所属の圧力媒体制御装置の概略構成図 トルクコンバータと該トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチとにおいて発生するスリップに関連して、トルクコンバータによって伝達すべきトルクと、直結摩擦クラッチによって伝達すべきトルクとに分配される機関トルク線図 クラッチ切換え動作による自動車加速時に本発明によってトルクを制御してトルクコンバータをバイパスして摩擦クラッチを直結させる際の時間を関数とした機関回転数とトルクコンバータの回転数差を表わす線図 クラッチ切換え動作による自動車加速時にトルクを制御してトルクコンバータをバイパスして摩擦クラッチを直結させる際の時間を関数とした出力モーメントを表わす図４相当の線図 加速時にスリップを制御してトルクコンバータをバイパスして摩擦クラッチを直結する際の回転数挙動を表わす図４相当の線図 加速時にスリップを制御してトルクコンバータをバイパスして摩擦クラッチを直結する際の出力モーメントを表わす図５相当の線図 切換え動作中には開かれ切換え動作後に再び閉じられる直結摩擦クラッチによる加速時の回転数挙動を表わす図４及び図６相当の線図 切換え動作中には開かれ切換え動作後に再び閉じられる直結摩擦クラッチによる加速時における時間を関数とした出力モーメントを表わす図５及び図７相当の線図 検出インターバル後に所望される差圧値を予め決定するために時間を関数とした直結摩擦クラッチで作用する差圧経過を表わす線図 流体コンバータをバイパスする直結摩擦クラッチを備えたトルク伝達系の断面図 トルクコンバータと該トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチとにおいて発生するスリップに関連して、トルクコンバータによって伝達すべきトルクと、直結摩擦クラッチによって伝達すべきトルクとに分配される機関トルク線図 「硬性」に設計されたトルクコンバータの一次特性曲線フィールドにおけるポンプ回転数を関数としたポンプトルクの線図並びにタービンとポンプとの回転数比をパラメータとして示した線図 二次特性曲線フィールドにおけるタービン回転数を関数とした「硬性」に設計されたトルクコンバータのタービントルクの線図 従来慣用のように「硬性」に設計されたトルクコンバータの出力特性曲線フィールドの線図 「軟性」に設計されたトルクコンバータの一次特性曲線フィールドにおけるポンプ回転数を関数としたポンプトルクの図１３相当の線図並びにタービンとポンプとの回転数比をパラメータとして示した線図 図１８に示した「軟性」設計のトルクコンバータの二次特性曲線フィールドにおけるタービン回転数を関数としたタービントルクの線図 図１４と図１７に示した二次特性曲線を重ね合わせてトルクコンバータを「軟性」に設計した場合に付加的に使用可能な変換範囲を示す線図 図１８に示した軟性に設計されたトルクコンバータの出力特性曲線フィールドの図１５相当の線図

符号の説明

１０ トルク伝達系、 １１ トルクコンバータ、 １２ 直結摩擦クラッチ、 １３ 軸、 １４ 出力軸、 １６ コンバータカバー、 １７ ポンプ車、 １８ タービン車、 １９ 案内車、 ２０ クラッチ摩擦ディスク、 ２２ 対向面、 ２４ 後室、 ２５ 前室、 ３０ 導管、 ３１ 制御弁、 ３２ 制御エレメント、 ３３ オイル冷却器、 ４０ 機関回転数、 ４１ 回転数差、 ４２，４３ 時点、 ４４ 出力トルク、 ４６ 後振動、 ４９ 振動、 ５０ 曲線、 ６０ トルク伝達系、 ６１ 流体式トルクコンバータ、 ６２ 直結摩擦クラッチ、 ６３ ダンパーユニット、 ６５ ポンプ車、 ６６ 出力側ハブ部分、 ６７ タービン車、 ６８ 案内車、 ７０ コンバータカバー、 ７１，７２ 連行ピン、 ７４ リングピストン、 ７５ シールハブ、 ７６ 対応シールハブ、 ７８ クラッチ摩擦ディスク、 ７９ 摩擦面、 ８０ 対応摩擦面、 ８２ ダンパーばね部材、 ８３ ダンパー駆動部分、 ８４ ダンパー被駆動部分、 ８５ リベット、 ８８，８９ 連行子、 ９０ 連行フィンガ、 ９２ 圧力前室、 ９３ 圧力後室

Claims (6)

1. 駆動ユニットとしての内燃機関と変速ギヤ式伝動装置とを装備した車両、特に自動車の駆動軸列のための流体式トルクコンバータと該トルクコンバータに並列に配置された摩擦クラッチと測定値検出系と中央計算ユニットを備えたトルク伝達系であって、前記トルクコンバータは車両の駆動ユニットと駆動結合しかつ出力軸を介して後置の自動変速機と作用接続されており、また前記摩擦クラッチは、流動圧力媒体で作動可能であり、かつ、前記トルクコンバータのタービン車と、摩擦ディスクに作用接続されたリングピストンとの間並びに該リングピストンとコンバータカバーとの間にそれぞれ１つずつ配置された圧力室を有し、両圧力室は、両圧力室間で生じる差圧が前記摩擦クラッチによって伝達可能なトルクを決定するように構成されており、前記中央計算ユニットと協働して前記の両圧力室間の差圧を、ひいては摩擦クラッチによって伝達可能なトルクを、所期のように変化させる油圧系が設けられており、しかも前記摩擦クラッチがすべての走行ギヤ段において制御され、かつトルクコンバータがトルク変換係数＞２．５を有していることを特徴とする、トルク伝達系。
2. 走行運転中に発生する熱を中央計算ユニットによって計上し、こうして作成された熱勘定実際値を、構造的に許容の熱量と比較する、請求項１記載のトルク伝達系。
3. 極端な走行状況ではロックアップ・クラッチ制御を介してスリップを変化させ、これによって発生熱量を減少させる、請求項１又は２記載のトルク伝達系。
4. 発進走行、加速、登坂走行のような極端な状況を除き、常にロックアップ・クラッチを極めて小さなスリップでもって作動させる、請求項１から３までのいずれか１項記載のトルク伝達系。
5. トルクコンバータのタービンとロックアップ・クラッチの摩擦ディスクとの間で作用するダンパーユニットが、部分負荷範囲に設計されている、請求項１から４までのいずれか１項記載のトルク伝達系。
6. 駆動ユニットとしての内燃機関と変速ギヤ式伝動装置とを装備した車両、特に自動車の駆動軸列のための流体式トルクコンバータと該トルクコンバータに並列に配置された摩擦クラッチと測定値検出系と中央計算ユニットを備えたトルク伝達系であって、前記トルクコンバータは車両の駆動ユニットと駆動結合しかつ出力軸を介して後置の自動変速機と作用接続されており、また前記摩擦クラッチは、流動圧力媒体で作動可能であり、かつ、前記トルクコンバータのタービン車と、摩擦ディスクに作用接続されたリングピストンとの間並びに該リングピストンとコンバータカバーとの間にそれぞれ１つずつ配置された圧力室を有し、両圧力室は、両圧力室間で生じる差圧が前記摩擦クラッチによって伝達可能なトルクを決定するように構成されており、前記中央計算ユニットと協働して前記の両圧力室間の差圧を、ひいては摩擦クラッチによって伝達可能なトルクを、所期のように変化させる油圧系が設けられている形式のものにおいて、摩擦クラッチが、すべての前進ギヤ段において部分的な閉鎖を少なくとも一時的に行うように制御されることを特徴とする、トルク伝達系。

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