JP3634360B2 - トルク伝達系の制御法 - Google Patents

Description

［技術分野］
本発明は、内燃機関のような駆動ユニットの出力部と作用結合されていて出力軸を介して自動変速機と駆動接続しているトルク伝達系の制御法であって、該トルク伝達系が流体コンバータと該流体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とを有し、前記摩擦クラッチにかけられる力、ひいては該摩擦クラッチによって伝達されるトルクを、前記中央計算ユニットとの協働によって所期のように変化可能にする形式のものに関する。
更に本発明は、前記形式トルク伝達系の流体トルクコンバータが、ポンプ車とタービン車と案内車と、回転軸線に対して同心的に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を包囲するコンバータカバーとを有し、かつ前記コンバータカバーとタービン車との間に同心的に配置されているリングピストンが、半径方向外側では円錐形のクラッチ摩擦ディスクとして構成されており、また半径方向内側では、タービン車と相対回動不能に結合された対応シールハブ上に取付けられたシールハブを有している形式のトルク伝達系の流体トルクコンバータ用の直結摩擦クラッチにも関している。
［背景技術］
トルクコンバータに対して並列に配置されていて該トルクコンバータをバイパス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形式の、トルク伝達系の制御法は公知である。
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、前記形式のトルク伝達系と共に、入力部（駆動部）と出力部（被駆動部）との間で発生するスリップ実際値を測定し、規定のスリップ目標値と比較し、スリップ差値が確認された場合には、該差値を解消制御する制御法が開示されている。この制御法は、摩擦クラッチの両圧力室を負荷する流動圧力媒体間の圧力差を変化するようにして行なわれる。従って該制御法は、古典的なスリップ制御に基づく制御法である。
また摩擦クラッチを並列に配置したトルクコンバータ用の制御法が、やはり米国特許第5029087号明細書に基づいて公知であり、その場合、クラッチのスリップが測定され、規定のスリップ目標値と比較され、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が変化される。従ってこの場合も、規定のスリップ値からの測定偏差を解消制御する典型的なスリップ制御である。
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て、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する、前記形式のトルク伝達系制御法が米国特許第4577737号明細書に基づいて公知である。この場合、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。
この公知の制御法では、トルクコンバータによって伝達されるトルクは、発生スリップの場合に類似して、トルクが発生した後に始めて測定されて制御されることになる。その限りでは、トルクコンバータにより伝達すべきトルクによって作業するにも拘らず、この制御法の場合も、スリップ制御に対して類縁関係にある制御コンセプトと言うことができる。
しかしながら冒頭で述べた形式のトルク伝達系の摩擦クラッチによって伝達されるトルクに所期のように影響を及ぼすための前記のような制御システムは実際には、満足できるものではなく、或いは少なくとも完全に意を満たすものとは言い難い。
例えばスリップ制御の場合、スリップ変動が測定され、要するにスリップ変動がすでに現存している場合に始めて制御系はこのスリップ変動に応動することができる。この事実は殊に動的プロセスの場合には、スリップ変動の制圧に対抗するような種々の欠点を孕んでいる。
例えば駆動機関の側からのトルクの取戻しによってトルク伝達系内のスリップが減少させられる。摩擦クラッチの粘着状態、ひいては駆動機関から他の駆動軸列へのトルク変動の伝達を避けるためには、摩擦クラッチによって伝達されるトルクの取戻しが行なわれねばならない。しかしながら制御力学は実際には、トルク伝達系に生じる遅延時間又は無駄時間によって制限されているので、経験的に50rpmを下回らない最低スリップ回転数が必要である。
そればかりか、時間に最適な制御器設計を妨げる走行状況が存在している。
車両内に回転質量を分配することに基づいて、高いギヤ段への切換え時にギヤ切換え式伝動装置の入力部における回転数、ひいてはトルク伝達系の出力部における回転数が低下する一方、ギヤ切換え式変速機の出力部における回転数は比較的一定に留まる。トルク伝達系の出力回転数の低下に伴って、スリップは増大し、その結果やはり、流体トルクコンバータの挙動によって、トルク伝達系入力部におけるトルクを高めることが要求される。しかしながら、この時点では前記の高められたトルクを駆動ユニットから供給することはできない。従って駆動ユニットは制動され、高いギヤ段への切換え中に摩擦クラッチの負荷が一定に保たれると、低レベルでのスリップが自動的に生じる。しかしながら、時間に最適に設計された制御器は、摩擦クラッチを負荷する力を高めることによって、スリップ増大を防止することになり、その結果、切換え終期には摩擦クラッチの粘着が生じ、ひいては他の駆動軸列へ駆動ユニットのトルクが、均等に伝達されることになる。
更にまた、所定の走行速度範囲においてはクラッチ作用力をスロットルレバーの開放度に関連して制御して、入力部と出力部との間でスリップを生ぜしめ得るようにした、前記形式のトルク伝達系用の制御法もドイツ連邦共和国特許第3712223号明細書に基づいてすでに公知になっている。前述のスリップ制御方式とは異なって、この生業法は、すでに述べたようにスロットルレバーの開放度に関連して摩擦クラッチの負荷力を調整する制御方式であり、この場合トルク伝達系の入力部と出力部との間のスリップは前記負荷力に関連して調整される。
しかしながら、この制御法における不満な点は、摩擦クラッチによって伝達されるトルクがクラッチ入れ力に関連するばかりでなく、摩擦ライニングの摩擦係数にも関連していることであり、この摩擦ライニング自体は周知のように、温度、スリップ回転数、使用オイルの挙動その他の影響に関連して強い変動に晒されている。このことは取りも直さず、この制御態様でもトルク伝達系内に挙動変動が生じた場合に、振動を絶縁するのに十分な大きさのスリップ回転数を保証するためには最低スリップ回転数を維持せねばならないことを意味している。
前記の従来公知のすべての制御システムは、50rpm以上の比較的大きな最低スリップ回転数でしか作業できないという欠点を有している。これによって燃料消費量の点で、直結機構を備えていないトルクコンバータに対比して殆ど利点が得られないばかりか、摩擦クラッチにおいて発生する出力損失をカバーすることは困難である。
［発明の開示］
これに対して本発明の課題は殊に、トルクコンバータと該トルクコンバータに後置された自動変速機とを備えた車両の全ての運転状況において50rpmよりも著しく低いスリップ回転数の調整を可能にするように改良されたトルク伝達系の制御法を提供することである。
このようなトルク伝達系の流体トルクコンバータをバイパスするための直結摩擦クラッチはすでに一般に公知である。
摩擦面を有する直結摩擦クラッチでは摩擦半径は負荷圧に関連しておりかつ低剛性のために摩擦ライニング全体にわたって加圧力を均等に分布させることが保証されていない。このために、クラッチがスリップする場合に摩擦ライニングの部分的な過熱が生じ、ひいては該摩擦ライニングは破損すると共に、この領域にあるオイル（Automatic Transmission Fluid＝ATF）の破壊が惹起されることになる。
また、摩擦クラッチによって伝達可能なトルクは摩擦半径に直接関連しており、このために、自動変速機で使用される油圧との関連において、最低限の半径方向空間が必要になる。
しかしながら前記形式のトルクコンバータの直結摩擦クラッチは、殊にピストン式ダンパユニットでは弾性的な機械的なダンパ機構を大きな半径で配置せねばならないので、多くの車両用変速機では使用されない比較的大きな軸方向空間を必要とする。前記の機械的なダンパ機構は、駆動機関からの極めて大きな励振領域においても、低スリップ回転数の場合も最適の振動絶縁を保証するために必要である。
前記の背景技術を出発点とする本発明の別の課題は前記形式の、しかも目的を特定した直結摩擦クラッチを改良することである。
前記課題を解決するための制御法上の解決手段は、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを、駆動ユニットのトルクに関連して求めると共に、所定のクラッチトルクを伝達するために必要な摩擦クラッチの負荷力を算出して適応調整し、前記の算出されたクラッチトルクの入力部と出力部間の最小スリップを自動的に調整し、かつ理想的状態からの偏差を補正によって長期間補償する点にある。
本発明において重要なことは、入力トルクが、トルクコンバータによって伝達すべき油圧的なトルク分と、直結摩擦クラッチによって伝達すべき機械的なトルク分とに分配される点にある。無段制御のために直結摩擦クラッチは可変力で負荷され、該可変力は、その都度の走行状況に対してコンバータ・トルクとロックアップ・トルクとの最適な分配が生じるように論理的な制御によって制御される。
本発明による制御法にとって特徴的なことは、あらゆる運転範囲においてスリップ式摩擦クラッチによって運転することができ、かつ該摩擦クラッチがスリップに関連してではなくて、トルクに関連して制御される点にある。その場合スリップは自動調整され、かつ、伝達トルクを補正するために緩速度のスリップ制御又は適合が従属させられる。クラッチ切換え動作時には、トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチは開かれず、更にトルクに関連して制御される。上昇摩擦特性曲線はトルク制御の支援のために有効に作用し、その場合、摩擦係数はスリップの上昇に伴って増大し、また粘着係数は滑り摩擦係数よりも小さいのが殊に有利である。
本発明の実施態様では、駆動ユニットのトルクに関連して、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを次のトルク等式：
M_Kupplung＝k_me・k_korr・（M_{Antriebsaggregat}
＋M_korr-MOT）＋M_korr-WUE
に従って求め、
但し式中：
M_Kupplungを摩擦クラッチのトルク、
k_meをトルク分配係数、
k_korrを乗算的に入り込む誤差を補償するための補正係数、
M_korr-MOTを機関トルクに対して加算的に入り込む誤差を補償するための補正係数、
M_korr-WUEをクラッチトルクに対して加算的に入り込む誤差を補償するための補正係数とし、
前記算出と共に、トルク伝達系の入力部と出力部との間の最小スリップを、入力軸列の全運転範囲にわたって一定のトルク分配係数k_meの量に関連して自動調整し、理想的状態からの偏差を前記補正係数k_korr及び補正モーメントM_korr-MOTとM_korr-WUEとによって長期間補償するようにするのが有利である。
本発明の制御法の前記実施態様では、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係数は、トルク分配係数k_me及び補正係数k_korrを予め設定することによって小さく保つことができる。特定の運転範囲において、例えば低回転数及び高負荷の場合に（この範囲では多くの内燃機関はトルクの衰弱を示す）、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクが、比較的高い回転数差を生ぜしめるほど、できるだけ小さくなるように前記係数を選ぶことが可能になる。その場合殊に、軟性（ソフト）に設計されたトルクコンバータと大きな変換範囲との協働によって、特に重要な運転範囲において出力トルクの上昇が得られ、これは、駆動ユニット自体が比較的高いトルクを有していると想定されるほどである。
従って本発明の制御法によって、低スリップ時の振動絶縁が良好になり、クラッチ切換え動作時及び負荷変換動作時の伝動軸列の応動が改善されると共に、加速リザーブ量が大きくなる一方、トルクコンバータを一層小形化しかつ／又は扁平化できるという利点が得られ、このことは、内燃機関を横方向に組込んだフロントドライブ式自動車の場合に意味がある。更に本発明の制御法ではトルクコンバータがすべてのギヤ段において摩擦クラッチによって直結されるので、決して過少評価を許さない利用価値が得られる。
請求項２に記載したトルク等式のトルク分配係数k_meは、出力回転数、駆動ユニットのみの回転数、駆動ユニットの回転数とトルクとに関連した値或いは駆動ユニットの出力回転数とトルクとに関連した値である。従ってトルク分配係数k_meにとっても駆動機関の回転数は、それ単独で、或いは、駆動ユニットから送出されるトルクと相俟って、重要な指標になる。
トルク伝達系を構成しかつ機能させるために又は前記制御法を実施するためには、摩擦クラッチは流動圧力媒体で作動可能であり、かつ、摩擦クラッチとコンバータカバーとの間及び摩擦クラッチとその他のコンバータケーシングとの間に２つの別個の圧力室を形成するように構成されており、かつ、前記の両圧力室間に生じる差圧が、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するのが有利である。
本発明の別の有利な実施態様では、トルク伝達系が内燃機関を駆動ユニットとして有する場合、該駆動ユニットの運転状態は、機関回転数とスロットルバルブ角度とに関連して、機関回転数と燃料流過量とに関連して、機関回転数と吸気管負圧とに関連して、或いは機関回転数と燃料噴射時間とに関連して決定される。該実施態様では運転状態のための指標としては常に機関回転数が、スロットルバルブ角度、吸気管負圧又は燃料噴射時間のような別の１つの量と相俟って使用される。
油圧系と機械系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の間で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が著しく急速に上昇する場合には、過度に大きなジャーク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されることになる。
このような励振を避けるために本発明の実施態様では、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を、時間に関連した関数に従って遅延させて調整される。
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を、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。
同様に、トルクコンバータと摩擦クラッチとの間で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を、機関回転数の勾配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。
流動圧力媒体で作動可能な摩擦クラッチを使用する場合、本発明の実施態様では、摩擦クラッチにおいて所望される差圧をPI制御器又はPID制御器によって制御し、その場合、摩擦クラッチによって伝達すべき所定のトルクを得るために必要な、摩擦クラッチにおける差圧から、発生差圧に至る調整距離は一義的には解析されない。
また１つの特性曲線から弁流のような圧力比例信号を取出して調整することによって、摩擦クラッチにおける所望の差圧を調整することが可能であり、、その際に発生する圧力目標値と圧力実際値との間の偏差はＩフィードバックによって補償される。別の実施態様では、流れ又は検出比のような、所望の差圧に比例した信号を計算し、PI制御器、Ｉ制御器又はPID制御器によって制御するようにして、摩擦クラッチにおける所望の差圧を調整することも可能である。
別の重要な実施態様では、トルク伝達系の入力部と出力部との間で生じるスリップを測定しかつ目標値と比較することによって、摩擦クラッチによって実際に伝達されるトルクの、所望トルクからの偏差が確認される。このような偏差の確認は、別の実施態様によれば、トルクコンバータによって伝達されるトルクを該トルクの特性曲線から算出し、ひいては前記トルクコンバータと摩擦クラッチとの実際のトルク分配を検査することによっても可能である。更にまた、摩擦クラッチによって実際に伝達されるトルクの、所望トルクからの偏差の発生原因を、乗算的に入り込む誤差、機関トルクに加算的に入り込む誤差、クラッチトルクに加算的に入り込む誤差、機関トルクに乗算的かつ加算的に入り込む誤差、クラッチトルクに乗算的かつ加算的に入り込む誤差又は機関トルク並びにクラッチトルクに乗算的かつ加算的に入り込む誤差に帰し、かつ、制御適応性のみを得るために前記誤差を数秒間の時定数で補償するようにすることも可能である。
制御法の別の実施態様によれば、運転者側から加速所望信号を送出すると（これは殊に有利にはスロットルバルブ角度の変化速度によって認知される）、k_me係数の減少によってトルク伝達系内のスリップを高め、これによって、トルクコンバータによって提供されるトルク上昇率を付加的なトルクリザーブ量として使用することが可能になる。
本発明の制御法の有利な実施態様では、すべてのギア段においてトルク伝達系内のスリップを摩擦クラッチによって決定し、これによってトルクコンバータによる出力伝達効率を後退させ、かつトルクコンバータを高いエンスト回転数と広い変換範囲に設計することを可能にする。従ってトルク伝達系内のスリップを所期のように高めることによって、使用可能なトルクリザーブ量が著しく増大される。
直結摩擦クラッチの改良に関して設定された本発明の課題は、ポンプ車とタービン車と案内車と、回転軸線に対して同心的に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を包囲するコンバータカバーとを有する直結摩擦クラッチによって解決され、この場合、コンバータカバーとタービン車との間に同心的に配置されているリングピストンは、追って詳細に説明するように、半径方向外側では円錐形のクラッチ摩擦ディスクとして構成されている。この場合前記リングピストンは半径方向内側では、タービン車と相対回動不能に結合された対応シールハブ上に取付けられたシールハブを有することができる。
更に本発明の思想は、内燃機関のような駆動ユニットの出力部と作用結合されていて出力軸を介して自動変速機と駆動接続しているトルク伝達系の制御法に関し、しかも該トルク伝達系は、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動圧力媒体で作動可能な摩擦クラッチとを備え、該摩擦クラッチは、前記流体トルクコンバータのタービン車とコンバータかバーとの間に配置された２つの圧力室を有し、両圧力室は、この両圧力室間で生じる差圧が、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、更に前記トルク伝達系は、測定値検出系と、中央計算ユニットと、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とを備えている。
トルクコンバータに並列に配置されて該トルクコンバータをバイパスする直結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、直結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するトルク伝達系の制御法はそれ自体公知である。
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、前記形式のトルク伝達系と共に、入力部と出力部との間で発生するスリップ実際値を測定し、予め規定したスリップ目標値と比較し、両者間に差があれば当該差を解消するように制御する制御法が記載されている。前記のスリップ差解消制御は、直結摩擦クラッチの両圧力室の流動媒体負荷圧の差圧を変化させるようにして行なわれる。従ってこの制御法は、古典的なスリップ制御を基礎とした制御法であると言える。
同じく直結摩擦クラッチを並列に配置したトルクコンバータ用の制御法が米国特許第50299087号明細書に基づいてすでに公知であり、この場合直結摩擦クラッチにおけるスリップが測定され、規定のスリップ目標値と比較され、かつ確認された偏差に関連して直結摩擦クラッチの両圧力室間の差圧が変化される。従ってこの場合も、予め規定されたスリップ目標値からの測定偏差を解消制御するようにした典型的なスリップ制御法である。
更にまた、前記形式のトルク伝達系の制御法が米国特許第4577737号明細書に基づいて公知であり、この場合は流体トルクコンバータによるトルク伝達は、トルクセンサによって直接測定されてトルク伝達は駆動機関の運転状態に関連して確定される。コンバータをバイパスする直結摩擦クラッチの閉鎖は、この場合、要求されたトルク伝達を保証するように制御される。
この制御法では、トルクコンバータによって伝達されるトルクは、スリップを調整する場合に類似していて、スリップが生じた後に始めて測定されて制御される。その限りではこの場合の基本思想は、トルクコンバータによって伝達されるトルクで作業するにも拘らず、スリップ制御に類縁関係のある制御コンセプトと言うことができる。
駆動機関の出力回転数と、トルク伝達系に後置されたトランスミッションの入力回転数との間の差又は、この回転数差に相当する実際値を測定し、目標値と比較し、かつ該目標値からの実際値の可能偏差に対して制御するようになっているスリップ制御方式は、充分に意を満たすものとは言えない。
例えば切換え動作時にはトルク変動に基づいて回転差が変化する。この場合回転数制御は、出力側で又は伝動装置トルクにおいて不都合な過振動を生ぜしめるほど遅れて行なわれる。更にまた切換え時に切換え動作終期には、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が粘着することになる。従って直結摩擦クラッチは切換え動作時には開かれねばならない。スリップ制御は、切換え動作時に駆動機関の出力回転数と伝動装置の入力回転数との間の回転数差を目標値に維持しようとし、要するに、トルク伝達系に後置された伝動装置に抗して働く。
従って、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、該直結摩擦クラッチに後置された自動変速機を備えたトルク伝達系の改良型制御法を提供すると共に、少なくとも本発明の他の思想との関連において特に有利に適用可能な、改良型トルクコンバータ及び改良型直結摩擦クラッチのような改良された機械的な構成要素を提供せねばならないという発明の課題が当然生じてくる。
特許請求の範囲の請求項１に上位概念として記載した形式の制御法に関する前記課題を解決する本発明の構成手段は、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを、駆動ユニットの運転状態に関連して、k_e＝k_meをトルク分配係数、k_korrを補正係数とする次のトルク等式：
M_Kupplung＝k_me・k_korr・M_{Antriebsaggregat}
に従って求めると共に、所定のクラッチトルクを伝達するために必要な摩擦クラッチの負荷力を算出・調整し、しかもトルク伝達系の入力部と出力部間のスリップを、トルク分配係数k_eの量に関連して自動調整し、かつ前記補正係数k_korrによって、理想的状態からの各駆動軸列の偏差を補償する点にある。
更に本発明は、内燃機関のような駆動ユニットの出力部と作用結合されていて出力軸を介して自動変速機と駆動接続しているトルク伝達系の制御法であって、該トルク伝達系が流体コンバータと該流体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とを有し、前記摩擦クラッチにかけられる力、ひいては該摩擦クラッチによって伝達されるトルクを、前記中央計算ユニットとの協働によって所期のように変化可能にする形式のものに関し、その特徴とするところは、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを、駆動ユニットの運転状態に関連して、k_e＝k_meをトルク分配係数、k_korrを補正係数とする次のトルク等式：
M_Kupplung＝k_me・k_korr・M_{Antriebsaggregat}
に従って求めると共に、所定のクラッチトルクを伝達するために必要な摩擦クラッチの負荷力を算出・調整し、しかもトルク伝達系の入力部と出力部間のスリップを、駆動軸列の全運転範囲にわたって一定のトルク分配係数k_eの量に関連して自動調整し、かつ前記補正係数k_korrによって、理想的状態からの各駆動軸列の偏差を補償する点にある。
また本発明は、内燃機関のような駆動ユニットの出力部と作用結合されていて出力軸を介して自動変速機と駆動接続しているトルク伝達系の制御法であって、該トルク伝達系が流体コンバータと該流体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とを有し、前記摩擦クラッチにかけられる力、ひいては該摩擦クラッチによって伝達されるトルクを、前記中央計算ユニットとの協働によって所期のように変化可能にする形式のものに関し、その特徴とするところは、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを、駆動ユニットの運転状態に関連して、k_e＝k_meをトルク分配係数、k_korrを補正係数とする次のトルク等式：
M_Kupplung＝k_me・k_korr・M_{Antriebsaggregat}
に従って求めると共に、所定のクラッチトルクを伝達するために必要な摩擦クラッチの負荷力を算出・調整し、しかもトルク伝達系の入力部と出力部間のスリップを、機関特性フィールドには無関係のトルク分配係数k_eの量に関連して自動調整し、かつ前記補正係数k_korrによって、理想的状態からの各駆動軸列の偏差を補償する点にある。
本発明は、内燃機関のような駆動ユニットの出力部と作用結合されていて出力軸を介して自動変速機と駆動接続しているトルク伝達系の制御法であって、該トルク伝達系が流体コンバータと該流体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とを有し、前記摩擦クラッチにかけられる力、ひいては該摩擦クラッチによって伝達されるトルクを、前記中央計算ユニットとの協働によって所期のように変化可能にする形式のものにおいて、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを、駆動ユニットの運転状態に関連して、k_e＝k_meをトルク分配係数、k_korrを補正係数とする次のトルク等式：
M_Kupplung＝k_me・k_korr・M_{Antriebsaggregat}
に従って求めると共に、所定のクラッチトルクを伝達するために必要な摩擦クラッチの負荷力を算出・調整し、しかもトルク伝達系の入力部と出力部間のスリップを、駆動ユニットの回転数のみに関連したトルク分配係数k_eの量に関連して自動調整し、かつ前記補正係数k_korrによって、理想的状態からの各駆動軸列の偏差を補償することを特徴としている。
更に本発明は、内燃機関のような駆動ユニットの出力部と作用結合されていて出力軸を介して自動変速機と駆動接続しているトルク伝達系の制御法であって、該トルク伝達系が流体コンバータと該流体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とを有し、前記摩擦クラッチにかけられる力、ひいては該摩擦クラッチによって伝達されるトルクを、前記中央計算ユニットとの協働によって所期のように変化可能にする形式のものにおいて、前記課題を解決する手段は、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを、駆動ユニットの運転状態に関連して、k_e＝k_meをトルク分配係数、k_korrを補正係数とする次のトルク等式：
M_Kupplung＝k_me・k_korr・M_{Antriebsaggregat}
に従って求めると共に、所定のクラッチトルクを伝達するために必要な摩擦クラッチの負荷力を算出・調整し、しかもトルク伝達系の入力部と出力部間のスリップを、駆動ユニットの回転数並びにトルクに関連したトルク分配係数k_eの量に関連して自動調整し、かつ前記補正係数k_korrによって、理想的状態からの各駆動軸列の偏差を補償する点にある。
本発明において重要な点は、入力トルクを、トルクコンバータによって伝達すべき油圧的トルク分と、摩擦クラッチによって伝達すべき機械的なトルク分とに分割することである。無段制御のために直結摩擦クラッチは可変力によって負荷され、該可変力は、その都度の運転状況に対してコンバータ・トルクとロックアップ・トルクとの最適な分割を生ぜしめるように論理的制御方式によって制御される。
トルク伝達系を構成しかつ機能させるために、或いは前記制御法を実施するために、摩擦クラッチが流動圧力媒体で作動可能であり、かつ、摩擦クラッチとコンバータカバーとの間又は摩擦クラッチとコンバータケーシングとの間に２つの別個の圧力室を形成するように構成されており、この両圧力室間に生じる差圧が、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するのが有利である。
従って本発明の制御法の特質は、すべての運転範囲において、スリップする摩擦クラッチによって運転することができ、かつ、該摩擦クラッチがスリップに関連してではなくて、トルクに関連して制御されることである。スリップは自動的に調整され、かつ伝達トルクを補正するためには、緩速度のスリップ制御が従属される。切換え動作時に、トルクコンバータをバイパスする直結摩擦クラッチは開かれず、更にトルクに関連して制御される。このトルク制御を支援するために、上昇する摩擦特性曲線が役立ち、その場合摩擦係数は、スリップの上昇に伴って増大し、かつ粘着摩擦係数は滑り摩擦係数よりも小でなければならない。
本発明の制御法において生じる、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値は、トルク分配係数k_eと補正係数k_korrを予め設定することによって低く保つことができる。特定の範囲、例えば低回転数範囲及び高負荷範囲（この範囲では大抵の内燃機関はトルクの衰弱を示す）では、前記係数は、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクが、比較的高い回転数差を生じるほど小さくなるように選ばれる。殊にその場合、軟性に設計されたトルクコンバータと大きな変換範囲との協働と相俟って、出力トルクの上昇が得られ、これは、駆動ユニット自体のトルクが比較的高いかのように作用する。
従って本発明の制御法は、小さなスリップ時の振動絶縁が良好であり、切換え動作時及び負荷変換動作時における伝動軸列の応動が改善されると共に、加速リザーブ量が大きくなるという顕著な利点を提供し、しかもトルクコンバータの小形化及び／又は扁平化を可能にし、これは、内燃機関を横方向に組込んだフロントドライブ式自動車において重要な意味を持つ。更にまた、過少評価を許さない使用上の利点が得られる。それというのは、本発明の制御法では、すべてのギヤ段においてトルクコンバータは直結摩擦クラッチによってバイパスされるからである。
本発明の有利な実施態様では、トルク伝達系が内燃機関を駆動ユニットとして有する場合、該駆動ユニットの運転状態は、機関回転数とスロットルバルブ角度とに関連して、又は機関回転数と吸気管負圧とに関連して、又は機関回転数と燃料噴射時間とに関連して決定される。前記の択一的実施態様では、スロットルバルブ角度、吸気管負圧又は燃料噴射時間と相俟って機関回転数が常に運転状態の指標として役立つ。
本発明の有利な実施態様では、請求項２に記載したトルク関係式のトルク分配係数k_eは、駆動ユニットの全運転範囲にわたってコンスタントな値、しかも駆動ユニットの回転数のみに関連した定値であるか、又は駆動ユニットの回転数にもトルクにも関連した定値である。従ってトルク分配係数k_eについても、駆動ユニットの回転数は、それ独自で又は駆動ユニットから送出されるトルクと相俟って、１つの重要な指標である。
本発明の制御法の別の実施態様では、中央計算ユニットにおいて駆動軸列内のトルク変動に関連して求められかつ摩擦クラッチによって伝達すべき、瞬間トルクから偏倚したトルクを次の手段（ａ）〜（ｄ）によって調整する：
（ａ）検出インターバルを経た時点t_n+1に所望される、摩擦クラッチによって伝達されるトルクを決定する任意のパラメータＸの値を、摩擦クラッチの粘着のような不都合な事象を排除する関数に従って予め規定し、
（ｂ）時間インターバルΔｔを経た後に所望のパラメータＸの値を得るために必要な勾配ΔＸを算出し、
（ｃ）算出した勾配ΔＸを油圧系を用いて調整し、
（ｄ）目標値X_Sollを得るまで前記手順を反復するようにした。
特に本発明の制御法の有利な実施態様では前記算出した勾配ΔＸが比例制御によって調整され、しかもパラメータとして、摩擦クラッチの圧力室間の差圧ΔＰが、β＝ｆ（T_v,t）とする次の関係式：
ΔP_n+1＝（１−β）・ΔP_Soll÷β・ΔP_n
に従って予め規定される。
本発明の実施態様によれば、中央計算ユニットにおいて駆動軸列内のトルク変動に関連して求められた、摩擦クラッチによって伝達されるトルクの新値を次のようにして調整することが可能である。すなわち：
（ａ）摩擦クラッチによって伝達されるトルクを決定する任意のパラメータＸの勾配ΔＸを、摩擦クラッチの短時間粘着のような不都合な事象を排除する関数に従って算出することによって、
（ｂ）所望の勾配ΔＸを油圧系を用いて調整することによって、
（ｃ）要求される目標値X_Sollを得るまで前記手順を反復することによって、
前記トルク新値が調整される。このような実施態様では、直結摩擦クラッチの両圧力室間の差圧ΔＰの勾配は、C₁を比例係数又は倍率定数とする次の関係式：
ΔΔＰ＝C₁・（ΔP_Soll−ΔP_n）
に従ってパラメータとして算出される。
この場合はΔΔＰ＝C₁・（ΔP_Soll−ΔP_Ist）となる。（図10参照）
但し式中：
ΔΔＰ………次の時間インターバル中における差圧ΔＰの変化
ΔP_Soll…差圧目標値
ΔP_n……時点t_nにおける差圧実際値
C₁………比例係数又は促進係数０≦C₁≦１
促進係数C₁は、ΔP_SollとΔP_nとの間の偏差をいかに迅速に補償するかを決定する。
限界値:C₁＝0,C₁＝１
C₁＝０の場合、次の計算インターバルにおいて圧力増加はΔΔＰが等しくなるので、補償は行なわれない。
C₁＝１は目標値の飛躍分に等しい。それというのは目標値とスタート値との間の総偏差（図10におけるΔP_Soll,ΔP_Start）が１回の時間インターバルにおいて補償されねばならないからである。要するに前記の両限界値は理論値しか有していない。重要な点は範囲０＜C₁＜１である。この範囲は、目標値と実際値との間の偏差の補償の速度に影響を及ぼす。C₁が小さくなるに応じて、補償時間は長くなる。
目標値と実際値との間のこの偏差補償形式の利点は、目標値と実際値との間の偏差が大であれば、大きな調整量すなわち大きなΔΔＰ値が算出されることである。実際値が目標値に接近すればΔΔＰ値はますます小さくなり、実際値への目標値の「軟性（ソフトな）」走り込みが得られる。これによって励振を防止する作用が得られる。
同じく本発明の制御法によれば、トルク伝達系で入力トルク低下が予測される、例えばギヤ段の戻し切換え時又は付属機器の接続時のような運転例の場合には、トルク分配係数k_e又は補正係数k_korrを予め規定された値だけ減少させ、時間に関連した関数に従って、振動絶縁と燃料経済とにとって最適な値に再度増加させるような形で、摩擦クラッチによって伝達されるトルクを低下させることによって、該摩擦クラッチに起こり得る短時間の粘着に対処することも可能である。
更に本発明の方法上の実施態様は、殊に固定されたほぼ定常の運転範囲において、振動を排除する時間ずれをもって発生スリップを測定し、かつ、最適な振動絶縁並びに最高の燃料経済を保証するスリップ目標値と比較し、かつ、該スリップ目標値とスリップ実際値との間に偏差があれば補正係数k_korrを補正することによって、前記補正係数k_korrによって、理想的状態からの各駆動軸列の偏差を補償する点にある。
本発明の制御法の別の実施態様は、運転者側から、殊にスロットルバルブ角度変化の速度によって記録される加速所望信号が送出されると、トルク分配係数k_e又は補正係数k_korrを低下させることによってトルク伝達系内のスリップを高め、これによって、トルクコンバータによって提供されるトルク上昇率を付加的なトルクリザーブ量として使用可能であることを特徴としている。
別の実施態様では、すべてのギヤ段においてトルク伝達系内のスリップを摩擦クラッチによって決定し、これによってトルクコンバータによる出力伝達効率を後退させ、かつトルクコンバータを高いエンスト回転数と広い変換範囲に設計できるようにするのが有利である。この手段によって、トルク伝達系内のスリップを所期のように高めることができると共に、使用可能なトルクリザーブ量を著しく増大させることが可能になる。
本発明の別の思想は、すでに述べたように、ポンプ車とタービン車と案内車と、回転軸線に対して同心的に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を包囲するコンバータカバーとを有する流体トルクコンバータ用の直結摩擦クラッチに関するものであり、その場合、コンバータカバーとタービン車との間に同心的に配置されているリングピストンが、半径方向外側では円錐形のクラッチ摩擦面を有している。しかも前記リングピストンは半径方向内側では、タービン車と相対回動不能に結合された対応シールハブ上に取付けられたシールハブを有し、かつ、ダンパーユニットの少なくとも１つのリング状に構成されたダンパー部材が周方向で、リングピストンに相対回動不能に結合されたダンパー駆動部分と、タービン車に相対回動不能に結合されたダンパー被駆動部分との間に収容されている。
この場合ダンパーユニットは、すでに述べたように、機械的な捩りばね手段をもったダンパーを有し、前記捩り手段はリング状に構成されており、かつ、コンバータカバーの方に向いたリングピストン側で、該リングピストンのハブ部分と、コンバータカバーの相応に円錐形に成形された対応摩擦面と協働する摩擦面との間に配置されている。
タービン車から離反する方の側へ向かって開く円錐体を有する前記形式の直結摩擦クラッチは、特に短い軸方向構造長さを有しかつ大きな捩れ角を有するダンパーばねの配置を可能にする。それというのは、タービン車の半径方向外側領域と、リングピストンの摩擦面を有するクラッチ摩擦ディスクとの間にリング状のダンパー部材を配置することが可能だからである。この構成によってタービン車の外周域とリングピストンのクラッチ摩擦ディスクとの間の楔状部が拡大され、ひいてはダンパーユニットのための組込み可能性が改善される。
また多くの適用例のためには、リングピストンとコンバータカバーとの協働する摩擦面を、タービン車の方に向かって開いた円錐体として構成しておくのも有利である。この構成手段は、円錐形クラッチにとって典型的な増強力とリングピストンの特に剛性的な構成を保証する。
有利な実施態様では、ダンパー被駆動部分が、タービン車の半径方向外側区域で該タービン車と相対回動不能に結合されており、前記ダンパー被駆動部分にダンパー部材が被駆動側で支持されているのに対して、駆動側の支持は、リングピストンと相対回動不能に結合されたダンパー駆動部分によって行なわれる。
前記のダンパー被駆動部分は、タービン車と溶接されたリング部分であり、該リング部分は、リングピストンのクラッチ摩擦ディスクの方に向かって突出した複数本の連行フィンガを有しているのが有利である。
これに対して、ダンパー駆動部分が板ばね状に構成されて、リングピストンと相対回動不能に結合されており、かつトルクコンバータのタービン車に向いた方のクラッチ摩擦ディスク側から張出してダンパーばね部材を包囲する腕を有していると共に、一方の端面では周方向で支持する連行子を有しているのも有利である。
内燃機関式駆動装置及び、流体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直結摩擦クラッチとを有するトルク伝達系を装備した自動車において適用される本発明の制御法並びに、公知の制御法に対比して本発明の制御法によって得られる顕著な利点並びに１実施例として図示した直結摩擦クラッチの詳細を以下、添付の図面に基づいて説明する。
【図面の簡単な説明】
図１は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である。
図２は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である。
図３は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である。
図４は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である。
図５は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相当の線図である。
図６は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相当の線図である。
図７は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相当の線図である。
図８は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相当の線図である。
図９は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相当の線図である。
図10は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である。
図11は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である。
図12は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である。
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をパラメータとして示した線図である。
図14は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である。
図15は従来慣用のように「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である。
図16は「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である。
図17は図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である。
図18は図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である。
図19は図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相当の線図である。
［発明を実施するための最良の形態］
次に図面に基づいて、内燃機関式駆動系及び、流体トルクコンバータと該流体トルクコンバータに対して並列配置された直結摩擦クラッチとを有するトルク伝達系を装備した自動車に適用する場合の本発明の制御法並びに該制御法によって公知の制御法に対比して得られる利点及び実施例として示した直結摩擦クラッチを詳説する。
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。
本発明の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、差し当たっては本発明による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に示した本発明の制御方式と、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バ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本発明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。所期差圧Δp_Startを起点として差圧は、該所期差圧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、請求の範囲の請求項４に記載した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：
＜「硬性」コンバータ＞
スリップ（％） 効率η
作動点１ 65 0.547
作動点２ 40 0.789
作動点３ 3 0.980
＜「軟性」コンバータ＞
スリップ（％） 効率η
作動点１ 75 0.388
作動点２ 60 0.669
作動点３ 2 0.980
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ス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、図示の実施例のみ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。
要するに本出願人は、明細書中において特に図面に基づいて単に開示したにすぎないとしても発明上重要な意味をもつその他の構成手段を請求することを現時点では留保している。従って出願時に提出する請求の範囲は、広範囲な特許保護を得るための先決のない提案にすぎない。

Claims (39)

1. 内燃機関のような駆動ユニットの出力部と作用結合されていて出力軸を介して自動変速機と駆動接続しているトルク伝達系の制御法であって、該トルク伝達系が流体コンバータと該流体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とを有し、前記摩擦クラッチにかけられる力、ひいては該摩擦クラッチによって伝達されるトルクを、前記中央計算ユニットとの協働によって所期のように変化可能にする形式のものにおいて、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを、駆動ユニットのトルクに関連して求めると共に、所定のクラッチトルクを伝達するために必要な摩擦クラッチの負荷力を算出して適応調整し、前記の算出されたクラッチトルクの入力部と出力部間の最小スリップを自動的に調整し、かつ理想的状態からの偏差を補正によって長期間補償することを特徴とする、トルク伝達系の制御法。
2. 駆動ユニットのトルクに関連して、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを
   次のトルク等式:M_Kupplung＝k_me・k_korr・（M_{Antriebsaggregat}＋M_korr-MOT）＋M_korr-WUE
   に従って求め、
   但し式中：
   M_Kupplungを摩擦クラッチのトルク、
   k_meをトルク分配係数（但し０≦km≦１）、
   k_korrを乗算的に入り込む誤差を補償するための補正係数、
   M_korr-MOTを機関トルクに加算的に入り込む誤差を補償するための補正係数、及び
   M_korr-WUEをクラッチトルクに加算的に入り込む誤差を保証するための補正係数とし、
   前記算出と共に、トルク伝達系の入力部と出力部との間の最小スリップを、入力軸列の全運転範囲にわたって一定のトルク分配係数k_meの量に関連して自動調整し、かつ理想的状態からの偏差を前記補正係数k_korr及び補正モーメントM_korr-MOTとM_korr-WUEによって長期間補償する、請求項１記載の制御法。
3. トルク分配係数k_meが、出力回転数に関連した値である、請求項２記載の制御法。
4. トルク分配係数k_meが、駆動ユニットの回転数にのみ関連した値である、請求項２記載の制御法。
5. トルク分配係数k_meが、駆動ユニットの回転数並びにトルクに関連した値である、請求項２記載の制御法。
6. トルク分配係数k_meが、駆動ユニットの出力回転数並びにトルクに関連した値である、請求項２記載の制御法。
7. 摩擦クラッチが流動圧力媒体で作動可能であり、かつ、該摩擦クラッチとコンバータカバーとの間又は該摩擦クラッチとコンバータケーシングと間に２つの別個の圧力室を形成するように構成されており、この両圧力室間に生じる差圧が、摩擦クラッチによって伝達されるトルクを決定する、請求項１から６までのいずれか１項記載の制御法。
8. トルク伝達系が内燃機関を駆動ユニットとして有する場合、該駆動ユニットの運転状態を、機関回転数とスロットルバルブ角度とに関連して、機関回転数と燃料流過量とに関連して、機関回転数と吸気管負圧とに関連して、或いは機関回転数と燃料噴射時間とに関連して決定する、請求項１から７までのいずれか１項記載の制御法。
9. 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を、時間に関連した関数に従って遅延させて調整する、請求項１から８までのいずれか１項記載の制御法。
10. 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を、トルク伝達系の入力部と出力部との間の差回転数に関連した関数に従って遅延させて調整する、請求項１から９までのいずれか１項記載の制御法。
11. トルクコンバータと摩擦クラッチとの間で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を、機関回転数の勾配に関連した関数に従って遅延させて調整する、請求項１から10までのいずれか１項記載の制御法。
12. 摩擦クラッチにおいて所望される差圧をPI制御器又はPID制御器によって制御し、しかも摩擦クラッチによって伝達すべき所定のトルクを得るために必要な、摩擦クラッチにおける差圧から、発生差圧に至る調整距離は一義的には解析されない、請求項１から11までのいずれか１項記載の制御法。
13. １つの特性曲線から弁流のような圧力比例信号を取出して調整することによって、摩擦クラッチにおける所望の差圧を調整し、その際に発生する圧力目標値と圧力実際値との間の偏差はＩフィードバックによって補償され、かつ、摩擦クラッチによって伝達すべき所定のトルクを得るために必要な、摩擦クラッチにおける差圧から、発生差圧に至る調整距離は一義的には解析されない、請求項１から12までのいずれか１項記載の制御法。
14. 流れ又は検出比のような、所望の差圧に比例した信号を計算し、PI制御器、Ｉ制御器又はPID制御器によって制御することによって、摩擦クラッチにおける所望の差圧を制御し、その場合、摩擦クラッチによって伝達すべき所定のトルクを得るために必要な、摩擦クラッチにおける差圧から、発生差圧に至る調整距離は一義的には解析されない、請求項１から13までのいずれか１項記載の制御法。
15. トルク伝達系の入力部と出力部との間で生じるスリップを測定しかつ目標値と比較することによって、摩擦クラッチによって実際に伝達されるトルクの、所望トルクからの偏差を確認する、請求項１から14までのいずれか１項記載の制御法。
16. トルクコンバータによって伝達されるトルクを該トルクの特性曲線から算出し、ひいては前記トルクコンバータと摩擦クラッチとの実際のトルク分配を検査することによって、摩擦クラッチによって実際に伝達されるトルクの、所望トルクからの偏差を確認する、請求項１から14までのいずれか１項記載の制御法。
17. 摩擦クラッチによって実際に伝達されるトルクの、所望トルクからの偏差の発生原因を、
    乗算的に入り込む誤差（k_korr≠0.M_korr-MOT＝0.M_korr-WUE＝０）、
    機関トルクに加算的に入り込む誤差（k_korr＝0.M_korr-MOT≠0.M_korr-WUE＝０）、
    クラッチトルクに加算的に入り込む誤差（k_korr≠0.M_korr-MOT＝0.M_korr-WUE≠０）、
    機関トルクに乗算的かつ加算的に入り込む誤差（k_korr≠0.M_korr-MOT≠0.M_korr-WUE＝０）、
    クラッチトルクに乗算的かつ加算的に入り込む誤差（k_korr≠0.M_korr-MOT＝0.M_korr-WUE≠０）又は
    機関トルク並びにクラッチトルクに乗算的かつ加算的に入り込む誤差（k_korr≠0.M_korr-MOT≠0.M_korr-WUE≠０）
    に帰し、かつ、制御適応性のみを得るために前記誤差を数秒間の時定数で補償する、請求項２から16までのいずれか１項記載の制御法。
18. 運転者側から加速所望信号を送出すると、k_me係数の減少によってトルク伝達系内のスリップを高め、これによって、トルクコンバータによって提供されるトルク上昇率を付加的なトルクリザーブ量として使用することができる、請求項２から17までのいずれか１項記載の制御法。
19. すべてのギヤ段においてトルク伝達系内のスリップを摩擦クラッチによって決定し、これによってトルクコンバータによる出力伝達効率を後退させ、かつトルクコンバータを高いエンスト回転数と広い変換範囲に設計することを可能にする、請求項２から18までのいずれか１項記載の制御法。
20. 内燃機関のような駆動ユニットの出力部と作用結合されていて出力軸を介して自動変速機と駆動接続しているトルク伝達系の制御法であって、該トルク伝達系が流体コンバータと該流体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とを有し、前記摩擦クラッチにかけられる力、ひいては該摩擦クラッチによって伝達されるトルクを、前記中央計算ユニットとの協働によって所期のように変化可能にする形式のものにおいて、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを、駆動ユニットの運転状態に関連して、k_e＝k_meをトルク分配係数、k_korrを補正係数とする次のトルク等式：
    M_Kupplung＝k_me・k_korr・M_{Antriebsaggregat}
    に従って求めると共に、所定のクラッチトルクを伝達するために必要な摩擦クラッチの負荷力を算出・調整し、しかもトルク伝達系の入力部と出力部間のスリップを、駆動軸列の全運動範囲にわたって一定のトルク分配係数k_eの量に関連して自動調整し、かつ前記補正係数k_korrによって、理想的状態からの各駆動軸列の偏差を補償することを特徴とする、トルク伝達系の制御法。
21. 内燃機関のような駆動ユニットの出力部と作用結合されていて出力軸を介して自動変速機と駆動接続しているトルク伝達系の制御法であって、該トルク伝達系が流体コンバータと該流体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とを有し、前記摩擦クラッチにかけられる力、ひいては該摩擦クラッチによって伝達されるトルクを、前記中央計算ユニットとの協働によって所期のように変化可能にする形式のものにおいて、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを、駆動ユニットの運転状態に関連して、k_e＝k_meをトルク分配係数、k_korrを補正係数とする次のトルク等式：
    M_Kupplung＝k_me・k_korr・M_{Antriebsaggregat}
    に従って求めると共に、所定のクラッチトルクを伝達するために必要な摩擦クラッチの負荷力を算出・調整し、しかもトルク伝達系の入力部と出力部間のスリップを、機関特性フィールドには無関係のトルク分配係数k_eの量に関連して自動調整し、かつ前記補正係数k_korrによって、理想的状態からの各駆動軸列の偏差を補償することを特徴とする、トルク伝達系の制御法。
22. 内燃機関のような駆動ユニットの出力部と作用結合されていて出力軸を介して自動変速機と駆動接続しているトルク伝達系の制御法であって、該トルク伝達系が流体コンバータと該流体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とを有し、前記摩擦クラッチにかけられる力、ひいては該摩擦クラッチによって伝達されるトルクを、前記中央計算ユニットとの協働によって所期のように変化可能にする形式のものにおいて、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを、駆動ユニットの運転状態に関連して、k_e＝k_meをトルク分配係数、k_korrを補正係数とする次のトルク等式：
    M_Kupplung＝k_me・k_korr・M_{Antriebsaggregat}
    に従って求めると共に、所定のクラッチトルクを伝達するために必要な摩擦クラッチの負荷力を算出・調整し、しかもトルク伝達系の入力部と出力部間のスリップを、駆動ユニットの回転数のみに関連したトルク分配係数k_eの量に関連して自動調整し、かつ前記補正係数k_korrによって、理想的状態からの各駆動軸列の偏差を補償することを特徴とする、トルク伝達系の制御法。
23. 内燃機関のような駆動ユニットの出力部と作用結合されていて出力軸を介して自動変速機と駆動接続しているトルク伝達系の制御法であって、該トルク伝達系が流体コンバータと該流体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とを有し、前記摩擦クラッチにかけられる力、ひいては該摩擦クラッチによって伝達されるトルクを、前記中央計算ユニットとの協働によって所期のように変化可能にする形式のものにおいて、摩擦クラッチによって伝達すべきトルクを、駆動ユニットの運転状態に関連して、k_e＝k_meをトルク分配係数、k_korrを補正係数とする次のトルク等式：
    M_Kupplung＝k_me・k_korr・M_{Antriebsaggregat}
    に従って求めると共に、所定のクラッチトルクを伝達するために必要な摩擦クラッチの負荷力を算出・調整し、しかもトルク伝達系の入力部と出力部間のスリップを、駆動ユニットの回転数並びにトルクの量に関連したトルク分配係数k_eの量に関連して自動調整し、かつ前記補正係数k_korrによって、理想的状態からの各駆動軸列の偏差を補償することを特徴とする、トルク伝達系の制御法。
24. 摩擦クラッチが流動圧力媒体で作動可能であり、かつ、摩擦クラッチとコンバータカバーとの間又は摩擦クラッチとコンバータケーシングとの間に２つの別個の圧力室を形成するように構成されており、この両圧力室間に生じる差圧が、摩擦クラッチによって伝達されるトルクを決定する、請求項20から23までのいずれか１項記載の制御法。
25. トルク伝達系が内燃機関を駆動ユニットとして有する場合、該駆動ユニットの運転状態を、機関回転数とスロットルバルブ角度とに関連して決定する、請求項20から24までのいずれか１項記載の制御法。
26. トルク伝達系が内燃機関を駆動ユニットとして有する場合、該駆動ユニットの運転状態を、機関回転数と吸気管負圧とに関連して決定する、請求項20から25までのいずれか１項記載の制御法。
27. トルク伝達系が内燃機関を駆動ユニットとして有する場合、該駆動ユニットの運転状態を、機関回転数と燃料噴射時間とに関連して決定する、請求項20から26までのいずれか１項記載の制御法。
28. 中央計算ユニットにおいて駆動軸列内のトルク変動に関連して求められかつ摩擦クラッチによって伝達すべき、瞬間トルクから偏倚したトルクを次の手段（ａ）〜（ｄ）によって調整する：
    （ａ）検出インターバルを経た時点t_n+1に所望されるところの摩擦クラッチによって伝達されるトルクを決定する任意のパラメータＸの値を、摩擦クラッチの粘着のような不都合な事象を排除する関数に従って予め規定し、
    （ｂ）時間インターバルΔｔを経た後に所望のパラメータＸの値を得るために必要な勾配ΔＸを算出し、
    （ｃ）算出した勾配ΔＸを油圧系を用いて比例制御によって調整し、しかもパラメータとして、摩擦クラッチの圧力室間の差圧ΔＰを、β＝ｆ（T_v,t）とする次の関係式：
    ΔP_n+1＝（１−β）・ΔP_Soll÷β・ΔP_n
    に従って予め規定し、
    （ｄ）目標値X_Sollを得るまで前記手順を反復する、請求項20から27までのいずれか１項記載の制御法。
29. 中央計算ユニットにおいて駆動軸列内のトルク変動に関連して求められた、摩擦クラッチによって伝達されるトルクの新値を次のようにして調整する、すなわち：
    （ａ）摩擦クラッチによって伝達されるトルクを決定する任意のパラメータＸの勾配ΔＸを、摩擦クラッチの短時間粘着のような不都合な事象を排除する関数に従って算出することによって、
    （ｂ）パラメータとして摩擦クラッチの圧力室間の差圧ΔＰの勾配を、C₁を比例係数とする次の関係式：ΔΔＰ＝C₁・（ΔP_Soll−ΔP_n）に従って算出することにより、油圧系を用いて所望の勾配ΔＸを調整することによって、かつ
    （ｃ）要求される目標値X_Sollを得るまで前記手順を反復することによって、
    前記トルク新値を調整する、請求項20から28までのいずれか１項記載の制御法。
30. ギヤ段戻し切換え時又は付属機器の接続時のような、トルク伝達系の入力トルクの低下が予測される運転例において、摩擦クラッチによって伝達されるトルク低下による摩擦クラッチの短時間粘着作用に対して、トルク分配係数k_e又は補正係数k_korrを規定値分だけ減少させ時間に関連した関数に従ってて再び、振動絶縁及び燃料経済にとって最適の値に増大させるようにして対処する、請求項20から29までのいずれか１項記載の制御法。
31. 殊に固定されたほぼ定常の運転範囲において、振動を排除する時間ずれをもって発生スリップを測定し、かつ、最適な振動絶縁並びに最高の燃料経済を保証するスリップ目標値と比較し、かつ、該スリップ目標値とスリップ実際値との間に偏差があれば補正係数k_korrを補正することによって、前記補正係数k_korrによって、理想的状態からの各駆動軸列の偏差を補償する、請求項20から30までのいずれか１項記載の制御法。
32. 運転者側から、殊にスロットルバルブ角度変化の速度によって記録される加速所望信号が送出されると、トルク分配係数k_e又は補正係数k_korrを低下させることによってトルク伝達系内のスリップを高め、これによって、トルクコンバータによって提供されるトルク上昇率を付加的なトルクリザーブ量として使用可能である、請求項20から31までのいずれか１項記載の制御法。
33. すべてのギヤ段においてトルク伝達系内のスリップを摩擦クラッチによって決定し、これによってトルクコンバータによる出力伝達効率を後退させ、かつトルクコンバータを高いエンスト回転数と広い変換範囲に設計することを可能にする、請求項20から32までのいずれか１項記載の制御法。
34. ポンプ車とタービン車と案内車と、回転軸線に対して同心的に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を包囲するコンバータカバーとを有する、請求項１から33までのいずれか１項記載のトルク伝達系の流体トルクコンバータ用の直結摩擦クラッチにおいて、コンバータカバーとタービン車との間に同心的に配置されているリングピストンが、半径方向外側では円錐形のクラッチ摩擦ディスクとして構成されており、また半径方向内側では、タービン車と相対回動不能に結合された対応シールハブ上に取付けられたシールハブを有していることを特徴とする、トルク伝達形の流体トルクコンバータ用の直結摩擦クラッチ。
35. リングピストンのクラッチ摩擦ディスクと、該クラッチ摩擦ディスクと協働するコンバータカバーの対応摩擦面とが、タービン車から離反する方の側へ向かって開く円錐体として構成されている、請求項34記載の直結摩擦クラッチ。
36. ダンパーユニットの少なくとも１つのリング状に構成されたダンパー部材が周方向で、リングピストンに相対回動不能に結合されたダンパー駆動部分と、タービン車に相対回動不能に結合されたダンパー被駆動部分との間に収容されていると共に、前記タービン車の半径方向外側区域と、前記リングピストンの摩擦面を有するクラッチ摩擦ディスクとの間に配置されている、請求項34又は35記載の直結摩擦クラッチ。
37. ダンパー被駆動部分が、タービン車の半径方向外側区域で該タービン車と結合されている、請求項34から36までのいずれか１項記載の直結摩擦クラッチ。
38. ダンパー被駆動部分が、リングピストンのクラッチ摩擦ディスクの方に向かって突出した複数本の連行フィンガを有する、タービン車に溶接されたリング部分である、請求項34から37までのいずれか１項記載の直結摩擦クラッチ。
39. ダンパー駆動部分が板ばね状に構成されて、リングピストンと相対回動不能に結合されており、かつ摩擦面から離反した方の側ではクラッチ摩擦ディスクから張出してダンパーばね部材を包囲する腕を有していると共に、一方の端面では周方向で支持する連行子を有している、請求項34から38までのいずれか１項記載の直結摩擦クラッチ。

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