JPH07502330A - トルク伝達系の制御法 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるため要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 トルク伝達系の制御法 ［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、前記中央計算ユニツ１ −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ｆ寸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同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、摩擦クラッチの同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！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同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、１′ｐ４足できるものではな（、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５ Ｏｒｐｍ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。

車両内に回転買置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ぬ得るよ 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３７１ ２２２３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、二の生業法は、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＠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。

［発明の開示コ 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ｒ′！Ｊ擦クラツクラッチ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（Ａｕｔｏｌｌａｔｉｃ　Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ　Ｆｌｕｉ ｄ＝　Ａ　Ｔ　Ｆ　）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主の解決手段は、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人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 ツプ・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フて制御される。

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、がっ該摩擦クラッチがスリップ に関連してではな（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 ％式％ に従ってめ、 但し式中 Ｍ　ｒ、　ａ　ｅ　ｐ□・・、を摩擦クラッチのトルク、ｋｌ、　をトルク分配 係数、 ｋ、。７．　を乗算的に入り込む誤差を補償するための補正係数、 Ｍ　ｈ　ｅ　＋　＋−ｙｏｒ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、 Ｍｌ。ｒｒ−ＷＬＩ！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に一層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に、。１．及び補正モーメントＭ　 ＊　ｅ　ｒ　１−ＭｏＴとＭ　ｋｅ　＋　＋−ＷＬＩＥとによッテ長期間補償す 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スパスする直結摩擦 クラッチのスリップ係数は、トルク分配係数に□及び補正係数ｋ　ｋｅ＋＋を予 め設定することによって小さく保つことができる６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剪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っ／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に１．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に□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、がっ、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、前記の同圧力室間に 生じる差圧が、摩擦クラッチによフ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１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通量とに関連して、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櫟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 従フ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つの特性曲線がら昇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１、その際 に発生する圧力目標値と圧力実＋ａ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、■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。二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、。

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フて決定し、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パーとの 間に配置された２つの圧力室を有し、両圧力室は、この同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同圧力室間の差圧を、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 擦クラッチの同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５０２９０８７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、がっ確 認された偏差に関連して直結摩擦クラッチの同圧刃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 、トルクセンサにょフて直接測定されてトルク伝達は駆動機間の運転状態に関連 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 整する場合に項似してぃて、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＊（１１と 比較し、かつ該目凛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数差が変化する。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１１ｉＩＩ１１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間する前記 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、＝に□をトルク分配係数、ｋ　ｋ＠ Ｔｊを補正係数とする次のトルク等式： ％式％ に従ってめると共に、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、トルク分配係数に、の量に関連して自動調整し、かつ前記補正係数に、、、 、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。

＝に１．をトルク分配係数、ｋ　ｋｅｌ＋を補正係数とする次のトルク等式： ％式％ に従ってめると共に、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に、の量に関連して 自動調整し、かつ前記補正係数に、、、、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。

＝に、、をトルク分配係数、ｋ　ｋ＠　Ｉ　＋を補正係数とする次のトルク等式 ： ％式％ に従ってめると共に、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に、の量に関連して自動調 整し、かつ前記補正係数に、。７．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、＝に 、、をトルク分配係数、ｋｌ。、２を補正係数とする次のトルク等式二Ｍ　Ｋ　 ｕ　ｅ　Ｐ　ｌ　ｕ　ｆｉ　＠　＝　ｋ　＠　＠　’　ｋ　ｋ　８　＋　１・Ｍ 　Ａ　ａ　Ｌ　ｌ　ｌ　＊　ｂ　Ｉ　＊　ｌ　ｆ　戟@＊　ｇ　＆　１ に従ってめると共に、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に、の量に関連して自 動調整し、かつ前記補正係数ｋ　ｈ　ａ　＋　ｖ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、＝に、、をトルク分配係数、ｋ、。２．を補正係数 とする次のトルク等式 ％式％ に従ってめると共に、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に、の量に関 連して自動調整し、かつ前記補正係数に、。、７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・トルクとロックアツ プ・トルクとの最適な分割を生ぜしぬ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、この同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、更にトルクに間連して制御される。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、トルク分配係数に、と補正係数ｋ　ｋａｒ＋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遇ばれる。

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に記載したトルク間係式のトルク分配係 数に、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、しがも駆動 ユニットの回転数のみに関連した定値であるが、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に、につぃても、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１９．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Ｘｓ＃１１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、、ｔ）とする次の関係式：％式％ 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 に関連してめられた、摩擦クラッチによフ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、、、、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、Ｃ３を比例係数又は倍率定数とする次の関係式： ％式％） に従ってパラメータとして算出される。

この場合はΔΔｐ＝ｃ、−＜ΔＰ　Ｉ＊＋＋−ΔＰ、、）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へＰの変化 △Ｐ、。、ｌ・・差圧目標値 △Ｐ５・・・・・時点ｔ、、における差圧実際値Ｃ１・・・・・・・・比例係数 又は促進係数０≦０１≦１促進係数Ｃ３は、ΔＰ８１．とΔＰ７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　Ｃ，＝Ｏ，Ｃ，＝１ Ｃ，＝Ｏの場合、次の計算インターバルにおいて圧力増加は△ΔＰが等しくなる ので、補償は行なわれない。

Ｃ，＝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△Ｐ５゜１４．ΔＰｓ１．．＝）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０重要な点は範囲０＜Ｃ，＜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、ＣＩ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（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。

トルク分配係数に、又は補正係数ｋ　ｋｉｌ＋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転回において 、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　、ａｒｔを補正する ことによ）て、前記補正係数ｋ　ｈ、ｒｔ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、トルク分配係数に、 又は補正係数ｋ　ｋｌｌｌｌ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。

更に本発明の別の根本思想は、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Ｉ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ｌ・ルクコンバータに並列に配置されて％ Ｍで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、前記の同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力で構成されており、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 記の同圧力室間の差圧を、ひいては又、前記摩擦クラ・ソ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も関する。

トルクコンバータに並列に配置されて（Ｘ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・ソチの同圧力室間の差圧を所期のように調整すること（二よ って、前記摩擦クラッチによって伝達すべきトルりをｌ１ｌＩＩ！するようにし たトルク伝達系は公知である。

例えば前掲のドイツ連邦共和国特許出願公開第３１３０８７１号明細魯には、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・ツブ 目標値と比較し、両者間に差が確認された場合（こ（よ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３己載されている。この解消制御は 、Ｉ禿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、やはり前掲の米国特許第５０２９０８７号明細書に基づいて同 じく公知になフており、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 ッチの同圧力室間の差圧を変化するようになって％ｚ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）」に設計されてし）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。

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、タービン車特表平７−５０２３３０　（１４） 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３００゜ｒｐｍ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０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太き（なると 、スリップは減少される。摩擦面の負荷が過度に太き（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、ロックアツプ・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ツプ・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ツプ ・クラッチ（ＩＩＩ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ツ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簡単 な説明及び図面から明らかである。

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 ブを存し、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 ンパ一部材が周方向で、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フ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存するクラッチ摩擦ディスクとの間にリング状のダ ンパ一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。

有利な実施慇様では、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 パ一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フて行なわれる。

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。

［図面の簡単な説明コ 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お 図２はトルクコンバータと直結摩擦クラッチ（ロックアツプ・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所面して示した所属 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フ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；ニ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イールドにお 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。

［１１１４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Ｊ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イールドにお 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、略伝した軸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フンパータカバー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伝のオイル冷却器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ごれる。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　ＩＪｅ＋６＋　＝Ｍｘｕｐｐ＋＊ａｔ＋Ｍｗａａｍ＋＊＋　＝ＭＯ＋ｔ＋１ ｍｂ＊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０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ンサによって、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！ＩＩ！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０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 するイ直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バイパスする直結摩擦フランチ 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ＩＩ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４０１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０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 ツプ・クラッチ）で作用する差圧Δｐの経過を示す、初期差圧Δｐ□ｓ＋１　を 起点として差圧は、該初期差圧Δｐ　ｌｔａ＋＋　に接する接線５１に沿フて先 ず急上昇し、次いで徐々に上昇度を弱めつつ破線５２で略伝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、における差圧Δｐ、を起点として検出インターバルΔｔを経た時 点ｔ５，１において差圧Δｐ１．．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によって略伝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ｒＪＪ（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ビン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、前記連行ビン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 相互間隔のハツ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の局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 コンバータカバー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運行子８８．８９が延びてい る。

ダンパー被駆動部分８４は、タービン＊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９ｏ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 ツ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ツプ・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 突出した連行ビン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ツプ・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。

ロックアンプ・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ツプ・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ツプ・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。

ロックアツプ・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 において緊密なハツチング線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問いている ロックアツプ・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０図１３は、「硬性」に設計されたトルクコンバータの一次特性 曲線フイ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↑／ｎｐ　）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 ツ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、主運転範囲がハツ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）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 ラツ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 囲骨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、狭いハツチ 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ｌ１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ｊ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めることができた。すなわち・ く「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　２　０．９８０ く「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、著しく大きな衝撃鳳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池の構成手段を請求することを現時点 では留保している６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。

ｚｅｉｔ　［ｓｌ ＴｕｒｂｉｎｅｎｄｒｅｈｚＱｈｌ 十／フ回転数［１／ｍｉｎｌ Ｔｕｒｂｉｎｅｎｄｒｅｈｚｎｈｔ フロントベージの続き （３１）優先権主張番号　Ｐ４２３５０７０．０（３２）優先臼　１９９２年１ ０月１７日（３３）優先権主張国　ドイツ（ＤＥ）（８１）指定国　ＡＴ、　Ａ Ｕ、　ＢＲ，ＣＡ、　ＣＺ。

ＤＥ、　ＥＳ、　ＧＢ、　ＨＵ、ＪＰ、　ＫＲ，ＮＬ、ＰＬ、　ＰＴ、ＲＵ、Ｓ Ｅ、ＳＫ、ＵＡ、ＵＳ （７２）発明者　へルツオーク、クラウスドイツ連邦共和国　Ｄ　−７７８３６ ラインミュシスターーグレッフェルン　リンクシュトラーセ　６８ （７２）発明者　リンク、アンドン ドイツ連邦共和国　Ｄ　−７６５４７ジンツハイムーライベルストウング　メル クルシュトラーセ　６

Claims (45)

【特許請求の範囲】
1. 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. 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：Ｍｒｕｐｐｌｕｎｓ＝ｋｍｅ・ｋｋｏｒｒ・ＭＡｎｔｔｌｅｂ ■■■■ｔｅ■■ｔ＋Ｍｋｏｒｒ−ＭＯＴ）＋Ｍｋｏｒｒ−ＷＵＥＭに従って求 め、 但し式中： Ｍｒｕｐｐｌｕｎｓを摩擦クラッチのトルク、Ｋｍｅをトルク分配係数（但し０ ≦ｋｍ≦１）、 Ｋｋｏｒｒを乗算的に入り込む誤差を補償するための補正係数、 Ｍｋｏｒｒ−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 Ｍｋｏｒｒ−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ｋｍｅ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Ｋｋｏｒｒ及び補正モーメント Ｍｋｏｒｒ−ＭＯＴとＭｋｏｒｒ−ＷＵＥによって長期間補償する、請求項１記 載の制御法。
3. ３．トルク分配係数ｋｍｅ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. ４．トルク分配係数ｋｍｅ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. ５．トルク分配係数ｋｍｅ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. ６．トルク分配係数ｋｍｅ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. 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. 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. 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. 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. 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. 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. 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１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. 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制約器又は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. 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. 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. 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（ｋｋｏｒｒ≠０．Ｍｋｏｒｒ−ＭＯＴ＝０．Ｍｋｏｒｒ −ＷＵＥ＝０）、 機関トルクに加算的に入り込む誤差（ｋｋｏｒｒ＝０．Ｍｋｏｒｒ−ＭＯＴ≠０ ．Ｍｋｏｒｒ−ＷＵＥ＝０）、クラッチトルクに加算的に入り込む誤差（ｋｋｏ ｒｒ≠０．Ｍｋｏｒｒ−ＭＯＴ＝０．ＭｋｏｒｒＷＵＥ≠０）、瞬間トルクに乗 算的かつ加算的に入り込む誤差（ｋｋｏｒｒ≠０．Ｍｋｏｒｒ−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．Ｍｋｏｒｒ−ＭＯＴ＝０．Ｍｋｏｒｒ−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（ｋｋｏｒ ｒ≠０．Ｍｋｏｒｒ−ＭＯＴ≠０．Ｍｋｏｒｒ−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. １８．運転者側から加速所望信号を送出すると、ｋｍｅ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. 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. 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、ｋｅ＝ｋｍｅ をトルク分配係数、Ｋｋｏｒｒを補正係数とする次のトルク等式：Ｍｒｕｐｐｌ ｉｎｓ＝ｋｍｅ・ｋｋｏｒｒ・ＭＡｎｔｒｌｅｂ■■■■ｒｅｇａｔ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．の量に関連して自動調整 し、かつ前記補正係数Ｋｋｏｒｒ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. 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、ｋｅ＝ｋｍｅ をトルク分配係数、Ｋｋｏｒｒを補正係数とする次のトルク等式：Ｍｒｕｐｐｌ ｉｎｓ＝ｋｍｅ・ｋｋｏｒｒ・ＭＡｎｔｒｌｅｂ■■■■ｒｅｇａｔ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．の量に関連して自動調整し、か つ前記補正係数Ｋｋｏｒｒ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. 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、ｋｅ＝ｋｍｅ をトルク分配係数、Ｋｋｏｒｒを補正係数とする次のトルク等式：▲数式、化学 式、表等があります▼ 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ｋｅの量に関連して 自動調整し、かつ前記補正係数Ｋｋｏｒｒ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. 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、ｋｅ＝ｋｍｅ をトルク分配係数、Ｋｋｏｒｒを補正係数とする次のトルク等式：▲数式、化学 式、表等があります▼ 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ｋｅの 量に関連して自動調整し、かつ前記補正係数Ｋｋｏｒｒ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. 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. 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. 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. 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. 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ｔａ−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■，ｔ）とす る次の関係式： ΔＰｎ−１＝（１−β）・ΔＰＳｏｌｌ÷β・ΔＰｎに従って予め規定し、 （ｄ）目標値Ｘｓｏｌｌ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. 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−ΔＰａ）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Δ Ｘを調整することによって、かつ （ｃ）要求される目標値Ｘｓｏｌｌ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. 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ｋｅ又 は補正係数Ｋｋｏｒｒ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. 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ｋｋｏｒｒ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. 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ｋｅ又は補正係数ｋｋｏｒｒ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. 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. 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 車と相対同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、特に請求項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ビストンが、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. ３５．リングビ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. 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、リングビ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、前記リングビストンの摩擦 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. 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. ３８．ダンパー被駆動部分が、リングビ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. ３９．ダンパー駆動部分が板ばね状に構成されて、リングビ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。
40. ４０．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ビストンとの間並びに該リングビス 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。
41. ４１．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４０記載のト ルク伝達系。
42. ４２．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４０又は４１記載のトルク伝 達系。
43. ４３．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４０から４２ま でのいずれか１項記載のトルク伝達系。
44. ４４．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４ ０から４３までのいずれか１項記載のトルク伝達系。
45. ４５．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 っ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ビストンとの間並びに該リングビス 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 、すベ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。