JPS58184353A - 車両用自動変速機におけるトルクコンバ−タの直結制御装置 - 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】 本発明は、ポンプ翼車を含む入力部材及びタービン翼車
を含む出力部材を有する流体式トルクコンバータと、１
段または複数段の歯車列を有し、それを介して前記出力
部材のトルクを駆動車輪に伝達する補助変速機とを備え
た車両用自動変速機において、前記入、出力部材間に、
これら両部材を機械的に結合するよう作動し得る直結ク
ラッチを設け、この直結クラッチを作動させることによ
りトルクコンバータの滑り損失を極力抑えるようにした
、トルクコンバータの直結制御装置に関する。

一般に流体式トルクコンバータは、その動力伝達がポン
プ翼車及びタービン翼車間の相対回転運動（つまり滑り
）によるものであるために、トルク増幅機能が不要とな
る高速走行中にもこの滑りを成る程度伴うものであり、
これは燃費を悪化させる一因となる。

そこで、トルクコンバータのポンプ翼車とタービン翼車
間に、これら両翼車を実質的に滑りのない直結状態にす
るよう作動し得る直結クラッチを設け、車速が所定値を
超えたときまたは補助変速機の最高速段の歯車列が確立
したときにこの直結クラッチを作動させて、燃費の改善
を図るようにしたものが従来より知られている。しかし
ながら、こうしたものでは、直結クラッチが作動すれば
当然にトルクコンバータの速度比が１となり、それ本来
のトルク増幅機能は失われるので、直結クラッチの作動
中に例えば追越加速のためにエンジンの絞弁を大きく開
いても動力の不足感は免れない。

また、補助変速機を遊星歯車式に構成し、比較１：目 的高速段の歯車列が確立している場合には、遊星歯車機
構の作用により動力分割運転を行うこと、即ち、例えば
高速段歯車列を確立させて走行しているとき、エンジン
の全出力の６０％を遊星歯車機構を介して機械的に、残
りの４０％をトルクコンバータを介して流体力学的にそ
れぞれ駆動車輪へ伝達するようにしたものも従来より知
られている。このような従来装置によれば、エンジン出
力の大半が伝動効率の高い機械伝動系を経て伝達される
ため、全体の伝動効率を著しく改善することができ、そ
の上、トルクコンバータ本来のトルク増幅機能もある程
度温存されているために、追越加速時や緩い登り坂の巡
行時にはトルク増幅機能を適当に引き出せるという点で
、トルクコンバータを完全な直結状態にして運転するも
のに較べれば、動力性能の低下も少なく、その結果、燃
料経済性と動力性能との両立を図る一つの優れた手法と
して世に受けられている。

しかしながら、この手法も次のような改良の余地を残し
ている。

　５− （１）　　動力分割が、上述の通り６０対４ｏというよ
うに定率であるから、その歯車列が確立している限り一
定割合のトルク（この例では４゜係のトルク）は、伝動
効率の低いトルクコンバータの流体伝動系を伝わること
になり、燃料経済性の面から評価した場合には、トルク
コンバータの完全直結方式には劣る。

ｅ）また動力性能の面から評価した場合にも、６０％の
トルクがトルク増幅機能にあずかれないので、トルクコ
ンバータの完全直結方式よりは優れているが、トルクコ
ンバータによる通常の流体伝動に較べれば、加速運転時
の動力性能は劣る。

（３）この定率動力分割に関与するのは遊星歯車機構で
あるから、遊星歯車機構を持たない自動変速機には適用
することはできず、その適用範囲が狭い。

　６− 本発明は、このような問題を解消すべくなされたもので
、流体式トルクコンバータの人、出力部材間に、滑り特
性をもった直結クラッチを介装し、この直結クラッチの
作動時でも、エンジンの出力トルクの大きさに応じてト
ルクコンバータがカップリングポイント以下の速度比で
作動し得るように、この直結クラッチのトルク伝達容量
を制御するようにし、もって車両の巡航時にはエンジン
の全出力トルクを伝動効率の高い直結クラッチを経て駆
動車輪へ伝達でき、一方、加速時または登板時にはエン
ジンの出力トルクの増加に応じて直結クラッチに滑りを
生起させることにより、トルクコンバータの流体伝動系
を経由するトルクの割合を増やし、トルクコンバータ本
来のトルク増幅機能を充分に回復させて動力性能ア商復
を図ることができ、しかも補助変速機の形式を問わない
有効な前記トルクコンバータの直結制御装置を提供する
ことを目的とする。

以下、図面により本発明の実施例について説明する。

先ず、第１図は本発明を適用する前進３段、後進１段の
自動車用自動変速機の概要図である。図において、エン
ジンＥの出力は、そのクランク軸１からトルクコンバー
タＴ、補助変速機Ｍ、差動装置Ｄｆを順次経て駆動車輪
Ｗ　、　Ｗｌに伝達され、これらを駆動する。

トルクコンバータＴは、クランク軸１に連結したポンプ
翼車２と、補助変速機Ｍの入力軸５に連結したタービン
翼車３と、入力軸５上に相対回転自在に支承されたステ
ータ軸４ａに一方向クラッチ７を介して連結したステー
タ翼車４とより構成凸。

される。クランク軸１からポンプ翼車２に伝達されるト
ルクは流体力学的にタービン翼車３に伝達され、この間
にトルクの増幅作用が行われると、公知のように、ステ
ータ翼車４がその反力を負担する。

ポンプ翼車２の右端には、第２図の油圧ポンプＰを駆動
するポンプ駆動歯車８が設けられ、またステータ軸４α
の右端には第２図のレギュレータ弁Ｖｒを制御するステ
ータアーム４ｈが固設される。

ポンプ翼車２とタービン翼車３との間には、これらを機
械的に結合し得るローラ形式の直結クラッチＣｔが設け
られる。これを第２図及び第２Ａ図により詳細に説明す
ると、ポンプ翼車２の内周壁２αには、内周に駆動円錐
面９をもった環状の駆動部材１０が固着される。またタ
ービン翼車３の内周壁３αには、外周に前記駆動円錐面
９と平行に対面する被動円錐面１１をもった被動部材１
２が軸方向摺動自在にスプライン嵌合される。この被動
部材１２の一端にはピストン１３が一体に形　９− 成されており、このピストン１３はタービン翼車３の内
周壁３αに設けた油圧シリンダ１４に摺合され、該シリ
ンダ１４の内圧とトルクコンバータＴの内圧を左右両端
面に同時に受けるようになっている。

駆動及び被動円錐面９，１１間には円柱状のクラッチロ
ーラ１５が介装され、このクラッチローラ１５は、第２
Ａ図に示すように、その中心軸線θが、百円錐面９，１
１間の中央を通る仮想円錐面１ｃの母線ダに対し一定角
度θ傾斜するように、環状のリテーナ１６により保持さ
れる。

したがって、トルクコンバータＴのトルク増幅機能が不
必要となった段階で、トルクコンバータＴの内圧より高
い油圧を油圧シリンダ１４内に導入すると、ピストン１
３即ち被動部材１２が駆動部材１０に向って押動される
。これによりクラッチローラ１５は両日錐面９，１１に
圧接されるが、１０− このときエンジンＥの出ノ月・ルクにより駆動部材１０
が被動部劇１２に対して第２Ａ図でＸ方向に回転される
と、これに伴いクラッチローラ１５が自転するが、この
クラッチローラ１５は、その中心軸線が前述のように傾
斜しているので、その自転により両部材１０．１２にこ
れらを互いに接近させるような相対的軸方向変位を与え
る。その結果、クラッチローラ１５は両日錐面９．１１
間に喰込み、両部材１０．１２間、即ちポンプ翼車２及
びタービン翼車３間を機械的に結合する。直結クラッチ
Ｃｔのこのような作動時でも、その結合力を超えてエン
ジンの出力トルクが両翼車２，３間に加わった場合には
、クラッチローラ１５は各円錐面９，１１に対して滑り
を生じ、上記トルク、よ−、□わ１、−あ。１，２２゜
よ、・：：１．ツケ。７を介して機械的に、残りのトル
クは両翼車２，３を介して流体力学的に伝達することに
なり、前者のトルクと後者のトルクとの比がクラッチロ
ーラー５の滑り度合により変化する可変率動力分割系が
形成される。

直結クラッチＣｔの作動状態において、車両の減速運転
に伴いトルクコンバータＴに逆負荷が加われば、被動部
材１２の回転速度が駆動部材１００回転速度よりも大き
くなるので、相対的には駆動部材１０が被動部材１２に
対してＹ方向に回転し、これに伴いクラッチローラー５
は先刻とは反対方向に自転して、両部材１０．１２にこ
れらを互いに離間させるような相対的軸方向変位を与え
る。その結果、クラッチローラー５は両日錐面９゜１１
間への喰込みから解除され、空転状態となる。

したがって、タービン翼車３からポンプ翼車２へ＋１．
。

の逆負荷の伝達は流体力学的にのみ行われる。

油圧シリンダー４の油圧を解除すれば、ピストン１３は
トルクコンバータＴの内圧を受けて当初の位置に後退す
るので、直結クラッチＣｔは不作動状態となる。

再び第１図において、補助変速機Ｍの互いに平行する入
、出力軸５，６間には低速段歯車列Ｌｏｗ、中速段歯車
列２ｎｄ、高速段歯車列Ｔｏｐ及び後進歯車列１？　ｖ
が並列に設けられる。低速段歯車列Ｌｏｗは、入力軸５
に低速段クラッチＣ１を介して連結される駆動歯車１７
と、出力軸６に一方向クラッチＣｏを介して連結され上
記歯車１７と噛合する被動歯車１８とより構成され、ま
た中速段歯車列２ｎｔｌは、入力軸５に中速段クラッチ
Ｃ２を介して連結される駆動歯車１９と、出力軸６に切
換クラッチＣ９を介して連結され上記歯車１９と噛合す
る被動歯車２０とより構成され、また高速段歯車゛　　
列Ｔｏｐは、入力軸５に固設した駆動歯車２１と、出力
軸６に高速段クラッチＣ８を介して連結される被動歯車
２２とより構成され、また後進歯車列１３− Ｒｖは、中速段歯車列２ｎｄの駆動歯車１９と一体に形
成した駆動歯車２３と、出力軸６に前記切換クラッチＣ
ｓを介して連結される被動歯車２４と、上記両歯車２３
．２４に噛合するアイドル歯車２５とより構成される。

前記切換クラッチＣ，？は前記被動歯車２０，２４の中
間に設けられ、該クラッチＣｓのセレクタスリーブ２６
を図で左方の前進位置または右方の後進位置にシフトす
ることにより被動歯車２０．２４を出力軸６に選択的に
連結することができる。

而して、セレクタスリーブ２６が図示のように前進位置
に保持されているとき、低速段クラッチＣ１のみを接続
すれば、駆動歯車１７が入力軸５に連結されて低速段歯
車列Ｌｏｗが確立し、この歯車列Ｌｏｗを介して入力軸
５かも出力軸６にトルクが伝達される。次に、低速段ク
ラッチＣ０の接続状態のままで、中速段クラッチＣ２を
接続すれば、１４− 駆動歯車１９が入力軸５に連結されて中速段歯車列２ｎ
ｄが確立Ｌ、この歯車列２１Ｌｄを介して入力軸５かも
出力＋ｌｌ＋　６にトルクが伝達される。この間、低、
中速段歯車列Ｌｏｗ　、　２ｎｄの変速比の差により、
低速段歯車列／、ｏ　ｗの被動歯車１８に比べ出力軸６
の方が大きい速度で回転するので、一方向クラッチＣｏ
は空転して低速段歯車列１．ｏ　ｗを実質上体止させる
。また、低速段クラッチＣＩの接続状態において、中速
段クラッチＣ２を遮断すると共に高速段クラッチＣ３を
接続すれば、被動歯車２２が出力軸６に連結されて高速
段歯車列Ｔｏｐが確立し、この歯車列Ｔｏｐを介して入
力軸５から出力軸６にトルクが伝達される。この場合も
、中速段歯車列２ｎｔｔの確立時と同様に一方向クラッ
チＣ０は空転、：： して低速段歯車列ＬＯＷを休止さぜる。次に、セレクタ
スリーブ２６を右方の後進位置に切換え、中速段クラッ
チＣ２のみを接続すれば、駆動歯車２３が入力軸５に、
被動歯車２４が出力軸６にそれぞれ連結されて後進歯車
列Ｒυが確立し、この歯車列Ｒｖを介して入力軸５かも
出力軸６にトルクが伝達される。

出力軸６に伝達されたトルクは、該軸６の端部に設けた
出力歯車２１から差動装置Ｄｆの大径歯車２８に伝達さ
れる。

第２図は、第１図の低、中、高速段クラッチＣ１゜Ｃ２
、Ｃ３の作動を制御するための油圧回路の一例と、本発
明に基づく直結クラッチＣｔの作動を制御するための油
圧回路の一例とを組合せたものを示す。図において油圧
ポンプＰは、油タンクＲから油を吸上げて作動油路２９
に圧送する。この圧油はレギュレータ弁ｇｒにより所定
圧力に調圧１、：：１゜ されり後、マニュアル弁Ｖｍへ送られる。この油圧をラ
イン圧ｐｌという。

レギュレータ弁Ｖγは、調圧ばね３０と、その外端を支
承するばね受筒３１とを有し、このばね受筒３１は調圧
ばね３０のセット荷重を加減すべく左右に移動すること
ができる。このばね受筒３１の外側面には、これに前記
ステータ翼車４に作用する反力、即ちステータ反力を加
えるように前記ステータアーム４ｋが当接し、さらにば
ね受筒３１にはステータ反力を支承するステータばね３
２が接続される。したがって、ステータ反力が増大すれ
ばステータばね３２が圧縮されるので、これに伴いばね
受筒３１は左動して調圧ばね３０のセット荷重を増大さ
せ、その結果作動油路２９の油圧、即ちライン圧ｐｔは
増圧される。

レギュレータ弁Ｖｒにより調圧された圧油の一部は絞り
３３を有する入口油路３４を経てトルクコンバータＴ内
に導かれて、キャビテーションを防止するようにその内
部を加圧するが、この内圧は、上記絞り３３０太きさや
、トルクコンバータ１７− Ｔの出口油路３５に設けたチェック弁３６のばね３７の
強さ等で決められる。

チェック弁３６を通過した油は図示しないオイルクーラ
を経て油夕／りＲに戻る。

油圧ポンプＰより吐出される圧油の余剰分はレギュレー
タ弁Ｖｒより潤滑油路３８へ導かれ、各部側滑部へ送ら
れるが、この際の必要最小限の油圧を確保するために調
圧弁３９が潤滑油路３８に接続される。

マニュアル弁Ｖｍへ送られた圧油は、該弁Ｖｍが図示の
中立位置Ｎにあるときは前記クラッチＣｌ５Ｃ２＋６３
その他各種油圧作動部のいずれにも送られることがない
。該弁Ｖｍが図示の位置から１設片へ移動してドライブ
位置りにシフトされると、油圧ポンプＰからの作動油路
２９が、前記低速段クラッチＣ１の油圧シリンダ４０１
に通じる作動油路４１１と前記セレクタスリーブ２６を
シフト１８− するための油圧サーボモータＳｍのばね室４２に通じる
作動油路４３とに連通されるので、低速段クラッチＣ１
が作動（接続）されて、前述のように低速段歯車列Ｌ　
ｏ　ｗが確立すると共に、サーボモータＳｍのピストン
４４は図示の左動位置に留まり、シフトフォーク４５を
介して前記セレクタスリーブ２６を第１図の状態の前進
位置に保持するので、後進歯車列Ｒｖは不作動状態にお
かれる。

サーボモータＳｍのばね室４２に通じる作動油路４３か
らは、ガバナ弁Ｖ９の入力ボートに連なる入口油路４６
が分岐し、該弁Ｖｇの出力ポートからは第１信号油路４
７１が延出する。

ガバナ弁Ｖ９は公知のもので、差動装置Ｄｆの大径歯車
２８と噛合する歯車４８により自身の回転軸４９回りに
回転される。した゛がって、その回転速度は車速に比例
するので、ガバナ弁Ｖｇは、そのスプール弁体５００ウ
エイト５１に働く遠心力の作用により車速に比例した油
圧、即ちガバナ圧Ｐ９を第１信号油路４７１に出力する
ことができる。

また、前記作動油路４３からは、スロットル弁Ｖｔの入
力ポートに連なる入口油路５３が分岐し、該弁Ｖｔの出
力ポートからは第２信号油路４７２が延出する。入口油
路５３の途中には、スロットル弁Ｖｔの入口圧力の上限
値を規定するモジュレータ弁５４が介装される。

スロットル弁Ｖｔは公知のもので、スプール弁体５５、
該弁体５５を左方へ押圧する制御ばね５８、該弁体５５
を右方へ押圧する戻しばね５１、制御ばね５Ｂの外端を
支承する制御ピストン５９、前記エンジンＥの絞弁の開
度増加に連動して回転し）。

制御ピストン５９を左動させる制御カム６０、戻しばね
５７のセット荷重を調節し得る調節ボルト６１等を有す
る。制御ピストン５９が左動すると、その変位が制御ば
ね５８を介してスプール弁体５５を左へ押すが、この左
動に伴い第２信号油路４７２に出力される油圧がスプー
ル弁体５５を右へ押し戻すようにスプール弁体５５の左
肩部５５αに働くので、結局、スロットル弁Ｖｔはエン
ジンＥの絞弁開度に比例した油圧、即ちスロットル圧ｐ
ｔを第２信号油路４７２に出力することができる。

上記第１及び第２信号油路４７１　．４７２は低−中速
シフト弁Ｖ、及び中−高速シフト弁Ｖ２の各両端油圧室
６２　、６２′；　６３　、６３’にそれぞれ接続され
る。これにより、これらシフト弁ＶＩ。

Ｖ２の各スプール弁６４．６５は両端面に前記ガバナ圧
Ｐ！１及びスロットル圧ｐｔを受けて次のように作動さ
れる。

即ち、低−中速シフト弁Ｖ、のスプール弁体６４は、当
初ばね６６の力で図示の右動位置に留っているが、車速
か」−昇してガバナ圧Ｐｑが増加し、２１− このガバナ圧Ｐ９によるスプール弁体６４の左動力がス
ロットル圧ｐｔ及びばね６６による該弁体６４の右動力
に打勝つと、該弁体６４の右端部に設けたクリックモー
ション機構６７において弁体６４と共に移動するクリッ
クボール６８が固定の位置決め突起６９を乗り越えて、
該弁体６４は左動位置に急速に切換わり、これまで、油
圧ポンプＰからの油圧が低速段クラッチＣ１の油圧シリ
ンダ４０Ｉにのみ送られていたのが、作動油路１０゜７
１、ｔ１２を通して中速段クラッチＣ２の油圧シリンダ
４０２にも送られ、両クラッチＣ，，Ｃ２が接続状態に
なるので、前述のように中速段歯車列２ｎｄが確立する
。

更に車速が上昇してくると、中−高速シフト弁Ｖ２でも
同様な作用が生じ、該弁Ｖ２のスプール弁体６５は増加
するガバナ圧Ｐｇのために左動して、作動油路４１２．
７１を油タンクＲに開放す２２− る一方、作動油路７０を、今度は、高速段クラッチＣ８
の油圧シリンダ４０．に通じる作動油路４１゜に連通さ
せるので、中速段クラッチＣ２が遮断状態、低速段クラ
ッチＣ１及び高速段クラッチＣ８が接続状態となって、
前述のように高速段歯車列Ｔｏｐが確立する。

こうした油圧回路は公知であり、更に各段変速時のショ
ックを緩和するためにアキュムレータ７２゜７３、一方
向弁７４．オリフィスコントロール弁７５等が用いられ
るが、これらは本発明と特に重要な関わりをもたないの
で、これ以上の説明は省略する。

また、マニュアル弁Ｖｍをドライブ位置り以外のシフト
位置、例えば中速段保持位置■または後進位置Ｒｅヘシ
フトするときは、″中速段歯車列２ｎｄまたは後進歯車
列Ｒνがそれぞれ確立するが、同様の理由でこれらに関
する詳細な説明は省略する。尚、マニュアル弁Ｖｍのシ
フト位置中、ｐｋはパーキング位置を示す。

さて、直結クラッチＣｔのトルク伝達容量を制御するク
ラッチ制御装置Ｄｃを第２図により続けて説明する。図
示例のクラッチ制御装置は第１実施例であり、それはバ
イアス弁Ｖｂ及び制御弁Ｖｃより構成され、バイアス弁
Ｍｂの入力ポートには、油圧ポンプＰとマニュアル弁Ｖ
ｍ間の作動油路２９かも分岐した入口油路７６が、また
その出力ボートには出力油路７７がそれぞれ接続され、
この出力油路７７と直結クラッチＣｔの油圧シリンダー
４に通じる作動油路７８との間に制御弁Ｖｃが介装され
る。

バイアス弁Ｖｂはスプール弁体７９と、その左）：：。

右両端面が臨む油圧室８０　、８０’とを有し、左油圧
室８０は弁体７９を右方の開き側に押圧するばね８１を
収容すると共に、ガバナ圧Ｐ９を導入するように油路４
７．′を介して第１信号油路４７゜と連通し、右油圧室
８０′は、該弁Ｖｂの出力油圧を導入するようにオリフ
ィス８２を介して出力油路７７と連通ずる。したがって
、スプール弁体７９は、ばね８１の押圧力とガバナ圧Ｐ
！１の押圧力との合力で開弁側に、また出力油路７７の
油圧で閉じ側にそれぞれ押圧され、その結果、ガバナ圧
Ｐｇにばね８１の押圧力に相当する一定圧力を嵩上げ（
バイアス）した油圧Ｐｇ′が出力油路７７に出力される
。

制御弁Ｖ　ｃは、スプール弁体８３と、これを右方の閉
じ側に押圧するばね８４と、弁体８３の右端面に臨む油
圧室８５と、弁体８３にスナップ動作を与えるクリック
モーション機構８６とを有し、油圧室８５はバイアス弁
ｙｂの出力油圧Ｐ、！７′を常時導入するように、出力
油路７７と連通ずる。クリックモーション機構８６は、
前記低−中速シフ２５− ト弁Ｖ、に設けた機構６７と同様に、スプール弁体８３
と共に移動するクリックボール８７と、位置決め突起８
８をもった固定の規制板８９とよりなっている。したが
って弁体８３は、通常、ばね８４の押圧力により閉弁位
置に留められるが、バイアス弁Ｖｂの出力油圧Ｐｇ′が
所定値を超えたととに、クリックボール８７が位置決め
突起８Ｂを乗越して急速に開弁するものである。

次に、上記クラッチ制御装置Ｄｃの作用を説明すると、
いま車両が静止状態から発進して、車速が徐々に上昇し
てくると、一般にガバナ弁Ｖ９が第１信号油路４７．に
出力する油圧、即ちガバナ圧Ｐ９は、ガバナ弁Ｖ！Ｉの
ウェイト５１と同数の放物線を複合させたような２次曲
線特性（第３図参照）を示す。したがって、バイアス弁
Ｖｈの出力油路７７には、前述のように、上記ガバナ圧
Ｐｇに一定圧力を足した油圧Ｐ、！７′が発生している
。こ２６一 の出力油圧Ｐｇ′が所定値に達すると、前述のように、
制御弁Ｖｃのスプール弁体８３が左方へ即ち開弁位置へ
移動し、出力油路７７を作動油路７８に連通させるので
、出力油圧Ｐｇ′が直結クラッチＣｔの油圧シリンダ１
４に作用し、直結クラッチＣｔの作動が開始される。そ
して、この直結クラッチＣｔの結合力は車速の上昇、し
たがってバイアス弁Ｖｂの出力油圧Ｐｇｌの上昇に比例
して強められていくが、その結合力の大きさの選定にあ
たっては車両の巡航に必要なエンジンＥの出力トルクに
等しいか、これをやや上回るように選ぶことが望ましい
。実際の車両の場合、車速の上昇に比例して各種走行抵
抗、例えば車輪の転がり抵抗や空気抵抗等の合計は増大
して第４図の線Ｂのようになる。これは巡航に必要な上
レジンＥの出力トルクに等しい。したがって、直結クラ
ッチＣｔの結合トルクを線Ｂのンペルより若干太き目の
線Ａに制御すれば、巡航時はエンジンＥの全出力トルク
を直結クラッチＣｔを介して補助変速機Ｍへ伝達するこ
とができ、従来の直結クラッチの完全直結制御方式と同
様な効果が達成される。

また、エンジンＥの最大出力トルクは第４図のＣのよう
に、上向き凸状のなだらかな曲線を描くものである。

いま、車両が車速ｖＣで巡航しているとき、例えば追越
加速をするために、エンジンＥの絞弁を全開させたとし
よう。このときのエンジンＥの出力トルクは当然、第４
図中のｘ十ｙであり、このうちのＸ分が直結クラッチＣ
ｔを介して機械的に伝達され、ｙ分がトルクコンバータ
Ｔを介して流体力学的に伝達される。したがって、この
場合の：：：。

動力分割比率λは、“ λ＝１００％Ｘ″／（１十ｙ） と表わすことができる。

曲線Ｃは、エンジンＥの絞弁開度の変動によりその高さ
Ｌａ：＋ｙ）が変化し、絞弁開度が小さいとｙの値も小
さくなるから、前記動力分割比率λもまた絞弁開度の変
動に応じて連続的に変化をする。かくして、可変率の動
力分割が達成される。

以上の説明は、曲線ＡがエンジンＥの絞弁開度に無関係
に一定であるものとしてなされたが、実際に第２図の例
ではライン圧ｐｔが絞弁の開度変化の影響を受けており
、より望ましい制御が行われるが、このことについては
第５図の説明後詳述する。

第４図において、車速νｆは直結クラッチＣｔが完全な
直結状態にされる車速を示すもので、これ以上の車速で
は、常に１００％の動力が直結クラッチＣｔを介して機
械的に伝達される。また、点ＰはエンジンＥの最大トル
クと走行抵抗とが一致する点であり、このときの車速ν
ｍａｘがこの車２９− 両の最高車速となる。

第５図に最も一般的なトルクコンバータの性能曲線を示
す。

この図において、効率曲線■は、点Ｃｐより左側ではト
ルクコンバータＴのステータ翼車４が固定翼として働き
エンジンＥの出力トルクに対する増幅作用を行っている
トルク増幅領域であり、速度比（タービン翼車３の回転
数／ポンプ翼車２の回転数）が約０．８位のところに点
ＣＰは存在する。

この点Ｃｐより右側はステータ翼車４が一方向クラッチ
７の空転作用によりポンプ翼車２及びタービン翼車３と
一緒に回り、トルク増幅作用が行われないカップリング
領域であり、上記の点Ｃｐを一般にカップリングポイン
トと呼ぶ。

トルク比曲線■はポンプ翼車２への入力トルクに対しタ
ービン翼車３からの出力トルクが何倍に増幅されたかを
示す曲線で、カップリングポイン３０− トＣＰより右側では約１となり、トルクの増幅作用がな
いことを示している。

曲線ＩＩＩはトルクコンバータの流体伝達トルクを示す
。

従来の直結クラッチ完全直結制御方式であれば、運転中
に第５図のどの速度比で直結クラッチが作動を開始しよ
うとも、その作動が開始すれば、直ちに速度比はｌとな
り、トルク増幅機能はなくなる。

また、従来、直結クラッチの作動中、僅かに滑りを許し
て伝動系の振動を極力吸収するようにしたものも知られ
ている。これの滑りは成る程度、トルクコンバータに流
体力学的伝動を負わせるという点で、一種の動力分割系
を形成することになるが、カップリングポイントＣｐ￥
り遥かに右側であり、したがってトルク増幅機能は到底
期待し得るものではない。

これに対して、本発明においては、車速が低いときはエ
ンジンＥの一部の出力トルクを直結クラッチＣ１を含む
機械伝動系に、残余の出力トルクをトルクコンバータＴ
内の流体を含む流体伝動系にそれぞれ負担させ、且つこ
の残余のトルクを、トルクコンバータＴがカップリング
ポイントＣ゛ｐ・以下の速度比で作動し得るよう充分に
大きくしたので、トルクコンパ−２Ｔ本来のトルク増幅
機能が有効に利用され、動力性能の充分な回復が達成さ
れる。

第２図の例では、トルクコンバータＴのトルク増幅作用
が行われるとき、ステータ翼車４にその反力が生じ、こ
のステータ反力が成る基準値を超えるとレギュＶ−タ弁
Ｖｒが作動されて、ライン１、、、、、。

圧ｐ−ｔをステータ反力の増大に応じて高めることは既
に述べた。このライン圧ｐｔを絞り３３を介してドルク
コ／バータＴ内に導入しているために、チェック弁３６
に保圧作用があるにも拘らず、トルクコンバータＴの内
圧も上昇しがちである。即ち、チェック弁３６はできる
だけトルクコンバータＴの内圧を一定に保持しようとし
てはいるが、チェック弁３６を流れる油量が増えると、
チェック弁３６下流のオイルクーラ系の管路抵抗が増え
るために、ライン圧ｐｔが可成り高くなるとトルクコン
バータＴの内圧も上昇し始めることになり、したがって
直結クラッチＣｌのピストン１３を押し戻す力も増える
。したがって、第４図の曲線Ａは、ｙの値が成る量以上
あって、トルクコンバータＴがトルク増幅作用を行って
いると、図に示す位置より下がり、効力分割の割合は、
ｙ即ち流体伝動系が負うトルクの方が第４図に示したも
のより多くなり、極めて望ましく加速性能が回復される
。

以」二は、直結クラッチＣｔの結合力を車速に対３３− し連続的に変化させる例を説明したが、この結合力をソ
レノイドその他を用いて段階的に変化させてもよく、ま
た曲線Ａは必ずしも曲線Ｂを常に上回っている必要もな
い。

また、第２図の実施例では、バイアス弁Ｖｈの入力油圧
として油圧ポンプＰ直後のライン圧ｐｔを用いるために
、例えば中速段歯車列２ｎｄの作動から高速段歯車列Ｔ
ｏｐの作動への変速中も直結クラッチＣｔの作動状態が
保たれるが、このときの直結クラッチＣｔの結合力は前
述のように弱いので、変速時のショックを増大させるに
は至らないが、バイアス弁Ｖｈの入力油圧として高速段
クラッチＣ８の作動油圧を用いて高速段歯車列Ｔｏｐの
作動時にのみ動力分割が行われるようにしてもよい。さ
らに、リン−弁を用いて変速中に油路７８の油圧を一時
低下させれば、上記の変速ショックを軽減することもで
きる。

３４− 以」−のように本発明によれば、流体式トルクコンバー
タの人、出力部材間に、滑り特性をもった直結クラッチ
を介装し、この直結クラッチの作動時でも、エンジンの
出力トルクの大きさに応じてトルクコンバータがカップ
リングポイント以下の速度比で作動し得るように、この
直結クラッチのトルク伝達容量を制御するようにしたの
で、車両の巡航時にはエンジンの全出力トルクを伝動効
率の高い直結クラッチを経て駆動車輪へ伝達でき、一方
、加速時や登板時にはエンジンの出力トルクの増加に応
じて直結クラッチに滑りを生起させることにより、トル
クコンバータの流体伝動系を経由するトルクの割合を増
やし、トルクコンバータ本来のトルク増幅機能を充分に
回復させて動力性能の回復を図ることができ、その結果
、燃料経済性と動力性能の両面を充分に満足させること
ができる。しかも、補助変速機の形式がどのようであ３
５− 力軸 ろうとも、その自動変速機に適用が可能であるから、適
用範囲が広い。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明を適用する車両用自動変速機の概要図、
第２図は本発明制御装置の一実施例を含む、上記自動変
速機の油圧回路図、第２Ａ図は第２図の直結クラッチの
要部展開図、第３図は上記直結クラッチの作動油圧特性
線図、第４図はエンジンの出力トルクと本発明による動
力分割との関係線図、第５図は流体式トルクコンバータ
の最も一般的な特性線図である。 Ｅ・・・エンジン、ＬＯＷ・・・低速段歯車列、２ｎｄ
・・・中速段歯車列、Ｔｏｐ・・・高速段歯車列、Ｍ・
・・補助変速機、Ｔ・・・トルクコンバータ、Ｄｃ・・
・クラッチ制御視 装置、Ｗ　、　ＩＩ’／・・・駆動車輪１・・・クラン
ク軸、２・・・ポンプ翼車、３・・・タービン翼車、４
・・・ステータ翼車、５・・・入力軸、６・・・出３６
− 特許出願人　本田技研工業株式会社 ３７− 第１図 第５図 運７度、すし 第３図 第４図 車理

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. （１）ポンプ翼車を含む入力部材及びタービン翼車を含
   む出力部材を有する流体式トルクコンバータと、１段ま
   たは複数段の歯車列を有し、それを介して前記出力部材
   のトルクを駆動車輪に伝達する補助変速機とを備えた車
   両用自動変速機において、前記入、出力部材間に設けら
   れ、これら両部材を機械的に結合するように作動し得る
   、滑り特性をもった直結クラッチと、この直結クラッチ
   の作動時でも、エンジンの出力トルクの大きさに応じて
   前記トルクコンバータがカップリングポイント以下の速
   度比で作動し得るよ５にこの直結クラッチの伝達トルク
   容量を規制するクラッチ制御装置とよりなる、車両用自
   動変速機におけるトルクコンバータの直結制御装置。 （２、特許請求の範囲第（１）項記載のものにおいて、
   前記クラッチ制御装置を、その伝達トルク容量を車速の
   上昇に従い増加させるように構成した、車両用自動変速
   機におけるトルクコンバータの直結制御装置。