JPS62278364A

JPS62278364A - 流体継手の直結クラツチのスリツプ制御装置

Info

Publication number: JPS62278364A
Application number: JP61121439A
Authority: JP
Inventors: Fumihiro Ushijima; 牛島　溥三宏
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1986-05-27
Filing date: 1986-05-27
Publication date: 1987-12-03
Also published as: US4785923A; DE3716190A1

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】３、発明の詳細な説明産業上の利用分野本発明は、直結クラッチ付き流体継手の直結クラッチの
スリップ制御装置に係り、特に車輌用自動変速機に組込
まれる直結クラッチ付き流体式トルクコンバータの如き
流体継手の直結クラッチのスリップ制御装置に係る。

従来の技術流体式トルクコンバータの如き流体継手の駆動側部材と
被駆動側部材とを選択的にトルク伝達関係に直結する直
結クラッチを有する流体継手は既に種々提案されており
、これは例えば特開昭５７−４０１６２号公報に示され
ており、この直結クラッチ付きの流体継手に於ては、直
結クラッチが係合されることによって流体継手の駆動側
部材と被駆動側部材との間で滑りを生じることなくトル
ク伝達が行われ、これにより動力損失が減少すると云う
効果が生じる。しかし、直結クラッチによって流体継手
の駆動側部材と被駆動側部材とが剛固に接続されると、
前記駆動側部材に伝達される内燃機関の振動、トルク変
肋が直接に前記被駆動側部材へ伝わり、このため振動が
大ぎくなり、車輌に於ては振動とｌＪ　ｇとによって乗
り心地性が悪化する虞れがある。

上述の如き不具合に鑑みて、前記駆動側部材と前記被駆
動側部材とが微少量のみ相対回転することを許容すべく
前記直結クラッチの係合を制御する、所謂スリップ制御
を行うことが既に提案されており、これは例えば特開昭
５７−１５７８６０号公報に示されている。

発明が解決しようとする問題点直結クラッチの係合状態が駆動側部材と被駆動側部材と
の微少相対回転を許容するよう制御されれば、機関撮動
及びトルク変動が駆動側部材より被駆動側部材へ直接伝
達されることを回避する所期の目的は達成されるが、し
かし、従来の直結クラッチのスリップ制御装置に於ては
、前記駆動側部材と被駆動側部材との回転数を各々回転
数センサにより検出してマイクロコンピュータの如き制
御装置によってその相対回転数差を演算し、この相対回
転数差に基いて電気式に流体圧制御を行って前記直結ク
ラッチに与える流体圧を制御Ｉするようになっており、
このため、その制御装置が比較的禮雑なものになり、回
転数センサ、マイクロコンピュータの如き種々の電気式
制御用装置を必要とする欠点がある。

本発明は電気式の制御２１Ｉ装置を必要とせず、直結ク
ラッチの係合を機械式にフィードバック制御する構造簡
単にして作動信頼性に優れた新しい直結クラッチのスリ
ップ制御装置を提供することを目的としている。

問題点を解決するための手段上述の如き目的は、本発明によれば、流体継手と、前記
流体継手に対しトルク伝達経路で見て互いに並列に設け
られ駆動側部材と被駆動側部材とをトルク伝達関係に接
続する直結クラッチとを有し、流体圧により直結クラッ
チの係合が制御されるよう構成された直結クラッチ付き
流体継手の直結クラッチのスリップ制ｉ１１装置に於て
、前記駆動側部材と前記被駆動側部材との回転数差によ
り回転駆動されて流体圧を生じるポンプと、前記ポンプ
が生じる流体圧の増大に応じて前記直結クラッチに作用
する流体圧を増大♂しめる流体圧伝達装置とを有する直
結クラッチのスリップ制御装置によって達成される。

前記流体圧伝達装置は前記直結クラッチに作用する流体
圧を排出して前記直結クラッチに作用する流体圧を制御
するドレン制御弁を有し、前記ドレン制御弁は前記ポン
プが生じる流体圧を及ぼされて前記ポンプが生じる流体
圧の増大に応じて前記直結クラッチに作用する流体圧の
排出量を減少するよう構成されていて良い。

前記ポンプは前記直結クラッチのハブに組込まれていて
良い。

発明の作用及び効果上）ホの如き構成によれば、駆動側部材と被駆動側部材
との間に回転数差に応じた流体圧が前記ポンプにより特
別な流体圧制御が行われなくても得られ、該ポンプが生
じる流体圧の塞いて前記直結クラッチに作用する流体圧
が制御されることによってその係合圧が前記駆動側部材
と前記被駆動側部材との回転数差に基いて自動的にフィ
ードバック制御され、前記回転数差が所定値に保たれる
ように前記直結クラッチの係合が自動１ＩＩＩ　ｔｉｌ
ｌされるようになる。またこの直結クラッチの係合１１
１１１　ｆｉ＋は前記駆動側部材と前記被駆動側部材と
の回転数差により直接駆動されるポンプの吐出圧によっ
て直接駆動されるから電気−油圧式のものに比して応答
性良く１テねれる。特に前記ポンプが前記直結クラッチ
のハブに組込まれていると、コンパクト設計が可Ｑしに
なるばかりでなく、前記ポンプの油路が短くなり、この
ことにより制御応答性が更に改善される。

実施例以下に添付の図を参照して本発明を実施例について詳細
に説明する。

第１図及び第２図は本発明によるスリップ制御装置を備
えた流体式トルクコンバータの一つの実施例を示してい
る。図に於て、１０はフロントカバーを、１２はポンプ
アウタシェルを各々示しており、該両者が内部にトルク
コンバータ室１４を郭定している。トルクコンバータ室
１４にはポンプインペラ１６とタービンランナ１８とス
テータ２０とが設けられ、三要素二相型の流体式トルク
コンバータが構成されている。ポンプインペラ１６はポ
ンプアウタシェル１２と一体的に構成され、タービンラ
ンナ１８は連結ビン２２によってハブ部材２４と固定連
結され、ハブ部材２４は出力軸２６とスプライン結合さ
れている。ステータ２０はワンウェイクラッチ２８によ
って固定の中空軸３０に接続され、中心軸線周りに一方
向にのみ回転し得るようになっている。

ハブ部材２４は円筒状のピストン支持部３２にて直結ク
ラッチの円環状のピストン要素３４を軸線方向に摺動可
能に支持している。ピストン要素３４はその外周縁部に
円環状のクラッチ係合面３６を有しており、該クラッチ
係合面はフロントカバー１０の内面に固定されたクラッ
チライニング３８と相対向している。ピストン要素３４
はその外周縁部にて円環状のディスク部材４０とトルク
伝達関係に係合し、更にディスク部材４０は連結ピン２
２によってハブ部材２４に固定されたディスク部材４２
と緩衝用の複＠個の圧縮コイルばね４４を介して回転方
向に接続されている。叩も、ピストン要素３４は、ディ
スク部材４０．圧縮コイルばね４４、ディスク部材４２
及びハブ部材２４を介して出力軸２６にトルク伝達関係
に接続されている。

直結クラッチを解放状態にすべき時には、作動油が出力
＠２６の中空部４６１．油案内スリーブ４８の内側通路
５０を経てフロントカバー１０とピストン要素３４との
間のピストン前方室５２に供給されるようになっており
、この時には作動油は、ピストン前方室５２よりピスト
ン要素３６の外周縁部とフロントカバー１０の周縁部と
の間を経てトルクコンバータ至１４内に流入し、流体式
トルクコンバータの作動流体として作用して中空固定＠
３０とポンプアウタシェル１２のＡ／Ｔポンプ駆動用中
空軸部１３との間の油路５４へ排出される。この時には
クラッチ面部３６はクラッチライニング３８より離れ、
直結クラッチが解放状態になり、駆動部材であるフロン
トカバー１０に与えられる回転トルクは流体式トルクコ
ンバータによってのみ被駆動側部材である出力＠２６へ
伝達される。

これに対し直結クラッチを係合させるべき時には、作動
油が油路５４よりトルクコンバータ室１４に供給される
ようになっており、この時には作動油はピストン要素３
４の第１図で見て右側面に該ピストン要素を第１図で見
て左方へ押圧し、これによりクラッチ面部３６がクラッ
チライニング３８に押付けられ、直結クラッチが係合状
態となる。

ハブ部材２４の前面部にはポンプハウジング５６が固定
されている。ハブ部材２４とポンプハウジング５６とは
インナロータとしてのドライブギア５８とアウタロータ
としてのドリブンギア６０とを各々回転可能に支持して
内接歯車ポンプ６２を構成している。内接歯車ポンプ６
２の吸入ポート６４（第２図参照）は油路６６を経てト
ルクコンバータ室１４に連通し、これにより内接両車ポ
ンプ６２はトルクコンバータ室１４より作動油を吸入す
る。ドライブギア５８は駆動レバー６８によってフロン
トカバー１０と連結され、これにより内接歯型ポンプ６
２は、フロントカバー１０の回転数とハブ部材２４の回
転数、換言ずれば出力軸２６の回転数との差によって回
転駆動され、その回転数差の増大に応じて増大する油圧
を吐出ポート７０（第２図参照）に生じるようになって
いる。

第２図によく示されている如く、ハブ部材２４にはドレ
ン制御弁７２が組込まれている。ドレン制御弁７２はハ
ブ部材２４に形成されたバルブボア７２に挿入されたス
プール弁７６を有し、スプール弁７６は、バルブボア７
２の一端を閉じるエンドキャップ７８との間に設番ノら
れた圧縮コイルばね８０のばね力により図にて右方へ付
勢され、バルブボア７４の他端を閉じるエンドキャップ
８２との間に油室８４を郭定し、油室８４に供給される
油圧により与えられる図にて左方への押圧力と圧縮コイ
ルばね８ｏのばね力との平衡関係によって図にて左右方
向へ駆動され、油室８４に供給される油圧の増大に応じ
て図にて左方へ移動してポート８６とドレンボート８８
との連通度を減少するようになっている。ポート８６は
トルクコンバータ室１４に連通しており、ドレンポート
８８は内側通路５０に連通し、また油室８４は油路９０
により内接歯車ポンプ６２の吐出ボート７０に連通し、
内接歯車ポンプ６２の吐出圧を及ぼされるようになって
いる。尚、ばね室９２はポート９４°によりトルクコン
バータ室１４に連通している。

ハブ部材２４には油圧制御弁９６が組込まれている。油
圧制御弁９６はハブ部材２４に形成されたバルブボア９
８に挿入されたスプール弁１００を有し、スプール弁１
００は、バルブボア９８の一端を閉じるエンドキャップ
１０２との間に設けられた圧縮コイルばね１０４のばね
力により図にて右方へ付勢され、バルブボア９８の他端
を閉じるエンドキャップ１０６との間に油室１０８を郭
定し、油室１０８に供給される油圧により与えられる図
にて右方への押圧力と圧縮コイルばね１０４のばね力と
の平衡関係によって図にて左右方向へ駆動され、油室１
０８に油圧が供給されていない時には図示されいる如く
右側位置に位置して内接ｌ！ａｉ！ポンプ６２の吐出ポ
ート７０と連通しているポート１１０を閉じ、これに対
し油室１０８に油圧が供給されている時には図にて左方
へ移動してポート１１０を油室１０８と連通接続するよ
うになっている。油室１０８は、油路１１２）油案内ス
リーブ４８の外側通路１１４、油路１１５及び出力軸２
６と中空固定軸３０との間の油路１１８に連通している
。高速走行時の如く機関回転振動が問題にならずにスリ
ップ制御を行う必要がない時には、油路１１８に油圧が
供給され、これが油路１１５、外側通路１１４、油路１
１２を経て油室１０８に供給されるようになっている。

尚、ばね室１２０はポート１２２によって内側通路５０
と連通している。

直結クラッチを係合させるべく油路５４よりトルクコン
バータ室１４に作動油が供給される状態下に於て、ドレ
ン制御弁７２のスプール弁７６が図示されている如き右
側位置にある時は内接歯車ポンプ６２の吐出ポート７０
に生じる吐出圧が零或いは零より低い値の時であり、こ
の時にはポート８６が比較的大ぎい連通度をもってドレ
ンポート８８に連通している。従ってこの時にはトルク
コンバータ室１４に供給された作動油がポート８６より
ドレンポート８８を経て比較的多く排出されることによ
ってトルクコンバータ室１４に於ける油圧の降下が比較
的大きく、これによりトルクコンバータ室１４に於ける
油圧が比較的大きく低下してクラッチ面部３６のクラッ
チライニング３８に対する押圧力が低減し、直結クラッ
チのすべりを増加させるようになる。

直結クラッチのすべり邑が増大すると、フロントカバー
１０と出力＠２６との間の回転数差が大きくなることに
より内接歯車ポンプ６２の吐出ポート７０に生じる吐出
圧が増大する。この油圧がポート９ｏよりドレン制御弁
７２の油室８４に供給されることにより、この油圧に応
じてスプール弁７６が圧縮コイルばね８０のばね力に抗
して図にて左方へ移動し、これに伴いポート８６のドレ
ンポート８８に対する連通度が減少し、トルクコンバー
タ室１４の油圧の降下量が徐々に減少してピストン要素
３４に作用する油圧が増大し、クラッチ面部３６のクラ
ッチライニング３８に対する押圧力が増大するようにな
って直結クラッチの伝達トルク容量が増大し、直結クラ
ッチのすベリ吊が減少するようになる。上述の如き作動
により直結クラッチは所定の適切なスリップｍを許容し
た状態にて所定の係合状態を保ち、駆動側部材であるフ
ロントカバー１０と被駆動側部材である出力部材２６と
を剛固に接続することがない。

これによりフロントカバー１０より機関振動及びトルク
変動が直結クラッチを経て被駆動側部材である出力軸２
６へ直接に伝達されることが回避され、その被駆動側に
於ける振動及び騒音が低減するようになる。

尚、内接歯車ポンプ６２の吐出ポート７０に生じる吐出
圧が過剰増大した場合には、この油圧によってドレン制
御弁７２のスプール弁７６が図にて左方へ押しきられる
ことにより、ポート９０が油室８４を経てポート８６に
連通ずるようになり、そのポンプ吐出圧が異常高圧状態
になることが回避される。

上述の如き直結クラッチのスリップ制御を行う必要がな
い時には、油路１１８より油路１１５、外側通路１１４
及び油路１１２を経て油圧制御弁９６の油室１０８に所
定の油圧が供給され、これによりスプール弁１００が圧
縮コイルばね１０４のばね力に抗して図にて左方へ変位
し、油室１０８がポート１１０と連通して油路１１２よ
り油室１０８に供給されている油圧がポート１１０．９
０よりドレン制御弁７２の油室８４に供給されるように
なり、これによりこの時には内接歯車ポンプ６２の吐出
圧に関係なくスプール弁７６が図にて左方へ駆動されて
ポート８６が閉じられる。これによりトルクコンバータ
室１４の油圧がドレン制御弁７２によって排出されるこ
とがなくなり、トルクコンバータ室１４の比較的大きい
油圧によってピストン要素３４が押圧されてクラッチ面
部３６がクラッチライニング３日に強く押付けられるよ
うになり、直結クラッチが完全直結状態になる。

上述の実施例に於ては、駆動側部材と被駆動側部材との
回転数差により駆動されるポンプは内接歯車式ポンプで
あるが、これは他の型式の回転式ポンプであってもよく
、例えばベーンポンプであってもよい。

また、駆動側部材と被駆動側部材との回転数差により駆
動されるポンプが直結クラッチの係合に充分な油圧を生
じるよう構成されているのであれば、直結クラッチはそ
の油圧によって直接に係合駆動されるようになっていて
もよい。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明によるスリップ制御ｌ装置を漏えた直結
クラッチ付き流体式トルクコンバータの一つの実施例を
示す縦断面図、第２図は第１図の線■−Ｈに沿う断面図
である。１０・・・フロントカバー、１２・・・ポンプアウタシ
ェル、１４・・・トルクコンバータ室、１６・・・ポン
プインペラー、１８・・・タービンランナ、２０・・・
ステータ、２２・・・係止ビン、２４・・・ハブ部材、
２６・・・出力軸、２８・・・ワンウェイクラッチ、３
０・・・固定中空軸、３２・・・ピストン支持部、３４
・・・ピストン要素、３６・・・クラッチ面部、３８・
・・クラッチライニング、４０．４２・・・ディスク部
材、４４・・・緩衝用圧縮コイルばね、４６・・・中空
部、４８・・・油案内リーブ、５０・・・内側通路、５
２・・・ピストン前方室。５４・・・油路、５６・・・ポンプハウジング、５８・
・・ダライブギア、６０・・・ドリブンキア、６２・・
・内接歯車ポンプ、６４・・・吸入ポート、６６・・・
油路、６８・・・駆動レバー、７０・・・吐出ポート、
７２・・・ドレン制御弁、７４・・・バルブボア、７６
・・・スプール弁。７８・・・エンドキャップ、８０・・・圧縮コイルばね
。８２・・・エンドキャップ、８４・・・油室、８６・・
・ポート、８８・・・ドレンポート、９０・・−ポート
、９２・・・ばね室、９４・・・・ポート、９６・・・
油圧制御弁、９８・・・バルブボア、１００・・・スプ
ール弁、１０２・・・エンドキャップ、１０４・・・圧
縮コイルばね、１０６・・・エンドキャップ、１０８・
・・油室、１１０・・・ポート、１１２・・・油路、１
１４・・・外側通路、１１５．１１８・・・油路

Claims

【特許請求の範囲】

（１）流体継手と、前記流体継手に対しトルク伝達経路
で見て互いに並列に設けられ駆動側部材と被駆動側部材
とをトルク伝達関係に接続する直結クラッチとを有し、
流体圧により直結クラッチの係合が制御されるよう構成
された直結クラッチ付き流体継手の直結クラッチのスリ
ップ制御装置に於て、前記駆動側部材と前記被駆動側部
材との回転数差により回転駆動されて流体圧を生じるポ
ンプと、前記ポンプが生じる流体圧の増大に応じて前記
直結クラッチに作用する流体圧を増大せしめる流体圧伝
達装置とを有する直結クラッチのスリップ制御装置。
（２）特許請求の範囲第１項の直結クラッチのスリップ
制御装置に於て、前記流体圧伝達装置は前記直結クラッ
チに作用する流体圧を排出して前記直結クラッチに作用
する流体圧を制御するドレン制御弁を有し、前記ドレン
制御弁は前記ポンプが生じる流体圧を及ぼされて前記ポ
ンプが生じる流体圧の増大に応じて前記直結クラッチに
作用する流体圧の排出量を減少するよう構成されている
ことを特徴とする直結クラッチのスリップ制御装置。
（３）特許請求の範囲第１項又は第２項の直結クラッチ
のスリップ制御装置に於て、前記ポンプは前記直結クラ
ッチのハブに組込まれていることを特徴とする直結クラ
ッチのスリップ制御装置。