WO2013051144A1 - 車両用駆動装置 - Google Patents

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WO2013051144A1
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clutch
rotational speed
vibration
input
engine
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孝明 眞々田
岡田　卓也
俊哉 山下
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トヨタ自動車株式会社
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    • F16H2061/145—Control of torque converter lock-up clutches using electric control means for controlling slip, e.g. approaching target slip value

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle drive device provided with a fluid power transmission device having a clutch, and in particular, for realizing a suitable fuel consumption while exhibiting a vibration suppression effect by a torsional vibration reduction device during slip control of the clutch. Regarding improvement.
  • a vehicle including an engine, a fluid power transmission device, and a clutch provided between an input side member and an output side member in the fluid power transmission device is known.
  • a vehicle having a torque converter with a lock-up clutch in a power transmission path between an engine and a transmission is known.
  • slip control is performed in which the lockup clutch is slip-engaged (half-engaged) when a predetermined condition is satisfied.
  • this is the clutch control device described in Patent Document 1.
  • the slippage control of the lock-up clutch is performed so that the differential rotation between the input rotation member and the output rotation member in the torque converter becomes a target value, so that the engine is in a high rotation and high torque state.
  • the responsiveness is good, and slip control that ensures stability can be performed.
  • JP 2009-243639 A Japanese Patent Laid-Open No. 04-224362 Japanese Patent Laid-Open No. 01-220765
  • a torsional damper or the like is provided as a torsional vibration reducing device for reducing torsional vibration generated by an engine, for example.
  • a torsional vibration reducing device is provided in a vehicle having a torque converter with a lockup clutch in the power transmission path between the engine and the transmission, the torsional vibration reducing device is usually locked up. It was provided in series with the clutch, that is, in parallel with the torque converter.
  • the present invention has been made against the background of the above circumstances, and its purpose is to exhibit the vibration suppression effect of the torsional vibration reducing device during slip control of the clutch provided in the fluid power transmission device. It is another object of the present invention to provide a vehicle drive device that achieves favorable fuel efficiency.
  • the gist of the first invention is provided between an engine, a fluid power transmission device, and an input side member and an output side member in the fluid power transmission device.
  • a torsional vibration reduction device provided in series with the fluid power transmission device in a power transmission path between the engine and the fluid power transmission device, the vehicle drive device comprising: The minimum value of the differential rotational speed obtained by subtracting the rotational speed of the output side member from the rotational speed of the input side member when the clutch is slip-engaged is set to 0 or more, and the input side inertia in the torsional vibration reducing device The minimum value of the differential rotational speed obtained by subtracting the rotational speed of the output side member from the rotational speed of the body is less than 0.
  • the minimum value of the differential rotational speed obtained by subtracting the rotational speed of the output side member from the rotational speed of the input side member when the clutch is slip-engaged is 0 or more.
  • the minimum value of the differential rotational speed obtained by subtracting the rotational speed of the output side member from the rotational speed of the input side inertial body in the torsional vibration reducing device is less than 0, so that the friction in the clutch
  • the torsional vibration input to the clutch can be reduced by the torsional vibration reducing device while improving the durability of the material, and the slip control by the clutch and the vibration suppression by the torsional vibration reducing device can both be achieved. .
  • the gist of the second invention subordinate to the first invention is that the target value of the differential rotational speed obtained by subtracting the rotational speed of the output side member from the rotational speed of the input side member is the torsional vibration.
  • the value is smaller than the vibration of the input side inertial body in the reduction device and larger than the vibration input to the clutch.
  • the torsional vibration input to the clutch can be reduced by the torsional vibration reducing device while improving the durability of the friction material in the clutch, and the slip control by the clutch and the torsional vibration reducing device can be reduced.
  • the vibration suppression due to can be made compatible in a practical manner.
  • the gist of the third invention subordinate to the first to second inventions is that the differential rotation between the input side member and the output side member is 1 ⁇ 2 or less per second. In this way, particularly when the friction coefficient of the friction material of the clutch is likely to fluctuate according to the differential rotation between the input side member and the output side member, it is preferable while exhibiting the vibration suppressing effect by the torsional vibration reducing device. Can achieve high fuel efficiency.
  • the gist of the fourth invention subordinate to the first invention, the second invention, the third invention subordinate to the first invention, or the third invention subordinate to the second invention is the torsional vibration reducing device.
  • the value obtained by dividing the torsional rigidity by the total inertia mass in the power transmission path from the engine to the clutch is less than 5000. In this way, it is possible to reduce vibrations suitably compared to a conventional configuration that does not include a torsional vibration reducing device in the power transmission path between the engine and the fluid power transmission device.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view cut along a plane including the axis for explaining the configuration of the torque converter provided in the vehicle drive device of FIG. 1 in detail. It is a figure explaining the vibration which concerns on the power transmission in the vehicle drive device of FIG. It is a functional block diagram explaining the principal part of the control function with which the electronic control apparatus of FIG. 1 was equipped. It is a figure which illustrates the relationship between the differential rotational speed of the clutch with which the torque converter of FIG. 1 was provided, and clutch transmission torque.
  • 2 is a graph for explaining vibration when the torsional rigidity of the damper mechanism and the inertial mass in the power transmission path are determined in the vehicle drive device of FIG. 1.
  • 2 is a graph for explaining vibration when the torsional rigidity of the damper mechanism and the inertial mass in the power transmission path are determined in the vehicle drive device of FIG. 1.
  • 2 is a flowchart for explaining a main part of clutch slip engagement control by the electronic control unit of FIG. 1.
  • it is a schematic view schematically showing a power transmission path in a conventional configuration in which a damper mechanism is provided in series with a clutch. It is a figure explaining the vibration which concerns on the power transmission in the conventional structure of FIG. It is a graph explaining the vibration at the time of determining the inertial mass in the power transmission path
  • the fluid power transmission device is preferably a torque converter having a configuration of a pump impeller as an input side member, a turbine impeller as an output side member, and a stator impeller disposed therebetween.
  • the present invention also has a temporary effect even in a vehicle drive device in which a fluid coupling or the like that does not have a torque amplification function is provided as the fluid type power transmission device.
  • the torsional vibration reducing device is preferably a damper mechanism (torsional damper) that has two types of damper springs, for example, a large-diameter damper spring and a small-diameter damper spring, and reduces torsional vibration by their buffering action. It may be a damper mechanism of another structure or type, including one type or three types of damper springs, or different sizes and positions of the damper springs.
  • the present invention has a temporary effect even in a vehicle drive device provided with an elastic member such as rubber as an element of the torsional vibration reducing device.
  • the minimum value of the differential rotational speed between the input side member and the output side member is 0 or more, and the input side inertial body and the output side member in the torsional vibration reducing device Control in which the minimum value of the difference rotational speed is less than 0 is preferably applied during steady running of the vehicle, but such control may be executed during relatively gentle transient running.
  • FIG. 1 is a diagram for explaining a vehicle drive device 10 and its control system to which the present invention is preferably applied.
  • FIG. 2 is a schematic view schematically showing a power transmission path in the vehicle drive device 10.
  • a vehicle drive device 10 (hereinafter simply referred to as a drive device 10) of the present embodiment includes an engine 12 that is a driving force source (main power source) for traveling and a fluid power transmission device.
  • a torque converter 14 and an automatic transmission 16 are provided in series, and are provided between the engine 12 and a pair of drive wheels (not shown) to show the power output from the engine 12. To the pair of drive wheels through the differential gear device and the like which are not.
  • the engine 12 is, for example, an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine that generates a driving force by combustion of fuel injected in a cylinder.
  • the torque converter 14 includes a pump impeller 14p connected to the crankshaft of the engine 12, a turbine impeller 14t connected to the automatic transmission 16 via a turbine shaft corresponding to an output side member, and those
  • This is a fluid power transmission device that includes a stator wheel 14t (see FIG. 3 to be described later) provided between a pump wheel 14p and a turbine wheel 14t, and transmits power through a fluid.
  • a lock that is an engagement element (direct coupling clutch) configured to integrally rotate the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t by the engagement.
  • An up clutch 18 (hereinafter simply referred to as clutch 18) is provided.
  • the clutch 18 is configured so that its engagement state is controlled by a later-described hydraulic control circuit 22 between release, slip engagement (half-engagement), or complete engagement.
  • the automatic transmission 16 is, for example, a stepped automatic transmission mechanism that selectively establishes any of a plurality of predetermined shift speeds (speed ratios).
  • a plurality of hydraulic friction engagement devices and the like are provided as engagement elements.
  • the drive device 10 includes various controls related to the drive device 10 such as output control of the engine 12, automatic shift control of the automatic transmission 16, and engagement control of the clutch 18.
  • An electronic control unit 20 for performing the above is provided.
  • the electronic control unit 20 includes a so-called microcomputer having a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface, and the like, for example, and the CPU uses a temporary storage function of the RAM and stores a program stored in the ROM in advance.
  • output control of the engine 12, automatic transmission control of the automatic transmission 16, and engagement / release control of the clutch 18 are executed.
  • the electronic control unit 20 is provided with a plurality of individual control units for controlling the engine 12, for controlling the automatic transmission 16, and for controlling the clutch 18 as necessary. It is divided into control devices.
  • the electronic control device 20 is input with signals from various sensors that are provided in each part of the vehicle and indicate the state of the vehicle. That is, a vehicle speed signal representing a vehicle speed V corresponding to the output rotational speed of the automatic transmission 16 detected by the vehicle speed sensor 24, and a throttle opening degree representing an opening degree ⁇ TH of an electronic throttle valve (not shown) detected by the throttle sensor 26. signal, the engine the engine speed signal representing a rotational speed N E of the rotational speed the engine 12 detected by the sensor 28, and an input rotation speed or the turbine wheel of the detected by a turbine rotational speed sensor 30 automatic transmission 16 A turbine rotational speed signal or the like representing a rotational speed NT of 14t is supplied.
  • the electronic control device 20 outputs a signal for controlling the operation of each part of the vehicle. That is, as an engine output control command signal S E for controlling the output of the engine 12, for example, a throttle signal for driving a throttle actuator for controlling opening and closing of an electronic throttle valve (not shown), and a fuel injected from a fuel injection device An injection signal for controlling the amount, an ignition timing signal for controlling the ignition timing of the engine 12 by the ignition device, and the like are output. Further, in order to perform the shift control of the automatic transmission 16, a control signal for controlling the driving of the hydraulic actuator provided in the automatic transmission 16 is output via the hydraulic control circuit 22. Further, in order to control the engagement state of the clutch 18, a control for controlling the hydraulic pressure supplied to the torque converter 14 via the lockup control linear solenoid valve SLU provided in the hydraulic pressure control circuit 22. A signal is output.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view cut along a plane including the axis C in order to describe the configuration of the torque converter 14 provided in the drive device 10 in detail.
  • the torque converter 14 provided in the cylindrical housing 40 which is a non-rotating member, includes a pump impeller 14p, a turbine impeller, as described above with reference to FIG. (Turbine runner) 14t, a stator impeller 14s, a clutch 18, and a one-way clutch (one-way clutch) 34 provided between the stator impeller 14s and the housing 40.
  • the torque input from the crankshaft 36 is amplified and output from the input shaft 38 of the automatic transmission 16 that functions as the output shaft of the torque converter 14.
  • the pump impeller 14p includes a disc-shaped front cover 42 and a rear cover 44, and is connected to the crankshaft 36 of the engine 12 via a drive plate 46 and a damper mechanism 84, which will be described later, and has the same rotational speed as the crankshaft 36. And a pump cover 48 that is rotated around the axis C, and a plurality of blades 50 that are disposed on the inner periphery of the rear cover 44 so as to overlap in the circumferential direction.
  • the turbine impeller 14t is a disc-shaped hub portion 54 that is spline-fitted to the shaft end portion of the input shaft 38 and is brought into contact with the front cover 42 through a sliding ring 52 so as to be relatively rotatable.
  • a plurality of blades 58 fixed so as to face each other and overlap in the circumferential direction are provided so as to rotate around the axis C together with the input shaft 38.
  • the stator impeller 14s includes a disc portion 62 in which a vane 60 located between the vane 50 of the pump impeller 14p and the vane 58 of the turbine impeller 14t is formed on the outer peripheral portion, and the disc.
  • the one-way clutch is formed by a cylindrical fixed shaft 66 that is a non-rotating member fixed to the housing 40. 34 is supported so as to be rotatable around the axis C.
  • a partition wall 68 is provided for separating a space for storing the automatic transmission 16 and a space for storing the torque converter 14, and the partition wall 68 is provided with a hydraulic pump 70.
  • the hydraulic pump 70 includes a pump body 70a fixed to the partition wall 68, a pump cover 70b fixed to the pump body 70a, and an inner which is rotatably accommodated in a space formed therebetween and meshes with each other.
  • a ring gear 70c and an outer ring gear 70d are provided, and the inner ring gear 70c is fitted to the shaft end of the cylindrical shaft 72 protruding from the inner peripheral portion of the rear cover 44 of the pump impeller 14p so as not to be relatively rotatable.
  • the hydraulic pump 70 is rotationally driven by the engine 12.
  • the hydraulic pump 70 that is, the pump body 70a protrudes conically from the partition wall 68 toward the torque converter 14, that is, the engine 12 side or the input side.
  • the input shaft 38 is rotatably supported by the partition wall 68 via a bearing (not shown) and protrudes into a space that houses the torque converter 14, and supports the torque converter 14. Yes.
  • the clutch 18 has a central portion that slides on the outer peripheral surface of the cylindrical shaft portion 56 projecting from the center of the hub portion 54 of the turbine impeller 14t that is fitted to the shaft end portion of the input shaft 38 so as not to be relatively rotatable.
  • a disk-like piston 76 that is movably fitted and engages with an engaging protrusion 74 that protrudes from a blade 58 of the turbine impeller 14t, and an outer peripheral portion of the piston 76, or
  • An annular friction member 78 that is fixed to a portion of the inside of the front cover 42 facing the outer peripheral portion thereof and directly connects the turbine impeller 14t and the pump impeller 14p to each other by a frictional force, I have.
  • the drive plate 46 fixed to the shaft end of the crankshaft 36 of the engine 12 is fixed to the outer peripheral portion of the disc-like portion 80 so as to mesh with the disc-like portion 80 and a pinion of a starter motor (not shown). Ring gear 82 is provided.
  • a damper mechanism 84 is provided between the drive plate 46 and the front cover 42 constituting the front portion of the pump cover 48.
  • the damper mechanism 84 has two types of large-diameter dampers having an inner peripheral portion fixed to the front cover 42, wound in a coil shape so as to be longitudinal in the circumferential direction of the damper mechanism 84, and concentrically configured.
  • a disk-shaped damper hub 92 in which notches 90 opened on the outer peripheral side for receiving the spring 86 and the small-diameter damper spring 88 are formed at equal intervals at a plurality of locations on the outer peripheral portion, and the shaft center C via the bearing 94 by the front cover 42.
  • the damper mechanism 84 includes a power transmission path between the engine 12 and the torque converter 14 that is a fluid power transmission device (a power transmission path between the engine 12 and the automatic transmission 16). ) In series with the torque converter 14.
  • the large-diameter damper spring 86 and the small-diameter damper spring 88 are moved in the circumferential direction, that is, in the longitudinal direction in accordance with the rotational phase shift between the damper hub 92 and the damper cover 96.
  • the torque fluctuation in the rotation direction of the crankshaft 36 transmitted from the engine 12 is absorbed (reduced).
  • the damper mechanism 84 is provided in the power transmission path between the engine 12 and the torque converter 14, and a torsional vibration reducing device (torque) that reduces torque fluctuation (torsional vibration) in the path. Equivalent to the national damper).
  • the power transmission in the drive device 10 will be described with reference to FIG. 2.
  • the torque generated by the engine 12 is transmitted to the damper mechanism 84 via the first inertial body 100 between the engine 12 and the damper mechanism 84. Is further transmitted to the second inertia body 102 between the damper mechanism 84 and the torque converter 14.
  • the torque transmitted to the second inertial body 102 is transferred to the third inertial body 104 between the torque converter 14 and the automatic transmission 16 via the torque converter 14 (pump impeller 14p and turbine impeller 14t). Is further transmitted to the automatic transmission 16.
  • the torque transmitted to the second inertial body 102 is transmitted to the third inertial body 104 via the clutch 18 by a power transmission path including the clutch 18 provided in parallel with the power transmission path.
  • the first inertial body 100, the second inertial body 102, and the third inertial body 104 are conceptual configurations when the members constituting the driving device 10 are considered as inertial bodies, and the damper mechanism
  • the first inertial body 100 on the upstream side of 84 corresponds to the input side inertial body in the damper mechanism 84.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining vibration related to power transmission in the driving device 10.
  • Input vibration (input rotation), that is, vibration (rotation) input to the first inertial body 100 is indicated by a solid line
  • the pre-clutch rotation that is, the vibration (rotation) input to the second inertial body 102 is indicated by a one-dot chain line
  • the output rotation that is, the rotation output from the third inertial body 104 is indicated by a broken line.
  • Vibration (torsional vibration) generated by the engine 12 is input to the torque converter 14 via the first inertial body 100 and the second inertial body 102.
  • the vibration input to is weaker than the input vibration indicated by the solid line. If the input vibration is ⁇ N0, the pre-clutch input vibration is ⁇ Nin, and the output vibration is ⁇ Nout, the rotational speed of the first inertial body 100 is N0 ⁇ ⁇ N0 with the input rotational speed being N0, and the pre-clutch input rotational speed is Nin.
  • the rotational speed of the second inertial body 102 is Nin ⁇ ⁇ Nin
  • the output rotational speed is Nout
  • the rotational speed of the third inertial body 104 is Nout ⁇ ⁇ Nout.
  • FIG. 15 shows a configuration in which a configuration equivalent to the damper mechanism 84 is provided in series with the clutch 18, that is, a power transmission path in a conventional drive device 200 in which the damper mechanism 84 is provided in parallel with the torque converter 14.
  • FIG. 16 is a diagram for explaining vibration relating to power transmission in the driving device 200.
  • the input vibration (input rotation), that is, the vibration (rotation) input to the input side inertial body 202 is indicated by a solid line and output rotation. That is, the rotations output from the output-side inertial body 204 are indicated by broken lines.
  • the input vibration generated by the engine 12 is input to the input side inertial body 202, and (a) a first power transmission mainly composed of the torque converter 14 from the input side inertial body 202. It is transmitted to the output side inertial body 204 through a path, or (b) a second power transmission path mainly composed of the clutch 18.
  • the first power transmission path and the second power transmission path are arranged in parallel.
  • the damper mechanism 84 is provided in the second power transmission path. For example, during slip control of the clutch 18, the input vibration to the damper mechanism 84 is substantially cut off by the clutch 18.
  • the vibration is not input to the damper mechanism 84, and as a result, there is a problem that the vibration is not sufficiently absorbed.
  • the rotational speed fluctuation on the input side of the clutch 18 is equivalent to (or slightly smaller than) the input rotational speed fluctuation ⁇ N0 to the input-side inertial body 202.
  • the differential rotational speed Nslp of the clutch 18 needs to be larger than the input rotational speed fluctuation ⁇ N0. Accordingly, it is required to set the differential rotational speed Nslp of the clutch 18 to a relatively large value, and as a result, it is difficult to sufficiently exhibit the vibration reduction effect by the damper mechanism 84 as described above. That is, in the conventional configuration as shown in FIG. 15, it is difficult to achieve both slip control by the clutch 18 and vibration suppression by the damper mechanism 84.
  • FIGS. 6 and 7 are diagrams illustrating the relationship between the differential rotational speed Nslp of the clutch 18 and the clutch transmission torque, and also show rotational speed fluctuations according to the magnitude of vibration input to the clutch 18.
  • the clutch transmission torque of the clutch 18 is generally proportional to the friction coefficient ⁇ of the friction material 78 in the clutch 18, and the friction coefficient ⁇ of the friction material 78 depends on the relative speed, that is, the differential rotation speed Nslp of the clutch 18. And change. For example, when the vibration on the upstream side of the clutch 18 is relatively large, that is, when the engine torque variation is relatively large, when the frequency of torque variation is relatively small, or when the input side inertia is relatively large, the rotational speed variation Becomes larger.
  • FIG. 5 is a functional block diagram for explaining a main part of the control function provided in the electronic control unit 20.
  • the shift control unit 110 shown in FIG. 5 performs shift control of the automatic transmission 16 based on the traveling state (driving state) of the vehicle based on the relationship stored in the storage device 32 in advance.
  • the throttle valve opening ⁇ TH (accelerator operation amount ⁇ ACC ) indicating the driver's required output amount detected by the throttle sensor 26 from the automatic shift map stored in the storage device 32 in advance
  • a gear stage (gear ratio ⁇ ) to be established at that time is determined, and the automatic transmission 16 is provided with a mechanism that is established so that the gear stage is established.
  • Control the engagement state of the coupling element That is, in order to establish such a shift stage in the automatic transmission 16, a control signal for controlling driving of a hydraulic actuator provided in the automatic transmission 16 is output via the hydraulic control circuit 22.
  • the clutch engagement control unit 112 basically performs engagement control of the clutch 18 based on the traveling state (driving state) of the vehicle from the relationship stored in the storage device 32 in advance.
  • the storage device 32 includes a release region (torque region) for releasing the clutch 18 based on, for example, a throttle valve opening ⁇ TH and a vehicle speed V, and slip-engaging the clutch 18 ( A slip control region (flex lock-up region) to be half-engaged) and an engagement region (lock-up region) to completely engage the clutch 18 are defined, and the clutch engagement control unit 112 is preferably Therefore, the throttle valve opening ⁇ TH (accelerator operation amount ⁇ ACC ) representing the driver's required output amount detected by the throttle sensor 26 from the above relationship, the vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor 24, and the shift described above.
  • the hydraulic control circuit The clutch 18 is disengaged by controlling the hydraulic pressure supplied to the engagement oil chamber or the release oil chamber of the torque converter 14 via the linear solenoid valve SLU provided in the motor 22 (set to the non-engagement state). . Further, when it is determined from the relationship shown in FIG. 8 that the vehicle is in the slip control region based on the running state of the vehicle, the torque converter 14 is connected via the linear solenoid valve SLU provided in the hydraulic control circuit 22. The clutch 18 is slip-engaged by controlling the hydraulic pressure supplied to the engagement oil chamber or the release oil chamber.
  • the torque converter 14 is connected via the linear solenoid valve SLU provided in the hydraulic control circuit 22.
  • the clutch 18 is completely engaged by controlling the hydraulic pressure supplied to the engagement oil chamber or the release oil chamber.
  • off-sweep control for gradually decreasing the output of the linear solenoid valve SLU at a predetermined rate is executed.
  • the clutch engagement control unit 112 is, for example, related to slip control of the clutch 18 during steady running (including gentle transient running), an input vibration calculating unit 114, a damper output vibration calculating unit 116, and a target differential rotation.
  • a speed calculation unit 118 is included.
  • the input vibration calculation unit 114 calculates the input vibration ⁇ N0 based on the state of the vehicle from a predetermined relationship.
  • This input vibration ⁇ N0 is the vibration (torsional vibration) of the input side inertial body in the damper mechanism 84.
  • the fluctuation of the torque input to the first inertial body 100 This corresponds to torsional vibration.
  • the input vibration ⁇ N0 corresponds to the rotational vibration output from the engine 12.
  • input vibrations A 11 , A 12 , A 13 obtained experimentally in advance corresponding to the engine rotational speed NE and the throttle valve opening ⁇ TH. ,... are stored, and the input vibration calculating unit 114 preferably uses the engine speed N E calculated by the engine speed sensor 28 based on the relationship stored in the storage device 32, and Based on the throttle valve opening ⁇ TH (accelerator operation amount ⁇ ACC ) representing the driver's requested output detected by the throttle sensor 26, for example, an input that is a change in torque input to the first inertial body 100.
  • the vibration ⁇ N0 is calculated. Further, it may be one that calculates an input vibration ⁇ N0 that such based from a predetermined calculation formula or the like to the engine rotational speed N E and the throttle valve opening theta TH like.
  • the damper output vibration calculation unit 116 calculates the output vibration ⁇ Nin of the damper mechanism 84 based on the state of the vehicle from a predetermined relationship.
  • the damper output vibration ⁇ Nin is a vibration (torsional vibration) at the output rotation of the damper mechanism 84, that is, the input rotation Nin of the clutch 18.
  • This corresponds to fluctuations in the output torque.
  • damper output vibrations B 11 , B 12 , B B experimentally obtained in advance corresponding to the engine rotational speed NE and the throttle valve opening ⁇ TH. 13, ...
  • the damper output vibration calculating section 116 is preferably from stored relationship to such storage device 32, the engine rotational speed N calculated by the engine speed sensor 28 Based on E and the throttle valve opening ⁇ TH (accelerator operation amount ⁇ ACC ) representing the driver's output demand detected by the throttle sensor 26, for example, by fluctuations in torque output from the second inertial body 102.
  • a certain output vibration ⁇ Nin is calculated. Further, it may be one that calculates the such damper output vibration ⁇ Nin based from a predetermined calculation formula or the like to the engine rotational speed N E and the throttle valve opening theta TH like.
  • the target differential rotational speed calculation unit 118 calculates a target differential rotational speed in the clutch 18, that is, a target value of the differential rotational speed Nslp between the pump impeller 14p as an input side member and the turbine impeller 14t as an output side member. .
  • a target value of such rotational speed difference Nslp based on turbine is calculated rotational speed N T by.
  • the minimum value of the differential rotational speed Nslp of the torque converter 14 is 0 or more, and the first inertial body 100 as the input side inertial body and the turbine impeller 14t (third inertial body 104 as the output side member).
  • the target differential rotational speed is determined so that the minimum value of the differential rotational speed with respect to) is less than zero.
  • the minimum value of the differential rotational speed Nslp of the torque converter 14 in order for the minimum value of the differential rotational speed Nslp of the torque converter 14 to be 0 or more, it is a condition that the vehicle is accelerating.
  • the differential rotational speed between the input side inertial body and the output side member is the rotational speed N E ⁇ ⁇ N0 of the engine 12 in consideration of vibration and the output rotational speed Nout, that is, the rotational speed of the third inertial body 104.
  • This corresponds to the differential rotational speed with respect to (the input rotational speed of the automatic transmission 16).
  • the positive direction of rotation related to the driving of the driving device 10 corresponds to the rotational direction of the engine 12.
  • the minimum rotational speed Nslp of the torque converter 14 is 0 or more. Nslp always takes a positive value (does not take a negative value).
  • the pre-clutch vibration indicated by the alternate long and short dash line that is, the vibration input to the second inertial body 102 is output indicated by the broken line. It means that it always takes a larger value than the vibration, that is, the vibration output from the third inertial body 104 (the value corresponding to the alternate long and short dash line does not fall below the value corresponding to the broken line).
  • the differential rotational speed between the input side inertial body and the output side member is less than 0 (the rotational speed of the output side member exceeds the rotational speed of the input side inertial body).
  • the input vibration indicated by the solid line that is, the vibration input to the first inertial body 100 is the output vibration indicated by the broken line, that is, the vibration output from the third inertial body 104.
  • the minimum value of the input vibration is less than the output vibration.
  • the target differential rotation speed calculation unit 118 has a differential rotation speed Nslp in the torque converter 14 smaller than the input vibration ⁇ N0 calculated by the input vibration calculation unit 114 and is input to the clutch 18.
  • the target value of the differential rotational speed Nslp is calculated so as to be greater than the vibration ⁇ Nin. That is, the target value of the differential rotational speed Nslp in the torque converter 14 is calculated so that the differential rotational speed Nslp in the torque converter 14 satisfies the following equation (1).
  • the relationship between the medians is expressed by the following equation (2).
  • the clutch engagement control unit 112 is preferably configured such that the differential rotational speed Nslp between the pump impeller 14p that is an input side member of the torque converter 14 and the turbine impeller 14t that is an output side member is 1/2 rotation per second ( 30 [rpm]) or less, slip control (setting control of the target differential rotation speed) of the clutch 18 based on the input vibration ⁇ N0 and the damper output vibration ⁇ Nin described above is executed.
  • the slip control of the clutch 18 is executed when the differential rotational speed Nslp is in the range of 1/6 rotation or more and 1/2 rotation or less per second.
  • the differential rotational speed Nslp of the clutch 18 is 1 ⁇ 2 or less per second, as shown in FIG.
  • the differential rotational speed Nslp is relatively large as shown in FIG.
  • the friction coefficient ⁇ tends to change greatly according to the fluctuation of the differential rotational speed Nslp. Therefore, the relationship between the clutch differential rotation speed Nslp and the friction coefficient ⁇ of the friction material 78 is executed by executing the control of this embodiment described above when the differential rotation speed Nslp of the clutch 18 is 1 ⁇ 2 rotation or less per second.
  • the slip control by the clutch 18 and the vibration suppression by the damper mechanism 84 can be made compatible even in a region where the gradient of is steep and the friction coefficient ⁇ changes greatly according to the fluctuation of the differential rotational speed Nslp.
  • the torsional rigidity (rigidity) of the damper mechanism 84 that is a torsional vibration reducing device is K [N ⁇ m / rad], and the engine 12 to the clutch 18 are used.
  • K / Iall ⁇ 5000 is satisfied.
  • K / Iall ⁇ 4000 is satisfied, and optimally, K / Iall ⁇ 2500 is satisfied.
  • the total inertia mass Iall is the total when the configuration in the power transmission path from the engine 12 to the clutch 18 is considered as the inertia mass.
  • FIGS. 11 to 13 show, for example, a configuration including a four-cycle four-cylinder engine 12 and the first inertial body 100 when the torsional rigidity of the damper mechanism 84 is 500 [N ⁇ m / rad]. And a graph for explaining the vibration when the inertial mass of the second inertial body 102 is changed.
  • the primary side angle fluctuation amplitude that is, the vibration of the first inertial body 100 is indicated by a solid line
  • the secondary side angle fluctuation amplitude that is, the The vibration of the second inertial body 102 is indicated by a one-dot chain line.
  • FIG. 11 shows that when the inertial mass of the first inertial body 100 is 0.15 [kg ⁇ m 2 ] and the inertial mass of the second inertial body 102 is 0.05 [kg ⁇ m 2 ], FIG.
  • FIG. 13 shows that the inertial mass of the first inertial body 100 is 0.05 [kg ⁇ m 2]
  • the inertial mass of the second inertia member 102 are respectively the case of 0.15 [kg ⁇ m 2]. That is, the graphs shown in FIGS.
  • FIG. 17 shows a configuration provided with, for example, a four-cycle four-cylinder engine 12 for comparison with the present embodiment, in which power transmission between the first inertial body 100 and the second inertial body 102 is performed.
  • a graph for explaining the vibration when the damper mechanism 84 is not provided on the path and the total inertial mass in the power transmission path from the engine 12 to the clutch 18 is Iall 0.20 [kg ⁇ m 2 ]. It is.
  • the rotational speed amplitude (vibration) can be reduced by about 1/4 to 1/2 compared to the conventional configuration corresponding to the graph of FIG.
  • FIG. 14 is a flowchart for explaining a main part of the slip engagement control of the clutch 18 by the electronic control unit 20, which is repeatedly executed at a predetermined cycle.
  • step (hereinafter, step is omitted) S1 the vehicle speed sensor 24 detects the vehicle speed V.
  • step S2 the throttle opening theta TH is detected by the throttle sensor 26.
  • S3 a shift stage established in the automatic transmission 16 is detected.
  • S4 for example, from the slip control range map as shown in FIG. 8, the vehicle speed V detected in S1, the throttle opening ⁇ TH detected in S2, and the automatic shift detected in S3.
  • S5 it is determined whether or not the slip control region is set in S4 and the slip control execution flag is turned ON.
  • the determination at S5 is negative, the processing after S1 is executed again. However, when the determination at S5 is positive, the processing after S6 is executed.
  • the rotational speed N E of the engine 12 is detected by the engine rotational speed sensor 28.
  • the engine rotational speed fluctuation i.e. the An input vibration ⁇ N0 that is a change in torque input to the first inertial body 100 is calculated.
  • S7 is the process of the input vibration calculation unit 114
  • S8 is the process of the damper output vibration calculation unit 116
  • S9 is the process of the target differential rotation speed calculation unit 118
  • S13 corresponds to the processing of the clutch engagement control unit 112.
  • the differential rotational speed between the pump impeller 14p as the input side member and the turbine impeller 14t as the output side member is 0 or more, and the difference between the first inertial body 100 that is the input side inertial body and the turbine impeller 14t (third inertial body 104) in the damper mechanism 84 that is the torsional vibration reduction device. Since the minimum value of the rotational speed is less than 0, the damper mechanism 84 can reduce the torsional vibration input to the clutch 18 while improving the durability of the friction material 78 in the clutch 18. Thus, both slip control by the clutch 18 and vibration suppression by the damper mechanism 84 can be achieved. In other words, it is possible to provide the drive device 10 that realizes favorable fuel efficiency while exhibiting the vibration suppression effect by the damper mechanism 84 during the slip control of the clutch 18 provided in the torque converter 14 that is a fluid power transmission device.
  • the clutch 18 is provided with a wet friction material 78.
  • the directionality of the surface of the material 78 can be used constant, and the durability of the friction material 78 can be improved. That is, in general, a friction material such as a wet clutch has an extremely large gradient when the friction coefficient ⁇ crosses around 0 and vibrations are generated. In addition, the friction material surface is reversed by reversing the direction of the friction material surface.
  • the occurrence of such a problem can be suitably suppressed by setting the minimum value of the differential rotational speed Nslp to be 0 or more. Further, since the minimum value of the differential rotational speed between the first inertial body 100 and the turbine impeller 14t (third inertial body 104) is less than 0, the input vibration in the normal range of the clutch 18 is reduced. can do. Therefore, the vibration generated by the clutch 18 can be reduced, and the vibration reduction effect of the drive device 10 as a whole can be achieved.
  • the target value of the differential rotational speed Nslp is set to a value smaller than the vibration ⁇ N0 of the input side inertial body in the damper mechanism 84 and larger than the vibration ⁇ Nin input to the clutch 18.
  • the torsional vibration input to the clutch 18 can be reduced by the damper mechanism 84 while improving the durability of the friction material 78 in the clutch 18, and the slip control by the clutch 18 and the vibration suppression by the damper mechanism 84 can be reduced. Can be made compatible in a practical manner.
  • the clutch 18 in particular according to the differential rotation of the clutch 18.
  • the friction coefficient ⁇ of the 18 friction members 78 is likely to fluctuate, it is possible to achieve a suitable fuel consumption while exhibiting the vibration suppressing effect by the damper mechanism 84.
  • the transmission efficiency can be further increased, and the fuel efficiency can be further improved.
  • the vibration can be preferably reduced.
  • SYMBOLS 10 Drive apparatus for vehicles, 12: Engine, 14: Torque converter (fluid type power transmission device), 14p: Pump impeller (input side member), 14s: Stator impeller, 14t: Turbine impeller (output side member) , 16: automatic transmission, 18: lock-up clutch, 20: electronic control device, 22: hydraulic control circuit, 24: vehicle speed sensor, 26: throttle sensor, 28: engine speed sensor, 30: turbine speed sensor, 32 : Storage device, 34: One-way clutch, 36: Crankshaft, 38: Input shaft, 40: Housing, 42: Front cover, 44: Rear cover, 46: Drive plate, 48: Pump cover, 50: Blade, 52: Slide Moving ring, 54: hub portion, 56: cylindrical shaft portion, 58: blade, 60: blade, 62: disk portion, 64: cylindrical portion, 66: cylindrical fixing 68: partition wall, 70: hydraulic pump, 70a: pump body, 70b: pump cover, 70c: inner ring gear, 70d: outer ring gear, 72

Abstract

　流体式動力伝達装置に備えられたクラッチのスリップ制御時に、ねじり振動低減装置による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現する車両用駆動装置を提供する。　クラッチ１８がスリップ係合させられるスリップ制御時に、そのクラッチ１８の差回転速度の最小値が０以上とされ、且つ、ダンパ機構８４における入力側慣性体である第１慣性体１００とタービン翼車１４ｔとの差回転速度の最小値が０未満とされるものであることから、クラッチ１８における摩擦材７８の耐久性を向上させつつそのクラッチ１８に入力されるねじり振動をダンパ機構８４により低減することができ、クラッチ１８によるスリップ制御とダンパ機構８４による振動抑制とを両立させることができる。

Description

車両用駆動装置
　本発明は、クラッチを有する流体式動力伝達装置を備えた車両用駆動装置に関し、特に、そのクラッチのスリップ制御時に、ねじり振動低減装置による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現するための改良に関する。
　エンジンと、流体式動力伝達装置と、その流体式動力伝達装置における入力側部材と出力側部材との間に設けられたクラッチとを、備えた車両が知られている。例えば、エンジンと変速機との間の動力伝達経路にロックアップクラッチ付きのトルクコンバータを備えた車両がそれである。斯かる車両において、所定の条件が成立する場合に前記ロックアップクラッチをスリップ係合（半係合）させるスリップ制御を行う技術が知られている。例えば、特許文献１に記載されたクラッチの制御装置がそれである。この技術によれば、トルクコンバータにおける入力回転部材と出力回転部材との差回転が目標値となるようにロックアップクラッチのスリップ制御を行うことで、エンジンが高回転、高トルクの状態であっても応答性が良く、且つ安定性を確保したスリップ制御が可能となるものとされている。
特開２００９－２４３６３９号公報 特開平０４－２２４３６２号公報 特開平０１－２２０７６５号公報
　ところで、車両用駆動装置においては、例えばエンジンにより発生させられるねじり振動を低減させるためのねじり振動低減装置として、例えばトーショナルダンパ等の構成が備えられる。従来の技術において、エンジンと変速機との間の動力伝達経路にロックアップクラッチ付きのトルクコンバータを備えた車両に斯かるねじり振動低減装置が設けられる場合、通常、そのねじり振動低減装置はロックアップクラッチと直列に、すなわちトルクコンバータと並列に設けられるものであった。
　しかし、斯かる従来の構成において、例えば前述したような従来の技術によりロックアップクラッチのスリップ制御を行うことを考えると、比較的トルク変動の大きいエンジンが備えられている場合には、前記ねじり振動低減装置による振動低減効果が減少するという弊害があった。すなわち、前記ねじり振動低減装置への振動入力が前記ロックアップクラッチにより概ね遮断されることでその振動がねじり振動低減装置に伝わらず、実質的に振動吸収が行われないおそれがあった。従って、前記エンジンにより発生させられた振動が車体に伝わり不快感を与えてしまうため、前記ロックアップクラッチのスリップ制御を十分に実施することができず、燃費向上が図れないという弊害があった。このような課題は、クラッチを有する流体式動力伝達装置を備えた車両用駆動装置におけるドライバビリティ向上及び燃費向上を意図して本発明者等が鋭意研究を続ける過程において新たに見出したものである。
　本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、流体式動力伝達装置に備えられたクラッチのスリップ制御時に、ねじり振動低減装置による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現する車両用駆動装置を提供することにある。
　斯かる目的を達成するために、本第１発明の要旨とするところは、エンジンと、流体式動力伝達装置と、その流体式動力伝達装置における入力側部材と出力側部材との間に設けられたクラッチと、前記エンジンと流体式動力伝達装置との間の動力伝達経路にその流体式動力伝達装置と直列に設けられたねじり振動低減装置とを、備えた車両用駆動装置であって、前記クラッチがスリップ係合させられる場合における前記入力側部材の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が０以上とされ、且つ、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が０未満とされることを特徴とするものである。
　このように、前記第１発明によれば、前記クラッチがスリップ係合させられる場合における前記入力側部材の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が０以上とされ、且つ、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が０未満とされるものであることから、前記クラッチにおける摩擦材の耐久性を向上させつつそのクラッチに入力されるねじり振動を前記ねじり振動低減装置により低減することができ、前記クラッチによるスリップ制御と前記ねじり振動低減装置による振動抑制とを両立させることができる。すなわち、流体式動力伝達装置に備えられたクラッチのスリップ制御時に、ねじり振動低減装置による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現する車両用駆動装置を提供することができる。
　ここで、前記第１発明に従属する本第２発明の要旨とするところは、前記入力側部材の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の目標値が、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体の振動よりも小さく、且つ、前記クラッチに入力される振動よりも大きな値とされるものである。このようにすれば、前記クラッチにおける摩擦材の耐久性を向上させつつそのクラッチに入力されるねじり振動を前記ねじり振動低減装置により低減することができ、前記クラッチによるスリップ制御と前記ねじり振動低減装置による振動抑制とを実用的な態様で両立させることができる。
　また、前記第１発明乃至第２発明に従属する本第３発明の要旨とするところは、前記入力側部材と出力側部材との差回転が毎秒１／２回転以下とされるものである。このようにすれば、特に前記入力側部材と出力側部材との差回転に応じて前記クラッチの摩擦材の摩擦係数が変動し易い場合において、ねじり振動低減装置による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現することができる。
　また、前記第１発明、第２発明、第１発明に従属する第３発明、乃至第２発明に従属する第３発明に従属する本第４発明の要旨とするところは、前記ねじり振動低減装置のねじり剛性を、前記エンジンからクラッチまでの動力伝達経路における全慣性質量で除した値が５０００未満とされるものである。このようにすれば、前記エンジンと流体式動力伝達装置との間の動力伝達経路にねじり振動低減装置を備えない従来の構成に比べて好適に振動を低減することができる。
本発明が好適に適用される車両用駆動装置及びその制御系統を説明する図である。 図１の車両用駆動装置における動力伝達経路を概略的に示す模式図である。 図１の車両用駆動装置に備えられたトルクコンバータの構成を詳しく説明するために、その軸心を含む平面で切断して示す断面図である。 図１の車両用駆動装置における動力伝達に係る振動について説明する図である。 図１の電子制御装置に備えられた制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。 図１のトルクコンバータに備えられたクラッチの差回転速度とクラッチ伝達トルクとの関係を例示する図である。 図１のトルクコンバータに備えられたクラッチの差回転速度とクラッチ伝達トルクとの関係を例示する図である。 図１のトルクコンバータに備えられたクラッチの係合状態を制御するために予め定められた関係の一例を示す図である。 図１の車両用駆動装置における入力振動を算出するために予め定められた関係の一例を示す図である。 図１の車両用駆動装置におけるダンパ出力振動を算出するために予め定められた関係の一例を示す図である。 図１の車両用駆動装置においてダンパ機構のねじり剛性及び動力伝達経路における慣性質量を定めた際の振動について説明するグラフである。 図１の車両用駆動装置においてダンパ機構のねじり剛性及び動力伝達経路における慣性質量を定めた際の振動について説明するグラフである。 図１の車両用駆動装置においてダンパ機構のねじり剛性及び動力伝達経路における慣性質量を定めた際の振動について説明するグラフである。 図１の電子制御装置によるクラッチのスリップ係合制御の要部を説明するフローチャートである。 本発明との比較のために、クラッチと直列にダンパ機構が設けられた従来の構成における動力伝達経路を概略的に示す模式図である。 図１５の従来の構成における動力伝達に係る振動について説明する図である。 本発明との比較のために、ダンパ機構を備えない駆動装置の動力伝達経路における慣性質量を定めた際の振動について説明するグラフである。
　前記流体式動力伝達装置は、好適には、入力側部材であるポンプ翼車、出力側部材であるタービン翼車、及びそれらの間に配置されたステータ翼車等の構成を備えたトルクコンバータであるが、トルク増幅機能を有しないフルードカップリング等が前記流体式動力伝達装置として備えられた車両用駆動装置においても、本発明は一応の効果を奏する。
　前記ねじり振動低減装置は、好適には、２種類のダンパスプリング例えば大径ダンパスプリング及び小径ダンパスプリングを有し、それらの緩衝作用によりねじり振動を低減するダンパ機構（トーショナルダンパ）であるが、１種類、或いは３種類のダンパスプリングを有したり、ダンパスプリングの大きさや位置の異なるものなど、他の構造或いは形式のダンパ機構であってもよい。また、ゴム等の弾性部材を前記ねじり振動低減装置の要素として備えた車両用駆動装置においても、本発明は一応の効果を奏する。
　前記クラッチがスリップ係合させられる場合における前記入力側部材と出力側部材との差回転速度の最小値が０以上とされ、且つ、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体と前記出力側部材との差回転速度の最小値が０未満とされる制御は、車両の定常走行時に好適に適用されるが、比較的緩やかな過渡走行時において斯かる制御が実行されるものであってもよい。
　以下、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
　図１は、本発明が好適に適用される車両用駆動装置１０及びその制御系統を説明する図である。また、図２は、斯かる車両用駆動装置１０における動力伝達経路を概略的に示す模式図である。図１に示すように、本実施例の車両用駆動装置１０（以下、単に駆動装置１０という）は、走行用の駆動力源（主動力源）であるエンジン１２と、流体式動力伝達装置であるトルクコンバータ１４と、自動変速機１６とを、直列に備えて構成されており、上記エンジン１２と図示しない一対の駆動輪との間に設けられて、そのエンジン１２から出力される動力を図示しない差動歯車装置等を順次介して斯かる一対の駆動輪へ伝達する。
　上記エンジン１２は、例えば、気筒内噴射される燃料の燃焼によって駆動力を発生させるガソリンエンジン或いはディーゼルエンジン等の内燃機関である。また、上記トルクコンバータ１４は、上記エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車１４ｐ、出力側部材に相当するタービン軸を介して上記自動変速機１６に連結されたタービン翼車１４ｔ、及びそれらポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔの間に設けられたステータ翼車１４ｔ（後述する図３を参照）を備えており、流体を介して動力伝達を行う流体式動力伝達装置である。また、それらポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔの間には、その係合により上記ポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔを一体回転させるように構成された係合要素（直結クラッチ）であるロックアップクラッチ１８（以下、単にクラッチ１８という）が設けられている。このクラッチ１８は、後述する油圧制御回路２２によりその係合状態が解放、スリップ係合（半係合）、乃至完全係合の間で制御されるように構成されている。また、上記自動変速機１６は、例えば、予め定められた複数の変速段（変速比）の何れかが選択的に成立させられる有段式の自動変速機構であり、斯かる変速を行うための係合要素として複数の油圧式摩擦係合装置等を備えて構成されている。
　また、図１に示すように、前記駆動装置１０には、前記エンジン１２の出力制御、前記自動変速機１６の自動変速制御、及び前記クラッチ１８の係合制御等、前記駆動装置１０に関する各種制御を行うための電子制御装置２０が備えられている。この電子制御装置２０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、前記エンジン１２の出力制御、前記自動変速機１６の自動変速制御、前記クラッチ１８の係合・解放制御等を実行するように構成されている。また、この電子制御装置２０は、必要に応じて前記エンジン１２の制御用、前記自動変速機１６の制御用、前記クラッチ１８の制御用にそれぞれ個別の制御装置が備えられるといったように、複数の制御装置に分けて構成される。
　図１に示すように、上記電子制御装置２０には、車両の各部に設けられてその車両の状態を示す各種センサからの信号が入力されるようになっている。すなわち、車速センサ２４により検出された前記自動変速機１６の出力回転速度に対応する車速Ｖを表す車速信号、スロットルセンサ２６により検出された図示しない電子スロットル弁の開度θTHを表すスロットル開度信号、エンジン回転速度センサ２８により検出された前記エンジン１２の回転速度ＮEを表すエンジン回転速度信号、及びタービン回転速度センサ３０により検出された前記自動変速機１６の入力回転速度すなわち前記タービン翼車１４ｔの回転速度ＮTを表すタービン回転速度信号等がそれぞれ供給されるようになっている。
　また、前記電子制御装置２０からは、車両の各部における作動を制御するための信号が出力されるようになっている。すなわち、前記エンジン１２の出力制御のためのエンジン出力制御指令信号ＳEとして、例えば図示しない電子スロットル弁の開閉を制御するためのスロットルアクチュエータを駆動するスロットル信号、燃料噴射装置から噴射される燃料の量を制御するための噴射信号、及び点火装置による前記エンジン１２の点火時期を制御するための点火時期信号等が出力される。また、前記自動変速機１６の変速制御を行うために、前記油圧制御回路２２を介してその自動変速機１６に備えられた油圧アクチュエータの駆動を制御するための制御信号が出力される。また、前記クラッチ１８の係合状態を制御するために、前記油圧制御回路２２に備えられたロックアップ制御用リニアソレノイド弁ＳＬＵを介して前記トルクコンバータ１４に供給される油圧を制御するための制御信号が出力される。
　図３は、前記駆動装置１０に備えられたトルクコンバータ１４の構成を詳しく説明するために、その軸心Ｃを含む平面で切断して示す断面図である。この図３に示すように、非回転部材である円筒状のハウジング４０内に設けられたトルクコンバータ１４は、図１を用いて前述したように、ポンプ翼車（ポンプインペラ）１４ｐ、タービン翼車（タービンランナ）１４ｔ、ステータ翼車１４ｓ、クラッチ１８、及び前記ステータ翼車１４ｓとハウジング４０との間に設けられた一方向クラッチ（ワンウェイクラッチ）３４を備え、駆動力源である前記エンジン１２のクランク軸３６から入力されるトルクを増幅して、前記トルクコンバータ１４の出力軸として機能する自動変速機１６の入力軸３８から出力する。
　前記ポンプ翼車１４ｐは、円盤状のフロントカバー４２及びリヤカバー４４から成り、前記エンジン１２のクランク軸３６とドライブプレート４６及び後述するダンパ機構８４を介して連結されてそのクランク軸３６と同じ回転数で軸心Ｃまわりに回転させられるポンプカバー４８と、上記リヤカバー４４の外周部内側に周方向に重なるように複数枚配設されている羽根５０とを、備えている。また、前記タービン翼車１４ｔは、上記入力軸３８の軸端部にスプライン嵌合され且つ摺動リング５２を介して上記フロントカバー４２に相対回転可能に当接させられた円盤状のハブ部５４と、そのハブ部５４の中央から突設されて上記入力軸３８の軸端部にスプライン嵌合された円筒軸部５６と、上記ハブ部５４の外周部において前記ポンプ翼車１４ｐの羽根５０に対向し且つ周方向に重なるように複数枚固定された羽根５８とを備え、上記入力軸３８と共に軸心Ｃまわりに回転するように設けられている。また、前記ステータ翼車１４ｓは、前記ポンプ翼車１４ｐの羽根５０と前記タービン翼車１４ｔの羽根５８との間に位置する羽根６０が外周部に形成された円板部６２と、その円板部６２の内周部に形成され、上記一方向クラッチ３４が嵌め入れられた円筒部６４とを備え、上記ハウジング４０に固定された非回転部材である円筒状固定軸６６により、上記一方向クラッチ３４を介して軸心Ｃまわりに回転可能に支持されている。
　前記ハウジング４０内には、前記自動変速機１６を収容する空間と前記トルクコンバータ１４を収容する空間とを隔てるための隔壁６８が設けられており、その隔壁６８には油圧ポンプ７０が設けられている。その油圧ポンプ７０は、上記隔壁６８に固定されたポンプボデー７０ａと、そのポンプボデー７０ａに固定されたポンプカバー７０ｂと、それらの間に形成された空間内に回転可能に収容されて互いにかみ合うインナリングギヤ７０ｃ及びアウタリングギヤ７０ｄとを、備え、そのインナリングギヤ７０ｃには、前記ポンプ翼車１４ｐのリヤカバー４４の内周部から突設された円筒軸７２の軸端に相対回転不能に嵌合されることにより、上記油圧ポンプ７０が前記エンジン１２によって回転駆動されるようになっている。上記油圧ポンプ７０すなわちポンプボデー７０ａは、上記隔壁６８から前記トルクコンバータ１４側すなわちエンジン１２側又は入力側へ円錐状に突き出している。また、前記入力軸３８は、図示しないベアリングを介して上記隔壁６８により回転可能に支持された状態で、前記トルクコンバータ１４を収容する空間内へ突き出されており、そのトルクコンバータ１４を支持している。
　前記クラッチ１８は、前記入力軸３８の軸端部に相対回転不能に嵌合されたタービン翼車１４ｔのハブ部５４の中央から突設された前記円筒軸部５６の外周面に中心部が摺動可能に嵌合され、且つ、前記タービン翼車１４ｔの羽根５８から突設された係合突起７４と相対回転不能に係合した円板状のピストン７６と、そのピストン７６の外周部、又は、前記フロントカバー４２の内側のうちその外周部に対向する部分に固着され、前記タービン翼車１４ｔとポンプ翼車１４ｐとを摩擦力によって直接的に相互に連結する環状の摩擦材７８とを、備えている。また、前記エンジン１２のクランク軸３６の軸端に固定されたドライブプレート４６は、円板状部８０と、図示しないスタータモータのピニオンと噛み合うためにその円板状部８０の外周部に固定されたリングギヤ８２とを、備えている。
　前記ドライブプレート４６とポンプカバー４８の前部を構成するフロントカバー４２との間には、ダンパ機構８４が設けられている。このダンパ機構８４は、前記フロントカバー４２に内周部が固定され、上記ダンパ機構８４の周方向に長手状となるようにコイル状に巻回され且つ同心に構成された２種類の大径ダンパスプリング８６及び小径ダンパスプリング８８を受け入れる外周側に開いた切欠９０が外周部の複数箇所に等間隔で形成された円板状のダンパハブ９２と、前記フロントカバー４２によりベアリング９４を介して軸心Ｃまわりに回転可能に支持されると共に前記ドライブプレート４６の円板状部８０に固定され、上記一対の大径ダンパスプリング８６及び小径ダンパスプリング８８の外周を覆うようにして受け入れるための周方向に伸びる円柱状空間が周方向の複数箇所に等間隔で形成されたダンパカバー９６とを、備えている。
　図３に示すように、前記ダンパ機構８４は、前記エンジン１２と流体式動力伝達装置である前記トルクコンバータ１４との間の動力伝達経路（エンジン１２と自動変速機１６との間の動力伝達経路）に、そのトルクコンバータ１４と直列に設けられている。上述のように構成されたダンパ機構８４によれば、上記ダンパハブ９２とダンパカバー９６との間の回転位相のずれに応じて上記大径ダンパスプリング８６及び小径ダンパスプリング８８が周方向すなわちその長手方向に圧縮されることで、前記エンジン１２から伝達される前記クランク軸３６の回転方向のトルク変動が吸収（低減）されるようになっている。すなわち、本実施例においては、上記ダンパ機構８４が前記エンジン１２とトルクコンバータ１４との間の動力伝達経路に設けられて、その経路におけるトルク変動（ねじり振動）を低減させるねじり振動低減装置（トーショナルダンパ）に相当する。
　図２を用いて前記駆動装置１０における動力伝達について説明すると、前記エンジン１２により発生させられたトルクは、そのエンジン１２とダンパ機構８４との間の第１慣性体１００を介してそのダンパ機構８４に入力され、更にはそのダンパ機構８４とトルクコンバータ１４との間の第２慣性体１０２に伝達される。その第２慣性体１０２に伝達されたトルクは、前記トルクコンバータ１４（ポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔ）を介してそのトルクコンバータ１４と自動変速機１６との間の第３慣性体１０４に伝達され、更にはその自動変速機１６に入力される。また、斯かる動力伝達経路と並列に設けられた前記クラッチ１８を含む動力伝達経路により、上記第２慣性体１０２に伝達されたトルクがそのクラッチ１８を介して上記第３慣性体１０４に伝達され、更には前記自動変速機１６に入力される。ここで、上記第１慣性体１００、第２慣性体１０２、及び第３慣性体１０４は、前記駆動装置１０を構成する部材を慣性体と考えた場合における概念的な構成であり、前記ダンパ機構８４の上流側における上記第１慣性体１００がそのダンパ機構８４における入力側慣性体に相当する。
　図４は、前記駆動装置１０における動力伝達に係る振動について説明する図であり、入力振動（入力回転）すなわち上記第１慣性体１００に入力される振動（回転）を実線で、クラッチ前振動（クラッチ前回転）すなわち上記第２慣性体１０２に入力される振動（回転）を一点鎖線で、出力回転すなわち前記第３慣性体１０４から出力される回転を破線でそれぞれ示している。前記エンジン１２により発生させられた振動（ねじり振動）は、上記第１慣性体１００及び第２慣性体１０２を介して前記トルクコンバータ１４に入力されるが、本実施例の構成においては、その第１慣性体１００と第２慣性体１０２との間にダンパ機構８４が設けられていることで、そのダンパ機構８４によりねじり振動が低減されて、図４に一点鎖線で示す上記第２慣性体１０２に入力される振動は実線で示す入力振動よりも微弱なものとされる。なお、上記入力振動をΔＮ０、クラッチ前入力振動をΔＮin、出力振動をΔＮoutとすると、入力回転速度をＮ０として上記第１慣性体１００の回転速度はＮ０±ΔＮ０となり、クラッチ前入力回転速度をＮinとして上記第２慣性体１０２の回転速度はＮin±ΔＮinとなり、出力回転速度をＮoutとして上記第３慣性体１０４の回転速度はＮout±ΔＮoutとなる。
　ここで、本実施例との比較のために、従来の駆動装置における動力伝達に係る振動について考える。図１５は、前記ダンパ機構８４と等価な構成が前記クラッチ１８と直列に設けられた構成、すなわちそのダンパ機構８４が前記トルクコンバータ１４と並列に設けられた従来の駆動装置２００における動力伝達経路を概略的に示す模式図であり、本実施例と等価な構成に関しては同一の符号を付している。また、図１６は、斯かる駆動装置２００における動力伝達に係る振動について説明する図であり、入力振動（入力回転）すなわち入力側慣性体２０２に入力される振動（回転）を実線で、出力回転すなわち出力側慣性体２０４から出力される回転を破線でそれぞれ示している。
　図１５に示す構成において、前記エンジン１２により発生させられた入力振動は上記入力側慣性体２０２に入力され、その入力側慣性体２０２から（ａ）トルクコンバータ１４を主体とする第１の動力伝達経路、乃至（ｂ）クラッチ１８を主体とする第２の動力伝達経路を介して上記出力側慣性体２０４へ伝達される。ここで、上記第１の動力伝達経路及び第２の動力伝達経路は並列に配置されたものである。斯かる構成において、前記ダンパ機構８４は第２の動力伝達経路に設けられているが、例えば前記クラッチ１８のスリップ制御時において、そのダンパ機構８４への入力振動は前記クラッチ１８により概ね遮断されるため、その振動が前記ダンパ機構８４へ入力されず、結果として振動吸収が十分に行われないという弊害があった。なお、図１５に示すような従来の構成において、前記クラッチ１８入力側の回転速度変動は、上記入力側慣性体２０２への入力回転速度変動ΔＮ０相当（或いは、それよりも若干小さな値）となり、前記クラッチ１８の摩擦材７８によりその振動を低減するには、そのクラッチ１８の差回転速度Ｎslpを入力回転速度変動ΔＮ０よりも大きくする必要がある。従って、前記クラッチ１８の差回転速度Ｎslpを比較的大きな値とすることが求められ、結果として上述のように前記ダンパ機構８４による振動低減効果を十分に発揮させることが困難となる。すなわち、図１５に示すような従来の構成では、前記クラッチ１８によるスリップ制御と前記ダンパ機構８４による振動抑制とを両立させることが困難であった。
　図６及び図７は、前記クラッチ１８の差回転速度Ｎslpとクラッチ伝達トルクとの関係を例示する図であり、そのクラッチ１８に入力される振動の大きさに応じた回転速度変動を併せて示している。前記クラッチ１８のクラッチ伝達トルクは、一般にそのクラッチ１８における摩擦材７８の摩擦係数μに比例するものであり、その摩擦材７８の摩擦係数μは相対速度すなわち前記クラッチ１８の差回転速度Ｎslpに依存して変化する。例えば、前記クラッチ１８の上流側における振動が比較的大きい場合、すなわちエンジントルク変動が比較的大きい場合、トルク変動の周波数が比較的小さい場合、或いは入力側慣性が比較的大きい場合には回転速度変動が大きくなる。特に、前記クラッチ１８の差回転速度Ｎslpが比較的小さい場合において回転速度変動が大きくなる。すなわち、図６に示すように、前記クラッチ１８の差回転速度Ｎslpが比較的小さい場合には、トルク変動に対応するクラッチ伝達トルク（摩擦係数μ）の振動幅が大きく、結果として出力側へ伝達される回転速度変動が大きくなる。一方、図７に示すように、前記クラッチ１８の差回転速度Ｎslpが比較的大きい場合には、トルク変動に対応するクラッチ伝達トルク（摩擦係数μ）の振動幅が小さく、結果として出力側へ伝達される回転速度変動が小さくなる。特に、前記クラッチ１８の差回転速度Ｎslpが毎秒１／２回転（３０［ｒｐｍ］）以下である場合には、そのクラッチ１８の差回転速度Ｎslpの変動に応じて摩擦係数μが大きく変化するため、クラッチ振動が発生するおそれが大きくなる。
　図５は、前記電子制御装置２０に備えられた制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。この図５に示す変速制御部１１０は、予め記憶装置３２に記憶された関係から車両の走行状態（運転状態）に基づいて前記自動変速機１６の変速制御を行う。例えば、予め定められて前記記憶装置３２に記憶された自動変速マップから、前記スロットルセンサ２６により検出される運転者の出力要求量を表すスロットル弁開度θTH（アクセル操作量θACC）及び前記車速センサ２４により検出される車速Ｖに基づいて、その時点において成立させられるべき変速段（変速比γ）を判定し、その変速段が成立させられるように前記自動変速機１６に備えられた係合要素の係合状態を制御する。すなわち、前記自動変速機１６において斯かる変速段を成立させるために、前記油圧制御回路２２を介してその自動変速機１６に備えられた油圧アクチュエータの駆動を制御するための制御信号を出力する。
　クラッチ係合制御部１１２は、基本的には、予め前記記憶装置３２に記憶された関係から車両の走行状態（運転状態）に基づいて前記クラッチ１８の係合制御を行う。前記記憶装置３２には、例えば図８に示すように、例えばスロットル弁開度θTH及び車速Ｖに基づいて、前記クラッチ１８を解放させる解放領域（トルコン領域）、そのクラッチ１８をスリップ係合（半係合）させるスリップ制御領域（フレックスロックアップ領域）、及びそのクラッチ１８を完全係合させる係合領域（ロックアップ領域）がそれぞれ定められており、上記クラッチ係合制御部１１２は、好適には、斯かる関係から前記スロットルセンサ２６により検出される運転者の出力要求量を表すスロットル弁開度θTH（アクセル操作量θACC）、前記車速センサ２４により検出される車速Ｖ、及び上記変速制御手段１１０により前記自動変速機１６において成立させられる変速段等に基づいて、前記クラッチ１８を解放させる解放制御、そのクラッチ１８をスリップ係合（半係合）させるスリップ制御（フレックスロックアップ制御）、乃至そのクラッチ１８を完全係合させるロックアップ制御の何れかを実行する。
　すなわち、上記クラッチ係合制御部１１２は、前記記憶装置３２に記憶された図８に示すような関係から車両の走行状態に基づいて解放領域であると判断された場合には、前記油圧制御回路２２に備えられたリニアソレノイド弁ＳＬＵを介して前記トルクコンバータ１４の係合油室乃至解放油室に供給される油圧を制御することで、前記クラッチ１８を解放させる（非係合状態とする）。また、図８に示すような関係から車両の走行状態に基づいてスリップ制御領域であると判断された場合には、前記油圧制御回路２２に備えられたリニアソレノイド弁ＳＬＵを介して前記トルクコンバータ１４の係合油室乃至解放油室に供給される油圧を制御することで、前記クラッチ１８をスリップ係合させる。また、図８に示すような関係から車両の走行状態に基づいて係合領域であると判断された場合には、前記油圧制御回路２２に備えられたリニアソレノイド弁ＳＬＵを介して前記トルクコンバータ１４の係合油室乃至解放油室に供給される油圧を制御することで、前記クラッチ１８を完全係合させる。また、好適には、上記係合領域或いはスリップ制御領域から解放領域への移行制御においては、前記リニアソレノイド弁ＳＬＵの出力を所定の割合で漸減させるオフスイープ制御を実行する。
　前記クラッチ係合制御部１１２は、例えば定常走行時（緩やかな過渡走行を含む）における前記クラッチ１８のスリップ制御に関連して、入力振動算出部１１４、ダンパ出力振動算出部１１６、及び目標差回転速度算出部１１８を含んでいる。この入力振動算出部１１４は、予め定められた関係から車両の状態に基づいて入力振動ΔＮ０を算出する。この入力振動ΔＮ０とは、前記ダンパ機構８４における入力側慣性体の振動（ねじり振動）であり、例えば前述した図２に示す構成においては、前記第１慣性体１００に入力されるトルクの変動（ねじり振動）に相当する。また、この入力振動ΔＮ０は、換言すれば、前記エンジン１２から出力される回転の振動に相当する。前記記憶装置３２には、例えば図９に例示するように、例えばエンジン回転速度ＮE及びスロットル弁開度θTHに対応して予め実験的に求められた入力振動Ａ11、Ａ12、Ａ13、・・・が記憶されており、上記入力振動算出部１１４は、好適には、斯かる記憶装置３２に記憶された関係から、前記エンジン回転速度センサ２８により算出されるエンジン回転速度ＮE及び前記スロットルセンサ２６により検出される運転者の出力要求量を表すスロットル弁開度θTH（アクセル操作量θACC）に基づいて、例えば前記第１慣性体１００に入力されるトルクの変動である入力振動ΔＮ０を算出する。また、予め定められた計算式等からエンジン回転速度ＮE及びスロットル弁開度θTH等に基づいて斯かる入力振動ΔＮ０を算出するものであっても構わない。
　上記ダンパ出力振動算出部１１６は、予め定められた関係から車両の状態に基づいて前記ダンパ機構８４の出力振動ΔＮinを算出する。このダンパ出力振動ΔＮinとは、前記ダンパ機構８４の出力回転すなわち前記クラッチ１８の入力回転Ｎinにおける振動（ねじり振動）であり、例えば前述した図２に示す構成においては、前記第２慣性体１０２から出力されるトルクの変動に相当する。前記記憶装置３２には、例えば図１０に例示するように、例えばエンジン回転速度ＮE及びスロットル弁開度θTHに対応して予め実験的に求められたダンパ出力振動Ｂ11、Ｂ12、Ｂ13、・・・が記憶されており、上記ダンパ出力振動算出部１１６は、好適には、斯かる記憶装置３２に記憶された関係から、前記エンジン回転速度センサ２８により算出されるエンジン回転速度ＮE及び前記スロットルセンサ２６により検出される運転者の出力要求量を表すスロットル弁開度θTH（アクセル操作量θACC）に基づいて、例えば前記第２慣性体１０２から出力されるトルクの変動である出力振動ΔＮinを算出する。また、予め定められた計算式等からエンジン回転速度ＮE及びスロットル弁開度θTH等に基づいて斯かるダンパ出力振動ΔＮinを算出するものであっても構わない。
　前記目標差回転速度算出部１１８は、前記クラッチ１８における目標差回転速度すなわち入力側部材であるポンプ翼車１４ｐと出力側部材であるタービン翼車１４ｔとの差回転速度Ｎslpの目標値を算出する。好適には、前記クラッチ１８のスリップ制御時において、前記入力振動算出部１１４により算出される入力振動ΔＮ０、前記ダンパ出力振動算出部１１６により算出されるダンパ出力振動ΔＮin、及び前記タービン回転速度センサ３０により算出されるタービン回転速度ＮTに基づいて斯かる差回転速度Ｎslpの目標値を算出する。すなわち、前記トルクコンバータ１４の差回転速度Ｎslpの最小値が０以上となり、且つ、入力側慣性体としての前記第１慣性体１００と出力側部材としての前記タービン翼車１４ｔ（第３慣性体１０４）との差回転速度の最小値が０未満となるように目標差回転速度を定める。ここで、前記トルクコンバータ１４の差回転速度Ｎslpの最小値が０以上となるためには、車両加速時であることが条件となる。この入力側慣性体と出力側部材との差回転速度は、換言すれば、振動を考慮した前記エンジン１２の回転速度ＮE±ΔＮ０と、出力回転速度Ｎoutすなわち前記第３慣性体１０４の回転速度（自動変速機１６の入力回転速度）との差回転速度に相当する。なお、本実施例において、前記駆動装置１０の駆動に係る回転の正方向は、前記エンジン１２の回転方向に対応するものである。
　図４を用いて前記目標差回転速度算出部１１８による差回転速度Ｎslpの目標値の算出について説明すると、前記トルクコンバータ１４の差回転速度Ｎslpの最小値が０以上となるとは、その差回転速度Ｎslpが常に正の値をとる（負の値をとらない）ことを言い、図４の例では一点鎖線で示すクラッチ前振動すなわち前記第２慣性体１０２に入力される振動が、破線で示す出力振動すなわち前記第３慣性体１０４から出力される振動よりも常に大きな値をとる（一点鎖線に対応する値が破線に対応する値を下回らない）ことを言う。また、入力側慣性体と出力側部材との差回転速度の最小値が０未満となるとは、その差回転速度が０を下回る（出力側部材の回転速度が入力側慣性体の回転速度を上回る）期間が存在することを言い、図４の例では実線で示す入力振動すなわち前記第１慣性体１００に入力される振動が、破線で示す出力振動すなわち前記第３慣性体１０４から出力される振動よりも小さな値をとる期間があることを言う。換言すれば、入力振動の極小値（周期的な振動を考えた場合における減少から増加への変曲点）が、出力振動未満となることを言う。
　前記目標差回転速度算出部１１８は、換言すれば、前記トルクコンバータ１４における差回転速度Ｎslpが、前記入力振動算出部１１４により算出される入力振動ΔＮ０よりも小さく、且つ、前記クラッチ１８に入力される振動ΔＮinよりも大きくなるようにその差回転速度Ｎslpの目標値を算出する。すなわち、前記トルクコンバータ１４における差回転速度Ｎslpが次に示す（１）式を満足するように前記トルクコンバータ１４における差回転速度Ｎslpの目標値を算出する。なお、前記第１慣性体１００、第２慣性体１０２、及び第３慣性体１０４それぞれの回転速度Ｎ０、Ｎin、Ｎoutに関して、各中央値の関係は次の（２）式で、差回転速度の最小値の関係は次の（３）、（４）式でそれぞれ表される。この（３）、（４）式で示す最小値の関係が成立するのは、前記ダンパ機構８４によりΔＮinがΔＮ０よりも大きく（例えば１／３～１／４程度に）低減されるためである。
　ΔＮ０＞Ｎslp＞ΔＮin　　　・・・（１）
　Ｎ０＝Ｎin＝Ｎout＋Ｎslp　　　・・・（２）
　Ｎ０－Ｎout－ΔＮ０≪Ｎin－Ｎout－ΔＮin　　　・・・（３）
　Ｎslp－ΔＮ０≪Ｎslp－ΔＮin　　　・・・（４）
　前記クラッチ係合制御部１１２は、好適には、前記トルクコンバータ１４の入力側部材であるポンプ翼車１４ｐと出力側部材であるタービン翼車１４ｔとの差回転速度Ｎslpが毎秒１／２回転（３０［ｒｐｍ］）以下である場合に、前述した入力振動ΔＮ０及びダンパ出力振動ΔＮin等に基づく前記クラッチ１８のスリップ制御（目標差回転速度の設定制御）を実行する。例えば、その差回転速度Ｎslpが毎秒１／６回転以上１／２回転以下の範囲内である場合に、前記クラッチ１８のスリップ制御を実行する。図６を用いて前述したように、前記クラッチ１８の差回転速度Ｎslpが毎秒１／２回転以下である場合には、図７に示すようにそれ以外の場合（差回転速度Ｎslpが比較的大きい場合）に比べてその差回転速度Ｎslpの変動に応じて摩擦係数μが大きく変化する傾向にある。従って、前記クラッチ１８の差回転速度Ｎslpが毎秒１／２回転以下である場合に前述した本実施例の制御を実行することで、クラッチ差回転速度Ｎslpと摩擦材７８の摩擦係数μとの関係の勾配が急でありその差回転速度Ｎslpの変動に応じて摩擦係数μが大きく変化する領域においても前記クラッチ１８によるスリップ制御と前記ダンパ機構８４による振動抑制とを両立させることができる。
　また、本実施例の駆動装置１０は、好適には、ねじり振動低減装置である前記ダンパ機構８４のねじり剛性（剛性率）をＫ［Ｎ・ｍ／ｒａｄ］とし、前記エンジン１２からクラッチ１８までの動力伝達経路における全慣性質量をＩall［ｋｇ・ｍ2］とした場合に、Ｋ／Ｉall＜５０００を満たすものである。更に好適には、Ｋ／Ｉall＜４０００を満たすものであり、最適には、Ｋ／Ｉall＜２５００を満たすものである。また、全慣性質量Ｉallは、前記エンジン１２からクラッチ１８までの動力伝達経路における構成を慣性質量と考えた場合におけるその合計であり、例えば図２に示す構成においては、前記第１慣性体１００の慣性質量Ｉ100と第２慣性体１０２の慣性質量Ｉ102との和が全慣性質量Ｉall（＝Ｉ100＋Ｉ102）となる。
　図１１～図１３は、例えば４サイクル４気筒のエンジン１２を備えた構成であって、前記ダンパ機構８４のねじり剛性が５００［Ｎ・ｍ／ｒａｄ］である場合において、前記第１慣性体１００及び第２慣性体１０２の慣性質量を変化させた際の振動について説明するグラフであり、１次側角度変動振幅すなわち前記第１慣性体１００の振動を実線で、２次側角度変動振幅すなわち前記第２慣性体１０２の振動を一点鎖線でそれぞれ示している。図１１は、前記第１慣性体１００の慣性質量が０．１５［ｋｇ・ｍ2］、前記第２慣性体１０２の慣性質量が０．０５［ｋｇ・ｍ2］である場合、図１２は、前記第１慣性体１００及び第２慣性体１０２の慣性質量が共に０．１０［ｋｇ・ｍ2］である場合、図１３は、前記第１慣性体１００の慣性質量が０．０５［ｋｇ・ｍ2］、前記第２慣性体１０２の慣性質量が０．１５［ｋｇ・ｍ2］である場合をそれぞれ示している。すなわち、図１１～図１３に示すグラフは、何れも前記エンジン１２からクラッチ１８までの動力伝達経路における全慣性質量をＩall＝０．２０［ｋｇ・ｍ2］である場合に相当する。また、図１７は、本実施例との比較のために、例えば４サイクル４気筒のエンジン１２を備えた構成であって、前記第１慣性体１００と第２慣性体１０２との間の動力伝達経路に前記ダンパ機構８４を備えない構成であって、前記エンジン１２からクラッチ１８までの動力伝達経路における全慣性質量をＩall＝０．２０［ｋｇ・ｍ2］である場合における振動について説明するグラフである。
　図１７に示すように、前記第１慣性体１００と第２慣性体１０２との間の動力伝達経路に前記ダンパ機構８４を備えない構成においては、○印を付して示すエンジン回転速度ＮE＝１０００［ｒｐｍ］に対応する回転速度振幅が９１［ｒｐｍ］程度となっている。一方、前記第１慣性体１００と第２慣性体１０２との間の動力伝達経路に前記ダンパ機構８４を備えた本実施例の構成においては、図１１に示すグラフにおいて○印を付して示すエンジン回転速度ＮE＝１０００［ｒｐｍ］に対応する回転速度振幅が３９．８［ｒｐｍ］程度、図１２に示すグラフにおいて○印を付して示すエンジン回転速度ＮE＝１０００［ｒｐｍ］に対応する回転速度振幅が２６．９［ｒｐｍ］程度、図１３に示すグラフにおいて○印を付して示すエンジン回転速度ＮE＝１０００［ｒｐｍ］に対応する回転速度振幅が３９．８［ｒｐｍ］程度というように、図１７のグラフに対応する従来の構成に比べて回転速度振幅（振動）を１／４～１／２程度低減できていることがわかる。すなわち、前記ダンパ機構８４のねじり剛性をＫ［Ｎ・ｍ／ｒａｄ］とし、前記エンジン１２からクラッチ１８までの動力伝達経路における全慣性質量をＩall［ｋｇ・ｍ2］とした場合に、Ｋ／Ｉall＜５０００を満たすものとすることで、従来の構成よりも振動を低減する効果が得られることがわかる。
　図１４は、前記電子制御装置２０による前記クラッチ１８のスリップ係合制御の要部を説明するフローチャートであり、所定の周期で繰り返し実行されるものである。
　先ず、ステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１において、前記車速センサ２４により車速Ｖが検出される。次に、Ｓ２において、前記スロットルセンサ２６によりスロットル開度θTHが検出される。次に、Ｓ３において、前記自動変速機１６において成立させられている変速段が検出される。次に、Ｓ４において、例えば図８に示すようなスリップ制御範囲マップから、Ｓ１にて検出された車速Ｖ、Ｓ２にて検出されたスロットル開度θTH、及びＳ３にて検出された前記自動変速機１６における変速段等に基づいて、前記クラッチ１８をスリップ係合させるスリップ制御領域であるか否かが判定される。次に、Ｓ５において、Ｓ４にてスリップ制御領域であることが判定されてスリップ制御実行フラグがＯＮとされたか否かが判断される。このＳ５の判断が否定される場合には、Ｓ１以下の処理が再び実行されるが、Ｓ５の判断が肯定される場合には、Ｓ６以下の処理が実行される。
　Ｓ６においては、前記エンジン回転速度センサ２８により前記エンジン１２の回転速度ＮEが検出される。次に、Ｓ７において、前記記憶装置３２に記憶されたマップから、Ｓ２にて検出されたスロットル開度θTH及びＳ６にて検出されたエンジン回転速度ＮEに基づいて、エンジン回転速度変動すなわち前記第１慣性体１００に入力されるトルクの変動である入力振動ΔＮ０が算出される。次に、Ｓ８において、前記記憶装置３２に記憶されたマップから、Ｓ２にて検出されたスロットル開度θTH及びＳ６にて検出されたエンジン回転速度ＮEに基づいて、ダンパ２次側回転速度変動すなわち前記第２慣性体１０２に入力されるトルクの変動であるクラッチ入力振動ΔＮinが算出される。次に、Ｓ９において、Ｓ７にて算出された入力振動ΔＮ０より小さく、且つ、Ｓ８にて算出されたクラッチ入力振動ΔＮinよりも大きい前記クラッチ１８の目標差回転速度ΔＮtgtが算出される。
　次に、Ｓ１０において、例えば、Ｓ６にて検出されたエンジン回転速度ＮEと前記タービン回転速度センサ３０により検出されたタービン回転速度ＮTとに基づいて、前記クラッチ１８における実際の差回転速度ΔＮが検出される。次に、Ｓ１１において、Ｓ１０にて検出された前記クラッチ１８における実際の差回転速度ΔＮが、Ｓ９にて算出された目標差回転速度ΔＮtgtよりも大きいか否かが判断される。このＳ１１の判断が肯定される場合には、Ｓ１２において、前記油圧制御回路２２に備えられたリニアソレノイド弁ＳＬＵを介して前記クラッチ１８の係合圧（供給圧）が増加させられた後、本ルーチンが終了させられるが、Ｓ１１の判断が否定される場合には、Ｓ１３において、前記油圧制御回路２２に備えられたリニアソレノイド弁ＳＬＵを介して前記クラッチ１８の係合圧（供給圧）が減少させられた後、本ルーチンが終了させられる。以上の制御において、Ｓ７が前記入力振動算出部１１４の処理に、Ｓ８が前記ダンパ出力振動算出部１１６の処理に、Ｓ９が前記目標差回転速度算出部１１８の処理に、Ｓ４、Ｓ５、Ｓ７～Ｓ１３が前記クラッチ係合制御部１１２の処理にそれぞれ対応する。
　このように、本実施例によれば、前記クラッチ１８がスリップ係合させられるスリップ制御時に、入力側部材である前記ポンプ翼車１４ｐと出力側部材である前記タービン翼車１４ｔとの差回転速度Ｎslpの最小値が０以上とされ、且つ、ねじり振動低減装置である前記ダンパ機構８４における入力側慣性体である第１慣性体１００と前記タービン翼車１４ｔ（第３慣性体１０４）との差回転速度の最小値が０未満とされるものであることから、前記クラッチ１８における摩擦材７８の耐久性を向上させつつそのクラッチ１８に入力されるねじり振動を前記ダンパ機構８４により低減することができ、前記クラッチ１８によるスリップ制御とダンパ機構８４による振動抑制とを両立させることができる。すなわち、流体式動力伝達装置であるトルクコンバータ１４に備えられたクラッチ１８のスリップ制御時に、ダンパ機構８４による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現する駆動装置１０を提供することができる。
　特に、前記ポンプ翼車１４ｐとタービン翼車１４ｔとの差回転速度Ｎslpの最小値が０以上となるようにすることで、前記クラッチ１８に湿式の摩擦材７８が備えられた構成において、その摩擦材７８の表面の方向性を一定で使用することができ、その摩擦材７８の耐久性を向上させることができる。すなわち、一般に湿式クラッチ等の摩擦材は、その摩擦係数μが０付近をよぎると極端に勾配が大きくなり振動が発生することに加え、摩擦材表面の方向性を逆転させることによりその摩擦材の耐久性が低下するおそれがあるが、前記差回転速度Ｎslpの最小値が０以上となるようにすることで、斯かる不具合の発生を好適に抑制することができる。また、前記第１慣性体１００と前記タービン翼車１４ｔ（第３慣性体１０４）との差回転速度の最小値が０未満とされることで、前記クラッチ１８の常用域での入力振動を低減することができる。従って、そのクラッチ１８により発生させられる振動を小さくすることができ、前記駆動装置１０全体としての振動低減効果を図ることができる。
　また、前記差回転速度Ｎslpの目標値が、前記ダンパ機構８４における入力側慣性体の振動ΔＮ０よりも小さく、且つ、前記クラッチ１８に入力される振動ΔＮinよりも大きな値とされるものであるため、前記クラッチ１８における摩擦材７８の耐久性を向上させつつそのクラッチ１８に入力されるねじり振動を前記ダンパ機構８４により低減することができ、前記クラッチ１８によるスリップ制御とダンパ機構８４による振動抑制とを実用的な態様で両立させることができる。
　また、前記ポンプ翼車１４ｐとタービン翼車１４ｔとの差回転Ｎslpが毎秒１／２回転（３０［ｒｐｍ］）以下とされるものであるため、特に前記クラッチ１８の差回転に応じてそのクラッチ１８の摩擦材７８の摩擦係数μが変動し易い場合において、前記ダンパ機構８４による振動抑制効果を発揮させつつ好適な燃費を実現することができる。換言すれば、前記クラッチ１８の平均的な摺動損失を低減することができるため、その伝達効率を更に高めることができ、更なる燃費の向上を図ることができる。
　また、前記ダンパ機構８４のねじり剛性Ｋを、前記エンジン１２からクラッチ１８までの動力伝達経路における全慣性質量Ｉallで除した値Ｋ／Ｉallが５０００未満とされるものであるため、前記エンジン１２とトルクコンバータ１４との間の動力伝達経路にダンパ機構８４を備えない従来の構成に比べて好適に振動を低減することができる。
　以上、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、その趣旨を逸脱しない範囲内において種々の変更が加えられて実施されるものである。
　１０：車両用駆動装置、１２：エンジン、１４：トルクコンバータ（流体式動力伝達装置）、１４ｐ：ポンプ翼車（入力側部材）、１４ｓ：ステータ翼車、１４ｔ：タービン翼車（出力側部材）、１６：自動変速機、１８：ロックアップクラッチ、２０：電子制御装置、２２：油圧制御回路、２４：車速センサ、２６：スロットルセンサ、２８：エンジン回転速度センサ、３０：タービン回転速度センサ、３２：記憶装置、３４：一方向クラッチ、３６：クランク軸、３８：入力軸、４０：ハウジング、４２：フロントカバー、４４：リヤカバー、４６：ドライブプレート、４８：ポンプカバー、５０：羽根、５２：摺動リング、５４：ハブ部、５６：円筒軸部、５８：羽根、６０：羽根、６２：円板部、６４：円筒部、６６：円筒状固定軸、６８：隔壁、７０：油圧ポンプ、７０ａ：ポンプボデー、７０ｂ：ポンプカバー、７０ｃ：インナリングギヤ、７０ｄ：アウタリングギヤ、７２：円筒軸、７４：係合突起、７６：ピストン、７８：摩擦材、８０：円板状部、８２：リングギヤ、８４：ダンパ機構（ねじり振動低減装置）、８６：大径ダンパスプリング、８８：小径ダンパスプリング、９０：切欠、９２：ダンパハブ、９４：ベアリング、９６：ダンパカバー、１００：第１慣性体（入力側慣性体）、１０２：第２慣性体、１０４：第３慣性体、１１０：変速制御部、１１２：クラッチ係合制御部、１１４：入力振動算出部、１１６：ダンパ出力振動算出部、１１８：目標差回転速度算出部、２００：駆動装置（従来技術）、２０２：入力側慣性体、２０４：出力側慣性体、ＳＬＵ：リニアソレノイド弁

Claims (4)

  1. 　エンジンと、流体式動力伝達装置と、該流体式動力伝達装置における入力側部材と出力側部材との間に設けられたクラッチと、前記エンジンと流体式動力伝達装置との間の動力伝達経路に該流体式動力伝達装置と直列に設けられたねじり振動低減装置とを、備えた車両用駆動装置であって、
    　前記クラッチがスリップ係合させられる場合における前記入力側部材の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が０以上とされ、且つ、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の最小値が０未満とされるものであることを特徴とする車両用駆動装置。
  2. 　前記入力側部材の回転速度から前記出力側部材の回転速度を減算した差回転速度の目標値が、前記ねじり振動低減装置における入力側慣性体の振動よりも小さく、且つ、前記クラッチに入力される振動よりも大きな値とされるものである請求項１に記載の車両用駆動装置。
  3. 　前記入力側部材と出力側部材との差回転が毎秒１／２回転以下とされるものである請求項１又は２に記載の車両用駆動装置。
  4. 　前記ねじり振動低減装置のねじり剛性を、前記エンジンからクラッチまでの動力伝達経路における全慣性質量で除した値が５０００未満とされるものである請求項１から３の何れか１項に記載の車両用駆動装置。
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