JP2007002920A - 動力伝達制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 駆動源の出力軸と変速機の入力軸との間に組み込まれた流体伝動装置の出力側回転要素におけるタービンシェル側とタービンハブ側との相対回転を機械的に制限するストッパの作動に伴い、急激なトルク変動や衝撃音などが発生する。
【解決手段】 出力側回転要素のタービンシェル３２側とタービンハブ３４側との間に組み込まれてこれらの相対回転を許容し、これらの相対回転に伴って弾性変形するコイルばね４８を含むダンパ１１Ｅと、タービンシェル３２側とタービンハブ３４側との所定量を越える相対回転を機械的に制限するストッパ１１Ｆとを有するトルクコンバータ１１がエンジン１０の出力軸とＣＶＴ１３の入力軸２８との間に組み込まれた本発明による動力伝達制御装置は、ストッパ１１Ｆの作動に伴う衝撃を緩和するための衝撃緩和手段を具える。
【選択図】 図１

Description

本発明は、駆動源と出力要素との間の動力伝達経路の途中に、駆動側と被駆動側との所定量以下の相対回転を許容するストッパ付きダンパを組み込んだ動力伝達制御装置に関する。

機関と変速機との間に組み込まれるトルクコンバータなどの流体伝動装置は、機関のトルク変動などを緩和して変速機側に伝達することができる反面、流体を介在させることによる損失が発生し、燃費の低下を招来するという欠点を持つ。このため、トルク変動の少ない機関の高回転領域において、入力側回転要素と出力側回転要素とを一体的に接続し得るロックアップクラッチを流体伝動装置に組み込むことが一般的である。しかながら、このようなロックアップクラッチ機構を組み込んだ流体伝動装置においては、ロックアップクラッチ機構によって入力側回転要素と出力側回転要素とを直結状態にした場合、内燃機関などの入力部材のトルク変動がそのまま出力側回転要素に伝達されてしまうこととなる。この結果、車両などにおいては乗り心地が悪化してしまう懸念がある。

このようなことから、出力側回転要素の途中にダンパを組み込み、入力側回転要素にて発生するトルク変動がそのまま出力側回転要素に伝わらないように配慮したトルクコンバータが例えば特許文献１にて提案されている。この特許文献１に開示されたトルクコンバータは、ロックアップクラッチが接続していない状態においても、出力側回転要素のタービンシェル側とタービンハブ側との間での相対回転がダンパによって許容される。

通常、このようなダンパを組み込んだ流体伝動装置においては、ダンパスプリングを保護するため、タービンシェル側とタービンハブ側との相対回転量を或る範囲内に規制するストッパを付設している。ちなみに、タービンシェル側とタービンハブ側との相対回転許容量は、例えば内燃機関で発生し得る最大駆動トルクの１.３〜１.５倍程度に設定される。

特開平９−５３７００号公報

通常、流体伝動装置に組み込まれるロックアップクラッチは、高車速かつ低スロットル開度の運転領域にて接続状態となるが、低車速かつ高スロットル開度の運転領域ではロックアップクラッチが非接続状態となる。従って、この流体伝動装置がトルクコンバータの場合、低車速かつ高スロットル開度の運転領域においてトルク増大を図ることができるという利点がある。この反面、例えば急発進時などのようにスロットル開度を大きく変化させると、流体伝動部での２倍程度のトルク増幅と相俟って大きな駆動トルクが発生する。出力側回転要素のタービンシェル側とタービンハブ側との間にダンパを組み込んだ特許文献１の如き流体伝動装置においては、このような大きな駆動トルクの変化を完全に吸収し切ることができない。この結果、タービンシェル側とタービンハブ側との相対回転を規制するストッパの衝突に伴って衝撃音が発生したり、急激なトルク変動が生じて乗員に不快感を与えるおそれがある。特に、ベルト式無段変速機を組み込んだ車両にあっては、急激なトルク変動はベルトの滑りをもたらすため、その摩耗による耐久性の低下を招来することとなる。

同様な不具合は、機関などの駆動源と駆動輪などの出力要素との間の動力伝達経路の途中に上述したストッパ付きダンパを組み込んだ場合にも生ずるおそれがある。

本発明の目的は、駆動源からの動力を出力要素に伝達するための動力伝達経路の途中に組み込まれ、駆動側と被駆動側との相対回転に伴って弾性変形する弾性変形要素と、駆動側と被駆動側との所定量を越える相対回転を機械的に制限するストッパとを有するダンパを具え、このダンパのストッパの作動に伴って発生する衝撃音や不快なトルク変動などを緩和し得る動力伝達制御装置を提供することにある。

本発明の第１の形態は、駆動源からの動力を出力要素に伝達するための動力伝達経路の途中に組み込まれて駆動側と被駆動側との相対回転を許容するダンパを具え、このダンパが前記駆動側と被駆動側との相対回転に伴って弾性変形する弾性変形要素と、前記駆動側と被駆動側との所定量を越える相対回転を機械的に制限するストッパとを有する動力伝達制御装置であって、前記ストッパの作動に伴う衝撃を緩和するための衝撃緩和手段をさらに具えたことを特徴とするものである。

本発明においては、駆動源からの動力が動力伝達経路およびその途中に組み込まれたダンパを介して出力要素に伝達される。この場合、駆動トルクの変動に伴って発生する駆動側と被駆動側との相対回転がダンパの弾性変形要素の弾性変形によって吸収される。また、駆動側と被駆動側との過大な相対回転は、ストッパによって機械的に制限されるが、このストッパの作動に伴って発生する衝撃音や急激なトルク変動が衝撃緩和手段によって緩和される。

本発明による駆動源は、内燃機関のみならず、電動モータやこれらを組み合わせたものなどを意図していることに注意されたい。また、本発明による出力要素は、駆動輪のみならず、この駆動輪と駆動源との間の動力伝達経路の途中に組み込まれる任意の要素、例えば手動クラッチ，トルクコンバータなどに代表される流体伝動装置，自動変速機やベルト式無段変速機などの変速機，差動歯車装置なども意図していることを理解されたい。従って、ダンパは駆動源と駆動輪との間の動力伝達経路の途中であれば、その組み込み位置を任意に選択し得るものである。

本発明の第１の形態による動力伝達制御装置において、衝撃緩和手段が駆動源の出力軸の駆動トルクを低減する手段を有するものであってよい。

また、入力側回転要素と出力側回転要素とを有する流体伝動装置をさらに具えることができ、この場合には駆動側が出力側回転要素のタービンシェル側となり、被駆動側が出力回転要素のタービンハブ側となる。特に、低回転領域におけるトルク変動が大きなトルクコンバータは、本発明における流体伝動装置として特に好適であり、その入力側回転要素と出力側回転要素とを機械的に接続させ得るロックアップクラッチを有するものであってよい。

上述した流体伝動装置の出力側回転要素に連結され、動力伝達に寄与する摩擦係合要素を有する自動変速機をさらに具えることができる。この場合、衝撃緩和手段はこの自動変速機の摩擦係合要素のスリップ量を増大させる手段を有するものであってよい。

あるいは、流体伝動装置の出力側回転要素に連結されるベルト式無段変速機をさらに具えることができる。この場合、ベルト式無段変速機は、衝撃緩和手段の作動の際またはストッパの作動の際にベルト挟圧力を増大する手段を有するものであってよい。

上述した流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度を検出する出力軸回転速度センサをさらに具えることができる。この場合、衝撃緩和手段は、この出力軸回転速度センサによって検出される流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度の変化率に基づき、これが所定値以上の場合に作動し、変化率が所定値未満の場合にその作動を停止するものであってよい。

衝撃緩和手段は、ストッパがタービンシェル側とタービンハブ側との相対回転を機械的に制限する直前に作動することが好ましい。

本発明の第２の形態は、駆動源からの動力を出力要素に伝達するための動力伝達経路の途中に組み込まれて駆動側と被駆動側との相対回転を許容するダンパと、前記動力伝達経路の途中に組み込まれるベルト式無段変速機とを具え、前記ダンパが前記駆動側と被駆動側との相対回転に伴って弾性変形する弾性変形要素と、前記駆動側と被駆動側との所定量を越える相対回転を機械的に制限するストッパとを有し、前記ベルト式無段変速機がそのベルト挟圧力を増大させる挟圧力増大手段を有する動力伝達制御装置であって、前記駆動側と被駆動側との相対回転が所定量を越えるか否かを判定する判定手段と、この判定手段による判定結果に基づいて前記挟圧力増大手段の作動を制御する制御手段とをさらに具えたことを特徴とするものである。

本発明においては、駆動源からの動力が動力伝達経路とその途中に組み込まれたダンパおよびベルト式無段変速機とを介して出力要素に伝達される。この場合、駆動トルクの変動に伴って発生する駆動側と被駆動側との相対回転がダンパの弾性変形要素の弾性変形によって吸収される。また、駆動側と被駆動側との過大な相対回転は、ストッパによって機械的に制限される。判定手段は、駆動側と被駆動側との相対回転が所定量を越えるか否かを判定し、この判定結果に基づいて制御手段が挟圧力増大手段の作動を制御する。

本発明の第２の形態による動力伝達制御装置において、入力側回転要素と出力側回転要素とを有する流体伝動装置をさらに具えることができる。この場合、この場合駆動側が出力側回転要素のタービンシェル側となり、被駆動側が出力回転要素のタービンハブ側となる。特に、低回転領域におけるトルク変動が大きなトルクコンバータは、本発明における流体伝動装置として特に好適であり、その入力側回転要素と出力側回転要素とを機械的に接続させ得るロックアップクラッチを有するものであってよい。

判定手段が流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度を検出する出力軸回転速度センサを有し、制御手段は、この出力軸回転速度センサによって検出される流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度の変化率に基づき、これが所定値以上の場合に挟圧力増大手段を作動させ、変化率が所定値未満の場合に挟圧力増大手段の作動を停止させるものであってよい。回転速度が検出される出力側回転要素は、タービンシェル側でもタービンハブ側でもかまわない。

また、挟圧力増大手段によるベルト式無段変速機のベルト挟圧力の増大は、ストッパがタービンシェル側とタービンハブ側との相対回転を機械的に制限する直前に行うことが好ましい。

本発明の第１の形態の動力伝達制御装置によると、駆動源からの動力を出力要素に伝達するための動力伝達経路の途中に組み込まれて駆動側と被駆動側との相対回転を許容するダンパを具え、このダンパが駆動側と被駆動側との相対回転に伴って弾性変形する弾性変形要素と、駆動側と被駆動側との所定量を越える相対回転を機械的に制限するストッパとを有し、このストッパの作動に伴う衝撃を緩和するための衝撃緩和手段をさらに具えているので、ストッパの作動時に発生する衝撃音や急激なトルク変動を緩和することができ、ストッパの耐久性も向上させることが可能である。

衝撃緩和手段が駆動源の出力軸の駆動トルクを低減する手段を有する場合、ストッパの作動時に発生する衝撃音や急激なトルク変動を駆動源の出力軸の駆動トルクを低減することによって緩和することが可能である。

入力側回転要素と出力側回転要素とを有する流体伝動装置をさらに具え、駆動側を出力側回転要素のタービンシェル側とし、被駆動側を出力回転要素のタービンハブ側とした場合、流体伝動装置を具えた動力伝達制御装置に関しても本発明を適用させることができる。

流体伝動装置がトルクコンバータであり、このトルクコンバータが出力側回転要素に取り付けられて入力側回転要素に対し一体的に係合し得るロックアップクラッチを有する場合、ストッパの作動時に発生するより大きな衝撃音や急激なトルク変動を効率よく緩和することができる。

流体伝動装置の出力側回転要素に連結され、動力伝達に寄与する摩擦係合要素を有する自動変速機をさらに具え、衝撃緩和手段がこの自動変速機の摩擦係合要素のスリップ量を増大させる手段を有する場合、ストッパの作動時に発生する衝撃音や急激なトルク変動を自動変速機の摩擦係合要素のスリップ量を増大させることによって緩和することができる。

変速機がベルト式無段変速機であって、このベルト式無段変速機が衝撃緩和手段の作動の際にベルト挟圧力を増大する手段を有する場合、急激なトルク変動に伴って発生するベルトの滑りを抑制してその耐久性の低下を抑制することができる。

流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度を検出する出力軸回転速度センサをさらに具え、衝撃緩和手段は、この出力軸回転速度センサによって検出される流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度の変化率に基づき、これが所定値以上の場合に作動し、変化率が所定値未満の場合にその作動を停止するようにした場合、衝撃緩和手段を無駄に作動させる可能性を少なくすることができ、より円滑な動力伝達を行うことが可能である。

ストッパがタービンシェル側とタービンハブ側との相対回転を機械的に制限する直前に衝撃緩和手段を作動させるようにした場合、ストッパの作動時に発生する衝撃音や不快なトルク変動をより確実に抑制することができる。

本発明の第２の形態の動力伝達制御装置によると、駆動側と被駆動側との相対回転が所定量を越えるか否かを判定する判定手段と、この判定手段による判定結果に基づいて挟圧力増大手段の作動を制御する制御手段とを具えているので、急激なトルク変動に伴って発生するベルトの滑りを抑制してベルト式無段変速機の耐久性の低下を防ぐことができる。

入力側回転要素と出力側回転要素とを有する流体伝動装置をさらに具え、駆動側を出力側回転要素のタービンシェル側とし、被駆動側を出力回転要素のタービンハブ側とした場合、流体伝動装置を具えた動力伝達制御装置に関しても本発明を適用させることができる。

流体伝動装置がトルクコンバータであって、このトルクコンバータが出力側回転要素に取り付けられて入力側回転要素に対し一体的に係合し得るロックアップクラッチを有する場合、ストッパの作動時に発生するより大きな衝撃音や急激なトルク変動に伴って発生するベルトの滑りを効率よく抑制することができる。

判定手段が流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度を検出する出力軸回転速度センサを有し、制御手段は、この出力軸回転速度センサによって検出される流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度の変化率に基づき、これが所定値以上の場合に挟圧力増大手段を作動させ、変化率が所定値未満の場合に挟圧力増大手段の作動を停止させる場合、挟圧力増大手段を無駄に作動させる可能性を少なくすることができ、より円滑な動力伝達を行うことが可能である。

ストッパが出力側回転要素におけるタービンシェル側とタービンハブ側との相対回転を機械的に制限する直前に、挟圧力増大手段によってベルト式無段変速機のベルト挟圧力を増大させるようにした場合、急激なトルク変動に伴って発生するベルトの滑りをより確実に抑制してベルト式無段変速機の耐久性の低下をさらに防ぐことができる。

本発明による動力伝達制御装置をトルクコンバータとベルト式自動変速機とが組み込まれた車両に応用した一実施形態について、図１〜図１３を参照しながら詳細に説明するが、本発明はこのような実施形態に限らず、特許請求の範囲に記載された本発明の概念に包含されるあらゆる変更や修正が可能であり、従って本発明の精神に帰属する他の任意の技術にも当然応用することができる。

本実施形態における動力伝達装置の概念を図１に示す。本発明における駆動源としての火花点火式内燃機関（以下、エンジンと呼称する）１０からの出力は、本発明における流体伝動装置としてのトルクコンバータ１１および前後進切換装置１２を介してベルト式無段変速機（以下、ＣＶＴと呼称する）１３に伝達される。そして、このＣＶＴ１３の出力軸１４に設けられた出力歯車１５から図示しない差動歯車装置を介して左右の駆動輪にエンジン１０からの動力が分配されるようになっている。後述するトルクコンバータ１１のロックアップクラッチ１１Ａ，前後進切換装置１２の一対の摩擦係合要素である直結クラッチ１６および反力ブレーキ１７，ＣＶＴ１３の入力プーリ１８および出力プーリ１９は、何れも液圧制御回路２０を介した作動液の給排操作によってこれらの作動が制御される。また、この液圧制御回路２０に組み込まれた図示しない多数の電磁弁は、図示しない火花点火装置や燃料噴射装置などが組み込まれたエンジン１０と共に後述する各種センサからの検出信号に基づき、制御装置２１を介してそれらの作動が制御される。制御装置２１には、車両の走行速度を検出する車速センサ２２や、エンジン１０のクランク軸２３の回転位相を検出するクランク角センサ２４，トルクコンバータ１１の出力軸となるタービンハブの回転数を検出するタービン回転数センサ２５，運転者によって操作される図示しないシフトレバーの位置を検出するシフトポジションセンサ２６，運転者によって操作される図示しないアクセルペダルの踏み込み量を検出するアクセル開度センサ２７，ＣＶＴ１３の入力軸２８および出力軸１４の回転速度をそれぞれ検出する変速機入力軸回転数センサ２９ａ，変速機出力軸回転数センサ２９ｂなどが接続している。上述したクランク角センサ２４は、エンジン１０の回転速度を検出するためのエンジン回転数センサとしても用いられる。

トルクコンバータ１１のロックアップクラッチ１１Ａが非係合状態の場合、その入力側回転要素１１Ｃから第１出力側回転要素１１Ｄへの動力伝達はＣＶＴ油（以下、これを作動液と呼称する）を介して行われる。ここで、入力側回転要素１１Ｃの回転速度、つまりエンジン１０の回転速度Ｎ_Ｅに対する第２出力側回転要素１１Ｂの回転速度（以下、これをタービン回転速度と呼称する）Ｎ_Ｔの割合、つまり速度比ｅ（＝Ｎ_Ｔ/Ｎ_Ｅ）が例えば０.８よりも低い領域では、入力側回転要素１１Ｃの回転トルク、つまりエンジン１０の駆動トルクＴ_Ｅに対する第２出力側回転要素１１Ｂの回転トルク（以下、これをタービン駆動トルクと呼称する）Ｔ_Ｔの割合、つまりトルク比ｔ（＝Ｔ_Ｔ/Ｔ_Ｅ）が１よりも大きくなって、トルク増幅作用が働く。従って、速度比ｅが例えば０.８以上の領域では、ロックアップクラッチ１１Ａを係合状態に移行させ、入力側回転要素１１Ｃから第１出力側回転要素１１Ｄへの作動液を介した動力伝達における損失を解消し、これによって燃費の向上を図ることが望ましいと言える。

エンジン１０とＣＶＴ１３との間に介装される本実施形態におけるトルクコンバータ１１の断面構造（上半分）を図２に示し、そのダンパ１１Ｅおよびストッパ１１Ｆの部分の正面形状を一部破断して図３に示し、その外観の一部を分解状態で図４に示す。すなわち、本実施形態におけるトルクコンバータ１１は、ポンプインペラ３０を含む入力側回転要素１１Ｃと、ポンプインペラ３０と対向し、ブレード３１およびこれを保持するタービンシェル３２を具えたタービンランナ３３を含む第１出力側回転要素１１Ｄと、タービンハブ３４を含む第２出力側回転要素１１Ｂと、この第２出力側回転要素１１Ｂのタービンハブ３４および第１出力側回転要素１１Ｄのタービンシェル３２に跨がって配されるダンパ１１Ｅと、第１出力側回転要素１１Ｄと第２出力側回転要素１１Ｂとの相対回転を規制するストッパ１１Ｆと、タービンシェル３２にリベット３５を介して一体的に連結されたロックアップピストン３６を含むロックアップクラッチ１１Ａと、このロックアップクラッチ１１Ａを入力側回転要素１１Ｃに対して係合させるための加圧作動液が供給される係合側液室１１Ｇと、ロックアップクラッチ１１Ａを入力側回転要素１１Ｃに対して係合解除させるための加圧作動液が供給される係合解除側液室１１Ｈとを有する。このトルクコンバータ１１は、ロックアップクラッチ１１Ａを作動させない状態では入力側回転要素１１Ｃから第１出力側回転要素１１Ｄに流体、つまり作動液であるＣＶＴ油を介して動力を伝達し、さらにこの第１出力側回転要素１１Ｄからダンパ１１Ｅを介して第２出力側回転要素１１Ｂへと動力を伝達する。

液圧制御回路２０は、係合側液室１１Ｇと係合解除側液室１１Ｈとに対する圧油の選択的給排を行うことでロックアップクラッチ１１Ａの係合および係合解除を行う。

本実施形態ではリベット３５を用いてタービンシェル３２とロックアップピストン３６とを連結しており、このリベット３５を境にして係合側液室１１Ｇの内周側と外周側とが仕切られた状態となる。このため、特にエンジン１０の高回転時に発生する遠心力によって係合側液室１１Ｇの外周側と内周側とで作動液の圧力分布が不均一となり、ロックアップピストン３６を円滑に係合状態に移行させることが困難となる可能性がある。そこで、本実施形態では円周方向に隣接するリベット３５の間に位置するタービンシェル３２とロックアップピストン３６との対向面に臨む放射状の連通溝３７をプレス加工などによってロックアップピストン３６に形成している。このような連通溝３７を形成することにより、係合側液室１１Ｇの内周側と外周側との間で作動液の流動が円滑に行われ、作動液の圧力分布をより均一化させてロックアップピストン３６を円滑に係合状態に移行させることができる。これらの連通溝３７は、タービンシェル３２側に形成することも可能である。

また、本実施形態ではタービンシェル３２のポンプインペラ３０と対向する面にリベット３５の頭部３８が突出した状態となっているため、このリベット３５の頭部３８に面取り３８ａを施してある。これにより、タービンシェル３２に沿って流動する作動液がリベット３５の頭部３８にぶつかっても作動液の流れがそれほど乱れず、結果としてこのトルクコンバータ１１のトルク伝達効率の低下を最小限に抑えることができる。このような観点から、リベットの頭部の先端面がタービンシェル３２の内周面とほぼ同一面となるように、タービンシェル３２のリベット３５が取り付けられる部分に窪みを形成することも有効であり、その一例を図５に抽出して示す。この図５に示す実施形態におけるタービンシェル３２にはリベット３５の頭部３８を収容するような窪み３２ａが形成されており、これに伴ってロックアップピストン３６にもタービンシェル３２の窪み３２ａに対応した窪み３６ａが形成されている。つまり、この実施形態においては図２に示す実施形態のものと比較すると、全体としてリベット３５の取り付け部分が右側、つまり係合解除側液室１１Ｈに向けてずれた状態となっている。

上述したポンプインペラ３０は、ブレード３９と、このブレード３９を内側に取り付けた環状のポンプシェル４０とを有する。入力側回転要素１１Ｃは、このポンプインペラ３０以外に、外周縁部にてポンプシェル４０が接合され、エンジン１０のクランク軸２３に連結された駆動板４１がねじ止めされる円板状のフロントカバー４２と、ポンプシェル４０の内周縁部に外周縁部が接合されるエンドハブ４３などをさらに含んでいる。

なお、このトルクコンバータ１１の入力側回転要素１１Ｃのエンドハブ４３には、液圧制御回路２０に高圧の圧油を供給すると共にトルクコンバータ１１や前後進切換装置１２，ＣＶＴ１３などを潤滑するための油ポンプ（図１参照）４４が付設されている。

第２出力側回転要素１１Ｂには、前後進切換装置１２の入力軸４５が連結される。本実施形態においてはタービンハブ３４の内周面に雌スプライン３４ａを形成し、ここに前後進切換装置１２の入力軸４５の外周面に形成した雄スプライン４５ａが嵌合されている。この第２出力側回転要素１１Ｂのタービンハブ３４のボス部３４ｂの内周面にはオイルシール４６が圧入され、ボス部３４ｂの内周面と前後進切換装置１２の入力軸４５の軸端部の外周面との間の隙間をシールしている。また、このボス部３４ｂのフロントカバー４２側の端部には、トルクコンバータ１１の図示しない回転軸線と平行な方向（図２中、左右方向）に沿ったタービンハブ３４の変位を規制するスラスト受け部材４７が嵌め込まれている。フロントカバー４２と対向するスラスト受け部材４７の端面には、作動液の通過を許容する連通路４７ａが画成されている。

ダンパ１１Ｅは、タービンハブ３４とタービンシェル３２との相対回転に伴って弾性変形する複数（図示例では５つ）のコイルばね４８と、タービンシェル３２に形成されてコイルばね４８の周方向端面に円板状の座金４９を介して当接する駆動突起部３２ｂと、タービンハブ３４の外周縁部から突出するように形成されると共にコイルばね４８の周方向端面の中心部を横切るように延在し、上述した座金４９を介してこれに当接する被駆動突起部３４ｃとを含み、タービンシェル３２の駆動突起部３２ｂがこのタービンハブ３４の被駆動突起部３４ｃを径方向内側と径方向外側とから挟むように屈曲し、ロックアップピストン３６側で１８０度折れ曲がった状態となっている。つまり、コイルばね４８は、そのトルクコンバータ１１の径方向内側がタービンハブ３４の外周部に保持された状態で、タービンシェル３２の駆動突起部３２ｂとタービンハブ３４の被駆動突起部３４ｃとの間にそれぞれ介装されている。

第１出力側回転要素１１Ｄの一部を構成するタービンシェル３２の径方向内側端部には、そのブレード３１よりも径方向内側に形成され、かつ上述したリベット３５によるタービンシェル３２とロックアップピストン３６との連結部分よりも径方向内側に位置し、上述したコイルばね４８をトルクコンバータ１１の回転軸線と平行な方向に対して保持するための複数（図示例では５つ）のダンパ保持部３２ｃが形成されている。コイルばね４８の外周に沿ってこれを囲むように湾曲するダンパ保持部３２ｃは、上述した駆動突起部３２ｂと交互にタービンシェル３２の径方向内側端部に周方向に沿って一定間隔にて形成され、タービンシェル３２の剛性向上に寄与している。

これらタービンシェル３２のダンパ保持部３２ｃと対向する同様なダンパ保持部３６ｂがロックアップピストン３６にも形成されており、個々のコイルばね４８はトルクコンバータ１１の回転軸線と平行な方向に対向する各対のダンパ保持部３２ｃ，３６ｂに挟まれた状態となっている。これにより、タービンシェル３２とタービンハブ３４との相対回転によって生ずるコイルばね４８の圧縮変形がトルクコンバータ１１の回転軸線に対して垂直な面に沿って起こるように、コイルばね４８の変形方向を規制することができる。また、コイルばね４８が剛性の高いタービンシェル３２およびロックアップピストン３６のダンパ保持部３２ｃ，３６ｂにより保持されているため、ダンパ１１Ｅの強度や作動の安定性がさらに改善され、その性能および耐久性をより一層向上させることができる。しかも、コイルばね４８を保持するための専用部品をさらに削減すると共にそのための取り付け部も省略することができる結果、トルクコンバータ１１の軸長を従来のものよりもさらに短くすることができる。

上述したように、タービンシェル３２がリベット３５を介してロックアップピストン３６に一体的に固定され、ロックアップピストン３６の径方向内側端がタービンハブ３４のボス部３４ｂに対して軸方向（図２中、左右方向）に摺動自在に嵌合支持されているため、タービンシェル３２の径方向内端側を支持するための機構などを省略することが可能となり、ここにダンパ１１Ｅを組み込んでトルクコンバータ１１の小形化を企図することができる。

ストッパ１１Ｆは、コイルばね４８が弾性変形できない状態にまで圧縮を受け、これによって何らかの悪影響が生ずるのを防止するため、タービンシェル３２とタービンハブ３４との相対回転量を所定範囲に規制するためのものである。本実施形態におけるストッパ１１Ｆは、タービンシェル３２のダンパ保持部３２ｃと一体に形成されてその内周端からさらに径方向内側に突出する係止片３２ｄと、タービンハブ３４の被駆動突起部３４ｃの周方向両側端に形成された一対の係止端面３４ｄとを有する。これら係止片３２ｄおよび一対の係止端面３４ｄは同一回転面内に位置している。従って、コイルばね４８のばね力に抗してタービンシェル３２とタービンハブ３４とが所定角度以上相対回転すると、係止片３２ｄが一対の係止端面３４ｄの何れか一方に当接し、タービンシェル３２とタービンハブ３４とのそれ以上の相対回転が阻止される。

なお、本発明においてストッパの作動というのは、上述したようにストッパ１１Ｆの係止片３２ｄが一対の係止端面３４ｄの何れか一方に当接し、駆動側であるタービンシェル３２と、被駆動側であるタービンハブ３４とのそれ以上の相対回転が阻止される状態を意味している。

このように、タービンシェル３２とタービンハブ３４との間に、コイルばね４８の弾性変形のみでは吸収し切れないような大きなトルク変動が生ずると、ストッパ１１Ｆの係止片３２ｄと係止端面３４ｄとが当接して衝撃音が発生したり、タービンシェル３２とタービンハブ３４とが急に一体回転することによって不快なトルク変動が体感される可能性がある。本実施形態では、コイルばね４８の弾性変形のみでは吸収し切れないような大きなトルク変動が生ずるような場合、後述するようにエンジン１０の駆動トルクＴ_Ｅを低減するなどして、上述した不具合を改善するものである。

径方向内側端がタービンハブ３４のボス部３４ｂに対して軸方向に摺動自在に嵌合されるロックアップピストン３６を入力側回転要素１１Ｃに対して一体的に接続し得るロックアップクラッチ１１Ａは、径方向外側部分がロックアップピストン３６の径方向外縁部に噛み合わされ、径方向内側部分がフロントカバー４２に近接状態で対向する可動クラッチ板５０と、径方向内側端部がフロントカバー４２の内側の外周寄りに一体的に接合され、径方向外側端部が可動クラッチ板５０とロックアップピストン３６との間にこれらと対向するように配される固定クラッチ板５１とを有し、可動クラッチ板５０の両面および固定クラッチ板５１のロックアップピストン３６と対向する面には、摩擦板５２がそれぞれ接合されている。

ロックアップピストン３６は、トルクコンバータ１１内に介在してロックアップピストン３６の両面、つまり係合側液室１１Ｇと係合解除側液室１１Ｈとに負荷する作動液の差圧により、タービンランナ３３と共にフロントカバー４２との対向方向、つまりトルクコンバータ１１の回転軸線と平行な方向に変位可能となっている。具体的には、後述するステータ５３の回転が起こらないトルクコンバータ作動領域では、ロックアップピストン３６がタービンハブ３４側に変位し、ロックアップピストン３６とフロントカバー４２と間に介在する可動クラッチ板５０および固定クラッチ板５１の摩擦板５２がそれぞれ非接触状態となる。この結果、第１出力側回転要素１１Ｄが入力側回転要素１１Ｃに対して切り離され、作動液を介してトルクが増強された状態で入力側回転要素１１Ｃから第１および第２出力側回転要素１１Ｄ，１１Ｂへと動力が伝達される。逆に、入力側回転要素１１Ｃおよび第１出力側回転要素１１Ｄの回転速度がほぼ等しくなってステータ５３の空転が始まるトルクコンバータ非機能領域では、ロックアップピストン３６の両面、つまり係合側液室１１Ｇと係合解除側液室１１Ｈとに負荷する作動液の差圧を操作することにより、ロックアップピストン３６をフロントカバー４２側に変位させ、ロックアップピストン３６とフロントカバー４２とを可動クラッチ板５０および固定クラッチ板５１の摩擦板５２を介して密着状態にする。この結果、入力側回転要素１１Ｃと第１出力側回転要素１１Ｄとがロックアップクラッチ１１Ａを介して一体的に結合し、入力側回転要素１１Ｃの駆動力が第１出力側回転要素１１Ｄからダンパ１１Ｅを介して第２出力側回転要素１１Ｂへと伝達される。

本実施形態では、複数枚のクラッチ板５０，５１をロックアップピストン３６とフロントカバー４２との間に組み込んで個々の摩擦板５２に対する負荷を軽減させているが、比較的出力の小さなエンジン１０の場合にはこれらを省略し、フロントカバー４２と対向するロックアップピストン３６の径方向外側端部をフロントカバー４２側に近接させ、その表面に摩擦板を接合した構成を採用することなども当然可能である。

さらに、本実施形態におけるトルクコンバータ１１は、タービンランナ３３とポンプインペラ３０との間に介在するステータ５３と、このステータ５３をタービンランナ３３の回転方向と同一方向にのみ回転を許容するワンウェイクラッチ５４などを具えている。

ワンウェイクラッチ５４を介して図示しない変速機ケース側に保持されるステータ５３は、入力側回転要素１１Ｃのポンプインペラ３０によって第１出力側回転要素１１Ｄのタービンランナ３３へと流れ込む作動液を再びポンプインペラ３０側に導くためのものであり、これによって周知のトルク増大がなされる。タービンランナ３３の回転方向と同方向へのステータ５３の回転を許容する図２に示したワンウェイクラッチ５４の部分の抽出拡大断面構造を図６に示し、このワンウェイクラッチ５４に組み付けられる後述する第１および第２の保持板５５，５６の部分の外観を図７に示す。すなわち、本実施形態におけるワンウェイクラッチ５４は、図示しない変速機ケースの一部を構成する支持筒５７の先端部に形成された雄スプライン５７ａに対して嵌合する雌スプライン５８ａを内周面に形成した内輪５８と、ステータ５３の内周面に形成された雌スプライン５３ａと嵌合する雄スプライン５９ａを外周面に形成した外輪５９と、一対のエンドベアリング６０を介してこれら内輪５８および外輪５９の間に保持されるスプラグ６１とを含む。このワンウェイクラッチ５４は、これが収容される第１の保持板５５と、エンドハブ４３側に面する第２の保持板５６とに挟持された状態なっており、第２の保持板５６の外周面には、外輪５９の雄スプライン５９ａと同一ピッチの歯車状をなす係合突起５６ａが形成されている。この第２の保持板５６と同じ板厚を有する第１の保持板５５には、外輪５９の雄スプライン５９ａの歯部が貫通し、かつ第２の保持板５６の隣接する係合突起５６ａの間にそれぞれ位置する歯車状の係合突起５５ａを画成する切欠部５５ｂが形成されている。同一面で交互に並ぶ第２の保持板５６の係合突起５６ａおよびフランジ状をなす第１の保持板５５の係合突起５５ａは、ステータ５３の径方向内側に形成された座ぐり孔５３ｂ内に収容され、この座ぐり孔５３ｂに形成された止め輪収容溝５３ｃに嵌め込まれる止め輪６２によりステータ５３に対して一体的に嵌着された状態となっている。

タービンハブ３４と第１の保持板５５との間およびエンドハブ４３と第２の保持板５６との間にはそれぞれスラスト軸受６３，６４が介装されており、エンドハブ４３およびタービンハブ３４に対するワンウェイクラッチ５４の外輪５９およびステータ５３の相対回転が可能となっている。ワンウェイクラッチ５４は、スプラグ６１を用いるもの以外に、他の周知のワンウェイクラッチを適宜採用することができる。

本実施形態における第１の保持板５５には、スプラグ６１に連通する複数の潤滑油孔５５ｃが形成されている。同様に、第２の保持板５６にもスプラグ６１およびこの第２の保持板５６とエンドハブ４３との間に介在するスラスト軸受６４にそれぞれ連通する複数の潤滑油孔５６ｂが形成され、タービンハブ３４に形成された潤滑油孔３４ｅと相俟って、これらスラスト軸受６３，６４およびスプラグ６１の潤滑および冷却が確実になされるように配慮している。

このようなワンウェイクラッチ５４をステータ５３に組み付ける場合、外輪５９の雄スプライン５９ａの歯部が第１の保持板５５の切欠部５５ｂに嵌まるように、第１の保持板５５にワンウェイクラッチ５４を収容し、次いで第２の保持板５６の係合突起５６ａが第１の保持板５５の隣接する係合突起５５ａの間、つまり切欠部５５ｂに位置するように、第２の保持板５６をワンウェイクラッチ５４に重ね合わせてこれらをユニット化した後、ステータ５３の雌スプライン５３ａに対してワンウェイクラッチ５４の外輪５９の雄スプライン５９ａが噛み合うように、第１および第２の保持板５５，５６の係合突起５５ａ，５６ａの部分をステータ５３の座ぐり孔５３ｂに嵌め込み、この状態にて止め輪６２を止め輪収容溝５３ｃに嵌め込むことにより、ステータ５３に対してワンウェイクラッチ５４を組み付けることができる。

なお、上述したトルクコンバータ１１自体の構成は、本実施形態のものに限定されるものではなく、入力部材であるエンジン１０のクランク軸２３が連結される入力側回転要素１１Ｃと、出力部材である変速機入力軸２８が連結される第２出力側回転要素１１Ｂと、この第２出力側回転要素１１Ｂに取り付けられ、入力側回転要素１１Ｃに対して一体的に係合し得るロックアップクラッチ１１Ａと、このロックアップクラッチ１１Ａを入力側回転要素１１Ｃに対して係合させるための圧油が供給される係合側液室１１Ｇと、ロックアップクラッチ１１Ａを入力側回転要素１１Ｃに対して係合解除させるための圧油が供給される係合解除側液室１１Ｈと、第１出力側回転要素１１Ｄと第２出力側回転要素１１Ｂとの所定量を越える相対回転を機械的に制限するストッパ１１Ｆとを有しているものであればよい。

本実施形態における前後進切換装置１２は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置と一対の油圧式摩擦係合要素とで構成され、エンジン１０とＣＶＴ１３との間の動力伝達を遮断できるクラッチ機能を有する。遊星歯車装置は、トルクコンバータ１１のタービンハブ３４にスプライン嵌合される入力軸４５と一体の太陽歯車６５と、この太陽歯車６５を囲む回転可能な内歯歯車６６と、この内歯歯車６６と太陽歯車６５との間に組み込まれる一対の遊星歯車６７ａ，６７ｂとを有する。これら一対の遊星歯車６７ａ，６７ｂは相互に噛み合い、内周側に位置する一方が太陽歯車６５と噛み合うと共に外周側に位置する他方が内歯歯車６６と噛み合う。また、これら一対の遊星歯車６７ａ，６７ｂは前後進切換装置１２の出力軸６８と一体のキャリア６９に対してそれぞれ回転自在に支持され、キャリア６９は油圧式摩擦係合要素である直結クラッチ１６を介して入力軸４５に接続し得るようになっている。内歯歯車６６は、油圧式摩擦係合要素である反力ブレーキ１７を介して図示しない変速機ケースに対し接続し得るようになっており、これら直結クラッチ１６および反力ブレーキ１７に対する作動液の給排は、液圧制御回路２０を介して行われる。

従って、直結クラッチ１６が係合状態かつ反力ブレーキ１７が係合解除状態になると、前後進切換装置１２の入力軸４５と出力軸６８とが直結クラッチ１６を介して一体的に接続し、これらが同方向に一体回転して例えば前進方向の駆動力が変速機入力軸２８に伝達される。これに対し、直結クラッチ１６が係合解除状態かつ反力ブレーキ１７が係合状態になると、入力軸４５の太陽歯車６５と外周側に位置する遊星歯車６７ｂとが同方向に回転するものの、この遊星歯車６７ｂは固定状態の内歯歯車６６と噛み合っているため、キャリア６９が入力軸４５と逆方向に回転し、例えば後進方向の駆動力が変速機入力軸２８に伝達されることとなる。さらに、直結クラッチ１６および反力ブレーキ１７が共に係合解除状態となると、遊星歯車６７ａ，６７ｂが空転状態となり、入力軸４５からの駆動力は出力軸６８側へは伝わらず、動力伝達経路が遮断された状態となる。

ＣＶＴ１３は、入力軸２８に設けられたＶ溝幅が可変の入力プーリ１８と、出力軸１４に設けられたＶ溝幅が可変の出力プーリ１９と、これら一対のプーリ１８，１９の間に巻き掛けられる無端の伝動ベルト７０とを具えている。動力伝達は、一対のプーリ１８，１９と伝動ベルト７０との間の摩擦力を介して行われる。入力プーリ１８にはその溝幅を変更して変速比を制御するための液圧シリンダ１８ａが組み込まれ、出力プーリ１９に伝動ベルト７０に対する挟圧力、つまり伝達トルクを規定するための液圧シリンダ１９ａが組み込まれている。これら液圧シリンダ１８ａ，１９ａに対する作動液の給排が制御装置２１によって液圧制御回路２０を介して行われる。つまり、液圧シリンダ１９ａにエンジン１０の出力に応じた所定の液圧を供給して伝動ベルト７０に対する挟圧力を設定し、この状態において液圧シリンダ１８ａに作動液を供給して入力プーリ１８の溝幅を変更し、結果として出力プーリ１９の溝幅も同時に変えるようにしている。これによって伝動ベルト７０の掛かり径、つまり有効径を変更して変速比、つまり入力軸４５の回転速度/出力軸１４の回転速度を連続的に変化させることができる。

ＣＶＴ１３に対する変速比や挟圧力の調整に関しては、従来から周知の技術をそのまま利用することが可能であり、例えば特開２００１−３４０１１５号公報や特開２００３−３４３７０７号公報などに記載されている。

本発明の制御ブロックを図８に示す。すなわち、本実施形態の制御装置２１は、ロックアップクラッチ１１Ａが非係合状態となるような運転領域にあるか否かを判定する運転領域判定部７１と、タービン駆動トルクＴ_Ｔを導出する出力トルク導出部７２と、この出力トルク導出部７２にて導出されたタービン駆動トルクＴ_Ｔが所定範囲内にあるか否かを判定するストッパ作動領域判定部７３と、トルクコンバータ１１の第２出力側回転要素の回転速度の上昇率（以下、これをタービン加速度と呼称する）ΔＮ_Ｔを算出するタービン加速度算出部７４と、このタービン加速度算出部７４にて算出されたタービン加速度ΔＮ_Ｔに基づいてエンジン１０の駆動トルクＴ_Ｅを一時的に低下させるトルクダウン制御部７５と、タービン加速度算出部７４にて算出されたタービン加速度ΔＮ_Ｔに基づいてＣＶＴ１３のベルト挟圧力を一時的に高めるベルト挟圧力制御部７６と、ダンパ１１Ｅのコイルばね４８のばね力に抗してストッパ１１Ｆの係止片３２ｄと係止端面３４ｄとが当接するようなトルク（以下、これをストッパトルクと呼称する）Ｔ_Ｓを学習補正するストッパトルク学習補正部７７とを有する。

運転領域判定部７１は、車速センサ２２と、アクセル開度センサ２７とからの検出信号に基づいて予め設定された図９に示す如きマップから、ロックアップクラッチ１１Ａを非係合状態とするような車両の運転領域にあるか否かを判定する。

出力トルク導出部７２は、トルクコンバータ１１の容量係数Ｃおよびトルク比ｔと、クランク角センサ２４からの検出信号に基づいて算出されるエンジン回転数Ｎ_Ｅとから、タービン駆動トルクＴ_Ｔを次式によって算出する。
Ｔ_Ｔ＝Ｃ×Ｎ_Ｅ ^２×ｔ

ここで、容量係数Ｃおよびトルク比ｔは、クランク角センサ２４によって導出されるエンジン回転数Ｎ_Ｅに対するタービン回転数センサ２５によって検出されるタービン回転数Ｎ_Ｔの割合Ｎ_Ｔ/Ｎ_Ｅ、つまり速度比ｅに基づき、予め設定された図１０，図１１に示す如きマップからそれぞれ読み出される。トルクコンバータ１１の容量係数Ｃおよびトルク比ｔは、作動液の温度などに応じてさらに補正することも有効であり、タービン駆動トルクＴ_Ｔを他の周知の方法によって導出することも当然可能である。

ストッパ作動領域判定部７３は、タービン駆動トルクＴ_Ｔが予め設定されたストッパトルクＴ_Ｓを基準として所定のトルク範囲内、具体的にはＴ_Ｓ±ΔＴの範囲内にあるか否かを判定する。この範囲Ｔ_Ｓ±ΔＴは、ここでエンジン１０をトルクダウン制御することにより、ストッパ１１Ｆが作動してしまうような可能性を回避できる範囲であるが、ΔＴが可能な限り小さな値であることが好ましいことは言うまでもない。

タービン加速度算出部７４は、タービン回転数センサ２５によって検出される値の変化率、つまりタービン加速度ΔＮ_Ｔを算出し、これが所定の基準加速度ΔＮ_Ｒ１以上となった場合、ストッパ１１Ｆが作動する可能性があると判断している。

本実施形態におけるトルクダウン制御部７５は、エンジン１０の点火時期を例えば１度ずつ遅角側に制御することにより、エンジン１０の駆動トルクＴ_Ｅを一時的に低下させ、これによってストッパ１１Ｆの係止片３２ｄと係止端面３４ｄとの衝突を回避するか、あるいはこの衝突エネルギーを緩和する。同様な効果を得るためにエンジン１０の図示しない吸気通路内を流れる吸気量を一時的に絞ったり、あるいはディーゼルエンジンなどの圧縮点火内燃機関の場合には燃料噴射量の一時的な減量を行うことも有効である。吸気量を絞る場合には、アクチュエータなどで開閉が制御されるスロットル弁を用いる必要がある。

ベルト挟圧力制御部７６は、エンジン１０のトルクダウンと並行してＣＶＴ１３の出力プーリ１９の液圧シリンダ１９ａに対する供給液圧を一時的に高め、ストッパ１１Ｆの作動時に伝動ベルト７０に滑りが生じて摩耗するのを回避ためのものである。より具体的には変速機入力軸および出力軸回転数センサ２９ａ，２９ｂからの検出信号に基づき、出力プーリ１９の液圧シリンダ１９ａに供給される作動液の液圧をデューティ制御する図示しない電磁弁の制御デューティ率を例えば１０％変更する。

ストッパトルク学習補正部７７は、ストッパ作動領域判定部７３にて用いられるストッパトルクＴ_Ｓを学習補正することにより、これをより適正な推定値に收束させ、本発明における制御の信頼性をより向上させるようにしている。より具体的には所定時間内にタービン回転数Ｎ_Ｔが急激に変化した場合、ストッパ１１Ｆの係止片３２ｄと係止端面３４ｄとが当接したと判断し、この時のトルクコンバータ１１のタービン駆動トルクＴ_ＴをストッパトルクＴ_Ｓとして更新する。

このような本実施形態による制御手順を図１２のフローチャートを参照して説明すると、Ｓ１１のステップにて車両がロックアップクラッチ１１Ａの非係合状態となるような運転領域にあるか否かを判定する。このＳ１１にて車両がロックアップクラッチ１１Ａの非係合状態となるような運転領域にない、すなわちロックアップクラッチ１１Ａが係合状態となるような運転領域にあると判断した場合、本発明の制御対象外の状態となるので何もせずにそのまま終了する。

Ｓ１１のステップにて車両がロックアップクラッチ１１Ａの非係合状態となるような運転領域にあると判断した場合には、Ｓ１２のステップに移行して出力トルク導出部７２にて導出されるトルクコンバータ１１のタービン駆動トルクＴ_Ｔが所定範囲、つまりＴ_Ｓ±ΔＴの範囲にあるか否かが判定される。ここで、タービン駆動トルクＴ_ＴがストップトルクＴ_Ｓを基準として所定範囲外に外れている、つまりストッパ１１Ｆが作動する可能性がないと判断した場合には、本発明の制御対象外の状態となるので何もせずにそのまま終了する。

しかしながら、タービン駆動トルクＴ_ＴがストップトルクＴ_Ｓの近傍にあると判断した場合には、Ｓ１３のステップに移行してタービン加速度算出部７４にて算出される第２出力側回転要素の回転速度の上昇率、つまりタービン加速度ΔＮ_Ｔが予め設定した基準加速度ΔＮ_Ｒ１以上であるか否かが判定される。ここで、タービン加速度ΔＮ_Ｔが基準加速度ΔＮ_Ｒ１よりも小さい、すなわちストッパ１１Ｆが作動してもその衝撃音やトルク変化がほとんど感じられないと判断した場合には、本発明の制御対象外の状態となるので何もせずにそのまま終了する。このように、タービン加速度ΔＮ_Ｔが基準加速度ΔＮ_Ｒ１よりも小さく、ストッパ１１Ｆが作動したとしても衝撃が少ないと予測される場合には、エンジン１０のトルクダウンを行わず、動力性能などを重視する。

これに対し、タービン加速度ΔＮ_Ｔが基準加速度ΔＮ_Ｒ１以上である、すなわちストッパ１１Ｆ係止片３２ｄと係止端面３４ｄとが当接して衝撃音や不快なトルク変動が感じられる可能性があると判断した場合には、Ｓ１４のステップに移行してトルクダウン制御部７５が点火進角の遅角制御を行い、これによってストッパ１１Ｆの係止片３２ｄと係止端面３４ｄとが衝撃的に当接するのを抑制し、衝撃音や不快なトルク変動を緩和する。
また、これと並行してＳ１５のステップにてベルト挟圧力制御部７６が出力プーリ１９の液圧シリンダ１９ａに供給される液圧を高め、伝動ベルト７０に対する挟圧力を高め、ストッパ１１Ｆが作動したとしても伝動ベルト７０がスリップしてしまうような不具合を未然に防ぐ。

一方、Ｓ１６のステップにてタービン駆動トルクＴ_Ｔの変動検出を行い、Ｓ１７のステップにてストッパ１１Ｆの係止片３２ｄと係止端面３４ｄとが当接したか否かを判定する。Ｓ１７のステップにてストッパ１１Ｆの係止片３２ｄと係止端面３４ｄとが当接したと判断した場合には、Ｓ１２のステップにて算出されたタービン駆動トルクＴ_ＴをストップトルクＴ_Ｓとし、次回の制御サイクルにてこのストップトルクＴ_Ｓの値を採用する。

ここで、ストッパトルク学習補正部７７にて行われるＳ１６におけるタービン回転数Ｎ_Ｔの変動検出の手順を図１３に示す。まずＳ２１のステップにてタービン回転数Ｎ_Ｔが所定時間内に急変したか否か、つまりタービン回転数センサ２５によって検出される最新のタービン回転数Ｎ_Ｔ(Ｃ)とその１回前の制御サイクルにて検出されたタービン回転数Ｎ_{Ｔ(Ｃ−１)}との差Ｎ_Ｔ(Ｃ)−Ｎ_{Ｔ(Ｃ−１)}が、１制御サイクル単位のタービン回転数Ｎ_Ｔの平均変化率に対して大きく異なっているか否かを判定する。より具体的には、所定時間をｎ回の制御サイクルとして表すと、最新のタービン回転数Ｎ_Ｔ(Ｃ)とその所定時間前に検出されたタービン回転数Ｎ_{Ｔ(Ｃ−ｎ)}との差Ｎ_Ｔ(Ｃ)−Ｎ_{Ｔ(Ｃ−ｎ)}の変化率(Ｎ_Ｔ(Ｃ)−Ｎ_{Ｔ(Ｃ−ｎ)})/ｎに対し、上記Ｎ_Ｔ(Ｃ)−Ｎ_{Ｔ(Ｃ−１)}のずれ量が所定値ΔＮ_Ｒ２以内であるか否かが判定される。ここで、[(Ｎ_Ｔ(Ｃ)−Ｎ_{Ｔ(Ｃ−ｎ)})/ｎ]−(Ｎ_Ｔ(Ｃ)−Ｎ_{Ｔ(Ｃ−１)})の絶対値が所定値ΔＮ_Ｒ２以上である、つまり１回の制御サイクル中にタービン回転数Ｎ_Ｔが急変していると判断した場合には、Ｓ２２のステップに移行してカウンタのカウント値Ｃを１つ繰り上げる。そして、Ｓ２３のステップに移行してｎ回前の制御サイクルからのカウンタのカウント値Ｃが予め設定した値Ｃ_Ｒ以上であるか否かが判定される。このカウンタのカウント値Ｃは、Ｓ２２のステップにて判定されるタービン回転数Ｎ_Ｔの急変回数である。

Ｓ２３のステップにてカウンタのカウント値Ｃが予め設定した値Ｃ_Ｒ未満である、つまり未だトルクコンバータ１１のタービン駆動トルクＴ_Ｔが変動したと判断できない場合には、今回の制御サイクルを終了して次の制御サイクルへと移行するが、Ｓ２３のステップにてカウンタのカウント値Ｃが予め設定した値Ｃ_Ｒ以上である、つまりトルクコンバータ１１のタービン駆動トルクＴ_Ｔが変動したと判断できる場合には、Ｓ２４のステップに移行してタービン回転数Ｎ_Ｔの変動があったと判断する。

Ｓ２１のステップにて[(Ｎ_Ｔ(Ｃ)−Ｎ_{Ｔ(Ｃ−ｎ)})/ｎ]−(Ｎ_Ｔ(Ｃ)−Ｎ_{Ｔ(Ｃ−１)})の絶対値が所定値ΔＮ_Ｒ２未満である、つまり１制御サイクル中にタービン回転数Ｎ_Ｔが急変していないと判断した場合には、Ｓ２２のステップを通過せずにＳ２３のステップへと移行し、ｎ回前の制御サイクルからのカウンタのカウント値Ｃが予め設定した値Ｃ_Ｒ以上であるか否かを再度判定する。

このようにして、各制御サイクル毎のタービン回転数Ｎ_Ｔの急変回数をｎ回前の制御サイクルからカウントし、これが所定値Ｃ_Ｒ以上の場合にはトルクコンバータ１１のタービン駆動トルクＴ_Ｔの変動があった、つまりストッパ１１Ｆの係止片３２ｄと係止端面３４ｄとが当接したと判断する。これにより、ストッパトルクＴ_Ｓをより正確に把握することが可能となる。

ストッパ１１Ｆの作動に伴う衝撃トルクの伝達を緩和するだけの場合、前後進切換装置１２の係合中の摩擦係合要素の係合力を一時的に低減することによっても対処可能である。同様な観点から、遊星歯車式自動変速機を変速機として用いた場合、上述したエンジン１０のトルクダウンに代えてエンジン１０からの動力伝達に寄与する少なくとも１つの係合中の油圧式摩擦係合要素に対する係合力を弱めることによって、ストッパ１１Ｆの作動に伴う衝撃トルクの伝達を緩和することでも可能である。

なお、本発明はロックアップピストンがタービンハブと一体回転する特開平８−３１２７４９号公報に開示されているようなトルクコンバータに対しても利用することができる。また、ロックアップクラッチ１１Ａを含まないトルクコンバータであっても本発明を適用することが可能であり、トルク増幅機能を持たない流体継手を動力伝達経路の途中に組み込んだものに関しても本発明を適用可能である。さらに、変速機などを介さずに駆動源から差動歯車装置を介して駆動輪に動力を伝達するような型式のものにも本発明を適用することができる。

本発明による動力伝達制御装置をベルト式無段変速機が搭載された車両に組み込んだ一実施形態の概念図である。 図１に示したトルクコンバータの部分の概略構造を表す断面図である。 図２に示したトルクコンバータにおけるタービンシェルとタービンハブとダンパの部分の破断正面図である。 図３に示したタービンシェルとタービンハブとダンパの部分の一部を分解状態で表す立体投影図である。 図２に示したトルクコンバータにおけるタービンシェルとロックアップピストンとの連結部分の他の実施形態を表す抽出断面図である。 図２に示したトルクコンバータに組み込まれたワンウェイクラッチの部分の抽出拡大断面図である。 図６に示したワンウェイクラッチを保持する第１および第２の保持板の部分の外観を表す立体投影図である。 図１に示した実施形態における制御ブロック図である。 ロックアップクラッチの係合領域および非係合領域に関する運転領域のマップである。 トルクコンバータの速度比と容量係数との関係を表すグラフである。 トルクコンバータの速度比とトルク比との関係を表すグラフである。 図１に示した動力伝達装置の制御手順を表すフローチャートである。 図１２に示したＮT変動検出に関するサブルーチンを表すフローチャートである。

符号の説明

Ｃ 容量係数
ｅ 速度比
ｔ トルク比
Ｎ_Ｅ エンジン回転数
Ｎ_Ｔ タービン回転数
ΔＮ_Ｒ１ 基準変化率
ΔＮ_Ｒ２ 所定値
ΔＮ_Ｔ タービン加速度
Ｔ_Ｅ エンジン駆動トルク
Ｔ_Ｓ ストッパトルク
Ｔ_Ｔ タービン駆動トルク
１０ エンジン
１１ トルクコンバータ
１１Ａ ロックアップクラッチ
１１Ｂ 第２出力側回転要素
１１Ｃ 入力側回転要素
１１Ｄ 第１出力側回転要素
１１Ｅ ダンパ
１１Ｆ ストッパ
１１Ｇ 係合側液室
１１Ｈ 係合解除側液室
１２ 前後進切換装置
１３ ＣＶＴ
１４ 出力軸（ＣＶＴ）
１５ 出力歯車
１６ 直結クラッチ
１７ 反力ブレーキ
１８ 入力プーリ
１８ａ 液圧シリンダ
１９ 出力プーリ
１９ａ 液圧シリンダ
２０ 液圧制御回路
２１ 制御装置
２２ 車速センサ
２３ クランク軸
２４ クランク角センサ
２５ タービン回転数センサ
２６ シフトポジションセンサ
２７ アクセル開度センサ
２８ 入力軸（ＣＶＴ）
２９ａ 変速機入力軸回転数センサ
２９ｂ 変速機出力軸回転数センサ
３０ ポンプインペラ
３１ ブレード
３２ タービンシェル
３２ａ 窪み
３２ｂ 駆動突起部
３２ｃ ダンパ保持部
３２ｄ 係止片
３３ タービンランナ
３４ タービンハブ
３４ａ 雌スプライン
３４ｂ ボス部
３４ｃ 被駆動突起部
３４ｄ 係止端面
３４ｅ 潤滑油孔
３５ リベット
３６ ロックアップピストン
３６ａ 窪み
３６ｂ ダンパ保持部
３７ 連通溝
３８ 頭部
３８ａ 面取り
３９ ブレード
４０ ポンプシェル
４１ 駆動板
４２ フロントカバー
４３ エンドハブ
４４ 油ポンプ
４５ 入力軸（前後進切換装置）
４５ａ 雄スプライン
４６ オイルシール
４７ スラスト受け部材
４７ａ 連通路
４８ コイルばね
４９ 座金
５０ 可動クラッチ板
５１ 固定クラッチ板
５２ 摩擦板
５３ ステータ
５３ａ 雌スプライン
５３ｂ 座ぐり孔
５３ｃ 止め輪収容溝
５４ ワンウェイクラッチ
５５ 第１の保持板
５５ａ 係合突起
５５ｂ 切欠部
５５ｃ 潤滑油孔
５６ 第２の保持板
５６ａ 係合突起
５６ｂ 潤滑油孔
５７ 支持筒
５７ａ 雄スプライン
５８ 内輪
５８ａ 雌スプライン
５９ 外輪
５９ａ 雄スプライン
６０ エンドベアリング
６１ スプラグ
６２ 止め輪
６３，６４ スラスト軸受
６５ 太陽歯車
６６ 内歯歯車
６７ａ，６７ｂ 遊星歯車
６８ 出力軸（前後進切換装置）
６９ キャリア
７０ 伝動ベルト
７１ 運転領域判定部
７２ 出力トルク導出部
７３ ストッパ作動領域判定部
７４ タービン加速度算出部
７５ トルクダウン制御部
７６ ベルト挟圧力制御部
７７ ストッパトルク学習補正部

Claims (13)

1. 駆動源からの動力を出力要素に伝達するための動力伝達経路の途中に組み込まれて駆動側と被駆動側との相対回転を許容するダンパを具え、このダンパが前記駆動側と被駆動側との相対回転に伴って弾性変形する弾性変形要素と、前記駆動側と被駆動側との所定量を越える相対回転を機械的に制限するストッパとを有する動力伝達制御装置であって、
   前記ストッパの作動に伴う衝撃を緩和するための衝撃緩和手段をさらに具えたことを特徴とする動力伝達制御装置。
2. 前記衝撃緩和手段は、前記駆動源の出力軸の駆動トルクを低減する手段を有することを特徴とする請求項１に記載の動力伝達制御装置。
3. 入力側回転要素と出力側回転要素とを有する流体伝動装置をさらに具え、前記駆動側が前記出力側回転要素のタービンシェル側であり、前記被駆動側が前記出力回転要素のタービンハブ側であることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の動力伝達制御装置。
4. 前記流体伝動装置がトルクコンバータであり、このトルクコンバータは前記出力側回転要素に取り付けられて前記入力側回転要素に対し一体的に係合し得るロックアップクラッチを有することを特徴とする請求項３に記載の動力伝達制御装置。
5. 前記流体伝動装置の出力側回転要素に連結され、動力伝達に寄与する摩擦係合要素を有する自動変速機をさらに具え、前記衝撃緩和手段はこの自動変速機の摩擦係合要素のスリップ量を増大させる手段を有することを特徴とする請求項３または請求項４に記載の動力伝達制御装置。
6. 前記流体伝動装置の出力側回転要素に連結されるベルト式無段変速機をさらに具え、このベルト式無段変速機は、前記衝撃緩和手段の作動の際にベルト挟圧力を増大する手段を有することを特徴とする請求項３または請求項４に記載の動力伝達制御装置。
7. 前記流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度を検出する出力軸回転速度センサをさらに具え、前記衝撃緩和手段は、この出力軸回転速度センサによって検出される前記流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度の変化率に基づき、これが所定値以上の場合に作動し、前記変化率が所定値未満の場合にその作動を停止することを特徴とする請求項３から請求項６の何れかに記載の動力伝達制御装置。
8. 前記衝撃緩和手段は、前記ストッパが前記タービンシェル側とタービンハブ側との相対回転を機械的に制限する直前に作動することを特徴とする請求項３から請求項７の何れかに記載の動力伝達制御装置。
9. 駆動源からの動力を出力要素に伝達するための動力伝達経路の途中に組み込まれて駆動側と被駆動側との相対回転を許容するダンパと、前記動力伝達経路の途中に組み込まれるベルト式無段変速機とを具え、前記ダンパが前記駆動側と被駆動側との相対回転に伴って弾性変形する弾性変形要素と、前記駆動側と被駆動側との所定量を越える相対回転を機械的に制限するストッパとを有し、前記ベルト式無段変速機がそのベルト挟圧力を増大させる挟圧力増大手段を有する動力伝達制御装置であって、
   前記タービンシェル側とタービンハブ側との相対回転が所定量を越えるか否かを判定する判定手段と、
   この判定手段による判定結果に基づいて前記挟圧力増大手段の作動を制御する制御手段とをさらに具えたことを特徴とする動力伝達制御装置。
10. 入力側回転要素と出力側回転要素とを有する流体伝動装置をさらに具え、前記駆動側が前記出力側回転要素のタービンシェル側であり、前記被駆動側が前記出力回転要素のタービンハブ側であることを特徴とする請求項９に記載の動力伝達制御装置。
11. 前記流体伝動装置がトルクコンバータであり、このトルクコンバータは前記出力側回転要素に取り付けられて前記入力側回転要素に対し一体的に係合し得るロックアップクラッチを有することを特徴とする請求項１０に記載の動力伝達制御装置。
12. 前記判定手段は、前記流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度を検出する出力軸回転速度センサを有し、前記制御手段は、この出力軸回転速度センサによって検出される前記流体伝動装置の出力側回転要素の回転速度の変化率に基づき、これが所定値以上の場合に前記挟圧力増大手段を作動させ、前記変化率が所定値未満の場合に前記挟圧力増大手段の作動を停止させることを特徴とする請求項１０または請求項１１に記載の動力伝達制御装置。
13. 前記挟圧力増大手段による前記ベルト式無段変速機のベルト挟圧力の増大は、前記ストッパが前記タービンシェル側とタービンハブ側との相対回転を機械的に制限する直前に行われることを特徴とする請求項１０から請求項１２の何れかに記載の動力伝達制御装置。
    

Images