可变容量型变矩器的制作方法

专利名称：可变容量型变矩器的制作方法
技术领域：
本发明涉及经由流体传递驱动源输出的转矩的变矩器，特别是涉及能够改变转矩 放大率的可变容量型变矩器。
背景技术：
作为流体式传动装置的一种，具备通过利用内燃机驱动旋转来产生流体流的泵 轮、接受来自该泵轮的流体流并旋转的涡轮和以能够旋转的方式被配置在形成有从该涡轮 流向泵轮的流体流的空间中的导轮的变矩器被周知。在这样的变矩器中，导轮经由单向离 合器与非旋转构件连接，不具备可变容量特性。一般来说，作为变矩器的流体特性，在以燃 料费为导向时希望较高的容量(容量系数)，在以加速为导向时希望较低的容量(容量系 数)，但是在上述以往的构造中，由于根据泵轮、涡轮、导轮的形状被唯一的决定，所以与行 驶模式无关而成为相同的流体特性，在同时提高燃料费性能以及动力性能方面存在限制。对此，如专利文献1所示那样，提出了一种可变容量型变矩器，在导轮和非旋转构 件之间设置制动单元，调节该制动单元的制动转矩使容量可变。据此，能够通过基于制动单 元的调节制动转矩使变矩器的转矩比以及容量系数无级或者多级变化，能够根据驾驶条件 和行驶条件设定最佳的转矩比以及容量系数，能够提高车辆的行驶性能。专利文献1 日本特开平1-169170号公报但是，在上述以往的可变容量型变矩器中，该导轮的旋转只不过被控制在与泵轮 的旋转方向相反的负旋转方向的范围内，对于由此得到的转矩比的上限值和容量系数的下 限值存在限制，未必能够根据驾驶条件和行驶状态充分地使变矩器的转矩比变高和使容量 系数变低，无法充分地提高车辆的动力性能。本发明是以上述的情况为背景而完成的，其目的在于，提供一种可变容量型变矩 器，能够使转矩比变高并且使容量系数变低，从而能够充分地提高车辆的动力性能。

发明内容
本发明者等以上述的情况为背景反复进行各种探讨研究，其结果发现若使用与车 辆的驱动源不同的动力源、即电动机使导轮向着泵轮的旋转方向、即正旋转方向积极地驱 动，则能够得到与以往相比较高的转矩比和较低的容量系数。本发明是根据这样的知识完 成的。S卩，作为技术方案1涉及的发明的主旨，其特征在于，具备泵轮，通过被旋转驱动 而产生流体流；涡轮，接受来自该泵轮的流体流而旋转；和导轮，以能够旋转的方式被配置 在形成有从该涡轮流向泵轮的流体流的空间中，包括为了调节上述涡轮输出的输出转矩而 驱动上述导轮旋转的电动机。另外，作为技术方案2涉及的发明的主旨，其特征在于，根据技术方案1涉及的发 明，其中，还包括能够将上述电动机和上述导轮之间进行连接的离合器。另外，作为技术方案3涉及的发明的主旨，其特征在于，根据技术方案1或2涉及的发明，其中，还包括能够将上述导轮和非旋转构件之间进行连接的制动器。另外，作为技术方案4涉及的发明的主旨，其特征在于，根据技术方案1至3中任 一项的发明，其中，上述电动机通过使上述导轮向上述泵轮的旋转方向亦即正旋转方向旋 转来增加转矩放大率。另外，作为技术方案5涉及的发明的主旨，其特征在于，根据技术方案1至4中任 一项的发明，其中，上述电动机利用其再生使上述导轮向与上述泵轮的旋转方向相反的负 旋转方向旋转来减少转矩放大率。另外，作为技术方案6涉及的发明的主旨，其特征在于，根据技术方案3涉及的发 明，其中，上述制动器利用其滑移使上述导轮向与上述泵轮的旋转方向相反的负旋转方向 旋转来减少转矩放大率。另外，作为技术方案7涉及 的发明的主旨，其特征在于，根据技术方案2或3涉及 的发明，其中，在上述导轮和上述离合器或者上述制动器之间还具备允许该导轮向与上述 泵轮的旋转方向相同的正旋转方向旋转而阻止向与该泵轮的旋转方向相反的负旋转方向 旋转的单向离合器。根据技术方案1涉及的发明的可变容量型变矩器，由具备为了调节上述涡轮输出 的输出转矩而驱动上述导轮旋转的电动机可以得知，若使用电动机向着泵轮的旋转方向、 即正旋转方向积极地驱动导轮，则与以往相比能够得到较高的转矩比和较低的容量系数。 另外，通过使用电动机使导轮向着泵轮的旋转方向、即正旋转方向以及与泵轮的旋转方向 相反的负旋转方向旋转，与以往相比转矩比以及容量系数的变化范围变大，因此能够大幅 度提高车辆的燃料费性能以及动力性能、行驶性能。另外，根据技术方案2涉及的发明的可变容量型变矩器，由还包括能够连接上述 电动机和上述导轮之间的离合器可以得知，通过使该离合器一直接合并在被附加急剧的转 矩的时候使其滑移来保护电动机或者被由此控制旋转的导轮，同时通过在因电动机故障、 充放电限制和发热而希望抑制电动机的负荷的时候使其释放从而能够将该电动机与导轮 切离。另外，根据技术方案3涉及的发明的可变容量型变矩器，由还包括能够连接上述 导轮和非旋转构件之间的制动器可以得知，通过使该制动器接合动作，能够在因电动机故 障、充放电限制和发热而希望抑制电动机的负荷的时候等不使用该电动机而是向导轮提供 反作用力。另外，根据技术方案4涉及的发明的可变容量型变矩器，由上述电动机通过使上 述导轮向着上述泵轮的旋转方向、即正旋转方向旋转来增加转矩放大率可以得知，与以往 相比能够得到较高的转矩比和较低的容量系数。另外，根据技术方案5涉及的发明的可变容量型变矩器，由上述电动机通过利用 其再生使上述导轮向着与上述泵轮的旋转方向相反的负旋转方向旋转来减少转矩放大率 可以得知，由于向着转矩比的较低一侧以及容量系数的较大一侧变化的范围变大，所以能 够更加大幅度提高车辆的燃料费性能以及动力性能、行驶性能。另外，根据技术方案6涉及的发明的可变容量型变矩器，由上述制动器通过利用 其滑移使上述导轮向着与上述泵轮的旋转方向相反的负旋转方向旋转来减少转矩放大率 可以得知，由于向着转矩比的较低一侧以及容量系数的较大一侧变化的范围变大，所以能够更加大幅度提高车辆的燃料费性能以及动力性能、行驶性能。另外，根据技术方案7涉及的发明的可变容量型变矩器，由在上 述导轮和上述离 合器或者上述制动器之间包含有单向离合器且该单向离合器允许该导轮向着与上述泵轮 的旋转方向相同的正旋转方向旋转而阻止该导轮向着与该泵轮的旋转方向相反的负旋转 方向旋转可以得知，即使在因电动机故障、充放电限制和发热而希望抑制电动机的负荷的 时候，也能够得到与以往的固定容量的变矩器相同的固定的变矩器特性。这里，本发明的可变容量变矩器能够适用于设置有内燃机等的发动机作为驱动源 的车辆等。另外，本发明的可变容量型变矩器并不仅仅适用于设置了有级式的自动变速器作 为动力传递装置的车辆，例如也能够适用于设置有手动变速器、无级变速器(CVT)等的其 他形式的动力传递装置的车辆等。


图1是说明应用本发明的车辆用动力传递装置的构成的一例的骨架图。图2是表示图1的变矩器的电动马达中的驱动电流和驱动转矩、或者发电电流和 制动转矩的关系的图。图3是说明使图1的自动变速器的多个档位(变速级)成立时的油压式摩擦接合 装置(接合要素)的动作的组合的动作表。图4是关于对图1的自动变速器的离合器以及制动器的各油压传动装置的动作进 行控制的线性电磁阀等的回路图，是表示了油压控制回路的一部分的回路图。图5是说明图5的线性电磁阀的构成的剖视图。图6是表示向图5的线性电磁阀供给的驱动电流和该线性电磁阀输出的输出油压 的关系的图。图7是说明为了控制图1的发动机和自动变速器、或者变矩器等而在车辆上设置 的控制系统的主要部分的框线图。图8是将图1的变矩器中的沿着泵轮、涡轮、导轮的叶片的流线的截面形状各自展 开表示的图。图9是表示图1的变矩器的特性的图，是表示变矩器中的针对速度比的转矩比的 图。图10是表示图1的变矩器的特性的图，是表示变矩器中的针对速度比的容量系数 的图。图11是说明应用本发明的另外的实施例的变矩器的构成的骨架图。图12是说明应用本发明的另外的实施例的变矩器的构成的骨架图。图13是说明应用本发明的另外的实施例的变矩器的构成的骨架图。图14是说明应用本发明的另外的实施例的变矩器的构成的骨架图。标号说明6、116、118、120、122 变矩器6p 泵轮6t:涡轮
6s 导轮10 电动马达(电动机)11 变速箱(箱，非旋转构件)BO B2 制动器(油压式摩擦接合装置)C 容量系数(=Tp/Np2)CO C4 离合器(油压式摩擦接合装置)F0、Fl:单向离合器 Np 泵转速Nt 涡轮转速Tp:泵转矩(发动机转矩)Ττ:涡轮转矩(输出转矩)e :速度比(=Nt/Np)t 转矩比(转矩放大率、=Ττ/ΤΡ)
具体实施例方式下面，参照附图对本发明的一实施例进行详细的说明。另外，在下面的实施例中对 图适宜地进行了简略化或者变形，未必准确描画了各部的尺寸比以及形状等。实施例图1是应用本发明的一实施例的变矩器6(可变容量型变矩器)的车辆用动力传 递装置7的骨架图。该车辆用驱动装置7具有上述变矩器6和立式的自动变速器8，适合采 用于FR(前置发动机、后轮驱动)型车辆，具备发动机9作为车辆行驶用的动力源。在内燃 机中被构成的发动机9的输出经由作为流体传动装置发挥作用的变矩器6、自动变速器8、 未图示的差动齿轮装置(最终减速器)、一对车轴等传递给左右的驱动轴。变矩器6具备与发动机9的曲轴连接并通过由该发动机9驱动旋转产生基于变矩 器6内的工作油的流动的流体流的泵轮6ρ、与自动变速器8的输入轴22连接并接受来自该 泵轮6ρ的流体流进行旋转的涡轮6t、和以能够旋转的方式被配置在形成有从该涡轮流向 泵轮的流体流的空间中的导轮6s，经由工作油(流体)进行动力传递。另外，在上述泵轮6p和涡轮6t之间设置有锁止离合器L/C，通过后面说明的油压 控制回路30控制该锁止离合器L/C的接合状态、滑移状态、或者释放状态，通过设定为完全 接合状态使泵轮6p以及涡轮6t整体旋转、即设为发动机9的曲轴和自动变速器8的输入 轴22相互直接连接的状态。变矩器6具备用于驱动导轮6旋转的电动马达(电动机)10、在该电动马达10和 导轮6s之间设置的能够连接它们的离合器CO、和在导轮6s和非旋转构件、即变速箱(后 面表示为箱)11之间设置的能够连接它们的制动器B0。另外，在导轮6s和离合器CO或者 制动器BO之间设置有单向离合器F0，该单向离合器FO允许导轮6s向着与泵轮6p的旋转 方向相同的正旋转方向旋转而阻止导轮6s向着与泵轮6p的旋转方向相反的负旋转方向旋 转。上述的电动马达10在制动器BO被释放并且离合器CO被接合的状态下通过其驱 动控制导轮6s的泵轮6p的旋转方向、即正旋转方向的旋转数。此时，例如向导轮6s提供上述正旋转方向的驱动转矩TD，该正旋转方向的驱动转矩Td与如图2的(a)所示那样由后面 说明的电子控制装置78向电动马达10供给的用于驱动旋转的驱动电流Id的大小成比例。 另外，电动马达10通过其驱动控制导轮6s的负旋转方向的旋转数。此时，例如向导轮6s 提供与向电动马达10供给的驱动电流Id的大小成比例的上述负旋转方向的驱动转矩TD。另外，电动马达10在制动器BO被释放并且离合器CO被接合的状态下，通过基于 利用向导轮6s附加的流体流旋转的再生(发电)控制导轮6s的与泵轮6p的旋转方向相 反的负旋转方向的旋转数。此时，例如向导轮6s提供与如图2的(b)所示那样的例如向设 置于车辆上的蓄电装置供给、即蓄电的发电电流Ie的大小成比例的上述负旋转方向的负荷 转矩、即制动转矩TB。上述的离合器CO以及制动器BO是具备油压传动装置和利用向该油压传动装置供 给的油压摩擦接合或者释放的多片离合器或者制动器的油压式摩擦接合装置。导轮6s通 过制动器BO被接合经由单向离合器FO固定在箱11上，使其无法向着与泵轮6p的正旋转 方向相反的反旋转方向旋转。另外，导轮6s也通过因调整制动器BO的接合程度、即接合压 而发生的滑移，向着与上述泵轮6p的旋转方向相反的负旋转方向旋转。对着向上述正旋转 方向旋转的泵轮6p以与该正旋转方向相反的负旋转方向相对地旋转。此时，向导轮6s提 供例如随着上述接合压变大而增大的上述负旋转方向的负荷转矩、即制动转矩TB。另外，通 过将离合器CO接合来将基于上述电动马达10的驱动转矩Td或者制动转矩Tb原样传递给 导轮6s，另外，利用调整离合器CO的接合程度、即接合压而发生的滑移并根据该接合压的 大小使上述驱动转矩Td或者制动转矩Tb的传递比例发生变化。 在作为车体上安装的非旋转构件的箱11中，自动变速器8在共同的轴心上具有以 双级小齿轮型的第1行星齿轮装置12为主体构成的第1变速部14和以单级小齿轮型的第 2行星齿轮装置16以及双级小齿轮型的第3行星齿轮装置18为主体构成的第2变速部20， 并将输入轴22的旋转变速从输出轴24输出。输入轴22也是通过来自行驶用的动力源、即 发动机9的动力驱动旋转的变矩器6的涡轮轴。另外，该变矩器6以及自动变速器8相对 于该轴心大致对称的构成，在图1的骨架图中省略了这些轴心的下半部分。上述第1行星齿轮装置12具备恒星齿轮Si、多对互相咬合的小齿轮型齿轮Pl、支 持该小齿轮型齿轮Pl能够自转以及公转的托架CA1、经由小齿轮型齿轮Pl和恒星齿轮Sl 咬合的齿圈R1。另外，第2行星齿轮装置16具备恒星齿轮S2、小齿轮型齿轮P2、支持该小 齿轮型齿轮P2能够自转以及公转的托架CA2、经由小齿轮型齿轮P2和恒星齿轮S2咬合的 齿圈R2。另外，第3行星齿轮装置18具备恒星齿轮S3、多对互相咬合的小齿轮型齿轮P2 以及P3、支持该小齿轮型齿轮P2以及P3能够自转以及公转的托架CA3、经由小齿轮型齿轮 P2以及P3和恒星齿轮S3咬合的齿圈R3。在图1中，离合器Cl C4以及制动器Bi、B2是和离合器CO以及制动器BO同样 的具备油压传动装置和利用向该油压传动装置供给的油压接合或者释放的多片离合器或 者制动器的油压式摩擦接合装置，第1旋转要素RMl (恒星齿轮S2)经由第1制动器Bl与 箱11选择性连接停止旋转，经由第3离合器C3与中间输出构件、即第1行星齿轮装置12 的齿圈Rl (即第2中间输出路径PA2)选择性连接，还经由第4离合器C4与第1行星齿轮 装置12的托架CAl (即第1中间输出路径PAl的间接路径PAlb)选择性连接。另外，第2旋转要素RM2(托架CA2以及CA3)经由第2制动器B2与箱11选择性连接停止旋转，经由第2离合器C2与输入轴22(即第1中间输出路径PAl的直接路径PAla) 选择性连接。另外，第3旋转要素RM3(齿圈R2以及R3)与输出轴24整体连接输出旋转。 另外，第4旋转要素RM4 (恒星齿轮S3)经由第1离合器Cl与齿圈Rl连接。另外，在第2 旋转要素冊2与箱11之间，在允许第2旋转要素RM2的正旋转(和输入轴22相同的旋转 方向)的同时阻止反旋转的单向离合器Fl与第2制动器B2并列设置。图3是说明在自动变速器8中使各变速级成立时的各接合要素的动作状态的图 表，“〇”表示接合状态、“(〇)”表示仅在发动机制动时的接合状态、空栏表示释放状态。 如图3所示那样，本实施例的自动变速器8通过使上述各接合装置、即多个油压式摩擦接合 装置(离合器Cl C4、制动器B1、B2)选择性接合来使包含变速比(=自动变速器8的输 入轴转速Nin/自动变速器8的输出轴转速Not)不同的前进8级的多个变速级成立。另外， 各变速级的变速比根据第1行星齿轮装置12、第2行星齿轮装置16以及第3行星齿轮装置 18的各传动比P 1、P 2、P 3适宜地决定。图4是表示在向上述多个油压式摩擦接合装置、即离合器CO C4、制动器BO B2 (在后面没有特别区别的情况下记述为离合器C、制动器B)供给油压的油压控制回路30 中的用于控制向该多个油压式摩擦接合装置供给的油压的一部分的回路图。如图4所示那 样，在本实施例的油压控制回路30中，对应上述离合器CO C4、以及制动器BO B2的各 油压传动装置(油压气缸)32、33、34、35 、36、37、38、39分别独立地设置有线性电磁阀SL1、 SL2、SL3、SL4、SL5、SL6、SL7、SL8(后面，在没有特别区别的情况下记述为SL)。油压供给装 置40输出的初压、即管道压PL通过被这些线性电磁阀SL独立地调压，向上述各油压传动 装置32 39供给。油压供给装置40构成为具备被后面叙述的电子控制装置78励磁而开闭油路的 电磁阀和进行油压控制的线性电磁阀、按照这些电磁阀和线性电磁阀输出的信号压或者开 闭油路或者进行油压控制的开闭阀、调压阀等，在由发动机9驱动旋转的机械式的油压泵 42 (参照图1)产生的油压的基础上对上述管道压PL进行调压。图5是说明线性电磁阀SL的构成的剖视图。这里，本实施例的油压控制回路30所 具备的线性电磁阀SLl SL8基本上都是相同的构成，因此在图5中用线性电磁阀SLl举 例说明。该线性电磁阀SLl具备通过通电将电气能量变换为驱动力的装置、即电磁线圈50 和通过该电磁线圈50的驱动对初压、即管道压PL进行调压使产生规定的输出油压Psu的 调压部52。电磁线圈50具备圆筒状的卷芯54、在该卷芯54的外周缠绕导线的线圈56、在该 卷芯54的内部设置的能够沿着轴心方向移动的芯58、在与该芯58中的调压部52相反的一 侧的端部固定设置的铁片60、用于容纳这些卷芯54、线圈56、芯58以及铁片60的有底的圆 筒状的支架62、和嵌入接合在该支架62的开口的盖64。调压部52具备在支架62上嵌入 接合的套管66、在该套管66的内部设置的能够沿着轴心方向移动并开闭输入口 72和输出 口 76之间的阀68、和向着电磁线圈50的方向、即关闭阀的方向对该阀68施力的弹簧70， 该阀68的电磁线圈50 —侧的端部与芯58的调压部52 —侧的端部抵接。将经由芯58通过使驱动电流Isd流过线圈56在打开阀的方向上对阀68施力的与 上述驱动电流Isd成比例的电磁线圈推力设为Fi，将通过弹簧70在关闭阀的方向上对阀68 施力的弹力设为Fs，将用经由阀68上设置的通道73向油室75供给的输出油压Psu和该油室75中的阀68的轴心方向的面积差的乘积表示的、在关闭阀的方向上对阀68施力的反馈 推力设为Ff，此时，使阀68动作以使下面的公式⑴相等。FSOL = FS+FF. · · (1)因此，在线性电磁阀SLl中，根据上述阀68的打开阀或者关闭阀的方向的移动位 置、即动作位置，调整从输入口 72流入的工作油的流量以及从排泄口 74排出的工作油的流 量。而且，例如按照图6所示那样的表示驱动电流Isd和输入油压Psu的关系的特性，根据 从输入口 72输入的管道压PL调整与驱动电流Isd相对应的规定的输出油压Psu，从输出口 76输出该输出油压Psu。图7是说明为了控制图1的发动机9和自动变速 器8、或者变矩器6等而在车辆上 设置的控制系统的框线图。向电子控制装置78供给的信号有表示来自发动机转速传感器 80的发动机转速Ne的信号、表示来自涡轮转速传感器82的涡轮转速Ντ、即输入轴转速Nin 的信号、表示来自吸入空气量传感器84的吸入空气量Qa的信号、表示来自吸入空气温度传 感器86的吸入空气温度Ta的信号、表示来自车速传感器88的车速V、即输出轴转速Nqut的 信号，表示来自节气门传感器90的节气门开度θ ΤΗ的信号、表示冷却水温传感器92的冷却 水温Tw的信号、表示来自油温传感器94的油压控制回路30的工作油温度Ttm的信号、表示 来自加速器操作量传感器96的加速器踏板98等的加速器操作部件的操作量Α。。的信号、表 示来自脚制动器开关100的常用制动器、即脚制动器102的操作的有无的信号、表示来自操 纵杆位置传感器104的换挡操纵杆106的操纵杆位置(操作位置)Psh的信号等。电子控制装置78包括具备CPU、RAM、R0M、输入输出接口等的所谓的微型计算机而 构成，CPU 一边利用RAM的临时存储功能一边按照预先存储在ROM中的程序处理上述各输 入信号，分别向电子节气门108和燃料喷射装置110、点火装置112、油压控制回路30的线 性电磁阀等、或者电动马达10等输出信号、即输出信号。电子控制装置78通过进行这样的 输入输出信号处理执行发动机9的输出控制和自动变速器8的变速控制、或者变矩器6的 导轮6s的旋转控制等，根据需要构成为分成发动机控制用和变速控制用等。在本实施例中，上述发动机9的输出控制通过电子节气门108、燃料喷射装置110、 点火装置112等进行。自动变速器8的变速控制通过油压控制回路30进行，例如通过在车速轴和节气 门开度轴或者加速器开度轴的二维坐标内设定的多条变速线构成的预先存储的变速线图 (变速图)，根据实际的节气门开度θ ΤΗ或者加速器操作量Α。。以及车速V决定自动变速器8 的应该变速的档位，为了使该决定的档位成立按照上述图3所示的动作表切换离合器Cl C4以及制动器Bi、B2的接合释放状态。为了防止驱动力变化等的变速震动的发生和摩擦 材料的耐久性的丧失，该离合器C以及制动器B的接合释放状态的切换通过利用油压控制 回路30的线性电磁阀SL的驱动电流Isd的控制来连续地控制上述离合器C以及制动器B 的接合压而进行。另外，上述的变速控制也可以是根据节气门开度θ TH和吸入空气量Qa、路 面坡度等进行等的各种各样的方式。变矩器6的导轮6s的旋转控制通过油压控制回路30的离合器CO和制动器B0、或 者电动马达10进行。具体来讲，上述导轮6s的旋转控制是通过按照电子控制装置78的指 令适当地调整与未图示的逆变器向电动马达10供给的驱动电流Id的大小成比例的驱动转 矩TD、或者例如与该电动马达10输出的发电电流Ie的大小成比例的制动转矩Tb来执行的。
这里，在本实施例的变矩器6中，因离心力而贴在外圆侧的工作油在变矩器6的截 面上如沿着图1的流线FL那样以泵轮6p、涡轮6t、导轮6s的顺序循环。如图8所示那样， 泵轮6p、涡轮6t、导轮6s在圆周方向上隔着固定间隔具备多个叶片。图8分别表示了各叶 轮中的沿着变矩器6内的工作油的流线FL的叶片的形状。通过利用泵轮6p的叶片供给能 量来流动的工作油作用在涡轮6t的叶片上从而使涡轮6t旋转。通过涡轮6t的工作油在 变换器区域内在碰到导轮6s的叶片改变方向以后向着泵轮6p循环。通过使工作油碰到上 述导轮6s的叶片改变方向，在该导轮6s上产生了反作用力转矩。该反作用力转矩对应于 上述工作油的方向变化量(角度)，对应于后面说明的转矩比t的大小。根据角运动量的定义，各叶轮(泵轮6p、涡轮6t以及导轮6s)向工作油(流体) 提供的转矩T[N · m]如下面的公式(2)那样表示。
T= (y/g) XQX Δ (rXVu). · ·公式(2)在公式(2)中，γ是变矩器6内的工作油的比重[kg/m3]，g是重力加速度[m/s2]， Q是上述工作油的体积流量[m3/s]，Δ (rXVu)是各叶轮中的流体流的出口和入口的工作油 的各绝对速度的力矩rXVu[m2/S]的差。根据上面的公式(2)，泵轮6p向工作油提供的转矩T1 [N· m]、涡轮6t向工作油提 供的转矩T2 [N· m]、以及导轮6s向工作油提供的转矩Τ3[Ν·πι]如下面的公式(3)至公式 (5)那样表示。在公式(3)至公式(5)中，Tp是泵转矩[N · m]即发动机转矩、Tt是涡轮转 矩[Ν·πι]即输出转矩、Ts是与导轮6s的反作用力转矩的大小一致的导轮转矩[Ν·πι]即因 导轮6s而造成工作油的流向改变时针对该导轮6s作用在泵轮6ρ的旋转方向、即正旋转方 向上的转矩。T1 = Tp = (y/g) XQX (VupXr2-VusXr1)...公式(3)T2 = -TT = (y/g) XQX (VUTXr3"VUPXr2)...公式(4)T3 = Ts = (y/g) XQX (VusXrrVUTXr3)...公式(5)在公式(3)至公式(5)中，Γι是相对于泵轮6ρ的流体流的出口 bp以及涡轮6t的 流体流的入口 at的旋转轴心、即自动变速器8的输入轴(涡轮轴)22的距离[m]，r2是相 对于涡轮6t的流体流的出口 bt以及导轮6s的流体流的入口 as的旋转轴心的距离[m]， r3是相对于导轮6s的流体流的出口 bs以及泵轮6p的流体流的入口 ap的旋转轴心的距离 [m]。另外，在公式(3)至公式(5)中，Vup是泵轮6p的绝对速度的圆周分量速度[m/s], Vut 是涡轮6t的绝对速度的圆周分量速度[m/s]，Vus是导轮6s的绝对速度的圆周分量速度[m/
S] O由于根据公式(3)至公式(5) \+Τ2+Τ3 = 0(零)成立，所以泵转矩ΤΡ、涡轮转矩Ττ、 以及导轮转矩Ts如下面的公式(6)那样表示。也就是说，相对于变矩器6中的泵转矩Tp的 涡轮转矩Tt的转矩增加部分与导轮转矩Ts —致。TT = TP+TS...公式(6)这里，根据导轮6s的反作用力通过由上述的电动马达10的旋转控制调整的驱动 转矩Td或者制动转矩Tb增减可以得知，本实施例的变矩器6使涡轮输出的输出转矩相对于 在以往的固定容量的变矩器中得到的输出转矩增减。图9以及图10是对表示上述的内容的本实施例的变矩器6的特性进行表示的图。 图9是表示相对涡轮6t的涡轮旋转数Nt[rpm]和泵轮6p的泵旋转数NP[rpm]的转速比、即速度比e ( = NT/NP)的涡轮转矩Tt和泵转矩Tp的转矩比(转矩放大率)t ( = Ττ/ΤΡ)的图， 图10是表示相对上述速度比e ( = NT/NP)的容量系数C ( = Tp/Np2) [N -m/rpm2]的图。观察 图9、图10能够明白，转矩比t(转矩放大率)和容量系数C的关系具有大致成反比例的关 系，在是相同的速度比e的情况下具有容量系数C较大的时候与容量系数C较小的时候相 比转矩比t较大的关系。
在图9以及图10中，通过将制动转矩Tb调整为规定的值或者将制动器BO接合， 导轮6s经由单向离合器FO被固定在箱11上，如图9的实线表示的基线Bt表示的那样，与 以往的固定容量的变矩器同样以设计上确定的规定的转矩比t进行转矩的传递。另外，此 时的变矩器6的容量系数C如图10的实线表示的基线BC所示的那样。另外，若在离合器CO被适当接合的状态下通过电动马达10将驱动转矩Td调整至 规定的值并使导轮6s向着与泵轮6p相同的旋转方向旋转，则导轮转矩Ts增加，如图9的 表示导轮正转的长点划线那样以比以往的固定容量的变矩器中得到的转矩比大的转矩比t 进行转矩的传递。此时的变矩器6的容量系数C成为如图10的表示导轮正转的长点划线 那样。另外，对于转矩比t以及容量系数C，即使是相同的速度比e，也通过由电动马达10 进一步增减驱动转矩Td从而如图9以及图10的箭头a、d所示那样适当地设定在从图9的 基线Bt至表示导轮正转的长点划线以上的范围内或者从图10的基线BC至表示导轮正转 的长点划线以下的范围内。另外，若通过释放离合器CO以及制动器BO使导轮转矩Ts为零，则如图9的表示 导轮自由状态的1点划线所示那样不用增大转矩而是以转矩比t = 1进行转矩的传递。其 结果，变矩器6作为流体连接器动作。此时的变矩器6的容量系数C成为如图10的表示导 轮自由状态的1点划线所示那样。另外，若将制动转矩Tb调整至规定的值或者将制动器BO的接合压调整至规定的 值从而使制动器BO滑移，则导轮转矩Ts与导轮6s固定的情况相比减少，如图9的导轮马达 再生表示的短点划线所示那样以比以往的固定容量的变矩器所得到的转矩比小的转矩比t 进行转矩的传递。此时的变矩器6的容量系数C成为如图10的导轮马达再生表示的短点 划线所示那样。另外，对于转矩比t以及容量系数C，即使是相同的速度比e，也通过进一步 增减制动转矩Tb或者制动器BO的接合压从而如图9以及图10的箭头b、c所示那样适当 地设定在从基线Bt或者BC至导轮自由状态表示的1点划线的范围内。也就是说，本实施例中的电动马达10通过控制导轮6s向着泵轮6p的旋转方向、 即正旋转方向旋转来使转矩比t增加。另外，本实施例中的电动马达10通过利用其再生控 制导轮6s向着与泵轮6p的旋转方向相反的负旋转方向旋转来使转矩比t减少。并且，本 实施例中的制动器BO通过利用其滑移控制导轮6s向着与泵轮6p的旋转方向相反的负旋 转方向旋转来使转矩比t减少。具体来讲，电子控制装置78在车辆出发的时候或者加速行驶的时候使离合器CO 接合同时通过电动马达10进行使导轮6s向着与泵轮6p相同的旋转方向旋转的控制。由 此，如上面所述的那样控制变矩器6的转矩比t增大并控制容量系数C减小。能够通过该 转矩比t的增大使出发转矩或者加速转矩增大，通过容量系数C的减小使旋转的平稳性上 升。这样的控制在以加速器开度较高等的加速(动力性能)为导向的行驶时是有效的，特 别是在要求发动机旋转更加平稳的上升的涡轮增压器发动机等中执行是有效的。
另外，电子控制装置78在车辆出发的时候或者加速行驶的时候使制动器BO释放 同时进行使离合器CO释放或者将电动马达10设为空转状态的控制。由此，导轮6s的旋转 相对于非旋转构件是自由状态，如上面所述的那样变矩器6的转矩比t变为1，容量系数C 增大。通过该容量系数C的增大能够抑制发动机旋转的上升。这样的控制在以加速器开度 较低等的低燃料费为导向的行驶时是有效的。另外，电子控制装置78在车辆出发的时候或者加速行驶的时候释放制动器BO并 且接合离合器C0，同时进行利用作用于导轮6s的转矩使电动马达10旋转的控制。由此，在 车辆出发的时候或者加速行驶的时候变矩器6进行转矩放大的情况下，如上面说明的那样 控制伴随着导轮6s利用从流体流接受的转矩、即反作用力转矩而向着与泵轮6p的旋转方 向相反的方向的负旋转方向旋转的电动马达10的再生量。由此，控制变矩器6的转矩比t 减少和容量系数C增大。这样的控制在以制动器开度较低等的低燃料费为导向的行驶时是 有效的。并且，基于电动马达10的再生的燃料费提高成为可能。另外，电子控制装置78通过使离合器CO —直接合并在被附加急剧的转矩、即驱动 转矩Td或者制动转矩Tb的时候使其滑移来保护电动马达10或者由此被控制旋转的导轮 6s，同时在因电动马达10 故障时、充放电限制和发热而希望抑制电动机的负荷的时候通过 使其释放来切离导轮6s和该电动马达10。另外，通过使制动器BO接合动作，在因电动马 达10的故障时、充放电限制和发热而希望抑制电动机的负荷的时候不使用电动马达10而 向导轮6s提供反向作用力。如上所述，根据本实施例的可变容量型的变矩器6，由具备为了调整涡轮6t输出 的输出转矩、即涡轮转矩Tt而驱动导轮6s旋转的电动马达(电动机)10可以得知，通过使 用电动马达10向着泵轮6p的旋转方向、即正旋转方向积极地驱动导轮6s，和以往相比能够 得到较高的转矩比t和较低的容量系数C。另外，通过使用电动马达10使导轮6s向着泵轮 6p的旋转方向、即正旋转方向以及与泵轮6p的旋转方向相反的负旋转方向旋转，由于与以 往相比转矩比t以及容量系数C的变化范围变大，所以能够大幅度提高车辆的燃料费性能 以及动力性能。另外，根据本实施例的可变容量型的变矩器6，由还包括能够连接电动马达10和 导轮6s之间的离合器CO可以得知，通过使该离合器CO —直接合并在被附加急剧的转矩、 即驱动转矩Td或者制动转矩Tb的时候使其滑移来保护电动马达10或者由此被控制旋转的 导轮6s，同时在因电动马达10故障时、充放电限制和发热而希望抑制电动机的负荷的时候 通过使其释放来切离导轮6s和该电动马达10。另外，根据本实施例的可变容量型的变矩器6，由还包括能够连接导轮6s和非旋 转构件、即箱11之间的制动器BO可以得知，通过使该制动器BO接合动作，能够在因电动马 达10的故障时、充放电限制和发热而希望抑制电动机的负荷的时候不使用电动马达10而 向导轮6s提供反向作用力。另外，根据本实施例的可变容量型的变矩器6，由电动马达10通过使导轮6s向着 泵轮6p的旋转方向、即正旋转方向旋转来使转矩比t增加可以得知，与以往相比能够得到 较高的转矩比t和较低的容量系数C。另外，根据本实施例的可变容量型的变矩器6，由电动马达10通过利用其再生使 导轮6s向着与泵轮6p的旋转方向相反的负旋转方向旋转来使转矩比t减少可以得知，由于向着转矩比t较低的一侧以及容量系数C较大的一侧变化的范围变大，所以能够进一步 大幅度提高车辆的燃料费性能以及动力性能。另外，根据本实施例的可变容量型的变矩器6，由制动器BO通过利用其滑移使导 轮6s向着与泵轮6p的旋转方向相反的负旋转方向旋转来使转矩比t减少可以得知，由于 向着转矩比t较低的一侧以及容量系数C较大的一侧变化的范围变大，所以能够进一步大 幅度提高车辆的燃料费性能以及动力性能。另外，根据本实施例的可变容量型的变矩器6，由在导轮6s和离合器CO或者制动 器BO之间包含允许该导轮6s向着与泵轮6p的旋转方向相同的正旋转方向旋转而阻止向 着与泵轮6p的旋转方向相反的负旋转方向旋转的单向离合器FO可以得知，即使在因电动 马达10的故障时、充放电限制和发热而希望抑制电动机的负荷的时候，也能够得到与以往 的固定容量的变矩器同样的固定的变矩器特性。
上面参照附图对本发明的一实施例进行了详细的说明，但是本发明并不限定于该 实施例，以别的方式也能够实施。例如，在上述的实施例中，即使不设置制动器B0、离合器CO、单向离合器FO的其中 一部分或者全部也没有影响。例如，图11中举例说明的变矩器116构成为除去电动马达10 和导轮6s之间的离合器CO。图12中举例说明的变矩器118构成为除去电动马达10和导 轮6s之间的离合器CO而使电动马达10与导轮6s直接连接。图13中举例说明的变矩器 120构成为除去电动马达10和导轮6s之间的离合器CO以及壳11和导轮6s之间的制动 器BO并使电动马达10与导轮6s直接连接。图14中举例说明的变矩器122除去了制动器 B0、离合器CO、单向离合器FO并使电动马达10与导轮6s直接连接。另外，在上述的实施例中，是具有适用于FR (前置发动机·后轮驱动)型车辆的立 式自动变速器8，但是并不限定于此，也可以是卧式自动变速器，也可以是其他的各种各样 的驱动方式的车辆。另外，上面所记述的只不过是一种实施方式，虽然没有对其他的逐一举例说明，但 是本发明也可以在不超过该主旨的范围内以根据本领域从业人员的知识进行各种变更、改 良后的方式实施。
权利要求
一种可变容量型变矩器，其特征在于，具备泵轮，通过被旋转驱动而产生流体流；涡轮，接受来自该泵轮的流体流而旋转；和导轮，以能够旋转的方式被配置在形成有从该涡轮流向泵轮的流体流的空间中，包括为了调节上述涡轮输出的输出转矩而驱动上述导轮旋转的电动机。
2.根据权利要求1所述的可变容量型变矩器，其特征在于，还包括能够将上述电动机和上述导轮之间进行连接的离合器。
3.根据权利要求1或2所述的可变容量型变矩器，其特征在于，还包括能够将上述导轮和非旋转构件之间进行连接的制动器。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的可变容量型变矩器，其特征在于，上述电动机通过使上述导轮向上述泵轮的旋转方向亦即正旋转方向旋转来增加转矩 放大率。
5.根据权利要求1至4中任一项所述的可变容量型变矩器，其特征在于，上述电动机利用其再生使上述导轮向与上述泵轮的旋转方向相反的负旋转方向旋转 来减少转矩放大率。
6.根据权利要求3所述的可变容量型变矩器，其特征在于，上述制动器利用其滑移使上述导轮向与上述泵轮的旋转方向相反的负旋转方向旋转 来减少转矩放大率。
7.根据权利要求2或3所述的可变容量型变矩器，其特征在于，在上述导轮和上述离合器或者上述制动器之间还具备允许该导轮向与上述泵轮的旋 转方向相同的正旋转方向旋转而阻止向与该泵轮的旋转方向相反的负旋转方向旋转的单 向离合器。
全文摘要
本发明提供了一种可变容量型变矩器，能够使转矩比变高并且使容量系数变低，从而能够充分地提高车辆的动力性能。由具备为了调整涡轮(6t)输出的输出转矩、即涡轮转矩TT而驱动导轮(6s)旋转的电动马达(电动机)(10)可以得知，若使用电动马达(10)向着泵轮(6p)的旋转方向、即正旋转方向积极地驱动导轮(6s)，则与以往相比能够得到较高的转矩比(t)和较低的容量系数(C)。另外，通过使用电动马达(10)使导轮(6s)向着泵轮(6p)的旋转方向、即正旋转方向以及与泵轮(6p)的旋转方向相反的负旋转方向旋转，由于与以往相比转矩比(t)以及容量系数(C)的变化范围变大，所以能够大幅度提高车辆的燃料费性能以及动力性能。
文档编号F16H61/50GK101970913SQ20098010871
公开日2011年2月9日 申请日期2009年3月9日 优先权日2008年3月13日
发明者太田博文, 山下俊哉, 本多敦 申请人:丰田自动车株式会社