JP2847802B2 - Shift initial hydraulic pressure setting method for automatic transmission for vehicles - Google Patents
Shift initial hydraulic pressure setting method for automatic transmission for vehiclesInfo
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Description
【発明の詳細な説明】 ＜産業上の利用分野＞ 本発明は、変速中に摩擦係合要素に適正な油圧を送給
する追従制御（フィードバック制御）機能を備えた車両
用自動変速機において、変速開始信号発信後に摩擦係合
要素に送給される初期油圧を自動的に補正して適切に設
定する方法に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION <Industrial Application Field> The present invention relates to an automatic transmission for a vehicle having a follow-up control (feedback control) function of supplying an appropriate hydraulic pressure to a friction engagement element during a gear shift. The present invention relates to a method for automatically correcting and appropriately setting an initial oil pressure supplied to a friction engagement element after a shift start signal is transmitted.
＜従来の技術＞ 車両用自動変速機はクラッチ、ブレーキ等の摩擦係合
要素に油圧を送給して任意の回転ドラム、ギヤ等の回転
要素を選択することにより変速比切換（変速）を車両の
運転状態に応じて自動的に行うものであり、装置、機器
の保護や快適な乗心地維持のためにこの摩擦係合要素へ
の圧油の送給は変速開始信号発信後に送給される初期油
圧から或る所定の特性に沿って徐々に行なわれる。<Prior Art> An automatic transmission for a vehicle switches a gear ratio (shift) by supplying hydraulic pressure to frictional engagement elements such as clutches and brakes to select an arbitrary rotation element such as a rotating drum or gear. The pressure oil is supplied to the friction engagement element after the transmission of the shift start signal to protect the device and equipment and maintain a comfortable ride. It is performed gradually from the initial oil pressure according to a certain characteristic.
一般的な車両用自動変速機の一例をその概略構造を表
す第５図を参照して説明する。An example of a general automatic transmission for a vehicle will be described with reference to FIG.
車両の動力源となるエンジン２のクランク軸４はトル
クコンバータ６のポンプ８に直結されている。トルクコ
ンバータ６は、ポンプ８、タービン10、ステータ12、ワ
ンウエイクラッチ14を有し、ステータ12はワンウエイク
ラッチ14を介してケース16に結合され、同ワンウエイク
ラッチによりステータ12はクランク軸４と同方向へは回
転するが、その逆方向の回転は許容されない構造となっ
ている。A crankshaft 4 of an engine 2 serving as a power source of the vehicle is directly connected to a pump 8 of a torque converter 6. The torque converter 6 has a pump 8, a turbine 10, a stator 12, and a one-way clutch 14. The stator 12 is connected to the case 16 via the one-way clutch 14, and the stator 12 is moved in the same direction as the crankshaft 4 by the one-way clutch. Rotates, but rotation in the opposite direction is not allowed.
タービン10に伝えられたトルクは入力軸20によってそ
の後部に配設された前進４段後進１段の変速段を達成す
る歯車変速装置22に伝達される。The torque transmitted to the turbine 10 is transmitted by an input shaft 20 to a gear transmission 22 disposed at the rear of the turbine 10 for achieving four forward speeds and one reverse speed.
歯車変速装置22は、三組のクラッチ24,26,28、二組の
ブレーキ30,32、一組のワンウエイクラッチ34および一
組のラビニヨ型遊星歯車機構36で構成されている。遊星
歯車機構36は、リングギヤ38、ロングピニオンギヤ40、
ショートピニオンギヤ42、フロントサンギヤ44、リヤサ
ンギヤ46、両ピニオンギヤ40,42を回転自在に支持し自
身も回転可能なキャリア48から構成されており、リング
ギヤ38は出力軸50に連結され、フロントサンギヤ44はキ
ックダウンドラム52、フロントクラッチ24を介して入力
軸20に連結され、リヤサンギヤ46はリヤクラッチ26を介
して入力軸20に連結され、キャリア48は機能上並列とな
るように配設されたローリバースブレーキ32とワンウエ
イクラッチ34とを介してケース16に連結されるとともに
変速装置22の後端に配設された４速クラッチ28を介して
入力軸20に連結されている。なお、上記キックダウンド
ラム52はキックダウンブレーキ30によってケース16に固
定的に連結可能となっている。遊星歯車機構36を通った
トルクは、出力軸50に固着された出力ギヤ60よりアイド
ルギヤ62を経て被駆動ギヤ64に伝達され、さらに被駆動
ギヤ64に固着されたトランスファシャフト66、ヘリカル
ギヤ68を介して駆動輪の駆動軸70が連結された差動歯車
装置72に伝達される。The gear transmission 22 includes three sets of clutches 24, 26, 28, two sets of brakes 30, 32, one set of one-way clutch 34, and one set of Ravigneaux type planetary gear mechanism 36. The planetary gear mechanism 36 includes a ring gear 38, a long pinion gear 40,
A short pinion gear 42, a front sun gear 44, a rear sun gear 46, a carrier 48 that rotatably supports the two pinion gears 40 and 42 and is also rotatable.The ring gear 38 is connected to the output shaft 50, and the front sun gear 44 The low reverse brake is connected to the input shaft 20 via the down drum 52 and the front clutch 24, the rear sun gear 46 is connected to the input shaft 20 via the rear clutch 26, and the carrier 48 is arranged in parallel in function. It is connected to the case 16 via a one-way clutch 32 and to the input shaft 20 via a fourth-speed clutch 28 provided at the rear end of the transmission 22. The kick down drum 52 can be fixedly connected to the case 16 by the kick down brake 30. The torque passing through the planetary gear mechanism 36 is transmitted from the output gear 60 fixed to the output shaft 50 to the driven gear 64 via the idle gear 62, and further transmitted to the transfer shaft 66 and the helical gear 68 fixed to the driven gear 64. The driving force is transmitted to a differential gear device 72 to which a driving shaft 70 of the driving wheel is connected.
摩擦係合要素である上記各クラッチ、ブレーキはそれ
ぞれ係合用ピストン装置あるいはサーボ装置等を備えた
摩擦係合装置で構成されており、トルクコンバータ６の
ポンプ８に連結されることにより、エンジン２により駆
動されるオイルポンプ（図示省略）で発生する油圧によ
って作動される。この油圧は、後述する油圧制御装置に
よって、種々の運転状態検出装置により検出された運転
状態に応じて各クラッチ、ブレーキに選択的に供給さ
れ、同各クラッチ、ブレーキの作動の組み合わせによっ
て第６図に示すように、前進４段後進１段の変速段が達
成される。第６図において○印は各クラッチまたはブレ
ーキの係合状態を示し、●印は変速時のローリバースブ
レーキ32が係合される直前においてワンウエイクラッチ
34の作用でキャリア48の回転が停止されていることを示
している。Each of the clutches and brakes, which are friction engagement elements, is constituted by a friction engagement device having an engagement piston device or a servo device, and is connected to the pump 8 of the torque converter 6 so that the engine 2 It is operated by hydraulic pressure generated by a driven oil pump (not shown). This hydraulic pressure is selectively supplied to each clutch and brake by a hydraulic control device to be described later in accordance with the operation states detected by various operation state detection devices. As shown in (1), four forward speeds and one reverse speed are achieved. In FIG. 6, a circle indicates an engagement state of each clutch or brake, and a circle indicates a one-way clutch immediately before the low reverse brake 32 is engaged during shifting.
This indicates that the rotation of the carrier 48 is stopped by the operation of 34.
次に、第５図に示す歯車変速装置22において第６図に
示す変速段を達成するための電子油圧制御装置について
第７図に基づいて説明する。尚、第７図には、１速から
２速への変速時に非係合状態にあるキックダウンブレー
キ30を係合状態に操作する部分のみを示したが、この電
子油圧制御装置の全体構成及び作用は、特願昭56−1442
37号（特開昭58−46258号）等により既に公知となって
いるので、他の変速段での説明は省略する。Next, an electro-hydraulic control device for achieving the gear position shown in FIG. 6 in the gear transmission 22 shown in FIG. 5 will be described with reference to FIG. FIG. 7 shows only a portion for operating the kick-down brake 30 in the disengaged state in the engaged state at the time of shifting from the first gear to the second gear, but the overall configuration of this electro-hydraulic control device and The effect is disclosed in Japanese Patent Application No. 56-1442.
No. 37 (Japanese Patent Laid-Open No. 58-46258) and the like have already been known, so that the description of the other shift speeds will be omitted.
キックダウンブレーキ30の作動を制御するキックダウ
ンサーボ31には１−２シフト弁33が油路35を介して接続
しており、この１−２シフト弁33には変速制御弁37とシ
フト制御弁39とがそれぞれ油路41,43を介して接続して
いる。A kick-down servo 31 for controlling the operation of the kick-down brake 30 is connected to a 1-2 shift valve 33 via an oil passage 35. The 1-2 shift valve 33 has a shift control valve 37 and a shift control valve. 39 are connected through oil passages 41 and 43, respectively.
１速の変速段においてシフト制御弁39の作動を制御す
る一対の電磁弁45,47は、共に油路49,51を開放している
ため、シフト制御弁39の中央のスプール53が第７図中、
左側へ変位して油路43をシフト制御弁39の排油ポートEX
へ連通させ、１−２シフト弁33のスプール55が第７図
中、左端へ変位した状態にある。この結果、油路35が１
−２シフト弁33の排油ポートEXに連通してキックダウン
サーボ31の圧縮コイルばね57のばね力によりピストン59
が第７図中、右側へ戻されており、キックダウンドラム
52に対するキックダウンブレーキ30の係合が解除されて
いる。又、変速制御弁37に接続する二本の油路61,63の
うち、一方の油路61に付設されて電子制御装置65により
デューティ制御される電磁弁67のデューティ率が100％
に設定されており、油路61には油圧が作用していない。
このため、変速制御弁37のスプール69が第７図中、左側
に変位して油路41が変速制御弁37の排油ポートEXに連通
している。Since the pair of solenoid valves 45 and 47 for controlling the operation of the shift control valve 39 in the first speed stage both open the oil passages 49 and 51, the center spool 53 of the shift control valve 39 is moved to the position shown in FIG. During,
Displaced to the left to move oil passage 43 to oil discharge port EX of shift control valve 39
The spool 55 of the 1-2 shift valve 33 is displaced to the left end in FIG. As a result, the oil passage 35
The piston 59 is connected to the oil discharge port EX of the -2 shift valve 33 by the spring force of the compression coil spring 57 of the kick down servo 31.
Has been returned to the right in FIG.
The engagement of the kickdown brake 30 with the clutch 52 has been released. Also, of the two oil passages 61 and 63 connected to the shift control valve 37, the duty ratio of the solenoid valve 67 attached to one of the oil passages 61 and controlled by the electronic control unit 65 is 100%.
, And no oil pressure acts on the oil passage 61.
For this reason, the spool 69 of the shift control valve 37 is displaced to the left in FIG.
電子制御装置65は、車両の運転状態を検出して電磁弁
45,47の開閉の組合わせを決定する運転状態決定装置、
変速の開始を検出する変速検出装置等を内蔵しデューテ
ィ制御が行なわれる電磁弁67の作動、停止及びこの電磁
弁67に供給される50Hzのパルス電流の単一パルス電流幅
の制御による開弁時間の変更で油圧を制御する。また電
子制御装置65は、電磁弁45,47の開閉制御をするもの
で、その入力要素としては、エンジン２のスロットル弁
開度または吸気マニホルド負圧を検出するエンジン負荷
検出装置、エンジン２の回転数検出装置、キックダウン
ドラム52の回転速度検出装置142（第５図参照）、車速
に対応する出力軸50の回転数検出を行なうために設けら
れた被駆動ギヤ64の回転数検出装置144（第５図参
照）、潤滑油温を検出する油温検出装置、セレクトレバ
ーの選定位置検出装置及び補助スイッチの選定位置検出
装置等から成っている。The electronic control unit 65 detects the operating state of the vehicle and
An operating state determination device that determines the combination of opening and closing of 45, 47,
The opening and closing of the solenoid valve 67, which incorporates a shift detection device for detecting the start of shifting and is subjected to duty control, and is controlled by controlling a single pulse current width of a 50 Hz pulse current supplied to the solenoid valve 67. To control the hydraulic pressure. The electronic control unit 65 controls the opening and closing of the solenoid valves 45 and 47, and includes, as input elements, an engine load detecting device for detecting the throttle valve opening or the intake manifold negative pressure of the engine 2, and the rotation of the engine 2. Number detection device, rotation speed detection device 142 for kickdown drum 52 (see FIG. 5), rotation speed detection device 144 for driven gear 64 provided to detect the rotation speed of output shaft 50 corresponding to the vehicle speed ( FIG. 5), an oil temperature detecting device for detecting a lubricating oil temperature, a select position detecting device for a select lever, a select position detecting device for an auxiliary switch, and the like.
２速へのアップシフトを行なう場合を以下に説明す
る。車両の走行条件から電子制御装置65が一方の電磁弁
45を操作して油路49を閉塞するため、中央のスプール53
が第７図中、右側へ変位して前記オイルポンプからの圧
油（以下、これをライン圧と呼称する）はシフト制御弁
39に接続する油路71から油路43を通って１−２シフト弁
33に送給される。このため、１−２シフト弁33のスプー
ル55は第７図中、右端へ変位して油路35,41が１−２シ
フト弁33を介して連通する。一方、電磁弁67のデューテ
ィ率が電子制御装置65により減少するため、ライン圧が
油路61,63に作用して変速制御弁37のスプール69の受圧
面積差によりスプール69は第７図中、右側へ変位し、油
路41,63が変速制御弁37を介して連通する。この結果、
油路63からのライン圧は油路41,35を通ってキックダウ
ンサーボ31に供給され、そのピストン59を第７図中、左
側に変位させてキックダウンブレーキ30がキックダウン
ドラム52を締め付けるようになっている。The case where the upshift to the second speed is performed will be described below. The electronic control unit 65 is connected to one of the solenoid valves based on the running conditions of the vehicle.
In order to close the oil passage 49 by operating 45, the central spool 53
7 is displaced rightward in FIG. 7 and the pressure oil from the oil pump (hereinafter referred to as line pressure) is shifted by a shift control valve.
1-2 shift valve from oil line 71 connected to 39 through oil line 43
Sent to 33. Therefore, the spool 55 of the 1-2 shift valve 33 is displaced to the right end in FIG. 7, and the oil passages 35 and 41 are communicated via the 1-2 shift valve 33. On the other hand, since the duty ratio of the solenoid valve 67 is reduced by the electronic control unit 65, the line pressure acts on the oil passages 61 and 63, and the spool 69 in FIG. Displaced to the right, the oil passages 41 and 63 communicate with each other via the shift control valve 37. As a result,
The line pressure from the oil passage 63 is supplied to the kick down servo 31 through the oil passages 41 and 35, and the piston 59 is displaced to the left in FIG. 7 so that the kick down brake 30 tightens the kick down drum 52. It has become.
ところで、電磁弁67のデューティ率を変化させること
によるキックダウンサーボ31への供給油圧の変化特性
は、変速ショック等の乗り心地を左右するものであり、
他の変速段における他の摩擦係合要素に対する供給油圧
の変化特性についても同様で、特に変速初期の油圧の適
否が重要な要件となっている。例えば、比較的大排気量
用の自動変速機を比較的小排気量のエンジンに組合せた
場合には、この小排気量のエンジン用の自動変速機に較
べて大排気量用のものの作動油圧（ライン圧）が元々大
きく、このエンジンの出力トルクに較べて摩擦係合要素
の係合力が過大となってしまい、変速開始信号が発信さ
れるやいなや初期油圧により摩擦係合要素が係合状態と
なってしまい、多大な変速ショックを来たしてしまうと
いう問題を生ずる。また、これと逆の場合にはライン圧
が低すぎて変速が開始しなかったり、変速までに長時間
かかったりという問題を生じてしまう。また、変速初期
の油圧が最適に設定されていても、摩擦係合要素や油の
耐久劣化、及び経時変化に起因する摩擦特性の変化等に
よって最適な油圧値は変化してしまう。また、部品間の
摩擦係数のばらつきによっても最適な油圧値は変化して
しまう。By the way, the change characteristic of the hydraulic pressure supplied to the kick-down servo 31 by changing the duty ratio of the solenoid valve 67 affects riding comfort such as a shift shock.
The same applies to the change characteristics of the supply oil pressure to other friction engagement elements at other shift speeds, and in particular, the appropriateness of the oil pressure at the beginning of the shift is an important requirement. For example, when an automatic transmission for a relatively large displacement is combined with an engine for a relatively small displacement, the operating hydraulic pressure of the one for a large displacement (compared to the automatic transmission for a small displacement engine) Line pressure) is originally large, and the engagement force of the friction engagement element becomes excessively large compared to the output torque of the engine. As soon as the shift start signal is transmitted, the friction engagement element is engaged by the initial hydraulic pressure. As a result, there is a problem that a large shift shock occurs. On the other hand, in the opposite case, the line pressure is too low to start the shift, or the shift takes a long time. Further, even if the hydraulic pressure at the beginning of the gear shift is optimally set, the optimal hydraulic pressure value changes due to the deterioration of the durability of the friction engagement element and the oil and the change in the frictional characteristics due to the aging. Also, the optimum oil pressure value changes due to the variation in the coefficient of friction between the parts.
そこで、変速中の回転要素（キックダウンドラム52
等）が予め設定された変速後期の回転速度となった時点
に摩擦係合要素（キックダウンブレーキ30）に送給され
ている油圧のデューティ率に基づいて、変速開始信号発
信後に摩擦係合要素へ送給されるべき初期油圧のデュー
ティ率を演算し、次回変速時の初期油圧をこの演算され
たデューティ率に基づいて送給される油圧とする学習制
御による変速方法が提案されている（特願昭59−69926
号、特願昭59−82864号）。この方法によって変速初期
油圧を制御することにより、エンジンの出力トルクや部
品、油の耐久劣化等に係らず、摩擦係合要素に対する供
給油圧の理想的な変化特性が得られる。Therefore, the rotating element (kickdown drum 52)
) Becomes a preset rotational speed in the second half of the shift, based on the duty ratio of the hydraulic pressure supplied to the friction engagement element (kickdown brake 30), and after the transmission of the shift start signal, the friction engagement element A shift method based on learning control has been proposed in which a duty ratio of an initial hydraulic pressure to be supplied to the engine is calculated, and an initial hydraulic pressure at the next shift is set to a hydraulic pressure to be supplied based on the calculated duty ratio. No.59-69926
No., Japanese Patent Application No. 59-82864). By controlling the shift initial oil pressure by this method, an ideal change characteristic of the oil pressure supplied to the friction engagement element can be obtained irrespective of the output torque of the engine, the durability deterioration of parts, oil and the like.
＜発明が解決しようとする課題＞ 上述した従来の変速方法では、前回の変速時に供給さ
れた油圧のデューティ率に基づいて次回の初期デューテ
ィ率を演算し、このデューティ率によって制御装置を作
動させて初期油圧を得ている。このため、一回一回の変
速のばらつきの影響が大きく、演算される初期デューテ
ィ率が一定の理想値に収束しない虞があった（第４図中
の一点鎖線）。また、設定されたデューティ率となる電
気信号に対して実際に生じる油圧には環境条件等により
差があるため、この電気信号と実油圧の差も演算される
初期デューティ率が一定の理想値に収束しない一因とな
っていた。<Problems to be Solved by the Invention> In the conventional shift method described above, the next initial duty ratio is calculated based on the duty ratio of the hydraulic pressure supplied during the previous shift, and the control device is operated based on the duty ratio. Has obtained initial hydraulic pressure. For this reason, there is a possibility that the influence of the shift of each shift is large, and the calculated initial duty ratio does not converge to a constant ideal value (the dashed line in FIG. 4). In addition, since the actual hydraulic pressure for the electric signal having the set duty ratio has a difference due to environmental conditions and the like, the initial duty ratio at which the difference between this electric signal and the actual hydraulic pressure is also calculated is a constant ideal value. This was one of the factors that did not converge.
本発明は上記状況に鑑みてなされたもので、変速開始
信号発信後に摩擦係合要素に送給されるべき初期油圧が
少ない変速試行回数で一定の理想値に収束して設定され
る車両用自動変速機の変速初期油圧設定方法を提供し、
もってショックの無い変速制御が安定して行なえるよう
にすることを目的とする。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above circumstances, and has been made in consideration of the above circumstances, and has been made so that an initial hydraulic pressure to be supplied to a friction engagement element after transmission of a shift start signal converges to a certain ideal value with a small number of shift trials is set. A method for setting a shift initial oil pressure of a transmission is provided,
Therefore, it is an object of the present invention to stably perform shock-free shift control.
＜課題を解決するための手段＞ 上記目的を達成するための本発明の車両用自動変速機
の変速初期油圧設定方法は、エンジンの回転動力が入力
される入力軸と、駆動輪へ回転動力を出力する出力軸
と、油圧により作動して任意の回転要素を選択すること
により前記入力軸と前記出力軸との間の変速比を切換え
る摩擦係合要素と、変速中に回転速度が変化する前記入
力軸の回転速度を検出する検出装置と、該検出装置によ
り検出された回転速度の変化率が予め設定された目標変
化率に追従するよう前記摩擦係合要素への油圧を追従制
御する制御装置とを備えた車両用自動変速機において、
予め設定された目標変速時間及び実際の変速時間と、前
記制御装置による追従制御中に前記摩擦係合要素に送給
された平均油圧とから、変速開始信号発信後に前記摩擦
係合要素へ送給される初期油圧を演算し、該初期油圧を
次回の変速の初期油圧としたことを特徴とする。<Means for Solving the Problems> To achieve the above object, a method for setting a shift initial hydraulic pressure of a vehicular automatic transmission according to the present invention includes: an input shaft to which engine rotational power is input; An output shaft for outputting, a friction engagement element for switching a gear ratio between the input shaft and the output shaft by selecting an arbitrary rotating element operated by hydraulic pressure, and a rotational speed changing during gear shifting. A detecting device for detecting the rotational speed of the input shaft, and a control device for controlling the oil pressure to the frictional engagement element so that the rate of change of the rotational speed detected by the detecting device follows a preset target rate of change. In an automatic transmission for a vehicle having
Based on a preset target shift time and actual shift time, and an average hydraulic pressure fed to the friction engagement element during the follow-up control by the control device, the transmission to the friction engagement element after a shift start signal is transmitted. The calculated initial oil pressure is used as the initial oil pressure for the next shift.
＜実 施 例＞ 以下、本発明方法の一実施例を第１図に示したフロー
チャートに基づいて説明する。本実施例は第５図及び第
７図に示した車両用自動変速機について１速から２速へ
の変速段を例にとって説明するが、他の変速段について
も同様に実施されるので他の変速段についての説明は省
略する。<Embodiment> An embodiment of the method of the present invention will be described below with reference to the flowchart shown in FIG. In the present embodiment, the automatic transmission for vehicles shown in FIGS. 5 and 7 will be described by taking the speed from the first speed to the second speed as an example. However, the same applies to the other speeds. The description of the shift speed is omitted.
第５図に示すように、歯車変速装置22のケース16には
入力軸20の回転速度を検出する検出装置101が取付けら
れ、第７図に示すように、電子制御装置65には検出装置
101、回転数検出装置144及びエンジン２のスロットル弁
開度を検出するスロットル弁開度検出装置103の信号が
入力される。As shown in FIG. 5, a detection device 101 for detecting the rotation speed of the input shaft 20 is attached to the case 16 of the gear transmission 22, and as shown in FIG.
101, a signal from a rotational speed detecting device 144 and a signal from a throttle valve opening detecting device 103 for detecting a throttle valve opening of the engine 2 are input.
第１図に示すように、電子制御装置65により変速開始
信号が発信されて電磁弁45,47が切換えられると、スロ
ットル弁開度検出装置103により検出されたスロットル
弁開度及び検出装置144により検出された車速から電磁
弁67の初期デューティ率が決定される。この時の初期デ
ューティ率は、第２図に示したマップに基づいて決定さ
れ、第２図に示したマップは、第３図に示すように全ス
ロットル弁開度をA,B,Cの三つの領域に区分けして予め
各スロットル弁開度の領域毎に実験的に設定されてい
る。マップにより決定される初期デューティ率は、各領
域A,B,Cでの製造初回の変速時もしくはバッテリを結合
した直後の変速時に適用される。As shown in FIG. 1, when a shift start signal is transmitted by the electronic control unit 65 and the solenoid valves 45 and 47 are switched, the throttle valve opening detected by the throttle valve opening detection device 103 and the detection device 144 The initial duty ratio of the solenoid valve 67 is determined from the detected vehicle speed. The initial duty ratio at this time is determined based on the map shown in FIG. 2, and the map shown in FIG. 2 shows that the total throttle valve opening is three times A, B and C as shown in FIG. Are divided into two regions and experimentally set in advance for each region of each throttle valve opening degree. The initial duty ratio determined by the map is applied at the time of the first shift in manufacturing in each of the areas A, B, and C or at the time of shift immediately after the battery is connected.
初期デューティ率が決定されると、電磁弁67がデュー
ティ制御されて油路61下流の制御油圧を調整し、油路63
から油路41、１−２速シフト弁33、油路35を介してキッ
クダウンサーボ31の油圧室への変速初期油圧P1を制御す
ることとなる。尚、元元この自動変速機とエンジン２の
排気量，出力トルク量等とは完全に適合していないた
め、車両製造直後、例えば製造後初回の変速においては
初期油圧P1はこの自動変速機に送給されるべき所定の初
期油圧と適合しておらず、後述のようにして次回以後の
変速において所定の油圧となるよう補正設定される。When the initial duty ratio is determined, the duty of the solenoid valve 67 is controlled to adjust the control oil pressure downstream of the oil passage 61 and the oil passage 63
Oil passage 41,1-2 speed shift valve 33, through the oil passage 35 and thus to control the speed initial oil pressure P 1 to the hydraulic chamber of the kickdown servo 31 from. Incidentally originally the automatic transmission and the displacement of the engine 2, since such the output torque amount not perfectly matched, immediately after the vehicle manufacture, for example, the initial hydraulic pressure P 1 in the shift of production after the first time this automatic transmission Is not compatible with the predetermined initial oil pressure to be supplied to the motor, and is corrected and set so as to be the predetermined oil pressure in the next and subsequent shifts as described later.
上記のようにキックダウンサーボ31の油圧室に油圧が
送給されると、１速の変速段の同期が外れたか否かを歯
車変速装置22の入力軸20の回転速度と車速とにより判断
する。尚、この同期外れが達成されていない場合には、
前記初期油圧P1が低すぎるものとして、デューティ率を
演算し直して初期油圧P1を上昇させ、同期外れを達成す
る。When the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber of the kick down servo 31 as described above, it is determined whether or not the first gear is out of synchronization based on the rotation speed of the input shaft 20 of the gear transmission 22 and the vehicle speed. . If this loss of synchronization has not been achieved,
As the initial hydraulic pressure P 1 is too low, it increases the initial hydraulic pressure P 1 again calculates the duty ratio to achieve alignment.
上記のように同期外れが達成されると、タイマをスタ
ートさせると共に走行状態に応じて予め定められた入力
軸20の回転速度の目標変化率、すなわち、キックダウン
サーボ31の油圧室に送給される油圧が最適な度合（キッ
クダウンブレーキ30の係合ショックや過大な滑り等が発
生しない状態）で上昇している場合に入力軸20が示す回
転速度変化率を本変速段の走行状態に応じて決定する。
そして、実際の入力軸20の回転速度からその変化率を演
算して上記目標変化率とのずれを演算し、このずれに対
応するデューティ率の補正量を演算して電磁弁67のデュ
ーティ制御を補正し、キックダウンサーボ31の油圧室の
油圧を変化させる。When the out-of-synchronization is achieved as described above, the timer is started and the target change rate of the rotation speed of the input shaft 20 predetermined according to the traveling state, that is, the rotation is supplied to the hydraulic chamber of the kick down servo 31. When the hydraulic pressure rises at an optimal degree (in a state where the engagement shock of the kick-down brake 30 or excessive slippage does not occur), the rotation speed change rate indicated by the input shaft 20 is changed according to the traveling state of this gear stage. To decide.
Then, the change rate is calculated from the actual rotation speed of the input shaft 20 to calculate a deviation from the target change rate, and a duty ratio correction amount corresponding to the deviation is calculated to perform duty control of the solenoid valve 67. Then, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber of the kick down servo 31 is changed.
そして、入力軸20の回転速度と車速とを検出し、１速
の同期が外れてからのデューティ率を累積する演算を行
なうと共にデューティサイクル数を累積する演算を行な
う。上記タイマをスタートさせる処理以降が追従制御
（フィードバック制御）であり、デューティサイクル数
の累積演算の後２速段の同期が完了（変速終了）したか
否かを判断し、同期完了していない場合には上記フィー
ドバック制御を繰り返して行なう。Then, the rotation speed of the input shaft 20 and the vehicle speed are detected, and the calculation for accumulating the duty ratio after the first speed is out of synchronization and the calculation for accumulating the duty cycle number are performed. Following the process of starting the timer is the follow-up control (feedback control). After the cumulative calculation of the duty cycle number, it is determined whether or not the synchronization of the second speed has been completed (the shift has been completed). , The above feedback control is repeated.
フィードバック制御によって制御された入力軸20の回
転速度変化率は、この自動変速機において最適な変速状
態を示す目標変化率に一致もしくは近似するため、フィ
ードバック制御中にキックダウンサーボ31の油圧室に送
給されている油圧を基に、この自動変速機で本来変速信
号発信後にキックダウンサーボ31に送給されるべき変速
初期油圧P2の初期デューティ率Duを演算し、求まった初
期デューティ率Duに対応する油圧を次回の変速初期油圧
とする。Since the rate of change in the rotational speed of the input shaft 20 controlled by the feedback control matches or approximates the target rate of change indicating the optimal shift state in this automatic transmission, the rotation rate is transmitted to the hydraulic chamber of the kickdown servo 31 during the feedback control. based on the hydraulic pressure that is fed, it calculates the initial duty ratio D u shift initial hydraulic P 2 to be fed to the kick-down servo 31 after the original transmission signal transmitted at this automatic transmission, Motoma' initial duty ratio D Let the oil pressure corresponding to u be the next shift initial oil pressure.
即ち、２速段の同期が完了したと判断した場合、タイ
マをストップして１速の同期外れから２速の同期完了ま
での実際の変速時間ｔの演算を行なう。そして、累積し
たデューティ率を、累積したデューティサイクル数で除
すことにより変速中の平均デューティ率DAVEを演算し、
初回の初期デューティ率Duo（第２図で示したマップで
決定される値）の補正量βを演算して次回の初期デュー
ティ率Duを下式（１）により設定する。That is, when it is determined that the synchronization of the second gear is completed, the timer is stopped and the actual shift time t from the loss of synchronization of the first gear to the completion of synchronization of the second gear is calculated. Then, an average duty ratio D AVE during shifting is calculated by dividing the accumulated duty ratio by the accumulated duty cycle number,
The correction amount β of the first initial duty ratio Duo (the value determined by the map shown in FIG. 2) is calculated, and the next initial duty ratio Du is set by the following equation (1).
Du＝Duo＋β …（１） ここで、初期デューティ率Duの設定方法を詳細に説明
する。 D u = D uo + β ... (1) will now be described a method of setting the initial duty ratio D u detail.
変速時間の演算と平均デューティ率DAVEを演算した
後、初回の初期デューティ率Duoの補正量βを下記
（２）式で演算する。After calculating the shift time and calculating the average duty ratio D AVE , the correction amount β of the initial initial duty ratio Duo is calculated by the following equation (2).
β＝β０＋α …（２） ただし、αはデューティ率の今回の補正量、β０はデュ
ーティ率の前回の補正量であり、今回の補正量αは下記
（３）式で演算される。β = β 0 + α (2) where α is the current correction amount of the duty ratio, β 0 is the previous correction amount of the duty ratio, and the current correction amount α is calculated by the following equation (3).
ただし、ａは係数（固定値）、 t0は目標変速時間であり、この目標変速時間to
は下記（４）式で演算される。 Here, a is a coefficient (fixed value), t 0 is a target shift time, and this target shift time t o
Is calculated by the following equation (4).
t0＝ｃ・N0＋ｄ …（４） ただし、c,dは各変速毎に設定された係数、N0は回転数
検出装置144で検出される出力軸50の回転数（＝車速）
である。t 0 = c · N 0 + d (4) where c and d are coefficients set for each shift, and N 0 is the rotation speed of the output shaft 50 detected by the rotation speed detection device 144 (= vehicle speed).
It is.
変速時間と平均デューティ率（供給された油圧）に基
づいて補正量βが演算されると、初回の初期デューティ
率Duoに補正量βを加えて次回の変速初期油圧の初期デ
ューティ率Duとする。When the shift time and the average duty factor correction based on (supplied hydraulic pressure) amount β are calculated, and initial duty ratio D u for the next shift initial hydraulic by adding the correction amount β to the initial initial duty ratio D uo I do.
即ち、第１回目の変速終了後に第２回目の変速時の初
期油圧を設定するための今回の補正量α（２）を（３）
式により算出し、α（２）を基に（２）式により第２回
目の変速時の補正量β（２）を算出する。第１回目の変
速時の初期デューティ率Ｄ（１）は第２図に示したマッ
プにより設定されているために、（２）式におけるβ０
は０となり、第２回目の変速時の補正量β（２）は
（２）式によりβ（２）＝０＋α（２）＝α（２）とな
る。従って、第２回目の変速時の初期デューティ率D
u（２）は（１）式によりDu（２）＝Du（１）＋０＋α
（２）＝Du（１）＋β（２）となる。That is, the current correction amount α (2) for setting the initial oil pressure at the time of the second shift after the completion of the first shift is set to (3)
The correction amount β (2) at the time of the second shift is calculated based on α (2) and equation (2) based on α (2). Since the initial duty ratio D (1) at the time of the first shift is set by the map shown in FIG. 2, β 0 in the equation (2) is used.
Is 0, and the correction amount β (2) at the time of the second shift is β (2) = 0 + α (2) = α (2) according to the equation (2). Therefore, the initial duty ratio D at the time of the second shift is
u (2) is expressed as Du (2) = D u (1) + 0 + α according to equation (1).
(2) = D u (1) + β (2)
第２回目の変速は、初期デューティ率Du（２）に基づ
いて供給される初期油圧によって行なわれる。同様に、
第２回目の変速終了後に第３回目の変速時の初期油圧を
設定するための今回の補正量α（３）を（３）式により
算出し、α（３）を基に（２）式により第３回目の変速
時の補正量β（３）を算出する。この時、（２）式にお
けるβ０はβ（２）となり、第３回目の変速時の補正量
β（３）は（２）式によりβ（３）＝β（２）＋α
（３）となる。従って、第３回目の変速時の初期デュー
ティ率Du（３）は（１）式によりDu（３）＝Du（２）＋
β（２）＋α（３）＝Du（２）＋β（３）となる。The second shift is performed by the initial hydraulic pressure supplied based on the initial duty ratio Du (2). Similarly,
After the end of the second shift, the current correction amount α (3) for setting the initial oil pressure at the time of the third shift is calculated by equation (3), and based on α (3), equation (2) is used. The correction amount β (3) at the time of the third shift is calculated. At this time, β 0 in equation (2) becomes β (2), and the correction amount β (3) during the third shift is β (3) = β (2) + α according to equation (2).
(3). Therefore, the initial duty ratio Du (3) at the time of the third shift is Du (3) = Du (2) +
β (2) + α (3) = D u (2) + β (3).
第３回目の変速は、初期デューティ率Du（３）に基づ
いて供給される初期油圧によって行なわれ、以下、第４
回目，第５回目…の変速は、Du（４）＝Du（３）＋β
（４）、Du（５）＝Du（４）＋β（５）…で算出される
初期デューティ率Du（４）,Du（５）…に基づいて供給
される初期油圧によって行なわれる。The third shift is performed by the initial hydraulic pressure supplied based on the initial duty ratio Du (3).
The shift of the fifth, fifth, etc. is Du (4) = Du (3) + β
(4), Du (5) = Du (4) + β (5)... Performed by the initial hydraulic pressure supplied based on the initial duty ratios Du (4), Du (5). .
従って、前回の変速時間及び前回の変速時に送給され
た油圧（デューティ率）を補正量に加味した状態で次回
変速時の初期デューティ率Duを設定しているので、第４
図に実線で示すように、変速回数を重ねるにつれて本来
送給されるべき油圧に一致又は近似した初期油圧に対応
した初期デューティ率の理想値に、設定した初期デュー
ティ率Duを収束させることができると共に、理想値に収
束するまでの初期デューティ率Duの値のバラツキ量も小
さくすることができる。この結果、変速開始信号発信後
にキックダウンサーボ31に送給されるべき初期油圧が少
ない変速試行（学習）回数で一定の理想値に収束して設
定されることになる。Therefore, since setting the initial duty ratio D u for the next shifting time while adding to the correction amount of the hydraulic pressure (duty ratio) that is fed during the previous shift time and the last shift, 4th
As shown by the solid line in the figure, it is possible to converge the set initial duty ratio Du to an ideal value of the initial duty ratio corresponding to the initial hydraulic pressure that is equal to or close to the hydraulic pressure to be originally supplied as the number of shifts increases. is possible, the variation amount of the value of the initial duty ratio D u to converge to the ideal value can be reduced. As a result, the initial hydraulic pressure to be supplied to the kickdown servo 31 after the transmission of the shift start signal converges to a constant ideal value with a small number of shift trials (learnings).
上記一実施例では、１速から２速への変速段について
説明したが、その他の変速段についても同様にフィード
バック制御がなされると共にその変速段で油圧が送給さ
れるキックダウンブレーキや他の摩擦係合要素を適宜設
定して初期圧の学習制御を行なうことができる。In the above-described embodiment, the shift speed from the first speed to the second speed has been described. However, feedback control is similarly performed for the other shift speeds, and kick down brakes and other brakes in which hydraulic pressure is supplied at the shift speeds are used. The learning control of the initial pressure can be performed by appropriately setting the friction engagement element.
＜発明の効果＞ 本発明の変速初期油圧設定方法は、目標変速時間及び
前回の変速時間と、前回の変速時に送給された平均油圧
とから、変速開始信号発信後に摩擦係合要素へ送給され
る初期油圧を演算し、この油圧を次回変速時の初期油圧
とするようにしたので、変速開始信号発信後に摩擦係合
要素に送給されるべき初期油圧が、少ない変速試行回数
でしかもバラツキ量を小さくして一定の理想値に収束し
て設定される。この結果、ショックの無い変速制御が安
定して行なえる。<Effect of the Invention> The method for setting the initial shift oil pressure according to the present invention uses the target shift time, the previous shift time, and the average oil pressure fed during the previous shift to supply the frictional engagement element after transmission of the shift start signal. The initial hydraulic pressure to be supplied to the friction engagement element after the transmission of the shift start signal is calculated with a small number of shift trials. The amount is reduced to converge to a constant ideal value and set. As a result, the shift control without shock can be stably performed.
第１図は本発明方法の一実施例に係るフローチャート、
第２図はスロットル弁開度に対するデューティ率を示す
グラフ、第３図はスロットル弁開度とエンジン出力との
関係の領域説明図、第４図は初期デューティ率の収束状
況を示すグラフ、第５図は車両用自動変速機の概略構成
図、第６図はその摩擦係合要素の作動スケルトン図、第
７図はその主要部の油圧回路図である。 図面中、 ２はエンジン、 20は入力軸、 30はキックダウンブレーキ、 31はキックダウンサーボ、 37は変速制御弁、 39はシフト制御弁、 45,47,67は電磁弁、 65は電子制御装置、 101は検出装置、 103はスロットル弁開度検出装置、 144は回転数検出装置である。FIG. 1 is a flowchart according to an embodiment of the method of the present invention;
FIG. 2 is a graph showing the duty ratio with respect to the throttle valve opening, FIG. 3 is an explanatory diagram of the area between the throttle valve opening and the engine output, FIG. 4 is a graph showing the convergence of the initial duty ratio, and FIG. FIG. 6 is a schematic configuration diagram of an automatic transmission for a vehicle, FIG. 6 is an operation skeleton diagram of a friction engagement element thereof, and FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram of a main part thereof. In the drawing, 2 is an engine, 20 is an input shaft, 30 is a kick-down brake, 31 is a kick-down servo, 37 is a shift control valve, 39 is a shift control valve, 45, 47, and 67 are solenoid valves, and 65 is an electronic control unit. Reference numeral 101 denotes a detecting device, 103 denotes a throttle valve opening detecting device, and 144 denotes a rotational speed detecting device.
フロントページの続き (72)発明者 平松 健男 東京都港区芝５丁目33番８号 三菱自動 車工業株式会社内 (56)参考文献 特開 昭61−84446（ＪＰ，Ａ) 特開 平１−193445（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F16H 59/00 - 61/12 F16H 61/16 - 61/24 F16H 63/40 - 63/48Continuation of front page (72) Inventor Takeo Hiramatsu 5-33-8 Shiba, Minato-ku, Tokyo Inside Mitsubishi Motors Corporation (56) References JP-A-61-84446 (JP, A) JP-A-1- 193445 (JP, A) (58) Field surveyed (Int. Cl. 6 , DB name) F16H 59/00-61/12 F16H 61/16-61/24 F16H 63/40-63/48
Claims (1)
と、 駆動輪へ回転動力を出力する出力軸と、 油圧により作動して任意の回転要素を選択することによ
り前記入力軸と前記出力軸との間の変速比を切り換える
摩擦係合要素と、 変速中に回転速度が変化する前記入力軸の回転速度を検
出する検出装置と、 該検出装置により検出された回転速度の変化率が予め設
定された目標変化率に追従するよう前記摩擦係合要素へ
の油圧を追従制御する制御装置と を備えた車両用自動変速機において、 予め設定された目標変速時間及び実際の変速時間と、前
記制御装置による追従制御中に前記摩擦係合要素に送給
された平均油圧とから、変速開始信号発信後に前記摩擦
係合要素へ送給される初期油圧を演算し、該初期油圧を
次回の変速の初期油圧としたことを特徴とする車両用自
動変速機の変速初期油圧制御方法。1. An input shaft for inputting rotational power of an engine, an output shaft for outputting rotational power to drive wheels, and an input shaft and the output shaft which are operated by hydraulic pressure to select an arbitrary rotating element. A friction engagement element for switching a speed ratio between the input shaft and a detection device for detecting a rotation speed of the input shaft whose rotation speed changes during a gear shift; and a change rate of the rotation speed detected by the detection device is preset. A control device for following and controlling the oil pressure to the friction engagement element so as to follow the target change rate set in the automatic transmission for a vehicle. From the average hydraulic pressure supplied to the friction engagement element during the follow-up control by the device, an initial hydraulic pressure supplied to the friction engagement element after transmission of a shift start signal is calculated, and the initial hydraulic pressure is calculated for the next shift. Initial hydraulic pressure Shift initial hydraulic control method of a vehicular automatic transmission, characterized and.
Priority Applications (1)
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|---|---|---|---|
| JP1250578A JP2847802B2 (en) | 1989-09-28 | 1989-09-28 | Shift initial hydraulic pressure setting method for automatic transmission for vehicles |
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Publications (2)
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| JPH03113162A JPH03113162A (en) | 1991-05-14 |
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Family Applications (1)
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1989
- 1989-09-28 JP JP1250578A patent/JP2847802B2/en not_active Expired - Fee Related
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