JP2958980B2 - Line hydraulic control method for automatic transmission - Google Patents
Line hydraulic control method for automatic transmissionInfo
- Publication number
- JP2958980B2 JP2958980B2 JP1178471A JP17847189A JP2958980B2 JP 2958980 B2 JP2958980 B2 JP 2958980B2 JP 1178471 A JP1178471 A JP 1178471A JP 17847189 A JP17847189 A JP 17847189A JP 2958980 B2 JP2958980 B2 JP 2958980B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- hydraulic
- line
- pressure
- servo chamber
- hydraulic pressure
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Lifetime
Links
Landscapes
- Control Of Transmission Device (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ 本発明は、自動変速機のライン油圧制御方法に係り、
特に自動車等の車輌に用いられる自動変速機のライン油
圧制御方法に係る。The present invention relates to a line hydraulic control method for an automatic transmission,
In particular, the present invention relates to a line hydraulic pressure control method for an automatic transmission used for a vehicle such as an automobile.
［従来の技術］ 変速用の摩擦係合装置の残存油による遠心油圧により
摩擦係合装置が完全に解放されないことに起因して、摩
擦材が引きずりを生じることを回避するために、油圧サ
ーボ室をドレン空間に対し直接開放する油圧排出用通路
を設け、この油圧排出用通路により油圧サーボ室の油圧
を直接排出することは従来より提案されており、これ
は、例えば、特開昭60−179524号公報に示されている。[Prior Art] In order to prevent the friction material from being dragged due to the fact that the friction engagement device is not completely released due to centrifugal oil pressure due to residual oil of the friction engagement device for shifting, a hydraulic servo chamber is provided. It has heretofore been proposed to provide a hydraulic discharge passage for directly opening the hydraulic chamber to the drain space, and to directly discharge the hydraulic pressure of the hydraulic servo chamber through the hydraulic discharge passage. No. in the official gazette.
［発明が解決しようとする課題］ 上述の如き油圧サーボ室の油圧排出用通路には、一般
に、チェックボールが設けられ、油圧サーボ室に油圧が
供給された時にはチェックボールにより前記油圧排出用
通路が閉じられるようになっているが、しかし、油圧サ
ーボ室に対する油圧供給開始時には前記油圧排出用通路
はまだチェックボールにより閉じられておらず、また仮
に前記油圧排出用通路がチェックボールにより早期に閉
じられるとしても、それは完全なものではないから、あ
る程度の油圧洩れは避けられず、このため、油圧サーボ
室に対する油圧供給時には前記油圧排出用通路よりの油
圧の洩れにより摩擦係合装置の係合が遅れるという不具
合が生じることになる。[Problems to be Solved by the Invention] In general, a check ball is provided in the hydraulic discharge passage of the hydraulic servo chamber as described above, and when hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo chamber, the check ball causes the hydraulic discharge passage to be closed. However, at the start of the supply of hydraulic pressure to the hydraulic servo chamber, the hydraulic discharge passage is not yet closed by the check ball, and the hydraulic discharge passage is temporarily closed by the check ball. However, since it is not perfect, some degree of oil pressure leakage is unavoidable, and when hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo chamber, engagement of the friction engagement device is delayed due to oil pressure leakage from the hydraulic pressure discharge passage. The problem described above occurs.
前記油圧排出用通路よりの油圧の洩れ流量は該油圧排
出用通路の断面積以外に遠心力からして油圧サーボ室の
回転数の影響を受ける。The leakage flow rate of the hydraulic pressure from the hydraulic discharge passage is affected by the rotation speed of the hydraulic servo chamber due to centrifugal force other than the cross-sectional area of the hydraulic discharge passage.
ここで、ＮレンジからＤレンジへのマニュアルシフト
チェンジの際の入力クラッチの係合を考える。通常の場
合、ＮレンジよりＤレンジへのマニュアルシフトチェン
ジは、アクセルペダルが踏込つれない状態にて行われる
ため、原動機回転数は600〜800rpm程度であり、たとえ
アイドルアップが行われるとしても、原動機回転数はた
かだか1500〜2000rpm程度であり、このようなことか
ら、この時の前記油圧排出用通路よりの油圧の洩れはわ
ずかであり、この時に摩擦係合装置の係合が遅れるとい
う問題が生じることはない。しかし、Ｎレンジに於て、
レーシングが行われ、原動機回転数が高回転数に上げら
れた状態にてＤレンジへのマニュアルシフトチェンジが
行われると、マニュアルシトフチェンジ以前は、Ｎレン
ジであることから、僅かなアクセルペダルの踏込みによ
っても原動機回転数は容易に吹き上がり、そして一般
に、自動変速機のライン油圧は、原動機出力、即ちスロ
ットル開度により決定されるので、このような状態下で
は、前記油圧排出用通路よりの油圧の洩れ流量が多いの
に対してライン油圧は比較的低く設定されることから、
油圧サーボ室に対する油圧の流入量が相対的に少なく、
摩擦係合装置の係合が遅れる可能性がある。Here, the engagement of the input clutch at the time of a manual shift change from the N range to the D range will be considered. In a normal case, the manual shift change from the N range to the D range is performed in a state where the accelerator pedal is not depressed, so that the rotation speed of the prime mover is about 600 to 800 rpm. The number is at most about 1500 to 2000 rpm, and from this, there is a slight leak of hydraulic pressure from the hydraulic discharge passage at this time, and at this time, the problem that the engagement of the friction engagement device is delayed occurs. There is no. However, in the N range,
When racing is performed and a manual shift change to the D range is performed in a state where the prime mover speed is increased to a high rotational speed, a slight depression of the accelerator pedal is performed before the manual shift change because the range is the N range. Also, the prime mover speed easily rises, and in general, the line pressure of the automatic transmission is determined by the prime mover output, that is, the throttle opening. The line oil pressure is set relatively low while the leakage flow rate is large,
The amount of hydraulic pressure flowing into the hydraulic servo chamber is relatively small,
The engagement of the friction engagement device may be delayed.
この問題は油圧サーボ室に対する油圧の流入量と油圧
排出用通路よりの油圧の流出量の大小関係に係るので、
この問題の一つの解決方法として、前記油圧排出用通路
よりの油圧の流出量を低減すべく、この油圧排出用通路
を小さくすることが考えられる。しかし、これは、Ｄレ
ンジよりＮレンジへのマニュアルシフトチェンジ時に於
ける入力クラッチの解放遅れ、開放不良を生じる原因と
なり、油圧排出用通路の本来の目的が達成されなくなる
虞れがある。Since this problem is related to the magnitude relationship between the amount of hydraulic pressure flowing into the hydraulic servo chamber and the amount of hydraulic pressure flowing out of the hydraulic discharge passage,
As one solution to this problem, it is conceivable to reduce the hydraulic discharge passage in order to reduce the amount of hydraulic pressure flowing out from the hydraulic discharge passage. However, this causes a delay in release of the input clutch and a poor release during a manual shift change from the D range to the N range, and the original purpose of the hydraulic discharge passage may not be achieved.
別の解決方法としては、油圧サーボ室に対する油圧の
流入量を増加することが挙げられ、これは、例えば入力
クラッチの油圧サーボ室に対する油圧供給路に設けられ
るアプライオリフィス径を大きくすることにより実現さ
れる。しかし、これは、アキュームレータ作動時間の短
縮を招き、ひいてはシフトショックを大きくする原因に
なる。Another solution is to increase the amount of hydraulic pressure flowing into the hydraulic servo chamber, which is realized, for example, by increasing the diameter of an apply orifice provided in a hydraulic supply passage for the hydraulic servo chamber of the input clutch. You. However, this leads to a reduction in the operation time of the accumulator and, consequently, an increase in shift shock.
油圧サーボ室に対する油圧の流入量を増加させる別の
方法としては、実開昭63−40655号公報に示されている
如く、変速検出後、変速中ライン油圧を上昇させること
が考えられるが、しかし、油圧排出用通路よりの油圧の
洩れ流量がわずかでも変速中であれば、必ずライン油圧
が上昇されると、オイルポンプ駆動による動力損失が増
大し、またアキュムレータ作動時間が無意味に短縮され
るなどの弊害が生じる。As another method of increasing the amount of hydraulic pressure flowing into the hydraulic servo chamber, as shown in Japanese Utility Model Laid-Open Publication No. 63-40655, it is conceivable to increase the line hydraulic pressure during shifting after detecting a shift. If the leakage flow rate of the hydraulic pressure from the hydraulic discharge passage is slight, the power loss due to the driving of the oil pump increases and the operation time of the accumulator is reduced insignificantly if the line hydraulic pressure is always increased while the gear is being shifted. Such adverse effects occur.
本発明は、上述の如き不具合に鑑み、油圧排出用通路
よりの油圧の洩れ流量が油圧サーボ室に対する油圧の流
入量に比べて相対的に多くなり、摩擦係合装置の係合が
遅れる虞れがある時にのみライン油圧の増大を図り、特
に変速時に於てライン油圧が過不足なく設定さるように
するライン油圧制御方法を提供することを目的としてい
る。In view of the above-described problems, the present invention may increase the flow rate of hydraulic pressure from the hydraulic pressure discharge passage relative to the flow rate of hydraulic pressure into the hydraulic servo chamber and delay the engagement of the friction engagement device. It is an object of the present invention to provide a line hydraulic pressure control method in which the line hydraulic pressure is increased only when there is a certain speed, and in particular, the line hydraulic pressure is set without excess or deficiency at the time of shifting.
［発明が解決しようとする課題］ 上述の如き目的は、本発明によれば、原動機出力軸の
回転に同期して回転する変速機用摩擦係合装置の油圧サ
ーボ室より残油を直接室外へ排出する残油排出通路を有
し、前記残油排出通路は前記油圧サーボ室内へアクセル
ペダル踏込量の増大に応じて増大するライン油圧が供給
されるのに伴って該油圧サーボ室の回転に基づく遠心力
の作用に抗して弁座に押し付けられる弁体により閉じら
れるよう構成された残油排出構造を備えた自動変速機の
ライン油圧制御方法にして、前記油圧サーボ室へ新たに
ライン油圧を供給する変速時にアクセルペダル踏込量が
所定値以下であり且つ原動機回転数が所定値以上である
ときライン油圧をアクセルペダル踏込量に対比して臨時
に増大修正することを特徴とするライン油圧制御方法に
よって達成される。[Problems to be Solved by the Invention] According to the present invention, as described above, the residual oil is directly discharged from the hydraulic servo chamber of the transmission friction engagement device that rotates in synchronization with the rotation of the output shaft of the prime mover. A residual oil discharge passage for discharging, the residual oil discharge passage being based on the rotation of the hydraulic servo chamber as the line oil pressure that increases in accordance with an increase in the amount of depression of the accelerator pedal is supplied to the hydraulic servo chamber; A line oil pressure control method for an automatic transmission having a residual oil discharging structure configured to be closed by a valve body pressed against a valve seat against the action of centrifugal force, and newly applying line oil pressure to the hydraulic servo chamber. A line oil for temporarily increasing and correcting the line oil pressure relative to the accelerator pedal depression amount when the accelerator pedal depression amount is equal to or less than a predetermined value and the prime mover rotation speed is equal to or higher than the predetermined value during the supplied shift. Achieved by a pressure control method.
［発明の作用及び効果］ 変速時に於て、原動機出力が所定値以下である時と原
動機回転数が所定値以上である時の少なくとも何れか一
方である時は、油圧排出用通路よりの油圧の洩れ流量が
油圧サーボ室に対する油圧の流入量に対して相対的に多
くなる虞れがある時であり、この時にはライン油圧がこ
の時の原動機出力により決まる定常時の値より高い値に
設定されるから、この時も油圧サーボ室に油圧が速やか
に充満し得るようになって摩擦係合装置が完全に係合し
得るようになる。これに対し変速時であっても原動機出
力が所定値以上或いは原動機回転数が所定値以下であっ
て油圧排出通路よりの油圧の洩れ流量が油圧サーボ室に
対する油圧の流入量に比してわずかな場合にはライン油
圧は不必要に高められない。これによりライン油圧が過
不足なく設定され、オイルポンプ駆動による駆動損失の
増大、アキュームレータ作動時間の短縮等の弊害が生じ
ることがない。[Operations and Effects of the Invention] During gear shifting, when the output of the prime mover is equal to or less than a predetermined value and / or when the rotational speed of the prime mover is at least one of a predetermined value or more, the hydraulic pressure from the hydraulic discharge passage is reduced. When there is a risk that the leakage flow rate may be relatively large with respect to the amount of hydraulic pressure flowing into the hydraulic servo chamber, at this time, the line hydraulic pressure is set to a value higher than the steady state value determined by the output of the prime mover at this time. Therefore, also at this time, the hydraulic pressure can quickly fill the hydraulic servo chamber and the friction engagement device can be completely engaged. On the other hand, even during shifting, the output of the prime mover is equal to or more than a predetermined value or the number of revolutions of the prime mover is equal to or less than a predetermined value, and the leakage flow rate of the hydraulic pressure from the hydraulic discharge passage is slightly smaller than the hydraulic flow into the hydraulic servo chamber. In that case the line pressure is not unnecessarily increased. As a result, the line hydraulic pressure is set without excess and deficiency, and no adverse effects such as an increase in drive loss due to the drive of the oil pump and a reduction in the operation time of the accumulator occur.
［実施例］ 以下に添付の図を参照して本発明を実施例について詳
細に説明する。[Example] Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.
第１図は本発明によるライン油圧制御方法の実施に用
いられる自動変速機の油圧制御装置の一つの実施例を示
している。FIG. 1 shows an embodiment of a hydraulic control device for an automatic transmission used for implementing a line hydraulic control method according to the present invention.
図に於て、20はプライマリレギュレータ弁を示してい
る。プライマリレギュレータ弁20は、一般にライン油圧
制御弁と称される調圧弁であり、二つのスプール弁22と
24とを有し、スプール弁22がスプール弁24及び圧縮コイ
ルばね26より与えられる図にて上向きの押圧力と油路12
よりフィードバックポート28に与えられる油圧による図
にて下向きの押圧力との平衡関係に応じて図にて上下方
向に移動し、ポート30がポート32及びリターンポート34
に接続される度合を制御することにより油圧ポンプ10よ
り油圧を与えられる油路12に於ける油圧、即ちライン油
圧を調圧するようになっている。In the figure, reference numeral 20 denotes a primary regulator valve. The primary regulator valve 20 is a pressure regulating valve generally called a line hydraulic control valve, and includes two spool valves 22.
24, and the spool valve 22 has an upward pressing force and an oil passage 12 in the drawing given by the spool valve 24 and the compression coil spring 26.
The port 30 moves upward and downward in the figure according to the equilibrium relationship with the downward pressing force in the figure by the hydraulic pressure given to the feedback port 28, and the port 30
By controlling the degree of connection, the hydraulic pressure in the oil passage 12 to which the hydraulic pressure is supplied from the hydraulic pump 10, that is, the line hydraulic pressure is adjusted.
スプール弁24は、制御油圧ポート36に与えられる制御
油圧とリバースブーストポート38に与えられる油圧とに
より図にて上方へ付勢され、スプール弁22に図にて上向
きの押圧力を与えるようになっている。リバースブース
トポート38には図示されていない周知のマニュアル弁よ
りＲレンジである時にのみライン油圧が与えられるよう
になっている。The spool valve 24 is urged upward in the figure by the control hydraulic pressure applied to the control hydraulic port 36 and the hydraulic pressure applied to the reverse boost port 38, and applies an upward pressing force to the spool valve 22 in the figure. ing. The reverse boost port 38 is supplied with line hydraulic pressure only when in the R range from a known manual valve (not shown).
油路12のライン油圧は、マニュアル弁130より油路118
によってシフト弁100に選択的に与えられ、これにより
更に油路102を経て、例えば入力クラッチの油圧サーボ
室104に選択的に供給されるようになっている。油路102
の途中にはアキュームレータ106、アプライオリフィス1
08が設けられている。The line oil pressure of the oil passage 12 is changed from the manual valve 130 to the oil passage 118
The shift valve 100 is selectively supplied to the shift valve 100, and is further selectively supplied to, for example, a hydraulic servo chamber 104 of an input clutch via an oil passage 102. Oilway 102
Accumulator 106, apply orifice 1
08 is provided.
油圧サーボ室104のサーボピストン110には、油圧サー
ボ室104をトランスミッションケース内部空間の如きド
レン空間へ直接開放する油圧排出用オリフィス112と、
油圧排出用オリフィス112を選択的に閉じるチェックボ
ール114とが設けられている。The hydraulic piston orifice 112 of the hydraulic servo chamber 104 has a hydraulic discharge orifice 112 that directly opens the hydraulic servo chamber 104 to a drain space such as the internal space of the transmission case,
A check ball 114 for selectively closing the hydraulic discharge orifice 112 is provided.
図より理解される通り、チェックボール114は油圧サ
ーボ室104内に油圧が充満されるときには、オリフィス1
12へ向けて押し付けられ、該オリフィスを閉じるが、油
圧サーボ室104内が粗方排油された状態になると、油圧
サーボ室104が回転しているときには、チェックボール1
14はそれに作用する遠心力によりオリフィス112より離
れ、オリフィスを開放し、これより油圧サーボ室内に残
留する油を直接室外へ排出せしめる。As can be understood from the figure, when the hydraulic pressure is filled in the hydraulic servo chamber 104, the check ball 114
12, the orifice is closed, but when the inside of the hydraulic servo chamber 104 is roughly drained, when the hydraulic servo chamber 104 is rotating, the check ball 1 is closed.
14 is separated from the orifice 112 by the centrifugal force acting on it and opens the orifice, whereby the oil remaining in the hydraulic servo chamber is discharged directly to the outside of the chamber.
またプライマリレギュレータ弁20が生じるライン油圧
の一部は油路14及びポート32よりセカンダリレギュレー
タ弁40に供給されるようになっている。A part of the line oil pressure generated by the primary regulator valve 20 is supplied to the secondary regulator valve 40 from the oil passage 14 and the port 32.
セカンダリレギュレータ弁40は、スプール弁42を有
し、スプール弁42が圧縮コイルばね44及び制御油圧ポー
ト46に与えられる制御油圧による図にて上向きの押圧力
と油路14よりフィードバックポート48に与えられる油圧
による図にて下向きの押圧力との平衡関係によって図に
て上下方向に移動し、油路14及びポート32より油圧を与
えられるポート50がポート52及びリターンポート54に接
続される度合を制御することにより油路14に於ける油圧
を調圧し、ここに所謂コンバータ油圧（セカンダリ油
圧）を生じるようになっている。The secondary regulator valve 40 has a spool valve 42, and the spool valve 42 is provided to the feedback port 48 from the oil pressure 14 and an upward pressing force in the figure by the control oil pressure applied to the compression coil spring 44 and the control oil pressure port 46. Controls the degree to which the port 50, which moves up and down in the figure according to the equilibrium with the downward pressing force in the figure by hydraulic pressure and is provided with oil pressure from the oil passage 14 and the port 32, is connected to the port 52 and the return port 54 By doing so, the oil pressure in the oil passage 14 is adjusted, and a so-called converter oil pressure (secondary oil pressure) is generated here.
プライマリレギュレータ弁20の制御油圧ポート36とセ
カンダリレギュレータ弁40の制御油圧ポート46は、油路
58により共にリニアソレノイド弁70のポート76に連通接
続され、これより制御油圧を与えられるようになってい
る。The control hydraulic port 36 of the primary regulator valve 20 and the control hydraulic port 46 of the secondary regulator valve 40
Both 58 are connected to the port 76 of the linear solenoid valve 70 in communication with each other, so that a control oil pressure can be applied thereto.
リニアソレノイド弁70はスプール弁72を有し、スプー
ル弁72が、圧縮コイルばね82より与えられる図にて上向
きの押圧力と電磁コイル84のスライドコア86より与えら
れる図にて下向きの駆動力及びフィードバックポート80
に与えられる油圧による図にて下向きの押圧力との平衡
関係に応じて図にて上下方向に移動し、ポート74がポー
ト76とドレンポート78に接続される度合を制御すること
により、ポート76に於ける油圧、即ち制御油圧を調圧す
るようになっている。電磁コイル84はこれに与えられる
電流の増大に応じてスプール弁72に与える図にて下向き
の駆動力を増大するようになっており、これによりポー
ト76に生じる制御油圧は、電磁コイル84に与えられる電
流の増大に応じて低減し、これとは反対に電磁コイル84
に与えられる電流の低下に応じて増大することになる。The linear solenoid valve 70 has a spool valve 72. The spool valve 72 has an upward pressing force in the figure given by the compression coil spring 82 and a downward driving force in the figure given by the slide core 86 of the electromagnetic coil 84. Feedback port 80
By moving in the vertical direction in the figure according to the equilibrium relationship with the downward pressing force in the figure by the hydraulic pressure given to the port, by controlling the degree to which the port 74 is connected to the port 76 and the drain port 78, the port 76 is controlled. , Ie, the control oil pressure. The electromagnetic coil 84 increases the downward driving force in the diagram applied to the spool valve 72 in accordance with the increase in the current applied thereto, whereby the control oil pressure generated at the port 76 is applied to the electromagnetic coil 84. The current is reduced as the current is increased, and vice versa.
Increases in accordance with the decrease in the current applied to
この実施例に於ては、ポート76の制御油圧は油路58に
よってプライマリレギュレータ弁20の制御油圧ポート36
とセカンダリレギュレータ弁40の制御油圧ポート46とに
与えられることから、ライン油圧とコンバータ油圧とが
共に同様に制御されることになる。即ち、この場合に
は、ポート76の制御油圧の増大に応じてプライマリレギ
ュレータ弁20によるライン油圧とセカンダリレギュレー
タ弁40によるコンバータ油圧とが共に増大することにな
る。In this embodiment, the control oil pressure at port 76 is controlled by oil passage 58 to control oil pressure port 36 of primary regulator valve 20.
And the control hydraulic pressure port 46 of the secondary regulator valve 40, the line hydraulic pressure and the converter hydraulic pressure are both controlled in the same manner. That is, in this case, both the line oil pressure by the primary regulator valve 20 and the converter oil pressure by the secondary regulator valve 40 increase in accordance with the increase in the control oil pressure of the port 76.
ポート74には一般的構造のモジュレータ弁90より一定
油圧のモジュレート油圧が与えられるようになってい
る。A constant hydraulic pressure is applied to the port 74 from a modulator valve 90 having a general structure.
リニアソレノイド弁70の電磁コイル84に対する通電制
御は電子制御装置120により行われるようになってい
る。The energization control for the electromagnetic coil 84 of the linear solenoid valve 70 is performed by the electronic control unit 120.
電子制御装置120は、一般的構造のマイクロコンピュ
ータを含んでおり、車速センサ122より車速に関する情
報を、スロットル開度センサ124よりスロットル開度に
関する情報を、マニュアルシフトポジションセンサ126
よりマニュアルシフトレジスタに関する情報を、機関回
転数センサ128により原動機である内燃機関の回転数に
関する情報を各々与えられ、これら情報に基いて一般的
な変速制御を行うと共にライン油圧制御を行うようにな
っている。The electronic control unit 120 includes a microcomputer having a general structure, and information on a vehicle speed from a vehicle speed sensor 122, information on a throttle opening from a throttle opening sensor 124, and a manual shift position sensor 126.
Information on the manual shift register is further given information on the rotational speed of the internal combustion engine as the prime mover by the engine speed sensor 128, and general shift control and line oil pressure control are performed based on the information. ing.
電子制御装置120によるライン油圧制御、即ち電磁コ
イル84に対する通電制御は、定常運転時に於ては、リニ
ヤソレノイド弁70のポート76に生じる制御油圧がほぼス
ロットル開度の増大に応じて増大するようにスロットル
開度に応じて行い、変速時にはスロットル開度が所定値
以下で且機関回転数が所定値以下であれば定常運転時に
於ける同一スロットル開度下の制御油圧より大きい制御
油圧がリニヤソレノイド弁70のポート76に生じるように
電磁コイル84に与える電流を一時的に低下さしめるよう
になっている。The line oil pressure control by the electronic control unit 120, that is, the energization control for the electromagnetic coil 84, is performed such that the control oil pressure generated at the port 76 of the linear solenoid valve 70 increases in accordance with an increase in the throttle opening during a steady operation. The control is performed in accordance with the throttle opening. If the throttle opening is equal to or less than a predetermined value and the engine speed is equal to or less than a predetermined value during gear shifting, the control oil pressure that is larger than the control oil pressure under the same throttle opening during steady operation is increased by the linear solenoid valve. The current applied to the electromagnetic coil 84 as temporarily generated at the port 76 of the 70 is temporarily reduced.
これにより、変速機に於て、スロットル開度が所定値
以下で且機関回転数が所定値以上であれば、ライン油圧
は定常時の同一スロットル開度下のそれより高くなり、
変速機に於ても、そうでない時にはライン油圧は定常時
にそれに保たれる。Thus, in the transmission, if the throttle opening is equal to or less than a predetermined value and the engine speed is equal to or more than a predetermined value, the line oil pressure becomes higher than that under the same throttle opening in a steady state,
Also in the transmission, otherwise the line pressure is maintained at steady state.
上述の如き変速時のライン油圧の増大量は一定値であ
ってもよいが、これは油圧サーボ室104の油圧充満条件
からして機関回転数とスロットル開度とに応じて定めら
れてもよい。この場合のライン油圧の増大量は機関回転
数のを増大に応じて大きく設定され、スロットル開度の
を増大に応じて小さく設定されればよい。The increase amount of the line oil pressure during the shift as described above may be a constant value, but this may be determined according to the engine speed and the throttle opening based on the hydraulic pressure filling condition of the hydraulic servo chamber 104. . In this case, the increase amount of the line oil pressure may be set to be larger as the engine speed is increased, and may be set to be smaller as the throttle opening is increased.
次に第２図及び第３図のフローチャートと第４図のタ
イムチャートとを用いて本発明によるライン油圧制御方
法の実施要領の一例について説明する。Next, an example of the procedure for implementing the line hydraulic control method according to the present invention will be described with reference to the flowcharts of FIGS. 2 and 3 and the time chart of FIG.
第２図に示されたルーチンは所定時間毎の割込みルー
チンとして実行され、ステップ10に於ては、Ｎレンジよ
りＤレンジへマニュアルシフトチェンジが行われたか否
かの判別が行われる。ＮレンジよりＤレンジへマニュア
ルシトフチェンジが行われた時にはステップ20へ進む。The routine shown in FIG. 2 is executed as an interrupt routine at predetermined time intervals. In step 10, it is determined whether or not a manual shift change from the N range to the D range has been performed. When a manual shift is performed from the N range to the D range, the process proceeds to step 20.
ステップ20に於ては、スロットル開度Θが所定値Θse
tより小さいか否かの判別が行われる。θ≦θsetである
ときはステップ30へ進む。In step 20, the throttle opening Θ is set to a predetermined value Θse
It is determined whether it is smaller than t. When θ ≦ θset, the process proceeds to step 30.
ステップ30に於ては、機関回転数Neが所定値Nesetよ
り大きいか否かの判別が行われる。Ne≧Nesetである時
はステップ40へ進む。In step 30, it is determined whether or not the engine speed Ne is larger than a predetermined value Neset. When Ne ≧ Neset, the process proceeds to step 40.
ステップ40に於ては、タイマ値Tmのタイマをスタート
させることが行われる。ステップ40の次はステップ50へ
進む。In step 40, the timer of the timer value Tm is started. After step 40, the process proceeds to step 50.
ステップ50に於ては、フラッグFLGを１にすることが
行われる。In step 50, the flag FLG is set to 1.
第３図に示されたルーチンも所定時間毎の割込みルー
チンとして実行され、ステップ100に於ては、フラッグF
LGが１であるか否かの判別が行われる。フラッグFLG＝
１でない時はＮレンジよりＤレンジへのマニュアルシフ
トチェンジ時に於て、入力クラッチの油圧排出オリフィ
ス112よりの油圧の洩れ流量が油路102より油圧サーボ室
104に与えられる油圧、即ちライン油圧の流入量に比し
てわずかな時であり、この時はステップ110へ進み、そ
うでない時、フラッグFLG＝１である時はＮレンジより
Ｄレンジへのマニュアルシフトチェンジ時に於て、油圧
排出オリフィス112よりの油圧の洩れ流量が油路102より
油圧サーボ室104に与えられるライン油圧の流入量に比
して相対的に多い時であり、この時はステップ120へ進
む。The routine shown in FIG. 3 is also executed as an interrupt routine at predetermined time intervals.
It is determined whether LG is 1 or not. Flag FLG =
When it is not 1, when the manual shift is changed from the N range to the D range, the leakage flow rate of the hydraulic pressure from the hydraulic discharge orifice 112 of the input clutch is changed from the hydraulic passage 102 to the hydraulic servo chamber.
This is a small time when compared with the hydraulic pressure applied to 104, that is, the line hydraulic pressure. At this time, the process proceeds to step 110; At the time of a shift change, it is a time when the leakage flow rate of the hydraulic pressure from the hydraulic discharge orifice 112 is relatively larger than the flow rate of the line hydraulic pressure supplied from the oil passage 102 to the hydraulic servo chamber 104. Proceed to.
ステップ110に於ては、定常時のライン油圧演算、例
えばスロットル開度の増大に応じてライン油圧が増大す
るようにライン油圧を演算することが行われる。ステッ
プ110の次はステップ160へ進む。In step 110, a line oil pressure calculation in a steady state, for example, a line oil pressure is calculated so that the line oil pressure increases in accordance with an increase in the throttle opening. After step 110, the process proceeds to step 160.
ステップ120に於ては、ライン油圧をその時のスロッ
トル開度により決まる定常時の値より高い値に演算する
ことが行われる。ステップ120の次はステップ130へ進
む。In step 120, the line oil pressure is calculated to a value higher than the steady state value determined by the throttle opening at that time. After step 120, the process proceeds to step 130.
ステップ103に於ては、タイマのタイマ値Tmが所定値T
set以上であるか否かの判別が行われる。Tm≧Tsetであ
る時はステップ140へ進み、そうでない時はステップ160
へ進む。In step 103, the timer value Tm of the timer is set to a predetermined value T
It is determined whether or not it is equal to or greater than set. If Tm ≧ Tset, proceed to step 140; otherwise, proceed to step 160
Proceed to.
ステップ140に於ては、フラッグFLGを０にすることが
行われる。ステップ140の次はステップ150へ進み、ステ
ップ150に於ては、タイマのタイマ値Tmを０にリセット
することが行われる。ステップ150の次はステップ160へ
進む。In step 140, the flag FLG is set to 0. After step 140, the process proceeds to step 150, in which the timer value Tm of the timer is reset to 0. After step 150, the process proceeds to step 160.
ステップ160に於ては、ステップ110或いはステップ12
0にて演算されたライン油圧に対応した電流をリニヤソ
レノイド弁70に対し出力することが行われる。In step 160, step 110 or step 12
The current corresponding to the line oil pressure calculated at 0 is output to the linear solenoid valve 70.
これにより、ＮレンジよりＤレンジへのマニュアルシ
フトチェンジ時に於ても、入力クラッチの油圧排出オリ
フィス112よりの油圧の洩れ流量が油圧サーボ室104に与
えられる油圧の流入量に比して相対的に多くなければ、
ライン油圧の増大制御が行われず、上述の如き虞れがあ
る時にのみ、ライン油圧の増大制御が行われる。Thus, even during a manual shift change from the N range to the D range, the leakage flow rate of the hydraulic pressure from the hydraulic discharge orifice 112 of the input clutch is relatively smaller than the flow rate of the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo chamber 104. If not,
The control for increasing the line oil pressure is performed only when there is a fear as described above without performing the control for increasing the line oil pressure.
このライン油圧の増大は、油圧サーボ室104に油圧が
充満するまでの期間であってよいから、このライン油圧
増大制御は上述の如くタイマ制御により一時的に行われ
る。This increase in the line hydraulic pressure may be a period until the hydraulic servo chamber 104 is filled with the hydraulic pressure. Therefore, the line hydraulic pressure increase control is temporarily performed by the timer control as described above.
尚、上述の実施例に於ては、ライン油圧の増大制御期
間はタイマ制御により定められるようになっているが、
油圧サーボ室104の油圧を検出してこの油圧が所定値に
達した時に或いは回転部材の回転変化を検出してこれに
応じてライン油圧増大制御が終了するようになってもよ
い。In the above-described embodiment, the line hydraulic pressure increase control period is determined by timer control.
The hydraulic pressure in the hydraulic servo chamber 104 may be detected, and when the hydraulic pressure reaches a predetermined value or when a change in the rotation of the rotating member is detected, the line hydraulic pressure increase control may be terminated.
また制御対象となる変速及び摩擦係合装置は、Ｎレン
ジよりＤレンジへのマニュアルシフトチェンジ時に於い
て係合する入力クラッチに限られるものではなく、摩擦
係合装置の油圧サーボ室が高速で回転し、この油圧サー
ボ室への油圧の流入量に対し、油圧排出オリフィスから
の油圧の流出量が多くなり、油圧サーボ室に於ける油圧
の充満条件が不成立或いは成立しにくい変速時に係合す
る摩擦係合装置であればよく、これには例えば高速第四
速走行時のオーバドライブ解除時による第四速段より第
三速段への変速時の変速制御用クラッチ等が該当する。Further, the gear shift and the friction engagement device to be controlled are not limited to the input clutch engaged at the time of a manual shift change from the N range to the D range, and the hydraulic servo chamber of the friction engagement device rotates at a high speed. However, the amount of hydraulic pressure flowing out of the hydraulic discharge orifice is larger than the amount of hydraulic pressure flowing into the hydraulic servo chamber, and the friction that engages during gear shifting is not satisfied or hardly satisfied in the hydraulic servo chamber. Any engagement device may be used, such as a shift control clutch at the time of shifting from the fourth speed to the third speed due to the release of overdrive during high speed fourth speed.
第１図は本発明による自動変速機のライン油圧制御方法
の実施に用いられる油圧制御装置の一つの実施例を示す
油圧回路図、第２図及び第３図は本発明によるライン油
圧制御方法の実施要領の一例を示すフローチャート、第
４図は本発明によるライン油圧制御方法の作動特性の一
例を示すタイムチャートである。 20…プライマリレキュレータ弁,40…セカンダリレギュ
レータ弁,70…リニアソレノイド弁,90…モジュレート
弁,100…シフト弁,104…油圧サーボ室,110…サーボピス
トン,112…排出油圧オリフィス,114…チェックボール,1
20…電子制御装置,130…マニュアル弁FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing one embodiment of a hydraulic control device used for implementing a line hydraulic control method for an automatic transmission according to the present invention, and FIGS. 2 and 3 are diagrams of a line hydraulic control method according to the present invention. FIG. 4 is a flow chart showing an example of the procedure, and FIG. 4 is a time chart showing an example of operation characteristics of the line hydraulic control method according to the present invention. 20… Primary recuperator valve, 40… Secondary regulator valve, 70… Linear solenoid valve, 90… Modulate valve, 100… Shift valve, 104… Hydraulic servo chamber, 110… Servo piston, 112… Discharge hydraulic orifice, 114… Check Ball, 1
20… Electronic control device, 130… Manual valve
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 平２−253045（ＪＰ，Ａ) 特開 平１−220758（ＪＰ，Ａ) 特開 平２−159471（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F16H 61/00 - 61/24 ────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (56) References JP-A-2-253045 (JP, A) JP-A-1-220758 (JP, A) JP-A-2-159471 (JP, A) (58) Field (Int.Cl. 6 , DB name) F16H 61/00-61/24
Claims (1)
速機用摩擦係合装置の油圧サーボ室より残油を直接室外
へ排出する残油排出通路を有し、前記残油排出通路は前
記油圧サーボ室内へアクセルペダル踏込量の増大に応じ
て増大するライン油圧が供給されるのに伴って該油圧サ
ーボ室の回転に基づく遠心力の作用に抗して弁座に押し
付けられる弁体により閉じられるよう構成された残油排
出構造を備えた自動変速機のライン油圧制御方法にし
て、前記油圧サーボ室へ新たにライン油圧を供給する変
速時にアクセルペダル踏込量が所定値以下であり且つ原
動機回転数が所定値以上であるときライン油圧をアクセ
ルペダル踏込量に対比して臨時に増大修正することを特
徴とするライン油圧制御方法。1. A residual oil discharge passage for discharging residual oil directly from a hydraulic servo chamber of a friction engagement device for a transmission that rotates in synchronization with rotation of an output shaft of a prime mover to the outside of the transmission. A valve body pressed against a valve seat against the action of centrifugal force based on the rotation of the hydraulic servo chamber with the supply of line oil pressure that increases in accordance with an increase in the accelerator pedal depression amount into the hydraulic servo chamber. A line pressure control method for an automatic transmission having a residual oil discharge structure configured to be closed, wherein a stepping amount of an accelerator pedal is less than a predetermined value and a prime mover during a shift for supplying a new line oil pressure to the hydraulic servo chamber A line hydraulic pressure control method, wherein when the rotational speed is equal to or more than a predetermined value, the line hydraulic pressure is temporarily increased and corrected in comparison with the accelerator pedal depression amount.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1178471A JP2958980B2 (en) | 1989-07-11 | 1989-07-11 | Line hydraulic control method for automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1178471A JP2958980B2 (en) | 1989-07-11 | 1989-07-11 | Line hydraulic control method for automatic transmission |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0348058A JPH0348058A (en) | 1991-03-01 |
| JP2958980B2 true JP2958980B2 (en) | 1999-10-06 |
Family
ID=16049088
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1178471A Expired - Lifetime JP2958980B2 (en) | 1989-07-11 | 1989-07-11 | Line hydraulic control method for automatic transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2958980B2 (en) |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH01220758A (en) * | 1988-02-25 | 1989-09-04 | Mazda Motor Corp | Hydraulic control device for automatic transmission |
-
1989
- 1989-07-11 JP JP1178471A patent/JP2958980B2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0348058A (en) | 1991-03-01 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US5157608A (en) | Electronic control system for multiple ratio transmission including circuit pressure control | |
| US7769518B2 (en) | Control of lock-up clutch | |
| KR100309892B1 (en) | Control system of vehicle having continuously variable transmission | |
| US8406969B2 (en) | Control apparatus and control method for continuously variable transmission | |
| JP3385523B2 (en) | Hydraulic control device for automatic transmission | |
| JPH04262164A (en) | Multistage mode type pressure adaptive control device for automatic power transmitting device and method thereof | |
| EP0353771B1 (en) | Apparatus for controlling gearshifts in automatic transmission | |
| JP2962111B2 (en) | Hydraulic control device for automatic transmission | |
| US6969340B2 (en) | Control apparatus and control method for automatic transmission | |
| JPH05248526A (en) | Clutch control method and device for automatic transmission | |
| JP3352720B2 (en) | Method of controlling operating pressure in operating element of electrohydraulic control type transmission | |
| JP2958980B2 (en) | Line hydraulic control method for automatic transmission | |
| US7278952B2 (en) | Terminating or disallowing signals to increase a throttle opening | |
| JP3528537B2 (en) | Hydraulic control device for automatic transmission | |
| JP3679242B2 (en) | Hydraulic control device for automatic transmission | |
| JPH1182704A (en) | Hydraulic control device of automatic transmission | |
| JP2012002312A (en) | Control device of vehicle | |
| JP2001330107A (en) | Controller for lubricating oil amount in automatic transmission for vehicle | |
| JP2001280485A (en) | Creep strength control device for transmission for vehicle. | |
| JP3620229B2 (en) | Control device for automatic transmission | |
| JP2887723B2 (en) | Clutch control device for fluid coupling of automatic transmission for vehicle | |
| KR100284827B1 (en) | How to Increase Shift Response of Automatic Transmission Vehicles | |
| KR100206011B1 (en) | Transmission controller | |
| KR100551272B1 (en) | Method for controlling shift automatic transmission of vehicle | |
| JPH0842686A (en) | Torque converter clutch control device for automatic transmission |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080730 Year of fee payment: 9 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080730 Year of fee payment: 9 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090730 Year of fee payment: 10 |
|
| EXPY | Cancellation because of completion of term |