JP3865962B2 - Hydraulic control device for automatic transmission for vehicle - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、複数の油圧式摩擦係合装置の作動の組み合わせによってギヤ段が選択される車両用自動変速機の油圧制御装置に関し、特に、リニヤソレノイド弁の特性のばらつきおよびリニヤソレノイド弁を駆動する駆動回路のばらつきに起因する、ガレージシフトやパワーオフアップ変速時の変速ショックを好適に抑制する技術に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
車両用自動変速機では、複数の油圧式摩擦係合装置の作動の組み合わせによって複数のギヤ段から選択したギヤ段が成立させられる。そして、このような油圧式摩擦係合装置の元圧として機能するライン圧を発生させるために、エンジン負荷の大きさを示す駆動信号に応じて連続的に変化する制御圧を出力するリニヤソレノイド弁と、前記油圧式摩擦係合装置の元圧となるライン圧をそのリニヤソレノイド弁から出力される制御圧に基づいて発生させるライン圧発生装置とを備える油圧制御装置が設けられる。上記ライン圧は、たとえば、エンジンにより駆動される油圧ポンプの駆動損失を小さくするために、油圧制御装置のすべりが発生しない範囲で可及的に小さな値とするように、自動変速機の入力トルクに応じた大きさに調圧される。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記従来の油圧制御装置では、アクセルペダルの踏込操作が行われていない状態でも、上記リニヤソレノイド弁から所定値の制御圧を出力させるとともにその所定値の制御圧に対応する大きさのライン圧の最低値を発生させ、このライン圧の最低値を油圧式摩擦係合装置の油圧源として用いて、所謂ガレージシフトのような車両停止中にシフトレバーがＮレンジから走行レンジへ操作されたことに伴う変速や、アクセルペダルが踏み込まれていない非駆動状態（パワーオフ状態）における変速が行われていた。
【０００４】
しかしながら、上記リニヤソレノイド弁の特性にはばらつきが存在するとともに、そのリニヤソレノイド弁を駆動するための駆動信号（駆動電流）を供給する駆動回路にもばらつきがあることから、所定のライン圧を発生するために電子制御装置からの指令信号が供給されても、発生させられるライン圧にばらつきが存在するので、ライン圧が最低圧であるときの行われる変速、すなわちガレージシフトかパワーオフ変速に際して、ライン圧の最低圧のばらつきに起因する変速ショックのばらつきが大きく、変速フィーリングを損なう場合があるという不都合があった。
【０００５】
本発明は以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、ガレージシフトやパワーオフ変速に際して変速ショックのばらつきが抑制される車両用自動変速機の油圧制御装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するための本発明の要旨とするところは、複数の油圧式摩擦係合装置の作動の組み合わせによってギヤ段が選択される車両用自動変速機において、エンジン負荷の大きさを示す駆動信号により駆動されるソレノイドの付勢力とスプリングの付勢力および制御圧に基づく推力とが平衡するように作動させられるスプール弁子の作動位置により該駆動信号に応じて連続的に変化する制御圧を出力するリニヤソレノイド弁と、前記油圧式摩擦係合装置の元圧となるライン圧を該リニヤソレノイド弁から出力される制御圧に基づいて発生させるライン圧発生装置とを備える形式の油圧制御装置であって、(a) 前記リニヤソレノイド弁には、前記駆動信号の変化に拘らず前記制御圧を変化させない不感領域が、該駆動信号の変化範囲の端部であって該駆動信号が前記エンジン負荷の最小値を示す値を含むように設けられており、(b) 前記ライン圧発生装置は、上記不感領域に対応する制御圧に基づいて前記リニヤソレノイド弁による調圧作動を行うことなく前記ライン圧の最低値を出力させるものであることにある。
【０００７】
【発明の効果】
このようにすれば、リニヤソレノイド弁の特性には、駆動信号の変化に拘らず制御圧を変化させない不感領域が、その駆動信号の変化範囲の端部であってその駆動信号がエンジン負荷の最小値を示す値を含むように設けられており、ライン圧発生装置は、不感領域に対応する制御圧に基づいて前記リニヤソレノイド弁による調圧作動を行うことなく前記ライン圧の最低値を出力させるものであることから、リニヤソレノイド弁の特性や駆動信号を出力する駆動回路にばらつきが発生したとしても、そのリニヤソレノイド弁から出力される上記不感領域に対応する制御圧が変化しない。このため、その不感領域に対応する制御圧に対応するライン圧の最低値を用いて行われる、ガレージシフトやパワーオフ変速に際して、上記ばらつきに起因する変速ショックのばらつきが好適に抑制される。
【０００８】
【発明の他の態様】
ここで、好適には、前記油圧式摩擦係合装置には、前記ライン圧が背圧として作用されるアキュムレータが接続されている。油圧式摩擦係合装置の係合ショック発生時の変速過渡油圧の立上がりは、上記背圧に専ら影響されることから、このようにすれば、ライン圧が背圧として作用されるアキュムレータが用いられる場合には、前述の効果が一層有効となる。
【０００９】
また、好適には、前記複数の油圧式摩擦係合装置は、前記ライン圧の最低値を共通の最低必要圧として用いるものであり、そのライン圧の最低値が供給されたときにすべりおよび変速ショックが発生しないように、その諸元が設定されているものである。このようにすれば、たとえば１→２オフアップ変速、２→３オフアップ変速、３→４オフアップ変速のような多重変速がシフト操作に基づいて行われる場合でも、共通の最低必要圧がそれぞれの変速に用いられることから、変速途中で油圧変化がなくなるので、変速ショックが好適に抑制される。
【００１０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１１】
図１には、車両のエンジン１０に連結されるトルクコンバータ１２、自動変速機１４、差動歯車装置１６、上記自動変速機１４の変速段を制御する油圧制御装置すなわち油圧制御回路１８、その油圧制御回路１８を制御する変速用電子制御装置２０等が示されている。上記エンジン１０から出力された動力は、上記トルクコンバータ１２、上記自動変速機１４、上記差動歯車装置１６、左右の車軸２２および２４等を経て図示しない駆動輪へ伝達される。
【００１２】
上記トルクコンバータ１２は、上記エンジン１０のクランク軸２６に連結されたポンプ翼車２８と、上記自動変速機１４の入力軸３０に連結され且つ流体を介してポンプ翼車２８から動力が伝達されるタービン翼車３２と、一方向クラッチ３４を介して位置固定のハウジング３６に固定された固定翼車３８と、ポンプ翼車２８およびタービン翼車３２を図示しないダンパを介して直結するロックアップクラッチ４０とを備えている。
【００１３】
上記自動変速機１４は、前進４速、後進１速のギヤ段が達成される多段変速機であり、上記入力軸３０と、一組のラビニヨ式遊星歯車装置４４と、そのラビニヨ式遊星歯車装置４４のリングギヤ４６とともに回転するリングギヤ４８と、エンジン１０からの駆動力を前記差動歯車装置１６へ出力し或いはそのリングギヤ４８と差動歯車装置１６との間で動力を伝達する出力軸として機能するカウンタ軸５０とを備えている。
【００１４】
上記ラビニヨ式遊星歯車装置４４は、１組のシングルピニオン遊星歯車装置５２と１組のダブルピニオン遊星歯車装置５４とが、キャリヤ５６と上記リングギヤ４６とを共用して成るものである。上記シングルピニオン遊星歯車装置５２は、サンギヤ５８と上記キャリヤ５６に取り付けられたプラネタリギヤ６０と上記リングギヤ４６とにより構成されている。また、上記ダブルピニオン遊星歯車５４は、サンギヤ６２と、相互に一体的に結合され且つ上記キャリヤ５６に回転可能な状態で取り付けられた第１ピニオンギヤ６４および第２ピニオンギヤ６６とにより構成されている。
【００１５】
上記シングルピニオン遊星歯車装置５２および上記ダブルピニオン遊星歯車装置５４の構成要素の一部は互いに一体的に連結されるだけでなく、３つのクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３によって互いに選択的に連結されるようになっている。また、上記シングルピニオン遊星歯車装置５２および上記ダブルピニオン遊星歯車装置５４の構成要素の一部は、３つのブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３によって前記ハウジング３６に選択的に連結され、さらに、それらの構成要素の一部は２つの一方向クラッチＦ１，Ｆ２によってその回転方向により上記ハウジング３６と係合させられる。なお、前記トルクコンバータ１２および前記自動変速機１４の上記カウンタ軸５０以外の部分は、上記入力軸３０等の軸心に対して対称的に構成されているため、図１においてはその軸心の下側を省略して示してある。
【００１６】
油圧式摩擦係合装置である上記クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３、ブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３は、例えば多板式のクラッチや１本または巻付け方向が反対の２本のバンドを備えたバンドブレーキ等にて構成され、前記変速用電子制御装置２０からの指令に従って作動する前記油圧制御回路１８によりそれ等の摩擦係合および係合解除がそれぞれ制御されることにより、図２に示すように変速比γ（＝入力軸３０の回転数／カウンタ軸５０の回転数）がそれぞれ異なる前進４段・後進１段の変速段が得られる。図２の「１ST」、「２ND」、「３RD」、「４TH」は、それぞれ前進側の第１速ギヤ段，第２速ギヤ段，第３速ギヤ段，第４速ギヤ段を表しており、上記変速比γは第１速ギヤ段から第４速ギヤ段に向かうに従って順次小さくなる。また、図２において、「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、「２」、「Ｌ」は、シフトレバー８４の手動操作により択一的に選択されるパーキング（Ｐ）レンジ、リバース（Ｒ）レンジ、ニュートラル（Ｎ）レンジ、ドライブ（Ｄ）レンジ、セカンド（２）レンジ、ロー（Ｌ）レンジをそれぞれ示している。上記ＰレンジおよびＮレンジは車両を走行させないときに選択される非走行レンジであり、Ｒレンジ、Ｄレンジ、２レンジ、Ｌレンジは車両を後進或いは前進走行させるための走行レンジである。また、２レンジ、Ｌレンジは、車両の駆動力を高めるだけでなくエンジンブレーキを発生させるため、エンジンブレーキレンジでもある。
【００１７】
また、図２において、○印は係合或いは作動状態を示し、×印は開放或いは非作動状態を示している。所定のギヤ段すなわち第２速ギヤ段が達成されるためには、非エンジンブレーキレンジであるＤレンジではクラッチＣ１およびブレーキＢ２が係合さえられるのに対し、エンジンブレーキレンジである２レンジおよびＬレンジでは、上記クラッチＣ１およびブレーキＢ２に加えて、ブレーキＢ１がさらに係合させられるようになっている。
【００１８】
上記油圧制御回路１８は、上記自動変速機１４のギヤ段の制御等に使用される３つのソレノイド弁ＳＶ１乃至ＳＶ３、後述のスロットル開度センサ７６により検出されたスロットル開度ＴＡに対応した大きさの制御油圧Ｐ_S を発生するリニアソレノイド弁ＳＬＴ、たとえば前記ロックアップクラッチ４０の摩擦係合、その摩擦係合の解除およびそのスリップ量等の制御のための油圧を発生するリニヤソレノイド弁ＳＬＵ、および油圧制御回路１８中の作動油の油温Ｔ_OIL を検出する作動油温検出装置として機能する油温センサ８８等を備えている。
【００１９】
前記変速用電子制御装置２０は、ＣＰＵ７０、ＲＡＭ７２、ＲＯＭ７４、図示しない入出力インターフェースなどを含む所謂マイクロコンピュータであって、それには、前記エンジン１０の図示しない吸気配管に設けられたスロットル弁の開度ＴＡを検出するスロットル開度センサ７６、上記エンジン１０の回転数Ｎ_E を検出するエンジン回転数センサ７８、前記タービン翼車３２の回転数Ｎ_T すなわち入力軸３０の回転数Ｎ_INを検出する入力軸回転数センサ８０、前記カウンタ軸５０の回転数Ｎ_C すなわち車速Ｖを検出するための車速センサ８２、シフトレバー８４の操作位置すなわちＬ、Ｓ、Ｄ、Ｎ、Ｒ、Ｐレンジのいずれかを検出する操作位置センサ８６、油圧制御回路１８内の作動油温度を検出する油温センサ８８から、スロットル開度ＴＡを表す信号、エンジン回転数Ｎ_E (r.p.m.)を表す信号、入力軸回転数Ｎ_IN(r.p.m.)を表す信号、出力軸回転数Ｎ_C (r.p.m.)すなわち車速Ｖを表す信号、シフトレバー８４の操作位置Ｐ_STを表す信号、油圧制御回路１８内の作動油温度Ｔ_OIL を表す信号がそれぞれ供給される。上記変速用電子制御装置２０のＣＰＵ７０は、予めＲＯＭ７４に記憶されたプログラムに従ってＲＡＭ７２を用いつつ上記入力信号を処理し、その処理結果に基づいて、たとえば、自動変速機１４のギヤ段をエンジン負荷および車速Ｖに基づいて自動的に切り換える変速制御、油圧式摩擦係合装置のすべりを発生させない範囲で可及的に低くライン圧Ｐ_L を調圧するために自動変速機１４の入力トルクＴ_INに応じた大きさのライン圧Ｐ_L を発生させるライン圧制御などを実行するために、上記電磁開閉弁ＳＶ１乃至ＳＶ３、リニヤソレノイド弁ＳＬＴおよびＳＬＵの制御等を実行する。
【００２０】
図３は、上記油圧制御回路１８の要部の構成を概略説明する図である。図３において、ライン圧発生装置９０は、エンジン１０によって回転駆動される油圧ポンプ９２から圧送される作動油の圧力からエンジン負荷に応じた値に調圧したライン油圧Ｐ_L を、各油圧式摩擦係合装置Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３の元圧としてシフト弁装置９４などへ出力する。上記エンジン負荷は、たとえばスロットル開度ＴＡ、燃料噴射量Ｆ、吸入空気量Ｑ、アクセルペダル操作量などにより表される。
【００２１】
マニアル弁９６は、シフトレバー８４に対して機械的に連結されたものであり、そのシフトレバー８４の走行レンジ選択操作に応答して上記ライン油圧Ｐ_L を切り換えることにより、選択された走行レンジに対応した油圧、たとえばＲレンジ圧、Ｄレンジ圧、２レンジ圧、Ｌレンジ圧をシフト弁装置９４へ出力する。また、電磁開閉弁ＳＶ１およびＳＶ２は、専らギヤ段を選択するために前記変速用電子制御装置２０によって作動させられることにより、信号圧をシフト弁装置９４へ出力する。
【００２２】
上記シフト弁装置９４は、マニアル弁９６からの走行レンジに対応した油圧と２つの第１電磁開閉弁ＳＶ１および第２電磁開閉弁ＳＶ２からの油圧信号とに基づいて変速時に切換作動させられる１−２シフト弁、２−３シフト弁、３−４シフト弁などを備えており、図２に示す作動に従って、各油圧式摩擦係合装置Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３へ係合油圧を選択的に供給する。それら油圧式摩擦係合装置Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３のうち、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３およびブレーキＢ１、Ｂ２には、それらの係合油圧すなわち係合トルクの上昇を緩和するためのＣ１アキュムレータＡ_C1、Ｃ２アキュムレータＡ_C2、Ｃ３アキュムレータＡ_C3、Ｂ１アキュムレータＡ_B1、Ｂ２アキュムレータＡ_B2がそれぞれ接続されている。上記Ｃ１アキュムレータＡ_C1およびＢ１アキュムレータＡ_B1と、上記Ｃ２アキュムレータＡ_C2、Ｃ３アキュムレータＡ_C3、およびＢ２アキュムレータＡ_B2とには、変速用電子制御装置２０からの指令によって変化され得るライン油圧Ｐ_L がそのアキュム背圧としてそれぞれ供給されており、変速過渡期間内における各油圧式摩擦係合装置の係合油圧を調節する変速過渡制御が行われるようになっている。
【００２３】
なお、上記シフト弁装置９４とクラッチＣ１およびＣ１アキュムレータＡ_C1との間には、第３電磁開閉弁ＳＶ３からの油圧信号およびブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1に基づいてそれらの間の流通抵抗を切り換えることにより車両状態に応じてクラッチＣ１の係合タイミングまたは解放タイミングを調節するための、オリフィスを備えた複数の油路とそれら複数の油路を切り換える油路切換弁とを備えたオリフィス切換弁装置９８が、設けられている。ブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1がオリフィス切換弁装置９８に作用されていることにより、クラッチＣ１の係合圧Ｐ_C1の立上がりおよび立ち下がりは、上記ブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1の立ち下がりおよび立上がりに関連して制御されるようになっている。たとえば、４→３ダウン変速では、解放側のブレーキＢ１およびＢ１アキュムレータＡ_B1内の作動油が流出させられるが、その係合圧Ｐ_B1が高いうちはオリフィス切換弁装置９８によりクラッチＣ１への流通抵抗が低くされて速やかに作動油が供給されるが、所定値を下回ると、その流通抵抗が高くされてクラッチＣ１の係合圧Ｐ_C1がゆっくりと上昇させられるようになっている。
【００２４】
図４は、前記油圧制御回路１８のうち、前記クラッチＣ１や前記ブレーキＢ１等に供給される作動油の元圧であるライン油圧Ｐ_L を発生させるライン圧発生装置９０を詳しく説明する図である。図４において、エンジン１０によって回転駆動されることにより油圧ポンプ９２は、還流した作動油をストレーナ１００を介して吸引することによりライン圧調圧弁１０２へ圧送する。
【００２５】
ライン圧調圧弁１０２は、プランジャ１１０と、そのプランジャ１１０に当接した状態で軸方向の移動可能に設けられて入力ポートｂと出力ポートｄとの間を開閉するスプール弁子１１２と、そのスプール弁子１１２をばね受板１１４を介して閉弁方向に付勢するスプリング１１６とを備えており、その入力ポートｂに供給される前記油圧ポンプ９２からの作動油の油圧を、リニヤソレノイド弁ＳＬＴから上記入力ポートａに供給される制御油圧Ｐ_S に基づいて、エンジン１０の負荷すなわち自動変速機１４の入力トルクに対応した大きさのライン油圧Ｐ_L に調圧する。上記ライン圧調圧弁１０２の入力ポートｃには、上記入力ポートｂの油圧がフィードバック油圧として供給されている。上記スプリング１１６の付勢力をＷ_REG 、上記スプール弁子１１２のランド１１８の環状の受圧面の面積をＡ_REG1、上記スプール弁子１１２を出力ポートｄの閉弁方向に付勢するプランジャ１１０の受圧面の面積をＡ_REG2とすれば、上記ライン油圧Ｐ_L は次式（１）で表される。ここで、（１）式は、上記ライン油圧Ｐ_L が上記制御油圧Ｐ_S に比例して発生させられることを示している。制御油圧Ｐ_S がエンジン負荷、或いは自動変速機１４の入力トルクＴ_INの大きさを表す通常の場合には、上記ライン油圧Ｐ_L は、油圧式摩擦係合装置のすべりが発生しない範囲で必要且つ充分な値となるようなエンジン負荷、或いは自動変速機１４の入力トルクＴ_INの大きさに対応した大きさとなる通常の調圧値に調圧されている。
【００２６】
【数１】
Ｐ_L ＝（Ａ_REG2／Ａ_REG1）・Ｐ_S ＋Ｗ_REG ／Ａ_REG1 ・・・（１）
【００２７】
上記ライン圧調圧弁１０２は、後述の図５に示すニリヤソレノイド弁ＳＬＴの特性図において、不感領域Ａに対応する制御圧Ｐ_Sminに基づいてライン圧の最低値Ｐ_Lminm を出力するように構成されている。このライン圧の最低値Ｐ_Lminは、車両の非駆動状態（パワーオフ状態）において発生させられるものであり、その車両の非駆動状態における変速（パワーオフ変速）に関与する油圧式摩擦係合装置の元圧として用いられる。たとえば、車両停止時においてシフトレバー８４がＮレンジからＤレンジ或いはＲレンジへ操作されたことに関連して実行される第１速ギヤ段への変速に際しては、クラッチＣ１およびそれに接続されたＣ１アキュムレータＡ_C1或いはクラッチＣ３およびそれに接続されたＣ３アキュムレータＡ_C3とブレーキＢ３とに対して上記最低値Ｐ_Lminのライン圧が供給される。このライン圧最低値Ｐ_Lminは、たとえば３乃至５kg/cm³程度の比較的低い値である。変速に関与する前記各油圧式摩擦係合装置の摩擦部材の摩擦面積、その油圧式摩擦係合装置の油圧アクチュエータの推力、その油圧アクチュエータに接続されたアキュムレータの諸元は、シフトレバー８４のＮ→Ｄ操作に関連する変速などの非駆動状態における自動変速機１４の変速のためにそのライン圧最低値Ｐ_Lminが供給されたときに、すべりが発生せずしかも変速ショックが発生しないように設定されている。すなわち、各油圧式摩擦係合装置は、上記ライン圧の最低値Ｐ_Lminを変速ショックなくすべりを発生させない最低必要圧として共通に用いているのである。
【００２８】
上記リニアソレノイド弁ＳＬＴは、その入力ポートａと出力ポートｂとの間を開閉するスプール弁子１２０と、そのスプール弁子１２０を開弁方向に付勢するスプリング１２２とを備えている。上記入力ポートａには、一定圧Ｐ_SOL が供給され、その一定圧Ｐ_SOL が変速用電子制御装置２０から駆動回路１０８を介してリニアソレノイドＳ_SLT へ供給される駆動信号（駆動電流）Ｄ_SLT に対応して調圧された油圧として前記制御油圧Ｐ_S が出力ポートｂにおいて発生させられる。上記リニアソレノイドＳ_SLT の励磁電流に応じて上記スプール弁子１２０を上記出力ポートｂの閉弁方向へ付勢する付勢力をＦ_I 、上記スプリング１２２の付勢力をＷ_SLT 、スプール弁子１２０のランド１２４の環状の受圧面の面積をＡ_SLT とすると、上記ランド１２４とランド１２６との間の油室１２８と上記出力ポートｂとは油路１３０によって連通させられていて、ランド１２４の環状の受圧面に作用する油圧は上記制御油圧Ｐ_S となっているので、上記制御油圧Ｐ_S は式（２）で表される。
【００２９】
【数２】
Ｐ_S ＝Ｗ_SLT ／Ａ_SLT −Ｆ_I ／Ａ_SLT ・・・（２）
【００３０】
また、上記リニアソレノイド弁ＳＬＴは、たとえば図５に示す特性を備えている。前記変速用電子制御装置２０は、アクセルペダルが踏み込まれていない車両の非駆動状態すなわちエンジン負荷が零であって自動変速機１４の入力トルクＴ_INが零以下であるときには、リニアソレノイドＳ_SLT へ供給される駆動信号（平均駆動電流）Ｄ_SLT を最大値（たとえばデューティ比が１００％）とするものであり、上記図５に示される特性には、上記駆動信号Ｄ_SLT の変化範囲の端部であってその駆動信号Ｄ_SLT がエンジン負荷の零を示す値（最大値、たとえばデューティ比が１００％）を含むように、リニアソレノイド弁ＳＬＴから出力される制御圧Ｐ_S を変化させない不感領域Ａが設けられている。
【００３１】
図４において、減圧弁１３２は、入力ポートａと出力ポートｂとの間を開閉するスプール弁子１３６と、そのスプール弁子１３６を開弁方向に付勢するスプリング１３８とを備え、その入力ポートａに供給される上記ライン油圧Ｐ_L を、上記一定圧Ｐ_SOL に調圧してその出力ポートｂに発生させ、上記リニヤソレノイド弁ＳＬＴ、前記リニヤソレノイド弁ＳＬＵなどへ供給する。上記減圧弁１３２の入力ポートｃには、上記出力ポートｂの油圧がフィードバック油圧として供給されている。上記一定圧Ｐ_SOL は、上記スプール弁子１３６の上記入力ポートｃに連通する受圧面積をＡ_MOD 、上記スプリング１３８の付勢力をＷ_MOD とすれば、式（３）で表される一定圧となる。
【００３２】
【数３】
Ｐ_SOL ＝Ｗ_MOD ／Ａ_MOD ・・・（３）
【００３３】
図６は、前記変速用電子制御装置２０の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図６において、変速制御手段１４２は、シフトレバー８４の走行レンジ選択操作に対応して予め選択された変速線図から、車速センサ８２から得られた車速Ｖとスロットル開度ＴＡ、燃料噴射量Ｆ、吸入空気量Ｑ、アクセルペダル操作量などのいずれかにより表されるエンジン負荷とに基づいて自動変速機１４の変速判断を行うとともに変速指令を出力する変速点制御と、自動変速機１４の変速期間内において変速の度合いを上記車速Ｖに基づいて判定し、その変速に関与する油圧式摩擦係合装置の係合油圧を過渡的に制御して変速フィーリングを改善する変速過渡制御とを実行する。
【００３４】
ライン圧制御手段１４４は、変速中に係合している他の油圧式摩擦係合装置にすべりを発生させないように、ギヤ段毎に予め記憶された関係から入力トルクＴ_INすなわちタービントルクＴ_T に基づいてライン圧Ｐ_L を決定し、その入力トルクＴ_INに応じた大きさのライン圧Ｐ_L をライン圧調圧弁１０２から出力させるように前記リニヤソレノイド弁ＳＬＴに駆動信号Ｄ_SLT を駆動する。また、ライン圧制御手段１４４は、アクセルペダルの踏込のない非駆動状態では、駆動信号Ｄ_SLT の最大値１００％を出力させ、図５の不感領域Ａに対応する最小の制御圧Ｐ_Sminをリニヤソレノイド弁ＳＬＴから出力させ、ライン圧を最低値Ｐ_Lminとする。
【００３５】
上述のように、本実施例によれば、図５に示すリニヤソレノイド弁ＳＬＴの特性には、駆動信号Ｄ_SLT の変化に拘らず制御圧Ｐ_S を変化させない不感領域Ａが、その駆動信号Ｄ_SLT の変化範囲の端部であってその駆動信号Ｄ_SLT がエンジン負荷の最小値を示す値を含むように設けられており、ライン圧発生装置９０は、不感領域Ａに対応する制御圧Ｐ_Sminに基づいてライン圧Ｐ_L の最低値Ｐ_Lminを出力するものであることから、リニヤソレノイド弁ＳＬＴの特性や駆動信号Ｄ_SLT を出力する駆動回路１０８にばらつきが発生したとしても、そのリニヤソレノイド弁ＳＬＴから出力される上記不感領域Ａに対応する制御圧Ｐ_Sminが変化しないため、その不感領域Ａに対応する制御圧Ｐ_Sminに対応するライン圧の最低値Ｐ_Lminを用いて行われるパワーオフ変速に際して、上記ばらつきに起因する変速ショックのばらつきが好適に抑制される。
【００３６】
因みに、図７は、従来の油圧制御装置に用いられたリニヤソレノイド弁の特性を示している。これによれば、駆動信号Ｄ_SLT の最大値付近には図５のような不感領域Ａが設けられていないので、駆動信号Ｄ_SLT を出力する駆動回路１０８のばらつきおよび特性のばらつきに起因して、同じ駆動信号Ｄ_SLT の値であってもリニヤソレノイド弁から出力される制御圧Ｐ_S のばらつきが大きいため、たとえばＮ→Ｄシフト操作による第１速ギヤ段への変速（ガレージシフト）や非駆動状態における変速に際して、変速ショックのばらつきが大きく、変速フィーリングを損なう場合があるという不都合があったのである。
【００３７】
また、本実施例によれば、各油圧式摩擦係合装置には、ライン圧Ｐ_L が背圧として作用されるアキュムレータが接続されていることから、各油圧式摩擦係合装置の係合ショック発生時の変速過渡油圧の立上がりは、上記背圧（ライン圧Ｐ_L ）に専ら影響される。このようにライン圧Ｐ_L が背圧として作用されるアキュムレータが用いられるので、前述の効果が一層有効となる。
【００３８】
また、本実施例によれば、前記複数の油圧式摩擦係合装置は、ライン圧Ｐ_L の最低値Ｐ_Lminを共通の最低必要圧として用いるものであり、そのライン圧の最低値Ｐ_Lminが供給されたときにすべりおよび変速ショックが発生しないように、その諸元が設定されているものであるので、たとえば１→２オフアップ変速、２→３オフアップ変速、３→４オフアップ変速のような多重変速がシフト操作に基づいて行われる場合でも、共通の最低必要圧がそれぞれの変速に用いられることか、変速途中で油圧変化がないので、変速ショックが好適に抑制される。
【００３９】
以上、本発明の一実施例を図面に基づいて説明したが、本発明はその他の態様においても適用され得るものである。
【００４０】
たとえば、前述の実施例においては、リニヤソレノイド弁ＳＬＴは図５に示すような、右下がりの特性を備えていたが、右端に不感領域Ａを備えた右上がりの特性であっても差し支えない。このような場合には、ライン圧発生装置９０のライン圧出力特性を反転させればよい。
【００４１】
また、前述の実施例において、リニヤソレノイド弁ＳＬＴに供給される駆動信号Ｄ_SLT は、自動変速機１４の入力トルクＴ_INが小さくなるほど大きい値となるように発生させられていたが、反対に、自動変速機１４の入力トルクＴ_INが小さくなるほど小さい値となるように発生させられてもよい。この場合にはリニヤソレノイド弁ＳＬＴには左端に不感領域Ａを備えた右上がりの特性が備えられればよい。
【００４２】
なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であり、本発明はその主旨を逸脱しない範囲において種々の変更が加えられ得るものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例の制御装置を含む車両用動力伝達装置の構成を説明する図である。
【図２】図１の自動変速機において、それに備えられた摩擦係合装置の作動の組み合わせにより達成される変速段を説明する図である。
【図３】図１の自動変速機を制御する油圧制御装置の要部構成を概略説明するブロック図である。
【図４】図３の元圧発生装置の油圧回路構成を具体的に説明する油圧回路図である。
【図５】図４のリニヤソレノイド弁ＳＬＴの特性を説明する図である。
【図６】図１の変速用電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。
【図７】従来のリニヤソレノイド弁ＳＬＴの特性を示す図５に相当する図である。
【符号の説明】
１４：自動変速機
９０：ライン圧発生装置
ＳＬＴ：リニヤソレノイド弁
Ｄ_SLT ：駆動信号
Ｐ_S ：制御圧
Ｐ_L ：ライン圧
Ａ：不感領域[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle in which a gear stage is selected by a combination of operations of a plurality of hydraulic friction engagement devices, and more particularly, variation in characteristics of linear solenoid valves and driving linear solenoid valves. The present invention relates to a technique for suitably suppressing a shift shock at the time of a garage shift or a power off-up shift due to variations in drive circuits.
[0002]
[Prior art]
In an automatic transmission for a vehicle, a gear selected from a plurality of gears is established by a combination of operations of a plurality of hydraulic friction engagement devices. A linear solenoid valve that outputs a control pressure that continuously changes in response to a drive signal indicating the magnitude of the engine load in order to generate a line pressure that functions as a source pressure of such a hydraulic friction engagement device. And a line pressure generating device that generates a line pressure, which is a source pressure of the hydraulic friction engagement device, based on a control pressure output from the linear solenoid valve. For example, in order to reduce the drive loss of a hydraulic pump driven by the engine, the line pressure is set to an input torque of the automatic transmission so as to be as small as possible without causing the hydraulic control device to slip. The pressure is adjusted according to the size.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the conventional hydraulic control device, even when the accelerator pedal is not depressed, the linear solenoid valve outputs a control pressure of a predetermined value and has a line corresponding to the control pressure of the predetermined value. The minimum value of the pressure is generated, and the minimum value of the line pressure is used as a hydraulic pressure source of the hydraulic friction engagement device, and the shift lever is operated from the N range to the traveling range while the vehicle is stopped such as a so-called garage shift. There has been a shift in association with this, and a shift in a non-driven state (power-off state) where the accelerator pedal is not depressed.
[0004]
However, there is a variation in the characteristics of the linear solenoid valve, and there is also a variation in the drive circuit that supplies a drive signal (drive current) for driving the linear solenoid valve. Even if a command signal is supplied from the electronic control unit, there is a variation in the generated line pressure, so when performing a shift when the line pressure is the minimum pressure, that is, at the garage shift or power-off shift, There is a disadvantage that the shift shock varies greatly due to the variation in the minimum line pressure, and the shift feeling may be impaired.
[0005]
The present invention has been made in the background of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle in which variation in shift shock is suppressed during a garage shift or a power-off shift. There is.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve this object, the gist of the present invention is to provide a drive indicating the magnitude of an engine load in an automatic transmission for a vehicle in which a gear stage is selected by a combination of operations of a plurality of hydraulic friction engagement devices. signal The drive signal is determined by the operating position of the spool valve element that is operated so that the urging force of the solenoid driven by the valve and the urging force of the spring and the thrust based on the control pressure are balanced. A linear solenoid valve that outputs a control pressure that continuously changes in response to the pressure, and a line pressure that generates a line pressure that serves as a source pressure of the hydraulic friction engagement device based on the control pressure output from the linear solenoid valve (A) The linear solenoid valve has an insensitive region where the control pressure is not changed regardless of a change in the drive signal, at the end of the change range of the drive signal. And the drive signal includes a value indicating a minimum value of the engine load. (B) The line pressure generator is based on a control pressure corresponding to the insensitive area. Without pressure regulation by the linear solenoid valve Output the minimum value of the line pressure Let It is to be a thing.
[0007]
【The invention's effect】
In this way, in the characteristics of the linear solenoid valve, the insensitive area where the control pressure is not changed regardless of the change of the drive signal is the end of the change range of the drive signal, and the drive signal is the minimum engine load. The line pressure generator is provided based on the control pressure corresponding to the dead area. Without pressure regulation by the linear solenoid valve Output the minimum value of the line pressure Let Therefore, even if the characteristics of the linear solenoid valve and the drive circuit that outputs the drive signal vary, the control pressure corresponding to the insensitive area output from the linear solenoid valve does not change. For this reason, in the garage shift or power-off shift performed using the minimum value of the line pressure corresponding to the control pressure corresponding to the insensitive area, the variation in the shift shock due to the variation is preferably suppressed.
[0008]
Other aspects of the invention
Here, it is preferable that an accumulator in which the line pressure acts as a back pressure is connected to the hydraulic friction engagement device. Since the rise of the shift transition hydraulic pressure when the engagement shock of the hydraulic friction engagement device is generated is influenced only by the back pressure, an accumulator in which the line pressure acts as the back pressure is used in this way. In such a case, the above-described effect becomes more effective.
[0009]
Preferably, the plurality of hydraulic friction engagement devices use the minimum value of the line pressure as a common minimum necessary pressure, and the slip and speed change are performed when the minimum value of the line pressure is supplied. The specifications are set so that a shock does not occur. In this way, even when multiple shifts such as 1 → 2 off-up shift, 2 → 3 off-up shift, and 3 → 4 off-up shift are performed based on the shift operation, the common minimum required pressure is Since the change in hydraulic pressure is eliminated during the shift, the shift shock is suitably suppressed.
[0010]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0011]
FIG. 1 shows a torque converter 12, an automatic transmission 14, a differential gear device 16, a hydraulic control device for controlling the gear stage of the automatic transmission 14, that is, a hydraulic control circuit 18, and its hydraulic pressure. A shift electronic control unit 20 and the like for controlling the control circuit 18 are shown. The power output from the engine 10 is transmitted to drive wheels (not shown) through the torque converter 12, the automatic transmission 14, the differential gear device 16, the left and right axles 22 and 24, and the like.
[0012]
The torque converter 12 is connected to a pump impeller 28 connected to the crankshaft 26 of the engine 10 and an input shaft 30 of the automatic transmission 14, and power is transmitted from the pump impeller 28 via a fluid. A turbine impeller 32, a fixed impeller 38 fixed to a position-fixed housing 36 via a one-way clutch 34, and a lockup clutch 40 directly connecting the pump impeller 28 and the turbine impeller 32 via a damper (not shown). And.
[0013]
The automatic transmission 14 is a multi-stage transmission that achieves four forward speeds and one reverse speed, and includes the input shaft 30, a pair of Ravigneaux planetary gear units 44, and a Ravigneaux planetary gear unit thereof. The ring gear 48 that rotates together with the ring gear 46 and the driving force from the engine 10 is output to the differential gear device 16 or functions as an output shaft that transmits power between the ring gear 48 and the differential gear device 16. And a counter shaft 50.
[0014]
The Ravigneaux type planetary gear device 44 is configured such that a set of single pinion planetary gear devices 52 and a set of double pinion planetary gear devices 54 share a carrier 56 and the ring gear 46. The single pinion planetary gear device 52 includes a sun gear 58, a planetary gear 60 attached to the carrier 56, and the ring gear 46. The double pinion planetary gear 54 includes a sun gear 62 and a first pinion gear 64 and a second pinion gear 66 which are integrally coupled to each other and attached to the carrier 56 in a rotatable state.
[0015]
Some components of the single pinion planetary gear device 52 and the double pinion planetary gear device 54 are not only integrally connected to each other but also selectively connected to each other by three clutches C1, C2, and C3. It has become. In addition, some of the components of the single pinion planetary gear device 52 and the double pinion planetary gear device 54 are selectively connected to the housing 36 by three brakes B1, B2, and B3. Is engaged with the housing 36 by the rotational direction of the two one-way clutches F1 and F2. The portions other than the counter shaft 50 of the torque converter 12 and the automatic transmission 14 are configured symmetrically with respect to the axis of the input shaft 30 and the like. The lower side is omitted.
[0016]
The clutches C1, C2, C3 and the brakes B1, B2, B3, which are hydraulic friction engagement devices, are, for example, a multi-plate clutch or a band brake having one or two bands with opposite winding directions. As shown in FIG. 2, the gear ratio γ is controlled by controlling the frictional engagement and disengagement of the hydraulic control circuit 18 that is configured in accordance with a command from the shift electronic control unit 20. There are obtained four forward speeds and one reverse speed gear stages (= the rotational speed of the input shaft 30 / the rotational speed of the counter shaft 50). “1ST”, “2ND”, “3RD”, and “4TH” in FIG. 2 represent the first speed gear stage, the second speed gear stage, the third speed gear stage, and the fourth speed gear stage on the forward side, respectively. The gear ratio γ is gradually reduced from the first gear to the fourth gear. In FIG. 2, “P”, “R”, “N”, “D”, “2”, and “L” are parking (P) ranges that are alternatively selected by manual operation of the shift lever 84. , Reverse (R) range, neutral (N) range, drive (D) range, second (2) range, and low (L) range, respectively. The P range and N range are non-traveling ranges that are selected when the vehicle is not traveling, and the R range, D range, 2 range, and L range are travel ranges for causing the vehicle to travel backward or forward. The 2 range and the L range are engine brake ranges because they not only increase the driving force of the vehicle but also generate an engine brake.
[0017]
Further, in FIG. 2, ◯ indicates an engaged or activated state, and X indicates an opened or inactivated state. In order to achieve the predetermined gear stage, that is, the second speed gear stage, the clutch C1 and the brake B2 are even engaged in the D range that is the non-engine brake range, whereas the 2 range and L that are the engine brake range. In the range, in addition to the clutch C1 and the brake B2, the brake B1 is further engaged.
[0018]
The hydraulic control circuit 18 has a size corresponding to a throttle opening TA detected by three solenoid valves SV1 to SV3 and a throttle opening sensor 76, which will be described later, used for controlling the gear stage of the automatic transmission 14 and the like. Control hydraulic pressure P _S A linear solenoid valve SLT that generates a hydraulic pressure, for example, a linear solenoid valve SLU that generates a hydraulic pressure for controlling the frictional engagement of the lockup clutch 40, the release of the frictional engagement, the slip amount, and the like, and the hydraulic control circuit 18 Oil temperature T _OIL An oil temperature sensor 88 that functions as a hydraulic oil temperature detection device for detecting the oil temperature is provided.
[0019]
The shift electronic control unit 20 is a so-called microcomputer including a CPU 70, a RAM 72, a ROM 74, an input / output interface (not shown), and the like, and includes an opening degree of a throttle valve provided in an intake pipe (not shown) of the engine 10. Throttle opening sensor 76 for detecting TA, engine speed N _E The engine speed sensor 78 for detecting the engine speed and the rotational speed N of the turbine impeller 32. _T That is, the rotational speed N of the input shaft 30 _IN The input shaft rotational speed sensor 80 for detecting the rotational speed N of the counter shaft 50 _C That is, the vehicle speed sensor 82 for detecting the vehicle speed V, the operation position of the shift lever 84, that is, the operation position sensor 86 for detecting any of the L, S, D, N, R, and P ranges, and the hydraulic oil in the hydraulic control circuit 18 From the oil temperature sensor 88 that detects the temperature, a signal indicating the throttle opening TA, the engine speed N _E (rpm) signal, input shaft speed N _IN (rpm) signal, output shaft rotation speed N _C (rpm), that is, a signal indicating the vehicle speed V, the operation position P of the shift lever 84 _ST , A hydraulic oil temperature T in the hydraulic control circuit 18 _OIL Are respectively provided. The CPU 70 of the shift electronic control unit 20 processes the input signal using the RAM 72 in accordance with a program stored in the ROM 74 in advance, and based on the processing result, for example, sets the gear stage of the automatic transmission 14 to the engine load and Shift control that automatically switches based on the vehicle speed V, line pressure P as low as possible without causing slippage of the hydraulic friction engagement device _L Input torque T of the automatic transmission 14 _IN Line pressure P of a size according to _L In order to execute the line pressure control for generating the control, the control of the electromagnetic on-off valves SV1 to SV3, the linear solenoid valves SLT and SLU, and the like are executed.
[0020]
FIG. 3 is a diagram schematically illustrating the configuration of the main part of the hydraulic control circuit 18. In FIG. 3, the line pressure generator 90 includes a line oil pressure P that is adjusted to a value corresponding to the engine load from the pressure of hydraulic oil pumped from a hydraulic pump 92 that is rotationally driven by the engine 10. _L Is output to the shift valve device 94 or the like as the original pressure of each of the hydraulic friction engagement devices C1, C2, C3, B1, B2, and B3. The engine load is represented by, for example, a throttle opening degree TA, a fuel injection amount F, an intake air amount Q, an accelerator pedal operation amount, and the like.
[0021]
The manual valve 96 is mechanically connected to the shift lever 84, and in response to a travel range selection operation of the shift lever 84, the line hydraulic pressure P is described above. _L Is switched to output the hydraulic pressure corresponding to the selected travel range, for example, the R range pressure, the D range pressure, the 2 range pressure, and the L range pressure, to the shift valve device 94. Further, the electromagnetic on-off valves SV1 and SV2 are operated by the shift electronic control unit 20 exclusively to select the gear stage, thereby outputting a signal pressure to the shift valve unit 94.
[0022]
The shift valve device 94 is switched at the time of shifting based on the hydraulic pressure corresponding to the travel range from the manual valve 96 and the hydraulic signals from the two first electromagnetic on-off valves SV1 and SV2. 2 shift valve, 2-3 shift valve, 3-4 shift valve and the like, and according to the operation shown in FIG. 2, the hydraulic pressure is applied to each hydraulic friction engagement device C1, C2, C3, B1, B2, B3. Selectively supply. Among these hydraulic frictional engagement devices C1, C2, C3, B1, B2, B3, the clutches C1, C2, C3 and the brakes B1, B2 are provided to alleviate an increase in their engagement hydraulic pressure, that is, engagement torque. C1 accumulator A _C1 C2 accumulator A _C2 C3 accumulator A _C3 , B1 accumulator A _B1 , B2 accumulator A _B2 Are connected to each other. C1 accumulator A _C1 And B1 accumulator A _B1 And the C2 accumulator A _C2 C3 accumulator A _C3 , And B2 accumulator A _B2 The line hydraulic pressure P that can be changed by a command from the shift electronic control unit 20 _L Are respectively supplied as the accum back pressure, and the shift transient control for adjusting the engagement hydraulic pressure of each hydraulic friction engagement device in the shift transient period is performed.
[0023]
The shift valve device 94 and the clutches C1 and C1 accumulator A _C1 Between the hydraulic pressure signal from the third electromagnetic on-off valve SV3 and the engagement pressure P of the brake B1. _B1 And a plurality of oil passages with orifices for adjusting the engagement timing or the release timing of the clutch C1 according to the vehicle state by switching the flow resistance between them and the oil for switching the plurality of oil passages An orifice switching valve device 98 having a path switching valve is provided. Brake B1 engagement pressure P _B1 Is applied to the orifice switching valve device 98, so that the engagement pressure P of the clutch C1 is _C1 The rise and fall of the brake is caused by the engagement pressure P of the brake B1. _B1 It is controlled in relation to the falling and rising of. For example, in the 4 → 3 downshift, the release-side brake B1 and B1 accumulator A _B1 The hydraulic oil in the tank is allowed to flow out, but its engagement pressure P _B1 Is higher, the flow resistance to the clutch C1 is lowered by the orifice switching valve device 98 and the hydraulic oil is supplied quickly. However, when the flow resistance falls below a predetermined value, the flow resistance is increased and the engagement pressure P of the clutch C1 is increased. _C1 Can be raised slowly.
[0024]
FIG. 4 shows a line oil pressure P which is a source pressure of hydraulic oil supplied to the clutch C1, the brake B1, etc. in the oil pressure control circuit 18. _L It is a figure explaining in detail the line pressure generator 90 which generates. In FIG. 4, the hydraulic pump 92 is driven to rotate by the engine 10, and sucks the recirculated hydraulic oil through the strainer 100 to pump the hydraulic oil to the line pressure regulating valve 102.
[0025]
The line pressure regulating valve 102 includes a plunger 110, a spool valve element 112 that is provided so as to be movable in the axial direction in contact with the plunger 110, and opens and closes between the input port b and the output port d, and the spool And a spring 116 for urging the valve element 112 in the valve closing direction via the spring receiving plate 114, and the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump 92 supplied to the input port b is changed to a linear solenoid valve SLT. Control oil pressure P supplied to the input port a from _S On the basis of the load of the engine 10, that is, the line hydraulic pressure P corresponding to the input torque of the automatic transmission 14. _L Adjust pressure. The input port c of the line pressure regulating valve 102 is supplied with the hydraulic pressure of the input port b as a feedback hydraulic pressure. The biasing force of the spring 116 is W _REG , The area of the annular pressure receiving surface of the land 118 of the spool valve element 112 is A _REG1 The area of the pressure receiving surface of the plunger 110 that urges the spool valve element 112 in the valve closing direction of the output port d is represented by A _REG2 Then, the line hydraulic pressure P _L Is represented by the following equation (1). Here, the equation (1) is the above line hydraulic pressure P _L Is the control hydraulic pressure P _S It is shown that it is generated in proportion to Control hydraulic pressure P _S Is the engine load or the input torque T of the automatic transmission 14 _IN In the normal case of representing the size of the line oil pressure P _L Is an engine load that is a necessary and sufficient value within a range in which slippage of the hydraulic friction engagement device does not occur, or an input torque T of the automatic transmission 14 _IN The pressure is regulated to a normal pressure regulation value that corresponds to the size of.
[0026]
[Expression 1]
P _L = (A _REG2 / A _REG1 ) ・ P _S + W _REG / A _REG1 ... (1)
[0027]
The line pressure regulating valve 102 is a control pressure P corresponding to the dead area A in the characteristic diagram of the nilliary solenoid valve SLT shown in FIG. _Smin Based on the minimum line pressure P _Lminm Is configured to output. Minimum line pressure P _Lmin Is generated in a non-driven state (power-off state) of the vehicle, and is used as a source pressure of a hydraulic friction engagement device involved in a shift (power-off shift) in the non-driven state of the vehicle. For example, when the shift lever 84 is operated from the N range to the D range or the R range when the vehicle is stopped, the gear C1 and the C1 accumulator connected to the clutch C1 are used for the shift to the first gear. A _C1 Alternatively, the clutch C3 and the C3 accumulator A connected thereto _C3 And the above-mentioned minimum value P for the brake B3 _Lmin The line pressure is supplied. This line pressure minimum value P _Lmin For example 3-5 kg / cm ^Three This is a relatively low value. The friction area of the friction member of each of the hydraulic friction engagement devices involved in the speed change, the thrust of the hydraulic actuator of the hydraulic friction engagement device, and the specifications of the accumulator connected to the hydraulic actuator are N of the shift lever 84. → Minimum line pressure P for shifting the automatic transmission 14 in a non-driven state such as a shift related to the D operation _Lmin Is set so that slip does not occur and shift shock does not occur. That is, each hydraulic friction engagement device has a minimum value P of the line pressure. _Lmin Is commonly used as the minimum required pressure that does not cause slippage without shifting shock.
[0028]
The linear solenoid valve SLT includes a spool valve element 120 that opens and closes between the input port a and the output port b, and a spring 122 that urges the spool valve element 120 in the valve opening direction. The input port a has a constant pressure P _SOL Is supplied and its constant pressure P _SOL The linear solenoid S via the drive circuit 108 from the shift electronic control unit 20 _SLT Drive signal (drive current) D supplied to _SLT The control oil pressure P as the oil pressure adjusted in accordance with _S Is generated at output port b. Linear solenoid S above _SLT The biasing force for biasing the spool valve element 120 in the valve closing direction of the output port b in accordance with the exciting current of F is F _I The urging force of the spring 122 is W _SLT The area of the annular pressure receiving surface of the land 124 of the spool valve element 120 is A _SLT Then, the oil chamber 128 between the land 124 and the land 126 and the output port b are communicated with each other by an oil passage 130, and the oil pressure acting on the annular pressure receiving surface of the land 124 is the control oil pressure P. _S Therefore, the control oil pressure P _S Is represented by equation (2).
[0029]
[Expression 2]
P _S = W _SLT / A _SLT -F _I / A _SLT ... (2)
[0030]
Further, the linear solenoid valve SLT has, for example, the characteristics shown in FIG. The shift electronic control unit 20 is in a non-driving state of the vehicle in which the accelerator pedal is not depressed, that is, the engine load is zero and the input torque T of the automatic transmission 14 is zero. _IN Is less than zero, the linear solenoid S _SLT Drive signal (average drive current) D supplied to _SLT Is a maximum value (for example, the duty ratio is 100%), and the characteristics shown in FIG. _SLT Drive signal D at the end of the change range of _SLT Is a control pressure P output from the linear solenoid valve SLT so that it includes a value indicating the engine load zero (maximum value, for example, the duty ratio is 100%). _S The insensitive area A is not changed.
[0031]
In FIG. 4, the pressure reducing valve 132 includes a spool valve element 136 that opens and closes between the input port a and the output port b, and a spring 138 that urges the spool valve element 136 in the valve opening direction. Line hydraulic pressure P supplied to a _L The constant pressure P _SOL Pressure is generated at the output port b and supplied to the linear solenoid valve SLT, the linear solenoid valve SLU, and the like. The oil pressure of the output port b is supplied to the input port c of the pressure reducing valve 132 as a feedback oil pressure. Above constant pressure P _SOL Indicates the pressure receiving area communicating with the input port c of the spool valve element 136 as A _MOD The urging force of the spring 138 is W _MOD Then, it becomes a constant pressure represented by Formula (3).
[0032]
[Equation 3]
P _SOL = W _MOD / A _MOD ... (3)
[0033]
FIG. 6 is a functional block diagram for explaining a main part of the control function of the shift electronic control device 20. In FIG. 6, the shift control means 142 includes a vehicle speed V, a throttle opening degree TA, and a fuel injection amount F obtained from the vehicle speed sensor 82 from a shift diagram selected in advance corresponding to the travel range selection operation of the shift lever 84. , Shift point control for determining a shift of the automatic transmission 14 and outputting a shift command based on the engine load represented by any one of the intake air amount Q, the accelerator pedal operation amount, etc., and the shift of the automatic transmission 14 The degree of shift within the period is determined based on the vehicle speed V, and shift transient control is performed to improve the shift feeling by transiently controlling the engagement hydraulic pressure of the hydraulic friction engagement device involved in the shift. To do.
[0034]
The line pressure control means 144 uses the input torque T based on the relationship stored in advance for each gear so as not to cause slippage in other hydraulic friction engagement devices engaged during gear shifting. _IN That is, turbine torque T _T Based on the line pressure P _L And the input torque T _IN Line pressure P of a size according to _L Is output from the line pressure regulating valve 102 to the linear solenoid valve SLT so that the drive signal D _SLT Drive. In addition, the line pressure control means 144 is a driving signal D in a non-driving state where the accelerator pedal is not depressed. _SLT The maximum control pressure P corresponding to the insensitive area A in FIG. _Smin Is output from the linear solenoid valve SLT, and the line pressure is set to the minimum value P. _Lmin And
[0035]
As described above, according to this embodiment, the characteristics of the linear solenoid valve SLT shown in FIG. _SLT Control pressure P regardless of changes _S The insensitive area A that does not change is the drive signal D _SLT Drive signal D at the end of the change range of _SLT Includes a value indicating the minimum value of the engine load, and the line pressure generator 90 controls the control pressure P corresponding to the insensitive area A. _Smin Based on the line pressure P _L Minimum value P _Lmin Therefore, the characteristics of the linear solenoid valve SLT and the drive signal D _SLT Even if there is a variation in the drive circuit 108 that outputs the control pressure P corresponding to the dead area A output from the linear solenoid valve SLT. _Smin Does not change, the control pressure P corresponding to the insensitive area A _Smin Line pressure minimum value P corresponding to _Lmin When the power-off shift is performed using the above, variation in shift shock caused by the variation is suitably suppressed.
[0036]
Incidentally, FIG. 7 shows the characteristics of a linear solenoid valve used in a conventional hydraulic control device. According to this, the drive signal D _SLT Since there is no dead area A as shown in FIG. _SLT Due to the variation in the drive circuit 108 that outputs and the variation in the characteristics _SLT The control pressure P output from the linear solenoid valve even if the value is _S For example, when shifting to the first speed gear stage (garage shift) by N → D shift operation or shifting in a non-driving state, there is a problem that the variation in shift shock is large and the shift feeling may be impaired. There was.
[0037]
Further, according to the present embodiment, each hydraulic friction engagement device includes a line pressure P _L Is connected to the accumulator acting as the back pressure, the rise of the shift transient hydraulic pressure when the engagement shock of each hydraulic friction engagement device occurs is the back pressure (line pressure P _L ). Thus, the line pressure P _L Since an accumulator that acts as a back pressure is used, the above-described effect becomes more effective.
[0038]
Further, according to the present embodiment, the plurality of hydraulic frictional engagement devices include the line pressure P _L Minimum value P _Lmin Is used as a common minimum required pressure, and the minimum value P of the line pressure _Lmin Since the specifications are set so that slip and shift shock do not occur when the is supplied, for example, 1 → 2 off-up shift, 2 → 3 off-up shift, 3 → 4 off-up shift Even when multiple shifts as described above are performed based on the shift operation, a shift shock is suitably suppressed because the common minimum required pressure is used for each shift or there is no change in hydraulic pressure during the shift.
[0039]
As mentioned above, although one Example of this invention was described based on drawing, this invention can be applied also in another aspect.
[0040]
For example, in the above-described embodiment, the linear solenoid valve SLT has a right-down characteristic as shown in FIG. 5, but it may have a right-up characteristic having a dead area A at the right end. In such a case, the line pressure output characteristic of the line pressure generator 90 may be reversed.
[0041]
In the above-described embodiment, the drive signal D supplied to the linear solenoid valve SLT _SLT Is the input torque T of the automatic transmission 14 _IN On the contrary, the input torque T of the automatic transmission 14 is generated so that the value becomes larger as the value becomes smaller. _IN It may be generated so that the smaller the value becomes, the smaller the value becomes. In this case, the linear solenoid valve SLT only needs to have a characteristic of rising to the right with a dead area A at the left end.
[0042]
The above description is only an example of the present invention, and the present invention can be variously modified without departing from the gist of the present invention.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration of a vehicle power transmission device including a control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram for explaining a shift speed achieved by a combination of operations of friction engagement devices provided in the automatic transmission of FIG. 1;
FIG. 3 is a block diagram schematically illustrating a main configuration of a hydraulic control device that controls the automatic transmission of FIG. 1;
4 is a hydraulic circuit diagram for specifically explaining a hydraulic circuit configuration of the source pressure generating device of FIG. 3; FIG.
FIG. 5 is a diagram for explaining the characteristics of the linear solenoid valve SLT in FIG. 4;
6 is a functional block diagram illustrating a main part of a control function of the shift electronic control device of FIG. 1; FIG.
FIG. 7 is a view corresponding to FIG. 5 showing characteristics of a conventional linear solenoid valve SLT.
[Explanation of symbols]
14: Automatic transmission
90: Line pressure generator
SLT: Linear solenoid valve
D _SLT : Driving signal
P _S : Control pressure
P _L : Line pressure
A: Insensitive area

Claims (2)

複数の油圧式摩擦係合装置の作動の組み合わせによってギヤ段が選択される車両用自動変速機において、エンジン負荷の大きさを示す駆動信号により駆動されるソレノイドの付勢力とスプリングの付勢力および制御圧に基づく推力とが平衡するように作動させられるスプール弁子の作動位置により該駆動信号に応じて連続的に変化する制御圧を出力するリニヤソレノイド弁と、前記油圧式摩擦係合装置の元圧となるライン圧を該リニヤソレノイド弁から出力される制御圧に基づいて発生させるライン圧発生装置とを備える形式の油圧制御装置であって、
前記リニヤソレノイド弁には、前記駆動信号の変化に拘らず前記制御圧を変化させない不感領域が、該駆動信号の変化範囲の端部であって該駆動信号が前記エンジン負荷の最小値を示す値を含む範囲に設けられており、
前記ライン圧発生装置は、上記不感領域に対応する制御圧に基づいて前記リニヤソレノイド弁による調圧作動を行うことなく前記ライン圧の最低値を出力させるものであることを特徴とする車両用自動変速機の油圧制御装置。A plurality of hydraulic friction vehicular automatic transmission gear is selected by a combination of the operation of the coupling device, the biasing force of the biasing force and the spring of the solenoid to be more driven by the drive signal indicating the magnitude of the engine load and A linear solenoid valve that outputs a control pressure that continuously changes in accordance with the drive signal depending on the operating position of the spool valve element that is operated so that the thrust based on the control pressure is balanced, and the hydraulic friction engagement device A hydraulic pressure control device of a type including a line pressure generating device that generates a line pressure as a source pressure based on a control pressure output from the linear solenoid valve,
In the linear solenoid valve, the insensitive region where the control pressure is not changed regardless of the change of the drive signal is an end of the change range of the drive signal, and the drive signal is a value indicating the minimum value of the engine load. It is provided in the range including
Said line pressure generating device for a vehicle, which is a shall to output the minimum value of the line pressure without performing pressure operated adjustment by said linear solenoid valve based on a control pressure corresponding to the dead region Hydraulic control device for automatic transmission. 前記リニヤソレノイド弁に設けられた不感領域は、車両の非駆動状態でのシフトレバーの走行レンジ選択操作時、または車両の非駆動状態でのオフアップ変速時に使用されるものである請求項１の車両用自動変速機の変速制御装置。  The insensitive area provided in the linear solenoid valve is used when a shift lever travel range is selected when the vehicle is not driven or when an off-shift is performed when the vehicle is not driven. A shift control device for an automatic transmission for a vehicle.

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