JPH01193450A - Control device for automatic transmission - Google Patents
Control device for automatic transmissionInfo
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- JPH01193450A JPH01193450A JP63018303A JP1830388A JPH01193450A JP H01193450 A JPH01193450 A JP H01193450A JP 63018303 A JP63018303 A JP 63018303A JP 1830388 A JP1830388 A JP 1830388A JP H01193450 A JPH01193450 A JP H01193450A
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- Control Of Transmission Device (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明は、車両等に用いられる自動変速機の制御装置に
関し、詳しくは、踏み込みダウンシフト時のエンジン空
炊き現象を回避し、運転フィーリングを改善した自動変
速機の制御装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Field of Industrial Application) The present invention relates to a control device for an automatic transmission used in a vehicle, etc., and more particularly, the present invention relates to a control device for an automatic transmission used in a vehicle, etc. The present invention relates to a control device for an automatic transmission that has been improved.
（従来の技術）
近時の車両に対する要求の高度化に伴い、自動変速機に
あっては、電子制御方式などを採用して加速性能や経済
性を満足させるとともに、実際の走行状態に適応したよ
りきめ細かな変速特性が得られるようになってきた。さ
らに、多段式変速機の欠点である変速過渡時に発生する
変速ショックも、油圧特性などを改善して軽減傾向にあ
り、運転フィーリングの面でもおおむね満足のいくレベ
ルに至っている。(Conventional technology) As the requirements for vehicles have become more sophisticated in recent years, automatic transmissions have adopted electronic control methods to satisfy acceleration performance and economy, and to adapt to actual driving conditions. It has become possible to obtain more precise shifting characteristics. Furthermore, the shift shock that occurs during shift transitions, which is a disadvantage of multi-stage transmissions, has been reduced by improving hydraulic characteristics, and the driving feeling has generally been reduced to a satisfactory level.
従来のこの種の変速ショックを軽減したものとしては、
例えば、３−２変速時に一方側の摩擦要素（例えばハイ
クラフチＨ／Ｃ）が締結から解放へと変化し、他方側の
摩擦要素（例えば、バンドブレーキＢ／Ｂ）が解放から
締結へと変化するような自動変速機の、上記Ｂ／Ｂに対
して解放状態維持のために供給されていた解放側油圧（
以下、３Ｒ圧）のドレーン経路を２系統とするとともに
、各系統に流路抵抗差をつけたものが知られている。As a conventional method to reduce this type of shift shock,
For example, during a 3-2 gear shift, the friction element on one side (e.g. high clutch H/C) changes from engagement to release, and the friction element on the other side (e.g. band brake B/B) changes from release to engagement. In an automatic transmission, the release side hydraulic pressure (
It is known that there are two drain paths for the 3R pressure (hereinafter referred to as 3R pressure), and each system has a different flow path resistance.
そして、この例によれば、車速に応じて上記経路を選択
し、Ｂ／Ｂの解放側油圧のドレーン速度を２段階に調節
してＨ／ＣおよびＢ／Ｂの解放、締結のタイミングを取
り、変速ショックの発生を軽減している。According to this example, the above route is selected according to the vehicle speed, and the drain speed of the hydraulic pressure on the release side of B/B is adjusted in two stages to determine the timing of releasing and engaging H/C and B/B. , reducing the occurrence of gear shift shock.
（発明が解決しようとする課題）
しかしながら、このような従来のものにあっては、Ｂ／
Ｂの解放側油圧のドレーン速度を車速に応じて２段階に
しか変えられない構成となっていたため、全てのエンジ
ンの運転状態に適切に対応させるには至らず、例えば、
パワーオフ（スロットル全閉）状態からの踏み込みによ
るエンジンの運転状態に合わせて上記２段階の解放速度
をチューニングしたとすると、エンジンの吹は上がり速
度が速いパワーオン（走行抵抗時等）状態からの踏み込
みダウンシフト時では、解放速度がマツチングしなくな
ることがあり、この場合、エンジンの空吹けが発生して
運転フィーリングが悪化するといった問題点があった。(Problem to be solved by the invention) However, in such conventional products, B/
Since the configuration was such that the drain speed of the hydraulic pressure on the release side of B could only be changed in two stages depending on the vehicle speed, it was not possible to appropriately respond to all engine operating conditions.
If we tune the above two release speeds according to the engine operating state when the pedal is pressed from the power-off state (throttle fully closed), the engine speed will rise and the speed will increase from the power-on state (during running resistance, etc.). When downshifting by pressing down, the release speeds may not match, and in this case, there is a problem in that the engine races and the driving feeling deteriorates.
第８図は、従来の３−２変速過渡時のタイミングチャー
トである。第８図において、スロットル開度（α）が所
定の開度へと開かれたことを検出して変速の決定が行わ
れ、３速の安定状態から３−２速への変速期間へ移行す
るための変速信号５ＳＥＬがＡ／Ｔコントロールユニッ
トから出力される。自動変速機のコントロールパルプで
は、このＳ ＳＱＬに従ってブレーキバンドＢ／Ｂの解
放側油圧（３Ｒ圧）を低下させるとともに、ハイクラッ
チＨ／Ｃの締結圧（Ｈ／Ｃ圧）をも低下せていき、これ
により、ブレーキバンドＢ／Ｂは解放から締結に変化す
る一方、ハイクラッチＨ／Ｃは締結から解放へと変化し
ていく。FIG. 8 is a timing chart during a conventional 3-2 speed change transition. In FIG. 8, a shift decision is made by detecting that the throttle opening (α) has been opened to a predetermined opening, and the shift period shifts from the stable state of 3rd gear to 3rd-2nd gear. A speed change signal 5SEL for this purpose is output from the A/T control unit. The control pulp of the automatic transmission lowers the release side oil pressure (3R pressure) of the brake band B/B and also lowers the engagement pressure (H/C pressure) of the high clutch H/C according to this S SQL. As a result, the brake band B/B changes from released to engaged, while the high clutch H/C changes from engaged to released.
ところで、エンジンの高出力域は、所定の中高回転域で
得られるが、この高出力域に到達するまでの時間は、パ
ワーオフからの踏み込みに対し、パワーオンからの踏み
込みの方が比較的早い。By the way, the engine's high output range is obtained in a predetermined mid-to-high rotation range, but the time it takes to reach this high output range is relatively faster when you press the engine from power on than from power off. .
したがって、上記ハイクラッチＨ／Ｃの解放タイミング
とブレーキバンドＢ／Ｂの締結タイミングをパワーオフ
に対応させてチューニングした場合、パワーオンからの
踏み込みを行うと、まだブレーキバンドＢ／Ｂが充分に
締結しないうちに、高出力域に到達してしまうことが考
えられ、この場合、ハイクラッチＨ／Ｃは解放に移行し
つつ係合圧を減少させているから、エンジンが軽負荷状
態となり、第８図に示すようにエンジン回転数Ｎｅ、タ
ービン回転数Ｎｔの吹は上がりが発生してしまい、運転
フィーリングの悪化を招く。Therefore, if the release timing of the above-mentioned high clutch H/C and the engagement timing of brake band B/B are tuned to correspond to power-off, when the pedal is depressed from power-on, brake band B/B is still sufficiently engaged. It is conceivable that the high output range will be reached before the engine reaches the high output range.In this case, the high clutch H/C will shift to disengagement and reduce the engagement pressure, so the engine will be in a light load state and the 8th As shown in the figure, the engine rotational speed Ne and the turbine rotational speed Nt increase, resulting in deterioration of driving feeling.
なお、第８図中、Ｔは一定の時間で約１．５秒、Ｔｏは
パワーオフからの変化を示す自動変速機の出力軸トルク
、Ｔｏ’はパワーオンからの変化を示す出力軸トルク、
Ｎｅはパワーオフからのエンジン回転数の変化を示す特
性線、Ｎｅ’はパワーオンからのエンジン回転数の変化
を示す特性線、Ｎｔはパワーオフからのタービン回転数
の変化を示す特性線、Ｎｔ’はパワーオンからのタービ
ン回転数の変化を示す特性線、Ｇａはパワーオフからの
変化を示す実際の自動変速機のギア比を示す特性線、Ｇ
ａ′はパワーオンからの変化を示す実際の自動変速機の
ギア比を示す特性線である。In Fig. 8, T is a constant time of about 1.5 seconds, To is the output shaft torque of the automatic transmission indicating the change from power off, To' is the output shaft torque indicating the change from power on,
Ne is a characteristic line showing the change in engine speed from power-off, Ne' is a characteristic line showing change in engine speed from power-on, Nt is a characteristic line showing change in turbine speed from power-off, Nt ' is a characteristic line that shows the change in turbine rotation speed from power-on, Ga is a characteristic line that shows the gear ratio of the actual automatic transmission, and G is a characteristic line that shows the change from power-off.
a' is a characteristic line showing the actual gear ratio of the automatic transmission showing the change from power-on.
（発明の目的）
本発明は、上記問題点に鑑みてなされもので、パワーオ
ンダウンシフト時のエンジンの空吹けを回避して運転フ
ィーリングを改善することを目的としている。(Object of the Invention) The present invention has been made in view of the above-mentioned problems, and an object of the present invention is to improve the driving feeling by avoiding engine racing during power-on downshifts.
（課題を解決するための手段）
本発明による自動変速機の制御装置は上記目的達成のた
めに、エンジンからの駆動力を受けて回転する入力軸と
、回転可能に駆動系に結合される出力軸と、該入力軸お
よび出力軸の間に介在し、複数段の選択可能なギア比を
有する歯車変速機構と、複数の摩擦要素を有する摩擦係
合機構と、を具備し、該摩擦係合機構の少なくとも２つ
の摩擦要素の一方側が締結状態で他方側が解放状態にあ
るとき、前記歯車変速機構は所定のギア比を選択し、ま
た、該２つの摩擦要素の状態が反転すると、該所定のギ
ア比から低速側のギア比へと切り換えられる自動変速機
の制御装置において、前記人力軸の回転数を検出する入
力軸回転数検出手段と、前記出力軸の回転数を検出する
出力軸回転数検出手段と、入力軸回転数および出力軸回
転数に基づいて、両軸間の軸間回転数比を演算する回転
数比演算手段と、前記低速側のギア比に相当する目標軸
間回転数比を設定する目標設定手段と、前記２つの摩擦
要素の状態が反転しつつあるとき、軸間回転数比が目標
軸間回転数比に一致すると、他方側の摩擦要素を締結状
態へと速やかに移行させる移行手段と、を備えて構成し
ている。(Means for Solving the Problems) In order to achieve the above object, an automatic transmission control device according to the present invention has an input shaft that rotates in response to driving force from an engine, and an output that is rotatably coupled to a drive system. a gear transmission mechanism interposed between the input shaft and the output shaft, the gear transmission mechanism having a plurality of selectable gear ratios, and a friction engagement mechanism having a plurality of friction elements; When one side of the at least two friction elements of the mechanism is in the engaged state and the other side is in the released state, the gear transmission mechanism selects a predetermined gear ratio, and when the states of the two friction elements are reversed, the gear transmission mechanism selects the predetermined gear ratio. In a control device for an automatic transmission that switches from a gear ratio to a gear ratio on the lower speed side, the input shaft rotation speed detection means detects the rotation speed of the human power shaft, and the output shaft rotation speed detects the rotation speed of the output shaft. a detection means, a rotation speed ratio calculation means for calculating an inter-shaft rotation speed ratio between both shafts based on the input shaft rotation speed and the output shaft rotation speed, and a target inter-shaft rotation speed corresponding to the gear ratio on the low speed side. a target setting means for setting a ratio; and when the states of the two friction elements are being reversed and the shaft-to-shaft rotation speed ratio matches the target shaft-to-shaft rotation speed ratio, the other friction element is quickly brought into a fastened state. and a transition means for transitioning to.
（作用）
本発明では、入力軸回転数および出力軸回転数から演算
された軸間回転数比が、目標軸間回転数比に一致したと
き、低速側摩擦要素の締結状態への移行が促進される。(Function) In the present invention, when the inter-shaft rotation speed ratio calculated from the input shaft rotation speed and the output shaft rotation speed matches the target shaft-to-shaft rotation speed ratio, the transition of the low-speed side friction element to the engaged state is promoted. be done.
すなわち、上記軸間回転数比は、実際のギア比に相当し
、また、目標軸間回転数比は、変速光の低速側のギア比
に相当しているから、これらが−敗した時点で低速側の
摩擦要素を締結させると、最適なトルク分担のもとに変
速操作が行われ、その結果、空炊は上りや変速ショック
が軽減される。In other words, since the above-mentioned shaft-to-shaft rotation speed ratio corresponds to the actual gear ratio, and the target shaft-to-shaft rotation speed ratio corresponds to the gear ratio on the low speed side of the speed change light, when these When the friction element on the low speed side is engaged, the gear shift operation is performed with optimal torque sharing, and as a result, the dry-cooking rise and shift shock are reduced.
（実施例） 以下、本発明を図面に基づいて説明する。(Example) Hereinafter, the present invention will be explained based on the drawings.
第１〜７図は本発明に係る自動変速機の制御装置の一実
施例を示す図である。1 to 7 are diagrams showing an embodiment of an automatic transmission control device according to the present invention.
まず、構成を説明する。第１図において、自動変速機１
に入力されたエンジン２がらの駆動力は、トルクコンバ
ータ３の流体を介して、あるいは必要に応じて摩擦係合
するロックアツプクラッチ４を介して、インプットシャ
フト（入力軸）５に伝達される。インプットシャフト５
およびアウトプットシャフト（出力軸）６の間には、歯
車変速機構７および摩擦係合機構８が介在しており、摩
擦係合機構８は、サーボ機構９からの油圧力を受けて後
述する各種クラッチや各種ブレーキ等の摩擦要素を選択
的に摩擦係合させ、歯車変速機構７に複数段階のギア比
の１つを達成させる。達成されたギア比に従って増大さ
れたエンジン２の駆動力は、プロペラシャフト１０を介
してファイナルドライブギア１１に伝えられ、ファイナ
ルドライブギア１１のファイナルギア比に従って更に増
大された後、ドライブシャフト１２から駆動輪１３に伝
達される。First, the configuration will be explained. In Fig. 1, automatic transmission 1
The driving force input from the engine 2 is transmitted to an input shaft (input shaft) 5 via fluid in a torque converter 3 or via a lock-up clutch 4 that engages in friction as necessary. input shaft 5
A gear transmission mechanism 7 and a friction engagement mechanism 8 are interposed between the output shaft (output shaft) 6 and the output shaft 6, and the friction engagement mechanism 8 receives hydraulic pressure from a servo mechanism 9 to act as a clutch for various types of clutches described later. The gear transmission mechanism 7 is caused to achieve one of a plurality of gear ratios by selectively frictionally engaging friction elements such as a brake or various types of brakes. The driving force of the engine 2, which has been increased according to the achieved gear ratio, is transmitted to the final drive gear 11 via the propeller shaft 10, and is further increased according to the final gear ratio of the final drive gear 11, and then is driven from the drive shaft 12. The signal is transmitted to the wheel 13.
一方、エンジン２の吸気通路に設けられたスロー／ ）
ルバルブ（図示せず）のスロットル開度αは、スロット
ルセンサ１４により検出され、アウトプットシャフト６
の回転数（出力軸回転数Ｎｏ）は、車速センサ（出力軸
回転数検出手段）１５により検出される。また、インプ
ットシャフト５と一体的に回転するトルクコンバータ３
の回転数（タービン回転数Ｎｔ）は、タービン回転セン
サ（入力軸回転数検出手段）１６により検出され、エン
ジン２の回転数Ｎｅはエンジンクランクシャフトに設け
られた回転センサ（図示せず）により検出される。On the other hand, the slow/ ) provided in the intake passage of engine 2
The throttle opening degree α of the throttle valve (not shown) is detected by the throttle sensor 14 and output shaft 6
The rotation speed (output shaft rotation speed No.) is detected by a vehicle speed sensor (output shaft rotation speed detection means) 15. Additionally, a torque converter 3 rotates integrally with the input shaft 5.
The rotation speed (turbine rotation speed Nt) of the engine 2 is detected by a turbine rotation sensor (input shaft rotation speed detection means) 16, and the rotation speed Ne of the engine 2 is detected by a rotation sensor (not shown) provided on the engine crankshaft. be done.
なお、１７は自動変速機油の温度を検出する油温センサ
、１８は図示しないスロットルセンサに組み込まれたキ
ックダウンスイッチやスピードメータ内蔵の車速センサ
およびセレクトレバーの選択位置を検知するインヒビタ
ススイソチなどの各種センサおよびスイッチ類である。In addition, 17 is an oil temperature sensor that detects the temperature of automatic transmission oil, 18 is a kick-down switch built into a throttle sensor (not shown), a vehicle speed sensor with a built-in speedometer, and an inhibitor switch that detects the selected position of a select lever. Various sensors and switches.
１９は回転数比演算手段および目標設定手段としてのＡ
／Ｔコントロールユニットであり、Ａ／Ｔコントロール
ユニット１９は後述のプログラムを実行するマイクロコ
ンピュータ等を含んで構成され、上記各センサやスイッ
チなどからの車両の走行状態を表す各種信号に基づいて
、最適な変速点特性を演算し、この演算結果に従って次
に述べるソレノイド群２０をＯＮ１０ Ｆ Ｆ制御する
。19 is A as a rotation speed ratio calculation means and a target setting means.
The A/T control unit 19 is configured to include a microcomputer, etc. that executes a program to be described later, and is configured to perform optimal control based on various signals representing the running state of the vehicle from the above-mentioned sensors and switches. A shift point characteristic is calculated, and the solenoid group 20 described below is controlled ON10FF according to the calculation result.
ソレノイド群２０は、ロックアツプソレノイド２１、シ
フトソレノイドＡ２２、シフトソレノイドＢ２３、オー
バーランクラッチソレノイド２４、ライン圧ソレノイド
２５を有し、ロックアツプソレノイド２１はロックアツ
プクラッチ４への供給油圧をＯＮ１０ＦＦしてロックア
ツプクラッチ４の作動、非作動をコントロールする。シ
フトソレノイドＡおよびＢ２２．２３は所定の組み合わ
せでＯＮ／○ＦＦＬ、この組み合わせに従って１速・・
・・・・４速の自動変速を行わせる。オーパーランクラ
ンチソレノイド２４は、前進自動変速（Ｄレンジ）の４
速時において、同時に作動した場合にインターコックを
発生させるような関係の例えばブレーキバンド（Ｂ／Ｂ
）とオーパーランクランチ（０／Ｃ）の油路を切り換え
る働きをし、これによりインターロックの発生を防止さ
せる。ライン圧ソレノイド２５はＡ／Ｔコントロールユ
ニット１９からライン圧制御信号ＳＣＴが入力されてい
る間、所定の周期（例えば、０゜０２秒周期）で０Ｎ１
０ＦＦを繰り返して、ドレーン回路を開閉し、Ｓｅｔ
の入力時間に応じてライン圧を増減操作する。２７は
トルクコンバータ３により駆動されるオイルポンプであ
り、オイルポンプ２７からの吐出油圧は、コントロール
バルブ２８に供給される。コントロールバルブ２８は切
換可能な複数の油圧回路を有しており、上述のソレノイ
ド群２０の各ソレノイドの０Ｎ１０ Ｆ Ｆによって油
圧回路が切り換えられたり、油圧のコントロールなどが
行われたりし、コントロールされた油圧は切り換えられ
た回路を介してサーボ機構９に供給される。サーボ機構
９は供給油圧に応じた油圧力等の操作力を発生し、前述
の摩擦係合機構８の係合（締結）や解放を行わせる。The solenoid group 20 includes a lock-up solenoid 21, a shift solenoid A22, a shift solenoid B23, an overrun clutch solenoid 24, and a line pressure solenoid 25. The lock-up solenoid 21 turns ON10FF the hydraulic pressure supplied to the lock-up clutch 4 and locks the lock-up solenoid 21. Controls activation and deactivation of up clutch 4. Shift solenoids A and B22.23 are ON/○FFL in a predetermined combination, and according to this combination, 1st speed...
...Perform 4-speed automatic gear shifting. The open run crunch solenoid 24 is the forward automatic shift (D range) 4
At high speeds, for example, brake bands (B/B
) and overrun crunch (0/C), thereby preventing interlock from occurring. While the line pressure control signal SCT is input from the A/T control unit 19, the line pressure solenoid 25 operates at 0N1 at a predetermined period (for example, a 0°02 second period).
Repeat 0FF to open and close the drain circuit, and set
The line pressure is increased or decreased according to the input time. 27 is an oil pump driven by the torque converter 3, and the hydraulic pressure discharged from the oil pump 27 is supplied to a control valve 28. The control valve 28 has a plurality of switchable hydraulic circuits, and the hydraulic circuits are switched or the hydraulic pressure is controlled by the 0N10 F F of each solenoid of the solenoid group 20 described above. Hydraulic pressure is supplied to the servomechanism 9 via a switched circuit. The servo mechanism 9 generates an operating force such as hydraulic pressure according to the supplied hydraulic pressure, and engages (fastens) or disengages the frictional engagement mechanism 8 described above.
例えば、３速選択中は、コントロールバルブ２８からＨ
／Ｃ圧、３Ｒ圧および２Ａ圧がサーボ機構９に供給され
、サーボ機構９はこのＨ／Ｃ圧に従ってハイクラッチＨ
／Ｃを締結させる操作力を発生させるとともに、３Ｒ圧
および２人圧に従ってブレーキバンドＢ／Ｂを解放させ
る操作力を発生させる。すなわち、３速選択中では、Ｈ
／Ｃ圧、３Ｒ圧および２Ａ圧によって一対の摩擦要素で
あるハイクラッチＨ／、Ｃが締結する一方、ブレーキバ
ンドＢ／Ｂが解放している。また、２速選択中は、Ｈ／
Ｃ圧および３Ｒ圧が低下するようになっており、Ｈ／Ｃ
圧の低下によりハイクラッチＨ／Ｃが解放へと移行する
とともに、３Ｒ圧と２Ａ圧の差が拡大してブレーキバン
ドＢ／Ｂは締結へと移行していく。For example, when the third speed is selected, the control valve 28
/C pressure, 3R pressure and 2A pressure are supplied to the servo mechanism 9, and the servo mechanism 9 operates the high clutch H according to this H/C pressure.
/C is generated, and an operating force is generated to release the brake band B/B according to the 3R pressure and the 2-person pressure. In other words, when 3rd gear is selected, H
The high clutches H/ and C, which are a pair of friction elements, are engaged by the /C pressure, 3R pressure, and 2A pressure, while the brake band B/B is released. Also, while 2nd speed is selected, H/
C pressure and 3R pressure are reduced, and H/C
As the pressure decreases, the high clutch H/C shifts to disengagement, and the difference between the 3R pressure and 2A pressure increases, and the brake band B/B shifts to engagement.
なお、２Ａ圧はライン圧にほぼ等しく、ライン圧は前述
したようにライン圧ゾレノイド２５によって増減操作が
可能になっている。Note that the 2A pressure is approximately equal to the line pressure, and the line pressure can be increased or decreased by the line pressure solenoid 25 as described above.
そして、ライン圧が増圧側に操作されると、サーボ機構
９内のバンドサーボ（図示せず）のピストン受圧面積差
やリターンスプリングのばね力などによって、ブレーキ
バンドＢ／Ｂは速やかに締結状態へと移行するようにな
っている。したがって、サーボ機構９、コントロールバ
ルブ２８およびライン圧を増減操作するライン圧ソレノ
イド２５は移行手段としての機能を有している。Then, when the line pressure is operated to the pressure increasing side, the brake band B/B is quickly brought into the fastened state due to the difference in the piston pressure receiving area of the band servo (not shown) in the servo mechanism 9, the spring force of the return spring, etc. It is now transitioning to Therefore, the servo mechanism 9, the control valve 28, and the line pressure solenoid 25 that increases or decreases the line pressure function as a transition means.
第２図は上記トルクコンバータ３、インプットシャフト
５、歯車変速機構７、摩擦係合機構８およびアウトプッ
トシャフト６を含むギヤトレーンを示す図である。第２
図において、トルクコンバータ３はエンジンのクランク
シャフト（図示せず）と一体的に回転するポンプ羽根車
３０と、ワンウェイクラ・７チ３１を介して車体３２に
固定され、逆転が阻止されたステータ３３と、流体を介
して伝えられるポンプ羽根車３０からの回転力により回
転し、この回転力をインプットシャフト５に伝達するタ
ービン羽根車３４と、必要に応じてポンプ羽根車３゜と
インプットシャフト５とを直結するロソクアッフリラフ
チ４とを含んで構成されている。FIG. 2 is a diagram showing a gear train including the torque converter 3, input shaft 5, gear transmission mechanism 7, friction engagement mechanism 8, and output shaft 6. Second
In the figure, the torque converter 3 includes a pump impeller 30 that rotates integrally with the engine crankshaft (not shown), and a stator 33 that is fixed to the vehicle body 32 via a one-way clutch 31 and prevented from reversing. , a turbine impeller 34 that rotates by the rotational force from the pump impeller 30 transmitted via fluid and transmits this rotational force to the input shaft 5, and the pump impeller 3° and the input shaft 5 as necessary. It is configured to include a rotoquaff relief 4 that is directly connected to the
歯車変速機構７は、フロント遊星歯車３５およびリア遊
星歯車３６を有し、フロント遊星歯車３５は、リバース
クラッチ（Ｒ／Ｃ）を介してインプットシャフト５側に
接続可能なフロントサンギア３７ト、アウトプットシャ
フト６側に固定されたフロントインターナルギア３８と
、ハイクラッチ（Ｈ／Ｃ）を介してインプットシャフト
５側に接続可能であるとともに、フロントサンギア３７
およびフロントインターナルギア３８とに噛み合いなが
ら自動と公転とを同時に行い得るフロントピニオンギア
３９と、ハイクラッチＨｌＣ側に設けられフロントピニ
オンギア３９を支持するフロントプラネットキャリア４
０と、を含んで構成されている。また、リア遊星歯車３
６は、インプットシャフト５側に固定されたリアサンギ
ア４１と、正転方向くエンジンと同一回転方向）の回転
を阻止するフォワードワンウェイクラッチ（Ｆ／○、Ｃ
）およびフォワードクラッチ（Ｆ／Ｃ）を介してフロン
トピニオンギア３９側に接続可能であるとともに、オー
バーランクラッチ（０／Ｃ）を介しても該接続が可能な
リアインターナルギア４２と、リアサンギア４１および
リアインターナルギア４２とに噛み合いながら自転と公
転とを同時に行い得るリアピニオンギア４３と、アウト
プットシャフト６側に設けられ、リアピニオンギア４３
を支持するりアブラネソトキャリア４４とを含んで構成
されている。The gear transmission mechanism 7 has a front planetary gear 35 and a rear planetary gear 36, and the front planetary gear 35 has a front sun gear 37 connectable to the input shaft 5 side via a reverse clutch (R/C) and an output shaft. The front internal gear 38 fixed on the 6 side can be connected to the input shaft 5 side via a high clutch (H/C), and the front sun gear 37
and a front pinion gear 39 that can perform automatic and revolution simultaneously while meshing with the front internal gear 38, and a front planet carrier 4 that is provided on the high clutch HIC side and supports the front pinion gear 39.
0. In addition, rear planetary gear 3
6 is a rear sun gear 41 fixed to the input shaft 5 side, and a forward one-way clutch (F/○, C
) and a forward clutch (F/C), and a rear internal gear 42 which can be connected to the front pinion gear 39 side via an overrun clutch (0/C), and a rear sun gear 41 and A rear pinion gear 43 that can simultaneously rotate and revolve while meshing with the rear internal gear 42, and a rear pinion gear 43 that is provided on the output shaft 6 side.
It is configured to include a rapeseed carrier 44 that supports the.
なお、Ｌ／○・Ｃはフロントプラネットキャリア４０の
正転方向の回転を固定するローワンウェイクラッチ、Ｒ
＆Ｒ／Ｂはフロントプラネットキャリア４０を車体３２
に固定可能なロームリバースブレーキ、４５はアウトプ
ットシャフト６に形成されたパーキングギア、４６は駐
車時にパーキングギア４５と噛み合ってアウトプットシ
ャフト６を車体３２側に固定するパーキングポールであ
る。また、Ｂ／Ｂはブレーキハンドであり、ブレーキハ
ンドＢ／Ｂは例えば２速選択時に締結してリバースクラ
ッチＲ／Ｃのフロントサンギア３７側を車体３２に固定
する。In addition, L/○・C is a row one-way clutch that fixes the forward rotation of the front planet carrier 40, and R
&R/B uses front planet carrier 40 as vehicle body 32
45 is a parking gear formed on the output shaft 6, and 46 is a parking pole that engages with the parking gear 45 and fixes the output shaft 6 to the vehicle body 32 side when parking. Further, B/B is a brake hand, and the brake hand B/B is engaged, for example, when selecting second speed to fix the front sun gear 37 side of the reverse clutch R/C to the vehicle body 32.
タービン回転センサ１６は励磁コイルと、インプントシ
ャフト５外周に形成された凹凸等と、を有し、ポンプ羽
根車３０と一体的に回転するインプットシャフト５の回
転数（Ｎｔ）を磁束の変化として検出する。同様に、車
速センサ１５はアウトプットシャフト６の回転数（ＮＯ
）を検出する。The turbine rotation sensor 16 has an excitation coil and irregularities formed on the outer periphery of the implant shaft 5, and detects the rotation speed (Nt) of the input shaft 5, which rotates integrally with the pump impeller 30, as a change in magnetic flux. To detect. Similarly, the vehicle speed sensor 15 detects the number of rotations of the output shaft 6 (NO
) is detected.
次に作用を説明する。Next, the effect will be explained.
第３〜５図はＡ／Ｔコントロールユニット１９で実行さ
れる変速制御プログラムの一部を示すフローチャートで
あり、第３図はその所定の時間毎に例えばタイマー割込
みによって実行されるメインルーチン、第４．５図はメ
インルーチンからの分岐で実行される各サブルーチンを
示す。3 to 5 are flowcharts showing a part of the speed change control program executed by the A/T control unit 19. FIG. Figure .5 shows each subroutine executed by branching from the main routine.
以下、これらのプログラムに従って説明する。The following will explain these programs.
まず、イグニッションキーのＯＮによって、Ａ／Ｔコン
トロールユニット１９に電源が供給されると、Ａ／Ｔコ
ントロールユニット１９はタイマー割込によって、第３
図のメインルーチンプログラムのＰｌ。を実行し、第４
図のＧａ検出サブルーチンプログラムを呼び出す。First, when power is supplied to the A/T control unit 19 by turning on the ignition key, the A/T control unit 19 uses a timer interrupt to
Pl of the main routine program in the figure. and execute the fourth
Call the Ga detection subroutine program shown in the figure.
第４図において、Ｐ、いＰ、□でタービン回転数Ｎｔお
よび出力軸回転数ＮＯを読み込み、Ｐ１３で次式■に従
って軸間回転比Ｇａを演算した後、メインルーチンプロ
グラムへリターンする。In FIG. 4, the turbine rotational speed Nt and the output shaft rotational speed NO are read at P, P, and □, and after calculating the inter-shaft rotational ratio Ga according to the following equation (2) at P13, the process returns to the main routine program.
Ｇａ＝Ｎｔ／Ｎｏ−−・−・・■
すなわち、Ｎｔはインプットシャフト５の回転数であり
、ＮＯはアウトプットシャフト６の回転数であるから、
Ｇａはこのときの歯車変速機構７の実際のギア比を表し
ている。Ga=Nt/No−・−・・■ In other words, since Nt is the rotation speed of the input shaft 5 and NO is the rotation speed of the output shaft 6,
Ga represents the actual gear ratio of the gear transmission mechanism 7 at this time.
第３図において、Ｐ２゜を実行すると、第５図のＨ／Ｃ
圧制御サブルーチンプログラムが呼び出される。第５図
において、ＰＸ３で変速中か否かを判別し、変速中の場
合、Ｐ２□でこの変速が３−２変速か否かを判別する。In Figure 3, when P2° is executed, H/C in Figure 5
The pressure control subroutine program is called. In FIG. 5, it is determined at PX3 whether or not a shift is being performed, and if the shift is being performed, it is determined at P2□ whether or not this shift is a 3-2 shift.
３−２変速では、前述したようにハイクラッチＨ／Ｃが
締結から解放へと変化する一方、ブレーキハンドＢ／Ｂ
が解放から締結へと変化するが、このとき、両者の動作
タイミングがエンジンの作動状態などに対応していない
と、例えばエンジンの空吹けが発生することがある。し
たがって、３−２変速の場合、ＰＺ＋で先に演算された
実際の歯車変速機構７のギア比に相当するＧａと目標軸
間回転数比ＧＬとを比較する。In the 3-2 gear shift, as mentioned above, the high clutch H/C changes from engagement to release, while the brake hand B/B
changes from release to engagement, but at this time, if the operation timings of both do not correspond to the operating state of the engine, engine racing may occur, for example. Therefore, in the case of 3-2 shifting, Ga corresponding to the actual gear ratio of the gear transmission mechanism 7 previously calculated in PZ+ is compared with the target inter-shaft rotation speed ratio GL.
ここで、目標軸間回転数比ＧＬは、３速から２速への変
速過渡期間において、２速側の摩擦要素（ブレーキハン
ドＢ／Ｂ）を締結させてトルク伝達経路を入れ替える際
に、エンジンの空吹けや変速ショックなどが発生しない
最適な歯車変速機構７のギア比に相当する値であり、こ
の値は、実験等によって最も適切なものが設定される。Here, the target shaft-to-shaft rotation speed ratio GL is determined by the engine speed when the friction element (brake hand B/B) on the 2nd speed side is engaged and the torque transmission path is switched during the transition period from 3rd speed to 2nd speed. This value corresponds to the optimum gear ratio of the gear transmission mechanism 7 that does not cause racing or shift shock, and this value is set to the most appropriate value through experiments or the like.
したがって、Ｐ２３でＧａ≧ＧＬのときは、２速側の摩
擦要素（ブレーキハンドＢ／Ｂ）を締結させる最適なタ
イミングであるから、Ｐ２４でライン圧増圧フラグＬＦ
をセント（“１”）して第３図のメインルーチンプログ
ラムにリターンする。Therefore, when Ga≧GL in P23, it is the optimal timing to engage the friction element (brake hand B/B) on the 2nd speed side, so the line pressure increase flag LF is set in P24.
cent (“1”) and returns to the main routine program shown in FIG.
第３図において、Ｐ３ｏＴ：ＬＦを点検し、ＬＦが“１
”にセットされている間、ライン圧制御信号ＳＣＴを出
力し続け、ライン圧ソレノイド２５を作動させてライン
圧を増圧側に操作する。In Fig. 3, P3oT:LF is checked and LF is “1”.
”, the line pressure control signal SCT continues to be output, and the line pressure solenoid 25 is operated to increase the line pressure.
第６図は、３−２変速時の動作を示すタイミングチ、ヤ
ードである。第６図において、まず、スロットル開度α
の変化から２速へのパワーオンダウンシフトが決定され
ると、シフトソレノイドＢ２３が作動して３速から２速
への変速動作が開始される。これにより、３速時に締結
していたハイクラッチＨ／Ｃの締結圧が徐々に低下する
とともに、３速時に解放していたブレーキバンドＢ／Ｂ
のバックラッシュがつめられ徐々に締結側へと移行して
いく。これらの摩擦要素の状態変化に伴って歯車変速機
構７のギア比が２速側へと徐々に変化し、この変化は、
タービン回転数Ｎｔおよび出力軸回転数ＮＯの比（Ｇａ
）として検出される。そして、Ｇａ≧ＧＬになったとき
、ライン圧増圧フラグＬＦがセットされ、ライン圧・２
Ａ圧が増圧操作される。FIG. 6 shows timing and yardage showing the operation during 3-2 gear shifting. In Fig. 6, first, throttle opening α
When a power-on downshift to 2nd speed is determined based on the change in , shift solenoid B23 is activated and a shift operation from 3rd speed to 2nd speed is started. As a result, the engagement pressure of the high clutch H/C, which was engaged in 3rd gear, gradually decreases, and the brake band B/B, which was released in 3rd gear, gradually decreases.
The backlash is reduced and the process gradually shifts to the conclusion side. As the state of these friction elements changes, the gear ratio of the gear transmission mechanism 7 gradually changes to the second speed side, and this change
Ratio of turbine rotation speed Nt and output shaft rotation speed NO (Ga
) is detected as Then, when Ga≧GL, the line pressure increase flag LF is set, and the line pressure
Pressure A is increased.
すなわち、この増圧操作によってブレーキバンドＢ／Ｂ
の締結圧が高められるので、ブレーキバンドＢ／Ｂは速
やかに締結状態へと移行して、例えは、パワーオンダウ
ンシフト時におけるエンジンの空吹は現象を回避するこ
とができる。In other words, this pressure increase operation causes the brake band B/B
Since the engagement pressure of the brake band B/B is increased, the brake band B/B quickly shifts to the engagement state, and, for example, it is possible to avoid the phenomenon of engine racing during a power-on downshift.
このように、本実施例では、タービン回転数Ｎｔおよび
出力軸回転数ＮＯに基づいて、歯車変速機構７の実際の
ギア比に相当する軸間回転比Ｇａを検出し、このＧａが
予め設定された目標軸間回転数比ＧＬと一致したとき、
ブレーキバンドＢ／Ｂが速やかに締結状態へと移行する
ようにライン圧を増圧操作している。As described above, in this embodiment, the inter-shaft rotation ratio Ga corresponding to the actual gear ratio of the gear transmission mechanism 7 is detected based on the turbine rotation speed Nt and the output shaft rotation speed NO, and this Ga is set in advance. When it matches the target inter-axis rotation speed ratio GL,
The line pressure is increased so that brake band B/B quickly transitions to the engaged state.
したがって、パワーオンダウンシフト時のように、エン
ジン出力が短時間に高出力域に至る場合であっても、ブ
レーキバンドＢ／Ｂの締結タイミングが実際の歯車変速
機構７のギア比変化に応答したものとなるので、エンジ
ンの空吹けといった不具合を回避することができ、運転
フィーリングを改善することができる。Therefore, even when the engine output reaches a high output range in a short time, such as during a power-on downshift, the engagement timing of the brake band B/B responds to the actual gear ratio change of the gear transmission mechanism 7. As a result, problems such as engine racing can be avoided and the driving feeling can be improved.
第７図は、実車を用いた３−２変速時の空吹は回避効果
を示すタイミングチャートであり、同図からも理解され
るように、予め設定された適当なＧＬに、実際の軸間回
転比Ｇａが一致した時点で、ライン圧・２Ａ圧を増圧操
作すると、エンジン回転数Ｎｅおよびタービン回転数Ｎ
ｔの空吹けが回避され、本実施例の効果が確認される。Fig. 7 is a timing chart showing the effect of avoiding racing during a 3-2 gear shift using an actual vehicle. When the line pressure and 2A pressure are increased when the rotation ratio Ga matches, the engine rotation speed Ne and the turbine rotation speed N
t is avoided, and the effect of this embodiment is confirmed.
（効果）
本発明によれば、実際のギア比変化に基づいて、低速側
の摩擦要素の締結タイミングを設定しているので、特に
、パワーオンダウンシフト時のエンジンの空吹けを回避
することができ、運転フィーリングを改善することがで
きる。(Effects) According to the present invention, since the engagement timing of the friction element on the low speed side is set based on the actual gear ratio change, it is possible to avoid engine revving particularly during power-on downshifts. It is possible to improve the driving feeling.
第１〜７図は本発明に係る自動変速機の制御装置の一実
施例を示す図であり、第１図はその全体構成図、第２図
はそのパワートレーンの構成図、第３図はその変速制御
メインプログラムのフローチャート、第４図はそのＧａ
検出処理サブルーチンプログラムのフローチャート、第
５図はそのライン圧Ｉｔ） ’＜Ｂサブルーチンプログ
ラムのフローチャート、第６図はその作用を説明するた
めのタイミングチャート、第７図はその効果を説明する
ためのタイミングチャート、第８図は従来の問題点を説
明するためのタイミングチャートである。
５・・・・・・インプットシャフト （入力軸）、６・
・・・・・アウトプットシャフト（出力軸）、７・・・
・・・歯車変速機構、
８・・・・・・摩擦係合機構、
Ｈ／Ｃ・・・・・・ハイクラッチ（一方何の摩擦要素）
、Ｂ／Ｂ・・・・・・ブレーキバンド（他方側の摩擦要
素）、１５・・・・・・車速センサ（出力軸回転数検出
手段）、１６・・・・・・タービン回転センサ（入力軸
回転数検出手段）、
１９・・・・・・Ａ／Ｔコントロールユニット（回転ｎ
比演算手段、目標設定手段）、1 to 7 are diagrams showing one embodiment of an automatic transmission control device according to the present invention, in which FIG. 1 is an overall configuration diagram thereof, FIG. 2 is a configuration diagram of its power train, and FIG. The flowchart of the speed change control main program, Figure 4, is the Ga
FIG. 5 is a flowchart of the detection processing subroutine program, FIG. 5 is a flowchart of the line pressure It)'<B subroutine program, FIG. 6 is a timing chart for explaining its action, and FIG. 7 is a timing chart for explaining its effect. FIG. 8 is a timing chart for explaining the conventional problems. 5... Input shaft (input shaft), 6.
...Output shaft (output shaft), 7...
...gear transmission mechanism, 8...friction engagement mechanism, H/C...high clutch (on the other hand, what friction element)
, B/B...Brake band (friction element on the other side), 15...Vehicle speed sensor (output shaft rotation speed detection means), 16...Turbine rotation sensor (input shaft rotation speed detection means), 19...A/T control unit (rotation n
ratio calculation means, goal setting means),
Claims (1)
可能に駆動系に結合される出力軸と、該入力軸および出
力軸の間に介在し、複数段の選択可能なギア比を有する
歯車変速機構と、複数の摩擦要素を有する摩擦係合機構
と、を具備し、該摩擦係合機構の少なくとも２つの摩擦
要素の一方側が締結状態で他方側が解放状態にあるとき
、前記歯車変速機構は所定のギア比を選択し、また、該
２つの摩擦要素の状態が反転すると、該所定のギア比か
ら低速側のギア比へと切り換えられる自動変速機の制御
装置において、前記入力軸の回転数を検出する入力軸回
転数検出手段と、前記出力軸の回転数を検出する出力軸
回転数検出手段と、入力軸回転数および出力軸回転数に
基づいて、両軸間の軸間回転数比を演算する回転数比演
算手段と、前記低速側のギア比に相当する目標軸間回転
数比を設定する目標設定手段と、前記２つの摩擦要素の
状態が反転しつつあるとき、軸間回転数比が目標軸間回
転数比に一致すると、他方側の摩擦要素を締結状態へと
速やかに移行させる移行手段と、を備えたことを特徴と
する自動変速機の制御装置。An input shaft that rotates in response to driving force from the engine, an output shaft that is rotatably coupled to the drive system, and a gear that is interposed between the input shaft and the output shaft and has multiple selectable gear ratios. The gear transmission mechanism comprises a transmission mechanism and a friction engagement mechanism having a plurality of friction elements, and when one side of at least two friction elements of the friction engagement mechanism is in a engaged state and the other side is in a released state, the gear transmission mechanism In an automatic transmission control device that selects a predetermined gear ratio and switches from the predetermined gear ratio to a gear ratio on the lower speed side when the states of the two friction elements are reversed, the rotation speed of the input shaft is controlled. An input shaft rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the output shaft, an output shaft rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the output shaft, and an inter-shaft rotation speed ratio between the two shafts based on the input shaft rotation speed and the output shaft rotation speed. a rotation speed ratio calculation means for calculating a rotation speed ratio, and a target setting means for setting a target rotation speed ratio between shafts corresponding to the gear ratio on the low speed side; 1. A control device for an automatic transmission, comprising: a transition means for quickly shifting a friction element on the other side to an engaged state when the number ratio matches a target rotation speed ratio between shafts.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63018303A JPH01193450A (en) | 1988-01-27 | 1988-01-27 | Control device for automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63018303A JPH01193450A (en) | 1988-01-27 | 1988-01-27 | Control device for automatic transmission |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH01193450A true JPH01193450A (en) | 1989-08-03 |
Family
ID=11967844
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP63018303A Pending JPH01193450A (en) | 1988-01-27 | 1988-01-27 | Control device for automatic transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH01193450A (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH04278844A (en) * | 1990-10-23 | 1992-10-05 | Saturn Corp | Method for releasing and controlling connection between off-going and on-coming friction device |
| EP0633410A1 (en) * | 1993-07-06 | 1995-01-11 | Ford Motor Company Limited | An automatic transmission |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5947552A (en) * | 1982-09-10 | 1984-03-17 | Mitsubishi Motors Corp | Control device for automatic transmission |
-
1988
- 1988-01-27 JP JP63018303A patent/JPH01193450A/en active Pending
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5947552A (en) * | 1982-09-10 | 1984-03-17 | Mitsubishi Motors Corp | Control device for automatic transmission |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH04278844A (en) * | 1990-10-23 | 1992-10-05 | Saturn Corp | Method for releasing and controlling connection between off-going and on-coming friction device |
| EP0633410A1 (en) * | 1993-07-06 | 1995-01-11 | Ford Motor Company Limited | An automatic transmission |
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