JPH0130025B2 - - Google Patents
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- JPH0130025B2 JPH0130025B2 JP59176301A JP17630184A JPH0130025B2 JP H0130025 B2 JPH0130025 B2 JP H0130025B2 JP 59176301 A JP59176301 A JP 59176301A JP 17630184 A JP17630184 A JP 17630184A JP H0130025 B2 JPH0130025 B2 JP H0130025B2
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- Control Of Transmission Device (AREA)
Description
産業上の利用分野
本発明は、自動車等の車輌に用いられる自動変
速機の油圧制御装置に係り、特にクリープ低減制
御とヒルホールド制御とを行う油圧制御装置に係
る。
従来の技術
自動車等の車輌に用いられる自動変速機は、一
般に、内燃機関より回転動力を与えられる流体式
トルクコンバータと、前記流体式トルクコンバー
タより回転動力を与えられ複数個の摩擦係合装置
の係合と解放により複数個の変速段の間に切換え
られる遊星歯車式の歯車変速装置とを有し、前記
歯車変速装置は車速とアクセルペダルの踏込量と
に応じて予め定められた変速パターンに従つて変
速段を換えられるようになつている。
従来一般に、上述の如き車輌用自動変速機に於
てはシフト用ブレーキがＤレンジの如き走行レン
ジに設定されていると、アクセルペダルの踏込み
が解除され且車速が実質的に零であつても、即ち
アイドル運転時にも前記歯車変速装置は、ニユー
トラル状態にはならず、第一速段に設定され、こ
のため車輌の発進はアクセルペダルの踏込みに対
して優れた応答性をもつて行われるが、しかしア
イドル運転時に前記歯車変速装置が第一速段に設
定されていると、内燃機関の出力が流体式トルク
コンバータを経て前記歯車変速装置の前進走行用
入力部材に伝達されるため、アイドル振動が大き
く、またクリープが生じ、車輌を完全に停止させ
るためには車輌走行制動用ブレーキを制動作動さ
せるべくブレーキペダルが比較的強く踏込まれな
ければならず、更にこの時の流体式トルクコンバ
ータの引摺りによつてアイドル運転時の燃料経済
性が悪化し、しかも流体式トルクコンバータの作
動油の温度が上昇することが知られている。
上述の如き問題に鑑み、車輌が実質的に停止し
ているアイドル運転時には、前記歯車変速装置の
摩擦係合装置のうち流体式トルクコンバータの出
力部材と歯車変速装置の車輌前進走行用入力部材
とを選択的に接続する所謂フオワードクラツチの
係合圧を前進変速段達成時より低く該フオワード
クラツチが滑りを生じる程度の値に設定し、また
車輌の後退を阻止するシフト用ブレーキを係合さ
せ、流体式トルクコンバータの出力トルクが歯車
変速装置の前進走行用入力部材に伝達されないよ
うにしてクリープの低減を図ると共に前記シフト
用ブレーキの係合から坂道等にて車輌が不用意に
後退することを阻止すること、即ちヒルホールド
制御を行うことが既に提案されている。これは例
えば特開昭58−207553号公報に示されている。
発明が解決しようとする問題点
上述の如きクリープ低減制御とヒルホールド制
御とは互いに関連して確実に同時制御されなけれ
ばならず、さもないと、適切なクリープ低減制御
域いはヒルホールド制御が行われなくなつたり、
最低速変速段以外の変速段が成立する如き不具合
が生じる。
本発明は、クリープ低減のためのフオワードク
ラツチの係合圧低減制御とヒルホールドのための
ブレーキ係合制御とを簡単な構造にて確実に同時
に行うよう構成された油圧制御装置を提供するこ
とを目的としている。
問題点を解決するための手段
上述の如き目的は、本発明によれば、サーボピ
ストンの一方の側に設けられたクラツチ係合圧増
大用油室と前記サーボピストンの他方の側に設け
られ前記係合圧増大用油室によるクラツチ係合圧
の増大に対抗してクラツチ係合圧を減少させるク
ラツチ係合圧減少用油室とを有し前記クラツチ係
合圧減少用油室の押圧作用面積は前記クラツチ係
合圧増大用油室の押圧作用面積より小さいフオワ
ードクラツチ用油圧サーボ装置と、油室を有し該
油室に油圧を供給されることにより車輌の後退を
阻止するシフト用ブレーキを係合させるブレーキ
用油圧サーボ装置と、前記クラツチ係合圧減少用
油室に対する油圧の給排と前記ブレーキ用油圧サ
ーボ装置の前記油室に対する油圧の給排を制御す
るアイドル制御弁とを有し、前記アイドル制御弁
は前記クラツチ係合圧減少用油室に対する油圧の
供給と前記ブレーキ用油圧サーボ装置の前記油室
に対する油圧の供給とを互いに同時に行うよう構
成されていることを特徴とする車輌用自動変速機
の油圧制御装置によつて達成される。
発明の作用及び効果
上述の如き構成によれば、クリープ低減を目的
としたフオワードクラツチの係合圧の低減はクラ
ツチ係合圧低減用油室に油圧を供給することによ
り行われ、またヒルホールド制御を目的としたブ
レーキの係合圧の増大は前記油圧と同じ油圧、例
えばライン油圧をブレーキ用油圧サーボ装置の油
室に供給することにより行われ、そしてこの二つ
の油圧供給制御が一つのアイドル制御弁によつて
一括して行われることによりクリープ低減制御と
ヒルホールド制御とが互いに絶対的な関係をもつ
て確実に同時に行われるようになる。このことか
ら該作動等によりその二つの制御のうちの一方の
みが実行される如き不具合が確実に回避される。
クラツチ係合圧増大用油室とクラツチ係合圧減
少用油室、更にはブレーキ用油圧サーボ装置の油
室にはライン油圧の如き同一油圧が供給されてよ
く、クラツチ係合圧油室に対する油圧の供給は一
般的な油圧制御装置が従来より備えているマニユ
アルシフト弁により制御され、クラツチ係合圧減
少用油室とブレーキ用油圧サーボ装置の油室に対
する油圧の供給はこれら油室を油圧供給ポートと
ドレーンポートとに選択的に切換接続する単純な
切換弁よりなるアイドル制御弁により行われれば
よく、油圧制御装置にはこのアイドル制御弁が新
に設けられるだけでよい。
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。
第１図は一般的な車輌用自動変速機の構成を解
図的に示している。自動変速機１は、ポンプ羽根
車３とタービン羽根車４とステータ羽根車５と直
給クラツチ６とを有する三要素一段二相型の一般
的な直給クラツチ付流体式トルクコンバータ２
と、補助変速装置としての歯車変速装置７とを有
し、流体式トルクコンバータ３の入力部材である
ポンプ羽根車３は内燃機関１００の出力軸１０１
に駆動連結され、流体式トルクコンバータ２の出
力部材であるタービン羽根車４は歯車変速装置７
の入力軸９に駆動連結され、歯車変速装置７の出
力軸８は車輌の図示されていない駆動車輪に差動
歯車装置を経て駆動連結されている。
歯車変速装置７は副歯車変速装置１０と主歯車
変速装置１１とを互いに直列に有している。
副歯車変速装置１０は、サンギア１２と、サン
ギア１２と同芯に設けられたリングギア１３と、
サンギア１２とリングギア１３との間にあつて該
両者に噛合したプラネタリピニオン１４と、プラ
ネタリピニオン１４を回転可能に支持したキヤリ
ア１５と、サンギア１２に対するキヤリア１５の
左回転を阻止するワンウエイクラツチ（F0）１
６と、サンギア１２とキヤリア１５とを選択的に
連結するODクラツチ（C0）１７と、サンギア１
２をトランスミツシヨンケースに対し選択的に固
定するODブレーキ（B0）１８とを含んでおり、
キヤリア１５を入力軸９に駆動連結され、ODク
ラツチ１７とODブレーキ１８との選択的な係合
によつて二つの変速段の間に切換えられるように
なつている。
主歯車変速装置１１は、中間軸１９によつて互
いに連結されたフロントサンギア２０及びリアサ
ンギア２１と、フロントサンギア２０と同心に設
けられたフロントリングギア２２と、リアサンギ
ア２１と同心に設けられたリアリングギア２３
と、フロントサンギア２０とフロントリングギア
２２との間にあつて該両者に噛合したフロントプ
ラネタリピニオン２４と、リアサンギア２１とリ
アリングギア２３との間にあつて該両者に噛合し
たリアプラネタリピニオン２５と、フロントプラ
ネタリピニオン２４を回転可能に支持したフロン
トキヤリア２６と、リアプラネタリピニオン２５
を回転可能に支持したリアキヤリア２７と、主歯
車変速装置１１の前進走行用入力部材であるフロ
ントリングギア２２を副歯車変速装置１０の出力
部材であるリングギア１３に選択的にトルク伝達
関係に接続するフオワードクラツチ（C1）２８
と、中間軸１９とリングギア１３とを選択的にト
ルク伝達関係に接続するダイレクトクラツチ
（C2）２９と、中間軸１９をトランスミツシヨン
ケースに対し選択的に固定するシフト用ブレーキ
（B1）３０と、リアキヤリア２７をトランスミツ
シヨンケースに対し選択的に固定するもう一つの
シフト用ブレーキ（B2）３１と、リアキヤリア
２７の左回転をロツクするワンウエイクラツチ
（F1）３２とを有しており、フロントキヤリア２
６及びリアリングギア２３を出力軸８に駆動連結
され、前記複数個のクラツチと前記複数個のブレ
ーキとが各々の所定の組合せにて係合及び解放さ
れることにより前進三段と後進一段の複数個の変
速段の間に切換えられるようになつている。
歯車変速装置７は、副歯車変速装置１０と主歯
車変速装置１１の複数個のクラツチと複数個のブ
レーキとが次に示された表に従つて係合及び解放
されることにより、副歯車変速装置１０と主歯車
変速装置１１との共働作用によつてオーバドライ
ブ段を含む前進五段と後進一段の複数個の変速段
を選択的に達成する。
INDUSTRIAL APPLICATION FIELD The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission used in vehicles such as automobiles, and particularly to a hydraulic control device that performs creep reduction control and hill hold control. 2. Description of the Related Art Automatic transmissions used in vehicles such as automobiles generally include a hydraulic torque converter that receives rotational power from an internal combustion engine, and a plurality of frictional engagement devices that receive rotational power from the hydraulic torque converter. It has a planetary gear type gear transmission that can be switched between a plurality of gears by engagement and disengagement, and the gear transmission has a predetermined shift pattern according to the vehicle speed and the amount of depression of the accelerator pedal. Therefore, the gears can be changed. Conventionally, in the automatic transmission for vehicles as described above, when the shift brake is set to a driving range such as the D range, even if the accelerator pedal is released and the vehicle speed is substantially zero, That is, even during idling, the gear transmission does not go into a neutral state, but is set to the first gear, so that the vehicle starts with excellent responsiveness to the depression of the accelerator pedal. However, if the gear transmission is set to the first gear during idling, the output of the internal combustion engine is transmitted to the forward travel input member of the gear transmission via the hydraulic torque converter, which causes idle vibration. is large, creep occurs, and in order to completely stop the vehicle, the brake pedal must be pressed relatively hard to activate the vehicle travel brake, and furthermore, the hydraulic torque converter's pull at this time is It is known that friction deteriorates fuel economy during idling operation and also increases the temperature of the hydraulic fluid in the hydraulic torque converter. In view of the above-mentioned problems, during idling operation when the vehicle is substantially stopped, the output member of the hydraulic torque converter and the input member of the gear transmission for forward running of the vehicle among the frictional engagement devices of the gear transmission are The engagement pressure of the so-called forward clutch that selectively engages the forward gear is set to a value lower than when the forward gear is achieved and the forward clutch slips, and the shift brake that prevents the vehicle from moving backward is engaged. The output torque of the hydraulic torque converter is prevented from being transmitted to the forward running input member of the gear transmission, thereby reducing creep and causing the vehicle to inadvertently back up on a slope or the like due to engagement of the shift brake. It has already been proposed to prevent this from happening, that is, to perform hill hold control. This is shown, for example, in Japanese Unexamined Patent Publication No. 58-207553. Problems to be Solved by the Invention Creep reduction control and hill hold control as described above must be controlled simultaneously in relation to each other, otherwise, the appropriate creep reduction control range or hill hold control will not be achieved. It is no longer held,
A problem occurs in which a gear other than the lowest gear is established. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device configured to reliably simultaneously perform forward clutch engagement pressure reduction control for creep reduction and brake engagement control for hill hold with a simple structure. It is an object. Means for Solving the Problems According to the present invention, the above object is achieved by an oil chamber provided on one side of the servo piston for increasing clutch engagement pressure, and an oil chamber provided on the other side of the servo piston for increasing the clutch engagement pressure. and a clutch engagement pressure reducing oil chamber that reduces the clutch engagement pressure against an increase in the clutch engagement pressure due to the clutch engagement pressure increasing oil chamber, and the pressing action area of the clutch engagement pressure reducing oil chamber. a hydraulic servo device for a forward clutch whose pressing area is smaller than the pressing area of the oil chamber for increasing the clutch engagement pressure, and a shift brake which has an oil chamber and prevents the vehicle from moving backward by supplying hydraulic pressure to the oil chamber. and an idle control valve that controls the supply and discharge of hydraulic pressure to and from the oil chamber for reducing the clutch engagement pressure and the supply and discharge of hydraulic pressure to and from the oil chamber of the brake hydraulic servo device. The idle control valve is characterized in that it is configured to simultaneously supply hydraulic pressure to the clutch engagement pressure reducing oil chamber and supply hydraulic pressure to the oil chamber of the brake hydraulic servo device. This is achieved by a hydraulic control device for a vehicle automatic transmission. Effects and Effects of the Invention According to the above-described configuration, the engagement pressure of the forward clutch for the purpose of reducing creep is reduced by supplying hydraulic pressure to the clutch engagement pressure reducing oil chamber, and the hill hold The increase in the brake engagement pressure for the purpose of control is performed by supplying the same hydraulic pressure as the above-mentioned hydraulic pressure, for example, line hydraulic pressure, to the oil chamber of the brake hydraulic servo device, and these two hydraulic pressure supply controls are controlled in one idle state. By collectively performing the control valve, the creep reduction control and the hill hold control can be reliably performed at the same time in an absolute relationship with each other. This reliably avoids a problem where only one of the two controls is executed due to the operation or the like. The same oil pressure, such as line oil pressure, may be supplied to the oil chamber for increasing the clutch engagement pressure, the oil chamber for reducing the clutch engagement pressure, and even the oil chamber of the brake hydraulic servo device, and the oil pressure for the clutch engagement pressure oil chamber is The supply of hydraulic pressure is controlled by a manual shift valve that is conventionally included in general hydraulic control equipment, and the supply of hydraulic pressure to the oil chamber for reducing clutch engagement pressure and the oil chamber of the hydraulic servo device for brakes is carried out by hydraulically supplying these oil chambers. This can be done by an idle control valve consisting of a simple switching valve selectively connected to a port and a drain port, and the hydraulic control device only needs to be newly provided with this idle control valve. EXAMPLES The present invention will now be described in detail by way of examples with reference to the accompanying drawings. FIG. 1 diagrammatically shows the configuration of a typical automatic transmission for vehicles. The automatic transmission 1 includes a three-element, one-stage, two-phase general hydraulic torque converter 2 with a direct feed clutch, which has a pump impeller 3, a turbine impeller 4, a stator impeller 5, and a direct feed clutch 6.
and a gear transmission 7 as an auxiliary transmission, and the pump impeller 3, which is an input member of the hydraulic torque converter 3, is connected to the output shaft 101 of the internal combustion engine 100.
A turbine impeller 4, which is an output member of the hydraulic torque converter 2, is connected to a gear transmission 7.
The output shaft 8 of the gear transmission 7 is drivingly connected to the drive wheels (not shown) of the vehicle via a differential gear. The gear transmission 7 has a sub-gear transmission 10 and a main gear transmission 11 in series with each other. The auxiliary gear transmission 10 includes a sun gear 12, a ring gear 13 provided concentrically with the sun gear 12,
A planetary pinion 14 that is located between the sun gear 12 and the ring gear 13 and meshes with the two, a carrier 15 that rotatably supports the planetary pinion 14, and a one-way clutch (F 0 )1
6, an OD clutch (C 0 ) 17 that selectively connects sun gear 12 and carrier 15, and sun gear 1.
OD brake (B 0 ) 18 for selectively fixing the transmission case 2 to the transmission case;
A carrier 15 is drivingly connected to the input shaft 9 and can be shifted between two gears by selective engagement of an OD clutch 17 and an OD brake 18. The main gear transmission 11 includes a front sun gear 20 and a rear sun gear 21 connected to each other by an intermediate shaft 19, a front ring gear 22 provided concentrically with the front sun gear 20, and a rear ring provided concentrically with the rear sun gear 21. gear 23
, a front planetary pinion 24 located between the front sun gear 20 and the front ring gear 22 and meshed with them; and a rear planetary pinion 25 located between the rear sun gear 21 and the rear ring gear 23 and meshed with both. , a front carrier 26 rotatably supporting the front planetary pinion 24, and a rear planetary pinion 25.
A rear carrier 27 rotatably supported, and a front ring gear 22, which is an input member for forward running of the main gear transmission 11, are selectively connected to the ring gear 13, which is an output member of the auxiliary gear transmission 10, in a torque transmission relationship. forward clutch (C 1 ) 28
, a direct clutch (C 2 ) 29 that selectively connects the intermediate shaft 19 and the ring gear 13 in a torque transmission relationship, and a shift brake (B 1 ) that selectively fixes the intermediate shaft 19 to the transmission case. ) 30, another shift brake (B 2 ) 31 that selectively fixes the rear carrier 27 to the transmission case, and a one-way clutch (F 1 ) 32 that locks the rear carrier 27 from rotating counterclockwise. Front carrier 2
6 and rear ring gear 23 are drivingly connected to the output shaft 8, and the plurality of clutches and the plurality of brakes are engaged and released in predetermined combinations, thereby providing three forward speeds and one reverse speed. It is designed to be able to shift between a plurality of gears. The gear transmission 7 is configured to shift the auxiliary gear by engaging and disengaging the plurality of clutches and the plurality of brakes of the auxiliary gear transmission 10 and the main gear transmission 11 according to the table shown below. Through the cooperation of the device 10 and the main gear transmission 11, a plurality of gears, including five forward gears including an overdrive gear and one reverse gear, are selectively achieved.
【表】【table】
【表】
この表に於て、〇印は当該クラツチ或いはブレ
ーキが係合されていることを示し、×印は当該ク
ラツチ又はブレーキが解放されていることを示
し、△印は当該ワンウエイクラツチが内燃機関側
より駆動車輪を駆動するエンジンドライブ時には
係合（ロツク）され、駆動車輪側より内燃機関が
駆動されるエンジンブレーキ時には解放（フリ
ー）されることを示している。
尚、Ｌレンジに於ては、第二速段へのアツプシ
フトは行われず、第二速段より第一速段へのダウ
ンシフトのみが行われる。
副歯車変速装置１０と主歯車変速装置１１のク
ラツチ１７，２８，２９とブレーキ１８，３０，
３１は各々油圧サーボ装置により駆動されて選択
的に係合作動するようになつている。
次に第２図を用いて本発明の油圧制御装置の一
実施例について説明する。
フオワードクラツチ２８の油圧サーボ装置３３
は第２図に示されている。油圧サーボ装置３３
は、トランスミツシヨンケース５６に設けられた
円環状のボア５７に軸線方向、即ち図にて左右方
向に移動可能に係合したサーボピストン３５ａを
有しており、該サーボピストンは、図にて右方へ
移動することにより延長筒部３５ｄの先端部にて
フオワードクラツチ２８のクラツチデイスク２８
ａに当接し、該クラツチデイスクをクラツチプレ
ート２８ｂに押付けてフオワードクラツチ２８を
係合せしめるようになつている。サーボピストン
３５ａの図にて左側にはクラツチ係合圧増大用油
室３５ｃが設けられており、またサーボピストン
３５ａの図にて右側にはクラツチ係合圧減少用油
室３５ｂが設けられている。クラツチ係合圧増大
用油室３５ｂに供給された油圧は、サーボピスト
ン３５ａの一方の側の受圧面３５ｅに作用してサ
ーボピストン３５ａを戻しばね３４のばね力に抗
して図にて右方、即ちクラツチ係合方向へ駆動す
るようになつている。クラツチ係合圧減少用油室
３５ｃは、延長筒部３５ｄの内側に固定要素５８
によつてトランスミツシヨンケース５６に係止さ
れたバツクプレツシヤプレート５９とサーボピス
トン３５ａとの間に形成され、該油室に供給され
た油圧は、サーボピストン３５ａの他方の側の受
圧面３５ｆに作用して戻しばね３４のばね力と共
にサーボピストン３５ａを図にて左方、即ちクラ
ツチ解放方向へ駆動するようになつている。サー
ボピストン３５ａのクラツチ係合圧減少用油室３
５ｃのため受圧面３５ｆはクラツチ係合圧増大用
油室３５ｂのための受圧面３５ｅより所定量小さ
くなつている。即ち、クラツチ係合圧減少用油室
３５ｃの押圧作用面積はクラツチ係合圧増大用油
室３５ｂの押圧作用面積より小さくなつている。
クラツチ係合圧増大用油室３５ｂは、油路５４
及び３８を経てマニユアルシフト弁３９のフオワ
ードポートに接続され、マニユアルシフトレンジ
がＤレンジ、Ｓレンジ、Ｌレンジの如き前進走行
レンジに設定されている時にはマニユアルシフト
弁３９より常にライン油圧を供給されるようにな
つている。
尚、マニユアルシフト弁３９は油路４０によつ
てライン油圧制御弁（プライマリレギユレータ
弁）４１に接続され、またライン油圧制御弁４１
は油路４２によつてオイルポンプ４３に接続され
ている。
クラツチ係合圧減少用油室３５ｃは油路５５に
よつてアイドル制御弁３６のポートｆに接続され
ている。
またシフト用ブレーキ３０の油室５２は、油路
５１、チエツク弁５０及び油路４９によつてアイ
ドル制御弁３６のポートｇに接続されている。
アイドル制御弁３６は、ｆ及びｇ以外に、油路
３８によりマニユアルシフト弁３９の前記フオワ
ードポートに接続されたライン油圧供給ポートｂ
及びｃと、ドレンポートｄとを有しており、ソレ
ノイド３７に通電が行われている時にはポートｆ
及びｇを各々ライン油圧供給ポートｂ及びｃに接
続し、これに対しソレノイド３７に通電が行われ
ていない時にはポートｆ及びｇを各々ライン油圧
供給ポートｂ及びｃより切り離してドレーンポー
トｄに接続するようになつている。
このアイドル制御弁３６のソレノイド３７に対
する通電制御は電子制御装置６０により第３図に
示されている如きフローチヤートに従つて上述し
た実施例と同様に行われてよい。
従つて、マニユアルシフトレンジがＤレンジの
如き前進走行レンジである時にはソレノイド３７
に通電が行われると、クラツチ係合圧増大用油室
３５ｂとクラツチ係合圧減少用油室３５ｃの両油
室、更にはシフト用ブレーキ３０の油室５２に同
じライン油圧が供給され、これに対しソレノイド
３７に通電が行われていない時にはクラツチ係合
圧増大用油室３５ｂにのみライン油圧が供給され
る。
尚、シフト用ブレーキ３０の油室５２は、油路
５１、チエツク弁５０及び油路５３を経て図示さ
れていない変速制御弁にも接続され、第三速段達
成時には前記変速制御弁より油圧を供給されるよ
うになつている。
アイドル制御弁３６のソレノイド３７に対する
通電制御は電子制御装置６０により行われるよう
になつている。電子制御装置６０は、一般的なマ
イクロコンピユータを含んでおり、マニユアルシ
フトレンジセンサ６１よりマニユアルシフトレン
ジに関する情報を、スロツトル開度センサ６２よ
り内燃機関１００のスロツトル弁の開度に関する
情報を、車速センサ６３より車速に関する情報
を、フツトブレーキスイツチ６５より車輌走行制
動用のフツトブレーキが制動作動しているか否か
に関する情報を、パーキングブレーキスイツチ６
６より車輌走行制動用のパーキングブレーキが制
動作動しているか否かに関する情報を、制御選択
スイツチ６７よりクリープ低減制御モードが選択
されているか否かに関する情報を各々与えられ、
第３図に示されている如きフローチヤートに従つ
てソレノイド３７に対する通電を制御するように
なつている。
次に第３図に示されたフローチヤートを参照し
てソレノイド３７に対する通電制御、換言すれば
アンチクリーブ制御の実施要領について説明す
る。第３図に示されたフローチヤートのルーチン
は所定時間毎、或いは所定クランク角毎に繰返し
実行される。
ステツプ100に於ては、マニユアルシフトレン
ジがＤレンジ、Ｓレンジ或いはＬレンジの如き前
進走行レンジであるか否かの判別が行われる。マ
ニユアルシフトレンジが前進走行レンジである時
にはステツプ101へ進み、これに対しマニユアル
シフトレンジが前進走行レンジでない時、即ちＰ
レンジ、Ｒレンジ或いはＮレンジである時にはス
テツプ107へ進む。
ステツプ101に於ては、スロツトル弁が全閉、
即ちアイドル開度位置にあるか否かの判別が行わ
れる。スロツトル弁がアイドル開度位置にある時
にはステツプ102へ進み、これに対しスロツトル
弁がアイドル開度位置にない時にはステツプ107
へ進む。
ステツプ102に於ては、車速が零に近い非常に
低い所定値以下であるか否かの判別が行われる。
即ち車速が実質的に零であるか否かの判別が行わ
れる。車速が前記所定値以下である時にはステツ
プ103へ進み、これに対し車速が前記所定値以下
でない時にはステツプ107へ進む。
ステツプ103に於ては、制御選択スイツチ６７
がオン状態であるか否かの判別が行われる。制御
選択スイツチ５７は前記クリープ低減制御モード
が選択されていない時にはオフ信号を出力し、こ
れに対しクリープ発生制御モードが選択されてい
る時にはオン信号を出力するようになつており、
クリープ低減制御モードが選択されている時には
ステツプ104へ進み、これに対しクリープ発生制
御モードが選択されていない時にはステツプ107
へ進む。
ステツプ104に於ては、フツトブレーキ或いは
パーキングブレーキのうちの少なくとも何れか一
方が制動作動しているか否かの判別が行われる。
フツトブレーキ或いはパーキングブレーキが制動
作動している車輌制動中はステツプ105へ進み、
これに対し車輌制動中でない時にアンチクリープ
制御のための制御ステツプを終了する。
ステツプ105に於ては、フラツグＦが１である
か否かの判別が行われる。フラツグＦ＝１である
時はソレノイド３７に通電が行われてアンチクリ
ープ制御が実行されている時であり、この時には
クリープ低減制御のための制御ステツプを終了
し、これに対しフラツグＦ＝１でない時にはステ
ツプ106へ進む。
ステツプ106に於ては、アイドル制御弁３６の
ソレノイド３７に通電が行われ、またフラツグＦ
を１に変換することが行われる。
この時には油圧サーボ装置３３のクラツチ係合
圧増大用油室３５ｂとクラツチ係合圧減少用油室
３５ｃの何れにも同じライン油圧が供給され、そ
の両油室に於ける押圧作用面積の差によつてクラ
ツチ係合圧増大用油室３５ｂにのみライン油圧が
供給されている時に比してサーボピストン３５ａ
のクラツチ係合方向の実効駆動力が低減し、これ
によりフオワードクラツチ２８の係合圧が前進変
速段達成時より低い値に設定され、フオワードク
ラツチ２８はまさにトルク伝達を開始する寸前の
状態に保たれて滑りを生じるようになり、流体式
トルクコンバータ２の出力トルクが歯車変速装置
７の前進走行用入力部材であるフロントリングギ
ア２２に伝達されることが阻止され、これにより
アイドル振動が低減し、またクリープの発生が防
止される。またこれと同時にシフト用ブレーキ３
０の油室５２にもライン油圧が供給され、これが
係合するようになる。これによつて中間軸１９と
共にリアサンギア２１がトランスミツシヨンケー
スに対し固定され、且リアキヤリア２５がワンウ
エイクラツチ３２による左回転のロツク作用によ
つて左回転することを阻止され、出力軸８が左回
転、即ち車輌後進方向へ回転することが阻止さ
れ、これにより上り坂に於ける停車時に車輌走行
制動用ブレーキが解放されても車輌が運転者の意
に反して後退することが阻止され、坂道発進が容
易に行われ得るようになる。
ステツプ107に於ては、フラツグＦが１である
か否かの判別が行われる。フラツグＦ＝１である
時にはステツプ１０８へ進み、これに対しフラツ
グＦ＝１でない時にはクリープ低減制御のため制
御ステツプを終了する。
ステツプ108に於ては、アイドル制御弁３６の
ソレノイド３７に対する通電が停止され、またフ
ラツグＦが０に変換される。この時のマニユアル
シフトレンジが前進走行レンジであれば、アイド
ル制御弁３６のソレノイド３７に対する通電が停
止されることにより、油圧サーボ装置３３のクラ
ツチ係合圧減少用油室３５ｃの油圧及びシフト用
ブレーキ３０の油室５２の油圧が排出され、この
時にはクラツチ係合圧増大用油室３５ｂにのみラ
イン油圧が供給されるようになつてサーボピスト
ン３５ａのクラツチ係合方向の実効駆動力が増大
し、これによりフオワードクラツチ２８がトルク
伝達を行う完全な係合状態になり、またシフト用
ブレーキ３０が解放され、通常の第一速段が達成
されるようになる。
以上に於ては、本発明を特定の実施例について
詳細に説明したが、本発明は、これに限定される
ものではなく、本発明の範囲内にて種々の実施例
が可能であることは当業者にとつて明らかであろ
う。[Table] In this table, the ○ mark indicates that the relevant clutch or brake is engaged, the × mark indicates that the relevant clutch or brake is released, and the △ mark indicates that the relevant one-way clutch is engaged in internal combustion. This indicates that it is engaged (locked) during engine drive, in which the drive wheels are driven from the engine side, and released (free), during engine braking, in which the internal combustion engine is driven from the drive wheel side. Note that in the L range, an upshift to the second gear is not performed, and only a downshift from the second gear to the first gear is performed. Clutches 17, 28, 29 and brakes 18, 30 of the auxiliary gear transmission 10 and the main gear transmission 11,
31 are each driven by a hydraulic servo device to selectively engage. Next, an embodiment of the hydraulic control device of the present invention will be described using FIG. Hydraulic servo device 33 of forward clutch 28
is shown in FIG. Hydraulic servo device 33
has a servo piston 35a that is engaged with an annular bore 57 provided in a transmission case 56 so as to be movable in the axial direction, that is, in the horizontal direction in the figure. By moving to the right, the clutch disc 28 of the forward clutch 28 is moved at the tip of the extension tube 35d.
a to press the clutch disk against the clutch plate 28b and engage the forward clutch 28. An oil chamber 35c for increasing clutch engagement pressure is provided on the left side of the servo piston 35a, and an oil chamber 35b for reducing clutch engagement pressure is provided on the right side of the servo piston 35a. . The hydraulic pressure supplied to the clutch engagement pressure increasing oil chamber 35b acts on the pressure receiving surface 35e on one side of the servo piston 35a, and returns the servo piston 35a to the right side in the figure against the spring force of the spring 34. , that is, the clutch is driven in the direction of engagement. The clutch engagement pressure reducing oil chamber 35c has a fixing element 58 inside the extension cylinder 35d.
The hydraulic pressure formed between the back pressure plate 59 and the servo piston 35a, which are locked to the transmission case 56 by the 35f, and together with the spring force of the return spring 34, drives the servo piston 35a to the left in the figure, that is, in the direction of releasing the clutch. Oil chamber 3 for reducing clutch engagement pressure of servo piston 35a
5c, the pressure receiving surface 35f is smaller by a predetermined amount than the pressure receiving surface 35e for the clutch engagement pressure increasing oil chamber 35b. That is, the pressing area of the clutch engagement pressure decreasing oil chamber 35c is smaller than the pressing area of the clutch engaging pressure increasing oil chamber 35b. The oil chamber 35b for increasing the clutch engagement pressure is connected to the oil passage 54.
and 38 to the forward port of the manual shift valve 39, and is always supplied with line hydraulic pressure from the manual shift valve 39 when the manual shift range is set to a forward travel range such as D range, S range, or L range. It is becoming more and more like this. Note that the manual shift valve 39 is connected to a line hydraulic control valve (primary regulator valve) 41 through an oil passage 40, and is connected to a line hydraulic control valve (primary regulator valve) 41.
is connected to an oil pump 43 by an oil passage 42. The clutch engagement pressure reducing oil chamber 35c is connected to the port f of the idle control valve 36 by an oil passage 55. Further, the oil chamber 52 of the shift brake 30 is connected to the port g of the idle control valve 36 through an oil passage 51, a check valve 50, and an oil passage 49. In addition to f and g, the idle control valve 36 has a line oil pressure supply port b connected to the forward port of the manual shift valve 39 via an oil passage 38.
and c, and a drain port d, and when the solenoid 37 is energized, the port f
and g are connected to line hydraulic supply ports b and c, respectively, and when the solenoid 37 is not energized, ports f and g are disconnected from line hydraulic supply ports b and c, respectively, and connected to drain port d. It's becoming like that. The energization control for the solenoid 37 of the idle control valve 36 may be performed by the electronic control device 60 in accordance with the flowchart shown in FIG. 3 in the same manner as in the embodiment described above. Therefore, when the manual shift range is a forward travel range such as the D range, the solenoid 37
When energized, the same line oil pressure is supplied to both the clutch engagement pressure increasing oil chamber 35b and the clutch engaging pressure decreasing oil chamber 35c, as well as to the oil chamber 52 of the shift brake 30. On the other hand, when the solenoid 37 is not energized, line oil pressure is supplied only to the clutch engagement pressure increasing oil chamber 35b. The oil chamber 52 of the shift brake 30 is also connected to a shift control valve (not shown) via an oil passage 51, a check valve 50, and an oil passage 53, and when the third gear is achieved, oil pressure is applied from the shift control valve. supply is becoming available. Power supply control to the solenoid 37 of the idle control valve 36 is performed by an electronic control device 60. The electronic control device 60 includes a general microcomputer, and receives information regarding the manual shift range from a manual shift range sensor 61, information regarding the opening of the throttle valve of the internal combustion engine 100 from a throttle opening sensor 62, and information regarding the opening of the throttle valve of the internal combustion engine 100 from a vehicle speed sensor. The foot brake switch 63 transmits information regarding the vehicle speed, the foot brake switch 65 transmits information regarding whether the foot brake for braking the vehicle is operating, and the parking brake switch 6 transmits information regarding whether or not the foot brake for braking the vehicle is operating.
6 provides information regarding whether or not the parking brake for braking the vehicle is operating, and information regarding whether or not the creep reduction control mode is selected from the control selection switch 67.
The energization to the solenoid 37 is controlled according to the flowchart shown in FIG. Next, with reference to the flowchart shown in FIG. 3, the procedure for controlling the energization of the solenoid 37, in other words the anti-cleave control, will be explained. The routine of the flowchart shown in FIG. 3 is repeatedly executed at predetermined time intervals or at predetermined crank angles. In step 100, it is determined whether the manual shift range is a forward travel range such as a D range, an S range, or an L range. When the manual shift range is the forward travel range, the process advances to step 101, whereas when the manual shift range is not the forward travel range, that is, step 101 is reached.
range, R range, or N range, the process advances to step 107. In step 101, the throttle valve is fully closed,
That is, a determination is made as to whether or not it is at the idle opening position. When the throttle valve is in the idle position, the process proceeds to step 102, whereas when the throttle valve is not in the idle position, the process proceeds to step 107.
Proceed to. In step 102, it is determined whether the vehicle speed is below a very low predetermined value close to zero.
That is, it is determined whether the vehicle speed is substantially zero. When the vehicle speed is below the predetermined value, the process proceeds to step 103, whereas when the vehicle speed is not below the predetermined value, the process proceeds to step 107. In step 103, the control selection switch 67
A determination is made as to whether or not it is in the on state. The control selection switch 57 outputs an OFF signal when the creep reduction control mode is not selected, and outputs an ON signal when the creep generation control mode is selected.
When the creep reduction control mode is selected, the process proceeds to step 104, whereas when the creep generation control mode is not selected, the process proceeds to step 107.
Proceed to. In step 104, it is determined whether at least one of the foot brake and the parking brake is operating.
If the vehicle is braking with the foot brake or parking brake operating, proceed to step 105.
On the other hand, the control step for anti-creep control is completed when the vehicle is not braking. In step 105, it is determined whether flag F is 1 or not. When the flag F=1, the solenoid 37 is energized and anti-creep control is being executed.At this time, the control step for creep reduction control is completed, and in contrast, when the flag F=1, Sometimes, proceed to step 106. In step 106, the solenoid 37 of the idle control valve 36 is energized, and the flag F is turned on.
is converted to 1. At this time, the same line oil pressure is supplied to both the clutch engagement pressure increase oil chamber 35b and the clutch engagement pressure decrease oil chamber 35c of the hydraulic servo device 33, and the difference in the pressing area between the two oil chambers Therefore, compared to when line oil pressure is supplied only to the oil chamber 35b for increasing the clutch engagement pressure, the servo piston 35a is
The effective driving force in the clutch engagement direction is reduced, and as a result, the engagement pressure of the forward clutch 28 is set to a lower value than when the forward gear is achieved, and the forward clutch 28 is in a state just before starting torque transmission. This prevents the output torque of the hydraulic torque converter 2 from being transmitted to the front ring gear 22, which is the input member for forward travel of the gear transmission 7, thereby preventing idle vibration. This also reduces the occurrence of creep. At the same time, the shift brake 3
Line oil pressure is also supplied to the oil chamber 52 of 0, and this comes to be engaged. As a result, the rear sun gear 21 is fixed to the transmission case together with the intermediate shaft 19, and the rear carrier 25 is prevented from rotating to the left by the locking action of the one-way clutch 32 against counterclockwise rotation, and the output shaft 8 is prevented from rotating to the left. In other words, the vehicle is prevented from rotating in the backward direction, which prevents the vehicle from moving backwards against the driver's will even if the vehicle travel braking brake is released when stopped on an uphill slope, and prevents the vehicle from moving backward against the driver's will. can be easily performed. In step 107, it is determined whether flag F is 1 or not. When the flag F=1, the process advances to step 108, whereas when the flag F=1, the control step ends for creep reduction control. In step 108, the energization of the solenoid 37 of the idle control valve 36 is stopped, and the flag F is changed to zero. If the manual shift range at this time is the forward travel range, energization to the solenoid 37 of the idle control valve 36 is stopped, thereby increasing the oil pressure in the clutch engagement pressure reduction oil chamber 35c of the hydraulic servo device 33 and the shift brake. The oil pressure in the oil chamber 52 of 30 is discharged, and at this time, the line oil pressure is supplied only to the clutch engagement pressure increasing oil chamber 35b, so that the effective driving force of the servo piston 35a in the clutch engagement direction increases. This causes the forward clutch 28 to be fully engaged for torque transmission, and the shift brake 30 to be released, allowing the normal first gear to be achieved. Although the present invention has been described in detail with respect to specific embodiments above, the present invention is not limited thereto, and various embodiments are possible within the scope of the present invention. It will be clear to those skilled in the art.
第１図は一般的な車輌用自動変速機の概略構成
図、第２図は本発明による油圧制御装置の一つの
実施例を示す概略構成図、第３図はアンチクリー
プ制御及びヒルホールド制御の実施要領の一例を
示すフローチヤートである。
１……車輌用自動変速機、２……流体式トルク
コンバータ、３……ポンプ羽根車、４……タービ
ン羽根車、５……ステータ羽根車、６……直給ク
ラツチ、７……歯車変速装置、８……出力軸、９
……入力軸、１０……副歯車変速装置、１１……
主歯車変速装置、１２……サンギア、１３……リ
ングギア、１４……プラネタリピニオン、１５…
…キヤリア、１６……ワンウエイクラツチ、１７
……ODクラツチ、１８……ODブレーキ、１９
……中間軸、２０……フロントサンギア、２１…
…リアサンギア、２２……フロントリングギア、
２３……リアリングギア、２４……フロントプラ
ネタリピニオン、２５……リアプラネタリピニオ
ン、２６……フロントキヤリア、２７……リアキ
ヤリア、２８……フオワードクラツチ、２９……
ダイレクトクラツチ、３０，３１……シフト用ブ
レーキ、３２……ワンウエイクラツチ、３３……
油圧サーボ装置、３４……戻しばね、３５ａ……
サーボピストン、３５ｂ……クラツチ係合圧増大
用油室、３５ｃ……クラツチ係合圧減少用油室、
３５ｄ……延長筒部、３５ｅ，３５ｆ……受圧
面、３６……アイドル制御弁、３７……ソレノイ
ド、３８……油路、３９……マニユアルシフト
弁、４０……油路、４１……ライン油圧制御弁、
４２……油路、４３……オイルポンプ、５０……
チエツク弁、５１……油路、５２……油室、５３
〜５５……油路、５６……トランスミツシヨンケ
ース、５７……ボア、５８……固定要素、５９…
…バツクプレツシヤプレート、６０……電子制御
装置、６１……マニユアルシフトレンジセンサ、
６２……スロツトル開度センサ、６３……車速セ
ンサ、６５……フツトブレーキスイツチ、６６…
…パーキングブレーキスイツチ、６７……制御選
択スイツチ、１００……内燃機関、１０１……出
力軸。
Fig. 1 is a schematic diagram of a general automatic transmission for vehicles, Fig. 2 is a schematic diagram of an embodiment of a hydraulic control device according to the present invention, and Fig. 3 is a diagram of anti-creep control and hill hold control. It is a flowchart showing an example of the implementation procedure. 1...Automatic transmission for vehicles, 2...Hydraulic torque converter, 3...Pump impeller, 4...Turbine impeller, 5...Stator impeller, 6...Direct feed clutch, 7...Gear transmission Device, 8... Output shaft, 9
...Input shaft, 10...Sub-gear transmission, 11...
Main gear transmission, 12... Sun gear, 13... Ring gear, 14... Planetary pinion, 15...
...Carrier, 16...One-way clutch, 17
...OD clutch, 18...OD brake, 19
...Intermediate shaft, 20...Front sun gear, 21...
...Rear sun gear, 22...Front ring gear,
23... Rear ring gear, 24... Front planetary pinion, 25... Rear planetary pinion, 26... Front carrier, 27... Rear carrier, 28... Forward clutch, 29...
Direct clutch, 30, 31...Shift brake, 32...One-way clutch, 33...
Hydraulic servo device, 34... Return spring, 35a...
Servo piston, 35b... oil chamber for increasing clutch engagement pressure, 35c... oil chamber for reducing clutch engagement pressure,
35d... Extension cylinder part, 35e, 35f... Pressure receiving surface, 36... Idle control valve, 37... Solenoid, 38... Oil path, 39... Manual shift valve, 40... Oil path, 41... Line hydraulic control valve,
42...Oil path, 43...Oil pump, 50...
Check valve, 51...Oil passage, 52...Oil chamber, 53
~55...Oil passage, 56...Transmission case, 57...Bore, 58...Fixing element, 59...
...back pressure plate, 60...electronic control unit, 61...manual shift range sensor,
62... Throttle opening sensor, 63... Vehicle speed sensor, 65... Foot brake switch, 66...
... Parking brake switch, 67 ... Control selection switch, 100 ... Internal combustion engine, 101 ... Output shaft.
Claims (1)
ツチ係合圧増大用油室と前記サーボピストンの他
方の側に設けられ前記係合圧増大用油室によるク
ラツチ係合圧の増大に対抗してクラツチ係合圧を
減少させるクラツチ係合圧減少用油室とを有し前
記クラツチ係合圧減少用油室の押圧作用面積は前
記クラツチ係合圧増大用油室の押圧作用面積より
小さいフオワードクラツチ用油圧サーボ装置と、
油室を有し該油室に油圧を供給されることにより
車輌の後退を阻止するシフト用ブレーキを係合さ
せるブレーキ用油圧サーボ装置と、前記クラツチ
係合圧減少用油室に対する油圧の給排と前記ブレ
ーキ用油圧サーボ装置の前記油室に対する油圧の
給排を制御するアイドル制御弁とを有し、前記ア
イドル制御弁は前記クラツチ係合圧減少用油室に
対する油圧の供給と前記ブレーキ用油圧サーボ装
置の前記油室に対する油圧の供給とを互いに同時
に行うよう構成されていることを特徴とする車輌
用自動変速機の油圧制御装置。1. The clutch engages in response to an increase in clutch engagement pressure caused by an oil chamber for increasing clutch engagement pressure provided on one side of the servo piston and an oil chamber for increasing engagement pressure provided on the other side of the servo piston. a forward clutch having a clutch engagement pressure reducing oil chamber for reducing engagement pressure, the pressing area of the clutch engaging pressure reducing oil chamber being smaller than the pressing area of the clutch engaging pressure increasing oil chamber; hydraulic servo device for
A brake hydraulic servo device that has an oil chamber and engages a shift brake that prevents the vehicle from moving backward by supplying hydraulic pressure to the oil chamber, and supplying and discharging hydraulic pressure to the oil chamber for reducing clutch engagement pressure. and an idle control valve that controls the supply and discharge of hydraulic pressure to the oil chamber of the brake hydraulic servo device, and the idle control valve controls the supply of hydraulic pressure to the oil chamber for reducing clutch engagement pressure and the brake hydraulic pressure. A hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle, characterized in that the hydraulic pressure control device is configured to simultaneously supply hydraulic pressure to the oil chamber of a servo device.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59176301A JPS6155447A (en) | 1984-08-24 | 1984-08-24 | Hydraulic servo unit for forward clutch of automatic speed changer |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59176301A JPS6155447A (en) | 1984-08-24 | 1984-08-24 | Hydraulic servo unit for forward clutch of automatic speed changer |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6155447A JPS6155447A (en) | 1986-03-19 |
| JPH0130025B2 true JPH0130025B2 (en) | 1989-06-15 |
Family
ID=16011192
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP59176301A Granted JPS6155447A (en) | 1984-08-24 | 1984-08-24 | Hydraulic servo unit for forward clutch of automatic speed changer |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6155447A (en) |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5372964A (en) * | 1976-12-09 | 1978-06-28 | Mitsubishi Motors Corp | Variable speed gear for hydraulic automatic speed gear |
| JPS5697636A (en) * | 1980-01-08 | 1981-08-06 | Aisin Warner Ltd | Centrifugal clutch |
-
1984
- 1984-08-24 JP JP59176301A patent/JPS6155447A/en active Granted
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5372964A (en) * | 1976-12-09 | 1978-06-28 | Mitsubishi Motors Corp | Variable speed gear for hydraulic automatic speed gear |
| JPS5697636A (en) * | 1980-01-08 | 1981-08-06 | Aisin Warner Ltd | Centrifugal clutch |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6155447A (en) | 1986-03-19 |
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