JPH02190663A - Slip control device for fluid coupling - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To precisely perform pressure difference control by controlling the pressure difference between the engaging chamber and the releasing chamber of a lockup clutch in response to the input torque and the target rotation difference and correcting the output value of a pressure difference control means when the load change rate is large. CONSTITUTION:When the slip state is controlled by the pressure difference control between the engaging chamber and the releasing chamber of a lockup clutch B, the slip control device C of a fluid coupling A controls so that the pressure difference is made the pressure difference value set in response to the input torque to the fluid coupling A detected by a detecting means D and the target rotation difference by a pressure difference control means F. When the fluctuation rate of the load detected by a detecting means E is large, the detected value of the input torque is corrected by a correcting means G to be decreased, for example, and the output value of the pressure difference control means F is corrected. The pressure difference control in response to transfer torque can be precisely performed.

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、ロックアツプクラッチが設けられた流体継手
において、このロックアツプクラッチのスリップ状態を
制御する流体継手のスリップ制御装置に関するものであ
る。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Field of Industrial Application) The present invention relates to a slip control device for a fluid coupling that controls the slip state of the lock-up clutch in a fluid coupling provided with a lock-up clutch.

（従来の技術） 一般に、ロックアツプクラッチが設けられた流体継手（
トルクコンバータ）においては、エンジンのトルク変動
が車輪に伝達されて車両の乗心地性が低下する低車速時
にロックアツプクラッチを解放状態とし、トルク増大機
能およびトルク変動吸収機能を有するコンバータ状態に
作動する一方、エンジンのトルク変動がそれ程問題とな
らない高車速時には、ロックアツプクラッチを締結状態
として入出力軸間を直結し、流体継手内のスリップによ
るエネルギ損失を低減して燃費性能を改善するロックア
ツプ状態に作動するようにしている。(Prior art) Generally, a fluid coupling equipped with a lock-up clutch (
In a torque converter, the lock-up clutch is released at low vehicle speeds when engine torque fluctuations are transmitted to the wheels and vehicle ride comfort deteriorates, and the converter operates to have a torque increasing function and a torque fluctuation absorbing function. On the other hand, at high vehicle speeds where engine torque fluctuations are not a major problem, the lock-up clutch is engaged and the input and output shafts are directly connected, resulting in a lock-up state that reduces energy loss due to slip in the fluid coupling and improves fuel efficiency. I'm trying to get it to work.

また、上記のようなロックアツプクラッチを備えた流体
継手において、・低車速で低負荷状態の領域では、燃費
性能向上の点からはコンバータ状態よりロックアツプ状
態とするのが好ましいが、ロックアツプ状態とするとエ
ンジンのトルク変動が車輪に直接伝達されて車体に振動
が発生することになる。In addition, in a fluid coupling equipped with a lock-up clutch as described above, in the region of low vehicle speed and low load, it is preferable to set the lock-up state to the converter state from the point of view of improving fuel efficiency; Fluctuations in engine torque are directly transmitted to the wheels, causing vibrations in the vehicle body.

そこで、例えば、特開昭５７−３（２５３号公報に開示
されているように、燃費性能のある程度の改善とトルク
変動の伝達を軽減して変速ショクおよび車体振動の抑制
を図ることから、ロックアツプクラッチをロックアツプ
状態とコンバータ状態との中間的な所定のスリップ状態
に制御して、入出力間に所定の回転差を生じさせるよう
に制御を行うスリップ制御装置が公知である。For example, as disclosed in Japanese Unexamined Patent Publication No. 57-3 (No. 253), lock 2. Description of the Related Art A slip control device is known that controls an up-clutch to a predetermined slip state intermediate between a lock-up state and a converter state to generate a predetermined rotation difference between input and output.

上記スリップ制御装置における制御は、ロックアツプク
ラッチを締結方向に作用する締結室の圧力と解除方向に
作用する解除室の圧力との差圧を調整し、該ロックアツ
プクラッチが所定のスリップ状態となるように差圧制御
するようにした機構が採用されている。そして、上記差
圧制御によってロックアツプクラッチの入力側の回転数
と出力側の回転数とが所定の回転差として、燃費性と走
行性の両立を得るようにする。The control in the above-mentioned slip control device adjusts the pressure difference between the pressure in the engagement chamber that acts in the direction of engagement of the lock-up clutch and the pressure in the release chamber that acts in the direction of release, so that the lock-up clutch is brought into a predetermined slip state. A mechanism that controls differential pressure is adopted. Then, by controlling the differential pressure, the rotational speed on the input side and the rotational speed on the output side of the lock-up clutch are set to a predetermined rotational speed difference, thereby achieving both fuel efficiency and running performance.

具体的なスリップ制御としては、入出力回転差に基づい
てロックアツプクラッチに供給する作動油圧を調整する
フィードバック制御、あるいは、ロックアツプクラッチ
に供給する作動圧を設定値に保持する制御で行うように
している。Specifically, slip control is performed using feedback control that adjusts the working pressure supplied to the lock-up clutch based on the input/output rotation difference, or control that maintains the working pressure supplied to the lock-up clutch at a set value. ing.

（発明が解決しようとする課題） しかして、前記のようなロックアツプクラッチのスリッ
プ制御を回転差のフィードバック制御で行うものでは、
流体継手に伝達される入力トルクの大きさおよびその変
動によっては、入出力間の回転差が目標値に達するまで
の応答遅れ時間が大きくなって適正なスリップ状態が得
られなくなったり、応答速度を高めるためにフィードバ
ック制御における制御ゲインを大きく設定すると、制御
の安定性に欠けてハンチング現象が発生したり制御精度
の点で問題が生じる恐れがある。(Problem to be Solved by the Invention) However, if the lock-up clutch slip control as described above is performed by feedback control of the rotation difference,
Depending on the magnitude of the input torque transmitted to the fluid coupling and its fluctuations, the response delay time until the rotation difference between the input and output reaches the target value may become longer, making it impossible to obtain an appropriate slip state, or causing the response speed to decrease. If the control gain in the feedback control is set large in order to increase the control gain, the control may lack stability and a hunting phenomenon may occur, or problems may arise in terms of control accuracy.

また、ロックアツプクラッチに対する作動圧を設定値に
維持制御するものでは、スリップ制御開始時における入
力トルクの大きさがエンジンの運転状態や車両の走行状
態等に応じて変動した場合に、適正なスリップ状態も変
化することに対応することができない恐れがある。In addition, in systems that maintain the operating pressure for the lock-up clutch at a set value, if the magnitude of the input torque at the start of slip control changes depending on the engine operating condition or vehicle driving condition, appropriate slip control can be achieved. There is also a risk that they will not be able to respond to changing conditions.

特に、入出力間に所定の回転差が生じるようにロックア
ツプクラッチのスリップ制御を行うには、入力トルクす
なわちエンジン出力の変化に対してロックアツプクラッ
チに送給する作動圧を変更する必要があるが、エンジン
出力の検出は例えばエンジン回転数とスロットル開度な
どから間接的に検出するものであり、アクセル操作に伴
って負荷が急に変化する場合にはエンジン出力の変化は
遅れて変動するものであり、その検出トルクと実際の入
力トルクとの間には誤差が生じる。In particular, in order to perform lock-up clutch slip control so that a predetermined rotational difference occurs between input and output, it is necessary to change the operating pressure supplied to the lock-up clutch in response to changes in input torque, that is, engine output. However, engine output is detected indirectly from, for example, engine speed and throttle opening, and if the load changes suddenly due to accelerator operation, changes in engine output will be delayed. Therefore, an error occurs between the detected torque and the actual input torque.

そして、検出した入力トルクにそのまま対応した制御を
行うと、入力トルクが上昇する前にロックアツプクラッ
チがロックアツプ状態に近付くように作動して、エンジ
ン回転数の上昇を阻害して加速性能が低下する等の問題
を招き、スリップ制御の応答性、収束性が十分に得られ
ない恐れがある。If control is performed directly in response to the detected input torque, the lock-up clutch will operate to approach the lock-up state before the input torque increases, inhibiting the increase in engine speed and reducing acceleration performance. This may lead to problems such as the following, and there is a risk that sufficient responsiveness and convergence of slip control may not be obtained.

そこで、本発明は上記事情に鑑み、入力トルクが変化す
る過渡時においても伝達トルクに対応した適切な差圧制
御によるロックアツプクラッチのスリップ制御を行うよ
うにした流体継手のスリップ制御装置を提供することを
目的とするものである。SUMMARY OF THE INVENTION In view of the above circumstances, the present invention provides a slip control device for a fluid coupling that performs slip control of a lock-up clutch by appropriate differential pressure control corresponding to the transmitted torque even during transitions when the input torque changes. The purpose is to

（課題を解決するための手段） 上記目的を達成するため本発明の流体継手のスリップ制
御装置は、第１図にその基本構成を示すように、入力要
素と出力要素の間で流体を介してトルクを伝達するコン
バータ機能を有する流体継手Ａは、入力要素と出力要素
とが直結可能なロックアツプクラッチＢを備えている。(Means for Solving the Problems) In order to achieve the above object, the slip control device for a fluid coupling of the present invention, as shown in the basic configuration in FIG. A fluid coupling A having a converter function for transmitting torque includes a lock-up clutch B that can directly connect an input element and an output element.

このロックアツプクラッチＢの締結力は、締結方向に作
用する締結室の圧力と解除方向に作用する解除室の圧力
との差圧の調整を行う差圧制御手段Ｆを備えたスリップ
制御装置Ｃによって制御される。The engagement force of this lock-up clutch B is controlled by a slip control device C equipped with a differential pressure control means F that adjusts the differential pressure between the pressure in the engagement chamber acting in the engagement direction and the pressure in the release chamber acting in the release direction. controlled.

上記スリップ制御装置Ｃは、流体継手Ａに入力される入
力トルクを負荷と回転数の検出より求める入力トルク検
出手段りと、負荷の変化率を求める負荷変動検出手段Ｅ
とを倫え、この入力トルク検出手段りの信号が差圧制御
手段Ｆに出力される。The above-mentioned slip control device C includes an input torque detection means for determining the input torque input to the fluid coupling A by detecting the load and rotation speed, and a load fluctuation detection means E for determining the rate of change of the load.
Based on this, a signal from the input torque detection means is output to the differential pressure control means F.

該差圧制御手段Ｆは、予め設定されている入力トルクと
入出力回転差との関係より、目標回転差に対応して前記
差圧が設定差圧となるように制御する。The differential pressure control means F controls the differential pressure to a set differential pressure in accordance with a target rotational difference based on a preset relationship between input torque and input/output rotational difference.

また、前記負荷変動検出手段Ｅの信号を受けた補正手段
Ｇは、負荷の変動率が大きいときに例えば前記人力トル
ク検出手段Ｅの出力値を補正して、差圧制御手段Ｆによ
るロックアツプクラッチＢに対する制御信号を補正する
ように構成したものである。Further, upon receiving the signal from the load fluctuation detection means E, the correction means G corrects, for example, the output value of the human torque detection means E when the load fluctuation rate is large, and adjusts the lock-up clutch by the differential pressure control means F. This is configured to correct the control signal for B.

（作用） 上記のような流体継手のスリップ制御装置では、ロック
アツプクラッチの締結室と解除室との差圧制御でスリッ
プ状態を制御するについて、上記差圧を差圧制御手段に
よって、流体継手に入力される入力トルクと目標回転差
に対応して設定された差圧値となるように制御すると同
時に、負荷の変動率を検出し、この変化率が大きいとき
に例えば入力トルクの検出値が小さくなるように修正す
ることによって差圧制御手段の出力値を補正手段によっ
て補正し、伝達トルクの変化に対応した差圧制御を精度
良く行うようにしている。(Function) In the slip control device for a fluid coupling as described above, the slip state is controlled by differential pressure control between the lock-up clutch's engagement chamber and release chamber. Control is performed so that the differential pressure value is set according to the input torque and the target rotation difference, and at the same time, the rate of change in the load is detected, and when this rate of change is large, for example, the detected value of the input torque is small. By correcting the output value of the differential pressure control means, the correction means can correct the output value of the differential pressure control means, thereby accurately performing differential pressure control corresponding to changes in the transmitted torque.

（実施例） 以下、図面に沿って本発明の詳細な説明する。(Example) The present invention will be described in detail below with reference to the drawings.

第２図は流体継手のスリップ制御装置の一例を、それが
適用された車両のパワープラントと共に示す。FIG. 2 shows an example of a slip control device for a fluid coupling together with a power plant of a vehicle to which it is applied.

パワープラントは、エンジン本体１０と自動変速機２０
とからなり、エンジン本体１０（４気筒）における各気
筒には、スロットル弁１４が配設された吸気通路１６か
らの吸入空気と燃料噴射弁から噴射される燃料とで形成
される混合気が供給されて圧縮燃焼され、発生トルクが
自動変速機２０を含む動力伝達経路を介して車輪に伝達
される。The power plant includes an engine body 10 and an automatic transmission 20
Each cylinder in the engine body 10 (four cylinders) is supplied with an air-fuel mixture formed by intake air from an intake passage 16 in which a throttle valve 14 is disposed and fuel injected from a fuel injection valve. The generated torque is transmitted to the wheels via a power transmission path including the automatic transmission 20.

なお、上記エンジン本体１０においては、エンジン回転
数が所定値以上でスロットル全閉の減速時には燃料供給
が停止され、この燃料カット状態からエンジン回転数が
所定値未満となると燃料供給を再開するように減速燃料
制御が行われる。In the engine main body 10, fuel supply is stopped when the engine speed is above a predetermined value and the throttle is fully closed during deceleration, and when the engine speed becomes less than the predetermined value from this fuel cut state, fuel supply is restarted. Deceleration fuel control is performed.

前記自動変速機２０は、流体継手２４（トルクコンバー
タ）と、多段歯車式の変速機構２６と、それらの制御に
用いられる作動油圧を形成するための変速制御用ソレノ
イド弁１〜５、ロックアツプ制御用ソレノイド弁６およ
び調圧用ソレノイド弁７が備えられた油圧回路部３０と
を有している。The automatic transmission 20 includes a fluid coupling 24 (torque converter), a multi-stage gear type transmission mechanism 26, shift control solenoid valves 1 to 5 for forming hydraulic pressure used for controlling these, and lock-up control solenoid valves 1 to 5. It has a hydraulic circuit section 30 provided with a solenoid valve 6 and a pressure regulating solenoid valve 7.

流体継手２４は、第３図に油圧回路部３０における流体
継手２４の動作制御に関与する部分を伴って示すように
、エンジン本体１０の出力が入力される入力軸２５と出
力軸３９との間に、流体を介してトルク伝達を行うコン
バータ部２７と、直結状態もしくはスリップ状態でトル
ク伝達を行うロックアツプクラッチ２１とが並設されて
いる。The fluid coupling 24 is located between an input shaft 25 to which the output of the engine body 10 is input and an output shaft 39, as shown in FIG. A converter section 27 that transmits torque via fluid and a lock-up clutch 21 that transmits torque in a directly coupled state or in a slip state are arranged in parallel.

コンバータ部２７は、入力軸２５と一体に回転するドラ
イブプレート３２に同性された入力要素としてのポンプ
インペラー３４と、出力軸３９と一体に回転するタービ
ンランナー３６と、両者間のステータ３５とワンウェイ
クラッチ３８を備え、ロックアツプクラッチ２１は出力
軸３９にスプライン嵌合されたトーションダンパ２３お
よび該トーションダンパ２３にコイルスプリング２３ａ
を介して連結されたクラッチプレート２２とを備えてい
る。The converter section 27 includes a pump impeller 34 as an input element that is connected to a drive plate 32 that rotates integrally with the input shaft 25, a turbine runner 36 that rotates integrally with the output shaft 39, a stator 35 between the two, and a one-way clutch. 38, the lock-up clutch 21 includes a torsion damper 23 spline-fitted to the output shaft 39, and a coil spring 23a attached to the torsion damper 23.
The clutch plate 22 is connected to the clutch plate 22 via the clutch plate 22.

上記ロックアツプクラッチ２１の配設により、クラッチ
プレート２２の背面側にドライブプレート３２との間に
解除室４３が形成され、反対側には締結室４４が形成さ
れている。解除室４３には油圧回路部３０から油路４２
を通じて、クラッチプレート２２を解放作動する油圧が
供給され、また、締結室４４には油路４１を通じてクラ
ッチプレート２２を締結作動する油圧が供給される。そ
して、ロックアツプクラッチ２１は、締結室４４に油圧
が送給されてポンプインペラー３４とタービンランナー
３６とを直結にするロックアツプ状態と、解除室４３に
油圧が送給されてポンプインペラー３４とタービンラン
ナー３６とを非締結とする解放状態（コンバータ状態）
とに作動され、さらに、締結室４４と解除室４３との両
方に油圧が送給されて差圧ΔＰが所定の範囲内にある時
には、ポンプインペラー３４とタービンランナー３６と
の相対回転を許容するスリップ状態となり、その差圧Δ
Ｐが大であるほどスリップ量が低減して前記ロックアツ
プ状態に近付く。尚、締結室４４は、逆止弁４６が配さ
れた油路４７を通じてオイルクーラ４８に接続されてい
る。Due to the arrangement of the lock-up clutch 21, a release chamber 43 is formed on the back side of the clutch plate 22 between it and the drive plate 32, and a fastening chamber 44 is formed on the opposite side. An oil passage 42 is connected to the release chamber 43 from the hydraulic circuit section 30.
Hydraulic pressure for disengaging the clutch plate 22 is supplied through the oil passage 41 , and hydraulic pressure for engaging the clutch plate 22 is supplied to the engagement chamber 44 through the oil passage 41 . The lock-up clutch 21 is in a lock-up state in which hydraulic pressure is supplied to the engagement chamber 44 to directly connect the pump impeller 34 and the turbine runner 36, and in a lock-up state in which hydraulic pressure is supplied to the release chamber 43 to directly connect the pump impeller 34 and the turbine runner. 36 is not engaged (converter state)
Further, when hydraulic pressure is supplied to both the engagement chamber 44 and the release chamber 43 and the differential pressure ΔP is within a predetermined range, relative rotation between the pump impeller 34 and the turbine runner 36 is allowed. A slip condition occurs, and the differential pressure Δ
As P becomes larger, the amount of slip decreases and approaches the lock-up state. Note that the fastening chamber 44 is connected to an oil cooler 48 through an oil passage 47 in which a check valve 46 is disposed.

油圧回路部３０における流体継手２４の動作制御に関与
する部分には、ロックアツプシフト弁５１、ロックアツ
プ調圧弁５２、前記ロックアツプ制御用ソレノイド弁６
および調圧用ソレノイド弁７が設けられている。ロック
アツプシフト弁５１は、ボー）ａ、ｄ、ｈへの油圧調整
に伴う分割された第１スプール５６と第２スプール５７
の作動によってボートｂ、ｃ、ｅ−ｇの連通開閉および
ドレンを切り換えるものである。また、ロックアツプ調
圧弁５２は、ボートｉ、ｎへの油圧調整に伴うスプール
６０の作動によってボートｊ　−ｍの連通開閉およびド
レンを切り換えるものである。The parts of the hydraulic circuit section 30 that are involved in controlling the operation of the fluid coupling 24 include a lock-up shift valve 51, a lock-up pressure regulating valve 52, and the lock-up control solenoid valve 6.
and a pressure regulating solenoid valve 7. The lock-up shift valve 51 is divided into a first spool 56 and a second spool 57 for hydraulic pressure adjustment to a, d, and h.
The operation of this switch switches the communication opening/closing of boats b, c, e-g and the drain. Further, the lock-up pressure regulating valve 52 switches communication opening/closing and draining of boats j-m by operating the spool 60 in conjunction with oil pressure adjustment to boats i and n.

そして、ロックアツプシフト弁５１においては、ボート
ａ、ｄ、ｈには調圧用ソレノイド弁７またはロックアツ
プ制御用ソレノイド弁６によって調圧されたオイルポン
プ４５の油圧が供給され、流体継手２４の油圧の供給を
切り換えてコンバータ状態とロックアツプ状態とスリッ
プ状態とに切換え作動する。また、ロックアツプ調圧弁
５２においては、ボートｉにはスロットル開度に対応し
てスロットル圧形成部６１で調圧されたスロットル圧ｐ
ｔが供給される一方、ボートｎには調圧用ソレノイド弁
７によって調圧されたデユーティ制御圧Ｐｄが供給され
、流体継手２４の締結室４４と解除室４３との差圧ΔＰ
の調整によるスリップ量の制御を行うものである。In the lock-up shift valve 51, the hydraulic pressure of the oil pump 45 regulated by the pressure regulating solenoid valve 7 or the lock-up control solenoid valve 6 is supplied to the boats a, d, and h, and the hydraulic pressure of the fluid coupling 24 is supplied to the boats a, d, and h. It operates by switching the supply and switching between the converter state, lockup state, and slip state. In addition, in the lock-up pressure regulating valve 52, the boat i has a throttle pressure p which is regulated by the throttle pressure forming section 61 in accordance with the throttle opening degree.
t is supplied, while the duty control pressure Pd regulated by the pressure regulating solenoid valve 7 is supplied to the boat n, and the differential pressure ΔP between the engagement chamber 44 and the release chamber 43 of the fluid coupling 24 is
The amount of slip is controlled by adjusting the amount of slip.

上記ロックアツプシフト弁５１およびロックアツプ調圧
弁５２の作動による流体継手２４の状態変化についての
説明はここでは省略するが、その詳細については同一出
願人による特願昭６３−２７８８０７号の明細書の記載
を参照されたい。A description of the change in the state of the fluid coupling 24 due to the operation of the lock-up shift valve 51 and the lock-up pressure regulating valve 52 will be omitted here, but details thereof can be found in the specification of Japanese Patent Application No. 63-278807 filed by the same applicant. Please refer to

また、第２図に示すように、前記油圧回路部３０の動作
制御を行うべく、油圧回路部３０に内蔵された変速制御
用ソレノイド弁１〜５、ロックアツプ制御用ソレノイド
弁６および調圧用ソレノイド弁７に、駆動信号Ｃａ〜Ｃ
ｇをそれぞれ出力するコントロールユニット１００が設
けられている。Further, as shown in FIG. 2, in order to control the operation of the hydraulic circuit section 30, the hydraulic circuit section 30 includes built-in solenoid valves 1 to 5 for speed change control, a solenoid valve for lock-up control 6, and a solenoid valve for pressure regulation. 7, drive signals Ca to C
A control unit 100 is provided that outputs each g.

このコントロールユニット１００には、スロットル弁１
４の開度Ｔｈを検出するスロットル開度センサ８１から
得られる検出信号Ｓｔと、車速Ｖを検出する車速センサ
８２から得られる検出信号ＳＶと、シフトレバ−の操作
位置を検出するシフトポジションセンサ８３から得られ
る検出信号Ｓｓと、エンジン回転数Ｎｅ（入力回転数）
を検出するエンジン回転数センサ８４から得られる検出
信号Ｓｎと、タービンランナー３６の回転数（出力回転
数）を検出するタービン回転数センサ８５から得られる
検出信号Ｓｍと、アクセルペダルの踏込量を検出するア
クセルセンサ８６から得られる検出信号Ｓａと、自動変
速機２０に供給される作動油の温度を検出する油温セン
サ８７から得られる検出信号Ｓｕと、ブレーキペダルの
踏込量を検出するブレーキセンサ８８から得られる検出
信号ｓｂとが供給されると共に、自動変速機２０の制御
に必要な他の検出信号Ｓｘも供給される。This control unit 100 includes a throttle valve 1
4, a detection signal St obtained from a throttle opening sensor 81 that detects the opening Th, a detection signal SV obtained from a vehicle speed sensor 82 that detects the vehicle speed V, and a shift position sensor 83 that detects the operating position of the shift lever. The obtained detection signal Ss and the engine rotation speed Ne (input rotation speed)
The detection signal Sn obtained from the engine rotation speed sensor 84 that detects the rotation speed of the turbine runner 36 (output rotation speed), the detection signal Sm obtained from the turbine rotation speed sensor 85 that detects the rotation speed of the turbine runner 36 (output rotation speed), and the amount of depression of the accelerator pedal are detected. A detection signal Sa obtained from an accelerator sensor 86, a detection signal Su obtained from an oil temperature sensor 87 that detects the temperature of hydraulic oil supplied to the automatic transmission 20, and a brake sensor 88 that detects the amount of depression of the brake pedal. The detection signal sb obtained from the automatic transmission 20 is supplied, and other detection signals Sx necessary for controlling the automatic transmission 20 are also supplied.

コントロールユニット１００は、上記各種の検出信号に
基づいて自動変速機２０における変速制御およびロック
アツプクラッチ２１の動作制御を所期の特性で行うもの
である。The control unit 100 controls the speed change in the automatic transmission 20 and the operation of the lock-up clutch 21 with desired characteristics based on the various detection signals described above.

このコントロールユニット１００による自動変速機２０
の変速制御およびロックアツプクラッチ２１の動作制御
を行うにあたっては、コントロールユニット１００の内
蔵メモリにマツプ化されて記憶されている第４図に示す
ようなシフトパターンから、その制御領域を判定する。Automatic transmission 20 by this control unit 100
When controlling the speed change and the operation of the lock-up clutch 21, the control range is determined from the shift pattern shown in FIG. 4, which is mapped and stored in the built-in memory of the control unit 100.

このシフトパターンは、縦軸にスロットル開度Ｔｈが横
軸に車速Ｖがとられてあられされ、シフトアップ時の各
変速段の領域がシフトアップ変速線Ｕａ、Ｕｂ。This shift pattern has the throttle opening Th on the vertical axis and the vehicle speed V on the horizontal axis, and the regions of each gear stage at the time of upshifting are upshift shift lines Ua and Ub.

Ｕｃで示され、領域が変化したときがシフトアップ変速
時となり、一方、シフトダウン時の各変速段の領域がシ
フトダウン変速線Ｄｄ、Ｄｅ、Ｄｆで示され、領域が変
化したときがシフトダウン変速時となる。また、比較的
高車速側で低スロツトル開度の領域に設定されたロック
アツプ作動線Ｌｇ　（４速）、Ｌｉ（３速）の内側がロ
ックアツプ状態に移行する際のロックアツプ領域で、ロ
ックアツプ状態からの解除がロックアツプ解除線Ｌｈ（
４速）、Ｌｊ（３速）によって示され、領域変化時がロ
ックアツプ状態への作動および解除制御時となる。さら
に、比較的低車速側で低スロツトル開度の領域に設定さ
れているスリップ制御実行線Ｒｊの内側がスリップ制御
領域で、この領域に移行した際にスリップ制御を開始し
、これより外側に設定されたスリップ制御解除線Ｒｋの
外側の領域に移行した際にスリップ制御を解除するよう
に制御するものである。It is indicated by Uc, and when the range changes, it is a shift-up shift.On the other hand, the range of each gear during downshifting is indicated by downshift shift lines Dd, De, and Df, and when the range changes, it is a shift-up shift. It's time to shift gears. In addition, the inside of the lock-up operating line Lg (4th gear) and Li (3rd gear), which are set in the region of relatively high vehicle speed and low throttle opening, is the lock-up region when transitioning to the lock-up state. The release is from the lock-up release line Lh (
4th speed) and Lj (3rd speed), and the time of region change is the time of activation and release control of the lock-up state. Furthermore, the inside of the slip control execution line Rj, which is set in the area of relatively low vehicle speed and low throttle opening, is the slip control area, and slip control is started when the line shifts to this area, and is set outside of this area. The slip control is controlled to be canceled when the vehicle moves to a region outside the slip control release line Rk.

そして、コントロールユニット１００は、上記変速線Ｕ
ａ−Ｕｃ、Ｄｄ−Ｄｆの判定からシフトアップ条件もし
くはシフトダウン条件が成立したことが検知される場合
には、変速機構２６における変速段を切り換えるべく駆
動信号Ｃａ−Ｃｅを選択的に送出し、変速制御を行う。Then, the control unit 100 controls the above-mentioned shift line U.
If it is detected from the determination of a-Uc and Dd-Df that a shift-up condition or a shift-down condition is established, a drive signal Ca-Ce is selectively sent out to switch the gear stage in the transmission mechanism 26, Performs speed change control.

また、ロックアツプ作動条件および後述のスリップ制御
条件がいずれも成立していない場合には、ロックアツプ
制御用ソレノイド弁６および調圧用ソレノイド弁７への
駆動信号Ｃｆ、Ｃｇの供給を停止する。それにより、両
ソレノイド弁６，７が閉状態とされ、ロックアツプシフ
ト弁５１およびロックアツプ調圧弁５２は第３図の実線
の位置となり、レギュレータ弁４９により調圧された油
圧がそのまま解除室４３に供給されると共に、締結室４
４の油圧がオイルクーラ４８に排出され、ロックアツプ
クラッチ２１は解放状態となってコンバータ部２７によ
るトルク伝達とされる。Further, if neither the lockup operating condition nor the slip control condition described below is satisfied, the supply of drive signals Cf and Cg to the lockup control solenoid valve 6 and the pressure regulating solenoid valve 7 is stopped. As a result, both the solenoid valves 6 and 7 are closed, the lock-up shift valve 51 and the lock-up pressure regulating valve 52 are in the position shown by the solid line in FIG. As well as being supplied, the fastening chamber 4
4 of oil pressure is discharged to the oil cooler 48, the lock-up clutch 21 is released, and the torque is transmitted by the converter section 27.

さらに、ロックアツプ作動条件が成立すると、駆動信号
Ｃｆがロックアツプ制御用ソレノイド弁６に供給されて
開状態とされ、調圧用ソレノイド弁７は駆動信号Ｃｇの
停止により閉状態とされる。Further, when the lock-up operating condition is satisfied, the drive signal Cf is supplied to the lock-up control solenoid valve 6 to open it, and the pressure regulating solenoid valve 7 is closed by stopping the drive signal Cg.

それにより、ロックアツプシフト弁５１が鎖線の位置、
ロックアツプ調圧弁５２が実線の位置となり、レギュレ
ータ弁４９により調圧された油圧が締結室４４に供給さ
れる一方、解除室４３の油圧がオイルパンに排出され、
ロックアツプクラッチ２１は締結状態となって入出力が
直結したロックアツプ状態とされる。As a result, the lock-up shift valve 51 is at the position indicated by the chain line.
The lock-up pressure regulating valve 52 is in the position indicated by the solid line, and the hydraulic pressure regulated by the regulator valve 49 is supplied to the engagement chamber 44, while the hydraulic pressure in the release chamber 43 is discharged to the oil pan.
The lock-up clutch 21 is in a fastened state and is in a lock-up state in which input and output are directly connected.

一方、スロットル開度Ｔｈおよび車速Ｖがスリップ制御
領域となって定常スリップ制御条件が成立した場合、シ
フトアップ条件となって変速スリップ制御条件が成立し
た場合、および、スロットル開度が全開でエンジン回転
数が所定値以上の減速時で減速スリップ制御条件が成立
した場合には、駆動信号Ｃｆがロックアツプ制御用ソレ
ノイド弁６に供給されて開状態とされ、調圧用ソレノイ
ド弁７には２０％以上のデユーティ値ｄを有する駆動信
号Ｃｇの供給により所定開度に作動される。On the other hand, when the throttle opening Th and vehicle speed V are in the slip control region and the steady slip control condition is satisfied, when the shift up condition is established and the shift slip control condition is satisfied, and when the throttle opening is fully open and the engine is rotating If the deceleration slip control condition is satisfied when the number of decelerations exceeds a predetermined value, the drive signal Cf is supplied to the lock-up control solenoid valve 6 to open it, and the pressure regulating solenoid valve 7 is supplied with a pressure of 20% or more. It is operated to a predetermined opening degree by supplying a drive signal Cg having a duty value d.

それにより、ロックアツプシフト弁５１では第１スプー
ル５６が実線の位置、第２スプール５７が鎖線の位置と
なり、ロックアツプ調圧弁５２はポートｉのスロットル
圧ｐｔとボートｎのデユーティ制御圧Ｐｄ（デユーティ
値が大なる程低い値）との差圧に応じた距離だけ実線の
位置から鎖線方向に移動し、レギュレータ弁４９により
調圧された油圧が締結室４４に供給されると共に、解除
室４３にはデユーティ値に応じて減圧された油圧が供給
され、ロックアツプクラッチ２１は締結室４４の油圧か
ら解除室４３の油圧を減じた差圧ΔＰに応じた入出力回
転差ΔＮを入力軸２５と出力軸３９との間に生じさせる
スリップ状態となる。As a result, in the lock-up shift valve 51, the first spool 56 is at the position indicated by the solid line, the second spool 57 is at the position indicated by the chain line, and the lock-up pressure regulating valve 52 is operated to adjust the throttle pressure pt of the port i and the duty control pressure Pd (duty value) of the boat n. The hydraulic pressure regulated by the regulator valve 49 is supplied to the engagement chamber 44, and the release chamber 43 is supplied with the hydraulic pressure regulated by the regulator valve 49. Hydraulic pressure reduced according to the duty value is supplied, and the lock-up clutch 21 transfers the input/output rotation difference ΔN between the input shaft 25 and the output shaft according to the differential pressure ΔP obtained by subtracting the hydraulic pressure in the release chamber 43 from the hydraulic pressure in the engagement chamber 44. 39, resulting in a slip condition.

この場合、上記差圧ΔＰは、前記スロットル圧ｐｔとデ
ユーティ制御圧Ｐｄとスプリング６２の付勢力Ｆａとか
ら、ｃｌ　、Ｃ２を定数とすると、ΔＰ＝Ｃｓ　　（Ｐ
ｔ−Ｐｄ）＋Ｆａ／Ｃｚであられされ、差圧ΔＰはスロ
ットル圧ｐｔとデユーティ制御圧Ｐｄとにより規定され
る。そして、スロットル圧Ｐｔは、スロットル開度Ｔｈ
に対して、例えばｆｆ１５図に示される特性を有するよ
うに形成され、また、デユーティ制御圧Ｐｄは、駆動信
号Ｃｇのデユーティ値ｄに対して、例えば第６図に示さ
れる特性を有するよう」こ形成される。その結果、上記
差圧ΔＰは、２０％、５０％、８０％のデユーティ値ｄ
をパラメータとしてあられされた第７図に示すように、
スロットル開度Ｔｈおよびデユーティ値ｄが大きくなる
ほど大きな値となる。In this case, the differential pressure ΔP is calculated from the throttle pressure pt, the duty control pressure Pd, and the biasing force Fa of the spring 62. If cl and C2 are constants, ΔP=Cs (P
t-Pd)+Fa/Cz, and the differential pressure ΔP is defined by the throttle pressure pt and the duty control pressure Pd. Then, the throttle pressure Pt is the throttle opening Th
For example, the duty control pressure Pd is formed to have the characteristics shown in FIG. 6, for example, with respect to the duty value d of the drive signal Cg. It is formed. As a result, the above differential pressure ΔP is the duty value d of 20%, 50%, and 80%.
As shown in Figure 7, where is taken as a parameter,
The larger the throttle opening Th and duty value d, the larger the value.

また、上記ロックアツプクラッチ２１による締結状態で
の入力軸２５から出力軸３９に伝達し得る最大トルクと
しての伝達可能トルクＴｓは、クラッチプレート２２の
摩擦係数μと有効半径ｒと係合面積Ａに対し、 ＴｓｓｗΔＰ・μ・ｒ・Ａ であられすことができ、差圧ΔＰが大きくなるほど大き
な値となる。そして、流体継手２４の入力トルクＴｉは
、入力軸２５に伝達されるエンジンの発生トルクＴｅに
等しく、伝達可能トルクＴｓより大きい場合には、前記
入出力回転差ΔＮが生じることになる。上記入力トルク
Ｔｉと入出力回転差ΔＮとの関係は、作動油の温度が例
えば９０℃で、１〜４ｋｇ／ｃａｂ２に設定された差圧
ΔＰをパラメータとして、第８図のような特性となる。Furthermore, the transmittable torque Ts as the maximum torque that can be transmitted from the input shaft 25 to the output shaft 39 when the lock-up clutch 21 is engaged is determined by the friction coefficient μ, effective radius r, and engagement area A of the clutch plate 22. On the other hand, TsswΔP·μ·r·A can be obtained, and the larger the differential pressure ΔP is, the larger the value becomes. The input torque Ti of the fluid coupling 24 is equal to the engine generated torque Te transmitted to the input shaft 25, and if it is larger than the transmittable torque Ts, the input/output rotation difference ΔN will occur. The relationship between the input torque Ti and the input/output rotational difference ΔN is as shown in FIG. 8 when the temperature of the hydraulic oil is, for example, 90°C and the differential pressure ΔP is set to 1 to 4 kg/cab2 as a parameter. .

上記のようなことから、流体継手２４におけるロックア
ツプクラッチ２１についてのスリップ制御が行われるに
あたっては、先ず、変速スリップ制御条件が成立してい
ないもとて定常スリップ制御条件が成立したことが検知
される場合には、エンジン発生トルクＴｅの値がスロッ
トル開度Ｔｈとエンジン回転数Ｎｅとに基づいて検出さ
れる。From the above, when slip control is performed on the lock-up clutch 21 in the fluid coupling 24, it is first detected that the steady slip control condition is satisfied even though the gear shift slip control condition is not satisfied. In this case, the value of the engine generated torque Te is detected based on the throttle opening Th and the engine speed Ne.

なお、エンジン発生トルクＴｅの値は、予めスロットル
開度Ｔｈおよびエンジン回転数Ｎｅに応じて設定された
マツプから求められ、例えば、第９図に示すように、横
軸にエンジン回転数Ｎｅがとられ、スロットル開度Ｔｈ
（１／８〜６１８）をパラメータとして曲線ａ１〜ａ６
で示される。The value of the engine generated torque Te is obtained from a map set in advance according to the throttle opening Th and the engine speed Ne. For example, as shown in FIG. 9, the engine speed Ne is plotted on the horizontal axis. and throttle opening Th
Curves a1 to a6 with (1/8 to 618) as parameters
It is indicated by.

このようにして検出されたエンジン発生トルクＴｅの値
に油温補正を行って伝達トルクＴ「を求めるもので、補
正係数に１は作動油の温度が９０℃で１．９０℃より高
いほど１より大きな値に、９０℃より低いほど１より小
さな値に設定され、この補正係数Ｋｌをエンジン発生ト
ルクＴｅに掛けて伝達トルクＴ「を求める。The value of the engine generated torque Te detected in this way is corrected for the oil temperature to obtain the transmitted torque T. The value is set to a larger value, and the value smaller than 1 is set as the temperature becomes lower than 90° C., and the transmission torque T' is determined by multiplying the engine generated torque Te by this correction coefficient Kl.

さらに、上記伝達トルクＴ「は、スロットル開度Ｔｈの
変化量ΔＴｈによって補正される。この補正は、上記の
ようにエンジン出力トルクＴｅの検出を、エンジン回転
数Ｎｅとスロットル開度Ｔｈのマツプから求めているが
、アクセル開度が急に踏み込まれた加速時に、スロット
ル開度Ｔｈの変化量ΔＴｈすなわち変化速度が大きいと
、実際のエンジン出力の上昇が遅れ、マツプ値とずれる
のをスロットル開度変化量ΔＴｈが大きくなるほど伝達
トルクＴ「の値が小さくなるように補正するものである
。該補正は、スロットル開度Ｔｈの変化量ΔＴｈを前回
のスロットル開度Ｔｈｏとの差から算出し、この変化量
ΔＴｈが正値で加速時のときには、第１０図に示すよう
なマツプから、該変化量ΔＴｈが大きくなるほど１以下
の小さな値に設定されている補正係数に２を求め、この
補正係数に２を伝達トルクＴ「に掛けて補正する。なお
、スロットル開度変化量ΔＴｈが大きくなると、第４図
の定常スリップ制御領域から外れるものである。Furthermore, the transmission torque T" is corrected by the amount of change ΔTh in the throttle opening Th. This correction is performed by detecting the engine output torque Te from the map of the engine rotation speed Ne and the throttle opening Th. However, if the amount of change ΔTh, that is, the rate of change in the throttle opening Th is large during acceleration when the accelerator opening is suddenly depressed, the increase in the actual engine output will be delayed, and the throttle opening will deviate from the map value. The correction is made so that the larger the change amount ΔTh, the smaller the value of the transmitted torque T''. This correction is made by calculating the change amount ΔTh in the throttle opening Th from the difference from the previous throttle opening Th, and When the amount of change ΔTh is a positive value and acceleration is occurring, from the map shown in FIG. The transmission torque T is corrected by multiplying the transmission torque T by 2.If the throttle opening change amount ΔTh becomes large, it will deviate from the steady slip control region shown in FIG.

そして、上記伝達トルクＴｒの値に対応して、流体継手
２４における入力軸２５と出力軸３９との間に、エネル
ギ損失の低減とエンジンが発生するトルク変動の吸収と
が共に図られることになる所定の目標回転差Ｎｏ、例え
ば、８０〜１５０ｒｐｍを生じさせるように差圧ΔＰの
値を、第８図の入力トルクＴｉと入出力回転差ΔＮと差
圧ΔＰとの関係が書き込まれたマツプから読み出されて
設定されるが、上記目標回転差Ｎｏを現在の入出力回転
差ΔＮに応じて制御応答性および前記収束性の点から最
適値に設定する。Then, in accordance with the value of the transmission torque Tr, both the reduction of energy loss and the absorption of torque fluctuations generated by the engine are achieved between the input shaft 25 and the output shaft 39 in the fluid coupling 24. The value of differential pressure ΔP is determined so as to produce a predetermined target rotational difference No., for example, 80 to 150 rpm, from the map in which the relationship between input torque Ti, input/output rotational difference ΔN, and differential pressure ΔP in FIG. 8 is written. The target rotational difference No. is read and set, and the target rotational difference No. is set to an optimum value from the viewpoint of control responsiveness and convergence according to the current input/output rotational difference ΔN.

この目標回転差Ｎｏの設定は、入出力回転差ΔＮを人力
回転数（エンジン回転数Ｎｅ）から出力回転数を減算し
て求め、目標回転差Ｎｏ　　（初期値）を読み込み、両
者の偏差ΔＮ−Ｎｏの値により、第１１図または第１２
図マツプから補正値αまたはβを検索し、目標回転差Ｎ
ｏに加減算して補正するものである。補正値αは入出力
回転差ΔＮが目標回転差Ｎｏより所定値以上大きいとき
の補正値で、目標回転差Ｎｏを低く補正して差圧ΔＰを
大きくし、入出力回転差ΔＮを低下させる方向に応答性
を向上するものである。また、補正値βは入出力回転差
ΔＮが目標回転差ＮＯより所定値以上手さいときの補正
値で、目標回転差Ｎｏを高く補正して差圧ΔＰを小さく
し、入出力回転差ΔＮを上昇させる方向に応答性を向上
し、最終的には前記最適の目標回転差Ｎｏに収束させる
ものである。To set this target rotational difference No., calculate the input/output rotational difference ΔN by subtracting the output rotational speed from the manual rotational speed (engine rotational speed Ne), read the target rotational difference No. (initial value), and calculate the difference ΔN- Figure 11 or 12 depending on the value of No.
Search the correction value α or β from the diagram map and set the target rotational difference N.
The correction is made by adding or subtracting from o. The correction value α is a correction value when the input/output rotational difference ΔN is larger than the target rotational difference No by a predetermined value or more, and is a correction value that corrects the target rotational difference No lower to increase the differential pressure ΔP and decrease the input/output rotational difference ΔN. This improves responsiveness. In addition, the correction value β is a correction value when the input/output rotation difference ΔN is smaller than the target rotation difference NO by a predetermined value or more. The responsiveness is improved in the direction of increasing the rotational speed, and ultimately the target rotational difference No. is converged to the optimum target rotational difference No.

前記目標回転差Ｎｏと伝達トルクＴ「の関係から差圧Δ
Ｐを求め、さらに、この差圧ΔＰとスロットル開度Ｔｈ
より前記第７図の特性に応じて対応するデユーティ値Ｄ
ｋを求めるが、最終的に出力するデユーティ値ｄは制御
系の安定性を確保することから、前記入出力回転差ΔＮ
と目標回転差Ｎｏの偏差ΔＮ−Ｎｏの値により、読込み
デユーティ値Ｄｋの変化量を反映させるようにしている
。From the relationship between the target rotational difference No. and the transmission torque T, the differential pressure Δ
P is calculated, and further, this differential pressure ΔP and throttle opening Th
Therefore, the corresponding duty value D according to the characteristics shown in FIG.
The final output duty value d is determined by the input/output rotation difference ΔN to ensure the stability of the control system.
The amount of change in the read duty value Dk is reflected by the value of the deviation ΔN-No of the target rotational difference No.

すなわち、デユーティ値ｄの決定は、上記偏差ΔＮ−Ｎ
ｏから補正係数Ｆ１＋　　Ｆ２の値を、第１３図のよう
なマツプから検索する。また、今回求めたデユーティ値
Ｄｋと前回値Ｄｋ−１と前々回値Ｄｋ−２により、後述
のフローチャートで詳述するような計算式によって更新
値ΔＤを求め、前回値Ｄｋ−１に加算して最終的なデユ
ーティ値ｄを決定する。That is, the duty value d is determined by the above deviation ΔN-N
The value of the correction coefficient F1+F2 is searched from the map shown in FIG. 13 from o. Also, from the duty value Dk obtained this time, the previous value Dk-1, and the value Dk-2 from the previous time, an update value ΔD is obtained by a calculation formula as detailed in the flowchart described later, and is added to the previous value Dk-1 to make the final value. Determine the practical duty value d.

そして、コントロールユニット１００は、設定された差
圧ΔＰに対応したデユーティ値ｄを有する駆動信号Ｃｇ
を形成して、それを調圧用ソレノイド弁７に供給する定
常スリップ制御を行う。The control unit 100 then outputs a drive signal Cg having a duty value d corresponding to the set differential pressure ΔP.
is formed and supplied to the pressure regulating solenoid valve 7 for steady slip control.

コントロールユニット１００の処理を第１４図〜第１８
図のフローチャートに沿って説明する。The processing of the control unit 100 is shown in FIGS. 14 to 18.
This will be explained along the flowchart in the figure.

第１４図はスリップ制御のメインルーチンを示し、制御
スタート後、ステップＳ１でスリップ制御の種類を判定
し、定常スリップＳ２か減速スリップＳ３か変速時スリ
ップＳ４かを、後述の第１８図の制御領域判別ルーチン
で判別されたスリップ状態に対応して判定される。FIG. 14 shows the main routine of slip control. After the control starts, the type of slip control is determined in step S1, and whether it is steady slip S2, deceleration slip S3, or shifting slip S4 is determined in the control area shown in FIG. 18, which will be described later. The determination is made in accordance with the slip condition determined in the determination routine.

まず、定常スリップ制御Ｓ２の場合には、ステップＳ５
でエンジン出力トルクＴｅを、検出したエンジン回転数
Ｎｅとスロットル開度Ｔｈとにより、前記第９図の特性
に基づいて求める。そして、ステップＳ６でこのエンジ
ン出力トルクＴｅを油温に応じて前記補正係数に！によ
って補正して、伝達トルクＴｒ（入力トルクＴｉ）を求
めるものである。First, in the case of steady slip control S2, step S5
Then, the engine output torque Te is determined based on the detected engine speed Ne and the throttle opening Th based on the characteristics shown in FIG. Then, in step S6, this engine output torque Te is set to the correction coefficient according to the oil temperature! The transmission torque Tr (input torque Ti) is determined by correcting the transmission torque Tr (input torque Ti).

次に、ステップＳ７は上記伝達トルクＴｒをスロットル
開度Ｔｈの変化量ΔＴｈすなわち変化速度によって補正
するものであり、その詳細を第１５図に示す。まず、ス
テップ８２０でスロットル開度Ｔｈの変化量ΔＴｈの算
出、を行うものであり、この変化量ΔＴｈは今回検出し
たスロットル開度Ｔｈから前回のスロットル開度Ｔｈｏ
を減算して求める。そして、ステップＳ２１でこの変化
量ΔＴｈが正の値か否かを判定し、正値（ＹＥＳ）で加
速時のときには、ステップＳ２２において第１０図に示
すようなマツプから上記変化量ΔＴｈの値により補正係
数に２を求める。該補正係数Ｋｚは、変化ｍΔＴｈが０
より大きくなるほど１以下の小さな値に設定されている
ものであり、ステップＳ２４で該補正係数に２を、前記
ステップＳ６で求めた伝達トルクＴ「に掛けて補正する
。また、前記ステップＳ２１の判定がＮｏで、加速以外
の状態ではステップＳ２３に進んで、上記補正係数に２
を１に設定して伝達トルクＴ「の補正は行わない。この
第１０図の特性に基づく補正により、加速時にスロット
ル開度の変化に対して実際のエンジン出力の上昇遅れに
よるずれを抑制している。Next, in step S7, the transmission torque Tr is corrected by the amount of change ΔTh of the throttle opening Th, that is, the rate of change, the details of which are shown in FIG. First, in step 820, the amount of change ΔTh in the throttle opening Th is calculated, and this amount of change ΔTh is calculated from the currently detected throttle opening Th to the previous throttle opening Th.
Find by subtracting. Then, in step S21, it is determined whether or not this amount of change ΔTh is a positive value. If the value is positive (YES) and acceleration is occurring, in step S22, the value of the amount of change ΔTh is determined from a map as shown in FIG. Find 2 as the correction coefficient. The correction coefficient Kz has a change mΔTh of 0.
The larger the value, the smaller the value is set to 1 or less. In step S24, the correction coefficient is multiplied by 2 to the transmission torque T" determined in step S6. Also, the determination in step S21 is corrected by multiplying the correction coefficient by 2. is No, and in a state other than acceleration, the process advances to step S23 and the correction coefficient is set to 2.
is set to 1, and the transmission torque T is not corrected. This correction based on the characteristics shown in Fig. 10 suppresses the deviation due to a delay in the rise of the actual engine output with respect to changes in the throttle opening during acceleration. There is.

続いて、ステップＳ８で差圧ΔＰを求めるものであり、
その詳細ステップを第１６図に示す。まず、ステップＳ
２５で入出力回転差ΔＮの計算を、エンジン回転数Ｎｅ
（入力回転数）からタービン回転数Ｎｔ（出力回転数）
を減算して求め、ステップ５２（ｉで目標回転差Ｎｏの
初期値（例えば１５０ｒｐｍ）を読み込む。そして、ス
テップＳ２７で両者の偏差ΔＮ−Ｎｏを計算し、ステッ
プＳ２８で該偏差ΔＮ−Ｎｏが正か否かを判定する。こ
の判定がＹＥＳのときには、ステップＳ２９の判定で入
出力回転差ΔＮが目標回転差Ｎｏより所定値Ｅ１以上大
きい場合に、ステップＳ３０で上記偏差ΔＮ−Ｎ。Subsequently, in step S8, the differential pressure ΔP is determined,
The detailed steps are shown in FIG. First, step S
In step 25, calculate the input/output rotational difference ΔN using the engine rotational speed Ne.
(input rotation speed) to turbine rotation speed Nt (output rotation speed)
In step 52 (i, the initial value (for example, 150 rpm) of the target rotational difference No. is read. Then, in step S27, the deviation ΔN-No between the two is calculated, and in step S28, the deviation ΔN-No is determined to be correct. If this determination is YES, if the input/output rotational difference ΔN is larger than the target rotational difference No by a predetermined value E1 or more in the determination in step S29, the deviation ΔN−N is determined in step S30.

の値により、第１１図のマツプから補正値αを検索し、
ステップＳ８１でこの補正値αを目標回転差Ｎｏから減
算して小さな値に補正する。一方、前記ステップ８２ｇ
の判定がＮＯのときには、ステップＳ３２の判定で入出
力回転差ΔＮが目標回転差Ｎ０より所定値Ｅ２以上上手
い場合に、ステップ８３３で上記偏差ΔＮ−Ｎｏの絶対
値により、第１２図のマツプから補正値βを検索し、ス
テップＳ３４でこの補正値βを目標回転差Ｎｏに加算し
て大きな値に補正する。また、ステップＳ２９またはＳ
（２の判定がＮｏの場合並びに上記のように目標回転差
Ｎｏを補正した後には、ステップＳ３５で目標回転差Ｎ
ｏと伝達トルクＴｒの関係から、第８図のマツプにより
差圧ΔＰの値を求めるものである。Search for the correction value α from the map in Figure 11 using the value of
In step S81, this correction value α is subtracted from the target rotational difference No. to correct it to a small value. On the other hand, the step 82g
If the determination in step S32 is that the input/output rotational difference ΔN is better than the target rotational difference N0 by a predetermined value E2 or more, then in step 833 the absolute value of the deviation ΔN−No is calculated from the map in FIG. A correction value β is searched, and in step S34, this correction value β is added to the target rotational difference No. to correct it to a larger value. Also, step S29 or S
(If the determination in Step 2 is No, and after correcting the target rotational difference No. as described above, in step S35, the target rotational difference No.
The value of differential pressure ΔP is determined from the map shown in FIG. 8 based on the relationship between o and transmission torque Tr.

そして、ステップＳ９に進んで、上記差圧ΔＰとスロッ
トル開度Ｔｈより対応するデユーティ値Ｄｋを第７図に
基づいて求め、ステップ８１０で最終的に出力するデユ
ーティ値ｄを計算し、このデユーティ値ｄをステップＳ
１９でソレノイド弁７に出力して駆動する。Then, the process proceeds to step S9, and the corresponding duty value Dk is determined from the differential pressure ΔP and the throttle opening Th based on FIG. d to step S
At step 19, it is output to the solenoid valve 7 to drive it.

上記ステップＳＩＯのデユーティ計算の詳細は、第１７
図に示すように、ステップ８４０で上記偏差ΔＮ−Ｎｏ
の値により補正係数Ｆ１＋　　Ｆ２の値を、第１３図の
ようなマツプから検索する。この補正係数Ｆ１＋Ｆ２は
、上記偏差ΔＮ−Ｎｏが正および負に大きくなるほど大
きな値に設定されている。For details of the duty calculation in step SIO above, see Section 17.
As shown in the figure, in step 840, the deviation ΔN−No.
The value of the correction coefficient F1+F2 is searched from a map as shown in FIG. 13 based on the value of . This correction coefficient F1+F2 is set to a larger value as the deviation ΔN-No becomes more positive and negative.

そして、ステップＳ４１で今回求めた前記デユーティ値
Ｄｋを読み込み、ステップＳ４２の計算で更新値ΔＤを
求め、前回値Ｄｋ−１に加算して最終的なデユーティ値
ｄを決定する（　８４３）。上記ステップＳ４２の計算
は、今回のデユーティ値Ｄｋと前回値Ｄｋ−１との差に
補正係数Ｆｌを掛けた値に、前回値Ｄ　ｋ−１と前々回
値Ｄ　ｋ−２との差に補正係数Ｆ２を掛けた値を加算し
て求めるものであり、状態の変化が大きい場合にはデユ
ーティ値変化を大きくシ、状態の変化が少いときにはデ
ユーティ値ｄの変動を小さくして安定させるようにして
いる。Then, in step S41, the duty value Dk obtained this time is read, and in step S42, an updated value ΔD is obtained and added to the previous value Dk-1 to determine the final duty value d (843). The calculation in step S42 is performed by multiplying the difference between the current duty value Dk and the previous value Dk-1 by a correction coefficient Fl, and multiplying the difference between the previous duty value Dk-1 and the value Dk-2 from the previous time by a correction coefficient. It is calculated by adding the value multiplied by F2, and when the change in the state is large, the change in the duty value is increased, and when the change in the state is small, the fluctuation in the duty value d is made small to stabilize it. There is.

次に、減速スリップ制御Ｓ３の場合は、ステップ８１２
で減速時の最低伝達トルクをマツプから検索する。この
減速時にはエンジンが車輪からトルクが伝達される状態
にあるので、予め実験等により求められて、内蔵メモリ
にエンジン回転数に応じて記憶された、車輪からエンジ
ンに伝達される上記最低伝達トルクを読み出す。そして
、前記ステップＳ６に進んで、上記伝達トルクに対応し
た所定の目標回転差Ｎｏとなるように差圧ΔＰを求め、
デユーティ値ｄを設定し減速スリップ制御を行う。Next, in the case of deceleration slip control S3, step 812
Search the map for the minimum transmission torque during deceleration. During this deceleration, the engine is in a state where torque is transmitted from the wheels, so the minimum transmission torque transmitted from the wheels to the engine is determined in advance through experiments and stored in the built-in memory according to the engine speed. read out. Then, proceeding to step S6, the differential pressure ΔP is determined so as to reach a predetermined target rotational difference No corresponding to the transmitted torque,
The duty value d is set and deceleration slip control is performed.

一方、変速時スリップ制御Ｓ４の場合は、ステップ８１
３で変速時スリップ制御の開始時か否かを判定し、開始
時にはステップ５１４で直前の状態がスリップ制御状態
かそれ以外のコンバータ状態かロックアツプ状態かを判
定する。直前の状態がスリップ制御状態の場合には、ス
テップＳ１５でデユーティ値ｄの値をその特低に設定さ
れている変速直前の値に設定し、この値をステップＳ１
８で変速中のデユーティ値ｄとして、ソレノイド弁７を
駆動する（　Ｓ　１９）。また、直前の状態がコンバー
タもしくはロックアツプ状態の場合には、ステップＳ１
６で定常スリップ制御条件が成立したときと同様にエン
ジン回転数Ｎｅとスロットル開度Ｔｈとからエンジン出
力トルクＴｉを検出し、ステップＳ１７でこれに基づく
伝達トルクＴ「により所定の目標回転差Ｎｏを生じさせ
る差圧ΔＰを設定し、この差圧ΔＰが得られるデユーテ
ィ値ｄを決定して変速中のデユーティ値ｄとして調圧用
ソレノイド弁７を駆動しく３１ｇ、　　５１９）　、こ
の変速スリップ制御を変速動作が完了するまで行う。On the other hand, in the case of shift slip control S4, step 81
At Step 3, it is determined whether or not it is time to start slip control during gear shifting, and at Step 514, at the time of start, it is determined whether the immediately preceding state is a slip control state, another converter state, or a lock-up state. If the immediately preceding state is the slip control state, in step S15 the duty value d is set to the value immediately before the gear change set to that extra low, and this value is set in step S1.
8, the solenoid valve 7 is driven using the duty value d during gear shifting (S19). Furthermore, if the previous state is a converter or lockup state, step S1
In step S17, the engine output torque Ti is detected from the engine speed Ne and the throttle opening Th, and a predetermined target rotational difference No. The differential pressure ΔP to be generated is set, the duty value d at which this differential pressure ΔP is obtained is determined, and the pressure regulating solenoid valve 7 is driven as the duty value d during gear shifting. Continue until completion.

第１８図は制御領域判別ルーチンで、ステップ８５０で
スロットル開度Ｔｈおよび車速Ｖの検出値から、第４図
のシフトパターンに基づいて定常スリップ制御領域内に
あるか否かを判定する。定常スリップ制御領域内にある
場合には、ステップＳ５１でシフトパターンのスロット
ル開度が０上での４−３速シフトダウン変速線をノーマ
ル状態に戻した後、ステップＳ５２で変速中か否かを判
定する。FIG. 18 shows a control region determination routine. In step 850, it is determined from the detected values of the throttle opening Th and vehicle speed V whether or not the vehicle is within the steady slip control region based on the shift pattern shown in FIG. If it is within the steady slip control region, in step S51, the 4-3 speed downshift line when the throttle opening degree of the shift pattern is 0 is returned to the normal state, and then in step S52, it is determined whether or not the gear is being shifted. judge.

そして、変速中でない場合には定常スリップ制御ＳＢｌ
を行う一方、変速中の場合には、ステップ８５３の判定
でシフトアップのときには変速スリップ制御Ｓ８４を行
い、シフトダウンときにはコンバータ制御８６３（ロッ
クアツプ解除）を行う。If the gear is not being shifted, the steady slip control SBL
On the other hand, if the gear is being shifted, shift slip control S84 is performed when the shift is up as determined in step 853, and converter control 863 (lock-up release) is performed when the shift is down.

また、定常スリップ制御領域外の場合には、ステップ３
５４の判定で前記減速スリップ条件が成立すると、ステ
ップ８５５でブレーキの作動状態をブレーキスイッチの
オン状態で判定する。そして、ブレーキ操作時にはステ
ップ３５８でシフトパターンの４−３速シフトダウン変
速線を変更し、エンジンブレーキによる減速感を高める
。そして、この減速スリップ条件の成立時には、ステッ
プＳ５７のへ変速判定により、変速中には変速スリップ
制御（Ｓ　６４）を行う一方、変速中でない場合には減
速スリップ制御（Ｓ　８５）を行う。In addition, if it is outside the steady slip control area, step 3
If the deceleration slip condition is established in step 54, the operating state of the brake is determined in step 855 based on the ON state of the brake switch. When the brake is operated, the 4th-3rd speed downshift line of the shift pattern is changed in step 358 to enhance the feeling of deceleration due to engine braking. Then, when this deceleration slip condition is established, according to the shift determination in step S57, shift slip control (S64) is performed during the shift, while deceleration slip control (S85) is performed when the shift is not in progress.

さらに、定常スリップ領域外で減速スリップ条件の非成
立状態の場合には、ステップ８５８でシフトパターンの
４−３速シフトダウン変速線をノーマル状態に戻した後
、ステップＳ５９で変速中か否かを判定する。そして、
変速中でない場合には、ステップＳ６０の判定による完
全ロックアツプ領域のときにロックアツプ制御（Ｓ　８
２）を行い、ロックアツプ領域でないときにはコンバー
タ制御（８６３）を行う。さらに、上記ステップＳ５９
の判定により変速中に場合には、ステップＳ５３の判定
でシフトアップのときには変速スリップ制御５１３４を
行い、シフトダウンときにはコンバータ制御Ｓ８３を行
う。Further, if the deceleration slip condition is not established outside the steady slip region, the 4th-3rd speed downshift line of the shift pattern is returned to the normal state in step 858, and then it is determined in step S59 whether or not the gear is being shifted. judge. and,
If the gears are not being shifted, the lock-up control (S8
2) is carried out, and when it is not in the lock-up region, converter control (863) is carried out. Furthermore, the above step S59
If the shift is in progress as determined in step S53, the shift slip control 5134 is performed when the shift is up, and the converter control S83 is performed when the shift is down.

上記のような制御態様の判別に基づき、定常、変速およ
び減速スリップ制御を行う際には、前記第１４図に基づ
くスリップ制御を行うものである。Based on the determination of the control mode as described above, when performing steady state, speed change, and deceleration slip control, slip control is performed based on the above-mentioned FIG. 14.

なお、コンバータ制御およびロックアツプ制御は、公知
の制御態様によって行うもので詳細は省略している。Note that the converter control and lock-up control are performed using known control methods, and details thereof are omitted.

なお、コントロールユニット１００は、シフトアップ条
件が成立したことを検知した場合には、エンジンが減速
状態にあるときを除き、両ソレノイド弁６，７への駆動
信号Ｃｆ、Ｃｇの供給を停止し、ロックアツプクラッチ
２１を解放状態に作動するものである。また、減速スリ
ップ制御条件が成立している状態でシフトアップ条件が
成立したことを検知すると、変速スリップ制御を行い、
さらに、３−２速および２−１速へのシフトダウン条件
が成立したことが検知された場合には、両ソレノイド弁
６．７の駆動を停止し、ロックアツプクラッチ２１を解
放状態とする。Note that when the control unit 100 detects that the shift-up condition is satisfied, the control unit 100 stops supplying the drive signals Cf and Cg to both the solenoid valves 6 and 7, except when the engine is in a deceleration state, This operates the lock-up clutch 21 in a released state. In addition, when it is detected that the upshift condition is satisfied while the deceleration slip control condition is satisfied, the gear shift slip control is performed.
Further, when it is detected that the downshift conditions to 3-2nd speed and 2-1st speed are satisfied, driving of both solenoid valves 6.7 is stopped and lock-up clutch 21 is released.

上記のような実施例によれば、定常スリップ制御時にお
いては、差圧ΔＰをスロットル開度Ｔｈの変化量ΔＴｈ
で補正した流体継手２４の入力トルクＴｉに応じ、入出
力回転差ΔＮに応じた最適な目標回転差Ｎｏを設定して
制御応答性を高めるように求め、最終的なデユーティ値
ｄを制御の安定を図るように計算設定することにより、
エンジンの運転状態に適合し、しかも、流体継手２４に
おけるエネルギ損失の低減とエンジンが発生するトルク
変動の吸収とが共に図れる入出力回転差ΔＮを応答性よ
く安定して生じさせることができる。According to the embodiment described above, during steady slip control, the differential pressure ΔP is changed to the amount of change ΔTh in the throttle opening Th.
According to the input torque Ti of the fluid coupling 24 corrected by By setting calculations to achieve
It is possible to stably generate an input/output rotational difference ΔN that is compatible with the operating state of the engine and that can reduce energy loss in the fluid coupling 24 and absorb torque fluctuations generated by the engine with good responsiveness.

それにより、車両における燃費性能の向上を図ることが
できると共に、車体振動を抑制することができる。Thereby, it is possible to improve the fuel efficiency of the vehicle and to suppress vehicle body vibration.

また、変速スリップ制御においても、伝達トルクＴ「に
応じて差圧ΔＰが設定され、運転状態に適合したスリッ
プ制御が行える。さらに、減速スリップ制御においても
、伝達トルクＴｒに応じて入出力回転差の制御を行い、
車体振動の抑制および減速燃料カットなどとの関係で良
好な減速感が得られるものである。Also, in shift slip control, the differential pressure ΔP is set according to the transmission torque T, and slip control suitable for the operating condition can be performed.Furthermore, in deceleration slip control, the input/output rotation difference is set according to the transmission torque Tr. control the
A good feeling of deceleration can be obtained by suppressing vehicle body vibration and cutting fuel for deceleration.

なお、上記実施例においては、スロットル開度の変化量
によって入力トルクの補正を行って負荷変動の過渡時補
正を行うようにしているが、この補正としては他に、目
標回転差もしくはデユーティ値等に対して行ってもよい
。In the above embodiment, the input torque is corrected based on the amount of change in the throttle opening degree to correct transient load fluctuations, but this correction can also be performed using other factors such as the target rotational difference or the duty value. You can also go to

また、上記実施例においては、定常スリップ制御がスロ
ットル開度および車速によって設定される第４図のシフ
トパターンにおけるスリップ制御領域にあることが検知
されたときに行われるようにしているが、その他、スロ
ットル開度および車速の一方が前記シフトパターンにお
けや特定の領域にあることを検知したときに行うように
してもよい。Further, in the above embodiment, steady slip control is performed when it is detected that the shift pattern is in the slip control region of the shift pattern shown in FIG. 4, which is set based on the throttle opening degree and vehicle speed. The detection may be performed when it is detected that either the throttle opening degree or the vehicle speed is in the shift pattern or in a specific region.

（発明の効果） 上記のような本発明によれば、ロックアツプクラッチの
締結室と解除室との差圧制御でスリップ状態を制御する
について、この差圧を差圧制御手段によって、流体継手
に入力される入力トルクと目標回転差に対応して設定さ
れた差圧値となるように制御すると同時に、負荷の変化
率が大きいときに１差圧制御手段の出力値を補正するよ
うにしたことにより、伝達トルクの変動に対応した適切
な差圧制御を精度良く実行することができるものである
。(Effects of the Invention) According to the present invention as described above, the slip state is controlled by differential pressure control between the engagement chamber and the release chamber of the lock-up clutch, and this differential pressure is applied to the fluid coupling by the differential pressure control means. Control is performed so that the differential pressure value is set according to the input torque and the target rotational difference, and at the same time, the output value of the differential pressure control means is corrected when the rate of change in load is large. Accordingly, appropriate differential pressure control corresponding to fluctuations in transmitted torque can be executed with high accuracy.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は本発明の構成を明示するための機能ブロック図
、 第２図は一実施例における流体継手のスリップ制御装置
を車両のパワープラントと共に示す概略構成図、 第３図は第２図に示される例の主要部を示す概略構成図
、 第４図〜第１３図はスリップ制御における各種制御特性
を示す特性図、 第１４図〜第１８図はコントロールユニットの処理を説
明するためのフローチャート図である。 Ａ、２４・・・・・・流体継手、Ｂ、２１・・・・・・
ロックアツプクラッチ、Ｃ・・・・・・スリップ制御装
置、Ｄ・・・・・・入力トルク検出手段、Ｅ・・・・・
・負荷変動検出手段、Ｆ・・・・・・差圧制御手段、Ｇ
・・・・・・補正手段、６・・・・・・ロックアツプ制
御用ソレノイド弁、７・・・・・・調圧用ソレノイド弁
、１０・・・・・・エンジン本体、１４・・・・・・ス
ロットル弁、２０・・・・・・自動変速機、３０・・・
・・・油圧回路部、３４・・・・・・ポンプインペラー
、３６・・・・・・タービンランナー、４３・・・・・
・解除室、４４・・・・・・締結室、５１・・・・・・
ロックアツプシフト弁、５２・・・・・・ロックアツプ
調圧弁、８１・・・・・・スロットル開度センサ、１０
０・・・・・・コントロールユニット。 第１図 に　　ｋＯＮ−Ｌぎ４ 第 図 入敷六回料先 ΔＮ 織足 第 図 エンノンｊａｎ！ −６トー 第 図Fig. 1 is a functional block diagram to clarify the configuration of the present invention, Fig. 2 is a schematic configuration diagram showing a slip control device for a fluid coupling in one embodiment together with a power plant of a vehicle, and Fig. 3 is the same as Fig. 2. A schematic configuration diagram showing the main parts of the example shown, FIGS. 4 to 13 are characteristic diagrams showing various control characteristics in slip control, and FIGS. 14 to 18 are flowcharts for explaining the processing of the control unit. It is. A, 24...Fluid coupling, B, 21...
Lock-up clutch, C...Slip control device, D...Input torque detection means, E...
・Load fluctuation detection means, F...Differential pressure control means, G
...Correction means, 6... Solenoid valve for lock-up control, 7... Solenoid valve for pressure regulation, 10... Engine body, 14...・Throttle valve, 20... Automatic transmission, 30...
... Hydraulic circuit section, 34 ... Pump impeller, 36 ... Turbine runner, 43 ...
・Release room, 44...Conclusion room, 51...
Lock-up shift valve, 52... Lock-up pressure regulating valve, 81... Throttle opening sensor, 10
0... Control unit. In Figure 1 kON-Lgi 4 Figure 6 entry ΔN Oriashi Figure Ennon jan! -6 toe chart

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] （１）ロックアップクラッチの締結室と解除室との差圧
を制御し、該ロックアップクラッチの締結力を調整して
入出力回転差が制御可能な流体継手のスリップ制御装置
において、流体継手に入力される入力トルクを負荷と回
転数の検出より求める入力トルク検出手段と、負荷の変
化率を求める負荷変動検出手段と、上記入力トルク検出
手段の信号を受け、予め設定されている入力トルクと入
出力回転差との関係より目標回転差に対応して前記差圧
が設定差圧となるように制御する差圧制御手段と、前記
負荷変動検出手段の信号を受け、負荷の変化率が大きい
とき前記差圧制御手段の出力値を補正する補正手段とを
備えたことを特徴とする流体継手のスリップ制御装置。(1) In a slip control device for a fluid coupling that can control the difference in input and output rotation by controlling the differential pressure between the engagement chamber and the release chamber of the lockup clutch and adjusting the engagement force of the lockup clutch, An input torque detection means for determining the input torque by detecting the load and rotation speed; a load fluctuation detection means for determining the rate of change in the load; differential pressure control means for controlling the differential pressure to a set differential pressure in accordance with the target rotational difference in relation to the input/output rotational difference; and a differential pressure control means that receives a signal from the load fluctuation detection means, and the rate of change in the load is large. A slip control device for a fluid coupling, comprising: a correction means for correcting an output value of the differential pressure control means.