JPH02266153A - Variable displacement pump for automatic transmission - Google Patents
Variable displacement pump for automatic transmissionInfo
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
産業」一の利用分野
本発明は、自動変速機のライン圧諒として用しλられる
可変容量ポンプに関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION FIELD OF THE INVENTION The present invention relates to a variable displacement pump used as line pressure in an automatic transmission.
従来の技術
一般に、車両に搭載される自動変速機はギアトレーンに
組み込まれた複数の液圧式摩擦要素を適宜切り換えるこ
とにより、各種変速段が得られるようになっており、該
摩擦要素に供給される切換圧はコントロールバルブのラ
イン圧により制ａｌｌされるようになっている。2. Description of the Related Art In general, automatic transmissions installed in vehicles can obtain various gears by appropriately switching a plurality of hydraulic friction elements built into a gear train. The switching pressure is controlled by the line pressure of the control valve.
また、−ヒ記うイン圧はエンジン駆動される可変容量ポ
ンプの吐出圧が液圧として用いられ、該源圧カプレッシ
ャーレギュレータノ＜）レブにより調圧されることで、
該ライン圧が得られるようになっている。In addition, the in-pressure mentioned above uses the discharge pressure of the variable displacement pump driven by the engine as the hydraulic pressure, and is regulated by the source pressure cappressure regulator rev.
This line pressure can be obtained.
ところで、上記可変容量ポンプは、例えば１９８７年版
ＮＩＳＳＡＮ整備要領書『フルレンジ電子制御オートマ
チソクトランスミ・ノシジン』Ｉ７Ｂ４＋＋ＯＩＡＷ’
！の第１−７６頁に記載されるように、自己吐出圧をフ
ィードバックして容量制御が行われるようになっている
。By the way, the above-mentioned variable displacement pump is described, for example, in the 1987 version of the NISSAN maintenance manual "Full Range Electronically Controlled Automation System"I7B4++OIAW'
! As described on page 1-76 of , capacity control is performed by feeding back the self-discharge pressure.
即ち、第６図に示すように可変容量ポンプとしてのベー
ンポンプ１は、リターンスプリング２で吐出量が増大さ
れる方向に付勢されたカムリング３が、フントロールピ
ストン４の移動によりロータ５に対する偏心量が変化さ
れることで、吐出量の制御が行われるようになっており
、この吐出圧はプレッシャーレギュレータブルブ６に供
給されると共に、該吐出圧は該ブレソシャーレギュレー
タブルブ６を介して、上記コントロールピストン４に面
したポンプ容量制御室７に、容量制御液圧（フィードバ
ック圧）として導入されるようになっている。That is, as shown in FIG. 6, in the vane pump 1 as a variable displacement pump, the cam ring 3, which is biased by the return spring 2 in the direction of increasing the discharge amount, is offset by the amount of eccentricity with respect to the rotor 5 due to the movement of the swing piston 4. The discharge amount is controlled by changing the pressure, and this discharge pressure is supplied to the pressure regulator valve 6, and the discharge pressure is controlled via the pressure regulator valve 6. The pump displacement control chamber 7 facing the piston 4 is introduced as a displacement control hydraulic pressure (feedback pressure).
従って、」−記ポンプ容量制御室７に導入されたフィー
ドバック圧に応じて上記コントロールピストン４は移動
され、該フィードバック圧が高い場合は、該コントロー
ルピストン４の移動量を大きくして上記カムリング３の
偏心量を少なくし、ポンプ吐出量は減少方向に制御され
ると共に、該フィードバック圧が低い場合は、これとは
逆にポンプ吐出量は増大する方向に制御される。Therefore, the control piston 4 is moved in accordance with the feedback pressure introduced into the pump displacement control chamber 7, and when the feedback pressure is high, the amount of movement of the control piston 4 is increased and the cam ring 3 is moved. By reducing the amount of eccentricity, the pump discharge amount is controlled in a decreasing direction, and when the feedback pressure is low, on the contrary, the pump discharge amount is controlled in an increasing direction.
発明が解決しようとする課題
しかしながら、かかる従来のベーンポンプ１にあっては
、−４−記吐出圧が高すぎると上記プレッシャーレギュ
レータバルブ６による絞り効果か得られないため、上記
フィードバック圧中にポンプ脈動が混入されＣしまい、
ベーンポンプ１の制御が不安定になってしまう。Problems to be Solved by the Invention However, in such a conventional vane pump 1, if the discharge pressure described in -4- is too high, only the throttling effect by the pressure regulator valve 6 can be obtained, so that pump pulsation occurs during the feedback pressure. is mixed in and becomes C,
Control of the vane pump 1 becomes unstable.
このため、」上記フィードバック圧の供給通路８中にオ
リフィス９を設け、該オリフィス９を介してフィードバ
ック圧の一部をドレンすることにより、脈動成分の除去
が行われるようになっているが、このようにドレン用の
オリフィス９を設けた場合は、フィードバック圧の感度
がドレンされた分だけ低下されることになり、ポンプの
容積効率が低下されて可変容量ポンプのメリットか十分
に得られなくなってしまう。For this reason, the pulsating component is removed by providing an orifice 9 in the feedback pressure supply passage 8 and draining a part of the feedback pressure through the orifice 9. If the drain orifice 9 is provided as shown in the figure, the sensitivity of the feedback pressure will be reduced by the amount drained, and the volumetric efficiency of the pump will be reduced, making it impossible to obtain the full benefits of a variable displacement pump. Put it away.
また、ポンプの可変容量を増大させようとした場合は、
ポンプの固有吐出量を増加させる必要があり、必然的に
ベーンポンプ１の大型化が来されてしまうという課題が
あった。Also, if you try to increase the variable displacement of the pump,
There is a problem in that it is necessary to increase the specific discharge amount of the pump, and the vane pump 1 inevitably becomes larger.
そこで、本発明はかかる従来の課題に鑑みて、可変容量
ポンプの容量制御液圧として自己吐出圧を用いることな
く、他の調圧手段によってオーブンループ制御された液
圧を用いることにより、ポンプ脈動に影響されない容量
制御液圧を得ることができる自動変速機用可変容量ポン
プを提供することを目的とする。Therefore, in view of the conventional problems, the present invention does not use self-discharge pressure as the capacity control liquid pressure of a variable displacement pump, but uses a liquid pressure that is oven loop controlled by another pressure regulating means, thereby reducing the pump pulsation. An object of the present invention is to provide a variable displacement pump for an automatic transmission that can obtain a displacement control hydraulic pressure that is not affected by.
課題を解決するための手段
かかる目的を達成するために本発明の請求項１では、ポ
ンプ容量制御室に導入される容量制御液圧に応じて、吐
出容量が変化される可変容量ポンプを備え、該可変容量
ポンプの吐出圧がライン圧源とされる自動変速機におい
て、
−に記容量制御液圧が、車両運転条件に応じて駆動され
るソレノイドバルブを介して調圧される構成とする。Means for Solving the Problems In order to achieve this object, claim 1 of the present invention includes a variable displacement pump whose discharge capacity is changed in accordance with a displacement control hydraulic pressure introduced into a pump capacity control chamber, In an automatic transmission in which the discharge pressure of the variable displacement pump is used as a line pressure source, the displacement control hydraulic pressure shown in - is regulated via a solenoid valve that is driven according to vehicle operating conditions.
また、請求項２では、」―記車両運転条件は、スロット
ル開度、ポンプ回転数又はエンジン回転数、作動液温の
３条件のうち少なくとも１つの関数として決定されるこ
とが望ましい。In the second aspect of the present invention, it is preferable that the vehicle operating condition is determined as a function of at least one of three conditions: throttle opening, pump rotational speed or engine rotational speed, and working fluid temperature.
更に、上記車両運転条件に変速条件を付加し、自動変速
機の変速期間中は吐出圧を増大する方向に上記ソレノイ
ドバルブを駆動する補正手段を設けることが望ましい。Furthermore, it is desirable to provide a correction means that adds a shift condition to the vehicle operating condition and drives the solenoid valve in a direction to increase the discharge pressure during the shift period of the automatic transmission.
作用
以上の構成により本発明の自動変速機用可変容量ポンプ
にあっては、請求項１では、車両運転条件に応じて駆動
されるソレノイドバルブを介して容量制御液圧が調圧さ
れるため、該容量制御液圧中にポンプ脈動が混入される
のを防止することができるため、該ソレノイドバルブで
調圧されだ液圧を一部ドレンすることなく有効に利用す
ることができようになり、ポンプの容積効率を向−１ニ
させることができる。In the variable displacement pump for an automatic transmission of the present invention with the above-described configuration, in claim 1, the displacement control hydraulic pressure is regulated via a solenoid valve that is driven according to vehicle operating conditions. Since it is possible to prevent pump pulsation from being mixed into the capacity control liquid pressure, it is possible to effectively utilize the liquid pressure regulated by the solenoid valve without draining a part of it. The volumetric efficiency of the pump can be improved by -1.
また、請求項２では、上記車両運転条件が、スロットル
開度、ポンプ回転数又はエンジン回転数、作動液温の各
条件のうぢ少なくとも１つの関数として決定されること
により、上記容量制御液圧を実際の運転状態に即したも
のとすることができる。Further, in claim 2, the vehicle operating condition is determined as a function of at least one of the following conditions: throttle opening, pump rotational speed or engine rotational speed, and working fluid temperature. can be adapted to the actual operating conditions.
更に、請求項３では、変速期間中は補正手段を介して吐
出圧を増大する方向に上記ソレノイドバルブを駆動する
ことにより、変速時の摩擦要素切り換えに必要とされる
多くの吐出流量を十分に賄うことができる。Furthermore, in claim 3, by driving the solenoid valve in the direction of increasing the discharge pressure through the correction means during the shift period, the large discharge flow rate required for switching the friction elements during the shift can be sufficiently controlled. can be covered.
実施例 以下、本発明の実施例を図に基づいて詳細に説明する。Example Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on the drawings.
即ち、第１図は本発明の自動変速機用可変容量ポンプの
一実施例を示す概略構成図で、該可変容量ポンプとして
ベーンポンプ１０を用いた場合を例にとって説明する。That is, FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing one embodiment of a variable displacement pump for an automatic transmission according to the present invention, and a case will be described using a vane pump 10 as the variable displacement pump as an example.
即ち、−に記ベーンポンプｌＯは従来技術によって若干
触れたように、放射状に多数のベーン１２が配置される
ロータ１４と、該ロータ１４を収納する環状のカムリン
グ１６とをもって概略構成され、これらロータ１４とカ
ムリング１６との偏心量変化に伴って吐出容量が変化さ
れる。That is, as mentioned in the prior art, the vane pump IO described in - is roughly configured with a rotor 14 in which a large number of vanes 12 are arranged radially, and an annular cam ring 16 that accommodates the rotor 14. The discharge capacity is changed as the eccentricity between the cam ring 16 and the cam ring 16 changes.
上記各ベーン１２は上記ロータ１４に径方向に摺動可能
に取り付けられ、図外の駆動軸によって該ロータ１４が
回転されることにより、該ベーン１２の先端は上記カム
リング１６の内周を摺動する。Each of the vanes 12 is attached to the rotor 14 so as to be slidable in the radial direction, and as the rotor 14 is rotated by a drive shaft (not shown), the tips of the vanes 12 slide on the inner periphery of the cam ring 16. do.
また、上記カムリング１６は一端部（図中右端部）がピ
ン１８を介してケーシング２０に回動可能に枢着される
と共に、該カムリング】６の他端部（図中左端部）には
ケーシング１８との間にリターンスプリング２２が配置
され、該リターンスプリング２２によって力ｌ・リング
１６は図中上方、つまり、該カムリング１６と上記ロー
タ１４との偏心量を増大する方向に付勢される。One end (right end in the figure) of the cam ring 16 is rotatably connected to the casing 20 via a pin 18, and the other end (left end in the figure) of the cam ring 16 is connected to the casing 20 via a pin 18. A return spring 22 is disposed between the cam ring 18 and the cam ring 18, and the return spring 22 urges the force ring 16 upward in the figure, that is, in a direction that increases the amount of eccentricity between the cam ring 16 and the rotor 14.
上記ロータ１４と上記カムリング１６との間の空間部に
は、作動液の導入ボート２４と吐出ボート２６とが設け
られ、ロータ１４とカムリング１６とが偏心されている
場合にロータ１４が回転されると、導入ボー！・２４か
ら取り入れられた作動液は、上記ベーン１２によって加
圧されて吐出ポート２６から排出され、該吐出圧は図外
のコント０−ルバルブのライン圧を調圧するためのプレ
ッシャーレギュレータバルブ２８に供給される。A hydraulic fluid introduction boat 24 and a discharge boat 26 are provided in the space between the rotor 14 and the cam ring 16, and the rotor 14 is rotated when the rotor 14 and the cam ring 16 are eccentric. Introducing Bo! - The hydraulic fluid taken in from 24 is pressurized by the vane 12 and discharged from the discharge port 26, and the discharge pressure is supplied to a pressure regulator valve 28 for regulating the line pressure of a control valve (not shown). be done.
また、上記ベーンポンプ１０にはポンプ容量制御室３０
が設けられ、該ポンプ容量制御室３０に供給される容量
制御液圧により移動されるコントロールピストン３２を
介して、上記カムリング１６の偏心量が制御される。The vane pump 10 also includes a pump capacity control chamber 30.
is provided, and the amount of eccentricity of the cam ring 16 is controlled via a control piston 32 that is moved by the displacement control hydraulic pressure supplied to the pump displacement control chamber 30.
上記コントロールピストン３２は略円弧状に形成されて
上記カムリング］６の外周に沿って配置され、一端部（
図中左端部）がピン３４を介してケーシング１８に回動
可能に枢着されると共に、該コントロールピストン３２
の他端（図中右端）は該ケーシング１８に液密に摺接さ
れ、かつ、該コントロールピストン３２の中間部に形成
される弧状突起３２ａが、カムリング１６の図中上端部
に設けられる突起１６ａに当接されている。The control piston 32 is formed into a substantially arc shape and is arranged along the outer periphery of the cam ring] 6, and has one end (
(left end in the figure) is rotatably connected to the casing 18 via a pin 34, and the control piston 32
The other end (the right end in the figure) is in liquid-tight sliding contact with the casing 18, and the arcuate projection 32a formed at the middle part of the control piston 32 is connected to the projection 16a provided at the upper end of the cam ring 16 in the figure. is in contact with.
従って、上記ポンプ容量制御室３０に供給される液圧が
上昇されると、上記コントロールピストン３２は図中下
方に回動され、カムリング１６はリターンスプリング２
２の付勢力に抗して図中下方に回動され、該力ｌ・リン
グ１６は上記ロータ１４との偏心量が減少されるため、
−１，記吐出ポート２６から排出される吐出圧（作動液
量）が低下される。Therefore, when the hydraulic pressure supplied to the pump capacity control chamber 30 is increased, the control piston 32 is rotated downward in the figure, and the cam ring 16 is
The ring 16 is rotated downward in the figure against the biasing force of 2, and the amount of eccentricity of the force 16 with respect to the rotor 14 is reduced.
-1, the discharge pressure (amount of working fluid) discharged from the discharge port 26 is reduced.
また、これとは逆に上記ポンプ容量制御室３０の液圧が
下降されると、カムリング１６は図中」−方に回動され
て吐出圧（作動液量）は増大される。Conversely, when the hydraulic pressure in the pump capacity control chamber 30 is lowered, the cam ring 16 is rotated in the - direction in the figure, and the discharge pressure (the amount of working fluid) is increased.
ここで、本実施例にあっては上記ポンプ容量制御室３０
に容量制御液圧を供給する通路３４に、ソレノイドバル
ブ３６が設けられ、該ソレノイドバルブ３６によって該
容量制御液圧が制御されるようになっている。Here, in this embodiment, the pump capacity control chamber 30
A solenoid valve 36 is provided in the passage 34 for supplying the displacement control hydraulic pressure to the solenoid valve 36, and the displacement control hydraulic pressure is controlled by the solenoid valve 36.
即ち、上記ソレノイドバルブ３６は、環状のソレノイド
３８が取り付けられるケース４０内にプランジャ４２が
軸方向移動可能に収納され、該プランジャ４２の縮径さ
れた先端部４２ａは、該ケース４０の開口４０ａ内に間
隙をもって遊嵌され、かつ、該先端部４２ａが指向する
ケース４０端部（図中左端部）には、パイロット圧の導
入ボート４４が形成されると共に、該導入ボート４４と
直交して制御圧のυ１出ボート４６が形成される。That is, in the solenoid valve 36, a plunger 42 is housed in a case 40 to which an annular solenoid 38 is attached so as to be movable in the axial direction, and a diameter-reduced tip 42a of the plunger 42 is inserted into an opening 40a of the case 40. A pilot pressure introduction boat 44 is formed at the end of the case 40 (the left end in the figure), which is loosely fitted with a gap in the case 40 and toward which the tip 42a is directed. A pressure υ1 boat 46 is formed.
そして、上記開口４０ａ、上記導入ボート４４および」
−記排出ボート４６が交差される部分に形成された室／
Ｉ８には、」−記ブランジャ４２の先端部４２ａに当接
されるボール５０が移動可能に収納され、該ボール５０
は該プランジャ４２を突出方向（図中左方）に付勢する
スプリング５２によって、上記導入ポート４４に押圧さ
れ、該導入ボート／ｌ／Ｉを閉止する。and the opening 40a, the introduction boat 44, and
- A chamber formed in the part where the discharge boat 46 intersects/
A ball 50 that comes into contact with the tip 42a of the plunger 42 is movably housed in I8.
is pressed against the introduction port 44 by the spring 52 which urges the plunger 42 in the projecting direction (to the left in the figure), thereby closing the introduction boat /l/I.
尚、上記プランジャ４２は」二記ソレノイド３８が励磁
されることにより後退方向（図中右方）に移動され、」
二記ボール５０の押圧を解除するようになっており、こ
のように抑圧が解除されることにより該ボール５０は、
導入ボート４４から取り入れられるパイロット圧により
上記間ｒ１７１０ａを閉止する。The plunger 42 is moved in the backward direction (to the right in the figure) by energizing the second solenoid 38.
The pressure on the second ball 50 is released, and by releasing the pressure in this way, the ball 50
The pilot pressure taken in from the introduction boat 44 closes the above-mentioned gap r1710a.
また、上記間［Ｊ ４０ ａはケース４０内およびプラ
ンジャ４２内を介してドレンボー）−５／ｌに通じ、」
上記導入ボート４４がボール５０によって閉止される状
態では、］］上記開ロ４０は解放され、このとき、排出
ポート４６の圧力か遊間ＩＩ ｉＩ Ｏａから該ドレン
ポート５４から逃がされるようになっている。In addition, the above-mentioned interval [J 40 a is connected to Dorenborg)-5/l through the inside of the case 40 and the inside of the plunger 42,
When the introduction boat 44 is closed by the ball 50, the opening port 40 is released, and at this time, the pressure in the discharge port 46 is released from the drain port 54 through the play space II iI Oa. .
ところで、」二記ソレノイド３８１こはコントロールユ
ニッｌ−１００から出力される駆動部り（本実施例では
デユーティ−制御される電流値）がハーネス５６を介し
て入力されるようになっており、該デユーティ−制御さ
れた電流値により該ソレノイド３８は励磁と消磁が繰り
返されるため、−」１記プランジ中４２は出没運動を行
い、上記ボール５０によって導入ボート４４と開Ｉ■Ｉ
ｉＩ Ｏａとの開閉が行われる。By the way, the second solenoid 381 is configured so that the driving part output from the control unit 100 (in this embodiment, the duty-controlled current value) is inputted via the harness 56. Since the solenoid 38 is repeatedly excited and demagnetized by the duty-controlled current value, the plunger 42 moves in and out, and the ball 50 engages the introduction boat 44 and the open II
Opening and closing with iI Oa is performed.
ｌｎ６コントロールユニソト１００に’；Ｌ 車両３１
転条件を決定するスロットル開度信弓・、ポンプ回転
数信号およびコントロールバルブ内を循環する作動液温
信号がそれぞれ入力され、これら各信ひの関数によって
−Ｉ−〕記ソレメソレノイドバルブ３６される駆動信号
（デユーティ−比）が決定され、」１記排出ポート４６
には第３図に示すようにデユーティ−比に応じた液圧が
発生され、この制御液圧は容量制御液圧として上記通路
３４を介してポンプ容量制御室３０に供給される。ln6 control unisoto 100';L vehicle 31
A throttle opening signal, a pump rotational speed signal, and a working fluid temperature signal circulating within the control valve, which determine the rotation conditions, are respectively input, and the solenoid valve 36 is controlled by a function of these signals. The drive signal (duty ratio) is determined, and the drive signal (duty ratio) is determined.
As shown in FIG. 3, a hydraulic pressure corresponding to the duty ratio is generated, and this control hydraulic pressure is supplied to the pump displacement control chamber 30 via the passage 34 as a displacement control hydraulic pressure.
尚、」１記ポンプ回転数は、トルクコンバータの出力回
転数と等しく、該トルクコンバータのタービン回転数を
用いてもよく、また、エンジン回転数を人力してもよい
。Note that the pump rotation speed in item 1 is equal to the output rotation speed of the torque converter, and the turbine rotation speed of the torque converter may be used, or the engine rotation speed may be manually determined.
また、−ＬＪ己コントロールユニット１００１とは自動
変速機の変速信号が入力され、変速期間中のデユーティ
−比が補正手段１．０２により補正されるようになって
いる。A shift signal from an automatic transmission is input to the -LJ control unit 1001, and the duty ratio during the shift period is corrected by a correction means 1.02.
尚、−に記通路３４にはアキュムレータピストン６０が
設けられ、該アキュムレータピストン６０によって」１
記容量制御液圧を滑らかに増減させるようになっている
。Incidentally, an accumulator piston 60 is provided in the passage 34 indicated by -, and the accumulator piston 60
The storage capacity control fluid pressure can be smoothly increased and decreased.
また、」−記ソレノイドバルブ３６の導入ボート４４に
供給されるパイロット圧は、図外の減圧弁を介してライ
ン圧を減圧することにより一定圧に調圧されたものが使
用される。The pilot pressure supplied to the introduction boat 44 of the solenoid valve 36 is regulated to a constant pressure by reducing the line pressure via a pressure reducing valve (not shown).
ところで、」二記ベーンポンプ１０から吐出された吐出
圧が供給されるプレッシャーレギュレータバルブ２８は
、リターンスプリング２８ａにより図中左方に付勢され
るスプール２８ｂを４Ｊｉｉｉえ、該ポンプ吐出圧は３
つのポート２８Ｃ，２８ｄ、２８ｃに供給され、ポート
２８ｃに供給される吐出圧でスプール２８ｂを移動制御
し、該スプール２８ｂが移動されることにより、ポート
２８ｄはトルクコンバータ圧を供給するポー）２８ ｆ
との開度が調節されると共に、ポート２８Ｇはドレンポ
ート２８ｇとの開度が調節されることにより、ライン圧
が調圧される。By the way, the pressure regulator valve 28 to which the discharge pressure discharged from the vane pump 10 is supplied has a spool 28b biased leftward in the figure by a return spring 28a, and the pump discharge pressure is 3.
The discharge pressure supplied to the port 28c controls the movement of the spool 28b, and as the spool 28b is moved, the port 28d supplies the torque converter pressure.
The line pressure is regulated by adjusting the opening degree of the port 28G and the drain port 28g.
尚、上記プレッシャーレギュレータバルブ２８には、上
記ポート２８ｃに供給される吐出圧に対抗して、ポート
２８ｈにスロットル圧が供給されるようになっている。Note that the pressure regulator valve 28 is configured such that a throttle pressure is supplied to a port 28h in opposition to the discharge pressure supplied to the port 28c.
以下、本実施例のベーンポンプ１０の機能を第４図のフ
ローチャートに沿って説明する。Hereinafter, the functions of the vane pump 10 of this embodiment will be explained along the flowchart of FIG. 4.
即ち、」−記フローチャートはベーンポンプ１０のソレ
ノイドバルブ３６に駆動信号を出力するコントロールユ
ニットで行われる制御の一処理例を示し、まず、ステッ
プＩでは図外の各センサから入力されるスロットル開度
、ポンプ回転数およびコントロールバルブを循環される
作動液温を読み込み、次のステップ■では該ステップｌ
で読み込まれた各車両運転条件に基づいて第５図のデユ
ーティ−比マツプから、上記ソレノイドバルブ３６への
指令デユーティ−比ｄが決定される。That is, the flowchart shown in "-" shows an example of control processing performed by a control unit that outputs a drive signal to the solenoid valve 36 of the vane pump 10. First, in step I, the throttle opening input from each sensor not shown, Read the pump rotation speed and the temperature of the working fluid circulating through the control valve, and in the next step
The command duty ratio d to the solenoid valve 36 is determined from the duty ratio map shown in FIG. 5 based on each vehicle operating condition read in.
即ち、上記デユーティ−比マツプでは、上記各中両運転
条件をそれぞれ予め関数化したもので、ポンプ回転数が
低く作動液温が高い状態で最もデユーティ−比が小さく
され、かつ、ポンプ回転数が高く作動液温か低い状態で
最もデユーティ−比が大きく設定されると共に、該デユ
ーティー比マツプはスロｙ）ル開度（Ｔ、 Ｖ、 Ｏ）
に応じて略平行移動されるようになっており、該デユー
ティー比マツプで決定されるデユーティ−比はｄ。とじ
て得られる。That is, in the above duty ratio map, each of the middle and middle operating conditions mentioned above is converted into a function in advance, and the duty ratio is minimized when the pump rotation speed is low and the working fluid temperature is high, and when the pump rotation speed is high. The duty ratio is set to be the largest when the hydraulic fluid temperature is high and the temperature is low.
The duty ratio determined by the duty ratio map is d. Obtained by binding.
尚、上記デユーティ−比マツプでは、ベーンポンプ１０
の固有吐出量を実際に必要な吐出流量より若干多めとな
るようにデユーティ−比が設定されており、プレッシャ
ーレギュレータバルブ２８で正規のライン圧を調圧した
際、余分な吐出流量はドレンボート２８ｇから排出され
るようになっている。In addition, in the above duty ratio map, vane pump 10
The duty ratio is set so that the specific discharge amount is slightly larger than the actually required discharge flow rate, and when the normal line pressure is regulated with the pressure regulator valve 28, the excess discharge flow rate is absorbed by the drain boat 28g. It is designed to be discharged from
ところで、−１−記フローチャー１・では補正手段１０
２を用いての吐出量補正が行われるようになっており、
該吐出量補正は１ＦＬＧとして処理が行われ、１ＦＬＧ
＝ｌによって該補正制御が行われ、ｉ Ｆ Ｌ Ｇ ＝
Ｏで解除される。By the way, in flowchart 1 of -1-, the correction means 10
2 is used to correct the discharge amount,
The discharge amount correction is processed as 1FLG, and 1FLG
The correction control is performed by =l, i F L G =
It is canceled with O.
即ち、上記ステップ■でデユーティ−比が決定されると
ステップ■に進み、１ＦＬＧ＝ｌかどうかが判断され、
）’ Ｎ ＯＪの場合はステップＩＶに進んで変速指令
が出されているかどうかが判断されると共に、該ステッ
プ■でｒＮＯＪと判断された場合は、ステップ■に進ん
で再度１ＦＬＧ＝ｌかどうかが判断される。That is, when the duty ratio is determined in step (2) above, the process proceeds to step (2), where it is determined whether 1FLG=l,
)' In the case of N OJ, the process proceeds to step IV, where it is determined whether or not a gear change command has been issued, and if it is determined that it is rNOJ at step (2), the process proceeds to step (2), where it is again determined whether 1FLG=1. be judged.
そして、上記ステップ■でｒ Ｎ Ｏｊの場合は」１記
ステップ■で決定されたデユーティ−比ｄ。をソレノイ
ドバルブ３６に出力する。Then, in the case of r N Oj in step (2) above, the duty ratio d determined in step (1). is output to the solenoid valve 36.
一方、上記ステップ■でｒ Ｙ Ｅ Ｓ Ｊと判断され
た場合は、ステップ■で１ＦＬＧ・−１に設定した後、
上記ステップＩＩＩでｒＹＥｓＪと判断された場合と同
様にステップ■に進み、現在変速されようとする実効ギ
ア比を読み込み、ステップ■に進む。On the other hand, if it is determined that r Y E S J in the above step (■), after setting it to 1FLG・-1 in step (■),
As in the case where rYEsJ is determined in step III above, the process proceeds to step (2), reads the effective gear ratio to be changed, and proceeds to step (2).
このとき、上記実効ギア比はトルクコンバータのタービ
ン回転（変速機の人力回転）と、変速機のアウトプット
回転とを演算することにより、検知することができる。At this time, the effective gear ratio can be detected by calculating the turbine rotation of the torque converter (manual rotation of the transmission) and the output rotation of the transmission.
そして、上記ステップ■では変速が終了されたかどうか
が判断され、ｒ’ Ｎ ＯＪの場合は」１記ステップ■
に進み、この場合は１ＦＬＧ＝ｌであるからステップＩ
Ｘに進んで補正デユーティ−比ｄｄ、−ｄ’ （ｃｌ
’ は補正値）が求められる。Then, in the above step ■, it is determined whether or not the shift has been completed, and if r' N OJ, step 1 is executed.
In this case, since 1FLG=l, step I
Proceed to X and calculate the correction duty ratio dd, -d' (cl
' is the correction value) is calculated.
また、上記ステップ■で変速が終了された（Ｙｒ： ｓ
）と判断された場合は、ステップＸに進んでＦ Ｌ
Ｇ ＝ Ｏに設定して−１−記ステップ■に進み、この
場合はＪＺ記ステップ■で決定されたデユーティ−比ｄ
。が出力される。In addition, the gear shift was completed in step ■ above (Yr: s
), proceed to step
Set G = O and proceed to -1- step ■, in this case the duty ratio d determined in JZ step ■
. is output.
従って、本実施例では」―記フローチャートによって決
定されたチューティー比ｄがソレノイドバルブ３６に出
力されることにより、該ソレノイドバルブ３６では実際
の車両運転条件に応じた容量制御液圧がオーブンループ
制御により調圧され、該容量制御液圧によってベーンポ
ンプ１０の吐出作動液量が制御される。Therefore, in this embodiment, the tutee ratio d determined according to the flowchart described above is output to the solenoid valve 36, so that the solenoid valve 36 controls the oven loop control by controlling the capacity control hydraulic pressure according to the actual vehicle operating conditions. The pressure is regulated by the volume control fluid pressure, and the amount of working fluid discharged from the vane pump 10 is controlled by the volume control fluid pressure.
このように、本実施例のベーンポンプ１０にあっては、
ソレノイドバルブ３６によって調圧された液圧が容量制
御液圧として用いられることにより、従来のように該ベ
ーンポンプ１０の自己吐出圧がフィードバックされるの
とは異なり、該容量制御液圧が高く設定された場合にも
、該液圧中にベーンポンプ１０の脈動が混入されるのを
防止することができる。In this way, in the vane pump 10 of this embodiment,
Since the hydraulic pressure regulated by the solenoid valve 36 is used as the displacement control hydraulic pressure, the displacement control hydraulic pressure is set high, unlike the conventional case in which the self-discharge pressure of the vane pump 10 is fed back. Even in such a case, it is possible to prevent the pulsation of the vane pump 10 from being mixed into the hydraulic pressure.
このため、」二記ソレノイドバルブ３６で調圧された液
圧をポンプ容量制御室３０に直接供給することが可能と
なり、従来のように容量制御液圧の供給通路、つまり本
実施例では通路３４中て液圧の一部をドレンする必要が
なく、ポンプの容積効率を大幅に向」ニさせることがで
きる。Therefore, it is possible to directly supply the hydraulic pressure regulated by the solenoid valve 36 to the pump displacement control chamber 30, and the supply passage for the displacement control hydraulic pressure, that is, the passage 34 in this embodiment, as in the conventional case. There is no need to drain part of the hydraulic pressure inside the pump, and the volumetric efficiency of the pump can be significantly improved.
従って、本実施例のベーンポンプ１０では従来と同量の
吐出量を得るものとした場合、該ベーンポンプ１０の小
型化を図ることができるようになる。Therefore, if the vane pump 10 of this embodiment is to obtain the same discharge amount as the conventional one, the vane pump 10 can be made smaller.
また、本実施例では補正手段１０２を設けて変速期間中
のポンプ吐出量を増大するようにしたので、変速時には
摩擦要素の切り換えにより多量の作動液量が必要となる
が、この変速時に必要な作動液量を十分に確保して、該
摩擦要素に必要以上の滑りが発生されるのを防止するこ
とができる。In addition, in this embodiment, since the correction means 102 is provided to increase the pump discharge amount during the shift period, a large amount of hydraulic fluid is required due to the switching of the friction elements during the shift. By ensuring a sufficient amount of working fluid, it is possible to prevent the friction element from slipping more than necessary.
尚、本実施例では車両運転条件を決定するにあたって、
スロットル開度、ポンプ回転数および作動液温の３条件
の関数が用いられることにより、略適確な車両運転条件
を検知することができるが、これら３条件を全て用いる
ことなく、少なくとも１つの条件の関数によって車両運
転条件を決定することもでき、更には、これら３条件以
外の条件を用いて車両運転条件を決定することもできる
。In this embodiment, in determining the vehicle driving conditions,
By using a function of the three conditions of throttle opening, pump rotation speed, and working fluid temperature, it is possible to detect approximately accurate vehicle operating conditions. It is also possible to determine the vehicle driving conditions based on a function of , and furthermore, it is also possible to determine the vehicle driving conditions using conditions other than these three conditions.
ところで、」二連した実施例ではソレノイドバルブ３６
としてデューティーンレノイドを用いた場合を開示した
が、これに限ることなく比例ソレノイドを用いて連続し
た電流値制御により容量制御液圧を調圧することも可能
である。By the way, in the dual embodiment, the solenoid valve 36
Although a case in which a duty-lenoid is used has been disclosed, the present invention is not limited to this, and it is also possible to adjust the capacity control hydraulic pressure by continuous current value control using a proportional solenoid.
また、ＯＪＪ容量ポンプとしてベーンポンプを用いた場
合を例にとって示したが、これに限ることなく他の可変
容量ポンプ、例えば、ｎＪ変変容梨型ラジアルピストン
ポンプ等にあっても本発明を適用することができること
はいうまでもない。Further, although the case where a vane pump is used as an OJJ displacement pump is shown as an example, the present invention is not limited to this, and the present invention can be applied to other variable displacement pumps, such as an nJ variable pear type radial piston pump. Needless to say, it can be done.
発明の詳細
な説明したように本発明の自動変速機用ｒ＋Ｊ変容量ポ
ンプにあっては、請求項１では車両運転条件に応じて駆
動されるソレノイドバルブを介して容量制御液圧が調圧
されるため、該容量制御液圧の調圧がオーブンループ制
御となり、該容量制御液圧中にポンプ脈動が混入される
のを防止することができる。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION As described in detail, in the R+J variable displacement pump for an automatic transmission of the present invention, in claim 1, the displacement control hydraulic pressure is regulated via a solenoid valve that is driven according to vehicle operating conditions. Therefore, the pressure regulation of the capacity control liquid pressure is controlled by oven loop control, and it is possible to prevent pump pulsations from being mixed into the capacity control liquid pressure.
従って、上記ソレノイドバルブで調圧された液圧を一部
ドレンすることなく、その全てをポンプ容量制御室に供
給することができるため、ポンプの容積効率の著しい向
」二を図って、可変容量ポンプの小型化を達成すること
ができる。Therefore, all of the liquid pressure regulated by the solenoid valve can be supplied to the pump capacity control chamber without draining a part of it, which significantly improves the volumetric efficiency of the pump. It is possible to achieve downsizing of the pump.
また、請求項２では、」上記車両運転条件が、スロット
ル開度、ポンプ回転数又はエンジン回転数、作動液温の
各条件のうち少なくとも１つの関数として決定されるこ
とにより、」上記容量制御液圧を実際の運転状態に即し
たものとすることができる。Further, in claim 2, ``the vehicle operating condition is determined as a function of at least one of the following conditions: throttle opening, pump rotation speed or engine rotation speed, and working fluid temperature, so that ``the capacity control fluid The pressure can be adjusted to match the actual operating conditions.
更に、請求項３では、変速期間中は補正手段を介して吐
出圧を増大する方向に上記ソレノイドバルブを駆動する
ことにより、変速時の摩擦要素切り換えに必要とされる
多くの吐出流量を十分に賄うことができ、変速時の不必
要な滑りを防止することができるという各種優れた効果
を奏する。Furthermore, in claim 3, by driving the solenoid valve in the direction of increasing the discharge pressure through the correction means during the shift period, the large discharge flow rate required for switching the friction elements during the shift can be sufficiently controlled. This provides various excellent effects such as being able to cover the entire gear and preventing unnecessary slippage during gear shifting.
第１図は本発明の一実施例を示す概略構成図、第２図は
本発明に用いられるソレノイドバルブの一実施例を示す
拡大断面図、第３図は第２図に示されるソレノイドバル
ブで調圧される制御液圧特性図、第４図は本発明のソレ
ノイドバルブの駆動用プログラムを実行するための一処
理例を示すフローチャート、第５図は本発明のソレノイ
ドバルブの駆動制御に用いられる車両運転条件を決定す
るマツプ図、第６図は従来の可変容量ポンプを示す概略
構成図である。
１０・・・ベーンポンプ（可変容量ポンプ）、１２・・
・ベーン、１４・・・ロータ、１６・・・カムリング、
２４・・・導入ポート、２６・・・吐出ポート、３０・
・・ポート容量制御室、３２・・・コントロールピスト
ン、３６・・・ソレノイドバルブ、１００・・・コント
ロールユニット、１０２・・・補正手段。
外３名
嘉８奥田FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing one embodiment of the present invention, FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing one embodiment of the solenoid valve used in the present invention, and FIG. 3 is the solenoid valve shown in FIG. 2. FIG. 4 is a flowchart showing an example of a process for executing a program for driving the solenoid valve of the present invention, and FIG. 5 is a characteristic diagram of the controlled hydraulic pressure to be regulated. FIG. 6, a map diagram for determining vehicle operating conditions, is a schematic configuration diagram showing a conventional variable displacement pump. 10... Vane pump (variable displacement pump), 12...
・Vane, 14...rotor, 16...cam ring,
24...Introduction port, 26...Discharge port, 30.
... Port capacity control chamber, 32 ... Control piston, 36 ... Solenoid valve, 100 ... Control unit, 102 ... Correction means. Outside 3 people Ka 8 Okuda
Claims (3)
じて、吐出容量が変化される可変容量ポンプを備え、該
可変容量ポンプの吐出圧がライン圧源とされる自動変速
機において、 上記容量制御液圧が、車両運転条件に応じて駆動される
ソレノイドバルブを介して調圧されることを特徴とする
自動変速機用可変容量ポンプ。(1) In an automatic transmission equipped with a variable displacement pump whose discharge displacement is changed according to displacement control hydraulic pressure introduced into a pump displacement control chamber, and in which the discharge pressure of the variable displacement pump is used as a line pressure source, A variable displacement pump for an automatic transmission, wherein the displacement control hydraulic pressure is regulated via a solenoid valve that is driven according to vehicle operating conditions.
転数又はエンジン回転数、作動液温の３条件のうち少な
くとも１つの関数として決定されることを特徴とする請
求項１に記載の自動変速機用可変容量ポンプ。(2) The automatic transmission according to claim 1, wherein the vehicle operating condition is determined as a function of at least one of three conditions: throttle opening, pump rotation speed or engine rotation speed, and working fluid temperature. Variable displacement pump for machines.
機の変速期間中は吐出圧を増大する方向に上記ソレノイ
ドバルブを駆動する補正手段を設けたことを特徴とする
請求項１又は２に記載の自動変速機用可変容量ポンプ。(3) A correction means is provided which adds a shift condition to the vehicle operating condition and drives the solenoid valve in a direction to increase the discharge pressure during the shift period of the automatic transmission. A variable displacement pump for automatic transmissions described in .
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8878989A JPH02266153A (en) | 1989-04-07 | 1989-04-07 | Variable displacement pump for automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8878989A JPH02266153A (en) | 1989-04-07 | 1989-04-07 | Variable displacement pump for automatic transmission |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02266153A true JPH02266153A (en) | 1990-10-30 |
Family
ID=13952608
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP8878989A Pending JPH02266153A (en) | 1989-04-07 | 1989-04-07 | Variable displacement pump for automatic transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH02266153A (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN104832630A (en) * | 2014-02-11 | 2015-08-12 | 麦格纳动力系巴德霍姆堡有限责任公司 | Variable displacement transmission pump and controller with adaptive control |
| JP2018084313A (en) * | 2016-11-25 | 2018-05-31 | トヨタ自動車株式会社 | Vehicular hydraulic control device |
-
1989
- 1989-04-07 JP JP8878989A patent/JPH02266153A/en active Pending
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| JP2015165130A (en) * | 2014-02-11 | 2015-09-17 | マグナ パワートレイン バート ハンブルグ ゲーエムベーハー | Variable displacement transmission pump and controller with adaptive control |
| US9874209B2 (en) | 2014-02-11 | 2018-01-23 | Magna Powertrain Bad Homburg GmbH | Variable displacement transmission pump and controller with adaptive control |
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| KR20180059361A (en) * | 2016-11-25 | 2018-06-04 | 도요타지도샤가부시키가이샤 | Hydraulic control device and hydraulic control method for vehicle |
| US10436313B2 (en) | 2016-11-25 | 2019-10-08 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Hydraulic control device and hydraulic control method for vehicle |
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