JPH03249468A - Line pressure controller for automatic transmission - Google Patents
Line pressure controller for automatic transmissionInfo
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〈産業上の利用分野〉
本発明は自動変速機のライン圧制御装置に関し、詳しく
は、エンジン出力トルクに基づきライン圧を制御するよ
う構成されたライン圧制御装置の改善技術に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION <Industrial Application Field> The present invention relates to a line pressure control device for an automatic transmission, and more specifically, to an improvement of a line pressure control device configured to control line pressure based on engine output torque. Regarding technology.
〈従来の技術〉
自動変速機の各変速要素を制御する油圧回路に供給され
るライン圧は、エンジンの出力トルクに応じた適正油圧
に調整する必要があり、適正油圧よりも高い場合は、変
速時においてはトルク伝達率が高く、変速ショックを車
軸に伝えてしまい、また、定常走行時においては、クラ
ッチ、バンドブレーキ等の摩擦締結要素が締結するのに
必要以−トの油圧となり、オイルポンプ負荷が増し燃費
の悪化を招く。また、適正油圧よりも低い場合には、ク
ラッチ、ブレーキ等の締結力が弱まり、無用なスリップ
等が発生し、伝達効率が著しく低下する他、最悪の場合
はクラッチ等が摩擦で壊れる惧れもある。<Prior art> The line pressure supplied to the hydraulic circuit that controls each transmission element of an automatic transmission must be adjusted to an appropriate oil pressure according to the output torque of the engine. If the oil pressure is higher than the appropriate oil pressure, the line pressure is At times, the torque transmission rate is high, transmitting shift shock to the axle, and during steady driving, the oil pressure becomes higher than necessary to engage frictional engagement elements such as clutches and band brakes, and the oil pump The load increases and fuel efficiency worsens. In addition, if the oil pressure is lower than the appropriate oil pressure, the engagement force of clutches, brakes, etc. will be weakened, unnecessary slips will occur, transmission efficiency will drop significantly, and in the worst case, there is a risk that clutches, etc. will break due to friction. be.
そこで、例えばエンジンの吸入空気流量及び回転速度を
それぞれ検出し、これらの運転パラメータからエンジン
出力トルク相当値を演算し、このエンジン出力トルク相
当値に基づいてライン圧を制御するよう構成されたライ
ン圧制御装置が種々捉案されている（特開昭６１９０５
４号公報等参照）。Therefore, for example, a line pressure system configured to detect the intake air flow rate and rotational speed of the engine, calculate an engine output torque equivalent value from these operating parameters, and control the line pressure based on this engine output torque equivalent value. Various control devices have been proposed (Japanese Patent Laid-Open No. 61905
(See Publication No. 4, etc.)
〈発明が解決しようとする課題〉
ところで、Ｌ記のようにエンジン出力トルク相当値を設
定して、この値に基づいてライン圧を設定する制御では
、エンジン出力トルクが同じであれば、変速機の入力側
回転速度が異なる条件であっても、同じライン圧に制御
されることになってしまうため、変速過渡時に下記のよ
うな問題が発生することがあった。<Problems to be Solved by the Invention> By the way, in the control in which the engine output torque equivalent value is set and the line pressure is set based on this value as shown in L, if the engine output torque is the same, the transmission Even if the input side rotational speed of the input side rotation speed is different, the line pressure is controlled to be the same, so the following problem may occur during a shift transition.
即ち、例えばシフトアップ時には、ギヤトレーンに対し
て、エンジン出力トルクのエネルギーと変速過渡中のギ
ヤ比変化による回転速度の変化により生じるエネルギー
（慣性を吸収するエネルギー）との和が入力されるが、
従来では、エンジン出力トルクのエネルギーが前記回転
速度変化によるエネルギーに比例するものと想定して、
エンジン出力トルクのみでライン圧を決定していた。That is, for example, at the time of upshifting, the sum of the energy of the engine output torque and the energy generated by the change in rotational speed due to the change in gear ratio during the shift transition (energy for absorbing inertia) is input to the gear train.
Conventionally, it is assumed that the energy of the engine output torque is proportional to the energy due to the rotational speed change,
Line pressure was determined solely by engine output torque.
ところが、実際には、前記比例関係が、エンジンの全開
領域近くで崩れるため、エンジンの出力トルクのみでは
ライン圧をマツチングできない変速領域が存在しており
、第４図に示すように、同じエンジン出力トルクであっ
ても、エンジン回転速度（変速機の入力軸回転速度）の
条件が異なると、前記慣性吸収エネルギーの違いによっ
て要求ライン圧が異なるために、各回転速度条件で最適
なライン圧設定を行わせることができず、変速時間の間
延びや変速ショックの発生を招くことがあった。However, in reality, the above-mentioned proportional relationship collapses near the fully-open range of the engine, so there is a shift range in which the line pressure cannot be matched by engine output torque alone, and as shown in Figure 4, the same engine output Even for torque, if the conditions of the engine rotation speed (input shaft rotation speed of the transmission) differ, the required line pressure will differ due to the difference in inertia absorption energy, so it is necessary to set the optimal line pressure for each rotation speed condition. This may result in an extended shift time or a shift shock.
本発明は上記問題点に鑑みなされたものであり、エンジ
ン出力トルクに基づいてライン圧が制御されるライン圧
制御装置において、エンジン出力トルクが同しであって
も回転速度の違いによって生じる変速過渡時の要求ライ
ン圧の変化に対応できるようにすることを目的とする。The present invention has been made in view of the above problems, and in a line pressure control device that controls line pressure based on engine output torque, shift transients that occur due to differences in rotational speed even when the engine output torque is the same. The purpose is to be able to respond to changes in the required line pressure at different times.
〈課題を解決するための手段〉
そのため本発明では、第１図に示すように、エンジンの
出力トルクに応じてライン圧を設定するライン圧設定手
段と、変速機の入力側回転速度を検出する回転速度検出
手段と、ライン圧設定手段で設定された変速過渡時のラ
イン圧を前記回転速度検出手段で検出された変速機の入
力側回転速度に基づいて補正設定するライン圧補正手段
と、このようにして設定されたライン圧に相当するライ
ン圧制御信号を油圧回路に出力する制御信号出力手段と
、を含んで自動変速機のライン圧制御装置を構成するよ
うにした。<Means for Solving the Problems> Therefore, in the present invention, as shown in FIG. 1, there is provided a line pressure setting means for setting the line pressure according to the output torque of the engine, and a means for detecting the input side rotational speed of the transmission. a rotational speed detection means; a line pressure correction means for correcting and setting the line pressure during a shift transition set by the line pressure setting means based on the input side rotational speed of the transmission detected by the rotational speed detection means; A line pressure control device for an automatic transmission is configured to include control signal output means for outputting a line pressure control signal corresponding to the line pressure set in this way to a hydraulic circuit.
ここで、前記ライン圧補正手段が、入力側回転速度及び
変速の種類に基づいてライン圧を補正設定するよう構成
することが好ましい。Here, it is preferable that the line pressure correction means is configured to correct and set the line pressure based on the input side rotational speed and the type of shift.
更に、目標の変速時間が変化する場合には、入力側回転
速度及び変速の種類に加え、前記目標変速時間の要素も
加えて前記ライン圧を補正すると良い。Further, when the target shift time changes, it is preferable to correct the line pressure by adding an element of the target shift time in addition to the input side rotational speed and the type of shift.
〈作用〉
かかる構成によると、変速過渡におけるギヤ比変化によ
る入力側回転速度変化によって生じ変速機に入力される
エネルギー（慣性吸収エネルギー）分が、入力側回転速
度のレベルによって変化するから、変速過渡時のライン
圧を入力側回転速度に基づいて補正することで、エンジ
ン出力トルクのエネルギー以外の前記慣性吸収エネルギ
ー分の入力に対応したライン圧設定を行わせることがで
き、ライン圧設定をより適正化できる。<Function> According to this configuration, the energy (inertial absorption energy) generated and input to the transmission due to the change in the input side rotational speed due to the gear ratio change during the shift transient changes depending on the level of the input side rotational speed. By correcting the line pressure based on the input side rotation speed, it is possible to set the line pressure corresponding to the input of the inertial absorption energy other than the energy of the engine output torque, making the line pressure setting more appropriate. can be converted into
また、入力側回転速度に基づきライン圧を補正設定する
に当たっては、前記入力側回転速度のみならず変速の種
類、更には目標変速時間をパラメータとすれば、変速過
渡時においてギヤ比変化による回転変化により生じて変
速機に入力される慣性吸収エネルギーの大きさに精度良
く対応したライン圧制御が行える。In addition, when correcting and setting the line pressure based on the input side rotation speed, it is possible to use not only the input side rotation speed but also the type of gear shift and the target gear shift time as parameters. Line pressure control can be performed that accurately corresponds to the magnitude of the inertial absorption energy generated and input to the transmission.
〈実施例〉 以下に本発明の詳細な説明する。<Example> The present invention will be explained in detail below.
本発明の一実施例の構成を示す第２図において、オイル
ポンプ１は、エンジン１２の出力軸によりトルクコンバ
ータを介して駆動、即ち、トランスミッションの入力軸
により駆動される。電磁バルブ２は、コントロールユニ
ット１１からの信号によりデユーティ制御されオリフィ
ス３を介して導かれるオイルポンプ１の吐出圧を基に、
パイロット圧を得る。In FIG. 2 showing the configuration of an embodiment of the present invention, an oil pump 1 is driven by the output shaft of an engine 12 via a torque converter, that is, driven by the input shaft of a transmission. The electromagnetic valve 2 is duty-controlled by a signal from the control unit 11 and based on the discharge pressure of the oil pump 1 guided through the orifice 3.
Obtain pilot pressure.
このパイロット圧は、プレッシ中モデファイヤバルブ４
で増幅された後、プレッシャレギュレータバルブ５に入
力され、プレッシャレギュレータバルブ５は、オイルポ
ンプ１からの吐出圧をパイロット圧に比例したライン圧
に調整して、トルクコンバータ用（動力伝達用）６．潤
滑用７．冷却用８９作動油圧発生用９．その他ｌＯの各
油圧回路へ送る。尚、作動油圧発生用の回路９の先には
バルブがあって、ギヤポジションに応じた組合わせでク
ラッチ、バンドブレーキ等を作動させる。This pilot pressure is applied to the modifier valve 4 during pressure.
After being amplified by the pressure regulator valve 5, the pressure regulator valve 5 adjusts the discharge pressure from the oil pump 1 to a line pressure proportional to the pilot pressure, and outputs the pressure to the torque converter (power transmission) 6. For lubrication 7. For cooling 89 For generating hydraulic pressure 9. It is sent to each hydraulic circuit of other lO. Note that there is a valve at the end of the circuit 9 for generating hydraulic pressure, which operates a clutch, a band brake, etc. in combination according to the gear position.
前記電磁バルブ２をデユーティ制御するマイクロコンピ
ュータ内蔵のコントロールユニット１１には、エンジン
１２の回転速度Ｎｅを検出する回転速度検出手段として
の回転速度センサ１３からの回転速度Ｎｅ信号、吸気通
路１４に介装されたアクセルペダルに連動するスロット
ル弁１５に装着され、前記スロットル弁１５の開度θを
検出するスロットルセンサ１６からのスロットル弁開度
θ信号、前記スロットル弁１５の上流側でエンジン１２
の吸入空気流量Ｑを検出するエアフローメータ１７から
の吸入空気流量Ｑ信号、及び車速センサエ８により検出
される車速Ｖ信号等が入力されるようになっている。A control unit 11 with a built-in microcomputer that duty-controls the electromagnetic valve 2 receives a rotational speed Ne signal from a rotational speed sensor 13 as a rotational speed detection means for detecting the rotational speed Ne of the engine 12, and a rotational speed Ne signal interposed in the intake passage 14. A throttle valve opening θ signal from a throttle sensor 16, which is attached to the throttle valve 15 that is linked to the accelerator pedal, and detects the opening θ of the throttle valve 15, is transmitted to the engine 12 on the upstream side of the throttle valve 15.
An intake air flow rate Q signal from an air flow meter 17 that detects the intake air flow rate Q of the vehicle, a vehicle speed V signal detected by a vehicle speed sensor 8, and the like are input.
尚、前記回転速度センサ１３は、トランスミッション（
変速機）の入力側の回転速度を検出するものであれば良
いので、トルクコンバータのタービン回転速度Ｎ７を検
出するものであっても良い。Note that the rotational speed sensor 13 is connected to a transmission (
Any device that detects the rotational speed on the input side of the transmission (transmission) may be used, so it may be a device that detects the turbine rotational speed N7 of the torque converter.
コントロールユニット１１は、内蔵のマイクロコンピュ
ータによって第３図のフローチャートに従って自動変速
機のライン圧制御を行う。尚、本実施例において、ライ
ン圧設足手段、ライン圧補正手段、制御信号出力手段と
しての機能は、第３図のフローチャートに示すようにコ
ントロールユニット１１が備えている。The control unit 11 controls the line pressure of the automatic transmission according to the flowchart of FIG. 3 using a built-in microcomputer. In this embodiment, the control unit 11 is provided with the functions of line pressure means, line pressure correction means, and control signal output means, as shown in the flowchart of FIG.
まず、ステップ１（図中ではＳｌとしである。First, step 1 (indicated as Sl in the figure).
以下同様）では、車速Ｖとスロットル弁開度θとに基づ
き予めマイクロコンピュータのＲＯＭに記憶された変速
パターンから運転条件に対応するギヤ位置を参照し、こ
の変速パターンに基づくギヤ位置と現在のギヤ位置と比
較することによって変速が要求されている状態であるか
否かを判別する。(Similarly below), the gear position corresponding to the driving condition is referred to from the shift pattern previously stored in the ROM of the microcomputer based on the vehicle speed V and the throttle valve opening θ, and the gear position based on this shift pattern and the current gear are By comparing it with the position, it is determined whether or not a shift is required.
変速が要求されていないと判別される定常時（非変速時
）であるときには、ステップ２へ進み、エンジン出力ト
ルク相当値ＴＱを下式に基づいて演算する。When it is a steady state (non-shifting time) in which it is determined that a shift is not required, the process proceeds to step 2, and an engine output torque equivalent value TQ is calculated based on the following formula.
ＴＱ＝ＫＸＱ／ＮｅＸｔ
ここで、Ｋは定数、ｔはトルクコンバータのトルク比で
ある。TQ=KXQ/NeXt where K is a constant and t is the torque ratio of the torque converter.
そして、次のステップ３では、予めＲＯＭに記憶させて
おいた前記ＴＱを定常時用のライン圧に変換するための
変換テーブルに基づき、ステップ２で演算したエンジン
出力トルク相当値ＴＱを、定常時用のライン圧に変換し
、非変速時に上記演算式で算出されるエンジン出力トル
クに応じてライン圧が制御されるようにする。Then, in the next step 3, the engine output torque equivalent value TQ calculated in step 2 is calculated based on the conversion table stored in the ROM in advance for converting the TQ into the line pressure for the steady state. The line pressure is controlled according to the engine output torque calculated using the above calculation formula when the gear is not shifted.
一方、ステップ１で変速要求があると判別される変速時
には、ステップ４へ進み、変速過渡中であってギヤ比の
変化によって回転速度Ｎｅの変化が発生しているか否か
、即ち、実際の変速動作中（Ｆｊ擦要素の滑り状Ｍ）で
あるか否かを判別する。On the other hand, when it is determined in step 1 that there is a shift request, the process proceeds to step 4, where it is determined whether or not the rotational speed Ne is changing due to a change in gear ratio during a shift transition. It is determined whether or not it is in operation (sliding shape M of Fj friction element).
尚、ステップ４での判別は、変速要求に遅れて実行され
る変速動作が実際に開始されている変速過渡中であるか
否を判別するものであるから、トランスミッションの入
出力回転速度の比に基づいて判別するようにしても良い
。Note that the determination in step 4 is to determine whether or not the shift operation, which is executed after the shift request, is actually in the shift transition period, so the ratio of input and output rotational speeds of the transmission is The determination may be made based on the
変速要求があって変速制御が開始されている状態であっ
ても、回転速度Ｎｅの変化が発生していない場合（実際
に変速が開始されるまでの応答遅れ時間）には、ステッ
プ５以降へ進んでライン圧設定を行うためのエンジン出
力トルクの設定を行わせるが、回転速度Ｎｅに変化が発
生していて実際の変速動作が行われているとき（変速過
渡時）には、ステップ５〜７におけるエンジン出力トル
クの設定をジャンプして進むことにより、回転速度Ｎｅ
が変化する直前に設定されたエンジン出力トルクＴＱに
基づいて変速動作中のライン圧が制御されるようにする
。Even if there is a shift request and shift control has started, if the rotational speed Ne has not changed (response delay time until the shift actually starts), proceed to step 5 and onwards. The engine output torque is then set in order to set the line pressure, but when there is a change in the rotational speed Ne and an actual gear shift operation is being performed (during a gear shift transition), steps 5 to 5 are performed. By jumping through the settings of the engine output torque in 7, the rotational speed Ne
The line pressure during the gear shifting operation is controlled based on the engine output torque TQ set immediately before the change in the engine output torque TQ.
即ち、変速過渡中にギヤ比変化に伴って回転速度Ｎｅが
変化し始めると、エンジン出力トルク相当値ＴＱがクラ
ンプされ、ライン圧は一定に制御され、変速が終了する
と再び出力トルクに関与するパラメータの最新値に基づ
いて出力トルクが更新設定されることになる。That is, when the rotational speed Ne starts to change as the gear ratio changes during a shift transition, the engine output torque equivalent value TQ is clamped, the line pressure is controlled to be constant, and once the shift is finished, the parameters related to the output torque are again changed. The output torque will be updated and set based on the latest value of .
このように、変速過渡中でギヤ比の変化によって回転速
度Ｎｅが変化しているときにライン圧をクランプするの
は、上記のようにギヤ比変化に伴って回転速度Ｎｅが変
化すると、この回転速度Ｎｅに基づいて算出されるエン
ジン出力トルク相当値が変化し、それがそのままライン
圧の変化として表れて、変速中にライン圧が変化してし
まうため、良好にライン圧をマツチングさせることがで
きなくなるためである。即ち、変速過渡時のライン圧は
、変速動作の結果として表れるエンジン出力トルクに追
従すべきでなく、前記変速動作に影響する入力ｌ−ルク
に追従すべきであるので、変速動作の結果としての回転
速度変動によってライン圧が制御されないようにした。In this way, the line pressure is clamped when the rotational speed Ne changes due to a change in gear ratio during a shift transition. The engine output torque equivalent value calculated based on the speed Ne changes, which directly appears as a change in line pressure, and the line pressure changes during gear shifting, so it is not possible to match the line pressure well. This is because it disappears. In other words, the line pressure during a shift transition should not follow the engine output torque that appears as a result of the shift operation, but should follow the input l-lux that affects the shift operation. Line pressure is no longer controlled by rotational speed fluctuations.
また、変速要求があっても実際に変速動作に移るまでの
間は、エンジン出力トルクの変動を捉えて最新のトルク
データに基づいてライン圧を設定したいので、変速要求
と同時にライン圧を固定しないようにしである。In addition, even if a shift is requested, until the shift actually starts, we want to capture fluctuations in engine output torque and set the line pressure based on the latest torque data, so do not fix the line pressure at the same time as the shift request. That's how it is.
変速動作に伴う回転速度Ｎｅの変化が発生する前で、ス
テップ５へ進むと、前記ステップ２と同様の演算式に基
づいてエンジン出力トルク相当値ＴＱＥＮＧ （＝ＫＸ
Ｑ／ＮｅＸｔ）を演算する。When the process proceeds to step 5 before a change in the rotational speed Ne due to the gear shifting operation occurs, the engine output torque equivalent value TQENG (=KX
Q/NeXt) is calculated.
次のステップ６では、前記エンジン出力トルク相当４ａ
Ｔ Ｑ Ｅ Ｎ Ｇに対して回転速度Ｎｅ（又はトル
クコンバータのタービン回転数ＮＴ）に応じた補正を施
すための補正分子ＱＩＮＳを下式に基づいて演算する。In the next step 6, the engine output torque equivalent 4a
A correction numerator QINS for correcting TQENG according to the rotational speed Ne (or the turbine rotational speed NT of the torque converter) is calculated based on the following formula.
ＴＱＩＮＳ＝Ｎｅ又はＮ、ＸＫＩＮＳ
例えばシフトアップ時には、エンジンの出力トルクＴＱ
ＥＮＧのエネルギーと、回転速度がギヤ比の変化によっ
て変化することによって生じるエネルギー（慣性吸収エ
ネルギー）との和がトランスミッションに入力されるか
ら、前記慣性吸収エネルギー分を前記ＴＱＩＮＳとして
算出してエンジン出力トルクＴＱＥＮＧを補正し、真に
トランスミッションに入力されるトルクが得られるよう
にするものであり、前記ＴＱＴＮＳの演算式は以下のよ
うにして導かれる。TQINS=Ne or N, XKINS For example, when upshifting, engine output torque TQ
Since the sum of the ENG energy and the energy (inertia absorbed energy) generated when the rotational speed changes due to changes in gear ratio is input to the transmission, the inertia absorbed energy is calculated as the TQINS and the engine output torque is calculated. This is to correct TQENG so that the true torque input to the transmission can be obtained, and the arithmetic expression for TQTNS is derived as follows.
即ち、前記回転変化によって生じてトランスミッション
に加えられるエネルギー（慣性吸収エネルギー）ＴＱＩ
ＮＳは、トルクコンバータの容量として、タービンの回
転速度をωＴ Ｉ：ｒａｄ／ｓ：］ 、タターンの等価
慣性モーメントをＬ
１：ｋｇｆ Ｈ１１１Ｈｓｚ）
同期時間（変速時間）
をＴＣＳＪ
とすると、
となり、
０丁
（ｒａｄ／ｓ）
＝ＮＴ
（ｒｐｍ）
２π／６０
で
あるから、
と見做すことができ、
同期時間（変速時間）
Ｔ中
における回転変化を時間に対する比例変化と仮定し、
初期回転速度をＮＴＳ、
変速終了時の回転速度
をＮＴＥとすると、
となり、前記初期回転速度をＮ７．と変速終了時の回転
速度をＮＴＥとの関係は、初期（変速前）ギヤ比をＧ、
、終了（変速後）ギヤ比をＧ２とすると、となるから、
上記■式を前記０式に代入すると、
となり、ここでＧ、、Ｇ、、ＩＴは定数なので、とすれ
ば、前記０式は、ＴＱＩＮＳ＝ＫＩＮＳＸＮＴＳＸＩ／
Ｔとなる。変速時間が一定である場合には、ＫＩＮＳＸ
Ｉ／Ｔを改めてＫＩＮＳとすることで、ＴＱＩＮＳ＝Ｋ
ＩＮＳＸＮｔｓの演算式が得られる。That is, the energy (inertial absorption energy) generated by the rotational change and applied to the transmission TQI
NS is the capacity of the torque converter, the rotational speed of the turbine is ωT I: rad/s:], the equivalent moment of inertia of the Tatan is L 1: kgf H111Hsz), and the synchronization time (shift time) is TCSJ. (rad/s) = NT (rpm) 2π/60, so it can be regarded as, synchronization time (shift time) Assuming that the rotation change during T is a proportional change to time, the initial rotation speed is NTS , If the rotational speed at the end of the shift is NTE, then the above initial rotational speed is N7. The relationship between the rotational speed at the end of shifting and NTE is as follows: the initial (before shifting) gear ratio is G,
, If the end (after shifting) gear ratio is G2, then Substituting the above formula is TQINS=KINSXNTSXI/
It becomes T. If the shift time is constant, KINSX
By redefining I/T as KINS, TQINS=K
An arithmetic expression for INSXNts is obtained.
従って、前記ＫＩＮＳは、変速の種類、即ち、変速動作
におけるギヤ比Ｇ＋、Ｇｚの違いによって可変設定され
るべき数値であり、また、変速の目標時間Ｔが一定であ
る場合には、前記ギヤ比ＧＩ。Therefore, the above-mentioned KINS is a value that should be variably set depending on the type of shift, that is, the difference in gear ratio G+ and Gz in the shift operation, and when the target time T of shift is constant, the above-mentioned gear ratio G.I.
Ｇ２のみによって可変設定し、目標変速時間Ｔが変化す
る場合にはこの時間Ｔのパラメータによっても前記ＫＩ
ＮＳが可変設定するよう構成する。If the target shift time T changes, the above-mentioned KI can be set variably only by G2.
Configure the NS to make variable settings.
また、トルクコンバータの速度比が分かつていれば、Ｔ
Ｑ Ｔ Ｎ Ｓ ＝ Ｋ Ｉ Ｎ Ｓ Ｘ Ｎ ｔ
ｓを７７チングした上で前記タービン回転速度Ｎ７５０
代わりにエンジン回転速度Ｎｅを用いることもできるの
で、ステップ６における演算では、エンジン回転速度Ｎ
ｅ又はタービン回転速度Ｎ、のいずれかの入力軸回転速
度を用いれば良い。Also, if the speed ratio of the torque converter is known, T
Q T N S = K I N S X N t
After adding 77 s to the turbine rotational speed N750
Since the engine rotation speed Ne can be used instead, in the calculation in step 6, the engine rotation speed N
Either the input shaft rotational speed of e or the turbine rotational speed N may be used.
ステップ６で上記のようにして回転速度変化に基づく補
正分子ＱＩＮＳを演算すると、次のステップ７では、ス
テップ５で演算したエンジン出力トルク相当値ＴＱＥＮ
Ｇに前記ＴＱＩ ＮＳを加算して補正し、この補正結果
を最終的なエンジン出力トルク相当値ＴＱ （）ランス
ミッション入力トルク）として設定する。After calculating the correction numerator QINS based on the rotational speed change in step 6 as described above, in the next step 7, the engine output torque equivalent value TQEN calculated in step 5 is calculated.
G is corrected by adding the above TQINS, and this correction result is set as the final engine output torque equivalent value TQ (transmission input torque).
そして、ステップ８では、変速の種類及び前記ＴＱに応
じてライン圧が決定されるよう予め記憶されている変速
時用の変換テーブルに従って、前記ステップ７で設定し
たＴＱと変速の種類（どのギヤからどのギヤへの変速で
あるか）とによって変速時用のライン圧を決定する。Then, in step 8, the TQ set in step 7 and the type of shift (from which gear to which The line pressure for shifting is determined depending on which gear the gear is being shifted to.
尚、ステップ４で変速動作に伴う回転速度変化が検知さ
れているときには、変速動作に伴う回転変化が生じる直
前にステップ７で設定されたＴＱに基づき、ステップ８
でライン圧を設定することになり、変速動作に伴う回転
速度の変動中においては一定のライン圧に制御される。Incidentally, when a change in rotational speed due to the gear shifting operation is detected in step 4, step 8
The line pressure is set at , and the line pressure is controlled to be constant while the rotational speed is fluctuating due to the gear shifting operation.
このようにして、変速時のライン圧が、前記エンジン出
力トルクＴＱＥＮＧのみでなく、変速によるギヤ比変化
に基づく回転変動によって生じるエネルギー分（慣性吸
収エネルギー）をも加味して設定されれば、同じエンジ
ン出力トルクＴＱＥＮＧであっても、回転速度の違いに
よって前記慣性吸収エネルギー分が異なってトランスミ
ッションへの入力トルクが異なることによる要求ライン
圧の変化があっても、これに対応してライン圧を設定さ
せることができ、変速時のライン圧の制御性を向上させ
、変速ショックの回避や変速時間の間延びなどを防止す
ることができる。In this way, if the line pressure during gear shifting is set by taking into account not only the engine output torque TQENG but also the energy (inertial absorption energy) generated by rotational fluctuations based on gear ratio changes due to gear shifting, the same Even if the engine output torque is TQENG, the line pressure will be set accordingly even if the required line pressure changes due to the difference in the inertial absorption energy due to the difference in rotational speed and the difference in the input torque to the transmission. This improves controllability of line pressure during gear shifting, avoids shift shock, and prevents shift time from increasing.
尚、本実施例では、エンジン出力トルクＴＱＥＮＧを前
記回転速度ＮｅｏｒＮｔに基づ＜ＴＱＩＮＳで補正し、
かかる補正結果をライン圧に変換するようにしたが、エ
ンジン出力トルクＴＱＥＮＧに基づいて設定されたライ
ン圧を前記ＴＱ Ｉ ＮＳに基づいて補正するよう構成
することもできる。In this embodiment, the engine output torque TQENG is corrected by <TQINS based on the rotational speed NeorNt,
Although the correction result is converted to line pressure, it is also possible to correct the line pressure set based on the engine output torque TQENG based on the TQ I NS.
〈発明の効果〉
以上説明したように本発明によると、変速時にエンジン
出力トルクが同じであっても、そのときの回転速度に応
じて要求ライン圧が変化するような、エンジン出力トル
クのみではライン圧をマツチングさせることができない
変速領域が存在しても、前記回転速度の違い（慣性吸収
エネルギーの違い）による要求ライン圧変化に対応した
補正を施すことができるので、変速時のライン圧を要求
に対応して制御でき、変速ショックの発生や変速時間の
間延びなどの不具合発生を防止することができるという
効果がある。<Effects of the Invention> As explained above, according to the present invention, even if the engine output torque is the same during gear shifting, the required line pressure changes depending on the rotational speed at that time. Even if there is a shift region in which the pressure cannot be matched, it is possible to make corrections that correspond to changes in the required line pressure due to the difference in rotational speed (difference in inertial absorption energy), so the line pressure during the shift can be adjusted accordingly. This has the effect of preventing problems such as shift shock and prolongation of shift time.
第１図は本発明の構成を示すブロック図、第２図は本発
明の一実施例を示すシステム概略図、第３図は同上実施
例におけるライン圧制御の内容を示すフローチャート、
第４図は従来制御の問題点を説明するためのタイムチャ
ートである。
■・・・オイルポンプ ２・・・電磁バルブ ６〜
１０・・・油圧回路
１２・・・エンジン
ロットル弁
アフロ−メータ
１１・・・コントロールユニッ
１３・・・回転速度センサ
１６・・・スロソ）・ルセンサ
１５・・・ス
１７・・・工FIG. 1 is a block diagram showing the configuration of the present invention, FIG. 2 is a system schematic diagram showing an embodiment of the present invention, and FIG. 3 is a flowchart showing details of line pressure control in the above embodiment.
FIG. 4 is a time chart for explaining the problems of conventional control. ■...Oil pump 2...Solenoid valve 6~
10...Hydraulic circuit 12...Engine throttle valve flow meter 11...Control unit 13...Rotational speed sensor 16...Rotation speed sensor 15...S17...Work
Claims (3)
変速要素を制御する油圧回路に供給されるライン圧を制
御する自動変速機のライン圧制御装置において、 エンジンの出力トルクに応じてライン圧を設定するライ
ン圧設定手段と、 変速機の入力側回転速度を検出する回転速度検出手段と
、 前記ライン圧設定手段で設定された変速過渡時のライン
圧を前記回転速度検出手段で検出された変速機の入力側
回転速度に基づいて補正設定するライン圧補正手段と、 前記設定されたライン圧に相当するライン圧制御信号を
油圧回路に出力する制御信号出力手段と、を含んで構成
したことを特徴とする自動変速機のライン圧制御装置。(1) In an automatic transmission line pressure control device that controls the line pressure supplied to the hydraulic circuit that controls each transmission element of the automatic transmission that makes up the engine's power transmission system, a line pressure setting means for setting pressure; a rotation speed detection means for detecting an input side rotation speed of the transmission; and a line pressure during a shift transition set by the line pressure setting means, which is detected by the rotation speed detection means. a line pressure correction means for correcting and setting based on the input side rotational speed of the transmission; and a control signal output means for outputting a line pressure control signal corresponding to the set line pressure to the hydraulic circuit. A line pressure control device for an automatic transmission characterized by:
び変速の種類に基づいてライン圧を補正設定するよう構
成されたことを特徴とする請求項１記載の自動変速機の
ライン圧制御装置。(2) The line pressure control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the line pressure correction means is configured to correct and set the line pressure based on the input side rotational speed and the type of shift. .
変速の種類及び目標変速時間に基づいてライン圧を補正
設定するよう構成されたことを特徴とする請求項１記載
の自動変速機のライン圧制御装置。(3) The line pressure correction means includes the input side rotational speed;
2. The line pressure control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the line pressure control device is configured to correct and set the line pressure based on a type of shift and a target shift time.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP4688490A JP2899981B2 (en) | 1990-02-27 | 1990-02-27 | Line pressure control device for automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP4688490A JP2899981B2 (en) | 1990-02-27 | 1990-02-27 | Line pressure control device for automatic transmission |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH03249468A true JPH03249468A (en) | 1991-11-07 |
| JP2899981B2 JP2899981B2 (en) | 1999-06-02 |
Family
ID=12759789
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP4688490A Expired - Fee Related JP2899981B2 (en) | 1990-02-27 | 1990-02-27 | Line pressure control device for automatic transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2899981B2 (en) |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH07127722A (en) * | 1993-11-01 | 1995-05-16 | Unisia Jecs Corp | Line pressure control device for automatic transmission |
| EP0654623A2 (en) * | 1993-11-22 | 1995-05-24 | Mazda Motor Corporation | Hydraulic control system for automatic transmission |
| US5492508A (en) * | 1993-09-17 | 1996-02-20 | Aisin Aw Co., Ltd. | Hydraulic control system for an automatic transmission |
| US5888171A (en) * | 1994-08-01 | 1999-03-30 | Mazda Motor Corporation | Hydraulic pressure as a function of friction coefficient in control system for automatic transmission |
-
1990
- 1990-02-27 JP JP4688490A patent/JP2899981B2/en not_active Expired - Fee Related
Cited By (6)
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| EP0654623A3 (en) * | 1993-11-22 | 1997-02-26 | Mazda Motor | Hydraulic control system for automatic transmission. |
| US5888171A (en) * | 1994-08-01 | 1999-03-30 | Mazda Motor Corporation | Hydraulic pressure as a function of friction coefficient in control system for automatic transmission |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2899981B2 (en) | 1999-06-02 |
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