JPH04191556A - Hydraulic control device for automatic transmission - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To solve the problems of lack in torque capacity and amount of lubricant oil by controlling the oil pressure for the engagement of frictional engagement elements according to turbine torque only when the absolute value of detected and differentiated turbine torque value and the detected turbine torque value corresponding to high speed driving are below a preset value. CONSTITUTION:Acceleration of the accelerator pedal depression is calculated from the output signal of a throttle opening sensor 102. If the result is below a preset value, a differential value of the engine rpm NE is calculated. If the result is not greater than a constant (b) nor smaller) than a constant (c), the vehicle speed V is smaller than a constant (f) and not locked up, a speed ratio and turbine torque are calculated from the turbine rpm Nr to engine rpm NE ratio, and the line pressure PL necessary for each of the frictional engagement elements is calculated from a torque capacity calculation map for the frictional engagement element. Then a throttle pressure is calculated. A linear solenoid valve 72 is controlled according to that result.

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油圧制御装置に関し、特に歯車変
速機構の摩擦係合要素に供給する作動油圧の制御装置に
関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission, and more particularly to a control device for hydraulic pressure supplied to frictional engagement elements of a gear transmission mechanism.

［従来の技術］ 車両用自動変速機は歯車変速機構の複数の摩擦係合要素
のうちの適宜の摩擦係合要素を駆動させる油圧サーボに
油圧が供給されシフトポジション、エンジン負荷等に応
じた出力回転数が達成される。[Prior Art] In a vehicle automatic transmission, hydraulic pressure is supplied to a hydraulic servo that drives an appropriate frictional engagement element among a plurality of frictional engagement elements of a gear transmission mechanism, and the output is adjusted according to the shift position, engine load, etc. rotational speed is achieved.

前記摩擦係合要素に対する作動油圧はライン圧と呼ばれ
ている。このライン圧はエンジン回転数に応じたポンプ
吐出圧をスロットル開度に応じて調圧して、その油圧の
大きさが制御される。このとき、ライン圧は全シフ１〜
ポジシヨンの全変速段において、スロットルの開度毎に
係合状態にある各摩擦係合要素に滑りを生じないトルク
容量が充分確保できるように安全率を持たせたライン圧
を発生させている。The working oil pressure for the frictional engagement element is called line pressure. The magnitude of this line pressure is controlled by regulating the pump discharge pressure in accordance with the engine rotational speed in accordance with the throttle opening. At this time, the line pressure is all shift 1~
In all gear positions, line pressure is generated with a safety factor so that each frictional engagement element in an engaged state can have sufficient torque capacity without slipping at each throttle opening.

しかし、前記摩擦係合要素が伝達すべき１〜ルク容量は
元来タービンの１〜ルクに依存し、このタービントルク
はエンジントルク特性あるいはトルクコンバータの特性
により大きく影響される。そのなめ、前記トルク容量は
エンジン負荷のみには対応しなく、安全率を見込んでラ
イン圧を高めに設定している。ライン圧を高めに設定し
た場合にライン圧発生用ポンプには必要以上の動力がか
かるため、エンジンの駆動力の内、自動変速機を通って
駆動輪に伝達される動力の割合が減少し、燃費の低下を
招く。このような不具合を防ぐため、タービントルクを
検出または推定して、必要最小限のライン圧を発生させ
、燃費の向上および変速ショック低減を図った自動変速
機の油圧制御装置が知られている（特開昭６２−１２４
３４３号）。However, the 1-lux capacity to be transmitted by the friction engagement element originally depends on the 1-lux of the turbine, and this turbine torque is greatly influenced by the engine torque characteristics or the characteristics of the torque converter. Therefore, the torque capacity does not correspond only to the engine load, and the line pressure is set high in consideration of the safety factor. When the line pressure is set high, the line pressure generation pump receives more power than necessary, which reduces the proportion of the engine's driving force that is transmitted to the drive wheels through the automatic transmission. This causes a decrease in fuel efficiency. To prevent such problems, there is a known hydraulic control system for automatic transmissions that detects or estimates turbine torque and generates the minimum necessary line pressure to improve fuel efficiency and reduce shift shock. Japanese Patent Publication No. 62-124
No. 343).

［発明が解決しようとする課題］ しかし、タービントルクを検出または推定した後、例え
ばりニアソレノイド弁を介してライン圧を出力した場合
にライン圧発生の誇答性が遅れることがある。、 第１２図にその例を示すがある自動変速機のあるＣ２ク
ラッチのリバース変速時にス）・−ル状態からスロット
ル開度を０％から２５％に上げた場合の必要ライン圧特
性（破線）（実験値）とタービントルクを検出した後に
出力された推定ライン圧（実線）を示す。すなわち、タ
ービントルク検出または推定後に出力されるライン圧は
りニアソレノイド弁の制御の（むだ時間」−遅れ時間）
ｔにより、実際のタービントルクに対応したものではな
くｔ秒前のタービン）・ルクに対するライン圧を出力す
ることになる。[Problems to be Solved by the Invention] However, when line pressure is outputted, for example, via a near solenoid valve after turbine torque is detected or estimated, there may be a delay in generating line pressure. An example of this is shown in Figure 12. Required line pressure characteristics (dashed line) when the throttle opening is increased from 0% to 25% from a stall state during reverse gear shifting of a C2 clutch with an automatic transmission. (experimental value) and the estimated line pressure (solid line) output after detecting the turbine torque. In other words, (dead time - delay time) of the line pressure control near solenoid valve output after turbine torque is detected or estimated.
t causes the line pressure to be output for the turbine torque t seconds ago, rather than for the actual turbine torque.

すると、第１２図の斜線部分に示すトルク容量が不足す
る部分が発生し、このトルク容量不足部分が大きいと摩
擦係合要素の焼け、エンジンの吹き等が発生する。As a result, a portion where the torque capacity is insufficient as shown by the shaded area in FIG. 12 occurs, and if this portion where the torque capacity is insufficient is large, burning of the frictional engagement elements, engine blowout, etc. occur.

また、タービントルクに基づいてライン圧を発生させる
方法では、高速運転時にはタービントルクが小さいため
ライン圧が低下する。そのため、摩擦係合要素係合用の
ライン圧は適切であっても、潤滑油量が不足する不具合
が生じる。同様な理由でロックアツプ時のロックアツプ
クラッチのトルク容量が不足する場合が生じる。なお、
第１２図の一定時間後の推定ライン圧（実線）が必要ラ
イン圧特性（破線）より大きなライン圧を出力するよう
になっているのは、安全率を考慮してトルク容量に余裕
を持たせているからである。Furthermore, in the method of generating line pressure based on turbine torque, the line pressure decreases during high-speed operation because the turbine torque is small. Therefore, even if the line pressure for engaging the frictional engagement element is appropriate, a problem occurs in which the amount of lubricating oil is insufficient. For the same reason, the torque capacity of the lock-up clutch during lock-up may be insufficient. In addition,
The reason why the estimated line pressure (solid line) after a certain period of time in Figure 12 outputs a line pressure that is larger than the required line pressure characteristic (broken line) is to provide a margin for the torque capacity in consideration of the safety factor. This is because

そこで、本発明の目的は、いかなる車両走行条件下にお
いても、ライン圧制御遅れによる歯車変速機構の摩擦係
合要素のトルク容量不足および潤滑油不足が生じるのを
解消ししながら、燃費の低下を防止する自動変速機の油
圧制御装置を提供することである。SUMMARY OF THE INVENTION It is therefore an object of the present invention to eliminate the lack of torque capacity and lubricant in the frictional engagement elements of a gear transmission mechanism due to delay in line pressure control under any vehicle running conditions, while also reducing fuel consumption. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that prevents the above.

［課題を解決するための手段］ 本発明の上記目的は次の構成により達成される。[Means to solve the problem] The above object of the present invention is achieved by the following configuration.

すなわち、エンジン出力軸に連結するポンプと複数の摩
擦係合要素を有する変速機構の入力軸に連結するタービ
ンを有する流体伝動装置を備えた自動変速機の油圧制御
装置において、 前記タービンのトルクを検出または推定する手段と、 該タービンのトルクの急変対応出力検出手段、車両の高
速運転対応出力検出手段の内、少なくともいずれかの検
出手段と、 前記タービンのトルクの急変出力検出手段の検出値の微
分値の絶対値が設定値以下である場合、車両の高速走行
対応出力検出手段の検出値が設定　　　　゛値以下であ
る場合には、前記タービントルクに依存して前記歯車変
速機構の摩擦係合要素の係合用油圧を制御し、前記以外
の車両走行条件下では、前記各検出手段の検出値に応じ
て、それぞれ予め設定された前記摩擦係合要素の係合油
圧に基づき該係合油圧を制御する油圧制御手段と、を備
えた自動変速機の油圧制御装置である。That is, in a hydraulic control device for an automatic transmission including a fluid transmission device having a pump connected to an engine output shaft and a turbine connected to an input shaft of a transmission mechanism having a plurality of frictional engagement elements, the torque of the turbine is detected. or means for estimating; at least one of a means for detecting an output corresponding to sudden changes in torque of the turbine and an output detecting means corresponding to high-speed operation of the vehicle; and differentiation of a detected value of the means for detecting a sudden change in torque of the turbine. If the absolute value of the value is less than or equal to the set value, the detected value of the output detection means for high-speed running of the vehicle is less than or equal to the set value, the frictional engagement element of the gear transmission mechanism depends on the turbine torque. and, under vehicle running conditions other than those described above, control the engagement hydraulic pressure based on preset engagement hydraulic pressures of the frictional engagement elements according to the detection values of the respective detection means. This is a hydraulic control device for an automatic transmission, comprising: hydraulic control means for controlling the automatic transmission.

［作用および発明の効果］ 自動変速機の歯車変速機構の摩擦係合要素へ供給するラ
イン圧は、通常はタービントルクの検出値または推定値
に基づきの必要最小限の出力値とする。[Operation and Effects of the Invention] The line pressure supplied to the frictional engagement element of the gear transmission mechanism of the automatic transmission is normally set to the minimum necessary output value based on the detected value or estimated value of the turbine torque.

しかし、第１２図に示す斜線部分の前記摩擦係合要素の
トルク容量不足が起こるような場合には予め設定された
ライン圧を出力する。However, if the torque capacity of the friction engagement element shown in the shaded area shown in FIG. 12 is insufficient, a preset line pressure is output.

急激な入力トルクの変化が起こるのは、（１）エンジン
負荷検出値の微分値か大きいとき、例えばスロットルの
踏み込み加速度が大きいとき、（２）エンジン回転数の
微分値の絶対値が大きいとき、 （３）道路の勾配が大きいとき、 である。A sudden change in input torque occurs when (1) the differential value of the engine load detection value is large, for example, when the throttle depression acceleration is large; (2) the absolute value of the differential value of the engine speed is large; (3) When the slope of the road is large,

上記（１）、（２）、（３）の場合はタービントルクに
基づくライン圧でなく、前記三つの場合にそれぞれに対
応した予め設定されたライン圧を出力する。In the cases (1), (2), and (3) above, the line pressure not based on the turbine torque is output, but a preset line pressure corresponding to each of the three cases.

また、車両の高速走行時には入力トルクが下がるため、
入力トルクに対応してライン圧が低下するにとによる潤
滑油が低下しないように、高速走行時用のライン圧を出
力する。また、高速走行時には流体伝動装置のロックア
ツプを行うが、このロックアツプ用の作動油圧の容量不
足のないようにする必要がある。そのため、車両の高速
走行に対応した条件下ではタービントルクに基づくライ
ン圧でなく、上記各条件下において、予め設定されたそ
れぞれのラインを出力する。In addition, when the vehicle is running at high speed, the input torque decreases, so
The line pressure for high-speed running is output so that the lubricating oil does not decrease due to the line pressure decreasing in response to the input torque. Furthermore, when the vehicle is running at high speed, the hydraulic power transmission device is locked up, but it is necessary to ensure that there is no shortage of hydraulic pressure for locking up. Therefore, under conditions corresponding to high-speed running of the vehicle, the line pressure based on the turbine torque is not output, but each preset line is output under each of the above conditions.

ここでライン圧の出力の制御はりニアソレノイド弁ある
いはデユーティソレノイド弁等の電磁弁で行うのが望ま
しい。Here, it is desirable to control the line pressure output using a solenoid valve such as a near solenoid valve or a duty solenoid valve.

こうして、いかなる走行条件下においても、摩擦係合要
素のトルク伝達時のトルク容量不足および潤滑油不足が
生じることはなくなり、同時に必要最小限のライン圧を
発生するため、オイルポンプ駆動用の余分の燃料が必要
でなくなり燃費が向上する。In this way, under any running conditions, there will be no shortage of torque capacity or lubricant during torque transmission of the frictional engagement elements, and at the same time, the minimum necessary line pressure will be generated, so there will be no excess for driving the oil pump. No fuel is required, improving fuel efficiency.

また、いかなる走行条件下においても、適切なライン圧
が発生するのて変速ショックが低減される。In addition, appropriate line pressure is generated under any driving conditions, reducing shift shock.

［実施例］ 本発明の実施例を図面とともに説明する。[Example] Embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

第１図に本実施例が適用される車両用変速機の油圧制御
装置の主要部の概要図を示す。FIG. 1 shows a schematic diagram of the main parts of a hydraulic control system for a vehicle transmission to which this embodiment is applied.

本発明のタービントルクの急変対応出力検出手段は、本
実施例ではスロットル開度センサ１０２、エンジン回転
数センサ１０３および道路勾配センサ１０１であり、車
速高速運転対応出力検出手段は車速センサ１０５および
ロックアツプ状態を検出するためのシフトポジションセ
ンサ１０７と変速線図メモリ（第３図）であり、作動油
温検出手段は油温センサ１０６である。In this embodiment, the output detection means corresponding to sudden changes in turbine torque of the present invention is the throttle opening sensor 102, the engine speed sensor 103, and the road slope sensor 101, and the output detection means corresponding to high speed operation is the vehicle speed sensor 105 and the lock-up state. A shift position sensor 107 and a shift diagram memory (FIG. 3) are used to detect this, and a hydraulic oil temperature detection means is an oil temperature sensor 106.

上記各センサの取り付は位置は第１図に示す通りである
。なお道路勾配センサ１０１は、例えば電圧換算による
道路勾配センサを用いて、車両の適切な部位に取り付け
る。また、シフトポジションセンサ１０７はシフトレバ
−に設ける。The mounting positions of each of the above-mentioned sensors are as shown in FIG. Note that the road gradient sensor 101 is, for example, a voltage-converted road gradient sensor and is attached to an appropriate part of the vehicle. Further, a shift position sensor 107 is provided on the shift lever.

〜８− なお、タービン回転数センサ１０４は入力軸２８の回転
数に対応しているのて、その回転数と車速センサ１０５
により検出されるカウンタドライブギヤ３２の回転数と
の比からギヤ比を求めるために用いる。上記各センサか
らの出力信号は電子制御装置（ＥＣＵ）１００内に入力
され、ＥＣＵｌｏｏは以下に述べる手順に従って、リニ
アソレノイド弁７２に適切なライン圧を出力するように
指令する。~8- Note that since the turbine rotation speed sensor 104 corresponds to the rotation speed of the input shaft 28, the rotation speed and the vehicle speed sensor 105
It is used to determine the gear ratio from the ratio with the rotational speed of the counter drive gear 32 detected by. The output signals from each of the above sensors are input into the electronic control unit (ECU) 100, and the ECUloo commands the linear solenoid valve 72 to output an appropriate line pressure according to the procedure described below.

第２図に本実施例のライン圧制御のフローチャートを示
す。FIG. 2 shows a flowchart of line pressure control in this embodiment.

ステップ１〜４でエンジン回転数センサ１０３によりエ
ンジン回転数ＮＥを、タービン回転数センサ１０４によ
りタービン回転数Ｎ、を、出力回転数センサ１０５によ
り出力軸回転数Ｎ。を、スロットル開度センサ１０２に
よりスロットル開度θＴｌ＋をそれぞれ検出する。ステ
ップ５において変速中であると判断されると、第４図に
示す変速時のスロットル開度とりニアソレノイド弁７２
の関係に従ってリニア出力をする（ステップ２９，３０
）。また、ステップ５において、変速中でないと判断さ
れると、自動変速機オイル（ＡＴＦ）の油温Ｔを油温セ
ンサ１０６で検出し、油温Ｔが設定値Ｘ以下であれば、
第５図に示す予め設定された低温時のスロットル開度と
リニアソレノイド弁７２の関係に従ってリニア出力する
（ステップ２７．２８）。In steps 1 to 4, the engine rotation speed sensor 103 measures the engine rotation speed NE, the turbine rotation speed sensor 104 measures the turbine rotation speed N, and the output rotation speed sensor 105 measures the output shaft rotation speed N. The throttle opening θTl+ is detected by the throttle opening sensor 102. If it is determined in step 5 that the gear is being shifted, the near solenoid valve 72 for adjusting the throttle opening during gear shifting shown in FIG.
linear output according to the relationship (steps 29, 30
). Further, in step 5, if it is determined that the gear is not being shifted, the oil temperature T of the automatic transmission oil (ATF) is detected by the oil temperature sensor 106, and if the oil temperature T is equal to or lower than the set value X,
A linear output is performed according to the preset relationship between the throttle opening at low temperatures and the linear solenoid valve 72 shown in FIG. 5 (steps 27 and 28).

次にＤレンジであるか否かの判断をシフトポジションセ
ンサ１０７て行う（ステップ８）。エンジンブレーキ時
にはタービントルクＴ、は負の値になり、以下に述べる
タービントルクＴＴの計算式は成り立たない。もし、シ
フトポジションが２レンジまたはルンジであると、第４
図に示すマツプに基づくライン圧を出力することで低ス
ロツトル開度でエンジンブレーキがかかる状態でも前記
トルク容量を確保できるのでステップ２９゜３０の制御
を行う。Next, the shift position sensor 107 determines whether or not the vehicle is in the D range (step 8). During engine braking, the turbine torque T becomes a negative value, and the calculation formula for the turbine torque TT described below does not hold true. If the shift position is 2 range or lunge, the 4th
By outputting the line pressure based on the map shown in the figure, the torque capacity can be secured even when the engine brake is applied at a low throttle opening, so the control in steps 29 and 30 is performed.

次いで、スロットル開度センサ１０２の出力信号に基づ
きスロットルの踏み込み加速度ｄθ、１／ｄｔを計算し
くステップ９）、ｄθ、、／ｄｔ≧ａ（ａ定数）だと、
第１２図に示す斜線部のトルク容量不足領域があるため
、ステップ２９．３０のリニア出力制御を行う。ｄθ、
ＩＩ／ｄｔ≧ａでないと、エンジン回転数Ｎ６の微分値
ｄＮ、／ｄｔの計算を行う（ステップ１１）。ｄＮや／
ｄｔが定数す以上またはＣ以下であれば前記ｄθＴ、／
ｄｔ≧ａの場合と同様の理由てステップ２９．３０に行
く。Next, calculate the throttle depression acceleration dθ, 1/dt based on the output signal of the throttle opening sensor 102. If dθ, , /dt≧a (a constant), then
Since there is a torque capacity insufficient region shown in the shaded area shown in FIG. 12, linear output control in steps 29 and 30 is performed. dθ,
If II/dt≧a, the differential value dN,/dt of the engine speed N6 is calculated (step 11). dNya/
If dt is more than a constant or less than C, the above dθT, /
For the same reason as in the case of dt≧a, proceed to step 29.30.

また、道路勾配が定数ｄより大きすぎても前記ｄθ、Ｈ
／ｄｔ≧ａの場合と同様の理由でステップ２９．３０に
行く。次いで車速センサ１０５により車速■を検出しく
ステップ１５）、車速■が定数ｆより大きいと潤滑油不
足を生じないように、第６図に示す予め設定された高速
時の車速Ｖに基づくりニアソレノイド弁７２の出カマツ
ブに基づきリニアソレノイド出力をする（ステップ３１
゜３２）。Furthermore, even if the road gradient is too large than the constant d, the above dθ, H
For the same reason as in the case of /dt≧a, proceed to steps 29 and 30. Next, the vehicle speed ■ is detected by the vehicle speed sensor 105 (step 15), and the near solenoid is activated based on the preset vehicle speed V at high speed shown in FIG. A linear solenoid is output based on the output of the valve 72 (step 31).
゜32).

車速■が定数ｆより小さくてもロックアツプ中であれば
、この場合も作動油不足を生じないように、第７図に示
す予め設定されたロックアツプ時のスロットル開度に対
応したりリニアソレノイド弁７２の出カマツブに従って
ライン圧出力を行う（ステップ３３．３４＞。なお、ロ
ックアツプ中の判断は、第３図の変速線図メモリで示す
Ｄレンジで設定されるロックアツプ領域を走行中であれ
ば、ロックアツプ制御回路からのロックアツプ信号が発
信されることでできる。Even if the vehicle speed is smaller than the constant f, if lock-up is in progress, the linear solenoid valve 72 is adjusted to correspond to the preset throttle opening at lock-up as shown in FIG. The line pressure is output according to the output level (steps 33 and 34>).In addition, the determination that the lockup is in progress is made when the lockup is determined as long as the vehicle is running in the lockup region set in the D range shown in the shift diagram memory in Fig. 3. This can be done by sending a lock-up signal from the control circuit.

上記以外の走行条件下では、以下に述べるタービン１〜
ルクＴ？に基づいたライン圧を出力することで燃費節約
と変速ショックの低減を図る。Under running conditions other than the above, turbines 1 to 1 described below
Luc T? By outputting line pressure based on , it saves fuel consumption and reduces shift shock.

ます、タービン回転数ＮＴとエンジン回転数ＮＥとの比
から速度比ｅ（−Ｎ、／Ｎ−）を計算しくステップ１８
）、この速度比ｅより第８図に示す容量係数Ｃ、トルク
比ｔを求めて、次式に基づきタービントルクＴ、を算出
する（ステップ１９）。Step 18: First, calculate the speed ratio e(-N, /N-) from the ratio of the turbine rotation speed NT and the engine rotation speed NE.
), the capacity coefficient C and the torque ratio t shown in FIG. 8 are obtained from this speed ratio e, and the turbine torque T is calculated based on the following equation (step 19).

ＴＴ＝Ｃ・ｔＮｔ２ 次きに入力軸回転数てもあるタービン回転数Ｎ、と出力
回転数Ｎ。よりギヤ段ｉ　ｘ　（−ＮＴ／　ＮＯ）を計
算しくステップ２１）、シフトポジションセンサ１０７
により検出したシフトポジション毎におけるクラッチ（
Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３）　、ブレーキ（Ｂ＋、　Ｂ２．　Ｂ
３．　Ｂ４）のタービントルクＴＴ＝１に対するトルク
分担比率および安全率を第１表のマツプより選出する（
ステップ２１）。なお、ここで第３速、第４速での安全
率が他の速度段に比較して高くなっているのは、使用頻
度が高く、使用時間が長いことによる。TT=C・tNt2 Next, the turbine rotation speed N, which is also the input shaft rotation speed, and the output rotation speed N. In step 21), shift position sensor 107 calculates gear position i x (-NT/NO).
The clutch at each shift position detected by
C1, C2, C3), brake (B+, B2.B
3. B4) Select the torque sharing ratio and safety factor for the turbine torque TT=1 from the map in Table 1 (
Step 21). Note that the reason why the safety factors in the third and fourth speeds are higher than those in other speeds is because they are used more frequently and for a longer time.

また、摩擦係合要素のトルク容量計算式マツプ（第２表
）より各摩擦係合要素に必要なライン圧ＰＬを計算する
（ステップ２２）。次いで各変速段における各クラッチ
、ブレーキのトルク分担マツプより得られるライン圧Ｐ
Ｌのうち最大値をＰＬＭＡＸとして、この最大ライン圧
ＰＬＭ。と第３表のライン圧計算式マツプに示される定
数り、ｊとによりスロットル圧ＰＴ＋−１を求める（ス
テップ２３）。Further, the line pressure PL required for each frictional engagement element is calculated from the torque capacity calculation formula map (Table 2) of the frictional engagement element (step 22). Next, the line pressure P obtained from the torque sharing map of each clutch and brake at each gear stage
The maximum line pressure PLM is the maximum value of L as PLMAX. Throttle pressure PT+-1 is determined from the constant and j shown in the line pressure calculation formula map in Table 3 (step 23).

こうして求められたスロットル圧Ｐ、Ｈに対応したりニ
アソレノイド弁７２の制御は第９図のマツプを基に算出
しくステップ２４）、リニアソレノイド弁７２に出力す
る（ステップ２５）。The control of the near solenoid valve 72 corresponding to the throttle pressures P and H thus obtained is calculated based on the map shown in FIG. 9 (step 24), and output to the linear solenoid valve 72 (step 25).

上記ステップを経由して各走行条件中に最も適切なライ
ン圧ＰＬが出力される。The most appropriate line pressure PL for each running condition is output via the above steps.

なお、本実施例のりニアソレノ、イド弁７２に代えてデ
ユーティソレノイド弁を用いても良い。Note that a duty solenoid valve may be used in place of the linear solenoid valve 72 of this embodiment.

第１表 トルク分担　安全率マツプ （以下余白） 第２表 トルク容量計算式マツプ （以下余白） 第３表 ライン圧計算式マツプ 上記自動変速機の歯車変速機構のスケルトン図は第１図
に示し、その作動説明図は第１０図に示す。また、その
油圧回路は第１１図に示す。Table 1: Torque sharing safety factor map (blank below) Table 2: Torque capacity calculation formula map (blank below) Table 3: Line pressure calculation formula The skeleton diagram of the gear shifting mechanism of the above automatic transmission is shown in Figure 1. An explanatory diagram of its operation is shown in FIG. Moreover, the hydraulic circuit is shown in FIG.

４速自動変速機Ａは、第１図に示すように、トルクコン
バータ部２２と、３速自動変速機構部２３およびアンタ
ードライブ機構部２５からなる変速ギヤ機構２１を備え
ている。The 4-speed automatic transmission A, as shown in FIG. 1, includes a torque converter section 22, a transmission gear mechanism 21 consisting of a 3-speed automatic transmission mechanism section 23, and an underdrive mechanism section 25.

トルクコンバータ部２２は、トルクコンバータ２６およ
びロックアツプクラッチ２７を有しており、エンジンク
ランク軸２８の回転を、ドルクコンバータ２６による油
流を介してまたはロックアツプクラッチ２７による機械
的結合により入力軸２つに連結する。The torque converter unit 22 includes a torque converter 26 and a lock-up clutch 27, and converts the rotation of the engine crankshaft 28 to the input shaft 2 through oil flow from the torque converter 26 or mechanically by the lock-up clutch 27. Connect to.

３速自動変速機構部２３はシングルプラネタリギヤ３０
およびデュアルプラネタリギヤ３１からなるプラネタリ
ギヤユニットからなり、かつこれら両プラネタリギヤ３
０．３１ｃ！′）４ヤリャＣＲ３同士およびサンギヤＳ
１同士が一体に連結されている。さらに、入力軸２９が
、第１のくフォワード）クラッチＣ１を介してシングル
プラネタリギヤ３０のリングギヤＲ１（以下小リングギ
ヤという）に連結すると共に第２のくダイレクト）クラ
ッチＣ２を介してサンギヤＳ１に連結している。また、
サンギヤＳ１が第１の（２ｎｄコースト）ブレーキＢ１
にて直接制動されると共に第１のワンウェイクラッチＦ
、を介して第２の（２ｎｄ）ブレーキＢ２により一方向
の回転を規制され、またデュアルプラネタリギヤユニッ
ト３１のリングギヤＲ２（以下大リングギヤという）か
、第３の（１ｓｔコースト＆Ｒｅｖ）ブレーキＢ３によ
り直接制動されると共に第２のワンウェイクラッチＦ２
により一方向の回転を規制されている。さらに、キャリ
ヤＣＲ，が該３速自動変速機構部２３の出力部材となる
カウンタドライブギヤ３２に連結している。The 3-speed automatic transmission mechanism section 23 has a single planetary gear 30
and a planetary gear unit consisting of dual planetary gears 31, and both of these planetary gears 3
0.31c! ') 4 Yariya CR3 and Sun Gear S
1 are connected together. Further, the input shaft 29 is connected to a ring gear R1 (hereinafter referred to as a small ring gear) of a single planetary gear 30 via a first forward clutch C1, and to a sun gear S1 via a second forward clutch C2. ing. Also,
Sun gear S1 is the first (2nd coast) brake B1
is directly braked by the first one-way clutch F.
, rotation in one direction is regulated by the second (2nd) brake B2 through and the second one-way clutch F2
Rotation in one direction is restricted by Further, the carrier CR is connected to a counter drive gear 32 that serves as an output member of the three-speed automatic transmission mechanism section 23.

一方、アンダードライブ機構部２５はシングルプラネタ
リギヤ３３からなり、そのリングギヤＲ３が前記カウン
タドライブギヤ３２に常時噛合しているカウンタドリブ
ンギヤ３５に連結し、かつキャリヤＣＲ３が出力ピニオ
ン３６に連結している。さらに、サンギヤＳ、が第３の
ワンウェイクラッチＦ３にて一方向の回転を規制され□
ると共に第４のくアンダードライブ）ブレーキＢ４にて
制動され、かつ第３の（アンタードライブダ、イレクト
）クラッチＣ２を介してキャリヤＣＲ，と連結している
。On the other hand, the underdrive mechanism section 25 consists of a single planetary gear 33, the ring gear R3 of which is connected to a counter driven gear 35 that is always meshed with the counter drive gear 32, and the carrier CR3 is connected to an output pinion 36. Furthermore, the rotation of the sun gear S in one direction is restricted by the third one-way clutch F3.
At the same time, it is braked by a fourth (under drive) brake B4, and is connected to the carrier CR via a third (under drive, direct) clutch C2.

そして、出力ピニオン３６はリングギヤ３８を介してフ
ロントディファレンシャル装置３７に連結されており、
該ディファレンシャル装置３７は左右フロンＩ・アクス
ル３９ｒ、３９１を有している。The output pinion 36 is connected to a front differential device 37 via a ring gear 38.
The differential device 37 has left and right front I axles 39r and 391.

また、上述４速自動変速機Ａは、第１図および第１１図
に示す油圧回路Ｕにて制御される。Further, the above-mentioned four-speed automatic transmission A is controlled by a hydraulic circuit U shown in FIGS. 1 and 11.

油圧回路ＵにおいてＣ１、Ｃ２、Ｃ３は前記各クラッチ
Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３用油圧サーボＢ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４
は前記各ブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ８、Ｂ。In the hydraulic circuit U, C1, C2, and C3 are hydraulic servos B1, B2, B3, and B4 for each of the clutches C1, C2, and C3.
are the respective brakes B1, B2, B8, and B.

用油圧サーボである。そして、９はマニュアルバルブ、
５は第１のシフ）〜バルブを構成する１−２シフトバル
ブ、６は第２のシフトバルブを構成する２−３シフトバ
ルブ、７は第３のシフトバルブを構成する３−４シフト
バルブ、また、ｓｌは１−２および３−４シフトバルブ
５．７を制御する第１のソレノイドバルブ、Ｂ２は２−
３シフトバルブ６を制御する第２のソレノイドバルブで
ある。Hydraulic servo for use. And 9 is manual valve,
5 is a 1-2 shift valve that constitutes a first shift valve, 6 is a 2-3 shift valve that is a second shift valve, 7 is a 3-4 shift valve that is a third shift valve, In addition, sl is the first solenoid valve that controls the 1-2 and 3-4 shift valves 5.7, and B2 is the 2-
This is the second solenoid valve that controls the third shift valve 6.

さらに、１０は第１のブレーキ用シーケンスバルブであ
る。Furthermore, 10 is a first brake sequence valve.

そして、第１１図に示すように、６０はロックアツプコ
ントロールバルブ、丈たはＢ４は該ロックアツプコント
ロールバルブ６０をデユーティ制御する第４のソレノイ
ドバルブであり、さらに６１は該ソレノイドバルブによ
るデユーティ制御を安定するロックアツプモジュレータ
バルブである。As shown in FIG. 11, 60 is a lock-up control valve, B4 is a fourth solenoid valve for duty-controlling the lock-up control valve 60, and 61 is a fourth solenoid valve for duty-controlling the lock-up control valve 60. A stable lock-up modulator valve.

また、６３はプライマリレキュレータバルブ、６５はセ
カンドレギュレータバルブ、６６はプレッシャリリーフ
バルブ、６つはローモジュレータバルブである。さらに
、７０はオイルクーラ、７１はクーラバイパスバルブ、
そして７２はリニアソレノイドバルブからなり、油圧を
自由に制御可能なスロットルバルブであり、また７３は
該ソレノイドバルブの制御を安定するソレノイドモジュ
レータバルブである。また、７５はアキュムレータコン
トロールバルブ、２６はトルクコンバータ、２７はロッ
クアツプクラッチ、Ｐは油圧ポンプである。また、第２
のクラッチ用油圧サーボＣ２、第３のクラッチ用油圧サ
ーボＣ３および第２のブレーキ用油圧サーボＢ２には調
圧バルブ７６・・・およびアキュムレータ７７・・が連
通されている。また、第１のブレーキ用油圧サーボＢ１
にはアキュムレータ７７°および調圧バルブ１１が作用
しているか、該アキュムレータ７７゛は５連用に備えら
れているだけで単なる空洞からなり、また調圧バルブ１
１は入力側のボートｇ２からの油圧が制御油室１１に連
通ずる入力圧調圧型からなる。さらに、第１のクラッチ
用油圧サーボＣ１および第４のブレーキ用油圧サーボＢ
４にはそれぞれケース設置型のアキュムレータ８０．８
１が連通されている。Further, 63 is a primary remulator valve, 65 is a second regulator valve, 66 is a pressure relief valve, and 6 is a low modulator valve. Furthermore, 70 is an oil cooler, 71 is a cooler bypass valve,
Reference numeral 72 is a throttle valve which is a linear solenoid valve and can freely control oil pressure, and 73 is a solenoid modulator valve which stabilizes the control of the solenoid valve. Further, 75 is an accumulator control valve, 26 is a torque converter, 27 is a lock-up clutch, and P is a hydraulic pump. Also, the second
A pressure regulating valve 76 and an accumulator 77 are connected to the clutch hydraulic servo C2, the third clutch hydraulic servo C3, and the second brake hydraulic servo B2. In addition, the first brake hydraulic servo B1
The accumulator 77° and the pressure regulating valve 11 are acting on the accumulator 77°, or the accumulator 77′ is only provided for 5 series use and consists of a mere cavity, and the pressure regulating valve 11 is acting on the accumulator 77°.
1 is of an input pressure regulating type in which the oil pressure from the boat g2 on the input side is communicated with the control oil chamber 11. Furthermore, a first clutch hydraulic servo C1 and a fourth brake hydraulic servo B
4 each has a case-mounted accumulator 80.8
1 is connected.

なお、第１１図において、油路に介在しているコンデン
サーの記号８４は、セパレータプレートにて油路が遮断
されていることを示すものであり、また、８２．８３は
５速用に使用するバルブ孔用を塞ぐプラグであり、さら
に、８５は同じく５速用に使用する４−５シン）〜バル
ブであるが、セパレータにて制御油室を閉塞して作用さ
せていない。In addition, in Fig. 11, the symbol 84 of the condenser interposed in the oil passage indicates that the oil passage is blocked by a separator plate, and 82 and 83 are used for 5th speed. This is a plug that closes the valve hole, and 85 is a 4-5 valve that is also used for 5th gear, but the control oil chamber is closed with a separator and is not operated.

これにより、本４速自動変速機用油圧制御装置Ｕは５速
自動変速機用のバルブボディとしても兼用できるように
なっている。Thereby, the hydraulic control device U for a four-speed automatic transmission can also be used as a valve body for a five-speed automatic transmission.

また、第１１図中、８６は適所に配置されているオリフ
ィス付チエツクバルブであり、また８７はオリフィス、
８つは３方切換えバルブである。In addition, in FIG. 11, 86 is a check valve with an orifice located at a proper location, and 87 is an orifice,
8 is a three-way switching valve.

ついで、本実施例の作動について説明する。Next, the operation of this embodiment will be explained.

４速自動変速機Ａは、マニュアルバルブ９による各レン
ジにて、油圧制御回路Ｕの第１および第２ソレノイドＳ
１、Ｂ２ならひにロックアツプクラッチコントロール用
の第４のソレノイドバルブＳ４が第１０図に示す作動衣
のように作動することに基づき、各クラッチＣ１〜Ｃ３
、各ブレーキＢ、〜Ｂ、および各ワンウェイクラッチＦ
１〜Ｆ３が作動して、それぞれ各レンジＰ、Ｒ，Ｉ）、
３，２゜１における各変速段ＩＳＴ〜４　Ｔ　Ｉ−（が
得られる。The 4-speed automatic transmission A is controlled by the first and second solenoids S of the hydraulic control circuit U in each range by the manual valve 9.
1. Based on the fact that the fourth solenoid valve S4 for lock-up clutch control operates as shown in FIG. 10, each of the clutches C1 to C3
, each brake B, ~B, and each one-way clutch F
1 to F3 are activated, each range P, R, I),
Each gear stage IST to 4 T I-(at 3,2°1) is obtained.

すなわち、マニュアルバルブ９がＤレンジにある場合、
ラインボートＰＬとＤレンジポートＤとが連通して、ラ
イン圧油路ｐのライン圧が油路Ｄ２に供給されている。That is, when the manual valve 9 is in the D range,
The line boat PL and the D range port D communicate with each other, and the line pressure of the line pressure oil passage p is supplied to the oil passage D2.

該Ｄレンジにおける１速状態は第１のソレノイドバルブ
Ｓ１がオフで供給状態にあり、かつ第２のソレノイドバ
ルブＳ２がオンでドレーン状態にあり、従って、１−２
シフトバルブ５および３−４シフトバルブ７が上半位置
ニアリ、かつ２−３シフトバルブ６が下半位置にある。In the first speed state in the D range, the first solenoid valve S1 is off and in the supply state, and the second solenoid valve S2 is on and in the drain state.
The shift valve 5 and the 3-4 shift valve 7 are almost in the upper half position, and the 2-3 shift valve 6 is in the lower half position.

この状態では、マニュアルバルブ９のボー１−Ｄからの
ライン圧が油路Ｄ２およびり。を介して第１のクラッチ
用油圧サーボＣ１に供給され、またライン圧油路ｐのラ
イン圧ＰＬが２−３シフトバルブ６のボートｐ０、ｈｌ
および油路りを介して第４のブレーキ用油圧−リーーホ
Ｂ４に供給される。In this state, the line pressure from the bow 1-D of the manual valve 9 is applied to the oil passage D2. The line pressure PL of the line pressure oil passage p is supplied to the first clutch hydraulic servo C1 via the boat p0, hl of the 2-3 shift valve 6.
The hydraulic pressure is supplied to the fourth brake hydraulic pressure - Leeho B4 via the oil passage.

これにより、自動変速機Ａは第１のくフォワード）クラ
ッチＣ１が接続すると共に第４のブレーキＢ。As a result, the automatic transmission A connects the first forward clutch C1 and the fourth forward brake B.

が作動する。すると、入力軸２つの回転は、クラッチＣ
１を介して小リングギヤＲ１に伝達され、かつこの状態
では、大リングギヤＲ２は第２のワンウェイクラッチＦ
２により回転が阻止されているので、サンギヤＳ１を逆
方向に空転させながら共通キャリヤＣＲ，が正方向に大
幅減速回転され、該回転がカウンタトライブキャ３２が
らアンダードライブ（Ｕ／Ｄ）機構部２５のカウンタド
リブンギヤ３５に伝達される。そして、該Ｕ／Ｄｌｌｌ
構部２５は第４のブレーキＢ、および第４のワンウェイ
クラッチＦ３が作動してアンダードライブ状態にあり、
したがって自動変速機Ａ全体で、３速自動変速機構部２
３の１速およびＵ／Ｄ機構部２５のアンタートライブか
相俟って１速か得られる。is activated. Then, the rotation of the two input shafts is caused by clutch C.
1 to the small ring gear R1, and in this state, the large ring gear R2 is transmitted to the second one-way clutch F
2, the common carrier CR is rotated at a significantly reduced speed in the forward direction while causing the sun gear S1 to idle in the reverse direction. is transmitted to the counter driven gear 35. And the U/Dllll
The structural part 25 is in an underdrive state with the fourth brake B and the fourth one-way clutch F3 operating,
Therefore, in the entire automatic transmission A, the 3-speed automatic transmission mechanism section 2
The combination of the first speed of No. 3 and the untartive operation of the U/D mechanism section 25 results in the first speed.

なお、該１速状態にあっては、マニュアルバルブ９のＤ
レンジポートＤからのライン圧が油路Ｄ２、Ｄ、を介し
てＢ１シーケンスバルブ１０の右（第２の）制御油室１
０１〕に作用し、該バルブ１０を下半位置に切換えた状
態にある。In addition, in the first speed state, D of the manual valve 9 is
Line pressure from range port D is supplied to the right (second) control oil chamber 1 of B1 sequence valve 10 via oil passages D2 and D.
01] and switches the valve 10 to the lower half position.

また、−Ｄレンジにおける２速状Ｂ（２ＮＤ）は、１速
状態から第１のソレノイドバルブＳ１がオンしてドレー
ンする。すると、１−２シフトバルブ５および３−４シ
フトバルブ７が下半位置に切換えられ、マニュアルバル
ブ９のボートＤからのライン圧が油路Ｄ２、該シフトバ
ルブ５のボートＤ１、ａｌおよび油路ａそして調圧バル
ブ７６を介して第２のブレーキ用油圧サーボＢ２に供給
される。Further, in the second speed state B (2ND) in the -D range, the first solenoid valve S1 is turned on and drained from the first speed state. Then, the 1-2 shift valve 5 and the 3-4 shift valve 7 are switched to the lower half position, and the line pressure from the boat D of the manual valve 9 is transferred to the oil passage D2, the boat D1, al of the shift valve 5, and the oil passage. a and is supplied to the second brake hydraulic servo B2 via the pressure regulating valve 76.

この際、供給始めは調圧バルブ７６により比較的素早い
立上りにて油圧サーボＢ２に油圧が供給され、その後に
オリフィス８７およびアキュムレータ７７に基づきゆる
やかに油圧上昇して、第２のブレーキＢ２は滑らかに係
合する。したがって、この状態では、第１のクラッチＣ
１の接続に加えて第１（セカンド）ブレーキＢ２が作動
する。すると、サンギヤＳ１がブレーキＢ２に基づく第
１ワンウエイクラツチＦ１の作動により回転が停止され
、従って入力軸２９からの小リングＲ１の回転は、大リ
ングギヤＲ２を正方向に空転されなからキャリヤＣＲ，
を正方向に減速回転し、該回転がカウンタドリブンギヤ
３２からＵ／Ｄ機構部２５のカウンタドリブンギヤ３５
に伝達される。そして、Ｕ／Ｄ機構部２５はアンダード
ライブ状態にあり、３速自動変速機構部２３の２速とＵ
／Ｄ機構部２５のアンダードライブが相俟って、変速機
Ａは２速が得られる。そして、第２のプレー４８２の係
合後、第２のブレーキ用油圧サーボＢ２／＼の油圧が油
路Ｃを介してＢ１シーケンスバルブ１０の左く第１の）
制御油室１０ａに作用する。これにより、該シーケンス
バルブ１０はスプリ〉・グ１０ｃおよび圧制御油室１０
ａによるイ」勢力が右制御油室１０ｂの付勢力に打勝っ
て上半位置に切換えられる。この状態にあっては、油圧
サーボＢ２への油路ａから分岐された油路ａ′を介して
シ−ケンスバルブ１０のボートａ、にライン圧が供給さ
れ、さらにボートｅ１および油路ｅ、そして３−４シフ
トバルブ７のボートｅ２、ｆｌ、油路ｆさらに１−２シ
フトバルブ５のボートｆ２、ｇｌ、そして油路ｇを介し
て調圧バルブ１１の供給ボートｇ２に供給される。そし
て、該調圧バルブ１１は、その供給圧に基づき適宜調圧
して第１のブレーキ用油圧サーボＢ１に供給し、該第１
のブレーキＢ、を係合する。従って、１−２アップシフ
ト時は、専ら第２のブレーキＢ２のみか機能し、適正な
トルク容量にてサンギヤＳ１を停止し、シフトショック
の発生を低減しており、さらにアップシフト完了後に、
第１のブレーキＢ１が係合してサンギヤＳ、の停止を確
実にして、前進時における過大トルクに備えると共に、
コースト時にエンジンブレーキを作動する。At this time, at the beginning of the supply, hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo B2 with a relatively quick rise by the pressure regulating valve 76, and then the hydraulic pressure increases gradually based on the orifice 87 and the accumulator 77, and the second brake B2 is smoothly applied. engage. Therefore, in this state, the first clutch C
In addition to the connection of the first (second) brake B2, the first (second) brake B2 is activated. Then, rotation of the sun gear S1 is stopped by the operation of the first one-way clutch F1 based on the brake B2, and therefore, the rotation of the small ring R1 from the input shaft 29 is prevented from idling in the positive direction by the large ring gear R2.
is decelerated and rotated in the positive direction, and the rotation is transferred from the counter driven gear 32 to the counter driven gear 35 of the U/D mechanism section 25.
transmitted to. The U/D mechanism section 25 is in an underdrive state, and the 2nd speed of the 3-speed automatic transmission mechanism section 23 and the U/D mechanism section 25 are in an underdrive state.
Together with the underdrive of the /D mechanism section 25, the transmission A can obtain the second speed. After the second play 482 is engaged, the hydraulic pressure of the second brake hydraulic servo B2/\ is applied to the left side of the B1 sequence valve 10 via the oil path C.
It acts on the control oil chamber 10a. As a result, the sequence valve 10 is connected to the spring valve 10c and the pressure control oil chamber 10c.
The force A caused by a overcomes the biasing force of the right control oil chamber 10b and is switched to the upper half position. In this state, line pressure is supplied to the boat a of the sequence valve 10 via the oil passage a' branched from the oil passage a to the hydraulic servo B2, and is further supplied to the boat e1 and the oil passage e, and It is supplied to the supply boat g2 of the pressure regulating valve 11 via the boats e2 and fl of the 3-4 shift valve 7, the oil passage f, the boats f2 and gl of the 1-2 shift valve 5, and the oil passage g. Then, the pressure regulating valve 11 appropriately regulates the pressure based on the supply pressure and supplies it to the first brake hydraulic servo B1.
engage brake B. Therefore, during a 1-2 upshift, only the second brake B2 functions, stopping the sun gear S1 with an appropriate torque capacity and reducing the occurrence of shift shock. Furthermore, after the upshift is completed,
The first brake B1 is engaged to ensure the stop of the sun gear S, and to prepare for excessive torque during forward movement,
Activates engine braking when coasting.

また、Ｄレンジにおける３速状態（３ＲＤ）は、２速状
態から第２のソレノイドバルブＳ２がオフして供給状態
に切換わる。すると、２−３シフトバルブ６が上半位置
に切換わり、ライン圧油路ｐのライン圧ＰＬが２−３シ
フトバルブ６のボートｐ１．１１および油路ｉを介して
第３のクラッチ用油圧サーボＣ３に供給され、かつ第４
のブレーキ用油圧サーボＢ、はボートｈ、からドレーン
ボートｄにドレーンされる。これにより、３速自動変速
機構部Ａは２速状態のままで、第４のブレーキＢ４が解
放されると共に第３のクラッチＣ３が係合し、Ｕ／Ｄ機
構部２５が直結になる。従って、自動変速機構部２３の
２速とＵ／Ｄ機構部２５の直結とが組合わさって変速機
Ａ全体で３速が得られる。Further, in the third speed state (3RD) in the D range, the second solenoid valve S2 is turned off from the second speed state to switch to the supply state. Then, the 2-3 shift valve 6 is switched to the upper half position, and the line pressure PL of the line pressure oil passage p is transferred to the third clutch oil pressure via the boat p1.11 of the 2-3 shift valve 6 and the oil passage i. is supplied to servo C3 and the fourth
The brake hydraulic servo B, is drained from the boat h to the drain boat d. As a result, the 3rd speed automatic transmission mechanism section A remains in the 2nd speed state, the fourth brake B4 is released, the third clutch C3 is engaged, and the U/D mechanism section 25 is directly connected. Therefore, the second speed of the automatic transmission mechanism section 23 and the direct connection of the U/D mechanism section 25 are combined to provide the third speed of the entire transmission A.

なおこの際、ボー１’　ｔ　＋へのライン圧供給に基づ
き、油路ｉを介して１−２シフ１〜バルブ５の後制御油
室１２にライン圧が供給される。At this time, line pressure is supplied to the rear control oil chamber 12 of the 1-2 shift 1 to the valve 5 via the oil passage i based on the line pressure supplied to the bow 1' t +.

また、Ｄレンジおける４速状態（４ＴＨ）は、３速状態
から第１のソレノイドバルブＳ１もオフして供給状態に
切換わる。すると、１−２シフトバルブ５および３−４
シフトバルブ７の両制御油室５ａ、７ａに制御圧が作用
するが、１−２シフ１へバルブ５は後制御油室１２に作
用するライン圧およびスプリングにより下半位置に保持
され、３＝２７− −４シフトバルブ７のみが上半位置に切換わる。Furthermore, in the 4th speed state (4TH) in the D range, the first solenoid valve S1 is also turned off to switch from the 3rd speed state to the supply state. Then, 1-2 shift valve 5 and 3-4
Control pressure acts on both control oil chambers 5a and 7a of the shift valve 7, but the valve 5 for 1-2 shift 1 is held in the lower half position by the line pressure and spring acting on the rear control oil chamber 12, and 3= 27--4 Only the shift valve 7 is switched to the upper half position.

従って、マニュアルバルブ９のボートＤからのライン圧
が油路Ｄ１、ボートＤ１、ａｌおよび油路ａ°°を経由
して３−４シフトバルブ７のボートａ３に供給され、さ
らにボートｊ１および油路ｊを介して３方切換えバルブ
８９に供給され、そして油路Ｉ（を介して第２のクラッ
チ用油圧サーボＣ２に供給される。一方、３−４シフ１
〜バルブ７の上半位置への切換えに基づき、ボートｆ１
かトレーンボー１−　ｄに連通し、調圧バルブ１１の供
給ボーｌ〜ｇ２に作用していたライン圧が解放される。Therefore, the line pressure from the boat D of the manual valve 9 is supplied to the boat a3 of the 3-4 shift valve 7 via the oil passage D1, the boat D1, al and the oil passage a°°, and is further supplied to the boat a3 of the 3-4 shift valve 7. j to the three-way switching valve 89, and is supplied to the second clutch hydraulic servo C2 via the oil path I.
~Based on switching valve 7 to the upper half position, boat f1
The line pressure acting on the supply balls 1-g2 of the pressure regulating valve 11 is released.

すると、該調圧バルブ１１はスプリングｌｌｃに基づき
ボートｍがドレーンボー１〜ｄに連通し、第１のブレー
キ用油圧サーボＢ１は速やかにドレーンされる。これに
より、第１の（フォワード）クラッチＣ１および第３の
クラッチＣ３の係合並びに第２のブレーキＢ２の作動に
加えて、第１のブレーキＢ１が解放すると共に第２のク
ラッチＣ２が係合する。すると、入力軸２つの回転は第
１のクラッチＣ１を介して小リンクギヤＲ１に伝達され
ると同時に第２のクラッチＣ２を介してサンギヤＳ、に
伝達され、従ってプラネタリギヤユニット２３の各要素
は一体となって回転し、キャリヤＣＲｒからカウンタド
ライブギヤ３２に入力軸２９と同速回転が伝達される。Then, the pressure regulating valve 11 connects the boat m to the drain boats 1 to d based on the spring llc, and the first brake hydraulic servo B1 is quickly drained. As a result, in addition to the engagement of the first (forward) clutch C1 and the third clutch C3 and the operation of the second brake B2, the first brake B1 is released and the second clutch C2 is engaged. . Then, the rotation of the two input shafts is transmitted to the small link gear R1 via the first clutch C1 and at the same time to the sun gear S via the second clutch C2. Therefore, each element of the planetary gear unit 23 is integrated. The rotation at the same speed as the input shaft 29 is transmitted from the carrier CRr to the counter drive gear 32.

そして、該ドライブギヤ３２の回転はＵ／Ｄ機楕機構５
の直結状態と組合わさって、入力軸２９と同速度からな
る４速が出力ピニオン３６から出力され、該ピニオン３
６とリングギヤ３８とのギヤ比に基づき変速機Ａ全体で
オーバドライブ回転が得られる。またこの際、１−２シ
フトバルブ５の下半位置での拘束に基づき、第２のブレ
ーキ用油圧サーボＢ２は供給状態にあって該ブレーキ用
Ｂ２は係合状態に保持されている。これにより、上述第
１のブレーキ用油圧サーボＢ１からの速やかなドレーン
に基づき、該第１のブレーキＢ１が解放されかつ第２の
ブレーキＢ２が係合状態にある状態で、第２のクラッチ
Ｃ２が係合され、従って第１のワンウェイクラッチＦ１
の作用下にてクラッチＣ２が滑らかに係合され、つかみ
換えによるシフトショックの発生を防止している。The rotation of the drive gear 32 is controlled by the U/D machine elliptical mechanism 5.
In combination with the directly connected state of
Based on the gear ratio between the transmission A and the ring gear 38, overdrive rotation can be obtained in the entire transmission A. Further, at this time, based on the restraint of the 1-2 shift valve 5 in the lower half position, the second brake hydraulic servo B2 is in the supply state and the brake B2 is held in the engaged state. As a result, based on the prompt drain from the first brake hydraulic servo B1, the second clutch C2 is activated while the first brake B1 is released and the second brake B2 is in the engaged state. engaged and therefore the first one-way clutch F1
Clutch C2 is smoothly engaged under the action of C2, thereby preventing shift shock from occurring due to changing grips.

また、マニュアルバルブ９をニュートラル（Ｎ）レンジ
からリバース（Ｒ）レンジに操作すると、ライン圧ボー
トＰＬのライン圧はボー１〜Ｒを介して油路Ｒ１に供給
される。さらに、該油路Ｒ０のライン圧は３方切換えバ
ルブ８９および油路ｌ（を介して第２のクラッチ用油圧
サーボＣ２に供給される。そして、ＮレンジからＲレン
ジに切換えの際、車両が停止しているかまたは微速（７
ｋｍ／Ｈ以下）状態にある場合、第１のソレノイドバル
ブＳ１はオフで供給状態にある。従って、１−２シフ１
〜バルブ５および３−４シフトバルブ７は上半位置にあ
り、油路Ｒ１のライン圧は３−４シフトバルブ７のボー
トＲ２に導かれ、さらにボートｎ１および油路ｎを介し
て１−２シフトバルブ５のボートｎ２に供給され、そし
てボートｏ１および油路〇を介して第３のブレーキ用油
圧サーボＢ３に供給される。これにより、自動変速機Ａ
は第２のクラッチＣ２が係合しかつ第３のブレーキＢ３
か作動する。すると、入力軸２９の回転はクラッチＣ２
を介してサンキャＳ１に伝達され、がっこの状態では大
リングキャＲ１を逆転さぜながらキャリヤＣＲ，も逆転
し、該キャリヤの逆転がカウンタドライブキャ３２から
Ｕ／Ｄ状態にあるＵ／Ｄ機構部２５に伝達される。Further, when the manual valve 9 is operated from the neutral (N) range to the reverse (R) range, the line pressure of the line pressure boat PL is supplied to the oil passage R1 via the boats 1 to R. Furthermore, the line pressure of the oil passage R0 is supplied to the second clutch hydraulic servo C2 via the three-way switching valve 89 and the oil passage 1.Then, when switching from the N range to the R range, the vehicle Stopped or slow speed (7
km/H), the first solenoid valve S1 is off and in the supply state. Therefore, 1-2 shift 1
~Valves 5 and 3-4 shift valve 7 are in the upper half position, and the line pressure of oil passage R1 is led to boat R2 of 3-4 shift valve 7, and further to 1-2 via boat n1 and oil passage n. The oil is supplied to the boat n2 of the shift valve 5, and is then supplied to the third brake hydraulic servo B3 via the boat o1 and oil path 0. As a result, automatic transmission A
is when the second clutch C2 is engaged and the third brake B3 is engaged.
or works. Then, the rotation of the input shaft 29 is controlled by the clutch C2.
is transmitted to the sun carrier S1 through the counter drive carrier 32, and in the upright state, the large ring carrier R1 is reversed while the carrier CR is also reversed, and the reverse rotation of the carrier is transmitted from the counter drive carrier 32 to the U/D mechanism section which is in the U/D state. 25.

また、ＮレンジからＲレンジに切換える際、車両が所定
速度（７ｋ　ｍ　／　Ｈ）以上て前進走行している場合
、車速センサ１０５からの信号に基づき制御部が第１の
ソレノイドバルブＳ１にオン信号を発する。すると、第
１のソレノイドＳ１がドレーン状態に切換えられ、１−
２シフトバルブ５および３−４シフトバルブ７が下半位
置に切換わる。Furthermore, when switching from the N range to the R range, if the vehicle is traveling forward at a predetermined speed (7 km/H) or higher, the control unit sends an ON signal to the first solenoid valve S1 based on the signal from the vehicle speed sensor 105. emits. Then, the first solenoid S1 is switched to the drain state, and the 1-
The 2-shift valve 5 and the 3-4 shift valve 7 are switched to the lower half position.

これにより、３−４シフトバルブ７のボートＲ２とｎ、
が遮断され、かつ１−２シフトバルブ５のボートｎ２と
Ｏｌが遮断されると共にボート０１がドレーンボートｄ
に連通して、第３のブレーキ用油圧サーボＢ、はライン
圧の供給が断たれると共にドレーンされる。これにより
、第３のブレーキＢ３が解放され、走行時にＲレンジに
入ることが防止される。As a result, boats R2 and n of the 3-4 shift valve 7,
is shut off, boats n2 and Ol of the 1-2 shift valve 5 are shut off, and the boat 01 is switched to the drain boat d.
The line pressure supply to the third brake hydraulic servo B is cut off and the third brake hydraulic servo B is drained. This releases the third brake B3 and prevents the vehicle from entering the R range during driving.

また、マニュアルバルブ９をシフトレバ−の操作または
スイッチの操作により３レンジ、２レンジまたはルンジ
に切換えると、ライン圧ボートＰＬのライン圧はＤレン
ジボー１−　Ｄの外に３レンジポー１へ３．２または１
に連通される。その油圧制御動作については説明を省略
する（詳細は特開平２−６６３７３号参照のこと。）Also, when the manual valve 9 is switched to 3 range, 2 range, or lunge by operating the shift lever or switch, the line pressure of the line pressure boat PL changes from D range boat 1 to D range boat 1 to 3 range port 1 to 3.2 or 1
will be communicated to. A description of the hydraulic control operation will be omitted (see Japanese Patent Application Laid-Open No. 2-66373 for details).

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

第１図は、本発明の実施例の自動変速機油圧制御装置の
主要部の概念図、第２図は本発明の実施例のライン圧制
御手順を示ずフローチャート、第３図は本発明の実施例
のロックアツプ検出用の変速線図、第４図は本発明の実
施例の変速中のスロットル開度とリニアソレノイド弁の
開度の関係図、第５図は本発明の実施例の低温時のスロ
ットル開度とりニアソレノイド弁の開度の関係図、第６
図は本発明の実施例の高速時の単速度とりニアソレノイ
ド弁の開度の関係図、第７図は本発明の実施例のロック
アツプ時のスロットル開度とりニアソレノイド弁の開度
の関係図、第８図は本発明の実施例のタービントルク計
算時の速度比に対する容量係数とトルク比の関係図、第
９図は本発明の実施例のスロットル圧とりニアソレノイ
ド弁の開度との関係図、第１０図は本発明の実施例の自
動変速機の作動説明図、第１１図は本発明の実施例の自
動変速機の油圧回路図、第１２図は従来の必要ライン圧
と出カライン圧特性図である。 ７２・・・リニアソレノイド弁、１０１・・・道路勾配
センサ、１０２・・・スロットル開度センサ、１０３・
・・エンジン回転数センサ、１０４・・・タービン回転
数センサ、１０５・・車速センサ、１０６・・・油温セ
ンサ、１０７・・・シフトポジションセンサ出願人　ア
イシン・エイ・ダブリュ株式会社代理人　弁理士　松永
孝義　はか１名 第６区 高速時車速−ソレノイドマツプ 第７図 Ｌ−ｕｐ時θＴＨ−ソレノイドマツプ読込みθＴＨ（％
） 車　速（ｋｍ／ｓ　ｅ　ｃ） 第９図 ０　１　２　５Ａ　　５６ スロットル圧（ｋｇ／ｃｍ２）FIG. 1 is a conceptual diagram of the main parts of an automatic transmission hydraulic control system according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a flowchart of the line pressure control procedure according to an embodiment of the present invention, and FIG. FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the throttle opening and the opening of the linear solenoid valve during gear shifting in the embodiment of the present invention. FIG. Relationship diagram between throttle opening and near solenoid valve opening, No. 6
Figure 7 is a diagram showing the relationship between the opening of the near solenoid valve and the throttle opening during lock-up in the embodiment of the present invention at a single speed at high speed. , FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the capacity coefficient and torque ratio with respect to the speed ratio when calculating the turbine torque according to the embodiment of the present invention, and FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the opening degree of the throttle pressure relief near solenoid valve according to the embodiment of the present invention. 10 is an explanatory diagram of the operation of the automatic transmission according to the embodiment of the present invention, FIG. 11 is a hydraulic circuit diagram of the automatic transmission according to the embodiment of the present invention, and FIG. 12 is the conventional required line pressure and output line. FIG. 72... Linear solenoid valve, 101... Road slope sensor, 102... Throttle opening sensor, 103...
...Engine speed sensor, 104...Turbine speed sensor, 105...Vehicle speed sensor, 106...Oil temperature sensor, 107...Shift position sensor Applicant: Aisin AW Co., Ltd. Agent Patent attorney Takayoshi Matsunaga 1 person Section 6 High speed vehicle speed - Solenoid map Figure 7 L-up θTH - Solenoid map read θTH (%
) Vehicle speed (km/sec) Figure 9 0 1 2 5A 56 Throttle pressure (kg/cm2)

Claims (2)

【特許請求の範囲】[Claims] （１）エンジン出力軸に連結するポンプと複数の摩擦係
合要素を有する変速機構の入力軸に連結するタービンを
有する流体伝動装置を備えた自動変速機の油圧制御装置
において、前記タービンのトルクを検出または推定する
手段と、 該タービンのトルクの急変対応出力検出手段、車両の高
速運転対応出力検出手段の内、少なくともいずれかの検
出手段と、 前記タービンのトルクの急変出力検出手段の検出値の微
分値の絶対値が設定値以下である場合、車両の高速走行
対応出力検出手段の検出値が設定値以下である場合には
、前記タービントルクに依存して前記歯車変速機構の摩
擦係合要素の係合用油圧を制御し、前記以外の車両走行
条件下では、前記各検出手段の検出値に応じて、それぞ
れ予め設定された前記摩擦係合要素の係合油圧に基づき
該係合油圧を制御する油圧制御手段と、 を備えたことを特徴とする自動変速機の油圧制御装置。(1) A hydraulic control device for an automatic transmission equipped with a fluid transmission device having a pump connected to an engine output shaft and a turbine connected to an input shaft of a transmission mechanism having a plurality of frictional engagement elements, in which the torque of the turbine is controlled. means for detecting or estimating; at least one of the output detecting means for detecting a sudden change in torque of the turbine and the output detecting means for high-speed operation of the vehicle; and the detecting means for detecting a sudden change in torque of the turbine. When the absolute value of the differential value is less than or equal to the set value, and when the detected value of the output detection means for high-speed running of the vehicle is less than or equal to the set value, the frictional engagement element of the gear transmission mechanism depends on the turbine torque. and, under vehicle running conditions other than those described above, control the engagement hydraulic pressure based on preset engagement hydraulic pressures of the frictional engagement elements according to the detection values of the respective detection means. 1. A hydraulic control device for an automatic transmission, comprising: a hydraulic control means for controlling; and a hydraulic control device for an automatic transmission. （２）前記タービンのトルクの急変対応出力検出手段は
エンジン負荷検出手段とエンジン回転数検出手段と道路
勾配検出手段とが含まれ、前記車両の高速運転対応出力
連検出手段は車速検出手段とロックアップ検出手段が含
まれることを特徴とする請求項１記載の自動変速機の油
圧制御装置。(2) The output detection means corresponding to sudden changes in the torque of the turbine includes an engine load detection means, an engine rotation speed detection means, and a road slope detection means, and the output detection means corresponding to high-speed driving of the vehicle is locked with the vehicle speed detection means. 2. The hydraulic control system for an automatic transmission according to claim 1, further comprising up detection means.