JPH0467058B2 - - Google Patents
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- JPH0467058B2 JPH0467058B2 JP63058242A JP5824288A JPH0467058B2 JP H0467058 B2 JPH0467058 B2 JP H0467058B2 JP 63058242 A JP63058242 A JP 63058242A JP 5824288 A JP5824288 A JP 5824288A JP H0467058 B2 JPH0467058 B2 JP H0467058B2
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Landscapes
- Control Of Transmission Device (AREA)
- Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
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Description
(産業上の利用分野)
本発明はエンジンからの動力により自動変速機
を介し走行さる自動変速機搭載車の変速シヨツク
軽減装置に関するものである。
(従来の技術)
自動変速機は車両走行中その状態に応じ内部摩
擦要素(クラツチ、ブレーキ等)を選択作動さ
せ、動力伝達歯車列の最適変速段(ギヤ位置)を
自動選択してエンジン動力を走行状態にマツチす
るよう増減速するが、変速段を切換える変速時出
力軸トルクが急変することから変速シヨツクを発
生する。この変速シヨツクは、低速段から高速段
への切換時、即ち第1速から第2速への変速(1
→2アツプシフト変速)、第2速から第3速への
変速(2→3アツプシフト変速)、または第3速
から第4速への変速(3→4アツプシフト変速)
に際しては、これらの変速がエンジンのアクセル
ペダルを大きく踏込んだパワーオン走行中に多く
行なわれることから、顕著になる。
例えば第9図に示すように、瞬時t1において第
2速から第3速への変速指令が有つた場合につい
て説明すると、応答遅れΔT1後の瞬時t2において
対応する摩擦要素が作動を開始(変速開始)さ
れ、その後この摩擦要素は作動遅れΔT2後の瞬時
t3において作動を完了(変速を終了)する。そし
て自動変速機の実効ギヤ比はΔT2時間中摩擦要素
の作動が進行するにつれ第2速のギヤ比RL(例え
ば1.4)から第3速のギヤ比RH(例えば1.0)へと
変化る。また、この間自動変速機のトルクコンバ
ータから動力伝達歯車列への入力回転数Niは瞬
時t2〜t3間において上記ギヤ比の変化に応じ低
下、自動変速機の出力回転数Noに一致する(エ
ンジン回転数も同様の傾向を持つて変化する)。
そして理論的には自動変速機のトルクコンバータ
から動力伝達歯車列への入力トルクTi(エンジン
出力トルクTeにほぼ同じ)はエンジンスロツト
ル開度を変えなければ、入力回転数Niの上記変
化にほぼ逆比例し、この入力トルクに実効ギヤ比
を乗じて表わされる自動変速機の出力トルクTo
はほぼ一定となる。
しかし実際には、ΔT2期間中入力回転数Niが
減少する間にエンジンのイナーシヤがこの回転数
減少を阻止するよう作用し、自動変速機の入力軸
にイナーシヤモードのトルクを加え、結果として
出力トルクToは変速動作中(ΔT2期間中)To′で
示すような変化をもつたものとなる。これがため
ΔT2期間中慣性力によるトルクTnが発生し、こ
れが変速シヨツクの原因となつていた。
そこで本願出願人は先に特開昭58−207556号公
報により、変速シヨツクが上述の如く変速機出力
軸トルクの急変に基づくものであるとの事実認識
に基づき、この時エンジン出力を低下させるべく
点火時期を通常より遅らせて変速機出力軸トルク
の急変を繰和し、変速シヨツクを軽減する技術を
提案済である。そして同公報に、当該点火時期制
御の開始時期をタイマ制御により実際の変速開始
時期に合致させる技術思想も合せ紹介した。
(発明が解決しようとする問題点)
しかし、自動変速機が変速用のバルブを切換え
る変速指令から実際の変速を開始する迄の応答遅
れ及び変速開始から変速終了迄の作動遅れは
夫々、油圧系のバラツキや摩擦要素の経時摩耗や
作動油温(粘度)によつて様々に異なり、上記タ
イマ制御では点火時期制御の開始時期を常時実際
の変速開始時期に合致させるという訳にゆかず、
また点火時期制御の終了時期も実際の変速終了時
期に合致させることができない。そして点火時期
制御の開始および終了が変速開始および終了に調
時されていないと、変速シヨツクの狙い通りの軽
減効果を得られないばかりか、変速開始前または
変速後において不要なエンジン出力の低下にとも
なう新たな変速シヨツクを生じて車両の商品価値
を大きく損なう。
そこで従来、特開昭59−97350号公報により、
エンジン回転数が変速動作中特異な変化を生ずる
ことから、この変化をもつて変速動作中と判断
し、この間にエンジン出力を変化させる技術が提
案された。しかし、エンジンおよび自動変速機間
にはトルクコンバータを設け、これがスリツプを
生じていることから、変速にともなう自動変速機
のトルクコンバータから動力伝達歯車列への入力
回転数の変化が小さい時、この変化がエンジン回
転数の変化として現われにくく、結果としてこの
ような場合、変速開始および変速終了の判断を行
なえないものであつた。
(問題点を解決するための手段)
本発明は、エンジン回転数の代りに自動変速機
のトルクコンバータから動力伝達歯車列への入力
回転数の特異な変化をもつて変速開始および変速
終了を判断することにより、上述の問題を解決し
ようとするもので、第1図に示す如く、エンジン
aからの動力により自動変速機bを介し走行され
る車両において、自動変速機bのトルクコンバー
タから動力伝達歯車列への入力回転数を検出る入
力回転数検出手段cと、自動変速機bの変速指令
を検出する変速指令検出手段dと、変速指令の種
類を判別する変速種類判別手段eと、変速指令時
の前記入力回転数に、変速の種類毎に定めた変速
開始判断用及び変速段終了判断用の係数を夫々掛
けて変速開始判断用入力回転数および変速終了判
断用入力回転数を求める入力回転数設定手段f
と、変速指令後前記入力回転数が前記変速開始判
断用入力回転数になつたのを検知して変速開始と
判別する変速開始時期判別手段gと、この変速開
始後前記入力回転数が前記変速終了判断用入力回
転数になつたのを検知して変速終了と判別する変
速終了時期判別手段hと、前記変速開始より前記
変速終了迄の間前記エンジンの出力を変速シヨツ
ク防止上要求される値に低下させるエンジン出力
低下手段iとを設けてなることを特徴とする。
(作用)
変速開始時期判別手段gは、手段cで検出した
自動変速機bのトルクコンバータから動力伝達歯
車列への入力回転数が変速指令後、手段fで変速
の種類毎に定めた変速開始判断用の係数と変速指
令時の自動変速機入力回転数との掛け算により求
めた変速開始判断用入力回転数になつたのを検知
して変速開始と見做し、エンジン出力低下手段i
を作動させる。そして変速終了時期判別手段h
は、上記入力回転数が変速開始後、手段fで変速
の種類毎に定めた変速終了判断用の係数と変速指
令時の自動変速機入力回転数との掛け算により求
めた変速終了判断用入力回転数になつたのを検知
して変速終了と見做し、エンジン出力低下手段i
の上記作動を低止させる。これにより、変速開始
より変速終了迄の間、エンジンaは出力を低下さ
れ、変速シヨツクを防止することができる。
そして、自動変速機bのトルクコンバータから
動力伝達歯車列への入力回転数の変化をもつて変
速開始時期および変速終了時期を判断するため、
変速にともなう回転変化が小さい場合も、当該判
断を正確に行なうことができ、変速シヨツク防止
作用をいかなる状態のもとでも確実に達成し得る
こととなる。
(実施例)
以下、本発明の実施例を図面に基づき詳細に説
明する。
第2図は本発明変速シヨツク軽減装置の一実施
の態様になる全体システムを示し、図中1はエン
ジン、2はその吸気マニホルド、3はエンジン吸
入空気量を計測するエアフローメータ、4はエア
クリーナ、5は自動変速機のトルクコンバータを
収納したコンバータハウジング、6は自動変速機
の動力伝達歯車列およびその動力伝達経路を決定
する各種摩擦要素を収納した変速機ケース、7は
各種摩擦要素を選択作動ささせて変速段を決定す
る変速制御油圧回路を収納したバブルボデー、8
はリヤエクステンシヨンである。
エンジン1は各気筒の点火栓9にエンジンの運
転に調時して高電圧を配分するためのデイストリ
ビユータ10を具え、このデイストリビユータ
は、点火時期制御装置11が後述の点火時期制御
信号SIにより決定された所定時期に一次電流を断
続して発生した二次側高電圧を点火栓9へ個々に
印加してエンジン1の運転を可能にする。そし
て、エンジン1はアクセルペダル12の踏込みに
つれ吸入空気量を増大されると共に、インジエク
タ(図示せず)から燃料噴射量を増量され出力を
増大され、このエンジン出力はコンバータハウジ
ング5内のトルクコンバータを経て変速機ケース
6内の動力伝達歯車列に入力される。
自動変速機は1−2シフトバルブ13、2−3
シフトバルブ14および3−4シフトバルブ15
により第1速乃至第4速のうち適切な変速段を車
両走行状態に応じ自動選択し、選択変速段に応じ
たギヤ比でエンジン動力を変速して図示させる車
両の駆動輪に伝達し、車両を走行させる。
本発明においては、コントローラ16により点
火制御装置11を制御して、エンジン1の点火時
期を制御するようにする。この目的のためコント
ローラ16は電源+Vにより駆動され、アクセル
ペダル12の踏込量(エンジン負荷)を検出する
スロツトル開度センサ17からの信号STH、シフ
トバルブ13〜15のスプール位置に応じ開閉す
る1−2シフトスイツチ18、2−3シフトスイ
ツチ19、3−4シフトスイツチ20からの信号
S12,S23,S34、エアフローメータ3からの吸入
空気量に対応した信号SQ、デイストリビユータ1
0に内蔵したクランク角センサ21からの信号
SC、エンジン冷却水温を検出するエンジン冷却水
温センサ22からの信号ST、および自動変速機入
力回転数(トルクコンバータ出力回転数)を検出
するセンサ23からの信号SNの演算結果に基づ
く出力(点火時期制御信号)SIによつて点火時期
制御装置11を制御するものとする。
なお、1−2シフトスイツチ18および2−3
シフトスイツチ19は夫々例えば特開昭56−
127856号公報に記載のように、1−2シフトバル
ブ13および2−3シフトバルブ14のスプール
がダウンシフト位置の時閉じてLレベル信号を、
またアツプシフト位置の時開てHレベル信号を出
力するものとし、3−4シフトスイツチ20も同
様に3−4シフトバルブ15のスプールがダウン
シフト位置の時閉じてLレベル信号を、またアツ
プシフト位置の時開いてHレベル信号を出力する
ものとする。かくて、シフト信号S12,S23,S34
は各変速段で次表に示すレベルの組合せとなる。
(Field of Industrial Application) The present invention relates to a shift shock reduction device for a vehicle equipped with an automatic transmission, which is driven by power from an engine via the automatic transmission. (Prior art) An automatic transmission selectively operates internal friction elements (clutches, brakes, etc.) depending on the vehicle state while the vehicle is running, automatically selects the optimum gear position of the power transmission gear train, and transmits engine power. Although the speed is increased or decelerated to match the driving conditions, a shift shock occurs because the output shaft torque suddenly changes when changing gears. This shift shock is used when changing from a low gear to a high gear, that is, when changing from 1st gear to 2nd gear (1st gear to 2nd gear).
→2 upshift), shifting from 2nd gear to 3rd gear (2→3 upshift shifting), or shifting from 3rd gear to 4th gear (3→4 upshift shifting)
This becomes noticeable because these gear changes are often performed during power-on driving with the engine's accelerator pedal depressed significantly. For example, as shown in Fig. 9, when there is a shift command from 2nd speed to 3rd speed at instant t 1 , the corresponding friction element starts operating at instant t 2 after a response delay ΔT 1 . (shift starts), and then this friction element is activated instantaneously after the operation delay ΔT 2 .
The operation is completed (speed change is completed) at t 3 . The effective gear ratio of the automatic transmission is ΔT.As the operation of the friction element progresses during 2 hours, the gear ratio of the second gear R L (for example, 1.4) changes to the gear ratio of the third gear R H (for example, 1.0). . Also, during this period, the input rotation speed Ni from the torque converter of the automatic transmission to the power transmission gear train decreases in response to the change in the gear ratio between instants t 2 and t 3 , and matches the output rotation speed No of the automatic transmission ( The engine speed also changes with a similar tendency).
Theoretically, the input torque Ti (approximately the same as the engine output torque Te) from the torque converter of the automatic transmission to the power transmission gear train will approximately correspond to the above change in the input rotation speed Ni, unless the engine throttle opening is changed. The automatic transmission's output torque To is inversely proportional and is expressed by multiplying this input torque by the effective gear ratio.
remains almost constant. However, in reality, while the input rotation speed Ni decreases during the ΔT 2 period, the engine's inertia acts to prevent this rotation speed decrease, and applies inertia mode torque to the input shaft of the automatic transmission, resulting in The output torque To changes as shown by To' during the gear shifting operation (during the ΔT 2 period). As a result, a torque T n due to inertia force is generated during the period ΔT 2 , which causes a shift shock. Therefore, the applicant of the present application previously disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 58-207556 based on the fact that the shift shock is based on a sudden change in the transmission output shaft torque as described above, and in order to reduce the engine output at this time. We have already proposed a technology that reduces shift shock by delaying the ignition timing compared to normal to compensate for sudden changes in transmission output shaft torque. The same publication also introduced the technical idea of matching the start timing of the ignition timing control with the actual shift start timing using timer control. (Problem to be Solved by the Invention) However, the response delay from the shift command for switching the shift valve to the start of the actual shift and the operation delay from the start of shift to the end of shift are caused by the hydraulic system. The timer control described above cannot always match the start time of the ignition timing control with the actual shift start time.
Furthermore, the end timing of the ignition timing control cannot be matched with the actual shift end time. If the start and end of ignition timing control are not synchronized with the start and end of the shift, not only will the desired reduction effect of the shift shock not be obtained, but there will also be an unnecessary drop in engine output before or after the start of the shift. This results in new gear shifting shocks and greatly reduces the commercial value of the vehicle. Therefore, according to Japanese Patent Application Laid-open No. 59-97350,
Since the engine speed changes abnormally during a gear shift operation, a technique has been proposed in which this change is determined to indicate that a gear shift operation is in progress, and the engine output is changed during this time. However, since a torque converter is installed between the engine and the automatic transmission, and this causes slip, when the change in the input rotational speed from the torque converter of the automatic transmission to the power transmission gear train due to gear shifting is small, this The change hardly appears as a change in engine speed, and as a result, in such a case, it is impossible to determine whether to start or end a shift. (Means for Solving the Problems) The present invention determines the start and end of a shift based on a specific change in the input revolution from the torque converter of an automatic transmission to a power transmission gear train instead of the engine revolution. As shown in Fig. 1, in a vehicle that is driven by power from engine a via automatic transmission b, power is transmitted from the torque converter of automatic transmission b. an input rotation speed detection means c for detecting the input rotation speed to the gear train; a shift command detection means d for detecting a shift command for the automatic transmission b; a shift type determination means e for discriminating the type of shift command; Input for calculating the input rotation speed for determining the start of a shift and the input rotation speed for determining the end of a shift by multiplying the input rotation speed at the time of the command by coefficients for determining the start of a shift and for determining the end of a gear shift determined for each type of shift. Rotation speed setting means f
and a shift start timing determining means g that detects when the input rotation speed reaches the input rotation speed for determining shift start after the shift command and determines that the shift has started; A shift end timing determining means h that detects when the input rotation speed for end judgment has been reached and determines that the shift is completed, and a value required for the output of the engine to prevent a shift shock from the start of the shift until the end of the shift. The present invention is characterized in that it is provided with an engine output reducing means i for reducing the engine output. (Function) The gear shift start timing determining means g determines, after the input rotational speed from the torque converter of the automatic transmission b to the power transmission gear train detected by the means c detects the gear shift start determined for each type of gear shift by the means f, after the gear shift command. The engine output reducing means i detects that the input rotation speed for shift start judgment, which is obtained by multiplying the judgment coefficient and the automatic transmission input rotation speed at the time of the shift command, is reached and considers the shift start.
Activate. and means h for determining the end of gear shift.
is the input rotation for determining the end of shifting determined by multiplying the coefficient for determining the end of shifting determined by means f for each type of shifting by the automatic transmission input revolution at the time of the shifting command after the input rotational speed starts shifting. The engine output reduction means i
The above-mentioned operation is suppressed. As a result, the output of the engine a is reduced from the start of the shift until the end of the shift, and a shift shock can be prevented. In order to determine the shift start timing and shift end timing based on the change in the input rotational speed from the torque converter of automatic transmission b to the power transmission gear train,
Even when the rotational change due to gear shifting is small, this determination can be made accurately, and the gear shifting shock prevention effect can be reliably achieved under any conditions. (Example) Hereinafter, an example of the present invention will be described in detail based on the drawings. FIG. 2 shows an overall system according to an embodiment of the shift shock reducing device of the present invention, in which 1 is an engine, 2 is its intake manifold, 3 is an air flow meter for measuring the amount of engine intake air, 4 is an air cleaner, 5 is a converter housing that houses the torque converter of the automatic transmission; 6 is a transmission case that houses the power transmission gear train of the automatic transmission and various friction elements that determine its power transmission path; and 7 is a selective operation of various friction elements. Bubble body housing a shift control hydraulic circuit that determines the gear position, 8
is the rear extension. The engine 1 includes a distributor 10 for distributing high voltage to the ignition plugs 9 of each cylinder in synchronization with engine operation. The secondary high voltage generated by intermittent primary current at predetermined times determined by S I is individually applied to the spark plugs 9 to enable the engine 1 to operate. As the accelerator pedal 12 is depressed, the intake air amount of the engine 1 is increased, and the fuel injection amount is increased from an injector (not shown) to increase the output. The power is then input to the power transmission gear train in the transmission case 6. Automatic transmission has 1-2 shift valves 13, 2-3
Shift valve 14 and 3-4 shift valve 15
automatically selects an appropriate gear from 1st to 4th gear according to the vehicle running condition, changes the engine power at a gear ratio corresponding to the selected gear, and transmits it to the drive wheels of the vehicle shown in the figure. run. In the present invention, the ignition control device 11 is controlled by the controller 16 to control the ignition timing of the engine 1. For this purpose, the controller 16 is driven by a power supply +V, and opens and closes according to the signal S TH from the throttle opening sensor 17 that detects the amount of depression of the accelerator pedal 12 (engine load), and the spool position of the shift valves 13 to 15. - Signals from 2 shift switch 18, 2-3 shift switch 19, 3-4 shift switch 20
S 12 , S 23 , S 34 , signal S Q corresponding to the intake air amount from air flow meter 3, distributor 1
Signal from crank angle sensor 21 built into 0
S C , a signal S T from the engine coolant temperature sensor 22 that detects the engine coolant temperature, and an output based on the calculation results of the signal S N from the sensor 23 that detects the automatic transmission input rotation speed (torque converter output rotation speed) (Ignition timing control signal) The ignition timing control device 11 is controlled by S I. In addition, 1-2 shift switch 18 and 2-3
The shift switches 19 are, for example,
As described in Publication No. 127856, when the spools of the 1-2 shift valve 13 and the 2-3 shift valve 14 are in the downshift position, they close and output an L level signal.
In addition, when the spool of the 3-4 shift valve 15 is in the downshift position, it is opened to output an H level signal, and the 3-4 shift switch 20 similarly closes and outputs an L level signal when the spool of the 3-4 shift valve 15 is in the downshift position. It is assumed that the cap is opened when the cap is open and outputs an H level signal. Thus, the shift signals S 12 , S 23 , S 34
The following table shows the combination of levels for each gear.
【表】
コントローラ16を具体的には第3図に示すよ
うに、中央処理ユニツト(CPU)24と、ラン
ダムアクセスメモリ(RAM)25と、読取専用
メモリ(ROM)26と、入力インターフエース
回路27と、出力インターフエース回路28と、
波形整形回路29と、A/D変換器30と、駆動
回路31と、電源回路32とで構成し、電源回路
32は電源+Vの電圧を所定値にしてCPU24、
RAM25、ROM26、回路27〜29,31
およびA/D変換器30に供給し、これらを駆動
可能とする。
CPU24はROM26に記憶されている第4図
の制御プログラムを実行して通常の点火時期制御
および本発明が目的とする点火時期制御(変速シ
ヨツク軽減用エンジン出力低下制御)を行なうも
のとする。この制御プログラムはエンジンがイグ
ニツシヨンスイツチの投入により始動されると図
示せざるタイマからの定時割込みによりステツプ
40で繰返し開始される。先ずステツプ41にお
いて、シフト信号S12,S23またはS34にレベル変
化が有つたか否かにより変速指令が有つたか否か
を判別し、変速指令が無ければ制御をステツプ4
2に進める。このステツプ42では、後述するよ
うに変速指令時01にされ、変速開始時11にされ、
変速終了時00に戻される変速フラツグGSFLGを
チエツクする。変速終了後変速指令無の状態が続
く限りGSFLG=00であるから、制御はステツプ
43に進み、ここで本発明が目的とする点火時期
遅角(エンジン出力低下)制御のための遅角量
θRETを0にする。次のステツプ44では、図示せ
ざる別のルーチンでスロツトル開度(信号STH)、
クランク角信号SCの入力周期を演算して求め得る
エンジン回転数、エンジン吸入空気量(信号SQ)、
およびエンジン冷却水温(信号ST)等を基に演算
した燃料噴射パルス幅(燃料供給量)を読込むと
共に、この燃料噴射パルス幅およびエンジン回転
数からROM26内のテーブルデータより通常の
点火時期θをテーブルルツクアツプ方式により読
出す。次のステツプ45で、この点火時期を上記
遅角量θRETだけ遅角方向に補正した後、ステツプ
46で制御を終了するが、今ステツプ43でθRET
=0にされているから、実質上ステツプ45での
点火時期修正は実行されない。従つて当該非変速
中点火時期制御信号SIは点火時期制御装置11を
クランク角信号SCに対し通常の点火時期となるよ
う制御し、非変速中エンジン出力を低下させるこ
とはない。
ところでステツプ41で変速指令有りと判別し
た場合、制御はステツプ47に進み、ここで前記
変速フラツグGSFLGを変速指令有りに対応する
ように01にセツトする。次のステツプ55におい
て、当該変速指令時の自動変速機のトルクコンバ
ータから動力伝達歯車列への入力回転数Ni1(信
号SN)と、シフト信号S12,S23,S34のどれがど
のようにレベル変化したかで判る変速指令の種類
毎に設定した入力回転数変化比β(変速開始判断
用の係数)、β2(変速終了判断用係数)との乗算に
より変速開始判断用入力回転数N1及び変速終了
判断用入力回転数N2を求める。次のステツプ4
8でGSFLGをチエツクするが、今ステツプ47
でこれが01にされているから、制御はステツプ4
9に進む。このステツプでは、自動変速機入力回
転数Ni(信号SN)が変速開始判断用入力回転数
N1以下か否かを、つまり変速指令時の入力回転
数Ni1に対する入力回転数Niの比がβ1以下になつ
たか否かを判別し、実際の変速が開始されたか否
かを判断する。Ni>N1の変速未開始中は制御は
ステツプ44〜46に進め、ステツプ43におけ
るθRET=0を用いて通常の点火時期制御を実行す
る。なお、ステツプ47,55の実行は変速指令
が生じた当初1回限り実行され、その後は、ステ
ツプ41がステツプ42を選択するも、最早
GSFLG=00でないからステツプ42はステツプ
48を選択するようになる。
前記応答遅れΔT1(第9図参照)後、Ni≦N1に
なる変速開始時ステツプ49はステツプ50を選
択し、ここで第9図に示す出力トルクTpの急変
化分Tp′をなくすエンジン出力の低下を生ずるよ
うな遅角量θRETを演算またはテーブルルツクアツ
プ方式により求め、次のステツプ51でGSFLG
を変速が開始されたことを示すように11にセツト
した後、制御をステツプ44,45に進める。か
くてステツプ45ではステツプ44で求めた通常
の点火時期θよりθRETだけ遅れた点火時期に補正
され、点火時期制御信号SIは当該変速開始時点火
時期制御装置11をクランク角信号SCに対し通常
よりθRETだけ遅れた点火時期となるよう制御する
ことができる。従つて、エンジン出力は低下さ
れ、第9図中Tp′で示す出力トルクの変動をなく
すことができ、これにともなう変速シヨツクを軽
減し得る。
この変速開始後制御は、上述のようにGSFLG
=11にされるからステツプ41,42,48を経
てステツプ52へ進み、ここで自動変速機入力回
転数Niが変速終了判断用入力回転数N2以下か否
かを、つまり変速指令時の入力回転数Ni1に対す
る入力回転数Niの比がβ2以下になつたか否かを
判別し、変速が終了したか否かを判断する。変速
が終了していなければ制御はステツプ44,45
に進むことから、点火時期はステツプ50で最後
に求めた遅角量θRETだけ通常より遅れたものとな
り、変速開始から変速終了迄の間上述した変速シ
ヨツク軽減用の点火時期制御(エンジン出力低下
制御)が継続して実行される。
そして変速が終了すると、ステツプ52はステ
ツプ53,54を順次選択し、ステツプ53では
遅角量θRETを0にし、ステツプ54では変速フラ
ツグGSFLGを00に戻す。その後制御はステツプ
44,45に進むが、上述のように今θRET=0で
あるから、通常の点火時期制御が実行され、エン
ジン出力の低下を生ずることはない。
以上の制御を第9図に対応する2→3シフトア
ツプ変速について概略説明すると、第5図に示す
ように変速指令瞬時t1後自動変速機入力回転数Ni
が変速開始判断用入力回転数N1以下となる変速
開始時t2から、その後Niが変速終了判断用入力回
転数N2以下となる変速終了時t3迄の間、点火時
期が通常のθよりθRETだけ遅れたものにされる。
これによりエンジン出力が低下されることから、
入力トルクTiは実線で示すように仮想線で示す従
来特性より低くなり、出力トルクTpを変動Tp′の
ないほぼ一定のものにすることができ、慣性力に
よるトルクも実線で示す如く仮想線で示すような
変動Tnを持たないものとなつて変速シヨツクを
軽減することができる。
なお上述の例では、変速シヨツク軽減用のエン
ジン出力低下を得るのに点火時期を遅らせる構成
としたが、これと共に或いはこの代りに、エンジ
ンの燃料供給量を減少させたり、排気還流量を増
大させたり、ターボチヤージヤ過給圧を低下させ
る構成にしても同様の目的を達し得ることは言う
までもない。
第6図は制御プログラムの他の例を示し、本例
ではステツプ47,55間にステツプ56を追加
し、ステツプ44の前段にステツプ57,58を
追加する。ステツプ56において、つまり変速指
令があつた時にタイマTM1を起動させ、変速指
令からの経過時間を計測する。ステツプ57では
このタイマが例えば第5図にT3で示すような設
定時間(変速指令から変速終了迄の時間をカバー
するような設定時間)以上を示示しているか否か
を判別する。TM1<T3なら制御ステツプ44,
45へ進めるため、前述した例と同様の点火時期
制御が実行される。しかし、TM1≧T3なら制御
をステツプ58に進め、ここでGSFLGを00にリ
セツトし、タイマTM1をクリアし、θRETを0にし
た後、制御をステツプ44,45へ進める。
かくして、TM1≧T3で本来変速が終了してい
ることから、変速シヨツク軽減用の点火時期制御
が終了している筈なのに、信号系統の故障やノイ
ズにより誤動作等のためステツプ52が変速の終
了を判定し得ず、変速シヨツク軽減用の点火時期
制御がいつまでも実行されるといつた問題を防止
でき、当該トラブル発生時も低下されたエンジン
出力のままで走行を余儀なくされることはない。
第7図は制御プログラムの更に他の例を示し、
本例では第8図に示す入力回転数Niの1階微分
値N・iと同じ時期t2′に負から正に転じる入力回転
数Niの2階微分値N¨iが負から正に転ずる瞬時よ
り、点火時期を徐々に通常の点火時期に戻すよう
にする。これがため、ステツプ55において、瞬
時t2′に相当する入力回転数N3を、変速指令の種
類毎に設定した入力回転数変化比β3と、変速指令
時における入力回転数Ni1との乗算により求める。
なお、同ステツプにおいてN1を求める方法は前
記各実施例と同じにするも、このステツプでは変
速終了判断用入力回転数N2を求めないこととす
る。また、変速フラツグGSFLGは前記各実施例
と同様変速指令が有つた時01にされ、変速開始時
(Ni≦N1の時)11にされるが、Ni≦N3となる第
8図中瞬時t2′に10となり、遅角量θRETが0となる
(点火時期が通常の点火時期に戻る)第8図中瞬
時(変速終了時)t3で00に戻されるものとする
る。
変速指令後入力回転数Niが変速開始判断用入
力回転数N1以下となる変速開始時(第8図中瞬
時t2)、第7図において制御は前記各実施例と同
様、ステツプ41,42,48,49,50,5
1,57,44,45を通るループに沿い実行さ
れ、変速シヨツク防止用の点火時期制御が行なわ
れる。そしてこの制御は、ステツプ59において
Ni≦N3となる第8図中瞬時t2′迄継続され、前述
の例と同様に変速シヨツクを軽減することができ
る。
その後は、ステツプ60においてGSFLGが瞬
時t2′に達したことを示すように10にされるから、
ステツプ48がステツプ61を選択し、ここで遅
角量θRET(最初はステツプ50で求めた値、2回
目以後はステツプ61で更新した値)から所定値
αを減じた値を新たな遅角量として更新する。次
のステツプ62ではこの更新遅角量θRETが0に達
したか否かを判別し、達していなければ、制御を
ステツプ57,44,45に進め、達していれば
ステツプ63でθRETを0にすると共にGSFLGを
00に戻した後、制御をステツプ57,44,45
に進める。かくて本例では第8図に示すように点
火時期が瞬時t2′以後1演算サイクル当りαづつ
徐々に通常の点火時期迄戻る。
このように点火時期を制御する理由は、実際に
は摩擦要素の特性によりトルク変動Tp′(第5図
および第9図参照)が瞬時t3付近で急激に低下せ
ず、漸減したり、エンジン出力低下制御による出
力低下量が慣性力によるトルクTn(第5図および
第9図参照)よりも小さい場合があり、エンジン
出力の低下をこのような実情にマツチさせると共
に瞬時t3付近で滑らかにして、変速シヨツク軽減
効果を一層大ならしめるためである。
(発明の効果)
かくして本発明変速シヨツク軽減装置は上述の
如く、変速シヨツク軽減のためエンジン出力を低
下させるに当り、その制御を自動変速機のトルク
コンバータから動力伝達歯車列への入力回転数が
変速開始判断用入力回転数になつた時開始し、変
速終了判断用入力回転数になつた時終了する構成
としたため、変速指令から変速開始迄の応答遅れ
および変速開始から変速終了迄の作動遅れが油圧
系のバラツキ、摩擦要素の経時摩耗或いは作動油
温(粘度)により変化しても、上記エンジン出力
低下制御の開始および終了を常時変速開始時期お
よび終了時期に合致させることができ、狙い通り
の変速シヨツク軽減効果を確実に達成し得ると共
に、上記両時期がずれることによつて生ずる新た
な減速シヨツクの発生を防止することができる。
更に本発明においては、エンジン回転数でなく
自動変速機入力回転数の変化をもつて変速の開始
および終了を判断するから、エンジン回転数がト
ルクコンバータのスリツプによつてほとんど変化
しないような条件での変速時も、その開始および
終了を常時確実且つ正確に検知することができ、
変速シヨツク防止作用をいかなる状態のもとでも
確実に達成し得る。
しかも自動変速機入力回転数が、変速指令時の
入力回転数と、変速の種類毎に定めた変速開始判
断用及び変速終了判断用の係数との掛け算により
求めた変速開始判断用入力回転数及び変速終了判
断用入力回転数になつた時を変速開始及び変速終
了と判定するから、この判定に当り入力回転数の
検出値を処理することなくそのまま判定資料とす
ることができ、判定が迅速且つ正確で、この点で
も上記の変速シヨツク防止作用を確実に行わせる
ことができる。[Table] Specifically, as shown in FIG. 3, the controller 16 includes a central processing unit (CPU) 24, a random access memory (RAM) 25, a read-only memory (ROM) 26, and an input interface circuit 27. and an output interface circuit 28,
It is composed of a waveform shaping circuit 29, an A/D converter 30, a drive circuit 31, and a power supply circuit 32, and the power supply circuit 32 sets the voltage of the power supply +V to a predetermined value and controls the CPU 24,
RAM25, ROM26, circuits 27-29, 31
and the A/D converter 30 to enable them to be driven. It is assumed that the CPU 24 executes the control program shown in FIG. 4 stored in the ROM 26 to perform normal ignition timing control and ignition timing control (engine output reduction control for reducing shift shock) which is the object of the present invention. This control program is repeatedly started in step 40 when the engine is started by turning on the ignition switch and a regular interrupt from a timer (not shown) occurs. First, in step 41, it is determined whether or not there is a shift command based on whether there is a level change in the shift signal S 12 , S 23 or S 34 , and if there is no shift command, control is carried out in step 4
Proceed to step 2. In this step 42, as will be described later, it is set to 01 when a shift command is issued, and set to 11 when a shift is started.
Check the shift flag GSFLG, which is returned to 00 at the end of the shift. Since GSFLG=00 as long as the state of no shift command continues after the end of the shift, the control proceeds to step 43, where the retard amount θ is determined for the ignition timing retard (engine output reduction) control which is the object of the present invention. Set RET to 0. In the next step 44, the throttle opening (signal S TH ),
Engine rotation speed, engine intake air amount (signal S Q ), which can be obtained by calculating the input period of crank angle signal S C ,
In addition to reading the fuel injection pulse width (fuel supply amount) calculated based on the engine cooling water temperature (signal S is read out using the table lookup method. In the next step 45, this ignition timing is corrected in the retard direction by the retard amount θ RET , and then the control is terminated in step 46.
= 0, the ignition timing correction in step 45 is not actually executed. Therefore, the ignition timing control signal S I during non-shifting controls the ignition timing control device 11 to the normal ignition timing with respect to the crank angle signal S C , and does not reduce the engine output during non-shifting. By the way, if it is determined in step 41 that there is a shift command, the control proceeds to step 47, where the shift flag GSFLG is set to 01 to correspond to the presence of a shift command. In the next step 55, the input rotational speed Ni 1 (signal S N ) from the torque converter of the automatic transmission to the power transmission gear train at the time of the relevant shift command and which of the shift signals S 12 , S 23 , and S 34 are determined. The input rotation speed change ratio β (coefficient for determining shift start) set for each type of shift command, which can be determined by level change, is multiplied by β 2 (coefficient for determining shift end). The number N 1 and the input rotation speed N 2 for determining the end of shifting are determined. Next step 4
Check GSFLG at step 8, but now step 47
Since this is set to 01, the control is at step 4.
Proceed to step 9. In this step, the automatic transmission input rotation speed Ni (signal S N ) is the input rotation speed for determining the start of gear shifting.
It is determined whether or not N is less than 1 , that is, whether the ratio of the input rotation speed Ni to the input rotation speed Ni 1 at the time of the gear shift command is less than β 1 , and it is determined whether or not the actual gear shift has started. . When Ni>N 1 and the shift has not yet started, the control proceeds to steps 44 to 46, and normal ignition timing control is executed using θ RET =0 in step 43. Note that steps 47 and 55 are executed only once when a shift command is issued, and thereafter, even if step 41 selects step 42, it is no longer executed.
Since GSFLG is not 00, step 42 selects step 48. After the response delay ΔT 1 (see FIG. 9), at the start of the shift when Ni≦N 1 , step 49 selects step 50, and here the sudden change T p ' of the output torque T p shown in FIG. 9 is calculated. The amount of retardation θ RET that causes a decrease in engine output is determined by calculation or by a table pull-up method, and in the next step 51 GSFLG is determined.
After setting 11 to indicate that the gear shift has started, control proceeds to steps 44 and 45. Thus, in step 45, the ignition timing is corrected to be delayed by θ RET from the normal ignition timing θ determined in step 44, and the ignition timing control signal S I changes the ignition timing control device 11 to the crank angle signal S C at the start of the shift. On the other hand, it is possible to control the ignition timing to be delayed by θ RET compared to normal. Therefore, the engine output is reduced, the fluctuation in the output torque shown by T p ' in FIG. 9 can be eliminated, and the shift shock caused by this can be alleviated. This control after the start of the shift is performed by GSFLG as described above.
= 11, the process proceeds to step 52 via steps 41, 42, and 48, where it is determined whether the automatic transmission input rotation speed Ni is less than or equal to the input rotation speed N2 for determining the end of the shift, that is, the input at the time of the shift command. It is determined whether the ratio of the input rotational speed Ni to the rotational speed Ni1 has become equal to or less than β2 , and it is determined whether or not the shift has been completed. If the gear shift has not been completed, the control proceeds to steps 44 and 45.
As a result, the ignition timing is delayed from normal by the retardation amount θ RET finally determined in step 50, and the ignition timing control (engine output reduction control) continues to be executed. When the shift is completed, step 52 sequentially selects steps 53 and 54. In step 53, the retard amount θ RET is set to 0, and in step 54, the shift flag GSFLG is returned to 00. Thereafter, the control proceeds to steps 44 and 45, but since θ RET =0 as described above, normal ignition timing control is executed and no reduction in engine output occurs. The above control will be briefly explained for the 2→3 shift-up shift corresponding to FIG. 9. As shown in FIG.
The ignition timing remains at the normal θ from time t 2 at the start of the shift, when Ni becomes less than or equal to the input revolution number N 1 for determining the start of the shift, until time t 3 at the end of the shift, when Ni becomes less than the input revolution number N 2 for determining the end of the shift. is delayed by θ RET .
This reduces engine output, so
The input torque T i is lower than the conventional characteristic shown by the virtual line, as shown by the solid line, and the output torque T p can be kept almost constant without fluctuation T p ', and the torque due to inertial force is also lower than the conventional characteristic shown by the solid line. Since there is no variation T n as shown by the imaginary line, the shift shock can be reduced. In the above example, the ignition timing is delayed in order to reduce engine output to reduce shift shock, but in addition to or in place of this, it is also possible to reduce the amount of fuel supplied to the engine or increase the amount of exhaust gas recirculation. It goes without saying that the same objective can also be achieved by adopting a configuration in which the turbocharger supercharging pressure is lowered. FIG. 6 shows another example of the control program, in which step 56 is added between steps 47 and 55, and steps 57 and 58 are added before step 44. In step 56, when a shift command is received, the timer TM1 is activated to measure the time elapsed since the shift command. In step 57, it is determined whether or not this timer has exceeded the set time shown, for example, at T3 in FIG. 5 (the set time that covers the time from the shift command to the end of the shift). If TM 1 < T 3 , control step 44;
In order to proceed to step 45, ignition timing control similar to the example described above is executed. However, if TM 1 ≧T 3 , control proceeds to step 58 where GSFLG is reset to 00, timer TM 1 is cleared, θ RET is set to 0, and control proceeds to steps 44 and 45. In this way, since the shift is originally completed when TM 1 ≧ T 3 , the ignition timing control for reducing the shift shock should have been completed, but due to a malfunction due to a failure or noise in the signal system, the shift is stopped at step 52. It is possible to prevent the problem of the ignition timing control for reducing shift shock being executed forever without being able to determine the end of the shift, and even when the problem occurs, the user is not forced to drive with a reduced engine output. FIG. 7 shows still another example of the control program,
In this example, the second-order differential value N¨i of the input rotational speed N i changes from negative to positive at the same time t 2 ′ as the first-order differential value N ·i of the input rotational speed N i shown in FIG. From the moment the ignition timing changes, the ignition timing should be gradually returned to the normal ignition timing. Therefore, in step 55, the input rotation speed N 3 corresponding to the instant t 2 ' is multiplied by the input rotation speed change ratio β 3 set for each type of shift command and the input rotation speed N i1 at the time of the shift command. Find it by
Although the method for determining N 1 in this step is the same as in each of the embodiments described above, the input rotational speed N 2 for determining the end of the shift is not determined in this step. In addition, the shift flag GSFLG is set to 01 when there is a shift command as in each of the above embodiments, and is set to 11 at the start of shifting (when N i ≦N 1 ), but when N i ≦N 3 , as shown in FIG. It becomes 10 at the middle instant t 2 ', and the retard amount θ RET becomes 0 (the ignition timing returns to the normal ignition timing). It is assumed that it returns to 00 at the instant t 3 (at the end of the shift) in Figure 8. . At the start of the shift (instant t 2 in FIG. 8) when the input rotation speed N i after the shift command becomes equal to or less than the input rotation speed N 1 for determining the shift start, the control in FIG. 42, 48, 49, 50, 5
1, 57, 44, and 45 to perform ignition timing control to prevent shift shock. This control is then carried out in step 59.
This continues until the instant t 2 ' in FIG. 8 when N i ≦N 3 , and the shift shock can be reduced in the same way as in the previous example. Thereafter, in step 60, GSFLG is set to 10 to indicate that the instant t 2 ' has been reached.
Step 48 selects Step 61, and here the value obtained by subtracting the predetermined value α from the retard amount θ RET (the value obtained in Step 50 at first, and the value updated in Step 61 from the second time onwards) is determined as a new retard angle. Update as quantity. In the next step 62, it is determined whether the updated retard amount θ RET has reached 0 or not. If it has not reached 0, the control proceeds to steps 57, 44, and 45, and if it has reached it, the θ RET is increased in step 63. 0 and set GSFLG to
After returning to 00, the control goes to steps 57, 44, 45.
Proceed to. Thus, in this example, as shown in FIG. 8, the ignition timing gradually returns to the normal ignition timing by α per calculation cycle after the instant t 2 '. The reason why the ignition timing is controlled in this way is that in reality, due to the characteristics of the friction element, the torque fluctuation T p ' (see Figures 5 and 9) does not suddenly decrease around the instant t3 , but gradually decreases. In some cases, the amount of output reduction due to engine output reduction control is smaller than the torque T n due to inertial force (see Figures 5 and 9 ). This is to make it smoother and further increase the effect of reducing shift shock. (Effects of the Invention) As described above, the shift shock reducing device of the present invention reduces the engine output to reduce the shift shock by controlling the input rotational speed from the torque converter of the automatic transmission to the power transmission gear train. The configuration starts when the input rotational speed for determining the start of shifting is reached and ends when the input rotational speed reaches the input rotational speed for determining the end of shifting, so there is a response delay from the shifting command to the start of shifting, and an operation delay from the beginning of shifting to the end of shifting. Even if changes occur due to variations in the hydraulic system, wear of friction elements over time, or hydraulic oil temperature (viscosity), the start and end of the engine output reduction control can always be made to coincide with the shift start and end times, so that the desired speed change is achieved. It is possible to reliably achieve the effect of alleviating the shift shock, and also to prevent the occurrence of new deceleration shocks caused by a shift between the above two timings. Furthermore, in the present invention, the start and end of shifting is determined based on changes in the automatic transmission input speed, not the engine speed. Even when changing gears, the start and end can be detected reliably and accurately at all times.
The gear shift shock prevention effect can be reliably achieved under any conditions. In addition, the automatic transmission input rotation speed is the input rotation speed for shift start judgment determined by multiplying the input rotation speed at the time of the shift command by the coefficient for shift start judgment and shift end judgment determined for each type of shift. Since the time when the input rotation speed for determining the end of the shift is reached is determined to be the start of the shift and the end of the shift, the detected value of the input rotation speed can be used as the determination data without being processed for this determination, making the determination quick and easy. It is accurate, and in this respect as well, the above-mentioned shift shock prevention effect can be reliably performed.
第1図は本発明の変速シヨツク軽減装置の概念
図、第2図は本発明装置の一実施例を示す全体シ
ステム図、第3図は同装置におけるコントローラ
のブロツク線図、第4図は同コントローラの制御
プログラムを示すフローチヤート、第5図は本発
明装置による動作タイムチヤート、第6図および
第7図は夫々制御プログラムの他の例を示すフロ
ーチヤート、第8図は第7図の例による動作タイ
ムチヤート、第9図は変速シヨツク発生原因の説
明に用いた動作タイムチヤートである。
1…エンジン、2…吸気マニホルド、3…エア
フローメータ、4…エアクリーナ、5…コンバー
タハウジング、6…変速機ケース、7…バルブボ
デー、8…リヤエクステンシヨン、9…点火栓、
10…デイストリビユータ、11…点火時期制御
装置、112…アクセルペダル、13…1−2シ
フトバルブ、14…2−3シフトバルブ、15…
3−4シフトバルブ、16…コントローラ、17
…スロツトル開度センサ、18…1−2シフトス
イツチ、19…2−3シフトスイツチ、20…3
−4シフトスイツチ、21……クランク角セン
サ、22…エンジン冷却水温センサ、23…変速
機入力回転数センサ、24…中央処理ユニツト、
25…ランダムアクセスメモリ、26…読取専用
メモリ、27…入力インターフエース回路、28
…出力インターフエース回路、29…波形整形回
路、30…A/D変換器、31…駆動回路、32
…電源回路。
Fig. 1 is a conceptual diagram of the shift shock reducing device of the present invention, Fig. 2 is an overall system diagram showing an embodiment of the device of the present invention, Fig. 3 is a block diagram of the controller in the device, and Fig. 4 is the same. FIG. 5 is a flowchart showing a control program of the controller, FIG. 5 is an operation time chart of the apparatus of the present invention, FIGS. 6 and 7 are flowcharts showing other examples of the control program, and FIG. 8 is an example of FIG. 7. FIG. 9 is an operation time chart used to explain the cause of shift shock. 1... Engine, 2... Intake manifold, 3... Air flow meter, 4... Air cleaner, 5... Converter housing, 6... Transmission case, 7... Valve body, 8... Rear extension, 9... Spark plug,
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10... Distributor, 11... Ignition timing control device, 112... Accelerator pedal, 13... 1-2 shift valve, 14... 2-3 shift valve, 15...
3-4 shift valve, 16...controller, 17
...Throttle opening sensor, 18...1-2 shift switch, 19...2-3 shift switch, 20...3
-4 shift switch, 21... crank angle sensor, 22... engine coolant temperature sensor, 23... transmission input rotation speed sensor, 24... central processing unit,
25...Random access memory, 26...Read-only memory, 27...Input interface circuit, 28
...Output interface circuit, 29...Waveform shaping circuit, 30...A/D converter, 31...Drive circuit, 32
...Power circuit.
Claims (1)
と動力伝達歯車列とを備えた自動変速機を介して
走行される車両において、自動変速機の前記トル
クコンバータから動力伝達歯車列への入力回転数
を検出する入力回転数検出手段と、自動変速機の
変速指令を検出する変速指令検出手段と、変速指
令の種類を判別する変速種類判別手段と、変速指
令時の前記入力回転数に、変速の種類毎に定めた
変速開始判断用及び変速終了判断用の係数を夫々
掛けて変速開始判断用入力回転数および変速終了
判断用入力回転数を求める入力回転数設定手段
と、変速指令後前記入力回転数が前記変速開始判
断用入力回転数になつたのを検知して変速開始と
判別する変速開始時期判別手段と、この変速開始
後前記入力回転数が前記変速終了判断用入力回転
数になつたのを検知して変速終了と判別する変速
終了時期判別手段と、前記変速開始より前記変速
終了迄の間前記エンジンの出力を変速シヨツク防
止上要求される値に低下させるエンジン出力低下
手段とを設けてなることを特徴とする自動変速機
搭載車の変速機シヨツク軽減装置。1 In a vehicle that is driven by power from an engine via an automatic transmission equipped with a torque converter and a power transmission gear train, an input that detects the input rotational speed from the torque converter of the automatic transmission to the power transmission gear train. a speed change detection means, a speed change command detection means for detecting a speed change command of the automatic transmission, a speed change type determining means for determining the type of speed change command, and a speed change command detecting means for detecting a speed change command of the automatic transmission; a speed change type determining means for determining the type of speed change command; input rotation speed setting means for determining an input rotation speed for determining the start of a shift and an input rotation speed for determining the end of a shift by multiplying the coefficients for determining the start of a shift and for determining the end of a shift, respectively; A shift start timing determining means detects that the input rotation speed reaches the input rotation speed for determining the start of the shift and determines that the shift has started; and an engine output reducing means for reducing the output of the engine to a value required to prevent a shift shock from the start of the shift until the end of the shift. Characteristic transmission shock reduction device for vehicles equipped with automatic transmissions.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP63058242A JPS63254256A (en) | 1988-03-14 | 1988-03-14 | Speed change shock lightening device for vehicle equipped with automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP63058242A JPS63254256A (en) | 1988-03-14 | 1988-03-14 | Speed change shock lightening device for vehicle equipped with automatic transmission |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS63254256A JPS63254256A (en) | 1988-10-20 |
JPH0467058B2 true JPH0467058B2 (en) | 1992-10-27 |
Family
ID=13078643
Family Applications (1)
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JP63058242A Granted JPS63254256A (en) | 1988-03-14 | 1988-03-14 | Speed change shock lightening device for vehicle equipped with automatic transmission |
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JP (1) | JPS63254256A (en) |
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JPH02144232A (en) * | 1988-11-26 | 1990-06-04 | Mitsubishi Motors Corp | Automatic running control device for vehicle |
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Citations (3)
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JPS5610501A (en) * | 1979-07-09 | 1981-02-03 | Showa Denko Kk | Production of hydrophilic filler |
JPS5857550A (en) * | 1981-09-29 | 1983-04-05 | Mitsubishi Motors Corp | Hydraulic pressure controller for automatic speed change gear |
JPS5997350A (en) * | 1982-11-24 | 1984-06-05 | Toyota Motor Corp | Automatic speed change control method |
-
1988
- 1988-03-14 JP JP63058242A patent/JPS63254256A/en active Granted
Patent Citations (3)
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Also Published As
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JPS63254256A (en) | 1988-10-20 |
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Legal Events
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