JPH054545B2 - - Google Patents
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- JPH054545B2 JPH054545B2 JP61096417A JP9641786A JPH054545B2 JP H054545 B2 JPH054545 B2 JP H054545B2 JP 61096417 A JP61096417 A JP 61096417A JP 9641786 A JP9641786 A JP 9641786A JP H054545 B2 JPH054545 B2 JP H054545B2
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Description
本発明は、自動変速機の油圧制御装置に係り、
特に、オイルポンプの基礎油圧を調圧したライン
油圧によつて摩擦係合装置を切換え、自動変速機
の変速段を切換えるようにすると共に、前記摩擦
係合装置に前記ライン油圧を導く際に、アキユム
レータによつて油圧と上昇を一時的に制御するよ
うにした自動変速機の油圧制御装置の改良に関す
る。
The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission,
In particular, when switching the frictional engagement device and changing the gear stage of the automatic transmission by using the line hydraulic pressure that is adjusted from the basic hydraulic pressure of the oil pump, and when guiding the line hydraulic pressure to the frictional engagement device, This invention relates to an improvement in a hydraulic control device for an automatic transmission in which hydraulic pressure and lift are temporarily controlled by an accumulator.
歯車変速機構と複数個の摩擦係合装置とを備
え、油圧制御装置を作動させることによつて前記
摩擦係合装置の係合を選択的に切換え、複数個の
変速段のうちのいずれかが達成されるように構成
した車両用自動変速機は既に広く知られている。
前記摩擦係合装置は、一般に、相対的に回動可
能に支持された２組の摩擦板要素と該摩擦板要素
を駆動する油圧サーボ装置とからなり、該油圧サ
ーボ装置に油圧が供給されると、前記２組の摩擦
板要素が互いに強く押圧され、両者間でトルク伝
達が可能な関係に結合されるようになつている。
この摩擦係合装置に対する作動油圧は、一般に
ライン圧又はライン油圧と称されている。従来、
このライン油圧は、通常エンジンのスロツトル開
度の如くエンジン負荷を代表すると考えられる値
に応じて変化され、エンジン負荷が大きいほどラ
イン油圧が高くなるような制御が行われている。
このライン油圧の制御は、古くはライン油圧を
制御するためのプライマリレギユレータバルブの
制御ポートに、スロツトル開度に応じて変化する
スロツトル油圧を導入することにより行われてい
る。このスロツトル油圧は、一般にアクセルペダ
ルの踏込み量に応じて増大するばね力がそのスプ
ールに及ぶようなスロツトルバルブによつて発生
されるようになつていた。近年では、電子式自動
変速機が開発されるようになり、制御回路の主要
部が電子回路によつて構成されるようになつてい
る。ここではスロツトル開度に関する情報も電気
信号の形で取扱われるため、該スロツトル開度に
関する電気信号に基づいてライン油圧が制御され
るような装置も開発されている（例えば実開昭56
−125555）。
ところで、このライン油圧を前記摩擦係合装置
に導く場合、一般にアキユムレータによつて油圧
の上昇を一時的に制御する方法が採用されてい
る。このアキユムレータは、摩擦係合装置へのラ
イン油圧油路に設けられた一種のオイル溜りであ
り、このオイル溜りの部分に摩擦係合装置に向か
うオイルを蓄積することにより、所定の期間だけ
摩擦係合装置にかかる油圧の上昇を抑制するもの
である。この抑制時の特性は、アキユムレータの
背圧室にかかる油圧（背圧）を制御することによ
つて変更することができる。従来、この背圧に
は、ライン油圧、あるいはこのライン油圧を調圧
した油圧が使用されており、従つて、アキユムレ
ータの背圧は、一義的にライン油圧に依存して決
定されるようになつていた（特公昭53−8025）。
A gear transmission mechanism and a plurality of frictional engagement devices are provided, and engagement of the frictional engagement devices is selectively switched by operating a hydraulic control device, and any one of the plurality of gears is set. Automatic transmissions for vehicles configured to achieve this are already widely known. The frictional engagement device generally includes two sets of friction plate elements that are rotatably supported relative to each other and a hydraulic servo device that drives the friction plate elements, and hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo device. The two sets of friction plate elements are strongly pressed against each other, and are coupled in a relationship that allows torque transmission between them. The working oil pressure for this frictional engagement device is generally called line pressure or line oil pressure. Conventionally,
This line oil pressure is normally changed in accordance with a value considered to be representative of the engine load, such as the throttle opening of the engine, and control is performed such that the line oil pressure becomes higher as the engine load becomes larger. This line oil pressure control has traditionally been carried out by introducing a throttle oil pressure that changes depending on the throttle opening into a control port of a primary regulator valve for controlling the line oil pressure. This throttle oil pressure is generally generated by a throttle valve whose spool is subjected to a spring force that increases in accordance with the amount of depression of the accelerator pedal. In recent years, electronic automatic transmissions have been developed, and the main part of the control circuit is now composed of electronic circuits. Since information regarding the throttle opening is also handled in the form of electrical signals, devices have been developed in which line oil pressure is controlled based on electrical signals regarding the throttle opening (for example,
−125555). By the way, when introducing this line oil pressure to the frictional engagement device, a method is generally adopted in which the increase in oil pressure is temporarily controlled using an accumulator. This accumulator is a type of oil reservoir installed in the line hydraulic oil path to the friction engagement device, and by accumulating oil directed toward the friction engagement device in this oil reservoir, the friction engagement is maintained for a predetermined period. This suppresses the increase in oil pressure applied to the coupling device. This characteristic at the time of suppression can be changed by controlling the oil pressure (back pressure) applied to the back pressure chamber of the accumulator. Conventionally, line oil pressure or oil pressure adjusted from this line oil pressure has been used for this back pressure, and therefore, the back pressure of the accumulator has come to be determined primarily depending on the line oil pressure. (Tokuko Sho 53-8025).
しかしながら、このように、アキユムレータの
背圧がライン油圧に依存して決定されていた場
合、変速時の摩擦係合装置への油圧設定の自由度
が充分確保できないことがあるという問題があつ
た。
詳述すると、例えばパワーオンアツプシフト時
には、摩擦係合装置の係合終了付近において油圧
が若干低下するように制御するのが望ましい。こ
の制御を実現するためには、従来のようにアキユ
ムレータの背圧がライン油圧に依存している場
合、該ライン油圧を低下させなければならない。
ところが、ライン油圧はスロツトル開度に依存し
て決定されるため、変速時に自由に低下制御する
ことができない。又、仮にライン油圧を変速時に
制御することができるような制御手段を設けたと
しても、ある特定の変速時において既に係合状態
にある摩擦係合装置に滑りが発生するほど過度に
ライン油圧を低下させるような制御を行うことは
できない。一般に、例えばパワーオンアツプシフ
ト時には、エンジン回転速度が低下するため、イ
ナーシヤトルクが発生し、従つて、既に係合状態
にある摩擦係合装置は、恰もイナーシヤトルク分
だけエンジントルクが増加したかのようにその分
担トルクが増加する。これは換言すると、変色中
は非変速中よりも更に高いライン油圧が必要とい
うことであり、これを考慮すると、これから係合
しようとする摩擦係合装置の作用力を低く制御す
るためにライン油圧を低く制御するというのは抑
制されるべきである。
However, when the back pressure of the accumulator is determined depending on the line oil pressure in this way, there is a problem in that a sufficient degree of freedom in setting the oil pressure to the frictional engagement device during gear shifting may not be ensured. Specifically, for example, during a power-on upshift, it is desirable to control the oil pressure so that it decreases slightly near the end of engagement of the frictional engagement device. In order to realize this control, if the back pressure of the accumulator depends on the line oil pressure as in the past, the line oil pressure must be lowered.
However, since the line oil pressure is determined depending on the throttle opening, it is not possible to freely control the line oil pressure to decrease when changing gears. Furthermore, even if a control means that can control the line oil pressure during gear shifting is provided, the line oil pressure may be so excessively applied that the already engaged frictional engagement device slips during a particular gear shifting. It is not possible to perform any control that would reduce the amount. Generally, during power-on upshifting, for example, the engine rotation speed decreases, so inertia torque is generated, and therefore, the friction engagement device that is already in the engaged state increases the engine torque by the amount of inertia torque. As if that were the case, the shared torque increases. In other words, a higher line oil pressure is required during color change than during non-shifting. Considering this, line oil pressure is required to lower the acting force of the frictional engagement device about to engage. Controlling the levels to a low level should be discouraged.
本発明は、このような従来の問題に鑑みてなさ
れたものであつて、これから係合しようとする摩
擦係合装置への油圧を意図する低さにまで充分低
く制御することができ、且つ、その際に既に係合
状態にある摩擦係合装置に滑りが発生しないよう
に制御することのできる自動変速機の油圧制御装
置を提供することを目的とする。
The present invention has been made in view of such conventional problems, and is capable of controlling the hydraulic pressure to a frictional engagement device that is about to be engaged to a sufficiently low level as intended, and, It is an object of the present invention to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that can perform control so that slippage does not occur in a frictional engagement device that is already in an engaged state.
本発明は、オイルポンプの基礎油圧を調圧した
ライン油圧によつて摩擦係合装置の係合状態を切
換え、自動変速機の変速段を切換えるようにする
と共に、前記摩擦係合装置に前記ライン油圧を導
く際に、アキユムレータによつて油圧の上昇を一
時的に制御するようにした自動変速機の油圧制御
装置において、第１図にその要旨を示す如く、変
速中か非変速中かを判断する手段と、前記ライン
油圧を、変速時には非変速時に比べて高い油圧に
調圧・制御するライン油圧制御手段と、変速中に
おける所定時期を検出する手段と、前記アキユム
レータの特性を決定する背圧を、前記所定時期の
後では該所定時期の前に比べて低い油圧に調圧・
制御する背圧制御手段と、を備えたことにより、
上記目的を達成したものである。
The present invention switches the engagement state of a frictional engagement device using a line hydraulic pressure that is adjusted from the basic hydraulic pressure of an oil pump, and switches the gear stage of an automatic transmission. In an automatic transmission hydraulic control system that uses an accumulator to temporarily control the increase in hydraulic pressure when introducing hydraulic pressure, as shown in Figure 1, it is determined whether the gear is being shifted or not. means for adjusting and controlling the line oil pressure to a higher oil pressure during gear shifting than when not shifting; means for detecting a predetermined timing during gear shifting; and back pressure for determining characteristics of the accumulator. After the predetermined period, the oil pressure is adjusted to be lower than before the predetermined period.
By having a back pressure control means to control,
The above objectives have been achieved.
本発明においては、ライン油圧とアキユムレー
タの背圧をそれぞれ独立して制御するようにした
ため、既に係合中の摩擦係合装置に滑りを生じる
ことなく、今係合しようとする摩擦係合装置の油
圧をある所定時期から任意に低く制御することが
できるようになる。その結果、変速シヨツクを非
常に小さくできるようになる。
又、ライン油圧は、変速中は非変速中より大き
な油圧となるようにしたため、通常の非変速中は
低目のライン油圧を発生すれば足り、それだけ燃
費を向上できる。
好ましくは、前記ライン油圧を前記制御手段に
よつてタービントルクに依存して調圧・制御する
ことである。これにより、スロツトル開度のよう
なエンジン負荷のみに依存してライン油圧を制御
するのに比べて、必要且つ充分な強さのライン油
圧を無駄なく発生させることができるようにな
る。なお、このタービントルクに依存して油圧制
御装置内のライン油圧を設定することによる利点
については、特願昭60−263131に、より詳細な開
示がある。
In the present invention, the line oil pressure and the back pressure of the accumulator are controlled independently, so that the friction engagement device that is about to be engaged does not slip in the friction engagement device that is already engaged. It becomes possible to control the oil pressure arbitrarily low from a certain predetermined time. As a result, the shift shock can be made very small. Furthermore, since the line oil pressure is set to be higher during gear shifting than during non-shifting, it is sufficient to generate a lower line oil pressure during normal non-shifting, and fuel efficiency can be improved accordingly. Preferably, the line oil pressure is regulated and controlled by the control means depending on turbine torque. This makes it possible to generate line oil pressure of necessary and sufficient strength without waste, compared to controlling line oil pressure depending only on engine load such as throttle opening. The advantages of setting the line oil pressure in the hydraulic control device depending on the turbine torque are disclosed in more detail in Japanese Patent Application No. 60-263131.
以下図面に基づいて本発明の実施例を詳細に説
明する。
まず、第２図にこの実施例が適用される車両用
自動変速機の全体概要を示す。
この自動変速機は、そのトランスミツシヨン部
としてトルクコンバータ２０と、オーバードライ
ブ機構４０と、前進３段、後進１段のアンダード
ライブ機構６０とを備える。
前記トルクコンバータ２０は、ポンプ２１、タ
ービン２２、ステータ２３、及びロツクアツプク
ラツチ２４を備えた周知のものである。ポンプ２
１は、エンジン１のクランク軸１０と連結され、
タービン２２はタービン軸２２Ａを介してオーバ
ードライブ機構４０における遊星歯車装置のキヤ
リヤ４１に連結されている。
前記オーバードライブ機構４０においては、こ
のキヤリヤ４１によつて回転可能に支持されたプ
ラネタリピニオン４２がサンギヤ４３及びリング
ギヤ４４と歯合している。又、サンギヤ４３とキ
ヤリヤ４１との間には、クラツチC0及び一方向
クラツチF0が設けられており、サンギヤ４３と
ハウジングHuとの間には、ブレーキB0が設けら
れている。
前記アンダードライブ機構６０には、遊星歯車
装置としてフロント側及びギヤ側の２列が備えら
れている。この遊星歯車装置は、それぞれ共通の
サンギヤ６１、リングギヤ６２，６３、プラネタ
リピニオン６４，６５及びキヤリヤ６６，６７か
らなる。
オーバードライブ機構４０のリングギヤ４４
は、クラツチC1を介して前記リングギヤ６２に
連結されている。又、前記リングギヤ４４とサン
ギヤ６１との間にはクラツチC2が設けられてい
る。更に、前記キヤリヤ６６は、前記リングギヤ
６３と連結されており、これらキヤリヤ６６及び
リングギヤ６３は出力軸７０と連結されている。
一方、前記キヤリヤ６７とハウジングHuとの
間には、ブレーキB3及び一方向クラツチF2が設
けられており、更に、サンギヤ６１とハウジング
Huとの間には、一方向クラツチF1を介してブレ
ーキB2が設けられ、又、サンギヤ６１とハウジ
ングHuとの間には、ブレーキB1が設けられてい
る。
この自動変速機は、上述の如きトランスミツシ
ヨン部を備え、エンジン１の負荷状態を反映して
いるスロツトル開度を検出するスロツトルセンサ
８０、及び車速を検出する車速センサ８２等の信
号を入力されたコンピユータ（ECU）８４によ
つて、予め設定された変速マツプに従つて油圧制
御回路８６内のソレノイドバルブS1〜S2（シフト
バルブ用）、電磁比例弁SA（アキユムレータの背
圧制御用：複数在り）、及び電磁比例弁SL（ライン
油圧制御用）が駆動・制御され、第３図に示され
るような各クラツチ、ブレーキ等の係合の組合わ
せが行われて変速制御がなされる。第３図におい
ては、○印は係合状態を示し、又◎印は駆動時に
のみ係合状態となることを示している。
第４図に示されるように、前記ソレノイドバル
ブS1は、２−３シフトバルブを制御し、前記ソレ
ノイドバルブS2は１−２シフトバルブ及び３−４
シフトバルブを制御する。そして１−２、２−３
の各シフトバルブによつてアンダードライブ機構
６０の第１速段から第３速段の変速制御が行わ
れ、３−４シフトバルブによつてオーバードライ
ブ機構４０の変速（第３速段と第４速段間の変
速）が行われる。又、前記電磁比例弁SAは、複
数あつて、それぞれ各摩擦係合装置への油路に設
けられたアキユムレータの背圧の制御を行い、前
記電磁比例弁SLは、プライマリレギユレータバル
ブを介して油圧制御装置８６内のライン油圧の制
御をそれぞれ行うようになつている（後述）。
なお、第２図において符号９０はシフトポジシ
ヨンセンサで、運転者によつて操作されるＮ（ニ
ユートラル）、Ｄ（ドライブ）、Ｒ（リバース）等の
位置を検出するもの、９２はパターンセレクトス
イツチで、Ｅ（経済走行）、Ｐ（パワー走行）等の
位置を検出するものであり、又、９４はエンジン
の冷却水温を検出する水温センサを示し、９６，
９８はフツトブレーキ、サイドブレーキの作動を
検出するブレーキスイツチをそれぞれ示してい
る。
第５図に、前記油圧制御装置８６の要部を示
す。
図において、SA，SLが前記電磁比例弁、１０
２がポンプ、１０３が前記プライマリレギユレー
タバルブ、１０４が前記１−２シフトバルブ、S2
が前記ソレノイドバルブ、１０６が運転者によつ
て操作されるマニユアルバルブ、１０７がブレー
キB2に油圧が給排される際の過渡特性を制御す
るためのアキユムレータをそれぞれ示している。
前記電磁比例弁SA，SLは、これ自体周知の構
造の物であり、それぞれスプール１０９Ａ，１１
０Ａ，１０９Ｌ、１１０Ｌ、コイル１０８Ａ，１
０８Ｌ、スプリング１１３Ａ，１１３Ｌ、プラン
ジヤ１１１Ａ，１１１Ｌ等から構成されている。
スプール１１０Ａ，１１０Ｌとプランジヤ１１１
Ａ，１１１Ｌとは軸方向に一体で移動可能に歯合
されている。コイル１０８Ａ，１０８Ｌは、前記
ECU８４からの負荷電流IA、ILに応じてプランジ
ヤ１１１Ａ，１１１Ｌ、従つてスプール１１０
Ａ，１１０Ｌに図中下方向の力FCA、FCLを及ぼ
す。一方、スプリング１１３Ａ，１１３Ｌはこれ
と反対方向の力FSA、FSLをスプール１１０Ａ，１
１０Ｌに及ぼす。
電磁比例弁SLのポート１１４Ｌにはポンプ１１
２の吐出圧が作用している。ポート１１５Ｌ及び
１１６Ｌに作用する油圧をPθ、スプール１０９
Ｌのランド１０９LAのフエイス面積をA1とする
とPθは(1)式で求まる。
Pθ＝（FSL−FCL）／A1 ……(1)
従つて、コイル１０８Ｌによつて発生する図中
下方向の力FCLを制御することにより、ポート１
１５に発生するPθを０〜FSL／A1の任意の値に制
御することができる。この油圧Pθは従来、通常
カムを介してスロツトル開度に対応してスプール
が機械的に駆動可能とされたスロツトル弁によつ
て発生されていたスロツトル圧に相当するもので
あり、プライマリレギユレータバルブ１０３によ
つて発生されるライン油圧の制御用油圧としてポ
ート１１９に作用するようになつている。
一方、プライマリレギユレータバルブ１０３に
おいては、従来と同様な作用により制御油圧Pθ
の値に応じてライン油圧PLを発生する。この結
果、結局ECU８４の指令によつてコイル１０８
Ｌへの負荷電流ILを制御することにより、ライン
油圧PLを任意に制御できることになる。なお、
プライマリレギユレータバルブ１０３における調
圧関係を(2)式に示す。
PL＝｛FS1＋（B2−B3）PR
＋B2Pθ｝／B1 ……(2)
ここで、FS1はスプリング１２０の作用力、B1
〜B3はスプール１２３，１２４のランド１２１，
１２２，１２５のフエイス面積である。又、PR
は、マニユアルバルブ１０６がリバースレンジに
あるときにランド１２２及び１２５に印加される
ライン油圧である。
一方、全く同様な構成によつて、電磁比例弁
SAは油路１５３のライン油圧をECU８４からの
負荷電流IAの指令により所望の一定圧PBに調圧
し、アキユムレータ１０７の背圧室への油路１５
４に出力するようになつている。これによつてブ
レーキB2へライン油圧PLを供給する時の過渡的
な油圧PB2の制御が行われる。このアキユムレー
タ１０７の作動時の油圧PB2は次式で示すように
背圧PBに依存して(3)式のように求められる。
PB2＝FS4＋（C1−C2）PB／C1 ……(3)
ここで、FS4はスプリング１３６の作用力、C1、
C2はアキユムレータピストン１３７の２つのラ
ンドのフエイス面積である。
以上の(1)〜(3)式より結局ECU８４から指令さ
れる負荷電流IL、IAによつてライン油圧及びブレ
ーキB2への油圧PB2をそれぞれ独立して任意にコ
ントロールできるようになつている。
なお、摩擦係合装置関係について若干説明して
おく。ここでは、ブレーキB2を代表させて説明
する。
１−２シフトバルブ１０４のポート１２６に
は、ソレノイドバルブS2の信号圧が作用する。従
つて、１−２シフトバルブ１０４のスプール１２
７は、ソレノイドバルブS2のON−OFFに応じて
図の右側−左側に摺動する。右側に摺動するのは
スプリング１２８の力FS3による。このとき１−
２シフトバルブ１０４のポート１３３と１２９と
が連結する。ポート１２９にはマニユアルバルブ
１０６のポート１３０からのライン油圧PLがＤ
（ドライブ）レンジで作用するようになつている。
即ち、マニユアルバルブ１０６のスプール１３１
のＤレンジ選択位置でポート１３０，１２９，１
３３が連結するようになつている。一方、ポート
１３３は、油路１３５、チエツク弁１３４を介し
てブレーキB2に連結されている。従つて、Ｄレ
ンジでは、ソレノイドバルブS2のON−OFFによ
りブレーキB2へのライン油圧PLの給排が行われ
る。
第６図に、上記実施例装置における制御フロー
を示す。
ステツプ201〜203でエンジン回転速度Ne、自
動変速機の出力軸７０の回転速度N0、スロツト
ル開度θをそれぞれ読込む。ステツプ204で現在
の変速段ギヤ比iBと出力軸回転速度N0との積から
タービン回転速度（タービン軸２２Ａの回転速
度）NTを計算する。又、ステツプ205において
は、エンジン回転速度Neとタービン回転速度NT
との商から速度比ｅを求める。更に、ステツプ
206でこの速度比ｅからトルク比ｔを求める。こ
の速度比ｅとトルク比ｔとの関係は例えば第７図
に示すようにして求めることができる。
ステツプ207においてはエンジン回転速度Neと
スロツトル開度θとよりエンジントルクTeをサ
ーチする。このエンジントルクTeのマツプの例
を第８図に示す。
ステツプ208ではタービントルクTTをエンジン
トルクTeとトルク比ｔとの積により求める。
ステツプ209のＦはフロー制御用のフラグであ
る。Ｆ＝０の場合はステツプ210で変速か否かを
判断し、変速状態でない場合はステツプ211で変
速段の種類とタービントルクTTとから電磁比例
弁SA，SLへの負荷電流IA3、IL3をそれぞれサーチ
する。このサーチの関係の例を第９図に示す。こ
こでは、電磁比例弁SA，SLへの負荷電流IA3、IL3
を等しくとるようにしている。
一方、ステツプ210で変速判断有り（ここでは
パワーオンアツプシフト判断があつた場合で代表
させる）とされた場合は、ステツプ220で当該変
速出力を行い、ステツプ222で変速の種類とター
ビントルクTTとに依存してIA4、IL4を確定する。
この例を第１０図に示す。ここにおいてもIA4、
IL4は同じ値でよい。IA4、IL4はIA3、IL3に比べて小
さく設定されており、その分油圧は高くなるよう
になつている。これは、変速時には非変速時に比
べてイナーシヤトルクが発生するため、既に係合
中の摩擦係合装置に滑りが発生しないようにする
ための配慮である。
ステツプ224においてイナーシヤ相（自動変速
機の回転メンバが変速のための回転速度変化を生
じる期間）の開始をNT≦N0×IBが成立すること
によつて判断されるとステツプ２２６において変
速の種類とタービントルクTTによりIL5を確定す
る。この場合、前記第１０図に示されるように、
ここでのIL5はステツプ222におけるIL4と等しくと
るとよい。しかしながら、IA6については、ステ
ツプ228においてIA4とは異なつた値に設定する。
具体的には、IA4＋α（１／Ｋ−１）×IA4で求める
とよい。ここで、Ｋは、タービン回転速度NTの
補正係数であり、Ｋ＝（現在のタービン回転速度
NT／イナーシヤ相開始時期のタービン回転速度
NT0）で求めることができる。又、αは、NT補正
強度係数であり、変速の種類、イナーシヤ相中の
時刻、及びスロツトル開度θに依存して決定され
る。第１速から第２速への変速で代表させると、
イナーシヤ相が開始されてからステツプ230にお
いて検出される所定時期までは、第１１図左欄の
値が採用され、所定時期が過ぎた後は同図右欄に
示されるような値が採用される。そしてこのαの
値に応じて前述の式によりステツプ228のIA6及び
ステツプ234のIA7が決定される。
なお、このステツプ230における所定時期は、
NT≦N0×iH＋N1が成立したか否かによつて検出
される。ここで、iHはハイギヤ段のギヤ比であ
る。この所定時期は、定性的に変速終了の若干前
となるように設定される。ステツプ232はステツ
プ226と同一内容のステツプである。ステツプ236
はタービン回転速度NTがハイギヤ段ギヤ比iHに出
力軸回転速度N0を乗じたものより小さくなるか
否かをもつて変速の終了を検出するためのステツ
プである。又、ステツプ219は、それぞれの過程
で設けられたIL、IAを出力するためのステツプで
ある。
この実施例によれば、アキユムレータ背圧をラ
イン油圧とは独立して設定することができるた
め、特に変速終了付近におけるアキユムレータ背
圧を低くすることによつて摩擦係合装置にかかる
作用油圧を低くでき、その分変速シヨツクを低減
することができるようになる。又、このような変
速時の制御とは全く独立に、ライン油圧を、ター
ビントルクに依存させることにより、常に必要最
小限の油圧に維持しておくことができるようにな
り（第１２図実線参照）、且つ、変速時において
はイナーシヤトルクが発生したとしても、当該イ
ナーシヤトルクの増大分だけライン油圧を高める
ことができる。（同図一点鎖線参照）。なお、第１
２図は第１速段から第２速段への変速時のタービ
ントルクをクラツチC1に換算した線図が示され
ている。この結果、非変速時における不必要な動
力損失を避けることができ、又、潤滑量やクーラ
流量の最滴化を図ることができる。更に、変速時
において係合中の係合摩擦係合装置に滑りを発生
させることなく、これから係合しようとする摩擦
係合装置の過渡油圧を自由に制御することがで
き、変速時のシヨツクを小さくすることができ
る。
なお、上記実施例においては、第１速段から第
２速段への変速を例にとつて説明したが、本発明
が他の変速段へのシフトにも同様に適用できるの
は明らかである。
Embodiments of the present invention will be described in detail below based on the drawings. First, FIG. 2 shows an overall outline of a vehicle automatic transmission to which this embodiment is applied. This automatic transmission includes, as its transmission section, a torque converter 20, an overdrive mechanism 40, and an underdrive mechanism 60 with three forward speeds and one reverse speed. The torque converter 20 is of a known type and includes a pump 21, a turbine 22, a stator 23, and a lock-up clutch 24. pump 2
1 is connected to the crankshaft 10 of the engine 1,
The turbine 22 is connected to a carrier 41 of a planetary gear system in an overdrive mechanism 40 via a turbine shaft 22A. In the overdrive mechanism 40, a planetary pinion 42 rotatably supported by the carrier 41 meshes with a sun gear 43 and a ring gear 44. Further, a clutch C 0 and a one-way clutch F 0 are provided between the sun gear 43 and the carrier 41, and a brake B 0 is provided between the sun gear 43 and the housing Hu. The underdrive mechanism 60 is provided with two rows of planetary gears, one on the front side and the other on the gear side. This planetary gear device consists of a common sun gear 61, ring gears 62, 63, planetary pinions 64, 65, and carriers 66, 67, respectively. Ring gear 44 of overdrive mechanism 40
is connected to the ring gear 62 via a clutch C1 . Further, a clutch C2 is provided between the ring gear 44 and the sun gear 61. Further, the carrier 66 is connected to the ring gear 63, and the carrier 66 and the ring gear 63 are connected to an output shaft 70. On the other hand, a brake B 3 and a one-way clutch F 2 are provided between the carrier 67 and the housing Hu, and the sun gear 61 and the housing
A brake B2 is provided between the sun gear 61 and the housing Hu via a one-way clutch F1 , and a brake B1 is provided between the sun gear 61 and the housing Hu. This automatic transmission includes a transmission section as described above, and receives signals from a throttle sensor 80 that detects the throttle opening that reflects the load condition of the engine 1, a vehicle speed sensor 82 that detects vehicle speed, etc. The computer (ECU) 84 controls solenoid valves S 1 to S 2 (for shift valves) and electromagnetic proportional valve S A (accumulator back pressure control) in the hydraulic control circuit 86 according to a preset shift map. (for line hydraulic control) and electromagnetic proportional valve S L (for line hydraulic control) are driven and controlled, and the combination of engagement of each clutch, brake, etc. as shown in Figure 3 is performed to control the speed change. It will be done. In FIG. 3, the ◯ marks indicate the engaged state, and the ◎ marks indicate that the engaged state occurs only during driving. As shown in FIG. 4, the solenoid valve S 1 controls the 2-3 shift valve, and the solenoid valve S 2 controls the 1-2 shift valve and the 3-4 shift valve.
Control the shift valve. And 1-2, 2-3
The shift valves control the first to third gears of the underdrive mechanism 60, and the 3-4 shift valves control the gears of the overdrive mechanism 40 (third and fourth gears). (shifting between gears) is performed. The electromagnetic proportional valve S A has a plurality of them, each of which controls the back pressure of an accumulator provided in an oil path to each frictional engagement device, and the electromagnetic proportional valve S L is a primary regulator valve. The line hydraulic pressure within the hydraulic control device 86 is controlled through the hydraulic pressure control device 86 (described later). In FIG. 2, reference numeral 90 is a shift position sensor that detects the positions of N (neutral), D (drive), R (reverse), etc. operated by the driver, and 92 is a pattern select switch. 94 is a water temperature sensor that detects the engine cooling water temperature; 96,
Reference numeral 98 indicates a brake switch that detects the operation of the foot brake and hand brake. FIG. 5 shows the main parts of the hydraulic control device 86. In the figure, S A and S L are the electromagnetic proportional valves, 10
2 is the pump, 103 is the primary regulator valve, 104 is the 1-2 shift valve, S 2
106 indicates the solenoid valve, 106 indicates a manual valve operated by the driver, and 107 indicates an accumulator for controlling transient characteristics when hydraulic pressure is supplied to and discharged from the brake B2 . The electromagnetic proportional valves S A and S L have a well-known structure, and are attached to the spools 109A and 11, respectively.
0A, 109L, 110L, coil 108A, 1
08L, springs 113A, 113L, plungers 111A, 111L, etc.
Spools 110A, 110L and plunger 111
A and 111L are meshed so that they can move integrally in the axial direction. The coils 108A, 108L are
Depending on the load currents I A and I L from the ECU 84, the plungers 111A and 111L, and therefore the spool 110
Forces F CA and F CL in the downward direction in the figure are applied to A and 110L. On the other hand, the springs 113A and 113L apply forces F SA and F SL in the opposite direction to the spools 110A and 1
10L. Pump 11 is connected to port 114L of electromagnetic proportional valve S L.
2 discharge pressure is acting. The hydraulic pressure acting on ports 115L and 116L is Pθ, spool 109
Assuming that the face area of the L land 109L A is A 1 , Pθ is determined by equation (1). Pθ=(F SL −F CL )/A 1 ...(1) Therefore, by controlling the force F CL in the downward direction in the figure generated by the coil 108L,
15 can be controlled to any value between 0 and FSL / A1 . This oil pressure Pθ corresponds to the throttle pressure conventionally generated by a throttle valve whose spool can be mechanically driven via a cam in response to the throttle opening. It acts on the port 119 as hydraulic pressure for controlling the line hydraulic pressure generated by the valve 103. On the other hand, in the primary regulator valve 103, the control hydraulic pressure Pθ is
Generates line oil pressure PL according to the value of. As a result, the coil 108 is finally
By controlling the load current IL to L, the line oil pressure PL can be controlled arbitrarily. In addition,
The pressure regulating relationship in the primary regulator valve 103 is shown in equation (2). PL={F S1 + (B 2 − B 3 )P R +B 2 Pθ}/B 1 ...(2) Here, F S1 is the acting force of the spring 120, B 1
~ B3 is land 121 of spools 123 and 124,
The face area is 122,125. Also, P R
is the line oil pressure applied to lands 122 and 125 when manual valve 106 is in reverse range. On the other hand, with exactly the same configuration, a solenoid proportional valve
S A regulates the line oil pressure of the oil passage 153 to a desired constant pressure P B according to the command of the load current I A from the ECU 84, and connects the oil passage 15 to the back pressure chamber of the accumulator 107.
It is set to output to 4. As a result, the transient hydraulic pressure P B2 is controlled when the line hydraulic pressure PL is supplied to the brake B2 . The hydraulic pressure P B2 during operation of the accumulator 107 is determined by equation (3) depending on the back pressure P B as shown in the following equation. P B2 = F S4 + (C 1 − C 2 ) P B /C 1 ...(3) Here, F S4 is the acting force of the spring 136, C 1 ,
C 2 is the face area of the two lands of the accumulator piston 137. From the above equations (1) to (3), the line oil pressure and the oil pressure P B2 to the brake B 2 can be controlled independently and arbitrarily by the load currents I L and I A commanded from the ECU 84. ing. In addition, some explanation regarding the frictional engagement device will be provided. Here, brake B2 will be explained as a representative example. The signal pressure of the solenoid valve S2 acts on the port 126 of the 1-2 shift valve 104. Therefore, the spool 12 of the 1-2 shift valve 104
7 slides from right to left in the figure depending on whether the solenoid valve S2 is turned on or off. The sliding to the right is due to the force F S3 of the spring 128. At this time 1-
Ports 133 and 129 of the 2-shift valve 104 are connected. Line oil pressure PL from port 130 of manual valve 106 is connected to port 129.
(Drive) It is designed to work on the range.
That is, the spool 131 of the manual valve 106
Ports 130, 129, 1 at the D range selection position of
33 are connected. On the other hand, the port 133 is connected to the brake B2 via an oil passage 135 and a check valve 134. Therefore, in the D range, the line hydraulic pressure PL is supplied to and discharged from the brake B2 by turning the solenoid valve S2 ON and OFF. FIG. 6 shows a control flow in the apparatus of the above embodiment. In steps 201 to 203, the engine rotational speed Ne, the rotational speed N 0 of the output shaft 70 of the automatic transmission, and the throttle opening degree θ are read, respectively. In step 204, the turbine rotation speed (rotation speed of the turbine shaft 22A) N T is calculated from the product of the current gear ratio i B and the output shaft rotation speed N 0 . Also, in step 205, the engine rotational speed Ne and the turbine rotational speed N T
Find the speed ratio e from the quotient. Furthermore, the steps
At step 206, the torque ratio t is determined from this speed ratio e. The relationship between the speed ratio e and the torque ratio t can be determined, for example, as shown in FIG. In step 207, the engine torque Te is searched based on the engine rotational speed Ne and the throttle opening θ. An example of a map of this engine torque Te is shown in FIG. In step 208, the turbine torque T T is determined by the product of the engine torque Te and the torque ratio t. F in step 209 is a flag for flow control. If F=0, it is determined in step 210 whether the gear is being shifted or not, and if not, in step 211, the load current I A3 to the electromagnetic proportional valves S A and S L is determined from the type of gear and the turbine torque T T. , I L3 respectively. An example of this search relationship is shown in FIG. Here, the load currents I A3 and I L3 to the electromagnetic proportional valves S A and S L
I try to keep them equal. On the other hand, if it is determined in step 210 that there is a shift decision (here, the case where a power-on upshift decision has been made is representative), the shift output is performed in step 220, and the shift type and turbine torque T T are determined in step 222. Determine I A4 and I L4 depending on
An example of this is shown in FIG. Here again I A4 ,
I L4 can be the same value. I A4 and I L4 are set smaller than I A3 and I L3 , and the oil pressure is increased accordingly. This is a consideration to prevent slipping of the friction engagement device that is already engaged, since inertia torque is generated when shifting compared to when not shifting. If the start of the inertia phase (a period during which the rotating members of the automatic transmission change their rotational speeds for gear shifting) is determined in step 224 by establishing N T ≦N 0 ×I B , the gear shift is started in step 226. Determine I L5 by the type of and turbine torque T T. In this case, as shown in FIG. 10,
It is preferable that I L5 here be equal to I L4 in step 222. However, I A6 is set to a different value than I A4 in step 228.
Specifically, it is recommended to calculate it by I A4 +α(1/K-1)×I A4 . Here, K is a correction coefficient for the turbine rotation speed N T , and K = (current turbine rotation speed
N T /Turbine rotation speed at the start of inertia phase
N T0 ). Further, α is the N T correction strength coefficient, which is determined depending on the type of shift, the time during the inertia phase, and the throttle opening degree θ. As represented by shifting from 1st gear to 2nd gear,
From the start of the inertia phase until the predetermined time detected in step 230, the values shown in the left column of FIG. 11 are adopted, and after the predetermined time, the values shown in the right column of the same figure are adopted. . Then, I A6 in step 228 and I A7 in step 234 are determined according to the value of α using the above-mentioned formula. Note that the predetermined time in this step 230 is
It is detected depending on whether N T ≦N 0 ×i H +N 1 holds true. Here, i H is the gear ratio of the high gear stage. This predetermined time is qualitatively set to be slightly before the end of the shift. Step 232 has the same content as step 226. step 236
is a step for detecting the end of the shift based on whether or not the turbine rotational speed N T becomes smaller than the product of the high gear stage gear ratio i H multiplied by the output shaft rotational speed N 0 . Further, step 219 is a step for outputting I L and I A provided in each process. According to this embodiment, the accumulator back pressure can be set independently of the line oil pressure, so by lowering the accumulator back pressure especially near the end of the shift, the working oil pressure applied to the friction engagement device can be lowered. This makes it possible to reduce the shift shock accordingly. Also, by making the line oil pressure dependent on the turbine torque, completely independent of such control during gear shifting, it is now possible to maintain the oil pressure at the minimum required level at all times (see the solid line in Figure 12). ), and even if inertia torque is generated during gear shifting, the line oil pressure can be increased by the amount of increase in the inertia torque. (See the dashed line in the same figure). In addition, the first
FIG. 2 shows a graph in which the turbine torque at the time of shifting from the first gear to the second gear is converted to the clutch C1 . As a result, unnecessary power loss during non-shifting can be avoided, and the amount of lubrication and flow rate of the cooler can be minimized. Furthermore, it is possible to freely control the transient hydraulic pressure of the frictional engagement device that is about to be engaged without causing slippage in the frictional engagement device that is currently engaged during gearshifting, thereby reducing the shock during gearshifting. Can be made smaller. In addition, although the above-mentioned embodiment has been explained by taking the shift from the first gear to the second gear as an example, it is obvious that the present invention can be similarly applied to shifting to other gears. .
以上説明した通り、本発明によれば、ライン油
圧を常に必要最小限の油圧に制御すると共に、変
速時には係合状態にある摩擦係合装置に滑りが生
じないようにライン油圧の増大制御を可能としな
がら、一方でアキユムレータ背圧を変速中の所定
時期から自由に低減させることができ、その結果
燃費の向上を図りながら変速時のシヨツクを極め
て小さくすることができるようになるという優れ
た効果が得られる。
As explained above, according to the present invention, the line oil pressure is always controlled to the minimum necessary oil pressure, and at the same time, it is possible to increase the line oil pressure so that the friction engagement device that is in the engaged state does not slip when changing gears. However, on the other hand, it is possible to freely reduce the back pressure of the accumulator at a predetermined time during gear shifting, and as a result, it has the excellent effect of making it possible to extremely minimize the shock during gear shifting while improving fuel efficiency. can get.
第１図は、本発明の要旨を示すブロツク図、第
２図は、本発明に係る自動変速機の油圧制御装置
の実施例が適用された車両用自動変速機の全体ス
ケルトン図、第３図は、上記自動変速機での摩擦
係合装置の作動状態を示す線図、第４図は、同じ
く制御系の入出力関係を示す線図、第５図は、同
じく油圧制御装置の要部油圧回路図、第６図は、
上記実施例で用いられている制御フローを示す流
れ図、第７図及び第８図は、それぞれトルク比
ｔ、エンジントルクTeのマツプの例を示す線図、
第９図及び第１０図は、それぞれ負荷電流を求め
るためのマツプの例を示す線図、第１１図は、
NT補正強度係数αのマツプの例を示す線図、第
１２図は、上記実施例の効果を定性的に示すため
のスロツトル開度に対するクラツチC1換算トル
クの例を示す線図である。
４０……オーバードライブ機構、６０……アン
ダードライブ機構、８４……ECU、８６……油
圧制御回路、SA，SL……電磁比例弁、１０３…
…プライマリレギユレータバルブ、１０７……ア
キユムレータ。
FIG. 1 is a block diagram showing the gist of the present invention, FIG. 2 is an overall skeleton diagram of a vehicle automatic transmission to which an embodiment of the automatic transmission hydraulic control device according to the present invention is applied, and FIG. 4 is a diagram showing the operating state of the frictional engagement device in the automatic transmission, FIG. 4 is a diagram showing the input/output relationship of the control system, and FIG. 5 is a diagram showing the hydraulic pressure of the main parts of the hydraulic control system. The circuit diagram, Figure 6, is
Flowcharts showing the control flow used in the above embodiment, FIGS. 7 and 8 are diagrams showing examples of maps of torque ratio t and engine torque Te, respectively.
Figures 9 and 10 are diagrams showing examples of maps for determining load current, respectively, and Figure 11 is
FIG. 12 is a diagram showing an example of a map of the N T correction strength coefficient α, and is a diagram showing an example of the clutch C 1 converted torque with respect to the throttle opening to qualitatively show the effect of the above embodiment. 40... Overdrive mechanism, 60... Underdrive mechanism, 84... ECU, 86... Hydraulic control circuit, S A , S L ... Solenoid proportional valve, 103...
...Primary regulator valve, 107...Accumulator.
Claims (1)
圧によつて摩擦係合装置の係合状態を切換え、自
動変速機の変速段を切換えるようにすると共に、
前記摩擦係合装置に前記ライン油圧を導く際に、
アキユムレータによつて油圧の上昇を一時的に制
御するようにした自動変速機の油圧制御装置にお
いて、 変速中か非変速中かを判断する手段と、 前記ライン油圧を、変速時には非変速時に比べ
て高い油圧に調圧・制御するライン油圧制御手段
と、 変速中における所定時期を検出する手段と、 前記アキユムレータの特性を決定する背圧を、
前記所定時期の後では該所定時期の前に比べて低
い油圧に調圧・制御する背圧制御手段と、 を備えたことを特徴とする自動変速機の油圧制御
装置。 ２ 前記ライン油圧を前記ライン油圧制御手段に
よつてタービントルクに依存して調圧・制御する
特許請求の範囲第１項に記載の自動変速機の油圧
制御装置。[Scope of Claims] 1. The engagement state of the frictional engagement device is switched by the line hydraulic pressure adjusted from the basic hydraulic pressure of the oil pump, and the gear stage of the automatic transmission is switched,
When introducing the line hydraulic pressure to the frictional engagement device,
A hydraulic control device for an automatic transmission in which an increase in hydraulic pressure is temporarily controlled by an accumulator, comprising: a means for determining whether a gear is being shifted or not; and a means for determining whether a gear is being shifted or not; A line oil pressure control means for adjusting and controlling the oil pressure to a high oil pressure, a means for detecting a predetermined timing during gear shifting, and a back pressure that determines the characteristics of the accumulator.
A hydraulic control device for an automatic transmission, comprising: back pressure control means for adjusting and controlling the hydraulic pressure to be lower after the predetermined period than before the predetermined period. 2. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the line hydraulic pressure is regulated and controlled by the line hydraulic pressure control means depending on turbine torque.
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|---|---|---|---|
| JP61096417A JPS62255645A (en) | 1986-04-25 | 1986-04-25 | Hydraulic controller for automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
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| JP61096417A JPS62255645A (en) | 1986-04-25 | 1986-04-25 | Hydraulic controller for automatic transmission |
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|---|---|
| JPS62255645A JPS62255645A (en) | 1987-11-07 |
| JPH054545B2 true JPH054545B2 (en) | 1993-01-20 |
Family
ID=14164396
Family Applications (1)
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| JP61096417A Granted JPS62255645A (en) | 1986-04-25 | 1986-04-25 | Hydraulic controller for automatic transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
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|---|---|
| JPS62255645A (en) | 1987-11-07 |
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