JPH06100266B2 - Line pressure control device for automatic transmission - Google Patents
Line pressure control device for automatic transmissionInfo
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- JPH06100266B2 JPH06100266B2 JP61020212A JP2021286A JPH06100266B2 JP H06100266 B2 JPH06100266 B2 JP H06100266B2 JP 61020212 A JP61020212 A JP 61020212A JP 2021286 A JP2021286 A JP 2021286A JP H06100266 B2 JPH06100266 B2 JP H06100266B2
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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変速制御に用いられるライン圧を
制御するための装置に関するものである。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a device for controlling a line pressure used for shift control of an automatic transmission.
(従来の技術) 自動変速機は、オイルポンプからのオイルをレギュレー
タバルブにより調圧して得られるライン圧で各種摩擦要
素(クラッチ、ブレーキ等)を選択的に作動させること
により動力伝達経路を決定し、所定変速段を得る(変速
する)よう構成する。(Prior Art) An automatic transmission determines a power transmission path by selectively operating various friction elements (clutch, brake, etc.) with a line pressure obtained by adjusting the oil from an oil pump with a regulator valve. , A predetermined shift speed is obtained (shifted).
ところで、作動される摩擦要素の要求締結容量はエンジ
ン出力トルクに比例し、従ってライン圧は第9図に示す
如くエンジン出力トルクに比例して高くなるようこれに
応じた値であるを要する。さもなくば、ライン圧が高過
ぎてこれにより作動される摩擦要素の締結容量が要求値
より大きい場合、変速ショックの問題を生じ、逆にライ
ン圧が低過ぎてこれにより作動される摩擦要素の締結容
量が要求値より小さい場合,摩擦要素の滑りによってそ
の焼付きや伝動ロスの問題を生ずる。又、ライン圧の高
過ぎは上記オイルポンプの駆動負荷を不必要に大きく
し、これを駆動するエンジンの燃費を悪くする原因とも
なる。By the way, the required engagement capacity of the friction element to be operated is proportional to the engine output torque, so that the line pressure needs to have a value corresponding to it so as to increase in proportion to the engine output torque as shown in FIG. Otherwise, if the line pressure is too high and the engagement capacity of the friction element operated by this is larger than the required value, a shift shock problem will occur, and conversely the line pressure will be too low and the friction element operated by this will be If the fastening capacity is smaller than the required value, sliding of the friction element causes seizure and transmission loss. Further, if the line pressure is too high, the driving load of the oil pump is unnecessarily increased, and the fuel consumption of the engine that drives the oil pump is deteriorated.
よって自動変速機は、エンジン出力トルクに相当した圧
力を造り出し、これを前記レギュレータバルブに導びい
て、このレキャレータバルブがライン圧をエンジン出力
トルクに比例した値となし得るようにしている。Therefore, the automatic transmission creates a pressure corresponding to the engine output torque and guides it to the regulator valve so that the recuperator valve can set the line pressure to a value proportional to the engine output torque.
しかして、エンジン出力トルク相当圧を造り出す装置と
しては従来、エンジン吸入負圧又はエンジンスロットル
開度がエンジン出力トルクを概ね代表し得ることから、
エンジン吸入負圧又はエンジンスロットル開度に対応し
た圧力を造り出し、これをエンジン出力トルク相当圧と
して出力するものが一般的に実用されてきた。Therefore, as a device for producing a pressure equivalent to the engine output torque, conventionally, the engine intake negative pressure or the engine throttle opening can generally represent the engine output torque.
It has been generally practiced to create a pressure corresponding to an engine suction negative pressure or an engine throttle opening degree and output the pressure as an engine output torque equivalent pressure.
(発明が解決しようとする問題点) この場合、ライン圧は第10図(a)又は同図(b)の如
くエンジン吸入負圧又はエンジンスロットル開度に比例
したものとなる。しかし、エンジン吸入負圧は第11図
(a)に示す如く必ずしもエンジン出力トルクに比例し
ておらず、又エンジンスロットル開度も同図(b)の如
くエンジン出力トルクに必ずしも比例していない。よっ
て、第10図(a),(b)のライン圧特性が必ずしもエ
ンジン出力トルクとの関係を示しているとは言えず、ラ
イン圧をエンジン出力トルクに確実に比例した値にする
ことができなかった。(Problems to be Solved by the Invention) In this case, the line pressure is proportional to the engine suction negative pressure or the engine throttle opening as shown in FIG. 10 (a) or FIG. 10 (b). However, the engine suction negative pressure is not always proportional to the engine output torque as shown in FIG. 11 (a), and the engine throttle opening is not necessarily proportional to the engine output torque as shown in FIG. 11 (b). Therefore, it cannot be said that the line pressure characteristics in FIGS. 10 (a) and 10 (b) necessarily show the relationship with the engine output torque, and it is possible to make the line pressure a value that is surely proportional to the engine output torque. There wasn't.
これがため従来は、ライン圧が高過ぎて変速ショックを
生じると共にエンジンの燃費を悪化させたり、ライン圧
が低過ぎて摩擦要素の焼付きや伝動ロスを生じる前記の
問題が不可避であった。For this reason, conventionally, the line pressure is too high to cause shift shock and the fuel efficiency of the engine is deteriorated, and the line pressure is too low to cause seizure of frictional elements or transmission loss, which is unavoidable.
(問題点を解決するための手段) 本発明は、ロックアップクラッチを内蔵して、該ロック
アップクラッチの両側におけるコンバータ室及びロック
アップ制御室の圧力差に応じ該ロックアップクラッチを
締結させることによりトルクコンバータ入出力要素間の
スリップを制限可能で、 前記ロックアップクラッチ及びトルクコンバータ出力要
素間の相対回転に応動してトルクコンバータ出力要素の
発生トルクが増大するにつれ開度減少する可変オリフィ
スを介し、ロックアップ制御室をコンバータ室に通じさ
せることにより、該ロックアップ制御室の圧力を加減し
て、ロックアップクラッチの伝達トルクとトルクコンバ
ータ出力要素の発生トルクとを所定比に保つようにした
スリップ制御式トルクコンバータを具え、 レギュレータバルブで調圧されたライン圧により変速制
御され、前記トルクコンバータを介し入力されたエンジ
ン出力トルクを選択変速段のギヤ比で変速するようにし
た自動変速機の場合、 上記圧力差がエンジン出力トルクに比例するとの事実を
認識し、 前記コンバータ室の圧力及びロックアップ制御室の圧力
を夫々、同じ受圧面積の受圧面に向い合わせに印加され
て、コンバータ室圧力及びロックアップ制御室圧力の差
で表されるエンジン出力トルクに比例したエンジントル
ク圧を作り出す差圧応答弁を設け、 この差圧応答弁からのエンジントルク圧を、該エンジン
トルク圧の増大につれライン圧が上昇されるよう、前記
レギュレータバルブに作用させるよう構成したものであ
る。(Means for Solving Problems) According to the present invention, a lock-up clutch is built in, and the lock-up clutch is engaged according to the pressure difference between the converter chamber and the lock-up control chamber on both sides of the lock-up clutch. A slip between torque converter input / output elements can be limited, through a variable orifice whose opening decreases as the generated torque of the torque converter output element increases in response to relative rotation between the lockup clutch and the torque converter output element, A slip control in which the lock-up control chamber is communicated with the converter chamber to adjust the pressure in the lock-up control chamber to maintain the transfer torque of the lock-up clutch and the torque generated by the torque converter output element at a predetermined ratio. With a torque converter, regulator valve regulates pressure In the case of an automatic transmission in which the shift control is performed by the line pressure controlled and the engine output torque input through the torque converter is shifted at the gear ratio of the selected shift stage, the pressure difference is proportional to the engine output torque. Recognizing the fact, the engine is expressed by the difference between the converter chamber pressure and the lock-up control chamber pressure by applying the pressure in the converter chamber and the pressure in the lock-up control chamber, respectively, facing each other to the pressure-receiving surface having the same pressure-receiving area. A differential pressure responsive valve that produces an engine torque pressure proportional to the output torque is provided, and the engine torque pressure from the differential pressure responsive valve acts on the regulator valve so that the line pressure rises as the engine torque pressure increases. It is configured as follows.
(作 用) トルクコンバータは、ロックアップ制御室の圧力を、ロ
ックアップクラッチ及びトルクコンバータ出力要素間の
相対回転に応動する可変オリフィスにより加減され、こ
れとコンバータ室における圧力との圧力差に応じロック
アップクラッチが締結されることで、ロックアップクラ
ッチの伝達トルクとトルクコンバータ出力要素の発生ト
ルクとが所定比に保たれるようスリップ制御される。(Operation) In the torque converter, the pressure in the lock-up control chamber is adjusted by the variable orifice that responds to the relative rotation between the lock-up clutch and the torque converter output element, and is locked according to the pressure difference between this and the pressure in the converter chamber. By engaging the up clutch, slip control is performed so that the transmission torque of the lock up clutch and the torque generated by the torque converter output element are maintained at a predetermined ratio.
このトルクコンバータを経てエンジン出力トルクを入力
される自動変速機は、レギュレータバルブで調圧された
ライン圧により変速制御され、選択変速段のギヤ比に応
じて入力トルクを変速する。この間、差圧応答弁は上記
圧力差に応動し、エンジン出力トルクに比例したエンジ
ントルク圧を出力し、これをレギュレータバルブに印加
して自動変速機のライン圧制御に供する。The automatic transmission, to which the engine output torque is input via the torque converter, is shift-controlled by the line pressure regulated by the regulator valve, and shifts the input torque according to the gear ratio of the selected shift stage. During this period, the differential pressure response valve responds to the pressure difference, outputs an engine torque pressure proportional to the engine output torque, and applies this to the regulator valve for use in line pressure control of the automatic transmission.
ところで上記圧力差がエンジン出力トルクを表すことか
ら、差圧応答弁が出力するエンジントルク圧もエンジン
出力トルクに正確に比例し、自動変速機のライン圧制御
を正確に遂行させることができる。しかも前記エンジン
トルク圧は、エンジン本体側で設定するのではなく、制
御対象である自動変速機側で、該自動変速機の入力トル
クに基づいて設定される為、自動変速機のライン圧制御
を一層正確に行わせることができる。Since the pressure difference represents the engine output torque, the engine torque pressure output by the differential pressure response valve is also accurately proportional to the engine output torque, and the line pressure control of the automatic transmission can be accurately performed. Moreover, since the engine torque pressure is not set on the engine body side but is set on the automatic transmission side to be controlled based on the input torque of the automatic transmission, the line pressure control of the automatic transmission is performed. It can be done more accurately.
(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。(Example) Hereinafter, the Example of this invention is described in detail based on drawing.
第1図は本発明ライン圧制御装置を具えた自動変速機の
変速制御油圧回路を、又第2図は同自動変速機の変速歯
車列を夫々示す。FIG. 1 shows a shift control hydraulic circuit of an automatic transmission equipped with the line pressure control device of the present invention, and FIG. 2 shows a shift gear train of the same automatic transmission.
先ず第2図の変速歯車列を説明するに、これはスリップ
制御式トルクコンバータ1を介してエンジン出力軸Eか
らのエンジン出力トルクを入力される入力軸Iと、車両
のディファレンシャルギヤを駆動するファイナルドライ
ブ装置に駆動結合された出力軸Oとを具え、これら入出
力軸間に以下の歯車変速機構及び摩擦要素を介在させて
構成し、入力軸Iからの動力を変速して出力軸Oより出
力することにより車両を走行させる。First, the transmission gear train of FIG. 2 will be described. This is a final drive that drives an input shaft I to which the engine output torque from the engine output shaft E is input via a slip control type torque converter 1 and a differential gear of the vehicle. And an output shaft O drivingly connected to the drive device, and the following gear speed change mechanism and friction element are interposed between these input and output shafts to shift the power from the input shaft I and output from the output shaft O. To drive the vehicle.
歯車変速機構及び各種摩擦要素は、第1遊星歯車組G1、
第2遊星歯車組G2、ハイアンドリバースクラッチH&R/
C、フォワードクラッチF/C、バンドブレーキB、ローア
ンドリバースブレーキL&R/B、及びワンウェイクラッ
チOWCを有している。第1遊星歯車組G1は、サンギアS1
と、インターナルギアR1と、両ギアS1及びR1と同時にか
み合うピニオンギアP1を支持するキャリアPC1とから構
成されており、また遊星歯車組G2は、サンギアS2と、イ
ンターナルギアR2と、両ギアS2及びR2と同時にかみ合う
ピニオンギアP2を支持するキャリアPC2とから構成され
ている。キャリアPC1は出力軸Oと連結されており、サ
ンギアS1はハイアンドリバースクラッチH&R/Cを介し
て入力軸Iと連結可能であり、またインターナルギアR1
はフォワードクラッチF/Cを介して入力軸Iと連結可能
である。インターナルギヤR2は出力軸Oに連結されてお
り、またサンギアS2はサンギアS1に連結されている。キ
ャリアPC2はワンウェンクラッチOWCによって一回転方向
に常に固定されており、またローアンドリバースブレー
キL&R/Bによって両回転方向に固定可能としてある。
バンドブレーキBはサンギアS1及びS2を固定可能であ
る。このバンドブレーキBはサーボアプライ室S/A及び
これよりも作用面積の大きいサーボレリーズ室S/Rに作
用する油圧によって作動する。すなわち、サーボアプラ
イ室S/Aに油圧が作用するとバンドブレーキBは締結さ
れ、またサーボレリーズ室S/Rに油圧が作用するとサー
ボアプライ室S/Aの油圧の有無にかかわらずバンドブレ
ーキBは解放される。The gear transmission mechanism and various friction elements are composed of the first planetary gear set G 1 ,
Second planetary gear set G 2 , high and reverse clutch H & R /
C, forward clutch F / C, band brake B, low and reverse brake L & R / B, and one-way clutch OWC. The first planetary gear set G 1 is the sun gear S 1
When a internal gear R 1, is composed from both gears S 1 and R 1 carrier PC 1 which supports the pinion gear P 1 that meshes simultaneously, also the planetary gear set G 2 is a sun gear S 2, internal gear R 2 and a carrier PC 2 that supports a pinion gear P 2 that meshes with both gears S 2 and R 2 at the same time. The carrier PC 1 is connected to the output shaft O, the sun gear S 1 can be connected to the input shaft I via the high and reverse clutch H & R / C, and the internal gear R 1
Can be connected to the input shaft I via the forward clutch F / C. The internal gear R 2 is connected to the output shaft O, and the sun gear S 2 is connected to the sun gear S 1 . The carrier PC 2 is always fixed in one rotation direction by a one-way clutch OWC, and can be fixed in both rotation directions by a low and reverse brake L & R / B.
The band brake B can fix the sun gears S 1 and S 2 . The band brake B is actuated by the hydraulic pressure acting on the servo apply chamber S / A and the servo release chamber S / R having a larger operating area. That is, when the hydraulic pressure acts on the servo apply chamber S / A, the band brake B is engaged, and when the hydraulic pressure acts on the servo release chamber S / R, the band brake B is released regardless of the hydraulic pressure in the servo apply chamber S / A. To be done.
上記動力伝達機構は、ハイアンドリバースクラッチH&
R/C、フォワードクラッチF/C、バンドブレーキB及びロ
ーアンドリバースブレーキL&R/B(ワンウェイクラッ
チOWC)を種々の組み合わせで作動させることによって
遊星歯車組G1及びG2の各要素(S1,S2,R1,R2,PC1及びP
C2)の回転状態を変えることができ、これによって入力
軸Iの回転速度に対する出力軸Oの回転速度を種々変え
ることができる。クラッチ及びブレーキを下表のような
組み合わせで作動させることにより、前進3速後退1速
を得ることができる。The power transmission mechanism is a high and reverse clutch H &
By operating the R / C, the forward clutch F / C, the band brake B, and the low-and-reverse brake L & R / B (one-way clutch OWC) in various combinations, each element of the planetary gear set G 1 and G 2 (S 1 , S 2 , R 1 , R 2 , PC 1 and P
The rotation state of C 2 ) can be changed, and thus the rotation speed of the output shaft O with respect to the rotation speed of the input shaft I can be variously changed. By operating the clutches and brakes in the combinations shown in the table below, the forward 3rd speed and the reverse 1st speed can be obtained.
なお、上表中○印は作動しているクラッチ及びブレーキ
を示す。また、L&R/Bの下に(OWC)と表示してあるの
は、ローアンドリバースブレーキL&R/Bを作動させな
い場合でもワンウェイクラッチOWCによって第1速が得
られることを示している。ただし、この場合の第1速で
は、出力軸O側から駆動することができない(すなわ
ち、エンジンブレーキが効かない)。また、バンドブレ
ーキBの欄の下部には、サーボアプライ室S/A及びサー
ボレリーズ室S/Rへの油圧の供給状態を示してある。 The circles in the above table indicate the operating clutches and brakes. Further, (OWC) is displayed below L & R / B indicates that the one-way clutch OWC can obtain the first speed even when the low and reverse brake L & R / B is not operated. However, in the first speed in this case, the drive cannot be performed from the output shaft O side (that is, the engine braking does not work). In the lower part of the column of band brake B, the supply state of hydraulic pressure to the servo apply chamber S / A and the servo release chamber S / R is shown.
スリップ制御式トルクコンバータ1は第1図に明示する
ようにポンプインペラ(トルクコンバータ入力要素)2
と、タービンランナ(トルクコンバータ出力要素)3
と、ステータ4とで主に構成する。ポンプインペラ2は
これに溶接したコンバータカバー5を介してエンジンク
ランクシャフトE(第2図参照)に駆動結合し、エンジ
ン運転中これにより常時駆動されているものとする。ポ
ンプインペラ2には更に中空のポンプ駆動軸6を溶接
し、この軸を介しポンプO/Pをエンジン運転中これによ
り常時駆動する。The slip control type torque converter 1 has a pump impeller (torque converter input element) 2 as shown in FIG.
And turbine runner (torque converter output element) 3
And the stator 4 mainly. It is assumed that the pump impeller 2 is drivingly connected to the engine crankshaft E (see FIG. 2) via the converter cover 5 welded to the pump impeller 2 and is constantly driven by the engine crankshaft E (see FIG. 2) during operation. A hollow pump drive shaft 6 is further welded to the pump impeller 2, and the pump O / P is constantly driven by this shaft during operation of the engine.
タービンランナ3はその内周縁部にリベット8により鋲
着したタービンハブ9を具え、これを介してタービンラ
ンナ3をスリーブ10上に摺動自在に嵌合し、このスリー
ブ10を第2図中の入力軸Iとして機能するトルクコンバ
ータ出力軸11に軸方向へ移動しないようスプライン結合
して該出力軸11の一部となす。タービンハブ9及びスリ
ーブ10に夫々、互に向い合って半径方向外方へ延在する
フランジ9a,10aを一体に形成し、これらフランジを相互
に摺動自在に嵌合して両者間に圧力室12を画成する。フ
ランジ9a,10aの対向面に夫々ボール溝13,14を形成し、
これらボール溝13,14はトルクコンバータ出力軸11を中
心とする半径Rの円弧に沿って延在させると共に、相互
に対向させる。更に、ボール溝13,14の底面13a,14aは相
互に平行となすも、夫々を第3図に明示する如くフラン
ジ9a,10aの回転面に対しθの角度だけ傾斜させ、これら
ボール溝底面13a,14a間に介在させてボール溝13,14間に
共通な1個のボール15を挟圧することでカム機構を構成
する。The turbine runner 3 has a turbine hub 9 secured to the inner peripheral edge thereof by a rivet 8, and the turbine runner 3 is slidably fitted onto a sleeve 10 through which the sleeve 10 is shown in FIG. The torque converter output shaft 11 functioning as the input shaft I is spline-coupled so as not to move in the axial direction to form a part of the output shaft 11. The turbine hub 9 and the sleeve 10 are integrally formed with flanges 9a and 10a that face each other and extend outward in the radial direction. Define twelve. Ball grooves 13 and 14 are formed on the facing surfaces of the flanges 9a and 10a, respectively,
These ball grooves 13 and 14 extend along an arc having a radius R centered on the torque converter output shaft 11 and face each other. Further, although the bottom surfaces 13a and 14a of the ball grooves 13 and 14 are parallel to each other, the bottom surfaces 13a and 14a of each of the flanges 9a and 10a are inclined by an angle of θ with respect to the rotation surfaces of the flanges 9a and 10a as clearly shown in FIG. The cam mechanism is constructed by interposing one common ball 15 between the ball grooves 13 and 14 with the ball 15 interposed therebetween.
スリーブ10上には別のロックアップクラッチ16を摺動自
在に嵌合し、該ロックアップクラッチ16がその外周部ク
ラッチフェーシング16aをコンバータカバー5に圧接す
る時両者間にコンバータ室17から隔絶されたロックアッ
プ制御室18が生ずるようにする。ロックアップ制御室18
はスリーブ10に形成した孔10b,10cにより圧力室12に常
時連通させると共に、スリーブ10の孔10b,10d及びター
ビンハブ9に形成した軸方向スリット9bによりコンバー
タ室17に通じさせる。なお、スリット9b及び孔10dはそ
のオーバーラップ量により第4図に斜線で示す開度を変
更される可変オリフィス19を構成し、該可変オリフィス
はその開度に応じコンバータ室17及びロックアップ制御
室18間の連通度を加減する。尚、前記孔10cには、ロッ
クアップ制御室18の油圧を圧力室12にフィードバックす
る際の定常安定性の向上及びステップ応答時等のハンチ
ング防止の為にオリフィスを形成することも可能であ
る。Another lockup clutch 16 is slidably fitted on the sleeve 10, and when the lockup clutch 16 presses its outer peripheral clutch facing 16a against the converter cover 5, the lockup clutch 16 is isolated from the converter chamber 17 between them. A lock-up control room 18 is created. Lockup control room 18
Is always communicated with the pressure chamber 12 through the holes 10b and 10c formed in the sleeve 10, and is communicated with the converter chamber 17 through the holes 10b and 10d of the sleeve 10 and the axial slit 9b formed in the turbine hub 9. The slit 9b and the hole 10d constitute a variable orifice 19 whose opening degree is shaded in FIG. 4 depending on the overlapping amount thereof, and the variable orifice 19 has a converter chamber 17 and a lockup control chamber according to the opening degree. Increase or decrease the degree of communication between 18 An orifice may be formed in the hole 10c to improve steady-state stability when the hydraulic pressure of the lockup control chamber 18 is fed back to the pressure chamber 12 and to prevent hunting during step response.
ロックアップクラッチ16には更にL字形断面の環状部材
20を固着し、その遊端縁に形成した歯20aとフランジ10a
の外周縁に形成した歯10eとを噛合させることにより、
ロックアップクラッチ16をスリーブ10に軸方向相対移動
可能に駆動結合する。The lock-up clutch 16 further includes an annular member having an L-shaped cross section.
Tooth 20a and flange 10a formed by fixing 20 to the free edge
By meshing with the teeth 10e formed on the outer peripheral edge of
A lockup clutch (16) is drivingly connected to the sleeve (10) so as to be movable in the axial direction.
又、トルクコンバータ1の前記ステータ4は一方向クラ
ッチ21を介して中空固定軸22上に置き、この軸22とポン
プ駆動軸6及びトルクコンバータ出力軸11との間に夫々
環状通路23,24を設定する。環状通路23には前記オイル
ポンプO/Pからの作動油をライン圧Plに調圧するレギュ
レータバルブ31からの余剰油を導びき、この作動油を環
状通路24より排除するが、この間その後の作動油通路中
に設けられた保圧弁等によりトルクコンバータ1内、即
ちコンバータ室17内は一定の圧力(コンバータ室圧)Pc
に保たれている。The stator 4 of the torque converter 1 is placed on a hollow fixed shaft 22 via a one-way clutch 21, and annular passages 23, 24 are respectively provided between the shaft 22 and the pump drive shaft 6 and the torque converter output shaft 11. Set. The excess oil from the regulator valve 31 that regulates the hydraulic oil from the oil pump O / P to the line pressure Pl is guided to the annular passage 23, and this hydraulic oil is removed from the annular passage 24, but during that time, A constant pressure (converter chamber pressure) Pc is maintained in the torque converter 1, that is, in the converter chamber 17 by a pressure maintaining valve or the like provided in the passage.
Is kept at.
又、ロックアップ制御室18はトルクコンバータ出力軸11
の中空孔11aを経てスリップ制御弁25の連絡ポート25aに
通じさせ、この制御弁をスプール25b、これを図中右向
きに付勢するばね25cで構成する。スリップ制御弁25は
室25dに供給される車速相当のガバナ圧PGに応じスプー
ル25bを移動され、連絡ポート25aを入口ポート25e、固
定オリフィス26付のドレンポート25fに選択的に連通さ
せるよう機能してトルクコンバータをスリップ制御する
か否かを判定し、入口ポート25eには前記コンバータ室
圧Pcを導びく。Further, the lockup control chamber 18 has a torque converter output shaft 11
The slip control valve 25 is made to communicate with the communication port 25a through the hollow hole 11a, and this control valve is composed of a spool 25b and a spring 25c for urging the spool 25b to the right in the figure. The slip control valve 25 functions to move the spool 25b according to the governor pressure P G corresponding to the vehicle speed supplied to the chamber 25d, and selectively connect the communication port 25a to the inlet port 25e and the drain port 25f with the fixed orifice 26. Then, it is determined whether or not the torque converter is slip controlled, and the converter chamber pressure Pc is introduced to the inlet port 25e.
上述の構成としたスリップ制御式トルクコンバータの作
用を次に説明する。The operation of the slip control type torque converter configured as described above will be described below.
車速が低く、例えば第5図中V1(15km/h)以下のコンバ
ータ領域Aの時、ここに対応するガバナ圧PGがスプール
25bをばね25cに抗し押動し得ず、ロックアップ制御弁25
は第1図中上半部状態を保つ。この場合、コンバータ室
圧Pcがポート25e,25a及び中空孔11aを経てロックアップ
制御室18に供給され、この室18におけるロックアップ制
御圧PLがコンバータ室17と同圧にされるから、ロックア
ップクラッチ16は第1図に示す解放位置を保ち、トルク
コンバータをコンバータ状態で作動させる。即ち、エン
ジン駆動されるポンプインペラ2は作動油をタービンラ
ンナ3に向かわせ、この作動油はその後ステータ4を経
てポンプインペラ2に戻る。この間、作動油はタービン
ライナ3をステータ4による反力下でトルク増大しつつ
回転させ、この回転動力をタービンハブ9、ボール15及
びスリーブ10を経てトルクコンバータ出力軸11より取出
すことができる。When the vehicle speed is low, for example, when the converter area A is V 1 (15 km / h) or less in FIG. 5, the governor pressure P G corresponding to this is the spool.
25b cannot be pushed against the spring 25c and the lock-up control valve 25
Keeps the upper half state in FIG. In this case, the converter chamber pressure Pc is supplied to the lockup control chamber 18 via the ports 25e, 25a and the hollow hole 11a, and the lockup control pressure P L in this chamber 18 is made equal to that of the converter chamber 17, so that the lock The up clutch 16 maintains the disengaged position shown in FIG. 1 and operates the torque converter in the converter state. That is, the engine-driven pump impeller 2 directs hydraulic oil to the turbine runner 3, and this hydraulic oil then returns to the pump impeller 2 via the stator 4. During this time, the hydraulic oil rotates the turbine liner 3 while increasing the torque under the reaction force of the stator 4, and the rotational power can be taken out from the torque converter output shaft 11 via the turbine hub 9, the ball 15 and the sleeve 10.
一方、車速が高く、例えば第5図中V1以上のスリップ制
御領域Bの時、これに対応する高いガバナ圧PGがスプー
ル25bをばね25cに抗して押動することができ、スリップ
制御弁25は第1図中下半部状態となる。この場合ロック
アップ制御室18内の圧力PLは固定オリフィス26を経て抜
取られる一方、可変オリフィス19を経てコンバータ室17
からの圧力PCの補充を受ける。かくて、この間ロックア
ップ制御室18内の圧力PLは可変オリフィス19の開度によ
り決定され、この圧力PLに応じた度合でロックアップク
ラッチ16はすべりながらコンバータカバー5に摩擦継合
し、トルクコンバータ1を以下のスリップ制御状態で機
能させる。On the other hand, when the vehicle speed is high, for example, in the slip control region B of V 1 or more in FIG. 5, the corresponding high governor pressure P G can push the spool 25b against the spring 25c, and the slip control can be performed. The valve 25 is in the lower half state in FIG. In this case, the pressure P L in the lockup control chamber 18 is extracted via the fixed orifice 26, while the pressure P L is extracted via the variable orifice 19 into the converter chamber 17
Receive replenishment of pressure P C from. Thus, during this period, the pressure P L in the lockup control chamber 18 is determined by the opening degree of the variable orifice 19, and the lockup clutch 16 slides and frictionally joins to the converter cover 5 at a degree corresponding to the pressure P L. The torque converter 1 is made to function in the following slip control states.
ここで、タービンハブ9に作用する力を考察するに、こ
れとボール15との間の摩擦力が軽微であるから、これを
無視すると、タービンハブ9には第3図に示す如くその
発生トルクTTによる力FTと、コンバータ室圧PC及びロッ
クアップ制御圧PLの圧力差が室12内でタービンハブ9の
受圧面積Sに作用して生ずる力FLとが加わり、ボール15
が抗力Nを持ってこれら力の合力と釣合う。ところで、
上記FT,FLは夫々FT=TT/R…(1)、FL=(PC-PL)×S
…(2)で表わされ、又上記釣合状態ではFT,FLは夫々F
T=Nsinθ、FL=Ncosθでも表わされるから、FL tan θ
=FT…(3)の関係式が求まる。Here, considering the force acting on the turbine hub 9, since the frictional force between this and the ball 15 is slight, ignoring this, the turbine hub 9 produces the generated torque as shown in FIG. The force F T generated by T T and the force F L generated by the pressure difference between the converter chamber pressure P C and the lockup control pressure P L acting on the pressure receiving area S of the turbine hub 9 in the chamber 12 are added, and the ball 15
Has a drag force N and balances the resultant force. by the way,
The above F T and F L are respectively F T = T T / R ... (1), F L = (P C -P L ) × S
... (2), and in the above-mentioned balanced state, F T and F L are F
T = Nsinθ, because represented even F L = Ncosθ, F L tan θ
= F T The relational expression of (3) is obtained.
ロックアップクラッチ16の伝達トルクTLについては、そ
の受圧面積及び半径で決まる定数をKとすると、TL=K
(PC-PL)…(4)の式で表わされ、この式と前記
(1)〜(3)式とから が求まり、結果としてTLとTTとの間には の関係式が成立する。この式中、K,S,R,θは固定値であ
るから、上式の は定数であり、これをKと置換えると、上式は TL=K×TT……(5) となる。Regarding the transmission torque T L of the lockup clutch 16, if the constant determined by the pressure receiving area and radius is K, then T L = K
(P C -P L ) ... represented by the equation (4), and from this equation and the above equations (1) to (3) And the result is that between T L and T T The relational expression of is established. In this equation, K, S, R, and θ are fixed values, so Is a constant, and if this is replaced with K, the above equation becomes T L = K × T T (5).
上記(5)式から、ロックアップクラッチの伝達トルク
TLとタービンランナ3の発生トルクTTは一定の比でバラ
ンスしていることが判る。From the above formula (5), the transmission torque of the lockup clutch
It can be seen that T L and the torque T T generated by the turbine runner 3 are balanced at a constant ratio.
この釣合状態から、タービントルクTTが大きくなると、
第3図においてボール15が下方に移動され、ボール溝底
面13a,14aとのカム作用によりタービンハブ9はこの図
中右方に軸方向移動される。この軸方向移動は第4図に
おいてスリット9bを点線矢印方向に変位させ、可変オリ
フィス19の開度を減少させる。これによりこの可変オリ
フィス19を経てコンバータ室17からロックアップ制御室
18に向う圧力が減少し、一方ロックアップ制御室18から
固定オリフィス26を経て前述した如く排除される圧力が
一定であることから、ロックアップ制御室18内の圧力PL
は前記(5)式の関係が成立するよう低下される。From this balanced state, when the turbine torque T T increases,
In FIG. 3, the ball 15 is moved downward, and the turbine hub 9 is axially moved to the right in this figure by the cam action with the ball groove bottom surfaces 13a and 14a. This axial movement displaces the slit 9b in the direction of the dotted arrow in FIG. 4 and reduces the opening of the variable orifice 19. As a result, the lock-up control chamber from the converter chamber 17 through the variable orifice 19
Pressure decreases toward the 18, whereas since the pressure that is as eliminating the above-mentioned from the lock-up control chamber 18 through the fixed orifice 26 is constant, the pressure P L of the lock-up control chamber 18
Is reduced so that the relationship of the above equation (5) is established.
逆に、上記釣合状態から、タービントルクTTが小さくな
ると、第3図においてボール15が上方に移動され、ター
ビンハブ9をこの図中左方に軸方向移動させる。この軸
方向移動は第4図においてスリット9bを実線矢印方向へ
変位させ、可変オリフィス19の開度を増大させる。これ
により、この可変オリフィス19を経てコンバータ室17か
らロックアップ制御室18に向う圧力が増し、この室18内
の圧力PLは前記(5)式の関係が成立するよう高められ
る。上記の制御を行うに当り、カム機構を構成するボー
ル15はトルクコンバータの軸方向に移動することによ
り、遠心力による制御等への悪影響は極力小さくでき
る。On the contrary, when the turbine torque T T becomes smaller from the above-mentioned balanced state, the balls 15 are moved upward in FIG. 3 and the turbine hub 9 is axially moved leftward in the drawing. This axial movement displaces the slit 9b in the direction of the solid line arrow in FIG. 4 to increase the opening of the variable orifice 19. As a result, the pressure from the converter chamber 17 to the lockup control chamber 18 via the variable orifice 19 increases, and the pressure P L in the chamber 18 is increased so that the relationship of the above equation (5) is established. In performing the above control, the balls 15 forming the cam mechanism move in the axial direction of the torque converter, so that the adverse effect of centrifugal force on the control or the like can be minimized.
かかる作用の繰返しにより第5図中Bで示すスリップ制
御領域では、タービントルクTTの変化に応じ可変オリフ
ィス19の開度制御によりロックアップ制御室18内の圧力
PL、即ちロックアップクラッチ16のすべり結合力を加減
して、前記(5)式で示す如くタービントルクTTとロッ
クアップクラッチ16の伝達トルクTLとの比が一定になる
ようにトルクコンバータをスリップ制御することができ
る。そして、かかるスリップ制御領域Bでトルクコンバ
ータのスリップ率eは、前記(5)式中のkが1/9とな
るよう設計した場合、例えば第5図に示す如く連続的に
変化し(図中e=0.1,e=0.06…等は代表的なスリップ
率を例示している)、スリップ率をエンジンの運転状態
に常に対応した適正な値となるよう制御することができ
る。In the slip control region shown by B in FIG. 5 by repeating such an operation, the pressure in the lockup control chamber 18 is controlled by controlling the opening degree of the variable orifice 19 according to the change of the turbine torque T T.
P L , that is, the slip coupling force of the lock-up clutch 16 is adjusted so that the ratio between the turbine torque T T and the transmission torque T L of the lock-up clutch 16 becomes constant as shown in the equation (5). Can be slip controlled. When the slip ratio e of the torque converter in the slip control region B is designed so that k in the expression (5) becomes 1/9, it continuously changes, for example, as shown in FIG. (e = 0.1, e = 0.06, etc. exemplify typical slip ratios), and the slip ratios can be controlled to be appropriate values that always correspond to the operating state of the engine.
かかるスリップ制御中におけるロックアップクラッチ伝
達トルクTLとエンジン出力トルクTEとは前記より明らか
な通り比例関係にあり、その比例定数をaとすると、 TE=a×TL の関係が成立する。そして、ロックアップクラッチ伝達
トルクTLはコンバータ室圧PCとロックアップ制御圧PLと
の圧力差PC-PLに比例し、その比例定数をbとすると、 TL=b(PC−PL) の関係が成立する。これら両式より結局 TE=a×b(PC−PL) となり、エンジン出力トルクTEは圧力差PC−PLに比例す
ることとなる。The lock-up clutch transmission torque T L and the engine output torque T E in the slip control have a proportional relationship as is clear from the above. When the proportional constant is a, the relationship of T E = a × T L is established. . The lock-up clutch transmission torque T L is proportional to the pressure difference P C -P L between the converter chamber pressure P C and the lock-up control pressure P L, and if the proportional constant is b, then T L = b (P C -P L ) relation holds. From these two equations, T E = a × b (P C −P L ), and the engine output torque T E is proportional to the pressure difference P C −P L.
本発明はこの実情に鑑み、圧力差PC-PLに応動し、これ
に対応した圧力をエンジントルク圧PTとして出力する差
圧応答弁27を設け、これによりエンジントルク圧発生装
置を構成したものである。In view of this situation, the present invention provides a differential pressure response valve 27 that responds to the pressure difference P C -P L and outputs a pressure corresponding to this as the engine torque pressure P T , thereby configuring an engine torque pressure generation device. It was done.
差圧応答弁27はスプール28をばね29により第1図中上半
部位置に弾支したものとし、スプール28に中央大径ラン
ド28a及び両端小径ランド28b,28cを設定する。そして、
両端小径ランド28b,28cを夫々同径にすると共に、これ
らと中央大径ランド28aとの間の受圧面積差を夫々、ば
ね29を収納した室27aに臨むスプール28の左端受圧面と
同面積にする。In the differential pressure response valve 27, a spool 28 is elastically supported by a spring 29 at an upper half position in FIG. 1, and a central large-diameter land 28a and small-diameter lands 28b, 28c at both ends are set on the spool 28. And
The small diameter lands 28b and 28c at both ends have the same diameter, and the pressure receiving area difference between these and the central large diameter land 28a is the same as the left end pressure receiving surface of the spool 28 facing the chamber 27a that houses the spring 29. To do.
スプールランド28a,28b間の受圧面積差を室27bに臨ま
せ、この室にコンバータ圧PCを、又室27aにロックアッ
プ制御圧PLを供給する。スプール28は下半部図示の調圧
位置でエンジントルク圧PTを出力するポート27cを丁度
入力ポート27d及びドレンポート27eの双方から遮断する
ものとしてスプールランド28a,28c間の受圧面積差にエ
ンジントルク圧PTを作用させ、このエンジントルク圧の
元圧としてポート27dにコンバータ圧PCを供給する。The pressure receiving area difference between the spool lands 28a and 28b is made to face the chamber 27b, and the converter pressure P C is supplied to this chamber and the lockup control pressure P L is supplied to the chamber 27a. The spool 28 is designed to cut off the port 27c, which outputs the engine torque pressure P T at the pressure adjusting position shown in the lower half, from both the input port 27d and the drain port 27e, so that the pressure difference between the spool lands 28a and 28c causes a difference in engine area. The torque pressure P T is applied to supply the converter pressure P C to the port 27d as the source pressure of this engine torque pressure.
かかる構成の差圧応答弁27のスプール28には、室27a内
のロックアップ制御圧PL、ばね29、及びスプールランド
28a,28c間の受圧面積差に作用するエンジントルク圧PT
による第1図中右向きの力が、又室27b内のコンバータ
圧PCによる第1図中左向きの力が夫々作用しており、こ
れら力の釣合式は受圧面積が前記の通り全て同じである
ため、又ばね29のばね力がスプール28を常態で第1図中
上半部位置に保持する程度の軽微なものでよくほとんど
無視し得るため、次式で表わされる。The spool 28 of the differential pressure response valve 27 having such a configuration includes the lockup control pressure P L in the chamber 27a, the spring 29, and the spool land.
Engine torque pressure P T that acts on the pressure receiving area difference between 28a and 28c
Due to the converter pressure P C in the chamber 27b, and the force toward the left in FIG. 1 due to the converter pressure P C in the chamber 27b are the same. Therefore, the spring force of the spring 29 can be negligible and can be almost negligible to the extent that it holds the spool 28 in the upper half position in FIG.
PL+PT≒PC ∴PT≒PC−PL よって、エンジントルク圧PTは前記圧力差PC−PLに対応
したものとなり、この圧力差が前記したようにエンジン
出力トルクに比例することから、差圧応答弁27が造り出
すエンジントルク圧PTは正確にエンジン出力トルクに対
応した値となる。P L + P T ≈P C ∴P T ≈P C −P L Therefore, the engine torque pressure P T corresponds to the pressure difference P C −P L , and this pressure difference corresponds to the engine output torque as described above. Since they are proportional to each other, the engine torque pressure P T produced by the differential pressure response valve 27 has a value that exactly corresponds to the engine output torque.
なお、スリップ制御を行なわないコンバータ領域A(第
5図参照)では、前記した通りPL=PCとなるため上式に
よるとPT≒0となるが、この時差圧応答弁27がばね29に
より第1図中上半部状態にされるため、エンジントルク
圧PTはコンバータ圧PCと同じに保たれ、エンジントルク
圧PTが0になって自動変速機の制御が不能になることは
ない。In the converter area A (see FIG. 5) where slip control is not performed, since P L = P C as described above, P T ≈0 according to the above equation, but at this time the differential pressure response valve 27 has the spring 29. As a result, the engine torque pressure P T is maintained at the same level as the converter pressure P C because the upper half state in FIG. 1 is maintained, and the engine torque pressure P T becomes 0 and the automatic transmission cannot be controlled. There is no.
第1図の残部油圧回路は第2図の変速歯車列を変速制御
するもので、この回路はレギュレータバルブ31、マニュ
アルバルブ32、1−2シフトバルブ33、2−3シフトバ
ルブ34、3−2ダウンシフトバルブ35、ライン圧ブース
タバルブ36、1速固定レンジ減圧バルブ37、アキュムレ
ータ38、3−2タイミングバルブ39、ハイアンドリバー
スクラッチ減圧バルブ40、ガバナバルブ41を備えてお
り、これらをトルクコンバータ1、スリップ制御弁25、
ハイアンドリバースクラッチH&R/C、フォワードクラ
ッチF/C、バンドブレーキBを作動又は非作動にするサ
ーボアプライ室S/A及びサーボレリーズ室S/R、ローアン
ドリバースブレーキL&R/B、オイルポンプO/Pに対し、
図示のように接続して構成されている。The remaining hydraulic circuit of FIG. 1 controls the speed change gear train of FIG. 2 to change gears. This circuit includes a regulator valve 31, a manual valve 32, a 1-2 shift valve 33, a 2-3 shift valve 34, 3-2. Downshift valve 35, line pressure booster valve 36, 1st speed fixed range pressure reducing valve 37, accumulator 38, 3-2 timing valve 39, high and reverse clutch pressure reducing valve 40, governor valve 41, and torque converter 1, Slip control valve 25,
High and reverse clutch H & R / C, forward clutch F / C, servo apply chamber S / A and servo release chamber S / R that activate or deactivate band brake B, low and reverse brake L & R / B, oil pump O / For P,
It is configured by connecting as shown.
しかし、各種バルブ31〜41並びにこれらに係わる油圧回
路の詳細な構成、作用は本願出願人の出願に係わる特開
昭57-144338号公報に示された通りであり、ここでは、
これらに関する詳細説明を省略した。However, the detailed configuration and operation of the various valves 31 to 41 and the hydraulic circuits related to them are as described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 57-144338, which is the application of the applicant of the present application.
Detailed description of these is omitted.
ところで本実施例においては、当該公開公報に示された
スロットル圧に代え前記のエンジントルク圧PTをエンジ
ン出力トルクに相当した圧力として制御に用いるため、
以下の変更を加える。By the way, in the present embodiment, since the engine torque pressure P T is used for control as the pressure corresponding to the engine output torque instead of the throttle pressure shown in the publication,
Make the following changes:
即ち、差圧応答弁27のポート27cから延在するエンジン
トルク圧回路50を一方でチェックバルブ51を経てシフト
バルブ33,34及び3−2ダウンシフトバルブ35への変速
制御圧回路52に連通可能とし、他方でシャトルバルブ53
を経てレギュレータバルブ31へのライン圧制御回路54に
連通可能とする。又、ライン圧回路55より分岐させてシ
フトバルブ33及び3−2ダウンシフトバルブ35へのキッ
クダウン圧回路56を設け、この回路中にオリフィス57を
挿入する。該オリフィスの下流においてキックダウン圧
回路56を一方でオリフィス57より大径のドレンオリフィ
ス58に通じさせ、他方でチェックバルブ59を経て変速制
御圧回路52に連通可能とする。That is, the engine torque pressure circuit 50 extending from the port 27c of the differential pressure response valve 27 can be connected to the shift control pressure circuit 52 to the shift valves 33 and 34 and the 3-2 downshift valve 35 via the check valve 51. And on the other hand the shuttle valve 53
The line pressure control circuit 54 to the regulator valve 31 can be communicated with via. Further, a kick down pressure circuit 56 for branching from the line pressure circuit 55 to the shift valve 33 and the 3-2 down shift valve 35 is provided, and an orifice 57 is inserted in this circuit. On the downstream side of the orifice, the kick down pressure circuit 56 is made to communicate with the drain orifice 58 having a diameter larger than that of the orifice 57 on the one hand, and can be communicated with the shift control pressure circuit 52 via the check valve 59 on the other hand.
ドレンオリフィス58にこれを開閉するキックダウンソレ
ノイド60を対設し、このソレノイドはコイル60aへの通
電時プランジャ60bの移動によりドレンオリフィス58を
閉じるものとする。コイル60aへの通電はキックダウン
スイッチ61の閉時バッテリ62により行ない、キックダウ
ンスイッチ61はアクセルペダルの踏込限界領域で閉じる
通常のものとする。A kickdown solenoid 60 for opening and closing the drain orifice 58 is provided oppositely, and this solenoid closes the drain orifice 58 by the movement of the plunger 60b when the coil 60a is energized. The coil 60a is energized by the battery 62 when the kick-down switch 61 is closed, and the kick-down switch 61 is normally closed in the pedal depression limit region.
かかる変速油圧回路においては、回路50のエンジントル
ク圧PTがシャトルバルブ53、回路54を経てレギュレータ
バルブ31に供給されている。これがためレギュレータバ
ルブ31は回路55へのライン圧Plを第6図の如く、スリッ
プ制御領域でエンジントルク圧PTに比例した値に調圧
し、コンバータ領域でエンジントルク圧PTの上限値(コ
ンバータ圧PCと同じ値)に対応した最高値に保持する。
ところでスリップ制御中前記したようにエンジントルク
圧PTがエンジン出力トルクTEに対応することから、エン
ジン出力トルクTEに対してライン圧Plはスリップ制御中
第7図に実線で示す如く比例関係をもって変化する。な
お、この図中ライン圧Plが2kg/cm2以下とならない理由
は、この値がレギュレータバルブ31の調圧下限値である
ためである。そして、コンバータ領域ではライン圧Plは
第7図に点線で示す如くエンジン出力トルクTEに関係な
く最高値に保たれ、発進時にライン圧Plを通常より高め
るカットバック制御と同様なライン圧制御が得られる。In such a shift hydraulic circuit, the engine torque pressure P T of the circuit 50 is supplied to the regulator valve 31 via the shuttle valve 53 and the circuit 54. Therefore, the regulator valve 31 regulates the line pressure Pl to the circuit 55 to a value proportional to the engine torque pressure P T in the slip control region as shown in FIG. 6, and the upper limit value of the engine torque pressure P T (converter region) in the converter region. The maximum value corresponding to the same value as the pressure P C ) is maintained.
However since the engine torque pressure as described above in slip control P T corresponds to an engine output torque T E, the line pressure Pl with respect to the engine output torque T E is proportional as shown by the solid line in FIG. 7 in the slip control Change with. Note that the reason why the line pressure Pl in this figure does not fall below 2 kg / cm 2 is that this value is the lower pressure regulation lower limit value of the regulator valve 31. Then, in the converter region, the line pressure Pl is kept at the maximum value regardless of the engine output torque T E as shown by the dotted line in FIG. 7, and the line pressure control similar to the cutback control that raises the line pressure Pl more than usual at the time of starting is performed. can get.
アクセルペダルを限界付近迄踏込まないパートスロット
ル域において、キックダウンスイッチ61は開いており、
キックダウンソレノイド60のOFFによりドレンポート58
が開かれている。この場合、キックダウン圧回路56が無
圧状態であり、この回路から対応バルブ33,35にキック
ダウン圧が供給されないと共に、回路50のエンジントル
ク圧PTがチェックバルブ51を開いて回路52に達し、チェ
ックバルブ59の閉状態を保って対応バルブ33〜35に変速
制御圧として供給されるため、第8図に示す如き車速と
エンジン出力トルクとで規定される狙い通りの変速制御
(実線がアップシフト変速、点線がダウンシフト変速)
を実行することができる。そして当該変速は第8図に示
す如くスリップ制御領域において発生し、この領域では
第7図に示すようにライン圧Plがエンジン出力トルクに
対応するから、ライン圧の過不足を生ぜず、変速ショッ
クや摩擦要素の滑りを生ずることがない。In the part throttle range where the accelerator pedal is not depressed near the limit, the kick down switch 61 is open,
Drain port 58 when kick down solenoid 60 is turned off
Is open. In this case, the kick down pressure circuit 56 is in a non-pressure state, the kick down pressure is not supplied from the circuit to the corresponding valves 33 and 35, and the engine torque pressure P T of the circuit 50 opens the check valve 51 to the circuit 52. Is reached and is supplied as shift control pressure to the corresponding valves 33 to 35 while keeping the check valve 59 closed. Therefore, the target shift control (solid line is defined by vehicle speed and engine output torque as shown in FIG. (Upshift gearshift, dotted line downshift gearshift)
Can be executed. Then, the gear shift occurs in the slip control region as shown in FIG. 8, and in this region, the line pressure Pl corresponds to the engine output torque as shown in FIG. And friction elements do not slip.
アクセルペダルを限界迄踏込むキックダウン域において
は、キックダウンスイッチ61が閉じてキックダウンソレ
ノイド60のONによりドレンオリフィス58を閉じる。この
場合、回路56内にライン圧Plと同じ値のキックダウン圧
が発生し、これが回路56より対応バルブ33,35に供給さ
れると共に、チェックバルブ59を開いて回路52に達した
後チェックバルブ51の閉状態を保って回路52より対応バ
ルブ33〜35に供給され、所定通りにキックダウンを得る
ことができる。In the kick down range where the accelerator pedal is depressed to the limit, the kick down switch 61 is closed and the kick down solenoid 60 is turned on to close the drain orifice 58. In this case, a kick-down pressure of the same value as the line pressure Pl is generated in the circuit 56, and this is supplied from the circuit 56 to the corresponding valves 33 and 35, and the check valve 59 is opened to reach the circuit 52 and then the check valve. While keeping the closed state of 51, it is supplied from the circuit 52 to the corresponding valves 33 to 35, and kickdown can be obtained as desired.
(発明の効果) かくして本発明装置は上述の如く、ロックアップ制御圧
PLとコンバータ圧PCとの圧力差PC−PLがエンジン出力ト
ルクに対応することから、この圧力差に応動してこれに
対応した圧力を差圧応答弁27により造り出し、この圧力
をエンジントルク圧PTとして、自動変速機のライン圧制
御に資する構成にしたから、自動変速機のライン圧をエ
ンジン出力トルクに正確に対応するよう制御することが
でき、変速ショックや摩擦要素の焼付きに関する問題を
なくし得る。又、エンジントルク圧PTがエンジン本体か
らの情報で決まるのでなく、制御対象である自動変速機
の入力トルクで決まることから、ライン圧を一層要求に
マッチした値に制御することができる。(Effect of the Invention) Thus, the device of the present invention, as described above,
Since the pressure difference P C −P L between P L and the converter pressure P C corresponds to the engine output torque, the pressure corresponding to this pressure difference is created by the differential pressure response valve 27, and this pressure is Since the engine torque pressure P T is configured to contribute to the line pressure control of the automatic transmission, it is possible to control the line pressure of the automatic transmission so that it accurately corresponds to the engine output torque. You can eliminate the problem of sticking. Further, since the engine torque pressure P T is not determined by the information from the engine body but by the input torque of the automatic transmission that is the control target, the line pressure can be controlled to a value that further matches the request.
第1図は本発明ライン圧制御装置を設けた自動変速機の
油圧回路図、 第2図は同自動変速機の変速歯車列を示すスケルトン
図、 第3図は第1図のIII−III線上における展開断面図、 第4図は第1図のIV矢視図、 第5図は第1図におけるトルクバータのスリップ制御特
性図、 第6図はエンジントルク圧に対するライン圧の変化特性
図、 第7図はエンジン出力トルクに対するライン圧の変化特
性図、 第8図は第1図の油圧回路による変速制御パターン図、 第9図はライン圧の要求特性図、 第10図(a),(b)は夫々従来のライン圧変化特性
図、 第11図(a),(b)は夫々エンジン出力トルクと、エ
ンジン吸入負圧及びエンジンスロットル開度との関係を
示す線図である。 1……スリップ制御式トルクコンバータ 2……ポンプインペラ(トルクコンバータ入力要素) 3……タービンランナ(トルクコンバータ出力要素) 4……ステータ、5……コンバータカバー 9……タービンハブ、9a……ハブフランジ 9b……軸方向スリット、10……スリーブ 10a……スリーブフランジ 10b,10c,10d……孔、10e……歯 11……トルクコンバータ出力軸 12……圧力室、13,14……ボール溝 13a,14a……ボール溝底面 15……ボール、17……コンバータ室 18……ロックアップ制御室 19……可変オリフィス、20……環状部材 20a……歯、21……一方向クラッチ 22……中空固定軸、25……スリップ制御弁 26……固定オリフィス、27……差圧応答弁 31……レギュレータバルブ 32……マニュアルバルブ、33……1−2シフトバルブ 34……2−3シフトバルブ 35……3−2ダウンシフトバルブ 36……ライン圧ブースタバルブ 37……1速固定レンジ減圧バルブ 38……アキュムレータ 39……3−2タイミングバルブ 40……ハイアンドリバースクラッチ減圧バルブ 41……ガバナバルブ 50……エンジントルク圧回路 51,59……チェックバルブ 52……変速制御圧回路、53……シャトルバルブ 54……ライン圧制御回路、55……ライン圧回路 56……キックダウン圧回路 60……キックダウンソレノイド 61……キックダウンスイッチ I……変速機入力軸 G1,G2……遊星歯車組、O……変速機出力軸 F/C……フォワードクラッチ B……バンドブレーキ H&R/C……ハイアンドリバースクラッチ L&R/B……ローアンドリバースブレーキFIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of an automatic transmission provided with a line pressure control device of the present invention, FIG. 2 is a skeleton diagram showing a transmission gear train of the automatic transmission, and FIG. 3 is a line III-III of FIG. FIG. 4 is a developed sectional view of FIG. 4, FIG. 4 is a view taken in the direction of arrow IV in FIG. 1, FIG. 5 is a slip control characteristic diagram of the torque verter in FIG. 1, FIG. Fig. 8 is a characteristic diagram of change of line pressure with respect to engine output torque, Fig. 8 is a shift control pattern diagram by the hydraulic circuit of Fig. 1, Fig. 9 is a required characteristic diagram of line pressure, and Figs. 10 (a) and 10 (b). FIG. 11 is a conventional line pressure change characteristic diagram, and FIGS. 11 (a) and 11 (b) are diagrams showing the relationship between engine output torque, engine suction negative pressure, and engine throttle opening, respectively. 1 …… Slip control type torque converter 2 …… Pump impeller (torque converter input element) 3 …… Turbine runner (torque converter output element) 4 …… Stator, 5 …… Converter cover 9 …… Turbine hub, 9a …… Hub Flange 9b …… Axial slit, 10 …… Sleeve 10a …… Sleeve Flange 10b, 10c, 10d …… Hole, 10e …… Tooth 11 …… Torque converter output shaft 12 …… Pressure chamber, 13,14 …… Ball groove 13a, 14a …… Bottom of ball groove 15 …… Ball, 17 …… Converter chamber 18 …… Lock-up control chamber 19 …… Variable orifice, 20 …… Annular member 20a …… Tooth, 21 …… One-way clutch 22 …… Hollow fixed shaft, 25 …… Slip control valve 26 …… Fixed orifice, 27 …… Differential pressure response valve 31 …… Regulator valve 32 …… Manual valve, 33 …… 1-2 shift valve 34 …… 2-3 Shift valve 35 ... 3-2 Downshift valve 36 …… Line pressure booster valve 37 …… First speed fixed range pressure reducing valve 38 …… Accumulator 39 …… 3-2 Timing valve 40 …… High and reverse clutch pressure reducing valve 41 …… Governor valve 50 …… Engine torque pressure circuit 51,59 …… Check valve 52 …… Shift control pressure circuit, 53 …… Shuttle valve 54 …… Line pressure control circuit, 55 …… Line pressure circuit 56 …… Kickdown pressure circuit 60 …… Kickdown Solenoid 61 …… Kick down switch I …… Transmission input shaft G 1 , G 2 …… Planet gear set, O …… Transmission output shaft F / C …… Forward clutch B …… Band brake H & R / C …… High And reverse clutch L & R / B …… Low and reverse brake
Claims (1)
クアップクラッチの両側におけるコンバータ室及びロッ
クアップ制御室の圧力差に応じ該ロックアップクラッチ
を締結させることによりトルクコンバータ入出力要素間
のスリップを制限可能で、 前記ロックアップクラッチ及びトルクコンバータ出力要
素間の相対回転に応動してトルクコンバータ出力要素の
発生トルクが増大するにつれ開度減少する可変オリフィ
スを介し、ロックアップ制御室をコンバータ室に通じさ
せることにより、該ロックアップ制御室の圧力を加減し
て、ロックアップクラッチの伝達トルクとトルクコンバ
ータ出力要素の発生トルクとを所定比に保つようにした
スリップ制御式トルクコンバータを具え、 レギュレータバルブで調圧されたライン圧により変速制
御され、前記トルクコンバータを介し入力されたエンジ
ン出力トルクを選択変速段のギヤ比で変速するようにし
た自動変速機において、 前記コンバータ室の圧力及びロックアップ制御室の圧力
を夫々、同じ受圧面積の受圧面に向い合わせに印加され
て、コンバータ室圧力及びロックアップ制御室圧力の差
で表されるエンジン出力トルクに比例したエンジントル
ク圧を作り出す差圧応答弁を設け、 この差圧応答弁からのエンジントルク圧を、該エンジン
トルク圧の増大につれライン圧が上昇されるよう、前記
レギュレータバルブに作用させる構成にしたことを特徴
とする自動変速機のライン圧制御装置。1. A lock-up clutch is built in, and the lock-up clutch is engaged according to the pressure difference between the converter chamber and the lock-up control chamber on both sides of the lock-up clutch to prevent slip between torque converter input / output elements. The lock-up control chamber communicates with the converter chamber via a variable orifice that can be limited and whose opening decreases as the torque generated by the torque converter output element increases in response to relative rotation between the lock-up clutch and the torque converter output element. The regulator valve is equipped with a slip control type torque converter that adjusts the pressure in the lockup control chamber to maintain the transmission torque of the lockup clutch and the torque generated by the torque converter output element at a predetermined ratio. Shift control with regulated line pressure In the automatic transmission in which the engine output torque input through the torque converter is shifted at the gear ratio of the selected shift stage, the pressure in the converter chamber and the pressure in the lockup control chamber are the same in the pressure receiving area. A differential pressure response valve that is applied face-to-face with the pressure receiving surface and creates an engine torque pressure proportional to the engine output torque represented by the difference between the converter chamber pressure and the lockup control chamber pressure is provided. A line pressure control device for an automatic transmission, characterized in that the engine torque pressure is made to act on the regulator valve so that the line pressure is increased as the engine torque pressure increases.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP61020212A JPH06100266B2 (en) | 1986-02-03 | 1986-02-03 | Line pressure control device for automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP61020212A JPH06100266B2 (en) | 1986-02-03 | 1986-02-03 | Line pressure control device for automatic transmission |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS62180165A JPS62180165A (en) | 1987-08-07 |
JPH06100266B2 true JPH06100266B2 (en) | 1994-12-12 |
Family
ID=12020857
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP61020212A Expired - Lifetime JPH06100266B2 (en) | 1986-02-03 | 1986-02-03 | Line pressure control device for automatic transmission |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH06100266B2 (en) |
Families Citing this family (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH02256965A (en) * | 1989-03-28 | 1990-10-17 | Aisin Aw Co Ltd | Lockup device in torque converter |
DE19822665B4 (en) * | 1997-06-04 | 2007-08-02 | Luk Gs Verwaltungs Kg | Hydrodynamic torque converter |
Family Cites Families (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS60149554U (en) * | 1984-03-15 | 1985-10-04 | 株式会社小松製作所 | Fluid control device for vehicle power transmission device |
-
1986
- 1986-02-03 JP JP61020212A patent/JPH06100266B2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPS62180165A (en) | 1987-08-07 |
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