DE19528053A1

DE19528053A1 - Hydraulisches Steuersystem für ein Automatikgetriebe

Info

Publication number: DE19528053A1
Application number: DE19528053A
Authority: DE
Inventors: Kazuo Sasaki; Minoru Kuriyama
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1994-08-01
Filing date: 1995-07-31
Publication date: 1996-02-08
Also published as: KR960008128A; KR100258608B1; JP3569964B2; JPH0842676A; US5888171A

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein hydraulisches Steuersy stem für ein Automatikgetriebe.

Normalerweise umfassen automatische Getriebe für selbstfahren de Fahrzeuge mechanische Getriebevorrichtungen bzw. Getriebeme chanismen und Drehmomentwandler. Das von einer Kurbelwelle verfügbare Motordrehmoment wird zuerst von einem Drehmoment wandler und dann von einem mechanischen Getriebe übersetzt und übertragen. Ein derartiges mechanisches Getriebe umfaßt ein Planetengetriebe, das aus einem Sonnenrad, einem Hohlrad und Planetenrädern besteht, die den Kraftflußweg für einen Schalt vorgang ändern. Damit bei dem mechanischen Getriebe die Gänge bzw. der Kraftflußweg gewechselt werden können, ist das Automa tikgetriebe speziell mit Reibkupplungselementen wie z. B. einem Kupplungsmechanismus zum Herstellen und Unterbrechen der Kraft übertragung auf spezielle Zahnräder des mechanischen Getriebes und mit Bremselementen zum Bremsen bestimmter Zahnräder des mechanischen Getriebes versehen. Diese Reibkupplungselemente und Bremselemente werden wahlweise von einer hydraulischen Steuerung betätigt, um so die Gangschaltvorgänge durchzufüh ren.

Wenn bei dem Automatikgetriebe eine Schaltzeit, die sich auf eine Zeit bezieht, die notwendig ist, um einen Gangwechsel vollständig durchzuführen, zu kurz ist, mit anderen Worten, wenn das Reibkupplungselement durch einen hohen Hydraulikdruck abrupt betätigt wird, geht von dem Automatikgetriebe ein soge nannter "Schaltruck" aus. Wenn im Gegensatz dazu die Schalt zeit zu lang ist, d. h. wenn das Reibkupplungselement von einem hohen Hydraulikdruck langsam betätigt wird, kommt es zu einer Verschlechterung der Fahrqualität. Aus diesem Grund wird der Öldruck bei der hydraulischen Steuerung des Automatikgetriebes normalerweise so gesteuert, daß die Gangschaltvorgänge ent sprechend den Fahrbedingungen in festgesetzten Schaltzeiträu men vollständig durchgeführt werden.

Die Schaltzeit wird von dem Drehmoment, das durch ein Reibkupp lungselement übertragen wird, durch das ein bestimmter Gang wechsel durchgeführt wird, und von einer Kupplungskraft des Reibkupplungselements, d. h. von einem an das Reibkupplungsele ment angelegten Öldruck, bestimmt. Konkret heißt das, je größer das von dem Reibkupplungselement übertragene Drehmoment ist, desto länger ist die Schaltzeit, die für einen von dem Reibkupplungselement bewirkten Schaltvorgang benötigt wird. Andererseits wird die Schaltzeit mit einem größer werdenden Öldruck kürzer. Folglich kann das Automatikgetriebe durch die Steuerung des Öldrucks in geeigneter Weise gemäß dem von dem Reibkupplungselement übertragenen Drehmoment bewirken, daß ein bestimmter Gangschaltvorgang von dem Reibkupplungselement in einem Sollschaltzeitraum oder in einer beabsichtigten Zeit vollendet wird.

Es hat sich gezeigt, daß ein Drehmoment, das durch ein Reib kupplungselement übertragen wird, das während des Schaltens mit einem Gangschaltvorgang verknüpft ist, eine resultierende Kraft aus einem Drehmoment, das zu einem Zahnradgetriebe über tragen wird, und einer Trägheit ist, die von einer Änderung der Drehzahl eines Kraftübertragungsstranges zu dem Zahnradge triebe bewirkt wird. Das heißt, da die Turbinenwelle des Dreh momentwandlers, der sich auf der Antriebsseite des Schaltge triebes befindet, einen Abfall der Drehzahl erfährt, überträgt der Kraftübertragungsstrang die Trägheitskraft auf das Reib kupplungselement einerseits während eines Hochschaltvorgangs in der gleichen Richtung wie das Drehmoment der Turbinenwelle und andererseits während eines Herunterschaltvorgangs in der Richtung, die dem Drehmoment der Turbinenwelle entgegengesetzt ist. Dadurch ist das hydraulische Steuersystem in der Lage, einen Öldruck in Abhängigkeit von einem Drehmoment, das auf das Zahnradgetriebe übertragen wird, sowie von der Trägheits kraft des Kraftübertragungsstranges zu dem Zahnradgetriebe zu steuern, so daß das Automatikgetriebe einen Gangschaltvorgang über einen Sollschaltzeitraum bewirken kann. Hydraulische Steuersysteme dieser Art sind z. B. aus den ungeprüft veröffent lichten japanischen Patentanmeldungen 3-249468 und 4-72099 bekannt.

Die von den Erfindern dieser Anmeldung durchgeführten Experi mente führten zu dem Schluß, daß hydraulische Steuersysteme dieser Art Probleme damit haben, das Automatikgetriebe zu veranlassen, Gangschaltvorgänge in einem Sollschaltzeitraum vollständig durchzuführen. Genauer gesagt heißt dies, daß bei dem hydraulischen Steuersystem für ein Automatikgetriebe nach dem Stand der Technik ein Leitungsdruck P, der sich wiederum auf einen Sollschaltdruck bezieht, als durch die folgende Gleichung (I) gegeben betrachtet wird:

P = A·ω′ + B·Tt + C (I)

wobei ω′ die Winkelbeschleunigung, d. h. die Trägheitskraft, Tt das auf das Zahnradgetriebe übertragene Drehmoment, und A, B und C jeweils Konstanten sind.

Wenn die Konstanten A, B und C aufgrund einer Vielzahl von Messungen der Winkelbeschleunigung ω′ und des Drehmoments Tt sowie eines Leitungsdrucks, mit dem das Automatikgetriebe einen Schaltvorgang in einem vorbestimmten Schaltzeitraum tatsächlich erreicht, als bekannt erachtet werden können, kann ein Solldruck P für verschiedene Winkelbeschleunigungen ω′ und Drehmomente Tt berechnet werden. Wenn man den Leitungsdruck auf dem Solldruck P hält, vollendet das Automatikgetriebe zwangsweise den Schaltvorgang in der geplanten Schaltzeit.

Die Erfinder haben diese Faktoren für Schaltvorgänge, die in der gewünschten Schaltzeit erzielt werden, überprüft, und eine Regressionsanalyse von 64 Gruppen aus Winkelbeschleunigung ω′, Drehmoment Tt und Leitungsdruck P durchgeführt, um die Konstan ten A, B und C zu bestimmen, wodurch eventuelle Fehler mini miert wurden. Gemäß der Gleichung (I) ist ein Teil des gesam ten Hydraulikdrucks, der der Winkelbeschleunigung ω′ ent spricht, auf den als ein Trägheitsteildruck Bezug genommen wird, proportional zu der Winkelbeschleunigung ω′. Außerdem ist ein Teil des gesamten Hydraulikdrucks, der einem Antriebs drehmoment Tt entspricht, auf welchen als ein Drehmomentteil druck Bezug genommen wird, proportional zu einem Antriebsdreh moment Tt. Mit anderen Worten, es muß eine lineare Beziehung sowohl zwischen dem Trägheitsteildruck und der Winkelbeschleu nigung ω′ als auch zwischen dem Drehmomentteildruck und dem Antriebsdrehmoment Tt bestehen. Die Versuchsergebnisse, die in der oben beschriebenen Art und Weise erhalten worden sind, sind in den Fig. 10 und 11 gezeigt.

Wie in Fig. 10 gezeigt ist, zeigen die Testergebnisse eine verhältnismäßig gute Korrelation, die einen Reibungskorrelati onskoeffizienten von 0,96011 zwischen dem Trägheitsteildruck und der Winkelbeschleunigung ω′ aufweist. Wie in Fig. 11 gezeigt ist, weist die Korrelation zwischen dem Drehmomentteil druck und dem Antriebsdrehmoment Tt andererseits einen Korrela tionskoeffizienten von 0,788101 auf, was andeutet, daß der Drehmomentteildruck mit dem Antriebsdrehmoment Tt weniger korreliert. Gemäß den Versuchsergebnissen besteht eine lineare Beziehung zwischen dem Trägheitsteildruck Tci und der Winkelbe schleunigung ω′. Aber es ist schwierig zu sagen, daß eine lineare Beziehung zwischen dem Drehmomentteildruck und dem Antriebsdrehmoment Tt besteht. In Fig. 11 scheinen die gemes senen Werte auf einer Kurve zu liegen.

Wenn die Gleichung (I) die Korrelationen des Leitungsdrucks zu der Winkelbeschleunigung und einem Drehmoment korrekt dar stellt, müssen diese einen Korrelationskoeffizienten von 1 (eins) aufweisen und alle gemessenen Werte müssen in den Fig. 10 und 11 exakt auf geraden Linien liegen.

Aus der obigen Diskussion bezüglich der Schätzung eines Soll drucks P wird es deutlich, daß die Gleichung (I) nicht immer genau ist, um damit den Solldruck P zu schätzen, der ausrei chend genau ist, damit ein Gangschaltvorgang in einer gewünsch ten Schaltzeit erzielt werden kann.

Gemäß einer Schlußfolgerung, die aus den Betrachtungen der Erfinder dieser Anmeldung abgeleitet worden ist, ist das hy draulische Steuersystem nach dem Stand der Technik so ausge legt und auf der Bedingung aufgebaut, daß der kinetische Rei bungskoeffizient eines Reibkupplungselements konstant ist, und erzeugt folglich Änderungen in der Sollschaltzeit aufgrund von Änderungen des kinetischen Reibungskoeffizienten, obwohl ange nommen wird, daß sich der kinetische Reibungskoeffizient eines Reibkupplungselements entsprechend einem Reibdruck oder einer Relativgeschwindigkeit zwischen den Antriebselementen und den angetriebenen Elementen der Reibkupplungselemente ändert. Angesichts der oben genannten Überlegungen wird gefolgert, daß durch eine Steuerung des Leitungsdrucks in Abhängigkeit von Änderungen der kinetischen Reibungskoeffizienten der Reibkupp lungselemente Schaltvorgänge bewirkt werden, die jeweils exakt in gewünschten Schaltzeiten erzielt werden.

Aufgabe der Erfindung ist es, ein hydraulisches Steuersystem für ein Automatikgetriebe vorzusehen, welches einen gewünsch ten Gangschaltvorgang genau in einer bestimmten Schaltzeit erzielt.

Die oben genannte Aufgabe wird dadurch gelöst, daß ein hydrau lisches Steuersystem für ein Automatikgetriebe vorgesehen wird, welches hydraulisch gesteuerte Reibkupplungselemente wie antriebsseitige und abtriebsseitige Scheiben umfaßt, die wahl weise eingerückt oder ausgerückt werden, um Kraftübertragungs wege des Automatikgetriebes zu wechseln, damit das Automatikge triebe in die gewünschten Gänge geschaltet werden kann. Das hydraulische Steuersystem steuert die Entwicklung des Schalt drucks, der notwendig ist, um das Reibkupplungselement einzu rücken, damit ein Gangwechselvorgang des Automatikgetriebes in einen gewünschten Gang in Abhängigkeit von einem Reibungskoef fizienten eines Reibkupplungselements, der während eines Gang schaltvorgangs vorausgesetzt wird, bewirkt wird.

Genauer gesagt setzt das hydraulische Steuersystem den Rei bungskoeffizienten auf der Grundlage mindestens eines Reib drucks und/oder einer Relativgeschwindigkeit zwischen den antriebs- und abtriebsseitigen Scheiben des Reibkupplungsele ments voraus. Das hydraulische Steuersystem erfaßt desweiteren eine Antriebsdrehzahländerung (ω′) eines Antriebsdrehmoments (Tt) für das Automatikgetriebe und bestimmt den Schaltdruck entsprechend einer Funktion, die diese Drehzahländerung und das Antriebsdrehmoment als unabhängige Variablen umfaßt, und die über eine Näherungsgleichung erster Ordnung berechnet werden kann, oder alternativ dazu entsprechend einer Funktion, die diese Drehzahländerung und das Antriebsdrehmoment als unabhängige Variablen umfaßt, und die von einer Näherungsglei chung zweiter Ordnung berechnet werden kann.

Praktisch ist der Schaltdruck P durch die folgende Näherungs gleichung erster Ordnung gegeben:

P = a₁·Tt + a₂·ω′ + a₃·Tt·ω′ + a₄

oder alternativ dazu durch die folgende Näherungsgleichung zweiter Ordnung:

P = b₁·Tt + b₂·ω′ + b₃·Tt·ω′ + b₄·Tt² + b₅·ω′² + b₆·Tt²·ω′ + b₇·Tt·ω′² + b₈·Tt²·ω′² + b₉

Bei diesen Gleichungen sind a₁-a₄ und b₁-b₄ Konstanten, die von einem Reibungskoeffizienten des Reibkupplungselements abhängen und experimentell und analytisch ermittelt werden.

Da der Schaltdruck in Abhängigkeit von einem Antriebsdrehmo ment und einer Drehzahländerung des Automatikgetriebes und einem vorausgesetzten Reibungskoeffizienten eines Reibkupp lungselements bestimmt wird, welches antriebs- und abtriebssei tige Scheiben umfaßt, die reibschlüssig miteinander gekoppelt werden, wird der Schaltdruck mit dem hydraulischen Steuersy stem nach der Erfindung für eine geplante Schaltzeit genau auf einer optimalen Höhe gehalten, selbst wenn es zu einer Ände rung eines tatsächlichen Reibungskoeffizienten kommt. Der Reibungskoeffizient wird auf der Grundlage zumindest des Reib drucks und der Relativgeschwindigkeit zwischen den antriebssei tigen und abtriebsseitigen Scheiben des Reibkupplungselements angenommen, was zu einer genaueren Schaltdrucksteuerung, d. h. zu einer genaueren Erzielung eines Schaltvorgangs in einer gewünschten Schaltzeit führt.

Außerdem wird der Schaltdruck durch ein Näherungspolynom er ster Ordnung oder alternativ dazu durch ein Näherungspolynom zweiter Ordnung angegeben, welches ein Antriebsdrehmoment und eine Drehzahländerung des Automatikgetriebes als unabhängige Variablen umfaßt. Dadurch ergibt sich eine vereinfachte Logik für die Schaltdrucksteuerung.

Die oben genannten und weitere Vorteile und Merkmale der vor liegenden Erfindung werden durch die nachfolgende Beschreibung hinsichtlich eines bevorzugten Ausführungsbeispiels unter Berücksichtigung der beigefügten Zeichnungen erläutert. Es zeigen:

Fig. 1 eine schematische Darstellung eines Automatikgetrie bes, welches mit einem hydraulischen Steuersystem gemäß einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung ausgestattet ist,

Fig. 2 einen Prinzipschaltplan eines Automatikgetriebes,

Fig. 3 eine Hydraulikschaltung des hydraulischen Steuersy stems,

Fig. 4 ein Blockdiagramm einer Schaltdrucksteuerung,

Fig. 5 einen Ablaufplan, der eine Schaltdrucksteuerungsab laufroutine veranschaulicht,

Fig. 6 einen Ablaufplan, der eine Abänderung der Schalt drucksteuerungsablaufroutine veranschaulicht,

Fig. 7 ein Diagramm, das die Korrelation zwischen Trägheits teildruck und Winkelbeschleunigung zeigt,

Fig. 8 ein Diagramm, das die Korrelation zwischen Drehmo mentteildruck und Antriebsdrehmoment zeigt,

Fig. 9 ein Diagramm, das die Korrelation zwischen Druck und Quadratwert des Antriebsdrehmoments zeigt,

Fig. 10 ein Diagramm, das die Korrelation zwischen dem Träg heitsteildruck und der Winkelbeschleunigung für das Drucksteuersystem nach dem Stand der Technik zeigt, und

Fig. 11 ein Diagramm, das die Korrelation zwischen Drehmo mentteildruck und dem Antriebsdrehmoment für das Drucksteuersystem nach dem Stand der Technik zeigt.

Unter Bezugnahme auf die Zeichnungen im einzelnen und vor allem auf Fig. 1 und 2 ist ein selbstfahrendes Fahrzeug 1 gezeigt, das einen Frontmotor 3 und vordere Antriebsräder 2a und 2b aufweist und mit einem Automatikgetriebe 4 ausgestattet ist, das von einem hydraulischen Steuersystem gemäß einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung gesteuert wird. Das Motorausgangsdrehmoment wird durch die Antriebsachsen 6a und 6b über das Automatikgetriebe 4 und ein Ausgleichsgetriebe 5 jeweils auf die vorderen Antriebsräder 2a und 2b übertragen. Der Motor 3 und das Automatikgetriebe 4 stehen betriebsmäßig in Verbindung und werden von einer Steuer einheit (ECU) 70 gesteuert, die einen Mikroprozessor und Spei cher umfaßt. Zur Steuerung der vereinigten Betätigung des Motors 3 und des Automatikgetriebes 4 sind verschiedene Senso ren vorgesehen, die einen Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 71, einen Drosselklappenstellungssensor 72, einen Lustströmungssen sor 73, einen Motordrehzahlfühler 74, einen Motortemperatursen sor 75, einen Turbinendrehzahlsensor 76, einen Getriebeab triebsdrehzahlsensor 77, einen Schaltpositionssensor 78 und einen Öltemperatursensor 79 umfassen. Die Steuereinheit 70 erhält von den Sensoren 71-79 Signale, die darauf bezogene physikalische Größen darstellen, und liefert jeweils für ver schiedene Ventile einer später beschriebenen Hydrauliksteuer einheit 60, die Gangschaltsteuermagnetventile 61 und ein wirk verhältnisgesteuertes Magnetventil 62 zur Leitungsdrucksteue rung umfassen, sowie auch für Zündkerzen 7 Steuersignale. All diese Sensoren 71-79 können von beliebiger Bauart sein, die in der Automobiltechnik allgemein bekannt ist. In diesem Fall wird während eines Gangschaltvorgangs ein Zündzeitpunkt des jeweiligen Zylinders so gesteuert, daß das Motorausgangsdrehmo ment verringert wird.

Wie in Fig. 2 gezeigt ist, arbeitet das Automatikgetriebe 4 mit einem Drehmomentwandler 20 zusammen, der sich zwischen dem Motor 3 und einem Zahnradgetriebe 30 befindet und diese mitein ander verbindet, um so das Motorausgangsdrehmoment zu verän dern und das Motorausgangsdrehmoment zu dem Zahnradgetriebe 30 zu übermitteln. Der Drehmomentwandler 20, der nur schematisch dargestellt ist, besteht aus einer Pumpe 22 und einer Turbine 23, die einander zugekehrt sind, sowie einem Leitrad 25, die sich alle in einem Gehäuse 21 befinden. Die Pumpe 22 ist an dem Gehäuse 21 befestigt, das direkt mit einer Abtriebswelle 8 des Motors 3 verbunden ist. Die Turbine 23 weist eine hohle Turbinenwelle 27 auf, die wiederum Kraft von dem Drehmoment wandler 20 auf das Zahnradgetriebe 30 überträgt. Der Drehmo mentwandler 20 ist mit einer Freilaufkupplung 24 ausgestattet, die zwischen dem Leitrad 25 und einem Getriebegehäuse 9 einge baut ist, sowie mit einer Überbrückungskupplung 26, die sich zwischen dem Wandlergehäuse 21 und der Turbine 23 befindet, um die Motorabtriebswelle 8 und die Turbine 23 direkt miteinander zu koppeln. Ein spezielles Leichtöl wird dazu verwendet, das Motorausgangsdrehmoment von der Pumpe 22 zu der Turbine 23 zu übertragen. Eine Welle 10 erstreckt sich durch die hohle Turbi nenwelle 27 und verbindet die Motorabtriebswelle 8 mit einer Ölpumpe 11, die sich an einem von dem Motor 3 entfernten Ende des Automatikgetriebes 4 befindet.

Das Zahnradgetriebe 30 umfaßt ein Planetenradgetriebe, das z. B. vom Ravigneaux-Typ sein kann. Das Planetenradgetriebe umfaßt ein Sonnenrad 31 mit einem kleinen Durchmesser (auf das als kleines Sonnenrad Bezug genommen wird), ein Sonnenrad 32 mit einem Durchmesser, der größer ist als der des kleinen Sonnenrads 31 (auf das als großes Sonnenrad Bezug genommen wird), einen Träger 35, der eine Vielzahl von kurzen Planeten rädern 33 und ein langes Planetenrad 34 drehbar trägt, sowie ein Hohlrad 36. Das kleine Sonnenrad 31 und das große Sonnen rad 33, das axial hinter dem kleinen Sonnenrad 31 angeordnet ist, sind auf der Turbinenwelle 27 drehbar befestigt. Die kurzen Planetenräder 33 sind in regelmäßigen Winkelabständen sowie zwischen dem vorderen Teil des langen Planetenrads 34 und dem kleinen Sonnenrad 31 derart angeordnet, daß sie damit kämmen. Das lange Planetenrad 34 kämmt einerseits an seinem Vorderteil mit dem großen Sonnerad 32 und andererseits mit dem Hohlrad 36.

Das Automatikgetriebe 4 arbeitet mit verschiedenen hydraulisch gesteuerten Kupplungselementen und Bremselementen zusammen, die wahlweise betätigt werden, um verschiedene Fahrbereiche und Vorwärts- und Rückwärtsgänge bzw. Übersetzungsverhältnisse vorzusehen, beispielsweise 1. bis 4. Gänge in einem Fahrbe reich (D), 1. bis 3. Gänge in einem zweiten Drehzahlbereich (S), 1. und 2. Gänge in einem niedrigen Drehzahlbereich (L) und einen Rückwärtsfährbereich (R) zusätzlich zu den Gängen für Parken (P) und den neutralen Bereich (N). Die Kupplungsele mente und die Bremselemente werden mit Hilfe der Hydrauliksteu ereinheit 60 betätigt.

Die Kupplungs- und Bremselemente umfassen hydraulisch gesteuer te reibschlüssige Kupplungs- bzw. Bremselemente 41 - 46 und elektromagnetisch gesteuerte Freilaufkupplungen 51 und 52. Eine Vorwärtskupplung 41 (FWD), die zu den Reibkupplungselemen ten gehört, und eine erste Freilaufkupplung 51 (1.) sind zwi schen der Turbinenwelle 27 und dem kleinen Sonnenrad 31 hinter einander angeordnet. Außerdem befindet sich eine Leerlaufkupp lung 42 (CST), die zu den Reibkupplungselementen gehört, paral lel zu der Vorwärtskupplung 41 und der ersten Freilaufkupplung 51 zwischen der Turbinenwelle 27 und dem kleinen Sonnenrad 31. Eine 3-4-Kupplung 43, die eines der Reibkupplungselemente ist, befindet sich zwischen der Turbinenwelle 27 und dem Träger 35. Eine Rückwärtskupplung 44 (RVS), die eines der Reibkupplungs elemente ist, befindet sich zwischen der Turbinenwelle und dem großen Sonnenrad 32. Eine 2-4-Bremse 45 einer Art mit einem Bremsband, die eines der reibschlüssigen Bremselemente ist, befindet sich zwischen dem großen Sonnenrad 32 und der Rück wärtskupplung 44. Außerdem ist eine Bremse 46 für den Rück wärtsgang mit niedriger Geschwindigkeit (LRV), die ein anderes der Reibbremselemente ist, zwischen dem Träger 35 und dem Getriebegehäuse 9 angeordnet. Parallel zu der Bremse 46 für den Rückwärtsgang mit niedriger Geschwindigkeit ist eine zwei te Freilaufkupplung 52 (2.) zwischen dem Träger 35 und dem Getriebegehäuse 9 angeordnet, die der Reaktion von dem Träger 35 entgegenwirkt. Das Zahnradgetriebe 30 umfaßt desweiteren ein Abtriebszahnrad 12, das mit dem Hohlrad 36 verbunden ist, durch das es das Motorausgangsdrehmoment über das Ausgleichsge triebe 5 auf die vorderen Antriebsräder 2a und 2b überträgt.

Diese reibschlüssigen Kupplungselemente 41-46 und Freilaufkupp lungen 51 und 52 werden wahlweise mit Hilfe der hydraulisch gesteuerten Magnetventile 61 und 62 der Hydrauliksteuereinheit 60 betätigt, um das Zahnradgetriebe 30 in die gewünschten Bereiche und Gänge zu schalten, d. h. in den ersten (1.) bis vierten (4.) Gang in dem Fahrbereich (D), in den ersten (1.) bis dritten (3.) Gang in dem zweiten Drehzahlbereich (S), in den ersten (1.) und zweiten (2.) Gang in dem niedrigen Dreh zahlbereich (L), in den Parkbereich (P) und in den neutralen Bereich (N), wie in Tabelle I gezeigt ist, in der ein Kreis anzeigt, daß jedes einzelne Element eingerückt bzw. gesperrt ist.

TABELLE I

Wie Fig. 3 zu entnehmen ist, weist die Hydraulikschaltung der Hydrauliksteuereinheit 60, die teilweise gezeigt ist, Ventile wie z. B. ein Regulierventil 63 zum Regulieren des von der Ölpumpe 11 abgegebenen Öls auf einen vorbestimmten Leitungs druck, ein Modulatorventil 64, das dem Regulierventil 63 einen Steuerdruck liefert, und ein Reduzierventil 66 zum Reduzieren des Hydraulikdrucks auf ein vorbestimmtes Druckniveau auf. Der Hydraulikdruck wird von der Ölpumpe 11 durch eine Hauptdruck leitung 65 zu dem Reduzierventil 66 und nach dem Verringern auf ein bestimmtes Niveau durch eine Druckleitung 67 zu dem Modulatorventil 64 geleitet. Der Steuerdruck wird von dem Modulatorventil 64 dem Regulierventil 63 an seinem Verstär kungsanschluß 63a durch eine Steuerdruckleitung 68 zugeführt.

Außerdem wird dem Modulatorventil 64 an seinem Steueranschluß 64a durch eine Hilfsdruckleitung 69, die sich von der Drucklei tung 67 abzweigt, ein Hilfsdruck zugeführt. Das wirkverhältnis gesteuerte Magnetventil 62 ist in der Hilfsdruckleitung 69 installiert, um einem Hilfsdruck in Abhängigkeit von seinem Wirkverhältnis an dem Steueranschluß 64a des Modulatorventils 64 aufzubauen. Der Hydraulikdruck bei dem festgelegten Niveau wird von dem Modulatbremsventil entsprechend dem Hilfsdruck, d. h. dem Wirkverhältnis des wirkverhältnisgesteuerten Magnetventils 62 reguliert und als ein Steuerdruck zu dem Regulierventil 63 geleitet. Mit der so strukturierten Hydraulikschaltung baut das Regulierventil 63 einen Leitungsdruck auf, der in Abhängig keit von dem Wirkverhältnis des wirkverhältnisgesteuerten Magnetventils 62 reguliert wird.

Damit das Automatikgetriebe 4 einen Gangwechsel in einer ge wünschten Schaltzeit oder Soll-Schaltzeit durchführen kann, steuert die Steuereinheit 70 das Wirkverhältnis des wirkver hältnisgesteuerten Magnetventils 62 in Abhängigkeit von einem Antriebsdrehmoments für das Zahnradgetriebe 30, der Trägheits kraft des Kraftübertragungsstranges zu dem Zahnradgetriebe 30, die von einer Änderung in der Turbinendrehzahl dargestellt wird, und dem kinetischen Reibungskoeffizienten eines Reibkupp lungselements, welches während des bestimmten Schaltvorgangs eingerückt oder ausgerückt wird, so daß das Regulierventil 63 einen gewünschten Leitungsdruck in der Hydrauliksteuereinheit 60 aufbaut.

Fig. 4 ist ein Blockdiagramm, das das Leitungsdrucksteuerungs konzept veranschaulicht, das von der Steuereinheit durchge führt wird. Bei einem Funktionsblock F1 wird eine Sollschalt zeit auf der Grundlage einer Änderung der Drehzahl des Zahnrad getriebes 30, d. h. einer Änderung der Turbinendrehzahl, zwi schen, vor und nach einem Gangschaltvorgang (wird einfachheits halber im folgenden Drehzahländerung genannt) und eines An triebsdrehmoments für das Zahnradgetriebe 30, d. h. eines Dreh moments der Turbinenwelle 27 (wird einfachheitshalber im fol genden Antriebsdrehmoment genannt), bestimmt. Das Antriebsdreh moment wird auf herkömmliche und in einer auf dem Fachgebiet allgemein bekannten Art und Weise auf der Grundlage von Motor last bzw. Drosselklappenstellung, Motordrehzahl, Zündzeitpunkt berechnet, vorausgesetzt, daß während eines Schaltvorgangs kein Drehmomentabfall auftritt.

Obwohl das Kraftfahrzeug dann, wenn die Schaltzeit kurz wird, schnell und befriedigend auf das Gangwechseln reagiert, wo durch die Fahrqualität während des Schaltvorgangs verbessert wird, tritt trotzdem während des Hochschaltens ein derartiges Phänomen auf, daß das Zahnradgetriebe 30 aufgrund der Träg heitskraft des Kraftübertragungsstranges zu dem Zahnradgetrie be 30 eine vorübergehende Erhöhung des Ausgangsdrehmoments bewirkt, und der Drehmomentanstieg wird durch eine Verringe rung der Schaltzeit verstärkt. Da ein massiver Drehmomentan stieg wahrscheinlich einen Schaltruck verursachen wird, ist es immer unklug und unerwünscht, die Schaltzeit zu stark zu kür zen. Im Gegensatz dazu bewirkt eine verlängerte Schaltzeit eine Verschlechterung der Ansprechempfindlichkeit des Kraft fahrzeugs auf den Schaltvorgang oder der Fahrqualität des Kraftfahrzeugs. Deshalb ist es typisch, eine Sollschaltzeit in Abhängigkeit von den Fahrbedingungen festzulegen, die am be sten für die Verhinderung des Auftretens eines beträchtlichen Schaltrucks sind und die gewünschte Fahrqualität vorsehen. Die Sollschaltzeiten werden mit der Drehzahländerung und dem An triebsdrehmoment als Parameter zugeordnet und in einem Spei cher der Steuereinheit 70 gespeichert.

Danach wird bei einem Funktionsblock F2 die Winkelbeschleuni gung des Zahnradgetriebes 30 an der Eingangsseite (auf die im folgenden einfachheitshalber als Eingangswinkelbeschleunigung Bezug genommen wird) dadurch berechnet, daß eine Drehzahlände rung durch die Schaltzeit geteilt wird. Wie auf diesem Fachge biet allgemein bekannt ist, wird dann, wenn man annimmt, daß das Trägheitsmoment des Kraftübertragungsstranges zu dem Zahn radgetriebe 30 I ist, das Kraftmoment N des Kraftübertragungs stranges, d. h. die Trägheitskraft zu dem Reibkupplungselement, das dem Schaltvorgang zugeordnet ist, während des Schaltens durch die folgende Gleichung gegeben:

N = I·ω′

Da das Trägheitsmoment I konstant ist, ist die Trägheitskraft N proportional zu der Winkelbeschleunigung ω′ und wird uneinge schränkt auf dieser basierend bestimmt. Beim Funktionsblock F3 wird ein Trägheitsteildruck Tci bestimmt, der benötigt wird, um die Trägheitskraft N zu absorbieren, die aufgrund des Träg heitsmoments I des Kraftübertragungsstranges zu dem Zahnradge triebe 30 bewirkt wird.

Wie oben beschrieben worden ist, muß ein Kupplungsdruck, d. h. ein Leitungsdruck, der benötigt wird, um das Reibkupplungsele ment einzurücken, das mit dem Gangschaltvorgang in Beziehung steht, in Abhängigkeit von der Trägheitskraft reguliert wer den, da die Trägheitskraft, die aufgrund des Trägheitsmoments I des Kraftübertragungsstranges zu dem Zahnradgetriebe 30 bewirkt wird, während des Schaltens auf das Reibkupplungsele ment einwirkt. Der Trägheitsteildruck Tci wird auf der Grundla ge der Winkelbeschleunigung ω′ bestimmt, zu der die Trägheits kraft N proportional ist. In diesem Fall wird ein Trägheits teildruck Tci vorher mit der Winkelbeschleunigung als Parame ter in einer Tabelle angegeben und in einem Speicher der Steu ereinheit 70 gespeichert.

Beim Funktionsblock F4 wird zeitgleich zu der Bestimmung des Trägheitsteildrucks Tci ein Sollantriebsdrehmoment, das zu dem Zahnradgetriebe 30 übertragen wird, in dem Fall berechnet, in dem ein Gangschaltvorgang durchgeführt wird, vorausgesetzt, daß die Drehmomentabfallsteuerung veranlaßt wird. Die Drehmo mentabfallsteuerung wird durchgeführt, damit ein Abfall oder eine Verringerung des Motorausgangsdrehmoments während des Schaltens bewirkt wird, um einen vorübergehenden Anstieg des Getriebeabtriebsdrehmoments zu verhindern, das von der Träg heitskraft, die auf das Zahnradgetriebe 30 in der gleichen Richtung einwirkt wie das Antriebsdrehmoment, aufgrund des Trägheitsmoments I des Kraftübertragungsstranges zu dem Zahn radgetriebe 30 bewirkt wird. Das Sollantriebsdrehmoment wird mit der Winkelbeschleunigung und dem Antriebsdrehmoment als Parameter zugeordnet und in einem Speicher der Steuereinheit 70 gespeichert. Beim Funktionsblock F5 wird anschließend ein Drehmomentteildruck Tct, der benötigt wird, um eine Kupplungs kraft in Übereinstimmung mit einem Antriebsdrehmoment zu dem Zahnradgetriebe 30 zu entwickeln, auf der Grundlage des Sollan triebsdrehmoments, das unter Berücksichtigung eines Drehmoment abfalls bestimmt worden ist, bestimmt. Der Drehmomentteil druck Tct wird entsprechend dem Sollantriebsdruck als Parame ter zugeordnet und in einem Speicher der Steuereinheit 70 gespeichert. Auf der Grundlage des Trägheitsteildrucks Tci, des Drehmomentteildrucks Tct und der Drehzahländerung des Reibkupplungselements, das mit einem speziellen Gangschaltvor gang assoziiert ist, wird der Reibungskoeffizient µ des Reib kupplungselements, das dem Gangschaltvorgang zugeordnet ist, bei Funktionsblock F6 korrigiert. Dieser Reibungskoeffizient µ wird dazu verwendet, einen Schaltdruck zu bestimmen, der not wendig ist, um den Gangschaltvorgang bei Funktionsblock F7 zu bewirken. Genauer gesagt wird der Reibungskoeffizient µ auf der Grundlage sowohl eines Reibdrucks zwischen den antriebssei tigen und den abtriebsseitigen Scheiben des Reibkupplungsele ments in einer axialen Richtung als auch einer Relativgeschwin digkeit zwischen diesen, oder auf der Grundlage irgendeines von diesen berechnet. Schließlich wird der Schaltdruck weiter korrigiert, wenn ein etwaiger Soll-Leitungsdruck entsprechend der Öltemperatur des Getriebes bei Funktion F8 hergestellt wird. Durch die Leitungsdrucksteuerung wird ein Soll-Leitungs druck in Abhängigkeit von dem Reibungskoeffizienten µ eines Reibkupplungselements, an das der Druck angelegt wird, festge legt, um so einen Gangschaltvorgang über eine genaue Soll schaltzeitdauer zu bewirken.

Während der Schaltdruck nach und auf der Grundlage der Schät zung des Reibungskoeffizienten µ festgelegt oder berechnet wird, kann eine Berechnung auf der Grundlage des Antriebsdreh moments und der Winkelbeschleunigung durchgeführt werden, um den Schaltdruck zu erhalten, der durch die Wirkung der Reibung abgemildert worden ist.

Da der Reibdruck proportional zu dem Schaltdruck P ist und die Relativgeschwindigkeit durch die Winkelbeschleunigung ω′ er setzt werden kann, wird der Reibungskoeffizient u durch die folgende Funktion (2) der unabhängigen Variablen P und ω′ gegeben:

µ = g(P, ω′) (2)

Die Reibungskraft (µ·A·P), die auf das Reibkupplungselement einwirkt, wird durch die folgende Funktion (3) der unabhängi gen Variablen, z. B. eines Antriebsdrehmoments Tt und einer Winkelbeschleunigung ω′, angegeben:

µ·A·P = h(Tt, ω′) (3)

wobei A der Oberflächenbereich der Kupplungsplatten des Reib kupplungselements ist.

Aus den Funktionen (2) und (3) ergibt sich folgendes:

g(P, ω′)·A·P = h(Tt, ω′) (4)

Da die unabhängigen Variablen in der Funktion (4) P, Tt und ω′ sind, wird die folgende Funktion (5) theoretisch von der Funk tion (6) abgeleitet:

P = f(Tt, ω′) (5)

Da es aber allgemein unmöglich ist, die Funktion (5) von der Funktion (6) durch algebraische Umwandlung abzuleiten, wird der Schaltdruck P durch ein Maclaurin-Polynom angenähert, das unabhängige Variablen umfaßt, wie z. B. ein Antriebsdrehmoment Tt und eine Winkelbeschleunigung ω′.

Der Schaltdruck P kann mit einem Näherungspolynom erster Ord nung angegeben werden.

P = a₁·Tt + a₂·ω′ + a₃·Tt·ω′ + a₄ (6)

Bei der Gleichung (6) sind a₁-a₄ Konstanten, die in Abhängig keit von dem Reibungskoeffizienten u des Reibkupplungselements bestimmt und experimentell und analytisch erhalten werden.

Alternativ dazu kann der Schaltdruck P durch ein Näherungspoly nom zweiter Ordnung erhalten werden.

P = b₁·Tt + b₂·ω′ + b₃·Tt·ω′ + b₄·Tt² + b₅·ω′² + b₆·Tt²·ω′ + b₇·Tt·ω′² + b₈·Tt·ω′² + b₉ (7)

Bei den Gleichungen (6) und (7) sind a₁-a₄ und b₁-b₉ Kon stanten, die experimentell und analytisch in Abhängigkeit von dem Reibungskoeffizienten u des Reibkupplungselements bestimmt werden.

Aus den Ergebnissen der Experimente und Analysen, die von den Erfindern durchgeführt worden sind, kann man entnehmen, daß das Näherungspolynom zweiter Ordnung praktisch vereinfacht und wie folgt ausgedrückt werden kann:

P = c₁·Tt + c₂·ω′ + c₃·Tt·Tt + c₄ (8)

Bei der Gleichung (8) sind c₁-c₈ Konstanten, die experimen tell und analytisch in Abhängigkeit von dem Reibungskoeffizien ten µ des Reibkupplungselements bestimmt werden.

Wenn die Gleichung (8) korrekt ist, dann ist durch Bestimmung der Konstanten c₁-c₄ auf der Grundlage einer Vielzahl von Messungen des Schaltdrucks P, des Antriebsdrehmoments Tt und der Winkelbeschleunigung ω′, die experimentell erhalten wer den, wenn ein Schaltvorgang in einer Sollschaltzeit erzielt wird, der Schaltdruck P, der durch Wirkung der Reibung ent sprechend einem Antriebsdrehmoment Tt und der Winkelbeschleuni gung ω′ abgemildert wird, aus der Gleichung (8) bekannt. Demge mäß wird dann, wenn der Leitungsdruck auf dem Schaltdruck P gehalten wird, der Schaltvorgang in dem Sollschaltzeitraum bewirkt.

Angesichts der obigen Analyse, durch die z. B. eventuelle Feh ler minimiert wurden, wurden die Konstanten c₁-c₄ durch multiple Regressionsanalyse der tatsächlichen Messungen des Antriebsdrehmoments Tt und der Winkelbeschleunigung ω′ be stimmt, die in den Fig. 10 und 11 dargestellt sind. Wenn hier die Gleichung (8) korrekt ist, muß der Teildruck des Schaltdrucks P zu den jeweiligen, darauf bezogenen Faktoren, d. h. Winkelbeschleunigung ω, ein Antriebsdrehmoment Tt und ein Antriebsdrehmoment im Quadrat, Tt², jeweils proportional sein, und folglich muß die Korrelation zwischen jedem Teil druck und dem darauf bezogenen Faktor linear sein.

Die Korrelationen des Teildrucks zu den jeweiligen Faktoren, die auf der Grundlage der tatsächlichen Messungen eines An triebsdrehmoments Tt und der Winkelbeschleunigung ω′ erhalten worden sind, sind in den Fig. 7 bis 9 gezeigt. Wie aus diesen Figuren ersichtlich wird, weisen diese Korrelationen jeweils Reibungskoeffizienten von 0,971002, 0,971001 und 0,933570 auf, die ausreichend groß sind, um als linear be trachtet zu werden. Folglich ist es bewiesen, daß die Glei chung (8) einen Sollschaltdruck vorsieht, der ziemlich genau ist, so daß damit ein Gangschaltvorgang über einen Sollschalt zeitraum erreicht werden kann.

Bei der Leitungsdrucksteuerung wird ein Soll-Leitungsdruck, wie er mit der Wirkung der Reibung eines Reibkupplungselements abgemildert ist, das mit einem speziellen Schaltvorgang in Beziehung steht, bestimmt, ohne daß tatsächlich der Reibungsko effizient des Reibkupplungselements gefunden wird, was es ermöglicht, den Schaltvorgang in einer Sollschaltzeitdauer zu erzielen.

Fig. 5 ist ein Flußdiagramm einer Leitungsdrucksteuerungs-Ab laufroutine, die die Steuereinheit 70 durchführt, während z. B. bei Auftreten eines Anstiegs der Fahrzeuggeschwindigkeit ein Hochschalten stattfindet, wenn ein Hochschaltvorgang beginnt und die Steuerung zu Schritt S1 geht, bei dem verschiedene Signale, die von den Sensoren 71 bis 79 geliefert werden, gelesen werden. Bei Schritt S2 wird eine potentielle Turbinen drehzahländerung ΔNt, die sich auf eine potentielle Änderung der Drehzahl Nt der Turbine 23 zwischen, vor und nach dem Gangwechsel bezieht, gemäß der folgenden Gleichung (9) berech net:

ΔNt = Nt - No·Go (9)

wobei No die Ausgangsdrehzahl des Zahnradgetriebes 30 ist, und Go das Übersetzungsverhältnis nach dem Schaltvorgang ist.

Danach wird bei Schritt S3 eine Berechnung durchgeführt, um ein Turbinendrehmoment Tt gemäß der folgenden Gleichung (10) zu bestimmen:

Tt = Te·K₁·(Nt/Ne) (10)

wobei Te das Motorausgangsdrehmoment ist,
K₁ der Koeffizient der Drehmomentmultiplikation des Drehmoment wandlers 20 ist, und
Ne die Drehzahl des Motors 3 ist.

Das Motordrehmoment Te wird auf der Grundlage der Motordreh zahl, des Betrags an Ansaugluft und eines Zündzeitpunkts in einer Art und Weise bestimmt, die den Fachleuten auf dem Ge biet allgemein bekannt ist.

Nach den Berechnungen der potentiellen Turbinendrehzahlän derung ΔNt und des Turbinendrehmoments Tt wird bei Schritt S4 entschieden, ob eine Marke (Flag) Ftd für das Herabsetzen des Drehmoments vorliegt oder auf einen Zustand von "1" gesetzt ist, was anzeigt, daß die Steuerung zum Herabsetzen des Drehmo ments zugelassen wird. Die Steuerung zum Herabsetzen des Dreh moments findet statt, wenn z. B. der Motortemperatursensor 75 Temperaturen des Motors 3 erfaßt, die ein Aufwärmen des Motors 3 anzeigen. Wenn die Antwort auf die Entscheidung "JA" lautet, dann wird eine Schaltzeitliste f1 für das Herabsetzen des Drehmoments gesucht, die die Schaltzeiten mit Parametern wie dem Turbinendrehmoment Tt, den potentiellen Turbinendrehzahlän derungen ΔNt und den Arten der Schaltvorgänge Lm definiert, um eine Sollschaltzeit Ts für einen Schaltvorgang während der Steuerung zum Herabsetzen des Drehmoments bei Schritt S5 zu finden. Danach wird bei Schritt S6 eine Sollwinkelbeschleuni gung Am durch eine Berechnung gemäß der folgenden Gleichung (11) gegeben:

Am = |ΔNt/Ts| (11)

Dann wird bei Schritt S7 eine Sollturbinendrehmomentliste f₂ gesucht, die das Sollturbinendrehmoment mit Parametern wie dem Turbinendrehmoment Tt, der Turbinendrehzahl Nt und der Winkel beschleunigung Am definiert, um ein Sollturbinendrehmoment Tm zu finden.

Wenn die Antwort auf die Entscheidung bezüglich der Marke Ftd zum Herabsetzen des Drehmoments, die bei Schritt S4 getroffen wird, "NEIN" ist, dann zeigt dies an, daß die Steuerung zum Herabsetzen des Drehmoments untersagt wird, und dann wird, nachdem eine Sollschaltzeit Ts durch Suchen einer Drehmomenthe rabsetzungs-Schaltzeitliste f₅ für die Nichtdurchführung der Steuerung zum Herabsetzen des Drehmoments bei Schritt S8 gefun den worden ist und danach eine Sollwinkelbeschleunigung Am gemäß der Gleichung (11) bei Schritt S9 berechnet worden ist, das Turbinendrehmoment Tt bei Schritt S10 als ein Sollturbinen drehmoment Tm festgelegt. In diesem Fall wird die Sollschalt zeit Ts für einen bestimmten Gangwechsel so vorbestimmt, daß sie in der Schaltzeitliste f₅ für die Nichtdurchführung der Steuerung zum Herabsetzen des Drehmoments länger ist als in der Schaltzeitliste f₁ für die Steuerung zum Herabsetzen des Drehmoments.

Nach der Bestimmung eines Sollturbinendrehmoments Tm entweder bei Schritt S7 oder bei Schritt S10 werden ein Drehmomentteil druck Tct und ein Trägheitsteildruck Tci gefunden, indem bei Schritt S11 jeweils eine Drehmomentteildruckliste f₃ und eine Trägheitsteildruckliste f₄ gesucht werden. Wie oben beschrie ben worden ist, bezieht sich der hier verwendete Drehmoment teildruck Tct auf einen Druck, der notwendig ist, um eine Kupplungskraft eines Reibkupplungselement zu erzeugen, die einem Antriebsdrehmoment für das Zahnradgetriebe 30 ent spricht, und der hier verwendete Trägheitsteildruck Tci be zieht sich auf einen Druck, der notwendig ist, um die Träg heitskraft N zu absorbieren, die aufgrund des Trägheitsmoments I des Kraftübertragungsstranges zu dem Zahnradgetriebe bewirkt wird. Die Drehmomentteildruckliste f₃ definiert den Drehmoment teildruck Tct entsprechend einem Sollturbinendrehmoment Tm und den Arten der Gangschaltvorgänge Lm als Parameter. In ähnli cher Weise definiert die Trägheitsteildruckliste f₄ den Träg heitsteildruck Tci entsprechend einer Sollwinkelbeschleunigung Am und den Arten der Gangschaltvorgänge Lm als Parameter.

Bei Schritt S12 wird ein Soll-Leitungsdruck PL dadurch gefun den, daß eine Soll-Leitungsdruckliste f_u entsprechend einem Drehmomentteildruck Tct und einem Trägheitsteildruck Tci als Parameter gesucht wird. Die Soll-Leitungsdruckliste f_u wird experimentell und analytisch als eine Funktion nach Berücksich tigung des Reibungskoeffizienten des Reibkupplungselements erhalten, das einem bestimmten Gangschaltvorgang zugeordnet ist. Wie oben beschrieben worden ist, wird, obwohl der Rei bungskoeffizient grundsätzlich in Abhängigkeit von einem Reib druck und einer Relativgeschwindigkeit zwischen den Kupplungs platten eines Reibkupplungselements bestimmt wird, der Reib druck als eine Funktion eines Drehmomentteildrucks Tct angege ben, und die Relativgeschwindigkeit wird als eine Funktion eines Trägheitsteildrucks Tci angegeben, und der Soll-Leitungs druck, der durch die Wirkung der Reibung abgemildert ist, wird als eine Funktion des Drehmomentteildrucks Tct und des Träg heitsteildrucks Tci als unabhängige Variablen angegeben.

Schließlich werden bei Schritt S13 Steuersignale für die Steu erung des Leitungsdrucks geliefert, um so den Soll-Leitungs druck PL und das Motorausgangsdrehmoment aufzubauen, indem ein Zündzeitpunkt reguliert wird, um so das Sollturbinendrehmoment Tm für die Turbine vorzusehen.

Die Leitungsdrucksteuerung kann so geändert werden, daß der Soll-Leitungsdruck PL gemäß einem vorläufigen Soll-Leitungs druck Pa bestimmt wird.

Fig. 6 ist ein Flußdiagramm einer anderen Leitungsdrucksteue rungs-Ablaufroutine, die von der Steuereinheit 70 z. B. während eines Hochschaltvorgangs durchgeführt wird, der bei Auftreten eines Anstiegs der Fahrzeuggeschwindigkeit stattfindet. Bei dieser Leitungsdrucksteuerungs-Ablaufroutine werden genau die gleichen Schritte S1-S10 wie bei der in Fig. 5 gezeigten vorherigen Ablaufroutine durchgeführt, um das Sollturbinendreh moment Tm zu berechnen. In der Leitungsdrucksteuerungs-Ablauf routine wird der vorläufige Soll-Leitungsdruck Pa durch die folgende Gleichung (12) gegeben:

Pa = a·Am + b·Tm + c·Tm² + d (12)

Bei der Gleichung (12) sind a-d Konstanten, die experimen tell und analytisch in Abhängigkeit von dem Reibungskoeffizien ten u des Reibkupplungselements bestimmt werden. Die Gleichung (12) ist ein vereinfachtes Näherungspolynom zweiter Ordnung und gleicht grundsätzlich der Gleichung (8), außer daß die Winkelbeschleunigung ω′ und das Antriebsdrehmoment Tt von der Gleichung (8) durch jeweils die Sollwinkelbeschleunigung Am und das Sollturbinendrehmoment Tm ersetzt sind.

Nach der Bestimmung eines Sollturbinendrehmoments Tm entweder bei Schritt S7 oder bei Schritt S10 wird bei Schritt S11A ein vorläufiger Soll-Leitungsdruck Pa berechnet. Danach wird bei Schritt S12A ein eventueller Soll-Leitungsdruck PL erhalten, indem eine Korrektur des vorläufigen Soll-Leitungsdrucks Pa in Abhängigkeit von dem Reibungskoeffizienten des Reibkupplungs elements und einer Änderung des Reibungskoeffizienten aufgrund der Arten der Schaltvorgänge durchgeführt wird. Der eventuelle Soll-Leitungsdruck PL wird durch die folgende Gleichung (13) korrigiert:

PL = Pa·{µ(Lm, To) + Δµ(Lm)} (13)

Der Reibungskoeffizient u wird in einer Liste unter Verwendung der Art des Gangwechselns Lm und der Temperatur To des Öls als Parameter definiert. Die Änderung Δµ des Reibungskoeffizienten wird in einer Liste gemäß der Art des Gangschaltvorgangs Lm definiert und durch Lernen bestimmt. Die Korrektur des vorläu figen Soll-Leitungsdrucks Pa wird einerseits durchgeführt, um den Leitungsdruck wegen einer Änderung der Viskosität des Öls aufgrund von Temperaturänderungen auszugleichen, und anderer seits, um mit einer Änderung in den Charakteristiken der Hy drauliksteuereinheit 60 aufgrund der Alterung fertigzuwerden.

Bei Schritt S13 werden Steuersignale vorgesehen, um den Lei tungsdruck so zu steuern, daß der Soll-Leitungsdruck PL und das Motorausgangsdrehmoment durch Regulieren eines Zündzeit punkts aufgebaut werden, um so das Sollturbinendrehmoment Tm für die Turbine vorzusehen.

Durch die Leitungsdrucksteuerung gemäß den oben beschriebenen Ausführungsbeispielen der vorliegenden Erfindung wird ein Reibkupplungselement durch den Leitungsdruck, der durch die Wirkung der Reibung des Reibkupplungselements abgemildert worden ist, in eine reibschlüssige Verbindung gebracht, wo durch ein Gangschaltvorgang erzielt wird, der genau in der Sollschaltzeitdauer durchgeführt wird.

Claims

1. Hydraulisches Steuersystem für ein Automatikgetriebe, das in gewünschte Gänge geschaltet werden kann, indem hydraulisch gesteuerte Reibkupplungselemente wahlweise eingerückt oder ausgerückt werden und dadurch Kraftüber tragungswege gewechselt werden, wobei das hydraulische Steuersystem einen Schaltdruck erzeugt, der notwendig ist, um ein Reibkupplungselement einzurücken, damit ein Gangwechselvorgang des Automatikgetriebes in einen ge wünschten Gang bewirkt werden kann, dadurch gekennzeichnet, daß ein Reibungskoeffizienten des Reibkupplungselements während des Gangschaltvorgangs vorausgesetzt wird und der Schaltdruck in Abhängigkeit von dem Reibungskoeffizi enten des Reibkupplungselements gesteuert wird.

2. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Reibkupplungselement antriebssei tige Scheiben und abtriebsseitige Scheiben umfaßt und die Reibungsannahmeeinrichtung den Reibungskoeffizienten auf der Grundlage mindestens eines Reibdrucks zwischen den antriebs- und abtriebsseitigen Scheiben und/oder einer Relativgeschwindigkeit zwischen den antriebs- und abtriebsseitigen Scheiben voraussetzt.

3. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 1, desweiteren gekennzeichnet durch das Erfassen einer Antriebsdrehzahl änderung des Automatikgetriebes und eines Antriebsdrehmo ments für das Automatikgetriebe, und das Bestimmen des Schaltdrucks entsprechend einer Funktion, die diese Drehzahländerung und das Antriebsdrehmoment als unabhän gige Variablen umfaßt, und die über eine Näherungsglei chung erster Ordnung berechnet werden kann.

4. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Schaltdruck P durch die folgende Näherungsgleichung erster Ordnung gegeben ist: P = a₁·Tt + a₂·ω′ + a₃·Tt·ω′ + a₄wobei Tt ein Antriebsdrehmoment für das Automatikgetrie be ist,
ω′ eine Antriebsdrehzahländerung des Automatikgetriebes ist, und
a₁-a₄ Konstanten sind, die von einem Reibungskoeffizi enten des Reibkupplungselements abhängen.

5. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 1, desweiteren gekennzeichnet durch das Erfassen einer Antriebsdrehzahl änderung des Automatikgetriebes und eines Antriebsdrehmo ments für das Automatikgetriebe, und das Bestimmen des Schaltdrucks entsprechend einer Funktion, die diese Drehzahländerung und das Antriebsdrehmoment als unabhän gige Variablen umfaßt, und die über eine Näherungsglei chung zweiter Ordnung berechnet werden kann.

6. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Schaltdruck P durch die folgende Näherungsgleichung zweiter Ordnung gegeben ist: P = b₁·Tt + b₂·ω′ + b₃·Tt·ω′ + b₄·Tt² + b₅·ω′² + b₆·Tt²·ω′ + b₇·Tt·ω′² + b₈·Tt²·ω′² + b₉wobei Tt ein Antriebsdrehmoment für das Automatikgetrie be ist,
ω′ eine Antriebsdrehzahländerung des Automatikgetriebes ist, und
b₁-b₉ Konstanten sind, die von einem Reibungskoeffizi enten des Reibkupplungselements abhängen.

7. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 2, desweiteren gekennzeichnet durch das Erfassen einer Antriebsdrehzahl änderung des Automatikgetriebes und eines Antriebsdrehmo ments für das Automatikgetriebe, und das Bestimmen des Schaltdrucks entsprechend einer Funktion, die diese Drehzahländerung und das Antriebsdrehmoment als unabhän gige Variablen umfaßt, und die über eine Näherungsglei chung erster Ordnung berechnet werden kann.

8. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Schaltdruck P durch die folgende Näherungsgleichung erster Ordnung gegeben ist: P = a₁·Tt + a₂·ω′ + a₃·Tt·ω′ + a₄wobei Tt ein Antriebsdrehmoment für das Automatikgetrie be ist,
ω′ eine Antriebsdrehzahländerung des Automatikgetriebes ist, und
a₁-a₄ Konstanten sind, die von einem Reibungskoeffizi enten des Reibkupplungselements abhängen.

9. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 2, desweiteren gekennzeichnet durch das Erfassen einer Antriebsdrehzahl änderung des Automatikgetriebes und eines Antriebsdrehmo ments für das Automatikgetriebe, und das Bestimmen des Schaltdrucks entsprechend einer Funktion, die diese Drehzahländerung und das Antriebsdrehmoment als unabhän gige Variablen umfaßt, und die über eine Näherungsglei chung zweiter Ordnung berechnet werden kann.

10. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Schaltdruck P durch die folgende Näherungsgleichung zweiter Ordnung gegeben ist: P = b₁·Tt + b₂·ω′ + b₃·Tt·ω′ + b₄·Tt² + b₅·ω′² + b₆·Tt²·ω′ + b₇·Tt·ω′² + b₈·Tt²·ω′² + b₉wobei Tt ein Antriebsdrehmoment für das Automatikgetrie be ist,
ω′ eine Antriebsdrehzahländerung des Automatikgetriebes ist, und
b₁-b₉ Konstanten sind, die von einem Reibungskoeffizi enten des Reibkupplungselements abhängen.

11. Hydraulisches Steuersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 10, desweiteren gekennzeichnet durch das Erfassen eines Antriebsdrehmoments für das Automatikgetriebe und das Bestimmen des Schaltdrucks außerdem in Abhängigkeit von dem Antriebsdrehmoment.

12. Hydraulisches Steuersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 10, desweiteren gekennzeichnet durch das Erfassen einer Trägheit des Kraftübertragungsstranges während des Gangwechselns und das Bestimmen des Schaltdrucks außer dem entsprechend dieser Trägheit.