DE4224239C2

DE4224239C2 - Schaltsteuervorrichtung für ein automatisches Fahrzeuggetriebe

Info

Publication number: DE4224239C2
Application number: DE4224239A
Authority: DE
Inventors: Takeshi Kitagawa; Hiroshi Takuma; Shoji Kan; Yoichi Furuichi; Takahiro Taki
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 1991-07-31
Filing date: 1992-07-22
Publication date: 1997-08-21
Anticipated expiration: 2012-07-23
Also published as: JP2917601B2; DE4224239A1; KR930002713A; KR960007107B1; US5201251A; JPH0539844A

Description

Die Erfindung betrifft eine Schaltsteuervorrichtung für ein automatisches Fahrzeuggetriebe mit den im Oberbegriff an gegebenen Merkmalen.

Eine derartige Schaltsteuervorrichtung ist aus der US- Patentschrift 5,016,495 bekannt. Dort wird die Fahrzeugverzö gerung ermittelt und in Abhängigkeit vom ermittelten Wert das Übersetzungsverhältnis des Getriebes um ein oder zwei Gänge heruntergeschaltet.

Der Aufbau eines automatischen Getriebes, das dem aus der genannten Druckschrift ähnlich und auf das die Erfindung anwendbar ist, wird anhand von Fig. 6 erläutert. Gemäß Fig. 6 ist eine Kurbelwelle 12 eines Motors mit dem Treibrad 14 eines Drehmomentwandlers 13 integriert verbunden. Der Drehmo mentwandler 13 weist außer dem Treibrad 14 eine Turbine 15, einen Stator 16 und einen Freilauf 17 auf. Der Stator 16 ist mit dem Getriebegehäuse 18 durch den Freilauf 17 verbunden. Durch die Wirkung des Freilaufs kann sich der Stator in der selben Richtung wie die Kurbelwelle 12, nicht aber entgegen gesetzt dazu drehen. Das auf die Turbine 15 übertragene Dreh moment wird auf die Eingangswelle 19 eines an der Rückseite des Drehmomentwandlers 13 angeordneten Zahnradgetriebes über tragen, um vier Vorwärtsgänge und einen einzigen Rückwärts gang zu erreichen.

Das Zahnradgetriebe umfaßt drei Kupplungen 20, 21 und 22, zwei Bremsen 23 und 24, einen Freilauf 25 und ein Ravig neaux-Planetengetriebe 26. Das Ravigneaux-Planetengetriebe 26 umfaßt einen Zahnkranz 27, ein langes Ritzel 28, ein kurzes Ritzel 29, ein vorderes Sonnenrad 30, ein hinteres Sonnenrad 31 und einen in Dreheingriff mit der Getriebeeingangswelle 19 stehenden Träger 32, an dem die Ritzel 28 und 29 gelagert sind.

Der Zahnkranz 27 ist mit einer Getriebeausgangswelle 33 verbunden; das vordere Sonnenrad 30 ist über eine Kickdown- Trommel 34 und die vordere Kupplung 20 mit der Getriebeeingangswelle 19, das hintere Sonnenrad 31 über die hintere Kupplung 21 mit der Getriebeeingangswelle 19 verbunden. Der Träger 32 ist über die Bremse 24 (Langsam-Rückwärts-Bremse) und den Freilauf 25 mit einem Getriebegehäuse 18 sowie über die am hinteren Ende des Zahnradgetriebes angeordnete Kupp lung 22 (Kupplung für den 4. Gang) mit der Getriebeeingangs welle 19 verbunden. Die Kickdown-Trommel 34 ist über die Bremse 23 (Kickdown-Bremse) mit dem Getriebegehäuse 18 fest verbindbar. Das über das Ravigneaux-Planetengetriebe 26 über tragene Drehmoment wird von einem auf der Getriebeausgangs welle 33 sitzenden Antriebszahnrad 35 auf die Antriebswellen von (nicht gezeigten) Antriebsrädern übertragen.

Die Kupplungen 20 bis 22 und die Bremsen 23 und 24 stel len Reibeingriffselemente dar und weisen individuelle hydrau lische Mechanismen auf, die mit Kolbenanordnungen oder Servo mechanismen versehen sind. Diese hydraulischen Mechanismen werden von einer (nicht gezeigten) hydraulischen Steuerein heit über ein hydraulisches Strömungsmittel betätigt, das durch eine mit dem Treibrad 14 des Drehmomentwandlers 13 ver bundene Ölpumpe 36 gefördert wird.

Einzelheiten hinsichtlich Aufbau und Wirkungsweise die ser Mechanismen sind beispielsweise aus den japanischen Of fenlegungsschriften 58-46248/1983, 58-54270/1983 und 61-31749 /1986 bekannt. Der wahlweise Eingriff der verschiedenen Reib eingriffselemente erfolgt entsprechend der Stellung eines ne ben dem Fahrersitz des Fahrzeugs angeordneten (nicht gezeig ten) Schalthebels, dessen Stellung vom Fahrer gewählt wird, sowie entsprechend den Betriebsbedingungen des Fahrzeugs. Ge mäß den Anweisungen aus einer elektronischen Steuereinheit werden über die hydraulische Steuereinheit verschiedene Über setzungsverhältnisse automatisch erreicht, um die Betriebsbe dingungen des Motors 11 zu steuern.

Das Wählmuster des Schalthebels umfaßt die Stellungen P (Parken), R (Rückwärts), N (Neutral), D (drei oder vier auto matische Vorwärtsgänge), 2 (zwei automatische Vorwärtsgänge) und L (festgelegter erster Gang). Wird der Schalthebel in die Stellung D gebracht und ein (nicht gezeigter) Hilfsschalter (Overdrive-Schalter) betätigt, so können die drei oder die vier automatischen Vorwärtsgänge gewählt werden. Die Funktio nen der einzelnen Reibeingriffselemente bei der jeweiligen Stellung des Schalthebels sind in Fig. 7 gezeigt, wobei das Symbol ⚫ besagt, daß der Eingriff nur in der Stellung L dann erfolgt.

Beim Stand der Technik wird, wenn gleichzeitig mit einer Verzögerung des mit einem solchen automatischen Getriebe aus gerüsteten Fahrzeugs automatisch heruntergeschaltet wird, das der Fahrzeuggeschwindigkeit und der Drosselklappenöffnung entsprechende Übersetzungsverhältnis aus einem Diagramm abge lesen, das die Motorlast in Abhängigkeit von der Fahrzeugge schwindigkeit und der Drosselklappenöffnung angibt. Unter scheidet sich das momentane Übersetzungsverhältnis von dem aus dem Diagramm abgelesenen Verhältnis, so wird ein hydrau lisches Steuerventil mit vorbestimmten Schaltverhältnis ange trieben, um an das in Eingriff zu bringende Reibeingriffsele ment einen vorbestimmten hydraulischen Druck anzulegen und das abgelesene Übersetzungsverhältnis zu erreichen.

Bei dem automatischen Getriebe nach Fig. 6 und 7, bei dem mehrere Übersetzungsverhältnisse durch elektronisches Steuern von hydraulischen Drücken für eine Vielzahl von Reib eingriffselementen erreicht wird, wird ein hydraulisches Steuerventil mit vorgegebenem Schaltverhältnis so angetrie ben, daß dem Reibeingriffselement unabhängig von dem Maß der Fahrzeugverzögerung ein bestimmter hydraulischer Druck zuge führt wird. Als Ergebnis tritt zwischen einer hohen Verzöge rung, wenn das Bremspedal rasch niedergedrückt wird, und ei ner mäßigen Verzögerung, wenn das Bremspedal nicht oder weni ger niedergedrückt wird, eine Differenz in dem dem Reibein griffselement zugeführten hydraulischen Druck auf.

Ist beispielsweise die Steuerung so eingerichtet, daß Gangschaltstöße beim Herunterschalten bei gleichzeitiger mä ßiger Fahrzeugverzögerung verringert werden, so besteht die Tendenz, daß der dem Reibeingriffselement zugeführte hydrau lische Druck zu niedrig wird, weil die Motordrehzahl beim Herunterschalten bei gleichzeitigem raschen Abbremsen des Fahrzeugs rasch abnimmt. Als Ergebnis besteht die Neigung, daß infolge einer Verzögerung beim Eingriff des Reibein griffselements große Gangschaltstöße auftreten.

Ist dagegen die Steuerung so eingestellt, daß Gang schaltstöße beim Herunterschalten bei gleichzeitiger hoher Fahrzeugverzögerung verringert werden, dann wird dem Reibein griffselement beim Herunterschalten bei gleichzeitiger mäßi ger Verzögerung ein hoher hydraulischer Druck zugeführt, wo bei nahezu keine Abnahme in der Motordrehzahl stattfindet. Als Ergebnis besteht die Neigung, daß der Eingriff des Reib eingriffselements zu früh erfolgt, was wiederum zu hohen Gangschaltstößen führt.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, Schaltstöße bei auch raschem Herunterschalten über einen oder zwei Gänge mittels eines automatischen Getriebes zu verringern.

Die Lösung dieser Aufgabe ist im Anspruch 1 gekennzeich net. Danach wird der hydraulische Druck der Reibeingriffsein richtung über ein elektromagnetisches Ventil vorgegeben, des sen Schaltverhältnis (Ein/Aus-Verhältnis) in der im Kennzei chenteil des Anspruchs 1 näher angegebenen Weiser in Abhän gigkeit von der Fahrzeugverzögerung gehindert wird.

Ein Ausführungsbeispiel wird nachstehend anhand der schematischen Zeichnungen näher erläutert; darin zeigen

Fig. 1 und 2 ein Flußdiagramm zur Veranschaulichung des Steuervorgangs einer Schaltsteuervorrichtung für ein automatisches Fahrzeuggetriebe,

Fig. 3 ein Diagramm der Zuordnung zwischen der Fahr zeugverzögerung und einem korrigierten Schalt verhältnis,

Fig. 4 ein dreidimensionales Diagramm der Zuordnung zwischen der Öltemperatur des automatischen Fahrzeuggetriebes, der Motordrehzahl und einem Soll-Schaltverhältnis,

Fig. 5 ein Diagramm der Zuordnung zwischen Motordreh zahl und Schaltverhältnis

Fig. 6 eine schematische Darstellung eines automati schen Fahrzeuggetriebes mit vier Vorwärtsgängen zeigt, und

Fig. 7 ein Arbeitsdiagramm der Zuordnung zwischen dem Eingriffszustand der einzelnen Reibeingriffsele mente und den Übersetzungsverhältnissen.

Es wird nun ein Ausführungsbeispiel beschrieben, bei dem die Schaltsteuervorrichtung für ein automatisches Fahrzeugge triebe bei einem Fahrzeug angewandt wird, das mit einem auto matischen Getriebe mit vier Vorwärtsgängen gemäß Fig. 6 und 7 ausgestattet ist.

Bei diesem Ausführungsbeispiel wird die Fahrzeugverzöge rung entsprechend der Rate oder Geschwindigkeit α (min^-1/s) der Drehzahlverringerung der Getriebeausgangswelle 33 errech net. Zu diesem Zweck ist ein Drehzahlfühler zum Ermitteln der Drehzahl der Getriebeausgangswelle 33 am hinteren Ende des Getriebegehäuses 18 vorgesehen. Um den Betriebszustand des Motors 11 zu steuern, wird das Meßsignal des Drehzahlfühlers 37 wird an eine elektronische Steuereinheit abgegeben, die die Fahrzeugverzögerung errechnet.

Entsprechend der Fahrzeugverzögerung wird aus dem in Fig. 3 gezeigten Diagramm ein Korrektur-Schaltverhältnis Δd zu einem Grund-Schaltverhältnis d_B eines hydraulischen Steuer ventils zum Steuern des hydraulischen Drucks für ein Reibein griffselement abgelesen. Das endgültige, Soll-Schaltverhält nis für das hydraulische Steuerventil wird errechnet.

In diesem Fall wird das Grund-Schaltverhältnis d_B vorher in der elektronischen Steuerschaltung als dreidimensionales Diagramm gespeichert, wie es in Fig. 4 gezeigt ist, wobei man die Öltemperatur T_o des hydraulischen Strömungsmittels des automatischen Getriebes und die Motordrehzahl N_E als Va riable benutzt. Das Soll-Schaltverhältnis d_o des hydrauli schen Steuerventils wird errechnet, indem man das Korrektur- Schaltverhältnis Δd zu dem Grund-Schaltverhältnis d_B addiert:

d_o = d_B + Δd.

Ist die Geschwindigkeit α der Drehzahlverringerung der Getriebeausgangswelle 33 (nachfolgend als "Fahrzeugverzöge rung" bezeichnet) kleiner als ein vorbestimmter kleinster Schwellenwert α_s, so wird das Korrektur-Schaltverhältnis Δd auf

Δd = 0%

festgelegt. Ist dagegen die Fahrzeugverzögerung α größer als ein größter Schwellenwert α_L, dann wird das Korrektur-Schalt verhältnis Δd auf

Δd = -10%

festgesetzt. Liegt ferner die Fahrzeugverzögerung α zwischen dem kleinsten Schwellenwert α_s und dem größten Schwellenwert α_L, so wird das Korrektur-Schaltverhältnis Δd auf

Δd = -10 · α/(_L - α_s)%

festgelegt.

Da dieses Ausführungsbeispiel ein hydraulisches Steuer ventil einer Art benutzt, das schließt, wenn es nicht erregt ist, ist der hydraulische Druck, der dem Reibeingriffselement zugeführt werden muß, um so niedriger, je höher das Schalt verhältnis ist. Wird andererseits ein hydraulisches Steuer ventil einer Art verwendet, das öffnet, wenn es nicht erregt ist, so muß dem Reibeingriffselement ein um so höherer hy draulischer Druck zugeführt werden, je höher das Schaltver hältnis ist.

Fig. 5 zeigt die Zuordnung zwischen den Änderungen in der Motordrehzahl N_E und dem Soll-Schaltverhältnis d_o des hy draulischen Steuerventils. Wie aus Fig. 5 ersichtlich, än dert sich dann, wenn die Motordrehzahl N_E gemäß der ausgezo genen Linie mit geringer Verzögerung abnimmt, das Soll- Schaltverhältnis d_o so, wie durch die ausgezogene Linie ge zeigt. Nimmt dagegen die Motorgeschwindigkeit gemäß der strich-doppelpunktierten Linie mit hoher Verzögerung rasch ab, so wird das Soll-Schaltverhältnis d_o des hydraulischen Ventils auf einen Wert festgesetzt, der niedriger ist als das normale Soll-Schaltverhältnis, wie dies mit der strich-dop pelpunktierten Linie dargestellt ist. Im Ergebnis wird das hydraulische Strömungsmittel dem Reibeingriffselement mit hö herem Druck zugeführt.

Bei dem vorliegenden Ausführungsbeispiel wird selbst dann, wenn die Motordrehzahl N_E gemäß der gestrichelten Linie mit unregelmäßiger Verzögerung abnimmt, das Soll-Schaltver hältnis stets in angemessener Weise festgesetzt, wie dies durch die gestrichelte Linie dargestellt ist.

Ist ferner die Fahrzeugverzögerung α groß, so wird das Schaltmuster vom 4. Gang von 4-3-2 auf 4-3-1 geändert, um die Bremswirkung zu verbessern. Ist also die Fahrzeugverzögerung α groß, so wird das Schaltmuster gegenüber dem Normalfall ge ändert, um die Wirkung der Motorbremse und dadurch die Si cherheit des Fahrzeugs bei schnellem Bremsen zu verbessern.

Ein Flußdiagramm für die Steuerung dieses Ausführungs beispiels ist in Fig. 1 und 2 gezeigt. Wird im Schritt S1 ein Schaltbefehl zum Umschalten aus dem 4. in den 3. Gang bei gleichzeitiger Abnahme der Fahrzeuggeschwindigkeit erzeugt, so wird im Schritt S2 die Fahrzeugverzögerung α entsprechend dem Meßsignal aus dem Drehzahlfühler 37 errechnet. Im Schritt S3 wird die Verzögerung α dahingehend bestimmt, ob sie klei ner ist als der kleinste Schwellenwert α_s oder nicht.

Ist die Fahrzeugverzögerung α kleiner als α_s, d. h. ist sie klein, so wird im Schritt S4 das Schaltverhältnis Δd auf

Δd = 0%

festgelegt. Im Schritt S5 wird eine Vorstoppsteuerung aus dem 4. in den 3. Gang bei gleichzeitiger Fahrzeugverzögerung durchgeführt.

Ist die im Schritt S3 ermittelte Fahrzeugverzögerung α größer als der kleinste Schwellenwert α_s, so wird im Schritt S6 ermittelt, ob sie zwischen dem kleinsten Schwellenwert α_s und dem größten Schwellenwert α_L liegt. Ist dies der Fall, d. h. hat die Fahrzeugverzögerung α einen mittleren Wert, so wird im Schritt S7 das Korrektur-Schaltverhältnis Δd auf

Δd = -10 · α/(α_L - α_s)%,

gesetzt. Danach geht der Vorgang weiter auf Schritt S5.

Liegt die im Schritt S6 ermittelte Fahrzeugverzögerung α nicht zwischen dem kleinsten Schwellenwert α_s und dem größten Schwellenwert α_L, d. h. ist sie größer als der größte Schwel lenwert α_L und somit sehr hoch, so wird im Schritt S8 das Korrektur-Schaltverhältnis Δd auf

Δd = -10%

gesetzt. Danach geht der Vorgang weiter auf den Schritt S5.

Nachdem im Schritt S5 die Vorstoppsteuerung bei gleich zeitiger Fahrzeugverzögerung aus dem 4. in den 3. Gang vorge nommen wurde, wird, wenn ein Schaltbefehl zu Umschalten aus dem 3. in den 2. Gang vorliegt, im Schritt S9 bei die Fahr zeugverzögerung α gleichzeitiger weiterer Fahrzeugverzögerung im Schritt S10 erneut berechnet. Sodann wird im Schritt S11 ermittelt, ob die Fahrzeugverzögerung α kleiner ist als der kleinste Schwellenwert α_s. Ist dies der Fall, d. h. ist die Verzögerung α sehr klein, so wird im Schritt S12 das Korrek tur-Schaltverhältnis Δd auf

Δd = 0%

gesetzt. Danach wird im Schritt S13 die Vorstoppsteuerung aus dem 3. in den 2. Gang bei gleichzeitiger Fahrzeugverzögerung durchgeführt. Anschließend wird bei Bedarf eine Kriechsteue rung durchgeführt, um ein Kriechen des Fahrzeugs zu verhin dern.

Ist die im Schritt S11 ermittelte Fahrzeugverzögerung α größer als der kleinste Schwellenwert α_s, so wird im Schritt S14 ermittelt, ob sie zwischen dem kleinsten Schwellenwert α_s und dem größten Schwellenwert α_L liegt. Ist dies der Fall, d. h. hat die Verzögerung einen mittleren Wert, so wird im Schritt S15 das Korrektur-Schaltverhältnis Δd auf

Δd = -10 · α/(α_L - α_s)%

gesetzt. Danach geht der Vorgang weiter mit Schritt S13.

Wird im Schritt S14 bestimmt, daß die Verzögerung α nicht zwischen dem kleinsten Schwellenwert α_s und dem größten Schwellenwert α_L liegt, d. h. ist sie größer als der größte Schwellenwert α_L und damit sehr hoch, so wird im Schnitt S16 ein Schaltbefehl aus dem 3. in den 1. Gang erzeugt. Dies ver bessert die Wirkung der Motorbremse bei hoher Verzögerung merklich.

In diesem Fall wird die hintere Kupplung 21, die gemäß Fig. 7 das im 1. Gang einzurückende Reibeingriffselement bildet, in den 3. Gang eingerückt, und der Schaltvorgang aus dem 3. in den 1. Gang wird durch die Wirkung des Freilaufs 25 erreicht, der wirksam wird, nachdem die vordere Kupplung 20 und die Kupplung 22 für den 4. Gang gelöst worden sind. Des halb ist für das Korrektur-Schaltverhältnis Δd und das Soll schaltverhältnis d_o des hydraulischen Steuerventils keine Einstellung erforderlich. Wie oben wird anschließend bei Be darf eine Kriechsteuerung zum Unterdrücken eines Kriechens des Fahrzeugs durchgeführt.

In dem obigen Ausführungsbeispiel ist wird die Fahrzeug verzögerung entsprechend der Geschwindigkeit α der Drehzahl verringerung der Getriebeausgangswelle 33 des Fahrzeugs be rechnet worden. Sie kann jedoch auch aus der Drehzahlverrin gerung der mit der Turbine 15 des Drehmomentwandlers 13 fest verbundenen Getriebeeingangswelle 19 berechnet, mittels eines Beschleunigungsfühlers (g-Fühlers) oder dergleichen ermittelt werden.

Claims

1. Schaltsteuervorrichtung für ein automatisches Fahrzeug getriebe, das eine hydraulisch angesteuerte Reibeingriffsein richtung zum Umschalten zwischen verschiedenen Übersetzungs verhältnissen aufweist, mit einer Einrichtung zum Erfassen der Fahrzeugverzögerung, wobei das Getriebe bei niedriger Verzögerung aus einem ersten Übersetzungsverhältnis für höhe re Geschwindigkeit in ein zweites Übersetzungsverhältnis für niedrigere Geschwindigkeit und bei großer Verzögerung aus dem ersten in ein drittes Übersetzungsverhältnis für noch niedri gere Geschwindigkeit herunterschaltbar ist, gekennzeichnet durch
ein elektromagnetisches Ventil mit veränderbarem Schalt verhältnis (d_o, d_B) zum Einstellen des hydraulischen Drucks der Reibeingriffseinrichtung, und
eine Einrichtung zur Änderung des Schaltverhältnisses (d_o) des elektromagnetischen Ventils in Abhängigkeit von der Fahrzeugverzögerung (α) derart, daß unterhalb eines unteren Grenzwertes (α_s) eine Einstellung auf ein Grund-Schaltver hältnis (d_B) und darüber eine stetige Verstellung des Schalt verhältnisses zur Erhöhung des hydraulischen Drucks erfolgt.

2. Schaltsteuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, daß die Einrichtung zur Änderung des Schaltverhält nisses (d_o) des elektromagnetischen Ventils oberhalb des obe ren Grenzwertes (α_L) eine Einstellung auf ein Grenz-Schalt verhältnis (d_B - 10%) vornimmt.

3. Schaltsteuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, daß die Umschaltung vom ersten in das dritte Über setzungsverhältnis durch Einschalten eines Freilaufs (25) un ter Ausrücken der Reibeingriffseinrichtung erfolgt.

4. Schaltsteuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, daß die Verzögerungs-Erfassungseinrichtung die Fahrzeugverzögerung aus der Geschwindigkeit der Drehzahlver ringerung der Getriebeausgangswelle (33) errechnet.

5. Schaltsteuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, daß die Verzögerungs-Erfassungseinrichtung die Fahrzeugverzögerung aus der Geschwindigkeit der Drehzahlver ringerung der Getriebeeingangswelle (19) errechnet.

6. Schaltsteuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, daß die Verzögerungs-Erfassungseinrichtung einen Fahrzeug-Beschleunigungsfühler umfaßt.

7. Schaltsteuervorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, daß sie das Schaltverhältnis (d_o) des elektromagne tischen Ventils bei einer Fahrzeugverzögerung zwischen dem unteren und dem oberen (α_s, α_L) ausgehend von dem Grund schaltverhältnis (d_B) wie folgt ändert: d_o = d_B + Δd;
mit
Δd = -10 · α/(α_L - α_s)%.