JP2007239900A

JP2007239900A - Control device of automatic transmission

Info

Publication number: JP2007239900A
Application number: JP2006063662A
Authority: JP
Inventors: Hidetoshi Nobemoto; 秀寿延本; Tatsuya Uesugi; 達也上杉; Kazuhiko Ueda; 和彦上田; Tamiji Sakaki; 民司坂木; Kanichi Yamaguchi; 寛一山口
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2006-03-09
Filing date: 2006-03-09
Publication date: 2007-09-20

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To accurately perform hydraulic pressure control of a transmission clutch on the basis of a friction coefficient, by accurately setting the facing friction coefficient, in a control device of an automatic transmission having the transmission clutch. <P>SOLUTION: This control device of the automatic transmission calculates the facing friction coefficient of the transmission clutch 31, and controls fastening hydraulic pressure of the transmission clutch 31 on the basis of this friction coefficient. The transmission clutch 31 is constituted so that a plurality of friction plates 31d, etc., and 31d are arranged in a row between a clutch drum 31b and a clutch hub 31c, and a lubricating oil supply port 31c' is arranged in the clutch hub 31c for supplying lubricating oil to the friction plates 31d, etc., and 31d from the inner peripheral side, and a lubricating oil discharge port 31b' is arranged in the clutch drum 31b for discharging the lubricating oil to an external part in the radial direction. A discharge oil temperature detecting sensor 110 is arranged for detecting the temperature of the lubricating oil discharged to the external part in the radial direction from the lubricating oil discharge port 31b', and the temperature of the lubricating oil detected by this sensor 110 is converted into the facing friction coefficient. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、変速クラッチを備えた自動変速機の制御装置に関し、自動車に搭載される変速機の技術分野に属する。 The present invention relates to a control device for an automatic transmission provided with a transmission clutch, and belongs to the technical field of a transmission mounted in an automobile.

自動車用の自動変速機は、トルクコンバータと変速歯車機構とを組合せ、この変速歯車機構の動力伝達経路を複数の変速クラッチ等の選択的作動により切り換えて、所定の変速段に自動的に変速するように構成したものであるが、前記変速クラッチは、一般にクラッチドラムと、該クラッチドラムの内周側に設けられたクラッチハブと、該クラッチドラムとクラッチハブとの間に列設されて該クラッチドラムとクラッチハブに交互に係合された複数の摩擦プレートとを備えた構成で、クラッチドラム又はクラッチハブのいずれか一方に係合された摩擦プレートの表面には、摩擦材としてのフェーシングが貼り付けられるのが通例である。そして、受圧室への油圧制御によりピストンがリターンスプリングに抗して移動し、該ピストンが前記摩擦プレートを押圧することによって、前記フェーシングの摩擦状態が変化して、入力側のトルクを出力側に伝達する。 An automatic transmission for an automobile is a combination of a torque converter and a transmission gear mechanism, and a power transmission path of the transmission gear mechanism is switched by a selective operation of a plurality of transmission clutches to automatically shift to a predetermined gear stage. The transmission clutch is generally configured as a clutch drum, a clutch hub provided on the inner peripheral side of the clutch drum, and a clutch hub arranged between the clutch drum and the clutch hub. The structure includes a plurality of friction plates alternately engaged with the drum and the clutch hub. Facing as a friction material is affixed to the surface of the friction plate engaged with either the clutch drum or the clutch hub. It is customary to be attached. Then, the piston moves against the return spring by hydraulic control to the pressure receiving chamber, and when the piston presses the friction plate, the friction state of the facing changes, and the torque on the input side is shifted to the output side. introduce.

また、前記変速クラッチは、変速中、非変速中、スリップ制御中に伝達すべき目標伝達トルクが設定されることになるが、前記変速クラッチの伝達トルクは、前記ピストンにより摩擦プレートに対して垂直方向に作用する押圧力とフェーシング摩擦係数に応じて決まる。そのため、フェーシング摩擦係数が決まらないと、押圧力が決まらず、受圧室に供給する油圧が決まらないことになる。 The transmission clutch is set with a target transmission torque to be transmitted during a shift, a non-shift, and a slip control. The transmission torque of the transmission clutch is perpendicular to the friction plate by the piston. It depends on the pressing force acting on the direction and the facing friction coefficient. Therefore, if the facing friction coefficient is not determined, the pressing force is not determined, and the hydraulic pressure supplied to the pressure receiving chamber is not determined.

一方、フェーシング摩擦係数が正確に設定されない状態で押付け力が設定されると以下のような不具合が生じる。即ち、変速中では、目標となるトルク変化に対して伝達トルクにばらつきが生じて変速ショックや応答遅れが生じると共に、非変速中では、押付け力が高すぎると油圧の供給過多による動力損失が大きくなる一方、押付け力が低すぎると動力伝達不足となり、また、スリップ制御中では、目標スリップ量が正確に実現されず、ショックを生じることがある。 On the other hand, if the pressing force is set in a state where the facing friction coefficient is not set correctly, the following problems occur. That is, during transmission, the transmission torque varies with respect to the target torque change, causing shift shocks and response delays. During non-shifting, if the pressing force is too high, power loss due to excessive supply of hydraulic pressure increases. On the other hand, if the pressing force is too low, power transmission is insufficient, and during slip control, the target slip amount is not accurately realized and a shock may occur.

このように、変速クラッチによる伝達トルクを正確に実現するための押付け力が設定されるためには、フェーシング摩擦係数が正確に設定されていなければならない。 Thus, in order to set the pressing force for accurately realizing the transmission torque by the speed change clutch, the facing friction coefficient must be set accurately.

これに対して、例えば特許文献１には、フェーシング摩擦係数が変速クラッチの入出力差回転及び自動変速機の作動油温に応じて変化することに着目し、この入出力差回転及び油温に基づいてフェーシング摩擦係数を設定するものが開示されている。例えば油温が低い時は作動油の粘度が高く、これによってフェーシングに供給される潤滑油が不足するから、摩擦係数が増大するのである。
特開２０００−１５４８６７号公報 On the other hand, for example, Patent Document 1 focuses on the fact that the facing friction coefficient changes according to the input / output differential rotation of the speed change clutch and the hydraulic oil temperature of the automatic transmission. A method for setting a facing friction coefficient based on this is disclosed. For example, when the oil temperature is low, the viscosity of the hydraulic oil is high, which results in a shortage of lubricating oil supplied to the facing, thus increasing the coefficient of friction.
JP 2000-154867 A

しかしながら、前記特許文献１に記載のように作動油温に応じて設定されたフェーシング摩擦係数は、必ずしも正確でないという問題がある。つまり、フェーシング摩擦係数はフェーシングを通過した直後の油温に基づいて設定されることが望ましく、前記作動油温はオイルパンで検出されるのが一般的であるから、摩擦によるフェーシングの発熱が応答良く正確に反映されないという問題を有している。 However, there is a problem that the facing friction coefficient set according to the hydraulic oil temperature as described in Patent Document 1 is not always accurate. In other words, it is desirable that the facing friction coefficient is set based on the oil temperature immediately after passing through the facing, and the hydraulic oil temperature is generally detected by an oil pan. It has the problem of not being reflected accurately.

そして、変速中やスリップ制御中は、フェーシングは摩擦により発熱するため、潤滑油の温度が急激に変化し、これに伴ってフェーシング摩擦係数が急激に変化する。そのため、前記特許文献１のようにオイルパンの油温に基づいて摩擦係数を設定する場合には、潤滑油の急激な温度変化を応答良く検出することができず、フェーシング摩擦係数が正確に設定されないことによる変速ショックや応答遅れが免れない。 During gear shifting and slip control, the facing generates heat due to friction, so the temperature of the lubricating oil changes abruptly and the facing friction coefficient changes abruptly. Therefore, when the friction coefficient is set based on the oil temperature of the oil pan as in Patent Document 1, a rapid temperature change of the lubricating oil cannot be detected with good response, and the facing friction coefficient is set accurately. Shifting shock and response delay due to not being done are inevitable.

そこで、本発明は、変速クラッチを備えた自動変速機の制御装置において、フェーシング摩擦係数を精度良く設定し、この摩擦係数に基づいて変速クラッチの油圧制御を精度良く行うことを課題とする。 Therefore, an object of the present invention is to set a facing friction coefficient with high accuracy in a control device for an automatic transmission equipped with a transmission clutch, and to perform hydraulic control of the transmission clutch with high accuracy based on the friction coefficient.

前記課題を解決するため、本発明は次のように構成したことを特徴とする。 In order to solve the above problems, the present invention is configured as follows.

まず、本願の請求項１に記載の発明は、変速クラッチと、該変速クラッチのフェーシング摩擦係数を算出するフェーシング摩擦係数算出手段と、該算出手段により算出したフェーシング摩擦係数に基づいて前記変速クラッチの締結油圧を制御する油圧制御手段とを有する自動変速機の制御装置であって、前記変速クラッチは、クラッチドラムと、該クラッチドラムの内周側に設けられたクラッチハブと、該クラッチドラムとクラッチハブとの間に列設された複数の摩擦プレートと、前記クラッチハブの内周側から潤滑油を該摩擦プレートに供給する潤滑油供給手段とを有し、前記クラッチドラムには、摩擦プレートに供給された潤滑油を径方向外部に排出する潤滑油排出口が設けられていると共に、前記潤滑油排出口から径方向外部に排出された潤滑油の温度を検出する排出油温検出手段が設けられ、前記フェーシング摩擦係数算出手段は、該排出油温検出手段により検出された潤滑油の温度をフェーシング摩擦係数に換算することを特徴とする。 First, the invention according to claim 1 of the present application is directed to a transmission clutch, a facing friction coefficient calculation unit that calculates a facing friction coefficient of the transmission clutch, and a shifting friction coefficient calculated based on the facing friction coefficient calculated by the calculation unit. A control device for an automatic transmission having hydraulic control means for controlling an engagement hydraulic pressure, wherein the transmission clutch includes a clutch drum, a clutch hub provided on an inner peripheral side of the clutch drum, the clutch drum and the clutch A plurality of friction plates arranged between the hub and a hub, and lubricating oil supply means for supplying lubricating oil to the friction plate from the inner peripheral side of the clutch hub. A lubricating oil discharge port for discharging the supplied lubricating oil to the outside in the radial direction is provided and discharged from the lubricating oil discharge port to the outside in the radial direction. The exhaust oil temperature detecting means for detecting the temperature of the lubricating oil is provided, and the facing friction coefficient calculating means converts the temperature of the lubricating oil detected by the discharged oil temperature detecting means into a facing friction coefficient. To do.

なお、前記フェーシング摩擦係数算出手段による潤滑油温度からフェーシング摩擦係数への変換は、実験結果に基づいて作成したマップを用いる変換や、計算式による変換がある。 The conversion from the lubricating oil temperature to the facing friction coefficient by the facing friction coefficient calculating means includes conversion using a map created based on the experimental results and conversion using a calculation formula.

また、請求項２に記載の発明は、前記請求項１に記載の自動変速機の制御装置において、前記排出油温検出手段は、前記クラッチドラムを内包する変速機ケースに固設された固定部と、該固定部からケース内方に延びて前記クラッチドラムの潤滑油排出口に近接位置する感温部とを有することを特徴とする。 According to a second aspect of the present invention, in the control device for an automatic transmission according to the first aspect, the discharged oil temperature detecting means is a fixed portion fixed to a transmission case that encloses the clutch drum. And a temperature sensing part extending inward from the fixed part and located in the vicinity of the lubricating oil discharge port of the clutch drum.

さらに、請求項３に記載の発明は、前記請求項１または請求項２に記載の自動変速機の制御装置において、前記クラッチドラムの潤滑油排出口は、前記複数の摩擦プレートが列設された範囲の軸方向中間部に設けられていることを特徴とする。 Further, the invention according to claim 3 is the control device for the automatic transmission according to claim 1 or 2, wherein the plurality of friction plates are arranged in a row at the lubricating oil discharge port of the clutch drum. It is provided in the axial direction intermediate part of the range.

また、請求項４に記載の発明は、前記請求項１から請求項３のいずれかに記載の自動変速機の制御装置において、前記変速クラッチの入出力差回転を検出する差回転検出手段が備えられ、前記フェーシング摩擦係数算出手段は、該差回転検出手段により検出された差回転に基づいてフェーシング摩擦係数を算出することを特徴とする。 According to a fourth aspect of the present invention, in the automatic transmission control device according to any one of the first to third aspects, a differential rotation detecting means for detecting an input / output differential rotation of the shift clutch is provided. The facing friction coefficient calculating means calculates the facing friction coefficient based on the differential rotation detected by the differential rotation detecting means.

そして、請求項５に記載の発明は、車両の走行距離を検出する走行距離検出手段が備えられ、前記フェーシング摩擦係数算出手段は、該走行距離検出手段により検出された走行距離に基づいてフェーシング摩擦係数を算出することを特徴とする。 The invention according to claim 5 is provided with a travel distance detecting means for detecting a travel distance of the vehicle, wherein the facing friction coefficient calculating means is based on the travel distance detected by the travel distance detecting means. A coefficient is calculated.

まず、請求項１に記載の発明によれば、潤滑油供給手段により摩擦プレートに供給された潤滑油がフェーシングを通過して、遠心力によりクラッチドラムに設けられた潤滑油排出口から径方向外部に排出される。そして、この潤滑油排出口から排出されたフェーシングを通過した直後の潤滑油の油温が排出油温検出手段により検出されるので、変速中又はスリップ制御中にフェーシングの摩擦により潤滑油の温度が急激に変化する場合にも、応答良く潤滑油の温度変化が検出される。 First, according to the first aspect of the present invention, the lubricating oil supplied to the friction plate by the lubricating oil supply means passes through the facing, and the radial direction outside the lubricating oil discharge port provided in the clutch drum by centrifugal force. To be discharged. Then, since the oil temperature of the lubricating oil immediately after passing through the facing discharged from the lubricating oil discharge port is detected by the discharged oil temperature detecting means, the temperature of the lubricating oil is reduced by the friction of the facing during the shift or slip control. Even when it changes suddenly, the temperature change of the lubricating oil is detected with good response.

そして、フェーシング摩擦係数算出手段により、潤滑油の油温がフェーシング摩擦係数に換算されるので、潤滑油の温度に応じたフェーシング摩擦係数が精度良く求められる。そして、油圧制御手段により、この摩擦係数に基づいて、目標伝達トルクに対する変速クラッチの締結油圧が正確に求められるので、変速中やスリップ制御中には応答性の確保と変速ショックの防止とが両立されると共に、非変速時の締結中では適正な油圧により燃費向上とトルク伝達不足の防止とが両立される。 And since the oil temperature of lubricating oil is converted into a facing friction coefficient by a facing friction coefficient calculation means, the facing friction coefficient according to the temperature of lubricating oil is calculated | required accurately. The hydraulic control means accurately obtains the engagement hydraulic pressure of the shift clutch with respect to the target transmission torque based on this friction coefficient, so both responsiveness and prevention of shift shock can be achieved during shift and slip control. At the same time, during the engagement at the time of non-shifting, both an improvement in fuel efficiency and prevention of insufficient torque transmission are achieved by appropriate hydraulic pressure.

また、請求項２に記載の発明によれば、前記排出油温検出手段は、前記クラッチドラムを内包する変速機ケースに固設された固定部と、該固定部からケース内方に延びて前記クラッチドラムの潤滑油排出口に近接位置する感温部とを有する構成であるから、固定部が確実に変速機ケースに固定されて感温部を潤滑油排出口により近接させることができる。この結果、排出油温検出手段により潤滑油排出口から排出された直後の潤滑油の温度が精度良く検出されることになる。 According to a second aspect of the present invention, the exhaust oil temperature detecting means includes a fixed portion fixed to a transmission case that encloses the clutch drum, and extends inward from the fixed portion to the case. Since the clutch drum has a temperature-sensing portion positioned close to the lubricating oil discharge port, the fixing portion is securely fixed to the transmission case, and the temperature-sensing portion can be brought closer to the lubricating oil discharge port. As a result, the temperature of the lubricating oil immediately after being discharged from the lubricating oil discharge port is accurately detected by the discharged oil temperature detecting means.

ところで、前記複数の摩擦プレートが列設された範囲の軸方向両端部の摩擦プレートは、リテーニングプレートなどの熱容量の大きな部材に接するので熱が逃げ易いのに対して、中間部は熱がこもり、両端部に比べて昇温しやすくなる。そのため、両端部の潤滑油の温度を検出し、これに基づいてスリップ量を低減させるようにすると、中間部のフェーシングの摩耗が進行し易くなるという問題がある。 By the way, the friction plates at both ends in the axial direction in the range in which the plurality of friction plates are arranged are in contact with a member having a large heat capacity such as a retaining plate, so that heat easily escapes, whereas the intermediate portion has heat. The temperature rises more easily than at both ends. Therefore, if the temperature of the lubricating oil at both ends is detected and the slip amount is reduced based on the detected temperature, there is a problem that the fading of the intermediate portion is likely to proceed.

これに対して、請求項３に記載の発明によれば、前記クラッチドラムの潤滑油排出口は、前記複数の摩擦プレートが列設された範囲の軸方向中間部に設けられているので、この範囲で最も温度が高くなる摩擦プレートのフェーシングを通過した潤滑油の温度が排出油温検出手段により検出されるため、潤滑油の温度の検出精度の一層の向上が図られる。 On the other hand, according to the third aspect of the present invention, the lubricating oil discharge port of the clutch drum is provided at an axially intermediate portion in a range in which the plurality of friction plates are arranged. Since the temperature of the lubricating oil that has passed through the facing of the friction plate having the highest temperature in the range is detected by the discharged oil temperature detecting means, the accuracy of detecting the temperature of the lubricating oil can be further improved.

また、請求項４に記載の発明によれば、差回転検出手段により前記変速クラッチの入出力差回転が検出されると共に、前記フェーシング摩擦係数算出手段により、潤滑油の温度に加えてこの入出力差回転に基づいてフェーシング摩擦係数が算出されるので、この摩擦係数は差回転の変動に適応可能となり、摩擦係数の精度が向上する。 According to the fourth aspect of the present invention, the input / output differential rotation of the shift clutch is detected by the differential rotation detecting means, and the input / output differential in addition to the lubricating oil temperature is detected by the facing friction coefficient calculating means. Since the facing friction coefficient is calculated based on the differential rotation, the friction coefficient can be adapted to fluctuations in the differential rotation, and the accuracy of the friction coefficient is improved.

一方、走行距離が長くなるに従って、潤滑油の劣化やフェーシングの摩耗が進行し、摩擦係数は小さくなる。そのため、走行距離が長くなると、前記のように潤滑油温及び入出力差回転に基づいて換算した摩擦係数の精度が低下するおそれがある。 On the other hand, as the travel distance increases, the deterioration of the lubricating oil and the facing wear progress, and the friction coefficient decreases. Therefore, when the travel distance becomes long, the accuracy of the friction coefficient converted based on the lubricating oil temperature and the input / output differential rotation as described above may decrease.

これに対して、請求項５に記載の発明によれば、車両の走行距離を検出する走行距離検出手段が備えられ、前記フェーシング摩擦係数算出手段により、該走行距離検出手段により検出された走行距離に基づいてフェーシング摩擦係数が算出されるので、潤滑油の劣化やフェーシングの摩耗による摩擦係数の変動に適応可能となり、摩擦係数の精度が向上する。 On the other hand, according to the fifth aspect of the present invention, the travel distance detecting means for detecting the travel distance of the vehicle is provided, and the travel distance detected by the travel distance detecting means by the facing friction coefficient calculating means. Since the facing friction coefficient is calculated based on the above, it is possible to adapt to fluctuations in the friction coefficient due to deterioration of the lubricating oil or wear of the facing, and the accuracy of the friction coefficient is improved.

以下、本発明の実施の形態について説明する。 Embodiments of the present invention will be described below.

まず、図１の骨子図により本実施の形態に係る自動変速機１全体の機械的な概略構成を説明する。この自動変速機１は、エンジンルーム内に横置きされたエンジンの出力軸２の回転を入力し、この回転を変速して車輪に伝達する。 First, a mechanical schematic configuration of the entire automatic transmission 1 according to the present embodiment will be described with reference to the skeleton diagram of FIG. The automatic transmission 1 receives the rotation of the output shaft 2 of the engine placed horizontally in the engine room, and shifts the rotation to transmit it to the wheels.

自動変速機１は、主な構成要素として、トルクコンバータ１０と、該トルクコンバータ１０の出力回転が入力される変速機構２０とを有している。該変速機構２０の出力回転は中間伝動機構５０に入力され、該中間伝達機構５０の出力回転は差動装置６０に入力されるようになっている。 The automatic transmission 1 includes, as main components, a torque converter 10 and a transmission mechanism 20 to which output rotation of the torque converter 10 is input. The output rotation of the transmission mechanism 20 is input to the intermediate transmission mechanism 50, and the output rotation of the intermediate transmission mechanism 50 is input to the differential device 60.

前記トルクコンバータ１０は、エンジン出力軸２に連結されたケース１１と、該ケース１１内に固設されたポンプ１２と、該ポンプ１２に対向して配置されて該ポンプ１２により作動油を介して駆動されるタービン１３と、該ポンプ１２とタービン１３との間に介設され、かつ、変速機ケース３（又は変速機ケース３に一体とされた後述のスリーブ部材６）にワンウェイクラッチ１４を介して支持されてトルク増大作用を行うステータ１５と、前記ケース１１とタービン１３との間に設けられ、該ケース１１を介してエンジン出力軸２とタービン１５とを直結するロックアップクラッチ１６とで構成されている。そして、前記タービン１５の回転がタービン軸１７を介して変速機構２０側に出力されるようになっている。また、このトルクコンバータ１０の後方には、該トルクコンバータ１０のケース１１を介してエンジン出力軸２に駆動されるオイルポンプ１８が配置されている。 The torque converter 10 includes a case 11 connected to the engine output shaft 2, a pump 12 fixed in the case 11, and a pump 12 disposed facing the pump 12 via hydraulic oil. A one-way clutch 14 is interposed between a driven turbine 13, a pump 12 and a turbine 13, and a transmission case 3 (or a sleeve member 6 described later integrated with the transmission case 3). And a stator 15 for increasing torque and a lockup clutch 16 provided between the case 11 and the turbine 13 and directly connecting the engine output shaft 2 and the turbine 15 via the case 11. Has been. The rotation of the turbine 15 is output to the transmission mechanism 20 via the turbine shaft 17. An oil pump 18 that is driven by the engine output shaft 2 via a case 11 of the torque converter 10 is disposed behind the torque converter 10.

前記変速機構２０は、第１〜第４プラネタリギヤセット２１〜２４と、これらのプラネタリギヤセット２１〜２４でなる動力伝達経路を切り換えるクラッチやブレーキ等の複数の摩擦要素３１〜３５とを有し、これらにより前進１〜６速及び後退速が得られるようになっている。 The speed change mechanism 20 includes first to fourth planetary gear sets 21 to 24 and a plurality of friction elements 31 to 35 such as clutches and brakes for switching a power transmission path formed by the planetary gear sets 21 to 24. Thus, forward 1 to 6 speed and reverse speed are obtained.

一方、前記第１〜第４プラネタリギヤセット２１〜２４は、いずれもサンギヤ２１ａ〜２４ａと、このサンギヤ２１ａ〜２４ａに噛合った複数のピニオン２１ｂ〜２４ｂと、これらのピニオン２１ｂ〜２４ｂを支持するキャリヤ２１ｃ〜２４ｃと、ピニオン２１ｂ〜２４ｂに噛合ったリングギヤ２１ｄ〜２４ｄとで構成される、シングルピニオンタイプのプラネタリギヤセットである。 On the other hand, each of the first to fourth planetary gear sets 21 to 24 has sun gears 21a to 24a, a plurality of pinions 21b to 24b meshed with the sun gears 21a to 24a, and a carrier that supports these pinions 21b to 24b. This is a single pinion type planetary gear set composed of 21c to 24c and ring gears 21d to 24d engaged with the pinions 21b to 24b.

そして、第１プラネタリギヤセット２１は、サンギヤ２１ａが変速機ケース３に固定され、リングギヤ２１ｄが第１メンバ４１によりタービン軸１７に固定された構成になっている。第２プラネタリギヤセット２２は、変速機ケース３の壁部にサンギヤ２２ａがスプライン嵌合され、リングギヤ２２ｄが第２メンバ４２によりタービン軸１７に固定されている。 The first planetary gear set 21 has a configuration in which the sun gear 21 a is fixed to the transmission case 3 and the ring gear 21 d is fixed to the turbine shaft 17 by the first member 41. In the second planetary gear set 22, the sun gear 22 a is spline-fitted to the wall portion of the transmission case 3, and the ring gear 22 d is fixed to the turbine shaft 17 by the second member 42.

一方、第３プラネタリギヤセット２３のリングギヤ２３ｄと第４プラネタリギヤセット２４のキャリヤ２４ｃとが一体回転するように第３メンバ４３により連結されていると共に、第４プラネタリギヤセット２４のキャリヤ２４ｃに出力ギヤ２５が一体回転するように連結されている。また、第３プラネタリギヤセット２３のキャリヤ２３ｃと第４プラネタリギヤセット２４のリングギヤ２４ｄとが一体回転するように第４連結メンバ４４により連結されている。ここで、第３及び第４プラネタリギヤセット２３，２４は、合わせて４つの回転要素を有するように互いに連結されている。 On the other hand, the ring gear 23d of the third planetary gear set 23 and the carrier 24c of the fourth planetary gear set 24 are connected by a third member 43 so as to rotate together, and the output gear 25 is connected to the carrier 24c of the fourth planetary gear set 24. They are connected so as to rotate together. Further, the carrier 23c of the third planetary gear set 23 and the ring gear 24d of the fourth planetary gear set 24 are connected by a fourth connecting member 44 so as to rotate integrally. Here, the third and fourth planetary gear sets 23 and 24 are connected to each other so as to have a total of four rotating elements.

そして、第１〜第３クラッチ３１〜３３と、第１、第２ブレーキ３４，３５とを選択的に締結させて、タービン軸１７から出力ギヤ２５までの動力伝達経路を切り換えることにより、前進６速と後退速とが得られることになる。 Then, the first to third clutches 31 to 33 and the first and second brakes 34 and 35 are selectively engaged and the power transmission path from the turbine shaft 17 to the output gear 25 is switched, thereby moving forward 6. Speed and reverse speed are obtained.

前記第１クラッチ３１は、第１プラネタリギヤセット２１のキャリヤ２１ｃと第４プラネタリギヤセット２４のサンギヤ２４ａとの間の動力伝達経路を断接するクラッチである。また、第２クラッチ３２は、第１プラネタリギヤセット２１のリングギヤ２１ｄと第３プラネタリギヤセット２３のサンギヤ２３ａとの間の動力伝達経路を断接するクラッチである。また、第３クラッチ３３は、第２プラネタリギヤセット２２のキャリヤ２２ｃと第３プラネタリギヤセット２３のサンギヤ２３ａとの間の動力伝達経路を断接するものである。 The first clutch 31 is a clutch that connects and disconnects a power transmission path between the carrier 21 c of the first planetary gear set 21 and the sun gear 24 a of the fourth planetary gear set 24. The second clutch 32 is a clutch that connects and disconnects a power transmission path between the ring gear 21 d of the first planetary gear set 21 and the sun gear 23 a of the third planetary gear set 23. The third clutch 33 connects and disconnects a power transmission path between the carrier 22 c of the second planetary gear set 22 and the sun gear 23 a of the third planetary gear set 23.

一方、第１ブレーキ３４は、第３プラネタリギヤセット２３のサンギヤ２３ａを変速機ケース３に対して断接するものである。また、第２ブレーキ３５は、第３プラネタリギヤセット２３のキャリヤ２３ｃ及び第４プラネタリギヤセット２３のリングギヤ２３ｄとを連結する第４メンバ４４を変速機ケース３に対して断接するものである。なお、第２ブレーキ３５と並列にワンウェイクラッチを配設するようにしてもよい。 On the other hand, the first brake 34 connects and disconnects the sun gear 23 a of the third planetary gear set 23 to the transmission case 3. The second brake 35 connects / disconnects the fourth member 44 that connects the carrier 23 c of the third planetary gear set 23 and the ring gear 23 d of the fourth planetary gear set 23 to the transmission case 3. A one-way clutch may be disposed in parallel with the second brake 35.

そして、出力ギヤ２５が、中間伝動機構５０を構成する中間軸５１上の第１中間ギヤ５２に噛合わされていると共に、該中間軸５１上の第２中間ギヤ５３と差動装置６０の入力ギヤ６１とが噛合わされて、前記出力ギヤ２５の回転が差動装置６０のデフケース６２に入力され、該差動装置６０を介して左右の車軸６３，６４が駆動されるようになっている。 The output gear 25 is meshed with the first intermediate gear 52 on the intermediate shaft 51 constituting the intermediate transmission mechanism 50, and the second intermediate gear 53 on the intermediate shaft 51 and the input gear of the differential device 60. 61, the rotation of the output gear 25 is input to the differential case 62 of the differential device 60, and the left and right axles 63 and 64 are driven through the differential device 60.

ここで、前記クラッチ３１〜３３とブレーキ３４，３５の作動状態と変速段との関係を表１に示す。

Table 1 shows the relationship between the operating states of the clutches 31 to 33 and the brakes 34 and 35 and the gear position.

次に、前記第１クラッチ１３の周辺の構造について説明すると、図２に示すように、前記トルクコンバータ１０を収容するコンバータハウジング４と前記変速機ケース３とがボルト４ａにより締結されていると共に、前記オイルポンプ１８を収容するポンプハウジング５と前記変速機ケース３とがボルト５ａにより締結されている。また、ポンプハウジング５の反トルクコンバータ１０側の壁部にはスリーブ部材６がボルト６ａにより締結されている。 Next, the structure around the first clutch 13 will be described. As shown in FIG. 2, the converter housing 4 housing the torque converter 10 and the transmission case 3 are fastened by bolts 4a. The pump housing 5 that houses the oil pump 18 and the transmission case 3 are fastened by bolts 5a. A sleeve member 6 is fastened to the wall of the pump housing 5 on the side opposite to the torque converter 10 by a bolt 6a.

前記第１クラッチ３１は、第１プラネタリギヤセット２１のキャリヤ２１ｃに連結されて前記スリーブ部材６に対して回転自在に嵌合された内径部材３１ａと、該内径部材３１ａに固設されたクラッチドラム３１ｂと、該クラッチドラム３１ｂの内周側に設けられて第４プラネタリギヤセット３４のキャリヤ３４ｃに連結されたクラッチハブ３１ｃと、これらのクラッチドラム３１ｂ及びクラッチハブ３１ｃにそれぞれ交互にスプライン嵌合された複数の摩擦プレート３１ｄ…３１ｄと、クラッチドラム３１ｂ内に軸方向に移動可能に収納されたピストン３１ｅとを有している。前記摩擦プレート３１ｄ…３１ｄのうちのクラッチハブ３１ｃに嵌合するものには、両面にそれぞれ摩擦材としてのフェーシング３１ｄ′…３１ｄ′が貼り付けられている（図３参照）。 The first clutch 31 is connected to the carrier 21c of the first planetary gear set 21 and is rotatably fitted to the sleeve member 6, and a clutch drum 31b fixed to the inner diameter member 31a. A clutch hub 31c provided on the inner peripheral side of the clutch drum 31b and connected to the carrier 34c of the fourth planetary gear set 34; Of the friction plates 31d to 31d and a piston 31e accommodated in the clutch drum 31b so as to be movable in the axial direction. Of the friction plates 31d... 31d, facings 31d '... 31d' as friction materials are respectively attached to both sides of the clutch hub 31c (see FIG. 3).

また、該ピストン３１ｅとクラッチドラム３１ｂとの間には受圧室３１ｆが形成されている。さらに、前記内径部材３１ａには、ピストン３１ｅのクラッチドラム３１ｂに対する反対側にバランスプレート３１ｇが固設され、該プレート３１ｇとピストン３１ｅとの間に受圧室３１ｆの遠心油圧を相殺するためのバランス室３１ｈが形成されている。また、前記バランスプレート３１ｇには、ピストン３１ｅをクラッチドラム３１ｂ側に常時付勢するリターンスプリング３１ｉの一端が支持されている。 A pressure receiving chamber 31f is formed between the piston 31e and the clutch drum 31b. Further, a balance plate 31g is fixed to the inner diameter member 31a on the opposite side of the piston 31e with respect to the clutch drum 31b, and the balance chamber for canceling the centrifugal hydraulic pressure of the pressure receiving chamber 31f between the plate 31g and the piston 31e. 31h is formed. The balance plate 31g supports one end of a return spring 31i that constantly urges the piston 31e toward the clutch drum 31b.

一方、スリーブ部材６には、第１クラッチ３１を締結又は解放させるための作動油が通る油路６ｂが設けられ、この油路６ｂは前記内径部材３１ａに設けられた連通路３１ａ′を介して前記受圧室３１ｆに連通している。また、タービン軸１７には潤滑用油路１７ａが設けられ、この潤滑用油路１７ａが前記スリーブ部材６に設けられた油路６ｃに連通し、この油路６ｃを介して前記第１プラネタリギヤセット２１の内周側付近から潤滑油が噴出すようになっている。さらに、前記油路６ｃは、内径部材３１ａに設けられた連通路３１ａ″を介して前記バランス室３１ｈにも連通している。 On the other hand, the sleeve member 6 is provided with an oil passage 6b through which hydraulic oil for fastening or releasing the first clutch 31 passes. The oil passage 6b is connected via a communication passage 31a 'provided in the inner diameter member 31a. It communicates with the pressure receiving chamber 31f. The turbine shaft 17 is provided with a lubricating oil passage 17a. The lubricating oil passage 17a communicates with an oil passage 6c provided in the sleeve member 6, and the first planetary gear set is connected via the oil passage 6c. Lubricating oil is ejected from the vicinity of the inner peripheral side of 21. Further, the oil passage 6c communicates with the balance chamber 31h via a communication passage 31a ″ provided in the inner diameter member 31a.

また、図３に示すように、前記クラッチハブ３１ｃにおける摩擦プレート３１ｄ…３１ｄが嵌合された範囲には、潤滑油を各摩擦プレート３１ｄ…３１ｄに供給するための潤滑油供給口３１ｃ′…３１ｃ′が設けられていると共に、クラッチドラム３１ｂの外周部には摩擦プレート３１ｄ…３１ｄ間を流れた作動油を該クラッチドラム３１ｂの径方向外部に排出するための複数の潤滑油排出口３１ｂ′…３１ｂ′が設けられている。前記潤滑油排出口３１ｂ′…３１ｂ′のうちの少なくとも一つ（３１ｂ″）は、摩擦プレート３１ｄ…３１ｄが配置された範囲において軸方向の略中間位置に形成されている。 Further, as shown in FIG. 3, in the range where the friction plates 31d... 31d of the clutch hub 31c are fitted, lubricating oil supply ports 31c ′... 31c for supplying the lubricating oil to the friction plates 31d. ′ And a plurality of lubricating oil discharge ports 31b ′ for discharging hydraulic oil flowing between the friction plates 31d... 31d to the outside in the radial direction of the clutch drum 31b. 31b 'is provided. At least one (31b ″) of the lubricating oil discharge ports 31b ′... 31b ′ is formed at a substantially intermediate position in the axial direction in the range where the friction plates 31d.

一方、前記変速機ケース３には、クラッチドラム３１ｂの外周側に位置して排出油温検出センサ１１０が装着されている。排出油温検出センサ１１０は、温度を電気信号に変換するセンサであり、感温部１１１は例えば熱電対、サーミスタ等で構成されている。図３に示すように、排出油温検出センサ１１０は、中心に穴１１２ａが形成された筒状の支持部材１１２を有し、該支持部材１１２は、変速機ケース３に固定される固定部１１２ｂと、固定部１１２ｂからクラッチドラム３１ｂの外周壁の外側表面へ向けて延びる延設部１１２ｃとを有する。固定部１１２ｂは変速機ケース３を貫通しており、ネジ締結或いは接着剤等により両者が固定される。そして、支持部材１１２の中心の穴１１２ａにおいて延設部１１２ｃの先端の部分に前記感温部１１１が配設されている。さらに、穴１１２ａには感温部１１１から伸びる信号線１１３が通過すると共に、穴１１２ａは樹脂材により埋められている。また、前記感温部１１１は、前記クラッチドラム３１ｂの潤滑油排出口３１ｂ″に対峙した位置に配置されている。 On the other hand, a discharge oil temperature detection sensor 110 is mounted on the transmission case 3 so as to be positioned on the outer peripheral side of the clutch drum 31b. The discharged oil temperature detection sensor 110 is a sensor that converts a temperature into an electric signal, and the temperature sensing unit 111 is constituted by, for example, a thermocouple, a thermistor, or the like. As shown in FIG. 3, the discharged oil temperature detection sensor 110 includes a cylindrical support member 112 having a hole 112 a formed at the center thereof, and the support member 112 is fixed to the transmission case 3. And an extending portion 112c extending from the fixed portion 112b toward the outer surface of the outer peripheral wall of the clutch drum 31b. The fixing portion 112b penetrates the transmission case 3, and both are fixed by screw fastening or an adhesive. The temperature sensing portion 111 is disposed at the tip of the extending portion 112 c in the central hole 112 a of the support member 112. Further, the signal line 113 extending from the temperature sensing portion 111 passes through the hole 112a, and the hole 112a is filled with a resin material. The temperature sensing part 111 is disposed at a position facing the lubricating oil discharge port 31b ″ of the clutch drum 31b.

そして、図４に示すように、この第１クラッチ３１を制御する油圧制御回路には、該第１クラッチ３１の締結状態を制御する制御手段としてのデューティソレノイドバルブ７０が配設されている。このデューティソレノイドバルブ７０に印加するデューティ率を小さくしていくと、クラッチ圧（油路６ｂ及び連通路３１ａ′を介して受圧室３１ｆに供給される油圧）が大きくなり、その結果、第１クラッチ３１は、受圧室３１ｆに作動油が充填されてピストン３１ｅがリターンスプリング３１ｉに抗して移動し、摩擦プレート３１ｄ…３１ｄを圧着させて締結状態になる。また、デューティ率を調整し、ピストン３１ｅを移動させる圧力と、リターンスプリング３１ｉの付勢力、及びシール部材３１ｋとピストン３１ｅとの摩擦力とが略釣り合うように制御することにより、クラッチドラム３１ｂとクラッチハブ３１ｃとの間に所定の差回転が実現されてスリップ状態となる。また、第１クラッチ３１は、デューティ率を大きくしていくと、クラッチ圧が小さくなり、ピストン３１ｅがリターンスプリング３１ｉに付勢されて受圧室３１ｆの油圧がドレーンされ、解放状態になる。 As shown in FIG. 4, the hydraulic control circuit that controls the first clutch 31 is provided with a duty solenoid valve 70 as control means for controlling the engaged state of the first clutch 31. As the duty ratio applied to the duty solenoid valve 70 is reduced, the clutch pressure (the hydraulic pressure supplied to the pressure receiving chamber 31f via the oil passage 6b and the communication passage 31a ') increases, and as a result, the first clutch 31 is filled with hydraulic oil in the pressure receiving chamber 31f, the piston 31e moves against the return spring 31i, and the friction plates 31d. Also, the clutch drum 31b and the clutch are controlled by adjusting the duty ratio and controlling the pressure for moving the piston 31e, the biasing force of the return spring 31i, and the frictional force between the seal member 31k and the piston 31e. A predetermined differential rotation is realized between the hub 31c and a slip state. Further, as the duty ratio of the first clutch 31 is increased, the clutch pressure is decreased, the piston 31e is urged by the return spring 31i, the hydraulic pressure of the pressure receiving chamber 31f is drained, and the first clutch 31 is released.

一方、図４に示すように、この自動変速機１のコントロールユニット１００は、潤滑油の温度を検出する排出油温検出センサ１１０からの信号、エンジンのスロットル開度を検出するスロットル開度センサ１２０からの信号、エンジン回転数としてエンジン出力軸２の回転数を検出するエンジン回転センサ１３０からの信号、タービン回転数としてタービン軸１７の回転数を検出するタービン回転センサ１４０からの信号、車速として出力ギヤ２５の回転数を検出する車速センサ１５０からの信号、運転者により選択されているレンジでオンするレンジスイッチ１６０からの信号、アクセルペダルの非踏み込みでオンするアイドルスイッチ１７０からの信号、及びブレーキペダルの踏み込みでオンするブレーキスイッチ１８０からの信号等を入力する。そして、コントロールユニット１００は、それらの信号が示す車両の走行状態（特にスロットル開度及び車速）に基づいて、目標変速段を設定し、その目標変速段が達成されるように、前記摩擦要素３１〜３５に対する作動圧の給排を行う変速制御用デューティソレノイドバルブ７０，８０…８０に制御信号を出力する。 On the other hand, as shown in FIG. 4, the control unit 100 of the automatic transmission 1 includes a signal from an exhaust oil temperature detection sensor 110 that detects the temperature of the lubricating oil, and a throttle opening sensor 120 that detects the throttle opening of the engine. , A signal from the engine rotation sensor 130 that detects the rotation speed of the engine output shaft 2 as the engine rotation speed, a signal from the turbine rotation sensor 140 that detects the rotation speed of the turbine shaft 17 as the turbine rotation speed, and an output as the vehicle speed A signal from the vehicle speed sensor 150 that detects the rotation speed of the gear 25, a signal from the range switch 160 that is turned on in the range selected by the driver, a signal from the idle switch 170 that is turned on when the accelerator pedal is not depressed, and a brake A signal from the brake switch 180 that turns on when the pedal is depressed Forces. Then, the control unit 100 sets a target gear position based on the running state of the vehicle indicated by those signals (particularly the throttle opening and the vehicle speed), and the friction element 31 is set so that the target gear position is achieved. A control signal is output to the shift control duty solenoid valves 70, 80,...

なお、図５に示すように、デューティソレノイドバルブ７０のデューティ率とクラッチ圧との関係は、デューティ率が大きくなるほどクラッチ圧が小さくなる関係となっている。また、第１クラッチ３１の目標伝達トルクは、ピストン３１ｅによる摩擦プレート３１ｄへの押圧力とフェーシング３１ｄ′の摩擦係数μに応じて決まる。ピストン３１ｅによる押付力は、クラッチ圧によるピストン３１ｅの圧力からリターンスプリング３１ｉの反力及びシール部材３１ｋの摺動抵抗を減算したものになる。そして、目標伝達トルクを適正に実現するための目標クラッチ圧を決定するためには、フェーシング摩擦係数μが正確に設定されている必要がある。 As shown in FIG. 5, the relationship between the duty ratio of the duty solenoid valve 70 and the clutch pressure is such that the clutch pressure decreases as the duty ratio increases. The target transmission torque of the first clutch 31 is determined according to the pressing force of the piston 31e against the friction plate 31d and the friction coefficient μ of the facing 31d ′. The pressing force by the piston 31e is obtained by subtracting the reaction force of the return spring 31i and the sliding resistance of the seal member 31k from the pressure of the piston 31e due to the clutch pressure. In order to determine the target clutch pressure for properly realizing the target transmission torque, the facing friction coefficient μ needs to be set accurately.

ここで、フェーシング摩擦係数μを設定し、これに基づいて目標クラッチ圧を設定する制御について、図６のフローチャートを用いて説明する。 Here, the control for setting the facing friction coefficient μ and setting the target clutch pressure based on this will be described with reference to the flowchart of FIG.

まず、ステップＳ１で、コントロールユニット１００は、前記各センサ、スイッチからの信号を入力する。次に、ステップＳ２で、これらの信号に基づいて、第１クラッチ３１の目標伝達トルクを設定する。 First, in step S1, the control unit 100 inputs signals from the sensors and switches. Next, in step S2, the target transmission torque of the first clutch 31 is set based on these signals.

そして、ステップＳ３で、フェーシング摩擦係数μを図７のマップから読み出す。このマップは、複数の潤滑油温度条件下（−２０℃〜１２０℃の範囲内）において、第１クラッチ３１の入出力差回転に応じたフェーシング摩擦係数μを求めた実験結果に基づいて作成されたものである。このマップによれば、潤滑油温が低温側の曲線ほど摩擦係数μが大きく、高温側の曲線ほど摩擦係数μが小さくなると共に、各曲線は、入出力差回転がおよそ５０ｒｐｍ以下になると摩擦係数μが低下する傾向にある。そして、これらの曲線を用いた補間により、各曲線間の領域、及び潤滑油の温度が−２０度以下又は１２０℃以上の領域における摩擦係数μが算出されることになる。 In step S3, the facing friction coefficient μ is read from the map of FIG. This map is created based on experimental results obtained by determining the facing friction coefficient μ corresponding to the input / output differential rotation of the first clutch 31 under a plurality of lubricating oil temperature conditions (within a range of −20 ° C. to 120 ° C.). It is a thing. According to this map, the lower the lubricating oil temperature, the lower the friction coefficient μ, and the higher the higher temperature curve, the smaller the friction coefficient μ. Each curve shows a friction coefficient when the input / output differential rotation is about 50 rpm or less. μ tends to decrease. Then, the friction coefficient μ in the region between the curves and the region where the temperature of the lubricating oil is −20 degrees or less or 120 ° C. or more is calculated by interpolation using these curves.

このとき、前記第１クラッチ３１の入出力差回転を算出するために、該クラッチ３１の入力回転と出力回転とが検出されることになる。前記入力回転は、前記排出油温検出センサ１１０に回転検出機能を追加するなどしてクラッチドラム３１ｂの回転数を直接検出する他、タービン回転センサ１４０により検出されたタービン回転数と第１プラネタリギヤセット２１のギヤ比とに基づいて算出するようにしてもよい。また、前記出力回転は、センサによりクラッチハブ３１ｃの回転数を直接検出する他、出力ギヤ２５の回転数と第４プラネタリギヤセット２４のギヤ比とに基づいて算出するようにしてもよい。 At this time, in order to calculate the input / output differential rotation of the first clutch 31, the input rotation and the output rotation of the clutch 31 are detected. In addition to directly detecting the rotation speed of the clutch drum 31b by adding a rotation detection function to the discharged oil temperature detection sensor 110, the input rotation is detected by the turbine rotation speed detected by the turbine rotation sensor 140 and the first planetary gear set. It may be calculated based on the gear ratio of 21. Further, the output rotation may be calculated based on the rotation speed of the output gear 25 and the gear ratio of the fourth planetary gear set 24 in addition to directly detecting the rotation speed of the clutch hub 31c by a sensor.

次に、ステップＳ４で、前記ステップＳ３で求めた摩擦係数μの走行距離補正を行う。この補正は、図８に示すマップにより求められた補正係数ｃを摩擦係数μに乗算することによって行われる。この補正係数ｃは、走行距離がゼロのときの値が１．０で、走行距離が長くなるに従って徐々に低下するようになっている。ここでは、走行距離が長くなると、フェーシング３１ｄ′の摩耗が進行し、また潤滑油の劣化が進行して摩擦係数μが低下するから、走行距離が長いほど摩擦係数μが低下するように補正し、摩擦係数μの精度を向上するのである。 Next, in step S4, the travel distance correction of the friction coefficient μ obtained in step S3 is performed. This correction is performed by multiplying the friction coefficient μ by the correction coefficient c obtained from the map shown in FIG. The correction coefficient c is 1.0 when the travel distance is zero, and gradually decreases as the travel distance increases. Here, as the mileage becomes longer, wear of the facing 31d ′ progresses, and the deterioration of the lubricating oil advances and the friction coefficient μ decreases. Therefore, the longer the mileage, the lower the friction coefficient μ is corrected. The accuracy of the friction coefficient μ is improved.

そして、ステップＳ５で、目標クラッチ圧の設定を行う。この目標クラッチ圧は、目標伝達トルク、クラッチ諸元、及び前記ステップＳ４で求めた摩擦係数μをパラメータとした関数により求められる。前記クラッチ諸元は、フェーシング３１ｄ′の面積、摩擦プレート３１ｄの枚数、クラッチ有効半径、及びリターンスプリング３１ｉによる反力等である。 In step S5, the target clutch pressure is set. The target clutch pressure is obtained by a function using the target transmission torque, the clutch specifications, and the friction coefficient μ obtained in step S4 as parameters. The clutch specifications are the area of the facing 31d ', the number of friction plates 31d, the effective clutch radius, the reaction force by the return spring 31i, and the like.

ところで、第１クラッチ３１の締結時の変速中は、第１クラッチ３１はスリップ状態を経て締結されるから、目標となる伝達トルクの変化に沿ってクラッチ圧が増大され、これによって変速クラッチ３１の入出力差回転（スリップ量）が徐々に減少する。このとき、スリップ状態による摩擦によりフェーシング３１ｄ′が発熱する。そのため、例えば図７の点ａに示すように、差回転３００ｒｐｍかつ潤滑油温が約２０℃のときは、摩擦係数０．１５が読み取られると共に、この状態からクラッチ圧を増大させたときに、差回転が２００ｒｐｍに減少すると共に、スリップ時の発熱により潤滑油温が約１５０℃まで上昇し、摩擦係数０．１１が読み取られる。このように、変速中では、スリップ状態による発熱が生じるため、矢印アで示すような軌跡をたどり、摩擦係数μは徐々に減少することになる。 By the way, during the shift at the time of engagement of the first clutch 31, the first clutch 31 is engaged through the slip state, so that the clutch pressure is increased along with the target change in the transmission torque. The input / output differential rotation (slip amount) gradually decreases. At this time, the facing 31d 'generates heat due to friction caused by the slip state. Therefore, for example, as shown at point a in FIG. 7, when the differential rotation is 300 rpm and the lubricating oil temperature is about 20 ° C., the friction coefficient 0.15 is read, and when the clutch pressure is increased from this state, While the differential rotation is reduced to 200 rpm, the lubricating oil temperature rises to about 150 ° C. due to heat generated during the slip, and the coefficient of friction of 0.11 is read. In this way, during the shift, heat is generated due to the slip state, so that the locus shown by the arrow A is followed, and the friction coefficient μ gradually decreases.

また、第１クラッチ３１の締結中においては、図７のマップの差回転ゼロの領域において潤滑油温に応じた摩擦係数μが読み取られるようになっている。ここでは、例えば点ｃに示すように、潤滑油温が３０℃のときに摩擦係数０．１３が読み取られると共に、締結中に何らかの要因で潤滑油温が、例えば点ｄに示すように、１００℃に上昇したときに、矢印イで示すように減少した摩擦係数０．０９が読み取られることになる。 Further, while the first clutch 31 is engaged, the friction coefficient μ corresponding to the lubricating oil temperature is read in the region of zero differential rotation in the map of FIG. Here, for example, as indicated by a point c, a friction coefficient of 0.13 is read when the lubricating oil temperature is 30 ° C., and the lubricating oil temperature is 100 for some reason during fastening, for example, as indicated by a point d. When the temperature rises to 0 ° C., the reduced friction coefficient 0.09 is read as shown by the arrow a.

以上のように、クラッチハブ３１ｃに設けられた潤滑油供給口３１ｃ′から摩擦プレート３１ｄ…３１ｄに供給された潤滑油がフェーシング３１ｄ′…３１ｄ′を通過して、遠心力によりクラッチドラム３１ｂに設けられた潤滑油排出口３１ｂ′…３１ｂ′から径方向外部に排出される。そして、この潤滑油排出口３１ｂ′…３１ｂ′から排出されたフェーシング３１ｄ′…３１ｄ′を通過した直後の潤滑油の油温が排出油温検出センサ１１０により検出されるので、変速中又はスリップ制御中にフェーシング３１ｄ′…３１ｄ′の摩擦により潤滑油の温度が急激に変化する場合にも、応答良く潤滑油の温度変化が検出される。 As described above, the lubricating oil supplied to the friction plates 31d ... 31d from the lubricating oil supply port 31c 'provided in the clutch hub 31c passes through the facings 31d' ... 31d 'and is provided on the clutch drum 31b by centrifugal force. The lubricating oil discharge ports 31b '... 31b' are discharged to the outside in the radial direction. The oil temperature of the lubricating oil immediately after passing through the facings 31d '... 31d' discharged from the lubricating oil discharge ports 31b '... 31b' is detected by the discharged oil temperature detection sensor 110. Even when the temperature of the lubricating oil changes suddenly due to the friction of the facings 31d '... 31d', the temperature change of the lubricating oil is detected with good response.

そして、潤滑油の油温がフェーシング摩擦係数μに換算されるので、潤滑油の温度に応じたフェーシング摩擦係数μが精度良く求められる。この結果、第１クラッチ３１の目標伝達トルクを実現させるための正確なクラッチ圧（デューティ率）が求められる。この結果、変速中、スリップ制御中では、目標となる伝達トルクの変化が精度良く実現されて、応答性の確保と変速ショックの防止とが両立され、締結中では、クラッチ圧が徒に大きくなることによる燃費低下が防止されると共に、クラッチ圧の不足による意図しないスリップ状態となることが回避される。 Then, since the oil temperature of the lubricating oil is converted into the facing friction coefficient μ, the facing friction coefficient μ corresponding to the temperature of the lubricating oil can be obtained with high accuracy. As a result, an accurate clutch pressure (duty factor) for realizing the target transmission torque of the first clutch 31 is obtained. As a result, during transmission and slip control, the target change in transmission torque is realized with high accuracy, ensuring both responsiveness and preventing shift shock, and the clutch pressure increases during engagement. Therefore, it is possible to prevent the fuel consumption from being reduced, and to avoid an unintended slip state due to insufficient clutch pressure.

また、前記第１クラッチ３１の入出力差回転が検出されると共に、潤滑油温に加えてこの入出力差回転に基づいてフェーシング摩擦係数μが算出されるので、この摩擦係数μは差回転の変動に対して適応可能となり、摩擦係数μの精度が向上する。 Further, the input / output differential rotation of the first clutch 31 is detected, and the facing friction coefficient μ is calculated based on the input / output differential rotation in addition to the lubricating oil temperature. Adaptable to fluctuations, the accuracy of the friction coefficient μ is improved.

一方、排出油温検出センサ１１０は、前記クラッチドラム３１ｂを内包する変速機ケース３に固設された固定部１１２ｂと、該固定部１１２ｂからケース３内方に延びて前記クラッチドラム３１ｂの潤滑油排出口３１ｂ″に近接位置する感温部１１１とを有する構成であるから、固定部１１２ｂが確実に変速機ケース３に固定されて感温部１１１を潤滑油排出口３１ｂ″により近接させることができる。この結果、排出油温検出センサにより潤滑油排出口３１ｂ″から排出された直後の潤滑油の温度が検出されることになって、潤滑油の温度の検出精度が向上する。 On the other hand, the discharged oil temperature detection sensor 110 includes a fixed portion 112b fixed to the transmission case 3 including the clutch drum 31b, and a lubricating oil for the clutch drum 31b extending from the fixed portion 112b to the inside of the case 3. Since the temperature sensing portion 111 is located close to the discharge port 31b ″, the fixing portion 112b is securely fixed to the transmission case 3 so that the temperature sensing portion 111 is brought closer to the lubricating oil discharge port 31b ″. it can. As a result, the temperature of the lubricating oil immediately after being discharged from the lubricating oil outlet 31b ″ is detected by the discharged oil temperature detecting sensor, and the accuracy of detecting the temperature of the lubricating oil is improved.

ところで、摩擦プレート３１ｄ…３１ｄが設けられた範囲の軸方向両端部の摩擦プレート３１ｄは、リテーニングプレート３１ｊなどの熱容量の大きな部材に接するので熱が逃げ易いのに対して、中間部は熱がこもり、両端部に比べて昇温しやすくなる。そのため、図９に示すように、摩擦プレート３１ｄ…３１ｄが設けられた軸方向両端の位置をＸ，Ｙ（図３参照）とすると、両端が最も温度が低く、中間部に近づくに従って温度が上昇する特性となる。そのため、両端部の潤滑油の温度に基づいてフェーシング摩擦係数μを求めると、必ずしも正確でないという問題がある。 By the way, the friction plates 31d at both ends in the axial direction in the range where the friction plates 31d... 31d are in contact with a member having a large heat capacity such as the retaining plate 31j. It becomes easier to heat up than the two ends. Therefore, as shown in FIG. 9, when the positions at both ends in the axial direction where the friction plates 31d... 31d are provided are X and Y (see FIG. 3), the temperatures at both ends are the lowest, and the temperatures rise as they approach the middle portion. It becomes the characteristic to do. Therefore, when the facing friction coefficient μ is obtained based on the temperature of the lubricating oil at both ends, there is a problem that it is not always accurate.

これに対し、前記潤滑油排出口３１ｂ″は、前記複数の摩擦プレート３１ｄ…３１ｄが設けられた範囲の軸方向中間部に設けられているので、この範囲で最も温度が高くなる摩擦プレート３１ｄのフェーシング３１ｄ′近傍を通過した潤滑油の温度が排出油温検出センサ１１０により検出されるようになるので、潤滑油の温度の検出精度が向上する。 On the other hand, since the lubricating oil discharge port 31b ″ is provided in the axially intermediate portion of the range in which the plurality of friction plates 31d... 31d are provided, the temperature of the friction plate 31d having the highest temperature in this range is provided. Since the temperature of the lubricating oil that has passed in the vicinity of the facing 31d ′ is detected by the discharged oil temperature detecting sensor 110, the accuracy in detecting the temperature of the lubricating oil is improved.

一方、走行距離が長くなるに従って、潤滑油の劣化やフェーシング３１ｄ′の摩耗が進行し、フェーシング摩擦係数μは小さくなる。そのため、走行距離が長くなると、前記のように潤滑油温及び入出力差回転に基づいて換算した摩擦係数μの精度が低下するおそれがある。 On the other hand, as the traveling distance becomes longer, the deterioration of the lubricating oil and the wear of the facing 31d ′ progress, and the facing friction coefficient μ decreases. Therefore, when the travel distance becomes long, the accuracy of the friction coefficient μ converted based on the lubricating oil temperature and the input / output differential rotation as described above may be reduced.

これに対して、図８に示したように、走行距離が長いほどフェーシング摩擦係数μを小さくする補正が行われるので、潤滑油の劣化やフェーシングの摩耗による摩擦係数μの変動に適応可能となり、摩擦係数μの精度が向上する。 On the other hand, as shown in FIG. 8, since the correction for reducing the facing friction coefficient μ is performed as the traveling distance is longer, it becomes possible to adapt to the fluctuation of the friction coefficient μ due to the deterioration of the lubricating oil or the wear of the facing. The accuracy of the friction coefficient μ is improved.

なお、前記実施形態では、図７のマップにより潤滑油温及び入出力差回転に応じたフェーシング摩擦係数μを読み取るようになっているが、潤滑油温及び入出力差回転などをパラメータとした計算式により求めるようにしてもよい。 In the embodiment, the facing friction coefficient μ corresponding to the lubricating oil temperature and the input / output differential rotation is read from the map of FIG. 7, but the calculation using the lubricating oil temperature and the input / output differential rotation as parameters is performed. You may make it obtain | require by a type | formula.

本発明は、変速クラッチを備えた自動変速機に関し、フェーシング摩擦係数が精度良く求められるので、自動車産業に広く好適である。 The present invention relates to an automatic transmission provided with a speed change clutch, and since a facing friction coefficient is accurately obtained, it is widely suitable for the automobile industry.

本発明の実施の形態に係る自動変速機の概略構成を示す骨子図である。1 is a skeleton diagram showing a schematic configuration of an automatic transmission according to an embodiment of the present invention. 第１クラッチ周辺の断面図である。It is sectional drawing of a 1st clutch periphery. 排出油温検出センサの拡大断面図である。It is an expanded sectional view of a discharge oil temperature detection sensor. 制御システムのブロック図である。It is a block diagram of a control system. デューティ率に応じたクラッチ圧の説明図である。It is explanatory drawing of the clutch pressure according to a duty factor. フェーシング摩擦係数を設定し、これに基づいて目標クラッチ圧を設定する制御のフローチャートである。It is a flowchart of control which sets a facing friction coefficient and sets a target clutch pressure based on this. 潤滑油温度及び変速クラッチの入出力差回転に応じたフェーシング摩擦係数のマップである。It is a map of a facing friction coefficient according to lubricating oil temperature and the input / output differential rotation of a transmission clutch. 走行距離に応じた補正係数のマップである。It is a map of the correction coefficient according to travel distance. 摩擦プレートの軸方向の温度分布を示すグラフである。It is a graph which shows the temperature distribution of the axial direction of a friction plate.

Explanation of symbols

１自動変速機
３変速機ケース
３１第１クラッチ
３１ｂクラッチドラム
３１ｂ′ 潤滑油排出口
３１ｃクラッチハブ
３１ｃ′ 潤滑油供給口
３１ｄ摩擦プレート
３１ｄ′ フェーシング
７０デューティソレノイドバルブ
１００コントロールユニット
１１０排出油温検出センサ
１１１感温部
１１２ｂ固定部 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Automatic transmission 3 Transmission case 31 1st clutch 31b Clutch drum 31b 'Lubricating oil discharge port 31c Clutch hub 31c' Lubricating oil supply port 31d Friction plate 31d 'Facing 70 Duty solenoid valve 100 Control unit 110 Exhaust oil temperature detection sensor 111 Temperature sensing part 112b Fixed part

Claims

Automatic transmission comprising a transmission clutch, a facing friction coefficient calculation means for calculating a facing friction coefficient of the transmission clutch, and a hydraulic control means for controlling the engagement hydraulic pressure of the transmission clutch based on the facing friction coefficient calculated by the calculation means A control device for the machine,
The transmission clutch includes a clutch drum, a clutch hub provided on the inner peripheral side of the clutch drum, a plurality of friction plates arranged in a row between the clutch drum and the clutch hub, and an inner periphery of the clutch hub. Lubricating oil supply means for supplying lubricating oil to the friction plate from the side, and the clutch drum is provided with a lubricating oil discharge port for discharging the lubricating oil supplied to the friction plate to the outside in the radial direction With
Discharged oil temperature detecting means for detecting the temperature of the lubricating oil discharged radially outward from the lubricating oil discharge port is provided,
The automatic transmission control device, wherein the facing friction coefficient calculating means converts the temperature of the lubricating oil detected by the discharged oil temperature detecting means into a facing friction coefficient.

In the automatic transmission control device according to claim 1,
The discharged oil temperature detecting means includes a fixed portion fixed to a transmission case that encloses the clutch drum, and a temperature sensitive portion that extends inward from the fixed portion to the inside of the case and is positioned close to the lubricating oil discharge port of the clutch drum. And a control unit for an automatic transmission.

In the automatic transmission control device according to claim 1 or 2,
The automatic transmission control device according to claim 1, wherein the lubricating oil discharge port of the clutch drum is provided in an intermediate portion in the axial direction of the range in which the plurality of friction plates are arranged.

In the automatic transmission control device according to any one of claims 1 to 3,
A differential rotation detection means for detecting an input / output differential rotation of the transmission clutch;
2. The automatic transmission control apparatus according to claim 1, wherein the facing friction coefficient calculating means calculates a facing friction coefficient based on the differential rotation detected by the differential rotation detecting means.

A travel distance detecting means for detecting the travel distance of the vehicle is provided,
2. The automatic transmission control device according to claim 1, wherein the facing friction coefficient calculating means calculates a facing friction coefficient based on the travel distance detected by the travel distance detecting means.