【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明は油圧作動クラッチ、ブレーキ等のように、油
圧作動摩擦要素を有し、この摩擦要素への油圧供給を制
御してこの摩擦要素の締結および解放を行なわせ、動力
伝達経路の切換えを行なわせて変速させるようにした自
動変速機に関するものである。
（従来の技術）
自動変速機においては、走行条件等に応じて変速機の
動力伝達経路を切換えて、走行条件に応じた変速段を適
宜設定するようになっている。この動力伝達経路の切換
えは油圧作動クラッチ、ブレーキ等のような油圧作動摩
擦要素の締結・解放作動により行なわせるようにするこ
とが多く、この油圧作動摩擦要素の作動を行なわせるた
めに用いられるライン圧は、通常はエンジンにより駆動
される油圧ポンプからの供給油をプレッシャレギュレー
タバルブにより所定の圧力に調整して得られる。なお、
このようなライン圧の供給により摩擦要素の締結・解放
を行なわせて自動変速を行なわせる例としては、例え
ば、特公昭54−2349号公報に開示されたものがある。
（発明が解決しようとする問題点）
上記のような従来の自動変速機においては、一般に、
摩擦要素の締結時における摩擦要素に対する供給作動油
圧の時間的変化が、締結開始から締結終了までほぼ一定
となっている。この供給作動油圧の時間的変化を大きく
すると、摩擦要素が滑りなく一気に締結されるので、摩
擦要素の耐久性は良くなるが変速ショックが大きくな
り、一方、上記供給作動油圧の時間的変化を小さくする
と、変速ショックは低減されるが、摩擦要素の滑りが大
きくなるので、摩擦要素の耐久性が悪化する。
そのため、従来は、変速ショックと摩擦要素の耐久性
との妥協点で上記供給作動油圧の時間的変化を設定して
いた。
しかしながら、摩擦要素に関連する部品の寸法バラツ
キや経年変化による摩擦要素の摩擦係数の低下等によ
り、所定時間内で摩擦要素の締結が完了しないことがあ
り、その場合は、摩擦要素の滑りが継続して過大な発熱
を生じ、摩擦要素の耐久性が悪化するという問題があっ
た。
上述の事情に鑑み、本発明は、摩擦要素に関連する部
品の寸法バラツキや経年変化等に起因する摩擦要素の締
結完了の遅れが発生するのを防止し得る自動変速機の制
御装置を提供することを目的とする。
（問題点を解決するための手段）
本発明による自動変速機の制御装置は、
摩擦要素への供給作動油圧が所定の目標圧になるよう
に供給作動油圧を変更する油圧変更手段と、
上記目標圧を変更する目標圧変更手段と、
摩擦要素の締結完了直前における目標圧が、摩擦要素
の締結状態を保持するための油圧よりも大きくなるよう
に上記目標圧変更手段を制御する制御手段と、
を備えてなることを特徴とするものである。
（作用および効果）
本発明によれば、摩擦要素の締結完了直前における目
標圧が、摩擦要素の締結状態を保持するための油圧より
も大きくなるように目標圧変更手段を制御する制御手段
を備えているから、摩擦要素の締結完了直前の供給作動
油圧が締結完了後の油圧よりも大きくなり、これによっ
て、経年変化による摩擦要素の摩擦係数の低下や部品の
寸法バラツキ等があっても、摩擦要素の過大な滑りを発
生させることなく、早期に摩擦要素の締結を完了させる
ことができる。
したがって、変速ショックを生じさせることなしに摩
擦要素の耐久性を向上させることができるという利点が
ある。
（実施例）
以下、図面を用いて本発明の好ましい実施例について
説明する。
第１図は本発明に係る自動変速機の制御装置の１例を
示す油圧回路図である。この油圧回路には、エンジンに
より駆動される油圧ポンプ１と、この油圧ポンプ１の吐
出口に繋がる第１ラインL1の油圧を変速用クラッチ、ブ
レーキ（図示せず）に必要な所望のライン圧P1に調整す
るプレッシャレギュレータバルブ４と、このプレッシャ
レギュレータバルブ４による油圧調整のためのパイロッ
ト圧P2を得るため上記第１油圧ラインL1の油圧を低下さ
せるプレッシャリデューシングバルブ２と、このプレッ
シャリデューシングバルブ２により低下された第２油圧
ラインL2の油圧を調整してパイロット圧P2を作り出す第
１デューティ比制御ソレノイドバルブ３とを有してお
り、さらに、この制御回路には、マニュアルレバー6aの
操作に応じて前進用摩擦要素８と後進用摩擦要素７とに
選択的に油圧の供給を行なわせるマニュアルバルブ６
と、上記後進用および前進用摩擦要素7,8の供給油圧に
応じて第１油圧ラインL1の油圧もしくは第２油圧ライン
L2の油圧を選択的にマニュアルバルブ６へ供給させる切
換えバルブ５を有している。また、第２油圧ラインL2は
オリフィスを介して第３油圧ラインL3に連通しており、
この第３油圧ラインL3の油圧P3は第２デューティ比制御
ソレノイドバルブ11により調圧可能となっており、この
第２ソレノイドバルブ11により調圧されたパイロット圧
P3に応じて、レンジバルブ12を介して供給されるレンジ
用摩擦要素の駆動を行なわせるサーボ手段13への供給油
圧が調圧されるようになっている。
なお、本実施例の切換えバルブ５が本明細書の特許請
求の範囲における供給作動油圧を変更する油圧変更手段
に該当し、油圧ポンプ１、プレッシャリデューシングバ
ルブ２、デューティ比制御ソレノイドバルブ３、プレッ
シャレギュレータバルブ４等が目標圧変更手段に該当す
る。
ここで、デューティ比制御ソレノイドバルブ3,11の作
動について説明する。デューティ比とは、第2A図に示す
ように、１サイクルt1時間中に、t2時間のオン信号を有
して繰返される信号におけるオン信号の占める割合を言
い、例えば、第１図の回路における第１デューティ比制
御ソレノイドバルブ３のデューティ比を０％から100％
まで変化させると、第2B図に示すように、パイロット圧
P2は点線で示すように変化し、ライン圧P1は実線で示す
ように変化する。このことから分かるように、デューテ
ィ比を変えることにより、ライン圧の調整を行なうこと
ができるのである。具体的には、第１ソレノイドバルブ
３により第２油圧ラインL2のパイロット圧P2の調圧を行
なわせてプレッシャレギュレータバルブ４による第１油
圧ラインL1のライン圧P1の制御を行なわせ、また、第２
ソレノイドバルブ11によって第３油圧ラインL3のパイロ
ット圧P3の調圧を行なわせてレンジバルブ12によるサー
ボ手段13に繋がる第４油圧ラインL4のライン圧P4の制御
を行なわせるようになっている。
次に、第１図の回路図に示したように構成された制御
装置の作動を説明する。まず、マニュアルレバー6aの操
作により、それまで後進用摩擦要素７に供給されていた
油圧を前進用摩擦要素８に切換えて供給する場合につい
て、第３図のグラフを併用して説明する。第３図は横軸
に時間を表わすとともに縦軸に油圧を表わしたグラフ
で、マニュアルレバー6aの操作によりマニュアルバルブ
６による油圧供給が切替わった時を原点にして第１およ
び第２油圧ラインL1およびL2の油圧P1,P2の変化を示し
ている。
第２油圧ラインL2のパイロット圧P2は第３図において
実線で示すように、時間t1まで油圧を漸増させるととも
に、時間t2まで所定の圧に保持させ（この圧を棚圧とい
う）、次いで、上記時間t1までの漸増率より大きい率で
時間t4まで油圧を上昇させた後、ほぼ零まで油圧を低下
させる。このパイロット圧P2を上記のように変化させる
と、このパイロット圧P2を受けてプレッシャレギュレー
タバルブ４は第１油圧ラインL1の油圧P1を、第３図に１
点鎖線で示すように、上記第２油圧ラインL2の油圧P2を
増幅させたように変化させる。
ここで前進用摩擦要素８に供給される油圧は切換えバ
ルブ５の図中左側にも作用するのであるが、この油圧が
低いときには、切換えバルブ５の右側に作用するスプリ
ング力により図示のように第２油圧ラインL2がマニュア
ルバルブ６に繋がっており、このときには第２油圧ライ
ンL2の油圧P2が前進用摩擦要素８に供給される。つま
り、マニュアルバルブ６による切換えがなされた直後に
おいては、前進用摩擦要素８には第２油圧ラインL2の油
圧P2が供給される。この後、第２油圧ラインL2の油圧P2
が第３図のグラフに示すように徐々に上昇し、所定の圧
（切換えバルブ５の右側に作用するスプリング力に打勝
つ圧であり、具体的には時間t3における油圧）になった
ときには、切換えバルブ５はこの油圧により右に押さ
れ、第１油圧ラインL1の油圧P1がマニュアルバルブ６を
介して前進用摩擦要素８に供給される。このため、前進
用摩擦要素８の供給油圧は、第３図のグラフにおいて、
時間t3までは第２油圧ラインL2の油圧P2が作用し、この
後、第１油圧ラインL1の油圧P1に切換わるのであるが、
その過渡状態として図中破線Pfで示す油圧変化をした
後、１点鎖線で示す油圧P1の油圧に切換わる。
このように前進用摩擦要素８に作用する油圧が変化す
ると、時間t1から時間t2に至る棚圧により摩擦要素の滑
りを意図的に発生させて変速時のショックの発生を防止
することができ、次いで、時間t4近傍における第３図に
おいて斜線で示したような一時的に上昇した圧により摩
擦要素の締結が確実に完了される。このため、上記斜線
で示した上昇圧の後においては、前進用摩擦要素８は完
全に締結が完了した状態にあり、この摩擦要素８への供
給油圧は摩擦係数の大きな静摩擦係数に合わせて設定す
ることができ、この供給油圧（ライン圧P1）を必要最小
限にまで低く下げて設定することができる。これによ
り、油圧ポンプ駆動用動力が少なくなり燃費が改善され
る。
なお、上記の説明においては、マニュアルバルブ６に
よりそれまで後進用摩擦要素７に供給されていた油圧を
前進用摩擦要素に供給するように切換える例について説
明したが、逆の場合も同様である。
また、マニュアルバルブ６による前後進の切換えのみ
ならず、レンジバルブ12によるレンジ切換え（変速）の
場合についても同様である。この場合、第１図において
は説明の容易化のため、レンジバルブ12から第４油圧ラ
インL4を介してサーボ13に油圧供給がなされるようにな
っているが、この第４油圧ラインL4およびサーボ13は複
数のレンジ用摩擦要素をまとめて示すもので、実際には
変速時において、所定の摩擦要素作動用のサーボに供給
されていた第４油圧ラインL4のライン圧P4がレンジバル
ブ12の作動により他の摩擦要素作動用のサーボに切換え
て供給されるようになっている。そして、この切換えが
なされた時には、上記他の摩擦要素作動用のサーボに供
給されるライン圧P4は、第２デューティ比制御ソレノイ
ドバルブ11により、第３図に示した前進用もしくは後進
用摩擦要素7,8への供給油圧と同様の棚圧および一時的
な上昇圧を有する油圧変化をするように調整されてサー
ボ13に供給される。これにより、サーボ13により作動さ
れるレンジ用摩擦要素においても変速時の変速ショック
の防止が図られるとともに、変速終了時においては摩擦
要素の確実な締結が行なわれ、変速終了後におけるライ
ン圧を低く設定することが可能となる。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Industrial Application Field) The present invention has a hydraulically actuated friction element such as a hydraulically actuated clutch, brake and the like, and controls the supply of hydraulic pressure to this friction element to control the friction element. BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an automatic transmission in which engagement and disengagement are performed and a power transmission path is switched to change a speed. (Prior Art) In an automatic transmission, a power transmission path of the transmission is switched according to traveling conditions and the like, and a gear position according to traveling conditions is appropriately set. This switching of the power transmission path is often performed by the engagement and disengagement of a hydraulically operated friction element such as a hydraulically operated clutch, a brake, etc., and a line used to operate this hydraulically operated friction element. The pressure is usually obtained by adjusting supply oil from a hydraulic pump driven by an engine to a predetermined pressure by a pressure regulator valve. In addition,
An example in which the frictional element is engaged / released by the supply of the line pressure to perform the automatic transmission is disclosed, for example, in Japanese Patent Publication No. 54-2349. (Problems to be Solved by the Invention) In the conventional automatic transmission as described above, generally,
The temporal change of the supply hydraulic pressure applied to the friction element when the friction element is engaged is substantially constant from the start to the end of the engagement. When the temporal change of the supply hydraulic pressure is increased, the friction element is fastened without slipping, so that the durability of the friction element is improved, but the shift shock increases, while the temporal change of the supply hydraulic pressure is reduced. Then, although the shift shock is reduced, the sliding of the friction element increases, so that the durability of the friction element deteriorates. Therefore, conventionally, the temporal change of the supply hydraulic pressure has been set at a compromise between the shift shock and the durability of the friction element. However, the fastening of the friction element may not be completed within a predetermined time due to dimensional variation of parts related to the friction element or a decrease in the friction coefficient of the friction element due to aging, etc., in which case, the sliding of the friction element continues. As a result, excessive heat is generated, and the durability of the friction element deteriorates. In view of the above circumstances, the present invention provides a control device for an automatic transmission that can prevent a delay in completion of fastening of a friction element due to a dimensional variation or aging of components related to the friction element. The purpose is to: (Means for Solving the Problems) A control device for an automatic transmission according to the present invention comprises: hydraulic pressure changing means for changing a supply working oil pressure so that a supply working oil pressure to a friction element becomes a predetermined target pressure; Target pressure changing means for changing the pressure, control means for controlling the target pressure changing means so that the target pressure immediately before the completion of the engagement of the friction element is higher than the hydraulic pressure for maintaining the engagement state of the friction element, It is characterized by comprising. (Operation and Effect) According to the present invention, there is provided control means for controlling the target pressure changing means such that the target pressure immediately before the completion of the engagement of the friction element is higher than the hydraulic pressure for maintaining the engagement state of the friction element. Therefore, the supply hydraulic pressure immediately before the completion of the engagement of the friction element becomes larger than the oil pressure after the completion of the engagement, and even if there is a decrease in the friction coefficient of the friction element due to aging or a dimensional variation of parts, etc. Fastening of the friction element can be completed early without causing excessive slippage of the element. Therefore, there is an advantage that the durability of the friction element can be improved without causing a shift shock. Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing an example of a control device for an automatic transmission according to the present invention. The hydraulic circuit includes a hydraulic pump 1 driven by the engine, the first line L 1 of the hydraulic shift clutch connected to the discharge port of the hydraulic pump 1, the desired line pressure required in the brake (not shown) a pressure regulator valve 4 is adjusted to P 1, the pressure reducing valve 2 to lower the first hydraulic line L 1 oil pressure to obtain the pilot pressure P 2 for the hydraulic adjustment by the pressure regulator valve 4, the pressure Rideyu Sing and valve 2 by adjusting the second hydraulic line L 2 hydraulic pressure is reduced by having a first duty ratio control solenoid valve 3 to produce a pilot pressure P 2, further to the control circuit, manual A manual for selectively supplying hydraulic pressure to the forward friction element 8 and the reverse friction element 7 according to the operation of the lever 6a. Lube 6
If hydraulic or second hydraulic line of the first hydraulic line L 1 in accordance with the supply pressure of the reverse and forward friction element 7, 8
And a switching valve 5 for supplying the hydraulic pressure of the L 2 to selectively manual valve 6. The second hydraulic line L 2 communicates with the third hydraulic line L 3 via an orifice,
The hydraulic pressure P 3 of the third hydraulic line L 3 can be adjusted by a second duty ratio control solenoid valve 11, and the pilot pressure adjusted by the second solenoid valve 11
Depending on the P 3, so that the oil pressure supplied to the servo unit 13 to perform the driving range for the friction element supplied through the range valve 12 is pressure regulated. The switching valve 5 of the present embodiment corresponds to a hydraulic pressure changing means for changing a supply hydraulic pressure in the claims of the present specification, and includes a hydraulic pump 1, a pressure reducing valve 2, a duty ratio control solenoid valve 3, a pressure The regulator valve 4 and the like correspond to target pressure changing means. Here, the operation of the duty ratio control solenoid valves 3 and 11 will be described. The duty ratio, as shown in FIG. 2A, during a cycle t 1 hour, refers to a ratio of the ON signal in the signal to be repeated with a ON signal t 2 hours, for example, the circuit of Figure 1 Duty ratio of the first duty ratio control solenoid valve 3 at 0% to 100%
Up to the pilot pressure as shown in Figure 2B.
P 2 is changed as shown by the dotted line, the line pressure P 1 is changed as shown by a solid line. As can be seen from this, the line pressure can be adjusted by changing the duty ratio. Specifically, the first solenoid valve 3 controls the pilot pressure P 2 of the second hydraulic line L 2 , and the pressure regulator valve 4 controls the line pressure P 1 of the first hydraulic line L 1. And the second
The pilot pressure P 3 of the third hydraulic line L 3 is regulated by the solenoid valve 11, and the line pressure P 4 of the fourth hydraulic line L 4 connected to the servo means 13 is controlled by the range valve 12. ing. Next, the operation of the control device configured as shown in the circuit diagram of FIG. 1 will be described. First, a case where the hydraulic pressure that has been supplied to the reverse friction element 7 by the operation of the manual lever 6a is switched and supplied to the forward friction element 8 will be described with reference to the graph of FIG. FIG. 3 is a graph showing time on the horizontal axis and oil pressure on the vertical axis. The first and second hydraulic lines L are set with the origin when the oil pressure supply by the manual valve 6 is switched by the operation of the manual lever 6a. 1 shows changes in the hydraulic pressures P 1 and P 2 of 1 and L 2 . As shown by a solid line in FIG. 3, the pilot pressure P 2 of the second hydraulic line L 2 is gradually increased until time t 1 and maintained at a predetermined pressure until time t 2 (this pressure is referred to as a shelf pressure). , then after raising the oil pressure to the time t 4 at increasing rate greater rate until the time t 1, the hydraulic pressure is reduced to near zero. When the pilot pressure P 2 a is varied as described above, the hydraulic pressure P 1 of the pressure regulator valve 4 is first hydraulic line L 1 receives the pilot pressure P 2, the third 1
As shown by dash-dotted, it varies as to amplify the pressure P 2 of the second hydraulic line L 2. Here, the oil pressure supplied to the forward friction element 8 also acts on the left side of the switching valve 5 in the drawing, but when this oil pressure is low, the spring force acting on the right side of the switching valve 5 causes 2 hydraulic line L 2 are connected to the manual valve 6, in this case hydraulic P 2 of the second hydraulic line L 2 is supplied to the drive friction element 8. That is, immediately after the switching by manual valve 6 is made, the hydraulic pressure P 2 of the second hydraulic line L 2 is supplied to the drive friction element 8. Thereafter, the hydraulic pressure P 2 of the second hydraulic line L 2
There rises gradually as shown in the graph of FIG. 3, (a pressure to overcome the spring force acting on the right side of the switching valve 5, specifically hydraulic at time t 3) a predetermined pressure when it becomes the The switching valve 5 is pushed to the right by this hydraulic pressure, and the hydraulic pressure P 1 of the first hydraulic line L 1 is supplied to the forward friction element 8 via the manual valve 6. For this reason, the supply hydraulic pressure of the forward friction element 8 is represented by the graph in FIG.
Until the time t 3 the second hydraulic P 2 of the hydraulic line L 2 acts, after this, although the switches in the hydraulic P 1 of the first hydraulic line L 1,
After the hydraulic change shown by broken line in the drawing Pf as a transient state, switching replace the oil pressure of the hydraulic P 1 indicated by a chain line. When the hydraulic pressure is changed to act to the forward friction element 8 in this manner, it is possible to prevent the occurrence of shock when shifting intentionally generate a sliding friction element by a shelf pressure ranging from time t 1 to time t 2 can, then engagement of the friction element is completed reliably by temporarily elevated pressure as indicated by hatching in FIG. 3 at time t 4 the vicinity. For this reason, after the rising pressure indicated by the diagonal lines, the forward friction element 8 is in a state where the fastening is completely completed, and the hydraulic pressure supplied to the friction element 8 is set according to the static friction coefficient having a large friction coefficient. The supply hydraulic pressure (the line pressure P 1 ) can be set to a required minimum. As a result, the power for driving the hydraulic pump is reduced, and the fuel efficiency is improved. In the above description, an example has been described in which the hydraulic pressure previously supplied to the reverse friction element 7 by the manual valve 6 is switched so as to be supplied to the forward friction element, but the same applies to the reverse case. The same applies to the case of range switching (shifting) by the range valve 12 as well as the forward / backward switching by the manual valve 6. In this case, for ease of description in FIG. 1, but is adapted to the hydraulic pressure supply is made to the servo 13 from range valve 12 via the fourth hydraulic line L 4, the fourth hydraulic line L 4 And the servo 13 collectively show a plurality of friction elements for the range. In actuality, at the time of shifting, the line pressure P 4 of the fourth hydraulic line L 4 supplied to the servo for operating the predetermined friction element is in the range. When the valve 12 is operated, the servo is switched to another servo for operating the friction element and supplied. When this switching is performed, the line pressure P 4 supplied to the servo for operating the other frictional element is increased by the second duty ratio control solenoid valve 11 by the forward or reverse friction shown in FIG. The hydraulic pressure is adjusted so as to have a shelf pressure similar to the supply hydraulic pressure to the elements 7 and 8 and a temporary rise pressure, and is supplied to the servo 13. This prevents shift shock during shifting even in the range friction element operated by the servo 13, ensures that the friction element is securely engaged at the end of shifting, and reduces the line pressure after shifting is completed. It can be set.
【図面の簡単な説明】
第１図は本発明に係る自動変速機の制御装置の１例を示
す油圧回路図、
第2A図および第2B図はそれぞれデューティ比信号および
このデューティ比信号に基づいて制御される油圧の経時
変化を示すグラフ、
第３図は第１図の油圧回路により制御される前進用摩擦
要素への供給油圧の経時変化を示すグラフである。
１……油圧ポンプ
２……プレッシャリデューシングバルブ
3,11……デューティ比制御ソレノイドバルブ
４……プレッシャレギュレータバルブ
５……切換えバルブ、６……マニュアルバルブBRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing an example of a control device for an automatic transmission according to the present invention, and FIGS. 2A and 2B are based on a duty ratio signal and the duty ratio signal, respectively. FIG. 3 is a graph showing the change over time of the hydraulic pressure controlled, and FIG. 3 is a graph showing the change over time of the hydraulic pressure supplied to the forward friction element controlled by the hydraulic circuit of FIG. 1 ... Hydraulic pump 2 ... Pressure reducing valve 3,11 ... Duty ratio control solenoid valve 4 ... Pressure regulator valve 5 ... Switching valve, 6 ... Manual valve