JPH05332435A - Control device for automatic transmission - Google Patents

Control device for automatic transmission

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Publication number
JPH05332435A
JPH05332435A JP4166884A JP16688492A JPH05332435A JP H05332435 A JPH05332435 A JP H05332435A JP 4166884 A JP4166884 A JP 4166884A JP 16688492 A JP16688492 A JP 16688492A JP H05332435 A JPH05332435 A JP H05332435A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
engine load
shift
transmission
line
control
Prior art date
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Pending
Application number
JP4166884A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Minoru Kuriyama
実 栗山
Shinya Kamata
真也 鎌田
Takayuki Sumimoto
隆行 住本
Daisaku Moriki
大策 森木
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mazda Motor Corp
Original Assignee
Mazda Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mazda Motor Corp filed Critical Mazda Motor Corp
Priority to JP4166884A priority Critical patent/JPH05332435A/en
Publication of JPH05332435A publication Critical patent/JPH05332435A/en
Pending legal-status Critical Current

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Abstract

PURPOSE:To secure the acceleration responsiveness at the time of quick accelera tion, and prevent the speed change shock at the time of gradual acceleration by controlling the time for speed change so as to be changed in the direction of shortening the time for speed change as a load increase rate becomes larger at the time of the down-shift speed change in accordance with load increase of an engine. CONSTITUTION:A controller 160 controls various solenoid valves 49, 71, 75, 80, 103, 144, 145 for controlling the line pressure, for changing speed, for adjusting the connecting pressure, and for controlling lock-up on the basis of various detecting signal from various sensors 161-168 for detecting the operation condition of an engine respectively. In this case, the controller 160 detects the engine load on the basis of each detecting signal, and computes the load increase rate based on the detected load. Furthermore, the controller 160 controls the time for speed change so as to be changed in the direction of shortening the time for speed change as the load increase rate becomes larger at the time of down-shift speed change in accordance with load increase of the engine. Excellent variable speed control reflecting the acceleration intension of a driver is thereby performed.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【0001】[0001]

【産業上の利用分野】この発明は自動変速機の制御装
置、特にエンジン負荷上昇時にダウンシフト変速が行わ
れる自動変速機の制御装置に関する。
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a control device for an automatic transmission, and more particularly to a control device for an automatic transmission in which a downshift is performed when the engine load increases.

【0002】[0002]

【従来の技術】一般に自動車に搭載される自動変速機
は、エンジン出力が入力されるトルクコンバータと、該
コンバータの出力によって駆動される変速機構とを組み
合わせ、この変速機構の動力伝達経路を運転状態に応じ
て複数の摩擦要素の選択的締結によって切り換えること
により、所定の変速段に自動的に変速するように構成さ
れたものであるが、この種の自動変速機においては、例
えば特開昭61ー99745号公報に示されているよう
に、互いに独立して作動する変速機構を有する主変速機
と副変速機とを直列状態に結合させると共に、両変速機
を同時にまたは交互にシフトさせることにより多段変速
を達成させるようにしたものがある。このように変速段
を多段化することにより、燃費性能や出力性能等が向上
するという利点がある。
2. Description of the Related Art Generally, an automatic transmission mounted on an automobile is a combination of a torque converter to which an engine output is input and a speed change mechanism driven by the output of the converter, and a power transmission path of the speed change mechanism being in an operating state. It is configured to automatically shift to a predetermined shift stage by selectively switching a plurality of friction elements in accordance with the above. As disclosed in Japanese Patent Publication No. 99745, by connecting a main transmission and an auxiliary transmission, which have transmission mechanisms that operate independently of each other, in series, and shifting both transmissions simultaneously or alternately. There are some which are designed to achieve multi-speed shifting. There is an advantage that the fuel consumption performance, the output performance, and the like are improved by increasing the number of shift stages.

【0003】[0003]

【発明が解決しようとする課題】ところで、この種の自
動変速機における変速制御は、例えばエンジン負荷と車
速等をパラメータとする運転状態に応じて変速パターン
を設定すると共に、現実の運転状態(エンジン負荷及び
車速)が上記変速パターンを構成する変速ラインを通過
したときに変速するか否かを決定し、その運転状態につ
いて設定された変速段が実現されるようにシフトダウン
あるいはシフトアップ制御が行われるようになっている
が、その変速制御の一態様として所謂トルクディマンド
変速がある。これは、運転者によるアクセルペダルの踏
込動作に伴ってエンジン負荷が増大し、運転状態が上記
変速パターンを構成するシフトダウン用の変速ラインを
通過したときに、変速段を低変速段へ自動的にダウンシ
フトさせるようにしたもので、このようにエンジン負荷
の増大時に変速段をダウンシフトさせることにより、自
動変速機の出力トルクが増大して当該車両が加速するこ
とになる。
By the way, in the shift control in the automatic transmission of this type, a shift pattern is set in accordance with a driving state having, for example, an engine load and a vehicle speed as parameters, and the actual driving state (engine Load and vehicle speed) determines whether or not to shift when passing through a shift line that constitutes the above shift pattern, and downshift or upshift control is performed so that the shift speed set for the operating state is realized. The so-called torque demand shifting is one mode of shifting control. This is because when the engine load increases as the driver depresses the accelerator pedal, and the operating state passes through the shift down shift line that constitutes the above shift pattern, the shift stage is automatically changed to a low shift stage. In this way, when the engine load increases, the shift speed is downshifted, so that the output torque of the automatic transmission increases and the vehicle accelerates.

【0004】しかし、従来においては、トルクディマン
ド変速時における変速制御が、キックダウン時のように
アクセルペダルが急激に踏み込まれる急加速時と、コー
ナーからの脱出時のようにアクセルペダルが緩慢に踏み
込まれる緩加速時とで特に区別されていなかったので、
次のような問題を発生する可能性があった。
However, in the conventional gear shift control during torque demand shifting, the accelerator pedal is depressed slowly such as during rapid acceleration when the accelerator pedal is rapidly depressed such as during kickdown, and when the vehicle is out of a corner. Since it was not particularly distinguished from the time of slow acceleration,
The following problems could occur.

【0005】すなわち、例えば変速時間を短めに設定す
ると、急加速時に応答性のよい迅速な変速動作が行われ
ることになるが、緩加速時には大きな変速ショックが発
生するおそれがある。一方、変速時間を長めに設定する
と、緩加速時に変速ショックの少ない滑らかな変速動作
が行われることになるが、急加速時の加速応答性が悪化
することになる。したがって、エンジン負荷の上昇に伴
うダウンシフト変速時においては、アクセルペダルの踏
込速度、すなわちエンジン負荷の上昇率に応じて変速時
間を適切に管理することが要求されることになる。
That is, for example, if the shift time is set to be short, a quick shift operation with good responsiveness is performed at the time of sudden acceleration, but a large shift shock may occur at the time of gentle acceleration. On the other hand, if the shift time is set to be long, a smooth shift operation with little shift shock will be performed at the time of gentle acceleration, but the acceleration responsiveness at the time of sudden acceleration will be deteriorated. Therefore, at the time of downshift shifting accompanying an increase in engine load, it is required to appropriately manage the shift time in accordance with the depression speed of the accelerator pedal, that is, the rate of increase in engine load.

【0006】そこで、この発明は、エンジン負荷の上昇
に伴うダウンシフト変速時に、運転者の加速意志を適切
に反映した良好な変速制御を行いうるようにすることを
目的とする。
[0006] Therefore, an object of the present invention is to make it possible to perform a favorable shift control that appropriately reflects the driver's intention of acceleration during a downshift shift due to an increase in engine load.

【0007】[0007]

【課題を解決するための手段】すなわち、本願の請求項
1の発明(以下、第1発明という)に係る自動変速機の
制御装置は、エンジン負荷上昇時にダウンシフト変速が
行われる自動変速機において、エンジン負荷を検出する
エンジン負荷検出手段と、該検出手段で検出されるエン
ジン負荷に基づいてその上昇率を算出するエンジン負荷
上昇率算出手段と、エンジン負荷上昇に伴うダウンシフ
ト変速時に上記算出手段で算出されたエンジン負荷上昇
率が大きいほど変速時間が短くなる方向に変速時間を変
化させる変速時間制御手段とを設けたことを特徴とす
る。
That is, the control device for an automatic transmission according to the invention of claim 1 of the present application (hereinafter referred to as the first invention) is an automatic transmission in which a downshift is performed when an engine load increases. An engine load detecting means for detecting an engine load; an engine load increasing rate calculating means for calculating an increasing rate based on the engine load detected by the detecting means; And a gear shift time control means for changing the gear shift time in such a direction that the gear shift time becomes shorter as the engine load increase rate calculated in step 1 is increased.

【0008】そして、本願の請求項2の発明(以下、第
2発明という)に係る自動変速機の制御装置は、エンジ
ン負荷上昇時にダウンシフト変速が行われる自動変速機
において、上記ダウンシフト変速に関与する所定の摩擦
要素に対する締結圧を供給する油圧回路に、締結圧の給
排を切り換えるシフトバルブと、その下流側に配置され
て締結圧を調圧する調圧手段とを設けると共に、エンジ
ン負荷を検出するエンジン負荷検出手段と、該検出手段
で検出されるエンジン負荷に基づいてその上昇率を算出
するエンジン負荷上昇率算出手段と、エンジン負荷上昇
に伴うダウンシフト変速時に、上記算出手段で算出され
たエンジン負荷上昇率が大きいほど変速時間が短くなる
ように上記調圧手段を介して締結圧の給排を制御して変
速時間を変化させる変速時間制御手段とを設けたことを
特徴とする。
A control device for an automatic transmission according to a second aspect of the present invention (hereinafter referred to as the second invention) is an automatic transmission in which a downshift is performed when an engine load rises. The hydraulic circuit that supplies the engagement pressure to the predetermined friction element involved is provided with a shift valve that switches the supply and discharge of the engagement pressure and a pressure adjusting means that is arranged downstream of the shift valve to adjust the engagement pressure. An engine load detecting means for detecting, an engine load increasing rate calculating means for calculating an increasing rate based on the engine load detected by the detecting means, and a calculating means for calculating a downshift when the engine load increases. By changing the shift time by controlling the supply and discharge of the fastening pressure via the pressure adjusting means, the shift time becomes shorter as the engine load increase rate increases. Characterized by providing a shift time control means.

【0009】また、本願の請求項3の発明(以下、第3
発明という)に係る自動変速機の制御装置は、互いに独
立して作動する変速機構を有する主変速機と副変速機と
を備え、エンジン負荷の上昇に伴う所定のダウンシフト
変速時に主変速機と副変速機とでギヤ比の変化が逆方向
の変速動作が同時に行われる自動変速機において、エン
ジン負荷を検出するエンジン負荷検出手段と、該検出手
段で検出されるエンジン負荷に基づいてその上昇率を算
出するエンジン負荷上昇率算出手段と、上記ダウンシフ
ト変速時に上記エンジン負荷上昇率算出手段で算出され
るエンジン負荷上昇率が大きいほど変速時間が短くなる
方向に変速時間を変化させる変速時間制御手段とを設け
たことを特徴とする。
The invention of claim 3 of the present application (hereinafter, referred to as the third
According to another aspect of the present invention, there is provided a control device for an automatic transmission, which includes a main transmission and an auxiliary transmission having a transmission mechanism that operates independently of each other. In an automatic transmission in which a gear change operation in the reverse direction is performed simultaneously with a change in the auxiliary transmission, an engine load detecting means for detecting an engine load, and a rate of increase based on the engine load detected by the detecting means. And a shift time control means for changing the shift time in such a direction that the shift time becomes shorter as the engine load increase rate calculated by the engine load increase rate calculation means during the downshift shift becomes larger. And are provided.

【0010】そして、本願の請求項4の発明(以下、第
4発明という)に係る自動変速機の制御装置は、互いに
独立して作動する変速機構を有する主変速機と副変速機
とを備え、エンジン負荷の上昇に伴う所定のダウンシフ
ト変速時に主変速機と副変速機とでギヤ比の変化が逆方
向の変速動作が同時に行われる自動変速機において、主
変速機のギヤ比の変化に対応して副変速機のギヤ比が逆
方向に変化するように副変速機の所定の摩擦要素の締結
力をフィードバック制御するフィードバック手段を設け
ると共に、エンジン負荷を検出するエンジン負荷検出手
段と、該検出手段で検出されるエンジン負荷に基づいて
その上昇率を算出するエンジン負荷上昇率算出手段と、
上記所定のダウンシフト変速時に上記算出手段で算出さ
れるエンジン負荷上昇率が大きいほど変速時間が短くな
る方向に主変速機の変速時間を変化させる変速時間制御
手段と、エンジン負荷上昇率が大きいほど上記フィード
バック手段の制御ゲインを大きく補正する制御ゲイン補
正手段とを設けたことを特徴とする。
The control device for an automatic transmission according to the invention of claim 4 of the present application (hereinafter referred to as the fourth invention) comprises a main transmission and an auxiliary transmission having a transmission mechanism that operates independently of each other. In an automatic transmission in which the gear ratio changes in the main transmission and the sub-transmission are simultaneously performed in opposite directions during a predetermined downshift due to an increase in engine load, a change in the gear ratio of the main transmission may occur. Correspondingly, there is provided feedback means for feedback-controlling the engagement force of a predetermined friction element of the auxiliary transmission so that the gear ratio of the auxiliary transmission changes in the opposite direction, and engine load detection means for detecting the engine load, and Engine load increase rate calculation means for calculating the increase rate based on the engine load detected by the detection means,
The shift time control means for changing the shift time of the main transmission in such a direction that the shift time becomes shorter as the engine load increase rate calculated by the calculating means at the predetermined downshift shift becomes larger, and the engine load increase rate becomes larger. And a control gain correction means for greatly correcting the control gain of the feedback means.

【0011】さらに、本願の請求項5の発明(以下、第
5発明という)に係る自動変速機の制御装置は、互いに
独立して作動する変速機構を有する主変速機と副変速機
とを備え、エンジン負荷の上昇に伴う所定のダウンシフ
ト変速時に主変速機と副変速機とでギヤ比の変化が逆方
向の変速動作が同時に行われる自動変速機において、主
変速機のギヤ比の変化に対応して副変速機のギヤ比が逆
方向に変化するように副変速機の所定の摩擦要素の締結
力をフィードバック制御するフィードバック手段を設け
ると共に、エンジン負荷を検出するエンジン負荷検出手
段と、該検出手段で検出されるエンジン負荷に基づいて
その上昇率を算出するエンジン負荷上昇率算出手段と、
上記所定のダウンシフト変速時に上記算出手段で算出さ
れるエンジン負荷上昇率が大きいほど変速時間が短くな
る方向に主変速機の変速時間を変化させる変速時間制御
手段と、エンジン負荷上昇率が所定値以上のときにフィ
ードバック手段によるフィードバック制御を禁止するフ
ィードバック制御禁止手段を設けたことを特徴とする。
Furthermore, the control device for an automatic transmission according to the invention of claim 5 of the present application (hereinafter referred to as the fifth invention) comprises a main transmission and an auxiliary transmission having a transmission mechanism that operates independently of each other. In an automatic transmission in which the gear ratio changes in the main transmission and the sub-transmission are simultaneously performed in opposite directions during a predetermined downshift due to an increase in engine load, a change in the gear ratio of the main transmission may occur. Correspondingly, there is provided feedback means for feedback-controlling the engagement force of a predetermined friction element of the auxiliary transmission so that the gear ratio of the auxiliary transmission changes in the opposite direction, and engine load detection means for detecting the engine load, and Engine load increase rate calculation means for calculating the increase rate based on the engine load detected by the detection means,
A shift time control means for changing the shift time of the main transmission such that the shift time becomes shorter as the engine load increase rate calculated by the calculating means during the predetermined downshift is larger, and the engine load increase rate is a predetermined value. In the above case, the feedback control prohibiting means for prohibiting the feedback control by the feedback means is provided.

【0012】[0012]

【作用】上記の構成によれば、次の作用が得られる。According to the above construction, the following action can be obtained.

【0013】先ず、第1、第2発明によれば、エンジン
負荷の上昇に伴うダウンシフト変速時には、エンジン負
荷上昇率が大きいほど変速時間が短くなるので、急加速
時における加速応答性を確保しつつ、緩加速時における
変速ショックが効果的に防止されることになる。
First, according to the first and second aspects of the invention, during downshifts accompanying an increase in engine load, the larger the engine load increase rate, the shorter the shift time. Therefore, the acceleration responsiveness at the time of sudden acceleration is ensured. At the same time, the shift shock at the time of gentle acceleration is effectively prevented.

【0014】また、第3〜第5発明によれば、上記第1
発明の作用が、互いに独立して作動する変速機構を有す
る主変速機と副変速機とを備えた自動変速機において、
エンジン負荷上昇に伴うダウンシフト変速時に主変速機
と副変速機とでギヤ比の変化が逆方向の変速動作が同時
に行われる際に得られることになる。
According to the third to fifth inventions, the first
The operation of the invention is an automatic transmission including a main transmission and an auxiliary transmission having transmission mechanisms that operate independently of each other,
A change in the gear ratio between the main transmission and the sub-transmission at the time of a downshift due to an increase in engine load is obtained when the reverse gear shifting operations are simultaneously performed.

【0015】つまり、このような自動変速機において
は、主変速機と副変速機とでギヤ比の変化が逆方向の変
速動作を同時に行わせる場合には、一方の変速機が変速
している間に他方の変速機の変速動作を開始、終了させ
なければないことから、変速時間を相対的に長く設定す
る必要があり、その場合に、エンジン負荷上昇率によっ
て増減される変速時間の調整範囲を大きくすることによ
り、緩加速時には両変速機で変速動作が完了するような
適当な変速時間が確保されて良好なダウンシフトが行わ
れると共に、多少のショックが許容される急加速時には
良好な加速応答性が確保されることになる。
That is, in such an automatic transmission, when the main transmission and the sub-transmission simultaneously perform the gear shifting operations in which the gear ratio changes are opposite to each other, one of the transmissions shifts. Since it is necessary to start and end the shifting operation of the other transmission in the meantime, it is necessary to set the shifting time relatively long.In that case, the adjustment range of the shifting time that is increased or decreased by the engine load increase rate. By increasing the value, an appropriate shift time is secured so that the gear shifting operation is completed in both transmissions during slow acceleration, and good downshift is performed, while good acceleration is possible during sudden acceleration where some shock is allowed. Responsiveness will be secured.

【0016】そして、第4発明によれば、副変速機の締
結力をフィードバック制御する場合に、その制御ゲイン
がエンジン負荷上昇率が増大するほど大きく補正される
ことになるので、主変速機の変速時間に対して制御ゲイ
ンが大きすぎることによる制御性の悪化と、制御ゲイン
が小さすぎることによる応答性の悪化とが共に回避され
て、主変速機の変速動作に対応した適切な期間で副変速
機の変速動作が完了することになる。
According to the fourth aspect of the invention, when the fastening force of the sub-transmission is feedback-controlled, the control gain of the sub-transmission is greatly corrected as the engine load increase rate increases. Deterioration of controllability due to too large control gain with respect to gear change time and deterioration of responsiveness due to too small control gain are both avoided, and sub control is performed within an appropriate period corresponding to the gear shifting operation of the main transmission. The shifting operation of the transmission is completed.

【0017】また、第5発明によれば、エンジン負荷上
昇率が所定値以上のときにはフィードバック制御が行わ
れないので、副変速機の変速動作が速やかに完了するこ
とになって、アクセルペダルの急踏込時の加速応答性が
より向上することになる。
Further, according to the fifth aspect of the invention, since the feedback control is not performed when the engine load increase rate is equal to or greater than the predetermined value, the shift operation of the auxiliary transmission is completed promptly, and the accelerator pedal is suddenly moved. The acceleration response when stepping on will be further improved.

【0018】[0018]

【実施例】以下、本発明の実施例について説明する。EXAMPLES Examples of the present invention will be described below.

【0019】図1に示すように、この実施例に係る自動
変速機1は、トルクコンバータ10と、該トルクコンバ
ータ10と同一軸線上に配置された主変速機20と、こ
れらの軸線と平行な軸線上に配置された副変速機30と
を有する。
As shown in FIG. 1, an automatic transmission 1 according to this embodiment has a torque converter 10, a main transmission 20 arranged on the same axis as the torque converter 10, and a main transmission 20 parallel to these axes. And an auxiliary transmission 30 arranged on the axis.

【0020】上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に一体のポンプ12と、
該ポンプ12に対向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との間に配置され、かつワンウェイクラッ
チ14を介して変速機ケース3に支持されたステータ1
5と、上記タービン13に連結されたコンバータ出力軸
16と、上記ケース11を介して該出力軸16をエンジ
ン出力軸2に直結するロックアップクラッチ17とで構
成されている。
The torque converter 10 includes a pump 12 integrated with a case 11 connected to the engine output shaft 2,
A turbine 13 arranged to face the pump 12 and driven by hydraulic oil by the pump 12, and a turbine 13 arranged between the pump 12 and the turbine 13 and supported by a transmission case 3 via a one-way clutch 14. Stator 1
5, a converter output shaft 16 connected to the turbine 13, and a lockup clutch 17 that directly connects the output shaft 16 to the engine output shaft 2 via the case 11.

【0021】なお、トルクコンバータ10と主変速機2
0との間には、該トルクコンバータ10を介してエンジ
ン出力軸2に駆動されるオイルポンプ4が配置されてい
る。
The torque converter 10 and the main transmission 2
An oil pump 4 driven by the engine output shaft 2 via the torque converter 10 is arranged between the oil pump 4 and the engine 0.

【0022】上記主変速機20は、コンバータ出力軸1
6上におけるトルクコンバータ側に配置されたフロント
遊星歯車機構21と、反トルクコンバータ側に配置され
たリヤ遊星歯車機構22とを有する。そして、上記コン
バータ出力軸16が、前進クラッチ23を介してフロン
ト遊星歯車機構21のサンギヤ21aに、また、直結ク
ラッチ24を介してリヤ遊星歯車機構22のサンギヤ2
2aにそれぞれ結合されるようになっていると共に、フ
ロント遊星歯車機構21のサンギヤ21aとリヤ遊星歯
車機構22のリングギヤ22bとが結合されている。
The main transmission 20 has a converter output shaft 1
6 has a front planetary gear mechanism 21 arranged on the torque converter side and a rear planetary gear mechanism 22 arranged on the counter torque converter side. The converter output shaft 16 is connected to the sun gear 21a of the front planetary gear mechanism 21 via the forward clutch 23 and the sun gear 2 of the rear planetary gear mechanism 22 via the direct coupling clutch 24.
The sun gear 21a of the front planetary gear mechanism 21 and the ring gear 22b of the rear planetary gear mechanism 22 are coupled to each other.

【0023】また、フロント遊星歯車機構21のリング
ギヤ21bと変速機ケース3との間には、第1ワンウェ
イクラッチ25とローリバースブレーキ26とが並列に
配置されていると共に、リヤ遊星歯車機構22のサンギ
ヤ22aと変速機ケース3との間には、第2ワンウェイ
クラッチ27と3−4ブレーキ28とが直列に配置さ
れ、かつ、これらに並列にエンジンブレーキ用のコース
トブレーキ29が配置されている。そして、フロント遊
星歯車機構21及びリヤ遊星歯車機構22のピニオンキ
ャリヤ21c,22cが結合され、これらに主変速機2
0から副変速機30へ動力を伝達する中間ギヤ5が連結
されている。
A first one-way clutch 25 and a low reverse brake 26 are arranged in parallel between the ring gear 21b of the front planetary gear mechanism 21 and the transmission case 3, and at the same time the rear planetary gear mechanism 22 is provided. A second one-way clutch 27 and a 3-4 brake 28 are arranged in series between the sun gear 22a and the transmission case 3, and a coast brake 29 for engine braking is arranged in parallel with them. Then, the pinion carriers 21c, 22c of the front planetary gear mechanism 21 and the rear planetary gear mechanism 22 are coupled, and these are connected to the main transmission 2
An intermediate gear 5 that transmits power from 0 to the auxiliary transmission 30 is connected.

【0024】このような構成により、この主変速機20
によれば、上記前進クラッチ23、直結クラッチ24、
3−4ブレーキ28及びローリバースブレーキ26を選
択的に締結させることにより、前進の低速段、中速段及
び高速段と後退段とが得られることになる。
With such a configuration, the main transmission 20
According to the above, the forward clutch 23, the direct coupling clutch 24,
By selectively engaging the 3-4 brake 28 and the low reverse brake 26, a forward low speed stage, a medium high speed stage, a high speed stage and a reverse stage can be obtained.

【0025】一方、副変速機30は単一の遊星歯車機構
31を有し、上記主変速機20における中間ギヤ5に常
時噛み合った中間ギヤ6が該遊星歯車機構31のリング
ギヤ31aに連結されていると共に、該リングギヤ31
aとサンギヤ31bとの間には直結クラッチ32が配置
され、かつ、サンギヤ31bと変速機ケース3との間に
は、第3ワンウェイクラッチ33と減速ブレーキ34と
が並列に配置されている。そして、該遊星歯車機構31
のピニオンキャリヤ31cに出力ギヤ7が連結され、該
ギヤ7から差動装置を介して左右の駆動輪(図示せず)
に動力が伝達されるようになっている。
On the other hand, the sub transmission 30 has a single planetary gear mechanism 31, and the intermediate gear 6 which is always meshed with the intermediate gear 5 in the main transmission 20 is connected to the ring gear 31a of the planetary gear mechanism 31. And the ring gear 31
A direct coupling clutch 32 is arranged between a and the sun gear 31b, and a third one-way clutch 33 and a reduction brake 34 are arranged in parallel between the sun gear 31b and the transmission case 3. Then, the planetary gear mechanism 31
The output gear 7 is connected to the pinion carrier 31c of the left and right drive wheels (not shown) from the gear 7 through a differential device.
Power is transmitted to.

【0026】この副変速機30は、主変速機20から中
間ギヤ5,6を介して入力される動力を低速段と高速段
の前進2段に変速して出力ギヤ7に出力することができ
るようになっている。
The sub-transmission 30 can shift the power input from the main transmission 20 via the intermediate gears 5 and 6 to two forward gears, a low-speed gear and a high-speed gear, and output it to the output gear 7. It is like this.

【0027】つまり、直結クラッチ32が解放されてい
る状態では、第3ワンウェイクラッチ33もしくは減速
ブレーキ34によって遊星歯車機構31のサンギヤ31
bが固定されることにより、該遊星歯車機構31のリン
グギヤ31aに入力される中間ギヤ6からの動力が減速
されてピニオンキャリヤ31cから出力ギヤ7に出力さ
れ、これにより低速段が得られる。その場合に、上記減
速ブレーキ34が締結されておれば、この副変速機30
の単体として、エンジンブレーキが作動することにな
る。
That is, when the direct coupling clutch 32 is released, the sun gear 31 of the planetary gear mechanism 31 is driven by the third one-way clutch 33 or the reduction brake 34.
By fixing b, the power from the intermediate gear 6 input to the ring gear 31a of the planetary gear mechanism 31 is decelerated and output from the pinion carrier 31c to the output gear 7, whereby a low speed stage is obtained. In this case, if the deceleration brake 34 is engaged, the auxiliary transmission 30
As a single unit, the engine brake will operate.

【0028】また、上記直結クラッチ32が締結され、
かつ減速ブレーキ34が解放されておれば、該遊星歯車
機構31のリングギヤ31aとサンギヤ31bとが結合
されることにより、上記中間ギヤ6からの動力がピニオ
ンキャリヤ31cからそのまま出力ギヤ7に出力され、
これにより高速段(直結段)が得られることになる。
The direct coupling clutch 32 is engaged,
If the deceleration brake 34 is released, the ring gear 31a and the sun gear 31b of the planetary gear mechanism 31 are coupled to each other, whereby the power from the intermediate gear 6 is directly output from the pinion carrier 31c to the output gear 7.
As a result, a high speed stage (direct connection stage) can be obtained.

【0029】このようにして、主変速機20によって前
進3段、後退1段の変速段が得られ、また、副変速機3
0によって、主変速機20の出力に対して高低2段の変
速段が得られるから、自動変速機の全体としては前進に
ついては6段の変速段が得られ、また、後退について
は、主変速機20の後退段と副変速機30の減速ブレー
キ34が締結された低速段との組合せで全体としての後
退段が得られることになる。そして、この実施例では、
前進変速段としては上記6段のうちの所定の5段を採用
するようになっている。
In this way, the main transmission 20 obtains three forward and one reverse gears, and the auxiliary transmission 3
By setting 0, two high and low shift speeds can be obtained with respect to the output of the main transmission 20, so that the automatic transmission as a whole can obtain 6 shift speeds for forward travel and main shifts for reverse travel. The reverse gear as a whole is obtained by combining the reverse gear of the machine 20 and the low gear of the auxiliary transmission 30 to which the deceleration brake 34 is engaged. And in this example,
As the forward shift speed, a predetermined five speeds among the above six speeds are adopted.

【0030】ここで、この前進5段、後退1段の各変速
段における各クラッチやブレーキの作動状態をまとめる
と、表1のようになる。なお、表1中、(○)は、エン
ジンブレーキ用のレンジのみで締結されることを示す。
Here, the operating states of the clutches and brakes in each of the five forward gears and one reverse gear are summarized in Table 1. In addition, in Table 1, (◯) indicates that the engagement is performed only in the range for engine braking.

【0031】[0031]

【表1】 なお、この実施例では、副変速機30における直結クラ
ッチ32と減速ブレーキ34の締結用ピストンとして、
図2に示すような2重構造のピストンが採用されてい
る。
[Table 1] In this embodiment, as the engagement pistons of the direct coupling clutch 32 and the deceleration brake 34 in the auxiliary transmission 30,
A double structure piston as shown in FIG. 2 is adopted.

【0032】つまり、直結クラッチ32は、中間ギヤ6
及び遊星歯車機構31のリングギヤ31aが一体的に形
成されたハブ部材32aと、上記遊星歯車機構31のサ
ンギヤ31bが固着された軸35に一体のドラム部材3
2bとの間に駆動側及び被駆動側の複数の摩擦板32
c,32dを交互に配設すると共に、これらの摩擦板3
2c,32dの背部に受圧面積の大きい大径の第1ピス
トン32eを配置し、かつ、さらにその背部に受圧面積
の小さい小径の第2ピストン32fを配置し、また、両
ピストン32e,32fのリターンスプリング32gを
備えた構成とされている。
That is, the direct coupling clutch 32 has the intermediate gear 6
And the drum member 3 integral with the shaft member 35 to which the hub gear 32a integrally formed with the ring gear 31a of the planetary gear mechanism 31 and the sun gear 31b of the planetary gear mechanism 31 are fixed.
2b, a plurality of friction plates 32 on the driving side and the driven side
c and 32d are alternately arranged and these friction plates 3
A large-diameter first piston 32e having a large pressure receiving area is arranged at the back of 2c and 32d, and a small-diameter second piston 32f having a small pressure receiving area is further arranged at the back thereof, and the return of both pistons 32e and 32f is performed. It is configured to include a spring 32g.

【0033】そして、油路36により締結圧が導入され
る第1ピストン32eの背部の第1油圧室321と、油
路37により締結圧が導入される第2ピストン32fの
背部の第2油圧室322とが設けられ、これらの油圧室
321,322に同一の締結圧が導入された場合に、第1
油圧室321に導入された場合の方が第2油圧室322
導入された場合より大きな締結力が得られるようになっ
ている。
Then, the first hydraulic chamber 32 1 at the back of the first piston 32e into which the fastening pressure is introduced by the oil passage 36 and the second hydraulic pressure at the back of the second piston 32f in which the fastening pressure is introduced through the oil passage 37. Chamber 32 2 is provided, and when the same fastening pressure is introduced into these hydraulic chambers 32 1 and 32 2 , the first
When introduced into the hydraulic chamber 32 1 , a larger fastening force can be obtained than when introduced into the second hydraulic chamber 32 2 .

【0034】また、減速ブレーキ34は、上記直結クラ
ッチ32のドラム部材32bと変速機ケース3との間に
駆動側及び被駆動側の複数の摩擦板34a,34bを交
互に配設し、リターンスプリング34cに抗してこれら
の摩擦板34a,34bを締結させるピストン34dを
備えると共に、該ピストン34dの背部に、受圧面積の
大きい内周側の第1油圧室341と、受圧面積の小さい
外周側の第2油圧室342とを同心状に設けた構成とさ
れている。そして、これらの油圧室341,342に同一
の締結圧が導入された場合に、第1油圧室341に締結
圧が導入された場合の方が第2油圧室342に導入され
た場合より大きな締結力が得られるようになっている。
In the deceleration brake 34, a plurality of friction plates 34a and 34b on the driving side and the driving side are alternately arranged between the drum member 32b of the direct coupling clutch 32 and the transmission case 3, and a return spring is provided. A piston 34d that fastens these friction plates 34a and 34b against 34c is provided, and at the back of the piston 34d, a first hydraulic chamber 34 1 on the inner peripheral side with a large pressure receiving area and an outer peripheral side with a small pressure receiving area are provided. The second hydraulic chamber 34 2 and the second hydraulic chamber 34 2 are concentrically provided. When the same fastening pressure is introduced into these hydraulic chambers 34 1 and 34 2 , the case where the fastening pressure is introduced into the first hydraulic chamber 34 1 is introduced into the second hydraulic chamber 34 2 . In this case, a larger fastening force can be obtained.

【0035】次に、上記表1に従って各クラッチ及びブ
レーキを選択的に締結させることにより、運転状態もし
くは運転者の要求に応じた変速段を形成する油圧回路に
ついて説明する。
Next, a hydraulic circuit for forming a shift speed according to the operating condition or the driver's request by selectively engaging each clutch and brake according to Table 1 will be described.

【0036】図3に示すように、この油圧回路40に
は、まず、オイルポンプ4から吐出される作動油の圧力
を所定圧力のライン圧に調整するレギュレータバルブ4
1が備えられ、該レギュレータバルブ41によって調整
されたライン圧が、メインライン42により、運転者に
よって操作されるマニュアルバルブ43と、各種制御用
元圧を生成する第1〜第3レデューシングバルブ44,
45,46とに供給されるようになっている。
As shown in FIG. 3, in the hydraulic circuit 40, first, a regulator valve 4 for adjusting the pressure of the working oil discharged from the oil pump 4 to a predetermined line pressure.
1, a line pressure adjusted by the regulator valve 41 is operated by a main line 42 by a driver, and a first to third reducing valves for generating various control source pressures. 44,
45, 46 and so on.

【0037】これらのレデューシングバルブ44〜46
のうち、第1レデューシングバルブ44によって一定圧
に減圧された制御用元圧はライン47を介してモデュレ
ータバルブ48に供給されるようになっている。そし
て、このモデュレータバルブ48の制御ポート48aに
はデューティソレノイドバルブ49によって調整された
制御圧が供給され、このデューティソレノイドバルブ4
9のデューティ率(1ON,OFFサイクル中のON時
間の比率)に応じて上記制御元圧からモデュレータ圧が
生成されると共に、このモデュレータ圧がライン50を
介して上記レギュレータバルブ41の第1増圧ポート4
1aに供給され、これにより、ライン圧が上記デューテ
ィ率に応じて増圧されるようになっている。その場合
に、上記デューティ率は例えばエンジンのスロットル開
度等に応じて設定さることにより、ライン圧が該スロッ
トル開度等に応じた値に調整されることになる なお、上記モデュレータ圧をレギュレータバルブ41の
第1増圧ポート41aに供給するライン50には、デュ
ーティソレノイドバルブ49の周期的ON,OFF動作
に起因する油圧の脈動を抑制するための第1アキュムレ
ータ51が設置されている。
These reducing valves 44 to 46
Of these, the control source pressure reduced to a constant pressure by the first reducing valve 44 is supplied to the modulator valve 48 via the line 47. Then, the control pressure adjusted by the duty solenoid valve 49 is supplied to the control port 48a of the modulator valve 48, and the duty solenoid valve 4
A modulator pressure is generated from the control source pressure according to a duty ratio of 9 (ratio of ON time in one ON / OFF cycle), and this modulator pressure is also applied to a first pressure increase of the regulator valve 41 via a line 50. Port 4
1a, whereby the line pressure is increased according to the duty ratio. In that case, the duty ratio is set according to, for example, the throttle opening degree of the engine so that the line pressure is adjusted to a value according to the throttle opening degree. A first accumulator 51 for suppressing the pulsation of hydraulic pressure due to the periodic ON / OFF operation of the duty solenoid valve 49 is installed in the line 50 that supplies the first pressure boosting port 41 a of 41.

【0038】また、上記マニュアルバルブ43は、D,
3,2,1の各前進レンジと、R(後退)レンジと、N
(中立)レンジと、P(駐車)レンジの設定が可能とさ
れており、前進レンジでは、上記メインライン42を前
進ライン52に、Rレンジでは後退ライン53にそれぞ
れ接続させるようになっている。
The manual valve 43 has D,
3, 2, 1 forward range, R (reverse) range, N
It is possible to set a (neutral) range and a P (parking) range. In the forward range, the main line 42 is connected to the forward line 52, and in the R range, it is connected to the backward line 53.

【0039】上記前進ライン52は、作動油の供給時と
排出時とで絞り量を異ならせたオリフィス54を介して
前進クラッチ23に導かれており、したがって、D,
3,2,1の各前進レンジでは、前進クラッチ23が常
時締結されることになる。その場合に、この前進ライン
52には、前進クラッチ23への締結圧の供給時におけ
るショックを緩和するための第2アキュムレータ55が
設置され、このアキュムレータ55に上記メインライン
42からライン56を介して背圧が供給されるようにな
っている。
The advancing line 52 is guided to the advancing clutch 23 through the orifice 54 whose throttle amount is different between when the hydraulic oil is supplied and when the hydraulic oil is discharged.
In each of the forward ranges of 3, 2, and 1, the forward clutch 23 is always engaged. In this case, the forward line 52 is provided with a second accumulator 55 for reducing a shock when supplying the fastening pressure to the forward clutch 23, and the accumulator 55 is connected to the accumulator 55 from the main line 42 through the line 56. Back pressure is supplied.

【0040】また、上記後退ライン53は、副変速機3
0における減速ブレーキ34の受圧面積の大きな第1油
圧室341に直接導かれており、したがって、Rレンジ
では、この第1油圧室341に導入されるライン圧によ
り、減速ブレーキ34が大きな締結力で締結されること
になる。なお、この後退ライン53からはレギュレータ
バルブ41の第2増圧ポート41bに通じるライン57
が分岐され、Rレンジでライン圧の調整値を高くするよ
うになっている。
The reverse line 53 is used for the auxiliary transmission 3
At 0, the deceleration brake 34 is directly guided to the first hydraulic chamber 34 1 having a large pressure receiving area. Therefore, in the R range, the deceleration brake 34 has a large engagement due to the line pressure introduced into the first hydraulic chamber 34 1. It will be concluded by force. In addition, a line 57 leading from the backward line 53 to the second pressure increasing port 41b of the regulator valve 41.
Is branched and the adjustment value of the line pressure is increased in the R range.

【0041】一方、上記メインライン42、前進ライン
52及び後退ライン53からは、主変速機20における
変速用の第1、第2、第3シフトバルブ61,62,6
3と、副変速機30における変速用の第4、第5シフト
バルブ64,65とにライン圧が供給されるようになっ
ている。
On the other hand, from the main line 42, the forward line 52 and the reverse line 53, the first, second and third shift valves 61, 62, 6 for shifting in the main transmission 20 are provided.
3, and line pressures are supplied to the fourth and fifth shift valves 64 and 65 for shifting in the auxiliary transmission 30.

【0042】これらのシフトバルブ61〜65は、いず
れも一端に制御ポート61a〜65aが設けられ、上記
第2レデューシングバルブ45から導かれた制御用元圧
ライン66が主変速機用の第1〜第3シフトバルブ61
〜63の各制御ポート61a〜63aに、また、第3レ
デューシングバルブ46から導かれた制御用元圧ライン
67が副変速機用の第4、第5シフトバルブ64,65
の各制御ポート64a,65aにそれぞれ接続されてい
る。
Each of the shift valves 61 to 65 is provided with control ports 61a to 65a at one end thereof, and the control source pressure line 66 led from the second reducing valve 45 is used for the main transmission. 1st-3rd shift valve 61
The control source pressure line 67 led from the third reducing valve 46 is connected to each of the control ports 61a to 63a of the first to sixth control ports 63a to 63a, and the fourth and fifth shift valves 64 and 65 for the auxiliary transmission.
Of the control ports 64a and 65a.

【0043】上記制御用元圧ライン66,67には、第
1〜第5シフトバルブ61〜65に対応させて第1〜第
5ON−OFFソレノイドバルブ71〜75が設置され
ている。これらのON−OFFソレノイドバルブ71〜
75は、ON時に当該シフトバルブ61〜65の制御ポ
ート61a〜65a内をドレンさせるようになってお
り、したがって、各シフトバルブ61〜65のスプール
は、対応するON−OFFソレノイドバルブ71〜75
がONのときに図面上、左側に位置し、OFFのときに
右側に位置することになる。
The control source pressure lines 66 and 67 are provided with first to fifth ON-OFF solenoid valves 71 to 75 corresponding to the first to fifth shift valves 61 to 65. These ON-OFF solenoid valves 71 to
When the valve 75 is turned on, the control valves 61a to 65a of the shift valves 61 to 65 are drained. Therefore, the spools of the shift valves 61 to 65 have corresponding ON-OFF solenoid valves 71 to 75.
When is ON, it is located on the left side in the drawing, and when it is OFF, it is located on the right side.

【0044】そして、これらのソレノイドバルブ71〜
75のON,OFFの組合せ、即ち各シフトバルブ61
〜65のスプールの位置の組合せに応じて、上記メイン
ライン42、前進ライン52もしくは後退ライン53か
ら各クラッチ及びブレーキに通じるラインが選択的に連
通され、これにより、前記表1に示すところに従って各
クラッチ及びブレーキが締結されて、1〜5速と後退速
とが得られることになる。その場合に、各クラッチ及び
ブレーキに供給される締結圧は、それぞれ次のようにし
て適正値に制御されるようになっている。
And, these solenoid valves 71 to
ON / OFF combination of 75, that is, each shift valve 61
Lines leading to the respective clutches and brakes are selectively communicated from the main line 42, the forward line 52 or the reverse line 53 depending on the combination of the spool positions of ~ 65, and thereby each line according to the point shown in Table 1 above. The clutch and brake are engaged, and the first to fifth speeds and the reverse speed are obtained. In that case, the engagement pressure supplied to each clutch and brake is controlled to an appropriate value as follows.

【0045】つまり、主変速機20における直結クラッ
チ24、コーストブレーキ29、ローリバースブレーキ
26及び3−4ブレーキ28については、ライン圧を減
圧して所定の締結圧に調整するためのコントロールバル
ブ76,77,78,79がそれぞれ備えられ、これら
のうち、コーストブレーキ用、ローリバースブレーキ用
及び3−4ブレーキ用のコントロールバルブ77,7
8,79については、制御ポート77a,78a,79
aに第1リニアソレノイドバルブ80によって調整され
た制御圧がライン81を介して供給されて、該制御圧に
応じて締結圧がそれぞれ制御されるようになっている。
That is, for the direct coupling clutch 24, the coast brake 29, the low reverse brake 26 and the 3-4 brake 28 in the main transmission 20, the control valve 76 for reducing the line pressure to adjust to a predetermined engagement pressure, 77, 78, 79, of which control valves 77, 7 for coast brake, low reverse brake, and 3-4 brake are provided.
For 8, 79, control ports 77a, 78a, 79
The control pressure adjusted by the first linear solenoid valve 80 is supplied to a via a line 81, and the fastening pressure is controlled in accordance with the control pressure.

【0046】また、直結クラッチ用コントロールバルブ
76の制御ポート76aには、ライン82によって直結
クラッチ24に供給される締結圧自体がワンウェイオリ
フィス83と第3アキュムレータ84とが設けられたラ
イン85を介して制御圧として供給され、このアキュム
レータ84の作動により該締結圧の立ち上がりが制御さ
れるようになっている。
Further, in the control port 76a of the direct coupling clutch control valve 76, the fastening pressure itself supplied to the direct coupling clutch 24 by the line 82 is passed through a line 85 provided with a one-way orifice 83 and a third accumulator 84. It is supplied as a control pressure, and the rise of the fastening pressure is controlled by the operation of the accumulator 84.

【0047】なお、上記第1リニアソレノイドバルブ8
0は、上記第1レデューシングバルブ44からライン4
7を介して供給される制御元圧をコントローラ(図4参
照)からの制御信号に応じて調整して、そのときの変速
段や運転状態に応じた制御圧を生成するようになってい
る。また、上記直結クラッチ用コントロールバルブ76
と、上記ローリバースブレーキ用コントロールバルブ7
8の一端に設けられたポート76b,78bには、上記
後退ライン53から分岐された調圧動作禁止用ライン8
6がそれぞれ接続され、Rレンジで、これらのポート7
6b,78bにライン圧が供給されてスプールが図面
上、左側の位置に固定されることにより、該直結クラッ
チ用及びローリバースブレーキ用コントロールバルブ7
6,78の調圧動作が阻止されるようになっている。さ
らに、3−4ブレーキ用コントロールバルブ79の一端
のポート79bには、コーストブレーキ29に締結圧が
供給されるときに、該締結圧がライン87を介して供給
されて、該コントロールバルブ79の調圧動作が制限さ
れるようになっている。
The first linear solenoid valve 8 described above
0 indicates the line 4 from the first reducing valve 44.
The control source pressure supplied via 7 is adjusted according to the control signal from the controller (see FIG. 4), and the control pressure according to the gear stage and the operating state at that time is generated. Further, the control valve 76 for the direct coupling clutch
And the above-mentioned low reverse brake control valve 7
The ports 76b and 78b provided at one end of the line 8 are provided with a pressure regulating operation inhibiting line 8 branched from the retreat line 53.
6 are each connected, and in the R range, these ports 7
A line pressure is supplied to 6b and 78b, and the spool is fixed to the left position in the drawing, whereby the control valve 7 for the direct coupling clutch and the low reverse brake 7
The pressure adjusting operation of 6,78 is blocked. Further, when the fastening pressure is supplied to the coast brake 29, the fastening pressure is supplied to the port 79b at one end of the 3-4 brake control valve 79 via the line 87 to adjust the control valve 79. The pressure action is restricted.

【0048】また、上記第1リニアソレノイドバルブ8
0によって生成された制御圧は、ライン81を介してア
キュムレータ用コントロールバルブ88の制御ポート8
8aにも供給されるようになっている。このコントロー
ルバルブ88は、メインライン42からライン89を介
して供給されるライン圧を上記第1リニアソレノイドバ
ルブ80からの制御圧に応じて調整して、上記第3アキ
ュムレータ84及び第4アキュムレータ90用の背圧を
生成し、これをライン91によって両アキュムレータ8
4,90の背圧ポート84a,90aに供給するように
なっている。
Also, the first linear solenoid valve 8
The control pressure generated by 0 is supplied to the control port 8 of the accumulator control valve 88 via the line 81.
8a is also supplied. The control valve 88 adjusts the line pressure supplied from the main line 42 through the line 89 according to the control pressure from the first linear solenoid valve 80, and is used for the third accumulator 84 and the fourth accumulator 90. Back pressure of the two accumulators 8 via line 91
4, 90 back pressure ports 84a, 90a are supplied.

【0049】一方、副変速機30における締結圧の制御
用としては、直結クラッチ32の受圧面積の大きな第1
油圧室321及び受圧面積の小さな第2油圧室322に供
給される締結圧を調整する直結クラッチ用コントロール
バルブ101と、減速ブレーキ34の受圧面積の小さな
第2油圧室342に供給される締結圧を調整する減速ブ
レーキ用コントロールバルブ102と、第2リニアソレ
ノイドバルブ103とが備えられている。なお、減速ブ
レーキ34の受圧面積の大きな第1油圧室341には、
前述のように、Rレンジでマニュアルバルブ43から後
退ライン53を介してライン圧が直接供給される。
On the other hand, for controlling the engagement pressure in the auxiliary transmission 30, the first pressure receiving area of the direct coupling clutch 32 is large.
The direct coupling clutch control valve 101 for adjusting the engagement pressure supplied to the hydraulic chamber 32 1 and the second hydraulic chamber 32 2 having a small pressure receiving area, and the second hydraulic chamber 34 2 having a small pressure receiving area of the reduction brake 34 are supplied. A deceleration brake control valve 102 for adjusting the engagement pressure and a second linear solenoid valve 103 are provided. In addition, in the first hydraulic chamber 34 1 having a large pressure receiving area of the deceleration brake 34,
As described above, the line pressure is directly supplied from the manual valve 43 through the retreat line 53 in the R range.

【0050】上記第2リニアソレノイドバルブ103
は、メインライン42からライン圧が制御元圧として供
給され、これをコントローラからの制御信号に応じて調
整した上で、ライン104及び第5シフトバルブ65か
ら、ライン105もしくはライン106を介して減速ブ
レーキ用コントロールバルブ102の制御ポート102
aに供給し、もしくは直結クラッチ32の第1油圧室3
1に連通して該油圧室321の油圧を調整する。そし
て、上記減速ブレーキ用コントロールバルブ102は、
上記のようにして第2リニアソレノイドバルブ103で
生成された制御圧が制御ポート102aに供給されてい
るときに、メインライン42からライン107、第4シ
フトバルブ64、ライン108、第5シフトバルブ65
及びライン109を介して供給されるライン圧を上記制
御圧に応じて調整し、これをライン110を介して減速
ブレーキ34の第2油圧室342に供給する。
The second linear solenoid valve 103
Is supplied from the main line 42 as a control source pressure, which is adjusted according to a control signal from the controller, and then decelerated from the line 104 and the fifth shift valve 65 via the line 105 or the line 106. Control port 102 of the brake control valve 102
a, or the first hydraulic chamber 3 of the direct coupling clutch 32.
The hydraulic pressure of the hydraulic chamber 32 1 is adjusted by communicating with 2 1 . The deceleration brake control valve 102 is
While the control pressure generated by the second linear solenoid valve 103 as described above is being supplied to the control port 102a, the main line 42 to the line 107, the fourth shift valve 64, the line 108, and the fifth shift valve 65.
Also, the line pressure supplied via the line 109 is adjusted according to the control pressure, and this is supplied to the second hydraulic chamber 34 2 of the deceleration brake 34 via the line 110.

【0051】一方、直結クラッチ用コントロールバルブ
101には、メインライン42からライン107、第4
シフトバルブ64、ライン111を介してライン圧が供
給され、これを調整した上で、ワンウェイオリフィス1
12、ライン113及び第5シフトバルブ65から、上
記ライン106もしくはライン114を介して直結クラ
ッチ32の第1油圧室321もしくは第2油圧室322
選択的に供給するようになっている。
On the other hand, for the direct coupling clutch control valve 101, the main line 42 to the line 107, the fourth line
Line pressure is supplied through the shift valve 64 and the line 111, and after adjusting this, the one-way orifice 1
12, the line 113 and the fifth shift valve 65 are selectively supplied to the first hydraulic chamber 32 1 or the second hydraulic chamber 32 2 of the direct coupling clutch 32 via the line 106 or the line 114.

【0052】そして、この直結クラッチ用コントロール
バルブ101の制御ポート101aには、上記直結クラ
ッチ32の第1油圧室321もしくは第2油圧室322
供給される締結圧自体が、ワンウェイオリフィス115
及び第5アキュムレータ116が設けられたライン11
7を介して制御圧として供給されるようになっており、
したがって、上記締結圧は、第5アキュムレータ116
の作動により一定の棚圧状態を経て立ち上がることにな
る。なお、このアキュムレータ116の背圧ポート11
6aには、メインライン42からライン118を介して
背圧が供給されるようになっている。
At the control port 101a of the direct coupling clutch control valve 101, the fastening pressure itself supplied to the first hydraulic chamber 32 1 or the second hydraulic chamber 32 2 of the direct coupling clutch 32 is supplied to the one-way orifice 115.
And the line 11 provided with the fifth accumulator 116
It is supplied as a control pressure via 7.
Therefore, the fastening pressure is the fifth accumulator 116.
By the operation of, it will rise after a certain shelf pressure state. The back pressure port 11 of this accumulator 116
Back pressure is supplied to 6a from the main line 42 through a line 118.

【0053】そして、以上の構成の油圧回路40におい
て、第1〜第5ON−OFFソレノイドバルブ71〜7
5のON,OFFの組合せパターンは表2に示すように
なっており、これにより前進の1〜5速と後退速とが得
られるようになっている。ここで、表2中、(1)、
(2)はエンジンブレーキ用レンジでの1速及び2速を
示す。
In the hydraulic circuit 40 having the above structure, the first to fifth ON-OFF solenoid valves 71 to 7 are provided.
The combination pattern of ON and OFF of No. 5 is as shown in Table 2, and thereby the forward 1-5th speed and the reverse speed can be obtained. Here, in Table 2, (1),
(2) shows the first speed and the second speed in the engine braking range.

【0054】[0054]

【表2】 次に、この表2に従って各ON−OFFソレノイドバル
ブ71〜75のON,OFFの組合せと変速段との関係
を具体的に説明する。
[Table 2] Next, referring to Table 2, the relationship between the ON / OFF combinations of the ON-OFF solenoid valves 71 to 75 and the shift speed will be specifically described.

【0055】まず、Dレンジ等で採用されるエンジンブ
レーキの作動しない1速では、主変速機20側では、第
1〜第3ON−OFFソレノイドバルブ71〜73がO
N,OFF,OFFの状態にあって、第1〜第3シフト
バルブ61〜63のスプールが左側、右側、右側にそれ
ぞれ位置している。この状態では、前進ライン52から
分岐されたライン121が第1シフトバルブ61を介し
てライン122に連通し、さらに第2シフトバルブ62
を介してライン123に連通するが、このライン123
は第3シフトバルブ63で遮断される。また、同じく前
進ライン52から分岐された他のライン124は第2シ
フトバルブ62で、メインライン42から分岐されたラ
イン125は第1シフトバルブ61でそれぞれ遮断され
る。したがって、この場合は、前述のように、前進レン
ジで常時締結される前進クラッチ23のみが締結された
状態となり、主変速機20においてエンジンブレーキが
作動しない低速段が得られる。
First, in the first speed in which the engine brake is not operated, which is adopted in the D range or the like, the first to third ON-OFF solenoid valves 71 to 73 are turned off on the main transmission 20 side.
In the N, OFF, and OFF states, the spools of the first to third shift valves 61 to 63 are located on the left side, the right side, and the right side, respectively. In this state, the line 121 branched from the forward line 52 communicates with the line 122 via the first shift valve 61, and further the second shift valve 62.
Through the line 123.
Is shut off by the third shift valve 63. Similarly, the other line 124 branched from the forward line 52 is blocked by the second shift valve 62, and the line 125 branched from the main line 42 is blocked by the first shift valve 61. Therefore, in this case, as described above, only the forward clutch 23, which is always engaged in the forward range, is engaged, and the low speed stage in which the engine brake does not operate in the main transmission 20 is obtained.

【0056】そして、副変速機30においては、第4、
第5ON−OFFソレノイドバルブ74,75が共にO
FFの状態にあって、第4、第5シフトバルブ64,6
5のスプールが共に右側に位置することにより、メイン
ライン42がライン107及び第4シフトバルブ64を
介してライン108に連通し、さらに、第5シフトバル
ブ65を介して減速ブレーキ用コントロールバルブ10
2に至るライン109に連通して、該コントロールバル
ブ102にライン圧が供給される。このとき、第2リニ
アソレノイドバルブ103で生成された制御圧がライン
104、第5シフトバルブ65及びライン105を介し
て減速ブレーキ用コントロールバルブ102の制御ポー
ト102aに供給されることにより、上記ライン圧が該
制御圧に応じて調整され、所定の締結圧とされた上で、
ライン110を介して減速ブレーキ34の第2油圧室3
2に供給され、該減速ブレーキ34が締結される。
In the sub transmission 30, the fourth,
5th ON-OFF solenoid valves 74 and 75 are both O
In the FF state, the fourth and fifth shift valves 64, 6
Since the spools of No. 5 are both located on the right side, the main line 42 communicates with the line 108 via the line 107 and the fourth shift valve 64, and further the deceleration brake control valve 10 via the fifth shift valve 65.
The line pressure is supplied to the control valve 102 by communicating with the line 109 extending to 2. At this time, the control pressure generated by the second linear solenoid valve 103 is supplied to the control port 102a of the deceleration brake control valve 102 via the line 104, the fifth shift valve 65, and the line 105, so that the line pressure is increased. Is adjusted according to the control pressure to obtain a predetermined fastening pressure,
Second hydraulic chamber 3 of deceleration brake 34 via line 110
4 2 and the deceleration brake 34 is engaged.

【0057】また、直結クラッチ32は、第1油圧室3
1がライン106、第5シフトバルブ65、ライン1
13、直結クラッチ用コントロールバルブ101及びラ
イン111を介して第4シフトバルブ64のドレンポー
トに連通し、また、第2油圧室322が、ライン114
を介して第5シフトバルブ65のドレンポートに連通す
ることにより解放された状態にある。その結果、副変速
機30の変速段はエンジンブレーキが作動する低速段と
なり、自動変速機全体としては、エンジンブレーキの作
動しない1速となる。
Further, the direct coupling clutch 32 is provided in the first hydraulic chamber 3
2 1 is line 106, 5th shift valve 65, line 1
13, the direct coupling clutch control valve 101 and the line 111 communicate with the drain port of the fourth shift valve 64, and the second hydraulic chamber 32 2 is connected to the line 114.
It is in a released state by communicating with the drain port of the fifth shift valve 65 via. As a result, the shift stage of the auxiliary transmission 30 becomes a low speed stage where the engine brake operates, and the automatic transmission as a whole becomes the first speed where the engine brake does not operate.

【0058】また、1レンジや2レンジ等で採用される
エンジンブレーキが作動する1速では、上記のエンジン
ブレーキ非作動の1速に対して主変速機20における第
3ソレノイドバルブ73がONとなり、これに伴って、
第3シフトバルブ63のスプールが左側に位置する。し
たがって、この場合は、上記前進ライン52が、その分
岐ライン121、第1シフトバルブ61、ライン12
2、第2シフトバルブ62、ライン123及び第3シフ
トバルブ63を介してローリバースブレーキ用コントロ
ールバルブ78に通じるライン126に連通し、該コン
トロールバルブ78にライン圧が供給されることにな
る。
Further, in the first speed in which the engine brake employed in the first range, the second range, etc. operates, the third solenoid valve 73 in the main transmission 20 is turned on in the first speed in which the engine brake is not operated, With this,
The spool of the third shift valve 63 is located on the left side. Therefore, in this case, the forward line 52 is the branch line 121, the first shift valve 61, the line 12
The line pressure is supplied to the control valve 78 by communicating with the line 126 communicating with the low reverse brake control valve 78 through the second and second shift valves 62, the line 123, and the third shift valve 63.

【0059】そして、このコントロールバルブ78に供
給されたライン圧は、第1リニアソレノイドバルブ80
からライン81を介して制御ポート78aに供給されて
いる制御圧に応じた締結圧に調整され、これがライン1
27を介してローリバースブレーキ29に供給される。
これにより、前進クラッチ23に加えて、ローリバース
ブレーキ29が締結され、主変速機20において、エン
ジンブレーキが作動する低速段が得られることになる。
そして、副変速機30においては、前述のエンジンブレ
ーキ非作動の1速の場合と同様に減速ブレーキ34が締
結されているから、自動変速機全体として、エンジンブ
レーキが作動する1速が得られる。
The line pressure supplied to the control valve 78 is the first linear solenoid valve 80.
Is adjusted to a fastening pressure according to the control pressure supplied to the control port 78a via the line 81 from the line 1
It is supplied to the low reverse brake 29 via 27.
As a result, in addition to the forward clutch 23, the low reverse brake 29 is engaged, and the low speed stage in which the engine brake operates in the main transmission 20 is obtained.
Then, in the auxiliary transmission 30, the deceleration brake 34 is engaged as in the case of the above-described first speed in which the engine brake is not operated, so that the automatic transmission as a whole can obtain the first speed in which the engine brake is operated.

【0060】次に、Dレンジ等で採用されるエンジンブ
レーキ非作動の2速、及び1レンジや2レンジ等で採用
されるエンジンブレーキ作動の2速では、上記のエンジ
ンブレーキ非作動の1速及びエンジンブレーキ作動の1
速の状態に対して副変速機30の変速段のみが変化す
る。
Next, in the second speed of the engine brake non-operation adopted in the D range and the like, and in the second speed of the engine brake operation adopted in the first range and the second range, etc., the first speed without the engine brake operation and the first speed Engine brake operation 1
Only the shift speed of the auxiliary transmission 30 changes with respect to the speed state.

【0061】つまり、副変速機30における第4ON−
OFFソレノイドバルブ74がONとなり、これに伴っ
て第4シフトバルブ64のスプールが左側に位置する。
したがって、メインライン42からライン107を介し
て第4シフトバルブ64に供給されているライン圧が該
第4シフトバルブ64からライン111を介して直結ク
ラッチ用コントロールバルブ101に供給されると共
に、該コントロールバルブ101で立ち上がりを調整さ
れた上で、ライン113、第5シフトバルブ65及びラ
イン106を介して直結クラッチ32の第1油圧室32
1に供給されることになる。これにより、副変速機30
の変速段が高速段となり、その結果、自動変速機の全体
として、エンジンブレーキが作動しない2速或はエンジ
ンブレーキが作動する2速が得られることになる。
That is, the fourth ON- in the auxiliary transmission 30
The OFF solenoid valve 74 is turned ON, and accordingly, the spool of the fourth shift valve 64 is positioned on the left side.
Therefore, the line pressure supplied from the main line 42 to the fourth shift valve 64 via the line 107 is supplied from the fourth shift valve 64 to the direct coupling clutch control valve 101 via the line 111, and the control is performed. The rising of the valve 101 is adjusted, and then the first hydraulic chamber 32 of the direct coupling clutch 32 is passed through the line 113, the fifth shift valve 65, and the line 106.
Will be supplied to 1 . As a result, the auxiliary transmission 30
As a result, the gear shift stage becomes a high speed stage, and as a result, the automatic transmission as a whole can obtain the second speed in which the engine brake does not operate or the second speed in which the engine brake operates.

【0062】さらに、3速では、主変速機20におい
て、第1〜第3ON−OFFソレノイドバルブ71〜7
3がOFF,ON,ONとなり、これに伴って第1〜第
3シフトバルブ61〜63のスプールが、右側、左側、
左側に位置することになる。この場合、まず、前進ライ
ン52からの一方の分岐ライン121が、第1シフトバ
ルブ61を介してライン128に連通し、さらに第3シ
フトバルブ63を介してコーストブレーキ用コントロー
ルバルブ77に通じるライン129に連通する。したが
って、該コントロールバルブ77にライン圧が供給さ
れ、これが第1リニアソレノイドバルブ80からライン
81を介して供給される制御圧に応じて所定の締結圧に
調整された上で、ライン130を介してコーストブレー
キ29に供給され、これにより該コーストブレーキ29
が締結される。
Further, in the third speed, in the main transmission 20, the first to third ON-OFF solenoid valves 71 to 7 are provided.
3 is OFF, ON, ON, and the spools of the first to third shift valves 61 to 63 are connected to the right side, the left side,
It will be located on the left side. In this case, first, one branch line 121 from the forward line 52 communicates with the line 128 via the first shift valve 61, and further the line 129 leading to the coast brake control valve 77 via the third shift valve 63. Communicate with. Therefore, the line pressure is supplied to the control valve 77, which is adjusted to a predetermined fastening pressure in accordance with the control pressure supplied from the first linear solenoid valve 80 through the line 81, and then, through the line 130. The coast brake 29 is supplied to the coast brake 29.
Is concluded.

【0063】また、前進ライン52からの他方の分岐ラ
イン124が第2シフトバルブ62を介して3−4ブレ
ーキ用コントロールバルブ79に通じるライン131に
連通し、該コントロールバルブ79にライン圧を供給す
る。このコントロールバルブ79には、上記第1リニア
ソレノイドバルブ80からライン81を介して制御圧が
供給されると共に、上記コーストブレーキ29に供給さ
れている締結圧がライン87を介して制御圧として供給
され、これらの制御圧に応じて調整された締結圧がライ
ン132を介して3−4ブレーキ28に供給されること
になる。
Further, the other branch line 124 from the forward line 52 communicates with the line 131 leading to the 3-4 brake control valve 79 via the second shift valve 62 and supplies the line pressure to the control valve 79. .. A control pressure is supplied to the control valve 79 from the first linear solenoid valve 80 via a line 81, and a fastening pressure supplied to the coast brake 29 is supplied as a control pressure via a line 87. The engagement pressure adjusted according to these control pressures is supplied to the 3-4 brake 28 via the line 132.

【0064】その結果、主変速機20においては、前進
クラッチ23に加えて3−4ブレーキ28が締結され、
しかも上記コーストブレーキ29も締結されることによ
り、エンジンブレーキが作動する中速段が得られること
になる。
As a result, in the main transmission 20, the 3-4 brake 28 is engaged in addition to the forward clutch 23,
In addition, by engaging the coast brake 29 as well, the medium speed stage in which the engine brake operates can be obtained.

【0065】一方、副変速機30においては、第4、第
5ON−OFFソレノイドバルブ74,75が共にOF
Fの状態にあって、前述の1速の場合と同様にして、変
速段がエンジンブレーキの作動する低速段に設定されて
いる。したがって、自動変速機の全体としては、所定の
減速比を有し、かつ、エンジンブレーキが作動する3速
が得られることになる。
On the other hand, in the auxiliary transmission 30, both the fourth and fifth ON-OFF solenoid valves 74 and 75 are OF.
In the state of F, as in the case of the above-described first speed, the shift speed is set to the low speed in which the engine brake operates. Therefore, as a whole of the automatic transmission, the third speed that has the predetermined reduction ratio and the engine brake is activated can be obtained.

【0066】そして、4速では、この3速の状態から副
変速機30における第4、第5ON−OFFソレノイド
バルブ74,75が共にONとなって、第4、第5シフ
トバルブ64,65のスプールが左側に位置し、これに
より、まず、前記の2速の場合と同様に、メインライン
42からライン107、第4シフトバルブ64、及びラ
イン111を介してライン圧が直結クラッチ用コントロ
ールバルブ101に供給され、該コントロールバルブ1
01で立ち上がりを調整され、所定の締結圧となって、
ライン113及び第5シフトバルブ65から、今度はラ
イン114を介して直結クラッチ32の第2油圧室32
2に供給されることになる。その結果、直結クラッチ3
2が締結されて副変速機30の変速段が高速段となる。
そして、主変速機20は上記の3速の場合と同様に中速
段に設定されているから、自動変速機全体としての変速
段は4速となる。
In the 4th speed, the 4th and 5th ON-OFF solenoid valves 74 and 75 of the auxiliary transmission 30 are both turned ON from the state of the 3rd speed, and the 4th and 5th shift valves 64 and 65 are turned on. The spool is located on the left side, so that, as in the case of the above-described second speed, first, the line pressure is changed from the main line 42 through the line 107, the fourth shift valve 64, and the line 111 to the control valve 101 for the direct coupling clutch. Is supplied to the control valve 1
The start-up is adjusted at 01, and the predetermined tightening pressure is reached.
From the line 113 and the fifth shift valve 65, this time via the line 114, the second hydraulic chamber 32 of the direct coupling clutch 32.
2 will be supplied. As a result, the direct coupling clutch 3
2 is engaged and the shift stage of the auxiliary transmission 30 becomes the high shift stage.
Then, since the main transmission 20 is set to the medium speed as in the case of the above-described third speed, the speed of the automatic transmission as a whole becomes the fourth speed.

【0067】さらに、5速においては、主変速機20に
おける第1〜第3ON−OFFソレノイドバルブ71〜
73がOFF,ON,OFFとなって、第1〜第3シフ
トバルブ61〜63のスプールが右側、左側、右側に位
置する。そのため、メインライン42から分岐されたラ
イン125が第1シフトバルブ61を介してライン13
3に連通すると共に、さらに、第3シフトバルブ63を
介して直結クラッチ用コントロールバルブ76に通じる
ライン134に連通し、したがって、該コントロールバ
ルブ76にライン圧が供給されることになる。そして、
このコントロールバルブ76によって調整された締結圧
がライン82によって直結クラッチ24に供給され、該
クラッチ24を締結させる。これにより、主変速機20
においては、前進クラッチ23と直結クラッチ24とが
締結されて、変速段が高速段となる。なお、この直結ク
ラッチ24の締結時には、第3アキュムレータ84の作
用により、締結圧が一定の棚圧状態を経て供給される。
Further, in the fifth speed, the first to third ON-OFF solenoid valves 71 to 71 in the main transmission 20 are arranged.
73 is turned OFF, ON, and OFF, and the spools of the first to third shift valves 61 to 63 are located on the right side, the left side, and the right side. Therefore, the line 125 branched from the main line 42 passes through the first shift valve 61 and the line 13
3 and also to the line 134 communicating with the direct coupling clutch control valve 76 via the third shift valve 63, and therefore the line pressure is supplied to the control valve 76. And
The engagement pressure adjusted by the control valve 76 is supplied to the direct coupling clutch 24 through the line 82 to engage the clutch 24. As a result, the main transmission 20
In, the forward clutch 23 and the direct coupling clutch 24 are engaged, and the shift speed becomes the high speed speed. When the direct coupling clutch 24 is engaged, the engagement pressure is supplied through a constant shelf pressure state by the action of the third accumulator 84.

【0068】一方、副変速機30は、前述の4速の場合
と同様に、第4、第5ON−OFFソレノイドバルブ7
4,75が共にONの状態にあって、変速段は高速段に
設定されており、その結果、自動変速機の全体としては
5速が得られることになる。
On the other hand, the auxiliary transmission 30 includes the fourth and fifth ON-OFF solenoid valves 7 as in the case of the above-described fourth speed.
Since both gears 4 and 75 are in the ON state and the gear stage is set to the high gear stage, as a result, the automatic transmission as a whole can obtain the fifth gear.

【0069】さらに、上記マニュアルバルブ43がRレ
ンジに操作された後退速においては、該マニュアルバル
ブ43を介して後退ライン53がメインライン42に連
通されると共に、第1〜第3ON−OFFソレノイドバ
ルブ71〜73がOFF,OFF,OFFの状態となっ
て、第1〜第3シフトバルブ61〜63のスプールがい
ずれも右側に位置することになる。
Further, at the reverse speed when the manual valve 43 is operated in the R range, the reverse line 53 is communicated with the main line 42 through the manual valve 43, and the first to third ON-OFF solenoid valves are connected. 71 to 73 are in the OFF, OFF, and OFF states, and the spools of the first to third shift valves 61 to 63 are all located on the right side.

【0070】そのため、まず、メインライン42から分
岐されたライン125が、前述の5速の場合と同様に、
第1シフトバルブ61を介してライン133に連通する
と共に、さらに、第3シフトバルブ63を介して直結ク
ラッチ用コントロールバルブ76に通じるライン134
に連通し、したがって、該コントロールバルブ76にラ
イン圧が供給されることになる。この場合は、該コント
ロールバルブ76の一端のポート76bに、上記後退ラ
イン53からライン86を介してライン圧が供給され
て、該コントロールバルブ76のスプールが図面上、左
側に固定されることにより、上記ライン134から供給
されたライン圧は、減圧されることなくライン82を介
してそのまま直結クラッチ24に供給され、該直結クラ
ッチ24を高い締結圧で締結させる。
Therefore, first, the line 125 branched from the main line 42, as in the case of the above-described fifth speed,
A line 134 communicating with the line 133 via the first shift valve 61 and further communicating with the direct coupling clutch control valve 76 via the third shift valve 63.
Therefore, the line pressure is supplied to the control valve 76. In this case, a line pressure is supplied to the port 76b at one end of the control valve 76 from the retreat line 53 through the line 86, and the spool of the control valve 76 is fixed to the left side in the drawing, The line pressure supplied from the line 134 is directly supplied to the direct coupling clutch 24 via the line 82 without being reduced in pressure, and the direct coupling clutch 24 is fastened at a high fastening pressure.

【0071】また、上記後退ライン53は、作動油の供
給方向と排出方向とで絞り量が異なるオリフィス135
を有するライン136、第3シフトバルブ63及び前述
のライン126を介してローリバースブレーキ用コント
ロールバルブ78に連通して、上記のエンジンブレーキ
作動の1速の場合と同様に、該コントロールバルブ78
にライン圧を供給する。この場合、該コントロールバル
ブ78の一端のポート78bには、上記後退ライン53
から分岐されたライン86によってライン圧が導入され
ることにより、該コントロールバルブ78のスプールが
図面上、左側に固定される。そのため、上記ライン12
6によって供給されているライン圧は、該コントロール
バルブ78で調整されることなく、そのままローリバー
スブレーキ26に供給され、該ローリバースブレーキ2
6を高い締結圧で締結することになる。
Further, the retreat line 53 has an orifice 135 having a different throttle amount in the supply direction and the discharge direction of the hydraulic oil.
The low reverse brake control valve 78 communicates with the control valve 78 through the line 136 having the above, the third shift valve 63, and the above-mentioned line 126, and the control valve 78 is the same as in the case of the first speed of the engine braking operation.
Supply line pressure to. In this case, the port 78b at one end of the control valve 78 has the retreat line 53
The spool of the control valve 78 is fixed to the left side in the drawing by introducing the line pressure by the line 86 branched from the line. Therefore, the above line 12
The line pressure supplied by 6 is directly supplied to the low reverse brake 26 without being adjusted by the control valve 78.
6 will be fastened with a high fastening pressure.

【0072】これにより、主変速機20においては、直
結クラッチ24及びローリバースブレーキ26が締結さ
れ、後退段が得られる。そして、副変速機30において
は、第4,第5ON−OFFソレノイドバルブ74,7
5が共にOFFで、変速段がエンジンブレーキの作動す
る低速段に設定された状態にあり、減速比の大きな後退
速が得られる。
As a result, in the main transmission 20, the direct coupling clutch 24 and the low reverse brake 26 are engaged, and the reverse gear is obtained. Then, in the auxiliary transmission 30, the fourth and fifth ON-OFF solenoid valves 74, 7 are provided.
Since both 5 are OFF, the gear stage is set to the low speed stage where the engine brake operates, and a reverse speed with a large reduction ratio can be obtained.

【0073】なお、上記ローリバースブレーキ26に締
結圧が供給される際には、上記ライン136からライン
137を介して第4アキュムレータ90に作動油が導入
されることにより、該締結圧が所定の棚圧状態を経て徐
々に立ち上がることになる。
When the fastening pressure is supplied to the low reverse brake 26, hydraulic fluid is introduced from the line 136 to the fourth accumulator 90 via the line 137 so that the fastening pressure is maintained at a predetermined level. It will gradually rise after passing the shelf pressure.

【0074】以上の構成に加えて、この油圧回路40に
は、トルクコンバータ10内のロックアップクラッチ1
7を制御するためのロックアップ第1、第2シフトバル
ブ141,142と、ロックアップコントロールバルブ
143と、ロックアップ制御用のON−OFFソレノイ
ドバルブ144と、デューティソレノイドバルブ145
とが備えられて、ロックアップクラッチ17の締結、解
放制御と、該クラッチ17をスリップさせるスリップ制
御とが行われるようになっている。
In addition to the above configuration, the hydraulic circuit 40 includes the lockup clutch 1 in the torque converter 10.
7, lock-up first and second shift valves 141 and 142, a lock-up control valve 143, a lock-up control ON-OFF solenoid valve 144, and a duty solenoid valve 145.
Is provided, and engagement control and release control of the lock-up clutch 17 and slip control for slipping the clutch 17 are performed.

【0075】そして、この油圧回路40に備えられたラ
イン圧調整用のデューティソレノイドバルブ49、変速
用の第1〜第5ON−OFFソレノイドバルブ71〜7
5、締結圧調整用の第1、第2リニアソレノイドバルブ
80,103、ロックアップ制御用のON−OFFソレ
ノイドバルブ144及びデューティソレノイドバルブ1
45は、図4に示すように、コントローラ160からの
制御信号によって制御されるようになっている。そし
て、このコントローラ160には、車速を検出する車速
センサ161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162からの信号、運転
者によって選択されたシフト位置(レンジ)を検出する
シフト位置センサ163からの信号、エンジントルクを
検出するエンジントルク検出センサ164からの信号、
エンジン回転数を検出するエンジン回転センサ165か
らの信号、主変速機20の入力側の回転数(タービン回
転数)を検出するタービン回転センサ166からの信
号、主変速機20の出力側(副変速機30の入力側)の
回転数を検出する中間回転センサ167からの信号及び
副変速機30の出力側の回転数を検出する出力回転セン
サ168からの信号等が入力され、これらの信号によっ
て示される運転状態や運転者の要求に応じて上記各ソレ
ノイドバルブを制御するようになっている。
Then, the duty solenoid valve 49 for adjusting the line pressure and the first to fifth ON-OFF solenoid valves 71 to 7 for shifting which are provided in the hydraulic circuit 40 are provided.
5, first and second linear solenoid valves 80 and 103 for adjusting engagement pressure, ON-OFF solenoid valve 144 for lock-up control, and duty solenoid valve 1
45 is controlled by a control signal from the controller 160, as shown in FIG. The controller 160 detects a signal from a vehicle speed sensor 161 that detects the vehicle speed, a signal from a throttle opening sensor 162 that detects the throttle opening of the engine, and a shift position (range) selected by the driver. A signal from the shift position sensor 163, a signal from the engine torque detection sensor 164 that detects the engine torque,
A signal from the engine rotation sensor 165 that detects the engine speed, a signal from the turbine rotation sensor 166 that detects the rotation speed (turbine rotation speed) of the input side of the main transmission 20, and the output side of the main transmission 20 (sub-transmission). The signal from the intermediate rotation sensor 167 that detects the rotation speed of the input side of the machine 30 and the signal from the output rotation sensor 168 that detects the rotation speed of the output side of the auxiliary transmission 30 are input and indicated by these signals. Each of the solenoid valves is controlled in accordance with the operating condition and the driver's request.

【0076】本実施例に係る自動変速機は以上のような
構成であるが、この自動変速機においては、例えば3−
2トルクディマンド変速に際しては次のような制御が行
われるようになっている。
The automatic transmission according to this embodiment has the above-mentioned structure. In this automatic transmission, for example,
The following control is performed during the 2-torque demand shifting.

【0077】つまり、この3−2トルクディマンド変速
時においては、前記表1に示すところに従って、主変速
機20においては3−4ブレーキ28が解放されて、変
速段が高速段から低速段にダウンシフトすると同時に、
副変速機30においては、直結クラッチ32が締結し、
かつ減速ブレーキ34が解放して、変速段が低速段から
高速段にアップシフトすることになる。つまり、この3
−2変速時には、主変速機20と副変速機30とでギヤ
比の変化が逆方向の変速動作が同時に行われることにな
る。
That is, at the time of the 3-2 torque demand shifting, the 3-4 brake 28 is released in the main transmission 20 according to the place shown in Table 1 so that the shift speed is lowered from the high speed to the low speed. At the same time as shifting
In the sub transmission 30, the direct coupling clutch 32 is engaged,
In addition, the deceleration brake 34 is released, and the shift speed is upshifted from the low speed gear to the high speed gear. In other words, this 3
At the time of the -2 shift, the main transmission 20 and the sub transmission 30 simultaneously perform the shift operation in which the gear ratios are changed in opposite directions.

【0078】そして、この実施例においては、両変速機
20,30における変速動作を互いに適切な関係を保ち
ながら進行させるために、主変速機20のギヤ比の増大
に対応して副変速機30のギヤ比が減少するように、主
変速機20のギヤ比に基づいて副変速機30の直結クラ
ッチ32もしくは減速ブレーキ34の締結力をフィード
バック制御するようになっている。具体的には、トルク
ディマンド変速に際しては当該車両はエンジン出力によ
って駆動される正駆動状態にあるから、第3ワンウェイ
クラッチ33と直列の直結クラッチ32の締結力がフィ
ードバック制御される。
In this embodiment, in order to allow the transmission operations of both transmissions 20 and 30 to proceed while maintaining an appropriate relationship with each other, the auxiliary transmission 30 corresponds to the increase of the gear ratio of the main transmission 20. Based on the gear ratio of the main transmission 20, the engagement force of the direct coupling clutch 32 or the deceleration brake 34 of the auxiliary transmission 30 is feedback-controlled so that the gear ratio of the main transmission 20 is reduced. Specifically, during torque demand shifting, the vehicle is in the normal drive state driven by the engine output, so the engagement force of the direct coupling clutch 32 in series with the third one-way clutch 33 is feedback-controlled.

【0079】また、自動変速機の全体としての変速時間
を、アクセルペダルの踏込速度を反映するエンジン負荷
上昇率に対応させて変化させるために、主変速機20に
おける3−4ブレーキ28の解放動作が調整されるよう
になっている。
Further, in order to change the shift time as a whole of the automatic transmission in accordance with the engine load increase rate which reflects the depression speed of the accelerator pedal, the release operation of the 3-4 brake 28 in the main transmission 20 is performed. Is adjusted.

【0080】したがって、コントローラ160は3−2
トルクディマンド変速条件が成立したと判定すると、表
3に示すように、ソレノイドパターンを3速パターンか
ら中間パターンに切り換えて、主変速機20における第
1リニアソレノイドバルブ80による3−4ブレーキ2
8の締結圧の排出時間と、副変速機30における第2リ
ニアソレノイドバルブ103による直結クラッチ32の
締結力のフィードバック制御を可能とする。
Therefore, the controller 160 is 3-2
When it is determined that the torque demand shift condition is satisfied, as shown in Table 3, the solenoid pattern is switched from the third speed pattern to the intermediate pattern, and the 3-4 brake 2 by the first linear solenoid valve 80 in the main transmission 20 is switched.
It is possible to perform feedback control of the engagement pressure discharge time of 8 and the engagement force of the direct coupling clutch 32 by the second linear solenoid valve 103 in the auxiliary transmission 30.

【0081】[0081]

【表3】 つまり、主変速機20においては、第1〜第3ON−O
FFソレノイドバルブ71〜73が共にONの状態とな
り、図5に示すように、第1シフトバルブ61のスプー
ルが前述の3速の状態から左側に移動することにより、
コーストブレーキ29の締結圧が、ライン130、ライ
ン129及びライン128を介して、第1シフトバルブ
61のドレンポート61bから排圧されて、コーストブ
レーキ29が急速に解放される。
[Table 3] That is, in the main transmission 20, the first to third ON-O
The FF solenoid valves 71 to 73 are both in the ON state, and as shown in FIG. 5, the spool of the first shift valve 61 moves to the left from the above-described third speed state,
The engagement pressure of the coast brake 29 is exhausted from the drain port 61b of the first shift valve 61 via the line 130, the line 129, and the line 128, and the coast brake 29 is rapidly released.

【0082】この場合において、第2ON−OFFソレ
ノイドバルブ72はON状態を持続することから、前進
ライン52を介して第2シフトバルブ62に供給される
ライン圧が、ライン131を介して3−4ブレーキ用コ
ントロールバルブ79に供給され、第1リニアソレノイ
ドバルブ80による締結圧の調整が可能となる。
In this case, since the second ON-OFF solenoid valve 72 remains in the ON state, the line pressure supplied to the second shift valve 62 via the forward line 52 is 3-4 via the line 131. It is supplied to the brake control valve 79, and the fastening pressure can be adjusted by the first linear solenoid valve 80.

【0083】一方、副変速機30においては、第4、第
5ON−OFFソレノイドバルブ74,75が、OF
F,ONの状態となり、図6に示すように、第5シフト
バルブ65のスプールが左側に移動することになる。
On the other hand, in the auxiliary transmission 30, the fourth and fifth ON-OFF solenoid valves 74 and 75 are OF
The F and ON states are established, and the spool of the fifth shift valve 65 moves to the left as shown in FIG.

【0084】この状態では、2速で締結圧が供給される
直結クラッチ32の第1油圧室32 1がライン106、
第5シフトバルブ65及びライン104を介して第2リ
ニアソレノイドバルブ103に連通することになる。一
方、減速ブレーキ34の第2油圧室342は、ライン1
10及びライン109を介して第5シフトバルブ65の
ドレンポート65bに連通する。
In this state, the engagement pressure is supplied at the second speed.
First hydraulic chamber 32 of direct coupling clutch 32 1Is line 106,
The second shift valve 65 and the line 104
It will communicate with the near solenoid valve 103. one
The second hydraulic chamber 34 of the deceleration brake 342Is line 1
Of the fifth shift valve 65 via the line 10 and the line 109.
It communicates with the drain port 65b.

【0085】そして、この状態で主変速機20における
3−4ブレーキ28の締結圧の排出制御と副変速機30
における直結クラッチ32の締結圧の供給制御とが同時
に行われるのであるが、これらの締結圧は具体的には図
7のフローチャートに示したメインルーチンに従って次
のように制御される。
In this state, the discharge control of the engagement pressure of the 3-4 brake 28 in the main transmission 20 and the auxiliary transmission 30 are performed.
While the supply control of the engagement pressure of the direct coupling clutch 32 in (1) is simultaneously performed, these engagement pressures are specifically controlled as follows according to the main routine shown in the flowchart of FIG. 7.

【0086】すなわち、コントローラ160は、ステッ
プS1で各種信号を読み込んだ上で、ステップS2で3
−2変速であるか否かを判定して、YESと判定したと
きにはステップS3に進んで所定の3−4ブレーキ圧制
御を実行する。
That is, the controller 160 reads various signals in step S1 and then, in step S2, 3
If it is determined to be YES, the routine proceeds to step S3, and predetermined 3-4 brake pressure control is executed.

【0087】次いで、コントローラ160はステップS
4でエンジン負荷上昇率を代表するスロットル変化率δ
θが所定の上限値δθ0よりも大きいか否かを判定し
て、NOと判定したときにステップS5に進んで直結ク
ラッチ圧のフィードバック制御を実行すると共に、スロ
ットル変化率δθ が上記上限値δθ0よりも大きいと判
定したときにはステップS6に進んで運転状態に応じて
設定される上記直結クラッチ32の完全締結圧に近い所
定圧を一挙に供給する。
Then, the controller 160 proceeds to step S
4, the throttle change rate δ representing the engine load increase rate
θ is a predetermined upper limit value δθ0Is greater than
If NO is determined, the process proceeds to step S5 to directly connect
Performs feedback control of latch pressure and
Tull change rate δθ Is the upper limit value δθ0Larger than
When determined, proceed to step S6
A place close to the complete engagement pressure of the direct coupling clutch 32 that is set
Supply constant pressure all at once.

【0088】上記3−4ブレーキ圧制御は、具体的に
は、図8のフローチャートに示したサブルーチンに従っ
て次のように実行される。
Specifically, the 3-4 brake pressure control is executed as follows in accordance with the subroutine shown in the flowchart of FIG.

【0089】コントローラ160は、先ずステップT1
でベース棚圧PBを設定するのであるが、このベース棚
圧P3は、具体的には次のように求められる。つまり、
コントローラ160はエンジントルク検出センサ164
で検出されるエンジン出力トルクに所定の伝達効率を乗
算してタービントルクτTを算出する。そして、図9に
示すように予めタービントルクをパラメータとして設定
したベース棚圧のマップに、上記タービントルクτT
当てはめて対応するベース棚圧PBを設定する。
The controller 160 first performs step T1.
The base shelf pressure P B is set by the above, and the base shelf pressure P 3 is specifically obtained as follows. That is,
The controller 160 is an engine torque detection sensor 164.
The turbine torque τ T is calculated by multiplying the engine output torque detected in 1. by a predetermined transmission efficiency. Then, as shown in FIG. 9, the turbine rack torque τ T is applied to the map of the base rack pressure, which is set in advance using the turbine torque as a parameter, to set the corresponding base rack pressure P B.

【0090】次いで、コントローラ160は、ステップ
T2に進んで目標変速時間TMを設定するのであるが、
この目標変速時間TMは具体的には次のようにして求め
られる。
Next, the controller 160 proceeds to step T2 to set the target shift time T M.
The target shift time T M is specifically obtained as follows.

【0091】コントローラ160は、エンジン負荷の代
表特性としてのスロットル開度θからスロットル変化率
δθを算出する。また、変速後のトータルギヤ比を変速
前のトータルギヤ比を徐算した値に、変速開始時の初期
タービン回転数NSを乗算することにより変速終了後の
目標タービン回転数NEを演算した上で、この目標ター
ビン回転数NEから上記初期タービン回転数NSを減算し
て目標タービン回転数変化量δNを算出する。次いで、
図10に示すように予めスロットル変化率と目標タービ
ン回転数変化量とをパラメータとして設定した目標変速
時間のマップに、上記のようにして求めたスロットル変
化率δθと目標タービン回転数変化量δNとを照らし合
わせて、スロットル変化率δθと目標タービン回転数変
化量δNとに対応した目標変速時間TMを設定する。そ
の場合に、上記マップは、スロットル変化率が大きいほ
ど、また目標タービン回転数変化量が大きいほど、目標
変速時間が短くなるように設定されている。
The controller 160 calculates the throttle change rate δθ from the throttle opening θ as a representative characteristic of the engine load. Further, the target turbine speed N E after the gear shift is calculated by multiplying the total gear ratio after the gear shift by the value obtained by gradually dividing the total gear ratio before the gear shift by the initial turbine speed N S at the start of the gear shift. The target turbine rotation speed change amount δN is calculated by subtracting the initial turbine rotation speed N S from the target turbine rotation speed N E. Then
As shown in FIG. 10, a map of the target shift time in which the throttle change rate and the target turbine rotation speed change amount are set as parameters in advance is used to indicate the throttle change rate δθ and the target turbine rotation speed change amount δN obtained as described above. The target shift time T M corresponding to the throttle change rate δθ and the target turbine rotational speed change amount δN is set. In this case, the map is set such that the larger the throttle change rate and the larger the target turbine speed change amount, the shorter the target shift time.

【0092】そして、コントローラ160は、ステップ
T3に進んで、図11に示すように予め目標タービン回
転数変化量と目標変速時間とをパラメータとして設定し
た棚圧補正係数のマップに、上記のようにして求めた目
標変速時間TMと目標タービン回転数変化量δNとを照
らし合わせて、目標変速時間TMと目標タービン回転数
変化量δNとに対応した棚圧補正係数CSを設定する。
その場合に、上記マップは、目標変速時間が長いほど、
また目標タービン回転数変化量が小さいほど、棚圧補正
係数が大きくなるように設定されている。
Then, the controller 160 proceeds to step T3, and as shown in FIG. 11, the shelf pressure correction coefficient map in which the target turbine speed change amount and the target shift time are set as parameters in advance is set as described above. against a target shift time T M and the target turbine speed change amount .delta.N obtained Te, it sets the shelf pressure correction coefficient C S corresponding to the target shift time T M and the target turbine speed change amount .delta.N.
In that case, the above map shows that the longer the target shift time is,
Further, the smaller the target turbine speed change amount, the larger the shelf pressure correction coefficient is set.

【0093】次に、コントローラ160はステップT
4,T5を実行して、上記のようにして求めたベース棚
圧PBに棚圧補正係数CSと所定の安全係数Sとを乗算し
て最終棚圧を求めて、この最終棚圧が得られるように第
1リニアソレノイドバルブ80に制御信号を出力する。
Next, the controller 160 proceeds to step T.
4, T5 are executed to multiply the base shelf pressure P B obtained as described above by the shelf pressure correction coefficient C S and a predetermined safety coefficient S to obtain the final shelf pressure. A control signal is output to the 1st linear solenoid valve 80 so that it may be obtained.

【0094】一方、直結クラッチ圧のフィードバック制
御は、図12のフローチャートに示したサブルーチンに
従って次のように実行される。
On the other hand, the feedback control of the direct coupling clutch pressure is executed as follows according to the subroutine shown in the flowchart of FIG.

【0095】すなわち、コントローラ160はステップ
U1で図13に示すように予め主変速機20のギヤ比進
度(以下、主変ギヤ比進度という)をパラメータとして
設定された副変速機30の目標ギヤ比進度(以下、副変
目標ギヤ比進度という)のマップに、現実の主変ギヤ比
進度GMを照らし合わせて、その時点での副変目標ギヤ
比進度GSTを設定する。ここで、ギヤ比進度は、例えば
主変速機20の変速途中における現実のギヤ比から変速
前のギヤ比を差し引いた値を、変速後の目標ギヤ比から
変速前のギヤ比を差し引いた値で徐算した物理量として
定義される。
That is, the controller 160, in step U1, as shown in FIG. 13, sets the target gear ratio of the auxiliary transmission 30 which is set in advance using the gear ratio advance of the main transmission 20 (hereinafter referred to as the main variable gear ratio advance) as a parameter. The actual main variable gear ratio advancement G M is collated with a map of the progress (hereinafter, referred to as auxiliary change target gear ratio advancement), and the sub variable target gear ratio advancement G ST at that time is set. Here, the gear ratio advance is, for example, a value obtained by subtracting the gear ratio before shifting from the actual gear ratio during shifting of the main transmission 20, and the value obtained by subtracting the gear ratio before shifting from the target gear ratio after shifting. It is defined as a physical quantity that is divided.

【0096】次いで、コントローラ160はステップU
2で図14に示すように現実の副変ギヤ比進度に対する
副変目標ギヤ比進度の差分をパラメータとして設定され
たベースフィードバックゲインのマップに、現実の副変
ギヤ比進度GSに対する副変目標ギヤ比進度GSTの差分
を当てはめることにより、該差分に対応するベースフィ
ードバックゲインを設定する。
Then, the controller 160 proceeds to step U
2, a map of the base feedback gain set with the difference between the actual sub-variable gear ratio advancement and the actual sub-variable gear ratio advancement as a parameter is added to the actual sub-variable gear ratio advancement G S. By applying the difference of the gear ratio advancement G ST , the base feedback gain corresponding to the difference is set.

【0097】また、コントローラ160は、図15に示
すように予め目標変速時間をパラメータとして設定され
たフィードバックゲイン補正係数のマップに、上記のよ
うに求めた目標変速時間TMを照らし合わせて、該目標
変速時間TMに対応するフィードバックゲイン補正係数
を設定する。ここで、上記マップは、例えば目標変速時
間が3秒のときにフィードバックゲイン補正係数の値が
1となり、それよりも目標変速時間が短くなるほどフィ
ードバックゲイン補正係数が次第に増大し、また目標変
速時間が長くなるほどフィードバックゲイン補正係数が
次第に減少するように設定されている。
Further, as shown in FIG. 15, the controller 160 compares the target shift time T M obtained as described above with a map of the feedback gain correction coefficient set in advance using the target shift time as a parameter, and A feedback gain correction coefficient corresponding to the target shift time T M is set. Here, in the map, for example, when the target shift time is 3 seconds, the value of the feedback gain correction coefficient becomes 1, and as the target shift time becomes shorter than that, the feedback gain correction coefficient gradually increases, and the target shift time becomes longer. The feedback gain correction coefficient is set to gradually decrease as the length increases.

【0098】そして、コントローラ160はステップU
4,U5を実行して、現実の副変ギヤ比進度が上記副変
目標ギヤ比進度に収束するように設定したベース油圧
に、上記ベースフィードバックゲインとフィードバック
ゲイン補正係数とを乗算して目標油圧を算出すると共
に、この目標油圧が得られるように第2リニアソレノイ
ドバルブ103に制御信号を出力する。
Then, the controller 160 proceeds to step U
4 and U5 are executed to multiply the base hydraulic pressure set so that the actual auxiliary variable gear ratio advance converges to the auxiliary variable target gear ratio advance by the base feedback gain and the feedback gain correction coefficient to obtain the target hydraulic pressure. And a control signal is output to the second linear solenoid valve 103 so that this target hydraulic pressure is obtained.

【0099】上記の構成により、次のような作用が得ら
れる。
With the above arrangement, the following operation can be obtained.

【0100】すなわち、図16に示すように、例えば3
速走行状態から加速のためにアクセルペダルが踏み込ま
れて2速にダウンシフトする3−2変速指令が発生した
とすると、ソレノイドパターンが3速パターンから中間
パターンに切り換えられて3−2トルクディマンド制御
が開始される。その場合に、図の実線で示すようにスロ
ットル変化率δθが上限値δθ0を超えない範囲でスロ
ットル開度θが急激に変化したときには、主変速機20
の3−4ブレーキ28の締結圧が、図の(a)のように
低めの棚圧状態となるように、3−4ブレーキ用コント
ロールバルブ79の制御ポート79aに供給される制御
圧が第1リニアソレノイドバルブ80によって調整され
る。したがって、主変速機20のギヤ比は相対的に速く
変化することになって、目標ギヤ比に早期に収束するこ
とになる。
That is, as shown in FIG. 16, for example, 3
If a 3-2 shift command for downshifting to the 2nd speed is generated by depressing the accelerator pedal for acceleration from the high speed running state, the solenoid pattern is switched from the 3rd speed pattern to the intermediate pattern and the 3-2 torque demand control is performed. Is started. In this case, as shown by the solid line in the figure, when the throttle opening θ rapidly changes within a range in which the throttle change rate δθ does not exceed the upper limit δθ 0 , the main transmission 20
The control pressure supplied to the control port 79a of the 3-4 brake control valve 79 is the first so that the engagement pressure of the 3-4 brake 28 becomes a low shelf pressure state as shown in FIG. Adjusted by the linear solenoid valve 80. Therefore, the gear ratio of the main transmission 20 changes relatively quickly, and the target gear ratio is quickly converged.

【0101】一方、副変速機30においては、タービン
回転センサ166からの信号と中間回転センサ167か
らの信号とにより求められる主変ギヤ比進度GMが所定
のギヤ比進度となったときに、副変速機30の直結クラ
ッチ32への締結圧の供給が開始されて、上記中間回転
センサ167からの信号と出力回転センサ168からの
信号とによって求められる副変ギヤ比進度GSが、上記
のようにして設定された主変ギヤ比進度GMに対応する
副変目標ギヤ比進度GSTに収束するように、上記直結ク
ラッチ32の締結圧が第2リニアソレノイドバルブ10
3によってフィードバック制御される。
On the other hand, in the auxiliary transmission 30, when the main variable gear ratio advancement G M obtained from the signal from the turbine rotation sensor 166 and the signal from the intermediate rotation sensor 167 reaches a predetermined gear ratio advancement, The supply of the engagement pressure to the direct coupling clutch 32 of the auxiliary transmission 30 is started, and the auxiliary variable gear ratio advancement G S obtained by the signal from the intermediate rotation sensor 167 and the signal from the output rotation sensor 168 is as described above. The engagement pressure of the direct coupling clutch 32 is set so as to converge to the sub-variation target gear ratio advancement G ST corresponding to the main variation gear ratio advancement G M set in this way.
Feedback control is performed by 3.

【0102】その場合に、フィードバックゲインが、主
変速機20の目標変速時間TMが短いほど、換言すれば
スロットル変化率δθが大きいほど大きく補正されるこ
とになるので、直結クラッチ32の締結圧の変動幅が図
の実線のように大きくなって、主変速機20のギヤ比が
目標ギヤ比に収束しているにもかかわらず副変速機30
のギヤ比が目標ギヤ比に到達しないという事態が回避さ
れる。
In this case, the feedback gain is corrected more as the target shift time T M of the main transmission 20 becomes shorter, in other words, as the throttle change rate δθ becomes larger, so that the engagement pressure of the direct coupling clutch 32 is increased. Of the auxiliary transmission 30 even though the gear ratio of the main transmission 20 has converged to the target gear ratio, as shown by the solid line in the figure.
The situation in which the gear ratio of does not reach the target gear ratio is avoided.

【0103】そして、副変速機30のギヤ比が目標ギヤ
比に収束した時点で、上記直結クラッチ32に対する締
結圧のフィードバック制御が停止されて完全締結圧が供
給されると共に、主変速機20のギヤ比が目標ギヤ比に
収束した時点で、ソレノイドパターンが2速パターンに
切り換えられる。
When the gear ratio of the sub transmission 30 converges to the target gear ratio, the feedback control of the engagement pressure to the direct coupling clutch 32 is stopped to supply the complete engagement pressure, and the main transmission 20 operates. When the gear ratio converges to the target gear ratio, the solenoid pattern is switched to the second speed pattern.

【0104】したがって、主変速機20においては、第
1〜第3ON−OFFソレノイドバルブ71〜73が、
ON,OFF,OFFの状態になって、第2、第3シフ
トバルブ62,63のスプールが、それぞれ上記図5に
示す状態から右側に移動し、これに伴って上記3−4ブ
レーキ28への締結圧の供給が停止されて該ブレーキ2
8が完全開放される。
Therefore, in the main transmission 20, the first to third ON-OFF solenoid valves 71 to 73 are
In the ON, OFF, and OFF states, the spools of the second and third shift valves 62, 63 move to the right side from the state shown in FIG. 5, respectively. Supply of the fastening pressure is stopped and the brake 2
8 is completely open.

【0105】また、副変速機30においては、第4ON
−OFFソレノイドバルブ74がOFFからONに、ま
た第5ON−OFFソレノイドバルブ75がONからO
FFにそれぞれ切り換わって、第4シフトバルブ64が
上記図6の状態から左側に移動し、また第5シフトバル
ブ65が同じく上記図6の状態から右側に移動すること
になる。これにより、メインライン42からライン10
7を介して第4シフトバルブ64に供給されるライン圧
が、ライン111、直結クラッチ用コントロールバルブ
101、ライン113、第5シフトバルブ65及びライ
ン106を介して直結クラッチ32の第1油圧室321
に供給されることになる。
In the sub transmission 30, the fourth ON
-OFF solenoid valve 74 changes from OFF to ON, and fifth ON-OFF solenoid valve 75 changes from ON to O.
By switching to FF, the fourth shift valve 64 moves to the left side from the state of FIG. 6, and the fifth shift valve 65 also moves to the right side from the state of FIG. As a result, from the main line 42 to the line 10
The line pressure supplied to the fourth shift valve 64 via the line 7 is applied to the first hydraulic chamber 32 of the direct connect clutch 32 via the line 111, the direct connect clutch control valve 101, the line 113, the fifth shift valve 65 and the line 106. 1
Will be supplied to.

【0106】一方、上記図16の鎖線で示すように、ス
ロットル変化率δθが上記の急踏込時に比べてスロット
ル開度θが緩慢に変化したときには、主変速機20の3
−4ブレーキ28の締結圧が、今度は図の(b)で示す
ように高めの棚圧状態となるように、3−4ブレーキ用
コントロールバルブ79の制御ポート79aに供給され
る制御圧が第1リニアソレノイドバルブ80によって調
整される。したがって、主変速機20のギヤ比が鎖線で
示すように急踏込時に比べて緩慢に変化して変速時間が
相対的に長くなる。
On the other hand, as indicated by the chain line in FIG. 16, when the throttle change rate δθ changes more slowly than the above-mentioned sudden depression, the main transmission 20 is changed to 3 degrees.
The control pressure supplied to the control port 79a of the 3-4 brake control valve 79 is set so that the engagement pressure of the -4 brake 28 is in the state of a higher shelf pressure as shown in FIG. 1 Adjusted by linear solenoid valve 80. Therefore, the gear ratio of the main transmission 20 changes more slowly as shown by the chain line than in the case of a sudden depression, and the shift time becomes relatively long.

【0107】その場合に、副変速機30においては、フ
ィードバックゲインが、主変速機20の目標変速時間T
0の増大に対応して減少する方向に補正されるので、直
結クラッチ32の締結圧の変動幅が図の鎖線で示すよう
に小さくなって、過度のハンチングが防止される。
In this case, in the sub transmission 30, the feedback gain is the target shift time T of the main transmission 20.
Since the correction is performed in the decreasing direction corresponding to the increase of 0 , the fluctuation range of the engagement pressure of the direct coupling clutch 32 becomes small as shown by the chain line in the figure, and excessive hunting is prevented.

【0108】したがって、主変速機20の変速時間に対
して制御ゲインが小さすぎることによる応答性の悪化
と、制御ゲインが大きすぎることによる制御性の悪化と
が共に回避されて、主変速機20の変速動作に対応した
適切な期間で副変速機30の変速動作が完了することに
なる。
Therefore, the deterioration of the responsiveness due to the control gain being too small with respect to the shift time of the main transmission 20 and the deterioration of the controllability due to the excessive control gain are both avoided, and the main transmission 20 is prevented. The shift operation of the auxiliary transmission 30 is completed within an appropriate period corresponding to the shift operation of.

【0109】なお、スロットル変化率δθが上限値δθ
0を超えるような超急踏込時には、直結クラッチ32に
対して最大締結圧に近い所定圧が一挙に供給されるの
で、十分な加速応答性が確保されることにもなる。
The throttle change rate δθ is the upper limit value δθ.
At the time of extremely rapid depression exceeding 0 , a predetermined pressure close to the maximum engagement pressure is supplied to the direct coupling clutch 32 all at once, so that sufficient acceleration responsiveness can be secured.

【0110】特に、この実施例においては、3−4ブレ
ーキの締結圧の給排を切り換える第2シフトバルブ62
の下流側に、3−4ブレーキ28の締結圧を調圧する3
−4ブレーキ用コントロールバルブ79を設置すると共
に、このコントロールバルブ79の制御ポート79aに
供給される制御圧を第1リニアソレノイドバルブ80に
よって調整するようになっているので、変速時における
3−4ブレーキ28の締結圧の排圧速度を主変速機20
の目標変速時間に対応させて無段階に変化させることが
可能となって、良好な制御精度が得られることになる。
Particularly, in this embodiment, the second shift valve 62 for switching the supply and discharge of the engagement pressure of the 3-4 brake.
3-4 for adjusting the engagement pressure of the brake 28 on the downstream side of
Since the -4 brake control valve 79 is installed and the control pressure supplied to the control port 79a of the control valve 79 is adjusted by the first linear solenoid valve 80, the 3-4 brake at the time of gear shifting The exhaust pressure speed of the engaging pressure of 28 is set to the main transmission 20.
It is possible to continuously change in accordance with the target shift time, and good control accuracy can be obtained.

【0111】もちろん、本発明は上記実施例に限定され
るものでなく、ダウンシフト時に主変速機の摩擦要素に
締結圧を供給するようにしたものにも適用することがで
きる。
Of course, the present invention is not limited to the above-mentioned embodiment, but can be applied to the one in which the engagement pressure is supplied to the friction element of the main transmission during the downshift.

【0112】また、副変速機を有しない通常の自動変速
機にも適用することができる。
The present invention can also be applied to a normal automatic transmission having no auxiliary transmission.

【0113】[0113]

【発明の効果】以上のように本発明によれば、エンジン
負荷の上昇に伴うダウンシフト変速時には、エンジン負
荷上昇率が大きいほど変速時間が短くなるので、急加速
時における加速応答性を確保しつつ、緩加速時における
変速ショックが効果的に防止されることになる。
As described above, according to the present invention, when downshifting due to an increase in engine load, the shift time becomes shorter as the engine load increase rate increases, so that the acceleration responsiveness at the time of sudden acceleration is ensured. At the same time, the shift shock at the time of gentle acceleration is effectively prevented.

【0114】そして、主変速機と副変速機とを備えた自
動変速機において、副変速機の締結力を主変速機のギヤ
比に応じてフィードバック制御する場合に、その制御ゲ
インがエンジン負荷上昇率が増大するほど大きく補正さ
れることになるので、主変速機の変速時間に対して制御
ゲインが大きすぎることによる制御性の悪化と、制御ゲ
インが小さすぎることによる応答性の悪化とが共に回避
されて、主変速機の変速動作に対応した適切な期間で副
変速機の変速動作が完了することになる。
In an automatic transmission having a main transmission and an auxiliary transmission, when the fastening force of the auxiliary transmission is feedback controlled according to the gear ratio of the main transmission, the control gain increases the engine load. The larger the ratio, the larger the correction.Therefore, both the controllability deteriorates due to the control gain being too large for the shift time of the main transmission, and the responsiveness deteriorates due to the control gain being too small. This is avoided, and the shift operation of the auxiliary transmission is completed within an appropriate period corresponding to the shift operation of the main transmission.

【0115】また、エンジン負荷上昇率が所定値以上の
ときにフィードバック制御を停止するようにすれば、副
変速機の変速動作が速やかに完了することになって、ア
クセルペダルの急踏込時の加速応答性がより向上するこ
とになる。
Further, if the feedback control is stopped when the engine load increase rate is equal to or higher than the predetermined value, the shift operation of the auxiliary transmission is completed promptly, and the acceleration when the accelerator pedal is suddenly depressed is accelerated. The responsiveness will be further improved.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図1】 本発明の実施例に係る自動変速機の骨子図で
ある。
FIG. 1 is a skeleton diagram of an automatic transmission according to an embodiment of the present invention.

【図2】 同自動変速機における副変速機の構造を示す
断面図である。
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a structure of an auxiliary transmission in the same automatic transmission.

【図3】 同自動変速機の油圧回路を示す回路図であ
る。
FIG. 3 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit of the automatic transmission.

【図4】 図3の油圧回路における各ソレノイドバルブ
に対する制御システム図である。
FIG. 4 is a control system diagram for each solenoid valve in the hydraulic circuit of FIG.

【図5】 同油圧回路における主変速機制御部分の3−
2変速時の状態を示す回路図である。
FIG. 5: 3-
It is a circuit diagram showing a state at the time of two shifts.

【図6】 同油圧回路における副変速機制御部分の3−
2変速時の状態を示す回路図である。
[Fig. 6] Fig. 6 is a view showing a part of the auxiliary transmission control part in the hydraulic circuit.
It is a circuit diagram showing a state at the time of two shifts.

【図7】 3−2トルクディマンド変速時における締結
圧制御のメインルーチンを示すフローチャート図であ
る。
FIG. 7 is a flowchart showing a main routine of engagement pressure control during 3-2 torque demand shifting.

【図8】 3−2ブレーキ圧制御を示すフローチャート
図である。
FIG. 8 is a flowchart showing 3-2 brake pressure control.

【図9】 該制御に用いるタービントルクとベース棚圧
との関係を示す特性図である。
FIG. 9 is a characteristic diagram showing a relationship between a turbine torque used for the control and a base shelf pressure.

【図10】 該制御に用いる目標タービン回転数変化量
とスロットル変化率と目標変速時間との関係を示す特性
図である。
FIG. 10 is a characteristic diagram showing a relationship among a target turbine rotational speed change amount, a throttle change rate, and a target shift time used for the control.

【図11】 該制御に用いる目標タービン回転数変化量
と目標変速時間と棚圧補正係数との関係を示す特性図で
ある。
FIG. 11 is a characteristic diagram showing a relationship among a target turbine rotation speed change amount used for the control, a target shift time, and a shelf pressure correction coefficient.

【図12】 直結クラッチ圧フィードバック制御のサブ
ルーチンを示すフローチャート図である。
FIG. 12 is a flowchart showing a subroutine of direct coupling clutch pressure feedback control.

【図13】 該制御で用いる主変ギヤ比進度と副変目標
ギヤ比進度との関係を示す特性図である。
FIG. 13 is a characteristic diagram showing a relationship between a main variable gear ratio advance and a sub variable target gear ratio advance used in the control.

【図14】 該制御で用いる副変ギヤ比進度に対する副
変目標ギヤ比進度の差分とベースフィードバックゲイン
との関係を示す特性図である。
FIG. 14 is a characteristic diagram showing a relationship between a difference between a sub variable target gear ratio advance and a sub variable target gear ratio advance used in the control and a base feedback gain.

【図15】 該制御で用いる目標変速時間とフィードバ
ックゲイン補正係数との関係を示す特性図である。
FIG. 15 is a characteristic diagram showing a relationship between a target shift time used in the control and a feedback gain correction coefficient.

【図16】 3−2変速時における各部の変化を模式的
に示すタイムチャート図である。
FIG. 16 is a time chart diagram schematically showing changes in various parts during 3-2 shift.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

20 主変速機 28 3−4ブレーキ 30 副変速機 32 直結クラッチ 62 第2シフトバルブ 79 コントロールバルブ 80 第1リニアソレノイドバルブ 103 第2リニアソレノイドバルブ 160 コントローラ 162 スロットル開度センサ 20 main transmission 28 3-4 brake 30 auxiliary transmission 32 direct coupling clutch 62 second shift valve 79 control valve 80 first linear solenoid valve 103 second linear solenoid valve 160 controller 162 throttle opening sensor

フロントページの続き (72)発明者 森木 大策 広島県安芸郡府中町新地3番1号 マツダ 株式会社内Front page continuation (72) Inventor Daisaku Moriki 3-1, Shinchi, Fuchu-cho, Aki-gun, Hiroshima Prefecture Mazda Motor Corporation

Claims (5)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項1】 エンジン負荷上昇時にダウンシフト変速
が行われる自動変速機の制御装置であって、エンジン負
荷を検出するエンジン負荷検出手段と、該検出手段で検
出されるエンジン負荷に基づいてその上昇率を算出する
エンジン負荷上昇率算出手段と、エンジン負荷上昇に伴
うダウンシフト変速時に、上記算出手段で算出されるエ
ンジン負荷上昇率が大きいほど変速時間が短くなる方向
に変速時間を変化させる変速時間制御手段とが設けられ
ていることを特徴とする自動変速機の制御装置。
1. A control device for an automatic transmission that performs a downshift when an engine load increases, the engine load detecting means detecting an engine load, and the increase based on the engine load detected by the detecting means. And an engine load increase rate calculating means for calculating the rate and a shift time for changing the shift time such that the shift time becomes shorter as the engine load increase rate calculated by the calculating means becomes larger during downshift gear shifting accompanying the engine load increase. A control device for an automatic transmission, comprising: a control means.
【請求項2】 エンジン負荷上昇時にダウンシフト変速
が行われる自動変速機の制御装置であって、上記ダウン
シフト変速に関与する所定の摩擦要素に対する締結圧を
供給する油圧回路に、締結圧の給排を切り換えるシフト
バルブと、その下流側に配置されて締結圧を調圧する調
圧手段とが設けられていると共に、エンジン負荷を検出
するエンジン負荷検出手段と、該検出手段で検出される
エンジン負荷に基づいてその上昇率を算出するエンジン
負荷上昇率算出手段と、エンジン負荷上昇に伴うダウン
シフト変速時に、上記算出手段で算出されるエンジン負
荷上昇率が大きいほど変速時間が短くなるように上記調
圧手段を介して上記所定摩擦要素に供給する締結圧を制
御して変速時間を変化させる変速時間制御手段とが設け
られていることを特徴とする自動変速機の制御装置。
2. A control device for an automatic transmission in which a downshift is performed when an engine load increases, wherein a hydraulic circuit that supplies the engagement pressure to a predetermined friction element involved in the downshift is supplied with the engagement pressure. A shift valve for switching the discharge and a pressure adjusting means arranged downstream of the shift valve for adjusting the fastening pressure are provided, and an engine load detecting means for detecting an engine load and an engine load detected by the detecting means. The engine load increase rate calculation means for calculating the increase rate based on the above, and the above-mentioned adjustment so that the shift time becomes shorter as the engine load increase rate calculated by the calculation means increases during the downshift gear shift accompanying the engine load increase. And a shift time control means for changing the shift time by controlling the engagement pressure supplied to the predetermined friction element via the pressure means. Control device for automatic transmission.
【請求項3】 互いに独立して作動する変速機構を有す
る主変速機と副変速機とを備え、エンジン負荷の上昇に
伴う所定のダウンシフト変速時に主変速機と副変速機と
でギヤ比の変化が逆方向の変速動作が同時に行われる自
動変速機の制御装置であって、エンジン負荷を検出する
エンジン負荷検出手段と、該検出手段で検出されるエン
ジン負荷に基づいてその上昇率を算出するエンジン負荷
上昇率算出手段と、上記所定のダウンシフト変速時に上
記算出手段で算出されるエンジン負荷上昇率が大きいほ
ど変速時間が短くなる方向に変速時間を変化させる変速
時間制御手段とが設けられていることを特徴とする自動
変速機の制御装置。
3. A main transmission and an auxiliary transmission having transmission mechanisms that operate independently of each other, wherein a gear ratio of the main transmission and the auxiliary transmission is changed during a predetermined downshift due to an increase in engine load. An automatic transmission control device in which a shift operation in the opposite direction is performed at the same time, the engine load detecting means for detecting an engine load, and the rate of increase is calculated based on the engine load detected by the detecting means. An engine load increase rate calculation means and a shift time control means for changing the shift time such that the shift time becomes shorter as the engine load increase rate calculated by the calculation means at the time of the predetermined downshift shift are provided. A control device for an automatic transmission characterized in that
【請求項4】 互いに独立して作動する変速機構を有す
る主変速機と副変速機とを備え、エンジン負荷の上昇に
伴う所定のダウンシフト変速時に主変速機と副変速機と
でギヤ比の変化が逆方向の変速動作が同時に行われる自
動変速機の制御装置であって、主変速機のギヤ比の変化
に対応して副変速機のギヤ比が逆方向に変化するように
副変速機の所定の摩擦要素の締結力をフィードバック制
御するフィードバック手段が設けられていると共に、エ
ンジン負荷を検出するエンジン負荷検出手段と、該検出
手段で検出されるエンジン負荷に基づいてその上昇率を
算出するエンジン負荷上昇率算出手段と、上記所定のダ
ウンシフト変速時に上記算出手段で算出されるエンジン
負荷上昇率が大きいほど変速時間が短くなる方向に主変
速機の変速時間を変化させる変速時間制御手段と、エン
ジン負荷上昇率が大きいほど上記フィードバック手段の
制御ゲインを大きく補正する制御ゲイン補正手段とが設
けられていることを特徴とする自動変速機の制御装置。
4. A main transmission and an auxiliary transmission having transmission mechanisms that operate independently of each other, wherein the gear ratio of the main transmission and the auxiliary transmission is changed during a predetermined downshift due to an increase in engine load. A control device for an automatic transmission in which a shift operation in the opposite direction is performed at the same time, and a sub transmission in which the gear ratio of the sub transmission changes in the opposite direction in response to a change in the gear ratio of the main transmission. Is provided with feedback means for feedback-controlling the fastening force of the predetermined friction element, and engine load detection means for detecting the engine load, and the rate of increase thereof is calculated based on the engine load detected by the detection means. The engine load increase rate calculation means and the shift time of the main transmission are changed such that the shift time becomes shorter as the engine load increase rate calculated by the calculation means during the predetermined downshift is larger. A control device for an automatic transmission, comprising: a shift time control means for changing the control time and a control gain correction means for correcting the control gain of the feedback means as the engine load increase rate increases.
【請求項5】 エンジン負荷の上昇に伴う所定のダウン
シフト変速時に主変速機と副変速機とでギヤ比の変化が
逆方向の変速動作が同時に行われる自動変速機の制御装
置であって、主変速機のギヤ比の変化に対応して副変速
機のギヤ比が逆方向に変化するように副変速機の所定の
摩擦要素の締結力をフィードバック制御するフィードバ
ック手段が設けられていると共に、エンジン負荷を検出
するエンジン負荷検出手段と、該検出手段で検出される
エンジン負荷に基づいてその上昇率を算出するエンジン
負荷上昇率算出手段と、上記所定のダウンシフト変速時
に上記算出手段で算出されるエンジン負荷上昇率が大き
いほど変速時間が短くなる方向に主変速機の変速時間を
変化させる変速時間制御手段と、エンジン負荷上昇率が
所定値以上のときに上記フィードバック手段によるフィ
ードバック制御を禁止するフィードバック制御禁止手段
とが設けられていることを特徴とする自動変速機の制御
装置。
5. A control device for an automatic transmission, in which a gear change in a main gearbox and an auxiliary gearbox are simultaneously performed in reverse gear shift operations during a predetermined downshift gearshift accompanying an increase in engine load, Feedback means is provided for feedback-controlling the engaging force of a predetermined friction element of the auxiliary transmission so that the gear ratio of the auxiliary transmission changes in the opposite direction in response to the change of the gear ratio of the main transmission. Engine load detection means for detecting an engine load, engine load increase rate calculation means for calculating an increase rate based on the engine load detected by the detection means, and calculation means for the predetermined downshift The shift time control means for changing the shift time of the main transmission in such a direction that the shift time becomes shorter as the engine load increase rate increases, and A control device for an automatic transmission, comprising: feedback control inhibiting means for inhibiting feedback control by the feedback means.
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Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
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