JPS60231056A - Hydraulic shift controlling method in automatic transmission for vehicles - Google Patents
Hydraulic shift controlling method in automatic transmission for vehiclesInfo
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- JPS60231056A JPS60231056A JP59087138A JP8713884A JPS60231056A JP S60231056 A JPS60231056 A JP S60231056A JP 59087138 A JP59087138 A JP 59087138A JP 8713884 A JP8713884 A JP 8713884A JP S60231056 A JPS60231056 A JP S60231056A
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は車両用自動変速機において、変速中に摩擦係合
要素へ適正な油圧を送給して、常に良好な状態で変速を
行なわせる変速油圧制御方法に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a shift hydraulic pressure control method for a vehicle automatic transmission, which supplies an appropriate hydraulic pressure to a frictional engagement element during a shift so that the shift is always carried out in a good condition.
車両用自動変速機はクラッチ、ブレーキ等の摩擦係合要
素に油圧を送給して任意の回転ドラム、ギヤ等の回転要
素を選択することによシ変 □速比切換(変速)を車両
の運転状態に応じて自動的に行うものであ)、装置9機
器の保護や快適な乗心地維持のためにこの摩擦係合要素
への圧油の送給は成る所定の特性11CGって徐々に行
われる。Automatic transmissions for vehicles transmit hydraulic pressure to friction engagement elements such as clutches and brakes to select any rotating element such as a rotating drum or gear. In order to protect equipment 9 and maintain a comfortable ride, pressure oil is gradually supplied to this frictional engagement element according to a predetermined characteristic 11CG. It will be done.
従来の一般的な車両用自動変速機の一例をその概略構造
を表す第1図を参照して説明すると、車両の動力源とな
るエンジン2のクランク軸4はトルクコンバータ6のポ
ンプ8に直結されている。トルクコンバータ6は、ポン
プ8.タービン10.ステータ12.ワンウェイクラッ
チ14を有し、ステータ12はワンウェイクラッチ14
を介してケース16に結合され、同ワンウェイクラッチ
によシステータ12はクランク軸4と同方向へは回転す
るが、その逆方向の回転は許容されない構造となってい
る。An example of a conventional general automatic transmission for a vehicle will be described with reference to FIG. ing. The torque converter 6 is connected to a pump 8. Turbine 10. Stator 12. It has a one-way clutch 14, and the stator 12 has a one-way clutch 14.
The one-way clutch allows the systator 12 to rotate in the same direction as the crankshaft 4, but is not allowed to rotate in the opposite direction.
タービン10に伝えられたトルクは入力軸20によって
その後部に配設された前進4段後進1段の変速段を達成
する歯車変速装置22に伝達される。The torque transmitted to the turbine 10 is transmitted by the input shaft 20 to a gear transmission 22 disposed at the rear thereof that achieves four forward speeds and one reverse speed.
同変速装置22は、3組のクラッチ24,26゜28.
2組のブレーキ30,32.1組のワンウェイクラッチ
34および1組のラピニョ型遊星歯車機構36で構成さ
れている。同遊星歯車機構36は、リングギヤ38.ロ
ングピニオンギヤ40.ショートピニオンギヤ42.フ
ロントサンギヤ44.リヤサンギヤ462両ピニオンギ
ヤ40.42を回転自在に支持し自身も回転可能なキャ
リア48から構成されてお9、リングギヤ38は出力軸
50に連結され、フロントサンギヤ44はキックダウン
ドラム52.フpントクラツチ24を介して入力軸20
に連結され、リヤサンギヤ46はりャクラッチ26を介
して入力軸20に連結され、キャリア48は機能上並列
となるように配設されたローリバースブレーキ32とワ
ンウェイクラッチ34とを介してケース16に連結され
るとともに変速装置22の後端に配設された4速クラツ
チ28を介して入力軸20に連結されている。なお、上
記キックダウンドラム52はキックダウンブレーキ30
によってケース16に固定的に連結可能となっている。The transmission 22 includes three sets of clutches 24, 26, 28.
It is composed of two sets of brakes 30, 32, one one-way clutch 34, and one set of Rapigno type planetary gear mechanism 36. The planetary gear mechanism 36 includes a ring gear 38. Long pinion gear 40. Short pinion gear 42. Front sun gear 44. The rear sun gear 462 is composed of a carrier 48 that rotatably supports both pinion gears 40 and 42 and is also rotatable 9, the ring gear 38 is connected to the output shaft 50, and the front sun gear 44 is connected to the kickdown drum 52. Input shaft 20 via clutch 24
The rear sun gear 46 is connected to the input shaft 20 via the carrier clutch 26, and the carrier 48 is connected to the case 16 via the low reverse brake 32 and one-way clutch 34, which are arranged in parallel functionally. and is connected to the input shaft 20 via a four-speed clutch 28 disposed at the rear end of the transmission 22. Note that the kickdown drum 52 is the kickdown brake 30.
It can be fixedly connected to the case 16 by.
遊星歯車機構36を通ったトルクは、出力軸50に固着
された出力ギヤ60よυアイドルギヤ62を経て被駆動
ギヤ64に伝達され、さらに被駆動ギヤ64に固着され
たトランスファシャフト66、へりカルギヤ68を介し
て駆動輪の駆動軸70が連結された差動歯車装置72に
一伝達される。The torque that has passed through the planetary gear mechanism 36 is transmitted to the driven gear 64 via the output gear 60 fixed to the output shaft 50, the υ idle gear 62, and the transfer shaft 66 fixed to the driven gear 64, the helical gear 68, the signal is transmitted to a differential gear 72 connected to a drive shaft 70 of the drive wheels.
摩擦係合要素である上記各クラッチ、ブレーキはそれぞ
れ係合用ピストン装置あるいはサーボ装置等を備えた摩
擦係合装置で構成されておシ、トルクコンバータ6のボ
ンダ8に連結されることによりエンジン2によシ駆動さ
れる第2図に示すオイルポンプ74で発生する油圧によ
って作動される。同油圧は、後述する油圧制御装置によ
って、種々の運転状態検出装置によシ検出された運転状
態に応じて各クラッチ、ブレーキに選択的に供給され、
同各クラッチ、ブレーキの作動の組み合わせによって第
1表に示すようK、前進4段後進1段の変速段が達成さ
れる。同表において○印は各クラッチまたはブレーキの
停台状態を示し、・印は変速時のローリバースブレーキ
32が係合される直前においてワンウェイクラッチ34
の作用でキャリア48の回転が停止されていることを示
している。Each of the above-mentioned clutches and brakes, which are frictional engagement elements, is composed of a frictional engagement device equipped with an engagement piston device or a servo device, etc., and is connected to the bonder 8 of the torque converter 6 to connect to the engine 2. It is operated by hydraulic pressure generated by an oil pump 74 shown in FIG. The hydraulic pressure is selectively supplied to each clutch and brake by a hydraulic control device, which will be described later, according to the operating state detected by various operating state detection devices.
As shown in Table 1, the combination of the clutch and brake operations achieves K, four forward speeds and one reverse speed. In the same table, the ○ mark indicates the stopped state of each clutch or brake, and the ・ mark indicates that the one-way clutch 32 is engaged immediately before the low reverse brake 32 is engaged during gear shifting.
This shows that the rotation of the carrier 48 is stopped by the action of .
次に、第1図に示す歯車変速装置22において第1表に
示す変速段を達成するだめの電子油圧制御装置について
説明する。Next, an electro-hydraulic control device for achieving the gears shown in Table 1 in the gear transmission 22 shown in FIG. 1 will be described.
第2図に示す油圧制御装置は、油溜76からオイルフィ
ルタ78.油路80を経てオイルポンプ74より吐出さ
れる油をトルクコンバータ6及び変速装置22の各クラ
ッチ24 、26 。The hydraulic control device shown in FIG. 2 includes an oil sump 76, an oil filter 78. The oil discharged from the oil pump 74 via the oil passage 80 is supplied to the torque converter 6 and each clutch 24 , 26 of the transmission 22 .
28、ブレーキ30.32のピストン装置またはサーボ
装置を作動するため、各油圧室に供給する油圧を運転状
態に応じて制御するもので、主に調圧弁82.トルクコ
ンバータ制御弁84゜減圧弁862手動弁88.シフト
制御弁90゜リヤクラッチ制御弁92 、 N−R制御
弁94゜変速時の油圧制御弁96.N−D制御弁98゜
1−2速シフト弁100.2−3速及び4−3速シフト
弁102,4速クラツチ制御弁104及び3個のソレノ
イド弁106 、108 、110を構成要素としてお
り、各要素は油路によって結ばれでいる。そして、これ
ら構成要素のうち変速比の切換のため各摩擦係合要素2
4.26゜28.30.32への油路を切換える切換弁
としてシフト制御弁90.1−2速シフト弁100゜2
−3速及び4−3速シフト弁102.4速クラツチ制御
弁104が機能し、各摩擦係合要素への送給油圧を制御
する変速時の油圧制御弁96゜N−R制御弁94およ2
.びソレノイド弁106は電子制御装置112によって
制御される。In order to operate the piston device or servo device of the brakes 30 and 32, the hydraulic pressure supplied to each hydraulic chamber is controlled according to the operating state, and is mainly controlled by the pressure regulating valve 82. Torque converter control valve 84° pressure reducing valve 862 manual valve 88. Shift control valve 90° Rear clutch control valve 92, N-R control valve 94° Hydraulic control valve during gear shifting 96. N-D control valve 98° 1-2 speed shift valve 100. Consists of 2-3 speed and 4-3 speed shift valves 102, 4-speed clutch control valve 104 and three solenoid valves 106, 108, 110. , each element is connected by an oil passage. Among these components, each frictional engagement element 2 is used for changing the gear ratio.
Shift control valve 90.1-2nd speed shift valve 100°2 as a switching valve to switch the oil path to 4.26°28.30.32
- 3rd speed and 4th gear - 3rd speed shift valve 102, 4th speed clutch control valve 104 functions, hydraulic pressure control valve 96°N-R control valve 94 and Yo2
.. and solenoid valve 106 are controlled by electronic controller 112.
第 1 表
上記各ソレノイド弁106,108,110はそれぞれ
同一構造を有しており、電子制御装置112からの電気
信号によシ各オリフィス114゜116.118を開閉
制御する非通電時閉基型のソレノイド弁であって、ソレ
ノイド120゜122.124.同ソレノイド内忙配置
され各オリアイス114,116,118を開閉する弁
体126,128.130および同弁体を閉方向に付勢
するスプリング132 、134,136を有している
。Table 1 The above-mentioned solenoid valves 106, 108, and 110 each have the same structure, and are of the non-energized type that controls opening and closing of each orifice 114, 116, and 118 by electric signals from an electronic control device 112. A solenoid valve having a solenoid of 120°122.124. The solenoid has valve bodies 126, 128, 130 disposed inside the solenoid to open and close each oriice 114, 116, 118, and springs 132, 134, 136 to bias the valve bodies in the closing direction.
電子制御装置112は、車両の運転状態を検出してソレ
ノイド弁108.110の開閉の組合わせを決定する運
転状態決定装置、変速の開始を検出する変速検出装置等
を山麓しデユーティ制御が行なわれるソレノイド弁10
6の作動。The electronic control device 112 performs duty control by detecting the operating state of the vehicle and controlling the driving state determining device that determines the opening/closing combination of the solenoid valves 108 and 110, the shift detecting device that detects the start of shifting, etc. Solenoid valve 10
6 operation.
停止及び同ソレノイド弁106に供給される50Hzの
パルス電流の単一パルス電流幅の制御による開弁時間の
変更で油圧を制御し、またソレノイド弁108,110
の開閉制御をするもので、その入力要素としては、エン
ジン2の図示しないスロットル弁開度または吸気マニホ
ルド負圧を検出するエンジン負荷検出装置138、エン
ジン20回転数検出装置140、第1図に示すキックダ
ウンドラム52の回転速度検出装置142、車速に対応
する出力軸50の回転数検出を行なうために設けられた
被駆動ギヤ64の回転数検出装置144、潤滑油温を検
出する油温検出装置146、セレクトレバーの選定位置
検出装置148及び補助スイッチの選定位置検出装置1
50等から成っている。The oil pressure is controlled by stopping and changing the valve opening time by controlling the single pulse current width of the 50 Hz pulse current supplied to the solenoid valve 106, and the solenoid valve 108, 110.
Its input elements include an engine load detection device 138 that detects the throttle valve opening (not shown) of the engine 2 or intake manifold negative pressure, and an engine 20 rotation speed detection device 140, shown in FIG. A rotational speed detection device 142 for the kickdown drum 52, a rotational speed detection device 144 for the driven gear 64 provided to detect the rotational speed of the output shaft 50 corresponding to the vehicle speed, and an oil temperature detection device for detecting lubricating oil temperature. 146, select lever selection position detection device 148 and auxiliary switch selection position detection device 1
It consists of 50 mag.
上記オイルポンプ74から吐出される圧油は油路160
を介して調圧弁829手動弁88゜減圧弁86に導びか
れる。Pressure oil discharged from the oil pump 74 flows through the oil passage 160.
A pressure regulating valve 829, a manual valve 88, and a pressure reducing valve 86 are guided through the pressure regulating valve 829, the manual valve 88, and the pressure reducing valve 86.
手動弁88はり、N、R,Pの4位置を備えておシ、9
位置となると油路160を油路172゜174に連通し
第2表に示すように、ソレノイド弁108.1.10の
ON 、OFFの組合わせに応じて上記歯車変速装置2
2に第1速〜第4速の前進の運転状態を達成させ、N位
置・となると油路160を油路174のみに連通し油路
172を排油口176に連通して歯車変速装置22にニ
ュートラル状態を達成させ、R位置となると油路160
を油路178.180に連通して歯車変速装置22に後
進の運転状態(変速段)を達成させ、2位置となると同
手動弁88に連通ずるすべての油路を排油口176又は
排油路182に連通し歯、車変速装置22を実質的にニ
ュートラル状態とするものである。Manual valve 88, equipped with 4 positions of N, R, and P.
When the position is reached, the oil passage 160 is communicated with the oil passages 172 and 174, and as shown in Table 2, the gear transmission device 2
2 achieves the forward operating state of 1st speed to 4th speed, and when it reaches the N position, the oil passage 160 is communicated only with the oil passage 174, the oil passage 172 is communicated with the oil drain port 176, and the gear transmission 22 When the neutral state is achieved and the R position is reached, the oil passage 160
is communicated with the oil passages 178 and 180 to make the gear transmission 22 achieve a reverse operation state (shift stage), and when the gear transmission 22 is in the 2nd position, all oil passages communicating with the manual valve 88 are connected to the oil drain port 176 or the oil drain. The tooth in communication with the passage 182 places the vehicle transmission 22 in a substantially neutral state.
第 2 表
調圧弁82は、受圧面184.186を有すル27’−
ル188及びスプリレグ190を有1.、受圧[1f1
84に油路160からの油圧が油路174を介して作用
すると油路160の油圧を所定の一定圧(以下ライン圧
と称す)に調圧し、受圧面186に油路160からの油
圧が油路178を介して作用すると油路16”0の油圧
を所定値に調圧するものである。The pressure regulating valve 82 in Table 2 has a pressure receiving surface 184 and 186.
188 and spring leg 190. , received pressure [1f1
When the oil pressure from the oil passage 160 acts on the oil passage 174 through the oil passage 174, the oil pressure in the oil passage 160 is regulated to a predetermined constant pressure (hereinafter referred to as line pressure), and the oil pressure from the oil passage 160 is applied to the pressure receiving surface 186. When acting through the passage 178, the oil pressure in the oil passage 16''0 is regulated to a predetermined value.
トルクコンバータ制御弁84゛はスプール192及びス
プリング1’94を有し、調圧弁′82から油路196
を介して導びかれる圧油を、スプール192に形成され
た油路198を介してスプール192の右端受圧面に作
用する油圧とスプリング194の付勢力とのバランスに
よシ、所定値に調圧して油路200を介してトルクコン
バータ6に供給するものである。なお、トルクコンバー
タ6から排出された油はオイルクーラ202を介して変
速機の各潤滑部へ供給される。The torque converter control valve 84' has a spool 192 and a spring 1'94, and has an oil passage 196 from the pressure regulating valve '82.
The pressure oil guided through the spool 192 is regulated to a predetermined value by balancing the hydraulic pressure acting on the right end pressure receiving surface of the spool 192 through an oil passage 198 formed in the spool 192 and the biasing force of the spring 194. The oil is supplied to the torque converter 6 via an oil passage 200. Note that the oil discharged from the torque converter 6 is supplied to each lubricating section of the transmission via an oil cooler 202.
減圧弁86はスプール204及びスプリング206を有
し、スプール204に対向的に形成された受圧面208
,210の面積差による油圧力とスプリング206の付
勢力とのバランスによυ、油路160からの油圧を所定
値に減圧調整して油路212に供給するものである。同
油路212に導びかれた調圧油(減圧油)はオリフィス
214を介してN−R制御弁94.゛油圧制御弁96及
びソレノイド弁106のオリフィス114に至る。The pressure reducing valve 86 has a spool 204 and a spring 206, and a pressure receiving surface 208 formed opposite to the spool 204.
, 210 and the biasing force of the spring 206, the hydraulic pressure from the oil passage 160 is adjusted to be reduced to a predetermined value and supplied to the oil passage 212. The pressure regulating oil (reducing oil) guided to the oil passage 212 passes through an orifice 214 to the N-R control valve 94. ``The oil pressure control valve 96 and the orifice 114 of the solenoid valve 106 are reached.
N−R制御弁94は、受圧1iii216,218゜2
20が形成されたスプール222及びスプリング224
を有し、受圧面2161C作用する油圧力と受圧面21
8.220間の面積差による油圧力及びスプリング22
4の付勢力の合力とのバランスによって油路226の油
圧が所定値に調圧されるようになっている。The N-R control valve 94 receives pressure 1iii216, 218°2
20 is formed on a spool 222 and a spring 224.
The hydraulic pressure acting on the pressure receiving surface 2161C and the pressure receiving surface 21
8. Hydraulic pressure and spring 22 due to area difference between 220
The oil pressure in the oil passage 226 is regulated to a predetermined value by the balance with the resultant force of the urging forces No. 4.
油圧制御弁96は、受圧面228.230 。The hydraulic control valve 96 has a pressure receiving surface 228,230.
232が形成されたスプール234及びスプリング23
6を有し、受圧面228に作用する油圧力と受圧面23
0.232間の面積差による油圧力及びスプリング23
6の付勢力の合力とのバランスによって油路238の油
圧が所定値に調圧されるようになっている。232 is formed on the spool 234 and the spring 23
6, the hydraulic pressure acting on the pressure receiving surface 228 and the pressure receiving surface 23
Hydraulic pressure and spring 23 due to area difference between 0.232
The oil pressure in the oil passage 238 is regulated to a predetermined value by the balance with the resultant force of the urging forces 6 and 6.
なお、油路226に導びかれた調整油圧は後進の変速段
を得る際のローリバースブレーキ32の制御を行なうも
のであシ、油路238に導びかれた調整油圧は車両の前
進走行あるいは停止状態においてフロントクラッチ24
.リヤクラッチ26.キックダウンブレーキ30.四−
リバースブレーキ32の制御を行なうものである。Note that the adjusted hydraulic pressure led to the oil passage 226 is used to control the low reverse brake 32 when obtaining the reverse gear stage, and the adjusted oil pressure led to the oil passage 238 is used to control the forward or backward movement of the vehicle. In the stopped state, the front clutch 24
.. Rear clutch 26. Kickdown brake 30. Four-
It controls the reverse brake 32.
ソレノイド弁106は、運転状態に応じてパルス幅が変
更される50Hzの定周波パルス電流で電子制御装fl
l12にょシデューティ制御されるもので、パルス幅の
変更にょυオリフィス114の開閉時間の割合を変化さ
せてオリフィス214よシ下流側の油路212内の油圧
、即ちN−R制御弁94の受圧面216及び油圧制御弁
96の受圧面228に作用する油圧の制御を行なうもの
であり、この油圧変化によシ、各摩擦係合要素への供給
油圧を調整する。すなわち、オリフィス214の直径と
、オリフィス114の直径との関係から上記油圧は調圧
され、それKともなって油路226.238に発生する
調整油圧(油路180又は油路172内の油圧)は上記
油圧の増減に対応して比例的に増減するものであるー
なお、上記ソレノイド弁106の作動開始時期及びその
作動期間は、エンジン負荷検出装置138、各回転数セ
ンサ140 、142 、144の他、電子制御装置1
12に内蔵された変速の開始を検出する変速検出装置、
等からの電気信号に応じて電子制御装置112によシ決
定される。The solenoid valve 106 uses a constant frequency pulse current of 50 Hz whose pulse width is changed according to the operating state to control the electronic control unit fl.
The duty is controlled by changing the pulse width and the opening/closing time ratio of the orifice 114 to control the oil pressure in the oil passage 212 downstream of the orifice 214, that is, the pressure received by the N-R control valve 94. It controls the oil pressure acting on the surface 216 and the pressure receiving surface 228 of the oil pressure control valve 96, and the oil pressure supplied to each frictional engagement element is adjusted by this oil pressure change. That is, the above-mentioned oil pressure is regulated based on the relationship between the diameter of the orifice 214 and the diameter of the orifice 114, and the adjusted oil pressure (hydraulic pressure in the oil path 180 or 172) generated in the oil passages 226 and 238 is as follows. The solenoid valve 106 increases and decreases proportionally in response to increases and decreases in the oil pressure.The operation start timing and operation period of the solenoid valve 106 depend on the engine load detection device 138, each rotation speed sensor 140, 142, 144, etc. , electronic control device 1
a shift detection device for detecting the start of a shift built in 12;
It is determined by the electronic control unit 112 in response to electrical signals from etc.
シフト制御弁90は、ソレノイド弁108゜110の各
々の開閉の組合わせによ〕制御されるもので、3つのス
プール240,242.244及び2つのストッパ24
6.248を有し、スプール240にはランド250.
252 、円環溝254及び同情254とランド250
の左側の油室256とを連通ずる油路258が設けられ
、スプール242には径の異なるランド26o。The shift control valve 90 is controlled by a combination of opening and closing of the solenoid valves 108 and 110, and includes three spools 240, 242, 244 and two stoppers 24.
6.248, and the spool 240 has a land 250.
252, annular groove 254, sympathy 254 and land 250
An oil passage 258 communicating with the oil chamber 256 on the left side of the spool 242 is provided, and the spool 242 has lands 26o having different diameters.
262、円環溝264及び各スプール24o。262, annular groove 264 and each spool 24o.
244に当接する押圧部256.268が設はラレ、ス
フ’−ル244Kaうy)”270.272゜円環溝2
74及び同情274とランド272の右側の油室276
とを連通する油路278が設けられている。また、スト
ッパ246はスプール240.242間に介装されそケ
ーシングに固着され、ストッパ248#′iスプール2
42゜244関に介装されてケーシングに固着されてい
る。油路172は円環溝264を介して常に油路280
に連通され、同油路280はオリ7イス282を介して
オリフィス116.左側の油室256及び右側の油室2
76へ連通されるとともにオリフィス284を介してオ
リフィス118及びスプール240.242間の油室2
86に連通されている。The pressing portions 256 and 268 that come into contact with the 244 are provided with a circular groove 270.272° annular groove 2.
74 and sympathy 274 and oil chamber 276 on the right side of land 272
An oil passage 278 is provided that communicates with the. Further, the stopper 246 is interposed between the spools 240 and 242 and is fixed to the casing, and the stopper 248 #'i spool 2
It is inserted at the 42°244 angle and fixed to the casing. The oil passage 172 is always connected to the oil passage 280 via the annular groove 264.
The oil passage 280 communicates with the orifice 116. through the orifice 7 seat 282. Left oil chamber 256 and right oil chamber 2
76 and communicates with the oil chamber 2 between the orifice 118 and the spools 240 and 242 via the orifice 284.
86.
リヤクラッチ制御弁92は、ランド288と同ランド2
88よシ径の小さなランド290及び円環溝292が設
けられたスプール294と、ランド290と同径の3つ
のランド296,298゜300及び円環溝302.3
04が設けられたスプール306と、スプリング308
とを有し、第2図左側の油室310に導びかれランド2
88の受圧面に作用する油圧の押圧力が、第2図右側の
油室312に導びかれランド300の受圧面に作用する
油圧の押圧力とスプリング308の付勢力との合力より
大きくなると両スプール294.306が図中右端位置
へ切換えられる。The rear clutch control valve 92 is connected to land 288 and land 2.
A spool 294 provided with a land 290 and an annular groove 292 with a smaller diameter than 88°, and three lands 296, 298° 300 and an annular groove 302.3 with the same diameter as the land 290.
A spool 306 provided with 04 and a spring 308
The land 2 is guided to the oil chamber 310 on the left side of FIG.
When the pressing force of the hydraulic pressure acting on the pressure receiving surface of the land 300 becomes larger than the resultant force of the pressing force of the hydraulic pressure acting on the pressure receiving surface of the land 300 led to the oil chamber 312 on the right side of FIG. The spools 294, 306 are switched to the rightmost position in the figure.
また、同右端位置となるとランド290及び296間に
油圧が作用するので、油室310内の油圧が排出される
とスプール294のみが左端へ移動し、その後ランド2
96の左側受圧面に作用する油圧の押圧力が上記油室3
12内の油圧による押圧力とスプリング308の付勢力
との合力よシ小さくなったとき、スプール306が左方
へ移動するものである。Furthermore, when the right end position is reached, hydraulic pressure acts between the lands 290 and 296, so when the hydraulic pressure in the oil chamber 310 is discharged, only the spool 294 moves to the left end, and then the lands 290 and 296 move to the left end.
The pressing force of the hydraulic pressure acting on the left pressure receiving surface of the oil chamber 3 is
The spool 306 moves to the left when the resultant force of the pressing force due to the hydraulic pressure in the spool 12 and the biasing force of the spring 308 becomes smaller.
N−D制御弁98は、ランド314,316及び円環溝
318が設けられたスプール320とスプリング322
とを有し、スプール320に形成された受圧面324,
326,328に作用する油圧力とスプリング322の
付勢力との合力の方向に応じてスプール320を第2図
に示す左端位置と図示しな−い右端位置との間で選択的
に切換えるものである。The N-D control valve 98 includes a spool 320 provided with lands 314, 316 and an annular groove 318, and a spring 322.
A pressure receiving surface 324 formed on the spool 320,
The spool 320 is selectively switched between the left end position shown in FIG. 2 and the right end position (not shown) depending on the direction of the resultant force of the hydraulic pressure acting on 326 and 328 and the biasing force of the spring 322. be.
1−2速シフト弁100は、スプール330とスプリン
グ332とを有し、スプール330の左端受圧面334
へのライン圧の給排によシ第2図に示す左端位置と図示
しない右端位置との間で切換えられるもので、ライン圧
が受圧面334へ作用するように供給されたときは同ラ
イン圧の油圧力によシ右端へ、ライン圧が排出されたと
きはスプリング332の付勢力により左端に位置するも
のである。The 1-2 speed shift valve 100 has a spool 330 and a spring 332, and a left end pressure receiving surface 334 of the spool 330.
The line pressure is switched between the left end position shown in FIG. 2 and the right end position (not shown) for supplying and discharging line pressure to the pressure receiving surface 334. When the line pressure is discharged, it is positioned at the left end due to the biasing force of the spring 332.
2−3速及び4−3速シフト弁102と4速クラツチ制
御弁104も同様に各々スプール336゜338とスプ
リング340.342とを有し、各スプール336.3
38の左側にはライン圧が導びかれる油13s4,34
6が、右側には油室348.350が形成され、各スプ
ールは第2図に示された左端位置又は図示しない右端位
置へ選択的忙切換え、ちれるものである。The 2-3 speed and 4-3 speed shift valves 102 and the 4-speed clutch control valve 104 similarly each have a spool 336.338 and a spring 340.342, with each spool 336.3
On the left side of 38 are oil 13s4, 34 to which line pressure is led.
6, oil chambers 348 and 350 are formed on the right side, and each spool can be selectively switched to the left end position shown in FIG. 2 or to the right end position (not shown).
次に上記構成の自動変速機の作用を説明するが、上記と
同様の構成の自動変速機の変速制御は既に公知(特願昭
56−144237号等参照)であるので、ここでは、
1速→2速変速段を例にとって他の変速段については説
明を省略する。Next, the operation of the automatic transmission with the above configuration will be explained. Since the speed change control of the automatic transmission with the same configuration as the above is already known (see Japanese Patent Application No. 144237/1989, etc.), here,
Taking the 1st->2nd speed shift stage as an example, explanations of other shift stages will be omitted.
まず、1速の変速段が達成されている状態にあっては、
ソレノイド弁108,110は共に通電状態にあシ、油
路160から手動弁88を介して油路172に導びかれ
たライン圧が油圧制御弁96.油路238.N−D制御
弁98゜油路352 、!Jヤクラッチ制御弁92.油
路354を介してリヤクラッチ26の油圧室に導びかれ
る一方、油路238から分岐してl速−2速シフト弁1
00.油路356を介してローリバースブレーキ32の
油圧室に導びかれておシ、リヤクラッチ26.ローリバ
ースブレーキ32は共に保合状態にある。First, when the first gear is reached,
Both solenoid valves 108 and 110 are energized, and line pressure led from oil passage 160 to oil passage 172 via manual valve 88 is applied to hydraulic control valve 96. Oil road 238. N-D control valve 98° oil passage 352,! Jya clutch control valve 92. The oil is led to the hydraulic chamber of the rear clutch 26 through the oil passage 354, while branching from the oil passage 238 to the l-speed to 2-speed shift valve 1.
00. The rear clutch 26. Both low reverse brakes 32 are in the engaged state.
この状態からアクセルが踏み込まれると、電子制御装置
112からソレノイド弁108,110に変速開始信号
が発信され、ソレノイド弁108・ は通電が遮断され
、ソレノイド弁110は通電状態に保持される。When the accelerator is depressed from this state, a shift start signal is sent from the electronic control unit 112 to the solenoid valves 108 and 110, the solenoid valves 108 and 110 are de-energized, and the solenoid valve 110 is maintained in the energized state.
この結果、シフト制御弁90のスプール240はスプー
ル242と一体的に第2図中右方へ移動してスプール2
40がストッパ246に当接した状態で停止し、油路1
72のライン圧がスプール242の2つのランド260
−.262間を通って油路362に導びかれ、ライン圧
は1速−2速シフト弁100の受圧面334に作用して
スプール330を第2図中右端位置に移動させる。これ
によシ、油−路238から1速−2速シフト弁100に
導びかれていたライン圧は油路364を介してキックダ
ウンブレーキ30の係合側油圧室366に変速初期油圧
として供給され、この油圧室366の油圧が徐々に上昇
するに伴ってロッド368がスプリング370に抗して
第2図中左方に移動してブレーキバンド30aをキック
ダウンドラム52に係合させる一方、油路356の油圧
は油路226を介して排出されてローリバースブレーキ
32の係合が解除されて2速への変速が達成される。As a result, the spool 240 of the shift control valve 90 moves integrally with the spool 242 to the right in FIG.
40 stops in contact with the stopper 246, and the oil path 1
A line pressure of 72 is applied to the two lands 260 of the spool 242.
−. 262 and is led to an oil passage 362, the line pressure acts on the pressure receiving surface 334 of the 1st-2nd speed shift valve 100 to move the spool 330 to the right end position in FIG. As a result, the line pressure that was led from the oil passage 238 to the 1st-2nd speed shift valve 100 is supplied to the engagement side hydraulic chamber 366 of the kickdown brake 30 via the oil passage 364 as the shift initial oil pressure. As the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 366 gradually increases, the rod 368 moves to the left in FIG. 2 against the spring 370 to engage the brake band 30a with the kickdown drum 52, while The hydraulic pressure in the passage 356 is discharged through the oil passage 226, and the low reverse brake 32 is disengaged, thereby achieving a shift to second gear.
上述のように車両用自動変速機は油圧により作動する摩
擦係合要素と、この摩擦係合要素の作動により選択され
る回転要素とを有し、車両の走行状態に応じて油圧が送
給される摩擦係合要素を選択してエンジンの回転動力が
入力される入力軸と駆動輪へ回転動力を出力する出力軸
との間の変速比の切換えを自動的に行うものであるが、
この変速中、すなわち変速開始時から変速終了時までの
間における摩擦係合要素へ送給される油圧の上昇度合に
よって、次のような不具合が生じていた。すなわち、送
給油圧を急激に上昇させてしまう場合には摩擦係合要素
が急激に接続されて変速時の衝撃が大きくなり、自動変
速機やエンジンに過大な負荷がかかるばかりか、車両の
乗心地をも悪化させていた。また一方、送給油圧の上昇
が緩やかすぎる場合には変速時間が長くなると共に摩擦
係合要素に過大な滑りが生じ、この摩擦係合要素の寿命
を短くしてしまったシ、変速が行われない虞があった。As mentioned above, an automatic transmission for a vehicle has a frictional engagement element operated by hydraulic pressure and a rotating element selected by the operation of this frictional engagement element, and hydraulic pressure is supplied depending on the running state of the vehicle. This system automatically selects the frictional engagement element that is used to change the gear ratio between the input shaft, which inputs the rotational power of the engine, and the output shaft, which outputs the rotational power to the drive wheels.
The following problems have occurred depending on the degree of increase in the oil pressure supplied to the frictional engagement element during the shift, that is, from the start of the shift to the end of the shift. In other words, if the feed oil pressure is suddenly increased, the frictional engagement elements are suddenly connected and the shock during gear shifting becomes large, which not only places an excessive load on the automatic transmission and engine, but also causes damage to the vehicle. It was also making me feel worse. On the other hand, if the feed oil pressure rises too slowly, the shift time becomes longer and the frictional engagement element slips excessively, shortening the life of the frictional engagement element and making it difficult to shift. There was a possibility that it would not be possible.
本発明は上記の事情に鑑みなされたもので、車両の走行
状態に係らず自動テ速機の変速機能を保証すると共に、
変速時における摩擦係合要素への適正な油圧の送給を達
成し、過大な変速衝撃や摩擦係合要素の滑夛を生ずるこ
とのない良好な変速を実現することを目的とする。The present invention has been made in view of the above circumstances, and it guarantees the shift function of an automatic transmission regardless of the driving condition of the vehicle, and
The object of the present invention is to achieve appropriate hydraulic pressure to be supplied to frictional engagement elements during gear shifting, and to achieve good gearshifting without causing excessive gearshift impact or slippage of the frictional engagement elements.
上記目的を達成する本発明に係る変速油圧制御方法は、
エンジンの回転動力が入力される入力軸と、駆動輪へ回
転動力を出力する出力軸と、油圧によシ作動して任意の
回転要素を選択することにより前記入力軸と前記出力軸
との間の変速比を切換える摩擦係合要素と、変速中に回
転速度が変化する回転、要素の回転速度を検出する検出
装置とを備え、該検出装置によシ検出dれた回転速度の
変化率が予め設定された目標変化率に追、従するよう前
記摩擦係合要素への油圧を制御し且つ当該油圧を変速時
間に伴って変化、する最低油圧以上に保持したことを特
徴とする・。A gear shift hydraulic control method according to the present invention that achieves the above object includes an input shaft into which rotational power of an engine is input, an output shaft which outputs rotational power to drive wheels, and an arbitrary rotating element that is operated by hydraulic pressure. a frictional engagement element that switches the gear ratio between the input shaft and the output shaft by selecting the gear ratio, and a detection device that detects rotation whose rotational speed changes during gear shifting and the rotational speed of the element, controlling the oil pressure to the frictional engagement element so that the rate of change in the rotational speed detected by the detection device follows a preset target rate of change, and changing the oil pressure in accordance with the shift time; The feature is that the oil pressure is maintained above the minimum oil pressure.
、以下、本発明の方法を第1図及び第2図に示した車両
用自動変速機について実施した一実施例を説明するが、
本発明は各変速段において同様に実施されるので本実施
例では1速から2速への変速段を例にとって説明し、他
の変速段については説明を省略する。Hereinafter, an example will be described in which the method of the present invention is applied to the automatic transmission for a vehicle shown in FIGS. 1 and 2.
Since the present invention is carried out in the same manner at each gear stage, the present embodiment will be explained by taking the gear stage from 1st speed to 2nd speed as an example, and the description of the other gear stages will be omitted.
: 本実施例を表すフローチャートは第3図に示すもの
であシ、このフ・ローチャートが前記の電子制御装置1
12に記憶されて本発明に係る変速油圧の制御を行う。: The flowchart representing this embodiment is shown in FIG.
12 to control the gear shift oil pressure according to the present invention.
゛
本実施例を第3図のフローチャートに沿って説明すると
、電子制御装置112によシ1速から2速への変速開始
信号が発信されて前記のようにソレノイド弁108,1
10が切換えられると、検出装置138により検出され
たスロットル弁開度及び検出装置144によシ検出され
た車速からソレノイド弁106の初期デユーティ率a+
(本実施例では例えば42%)が決定される。これによ
シ、ソレノイド弁106がデユーティ制御されて油路2
12のオリフィス214下流の制御油圧を調整し、油路
172から油路238.1−2速シフト弁100.油路
364を介してキックダウンブレーキ30の油圧室36
6へ変速初期油圧Ptを送給することとなる。゛This embodiment will be explained along the flowchart of FIG.
10 is switched, the initial duty rate a+ of the solenoid valve 106 is determined from the throttle valve opening detected by the detection device 138 and the vehicle speed detected by the detection device 144.
(for example, 42% in this embodiment) is determined. As a result, the solenoid valve 106 is duty-controlled and the oil passage 2
The control oil pressure downstream of the orifice 214 of 12 is adjusted, and the oil passage 238.1-2 speed shift valve 100. Hydraulic chamber 36 of kickdown brake 30 via oil passage 364
6, the shift initial oil pressure Pt is sent to the gear shift initial pressure Pt.
上記のように油圧室366に油圧が送給されると、1速
の変速段の同期が外れたか否かをキックダウンドラム5
2の回転速度と車速とによシ判断する。5尚、この同期
外れが達成されていない場合には、前記初期油圧P1の
デユーティ率d、が低すぎ−るものとして、デユーティ
率を演算し直して上昇させ、同期外れを達成する。When hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 366 as described above, the kickdown drum 366 detects whether or not the first gear is out of synchronization.
The judgment is made based on the rotational speed in step 2 and the vehicle speed. 5. If this desynchronization has not been achieved, the duty rate d of the initial oil pressure P1 is assumed to be too low, and the duty rate is recalculated and increased to achieve the desynchronization.
上記のように同期外れが達成されると、各変速段や走行
状態に応じて予め定められたキックダウンドラム52の
回転速度の目標変化率、すなわち、油圧室366に送給
される油圧が最適な度合(キックダウンブレーキ30の
係合ショックや過大な滑り等が発生しない状態)で上昇
している場合にキックダウンドラム52が示す回転速度
変化率を本変速段の走行状態に応じて決定する。そして
、実際のキックダウンドラム520回転速度からその変
化率を演算して上記目標変化率とのずれを演算し、この
ずれに対応するデユーティ率の補正量を演算してソレノ
イド弁106のデユーティ制御を補正し、キックダウン
ブレーキ30の油圧室366への油圧の送給度合を変化
させる。すなわち、第5図(C)に示すようK、目標変
化率(実線)に対して初期において大きくずれているキ
ックダウンドラム52の実際の回転速度変化率(点線)
が目標変化率に追従して終期には一致若しくは近似する
よう油圧室366の油圧がフィードバック制御され、キ
ックダウンブレーキ30は最適な度合で係合するよう制
御される。When the synchronization is achieved as described above, the target rate of change in the rotational speed of the kickdown drum 52, which is predetermined according to each gear stage and running condition, that is, the oil pressure supplied to the hydraulic chamber 366 is optimal. The rate of change in rotational speed that the kickdown drum 52 exhibits when the rotational speed is increasing at a certain degree (a state in which no engagement shock or excessive slipping of the kickdown brake 30 occurs) is determined according to the running state of the main gear. . Then, the rate of change is calculated from the actual rotational speed of the kickdown drum 520, the deviation from the target change rate is calculated, and the duty rate correction amount corresponding to this deviation is calculated to control the duty of the solenoid valve 106. The correction is made to change the degree of hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 366 of the kickdown brake 30. That is, as shown in FIG. 5(C), the actual rotational speed change rate (dotted line) of the kickdown drum 52, which initially deviates significantly from the target change rate (solid line), is K.
The hydraulic pressure in the hydraulic chamber 366 is feedback-controlled so that it follows the target rate of change and matches or approximates the target change rate at the end, and the kickdown brake 30 is controlled to be engaged at an optimal degree.
そして、キックダウンドラム52の回転速度と車速とを
検出して、キックダウンドラム520回転速度が目標変
化率に一致若しくは近似する変速後期の所定回転数No
(本実施例ではキックダウンドラム52の全回転速度変
化量N8の70%)に実際のキックダウンドラム520
回転速度が一致しているか否かを判断し、このキックダ
ウンドラム52の回転速度がNDではない場合には上記
フィードバック制御を続行し、キックダウンドラム52
の回転速度を零、すなわち2速への変速を終了させる。Then, the rotational speed of the kickdown drum 52 and the vehicle speed are detected, and a predetermined rotational speed No. in the latter half of the shift at which the rotational speed of the kickdown drum 520 matches or approximates the target rate of change is determined.
(70% of the total rotational speed variation N8 of the kickdown drum 52 in this embodiment) is the actual kickdown drum 520.
It is determined whether the rotational speeds of the kickdown drum 52 match, and if the rotational speed of the kickdown drum 52 is not ND, the above feedback control is continued and the kickdown drum 52 is
The rotational speed of the engine is reduced to zero, that is, the shift to second gear is completed.
従って、この変速はフィードバック制御により変速ショ
ックや摩擦係合要素の過大な滑シが生じない良好な状態
でなされるが、上記のようにキックダウンブレーキ30
への送給油圧を上昇下降させるフィードバック制御にお
いて、あま夛この油圧を下降させすぎると下記のような
事態が生ずる可能性が考えられる。Therefore, this shift is performed under feedback control in a good condition without causing shift shock or excessive slippage of the frictional engagement elements.
In feedback control for raising and lowering the oil pressure supplied to the engine, if the oil pressure is lowered too much, the following situation may occur.
すなわち、車両用自動変速機は車両の走行状態によって
種々多様な作動状態があるため、場合によっては上記フ
ィードバック制御に起因して変速時間の長期化や変速不
履行を生じてしまう可能性がある。具体的には、例えば
車両は、アクセルの踏み込み量が少ない走行状態におい
てこのアクセルから足を離すと、走行の円滑さを確保す
る等の理由からシフトアップの変速がなされるようにな
っているが、この場合にエンジン回転速度と共に自然降
下する回転要素の回転速度を目標変化率に追従させよう
とすると、油圧がどんどん下がる状態となってしまい、
変速が延々と終了しない可能性がある。また、上記のよ
うに大幅に油圧が降下してしまっている時にアクセルが
深く踏み込まれてもこれに油圧の立上シが応答し得す、
前記電子制御装置112への入力データが混乱して変速
状態が把握できなくなってしまうことも考えられる。こ
のような不測の事態を解消するため、フィードバック制
御のフローチャートには第3図中■に示すサブルーチン
が設けられている。すなわち、上記のようにフィードバ
ック制御において目標変化率とキックダウンドラム52
の回転速度変化率とのずれに対応してデユーティ率を演
算するに際し、第2図中に示すようにキックダウンブレ
ーキに設けられたキックダウンサーボスイッチ30bの
ONからOFFへの経過時間より得られる変速開始から
変速終了までの経過時間t(変速時間)を検出し、この
経過時間tの関数である最低油圧すなわち最高デユーテ
ィ率d(t)を演算する。この演算は初期値(本実施例
では例えば78%)をdiとし、デユーティ変化率(本
実施例では例えば15%/ )をコとして演算eC
式d(t) = di −d・tにより行われ、これに
よって、第5図(a)及び第5図(b)中に一点破線で
示すような時間tに伴って変化する最高デユーティ率d
(t)及びこの最高デユーティ率d(t)に対応した最
低油圧P(t)が定められる。そして、変速中の各時点
で実際にキックダウンブレーキ30に送給されている油
圧のデユーティ率dと最高デユーティ率d(t)とを比
較して、d −d(t)> 00場合には電子制御装置
112ヘデユーテイ率を下降(すなわち送給油圧を上昇
)させるよう指令し、電子制御装置112のデユーティ
率を最高デユーティ率d(t)以下にしてキックダウン
ブレーキ30に送給される油圧が最低油圧P(t)以下
とならないようKしている。従って、キックダウンブレ
ーキ30への送給油圧の過剰下降は防止され上記した不
測の事態の発生を解消することができる。That is, since the automatic transmission for a vehicle has various operating states depending on the driving state of the vehicle, in some cases, the feedback control described above may result in a prolonged shift time or a failure in shifting. Specifically, for example, when a vehicle is in a driving state where the accelerator is not depressed much and the foot is removed from the accelerator, the vehicle upshifts to ensure smooth driving. In this case, if you try to make the rotational speed of the rotating element, which naturally decreases with the engine rotational speed, follow the target rate of change, the oil pressure will continue to drop.
There is a possibility that the gear shift will not be completed forever. Also, even if the accelerator is depressed deeply when the oil pressure has dropped significantly as mentioned above, the oil pressure start-up can respond to this.
It is also conceivable that the input data to the electronic control unit 112 may become confused, making it impossible to grasp the gear shift state. In order to eliminate such unforeseen situations, the feedback control flowchart is provided with a subroutine shown in (3) in FIG. That is, in the feedback control as described above, the target change rate and the kickdown drum 52
When calculating the duty rate corresponding to the deviation from the rotational speed change rate of The elapsed time t (shift time) from the start of the shift to the end of the shift is detected, and the lowest oil pressure, that is, the highest duty rate d(t), which is a function of this elapsed time t, is calculated. This calculation is performed using the formula eC, where the initial value (for example, 78% in this embodiment) is di, and the duty change rate (for example, 15%/ in this embodiment) is , As a result, the maximum duty rate d that changes with time t as shown by the dotted line in FIGS. 5(a) and 5(b)
(t) and the minimum oil pressure P(t) corresponding to this maximum duty rate d(t). Then, the duty rate d of the hydraulic pressure actually supplied to the kickdown brake 30 at each point in time during gear shifting is compared with the maximum duty rate d(t), and if d - d(t) > 00, A command is given to the electronic control unit 112 to lower the duty rate (that is, increase the supplied hydraulic pressure), and the duty rate of the electronic control unit 112 is set to the maximum duty rate d(t) or less, so that the hydraulic pressure supplied to the kickdown brake 30 is reduced. K is set so that the oil pressure does not fall below the minimum oil pressure P(t). Therefore, an excessive drop in the oil pressure supplied to the kickdown brake 30 is prevented, and the occurrence of the above-mentioned unexpected situation can be eliminated.
ここで、上記の初期値di及びデユーティ変化率dはエ
ンジン、自動変速機、車両等の特性によシ適宜設定され
るものであり、要は上記不測の事態を招くような油圧の
過剰下降を防止するためにフィードバック制御による油
圧の上昇下降幅の下限を規定する最高デユーティ率を設
定し得るものであれば良い。Here, the above-mentioned initial value di and duty rate of change d are set appropriately depending on the characteristics of the engine, automatic transmission, vehicle, etc., and the point is to prevent excessive drop in oil pressure that would lead to the above-mentioned unexpected situation. In order to prevent this problem, any device that can set a maximum duty rate that defines the lower limit of the rise and fall width of the oil pressure by feedback control may be used.
また、第1表に示したように変速段毎に係合、係合解除
が繰シ返されるキックダウンブレーキ30に応じて停止
、回転が繰シ返されるキックダウンドラム52を検出対
象の回転要素としたため、検出装置(センサ)142が
1個で全ての変速段でのフィードバック制御を賄うこと
ができるものであるが、成る変速段においてのみ作動す
る回転要素を用いることも可能である。In addition, as shown in Table 1, the kickdown drum 52, which repeatedly stops and rotates in response to the kickdown brake 30, which is repeatedly engaged and disengaged for each gear, is a rotating element to be detected. Therefore, one detection device (sensor) 142 can provide feedback control for all gears, but it is also possible to use a rotating element that operates only in the different gears.
尚、本実施例では、成る排気量、出力トルク量等の規格
を有するエンジンに適合するよう設定された自動変速機
を他の異なる規格を有するエンジンにも流用して自動変
速機の製品コストの低減、生産管理の簡素化を実現する
ためK。In addition, in this example, an automatic transmission that is set to be compatible with an engine having the following standards for displacement, output torque, etc., is also used for other engines that have different standards, thereby reducing the product cost of the automatic transmission. K to achieve reduction and simplify production management.
変速信号発信後にキックダウンブレーキ30へ送給され
る油圧すなわち変速初期油圧P1を規格の異なるエンジ
ンに適合させる制御機能も備えている。すなわち、この
変速初期油圧P、がエンジンの規格に適合していない場
合、例えば比較的大排気量用の自動変速機を比較的小排
気量のエンジンに組合せた場合には、この小排気量のエ
ンジン用の自動変速機に較べて大排気量用のものの作動
油圧(ライン圧)が元々大きく、このエンジンの出力ト
ルクに較べて摩擦係合要素の係合力が過大となってしま
い、変速開始信号が発信されるやいなや初期油圧によシ
摩擦係合要素が停台状態となってしまい多大な変速ショ
ックを来たしてしまうという問題を生じ、また、これと
逆の場合にはライン圧が低すぎて変速が開始しなかった
夛変速までに長時間かかったシという問題を生じてしま
う。It also has a control function that adapts the oil pressure sent to the kickdown brake 30 after the transmission of the gear shift signal, that is, the gear shift initial oil pressure P1, to engines of different standards. That is, if this initial shift oil pressure P does not comply with the engine specifications, for example, when an automatic transmission for a relatively large displacement is combined with a relatively small displacement engine, Compared to automatic transmissions for engines, the working oil pressure (line pressure) of automatic transmissions for large displacement engines is inherently higher, and the engagement force of the frictional engagement element becomes excessive compared to the output torque of this engine, resulting in a shift start signal. As soon as the line pressure is transmitted, the initial oil pressure causes the frictional engagement element to come to a standstill, resulting in a huge shift shock.In addition, in the opposite case, the line pressure is too low. A problem arises in that it takes a long time to shift even if the shift does not start.
このような問題を解消して、自動変速機の規格の異なる
エンジンへの流用を実現するためK、上記において、検
出した実際のキックダウンドラム52の回転速度がNo
である場合には上記と同様にして2速への変速を終了さ
せる前段階忙、適正な変速初期油圧を設定するために、
この時点でキックダウンブレーキ3oに送給されている
油圧P、に対応したデユーティ率d、を検出すると共に
、その時点のエンジン2のスロットル弁開度θtを検出
して、本来変速開始信号発信後にキックダウンプレー・
キ30に送給されるべき変速初期油圧に対応したデユー
ティ率d、を演゛算する。In order to solve this problem and realize the use of automatic transmissions for engines with different standards, in the above, the actual rotational speed of the kickdown drum 52 detected is No.
In this case, in the same manner as above, the pre-shift to 2nd gear is completed, and in order to set an appropriate initial shift oil pressure,
At this point, the duty rate d corresponding to the oil pressure P being supplied to the kickdown brake 3o is detected, and the throttle valve opening θt of the engine 2 at that point is detected, and the shift start signal is originally transmitted. Kickdown play
A duty ratio d corresponding to the initial shift oil pressure to be supplied to the key 30 is calculated.
この演算は、第4図に示すようIcI速から2速への変
速段における全ス胃ットル弁開度をA。This calculation calculates the total throttle valve opening at A from IcI speed to 2nd speed as shown in FIG.
B、C,Dの4つの領域に区分げして、各領域に対して
それぞれ実験的に予め設定された定数k(領域D−Aに
定数に、−に、がそれぞれ対応)及び定数!(領域D−
Aに定数1I−14がそれぞれ対応)Kよシ、上記検出
されたスロットル弁開度θtが属する領斌内においてス
ロットル弁開度0むを変数として演算式d1=(k 1
9t + l ) dtを用いて行う。It is divided into four regions B, C, and D, and a constant k (corresponds to the constant in the region D-A and - to the constant) and a constant! (Area D-
Constants 1I-14 respectively correspond to A) K, and the calculation formula d1=(k 1
9t + l) dt.
このようにしてまったデユーティ率d1による油圧を次
回の変速時の初期油圧として設定し、これKよって、次
回の変速をエンジンに適合して本来送給されるべき初期
油圧に一致若しくは近似した状態から行なうことができ
る。尚、この変速初期油圧の補正設定は上記の演算方法
以外にも実験や経験に基づく種々の方法が可能であシ、
また領域の数や区分の範囲についても車両エンジン、自
動変速機の特性等によシ適宜設定される。The oil pressure based on the duty rate d1 thus obtained is set as the initial oil pressure for the next gear shift, so that the next gear shift matches or approximates the initial oil pressure that should be originally supplied in accordance with the engine. It can be done from In addition to the above calculation method, various methods based on experiments and experience can be used to correct the initial shift oil pressure.
Further, the number of regions and the range of divisions are appropriately set depending on the characteristics of the vehicle engine, automatic transmission, etc.
また、上記実施例では変速後期としてキックダウンドラ
ム52の全回転速度変化量Naの70%時点をとらえ、
これに対応する油圧P、のデユーティ率d2から初期油
圧P、のデユーティ率d1を演算したか、フィードバッ
ク制御によシ目標変化率に収束している全回転速度変化
量Nsの50%〜100%の範囲であれば同様にして初
期油圧P、のデユープ4率d、をめることが可能である
。Further, in the above embodiment, the time point of 70% of the total rotational speed change amount Na of the kickdown drum 52 is taken as the latter half of the shift,
The duty rate d1 of the initial oil pressure P was calculated from the duty rate d2 of the corresponding oil pressure P, or 50% to 100% of the total rotational speed change amount Ns converged to the target change rate by feedback control. If it is within the range of , it is possible to set the duplication ratio d of the initial oil pressure P in the same way.
以上説明したように本発明によれば、変速中に摩擦係合
要素に適正な油圧が送給されるようフィードバック制御
を行うと共に、このフィードバックによる上記油圧を変
速時間に伴って変化する最低油圧以上に保持するように
したため、上記油圧の過剰降下による変速の長期化や不
履行、変速状態の把握不能といった不測の事態の発生を
解消して、フィードバック制御による変速ショックや摩
擦係合要素の過大な滑シ等を生じない良好な変速を実現
することができる。As explained above, according to the present invention, feedback control is performed so that appropriate oil pressure is supplied to the frictional engagement element during gear shifting, and the oil pressure caused by this feedback is set to be higher than the minimum oil pressure that changes with the gear shifting time. This eliminates the occurrence of unforeseen situations such as prolonged shifting, failure to shift, or inability to grasp the shifting status due to an excessive drop in oil pressure, and prevents shifting shock caused by feedback control and excessive slippage of frictional engagement elements. Thus, it is possible to realize good gear shifting without causing problems such as scratches.
第1図及び第2図は本発明方法を実施する自動変速機の
一例であり、第1図は動力伝達部の概略構成図、第2図
は油圧制御部の概略構成図、第3図は本発明の一実施例
に係るフローチャート、第4図はスロットル弁開度領域
を示す変速特性グラフ、第5図(a) 、 (b) 、
(C) 、 (d)は変速時間に対するデユーティ率
、キックダウンブレーキへの送給油圧、キックダウンド
ラムの回転速度、出力軸トルクをそれぞれ示すグラフで
ある。
図 面 中、
2はエンジン、
4は入力軸、
30はキックダウンブレーキ、
52はキックダウンドラム、
112は電子制御装置、
P(t)は最低油圧、
d(t)は最高デユーティ率である。
特許出願 人 三菱自動車工業株式会社代理人弁理士
光石士部(他1名)1 and 2 show an example of an automatic transmission that implements the method of the present invention. FIG. 1 is a schematic diagram of the power transmission section, FIG. 2 is a schematic diagram of the hydraulic control section, and FIG. 3 is a schematic diagram of the hydraulic control section. A flowchart according to an embodiment of the present invention, FIG. 4 is a shift characteristic graph showing the throttle valve opening range, and FIGS. 5(a), (b),
(C) and (d) are graphs showing the duty ratio, the oil pressure supplied to the kickdown brake, the rotational speed of the kickdown drum, and the output shaft torque, respectively, with respect to the shift time. In the drawing, 2 is the engine, 4 is the input shaft, 30 is the kickdown brake, 52 is the kickdown drum, 112 is the electronic control unit, P(t) is the minimum oil pressure, and d(t) is the maximum duty rate. Patent applicant Patent attorney representing Mitsubishi Motors Corporation
Shibu Mitsuishi (1 other person)
Claims (1)
転動力を出力する出力軸と、油圧によシ作動して任意の
回転要素を選択することによシ゛前記入力軸と前記出力
軸との間の変速比を切換える摩擦係合要素と、変速中に
回転速度が変化する回転要素の回転速度を検出する検出
装置とを備え、該検出装置によシ検出された回転速度の
変化率が予め設定された目標変化率に追従するよう前記
摩擦係合要素への油圧を制御し且つ当該油圧を変速時間
に伴って変化する予め設定された最低油圧以上に保持し
たことを特徴とする車両用自動変速機における変速油圧
制御方法。An input shaft to which the rotational power of the engine is input, an output shaft to output the rotational power to the driving wheels, and the input shaft and the output shaft can be operated by hydraulic pressure to select an arbitrary rotational element. a frictional engagement element that switches a gear ratio between For a vehicle, the oil pressure to the frictional engagement element is controlled so as to follow a preset target rate of change, and the oil pressure is maintained at a preset minimum oil pressure that changes with shift time. Shift hydraulic control method in automatic transmission.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP59087138A JPS60231056A (en) | 1984-04-28 | 1984-04-28 | Hydraulic shift controlling method in automatic transmission for vehicles |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP59087138A JPS60231056A (en) | 1984-04-28 | 1984-04-28 | Hydraulic shift controlling method in automatic transmission for vehicles |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS60231056A true JPS60231056A (en) | 1985-11-16 |
JPH0535294B2 JPH0535294B2 (en) | 1993-05-26 |
Family
ID=13906605
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP59087138A Granted JPS60231056A (en) | 1984-04-28 | 1984-04-28 | Hydraulic shift controlling method in automatic transmission for vehicles |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS60231056A (en) |
Cited By (8)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS62221933A (en) * | 1986-03-24 | 1987-09-30 | Aisin Warner Ltd | Gear shifting time control device for automobile |
JPS62221929A (en) * | 1986-03-24 | 1987-09-30 | Aisin Warner Ltd | Gear shifting actuation time control device for automobile |
JPH01176843A (en) * | 1987-12-29 | 1989-07-13 | Mitsubishi Motors Corp | Method of controlling hydraulic pressure for automatic transmission |
US5615578A (en) * | 1994-12-28 | 1997-04-01 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Hydraulic pressure control system for hydraulically operated vehicle transmission |
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US5702322A (en) * | 1995-03-02 | 1997-12-30 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Hydraulic pressure control system for hydraulically operated vehicle transmission |
KR100350149B1 (en) * | 1999-12-30 | 2002-08-27 | 현대자동차주식회사 | Shift controlling method for automatic transmission of vehicle |
-
1984
- 1984-04-28 JP JP59087138A patent/JPS60231056A/en active Granted
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Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPH0535294B2 (en) | 1993-05-26 |
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