JPS62127552A - Liquid pressure control device for automatic transmission - Google Patents
Liquid pressure control device for automatic transmissionInfo
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- JPS62127552A JPS62127552A JP60265310A JP26531085A JPS62127552A JP S62127552 A JPS62127552 A JP S62127552A JP 60265310 A JP60265310 A JP 60265310A JP 26531085 A JP26531085 A JP 26531085A JP S62127552 A JPS62127552 A JP S62127552A
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Landscapes
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Abstract
Description
産業上の利用分野
本発明は自動変速機の液圧制御装置に関し、とりわけギ
ヤトレーンの変速切換えを行なう摩擦要素の作動タイミ
ングを制御するようにした液圧制御装置に関する。
従来の技術
一般に自動変速機は、日産自動車株式会社発行の198
4年版整備要領書「オートマチックトランスアクスル」
に示されるように、遊星歯車等を用いたギヤトレーンの
切換えを、多板式クラッチ。
ブレーキバンド等の複数の摩擦要素を介して行なうよう
になっており、これら摩擦要素は液圧制御装置から供給
される作動液によって締結および締結解除が行なわれる
ようになっている。
たとえば、第7図に示すように摩擦要素の1つであるバ
ンドブレーキaは、バンドサーボbの駆動により作動さ
れるようになっている。即ち、該バンドサーボbはステ
ムCを固定したサーボピストンdにより、締結圧室eと
解除圧室fに隔成され、締結圧室eに液圧(締結圧)が
供給されることにより、前記サーボピストンdの上昇に
伴って前記ステムCが押圧されてバンドブレーキaが締
結されるようになっている。一方、前記締結圧室eに締
結圧供給された状態で、前記解除圧室fに液圧(解除圧
)が供給されることにより、前記サーボピストンd両側
の受圧面積の相違により、該ザーボピストンdは締結圧
室e側に移動してバンドブレーキaの解除が行なわれる
ようになっている。尚、gはアキュムレータ室である。
そして、前述した従来出典の自動変速機では、第2速時
に締結圧が供給されてバンドブレーキaが締結され、第
3速時に解除圧が供給されてバンドブレーキaが解除さ
れるようになっている。従って、第3速から第2速にシ
フトダウンされる時には、解除圧室fから解除圧が排除
されるようになっている。
ところで、該解除圧が排除される回路h(解除圧の供給
回路と共通)には、第8図に示すように第1、第2オリ
フィスi、jが並列配置され、一方の第1オリフイスi
を車速(ガバナ圧)に応じて開閉切換されるタイミング
弁kを設けることにより、解除圧の抜き速度が低速時と
高速時とで変化されるようになっている。即ち、シフト
ダウンした時低速時では短時間でエンジン回転が上がる
が、高速時にはエンジン回転が上がるのにある程度の時
間を要する。このfこめ、規定車速以上でのシフトダウ
ン時、解除圧の抜き速度を遅らせることにより、一時的
にニュートラル状態としてなめらかな変速が行なわれる
ようにすることが望ましい。従って、低速時には前記タ
イミング弁kを開くことにより、第1.第2オリフィス
i、jを介して作動液通過量が多くなって解除圧はすば
やく排除され、かつ高速時にはタイミング弁kが閉じら
れることにより、第2オリフイスjのみにより作動液通
過量が少なくなって解除圧排除は遅く行なわれるように
なっている。
発明が解決しようとする問題点
しかしながら、かかる従来の液圧制御装置にあっては、
解除圧の抜き速度つまり作動液通過量がタイミング弁に
の開閉切換で、多く設定されるが、少なく設定されるか
のいずれかになっているが、実際には車速は無段変化さ
れるものであり、低速と高速の中間の速度でシフトダウ
ンされるときには、最適チューニングが困難となり、変
速ショックが発生されてしまうという問題点があった。
そこで、本発明は作動液の通過量を多いか少ないかのい
ずれか一方に固定するのではなく、走行条件によって変
速中つまり摩擦要素の切換作動中の作動液通過量を更に
微調整することにより、摩擦要素の作動タイミングを最
適チューニングさせるようにした自動変速機の液圧制御
装置を提供することを目的とする。
問題点を解決するための手段
かかる目的を達成するために本発明の自動変速機の液圧
制御装置にあっては、回路を介して供給される作動液に
より締結又は締結解除され、変速ギヤの切換えを行なう
摩擦要素を備えており、前記回路中に可変のオリフィス
機構を設けて、この可変オリフィス機構を切換制御する
ことにより、前記摩擦要素への作動液供給量を変化させ
るようにした自動変速機において、前記変速ギヤの切換
え時を検出し、前記可変オリフィス機構を車両走行条件
に応じて切換制御する制御手段を設けることにより構成
しである。
作用
以上の構成により本発明にあっては、制御手段により変
速ギヤの切換え時には可変オリフィス機構が走行条件に
応じて制御されることになり、変速タイミングを決定す
る摩擦要素の実質的な締結又は解除の瞬間における作動
液の通過量が最適チューニングされ、前記変速タイミン
グの更に緻密な制御が行なわれることになる。
実施例
以下本発明の実施例を図に基ずいて詳細に説明する。
即ち、第1図は本発明の液圧制御装置の一実施・例を示
す全体回路を示し、この液圧制御装置によって制御され
る自動変速機の動力伝達列としては、たとえば第2図の
概略図に示すようなものがある。
即ち、この動力伝達列は、エンジン出力軸lがらの回転
を入力軸2に伝達するトルクコンバータ3、第1遊星歯
車組4、第2遊星歯車組5、出力軸6、及び後述の各種
摩擦要素により構成する。
トルクコンバータ3はエンジン出力軸1により駆動され
、オイルポンプO/Pの駆動にも用いられるポンプイン
ペラ3P、このポンプインペラにより内部作動流体を介
して流体駆動され、動力を入力軸2に伝達するタービン
ランナ3T、及びワンウェイクラッチ7を介して固定軸
上に置かれ、タービンランナ3Tへのトルクを増大する
ステータ3Sで構成し、これにロックアツプクラッチ3
Lを付加した通常のロックアツプトルクコンバータとす
る。そしてこのトルクコンバータ3はレリーズ室3Rか
ら作動流体の供給を受け、アプライ室3Aより作動流体
を排除される間、ロックアツプクラッチ3Lを釈放され
てエンジン動力をポンプインペラ3P及びタービンラン
チ3丁を介しくコンバータ状態で)入力軸2にトルク増
大しつつ伝達し、逆にアプライ室3Aから作動流体の供
給を受け、レリーズ室3Rより作動流体を排除される間
、ロックアツプクラッチ3Lを締結されてエンジン動力
をそのままこのロックアツプクラッチを介しくロックア
ツプ状態で)入力軸2に伝達するものとする。なお、後
者のロックアツプ状態では、レリーズ室3Rからの作動
流体排除圧を減することにより、ロックアツプトルクコ
ンバータ3のスリップ(ポンプインペラ3P及びタービ
ンランナ3Tの相対回転)を任意に制御(スリップ制御
)することができる。
第1遊星歯車組4はサンギヤ4S、リングギヤ4R。
これらの噛合するビニオン4P及びビニオン4Pを回転
自在に支持するキャリア4Cよりなる通常の単純遊星歯
車組とし、第2遊星歯車組5もサンギヤ5S、リングギ
ヤ5R、ビニオン5P及びキャリア5Cよりなる単純遊
星歯車組とする。
次に前記の各種摩擦要素を説明する。キャリア4Cはハ
イクラッチH/Cを介して入力軸2に適宜結合可能とし
、サンギヤ4Sはバンドブレー−’i−B/Bにより適
宜固定可能とする他、リバースクラッチR/Cにより入
力軸2に適宜結合可能とする。キャリア4Cは更に多板
式のローリバースブレーキLR/Hにより適宜固定可能
にすると共に、ローワンウェイクラッチLO/Cを介し
て逆転(エンジンと逆方向の回転)を阻止する。リング
ギヤ4Rはキャリア5Cに一体結合して出力軸6に駆動
結合し、サンギヤ5Sを入力軸2に結合する。リングギ
ヤ5RはオーバーランクラッチOR/Cを介して適宜キ
ャリア4Cに結合可能とする他、フォワードワンウェイ
クラッチFO/C及びフォワードクラッチF/Cを介し
てキャリア4Cに相関させる。フォワードワンウェイク
ラッチPO/CはフォワードクラッチF/Cの結合状態
でリングギヤ5Rを逆転方向(エンジン回転と逆の方向
)においてキャリア4Cに結合させるものとする。
ハイクラッチH/C,リバースクラッチR/C,ローリ
バースブレーキLR/B 、オーバーランクラッチOR
/C及びフォワードクラッチF/Cは夫々、油圧の供給
により作動されて前記の適宜結合及び固定を行なうもの
であるが、バンドブレーキB/Bは2速サーボアプライ
室2Sハ、3速サーボレリーズ室3S/R及び4速サー
ボアプライ室4S/Aを設定し、2速サーボアプライ室
2S/Aに2速選択圧P2が供給されると、バンドブレ
ーキB/Bは作動し、この状態で3速サーボレリーズ室
3S/Rにも3速選択圧P、3が供給されると、バンド
ブレーキB/Bは非作動となり、その後4速サーボアプ
ライ室4S/Aにも4速選択圧P4が供給されると、バ
ンドブレーキB/Bは作動するようになっている。
かかる動力伝達列は、摩擦要素B/B、H/C,F/C
。
OR/C,LR/B、 R/Cを次表に示す如く種々の
組合せで作動させることにより、摩擦要素FO/C,L
O/Cの適宜差動と相俟って、遊星歯車組4.5を構成
する要素の回転状態を変え、これにより人力軸2の回転
速度に対する出力側らの回転速度を変えることができ、
次表に示す通りに前進4速後退1速の変速段を得ること
ができる。なお、次表中○印が作動(油圧流入)を示す
が、・、::印はエンジンブレーキが必要な時に作動さ
せるべき摩擦要素を示す。
そして、::印の如くオーバーランクラッチOR/Cが
作動されている間、これに並置したフォワードワンウェ
イクラッチFO/Cは非作動となり、ローリバースブレ
ーキしR/Bが作動している間これに並置したローワン
ウェイクラッチLO/Cが非作動になること勿論である
。
以下余白
第1表
ところで、前記第2図に示した液圧側制御装置は、プレ
ッシャレギュレータ弁20、プレッシャモディファイア
弁22、デユーティソレノイド24、パイロット弁26
、トルクコンバータレギュレータ弁28、ロックアツプ
コントロール弁30、シャトル弁32、デユーティソレ
ノイド34、マニュアル弁36、第1シフト弁38、第
2シフト弁40、第1シフトソレノイド42、第2シフ
トソレノイド44、フォワードクラッチコントロール弁
46.3−2タイミング弁48.4−2リレー弁50.
4−2シークエンス弁52、■レンジ減圧弁54、シ、
ヤトル弁56、オーバーランクラッチコントロール弁5
8、第3シフトソレノイド60、オーバーランクラッチ
減圧弁63.2速サーボアプライ圧アキユムレータ64
.3速サーボレリーズ圧アキユムレータ66.4速サー
ボアプライ圧アキユムレータ68、及びアキュムレータ
コントロール弁70を主たる構成要素とし、これらを前
記のトルクコンバータ3、フォワードクラッチF/C、
ハイクラッチH/C1バンドブレーキB/B、リバース
クラッチR/CローリバースブレーキLR/B、オーバ
ーランクラッチOR/C1及びオイルポンプO/Pに対
し図示の如くに接続して構成する。
プレッシャレギュレータ弁2oはばね20aにより図中
左半部位置に弾支されたスプール20b及び該スプール
の図中下端面に突当てたプラグ20cを具え、基本的に
はオイルポンプO/Pが回路71への吐出オイルをばね
20aのばね力で決まる成る圧力に調圧するも、プラグ
20cによりスプール20bが図中上向きの力を付加さ
れる時その分上記の圧力を上昇させて所定のライン圧に
するものである。この目的のためプレッシャレギュレー
タ弁20は、ダンピングオリフィス72を経て回路71
内の圧力をスプール20bの受圧面20dに受け、これ
でスプール20bを下向きに付勢されるよう構成し、ス
プール20bのストローク位置に応じ開閉されるボート
20e〜20hを設ける。ボート20eは回路71に接
続し、スプール20bが図中左半部位置から下降するに
つれボート20h、 2Ofに通ずるよう配置する。ボ
ート2Ofはスプール20bが図中左半部位置から下降
するにつれ、ドレンポートとしたボート20gとの連通
が減じられ、これとの連通を断たれる時点でボート20
eに連通され始めるよう配置する。そしてボート20f
を途中にブリード73が存在する回路74を経てオイル
ポンプO/Pの容量制御アクチュエータ75に接続する
。オイルポンプO/Pは前記の如くエンジン駆動される
可変容量ベーンポンプとし、偏心潰をアクチュエータ7
5に向かう圧力が成る値以上になる時減じられて容量が
小さくなるものとする。
プレッシャレギュレータ弁20のプラグ20cはその図
中下端面に回路76からのモディファイア圧を受けると
共に、受圧面20iに回路77からの後退選択圧を受け
、これら圧力に応じた図中上向きの力をスプール20b
に付加するものとする。
プレッシャレギュレータ弁20は常態で図中左半部状態
となり、ここでオイルポンプO/Pからオイルが吐出さ
れると、このオイルは回路71に流入する。スプール2
0bの左半部位置で回路71のオイルは御坊ドレンされ
ず、圧力上昇する。この圧力はオリフィス72を経て受
圧面20dに作用し、スプール20bをばね2Qaに抗
して押下げ、ボート20eをボート20hに通ずる。こ
れにより上記の圧力はボート20hより一部ドレンされ
て低下し、スプール20bがばね20aにより押戻され
る。かかる作用の繰返しによりプレッシャレギュレータ
弁2oは基本的には回路71内の圧力(以下ライン圧と
いう)をばね20a −のばね力に対応した値とする。
ところで、プラグ20cには回路76からのモディファ
イア圧による上向きの力が作用してプラグ20cが図中
右半部状態の如くスプール20bに当接し、この上向き
力かばね20aを助勢するようスプール20bに及び、
又モディファイア圧が後述のように後退選択時以外で発
生し、エンジン負荷(エンジン出力トルク)に比例して
高くなることから、上記のライン圧は後退選択時以外で
エンジン負荷の増大に応じ高くなる。
後退選択時プラグ20cには上記モディファイア圧に代
え回路77からの後退選択圧(ライン圧と同じ値)によ
る上向き力が作用し、これがスプール20bに及ぶため
、ライン圧は後退選択時所望の一定値となる。オイルポ
ンプ0/Pが成る回転数以上(エンジンか成る回転数以
上)になると、それにともなって増大するオイル吐出量
が過多となり、回路71内の圧力が調圧値以上となる。
この圧力はスプール20bを図中右半部の調圧位置より
更に下降させ、ボート2Ofをボー1−20eに通じ、
ドレンボート20gから遮断する。これによりボート2
(leのオイルが一部ポート20f及びブリード73よ
り排除されるが、回路74内にフィードバック圧を発生
する。
このフィードバック圧はオイルポンプO/Pの回転数が
高くなるにつれ上昇し、アクチュエータ75を介してオ
イルポンプO/Pの偏心量(容量)を低下させろ。かく
て、オイルポンプO/Pは回転数が成る値以上の間、吐
出量が一定となるよう容1制御され、オイルの必要以上
の吐出によってエンジンの動力損失が大きくなるのを防
止する。
上記のように回路71に発生したライン圧をライン圧回
路78によりパイロット弁26、マニュアル弁36、ア
キュムレータコントロール弁70及び3速サーボレリー
ズ圧アキユムレータ66に供給す゛る。
パイロット弁26ばばね26aにより図中上半部位置に
弾支されるスプール26bを具え、ばね26aから遠い
スプール28bの端面を室26cに臨ませ、パイロット
弁26には更にドレンボート26dを設けると共に、ス
トレーナS/Tを有するパイロット圧回路79を持続す
る。そして、スプール26bに連通孔26eを設け、パ
イロット圧回路79の圧力を室26cに導き、図中右行
するにつれ、回路79を回路78からドレンボート26
dに切換接続するものとする。
パイロット弁26は常態で図中上半部状態となり、ここ
で回路78からライン圧を供給されると、回路79の圧
力を上昇させる。回路79の圧力は連通孔26eにより
室241Cに達し、スプール26bを図中右行させ、ス
プール26bは下半部図示の調圧位置を越えるところで
、回路79を回路78から遮断すると同時にドレンボー
ト26dに通じる。この時回路79の圧力は低下され、
この圧力低下によりスプール26bがばね26aにより
押戻されると再び回路79の圧力が上昇する。かくてパ
イロット弁26は回路78からのライン圧をばね26a
のばね力で決まる一定値に減圧し、パイロット圧として
回路79に出力することができる。
このパイロット圧は回路79によりプレッシャモディフ
ァイア弁22、デユーティツレノド24.34、ロック
アツプコントロール弁30、フォワードクラッチコント
ロール弁46、シャトル弁32、第1.第2、第3シフ
トソレノイド42.44.60、シャトル弁56に供給
する。
デユーティソレノイド24はコイル24a、スプリング
24d及びプランジャ24bよりなり、オリフィス80
を介してパイロット圧回路79に接続した回路81を、
コイル24aのON(通電)時ドレンボート24cから
連通ずるものとする。このデユーティツレノド24は図
示せざるコンピュータによりコイル24aを一定周期で
ON、OF’Fされると共に、該一定周期に対するON
時間の比率(デユーティ比)を制御されて、回路81内
にデユーティ比に応じた制御圧を発生させる。デユーテ
ィ比は後退選択時以外でエンジン負荷(例えばエンジン
スロットル開度)の増大に応じて小さくし、これにより
上記の制御圧をエンジン負荷の増大につれ高くなす。又
、後退選択時デユーティ比は100%として、上記の制
御圧を0とする。
プレッシャモディファイア弁22はばね22a及び回路
81からの制御圧により図中下向きに付勢されるスプー
ル22bを具え、プレッシャモディファイア弁22には
更に前記の回路76を接続する出力ボート22c、パイ
ロット圧回路79を接続する入力ボート22d、及びド
レンボート22eを設け、ばね22aから遠いスプール
22bの端面が臨む室22fに回路76を接続する。そ
してスプール22bの図中左半部位置で丁度ボート22
cがボート22d、 22eから遮断されるようこれら
ボートを配置する。
プレッシャモディファイア弁22は、ばね22aによる
ばね力及び回路81からの制御圧による力を夫々スプー
ル22bに図中下向きに受け、室22fに達したボート
22cからの出力圧による力をスプール22bに図中上
向きに受け、これら力がバランスする位置にスプール2
2bをストロークされる。ボート22Cからの出力圧が
上記下向き方向の力に見合わず不十分である場合、スプ
ール22bは左半部図示の調圧位置を越えて下降する。
この時ボート22cはボート22dに通じ、回路79か
らのパイロット圧の補充を受けて出力圧を上昇される。
逆に、この出力圧が上記下向き方向の力に見合わず高過
ぎる場合スプール22bは図中右半部位置方向へ上昇す
る。
この時ボート22cはドレンボート22eに通じ、出力
圧を低下される。かかる作用の繰返しにより、プレッシ
ャモディファイア弁22はボート22cからの出力圧を
ばね22aのばね力及び回路81からの制御圧による力
の相位に対応した値に調圧し、これをモディファイア圧
として回路76よりプレッシャレギュレータ弁20のプ
ラグ20cに供給する。ところで、制御圧が前記の如く
後退選択時以外エンジン負荷の増大につれ高くなるもの
であり、後退選択時Oであることから、この制御圧をば
ね22aのばね力たけ増幅した値となるモディファイア
圧し後退選択時以外でエンジン負荷の増大につれ高くな
り、後退選択時0となり、プレッシャレギュレータ弁2
0による前記のライン圧制御を可能にする。
トルクコンバータレギュレータ弁28はばね28aによ
り図中右半部位置に弾支されるスプール28bを具え、
該スプールが図中右半部位置及び図中左半部位置間でス
トロークする間ボート28cをボート28dに通じさせ
、スプール28bが図中左半部位置より上昇するにつれ
ボート28cをボート28dに対、して連通度を減少、
ボート28eに対して連通度を増大させるものとする。
スプール28bのストロークを制御するために、ばね2
8aから遠いスプール端面が臨む室28rをスプール2
8bに設けた連通孔28gによりボート28Cに通じさ
せる。そして、ボート28cはレリーフ弁82を介して
所定の潤滑部に通じさせると共に、回路83によりロッ
クアツプコントロール弁30に接続し、ボート28dは
回路84によりプレッシャレギュレータ弁20のボート
20hに接続し、ボート28eは回路85によりロック
アツプコントロール弁30に接続する。回路85は途中
にオリフィス86を有し、該オリフィス及びポート28
c間をオリフィス87を介して回路83に接続すると共
に回路88によりオイルクーラ89及び所定の潤滑部9
0に通じさせる。
トルクコンバータレギュレータ弁28は常態で図中右半
部状態となり、ここでプレッシャレギュレータ弁20の
ボート20hからオイルが回路84を経て供給されると
、このオイルは回路83より後述の如くにしてトルクコ
ンバータ3に向かう。そして、トルクコンバータへの供
給圧が発生すると、このトルクコンバータ供給圧は連通
孔284(を経て室28fに達し、スプール28bをば
ね28aに抗して図中上昇させる。トルクコンバータ供
給圧の上昇でスプール28bが図中左半部位置より上昇
する時、ボート28eが開き、トルクコンバータ供給圧
を一部このボート28e及び回路88を経て排除するこ
とにより、トルクコンバータ供給圧をばね28aのばね
力で決まる値に調圧する。回路88から排除されたオイ
ルはオイルクーラ89で冷却された後、潤滑部90に向
かう。なお、トルクコンバータレギュレータ弁28の上
記調圧作用によってもトルクコンバータ供給圧が上記の
値を越える場合、レリーフ弁82が開き、圧力過剰分を
対応する潤滑部に逃してトルクコンバータ3の変形を防
止する。
ロックアツプコントロール弁30はスプール30a及び
プラグ30bを同軸に突合せて構成し、スプール30a
が右半部図示の限界位置の時回路83をトルクコンバー
タレリーズ室3Rからの回路91に通じさせ、スプール
30aが図中左半部位置に下降する時回路83を回路8
5に通じさせ、スプール30aが更に下降する時回路9
1をドレンボート30cに通じさせるものとする。かか
るスプール30aのストロークを制御するために、プラ
グ30aから遠いスプール30aの端面を室30dに臨
ませ、スプール30aから遠いプラグ30bの端面が臨
む室30eにオリフィス92を経て回路91の圧力を導
くようにする。なお、トルクコンバータアプライ室3A
からの回路93は、オリフィス86よりロックアツプコ
ントロール弁30に近い箇所において回路85に接続す
る。又、プラグ30bには更に回路79からのパイロッ
ト圧をオリフィス94を介して作用させることにより図
中下向きの力を付与し続け、これによりスプール30a
の脈動を防止する。
ロックアツプコントロール弁30は室30dに供給する
圧力によりスプール30aをストローク制御され、この
圧力が十分高い間スプール30aは図中右半部位置を保
つ。この時回路83からのオイルはトルクフンバータレ
ギュレータ弁28による調圧下で回路91、レリーズ室
3R、アプライ室3A、回路93、回路85に通流し、
回路88より排除される。かくてトルクコンバータ3は
コンバータ状態で動力伝達を行なう。室30d内の圧力
を低下させるにつれ、スプール30aはオリフィス92
.94からの圧力によりプラグ30bを介して図中下降
され、図中左半部位置より更に下降したところで、回路
83からの調圧オイルは回路85.93、アプライ室3
A、レリーズ室3R,回路91、ドレンボート30cへ
と流れるようになり、トルクコンバータ3は室30d内
の圧力低下につれスリップが減少するようなスリップ制
御状態で動力伝達を行なう。この状態より室3Od内の
圧力を更に低下させると、スプール30aの更なる下降
により回路91はドレンボート30Cに完全に連通され
てレリーズ室3Rの圧力を0にし、トルクコンバータ3
はロックアツプ状態で動力伝達を行なう。
ンヤトル弁32はロックアツプコントロール弁30を後
述するフォワードクラッチコントロール弁46と共にス
トローク制御するもので、ばね32aにより図中下半部
位置に弾支されたスプール32bを具え、このスプール
を室32c内の圧力により適宜図中上半部位置に切換え
る。そしてシャトル弁32は、スプール32bが図中下
半部位置の時車30dの回路95をパイロット圧回路7
9に通じさせると共に、フォワードクラッチコントロー
ル弁46の室46aから延在する回路96をデユーティ
ソレノイド34からの回路97に通じさせ、スプール3
2bが図中上半部位置の時回路95を回路97に通じさ
せると共に回路96を回路79に通じさせるものとする
。
デユーティソレノイド34はコイル34a及びばね34
dで閉位置に弾支されたプランジャ34bよりなり、オ
リフィス98を介してパイロット圧回路79に接続した
回路97を、コイル34aのON(通電)時ドレンボー
ト34cに通じさせるものとする。このデユーティソレ
ノイド34は図示せざるコンピュータによりコイル34
aを一定周期でON、OFF制御されると共に、該一定
周期に対するON時間の比率(デユーティ比)を制御さ
れて回路97内にデユーティ比に応じた制御圧を発生さ
せる。シャトル弁32が図中上半部状態で回路97の制
御圧がロックアツプコントロール弁30のストローク制
御に供される場合ソレノイド34のデユーティ比は次の
ようにして決定する。即ちトルクコンバータ3のトルク
増大機能及びトルク変動吸収機能が絶対的に必要なエン
ジンの高負荷、低回転のもとでは、デユーティ比を0%
とし、これにより回路97の制御圧を元圧である回路7
9のパイロット圧と同じにする。この時制御圧は室30
dにおいてスプール30aを図中右半部位置に保持し、
トルクコンバータ3を上記要求にかなうようコンバータ
状態に保つ。トルクコンバータ3の上記両機能の要求度
が低くなるにつれ、デユーティ比を増大させて制御圧を
低下し、これによりロックアツプコントロール弁30を
介してトルクコンバータ3を要求にマツチしたスリップ
制御状態で機能させ、トルクコンバータ3の上記両機能
が不要なエンジンの低負荷、高回転のもとでは、デユー
ティ比を100%とし、これにより制御圧を0としてロ
ックアツプコントロール弁30を介しトルクコンバータ
3を要求通りロックアツプ状態に保つ。
なお、シャトル弁32が図中下半部状態で回路97の制
御圧がフォワードクラッチコントロール弁46のストロ
ーク制御に供される場合、ソレノイド34のデユーティ
比は後述の如<N−+Dセレクトショックを軽減したり
、クリープを防止するよう決定される。
マニュアル弁36は、運転者のセレクト操作により駐車
(P)レンジ、後退(R)レンジ、中立(N)レンジ、
前進自動変速(D)レンジ、前進第2速エンジンブレー
キ(II)レンジ、前進第1速エンジンブレーキ(1)
レンジにストロークされるスプール36aを具え、該ス
プールの選択レンジに応じライン回路78を次表の如く
にボート36D、 36II 、 361 、36Rに
通じさせるものとする。なお、この表中○印がライン圧
回路78に通じるボートを示し、無印はドレンされてい
るボートを示す。
第1シフト弁38はばね38aにより図中左半部位置に
弾支されたスプール38bを具え、このスプールは室3
8cへの圧力供給時図中右半部位置に切換えられるもの
とする。そして第1シフト弁38は、スプール38bが
左半部位置の時ボート38dをドレンボート38eに、
ボート38fをボート38gに、ボート38hをボート
Hiに夫々通じさせ、スプール38bが図中右半部位置
の時ポート38dをボート38jに、ボート38「をボ
ート38k1.:、ボート38hをボー)38(!l:
夫々通しさせるものとす。
第2ソフト弁40はばね40aにより図中左手部位置に
弾支されたスプール40bを具え、このスプールは室4
0cへの圧力供給時図中右半部位置になるものとする。
そして第2シフト弁40は、スプール40bが図中左半
部位置の時ポート40dをドレンボート40eに、ボー
ト40fをボート40gに、ボート40hをオリフィス
付ドレンボート40iに夫々通じさせ、スプール401
]が図中右手部位置の時ボート4t)dをボート40j
に、ボート40fをドレンポート40eに、ボート40
hをボート40kに夫々通じさせるものとする。
第1及び第2シフト弁38.40のスプール位置は夫々
第1シフトソレノイド42及び第2シフトソレノイド4
4により制御するようにし、これらシフトソレノイドは
夫々コイル42a、 44a及びプランジャ42b、
44b、スプリング42d、 44dで構成する。第1
シフトソレノイド42は、オリフィス99を介してパイ
ロット圧回路79に接続され、室38cに至る回路10
0を、コイル42aのON(通電)時ドレンボート42
cから遮断して回路100内の制御圧を元圧であるパイ
ロット圧と同じ値にし、これにより第1シフト弁38を
図中右半部状態に切換えるものとする。又第2シフトソ
レノイド44は、オリフィスlotを介してパイロット
圧回路79に接続され、室40cに至る回路102を、
コイル44aのON(通電)時ドレンボート44cから
遮断して回路102内の制御圧を元圧のパイロット圧と
同じ値にし、これにより第2シフト弁40を図中右半部
状態に切換えるものとする。
これらシフトソレノイド42.44のON、OFFの組
合せ、従ってシフト弁38.40の状態の組合せにより
前進第1速乃至第4速を得ることができ、これを表にま
とめると次の如くである。
第3表
なお、この表中Q印はシフト弁の図中右半部(上昇)状
態、X印はソフト便の図中左半部(下降)状態を夫々示
し、又シフトソレノイド42.44のON。
OF’Fは第3図に示す制御手段としてのコンピュータ
200が予め定めた変速パターンを基に車速センサ20
1およびスロットル開度センサ202で求めた車両走行
条件としての車速及びエンジン負荷から好適変速段を判
別し、この変速段に対応するよう決定するものとする。
フォワードクラッチコンピュータ弁46はスプール46
11を具え、このスプールにはオリフィス103を経て
導びかれる回路79からのパイロット圧を図中下向きに
作用させて、スプールの脈動を防止し、このスプールに
は更にオリフィス104を経て回路BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic pressure control device for an automatic transmission, and more particularly to a hydraulic pressure control device for controlling the actuation timing of a friction element for changing gears in a gear train. Conventional technology Generally speaking, automatic transmissions are manufactured using the 198
4th edition maintenance manual “Automatic Transaxle”
As shown in the figure, a multi-disc clutch is used to switch gear trains using planetary gears, etc. This is done through a plurality of friction elements such as brake bands, and these friction elements are engaged and disengaged by hydraulic fluid supplied from a hydraulic pressure control device. For example, as shown in FIG. 7, a band brake a, which is one of the friction elements, is operated by a band servo b. That is, the band servo b is separated into a fastening pressure chamber e and a releasing pressure chamber f by a servo piston d to which a stem C is fixed, and by supplying hydraulic pressure (fastening pressure) to the fastening pressure chamber e, the above-mentioned As the servo piston d rises, the stem C is pressed and the band brake a is engaged. On the other hand, in a state where the engagement pressure is supplied to the engagement pressure chamber e, hydraulic pressure (release pressure) is supplied to the release pressure chamber f, and due to the difference in pressure receiving areas on both sides of the servo piston d, moves toward the engagement pressure chamber e, and the band brake a is released. Note that g is an accumulator chamber. In the conventional automatic transmission described above, engagement pressure is supplied during second gear to engage band brake a, and release pressure is supplied during third gear to release band brake a. There is. Therefore, when shifting down from third speed to second speed, the release pressure is removed from the release pressure chamber f. By the way, in the circuit h from which the release pressure is removed (common with the release pressure supply circuit), first and second orifices i and j are arranged in parallel, as shown in FIG.
By providing a timing valve k that is switched open and closed depending on the vehicle speed (governor pressure), the releasing speed of the release pressure can be changed between low speed and high speed. That is, when downshifting, the engine speed increases in a short time at low speeds, but it takes a certain amount of time for the engine speed to increase at high speeds. In consideration of this, it is desirable to delay the release speed of the release pressure when downshifting at a vehicle speed higher than a specified speed, so that a smooth gear shift can be performed temporarily in a neutral state. Therefore, at low speeds, by opening the timing valve k, the first. The amount of hydraulic fluid passing through the second orifices i and j increases, and the release pressure is quickly removed, and at high speed, the timing valve k is closed, so the amount of hydraulic fluid passing through only the second orifice j is reduced. The release pressure is removed slowly. Problems to be Solved by the Invention However, in such a conventional hydraulic control device,
The speed at which the release pressure is released, that is, the amount of hydraulic fluid passing through, is set either high or low by switching the opening and closing of the timing valve, but in reality, the vehicle speed is variable steplessly. Therefore, when downshifting is performed at a speed intermediate between low speed and high speed, there is a problem in that optimum tuning becomes difficult and a shift shock occurs. Therefore, the present invention does not fix the amount of hydraulic fluid passing at either a large or small amount, but further finely adjusts the amount of hydraulic fluid passing during gear shifting, that is, during friction element switching operation, depending on driving conditions. An object of the present invention is to provide a hydraulic pressure control device for an automatic transmission that optimally tunes the operation timing of a friction element. Means for Solving the Problems In order to achieve the above object, the hydraulic pressure control device for an automatic transmission of the present invention has the following features: An automatic transmission comprising a friction element for switching, a variable orifice mechanism provided in the circuit, and controlling the switching of the variable orifice mechanism to change the amount of hydraulic fluid supplied to the friction element. The present invention is constructed by providing a control means for detecting when the transmission gear is changed and controlling switching of the variable orifice mechanism according to vehicle running conditions. Effects With the above configuration, in the present invention, the variable orifice mechanism is controlled by the control means according to the driving conditions when changing gears, and the friction element that determines the gear shift timing is substantially engaged or released. The amount of hydraulic fluid passing at the instant of is optimally tuned, and the shift timing is controlled more precisely. EXAMPLES Hereinafter, examples of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. That is, FIG. 1 shows an overall circuit showing an embodiment/example of the hydraulic pressure control device of the present invention, and the power transmission train of an automatic transmission controlled by this hydraulic pressure control device may be, for example, the schematic diagram shown in FIG. 2. There is something like the one shown in the figure. That is, this power transmission train includes a torque converter 3 that transmits the rotation of the engine output shaft 1 to the input shaft 2, a first planetary gear set 4, a second planetary gear set 5, an output shaft 6, and various friction elements described below. Consisting of: The torque converter 3 is driven by the engine output shaft 1 and includes a pump impeller 3P that is also used to drive the oil pump O/P, and a turbine that is fluidly driven by the pump impeller via internal working fluid and transmits power to the input shaft 2. The stator 3S is placed on a fixed shaft via a runner 3T and a one-way clutch 7, and increases torque to the turbine runner 3T.
This is a normal lock-up torque converter with L added. The torque converter 3 receives working fluid from the release chamber 3R, and while the working fluid is removed from the apply chamber 3A, the lock-up clutch 3L is released and the engine power is transferred through the pump impeller 3P and three turbine launches. Torque is transmitted to the input shaft 2 while increasing (in the converter state), and while the working fluid is supplied from the apply chamber 3A and the working fluid is removed from the release chamber 3R, the lock-up clutch 3L is engaged and the engine is activated. It is assumed that the power is directly transmitted to the input shaft 2 via this lock-up clutch (in a locked-up state). In addition, in the latter lock-up state, the slip of the lock-up torque converter 3 (relative rotation of the pump impeller 3P and the turbine runner 3T) can be arbitrarily controlled (slip control) by reducing the working fluid displacement pressure from the release chamber 3R. can do. The first planetary gear set 4 includes a sun gear 4S and a ring gear 4R. The second planetary gear set 5 is a simple planetary gear set consisting of a sun gear 5S, a ring gear 5R, a binion 5P, and a carrier 5C. As a group. Next, the various friction elements mentioned above will be explained. The carrier 4C can be connected to the input shaft 2 via a high clutch H/C, and the sun gear 4S can be connected to the input shaft 2 by a reverse clutch R/C. Can be combined as appropriate. Further, the carrier 4C can be appropriately fixed by a multi-disc low reverse brake LR/H, and is prevented from being reversed (rotation in the opposite direction to the engine) via a row one-way clutch LO/C. The ring gear 4R is integrally coupled to the carrier 5C and drivingly coupled to the output shaft 6, and the sun gear 5S is coupled to the input shaft 2. The ring gear 5R can be appropriately connected to the carrier 4C via an overrun clutch OR/C, and is also correlated to the carrier 4C via a forward one-way clutch FO/C and a forward clutch F/C. Forward one-way clutch PO/C connects ring gear 5R to carrier 4C in the reverse direction (direction opposite to engine rotation) when forward clutch F/C is engaged. High clutch H/C, reverse clutch R/C, low reverse brake LR/B, overrun clutch OR
/C and forward clutch F/C are respectively operated by hydraulic pressure supply to perform the above-mentioned appropriate coupling and fixing, but band brake B/B is connected to 2nd speed servo apply chamber 2S and 3rd speed servo release chamber. When 3S/R and 4th gear servo apply chamber 4S/A are set and 2nd gear selection pressure P2 is supplied to 2nd gear servo apply chamber 2S/A, band brake B/B is activated, and in this state, 3rd gear When the 3rd speed selection pressure P, 3 is also supplied to the servo release chamber 3S/R, the band brake B/B becomes inactive, and then the 4th speed selection pressure P4 is also supplied to the 4th speed servo apply chamber 4S/A. Then, the band brake B/B is activated. Such a power transmission train includes friction elements B/B, H/C, F/C
. By operating OR/C, LR/B, and R/C in various combinations as shown in the table below, the friction elements FO/C, L
Together with the appropriate differential of the O/C, the rotational state of the elements constituting the planetary gear set 4.5 can be changed, thereby changing the rotational speed of the output side relative to the rotational speed of the human power shaft 2,
As shown in the following table, it is possible to obtain four forward speeds and one reverse speed. In the table below, the ○ mark indicates operation (hydraulic inflow), but the ., :: mark indicates a friction element that should be activated when engine braking is required. Then, while the overrun clutch OR/C is operated, the forward one-way clutch FO/C placed parallel to it is inactive, and the low reverse brake is applied while the R/B is operated. Of course, the row one-way clutch LO/C arranged in parallel becomes inoperative. Table 1 with blank space below By the way, the hydraulic pressure side control device shown in FIG.
, torque converter regulator valve 28, lock-up control valve 30, shuttle valve 32, duty solenoid 34, manual valve 36, first shift valve 38, second shift valve 40, first shift solenoid 42, second shift solenoid 44, Forward clutch control valve 46. 3-2 timing valve 48. 4-2 relay valve 50.
4-2 Sequence valve 52, ■ Range pressure reducing valve 54,
Yattle valve 56, overrun clutch control valve 5
8. Third shift solenoid 60, overrun clutch pressure reducing valve 63. 2nd speed servo apply pressure accumulator 64
.. The main components are a 3-speed servo release pressure accumulator 66, a 4-speed servo apply pressure accumulator 68, and an accumulator control valve 70, which are connected to the torque converter 3, forward clutch F/C,
The high clutch H/C1 band brake B/B, reverse clutch R/C low reverse brake LR/B, overrun clutch OR/C1 and oil pump O/P are connected as shown in the figure. The pressure regulator valve 2o includes a spool 20b elastically supported in the left half position in the figure by a spring 20a, and a plug 20c that abuts against the lower end surface of the spool in the figure. Basically, the oil pump O/P is connected to the circuit 71. The oil discharged to the line is regulated to a pressure determined by the spring force of the spring 20a, but when the upward force in the figure is applied to the spool 20b by the plug 20c, the above pressure is increased by that amount to reach the predetermined line pressure. It is something. For this purpose, the pressure regulator valve 20 is connected to the circuit 71 via a damping orifice 72.
Boats 20e to 20h are provided so that the pressure inside the spool 20b is received by a pressure receiving surface 20d of the spool 20b, thereby urging the spool 20b downward, and the boats 20e to 20h are opened and closed according to the stroke position of the spool 20b. The boat 20e is connected to the circuit 71 and arranged so that as the spool 20b descends from the left half position in the figure, it communicates with the boats 20h and 2Of. As the spool 20b of the boat 2Of descends from the left half position in the figure, communication with the boat 20g, which is used as a drain port, decreases, and at the point when communication with this is cut off, the boat 20
Place it so that it begins to communicate with e. and boat 20f
is connected to the capacity control actuator 75 of the oil pump O/P via a circuit 74 with a bleed 73 in the middle. The oil pump O/P is a variable capacity vane pump driven by the engine as described above, and the eccentric displacement is controlled by the actuator 7.
It is assumed that when the pressure toward 5 exceeds a value, the capacity is reduced. The plug 20c of the pressure regulator valve 20 receives modifier pressure from the circuit 76 on its lower end face in the figure, and receives backward selection pressure from the circuit 77 on its pressure receiving surface 20i, and generates an upward force in the figure corresponding to these pressures. Spool 20b
shall be added to. The pressure regulator valve 20 is normally in the left half state in the figure, and when oil is discharged from the oil pump O/P, this oil flows into the circuit 71. Spool 2
At the left half position of 0b, the oil in the circuit 71 is not drained and the pressure increases. This pressure acts on the pressure receiving surface 20d through the orifice 72, pushes down the spool 20b against the spring 2Qa, and connects the boat 20e to the boat 20h. As a result, the above pressure is partially drained from the boat 20h and lowered, and the spool 20b is pushed back by the spring 20a. By repeating this action, the pressure regulator valve 2o basically sets the pressure within the circuit 71 (hereinafter referred to as line pressure) to a value corresponding to the spring force of the spring 20a-. Incidentally, an upward force due to the modifier pressure from the circuit 76 acts on the plug 20c, causing the plug 20c to come into contact with the spool 20b as shown in the right half of the figure, and this upward force causes the spool 20b to support the spring 20a. as well as,
Furthermore, as described below, the modifier pressure occurs when the reverse is not selected and increases in proportion to the engine load (engine output torque), so the above line pressure increases as the engine load increases except when the reverse is selected. Become. When reversing is selected, an upward force is applied to the plug 20c by the retracting selection pressure (same value as the line pressure) from the circuit 77 instead of the modifier pressure, and this is applied to the spool 20b, so that the line pressure remains at the desired constant level when reversing is selected. value. When the rotational speed of the oil pump 0/P reaches or exceeds the rotational speed of the engine (or higher than the rotational speed of the engine), the oil discharge amount that increases accordingly becomes excessive, and the pressure in the circuit 71 exceeds the pressure regulation value. This pressure lowers the spool 20b further from the pressure regulating position in the right half of the figure, and connects the boat 2Of to the boat 1-20e.
Shut off from drain boat 20g. This allows boat 2
(A portion of the oil at le is removed from the port 20f and the bleed 73, but a feedback pressure is generated in the circuit 74. This feedback pressure increases as the rotation speed of the oil pump O/P increases, and the actuator 75 Reduce the eccentricity (capacity) of the oil pump O/P through the oil pump O/P.Thus, the oil pump O/P is controlled so that the discharge amount remains constant while the rotational speed exceeds the value that the oil pump O/P requires. The power loss of the engine is prevented from increasing due to the above discharge.The line pressure generated in the circuit 71 as described above is transmitted to the pilot valve 26, manual valve 36, accumulator control valve 70, and 3-speed servo release via the line pressure circuit 78. The pressure is supplied to the pressure accumulator 66. The pilot valve 26 is equipped with a spool 26b elastically supported in the upper half position in the figure by a spring 26a, and the end face of the spool 28b far from the spring 26a faces the chamber 26c. Furthermore, a drain boat 26d is provided, and a pilot pressure circuit 79 having a strainer S/T is maintained.A communication hole 26e is provided in the spool 26b, and the pressure of the pilot pressure circuit 79 is guided to the chamber 26c, and the pressure of the pilot pressure circuit 79 is guided to the right in the figure. As the process progresses, the circuit 79 is connected to the drain boat 26 from the circuit 78.
It shall be switched and connected to d. The pilot valve 26 is normally in the upper half state in the figure, and when it is supplied with line pressure from the circuit 78, it increases the pressure in the circuit 79. The pressure in the circuit 79 reaches the chamber 241C through the communication hole 26e, causing the spool 26b to move to the right in the figure, and when the spool 26b exceeds the pressure regulating position shown in the lower half, the circuit 79 is cut off from the circuit 78, and at the same time the drain boat 26d is moved. Leads to. At this time, the pressure in circuit 79 is reduced,
When the spool 26b is pushed back by the spring 26a due to this pressure drop, the pressure in the circuit 79 increases again. Pilot valve 26 thus directs line pressure from circuit 78 to spring 26a.
The pressure can be reduced to a constant value determined by the spring force and output to the circuit 79 as pilot pressure. This pilot pressure is transmitted through a circuit 79 to the pressure modifier valve 22, the duty node 24, 34, the lockup control valve 30, the forward clutch control valve 46, the shuttle valve 32, the first . Supplies the second and third shift solenoids 42, 44, 60 and shuttle valve 56. The duty solenoid 24 includes a coil 24a, a spring 24d, and a plunger 24b, and has an orifice 80.
The circuit 81 connected to the pilot pressure circuit 79 via
When the coil 24a is turned on (energized), it is communicated with the drain boat 24c. This duty cycle node 24 is operated by a computer (not shown) to turn the coil 24a ON and OFF'F' at a constant period, and also to turn the coil 24a ON and OFF at a certain period.
The time ratio (duty ratio) is controlled to generate a control pressure in the circuit 81 according to the duty ratio. The duty ratio is made smaller as the engine load (for example, engine throttle opening) increases except when the reverse is selected, and thereby the above-mentioned control pressure is made higher as the engine load increases. Further, the duty ratio at the time of reverse selection is set to 100%, and the above-mentioned control pressure is set to 0. The pressure modifier valve 22 includes a spool 22b that is biased downward in the figure by a spring 22a and control pressure from the circuit 81, and the pressure modifier valve 22 further includes an output boat 22c connected to the circuit 76, and a pilot pressure An input boat 22d and a drain boat 22e are provided to which the circuit 79 is connected, and the circuit 76 is connected to the chamber 22f facing the end face of the spool 22b far from the spring 22a. Then, the boat 22 is located at the left half position of the spool 22b in the figure.
The boats 22d and 22e are arranged so that the boat 22c is isolated from the boats 22d and 22e. The pressure modifier valve 22 receives the spring force of the spring 22a and the force of the control pressure from the circuit 81 downward in the figure on the spool 22b, and applies the force due to the output pressure from the boat 22c that has reached the chamber 22f to the spool 22b. Spool 2 is placed in a position where these forces are balanced.
2b is stroked. If the output pressure from the boat 22C is insufficient to compensate for the above-mentioned downward force, the spool 22b descends beyond the pressure regulating position shown in the left half. At this time, the boat 22c communicates with the boat 22d and receives pilot pressure from the circuit 79 to increase its output pressure. Conversely, if this output pressure is too high to match the downward force, the spool 22b will rise toward the right half position in the figure. At this time, the boat 22c communicates with the drain boat 22e, and the output pressure is reduced. By repeating this action, the pressure modifier valve 22 regulates the output pressure from the boat 22c to a value corresponding to the phase of the force due to the spring force of the spring 22a and the control pressure from the circuit 81, and uses this as a modifier pressure in the circuit. 76 to the plug 20c of the pressure regulator valve 20. By the way, as mentioned above, the control pressure increases as the engine load increases except when the reverse is selected, and since it is O when the reverse is selected, the modifier pressure is a value obtained by amplifying this control pressure by the spring force of the spring 22a. It increases as the engine load increases except when reverse is selected, and becomes 0 when reverse is selected, and the pressure regulator valve 2
0 to enable the line pressure control described above. The torque converter regulator valve 28 includes a spool 28b elastically supported in the right half position in the figure by a spring 28a,
While the spool strokes between the right half position and the left half position in the figure, the boat 28c is passed through the boat 28d, and as the spool 28b rises from the left half position in the figure, the boat 28c is moved against the boat 28d. , to reduce the continuity,
It is assumed that the degree of communication with respect to the boat 28e is increased. Spring 2 is used to control the stroke of spool 28b.
The chamber 28r facing the spool end face far from 8a is the spool 2.
A communication hole 28g provided in 8b communicates with the boat 28C. The boat 28c is connected to a predetermined lubricating part via a relief valve 82, and is connected to the lock-up control valve 30 via a circuit 83.The boat 28d is connected to the boat 20h of the pressure regulator valve 20 via a circuit 84. 28e is connected to lockup control valve 30 by circuit 85. The circuit 85 has an orifice 86 in the middle, and the orifice and the port 28
c is connected to the circuit 83 via the orifice 87, and the circuit 88 connects the oil cooler 89 and a predetermined lubricating section 9.
Pass it to 0. The torque converter regulator valve 28 is normally in the right half state in the figure, and when oil is supplied from the boat 20h of the pressure regulator valve 20 via the circuit 84, this oil is transferred from the circuit 83 to the torque converter as described later. Head to 3. When the supply pressure to the torque converter is generated, this torque converter supply pressure reaches the chamber 28f through the communication hole 284 (through the communication hole 284), causing the spool 28b to rise in the figure against the spring 28a. When the spool 28b rises from the left half position in the figure, the boat 28e opens and some of the torque converter supply pressure is removed through the boat 28e and the circuit 88, so that the torque converter supply pressure is controlled by the spring force of the spring 28a. The pressure is regulated to a determined value.The oil removed from the circuit 88 is cooled by an oil cooler 89, and then goes to the lubrication section 90.The torque converter supply pressure is also adjusted to the above value by the pressure regulating action of the torque converter regulator valve 28. If the value exceeds the value, the relief valve 82 opens and releases the excess pressure to the corresponding lubricating part to prevent deformation of the torque converter 3.The lock-up control valve 30 is constructed by coaxially abutting a spool 30a and a plug 30b. Spool 30a
When the spool 30a is at the limit position shown in the right half of the figure, the circuit 83 is connected to the circuit 91 from the torque converter release chamber 3R, and when the spool 30a is lowered to the left half position in the figure, the circuit 83 is connected to the circuit 8.
5, and when the spool 30a further descends, the circuit 9
1 is connected to the drain boat 30c. In order to control the stroke of the spool 30a, the end face of the spool 30a far from the plug 30a faces the chamber 30d, and the pressure of the circuit 91 is guided through the orifice 92 to the chamber 30e facing the end face of the plug 30b far from the spool 30a. Make it. In addition, torque converter apply chamber 3A
A circuit 93 from the circuit 93 connects to the circuit 85 at a point closer to the lockup control valve 30 than the orifice 86. In addition, the pilot pressure from the circuit 79 is applied to the plug 30b through the orifice 94 to continue applying downward force in the figure, thereby causing the spool 30a to
to prevent pulsation. The lock-up control valve 30 controls the stroke of the spool 30a by the pressure supplied to the chamber 30d, and as long as this pressure is sufficiently high, the spool 30a maintains the right half position in the figure. At this time, the oil from the circuit 83 flows through the circuit 91, the release chamber 3R, the apply chamber 3A, the circuit 93, and the circuit 85 under pressure regulation by the torque converter regulator valve 28.
It is excluded from circuit 88. Thus, the torque converter 3 transmits power in the converter state. As the pressure within chamber 30d decreases, spool 30a passes through orifice 92.
.. The pressure from the circuit 83 is lowered in the figure through the plug 30b by the pressure from the circuit 83, and when it has further descended from the left half position in the figure, the pressure regulating oil from the circuit 83 is transferred to the circuit 85.93 and the apply chamber 3.
A, the power flows to the release chamber 3R, the circuit 91, and the drain boat 30c, and the torque converter 3 transmits power under a slip control state in which the slip decreases as the pressure in the chamber 30d decreases. When the pressure in the chamber 3Od is further lowered from this state, the circuit 91 is completely communicated with the drain boat 30C due to further lowering of the spool 30a, and the pressure in the release chamber 3R is brought to 0, and the torque converter 3
transmits power in the lock-up state. The clutch valve 32 controls the stroke of the lock-up control valve 30 together with a forward clutch control valve 46 (described later), and includes a spool 32b elastically supported in the lower half position in the figure by a spring 32a. Switch to the upper half position in the figure as appropriate depending on the pressure. When the spool 32b is in the lower half position in the figure, the shuttle valve 32 connects the circuit 95 of the wheel 30d to the pilot pressure circuit 7.
9, and a circuit 96 extending from the chamber 46a of the forward clutch control valve 46 is connected to a circuit 97 from the duty solenoid 34.
When 2b is in the upper half position in the figure, the circuit 95 is connected to the circuit 97, and the circuit 96 is connected to the circuit 79. The duty solenoid 34 includes a coil 34a and a spring 34.
A circuit 97 consisting of a plunger 34b elastically supported in the closed position at d and connected to a pilot pressure circuit 79 via an orifice 98 is connected to the drain boat 34c when the coil 34a is turned on (energized). The duty solenoid 34 is connected to the coil 34 by a computer (not shown).
A is controlled to turn on and off at a constant cycle, and the ratio of ON time to the constant cycle (duty ratio) is controlled to generate a control pressure in the circuit 97 according to the duty ratio. When the shuttle valve 32 is in the upper half state in the figure and the control pressure of the circuit 97 is used to control the stroke of the lock-up control valve 30, the duty ratio of the solenoid 34 is determined as follows. In other words, under high load and low rotation speeds of the engine where the torque increasing function and torque fluctuation absorbing function of the torque converter 3 are absolutely necessary, the duty ratio is set to 0%.
As a result, the control pressure of the circuit 97 is changed to the circuit 7 which is the source pressure.
Make it the same as the pilot pressure in step 9. At this time, the control pressure in the chamber is 30
d, hold the spool 30a in the right half position in the figure,
The torque converter 3 is maintained in a converter state to meet the above requirements. As the demand for both of the above functions of the torque converter 3 becomes lower, the duty ratio is increased and the control pressure is lowered, thereby causing the torque converter 3 to function in a slip control state that matches the demand via the lock-up control valve 30. When the engine is under low load and high engine speed, where both of the above functions of the torque converter 3 are unnecessary, the duty ratio is set to 100%, thereby setting the control pressure to 0 and requesting the torque converter 3 via the lock-up control valve 30. Keep the streets locked up. Note that when the shuttle valve 32 is in the lower half state in the figure and the control pressure of the circuit 97 is used to control the stroke of the forward clutch control valve 46, the duty ratio of the solenoid 34 is set to <N-+D to reduce the select shock as described later. or to prevent creep. The manual valve 36 can be set in the parking (P) range, reverse (R) range, neutral (N) range, or
Forward automatic gear shift (D) range, forward 2nd gear engine brake (II) range, forward 1st gear engine brake (1)
A spool 36a that is stroked in a range is provided, and a line circuit 78 is connected to boats 36D, 36II, 361, and 36R according to the selected range of the spool as shown in the following table. Note that in this table, ○ marks indicate boats that communicate with the line pressure circuit 78, and no marks indicate boats that are drained. The first shift valve 38 includes a spool 38b elastically supported in the left half position in the figure by a spring 38a.
It is assumed that when pressure is supplied to 8c, it is switched to the right half position in the figure. The first shift valve 38 changes the boat 38d to the drain boat 38e when the spool 38b is in the left half position.
The boat 38f is connected to the boat 38g, the boat 38h is connected to the boat Hi, and when the spool 38b is in the right half position in the figure, the port 38d is connected to the boat 38j, and the boat 38 is connected to the boat 38k1.:, the boat 38h is connected to the boat 38. (!l:
Each person shall be allowed to pass. The second soft valve 40 includes a spool 40b elastically supported by a spring 40a at the left-hand position in the figure, and this spool is connected to the chamber 4.
When pressure is supplied to 0c, it is assumed to be in the right half position in the figure. The second shift valve 40 allows the port 40d to communicate with the drain boat 40e, the boat 40f with the boat 40g, and the boat 40h with the orifice-equipped drain boat 40i when the spool 40b is in the left half position in the figure.
] is at the right-hand position in the figure, boat 4t) d becomes boat 40j
, connect the boat 40f to the drain port 40e, and connect the boat 40f to the drain port 40e.
Let h be connected to the boat 40k, respectively. The spool positions of the first and second shift valves 38,40 are the first shift solenoid 42 and the second shift solenoid 4, respectively.
These shift solenoids are controlled by coils 42a, 44a and plungers 42b, respectively.
44b, and springs 42d and 44d. 1st
Shift solenoid 42 is connected to pilot pressure circuit 79 via orifice 99, and circuit 10 leading to chamber 38c.
0, when the coil 42a is ON (energized), the drain boat 42
c, and the control pressure in the circuit 100 is set to the same value as the pilot pressure, which is the source pressure, thereby switching the first shift valve 38 to the right half state in the figure. Further, the second shift solenoid 44 is connected to the pilot pressure circuit 79 via an orifice lot, and the circuit 102 leading to the chamber 40c is
When the coil 44a is turned on (energized), it is cut off from the drain boat 44c to make the control pressure in the circuit 102 the same value as the pilot pressure of the source pressure, thereby switching the second shift valve 40 to the right half state in the figure. do. The first to fourth forward speeds can be obtained by combinations of the ON/OFF states of these shift solenoids 42, 44, and therefore the states of the shift valves 38, 40, which are summarized in the following table. In Table 3, the mark Q in this table indicates the right half of the shift valve in the diagram (ascending), and the mark X indicates the left half of the soft delivery in the diagram (descending). ON. OF'F is determined by the vehicle speed sensor 20 based on a shift pattern predetermined by a computer 200 as a control means shown in FIG.
1 and the throttle opening sensor 202 as the vehicle running conditions and the engine load, a suitable gear position is determined, and a suitable gear position is determined to correspond to this gear position. Forward clutch computer valve 46 is connected to spool 46
11, a pilot pressure from a circuit 79 guided through an orifice 103 acts downward in the figure on this spool to prevent pulsation of the spool, and this spool is further provided with a circuit through an orifice 104.
【05内におけるフ
ォワードクラッチF/Cの作動圧をフィードバックし、
図中下向きに作用させる。スプール46bはこれら圧力
による図中下向き方向の力と、室46a内の圧力による
力とがバランスする位置にストロークする。スプール4
61]は図中右半部位置の時回路105をドレンボート
46Cに通じ、図中圧半部位置の時回路105を回路1
06に通じるしのとし、回路105にはフォワードクラ
ッチF/Cに向かうル圧に対してのみ絞り効果を発揮す
るワンウェイオリフィス107を設け、回路106はマ
ニュアル弁36のボート36Dに接続する。
3−2タイミング弁48はばね48aにより図中左半部
位置に弾支されたスプール4gbを具え、このスプール
位置でボート48c及びオリフィス48f付のボート4
8a間を連通し、室48e内の圧力が高く、スプール4
8bが図中右半部位置になる時ポート48c、 48a
間を遮断するものとする。
4−2リレー弁50はばね50aにより図中左半部位置
に弾支されたスプール50bを具え、このスプール位置
でボート50cをオリフィス付ドレンポート50dに通
じ、室50e内に圧力が供給されてスプール50bが図
中右半部位置になる時ボート50cをボート50fに通
ずるものとする。
4−2シークエンス弁52はばね52aにより図中右半
部位置に弾支されるスプール52bを具え、このスプー
ル位置でボート52cをオリフィス付ドレンボート52
dに通し、室52e内の圧力か高くてスプール52bが
図中左半部位置になる時ボート52cをボート52fに
通ずるものとする。
Iレンツ減圧弁54はばね54aて図中右半部(ケ装置
に向は付勢されたスプール54bを具え、このスプール
位置て相互に連通ずるボート54c、 54dを設ける
と共に、スプール54bが図示左半部位置に上昇してボ
ート54dを閉じ終える時ポート54cに通じ始めるド
レンボート54eを設ける。ばね54aから遠いスプー
ル541+の端面が臨む室54fをオリフィス+08を
介してボート54cに接続する。かくて(レンジ減圧弁
54は常聾で図中右半部状態となり、ここでボート54
dに圧力が供給されるとボート54cより圧力が出力さ
れる。この出力圧はオリフィス108を経てスプール5
4bの図中下端面に作用し、出力圧が高まるにつれスプ
ール54bを図中上昇させる。スプール54bが図中左
半部位置以上上昇する時、ボート54cはドレンポート
54eに通じて、ボート54cからの出力圧を低下させ
る。この出力圧低下によりスプール54bか図中左半部
位置以上下降すると、ボート54cはボート54dに通
じ、ボート54cからの出力圧を上昇させる。かかる作
用の繰返しによりボート54Cからの出力圧はばね54
aのばね力で決まる一定値に減圧される。
ンヤトル弁56はばね56aにより図中左半部位置に弾
支されたスプール56bを具え、このスプールは室56
gへの圧力供給がある時この位置に保持されるが、室5
6gへの圧力供給がない間はボート56cからの圧力に
よる図中上向きの力が成る値以上の時図中右半部位置に
ストロークされる。図中左半部位置でボート56dを第
3シフトソレノイド60からの回路109に通じさせる
と共に、ボート56eをドレンポート56fに通じ、図
中右半部位置でボート56dをパイロット圧回路79に
、ボート56eを回路109に通じるものとする。
第3シフトソレノイド60はコイル60a及びプランジ
ャ60b、スプリング60dで構成し、オリフィス11
0を介してパイロット圧回路79に接続した回路109
を、コイル60aのON(通電)時ドレンポート60c
から遮断して、回路109内の制御圧を元圧であるパイ
ロット圧と同じ値になるものとする。なお、第3シフト
ソレノイド60のON、OFFは前記コンピュータ20
0により車両走行条件たとえば車速。
エンジン負荷に基すいて決定される。
オーバーランクラッチコンピュータ弁58はばね58a
により図中左半部位置に弾支されたスプール58bを具
え、このスプールは室58cへの圧力供給時図中右半部
位置に切換ねるものとする。又スプール58bは図中左
半部位置でボート58dをドレンポート58eに、又ボ
ート58fをボート58gに夫々通じ、図中右半部位置
でボート58dをボート58hに、又ボート58fをド
レンポート58eに通じるものとする。
オーバーランクラッチ減圧弁62はばね62aにより図
中左半部位置に弾支されたスプール62bを具え、この
スプールには更にボート62cからの圧力がある時これ
により図中下向きの力を付加してスプール62bをこの
位置に保持する。ボート62cからの圧力流入がない間
、ボート62dに圧力が供給されると、この圧力はボー
ト62eからの出力圧を高める。この出力圧は室62f
にフィードバックされ、ばね62aのばね力に対応した
値になるところでスプール62bを図中右半部位置にし
てボート62d、62a間を断ち、オーバーランクラッ
チ減圧弁62はボート62eからの出力圧をばね62a
のばね力で決まる一定値に減圧するものとする。
2速サーボアプライ圧アキユムレータ64は段付ピスト
ン64aをばね64bにより図中左半部位置に弾支して
構成し、段付ピストン64aの両端間に画成された室6
4cを大気開放とし、段付ピストンの小径端面及び大径
端面を夫々密閉室64d、 64eに臨ませる。
3速サーボレリーズ圧アキユムレータ66は段付ピスト
ン66aをばね66bにより図中左半部位置に弾支して
構成し、段付ピストンの両端間に画成された室66cを
前記のライン圧回路78に接続し、役付ピストンの小径
端面及び大径端面を夫々密閉室66d。
66eに臨ませる。
4速サーボアプライ圧アプライ圧68は段付ピストン6
8aをばね68bにより図中左半部位置に弾支して構成
し、段付ピストンの両端間に密閉室68cを画成ケると
共に、段付ピストンの小径端面及び大径端面を夫々密閉
室68d、 68eに臨ませる。
アキュムレータコントロール弁70はばね70aにより
図中左半部位置に弾支されたスプール70bを具え、ば
ね70aから遠いスプール70bの端面が臨む室70c
に回路81の制御圧を導く。スプール70bは図中左半
部位置で出力ポードア0dをドレンボート70eに通じ
、室70cへの制御圧が高くなってスプール70bが図
中右半部位置以上に上昇する時ボート70dをライン圧
回路78に切換接続するものとする。そして、出力ポー
ドア0dを回路111によりアキュムレ・−タ室64d
、 68cに接続すると共にばね70aを収納した室7
0fにも接続する。
かくてアキュムレータコントロール弁70は後退選択時
以外室70cへの制御圧によりスプール70bを図中右
半部位置以上に上昇される。これにより回路78からの
ライン圧が回路111に出力され、この回路111内の
圧力が上記制御圧に対応した値になるところで、スプー
ル70bは図中右半部位置に弾支される。これがため回
路111の圧力は制御圧に対応した値に調圧されるが、
制御圧が前記の如く後退選択時以外エンジン負荷(エン
ジン出力トルク)の増大に応じて高くなるため、回路1
11からアキュムレータ64.68の室64d、 68
cにアキュムレータ背圧として供給される圧力もエンジ
ン出力トルクの増大に応じ高くなる。なお、後退選択時
は制御圧がOのため、回路111へは圧力が出力されな
い。
次に油圧回路網を補足説明するに、マニュアル弁36の
ボート36Dから延在する回路106は途中を第1ソフ
ト弁38のボート38g及び第2シフト弁4oのボート
40gに接続すると共に、回路106より分岐した回路
112を経てシャトル弁56のボート56c及びオーバ
ーランクラッチコントロール弁58のボート58gにも
接続する。第1シフト弁38のボート38fは回路11
3により4−2リレー弁5oのボート50rに接続する
と共に、ワンウェイオリフィス114を介してアキュム
レータ室64e及び2速サーボアプライ室2S/Aに接
続し、ボート50fは回路115によりンヤトル弁32
の室32cにも接続する。更に第1シフト弁38のボー
ト38hハ回路116ニヨリ4−21J レー弁5Q(
7)室50e及びオーバーランクラッチコントロール弁
58のボート58hに接続し、4−2リレー弁50のボ
ート50cは回路117により第2シフト弁40のボー
ト40kに接続する。第1ノフト弁38のボート38に
、 3g(を第2シフト弁40のボート40fと共に回
路118によりハイクラッチ11/Cに接続し、その途
中に一対の相互に逆向き配置としたワンウェイオリフィ
ス119,120を挿入する。これらオリフィスとハイ
クラッチH/Cとの間において回路118より分岐した
回路121はワンウェイオリフィス122を介して3速
サーボレリーズ室3S/R及びアキュムレータ室66e
に接続し、ワンウェイオリフィス122をバイパスする
回路123中にボート48c、48dを接続して3−2
タイミング弁48をこの回路123中に挿入する。従っ
て、該3−2タイミング弁48のスプール48bが図中
右半分位置に設定されてボート48cとボート48dが
遮断された状態では、回路121にはワンウェイオリフ
ィス122のみが存在し、かつ前記スプール48bが図
中左半分位置に設定されてボート48cとボート48d
が連通された状態では、前記ワンウェイオリフィス12
2とオリフィス48fが共存することになる。このため
、バンドブレーキB/Bの3速サーボレリーズ室3S/
Rから解除圧か排出される際、ワンウェイオリフィス1
22のみの場合はオリフィス抵抗が大きくなり、かつ、
該ワンウェイオリフィス122およびオリフィス48f
が共存する場合はオリフィス抵抗が小さくなる。従って
、本実施例の液圧制御装置では、前記3−2タイミング
弁48と、コンピュータ200制御され該3−2タイミ
ング弁48の室48e内に供給する制御圧を制御する前
記第3シフトソレノイド60とによって可変オリフィス
機構が構成されるようになっている。ワンウェイオリフ
ィス122及び3速サ一ボレリーズ室3S/R間におい
て回路121より分岐する回路124を4−2ンークエ
ンス弁52の室52eに接続し、4−2’i−’)エン
ス弁52ノポート52c、 52fを夫々第1ンフト弁
38のボート38i及び第2シフト弁40のボート40
hに接続する。
第1シフト弁38のボート38jを回路125により第
2シフト弁4Gのボート40dに接続し、ボート38d
を回路126によりシャトルポール127の一方の人[
−1ボートに接続する。シャトルポール127の他方の
入口ボートは回路128により一方で前記の回路77と
共にマニュアル弁36のボート36Rに接続し、他方で
ワンウェイオリフィス129を介してリバースクラツヂ
R/C及びアキュムレータ室68dに接続し、ツヤトル
ボール127の出口ボートは回路130に上りローリバ
ースブレーキLR/Bに接続する。第2シフト弁40の
ボート40jは回路131によりlレンジ減圧弁54の
ボート54c及び室54fに接続し、ルンノ減圧弁54
のボート54dを回路132によりマニュアル弁36の
ボート36Iに接続する。
ンヤトル弁56のボート56eは回路133により3−
2タイミング弁48の室48eに接続し、ボート56d
は回路134によりオーバーランクラッチコントロール
弁58の室58cに接続する。オーバーランクラッチコ
ントロール弁58のボート58dは回路135によりア
キュムレータ室66dに接続すると共に、ワンウェイオ
リフィス136を介してアキュムレータ室68e及び4
速サーボアプライ室43/Aに接続する。そしてオーバ
ーランクラッチコントロール弁58のボート58[は回
路1.37によりオーバーランクラッチ減圧弁62のボ
ート62dに接続し、該減圧弁62のボート62eを回
路138によりオーバーランクラッチOR/Cに接続し
、回路137.138間にチェックバルブ139を設け
る。オーバーランクラッチ減圧弁62のボート62cは
回路140によりマニュアル弁36のボート36Ii及
びンヤトル弁56の室56gに接続する。
以上の構成により本実施例の液圧制御装置における作用
を以下性へる。
プレツノヤレギュレータ弁20.プレツンヤモデイファ
イア弁22及びデユーティソレノイド24は前記した作
用により後退選択時以外オイルポンプO/Pからのオイ
ルをエンジン出力トルクに比例して高くなるライン圧に
調圧し、後退選択時オイルポンプ0/Pからのオイルを
一定値にし、これを回路78に出力している。このライ
ン圧はパイロット弁26゜マニュアル弁36.アキュム
レータコントロール弁70、及びアキュムレータ66に
達し、アキュムレータ66を図中右半部状態にしている
。アキュムレータコントロール弁70は後退選択時以外
前記作用により回路111を経てエンジン出力トルクに
比例したアキュムレータ背圧をアキュムレータ64.6
8の室64d、 68cに供給し、これらアキュムレー
タを夫々図中右半部状態にしている。なお、後退選択時
アキュムレータコントロール弁70は前記の如くアキュ
ムレータ背圧をOとし、アキュムレータ64゜68を図
中左半部状態にしている。又、パイロット弁26は前記
作用により常時一定のパイロット圧を回路79に出力す
る。
そして、運転者が走行を希望せずマニュアル弁36をP
又はNレンジにしている場合、マニュアル弁ボート36
D、 361 、361皮び36Hの全てが前記第2表
の通りドレンポートとなり、これらボートからライン圧
が出力されることはないので、これらボートからのライ
ン圧を元圧として作動されるフォワードクラッチF/C
,ハイクラッチH/C,バンドブレーキB/B 、リバ
ースクラッチR/C,ローリバースブレーキLR/B及
びオーバーランクラッチOR/Cは全て非作動に保たれ
、第2図の動力伝達列を動力伝達不能な中立状態にして
おくことかできる。
次に、Dレンジ走行を行なうときには前記第2表に示し
たように、マニュアル弁36では回路78のライン圧を
ボート36Dから出力する。そして、このDレンジでの
走行中第1.第2シフトソレノイド42.44は、コン
ピュータ200からの駆動信号により運転条件に応じて
前記第3表に示したようにON、OFF動作し、第1.
第2シフト弁38.40を同表に示すように切換える。
すると、各摩擦要素B/B、 H/C,F/C,OR/
C,LR/B、 R/Cは前記第1表に示すように作動
、非作動を行ない各変速段(第1速、第2速、第3速、
第4速)に適宜自動切換される。
たとえば、■速選択時ではフォワードクラッチF/Cが
各摩擦要素の中で唯1つ締結された状態となり、2速選
択時では前記フォワードクラッチF/Cと合わせてバン
ドブレーキB/Bが締結されることになる。ところで、
このバンドブレーキB/B締結は2速サーボアプライ室
2S/Aに回路113を介して締結圧が導入されること
により行なわれる。この締結圧導入時はワンウェイオリ
フィス114によって締結圧が一旦絞られ、更に2速サ
ーボアプライ圧アキユムレータ64によって圧力調整さ
れfこものが前記サーボアプライ室2S/Aに供給され
ることになる。従って、この2速還択時にはバンドブレ
ーキB/Bの緩徐な締結が行なわれ、変速ショックの大
幅な低減が行なわれるようになっている。
次に、第3選択時には前記フォワードクラッチF/Cと
合わせてハイクラッチ11/Cが締結されると共に、バ
ンドブレーキB/Bが締結解除されることによって行な
われる。このバンドブレーキB/Bの解除は回路118
から分岐される回路121を介して3速サーボレリーズ
室3S/Rに解除圧を供給することによって行なわれる
。ところで、第2速から第3速へのアツブノフト時は、
ハイクラッチII / Cおよび3速サーボレリーズ室
3S/Rへのクラッチ圧および解除圧がワンウェイオリ
フィス119により絞られると共に、アキュムレータ6
6の作動と相俟って変速ショックの低減を図ることがで
きる。尚、このとき、回路121本通過する解除圧はワ
ンウェイオリフィス122を素通りするため、可変オリ
フィス機構でのオリフィス抵抗発生はない。
次に、第4速選択時にはフォワードクラッチF/C。
ハイクラッチ!(/ Cの締結状態から更にバンドブレ
ーキB/Bが締結されるようになっている。即ち、この
4速時バンドブレーキB/B締結は、回路135を介し
てバンドサーボ10の4速サーボアプライ室4S/Aに
4速選択圧が供給されることにより行なわれる。
そして、かかる各変速段で締結される各摩擦要素を適宜
選択して切換えることにより、シフトアップはもとより
シフトダウンも任意に行なわれることになる。
ところで、このようにシフトダウン時特に第3速から第
2速にソフトダウンされる際には、ハイクラッチH/C
のクラッチ圧および3速サーボレリーズ室3S/Hの解
除圧が夫々排出されることにより、ハイクラッチIt/
Cが解除されると共に、バンドブレーキB/Bが締結さ
れるようになっている。一方、このように第3速から第
2速へのシフトダウンは、前記第3表から明らかなよう
に第1ンフトソレノイド42がOFF状態を継続する一
方、第2シフトソレノイド44がOFFからONに切換
えられることにより行なわれる。つまり、該第2ンフト
ソレノイド44がONされると第2ンフト弁40のスプ
ール40bは図中右半分位置に設定され、回路118を
ドレンボート40eに連通し前記クラッチ圧および前記
解除圧が該ドレンボート40eから排出される。
ところで、このように3速サーボレリーズ室3S/Rか
回路121を介して解除圧が排出される際、3−2タイ
ミング弁48を用いた可変オリフィス機構を通過するよ
うになっている。該3−2タイミング弁48は ・車両
走行条件(車速、エンジン負荷)に応じて切換作動され
るようになっている。
即ち、エンジン負荷から検出される出力トルクか一定以
下の場合、これに応じた低いDレンジ圧(ライン圧)が
ボート56cに作用してシャトル弁56を図中左半部状
態にし、3−2タイミング弁48の室48eが回路13
3およびボート56eを経てドレンボート56fに通ず
るため、3−2タイミング弁48は図中左半部状態とな
る。従ってこの低エンジン出力トルりのらとでは、3速
サーボレリーズ室3S/Rの圧ツノがワンウェイオリフ
ィス122の他に、オリフィス48fをへても抜かれて
、その抜は速度が速い。エンジン出力トルクが一定以上
の場合、これに応じて高いポート56cからのDレンジ
圧(ライン圧)がシャトル弁56を図中右半部状態にし
、3−2タイミング弁48は回路109から回路133
に導入される制御圧により状態変化される。この制御圧
は第3シフトソレノイド60のON、OFFにより制御
され、該第3ノフトソレノイド60がONされろことに
より制御圧を回路79内のパイロット圧と同圧にし、か
つ第3シフトソレノイド60がOFFされることにより
オリフィス1】0後流の制御圧はドレンされて零となる
ようになっている。そして、前記第3シフトソレノイド
60は前述したようにコンピュータ200で制御され、
該ソレノイド60ONで制御圧がパイロット圧と同圧に
なると、3−2タイミング弁48は図中右半分位置とな
りオリフィス48fを遮断すると共に、前記ソレノイド
600 P Fで制御圧がドレンされると、3−2タイ
ミング弁48は図中左半分位置となり前記オリ、フイス
41Bを連通させろようになっている。
第4図(A)、(B)は本実施例の液圧制御装置に用い
られるコンピュータ200のプログラムを実行するため
のフローチャートで、まず同図(A)のメインルーチン
を説明する。このメインルーチンではまずステップ10
00により現在が変速中であるかどうかを判断し、変速
中でない場合(No)はステップ1100で車速および
エンジン負荷としてのスロットル開度を読込み。そして
、ステップ1200に進んで現在のギヤ位置(Gp)よ
りl速段高いギヤ位置(Gp→Gp+ 1 )をデータ
にマツピングし、このマツピングした値に基づいて次の
ステップ1300によりアップシフトで妥当かどうかを
判断する。その結果妥当である場合(Y E S )は
ステップ1310で次期ギヤ位置をアップシフト(Gp
+ 1 )にセットする。
次に、前記ステップ1300でアップシフトが妥当でな
いと判断した場合(No)は、ステップ1400て現在
のギヤ位置よりl速段低いギヤ位1t(Gp−Gp
l)をデータにマツピングし、このマツピングした値に
基づいてステップ1500によりダウンシフトで妥当か
どうかを判断する。その結果妥当である場合(Y E
S )はステップ1510で次期ギヤ位置をダウンシフ
ト(Gp−1)にセットする。そして、前記ステップ1
310.1510で夫々セットされ′た次期ギヤ位置は
ステップ1600に進み、変速タイマをセットすると共
に、変速フラグをセットする。尚、前記ステップ100
0で変速中であると判断した場合(Y E S )は、
前述した以下の各ステップをスキップして終結される。
次に、第4図(B)の定時割込みのサブルーチンでは、
まずステップ2000で変速タイマをONする。
このとき、該サブルーチンのたとえば1 m5ec毎の
フロー回数をカウントし、その回数を付加する。
次に、ステップ2100で変速中かどうかを判断し、変
速中(Y E S )ならばステップ2200で現在の
ギヤ位置(Gp)と前記メインフローのステップ131
0又はステップ1510で求められた次期ギヤ位置(N
EXT Gp)とにより変速の種類を判断し、この変速
の種類毎の0N−OF’Fタイマ表をステップ2300
て比較する。この0N−OFFタイマ表としては、たと
えば3速−2速シフトダウン時のものを第5図に示す。
尚、同図中には第1.第2ノフトソレノイド42、44
および第3シフトソレノイド60ノON−OFF作動ら
併記しである。そして、このように0N−OFFタイマ
表を比較した後、ステップ2400でソレノイドタイマ
がONしているかどうかを判断し、ONしている場合(
YES)はステップ241oに進んで第3シフトソレノ
イド60をONする一方、前記ソレノイドタイマがOF
Fである場合(NO)はステップ2420に進んで前記
第3シフトソレノイド6oをOFFする。そして、これ
らステップ2410.2420はステップ2500に進
んで変速タイマが終了かどうかを判断し、終了している
場合(Y E S )はリターンされ、かつ変速タイマ
が継続している場合(No)はステップ2600に進ん
で次期ギヤ位置(NEXT Gp)に従い第1.第2ノ
フトソレノイド42.44を駆動して変速フラグをクリ
ヤし、そしてリターンされる。一方、前記ステップ21
00で変速中でないと判断された場合(No)は、ステ
ップ2700でギヤ位置Gpを次期ギヤ位装置(NEX
T Gp)としてリターンされる。
従って、本実施例ではかかるフローにより、第5図に示
したように、3速から2速へのンフトダウン時には、第
3シフトソレノイド60を第2ンフトソレノイド44の
OFFからONに切換わる前後に亘って切換えることが
できる。即ち、第2シフトソレノイド44がOFFから
ONに切換わることによって、第2ノフト弁40が第1
図中左半分位置から右半分位置になって3速サーボレリ
ーズ室3S/Hの解除圧およびハイクラッチH/ Cの
クラッチ圧がドレンされるが、このとき、前記第3シフ
トソレノイド60をOFF状態からON状態にすること
によって3−2タイミング弁48は図中左半分位置から
右半分位置に切換わり、前記解除圧の排除速度を変化さ
せることができる。たとえば、第6図は該解除圧の変化
特性を示し、変速タイマが作動される区間1+(前記ス
テップ2000でカウントされるフロー回数で決定され
る。)にあって、最初の区間t2は第3シフトソレノイ
ド60のOFFによって可変オリフィス機構のオリフィ
ス122.48f両者が連通してオリフィス抵抗か少な
くなり、解除用作動液の通過量は多くなる。そして、次
の区間L3では前記第37フトソレノイド60がONに
切換えみれることによってオリフィス48rh<遮断さ
れ、オリフィス抵抗が大きくなるため作動液の通過量は
少なくなる。更に、次の区間[4では第3ソフトソレノ
イド60が再度OFFに切換えられることにより作動液
通過量は多くなる。従って、解除圧の排除速度は前記変
化特性の区間tIにおける積分量として得られることに
なり、バンドブレーキB/Bの締結速度を調整すること
ができる。このため、前記区間13間の長さつまり第3
シフトソレノイド6oをONにする長さく時間)を車両
走行条件、たとえば車速。
スロットル開度に応じて変化させることにより、作動液
の通過量を多段階若しくは無段階に切換えることができ
る。従って、解除圧の排除によるバンドブレーキの締結
時間は車両走行条件に応じて最適状態で決定することが
でき、3速→2速シフトダウン時の変速ショックを防止
若しくは大幅に低減することができるようになる。
尚、本実施例にあってはエンジン負荷をみるにあたって
スロットル開度信号を用いるようにしたものを示したが
、これに限ることなく燃料噴射弁タイプのらのは該噴射
弁の開度とかアクセルペダルの踏込1等からエンジン負
荷信号を得るようにしてもよい。また、本実施例の液圧
制御装置では3速−2速ンフトダウンを制御するのに本
発明を適用した場合を開示したが、これ以外の変速段で
ら本発明を適用することができることはいうまでもない
。
更に、本実施例では第3ンフトソレノイド6oのON、
OF’Fによる3−2タイミング弁48の開閉切換で作
動液の通過量を変化させるようにしたものを示したが、
オリフィス48fを含む前記3−2タイミング弁48に
代えて無段階の可変絞り弁を設けると共に、前記第3ノ
フトソレノイド60をデユーティ制御して回路133内
の制御圧を無段制御し、もって前記可変絞り弁による作
動液の通過量を無段制御してもよい。また、前記可変絞
り弁の制御−圧はコンピュータ200制御される第3シ
フトソレノイド60を用いることなく、ガバナバルブ等
によす111械的に発生されるガバナ圧を前記制御圧と
してもよい。
ところで、本実施例では作動液の通過量を無段階に制御
する場合について述べたが、これに限ることなく多段階
状に制御しても良好な変速タイミングを得ることができ
る。
発明の効果
以上述べたように本発明の自動変速機の液圧制御装置に
あっては、作動液供給回路中の作動液通過量は、可変オ
リフィス機構を介して走行条件に応じて無段階若しくは
多段階に制御されるため、前記作動液の通過量に応じて
決定される摩擦要素の締結又は解除タイミングは、前記
走行条件に沿った最適状態で得ることができる。従って
、前記摩擦要素の切換による変速時のショックは、防止
若しくは大幅に低減させることができ、車両乗心地性の
著しい向上を図ることができるという優れ第1図は本発
明の自動変速機の液圧制御装置の一実施例を示す全体回
路図、第2図は第1図に示す液圧制御装置が適用される
自動変速機の動力伝達列の一実施例を示す概略図、第3
図は本発明に用いられる可変オリフィス機構を制御する
だめの制御手段の一実施例を示すシステム図、第4図(
A)。
(B)は第3図に示す制御手段のプログラムを実行する
一実施例のフローチャート、第5図は第3図の制御手段
に用いられるタイマ表、第6図は本発明の液圧制御装置
によって得られる作動液圧の変化特性図、第7図は摩擦
要素としてのバンドブレーキの一実施例を示す断面図、
第8図は従来の液圧制御装置の要部構成図である。
48・・・3−2タイミング弁(可変オリフィス機構)
、48f・・オリフィス、60・・・第3シフトソレノ
イド、122・・ワンウェイオリフィス、200・・・
コンピュータ(制御手段)、201・・・車速センサ、
202・・・スロットル第5図
変
第7図
第8図Feedback the operating pressure of the forward clutch F/C in 05,
Act downward in the figure. The spool 46b is stroked to a position where the downward force in the figure due to these pressures and the force due to the pressure inside the chamber 46a are balanced. Spool 4
61] connects the circuit 105 at the right half position in the figure to the drain boat 46C, and connects the circuit 105 to the circuit 1 at the pressure half position in the figure.
06, the circuit 105 is provided with a one-way orifice 107 that exerts a throttling effect only on the pressure toward the forward clutch F/C, and the circuit 106 is connected to the boat 36D of the manual valve 36. 3-2 The timing valve 48 includes a spool 4gb elastically supported at the left half position in the figure by a spring 48a, and at this spool position, the boat 48c and the boat 4 with an orifice 48f are opened.
8a, the pressure inside the chamber 48e is high, and the spool 4
When 8b is in the right half position in the figure, ports 48c and 48a
The gap shall be cut off. 4-2 The relay valve 50 includes a spool 50b elastically supported at the left half position in the figure by a spring 50a, and at this spool position, the boat 50c is connected to the drain port 50d with an orifice, and pressure is supplied into the chamber 50e. When the spool 50b is at the right half position in the figure, the boat 50c is connected to the boat 50f. 4-2 The sequence valve 52 includes a spool 52b that is elastically supported at the right half position in the figure by a spring 52a, and at this spool position, the boat 52c is connected to the drain boat 52 with an orifice.
d, and when the pressure in the chamber 52e is high and the spool 52b is at the left half position in the figure, the boat 52c is connected to the boat 52f. The Lenz pressure reducing valve 54 has a spool 54b which is biased by a spring 54a in the right half of the figure (towards the device), and boats 54c and 54d that communicate with each other are provided at this spool position, and the spool 54b is on the left side in the figure. A drain boat 54e is provided which begins to communicate with the port 54c when the boat 54d is finished closing after being raised to the half position.The chamber 54f facing the end face of the spool 541+ far from the spring 54a is connected to the boat 54c via the orifice +08. (The range pressure reducing valve 54 is permanently deaf and is in the right half state in the figure, where the boat 54
When pressure is supplied to d, pressure is output from the boat 54c. This output pressure is applied to the spool 5 through the orifice 108.
4b in the figure, and as the output pressure increases, the spool 54b is raised in the figure. When the spool 54b rises above the left half position in the figure, the boat 54c communicates with the drain port 54e, reducing the output pressure from the boat 54c. When the spool 54b is lowered by more than the left half position in the figure due to this decrease in output pressure, the boat 54c communicates with the boat 54d, increasing the output pressure from the boat 54c. By repeating this action, the output pressure from the boat 54C is increased by the spring 54.
The pressure is reduced to a constant value determined by the spring force of a. The spool valve 56 includes a spool 56b elastically supported in the left half position in the figure by a spring 56a, and this spool is connected to the chamber 56.
It is held in this position when there is a pressure supply to g, but chamber 5
While no pressure is supplied to 6g, when the upward force in the figure due to the pressure from the boat 56c exceeds the value, it is stroked to the right half position in the figure. At the left half position in the figure, the boat 56d is connected to the circuit 109 from the third shift solenoid 60, and the boat 56e is connected to the drain port 56f, and at the right half position in the figure, the boat 56d is connected to the pilot pressure circuit 79. 56e is connected to the circuit 109. The third shift solenoid 60 includes a coil 60a, a plunger 60b, and a spring 60d.
circuit 109 connected to pilot pressure circuit 79 via 0
When the coil 60a is ON (energized), the drain port 60c
It is assumed that the control pressure in the circuit 109 becomes the same value as the pilot pressure which is the source pressure. Note that the third shift solenoid 60 is turned on and off by the computer 20.
0 indicates vehicle running conditions, such as vehicle speed. Determined based on engine load. Overrun clutch computer valve 58 is spring 58a
It is assumed that a spool 58b is elastically supported in the left half position in the figure, and this spool is switched to the right half position in the figure when pressure is supplied to the chamber 58c. Also, the spool 58b connects the boat 58d to the drain port 58e and the boat 58f to the boat 58g at the left half position in the figure, and connects the boat 58d to the boat 58h and the boat 58f to the drain port 58e at the right half position in the figure. It is assumed that the The overrun clutch pressure reducing valve 62 includes a spool 62b elastically supported in the left half position in the figure by a spring 62a, and when there is pressure from a boat 62c on this spool, this applies a downward force in the figure. Hold the spool 62b in this position. When pressure is supplied to boat 62d while there is no pressure inflow from boat 62c, this pressure increases the output pressure from boat 62e. This output pressure is in the chamber 62f
When it reaches a value corresponding to the spring force of the spring 62a, the spool 62b is moved to the right half position in the figure to cut off the connection between the boats 62d and 62a, and the overrun clutch pressure reducing valve 62 transfers the output pressure from the boat 62e to the spring force. 62a
Assume that the pressure is reduced to a constant value determined by the spring force. The 2-speed servo apply pressure accumulator 64 is configured by elastically supporting a stepped piston 64a at the left half position in the figure by a spring 64b, and a chamber 6 defined between both ends of the stepped piston 64a.
4c is opened to the atmosphere, and the small diameter end face and large diameter end face of the stepped piston are made to face the closed chambers 64d and 64e, respectively. The 3-speed servo release pressure accumulator 66 includes a stepped piston 66a elastically supported in the left half position in the figure by a spring 66b, and a chamber 66c defined between both ends of the stepped piston is connected to the line pressure circuit 78. The small diameter end face and the large diameter end face of the service piston are respectively connected to a sealed chamber 66d. 66e. 4th speed servo apply pressure apply pressure 68 is applied to stepped piston 6
8a is elastically supported in the left half position in the figure by a spring 68b, and a sealed chamber 68c is defined between both ends of the stepped piston, and a small diameter end face and a large diameter end face of the stepped piston are respectively sealed into the sealed chamber. 68d and 68e. The accumulator control valve 70 includes a spool 70b elastically supported in the left half position in the figure by a spring 70a, and a chamber 70c facing the end face of the spool 70b far from the spring 70a.
The control pressure of the circuit 81 is guided to. The spool 70b connects the output port door 0d to the drain boat 70e at the left half position in the figure, and when the control pressure to the chamber 70c becomes high and the spool 70b rises above the right half position in the figure, the boat 70d is connected to the line pressure circuit. 78 shall be switched and connected. Then, the output port door 0d is connected to the accumulator chamber 64d by the circuit 111.
, a chamber 7 connected to 68c and housing a spring 70a.
Also connect to 0f. Thus, the accumulator control valve 70 raises the spool 70b above the right half position in the figure by the control pressure applied to the chamber 70c except when the reverse movement is selected. As a result, the line pressure from the circuit 78 is output to the circuit 111, and when the pressure in the circuit 111 reaches a value corresponding to the control pressure, the spool 70b is elastically supported at the right half position in the figure. Therefore, the pressure in the circuit 111 is regulated to a value corresponding to the control pressure, but
Since the control pressure increases as the engine load (engine output torque) increases except when reverse is selected as described above, circuit 1
11 to chambers 64d, 68 of accumulators 64.68
The pressure supplied to c as accumulator back pressure also increases as the engine output torque increases. Note that when the reverse is selected, the control pressure is O, so no pressure is output to the circuit 111. Next, to provide a supplementary explanation of the hydraulic circuit network, the circuit 106 extending from the boat 36D of the manual valve 36 is connected halfway to the boat 38g of the first soft valve 38 and the boat 40g of the second shift valve 4o. It is also connected to the boat 56c of the shuttle valve 56 and the boat 58g of the overrun clutch control valve 58 via a more branched circuit 112. The boat 38f of the first shift valve 38 is the circuit 11
3 to the boat 50r of the 4-2 relay valve 5o, and also to the accumulator chamber 64e and the 2-speed servo apply chamber 2S/A via the one-way orifice 114, and the boat 50f is connected to the boat 50r by the circuit 115.
It is also connected to the chamber 32c. Furthermore, the boat 38h of the first shift valve 38
7) It is connected to the chamber 50e and the boat 58h of the overrun clutch control valve 58, and the boat 50c of the 4-2 relay valve 50 is connected to the boat 40k of the second shift valve 40 by a circuit 117. A pair of one-way orifices 119 are connected to the boat 38 of the first noft valve 38, together with the boat 40f of the second shift valve 40, to the high clutch 11/C by a circuit 118, and a pair of one-way orifices 119 are arranged in opposite directions. A circuit 121 branched from the circuit 118 between these orifices and the high clutch H/C is connected to the 3-speed servo release chamber 3S/R and the accumulator chamber 66e via the one-way orifice 122.
3-2 by connecting the boats 48c and 48d to the circuit 123 that bypasses the one-way orifice 122.
A timing valve 48 is inserted into this circuit 123. Therefore, when the spool 48b of the 3-2 timing valve 48 is set to the right half position in the figure and the boats 48c and 48d are cut off, only the one-way orifice 122 exists in the circuit 121, and the spool 48b is set at the left half position in the figure, and boats 48c and 48d
When the one-way orifice 12 is in communication, the one-way orifice 12
2 and orifice 48f coexist. For this reason, the 3rd speed servo release chamber 3S/ of the band brake B/B
When releasing pressure is discharged from R, one-way orifice 1
In the case of only 22, the orifice resistance becomes large, and
The one-way orifice 122 and orifice 48f
If these coexist, the orifice resistance becomes smaller. Therefore, in the hydraulic pressure control device of this embodiment, the 3-2 timing valve 48 and the third shift solenoid 60, which is controlled by the computer 200 and controls the control pressure supplied to the chamber 48e of the 3-2 timing valve 48, A variable orifice mechanism is configured. A circuit 124 branched from the circuit 121 between the one-way orifice 122 and the 3-speed servo release chamber 3S/R is connected to the chamber 52e of the 4-2 sequence valve 52, 52f to the boat 38i of the first lift valve 38 and the boat 40 of the second shift valve 40, respectively.
Connect to h. The boat 38j of the first shift valve 38 is connected to the boat 40d of the second shift valve 4G by the circuit 125, and the boat 38d is connected to the boat 40d of the second shift valve 4G.
The circuit 126 connects one person to the shuttle pole 127 [
-1 Connect to boat. The other inlet boat of the shuttle pole 127 is connected by a circuit 128 to the boat 36R of the manual valve 36 along with the circuit 77 on the one hand, and to the reverse clutch R/C and the accumulator chamber 68d via a one-way orifice 129 on the other hand, and the shuttle ball The exit boat 127 goes up to circuit 130 and connects to the low reverse brake LR/B. The boat 40j of the second shift valve 40 is connected to the boat 54c and chamber 54f of the L range pressure reducing valve 54 through a circuit 131, and
The boat 54d of the manual valve 36 is connected to the boat 36I of the manual valve 36 by a circuit 132. The boat 56e of the steering valve 56 is connected to the 3-
2 connected to the chamber 48e of the timing valve 48, and the boat 56d
is connected to chamber 58c of overrun clutch control valve 58 by circuit 134. The boat 58d of the overrun clutch control valve 58 is connected to the accumulator chamber 66d by a circuit 135, and is connected to the accumulator chambers 68e and 4 through a one-way orifice 136.
Connect to the speed servo apply chamber 43/A. Boat 58 of overrun clutch control valve 58 is connected to boat 62d of overrun clutch pressure reducing valve 62 through circuit 1.37, and boat 62e of pressure reducing valve 62 is connected to overrun clutch OR/C through circuit 138. , a check valve 139 is provided between the circuits 137 and 138. The boat 62c of the overrun clutch pressure reducing valve 62 is connected to the boat 36Ii of the manual valve 36 and the chamber 56g of the manual valve 56 through a circuit 140. The above configuration improves the operation of the hydraulic pressure control device of this embodiment as follows. Pretsunoya regulator valve 20. Due to the above-mentioned action, the pre-switching modifier valve 22 and the duty solenoid 24 regulate the oil from the oil pump O/P to a line pressure that increases in proportion to the engine output torque, except when reverse is selected, and when the reverse is selected, the oil pump The oil from 0/P is kept at a constant value, and this is output to the circuit 78. This line pressure is controlled by the pilot valve 26° and the manual valve 36. The accumulator control valve 70 and the accumulator 66 are reached, and the accumulator 66 is placed in the right half state in the figure. The accumulator control valve 70 applies the accumulator back pressure proportional to the engine output torque to the accumulator 64.6 through the circuit 111 by the above operation except when the reverse is selected.
8 chambers 64d and 68c, and these accumulators are placed in the right half state in the figure. Incidentally, when the backward movement is selected, the accumulator control valve 70 sets the accumulator back pressure to O as described above, and places the accumulators 64 and 68 in the left half state in the figure. Further, the pilot valve 26 always outputs a constant pilot pressure to the circuit 79 due to the above operation. Then, the driver does not wish to drive and turns the manual valve 36 to P.
Or if the N range is set, manual valve boat 36
D, 361, 361 skin 36H all serve as drain ports as shown in Table 2 above, and line pressure is not output from these boats, so the forward clutch is operated using the line pressure from these boats as source pressure. F/C
, high clutch H/C, band brake B/B, reverse clutch R/C, low reverse brake LR/B, and overrun clutch OR/C are all kept inactive, and the power transmission train shown in Figure 2 is used to transmit power. You can leave it in an impossible neutral state. Next, when traveling in the D range, the manual valve 36 outputs the line pressure of the circuit 78 from the boat 36D, as shown in Table 2 above. While driving in this D range, the first. The second shift solenoids 42 and 44 are turned ON and OFF as shown in Table 3 above according to the driving conditions according to the drive signal from the computer 200, and the second shift solenoids 42 and 44 are turned on and off as shown in Table 3 above.
Switch the second shift valves 38 and 40 as shown in the table. Then, each friction element B/B, H/C, F/C, OR/
C, LR/B, and R/C are activated and deactivated as shown in Table 1 above, and each gear stage (1st gear, 2nd gear, 3rd gear,
4th speed) as appropriate. For example, when speed 1 is selected, the forward clutch F/C is the only one engaged among the friction elements, and when 2nd speed is selected, the band brake B/B is engaged together with the forward clutch F/C. That will happen. by the way,
This band brake B/B engagement is performed by introducing engagement pressure into the second speed servo apply chamber 2S/A via the circuit 113. When this fastening pressure is introduced, the fastening pressure is once throttled by the one-way orifice 114, and then the pressure is adjusted by the two-speed servo apply pressure accumulator 64, and the pressure is supplied to the servo apply chamber 2S/A. Therefore, when the second gear is selected, the band brakes B/B are slowly engaged, and the shift shock is significantly reduced. Next, in the third selection, the high clutch 11/C is engaged together with the forward clutch F/C, and the band brake B/B is disengaged. The circuit 118 releases this band brake B/B.
This is done by supplying release pressure to the third speed servo release chamber 3S/R via a circuit 121 branched from the servo release chamber 3S/R. By the way, when shifting from 2nd gear to 3rd gear,
The clutch pressure and release pressure to the high clutch II/C and 3rd speed servo release chamber 3S/R are throttled by the one-way orifice 119, and the accumulator 6
Together with the operation of 6, the shift shock can be reduced. At this time, since the release pressure that passes through the circuit 121 passes through the one-way orifice 122, no orifice resistance occurs in the variable orifice mechanism. Next, when selecting 4th speed, forward clutch F/C. High clutch! (The band brake B/B is further engaged from the engaged state of /C. In other words, this engagement of the band brake B/B at the 4th speed is performed by applying the 4th speed servo of the band servo 10 via the circuit 135. This is done by supplying the 4th gear selection pressure to the chamber 4S/A. By appropriately selecting and switching each friction element engaged at each gear stage, not only upshifts but also downshifts can be performed as desired. By the way, when downshifting like this, especially when there is a soft downshift from 3rd gear to 2nd gear, the high clutch H/C
By discharging the clutch pressure of the 3rd speed servo release chamber 3S/H and the release pressure of the 3rd speed servo release chamber 3S/H, the high clutch It/
When C is released, band brake B/B is engaged. On the other hand, when downshifting from 3rd speed to 2nd speed, as is clear from Table 3 above, the first shift solenoid 42 remains OFF, while the second shift solenoid 44 changes from OFF to ON. This is done by switching. That is, when the second lift solenoid 44 is turned on, the spool 40b of the second lift valve 40 is set to the right half position in the figure, and the circuit 118 is communicated with the drain boat 40e so that the clutch pressure and the release pressure are transferred to the drain boat 40e. It is discharged from the boat 40e. By the way, when the release pressure is discharged from the third-speed servo release chamber 3S/R through the circuit 121, it passes through a variable orifice mechanism using the 3-2 timing valve 48. The 3-2 timing valve 48 is configured to be switched according to vehicle running conditions (vehicle speed, engine load). That is, when the output torque detected from the engine load is below a certain level, a correspondingly low D range pressure (line pressure) acts on the boat 56c, causing the shuttle valve 56 to be in the left half state in the figure, and 3-2. The chamber 48e of the timing valve 48 is connected to the circuit 13
3 and the boat 56e to the drain boat 56f, the 3-2 timing valve 48 is in the left half state in the figure. Therefore, at this low engine output torque, the pressure horn of the third speed servo release chamber 3S/R is discharged not only through the one-way orifice 122 but also through the orifice 48f, and the discharge speed is high. When the engine output torque is above a certain level, correspondingly, the D range pressure (line pressure) from the high port 56c puts the shuttle valve 56 in the right half state in the figure, and the 3-2 timing valve 48 moves from the circuit 109 to the circuit 133.
The state is changed by the control pressure introduced into the This control pressure is controlled by turning on and off the third shift solenoid 60, and by turning on the third noft solenoid 60, the control pressure is made the same as the pilot pressure in the circuit 79, and the third shift solenoid 60 is turned on. By turning off, the control pressure downstream of the orifice 1 is drained and becomes zero. The third shift solenoid 60 is controlled by the computer 200 as described above,
When the control pressure becomes the same pressure as the pilot pressure by turning on the solenoid 60, the 3-2 timing valve 48 moves to the right half position in the figure to shut off the orifice 48f, and when the control pressure is drained by the solenoid 600P, The -2 timing valve 48 is at the left half position in the figure, allowing the orifice and the holder 41B to communicate with each other. FIGS. 4(A) and 4(B) are flowcharts for executing the program of the computer 200 used in the hydraulic pressure control device of this embodiment. First, the main routine in FIG. 4(A) will be explained. In this main routine, first step 10
00, it is determined whether or not the gear is currently being shifted. If the gear is not being shifted (No), the vehicle speed and the throttle opening as the engine load are read in step 1100. Then, the process proceeds to step 1200, where a gear position (Gp→Gp+1) higher than the current gear position (Gp) is mapped to the data, and based on this mapped value, the next step 1300 determines whether the upshift is appropriate. judge whether If the result is valid (Y E S ), the next gear position is upshifted (Gp
+1). Next, if it is determined in step 1300 that the upshift is not appropriate (No), step 1400 is performed to shift to a gear position 1t (Gp - Gp) lower than the current gear position.
1) is mapped to data, and based on the mapped value, it is determined in step 1500 whether downshifting is appropriate. If the result is valid (Y E
S) sets the next gear position to downshift (Gp-1) in step 1510. Then, step 1
The next gear position set at 310 and 1510 respectively proceeds to step 1600, where a shift timer is set and a shift flag is set. Note that step 100
If it is determined that the gear is being shifted at 0 (YES),
The process is completed by skipping the following steps described above. Next, in the scheduled interrupt subroutine of FIG. 4(B),
First, in step 2000, a shift timer is turned on. At this time, the number of flows of the subroutine is counted, for example, every 1 m5ec, and the number of flows is added. Next, in step 2100, it is determined whether or not the gear is being shifted. If the gear is being shifted (YES), the current gear position (Gp) and the step 131 of the main flow are determined in step 2200.
0 or the next gear position (N
EXT Gp) is used to determine the type of shift, and the 0N-OF'F timer table for each type of shift is created in step 2300.
and compare. This ON-OFF timer table is shown in FIG. 5, for example, when downshifting from 3rd speed to 2nd speed. In addition, in the figure, No. 1. Second noft solenoid 42, 44
and ON-OFF operation of the third shift solenoid 60. After comparing the 0N-OFF timer tables in this way, it is determined in step 2400 whether or not the solenoid timer is ON, and if it is ON (
If YES), the process proceeds to step 241o, where the third shift solenoid 60 is turned on, while the solenoid timer is turned off.
If it is F (NO), the process proceeds to step 2420 and the third shift solenoid 6o is turned off. Steps 2410 and 2420 then proceed to step 2500 to determine whether or not the shift timer has ended. If it has ended (YES), the process returns; and if the shift timer continues (No), the process returns. Proceed to step 2600 and select the first gear position according to the next gear position (NEXT Gp). The second noft solenoid 42, 44 is driven to clear the shift flag, and then the process returns. On the other hand, the step 21
If it is determined that the gear is not being shifted at 00 (No), the gear position Gp is set to the next gear position device (NEX) at step 2700.
T Gp). Therefore, in this embodiment, due to this flow, as shown in FIG. 5, when downshifting from 3rd gear to 2nd gear, the third shift solenoid 60 is turned on before and after the second shift solenoid 44 is switched from OFF to ON. It can be switched by That is, by switching the second shift solenoid 44 from OFF to ON, the second noft valve 40 shifts to the first position.
The release pressure of the third speed servo release chamber 3S/H and the clutch pressure of the high clutch H/C are drained from the left half position to the right half position in the figure, but at this time, the third shift solenoid 60 is turned OFF. By turning on the 3-2 timing valve 48, the 3-2 timing valve 48 is switched from the left half position to the right half position in the figure, and the removal speed of the release pressure can be changed. For example, FIG. 6 shows the change characteristics of the release pressure, and in the period 1+ (determined by the number of flows counted in step 2000) in which the shift timer is activated, the first period t2 is in the third period. When the shift solenoid 60 is turned OFF, the orifices 122 and 48f of the variable orifice mechanism are communicated with each other, the orifice resistance is reduced, and the amount of release hydraulic fluid passing through is increased. Then, in the next section L3, the 37th foot solenoid 60 is turned on, thereby blocking the orifice 48rh, and the orifice resistance increases, so that the amount of hydraulic fluid passing through decreases. Furthermore, in the next section [4], the third soft solenoid 60 is turned off again, so that the amount of hydraulic fluid passing increases. Therefore, the removal speed of the release pressure is obtained as an integral amount in the interval tI of the change characteristic, and the engagement speed of the band brake B/B can be adjusted. Therefore, the length between the sections 13, that is, the third
The length of time the shift solenoid 6o is turned on) is determined by vehicle driving conditions, such as vehicle speed. By changing it according to the throttle opening degree, the amount of hydraulic fluid passing can be switched in multiple stages or steplessly. Therefore, the engagement time of the band brake by eliminating the release pressure can be optimally determined depending on the vehicle driving conditions, and the shift shock when downshifting from 3rd gear to 2nd gear can be prevented or significantly reduced. become. In this example, the throttle opening signal is used to check the engine load, but the invention is not limited to this, and the fuel injection valve type can also be used to check the opening of the injector or the accelerator. The engine load signal may be obtained from pedal depression 1 or the like. Furthermore, although the hydraulic pressure control device of this embodiment discloses a case in which the present invention is applied to control the 3rd-2nd gear downshift, it is possible to apply the present invention to other gears. Not even. Furthermore, in this embodiment, the third lift solenoid 6o is turned ON,
Although shown is a system in which the amount of hydraulic fluid passing through is changed by switching the opening and closing of the 3-2 timing valve 48 by OF'F,
A stepless variable throttle valve is provided in place of the 3-2 timing valve 48 including the orifice 48f, and the third noft solenoid 60 is duty-controlled to steplessly control the control pressure in the circuit 133, so that the control pressure in the circuit 133 is controlled steplessly. The amount of hydraulic fluid passing through the throttle valve may be continuously controlled. Further, the control pressure of the variable throttle valve may be a governor pressure mechanically generated by a governor valve or the like, without using the third shift solenoid 60 controlled by the computer 200. Incidentally, in this embodiment, a case has been described in which the amount of passing hydraulic fluid is controlled in a stepless manner, but the present invention is not limited to this, and good shift timing can be obtained even if the amount is controlled in a multi-step manner. Effects of the Invention As described above, in the hydraulic pressure control device for an automatic transmission of the present invention, the amount of hydraulic fluid passing through the hydraulic fluid supply circuit can be controlled steplessly or continuously depending on the running conditions via the variable orifice mechanism. Since the control is performed in multiple stages, the engagement or release timing of the friction element, which is determined according to the amount of passage of the hydraulic fluid, can be obtained in an optimal state in accordance with the traveling conditions. Therefore, it is possible to prevent or significantly reduce the shock during gear shifting due to switching of the frictional elements, thereby significantly improving vehicle riding comfort. FIG. 2 is an overall circuit diagram showing an embodiment of the hydraulic pressure control device; FIG. 2 is a schematic diagram showing an embodiment of the power transmission train of an automatic transmission to which the hydraulic pressure control device shown in FIG. 1 is applied;
FIG. 4 is a system diagram showing an embodiment of the control means for controlling the variable orifice mechanism used in the present invention.
A). (B) is a flowchart of an embodiment for executing the program of the control means shown in FIG. 3, FIG. 5 is a timer table used in the control means of FIG. 3, and FIG. Fig. 7 is a sectional view showing an example of a band brake as a friction element;
FIG. 8 is a diagram showing the main parts of a conventional hydraulic pressure control device. 48...3-2 timing valve (variable orifice mechanism)
, 48f... Orifice, 60... Third shift solenoid, 122... One-way orifice, 200...
Computer (control means), 201... vehicle speed sensor,
202...Throttle figure 5 change figure 7 figure 8
Claims (1)
結解除され、変速ギヤの切換えを行なう摩擦要素を備え
ており、前記回路中に可変オリフィス機構を設けて、こ
の可変オリフィス機構を切換制御することにより、前記
摩擦要素への作動液供給量を変化させるようにした自動
変速機において、前記変速ギヤの切換え時を検出し、前
記可変オリフィス機構を車両走行条件に応じて切換制御
する制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機の液
圧制御装置。(1) It is equipped with a friction element that is engaged or unengaged by hydraulic fluid supplied through a circuit to switch gears, and a variable orifice mechanism is provided in the circuit to control switching of this variable orifice mechanism. In the automatic transmission that changes the amount of hydraulic fluid supplied to the friction element, the control means detects when the transmission gear is changed and controls switching of the variable orifice mechanism according to vehicle running conditions. A hydraulic pressure control device for an automatic transmission, characterized by being provided with.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP60265310A JPS62127552A (en) | 1985-11-26 | 1985-11-26 | Liquid pressure control device for automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP60265310A JPS62127552A (en) | 1985-11-26 | 1985-11-26 | Liquid pressure control device for automatic transmission |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS62127552A true JPS62127552A (en) | 1987-06-09 |
JPH0517981B2 JPH0517981B2 (en) | 1993-03-10 |
Family
ID=17415420
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP60265310A Granted JPS62127552A (en) | 1985-11-26 | 1985-11-26 | Liquid pressure control device for automatic transmission |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS62127552A (en) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US5383379A (en) * | 1991-06-07 | 1995-01-24 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Hydraulic pressure control for automatic transmission |
-
1985
- 1985-11-26 JP JP60265310A patent/JPS62127552A/en active Granted
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US5383379A (en) * | 1991-06-07 | 1995-01-24 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Hydraulic pressure control for automatic transmission |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPH0517981B2 (en) | 1993-03-10 |
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