JP2687001B2 - Fluid coupling slip control device - Google Patents
Fluid coupling slip control deviceInfo
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Description
【発明の詳細な説明】 (産業上の利用分野) 本発明は、ロックアップクラッチが設けられた流体継
手において、このロックアップクラッチのスリップ状態
を制御する流体継手のスリップ制御装置に関するもので
ある。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a fluid coupling provided with a lock-up clutch, and more particularly to a fluid coupling slip control device for controlling a slip state of the lock-up clutch.
(従来の技術) 一般に、ロックアップクラッチが設けられた流体継手
(トルクコンバータ)においては、エンジンのトルク変
動が車輪に伝達されて車両の乗心地性が低下する低車速
時にロックアップクラッチを解放状態とし、トルク増大
機能およびトルク変動吸収機能を有するコンバータ状態
に作動する一方、エンジンのトルク変動がそれ程問題と
ならない高車速時には、ロックアップクラッチを締結状
態として入出力軸間を直結し、流体継手内のスリップに
よるエネルギ損失を低減して燃費性能を改善するロック
アップ状態に作動するようにしている。(Prior Art) Generally, in a fluid coupling (torque converter) provided with a lock-up clutch, the lock-up clutch is released at a low vehicle speed at which the torque fluctuation of the engine is transmitted to the wheels and the ride comfort of the vehicle is reduced. While the converter operates in a converter state having a torque increasing function and a torque fluctuation absorbing function, at a high vehicle speed at which engine torque fluctuation is not so problematic, the lock-up clutch is engaged to directly connect the input and output shafts, and the fluid coupling The operation is performed in a lock-up state in which the energy loss due to the slip is reduced to improve the fuel efficiency.
また、上記のようなロックアップクラッチを備えた流
体継手において、低車速で低負荷状態の領域では、燃費
性能向上の点からはコンバータ状態よりロックアップ状
態とするのが好ましいが、ロックアップ状態とするとエ
ンジンのトルク変動が車輪に直接伝達されて車体に振動
が発生することになる。Further, in the fluid coupling including the lock-up clutch as described above, in a low vehicle speed and low load state region, it is preferable to set the lock-up state rather than the converter state from the viewpoint of improving fuel efficiency. Then, the torque fluctuation of the engine is directly transmitted to the wheels, and vibrations occur in the vehicle body.
そこで、例えば、特開昭61−52427号公報に開示され
ているように、燃費性能のある程度の改善とトルク変動
の伝達を軽減して変速ショクおよび車体振動の抑制を図
ることから、ロックアップクラッチをロックアップ状態
とコンバータ状態との中間的な所定のスリップ状態に制
御して、入出力間に所定の回転差を生じさせるように制
御を行うスリップ制御装置が公知である。Therefore, as disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-52427, the lockup clutch is improved in order to improve the fuel efficiency to some extent and reduce the transmission of torque fluctuation to suppress gear shift shock and vehicle body vibration. There is known a slip control device that controls a slip state between a lockup state and a converter state to cause a predetermined rotation difference between input and output.
上記スリップ制御装置における制御は、ロックアップ
クラッチを締結方向に作用する締結室の圧力と解除方向
に作用する解除室の圧力との差圧を調整し、該ロックア
ップクラッチが所定のスリップ状態となるように差圧制
御するようにした機構が採用されている。そして、上記
差圧制御によってロックアップクラッチの入力側の回転
数と出力側の回転数とが所定の回転差として、燃費性と
走行性の両立を得るようにする。The control by the slip control device adjusts a differential pressure between the pressure of the engagement chamber acting on the lock-up clutch in the engagement direction and the pressure of the release chamber acting on the release direction, and the lock-up clutch is brought into a predetermined slip state. Thus, a mechanism for controlling the differential pressure is employed. The differential pressure control sets the input-side rotational speed and the output-side rotational speed of the lock-up clutch as a predetermined rotational difference, thereby achieving both fuel economy and traveling performance.
具体的なスリップ制御としては、入出力回転差に基づ
いてロックアップクラッチに供給する作動油圧を調整す
るフィードバック制御、あるいは、ロックアップクラッ
チに供給する作動圧を設定値に保持する制御で行うよう
にしている。As specific slip control, feedback control for adjusting the operating oil pressure supplied to the lock-up clutch based on the input / output rotation difference, or control for maintaining the operating pressure supplied to the lock-up clutch at a set value is performed. ing.
(発明が解決しようとする課題) しかして、前記のようなロックアップクラッチのスリ
ップ制御を回転差のフィードバック制御で行うもので
は、流体継手に伝達される入力トルクの大きさおよびそ
の変動によっては、入出力間の回転差が目標値に達する
までの応答遅れ時間が大きくなって適正なスリップ状態
が得られなくなったり、応答速度を高めるためにフィー
ドバック制御における制御ゲインを大きく設定すると、
制御の安定性に欠けてハンチング現象が発生したり制御
精度の点で問題が生じる恐れがある。(Problems to be Solved by the Invention) However, in the case where the slip control of the lock-up clutch is performed by the feedback control of the rotation difference, depending on the magnitude of the input torque transmitted to the fluid coupling and its fluctuation, If the response delay time until the rotation difference between input and output reaches the target value increases and an appropriate slip state cannot be obtained, or if the control gain in feedback control is set large to increase the response speed,
A hunting phenomenon may occur due to lack of control stability or a problem may occur in control accuracy.
また、ロックアップクラッチに対する作動圧を設定値
に維持制御するものでは、スリップ制御開始時における
入力トルクの大きさがエンジンの運転状態や車両の走行
状態等に応じて変動した場合に、適正なスリップ状態も
変化することに対応することができない恐れがある。Further, in the control for maintaining the operating pressure for the lock-up clutch at a set value, when the magnitude of the input torque at the time of starting the slip control varies according to the operating state of the engine, the running state of the vehicle, or the like, an appropriate slip is performed. There is a possibility that the state cannot cope with the change.
特に、入出力間に所定の回転差が生じるようにロック
アップクラッチのスリップ制御を行うには、入力トルク
すなわちエンジン出力の変化に対してロックアップクラ
ッチに送給する作動圧を変更する必要があるが、要求さ
れる差圧が変化したときの駆動信号をそのデューティ値
によって制御する際に、運転状態の変化にそのまま対応
した駆動信号の設定を行うと、差圧の制御の応答性、安
定性の面で問題が生じる恐れがある。In particular, in order to perform slip control of the lockup clutch so that a predetermined rotation difference occurs between input and output, it is necessary to change the operating pressure to be supplied to the lockup clutch in response to changes in input torque, that is, engine output. However, when controlling the drive signal when the required differential pressure changes with its duty value, if the drive signal is set as it is in response to changes in the operating state, the response and stability of the differential pressure control May cause problems in terms of
さらに、前記のようにフィードバック制御で行ってい
るスリップ制御での制御応答性を改善するために、運転
状態の変動に対して目標回転差を求めて差圧を設定し、
この差圧になるように駆動信号を出力するようにして、
運転状態の変化に対しフィードバック制御によらずにフ
ィードフォワード的な制御を行おうとすると、応答性の
改善の反面、目標値の近傍での制御安定性の確保が不十
分となる可能性がある。Further, in order to improve the control response in the slip control performed by the feedback control as described above, the target rotation difference is obtained for the fluctuation of the operating state and the differential pressure is set,
The drive signal is output so that this differential pressure is obtained,
If feed-forward control is performed in response to changes in the operating state without using feedback control, responsiveness may be improved, but control stability near the target value may not be secured sufficiently.
そこで、本発明は上記事情に鑑み、運転状態が変化す
る過渡時においても要求回転差に対応した適切な差圧制
御によるロックアップクラッチのスリップ制御を行うよ
うにした流体継手のスリップ制御装置を提供することを
目的とするものである。Therefore, in view of the above circumstances, the present invention provides a slip control device for a fluid coupling, which performs slip control of a lockup clutch by appropriate differential pressure control corresponding to a required rotation difference even during a transition in which the operating state changes. The purpose is to do.
(課題を解決するための手段) 上記目的を達成するため本発明の流体継手のスリップ
制御装置は、第1図にその基本構成を示すように、入力
要素と出力要素の間で流体を介してトルクを伝達するコ
ンバータ機能を有する流体継手Aは、入力要素と出力要
素とが直結可能なロックアップクラッチBを備えてい
る。(Means for Solving the Problems) In order to achieve the above object, a slip control device for a fluid coupling according to the present invention, as shown in FIG. 1, shows a basic configuration thereof through a fluid between an input element and an output element. The fluid coupling A having a converter function for transmitting torque includes a lock-up clutch B to which an input element and an output element can be directly connected.
このロックアップクラッチBの締結力は、締結方向に
作用する締結室の圧力と解除方向に作用する解除室の圧
力との差圧の調整を駆動信号のデューティ値で行うスリ
ップ制御装置Cによって制御される。The engagement force of the lock-up clutch B is controlled by a slip control device C that adjusts the differential pressure between the pressure in the engagement chamber that acts in the engagement direction and the pressure in the release chamber that acts in the release direction with the duty value of the drive signal. It
上記スリップ制御装置Cは、入出力回転差の目標回転
差を設定する目標回転差設定手段Dと、現在の入出力回
転差を検出する入出力回転差検出手段Eとを備え、目標
回転差設定手段Dの信号が差圧設定手段Fに出力され
る。該差圧設定手段Fは、目標回転差に対応して前記ロ
ックアップクラッチBの目標差圧を求めるものである。The slip control device C includes a target rotation difference setting means D for setting a target rotation difference of the input / output rotation difference and an input / output rotation difference detection means E for detecting a current input / output rotation difference. The signal of the means D is output to the differential pressure setting means F. The differential pressure setting means F is for obtaining the target differential pressure of the lockup clutch B corresponding to the target rotational difference.
また、上記差圧設定手段Fおよび入出力回転差検出手
段Eの信号を受けた駆動信号決定手段Gは、設定差圧に
対応する駆動信号のデューティ値を、現在の入出力回転
差と目標回転差との偏差およびデューティ値の変化状態
に基づいて決定するように構成したものである。Further, the drive signal determination means G which receives the signals from the differential pressure setting means F and the input / output rotation difference detection means E determines the duty value of the drive signal corresponding to the set differential pressure as the current input / output rotation difference and the target rotation speed. The determination is made based on the deviation from the difference and the change state of the duty value.
さらに、前記駆動信号決定手段Gは、入出力回転差と
目標回転差との偏差が正および負に大きくなるほど大き
な比率で、デューティ値の変化状態を反映させて最終的
なデューティ値を決定するのが望ましい。また、前記駆
動信号決定手段Gは、設定差圧に対するデューティ値の
変化が大きいときには最終的なデューティ値変化も大き
くし、設定差圧に対する駆動信号の変化が小さいときに
は最終的なデューティ値変化も小さく決定することが好
ましい。Further, the drive signal determining means G determines the final duty value by reflecting the change state of the duty value with a larger ratio as the deviation between the input / output rotation difference and the target rotation difference increases positively and negatively. Is desirable. The drive signal determining means G also increases the final change in duty value when the change in the duty value with respect to the set differential pressure is large, and the final change in duty value is small when the change in the drive signal with respect to the set differential pressure is small. It is preferable to determine.
(作用) 上記のような流体継手のスリップ制御装置では、ロッ
クアップクラッチの締結室と解除室との差圧制御でスリ
ップ状態を制御するについて、上記差圧を目標回転差に
対応して設定すると共に、現在の入出力回転差と上記目
標回転差との偏差を求め、この偏差に基づき差圧に対応
するデューティ値を求めると同時に、デューティ値の変
化状態に基づいて実際に出力する駆動信号のデューティ
値を決定し、回転差に対応する差圧の制御を応答性と安
定性を考慮して精度良く行っている。(Operation) In the slip control device for a fluid coupling as described above, in controlling the slip state by controlling the differential pressure between the engagement chamber and the release chamber of the lockup clutch, the differential pressure is set corresponding to the target rotation difference. At the same time, the deviation between the current input / output rotation difference and the target rotation difference is obtained, and the duty value corresponding to the differential pressure is obtained based on this deviation, and at the same time, the drive signal actually output based on the change state of the duty value is calculated. The duty value is determined, and the differential pressure control corresponding to the rotation difference is accurately performed in consideration of responsiveness and stability.
(実施例) 以下、図面に沿って本発明の実施例を説明する。第2
図は流体継手のスリップ制御装置の一例を、それが適用
された車両のパワープラントと共に示す。(Example) Hereinafter, an example of the present invention will be described with reference to the drawings. Second
The figure shows an example of a slip control device for a fluid coupling together with a power plant of a vehicle to which the slip control device is applied.
パワープラントは、エンジン本体10と自動変速機20と
からなり、エンジン本体10(4気筒)における各気筒に
は、スロットル弁14が配設された吸気通路16からの吸入
空気と燃料噴射弁から噴射される燃料とで形成される混
合気が供給されて圧縮燃焼され、発生トルクが自動変速
機20を含む動力伝達経路を介して車輪に伝達される。The power plant includes an engine body 10 and an automatic transmission 20. In each cylinder of the engine body 10 (four cylinders), intake air from an intake passage 16 provided with a throttle valve 14 and injection from a fuel injection valve are provided. The fuel-air mixture is supplied and compressed and combusted, and the generated torque is transmitted to the wheels via a power transmission path including the automatic transmission 20.
なお、上記エンジン本体10においては、エンジン回転
数が所定値以上でスロットル全閉の減速時には燃料供給
が停止され、この燃料カット状態からエンジン回転数が
所定値未満となると燃料供給を再開するように減速燃料
制御が行われる。In the engine body 10, the fuel supply is stopped when the engine speed is equal to or higher than the predetermined value and the throttle is fully closed, and the fuel supply is restarted when the engine speed becomes lower than the predetermined value from this fuel cut state. Deceleration fuel control is performed.
前記自動変速機20は、流体継手24(トルクコンバー
タ)と、多段歯車式の変速機構26と、それらの制御に用
いられる作動油圧を形成するための変速制御用ソレノイ
ド弁1〜5、ロックアップ制御用ソレノイド弁6および
調圧用ソレノイド弁7が備えられた油圧回路部30とを有
している。The automatic transmission 20 includes a fluid coupling 24 (torque converter), a multi-stage gear type transmission mechanism 26, shift control solenoid valves 1 to 5 for forming the operating oil pressure used for controlling them, lock-up control. And a hydraulic circuit unit 30 provided with a solenoid valve 6 for pressure control and a solenoid valve 7 for pressure regulation.
流体継手24は、第3図に油圧回路部30における流体継
手24の動作制御に関与する部分を伴って示すように、エ
ンジン本体10の出力が入力される入力軸25と出力軸39と
の間に、流体を介してトルク伝達を行うコンバータ部27
と、直結状態もしくはスリップ状態でトルク伝達を行う
ロックアップクラッチ21とが並設されている。コンバー
タ部27は、入力軸25と一体に回転するドライブプレート
32に固着された入力要素としてのポンプインペラー34
と、出力軸39と一体に回転するタービンランナー36と、
両者間のステータ35とワンウェイクラッチ38を備え、ロ
ックアップクラッチ21は出力軸39にスプライン嵌合され
たトーションダンパ23および該トーションダンパ23にコ
イルスプリング23aを介して連結されたクラッチプレー
ト22とを備えている。As shown in FIG. 3 along with a portion related to the operation control of the fluid coupling 24 in the hydraulic circuit unit 30, the fluid coupling 24 is provided between the input shaft 25 to which the output of the engine body 10 is input and the output shaft 39. And a converter unit 27 that transmits torque through a fluid.
And a lock-up clutch 21 that transmits torque in a directly connected state or a slip state. The converter unit 27 is a drive plate that rotates integrally with the input shaft 25.
Pump impeller 34 as input element fixed to 32
A turbine runner 36 that rotates integrally with the output shaft 39,
The lock-up clutch 21 includes a torsion damper 23 spline-fitted to an output shaft 39 and a clutch plate 22 connected to the torsion damper 23 via a coil spring 23a. ing.
上記ロックアップクラッチ21の配設により、クラッチ
プレート22の背面側にドライブプレート32との間に解除
室43が形成され、反対側には締結室44が形成されてい
る。解除室43には油圧回路部30から油路42を通じて、ク
ラッチプレート22を解放作動する油圧が供給され、ま
た、締結室44には油路41を通じてクラッチプレート22を
締結作動する油圧が供給される。そして、ロックアップ
クラッチ21は、締結室44に油圧が送給されてポンプイン
ペラー34とタービンランナー36とを直結にするロックア
ップ状態と、解除室43に油圧が送給されてポンプインペ
ラー34とタービンランナー36とを非締結とする解放状態
(コンバータ状態)とに作動され、さらに、締結室44と
解除室43との両方に油圧が送給されて差圧ΔPが所定の
範囲内にある時には、ポンプインペラー34とタービンラ
ンナー36との相対回転を許容するスリップ状態となり、
その差圧ΔPが大であるほどスリップ量が低減して前記
ロックアップ状態に近付く。尚、締結室44は、逆止弁46
が配された油路47を通じてオイルクーラ48に接続されて
いる。Due to the arrangement of the lock-up clutch 21, a release chamber 43 is formed between the clutch plate 22 and the drive plate 32 on the back side, and a fastening chamber 44 is formed on the opposite side. The release chamber 43 is supplied with hydraulic pressure for releasing the clutch plate 22 from the hydraulic circuit section 30 through the oil passage 42, and the engagement chamber 44 is supplied with hydraulic pressure for engaging and operating the clutch plate 22 through the oil passage 41. . The lock-up clutch 21 is in a lock-up state where hydraulic pressure is fed to the engagement chamber 44 to directly connect the pump impeller 34 and the turbine runner 36, and hydraulic pressure is fed to the release chamber 43 to pump the impeller 34 and the turbine. When the runner 36 is disengaged (converter state) and the hydraulic pressure is supplied to both the fastening chamber 44 and the release chamber 43, the differential pressure ΔP is within a predetermined range. The slip state that allows the relative rotation between the pump impeller 34 and the turbine runner 36,
The larger the differential pressure ΔP is, the smaller the slip amount is and the closer to the lockup state. The fastening chamber 44 is provided with a check valve 46.
Are connected to an oil cooler 48 through an oil passage 47 provided with a.
油圧回路部30における流体継手24の動作制御に関与す
る部分には、ロックアップシフト弁51、ロックアップ調
圧弁52、前記ロックアップ制御用ソレノイド弁6および
調圧用ソレノイド弁7が設けられている。ロックアップ
シフト弁51は、ポートa,d,hへの油圧調整に伴う分割さ
れた第1スプール56と第2スプール57の作動によってポ
ートb,c,e〜gの連通開閉およびドレンを切り換えるも
のである。また、ロックアップ調圧弁52は、ポートi,n
への油圧調整に伴うスプール60の作動によってポートj
〜mの連通開閉およびドレンを切り換えるものである。A lock-up shift valve 51, a lock-up pressure regulating valve 52, the lock-up control solenoid valve 6, and a pressure regulating solenoid valve 7 are provided in a portion of the hydraulic circuit unit 30 involved in the operation control of the fluid coupling 24. The lock-up shift valve 51 switches the open / close and drain of the ports b, c, and e-g by operating the divided first spool 56 and the second spool 57 in accordance with the hydraulic pressure adjustment to the ports a, d, and h. It is. Further, the lock-up pressure regulating valve 52 is connected to the ports i, n
Port j by the operation of the spool 60 with the hydraulic pressure adjustment to
Mm to switch between open / close and drain.
そして、ロックアップシフト弁51においては、ポート
a,d,hには調圧用ソレノイド弁7またはロックアップ制
御用ソレノイド弁6によって調圧されたオイルポンプ45
の油圧が供給され、流体継手24の油圧の供給を切り換え
てコンバータ状態とロックアップ状態とスリップ状態と
に切換え作動する。また、ロックアップ調圧弁52におい
ては、ポートiにはスロットル開度に対応してスロット
ル圧形成部61で調圧されたスロットル圧Ptが供給される
一方、ポートnには調圧用ソレノイド弁7によって調圧
されたデューティ制御圧Pdが供給され、流体継手24の締
結室44と解除室43との差圧ΔPの調整によるスリップ量
の制御を行うものである。In the lock-up shift valve 51, the port
a, d, and h are oil pumps 45 regulated by the pressure regulating solenoid valve 7 or the lock-up control solenoid valve 6.
Is supplied, and the supply of the hydraulic pressure of the fluid coupling 24 is switched to operate in a converter state, a lockup state, and a slip state. In the lock-up pressure regulating valve 52, the port i is supplied with the throttle pressure Pt regulated by the throttle pressure forming section 61 in accordance with the throttle opening, while the port n is regulated by the pressure regulating solenoid valve 7. The regulated duty control pressure Pd is supplied, and the slip amount is controlled by adjusting the pressure difference ΔP between the fastening chamber 44 and the release chamber 43 of the fluid coupling 24.
上記ロックアップシフト弁51およびロックアップ調圧
弁52の作動による流体継手24の状態変化についての説明
はここでは省略するが、その詳細については同一出願人
による特願昭63−278607号の明細書の記載を参照された
い。The description of the state change of the fluid coupling 24 due to the operation of the lock-up shift valve 51 and the lock-up pressure regulating valve 52 is omitted here, but the details are described in the specification of Japanese Patent Application No. 63-278607 by the same applicant. See description.
また、第2図に示すように、前記油圧回路部30の動作
制御を行うべく、油圧回路部30に内蔵された変速制御用
ソレノイド弁1〜5、ロックアップ制御用ソレノイド弁
6および調圧用ソレノイド弁7に、駆動信号Ca〜Cgをそ
れぞれ出力するコントロールユニット100が設けられて
いる。このコントロールユニット100には、スロットル
弁14の開度Thを検出するスロットル開度センサ81から得
られる検出信号Stと、車速Vを検出する車速センサ82か
ら得られる検出信号Svと、シフトレバーの操作位置を検
出するシフトポジションセンサ83から得られる検出信号
Ssと、エンジン回転数Ne(入力回転数)を検出するエン
ジン回転数センサ84から得られる検出信号Snと、タービ
ンランナー36の回転数(出力回転数)を検出するタービ
ン回転数センサ85から得られる検出信号Smと、アクセル
ペダルの踏込量を検出するアクセルセンサ86から得られ
る検出信号Saと、自動変速機20に供給される作動油の温
度を検出する油温センサ87から得られる検出信号Suと、
ブレーキペダルの踏込量を検出するブレーキセンサ88か
ら得られる検出信号Sbとが供給されると共に、自動変速
機20の制御に必要な他の検出信号Sxも供給される。As shown in FIG. 2, in order to control the operation of the hydraulic circuit unit 30, the shift control solenoid valves 1 to 5, the lock-up control solenoid valve 6, and the pressure regulating solenoid built in the hydraulic circuit unit 30 are provided. The valve 7 is provided with a control unit 100 that outputs drive signals Ca to Cg, respectively. The control unit 100 includes a detection signal St obtained from a throttle opening sensor 81 that detects the opening Th of the throttle valve 14, a detection signal Sv obtained from a vehicle speed sensor 82 that detects a vehicle speed V, and operation of a shift lever. Detection signal obtained from shift position sensor 83 that detects the position
Ss, a detection signal Sn obtained from an engine speed sensor 84 that detects the engine speed Ne (input speed), and a detection signal Sn obtained from a turbine speed sensor 85 that detects the speed (output speed) of the turbine runner 36. A detection signal Sm, a detection signal Sa obtained from an accelerator sensor 86 that detects the amount of depression of an accelerator pedal, and a detection signal Su obtained from an oil temperature sensor 87 that detects the temperature of hydraulic oil supplied to the automatic transmission 20. ,
A detection signal Sb obtained from a brake sensor 88 for detecting the amount of depression of the brake pedal is supplied, and other detection signals Sx necessary for controlling the automatic transmission 20 are also supplied.
コントロールユニット100は、上記各種の検出信号に
基づいて自動変速機20における変速制御およびロックア
ップクラッチ21の動作制御を所期の特性で行うものであ
る。The control unit 100 performs shift control in the automatic transmission 20 and operation control of the lock-up clutch 21 with desired characteristics based on the various detection signals.
このコントロールユニット100による自動変速機20の
変速制御およびロックアップクラッチ21の動作制御を行
うにあたっては、コントロールユニット100の内蔵メモ
リにマップ化されて記憶されている第4図に示すような
シフトパターンから、その制御領域を判定する。このシ
フトパターンは、縦軸にスロットル開度Thが横軸に車速
Vがとられてあらわされ、シフトアップ時の各変速段の
領域がシフトアップ変速線Ua,Ub,Ucで示され、領域が変
化したときがシフトアップ変速時となり、一方、シフト
ダウン時の各変速段の領域がシフトダウン変速線Dd,De,
Dfで示され、領域が変化したときがシフトダウン変速時
となる。また、比較的高車速側で低スロットル開度の領
域に設定されたロックアップ作動線Lg(4速),Li(3
速)の内側がロックアップ状態に移行する際のロックア
ップ領域で、ロックアップ状態からの解除がロックアッ
プ解除線Lh(4速),Lj(3速)によって示され、領域
変化時がロックアップ状態への作動および解除制御時と
なる。さらに、比較的低車速側で低スロットル開度の領
域に設定されているスリップ制御実行線Rjの内側がスリ
ップ制御領域で、この領域に移行した際にスリップ制御
を開始し、これより外側に設定されたスリップ制御解除
線Rkの外側の領域に移行した際にスリップ制御を解除す
るように制御するものである。In performing the shift control of the automatic transmission 20 and the operation control of the lock-up clutch 21 by the control unit 100, a shift pattern as shown in FIG. , The control area is determined. In this shift pattern, the vertical axis indicates the throttle opening Th, and the horizontal axis indicates the vehicle speed V. The areas of each shift speed during upshifting are indicated by upshift lines Ua, Ub, Uc, and the areas are The time of the change corresponds to the time of the shift-up shift, while the area of each shift speed at the time of the shift-down corresponds to the shift-down shift lines Dd, De,
When the area is changed and indicated by Df, a downshift is performed. The lock-up operation lines Lg (fourth speed), Li (3
Inside the (speed) is the lock-up area when shifting to the lock-up state. Release from the lock-up state is indicated by lock-up release lines Lh (4th speed) and Lj (3rd speed), and lock-up is performed when the area changes. It is at the time of operation and release control to the state. Furthermore, the inside of the slip control execution line Rj set in the region of the low throttle opening on the relatively low vehicle speed side is the slip control region, and the slip control is started when shifting to this region, and the slip control is set outside this region. The control is performed such that the slip control is released when the vehicle shifts to a region outside the slip control release line Rk.
そして、コントロールユニット100は、上記変速線Ua
〜Uc,Dd〜Dfの判定からシフトアップ条件もしくはシフ
トダウン条件が成立したことが検知される場合には、変
速機構26における変速段を切り換えるべく駆動信号Ca〜
Ceを選択的に送出し、変速制御を行う。また、ロックア
ップ作動条件および後述のスリップ制御条件がいずれも
成立していない場合には、ロックアップ制御用ソレノイ
ド弁6および調圧用ソレノイド弁7への駆動信号Cf,Cg
の供給を停止する。それにより、両ソレノイド弁6,7が
閉状態とされ、ロックアップシフト弁51およびロックア
ップ調圧弁52は第3図の実線の位置となり、レギュレー
タ弁49により調圧された油圧がそのまま解除室43に供給
されると共に、締結室44の油圧がオイルクーラ48に排出
され、ロックアップクラッチ21は解放状態となってコン
バータ部27によるトルク伝達とされる。Then, the control unit 100 controls the shift line Ua
UUc, Dd〜Df, when it is detected that the upshift condition or the downshift condition is satisfied, the drive signals Ca〜
Ce is selectively transmitted to perform shift control. When neither the lockup operation condition nor the slip control condition described later is satisfied, the drive signals Cf and Cg to the lockup control solenoid valve 6 and the pressure adjustment solenoid valve 7 are provided.
Stop supplying. As a result, the two solenoid valves 6 and 7 are closed, the lock-up shift valve 51 and the lock-up pressure regulating valve 52 are at the positions indicated by the solid lines in FIG. 3, and the hydraulic pressure regulated by the regulator valve 49 is directly applied to the release chamber 43. At the same time, the oil pressure in the fastening chamber 44 is discharged to the oil cooler 48, the lock-up clutch 21 is released, and the torque is transmitted by the converter 27.
さらに、ロックアップ作動条件が成立すると、駆動信
号Cfがロックアップ制御用ソレノイド弁6に供給されて
開状態とされ、調圧用ソレノイド弁7は駆動信号Cgの停
止により閉状態とされる。それにより、ロックアップシ
フト弁51が鎖線の位置、ロックアップ調圧弁52が実線の
位置となり、レギュレータ弁49により調圧された油圧が
締結室44に供給される一方、解除室43の油圧がオイルパ
ンに排出され、ロックアップクラッチ21は締結状態とな
って入出力が直結したロックアップ状態とされる。Further, when the lock-up operation condition is satisfied, the drive signal Cf is supplied to the lock-up control solenoid valve 6 to be opened, and the pressure regulating solenoid valve 7 is closed by stopping the drive signal Cg. As a result, the lock-up shift valve 51 is in the position indicated by the dashed line, the lock-up pressure regulating valve 52 is in the position indicated by the solid line, and the hydraulic pressure regulated by the regulator valve 49 is supplied to the fastening chamber 44, while the hydraulic pressure in the release chamber 43 is After being discharged to the pan, the lock-up clutch 21 is in the engaged state, and is in the lock-up state in which input and output are directly connected.
一方、スロットル開度Thおよび車速Vがスリップ制御
領域となって定常スリップ制御条件が成立した場合、シ
フトアップ条件となって変速スリップ制御条件が成立し
た場合、および、スロットル開度が全閉でエンジン回転
数が所定値以上の減速時で減速スリップ制御条件が成立
した場合には、駆動信号Cfがロックアップ制御用ソレノ
イド弁6に供給されて開状態とされ、調圧用ソレノイド
弁7には20%以上のデューティ値dを有する駆動信号Cg
の供給により所定開度に作動される。それにより、ロッ
クアップシフト弁51では第1スプール56が実線の位置、
第2スプール57が鎖線の位置となり、ロックアップ調圧
弁52はポートiのスロットル圧Ptとポートnのデューテ
ィ制御圧Pd(デューティ値が大なる程低い値)との差圧
に応じた距離だけ実線の位置から鎖線方向に移動し、レ
ギュレータ弁49により調圧された油圧が締結室44に供給
されると共に、解除室43にはデューティ値に応じて減圧
された油圧が供給され、ロックアップクラッチ21は締結
室44の油圧から解除室43の油圧を減じた差圧ΔPに応じ
た入出力回転差ΔNを入力軸25と出力軸39との間に生じ
させるスリップ状態となる。On the other hand, when the throttle opening Th and the vehicle speed V are in the slip control region and the steady-state slip control condition is satisfied, when the shift-up condition is satisfied and the shift slip control condition is satisfied, and when the throttle opening is fully closed and the engine is closed. When the deceleration slip control condition is satisfied at the time of deceleration at or above the predetermined value, the drive signal Cf is supplied to the lock-up control solenoid valve 6 to be opened, and the pressure adjustment solenoid valve 7 is set to 20%. Drive signal Cg having the above duty value d
Is operated to a predetermined opening degree by the supply of. As a result, in the lock-up shift valve 51, the first spool 56 is positioned at the solid line,
The second spool 57 is at the position indicated by the chain line, and the lock-up pressure regulating valve 52 is a solid line for a distance corresponding to the differential pressure between the throttle pressure Pt of the port i and the duty control pressure Pd of the port n (the lower the greater the duty value). From the position indicated by the dashed line, the hydraulic pressure regulated by the regulator valve 49 is supplied to the fastening chamber 44, and the hydraulic pressure reduced according to the duty value is supplied to the release chamber 43. Is a slip state in which an input / output rotation difference ΔN corresponding to the pressure difference ΔP obtained by subtracting the oil pressure of the release chamber 43 from the oil pressure of the fastening chamber 44 is generated between the input shaft 25 and the output shaft 39.
この場合、上記差圧ΔPは、前記スロットル圧Ptとデ
ューティ制御圧Pdとスプリング62の付勢力Faとから、
C1,C2を定数とすると、 ΔP=C1(Pt−Pd)+Fa/C2 であらわされ、差圧ΔPはスロットル圧Ptとデューティ
制御圧Pdとにより規定される。そして、スロットル圧Pt
は、スロットル開度Thに対して、例えば第5図に示され
る特性を有するように形成され、また、デューティ制御
圧Pdは、駆動信号Cgのデューティ値dに対して、例えば
第6図に示される特性を有するように形成される。その
結果、上記差圧ΔPは、20%,50%,80%のデューティ値
dをパラメータとしてあらわされた第7図に示すよう
に、スロットル開度Thおよびデューティ値dが大きくな
るほど大きな値となる。In this case, the differential pressure ΔP is obtained from the throttle pressure Pt, the duty control pressure Pd, and the urging force Fa of the spring 62.
If C 1 and C 2 are constants, ΔP = C 1 (Pt−Pd) + Fa / C 2 , and the differential pressure ΔP is defined by the throttle pressure Pt and the duty control pressure Pd. And the throttle pressure Pt
Is formed so as to have the characteristics shown in FIG. 5, for example, with respect to the throttle opening Th, and the duty control pressure Pd is formed, for example, as shown in FIG. 6, with respect to the duty value d of the drive signal Cg. It is formed so as to have the characteristics described below. As a result, the differential pressure ΔP increases as the throttle opening Th and the duty value d increase as shown in FIG. 7 in which the duty values d of 20%, 50%, and 80% are used as parameters. .
また、上記ロックアップクラッチ21による締結状態で
の入力軸25から出力軸39に伝達し得る最大トルクとして
の伝達可能トルクTsは、クラッチプレート22の摩擦係数
μと有効半径rと係合面積Aに対し、 Ts=ΔP・μ・r・A であらわすことができ、差圧ΔPが大きくなるほど大き
な値となる。そして、流体継手24の入力トルクTiは、入
力軸25に伝達されるエンジンの発生トルクTeに等しく、
伝達可能トルクTsより大きい場合には、前記入出力回転
差ΔNが生じることになる。上記入力トルクTiと入出力
回転差ΔNとの関係は、作動油の温度が例えば90℃で、
1〜4kg/cm2に設定された差圧ΔPをパラメータとし
て、第8図のような特性となる。The transmittable torque Ts as the maximum torque that can be transmitted from the input shaft 25 to the output shaft 39 in the engaged state by the lock-up clutch 21 depends on the friction coefficient μ of the clutch plate 22, the effective radius r, and the engagement area A. On the other hand, it can be expressed by Ts = ΔP · μ · r · A, and the value becomes larger as the differential pressure ΔP increases. The input torque Ti of the fluid coupling 24 is equal to the engine generated torque Te transmitted to the input shaft 25,
If the torque is larger than the transmittable torque Ts, the input / output rotation difference ΔN occurs. The relationship between the input torque Ti and the input / output rotation difference ΔN is as follows:
Using the differential pressure ΔP set at 1 to 4 kg / cm 2 as a parameter, the characteristics as shown in FIG. 8 are obtained.
上記のようなことから、流体継手24におけるロックア
ップクラッチ21についてのスリップ制御が行われるにあ
たっては、先ず、変速スリップ制御条件が成立していな
いもとで定常スリップ制御条件が成立したことが検知さ
れる場合には、エンジン発生トルクTeの値がスロットル
開度Thとエンジン回転数Neとに基づいて検出される。な
お、エンジン発生トルクTeの値は、予めスロットル開度
Thおよびエンジン回転数Neに応じて設定されたマップか
ら求められ、例えば、第9図に示すように、横軸にエン
ジン回転数Neがとられ、スロットル開度Th(1/8〜6/8)
をパラメータとして曲線a1〜a6で示される。From the above, when the slip control of the lock-up clutch 21 in the fluid coupling 24 is performed, first, it is detected that the steady-state slip control condition is satisfied without the shift slip control condition being satisfied. In this case, the value of the engine generated torque Te is detected based on the throttle opening Th and the engine speed Ne. The value of the engine generated torque Te is determined in advance by the throttle opening.
Th is obtained from a map set in accordance with Th and the engine speed Ne. For example, as shown in FIG. 9, the horizontal axis represents the engine speed Ne, and the throttle opening Th (1/8 to 6/8) )
Shown by the curve a 1 ~a 6 as parameters.
このようにして検出されたエンジン発生トルクTeの値
に油温補正を行って伝達トルクTrを求めるもので、補正
係数K1は作動油の温度が90℃で1、90℃より高いほど1
より大きな値に、90℃より低いほど1より小さな値に設
定され、この補正係数K1をエンジン発生トルクTeに掛け
て伝達トルクTrを求める。The transmission torque Tr is obtained by performing oil temperature correction on the value of the engine generated torque Te detected in this manner, and the correction coefficient K1 is 1 at a temperature of the operating oil of 90 ° C. and 1 as the operating oil temperature becomes higher than 90 ° C.
To a larger value is set to a value smaller than 1 as below 90 ° C., obtaining the transmitted torque Tr is multiplied by the correction coefficient K 1 to the engine generated torque Te.
さらに、上記伝達トルクTrは、スロットル開度Thの変
化量によって補正される。この補正は、上記のようにエ
ンジン出力トルクTeの検出を、エンジン回転数Neとスロ
ットル開度Thのマップから求めているが、アクセル開度
が急に踏み込まれた加速時に、スロットル開度Thの変化
量すなわち変化速度が大きいと、実際のエンジン出力の
上昇が遅れ、マップ値とずれるのをスロットル開度変化
量が大きくなるほど伝達トルクTrの値が小さくなるよう
に修正するものである。該補正は、スロットル開度Thの
変化量ΔThを前回のスロットル開度との差から算出し、
この変化量ΔThが正値で加速時のときには、第10図に示
すようなマップから、該変化量ΔThが大きくなるほど1
以下の小さな値に設定されている補正係数K2を求め、こ
の補正係数K2を伝達トルクTrに掛けて補正する。なお、
スロットル開度変化量ΔThが大きくなると、第4図の定
常スリップ制御領域から外れるものである。Further, the transmission torque Tr is corrected by the amount of change in the throttle opening Th. This correction is performed to detect the engine output torque Te as described above from the map of the engine speed Ne and the throttle opening Th. When the amount of change, that is, the changing speed is large, the actual increase of the engine output is delayed and the deviation from the map value is corrected so that the value of the transmission torque Tr becomes smaller as the amount of change in the throttle opening becomes larger. This correction calculates the change amount ΔTh of the throttle opening Th from the difference from the previous throttle opening,
When the change amount ΔTh is a positive value and the vehicle is accelerating, the map shown in FIG.
The calculated correction factor K 2 which is set to a small value below, is corrected by multiplying the correction coefficient K 2 to the transmitted torque Tr. In addition,
When the throttle opening change amount ΔTh increases, it deviates from the steady slip control region of FIG.
そして、上記伝達トルクTrの値に対応して、流体継手
24における入力軸25と出力軸39との間に、エネルギ損失
の低減とエンジンが発生するトルク変動の吸収とが共に
図られることになる所定の目標回転差No、例えば、80〜
150rpmを生じさせるように差圧ΔPの値を、第8図の入
力トルクTiと入出力回転差ΔNと差圧ΔPとの関係が書
き込まれたマップから読み出されて設定されるが、上記
目標回転差Noを現在の入出力回転差ΔNに応じて制御応
答性および前記収束性の点から最適値に設定する。And, corresponding to the value of the transmission torque Tr, the fluid coupling
Between the input shaft 25 and the output shaft 39 in 24, a predetermined target rotation difference No, for example, 80 to which energy loss is reduced and torque fluctuation generated by the engine is both absorbed.
The value of the differential pressure ΔP is set by reading the relationship between the input torque Ti, the input / output rotation difference ΔN, and the differential pressure ΔP in FIG. 8 so as to generate 150 rpm. The rotation difference No is set to an optimum value in view of the control responsiveness and the convergence according to the current input / output rotation difference ΔN.
この目標回転差Noの設定は、入出力回転差ΔNを入力
回転数(エンジン回転数Ne)から出力回転数を減算して
求め、目標回転差No(初期値)を読み込み、両者の偏差
ΔN−Noの値により、第11図または第12図マップから補
正値αまたはβを検索し、目標回転差Noに加減算して補
正するものである。補正値αは入出力回転差ΔNが目標
回転差Noより所定値以上大きいときの補正値で、目標回
転差Noを低く補正して差圧ΔPを大きくし、入出力回転
差ΔNを低下させる方向に応答性を向上するものであ
る。また、補正値βは入出力回転差ΔNが目標回転差No
より所定値以上小さいときの補正値で、目標回転差Noを
高く補正して差圧ΔPを小さくし、入出力回転差ΔNを
上昇させる方向に応答性を向上し、最終的には前記最適
の目標回転差Noに収束させるものである。The target rotation difference No is set by subtracting the output rotation speed from the input rotation speed (engine rotation speed Ne) to obtain the input / output rotation difference ΔN, reading the target rotation difference No (initial value), and calculating the deviation ΔN− The correction value α or β is retrieved from the map of FIG. 11 or FIG. 12 based on the value of No, and is corrected by adding or subtracting the target rotation difference No. The correction value α is a correction value when the input / output rotation difference ΔN is larger than the target rotation difference No by a predetermined value or more. The direction in which the target rotation difference No is corrected low to increase the differential pressure ΔP and reduce the input / output rotation difference ΔN. The responsiveness is improved. In addition, the correction value β is obtained when the input / output rotation difference ΔN
With a correction value smaller than a predetermined value, the target rotation difference No is corrected to be high to reduce the differential pressure ΔP, and the responsiveness is improved in a direction to increase the input / output rotation difference ΔN. This converges to the target rotation difference No.
前記目標回転差Noと伝達トルクTrの関係から差圧ΔP
を求め、さらに、この差圧ΔPとスロットル開度Thより
前記第7図の特性に応じて対応するデューティ値Dkを求
めるが、最終的に出力するデューティ値dは制御系の安
定性を確保することから、前記入出力回転差ΔNと目標
回転差Noの偏差ΔN−Noの値により、読込みデューティ
値Dkの変化量を反映させるようにしている。すなわち、
デューティ値dの決定は、上記偏差ΔN−Noから補正係
数F1,F2の値を、第13図のようなマップから検索する。
また、今回求めたデューティ値Dkと前回値Dk−1と前々
回値Dk−2により、後述のフローチャートで詳述するよ
うな計算式によって更新値ΔDを求め、前回値Dk−1に
加算して最終的なデューティ値dを決定する。From the relationship between the target rotation difference No and the transmission torque Tr, the differential pressure ΔP
Further, a duty value Dk corresponding to the characteristic shown in FIG. 7 is obtained from the differential pressure ΔP and the throttle opening Th, and the finally output duty value d secures the stability of the control system. Therefore, the amount of change in the read duty value Dk is reflected by the value of the difference ΔN−No between the input / output rotation difference ΔN and the target rotation difference No. That is,
In determining the duty value d, the values of the correction coefficients F 1 and F 2 are searched from the map as shown in FIG. 13 based on the deviation ΔN−No.
Further, based on the duty value Dk obtained this time, the previous value Dk-1, and the last-before-time value Dk-2, an updated value ΔD is obtained by a calculation formula described in detail in a flowchart described later, and the updated value ΔD is added to the previous value Dk-1 to obtain the final value. A typical duty value d is determined.
そして、コントロールユニット100は、設定された差
圧ΔPに対応したデューティ値dを有する駆動信号Cgを
形成して、それを調圧用ソレノイド弁7に供給する定常
スリップ制御を行う。Then, the control unit 100 performs a steady slip control in which a drive signal Cg having a duty value d corresponding to the set differential pressure ΔP is formed and supplied to the pressure regulating solenoid valve 7.
コントロールユニット100の処理を第14図〜第17図の
フローチャートに沿って説明する。第14図はスリップ制
御のメインルーチンを示し、制御スタート後、ステップ
S1でスリップ制御の種類を判定し、定常スリップS2か減
速スリップS3か変速時スリップS4かを、後述の第15図の
制御領域判別ルーチンで判別されたスリップ状態に対応
して判定される。The processing of the control unit 100 will be described with reference to the flowcharts of FIGS. FIG. 14 shows a main routine of the slip control.
In step S1, the type of slip control is determined, and whether the slip is the steady slip S2, the deceleration slip S3, or the shift slip S4 is determined according to a slip state determined in a control region determination routine of FIG.
まず、定常スリップ制御S2の場合には、ステップS5で
エンジン出力トルクTeを、検出したエンジン回転数Neと
スロットル開度Thとにより、前記第9図の特性に基づい
て求める。そして、ステップS6でこのエンジン出力トル
クTeを油温に応じて前記補正係数K1によって補正して、
伝達トルクTr(入力トルクTi)を求めるものである。First, in the case of the steady slip control S2, the engine output torque Te is obtained in step S5 based on the detected engine speed Ne and the throttle opening Th based on the characteristics shown in FIG. Then, corrected by the correction factor K 1 in accordance with the engine output torque Te of the oil temperature at step S6,
The transmission torque Tr (input torque Ti) is obtained.
次に、ステップS7は上記伝達トルクTrをスロットル開
度Thの変化量ΔTh、すなわち変化速度によって第10図の
特性に基づいて補正し、加速時にスロットル開度の変化
に対して実際のエンジン出力の上昇遅れによるずれを抑
制する。Next, in step S7, the transfer torque Tr is corrected based on the change amount ΔTh of the throttle opening Th, that is, the changing speed based on the characteristic of FIG. 10, and the actual engine output is changed with respect to the change of the throttle opening during acceleration. Suppress the shift due to rising delay.
続いて、ステップS8で差圧ΔPを求めるものであり、
その詳細ステップを第16図に示す。まず、ステップS20
で入出力回転差ΔNの計算を、エンジン回転数Ne(入力
回転数)からタービン回転数Nt(出力回転数)を減算し
て求め、ステップS21で目標回転差Noの初期値(例えば1
50rpm)を読み込む。そして、ステップS22で両者の偏差
ΔN−Noを計算し、ステップS23で該偏差ΔN−Noが正
か否かを判定する。この判定がYESのときには、ステッ
プS24の判定で入出力回転差ΔNが目標回転差Noより所
定値E1以上大きい場合に、ステップS25で上記偏差ΔN
−Noの値により、第11図のマップから補正値αを検索
し、ステップS26でこの補正値αを目標回転差Noから減
算して小さな値に補正する。一方、前記ステップS23の
判定がNOのときには、ステップS27の判定で入出力回転
差ΔNが目標回転差Noより所定値E2以上小さい場合に、
ステップS28で上記偏差ΔN−Noの絶対値により、第12
図のマップから補正値βを検索し、ステップS29でこの
補正値βを目標回転差Noに加算して大きな値に補正す
る。また、ステップS24またはS27の判定がNOの場合並び
に上記のように目標回転差Noを補正した後には、ステッ
プS30で目標回転差Noと伝達トルクTrの関係から、第8
図のマップにより差圧ΔPの値を求めるものである。Subsequently, a differential pressure ΔP is determined in step S8,
The detailed steps are shown in FIG. First, step S20
Is calculated by subtracting the turbine speed Nt (output speed) from the engine speed Ne (input speed). In step S21, the initial value of the target speed difference No (for example, 1
50rpm). Then, in step S22, the difference ΔN-No is calculated, and in step S23, it is determined whether the difference ΔN-No is positive. By the time this determination is YES, if input and output rotation difference ΔN predetermined value E 1 or greater than the target rotational difference No is determined in step S24, the deviation ΔN at step S25
Based on the value of -No, a correction value α is retrieved from the map of FIG. 11, and in step S26, the correction value α is subtracted from the target rotation difference No to correct it to a small value. On the other hand, when the determination of the step S23 is NO, when input rotation difference ΔN is the predetermined value E 2 or more smaller than the target rotational difference No is determined in step S27,
In step S28, the twelfth is calculated based on the absolute value of the deviation ΔN-No.
A correction value β is retrieved from the map shown in the figure, and in step S29, the correction value β is added to the target rotation difference No to correct the correction value to a large value. In addition, if the determination in step S24 or S27 is NO and after the target rotation difference No is corrected as described above, it is determined from the relationship between the target rotation difference No and the transmission torque Tr in step S30 that the eighth
The value of the differential pressure ΔP is obtained from the map shown in FIG.
そして、ステップS9に進んで、上記差圧ΔPとスロッ
トル開度Thより対応するデューティ値Dkを第7図に基づ
いて求め、ステップS10で最終的に出力するデューティ
値dを計算し、このデューティ値dをステップS19でソ
レノイド弁7に出力して駆動する。Then, the process proceeds to step S9, in which a duty value Dk corresponding to the differential pressure ΔP and the throttle opening Th is obtained based on FIG. 7, and a duty value d to be finally output is calculated in step S10. d is output to the solenoid valve 7 in step S19 to drive it.
上記ステップS10のデューティ計算の詳細は、第17図
に示すように、ステップS40で上記偏差ΔN−Noの値に
より補正係数F1,F2の値を、第13図のようなマップから
検索する。この補正係数F1,F2は、上記偏差ΔN−Noが
正および負に大きくなるほど大きな値に設定されてい
る。そして、ステップS41で今回求めた前記デューティ
値Dkを読み込み、ステップS42の計算で更新値ΔDを求
め、前回値Dk−1に加算して最終的なデューティ値dを
決定する(S43)。上記ステップS42の計算は、今回のデ
ューティ値Dkと前回値Dk−1との差に補正係数F1を掛け
た値に、前回値Dk−1と前々回値Dk−2との差に補正係
数F2を掛けた値を加算して求めるものであり、状態の変
化が大きい場合にはデューティ値変化を大きくし、状態
の変化が少いときにはデューティ値dの変動を小さくし
て安定させるようにしている。The details of the duty calculation in step S10 are as follows. As shown in FIG. 17, in step S40, the values of the correction coefficients F 1 and F 2 are retrieved from the map as shown in FIG. . The correction coefficients F 1 and F 2 are set to larger values as the difference ΔN−No increases in the positive and negative directions. Then, in step S41, the duty value Dk obtained this time is read, and the update value ΔD is obtained by calculation in step S42, and is added to the previous value Dk-1 to determine the final duty value d (S43). Calculation of the step S42 is the difference between the value obtained by multiplying the correction factor F 1 of the current duty value Dk and previous value Dk-1, the correction factor F to the difference between the previous value Dk-1 and the second preceding value Dk-2 When the state change is large, the duty value change is increased, and when the state change is small, the fluctuation of the duty value d is reduced and stabilized. I have.
次に、減速スリップ制御S3の場合は、ステップS12で
減速時の最低伝達トルクをマップから検索する。この減
速時にはエンジンが車輪からトルクが伝達される状態に
あるので、予め実験等により求められて、内蔵メモリに
エンジン回転数に応じて記憶された、車輪からエンジン
に伝達される上記最低伝達トルクを読み出す。そして、
前記ステップS6に進んで、上記伝達トルクに対応した所
定の目標回転差Noとなるように差圧ΔPを求め、デュー
ティ値dを設定し減速スリップ制御を行う。Next, in the case of the deceleration slip control S3, the minimum transmission torque at the time of deceleration is searched from the map in step S12. At the time of this deceleration, the engine is in a state where torque is transmitted from the wheels. Therefore, the minimum transmitted torque transmitted from the wheels to the engine, which is obtained in advance by experiments or the like and stored in the internal memory according to the engine speed, is calculated. read out. And
Proceeding to step S6, the differential pressure ΔP is determined so as to attain a predetermined target rotation difference No corresponding to the transmission torque, the duty value d is set, and the deceleration slip control is performed.
一方、変速時スリップ制御S4の場合は、ステップS13
で変速時スリップ制御の開始時か否かを判定し、開始時
にはステップS14で直前の状態がスリップ制御状態かそ
れ以外のコンバータ状態かロックアップ状態かを判定す
る。直前の状態がスリップ制御状態の場合には、ステッ
プS15でデューティ値dの値をその時既に設定されてい
る変速直前の値に設定し、この値をステップS18で変速
中のデューティ値dとして、ソレノイド弁7を駆動する
(S19)。また、直前の状態がコンバータもしくはロッ
クアップ状態の場合には、ステップS16で定常スリップ
制御条件が成立したときと同様にエンジン回転数Neとス
ロットル開度Thとからエンジン出力トルクTiを検出し、
ステップS17でこれに基づく伝達トルクTrにより所定の
目標回転差Noを生じさせる差圧ΔPを設定し、この差圧
ΔPが得られるデューティ値dを決定して変速中のデュ
ーティ値dとして調圧用ソレノイド弁7を駆動し(S18,
S19)、この変速スリップ制御を変速動作が完了するま
で行う。On the other hand, in the case of the slip control during shifting S4, step S13
It is determined whether or not the shift control at the time of shifting is to be started, and at the start, it is determined in step S14 whether the immediately preceding state is the slip control state, the other converter state, or the lockup state. If the immediately preceding state is the slip control state, the value of the duty value d is set to the value immediately before the currently set shift in step S15, and this value is set as the duty value d during shifting in step S18, and the solenoid The valve 7 is driven (S19). If the immediately preceding state is the converter or lock-up state, the engine output torque Ti is detected from the engine speed Ne and the throttle opening Th in the same manner as when the steady slip control condition is satisfied in step S16,
In step S17, a pressure difference ΔP for generating a predetermined target rotation difference No is set by a transmission torque Tr based on the pressure difference, a duty value d for obtaining the pressure difference ΔP is determined, and the duty value d during the gear shift is used as a pressure adjustment solenoid. Operate the valve 7 (S18,
S19) This shift slip control is performed until the shift operation is completed.
第15図は制御領域判別ルーチンで、ステップS50でス
ロットル開度Thおよび車速Vの検出値から、第4図のシ
フトパターンに基づいて定常スリップ制御領域内にある
か否かを判定する。定常スリップ制御領域内にある場合
には、ステップS51でシフトパターンのスロットル開度
が0上での4−3速シフトダウン変速線をノーマル状態
に戻した後、ステップS52で変速中か否かを判定する。
そして、変速中でない場合には定常スリップ制御S61を
行う一方、変速中の場合には、ステップS53の判定でシ
フトアップのときには変速スリップ制御S64を行い、シ
フトダウンときにはコンバータ制御S63(ロックアップ
解除)を行う。FIG. 15 is a control region determination routine. In step S50, it is determined from the detected values of the throttle opening Th and the vehicle speed V based on the shift pattern in FIG. 4 whether or not the vehicle is in the steady slip control region. If it is within the steady slip control region, after returning the 4-3 speed shift down shift line in which the throttle opening of the shift pattern is 0 in step S51 to the normal state in step S51, it is determined in step S52 whether the shift is in progress. judge.
When the gear is not being changed, the steady slip control S61 is performed, while when the gear is being changed, the shift slip control S64 is performed when the shift is up in the determination of step S53, and the converter control S63 (lockup release) is performed when the shift is down. I do.
また、定常スリップ制御領域外の場合には、ステップ
S54の判定で前記減速スリップ条件が成立すると、ステ
ップS55でブレーキの作動状態をブレーキスイッチのオ
ン状態で判定する。そして、ブレーキ操作時にはステッ
プS56でシフトパターンの4−3速シフトダウン変速線
を変更し、エンジンブレーキによる減速感を高める。そ
して、この減速スリップ条件の成立時には、ステップS5
7のへ変速判定により、変速中には変速スリップ制御(S
64)を行う一方、変速中でない場合には減速スリップ制
御(S65)を行う。In addition, if it is out of the steady slip control region, the step
If the deceleration slip condition is satisfied in the determination of S54, the operation state of the brake is determined by the ON state of the brake switch in step S55. Then, at the time of the brake operation, in step S56, the 4-3rd shift down shift line of the shift pattern is changed to enhance the sense of deceleration due to the engine brake. When the deceleration slip condition is satisfied, step S5
The shift slip control (S
While performing 64), if the shift is not in progress, deceleration slip control (S65) is performed.
さらに、定常スリップ領域外で減速スリップ条件の非
成立状態の場合には、ステップS58でシフトパターンの
4−3速シフトダウン変速線をノーマル状態に戻した
後、ステップS59で変速中か否かを判定する。そして、
変速中でない場合には、ステップS60の判定による完全
ロックアップ領域のときにロックアップ制御(S62)を
行い、ロックアップ領域でないときにはコンバータ制御
(S63)を行う。さらに、上記ステップS59の判定により
変速中に場合には、ステップS53の判定でシフトアップ
のときには変速スリップ制御S64を行い、シフトダウン
ときにはコンバータ制御S63を行う。Further, when the deceleration slip condition is not satisfied outside the steady slip region, the 4-3 speed downshift line of the shift pattern is returned to the normal state in step S58, and it is determined in step S59 whether the gear is being shifted. judge. And
If the shift is not in progress, lock-up control (S62) is performed when the vehicle is in the complete lock-up region as determined in step S60, and converter control (S63) is performed when the vehicle is not in the lock-up region. Further, when the shift is being performed according to the determination in step S59, the shift slip control S64 is performed when the upshift is performed in the determination in step S53, and the converter control S63 is performed when the downshift is performed.
上記のような制御態様の判別に基づき、定常、変速お
よび減速スリップ制御を行う際には、前記第14図に基づ
くスリップ制御を行うものである。なお、コンバータ制
御およびロックアップ制御は、公知の制御態様によって
行うもので詳細は省略している。When performing the steady, shift, and deceleration slip control based on the determination of the control mode as described above, the slip control based on FIG. 14 is performed. Note that the converter control and the lock-up control are performed according to a known control mode, and the details are omitted.
なお、コントロールユニット100は、シフトタダウン
条件が成立したことを検知した場合には、エンジンが減
速状態にあるときを除き、両ソレノイド弁6,7への駆動
信号Cf,Cgの供給を停止し、ロックアップクラッチ21を
解放状態に作動するものである。また、減速スリップ制
御条件が成立している状態でシフトアップ条件が成立し
たことを検知すると、変速スリップ制御を行い、さら
に、3−2速および2−1速へのシフトダウン条件が成
立したことが検知された場合には、両ソレノイド弁6,7
の駆動を停止し、ロックアップクラッチ21を解放状態と
する。When the control unit 100 detects that the shift down condition is satisfied, the control unit 100 stops supplying the drive signals Cf and Cg to both solenoid valves 6 and 7, except when the engine is in a decelerating state. The lock-up clutch 21 is operated in a released state. When it is detected that the upshift condition is satisfied while the deceleration slip control condition is satisfied, the shift slip control is performed, and further, the downshift condition to the 3-2nd speed and the 2-1st speed is satisfied. Is detected, both solenoid valves 6, 7
Is stopped, and the lock-up clutch 21 is released.
上記のような実施例によれば、定常スリップ制御時に
おいては、差圧ΔPをスロットル開度の変化量で補正し
た流体継手24の入力トルクTiに応じ、入出力回転差ΔN
に応じた最適な目標回転差Noを設定して制御応答性を高
めるように求め、最終的なデューティ値dを制御の安定
を図るように計算設定することにより、エンジンの運転
状態に適合し、しかも、流体継手24におけるエネルギ損
失の低減とエンジンが発生するトルク変動の吸収とが共
に図れる入出力回転差ΔNを応答性よく安定して生じさ
せることができる。それにより、車両における燃費性能
の向上を図ることができると共に、車体振動を抑制する
ことができる。According to the above-described embodiment, at the time of the steady slip control, the input / output rotation difference ΔN is determined according to the input torque Ti of the fluid coupling 24 in which the differential pressure ΔP is corrected by the amount of change in the throttle opening.
Optimum target rotation difference No is set according to and the control responsiveness is determined to be higher, and the final duty value d is calculated and set so as to stabilize the control. In addition, it is possible to stably generate the input / output rotation difference ΔN with good responsiveness, which can reduce both the energy loss in the fluid coupling 24 and absorb the torque fluctuation generated by the engine. Thereby, the fuel efficiency of the vehicle can be improved, and the vibration of the vehicle body can be suppressed.
また、変速スリップ制御においても、伝達トルクTrに
応じて差圧ΔPが設定され、運転状態に適合したスリッ
プ制御が行える。さらに、減速スリップ制御において
も、伝達トルクTrに応じて入出力回転差の制御を行い、
車体振動の抑制および減速燃料カットなどとの関係で良
好な減速感が得られるものである。Further, also in the shift slip control, the differential pressure ΔP is set according to the transmission torque Tr, so that the slip control suitable for the driving state can be performed. Further, also in the deceleration slip control, the input / output rotation difference is controlled according to the transmission torque Tr,
A good feeling of deceleration can be obtained in relation to suppression of vehicle body vibration and deceleration fuel cut.
なお、上記実施例においては、定常スリップ制御がス
ロットル開度および車速によって設定される第4図のシ
フトパターンにおけるスリップ制御領域にあることが検
知されたときに行われるようにしているが、その他、ス
ロットル開度および車速の一方が前記シフトパターンに
おける特定の領域であることを検知したときに行うよう
にしてもよい。In the above embodiment, the steady slip control is performed when it is detected that it is in the slip control region in the shift pattern of FIG. 4 set by the throttle opening and the vehicle speed. It may be performed when it is detected that one of the throttle opening and the vehicle speed is in a specific region in the shift pattern.
(発明の効果) 上記のような本発明によれば、ロックアップクラッチ
の締結室と解除室との差圧制御でスリップ状態を制御す
るについて、目標回転差に対応して差圧を設定すると共
に、現在の入出力回転差と上記目標回転差との偏差を求
め、この偏差に基づき差圧に対応するデューティ値を求
めると同時に、デューティ値の変化状態に基づいて実際
に出力する駆動信号のデューティ値を決定するようにし
たことにより、回転差に対応する差圧の制御を応答性と
安定性を考慮して精度良く実行することができるもので
ある。(Effects of the Invention) According to the present invention as described above, in controlling the slip state by controlling the differential pressure between the engagement chamber and the release chamber of the lockup clutch, the differential pressure is set in correspondence with the target rotation difference. , The deviation between the current input / output rotation difference and the target rotation difference is obtained, and the duty value corresponding to the differential pressure is obtained based on this deviation, and at the same time, the duty of the drive signal actually output based on the change state of the duty value. By determining the value, it is possible to accurately control the differential pressure corresponding to the rotation difference in consideration of responsiveness and stability.
第1図は本発明の構成を明示するための機能ブロック
図、 第2図は一実施例における流体継手のスリップ制御装置
を車両のパワープラントと共に示す概略構成図、 第3図は第2図に示される例の主要部を示す概略構成
図、 第4図〜第13図はスリップ制御における各種制御特性を
示す特性図、 第14図〜第17図はコントロールユニットの処理を説明す
るためのフローチャート図である。 A,24……流体継手、B,21……ロックアップクラッチ、C
……スリップ制御装置、D……入力トルク検出手段、E
……入出力回転数検出手段、F……差圧設定手段、G…
…駆動信号決定手段、6……ロックアップ制御用ソレノ
イド弁、7……調圧用ソレノイド弁、10……エンジン本
体、14……スロットル弁、20……自動変速機、30……油
圧回路部、34……ポンプインペラー、36……タービンラ
ンナー、43……解除室、44……締結室、51……ロックア
ップシフト弁、52……ロックアップ調圧弁、81……スロ
ットル開度センサ、82……車速センサ、100……コント
ロールユニット。FIG. 1 is a functional block diagram for clearly showing the configuration of the present invention, FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing a slip control device for a fluid coupling in one embodiment together with a power plant of a vehicle, and FIG. FIGS. 4 to 13 are characteristic diagrams showing various control characteristics in slip control, and FIGS. 14 to 17 are flow chart diagrams for explaining the processing of the control unit. It is. A, 24 …… Fluid coupling, B, 21 …… Lock-up clutch, C
... Slip control device, D ... Input torque detecting means, E
...... Input / output rotation speed detection means, F ...... differential pressure setting means, G ...
... Drive signal determining means, 6 ... Lockup control solenoid valve, 7 ... Pressure adjusting solenoid valve, 10 ... Engine body, 14 ... Throttle valve, 20 ... Automatic transmission, 30 ... Hydraulic circuit section, 34 …… Pump impeller, 36 …… Turbine runner, 43 …… Release chamber, 44 …… Fastening chamber, 51 …… Lockup shift valve, 52 …… Lockup pressure regulating valve, 81 …… Throttle opening sensor, 82… … Vehicle speed sensor, 100… Control unit.
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 竹本 和雄 広島県安芸郡府中町新地3番1号 マツ ダ株式会社内 (56)参考文献 特開 昭61−52427(JP,A) ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Inventor Kazuo Takemoto 3-3 Shinchi, Fuchu-cho, Aki-gun, Hiroshima Mazda Co., Ltd. (56) Reference JP-A-61-52427 (JP, A)
Claims (3)
の差圧を駆動信号のデューティ値によって制御し、該ロ
ックアップクラッチの締結力を調整して入出力回転差が
制御可能な流体継手のスリップ制御装置において、目標
となる上記入出力回転差を設定する目標回転差設定手段
と、現在の入出力回転差を検出する入出力回転差検出手
段と、上記目標回転差設定手段にて設定された目標回転
差に対応して前記差圧を設定する差圧設定手段と、該差
圧設定手段および入出力回転差検出手段の信号を受け、
設定差圧に対応する駆動信号のデューティ値を、現在の
入出力回転差と目標回転差との偏差およびデューティ値
の変化状態に基づいて決定する駆動信号決定手段とを備
えたことを特徴とする流体継手のスリップ制御装置。Claim: What is claimed is: 1. A fluid coupling in which a differential pressure between an engagement chamber and a release chamber of a lockup clutch is controlled by a duty value of a drive signal, and an engagement force of the lockup clutch is adjusted to control an input / output rotation difference. In the slip control device, the target rotation difference setting means for setting the target input / output rotation difference, the input / output rotation difference detection means for detecting the current input / output rotation difference, and the target rotation difference setting means are set. A differential pressure setting means for setting the differential pressure corresponding to the target rotational difference, and a signal from the differential pressure setting means and the input / output rotational difference detecting means,
Drive signal determining means for determining the duty value of the drive signal corresponding to the set differential pressure based on the deviation between the current input / output rotation difference and the target rotation difference and the change state of the duty value. Slip control device for fluid coupling.
目標回転差との偏差が正および負に大きくなるほど大き
な比率で、デューティ値の変化状態を反映させて最終的
なデューティ値を決定することを特徴とする請求項1に
記載の流体継手のスリップ制御装置。2. The drive signal determining means determines the final duty value by reflecting the change state of the duty value with a larger ratio as the deviation between the input / output rotation difference and the target rotation difference increases positively and negatively. The slip control device for a fluid coupling according to claim 1, wherein:
るデューティ値の変化が大きいときには最終的なデュー
ティ値変化も大きくし、設定差圧に対する駆動信号の変
化が小さいときには最終的なデューティ値変化も小さく
決定することを特徴とする請求項1に記載の流体継手の
スリップ制御装置。3. The drive signal determining means increases the final duty value change when the change of the duty value with respect to the set differential pressure is large, and the final duty value change when the change of the drive signal with respect to the set differential pressure is small. The slip control device for a fluid coupling according to claim 1, wherein the slip control device is also determined to be small.
Priority Applications (1)
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---|---|---|---|
JP33541188A JP2687001B2 (en) | 1988-12-28 | 1988-12-28 | Fluid coupling slip control device |
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Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP33541188A JP2687001B2 (en) | 1988-12-28 | 1988-12-28 | Fluid coupling slip control device |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH02180365A JPH02180365A (en) | 1990-07-13 |
JP2687001B2 true JP2687001B2 (en) | 1997-12-08 |
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Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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Families Citing this family (4)
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---|---|---|---|---|
US5627750A (en) * | 1993-12-29 | 1997-05-06 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Clutch slip control device and method of manufacturing the same, clutch slip control method, and vehicle control device |
JP3267836B2 (en) * | 1995-06-05 | 2002-03-25 | トヨタ自動車株式会社 | Control device and its design method, and clutch slip control device and its design method |
JP2010209947A (en) * | 2009-03-06 | 2010-09-24 | Nissan Motor Co Ltd | Control apparatus for automatic transmission |
JP2022001765A (en) * | 2018-08-02 | 2022-01-06 | ジヤトコ株式会社 | Slip control device of torque converter |
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