DE69621903T2

DE69621903T2 - Hydraulische Drucksteuerungseinrichtung für automatische Fahrzeuggetriebe

Info

Publication number: DE69621903T2
Application number: DE69621903T
Authority: DE
Inventors: Masahiro Hayabuchi; Toshihiro Kano; Takayuki Kubo; Masaaki Nishida; Saoto Tsuchiya; Kazumasa Tsukamoto; Hiroshi Tsutsui; Yoshihisa Yamamoto
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 1995-12-19
Filing date: 1996-12-04
Publication date: 2002-11-21
Anticipated expiration: 2016-12-05
Also published as: EP0780602A2; JP3331844B2; EP0780602A3; KR970046658A; KR100450720B1; DE69621903D1; JPH09170654A; EP0780602B1; US5782711A

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine hydraulische Drucksteuerungseinrichtung eines in einem Kraftfahrzeug eingebauten automatischen Getriebes, und insbesondere eine hydraulische Drucksteuerungseinrichtung, die für einen Schaltvorgang den hydraulischen Druck an den Hydraulikservos für einzelne Reibungseingriffselemente steuert, welche die Getriebewege des automatischen Schaltmechanismus verändern, um somit Schaltrucke zu verringern.
Eine Einrichtung, welche den hydraulischen Druck an einem Hydraulikservo steuert, um Schaltdrucke gemäß der Präambel von Anspruch 1 zu verringern, ist in der japanischen Patentoffenlegungsschrift NR. SHO-63-270971 offenbart. Die Steuerungseinrichtung eines automatischen Getriebes berechnet ein Turbinen-(Eingangs)-Drehmoment, welches unmittelbar vor der Ausgabe eines Schaltsignals auftritt, unter Verwendung einer Turbinendrehmomentabschätzeinrichtung und einer Turbinendrehmomentkorrektureinrichtung und schätzt auf der Basis des berechneten Turbinendrehmoments und der Getriebeverhältnisse vor und nach dem Schaltvorgang das Turbinendrehmoment ab, welches bei dem Schaltverhältnis nach dem Schaltvorgang bewirkt wird, und steuert die Fluiddruckregelungseinrichtung für die Regelung des Fluiddrucks an dem Hydraulikservo so, daß sich das Turbinendrehmoment sanft verändert, und somit eine Drehmomentveränderung auf der Ausgangswelle des Zahnradgetriebes geglättet wird.
Obwohl die vorstehend erwähnte Steuerungseinrichtung eines automatischen Getriebes ein Turbinendrehmoment mit hoher Genauigkeit detektieren und ein nach einem Schaltvorgang auftretendes genaues Turbinendrehmoment abschätzen kann, ist es für die Steuerungseinrichtung nicht leicht, einen genauen Fluiddruck (Hydraulikdruck) aus dem abgeschätzten Turbinendrehmoment aufgrund von Schwankungen in den u-Eigenschaften der Reibungselemente der Reibungseingriffselemente, Kolbenhubfehler und dergleichen zu berechnen.
Demzufolge wird, wenn der von der Steuerungseinrichtung eines automatischen Getriebes berechnete hydraulische Wirkdruck bezogen auf einen geeigneten Hydraulikdruck relativ hoch ist, ein Abfall der Rotationsveränderung während der Anfangsperiode der Trägheitsphase groß und bewirkt einen Schaltdruck. Umgekehrt verzögert sich, wenn der hydraulische Wirkdruck im Bezug auf den korrekten hydraulischen Druck relativ gering ist, der Beginn der Trägheitsphase, was einen verlängerten Schaltvorgang, gefolgt von einer starken Veränderung in der Rotationsdrehzahl bewirkt, und somit einen Schaltruck erzeugt.
Demzufolge ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Steuerungseinrichtung für ein automatisches Getriebe bereitzustellen, welches die vorstehend beschriebenen Probleme löst, indem der Veränderungsgradient des hydraulischen Druckes zum Beginn der Trägheitsphase verändert und korrigiert wird, indem der Anfangsdruck und die Hydraulikdruckveränderung über der Trägheitsphase zu Beginn der Trägheitsphase erfaßt werden und dadurch der hydraulische Druck so gesteuert wird, daß sich das Eingangsdrehmoment immer sanft verändert.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie sie in Anspruch 1 definiert ist, wird eine hydraulische Drucksteuerungseinrichtung für ein automatisches Getriebe bereitgestellt, welches aufweist: einen automatischen Schaltmechanismus, welcher Getriebewege für einen Gangwechsel umschaltet, indem sie mehrere Reibungseingriffselemente einrückt oder ausrückt, und somit eine drehzahlveränderte Rotation an ein Rad ausgibt; Hydraulikservos 9, 10, welche die Reibungseingriffselemente einrücken und ausrücken; und ein Umschaltventil 13, 15, welches umschaltet, um hydraulischen Druck mindestens einem von den Hydraulikservos, welcher tatsächlich mindestens eines von den Reibungseingriffselementen einrückt oder ausrückt, zuzuführen oder davon abzuführen, wobei die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung für ein automatisches Getriebe gekennzeichnet ist, daß es aufweist:
eine Druckregelungseinrichtung SLS, SLU zum Regeln des hydraulischen Druckes für die Hydraulikdruckservos, welche die Reibungseingriffselemente einrücken oder ausrücken;
eine Eingangsrotationsdrehzahl-Detektionseinrichtung 5 zum Detektieren einer Rotationsdrehzahl der Eingangsrotation;
eine Eingangsdrehmoment-Berechnungseinrichtung 1a zum Berechnen eines Eingangsdrehmoments des automatischen Schaltmechanismus auf der Basis eines Fahrzustandes eines Fahrzeugs;
eine Sollwert-Hydraulikdruck-Berechnungseinrichtung 1b zum Berechnen eines Sollwert-Hydraulikdruckes PTA gemäß dem Eingangsdrehmoment für einen Zustand unmittelbar bevor sich die Eingangsdrehzahl zu verändern beginnt; und
eine hydraulische Drucksteuerungseinrichtung 1c zum Ausgeben eines Signals an die Druckregelungseinrichtung, um so einen ersten Übergangsabschnitt bereitzustellen, in welchem der hydraulische Druck auf den Sollwert-Hydraulikdruck mit einem vorbestimmten Gradienten verändert wird, und einen zweiten Übergangsabschnitt, in welchem der hydraulische Druck von dem Sollwert-Hydraulikdruck mit einem Gradienten δPTA, welcher kleiner als der vorbestimmte Gradient ist, verändert wird.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 2 definiert, ist der erste Übergangsabschnitt mit einer vorbestimmten Zeit tTA vorgesehen, welche unter Berücksichtigung einer Hydraulikdruck-Reaktionsverzögerung bestimmt wird, und der vorbestimmte Gradient wird auf der Basis der vorbestimmten Zeit tTA und des Sollwert-Hydraulikdrucks PTA bestimmt.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 3 definiert, wird der Gradient δPTA des zweiten Übergangsabschnittes auf der Basis einer Sollwertrotationsveränderungsrate ωA' ermittelt, welche auftritt, wenn die Eingangsrotationsdrehzahl NT sich um einen vorbestimmten Betrag verändert dNS.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 4 definiert, erstreckt sich der zweite Übergangsabschnitt bis die Rotationsdrehzahländerung ΔN der Eingangsrotation zu einer den Rotationsveränderungsstartpunkt bestimmenden Rotationsdrehzahl dNS wird, welche von der Eingangswellen-Rotationsdrehzahl-Detektionseinrichtung 5 detektierbar ist.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 5 definiert, verwendet die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung in einer Trägheitsphase als einen Sollwert ωa', ωt' eine Rotationsveränderungsrate ω' der Eingangsrotationsdrehzahl und die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung wird so eingestellt, daß sich der Sollwert allmählich während der Anfangs- und Endperioden der Trägheitsphase verändert.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 6 definiert, mißt die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung die Zeit ts des zweiten Übergangsabschnittes und korrigiert den Sollwertdruck-Hydraulikdruck PTA durch Lernen in Abhängigkeit von der gemessenen Zeit.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 7 definiert, detektiert die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung eine Rotationsdrehzahlveränderungsrate ωs' der Eingangsrotationsdrehzahl am Ende des zweiten Übergangsabschnittes, und korrigiert den Gradienten δPTA des zweiten Übergangsabschnittes, durch Lernen in Abhängigkeit von der detektierten Veränderungsrate.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 8 definiert, vergleicht die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung anschließend eine Zeit ts des zweiten Übergangsabschnittes mit der vorbestimmten Zeit taim + Δt&sub0;, welche unter Berücksichtigung einer Hydraulikdruck-Reaktionsverzögerung erstellt wird und korrigiert den Sollwert-Hydraulikdruck PTA und Gradienten δPTA des zweiten Übergangsabschnittes durch Lernen auf der Basis des Vergleichs.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 9 definiert, liefert die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung einen hydraulischen Druck an die Hydraulikservos 9, 10, so daß die Hydraulikservos einen Kolbenhub abschließen, bevor der erste Übergangsabschnitt startet, und die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung detektiert eine Rotationsdrehzahlveränderungsrate ωs' der Eingangsrotationsdrehzahl und eine Zeit ts des zweiten Übergangsabschnittes am Ende des zweiten Übergangsabschnittes und korrigiert die Kolbenhubzeit tSE der Hydraulikservos durch Lernen in Abhängigkeit von der detektierten Rotationsdrehzahlveränderungsrate und der detektierten Zeit.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 10 definiert, umfassen die Reibungseingriffselemente, welche eingerückt und ausgerückt werden, zwei Reibungseingriffselemente, welche gleichzeitig betätigt werden, und der hydraulische Druck PA des Hydraulikservos für eines von den zwei Reibungseingriffselementen wird durch eine Konstruktion gesteuert, welche nach einem der Ansprüche 1 bis 9 definiert ist, und der Hydraulikservo für das andere von den zwei Reibungseingriffselementen wird auf der Basis eines hydraulischen Drucks gesteuert, welcher unter Verwendung einer vorbestimmten relationalen Gleichung [Tb' = fTB (Pa, Tt), PB = fPB (TB')], welche von dem hydraulischen Druck des Hydraulikservos für das eine von den zwei Reibungseingriffselementen abhängt, berechnet wird.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 11 definiert, ist die relationale Gleichung auf einen vorbestimmten Koeffizienten (S1U, S2U, S1D, S2D) bezogen, welcher gemäß einem Hemmungsmaß von dem einen und dem anderen der zwei Reibungseingriffselemente bestimmt wird.
In dem vorstehend beschriebenen Aufbau, wird die Umschalteinrichtung 13, 15 so umgeschaltet, so daß der von der Druckregelungseinrichtung SLS, SLU gelieferte geregelte Druck an die Reibungseingriffselemente geliefert wird, welche einzurücken oder auszurücken sind. Der hydraulische Druck für die Hydraulikservos wird wie nachstehend beschrieben gesteuert.
Die Steuerungseinrichtung berechnet einen Sollwert- Hydraulikdruck PTA für einen Zustand unmittelbar vor dem Beginn der Trägheitsphase in Abhängigkeit von dem Eingangsdrehmoment TT, berechnet einen vorbestimmten Gradienten (PTA - PS2/tTA) aus dem Sollwert-Hydraulikdruck und einer vorbestimmten Zeit tTA und erzielt den ersten Übergang (nach oben oder unten) des Hydraulikdruckes mit dem berechneten Gradienten. Zu dem Zeitpunkt, an dem der hydraulische Druck zu dem Sollwert-Hydraulikdruck PTA wird, mit anderen Worten, in einem Zustand unmittelbar vor dem Beginn der Trägheitsphase, wenn die Eingangsrotationsdrehzahl sich zu verändern beginnt, setzt die Steuerungseinrichtung einen Gradienten δPTA auf der Basis einer Sollwertdrehzahlveränderungsrate, welche auftritt, wenn die Eingangsrotationsdrehzahl NT sich um einen vorbestimmten Betrag dNS verändert, und führt den zweiten Übergang (aufwärts oder abwärts) mit dem so eingestellten Gradienten δPTA durch. In dieser Operation ist der Gradient des zweiten Übergangsabschnittes steiler als der des ersten Übergangsabschnittes. Dann führt die Steuerungseinrichtung eine Rückkopplungsregelung des hydraulischen Druckes mit einem vorbestimmten Gradienten unter Bezugnahme auf die Eingangsrotationsdrehzahlsveränderung ΔN durch, wenn die Eingangsrotationsdrehzahlsveränderung zu der den Rotationsveränderungsstartpunkt bestimmenden Rotationsgeschwindigkeit dNS wird, welche von der Eingangswellen-Rotationsdrehzahl- Detektionseinrichtung 5 detektiert wird.
Ferner detektiert die Steuerungseinrichtung die Zeit tS des zweiten Übergangsabschnittes und die Rotationsdrehzahlveränderungsrate ωs' am Ende des zweiten Übergangsabschnittes, und korrigiert dementsprechend den Sollwert-Hydraulikdruck PT, den Gradienten δPTA des zweiten Übergangsabschnittes und die Sollwertzeit taim des zweiten Übergangsabschnittes durch Lernen.
Fig. 1 ist eine elektrisches Blockschaltbild gemäß der vorliegenden Erfindung.
Fig. 2 stellt schematisch einen Hydraulikkreislauf gemäß der vorliegenden Erfindung dar.
Fig. 3 ist ein Zeitdiagramm eines Hochschaltvorgangs.
Fig. 4 ist ein Flußdiagramm, welches die hydraulische Drucksteuerung an der Einrückseite bei einem Hochschaltvorgang darstellt.
Fig. 5(a) ist ein Graph zur Berechnung eines Sollwert- Hydraulikdruckes PTA.
Fig. 5(b) ist ein Graph zur Berechnung eines Gradienten δPTA.
Fig. 5(c) ist ein Graph für die Berechnung eines Sollwerts der Schaltbeginnzeit taim.
Fig. 5(d) ist ein Graph für die Berechnung einer den Schaltbeginn bestimmenden Rotationsgeschwindigkeit dNS.
Fig. 5 (e) veranschaulicht die den Schaltbeginn bestimmende Rotationsgeschwindigkeit.
Fig. 5(f) veranschaulicht die Berechnung einer Sollwert- Schaltzeit tI.
Fig. 6 (a), 6(b) stellen ein Verfahren zur Berechnung eines Eingangsdrehmomentes dar. Fig. 6a stellt ein Kennfeld der Drosselklappenöffnung und der Motordrehzahl dar. Fig. 6b stellt ein Kennfeld des Drehmomentverhältnisses und des Drehzahlverhältnisses dar.
Fig. 7(a) ist ein Graph, welcher die Rotationsveränderungsrate darstellt.
Fig. 7(b) ist ein Graph, welcher die entsprechende Veränderung der Rotation der Eingangswelle darstellt.
Fig. 8 ist ein Flußdiagramm, welches die Hydraulikdrucksteuerung an der Löseseite für einen Hochschaltvorgang darstellt.
Fig. 9(a) ist ein Graph zur Berechnung des löseseitigen Hydraulikdruckes.
Fig. 9(b) veranschaulicht die Berechnung der Spielraumrate.
Fig. 10 ist ein Zeitdiagramm für einen Rückschaltvorgang.
Fig. 11 ist ein Flußdiagramm, welches die löseseitige Hydraulikdrucksteuerung für einen Rückschaltvorgang darstellt.
Fig. 12 ist ein Flußdiagramm, welches die Regelung für den eingriffseitigen Hydraulikdruck für einen Rückschaltvorgang darstellt.
Fig. 13(a) stellt Korrekturwerte für verschiedene Zustände der Schaltlernsteuerung.
Fig. 13(b) veranschaulicht eine derartige Korrektur.
Fig. 14(a), 14(b) veranschaulichen die Lernsteuerung für eine hydraulische Durckreaktionsverzögerung. Fig. 14(a) stellt einen Zustand vor der Korrektur dar. Fig. 14(b) stellt einen Zustand nach der Korrektur dar.
Ein automatisches Getriebe weist viele Reibungseingriffselemente, wie z. B. Kupplungen oder Bremsen auf, und einen (nicht dargestellten) automatischen Schaltmechanismus für das Wählen eines Übertragungsweges durch Planetenzahnräder, indem in geeigneter Weise die Reibungseingriffselemente eingerückt oder ausgerückt werden. Die Eingangswelle des automatischen Schaltmechanismus ist mit der Ausgangswelle eines Drehmomentwandlers verbunden. Die Ausgangswelle des automatischen Schaltmechanismus ist mit den Antriebsrädern verbunden.
Fig. 1 ist ein Blockschaltbild, welches die Steuerung eines elektrischen Systems darstellt. Eine Steuerungseinheit 1 besteht aus einem Mikrocomputer und weist Eingänge für die Signale aus einem Motordrehzahlsensor 2, einem Drosselklappenöffnungssensor 3, eines Getriebe-(automatische Schaltvorrichtung)-Eingangswellenrotationsdrehzahl-(Turbinenrotationsdrehzahl)-Sensors 5, eines Fahrzeuggeschwindigkeits-(= Automatikschaltvorrichtung-Ausgangswellenrotationsdrehzahl)-Sensors 6 und einen Öltemperatursensor 7, und weist ferner Ausgänge für lineare Magnetventile SLS, SLU des Hydraulikkreises auf. Die Steuerungseinheit 1 weist eine Einrichtung 1a für die Berechnung eines Eingangsdrehmomentes auf der Basis der Signale aus dem Motordrehzahlsensor 2, dem Drosselklappenöffnungssensor 3 und dem Fahrzeugsgeschwindigkeitssensor 6 auf, eine Einrichtung 1b zum Berechnen eines Sollwert- Hydraulikdruckes für eine Zustand unmittelbar vor dem Beginn der Trägheitsphase abhängig von dem berechneten Eingangsdrehmoment, und eine hydraulische Drucksteuerungseinrichtung 1c zum Ausgeben eines Signals an die linearen Magnetventile SLS, SLU, um so eine vorbestimmte Veränderung des Hydraulikdruckes zu erzielen, welcher einen ersten Übergangsabschnitt und einen zweiten Übergangsabschnitt umfaßt.
Fig. 2 stellt schematisch den Hydraulikkreis dar. Der Hydraulikkreis weist zwei lineare Magnetventile SLS, SLU und mehrere Hydraulikservos auf, welche mehrere Reibungseingriffselemente (Kupplungen und Bremsen) einrücken oder ausrücken, welche verschiedene Gänge bereitstellen, wie z. B. 4 oder 5 Vorwärtsgänge und einen Rückwärtsgang, indem die Getriebewege durch die Planetengetriebeeinheit des automatischen Schaltmechanismus umgeschaltet werden. Eingangsanschlüsse a&sub1;, a&sub2; der Linearmagnetventile SLS und SLU werden mit einem Magnetventilmodulatordruck versorgt. Die linearen Magnetventile SLS, SLU liefern den Steuerdruck aus ihren Ausgangsanschlüssen b&sub1;, b&sub2; an Steuerhydraulikkammern 11a, 12a von Druckregelventilen 11, 12. Eingangsanschlüsse 11b, 12b der Druckregelventile 11, 12 werden mit dem Leitungsdruck versorgt. Der durch den Steuerdruck geregelte Druck wird in geeigneter Weise von den Ausgangsanschlüssen 11c, 12c an die Hydraulikservos 9, 10 über Schaltventile 13, 15 geliefert.
Die Hydraulikkreisdarstellung dient lediglich zur Veranschaulichung von dessen Grundkonzept, und die Hydraulikservos 9, 10 und die Schaltventile 13, 15 sind lediglich zur Veranschaulichung dargestellt. Tatsächlich ist der automatische Schaltmechanismus mit vielen Hydraulikservos und vielen Schaltventilen zum Umschalten des Hydraulikdruckes auf die Hydraulikservos ausgestattet. In jedem Hydraulikservo ist gemäß Darstellung im Hydraulikservo 10 ein Kolben 19 öldicht in einem Zylinder 16 über eine Öldichtung 17 eingepaßt. Der Kolben 19 wird abhängig von den an eine Hydraulikkammer 20 durch das Steuerventil 12 angelegten Druck gegen die Kraft aus einer Feder 21 bewegt, um äußere Reibungsplatten 22 mit inneren Reibungselementen 23 in Berührung zu bringen. Obwohl die Reibungsplatten und Elemente in der Form einer Kupplung in Fig. 3 dargestellt sind, dürfte es selbstverständlich sein, daß eine Bremse in ähnlicher Weise aufgebaut und betrieben werden kann.
Die löseseitige Steuerung für einen Hochschaltvorgang wird unter Bezugnahme auf Fig. 3 und Fig. 4 beschrieben.
Wenn die Steuerungseinheit 1 ein Hochschaltsignal (START) auf der Basis von Signalen aus dem Drosselklappenöffnungssensor 3 und dem Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 6 ausgibt, beginnt eine Zeitmessung (S1). Dann gibt die Steuerungseinheit 1 ein vorbestimmtes Signal an ein lineares Magnetventil SLS oder SLU so aus, daß der hydraulische Druck an dem eingriffsseitigen Hydraulikservo (der eingriffsseitige Hydraulikdruck) PA zu einem vorbestimmten Druck PS1 wird (S2). Der vorbestimmte Druck PS1 wurde auf einen Wert eingestellt, welcher zum Füllen der Hydraulikkammer 20 des Hydraulikservos erforderlich ist. Der vorbestimmte Druck PS1 wird für eine vorbestimmte Zeit tSA beibehalten. Wenn die vorbestimmte Zeit tSA abgelaufen ist (S3), senkt sich der eingriffsseitige Hydraulikdruck PA mit einem vorbestimmten Gradienten [(PS1 - PS2)/tSB] ab. Wenn der eingriffsseitige Hydraulikdruck Pa zu einem vorbestimmten niedrigen Druck Ps2 (S5) wird, wird die Absenkung gestoppt und der Druck auf den vorbestimmten niedrigen Druck PS2 gehalten (S6). Der vorbestimmte niedrige Druck PS2 wurde so eingestellt, so daß er bei dem Kolbenhubdruck oder darüber bleibt und Rotationsveränderungen der Eingangswelle unter allen Bedingungen verhindert. Der vorbestimmte niedrige Druck PS2 wird beibehalten bis die gemessene Zeit t den Ablauf der vorbestimmten Zeit tSE anzeigt (S7).
Dann berechnet die Steuerungseinheit 1 einen eingriffsseitigen Hydraulikdruck PTA für einen Zustand unmittelbar bevor die Rotationsveränderung der Eingangsrotationsdrehzahl NT (unmittelbar vor dem Beginn der Trägheitsphase) beginnt auf der Basis einer vorbestimmten Funktion [PTA = fPTA(TT)], welche sich mit dem Eingangsdrehmoment TT gemäß Darstellung in Fig. 5(a) verändert (S8). Der eingriffsseitige Sollwert-Hydraulikdruck PTA für einen Zustand unmittelbar vor dem Beginn der Trägheitsphase wird durch eine erste Berechnung eines eingriffsseitigen Drehmomentes dividiert durch ein Drehmoment TA (= 1/a * TT, wobei a eine Drehmomentteilungsrate ist) berechnet und dann unter Verwendung einer Gleichung: PTA = (TA/AA) + BA + dPTA ist, wobei BA ein Kolbenhub ist (= Federbelastung), AA ein effektiver Radius der Reibungsplatte * der Kolbenfläche * der Anzahl der Reibungsplatten * dem Reibungskoeffizienten ist, und dPTA ein hydraulischer Druck ist, der einer hydraulischen Druckreaktionsverzögerung entspricht. Auf der Basis des Einrückhydraulikdruckes PTA, welcher entsprechend dem Eingangsdrehmoment TT für einen Zustand unmittelbar vor dem Beginn der Trägheitsphase berechnet wird, berechnet die Steuerungseinheit 1 einen Gradienten aus einer vorbestimmten Zeit tTA [(PTA - PS2)/tTA] und hebt den eingriffsseitigen hydraulischen Druck mit dem berechneten Gradienten an (S9). Dieses Anheben mit dem relativ kleinen Gradienten erhöht das Eingriffsdrehmoment so, daß der Hydraulikdruck auf einen Pegel ansteigt, welcher unmittelbar vor dem Beginn der Eingangsrotationsdrehzahlveränderung auftritt, d. h., auf dem berechneten Sollwert-Eingriffshydraulikdruck PTA (S10). Dieser Zustand unmittelbar vor dem Hochschalten ist ein Drehmomentzustand, in welchem das Ausgangswellendrehmoment kurzzeitig steil abfällt.
Das Eingangsdrehmoment TT (= Turbinendrehmoment) wird wie in den Fig. 6(a), 6(b) dargestellt bestimmt, d. h., durch Finden eines Motordrehmoments, welches der Drosselklappenöffnung und der Motordrehzahl entspricht, auf der Basis eines Kennfeldes mit Interpolation, Berechnen eines Geschwindigkeitsverhältnisses aus den Eingangs- und Ausgangsrotationsdrehzahlen des Getriebes, Bestimmen eines Drehmomentverhältnisses, welches dem Drehzahlverhältnis entspricht, auf der Basis eines Kennlinienfeldes, und Multiplizieren des Motordrehmoments mit dem Drehmomentverhältnis.
Wenn der Sollwert-Eingriffshydraulikdruck PTA erreicht ist, d. h., wenn ein Eintritt der Hydraulikdruckveränderung in die Trägheitsphase angenommen wird, in welcher die Rotationsveränderung der Eingangswellenrotationsdrehzahl beginnt, berechnet die Steuerungseinheit 1 eine Veränderung δPTA unter Verwendung einer Funktion [δPTA = fδPTA(ωa')], welche der Sollwertrotationsveränderungsrate (dωa/dt, ausgedrückt als. ωa') entspricht, die als ein Sollwert zu Beginn der Rotationsveränderung der Eingangswellenrotationsdrehzahl NT gemäß Darstellung in Fig. 5(b) verwendet wird (S11). Insbesondere wird die Hydraulikdruckveränderung δPTA durch eine Gleichung berechnet: δPTA = (I*ωa)/(k*taim), wobei k eine Konstante ist, taim eine Sollwertschaltbeginnzeit, ωa' eine Sollwertrotationsveränderungsrate und I ein Trägheitsbetrag ist. Dann fährt die Steuerungseinheit 1 die Hydraulikeinheit mit einem Gradienten, welcher der Hydraulikdruckveränderung δPTA entspricht hoch (S12). Dieses zweite Anheben wird fortgesetzt, bis die Rotationsänderung ΔN der Eingangswellenrotationsdrehzahl NTS zu Beginn der Rotationsveränderung die den Schaltbeginn bestimmende Rotationsdrehzahl dNS erreicht (S13).
Die Sollwert-Schaltbeginnzeit taim wird als eine Funktion der Eingangswellenrotationsdrehzahl NT gemäß Darstellung in Fig. 5(c) eingestellt. Die den Schaltbeginn bestimmende Rotationsdrehzahl dNS ist eine minimale Rotationsdrehzahl, welche die Detektion einer Rotationsdrehzahlveränderung gemäß Darstellung in Fig. 5(d) voraussetzt und von der Detektionsgenauigkeit des Eingangswellenrotationsdrehzahlsensors 5 abhängt. Da sich die Rotationsdetektionsgenauigkeit in einem niedrigen Drehzahlbereich verschlechtert, muß die Rotationsdrehzahl für die Detektion ausreichend hoch sein. Da die den Schaltbeginn bestimmende Rotationsdrehzahl dNS zunimmt, nimmt auch die Sollwert-Schaltbeginnzeit taim zu, wie es in Fig. 5(e) dargestellt ist.
Die eingriffsseitige Hydraulikdruckveränderung δPI wird über eine Veränderung ΔN der Rotationsdrehzahl auf der Basis der Detektion des Einganswellenrotationsdrehzahlsensors 5 rückkopplungsgesteuert. Die Steuerungseinheit 1 hebt dann den Hydraulikdruck mit einem Gradienten von δPI an (S14). Das Anheben von δPI wird fortgesetzt bis α&sub1;%, beispielsweise 70%, der Rotationsveränderung ΔN über dem Abschluß des Schaltvorgangs erreicht ist (S15), d. h., bis (ΔN*100)/NTS (gi - gi+1) zu α% wird, wobei NTS die Eingangswellenrotationsdrehzahl ist, ΔN die Rotationsveränderung ist, gi das Getriebeverhältnis vor dem Schaltvorgang ist, gi+1 das Getriebeverhältnis nach dem Schaltvorgang ist.
Wenn α&sub1;% der Rotationsveränderung überschritten wird, wird eine weitere Hydraulikdruckveränderung δPL durch die Rückkopplungssteuerung auf der Basis einer sanften Eingangswellenrotationsdrehzahlveränderung ΔN eingestellt. Die Steuerungseinheit 1 hebt dann den hydraulischen Druck mit einem Gradienten von δPL an (S16). Im allgemeinen erzeugt die Hydraulikdruckveränderung δPL einen etwas geringeren Gradienten als die Hydraulikdruckveränderung δPI. Das Anheben mit der Hydraulikdruckveränderung δPL wird fortgesetzt, bis α&sub2;%, beispielsweise 90% der Rotationsdrehzahlveränderung, bis zur Nähe des Abschlusses des Schaltvorgangs erreicht wird (S17). Die Sollwert-Anhebeschaltzeit tI mit δPI und δPL wird auf der Basis von mehreren Drosselklappenöffnungs/Fahrzeuggeschwindigkeits-Kennfeldern, welche unterschiedlichen Öltemperaturen gemäß Darstellung in Fig. 5(f) entsprechen, eingestellt.
Wenn die Sollwertschaltzeit tI abgelaufen ist, wird die gemessene Zeit tF (S18) gesetzt. Dieser Zustand entspricht ungefähr einem Zustand, welcher nach dem Ende der Trägheitsphase auftritt. Dann wird eine relativ steile hydraulische Druckveränderung δPF erzeugt. Die Steuerungseinheit 1 hebt den Hydraulikdruck steil mit der Hydraulikdruckveränderung δPF an (S19). Wenn eine ausreichend für einen Anstieg des Eingriffsdruckes eingestellte Zeit tFE nach der gemessenen Zeit tF abläuft (S20) ist die Hydraulikdrucksteuerung an der Eingriffsseite abgeschlossen.
Die Art der Einstellung der Werte δPTA, δPI, δPL wird unter Bezugnahme auf Fig. 7(a), 7(b) beschrieben. Die Sollwertrotationsveränderungsrate ωa' für die zweite Anhebung auf der Basis von δPA wird auf der Basis der Sollwertschaltbeginnzeit taim abhängig von der Beziehung zwischen der Zeit t und der Zeitableitung (Gradient) ω' der Eingangswellenrotationsdrehzahl gemäß Darstellung in Fig. 7(a) berechnet. Das allmähliche Anheben auf der Basis von δPI ist in etwa auf der Sollwertrotationsveränderungsrate ωa' festgelegt. Dieser festgelegte Zustand dauert für a&sub1;% an, beispielsweise 70% der Sollschaltzeit tI. Dann fällt während des steileren Anhebevorgangs auf der Basis von δPL die Rotationsveränderungsrate ω' allmählich von der Sollwertrotationsveränderungsrate ωa' ab. Diese Abnahmezustand (ω') setzt sich für a&sub2;%, beispielsweise 30% der Sollwertschaltzeit tI fort. Die vorstehend erwähnten Proportionen von δPI, δPL werden als Proportionen a&sub1;, a&sub2; (a&sub1; + a&sub2; = 1) der Sollwertschaltzeit tI ausgedrückt, während das Flußdiagramm von Fig. 4 die Proportionen von δPI, δPL durch Proportionen a&sub1;, a&sub2; der Rotationsdrehzahlveränderung ΔN ausdrückt. Die zwei Ausdrücke bedeuten im wesentlichen dasselbe, wobei die Proportionen auf den gesamten Schaltvorgang eingestellt sind.
Die Veränderungen der Eingangswellenrotationsdrehzahl NT in der Schaltbeginnperiode (taim) und der Schaltendeperiode (a&sub2;*tI) werden, wie in Fig. 7(b) dargestellt, auf der Basis der Veränderungen der in Fig. 7(a) dargestellten Rotationsveränderungsrate ω' sanft. Der Schaltdruck wird somit verringert. Die Werte δPTA, δPI, δPL sind so eingestellt, daß die Rotationsveränderungsrate ω' wie vorstehend beschrieben wird, und wie nachstehend beschrieben gelernt wird. Insbesondere ist:
wegen NTS(gi - gi+i)/(taim + tI),
ωa'*[(1/2)taim + a&sub1;*tI + a&sub2;*tI*(1/2)] = NTS(gi - gi+1)/(taim + tI)
daher
ωa' = NTS(gi - gi+1)/[(1/2)taim + a&sub1;*t + a&sub2;*t*(1/2)](taim + tI)
Somit wird die Sollwertrotationsveränderungsrate aus der Sollwert-Schaltbeginnzeit taim und der Sollwertschaltzeit tI berechnet.
Wenn t = taim bis taim + a&sub1;*t, dann ωt' = ωa
Wenn t = taim + a&sub1;*t bis taim + a&sub1;*t + a&sub2;*t,
dann ωt' = ωa' - (ωa'/a&sub2;*t)·(t - taim - a&sub1;*tI)
Die Steuerung des löseseitigen hydraulischen Druckes PB für einen Hochschaltvorgang wie vorstehend beschrieben wird nun unter Bezugnahme auf Fig. 3 bis 8 beschrieben. Obwohl Fig. 3 die Eingriff/Löse-Simmultansteuerung darstellt, d. h. die Kupplungs/Kupplungs-Steuerung, gilt das, was darin dargestellt ist, auch für die Steuerung auf der Eingriffsseite alleine.
Die Steuerungseinheit 1 gibt einen Schaltbefehl aus, so daß die Zeitmessung für die löseseitige Hydraulikdrucksteuerung gleichzeitig mit der für die eingriffsseitige Hydraulikdrucksteuerung startet (S21). Ein von dem Eingriffsdruck bereitgestellter hoher Druck PW wird als der löseseitige Hydraulikdruck PB zugeführt (S22). Die Zuführung des hohen Druckes PW wird für eine Zeit tsE beibehalten, bis der erste Anhebevorgang startet (S23).
Dann berechnet die Steuerungseinheit 1 ein löseseitiges Drehmoment TB' unter Verwendung des Eingriffseitigen Hydraulikdruckes PA und einer Funktion [TB' = fTB(Pa, TT)] des Eingangsdrehmomentes TT (S24) gemäß Darstellung in Fig. 9(a). Dann werden die Spielraumraten S1U, S2U als (TB = S1U*TB' +S2U) betrachtet, und das löseseitige Drehmoment TB berechnet (S25). Der löseseitige Hydraulikdruck PB wird aus dem löseseitigen Drehmoment TB [PB = fPB(TB)] berechnet (S26). Insbesondere wird das auf die eingriffsseitige Reibungselemente verteilte Drehmoment TA als [TA = AA + PA + BA] berechnet, wobei AA der effektive Radius * Kolben ist = Fläche * Anzahl von Platten * Reibungskoeffizient, und BB der Kolbenhubdruck ist. Unter Verwendung des Drehmomentes TA wird das auf die löseseitigen Reibungselemente verteilte Drehmoment TB' als [TB' = (1/b) TT - (a/b)Ta] berechnet, wobei b die löseseitige Drehmomentverteilung, a die eingriffsseitige Drehmomentverteilung und TT das Eingangswellendrehmoment ist. Unter Verwendung der Spielraumraten (Hemmungmaße) S1U, S2U, setzt die Steuerungseinheit 1 ein Hemmungsmaß im Bezug auf die eingriffsseitigen Reibungselemente unter Berücksichtigung der Fahrgefühle und berechnet dann ein löseseitiges Drehmoment TB als [TB = S1U*TB' + S2U]. Die Spielraumraten S1U, S2U werden durch mehrere Drosselklappenöffnungs/Fahrzeuggeschwindigkeits-Kennfelder, welche selektiv entsprechend unterschiedlicher Öltemperaturen gemäß Darstellung in Fig. 9(b) verwendet werden, erstellt, so daß sie dem Geschmack des Fahrers entsprechen. Die Spielraumraten werden normalerweise innerhalb von Bereichen von S1U > 1,0, S2U > 0,0 eingestellt. Ferner berechnet die Steuerungseinheit 1 aus dem löseseitigen Drehmoment TB unter Einbeziehung der Spielraumraten einen löseseitigen Hydraulikdruck PB als [PB = (TB/AB) + BB], wobei AB der effektive Radius des löseseitigen Reibungselementes * der Kolbenfläche * der Anzahl der Platten * dem Reibungskoeffizienten ist, BB der löseseitige Kolbenhubdruck ist.
Da der Absenkvorgang mit dem so-berechneten löseseitigen Hydraulikdruck PB von dem eingriffsseitigen Hydraulikdruck PA abhängt, weist der Absenkvorgang eine 2-Gradienten-Neigung auf, welche bei dem Beginn der Trägheitsphase (tTA) abknickt, bei welcher sich die Eingangswellenrotationsdrehzahl zu verändern beginnt, d. h., er enthält eine relativ steile Absenkung, welche der ersten Anhebung bei der Eingriffsseite entspricht, und eine relativ mäßige Absenkung, welche der zweiten Anhebung an der Eingriffsseite entspricht. Ähnlich der Anhebung auf der Eingriffsseite setzt sich die Absenkung auf der Freigabeseite fort, bis die Eingangswellenrotationsveränderung ΔN zu der den vorbestimmten Rotationsveränderungsstartpunkt bestimmenden Rotationsgeschwindigkeit dNS wird (S27). Dann setzt die Steuerungseinheit 1 eine löseseitige Hydraulikdruckveränderung δPE und führt eine Absenkung mit der eingestellten Hydraulikdruckänderung durch (S28). Die Absenkung setzt sich fort bis der löseseitige Hydraulikdruck PB zu 0 wird (S29). Die Hydraulikdrucksteuerung an der Freigabeseite ist somit abgeschlossen.
Die Steuerung des löseseitigen Hydraulikdruckes PA während eines Zurückschaltvorgangs wird unter Bezugnahme auf Fig. 10 und Fig. 11 beschrieben. Für einen Zurückschaltvorgang ist der löseseitige Hydraulikdruck die Hauptaufgabe der Steuerung, während der eingriffsseitige Hydraulikdruck abhängig vom dem löseseitigen Hydraulikdruck im Gegensatz zu der Steuerung eines Hochschaltvorgangs gesteuert wird, bei welchem der eingriffsseitige Hydraulikdruck die Hauptaufgabe der Steuerung ist, während der löseseitige Hydraulikdruck abhängig von dem eingriffsseitigen Hydraulikdruck wie vorstehend beschrieben gesteuert wird.
Zuerst gibt die Steuerungseinheit 1 einen Befehl zum Zurückschalten, so daß die Zeitmessung beginnt (S30). Der löseseitige Hydraulikdruck PA ist ein vorbestimmter Eingriffsdruck PW (S31). Dieser Zustand des Hydraulikdrucks wird für eine vorbestimmte Zeit tSE unter Berücksichtigung einer Hydraulikdruckanstiegszeit (tSA + tSB) beibehalten (S32).
Dann berechnet die Steuerungseinheit 1 einen löseseitigen Hydraulikdruck PTA, der auftritt, wenn die Eingangswellenrotationsdrehzahl sich zu verändern beginnt (wenn die Trägheitsphase startet) aus der Funktion [PTA = fPTA(TT)] der in Fig. 5(a) dargestellten Eingangsgröße (533). Insbesondere wird das löseseitige Drehmoment TA als [TA = (1/a)TT - (b/a){ S2D (1 + S1D)}] berechnet, wobei S1D, S2D Spielraumraten für den Zurückschaltvorgang sind. Aus dem Drehmoment TA wird ein Sollwert- Hydraulikdruck PTA als [PTA = (TA/AA) + BA + δPTA] berechnet. Die Spielraumraten S1D, S2D werden aus einem Kennfeld gemäß Darstellung in Fig. 8(b) gewählt. Sie sind normalerweise in Bereichen von S1D < 1,0, S2D > 0, 0 gewählt. Dann bestimmt die Steuerungseinheit 1 einen Gradienten zu dem Sollwert- Hydraulikdruck PTA auf der Basis einer vorbestimmten Zeit tTA als [(PTA-PW)/tTA] und führt eine (erste) Absenkung mit dem Gradienten durch (S34). Die erste Absenkung, welche eine relativ steile Absenkung ist, setzt sich fort, bis der löseseitige Hydraulikdruck PA zu dem Sollwert-Hydraulikdruck PTA unmittelbar vor dem Beginn der Trägheitsphase wird (S35)
Dann berechnet die Steuerungseinheit 1 eine löseseitige Hydraulikdruckänderung δPTA auf der Basis der Funktion [δPTA = fδPTA(ωa')] wie in Fig. 5(b) dargestellt (S36). Insbesondere wird die Hydraulikdruckveränderung δPTA als [δPTA = (I/k)(ωa/{taim(1 + S1D)}] berechnet. Die Steuerungseinheit 1 führt dann eine (zweite) Absenkung mit dem Gradienten der hydraulischen Druckveränderung δPT durch (S37). Die Absenkung setzt sich von der Eingangswellenrotationsdrehzahl NTS, welche vor dem Beginn des Schaltvorgangs vorliegt, bis zur der den Schaltbeginn bestimmenden Rotationsdrehzahl dNS fort, bei welcher eine Rotationsveränderung ΔN mit einer vorbestimmten Genauigkeit detektiert wird (S38). Die sich bis zu der SollWert-Schaltbeginnzeit taim fortsetzende zweite Absenkung weist einen flacheren Gradienten als die erste Absenkung auf.
Dann führt die Steuerungseinheit 1 die Absenkung mit dem Gradienten einer vorbestimmten hydraulischen Druckveränderung δPI unter einer Rückkopplungssteuerung durch, während sie eine Rotationsdrehzahlveränderung ΔN auf der Basis der Detektion des Eingangswellenrotationsdrehzahlssensors durchführt. Die Absenkung wird durchgeführt, bis die Rotationsdrehzahlveränderung α&sub1;% der gesamten Rotationsdrehzahlveränderung nach Abschluß des Schaltvorganges erreicht (S40). Danach wird eine Absenkung mit einem flacheren Gradienten der Hydraulikdruckveränderung δPL mittels einer ähnlichen Rückkopplungssteuerung durchgeführt (S41). Diese Absenkung wird durchgeführt bis α&sub2;% der gesamten Rotationsdrehzahlveränderung erreicht sind.
Nach Abschluß des Absenkung auf α&sub2;% stellt die Steuerungseinheit 1 eine Hydraulikdruckveränderung δPF mit einem relativ steilen Gradienten ein, und führt die Absenkung mit dem Gradienten durch (S43). Wenn der löseseitige Hydraulikdruck PB zu 0 wird, ist die löseseitige Hydraulikdrucksteuerung für den Herunterschaltvorgang abgeschlossen (S44).
Die Steuerung des eingriffseitigen hydraulischen Druckes PB für einen Zurückschaltvorgang wird unter Bezugnahme auf Fig. 10 und Fig. 12 beschrieben. Die ersten Steuerungsschritte S51 bis S57 sind dieselben wie die in den Schritten S1 bis S7 der eingriffsseitigen Hydraulikdrucksteuerung während eines Hochschaltvorgangs und werden nicht noch einmal beschrieben.
Wenn die Steuerung nach den ersten Steuerungsschritten in die Drehmomentphase eintritt, berechnet die Steuerungseinheit 1 ein eingriffsseitiges Drehmoment TB' auf der Basis des löseseitigen Hydraulikdruckes PA und einer Funktion [TB' = fTS(PA, TT)] des Eingangsdrehmomentes (S58) gemäß Darstellung in Fig. 9(a). Dann berechnet die Steuerungseinheit unter Berücksichtigung der Spielraumraten ein eingriffsseitiges Drehmoment TB als [TB = S1D*TB' + S2D] (S59). Aus dem eingriffsseitigen Drehmoment TB wird ein eingriffseitiger Hydraulikdruck P als [P = fPS(TB)] (S60) berechnet. Insbesondere wird der eingriffseitige Hydraulikdruck PB berechnet als [TA = AA*PA + BA] → [TB' = (1/b)TT - (a/b)TA] → [TB = S1D*TB' + S2D] → [PB = (TB/AB)+BB] wie bei der Berechnung des löseseitigen Hydraulikdruckes für einen Hochschaltvorgang. Da der Hydraulikdruck PB von den löseseitigen Hydraulikdrücken auf der Basis der ersten Absenkung, der zweiten Absenkung und der Absenkung mit δPI abhängt, unterliegt der Hydraulikdruck PB einer ersten Anhebung mit einem relativ steilen Gradienten, der zweiten Anhebung mit einem relativ flachen Gradienten und der dritten Anhebung mit einem noch flacheren Gradienten, welcher δPI entspricht und sich bis zu α&sub1;% der gesamten Eingangswellenrotationsdrehzahlveränderung fortsetzt (S61).
Die Umschaltung des Eingriffs der Reibungseingriffselemente ist bei α&sub1;% nahezu abgeschlossen, d. h. beispielsweise 70% erreicht. Für den restlichen Steuerungsvorgang berechnet die Steuerungseinheit 1 ein eingriffsseitiges Drehmoment TB = [= fTS(PA, TT)] (S62) und führt eine Steuerung auf der Basis des eingriffseitigen Hydraulikdrucks PB [= fPB(TB)] bestimmt aus dem eingriffsseitigen Drehmoment TB ohne Berücksichtigung der Spielraumraten (S63). Insbesondere wird der eingriffsseitige Hydraulikdruck PB, der die Spielraumraten (Anstiegsraten) nicht beinhaltet, als [TA = AA*PA + BB] → [TB = (1/b)TT - (a/b)TA] → [PB = (TB/AB) + BB] berechnet, und die Steuerung auf der Basis des eingriffsseitigen Hydraulikdrucks PB abhängig von dem löseseitigen Hydraulikdruck durchgeführt, bis α&sub2;%, beispielsweise 90%, der gesamten Eingangswellenrotationsdrehzahlveränderung erreicht sind (S64).
Die Zeit tF zum Abschluß von α&sub2;% wird gespeichert (S65). Dann wird das Anheben mit einer relativ steilen hydraulischen Druckveränderung δPF durchgeführt (S66). Nach der Sollwertsetzzeit tI, welche auf der Basis eines Kennfeldes gemäß Darstellung in Fig. 5(f) gesetzt wird, wenn beispielsweise eine der Eingriffszeit der Freilaufkupplung entsprechende vorbestimmte Zeit tFE abgelaufen ist, die eingriffsseitige Hydraulikdrucksteuerung für den Zurückschaltvorgang abgeschlossen (S67).
Die Lernsteuerung der vorstehend beschriebenen Steuerung wird unter Bezugnahme auf Fig. 13 und 14 beschrieben.
Wenn ein zulässiger Bereich von 0,9*taim bis 1,1*taim bezogen auf die Sollwert-Schaltbeginnzeit taim eingestellt ist, und ein zulässiger Bereich von 0,9 ωa' bis 1,1 ωa' im Bezug auf die Sollwertrotationsveränderungsrate ωa' gemäß Darstellung in Fig. 13(a) eingestellt ist, gibt es Muster 1 bis 6 außerhalb des zulässigen Bereiches (des schattierten mittigen Bereichs). Gemäß Darstellung in Fig. 13(b) werden, wenn der Sollwert-Hydraulikdruck PTA für die Zeit des Beginns der Eingangswellenrotationsveränderung (Beginn der Trägheitsphase) auf [PTA = PTA + ΔP&sub0;] korrigiert wird, und der Gradient δPTA der zweiten Anhebung (oder der Absenkung) auf [δPTA = δPTA + δΔP&sub0;] korrigiert, und die Sollwertschaltbeginnzeit taim auf [taim = taim + Δt&sub0;] korrigiert werden, dann die Werte ΔP&sub0;, δΔP&sub0; und Δt&sub0; wie in den Mustern 1 bis 6 dargestellt korrigiert.
Wenn die bezogen auf den Hydraulikdruck auftretende Eingriffskraft zu groß oder zu klein aufgrund von Veränderungen im Kolbenhub, der Rückdruckfederlast, der Reibungskoeffizienten und dergleichen gemacht wird, korrigiert die Steuerungseinheit 1 den Hydraulikdruck PTA für einen Zustand unmittelbar vor dem Beginn des zweiten Übergangs (ΔP&sub0;). Insbesondere, wenn die Rotationsveränderungsrate ωs' innerhalb des zulässigen Bereichs (0,9ωa' ≤ ωs' ≤ 1,1ωa') liegt, und die Zeit vor dem Beginn des Schaltvorgangs kurz ist (ts < 0,9taim) wird der Sollwert-Hydraulikdruck PTA auf einem verringerten Pegel (PTA = PTA - ΔP&sub0;) gemäß Darstellung im Muster 1 korrigiert. Wenn die Rotationsveränderungsrate ωs' innerhalb des zulässigen Bereichs (0,9ωa' ≤ ωs' ≤ 1,1ωa') ist und die Zeit vor dem Beginn des Schaltvorgangs lang ist (ts > 1,1taim), wird der Sollwert-Hydraulikdruck PTA auf einen erhöhten Pegel (PTA = PTA + ΔP&sub0;) gemäß Darstellung in dem Muster 2 korrigiert. Die Zeit ts wird als [ts = tTE - tTS] berechnet, wobei tTS eine Zeit ist, bei welcher der Hydraulikdruck PA zu dem Sollwert- Hydraulikdruck PTA wird, und tTE eine Zeit ist, bei welcher die Rotationsveränderung ΔN detektierbar wird (ΔN ≥ dNs). Aus der Gleichung PTA = (TA/AA) + BA + δPTA werden korrigierte Hydraulikdrücke an den eingriffsseitigen und löseseitigen Reibungseingriffselementen berechnet. Dann wird ein Mittelwert einer Anzahl n derartig berechneter Werte berechnet, um einen korrigierten Hydraulikdruck zu bestimmen.
Wenn die Rotationsveränderung bezogen auf die Hydraulikdruckveränderung (Anhebung oder Absenkung) durch Schwankungen in dem Trägheitsbetrag (I), der Reibungskoeffizienten und dergleichen zu groß oder zu klein gemacht wird, korrigiert die Steuerungseinheit 1 den Übergangsgradienten δPTA(ΔδP&sub0;). Insbesondere wird nach dem Lernen der Rotationsveränderungsrate ωs', welche auftritt, wenn die Eingangswellenrotationsdrehzahlveränderung zu der den Rotationsveränderungsstart bestimmenden Rotationsdrehzahl wird, wenn 1,0ωa' < ωs' und ts ≤ 1,1taim, dann der Übergangsgradient auf einen flacheren Gradienten (δPTA = δPTA - ΔδP&sub0;) verändert, wie es im Muster 3 dargestellt ist. Wenn 0,9ωa' > ωs' und ts > 0,9taim ist, wird der Übergangsgradient auf einen steileren Gradienten (δPTA = δPTA + ΔδP&sub0;) gemäß Darstellung in Fig. 4 korrigiert. Der Drehmomentbetrag I wird unter Verwendung der vorstehend erwähnten Gleichung [δPTA = (I/AA*a)*(ωa'/taim)] korrigiert. Ein Mittelwert der Anzahl n derartiger Werte wird berechnet, um einen korrigierten Wert zu bestimmen.
Wenn sowohl die Rotationsveränderungsrate ωs' als auch die Sollwertzeit ts außerhalb des zulässigen Bereiches wegen einer zu großen oder zu kleinen Hydraulikdruck-Reaktionsverzögerung kommen, korrigiert die Steuerungseinheit 1 den vorstehend erwähnten Anfangsübergangsdruck PTA, den Übergangsgradienten δPTA und die Sollwertschaltbeginnzeit taim (ΔP&sub0;, ΔδP&sub0;, Δt&sub0;). Wenn 1,1ωa' < ωs' und ts > 1,1taim ist, korrigiert die Steuerungseinheit 1 den Anfangsdruck PTA auf einen erhöhten Pegel, den Übergangsgradienten δPTA auf einen verringerten Wert, und die Sollwertzeit taim auf eine vergrößerte Zeitlänge (PTA = PTA + ΔP&sub0;, δPTA = δPTA - ΔδP&sub0;, taim = taim + Δt&sub0;) gemäß Darstellung in Fig. 5. Wenn 0,9ωa' > ωs' und ts < 0,9taim ist, korrigiert die Steuerungseinheit 1 den Anfangsdruck PTA auf einen erhöhten Pegel, den Übergangsgradienten δPTA auf einen erhöhten Wert und die Sollwertzeit taim auf eine verkürzte Zeit (PTA = PTA - ΔP&sub0;, δPTA = δPTA + ΔδP&sub0;, taim = taim - Δt&sub0;) gemäß Darstellung im Muster 6. In den Mustern 5, 6 wird auf der Basis der Hydraulikdruck-Reaktionsverzögerung das Lernen unter Berücksichtigung einer Hydraulikdruck-Reaktionsverzögerung sowie der Sollwertzeit taim durchgeführt. Wenn die Hydraulikdruck- Reaktionsverzögerung nicht berücksichtigt wird, erreicht das wiederholte Lernen der Sollwertzeiten taim nur keine Sollwertzeit innerhalb eines Bereichs des mittigen schattierten zentralen Abschnittes. Wenn eine Hydraulikdruck-Reaktionsverzögerung (dPTA) groß ist und einen langsamen Anstieg des tatsächlichen Hydraulikdruckes bewirkt, obwohl der Signalwert aus der Steuerungseinheit 1 auf den Anfangsdruck PTA angestiegen ist und eine Anhebung mit einem Anhebungsgradienten von δPTA gemäß Darstellung in Fig. 13(a) angewiesen wurde, korrigiert die Steuerungseinheit 1 den Anfangsdruck PTA auf einen erhöhten Wert (+ΔP&sub0;) und korrigiert dementsprechend den Übergangsgradienten δPTA auf einen verringerten Wert (-ΔδP&sub0;) und korrigiert ferner die Sollwertzeit taim auf einen erhöhten Wert (Δt&sub0;). Dann bestimmt die Steuerungseinheit 1 einen korrigierten Wert auf der Basis eines Mittelwertes einer Anzahl von h Werten wie vorstehend beschrieben.
Wenn der Kolbenhub keinen vorbestimmten Wert erreicht oder den Wert übersteigt, bevor der erste Übergang startet, d. h., wenn die Bedingungen außerhalb dem liegen, was durch die Tabelle von Fig. 13(a) abgedeckt ist, wird eine Korrektur durchgeführt, indem die erste Füllzeit tSE gelernt wird. Wenn ωs' > ωmax und (tTE - tTS) ≥ tSmax ist, wobei tTS die Zelt ist, bei welcher der Hydraulikdruck PA zu dem Übergangsanfangsdruck PTA (PA = PTA) wird, und tTE die Zeit ist, bei welcher die Eingangswellenrotationsdrehzahl ΔN zu der den Veränderungsbeginn bestimmenden Rotationsdrehzahl dNS (ΔN ≥ dNS) wird, und ωs' die Rotationsveränderungsrate zu dem Zeitpunkt tTE ist, wird die Korrektur in einer solchen Richtung durchgeführt, daß die Zeit tSE bis zu dem Beginn des ersten Übergangs ansteigt (tSE = tSE + ΔtSE0). Wenn tTE ≤ tSE ist, wird die Korrektur in einer solchen Richtung durchgeführt, daß die Zeit tSE abnimmt (tSE = tSE - ΔtSE0). In den vorstehend erwähnten Gleichungen ist ω'max eine vorbestimmte maximale Rotationsveränderungsrate, und tSmax ist eine vorbestimmte maximale Zeit für den zweiten Übergang.

Auswirkungen der Erfindung

Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 1 definiert, schaltet der hydraulische Druck von dem ersten Übergangsabschnitt zu dem zweiten Übergangsabschnitt mit einem kleinem Gradienten mit dem Beginn der Trägheitsphase um, startet die Steuerungsvorrichtung schnell einen Schaltvorgang und glättet die Drehmomentschwankungen während des Schaltvorgangs, und verhindert dadurch einen Schaltruck, welcher anderenfalls durch einen übermäßig hohen hydraulischen Druck bewirkt würde und verhindert einen verlängerten Schaltvorgang, der anderenfalls von einem übermäßig niedrigen hydraulischen Druck bewirkt würde.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 2 definiert, ist, da der Gradient auf der Basis einer vorbestimmten Zeit unter Berücksichtigung einer Hydraulikdruck- Reaktionsverzögerung bestimmt wird, die Steuerungsvorrichtung in der Lage, die Fehler zu reduzieren, welche von der Reaktionsverzögerung des hydraulischen Druckes bewirkt werden, und den anschließenden zweiten Übergangsabschnitt zu steuern.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 3 definiert, verbessert, da der Gradient des zweiten Übergangsabschnittes eingestellt wird, indem als Sollwert die Rotationsveränderungsrate verwendet wird, welche auftritt, wenn sich die Eingangsrotationsdrehzahl um einen vorbestimmten Betrag verändert, die Steuerungsvorrichtung den anschließenden Vorgang der tatsächlichen Rotationsveränderungsrate auf den Sollwert und erzielt somit eine genaue Hydraulikdrucksteuerung ohne die Auslösung von Schaltrucken.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 4 definiert, ist, da sich der zweite Übergangsabschnitt fortsetzt bis die tatsächliche Rotationsdrehzahländerung zu der den Rotationsveränderungsstartpunkt bestimmenden Rotationsdrehzahl wird, welche detektiert werden kann, die Steuerungsvorrichtung in der Lage, die Rotationsdrehzahl immer mit hoher Genauigkeit unabhängig von der Eingangsrotationsdrehzahl zu detektieren, und somit eine zuverlässige und genaue lernende Korrektursteuerung und Rückkopplungssteuerung zu erzielen.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 5 definiert, verringert, da die Rotationsdrehzahlveränderung in den Anfangs- und Endperioden der Trägheitsphase geglättet werden, die Steuerungsvorrichtung Schaltrucke.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 6 definiert, verbessert, da durch verschiedene Schwankungen verursachte zeitliche Schwankungen des zweiten Übergangsabschnittes durch Lernen des Sollwert-Hydraulikdrucks des ersten Übergangsabschnittes korrigiert werden, die Steuerungsvorrichtung das Schaltgefühl.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 7 definiert, verringert, da durch verschiedene Schwankungen verursachte Schwankungen in der Rotationsdrehzahländerung während des zweiten Übergangsabschnittes durch Lernen des Gradienten des ersten Übergangsabschnittes korrigiert werden, die Steuerungsvorrichtung die zu Beginn der Trägheitsphase auftretenden Schaltrucke.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 8 definiert, führt, da die vorbestimmte Zeit unter Berücksichtigung der Hydraulikdruck-Reaktionsverzögerung festgelegt wird, die Steuerungsvorrichtung einen angemessenen Lern- und Korrekturvorgang selbst dann durch, wenn die Hydraulikdruck- Reaktionsverzögerung zu groß oder zu klein ist.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 9 definiert, ist die Steuerungsvorrichtung in der Lage, die Kolbenhubzeit selbst dann zu lernen und zu steuern, wenn der vor dem Beginn des ersten Übergangsabschnittes erzielte Kolbenhub kürzer oder länger als ein vorbestimmter Hub ist, und somit eine Hydraulikdruck-Reaktionsverzögerung trotz eines übermäßig kurzen oder langen Kolbenhubs zu verhindern und Schaltrucke zu Beginn der Trägheitsphase zu verhindern.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 10 definiert, vereinfacht, da ein zweiter Hydraulikservo für die Reibungseingriffselemente abhängig von der Hydrauliksteuerung des ersten Hydraulikservos für die für die Reibungseingriffselemente gesteuert wird, die Steuerungsvorrichtung die Hydraulikdrucksteuerung, welche durch gleichzeitiges Umschalten der Reibungseingriffselemente (d. h., sogenanntes "Kupplungs/Kupplungs-Umschalten) durchgeführt wird, womit die erforderliche Speicherkapazität verringert und eine Kostenreduzierung ermöglicht wird. Ferner verhindert, da die Relation zwischen der eingriffsseitigen und lösseseitigen Hydraulikdruckservos in einem vorbestimmten Zustand gehalten wird, die Steuerungsvorrichtung Schaltrucke, welchen anderenfalls durch einen Motordrehzahlanstieg oder Hemmung bewirkt werden, welche sich aus den Fehlen einer geeigneten Einstellung der Hydraulikdrücke ergibt, wie man sie in einem System sehen kann, welches die Hydraulikdruckservos unabhängig voneinander steuert.
Gemäß der vorliegenden Erfindung, wie in Anspruch 11 definiert, ermöglicht, da das Hemmungsmaß verändert werden kann, indem lediglich der vorbestimmte Koeffizient verändert wird, die Steuerungsvorrichtung die Kalibrierung, vergrößert den Freiheitsgrad in der Variation des vorbestimmten Koeffizienten und ermöglicht eine geeignete Steuerung, welche mit dem Geschmack des Fahrers übereinstimmt (beispielsweise angemessenen Gefühle, welche durch Drosselklappenveränderungen bei einem festen Eingangsdrehmoment bewirkt werden).

Claims

1. Hydraulische Drucksteuerungseinrichtung für ein automatisches Getriebe, welches aufweist:

einen automatischen Schaltmechanismus, welcher Getriebewege für einen Gangwechsel umschaltet, indem sie mehrere Reibungseingriffselemente einrückt oder ausrückt, und somit eine drehzahlveränderte Rotation an ein Rad ausgibt; Hydraulikservos (9, 10), welche die Reibungseingriffselemente einrücken und ausrücken; und ein Umschaltventil (13, 15), welches umschaltet, um hydraulischen Druck mindestens einem von den Hydraulikservos, welcher tatsächlich mindestens eines von den Reibungseingriffselementen einrückt oder ausrückt, zuzuführen oder davonabzuführen, wobei die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung für ein automatisches Getriebe aufweist:

eine Druckregelungseinrichtung (SLS, SLU) zum Regeln des hydraulischen Druckes für die Hydraulikdruckservos, welche die Reibungseingriffselemente einrücken oder ausrücken;

eine Eingangsrotationsdrehzahl-Detektionseinrichtung (5) zum Detektieren einer Rotationsdrehzahl der Eingangsrotation;

eine Eingangsdrehmoment-Berechnungseinrichtung (1a) zum Berechnen eines Eingangsdrehmoments des automatischen Schaltmechanismus auf der Basis eines Fahrzustandes eines Fahrzeugs;

gekennzeichnet durch:

eine Sollwert-Hydraulikdruck-Berechnungseinrichtung (1b) zum Berechnen eines Sollwert-Hydraulikdruckes (PTA) gemäß dem Eingangsdrehmoment für einen Zustand unmittelbar bevor sich die Eingangsdrehzahl zu verändern beginnt; und

eine hydraulische Drucksteuerungseinrichtung (1c) zum Ausgeben eines Signals an die Druckregelungseinrichtung, um so einen ersten Übergangsabschnitt bereitzustellen, in welchem der hydraulische Druck auf den Sollwert-Hydraulikdruck mit einem vorbestimmten Gradienten verändert wird, und einen zweiten Übergangsabschnitt, in welchem der hydraulische Druck von dem Sollwert-Hydraulikdruck mit einem Gradienten (δPTA), welcher kleiner als der vorbestimmte Gradient ist, verändert wird.

2. Einrichtung nach Anspruch 1, wobei der erste Übergangsabschnitt mit einer vorbestimmten Zeit (tTA) versehen ist, welche unter Berücksichtigung einer Hydraulikdruck- Reaktionsverzögerung bestimmt wird, und der vorbestimmte Gradient auf der Basis der vorbestimmten Zeit und des Sollwert-Hydraulikdrucks (PTA) bestimmt wird.

3. Einrichtung nach Anspruch 1 oder 2, wobei der Gradient (δPTA) des zweiten Übergangsabschnittes auf der Basis einer Sollwertrotationsveränderungsrate (ωα') ermittelt, welche auftritt, wenn sich die Eingangsrotationsdrehzahl (NT) um einen vorbestimmten Betrag verändert (dNS).

4. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei sich der zweite Übergangsabschnitt erstreckt, bis die Rotationsdrehzahländerung (ΔN) der Eingangsrotation zu einer den Rotationsveränderungsstartpunkt bestimmenden Rotationsdrehzahl (dNS) wird, welche von der Eingangswellen- Rotationsdrehzahl-Detektionseinrichtung (5) detektierbar ist.

5. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung in einer Trägheitsphase als einen Sollwert (ωa', ωt') eine Rotationsveränderungsrate (ω') der Eingangsrotationsdrehzahl verwendet und wobei die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung so eingestellt ist, daß sich der Sollwert allmählich während der Anfangs- und Endperioden der Trägheitsphase verändert.

6. Einrichtung nach Anspruch 4 oder 5, wobei die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung die Zeit (ts) des zweiten Übergangsabschnittes mißt und den Sollwertdruck- Hydraulikdruck (PTA) durch Lernen in Abhängigkeit von der gemessenen Zeit korrigiert.

7. Einrichtung nach einem der Ansprüche 4 bis 6, wobei die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung eine Rotationsdrehzahlveränderungsrate (ωs') der Eingangsrotationsdrehzahl am Ende des zweiten Übergangsabschnittes detektiert, und den Gradienten (δPTA) des zweiten Übergangsabschnittes, durch Lernen in Abhängigkeit von der detektierten Veränderungsrate korrigiert.

8. Einrichtung nach einem der Ansprüche 4 bis 7, wobei die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung eine Zeit (ts) des zweiten Übergangsabschnittes mit der vorbestimmten Zeit (taim + Δt&sub0;) unter Berücksichtigung einer Hydraulikdruck-Reaktionsverzögerung vergleicht und den Sollwert- Hydraulikdruck (PTA) und Gradienten (δPTA) des zweiten Übergangsabschnittes durch Lernen auf der Basis des Vergleichs korrigiert.

9. Einrichtung nach einem der Ansprüche 4 bis 8, wobei die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung einen hydraulischen Druck an die Hydraulikservos (9, 10) liefert, so daß die Hydraulikservos einen Kolbenhub abschließen, bevor der erste Übergangsabschnitt startet, und wobei die hydraulische Drucksteuerungseinrichtung eine Rotationsdrehzahlveränderungsrate (ωs') der Eingangsrotationsdrehzahl und eine Zeit (ts) des zweiten Übergangsabschnittes am Ende des zweiten Übergangsabschnittes detektiert, und die Kolbenhubzeit (tSE) der Hydraulikservos durch Lernen in Abhängigkeit von der detektierten Rotationsdrehzahlveränderungsrate und der detektierten Zeit korrigiert.

10. Hydraulische Drucksteuerungseinrichtung für ein automatisches Getriebe, wobei die Reibungseingriffselemente, welche eingerückt und ausgerückt werden, zwei Reibungseingriffselemente umfassen, welche gleichzeitig betätigt werden, und der hydraulische Druck (PA) des Hydraulikservos für eines von den zwei Reibungseingriffselementen durch eine Konstruktion gesteuert wird, welche nach einem der Ansprüche 1 bis 9 definiert ist, und der Hydraulikservo für das andere von den zwei Reibungseingriffselementen auf der Basis eines hydraulischen Drucks gesteuert wird, welcher unter Verwendung einer vorbestimmten relationalen Gleichung ([Tb, PB])S&sub5;&sub8;), welche von dem hydraulischen Druck des Hydraulikservos für das eine von den zwei Reibungseingriffselementen abhängt, berechnet wird.

11. Einrichtung nach Anspruch 10, wobei die relationale Gleichung auf einen vorbestimmten Koeffizienten (S1U, S2U, S1D, S2D) bezogen ist, welcher gemäß einem Hemmungsmaß von dem einen und dem anderen der zwei Reibungseingriffselemente bestimmt wird.