DE69420107T2

DE69420107T2 - Hydraulische Steuerung für Automatikgetriebe

Info

Publication number: DE69420107T2
Application number: DE69420107T
Authority: DE
Inventors: Minoru Kuriyama; Tetsuya Nishizato; Kazuo Sasaki; Tetsuro Takaba; Takashi Ueno
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1993-11-22
Filing date: 1994-11-21
Publication date: 1999-12-09
Anticipated expiration: 2014-11-22
Also published as: US5505675A; EP0654623A3; KR100360980B1; DE69420107D1; KR950013778A; EP0654623B1; EP0654623A2

Description

HINTERGRUND DER ERFINDUNG

Gebiet der Erfindung

Die vorliegende Erfindung betrifft ein hydraulisches Steuerungssystem eines Automatikgetriebes.

Zugehöriger Stand der Technik

Ein Automatikgetriebe für ein Kraftfahrzeug ist im allgemeinen mit einem Drehmomentwandler und einem Schaltmechanismus versehen. Der Drehmomentwandler wandelt ein von einer Kurbelwelle erzeugtes Drehmoment oder ein Motordrehmoment und überträgt ein Motorausgangsdrehmoment als Turbinendrehmoment auf eine Turbinenwelle. Der Schaltmechanismus wandelt das Turbinendrehmoment auf mechanischem Wege und leitet es in eine Abtriebswelle ein. Der Schaltmechanismus ist im allgemeinen auch mit einem Planetengetriebemechanismus versehen, der eine Vielzahl von Rädern aufweist, wie zum Beispiel ein Sonnenrad, einen Zahnkranz, ein Ritzel und dergleichen, und der dazu dient, bei seinem Schaltvorgang einen Kraftübertragungsweg zu schalten und somit Schaltcharakteristiken (Schaltstufe, Schaltverhältnis) zu ändern.
Um den Kraftübertragungsweg zu ändern oder um die Schaltcharakteristiken des Schaltmechanismus zu ändern, ist das Automatikgetriebe mit einer Reihe von hydraulischen Reibungselementen wie z. B. Kupplungen zum Einlegen eines Ganges (Übertragung des Drehmoments) oder zum Herausnehmen eines Ganges (Unterbrechung der Übertragung des Drehmoments), Bremsen zum Bremsen mit einem Gang (einrücken) oder zum Aufheben der Bremswirkung (lösen), und dergleichen versehen. Der Hy draulikmechanismus schaltet das Ein/Aus-Schema der jeweiligen Reibungselemente, um so die Schaltcharakteristiken des Schaltmechanismus zu ändern.
In einem solchen Automatikgetriebe ist eine Einrückkraft des Reibungselements im wesentlichen proportional zu einem Arbeitsdruck oder Eingangsdruck. Bei einem Schaltvorgang muß der Einrückdruck für die Reibungselemente, d. h. der Arbeitsdruck des Hydraulikmechanismus, einen geeigneten Wert entsprechend dem Betrag eines Drehmoments haben, das über das Reibungselement weitergeleitet wird. Wenn dabei der Wert des Arbeitsdruckes zu hoch wird, tritt ein Leistungsverlust und ein unerwünschter Schaltstoß auf. Umgekehrt verlängert ein zu niedriger Arbeitsdruck eine Zeitspanne für den Schaltvorgang, was in einer Verschlechterung der Fahrleistung des Fahrzeugs resultiert. Der Arbeitsdruck muß unter einer normalen, d. h. von der Schaltbedingung verschiedenen Betriebsbedingung, einen geeigneten Wert in Übereinstimmung mit dem durch den Schaltmechanismus übertragenen Drehmoment aufweisen. Wie oben erwähnt, nimmt bei einem zu hohen Arbeitsdruck der Leistungsverlust zu. Wenn dagegen der Arbeitsdruck zu niedrig ist, entsteht ein Schlupf am Reibungselement, so daß ein Mitnehmerabschnitt des Reibungselements in unerwünschter Weise verschlissen und erhitzt wird.
Das Dokument EP 0 350 018 offenbart eine Arbeitsdrucksteueranordnung für ein Automatikgetriebe für ein Kraftfahrzeug gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1. Eine Steuerungsvorrichtung umfaßt Sensoren für die Drehzahl der Antriebs- und der Abtriebswelle des Getriebes, und eine Einrichtung zur Ermittlung des Verhältnisses der beiden Drehzahlen, so daß festgestellt werden kann, ob geschaltet wird. Sie umfaßt des weiteren eine Einrichtung zur Ermittlung der gesamten Schaltzeit. Das Druckregelungssystem reguliert sich selbst und ändert die Arbeitsdruckhöhe, bis die Differenz zwischen der tatsächlichen Gesamtschaltzeit und dem Zielwert Null ist. Wenn beide Werte identisch sind, bleibt ein an die Reibungselemente angelegter korrigierter Druckwert konstant, während mit jedem Unterschied die Routine veranlaßt wird, den Korrekturbetrag zu erhöhen oder zu verringern. Die Druckbelastung wird durch wiederholte Anwendung einer Routine modifiziert, bis die Gesamtschaltzeit dem Zielwert entspricht.
Das herkömmliche Automatikgetriebe regelt den Arbeitsdruck normalerweise entsprechend dem Turbinendrehmoment, das einem Eingangdrehmoment des Drehmomentwandlers in den Schaltmechanismus entspricht. Es ist jedoch schwierig, das Turbinendrehmoment oder ein Drehmoment der Turbinenwelle direkt zu erfassen. Daher wird herkömmlicherweise ein Motorausgangsdrehmoment bzw. Kurbelwellendrehmoment anhand des Zündzeitpunkts und dergleichen berechnet und dann das Motordrehmoment mit dem Drehmomentverhältnis des Drehmomentwandlers multipliziert, um das Turbinendrehmoment zu berechnen. Dabei kann das Drehmomentverhältnis des Drehmomentwandlers leicht aus einem Verhältnis der Turbinenwellendrehzahl zur Kurbelwellendrehzahl oder einem Drehzahlverhältnis bestimmt werden.
Die Turbinenwellendrehzahl, oder anders gesagt, die Drehzahl des Antriebselements des Schaltmechanismus ändert sich während des Schaltvorgangs. Daher wirkt aufgrund der Drehzahländerung des Antriebselements eine Drehmomentkraft auf das Reibungselement, die aus einem Trägheitsmoment des Kraftübertragungssystems vom Motor auf den Schaltmechanismus ermittelt werden kann. Demzufolge ist der über das Reibungselement übertragene Drehmomentwert eine Summe des Eingangsdrehmoments des Schaltmechanismus und der Drehmomentkraft des Kraftübertragungssystems. Insbesondere wird bei einem Hochschalten die Drehzahl des Antriebselements reduziert, so daß die Drehmomentkraft in der gleichen Richtung auf das Reibungselement wirkt wie das Drehmoment der Turbinenwelle. Umgekehrt wird bei einem Herunterschalten die Drehzahl des Antriebselements erhöht, so daß die Drehmomentkraft in entgegengesetzter Richtung zum Drehmoment der Turbine wirkt.
Die Drehmomentkraft ist dabei ein Produkt des Trägheitsmoments und einer Winkelbeschleunigung einer Welle.
Das Reibungselement wird demzufolge durch die Drehmomentkraft und durch das Turbinendrehmoment beaufschlagt, so daß der optimale Arbeitsdruck unter der Schaltbedingung nicht ausschließlich anhand des in den Schaltmechanismus eingeleiteten Eingangsdrehmoments bestimmt werden kann. Deshalb wurde vorgeschlagen, daß eine hydraulische Steuerungsvorrichtung den Arbeitsdruck anhand des in den Schaltmechanismus eingeleiteten Eingangsdrehmoments und anhand der Eingangsdrehzahl ermittelt (siehe beispielsweise die japanische Patentschrift 4- 72099, veröffentlicht 1992).
Es ist jedoch anzumerken, daß das herkömmliche hydraulische Steuerungssystem für das in der japanischen Patentschrift Nr. 4-72099 offenbarte Automatikgetriebe, bei dem der Arbeitsdruck anhand des Eingangsdrehmoments und der Eingangsdrehzahl zum Schaltmechanismus ermittelt wird, insofern nachteilig ist, als das System die im Schaltzustand auf das Reibungselement wirkende Drehmomentkraft nicht exakt bestimmen kann. Beim Hochschalten wird das Ausgangsdrehmoment des Schaltmechanismus aufgrund der Drehmomentkraft vorübergehend erhöht, so daß ein Drehmomentstoß erzeugt wird. Um die Erhöhung des Ausgangsdrehmoments zu unterdrücken, muß die Schaltzeitspanne verlängert werden, so daß die Fahrleistung während des Schaltvorgangs verschlechtert wird.

ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG

Es ist daher eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, den optimierten Arbeitsdruck für das hydraulische Steuerungssystem des Automatikgetriebes während des Schaltvorgangs bereitzustellen.
Es ist eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein hydraulisches Steuerungssystem für das Automatikgetriebe bereitzustellen, das die Schaltzeit reduzieren und den Schaltstoß wirksam verhindern kann.
Die obigen und weitere Aufgaben der Erfindung können durch ein hydraulisches Steuerungssystem für einen Antriebsstrang erreicht werden, umfassend: einen Schaltmechanismus, ein hydraulisch gesteuertes Reibungselement zum Ändern einer Schaltcharakteristik des Schaltmechanismus, eine Hydrauliksteuerung zum Steuern eines Hydraulikdruckes des Reibungselements, eine Zielschaltzeiteinstellvorrichtung zum Einstellen einer Zielschaltzeit anhand einer Eingangsdrehzahldifferenz das Schaltmechanismus aufgrund des Schaltvorganges und eines in den Schaltmechanismus eingeleiteten Eingangsdrehmoments, einen Winkelbeschleunigungsrechner zum Berechnen einer Winkelbeschleunigung eines Antriebselements des Schaltmechanismus anhand der von der Zielschaltzeiteinstellvorrichtung erhaltenen Zielschaltzeit und der Eingangsdrehzahländerung des Schaltmechanismus aufgrund des Schaltvorganges, eine trägheitsabhängige Hydraulikdruckeinstellvorrichtung zum Einstellen eines trägheitsabhängigen Hydraulikdrukkes zum Ausgleich einer Drehmomentkraft aufgrund eines Trägheitsmoments eines Kraftübertragungssystems zum Schaltmechanismus anhand dar vom Winkelbeschleunigungsrechner erhaltenen Winkelbeschleunigung des Antriebselements zum Schaltmechanismus, eine vom Eingangsdrehmoment abhängige Druckeinstellvorrichtung zum Einstellen eines vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruckes entsprechend dem Eingangsdrehmoment, das in den auf dem Eingangsdrehmoment basierenden Schaltmechanismus eingeleitet wurde, und eine Zieldruckeinstellvorrichtung zum Einstellen eines endgültigen Zielhydraulikdruckes für die Hydrauliksteuerung als einen hydraulischen Arbeitsdruck an hand des trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes, der von der trägheitsabhängigen Druckeinstellvorrichtung eingestellt wurde, und anhand des vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruckes, der von der vom Eingangsdrehmoment abhängigen Druckeinstellvorrichtung eingestellt wurde.
Gemäß einer weiteren Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung wird des weiteren eine Zieldrehmomenteinstellvorrichtung bereitgestellt, die zum Einstellen eines Zieleingangsdrehmoments zum Schaltmechanismus während des Schaltvorgangs dient, und zwar anhand der Winkelbeschleunigung des Antriebselements, die vom Winkelbeschleunigungsrechner berechnet wurde, und des Eingangsdrehmoments des Schaltmechanismus. Die vom Eingangsdrehmoment abhängige Druckeinstellvorrichtung stellt den vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruck anhand des Zieldrehmoments ein, das von der Zieldrehmomenteinstellvorrichtung eingestellt wurde.
Die Zielschaltzeiteinstellvorrichtung stellt die Zielschaltzeit vorzugsweise dadurch ein, daß sie ein Zielschaltzeitverzeichnis durchsucht, das auf der durch den Schaltvorgang bewirkten Eingangsdrehzahländerung zum Schaltmechanismus und dem in den Schaltmechanismus eingeleiteten Eingangsdrehmoment basiert. In diesem Fall werden zwei Arten von Zielschaltzeitverzeichnis getrennt bereitgestellt, wobei die eine für eine hydraulische Steuerung verwendet wird, wenn beim Schaltvorgang eine Drehmomentreduzierung im Schaltmechanismus herbeigeführt wird, und die andere für eine hydraulische Steuerung verwendet wird, wenn beim Schaltvorgang keine Drehmomentreduzierung im Schaltmechanismus herbeigeführt wird.
Gemäß einem weiteren Merkmal der vorliegenden Erfindung wird eine Motordrehmomentsteuerungsvorrichtung bereitgestellt, um das Eingangsdrehmoment entsprechend dem von der Zieldrehmomenteinstellvorrichtung eingestellten Zieleingangsdrehmoment zu steuern. Die Zieldruckeinstellvorrichtung stellt den hy draulischen Arbeitsdruck der Hydrauliksteuerung während des Schaltvorgangs anhand eines kleineren Wertes eines tatsächlichen Eingangdrehmoments und des Zieleingangsdrehmoments ein.
Genauer gesagt, die Hydraulikdruckeinstellvorrichtung stellt den hydraulischen Arbeitsdruck auf einen Wert entsprechend dem Zieleingangsdrehmoment ein, wenn das tatsächliche Eingangsdrehmoment größer ist als das Zieleingangsdrehmoment während des Schaltvorgangs, und stellt einen Wert entsprechend dem tatsächlichen Eingangsdrehmoment ein, wenn das Zieleingangsdrehmoment größer ist als das tatsächliche Eingangsdrehmoment.
Das Eingangsdrehmoment wird durch einen Parameter bestimmt, der mindestens eine Ansaugluftmenge eines Motors beinhaltet. Die Motordrehmomentsteuervorrichtung steuert so, daß das Motordrehmoment auf einem vorbestimmten Wert entsprechend dem Zieleingangsdrehmoment gehalten wird, wenn das tatsächliche Eingangsdrehmoment in einer Trägheitsphase des Schaltvorgangs größer ist als das Zieleingangsdrehmoment. Wenn der Schaltvorgang innerhalb der Zielschaltzeit abgeschlossen wird, wird die Drehzahländerung des Antriebselements des Schaltmechanismus aufgrund des Schaltvorgangs als ein Faktor herangezogen, der ein trägheitsabhängiges Drehmoment darstellt, das während des Schaltvorgangs auf das Reibungselement wirkt.
Vorzugsweise kann das hydraulische Steuerungssystem des weiteren eine Zielschaltzeitveränderungsvorrichtung zum Ändern der Zielschaltzeit gemäß dem tatsächlichen Eingangsdrehmoment während des Schaltvorgangs und eine trägheitsabhängige Hydraulikdruckänderungsvorrichtung zum Reduzieren des trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes bei einer Erhöhung der Zielschaltzeit umfassen.
Gemäß einem weiteren Merkmal der vorliegenden Erfindung umfaßt die hydraulische Steuerung des weiteren eine Reibungs koeffizientbestimmungsvorrichtung zum Bestimmen eines Reibungskoeffizienten des Reibungselements während des Schaltvorgangs. Das Reibungselement ist während des Schaltvorgangs einer hydraulischen Steuerung durch die Hydrauliksteuerung unterworfen.
Die Zieldruckeinstellvorrichtung stellt den hydraulischen Arbeitsdruck anhand des Eingangsdrehmoments, einer Drehzahländerungsrate des Schaltmechanismus während des Schaltvorgangs und eines von der Reibungskoeffizientbestimmungsvorrichtung bestimmten Reibungskoeffizienten ein. Die Reibungskoeffizientbestimmungsvorrichtung bestimmt den Reibungskoeffizienten anhand wenigstens einer Flächenpressung und einer relativen Drehzahldifferenz zwischen einem Antriebselement und einem Abtriebselement des Reibungselements.
Vorzugsweise stellt die Zieldruckeinstellvorrichtung den Zielhydraulikdruck entsprechend einer primären Näherungsformel ein, die das Eingangsdrehmoment zum Schaltmechanismus und die Eingangsdrehzahländerungsrate des Schaltmechanismus während des Schaltvorgangs als unabhängige Variable und eine aus dem Reibungskoeffizient des Reibungselements bestimmbare Konstante enthält. Die primäre Näherungsformel lautet wie folgt:
P = a1 · TT + a2 · w' + a3 · Tt · w' + a4
wobei
P: Zielhydraulikdruck,
TT: Eingangsdrehmoment zum Schaltmechanismus,
w': Drehzahländerungsrate eines Antriebselements des Schaltmechanismus,
a1, a2, a3 und a4: aus dem Reibungskoeffizienten des Reibungselements bestimmbare Konstanten.
Alternativ kann die Zieldruckeinstellvorrichtung den Zielhydraulikdruck entsprechend einer sekundären Näherungsformel einstellen, die das Eingangsdrehmoment zum Schaltmechanismus und die Eingangsdrehzahländerungsrate für den Schaltmechanismus während des Schaltvorgangs als unabhängige Variable und eine aus dem Reibungskoeffizient des Reibungselements bestimmbare Konstante enthält. Die sekundäre Näherungsformel lautet wie folgt:
P = b1 · TT + b2 · w' + b3 · Tt · w' + b4 · TT² + b5 · w'² + b6 · TT² · w' + b7 · TT · w'² + b8 · w'² + b9
wobei
P: Zielhydraulikdruck,
TT: Eingangsdrehmoment zum Schaltmechanismus,
w'; Drehzahländerungsrate eines Antriebselements des Schaltmechanismus,
b1, b2, b3, b4, b5, b6, b7, b8 und b9: aus dem Reibungskoeffizient des Reibungselements bestimmbare Konstanten.
Weitere Aufgaben, Merkmale und Vorteile der vorliegenden Erfindung werden aus der folgenden "Ausführlichen Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen" in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen offensichtlich.

KURZE BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Fig. 1 ist ein schematisches Blockdiagramm, das Merkmale der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 2 ist eine schematische Ansicht eines Antriebsstranges, der mit einem hydraulischen Steuerungssystem gemäß der vorliegenden Erfindung versehen ist;
Fig. 3 ist eine schematische Schnittansicht eines Automatikgetriebes, die einen Teil des Antriebsstranges von Fig. 1 zeigt;
Fig. 4 zeigt einen Teil einer hydraulischen Steuerungsschaltung, die in das Automatikgetriebe des Antriebsstranges von Fig. 1 einbezogen ist;
Fig. 5 ist ein Flußdiagramm, das eine Arbeitsdrucksteuerung zeigt;
Fig. 6 ist ein Flußdiagramm, das eine Drehmomentreduzierungssteuerung zeigt;
Fig. 7 ist ein Blockdiagramm, das einen Zusammenhang der Prozeduren bei der Arbeitsdrucksteuerung zeigt, wo die Drehmomentreduzierungssteuerung durchgeführt wird;
Fig. 8 ist ein Blockdiagramm, das einen Zusammenhang der Prozeduren bei der Arbeitsdrucksteuerung zeigt, wo die Drehmomentreduzierungssteuerung nicht durchgeführt wird;
Fig. 9 ist ein Zeitdiagramm, das Änderungen der Turbinendrehzahl, des Zielübersetzungsverhältnisses und der Zustandskennwerte beim Hochschalten zeigt;
Fig. 10 ist ein Zeitdiagramm, das Änderungen der Turbinendrehzahl, des Zielmotordrehmoments, der Zustandskennwerte und der Zeitgeberwerte beim Hochschalten zeigt;
Fig. 11 ist ein Zeitdiagramm, das Änderungen der Turbinendrehzahl, des Zielübersetzungsverhältnisses und der Zustandskennwerte beim Herunterschalten zeigt;
Fig. 12 ist ein Zeitdiagramm, das Änderungen der Turbinendrehzahl, des Zielmotordrehmoments, der Zustandskennwerte und der Zeitgeberwerte beim Herunterschalten zeigt;
Fig. 13 ist eine graphische Darstellung einer Kennlinie eines Zielhydraulikdruckes in Abhängigkeit von einem Eingangsdrehmoment und einer Winkelbeschleunigung;
Fig. 14 ist eine graphische Darstellung einer Kennlinie eines vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruckes in Abhängigkeit vom Eingangsdrehmoment;
Fig. 15 ist eine graphische Darstellung einer Kennlinie eines trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes in Abhängigkeit von der Winkelbeschleunigung;
Fig. 16 ist eine graphische Darstellung einer Kennlinie einer Schaltzeit in Abhängigkeit vom Hydraulikdruck;
Fig. 17 ist eine graphische Darstellung einer Kennlinie eines möglichen Schaltzeitbereichs in Abhängigkeit vom Hydraulikdruck;
Fig. 18 ist eine graphische Darstellung einer Kennlinie eines Ausgangsdrehmoments (Drehmoment an der Abtriebswelle) in Abhängigkeit von der Schaltzeit;
Fig. 19 ist ein Zeitdiagramm, das Änderungen der Turbinendrehzahl, des gesteuerten hydraulischen Arbeitsdruckes und des Ausgangsdrehmomentes zeigt;
Fig. 20 ist eine graphische Darstellung einer Kennlinie eines Reibungskoeffizienten des in den Schaltvorgang einbezogenen Reibungselements in Abhängigkeit von einer (Hydraulik)Öltemperatur;
Fig. 21 ist eine graphische Darstellung einer Kennlinie des hydraulischen Arbeitsdruckes in Abhängigkeit von der Öltemperatur;
Fig. 22 ist ein Flußdiagramm einer Arbeitsdrucksteuerung wie in Fig. 5 gemäß einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 23 ist ein Flußdiagramm einer Drehmomentreduzierungssteuerung wie in Fig. 6;
Fig. 24 ist ein Flußdiagramm einer Motordrehmomentsteuerung in Verbindung mit der Ausführungsform von Fig. 22;
Fig. 25 ist eine Darstellung einer Übersicht, die den Zusammenhang zwischen dem Luftfüllungsgrad und der Motordrehzahl liefert, und die bei der Motordrehmomentsteuerung genutzt wird, die in Fig. 24 in Form eines Flußdiagramms gezeigt ist;
Fig. 26 ist eine graphische Darstellung einer Kennlinie eines Motordrehmoments in Abhängigkeit vom Zündzeitpunkt;
Fig. 27, 28 und 29 sind Ansichten, die jeweils eine Übersicht zum Bereitstellen eines Koeffizienten einer Näherungsformel für das Motordrehmoment zeigen;
Fig. 30 ist ein Zeitdiagramm das Änderungen von Variablen zeigt, die in den Schaltvorgang einbezogen sind;
Fig. 31 ist ein Blockdiagramm der Hydraulikarbeitsdrucksteuerung gemäß einer weiteren Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 32 ist eine graphische Darstellung, die einen Zusammenhang zwischen dem trägheitsabhängigen Hydraulikdruck und der Winkelbeschleunigung zeigt, der mit einem herkömmlichen Verfahren erzielt wird;
Fig. 33 ist eine graphische Darstellung, die einen Zusammenhang zwischen dem vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydrau likdruck und dem Eingangsdrehmoment zeigt, der mit einem herkömmlichen Verfahren erzielt wird;
Fig. 34 ist eine graphische Darstellung, die einen Zusammenhang zwischen dem trägheitsabhängigen Hydraulikdruck und der Winkelbeschleunigung gemäß der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 35 ist eine graphische Darstellung, die einen Zusammenhang zwischen dem vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruck und dem Eingangsdrehmoment gemäß der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 36 ist eine graphische Darstellung, die einen Zusammenhang zwischen dem vom quadrierten Wert abhängigen Hydraulikdruck und dem Quadrat des Eingangsdrehmoments gemäß der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 37 ist ein Flußdiagramm einer Arbeitsdrucksteuerung wie in Fig. 5, zeigt aber noch eine weitere Ausführungsform;
Fig. 38 ist ein Flußdiagramm einer Arbeitsdrucksteuerung wie in Fig. 5, zeigt aber noch eine weitere Ausführungsform.

AUSFÜHRLICHE BESCHREIBUNG DER BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGSFORMEN

Fig. 1 zeigt Elemente der Erfindung. Wie Fig. 1 zeigt, umfaßt ein hydraulisches Steuerungssystem e für ein Automatikgetriebe d einen Schaltmechanismus a, ein hydraulisch gesteuertes Reibungselement b zum Schalten einer Schaltzustandscharakteristik des Schaltmechanismus, eine Hydrauliksteuerung c zum Steuern eines Hydraulikdruckes des Reibungselements b, eine Zielschaltzeiteinstellvorrichtung f zum Einstellen einer Zielschaltzeit anhand einer Eingangsdrehzahldifferenz des Schaltmechanismus aufgrund des Schaltvorganges und eines in den Schaltmechanismus eingeleiteten Eingangsdrehmoments, einen Winkelbeschleunigungsrechner g zum Berechnen einer Win kelbeschleunigung eines Antriebselements des Schaltmechanismus a anhand der von der Zielschaltzeiteinstellvorrichtung f erhaltenen Zielschaltzeit und der Eingangsdrehzahldifferenz des Schaltmechanismus a aufgrund des Schaltvorgangs, eine trägheitsabhängige Hydraulikdruckeinstellvorrichtung h zum Einstellen eines trägheitsabhängigen Druckes zum Ausgleich einer Drehmomentkraft aufgrund eines Trägheitsmoments eines Kraftübertragungssystems zum Schaltmechanismus anhand der Winkelbeschleunigung des Antriebselements des Schaltmechanismus a, die vom Winkelbeschleunigungsrechner g erhalten wurde, eine vom Eingangsdrehmoment abhängige Druckeinstellvorrichtung i zum Einstellen eines vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruckes entsprechend dem Eingangsdrehmoment des auf dem Eingangsdrehmoment basierenden Schaltmechanismus a, und eine Zieldruckeinstellvorrichtung zum Einstellen eines endgültigen Zielhydraulikdruckes für die Hydrauliksteuerung c anhand des trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes, der von der trägheitsabhängigen Druckeinstellvorrichtung h eingestellt wurde, und des vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruckes, der von der vom Eingangsdrehmoment abhängigen Druckeinstellvorrichtung i eingestellt wurde.
Gemäß einer weiteren Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung wird bei der hydraulischen Steuerungsvorrichtung e des Automatikgetriebes d eine Zieldrehmomenteinstellvorrichtung k bereitgestellt, um ein Zieldrehmoment während des Schaltvorgangs anhand der vom Winkelbeschleunigungsrechner g berechneten Winkelbeschleunigung des Antriebselements und des Eingangsdrehmoments des Schaltmechanismus a einzustellen. Die vom Eingangsdrehmoment abhängige Druckeinstellvorrichtung i stellt den vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruck anhand des von der Zieldrehmomenteinstellvorrichtung k eingestellten Zieldrehmoments ein.
Gemäß noch einer weiteren Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung stellt bei der hydraulischen Steuerungsvorrichtung e des Automatikgetriebes d die Zielschaltzeiteinstellvorrichtung f die Zielschaltzeit ein, indem sie ein Zielschaltzeitverzeichnis absucht, das auf der durch den Schaltvorgang bewirkten Eingangsdrehzahldifferenz zum Schaltmechanismus a und auf dem in den Schaltmechanismus a eingeleiteten Eingangsdrehmoment basiert. Die beiden Verzeichnisse, das eine für einen Fall, wo beim Schaltvorgang eine Drehmomentreduzierung im Schaltmechanismus herbeigeführt wird, und das andere für einen Fall, wo beim Schaltvorgang keine Drehmomentreduzierung im Schaltmechanismus herbeigeführt wird, werden getrennt bereitgestellt.
Fig. 2 zeigt einen Antriebsstrang PT für ein Kraftfahrzeug, umfassend: einen Motor 1 mit mehreren Zylindern, der aus der Kraftstoffverbrennungsenergie ein Motordrehmoment erzeugt, und ein Automatikgetriebe 2, das automatisch Gänge entsprechend der Fahrsituation schaltet. Der Antriebsstrang PT wandelt mittels eines Drehmomentwandlers 4 ein Ausgangsdrehmoment eines Motors 1 oder ein Drehmoment einer Kurbelwelle 3 in ein Turbinendrehmoment einer Turbinenwelle 5, und wandelt des weiteren das Turbinendrehmoment mittels eines Schaltmechanismus 6, um dieses an eine Abtriebswelle 7 zu übertragen. Um dem Motor 1 Verbrennungsluft zuzuführen, ist ein gemeinsamer Ansaugkanal 8 bereitgestellt, dessen vorderes Ende zur Außenluft offen ist. Der gemeinsame Ansaugkanal 8 ist, und zwar in Durchströmungsrichtung von einem stromaufwärtigen zu einem stromabwärtigen Punkt, in der vorbeschriebenen Reihenfolge mit einem Luftfilter 9 zum Entfernen von in der Luft enthaltenem Staub, einem Luftmengenmesser 10 zum Erfassen der Ansaugluftmenge, einer elektrischen Drosselklappe 11, und einer Hauptdrosselklappe 12 versehen, die in Verbindung mit einem Gaspedal (dargestellt) geöffnet und geschlossen wird. Das stromabwärtige Ende des gemeinsamen Ansaugkanals 8 ist mit dem Ausgleichsbehälter 13 verbunden, der den Ansaugluftstrom stabilisiert.
Für jeden der Zylinder ist ein eigener Ansaugkanal 14 bereitgestellt. Die durch den gemeinsamen Ansaugkanal 8 in den Ausgleichsbehälter 13 geführte Ansaugluft wird durch den jeweils zugehörigen eigenen Ansaugkanal 14 jedem der Zylinder zugeführt. Eine Kraftstoffeinspritzdüse 16 ist in dem eigenen Ansaugkanal 14 bereitgestellt, so daß der durch die Kraftstoffeinspritzdüse 16 eingespritzte Kraftstoff mit der Ansaugluft gemischt wird, um jedem der Zylinder zugeführt zu werden. In jedem der Zylinder ist eine Zündkerze 15 bereitgestellt.
Wie Fig. 3 zeigt, umfaßt ein Automatikgetriebe 1 gemäß der vorliegenden Erfindung einen Drehmomentwandler 4, einen Schaltmechanismus oder Getriebemechanismus 6, der durch einen Ausgang des Drehmomentwandlers 4 angetrieben wird, eine Vielzahl von Reibungselementen 6i-6n, wie zum Beispiel Kupplungen und Bremsen zum Schalten eines Kraftübertragungsweges des Schaltmechanismus 6 und Freilaufkupplungen 6o und 6p für die Fahrbereiche D, S, L und R und die Schaltstufen 1-4 im Bereich D, 1-3 im Bereich S und 1 und 2 im Bereich L.
Der Drehmomentwandler 4 ist versehen mit einem Pumpenrad 4b, das integralen Bestandteil eines Getriebegehäuse 4a bildet und mit einer Abtriebswelle 1 des Motors verbunden ist, einem Turbinenrad 4c, das gegenüber dem Pumpenrad 4b angeordnet ist und von diesem durch ein Hydraulikfluid angetrieben wird, einem Leitrad 4d, das zwischen dem Pumpenrad 4b und dem Turbinenrad 4c angeordnet und durch eine Freilaufkupplung 4d mit dem Wandlergehäuse 4a verbunden ist, und mit einer Schaltkupplung 4f für die direkte Verbindung der Abtriebswelle 5 mit der Motorabtriebswelle 3 über das Wandlergehäuse 4a. Eine Rotation des Turbinenrades 4c wird über eine Turbinenwelle 5 an den Schaltmechanismus 6 übertragen. Mit der Motorabtriebswelle 3 ist eine Pumpenwelle 4h verbunden, die durch die Turbinenwelle 5 verläuft und eine Ölpumpe 4g antreibt, die am hinteren Endabschnitt des Schaltmechanismus 6 angeordnet ist.
Der Schaltmechanismus 6 besteht aus einem Planetengetriebe vom Ravigneaux-Typ und umfaßt ein kleines Sonnenrad 6a auf der Turbinenwelle 5, ein großes Sonnenrad 6b, das hinter dem kleinen Sonnenrad 6a auf der Turbinenwelle 5 angeordnet ist, eine Vielzahl von kurzen Ritzeln 6c, die mit dem kleinen Sonnenrad 6a in Eingriff stehen, ein langes Ritzel 6d, dessen hinterer Abschnitt mit dem großen Sonnenrad 6b in Eingriff steht, einen Planetenträger 6e, der das lange Ritzel 6d und das kurze Ritzel 6c drehbar aufnimmt, und einen Zahnkranz 6f, der mit dem langen Ritzel 6d in Eingriff steht.
Zwischen der Turbinenwelle 5 und dem kleinen Sonnenrad 6a sind eine Vorwärtskupplung 61 und eine erste Freilaufkupplung 60 in Tandemanordnung vorgesehen. Eine Freilaufkupplung 6j ist neben den Kupplungen 6i und 6o angeordnet. Eine 3-4- Kupplung 6k ist zwischen der Turbinenwelle 5 und dem Planetenträger 6e angeordnet. Eine Rückwärtskupplung 61 ist zwischen der Turbinenwelle und dem großen Sonnenrad 6b angeordnet. Zwischen dem großen Sonnenrad 6b und der Rückwärtskupplung 61 ist eine 2-4-Bremse 6 m in Form einer Bandbremse zum Feststellen des großen Sonnenrades 6b angeordnet. Eine zweite Freilaufkupplung 6p dient zur Aufnahme der Reaktionskraft des Planetenträgers 6e, und eine Bremse 6n für Langsamfahrt rückwärts dient zum Feststellen des Planetenträgers 6e. Der Zahnkranz 6f ist mit dem Abtriebszahnrad 6h verbunden, über das die Rotation an die rechten und die linken Räder (nicht dargestellt) übertragen wird.
Zur Erläuterung eines Zusammenhangs zwischen den Funktionen der Kupplungen 6o und 6p und der Schaltstufen wird angenommen, daß in der ersten Stufe die Vorwärtskupplung 61 eingerückt ist, und daß die erste und die zweite Freilaufkupplung 6o und 6p gesperrt sind. Im Ergebnis wird die Rotation am Ausgang des Drehmomentwandlers 4 über die Turbinenwelle 5, die Vorwärtskupplung 6i und die Freilaufkupplung 51 auf das kleine Sonnenrad 6a des Getriebemechanismus übertragen. In diesem Fall ist der Planetenträger 6e durch die zweite Freilaufkupplung 6p festgestellt, so daß der Schaltmechanismus 6 als fest gekuppelter Gang wirkt, der die Rotation des kleinen Sonnenrades 6a über das kurze Ritzel 6c und das lange Ritzel 6d auf den Zahnkranz überträgt, ohne eine Drehzahländerung zu bewirken. Im Ergebnis wird die erste Schaltstufe mit einem hohen Übersetzungsverhältnis entsprechend einem Durchmesserverhältnis zwischen dem kleinen Sonnenrad 6a und dem Zahnkranz 6f erhalten.
In einer zweiten Schaltstufe ist zusätzlich zur Bedingung der ersten Schaltstufe die 2-4-Bremse 6 m eingerückt. Das große Sonnenrad 6b ist festgestellt, und die zweite Freilaufkupplung 6p wird in einem Freilaufzustand durchgedreht. Im Ergebnis wird die Rotation der Turbinenwelle 5 auf das kleine Sonnenrad 6a und anschließend über das kurze Ritzel 6c auf das lange Ritzel 6d übertragen. Da in diesem Fall das große Sonnenrad 6b festgestellt ist, umläuft das lange Ritzel 6d das große Sonnenrad 6b, so daß der Planetenträger 6e in Rotation versetzt wird. Im Ergebnis wird die Drehzahl des Zahnkranzes 6f durch die Rotation des Planetenträgers 6e (Drehzahl des langen Ritzels 6d) im Vergleich zur ersten Schaltstufe erhöht. Damit wird die zweite Schaltstufe mit einem kleineren Untersetzungsverhältnis als die erste Schaltstufe erhalten. In diesem Fall wird die 2-4-Bremse betätigt, um die Bremskraft gegen die normale Rotation bzw. die Rotation für eine Vorwärtsbewegung anzulegen.
In einer dritten Schaltstufe wird die 2-4-Bremse in der zweiten Schaltstufe gelöst, und die 3-4-Kupplung 6k wird in Eingriff gebracht. Im Ergebnis wird die Rotation der Turbinenwelle 5 über die Vorwärtskupplung 6i und die erste Freilaufkupplung 6o auf das kleine Sonnenrad 6a und gleichermaßen über die 3-4-Kupplung 6k auf den Planetenträger 6e übertragen. Somit wird der Schaltmechanismus 6 insgesamt in Rotation versetzt, so daß die dritte Schaltstufe erhalten wird, bei der der Zahnkranz 6f mit der gleichen Drehzahl umläuft wie die Turbinenwelle 5.
In einer vierten Schaltstufe wird die zuvor in der dritten Schaltstufe gelöste 2-4-Bremse wieder eingerückt. Damit wird die Rotation der Turbinenwelle 5 über die 3-4-Kupplung 6k auf den Planetenträger 6e des Schaltmechanismus 6 übertragen, so daß das lange Ritzel 6d um das Sonnenrad 6b umläuft.
Da das große Sonnenrad 6b, das mit dem langen Ritzel 6d in Eingriff steht, durch die 2-4-Bremse 6 m festgestellt ist, läuft in diesem Fall das lange Ritzel 6d zusammen mit dem Planetenträger 6e um das Sonnenrad 6b um und dreht sich dabei auf seiner eigenen Achse. Im Ergebnis wird die Rotation des Zahnkranzes 6f, der mit dem langen Ritzel 6d in Eingriff steht, durch die Rotation des Planetenträgers 6e (die Rotation der Turbinenwelle 5) und die Rotation des langen Ritzels 6d um seine eigenen Achse erhöht, so daß die vierte Schaltstufe als Overdrive erhalten wird. In diesem Fall ist die Vorwärtskupplung eingerückt. Es ist anzumerken, daß die in Tandemanordnung mit der Vorwärtskupplung 6i angeordnete Freilaufkupplung 6o überholt wird, so daß keine Gefahr besteht, daß die Rotation der Turbinenwelle 5 auf das kleine Sonnenrad 6a übertragen wird.
In einer Rückwärtsfahrtschaltstufe sind die Rückwärtskupplung 6i und die Bremse 6n für langsame Rückwärtsfahrt eingerückt. Damit wird die Rotation der Turbinenwelle 5 auf das große Sonnenrad 6b übertragen, und der Planetenträger 6e des Schaltmechanismus 6 ist festgestellt. Dadurch wird die Rotation der Turbinenwelle 5 auf den Zahnkranz 6f über einen fest verbundenen Zahnradsatz übertragen, der das große Sonnenrad 6b und das lange Ritzel 6d umfaßt. Dabei kann ein Untersetzungsverhältnis entsprechend dem Durchmesser des großen Sonnenrades 6d und des Zahnkranzes 6f erhalten werden. In diesem Fall ist die Drehrichtung des Zahnkranzes 6f entgegengesetzt zu der der Turbinenwelle 5 oder des großen Sonnenrades 6b.
Die erste Freilaufkupplung 6o, die die Rotation in der ersten bis dritten Schaltstufe überträgt, und die zweite Freilaufkupplung 6p, die eine Reaktionskraft in der ersten Schaltstufe aufnimmt, werden hierbei in einem Freilaufzustand durchgedreht. Daher ist in den obigen Schaltstufen die Motorbremse nicht wirksam. In der dritten Schaltstufe des Bereichs D, der zweiten und dritten Stufe des Bereichs S und der ersten und zweiten Stufe des Bereichs L ist jedoch die Freilaufkupplung 6j parallel zur ersten Freilaufkupplung 6o eingerückt, und in der ersten Stufe des Bereichs L ist die Bremse 6n für langsame Rückwärtsfahrt parallel zur zweiten Freilaufkupplung 6p eingerückt, um die Motorbremse verfügbar zu machen.
Tabelle 1 zeigt die Funktionen der jeweiligen Reibungselemente 6i-6n, wie zum Beispiel der Kupplungen und Bremsen sowie der Freilaufkupplungen 6o und 6p. Tabelle 1
Eine Hydrauliksteuerung 18 ist bereitgestellt, um das Hydraulikfluid dem Drehmomentwandler 4 zuzuführen und das Hydraulikfluid bzw. den Druck zu und von den Reibungselementen (Kupplungen und Bremsen) zu steuern. Die Hydrauliksteuerung 18 ist mit einem Magnetregelventil 19 zur Steuerung des Arbeitsdruckes und mit ersten bis dritten Ein/Aus-Magnetventilen 20-22 für Schaltfunktionen versehen. Die Magnetventile werden durch eine Steuereinheit C gesteuert. Das Magnetregelventil 19 steuert den Arbeitsdruck (Eingangsdruck) der Hydrauliksteuerung 18. Die Ein/Aus-Magnetventile 20-22 werden betätigt, um die Schaltstellungen verschiedener Schaltventile (nicht dargestellt) gemäß dem Betriebszustand zu ändern, um das Ein/Aus-Schema der Reibungselemente (Kupplungen, Bremsen) zu schalten, um dadurch die Schaltcharakteristiken des Schaltmechanismus 6 zu ändern. Die Steuereinheit C erhält als Steuerinformation eine Ansaugluftmenge, die vom Luftmengenmesser 10 erfaßt wird, eine Öffnungsstel lung der Hauptdrosselklappe 12, die vom Drosselklappensensor 24 erfaßt wird, die Kühlwassertemperatur des Motors, die von einem Wassertemperaturfühler 25 erfaßt wird, eine Motordrehzahl (Kurbelwellendrehzahl), die vom Motordrehzahlsensor 26 erfaßt wird, eine Turbinendrehzahl (Turbinenwellendrehzahl), die vom Turbinendrehzahlsensor 27 erfaßt wird, die Ausgangsdrehzahl des Getriebes, die vom Ausgangsdrehzahlsensor 28 erfaßt wird, und eine Hydraulikfluidtemperatur des Automatikgetriebes 2 (im folgenden als Hydrauliktemperatur bezeichnet), die von einem Hydrauliktemperatursensor 29 erfaßt wird.
Die Steuereinheit C ist als Gesamtsteuerung realisiert, die die Zielschaltzeiteinstellvorrichtung f, die trägheitsabhängige Hydraulikdruckeinstellvorrichtung h, die vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruckeinstellvorrichtung i, die Zielhydraulikdruckeinstellvorrichtung j und die Zieldrehmomenteinstellvorrichtung umfaßt. Die Turbinendrehzahl entspricht der Drehzahl des Antriebselements, auf die in den Ansprüchen Bezug genommen wird.
Wie Fig. 4 zeigt, wird bei der Hydrauliksteuerung 18 das Hydraulikfluid in einer Ölwanne 31 mit Hilfe einer Ölpumpe 32, die durch eine Kurbelwelle oder Motorabtriebswelle 3 (siehe Fig. 2) angetrieben wird, in einen Hydraulikfluidversorgungskanal 33 gefördert und verschiedenen Abschnitten des Automatikgetriebes 2 zugeführt. Obwohl sich ein Förderdruck der Ölpumpe 32 je nach der Motordrehzahl ändert, wird der Arbeitsdruck bzw. ein Hydraulikdruck im Hydraulikfluidversorgungskanal 33 mit Hilfe der Steuereinheit C auf einem optimalen Wert entsprechend dem Betriebszustand gehalten, wie nachfolgend erläutert.
Die Hydrauliksteuerung 18 ist mit einem Druckregelventil 34 (Arbeitsdruckregelventil) versehen, das den Arbeitsdruck im wesentlichen proportional zu einem Vorsteuerdruck im Versorgungskanal 33 einstellt und den Hydraulikdruck zum Drehmo mentwandler 4 über einen ersten Hydraulikkanal 35 und zum Schaltmechanismus 6 über einen zweiten Hydraulikkanal 36 liefert.
Der Vorsteuerdruck des Druckregelventils 34 wird durch ein Reduzierventil 37, ein Drosselklappenmodulatorventil 38, einen Druckspeicher 39 und ein Magnetregelventil 19 eingestellt, das in der folgenden Weise durch die Steuereinheit C gesteuert wird.
Der Arbeitsdruck des Versorgungskanals 33 wird über einen Ölzuführungskanal 40 in das Reduzierventil 37 geleitet. Nach der Reduzierung im Reduzierventil 37 gelangt der Arbeitsdruck in einen reduzierten Hydraulikkanal 41. Der Hydraulikdruck des Hydraulikkanals 41 wird über einen ersten Hydraulikzweigkanal 42 zu einem ersten Eingangsanschluß 38a des Drosselklappenmodulatorventils 38 und über einen zweiten Hydraulikzweigkanal 43 zu einem zweiten Eingangsanschluß 38b eines Drosselklappenmodulatorventils 38 geführt. Des weiteren wird der Hydraulikdruck im reduzierten Hydraulikkanal 41 über einen dritten Hydraulikzweigkanal 44 auch noch in einen Steueranschluß 38c des Drosselklappenmodulatorventils 38 eingeleitet. In diesem Fall wird der Hydraulikdruck im dritten Hydraulikzweigkanal 44 oder der am Steueranschluß 38c wirksame Hydraulikdruck durch das Magnetregelventil entsprechend einem von der Steuereinheit C erzeugten Einschaltverhältnis gesteuert. Das Einschaltverhältnis wird von der Steuereinheit C entsprechend dem Betriebszustand festgelegt.
Ein Hydraulikdruck entsprechend dem an den Steueranschluß 38c angelegten Hydraulikdruck wird vom Drosselklappenmodulatorventil 38 als Vorsteuerdruck in einen ersten Vorsteuerdruckkanal 45 eingeleitet. Dabei ist ein mit dem ersten Vorsteuerdruckkanal 45 in Verbindung stehender Druckspeicher 39 bereitgestellt, um Druckpulsationen oder -schwingungen des Vor steuerdruckes im ersten Vorsteuerdruckkanal 45 zu unterdrücken.
Somit wird der Vorsteuerdruck über den zweiten Vorsteuerdruckkanal 46 in das Druckregelventil 34 eingeleitet. Im Versorgungskanal 33 wird vom Druckregelventil 34 ein Arbeitsdruck proportional zum Vorsteuerdruck eingestellt.
Das Druckregelventil 34 besteht aus einem Ventilkörper mit einer Kolbenbohrung 52, einem Steuerkolben 53, der in axialer Richtung verschieblich in der Bohrung 52 angeordnet ist (nach rechts und links in Fig. 4), und einer Manschette 54, die zwischen der Bohrung 52 und dem Steuerkolben 53 angeordnet ist. Die Bohrung 52 ist mit einer Vielzahl von erweiterten und verengten Abschnitten ausgeführt, und der Steuerkolben 53 ist mit einer Vielzahl von Abschnitten mit größerem und kleinerem Durchmesser ausgeführt, so daß in Fig. 4 nacheinander von links her gesehen erste bis achte Hydraulikkammern 55 - 62 zwischen der Innenfläche der Kolbenbohrung 52 und der Außenfläche des Steuerkolbens 53 gebildet werden.
Die erste Hydraulikkammer 55 steht mit dem zweiten Vorsteuerdruckkanal 46 in Verbindung, so daß ein Vorsteuerdruck in die erste Kammer 55 eingeleitet wird, um den Steuerkolben 53 nach rechts vorzubelasten.
Die zweite Kammer 56 steht mit einem ersten Hydraulikrücklauf 63 in Verbindung, der in den Raum zur Ölwanne 31 hin offen ist. Die dritte Kammer 57 steht mit dem zweiten Hydraulikkanal 36 in Verbindung, der am anderen Ende mit einem manuellen Ventil (nicht dargestellt) verbunden ist. Die vierte Kammer 58 steht mit einem zweiten Hydraulikrücklauf 65 in Verbindung, der an einem Ende in den Raum zur Ölwanne 31 hin offen ist. Die fünfte Kammer 59 steht mit dem ersten Hydraulikkanal 35 in Verbindung, der am anderen Ende mit dem Drehmomentwandler 4 verbunden ist. Die sechste Kammer 60 steht mit einem ersten Arbeitsdruckhydraulikkanal 67 in Verbindung, der am anderen Ende mit dem Versorgungskanal 33 verbunden ist. Die siebte Kammer 61 steht mit einem Hydraulikhauptrücklauf 68 in Verbindung, der an einem Ende in den Raum zur Ölwanne 31 hin offen ist. Die achte Kammer 62 ist ein zweiter Arbeitsdruckhydraulikkanal 69, der an einem Ende mit dem Versorgungskanal 33 verbunden ist. In diesem Fall ist am zweiten Arbeitsdruckkanal 69 eine Düse 70 angeordnet, um eine Pulsation des Hydraulikdruckes in der achten Kammer 62 auszuschalten.
Die durch den Kontakt mit dem Hydraulikfluid nach links druckbeaufschlagte Fläche 73 ist relativ groß, während die nach rechts druckbeaufschlagte Fläche relativ klein ist, so daß der Steuerkolben 53 aufgrund des Größenunterschiedes der druckbeaufschlagten Flächen einer nach links gerichteten Kraft ausgesetzt ist, die proportional zum Hydraulikdruck in der achten Kammer 62 bzw. dem Arbeitsdruck ist. Die nach links gerichtete Kraft ist einer der Rückkopplungsfaktoren der Arbeitsdrucksteuerung. Der Steuerkolben 53 wird normalerweise nach rechts verschoben.
Bei der obigen Anordnung ist der Steuerkolben 53 dem Vorsteuerdruck in der ersten Hydraulikkammer 55 in Richtung nach rechts und dem Arbeitsdruck in der achten Hydraulikkammer 62 in Richtung nach links ausgesetzt, und stellt sich dadurch auf einen Punkt ein, an dem die Kräfte aufgrund des Vorsteuerdruckes und des Arbeitsdruckes ausgeglichen sind. Wenn in dem Fall, wo ein Rückwärtsfahrbereich gewählt ist, ein Hydraulikdruck in die dritte Kammer 57 eingeleitet wird, ist der Steuerkolben 53 aufgrund des Hydraulikdrucks einer nach rechts gerichteten Kraft ausgesetzt.
Wenn der Vorsteuerdruck niedrig ist, wird der Steuerkolben nach links bewegt, so daß der Abschnitt 75 mit großem Durchmesser (Steg) nach links positioniert wird, um die Überströmung zwischen dem ersten Arbeitsdruckhydraulikkanal 67 und dem Hydraulikhauptrücklauf 68 zu erweitern. Dadurch wird der Hydraulikdruck im ersten Arbeitsdruckhydraulikkanal 67 oder der Hydraulikdruck im Versorgungskanal 33 durch den Hydraulikhauptrücklauf 68 abgebaut, um den Arbeitsdruck bzw. den Hydraulikdruck im Versorgungskanal 33 zu reduzieren. Umgekehrt wird, wenn der Vorsteuerdruck erhöht wird, der Steuerkolben 53 in Richtung nach rechts bewegt, um den Steg 75 nach rechts zu bewegen, so daß die Überströmung zwischen dem ersten Arbeitsdruckhydraulikkanal 67 und dem Hydraulikhauptrücklauf 68 verkleinert wird, um die Menge des aus dem Versorgungskanal 33 abströmenden Fluides zu reduzieren und den Arbeitsdruck zu erhöhen.
Somit wird ein arbeitsdruck in dem Versorgungskanal 33 eingestellt, der im wesentlichen proportional zum Vorsteuerdruck ist. Der in die achte Kammer 62 eingeleitete Arbeitsdruck wird mittels einer Rückkopplungsregelschleife entsprechend dem Vorsteuerdruck eingestellt. Wenn der Motor in Betrieb ist, befindet sich der Steuerkolben 53 in einer linken Position, wobei der erste Arbeitsdruckhydraulikkanal 67 in Verbindung mit dem ersten Hydraulikkanal 35 gebracht wird, so daß der Hydraulikdruck im Versorgungskanal 33 durch den ersten Hydraulikkanal 35 in den Drehmomentwandler 4 geleitet wird. Auf der anderen Seite wird, wenn der Motor außer Betrieb ist, der Steg 75 in eine rechte Position gebracht, so daß der erste Arbeitsdruckhydraulikkanal 67 durch den Steg 75 vom ersten Hydraulikkanal 35 getrennt ist.
Wie bereits erwähnt, wird der Vorsteuerdruck entsprechend dem Einschaltverhältnis eingestellt, das von der Steuereinheit C an das Magnetregelventil 19 übermittelt wird, und der Arbeitsdruck wird im wesentlichen proportional zum Vorsteuerdruck eingestellt. Schließlich wird der Arbeitsdruck proportional zu dem von der Steuereinheit C festgelegten Einschaltverhältnis eingestellt. Somit kann der Arbeitsdruck durch die Steuereinheit C gesteuert werden.
Die durch einen. Mikrocomputer gebildete Steuereinheit C erhält eine Ansaugluftmenge, eine Öffnungsstellung der Hauptdrosselklappe, eine Kühlwassertemperatur des Motors, eine Motordrehzahl (Kurbelwellendrehzahl), eine Turbinendrehzahl (Turbinenwellendrehzahl), eine Abtriebsdrehzahl (Abtriebswellendrehzahl), eine Hydraulikfluidtemperatur und dergleichen, und übernimmt die Gesamtsteuerung des Antriebsstranges.
Eine generelle Regelung des Antriebsstranges ist der Öffentlichkeit bereits wohlbekannt, so daß eine Erläuterung entfällt, und nachstehend werden die Arbeitsdrucksteuerung und die Drehmomentreduzierungssteuerung in dem Antriebsstrang beschrieben, die in enger Beziehung zur vorliegenden Erfindung stehen.
Die Arbeitsdrucksteuerung und die Drehmomentreduzierungssteuerung sollten auf Schaltvorgänge beschränkt werden, bei denen die Motordrehzahl unmittelbar beeinflußt wird, wenn die Reibungselemente eingerückt (ein) oder ausgerückt (aus) sind. Eine spezifische Arbeitsdrucksteuerung beim Hochschalten ist in Fig. 5 in Form eines Flußdiagramms gezeigt. Eine spezifische Drehmomentreduzierungssteuerung ist als Flußdiagramm in Fig. 6 gezeigt.
Nachstehend wird die Arbeitsdrucksteuerung durch die Steuereinheit C beschrieben.
Die dargestellte Ausführungsform zeigt die logische Grundfunktion der Arbeitsdrucksteuerung bei einem Schaltvorgang. Das Flußdiagramm von Fig. 7 zeigt die Steuerung, durch die die Drehmomentreduzierung realisiert wird. Dagegen wird im Flußdiagramm von Fig. 8 keine Drehmomentreduzierung vorgenommen.
Wie oben erwähnt, ist die Mitnehmerfläche des Reibungselements während des Schaltvorgangs einer Einrückkraft in senkrechter Richtung und der Drehkraft bzw. dem Übertragungsmoment in Umfangsrichtung unterworfen. Die Einrückkraft sollte daher entsprechend einem gewünschten Übertragungsmoment eingestellt werden. In diesem Fall ist die Einrückkraft im wesentlichen proportional zum Arbeitsdruck der Hydrauliksteuerung 18. Andererseits kann das Übertragungsmoment TOUT durch die folgenden Formeln ausgedrückt werden:
TOUT = a · TT - b · w' + c · TCL (1)
w' = d · TT - e · TCL (2)
wobei
TOUT: Übertragungsmoment des Reibungselements,
TT: Eingangsdrehmoment zum Schaltmechanismus,
w': Winkelbeschleunigung der Turbinenwelle,
TCL: Reaktionskraft des Reibungselements,
a, b, c, d, e: Konstanten.
Bei der Arbeitsdrucksteuerung wird der Arbeitsdruck der Hydrauliksteuerung 18 anhand der Formeln (1) und (2) gesteuert, um ein wünschenwertes Übertragungsmoment während des Schaltvorganges bereitzustellen, so daß die Schaltzeit wirksam verkürzt wird, ohne daß ein Schaltstoß beim Schaltvorgang hervorgerufen wird. Wie aus den Formeln (1) und (2) hervorgeht, können durch das Einstellen der Werte TOUT und w' die Werte TT und TCL erhalten werden.
Wie Fig. 7 zeigt, entspricht die logische Grundfunktion der Arbeitsdrucksteuerung, durch die die Drehmomentreduzierung während des Schaltvorgangs bewirkt wird, der folgenden Beschreibung.
Um einen Schaltvorgang auszuführen, wird eine Zielschaltzeit TSFT eingestellt anhand eines Wertes für die Änderung der Drehzahl DTRE des Antriebselements des Schaltmechanismus 6 durch den Schaltvorgang, d. h. anhand der Drehzahldifferenz zwischen der Turbinendrehzahl TREV vor dem Schaltvorgang und der Turbinendrehzahl TREV nach dem Schaltvorgang, und anhand des in den Schaltmechanismus 6 eingeleiteten Eingangsdrehmoments TT bzw. des Drehmoments der Turbinenwelle 5 (Block S1).
Das Eingangsdrehmoment TT wird mittels eines wohlbekannten Verfahrens anhand einer Motorleistung (Öffnungsstellung der Hauptdrosselklappe), einer Motordrehzahl, eines Zündzeitpunkts und dergleichen berechnet, wobei angenommen wird, daß keine Drehmomentreduzierung bewirkt wird.
Grundsätzlich gilt, daß mit kürzerer Schaltzeit ein besseres Ansprechverhalten und eine bessere Fahrleistung während des Schaltvorganges erzielt werden kann. Beim Hochschalten wird jedoch aufgrund der Drehmomentkraft, die in Verbindung mit dem Trägheitsmoment des Kraftübertragungssystems zum Schaltmechanismus während des Schaltvorgangs erzeugt wird, das Ausgangsdrehmoment an der Abtriebswelle 7 vorübergehend erhöht. Diese Drehmomenterhöhung wird mit abnehmender Schaltzeit sehr groß. Wenn die Drehmomenterhöhung sehr groß wird, wird der Drehmomentstoß beim Schaltvorgang verstärkt, so daß die Schaltzeit nicht zu sehr verringert werden kann. Deshalb wird die minimale Schaltzeit entsprechend dem Betriebszustand festgelegt, um den Drehmomentstoß während des Schaltvorganges zu unterdrücken. Die minimale Schaltzeit wird als die Zielschaltzeit TSFT definiert. Die Zielschaltzeit TSFT wird in der Steuereinheit C in Form eines Verzeichnisses gespeichert, das sich auf die Drehzahländerung DTREV und das Eingangsdrehmoment TT als Parameter bezieht.
Die Winkelbeschleunigung w' der Turbinendrehzahl TREV des Schaltmechanismus 6 wird anhand der Zielschaltzeit TSFT und des Wertes für die Drehzahländerung DTREV unter Verwendung der Formel (3) berechnet (Block 52).
w' = DTREV/TSET (3)
Wie allgemein bekannt ist, wird davon ausgegangen, daß das Trägheitsmoment I des Kraftübertragungssystems vom Motor zum Schaltmechanismus 6, die Drehmomentkraft N des Kraftübertragungssystems, oder anders gesagt, die Drehmomentkraft, die auf das beim Schaltvorgang einzurückende Reibungselement wirkt, als ein Produkt aus I und w' (I · w') ausgedrückt werden kann. Da das Trägheitsmoment I des Antriebsstranges konstant ist, muß die Drehmomentkraft N proportional zur Winkelbeschleunigung w' sein. Folglich kann die Drehmomentkraft N, die auf das Reibungselement wirkt, lediglich anhand der Winkelbeschleunigung w' erhalten werden.
Als nächstes wird ein trägheitsabhängiger Hydraulikdruck PI eingestellt, um die Drehmomentkraft N aufgrund der in Block S2 erhaltenen Winkelbeschleunigung w' auszugleichen (Block S3).
Wie oben erwähnt, wirkt während des Schaltvorgangs die Drehmomentkraft N auf das Reibungselement, so daß es notwendig ist, den Arbeitsdruck bzw. die Einrückkraft des Reibungselements entsprechend der Drehmomentkraft N zu steuern. In diesem Fall ist die Drehmomentkraft N proportional zur Winkelbeschleunigung w', so daß der trägheitsabhängige Hydraulikdruck PI anhand der Winkelbeschleunigung w' bestimmt werden kann, um die Drehmomentkraft N auszugleichen. Der trägheitsabhängige Hydraulikdruck wird in der Steuereinheit C in Form eines Verzeichnisses gespeichert, das sich auf die Winkelbeschleunigung w' als Parameter bezieht.
Zusätzlich zur Einstellung des trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes PI stellt die Steuereinheit C anhand der Winkelbe schleunigung w' das Zieldrehmoment NTSF während des Schaltvorganges unter Berücksichtigung der Drehmomentreduzierung ein (Block S4).
Generell wirkt beim Hochschalten die Drehmomentkraft N aufgrund des Kraftübertragungssystems zum Schaltmechanismus in der gleichen Richtung wie das Eingangsdrehmoment auf das Reibungselement, so daß das Drehmoment der Abtriebswelle 7 vorübergehend stark erhöht wird und den Schaltstoß bewirkt. Um den Schaltstoß zu unterdrücken, wird das Ausgangsdrehmoment so gesteuert, daß es während des Schaltvorganges begrenzt wird (Drehmomentreduzierungssteuerung). Obwohl der Schaltstoß bei einer Verringerung der Schaltzeit vorzugsweise unterdrückt werden soll, bringt eine kürzere Schaltzeit wie oben erwähnt die Tendenz zu einem stärkeren Schaltstoß mit sich. Deshalb wird der Motor 1 so gesteuert, daß das Ausgangsdrehmoment so verringert bzw. die Drehmomentreduzierung so vorgenommen wird, daß der Schaltstoß bei gleichzeitiger Verringerung der Schaltzeit unterdrückt wird. Das Motordrehmoment wird entsprechend dem Betriebszustand festgelegt, wobei die Schaltzeit so festgelegt wird, daß sich die Fahrleistung des Fahrzeugs nicht verschlechtert und der Schaltstoß wirksam unterdrückt wird. Das Motordrehmoment ist als Zieldrehmoment NTSF während des Schaltvorgangs definiert. Das Zieldrehmoment NTSF während des Schaltvorgangs wird in der Steuereinheit C in Form eines Verzeichnisses gespeichert, das sich auf das Zieldrehmoment NTSF und die Winkelbeschleunigung w' bezieht.
Im Detail ist eine Kennlinie der Schaltzeit beim Hochschalten in Abhängigkeit vom Hydraulikdruck beispielsweise in Fig. 16 wiedergegeben. Während des Schaltvorganges wird der Hydraulikdruck für das Einrücken erhöht, so daß er in einem Plateaubereich liegt. Ein möglicher Schaltzeitbereich, innerhalb dessen der Schaltvorgang während des Plateaubereichs des Hydraulikdruckes ablaufen kann, ist in Fig. 17 dargestellt. Die Kennlinie des Abtriebswellendrehmoments T in Abhängigkeit von der Schaltzeit ist in Fig. 18 dargestellt. In Fig. 18 ist der Wert T&sub1; ein Abtriebswellendrehmoment vor dem Hochschalten, und der Wert T&sub2; ist ein Abtriebswellendrehmoment nach dem Hochschalten.
Die Turbinendrehzahl, der Hydraulikdruck und das Abtriebswellendrehmoment werden gemäß den Linien J&sub1;, J&sub2; und J&sub3; im Zeitdiagramm der Fig. 19 geändert. Wie aus Fig. 18 hervorgeht, ist das Abtriebswellendrehmoment T größer als die Werte T&sub1; und T&sub2; während des Schaltvorgangs. Ein hohes Abtriebswellendrehmoment T während des Schaltvorgangs kann den Schaltstoß verursachen. Wie aus Fig. 18 hervorgeht, wird das Abtriebswellendrehmoment höher, wenn die Schaltzeit reduziert wird.
Wie oben erwähnt, kann die Schaltzeit nicht zu sehr erhöht werden, um ein gutes Ansprechverhalten und gute Fahrleistungen während des Schaltvorgangs aufrechtzuerhalten. Deshalb wird der Anstieg des Abtriebswellendrehmoments T beim Hochschalten so gering wie möglich gehalten. Außerdem wird der Arbeitsdruck entsprechend dem Übertragungsmoment festgelegt, so daß die Schaltzeit wirksam reduziert werden kann, während gleichzeitig der Schaltstoß unterdrückt bleibt. Mit anderen Worten, die Steuereinheit C legt die Schaltcharakteristiken unter Berücksichtigung der in Fig. 16-18 gezeigten Parameter fest, um den Schaltstoß zu unterdrücken, ohne die Schaltzeit zu verlängern.
Die Steuereinheit C bestimmt den vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruck PT anhand des Zieldrehmoments, d. h. des Motordrehmoments, unter Berücksichtigung der Drehmomentreduzierung (Block S5). Der vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruck PT ist ein Arbeitsdruck für den Aufbau eines Einrückdruckes für das Reibungselement, das das Eingangsdrehmoment TT liefert, das in das Reibungselement des Schaltmechanismus 6 eingeleitet wird. Der vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruck PT wird in der Steuereinheit C in Form einer Tabelle gespeichert, die sich auf das Zieldrehmoment NTSF während des Schaltvorgangs bezieht.
Anschließend wird ein endgültiger Zielhydraulikdruck PCL anhand des Trägheitsmoments PI und des Eingangsmoments PT eingestellt (Block S6). In diesem Fall wird, wenn der Wert PCL nicht größer ist als ein Grenzwert PC für den Kupplungsdruck, der den Minimalwert für den Kupplungsdruck sicherstellen soll, der Wert PC als endgültiger Zielhydraulikdruck PCL verwendet. Der Druck PCL wird entsprechend einem Reibungskoeffizienten u der in Reibungseingriff stehenden Fläche des Reibungselements kompensiert, um den endgültigen Arbeitsdruck zu bilden. Wie in Fig. 13 gezeigt, wird der endgültige Zielhydraulikdruck PCL in bezug auf das Eingangsdrehmoment TT und die Winkelbeschleunigung w' geändert. Wie in Fig. 14 gezeigt, wird der vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruck PT in bezug auf das Eingangsdrehmoment geändert. Wie in Fig. 15 gezeigt, wird der trägheitsabhängige Hydraulikdruck PI in bezug auf die Winkelbeschleunigung w' geändert.
Fig. 8 zeigt eine Steuerlogik der Arbeitsdrucksteuerung, bei der während des Schaltvorganges keine Drehmomentreduzierungssteuerung vorgenommen wird. Die Prozeduren S11-S16 in Fig. 8 sind im Prinzip identisch mit denjenigen unter S1-S6 in Fig. 7. Die in Fig. 8 gezeigte Steuerung führt jedoch die Drehmomentreduzierungssteuerung nicht aus, so daß das Eingangsdrehmoment TT unverändert als das Zieldrehmoment NTSF während des Schaltvorganges verwendet wird (Block S14). Der vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruck PT wird anhand des Zieldrehmoments NTSF eingestellt (Block S15).
Der endgültige Zielhydraulikdruck PCL wird anhand des trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes PI und des vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruckes PT eingestellt (Block S16).
Wenn der Wert PCL nicht größer ist als ein Grenzwert PC für den Kupplungsdruck, der den Minimalwert für den Kupplungsdruck sicherstellen soll, wird der Wert PC als endgültiger Zielhydraulikdruck PCL verwendet. Der Druck PCL wird entsprechend einem Reibungskoeffizienten u der in Reibungseingriff stehenden Fläche des Reibungselements kompensiert, um einen endgültigen Zielarbeitsdruck zu bilden.
Im folgenden wird eine spezielle Arbeitsdrucksteuerung beim Hochschalten durch die Steuereinheit C entsprechend einem in Fig. 5 dargestellten Flußdiagramm beschrieben.
Wie in Fig. 5 gezeigt, erfaßt die Steuereinheit C in Schritt #1 die Turbinendrehzahl TREV (Drehzahl des Antriebselements des Schaltmechanismus 6), die Motordrehzahl NE, das Motordrehmoment TN (Drehmoment an der Kurbelwelle 3), die Drehzahl der Abtriebswelle SREV und die Hydrauliktemperatur THOIL. Das Motordrehmoment TN bezeichnet hier dasjenige, das keiner Drehmomentreduzierung unterliegt.
Als nächstes entscheidet die Steuereinheit C in Schritt #2, ob ein Schaltvorgang ausgeführt wird oder nicht. Auf der Grundlage der Entscheidung in Schritt #2 werden die aktuelle Schaltstufe GEAR und der Wert des Hochschaltflag SFTUP ausgegeben. Das Hochschaltflag SFTUP wird auf 1 gesetzt, wenn der Schaltvorgang begonnen wird, und auf 0 zurückgesetzt, wenn der Schaltvorgang abgeschlossen ist.
Wie Fig. 9 zeigt, ändert sich beim Hochschalten von einer niedrigeren Schaltstufe wie beispielsweise einer ersten Stufe auf eine höhere Stufe wie beispielsweise einer zweiten Stufe, mit dem das Zielübersetzungsverhältnis zu einem Zeitpunkt t1 (Linie G2 in Fig. 9) verwirklicht werden soll, die Turbinendrehzahl TREV gemäß der Linie G1. In diesem Fall werden die Anfangswerte der Zeitgeber TJ und TK auf die Zeit t1 einstellt. Das Hochschaltflag SFTUP wird auf 1 gesetzt. Der Zeitgeber TJ wird mit dem Fortschreiten der Zeit ab Beginn des Schaltvorgangs (Zeit t1) in Schritten von jeweils 1 erniedrigt. Wenn die Zeitspanne entsprechend dem Anfangswert abgelaufen ist, geht der Zeitgeber TJ wieder auf 0. Der Zeitgeber TK wird zum Zeitpunkt t2, an dem das Übersetzungsverhältnis unter den vorbestimmten Wert reduziert wird, gestartet und mit fortschreitender Zeit um jeweils 1 dekrementiert, und geht wieder nach 0, wenn die Zeitspanne entsprechend dem Anfangswert abgelaufen ist. Das Hochschaltflag SFTUP wird auf 0 zurückgesetzt, wenn einer der Zeitgeber TJ oder TK nach 0 zurückkehrt.
Fig. 11 zeigt eine ähnliche graphische Darstellung wie Fig. 9 für das Herunterschalten. In diesem Fall wird ein Herunterschaltflag SFTDW während des Schaltvorgangs auf 1 gesetzt. In Fig. 11 wird das Zielübersetzungsverhältnis H2 zum Zeitpunkt θ1 von einer höheren Stufe auf eine niedrigere Stufe umgeschaltet, um das Herunterschalten einzuleiten, so daß sich die Turbinendrehzahl TREV entsprechend der Linie H&sub1; in Fig. 11 ändert. In diesem Fall werden Anfangswerte der Zeitgeber TJ und TK zum Zeitpunkt θ1 eingestellt, und das Herunterschaltflag SFTDW wird auf 1 gesetzt.
Der Zeitgeber TJ wird im Verlauf der Zeit ab Beginn des Schaltvorgangs (Zeit θ1) in Schritten von jeweils 1 erniedrigt, um nach Null zurückzukehren, wenn die Zeitspanne entsprechend dem Anfangswert abgelaufen ist. Der Zeitgeber TK wird ab dem Zeitpunkt θ2, an dem das Übersetzungsverhältnis (Schaltverhältnis) größer ist als ein vorbestimmter Wert, in Schritten von jeweils 1 erniedrigt. Der Zeitgeber TK kehrt nach Null zurück, wenn die Zeitspanne entsprechend dem Anfangswert abgelaufen ist. Das Herunterschaltflag SFTDW wird auf 0 zurückgesetzt, wenn entweder der Zeitgeber TJ oder der Zeitgeber TK nach 0 zurückkehrt.
In Schritt #3 wird festgestellt, ob das Hochschaltflag SFTUP größer ist als 0. Wenn das Flag SFTUP nicht größer ist als 0 bzw. die Entscheidung NEIN lautet, wird nicht hochgeschaltet. Die Steuereinheit C kehrt in der Prozedur nach Schritt #1 zurück.
Wenn dagegen in Schritt #3 festgestellt wird, daß das Hochschaltflag SFTUP größer ist als 0, wird in den Schritten #4-#16 der Arbeitsdruck für das Hochschalten eingestellt.
Insbesondere werden in Schritt #4 die Drehzahländerung DTREV entsprechend einer Formel (4) und das Eingangsdrehmoment TT anhand einer Formel (5) berechnet.
DTREV = TREV-REV · RG (4)
TT = k(TREV/NE) · TN (5)
wobei
DTREV: Drehzahländerung,
TREV: Turbinendrehzahl,
SREV: Abtriebswellendrehzahl,
RG: Übersetzungsverhältnis nach Abschluß des Hochschaltens,
TT: Eingangsdrehmoment,
NE: Motordrehzahl,
TN: Motordrehmoment,
k: Drehmomentverhältnis des Drehmomentwandlers.
In Formel (5) bezeichnet k(TREV/NE) ein zum Drehzahlverhältnis (TREV/NE) des Drehmomentwandlers 4 gehöriges Drehmomentverhältnis.
Als nächstes wird in Schritt #5 festgestellt, ob eine Drehmomentreduzierung vorgenommen werden kann, ohne die Funktion des Motors 1 zu beeinträchtigen. In der dargestellten Ausfüh rungsform wird, wenn der Motor eine niedrigere Temperatur hat, oder wenn der Kühlwasserpegel des Motors relativ niedrig ist, oder wenn ein Aussetzen des Motors 1 auftritt, keine Drehmomentreduzierung vorgenommen, da die Drehmomentreduzierung ein Problem wie z. B. ein Abwürgen des Motors hervorrufen könnte.
Wenn in Schritt #5 festgestellt wird, daß eine Drehmomentreduzierung möglich ist, wird in Schritt #6 die Zielschaltzeit TSFT für die Freigabe der Drehmomentreduzierung anhand des Eingangsdrehmoments TT, der Drehzahländerung DTREV und der Schaltstufe GEAR berechnet.
In diesem Fall wird die Zielschaltzeit TSFT in der Steuereinheit C in Form eines Verzeichnisses gespeichert, das sich auf das Eingangsdrehmoment TT und die Drehzahländerung DTREV als Parameter für jede der Schaltstufen bezieht. Die Steuereinheit C durchsucht somit das Verzeichnis, um die Zielschaltzeit TSFT entsprechend der Schaltstufe GEAR, dem Eingangsdrehmoment TT und dem Betrag der Drehzahländerung DTREV einzustellen. Die Verzeichnisse zum Einstellen der Zielschaltzeit sind getrennt für einen Fall vorhanden, bei dem während des Schaltvorgangs die Drehmomentreduzierung nicht ausgeführt wird, und für einen anderen Fall, bei dem während des Schaltvorgangs die Drehmomentreduzierung ausgeführt wird.
Da bei der dargestellten Ausführungsform die Drehmomentreduzierung während des Schaltvorgangs ausgeführt wird, wird bei der dargestellten Ausführungsform das Verzeichnis für die Drehmomentreduzierung verwendet.
Als nächstes wird in Schritt #7 die Winkelbeschleunigung w' mit Hilfe der folgenden Formel (6) berechnet.
w' = abs(DTREV/TSFT) (6)
wobei
DTREV: Drehzahländerung,
TSFT: Zielschaltzeit,
abs: Absolutwert.
Der Ausdruck abs(DTREV/TSFT) bezeichnet daher den Absolutwert von DTREV/TSFT.
In Schritt #8 wird das Zieldrehmoment NTSF für die Ausführung der Drehmomentreduzierungssteuerung während des Schaltvorgangs anhand des Eingangsdrehmoments TT und der Winkelbeschleunigung w' eingestellt. Danach wird Schritt #12 ausgeführt.
Das Zieldrehmoment NTSF wird in der Steuereinheit C in Form eines Verzeichnisses gespeichert (nachstehend als Zieldrehmomenteinstellverzeichnis bezeichnet), das sich auf das Eingangsdrehmoment TT und die Winkelbeschleunigung w' als Parameter bezieht. Die Steuereinheit C durchsucht das Zieldrehmomenteinstellverzeichnis, um das Zieldrehmoment NTSF entsprechend dem Eingangsdrehmoment TT und der Winkelbeschleunigung w' einzustellen.
Wird andererseits in Schritt #5 festgestellt, daß die Drehmomentreduzierung nicht möglich ist, wird die Zielschaltzeit TSFT für das Nichtausführen der Drehmomentreduzierung während des Schaltvorgangs in Schritt #9 auf der Grundlage des Zieldrehmomenteinstellverzeichnisses für das Nichtausführen der Drehmomentreduzierung anhand des Eingangsdrehmoments TT und der Drehzahländerung DTREV und der Schaltstufe GEAR berechnet.
Als nächstes wird in Schritt #10 die Winkelbeschleunigung w' anhand der Formel (6) berechnet. Danach wird in Schritt #11 das Motordrehmoment TN als Zieldrehmoment NTSF bereitgestellt. Anschließend wird Schritt #12 ausgeführt. Das Motor drehmoment wird somit unverändert als Zieldrehmoment NTSF übernommen.
Anschließend werden nacheinander die Schritte #12-#16 in der angegebenen Reihenfolge ausgeführt.
In Schritt #12 wird der vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruck PT anhand des Zieldrehmoments NTSG und der Schaltstufe GEAR berechnet. Der vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruck PT wird in einer Weise festgelegt, daß die Einrückkraft des beim Hochschalten einzurückenden Reibungselements die Übertragung des Eingangsdrehmoments TT bewirken kann. Mit anderen Worten, der Hydraulikdruck PT ist ein Mindestdruck, der ein übermäßiges Durchrutschen des Reibungselements dadurch verhindert, daß nur das Eingangsdrehmoment TT in den Schaltmechanismus 6 eingeleitet wird.
In Schritt #13 wird der trägheitsabhängige Hydraulikdruck PI anhand der Winkelbeschleunigung w' und der Schaltstufe GEAR berechnet. Der trägheitsabhängige Hydraulikdruck wird bereitgestellt, um die Einrückkraft des beim Hochschalten einzurückenden Reibungselements zu kompensieren, um so die Drehmomentkraft auszugleichen, die aufgrund des Trägheitsmoments des Kraftübertragungssystems in den Schaltmechanismus eingeleitet wird. Genauer gesagt, die Drehmomentkraft wirkt in der gleichen Richtung auf das Reibungselement wie das Eingangsdrehmoment TT, so daß das Übertragungsmoment über das Reibungselement erhöht wird. Deshalb wird der Arbeitsdruck durch den trägheitsabhängigen Hydraulikdruck erhöht, um ein übermäßiges Durchrutschen des Reibungselements zu verhindern.
In Schritt #14 wird der Zielhydraulikdruck PCL auf Basis des vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruckes PT und des trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes PI nach folgender Formel (7) berechnet.
PCL = PT + PI (7)
In Schritt #15 wird der Zielhydraulikdruck PCL einer Hydrauliktemperaturkompensation unterworfen, um den endgültigen Arbeitsdruck P zu bilden. Der Zielarbeitsdruck P wird in der Steuereinheit C in Form eines Verzeichnisses gespeichert (im folgenden als Zielarbeitsdruckeinstellverzeichnis bezeichnet), das sich auf den Zielhydraulikdruck PCL und die Hydrauliktemperatur THOIL als Parameter bezieht. Die Steuereinheit C durchsucht das Drehmomenteinstellverzeichnis, um den Zielarbeitsdruck P entsprechend dem Zielhydraulikdruck PCL und der Hydrauliktemperatur THOIL einzustellen.
Im folgenden wird erläutert, weshalb der Zielhydraulikdruck PCL auf Basis der Hydrauliktemperatur THOIL kompensiert wird.
Im allgemeinen ist ein Reibungselement eingerückt, wenn ein Paar einander gegenüberstehende Mitnehmerelemente in Reibungseingriff gebracht werden. Es ist jedoch anzumerken, das die Reibungskoeffizienten u der Reibflächen von der Hydrauliktemperatur der Mitnehmerelemente des Reibungselements abhängen.
Insbesondere wird, wie in Fig. 20 gezeigt, mit der Absenkung der Hydrauliktemperatur der Reibungskoeffizient u der Kupplung erhöht. Wenn also die Hydrauliktemperatur THOIL niedrig ist, ist der Reibungskoeffizient der Reibungselemente hoch, so daß die Einrückkraft des Reibungselements selbst bei gleichem Arbeitsdruck höher ist. Demzufolge würde, wenn die Änderung des Reibungskoeffizienten des Reibungselements nicht berücksichtigt wird, der Schaltstoß hervorgerufen, wenn die Hydrauliktemperatur niedrig ist, da die Schaltzeit im Vergleich zu der hohen Temperatur des Hydraulikfluids reduziert ist. Im Gegensatz dazu ist dann, wenn die Hydrauliktemperatur hoch ist, die Schaltzeit lang, so daß das Ansprechverhalten bzw. die Fahrleistung verschlechtert wird.
Deshalb wird, wie in Fig. 21 gezeigt, mit sinkender Hydrauliktemperatur THOIL der Zielarbeitsdruck P auf einen niedrigeren Wert eingestellt, um die Änderung des Reibungselements auszugleichen.
In Schritt #16 gibt die Steuereinheit C den Zielarbeitsdruck P und das Zieldrehmoment NTSF aus und stellt das Tastverhältnis für das Magnetregelventil 19 entsprechend dem Arbeitsdruck P ein, um eine Rückkopplungsregelung auszuführen, so daß der Arbeitsdruck in der Hydrauliksteuerung 18 den Zielarbeitsdruck P erreicht.
Nachstehend wird eine spezielle Drehmomentreduzierungssteuerung für das Hochschalten durch die Steuereinheit C entsprechend dem in Fig. 6 gezeigten Flußdiagramm beschrieben. Die Steuereinheit C erfaßt das Motordrehmoment TN (Drehmoment der Kurbelwelle 3), das Übersetzungsverhältnis RG (Schaltdrehzahlverhältnis), die Turbinendrehzahl TREV (Drehzahl des Antriebselements des Schaltmechanismus) und das Zieldrehmoment NTSF. Dabei wird das Motordrehmoment auf Basis der Motorlast, der Motordrehzalhl, des Zündzeitpunkts etc. unter der Annahme berechnet, daß keine Drehmomentreduzierungssteuerung während des Schaltvorgangs ausgeführt wird.
Als nächstes wird festgestellt, ob in Schritt #22 ein Schaltbefehl erzeugt wurde. Zusätzlich werden weitere Informationen gegeben, um den Betriebszustand und die Schaltbedingungen festzustellen.
In Schritt #23 wird festgestellt, ob das Hochschalten im Ablauf begriffen ist oder nicht. Diese Entscheidung erfolgt anhand des Hochschaltflag SFTUP, das bei der Steuerung entsprechend Fig. 5 gesetzt bzw. rückgesetzt wird. Wenn das Ergebnis Nein ist, bzw. wenn sich das Getriebe nicht im Hochschaltvorgang befindet, wird das Motordrehmoment TN als endgültiges Zieldrehmoment MTE (im folgenden als Zielmotordrehmoment be zeichnet) eingesetzt, und die Drehmomentreduzierungssteuerung wird nicht ausgeführt.
Wie oben erwähnt, wird die Drehmomentreduzierungssteuerung ausgeführt, um den vorübergehenden Anstieg des Abtriebswellendrehmoments aufgrund der Drehmomentkraft während des Hochschaltens zu unterdrücken. Folglich ist es nicht notwendig, die Drehmomentreduzierung vorzunehmen, sofern kein Schaltvorgang vorliegt.
Die Steuereinheit C erzeugt das Zielmotordrehmoment MTE, um das Motordrehmoment anhand des Zielmotordrehmoments zu steuern. Anschließend kehrt die Prozedur zu Schritt #21 zurück.
Wenn in Schritt #23 festgestellt wird, daß ein Hochschalten vorliegt, wird das Drehmomentreduzierungsflag TDWN im weiteren Verlauf des Hochschaltens in den Schritten #24-#28 auf 1 gesetzt oder auf 0 rückgesetzt. In den Schritten #29-#35 wird das Motordrehmoment MTE eingestellt, wobei abhängig vom Drehmomentreduzierungsflag TDWM die Drehmomentreduzierungssteuerung berücksichtigt wird. Das Drehmomentreduzierungsflag steht normalerweise auf 0 (rückgesetzter Zustand) und wird auf 1 gesetzt, wenn mit der Drehmomentreduzierung zu beginnen ist. Dann wird das Drehmomentreduzierungsflag auf 0 rückgesetzt, wenn die Drehmomentreduzierung zu beenden ist.
In den Schritten #24-#28 wird das Drehmomentreduzierungsflag TDWN entsprechend den folgenden Abläufen gesetzt bzw. rückgesetzt.
Wenn nach Beginn des Hochschaltens in Schritt #25 festgestellt wird, daß das Übersetzungsverhältnis RG kleiner ist als der erste vorbestimmte Wert g1(TREV), wird das Drehmomentreduzierungsflag TDWN in Schritt #26 auf 1 gesetzt. In diesem Fall ist der Wert g1(TREV) auf einen Wert kleiner als das Übersetzungsverhältnis unmittelbar vor Beginn des Schaltvorgangs gesetzt.
Folglich wird, wenn die Turbinendrehzahl TREV geringfügig unter die Turbinendrehzahl vor dem Hochschalten abgesenkt wird, oder mit anderen Worten, wenn aufgrund des Hochschaltens die Reduzierung der Turbinendrehzahl beginnt, das Drehmomentreduzierungsflag TDWN auf 1 gesetzt.
Wenn nun in der Folge festgestellt wird, daß das Übersetzungsverhältnis kleiner ist als ein zweiter vorbestimmter Wert g2(TREV), wird das Drehmomentreduzierungsflag TDWN in Schritt #28 auf 0 rückgesetzt. In diesem Fall ist der Wert von g2(TREV) größer als das Übersetzungsverhältnis nach Abschluß des Hochschaltens. Damit nähert sich die Turbinendrehzahl dem Wert nach dem Abschluß des Hochschaltens, mit anderen Worten, kurz bevor das Hochschalten beendet wird, wird das Drehmomentreduzierungsflag TDWN auf 0 rückgesetzt. Solange das Drehmomentreduzierungsflag den Wert 1 annimmt, wird das reduzierte Zielmotordrehmoment MTE auf einen niedrigen Wert eingestellt, um die Drehmomentreduzierung auszuführen.
In den Schritten #29-#35 wird das Zieldrehmoment MTE anhand des Wertes des Drehmomentreduzierungsflag TDWN(i) des aktuellen Zyklus und des Wertes TDWN(i-1) des vorherigen Zyklus unter der Vorgabe eingestellt, daß die Drehmomentreduzierung ausgeführt wird.
Insbesondere wird dann, wenn festgestellt wird, daß in den Schritten #29-#31 der Wert TDWN(i) 1 und der Wert TDWN(i-1) 0 ist, wird das Zieldrehmoment in Schritt #33 anhand der folgenden Formel (8) eingestellt.
MTE = TN-(TN-NTSF) · K1 (8)
wobei
TN: Motordrehmoment,
NTSF: Zieldrehmoment, berechnet von der Steuerungsroutine für den Arbeitsdruck,
K1: Konstante (< 1).
Wenn festgestellt wird, daß die Werte TDWN(i) und TDWN(i-1) 1 sind, wird das Zieldrehmoment MTE in Schritt #32 anhand der folgenden Formel (9) eingestellt.
MTE = max[NTSF, (MTE(i-1)-K3)] (9)
Hinsichtlich Formel (9) ist anzumerken, daß max[a, b] den jeweils größeren Wert aus a und b bezeichnet. MTE(i-1) bezeichnet den Wert des Zielmotordrehmoments MTE im vorherigen Zyklus. K3 ist eine Konstante, die eine Reduzierungsrate des Zieldrehmoments MTE angibt.
Wenn festgestellt wird, daß der Wert TDWN(i) des Flag im aktuellen Zyklus 0 und der Wert TDWN(i-1) des Flag im vorherigen Zyklus 1 ist, wird das Zielmotordrehmoment MTE anhand der folgenden Formel (10) berechnet.
MTE = (TN-NTSF) · K2 + NTSF (10)
wobei in der Formel (10) K2 eine Konstante (< 1) ist.
Wenn festgestellt wird, daß der Wert TDWN(i) des Flag im aktuellen Zyklus und der Wert TDWN(i-1) des Flag im vorherigen Zyklus beide 0 sind, wird das Zielmotordrehmoment MTE anhand der folgenden Formel (11) eingestellt.
MTE = min[TN, (MTE(i-1) + K4)] (11)
In der Formel (11) soll der Wert min[a, b] den jeweils kleineren aus a und b bezeichnen.
K4 ist eine Konstante, die eine Erhöhungsrate des Zieldrehmoments MTE angibt.
Fig. 10 zeigt die Änderung der Turbinendrehzahl TREV (Linie G6), die Änderungen der verschiedenen Flags (Linien G7, G8, G10 und G11), die Änderung des Zeitgebers (Linie G9) und die Änderung des zielmotordrehmoments (Linie G12) über der Zeit.
Für einen Vergleich von Fig. 10 mit Fig. 9 wird das Hochschalten so gestartet, daß das Hochschaltflag SFTUP zu einem Zeitpunkt t1 auf 1 gesetzt wird. Danach wird das Hochschaltflag SFTUP zu einem Zeitpunkt t3 auf 0 rückgesetzt.
Wie in Fig. 10 gezeigt, sind Flags SFTSTU und SFTSTUA als Subflags für die Steuereinheit C vorgesehen, um das Drehmomentreduzierungsflag TDWN und einen Zeitgeber CTC, die im Flußdiagramm von Fig. 6 nicht dargestellt sind, zu setzen bzw. rückzusetzen.
Das Hochschaltflag SFTUP wird in der Arbeitsdrucksteuerroutine gesetzt bzw. rückgesetzt und wird in der Drehmomentreduzierungssteuerungsroutine abgefragt. Das Hochschaltflag SFTUP wird in der gleichen Weise wie in Fig. 9 zum Zeitpunkt t1 gesetzt und zum Zeitpunkt t3 rückgesetzt.
Das Flag SFTSTU wird gesetzt, wenn das Hochschaltflag SFTUP gesetzt wird (Zeitpunkt t1), und rückgesetzt, wenn das Übersetzungsverhältnis RG zu einem Zeitpunkt t5 unter einen vorbestimmten Wert reduziert wird. Der vorbestimmte Wert ist geringfügig kleiner als das Übersetzungsverhältnis RG vor dem Hochschalten. Demzufolge wird das Flag SFTSTU rückgesetzt, wenn die Turbinendrehzahl TREV geringfügig unter den Wert vor dem Hochschaltenreduziert wird.
Das Flag SFTSTUA wird gesetzt, wenn das Übersetzungsverhältnis RG unter das Übersetzungsverhältnis g1 reduziert wird (Zeitpunkt t4), und rückgesetzt, wenn das Hochschaltflag SFTUP rückgesetzt wird (Zeitpunkt t3).
Der Zeitgeber CT wird vorbesetzt, wenn das Hochschaltflag SFTUP gesetzt wird (Zeitpunkt t1), und beginnt in Schritten von jeweils 1 herunterzuzählen, wenn das Drehmomentreduzierungsflag TDWN gesetzt wird (Zeitpunkt t4), und erreicht den Wert 0, nachdem die vorbestimmte Zeitdauer abgelaufen ist.
Das Drehmomentreduzierungsflag TDWN wird normalerweise gesetzt, wenn das Flag SFTSTUA gesetzt wird (Zeitpunkt t4), und rückgesetzt, wenn das Übersetzungsverhältnis RG unter den Wert g2 reduziert wird (Zeitpunkt 6). Wenn das Flag SFTSTU früher rückgesetzt wird als das Flag SFTSTUA, wird das Drehmomentreduzierungsflag TDWN gesetzt, wenn das Flag SFTSTU rückgesetzt wird.
Die Flags SFTSTU, SFTSTUA, SFTUP, TDWN und der Zeitgeber CTC wirken somit in einer Weise zusammen, daß das Zielmotordrehmoment MTE entsprechend einer Charakteristik verändert wird, die durch den Verlauf G12 wiedergegeben ist.
Das Motordrehmoment TN ist der jeweilige Wert vor oder nach dem Hochschalten ohne Berücksichtigung der Drehmomentreduzierungssteuerung. Das Motordrehmoment NTSF ist der Wert während des Hochschaltens mit Ausnahme einer Übergangsperiode.
Beim Hochschalten wird das Zieldrehmoment MTE zum Zeitpunkt t4 durch die Ausführung von Schritt #33 plötzlich reduziert. Als Ergebnis der Ausführung von Schritt #32 ist das Zielmotordrehmoment MTE ab dem Zeitpunkt t4 im wesentlichen konstant, und als Ergebnis der Ausführung von Schritt #34 wird das Zielmotordrehmoment MTE ab einem Zeitpunkt t6 schrittweise erhöht. Des weiteren wird infolge der Ausführung von Schritt #35 das Zielmotordrehmoment MTE nach einem Zeitpunkt t6 im wesentlichen konstant gehalten.
Um daher zu vermeiden, daß das Motordrehmoment weit unter das endgültige Zielmotordrehmoment NTSF reduziert wird (Vermeiden eines Unterschwingens), wird das Zielmotordrehmoment MTE für eine bestimmte Zeitdauer (Übergangsperiode) ab dem Zeitpunkt t4 nach und nach reduziert. Um andererseits zu vermeiden, daß das Motordrehmoment weit über ein wünschenswertes Motordrehmoment TN erhöht wird (Vermeiden eines Überschwingens), wird das Zielmotordrehmoment MTE für eine bestimmte Zeitdauer (Übergangsperiode) nach und nach erhöht.
Wie aus Formel (8) ersichtlich ist, wird das Zielmotordrehmoment MTE zu Beginn der Drehmomentreduzierungssteuerung entsprechend einem Basisdrehmomentreduzierungsbetrag (TN-NTSF) geeignet eingestellt.
Wie aus Formel (10) ersichtlich ist, wird das Zielmotordrehmoment MTE am Ende der Drehmomentreduzierungssteuerung entsprechend einem Basisdrehmomentreduzierungsbetrag (TN- NTSF) geeignet eingestellt.
Fig. 12 zeigt die Änderung der Turbinendrehzahl TREV (Linie H6), die Änderungen der verschiedenen Flags (Linien H7, H9), die Änderung des Zeitgebers (Linie H8) und die Änderung des Zielmotordrehmoments MTE (Linie H10) über der Zeit.
Für einen Vergleich von Fig. 12 mit Fig. 11 wird das Herunterschalten so gestartet, daß das Herunterschaltflag SFTDW zu einem Zeitpunkt θ1 gesetzt und zu einem Zeitpunkt θ3 rückgesetzt wird. Wie aus Fig. 12 hervorgeht, wird im Fall der Herunterschaltsteuerung die Drehmomentreduzierungssteuerung nur für eine kurze Zeitdauer aufrechterhalten (Zeitpunkt θ4 bis θ5).
Das in einem der Schritte #32-#35 eingestellte Zielmotordrehmoment MTE wird in Schritt #36 zur Ausgabe gebracht. Die Steuereinheit C steuert die Öffnung des elektrischen Drossel klappenventils 11 und/oder den Zündzeitpunkt einer Zündvorrichtung 15, um die Drehmomentreduzierungssteuerung für die Einstellung des Zielmotordrehmoments MTE auszuführen. Anschließend kehrt die Prozedur nach Schritt #21 zurück.
Gemäß der obigen Steuerung können der Arbeitsdruck und das Motordrehmoment geeignet bereitgestellt werden.
Anhand von Fig. 21-30 wird nun eine weitere Ausführungsform der vorliegenden Erfindung erläutert.
Eine ausführliche Beschreibung der gleichen Prozeduren wie bei der vorherigen Ausführungsform wird weggelassen.
Fig. 22 zeigt ein Flußdiagramm einer Arbeitsdrucksteuerung entsprechend Fig. 5 der vorherigen Ausführungsform.
Wenn bei der dargestellten Ausführungsform die Steuereinheit C in Schritt S5 feststellt, daß es möglich ist, die Drehmomentreduzierungssteuerung auszuführen, stellt die Steuereinheit C in Schritt S6 fest, ob die Überbrückungskupplung 26 ausgerückt ist (OFF) oder nicht. Wenn die Steuereinheit C erkennt, daß die Überbrückungskupplung 26 ausgerückt ist bzw. daß sich der Drehmomentwandler im Wandlerbetrieb befindet, berechnet die Steuereinheit C die Zielschaltzeit TSFT anhand des Verzeichnisses, das sich auf das Turbinendrehmoment TT, den Betrag der Drehzahländerung DTREV und die Schaltstufe GEAR als Parameter bezieht.
Wenn die Steuereinheit C feststellt, das die Überbrückungskupplung 26 eingerückt ist, um den Überbrückungszustand herzustellen, berechnet die Steuereinheit C in Schritt S6 die Zielschaltzeit TSFT anhand des Verzeichnisses für die Drehmomentreduzierungssteuerung während des Überbrückungszustands, das sich auf das Turbinendrehmoment TT, dem Betrag der Drehzahländerung DTREV und die Schaltstufe GEAR als Parameter be zieht. Anschließend wird die Winkelbeschleunigung w' anhand der Formel (6) berechnet.
In Schritt 9 stellt die Steuereinheit C fest, ob das Hochschaltflag SFTUP im vorherigen Zyklus von 0 nach 1 gewechselt hat oder nicht. Wenn das Ergebnis JA ist, stellt die Steuereinheit C in Schritt S10 ein Zieldrehmoment NTSF während des Schaltvorgangs entsprechend eines Verzeichnisses ein, das sich auf das Turbinendrehmoment TT und die Winkelbeschleunigung w' als Parameter bezieht. Anschließend stellt die Steuereinheit C fest, ob das Motordrehmoment TN größer ist als das Zieldrehmoment NTSF. Wenn das Ergebnis in Schritt S10 NEIN ist, stellt die Steuereinheit C in Schritt S11 weiter fest, ob das Motordrehmoment TN größer ist als das Zieldrehmoment NTSF während des Schaltvorgangs. Kurz gesagt, die Steuereinheit stellt das Zieldrehmoment NTSF nur dann anhand des Drehmoments des Antriebselements bzw. des Turbinendrehmoments TT sowie der Winkelbeschleunigung w' ein, wenn ein Schaltvorgang erkannt wird. Von Schritt S11, in dem die Steuereinheit C feststellt, daß das Motordrehmoment TN nicht größer ist als das Zieldrehmoment NTSF während des Schaltvorgangs, wechselt die Steuereinheit nach Schritt S12 und stellt das Motordrehmoment TN als Zieldrehmoment während des Schaltvorgangs ein. Anschließend stellt die Steuereinheit in Schritt S13 den vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruck PT ein. Der Rest der Prozedur von Fig. 22 ist der gleiche wie in Fig. 5 der vorhergehenden Ausführungsform, so daß eine ausführliche Beschreibung entfällt.
Nun wird anhand von Fig. 23 die Drehmomentreduzierungssteuerung beim Hochschalten erläutert. Grundsätzlich sind die Prozeduren der Drehmomentreduzierungssteuerung so wie bei der vorherigen Ausführungsform, die in Verbindung mit dem Flußdiagramm von Fig. 6 erläutert wurde. Deshalb werden gleiche Prozeduren wie bei der in Verbindung mit Fig. 6 erläuterten Ausführungsform nicht mehr näher erläutert.
Die Prozeduren der Schritte T1 bis T8 sind die gleichen wie in Fig. 6. In Schritt T6 stellt die Steuereinheit C fest, ob das Drehmomentreduzierungsflag TDWN(i) des aktuellen Zyklus 1 ist oder nicht. Wenn das Ergebnis JA ist, d. h. das Drehmomentreduzierungsflag TDWN(i) des aktuellen Zyklus ist 1, stellt die Steuereinheit C weiter fest, ob das Drehmomentreduzierungsflag TDWN(i-1) des vorherigen Zyklus 0 ist oder nicht. Das bedeutet, daß die Steuereinheit C feststellt, ob der Wert des Drehmomentreduzierungsflag TDWN unmittelbar zuvor durch die Prozeduren der Schritte T6 bis T9 geändert wurde oder nicht. Wenn die Steuereinheit C in Schritt T9 feststellt, daß das Drehmomentreduzierungsflag TDWN(i-1) im vorherigen Zyklus 0 ist, führt die Steuereinheit C Schritt T10 aus und stellt fest, ob das Motordrehmoment TN größer ist als das Zieldrehmoment NTSF oder nicht. Wenn das Ergebnis JA ist, berechnet die Steuereinheit C das Zielmotordrehmoment MTE nach Formel (8). Wenn das Ergebnis in Schritt T9 NEIN ist, fährt die Steuereinheit C mit Schritt T13 fort und führt die gleiche Abfrage wie in Schritt 10 aus. Wenn das Ergebnis JA ist, berechnet die Steuereinheit C das Zielmotordrehmoment MTE nach Formel (9). Nach der Entscheidung in Schritt T15 stellt die Steuereinheit C in den Schritten T16 bzw. T18 fest, ob das Motordrehmoment TN größer ist als das Zieldrehmoment NTSF oder nicht.
In der dargestellten Ausführungsform wird, wenn das Motordrehmoment TN nicht größer ist als das Zieldrehmoment NTSF, ein Schritt T20 ausgeführt und das Motordrehmoment TN als das Zielmotordrehmoment MTE eingesetzt.
Deshalb wird dann, wenn das Motordrehmoment TN kleiner ist als das Zieldrehmoment NTSF, keine Motordrehmomentsteuerung vorgenommen.
Nachstehend wird unter Bezug auf ein Flußdiagramm der Fig. 24 eine Motordrehmomentsteuerung beschrieben.
Die Steuereinheit C liest die Ansaugluftmenge Q und die Motordrehzahl NE ein und berechnet daraus einen Füllungswirkungsgrad Ce für die Ansaugluft. Die Steuereinheit C liest einen Basiszündzeitpunkt Igo anhand eines in Fig. 25 gezeigten Verzeichnisses eines Basiszündzeitpunkts ein, das sich auf die Motordrehzahl NE und den Füllungswirkungsgrad Ce bezieht. Mit einer Erhöhung der Motordrehzahl wird der Zündzeitpunkt weiter nach früh verstellt. Mit einer Erhöhung des Füllungswirkungsgrades Ce wird die Frühzündung zurückgenommen. In Schritt U4 liest die Steuereinheit C eine Motordrehmomentcharakteristik ein und berechnet das Motordrehmoment TN.
Das Motordrehmoment TN im normalen Betrieb kann nämlich durch eine Kurve zweiter Ordnung gemäß Fig. 26 angenähert und durch die folgende Formel ausgedrückt werden.
TN = -a(Ig - b)² + c (12)
wobei a, b und c Koeffizienten sind, die sich entsprechend dem Betriebszustand des Motors ändern. Diese Koeffizienten a, b und c werden, wie in Fig. 27, 28 und 29 gezeigt, in Form von Verzeichnissen bereitgestellt, die sich auf die Motordrehzahl NE und den Füllungswirkungsgrad Ce als Parameter beziehen. Wie in Fig. 27 gezeigt, nimmt eine Funktion Fa(NE, Ce), die den Koeffizienten a liefert, mit steigender Motordrehzahl NE ab und mit zunehmendem Füllungswirkungsgrad Ce zu. Wie in Fig. 28 gezeigt, nimmt eine Funktion Fb(NE, Ce), die den Koeffizienten b liefert, mit steigender Motordrehzahl NE zu und mit zunehmendem Füllungswirkungsgrad Ce ab. Eine Funktion Fc(NE, Ce), die den Koeffizienten c liefert, zeigt eine ähnliche Charakteristik wie das Motorausgangsdrehmoment.
Die Steuereinheit C berechnet das Motordrehmoment TN, indem sie die aus den jeweiligen Verzeichnissen erhaltenen Koeffizienten a, b und c und den aus dem Verzeichnis ausgelesenen Basiszündzeitpunkt Igo in die obige Formel (12) einsetzt. Das anhand der obigen Vorgehensweise erhaltene Motordrehmoment TN wird als Grundlage für die verschiedenen Prozeduren verwendet.
Nach der Berechnung des Motordrehmoments TN fährt die Steuereinheit C mit Schritt U6 fort, um das Zieldrehmoment NTSF einzulesen. Danach stellt die Steuereinheit C in Schritt U7 fest, ob das Motordrehmoment TN größer ist als das Zieldrehmoment NTSF oder nicht. Wenn das Motordrehmoment TN größer ist als das Zieldrehmoment NTSF, liest die Steuereinheit C das Zielmotordrehmoment ein und berechnet danach den Zielzündzeitpunkt anhand der folgenden Formel (13), die durch Modifikation der Formel (12) erhalten wurde.
Mig = b - [(c - MTE)/a]\-1/\_2 (13)
Dann führt die Steuereinheit einen Schritt U10 aus und erzeugt ein Zündsteuerungssignal gemäß dem Zielzündzeitpunkt Mig.
Wenn die Steuereinheit andererseits feststellt, daß das Motordrehmoment TN nicht größer ist als das Zieldrehmoment NTSF, stellt die Steuereinheit den Zielzündzeitpunkt Mig in Schritt U11 auf den Basiszündzeitpunkt Igo ein und erzeugt in Schritt U10 das Zündzeitpunktsteuerungssignal in Übereinstimmung mit dem Zielzündzeitpunktsignal Mig.
Wenn im Betrieb in dem Fall, wo die Drehmomentreduzierungssteuerung zulässig ist, ein Hochschalten erfolgt, wie in Fig. 30 gezeigt, wird das Hochschaltflag SFTUP zu einem Zeitpunkt t1 auf 1 gesetzt und gleichzeitig das Zieldrehmoment NTSF wie durch das Bezugszeichen (a) verdeutlicht eingestellt. Des weiteren wird der Zielarbeitsdruck P, wie durch das Bezugszeichen (b) verdeutlicht, auf Basis des vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruckes gesetzt, der auf Basis des Zieldrehmoments NTSF und des entsprechend der Zielschaltzeit TSFT erhaltenen, vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruckes PI eingestellt wurde. Wie durch ein Bezugszeichen (c) verdeutlicht, wird das Drehmoment der Abtriebswelle vorübergehend zurückgenommen (drehmomentabhängige Phase T). Danach wird, wie durch ein Bezugszeichen (d) verdeutlicht, das Ausgangsdrehmoment ab einem Zeitpunkt t2 wieder erhöht (trägheitsabhängige Phase I), wobei das Motordrehmoment, wie durch ein Bezugszeichen (e) verdeutlicht, reduziert wird, um das Zieldrehmoment NTSF während des Schaltvorgangs zu erzielen.
Dabei wird manchmal die Drosselklappenöffnung θ, wie durch ein Bezugszeichen (f) verdeutlicht, beispielsweise durch Zurücknehmen des Gaspedals reduziert. In diesem Fall wird die Ansaugluftmenge Q verringert und damit das Motordrehmoment TN, das unter Verwendung der Ansaugluftmenge Q als Parameter berechnet wird, ebenfalls herabgesetzt. In einem Betriebszustand, in dem das Motordrehmoment TN, wie durch ein Bezugszeichen (g) verdeutlicht, auf einen Wert kleiner als das Zieldrehmoment NTSF eingestellt ist, wird die Drehmomentreduzierungssteuerung abgebrochen. Damit wird der vom Eingangsdrehmoment abhängige Druck PT anhand des obigen Motordrehmoments TN eingestellt, das kleiner ist als das Zieldrehmoment NTSF. Im Ergebnis wird, wie durch ein Bezugszeichen (h) verdeutlicht, der vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruck PT entsprechend der Reduzierung des Motordrehmoments TN verringert.
In der dargestellten Ausführungsform wird die Zielschaltzeit TSFT mit der Reduzierung des Motordrehmoments TN verlängert. Wenn das Motordrehmoment TN verringert wird, wird der vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruck PI ebenfalls reduziert. Daher wird die Reduktionsrate der Turbinendrehzahl TREV wie durch ein Bezugszeichen (i) verdeutlicht verringert, nachdem das Motordrehmoment TN unter das Zieldrehmoment NTSF reduziert ist. Im Ergebnis wird der Schaltvorgang langsamer als im Anfangsstadium des Schaltvorgangs. Demzufolge wird das Ausgangsdrehmoment der Abtriebswelle in einem späteren Stadium der trägheitsabhängigen Phase I wie durch ein Bezugszeichen (j) verdeutlicht nach und nach reduziert, so daß die Drehmomentendifferenz dT ab dem Ende der trägheitsabhängigen Phase (Zeitpunkt t3) bis auf ein Drehmomentniveau für eine Schaltstufe nach dem Schaltvorgang im Vergleich zu einer Drehmomentänderung, bei der das Motordrehmoment während der gesamten trägheitsabhängigen Phase entsprechend dem Zieldrehmoment NTSF gesteuert wird (siehe ein Bezugszeichen (k)), sehr stark verringert wird.
Das Hochschaltflag SFTUP wird zu einem Zeitpunkt t4 rückgesetzt, wenn eine vorbestimmte Zeitdauer ta ab dem Zeitpunkt t3 verstrichen ist.
Nachstehend wird eine weitere Ausführungsform erläutert.
Wie in Fig. 31 gezeigt, ist die logische Grundfunktion der Arbeitsdrucksteuerung, in der die Drehmomentreduzierung während des Schaltvorgangs realisiert wird, wie folgt aufgebaut.
Um einen Schaltvorgang auszuführen, wird eine Zielschaltzeit TSFT anhand eines Betrags der Drehzahländerung DTRE des Antriebselements des Schaltmechanismus 6 aufgrund des Schaltvorgangs, oder mit anderen Worten anhand der Drehzahldifferenz der Turbinendrehzahl TREV vor dem Schaltvorgang und der Turbinendrehzahl TREV nach dem Schaltvorgang und außerdem des in den Schaltmechanismus 6 eingeleiteten Eingangsdrehmoments TT bzw. des Drehmoments der Turbinenwelle 5 eingestellt (Block S1).
Das Eingangsdrehmoment TT wird mittels eines wohlbekannten Verfahrens berechnet, das auf der Motorleistung (Öffnung der Hauptdrosselklappe), der Motordrehzahl, dem Zündzeitpunkt u. dgl. basiert, wobei angenommen wird, das keine Drehmomentreduzierung stattfindet.
Die Winkelbeschleunigung w' der Turbinendrehzahl TREV des Schaltmechanismus 6 wird anhand der Zielschaltzeit TSFT und der Drehzahländerung DTREV berechnet (Block S2).
Als nächstes wird ein trägheitsabhängiger Hydraulikdruck PI eingestellt, um die Drehmomentkraft N anhand der in Block S2 erhaltenen Winkelbeschleunigung w' auszugleichen (Block S3).
Zusätzlich zur Einstellung des trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes PI stellt die Steuereinheit C anhand der Winkelbeschleunigung w' das Zieldrehmoment NTSG während des Schaltvorgangs unter Berücksichtung der Drehmomentreduzierung ein (Block 54).
Das Zieldrehmoment NTSF während des Schaltvorgangs wird in der Steuereinheit C in Form eines Verzeichnisses gespeichert, das sich auf das Zieldrehmoment NTSF und die Winkelbeschleunigung w' bezieht.
Die Steuereinheit C bestimmt den vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruck PT anhand des Zieldrehmoments, d. h. des Motordrehmoments, unter Berücksichtigung der Drehmomentreduzierung (Block S5). Der vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruck PT ist ein Arbeitsdruck für den Aufbau eines Einrückdruckes für das Reibungselement, das das Eingangsdrehmoment TT liefert, das in das Reibungselement des Schaltmechanismus 6 eingeleitet wird. Der vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruck PT wird in der Steuereinheit C in Form einer Tabelle gespeichert, die sich auf das Zieldrehmoment NTSF während des Schaltvorgangs bezieht.
Der Hydraulikdruck für den Schaltvorgang wird anhand des trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes PI, des drehmomentabhän gigen Hydraulikdruckes PT und des Betrags der Drehzahländerung bzw. der relativen Drehzahl der Kupplung unter Berücksichtigung des Reibungskoeffizienten u des Reibungselements berechnet (Block S6 und Block S7). Insbesondere wird die Summe aus dem trägheitsabhängigen Hydraulikdruck und dem drehmomentabhängigen Hydraulikdruck durch den Reibungskoeffizienten entsprechend der Drehzahländerung kompensiert (Block S6), um den Hydraulikdruck für den Schaltvorgang aufzubauen (Block S7). In diesem Fall kann der Reibungskoeffizient anhand eines Anpreßdruckes und/oder einer Drehzahldifferenz zwischen einem Antriebselement und einem Abtriebselement des Reibungselements bestimmt werden.
Der erhaltene Hydraulikdruck wird einer Kompensation auf der Grundlage der Hydrauliktemperatur unterworfen, um einen endgültigen Zielarbeitsdruck zu erhalten. Der aktuelle Arbeitsdruck wird entsprechend gesteuert, um den Zielarbeitsdruck zu erhalten (Block S8).
Entsprechend der dargestellten Ausführungsform wird der Zielarbeitsdruck unter Berücksichtigung des Reibungselements eingestellt, in das der Hydraulikdruck beim Schaltvorgang eingeleitet wird, so daß die Schaltzeit präzise entsprechend der Zielschaltzeit gesteuert werden kann.
In den Blöcken S6 und S7 wird der Reibungskoeffizient anhand eines Anpreßdruckes und/oder einer Drehzahldifferenz zwischen einem Antriebselement und einem Abtriebselement des Reibungselements bestimmt. Der Hydraulikdruck für den Schaltvorgang wird anhand des Reibungskoeffizienten festgelegt. Der Hydraulikdruck P für den Schaltvorgang kann anhand des Eingangsdrehmoments TT und der Winkelbeschleunigung w' festgelegt werden, wobei der Reibungskoeffizient berücksichtigt wird.
Der Anpreßdruck ist proportional zum Hydraulikdruck P für den Schaltvorgang, so daß die relative Drehzahl des Reibungsele ments durch die Winkelbeschleunigung w' während des Schaltvorgangs dargestellt werden kann. Der Reibungskoeffizient u des Reibungselements kann daher durch die folgende Formel (14) als Funktion des Hydraulikdruckes P und von w' ausgedrückt werden.
u = g(P, w') (14)
Die Reibungskraft F = P · A · u kann durch die Steigung einer Funktion h des Eingangsdrehmoments TT und der Winkelbeschleunigung w' als unabhängige Variable wie folgt ausgedrückt werden.
P · A · u = h(TT, w') (15)
wobei A eine Fläche der in Reibkontakt stehenden Oberfläche des Reibungselements ist (konstant).
Aus den Formeln (14) und (15) kann die folgende Formel erhalten werden:
g(P, w') · A · P = h(TT, w') (16)
Theoretisch kann die folgende Formel (17) zum Bestimmen des Hydraulikdruckes P aus der Gleichung (16) abgeleitet werden, da die unabhängigen Variablen in der Formel (16) P, TT und w' sind.
P = f(TT, w') (17)
Es ist jedoch nicht möglich, den Hydraulikdruck P auf mathematischem Wege abzuleiten. Daher wird der Hydraulikdruck P mittels eines Polynoms auf der Grundlage einer Mac Laurinschen Reihe durch das Eingangsdrehmoment TT und die Winkelbeschleunigung w' ausgedrückt.
Der Polynomausdruck als eine Näherungsformel erster Ordnung lautet wie folgt:
P = a1 · TT + a2 · w' + a3 · TT · w' + a4 (18)
Dabei sind a1, a2, a3 und a4 Konstanten, die entsprechend dem Reibungskoeffizienten des Reibungselements festzulegen sind und die auf experimentellem oder analytischem Weg ermittelt werden können.
Der Polynomausdruck für eine Näherungsformel zweiter Ordnung lautet wie folgt:
P = b1 · TT + b2 · w' + b3 · TT · w' + b4 · TT² + b5 · w'² + b6 · TT² + b7 · TT · w'² + b8 · TT²w'² + b9 (19)
Dabei sind b1, b2, b3, b4, b5, b6, b7, b8 und b9 Konstanten, die entsprechend dem Reibungskoeffizienten des Reibungselements festzulegen sind, und die auf experimentellem oder analytischem Weg ermittelt werden können.
Wie die Untersuchungen der Erfinder der vorliegenden Erfindung gezeigt haben, kann die Formel (18) im wesentlichen gleich der nachstehenden Formel (20) gesetzt werden.
P = c1 · TT + c2 · w' + c3 · TT² + c4 (20)
Dabei sind c1, c2, c3 und c4 Konstanten, die entsprechend dem Reibungskoeffizienten des Reibungselements festzulegen sind, und die auf experimentellem oder analytischem Weg ermittelt werden können.
Unter der Annahme der Eignung der Formel (20) wird eine Vielzahl von Daten des aktuellen Hydraulikdruckes P, der Winkelbeschleunigung w' und des Eingangsdrehmoments TT bei Übereinstimmung der Schaltzeit mit dem Zielwert gemessen, um die Konstanten c1, c2, c3 und c4 zu bestimmen. Dann wird der aktuelle Hydraulikdruck entsprechend gesteuert, um den Zieldruck P aufzubauen, so daß die Schaltzeit entsprechend dem Zielwert gesteuert werden kann.
Die Erfinder haben die Konstanten c1, c2, c3 und c4 in der Weise bestimmt, daß mittels des zweifachen Fehlerregressionsverfahrens unter Verwendung der aktuellen Daten, die für die Bestimmung der optimierten Werte der Konstanten c1, c2, c3 und c4 erfaßt wurden, der kleinste Fehler aufgesucht wurde.
Nach Formel (20) ist der der Winkelbeschleunigung w' entsprechende Anteil des gesamten Hydraulikdruckes proportional zum trägheitsabhängigen Hydraulikdruck PI, und der dem Eingangsdrehmoment TT entsprechende Anteil ist proportional zum Eingangsdrehmoment TT. Der Anteil entsprechend dem Wert TT² ist proportional dem Wert TT².
Die Fig. 34, 35 und 36 zeigen Zusammenhänge zwischen der Winkelbeschleunigung und dem trägheitsabhängigen Hydraulikdruck, zwischen dem Eingangsdrehmoment und dem drehmomentabhängigen Hydraulikdruck, und zwischen dem anteiligen Hydraulikdruck entsprechend dem Quadrat des Eingangsdrehmoments TT und dem Quadrat des Eingangsdrehmoments TT.
Wie aus den Fig. 34, 35 und 36 hervorgeht, beträgt der Korrelationskoeffizient zwischen dem trägheitsabhängigen Hydraulikdruck und der Winkelbeschleunigung 0,971002, der Koeffizient zwischen dem drehmomentabhängigen Hydraulikdruck und dem Eingangsdrehmoment ist 0,971002, und der Koeffizient des Quadrats des Hydraulikdruckes und des Quadrats des Eingangsdrehmoments TT ist 0,933507. Die jeweiligen Zusammenhänge sind also im wesentlichen linear. Daraus geht hervor, daß Formel (20) sehr genau ist, so daß bei einer Bestimmung des Zielhydraulikdruckes anhand der Formel (20) die Schaltzeit exakt entsprechend dem Zielwert gesteuert werden kann.
Fig. 37 zeigt ein Programm einer von der Steuereinheit C ausgeführten Arbeitsdrucksteuerung. In Schritt #1 liest die Steuereinheit C verschiedene Signale ein, wie z. B. die Turbinendrehzahl TREV (Drehzahl des Antriebselements des Schaltmechanismus 6), die Motordrehzahl NE, das Motordrehmoment TN (Drehmoment der Kurbelwelle 3), die Drehzahl der Abtriebswelle SREV, und die Hydrauliktemperatur THOIL.
Insbesondere werden in Schritt #2 die abgeleitete Drehzahländerung DTREV entsprechend einer Formel (21) und in Schritt #3 das Eingangsdrehmoment TT nach einer Formel (22) berechnet.
DTREV = TREV-SREV · RG (21)
TT = k · (TREV/RE) · TN (22)
In Formel (22) bezeichnet k(TREV/NE) ein Drehmomentenverhältnis, das dem Drehzahlverhältnis (TREV/NE) des Drehmomentwandlers 4 entspricht.
Als nächstes wird in Schritt #4 festgestellt, ob die Drehmomentreduzierung vorgenommen werden kann, ohne die Arbeitsweise des Motors 1 zu beeinträchtigen. Die Schritte #21-#30 von Fig. 38 sind im wesentlichen die gleichen Prozeduren wie die Schritte #1-#11 von Fig. 4, so daß die ausführliche Beschreibung entfällt.
In der dargestellten Ausführungsform wird der Zielhydraulikdruck Pa anhand der Winkelbeschleunigung w' und des Zieleingangsdrehmoments NTSF nach der folgenden Formel (23) berechnet.
Pa = a · w' + b· NTSF + c · NTSF² + d (23)
In Formel (23) können die Koeffizienten a, b, c und d auf experimentellem Wege entsprechend dem Koeffizienten des Reibungselements bestimmt werden. Die Formel (23), bei der es sich um eine vereinfachte Näherungsformel zweiter Ordnung handelt, ist im wesentlichen die gleiche wie die Formel (20). Demzufolge entsprechen die Konstanten a, b, c und d den Konstanten c1, c2, c3 und c4 der Formel (20).
In Schritt #32 wird der Zielhydraulikdruck Pa aus dem gleichen Grund wie in Verbindung mit Fig. 4 erläutert durch den Hydraulikdruck und eine selbstanpassende Kompensation korrigiert, um den endgültigen Zielarbeitsdruck P zu bestimmen.

Claims

1. Hydraulische Steuerung für einen Antriebsstrang, umfassend:

einen Schaltmechanismus (a, 6), der mit einer Vielzahl von Kraftübertragungswegen versehen ist;

Reibungselemente (b, 6i-6n), die hydraulisch gesteuert sind, um wahlweise die Kraftübertragungswege einzustellen;

Druckänderungseinrichtungen (19, 37, 38) zum Ändern eines Druckes, der auf die Reibungselemente (b, 6i-6n) wirkt;

eine Eingangsdrehmomenterfassungseinrichtung (24) zum Erfassen eines Wertes, der einem Eingangsdrehmoment entspricht, das in den Schaltmechanismus (a, 6) eingeleitet wird;

eine Drehzahlerfassungseinrichtung (27) zum Erfassen einer Drehzahl einer Eingangswelle des Schaltmechanismus (a, 6);

eine Steuereinrichtung (c) zum Steuern der Druckänderungseinrichtungen (19, 37, 38) auf Basis des Ausgangs der Eingangsdrehmomenterfassungseinrichtung (24) und der Drehzahlerfassungseinrichtung (27);

wobei die Steuereinrichtung (c) folgendes umfaßt:

eine Schaltvorgangserfassungseinrichtung (#2) zum Erfassen eines laufenden, vorbestimmten Schaltvorgangs im Schaltmechanismus (a, 6);

eine Zielschaltzeiteinstelleinrichtung (f, #6) zum Einstellen einer Zielschaltzeitspanne;

gekennzeichnet durch

eine Druckeinstelleinrichtung (e) zum Einstellen eines Zielhydraulikdruckes für den laufenden Schaltvorgang, wenn festgestellt wird, daß der vorgewählte Schaltvorgang im Ablauf begriffen ist;

die Steuereinrichtung (c), die die Druckänderungseinrichtung (19, 37, 38) so steuert, daß der Hydraulikdruck auf den Zielhydraulikdruck gebracht wird;

wobei die Druckeinstelleinrichtung (e) folgendes umfaßt:

eine Enddrehzahlbestimmungseinrichtung (#4), um auf Basis des Ausgangs der Drehzahlerfassungseinrichtung (27) eine Eingangsdrehzahl zum Schaltmechanismus (a, 6) zu einem Zeitpunkt zu bestimmen, zu dem der Schaltvorgang abgeschlossen ist;

eine Drehzahldifferenzberechnungseinrichtung (#4) zum Berechnen einer Drehzahldifferenz zwischen einer Eingangsdrehzahl in den Schaltmechanismus (a, 6) zum Zeitpunkt des Beginns des Schaltvorgangs und der ermittelten Eingangsdrehzahl zum Zeitpunkt der Beendigung des Schaltvorgangs;

die Zielschaltzeiteinstelleinrichtung (f, #6) zum Einstellen einer Zielschaltzeitspanne auf Basis der von der Drehzahldifferenzberechnungseinrichtung (#4) erhaltenen Drehzahldifferenz und des von der Eingangsdrehmomenterfassungseinrichtung (24) erhaltenen Eingangsdrehmoments;

eine Winkelbeschleunigungsberechnungseinrichtung (g, #7) zum Berechnen einer Winkelbeschleunigung eines Eingangselements des Schaltmechanismus (a, 6) und des vorbestimmten Schaltvor ganges auf Basis der Zielschaltzeitspanne, die von der Zielschaltzeiteinstelleinrichtung (f, #6) erhalten wurde, und der Drehzahldifferenz, die von der Drehzahldifferenzberechnungseinrichtung (#4) erhalten wurde;

eine trägheitsabhängige Hydraulikdruckeinstelleinrichtung (h, #12) zum Einstellen eines trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes zum Ausgleich einer Trägheitskraft aufgrund eines Trägheitsmomentes eines Kraftübertragungssystems zum Schaltmechanismus (a, 6) auf Basis der von der Winkelbeschleunigungsberechnungseinrichtung (g, #7) erhaltenen Winkelbeschleunigung;

eine vom Eingangsdrehmoment abhängige Druckeinstelleinrichtung (i, #13) zum Einstellen eines vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruckes entsprechend dem Eingangsdrehmoment, das in den auf dem Eingangsdrehmoment basierenden Schaltmechanismus (a, 6) eingeleitet wurde; und

eine Zieldruckeinstelleinrichtung (j, #14) zum Einstellen des Zieldruckes auf Basis des trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes, der von der trägheitsabhängigen Hydraulikdruckeinstelleinrichtung (h, #12) eingestellt wurde, und des vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruckes, der von der vom Eingangsdrehmoment abhängigen Druckeinstelleinrichtung (i, #13) eingestellt wurde, wenn der vorbestimmte Schaltvorgang abläuft.

2. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 1, des weiteren umfassend eine Eingangsdrehmomentänderungseinrichtung (11) zum Ändern des Eingangsdrehmomentes in den Schaltmechanismus (a, 6);

wobei die Steuereinrichtung (c) des weiteren folgendes umfaßt: eine Zieleingangsdrehmomenteinstelleinrichtung (k, #8) zum Einstellen eines Zieleingangsdrehmoments, das auf Basis der von der Winkelbeschleunigungsberechnungseinrichtung (g, #7) erhaltenen Winkelbeschleunigung und auf Basis des von der Eingangsdrehmomenterfassungseinrichtung (24) erhaltenen Eingangsdrehmoments in den Schaltmechanismus (a, 6) eingeleitet wird, wenn der vorgewählte Schaltvorgang abläuft, um die Eingangsdrehmomentänderungseinrichtung so zu steuern, daß dadurch das von der Eingangsdrehmomenteinstelleinrichtung eingestellte Zieleingangsdrehmoment erreicht wird; und

wobei die vom Eingangsdrehmoment abhängige Hydraulikdruckeinstelleinrichtung (i, #13) den vom Eingangsdrehmoment abhängigen Hydraulikdruck entsprechend dem Eingangsdrehmoment einstellt, das auf Basis des von der Zieleingangsdrehmomenteinstelleinrichtung (k, #8) eingestellten Zieleingangsdrehmoments in den Schaltmechanismus (a, 6) eingeleitet wurde.

3. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 1, bei der die Zielschaltzeiteinstellvorrichtung (f, #6) die Zielschaltzeit einstellt, indem sie ein Zielschaltzeitverzeichnis absucht, das auf der durch den Schaltvorgang bewirkten Eingangsdrehzahldifferenz zum Schaltmechanismus und auf dem in den Schaltmechanismus (a, 6) eingeleiteten Eingangsdrehmoment basiert; und

bei der zwei Arten des Zielschaltzeitverzeichnisses getrennt bereitgestellt werden, wobei die eine für eine hydraulische Steuerung verwendet wird, wenn beim Schaltvorgang eine Drehmomentreduzierung im Schaltmechanismus (a, 6) herbeigeführt wird, und die andere für eine hydraulische Steuerung verwendet wird, wenn beim Schaltvorgang keine Drehmomentreduzierung im Schaltmechanismus (a, 6) herbeigeführt wird.

4. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 2, des weiteren umfassend:

eine Motordrehmomentsteuervorrichtung zum Steuern des Eingangsdrehmoments entsprechend dem Zieleingangsdrehmoment, das von der Zieldrehmomenteinstellvorrichtung (k, #8) eingestellt wurde; und

die Zieldruckeinstellvorrichtung (j, #14), die den Hydraulikarbeitsdruck des Hydrauliksteuermechanismus während des Schaltvorgangs auf Basis eines kleineren Wertes eines aktuellen Eingangsdrehmoments und des Zieleingangsdrehmoments einstellt.

5. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 4, bei der die Hydraulikdruckeinstellvorrichtung (j, #14) den Hydraulikarbeitsdruck auf einen Wert entsprechend dem Zieleingangsdrehmoment einstellt, wenn das aktuelle Eingangsdrehmoment größer ist als das Zieleingangsdrehmoment während des Schaltvorgangs, und auf einen Wert entsprechend dem aktuellen Eingangsdrehmoment, wenn das Zieleingangsdrehmoment größer ist als das aktuelle Eingangsdrehmoment.

6. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 4, bei der das Eingangsdrehmoment durch einen Parameter bestimmt wird, der mindestens eine Ansaugluftmenge eines Motors beinhaltet.

7. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 4, bei der die Motordrehmomentsteuervorrichtung so wirkt, daß das Motordrehmoment auf einem vorbestimmten Wert entsprechend dem Zieleingangsdrehmoment gehalten wird, wenn das aktuelle Eingangsdrehmoment in einer trägheitsabhängigen Phase des Schaltvorgangs größer ist als das Zieleingangsdrehmoment.

8. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 1, bei der die Drehzahländerung des Eingangselements des Schaltmechanismus (a, 6) aufgrund des Schaltvorgangs nach Abschluß des Schaltvorgangs innerhalb der Zielschaltzeit als ein Faktor herangezogen wird, der ein trägheitsabhängiges Drehmoment darstellt, das während des Schaltvorgangs auf das Reibungselement (b, 6i-6n) wirkt.

9. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 8, des weiteren umfassend eine Zielschaltzeitänderungsvorrichtung zum Ändern der Zielschaltzeit gemäß dem aktuellen Eingangsdrehmoment während des Schaltvorganges; und

eine trägheitsabhängige Hydraulikdruckänderungsvorrichtung zur Reduzierung des trägheitsabhängigen Hydraulikdruckes, wenn sich die Zielschaltzeit erhöht.

10. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 2, des weiteren umfassend:

eine Reibungskoeffizientbestimmungsvorrichtung zum Bestimmen eines Reibungskoeffizienten des Reibungselements während des Schaltvorgangs, wobei das Reibungselement während des Schaltvorgangs einer hydraulischen Steuerung durch den Hydrauliksteuerungsmechanismus unterworfen ist;

die Zieldruckeinstellvorrichtung (j, #14), die den Hydraulikarbeitsdruck auf Basis des Eingangsdrehmoments, einer Drehzahländerungsrate des Schaltmechanismus während des Schaltvorgangs und eines von der Reibungskoeffizientbestimmungsvorrichtung bestimmten Reibungskoeffizienten einstellt.

11. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 2, bei der die Reibungskoeffizientbestimmungsvorrichtung den Reibungskoeffizient auf Basis mindestens eines von einem Oberflächendruck und einer relativen Drehzahldifferenz zwischen einem Antriebselement und einem angetriebenen Element des Reibungselements (b, 6i-6n) bestimmt.

12. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 11, bei der die Zieldruckeinstellvorrichtung (j, #14) den Zielhydraulikdruck entsprechend der primären Näherungsformel einstellt, die das Eingangsdrehmoment in den Schaltmechanismus (a, 6) und die Eingangsdrehzahländerungsrate des Schaltmechanismus (a, 6) während des Schaltvorgangs als unabhängige Variable und eine aus dem Reibungskoeffizient des Reibungselements (b, 6i-6n) bestimmbare Konstante einbezieht.

13. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 12, bei der die primäre Nährungsformel folgendermaßen lautet:

P = a1 · TT + a2 · w' + a3 · Tt · w' + a4

wobei

P: Zielhydraulikdruck,

TT: Eingangsdrehmoment zum Schaltmechanismus,

w': Drehzahländerungsrate eines Eingangselements des Schaltmechanismus (a, 6),

a1, a2, a3 und a4: aus dem Reibungskoeffizient des Reibungselements (b, 6i-6n) bestimmbare Konstanten.

14. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 11, bei der die Zieldruckeinsteilvorrichtung (j, #14) den Zielhydraulikdruck entsprechend einer sekundären Näherungsformel einstellt, die das Eingangsdrehmoment in den Schaltmechanismus (a, 6) und die Eingangsdrehzahländerungsrate des Schaltmechanismus (a, 6) während des Schaltvorgangs als unabhängige Variable und eine aus dem Reibungskoeffizient des Reibungselements (b, 6i-6n) bestimmbare Konstante einbezieht.

15. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 14, bei der die sekundäre Näherungsformel folgendermaßen lautet:

P = b1 · TT + b2 · w' + b3 · Tt · w' + b4 · TT² + b5 · w'² + b6 · TT² · w' + b7 · TT · w'² + b8 · w'² + b9

wobei

P: Zielhydraulikdruck,

TT: Eingangsdrehmoment zum Schaltmechanismus,

w': Drehzahzahländerungsrate eines Eingangselements des Schaltmechanismus (a, 6),

b1, b2, b3, b4, b5, b6, b7, b8 und b9: aus dem Reibungskoeffizient des Reibungselements (b, 6i-6n) bestimmbare Konstanten.

16. Hydraulische Steuerung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibungskoeffizient auf Basis des Eingangsdrehmoments und einer Änderungsrate der Eingangsmotordrehzahl bestimmt wird.