JP3816710B2

JP3816710B2 - Control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP3816710B2
Application number: JP37263199A
Authority: JP
Inventors: 弘之湯浅; 芳和田中
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1999-12-28
Filing date: 1999-12-28
Publication date: 2006-08-30
Anticipated expiration: 2019-12-28
Also published as: JP2001182818A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は自動変速機の制御装置に関し、詳しくは、異なる２つの摩擦係合要素の締結制御と解放制御とを同時に行う摩擦係合要素の掛け替えによって変速を行うよう構成された自動変速機の制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、摩擦係合要素の締結・解放を油圧によって制御するよう構成すると共に、異なる２つの摩擦係合要素の締結制御と解放制御とを同時に行う摩擦係合要素の掛け替えによって変速を行わせる構成の自動変速機が知られている（特開平９−１３３２０５号公報等参照）。
【０００３】
また、特開平８−３２００６６号公報には、目標の入力軸回転速度を得るベく、制御油圧をフィードバック制御する構成が開示されており、詳しくは、目標の入力軸回転速度と実際の入力軸回転速度との偏差に応じたＰＩＤ（比例・積分・微分）制御によって補正油圧を算出し、更に、前記補正油圧をローパスフィルタで処理して制御油圧の補正に用いるようにしている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のように、補正油圧をローパスフィルタで処理すれば、高周波ノイズの影響を回避して、制御油圧が振動することを防止できるものの、低周波特性のばらつきや経時劣化には対応することができないため、制御応答性が低下し、変速ショックの発生などの変速性能の悪化を生じることがあるという問題があった。
【０００５】
本発明は上記問題点に鑑みなされたものであり、低周波特性のばらつきや経時劣化に対応して、目標入力軸回転速度への制御応答性を確保することができる自動変速機の制御装置を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
そのため請求項１記載の発明は、異なる２つの摩擦係合要素の締結制御と解放制御とを同時に行う摩擦係合要素の掛け替えによって変速を行うよう構成された自動変速機の制御装置であって、変速機構の入力軸回転速度の実際値と目標値との偏差に基づいて摩擦係合要素の伝達トルク容量をフィードバック制御すると共に、前記入力軸回転速度の目標値と実際値との偏差を前記目標値に加算し、前記偏差が加算された目標値の微分値を求め、前記目標値の微分値を２次遅れフィルタで処理し、前記２次遅れフィルタで処理された目標値の微分値と、前記実際値の微分値との偏差から演算される補正値で前記摩擦係合要素の伝達トルク容量を補正するよう構成した。
【０００７】
かかる構成によると、入力軸回転速度の実際値と目標値との偏差に基づき、摩擦係合要素の伝達トルク容量（指示油圧）を例えばＰＩＤ制御等でフィードバック制御する。一方、入力軸回転速度の目標値と実際の入力軸回転速度との偏差を前記目標値に加算し、前記偏差が加算された目標値の微分値を求め、前記目標値の微分値を２次遅れフィルタで処理する。そして、前記２次遅れフィルタで処理された目標値の微分値と、実際の入力軸回転速度の微分値との偏差に基づいて補正値を演算し、該補正値で摩擦係合要素の伝達トルク容量を補正する。
【０００８】
請求項２記載の発明では、前記実際値の微分値をローパスフィルタで処理する構成とした。かかる構成によると、実際の入力軸回転速度の微分値（加速度）を求めると、この微分値（加速度）をローパスフィルタで処理することで、低周波のみ通過させて高周波をカットし、低周波成分に基づき微分値の偏差を算出させる。
【０００９】
請求項３記載の発明では、前記偏差が加算された目標値の微分値をローパスフィルタで処理する構成とした。かかる構成によると、前記偏差が加算された目標値の微分値（加速度）を求めると、この微分値（加速度）をローパスフィルタで処理することで、低周波のみ通過させて高周波をカットし、低周波成分から微分値の偏差を算出させる。
【００１２】
請求項４記載の発明では、前記２次遅れフィルタで処理された目標値の微分値と前記実際値の微分値との偏差、及び、所定イナーシャに基づいて伝達トルク容量の補正値を求める構成とした。
【００１３】
かかる構成によると、２次遅れフィルタで処理された目標値の微分値と実際値の微分値との偏差と、所定イナーシャ（慣性モーメント）とから、イナーシャトルク分に相当する伝達トルク容量の補正値が求められる。
【００１４】
請求項５記載の発明では、前記所定イナーシャを変速の種類毎に設定する構成とした。かかる構成によると、変速（摩擦係合要素）の種類毎にイナーシャ（慣性モーメント）を個別に設定して、イナーシャトルク分に相当する伝達トルク容量の補正値を求める。
請求項６記載の発明では、前記自動変速機が油圧によって摩擦係合要素の締結・解放を行わせる構成であって、前記２次遅れフィルタにおける減衰率及び固有振動数を作動油の温度に応じて変更する構成とした。かかる構成によると、目標値の微分値を処理する２次遅れフィルタにおける減衰率及び固有振動数が、そのときの作動油の温度に応じて変更される。
【００１５】
【発明の効果】
請求項１記載の発明によると、フィードバック制御による入力軸回転速度の変化を見込んで伝達トルク容量の補正を施せ、フィードバック制御と協調して、目標回転速度に制御させることができると共に、油圧制御に対して入力軸回転速度が２次遅れを有して変化することに対応して目標加速度を適正に設定でき、以って、オーバーシュートを生じさせることなく、伝達トルク容量を補正できるという効果がある。
【００１６】
請求項２，３記載の発明によると、入力軸回転速度の微分値（加速度）の高周波成分に感応して制御油圧が振動することを抑制できるという効果がある。
【００１８】
請求項４記載の発明によると、目標の入力軸回転速度の変化に追従させるための伝達トルク容量の補正値を精度良く設定できるという効果がある。請求項５記載の発明によると、変速の種類に異なっても、目標の入力軸回転速度の変化に追従させるための伝達トルク容量の補正値を精度良く設定できるという効果がある。請求項６記載の発明によると、２次遅れフィルタの減衰率及び固有振動数を、そのときの作動油の温度状態に適合させることができるという効果がある。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下に本発明の実施の形態を説明する。
図１は、実施の形態における自動変速機の変速機構を示すものであり、エンジンの出力がトルクコンバータ１を介して変速機構２に伝達される構成となっている。
【００２０】
前記変速機構２は、２組の遊星歯車Ｇ１，Ｇ２、３組の多板クラッチＨ／Ｃ，Ｒ／Ｃ，Ｌ／Ｃ、１組のブレーキバンド２＆４／Ｂ、１組の多板式ブレーキＬ＆Ｒ／Ｂ、１組のワンウェイクラッチＬ／ＯＷＣで構成される。
【００２１】
前記２組の遊星歯車Ｇ１，Ｇ２は、それぞれ、サンギヤＳ１，Ｓ２、リングギヤｒ１，ｒ２及びキャリアｃ１，ｃ２よりなる単純遊星歯車である。
前記遊星歯車組Ｇ１のサンギヤＳ１は、リバースクラッチＲ／Ｃにより入力軸ＩＮに結合可能に構成される一方、ブレーキバンド２＆４／Ｂによって固定可能に構成される。
【００２２】
前記遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２は、入力軸ＩＮに直結される。
前記遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１は、ハイクラッチＨ／Ｃにより入力軸Ｉに結合可能に構成される一方、前記遊星歯車組Ｇ２のリングギヤｒ２が、ロークラッチＬ／Ｃにより遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１に結合可能に構成され、更に、ロー＆リバースブレーキＬ＆Ｒ／Ｂにより遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１を固定できるようになっている。
【００２３】
そして、出力軸ＯＵＴには、前記遊星歯車組Ｇ１のリングギヤｒ１と、前記遊星歯車組Ｇ２のキャリアｃ２とが一体的に直結されている。
上記構成の変速機構２において、１速〜４速及び後退は、図２に示すように、各クラッチ・ブレーキの締結状態の組み合わせによって実現される。
【００２４】
尚、図２において、丸印が締結状態を示し、記号が付されていない部分は解放状態とすることを示すが、特に、１速におけるロー＆リバースブレーキＬ＆Ｒ／Ｂの黒丸で示される締結状態は、１レンジでのみの締結を示すものとする。
【００２５】
前記図２に示す各クラッチ・ブレーキの締結状態の組み合わせによると、例えば、４速から３速へのダウンシフト時には、ブレーキバンド２＆４／Ｂの解放を行う共にロークラッチＬ／Ｃの締結を行い、３速から２速へのダウンシフト時には、ハイクラッチＨ／Ｃの解放を行うと共にブレーキバンド２＆４／Ｂの締結を行うことになり、２速から３速へのアップシフト時には、ブレーキバンド２＆４／Ｂの解放を行うと共にハイクラッチＨ／Ｃの締結を行い、３速から４速へのアップシフト時には、ロークラッチＬ／Ｃの解放を行うと共にブレーキバンド２＆４／Ｂの締結を行うことになり、上記のように、クラッチ・ブレーキ（摩擦係合要素）の締結と解放とを同時に制御して摩擦係合要素の掛け替えを行う変速を掛け替え変速と称するものとする。
【００２６】
前記各クラッチ・ブレーキ（摩擦係合要素）は、供給油圧によって動作するようになっており、各クラッチ・ブレーキに対する供給油圧は、図３に示すソレノイドバルブユニット１１に含まれる各種ソレノイドバルブによって調整される。
【００２７】
前記ソレノイドバルブユニット１１の各種ソレノイドバルブを制御するＡ／Ｔコントローラ１２には、Ａ／Ｔ油温センサ１３，アクセル開度センサ１４，車速センサ１５，タービン回転センサ１６，エンジン回転センサ１７，エアフローメータ１８等からの検出信号が入力され、これらの検出結果に基づいて、各摩擦係合要素における係合油圧を制御する。
【００２８】
図３において、符号２０は、前記自動変速機と組み合わされるエンジンを示す。
ここで、前記Ａ／Ｔコントローラ１２による掛け替え変速の様子を、エンジンの駆動トルクが加わっている状態でのアップシフト（以下、パワーオンアップシフトという）の場合を例として、以下に説明する。
【００２９】
詳細な説明を行う前に図４のタイムチャートを参照しつつ、図５のブロック図に従って制御の概略を説明する。
まず、入力軸トルク推定部１０１で変速機構の入力軸トルクを推定し、解放側Ｆ／Ｆ制御部１０２及び締結側Ｆ／Ｆ制御部１０３では、前記入力軸トルクに基づき解放側摩擦係合要素及び締結側摩擦係合要素における伝達トルク容量のフィードホワード分Ｆ／Ｆを算出する。ここで、解放側摩擦係合要素の伝達トルク容量を徐々に低下させる一方、解放側摩擦係合要素だけではトルク容量不足となる分を締結側摩擦係合要素で分担できるように、締結側摩擦係合要素の伝達トルク容量を増大させていく。
【００３０】
また、空吹け判定部１０４で空吹けの発生、即ち、トルクフェーズになったことが検出されると、ソフトＯＷＣ制御部１０５では、トルク容量不足による空吹けの発生を抑制すべく補正トルク容量を設定し、これを解放側摩擦係合要素（及び締結側摩擦係合要素）のフィードホワード分Ｆ／Ｆに加算する。
【００３１】
また、イナーシャフェーズになったことがイナーシャフェーズ判定部１０６で検出されると、回転フィードバック制御部１０７で、タービン回転速度（入力軸回転速度）を目標速度に一致させるためのフィードバック補正分を設定し、これを締結側摩擦係合要素のフィードホワード分Ｆ／Ｆに加算する。
【００３２】
上記のようにして、解放側摩擦係合要素及び締結側摩擦係合要素それぞれにおける伝達トルク容量が決定されると、トルク−油圧変換部１０８で伝達トルク容量を油圧に変換し、更に、この油圧を逆フィルタ１０９で処理して動特性補償を行い、該処理後の油圧を油圧−デューティ変換部１１０でソレノイドバルブの制御デューティに変換して、各ソレノイドバルブの通電を前記制御デューティで制御させる。
【００３３】
ここで、トルク−油圧変換部１０８及び逆フィルタ１０９の詳細を、図６の制御ブロック図に従って説明する。
前記トルク−油圧変換部１０８には、解放側摩擦係合要素及び締結側摩擦係合要素それぞれにおける伝達トルク容量Ｔが入力されると共に、摩擦係合要素（クラッチ）の摩擦係数μが入力される。
【００３４】
前記摩擦係数μは、変速の種類とタービン回転速度Ｎｔとから設定されるクラッチ速度ｖに基づいて設定される。
前記トルク−油圧変換部１０８は、前記伝達トルク容量Ｔ及び摩擦係数μと、クラッチ面積Ａ，リターンスプリング力Ｆrtn，クラッチ枚数Ｎ，クラッチ径Ｄとから、指示油圧Ｐを、
Ｐ＝１／Ａ（Ｆrtn＋ｋ・Ｔ／ＮμＤ）：（ｋは定数）
として算出する。
【００３５】
一方、前記指示油圧Ｐを処理する逆フィルタ（過渡時油圧補償フィルタ）１０９は、油圧制御系の減衰率をζreal、減衰率の目標値をζtgt、油圧制御系の固有振動数をωreal、固有振動数の目標値をωtgtとしたときに、ラプラス変換を用いて、変換関数（伝達関数）を（ｓ²＋２ζrealωrealｓ＋ωreal²）／（ｓ²＋２ζtgtωtgtｓ＋ωtgt²）とし、フィルタゲインＧＡＩＮatfを、ＧＡＩＮatf＝ω²tgt／ω²realとするフィルタである。
【００３６】
前記油圧制御系の減衰率ζreal及び固有振動数ωrealは、そのときのＡＴＦ温度（油温）に応じて設定される構成としてある。
一般に、指示油圧に対する実油圧の動特性は無駄時間と２次遅れとを有し、前記２次遅れは、固有振動数と減衰率とをパラメータとする伝達関数で近似され、固有振動数での共振により油圧応答が悪化することになる。そこで、前記共振点を相殺すべく、システム同定したモデル（実際の伝達特性）と、過渡応答で共振を示さない規範モデル（目標の伝達特性）との乗算から逆フィルタを構成し、該逆フィルタで油圧の指示値を処理してソレノイドバルブを制御させることで、油圧応答を改善している。
【００３７】
尚、ＡＴＦ温度（油温）が高くなると、減衰率をζreal及び固有振動数ωrealが増加するので、ＡＴＦ温度（油温）に応じて減衰率をζreal及び固有振動数ωrealを変更して、精度の良い逆フィルタを設定できるようにしてある。
【００３８】
また、変速前に油圧を０としている締結側摩擦係合要素に対しては、後述するように変速開始時に油圧のプリチャージを行うが、該プリチャージにおいては、油経路に空気が混じっているため、トルクフェーズ時等に対して固有振動数ωrealが低く、また、プリチャージ開始からの経過時間によって固有振動数ωrealが変化する。このため、プリチャージにおける減衰率ζreal及び固有振動数ωrealを、ＡＴＦ温度（油温）と空気混入量に推移に相関するプリチャージ開始からの経過時間ｔとに応じた別マップで持たせ、プリチャージ時にこのマップから検索した減衰率ζreal及び固有振動数ωreaを用いることで、プリチャージにおける油圧応答を確保できるようにしてある。
【００３９】
次に、前記入力軸トルク推定部１０１の詳細を、図７のブロック図に従って説明する。
前記入力軸トルク推定部１０１では、エンジン回転速度Ｎｅ［rpm］と吸入空気流量Ｑａ［リットル／ｈ］とから、シリンダ吸入空気量Ｔｐを求め、該シリンダ吸入空気量Ｔｐとエンジン回転速度Ｎｅとからエンジン発生トルク［Ｎｍ］を求める。
【００４０】
一方、自動変速機の作動油（ＡＴＦ）の温度（以下、油温という）に基づいてエンジンフリクション分を推定し、前記エンジン発生トルクを前記エンジンフリクション分で減算補正する。
【００４１】
また、エンジン回転速度Ｎｅの変化からエンジンイナーシャトルクを求め、前記エンジン発生トルクに加算する。
そして、前記エンジン発生トルクに対して、エンジン回転速度Ｎｅ及び吸入空気流量Ｑａと、実際の発生トルクとの間の動特性（一次遅れ及び無駄時間）に基づく遅れ補正を施す。
【００４２】
前記遅れ補正における伝達関数を、ｅ^-T1s/(1+T2s)としてあり、無駄時間時定数T1及び一次遅れ時定数T2は、それぞれエンジン回転速度Ｎｅに応じて設定される。
【００４３】
また、エンジン回転速度Ｎｅとタービン回転速度Ｎｔとからトルクコンバータの速度比を算出し、該速度比からトルクコンバータのトルク比を求める。
そして、前記遅れ補正が施されたエンジン発生トルクに前記トルク比を乗算することでタービントルクを求め、更に変速時には変速中の回転変化に見合う変速時イナーシャトルクで前記タービントルクを補正して最終的な入力軸トルクとする。
【００４４】
尚、前記変速時イナーシャトルクは、変速の種類に応じたイナーシャ（慣性モーメント）と、目標変速時間、ギヤ比変化及びイナーシャフェーズ開始時のタービン回転速度に基づいて求められる目標加速度とから算出される。
【００４５】
次に、前記解放側摩擦係合要素及び締結側摩擦係合要素それぞれの伝達トルク容量の設定制御、即ち、前記解放ＦＦ制御部１０２、締結ＦＦ制御１０３、ソフトＯＷＣ制御部１０５、回転フィードバック制御部１０７の詳細を、図４のタイムチャートを参照しつつ、以下に説明する。
【００４６】
尚、以下の説明では、伝達トルク容量の油圧への変換を、定数を用いて簡易的に行うものとして説明する。
図８のフローチャートは、締結側摩擦係合要素と解放側摩擦係合要素とに共通のトルク容量制御のメインルーチンを示す。
【００４７】
ステップＳ１では、パワーオンアップシフトの変速判断を行う。
Ａ／Ｔコントローラ１２には、車速ＶＳＰとアクセル開度（スロットル開度）とに応じて変速段を設定した変速マップが予め記憶されており、例えば、現在（変速前）の変速段と前記変速マップから検索した変速段とが異なり、かつ、それがアップシフト方向であって、かつ、アクセルが全閉でない場合にパワーオンアップシフトとして判断する。
【００４８】
パワーオンアップシフトの変速判断がなされると、ステップＳ２へ進み、変速機構の出力軸回転速度Ｎｏ［rpm］に変速前のギヤ比（ギヤ比＝タービン回転Ｎｔ／出力軸回転速度Ｎｏ）を乗算して得られる基準タービン回転と、予め記憶されたヒステリシス値ＨＹＳとの加算値よりも、変速機構の入力軸回転速度（タービン回転速度）Ｎｔ［rpm］が高いか否かを判別する。
【００４９】
タービン回転速度Ｎｔが基準タービン回転とヒステリシス値ＨＹＳとの加算値以下である場合には、解放側摩擦係合要素の解放が進んでいないものと判断し、ステップＳ３の準備フェーズ処理を実行させる。
【００５０】
前記ステップＳ３の準備フェーズ処理は、解放側の処理と締結側の処理とに分かれる。
図９のフローチャートは、解放側摩擦係合要素の準備フェーズ処理のメインルーチンを示すものであり、ステップＳ３１では、変速の種類、解放制御する摩擦係合要素の種類及び油温に応じて予め記憶されている所定時間ＴＩＭＥＲ１だけ変速判断から経過したか否かを判別する。
【００５１】
前記所定時間ＴＩＭＥＲ１内であれば、ステップＳ３２へ進み、解放初期油圧の演算を行う。前記解放初期油圧は、解放制御を行う初期圧であり、非変速時の油圧から前記解放初期油圧まで、前記所定時間ＴＩＭＥＲ１内で低下させるようにする。
【００５２】
前記ステップＳ３２の解放初期油圧の演算は、図１０のフローチャートに詳細に示してあり、ステップＳ３２１では、今回解放制御を行う摩擦係合要素の非変速時油圧Ｐｏ０（指示圧）を算出する。
【００５３】
前記非変速時油圧Ｐｏ０は、
Ｐｏ０＝Ｋ１×（Ｔｔ×Ｔr-o）×余裕代初期値＋Prtn-o
として算出される。
【００５４】
ここで、Ｋ１は、解放側の摩擦係合要素の伝達トルク容量を油圧に変換するための係数であり、変速の種類及び解放制御する摩擦係合要素の種類に応じて予め記憶されている。Ｔｔは、変速機構の入力軸トルクの推定値である。Ｔr-oは、前記入力軸トルクＴｔに対して、解放側摩擦係合要素が滑りを生じる臨界伝達トルク容量を求めるための解放臨界トルク比である。余裕代初期値は、前記臨界伝達トルク容量に対して余裕分のトルク容量を付加するための補正係数である余裕代の初期値であり、例えば3.0程度の値として予め記憶されている。Prtn-oは、解放側のスタンバイ圧（解放側リターンスプリング圧）であり、摩擦係合要素毎に予め記憶される。
【００５５】
ステップＳ３２２では、前記余裕代の算出を行う。
前記余裕代は、前記余裕代初期値（＝3.0）から所定時間ＴＩＭＥＲ１経過後に目標値（余裕代（１））にまで低下させるものとして算出され、具体的には、経過時間ｔに対応する余裕代を、
余裕代＝初期値×（１−ゲインα×ｔ^1/2）
として求めるものとする。
【００５６】
ここで、所定時間ＴＩＭＥＲ１経過後の余裕代の目標値（余裕代（１））を1.2とすれば、所定時間ＴＩＭＥＲ１を前記ｔに代入し、余裕代に1.2を代入すれば、ゲインαが決定されることになり、このゲインαを用いることで経過時間ｔ毎の余裕代が求められることになる。
【００５７】
尚、所定時間ＴＩＭＥＲ１経過後の余裕代の目標値は、入力軸トルクの推定誤差が予想される範囲内で発生しても、解放側摩擦係合要素が締結状態を保持できる値として設定される。
【００５８】
ステップＳ３２３では、上記のようにして求められる経過時間ｔ毎の余裕代を用い、所定時間ＴＩＭＥＲ１内における解放側油圧Ｐｏ１を下式に従って算出する。
【００５９】
Ｐｏ１＝Ｋ１×（Ｔｔ×Ｔr-o）×余裕代＋Prtn-o
上記のようにして所定時間ＴＩＭＥＲ１内で解放側の油圧を徐々に低下させた後、ステップＳ３３で、基準タービン回転（Ｎｏ×ギヤ比）とヒステリシス値ＨＹＳとの加算値よりもタービン回転速度Ｎｔが高いと判断されるようになるまでの間においては、ステップＳ３４以降へ進む。
【００６０】
ステップＳ３４では、分担比ランプ制御を行う。
前記ステップＳ３４の分担比ランプ制御の詳細は、図１１のフローチャートに示してあり、ステップＳ３４１では、変速の種類及び解放制御する摩擦係合要素の種類に応じて予め記憶されている所定時間ＴＩＭＥＲ２内で、余裕代（１）から余裕代（２）（例えば0.8）まで一定速度で低下させるものとして、所定時間ＴＩＭＥＲ２内における余裕代を決定する（図１２参照）。
【００６１】
そして、ステップＳ３４２では、前記ステップＳ３４１で決定される余裕代を用い、解放側の油圧Ｐｏ２を下式に従って算出する。
Ｐｏ２＝Ｋ１×（Ｔｔ×Ｔr-o）×余裕代＋Prtn-o
尚、前記余裕代（２）（＝0.8）は、入力軸トルクの推定誤差が予想される範囲内で発生しても、解放側摩擦係合要素を確実に解放状態に移行させることができる値として設定される。
【００６２】
ステップＳ３５では、分担比ランプ制限を行う。
前記ステップＳ３５の分担比ランプ制限の詳細は、図１３のフローチャートに示してあり、ステップＳ３５１では、入力軸トルクＴｔが所定値以下であるか否かを判別する。
【００６３】
入力軸トルクＴｔが所定値を超える場合には、前記ステップＳ３４で算出される解放側の油圧Ｐｏ２をそのまま用いるべく、ステップＳ３５２〜３５４をジャンプして終了させるが、入力軸トルクＴｔが所定値以下であればステップＳ３５２へ進む。
【００６４】
ステップＳ３５２では、余裕代（２）をより小さい値に変更する。例えば標準値を0.8とするときに、これを0.6に変更する。上記変更により余裕代（解放側の油圧Ｐｏ２）の変化速度がより速くなり、低トルク時に変速時間が間延びしてしまうことを防止する。
【００６５】
ステップＳ３５３では、変更後の余裕代（２）に基づいて所定時間ＴＩＭＥＲ２内における余裕代をステップＳ３４１と同様にして再決定する。
ステップＳ３５４では、新たに決定された余裕代に基づいて解放側油圧Ｐｏ２を算出する。
【００６６】
ステップＳ３６では、分担比ランプ学習を行う。
前記ステップＳ３６の分担比ランプ学習の詳細は、図１４のフローチャートに示してあり、ステップＳ３６１では、入力軸トルクＴｔの推定誤差を補正するトルク推定学習が収束しているか否かを判別する。尚、前記トルク推定学習については後述する。
【００６７】
ステップＳ３６１でトルク推定学習が収束していると判別されたときには、ステップＳ３６２へ進み、余裕代（１）及び余裕代（２）をそれぞれより1.0に近い値に変更し、所定時間ＴＩＭＥＲ２内における余裕代の勾配を緩くする。例えば、余裕代（１）を1.2から1.1に変更し、余裕代（２）を0.8から0.9に変更する。上記余裕代の変更によって、トルクフェーズ初期の回転変化を緩やかにでき、トルクフェーズにおける制御性を向上できる。
【００６８】
ステップＳ３６３では、変更後の余裕代（１）（２）に基づいて所定時間ＴＩＭＥＲ２内における余裕代をステップＳ３４１と同様にして再決定する。
ステップＳ３６４では、新たに決定された余裕代に基づいて解放側油圧Ｐｏ２を算出する。
【００６９】
尚、余裕代（１）の変更に伴って、所定時間ＴＩＭＥＲ１内における余裕代の変化も変更されることになる。
上記のように、余裕代の減少設定に伴って解放側の油圧を所定時間ＴＩＭＥＲ２内で徐々に減少させると、基準タービン回転（Ｎｏ×ギヤ比）とヒステリシス値ＨＹＳとの加算値よりもタービン回転速度Ｎｔが高いエンジンの空吹け状態が検出されることで、解放側の伝達トルク容量が臨界付近にまで低下したことを間接的に知ることができる。
【００７０】
ここで、余裕代が1.0付近になった時点で、基準タービン回転（Ｎｏ×ギヤ比）とヒステリシス値ＨＹＳとの加算値よりもタービン回転速度Ｎｔが高くなることが理想であるが、入力軸トルクＴｔの推定誤差があると、余裕代が1.0よりも大きい状態又は1.0よりも小さくなってからエンジンの空吹けが生じることになり、前記入力軸トルクＴｔの推定誤差を見込んで、前記所定時間ＴＩＭＥＲ２内での余裕代の変化範囲を、1.0を中心に広く（例えば1.2〜0.8）確保する必要が生じる。
【００７１】
例えば余裕代＝1.1に相当する解放側油圧でギヤ比が変化し始めたとすると、入力軸トルクの推定において実際値よりも小さく推定したため、本来、伝達トルク容量に余裕があることで締結状態を保持できる油圧であるのに滑り始めたものと判断され、逆に、例えば余裕代＝0.9に相当する解放側油圧でギヤ比が変化し始めたとすると、入力軸トルクの推定において実際値よりも大きく推定したため、本来の締結状態を保持できない油圧（伝達トルク容量）まで既に低下しているのに、滑り始めが遅れたものと判断される。
【００７２】
そこで、基準タービン回転（Ｎｏ×ギヤ比）とヒステリシス値ＨＹＳとの加算値よりもタービン回転速度Ｎｔが初めて高くなった時点で、ステップＳ３７へ進み、そのときの余裕代に基づいて入力軸トルク推定値を補正するための補正係数を求めるトルク推定学習を行う
前記ステップＳ３７のトルク推定学習の詳細は、図１５のフローチャートに示してあり、ステップＳ３７１では、基準タービン回転（Ｎｏ×ギヤ比）とヒステリシス値ＨＹＳとの加算値よりもタービン回転速度Ｎｔが初めて高くなった時点での余裕代を求める。尚、空吹けの検出には遅れが生じるので、基準タービン回転（Ｎｏ×ギヤ比）とヒステリシス値ＨＹＳとの加算値よりもタービン回転速度Ｎｔが初めて高くなったと判断された時点から所定時間前の余裕代を、空吹け発生時の余裕代とすることが好ましい。
【００７３】
ステップＳ３７２では、図１６に示すように、1.0とエンジンの空吹け発生時の余裕代Ｔｒとの偏差（Ｔｒ−１）に応じて入力軸トルクの補正係数Ｋttを記憶したテーブルを予め記憶しており、前記ステップＳ３７１で求められた余裕代Ｔｒに基づいて前記テーブルを参照し、補正係数Ｋttを求める。
【００７４】
前記補正係数Ｋttは、前記余裕代Ｔｒが1.0であるときに1.0に、余裕代Ｔｒが1.0よりも小さい時には1.0よりも小さい値に、余裕代Ｔｒが1.0よりも大きい時には1.0よりも大きい値に設定され、前記余裕代Ｔｒが1.0のときにエンジンの空吹けが発生するように、入力軸トルクの推定値を補正する。
【００７５】
尚、前記補正係数Ｋttが設定されると、該補正係数Ｋttによる補正要求を含んで入力軸トルクを推定するように学習される構成としてある。また、前記補正係数Ｋttは、所定の上下限値内に制限されると共に、前記補正係数Ｋttの学習は、ＡＴＦ温度が所定温度以上であるときに行わせるようになっている。
【００７６】
一方、締結側の準備フェーズ処理は、図１７のフローチャートに示される。
ステップＳ４１では、基準タービン回転（Ｎｏ×ギヤ比）とヒステリシス値ＨＹＳとの加算値よりもタービン回転速度Ｎｔが高いか否かを判定する。
【００７７】
そして、タービン回転速度Ｎｔが基準タービン回転（Ｎｏ×ギヤ比）とヒステリシス値ＨＹＳとの加算値以下であると判定されるとき、換言すれば、エンジンの空吹けが発生するようになるまでの間、ステップＳ４２へ進む。
【００７８】
ステップＳ４２では、締結側摩擦係合要素の基準プリチャージ圧（スタンバイ圧）を、摩擦係合要素の種類に応じて設定する。
ステップＳ４３では、前記逆フィルタ（過渡時油圧補償フィルタ）１０９において用いる減衰率ζreal及び固有振動数ωrealを、ＡＴＦ温度とプリチャージ開始からの経過時間ｔとに応じてプリチャージ用のマップから検索させるようにする。そして、プリチャージ用のマップから求めた減衰率ζreal及び固有振動数ωrealによる逆フィルタ（過渡時油圧補償フィルタ）１０９で、前記基準プリチャージ圧（スタンバイ圧）を処理させて、その結果を最終的な締結側油圧Ｐｏ０として出力する。
【００７９】
ステップＳ４４では、変速開始判断からの経過時間が前記所定時間ＴＩＭＥＲ１を超えたか否かを判別し、前記所定時間ＴＩＭＥＲ１を超えるとステップＳ４５の分担比ランプ制御へ進む。
【００８０】
ステップＳ４５の分担比ランプ制御の詳細は、図１８のフローチャートに示してあり、ステップＳ４５１では、所定時間ＴＩＭＥＲ２内で、余裕代（１）（例えば0.8）から余裕代（２）（例えば1.2）まで一定速度で増大させるものとして、所定時間ＴＩＭＥＲ２内における余裕代を決定する（図１９参照）。
【００８１】
そして、ステップＳ４５２では、前記ステップＳ４５１で決定される余裕代を用い、締結側の油圧Ｐｃ２を下式に従って算出する。
Ｐｃ２＝Ｋ２×（Ｔｔ×Ｔr-ｃ）×余裕代＋Prtn-ｃ
ここで、Ｋ２は、締結側の摩擦係合要素の伝達トルク容量（必要伝達トルク容量）を油圧に変換するための係数であり、変速の種類及び解放制御する摩擦係合要素の種類に応じて予め記憶されている。Ｔr-cは、入力軸トルクＴｔに対して、締結側の摩擦係合要素が締結し始める臨界伝達トルク容量を求めるための締結臨界トルク比である。Prtn-cは、締結側のスタンバイ圧（締結側リターンスプリング圧）であり、摩擦係合要素毎に予め記憶される。
【００８２】
ここで、前記図８のフローチャートに戻って説明を続けると、ステップＳ２で基準タービン回転（Ｎｏ×ギヤ比）とヒステリシス値ＨＹＳとの加算値よりもタービン回転速度Ｎｔが高くなったことが判定されると、ステップＳ４へ進み、ギヤ比がＦ／Ｂ（フィードバック）開始ギヤ比を超えてアップシフト方向に変化したか否かを判別する。そして、エンジンの空吹けが判定されてから、Ｆ／Ｂ開始ギヤ比を超えてアップシフト方向に変化するまでは、ステップＳ５のトルクフェーズ処理を行わせる。
【００８３】
解放側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理（ソフトＯＷＣ制御）では、前記準備フェーズにおける余裕代の減少制御をそのままの速度で継続させて求められる解放側油圧Ｐｏ２に、伝達トルク容量の不足を補って空吹けを抑制するための補正油圧Ｐｏ３を加算して、最終的な解放側油圧Ｐｏ４を求める。
【００８４】
具体的には、図２０のフローチャートに示されるように、まず、ステップＳ５１で、タービン回転速度Ｎｔの微分値ΔＮｔ及びタービン回転速度Ｎｔの変化量に応じた解放補正油圧Ｐｏ３を、下式に従って算出する。
【００８５】
Ｐｏ３＝Ｋ１×｛ＩＮＳ×（２π／６０）×ΔＮｔ＋１／ｇ（Ｎｔ−Ｎｏ×ｉ）｝
ここで、ＩＮＳは変速の種類毎に決められるイナーシャ（慣性モーメント）、ｇはクラッチトルクを回転速度に変換するゲインであり、変速の種類及びタービン回転速度Ｎｔに応じて設定される。また、ｉは変速前のギヤ比であり、Ｎｏ×ｉは基準タービン回転速度（基準入力軸回転速度）となる。
【００８６】
尚、Ｋ１×ＩＮＳ×（２π／６０）×ΔＮｔとして求められる第１補正値、又は、第２補正値としてのＫ１×１／ｇ×（Ｎｔ−Ｎｏ×ｉ）のいずれか一方を最終的な補正値としても良いが、回転変化に伴うイナーシャトルクに対応して伝達トルク容量を補正する第１補正値と、回転の上昇変化分に見合う第２補正値との加算値を最終的な補正値とすることで、伝達トルク容量の不足をより精度良くかつ応答良く補正することができ、空吹けをより効果的に抑制できる。
【００８７】
また、伝達トルク容量の不足を補って空吹けを抑制するための、タービン回転速度Ｎｔの微分値ΔＮｔに応じた油圧（伝達トルク容量）の補正は、解放側と締結側との少なくとも一方に施す構成であれば良い。
【００８８】
ステップＳ５２では、準備フェーズにおける余裕代の減少制御をそのままの速度で継続させて設定される余裕代に基づき算出される解放側油圧Ｐｏ２に、前記解放補正油圧Ｐｏ３を加算して、その結果を最終的な解放側油圧Ｐｏ４とする（Ｐｏ４＝Ｐｏ２＋Ｐｏ３）。
【００８９】
尚、最終的な解放側油圧Ｐｏ４が、解放側油圧Ｐｏ２を下回ることがないように、制限を加えるようにしてある。
また、解放補正油圧Ｐｏ３の演算に用いるタービン回転速度の微分値ΔＮｔとして、ローパスフィルタ処理後の値を用いるようにしてある。
【００９０】
一方、締結側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理の様子は、図２１のフローチャートに示してある。
図２１のフローチャートにおいて、ステップＳ６１で、基準タービン回転（Ｎｏ×ギヤ比）とヒステリシス値ＨＹＳとの加算値よりもタービン回転速度Ｎｔが高くなったことが判定されると、ステップＳ６２へ進み、ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比を超えてアップシフト方向に変化したか否かを判別する。そして、Ｆ／Ｂ開始ギヤ比を超えていないと、ステップＳ６３へ進む。
【００９１】
ステップＳ６３では、前記準備フェーズにおける余裕代の増大制御をそのままの速度で継続させて設定される余裕代に基づき締結側油圧Ｐｃ２を求める。
ステップＳ６４では、前記ステップＳ５１と同様にして、締結補正油圧Ｐｃ３を、下式に従って算出する。
【００９２】
Ｐｃ３＝Ｋ２×｛ＩＮＳ×（２π／６０）×ΔＮｔ＋１／ｇ（Ｎｔ−Ｎｏ×ｉ）｝
そして、Ｐｃ２＋Ｐｃ３＝Ｐｃ４として最終的な締結側油圧Ｐｃ４を求める。
【００９３】
上記解放側摩擦係合要素及び締結側摩擦係合要素のトルクフェーズまでの制御を、図２２のブロック図に従って概略説明する。
尚、前記図２２のブロック図は、図５における解放側Ｆ／Ｆ制御部１０２、締結側Ｆ／Ｆ制御部１０３、空吹け判定部１０４、ソフトＯＷＣ制御部１０５の詳細な構成を示すことになる。
【００９４】
解放側及び締結側の油圧は、基本的に、入力軸トルクと変速の種類に応じた臨界トルク比とから求められる臨界トルクに余裕代を付加して決定される構成である。尚、締結側の油圧については、変速開始時にプリチャージが行われる。
【００９５】
そして、締結側の油圧（トルク容量）を余裕代の増大として増大変化させる一方、解放側の油圧（トルク容量）を余裕代を減少させることで減少させていき、必要トルク容量の分担が解放側から締結側へ徐々に推移するようにする。また、トルク容量不足による空吹けに対しては、本実施形態でソフトＯＷＣ制御として説明したタービン回転速度の変化に応じた補正を施して対応している。
【００９６】
尚、図２２の制御ブロック図において、ωｔはタービン回転角速度を示し、ω（ドット）ｔは、タービン回転角速度ωｔの微分値であり、油圧（トルク容量）の補正結果としては、前記Ｐｏ３と同じになる。
【００９７】
図８のフローチャートのステップＳ４で、ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比を超えたと判別されると、ステップＳ６へ進み、ギヤ比がＦ／Ｂ終了ギヤ比（＜Ｆ／Ｂ開始ギヤ比）を超えたか否かを判別する。
【００９８】
ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比とＦ／Ｂ終了ギヤ比との間であるときには、ステップＳ７のイナーシャフェーズ処理を行わせる。
解放側のイナーシャフェーズ処理は、図２３のフローチャートに示してあり、ステップＳ７１でトルクフェーズ終了時の油圧（油圧＝０）を保持させる設定を行う。
【００９９】
また、締結側のイナーシャフェーズ処理は、図２４のフローチャートに示される。
図２４のフローチャートにおいて、ステップＳ８１では、図２５のフローチャートに示される基本制御を行う。
【０１００】
前記基本制御においては、まず、ステップＳ８１１で、目標イナーシャトルクＴinr［Ｎｍ］を、下式に従って算出する。
Ｔinr＝イナーシャＩＮＳ×目標タービン角加速度［rad/sec²］
上式でイナーシャＩＮＳ（慣性モーメント）［Ｎｍ/rad/sec²］は、変速の種類に応じて決定される値である。
【０１０１】
また、目標タービン角加速度［rad/sec²］は、

として算出され、前記目標タービン加速度［１/sec²］は、

上式でギヤ段差は、ギヤ段差＝１−（変速後ギヤ比／変速前ギヤ比）として算出される値であり、Ｎｔ［rpm］はイナーシャフェーズ開始時のタービン回転速度である。
【０１０２】
ステップＳ８１２では、前記目標イナーシャトルクＴinrに基づいて締結側油圧Ｐｃ７を下式に従って算出する。
Ｐｃ７＝Ｋ２×Ｔｔ×Ｔｒ×Ｔr-c＋Prtn-c＋Ｋ２×Ｔr-c×Ｔinr
上記基本制御に加え、ステップＳ８２では、回転フィードバック（Ｆ／Ｂ）制御を実行する。
【０１０３】
前記回転Ｆ／Ｂ制御（回転フィードバック制御部１０７）を、図２６のフローチャートに従って説明する。
ステップＳ８２１では、目標タービン回転速度［rpm］を算出する。
【０１０４】
前記目標タービン回転速度は、イナーシャフェーズ開始時のタービン回転速度Ｎｔ［rpm］と前記目標タービン加速度［１/sec²］とに基づき、イナーシャフェーズ開始時のタービン回転速度Ｎｔ［rpm］から目標タービン加速度［１/sec²］で減少変化する特性として算出される（目標タービン速度(n)＝目標タービン速度(n-1)＋目標タービン加速度）。
【０１０５】
ステップＳ８２２では、目標タービン回転速度と実際の目標タービン回転速度との偏差（偏差＝目標タービン回転速度−実際の目標タービン回転速度）に基づき、比例・積分・微分（ＰＩＤ）動作によってフィードバック補正油圧を算出する。
【０１０６】
ステップＳ８２３では、前記締結側油圧Ｐｃ７にフィードバック補正油圧を加算して、締結側油圧Ｐｃ８を求める。
更に、ステップＳ８３では、目標タービン回転速度を得るために前記ＰＩＤと並行して実行させる、本実施の形態において外乱オブザーバ制御と称する制御を行う。
【０１０７】
前記外乱オブザーバ制御の詳細を、図２８のブロック図を参照しつつ、図２７のフローチャートに従って説明する。
ステップＳ８３１では、前記目標タービン回転速度に、目標タービン回転速度と実際の目標タービン回転速度との偏差（偏差＝目標タービン回転速度−実際の目標タービン回転速度）を加算して、該加算結果を微分し、更に、該微分値をローパスフィルタで処理して高周波成分をカットする。また、実際のタービン回転速度を微分し、該微分値をローパスフィルタで処理して高周波成分をカットする。
【０１０８】
尚、ローパスフィルタのカットオフ周波数を、１８Ｈｚ程度とすることが好ましい。
ステップＳ８３２では、目標タービン回転速度と偏差（偏差＝目標タービン回転速度−実際の目標タービン回転速度）との加算値を微分し、ローパスフィルタで処理した値を、２次遅れフィルタで処理する。
【０１０９】
前記２次遅れフィルタは、伝達関数をω_n ²／（ｓ²＋２ζω_nｓ＋ω_n ²）とするフィルタであり、減衰率ζ及び固有振動数ωをＡＴＦ温度（油温）に応じて変更するようにしてある。
【０１１０】
ステップＳ８３３では、ローパスフィルタ及び２次遅れフィルタで処理された［目標タービン回転速度＋偏差］の微分値と、ローパスフィルタで処理した実際のタービン回転速度の微分値との偏差である微分値偏差から、補正油圧Ｐobsを下式に従って演算する。
【０１１１】
Ｐobs＝Ｋ２×イナーシャＩＮＳ×微分値偏差
尚、イナーシャＩＮＳ（慣性モーメント）［Ｎｍ/rad/sec²］は、変速の種類に応じて決定される値である。
【０１１２】
そして、ステップＳ８３４では、前記締結側油圧Ｐｃ８に補正油圧Ｐobsを加算して最終的な締結側油圧Ｐｃ９を求める。
ギヤ比がＦ／Ｂ終了ギヤ比よりも小さくなったことが、図８のフローチャートのステップＳ６で判別されると、ステップＳ６からステップＳ８へ進み、ギヤ比がＦ／Ｂ終了ギヤ比よりも初めて小さくなった時点から所定時間ＴＩＭＥＲ７だけ経過したか否かを判別する。
【０１１３】
そして、所定時間ＴＩＭＥＲ７内であれば、ステップＳ９へ進んで、終了フェーズ処理を行う。
解放側摩擦係合要素についての終了フェーズ処理は、図２９のフローチャートに示してあり、ステップＳ９１でイナーシャフェーズ終了時の油圧を保持する設定を行う。即ち、解放側摩擦係合要素の油圧は、イナーシャフェーズ及び終了フェーズにおいて、ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比よりも小さくなった時点の値に保持されることになる。
【０１１４】
一方、締結側摩擦係合要素の終了フェーズ処理は、図３０のフローチャートに示され、ステップＳ１０１では、ギヤ比がＦ／Ｂ終了ギヤ比よりも初めて小さくなった時点から所定時間ＴＩＭＥＲ７内であるか否かを判別し、所定時間ＴＩＭＥＲ７内であればステップＳ１０２へ進んで、終了フェーズ処理を実行する。
【０１１５】
前記ステップＳ１０１の終了フェーズ処理の詳細は、図３１のフローチャートに示してあり、ステップＳ１１１では、締結臨界トルクに相当する油圧から締結臨界トルクの1.2倍に相当する油圧まで、前記所定時間ＴＩＭＥＲ７内で上昇させるランプ勾配Rmp-Tr2の設定を行う。尚、前記所定時間ＴＩＭＥＲ７は、変速及び摩擦係合要素の種類に応じて設定される。
【０１１６】
ステップＳ１１２では、締結側指示圧Ｐｃ１０を、

として算出する。
【０１１７】
そして、前記所定時間ＴＩＭＥＲ７が経過した時点で、締結側の指示圧を、前記Ｐｃ１０から、最大圧までステップ変化させる。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態における自動変速機の変速機構を示す図。
【図２】前記変速機構における摩擦係合要素の締結状態の組み合わせと変速段との相関を示す図。
【図３】前記自動変速機の制御系を示すシステム図。
【図４】実施の形態における摩擦係合要素の掛け換えによる変速の様子を示すタイムチャート。
【図５】前記自動変速機の制御系全体を示す制御ブロック図。
【図６】要求トルク容量から指示油圧を決定するブロックを示す制御ブロック図。
【図７】入力軸トルクの推定を行うブロックを示す制御ブロック図。
【図８】実施の形態における摩擦係合要素の掛け換え変速制御のメインルーチンを示すフローチャート。
【図９】解放側摩擦係合要素の準備フェーズ処理を示すフローチャート。
【図１０】解放側摩擦係合要素の準備フェーズ処理における解放初期油圧演算を示すフローチャート。
【図１１】解放側摩擦係合要素の準備フェーズ処理における分担比ランプ制御を示すフローチャート。
【図１２】前記分担比ランプ制御における余裕代の変化を示す線図。
【図１３】解放側摩擦係合要素の準備フェーズ処理における分担比ランプ制限を示すフローチャート。
【図１４】解放側摩擦係合要素の準備フェーズ処理における分担比ランプ学習を示すフローチャート。
【図１５】解放側摩擦係合要素の準備フェーズ処理におけるトルク推定学習を示すフローチャート。
【図１６】前記トルク推定学習における入力軸トルクの補正係数の特性を示す線図。
【図１７】締結側摩擦係合要素の準備フェーズ処理を示すフローチャート。
【図１８】締結側摩擦係合要素の準備フェーズ処理における分担比ランプ制御を示すフローチャート。
【図１９】締結側摩擦係合要素の分担比ランプ制御における余裕代の変化を示す線図。
【図２０】解放側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理を示すフローチャート。
【図２１】締結側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理を示すフローチャート。
【図２２】要求トルク容量のフィードホワード分の設定及び空吹け制御を行うブロックを示す制御ブロック図。
【図２３】解放側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理を示すフローチャート。
【図２４】締結側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理を示すフローチャート。
【図２５】締結側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理における基本制御を示すフローチャート。
【図２６】締結側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理における回転フィードバック制御を示すフローチャート。
【図２７】締結側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理における外乱オブザーバ制御を示すフローチャート。
【図２８】締結側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理における回転フィードバック制御及び外乱オブザーバ制御を行うブロックを示す制御ブロック図。
【図２９】解放側摩擦係合要素の終了フェーズ処理を示すフローチャート。
【図３０】締結側摩擦係合要素の終了フェーズ処理を示すフローチャート。
【図３１】締結側摩擦係合要素の終了フェーズ処理の詳細を示すフローチャート。
【符号の説明】
１…トルクコンバータ
２…変速機構
１１…ソレノイドバルブユニット
１２…Ａ／Ｔコントローラ
１３…Ａ／Ｔ油温センサ
１４…アクセル開度センサ
１５…車速センサ
１６…タービン回転センサ
１７…エンジン回転センサ
１８…エアフローメータ
２０…エンジン
Ｇ１，Ｇ２…遊星歯車
Ｈ／Ｃ…ハイクラッチ
Ｒ／Ｃ…リバースクラッチ
Ｌ／Ｃ…ロークラッチ
２＆４／Ｂ…２速／４速バンドブレーキ
Ｌ＆Ｒ／Ｂ…ロー＆リバースブレーキ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an automatic transmission, and more particularly, to control an automatic transmission configured to change gears by switching friction engagement elements that simultaneously perform fastening control and release control of two different friction engagement elements. Relates to the device.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, the engagement / release of the frictional engagement element is controlled by hydraulic pressure, and the speed is changed by changing the frictional engagement element that simultaneously performs the engagement control and release control of two different frictional engagement elements. An automatic transmission is known (see Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-133205, etc.).
[0003]
Japanese Patent Laid-Open No. 8-320066 discloses a configuration for feedback control of the control hydraulic pressure in order to obtain a target input shaft rotational speed. Specifically, the target input shaft rotational speed and the actual input shaft are disclosed. The corrected hydraulic pressure is calculated by PID (proportional / integral / derivative) control corresponding to the deviation from the rotational speed, and the corrected hydraulic pressure is processed by a low-pass filter to be used for correcting the controlled hydraulic pressure.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, if the corrected oil pressure is processed with a low-pass filter as described above, the influence of high-frequency noise can be avoided and the control oil pressure can be prevented from vibrating, but it can cope with variations in low-frequency characteristics and deterioration over time. Therefore, there is a problem that the control responsiveness is lowered and the speed change performance such as the occurrence of a speed change shock may be deteriorated.
[0005]
The present invention has been made in view of the above problems, and provides a control device for an automatic transmission capable of ensuring control responsiveness to a target input shaft rotational speed in response to variations in low-frequency characteristics and deterioration over time. The purpose is to provide.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, the invention described in claim 1 is a control device for an automatic transmission configured to change gears by switching friction engagement elements that simultaneously perform fastening control and release control of two different friction engagement elements, The transmission torque capacity of the friction engagement element is feedback-controlled based on the deviation between the actual value and the target value of the input shaft rotational speed of the speed change mechanism, and the deviation between the target value and the actual value of the input shaft rotational speed is the target. A differential value of the target value to which the deviation is added, a differential value of the target value is processed by a secondary delay filter, and a differential value of the target value processed by the secondary delay filter; The transmission torque capacity of the friction engagement element is corrected with a correction value calculated from a deviation from the differential value of the actual value .
[0007]
According to this configuration, based on the deviation between the actual value of the input shaft rotation speed and the target value, the transmission torque capacity (indicated hydraulic pressure) of the friction engagement element is feedback controlled by, for example, PID control . On the other hand, a deviation between the target value of the input shaft rotational speed and the actual input shaft rotational speed is added to the target value, a differential value of the target value to which the deviation is added is obtained, and the differential value of the target value is quadratic. Process with a lag filter. Then, a correction value is calculated based on a deviation between the differential value of the target value processed by the second-order lag filter and the differential value of the actual input shaft rotation speed, and the transfer torque of the friction engagement element is calculated using the correction value. Correct the capacity.
[0008]
According to a second aspect of the present invention, the differential value of the actual value is processed by a low-pass filter. According to such a configuration, when the differential value (acceleration) of the actual input shaft rotation speed is obtained, the differential value (acceleration) is processed by the low-pass filter, so that only the low frequency is passed and the high frequency is cut. Based on the above, the deviation of the differential value is calculated.
[0009]
In a third aspect of the invention, the differential value of the target value to which the deviation is added is processed by a low-pass filter. According to such a configuration, when the differential value (acceleration) of the target value to which the deviation is added is obtained, the differential value (acceleration) is processed by the low-pass filter, so that only the low frequency is passed and the high frequency is cut. The deviation of the differential value is calculated from the frequency component.
[0012]
According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a configuration for obtaining a correction value of the transmission torque capacity based on a deviation between a differential value of the target value and the differential value of the actual value processed by the second-order lag filter , and a predetermined inertia. did.
[0013]
According to such a configuration, the correction value of the transfer torque capacity corresponding to the inertia torque is calculated from the deviation between the differential value of the target value and the differential value of the actual value processed by the second-order lag filter and the predetermined inertia (moment of inertia). Is required.
[0014]
According to a fifth aspect of the present invention, the predetermined inertia is set for each type of shift. According to this configuration, inertia (moment of inertia) is individually set for each type of speed change (friction engagement element), and a correction value of the transmission torque capacity corresponding to the inertia torque is obtained.
According to a sixth aspect of the present invention, the automatic transmission is configured to engage and release the frictional engagement element by hydraulic pressure, and the damping factor and the natural frequency in the second-order lag filter are set according to the temperature of the hydraulic oil. To change the configuration. According to this configuration, the damping factor and the natural frequency in the secondary delay filter that processes the differential value of the target value are changed according to the temperature of the hydraulic oil at that time.
[0015]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention , the transmission torque capacity can be corrected in anticipation of a change in the input shaft rotation speed by feedback control, and the target rotation speed can be controlled in cooperation with the feedback control. On the other hand, the target acceleration can be set appropriately in response to the input shaft rotational speed changing with a secondary delay, and thus the transmission torque capacity can be corrected without causing overshoot. is there.
[0016]
According to the second and third aspects of the invention, there is an effect that the control hydraulic pressure can be prevented from vibrating in response to a high frequency component of the differential value (acceleration) of the input shaft rotation speed .
[0018]
According to the fourth aspect of the invention, there is an effect that the correction value of the transmission torque capacity for following the change in the target input shaft rotational speed can be set with high accuracy. According to the fifth aspect of the present invention, there is an effect that the correction value of the transmission torque capacity for following the change in the target input shaft rotational speed can be set with high accuracy even if the type of shift is different. According to the sixth aspect of the invention, there is an effect that the damping factor and the natural frequency of the second-order lag filter can be adapted to the temperature state of the hydraulic oil at that time.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below.
FIG. 1 shows a transmission mechanism of an automatic transmission according to an embodiment, and an engine output is transmitted to a transmission mechanism 2 via a torque converter 1.
[0020]
The transmission mechanism 2 includes two sets of planetary gears G1, G2, three sets of multi-plate clutches H / C, R / C, L / C, one set of brake bands 2 & 4 / B, and one set of multi-plate brakes L & R /. B, one set of one-way clutch L / OWC.
[0021]
The two sets of planetary gears G1 and G2 are simple planetary gears composed of sun gears S1 and S2, ring gears r1 and r2, and carriers c1 and c2, respectively.
The sun gear S1 of the planetary gear set G1 is configured to be connectable to the input shaft IN by a reverse clutch R / C, and is configured to be fixed by a brake band 2 & 4 / B.
[0022]
The sun gear S2 of the planetary gear set G2 is directly connected to the input shaft IN.
A carrier c1 of the planetary gear set G1 is configured to be connectable to the input shaft I by a high clutch H / C, while a ring gear r2 of the planetary gear set G2 is a carrier of the planetary gear set G1 by a low clutch L / C. The carrier c1 of the planetary gear set G1 can be fixed by a low & reverse brake L & R / B.
[0023]
A ring gear r1 of the planetary gear set G1 and a carrier c2 of the planetary gear set G2 are directly and integrally connected to the output shaft OUT.
In the speed change mechanism 2 configured as described above, the first to fourth speeds and the reverse are realized by a combination of engagement states of the respective clutches and brakes as shown in FIG.
[0024]
In FIG. 2, the circles indicate the engaged state, and the parts not marked with the symbol indicate the released state. In particular, the engaged state indicated by the black circle of the low & reverse brake L & R / B at the first speed. Indicates fastening in only one range.
[0025]
According to the combination of engagement states of the clutches and brakes shown in FIG. 2, for example, at the time of downshift from the 4th speed to the 3rd speed, the brake band 2 & 4 / B is released and the low clutch L / C is engaged. When downshifting from 3rd to 2nd, the high clutch H / C is released and the brake band 2 & 4 / B is engaged. When upshifting from 2nd to 3rd, the brake band 2 & 4 / B And the high clutch H / C are engaged, and at the time of upshift from the third speed to the fourth speed, the low clutch L / C is released and the brake band 2 & 4 / B is engaged. As described above, a shift in which the engagement and release of the clutch and brake (friction engagement element) are controlled simultaneously to change the friction engagement element is referred to as a change shift. To.
[0026]
The clutches and brakes (friction engagement elements) are operated by supply hydraulic pressures, and the supply hydraulic pressures for the clutches and brakes are adjusted by various solenoid valves included in the solenoid valve unit 11 shown in FIG. The
[0027]
The A / T controller 12 for controlling the various solenoid valves of the solenoid valve unit 11 includes an A / T oil temperature sensor 13, an accelerator opening sensor 14, a vehicle speed sensor 15, a turbine rotation sensor 16, an engine rotation sensor 17, and an air flow meter. Detection signals from 18 etc. are input, and the engagement hydraulic pressure in each friction engagement element is controlled based on these detection results.
[0028]
In FIG. 3, reference numeral 20 denotes an engine combined with the automatic transmission.
Here, the state of the changing gear shift by the A / T controller 12 will be described as an example of the case of an upshift (hereinafter referred to as a power-on upshift) in a state where the driving torque of the engine is applied.
[0029]
The outline of control will be described according to the block diagram of FIG. 5 with reference to the time chart of FIG. 4 before detailed description.
First, the input shaft torque estimating unit 101 estimates the input shaft torque of the speed change mechanism, and the disengagement side F / F control unit 102 and the engagement side F / F control unit 103 perform disengagement side frictional engagement elements based on the input shaft torque. And the feed forward F / F of the transmission torque capacity in the engagement side frictional engagement element is calculated. Here, while the transmission torque capacity of the disengagement side frictional engagement element is gradually reduced, the engagement side frictional engagement element can share the amount of torque capacity that is insufficient with only the disengagement side frictional engagement element. The transmission torque capacity of the engagement element is increased.
[0030]
Also, when the blow detection unit 104 detects the occurrence of blow, that is, the torque phase, the soft OWC control unit 105 sets the correction torque capacity to suppress the occurrence of blow due to insufficient torque capacity. It is set, and this is added to the feed forward F / F of the release side frictional engagement element (and the fastening side frictional engagement element).
[0031]
In addition, when the inertia phase determination unit 106 detects that the inertia phase has been reached, the rotation feedback control unit 107 sets a feedback correction amount for matching the turbine rotation speed (input shaft rotation speed) with the target speed. This is added to the feed forward F / F of the engagement side frictional engagement element.
[0032]
When the transmission torque capacity in each of the disengagement side frictional engagement element and the engagement side frictional engagement element is determined as described above, the torque-hydraulic conversion unit 108 converts the transmission torque capacity to hydraulic pressure, Is processed by the inverse filter 109 to perform dynamic characteristic compensation, and the hydraulic pressure after the processing is converted into the control duty of the solenoid valve by the oil pressure-duty converter 110, and the energization of each solenoid valve is controlled by the control duty.
[0033]
Here, details of the torque-hydraulic converter 108 and the inverse filter 109 will be described with reference to the control block diagram of FIG.
The torque-hydraulic converter 108 receives the transmission torque capacity T in each of the disengagement side frictional engagement element and the engagement side frictional engagement element, and the friction coefficient μ of the frictional engagement element (clutch). .
[0034]
The friction coefficient μ is set based on the clutch speed v set from the type of speed change and the turbine rotational speed Nt.
The torque-hydraulic converter 108 generates the command oil pressure P from the transmission torque capacity T and the friction coefficient μ, the clutch area A, the return spring force Frtn, the number of clutches N, and the clutch diameter D.
P = 1 / A (Frtn + k · T / NμD): (k is a constant)
Calculate as
[0035]
On the other hand, an inverse filter (transient oil pressure compensation filter) 109 that processes the indicated hydraulic pressure P has a damping rate of the hydraulic control system as ζreal, a target value of the damping rate as ζtgt, a natural frequency of the hydraulic control system as ωreal, and a natural vibration. When the target value of the number is ωtgt, the Laplace transform is used to set the conversion function (transfer function) to (s ² + 2ζ realωreals + ωreal ² ) / (s ² + 2ζtgtωtgts + ωtgt ² ), and the filter gain GAINatf is GAINatf = ω ² tgt / This filter is ω ² real.
[0036]
The damping ratio ζreal and the natural frequency ωreal of the hydraulic control system are set according to the ATF temperature (oil temperature) at that time.
Generally, the dynamic characteristic of the actual hydraulic pressure with respect to the indicated hydraulic pressure has a dead time and a second-order lag, and the second-order lag is approximated by a transfer function whose parameters are a natural frequency and a damping rate. The hydraulic response will deteriorate due to resonance. Therefore, in order to cancel the resonance point, an inverse filter is constructed by multiplying a model identified by the system (actual transfer characteristic) and a reference model (target transfer characteristic) that does not exhibit resonance in a transient response, and the inverse filter The hydraulic pressure response is improved by processing the indicated value of hydraulic pressure and controlling the solenoid valve.
[0037]
As the ATF temperature (oil temperature) increases, the damping rate increases by ζreal and the natural frequency ωreal. Therefore, the damping rate is changed according to the ATF temperature (oil temperature) and the natural frequency ωreal is changed. A good inverse filter can be set.
[0038]
Also, for the engagement side frictional engagement element whose hydraulic pressure is 0 before shifting, the hydraulic pressure is precharged at the start of shifting, as will be described later. In this precharging, air is mixed in the oil path. Therefore, the natural frequency ωreal is lower than that at the time of the torque phase, and the natural frequency ωreal changes depending on the elapsed time from the start of the precharge. For this reason, the attenuation rate ζreal and the natural frequency ωreal in the precharge are provided in different maps according to the ATF temperature (oil temperature) and the elapsed time t from the start of the precharge that correlates with the transition of the air mixing amount. By using the damping rate ζreal and the natural frequency ωrea retrieved from this map at the time of charging, the hydraulic response in precharging can be secured.
[0039]
Next, details of the input shaft torque estimation unit 101 will be described with reference to the block diagram of FIG.
The input shaft torque estimation unit 101 obtains the cylinder intake air amount Tp from the engine rotation speed Ne [rpm] and the intake air flow rate Qa [liter / h], and from the cylinder intake air amount Tp and the engine rotation speed Ne. Obtain the engine generation torque [Nm].
[0040]
On the other hand, the amount of engine friction is estimated based on the temperature (hereinafter referred to as oil temperature) of hydraulic oil (ATF) of the automatic transmission, and the engine generated torque is subtracted and corrected by the amount of engine friction.
[0041]
Further, an engine inertia torque is obtained from the change in the engine speed Ne and added to the engine generated torque.
Then, delay correction based on dynamic characteristics (primary delay and dead time) between the engine rotational speed Ne and the intake air flow rate Qa and the actual generated torque is performed on the engine generated torque.
[0042]
The transfer function in the delay correction is e ^−T1s / (1 + T2s), and the dead time time constant T1 and the primary delay time constant T2 are set according to the engine speed Ne.
[0043]
Further, the speed ratio of the torque converter is calculated from the engine speed Ne and the turbine speed Nt, and the torque ratio of the torque converter is obtained from the speed ratio.
Then, a turbine torque is obtained by multiplying the engine-generated torque subjected to the delay correction by the torque ratio, and the turbine torque is corrected by a shift inertia torque corresponding to a rotational change during the shift at the time of a shift, and finally obtained. Input shaft torque.
[0044]
The shift inertia torque is calculated from the inertia (moment of inertia) corresponding to the type of shift, the target shift time, the gear ratio change, and the target acceleration obtained based on the turbine rotation speed at the start of the inertia phase. .
[0045]
Next, transmission torque capacity setting control of each of the release side frictional engagement element and the engagement side frictional engagement element, that is, the release FF control unit 102, the engagement FF control 103, the soft OWC control unit 105, and the rotation feedback control unit Details of 107 will be described below with reference to the time chart of FIG.
[0046]
In the following description, it is assumed that the conversion of the transmission torque capacity to the hydraulic pressure is simply performed using constants.
The flowchart of FIG. 8 shows a main routine of torque capacity control common to the engagement side frictional engagement element and the release side frictional engagement element.
[0047]
In step S1, a shift determination for a power-on upshift is performed.
The A / T controller 12 stores in advance a shift map in which shift speeds are set according to the vehicle speed VSP and the accelerator opening (throttle opening). For example, the current (pre-shift) shift speed and the shift speed are stored. A power-on upshift is determined when the shift speed retrieved from the map is different, is in the upshift direction, and the accelerator is not fully closed.
[0048]
When the shift determination of the power-on upshift is made, the process proceeds to step S2, where the output shaft rotation speed No [rpm] of the transmission mechanism is multiplied by the gear ratio before the shift (gear ratio = turbine rotation Nt / output shaft rotation speed No). It is determined whether or not the input shaft rotation speed (turbine rotation speed) Nt [rpm] of the speed change mechanism is higher than the added value of the reference turbine rotation obtained in this way and the hysteresis value HYS stored in advance.
[0049]
When the turbine rotation speed Nt is equal to or less than the addition value of the reference turbine rotation and the hysteresis value HYS, it is determined that the release side frictional engagement element has not been released, and the preparation phase process of step S3 is executed.
[0050]
The preparation phase process in step S3 is divided into a release-side process and a fastening-side process.
The flowchart of FIG. 9 shows the main routine of the release-side frictional engagement element preparation phase process. In step S31, it is stored in advance according to the type of shift, the type of frictional engagement element to be controlled to release, and the oil temperature. It is determined whether or not a predetermined time TIMER1 has elapsed from the shift determination.
[0051]
If it is within the predetermined time TIMER1, the process proceeds to step S32, and the release initial hydraulic pressure is calculated. The release initial hydraulic pressure is an initial pressure for performing release control, and is decreased within the predetermined time TIMER1 from a hydraulic pressure during non-shifting to the release initial hydraulic pressure.
[0052]
The calculation of the release initial hydraulic pressure in step S32 is shown in detail in the flowchart of FIG. 10, and in step S321, the non-shifting hydraulic pressure Po0 (indicated pressure) of the friction engagement element that performs the current release control is calculated.
[0053]
The non-shifting hydraulic pressure Po0 is:
Po0 = K1 × (Tt × Tr-o) × initial margin value + Prtn-o
Is calculated as
[0054]
Here, K1 is a coefficient for converting the transmission torque capacity of the frictional engagement element on the release side into hydraulic pressure, and is stored in advance according to the type of shift and the type of frictional engagement element to be controlled for release. Tt is an estimated value of the input shaft torque of the transmission mechanism. Tr-o is a release critical torque ratio for obtaining a critical transmission torque capacity at which the release side frictional engagement element slips with respect to the input shaft torque Tt. The margin margin initial value is a margin margin initial value which is a correction coefficient for adding a margin torque capacity to the critical transmission torque capacity, and is stored in advance as a value of about 3.0, for example. Prtn-o is a release-side standby pressure (release-side return spring pressure), and is stored in advance for each friction engagement element.
[0055]
In step S322, the margin is calculated.
The margin is calculated as a value that decreases from the initial margin margin value (= 3.0) to a target value (margin margin (1)) after a lapse of a predetermined time TIMER1, specifically, a margin corresponding to the elapsed time t. Teenage,
Margin = initial value × (1−gain α × t ^1/2 )
Suppose that
[0056]
Here, if the target value of the margin (room margin (1)) after the lapse of the predetermined time TIMER1 is 1.2, the gain α is determined by substituting the predetermined time TIMER1 into t and substituting 1.2 for the margin. Thus, a margin for every elapsed time t is obtained by using this gain α.
[0057]
Note that the target value for the margin after the lapse of the predetermined time TIMER1 is set as a value that allows the disengagement side frictional engagement element to maintain the engaged state even if the estimated error of the input shaft torque occurs within the expected range. .
[0058]
In step S323, the release side hydraulic pressure Po1 within the predetermined time TIMER1 is calculated according to the following equation using the allowance for each elapsed time t obtained as described above.
[0059]
Po1 = K1 × (Tt × Tr-o) × room allowance + Prtn-o
After the release-side hydraulic pressure is gradually reduced within the predetermined time TIMER1 as described above, in step S33, the turbine rotation speed Nt is greater than the sum of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS. Until it is determined that the value is high, the process proceeds to step S34 and subsequent steps.
[0060]
In step S34, sharing ratio ramp control is performed.
Details of the share ratio ramp control in step S34 are shown in the flowchart of FIG. 11. In step S341, the predetermined ratio TIMER2 is stored in advance according to the type of shift and the type of friction engagement element to be controlled to release. Therefore, the margin allowance within the predetermined time TIMER2 is determined on the assumption that the margin is reduced at a constant speed from the margin allowance (1) to the allowance allowance (2) (for example, 0.8) (see FIG. 12).
[0061]
In step S342, the allowance determined in step S341 is used to calculate the release side hydraulic pressure Po2 according to the following equation.
Po2 = K1 × (Tt × Tr-o) × room allowance + Prtn-o
The margin (2) (= 0.8) is a value that can surely shift the disengagement side frictional engagement element to the disengaged state even if the estimated error of the input shaft torque occurs within the expected range. Set as
[0062]
In step S35, the sharing ratio ramp restriction is performed.
Details of the sharing ratio ramp restriction in step S35 are shown in the flowchart of FIG. 13, and in step S351, it is determined whether or not the input shaft torque Tt is equal to or less than a predetermined value.
[0063]
When the input shaft torque Tt exceeds the predetermined value, the steps S352 to 354 are jumped and ended so that the release side hydraulic pressure Po2 calculated in the step S34 is used as it is, but the input shaft torque Tt is less than the predetermined value. If so, the process proceeds to step S352.
[0064]
In step S352, the margin (2) is changed to a smaller value. For example, when the standard value is 0.8, this is changed to 0.6. By the above change, the rate of change of the margin allowance (release side hydraulic pressure Po2) becomes faster, and the shift time is prevented from being prolonged at low torque.
[0065]
In step S353, the margin in the predetermined time TIMER2 is determined again in the same manner as in step S341 based on the margin (2) after the change.
In step S354, the release side hydraulic pressure Po2 is calculated based on the newly determined margin.
[0066]
In step S36, sharing ratio ramp learning is performed.
Details of the sharing ratio ramp learning in step S36 are shown in the flowchart of FIG. 14. In step S361, it is determined whether or not the torque estimation learning for correcting the estimation error of the input shaft torque Tt has converged. The torque estimation learning will be described later.
[0067]
If it is determined in step S361 that the torque estimation learning has converged, the process proceeds to step S362, where the margin (1) and margin (2) are changed to values closer to 1.0, and the margin within the predetermined time TIMER2 Relax the slope of the teenager. For example, the margin (1) is changed from 1.2 to 1.1, and the margin (2) is changed from 0.8 to 0.9. By changing the margin, the rotational change at the initial stage of the torque phase can be moderated, and the controllability in the torque phase can be improved.
[0068]
In step S363, the margin in the predetermined time TIMER2 is re-determined in the same manner as in step S341 based on the margin (1) and (2) after the change.
In step S364, the release side hydraulic pressure Po2 is calculated based on the newly determined margin.
[0069]
In addition, with the change in the margin (1), the change in the margin within the predetermined time TIMER1 is also changed.
As described above, when the release-side hydraulic pressure is gradually decreased within the predetermined time TIMER2 in accordance with the setting for reducing the margin, the turbine rotation is greater than the sum of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS. By detecting the idling state of the engine having a high speed Nt, it is possible to indirectly know that the transmission torque capacity on the disengagement side has dropped to near criticality.
[0070]
Here, it is ideal that the turbine rotation speed Nt becomes higher than the added value of the reference turbine rotation (No.times.gear ratio) and the hysteresis value HYS when the margin is near 1.0. If there is an estimation error of Tt, the engine will blow away after the margin is greater than 1.0 or less than 1.0, and the estimation error of the input shaft torque Tt is anticipated, and the predetermined time TIMER2 In this case, it is necessary to secure a wide change range of the margin allowance around 1.0 (for example, 1.2 to 0.8).
[0071]
For example, assuming that the gear ratio starts to change at the release side hydraulic pressure corresponding to the margin of margin = 1.1, the input shaft torque is estimated to be smaller than the actual value, so the transmission torque capacity is inherently maintained with the allowance maintained. However, if the gear ratio starts to change at the disengagement side hydraulic pressure corresponding to the margin of margin = 0.9, for example, the input shaft torque is estimated to be larger than the actual value. For this reason, it is determined that the start of slipping has been delayed although the hydraulic pressure (transmission torque capacity) that has not been able to maintain the original engagement state has already been reduced.
[0072]
Therefore, when the turbine rotation speed Nt becomes higher for the first time than the added value of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS, the process proceeds to step S37, and the input shaft torque is estimated based on the margin at that time. Details of the torque estimation learning in step S37 for performing torque estimation learning for obtaining a correction coefficient for correcting the value are shown in the flowchart of FIG. 15. In step S371, the reference turbine rotation (No × gear ratio) and hysteresis are shown. The margin at the time when the turbine rotational speed Nt becomes higher for the first time than the value added to the value HYS is obtained. In addition, since there is a delay in the detection of the idling, a predetermined time before the time point when it is determined that the turbine rotational speed Nt is first higher than the added value of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS. It is preferable that the allowance is set as an allowance when an air blow occurs.
[0073]
In step S372, as shown in FIG. 16, a table storing the correction coefficient Ktt of the input shaft torque according to the deviation (Tr-1) between 1.0 and the margin allowance Tr when the engine is idling is stored in advance. Accordingly, the correction coefficient Ktt is obtained by referring to the table on the basis of the margin allowance Tr obtained in step S371.
[0074]
The correction coefficient Ktt is 1.0 when the margin margin Tr is 1.0, a value smaller than 1.0 when the margin margin Tr is smaller than 1.0, and a value larger than 1.0 when the margin margin Tr is larger than 1.0. The estimated value of the input shaft torque is corrected so that the engine idling occurs when the margin allowance Tr is 1.0.
[0075]
When the correction coefficient Ktt is set, the learning is performed so as to estimate the input shaft torque including a correction request based on the correction coefficient Ktt. The correction coefficient Ktt is limited within a predetermined upper and lower limit value, and learning of the correction coefficient Ktt is performed when the ATF temperature is equal to or higher than a predetermined temperature.
[0076]
On the other hand, the preparation phase process on the fastening side is shown in the flowchart of FIG.
In step S41, it is determined whether or not the turbine rotation speed Nt is higher than the added value of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS.
[0077]
When it is determined that the turbine rotation speed Nt is equal to or less than the addition value of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS, in other words, until the engine blows out. The process proceeds to step S42.
[0078]
In step S42, the reference precharge pressure (standby pressure) of the engagement side frictional engagement element is set according to the type of frictional engagement element.
In step S43, the damping rate ζreal and the natural frequency ωreal used in the inverse filter (transient hydraulic pressure compensation filter) 109 are searched from the precharge map according to the ATF temperature and the elapsed time t from the start of the precharge. Like that. Then, the reference precharge pressure (standby pressure) is processed by an inverse filter (transient oil pressure compensation filter) 109 based on the damping rate ζreal and the natural frequency ωreal obtained from the precharge map, and the result is finally obtained. Is output as the correct engagement side hydraulic pressure Po0.
[0079]
In step S44, it is determined whether or not the elapsed time from the shift start determination exceeds the predetermined time TIMER1, and when the predetermined time TIMER1 is exceeded, the process proceeds to the sharing ratio ramp control in step S45.
[0080]
The details of the share ratio ramp control in step S45 are shown in the flowchart of FIG. 18. In step S451, within the predetermined time TIMER2, the margin (1) (for example, 0.8) to the margin (2) (for example, 1.2). As an increase at a constant speed, a margin within a predetermined time TIMER2 is determined (see FIG. 19).
[0081]
In step S452, the tightening side hydraulic pressure Pc2 is calculated according to the following equation using the allowance determined in step S451.
Pc2 = K2 × (Tt × Tr−c) × allowance margin + Prtn−c
Here, K2 is a coefficient for converting the transmission torque capacity (required transmission torque capacity) of the friction engagement element on the engagement side into hydraulic pressure, and depends on the type of shift and the type of friction engagement element to be controlled to release. Stored in advance. Tr-c is an engagement critical torque ratio for obtaining a critical transmission torque capacity at which the engagement side frictional engagement element starts to be engaged with the input shaft torque Tt. Prtn-c is a standby pressure on the engagement side (engagement return spring pressure), and is stored in advance for each friction engagement element.
[0082]
Here, returning to the flowchart of FIG. 8, the description will be continued. In step S2, it is determined that the turbine rotation speed Nt is higher than the added value of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS. Then, it progresses to step S4 and it is discriminate | determined whether the gear ratio exceeded the F / B (feedback) start gear ratio and changed to the upshift direction. Then, after the engine idling is determined, the torque phase process of step S5 is performed until the F / B start gear ratio is exceeded and the engine shifts in the upshift direction.
[0083]
In the torque phase process (soft OWC control) of the disengagement side frictional engagement element, the disengagement side hydraulic pressure Po2 obtained by continuing the reduction control of the margin allowance in the preparation phase at the same speed as that of the disengagement side hydraulic pressure Po2 is compensated. The final release side oil pressure Po4 is obtained by adding the correction oil pressure Po3 for suppressing idling.
[0084]
Specifically, as shown in the flowchart of FIG. 20, first, in step S51, a release correction hydraulic pressure Po3 corresponding to the differential value ΔNt of the turbine rotation speed Nt and the change amount of the turbine rotation speed Nt is calculated according to the following equation. To do.
[0085]
Po3 = K1 × {INS × (2π / 60) × ΔNt + 1 / g (Nt−No × i)}
Here, INS is an inertia (moment of inertia) determined for each shift type, and g is a gain for converting the clutch torque into a rotational speed, and is set according to the shift type and the turbine rotational speed Nt. Further, i is a gear ratio before shifting, and No × i is a reference turbine rotation speed (reference input shaft rotation speed).
[0086]
Note that one of the first correction value obtained as K1 × INS × (2π / 60) × ΔNt or K1 × 1 / g × (Nt−No × i) as the second correction value is final. Although it may be a correction value, the final correction value is an addition value of a first correction value for correcting the transmission torque capacity corresponding to the inertia torque accompanying the change in rotation and a second correction value corresponding to the increase in rotation. By doing so, the shortage of the transmission torque capacity can be corrected with higher accuracy and better response, and idling can be more effectively suppressed.
[0087]
Further, correction of the hydraulic pressure (transmission torque capacity) according to the differential value ΔNt of the turbine rotational speed Nt to compensate for the shortage of the transmission torque capacity and suppress the idling is performed on at least one of the release side and the fastening side. Any configuration is acceptable.
[0088]
In step S52, the release correction hydraulic pressure Po3 is added to the release side hydraulic pressure Po2 calculated based on the margin allowance set by continuing the margin allowance reduction control in the preparation phase at the same speed, and the result is finalized. The release side hydraulic pressure Po4 is set to (Po4 = Po2 + Po3).
[0089]
It should be noted that the final release side hydraulic pressure Po4 is restricted so as not to fall below the release side hydraulic pressure Po2.
Further, the value after the low-pass filter process is used as the differential value ΔNt of the turbine rotation speed used for the calculation of the release correction hydraulic pressure Po3.
[0090]
On the other hand, the state of the torque phase process of the engagement side frictional engagement element is shown in the flowchart of FIG.
In the flowchart of FIG. 21, when it is determined in step S61 that the turbine rotational speed Nt is higher than the added value of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS, the process proceeds to step S62. It is determined whether or not the ratio has exceeded the F / B start gear ratio and has changed in the upshift direction. If the F / B start gear ratio is not exceeded, the process proceeds to step S63.
[0091]
In step S63, the engagement side hydraulic pressure Pc2 is obtained based on the margin margin set by continuing the margin margin increase control in the preparation phase at the same speed.
In step S64, the engagement correction hydraulic pressure Pc3 is calculated in accordance with the following equation in the same manner as in step S51.
[0092]
Pc3 = K2 × {INS × (2π / 60) × ΔNt + 1 / g (Nt−No × i)}
Then, the final engagement side hydraulic pressure Pc4 is obtained as Pc2 + Pc3 = Pc4.
[0093]
Control up to the torque phase of the release side frictional engagement element and the fastening side frictional engagement element will be schematically described with reference to the block diagram of FIG.
Note that the block diagram of FIG. 22 shows detailed configurations of the release side F / F control unit 102, the fastening side F / F control unit 103, the idling determination unit 104, and the soft OWC control unit 105 in FIG. Become.
[0094]
The release side and engagement side hydraulic pressures are basically determined by adding a margin to the critical torque obtained from the input shaft torque and the critical torque ratio corresponding to the type of shift. Note that the hydraulic pressure on the engagement side is precharged at the start of shifting.
[0095]
Then, the hydraulic pressure (torque capacity) on the fastening side is increased and changed as the margin is increased, while the hydraulic pressure (torque capacity) on the release side is decreased by decreasing the margin, and the required torque capacity is shared. It gradually shifts from to the fastening side. Further, idling due to insufficient torque capacity is dealt with by performing correction according to the change in turbine rotational speed described as the soft OWC control in the present embodiment.
[0096]
In the control block diagram of FIG. 22, ωt indicates the turbine rotational angular velocity, ω (dot) t is a differential value of the turbine rotational angular velocity ωt, and the correction result of the hydraulic pressure (torque capacity) is the same as the Po3. become.
[0097]
If it is determined in step S4 in the flowchart of FIG. 8 that the gear ratio has exceeded the F / B start gear ratio, the process proceeds to step S6, where the gear ratio indicates the F / B end gear ratio (<F / B start gear ratio). It is determined whether it has been exceeded.
[0098]
When the gear ratio is between the F / B start gear ratio and the F / B end gear ratio, the inertia phase process of step S7 is performed.
The release-side inertia phase process is shown in the flowchart of FIG. 23. In step S71, a setting is made to hold the hydraulic pressure at the end of the torque phase (hydraulic pressure = 0).
[0099]
Further, the inertia phase process on the fastening side is shown in the flowchart of FIG.
In the flowchart of FIG. 24, in step S81, basic control shown in the flowchart of FIG. 25 is performed.
[0100]
In the basic control, first, in step S811, a target inertia torque Tinr [Nm] is calculated according to the following equation.
Tinr = Inertia INS × target turbine angular acceleration [rad / sec ² ]
In the above equation, inertia INS (moment of inertia) [Nm / rad / sec ² ] is a value determined according to the type of shift.
[0101]
The target turbine angular acceleration [rad / sec ² ] is

The target turbine acceleration [1 / sec ² ] is calculated as

In the above equation, the gear step is a value calculated as Gear step = 1- (Gear ratio after shifting / Gear ratio before shifting), and Nt [rpm] is the turbine rotation speed at the start of the inertia phase.
[0102]
In step S812, the engagement side hydraulic pressure Pc7 is calculated according to the following equation based on the target inertia torque Tinr.
Pc7 = K2 * Tt * Tr * Tr-c + Prtn-c + K2 * Tr-c * Tinr
In addition to the above basic control, rotation feedback (F / B) control is executed in step S82.
[0103]
The rotation F / B control (rotation feedback control unit 107) will be described with reference to the flowchart of FIG.
In step S821, a target turbine rotation speed [rpm] is calculated.
[0104]
The target turbine rotation speed is calculated from the turbine rotation speed Nt [rpm] at the start of the inertia phase based on the turbine rotation speed Nt [rpm] at the start of the inertia phase and the target turbine acceleration [1 / sec ² ]. It is calculated as a characteristic that decreases with [1 / sec ² ] (target turbine speed (n) = target turbine speed (n−1) + target turbine acceleration).
[0105]
In step S822, based on the deviation between the target turbine rotational speed and the actual target turbine rotational speed (deviation = target turbine rotational speed−actual target turbine rotational speed), the feedback correction hydraulic pressure is obtained by proportional / integral / differential (PID) operation. calculate.
[0106]
In step S823, a feedback correction oil pressure is added to the engagement side oil pressure Pc7 to obtain an engagement side oil pressure Pc8.
Further, in step S83, control called disturbance observer control in the present embodiment is performed in parallel with the PID to obtain the target turbine rotation speed.
[0107]
Details of the disturbance observer control will be described according to the flowchart of FIG. 27 with reference to the block diagram of FIG.
In step S831, a deviation between the target turbine rotational speed and the actual target turbine rotational speed (deviation = target turbine rotational speed−actual target turbine rotational speed) is added to the target turbine rotational speed, and the addition result is differentiated. Further, the high-frequency component is cut by processing the differential value with a low-pass filter. Further, the actual turbine rotation speed is differentiated, and the differential value is processed by a low-pass filter to cut the high frequency component.
[0108]
The cut-off frequency of the low pass filter is preferably about 18 Hz.
In step S832, the added value of the target turbine rotational speed and the deviation (deviation = target turbine rotational speed−actual target turbine rotational speed) is differentiated, and the value processed by the low-pass filter is processed by the secondary delay filter.
[0109]
The second-order lag filter is a filter having a transfer function ω _n ² / (s ² + 2ζω _n s + ω _n ² ), and changes the damping factor ζ and the natural frequency ω according to the ATF temperature (oil temperature). It is.
[0110]
In step S833, from the differential value deviation which is the deviation between the differential value of [target turbine rotational speed + deviation] processed by the low-pass filter and the second-order lag filter and the actual differential value of the turbine rotational speed processed by the low-pass filter. The corrected hydraulic pressure Pobs is calculated according to the following equation.
[0111]
Pobs = K2 × inertia INS × differential value deviation The inertia INS (moment of inertia) [Nm / rad / sec ² ] is a value determined according to the type of shift.
[0112]
In step S834, the final engagement side hydraulic pressure Pc9 is obtained by adding the correction hydraulic pressure Pobs to the engagement side hydraulic pressure Pc8.
If it is determined in step S6 in the flowchart of FIG. 8 that the gear ratio has become smaller than the F / B end gear ratio, the process proceeds from step S6 to step S8, and the gear ratio is the first time that the gear ratio is greater than the F / B end gear ratio. It is determined whether or not a predetermined time TIMER7 has elapsed since the time when the value became smaller.
[0113]
If it is within the predetermined time TIMER7, the process proceeds to step S9 to perform the end phase process.
The end phase process for the disengagement side frictional engagement element is shown in the flowchart of FIG. 29. In step S91, setting is made to hold the hydraulic pressure at the end of the inertia phase. That is, the hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element is held at the value at the time when the gear ratio becomes smaller than the F / B start gear ratio in the inertia phase and the end phase.
[0114]
On the other hand, the end phase processing of the engagement side frictional engagement element is shown in the flowchart of FIG. 30. In step S101, whether the gear ratio is within the predetermined time TIMER7 from the time when the gear ratio becomes smaller than the F / B end gear ratio for the first time. If it is within the predetermined time TIMER7, the process proceeds to step S102 to execute an end phase process.
[0115]
The details of the end phase process in step S101 are shown in the flowchart of FIG. 31. In step S111, the hydraulic pressure corresponding to the fastening critical torque to the hydraulic pressure equivalent to 1.2 times the fastening critical torque is within the predetermined time TIMER7. Set ramp ramp Rmp-Tr2 to be raised. The predetermined time TIMER7 is set according to the type of speed change and friction engagement element.
[0116]
In step S112, the engagement side command pressure Pc10 is

Calculate as
[0117]
Then, when the predetermined time TIMER7 has elapsed, the command pressure on the fastening side is changed in steps from the Pc10 to the maximum pressure.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a transmission mechanism of an automatic transmission according to an embodiment.
FIG. 2 is a diagram showing a correlation between a combination of engagement states of friction engagement elements in the speed change mechanism and a gear position;
FIG. 3 is a system diagram showing a control system of the automatic transmission.
FIG. 4 is a time chart showing a state of shifting by changing friction engagement elements in the embodiment.
FIG. 5 is a control block diagram showing the entire control system of the automatic transmission.
FIG. 6 is a control block diagram showing a block for determining a command hydraulic pressure from a required torque capacity.
FIG. 7 is a control block diagram showing a block for estimating an input shaft torque.
FIG. 8 is a flowchart showing a main routine of frictional change switching control of the friction engagement element in the embodiment.
FIG. 9 is a flowchart showing a release phase friction engagement element preparation phase process;
FIG. 10 is a flowchart showing a release initial hydraulic pressure calculation in a preparation phase process of a release side frictional engagement element.
FIG. 11 is a flowchart showing a sharing ratio ramp control in a preparation phase process of a disengagement side frictional engagement element.
FIG. 12 is a diagram showing a change in margin in the share ratio ramp control.
FIG. 13 is a flowchart showing sharing ratio ramp restriction in the preparation phase processing of the disengagement side frictional engagement element.
FIG. 14 is a flowchart showing sharing ratio ramp learning in the release phase friction engagement element preparation phase process;
FIG. 15 is a flowchart showing torque estimation learning in a preparatory phase process for a release-side frictional engagement element.
FIG. 16 is a diagram showing a characteristic of an input shaft torque correction coefficient in the torque estimation learning.
FIG. 17 is a flowchart showing a preparatory phase process for the engagement-side frictional engagement element.
FIG. 18 is a flowchart showing sharing ratio ramp control in the preparation phase processing of the engagement-side frictional engagement element.
FIG. 19 is a diagram showing a change in margin in the share ratio ramp control of the engagement side frictional engagement element;
FIG. 20 is a flowchart showing torque phase processing of the release side frictional engagement element.
FIG. 21 is a flowchart showing torque phase processing of the engagement side frictional engagement element.
FIG. 22 is a control block diagram showing a block for performing setting of the required torque capacity for feed forward and idling control.
FIG. 23 is a flowchart showing inertia phase processing of the disengagement side frictional engagement element.
FIG. 24 is a flowchart showing inertia phase processing of the engagement-side frictional engagement element.
FIG. 25 is a flowchart showing basic control in inertia phase processing of the engagement side frictional engagement element;
FIG. 26 is a flowchart showing rotation feedback control in inertia phase processing of the engagement-side frictional engagement element.
FIG. 27 is a flowchart showing disturbance observer control in inertia phase processing of the engagement-side frictional engagement element.
FIG. 28 is a control block diagram showing blocks that perform rotation feedback control and disturbance observer control in inertia phase processing of the engagement-side frictional engagement element.
FIG. 29 is a flowchart showing an end phase process of a disengagement side frictional engagement element.
FIG. 30 is a flowchart showing an end phase process of the engagement-side frictional engagement element.
FIG. 31 is a flowchart showing details of an end phase process of the engagement-side frictional engagement element.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Torque converter 2 ... Transmission mechanism 11 ... Solenoid valve unit 12 ... A / T controller 13 ... A / T oil temperature sensor 14 ... Accelerator opening sensor 15 ... Vehicle speed sensor 16 ... Turbine rotation sensor 17 ... Engine rotation sensor 18 ... Air flow Meter 20 ... Engine G1, G2 ... Planetary gear H / C ... High clutch R / C ... Reverse clutch L / C ... Low clutch 2 & 4 / B ... 2-speed / 4-speed band brake L & R / B ... Low & reverse brake

Claims

A control device for an automatic transmission configured to change speed by switching friction engagement elements that simultaneously perform fastening control and release control of two different friction engagement elements,
Feedback control of the transmission torque capacity of the friction engagement element based on the deviation between the actual value and the target value of the input shaft rotation speed of the speed change mechanism;
The deviation between the target value of the input shaft rotation speed and the actual value is added to the target value, a differential value of the target value to which the deviation is added is obtained, and the differential value of the target value is processed by a secondary delay filter. ,
The transmission torque capacity of the friction engagement element is corrected with a correction value calculated from the deviation between the differential value of the target value processed by the second-order lag filter and the differential value of the actual value. A control device for an automatic transmission.

2. The automatic transmission control device according to claim 1, wherein the differential value of the actual value is processed by a low-pass filter.

3. The automatic transmission control device according to claim 1, wherein a differential value of the target value to which the deviation is added is processed by a low-pass filter.

The transmission torque capacity correction value is obtained based on a deviation between the differential value of the target value processed by the second-order lag filter and the differential value of the actual value , and a predetermined inertia. 4. The control device for an automatic transmission according to any one of 3 above.

5. The automatic transmission control apparatus according to claim 4, wherein the predetermined inertia is set for each type of shift.

The automatic transmission is configured to engage and release the frictional engagement element by hydraulic pressure,
The control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 5, wherein a damping factor and a natural frequency in the second-order lag filter are changed according to a temperature of hydraulic oil.