JP2001182818A - Control device for automatic transmission - Google Patents
Control device for automatic transmissionInfo
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Abstract
Description
【０００１】[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。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a control device for an automatic transmission, and more particularly, to a structure in which a shift is performed by changing a friction engagement element that simultaneously performs engagement control and release control of two different friction engagement elements. To a control device for an automatic transmission.
【０００２】[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）。2. Description of the Related Art Conventionally, the engagement and release of a friction engagement element has been controlled by hydraulic pressure, and the friction engagement element has been switched by simultaneously performing engagement control and release control of two different friction engagement elements. 2. Description of the Related Art There is known an automatic transmission configured to perform a gear shift (see Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-133205).
【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。Further, Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-320066 discloses a configuration in which a control hydraulic pressure is feedback-controlled to obtain a target input shaft rotation speed.
A corrected hydraulic pressure is calculated by PID (proportional / integral / differential) control according to a deviation between a target input shaft rotational speed and an actual input shaft rotational speed, and the corrected hydraulic pressure is processed by a low-pass filter to control the control hydraulic pressure. It is used for correction.
【０００４】[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。As described above, if the corrected hydraulic pressure is processed by the low-pass filter, the influence of high-frequency noise can be avoided and the control hydraulic pressure can be prevented from oscillating. Since it is not possible to cope with variation and deterioration over time, there has been a problem that control responsiveness is reduced and shift performance is deteriorated such as occurrence of shift shock.
【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。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above-mentioned problems, and an automatic transmission capable of ensuring control responsiveness to a target input shaft rotation speed in response to variations in low frequency characteristics and deterioration over time. It is an object to provide a control device.
【０００６】[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、目標の入力軸回転速度の微分値と実
際の入力軸回転速度の微分値との偏差に基づいて伝達ト
ルク容量を補正するよう構成した。SUMMARY OF THE INVENTION Therefore, the present invention is directed to an automatic transmission configured to perform a shift by changing a friction engagement element that simultaneously performs engagement control and release control of two different friction engagement elements. A control device for a transmission,
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 rotation speed of the transmission mechanism, and the differential value of the target input shaft rotation speed and the actual input shaft rotation speed are The transmission torque capacity is configured to be corrected based on the deviation from the differential value.
【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、目標の入力軸回転速度の微分値
（加速度）と実際の入力軸回転速度の微分値（加速度）
との偏差に応じて伝達トルク容量（指示油圧）を補正す
る。With this configuration, the transmission torque capacity (instruction oil pressure) of the friction engagement element is feedback-controlled by, for example, PID control based on the deviation between the actual value and the target value of the input shaft rotation speed, while the target input is being controlled. Differential value (acceleration) of shaft rotation speed and differential value (acceleration) of actual input shaft rotation speed
The transmission torque capacity (instruction oil pressure) is corrected in accordance with the deviation from.
【０００８】請求項２記載の発明では、前記実際の入力
軸回転速度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。[0010] According to the second aspect of the invention, the differential value of the actual input shaft rotation speed is processed by a low-pass filter. According to this 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, the high frequency is cut, and the low frequency component is cut. The deviation of the differential value is calculated based on
【０００９】請求項３記載の発明では、前記目標の入力
軸回転速度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、目標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、低周波成分から微分値の偏差を
算出させる。According to a third aspect of the present invention, the differential value of the target input shaft rotation speed is processed by a low-pass filter. According to this configuration, when the differential value (acceleration) of the target 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, the high frequency is cut, and the low frequency component is cut. To calculate the deviation of the differential value.
【００１０】請求項４記載の発明では、前記目標の入力
軸回転速度の微分値を２次遅れフィルタで処理する構成
とした。かかる構成によると、目標の入力軸回転速度の
微分値（加速度）を２次遅れフィルタ（２次遅れ系の伝
達特性を有するフィルタ）で処理して、動特性補償を行
い、該動特性補償後の値を用いて微分値の偏差を算出さ
せる。According to a fourth aspect of the present invention, the differential value of the target input shaft rotation speed is processed by a secondary delay filter. According to this configuration, the differential value (acceleration) of the target input shaft rotation speed is processed by the second-order lag filter (a filter having a transfer characteristic of a second-order lag system) to perform dynamic characteristic compensation. Is used to calculate the deviation of the differential value.
【００１１】請求項５記載の発明では、前記目標の入力
軸回転速度の微分値を、入力軸回転速度の目標値と実際
値との偏差の微分値で補正する構成とした。かかる構成
によると、目標の入力軸回転速度の微分値を、入力軸回
転速度の目標値と実際値との偏差の微分値で補正し、該
補正後の微分値を、実際の入力軸回転速度の微分値と比
較させる。According to a fifth aspect of the present invention, the differential value of the target input shaft rotational speed is corrected by a differential value of a deviation between a target value and an actual value of the input shaft rotational speed. According to this configuration, the differential value of the target input shaft rotation speed is corrected by the differential value of the deviation between the target value and the actual value of the input shaft rotation speed, and the corrected differential value is used as the actual input shaft rotation speed. Is compared with the differential value of.
【００１２】尚、目標の入力軸回転速度に、入力軸回転
速度の目標値と実際値との偏差（偏差＝目標値−実際
値）を加算した後に微分する構成も、実質的に同一であ
る。請求項６記載の発明では、前記目標の入力軸回転速
度の微分値と実際の入力軸回転速度の微分値との偏差、
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。The configuration of adding the deviation between the target value and the actual value of the input shaft rotational speed (deviation = target value−actual value) to the target input shaft rotational speed and then differentiating the same is substantially the same. . In the invention according to claim 6, a deviation between a differential value of the target input shaft rotational speed and a differential value of an actual input shaft rotational speed,
Further, the configuration is such that the correction value of the transmission torque capacity is obtained based on the predetermined inertia.
【００１３】かかる構成によると、前記入力軸回転速度
の微分値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。According to this configuration, the correction value of the transmission torque capacity corresponding to the inertia torque is obtained from the deviation of the differential value of the input shaft rotation speed and the predetermined inertia (moment of inertia).
【００１４】請求項７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。According to a seventh aspect of the present invention, the predetermined inertia is set for each type of shift. According to such a configuration, the inertia (moment of inertia) is individually set for each type of shift (friction engagement element), and the correction value of the transmission torque capacity corresponding to the inertia torque is obtained.
【００１５】[0015]
【発明の効果】請求項１記載の発明によると、低周波特
性のばらつきや経時劣化があっても、目標の入力軸回転
速度の変化に対して入力軸回転速度を応答良く追従変化
させることができ、変速ショックの発生を抑制して変速
性能を向上させることができるという効果がある。According to the first aspect of the present invention, the input shaft rotation speed can be changed with good response to the target change in the input shaft rotation speed even if the low-frequency characteristics vary or degrade over time. Thus, there is an effect that the shift performance can be improved by suppressing the occurrence of the shift shock.
【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。
請求項４記載の発明によると、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。According to the second and third aspects of the invention, there is an effect that the control oil pressure can be suppressed from vibrating in response to the high frequency component of the differential value (acceleration) of the input shaft rotation speed.
According to the fourth aspect of the present invention, the target acceleration can be appropriately set in response to the input shaft rotation speed changing with a second-order lag with respect to the hydraulic control, thereby causing an overshoot. There is an effect that the transmission torque capacity can be corrected without the need.
【００１７】請求項５記載の発明によると、回転速度の
偏差に基づく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、回転速度の微分値に基づく伝達トル
ク容量の補正を施せ、回転速度の偏差に基づくフィード
バック制御と協調して、目標回転速度に制御させること
ができるという効果がある。According to the fifth aspect of the invention, the transmission torque capacity is corrected based on the differential value of the rotation speed in anticipation of the change in the input shaft rotation speed due to the feedback control based on the rotation speed deviation. There is an effect that the target rotational speed can be controlled in cooperation with the feedback control based on.
【００１８】請求項６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
７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。According to the sixth 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 rotation speed can be set with high accuracy. According to the seventh 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 rotation speed can be set with high accuracy even if the type of shift is different.
【００１９】[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。Embodiments of the present invention will be described below. FIG. 1 shows a transmission mechanism of an automatic transmission according to an embodiment, in which an output of an engine is transmitted to a transmission mechanism 2 via a torque converter 1.
【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。The transmission mechanism 2 has two sets of planetary gears G1,
G2, 3 sets of multiple disc clutches H / C, R / C, L / C, 1
A set of brake bands 2 & 4 / B, a set of multiple disc brakes L & R / B, and a set of one-way clutch L / OWC.
【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。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 has a reverse clutch R /
C is configured to be connectable to the input shaft IN, and is configured to be fixable by the brake bands 2 & 4 / B.
【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ｒ
２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ｃ
１を固定できるようになっている。The sun gear S2 of the planetary gear set G2 is directly connected to the input shaft IN. The 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 the ring gear r of the planetary gear set G2 is connected.
2 is configured to be connectable to the carrier c1 of the planetary gear set G1 by a low clutch L / C, and is further configured to be coupled to the carrier c of the planetary gear set G1 by a low & reverse brake L & R / B.
1 can be fixed.
【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。The ring gear r1 of the planetary gear set G1 and the carrier c2 of the planetary gear set G2 are directly and integrally connected to the output shaft OUT. In the transmission mechanism 2 having the above-described configuration, the first to fourth speeds and the reverse are realized by a combination of engagement states of the clutches and brakes, as shown in FIG.
【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。In FIG. 2, a circle indicates a fastened state, and a part without a symbol indicates a released state.
The fastening state indicated by a black circle of & R / B indicates fastening only in one range.
【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。According to the combination of the engagement states of the clutches and brakes shown in FIG. 2, for example, during a downshift from the fourth speed to the third speed, the brake bands 2 & 4 / B are released and the low clutch L / C is engaged. During the downshift from the third speed to the second speed, the high clutch H / C is released and the brake bands 2 & 4 / B are engaged. At the time of the upshift from the second speed to the third speed,
The brake bands 2 & 4 / B are released and the high clutch H / C is engaged. At the time of the upshift from the third speed to the fourth speed, the low clutch L / C is released and the brake bands 2 & 4 / B are engaged. That is, as described above, the shift in which the engagement and disengagement of the clutch / brake (friction engagement element) is simultaneously controlled to change the friction engagement element is referred to as a shift shift.
【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。Each of the clutches and brakes (friction engagement elements) is operated by a supply hydraulic pressure.
The supply hydraulic pressure for each clutch / brake is adjusted by various solenoid valves included in the solenoid valve unit 11 shown in FIG.
【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。An A / T controller 12 for controlling various solenoid valves of the solenoid valve unit 11 includes an A / T oil temperature sensor 13, an accelerator opening sensor 14,
Detection signals from the vehicle speed sensor 15, the turbine rotation sensor 16, the engine rotation sensor 17, the air flow meter 18, and the like are input, and the engagement hydraulic pressure in each friction engagement element is controlled based on the detection results.
【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。In FIG. 3, reference numeral 20 denotes an engine combined with the automatic transmission. Here, A /
The state of the shift change by the T controller 12 will be described below as an example of an upshift (hereinafter, referred to as a power-on upshift) in a state where the driving torque of the engine is applied.
【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。Before giving a detailed description, an outline of the control will be described with reference to the time chart of FIG. 4 and the block diagram of FIG. First, the input shaft torque estimating unit 101 estimates the input shaft torque of the transmission mechanism, and the release-side F / F control unit 102
The engagement-side F / F control unit 103 calculates a feedforward F / F of the transmission torque capacity of the release-side friction engagement element and the engagement-side friction engagement element based on the input shaft torque. 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 torque capacity shortage with the release side frictional engagement element alone. The transmission torque capacity of the engagement element is increased.
【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。Further, when the occurrence of an idling, that is, the occurrence of the torque phase, is detected by the idling determining unit 104, the soft OWC control unit 105 corrects the occurrence of the idling due to the insufficient torque capacity to suppress the occurrence of the idling. The torque capacity is set, and the torque capacity is added to the feedforward F / F of the release-side friction engagement element (and the engagement-side friction engagement element).
【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。When the inertia phase determination section 106 detects that the inertia phase has been entered, the rotation feedback control section 107 performs feedback correction for adjusting the turbine rotation speed (input shaft rotation speed) to the target speed. And adds this to the feedforward F / F of the engagement-side friction engagement element.
【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１
０９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。As described above, when the transmission torque capacity of each of the release-side friction engagement element and the engagement-side friction engagement element is determined, the torque-hydraulic conversion unit 108 converts the transmission torque capacity to hydraulic pressure. , And this oil pressure is
In step 09, dynamic characteristics compensation is performed, and the hydraulic pressure after the processing is converted into a control duty of a solenoid valve by a hydraulic-duty conversion unit 110, and the energization of each solenoid valve is controlled by the control duty.
【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。Here, the 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 transmission torque capacity T of each of the disengagement side friction engagement element and the engagement side friction engagement element and the friction coefficient μ of the friction engagement element (clutch) are input to the torque-hydraulic conversion unit 108. .
【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。The friction coefficient μ is set based on a clutch speed v which is set based on the type of shift and the turbine rotational speed Nt. The torque-to-hydraulic conversion unit 108 determines the transmission torque capacity T and the friction coefficient μ, the clutch area A,
From the return spring force Frtn, the number of clutches N, and the clutch diameter D, the command oil pressure P is calculated as P = 1 / A (Frtn + kT / NμD): (k is a constant).
【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ＧＡＩ
Ｎatfを、ＧＡＩＮatf＝ω2tgt／ω2realとするフィル
タである。On the other hand, an inverse filter (transient oil pressure compensation filter) 109 for processing the command oil pressure P has a damping rate of the hydraulic control system of ζreal, a target value of the damping rate of ζtgt, and a natural frequency of the hydraulic control system of ωreal. When the target value of the natural frequency is ωtgt, the conversion function (transfer function) is calculated by using the Laplace transform as (s 2 + 2ζreal ωreals + ωreal 2 ) / (s 2 +
2ζtgtωtgts + ωtgt 2 ), and the filter gain GAI
This is a filter that sets Natf as GAINatf = ω 2 tgt / ω 2 real.
【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。The damping rate ζreal and the natural frequency ωreal of the hydraulic control system are set according to the ATF temperature (oil temperature) at that time. In general, the dynamic characteristics of the actual oil pressure with respect to the command oil pressure have a dead time and a second-order lag.
The next delay is approximated by a transfer function using the natural frequency and the damping rate as parameters, and the resonance at the natural frequency deteriorates the hydraulic response. Therefore, a system-identified model (actual transfer characteristic) and a reference model that does not show resonance in the transient response (target transfer characteristic) in order to cancel the resonance point.
, The hydraulic response is improved by controlling the solenoid valve by processing the indicated value of the hydraulic pressure with the inverse filter.
【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、Ａ
ＴＦ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。When the ATF temperature (oil temperature) increases, the damping rate increases by ζreal and the natural frequency ωreal.
The damping rate is changed to ζreal and the natural frequency ωreal according to the TF temperature (oil temperature) so that an accurate inverse filter can be set.
【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。For the engagement-side friction engagement element whose oil pressure is set to 0 before the gear shift, the oil pressure is precharged at the start of the gear shift, as described later. Therefore, the natural frequency ωreal is lower than that during the torque phase, and the natural frequency ωreal changes depending on the elapsed time from the start of precharge. For this reason, the decay rate プ リ real
And the natural frequency ωreal are stored in a separate map according to the ATF temperature (oil temperature) and the elapsed time t from the start of the precharge correlating to the change in the amount of air entrapment, and the attenuation rate retrieved from this map during the precharge ζreal and natural frequency ωrea
Is used to ensure a hydraulic response in precharge.
【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［rp
m］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［Ｎ
ｍ］を求める。Next, the details of the input shaft torque estimating section 101 will be described with reference to the block diagram of FIG. In the input shaft torque estimating unit 101, the engine rotation speed Ne [rp
m] and the intake air flow rate Qa [liter / h], a cylinder intake air amount Tp is obtained, and the cylinder intake air amount Tp is calculated.
And the engine rotation speed Ne, the engine generated torque [N
m].
【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。On the other hand, the engine friction is estimated based on the temperature (hereinafter referred to as oil temperature) of the hydraulic oil (ATF) of the automatic transmission, and the engine generated torque is subtracted and corrected by the engine friction.
【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。Further, an engine inertia torque is obtained from a change in the engine rotation speed Ne, and is added to the engine generated torque. Then, the engine generated torque is subjected to delay correction based on dynamic characteristics (primary delay and dead time) between the engine rotation speed Ne and the intake air flow rate Qa and the actual generated torque.
【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。The transfer function in the delay correction is represented by e -T1s
/ (1 + T2s), and the dead time time constant T1 and the first-order lag time constant T2 are respectively set according to the engine speed Ne.
【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。Further, the speed ratio of the torque converter is calculated from the engine speed Ne and the turbine speed Nt,
The torque ratio of the torque converter is obtained from the speed ratio. Then, the turbine torque is obtained by multiplying the engine generated torque subjected to the delay correction by the torque ratio, and further, the turbine torque is corrected by a shift inertia torque corresponding to a change in rotation during the shift to change the turbine torque. Input shaft torque.
【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。The shift inertia torque is obtained from the inertia (inertia moment) corresponding to the type of shift, and the target acceleration obtained based on the target shift time, the gear ratio change, and the turbine speed at the start of the inertia phase. Is calculated.
【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。Next, setting control of the transmission torque capacity of each of the release-side friction engagement element and the engagement-side friction engagement element, that is, the release FF control section 102, the engagement FF control 103,
Details of the software OWC control unit 105 and the rotation feedback control unit 107 will be described with reference to a time chart of FIG.
This will be described below.
【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。In the following description, it is assumed that the conversion of the transmission torque capacity to the hydraulic pressure is simply performed using a constant. The flowchart of FIG. 8 shows a main routine of torque capacity control common to the engagement-side friction engagement element and the release-side friction engagement element.
【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。In step S1, a shift determination for a power-on upshift is performed. The A / T controller 12 previously stores a shift map in which a shift stage is set according to a vehicle speed VSP and an accelerator opening (throttle opening). If the shift speed retrieved from the map is different, and it is in the upshift direction, and the accelerator is not fully closed, it is determined as a power-on upshift.
【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。When the shift of the power-on upshift is determined, the process proceeds to step S2, where the output shaft rotation speed No [rpm] of the transmission mechanism is changed to the gear ratio before the shift (gear ratio = turbine rotation Nt / output shaft rotation speed No). ) And a hysteresis value HYS stored in advance.
It is determined whether or not the input shaft rotation speed (turbine rotation speed) Nt [rpm] of the transmission mechanism is higher than the added value of.
【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。If the turbine rotation speed Nt is equal to or less than the sum of the reference turbine rotation and the hysteresis value HYS, it is determined that the release-side friction engagement element has not been released, and the preparation phase process of step S3 is performed. Let it run.
【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。The preparation phase process in step S3 is as follows.
The process is divided into the process on the release side and the process on the fastening side. The flowchart of FIG. 9 shows the main routine of the preparation phase process of the disengagement side frictional engagement element. In step S31, the main routine is stored in advance according to the type of shift, the type of the frictional engagement element to be disengaged, and the oil temperature. Predetermined time TIMER1
It is determined whether or not only the shift determination has elapsed.
【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ＴＩ
ＭＥＲ１内で低下させるようにする。If the time is within the predetermined time TIMER1, the routine proceeds to step S32, where the calculation of the release initial oil pressure is performed. The release initial hydraulic pressure is an initial pressure for performing release control, and is a predetermined time TI from the hydraulic pressure during non-shift to the release initial hydraulic pressure.
It should be lowered in MER1.
【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。The calculation of the initial disengagement hydraulic pressure in step S32 is shown in detail in the flowchart of FIG. 10. In step S321, the non-shift-time hydraulic pressure Po0 (instruction pressure) of the friction engagement element for which the present release control is performed is calculated. I do.
【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。The non-shifting hydraulic pressure Po0 is expressed as Po0 = K1 × (Tt × Tr−o) × initial allowance + Prtn−
Calculated as o.
【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。Here, K1 is a coefficient for converting the transmission torque capacity of the disengagement side frictional engagement element into hydraulic pressure, and is stored in advance in accordance with the type of shift and the type of frictional engagement element to be disengaged. ing. 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 friction engagement element causes slippage with respect to the input shaft torque Tt. The margin allowance initial value is an initial value of a margin allowance which is a correction coefficient for adding a marginal torque capacity to the critical transmission torque capacity, and is stored in advance as a value of, for example, about 3.0. Prtn-o is the release-side standby pressure (release-side return spring pressure) and is stored in advance for each friction engagement element.
【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×ｔ1/2） として求めるものとする。In step S322, the margin is calculated. The allowance is calculated to decrease from the initial allowance (= 3.0) to the target value (the allowance (1)) after a lapse of a predetermined time TIMER1, and more specifically, the allowance corresponding to the elapsed time t. It is assumed that the allowance is obtained as a margin allowance = initial value × (1−gain α × t 1/2 ).
【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。Here, if the target value of the allowance (the allowance (1)) after the lapse of the predetermined time TIMER1 is 1.2, the predetermined time TIMER1 is substituted into the above-mentioned t, and if the margin is substituted by 1.2, the gain is obtained. α is determined, and a margin for each elapsed time t is obtained by using the gain α.
【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。The target value of the margin after the lapse of the predetermined time TIMER1 is set to a value that enables the release-side friction engagement element to maintain the engaged state even when the estimated error of the input shaft torque occurs within a range where an estimated error is expected. Is set.
【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ＴＩ
ＭＥＲ１内における解放側油圧Ｐｏ１を下式に従って算
出する。In step S323, the allowance for each elapsed time t obtained as described above is used to determine the predetermined time TI
The release-side hydraulic pressure Po1 in the MER1 is calculated according to the following equation.
【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。Po1 = K1 × (Tt × Tr-o) × Margin + Prtn-o After the hydraulic pressure on the release side is gradually decreased within the predetermined time TIMER1 as described above, at step S33, the reference turbine rotation ( Until the turbine rotation speed Nt is determined to be higher than the sum of (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS, the process proceeds to step S34 and subsequent steps.
【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Ｓ
３４１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ＴＩＭＥＲ
２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ＴＩＭ
ＥＲ２内における余裕代を決定する（図１２参照）。In step S34, a sharing ratio ramp control is performed. The details of the sharing ratio ramp control in step S34 are shown in the flowchart of FIG.
At 341, a predetermined time TIMER stored in advance according to the type of shift and the type of friction engagement element to be released is controlled.
Within 2, allowance (1) to allowance (2) (for example, 0.8)
For a predetermined time TIM
A margin within ER2 is determined (see FIG. 12).
【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。In step S342, the hydraulic pressure Po2 on the release side is calculated according to the following equation, using the allowance determined in step S341. Po2 = K1 × (Tt × Tr-o) × Margin + Prtn-o The margin (2) (= 0.8) is released even if the estimation error of the input shaft torque occurs within the expected range. The value is set as a value that can surely shift the side friction engagement element to the release state.
【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Ｓ
３５１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。In step S35, the sharing ratio ramp is limited. Details of the sharing ratio ramp limitation in step S35 are shown in the flowchart of FIG.
At 351, it is determined whether or not the input shaft torque Tt is equal to or less than a predetermined value.
【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Ｐｏ
２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。If the input shaft torque Tt exceeds a predetermined value, the release hydraulic pressure Po calculated in step S34 is calculated.
In order to use 2 as it is, steps S352 to 354 are jumped and terminated, but if the input shaft torque Tt is equal to or smaller than a predetermined value, the process proceeds to step S352.
【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。In step S352, the margin (2) is changed to a smaller value. For example, if the standard value is 0.8, change this to 0.6. With the above change, the change speed of the allowance (the hydraulic pressure Po2 on the release side) is further increased, thereby preventing the shift time from being prolonged at low torque.
【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。In step S353, the allowance within the predetermined time TIMER2 is determined again based on the changed allowance (2) in the same manner as in step S341. In step S354, the release hydraulic pressure Po2 is calculated based on the newly determined allowance.
【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Ｓ
３６１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。In step S36, a ramp ratio learning is performed. Details of the sharing ratio ramp learning in step S36 are shown in the flowchart of FIG.
At 361, 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】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。If it is determined in step S361 that the torque estimation learning has converged, the flow advances to step S362 to increase the allowance (1) and the allowance (2) by 1.0.
, And the gradient of the margin within the predetermined time TIMER2 is reduced. For example, the allowance (1) is changed from 1.2 to 1.1, and the allowance (2) is changed from 0.8 to 0.9. By changing the margin, the rotation change at the beginning of the torque phase can be moderated, and the controllability in the torque phase can be improved.
【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。In step S363, the allowance within the predetermined time TIMER2 is re-determined based on the changed allowances (1) and (2) in the same manner as in step S341.
In step S364, the release hydraulic pressure Po2 is calculated based on the newly determined allowance.
【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。It should be noted that, with the change of the allowance (1), the change of the allowance within the predetermined time TIMER1 is also changed. As described above, when the oil pressure on the release side is gradually decreased within the predetermined time TIMER2 in accordance with the setting for decreasing the allowance, the turbine rotation is more than the sum of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS. By detecting the idling state of the engine with the high speed Nt, it is possible to indirectly know that the transmission torque capacity on the release side has dropped to near the criticality.
【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。Here, it is ideal that the turbine rotation speed Nt becomes higher than the sum of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS when the allowance is about 1.0. If there is an estimation error of the input shaft torque Tt, the engine will run idle after the allowance margin is larger than 1.0 or becomes smaller than 1.0, and in consideration of the estimation error of the input shaft torque Tt, The change range of the allowance within the predetermined time TIMER2 is 1.0
(For example, 1.2 to 0.8).
【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。For example, if the gear ratio starts to change at the release hydraulic pressure corresponding to the margin allowance = 1.1, the input shaft torque is estimated to be smaller than the actual value, and therefore the engagement is originally performed because there is a margin in the transmission torque capacity. If it is determined that the gear ratio has begun to slip even though the oil pressure can maintain the state, and conversely, for example, if the gear ratio starts to change at the release oil pressure corresponding to the allowance = 0.9, the input shaft torque is estimated from the actual value. Is estimated to be large, it is determined that the start of slippage has been delayed even though the hydraulic pressure (the transmission torque capacity) that cannot maintain the original engaged state has already been reduced.
【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Ｓ３
７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。Therefore, when the turbine rotation speed Nt becomes higher than the sum of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS for the first time, step S3 is executed.
7 and perform torque estimation learning for obtaining a correction coefficient for correcting the input shaft torque estimation value based on the margin at that time. Details of the torque estimation learning in step S37 are described in FIG.
In step S371, an allowance at the time when the turbine rotation speed Nt first becomes higher than the sum of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS is determined. It should be noted that since the detection of the idling is delayed, a predetermined time before the time when it is determined that the turbine rotation speed Nt first becomes higher than the sum of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS. It is preferable that the allowance is set as the allowance at the time of occurrence of the idling.
【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Ｓ
３７１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。In step S372, as shown in FIG. 16, a table storing a correction coefficient Ktt of the input shaft torque in advance in accordance with the deviation (Tr-1) between 1.0 and the margin Tr when the engine is idling is generated. Step S
The correction coefficient Ktt is obtained by referring to the table based on the margin Tr obtained at 371.
【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Ｔ
ｒ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。The correction coefficient Ktt is such that the margin Tr is 1.
When the margin Tr is smaller than 1.0, the value is set to 1.0. When the margin Tr is larger than 1.0, the value is set to a value larger than 1.0.
so that when r is 1.0, the engine blows,
Correct the estimated value of the input shaft torque.
【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。When the correction coefficient Ktt is set, learning is performed so as to estimate the input shaft torque including a correction request based on the correction coefficient Ktt. Further, the correction coefficient Ktt is limited within a predetermined upper and lower limit value,
The learning of the correction coefficient Ktt is performed when the ATF temperature is equal to or higher than a predetermined temperature.
【００７６】一方、締結側の準備フェーズ処理は、図１
７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Ｈ
ＹＳ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。On the other hand, the preparation phase process on the fastening side is performed as shown in FIG.
7 is shown in the flowchart. In step S41,
Reference turbine rotation (No x gear ratio) and hysteresis value H
It is determined whether or not the turbine rotation speed Nt is higher than the value added to YS.
【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。When it is determined that the turbine rotation speed Nt is equal to or less than the sum of the reference turbine rotation (No.times.gear ratio) and the hysteresis value HYS, in other words, engine idling occurs. Until the time, the process proceeds to step S42.
【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。In step S42, the reference precharge pressure (standby pressure) of the engagement-side friction engagement element is set according to the type of the friction engagement element. In step S43, the damping rate ζreal and the natural frequency ωreal used in the inverse filter (transient oil pressure compensation filter) 109 are retrieved from the precharge map according to the ATF temperature and the elapsed time t from the start of precharge. To do. 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 appropriate engagement side hydraulic pressure Po0.
【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。In step S44, it is determined whether or not the elapsed time from the shift start determination has exceeded the predetermined time TIMER1, and if it has exceeded the predetermined time TIMER1, the flow proceeds to the sharing ratio ramp control in step S45.
【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Ｓ
４５１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）。The details of the sharing ratio ramp control in step S45 are shown in the flowchart of FIG.
At 451, within a predetermined time TIMER2, a margin (1)
Assuming that the margin is increased at a constant speed from (for example, 0.8) to the margin (2) (for example, 1.2), the margin within a predetermined time TIMER2 is determined (see FIG. 19).
【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。In step S452, the hydraulic pressure Pc2 on the engagement side is calculated according to the following equation, using the allowance determined in step S451. Pc2 = K2 × (Tt × Tr−c) × Margin + Prtn−c Here, K2 is a coefficient for converting the transmission torque capacity (required transmission torque capacity) of the engagement side frictional engagement element into hydraulic pressure. Are stored in advance according to the type of shift and the type of friction engagement element to be released. Tr-c is a critical engagement torque ratio for obtaining a critical transmission torque capacity at which the engagement-side frictional engagement element starts engaging with respect to the input shaft torque Tt. Prtn-c is a standby pressure on the engagement side (return spring pressure on the engagement side) and is stored in advance for each friction engagement element.
【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。Returning to the flowchart of FIG. 8, the explanation will be continued. In step S2, the turbine rotation speed Nt is higher than the sum of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS. Is determined, it is determined whether the gear ratio has exceeded the F / B (feedback) start gear ratio and has changed in the upshift direction. Then, the torque phase process of step S5 is performed from the determination of the engine idling until the change in the upshift direction beyond the F / B start gear ratio.
【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。In the torque phase process (soft OWC control) of the disengagement-side friction engagement element, the disengagement-side hydraulic pressure Po2, which is obtained by continuing the reduction control of the margin in the preparation phase at the same speed, has insufficient transmission torque capacity. Is added to the correction oil pressure Po3 for compensating for
The final release hydraulic pressure Po4 is obtained.
【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。More specifically, as shown in the flowchart of FIG. 20, first, in step S51, the release correction hydraulic pressure Po3 according to the differential value ΔNt of the turbine rotation speed Nt and the amount of change in the turbine rotation speed Nt is lowered. Calculate according to the formula.
【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。Po3 = K1 × ｛INS × (2π / 60)
× ΔNt + 1 / g (Nt−No × i)｝ where INS is inertia (moment of inertia) determined for each type of shift, g is a gain for converting clutch torque into rotational speed, and the type of shift and turbine rotation It is set according to the speed Nt. In addition, i is the gear ratio before shifting, and No × i is the reference turbine rotation speed (reference input shaft rotation speed).
【００８６】尚、Ｋ１×ＩＮＳ×（２π／６０）×ΔＮ
ｔ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。Note that K1 × INS × (2π / 60) × ΔN
One of the first correction value obtained as t or K1 × 1 / g × (Nt−No × i) as the second correction value may be used as the final correction value, but the inertia due to the rotation change First to correct transmission torque capacity according to torque
By making the final correction value the sum of the correction value and the second correction value corresponding to the increase in rotation, the shortage of the transmission torque capacity can be corrected more accurately and responsively.
Blowing can be suppressed more effectively.
【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Δ
Ｎｔ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。The differential value Δ of the turbine rotation speed Nt for compensating for the lack of the transmission torque capacity and suppressing the idling.
The correction of the hydraulic pressure (transmission torque capacity) according to Nt may be a configuration that is applied to at least one of the release side and the engagement side.
【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＋Ｐｏ
３）。In step S52, the release-side hydraulic pressure Po2 calculated based on the margin set by continuing the reduction control of the margin in the preparation phase at the same speed is set as follows.
The release correction hydraulic pressure Po3 is added, and the result is set as a final release-side hydraulic pressure Po4 (Po4 = Po2 + Po).
3).
【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。It should be noted that a limit is imposed so that the final release hydraulic pressure Po4 does not fall below the release hydraulic pressure Po2. Further, the value after the low-pass filter processing is used as the differential value ΔNt of the turbine rotation speed used in the calculation of the release correction hydraulic pressure Po3.
【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。On the other hand, the state of the torque phase processing of the engagement side frictional engagement element is shown in the flowchart of FIG. In the flowchart of FIG.
When it is determined that the turbine rotation speed Nt is higher than the sum of the reference turbine rotation (No × gear ratio) and the hysteresis value HYS, the process proceeds to step S62, and the gear ratio is changed to the F / B start gear ratio. Is determined in the upshift direction beyond the above. If it does not exceed the F / B start gear ratio, the process proceeds to step S63.
【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。In step S63, the engagement-side hydraulic pressure Pc2 is determined based on the allowance set by continuing the increase control of the allowance in the preparation phase at the same speed.
In step S64, the engagement correction hydraulic pressure Pc3 is calculated according to the following equation, similarly to step S51.
【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。Pc3 = K2 × ｛INS × (2π / 60)
× ΔNt + 1 / g (Nt−No × i)} Then, Pc2 + Pc3 = Pc4 to obtain the final engagement side hydraulic pressure Pc4.
【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ＯＷ
Ｃ制御部１０５の詳細な構成を示すことになる。The control up to the torque phase of the release-side friction engagement element and the engagement-side friction engagement element will be schematically described with reference to the block diagram of FIG. Note that the block diagram in FIG. 22 shows the release-side F / F control unit 102, the engagement-side F / F control unit 103, the idling determination unit 104, and the software OW in FIG.
The detailed configuration of the C control unit 105 will be described.
【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。The hydraulic pressures on the release side and the engagement side are basically determined by adding a margin to the critical torque obtained from the input shaft torque and the critical torque ratio according to the type of shift. It should be noted that the hydraulic pressure on the engagement side is precharged at the start of shifting.
【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。Then, the hydraulic pressure (torque capacity) on the engagement side is increased and changed as the margin is increased, while the hydraulic pressure (torque capacity) on the release side is reduced by decreasing the margin, thereby sharing the required torque capacity. Gradually changes from the release side to the engagement side. In addition, a correction according to a change in the turbine rotation speed described as the soft OWC control in the present embodiment is dealt with against the idling due to the insufficient torque capacity.
【００９６】尚、図２２の制御ブロック図において、ω
ｔ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。In the control block diagram of FIG.
t 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 above Po3.
【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。In step S4 of the flowchart in FIG.
If it is determined that the gear ratio has exceeded the F / B start gear ratio, the process proceeds to step S6, and the gear ratio is determined to be the F / B end gear ratio (<F /
B start gear ratio) is determined.
【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。When the gear ratio is between the F / B start gear ratio and the F / B end gear ratio, an inertia phase process in 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 oil pressure at the end of the torque phase (oil pressure = 0).
【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。The inertia phase process on the fastening side is shown in the flowchart of FIG. In the flowchart of FIG. 24, in step S81, the basic control shown in the flowchart of FIG. 25 is performed.
【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。In the basic control, first, in step S811, the target inertia torque Tinr [Nm] is calculated as follows.
It is calculated according to the following equation. Tinr = Inertia INS × Target turbine angular acceleration [rad
/ sec 2 ] In the above equation, the inertia INS (moment of inertia) [Nm / rad
/ sec 2 ] is a value determined according to the type of shift.
【０１０１】また、目標タービン角加速度［rad/sec2］
は、 目標タービン角加速度［rad/sec2］＝２×π×目標ター
ビン加速度［１/sec2］／60 として算出され、前記目標タービン加速度［１/sec2］
は、 目標タービン加速度［１/sec2］＝（Ｎｔ×ギヤ段差）
／（目標変速時間［sec］） 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。The target turbine angular acceleration [rad / sec 2 ]
Is calculated as target turbine angular acceleration [rad / sec 2 ] = 2 × π × target turbine acceleration [1 / sec 2 ] / 60, and the target turbine acceleration [1 / sec 2 ]
Is the target turbine acceleration [1 / sec 2 ] = (Nt × gear step)
/ (Target shift time [sec]) In the above equation, the gear step is a value calculated as gear step = 1− (gear ratio after shift / gear ratio before shift), and Nt [rpm]
Is the turbine rotation speed at the start of the inertia phase.
【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。In step S812, the engagement side hydraulic pressure Pc7 is calculated based on the target inertia torque Tinr according to the following equation. Pc7 = K2 × Tt × Tr × Tr-c + Prtn-c + K2 × Tr
-c × Tinr In addition to the above basic control, in step S82, rotation feedback (F / B) control is executed.
【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。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】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）。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 and changes at the target turbine acceleration [1 / sec 2 ] (target turbine speed (n) = target turbine speed (n−1) + target turbine acceleration).
【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。In step S822, feedback is performed by a proportional / integral / differential (PID) operation based on the difference between the target turbine speed and the actual target turbine speed (deviation = target turbine speed−actual target turbine speed). Calculate the corrected hydraulic pressure.
【０１０６】ステップＳ８２３では、前記締結側油圧Ｐ
ｃ７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。In step S823, the engagement side hydraulic pressure P
The engagement-side hydraulic pressure Pc8 is obtained by adding the feedback correction hydraulic pressure to c7. Further, in step S83, control referred to as disturbance observer control in the present embodiment, which is executed in parallel with the PID to obtain the target turbine rotation speed, is performed.
【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。The details of the disturbance observer control are shown in FIG.
27 will be described with reference to the block diagram of FIG. In step S831, a difference between the target turbine rotation speed and the actual target turbine rotation speed (deviation = target turbine rotation speed−actual target turbine rotation speed) is added to the target turbine rotation speed, and the addition result is differentiated. Then, the differential value is processed by a low-pass filter to cut high-frequency components. Further, the actual turbine rotation speed is differentiated, and the differentiated value is processed by a low-pass filter to cut high frequency components.
【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Ｓ８
３２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。It is preferable that the cut-off frequency of the low-pass filter is about 18 Hz. Step S8
At 32, the sum 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】前記２次遅れフィルタは、伝達関数をωn 2
／（ｓ2＋２ζωnｓ＋ωn 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。The second-order lag filter sets the transfer function to ω n 2
/ (S 2 + 2ζω n s + ω n 2 ), in which the damping rate ζ and the natural frequency ω are changed according to the ATF temperature (oil temperature).
【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。In step S 833, a differential which is a 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 differential value of the actual turbine rotational speed processed by the low-pass filter. From the value deviation, the corrected hydraulic pressure Pobs is calculated according to the following equation.
【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/s
ec2］は、変速の種類に応じて決定される値である。Pobs = K2 × Inertia INS × Differential value deviation Inertia INS (moment of inertia) [Nm / rad / s
ec 2 ] is a value determined according to the type of shift.
【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。In step S834, the final hydraulic pressure Pc9 is obtained by adding the correction hydraulic pressure Pobs to the hydraulic pressure Pc8. If it is determined in step S6 of 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.
Then, it is determined whether or not a predetermined time TIMER7 has elapsed since the gear ratio first became smaller than the F / B end gear ratio.
【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。If the time is within the predetermined time TIMER7, the flow advances to step S9 to perform an 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, the setting for maintaining the hydraulic pressure at the end of the inertia phase is performed. That is, the oil pressure of the release-side friction engagement element is maintained 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】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Ｓ
１０１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。On the other hand, the termination phase processing of the engagement-side frictional engagement element is shown in the flowchart of FIG.
At 101, it is determined whether or not within a predetermined time TIMER7 from the time when the gear ratio first becomes smaller than the F / B end gear ratio. Execute.
【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。Details of the end phase process in step S101 are shown in the flowchart of FIG. 31. In step S111, the predetermined time from the hydraulic pressure corresponding to the critical engagement torque to the hydraulic pressure corresponding to 1.2 times the critical engagement torque is determined. The ramp gradient Rmp-Tr2 to be raised in the TIMER 7 is set. The predetermined time TIMER7 is set according to the type of the speed change and the friction engagement element.
【０１１６】ステップＳ１１２では、締結側指示圧Ｐｃ
１０を、 Ｐｃ１０＝Ｋ２×Ｔｔ×Ｔr-c×（１＋0.2×Rmp-Tr2）
＋Prtn-c＋Ｋ２×Ｔr-c×Ｔinr として算出する。In step S112, the engagement side instruction pressure Pc
Pc10 = K2 × Tt × Tr-c × (1 + 0.2 × Rmp-Tr2)
+ Prtn-c + K2 × Tr-c × Tinr
【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。When the predetermined time TIMER7 has elapsed, the command pressure on the fastening side is step-changed from Pc10 to the maximum pressure.
【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。FIG. 1 is a diagram showing a transmission mechanism of an automatic transmission according to an embodiment.
【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。FIG. 2 is a diagram showing a correlation between a combination of engagement states of frictional engagement elements in the transmission mechanism and a shift speed.
【図３】前記自動変速機の制御系を示すシステム図。FIG. 3 is a system diagram showing a control system of the automatic transmission.
【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。FIG. 4 is a time chart showing a state of shifting by changing the friction engagement element in the embodiment.
【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。FIG. 5 is a control block diagram showing the entire control system of the automatic transmission.
【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。FIG. 6 is a control block diagram showing a block for determining a command oil pressure from a required torque capacity.
【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。FIG. 7 is a control block diagram showing a block for estimating an input shaft torque.
【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。FIG. 8 is a flowchart showing a main routine of a shift change control of a friction engagement element in the embodiment.
【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。FIG. 9 is a flowchart showing a preparation phase process of a release-side friction engagement element.
【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。FIG. 10 is a flowchart showing a disengagement initial hydraulic pressure calculation in a disengagement-side friction engagement element preparation phase process.
【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。FIG. 11 is a flowchart illustrating a sharing ratio ramp control in a preparation phase process of a release-side friction engagement element.
【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。FIG. 12 is a diagram showing a change in a margin in the sharing ratio ramp control.
【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。FIG. 13 is a flowchart showing a sharing ratio ramp limit in a preparation phase process of a release-side friction engagement element.
【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。FIG. 14 is a flowchart illustrating a sharing ratio ramp learning in a preparation phase process of a release-side friction engagement element.
【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。FIG. 15 is a flowchart showing torque estimation learning in a preparation phase process of a disengagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 16 is a diagram showing characteristics of a correction coefficient of an input shaft torque in the torque estimation learning.
【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。FIG. 17 is a flowchart showing a preparation phase process of the engagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 18 is a flowchart showing a sharing ratio ramp control in a preparation phase process of the engagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 19 is a diagram showing a change in a margin in the sharing ratio ramp control of the engagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 20 is a flowchart showing a torque phase process of a disengagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 21 is a flowchart showing a torque phase process of the engagement side frictional engagement element.
【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。FIG. 22 is a control block diagram showing a block for performing setting of a required torque capacity for a feedforward direction and idling control;
【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。FIG. 23 is a flowchart showing an inertia phase process of a disengagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 24 is a flowchart showing an inertia phase process of the engagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 25 is a flowchart showing basic control in an inertia phase process of the engagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 26 is a flowchart illustrating rotation feedback control in an inertia phase process of the engagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 27 is a flowchart showing disturbance observer control in the inertia phase processing of the engagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 28 is a control block diagram showing a block for performing rotation feedback control and disturbance observer control in the inertia phase processing of the engagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 29 is a flowchart showing a termination phase process of a disengagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 30 is a flowchart showing an end phase process of the engagement-side friction engagement element.
【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。FIG. 31 is a flowchart showing details of an end phase process of the engagement-side friction engagement element.
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 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 degree 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 2nd / 4th speed band brake L & R / B Low and reverse brake
Claims (7)
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、 目標の入力軸回転速度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伝達トルク容量を補正する
よう構成したことを特徴とする自動変速機の制御装置。1. A control device for an automatic transmission configured to perform a shift by changing a friction engagement element that simultaneously performs engagement control and release control of two different friction engagement elements, the control apparatus including an input of a transmission mechanism. Based on the deviation between the actual value of the shaft rotation speed and the target value, the torque transmission capacity of the friction engagement element is feedback-controlled, and the difference between the target input shaft rotation speed differential value and the actual input shaft rotation speed differential value is calculated. A control device for an automatic transmission, wherein a transmission torque capacity is corrected based on a deviation.
パスフィルタで処理することを特徴とする請求項１記載
の自動変速機の制御装置。2. The automatic transmission control device according to claim 1, wherein a differential value of the actual input shaft rotation speed is processed by a low-pass filter.
パスフィルタで処理することを特徴とする請求項１又は
２記載の自動変速機の制御装置。3. The control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein a differential value of the target input shaft rotation speed is processed by a low-pass filter.
遅れフィルタで処理することを特徴とする請求項１〜３
のいずれか１つに記載の自動変速機の制御装置。4. The apparatus according to claim 1, wherein a differential value of the target input shaft rotation speed is processed by a second-order lag filter.
The control device for an automatic transmission according to any one of the above.
力軸回転速度の目標値と実際値との偏差の微分値で補正
することを特徴とする請求項１〜４のいずれか１つに記
載の自動変速機の制御装置。5. The apparatus according to claim 1, wherein the differential value of the target input shaft rotational speed is corrected by a differential value of a deviation between a target value and an actual value of the input shaft rotational speed. 3. The control device for an automatic transmission according to claim 1.
の入力軸回転速度の微分値との偏差、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ことを
特徴とする請求項１〜５のいずれか１つに記載の自動変
速機の制御装置。6. A correction value of a transmission torque capacity is obtained based on a deviation between a differential value of the target input shaft rotational speed and a differential value of an actual input shaft rotational speed, and a predetermined inertia. Item 6. The control device for an automatic transmission according to any one of Items 1 to 5.
することを特徴とする請求項６記載の自動変速機の制御
装置。7. The control device for an automatic transmission according to claim 6, wherein said predetermined inertia is set for each type of shift.
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| JP37263199A JP3816710B2 (en) | 1999-12-28 | 1999-12-28 | Control device for automatic transmission |
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| JP37263199A JP3816710B2 (en) | 1999-12-28 | 1999-12-28 | Control device for automatic transmission |
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| JP2001182818A true JP2001182818A (en) | 2001-07-06 |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6962552B2 (en) | 2001-08-01 | 2005-11-08 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Vehicle shift control device and control method therefor |
| JP2007315500A (en) * | 2006-05-26 | 2007-12-06 | Toyota Central Res & Dev Lab Inc | Method and device for generating clutch oil pressure command value of automatic transmission |
| JP2011098361A (en) * | 2009-11-05 | 2011-05-19 | Ihi Corp | Control device of die cushion device and method used for the same |
-
1999
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