JP2004360853A

JP2004360853A - Hydraulic control device of automatic transmission for vehicle

Info

Publication number: JP2004360853A
Application number: JP2003162330A
Authority: JP
Inventors: Shigeru Morimoto; 茂森本; Keisuke Ito; 敬介伊藤; Hiroyuki Kuki; 廣行九鬼; Satoru Terayama; 哲寺山; Hirohiko Totsuka; 博彦戸塚; Atsushi Fujikawa; 敦司藤川; Akira Yoda; 公依田; Keita Nishizawa; 恵太西沢
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2003-06-06
Filing date: 2003-06-06
Publication date: 2004-12-24
Anticipated expiration: 2023-06-06
Also published as: JP4184873B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic control device of an automatic transmission for a vehicle having high target value following capability in the whole area of a hydraulic control range and having high stability, regardless of the variation of dynamic characteristics caused by the presence or absence of the saturation of an accumulator. <P>SOLUTION: This automatic transmission comprises a pressure regulation valve (start clutch control valve) outputting the hydraulic fluid supplied to a hydraulic actuator (start clutch) while regulating its pressure, the accumulator mounted on an oil passage between the pressure regulation valve and the hydraulic actuator, and two (a plurality of) controllers (compensators) K1(S), K2(s) designed with respect to linear models respectively describing the dynamic characteristics in saturation and non-saturation of the accumulator, and the output of the pressure regulation valve is controlled by either of the controllers in accordance with the detected oil pressure, more completely, by using a weighted average value of their outputs calculated by using a weight α determined in accordance with the oil pressure. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は車両用自動変速機の油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧によってクラッチやブレーキなどの構成要素が操作される車両用自動変速機は一般に、その操作用油圧を内燃機関と連動して作動するオイルポンプによって発生させている。そのため、発生する油圧は、内燃機関の運転状態によって変動する。さらに、電子制御式の自動変速機では、ＰＷＭ駆動された電磁ソレノイドにより制御油圧を調圧するため、その振動が制御油圧に脈動を与える。この制御油圧の脈動や急激な油圧の変化を緩和し、操作対象（油圧ピストンなど）の動きを滑らかにするため、一般にアキュムレータが用いられている（例えば特許文献１参照）。
【０００３】
【特許文献１】
特開平０６−２０７６０２号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
このアキュムレータは、その特性から有効範囲が制御範囲より狭い領域で作動するように設計（選択）されるため、油圧が高くなるにつれて飽和する領域が増える。また、アキュムレータが作動する（比較的油圧が低い）領域では、脈動が除去される代わり、応答がやや低下する。即ち、アキュムレータの飽和の有無は静的（定常特性）には問題とならないが、油圧の過渡応答（応答性）など動的な性能（動特性）においては大きな影響を与える。
【０００５】
油圧制御においてはアキュムレータの飽和の有無に関わらず、安定した制御性が得られることが望ましいが、上記した特許文献１を含む、従来の車両用自動変速機の油圧制御においては、アキュムレータの飽和の有無（制御対象の動作点）による動特性の変化は考慮されていなかった。そのため、動作点によって制御対象の応答性が変化し、変速ショックが発生するなどドライバビリティの低下の一因となると共に、開発段階において制御特性のセッティング工数の増大を招くという問題があった。
【０００６】
従って、この発明の目的は上記した不具合を解消し、アキュムレータの飽和の有無による動特性の変化に関わらず、油圧制御範囲の全域で良好な目標値追従性を示すと共に、安定性においても優れた車両用自動変速機の油圧制御装置を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するために、請求項１項にあっては、車両に搭載される自動変速機の油圧制御装置において、前記自動変速機の油圧アクチュエータに供給される作動油を調圧して出力する調圧バルブと、前記調圧バルブと前記油圧アクチュエータの間の油路に配置されるアキュムレータとを備えると共に、前記アキュムレータが飽和したときと飽和していないときの動特性をそれぞれ記述するモデルに対して設計された複数の補償器と、前記アキュムレータの作動状態に応じて前記複数の補償器の少なくともいずれかを使用して前記調圧バルブの出力を制御する油圧制御手段とを備える如く構成した。
【０００８】
油圧アクチュエータに供給される作動油を調圧して出力する調圧バルブと油圧アクチュエータの間の油路に配置されるアキュムレータが飽和したときと飽和していないときの動特性をそれぞれ記述するモデルに対して設計された複数の補償器を備え、アキュムレータの作動状態、例えば油路の油圧に応じてそれらの少なくともいずれかを使用して調圧バルブの出力を制御する如く構成したので、アキュムレータの飽和の有無による動特性の変化に関わらず、油圧制御範囲の全域で目標値追従性が良好であると、優れた安定性を得ることができ、それによって変速ショックを低減できるなどドライバビリティを向上させることができる。また、同等の商品性を得るまでの開発段階における実車での制御面のセッティング工数を節減することができる。さらに、加重平均値を算出することで、補償器の切り換えを滑らかに行なうことができる。
【０００９】
請求項２項にあっては、前記調圧バルブは電磁ソレノイドによってスプールが変位してその出力を変えるものであると共に、前記油圧制御手段は、検出される油圧に応じて決定される重みを用いて前記複数の補償器の出力の加重平均値を求め、前記求めた加重平均値を用いて前記電磁ソレノイドへの通電量を決定することで前記調圧バルブの出力を制御する如く構成した。
【００１０】
検出される油圧に応じて決定される重みを用いて複数の補償器の出力の加重平均値を求め、求めた加重平均値を用いて前記電磁ソレノイドへの通電量を決定することで調圧バルブの出力を制御する如く構成したので、補償器の切り換えを一層滑らかに行なうことができ、油圧制御範囲の全域で目標値追従性が一層良好であると、一層優れた安定性を得ることができる。
【００１１】
請求項３項にあっては、前記調圧バルブは電磁ソレノイドによってスプールが変位してその出力を変えるものであると共に、前記油圧制御手段は、検出される油圧に応じて前記複数の補償器のいずれかを選択し、前記選択した補償器の出力を用いて前記電磁ソレノイドへの通電量を決定することで前記調圧バルブの出力を制御する如く構成した。
【００１２】
検出される油圧に応じて複数の補償器のいずれかを選択し、選択した補償器の出力を用いて電磁ソレノイドへの通電量を決定することで調圧バルブの出力を制御する如く構成したので、補償器の切り換えの滑らかさは若干低下するが、前記したと同様の効果を得ることができると共に、補償器の演算量を低減することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面に即してこの発明の一つの実施の形態に係る車両用自動変速機の油圧制御装置について説明する。
【００１４】
図１はその車両用自動変速機の油圧制御装置を全体的に示す概略図である。図示の形態の場合、車両用自動変速機としてベルト式の無段変速機（ＣＶＴ）を備える。
【００１５】
図において、符号１０は内燃機関（以下「エンジン」という）を示す。エンジン１０は吸気管１２およびその途中の配置されたスロットルバルブ１４を備える。エンジン１０の出力軸（クランク軸）２０は、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ。以下「トランスミッション」という）２４に接続される。
【００１６】
より詳しくは、エンジン１０の出力軸２０は、デュアルマスフライホイール２６を介してトランスミッション２４の入力軸２８に接続される。エンジン１０およびトランスミッション２４は、車両（図示せず）に搭載される。
【００１７】
トランスミッション２４は、入力軸２８とカウンタ軸３０との間に配設された金属Ｖベルト機構３２と、入力軸２８とドライブ側可動プーリ３４との間に配設された遊星歯車式前後進切換機構３６と、カウンタ軸３０とディファレンシャル機構４０との間に配設された発進クラッチ（油圧アクチュエータ）４２とから構成される。ディファレンシャル機構４０に伝達された動力は、ドライブ軸（図示せず）を介して左右の駆動輪（図示せず）に伝達される。
【００１８】
金属Ｖベルト機構３２は、前記したドライブ側可動プーリ３４と、カウンタ軸３０上に配設されたドリブン側可動プーリ４６と、両プーリ間に巻掛けられた金属Ｖベルト４８とからなる。ドライブ側可動プーリ３４は、入力軸２８上に配置された固定プーリ半体５０と、この固定プーリ半体５０に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体５２とからなる。
【００１９】
可動プーリ半体５２の側方には、固定プーリ半体に結合されたシリンダ壁５０ａにより囲まれてドライブ側シリンダ室５４が形成されており、ドライブ側シリンダ室５４内に油路５４ａを介して供給される油圧により可動プーリ半体５２を軸方向に移動させる側圧が発生する。
【００２０】
ドリブン側可動プーリ４６は、カウンタ軸３０に配置された固定プーリ半体５６と、この固定プーリ半体５６に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体５８とからなる。可動プーリ半体５８の側方には固定プーリ半体５６に結合されたシリンダ壁５６ａにより囲まれてドリブン側シリンダ室６０が形成され、ドリブン側シリンダ室６０内に油路６０ａを介して供給される油圧により可動プーリ半体５８を軸方向に移動させる側圧が発生する。
【００２１】
上記ドライブ側シリンダ室５４およびドリブン側シリンダ室６０に供給するプーリ制御油圧を決定するレギュレータバルブ群６４と、各シリンダ室５４，６０へのプーリ制御油圧を供給する変速制御バルブ群６６とが設けられ、それらによってＶベルト４８の滑りが発生することがない適切なプーリ側圧が設定されると共に、両プーリ３４，４６のプーリ幅を変化させ、Ｖベルト４８の巻掛け半径を変化させて変速比を無段階に変化させる。
【００２２】
遊星歯車式前後進切換機構３６は、入力軸に結合されたサンギヤ６８と、固定プーリ半体５０に結合されたキャリア７０と、後進用ブレーキ７２により固定保持可能なリングギヤ７４と、サンギヤ６８とキャリア７０とを連結可能な前進用クラッチ７６とからなる。
【００２３】
前進用クラッチ７６が係合されると、全ギヤが入力軸２８と一体に回転し、ドライブ側プーリ３４は入力軸２８と同方向（前進方向）に駆動される。後進用ブレーキ７２が係合されると、リングギヤ７４が固定保持されるためキャリア７０はサンギヤ６８とは逆方向に駆動され、ドライブ側プーリ３４は入力軸２８とは逆方向（後進方向）に駆動される。また、前進用クラッチ７６及び後進用ブレーキ７２が共に解放されると、この前後進切換機構３６を介しての動力伝達が断たれ、エンジン１０とドライブ側駆動プーリ３４との間の動力伝達が行われなくなる。
【００２４】
発進クラッチ４２はカウンタ軸３０とディファレンシャル機構４０との間の動力伝達をオン（係合）・オフ（解放）するクラッチであり、これがオン（係合）すると、金属Ｖベルト機構３２により変速されたエンジン出力が、ギヤ７８，８０，８２，８４を介してディファレンシャル機構４０により左右の車輪（図示せず）に分割されて伝達される。発進クラッチ４２がオフ（解放）のとき、トランスミッション２４は中立状態となる。
【００２５】
発進クラッチ４２の作動制御は発進クラッチ用のバルブ群８８（後述）により行われると共に、前後進切換機構３６の後進用ブレーキ７２と前進用クラッチ７６の作動制御は、図示しないマニュアルシフトレバーの操作に応じてマニュアルシフトバルブ９０により行われる。
【００２６】
これらバルブ群の制御は、マイクロコンピュータよりなるトランスミッション制御部１００からの制御信号に基づいて行われる。
【００２７】
ここで、エンジン１０のカム軸（図示せず）付近などの適宜位置にはクランク角センサ１０２が設けられ、クランク角度（それをカウントしてエンジン回転数ＮＥが算出される）に比例した信号を出力する。また、吸気管１２においてスロットルバルブ１４の下流の適宜位置には絶対圧センサ１０４が設けられ、吸気管内絶対圧（エンジン負荷）ＰＢＡに比例した信号Ｐを出力する。
【００２８】
また、シリンダブロック（図示せず）の適宜位置には水温センサ１０６が設けられ、機関冷却水温ＴＷに比例した信号を出力する。また、スロットルバルブ１４の付近にはスロットル開度センサ１０８が設けられ、スロットル開度θＴＨに比例した信号を出力する。
【００２９】
トランスミッション２４において、入力軸２８の付近には回転数センサ１１４が設けられ、入力軸２８の回転数ＮＤＲに比例した信号を出力すると共に、ドリブン側可動プーリ４６の付近には回転数センサ１１６が設けられ、ドリブン側可動プーリ４６の回転数、即ち、発進クラッチ４２の入力軸（カウンタ軸３０）の回転数ＮＤＮに比例した信号を出力する。また、ギヤ７８の付近には回転数センサ１１８が設けられ、ギヤ７８の回転数、即ち、発進クラッチ４２の出力軸の回転数ＮＯＵＴに比例した信号を出力する。
【００３０】
更に、ディファレンシャル機構４０に連結されたドライブ軸（図示せず）の付近には車速センサ１２２が設けられ、車速Ｖに比例した信号を出力する。また、運転席床面のシフトレバー（図示せず）の付近にはシフトレバーポジションスイッチ１２４が設けられ、運転者によって選択されたレンジ位置（Ｄ，Ｎ，Ｐ，．．など）に比例した信号を出力する。
【００３１】
前記した如く、この装置は、トランスミッション制御部１００を備えると共に、同様にマイクロコンピュータよりなり、エンジン１０の燃料噴射などを制御するエンジン制御部１２６を備える。前記したセンサ群のうち、クランク角センサ１０２、絶対圧センサ１０４、スロットル開度センサ１０８および回転数センサ１１４，１１６、１１８ならびに車速センサ１２２の出力は、トランスミッション制御部に共に入力される。また、クランク角センサ１０２、絶対圧センサ１０４、水温センサ１０６、スロットル開度センサ１０８の出力は、エンジン制御部１２６に入力される。
【００３２】
トランスミッション制御部１００は、目標変速比、即ち、前記した入力回転数ＮＤＲの目標値を決定し、決定した目標ＮＤＲとなるように、可動プーリ３４，４６を駆動し、変速比を制御する。ここで、目標ＮＤＲはトランスミッション２４のドライブ側可動プーリ３４の目標回転数であり、車速Ｖに対して目標ＮＤＲを定義することで変速比（レシオ）が一義的に決定され、制御される。
【００３３】
前記した発進クラッチ用のバルブ群８８およびそれらと発進クラッチ４２の間の油路に配置されるアキュムレータなどの油圧構成要素を説明する。
【００３４】
図２はそれら油圧構成要素の詳細を示す油圧回路図である。
【００３５】
図示の如く、タンク（リザーバ）１３０から、エンジン１０によって回転させられるオイルポンプ１３２で汲み上げられた作動油（ＡＴＦ。オイル）は、ＰＨ制御バルブおよびＰＨ調圧バルブ（共に図示せず）によって所定の高圧ＰＨに調圧された後、クラッチ減圧バルブ（図示せず）に供給され、そこでＰＨより低圧のクラッチ圧（ＣＲ）に減圧される。減圧された作動油は、発進クラッチ制御バルブ１３４に供給される。尚、同図でｘはドレンを示す。
【００３６】
発進クラッチ制御バルブ１３４は、リニアソレノイド（電磁ソレノイド）１３４ａを備えた電磁ソレノイドバルブとして構成され、バルブボディ内には変位自在なスプール１３４ｂが配置される。トランスミッション制御部によって後述のように通電指令値ＩＣＭＤが決定されて図示しない駆動回路を介して出力（ＰＷＭ駆動）されると、リニアソレノイド１３４ａは車載バッテリ（図示せず）から通電されて励磁され、そのプランジャ１３４ａ１が同図で左方向に突出してスプール１３４ｂを押圧してバルブボティ内で変位させる。
【００３７】
発進クラッチ制御バルブ１３４の出力ポート１３４ｄは油路１３６に接続される。油路１３６は中途で分岐してフィードバックポート１３４ｅを介して発進クラッチ制御バルブ１３４に帰還させられると共に、他方ではシフトインヒビタバルブ１４０を介して発進クラッチ４２に接続されて制御油圧（クラッチ圧）ＰＳＣを供給する。
【００３８】
発進クラッチ４２は制御油圧ＰＳＣでそのピストン４２ａが移動自在に構成され、ピストン４２ａが押圧されてクラッチ４２ｂを係合すると、変速されたエンジン出力がディファレンシャル機構４０を介して左右の車輪に伝達される一方、ピストン４２ａが後退してクラッチ４２ｂを開放すると、この動力伝達が中断される。
【００３９】
発進クラッチ制御バルブ１３４と発進クラッチ４２の間の油路１３６には、アキュムレータ１４２が配置（接続）される。リニアソレノイド１３４ａは励磁されるときＰＷＭ駆動されるため、スプール１３４ｂが振動し、出力される制御油圧が脈動することから、アキュムレータ１４２はその脈動を除去する意図で設置される。
【００４０】
アキュムレータ１４２は、図示の如く、スプール（ピストン）１４２ａと、スプール１４２ａを閉じ方向（不飽和方向）に付勢するスプリング１４２ｂとからなる。アキュムレータ１４２は油路１３６から供給される制御油圧の上昇につれてスプール１４２ａがスプリング１４２ｂのバネ力に抗して後退し、その容積が変化する。スプール１４２ａが壁面に突き当たった時点で、アキュムレータ１４２の容積は最大となる（飽和する）。
【００４１】
油路１３６においてアキュムレータ１４２の付近には油圧センサ１４４が配置され、油路１３６の油圧（制御油圧）に応じた出力を生じる。油圧センサ１４４の出力は、トランスミッション制御部１００に送出される。尚、油圧センサ１４４に代え、演算で油路１３６の油圧を推定しても良い。
【００４２】
次いで、図３を参照してこの実施の形態に係る車両用自動変速機の油圧制御装置の動作、より具体的にはトランスミッション制御部１００の動作を説明する。尚、図示のプログラムは、例えば、１０［ｍｓｅｃ］ごとに実行される。
【００４３】
先ずＳ１０において目標油圧ＰＣＣＭＤを算出する。目標油圧ＰＣＣＭＤは、車速Ｖ、エンジン回転数ＮＥなどの車両情報に基づいて適宜最適な値に算出（決定）する。次いでＳ１２に進み、油圧センサ１４４の出力から油路１３６の実油圧（制御油圧）ＰＳＣを検出する。この制御油圧ＰＳＣの検出は具体的には、センサ検出値にフィルタ処理を行うことで行う。
【００４４】
次いでＳ１４に進み、検出された制御油圧ＰＳＣに応じて切り換え係数（重み）αを算出する。これは具体的には、図４に示す特性を検出された制御油圧（実油圧）ＰＳＣで検索することで算出する。
【００４５】
次いでＳ１６に進み、非飽和領域操作量ＩＣＭＤ１を算出する。
【００４６】
図５は図３フロー・チャートの処理を説明するブロック図であるが、図示の如く、非飽和領域コントローラ（アキュムレータ１４２が非飽和領域にあるときの動特性を記述する線形モデル（後述）に対して設計された第１のコントローラ（補償器））Ｋ１（ｓ）を用い、発進クラッチ制御バルブ１３４のリニアソレノイド１３４ａに対する通電量（操作量）ＩＣＭＤ１を算出する。
【００４７】
図３フロー・チャートの説明に戻ると、次いでＳ１８に進み、飽和領域操作量ＩＣＭＤ２を算出する。即ち、飽和領域コントローラ（アキュムレータ１４２が飽和領域にあるときの動特性を記述する線形モデル（同様に後述）に対して設計された第２のコントローラ（補償器））Ｋ２（ｓ）を用い、同様には発進クラッチ制御バルブ１３４のリニアソレノイド１３４ａに対する通電量（操作量）ＩＣＭＤ２を算出する。
【００４８】
次いでＳ２０に進み、先に算出した切り換え係数（重み）αを用いて算出した通電量ＩＣＭＤ１，２の加重平均を求め、求めた値を最終操作量ＩＣＭＤと決定（算出）する。尚、図示は省略するが、同時に、図示しない駆動回路を介して発進クラッチ制御バルブ１３４のリニアソレノイド１３４ａに出力する。
【００４９】
このように、目標油圧ＰＣＣＭＤと検出された油圧ＰＳＣの偏差が減少するように操作量（制御入力）ＩＣＭＤ（後述するＩＳＣに等価）を算出する複数（より正確には第１、第２からなる２個の）補償器（コントローラ）Ｋ１（ｓ），Ｋ２（ｓ）を備えると共に、エンジン回転数ＮＥ、検出された油圧ＰＳＣに応じて決定される重み（切り換え係数）αを用いてこれら複数の補償器の出力の加重平均値を求め、求めた加重平均値を用いてリニアソレノイド１３４ａへの通電量を制御する。
【００５０】
ここで、上記した第１、第２からなる２個の補償器（コントローラ）Ｋ１（ｓ），Ｋ２（ｓ）の設計の前提となる、前記した２つの線形モデルについて説明する。
【００５１】
発進クラッチ４２の制御対象は、上記したように発進クラッチ制御バルブ１３４のリニアソレノイド１３４ａを中心とするリニアソレノイド部と、アキュムレータ１４２を中心とするアキュムレータ部に大別されるが、この実施の形態においては、それらの物理的特性に基づき、それらの動特性を記述する数式モデルを導出するようにした。
【００５２】
リニアソレノイド部の概略図を改めて図６に示す。また、そのモデル化で用いた諸定数の説明を図７に示す。
【００５３】
リニアソレノイド部では、電流ＩＳＣと推力ＦＳＣの特性を数１に示すように１次遅れ系で近似することが多く、また定常特性は図８に示すようにほぼ比例関係にある。
【００５４】
【数１】

【００５５】
より厳密なモデルを得るため、定常特性については図８の特性を３次多項式で近似した数２に示す式を用いる。尚、数１で、ＴＩＦは時定数であり、一般に２０［ｍｓｅｃ］程度である。
【００５６】
【数２】

【００５７】
スプール１３４ｂに対する力の釣り合いから、推力ＦＳＣとスプール変位ｘＳＣについて数３に示す関係が成り立つ。数３で、ｘＳＣの可動範囲は０≦ｘＳＣ≦ｘＳＣｍａｘである。また、ＤＳＣは粘性摩擦係数であり、油温によって変化する。
【００５８】
【数３】

【００５９】
リニアソレノイド部の開口部における流量ＱＳＣは、数４に示す式で表わされる。
【００６０】
【数４】

【００６１】
上式で、Ｃは流量係数であり、油温によって変化する。また、開口面積ＡＳＣは、図９に示すようにｘＳＣに依存し、数５に示す式で与えられる。
【００６２】
【数５】

【００６３】
スプール１３４ｂのフィードバックポート１３４ｅに流れる流量Ｑｆと油圧Ｐｆの関係は、オリフィスの特性により数６と数７に示す式で表わされる。ただし、２つのオリフィスは１つのオリフィスｄｏと等価であるとした。尚、数７においてＫは体積弾性係数であり、油温や油中の空気混入率によって変化する。
【００６４】
【数６】

【００６５】
【数７】

【００６６】
アキュムレータ部の概略図を改めて図１０に示す。また、モデル化で用いた諸定数の説明を図１１に示す。
【００６７】
アキュムレータ部による容積変化を考慮すると、発進クラッチ４２に供給される制御油圧（クラッチ圧ＰＳＣ）について数８の関係が成り立つ。
【００６８】
【数８】

【００６９】
アキュムレータ部のスプール１４２ａに対する力の釣り合いから、ＰＳＣとスプール変位ｘＡＣについて数９に示す式が成り立つ。
【００７０】
【数９】

【００７１】
上式で、ｘＡＣの可動範囲は０≦ｘＡＣ≦ｘＡＣｍａｘである。また、ＤＡＣは粘性摩擦係数であり、油温によって変化する。
【００７２】
流量ＱＳＣの計算式として数４、数５に示す式を用いた場合のシミュレーション結果の例を図１２および図１３に示す。図１２におけるＰＳＣの波形は基本的には２次系に近い応答となっているが、ブロックで囲まれた部分において傾きが非常に緩やかになっている。そこで、そのときのｘＡＣの値を調べると、スプール１３４ｂが０．８から１．２［ｍｍ］の範囲で動作しており、ちょうどＱＳＣが０となる場合に対応している。
【００７３】
ところで、ＰＳＣは数８で与えられるため、ＱＳＣが０のときＰＳＣの変化は小さくなり、それが図１２においてブロックで囲まれた部分として現れていると考えられる。
【００７４】
図１４は、リニアソレノイド部にステップ入力（通電量ＩＣＭＤ）を与えた場合の制御油圧（クラッチ油圧）ＰＳＣの応答を示す実験結果であるが、図１４に示す実験応答ではそのような部分は現れていない。そこで、これまで無視していた漏れ流量を考慮することで、その問題の解決を図る。ただし、厳密に漏れ流量を考慮すると、系が非常に複雑になるので、ここでは簡単のため、図１５に示すように疑似的に漏れ流量を考慮する方法を提案する。
【００７５】
先ず、補間範囲を決めるパラメータとしてΔｘ１、Δｘ２を選ぶ。次に、一般的なＱＳＣの計算式（数４）を用いてｘＳＣ＝ｘｄ−Δｘ１，ｘ０＋Δｘ２のそれぞれにおける流量を計算し、それらの値をＱＳＣ１，ＱＳＣ２とする。そして、ｘｄ−Δｘ１からｘ０＋Δｘ２までの流量特性を（ｘｄ−Δｘ１，ＱＳＣ１）と（ｘ０＋Δｘ２，ＱＳＣ２）を結ぶ直線を与えることにする（図１５における破線部分）。これから、補間範囲の流量計算式は、数１０に示すようになる。
【００７６】
【数１０】

【００７７】
数１０で、ΔＱＳＣ＝ＱＳＣ２−ＱＳＣ１， ΔｘＳＣ＝（ｘｏ＋Δｘ２）−（ｘｄ−Δｘ１）であり、それぞれ数１１のように求められる。尚、シミュレータではΔｘ１， Δｘ２の値は、０．０４［ｍｍ］と設定する。また、補間範囲外においては一般的な数４に示す式を用いて計算する。
【００７８】
【数１１】

【００７９】
以上の方法によって漏れ流量を考慮した場合のシミュレーション結果の例を図１６に示す。図１６の結果から、漏れ流量を考慮した方が、より実験結果（図１４）に近い応答が得られると考えられる。
【００８０】
数３の式で示されるＦＳＣ−ｘＳＣ特性においては流体力を無視していたが、より厳密なモデルを得るためには流体力も考慮することが望ましい。流体力は流速の二乗に比例する量であり、数１２に示す式で与えられる。
【００８１】
【数１２】

【００８２】
ただし、φ＝４８［ｄｅｇ］とする。また、ｘｄ−Δｘ１＜ｘＳＣ＜ｘ０＋Δｘ２の範囲については、ｘＳＣ−ＱＳＣ特性の場合と同様、数１３に示すように補間を行なう。
【００８３】
【数１３】

【００８４】
ここで、ΔＦｆｌｄ＝Ｆｆｌｄ２−Ｆｆｌｄ１である。また、Ｆｆｌｄ１，Ｆｆｌｄ２はそれぞれｘＳＣ＝ｘｄ−Δｘ１，ｘ０＋Δｘ２における流体力であり、数１４のように求められる。
【００８５】
【数１４】

【００８６】
流体力を考慮した場合、ＦＳＣ−ｘＳＣ特性は、数１５で与えられる。
【００８７】
【数１５】

【００８８】
次いで、各式の線形化について説明すると、ＩＳＣ−ＦＳＣ特性に関しては、図１７に示す範囲では、ＩＳＣとＦＳＣの関係は、線形とみなして問題ないと思われる。尚、この範囲は具体的には、０≦ＩＳＣ≦１．２［Ａ］である。そこで、数１６に示す式のように最小二乗法により原点を含む直線で近似する。
【００８９】
【数１６】

【００９０】
ＦＳＣ−ｘＳＣ特性に関しては、数１５に示す式において、動作点からの微小変化分に着目して数１７のようにおくと、定常値との間に数１８で示す関係が成立している。数１７を数１５に代入して線形化を行い、数１８を差し引くと、数１９に示す式を得る。
【００９１】
【数１７】

【００９２】
【数１８】

【００９３】
【数１９】

【００９４】
ｘＳＣ−ＱＳＣ特性に関しては、数４、数１０について、動作点（ｘＳＣ０，ＰＳＣ０）のまわりで前記したのと同様の手順で線形化を行なうと、数２０を得る。
【００９５】
【数２０】

【００９６】
ただし、上式で、ＫＳＣｘ，ＫＳＣＰについては下記の数２１に示す式のように変位ｘＳＣに従って対応するものを選ぶものとする。
【００９７】
【数２１】

【００９８】
Ｑｆ−Ｐｆ特性に関しては、先ず、数６について動作点（ＰＳＣ０、Ｐｆ０）のまわりで線形化すると、数２２を得る。ただし、式中のＫｆは、数２３のように求められる。
【００９９】
【数２２】

【０１００】
【数２３】

【０１０１】
しかし、動作点をＰＳＣ０＝Ｐｆ０と選んだ場合、Ｋｆの分母が０となって問題が生じる。そこで、図１８に示す如く、ＰＳＣ０＝Ｐｆ０の近傍においてはＱｆを線形式で補間し、Ｋｆを数２４のように求める。
【０１０２】
【数２４】

【０１０３】
ＰＳＣ０＝Ｐｆ０の近傍ではＫｆに対して数２４の式を適用し、それ以外の場合は数２３の式を用いる。
【０１０４】
次に、数７の式について線形化を行なうと、数２５を得る。ただし、同式においてＶｆ＝Ｖｆ０−ＡｆｘＳＣ０である。
【０１０５】
【数２５】

【０１０６】
ＱＳＣ−ＰＳＣ特性に関しては、数８の式について、動作点からの微小変化分に着目すると、数２６を得る。ただし、数２６で、ＶＣＬ＝ＶＣＬ０＋ＡＡＣｘＡＣ０である。
【０１０７】
【数２６】

【０１０８】
ＰＳＣ−ｘＡＣ特性に関しては、数９の式について、動作点からの微小変化分に着目すると、数２７を得る。
【０１０９】
【数２７】

【０１１０】
流体力Ｆｆ１ｄに関しては、数１２と数１３の式について、動作点からの微小変化分に着目して線形化を行なうと、数２８を得る。ただし、数２８で、Ｋｆ１ｄｘ，Ｋｆ１ｄｐについては、数２９のように変位ｘＳＣに従って対応するものを選ぶものとする。
【０１１１】
【数２８】

【０１１２】
【数２９】

【０１１３】
上記で得られた線形化式に基づいて線形モデルの状態空間表現を示す。状態をδｘ、入力をリニアソレノイド部への入力電流δＩＳＣ、出力をδｙとすると、線形モデルの状態空間表現を図１９および数３０のように示すことができる。
【０１１４】
【数３０】

【０１１５】
ただし、アキュムレータ部のスプール変位ｘＡＣは油圧ＰＳＣの上昇に伴って飽和し、動特性が大きく変化するので、線形モデルはｘＡＣが飽和する領域と飽和しない領域とに分けて導出する必要がある。
【０１１６】
ｘＡＣが飽和しない領域においては、ｘＡＣの動特性も考慮する必要があるので、状態δｘとしてスプール変位ｘＳＣ，ｘＡＣとその速度ｘＳＣ（ドット），ｘＡＣ（ドット）、油圧ＰＳＣ，Ｐｆおよびリニアソレノイド部の推力ＦＳＣの微小変化量を選ぶ。従って、数３１に示す如く、全体では７次の系となる。
【０１１７】
【数３１】

【０１１８】
この場合、数３０における行列（Ａ，Ｂ，Ｃ）は、数３２のように与えられる。尚、数３２の行列Ａ，Ｂの要素は数３３で与えられる。
【０１１９】
【数３２】

【０１２０】
【数３３】

【０１２１】
他方、ｘＡＣが飽和する領域においてはｘＡＣの動特性を考慮する必要がないので、状態δｘとしてスプール変位ｘＳＣとその速度ｘＳＣ（ドット）、油圧ＰＳＣ，Ｐｆおよびリニアソレノイド部の推力ＦＳＣの微小変化量を選ぶ。従って、全体では数３４に示す如く、５次の系となる。
【０１２２】
【数３４】

【０１２３】
この場合、数３０における行列（Ａ，Ｂ，Ｃ）は、数３５のように与えられる。また、数３５の行列Ａ，Ｂの要素は数３６で与えられる。
【０１２４】
【数３５】

【０１２５】
【数３６】

【０１２６】
上記の如くして求めた、アキュムレータ１４２が飽和しない領域における動特性を記述する線形モデルと飽和する領域における動特性を記述する線形モデルに対してそれぞれコントローラを設計すると共に、それらをコントローラＫ１（ｓ）とコントローラＫ２（ｓ）とする。この実施の形態の特徴はアキュムレータ１４２の動特性を２つの線形モデルで表現したことにあり、それに基づいて設計されるコントローラ自体にはないので、コントローラＫ１（ｓ）あるいはＫ２（ｓ）は、図５に関して述べたように目標油圧ＰＣＣＭＤと検出油圧ＰＳＣの偏差を解消できるものであれば、ＰＩＤ制御則を用いるものでも、Ｈ∞制御則を用いるものでも、あるいはその他の制御理論に基づくものであっても良い。
【０１２７】
これらのコントローラは、アキュムレータ１４２の動作点、即ち、制御油圧ＰＳＣによって持ち換えれば良い。この実施の形態においては図５を参照して図３フロー・チャートの処理で説明したように、検出された油圧ＰＳＣに応じて決定される重み（切り換え係数）αを用いて両者の出力の加重平均値を算出することで、切り換え点でコントローラが不連続とならないようにした。
【０１２８】
尚、２つのコントローラでは、目標油圧ＰＣＣＭＤと検出された油圧ＰＳＣの偏差が減少するように行列演算やマップ値を用いて最終操作量（制御入力）ＩＣＭＤ（ＩＳＣに等価）が算出される。算出された操作量は、図示しない駆動回路を介して発進クラッチ制御バルブ１３４のリニアソレノイド１３４ａに出力され、制御対象（プラントＰ（ｓ））である発進クラッチ系に与えられる。
【０１２９】
この実施の形態は上記の如く構成したので、アキュムレータ１４２の飽和の有無による動特性の変化に関わらず、油圧制御範囲の全域で目標値追従性が良好であると共に、優れた安定性を得ることができ、それによって変速ショックを低減できるなどドライバビリティを向上させることができる。また、同等の商品性を得るまでの開発段階における実車での制御面のセッティング工数を節減することができる。さらに、加重平均値を算出することで、コントローラの切り換えを一層滑らかに行なうことができる。
【０１３０】
尚、上記で、２つのコントローラの出力の加重平均を算出するようにしたが、単純平均あるいは移動平均などを算出しても良い。
【０１３１】
また、先にＨ∞制御則あるいはその他の制御理論などを用いても良いと述べたが、それについてさらに敷衍すると、プラントをスケジューリングパラメータを持つ線形システムとみなして記述し、これに周波数重みなどを加えた拡大系（一般化プラント）を設定し、ＬＰＶ（ＬｉｎｅａｒＰａｒａｍｅｔｅｒＶａｒｙｉｎｇ）システムと呼ばれるモデル表現にし、Ｈ∞／ＬＭＩ制御を代表とするロバスト制御理論を用いてコントローラを設計（ゲインスケジューリング）することも可能である。
【０１３２】
図２０は、この発明の第２の実施の形態に係る車両用自動変速機の油圧制御装置の動作を示す、図３と同様なフロー・チャートである。また、図２１は、その処理を示す、図５と同様なフロー・チャートである。
【０１３３】
以下、説明すると、Ｓ１００およびＳ１０２において第１の実施の形態と同様の処理を経た後、Ｓ１０４に進み、検出値をコントローラ切り換えしきい油圧Ｐα（例えば、４［ｋｇｆ／ｃｍ^２］）と比較し、それ以下か否か判断する（図２１にＳ１０４の判断を「ｓｕｐｅｒｖｉｓｏｒ」と示す）。
【０１３４】
Ｓ１０４で肯定されるときはＳ１０６に進み、非飽和領域操作量ＩＣＭＤ１を算出し、Ｓ１０８に進み、算出した値を最終操作量ＩＣＭＤと決定する。他方、Ｓ１０４で否定されるときはＳ１１０に進み、飽和領域操作量ＩＣＭＤ２を算出し、Ｓ１１２に進み、算出した値を最終操作量ＩＣＭＤと決定する。
【０１３５】
第２の実施の形態は上記の如く構成したので、第１の実施の形態と同様、アキュムレータ１４２の飽和の有無による動特性の変化に関わらず、油圧制御範囲の全域で目標値追従性が良好であると共に、優れた安定性を得ることができ、それによって変速ショックを低減できるなどドライバビリティを向上させることができる。また、同等の商品性を得るまでの開発段階における実車での制御面のセッティング工数を節減することができる。さらに、コントローラを択一的に使用することで、コントローラの切り換えの滑らかさは若干低下するが、演算量を低減することができる。
【０１３６】
尚、第２の実施の形態において、図２１に想像線で示す如く、ｎ個までのコントローラを設け、それらを切り換えるようにしても良い。これは、第１の実施の形態においても同様で、ｎ個までのコントローラを追加し、それらの間の加重平均を算出するようにしても良い。
【０１３７】
第１、第２の実施の形態は上記の如く、車両に搭載される内燃機関（エンジン）１０の出力軸２０に接続され、前記内燃機関の回転を変速する自動変速機（ベルト式無段変速機）２４の油圧制御装置において、前記自動変速機の油圧アクチュエータ（発進クラッチ）４２に供給される作動油を調圧して出力する調圧バルブ（発進クラッチ制御バルブ）１３４と、前記調圧バルブと前記油圧アクチュエータの間の油路に配置されるアキュムレータ１４２とを備えると共に、前記アキュムレータが飽和したときと飽和していないときの動特性をそれぞれ記述する線形モデルに対して設計された複数の補償器（コントローラＫｎ（ｓ））と、前記アキュムレータ１４２の作動状態、より具体的には、油路の油圧に応じて前記複数の補償器の少なくともいずれかを使用して前記調圧バルブの出力（制御油圧ＰＳＣ）を制御する油圧制御手段（トランスミッション制御部１００，Ｓ１０からＳ２０，Ｓ１００からＳ１１２）とを備える如く構成した。
【０１３８】
具体的には、前記調圧バルブは電磁ソレノイド（リニアソレノイド１３４ａ）によってスプール１３４ｂが変位してその出力を変えるものであると共に、前記油圧制御手段は、検出される油圧に応じて決定される重み（切り換え係数α）を用いて前記複数の補償器の出力の加重平均値を求め、前記求めた加重平均値を用いて前記電磁ソレノイドへの通電量ＩＣＭＤを決定することで前記調圧バルブの出力を制御する（トランスミッション制御部１００，Ｓ１０からＳ２０）如く構成した。
【０１３９】
具体的には、前記調圧バルブは電磁ソレノイドによってスプールが変位してその出力を変えるものであると共に、前記油圧制御手段は、検出される油圧に応じて前記複数の補償器のいずれかを選択し、前記選択した補償器の出力を用いて前記電磁ソレノイドへの通電量を決定することで前記調圧バルブの出力を制御する（トランスミッション制御部１００，Ｓ１００からＳ１１２）如く構成した。
【０１４０】
尚、上記において油路１３６の制御油圧を油圧センサ１４４で検出したが、油圧センサ１４４に代え、演算で油路１３６の制御油圧を推定しても良い。また、油路の油圧ＰＳＣをアキュムレータ１４２の作動状態を示すパラメータとしたが、それに限られるものではなく、アキュムレータ１４２のスプール（ピストン）１４２ａのストロークなどを検出してその作動状態を示すパラメータとしても良い。
【０１４１】
尚、上記において油圧アクチュエータの例として発進クラッチを挙げたが、それに限られるものではない。
【０１４２】
【発明の効果】
請求項１項にあっては、油圧アクチュエータに供給される作動油を調圧して出力する調圧バルブと油圧アクチュエータの間の油路に配置されるアキュムレータが飽和したときと飽和していないときの動特性をそれぞれ記述するモデルに対して設計された複数の補償器を備え、油路の油圧などのアキュムレータの作動状態に応じてそれらの少なくともいずれかを使用して調圧バルブの出力を制御する如く構成したので、アキュムレータの飽和の有無による動特性の変化に関わらず、油圧制御範囲の全域で目標値追従性が良好であると共に、優れた安定性を得ることができ、それによって変速ショックを低減できるなどドライバビリティを向上させることができる。また、同等の商品性を得るまでの開発段階における実車での制御面のセッティング工数を節減することができる。さらに、加重平均値を算出することで、補償器の切り換えを滑らかに行なうことができる。
【０１４３】
請求項２項にあっては、検出される油圧に応じて決定される重みを用いて複数の補償器の出力の加重平均値を求め、求めた加重平均値を用いて前記電磁ソレノイドへの通電量を決定することで調圧バルブの出力を制御する如く構成したので、補償器の切り換えを一層滑らかに行なうことができ、油圧制御範囲の全域で目標値追従性が一層良好であると共に、一層優れた安定性を得ることができる。
【０１４４】
請求項３項にあっては、検出される油圧に応じて複数の補償器のいずれかを選択し、選択した補償器の出力を用いて電磁ソレノイドへの通電量を決定することで調圧バルブの出力を制御する如く構成したので、補償器の切り換えの滑らかさは若干低下するが、前記したと同様の効果を得ることができると共に、補償器の演算量を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の一つの実施の形態に係る車両用自動変速機の油圧制御装置を全体的に示す概略図である。
【図２】図１に示す装置の発進クラッチの制御バルブなどの油圧構成要素の詳細を示す油圧回路図である。
【図３】図１に示す装置の動作を示すフロー・チャートである。
【図４】図３フロー・チャートで使用される切り換え係数（重み）の特性を示す説明グラフである。
【図５】図３フロー・チャートに示す処理を機能的に示すブロック図である。
【図６】図２に示すリニアソレノイドの概略図である。
【図７】図６に示すリニアソレノイドのモデル化で用いた諸定数を説明する説明図である。
【図８】リニアソレノイドの通電電流ＩＳＣと推力ＦＳＣの特性を示すグラフである。
【図９】図６に示すリニアソレノイドの開口面積を示す説明図である。
【図１０】図２に示すアキュムレータの概略図である。
【図１１】図１０に示すアキュムレータのモデル化で用いた諸定数を説明する説明図である。
【図１２】流量の計算式として、ある式を用いた場合のシミュレーション結果を示すタイム・チャートである。
【図１３】同様に、流量の計算式として、ある式を用いた場合のシミュレーション結果を示すタイム・チャートである。
【図１４】図６に示すリニアソレノイドにステップ入力（通電量）を与えた場合の制御油圧（クラッチ油圧）ＰＳＣの応答についての実験結果を示すタイム・チャートである。
【図１５】図６に示すリニアソレノイドのスプール変位と流量の関係を示すグラフである
【図１６】リニアソレノイドの漏れ流量を考慮した場合のシミュレーション結果を示すタイム・チャートである。
【図１７】図８と同様に、リニアソレノイドの通電電流ＩＳＣと推力ＦＳＣの特性を示すグラフである。
【図１８】図８に示すリニアソレノイドのフィードバックポートの流量の線形化を説明するグラフである。
【図１９】図６に示すリニアソレノイドと図１０に示すアキュムレータを線形化して得たモデルを状態空間表現で示すブロック図である。
【図２０】この発明の第２の実施の形態に係る車両用自動変速機の油圧制御装置の動作を示すフロー・チャートである。
【図２１】図２０にフロー・チャートに示す処理を機能的に示すブロック図である。
【符号の説明】
１０内燃機関（エンジン）
２０出力軸
２４ベルト式無段変速機（ＣＶＴ。トランスミッション）
４２発進クラッチ（油圧アクチュエータ）
８８発進クラッチ用のバルブ群
１００トランスミッション制御部
１３４発進クラッチ制御バルブ（調圧バルブ）
１３６油路
１４２アキュムレータ
１４４油圧センサ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for a vehicular automatic transmission.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Generally, an automatic transmission for a vehicle in which components such as a clutch and a brake are operated by oil pressure generates the operating oil pressure by an oil pump that operates in conjunction with an internal combustion engine. Therefore, the generated hydraulic pressure varies depending on the operation state of the internal combustion engine. Further, in an electronically controlled automatic transmission, the control hydraulic pressure is regulated by an electromagnetic solenoid driven by PWM, so that the vibration pulsates the control hydraulic pressure. An accumulator is generally used to alleviate the pulsation of the control hydraulic pressure or a rapid change in the hydraulic pressure and to smooth the movement of an operation target (such as a hydraulic piston) (for example, see Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1]
JP 06-207602 A
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
Since the accumulator is designed (selected) so as to operate in a region where the effective range is narrower than the control range due to its characteristics, the saturation region increases as the oil pressure increases. In addition, in the region where the accumulator operates (relatively low hydraulic pressure), the pulsation is removed and the response is slightly reduced. That is, the presence / absence of saturation of the accumulator does not matter for static (steady-state characteristics), but has a significant effect on dynamic performance (dynamic characteristics) such as hydraulic transient response (response).
[0005]
In hydraulic control, it is desirable that stable controllability be obtained regardless of the presence or absence of saturation of the accumulator. However, in the conventional hydraulic control of an automatic transmission for a vehicle including the above-mentioned Patent Document 1, the saturation of the accumulator is determined. A change in dynamic characteristics due to the presence or absence (operating point of the control target) was not considered. Therefore, the responsiveness of the control target changes depending on the operating point, which causes a reduction in drivability such as occurrence of a shift shock, and also causes an increase in man-hours for setting control characteristics in a development stage.
[0006]
Accordingly, an object of the present invention is to solve the above-described disadvantages, show good target value followability throughout the hydraulic control range, and exhibit excellent stability regardless of changes in dynamic characteristics due to the presence or absence of saturation of the accumulator. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to claim 1, in a hydraulic control device for an automatic transmission mounted on a vehicle, a hydraulic oil supplied to a hydraulic actuator of the automatic transmission is regulated and output. A pressure regulating valve, and an accumulator arranged in an oil passage between the pressure regulating valve and the hydraulic actuator, and a model describing dynamic characteristics when the accumulator is saturated and when it is not saturated, respectively. A plurality of compensators designed for the plurality of compensators, and hydraulic control means for controlling the output of the pressure regulating valve using at least one of the plurality of compensators in accordance with the operation state of the accumulator. .
[0008]
For models that describe the dynamic characteristics when the accumulator placed in the oil passage between the pressure regulating valve that regulates and outputs the hydraulic oil supplied to the hydraulic actuator and the hydraulic actuator is saturated and not saturated, respectively. The compensator is designed to control the output of the pressure regulating valve using at least one of them according to the operating state of the accumulator, for example, the oil pressure of the oil passage, so that the saturation of the accumulator is Regardless of the change in dynamic characteristics due to the presence or absence, if the target value followability is good over the entire hydraulic control range, excellent stability can be obtained, thereby improving drivability such as reducing shift shock. Can be. In addition, it is possible to reduce man-hours for setting the control surface of the actual vehicle in the development stage until the same commercial value is obtained. Further, by calculating the weighted average value, the switching of the compensator can be performed smoothly.
[0009]
According to the second aspect of the present invention, the pressure regulating valve changes its output by displacing a spool by an electromagnetic solenoid, and the hydraulic control means uses a weight determined according to a detected hydraulic pressure. Thus, a weighted average value of the outputs of the plurality of compensators is obtained, and the output of the pressure regulating valve is controlled by determining the amount of power to the electromagnetic solenoid using the obtained weighted average value.
[0010]
A weighted average value of the outputs of the plurality of compensators is obtained by using a weight determined according to the detected oil pressure, and the amount of electricity to the electromagnetic solenoid is determined by using the obtained weighted average value, thereby adjusting the pressure regulating valve. , The switching of the compensator can be performed more smoothly, and if the target value followability is better throughout the hydraulic control range, more excellent stability can be obtained. .
[0011]
According to a third aspect of the present invention, in the pressure regulating valve, the spool is displaced by an electromagnetic solenoid to change its output, and the hydraulic pressure control means controls the plurality of compensators according to the detected hydraulic pressure. Any one of them is selected, and the output of the pressure regulating valve is controlled by determining the amount of electricity to the electromagnetic solenoid using the output of the selected compensator.
[0012]
Since one of the plurality of compensators is selected in accordance with the detected oil pressure, and the output of the selected compensator is used to determine the amount of power to the electromagnetic solenoid, the output of the pressure regulating valve is controlled. Although the smoothness of switching the compensator is slightly reduced, the same effect as described above can be obtained, and the amount of operation of the compensator can be reduced.
[0013]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, a hydraulic control device for a vehicular automatic transmission according to one embodiment of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
[0014]
FIG. 1 is a schematic diagram showing the entire hydraulic control device of the vehicle automatic transmission. In the illustrated embodiment, a belt-type continuously variable transmission (CVT) is provided as an automatic transmission for a vehicle.
[0015]
In the figure, reference numeral 10 indicates an internal combustion engine (hereinafter, referred to as “engine”). The engine 10 includes an intake pipe 12 and a throttle valve 14 arranged on the way. An output shaft (crankshaft) 20 of the engine 10 is connected to a belt-type continuously variable transmission (CVT; hereinafter referred to as “transmission”) 24.
[0016]
More specifically, the output shaft 20 of the engine 10 is connected to the input shaft 28 of the transmission 24 via the dual mass flywheel 26. Engine 10 and transmission 24 are mounted on a vehicle (not shown).
[0017]
The transmission 24 includes a metal V-belt mechanism 32 disposed between the input shaft 28 and the counter shaft 30, and a planetary gear type forward / reverse switching mechanism disposed between the input shaft 28 and the drive-side movable pulley 34. 36, and a starting clutch (hydraulic actuator) 42 disposed between the counter shaft 30 and the differential mechanism 40. The power transmitted to the differential mechanism 40 is transmitted to left and right drive wheels (not shown) via a drive shaft (not shown).
[0018]
The metal V-belt mechanism 32 includes the above-described drive-side movable pulley 34, a driven-side movable pulley 46 provided on the counter shaft 30, and a metal V-belt 48 wound between the two pulleys. The drive-side movable pulley 34 includes a fixed pulley half 50 disposed on the input shaft 28, and a movable pulley half 52 that is movable relative to the fixed pulley half 50 in the axial direction.
[0019]
A drive-side cylinder chamber 54 is formed on the side of the movable pulley half 52 so as to be surrounded by a cylinder wall 50a connected to the fixed pulley half. The drive-side cylinder chamber 54 is formed in the drive-side cylinder chamber 54 via an oil passage 54a. The supplied hydraulic pressure generates a side pressure for moving the movable pulley half 52 in the axial direction.
[0020]
The driven-side movable pulley 46 includes a fixed pulley half 56 disposed on the counter shaft 30 and a movable pulley half 58 movable relative to the fixed pulley half 56 in the axial direction. A driven cylinder chamber 60 is formed on the side of the movable pulley half 58 and surrounded by a cylinder wall 56a connected to the fixed pulley half 56, and is supplied into the driven cylinder chamber 60 via an oil passage 60a. The hydraulic pressure generates a side pressure that moves the movable pulley half 58 in the axial direction.
[0021]
A regulator valve group 64 for determining a pulley control hydraulic pressure to be supplied to the drive-side cylinder chamber 54 and the driven-side cylinder chamber 60 and a shift control valve group 66 for supplying a pulley control hydraulic pressure to each of the

cylinder chambers

54 and 60 are provided. An appropriate pulley side pressure is set so that the slip of the V-belt 48 does not occur, the pulley width of both

pulleys

34 and 46 is changed, and the winding radius of the V-belt 48 is changed to change the gear ratio. Change steplessly.
[0022]
The planetary gear type forward / reverse switching mechanism 36 includes a sun gear 68 connected to the input shaft, a carrier 70 connected to the fixed pulley half 50, a ring gear 74 that can be fixed and held by a reverse brake 72, a sun gear 68 and a carrier. And a forward clutch 76 that can be connected to the forward clutch.
[0023]
When the forward clutch 76 is engaged, all gears rotate integrally with the input shaft 28, and the drive pulley 34 is driven in the same direction as the input shaft 28 (forward direction). When the reverse brake 72 is engaged, the ring gear 74 is fixed and held, so that the carrier 70 is driven in the direction opposite to the sun gear 68, and the drive pulley 34 is driven in the direction opposite to the input shaft 28 (reverse direction). Is done. When both the forward clutch 76 and the reverse brake 72 are released, the power transmission via the forward / reverse switching mechanism 36 is cut off, and the power transmission between the engine 10 and the drive-side drive pulley 34 is performed. No longer.
[0024]
The starting clutch 42 is a clutch that turns on (engages) and turns off (disengages) power transmission between the counter shaft 30 and the differential mechanism 40. When the starting clutch 42 is turned on (engaged), the speed is shifted by the metal V-belt mechanism 32. The engine output is divided and transmitted to left and right wheels (not shown) by a differential mechanism 40 via

gears

78, 80, 82, 84. When the starting clutch 42 is off (disengaged), the transmission 24 is in a neutral state.
[0025]
The operation control of the start clutch 42 is performed by a valve group 88 (described later) for the start clutch, and the operation control of the reverse brake 72 and the forward clutch 76 of the forward / reverse switching mechanism 36 is controlled by operating a manual shift lever (not shown). This is performed by the manual shift valve 90 accordingly.
[0026]
Control of these valve groups is performed based on a control signal from a transmission control unit 100 including a microcomputer.
[0027]
Here, a crank angle sensor 102 is provided at an appropriate position such as near a camshaft (not shown) of the engine 10, and outputs a signal proportional to the crank angle (the engine speed NE is calculated by counting the crank angle). Output. An absolute pressure sensor 104 is provided at an appropriate position downstream of the throttle valve 14 in the intake pipe 12, and outputs a signal P proportional to the absolute pressure (engine load) PBA in the intake pipe.
[0028]
A water temperature sensor 106 is provided at an appropriate position of a cylinder block (not shown), and outputs a signal proportional to the engine cooling water temperature TW. A throttle opening sensor 108 is provided near the throttle valve 14, and outputs a signal proportional to the throttle opening θTH.
[0029]
In the transmission 24, a rotation speed sensor 114 is provided near the input shaft 28, outputs a signal proportional to the rotation speed NDR of the input shaft 28, and a rotation speed sensor 116 is provided near the driven-side movable pulley 46. Then, a signal proportional to the rotation speed of the driven side movable pulley 46, that is, the rotation speed NDN of the input shaft (counter shaft 30) of the starting clutch 42 is output. Further, a rotation speed sensor 118 is provided near the gear 78, and outputs a signal proportional to the rotation speed of the gear 78, that is, the rotation speed NOUT of the output shaft of the starting clutch 42.
[0030]
Further, a vehicle speed sensor 122 is provided near a drive shaft (not shown) connected to the differential mechanism 40, and outputs a signal proportional to the vehicle speed V. A shift lever position switch 124 is provided near a shift lever (not shown) on the floor of the driver's seat, and a signal proportional to a range position (D, N, P,...) Selected by the driver. Is output.
[0031]
As described above, this device includes the transmission control unit 100, and also includes the engine control unit 126, which also includes a microcomputer and controls fuel injection and the like of the engine 10. The outputs of the crank angle sensor 102, the absolute pressure sensor 104, the throttle opening sensor 108, the

rotation speed sensors

114, 116, 118, and the vehicle speed sensor 122 in the above-described sensor group are input to the transmission control unit. Outputs of the crank angle sensor 102, the absolute pressure sensor 104, the water temperature sensor 106, and the throttle opening sensor 108 are input to the engine control unit 126.
[0032]
The transmission control unit 100 determines a target gear ratio, that is, a target value of the above-described input rotational speed NDR, and drives the

movable pulleys

34 and 46 so as to reach the determined target NDR, and controls the gear ratio. Here, the target NDR is the target rotation speed of the drive-side movable pulley 34 of the transmission 24. By defining the target NDR with respect to the vehicle speed V, the gear ratio (ratio) is uniquely determined and controlled.
[0033]
The hydraulic components such as the above-described start clutch valve group 88 and an accumulator disposed in an oil passage between the start clutch 42 and the start clutch 42 will be described.
[0034]
FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing details of these hydraulic components.
[0035]
As shown, hydraulic oil (ATF; oil) pumped by an oil pump 132 rotated by the engine 10 from a tank (reservoir) 130 is supplied to a predetermined pressure by a PH control valve and a PH pressure regulating valve (both not shown). After being adjusted to a high pressure PH, the pressure is supplied to a clutch pressure reducing valve (not shown), where the pressure is reduced to a clutch pressure (CR) lower than the PH. The decompressed hydraulic oil is supplied to the starting clutch control valve 134. In the figure, x indicates drain.
[0036]
The starting clutch control valve 134 is configured as an electromagnetic solenoid valve having a linear solenoid (electromagnetic solenoid) 134a, and a displaceable spool 134b is disposed in the valve body. When an energization command value ICMD is determined by the transmission control unit as described later and output (PWM drive) through a drive circuit (not shown), the linear solenoid 134a is energized by being energized from a vehicle-mounted battery (not shown), and is excited. The plunger 134a1 protrudes leftward in the figure to press the spool 134b and displace it within the valve body.
[0037]
The output port 134d of the starting clutch control valve 134 is connected to the oil passage 136. The oil passage 136 branches off midway and is fed back to the starting clutch control valve 134 via a feedback port 134e, and on the other hand, is connected to the starting clutch 42 via a shift inhibitor valve 140 to control the control hydraulic pressure (clutch pressure) PSC. Supply.
[0038]
The starting clutch 42 is configured such that its piston 42a is movable by the control hydraulic pressure PSC. When the piston 42a is pressed and the clutch 42b is engaged, the shifted engine output is transmitted to the left and right wheels via the differential mechanism 40. On the other hand, when the piston 42a moves backward to release the clutch 42b, this power transmission is interrupted.
[0039]
An accumulator 142 is disposed (connected) in an oil passage 136 between the start clutch control valve 134 and the start clutch 42. Since the linear solenoid 134a is driven by PWM when excited, the spool 134b vibrates and the output control oil pressure pulsates. Therefore, the accumulator 142 is installed with the intention of removing the pulsation.
[0040]
As shown, the accumulator 142 includes a spool (piston) 142a and a spring 142b that urges the spool 142a in a closing direction (unsaturated direction). As the control oil pressure supplied from the oil passage 136 increases, the spool 142a of the accumulator 142 retreats against the spring force of the spring 142b, and its volume changes. When the spool 142a hits the wall surface, the volume of the accumulator 142 becomes maximum (saturates).
[0041]
An oil pressure sensor 144 is arranged near the accumulator 142 in the oil passage 136, and generates an output according to the oil pressure (control oil pressure) of the oil passage 136. The output of the oil pressure sensor 144 is sent to the transmission control unit 100. Note that the oil pressure of the oil passage 136 may be estimated by calculation instead of the oil pressure sensor 144.
[0042]
Next, the operation of the hydraulic control device for the automatic vehicle transmission according to this embodiment, more specifically, the operation of the transmission control unit 100 will be described with reference to FIG. The illustrated program is executed, for example, every 10 [msec].
[0043]
First, a target oil pressure PCCMD is calculated in S10. The target hydraulic pressure PCCMD is appropriately calculated (determined) based on vehicle information such as the vehicle speed V and the engine speed NE. Next, the program proceeds to S12, where the actual oil pressure (control oil pressure) PSC of the oil passage 136 is detected from the output of the oil pressure sensor 144. More specifically, the detection of the control oil pressure PSC is performed by performing a filter process on the sensor detection value.
[0044]
Next, the routine proceeds to S14, where a switching coefficient (weight) α is calculated according to the detected control oil pressure PSC. Specifically, this is calculated by searching for the characteristic shown in FIG. 4 using the detected control oil pressure (actual oil pressure) PSC.
[0045]
Next, the process proceeds to S16, where the non-saturation region operation amount ICMD1 is calculated.
[0046]
FIG. 5 is a block diagram for explaining the processing of the flow chart of FIG. 3. As shown in FIG. 5, a non-saturated region controller (a linear model (described later) describing dynamic characteristics when the accumulator 142 is in the non-saturated region) is used. Using the first controller (compensator) K1 (s) designed in this way, the energization amount (operation amount) ICMD1 of the starting clutch control valve 134 to the linear solenoid 134a is calculated.
[0047]
Returning to the description of the flowchart of FIG. 3, the process proceeds to S18, where the saturation region operation amount ICMD2 is calculated. That is, a saturation region controller (a second controller (compensator) designed for a linear model (similarly described later) describing the dynamic characteristics when the accumulator 142 is in the saturation region) K2 (s) is used. Calculates the amount of current (operation amount) ICMD2 for the linear solenoid 134a of the starting clutch control valve 134.
[0048]
Next, the process proceeds to S20, in which a weighted average of the energization amounts ICMD1 and ICMD2 calculated using the previously calculated switching coefficient (weight) α is obtained, and the obtained value is determined (calculated) as the final operation amount ICMD. At the same time, although not shown, the signal is output to a linear solenoid 134a of the starting clutch control valve 134 via a drive circuit (not shown).
[0049]
In this manner, a plurality (more precisely, the first and second) of calculating the operation amount (control input) ICMD (equivalent to ISC described later) so that the deviation between the target oil pressure PCCMD and the detected oil pressure PSC decreases. Two) compensators (controllers) K1 (s) and K2 (s), and a plurality (weight) (switching coefficient) α determined according to the engine speed NE and the detected hydraulic pressure PSC. A weighted average value of the output of the compensator is obtained, and the amount of power to the linear solenoid 134a is controlled using the obtained weighted average value.
[0050]
Here, a description will be given of the above-described two linear models which are the premise of the design of the two compensators (controllers) K1 (s) and K2 (s) including the first and second components.
[0051]
As described above, the control target of the start clutch 42 is roughly divided into a linear solenoid portion centering on the linear solenoid 134a of the start clutch control valve 134 and an accumulator portion centering on the accumulator 142. In this embodiment, Has derived a mathematical model that describes their dynamic characteristics based on their physical characteristics.
[0052]
FIG. 6 shows a schematic diagram of the linear solenoid unit again. FIG. 7 illustrates the various constants used in the modeling.
[0053]
In the linear solenoid portion, the characteristics of the current ISC and the thrust FSC are often approximated by a first-order lag system as shown in Expression 1, and the steady-state characteristics are almost proportional to each other as shown in FIG.
[0054]
(Equation 1)

[0055]
In order to obtain a stricter model, the steady-state characteristic is obtained by using the equation shown in Equation 2 in which the characteristic shown in FIG. 8 is approximated by a third-order polynomial. In Equation 1, TIF is a time constant, which is generally about 20 [msec].
[0056]
(Equation 2)

[0057]
From the balance of the force with respect to the spool 134b, the relationship shown in Expression 3 holds between the thrust FSC and the spool displacement xSC. In Equation 3, the movable range of xSC is 0 ≦ xSC ≦ xSCmax. DSC is a coefficient of viscous friction, which varies with oil temperature.
[0058]
[Equation 3]

[0059]
The flow rate QSC at the opening of the linear solenoid portion is expressed by the equation shown in Expression 4.
[0060]
(Equation 4)

[0061]
In the above equation, C is a flow coefficient, which varies depending on the oil temperature. The opening area ASC depends on xSC as shown in FIG.
[0062]
(Equation 5)

[0063]
The relationship between the flow rate Qf flowing through the feedback port 134e of the spool 134b and the oil pressure Pf is expressed by the equations shown in Equations 6 and 7 depending on the characteristics of the orifice. However, two orifices were assumed to be equivalent to one orifice do. In Equation 7, K is a bulk modulus and varies depending on the oil temperature and the air mixing ratio in the oil.
[0064]
(Equation 6)

[0065]
(Equation 7)

[0066]
FIG. 10 shows a schematic diagram of the accumulator section again. FIG. 11 illustrates the constants used in the modeling.
[0067]
Taking into account the change in volume caused by the accumulator section, the following equation 8 holds for the control oil pressure (clutch pressure PSC) supplied to the starting clutch 42.
[0068]
(Equation 8)

[0069]
From the balance of the force of the accumulator section with respect to the spool 142a, the equation shown in Equation 9 holds for PSC and spool displacement xAC.
[0070]
(Equation 9)

[0071]
In the above equation, the movable range of xAC is 0 ≦ xAC ≦ xACmax. DAC is a coefficient of viscous friction, which varies with oil temperature.
[0072]
FIGS. 12 and 13 show examples of simulation results when the equations shown in Equations 4 and 5 are used as the equation for calculating the flow rate QSC. Although the waveform of the PSC in FIG. 12 basically has a response close to that of the secondary system, the slope is very gentle in the portion surrounded by the block. Therefore, when examining the value of xAC at that time, the spool 134b operates within the range of 0.8 to 1.2 [mm], which corresponds to the case where the QSC is exactly 0.
[0073]
By the way, since the PSC is given by Equation 8, when QSC is 0, the change of the PSC is small, and it is considered that it appears as a portion surrounded by blocks in FIG.
[0074]
FIG. 14 is an experimental result showing a response of the control oil pressure (clutch oil pressure) PSC when a step input (electric current amount ICMD) is given to the linear solenoid unit, and such a portion appears in the experimental response shown in FIG. Not. Therefore, the problem is solved by considering the leakage flow rate which has been neglected so far. However, if the leakage flow rate is strictly considered, the system becomes very complicated. Therefore, for simplicity, a method of simulating the leakage flow rate as shown in FIG. 15 is proposed.
[0075]
First, Δx1 and Δx2 are selected as parameters for determining the interpolation range. Next, the flow rate at each of xSC = xd−Δx1, x0 + Δx2 is calculated using a general QSC calculation formula (Equation 4), and these values are set as QSC1 and QSC2. Then, as a flow characteristic from xd-Δx1 to x0 + Δx2, a straight line connecting (xd-Δx1, QSC1) and (x0 + Δx2, QSC2) is given (broken line portion in FIG. 15). From this, the flow rate calculation formula in the interpolation range is as shown in Expression 10.
[0076]
(Equation 10)

[0077]
In Expression 10, ΔQSC = QSC2-QSC1, ΔxSC = (xo + Δx2) − (xd−Δx1), and each is obtained as in Expression 11. In the simulator, the values of Δx1 and Δx2 are set to 0.04 [mm]. Outside the interpolation range, the calculation is performed using the general formula (4).
[0078]
(Equation 11)

[0079]
FIG. 16 shows an example of a simulation result when the leakage flow rate is considered by the above method. From the results of FIG. 16, it is considered that a response closer to the experimental result (FIG. 14) can be obtained by considering the leakage flow rate.
[0080]
Although the fluid force is neglected in the FSC-xSC characteristic expressed by the equation (3), it is desirable to consider the fluid force in order to obtain a more precise model. The fluid force is an amount proportional to the square of the flow velocity, and is given by the equation shown in Expression 12.
[0081]
(Equation 12)

[0082]
However, φ = 48 [deg]. In the range of xd−Δx1 <xSC <x0 + Δx2, interpolation is performed as shown in Expression 13 as in the case of the xSC-QSC characteristic.
[0083]
(Equation 13)

[0084]
Here, ΔFfld = Ffld2-Ffld1. Ffld1 and Ffld2 are the fluid forces at xSC = xd−Δx1 and x0 + Δx2, respectively, and are obtained as shown in Expression 14.
[0085]
[Equation 14]

[0086]
When the fluid force is considered, the FSC-xSC characteristic is given by Expression 15.
[0087]
(Equation 15)

[0088]
Next, a description will be given of the linearization of each equation. Regarding the ISC-FSC characteristics, the relationship between ISC and FSC is considered to be linear in the range shown in FIG. Note that this range is specifically 0 ≦ ISC ≦ 1.2 [A]. Therefore, an approximation is made by a straight line including the origin by the least square method as in the equation shown in Expression 16.
[0089]
(Equation 16)

[0090]
Regarding the FSC-xSC characteristic, when the expression shown in Expression 15 is focused on the minute change from the operating point as in Expression 17, the relationship shown in Expression 18 is established with respect to the steady value. Substituting Equation 17 for Equation 15 for linearization and subtracting Equation 18 yields the equation shown in Equation 19.
[0091]
[Equation 17]

[0092]
(Equation 18)

[0093]
[Equation 19]

[0094]
Regarding the xSC-QSC characteristic, when the linearization is performed around the operating point (xSC0, PSC0) in the same manner as described above with respect to

Expressions

4 and 10, Expression 20 is obtained.
[0095]
(Equation 20)

[0096]
However, in the above equation, as for KSCx and KSCP, corresponding ones are selected according to the displacement xSC as in the following equation (21).
[0097]
(Equation 21)

[0098]
Regarding the Qf-Pf characteristic, first, when Equation 6 is linearized around the operating point (PSC0, Pf0), Equation 22 is obtained. However, Kf in the equation is obtained as in Expression 23.
[0099]
(Equation 22)

[0100]
[Equation 23]

[0101]
However, if the operating point is selected as PSC0 = Pf0, the denominator of Kf becomes 0, which causes a problem. Therefore, as shown in FIG. 18, in the vicinity of PSC0 = Pf0, Qf is interpolated in a linear form, and Kf is obtained as shown in Expression 24.
[0102]
(Equation 24)

[0103]
In the vicinity of PSC0 = Pf0, the expression of Expression 24 is applied to Kf, and in other cases, the expression of Expression 23 is used.
[0104]
Next, when the equation (7) is linearized, equation (25) is obtained. However, Vf = Vf0−AfxSC0 in the same equation.
[0105]
(Equation 25)

[0106]
Regarding the QSC-PSC characteristic, Expression 26 is obtained by focusing on the minute change from the operating point in the expression of Expression 8. However, in Expression 26, VCL = VCL0 + AACxAC0.
[0107]
(Equation 26)

[0108]
Regarding the PSC-xAC characteristic, Expression 27 is obtained by focusing on the minute change from the operating point in Expression 9.
[0109]
[Equation 27]

[0110]
With respect to the fluid force Ff1d, when the linearization is performed with respect to the equations 12 and 13 while focusing on the minute change from the operating point, the equation 28 is obtained. However, in equation 28, for Kf1dx and Kf1dp, corresponding ones are selected according to the displacement xSC as in equation 29.
[0111]
[Equation 28]

[0112]
(Equation 29)

[0113]
A state space representation of a linear model is shown based on the linearization equation obtained above. Assuming that the state is δx, the input is an input current δISC to the linear solenoid unit, and the output is δy, the state space representation of the linear model can be shown as in FIG.
[0114]
[Equation 30]

[0115]
However, the spool displacement xAC of the accumulator section saturates with an increase in the hydraulic pressure PSC, and the dynamic characteristics greatly change. Therefore, it is necessary to derive a linear model separately for a region where xAC is saturated and a region where xAC is not saturated.
[0116]
In the region where xAC is not saturated, it is necessary to consider the dynamic characteristics of xAC. Therefore, as the state δx, the spool displacement xSC, xAC and its speed xSC (dot), xAC (dot), hydraulic pressure PSC, Pf, and the linear solenoid Select a small change amount of thrust FSC. Therefore, as shown in Expression 31, the system is a seventh-order system as a whole.
[0117]
[Equation 31]

[0118]
In this case, the matrix (A, B, C) in Equation 30 is given as in Equation 32. The elements of the matrices A and B in Expression 32 are given by Expression 33.
[0119]
(Equation 32)

[0120]
[Equation 33]

[0121]
On the other hand, in the region where xAC is saturated, it is not necessary to consider the dynamic characteristics of xAC. Choose Therefore, as a whole, a fifth-order system is obtained as shown in Expression 34.
[0122]
(Equation 34)

[0123]
In this case, the matrix (A, B, C) in Equation 30 is given as in Equation 35. Further, the elements of the matrices A and B in Expression 35 are given by Expression 36.
[0124]
(Equation 35)

[0125]
[Equation 36]

[0126]
Controllers are designed for the linear model describing the dynamic characteristic in the region where the accumulator 142 does not saturate and the linear model describing the dynamic characteristic in the region where the accumulator 142 saturates as described above. ) And controller K2 (s). The feature of this embodiment resides in that the dynamic characteristics of the accumulator 142 are represented by two linear models, and the controller itself is not designed based on the linear model. Therefore, the controller K1 (s) or K2 (s) As described in connection with No. 5, as long as the deviation between the target hydraulic pressure PCCMD and the detected hydraulic pressure PSC can be eliminated, the PID control law, the H∞ control law, or other control theory may be used. May be.
[0127]
These controllers may be changed depending on the operating point of the accumulator 142, that is, the control hydraulic pressure PSC. In this embodiment, as described in the processing of the flow chart of FIG. 3 with reference to FIG. 5, the weights of both outputs are weighted using the weight (switching coefficient) α determined according to the detected hydraulic pressure PSC. By calculating the average value, the controller does not become discontinuous at the switching point.
[0128]
In the two controllers, a final manipulated variable (control input) ICMD (equivalent to ISC) is calculated using a matrix operation or a map value so as to reduce a deviation between the target oil pressure PCCMD and the detected oil pressure PSC. The calculated operation amount is output to a linear solenoid 134a of the start clutch control valve 134 via a drive circuit (not shown), and is provided to a start clutch system that is a control target (plant P (s)).
[0129]
Since this embodiment is configured as described above, regardless of the change in dynamic characteristics due to the presence or absence of saturation of the accumulator 142, good target value followability and excellent stability can be obtained throughout the hydraulic control range. Therefore, drivability can be improved, such as reduction of shift shock. In addition, it is possible to reduce man-hours for setting the control surface of the actual vehicle in the development stage until the same commercial value is obtained. Further, by calculating the weighted average value, it is possible to switch the controller more smoothly.
[0130]
In the above, the weighted average of the outputs of the two controllers is calculated, but a simple average or a moving average may be calculated.
[0131]
Although it has been mentioned earlier that the H∞ control law or other control theory may be used, when this is further expanded, a plant is described as a linear system having scheduling parameters, and frequency weights and the like are described. Set the added expansion system (generalized plant) to a model expression called LPV (Linear Parameter Varying) system, and design the controller (gain scheduling) using robust control theory represented by H∞ / LMI control. Is also possible.
[0132]
FIG. 20 is a flowchart similar to FIG. 3, showing the operation of the hydraulic control device for the automatic transmission for a vehicle according to the second embodiment of the present invention. FIG. 21 is a flow chart similar to FIG. 5 showing the processing.
[0133]
In the following description, after performing the same processing as in the first embodiment in S100 and S102, the process proceeds to S104, and the detected value is changed to the controller switching threshold oil pressure Pα (for example, 4 [kgf / cm ² ]) To determine whether it is less than or equal to that value (FIG. 21 shows the determination in S104 as “supervisor”).
[0134]
When the result in S104 is affirmative, the process proceeds to S106, in which the operation amount ICMD1 of the unsaturated region is calculated, and the process proceeds to S108, where the calculated value is determined as the final operation amount ICMD. On the other hand, if the result in S104 is negative, the program proceeds to S110, in which a saturated region manipulated variable ICMD2 is calculated, and the program proceeds to S112, in which the calculated value is determined as the final manipulated variable ICMD.
[0135]
Since the second embodiment is configured as described above, similar to the first embodiment, regardless of the change in the dynamic characteristics due to the presence or absence of saturation of the accumulator 142, the target value followability is good over the entire hydraulic control range. In addition, it is possible to obtain excellent stability, thereby improving drivability such as reduction of shift shock. In addition, it is possible to reduce man-hours for setting the control surface of the actual vehicle in the development stage until the same commercial value is obtained. Furthermore, by using the controller alternatively, the smoothness of the controller switching is slightly reduced, but the amount of calculation can be reduced.
[0136]
In the second embodiment, as shown by the imaginary line in FIG. 21, up to n controllers may be provided and switched. This is the same in the first embodiment, and up to n controllers may be added and a weighted average between them may be calculated.
[0137]
As described above, the first and second embodiments are connected to the output shaft 20 of the internal combustion engine (engine) 10 mounted on the vehicle and change the rotation of the internal combustion engine (belt type continuously variable transmission). 24) a pressure control valve (starting clutch control valve) 134 for adjusting and outputting hydraulic oil supplied to a hydraulic actuator (starting clutch) 42 of the automatic transmission; An accumulator 142 disposed in an oil passage between the hydraulic actuators, and a plurality of compensators designed for a linear model respectively describing dynamic characteristics when the accumulator is saturated and when it is not saturated. (Controller Kn (s)) and the operating state of the accumulator 142, more specifically, at least one of the plurality of compensators according to the oil pressure of the oil passage. It was composed as and a hydraulic pressure control means for controlling the output (control oil pressure PSC) of the pressure regulating valve by using either (transmission control section 100, S10 from S20, S100 from S112).
[0138]
Specifically, the pressure regulating valve changes its output by displacing the spool 134b by an electromagnetic solenoid (linear solenoid 134a), and the hydraulic pressure control means controls the weight determined according to the detected hydraulic pressure. A weighted average value of the outputs of the plurality of compensators is obtained using the (switching coefficient α), and the amount of current ICMD to the electromagnetic solenoid is determined using the obtained weighted average value, whereby the output of the pressure regulating valve is obtained. (Transmission control unit 100, S10 to S20).
[0139]
Specifically, the pressure regulating valve changes its output by displacing the spool by an electromagnetic solenoid, and the hydraulic control means selects one of the plurality of compensators according to the detected hydraulic pressure. Then, the output of the pressure regulating valve is controlled by determining the amount of power to the electromagnetic solenoid using the output of the selected compensator (transmission control unit 100, S100 to S112).
[0140]
Although the control oil pressure of the oil passage 136 is detected by the oil pressure sensor 144 in the above description, the control oil pressure of the oil passage 136 may be estimated by calculation instead of the oil pressure sensor 144. Further, the oil pressure PSC of the oil passage is used as a parameter indicating the operation state of the accumulator 142, but is not limited thereto, and may be used as a parameter indicating the operation state by detecting the stroke of the spool (piston) 142a of the accumulator 142. good.
[0141]
Although the starting clutch has been described above as an example of the hydraulic actuator, it is not limited thereto.
[0142]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, when the accumulator arranged in the oil passage between the pressure regulating valve for regulating and outputting the hydraulic oil supplied to the hydraulic actuator and the hydraulic actuator is saturated and not saturated. Equipped with a plurality of compensators designed for models each describing dynamic characteristics, and controlling the output of the pressure regulating valve using at least one of them according to the operation state of the accumulator such as oil pressure in the oil passage With such a configuration, regardless of the change in the dynamic characteristics due to the presence or absence of saturation of the accumulator, the target value followability is excellent over the entire hydraulic control range, and excellent stability can be obtained. Drivability can be improved, such as reduction. In addition, it is possible to reduce man-hours for setting the control surface of the actual vehicle in the development stage until the same commercial value is obtained. Further, by calculating the weighted average value, the switching of the compensator can be performed smoothly.
[0143]
According to the second aspect, a weighted average value of the outputs of the plurality of compensators is obtained by using a weight determined according to the detected oil pressure, and power is supplied to the electromagnetic solenoid using the obtained weighted average value. Since the output of the pressure regulating valve is controlled by determining the amount, the switching of the compensator can be performed more smoothly, and the target value followability in the entire hydraulic control range is better, and Excellent stability can be obtained.
[0144]
According to the third aspect of the present invention, the pressure regulating valve selects one of the plurality of compensators according to the detected oil pressure, and determines the amount of electricity to the electromagnetic solenoid using the output of the selected compensator. , The smoothness of switching the compensator is slightly reduced, but the same effect as described above can be obtained, and the amount of operation of the compensator can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic view showing an entire hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to one embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing details of hydraulic components such as a control valve of a starting clutch of the apparatus shown in FIG. 1;
FIG. 3 is a flowchart showing the operation of the apparatus shown in FIG.
FIG. 4 is an explanatory graph showing characteristics of a switching coefficient (weight) used in the flow chart of FIG. 3;
FIG. 5 is a block diagram functionally showing the processing shown in the flow chart of FIG. 3;
FIG. 6 is a schematic view of the linear solenoid shown in FIG. 2;
FIG. 7 is an explanatory diagram for explaining various constants used in modeling the linear solenoid shown in FIG. 6;
FIG. 8 is a graph showing characteristics of a current ISC and a thrust FSC of a linear solenoid.
9 is an explanatory diagram showing an opening area of the linear solenoid shown in FIG.
FIG. 10 is a schematic diagram of the accumulator shown in FIG.
FIG. 11 is an explanatory diagram illustrating various constants used in modeling the accumulator shown in FIG. 10;
FIG. 12 is a time chart showing a simulation result when a certain expression is used as a calculation expression of a flow rate.
FIG. 13 is a time chart showing a simulation result when a certain equation is used as a flow rate calculation equation.
14 is a time chart showing an experimental result on a response of a control oil pressure (clutch oil pressure) PSC when a step input (a current supply amount) is given to the linear solenoid shown in FIG. 6;
FIG. 15 is a graph showing a relationship between a spool displacement and a flow rate of the linear solenoid shown in FIG. 6;
FIG. 16 is a time chart showing a simulation result when a leakage flow rate of a linear solenoid is considered.
FIG. 17 is a graph showing the characteristics of the current ISC and thrust FSC of the linear solenoid, as in FIG.
18 is a graph illustrating the linearization of the flow rate of the feedback port of the linear solenoid shown in FIG.
19 is a block diagram showing a model obtained by linearizing the linear solenoid shown in FIG. 6 and the accumulator shown in FIG. 10 in a state space expression.
FIG. 20 is a flowchart showing an operation of the hydraulic control device for the vehicular automatic transmission according to the second embodiment of the present invention.
FIG. 21 is a block diagram functionally showing the processing shown in the flowchart of FIG. 20;
[Explanation of symbols]
10 Internal combustion engine (engine)
20 Output shaft
24 belt type continuously variable transmission (CVT. Transmission)
42 Start clutch (hydraulic actuator)
88 Valve group for starting clutch
100 Transmission control unit
134 Start clutch control valve (pressure regulating valve)
136 Oilway
142 accumulator
144 Oil pressure sensor

Claims

In a hydraulic control device for an automatic transmission mounted on a vehicle, a pressure adjusting valve that adjusts and outputs hydraulic oil supplied to a hydraulic actuator of the automatic transmission, and an oil between the pressure adjusting valve and the hydraulic actuator. An accumulator disposed on a road, and a plurality of compensators designed for models respectively describing dynamic characteristics when the accumulator is saturated and when the accumulator is not saturated, according to an operation state of the accumulator. Hydraulic control means for controlling the output of the pressure regulating valve using at least one of the plurality of compensators.

The pressure regulating valve is configured to change its output when the spool is displaced by an electromagnetic solenoid, and the hydraulic pressure control means uses the weight determined according to the detected hydraulic pressure to output the plurality of compensators. 2. The vehicle automatic system according to claim 1, wherein a weighted average value is obtained, and the output of the pressure regulating valve is controlled by determining an amount of power to the electromagnetic solenoid using the obtained weighted average value. Transmission hydraulic control unit.

The pressure regulating valve is configured to change its output when the spool is displaced by an electromagnetic solenoid, and the hydraulic pressure control means selects one of the plurality of compensators according to the detected oil pressure, and selects the selected compensator. 2. The hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein an output of the pressure regulating valve is controlled by determining an amount of power to the electromagnetic solenoid using an output of a compensator.