JP2012082868A - トルクコンバータのタービン速度推定装置 - Google Patents

Abstract

【課題】自動変速機内の前後進切替機構の作動状況によりタービン回転速度に変化が生じる場合であっても、トルコンのタービン回転速度を推定することができるようにする。
【解決手段】エンジン２と自動変速機４の前後進切替機構４４との間に介装されたトルクコンバータ６のタービン速度を推定する装置であって、湿式多板クラッチ装置５２を断接するときの作動油の油圧Ｐを推定する油圧推定手段１２と、この油圧推定手段１２により推定された作動油の油圧Ｐに基づいて湿式多板クラッチ装置５２の係合トルクＴ_ＣＬＴを推定する係合トルク推定手段１４と、この係合トルク推定手段１４により推定された係合トルクＴ_ＣＬＴと、クランク角センサ２０ａにより検出されたエンジン２の回転速度Ｎｅとに基づいて、トルクコンバータ６のタービン回転速度Ｎｔを算出するタービン回転速度演算算手段１６と、を備える。
【選択図】図１

Description

本発明は、エンジンと自動変速機との間に装備されるトルクコンバータのタービン速度推定装置に関するものである。

自動車等に搭載されるエンジンの回転は変速機を介して変速されて駆動輪へ出力される。変速機が自動変速機（有段自動変速機やＣＶＴ等の無段自動変速機）の場合には、多くはエンジンと自動変速機との間にトルクコンバータ（以下、トルコンとも言う）を有している。
このようなトルコンを有する自動車では，運転者のシフトレバー操作によってニュートラル状態であるＰ又はＮレンジとＤレンジやＲレンジ等の走行レンジとを切り替える機会がある。このような局面では、トルコン反力によるエンジン負荷（以下トルコン負荷）が過渡的に変化するため、エンジン回転速度の変動が発生するおそれがある。

これを防止するためには、トルコン負荷を推定してエンジン回転速度の変動を抑制する必要があるが、このためにはトルコンの入出力回転速度を認識することが必要であり、トルコンの入力回転速度はエンジン回転数センサを用いることができるが、トルコンの出力回転速度、つまり、タービン回転速度が必要である。タービン回転速度センサを装備すれば、タービン回転速度を直接得ることができるが、製品のコストを削減するためには、タービン回転速度センサを省略したい。

これに関し、特許文献１には、トルコンを有するＡ／Ｔ車およびＣＶＴ車において、アクセル開度，エンジン回転速度Ｎｅ，車速及びトルコン特性から回転速度を算出して入力回転速度を推定するようにして、タービン回転速度Ｎｔを検出するセンサを省略できるようにした技術が提案されている。
また、特許文献２には、走行中にあってはタービン軸とプライマリ軸が同一回転速度とみなせることを利用し、プライマリ回転速度Ｎｐもしくはセカンダリ回転速度Ｎｓおよびプライマリ−セカンダリ間減速比から計算することにより、タービン回転速度Ｎｔを検出するセンサを省略できるようにした技術が提案されている。

特許３１０４５０３号公報 特開平８−３５４３７号公報

ところで、自動変速機において、変速機内の前後進切替機構のクラッチ若しくはブレーキ（以下、単にＮＤクラッチともいう）の作動状況によりタービン回転速度Ｎｔに変化が生じる場合があり、このような場合にも、タービン回転速度Ｎｔを把握して、エンジンがトルコンから受ける負荷トルクに応じて、エンジンを運転できるようにして、負荷トルクの変化に起因したエンジン回転速度の変動を抑制することが必要である。

この場合のＮＤクラッチの作動状況には、具体的には、シフトレバー操作により、変速機の変速レンジが停車レンジ（Ｐレンジ若しくはＮレンジ）から走行レンジ（Ｒ若しくはＤレンジ等）に切り換えられ、タービン軸とプライマリ軸とが係合されてタービン回転速度Ｎｔが減少している区間や、これとは逆に、変速機の変速レンジが走行レンジ（Ｒ若しくはＤレンジ等）から停車レンジ（Ｐレンジ若しくはＮレンジ）に切り換えられ、タービン軸とプライマリ軸とが開放されてタービン回転速度Ｎｔが増加している区間がある。

このような区間にあっては、上記の特許文献１，２による推定手法では正確なタービン回転速度が求められず、エンジンがトルコンから受ける負荷トルクに応じてエンジンを運転することができない。その結果、エンジン回転速度Ｎｅが変動して自動車のドライバビリティが悪化するという課題がある。
本発明は、かかる課題に鑑みて創案されたもので、自動変速機内の前後進切替機構の作動状況によりタービン回転速度Ｎｔに変化が生じる場合であっても、タービン回転速度センサに頼ることなくタービン回転速度を推定することができるようにして、エンジンがトルコンから受ける負荷トルクの計算を精度よく行なってエンジン回転変動の防止等車両のドライバビリティ向上を実現することができるようにした、トルクコンバータのタービン回転速度推定装置を提供することを目的とする。

上記の目的を達成するために、本発明のトルクコンバータのタービン速度推定装置は、車両に装備されたエンジンと、油圧式摩擦係合要素の断接により前記車両の前後進及び動力の伝達・非伝達の切り替えをする前後進切替機構を有する自動変速機と、前記エンジンと前記自動変速機の前記前後進切替機構との間に介装されたトルクコンバータと、を備えた駆動系における、前記トルクコンバータのタービン速度を推定する装置であって、前記エンジンの回転速度Ｎｅを検出するエンジン回転速度検出手段と、前記油圧式摩擦係合要素を断接するときの作動油の油圧Ｐを推定する油圧推定手段と、前記油圧推定手段により推定された前記作動油の油圧Ｐに基づいて前記油圧式摩擦係合要素の係合トルクＴ_ＣＬＴを推定する係合トルク推定手段と、前記係合トルク推定手段により推定された前記油圧式摩擦係合要素の係合トルクＴ_ＣＬＴと、前記エンジン回転速度検出手段により検出された前記エンジンの回転速度Ｎｅとに基づいて、前記トルクコンバータのタービン回転速度Ｎｔを算出するタービン回転速度演算手段と、を備えることを特徴としている。

前記油圧式摩擦係合要素は、電磁弁により油圧を制御されて断接するものであり、前記油圧推定手段は、前記電磁弁のソレノイドの駆動電流値Ｉに基づいて前記電磁弁を通過する前記作動油の体積流量Ｑ_ｉｎを算出し、算出した該体積流量に基づいて前記油圧式摩擦係合要素の要素間の間隙ｈを算出し、算出した該要素間の間隙から前記作動油の油圧Ｐを推定することが好ましい。

前記油圧推定手段は、所定周期毎に前記電磁弁を通過する前記作動油の体積流量Ｑ_ｉｎ（ｎ）を算出し、この算出した体積流量Ｑ_ｉｎ（ｎ）を前記油圧式摩擦係合要素における流出流量Ｑ_ｏｕｔにより補正した補正後体積流量に基づいて、前記油圧式摩擦係合要素の油圧室内の作動油体積Ｑ（ｎ）を算出し、この算出した油圧室内の作動油体積Ｑ（ｎ）に基づいて前記間隙ｈ（ｎ）を算出することが好ましい。

前記油圧式摩擦係合要素は、前記電磁弁により油圧を制御されて移動するピストンによって断接するものであり、前記油圧推定手段は、予め得られた前記油圧室内の作動油体積と前記ピストン位置との対応関係と、予め得られた前記ピストン位置と前記要素間の間隙との対応関係とを用いて、前記油圧室内の作動油体積Ｑ（ｎ）に基づいて前記間隙ｈ（ｎ）を算出することが好ましい。

前記係合トルク推定手段は、前記作動油の粘性抵抗に応じた粘性抵抗トルクＴ_ＤＲＧと前記油圧式摩擦係合要素の接触摩擦に応じた接触摩擦トルクＴ_ＦＲＧとの和として、前記係合トルクＴ_ＣＬＴを算出することが好ましい。
前記前後進切替機構から前記自動変速機の変速機構に入力される変速機入力回転速度Ｎｐを検出する変速機入力回転速度検出手段を備え、前記粘性抵抗トルクＴ_ＤＲＧは、前回得られたタービン回転速度Ｎｔ（ｎ−１）と前記変速機入力回転速度検出手段により検出された変速機入力回転速度Ｎｐとの差と、前記油圧式摩擦係合要素の係合面の数及び有効半径（ｒ_１，ｒ_２）と、作動油の粘性抵抗係数μ_ＡＴＦとに基づいて算出し、前記接触摩擦トルクＴ_ＦＲＧは、前記作動油の油圧Ｐ（ｎ）と、該油圧Ｐ（ｎ）が作用する前記油圧式摩擦係合要素の係合面の有効面積ｎＳ，有効半径［（ｒ_１＋ｒ_２）／２］及び摩擦係数μ_ＦＲＣとに基づいて算出することが好ましい。

本発明によれば、回転速度センサに頼ることなくタービン回転速度を推定することができ、例えば停車アイドリングにおける走行レンジと非走行レンジとを切り替える際や、停車時に運転者のシフトレバー操作によらず自動的にニュートラル状態に準ずる状態へ移行するような制御（いわゆるアイドルニュートラル制御）を行う際に、トルコン負荷を精度よく算出することが可能になり、トルコン負荷を監視しながらエンジン回転速度が安定した挙動を示すように制御することも可能になる。

推定したタービン回転速度は、かかる制御に限らず、他の様々な制御についても適用することができる。

本発明の一実施形態にかかるエンジン，変速機，トルクコンバータ及びそのタービン回転速度推定装置を示す構成図である。 本発明の一実施形態にかかる変速機に装備されたＮＤクラッチの構成を示す要部断面図である。 本発明の一実施形態にかかるタービン速度推定装置の推定に用いる容量係数の特性を説明する図である。 本発明の一実施形態にかかるタービン速度推定装置の推定に用いるトルク比の特性を説明する図である。 本発明の一実施形態にかかるタービン速度推定装置の推定に用いるＮＤクラッチのピストン作用油圧Ｐの模擬を説明するためのＮＤクラッチの作動モデルを示す図である。 本発明の一実施形態にかかるタービン速度推定装置の推定に用いる単位時間あたりのソレノイド弁通過体積流量Ｑｉｎ（ｎ）及びＮＤクラッチの油圧シリンダ内に存在する体積Ｑ（ｎ）を説明するためのＮＤクラッチの作動モデルを示す図である。 本発明の一実施形態にかかる変速機に装備されたＮＤクラッチにおいてピストンがクラッチ板を係合する様子を説明する模式図である。 本発明の一実施形態にかかる変速機に装備されたＮＤクラッチの係合油圧をＮＤクラッチのクラッチ板間隙に対応して模擬する模擬油圧Ｐ（ｎ）の特性を説明する図である。 本発明の一実施形態にかかるタービン速度推定装置による推定の手順を説明するメインフローチャートである。 本発明の一実施形態にかかるタービン速度推定装置による推定の手順を説明するサブルーチンフローチャートである。

以下、図面に基づいて、本発明の実施の形態について説明する。
図１〜図１０は本発明の実施形態を説明するもので、図１はエンジン，変速機，トルクコンバータ及びタービン回転速度推定装置を示す構成図、図２はＮＤクラッチの構成を示す要部断面図、図３はその容量係数の特性図、図４はトルク比の特性図、図５，６はＮＤクラッチの作動モデル図、図７はＮＤクラッチのピストン動作の説明図、図８は模擬油圧の特性図、図９，１０は推定手順を説明するフローチャートである。

＜駆動系の要部構成＞
まず、本タービン回転速度推定装置の推定対象であるトルクコンバータを有する自動車の駆動系の要部構成を説明する。

図１に示すように、駆動系は、エンジン（内燃機関）２と、自動変速機４と、エンジン２と自動変速機４との間に介装されたトルクコンバータ（以下、トルコンとも言う）６とを備え、自動変速機４の出力軸は、図示しない駆動輪に接続され、エンジン２の回転を変速して駆動輪に伝達し駆動する。
トルコン６は、トルコンケーシング６２内に、エンジン２の出力軸２２に結合されたインペラ６４と、自動変速機４の入力軸４２に結合されたタービンライナ（単に、タービンともいう）６６とが対向して装備され、インペラ６４とタービンライナ６６との間には、図示しない粘性流体が介在し、この粘性流体を介してインペラ６４とタービンライナ６６との間の動力伝達が行なわれる。

自動変速機４は、本実施形態の場合、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）が適用されている。つまり、自動変速機４は、ケーシング４０内に、前後進切替機構４４を介して入力軸４２と接続されたプライマリ軸４６Ａと、このプライマリ軸４６Ａに装備されたプライマリプーリ４６と、プライマリ軸４６Ａと並列して装備されたセカンダリ軸４８Ａと、このセカンダリ軸４８Ａに装備されたセカンダリプーリ４８と、プライマリプーリ４６とセカンダリプーリ４８とに架け渡されたベルト５０とを備え、プライマリプーリ４６及びセカンダリプーリ４８の可動プーリを軸方向に移動させて各プーリ４６，４８の有効径を変更することにより、変速比を連続的に変更することができる。

セカンダリ軸４８Ａは、ギア対５４ａを介して出力軸５４と接続されており、自動変速機４により変速された回転は図示しない駆動輪に伝達されて、駆動輪の回転によって車両が駆動される。
また、エンジン２及び変速機４を制御する電子制御ユニット（ＥＣＵ）１０が備えられている。このＥＣＵ１０は、入出力装置、記憶装置（ＲＯＭ，ＲＡＭ，不揮発性ＲＡＭ等）、中央処理装置（ＣＰＵ）、タイマカウンタ等を備えている。

さらに、エンジン２のクランク軸の回転角度を検出しエンジン回転速度情報として出力するクランク角センサ（エンジン回転速度検出手段としてのエンジン回転速度センサ）２０ａと、自動変速機４のプライマリ軸４６Ａの回転速度を検出するプライマリ回転速度センサ（プライマリ回転速度検出手段）２０ｂとが備えられ、各センサ２０ａ，２０ｂの検出情報はＥＣＵ１０に送られる。

＜前後進切替機構の要部構成＞
前後進切替機構４４は、詳細は図示しないが、例えば、サンギアと、リングギアと、サンギアと噛み合う第１のピニオンギアと、リングギアと噛み合う第２のピニオンギアと、第１，第２のピニオンギアを枢支するキャリアとからなるダブルピニオン型遊星歯車機構によって構成することができる。この場合、サンギアは入力軸４２に連結され、キャリアはプライマリ軸４６Ａに連結されると共にピニオンギア，リングギア及びリバースブレーキを介してケーシング４０に連結される。

そして、車両の前進時には、フォワードクラッチを係合させると共にリバースブレーキを開放させ、車両の後進時には、リバースブレーキを係合させると共にフォワードクラッチを開放させる。また、動力の伝達・非伝達の切り替えについては、入力軸４２とプライマリ軸４６Ａとのトルク伝達を遮断する場合には、フォワードクラッチおよびリバースブレーキをともに開放する。入力軸４２とプライマリ軸４６Ａとのトルク伝達を行なう場合には、フォワードクラッチおよびリバースブレーキの何れかを結合する。

前後進切替機構４４に装備されたこのようなクラッチ及びブレーキは、一般に、油圧式により駆動される湿式多板クラッチ装置により構成される。なお、前後進切替機構４４の代表的な切り替えに、ニュートラルレンジ（Ｎレンジ）とドライブレンジ（Ｄレンジ）との切り替えがあることから、かかるクラッチ及びブレーキについて、ＮＤクラッチとも言う。

例えば図２は、前後進切替機構４４の第１回転要素４４ａを第２回転要素４４ｂに摩擦係合させるクラッチとしての湿式多板クラッチ装置５２の一例を示すものである。第１回転要素４４ａと第２回転要素４４ｂとの何れかが非回転であれば、ブレーキと称される。
図２に示すように、この湿式多板クラッチ装置５２は、第１回転要素４４ａと一体に回転するように装備されクラッチプレート保持部５２ｄを備えたシリンダ（ここでは、環状シリンダ）５２ａと、このシリンダ５２ａ内に軸方向に移動可能に装備されたピストン（ここでは、環状ピストン）５２ｂと、シリンダ５２ａの内壁とピストン５２ｂの受圧面とに囲繞された油圧室５２ｃと、第２回転要素４４ｂと一体に回転するクラッチディスク保持部材５２ｅとを備え、油圧室５２ｃには作動油供給口５２ｆが設けられている。

シリンダ５２ａのクラッチプレート保持部５２ｄには、シリンダ５２ａ（第１回転要素４４ａ）と一体に回転し軸方向に可動な複数のクラッチプレート５２ｇが直列に装備され、クラッチディスク保持部材５２ｅには、クラッチディスク保持部材５２ｅ（第２回転要素４４ｂ）と一体に回転し軸方向に可動な複数のクラッチディスク５２ｈが各クラッチプレート５２ｇの相互間に配置され直列に装備されている。各クラッチプレート５２ｇは表面に粗さを有する金属プレートであり、各クラッチディスク５２ｈのクラッチプレート５２ｇの表面との対向面には摩擦材（フェーシング）が貼り付けられている。

クラッチプレート５２ｇとクラッチディスク５２ｈとは、ピストン５２ｂによって押圧されると係合（接触）し、この時の押圧力（押し付け力）に応じて発生する摩擦力によって互いの相対回転を規制される。この例では、クラッチプレート５２ｇとクラッチディスク５２ｈとが係合（滑り摩擦状態）すると、第１回転要素４４ａと第２回転要素４４ｂとの差動が規制されて両者の回転速度差が低下し、クラッチプレート５２ｇとクラッチディスク５２ｈとが完全係合（静止摩擦状態）すると、両者は等速回転状態になる。

ピストン５２ｂは、作動油供給口５２ｆを通じて油圧室５２ｃに供給される作動油（ＡＴＦ：Automatic Transmission Fluid）の油圧に応じて移動し、油圧が高くなるとクラッチプレート５２ｇとクラッチディスク５２ｈとが係合する方向（図２中、左方向）に移動し、油圧が低くなるとリターンスプリング５２ｉの付勢力によってクラッチプレート５２ｇとクラッチディスク５２ｈとが係合を解除する方向（図２中、右方向）に移動する。

なお、リターンスプリング５２ｉは、ピストン５２ｂとの間に遠心油圧バランス室５２ｊを形成するサブピストン５２ｋとの間に介装され、回転速度に応じて発生する遠心油圧バランス室５２ｊ内の作動油圧によって、回転速度に応じて油圧室５２ｃ内に発生する遠心油圧を相殺しながら、ピストン５２ｂに対して回転速度変化によらず安定した付勢力を発揮するようになっている。

したがって、油圧室５２ｃ内の作動油圧Ｐに応じてリターンスプリング５２ｉが収縮しながら、ピストン５２ｂは作動油圧Ｐとリターンスプリング５２ｉの付勢力とがバランスする位置をとり、このピストン５２ｂの位置に応じてクラッチプレート５２ｇとクラッチディスク５２ｈとの相互間距離が決まる。また、ピストン５２ｂの移動には油圧室５２ｃ内への作動油の流入が必要であり、この作動油流入量とピストン５２ｂの位置とが対応する。

なお、図１に示すように、作動油は、油圧源（油圧ポンプ或いは油圧ポンプからの作動油を貯留する作動油タンク）５６から供給され、この供給状態は作動油供給弁５８を通じて調整される。作動油供給弁５８には、電気的に制御可能なソレノイド弁（電磁弁）が適用され、作動油の供給状態を電気的に制御することができる。

＜タービン速度推定装置＞
本タービン速度推定装置は、上記のような駆動系を有する車両（自動車）において、前後進切替機構４４の断接切替時のトルコン６のタービン６６の回転速度を推定する装置であって、ＥＣＵ１０内の機能要素として構成される。

ＥＣＵ１０には、ＮＤクラッチ（油圧式摩擦係合要素）を断接するときの作動油の油圧を推定する油圧推定手段１２と、推定された作動油の油圧に基づいてＮＤクラッチの係合トルクを推定する係合トルク推定手段１４と、推定されたＮＤクラッチの係合トルクＴ_ＣＬＴと、エンジン回転速度センサ２０ａにより検出されたエンジン回転速度Ｎｅとに基づいて、その時点のタービン回転速度の時間変化率を算出し、この時間変化率を積算することによりトルクコンバータのタービン回転速度を算出するタービン回転速度算出手段１６と、を備えている。

特に、油圧推定手段１２は、電磁弁５８のソレノイドの駆動電流値Ｉ（ｎ）に基づいてソレノイドを通過する作動油の体積流量Ｑ（ｎ）を算出し、算出した体積流量Ｑ（ｎ）に基づいてＮＤクラッチの要素間の間隙ｈ（ｎ）を算出し、算出した要素間の間隙ｈ（ｎ）から作動油の油圧Ｐ（ｎ）を推定する。
以下、油圧推定手段１２，係合トルク推定手段１４，タービン回転速度算出手段１６によるタービン回転速度の推定について説明する。

＜タービン回転速度の推定＞
ＮＤクラッチの係合途中でのトルコン６のタービン６６の回転速度（タービン回転速度）Nｔの推定について具体的に説明する。

図１に示すように、タービン軸（自動変速機４の入力軸４２）回りについての運動方程式をたてると、タービン軸４２には、エンジン２からの伝達トルクτＣＮｅ^２が入力され、ＮＤクラッチの係合トルクＴ_ＣＬＴが出力されるため、タービン軸４２回りについて、次の式（１）の運動方程式が成り立つ。
なお、タービン回転速度Ｎｔは、ＮＤクラッチの係合に至るまでは式（１）に従い、ＮＤクラッチの係合完了後は式（１）によらずＮｔ＝Ｎｐとみなすことができる。

また、以下、各式に関するパラメータは各式の下部に付記する。

タービン角速度の時間変化率ｄωｔ／ｄｔとエンジン回転速度の時間変化率ｄＮｔ／ｄｔとは、ｄωｔ／ｄｔ＝（２π／６０）・（ｄＮｔ／ｄｔ）の関係があるので、この関係を用いて式（１）をｄＮｔ／ｄｔについて整理すると、以下の式（１´）のようになる。

式（１´）を各演算時間毎に積算することにより、次の式（２）のように、今回の演算周期のタービン回転速度推定値Ｎｔ（ｎ）が得られる。

式（１´）におけるトルコン６のトルク比τ及びトルコン６の容量Ｃは、トルコン６に係る設計値であって、図３，図４に示すように、タービン回転速度Ｎｔとエンジン回転速度Ｎｅの比の値Ｎｔ／Ｎｅを引数とするマップで与えられる。ここでタービン回転速度Ｎｔは前回推定値を用いる。

次に、式（１´）におけるＮＤクラッチ係合トルクＴ_ＣＬＴを求める。このＮＤクラッチ係合トルクＴ_ＣＬＴは、下記の式（３）に示すように、粘性抵抗トルク（粘性抵抗項）Ｔ_ＤＲＧと接触摩擦トルク（接触摩擦項）Ｔ_ＦＲＧとの和で導かれる。なお、粘性抵抗項Ｔ_ＤＲＧは湿式多板式であるＮＤクラッチの各摩擦板間において、それらの相対速度に比例して作用するＡＴＦによる粘性抵抗トルクであり、接触摩擦項Ｔ_ＦＲＧはＮＤクラッチの各摩擦板が係合するときに発生する摩擦板による接触摩擦トルクである。

式（３）の粘性抵抗項Ｔ_ＤＲＧは次の式（４）で与えられる。式（４）のタービン回転速度Ｎｔには前回推定値Ｎｔ（ｎ−１）を用いることができ、このタービン回転速度Ｎｔ（ｎ−１）と検出された変速機入力回転速度Ｎｐとの差と、ＮＤクラッチの各摩擦板の係合面の数ｎ及び有効半径ｒ_１，ｒ_２と、作動油の粘性抵抗係数μ_ＡＴＦとに基づいて、粘性抵抗項Ｔ_ＤＲＧを容易に算出することができる。

式（３）の接触摩擦項Ｔ_ＦＲＧは次の式（５）で与えられる。つまり、接触摩擦トルクＴ_ＦＲＧは、作動油の油圧Ｐ（ｎ）と、油圧Ｐ（ｎ）が作用するＮＤクラッチの各摩擦板の係合面の有効面積ｎＳ，有効半径［（ｒ_１＋ｒ_２）／２］及び摩擦係数μ_ＦＲＣとに基づいて算出できる。この式（５）を計算するにはＮＤクラッチの作動油の油圧（ＮＤクラッチピストン作用油圧）Ｐが必要となる。

ここで、ＮＤクラッチピストン作用油圧Ｐの推定について説明する。
この推定は、ＮＤクラッチピストン作用油圧ＰはＮＤクラッチ板間隙ｈ（ｎ）と相関関係があり、ＮＤクラッチ板間隙ｈ（ｎ）はシリンダ内のＡＴＦの体積Ｑ（ｎ）と相関関係があり、シリンダ内のＡＴＦの体積Ｑ（ｎ）はシリンダ内へのＡＴＦの入出量を積算することで求めることができ、シリンダ内へのＡＴＦの入出量はソレノイド弁（作動油供給弁）５８の変位ｘ（ｎ）から求めることができる、という点に着目して行なっている。

そこで、油圧推定手段１２は、まず、演算周期毎にソレノイド弁５８を通過するＡＴＦの体積流量Ｑ_ｉｎ（ｎ）を算出し、この算出した体積流量Ｑ_ｉｎ（ｎ）をＮＤクラッチの油圧室５２ｃにおける流出流量Ｑ_ｏｕｔにより補正して、この補正後体積流量を積算することにより、油圧室５２ｃ内の作動油体積Ｑ（ｎ）を算出し、次に、予め得られている油圧室５２ｃ内の作動油体積とピストン位置との対応関係と、予め得られているピストン位置とＮＤクラッチ板間隙ｈとの対応関係とを用いて、作動油体積Ｑ（ｎ）に基づいて間隙値ｈ（ｎ）を算出して、予め得られている間隙値とＡＴＦ圧との対応関係を用いて、算出した間隙値ｈ（ｎ）から油圧Ｐ（ｎ）を算出する。以下、詳細に説明する。

まず、シフトレンジ切替え指令（例えばシフトレバー操作）に応答して変化するピストン作用油圧Ｐを模擬するため、簡単なＮＤクラッチの作動モデルを考える。この作動モデルは、図５に示すように、クラッチ板（クラッチプレート５２ｇ及びクラッチディスク５２ｈ）と、シリンダ５２ａと、ピストン５２ｂと、シリンダ５２ａに通じるＡＴＦ流路５８ａと、ＡＴＦ流路に設置された電磁ソレノイド弁５８とから構成される。

この作動モデルにおいて、シフトレバー操作等によってシフトレンジ切替え指令があると、シフトレンジ切替えによってはこれがクラッチ係合開放指令となる。このクラッチ係合開放指令があると、この指令値Ｏ（ｎ）に対して、ソレノイド弁を駆動する電流（コイル電流）Ｉ（ｎ）が指令値Ｏ（ｎ）の一次遅れの応答で流れて、電流Ｉ（ｎ）による磁界（コイル磁界）Ｈ（ｎ）が生じる。なお、クラッチ係合指令値Ｏ（ｎ）は１とし、クラッチ開放指令値Ｏ（ｎ）は０とする。次いで、磁界Ｈ（ｎ）による磁力およびリターンスプリング５２ｉの復元力がソレノイド弁に力ｆ（ｎ）を与える。この力ｆ（ｎ）を時間積算することによりソレノイド弁変位速度ｖ（ｎ）が得られ、さらにこの速度ｖ（ｎ）を時間積算することによりソレノイド変位ｘ（ｎ）を得ることができる。

したがって、ソレノイド弁変位ｘ（ｎ）は以下の式（６．１）〜（６．５）のように導出することができる。
例えば、ソレノイド弁を駆動する電流Ｉ（ｎ）は、式（６．１）に示すように、電流の応答ゲインｋ_１に応じた変化に加えて、クラッチ係合指令［Ｏ（ｎ）＝１］があると１次フィルタゲインｋ_２に応じた一次遅れで増加し、クラッチ開放指令［Ｏ（ｎ）＝１］があると１次フィルタゲインｋ_２に応じた一次遅れで減少する。また、電流Ｉ（ｎ）による磁界Ｈ（ｎ）は、式（６．２）に示すように、電流Ｉ（ｎ）を電流に対する磁界の応答ゲインｋ_３で処理することで得られる。ソレノイド弁に加わるリターンスプリング５２ｉの復元力ｆ（ｎ）は、式（６．３）に示すように、磁界Ｈ（ｎ）を磁界に対する力の応答ゲインｋ_４で処理することで得られる磁力ｋ_４Ｈ（ｎ）と、リターンスプリング５２ｉの変位（＝ソレノイド弁変位）の前回値ｘ（ｎ−１）にバネ定数ｋ_５を乗算することで得られるバネ力ｋ_５ｘ（ｎ−１）との差として得られる。ソレノイド弁変位速度ｖ（ｎ）は、式（６．４）に示すように、力ｆ（ｎ）を時間積算することにより得られ、ソレノイド変位ｘ（ｎ）は、式（６．５）に示すように、さらにこの速度ｖ（ｎ）を時間積算することにより得ることができる。

ここで、ソレノイド弁変位ｘ（ｎ）に応じてＡＴＦは流入するので、単位時間あたりのソレノイド弁通過体積流量Ｑｉｎ（ｎ）及びシリンダ（油圧室）５２ｃ内に存在する体積Ｑ（ｎ）は下記の式（７．１），（７．２）のようになる。ここでは単純化のため、ＮＤクラッチシリンダ５２ｃからは一定体積流量Ｑｏｕｔの流出があるものとし、ソレノイド弁５８の前後におけるＡＴＦ圧力差はＰ０で一定であるとしている。

また、図６に示すように、ソレノイド通過ＡＴＦ時間流量をＱｉｎ、ソレノイド流路有効幅をｗ、ソレノイド入口ＡＴＦ油圧をＰ０、ＡＴＦ密度をρ、シリンダ流出ＡＴＦ時間流量をＱｏｕｔ、シリンダ内ＡＴＦ体積をＱとしている。

ここで、図７（ａ）に示すような作動モデルにおいて、図７（ｂ）〜（ｄ）のように、クラッチ板間の距離を便宜上拡大してクラッチ板間の距離変化を示す。図７（ｂ）〜（ｄ）に示すように、ピストンがクラッチ板を係合させる様子を単純化して考えた場合、シリンダ内に存在するＡＴＦ体積Ｑ（ｎ）によりピストンはＱ（ｎ）／Ｓｆだけ変位する。従って、ＮＤクラッチ板間隙ｈ（ｎ）は以下の式のようになる。

一方で、実機のＮＤクラッチ係合油圧の一般的な変化特性に基づいて、この油圧の挙動をクラッチ板間隙ｈ（ｎ）で表現すると、下記の式（９）及び図８に示すように、「ｈ（ｎ）に反比例しｈ（ｎ）＝ｈ０のときＰ（ｎ）＝０且つｈ（ｎ）＝ｈｍのときＰ（ｎ）＝Ｐ０」となるよう模擬油圧Ｐ（ｎ）を定義することができる。

このようにして、模擬油圧Ｐ（ｎ）を得ることができるので、前記の式（５）のＮＤクラッチピストン作用油圧にこの模擬油圧Ｐ（ｎ）を適用することより、接触摩擦項Ｔ_ＦＲＧを算出することができる。前記の式（３）の粘性抵抗項Ｔ_ＤＲＧは式（４）で算出することができ、接触摩擦項Ｔ_ＦＲＧを得られれば、前記の式（３）により、ＮＤクラッチ係合トルクＴ_ＣＬＴを求めることができる。さらに、このＮＤクラッチ係合トルクＴ_ＣＬＴを式（１´）に与えることにより、タービン角速度の時間変化率ｄωｔ／ｄｔを求めることができ、式（２）により、今回の演算周期のタービン回転速度推定値Ｎｔ（ｎ）が得られる。
＜作用（フローチャート）＞
本発明の一実施形態にかかるトルクコンバータのタービン速度推定装置は、上述のように構成されているので、例えば、図９，１０のフローチャートに示すように、タービン回転速度を推定することができる。なお、図９，１０のフローチャートは、エンジンの始動前等のエンジン停止時から、予め設定された所定の演算周期で実行される。また、推定演算にかかる各パラメータの初期値については予め設定されている。

つまり、図９に示すように、まず、演算周期が初回であるかを判定し（ステップａ１０）、初回の演算周期であれば、推定演算にかかる各パラメータの初期値を読み込む（ステップａ２０）。各パラメータの初期値は、クラッチ係合指令値Ｏ（ｎ）、ソレノイド弁駆動電流Ｉ（ｎ）、この電流Ｉ（ｎ）による磁界Ｈ（ｎ）、磁界Ｈ（ｎ）及びリターンスプリング５２ｉがソレノイド弁に与えられる力ｆ（ｎ）、ソレノイド弁変位速度ｖ（ｎ）、ソレノイド変位ｘ（ｎ）、シリンダ内に存在するＡＴＦ体積Ｑ（ｎ）、模擬油圧Ｐ（ｎ）はいずれも０であり、クラッチ板間隙ｈ（ｎ）はクラッチ開放時の値ｈ０である。

演算周期が初回であればステップａ２０を経て、演算周期が初回でなければステップａ２０を経ずに、次のステップに進んで、クランク角センサ２０ａによりエンジン回転速度Ｎｅを検出し、プライマリ回転速度センサ２０ｂによりプライマリ回転速度Ｎｐを検出する（ステップａ３０）。そして、エンジン回転速度Ｎｅからエンジンが停止しているか（Ｎｅ＝０？）を判定し（ステップａ４０）、エンジン２が停止していれば、今回の演算周期のタービン回転速度推定値Ｎｔ（ｎ）を０に設定し（ステップａ１００）、この演算周期を終える。

エンジン２が停止していなければ、前回の演算周期の模擬油圧Ｐ（ｎ−1）が判定値以上か否かによって、ＮＤクラッチの係合が完了しているかを判定する（ステップａ５０）。ＮＤクラッチの係合が完了する場合のＮＤクラッチピストン作用油圧は予め把握できるので、このＤクラッチの係合完了時の油圧Ｐから上記判定値を設定することができる。ＮＤクラッチの係合が完了していれば、今回の演算周期のタービン回転速度推定値Ｎｔ（ｎ）をプライマリ回転速度センサ２０ｂにより得られたプライマリ回転速度Ｎｐに設定し（ステップａ９０）、この演算周期を終える。

ＮＤクラッチの係合が完了していなければ、ＮＤクラッチ係合トルクＴ_ＣＬＴの粘性抵抗項Ｔ_ＤＲＧを、タービン回転速度の前回推定値Ｎｔ（ｎ−１）を用いて前記の式（４）により演算する（ステップａ６０）。さらに、ＮＤクラッチ係合トルクＴ_ＣＬＴの接触摩擦項Ｔ_ＦＲＧを演算する（ステップａ７０）。
接触摩擦項Ｔ_ＦＲＧの演算（ステップａ７０）は、図１０のサブフローチャートに示すように行なう。つまり、まず、シフトレバー位置を読み込む（ステップｂ１０）。このシフトレバー位置、即ち、シフトレバー位置が何れのシフトレンジにあるかによってクラッチ係合開放指令［指令値Ｏ（ｎ）］を把握できる。このシフトレバー位置から得られるクラッチ係合開放指令値Ｏ（ｎ）を判定し（ステップｂ２０）、クラッチ係合開放指令値Ｏ（ｎ）が走行レンジ、即ち、ＮＤクラッチを開放させるべき指令であれば、クラッチ係合開放指令値Ｏ（ｎ）を０とし（ステップｂ３０）、ＮＤクラッチを係合させるべき指令であれば、クラッチ係合開放指令値Ｏ（ｎ）を１とする（ステップｂ４０）。

次に、ソレノイド弁を駆動する電流（コイル電流）Ｉ（ｎ）を前記の式（６．１）により演算し（ステップｂ５０）、電流Ｉ（ｎ）による磁界（コイル磁界）Ｈ（ｎ）を前記の式（６．２）により演算する（ステップｂ６０）。ソレノイド弁に作用する力ｆ（ｎ）を前記の式（６．３）により演算する（ステップｂ７０）。さらに、前記の式（６．４）に示すように、この力ｆ（ｎ）を時間積算することによりソレノイド弁変位速度ｖ（ｎ）を演算し（ステップｂ８０）、前記の式（６．５）に示すように、この速度ｖ（ｎ）を時間積算することによりソレノイド変位ｘ（ｎ）を演算する（ステップｂ９０）。

ソレノイド弁変位ｘ（ｎ）に応じてＡＴＦは流入するので、前記の式（７．１）に示すように、単位時間あたりのソレノイド弁通過体積流量Ｑｉｎ（ｎ）を演算し（ステップｂ１００）、前記の式（７．２）に示すように、シリンダ（油圧室）５２ｃ内に存在する体積Ｑ（ｎ）を演算する（ステップｂ１１０）。
シリンダ内に存在するＡＴＦ体積Ｑ（ｎ）によりピストンはＱ（ｎ）／Ｓｆだけ変位することから、前記の式（８）に示すように、ＮＤクラッチ板間隙ｈ（ｎ）を演算する（ステップｂ１２０）。そして、クラッチ板間隙ｈ（ｎ）と油圧の挙動との関係から、前記の式（９）に示すように、模擬油圧Ｐ（ｎ）を演算する（ステップｂ１３０）。

前記の式（５）のＮＤクラッチピストン作用油圧にこの模擬油圧Ｐ（ｎ）を適用することより、接触摩擦項Ｔ_ＦＲＧを算出する（ステップｂ１４０）。
再び、図９を参照すると、このような演算により、ＮＤクラッチ係合トルクＴ_ＣＬＴの粘性抵抗項Ｔ_ＤＲＧ（ステップａ６０）及びＮＤクラッチ係合トルクＴ_ＣＬＴの接触摩擦項Ｔ_ＦＲＧ（ステップａ７０）が得られると、粘性抵抗項Ｔ_ＤＲＧと接触摩擦項Ｔ_ＦＲＧとを加算してＮＤクラッチ係合トルクＴ_ＣＬＴを演算する（ステップａ８０）。

また、タービン回転速度Ｎｔに前回推定値Ｎｔ（ｎ−１）を用いてタービン回転速度Ｎｔとエンジン回転速度Ｎｅの比の値Ｎｔ／Ｎｅを演算する（ステップａ１１０）。さらに、比の値Ｎｔ／Ｎｅを引数とするマップ（図３，図４）から、トルコン６のトルク比τ及びトルコン６の容量Ｃを検索する（ステップａ１２０）。
こうして得られたＮＤクラッチ係合トルクＴ_ＣＬＴ，トルコントルク比τ，トルコン容量Ｃ，及びステップａ３０により検出されたエンジン回転速度Ｎｅを、前記の式（１´）に代入して、タービン回転速度の時間変化率ｄＮｔ／ｄｔを演算し（ステップａ１３０）、前記の式（２）に示すように、タービン回転速度の時間変化率ｄＮｔ／ｄｔを各演算周期毎に積算することにより、タービン回転速度推定値Ｎｔ（ｎ）を演算する（ステップａ１４０）。

＜効果＞
このようにしてＮＤクラッチが係合状態と解放状態との間で移動してタービン回転速度Ｎｔに変化が生じる場合であっても、タービン回転速度センサに頼ることなくタービン回転速度Ｎｔ（ｎ）を推定することができる。

したがって、例えば停車アイドリングにおいて、走行レンジと非走行レンジとを切り替える際にもタービン回転速度Ｎｔを利用してトルコン負荷を精度よく算出することができ、エンジン回転速度の挙動を安定させることが可能になる。
また、入力指令は運転者のシフトレバー操作に限られるものではない。つまり、停車時に運転者のシフトレバー操作によらず自動的にニュートラル状態に準ずる状態へ移行するような制御（いわゆるアイドルニュートラル制御）を行なう場合についても、ＮＤクラッチは上記と同様に作動するので、この場合にもタービン回転速度Ｎｔ（ｎ）を推定して、タービン回転速度Ｎｔを利用してエンジン回転速度の挙動を安定させることが可能になる。

さらに、本発明によって得られたタービン回転速度Ｎｔの適用は、上記のトルコン負荷の算出に利用してエンジン回転速度の挙動を安定させる制御を行なう場合に限るものではなく、他の種々の制御についても適用しうるものである。
以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明は係る実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で、上記実施形態の一部を用いたり、適宜変更したりして実施することができる。

２ エンジン（内燃機関）
４ 自動変速機
６ トルクコンバータ（トルコン）
１０ 電子制御ユニット（ＥＣＵ）
１２ 油圧推定手段
１４ 係合トルク推定手段
１６ タービン回転速度算出手段
２０ａ クランク角センサ（エンジン回転速度検出手段）
２０ｂ プライマリ回転速度センサ（プライマリ回転速度検出手段）
４０ 自動変速機４のケーシング
４２ 自動変速機４の入力軸
４４ 前後進切替機構
４４ａ，４４ｂ 前後進切替機構４４の回転要素
４６Ａ プライマリ軸
４６ プライマリプーリ
４８Ａ セカンダリ軸
４８ セカンダリプーリ
５０ ベルト
５２ 湿式多板クラッチ装置（ＮＤクラッチ，油圧式摩擦係合要素）
５２ａ シリンダ
５２ｂ ピストン
５２ｃ 油圧室
５２ｄ クラッチプレート保持部
５２ｅ クラッチディスク保持部材
５２ｇ クラッチプレート
５２ｈ クラッチディスク
５２ｉ リターンスプリング
５４ 出力軸
５４ａ ギア対
５６ 油圧源（油圧ポンプ或いは作動油タンク）
５８ 作動油供給弁（ソレノイド弁、電磁弁）
６２ トルコンケーシング
６４ インペラ
６６ タービンライナ（タービン）

Claims (6)

1. 車両に装備されたエンジンと、油圧式摩擦係合要素の断接により前記車両の前後進及び動力の伝達・非伝達の切り替えをする前後進切替機構を有する自動変速機と、前記エンジンと前記自動変速機の前記前後進切替機構との間に介装されたトルクコンバータと、を備えた駆動系における、前記トルクコンバータのタービン速度を推定する装置であって、
   前記エンジンの回転速度Ｎｅを検出するエンジン回転速度検出手段と、
   前記油圧式摩擦係合要素を断接するときの作動油の油圧Ｐを推定する油圧推定手段と、
   前記油圧推定手段により推定された前記作動油の油圧Ｐに基づいて前記油圧式摩擦係合要素の係合トルクＴ_ＣＬＴを推定する係合トルク推定手段と、
   前記係合トルク推定手段により推定された前記油圧式摩擦係合要素の係合トルクＴ_ＣＬＴと、前記エンジン回転速度検出手段により検出された前記エンジンの回転速度Ｎｅとに基づいて、前記トルクコンバータのタービン回転速度Ｎｔを算出するタービン回転速度演算手段と、を備える
   ことを特徴とする、トルクコンバータのタービン速度推定装置。
2. 前記油圧式摩擦係合要素は、電磁弁により油圧を制御されて断接するものであり、
   前記油圧推定手段は、前記電磁弁のソレノイドの駆動電流値Ｉに基づいて前記電磁弁を通過する前記作動油の体積流量Ｑ_ｉｎを算出し、算出した該体積流量に基づいて前記油圧式摩擦係合要素の要素間の間隙ｈを算出し、算出した該要素間の間隙から前記作動油の油圧Ｐを推定する
   ことを特徴とする、請求項１記載のトルクコンバータのタービン速度推定装置。
3. 前記油圧推定手段は、
   所定周期毎に前記電磁弁を通過する前記作動油の体積流量Ｑ_ｉｎ（ｎ）を算出し、この算出した体積流量Ｑ_ｉｎ（ｎ）を前記油圧式摩擦係合要素における流出流量Ｑ_ｏｕｔにより補正した補正後体積流量に基づいて、前記油圧式摩擦係合要素の油圧室内の作動油体積Ｑ（ｎ）を算出し、この算出した油圧室内の作動油体積Ｑ（ｎ）に基づいて前記間隙ｈ（ｎ）を算出する
   ことを特徴とする、請求項２記載のトルクコンバータのタービン速度推定装置。
4. 前記油圧式摩擦係合要素は、前記電磁弁により油圧を制御されて移動するピストンによって断接するものであり、
   前記油圧推定手段は、予め得られた前記油圧室内の作動油体積と前記ピストン位置との対応関係と、予め得られた前記ピストン位置と前記要素間の間隙との対応関係とを用いて、前記油圧室内の作動油体積Ｑ（ｎ）に基づいて前記間隙ｈ（ｎ）を算出する
   ことを特徴とする、請求項１記載のトルクコンバータのタービン速度推定装置。
5. 前記係合トルク推定手段は、
   前記作動油の粘性抵抗に応じた粘性抵抗トルクＴ_ＤＲＧと前記油圧式摩擦係合要素の接触摩擦に応じた接触摩擦トルクＴ_ＦＲＧとの和として、前記係合トルクＴ_ＣＬＴを算出する
   ことを特徴とする、請求項１〜４いずれか１項記載のトルクコンバータのタービン速度推定装置。
6. 前記前後進切替機構から前記自動変速機の変速機構に入力される変速機入力回転速度Ｎｐを検出する変速機入力回転速度検出手段を備え、
   前記粘性抵抗トルクＴ_ＤＲＧは、前回得られたタービン回転速度Ｎｔ（ｎ−１）と前記変速機入力回転速度検出手段により検出された変速機入力回転速度Ｎｐとの差と、前記油圧式摩擦係合要素の係合面の数及び有効半径（ｒ_１，ｒ_２）と、作動油の粘性抵抗係数μ_ＡＴＦとに基づいて算出し、
   前記接触摩擦トルクＴ_ＦＲＧは、前記作動油の油圧Ｐ（ｎ）と、該油圧Ｐ（ｎ）が作用する前記油圧式摩擦係合要素の係合面の有効面積ｎＳ，有効半径［（ｒ_１＋ｒ_２）／２］及び摩擦係数μ_ＦＲＣとに基づいて算出する
   ことを特徴とする、請求項５記載のトルクコンバータのタービン速度推定装置。

Images