JP3811988B2 - Control device for automatic transmission - Google Patents

Description

なお、上記の骨子図に示す自動変速機１０の変速歯車機構の部分は、具体的には図２に示すように構成されているが、この図に示すように、変速機ケース１１には後述する制御で用いられるタービン回転センサ３０５が取り付けられている。このセンサ３０５は、先端部がタービンシャフト２７と一体的に回転するフォワードクラッチ５１のドラム５１ａの外周面に対向するように取り付けられ、該ドラム外周面に設けられたスプラインによって生じる磁場の周期的変化を検知することにより、上記タービンシャフト２７の回転数を検出するようになっている。
【００３３】
次に、図１、図２に示す各摩擦要素５１〜５５に設けられた油圧室に対して作動圧を給排する油圧制御回路について説明する。
【００３４】
なお、上記各摩擦要素のうち、バンドブレーキでなる２−４ブレーキ５４は、作動圧が供給される油圧室として締結室５４ａと解放室５４ｂとを有し、締結室５４ａのみに作動圧が供給されているときに当該２−４ブレーキ５４が締結され、解放室５４ｂのみに作動圧が供給されているとき、両室５４ａ，５４ｂとも作動圧が供給されていないとき、及び両室５４ａ，５４ｂとも作動圧が供給されているときに、２−４ブレーキ５４が解放されるようになっている。
【００３５】
また、その他の摩擦要素５１〜５３，５５は単一の油圧室を有し、該油圧室に作動圧が供給されているときに当該摩擦要素が締結される。
【００３６】
図３に示すように、この油圧制御回路１００には、主たる構成要素として、ライン圧を生成するレギュレータバルブ１０１と、手動操作によってレンジの切り換えを行うためのマニュアルバルブ１０２と、変速時に作動して各摩擦要素５１〜５５に通じる油路を切り換えるローリバースバルブ１０３、バイパスバルブ１０４、３−４シフトバルブ１０５及びロックアップコントロールバルブ１０６と、これらのバルブ１０３〜１０６を作動させるための第１、第２ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブ（以下、「第１、第２ＳＶ」と記す）１１１，１１２と、第１ＳＶ１１１からの作動圧の供給先を切り換えるソレノイドリレーバルブ（以下、「リレーバルブ」と記す）１０７と、各摩擦要素５１〜５５の油圧室に供給される作動圧の生成、調整、排出等の制御を行う第１〜第３デューティソレノイドバルブ（以下、「第１〜第３ＤＳＶ」と記す）１２１，１２２，１２３等が備えられている。
【００３７】
ここで、上記第１、第２ＳＶ１１１，１１２及び第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３はいずれも３方弁であって、上、下流側の油路を連通させた状態と、下流側の油路をドレンさせた状態とが得られるようになっている。そして、後者の場合、上流側の油路が遮断されるので、ドレン状態で上流側からの作動油を徒に排出することがなく、オイルポンプ１２の駆動ロスが低減される。
【００３８】
なお、第１、第２ＳＶ１１１，１１２はＯＮのときに上、下流側の油路を連通させる。また、第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３はＯＦＦのとき、即ちデューティ率（１ＯＮ−ＯＦＦ周期におけるＯＮ時間の比率）が０％のときに全開となって、上、下流側の油路を完全に連通させ、ＯＮのとき、即ちデューティ率が１００％のときに、上流側の油路を遮断して下流側の油路をドレン状態とすると共に、その中間のデューティ率では、上流側の油圧を元圧として、下流側にそのデューティ率に応じた値に調整した油圧を生成するようになっている。
【００３９】
上記レギュレータバルブ１０１は、オイルポンプ１２から吐出された作動油の圧力を所定のライン圧に調整する。そして、このライン圧は、メインライン２００を介して上記マニュアルバルブ１０２に供給されると共に、ソレノイドレデューシングバルブ（以下、「レデューシングバルブ」と記す）１０８と３−４シフトバルブ１０５とに供給される。
【００４０】
このレデューシングバルブ１０８に供給されたライン圧は、該バルブ１０８によって減圧されて一定圧とされた上で、ライン２０１，２０２を介して第１、第２ＳＶ１１１，１１２に供給される。
【００４１】
そして、この一定圧は、第１ＳＶ１１１がＯＮのときには、ライン２０３を介して上記リレーバルブ１０７に供給されると共に、該リレーバルブ１０７のスプールが図面上（以下同様）右側に位置するときは、さらにライン２０４を介してバイパスバルブ１０４の一端の制御ポートにパイロット圧として供給されて、該バイパスバルブ１０４のスプールを左側に付勢する。また、リレーバルブ１０７のスプールが左側に位置するときは、ライン２０５を介して３−４シフトバルブ１０５の一端の制御ポートにパイロット圧として供給されて、該３−４シフトバルブ１０５のスプールを右側に付勢する。
【００４２】
また、第２ＳＶ１１２がＯＮのときには、上記レデューシングバルブ１０８からの一定圧は、ライン２０６を介してバイパスバルブ１０４に供給されると共に、該バイパスバルブ１０４のスプールが右側に位置するときは、さらにライン２０７を介してロックアップコントロールバルブ１０６の一端の制御ポートにパイロット圧として供給されて、該コントロールバルブ１０６のスプールを左側に付勢する。また、バイパスバルブ１０４のスプールが左側に位置するときは、ライン２０８を介してローリバースバルブ１０３の一端の制御ポートにパイロット圧として供給されて、該ローリバースバルブ１０３のスプールを左側に付勢する。
【００４３】
さらに、レデューシングバルブ１０８からの一定圧は、ライン２０９を介して上記レギュレータバルブ１０１の制御ポート１０１ａにも供給される。その場合に、この一定圧は、上記ライン２０９に備えられたリニアソレノイドバルブ１３１により例えばエンジンのスロットル開度等に応じて調整され、したがって、レギュレータバルブ１０１により、ライン圧が上記スロットル開度等に応じて調整されることになる。
【００４４】
なお、上記３−４シフトバルブ１０５に導かれたメインライン２００は、該バルブ１０５のスプールが右側に位置するときに、ライン２１０を介して第１アキュムレータ１４１に通じ、該アキュムレータ１４１にライン圧を導入する。
【００４５】
一方、上記メインライン２００からマニュアルバルブ１０２に供給されたライン圧は、Ｄ，Ｓ，Ｌの各前進レンジでは第１出力ライン２１１及び第２出力ライン２１２に、Ｒレンジでは第１出力ライン２１１及び第３出力ライン２１３に、また、Ｎレンジでは第３出力ライン２１３にそれぞれ導入される。
【００４６】
そして、上記第１出力ライン２１１は第１ＤＳＶ１２１に導かれて、該第１ＤＳＶ１２１に制御元圧としてライン圧を供給する。この第１ＤＳＶ１２１の下流側は、ライン２１４を介してローリバースバルブ１０３に導かれ、該バルブ１０３のスプールが右側に位置するときには、さらにライン（サーボアプライライン）２１５を介して２−４ブレーキ５４の締結室５４ａに導かれ、また、上記ローリバースバルブ１０３のスプールが左側に位置するときには、さらにライン（ローリバースブレーキライン）２１６を介してローリバースブレーキ５５の油圧室に導かれる。
【００４７】
ここで、上記ライン２１４からはライン２１７が分岐されて、第２アキュムレータ１４２に導かれている。
【００４８】
また、上記第２出力ライン２１２は、第２ＤＳＶ１２２及び第３ＤＳＶ１２３に導かれて、これらのＤＳＶ１２２，１２３に制御元圧としてライン圧をそれぞれ供給すると共に、３−４シフトバルブ１０５にも導かれている。
【００４９】
この３−４シフトバルブ１０５に導かれたライン２１２は、該バルブ１０５のスプールが左側に位置するときに、ライン２１８を介してロックアップコントロールバルブ１０６に導かれ、該バルブ１０６のスプールが左側に位置するときに、さらにライン（フォワードクラッチライン）２１９を介してフォワードクラッチ５１の油圧室に導かれる。
【００５０】
ここで、上記フォワードクラッチライン２１９から分岐されたライン２２０は３−４シフトバルブ１０５に導かれ、該バルブ１０５のスプールが左側に位置するときに、前述のライン２１０を介して第１アキュムレータ１４１に通じると共に、該バルブ１０５のスプールが右側に位置するときには、ライン（サーボリリースライン）２２１を介して２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂに通じる。
【００５１】
また、第２出力ライン２１２から制御元圧が供給される第２ＤＳＶ１２２の下流側は、ライン２２２を介して上記リレーバルブ１０７の一端の制御ポートに導かれて該ポートにパイロット圧を供給し、該リレーバルブ１０７のスプールを左側に付勢する。また、上記ライン２２２から分岐されたライン２２３はローリバースバルブ１０３に導かれ、該バルブ１０３のスプールが右側に位置するときに、さらにライン２２４に通じる。
【００５２】
このライン２２４からは、オリフィス１５１を介してライン２２５が分岐されていると共に、この分岐されたライン２２５は３−４シフトバルブ１０５に導かれ、該３−４シフトバルブ１０５のスプールが左側に位置するときに、前述のサーボリリースライン２２１を介して２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂに導かれる。
【００５３】
また、上記ライン２２４からオリフィス１５１を介して分岐されたライン２２５からは、さらにライン２２６が分岐されていると共に、このライン２２６はバイパスバルブ１０４に導かれ、該バルブ１０４のスプールが右側に位置するときに、ライン（３−４クラッチライン）２２７を介して３−４クラッチ５３の油圧室に導かれる。
【００５４】
さらに、上記ライン２２４は直接バイパスバルブ１０４に導かれ、該バルブ１０４のスプールが左側に位置するときに、上記ライン２２６を介してライン２２５に通じる。つまり、ライン２２４とライン２２５とが上記オリフィス１５１をバイパスして通じることになる。
【００５５】
また、第２出力ライン２１２から制御元圧が供給される第３ＤＳＶ１２３の下流側は、ライン２２８を介してロックアップコントロールバルブ１０６に導かれ、該バルブ１０６のスプールが右側に位置するときに、上記フォワードクラッチライン２１９に連通する。また、該ロックアップコントロールバルブ１０６のスプールが左側に位置するときには、ライン２２９を介してロックアップクラッチ２６のフロント室２６ａに通じる。
【００５６】
さらに、マニュアルバルブ１０２からの第３出力ライン２１３は、ローリバースバルブ１０３に導かれて、該バルブ１０３にライン圧を供給する。そして、該バルブ１０３のスプールが左側に位置するときに、ライン（リバースクラッチライン）２３０を介してリバースクラッチ５２の油圧室に導かれる。
【００５７】
また、第３出力ライン２１３から分岐されたライン２３１はバイパスバルブ１０４に導かれ、該バルブ１０４のスプールが右側に位置するときに、前述のライン２０８を介してローリバースバルブ１０３の制御ポートにパイロット圧としてライン圧を供給し、該ローリバースバルブ１０３のスプールを左側に付勢する。
【００５８】
以上の構成に加えて、この油圧制御回路１００には、コンバータリリーフバルブ１０９が備えられている。このバルブ１０９は、レギュレータバルブ１０１からライン２３２を介して供給される作動圧を一定圧に調圧した上で、この一定圧をライン２３３を介してロックアップコントロールバルブ１０６に供給する。そして、この一定圧は、ロックアップコントロールバルブ１０６のスプールが右側に位置するときには、前述のライン２２９を介してロックアップクラッチ２６のフロント室２６ａに供給され、また、該バルブ１０６のスプールが左側に位置するときには、一定圧がライン２３４を介してリヤ室２６ｂに供給されるようになっている。
【００５９】
このロックアップクラッチ２６は、フロント室２６ａに上記一定圧が供給されたときに解放されると共に、上記ロックアップコントロールバルブ１０６のスプールが左側に位置して、第３ＤＳＶ１２３で生成された作動圧がフロント室２６ａに供給されたときには、その作動圧に応じたスリップ状態に制御されるようになっている。
【００６０】
また、上記マニュアルバルブ１０２からは、Ｄ，Ｓ，Ｌ，Ｎの各レンジでメインライン２００に通じるライン２３５が導かれて、レギュレータバルブ１０１の減圧ポート１０１ｂに接続されており、上記の各レンジで該減圧ポート１０１ｂにライン圧が導入されるようになっている。
【００６１】
ここで、上記レギュレータバルブ１０１を中心とするライン圧生成部の構成を詳しく説明すると、図４に示すように、このレギュレータバルブ１０１においては、スプール１０１ｃの一端側に、前述のリニアソレノイドバルブ１３１からの制御圧が導入されて、該スプール１０１ｃを増圧側に付勢する制御ポート１０１ａが、他端側に、メインライン２００からライン圧が導入されて、該スプール１０１ｃを減圧側に付勢するフィードバックポート１０１ｄがそれぞれ設けられていると共に、このフィードバックポート１０１ｄに隣接させて、該フィードバックポート１０１ｄと同様に減圧方向にスプール１０１ｃを付勢する減圧ポート１０１ｂが設けられている。そして、上記のように、この減圧ポート１０１ｂに、マニュアルバルブ１０２においてＤ，Ｓ，Ｌ，Ｎの各レンジでメインライン２００に通じるライン２３５が接続されている。
【００６２】
したがって、このレギュレータバルブ１０１によれば、Ｄ，Ｓ，Ｌ，Ｎの各レンジでは、メインライン２００からマニュアルバルブ１０２及びライン２３５を介して該レギュレータバルブ１０１の減圧ポート１０１ｂにライン圧が導入され、このライン圧と、メインライン２００からフィードバックポート１０１ｄに直接導入されるライン圧とが、制御ポート１０１ａに導入されているリニアソレノイドバルブ１３１からの制御圧に対抗することになるから、該レギュレータバルブ１０１で調整されるライン圧の圧力値は、減圧ポート１０１ｂにライン圧が導入された分だけ低くなる。
【００６３】
これに対して、Ｒレンジでは、マニュアルバルブ１０２からレギュレータバルブ１０１の減圧ポート１０１ｂへのライン圧の導入がなく、したがって、フィードバックポート１０１ｄに直接導入されるライン圧のみが制御ポート１０１ａに導入されているリニアソレノイドバルブ１３１からの制御圧に対抗することになる。したがって、上記のようなライン圧の減圧作用がなく、Ｄレンジ等よりも高いライン圧が得られる。
【００６４】
一方、当該自動変速機１０には、図５に示すように、油圧制御回路１００における上記第１、第２ＳＶ１１１，１１２、第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３及びリニアソレノイドバルブ１３１を制御するコントローラ３００が備えられていると共に、このコントローラ３００には、当該車両の車速を検出する車速センサ３０１、エンジンのスロットル開度を検出するスロットル開度センサ３０２、エンジン回転数を検出するエンジン回転センサ３０３、運転者によって選択されたシフト位置（レンジ）を検出するシフト位置センサ３０４、トルクコンバータ２０におけるタービン２３の回転数を検出するタービン回転センサ３０５、作動油の油温を検出する油温センサ３０６等からの信号が入力され、これらのセンサ３０１〜３０６からの信号が示す当該車両ないしエンジンの運転状態等に応じて、上記第１、第２ＳＶ１１１，１１２、第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３、及びリニアソレノイドバルブ１３１の作動を制御するようになっている。
【００６５】
ここで、第１、第２ＳＶ１１１，１１２及び第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３の作動状態を各変速段ごとにまとめると、次の表２に示すようになる。この表２中、（○）は、第１、第２ＳＶ１１１，１１２についてはＯＮ、第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３についてはＯＦＦであって、いずれも、上流側の油路を下流側の油路に連通させて元圧をそのまま下流側に供給する状態を示す。また、（×）は、第１、第２ＳＶ１１１，１１２についてはＯＦＦ、第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３についてはＯＮであって、いずれも、上流側の油路を遮断して、下流側の油路をドレンさせた状態を示す。
【００６６】
【表２】

次に、上記コントローラ３００による変速制御の具体的動作、特に予測ライン圧に基づくプリチャージ制御を含むトルクデマンドの４−３変速時を例に取って説明する。
【００６７】
まず、４速の状態では、図６に示すように、第１ＤＳＶ１２１で生成された作動圧がライン２１４、ローリバースバルブ１０３及びサーボアプライライン２１５を介して２−４ブレーキ５４の締結室５４ａに供給され、また、第２ＤＳＶ１２２で生成された作動圧がライン２２２，２２３、上記ローリバースバルブ１０３、ライン２２４〜２２６、バイパスバルブ１０４及び３−４クラッチライン２２７を介して３−４クラッチ５３の油圧室に供給される。
【００６８】
一方、上記第２ＤＳＶ１２２からの作動圧がリレーバルブ１０７のスプールを図面上、左側に位置させており、かつ、第１ＳＶ１１１がＯＮとなることにより、該第１ＳＶ１１１からのパイロット圧が３−４シフトバルブ１０５の制御ポート１０５ａに供給されて、該バルブ１０５によりサーボリリースライン２２１とフォワードクラッチライン２１９とが連通された状態にある。そして、この状態で第３ＤＳＶ１２３がドレン状態となることにより、ライン２２０、ロックアップコントロールバルブ１０６及びライン２２８を介して、２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂとフォワードクラッチ５１の油圧室の作動圧がドレンされる。したがって、この４速では、３−４クラッチ５３と２−４ブレーキ５４とが締結され、フォワードクラッチ５１が解放されることになる。
【００６９】
そして、この状態から、第３ＤＳＶ１２３が作動油の供給を開始して、２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂ及びフォワードクラッチ５１の油圧室にそれぞれサーボリリース圧及びフォワードクラッチ圧を供給することにより、２−４ブレーキ５４が解放され、かつ、フォワードクラッチ５１が締結されて、３速に変速することになるが、このとき、第３ＤＳＶ１２３によるフォワードクラッチ５１を速やかに締結するためのプリチャージ制御が行われ、また、第１ＤＳＶ１２１によるサーボアプライ圧のフィードバック制御が行われて、サーボリリース圧の供給による２−４ブレーキ５４の解放に伴うタービン回転数の上昇が制御される。
【００７０】
なお、３速への変速動作の終了後は、図７に示すように、第１ＳＶ１１１がＯＦＦとなって、３−４シフトバルブ１０５のスプールが移動することにより、サーボリリースライン２２１がフォワードクラッチライン２１９に連通した状態から、３−４クラッチライン２２７に連通した状態に切り換わる。
【００７１】
次に、この４−３変速時における上記第１ＤＳＶ１２１及び第３ＤＳＶ２３の具体的動作を説明する。
【００７２】
まず、第１ＤＳＶ１２１によるサーボアプライ圧のフィードバック制御は図８に示すプログラムに従って行われ、まず、ステップＳ１，Ｓ２でベース油圧Ｐｂ、及びフィードバック油圧Ｐｆｂをそれぞれのプログラムに従って算出すると共に、ステップＳ３でこれらを加算して算出油圧Ｐｓを求める。
【００７３】
ここで、上記ベース油圧Ｐｂは、変速中の目標タービン回転変化率に対応する油圧と、変速中の目標タービントルクに応じた油圧とを加算することにより設定される（図１０の符号ア参照）。
【００７４】
また、フィードバック油圧Ｐｆｂは、変速動作中のタービン回転数を各制御サイクルごとの目標値と比較し、その目標値に対する偏差に応じた油圧をマップから求めることにより設定される。なお、このフィードバック油圧Ｐｆｂは、イナーシャフェーズ、即ち変速によりタービン回転数が変化する状態の開始によりタービン回転変化率が所定値より大きくなった時点から算出される（図１０の符号イ参照）。
【００７５】
次に、ステップＳ４で、変速指令の出力後、所定の遅延時間Ｔ１（図１０参照）が経過したか否かを判定し、この遅延時間Ｔ１が経過するまでは、ステップＳ５で、第１ＤＳＶ１２１のデューティ率を０％の状態に保持する。これは、トルクディマンドの変速の場合、スロットル開度の増大に伴ってライン圧が急上昇するから、その安定を待って以下の制御を行うためである。
【００７６】
そして、この遅延時間Ｔ１が経過すれば、ステップＳ６で、タービン回転数Ｎｔが変速後の回転数Ｎｔ₀からごく小さな所定回転数ΔＮｔだけ低い回転数（以下、「変速終了直前回転数」と記す）まで上昇した後、所定時間Ｔ２が経過したか否かを判定し、その経過前までは、ステップＳ７で、上記のようにして求めた算出油圧Ｐｓに対応するデューティ率の信号を第１ＤＳＶ１２１に出力し、サーボアプライ圧を制御する。また、上記所定時間Ｔ２が経過すれば、ステップＳ８，Ｓ９で、デューティ率が０％になるまで、該デューティ率を一定割合で減算しながら出力する。
【００７７】
ここで、タービン回転数Ｎｔが変速終了直前回転数（Ｎｔ₀−ΔＮｔ）まで上昇した後、所定時間Ｔ２が経過するまで、サーボアプライ圧のフィードバック制御を行うのは、この制御を変速終了時、即ちフォワードクラッチ５１が完全に締結されるまで、必ず実行させるためである。
【００７８】
一方、４−３変速時における第３ＤＳＶ１２３によるフォワードクラッチ圧及びサーボリリース圧の供給制御は図９に示すプログラムに従って行われ、まずステップＳ１１で、算出油圧Ｐｓを求める一方、別途設定されたプログラムに従って判定されるプリチャージ時間中（Ｆｐ＝１）は、ステップＳ１２，Ｓ１３に従って、該第３ＤＳＶ１２３のデューティ率を０％として、フォワードクラッチ５１の油圧室及び２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂに通じる油路に作動油を速やかに充満させるプリチャージ制御を実行する。
【００７９】
そして、このプリチャージ時間が終了すれば（Ｆｐ＝０）、ステップＳ１４で、タービン回転数Ｎｔが変速終了直前回転数（Ｎｔ₀−ΔＮｔ）まで上昇したか否かを判定し、この回転数まで上昇するまでの間、ステップＳ１５で、算出油圧Ｐｓに対応するデューティ率の信号を第３ＤＳＶ１２３に出力する。その場合に、この算出油圧Ｐｓは、フォワードクラッチ５１におけるスプリングに相当する油圧であって、この油圧がフォワードクラッチ５１の油圧室に供給された状態では、該クラッチ５１のピストンが締結直前の状態に保持される。
【００８０】
その後、タービン回転数Ｎｔが上記変速終了直前回転数（Ｎｔ₀−ΔＮｔ）まで上昇した時点で、ステップＳ１６，１７に従って、デューティ率を一定割合で０％まで減少させる。
【００８１】
これにより、フォワードクラッチ圧は、図１０に符号ウで示すように、２−４ブレーキ５４の解放動作中、フォワードクラッチ５１を締結直前の状態とする油圧に保持されると共に、上記サーボアプライ圧のフィードバック制御による２−４ブレーキ５４のスリップにより、タービン回転数Ｎｔが変速後の回転数Ｎｔ₀に近い値まで上昇した時点で、該フォワードクラッチ圧は所定値まで上昇され、フォワードクラッチ５１を締結させる。その場合、該フォワードクラッチ圧は予め締結直前の圧力まで上昇されているから、フォワードクラッチ５１は、応答遅れを生ずることなく、速やかに締結される。
【００８２】
次に、図９のプログラムのステップＳ１２で値が判定されるプリチャージフラグＦｐの設定、即ちプリチャージ時間の設定制御について説明する。
【００８３】
この制御は図１１に示すプログラムに従って行われるが、このプログラムは変速指令が出力されたときに図９のプログラムと並行して実行されるものであり、まず、ステップＳ２１で、イニシャライズとしてトータル流量Ｑｔを０とする。次いで、ステップＳ２２で、図１２に示すように設定されたマップに基づいて、その時点のライン圧から第３ＤＳＶ１２３を全開（デューティ率０％）としたときの該ＤＳＶ１２３を通過するベース流量Ｑを求める。
【００８４】
その場合に、上記マップには、ライン圧が高いほどベース流量Ｑが多くなるように設定されているが、これは、第３ＤＳＶ１２３が全開であっても、これを通過する作動油の流量Ｑはそのときのライン圧によって変化し、ライン圧が高いほど該流量Ｑも多くなるからである。
【００８５】
なお、このベース流量Ｑを正確に求めるため、上記ライン圧としては、後述する制御で求められる予測ライン圧が用いられる。
【００８６】
次に、ステップＳ２３で、図１３に示すように設定されたマップから油温補正係数Ｃ１を読み取る。この油温補正係数のマップでは、作動油の温度が低くなるに従って補正係数Ｃ１が１より小さくなるように設定されている。そして、ステップＳ２４で、上記ベース流量Ｑに油温補正係数Ｃ１を掛けることにより、流量の補正値Ｑ′（＝Ｑ×Ｃ１）を求める。
【００８７】
これにより、作動油の温度が低く、従って粘度が高いために、同じライン圧であってもバルブ通過流量が標準的な状態よりも減少する場合に、その実情に合せて算出される流量も減少され、常に実際の流量に適合したベース流量Ｑ（補正流量Ｑ′）が算出されることになる。
【００８８】
さらに、ステップＳ２５で、この補正流量Ｑ′を次式１に従って積算し、制御開始時から現時点までのトータル流量Ｑｔを算出する。ここで、Ｑｔ（ｉ−１）は、前回の制御サイクルで求めたトータル流量である。
【００８９】
【式１】

そして、ステップＳ２６で、このトータル流量Ｑｔが所定値Ｃ２を超えたか否かを判定し、この所定値Ｃ２を超えるまでは、ステップＳ２７でプリチャージフラグＦｐを１にセットすると共に、所定値Ｃ２を超えた時点で、ステップＳ２８で、該フラグＦｐを０にセットする。
【００９０】
つまり、上記所定値Ｃ２は、油圧制御回路１００における当該バルブから当該摩擦要素の油圧室に至る油路（４−３変速時にあっては、第３ＤＳＶ１２３からフォワードクラッチ５１の油圧室と２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂに至る油路）の容積に対応した値に設定されたものであり、したがって、Ｑｔ＞Ｃ２となった時点で上記油路が作動油で充満されたことになる。そして、この時点でプリチャージ制御を終了させるために、上記フラグＦｐを０にセットするのである。
【００９１】
このようにして設定されたプリチャージフラグＦｐの値が前述の第３ＤＳＶ１２３によるフォワードクラッチ圧及びサーボリリース圧の供給制御に用いられ、Ｆｐ＝１の間、即ちプリチャージ時間の間、図９のプログラムのステップＳ１３で、第３ＤＳＶ１２３のデューティ率を０％にする制御が行われることになる。これにより、フォワードクラッチ５１の油圧室及び２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂに至る油路が作動油で速やかに充満されることになる。
【００９２】
その場合に、このプリチャージ時間の算出の基礎となるベース流量Ｑは、前述のように、その時点のライン圧に基づいて設定されるから、例えばライン圧が高いため一定量の作動油が比較的短時間で供給される場合や、これとは逆に、ライン圧が低いため、一定量の作動油が供給されるのに要する時間が長くなる場合のいずれにおいても、常に、実際に油路が作動油で充満された時期にプリチャージ制御が終了することになる。
【００９３】
また、油温が低いため標準的な場合よりも作動油の供給に時間がかかる場合にも、それに応じた補正が行われるので、この場合も、プリチャージ制御の終了時期が、実際に油路に作動油が充満された時期に精度よく対応することになる。
【００９４】
その結果、プリチャージ時間が短すぎたため、作動圧供給制御の応答遅れが十分に解消されず、或は該時間が長すぎたため、摩擦要素が急激に締結されてショックが発生するといった不具合が防止される。
【００９５】
なお、図１１のプログラムによって設定されたプリチャージ時間の終了前にイナーシャフェーズが始まって、タービン回転変化率が所定値より大きくなったときには、図１０に符号エで示すように、その時点でプリチャージ制御を終了し、図９のプログラムのステップＳ１１で算出した算出油圧Ｐｓに対応するデューティ率の出力制御に移行する。これにより、変速動作の開始後もプリチャージ制御を続行することによる摩擦要素の急激な締結や解放が回避されることになる。
【００９６】
ところで、上記のプリチャージ制御において、その時間を実際に油路に作動油が充満されるまでの時間に精度よく一致させるためには、その時間の算出の基礎となるライン圧を正しく把握しておく必要がある。また、デューティソレノイドバルブ等により、変速中に摩擦要素に供給される作動圧をフィードバック制御等を用い緻密に制御すしようとする場合にも、該作動圧はデューティ率等の制御量にだけではなく、元圧としてのライン圧にも依存するので、そのときのライン圧を正しく把握していなければ目標とする作動圧が得られないことになる。
【００９７】
そこで、この実施の形態に係るコントローラ３００においては、リニアソレノイドバルブ１３１によるエンジンスロットル開度等に応じたライン圧を生成するための制御で設定される目標値（出力値）Ｐ₀から実際のライン圧Ｐを予測し、その予測ライン圧を用いて上記のプリチャージ時間の設定制御におけるベース流量Ｑの算出や、作動圧のフィードバック制御における制御量の算出に用いるようになっている。
【００９８】
このライン圧の予測は、次式２に従って行われる。
【００９９】
【式２】

ここで、Ｃ３ｎは係数Ｃ３のｎサイクル前の制御時における値であり、また、Ｐ₀（ｉ−ｎ）は同じくｎサイクル前のライン圧の目標値である。
【０１００】
つまり、各制御サイクルにおいて、ライン圧の目標値Ｐ₀が出力されても、実際のライン圧Ｐに反映されるまでに応答遅れがあるから、各サイクルで出力した目標値Ｐ₀に係数Ｃ３ｎによってそれぞれの重みをつけた上で、複数サイクルの出力値を加重平均するのである。
【０１０１】
これにより、ライン圧の変化時に、その応答遅れを考慮した実際のライン圧に近い値のライン圧が予測ライン圧Ｐとして得られることになる。その場合に、上記係数Ｃ３ｎの値は、例えば応答性や安定性等の要求度合いに応じて、この例の場合、５つの値が一組となって設定される。
【０１０２】
なお、上記の式２は、所謂伝達関数の近似式に相当するものであるが、この式に代え、次式３で示す伝達関数をそのまま用いることもできる。
【０１０３】
【式３】

ここで、Ｃ４ｎは係数Ｃ４のｎサイクル前の制御時における値であり、また、Ｐ（ｉ−ｎ）は同じくｎサイクル前の制御時に当該式３で求めたライン圧の予測値である。
【０１０４】
また、次式４に示すように、伝達関数をさらに簡素化したものを用いることもできる。
【０１０５】
【式４】

ここで、Ｃ５は１より小さな所定値であり、この式は、今回の制御サイクルにおける目標値Ｐ₀と前回の制御サイクルに当該式４で得られた予測値Ｐ（ｉ−１）とを所定の比率で配分したもので、所謂なまし処理に相当するものである。
【０１０６】
これらの式２，３，４のうち、式３は最も計算量は多くなるが、予測の精度が高く、逆に式４は予測の精度は劣るが、計算量は最も少なくてすみ、式３がそれらの中間に位置する。したがって、精度の要求と計算量とを考慮して、これらの式のいずれかを選択することができる。
【０１０７】
以上のようなライン圧の予測制御は、スロットル開度の増大に伴うトルクディマンドのダウンシフト変速時、つまりスロットル開度に応じてライン圧が大幅に変化する場合に特に必要とされ、この種の変速時に行うことにより、ライン圧に基づくプリチャージ制御や作動圧のフィードバック制御等の精度を向上させる効果が得られる。
【０１０８】
また、バックアウトのアップシフト変速時にも、スロットル開度の変化に伴ってライン圧が変化するので、このライン圧の予測制御が行われる。その場合に、このライン圧の予測制御をさらに精度良く行うため、ライン圧が上昇するトルクディマンド変速時と、ライン圧が低下するバックアウト変速時とで上記の予測式における係数を異ならせる制御が行われる。これは、主としてライン圧の上昇時と低下時とでデューティソレノイドバルブや油圧制御回路の動作特性が異なることに対処するものである。
【０１０９】
この制御は図１４に示すプログラムに従って行われ、次に、このプログラムについて説明する。なお、このプログラムは前述の式２を用いる場合のものであり、係数Ｃ３ｎの値を決定する。
【０１１０】
まず、ステップＳ３１で、変速の種類を示すシフトフラグＦｓの値を判定する。このフラグＦｓは、ステップＳ３３，Ｓ３６に示すように、トルクディマンドのダウンシフト変速時に１となり、バックアウトのアップシフト変速時に０となる。
【０１１１】
そして、今、Ｆｓ＝０、即ち前回の変速がライン圧を低下させる例えばバックアウトのアップシフト変速であって、ステップＳ３７により係数Ｃ３ｎが値Ｂにセットされているものとすれば、次にステップＳ３２を実行して、スロットル開度等に応じて設定される目標ライン圧Ｐ₀が前回の制御サイクル時における値Ｐ₀（ｉ−１）に不感帯幅としての所定値αを加えた値よりも大きくなったか否かを判定することになるが、トルクディマンドのダウンシフト変速が行われるまでは、Ｐ₀≦Ｐ₀（ｉ−１）＋αであるので、ステップＳ３１、Ｓ３２を繰り返すだけで、係数Ｃ３ｎをそのまま値Ｂに保持する。
【０１１２】
そして、次に、トルクディマンドのダウンシフト変速が行われ、スロットル開度の増大等に伴って目標ライン圧Ｐ₀が上昇し、Ｐ₀＞Ｐ₀（ｉ−１）＋αとなれば、ステップＳ３１，Ｓ３２からステップＳ３３を実行し、上記シフトフラグＦｓを１にセットすると共に、ステップＳ３４で一組の係数Ｃ３ｎを油圧上昇用の値Ａに設定する。
【０１１３】
また、上記ステップＳ３３でシフトフラグＦｓを１にセットすると、次はステップＳ３１からステップＳ３５を実行し、目標ライン圧Ｐ₀が前回の制御サイクル時における値Ｐ₀（ｉ−１）から不感帯幅としての所定値βを減算した値よりも小さくなったか否かを判定することになるが、次にバックアウトのアップシフト変速が行われるまでは、Ｐ₀≧Ｐ₀（ｉ−１）−βであるので、ステップＳ３１，Ｓ３５を繰り返し、係数Ｃ３ｎを上記値Ａに保持する。
【０１１４】
そして、バックアウトのアップシフト変速が行われ、スロットル開度の減少等に伴って目標ライン圧Ｐ₀が低下して、Ｐ₀＜Ｐ₀（ｉ−１）−βとなれば、ステップＳ３１，Ｓ３５からステップＳ３６を実行して、上記シフトフラグＦｓを０にセットすると共に、ステップＳ３７で一組の係数Ｃ３ｎを油圧低下用の値Ｂに設定する。そして、その後、トルクディマンドのダウンシフト変速が行われるまで、ステップＳ３１，Ｓ３２を繰り返し、上記のように係数Ｃ３ｎを値Ｂに保持する。
【０１１５】
ここで、油圧上昇用の値Ａとは、図１５に示すように、実線で示す実際のライン圧に対して、鎖線ａで示すように低めの予測値が得られる係数Ｃ３ｎの値をいう。したがって、トルクディマンドのダウンシフト変速時に、この値Ａの係数Ｃ３ｎを用いることにより、例えば解放側摩擦要素の作動圧をデューティソレノイドバルブで制御する場合に、低めに予測されたライン圧に基づいて所定の作動圧を生成するためにデューティ率が小さめ（開放側）に設定されて、作動圧が高めに制御されることになり、したがって、作動圧が低いため解放側摩擦要素の解放動作が急速に行われてエンジン回転数が吹き上がるという事態が防止されることになる。
【０１１６】
また、トルクディマンドのダウンシフト変速時におけるプリチャージ制御においては、実際の値よりも低く見積もられたライン圧に基づいてデューティソレノイドバルブを通過するベース流量Ｑが求められることになって、これに基づいて決定されるプリチャージ時間が長くなり、その結果、当該摩擦要素の締結が促進されて、急加速時等における応答遅れが回避されることになる。
【０１１７】
なお、バックアウトのアップシフト変速時には、ライン圧の予測値を必要以上に低く見積もったり、高く見積もったりする必要がないから、油圧低下用の値Ｂとしては、図１６に示すように、目標ライン圧の低下によく追随する方、即ち破線ｂで示す方の予測値が得られる係数Ｃ３ｎの値が採用されるのである。
【０１１８】
このようにして、ライン圧の予測制御がトルクディマンド変速時とバックアウト変速時とで、それぞれの要求に応じて異なる計算式で行われ、いずれの場合にもライン圧の予測が適切に行われることになる。
【０１１９】
【発明の効果】
以上のように、本発明によれば、例えば変速開始時におけるプリチャージ制御や、変速動作中における作動圧のフィードバック制御等の、オイルポンプの吐出圧を調整してなる所定圧を用いて制御量を決定する制御を行う場合に、その所定圧がエンジンのスロットル開度の変化等に応じて変化するときにも、実際の圧に近い予測圧を用いて行われることにより、これらの制御が常に精度よく行われることになる。その結果、上記所定圧の変化を伴う変速時においても、その変速動作が良好に行われることになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の実施の形態に係る自動変速機の機械的構成を示す骨子図である。
【図２】 同自動変速機の変速歯車機構部の構成を示す断面図である。
【図３】 油圧制御回路の回路図である。
【図４】 同油圧制御回路におけるレギュレータバルブ周辺の構成を示す要部回路図である。
【図５】 図３の油圧制御回路における各ソレノイドバルブに対する制御システム図である。
【図６】 同油圧制御回路の４速の状態を示す要部回路図である。
【図７】 同じく３速の状態を示す要部回路図である。
【図８】 ４−３変速時の第１ＤＳＶの動作を示すフローチャートである。
【図９】 同じく第３ＤＳＶの動作を示すフローチャートである。
【図１０】 ４−３変速時の各データの変化を示すタイムチャートである。
【図１１】 プリチャージ制御の動作を示すフローチャートである。
【図１２】 同制御で用いられるライン圧に対する流量のマップである。
【図１３】 同じく油温に対する補正係数のマップである。
【図１４】 ライン圧予測制御の動作を示すフローチャートである。
【図１５】 同制御で用いられる油圧上昇時の係数の説明図である。
【図１６】 同じく油圧低下時の係数の説明図である。
【符号の説明】
１０ 自動変速機
１２ オイルポンプ
３０，４０ 変速歯車機構
５１〜５５ 摩擦要素
１０１，１３１ 圧生成手段（レギュレータバルブ、リニアソレノイドバルブ）
１２１〜１２３ 作動圧生成手段（デューティソレノイドバルブ）
３００ 圧予測手段、制御量決定手段（コントローラ）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an automatic transmission mounted on an automobile, and more particularly to predictive control of a line pressure as a source pressure of an operating pressure supplied to a friction element.
[0002]
[Prior art]
In general, an automatic transmission mounted on an automobile combines a torque converter and a transmission gear mechanism, and switches a power transmission path of the transmission gear mechanism by selective operation of a plurality of friction elements such as a clutch and a brake. This type of automatic transmission is provided with a hydraulic control circuit that controls the operating pressure supplied to the friction element.
[0003]
In this hydraulic control circuit, the discharge pressure of the oil pump is adjusted to generate a predetermined pressure (hereinafter referred to as “line pressure”), and the operating pressure supplied to the friction element is controlled based on this line pressure. For this purpose, operating pressure generating means such as a duty solenoid valve is provided.
[0004]
For example, at the start of supply of the operating pressure, in order to prevent a delay in the supply, the hydraulic pressure of the friction element is supplied by supplying the line pressure as it is with the operating pressure generating means fully opened for a predetermined time after the output of the shift command. Precharge control is performed to quickly fill the oil passage leading to the chamber with hydraulic oil. In that case, since the flow rate of the hydraulic oil when the operating pressure generating means is fully opened varies depending on the line pressure at that time, it is necessary to determine the time for performing the precharge control based on the line pressure at that time. There is.
[0005]
Further, during the shifting operation, the operation pressure is controlled by the operation pressure generation means, for example, to control the turbine rotation speed or the rate of change thereof to the target value. Even if the control amount for the operating pressure generating means is constant, the operating pressure obtained depends on the line pressure at that time, so the control amount such as the duty ratio for obtaining the target operating pressure uses the line pressure. (See, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 62-124343).
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, in precharge control at the start of gear shifting, feedback control during gear shifting, and the like, the control amount is determined using the line pressure at that time, and therefore these controls are to be performed with high accuracy. In this case, it is necessary to accurately grasp the actual line pressure at that time.
[0007]
For example, in the precharge control, if the estimated line pressure is lower than the actual line pressure, the precharge control time becomes longer, and the line pressure is supplied as it is even after the oil passage is filled with hydraulic oil, If the friction element is suddenly engaged or released, and the estimated line pressure is higher than the actual line pressure, the precharge control time is shortened, and the delay in supplying the operating pressure is not sufficiently eliminated. Such a problem occurs.
[0008]
Also, in feedback control of the operating pressure during a shift operation, for example, a correction amount of the operating pressure is calculated in order to make the turbine rotation speed coincide with the target rotation speed, and the operation pressure generating means is controlled with a control amount corresponding to the correction amount Even if is operated, if the estimation of the line pressure is inaccurate, the calculated operating pressure cannot be obtained, and as a result, a good speed change operation cannot be obtained.
[0009]
On the other hand, the line pressure is controlled to a target value according to the throttle opening of the engine at that time by a linear solenoid valve or the like so that the torque input to the friction element can be reliably transmitted. It has become. Therefore, it can be considered that the target value of the line pressure control is used as the value of the current line pressure for the determination of the precharge time, the feedback control of the operating pressure during the shift operation by the operating pressure generating means, and the like.
[0010]
However, the actual line pressure is different from the target value immediately after the change because of a response delay, so the precharge time is set based on the target value, and control in feedback control of the operating pressure is performed. If the amount is determined, the accuracy of these controls is reduced.
[0011]
Therefore, the present invention predicts the actual line pressure from the target value of the line pressure control, and uses the predicted line pressure to determine the precharge time, the control amount for the feedback control of the operating pressure, and the like. Therefore, it is an object to be able to always perform these controls satisfactorily.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, the present invention uses the following means.
[0013]
First, an invention according to claim 1 of the present application (hereinafter referred to as a first invention) adjusts a transmission gear mechanism, a plurality of friction elements for switching a power transmission path of the transmission gear mechanism, and a discharge pressure of an oil pump. In the automatic transmission, comprising: a pressure generating means for generating a predetermined pressure; and a solenoid type operating pressure generating means for controlling an operating pressure supplied to the friction element based on the generated predetermined pressure. The pressure predicting means for predicting the actual pressure based on the target value of the predetermined pressure generated by the control, and the control when the operating pressure is controlled by the operating pressure generating means using the predicted pressure obtained by the predicting means Control amount determination means for determining the amount is provided.
[0014]
In the invention according to claim 2 (hereinafter referred to as the second invention), in the first invention, the friction element is fastened as the control amount of the operating pressure generating means determined using the predicted pressure by the control amount determining means. In this case, the supply time of the precharge operating pressure generated by the operating pressure generating means is determined.
[0015]
Furthermore, in the invention according to claim 3 (hereinafter referred to as the third invention), when the operating pressure generating means is a duty solenoid valve, the control amount determining means uses the valve as a control amount determined using the predicted pressure. The duty ratio during the shifting operation is determined.
[0016]
And when the invention which concerns on Claim 4 (henceforth 4th invention) calculates a predicted pressure by a pressure prediction means, it changes so that the target value of the predetermined pressure used for the prediction may become high, The present invention is characterized in that the calculation formula is changed depending on the case where the calculation formula is changed to be lower.
[0017]
By using the means as described above, according to the present invention, for example, the control for determining the control amount using a predetermined pressure such as precharge control at the start of shifting or feedback control of the operating pressure during shifting operation is performed. By performing based on the predicted pressure, these controls are performed with high accuracy.
[0018]
In other words, when the above control is performed using the target value for the control of the predetermined pressure by the pressure generating means, particularly when the predetermined pressure changes in accordance with the change in the throttle opening of the engine, etc. Since the target value and the actual pressure do not match due to the response delay of the pressure change, the control accuracy such as the precharge control and the feedback control is lowered. By using this, this decrease in control accuracy is avoided.
[0019]
Here, as the operating pressure generating means, a duty solenoid valve, a linear solenoid valve, an ON-OFF solenoid valve, or the like is used.
[0020]
According to the second aspect of the invention, since the precharge control at the start of shifting is performed using the predicted pressure, this control is performed with high accuracy. Further, according to the third aspect of the invention, the operating pressure generating means When the duty solenoid valve is used, the feedback control of the operating pressure during the shift operation using the duty solenoid valve is performed with high accuracy by using the predicted pressure.
[0021]
According to the fourth aspect of the invention, the calculation formula used when the predicted pressure is calculated by the pressure predicting means is changed, for example, at the time of downshifting of torque demand or at the time of upshifting of backout. In this case, the pressure is predicted appropriately according to each request.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below.
[0023]
First, the overall schematic configuration of the automatic transmission 10 according to the present embodiment will be described with reference to the skeleton diagram of FIG.
[0024]
The automatic transmission 10 includes, as main components, a torque converter 20, first and second planetary gear mechanisms 30 and 40 arranged adjacent to each other as a transmission gear mechanism driven by the output of the converter 20, and these planetary gears. A plurality of friction elements 51 to 55 such as a clutch and a brake for switching a power transmission path formed by the gear mechanisms 30 and 40, and a one-way clutch 56 are provided, and thereby, the first to fourth speeds in the D range and the first to third speeds in the S range. In addition, the 1st to 2nd speeds in the L range and the reverse speed in the R range are obtained.
[0025]
The torque converter 20 includes a pump 22 fixed in a case 21 connected to the engine output shaft 1, and a turbine 23 that is disposed opposite to the pump 22 and driven by the pump 22 through hydraulic oil. And a stator 25 interposed between the pump 22 and the turbine 23 and supported by the transmission case 11 via a one-way clutch 24 to increase the torque, and between the case 21 and the turbine 23. And a lock-up clutch 26 that directly connects the engine output shaft 1 and the turbine 23 via the case 21. The rotation of the turbine 23 is output to the planetary gear mechanisms 30 and 40 via the turbine shaft 27.
[0026]
Here, an oil pump 12 driven by the engine output shaft 1 via a case 21 of the torque converter 20 is disposed on the opposite side of the torque converter 20 from the engine.
[0027]
On the other hand, each of the first and second planetary gear mechanisms 30, 40 has sun gears 31, 41, a plurality of pinions 32, 32, 42, 42 that mesh with the sun gears 31, 41, and these pinions 32,. The pinion carriers 33 and 43 that support the pins 32, 42, and 42, and ring gears 34 and 44 that mesh with the pinions 32, 32, 42, and 42, respectively.
[0028]
A forward clutch 51 is provided between the turbine shaft 27 and the sun gear 31 of the first planetary gear mechanism 30, and a reverse clutch 52 is provided between the turbine shaft 27 and the sun gear 41 of the second planetary gear mechanism 40. A 3-4 clutch 53 is interposed between the turbine shaft 27 and the pinion carrier 43 of the second planetary gear mechanism 40, and a 2-4 brake 54 for fixing the sun gear 41 of the second planetary gear mechanism 40 is provided. Is provided.
[0029]
Further, the ring gear 34 of the first planetary gear mechanism 30 and the pinion carrier 43 of the second planetary gear mechanism 40 are connected, and a low reverse brake 55 and a one-way clutch 56 are connected in parallel between the ring gear 34 and the transmission case 11. The pinion carrier 33 of the first planetary gear mechanism 30 and the ring gear 44 of the second planetary gear mechanism 40 are connected to each other, and the output gear 13 is connected to them.
[0030]
The output gear 13 is meshed with a first intermediate gear 62 on an idle shaft 61 that constitutes the intermediate transmission mechanism 60, and the second intermediate gear 63 on the idle shaft 61 and an input of the differential device 70. The gear 71 is engaged with each other, and the rotation of the output gear 13 is input to the differential case 72 of the differential device 70, and the left and right axles 73 and 74 are driven via the differential device 70.
[0031]
Here, the relationship between the operating states of the friction elements 51 to 55 such as the clutches and brakes and the one-way clutch 56 and the shift speed is summarized as shown in Table 1 below.
[0032]
[Table 1]

Note that the portion of the transmission gear mechanism of the automatic transmission 10 shown in the above skeleton diagram is specifically configured as shown in FIG. 2, but as shown in this figure, the transmission case 11 is described later. A turbine rotation sensor 305 used for control is attached. The sensor 305 is attached so that the tip thereof faces the outer peripheral surface of the drum 51a of the forward clutch 51 that rotates integrally with the turbine shaft 27, and the periodic change of the magnetic field generated by the spline provided on the outer peripheral surface of the drum. By detecting this, the rotational speed of the turbine shaft 27 is detected.
[0033]
Next, a hydraulic control circuit that supplies and discharges operating pressure to the hydraulic chambers provided in the friction elements 51 to 55 shown in FIGS. 1 and 2 will be described.
[0034]
Of the friction elements, the 2-4 brake 54, which is a band brake, has a fastening chamber 54a and a release chamber 54b as hydraulic chambers to which operating pressure is supplied, and the operating pressure is supplied only to the fastening chamber 54a. When the 2-4 brake 54 is engaged and the operating pressure is supplied only to the release chamber 54b, the operating pressure is not supplied to both the chambers 54a and 54b, and both the chambers 54a and 54b. In both cases, the 2-4 brake 54 is released when the operating pressure is supplied.
[0035]
The other friction elements 51 to 53, 55 have a single hydraulic chamber, and the friction element is fastened when an operating pressure is supplied to the hydraulic chamber.
[0036]
As shown in FIG. 3, the hydraulic control circuit 100 includes, as main components, a regulator valve 101 that generates line pressure, a manual valve 102 that switches a range by manual operation, and operates during a shift. A low reverse valve 103, a bypass valve 104, a 3-4 shift valve 105 and a lock-up control valve 106 for switching an oil passage leading to each of the friction elements 51 to 55, and first and second for operating these valves 103 to 106 2 ON-OFF solenoid valves (hereinafter referred to as “first and second SV”) 111 and 112, and solenoid relay valves (hereinafter referred to as “relay valves”) 107 for switching the supply destination of the operating pressure from the first SV 111; Generation and adjustment of the operating pressure supplied to the hydraulic chambers of the friction elements 51 to 55; First to third duty solenoid valve for controlling such output (hereinafter, referred to as "first to 3DSV") 121, 122, 123, etc. are provided.
[0037]
Here, each of the first and second SVs 111 and 112 and the first to third DSVs 121 to 123 is a three-way valve, and the upper and downstream oil passages communicate with each other, and the downstream oil passage is drained. The state which was made to come to be obtained. In the latter case, since the upstream oil passage is blocked, the operating oil from the upstream side is not discharged in a drained state, and the drive loss of the oil pump 12 is reduced.
[0038]
When the first and second SVs 111 and 112 are ON, the upper and downstream oil passages communicate with each other. Further, when the first to third DSVs 121 to 123 are OFF, that is, when the duty ratio (the ratio of the ON time in the 1 ON-OFF cycle) is 0%, the first and third DSVs 121 to 123 are fully opened, and the upper and downstream oil passages are completely communicated. When ON, that is, when the duty ratio is 100%, the upstream oil passage is shut off and the downstream oil passage is drained, and at the intermediate duty ratio, the upstream oil pressure is restored. As the pressure, a hydraulic pressure adjusted to a value corresponding to the duty ratio is generated on the downstream side.
[0039]
The regulator valve 101 adjusts the pressure of the hydraulic oil discharged from the oil pump 12 to a predetermined line pressure. The line pressure is supplied to the manual valve 102 via the main line 200, and is supplied to a solenoid reducing valve (hereinafter referred to as "reducing valve") 108 and a 3-4 shift valve 105. Supplied.
[0040]
The line pressure supplied to the reducing valve 108 is reduced to a constant pressure by the valve 108 and then supplied to the first and second SVs 111 and 112 via the lines 201 and 202.
[0041]
This constant pressure is supplied to the relay valve 107 via the line 203 when the first SV 111 is ON, and further when the spool of the relay valve 107 is positioned on the right side in the drawing (the same applies hereinafter). A pilot pressure is supplied to the control port at one end of the bypass valve 104 via the line 204 to urge the spool of the bypass valve 104 to the left side. Further, when the spool of the relay valve 107 is located on the left side, it is supplied as a pilot pressure to the control port at one end of the 3-4 shift valve 105 via the line 205, and the spool of the 3-4 shift valve 105 is moved to the right side. Energize to.
[0042]
When the second SV 112 is ON, the constant pressure from the reducing valve 108 is supplied to the bypass valve 104 via the line 206, and when the spool of the bypass valve 104 is positioned on the right side, A pilot pressure is supplied to the control port at one end of the lockup control valve 106 via the line 207, and the spool of the control valve 106 is urged to the left side. Further, when the spool of the bypass valve 104 is located on the left side, it is supplied as a pilot pressure to the control port at one end of the low reverse valve 103 via the line 208 to urge the spool of the low reverse valve 103 to the left side. .
[0043]
Further, the constant pressure from the reducing valve 108 is also supplied to the control port 101 a of the regulator valve 101 via the line 209. In this case, the constant pressure is adjusted according to, for example, the throttle opening degree of the engine by the linear solenoid valve 131 provided in the line 209. Therefore, the line pressure is adjusted to the throttle opening degree by the regulator valve 101. It will be adjusted accordingly.
[0044]
The main line 200 led to the 3-4 shift valve 105 is connected to the first accumulator 141 via the line 210 when the spool of the valve 105 is positioned on the right side, and the line pressure is applied to the accumulator 141. Introduce.
[0045]
On the other hand, the line pressure supplied from the main line 200 to the manual valve 102 is in the first output line 211 and the second output line 212 in each of the forward ranges of D, S, and L, and in the R range, the first output line 211 and It is introduced into the third output line 213, and in the N range, it is introduced into the third output line 213, respectively.
[0046]
The first output line 211 is guided to the first DSV 121 and supplies the first DSV 121 with a line pressure as a control source pressure. The downstream side of the first DSV 121 is guided to the low reverse valve 103 via the line 214. When the spool of the valve 103 is positioned on the right side, the 2-4 brake 54 is further connected via the line (servo apply line) 215. When the spool of the low reverse valve 103 is located on the left side, it is further guided to the hydraulic chamber of the low reverse brake 55 via a line (low reverse brake line) 216.
[0047]
Here, the line 214 is branched from the line 214 and led to the second accumulator 142.
[0048]
Further, the second output line 212 is led to the second DSV 122 and the third DSV 123, and the line pressure is supplied to these DSVs 122 and 123 as a control source pressure, and is also led to the 3-4 shift valve 105. .
[0049]
The line 212 led to the 3-4 shift valve 105 is led to the lockup control valve 106 via the line 218 when the spool of the valve 105 is positioned on the left side, and the spool of the valve 106 is moved to the left side. When it is positioned, it is further guided to the hydraulic chamber of the forward clutch 51 through a line (forward clutch line) 219.
[0050]
Here, the line 220 branched from the forward clutch line 219 is led to the 3-4 shift valve 105, and when the spool of the valve 105 is located on the left side, the first accumulator 141 is connected to the first accumulator 141 via the line 210 described above. In addition, when the spool of the valve 105 is positioned on the right side, it communicates with the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 via a line (servo release line) 221.
[0051]
Further, the downstream side of the second DSV 122 to which the control source pressure is supplied from the second output line 212 is led to the control port at one end of the relay valve 107 via the line 222 to supply the pilot pressure to the port. The spool of the relay valve 107 is urged to the left side. The line 223 branched from the line 222 is led to the low reverse valve 103, and further leads to the line 224 when the spool of the valve 103 is positioned on the right side.
[0052]
A line 225 is branched from the line 224 through an orifice 151. The branched line 225 is led to the 3-4 shift valve 105, and the spool of the 3-4 shift valve 105 is positioned on the left side. At this time, it is guided to the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 via the servo release line 221 described above.
[0053]
A line 226 is further branched from the line 225 branched from the line 224 via the orifice 151. The line 226 is led to the bypass valve 104, and the spool of the valve 104 is positioned on the right side. Sometimes, it is guided to the hydraulic chamber of the 3-4 clutch 53 via a line (3-4 clutch line) 227.
[0054]
Further, the line 224 is directly led to the bypass valve 104 and communicates with the line 225 via the line 226 when the spool of the valve 104 is located on the left side. That is, the line 224 and the line 225 pass through the orifice 151.
[0055]
Further, the downstream side of the third DSV 123 to which the control source pressure is supplied from the second output line 212 is led to the lockup control valve 106 via the line 228, and when the spool of the valve 106 is positioned on the right side, It communicates with the forward clutch line 219. Further, when the spool of the lockup control valve 106 is positioned on the left side, the lockup control valve 106 communicates with the front chamber 26a of the lockup clutch 26 via the line 229.
[0056]
Further, a third output line 213 from the manual valve 102 is led to the low reverse valve 103 to supply line pressure to the valve 103. When the spool of the valve 103 is positioned on the left side, the valve 103 is guided to the hydraulic chamber of the reverse clutch 52 via a line (reverse clutch line) 230.
[0057]
A line 231 branched from the third output line 213 is led to the bypass valve 104, and when the spool of the valve 104 is positioned on the right side, the pilot port is connected to the control port of the low reverse valve 103 via the aforementioned line 208. Line pressure is supplied as pressure, and the spool of the low reverse valve 103 is urged to the left.
[0058]
In addition to the above configuration, the hydraulic control circuit 100 includes a converter relief valve 109. The valve 109 adjusts the operating pressure supplied from the regulator valve 101 via the line 232 to a constant pressure, and then supplies this constant pressure to the lockup control valve 106 via the line 233. This constant pressure is supplied to the front chamber 26a of the lockup clutch 26 via the aforementioned line 229 when the spool of the lockup control valve 106 is positioned on the right side, and the spool of the valve 106 is moved to the left side. When positioned, a constant pressure is supplied to the rear chamber 26b via the line 234.
[0059]
The lock-up clutch 26 is released when the constant pressure is supplied to the front chamber 26a, and the spool of the lock-up control valve 106 is located on the left side so that the operating pressure generated by the third DSV 123 is the front pressure. When supplied to the chamber 26a, the slip state is controlled in accordance with the operating pressure.
[0060]
Further, from the manual valve 102, a line 235 that leads to the main line 200 is led in each of the ranges D, S, L, and N, and is connected to the pressure reducing port 101b of the regulator valve 101. A line pressure is introduced into the pressure reducing port 101b.
[0061]
Here, the configuration of the line pressure generating unit centering on the regulator valve 101 will be described in detail. As shown in FIG. 4, in the regulator valve 101, the linear solenoid valve 131 is connected to one end of the spool 101c. The control port 101a that urges the spool 101c to the pressure increasing side is introduced, and the line pressure is introduced from the main line 200 to the other end side to feed back the spool 101c to the pressure reducing side. Each port 101d is provided, and a pressure reducing port 101b for energizing the spool 101c in the pressure reducing direction is provided adjacent to the feedback port 101d in the same manner as the feedback port 101d. As described above, the pressure reducing port 101b is connected to the line 235 that communicates with the main line 200 in each of the ranges D, S, L, and N in the manual valve 102.
[0062]
Therefore, according to the regulator valve 101, in each of the ranges D, S, L, and N, the line pressure is introduced from the main line 200 to the pressure reducing port 101b of the regulator valve 101 through the manual valve 102 and the line 235. Since this line pressure and the line pressure directly introduced from the main line 200 to the feedback port 101d are opposed to the control pressure from the linear solenoid valve 131 introduced to the control port 101a, the regulator valve 101 The pressure value of the line pressure adjusted in (1) becomes lower by the amount of line pressure introduced into the pressure reducing port 101b.
[0063]
On the other hand, in the R range, no line pressure is introduced from the manual valve 102 to the pressure reducing port 101b of the regulator valve 101. Therefore, only the line pressure introduced directly to the feedback port 101d is introduced to the control port 101a. The control pressure from the linear solenoid valve 131 is countered. Therefore, the line pressure is not reduced as described above, and a higher line pressure than the D range or the like can be obtained.
[0064]
On the other hand, as shown in FIG. 5, the automatic transmission 10 includes a controller 300 that controls the first and second SVs 111 and 112, the first to third DSVs 121 to 123 and the linear solenoid valve 131 in the hydraulic control circuit 100. The controller 300 includes a vehicle speed sensor 301 that detects the vehicle speed of the vehicle, a throttle opening sensor 302 that detects the throttle opening of the engine, an engine rotation sensor 303 that detects the engine speed, and a driver. Signals from a shift position sensor 304 that detects the selected shift position (range), a turbine rotation sensor 305 that detects the rotational speed of the turbine 23 in the torque converter 20, an oil temperature sensor 306 that detects the oil temperature of the hydraulic oil, and the like. Input and signals from these sensors 301-306 Depending on the vehicle or the operating condition of the engine such as shown, the first, second 2SV111,112, and controls the operation of the first to 3DSV121～123, and the linear solenoid valve 131.
[0065]
Here, the operation states of the first, second SVs 111 and 112 and the first to third DSVs 121 to 123 are summarized for each gear position as shown in Table 2 below. In Table 2, (◯) indicates that the first and second SVs 111 and 112 are ON, and the first to third DSVs 121 to 123 are OFF. In both cases, the upstream oil passage is changed to the downstream oil passage. A state in which the original pressure is directly supplied to the downstream side through communication is shown. In addition, (x) is OFF for the first and second SVs 111 and 112, and ON for the first to third DSVs 121 to 123, both of which block the upstream oil passage and downstream the oil passage. The state in which is drained is shown.
[0066]
[Table 2]

Next, a specific operation of the shift control by the controller 300, particularly a 4-3 shift of torque demand including precharge control based on the predicted line pressure will be described as an example.
[0067]
First, in the state of the fourth speed, as shown in FIG. 6, the operating pressure generated by the first DSV 121 is supplied to the fastening chamber 54a of the 2-4 brake 54 via the line 214, the low reverse valve 103 and the servo apply line 215. The hydraulic pressure generated in the second DSV 122 is supplied to the hydraulic chamber of the 3-4 clutch 53 via the lines 222 and 223, the low reverse valve 103, the lines 224 to 226, the bypass valve 104, and the 3-4 clutch line 227. To be supplied.
[0068]
On the other hand, the operating pressure from the second DSV 122 positions the spool of the relay valve 107 on the left side in the drawing, and the first SV 111 is turned on, so that the pilot pressure from the first SV 111 is 3-4 shift valve. 105, the servo release line 221 and the forward clutch line 219 are in communication with each other by the valve 105. In this state, when the third DSV 123 is in the drain state, the operating pressures of the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 and the hydraulic chamber of the forward clutch 51 are reduced via the line 220, the lockup control valve 106, and the line 228. Drained. Therefore, at the fourth speed, the 3-4 clutch 53 and the 2-4 brake 54 are engaged, and the forward clutch 51 is released.
[0069]
Then, from this state, the third DSV 123 starts supplying hydraulic oil and supplies servo release pressure and forward clutch pressure to the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 and the hydraulic chamber of the forward clutch 51, respectively. -4 The brake 54 is released and the forward clutch 51 is engaged to shift to the third speed. At this time, precharge control for quickly engaging the forward clutch 51 by the third DSV 123 is performed. Further, feedback control of the servo apply pressure by the first DSV 121 is performed, and the increase in the turbine rotational speed accompanying the release of the 2-4 brake 54 by the supply of the servo release pressure is controlled.
[0070]
After the shifting operation to the third speed is completed, as shown in FIG. 7, the first SV 111 is turned OFF and the spool of the 3-4 shift valve 105 moves, so that the servo release line 221 is moved to the forward clutch line. The state of communication with 219 switches to the state of communication with the 3-4 clutch line 227.
[0071]
Next, specific operations of the first DSV 121 and the third DSV 23 during the 4-3 shift will be described.
[0072]
First, the feedback control of the servo apply pressure by the first DSV 121 is performed according to the program shown in FIG. 8, and first, the base hydraulic pressure Pb and the feedback hydraulic pressure Pfb are calculated according to the respective programs in steps S1 and S2, and these are calculated in step S3. The calculated hydraulic pressure Ps is obtained by addition.
[0073]
Here, the base hydraulic pressure Pb is set by adding the hydraulic pressure corresponding to the target turbine rotation change rate during the shift and the hydraulic pressure corresponding to the target turbine torque during the shift (see symbol (a) in FIG. 10). .
[0074]
Further, the feedback hydraulic pressure Pfb is set by comparing the turbine rotational speed during the shifting operation with a target value for each control cycle, and obtaining a hydraulic pressure corresponding to a deviation with respect to the target value from the map. The feedback hydraulic pressure Pfb is calculated from the moment when the turbine rotation change rate becomes larger than a predetermined value due to the start of the inertia phase, that is, the state in which the turbine rotation speed changes due to the shift (see symbol A in FIG. 10).
[0075]
Next, in step S4, it is determined whether or not a predetermined delay time T1 (see FIG. 10) has elapsed after the shift command is output. Until this delay time T1 elapses, in step S5, the first DSV 121 is set. The duty ratio is kept at 0%. This is because, in the case of a shift of torque demand, the line pressure rapidly increases as the throttle opening increases, so that the following control is performed after waiting for its stability.
[0076]
If the delay time T1 has elapsed, in step S6, the turbine rotational speed Nt is changed to the rotational speed Nt after shifting. ₀ After a predetermined number of rotations ΔNt is increased to a low number of rotations (hereinafter referred to as “the number of rotations immediately before the end of shifting”), it is determined whether or not a predetermined time T2 has elapsed. Thus, a duty ratio signal corresponding to the calculated hydraulic pressure Ps obtained as described above is output to the first DSV 121 to control the servo apply pressure. If the predetermined time T2 elapses, the duty ratio is output while being subtracted at a constant rate until the duty ratio becomes 0% in steps S8 and S9.
[0077]
Here, the turbine rotational speed Nt is the rotational speed immediately before the end of shifting (Nt ₀ The feedback control of the servo apply pressure is performed until the predetermined time T2 elapses after it has risen to −ΔNt) in order to execute this control at the end of the shift, that is, until the forward clutch 51 is completely engaged. It is.
[0078]
On the other hand, the supply control of the forward clutch pressure and the servo release pressure by the third DSV 123 at the time of the 4-3 shift is performed according to the program shown in FIG. 9. First, in step S11, the calculated hydraulic pressure Ps is obtained and determined according to the separately set program. During the precharge time (Fp = 1), the oil passage leading to the hydraulic chamber of the forward clutch 51 and the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 with the duty ratio of the third DSV 123 set to 0% according to steps S12 and S13. Execute precharge control to quickly fill the hydraulic oil.
[0079]
When the precharge time is finished (Fp = 0), in step S14, the turbine rotational speed Nt is changed to the rotational speed immediately before the end of the shift (Nt ₀ In step S15, a signal having a duty ratio corresponding to the calculated hydraulic pressure Ps is output to the third DSV 123 until it is increased to the rotational speed. In this case, the calculated hydraulic pressure Ps is a hydraulic pressure corresponding to a spring in the forward clutch 51, and in a state where this hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber of the forward clutch 51, the piston of the clutch 51 is in a state immediately before engagement. Retained.
[0080]
Thereafter, the turbine rotation speed Nt is set to the rotation speed immediately before the end of the shift (Nt ₀ −ΔNt), the duty ratio is decreased to 0% at a constant rate according to steps S16 and S17.
[0081]
As a result, the forward clutch pressure is maintained at the hydraulic pressure that causes the forward clutch 51 to be in a state immediately before the engagement, during the releasing operation of the 2-4 brake 54, as indicated by the symbol C in FIG. Due to the slip of the 2-4 brake 54 by feedback control, the turbine speed Nt is changed to the speed Nt after the shift. ₀ The forward clutch pressure is increased to a predetermined value at a point of time when the forward clutch pressure is increased to a value close to, and the forward clutch 51 is engaged. In this case, since the forward clutch pressure has been increased to a pressure just before engagement, the forward clutch 51 is quickly engaged without causing a response delay.
[0082]
Next, setting of the precharge flag Fp whose value is determined in step S12 of the program of FIG. 9, that is, setting control of the precharge time will be described.
[0083]
This control is performed according to the program shown in FIG. 11. This program is executed in parallel with the program of FIG. 9 when a shift command is output. First, in step S21, the total flow rate Qt is initialized. Is set to 0. Next, in step S22, based on the map set as shown in FIG. 12, the base flow rate Q passing through the DSV 123 when the third DSV 123 is fully opened (duty factor 0%) is obtained from the line pressure at that time. .
[0084]
In this case, the map is set so that the base flow rate Q increases as the line pressure increases. However, even if the third DSV 123 is fully open, the flow rate Q of the hydraulic oil passing therethrough is This is because it changes depending on the line pressure at that time, and the higher the line pressure, the larger the flow rate Q.
[0085]
In addition, in order to obtain | require this base flow volume Q correctly, the predicted line pressure calculated | required by the control mentioned later is used as said line pressure.
[0086]
Next, in step S23, the oil temperature correction coefficient C1 is read from the map set as shown in FIG. In this oil temperature correction coefficient map, the correction coefficient C1 is set to be smaller than 1 as the hydraulic oil temperature decreases. In step S24, the base flow rate Q is multiplied by an oil temperature correction coefficient C1 to obtain a flow rate correction value Q ′ (= Q × C1).
[0087]
As a result, when the flow rate through the valve decreases from the standard state even at the same line pressure because the temperature of the hydraulic oil is low and therefore the viscosity is high, the flow rate calculated according to the actual situation also decreases. Thus, the base flow rate Q (corrected flow rate Q ′) always matching the actual flow rate is calculated.
[0088]
Further, in step S25, the corrected flow rate Q ′ is integrated according to the following equation 1, and a total flow rate Qt from the start of control to the present time is calculated. Here, Qt (i-1) is the total flow rate obtained in the previous control cycle.
[0089]
[Formula 1]

In step S26, it is determined whether or not the total flow rate Qt exceeds a predetermined value C2. Until the predetermined value C2 is exceeded, the precharge flag Fp is set to 1 in step S27 and the predetermined value C2 is set. When it exceeds, the flag Fp is set to 0 in step S28.
[0090]
That is, the predetermined value C2 is an oil passage from the valve to the hydraulic chamber of the friction element in the hydraulic control circuit 100 (at the time of 4-3 shift, from the third DSV 123 to the hydraulic chamber of the forward clutch 51 and the 2-4 brake. Therefore, when Qt> C2, the oil passage is filled with the hydraulic oil. At this time, the flag Fp is set to 0 in order to end the precharge control.
[0091]
The value of the precharge flag Fp set in this way is used for the supply control of the forward clutch pressure and the servo release pressure by the third DSV 123 described above, and during Fp = 1, that is, during the precharge time, the program of FIG. In step S13, the duty ratio of the third DSV 123 is controlled to 0%. As a result, the oil passage leading to the hydraulic chamber of the forward clutch 51 and the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 is quickly filled with hydraulic oil.
[0092]
In this case, since the base flow rate Q that is the basis for calculating the precharge time is set based on the line pressure at that time as described above, for example, since the line pressure is high, a certain amount of hydraulic fluid is compared. In both cases where the oil pressure is supplied in a short period of time and, conversely, because the line pressure is low, the time required for supplying a certain amount of hydraulic oil becomes long. The precharge control ends when the oil is filled with hydraulic oil.
[0093]
In addition, since the oil temperature is low and the supply of hydraulic oil takes longer than in the standard case, the correction is performed accordingly. In this case, the end timing of the precharge control is actually the oil path. It is possible to accurately respond to the time when the hydraulic oil is filled.
[0094]
As a result, since the precharge time is too short, the response delay of the operating pressure supply control is not sufficiently eliminated, or the time is too long, preventing the trouble that the friction element is fastened and the shock is generated. Is done.
[0095]
When the inertia phase starts before the end of the precharge time set by the program of FIG. 11 and the turbine rotation rate of change becomes larger than a predetermined value, the pre-charge is preliminarily performed at that point in time as indicated by reference numeral d in FIG. The charge control is terminated, and the routine proceeds to output control of the duty ratio corresponding to the calculated hydraulic pressure Ps calculated in step S11 of the program of FIG. As a result, sudden engagement and release of the friction element due to continuing the precharge control even after the start of the shifting operation is avoided.
[0096]
By the way, in the above precharge control, in order to accurately match the time with the time until the hydraulic oil is actually filled with the hydraulic oil, the line pressure that is the basis for calculating the time is correctly grasped. It is necessary to keep. Also, when it is attempted to precisely control the operating pressure supplied to the friction element during a shift by using a feedback solenoid control or the like using a duty solenoid valve, the operating pressure is not limited to the control amount such as the duty ratio. Since it also depends on the line pressure as the source pressure, the target operating pressure cannot be obtained unless the line pressure at that time is correctly grasped.
[0097]
Therefore, in the controller 300 according to this embodiment, the target value (output value) P set by the control for generating the line pressure according to the engine throttle opening degree by the linear solenoid valve 131 or the like. ₀ The actual line pressure P is predicted from the above, and the predicted line pressure is used to calculate the base flow rate Q in the precharge time setting control and to calculate the control amount in the feedback control of the operating pressure. .
[0098]
The line pressure is predicted according to the following equation 2.
[0099]
[Formula 2]

Here, C3n is a value of the coefficient C3 at the time of control before n cycles, and P3 ₀ (I−n) is also a target value of the line pressure before n cycles.
[0100]
That is, in each control cycle, the target value P of the line pressure ₀ Even if is output, since there is a response delay before it is reflected in the actual line pressure P, the target value P output in each cycle ₀ Each weight is given with a coefficient C3n, and the weighted average of the output values of a plurality of cycles is performed.
[0101]
Thereby, when the line pressure changes, a line pressure close to the actual line pressure considering the response delay is obtained as the predicted line pressure P. In this case, the value of the coefficient C3n is set as a set of five values in this example in accordance with, for example, the degree of request such as responsiveness and stability.
[0102]
In addition, although said Formula 2 is equivalent to what is called an approximate expression of a transfer function, it can replace with this Formula and can use the transfer function shown by following Formula 3 as it is.
[0103]
[Formula 3]

Here, C4n is a value of the coefficient C4 at the time of control before n cycles, and P (i−n) is also a predicted value of the line pressure obtained by the equation 3 at the time of control before n cycles.
[0104]
Further, as shown in the following expression 4, a transfer function further simplified can be used.
[0105]
[Formula 4]

Here, C5 is a predetermined value smaller than 1, and this equation is the target value P in the current control cycle. ₀ And the predicted value P (i−1) obtained by Equation 4 in the previous control cycle are distributed at a predetermined ratio, which corresponds to a so-called annealing process.
[0106]
Among these formulas 2, 3, and 4, formula 3 has the largest amount of calculation, but the prediction accuracy is high, and conversely, formula 4 has a poor prediction accuracy, but the calculation amount is the smallest. Is located between them. Therefore, any one of these equations can be selected in consideration of accuracy requirements and computational complexity.
[0107]
The predictive control of the line pressure as described above is particularly necessary when the torque pressure is downshifted as the throttle opening increases, that is, when the line pressure changes significantly according to the throttle opening. By performing the shift operation, it is possible to obtain an effect of improving accuracy such as precharge control based on the line pressure and feedback control of the operating pressure.
[0108]
In addition, since the line pressure changes with a change in the throttle opening even during the back-out upshift, this line pressure prediction control is performed. In that case, in order to perform the prediction control of the line pressure with higher accuracy, the control in which the coefficient in the above prediction formula is different between the torque demand shift when the line pressure increases and the backout shift where the line pressure decreases is performed. Done. This is mainly to deal with the fact that the operating characteristics of the duty solenoid valve and the hydraulic control circuit differ between when the line pressure increases and when it decreases.
[0109]
This control is performed according to the program shown in FIG. 14, and this program will be described next. Note that this program is for the case where the above-described equation 2 is used, and determines the value of the coefficient C3n.
[0110]
First, in step S31, the value of the shift flag Fs indicating the type of shift is determined. As shown in steps S33 and S36, the flag Fs is 1 during a torque demand downshift and 0 during a backout upshift.
[0111]
If Fs = 0, that is, if the previous shift is a back-out upshift that reduces the line pressure, for example, and the coefficient C3n is set to the value B in step S37, then the next step Execute S32, and the target line pressure P set according to the throttle opening etc. ₀ Is the value P in the previous control cycle ₀ It is determined whether or not the value is larger than the value obtained by adding the predetermined value α as the dead zone width to (i-1), but until the torque demand downshift is performed, P is determined. ₀ ≦ P ₀ Since (i−1) + α, the coefficient C3n is held at the value B as it is simply by repeating steps S31 and S32.
[0112]
Next, a downshift of torque demand is performed, and the target line pressure P is increased as the throttle opening increases. ₀ Rises and P ₀ > P ₀ If (i-1) + α, Steps S31 and S32 to Step S33 are executed, the shift flag Fs is set to 1, and a set of coefficients C3n is set to a value A for increasing hydraulic pressure in Step S34. .
[0113]
When the shift flag Fs is set to 1 in step S33, steps S31 to S35 are executed next, and the target line pressure P ₀ Is the value P in the previous control cycle ₀ It is determined whether or not the value is smaller than a value obtained by subtracting the predetermined value β as the dead band from (i-1). Until the next backout upshift is performed, P is determined. ₀ ≧ P ₀ Since (i−1) −β, steps S31 and S35 are repeated, and the coefficient C3n is held at the value A.
[0114]
Then, a backout upshift is performed, and the target line pressure P is reduced as the throttle opening decreases. ₀ Decreases and P ₀ <P ₀ If (i-1) -β, Steps S31 and S35 to Step S36 are executed, the shift flag Fs is set to 0, and a set of coefficients C3n is set to a value B for decreasing the hydraulic pressure in Step S37. Set. Thereafter, steps S31 and S32 are repeated until the torque demand downshift is performed, and the coefficient C3n is held at the value B as described above.
[0115]
Here, the value A for increasing hydraulic pressure refers to the value of the coefficient C3n that gives a lower predicted value as indicated by the chain line a with respect to the actual line pressure indicated by the solid line as shown in FIG. Therefore, by using the coefficient C3n of this value A at the time of a downshift of the torque demand, for example, when the operating pressure of the disengagement side friction element is controlled by the duty solenoid valve, the predetermined value is set based on the line pressure predicted to be low. In order to generate the operating pressure, the duty ratio is set to a small value (open side), so that the operating pressure is controlled to be higher, and therefore the release operation of the release side friction element is rapidly performed because the operating pressure is low. This prevents the situation where the engine speed increases.
[0116]
In addition, in the precharge control at the time of downshift of torque demand, the base flow rate Q passing through the duty solenoid valve is obtained based on the line pressure estimated lower than the actual value. The precharge time determined based on this becomes longer, and as a result, the engagement of the friction element is promoted, and a response delay at the time of sudden acceleration or the like is avoided.
[0117]
Since it is not necessary to estimate the estimated value of the line pressure lower or higher than necessary at the time of back-up upshift, the value B for lowering the hydraulic pressure is set to the target line as shown in FIG. The value of the coefficient C3n that obtains the predicted value that better follows the pressure drop, that is, the direction indicated by the broken line b is employed.
[0118]
In this way, the line pressure prediction control is performed with different calculation formulas according to the respective demands at the time of torque demand shift and backout shift, and in any case, the line pressure is appropriately predicted. It will be.
[0119]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, for example, a control amount using a predetermined pressure obtained by adjusting the discharge pressure of the oil pump, such as precharge control at the start of shifting or feedback control of operating pressure during shifting operation. When the predetermined pressure is changed according to a change in the throttle opening of the engine, etc., the control is always performed by using the predicted pressure close to the actual pressure. It will be done with high accuracy. As a result, the gear shifting operation is favorably performed even during the gear shifting accompanied by the change in the predetermined pressure.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a mechanical configuration of an automatic transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration of a transmission gear mechanism portion of the automatic transmission.
FIG. 3 is a circuit diagram of a hydraulic control circuit.
FIG. 4 is a main part circuit diagram showing a configuration around a regulator valve in the hydraulic control circuit;
FIG. 5 is a control system diagram for each solenoid valve in the hydraulic control circuit of FIG. 3;
FIG. 6 is a main part circuit diagram showing a state of a fourth speed of the hydraulic control circuit.
FIG. 7 is a principal circuit diagram showing the state of the third speed in the same manner.
FIG. 8 is a flowchart showing the operation of the first DSV at the time of 4-3 shift.
FIG. 9 is a flowchart showing the operation of the third DSV.
FIG. 10 is a time chart showing changes in data at the time of 4-3 shift.
FIG. 11 is a flowchart showing an operation of precharge control.
FIG. 12 is a map of the flow rate with respect to the line pressure used in the control.
FIG. 13 is also a map of correction coefficients for oil temperature.
FIG. 14 is a flowchart showing an operation of line pressure prediction control.
FIG. 15 is an explanatory diagram of coefficients at the time of hydraulic pressure increase used in the control.
FIG. 16 is an explanatory diagram of coefficients when the hydraulic pressure is lowered.
[Explanation of symbols]
10 Automatic transmission
12 Oil pump
30, 40 Transmission gear mechanism
51-55 Friction element
101,131 Pressure generating means (regulator valve, linear solenoid valve)
121-123 Operating pressure generating means (duty solenoid valve)
300 Pressure prediction means, control amount determination means (controller)

Claims (4)

A transmission gear mechanism, a plurality of friction elements for switching the power transmission path of the transmission gear mechanism, a pressure generating means for adjusting the discharge pressure of the oil pump to generate a predetermined pressure, and the above based on the generated predetermined pressure. A control device for an automatic transmission having a solenoid type operating pressure generating means for controlling an operating pressure supplied to a friction element, wherein an actual pressure is determined based on a target value of a predetermined pressure generated by the pressure generating means. And a control amount determining means for determining a control amount when the operating pressure is controlled by the operating pressure generating means using the predicted pressure obtained by the predicting means. Automatic transmission control device. The control amount determining means determines the supply time of the precharge operating pressure generated by the operating pressure generating means when the friction element is fastened as the control amount of the operating pressure generating means determined using the predicted pressure. The control device for an automatic transmission according to claim 1. When the operating pressure generating means is a duty solenoid valve, the control amount determining means determines a duty ratio during a shift operation of the duty solenoid valve as a control amount determined using the predicted pressure. Item 2. The automatic transmission control device according to Item 1. The pressure predicting means is configured to change a calculation formula for obtaining a predicted pressure depending on whether the target value of the predetermined pressure is changed to be higher or lower. The control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 3.

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