JP3954276B2

JP3954276B2 - Hydraulic control device for automatic transmission for vehicle

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Publication number: JP3954276B2
Application number: JP2000135984A
Authority: JP
Inventors: 弘之湯浅
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2000-05-09
Filing date: 2000-05-09
Publication date: 2007-08-08
Anticipated expiration: 2020-05-09
Also published as: JP2001317624A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は車両用自動変速機の油圧制御装置に関し、詳しくは、クラッチ等の摩擦係合要素を締結させるときのプリチャージ制御に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、車両用の自動変速機において、クラッチ等の摩擦係合要素を解放状態から締結させるときに、摩擦係合要素及び該摩擦係合要素に油を供給する配管に対して油を急速充填するプリチャージを行って、締結させる摩擦係合要素の油圧を締結制御の初期圧にまで速やかに上昇させる構成が知られている。
【０００３】
前記プリチャージ制御を最適化する技術として、プリチャージ圧やプリチャージ時間を、スロットル開度，油温，車速等に応じて変更する構成が、特開平７−０２７２１７号公報，特開平６−２３５４５１号公報等に開示されている。
【０００４】
また、特開平５−１０６７２２号公報には、摩擦係合要素の掛け替えによる変速時に発生する引き込みトルクが所定値になるように、プリチャージ圧を学習制御する構成が開示されている。
【０００５】
更に、特開平５−３１２２５８号公報には、プリチャージ後の回転挙動（空吹け速さ）により、プリチャージ時間を学習制御する構成が開示されている。
また、特開平７−１７４２１７号公報には、変速開始からイナーシャフェーズ（回転変動開始）までの時間を計測し、該計測時間と目標時間との差に基づき、プリチャージ時間を変更する構成が開示されている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、前記プリチャージにおいて、目標時間内で油の充填を完了させるには、所定流量を確保する必要があるが、油の流量は、オイルポンプの吐出量やライン調整圧（元圧）によって変化すると共に、同じオイルポンプから吐出された油をトルクコンバータに供給し、また、潤滑に用いる場合には、摩擦係合要素に供給できる油が制限されることになり、更に、オイルポンプから吐出された油の一部がリークする場合もあり、必ずしも摩擦係合要素に対して所期流量で油を充填させることができなくなる場合があった。
【０００７】
摩擦係合要素に対する所期流量を確保できないと、その後の圧力制御の精度が悪化し、油圧による解放制御と締結制御とを同時進行させて行われる所謂掛け替え変速では、大きな空吹けが発生するなどの問題を生じることになる。
【０００８】
プリチャージ圧やプリチャージ時間をスロットル開度，油温，車速等に応じて変更する構成の場合、これらの条件変化に対応できるものの、上記のような流量変動を定量的に判断する構成ではないため、所期の流量を精度良く得られないという問題があった。
【０００９】
また、プリチャージ後の引き込みトルクや回転挙動等を判断する構成であれば、流量変動を含む種々の変動要因に対してプリチャージ制御が適正であったか否かが評価されることになるが、評価結果が反映されるのが次回以降の変速であるため、変速毎（プリチャージ毎）の条件変化に対応できないという問題があった。
【００１０】
本発明は上記問題点に鑑みなされたものであり、プリチャージにおいて目標時間内で油の充填を完了させ得る流量を確保できる車両用自動変速機の油圧制御装置を提供することを目的とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
そのため請求項１記載の発明では、締結させる摩擦係合要素に油を充填させるときの目標流量を演算すると共に、前記摩擦係合要素に供給できる限界流量を演算し、この目標流量と限界流量との偏差に応じて、油の元圧を補正する構成とした。
【００１２】
かかる構成によると、例えば目標流量よりも限界流量が少ない場合には、摩擦係合要素に供給される油の量を増大させるべく、油の元圧（ライン圧：充填制御量）を増大補正する。
請求項２記載の発明では、請求項１記載の発明において、前記偏差が所定値未満であれば、摩擦係合要素に充填させる油の目標圧を補正し、前記偏差が所定値以上であれば、油の元圧を補正する構成とした。
請求項３記載の発明では、請求項１又は２記載の発明において、前記目標流量を、目標の充填時間と充填容積とに基づき演算する構成とした。
請求項４記載の発明は、摩擦係合要素の締結・解放を油圧で制御して変速を行わせる車両用自動変速機の油圧制御装置において、締結させる摩擦係合要素に油を充填させるときの目標流量を、目標の充填時間と充填容積とに基づき演算すると共に、前記締結させる摩擦係合要素に供給できる限界流量を演算し、前記目標流量と前記限界流量との偏差に応じて、充填制御量を補正する構成とした。
上記請求項３，４記載の発明によると、充填開始から完了までの時間の目標値と、摩擦係合要素内及び配管を含む油の充填容積とから、目標時間で充填容積を油で満たすために要求される流量として目標流量が設定され、この目標流量と限界流量との偏差に応じて充填制御量（油の元圧）が補正される。
【００１３】
請求項５記載の発明では、請求項４記載の発明において、目標流量と限界流量との偏差に応じて、補正する充填制御量を選択する構成とした。かかる構成によると、目標流量と限界流量との偏差の大小から、目標流量を得るために補正対象とすることが好ましい充填制御量が選択され、該選択された充填制御量を補正することで、目標流量が得られるようにする。
【００１４】
請求項６記載の発明では、請求項４又は５記載の発明において、目標流量と限界流量との偏差に応じて、油の供給経路の開口面積を補正する構成とした。かかる構成によると、例えば目標流量よりも限界流量が少ない場合には、摩擦係合要素に供給される油の流量を増大させるべく、開口面積（充填制御量）を増大補正する。
【００１５】
尚、前記開口面積をソレノイドバルブで制御する場合には、ソレノイドバルブの制御量（充填制御量）を、開口面積が増大する方向に補正することになる。請求項７記載の発明では、請求項４又は５記載の発明において、目標流量と限界流量との偏差に応じて、油の元圧を補正する構成とした。
【００１６】
かかる構成によると、例えば目標流量よりも限界流量が少ない場合には、摩擦係合要素に供給される油の量を増大させるべく、油の元圧（ライン圧：充填制御量）を増大補正する。
【００１８】
請求項８記載の発明では、請求項１〜７のいずれか１つに記載の発明において、前記限界流量を、オイルポンプの吐出可能流量と、他の要素に必要とされる流量と、漏れ流量とに基づき演算する構成とした。かかる構成によると、オイルポンプから吐き出される流量（吐出可能流量）から、トルクコンバータや潤滑経路などの他の要素に供給される油、及び、途中で漏れ出す流量を除いた分が、摩擦係合要素に対して供給できる油になるものとして、限界流量が求められる。
【００１９】
請求項９記載の発明では、請求項８記載の発明において、前記オイルポンプが、自動変速機と組み合わされるエンジンによって回転駆動されるオイルポンプであり、前記吐出可能流量を、油の基準元圧と自動変速機と組み合わされるエンジンの回転速度とに基づき演算する構成とした。かかる構成によると、油の基準元圧（基準ライン圧）と、エンジンで回転駆動されるオイルポンプの回転速度に比例するエンジンの回転速度とから、吐出可能流量が求められる。
【００２０】
請求項１０記載の発明では、請求項８又は９記載の発明において、前記他の要素に必要とされる流量を、自動変速機と組み合わされるエンジンの回転速度に基づき演算する構成とした。かかる構成によると、トルクコンバータや潤滑経路などの他の要素に供給される油の流量が、エンジン回転速度に応じて求められる。
【００２１】
請求項１１記載の発明では、請求項８〜１０のいずれか１つに記載の発明において、前記漏れ流量を、油の温度に基づき演算する構成とした。かかる構成によると、油の漏れ量が、油の粘性によって変化することから、粘性に相関する油の温度に基づき、漏れ流量を演算する。
【００２２】
【発明の効果】
請求項１，７記載の発明によると、油の元圧（ライン圧）を補正し供給経路の開口面積当たりの流量を変化させることで、摩擦係合要素に油を充填させるときの流量を、条件変化があっても目標流量にすることができ、これにより、油の充填を所期特性で行わせることができ、充填（プリチャージ）後の圧力制御の精度が向上することで、変速性が向上するという効果がある。
請求項３，４記載の発明によると、目標時間で充填を完了する目標流量に補正されるので、一定の時間で油の充填を完了させることができ、充填期間後の圧力制御の精度を高くして変速性を向上させることができるという効果がある。
【００２３】
請求項２，５記載の発明によると、補正要求レベルに応じて補正対象を選択することで、目標流量を得るための補正対象として好ましい制御量を補正させることができ、精度良くかつ確実に目標流量が得られるようになるという効果がある。
【００２４】
請求項６記載の発明によると、油の供給経路の開口面積を補正することで、摩擦係合要素に供給される油の流量を目標流量に補正できるという効果がある。
【００２６】
請求項８記載の発明によると、油の供給能力、トルクコンバータ等の他の要素へ供給される流量、漏れ量を考慮して、実際に摩擦係合要素に供給できる油の流量を精度良く推定できるという効果がある。
【００２７】
請求項９記載の発明によると、オイルポンプの回転速度と、オイルポンプから吐き出された油の調整圧とから、油の供給能力を精度良く推定でき、以って、実際に摩擦係合要素に供給できる油の流量を精度良く推定できるという効果がある。
【００２８】
請求項１０記載の発明によると、トルクコンバータや潤滑経路に供給されて摩擦係合要素に供給されない油の流量を、精度良く推定でき、以って、実際に摩擦係合要素に供給できる油の流量を精度良く推定できるという効果がある。
【００２９】
請求項１１記載の発明によると、油の粘性の変化による漏れ流量の変化を精度良く推定でき、以って、実際に摩擦係合要素に供給できる油の流量を精度良く推定できるという効果がある。
【００３０】
【発明の実施の形態】
以下に本発明の実施の形態を説明する。
図１は、実施の形態における車両用自動変速機の変速機構を示すものであり、エンジン（図示省略）の出力がトルクコンバータ１を介して変速機構２に伝達される構成となっている。
【００３１】
前記変速機構２は、２組の遊星歯車Ｇ１，Ｇ２、３組の多板クラッチＨ／Ｃ，Ｒ／Ｃ，Ｌ／Ｃ、１組のブレーキバンド２＆４／Ｂ、１組の多板式ブレーキＬ＆Ｒ／Ｂ、１組のワンウェイクラッチＬ／ＯＷＣで構成される。
【００３２】
前記２組の遊星歯車Ｇ１，Ｇ２は、それぞれ、サンギヤＳ１，Ｓ２、リングギヤｒ１，ｒ２及びキャリアｃ１，ｃ２よりなる単純遊星歯車である。
前記遊星歯車組Ｇ１のサンギヤＳ１は、リバースクラッチＲ／Ｃにより入力軸ＩＮに結合可能に構成される一方、ブレーキバンド２＆４／Ｂによって固定可能に構成される。
【００３３】
前記遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２は、入力軸ＩＮに直結される。
前記遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１は、ハイクラッチＨ／Ｃにより入力軸Ｉに結合可能に構成される一方、前記遊星歯車組Ｇ２のリングギヤｒ２が、ロークラッチＬ／Ｃにより遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１に結合可能に構成され、更に、ロー＆リバースブレーキＬ＆Ｒ／Ｂにより遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１を固定できるようになっている。
【００３４】
そして、出力軸ＯＵＴには、前記遊星歯車組Ｇ１のリングギヤｒ１と、前記遊星歯車組Ｇ２のキャリアｃ２とが一体的に直結されている。
上記構成の変速機構２において、１速〜４速及び後退は、図２に示すように、各クラッチ・ブレーキの締結状態の組み合わせによって実現される。
【００３５】
尚、図２において、丸印が締結状態を示し、記号が付されていない部分は解放状態とすることを示すが、特に、１速におけるロー＆リバースブレーキＬ＆Ｒ／Ｂの黒丸で示される締結状態は、１レンジでのみの締結を示すものとする。
【００３６】
前記図２に示す各クラッチ・ブレーキの締結状態の組み合わせによると、例えば、４速から３速へのダウンシフト時には、ブレーキバンド２＆４／Ｂの解放を行う共にロークラッチＬ／Ｃの締結を行い、３速から２速へのダウンシフト時には、ハイクラッチＨ／Ｃの解放を行うと共にブレーキバンド２＆４／Ｂの締結を行うことになり、２速から３速へのアップシフト時には、ブレーキバンド２＆４／Ｂの解放を行うと共にハイクラッチＨ／Ｃの締結を行い、３速から４速へのアップシフト時には、ロークラッチＬ／Ｃの解放を行うと共にブレーキバンド２＆４／Ｂの締結を行うことになる。
【００３７】
上記のように、クラッチ・ブレーキ（摩擦係合要素）の締結と解放とを同時に制御して摩擦係合要素の掛け替えを行う変速を掛け替え変速と称するものとする。
【００３８】
前記各クラッチ・ブレーキ（摩擦係合要素）の締結・解放動作は、油圧によって制御され、各クラッチ・ブレーキに対する供給油圧は、それぞれにソレノイドバルブによって調整されるようになっており、図３に示すような機構によって、各クラッチ・ブレーキに対する油（ＡＴＦ：オートマチック・トランスミッション・フルード）の供給が制御される。
【００３９】
図３において、エンジンによって回転駆動されるオイルポンプ２１から吐き出される油は、調圧機構２２によって所定のライン圧に調圧される。ライン圧に調圧された油は、各摩擦係合要素２３毎に設けられるソレノイドバルブ２４を介して各摩擦係合要素２３に供給されると共に、前記トルクコンバータ１や潤滑経路にも供給される。
【００４０】
前記ソレノイドバルブ２４は、コントロールユニット２５によってそのＯＮ・ＯＦＦがデューティ制御されるようになっており、前記コントロールユニット２５には、油温を検出する油温センサ２６，運転者によって操作されるアクセルの開度を検出するアクセル開度センサ２７，車両の走行速度を検出する車速センサ２８，トルクコンバータ１のタービン回転速度を検出するタービン回転センサ２９，エンジン回転速度を検出するエンジン回転センサ３０等からの検出信号が入力され、これらの検出結果に基づいて各ソレノイドバルブ２４を制御することで、各摩擦係合要素２３の係合油圧を制御する。
【００４１】
前記ソレノイドバルブ２４は、図４に示すように、バルブボディ３１と、該バルブボディ３１内に軸方向に摺動可能に嵌挿されるスプールバルブ３２と、該スプールバルブ３２を軸方向に変位させるソレノイド３３とから構成される。
【００４２】
前記バルブボディ３１には、前記調圧機構２２からの油圧通路３４，ドレン通路３５及び摩擦係合要素２３に対する供給路３６が接続され、前記スプールバルブ３２が油圧通路３４とドレン通路３５とを選択的に開口させることで、摩擦係合要素２３に対して油を込める動作と、油を抜く動作とが制御されるようになっている。
【００４３】
また、供給路３６内の圧力が、オリフィス３７が設けられたフィードバック通路３８を介して、スプールバルブ３２に対し、油圧通路３４を閉じドレン通路３５を開く方向（図で左向きの方向）に作用するように構成されている。
【００４４】
更に、スプリング３９は、スプールバルブ３２を図で右向きに付勢するように設けられている。
従って、前記スプリング３９の付勢力に抗してソレノイド３３の電磁力が作用することで、スプールバルブ３２が図で左方向に変位する構成であり、ソレノイド３３の電磁力が大きくすることで、スプールバルブ３２が図でより左側に変位し、ドレンを多くする。
【００４５】
本実施形態における掛け替え変速では、図５に示すように、解放させる摩擦係合要素の係合油圧を徐々に減少させつつ、締結させる摩擦係合要素の係合油圧を徐々に増大させ、解放側摩擦係合要素から締結側摩擦係合要素へのトルクの掛け替えが行われるようにする。
【００４６】
また、摩擦係合要素の締結動作を必要とする変速要求が発生すると、まず、締結制御の初期圧よりも高い指示圧を出力することで、締結させる摩擦係合要素に対して急速に油を充填させるプリチャージを行って、摩擦係合要素に対して油を充填し、その後に係合油圧を徐々に増大制御するようになっており、以下では、このプリチャージについて詳述する。
【００４７】
図６のフローチャートは、前記プリチャージ制御のメインルーチンを示すものである。
尚、プリチャージ制御（流量制御）は変速判断に基づき開始され、後述するように、締結側のクラッチ反力が所定値を超えたときに終了判断されて圧力制御に移行する一方、プリチャージ制御（流量制御）中に、タービン回転速度が第１基準速度を下回ったとき（トルク引け発生時）及びタービン回転速度が第２基準速度（＞第１基準速度）を上回ったとき（空吹け発生時）には、強制的に圧力制御に移行させるようになっている。
【００４８】
ステップＳ１では、締結する摩擦係合要素に対して供給される油の目標流量を演算する。
前記ステップＳ１の目標流量の演算を、図７のフローチャートに詳細に示してある。
【００４９】
ステップＳ１０１では、油を充填させる容積Ｖｃ（cc）を、配管容積と摩擦係合要素の容積との合計として設定する。
尚、前記充填容積Ｖｃは、締結させる摩擦係合要素毎に予め記憶させておき、締結させる摩擦係合要素に応じて記憶値を参照するものとすれば良い。
【００５０】
ステップＳ１０２では、充填を完了させる目標時間（目標充填時間）Tgt-TIME（sec）を設定する。
前記目標充填時間Tgt-TIMEは、固定値であっても良いが、図８に示すように、油温（ＡＴＦ温度）に応じて変更することが好ましい。油温（ＡＴＦ温度）に応じて目標充填時間Tgt-TIMEを設定する場合には、図８に示すように、油の粘性が低下する油温が高いときほど、目標充填時間Tgt-TIMEを短くすると良い。
【００５１】
ステップＳ１０３では、目標流量Tgt-Q（cc/sec）を、前記充填容積Ｖｃと目標充填時間Tgt-TIMEとから、下式に従って演算する。
目標流量Tgt-Q＝［充填容積Ｖｃ］／［目標充填時間Tgt-TIME］
ステップＳ２では、吐出可能流量Can-Q（cc/sec）を演算する。
【００５２】
具体的には、図９に示すように、基準ライン圧ＰＬ（Kpa）とエンジン回転速度（rpm）とに応じて予め吐出可能流量Can-Q（cc/sec）を記憶したマップを参照し、そのときの基準ライン圧ＰＬ及びエンジン回転速度（rpm）に対応する吐出可能流量Can-Q（cc/sec）を検索する。
【００５３】
本実施形態において、オイルポンプ２１はエンジンによって駆動されるから、前記エンジン回転速度（rpm）は、オイルポンプ２１の回転速度に比例する値として用いている。従って、オイルポンプ２１の回転速度を求めて、吐出可能流量Can-Qの演算に用いても良い。
【００５４】
ステップＳ３では、吐出可能流量Can-Qの中から、前記トルクコンバータ１や潤滑回路に供給される油の流量を必要流量Require-Q（cc/sec）として演算する。
【００５５】
具体的には、図１０に示すように、エンジン回転速度（rpm）に応じて予め必要流量Require-Q（cc/sec）を記憶したテーブルを参照し、そのときのエンジン回転速度（rpm）に対応する必要流量Require-Q（cc/sec）を検索する。
【００５６】
トルクコンバータ１や潤滑経路に供給される油の流量は、エンジン回転速度（rpm）が高くなるほど増大するので、前記必要流量Require-Q（cc/sec）は、エンジン回転速度（rpm）が高くなるほど大きな値に設定されるようにしてある。
【００５７】
ステップＳ４では、吐出可能流量Can-Qからの漏れによる損失分を漏れ流量Leak-Q（cc/sec）として演算する。
具体的には、図１１に示すように、油温（ＡＴＦ温度）に応じて予め漏れ流量Leak-Q（cc/sec）を記憶したテーブルを参照し、そのときの油温に対応する漏れ流量Leak-Q（cc/sec）を検索する。
【００５８】
油温が高い場合には、油の粘性が低下して油の漏れ量が増大するので、前記漏れ流量Leak-Q（cc/sec）は、油温が高いほど大きな値に設定される。
ステップＳ５では、前記吐出可能流量Can-Qから、前記必要流量Require-Q及び漏れ流量Leak-Qを減算して、その結果を、締結側の摩擦係合要素に実際に供給できる限界流量Limit-Q（cc/sec）とする。
【００５９】
Limit-Q（cc/sec）＝［Can-Q］−（［Require-Q］＋［Leak-Q］）
ステップＳ６では、前記目標流量Tgt-Qと限界流量Limit-Qとの偏差に応じて、ライン圧ＰＬの補正を行う。
【００６０】
具体的には、図１２に示すように、前記目標流量Tgt-Qと限界流量Limit-Qとの偏差に応じて予めライン圧補正値HOSEI-P（Kpa）を記憶したテーブルを参照し、前記偏差に対応するライン圧補正値HOSEI-Pを検索する。
【００６１】
ライン圧ＰＬを増大させると流量が増えることから、目標流量Tgt-Qに対して限界流量Limit-Qが少ないときほど、ライン圧ＰＬが増大補正されるように前記補正値HOSEI-Pが設定され、基本のライン圧ＰＬに前記ライン圧補正値HOSEI-Pを加算した結果を、最終的なライン圧ＰＬ（充填制御量）とする。そして、前記最終的なライン圧ＰＬ（充填制御量）に基づいて前記調圧機構２２を制御する。
【００６２】
ステップＳ７では、前記目標流量Tgt-Qと限界流量Limit-Qとの偏差、及び、油温に基づき、プリチャージ油圧（プリチャージにおける目標クラッチ圧力）P-PRI（Kpa）を設定する。
【００６３】
具体的には、図１３に示すように、目標流量Tgt-Qと限界流量Limit-Qとの偏差、及び、油温に応じて予めプリチャージ油圧P-PRIを記憶したマップを参照し、そのときの偏差及び油温に対応するプリチャージ油圧P-PRIを検索する。
【００６４】
ここで、目標流量Tgt-Qに対して限界流量Limit-Qが少ないときほど、プリチャージ油圧P-PRIが高く設定され、かつ、油温が低く粘性が高いときほどプリチャージ油圧P-PRIが高く設定される。
【００６５】
前記プリチャージ油圧P-PRI（充填制御量）は、プリチャージ（流量制御）の終了が判断されるまで継続的に出力され、その後、目標クラッチ圧力（指示圧）を圧力制御の初期圧まで低下させた後、目標クラッチ圧力（指示圧）を所定のランプ勾配で徐々に増大させて摩擦係合要素を締結させる圧力制御に移行させる（図５参照）。
【００６６】
本実施の形態では、プリチャージ（流量制御）の終了が判断されたときに、所定時間TIMER1でプリチャージ油圧P-PRIから圧力制御の初期圧まで徐々に変化させるようにしてある。
【００６７】
具体的には、圧力制御の初期圧をP-RTN-α、プリチャージ（流量制御）の終了判断からの経過時間をｔ、ゲインをαとしたときに、所定時間TIMER1内の指示圧Ｐｃ０を、
Ｐｃ０＝P-PRI×（１−α×ｔ^1/2）
として求める。
【００６８】
前記ゲインαは、前記経過時間ｔを所定時間TIMER1としたときに、指示圧Ｐｃ０＝初期圧P-RTN-αとなるように設定される値である。
ここまでの制御は、図１４の制御ブロック図に示される。
【００６９】
即ち、目標充填時間と容積（体積）とから目標流量を求める一方、基準ライン圧とエンジン回転速度とから吐出可能流量を、エンジン回転速度からトルクコンバータ等に供給する必要流量を求め、更に、油温から漏れ流量を求める。
【００７０】
そして、吐出可能流量から必要流量及び漏れ流量を減算した結果を、摩擦係合要素に対し供給可能な限界流量とし、前記目標流量と前記限界流量との偏差に応じてライン圧を補正し、また、プリチャージ油圧（プリチャージ時の目標油圧）を設定することで、前記目標流量の確保、即ち、目標充填時間での充填完了を図る。
【００７１】
尚、前記目標流量と前記限界流量との偏差に応じた補正は、ライン圧とプリチャージ油圧とのいずれか一方についてのみ行わせる構成としても良い。
また、前記目標流量と前記限界流量との偏差が所定値以上であるか否かを判別し、例えば前記偏差が所定値未満であればプリチャージ油圧を補正し、前記偏差が所定値以上であればライン圧（及びプリチャージ油圧）を補正するなど、偏差の大きさに応じて補正対象（補正する充填制御量）を切り換える構成としても良い。
【００７２】
図６のフローチャートにおいて、ステップＳ８以降では、前記圧力制御への移行判断のための処理が行われる。
ステップＳ８では、前記ソレノイドバルブ２４に対する流入流量Ｑｓを演算する。
【００７３】
前記ソレノイド流入流量Ｑｓは、油の流量係数をＣ、ソレノイドバルブ２４で制御される油圧通路３４の開口面積をＡ、ライン圧をＰＬ、クラッチ油圧をReal-Pc、油の密度をρとすると、
Ｑｓ＝Ｃ・Ａ・｛（ＰＬ−Real-Pc）／ρ｝^1/2………（１）
として演算される。
【００７４】
そこで、ステップＳ８では、図１５のフローチャートに示すようにして、前記ソレノイド流入流量Ｑｓを演算する。
以下、図１６の制御ブロック図を参照しつつ、前記図１５のフローチャートに従ってソレノイド流入流量Ｑｓの算出について説明する。
【００７５】
ステップＳ８０１では、開口面積Ａを求めるために、まず、ソレノイド変位量Ｘ（cm）を演算する。
本実施形態では、目標クラッチ油圧（指示圧）が決定され、該目標クラッチ油圧（指示圧）に応じたデューティでソレノイドバルブ２４を駆動する。そこで、そのときの目標クラッチ油圧（指示圧）から、図１７に示すようなテーブルを参照して、ソレノイドの駆動デューティＤＵＴＹ（％）を求める。
【００７６】
次いで、図１８に示すようなテーブルによって、前記ソレノイドの駆動デューティＤＵＴＹを、ソレノイドの駆動電流Ｉ（Ａ）に変換する。
更に、前記ソレノイドの駆動電流Ｉ（Ａ）を、図１９に示すようなテーブルによって、ソレノイドの吸引力Ｆsol（Kgf）に変換する。
【００７７】
ここで、スプールバルブ３２は、図２０に示すように、スプリング３９による荷重と、ソレノイドの吸引力（電磁力）Ｆsol（Kgf）及びフィードバック通路３８を介するフィードバック力とがバランスする位置に変位する。
【００７８】
従って、スプリング３９のセット荷重をＦset（Kgf）、スプリング３９のばね定数をＫｘ、クラッチ油圧をReal-Pc、フィードバック力が作用するスプールバルブ３２の面積をＡfbとすると、
Ｆset＋Ｋｘ・Ｘ＝Ｆsol＋Real-Pc・Ａfb
という式が成り立つことになり、上式から、ソレノイド変位量Ｘ（cm）が、
Ｘ＝（Ｆsol＋Real-Pc・Ａfb−Ｆset）／Ｋｘ
として求められることになる。
【００７９】
尚、クラッチ油圧Real-Pcの算出については後述する。
上記のようにして、ソレノイド変位量Ｘ（cm）を求めると、次のステップＳ８０２では、ソレノイドバルブ２４の開口面積Ａ（油圧供給口の開口面積）を、ソレノイド変位量Ｘ（cm）から求める。
【００８０】
具体的には、図２１に示すように、予めソレノイド変位量Ｘと開口面積Ａとの相関を示すテーブルを記憶しておき、そのときのソレノイド変位量Ｘを前記テーブルによって開口面積Ａに変換する。
【００８１】
続いてステップＳ８０３では、流量係数Ｃの演算を行う。
この流量係数Ｃの演算は、図２２のブロック図に示すようにして行われる。
まず、油温に応じて予め粘度μを記憶したテーブルを参照して、そのときの油温での粘度μを求め、この粘度μと基準油温（例えば80℃）での粘度μとの比を演算する。
【００８２】
そして、基準油温（例えば80℃）での流量係数Ｃと前記粘度μの比と基づき、そのときの油温に対応する流量係数Ｃを求める。
そして、ステップＳ８０４では、上記のようにして求めた開口面積Ａ，流量係数Ｃ及び油温に応じた密度ρ、更に、後述するようにして求められるクラッチ油圧Real-Pcに基づき、ソレノイド流入流量Ｑｓを前記（１）式に従って算出する。
【００８３】
図６のフローチャートにおいて、ステップＳ８でソレノイド流入流量Ｑｓを算出すると、次のステップＳ９では、クラッチ流入流量（ソレノイド吐出流量）Ｑｃを演算し、ステップＳ１０では、クラッチ反力を演算する。
【００８４】
前記クラッチ流入流量（ソレノイド吐出流量）Ｑｃ、クラッチ油圧Real-Pc及びクラッチ反力は、下式（２）〜（７）の連立方程式を解くことで算出することができる。
【００８５】
Ｍｃ・ΔΔＹｃ＋Ｃｃ・ΔＹｃ＋Ｋｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）＝Ａｃ・ΔReal-Pc …（２）
Ｖｃ＝Ｖｏ＋Ａｃ・Ｙｃ …（３）
Ｑｓ−Ｑｃ＝Ｖｃ／Ｋ・ΔReal-Pc …（４）
Ｑｃ＝Ａｃ・ΔＹｃ …（５）
Real-Pc＝Σ（ΔReal-Pc） …（６）
Total-Qc＝Σ（Ｑｃ） …（７）
上式で、Ｙｃはクラッチ変位量（cm)、ΔＹｃはクラッチ変位量の微分値（cm/10msec）、ΔΔＹｃはクラッチ変位量の微分値の微分値（cm/10msec²）、Ａｃはクラッチピストン受圧面積(cm²)、Ｃｃは流量係数、Ｍｃはクラッチピストン荷重（Kg）、Ｋｃはクラッチピストンばね定数（Kg/cm）、Ｋは体積弾性係数（Kgf/cm²）、Ｖｃは容量(cc）、Ｙcoはクラッチピストン初期セット変位（cm）、Total-Qcは積算ソレノイド吐出流量、ΔReal-Pcはクラッチ油圧の微分値、Ｖｏは初期容量(cc）である。
【００８６】
尚、クラッチピストン受圧面積Ａｃ、初期容量Ｖｏ、クラッチピストン荷重Ｍｃ、クラッチピストンばね定数Ｋｃ、クラッチピストン初期セット変位Ｙcoは、予め与えられる固定値である。
【００８７】
また、体積弾性係数Ｋは、固定値として与える構成であっても良いし、下式に従って算出させるようにしても良い。
Ｋ＝Ｖｏ／（Ｖｏ−Total-Qc）・ΔReal-Pc
図２３の制御ブロック図に示すように、前記（４）式（連続の式）に、ソレノイド流入流量Ｑｓ、クラッチ流入流量（ソレノイド吐出流量）Ｑｃ、容量Ｖｃ、体積弾性係数Ｋを代入することで、クラッチ油圧の微分値ΔReal-Pcが求められ、このクラッチ油圧の微分値ΔReal-Pcを積分することで、クラッチ油圧Real-Pcが求められる。
【００８８】
一方、（２）式に示される運動方程式は、
Ｍｃ・ΔΔＹｃ＝Ａｃ・ΔReal-Pc−Ｃｃ・ΔＹｃ−Ｋｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）
と書き換えることができ、上式からＭｃ・ΔΔＹｃが求められれば、クラッチピストン荷重Ｍｃは既知の値であるから、ΔΔＹｃが求められる。
【００８９】
そして、ΔΔＹｃを積分することでΔＹｃが求められ、ΔＹｃを積分することでＹｃが求められる。
ΔＹｃが求められると、クラッチピストン受圧面積Ａｃは既知の値であるから、前記（５）式からクラッチ流入流量（ソレノイド吐出流量）Ｑｃが求められる。
【００９０】
また、ΔＹｃから、（２）式に示される運動方程式におけるＣｃ・ΔＹｃが求められる。
更に、Ｙｃからは、（３）式に従って油の充填によって変化する容量Ｖｃ、及び、（２）式に示される運動方程式におけるＫｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）が求められる。
【００９１】
ここで、クラッチの解放状態では、ソレノイド開口面積Ａ＝０、容量Ｖｃ＝Ｖｏ、クラッチ変位量Ｙｃ＝０、クラッチ油圧Real-Pc＝０、ソレノイド流入流量Ｑｓ＝０、クラッチ流入流量（ソレノイド吐出流量）Ｑｃ＝０となるから、係る状態を初期値として演算を繰り返すことで、プリチャージに伴って変化するクラッチ流入流量（ソレノイド吐出流量）Ｑｃ、クラッチ油圧Real-Pc、クラッチ反力を示すＫｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）が求められる。
【００９２】
尚、図２３のブロック図では、微分値を記号の上に付したドットで示してあり、２つのドットが付された記号は、微分値の微分値であることを示す。
ステップＳ１１では、油を充填させる流量制御から、摩擦係合要素の係合圧（伝達トルク容量）を目標圧に制御する圧力制御への切換えを判断する。
【００９３】
具体的には、図２４のフローチャートに示すように、まず、ステップＳ1101で前記クラッチ反力Ｋｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）と所定値とを比較し、クラッチ反力Ｋｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）が所定値以下であれば、ステップＳ1102へ進んで流量制御（プリチャージ）を継続させ、指示圧としてプリチャージ油圧P-PRIを出力させる。
【００９４】
一方、クラッチ反力Ｋｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）が所定値を超えたときには、プリチャージの完了を判断し、ステップＳ１１０３へ進み、クラッチ油圧を目標圧に制御する圧力制御に移行させる。
【００９５】
上記のように、クラッチ反力Ｋｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）に基づいて圧力制御への移行を判断させる構成であれば、プリチャージが実際に完了してから圧力制御に移行させることができ、圧力制御におけるクラッチ油圧の制御精度を向上させることができる。
【００９６】
流量（プリチャージ）制御から圧力制御への移行が判断されると、前述のように、初期圧P-RTN-αにまで指示圧を徐々に低下させた後、所定のランプで締結側の指示圧を増大させて摩擦係合要素を締結させる。
【００９７】
前記ランプ制御においては、変速機の入力軸トルクに見合う伝達トルク容量の分担を、解放側から締結側に徐々に移すように目標クラッチ油圧（指示圧）を決定し、該目標クラッチ油圧を制御デューティに変換し、該制御デューティをソレノイドバルブ２４に出力する。
【００９８】
尚、油温（粘度）によって指示圧に対して実際に得られる油圧が変化するので、前記目標クラッチ油圧（指示圧）を油温に応じて補正すると良い。
但し、プリチャージ制御後の圧力制御の内容を、上記のものに限定するものではなく、摩擦係合要素を締結するときにプリチャージを行わせるものであれば、上記のプリチャージ制御を適用することができ、それによって同様の効果を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態における自動変速機の変速機構を示す図。
【図２】前記変速機構における摩擦係合要素の締結状態の組み合わせと変速段との相関を示す図。
【図３】前記自動変速機の油圧制御系を示すシステム図。
【図４】前記油圧制御系におけるソレノイドバルブの詳細を示す断面図。
【図５】実施の形態における摩擦係合要素の掛け替えによる変速の様子を示すタイムチャート。
【図６】実施の形態におけるプリチャージ制御のメインルーチンを示すフローチャート。
【図７】実施の形態のプリチャージ制御における目標流量の演算ルーチンを示すフローチャート。
【図８】実施の形態における油温→目標充填時間のテーブルを示す線図。
【図９】実施の形態におけるライン圧及びエンジン回転速度→吐出可能流量のマップを示す線図。
【図１０】実施の形態における油温→必要流量のテーブルを示す線図。
【図１１】実施の形態における油温→漏れ流量のテーブルを示す線図。
【図１２】実施の形態における（目標流量−限界流量）→ライン圧補正値のテーブルを示す線図。
【図１３】実施の形態における（目標流量−限界流量）及び油温→プリチャージ油圧のマップを示す線図。
【図１４】実施の形態で目標流量と限界流量との偏差に応じたプリチャージ制御を示すブロック図。
【図１５】実施の形態のプリチャージ制御におけるソレノイド流入流量の演算ルーチンを示すフローチャート。
【図１６】実施の形態のプリチャージ制御におけるソレノイド流入流量の演算制御を示すブロック図。
【図１７】実施の形態における目標クラッチ圧力→ソレノイド駆動デューティのテーブルを示す線図。
【図１８】実施の形態におけるソレノイド駆動デューティ→ソレノイド駆動電流のテーブルを示す線図。
【図１９】実施の形態におけるソレノイド駆動電流→ソレノイド吸引力のテーブルを示す線図。
【図２０】ソレノイドバルブの荷重バランス状態を示す状態図。
【図２１】実施の形態におけるソレノイド変位→開口面積のテーブルを示す線図。
【図２２】実施の形態における流量係数の演算制御を示すブロック図。
【図２３】実施の形態におけるクラッチ流入流量，クラッチ油圧及びクラッチ反力の演算制御を示すブロック図。
【図２４】実施の形態における流量制御→圧力制御の切換え判断を示すフローチャート。
【符号の説明】
１…トルクコンバータ
２…変速機構
２１…オイルポンプ
２２…調圧機構
２３…摩擦係合要素
２４…ソレノイドバルブ
２５…コントロールユニット
２６…油温センサ
２７…アクセル開度センサ
２８…車速センサ
２９…タービン回転センサ
３０…エンジン回転センサ
３１…バルブボディ
３２…スプールバルブ
３３…ソレノイド
３４…油圧通路
３５…ドレン通路
３６…供給路
３７…オリフィス
３８…フィードバック通路
３９…スプリング
Ｇ１，Ｇ２…遊星歯車
Ｈ／Ｃ…ハイクラッチ
Ｒ／Ｃ…リバースクラッチ
Ｌ／Ｃ…ロークラッチ
２＆４／Ｂ…２速／４速バンドブレーキ
Ｌ＆Ｒ／Ｂ…ロー＆リバースブレーキ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for a vehicle automatic transmission, and more particularly to precharge control when a frictional engagement element such as a clutch is fastened.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a vehicle automatic transmission, when a frictional engagement element such as a clutch is fastened from a released state, oil is rapidly filled into the frictional engagement element and a pipe that supplies oil to the frictional engagement element. A configuration is known in which the pre-charging is performed and the hydraulic pressure of the frictional engagement element to be fastened is quickly increased to the initial pressure of the fastening control.
[0003]
As a technique for optimizing the precharge control, a configuration in which the precharge pressure and the precharge time are changed according to the throttle opening, the oil temperature, the vehicle speed, and the like is disclosed in JP-A-7-027217 and JP-A-6-235451. It is disclosed in No. Gazette.
[0004]
Japanese Patent Laid-Open No. 5-106722 discloses a configuration in which the precharge pressure is learned and controlled so that the pull-in torque generated at the time of shifting by changing the friction engagement elements becomes a predetermined value.
[0005]
Further, Japanese Patent Laid-Open No. 5-312258 discloses a configuration in which the precharge time is learned and controlled based on the rotational behavior (pre-firing speed) after precharge.
Japanese Patent Laid-Open No. 7-174217 discloses a configuration in which the time from the start of shifting to the inertia phase (start of rotation fluctuation) is measured, and the precharge time is changed based on the difference between the measured time and the target time. Has been.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the precharge, in order to complete the oil filling within the target time, it is necessary to secure a predetermined flow rate. However, the oil flow rate varies depending on the discharge amount of the oil pump and the line adjustment pressure (original pressure). In addition, when the oil discharged from the same oil pump is supplied to the torque converter and used for lubrication, the oil that can be supplied to the friction engagement element is limited, and further, the oil discharged from the oil pump is discharged. In some cases, a part of the oil leaks, and it is not always possible to fill the friction engagement element with the oil at a predetermined flow rate.
[0007]
If the desired flow rate for the frictional engagement element cannot be ensured, the accuracy of subsequent pressure control deteriorates, and so-called change gear shift that is performed by simultaneously performing release control and engagement control by hydraulic pressure causes a large idle blow, etc. Will cause problems.
[0008]
In the case of a configuration in which the precharge pressure or precharge time is changed according to the throttle opening, oil temperature, vehicle speed, etc., it can cope with these changes in conditions, but it is not a configuration that quantitatively determines the flow rate fluctuation as described above. Therefore, there is a problem that the desired flow rate cannot be obtained with high accuracy.
[0009]
In addition, if the configuration is such that the pre-charge pull-in torque, rotational behavior, and the like are determined, it will be evaluated whether or not the pre-charge control is appropriate for various fluctuation factors including flow rate fluctuations. Since the result is reflected in the shift after the next time, there is a problem that it is not possible to cope with a change in conditions for each shift (every precharge).
[0010]
The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle that can secure a flow rate capable of completing oil filling within a target time during precharging.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, according to the first aspect of the present invention, the target flow rate when the friction engagement element to be fastened is filled with oil is calculated, the limit flow rate that can be supplied to the friction engagement element is calculated, and the target flow rate and the limit flow rate are calculated. According to the deviation of, Original pressure of oilIt was set as the structure which correct | amends.
[0012]
According to such a configuration,For example, when the limit flow rate is smaller than the target flow rate, the oil original pressure (line pressure: filling control amount) is corrected to increase in order to increase the amount of oil supplied to the friction engagement element.
  According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, if the deviation is less than a predetermined value, the target pressure of oil to be filled in the friction engagement element is corrected, and if the deviation is equal to or larger than the predetermined value. In this configuration, the original pressure of the oil is corrected.
  According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect of the present invention, the target flow rate is calculated based on a target filling time and a filling volume.
  According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle in which the engagement / release of the friction engagement element is controlled by hydraulic pressure to change the speed. A target flow rate is calculated based on a target filling time and a filling volume, a limit flow rate that can be supplied to the friction engagement element to be fastened is calculated, and filling control is performed according to a deviation between the target flow rate and the limit flow rate. It was set as the structure which correct | amends quantity.
  According to the third and fourth aspects of the present invention, the filling volume is filled with the oil in the target time from the target value of the time from the start to the completion of filling and the filling volume of the oil including the friction engagement element and the pipe. The target flow rate is set as the flow rate required for the control flow, and the filling control amount (original pressure of oil) is corrected according to the deviation between the target flow rate and the limit flow rate.
[0013]
Claim5In the described invention,In the invention of claim 4,The filling control amount to be corrected is selected according to the deviation between the target flow rate and the limit flow rate. According to such a configuration, from the magnitude of the deviation between the target flow rate and the limit flow rate, a filling control amount that is preferably a correction target for obtaining the target flow rate is selected, and by correcting the selected filling control amount, Ensure that the target flow is achieved.
[0014]
Claim6In the described invention,In the invention according to claim 4 or 5,The opening area of the oil supply path is corrected according to the deviation between the target flow rate and the limit flow rate. According to such a configuration, for example, when the limit flow rate is smaller than the target flow rate, the opening area (filling control amount) is corrected to increase in order to increase the flow rate of oil supplied to the friction engagement element.
[0015]
When the opening area is controlled by a solenoid valve, the control amount (filling control amount) of the solenoid valve is corrected in the direction in which the opening area increases. Claim7In the described invention,In the invention according to claim 4 or 5,According to the deviation between the target flow rate and the limit flow rate, the original oil pressure is corrected.
[0016]
According to this configuration, for example, when the limit flow rate is smaller than the target flow rate, the oil source pressure (line pressure: filling control amount) is increased and corrected to increase the amount of oil supplied to the friction engagement element. .
[0018]
Claim8In the described invention,In the invention according to any one of claims 1 to 7,The critical flow rate,Oil pumpThe calculation is based on the dischargeable flow rate, the flow rate required for other elements, and the leakage flow rate. According to such a configuration, the amount of fluid that is discharged from the oil pump (dischargeable flow rate) minus the oil supplied to other elements such as the torque converter and the lubrication path, and the flow rate that leaks out in the middle is friction-engaged. As the oil that can be supplied to the element, the critical flow rate isDesired.
[0019]
Claim9In the described invention,The invention according to claim 8, wherein the oil pump is an oil pump that is rotationally driven by an engine combined with an automatic transmission,The dischargeable flow rate is calculated based on the reference original pressure of the oil and the rotational speed of the engine combined with the automatic transmission. According to this configuration, the dischargeable flow rate is obtained from the reference original pressure (reference line pressure) of the oil and the engine rotation speed proportional to the rotation speed of the oil pump driven to rotate by the engine.
[0020]
Claim10In the described invention,In the invention of claim 8 or 9,The flow rate required for the other elements is calculated based on the rotational speed of the engine combined with the automatic transmission. According to this configuration, the flow rate of oil supplied to other elements such as a torque converter and a lubrication path is determined according to the engine speed.
[0021]
Claim11In the described invention,In the invention according to any one of claims 8 to 10,The leakage flow rate is calculated based on the oil temperature. According to such a configuration, since the amount of oil leakage varies depending on the viscosity of the oil, the leakage flow rate is calculated based on the temperature of the oil correlated with the viscosity.
[0022]
【The invention's effect】
Claim1,7According to the described invention,By correcting the original pressure (line pressure) of oil and changing the flow rate per opening area of the supply path,The flow rate when the friction engagement element is filled with oil can be set to the target flow rate even if there is a change in the conditions. This makes it possible to fill the oil with the desired characteristics, and the filling (precharge) By improving the accuracy of the subsequent pressure control, there is an effect that the shift performance is improved.
  According to the third and fourth aspects of the invention, since the target flow rate is corrected to complete the filling in the target time, the oil filling can be completed in a certain time, and the pressure control accuracy after the filling period is increased. Thus, there is an effect that the speed change can be improved.
[0023]
Claim2,5According to the described invention, it is possible to correct a control amount that is preferable as a correction target for obtaining a target flow rate by selecting a correction target in accordance with the correction request level, so that the target flow rate can be obtained accurately and reliably. There is an effect of becoming.
[0024]
Claim6According to the described invention, the flow rate of the oil supplied to the friction engagement element can be corrected to the target flow rate by correcting the opening area of the oil supply path.effective.
[0026]
Claim8According to the described invention, it is possible to accurately estimate the flow rate of oil that can actually be supplied to the friction engagement element in consideration of the oil supply capacity, the flow rate supplied to other elements such as a torque converter, and the leakage amount. There is.
[0027]
Claim9According to the described invention, the oil supply capability can be accurately estimated from the rotation speed of the oil pump and the adjustment pressure of the oil discharged from the oil pump, and therefore the oil that can be actually supplied to the friction engagement element. There is an effect that it is possible to accurately estimate the flow rate.
[0028]
Claim10According to the described invention, it is possible to accurately estimate the flow rate of the oil that is supplied to the torque converter and the lubrication path and not to the friction engagement element, and thus the oil flow rate that can actually be supplied to the friction engagement element is accurate. There is an effect that it can be estimated well.
[0029]
Claim11According to the described invention, it is possible to accurately estimate the change in the leakage flow rate due to the change in the viscosity of the oil, and thus it is possible to accurately estimate the flow rate of the oil that can actually be supplied to the friction engagement element.
[0030]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below.
FIG. 1 shows a transmission mechanism of an automatic transmission for a vehicle according to an embodiment, and an output of an engine (not shown) is transmitted to a transmission mechanism 2 via a torque converter 1.
[0031]
The transmission mechanism 2 includes two sets of planetary gears G1, G2, three sets of multi-plate clutches H / C, R / C, L / C, one set of brake bands 2 & 4 / B, and one set of multi-plate brakes L & R /. B, one set of one-way clutch L / OWC.
[0032]
The two sets of planetary gears G1 and G2 are simple planetary gears composed of sun gears S1 and S2, ring gears r1 and r2, and carriers c1 and c2, respectively.
The sun gear S1 of the planetary gear set G1 is configured to be connectable to the input shaft IN by a reverse clutch R / C, and is configured to be fixed by a brake band 2 & 4 / B.
[0033]
The sun gear S2 of the planetary gear set G2 is directly connected to the input shaft IN.
A carrier c1 of the planetary gear set G1 is configured to be connectable to the input shaft I by a high clutch H / C, while a ring gear r2 of the planetary gear set G2 is a carrier of the planetary gear set G1 by a low clutch L / C. The carrier c1 of the planetary gear set G1 can be fixed by a low & reverse brake L & R / B.
[0034]
A ring gear r1 of the planetary gear set G1 and a carrier c2 of the planetary gear set G2 are directly and integrally connected to the output shaft OUT.
In the speed change mechanism 2 configured as described above, the first to fourth speeds and the reverse are realized by a combination of engagement states of the respective clutches and brakes as shown in FIG.
[0035]
In FIG. 2, the circles indicate the engaged state, and the parts not marked with the symbol indicate the released state. In particular, the engaged state indicated by the black circle of the low & reverse brake L & R / B at the first speed. Indicates fastening in only one range.
[0036]
According to the combination of engagement states of the clutches and brakes shown in FIG. 2, for example, at the time of downshift from the 4th speed to the 3rd speed, the brake band 2 & 4 / B is released and the low clutch L / C is engaged. When downshifting from 3rd to 2nd, the high clutch H / C is released and the brake band 2 & 4 / B is engaged. When upshifting from 2nd to 3rd, the brake band 2 & 4 / B And the high clutch H / C are engaged, and at the time of upshift from the third speed to the fourth speed, the low clutch L / C is released and the brake band 2 & 4 / B is engaged.
[0037]
As described above, a shift in which the friction engagement element is switched by simultaneously controlling the engagement and release of the clutch / brake (friction engagement element) is referred to as a switching shift.
[0038]
The engagement / release operation of each clutch / brake (friction engagement element) is controlled by hydraulic pressure, and the hydraulic pressure supplied to each clutch / brake is adjusted by a solenoid valve, as shown in FIG. By such a mechanism, supply of oil (ATF: automatic transmission fluid) to each clutch and brake is controlled.
[0039]
In FIG. 3, the oil discharged from the oil pump 21 that is rotationally driven by the engine is regulated to a predetermined line pressure by the pressure regulating mechanism 22. The oil adjusted to the line pressure is supplied to each friction engagement element 23 via a solenoid valve 24 provided for each friction engagement element 23, and is also supplied to the torque converter 1 and the lubrication path. .
[0040]
The solenoid valve 24 is duty-controlled by a control unit 25. The control unit 25 includes an oil temperature sensor 26 for detecting the oil temperature and an accelerator operated by the driver. An accelerator opening sensor 27 that detects the opening, a vehicle speed sensor 28 that detects the traveling speed of the vehicle, a turbine rotation sensor 29 that detects the turbine rotation speed of the torque converter 1, an engine rotation sensor 30 that detects the engine rotation speed, and the like. Detection signals are input, and by controlling each solenoid valve 24 based on these detection results, the engagement hydraulic pressure of each friction engagement element 23 is controlled.
[0041]
As shown in FIG. 4, the solenoid valve 24 includes a valve body 31, a spool valve 32 fitted into the valve body 31 so as to be slidable in the axial direction, and a solenoid for displacing the spool valve 32 in the axial direction. 33.
[0042]
The valve body 31 is connected to a hydraulic passage 34, a drain passage 35 from the pressure regulating mechanism 22, and a supply passage 36 for the friction engagement element 23, and the spool valve 32 selects the hydraulic passage 34 and the drain passage 35. Thus, the operation for putting oil into the friction engagement element 23 and the operation for removing oil are controlled.
[0043]
In addition, the pressure in the supply passage 36 acts on the spool valve 32 via the feedback passage 38 provided with the orifice 37 in the direction in which the hydraulic passage 34 is closed and the drain passage 35 is opened (the leftward direction in the figure). It is configured as follows.
[0044]
Further, the spring 39 is provided to urge the spool valve 32 to the right in the drawing.
Accordingly, the electromagnetic force of the solenoid 33 acts against the biasing force of the spring 39, so that the spool valve 32 is displaced in the left direction in the figure. The electromagnetic force of the solenoid 33 is increased, so that the spool The valve 32 is displaced to the left in the figure, and the drain is increased.
[0045]
As shown in FIG. 5, in the switching speed change according to the present embodiment, the engagement hydraulic pressure of the frictional engagement element to be fastened is gradually increased while gradually decreasing the engagement hydraulic pressure of the frictional engagement element to be released. The torque is switched from the friction engagement element to the fastening side friction engagement element.
[0046]
In addition, when a speed change request that requires the engagement operation of the friction engagement element is generated, first, an instruction pressure higher than the initial pressure of the engagement control is output, whereby oil is rapidly applied to the friction engagement element to be engaged. The pre-charging is performed to fill the friction engagement element with oil, and thereafter, the engagement hydraulic pressure is gradually increased and controlled. This pre-charge will be described in detail below.
[0047]
The flowchart of FIG. 6 shows the main routine of the precharge control.
The precharge control (flow rate control) is started based on the shift determination. As will be described later, the precharge control (flow rate control) is determined to end when the clutch reaction force on the engagement side exceeds a predetermined value, and the control proceeds to pressure control. During (flow rate control), when the turbine rotation speed falls below the first reference speed (when torque is lost) and when the turbine rotation speed exceeds the second reference speed (> first reference speed) (when idling occurs) ) Is forcibly shifted to pressure control.
[0048]
In step S1, a target flow rate of oil supplied to the frictional engagement element to be fastened is calculated.
The calculation of the target flow rate in step S1 is shown in detail in the flowchart of FIG.
[0049]
In step S101, the volume Vc (cc) for filling the oil is set as the sum of the pipe volume and the friction engagement element volume.
The filling volume Vc may be stored in advance for each frictional engagement element to be fastened, and the stored value may be referred to according to the frictional engagement element to be fastened.
[0050]
In step S102, a target time (target filling time) Tgt-TIME (sec) for completing filling is set.
The target filling time Tgt-TIME may be a fixed value, but is preferably changed according to the oil temperature (ATF temperature) as shown in FIG. When the target filling time Tgt-TIME is set according to the oil temperature (ATF temperature), as shown in FIG. 8, the target filling time Tgt-TIME is shortened as the oil temperature at which the oil viscosity decreases is higher. Good.
[0051]
In step S103, the target flow rate Tgt-Q (cc / sec) is calculated from the filling volume Vc and the target filling time Tgt-TIME according to the following equation.
Target flow rate Tgt-Q = [Filling volume Vc] / [Target filling time Tgt-TIME]
In step S2, a dischargeable flow rate Can-Q (cc / sec) is calculated.
[0052]
Specifically, as shown in FIG. 9, a map in which the dischargeable flow rate Can-Q (cc / sec) is stored in advance according to the reference line pressure PL (Kpa) and the engine rotation speed (rpm) is referred to. The dischargeable flow rate Can-Q (cc / sec) corresponding to the reference line pressure PL and the engine rotation speed (rpm) at that time is searched.
[0053]
In this embodiment, since the oil pump 21 is driven by the engine, the engine rotation speed (rpm) is used as a value proportional to the rotation speed of the oil pump 21. Therefore, the rotational speed of the oil pump 21 may be obtained and used for calculating the dischargeable flow rate Can-Q.
[0054]
In step S3, the flow rate of oil supplied to the torque converter 1 and the lubrication circuit is calculated as the required flow rate Require-Q (cc / sec) from the dischargeable flow rate Can-Q.
[0055]
Specifically, as shown in FIG. 10, a table in which the required flow rate Require-Q (cc / sec) is stored in advance according to the engine speed (rpm) is referred to, and the engine speed (rpm) at that time is referred to. Search the corresponding required flow rate Require-Q (cc / sec).
[0056]
Since the flow rate of oil supplied to the torque converter 1 and the lubrication path increases as the engine speed (rpm) increases, the required flow rate Require-Q (cc / sec) increases as the engine speed (rpm) increases. It is set to a large value.
[0057]
In step S4, a loss due to leakage from the dischargeable flow rate Can-Q is calculated as a leakage flow rate Leak-Q (cc / sec).
Specifically, as shown in FIG. 11, a leak flow rate corresponding to the oil temperature at that time is referenced by referring to a table in which the leak flow rate Leak-Q (cc / sec) is stored in advance according to the oil temperature (ATF temperature). Search for Leak-Q (cc / sec).
[0058]
When the oil temperature is high, the oil viscosity decreases and the amount of oil leakage increases, so the leakage flow rate Leak-Q (cc / sec) is set to a larger value as the oil temperature increases.
In step S5, the required flow rate Require-Q and the leakage flow rate Leak-Q are subtracted from the dischargeable flow rate Can-Q, and the result is the limit flow rate Limit- that can actually be supplied to the engagement side frictional engagement element. Q (cc / sec).
[0059]
Limit-Q (cc / sec) = [Can-Q]-([Require-Q] + [Leak-Q])
In step S6, the line pressure PL is corrected according to the deviation between the target flow rate Tgt-Q and the limit flow rate Limit-Q.
[0060]
Specifically, as shown in FIG. 12, referring to a table in which a line pressure correction value HOSEI-P (Kpa) is stored in advance according to the deviation between the target flow rate Tgt-Q and the limit flow rate Limit-Q, The line pressure correction value HOSEI-P corresponding to the deviation is searched.
[0061]
Since the flow rate increases when the line pressure PL is increased, the correction value HOSEI-P is set so that the line pressure PL is increased and corrected as the limit flow rate Limit-Q is smaller than the target flow rate Tgt-Q. The result of adding the line pressure correction value HOSEI-P to the basic line pressure PL is defined as the final line pressure PL (filling control amount). Then, the pressure regulating mechanism 22 is controlled based on the final line pressure PL (filling control amount).
[0062]
In step S7, a precharge hydraulic pressure (target clutch pressure in precharge) P-PRI (Kpa) is set based on the deviation between the target flow rate Tgt-Q and the limit flow rate Limit-Q and the oil temperature.
[0063]
Specifically, as shown in FIG. 13, a map in which the precharge hydraulic pressure P-PRI is stored in advance according to the deviation between the target flow rate Tgt-Q and the limit flow rate Limit-Q and the oil temperature is referred to. The precharge hydraulic pressure P-PRI corresponding to the time deviation and oil temperature is searched.
[0064]
Here, as the limit flow rate Limit-Q is smaller than the target flow rate Tgt-Q, the precharge hydraulic pressure P-PRI is set higher, and as the oil temperature is lower and the viscosity is higher, the precharge hydraulic pressure P-PRI is higher. Set high.
[0065]
The precharge hydraulic pressure P-PRI (filling control amount) is continuously output until the end of precharge (flow rate control) is determined, and then the target clutch pressure (indicated pressure) is reduced to the initial pressure for pressure control. Then, the target clutch pressure (indicated pressure) is gradually increased at a predetermined ramp gradient to shift to pressure control for fastening the friction engagement element (see FIG. 5).
[0066]
In this embodiment, when the end of precharge (flow rate control) is determined, the precharge hydraulic pressure P-PRI is gradually changed from the initial pressure of pressure control at a predetermined time TIMER1.
[0067]
Specifically, when the initial pressure of pressure control is P-RTN-α, the elapsed time from the end of precharge (flow control) is t, and the gain is α, the indicated pressure Pc0 within the predetermined time TIMER1 is ,
Pc0 = P-PRI × (1−α × t^1/2)
Asking.
[0068]
The gain α is a value set such that the command pressure Pc0 = the initial pressure P-RTN-α when the elapsed time t is a predetermined time TIMER1.
The control so far is shown in the control block diagram of FIG.
[0069]
That is, the target flow rate is obtained from the target filling time and the volume (volume), the dischargeable flow rate is obtained from the reference line pressure and the engine rotational speed, and the necessary flow rate to be supplied to the torque converter is obtained from the engine rotational speed. Find the leakage flow rate from the temperature.
[0070]
Then, the result of subtracting the required flow rate and the leakage flow rate from the dischargeable flow rate is set as a limit flow rate that can be supplied to the friction engagement element, and the line pressure is corrected according to the deviation between the target flow rate and the limit flow rate. By setting the precharge hydraulic pressure (target hydraulic pressure at the time of precharging), the target flow rate is ensured, that is, the filling is completed in the target charging time.
[0071]
The correction according to the deviation between the target flow rate and the limit flow rate may be performed only for either the line pressure or the precharge hydraulic pressure.
Further, it is determined whether or not a deviation between the target flow rate and the limit flow rate is equal to or greater than a predetermined value. For example, if the deviation is less than a predetermined value, a precharge hydraulic pressure is corrected, and the deviation is equal to or greater than a predetermined value. For example, the line pressure (and precharge hydraulic pressure) may be corrected, and the correction target (the charging control amount to be corrected) may be switched according to the magnitude of the deviation.
[0072]
In the flowchart of FIG. 6, in step S8 and subsequent steps, processing for determining whether to shift to the pressure control is performed.
In step S8, an inflow flow rate Qs for the solenoid valve 24 is calculated.
[0073]
The solenoid inflow flow rate Qs is defined as follows: C is the oil flow coefficient, A is the opening area of the hydraulic passage 34 controlled by the solenoid valve 24, PL is the line pressure, Real-Pc is the clutch hydraulic pressure, and ρ is the oil density.
Qs = C · A · {(PL-Real-Pc) / ρ}^1/2……… (1)
Is calculated as
[0074]
Therefore, in step S8, the solenoid inflow rate Qs is calculated as shown in the flowchart of FIG.
Hereinafter, the calculation of the solenoid inflow flow rate Qs will be described according to the flowchart of FIG. 15 with reference to the control block diagram of FIG.
[0075]
In step S801, in order to obtain the opening area A, first, a solenoid displacement amount X (cm) is calculated.
In the present embodiment, a target clutch oil pressure (indicated pressure) is determined, and the solenoid valve 24 is driven with a duty corresponding to the target clutch oil pressure (indicated pressure). Therefore, the drive duty DUTY (%) of the solenoid is obtained from the target clutch hydraulic pressure (indicated pressure) at that time with reference to a table as shown in FIG.
[0076]
Next, the solenoid drive duty DUTY is converted into a solenoid drive current I (A) by a table as shown in FIG.
Further, the solenoid drive current I (A) is converted into a solenoid suction force Fsol (Kgf) by a table as shown in FIG.
[0077]
Here, as shown in FIG. 20, the spool valve 32 is displaced to a position where the load by the spring 39 balances the suction force (electromagnetic force) Fsol (Kgf) of the solenoid and the feedback force via the feedback passage 38.
[0078]
Accordingly, if the set load of the spring 39 is Fset (Kgf), the spring constant of the spring 39 is Kx, the clutch hydraulic pressure is Real-Pc, and the area of the spool valve 32 on which the feedback force acts is Afb.
Fset + Kx / X = Fsol + Real-Pc / Afb
From the above equation, the solenoid displacement amount X (cm) is
X = (Fsol + Real-Pc.Afb-Fset) / Kx
Will be required.
[0079]
The calculation of the clutch hydraulic pressure Real-Pc will be described later.
When the solenoid displacement amount X (cm) is obtained as described above, in the next step S802, the opening area A of the solenoid valve 24 (opening area of the hydraulic pressure supply port) is obtained from the solenoid displacement amount X (cm).
[0080]
Specifically, as shown in FIG. 21, a table indicating the correlation between the solenoid displacement amount X and the opening area A is stored in advance, and the solenoid displacement amount X at that time is converted into the opening area A by the table. .
[0081]
In step S803, the flow coefficient C is calculated.
The calculation of the flow coefficient C is performed as shown in the block diagram of FIG.
First, referring to a table in which the viscosity μ is stored in advance according to the oil temperature, the viscosity μ at the oil temperature at that time is obtained, and the ratio of this viscosity μ to the viscosity μ at the reference oil temperature (for example, 80 ° C.) Is calculated.
[0082]
Then, based on the ratio of the flow coefficient C at the reference oil temperature (for example, 80 ° C.) and the viscosity μ, the flow coefficient C corresponding to the oil temperature at that time is obtained.
In step S804, the solenoid inflow flow rate Qs is calculated based on the opening area A, the flow coefficient C and the density ρ corresponding to the oil temperature obtained as described above, and the clutch hydraulic pressure Real-Pc obtained as described later. Is calculated according to the equation (1).
[0083]
In the flowchart of FIG. 6, when the solenoid inflow rate Qs is calculated in step S8, the clutch inflow rate (solenoid discharge flow rate) Qc is calculated in the next step S9, and the clutch reaction force is calculated in step S10.
[0084]
The clutch inflow flow rate (solenoid discharge flow rate) Qc, the clutch hydraulic pressure Real-Pc, and the clutch reaction force can be calculated by solving simultaneous equations of the following equations (2) to (7).
[0085]
Mc · ΔΔYc + Cc · ΔYc + Kc · (Yc + Yco) = Ac · ΔReal-Pc (2)
Vc = Vo + Ac · Yc (3)
Qs−Qc = Vc / K · ΔReal-Pc (4)
Qc = Ac · ΔYc (5)
Real-Pc = Σ (ΔReal-Pc) (6)
Total-Qc = Σ (Qc) (7)
In the above equation, Yc is the clutch displacement (cm), ΔYc is the differential value of the clutch displacement (cm / 10 msec), and ΔΔYc is the differential value of the clutch displacement (cm / 10 msec).²), Ac is the clutch piston pressure receiving area (cm²), Cc is a flow coefficient, Mc is a clutch piston load (Kg), Kc is a clutch piston spring constant (Kg / cm), and K is a bulk modulus (Kgf / cm).²), Vc is the capacity (cc), Yco is the clutch piston initial set displacement (cm), Total-Qc is the integrated solenoid discharge flow rate, ΔReal-Pc is the differential value of the clutch hydraulic pressure, and Vo is the initial capacity (cc).
[0086]
The clutch piston pressure receiving area Ac, the initial capacity Vo, the clutch piston load Mc, the clutch piston spring constant Kc, and the clutch piston initial set displacement Yco are fixed values given in advance.
[0087]
The bulk modulus K may be a fixed value or may be calculated according to the following formula.
K = Vo / (Vo-Total-Qc) · ΔReal-Pc
As shown in the control block diagram of FIG. 23, by substituting the solenoid inflow flow rate Qs, the clutch inflow flow rate (solenoid discharge flow rate) Qc, the capacity Vc, and the bulk modulus K into the equation (4) (continuous equation). The differential value ΔReal-Pc of the clutch hydraulic pressure is obtained, and the differential value ΔReal-Pc of the clutch hydraulic pressure is integrated to obtain the clutch hydraulic pressure Real-Pc.
[0088]
On the other hand, the equation of motion shown in equation (2) is
Mc · ΔΔYc = Ac · ΔReal−Pc−Cc · ΔYc−Kc · (Yc + Yco)
If Mc · ΔΔYc is obtained from the above equation, ΔΔYc is obtained because the clutch piston load Mc is a known value.
[0089]
Then, ΔYc is obtained by integrating ΔΔYc, and Yc is obtained by integrating ΔYc.
When ΔYc is obtained, the clutch piston pressure receiving area Ac is a known value, and hence the clutch inflow rate (solenoid discharge flow rate) Qc is obtained from the equation (5).
[0090]
Further, Cc · ΔYc in the equation of motion shown in the equation (2) is obtained from ΔYc.
Furthermore, from Yc, a capacity Vc that changes due to oil filling according to equation (3) and Kc · (Yc + Yco) in the equation of motion shown in equation (2) are obtained.
[0091]
Here, in the released state of the clutch, the solenoid opening area A = 0, the capacity Vc = Vo, the clutch displacement amount Yc = 0, the clutch hydraulic pressure Real-Pc = 0, the solenoid inflow flow rate Qs = 0, the clutch inflow flow rate (solenoid discharge flow rate). ) Since Qc = 0, by repeating the calculation with this state as an initial value, the clutch inflow flow rate (solenoid discharge flow rate) Qc that changes with precharge, the clutch hydraulic pressure Real-Pc, and Kc · (Yc + Yco) is determined.
[0092]
In the block diagram of FIG. 23, the differential value is indicated by a dot on the symbol, and the symbol with two dots indicates that it is a differential value of the differential value.
In step S11, it is determined to switch from flow control for filling oil to pressure control for controlling the engagement pressure (transmission torque capacity) of the friction engagement element to the target pressure.
[0093]
Specifically, as shown in the flowchart of FIG. 24, first, in step S1101, the clutch reaction force Kc · (Yc + Yco) is compared with a predetermined value, and if the clutch reaction force Kc · (Yc + Yco) is less than or equal to the predetermined value. For example, the process proceeds to step S1102 to continue the flow rate control (precharge) and output the precharge hydraulic pressure P-PRI as the command pressure.
[0094]
On the other hand, when the clutch reaction force Kc · (Yc + Yco) exceeds a predetermined value, it is determined that precharge is completed, and the process proceeds to step S1103 to shift to pressure control for controlling the clutch hydraulic pressure to the target pressure.
[0095]
As described above, if the configuration is such that the shift to the pressure control is determined based on the clutch reaction force Kc · (Yc + Yco), the shift to the pressure control can be performed after the precharge is actually completed. The control accuracy of the clutch hydraulic pressure can be improved.
[0096]
When the transition from flow rate (pre-charge) control to pressure control is determined, as indicated above, the indicated pressure is gradually reduced to the initial pressure P-RTN-α and then the fastening side command is issued with a predetermined ramp. The friction engagement element is fastened by increasing the pressure.
[0097]
In the ramp control, the target clutch hydraulic pressure (indicated pressure) is determined so that the share of the transmission torque capacity commensurate with the input shaft torque of the transmission is gradually shifted from the release side to the engagement side, and the target clutch hydraulic pressure is controlled by the control duty. And the control duty is output to the solenoid valve 24.
[0098]
In addition, since the oil pressure actually obtained with respect to the command pressure varies depending on the oil temperature (viscosity), the target clutch oil pressure (command pressure) may be corrected according to the oil temperature.
However, the content of the pressure control after the precharge control is not limited to the above, and the above precharge control is applied if the precharge is performed when the friction engagement element is fastened. And thereby achieve a similar effect.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a transmission mechanism of an automatic transmission according to an embodiment.
FIG. 2 is a diagram showing a correlation between a combination of engagement states of friction engagement elements in the speed change mechanism and a gear position;
FIG. 3 is a system diagram showing a hydraulic control system of the automatic transmission.
FIG. 4 is a sectional view showing details of a solenoid valve in the hydraulic control system.
FIG. 5 is a time chart showing a state of shifting by changing friction engagement elements in the embodiment.
FIG. 6 is a flowchart showing a main routine of precharge control in the embodiment.
FIG. 7 is a flowchart showing a target flow rate calculation routine in the precharge control according to the embodiment;
FIG. 8 is a diagram showing a table of oil temperature → target filling time in the embodiment.
FIG. 9 is a diagram showing a map of line pressure and engine rotational speed → dischargeable flow rate in the embodiment.
FIG. 10 is a diagram showing a table of oil temperature → required flow rate in the embodiment.
FIG. 11 is a diagram showing a table of oil temperature → leakage flow rate in the embodiment.
FIG. 12 is a diagram showing a table of (target flow rate−limit flow rate) → line pressure correction value in the embodiment;
FIG. 13 is a diagram showing a map of (target flow rate−limit flow rate) and oil temperature → precharge oil pressure in the embodiment.
FIG. 14 is a block diagram showing precharge control according to a deviation between a target flow rate and a limit flow rate in the embodiment.
FIG. 15 is a flowchart illustrating a calculation routine of a solenoid inflow flow rate in the precharge control according to the embodiment.
FIG. 16 is a block diagram showing calculation control of the solenoid inflow rate in the precharge control according to the embodiment.
FIG. 17 is a diagram showing a table of target clutch pressure → solenoid drive duty in the embodiment;
FIG. 18 is a diagram showing a table of solenoid drive duty → solenoid drive current in the embodiment;
FIG. 19 is a diagram showing a table of solenoid drive current → solenoid attraction force in the embodiment;
FIG. 20 is a state diagram showing a load balance state of the solenoid valve.
FIG. 21 is a diagram showing a table of solenoid displacement → opening area in the embodiment;
FIG. 22 is a block diagram showing calculation control of a flow coefficient in the embodiment.
FIG. 23 is a block diagram showing calculation control of the clutch inflow rate, clutch hydraulic pressure, and clutch reaction force in the embodiment.
FIG. 24 is a flowchart showing switching determination between flow rate control and pressure control in the embodiment;
[Explanation of symbols]
1 ... Torque converter
2 ... Transmission mechanism
21 ... Oil pump
22 ... Pressure regulation mechanism
23. Friction engagement element
24 ... Solenoid valve
25 ... Control unit
26 ... Oil temperature sensor
27 ... Accelerator opening sensor
28 ... Vehicle speed sensor
29 ... Turbine rotation sensor
30 ... Engine rotation sensor
31 ... Valve body
32 ... Spool valve
33 ... Solenoid
34 ... Hydraulic passage
35 ... Drain passage
36 ... Supply path
37 ... Orifice
38 ... Feedback path
39 ... Spring
G1, G2 ... Planetary gear
H / C ... High clutch
R / C ... Reverse clutch
L / C ... Low clutch
2 & 4 / B ... 2 speed / 4 speed band brake
L & R / B ... Low & Reverse Brake

Claims

In a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle that controls the engagement / release of a friction engagement element by hydraulic pressure, a target flow rate when oil is filled in the friction engagement element to be engaged is calculated, and A hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle, wherein a limit flow rate that can be supplied to a frictional engagement element to be fastened is calculated, and an original oil pressure is corrected according to a deviation between the target flow rate and the limit flow rate .

The target pressure of oil to be filled in the friction engagement element is corrected if the deviation is less than a predetermined value, and the original pressure of oil is corrected if the deviation is greater than or equal to a predetermined value. The hydraulic control apparatus of the automatic transmission for vehicles as described.

Wherein the target flow rate, the hydraulic control device for the vehicular automatic transmission according to claim 1 or 2, characterized in that calculated based on the target filling time and the filling volume of the.

In a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle that controls the engagement / release of a friction engagement element with oil pressure, a target flow rate when oil is filled in the friction engagement element to be engaged is set as a target filling time. And calculating a limit flow rate that can be supplied to the frictional engagement element to be fastened, and correcting a filling control amount according to a deviation between the target flow rate and the limit flow rate. Hydraulic control device for automatic transmission for vehicles.

5. The hydraulic control device for a vehicle automatic transmission according to claim 4 , wherein a filling control amount to be corrected is selected according to a deviation between the target flow rate and the limit flow rate.

6. The hydraulic control apparatus for an automatic transmission for a vehicle according to claim 4 , wherein the filling control amount is an opening area of an oil supply path.

6. The hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 4 , wherein the filling control amount is an original pressure of oil.

The vehicle according to any one of claims 1 to 7 , wherein the limit flow rate is calculated based on a dischargeable flow rate of an oil pump, a flow rate required for other elements, and a leakage flow rate. Hydraulic control device for automatic transmission.

The oil pump is an oil pump that is rotationally driven by an engine combined with an automatic transmission, and the dischargeable flow rate is calculated based on a reference original pressure of oil and a rotational speed of the engine. Item 9. The hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to Item 8 .

The hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 8 or 9, wherein a flow rate required for the other elements is calculated based on a rotational speed of an engine combined with the automatic transmission.

The hydraulic control device for a vehicle automatic transmission according to any one of claims 8 to 10 , wherein the leakage flow rate is calculated based on an oil temperature.