JP4149118B2

JP4149118B2 - Hydraulic control device for automatic transmission for vehicle

Info

Publication number: JP4149118B2
Application number: JP2000161735A
Authority: JP
Inventors: 弘之湯浅
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2000-05-31
Filing date: 2000-05-31
Publication date: 2008-09-10
Anticipated expiration: 2020-05-31
Also published as: JP2001336625A

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、締結させる摩擦係合要素に油を充填する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、掛け替え変速のために締結側摩擦係合要素に油を充填させるときには、調圧後の吐出流量（総流量）から解放側の摩擦係合要素に供給される流量を除く流量が、締結側の摩擦係合要素に供給可能な流量となり、たとえバルブを開いて流量の確保を図ろうとしても、前記供給可能流量以上に油を供給させることができない。
【０００７】
このため、要求される流量が確保できないことで、プリチャージの完了が遅れてしまうという問題が発生すると共に、実際には所期流量よりも少ない流量しか供給できない状態で、指示圧（バルブ開口面積）に見合った流量が流れているものとしてプリチャージが行われ、充填が完了していないのに圧力制御に移行しまい、これによって圧力制御の精度が低下して大きな変速ショックを発生させる可能性があった。
【０００８】
本発明は上記問題点に鑑みなされたものであり、締結側摩擦係合要素と解放側摩擦係合要素とに供給可能な油の総流量と、解放側摩擦係合要素に供給される流量から、締結側の摩擦係合要素に供給可能な最大流量を判断して、該最大流量に対応したプリチャージ制御を行わせることが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。
【０００９】
【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、締結側摩擦係合要素と解放側摩擦係合要素とに供給可能な油の総流量と、前記解放側摩擦係合要素へ流入する油の流量との偏差に基づいて、前記締結側摩擦係合要素に供給可能な油の最大流量を求め、該最大流量に基づいて前記締結側摩擦係合要素に油を充填させるときの指示圧を決定する構成とした。
【００１０】
かかる構成によると、総流量から解放側の摩擦係合要素へ流入する油の流量を減算した流量が、そのときの供給条件で締結側へ流入させることができる最大流量であるので、係る最大流量に見合う指示圧を出力する。
【００１１】
請求項２記載の発明では、前記最大流量と油温とに基づいて前記締結側摩擦係合要素に油を充填させるときの指示圧を決定する構成とした。
【００１２】
かかる構成によると、油の温度による粘性の違いによって、指示圧（油の供給を制御するバルブの開口面積の指示）に対して得られる流量が異なることに対応して、指示圧が決定される。
【００１３】
請求項３記載の発明では、締結側摩擦係合要素と解放側摩擦係合要素とに供給可能な油の総流量と、前記解放側摩擦係合要素へ流入する油の流量との偏差に基づいて、前記締結側摩擦係合要素に供給可能な油の最大流量を求め、該最大流量と前記締結側摩擦係合要素に油を充填するときの目標流量とに基づいて、前記供給可能な油の総流量を変更する構成とした。
【００１４】
かかる構成によると、油の総流量と、解放側の摩擦係合要素へ流入する油の流量とから、そのときの総流量で締結側に供給できる油の流量が求められ、この流量が目標流量よりも少ないときに油の総流量を増大変更することで、目標流量で油を締結側に充填できるようにする。
【００１５】
請求項４記載の発明では、前記供給可能な油の総流量を、油の元圧を変更することで変更する構成とした。
かかる構成によると、油の元圧を増大変更することで油の総流量が増大するので、目標流量が得られないと判断されるときに油の元圧を増大変更し、総流量から解放側に供給される流量を減算しても、締結側に充填される油の流量が目標流量以上になるようにする。
【００１６】
請求項５記載の発明では、締結側摩擦係合要素と解放側摩擦係合要素とに供給可能な油の総流量と、前記解放側摩擦係合要素へ流入する油の流量との偏差に基づいて、前記締結側摩擦係合要素に供給可能な油の最大流量を求め、該最大流量と前記締結側摩擦係合要素に油を充填するときの目標流量とに基づいて、前記解放側摩擦係合要素へ流入する油の流量を変更する構成とした。
【００１７】
かかる構成によると、油の総流量内で目標流量が確保できるように、解放側の摩擦係合要素へ流入する油の流量を変更する。即ち、総流量から解放側の摩擦係合要素へ流入する油の流量を減算して得られる流量よりも、締結側の目標流量が多いときには、解放側の摩擦係合要素へ流入する油の流量を減らすことで、総流量内で締結側の目標流量を確保できるようにする。
【００１８】
請求項６記載の発明では、前記目標流量を、目標の充填完了時間と充填体積とに基づいて決定する構成とした。
かかる構成によると、締結側摩擦係合要素の油の充填空間に、目標時間で油を充填させるには、充填体積／目標時間の流量が必要となるので、充填体積／目標時間を目標流量とする。
【００１９】
請求項７記載の発明では、前記供給可能な油の総流量を、調圧後の吐出流量と、摩擦係合要素以外に供給される油の流量と、漏れ流量とから設定する構成とした。
【００２０】
かかる構成によると、オイルポンプから吐き出された後、元圧（ライン圧）に調圧された流量から、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、油経路の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の流量になるものとして、総流量が求められる。
【００２１】
請求項８記載の発明では、前記調圧後の吐出流量を、油の元圧及びエンジン回転速度から推定する構成とした。
かかる構成によると、油の元圧（ライン圧）と、エンジン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回転速度とから、調圧後の吐出流量を推定する。
【００２２】
請求項９記載の発明では、前記摩擦係合要素以外に供給される油の流量をエンジン回転速度から推定する構成とした。
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を、予め設定される相関に基づきエンジン回転速度から推定する。
【００２３】
請求項１０記載の発明では、前記漏れ流量を油温に基づいて推定する構成とした。
かかる構成によると、油の粘度に相関する油温に基づき、粘度で変化する漏れ流量を推定する。
【００２４】
請求項１１記載の発明では、前記解放側摩擦係合要素へ流入する油の流量を、油の元圧，前記解放側摩擦係合要素への油の供給を制御するバルブの開口面積，油温に基づいて推定する構成とした。
【００２５】
かかる構成によると、バルブの開口面積、該バルブの上流側での圧力である元圧（ライン圧）及び油の粘度・密度に相関する油温から、解放側摩擦係合要素に流入する油の流量が推定される。
【００２６】
【発明の効果】
請求項１記載の発明によると、そのときの油の供給能力、及び、解放側への油の流入状態で、締結側へ供給できる最大流量に見合う指示圧で油の充填を行わせ、指示圧と実際の流量とを対応させて油の充填を行わせることができるという効果がある。
【００２７】
請求項２記載の発明によると、油の粘度の違いによる流量変化を見込んで、指示圧と実際の流量とを精度良く対応させることができるという効果がある。請求項３記載の発明によると、解放側摩擦係合要素及び締結側摩擦係合要素それぞれに要求流量の油を供給させつつ、指示圧と実際の流量とを対応させて油の充填を行わせることができるという効果がある。
【００２８】
請求項４記載の発明によると、油の元圧（ライン圧）の変更によって、総流量を増やすことで、締結側摩擦係合要素における要求流量を確保できるという効果がある。
【００２９】
請求項５記載の発明によると、そのときの総流量内でプリチャージに必要な流量の確保することができ、解放制御に優先して所望のプリチャージ制御を行わせることができるという効果がある。
【００３０】
請求項６記載の発明によると、目標時間で充填を完了させることができる流量を確保できるという効果がある。
請求項７記載の発明によると、トルクコンバータ等に供給される油の流量や、油経路からの漏れ流量を考慮して、総流量を精度良く推定できるという効果がある。
【００３１】
請求項８記載の発明によると、オイルポンプからの吐出流量及び調整圧に応じて、調圧後の吐出流量を精度良く推定できるという効果がある。
請求項９記載の発明によると、トルクコンバータ等に供給される油の流量を精度良く推定できるという効果がある。
【００３２】
請求項１０記載の発明によると、油の粘度によって変化する油経路からの漏れ流量を精度良く推定できるという効果がある。
請求項１１記載の発明によると、解放側摩擦係合要素に供給される油の流量を、元圧（ライン圧）の変化、油の粘度・密度の変化、更に、バルブの制御状態に応じて、精度良く推定できるという効果がある。
【００３３】
【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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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３１にも供給される。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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。
【００４７】
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。
【００４８】
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。
【００４９】
ここで、解放側については、非変速時の油圧から解放制御の初期圧にまで減少させてから締結側油圧の増大制御に対応させて解放側油圧を減少制御し、また、締結側については、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。
【００５０】
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。
【００５１】
ステップＳ１では、前記図３に示した調圧機構２２直後における流量（調圧後の吐出流量）である吐出流量Can-Q（cc/sec）を演算する。
具体的には、図７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）に対応する吐出流量Can-Q（cc/sec）を検索する。
【００５２】
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、吐出流量Can-Qの演算に用いても良い。
【００５３】
ステップＳ２では、吐出流量Can-Qの中から、前記トルクコンバータ１や潤滑回路３１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。
【００５４】
具体的には、図８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。
【００５５】
トルクコンバータ１や潤滑経路３１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。
【００５６】
ステップＳ３では、吐出流量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９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。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。
【００５７】
ステップＳ４では、前記吐出流量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、締結側及び解放側の摩擦係合要素に実際に供給できる総流量Limit-Q（cc/sec）とする。
【００５８】
Limit-Q（cc/sec）＝［Can-Q］−（［Require-Q］＋［Leak-Q］）
ステップＳ５では、解放側摩擦係合要素に流入する油の流量Ｑｓ、具体的には、解放側のソレノイドバルブ２４に流入する解放側流量Ｑｓを演算する。
【００５９】
尚、上記解放側流量Ｑｓの演算については、後で詳述する。ステップＳ６では、前記総流量Limit-Qから解放側流量Ｑｓを減算した流量を、締結側摩擦係合要素に油を充填するときの最大流量として求める。
【００６０】
換言すれば、図１０に示すように、前記総流量Limit-Qと解放側流量Ｑｓとから、締結側摩擦係合要素に油を充填するときの最大流量を決定する。解放側に供給される油の流量と締結側に供給される油の流量との総和は、最大でも総流量Limit-Q以下となるから、総流量Limit-Qから解放側流量Ｑｓを減算した流量が、締結側摩擦係合要素に供給できる最大流量となる。
【００６１】
ステップＳ７では、油温を読み込み、ステップＳ８では、前記油温と最大流量とから締結側摩擦係合要素のプリチャージ制御における指示圧（プリチャージ圧：充填制御量）、換言すれば、ソレノイドバルブ２４の開口面積を決定する（図１１参照）。
【００６２】
ステップＳ９では、締結側摩擦係合要素の反力が所定以上になったか否かを判別し、反力が所定以上になるまでステップＳ１〜Ｓ８のプリチャージ制御（流量制御）を継続させ、反力が所定以上になると、ステップＳ１０へ進んで、プリチャージ制御（流量制御）から、摩擦係合要素の圧力を目標圧に制御する圧力制御に移行させる。
【００６３】
前記圧力制御においては、例えば、入力軸トルクに応じて解放側及び締結側の目標圧を設定し、該目標圧に応じたデューティでソレノイドバルブ２４を制御する。
【００６４】
尚、前記反力の演算は、前述の流量Ｑｓの演算と共に、後で詳述する。
図１２の制御ブロック図は、上記プリチャージ制御を示すものであり、基準ライン圧ＰＬ及びエンジン回転速度（rpm）から吐出流量Can-Q（cc/sec）を演算し、必要流量Require-Q（cc/sec）をエンジン回転速度（rpm）から演算し、油温から漏れ流量Leak-Qを演算する。
【００６５】
そして、吐出流量Can-Q−必要流量Require-Q−漏れ流量Leak-Qを、総流量Limit-Qとして演算し、該総流量Limit-Qから解放側への流入流量Ｑｓを減算して求められる締結側へ供給可能な最大流量と、油温とからプリチャージにおける指示圧を決定する。
【００６６】
一方、締結側摩擦係合要素の反力が演算され、該反力に基づいてプリチャージ制御（流量制御）から圧力制御への移行が判別される。上記構成によると、そのとき締結側に供給できる最大流量から指示圧を決定してプリチャージを行わせるので、締結側に供給できる最大流量での圧力を超える指示圧が出力され、指示圧と実際に得られる圧力とが乖離することを防止でき、以って、締結側摩擦係合要素の反力の推定精度を確保して、反力に基づく圧力制御への移行判断を高精度に行えるという効果がある。
【００６７】
次に、摩擦係合要素（ソレノイドバルブ２４）に流入する油の流量及び反力の推定を、図１３，１４のブロック図に従って説明する。
尚、流量及び反力の演算は、締結側及び解放側で同様にして行われるので、以下では、締結側及び解放側に共通のものとして説明する。
【００６８】
前記ソレノイドバルブ２４に対する流入流量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。
【００６９】
前記開口面積Ａは、目標クラッチ油圧（指示圧）に基づき、以下のようにして求められる。
まず、そのときの目標クラッチ油圧（指示圧）から、図１５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。
【００７０】
尚、ソレノイドバルブ２４は、上記のように、目標クラッチ油圧（指示圧）から設定される駆動デューティＤＵＴＹ（％）によってデューティ制御されるようになっている。
【００７１】
次いで、図１６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１７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。
【００７２】
ここで、スプールバルブ３２は、図１８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。
【００７３】
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。
【００７４】
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、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。
【００７５】
具体的には、図１９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。
【００７６】
一方、前記流入流量Ｑｓを算出するための（１）式における流量係数Ｃは、図２０のブロック図に示すようにして演算される。
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。
【００７７】
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。
また、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及びクラッチ反力が、下式（２）〜（７）の連立方程式を解くことで算出される。
【００７８】
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。
【００７９】
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。
【００８０】
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１４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。
【００８１】
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。
【００８２】
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。
【００８３】
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）式に従ってピストン変位で変化する容量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。
【００８４】
尚、図１４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。上記のようにして解放側について流入流量Ｑｓを求め、該解放側の流入流量Ｑｓから締結側の最大流量を求めてプリチャージ圧の設定を行わせ、プリチャージ圧から求められる締結側の流入流量Ｑｓを用いて締結側の反力を演算し、該反力に基づいてプリチャージの完了を判定させる。
【００８５】
上記実施の形態では、そのときの総流量で締結側に供給できる最大流量に応じて指示圧を決定する構成としたが、係る構成の場合、総流量が少なく解放側への流量が多いと、締結側に供給できる油の流量が少なくなり、充填に時間を要することになってしまう。
【００８６】
そこで、以下に示す第２の実施形態のように、所望の充填を行わせるに必要な締結側への流量（目標流量）を予め設定し、そのときの総流量及び解放側への流量から締結側に供給できると判断される流量が、前記目標流量よりも少ないときには、総流量を増やして目標流量でのプリチャージを可能するようにしても良い。
【００８７】
図２１のフローチャートは前記第２の実施形態におけるプリチャージ制御を示すものであり、図２２の制御ブロック図を参照しつつ以下に説明する。
ステップＳ２１〜Ｓ２４では、前記図６のフローチャートのステップＳ１〜Ｓ４と同様にして、総流量Limit-Qを演算する。
【００８８】
ステップＳ２５では、ステップＳ５と同様にして、解放側摩擦係合要素に流入する油の流量Ｑｓ（解放側のソレノイドバルブ２４に流入する解放側流量Ｑｓ）を演算する。
【００８９】
ステップＳ２６では、前記総流量Limit-Qから解放側流量Ｑｓを減算して、基準ライン圧で締結側に供給可能な最大流量（供給可能最大流量）を求める。
ステップＳ２７では、プリチャージを目標時間で完了させるための目標流量Tgt-Q（cc/sec）を、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。
【００９０】
目標流量Tgt-Q＝［充填容積Ｖｃ］／［目標充填時間Tgt-TIME］
前記充填容積Ｖｃは、配管容積と摩擦係合要素の容積との合計として設定されるものであり、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。
【００９１】
また、目標充填時間Tgt-TIMEは、固定値であっても良いが、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２３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。
【００９２】
ステップＳ２８では、前記目標流量Tgt-Qと前記供給可能最大流量との偏差（偏差＝目標流量Tgt-Q−供給可能最大流量）を演算する。
ステップＳ２９では、前記偏差に応じてライン圧の補正値を設定する。
【００９３】
前記ライン圧補正値は、前記目標流量Tgt-Qが前記供給可能最大流量よりも多く、現状の総流量Limit-Qでは目標流量Tgt-Qを得ることができない場合に、ライン圧（充填制御量）を増大させるように設定される。
【００９４】
具体的には、前記供給可能最大流量が目標流量Tgt-Q以上で前記偏差が０以下であるときには、実質的な補正が行われないように補正値が設定され、前記目標流量Tgt-Qが供給可能最大流量以上で前記偏差がプラスの値に算出されるときには、偏差が大きいときほどよりライン圧が大きく補正されるように補正値が設定される。
【００９５】
ライン圧を増大補正すると、総流量Limit-Qが増え、相対的に締結側摩擦係合要素に供給できる油の流量（供給可能最大流量）が増えることで、供給可能最大流量を目標流量Tgt-Q以上にして、目標時間で充填を完了させ得る目標流量Tgt-Qでのプリチャージが可能になる。
【００９６】
ステップＳ３０では、前記ステップＳ２９で設定した補正値によって基準のライン圧を補正し、該補正後のライン圧になるように前記調圧機構２２を制御する。
【００９７】
ステップＳ３１では、油温を読み込み、ステップＳ３２では、油温と目標流量Tgt-Qとからプリチャージ圧を決定する。
そして、ステップＳ３３では、締結側摩擦係合要素の反力が所定以上になったか否かを判別し、反力が所定以上になるとステップＳ３４へ進み、圧力制御に移行させる。
【００９８】
上記第２の実施形態では、目標充填時間から設定される締結側の目標流量を確保すべく、総流量（ライン圧）を変更する構成としたが、そのときの総流量内で締結側の目標流量を確保すべく、解放側の流量を減少させる構成とすることができる。
【００９９】
係る構成とした第３の実施形態を、図２５のブロック図を参照しつつ、図２４のフローチャートに従って説明する。
ステップＳ４１〜Ｓ４４では、前記図６のフローチャートのステップＳ１〜Ｓ４と同様にして、総流量Limit-Qを演算する。
【０１００】
ステップＳ４５では、ステップＳ５と同様にして、解放側摩擦係合要素に流入する油の流量Ｑｓ（解放側のソレノイドバルブ２４に流入する解放側流量Ｑｓ）を演算する。
【０１０１】
ステップＳ４６では、前記総流量Limit-Qから解放側流量Ｑｓを減算して、そのときの解放側流量Ｑｓで締結側に供給可能な最大流量（供給可能最大流量）を求める。
【０１０２】
ステップＳ４７では、プリチャージを目標時間で完了させるための目標流量Tgt-Q（cc/sec）を、前記ステップＳ２７と同様にして演算する。
ステップＳ４８では、前記目標流量Tgt-Qと前記供給可能最大流量との偏差（偏差＝目標流量Tgt-Q−供給可能最大流量）を演算する。
【０１０３】
ステップＳ４９では、前記偏差に応じて解放側の指示圧の補正値を設定する。前記解放側指示圧補正値は、前記目標流量Tgt-Qが前記供給可能最大流量よりも多く、現状の解放側流量Ｑｓのままでは締結側の目標流量Tgt-Qを得ることができない場合に、解放側指示圧を減少させて、解放側への流量Ｑｓを減少させるように設定される。
【０１０４】
具体的には、前記供給可能最大流量が目標流量Tgt-Q以上で前記偏差が０以下であるときには、実質的な補正が行われないように補正値が設定され、前記目標流量Tgt-Qが供給可能最大流量以上で前記偏差がプラスの値に算出されるときには、偏差が大きいときほど解放側指示圧をより小さくするように補正値が設定される。
【０１０５】
ステップＳ５０では、前記ステップＳ４９で設定された補正値によって解放側摩擦係合要素の指示圧（目標クラッチ圧）を補正する。
締結側の目標流量Tgt-Qが供給可能最大流量を上回っていて、目標流量Tgt-Qを確保できないときには、ステップＳ５０で解放側摩擦係合要素の指示圧が減少補正されることで、解放側に流入する油の流量が減少し、相対的に締結側の摩擦係合要素に供給できる油の流量が増え、目標流量Tgt-Qで締結側に油を供給できるようになる。
【０１０６】
ステップＳ５１では、油温を読み込み、ステップＳ５２では、油温と目標流量Tgt-Qとからプリチャージ圧を決定する。
そして、ステップＳ５３では、締結側摩擦係合要素の反力が所定以上になったか否かを判別し、反力が所定以上になるとステップＳ５４へ進み、圧力制御に移行させる。
【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】第１の実施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】実施の形態におけるライン圧及びエンジン回転速度→吐出流量のマップを示す線図。
【図８】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９】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１０】実施の形態における解放側流入流量及び総流量→締結側目標流量のマップを示す線図。
【図１１】実施の形態における締結側目標流量及び油温→プリチャージ油圧のマップを示す線図。
【図１２】第１の実施形態におけるプリチャージ制御を示す制御ブロック図。
【図１３】実施の形態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１４】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１５】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１６】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１７】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１８】ソレノイドバルブの荷重バランス状態を示す状態図。
【図１９】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２０】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２１】第２の実施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２２】第２の実施形態におけるプリチャージ制御を示す制御ブロック図。
【図２３】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２４】第３の実施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２５】第３の実施形態におけるプリチャージ制御を示す制御ブロック図。
【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 an automatic transmission for a vehicle, and more particularly to precharge control for filling a friction engagement element to be fastened with oil.
[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 in accordance with the throttle opening, the oil temperature, the vehicle speed, and the like is disclosed in JP-A-7-027217 and JP-A-6-235451. No. gazette and the like.
[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]
Furthermore, Japanese Patent Laid-Open No. 5-312258 discloses a configuration in which the precharge time is learned and controlled by 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, when the engagement side frictional engagement element is filled with oil for the switching speed, the flow rate excluding the flow rate supplied to the release side frictional engagement element from the discharge flow rate (total flow rate) after pressure adjustment is the engagement side. The flow rate can be supplied to the frictional engagement element, and even if the valve is opened to secure the flow rate, oil cannot be supplied more than the supplyable flow rate.
[0007]
For this reason, there is a problem that the completion of precharge is delayed because the required flow rate cannot be secured, and the indicator pressure (valve opening area) can be supplied in a state where only a flow rate smaller than the intended flow rate can be actually supplied. ) Precharge is performed assuming that the flow rate is appropriate, and the pressure control is shifted to the case where the charging is not completed. This may reduce the accuracy of the pressure control and generate a large shift shock. there were.
[0008]
The present invention has been made in view of the above problems,The total flow rate of oil that can be supplied to the fastening side frictional engagement element and the release side frictional engagement element, and the release sideCan be supplied to the frictional engagement element on the fastening side from the flow rate supplied to the frictional engagement elementmaximumJudging the flow rate,Precharge control corresponding to the maximum flow rate can be performed.An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, according to the first aspect of the present invention, the total flow rate of oil that can be supplied to the fastening side frictional engagement element and the release side frictional engagement element,Release side frictional engagement elementBased on the deviation from the flow rate of oil flowing into theFind the maximum flow rate of oil that can be supplied andBased on the above, the command pressure is determined when oil is filled in the engagement side frictional engagement element.
[0010]
According to this configuration, the flow rate obtained by subtracting the flow rate of the oil flowing into the disengagement friction engagement element from the total flow rate is the maximum flow rate that can be caused to flow into the fastening side under the supply conditions at that time.Outputs the indicated pressure corresponding to
[0011]
According to a second aspect of the present invention, theFlow rateThe command pressure for filling the engagement side frictional engagement element with oil based on the oil temperature and the oil temperature is determined.
[0012]
According to this configuration, the command pressure is determined in accordance with the difference in the flow rate obtained with respect to the command pressure (the command of the opening area of the valve that controls the oil supply) due to the difference in viscosity due to the temperature of the oil. .
[0013]
According to a third aspect of the present invention, the total flow rate of oil that can be supplied to the engagement-side friction engagement element and the release-side friction engagement element, and the releaseSideFlow rate of oil flowing into frictional engagement elementThe maximum flow rate of oil that can be supplied to the engagement-side frictional engagement element, and the maximum flow rateThe total flow rate of the oil that can be supplied is changed based on the target flow rate when the engagement side frictional engagement element is filled with oil.
[0014]
According to such a configuration, the flow rate of oil that can be supplied to the fastening side at the total flow rate at that time is obtained from the total flow rate of oil and the flow rate of oil flowing into the frictional engagement element on the release side, and this flow rate is the target flow rate. By changing the total flow rate of oil to be increased when it is less, the oil can be filled on the fastening side at the target flow rate.
[0015]
In the invention according to claim 4, the total flow rate of the oil that can be supplied is changed by changing the original pressure of the oil.
According to such a configuration, since the total flow rate of the oil is increased by increasing and changing the oil source pressure, the oil source pressure is increased and changed when it is determined that the target flow rate cannot be obtained. Even if the flow rate supplied to is subtracted, the flow rate of the oil charged on the fastening side is made equal to or higher than the target flow rate.
[0016]
In the invention according to claim 5, the total flow rate of oil that can be supplied to the engagement-side friction engagement element and the release-side friction engagement element, and the releaseSideFlow rate of oil flowing into frictional engagement elementThe maximum flow rate of oil that can be supplied to the engagement-side frictional engagement element, and the maximum flow rateBased on the target flow rate when filling the engagement side frictional engagement element with oil,Release side frictional engagement elementThe flow rate of oil flowing into the tank is changed.
[0017]
According to this configuration, the flow rate of the oil flowing into the release side frictional engagement element is changed so that the target flow rate can be secured within the total flow rate of the oil. That is, when the target flow rate on the fastening side is larger than the flow rate obtained by subtracting the flow rate of oil flowing into the release side frictional engagement element from the total flow rate, the flow rate of oil flowing into the release side frictional engagement element The target flow rate on the fastening side can be secured within the total flow rate.
[0018]
In a sixth aspect of the invention, the target flow rate is determined based on a target filling completion time and a filling volume.
According to such a configuration, in order to fill the oil filling space of the engagement side frictional engagement element with the oil in the target time, a flow rate of the filling volume / target time is required. Therefore, the filling volume / target time is set as the target flow rate. To do.
[0019]
In a seventh aspect of the invention, the total flow rate of the oil that can be supplied is set from the discharge flow rate after pressure adjustment, the flow rate of oil supplied to other than the friction engagement elements, and the leakage flow rate.
[0020]
According to this configuration, after being discharged from the oil pump, oil supplied to other elements such as a torque converter and a lubrication path from the flow adjusted to the original pressure (line pressure), and in the middle of the oil path The total flow rate is obtained on the assumption that the amount excluding the leaking flow rate becomes the flow rate of oil that can be supplied to the friction engagement element.
[0021]
The invention according to claim 8 is configured to estimate the discharge flow rate after the pressure adjustment from the original pressure of the oil and the engine rotation speed.
According to this configuration, the regulated discharge flow rate is estimated from the original pressure (line pressure) of the oil and the engine rotation speed proportional to the rotation speed of the oil pump driven by the engine.
[0022]
The invention according to claim 9 is configured to estimate the flow rate of the oil supplied to other than the friction engagement element from the engine speed.
According to such a configuration, the flow rate of oil supplied to other elements such as a torque converter and a lubrication path is estimated from the engine speed based on a preset correlation.
[0023]
In the invention of claim 10, the leakage flow rate is estimated based on the oil temperature.
According to this configuration, the leakage flow rate that varies with the viscosity is estimated based on the oil temperature correlated with the viscosity of the oil.
[0024]
In the invention of claim 11, theRelease side frictional engagement elementThe flow rate of the oil flowing into the engine is estimated based on the original pressure of the oil, the opening area of the valve that controls the supply of the oil to the release side frictional engagement element, and the oil temperature.
[0025]
According to this configuration, the oil flowing into the disengagement side frictional engagement element from the opening area of the valve, the original pressure (line pressure) that is the pressure upstream of the valve, and the oil temperature correlated with the viscosity and density of the oil. The flow rate is estimated.
[0026]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, the maximum flow rate that can be supplied to the fastening side in the oil supply capacity at that time, and the inflow state of the oil to the release sideFill the oil with the indicated pressure suitable forThere is an effect that oil can be filled by making the indicated pressure correspond to the actual flow rate.
[0027]
According to the invention of claim 2, the flow rate change due to the difference in the viscosity of the oil is expected,Match the indicated pressure with the actual flow rate with high accuracy.There is an effect that can be. According to the third aspect of the present invention, the oil is filled by making the indicated pressure correspond to the actual flow rate while supplying the required flow rate of oil to each of the release side frictional engagement element and the fastening side frictional engagement element. There is an effect that can be.
[0028]
According to the fourth aspect of the present invention, there is an effect that the required flow rate in the engagement side frictional engagement element can be secured by increasing the total flow rate by changing the oil original pressure (line pressure).
[0029]
According to the fifth aspect of the invention, it is possible to secure a flow rate necessary for precharging within the total flow rate at that time, and to perform desired precharge control in preference to release control. .
[0030]
According to the sixth aspect of the invention, there is an effect that a flow rate capable of completing the filling in the target time can be secured.
According to the seventh aspect of the invention, there is an effect that the total flow rate can be accurately estimated in consideration of the flow rate of the oil supplied to the torque converter and the like and the leakage flow rate from the oil path.
[0031]
According to the eighth aspect of the invention, there is an effect that the discharge flow rate after the pressure adjustment can be accurately estimated according to the discharge flow rate and the adjustment pressure from the oil pump.
According to the ninth aspect of the invention, there is an effect that it is possible to accurately estimate the flow rate of the oil supplied to the torque converter or the like.
[0032]
According to the tenth aspect of the present invention, there is an effect that it is possible to accurately estimate the leakage flow rate from the oil passage which varies depending on the viscosity of the oil.
According to the eleventh aspect of the invention, the flow rate of the oil supplied to the disengagement side frictional engagement element depends on the change in the original pressure (line pressure), the change in the viscosity and density of the oil, and the control state of the valve. There is an effect that it can be estimated with high accuracy.
[0033]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below.
FIG. 1 shows a transmission mechanism of a vehicle automatic transmission according to an embodiment, and an output of an engine (not shown) is transmitted to a transmission mechanism 2 via a torque converter 1.
[0034]
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.
[0035]
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.
[0036]
The sun gear S2 of the planetary gear set G2 is directly connected to the input shaft IN.
The carrier c1 of the planetary gear set G1 is configured to be connectable to the input shaft I by a high clutch H / C, while the ring gear 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.
[0037]
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.
[0038]
In FIG. 2, the circles indicate the engaged state, and the parts not marked with the symbols indicate the released state, but 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.
[0039]
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.
[0040]
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.
[0041]
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.
[0042]
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 31. The
[0043]
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.
[0044]
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.
[0045]
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.
[0046]
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.
[0047]
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.
[0048]
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.
[0049]
Here, for the disengagement side, the release side oil pressure is controlled to decrease corresponding to the increase control of the engagement side oil pressure after decreasing from the hydraulic pressure at the time of non-shift to the initial pressure of the disengagement control. By outputting a command pressure higher than the initial pressure of the engagement control, the friction engagement element to be fastened is precharged to quickly fill with oil, and then the friction engagement element is filled with oil, and then The engagement hydraulic pressure is gradually increased and controlled, and this precharge will be described in detail below.
[0050]
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.
[0051]
In step S1, a discharge flow rate Can-Q (cc / sec) that is a flow rate immediately after the pressure adjustment mechanism 22 shown in FIG. 3 (discharge flow rate after pressure adjustment) is calculated.
Specifically, as shown in FIG. 7, a map in which the discharge 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 discharge flow rate Can-Q (cc / sec) corresponding to the reference line pressure PL and the engine rotation speed (rpm) is retrieved.
[0052]
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 discharge flow rate Can-Q.
[0053]
In step S2, the flow rate of oil supplied to the torque converter 1 and the lubrication circuit 31 is calculated as the required flow rate Require-Q (cc / sec) from the discharge flow rate Can-Q.
[0054]
Specifically, as shown in FIG. 8, 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).
[0055]
Since the flow rate of oil supplied to the torque converter 1 and the lubrication path 31 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.
[0056]
In step S3, a loss due to leakage from the discharge flow rate Can-Q is calculated as a leakage flow rate Leak-Q (cc / sec).
Specifically, as shown in FIG. 9, a leak flow rate corresponding to the oil temperature at that time is referred 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). 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.
[0057]
In step S4, the required flow rate Require-Q and the leakage flow rate Leak-Q are subtracted from the discharge flow rate Can-Q, and the result is the total flow rate that can be actually supplied to the engagement and release side frictional engagement elements. Limit-Q (cc / sec).
[0058]
Limit-Q (cc / sec) = [Can-Q]-([Require-Q] + [Leak-Q])
In step S5, the flow rate Qs of oil flowing into the release side frictional engagement element, specifically, the release side flow rate Qs flowing into the release side solenoid valve 24 is calculated.
[0059]
The calculation of the release side flow rate Qs will be described in detail later. In step S6, the flow rate obtained by subtracting the release-side flow rate Qs from the total flow rate Limit-Q is used to fill the engagement-side friction engagement element with oil.Obtain as the maximum flow rate.
[0060]
In other words, as shown in FIG. 10, when the engagement side frictional engagement element is filled with oil from the total flow rate Limit-Q and the release side flow rate Qs.Flow rateTo decide. Since the sum of the flow rate of oil supplied to the release side and the flow rate of oil supplied to the fastening side is at most the total flow rate Limit-Q, the flow rate obtained by subtracting the release side flow rate Qs from the total flow rate Limit-Q Can be supplied to the fastening side frictional engagement elementMaximum flow rate.
[0061]
In step S7, the oil temperature is read. In step S8, the oil temperature andFlow rateThen, the command pressure (precharge pressure: filling control amount) in the precharge control of the engagement side frictional engagement element, in other words, the opening area of the solenoid valve 24 is determined (see FIG. 11).
[0062]
In step S9, it is determined whether or not the reaction force of the engagement side frictional engagement element is equal to or greater than a predetermined value, and the precharge control (flow rate control) in steps S1 to S8 is continued until the reaction force becomes equal to or greater than the predetermined value. When the force becomes equal to or greater than the predetermined value, the process proceeds to step S10, and the precharge control (flow rate control) is shifted to the pressure control for controlling the pressure of the friction engagement element to the target pressure.
[0063]
In the pressure control, for example, target pressures on the release side and the fastening side are set according to the input shaft torque, and the solenoid valve 24 is controlled with a duty corresponding to the target pressure.
[0064]
The calculation of the reaction force will be described in detail later together with the calculation of the flow rate Qs.
The control block diagram of FIG. 12 shows the precharge control. The discharge flow rate Can-Q (cc / sec) is calculated from the reference line pressure PL and the engine speed (rpm), and the required flow rate Require-Q ( cc / sec) is calculated from the engine speed (rpm), and the leakage flow rate Leak-Q is calculated from the oil temperature.
[0065]
Then, the discharge flow rate Can-Q−required flow rate Require-Q−leakage flow rate Leak-Q is calculated as the total flow rate Limit-Q, and the inflow flow rate Qs to the release side is subtracted from the total flow rate Limit-Q. Can be supplied to the fastening sideFrom maximum flow rate and oil temperatureThe command pressure for precharge is determined.
[0066]
On the other hand, the reaction force of the engagement side frictional engagement element is calculated, and the transition from precharge control (flow rate control) to pressure control is determined based on the reaction force. According to the above configuration, the maximum flow rate that can be supplied to the fastening side at that timeBecause the pre-charge is performed by determining the indicated pressure from theMaximum flow rate that can be suppliedPressure atThe command pressure that exceeds is output, and the command pressure is actually obtained.pressureCan be prevented from deviating from each other, so that the estimation accuracy of the reaction force of the engagement-side frictional engagement element can be ensured, and the determination to shift to the pressure control based on the reaction force can be performed with high accuracy.
[0067]
Next, estimation of the flow rate and reaction force of the oil flowing into the friction engagement element (solenoid valve 24) will be described with reference to the block diagrams of FIGS.
Since the calculation of the flow rate and the reaction force is performed in the same manner on the fastening side and the releasing side, it will be described below as common to the fastening side and the releasing side.
[0068]
The inflow flow rate Qs with respect to the solenoid valve 24 is the oil flow coefficient C, the opening area of the hydraulic passage 34 controlled by the solenoid valve 24, the line pressure PL, the clutch hydraulic pressure Real-Pc, and the oil density ρ. Then,
Qs = C · A · {(PL-Real-Pc) / ρ}^1/2……… (1)
Is calculated as
[0069]
The opening area A is obtained as follows based on the target clutch oil pressure (indicated pressure).
First, the drive duty DUTY (%) of the solenoid is obtained from the target clutch oil pressure (indicated pressure) at that time with reference to a table as shown in FIG.
[0070]
The solenoid valve 24 is duty-controlled by the drive duty DUTY (%) set from the target clutch oil pressure (indicated pressure) as described above.
[0071]
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 attraction force Fsol (Kgf) by a table as shown in FIG.
[0072]
Here, as shown in FIG. 18, 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 through the feedback passage 38.
[0073]
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.
[0074]
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, the opening area A (opening area of the hydraulic pressure supply port) of the solenoid valve 24 is obtained from the solenoid displacement amount X (cm).
[0075]
Specifically, as shown in FIG. 19, 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. .
[0076]
On the other hand, the flow coefficient C in the equation (1) for calculating the inflow flow rate Qs is calculated 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.
[0077]
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.
Further, the clutch inflow flow rate (solenoid discharge flow rate) Qc, the clutch hydraulic pressure Real-Pc, and the clutch reaction force are calculated by solving simultaneous equations of the following equations (2) to (7).
[0078]
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).
[0079]
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.
[0080]
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. 14, 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.
[0081]
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.
[0082]
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).
[0083]
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 with piston displacement according to equation (3) and Kc · (Yc + Yco) in the equation of motion shown in equation (2) are obtained.
[0084]
In the block diagram of FIG. 14, the differential value is indicated by a dot on the symbol, and the symbol with two dots indicates that the differential value is a differential value. As described above, the inflow flow rate Qs is obtained for the release side, and the inflow flow rate Qs on the release side is determined from the release side inflow rate Qs.Find the maximum flow rate and set the precharge pressure.The engagement side reaction force Qs obtained from the precharge pressure is used to calculate the engagement side reaction force, and the completion of the precharge is determined based on the reaction force.
[0085]
In the above embodiment, it can be supplied to the fastening side with the total flow rate at that time.The command pressure is determined according to the maximum flow rate.In the case of such a configuration, if the total flow rate is small and the flow rate to the release side is large, the flow rate of oil that can be supplied to the fastening side is reduced, and filling takes time.
[0086]
Therefore, as in the second embodiment shown below, a flow rate (target flow rate) to the fastening side necessary for performing desired filling is set in advance, and fastening is performed from the total flow rate and the flow rate to the release side at that time When the flow rate determined to be supplied to the side is smaller than the target flow rate, the total flow rate may be increased to enable precharge at the target flow rate.
[0087]
The flowchart of FIG. 21 shows precharge control in the second embodiment, and will be described below with reference to the control block diagram of FIG.
In steps S21 to S24, the total flow rate Limit-Q is calculated in the same manner as steps S1 to S4 in the flowchart of FIG.
[0088]
In step S25, similarly to step S5, the flow rate Qs of oil flowing into the release-side friction engagement element (release-side flow rate Qs flowing into the release-side solenoid valve 24) is calculated.
[0089]
In step S26, the release side flow rate Qs is subtracted from the total flow rate Limit-Q to obtain the maximum flow rate that can be supplied to the fastening side with the reference line pressure (maximum supplyable flow rate).
In step S27, a target flow rate Tgt-Q (cc / sec) for completing the precharge at the target time is calculated from the filling volume Vc and the target filling time Tgt-TIME according to the following equation.
[0090]
Target flow rate Tgt-Q = [Filling volume Vc] / [Target filling time Tgt-TIME]
The filling volume Vc isIt is set as the sum of the volume of the pipe and the volume of the friction engagement element, and is stored in advance for each friction engagement element to be fastened, and the stored value is referred to according to the friction engagement element to be fastened. Just do it.
[0091]
The target filling time Tgt-TIME may be a fixed value, but is preferably changed according to the oil temperature (ATF temperature). When the target filling time Tgt-TIME is set according to the oil temperature (ATF temperature), as shown in FIG. 23, the higher the oil temperature at which the oil viscosity decreases, the shorter the target filling time Tgt-TIME. Good.
[0092]
In step S28, a deviation between the target flow rate Tgt-Q and the maximum supplyable flow rate (deviation = target flow rate Tgt-Q-maximum supplyable flow rate) is calculated.
In step S29, a correction value for the line pressure is set according to the deviation.
[0093]
The line pressure correction value is calculated when the target flow rate Tgt-Q is larger than the maximum supplyable flow rate and the target flow rate Tgt-Q cannot be obtained with the current total flow rate Limit-Q. ) Is increased.
[0094]
Specifically, when the maximum supplyable flow rate is not less than the target flow rate Tgt-Q and the deviation is not more than 0, a correction value is set so that no substantial correction is performed, and the target flow rate Tgt-Q is When the deviation is calculated to be a positive value at the maximum supplyable flow rate, the correction value is set so that the line pressure is corrected to be larger as the deviation is larger.
[0095]
When the line pressure is corrected to increase, the total flow rate Limit-Q increases, and the flow rate of oil that can be supplied to the engagement side frictional engagement elements (maximum supplyable flow rate) increases, so that the maximum supplyable flow rate becomes the target flow rate Tgt- The precharge at the target flow rate Tgt-Q that can complete the filling in the target time is made Q or more.
[0096]
In step S30, the reference line pressure is corrected by the correction value set in step S29, and the pressure adjusting mechanism 22 is controlled so as to obtain the corrected line pressure.
[0097]
In step S31, the oil temperature is read. In step S32, the precharge pressure is determined from the oil temperature and the target flow rate Tgt-Q.
In step S33, it is determined whether or not the reaction force of the engagement-side frictional engagement element is equal to or greater than a predetermined value. If the reaction force is equal to or greater than a predetermined value, the process proceeds to step S34, and pressure control is performed.
[0098]
In the second embodiment, the total flow rate (line pressure) is changed in order to secure the target flow rate on the engagement side set from the target filling time, but the target on the engagement side is within the total flow rate at that time. In order to secure the flow rate, the release side flow rate can be reduced.
[0099]
A third embodiment having such a configuration will be described according to the flowchart of FIG. 24 with reference to the block diagram of FIG.
In steps S41 to S44, the total flow rate Limit-Q is calculated in the same manner as steps S1 to S4 in the flowchart of FIG.
[0100]
In step S45, similarly to step S5, the flow rate Qs of oil flowing into the release-side friction engagement element (release-side flow rate Qs flowing into the release-side solenoid valve 24) is calculated.
[0101]
In step S46, the release-side flow rate Qs is subtracted from the total flow rate Limit-Q, and the maximum flow rate that can be supplied to the fastening side (the maximum supplyable flow rate) at the release-side flow rate Qs is obtained.
[0102]
In step S47, the target flow rate Tgt-Q (cc / sec) for completing the precharge in the target time is calculated in the same manner as in step S27.
In step S48, a deviation between the target flow rate Tgt-Q and the maximum supplyable flow rate (deviation = target flow rate Tgt-Q−maximum supplyable flow rate) is calculated.
[0103]
In step S49, a correction value for the command pressure on the release side is set according to the deviation. When the target flow rate Tgt-Q is larger than the maximum supplyable flow rate and the current release side flow rate Qs cannot be used to obtain the engagement side target flow rate Tgt-Q, the release side command pressure correction value is: It is set so that the release side command pressure is decreased and the flow rate Qs to the release side is decreased.
[0104]
Specifically, when the maximum supplyable flow rate is not less than the target flow rate Tgt-Q and the deviation is not more than 0, a correction value is set so that no substantial correction is performed, and the target flow rate Tgt-Q is When the deviation is calculated to be a positive value at the maximum supplyable flow rate, the correction value is set so that the release side command pressure becomes smaller as the deviation becomes larger.
[0105]
In step S50, the command pressure (target clutch pressure) of the disengagement side frictional engagement element is corrected by the correction value set in step S49.
When the target flow rate Tgt-Q on the engagement side exceeds the maximum supplyable flow rate and the target flow rate Tgt-Q cannot be secured, the command pressure of the disengagement side frictional engagement element is decreased and corrected in step S50, so that the release side The flow rate of the oil flowing into the cylinder decreases, the flow rate of the oil that can be relatively supplied to the friction engagement element on the engagement side increases, and the oil can be supplied to the engagement side at the target flow rate Tgt-Q.
[0106]
In step S51, the oil temperature is read. In step S52, the precharge pressure is determined from the oil temperature and the target flow rate Tgt-Q.
In step S53, it is determined whether or not the reaction force of the engagement-side frictional engagement element is equal to or greater than a predetermined value. If the reaction force is equal to or greater than a predetermined value, the process proceeds to step S54, and pressure control is performed.
[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 first embodiment.
FIG. 7 is a diagram showing a map of line pressure and engine rotation speed → discharge flow rate in the embodiment.
FIG. 8 is a diagram showing a table of oil temperature → required flow rate in the embodiment.
FIG. 9 is a diagram showing a table of oil temperature → leakage flow rate in the embodiment.
FIG. 10 is a diagram showing a map of a release side inflow flow rate and a total flow rate → fastening side target flow rate in the embodiment;
FIG. 11 is a diagram showing a map of an engagement side target flow rate and oil temperature → precharge oil pressure in the embodiment;
FIG. 12 is a control block diagram showing precharge control in the first embodiment.
FIG. 13 is a block diagram showing calculation control of solenoid inflow rate in the embodiment.
FIG. 14 is a block diagram showing calculation control of the clutch inflow rate, clutch hydraulic pressure, and clutch reaction force in the embodiment.
FIG. 15 is a diagram showing a table of target clutch pressure → solenoid drive duty in the embodiment;
FIG. 16 is a diagram showing a table of solenoid drive duty → solenoid drive current in the embodiment;
FIG. 17 is a diagram showing a table of solenoid drive current → solenoid attraction force in the embodiment;
FIG. 18 is a state diagram showing a load balance state of the solenoid valve.
FIG. 19 is a diagram showing a table of solenoid displacement → opening area in the embodiment;
FIG. 20 is a block diagram showing calculation control of a flow coefficient in the embodiment.
FIG. 21 is a flowchart showing a main routine of precharge control in the second embodiment.
FIG. 22 is a control block diagram showing precharge control in the second embodiment.
FIG. 23 is a diagram showing a table of oil temperature → target filling time in the embodiment;
FIG. 24 is a flowchart showing a main routine of precharge control in the third embodiment.
FIG. 25 is a control block diagram showing precharge control in the third embodiment.
[Explanation of symbols]
1 ... Torque converter
2 ... Transmission mechanism
21 ... Oil pump
22 ... Pressure regulating 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, in which engagement and release of two friction engagement elements are simultaneously controlled by hydraulic pressure to perform a shift,
The engagement side frictional engagement element and the total flow rate can be supplied oil and disengagement side frictional engagement element, on the basis of the deviation between the flow rate of the oil flowing into the release-side friction Kosugakarigo element, the engagement side frictional engagement A hydraulic pressure of an automatic transmission for a vehicle, wherein a maximum flow rate of oil that can be supplied to the coupling element is obtained, and an instruction pressure for filling the engagement side frictional engagement element with oil is determined based on the maximum flow rate Control device.

2. The hydraulic control apparatus for an automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein an instruction pressure for filling the engagement side frictional engagement element with oil is determined based on the maximum flow rate and the oil temperature.

In a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle, in which engagement and release of two friction engagement elements are simultaneously controlled by hydraulic pressure to perform a shift,
The engagement side frictional engagement element and the total flow rate can be supplied oil and disengagement side frictional engagement element, on the basis of the deviation between the flow rate of the oil flowing into the release-side friction Kosugakarigo element, the engagement side frictional engagement Determining the maximum flow rate of oil that can be supplied to the joint element, and changing the total flow rate of oil that can be supplied based on the maximum flow rate and a target flow rate when the engagement side frictional engagement element is filled with oil. A hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle.

4. The hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 3, wherein the total flow rate of the oil that can be supplied is changed by changing an original pressure of the oil.

In a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle, in which engagement and release of two friction engagement elements are simultaneously controlled by hydraulic pressure to perform a shift,
The engagement side frictional engagement element and the total flow rate can be supplied oil and disengagement side frictional engagement element, on the basis of the deviation between the flow rate of the oil flowing into the release-side friction Kosugakarigo element, the engagement side frictional engagement obtain the maximum flow rate supply to oil application elements, based on the target flow rate when filling the oil and said maximum flow rate the engagement side frictional engagement element, and flows into the disengagement side frictional Kosugakarigo elements oil A hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle, wherein the flow rate of the vehicle is changed.

The hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to any one of claims 3 to 5, wherein the target flow rate is determined based on a target filling completion time and a filling volume.

The total flow rate of the oil that can be supplied is set from the discharge flow rate after pressure adjustment, the flow rate of oil supplied to other than the friction engagement elements, and the leakage flow rate. A hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 1.

8. The hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 7, wherein the discharge flow rate after the pressure adjustment is estimated from an oil original pressure and an engine rotation speed.

9. The hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 7, wherein a flow rate of oil supplied to other than the friction engagement element is estimated from an engine rotation speed.

The hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to any one of claims 7 to 9, wherein the leakage flow rate is estimated based on an oil temperature.

The flow rate of the oil flowing into the release-side friction Kosugakarigo elements, source pressure of the oil, the opening area of the valve which controls the supply of oil to the release-side friction engagement element, to estimate based on the oil temperature The hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 10.