JP4192322B2 - Control device for automatic transmission - Google Patents

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【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は自動車に搭載される自動変速機の制御装置、詳しくはサーボシリンダを用いたバンドブレーキ式の摩擦要素を備える自動変速機の制御装置、特に該摩擦要素に対する作動圧の給排制御の改良に関し、車両用自動変速機の技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、自動車に搭載される自動変速機は、クラッチやブレーキ等の複数の摩擦要素の油圧室に対する作動圧の給排を制御することにより変速歯車機構の動力伝達経路を切り換えて所定の変速段に自動的に変速するように構成されたものであるが、上記摩擦要素として、単一の油圧室を有し、該油圧室に作動圧が供給されたときに締結される通常の摩擦要素の他に、サーボシリンダ内のピストンによって画成された締結用油圧室と解放用油圧室とを有し、締結用油圧室にだけ作動圧が供給されたときにのみ被制動部材の周囲に巻き掛けたブレーキバンドが締め付けられて締結され、その他の場合には、解放用油圧室に供給された作動圧やスプリングの付勢力等により上記バンドが緩められて解放されるサーボシリンダを用いたバンドブレーキ式の摩擦要素が備えられることがある。
【０００３】
したがって、この摩擦要素を締結状態から解放状態に移行させるときは、締結用油圧室から作動圧を排出するか、解放用油圧室にも作動圧を供給するか、又は締結用油圧室から作動圧を排出すると共に解放用油圧室に作動圧を供給することになる。いずれの場合も、サーボシリンダ内でピストンが解放方向に移動して、締結用油圧室の容積が減少し、解放用油圧室の容積が増大する。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
このとき、解放用油圧室に作動圧が供給され得る状態で該油圧室の容積が増大するのであれば、該油圧室に作動油が補充されるから、該油圧室は常に作動油で満たされる。しかし、例えば、解放用油圧室に通じる油路が切換弁等によって遮断されていたり、ドレインポートと連通して大気に開放されていたりすると、該油圧室に作動圧が供給されないから、該油圧室の容積の増大に伴って、該油圧室を画成するサーボシリンダの構成部材間の隙間やドレインポート等から該油圧室内にエアが吸い込まれ、該油圧室内に存在する作動油にそのエアが混入する。
【０００５】
すると、次に、この状態で、解放用油圧室に作動圧を供給することで変速を実行しようとするときには、供給した作動圧がエアに吸収されてその立ち上がりが遅くなり、変速時間が長期化してドライブフィーリングが低下する。特に、例えば、このバンドブレーキ式の第１の摩擦要素の解放用油圧室と、単一の油圧室のみを有する第２の摩擦要素の該油圧室とを連通させて、上記解放用油圧室に作動圧を供給することにより、第１の摩擦要素を解放させると共に第２の摩擦要素を締結させる変速を実行しようとするときには、該第２の摩擦要素のスリップ時間が長期化してその耐久性が損なわれる。さらには、例えば、速やかな変速動作の終了をバックアップするために、変速開始から所定時間が経過した時点で最大作動圧を上記解放用油圧室に供給するように構成した場合には、そのとき生じる第２の摩擦要素の締結ショックが著しく大きくなる。
【０００６】
特開平１−１９３４４４号公報には、短時間に同一種類の変速が連続したときは、油圧制御回路内の油路には作動油が残存してエアの混入量が少ないと判定されるから、締結用作動圧を低めに設定する技術が開示されている。しかし、この技術は、締結用油圧室と解放用油圧室とを有するバンドブレーキ式の摩擦要素の存在を前提とするものではなく、その目的が異なるから、上記不具合の解消のために用いることはできない。
【０００７】
本発明は、締結用油圧室と解放用油圧室とを有する摩擦要素の該解放用油圧室内へのエアの吸込み現象に起因する種々の不具合の解消を課題とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
すなわち、上記課題を解決するため、本願の請求項１の発明に係る自動変速機の制御装置にあっては、摩擦要素に対する作動圧の給排を制御することにより変速が実行されるように構成されていると共に、上記摩擦要素として、締結用油圧室及び解放用油圧室を有する摩擦要素が備えられ、且つ、上記解放用油圧室内にエアが吸い込まれていることを判定する判定手段と、該判定手段でエアの吸込みが判定されたときは、判定されないときに比べて、上記解放用油圧室に作動圧を供給する変速時における該作動圧を高くする作動圧補正手段とが備えられる。
【０００９】
締結用油圧室及び解放用油圧室を有する上記のようなバンドブレーキ式の摩擦要素の該解放用油圧室に作動圧を供給して変速を実行しようとする場合に、該油圧室内にエアが吸い込まれていると判定されると、そのような判定がされていないときに比べて、上記作動圧が高くされるから、摩擦要素に実際に作用する作動圧が適正な値に維持され、混入エアによる作動圧の立ち上がりの遅れが解消される。その結果、変速時間の長期化及びそれに伴うドライブフィーリングの低下が回避される。
【００１１】
その場合に、解放用油圧室内へのエアの吸込みが、前述したように、例えば該油圧室に通じる油路が遮断されて該油圧室が半密閉状態であるときや、あるいは該油路がドレインポートと連通して大気開放状態であるとき等、解放用油圧室に作動圧が供給されない状態で該油圧室の容積が増大したときに起こり得るから、請求項１に係る発明は、解放用油圧室に作動圧が供給されない状態で該油圧室の容積が増大したことをもって、該解放用油圧室内にエアが吸い込まれたと判定するように構成される。
【００１２】
なお、一般に、エアの吸込み量は、解放用油圧室が半密閉状態であるときに比べて大気開放状態であるときのほうが吸込み負荷が小さいから多くなる。したがって、エアの吸込み原因がこれらのいずれであるかが判明しているときは、それに応じて作動圧の増大量を変更するとよい。例えば、前者が主たる原因であるときは作動圧の増大量を小さくし、後者が主たる原因であるときは作動圧の増大量を大きくする。
【００１３】
一方、例えば、解放用油圧室に作動圧が供給されたときには、それまで混入していたエアがその圧力で作動油ないし油圧室内から押し出され得るから、請求項２に係る発明では、判定手段は、解放用油圧室に作動圧が供給されたことをもって、該解放用油圧室内へのエアの吸込み判定を解除するように構成される。
【００１４】
解放用油圧室に供給する作動圧を高くする一の態様としては、例えば、該作動圧の棚圧、すなわち変速動作中における油圧を増大することが挙げられる。そこで、請求項３に係る発明では、作動圧補正手段は、解放用油圧室に供給する作動圧の棚圧を大きくすることにより作動圧を高くするように構成される。これにより、摩擦要素に実際に作用する作動圧が変速動作中継続して適正な値に維持され、混入エアによる作動圧の立ち上がりの遅れが解消される。
【００１５】
解放用油圧室に供給する作動圧を高くする他の態様としては、例えば、該作動圧のプリチャージ期間、すなわち油路を全開にして作動圧を所定油圧まで全速で油圧室内に供給する期間を延長することが挙げられる。そこで、請求項４に係る発明では、作動圧補正手段は、解放用油圧室に供給する作動圧のプリチャージ期間を長くすることにより作動圧を高くするように構成される。これにより、作動圧が摩擦要素へ長い期間速やかに供給され、混入エアによる作動圧の立ち上がりの遅れが解消される。
【００１６】
ただし、イナーシャフェーズが開始したのちは、作動圧は、例えば回転数のフィードバック制御等の他の制御に用いられることがあるから、請求項５に係る発明では、プリチャージ期間は、イナーシャフェーズの開始時点まで延長することを限度とする。これにより、プリチャージ期間の延長がイナーシャフェーズ開始後に行なわれる他の制御の支障となることを回避しながら、該プリチャージの利点が最大限に活用される。
【００１７】
ここで、棚圧の増大あるいはプリチャージ期間の延長のいずれを用いて作動圧を高くするかを、例えばエンジンのスロットル開度等で表されるエンジン負荷に応じて使い分けるようにするとよい。そこで、請求項６に係る発明では、作動圧補正手段は、解放用油圧室に供給する作動圧の棚圧を大きくすることにより、又はプリチャージ期間を長くすることにより作動圧を高くすると共に、エンジン負荷を検出するエンジン負荷検出手段が備えられ、作動圧補正手段は、この検出手段で検出されたエンジン負荷に応じて、いずれによる作動圧の増大を行なうかを選択するように構成される。これにより、エンジンないし車両の運転状態に則したより適正な制御が達成される。
【００１８】
例えば、エンジン負荷が相対的に小さいときは、棚圧を大きくすることによって作動圧を高くするほうを選択し、逆に、エンジン負荷が相対的に大きいときには、プリチャージ期間を長くすることによって作動圧を高くするほうを選択する。
【００１９】
アクセルペダルを離してスロットル開度が急減すると、アップシフト変速、とりわけ回転数が変速前後で大きく変化するいわゆる飛越しのアップシフト変速が生じる。このようなときには、変速動作を相対的に緩やかに行なって、急激な回転数変化を回避することが好ましい。それゆえ、飛越しアップシフト変速が生じ得るエンジン負荷の相対的に小さいときには、作動圧の増大が相対的に緩やかな棚圧を大きくするほうを採用して、変速動作を相対的に緩やかに進行させる。すなわち、請求項７に係る発明では、作動圧補正手段は、エンジン負荷検出手段で検出されたエンジン負荷が所定値より小さいときは、棚圧を大きくすることによる作動圧の増大を行なうように構成される。
【００２０】
一方、アクセルペダルを踏み続ける加速要求時には、変速動作を相対的に速やかに行なって、加速要求に対する応答性を高めることが好ましい。それゆえ、加速要求を示すエンジン負荷の相対的に大きいときには、作動圧の増大が相対的に速やかなプリチャージ期間を長くするほうを採用して、変速動作を相対的に速やかに進行させる。すなわち、請求項８に係る発明では、作動圧補正手段は、エンジン負荷検出手段で検出されたエンジン負荷が所定値より大きいときは、プリチャージ期間を長くすることによる作動圧の増大を行なうように構成される。
【００２１】
さらに、例えば前回の変速時間に基づいて作動圧を増減補正することにより変速時間の適正化を図る学習制御が行なわれることがあるが、解放用油圧室内へのエアの吸込みが判定されているときは、そのような学習補正制御は行なわないようにすることが好ましい。エアの吸込み判定があったときは、上記のように作動圧を本来の値よりも高くする例外的な制御が実行される。したがって、そのような例外的な変速制御が行なわれた結果に基づいて学習補正をすると、その内容に大きな誤差が含まれることになる。そこで、請求項９に係る発明では、変速結果に基づいて作動圧の学習補正を行なう学習手段が備えられる場合に、解放用油圧室内へのエアの吸込みが判定されたときは、この学習手段は、上記学習補正を行なわないように構成される。これにより、上記の不具合が回避される。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、発明の実施の形態を通して本発明をさらに詳しく説述する。
【００２３】
図１に示すように、本実施の形態に係る自動変速機１０は、主たる構成要素として、トルクコンバータ２０と、該コンバータ２０の出力により駆動される変速歯車機構として隣接配置された第１、第２遊星歯車機構３０，４０と、これらの遊星歯車機構３０，４０の動力伝達経路を切り換えるクラッチやブレーキ等の複数の摩擦要素５１〜５５及びワンウェイクラッチ５６とを有し、Ｄレンジの１〜４速、Ｓレンジの１〜３速、Ｌレンジの１〜２速、及びＲレンジでの後退速が実現可能とされている。
【００２４】
トルクコンバータ２０は、エンジン出力軸１に連結されたケース２１内に固設されたポンプ２２と、該ポンプ２２に対向状に配置されて該ポンプ２２により作動油を介して駆動されるタービン２３と、ポンプ２２とタービン２３との間に介設され且つ変速機ケース１１にワンウェイクラッチ２４を介して支持されてトルク増大作用を行うステータ２５と、上記ケース２１とタービン２３との間に設けられ、該ケース２１を介してエンジン出力軸１とタービン２３とを直結するロックアップクラッチ２６とを備え、タービン２３の回転がタービンシャフト２７を介して遊星歯車機構３０，４０側に出力される。
【００２５】
トルクコンバータ２０の反エンジン側には、該コンバータ２０のケース２１を介してエンジン出力軸１により駆動されるオイルポンプ１２が配置されている。
【００２６】
第１、第２遊星歯車機構３０，４０は、いずれも、サンギヤ３１，４１と、このサンギヤ３１，４１に噛み合った複数のピニオン３２…３２，４２…４２と、これらのピニオン３２…３２，４２…４２を支持するピニオンキャリヤ３３，４３と、ピニオン３２…３２，４２…４２に噛み合ったリングギヤ３４，４４とを有する。
【００２７】
そして、タービンシャフト２７と第１遊星歯車機構３０のサンギヤ３１との間にフォワードクラッチ５１が、タービンシャフト２７と第２遊星歯車機構４０のサンギヤ４１との間にリバースクラッチ５２が、また、タービンシャフト２７と第２遊星歯車機構４０のピニオンキャリヤ４３との間に３−４クラッチ５３がそれぞれ介設されていると共に、第２遊星歯車機構４０のサンギヤ４１を固定する２−４ブレーキ５４が備えられている。
【００２８】
さらに、第１遊星歯車機構３０のリングギヤ３４と第２遊星歯車機構４０のピニオンキャリヤ４３とが連結されて、これらと変速機ケース１１との間にローリバースブレーキ５５とワンウエイクラッチ５６とが並列に配置されていると共に、第１遊星歯車機構３０のピニオンキャリヤ３３と第２遊星歯車機構４０のリングギヤ４４とが連結されて、これらに出力ギヤ１３が接続されている。
【００２９】
そして、この出力ギヤ１３が、中間伝動機構６０を構成するアイドルシャフト６１上の第１中間ギヤ６２に噛み合わされていると共に、該アイドルシャフト６１上の第２中間ギヤ６３と差動装置７０の入力ギヤ７１とが噛み合わされて、上記出力ギヤ１３の回転が差動装置７０のデフケース７２に入力され、該差動装置７０を介して左右の車軸７３，７４が駆動される。
【００３０】
上記摩擦要素のうち、２−４ブレーキ５４を除く摩擦要素５１〜５３，５５は、それぞれ単一の油圧室を有し、該油圧室に作動圧が供給されているときに締結され、作動圧が供給されていないときに解放される。
【００３１】
これに対し、２−４ブレーキ５４は、図２に示すように、作動圧が供給される油圧室として、締結用油圧室（以下「締結室」という）５４ａと、解放用油圧室（以下「解放室」という）５４ｂとを有するサーボシリンダ５４ｃを用いたバンドブレーキ式の摩擦要素である。
【００３２】
すなわち、この２−４ブレーキ５４は、変速機ケース１１と該ケース１１に固着されたカバー部材５４ｄとで上記サーボシリンダ５４ｃを構成し、該シリンダ５４ｃ内にピストン５４ｅを嵌合して、その両側の空間を上記締結室５４ａと解放室５４ｂとに画成した構成である。図中鎖線で示す被制動部材であるドラムの周囲にブレーキバンド５４ｆが巻き掛けられ、該バンド５４ｆの一端側に、ケース１１に組み付けられた固定ステム５４ｇが、他端側に、上記ピストン５４ｅに取り付けられ且つケース１１に形成された貫通孔５４ｈを摺動自在に挿通する可動ステム５４ｉがそれぞれ係合されている。解放室５４ｂ内には、該解放室５４ｂの容積を増大させる方向、つまりブレーキバンド５４ｆの緩め側にピストン５４ｅを付勢するスプリング５４ｊが収納されている。
【００３３】
そして、締結室５４ａにだけ作動圧が供給されているときにのみ、上記ピストン５４ｅが、該作動圧によりスプリング５４ｊの付勢力に抗して締結室５４ａの容積を増大させる方向に移動し、これにより、この２−４ブレーキ５４が締結される一方で、解放室５４ｂにだけ作動圧が供給されているとき、両室５４ａ，５４ｂとも作動圧が供給されているとき、又は両室５４ａ，５４ｂとも作動圧が供給されていないときには、上記ピストン５４ｅが、解放室５４ｂに供給された作動圧やスプリング５４ｊの付勢力によって解放室５４ｂの容積を増大させる方向に移動し、これにより、この２−４ブレーキ５４が解放される。
【００３４】
図３に示すように、この自動変速機１０の油圧制御回路１００には、オイルポンプ１２から吐出された作動油の圧力を所定の油圧に調整してライン圧を生成するレギュレータバルブ１０１と、手動操作によってレンジの切り換えを行うためのマニュアルバルブ１０２と、変速時に作動して各摩擦要素５１〜５５の油圧室に通じる油路を切り換えるローリバースバルブ１０３、バイパスバルブ１０４、３−４シフトバルブ１０５、及びロックアップコントロールバルブ１０６と、これらのバルブ１０３〜１０６を作動させるための第１、第２ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブ（以下「第１、第２ＳＶ」という）１１１，１１２と、第１ＳＶ１１１からの作動圧の供給先を切り換えるソレノイドリレーバルブ（以下「リレーバルブ」という）１０７と、各摩擦要素５１〜５５の油圧室に対する作動圧を生成、調整、排出する第１〜第３デューティソレノイドバルブ（以下「第１〜第３ＤＳＶ」という）１２１，１２２，１２３とが備えられている。
【００３５】
第１、第２ＳＶ１１１，１１２はＯＮのときに上流側の油路と下流側の油路とを連通させ、ＯＦＦのときに遮断する。第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３はＯＦＦのとき、すなわちデューティ率（１ＯＮ−ＯＦＦ周期におけるＯＮ時間の比率）が０％のときに全開となって上流側の油路と下流側の油路とを完全に連通させ、ＯＮのとき、すなわちデューティ率が１００％のときに全閉となって完全に遮断する。そして、その中間のデューティ率で、上流側の油圧を元圧として、そのデューティ率に応じた値に調整した作動圧を下流側に供給する。なお、遮断時には下流側の作動圧はドレインされる。
【００３６】
レギュレータバルブ１０１で生成されたライン圧は、メインライン２００を介してソレノイドレデューシングバルブ（以下「レデューシングバルブ」という）１０８、マニュアルバルブ１０２、及び３−４シフトバルブ１０５に供給される。レデューシングバルブ１０８に供給されたライン圧は、該バルブ１０８によって一定圧に減圧されたうえで、ライン２０１，２０２を介して第１、第２ＳＶ１１１，１１２に供給される。マニュアルバルブ１０２に供給されたライン圧は、Ｄ，Ｓ，Ｌの各前進レンジで、第１出力ライン２１１を介して第１ＤＳＶ１２１に、また第２出力ライン２１２を介して第２ＤＳＶ１２２、第３ＤＳＶ１２３、及び３−４シフトバルブ１０５に供給され、Ｒレンジで、第１出力ライン２１１を介して第１ＤＳＶ１２１に、また第３出力ライン２１３を介してローリバースバルブ１０３及びバイパスバルブ１０４に供給され、Ｎレンジで、第３出力ライン２１３を介してローリバースバルブ１０３及びバイパスバルブ１０４に供給される。
【００３７】
表１に各摩擦要素５１〜５５及びワンウェイクラッチ５６の作動状態を、表２に第１、第２ＳＶ１１１，１１２及び第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３の作動状態をそれぞれ変速段毎に示す。表１中、（○）は締結していることを示し、表２中、（○）は第１、第２ＳＶ１１１，１１２ではＯＮ、第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３ではＯＦＦ、（×）は第１、第２ＳＶ１１１，１１２ではＯＦＦ、第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３ではＯＮであることを示す。
【００３８】
【表１】

Figure 0004192322
【００３９】
【表２】
Figure 0004192322
１速（Ｌレンジの１速を除く）では、表２及び図４に示すように、第３ＤＳＶ１２３により、作動圧がライン２２８、ロックアップコントロールバルブ１０６、及びフォワードクラッチライン２１９を介してフォワードクラッチ５１の油圧室にフォワードクラッチ圧として供給され、これにより表１に示すようにフォワードクラッチ５１が締結される。
【００４０】
２速では、表２及び図５に示すように、さらに、第１ＤＳＶ１２１により、作動圧がライン２１４、ローリバースバルブ１０３、及びサーボアプライライン２１５を介して２−４ブレーキ５４の締結室５４ａにサーボアプライ圧として供給され、これにより表１に示すようにさらに２−４ブレーキ５４が締結される。
【００４１】
３速では、表２及び図６に示すように、さらに、第２ＤＳＶ１２２により、作動圧がライン２２２，２２３、ローリバースバルブ１０３、ライン２２４，２２５、３−４シフトバルブ１０５、及びサーボリリースライン２２１を介して２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂにサーボリリース圧として供給され、これにより表１に示すように２−４ブレーキ５４が解放されると共に、上記作動圧がライン２２６、バイパスバルブ１０４、及び３−４クラッチライン２２７を介して３−４クラッチ５３の油圧室に３−４クラッチ圧として供給され、これにより表１に示すように３−４クラッチ５３が締結される。
【００４２】
４速では、表２及び図７に示すように、さらに、第１ＳＶ１１１により、一定圧がライン２０３、リレーバルブ１０７、ライン２０５を介して３−４シフトバルブ１０５の制御ポート１０５ａに供給され、これにより該バルブ１０５のスプールが図面上（以下同様）右側に移動し、その結果、サーボリリースライン２２１がフォワードクラッチライン２１９から分岐されたライン２２０に接続され、２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂとフォワードクラッチ５１の油圧室とが連通する。このとき、第３ＤＳＶ１２３が作動圧の生成を停止することにより、２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂ内のサーボリリース圧とフォワードクラッチ５１の油圧室内のフォワードクラッチ圧とがともにロックアップコントロールバルブ１０６及びライン２２８を介して第３ＤＳＶ１２３からドレインされ、これにより表１に示すように２−４ブレーキ５４が締結されると共にフォワードクラッチ５１が解放される。
【００４３】
Ｌレンジの１速では、表２及び図８に示すように、第３ＤＳＶ１２３により、作動圧がライン２２８、ロックアップコントロールバルブ１０６、及びフォワードクラッチライン２１９を介してフォワードクラッチ５１の油圧室にフォワードクラッチ圧として供給され、これにより表１に示すようにフォワードクラッチ５１が締結される。また、第１ＳＶ１１１により、一定圧がライン２０３、リレーバルブ１０７、ライン２０４を介してバイパスバルブ１０４の制御ポート１０４ａに供給され、これにより該バルブ１０４のスプールが左側に移動する。さらに、第２ＳＶ１１２により、一定圧がライン２０６、バイパスバルブ１０４、及びライン２０８を介してローリバースバルブ１０３の制御ポート１０３ａに供給され、これにより該バルブ１０３のスプールが左側に移動する。その結果、第１ＤＳＶ１２１で生成された作動圧が、ライン２１４、ローリバースバルブ１０３、及びローリバースブレーキライン２１６を介してローリバースブレーキ５５の油圧室にローリバースブレーキ圧として供給され、これにより表１に示すようにローリバースブレーキ５５が締結されて、エンジンブレーキが作動するＬレンジの１速が得られる。
【００４４】
Ｒレンジでは、表２及び図９に示すように、第１、第２ＳＶ１１１，１１２及び第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３の全てが作動する。ただし、第２、第３ＤＳＶ１２２，１２３については、第２出力ライン２１２からの元圧の供給がマニュアルバルブ１０２により停止されているから作動圧を生成することはない。
【００４５】
このＲレンジでは、第１、第２ＳＶ１１１，１１２が作動するから、Ｌレンジの１速の場合と同様に、バイパスバルブ１０４のスプールが左側に移動し、これに伴ってローリバースバルブ１０３のスプールが左側に移動する。そして、この状態で、第１ＤＳＶ１２１で生成された作動圧が、ライン２１４、ローリバースバルブ１０３、及びローリバースブレーキライン２１６を介してローリバースブレーキ５５の油圧室にローリバースブレーキ圧として供給され、これにより表１に示すようにローリバースブレーキ５５が締結される。
【００４６】
また、このＲレンジでは、マニュアルバルブ１０２から第３出力ライン２１３にライン圧が導入される。このライン圧は、ローリバースバルブ１０３、及びリバースクラッチライン２３０を介してリバースクラッチ５２の油圧室にリバースクラッチ圧として供給され、これにより表１に示すようにリバースクラッチ５２が締結される。
【００４７】
Ｎレンジでは、表２及び図１０に示すように、第１、第２ＳＶ１１１，１１２及び第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３の全てが非作動状態とされる。しかし、このＮレンジでも、Ｒレンジと同じく、マニュアルバルブ１０２から第３出力ライン２１３にライン圧が導入されるから、ローリバースバルブ１０３のスプールが左側に移動して、リバースクラッチ５２が締結される。
【００４８】
次に、本発明の特徴部分を説明する。以上のように、２−４ブレーキ５４が締結される２速及び４速では、作動圧は、該２−４ブレーキ５４の締結室５４ａにのみ供給され、解放室５４ｂには供給されない。また、この２−４ブレーキ５４が解放される１速では、作動圧は、締結室５４ａ及び解放室５４ｂのいずれにも供給されず、３速では、締結室５４ａ及び解放室５４ｂのいずれにも供給される。さらに、同じくこの２−４ブレーキ５４が締結されないＬレンジの１速、Ｒレンジ、Ｎレンジにおいても、作動圧は、締結室５４ａ及び解放室５４ｂのいずれにも供給されない。
【００４９】
したがって、２速又は４速から１速もしくはＬレンジの１速への変速時、又はＲレンジもしくはＮレンジへの変速時には、いずれも、２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂにサーボリリース圧が供給されない状態で、締結室５４ａからサーボアプライ圧が排出されて上記解放室５４ｂの容積が増大することになる。それゆえ、該解放室５４ｂ内へのエアの吸込み現象が起こって、そのエアが該解放室５４ｂ内の作動油に混入してしまう。
【００５０】
このとき、特に１速では、ローリバースバルブ１０３のスプールが右側に移動しているから、解放室５４ｂは、サーボリリースライン２２１、３−４シフトバルブ１０５、ライン２２５，２２６、バイパスバルブ１０４、及び３−４クラッチライン２２７を介して３−４クラッチ５３に接続されると共に、ライン２２４、ローリバースバルブ１０３、及びライン２２３，２２２を介して第２デューティソレノイドバルブ１２２に接続され、半密閉状態となる。したがって、２速又は４速からこの１速への変速時には、エアは、例えば、図２に矢印で示したように、専ら主として変速機ケース１１の貫通孔５４ｈと可動ステム５４ｉとの隙間を通って相対的に少量だけ解放室５４ｂ内に吸い込まれる。
【００５１】
これに対し、Ｌレンジの１速又はＲレンジもしくはＮレンジでは、ローリバースバルブ１０３のスプールが左側に移動しているから、解放室５４ｂは、サーボリリースライン２２１、３−４シフトバルブ１０５、及びライン２２５，２２６，２２４を介してローリバースバルブ１０３のドレインポート１０３ｂに接続され、大気開放状態となる。したがって、２速又は４速からこれらのＬレンジの１速又はＲレンジもしくはＮレンジへの変速時には、エアは、例えば、図８〜図１０に矢印で示したように、専ら主としてローリバースバルブ１０３のドレインポート１０３ｂから上記油路等を介して相対的に大量に解放室５４ｂ内に吸い込まれる。
【００５２】
そして、いずれにおいても、このように２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂ内にエアが吸い込まれた状態のままで、次に、該解放室５４ｂに再びサーボリリース圧を供給する変速を実行しようとすると、その供給した油圧がエアに吸収される結果、該サーボリリース圧の立ち上がりが遅くなり、変速時間が長期化してドライブフィーリングが低下する等、種々の不具合が発生することになる。
【００５３】
ここで、そのような解放室５４ｂへのサーボリリース圧の供給を伴う変速のうち特に問題の大きいものとしては、１速から３速への変速、２速から３速への変速、及び２速から４速への変速等が挙げられる。これら以外の変速、例えば、４速から３速への変速では、単に３−４シフトバルブ１０５のスプールの位置が右側から左側に移動する結果、それまでにおいても３−４クラッチ５３に供給されていた作動圧がサーボリリースライン２２１を介して開放室５４ｂにも併せて供給されるようになるだけであるから、エア混入に起因する不具合は顕著には現れない。また、Ｌレンジの１速又はＲレンジもしくはＮレンジから３速への変速は、いずれも生じる可能性が極めて少ない。
【００５４】
一方、上に挙げた変速のうち、２速から４速への変速は、２−４ブレーキ５４を締結させたまま、フォワードクラッチ５１を解放し、３−４クラッチ５３を締結させる変速であるが、この変速は、第２ＤＳＶ１２２によって作動圧を３−４クラッチ５３の油圧室と２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂとの両方に供給している途中で、３−４シフトバルブ１０５のスプールを左側から右側に移動させ、これにより、以降は該作動圧を３−４クラッチ５３のみに供給し、一方の２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂはフォワードクラッチ５１の油圧室と連通させてこれらの油圧室内の油圧を一緒に第３ＤＳＶ１２３から排出する動作を行なうものである。
【００５５】
したがって、この２−４変速を含め、上記の１−３変速、２−３変速は、いずれも、解放室５４ｂへのサーボリリース圧の供給を伴う変速であり、特に、該解放室５４ｂと連通している３−４クラッチ５３の油圧室への３−４クラッチ圧の立ち上がりが遅れる等、３−４クラッチ５３側でエア混入に起因する不具合が顕著化する変速である。
【００５６】
一方、そのように解放室５４ｂに作動圧が供給されたときには、それまで混入していたエアがその圧力で作動油ないし解放室５４ｂ内から押し出されるから、基本的には、上記の１−３変速、２−３変速、又は２−４変速のいずれかが実行されたときは、エア混入に起因する不具合の発生する可能性は解消されたものと考えられる。ただし、前述したように、２−４変速においては、第２ＤＳＶ１２２で生成された作動圧を２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂに変速動作の途中までしか供給せず、混入エアを完全に押し出す程度の充分高い作動圧が該解放室５４ｂには最後まで供給されないから、この２−４変速を、上記不具合を解消することのできる変速のうちから除外してもよい。
【００５７】
図１１に示すように、この自動変速機１０には、上記のような知見に基づき、必要時に、エア混入に起因する種々の不具合を解消する制御を行なうコントロールユニット３００が備えられている。このコントロールユニット３００は、車速を検出する車速センサ３０１、エンジンのスロットル開度を検出するスロットル開度センサ３０２、エンジン回転数を検出するエンジン回転数センサ３０３、運転者によって選択されたシフト位置（レンジ）を検出するシフト位置センサ３０４、トルクコンバータ２０におけるタービン２３の回転数を検出するタービン回転数センサ３０５等からの信号を入力し、これらのセンサ３０１〜３０５からの信号が示す当該車両ないしエンジンの運転状態等に応じて、油圧制御回路１００における第１、第２ＳＶ１１１，１１２、及び第１〜第３ＤＳＶ１２１〜１２３の作動を制御する。
【００５８】
なお、図１２に示すように、タービン回転数センサ３０５は変速機ケース１１に取り付けられ、その先端部がタービンシャフト２７と一体的に回転するフォワードクラッチ５１のドラム５１ａの外周面に対向する。そして、該ドラム５１ａの外周面に設けられたスプラインによって生じる磁場の周期的変化を検知することによりタービンシャフト２７の回転数を検出する。
【００５９】
次に、上記コントロールユニット３００の具体的制御動作の一例を説明する。
【００６０】
まず、２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂへのエアの吸込み判定は、図１３に示すフローチャートに従って行なわれ、ステップＳ１で、２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂに作動圧が供給されない状態で該２−４ブレーキ５４が解放されたか否かを判定し、ＹＥＳのときは、ステップＳ２で、そのときのローリバースバルブ１０３のスプールの位置を判定する。その結果、右側に移動していた場合は、ステップＳ３で、エア吸込みフラグＦａを１にセットし、左側に移動していた場合は、ステップＳ４で、エア吸込みフラグＦａを２にセットする。一方、ステップＳ１の判定条件に合致する状況が発生しなかったときは、ステップＳ５で、エア吸込みフラグＦａを０にリセットする。
【００６１】
なお、この自動変速機１０においては、前述したように、２−１変速又は４−１変速が起こったときには、エア吸込みフラグＦａが１にセットされ、２−Ｌ１変速、４−Ｌ１変速、２−Ｒ変速、４−Ｒ変速、２−Ｎ変速、又は４−Ｎ変速が起こったときには、エア吸込みフラグＦａが２にセットされることになる。
【００６２】
一方、該エアの吸込み解除判定は、図１４に示すフローチャートに従って行なわれ、ステップＳ１１で、３−４シフトバルブ１０５のスプールが継続して左側に移動している状態で３−４クラッチ５３が締結されたか否が判定され、ＹＥＳのときは、ステップＳ１２で、上記エア吸込みフラグＦａを０にリセットする。
【００６３】
なお、この自動変速機１０においては、前述したように、１−３変速又は２−３変速が起こったときには、エア吸込みフラグＦａが０にリセットされることになる。
【００６４】
エア吸込みフラグＦａが１にセットされる場合の一例として２−１変速時における各種パラメータの経時変化を図１５に、２にセットされる場合の一例として２−Ｎ変速時におけるそれを図１６に、０にリセットされる場合の一例として２−３変速時におけるそれを図１７にそれぞれ示した。
【００６５】
次に、２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂへのサーボリリース圧の供給を伴う変速のうち、１−３変速時の制御、特に、該サーボリリース圧を生成する第２ＤＳＶ１２２の制御動作を図１８、図１９に示すフローチャートに従って説明する。この１−３変速のような飛越しのアップシフト変速は専らスロットル開度の急減に伴って起き、変速前後におけるタービン回転数の変化が比較的大きい変速である。
【００６６】
まず、ステップＳ２１で、スロットル開度が全閉か否かを判定して、ＹＥＳのときは、ステップＳ２２で、変速前のタービン回転数（Ｎｔ’）に応じた油圧（Ｐｉ）を計算する一方、ＮＯのときには、ステップＳ２３で、目標タービン回転変化率（ｄＮｔｏ）に応じた油圧（Ｐｉ）を計算する。さらに、ステップＳ２４で、目標タービントルク（Ｔｒｏ）に応じた油圧（Ｐｔ）を計算する。そして、最終的には、ステップＳ３０でこれらの油圧（Ｐｉ），（Ｐｔ）を足し合わせることにより、変速の初期段階で解放室５４ｂに供給するベース油圧の初期値（Ｐｂ’）を求めるのであるが、その前に、ステップＳ２５〜Ｓ２９にかけて、エア吸込みフラグＦａの値に応じた増分油圧（Ｐｚ）の設定を行なう。
【００６７】
すなわち、エアの吸込み量が相対的に多く、該フラグＦａが２にセットされているときは、増分油圧（Ｐｚ）を相対的に大きな正の値であるＣ１に設定し、エアの吸込み量が相対的に少なく、該フラグＦａが１にセットされているときは、増分油圧（Ｐｚ）を相対的に小さな正の値であるＣ２に設定し、エアの吸込みが判定されていないときは、増分油圧（Ｐｚ）を０に設定する。
【００６８】
そして、ステップＳ３０で、これらの油圧（Ｐｉ），（Ｐｔ），（Ｐｚ）を足し合わせ、さらに、変速時間を適正化することを目的として前回の変速時間に基づき別途行なわれる学習補正制御で設定された学習補正油圧（Ｐｇ）を加えることにより、ベース油圧の初期値（Ｐｂ’）を求める。
【００６９】
この初期値（Ｐｂ’）は、スロットル開度が全閉でないときには、ステップＳ３１で、タービン回転変化率（ｄＮｔ）が所定値Ｃ３よりも小さくなったと判定されるまで、また一方、スロットル開度が全閉であるときには、ステップＳ３１で、変速指令が出力されてから所定時間（Ｔ）が経過したと判定されるまで、それぞれ、ステップＳ３２で、解放室５４ｂに供給するサーボリリース圧のベース油圧（Ｐｂ）として用いられる。
【００７０】
そして、上記条件が満足されたのちは、ステップＳ３３で、そのように条件が満足された時点からの経過時間（ｔｉｍ）毎に所定値Ｃ４を足し込んでいった値が、解放室５４ｂに供給するサーボリリース圧のベース油圧（Ｐｂ）として用いられる。
【００７１】
そして、いずれの場合も、ステップＳ３４で、これらのステップＳ３２又はＳ３３で設定されたベース油圧（Ｐｂ）を実現するデューティ率が第２ＤＳＶ１２２に出力される。
【００７２】
これにより、図２０に全閉の場合で示すように、２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂには、変速指令が出力されてから上記所定時間（Ｔ）が経過するまでは、ステップＳ３０で算出された初期値（Ｐｂ’）が供給され、上記所定時間（Ｔ）が経過したのちは、ベース油圧（Ｐｂ）が所定値Ｃ４つづ徐々に上昇していって３−４クラッチ５３が完全に締結される。
【００７３】
その場合に、解放室５４ｂへのエアの吸込みを判定したときは、判定しないときに比べて、増分油圧（Ｐｚ）を加算することにより、上記解放室５４ｂ及び３−４クラッチ５３の油圧室に供給する作動圧を変速動作中継続して高く設定するから、３−４クラッチ５３に実際に作用する作動圧が本来の適正な値に維持され、混入エアによる作動圧の立ち上がりの遅れ、ないし３−４クラッチ５３の締結の遅れが解消される。それゆえ、この１−３変速時間の長期化及びそれに伴うドライブフィーリングの低下が回避されると共に、締結側の該３−４クラッチ５３のスリップ時間の長期化及びそれに伴う該３−４クラッチ５３の耐久性の低下が回避される。
【００７４】
また、エアの吸込み量が相対的に多く、エア吸込みフラグＦａが２にセットされているときは、増分油圧（Ｐｚ）として大きな値のＣ１を用い、エアの吸込み量が相対的に少なく、エア吸込みフラグＦａが１にセットされているときには、増分油圧（Ｐｚ）として小さな値のＣ２を用いるから、状況に応じたより緻密な制御が実現する。
【００７５】
さらに、変速前後におけるタービン回転数（Ｎｔ）の変化が比較的大きいこの１−３飛越しアップシフト変速時において、棚圧としてのベース油圧の初期値（Ｐｂ’）を増分油圧（Ｐｚ）で調整するから、サーボリリース圧が相対的に緩やかに高められる。その結果、変速動作が相対的に緩やかに進行し、タービン回転数（Ｎｔ）の急激な変化が回避できる。
【００７６】
なお、この１−３変速と同様、専らスロットル開度の急減に伴って起きる２−４飛越しアップシフト変速の制御動作も、この１−３変速の制御動作に準じて行なわれる。
【００７７】
次に、２−４ブレーキ５４の解放室５４ｂへのサーボリリース圧の供給を伴う変速のうち、２−３変速時の制御動作を説明する。この２−３変速は、上記１−３変速や２−４変速と同様にスロットル開度の減少に伴って起きる場合と、アクセルペダルが踏み込まれ続けるパワーオン時（加速要求時）に起きる場合とがある。
【００７８】
まず、スロットル開度が減少した場合の制御動作を図２１、図２２に示すフローチャートに従って説明する。この場合の制御動作はほぼ上記１−３変速や２−４変速の制御動作に準じて行なわれ、ステップＳ４１で、スロットル開度が全閉か否かを判定して、ＹＥＳのときは、ステップＳ４２で、変速前のタービン回転数（Ｎｔ’）に応じた油圧（Ｐｉ）を計算する一方、ＮＯのときには、ステップＳ４３で、目標タービン回転変化率（ｄＮｔｏ）に応じた油圧（Ｐｉ）を計算し、さらに、ステップＳ４４で、目標タービントルク（Ｔｒｏ）に応じた油圧（Ｐｔ）を計算する。
【００７９】
次いで、ステップＳ４５〜Ｓ４９にかけて、エア吸込みフラグＦａが２にセットされているときは、増分油圧（Ｐｚ）を相対的に大きな正の値であるＣ５に設定し、１にセットされているときは、増分油圧（Ｐｚ）を相対的に小さな正の値であるＣ６に設定し、０にリセットされているときは、増分油圧（Ｐｚ）を０に設定する。そして、最終的に、ステップＳ５２で、これらの油圧（Ｐｉ），（Ｐｔ），（Ｐｚ）及び学習補正油圧（Ｐｇ）を足し合わせることにより、ベース油圧の初期値（Ｐｂ’）を求めるのであるが、その前に、スロットル開度が全閉でないときには、ステップＳ５０で、３−４クラッチ５３が締結状態であるか否かを判定し、その結果、３−４クラッチ５３がすでに締結状態にあるときには、ステップＳ５１で、上記増分油圧（Ｐｚ）を０に戻す。
【００８０】
これは、スロットル開度が全閉でないときには、後述するように、エア混入に対する別の方策として、サーボリリース圧を速やかに立ち上げるプリチャージ制御がイナーシャフェーズの開始時点まで延長して続行されるから、そのような対策が行なわれている場合にまで、３−４クラッチ５３がすでに締結状態となったのちも増分油圧（Ｐｚ）を加算してサーボリリース圧を高めるのはいきすぎであるからである。
【００８１】
そして、スロットル開度が全閉でないときには、ステップＳ５３で、タービン回転変化率（ｄＮｔ）が所定値Ｃ７よりも小さくなったと判定されるまで、つまりイナーシャフェーズが開始するまで、ステップＳ５４で、上記ベース油圧の初期値（Ｐｂ’）が解放室５４ｂに供給するサーボリリース圧のベース油圧（Ｐｂ）として用いられ、また一方、スロットル開度が全閉であるときには、ステップＳ５３で、変速指令が出力されてから所定時間（Ｔ）が経過したと判定されるまで、同じくステップＳ５４で、上記初期値（Ｐｂ’）がサーボリリース圧のベース油圧（Ｐｂ）として用いられる。
【００８２】
そして、上記条件が満足されたのちは、ステップＳ５５で、そのように条件が満足された時点からの経過時間（ｔｉｍ）毎に所定値Ｃ８を足し込んでいった値が、サーボリリース圧のベース油圧（Ｐｂ）として用いられ、いずれの場合も、ステップＳ５６において、これらのステップＳ５４又はＳ５５で設定されたベース油圧（Ｐｂ）を実現するデューティ率が第２ＤＳＶ１２２に出力されることになる。
【００８３】
引き続き、スロットル開度が全閉でないパワーオン時の制御動作を図２３に示すフローチャートに従って説明する。まずステップＳ６１で、上記制御に準じて設定されるベース油圧の初期値（Ｐｂ’）が所定値Ｃ９以下であると判定されているとき、又はエアの吸込みがないと判定されているときには、ステップＳ６２で、プリチャージフラグＦｐが１にセットされているか否かを判定する。このプリチャージフラグＦｐは、速やかな作動圧の供給を目的として別途行なわれるプリチャージ制御において、油路を全開にして作動圧を所定油圧まで全速で油圧室内に供給すべきであると判断されているときに１にセットされるフラグである。したがって、このステップＳ６２でプリチャージフラグＦｐが１であると判定されたときには、ステップＳ６３で、第２ＤＳＶ１２２にデューティ率０％を出力する。
【００８４】
一方、ステップＳ６２でプリチャージフラグＦｐが１でないと判定されたときには、ステップＳ６５，Ｓ６６で、第１ＤＳＶ１２１の制御が終了するまで、該第１ＤＳＶ１２１と同じデューティ率を第２ＤＳＶ１２２に出力する。すなわち、このパワーオン時の２−３変速にあっては、単に第２ＤＳＶ１２２で生成されるサーボリリース圧だけを制御するのではなく、第１ＤＳＶ１２１で生成されるサーボアプライ圧もまた制御し、これにより、２−４ブレーキ５４の解放動作と３−４クラッチ５３の締結動作とが相互に良好なタイミングで起こることを図り、またタービン回転数が円滑で速やかに変化することを図っている。したがって、第１ＤＳＶ１２１と第２ＤＳＶ１２２とでデューティ率を同じとすることにより、２−４ブレーキ５４は３−４クラッチ５３の締結動作とほぼ同期して解放されていく。
【００８５】
一方、ベース油圧の初期値（Ｐｂ’）が所定値Ｃ９より大きいと判定されたとき、又はエアの吸込みがあると判定されたときには、ステップＳ６１からＳ６４に進み、ここで、タービン回転変化率（ｄＮｔ）が所定値Ｃ７よりも小さくなったと判定されるまで、つまりイナーシャフェーズが開始するまでは、上記ステップＳ６３に進んで、第２ＤＳＶ１２２にデューティ率０％を出力する。そして、イナーシャフェーズが開始すれば、上記ステップＳ６５，Ｓ６６に進んで、上記のように第１ＤＳＶ１２１の制御が終了するまで該第１ＤＳＶ１２１と同じデューティ率を第２ＤＳＶ１２２に出力する。
【００８６】
この２−３変速時における各種パラメータの経時変化を図２４に示す。図中、実線はスロットル開度の減少による変速の場合を示し、鎖線はパワーオン時の変速の場合を示す。
【００８７】
特に、アクセルペダルが踏み込まれ続ける加速要求時に解放室５４ｂへのエアの吸込みを判定したときは、増分油圧（Ｐｚ）を加算することによる作動圧の増大ではなく、第２ＤＳＶ１２２のデューティ率を０％として作動圧を速やかに増大させるプリチャージ期間を延長する制御が行なわれるから、サーボリリース圧が相対的に速やかに高められる。その結果、変速動作が相対的に速やかに進行し、加速要求に対する応答性が向上する。
【００８８】
また、プリチャージ期間の延長をイナーシャフェーズの開始を限度としたから、例えばイナーシャフェーズが開始したのちに第２ＤＳＶ１２２のデューティ率を制御してタービン回転数（Ｎｔ）をフィードバック制御するような場合であっても、該フィードバック制御が支障なく実行でき、且つプリチャージの利点が最大限に活用されることになる。
【００８９】
なお、前述したように、パワーオン時であって、当初、プリチャージが実行されたときは、３−４クラッチ５３の締結が判定された時点で、増分油圧（Ｐｚ）が０となる。
【００９０】
また、エアの吸込みが判定されているときは、このように作動圧が本来の値よりも高くされる例外的な変速制御が実行されるから、そのような例外的な変速制御の結果に基づいて学習補正をするとその内容に大きな誤差が含まれてしまう。したがって、エアの吸込み判定中は、上記学習補正油圧（Ｐｇ）を設定する学習補正制御については、これを禁止することが好ましい。
【００９１】
【発明の効果】
以上のように、本発明によれば、油圧室内へのエアの吸込み現象、特に、締結室と解放室とを有する摩擦要素における該解放室内へのエアの吸込み現象に起因する作動圧の立ち上がりの遅れ、ひいては締結動作の遅れ、変速時間ないしスリップ時間の長期化等の種々の不具合が解消される。本発明は、サーボシリンダを用いたバンドブレーキ式の摩擦要素を備える自動変速機を搭載する車両一般に広く好ましく適用可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の実施の形態に係る自動変速機の機械的構成を示す骨子図である。
【図２】 ２−４ブレーキの油圧アクチュエータの構成を示す断面図である。
【図３】 油圧制御回路の回路図である。
【図４】 １速の状態を示す油圧制御回路の要部拡大図である。
【図５】 同じく２速の状態を示す要部拡大図である。
【図６】 同じく３速の状態を示す要部拡大図である。
【図７】 同じく４速の状態を示す要部拡大図である。
【図８】 同じくＬレンジ１速の状態を示す要部拡大図である。
【図９】 同じくＲレンジの状態を示す要部拡大図である。
【図１０】 同じくＮレンジの状態を示す要部拡大図である。
【図１１】 油圧制御回路に備えられたソレノイドバルブに対する制御システム図である。
【図１２】 上記自動変速機の変速歯車機構の周辺構造を示す断面図である。
【図１３】 上記自動変速機における２−４ブレーキの解放室へのエアの吸込み判定の制御動作を示すフローチャート図である。
【図１４】 同吸込み解除判定の制御動作を示すフローチャート図である。
【図１５】 同吸込み判定時のタイムチャート図である。
【図１６】 同じく吸込み判定時のタイムチャート図である。
【図１７】 同吸込み解除判定時のタイムチャート図である。
【図１８】 １−３変速時のサーボリリース圧の制御動作を示すフローチャート図である。
【図１９】 同制御動作の続きを示すフローチャート図である。
【図２０】 同変速時のタイムチャート図である。
【図２１】 専らスロットル開度が小さい場合の２−３変速時のサーボリリース圧の制御動作を示すフローチャート図である。
【図２２】 同制御動作の続きを示すフローチャート図である。
【図２３】 専らスロットル開度が大きい場合の２−３変速時のサーボリリース圧の制御動作を示すフローチャート図である。
【図２４】 同変速時のタイムチャート図である。
【符号の説明】
１０ 自動変速機
３０，４０ 変速歯車機構
５３ ３−４クラッチ（第２の摩擦要素）
５４ ２−４ブレーキ（第１の摩擦要素）
５４ａ 締結用油圧室
５４ｂ 解放用油圧室
１２１ 第１デューティソレノイドバルブ
１２２ 第２デューティソレノイドバルブ
３００ コントロールユニット（判定手段、作動圧補正手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an automatic transmission mounted on an automobile, and more particularly, to an automatic transmission control device having a band brake type friction element using a servo cylinder, and in particular, to improve supply / exhaust control of operating pressure with respect to the friction element. Relates to the technical field of automatic transmissions for vehicles.
[0002]
[Prior art]
In general, an automatic transmission mounted on an automobile switches a power transmission path of a transmission gear mechanism to a predetermined gear stage by controlling supply and discharge of operating pressure to and from a hydraulic chamber of a plurality of friction elements such as clutches and brakes. It is configured to shift automatically, but it has a single hydraulic chamber as the friction element, and other than a normal friction element that is fastened when operating pressure is supplied to the hydraulic chamber. In addition, a fastening hydraulic chamber and a releasing hydraulic chamber defined by a piston in the servo cylinder are provided, and only when the operating pressure is supplied only to the fastening hydraulic chamber, it is wound around the braked member. Brake band using a servo cylinder that is tightened and tightened. In other cases, the band is loosened and released by the operating pressure supplied to the release hydraulic chamber or the biasing force of the spring. Sometimes friction element is provided.
[0003]
Therefore, when the friction element is shifted from the engaged state to the released state, the operating pressure is discharged from the fastening hydraulic chamber, the operating pressure is supplied to the releasing hydraulic chamber, or the operating pressure is supplied from the fastening hydraulic chamber. And the operating pressure is supplied to the release hydraulic chamber. In either case, the piston moves in the releasing direction in the servo cylinder, the volume of the fastening hydraulic chamber decreases, and the volume of the releasing hydraulic chamber increases.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
At this time, if the volume of the hydraulic chamber increases in a state where the hydraulic pressure can be supplied to the release hydraulic chamber, the hydraulic chamber is always filled with the hydraulic oil because the hydraulic oil is replenished to the hydraulic chamber. . However, for example, if the oil passage leading to the release hydraulic chamber is blocked by a switching valve or the like, or is open to the atmosphere in communication with the drain port, no operating pressure is supplied to the hydraulic chamber. As the volume of the cylinder increases, air is sucked into the hydraulic chamber from the gaps between the components of the servo cylinder defining the hydraulic chamber, drain ports, etc., and the air is mixed into the hydraulic oil existing in the hydraulic chamber To do.
[0005]
Then, in this state, when an attempt is made to perform a shift by supplying an operating pressure to the release hydraulic chamber, the supplied operating pressure is absorbed by the air and its rise is delayed, and the shift time is prolonged. Drive feeling is reduced. In particular, for example, the release hydraulic chamber for the first friction element of the band brake type is connected to the hydraulic chamber of the second friction element having only a single hydraulic chamber, and the release hydraulic chamber is connected to the release hydraulic chamber. When an operation pressure is applied to release a first friction element and a second friction element is to be engaged, a slip time of the second friction element is prolonged and durability thereof is increased. Damaged. Furthermore, for example, when the maximum operating pressure is supplied to the release hydraulic chamber when a predetermined time has elapsed since the start of the shift in order to back up the end of the quick shift operation, it occurs at that time. The fastening shock of the second friction element is significantly increased.
[0006]
Japanese Patent Laid-Open No. 1-193444 discloses that when the same type of speed change continues in a short time, it is determined that the hydraulic oil remains in the oil passage in the hydraulic control circuit and the amount of air mixed is small. A technique for setting a lower operating pressure for fastening is disclosed. However, this technique is not premised on the existence of a band brake type friction element having a fastening hydraulic chamber and a releasing hydraulic chamber, and since its purpose is different, it can be used to solve the above problems. Can not.
[0007]
An object of the present invention is to solve various problems caused by a phenomenon of air suction into a release hydraulic chamber of a friction element having a fastening hydraulic chamber and a release hydraulic chamber.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
  That is, to solve the above problem,Invention of Claim 1 of this applicationThe automatic transmission control device according to the present invention is configured such that a shift is performed by controlling supply and discharge of the operating pressure with respect to the friction element, and the fastening hydraulic chamber and the release are used as the friction element. A determination means for determining that air is sucked into the release hydraulic chamber, and when the determination means determines that air is sucked in, when the determination is not made Compared to the above, there is provided operating pressure correcting means for increasing the operating pressure at the time of shifting to supply the operating pressure to the release hydraulic chamber.
[0009]
When the operating pressure is supplied to the release hydraulic chamber of the band brake type friction element having the fastening hydraulic chamber and the release hydraulic chamber as described above, air is sucked into the hydraulic chamber. If it is determined that the operating pressure is higher than that when the determination is not made, the operating pressure that actually acts on the friction element is maintained at an appropriate value, which is caused by mixed air. The delay in rising the operating pressure is eliminated. As a result, prolonged shift time and accompanying drive feeling are avoided.
[0011]
  In this case, as described above, the suction of air into the release hydraulic chamber is caused, for example, when the oil passage leading to the hydraulic chamber is blocked and the hydraulic chamber is in a semi-sealed state, or when the oil passage is drained. Since it can occur when the volume of the hydraulic chamber is increased in a state where the operating pressure is not supplied to the release hydraulic chamber, such as when the port is open to the atmosphere,In the invention according to claim 1, the volume of the hydraulic chamber is increased in a state where the operating pressure is not supplied to the release hydraulic chamber.It is determined that air has been sucked into the release hydraulic chamber.Configured as follows.
[0012]
In general, the amount of air sucked is larger because the suction load is smaller when the release hydraulic chamber is open to the atmosphere than when the release hydraulic chamber is semi-sealed. Therefore, when it is determined which of these causes of air suction is, the amount of increase in the operating pressure may be changed accordingly. For example, when the former is the main cause, the amount of increase in the operating pressure is reduced, and when the latter is the main cause, the amount of increase in the operating pressure is increased.
[0013]
  On the other hand, for example, when the operating pressure is supplied to the release hydraulic chamber, the air mixed up to that time can be pushed out of the hydraulic oil or hydraulic chamber at that pressure,In the invention according to claim 2, the determination means supplies the operating pressure to the release hydraulic chamber.Therefore, release the determination of air suction into the release hydraulic chamber.Configured as.
[0014]
  One aspect of increasing the operating pressure supplied to the release hydraulic chamber is, for example, increasing the shelf pressure of the operating pressure, that is, increasing the hydraulic pressure during the shifting operation.Therefore, in the invention according to claim 3, the operating pressure correction means is configured to increase the operating pressure by increasing the shelf pressure of the operating pressure supplied to the release hydraulic chamber. ThisThe operating pressure that actually acts on the friction element is maintained at an appropriate value continuously during the shifting operation.AndThe delay in rising the operating pressure due to the mixed air is eliminated.
[0015]
  As another aspect of increasing the operating pressure supplied to the release hydraulic chamber, for example, a precharge period of the operating pressure, that is, a period of supplying the operating pressure to the predetermined hydraulic pressure at full speed by fully opening the oil passage. It can be extended.Therefore, in the invention according to claim 4, the operating pressure correcting means is configured to increase the operating pressure by extending the precharge period of the operating pressure supplied to the release hydraulic chamber. ThisPromptly supply the friction element to the friction element for a long periodAndThe delay in rising the operating pressure due to the mixed air is eliminated.
[0016]
  However, after the inertia phase has started, the operating pressure may be used for other controls such as feedback control of the rotational speed, for example.In the invention according to claim 5,The precharge period is limited to extending to the start of the inertia phase.ThisThe advantage of the precharge is maximized while avoiding that the extension of the precharge period hinders other controls performed after the inertia phase starts.
[0017]
  Here, whether to increase the operating pressure using an increase in shelf pressure or an extension of the precharge period may be selected according to the engine load represented by the throttle opening of the engine, for example. Therefore,In the invention according to claim 6, the operating pressure correction means increases the operating pressure by increasing the shelf pressure of the operating pressure supplied to the release hydraulic chamber or by extending the precharge period, and the engine load. The engine pressure detecting means for detecting the engine pressure is provided, and the operating pressure correcting means is configured to select which one to increase the operating pressure according to the engine load detected by the detecting means. ThisMore appropriate control is achieved in accordance with the operating state of the engine or vehicle.
[0018]
For example, when the engine load is relatively small, it is selected to increase the operating pressure by increasing the shelf pressure. Conversely, when the engine load is relatively large, the operation is performed by increasing the precharge period. Choose a higher pressure.
[0019]
  When the accelerator pedal is released and the throttle opening decreases rapidly, an upshift, particularly a so-called interlaced upshift where the rotational speed changes greatly before and after the shift occurs. In such a case, it is preferable to perform a speed change operation relatively gently to avoid a sudden change in the rotational speed. Therefore, when the engine load at which a jump upshift can occur is relatively small, the shift operation proceeds relatively slowly by adopting a method of increasing the shelf pressure, which is a relatively gentle increase in operating pressure. LetThat is, in the invention according to claim 7, the operating pressure correcting means is configured to increase the operating pressure by increasing the shelf pressure when the engine load detected by the engine load detecting means is smaller than a predetermined value. Is done.
[0020]
  On the other hand, it is preferable to increase the responsiveness to the acceleration request by performing a speed change operation relatively quickly when the acceleration is requested to continue to be depressed. Therefore, when the engine load indicating the acceleration request is relatively large, the precharge period in which the increase of the operating pressure is relatively quick is used to make the speed change operation proceed relatively quickly.That is, in the invention according to claim 8, when the engine load detected by the engine load detecting means is larger than a predetermined value, the operating pressure correcting means increases the operating pressure by extending the precharge period. Composed.
[0021]
  Further, for example, learning control for optimizing the shift time may be performed by correcting the increase / decrease of the operating pressure based on the previous shift time, but when air suction into the release hydraulic chamber is determined. It is preferable not to perform such learning correction control. When there is an air suction determination, exceptional control is performed to increase the operating pressure above the original value as described above. Therefore, if learning correction is performed based on the result of such exceptional shift control, a large error is included in the content.Become. Therefore, in the invention according to claim 9, when learning means for performing learning pressure correction for the operating pressure based on the shift result is provided, when learning of air into the release hydraulic chamber is determined, the learning means The learning correction is not performed. Thereby, said malfunction is avoided.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in more detail through embodiments of the invention.
[0023]
As shown in FIG. 1, the automatic transmission 10 according to the present embodiment includes, as main components, a torque converter 20 and first and second transmission gear mechanisms that are arranged adjacent to each other as a transmission gear mechanism that is driven by the output of the converter 20. 2 planetary gear mechanisms 30 and 40, a plurality of friction elements 51 to 55 such as clutches and brakes for switching power transmission paths of these planetary gear mechanisms 30 and 40, and a one-way clutch 56, and 1 to 4 in the D range. Speed, 1st to 3rd speed in the S range, 1st to 2nd speed in the L range, and reverse speed in the R range can be realized.
[0024]
The torque converter 20 includes a pump 22 fixed in a case 21 connected to the engine output shaft 1, and a turbine 23 disposed opposite to the pump 22 and driven by the pump 22 via hydraulic oil. A stator 25 interposed between the pump 22 and the turbine 23 and supported by the transmission case 11 via the one-way clutch 24 to increase the torque; and between the case 21 and the turbine 23, A lockup clutch 26 that directly connects the engine output shaft 1 and the turbine 23 via the case 21 is provided, and the rotation of the turbine 23 is output to the planetary gear mechanisms 30 and 40 via the turbine shaft 27.
[0025]
An oil pump 12 that is driven by the engine output shaft 1 via a case 21 of the converter 20 is disposed on the counter-engine side of the torque converter 20.
[0026]
The first and second planetary gear mechanisms 30, 40 both have sun gears 31, 41, a plurality of pinions 32, 32, 42, 42 that mesh with the sun gears 31, 41, and these pinions 32, 32, 42. .. Have pinion carriers 33 and 43 for supporting 42 and ring gears 34 and 44 meshed with the pinions 32... 32, 42.
[0027]
A forward clutch 51 is provided between the turbine shaft 27 and the sun gear 31 of the first planetary gear mechanism 30, a reverse clutch 52 is provided between the turbine shaft 27 and the sun gear 41 of the second planetary gear mechanism 40, and the turbine shaft. 27 and the pinion carrier 43 of the second planetary gear mechanism 40 are respectively provided with a 3-4 clutch 53, and a 2-4 brake 54 for fixing the sun gear 41 of the second planetary gear mechanism 40 is provided. ing.
[0028]
Further, the ring gear 34 of the first planetary gear mechanism 30 and the pinion carrier 43 of the second planetary gear mechanism 40 are connected, and a low reverse brake 55 and a one-way clutch 56 are connected in parallel between the ring gear 34 and the transmission case 11. The pinion carrier 33 of the first planetary gear mechanism 30 and the ring gear 44 of the second planetary gear mechanism 40 are connected to each other, and the output gear 13 is connected to them.
[0029]
The output gear 13 is meshed with a first intermediate gear 62 on an idle shaft 61 that constitutes the intermediate transmission mechanism 60, and the second intermediate gear 63 on the idle shaft 61 and an input of the differential device 70. The gear 71 is engaged with each other, and the rotation of the output gear 13 is input to the differential case 72 of the differential device 70, and the left and right axles 73 and 74 are driven via the differential device 70.
[0030]
Among the friction elements, the friction elements 51 to 53, 55 except for the 2-4 brake 54 each have a single hydraulic chamber, and are fastened when the operating pressure is supplied to the hydraulic chamber. Released when is not supplied.
[0031]
On the other hand, as shown in FIG. 2, the 2-4 brake 54 has a fastening hydraulic chamber (hereinafter referred to as “fastening chamber”) 54 a and a release hydraulic chamber (hereinafter “ This is a band brake type friction element using a servo cylinder 54c having a release chamber 54b).
[0032]
That is, in the 2-4 brake 54, the transmission case 11 and the cover member 54d fixed to the case 11 constitute the servo cylinder 54c, and a piston 54e is fitted into the cylinder 54c, and both sides thereof are arranged. This space is defined by the fastening chamber 54a and the release chamber 54b. A brake band 54f is wound around a drum which is a member to be braked indicated by a chain line in the figure, and a fixed stem 54g assembled to the case 11 is attached to one end side of the band 54f, and the piston 54e is attached to the other end side. The movable stems 54i that are attached and slidably pass through the through holes 54h formed in the case 11 are respectively engaged. A spring 54j for energizing the piston 54e is housed in the release chamber 54b in the direction of increasing the volume of the release chamber 54b, that is, on the loose side of the brake band 54f.
[0033]
Only when the operating pressure is supplied only to the fastening chamber 54a, the piston 54e moves in a direction to increase the volume of the fastening chamber 54a against the urging force of the spring 54j by the operating pressure. Thus, while the 2-4 brake 54 is engaged, the operating pressure is supplied only to the release chamber 54b, the operating pressure is supplied to both the chambers 54a and 54b, or both the chambers 54a and 54b. In both cases, when the operating pressure is not supplied, the piston 54e moves in a direction to increase the volume of the release chamber 54b by the operating pressure supplied to the release chamber 54b or the urging force of the spring 54j. The 4 brake 54 is released.
[0034]
As shown in FIG. 3, the hydraulic control circuit 100 of the automatic transmission 10 includes a regulator valve 101 that generates a line pressure by adjusting the pressure of the hydraulic oil discharged from the oil pump 12 to a predetermined hydraulic pressure, and a manual operation. Manual valve 102 for switching the range by operation, low reverse valve 103 that operates at the time of shifting and switches the oil passage leading to the hydraulic chamber of each friction element 51 to 55, bypass valve 104, 3-4 shift valve 105, And a lock-up control valve 106, first and second ON-OFF solenoid valves (hereinafter referred to as "first and second SV") 111 and 112 for operating these valves 103 to 106, and an operating pressure from the first SV 111 Solenoid relay valve (hereinafter referred to as “relay valve”) 107 for switching the supply destination of , First to third duty solenoid valves (hereinafter referred to as “first to third DSVs”) 121, 122, and 123 that generate, adjust, and discharge operating pressures of the friction elements 51 to 55 with respect to the hydraulic chambers. .
[0035]
The first and second SVs 111 and 112 communicate the upstream oil passage with the downstream oil passage when ON, and shut off when OFF. When the first to third DSVs 121 to 123 are OFF, that is, when the duty ratio (the ratio of the ON time in 1 ON-OFF cycle) is 0%, the upstream oil passage and the downstream oil passage are completely opened. When it is ON, that is, when the duty ratio is 100%, it is fully closed and completely shut off. Then, with the intermediate duty ratio, the upstream hydraulic pressure is used as the original pressure, and the operating pressure adjusted to a value corresponding to the duty ratio is supplied to the downstream side. Note that the operating pressure on the downstream side is drained when shut off.
[0036]
The line pressure generated by the regulator valve 101 is supplied via a main line 200 to a solenoid reducing valve (hereinafter referred to as “reducing valve”) 108, a manual valve 102, and a 3-4 shift valve 105. The line pressure supplied to the reducing valve 108 is reduced to a constant pressure by the valve 108 and then supplied to the first and second SVs 111 and 112 via the lines 201 and 202. The line pressure supplied to the manual valve 102 is in the forward range of D, S, and L, to the first DSV 121 through the first output line 211, and to the second DSV 122, the third DSV 123 through the second output line 212, and Supplied to the 3-4 shift valve 105, and supplied to the first DSV 121 via the first output line 211 and to the low reverse valve 103 and the bypass valve 104 via the third output line 213 in the R range, and to the N range. The low reverse valve 103 and the bypass valve 104 are supplied via the third output line 213.
[0037]
Table 1 shows the operating states of the friction elements 51 to 55 and the one-way clutch 56, and Table 2 shows the operating states of the first, second SVs 111 and 112 and the first to third DSVs 121 to 123 for each gear position. In Table 1, (O) indicates that it is fastened. In Table 2, (O) is ON for the first and second SVs 111 and 112, OFF for the first to third DSVs 121 to 123, and (X) is the first. The second SVs 111 and 112 are OFF, and the first to third DSVs 121 to 123 are ON.
[0038]
[Table 1]
Figure 0004192322
[0039]
[Table 2]
Figure 0004192322
In the first speed (excluding the first speed in the L range), as shown in Table 2 and FIG. 4, the third DSV 123 causes the operating pressure to flow through the line 228, the lockup control valve 106, and the forward clutch line 219. As shown in Table 1, the forward clutch 51 is fastened as a forward clutch pressure.
[0040]
In the second speed, as shown in Table 2 and FIG. 5, the operating pressure is further servoed to the fastening chamber 54 a of the 2-4 brake 54 via the line 214, the low reverse valve 103, and the servo apply line 215 by the first DSV 121. As shown in Table 1, the 2-4 brake 54 is further fastened as an apply pressure.
[0041]
In the third speed, as shown in Table 2 and FIG. 6, the second DSV 122 further causes the operating pressure to be changed to the lines 222 and 223, the low reverse valve 103, the lines 224 and 225, the 3-4 shift valve 105, and the servo release line 221. Is supplied as a servo release pressure to the release chamber 54b of the 2-4 brake 54, whereby the 2-4 brake 54 is released as shown in Table 1, and the operating pressure is changed to the line 226, the bypass valve 104, And the 3-4 clutch pressure is supplied to the hydraulic chamber of the 3-4 clutch 53 via the 3-4 clutch line 227, whereby the 3-4 clutch 53 is engaged as shown in Table 1.
[0042]
In the fourth speed, as shown in Table 2 and FIG. 7, the first SV 111 supplies a constant pressure to the control port 105a of the 3-4 shift valve 105 via the line 203, the relay valve 107, and the line 205. As a result, the spool of the valve 105 moves to the right in the drawing (the same applies hereinafter), and as a result, the servo release line 221 is connected to the line 220 branched from the forward clutch line 219, and the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 and The hydraulic chamber of the forward clutch 51 communicates. At this time, since the third DSV 123 stops generating the operating pressure, the servo release pressure in the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 and the forward clutch pressure in the hydraulic chamber of the forward clutch 51 are both locked up. It is drained from the third DSV 123 via the line 228, whereby the 2-4 brake 54 is engaged and the forward clutch 51 is released as shown in Table 1.
[0043]
In the first speed in the L range, as shown in Table 2 and FIG. 8, the third DSV 123 causes the operating pressure to reach the hydraulic chamber of the forward clutch 51 via the line 228, the lockup control valve 106, and the forward clutch line 219. As a result, the forward clutch 51 is engaged as shown in Table 1. In addition, the first SV 111 supplies a constant pressure to the control port 104a of the bypass valve 104 via the line 203, the relay valve 107, and the line 204, whereby the spool of the valve 104 moves to the left side. Further, the second SV 112 supplies a constant pressure to the control port 103a of the low reverse valve 103 via the line 206, the bypass valve 104, and the line 208, whereby the spool of the valve 103 moves to the left. As a result, the operating pressure generated by the first DSV 121 is supplied as a low reverse brake pressure to the hydraulic chamber of the low reverse brake 55 via the line 214, the low reverse valve 103, and the low reverse brake line 216. As shown, the low reverse brake 55 is engaged, and the first speed in the L range where the engine brake operates is obtained.
[0044]
In the R range, as shown in Table 2 and FIG. 9, all of the first and second SVs 111 and 112 and the first to third DSVs 121 to 123 operate. However, since the supply of the original pressure from the second output line 212 is stopped by the manual valve 102 for the second and third DSVs 122 and 123, no operating pressure is generated.
[0045]
In the R range, the first and second SVs 111 and 112 are operated, so that the spool of the bypass valve 104 is moved to the left as in the case of the first speed in the L range. Move to the left. In this state, the operating pressure generated by the first DSV 121 is supplied as a low reverse brake pressure to the hydraulic chamber of the low reverse brake 55 via the line 214, the low reverse valve 103, and the low reverse brake line 216. As shown in Table 1, the low reverse brake 55 is engaged.
[0046]
In the R range, line pressure is introduced from the manual valve 102 to the third output line 213. This line pressure is supplied as a reverse clutch pressure to the hydraulic chamber of the reverse clutch 52 via the low reverse valve 103 and the reverse clutch line 230, whereby the reverse clutch 52 is engaged as shown in Table 1.
[0047]
In the N range, as shown in Table 2 and FIG. 10, all of the first and second SVs 111 and 112 and the first to third DSVs 121 to 123 are inactivated. However, in this N range as well as the R range, the line pressure is introduced from the manual valve 102 to the third output line 213, so the spool of the low reverse valve 103 moves to the left side and the reverse clutch 52 is engaged. .
[0048]
Next, features of the present invention will be described. As described above, at the second speed and the fourth speed at which the 2-4 brake 54 is engaged, the operating pressure is supplied only to the engagement chamber 54a of the 2-4 brake 54 and not to the release chamber 54b. In the first speed at which the 2-4 brake 54 is released, the operating pressure is not supplied to either the fastening chamber 54a or the release chamber 54b. In the third speed, the operating pressure is applied to either the fastening chamber 54a or the release chamber 54b. Supplied. Further, the operating pressure is not supplied to either the fastening chamber 54a or the release chamber 54b even in the first speed, R range, and N range of the L range where the 2-4 brake 54 is not fastened.
[0049]
Therefore, the servo release pressure is supplied to the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 at the time of shifting from the 2nd speed or the 4th speed to the 1st speed of the 1st speed or L range, or at the time of shifting to the R range or N range. In such a state, the servo apply pressure is discharged from the fastening chamber 54a, and the volume of the release chamber 54b increases. Therefore, the phenomenon of air suction into the release chamber 54b occurs, and the air is mixed into the hydraulic oil in the release chamber 54b.
[0050]
At this time, particularly in the first speed, the spool of the low reverse valve 103 is moved to the right side, so that the release chamber 54b includes the servo release line 221, the 3-4 shift valve 105, the lines 225, 226, the bypass valve 104, and It is connected to the 3-4 clutch 53 via the 3-4 clutch line 227, and is connected to the second duty solenoid valve 122 via the line 224, the low reverse valve 103, and the lines 223, 222, Become. Therefore, at the time of shifting from the second speed or the fourth speed to the first speed, the air mainly passes through the gap between the through hole 54h of the transmission case 11 and the movable stem 54i as indicated by an arrow in FIG. A relatively small amount is sucked into the release chamber 54b.
[0051]
On the other hand, in the 1st speed of the L range or the R range or the N range, the spool of the low reverse valve 103 is moved to the left side, so that the release chamber 54b includes the servo release line 221, the 3-4 shift valve 105, and It is connected to the drain port 103b of the low reverse valve 103 via the lines 225, 226, and 224, and is in an open state. Therefore, at the time of shifting from the second speed or the fourth speed to the first speed of the L range or the R range or the N range, the air is mainly mainly used as shown by the arrows in FIGS. A relatively large amount is sucked into the release chamber 54b from the drain port 103b through the oil passage or the like.
[0052]
In any case, the air is sucked into the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 in this way, and next, a shift for supplying the servo release pressure to the release chamber 54b again is executed. As a result, the supplied hydraulic pressure is absorbed by the air, and as a result, the rise of the servo release pressure is delayed, the shift time is prolonged, and the drive feeling is lowered.
[0053]
Here, among the shifts involving the supply of the servo release pressure to the release chamber 54b, particularly serious shifts are the shift from the first speed to the third speed, the shift from the second speed to the third speed, and the second speed. Shift to 4th gear. In other speed changes, for example, from the 4th speed to the 3rd speed, the spool position of the 3-4 shift valve 105 is simply moved from the right side to the left side, so that it is still supplied to the 3-4 clutch 53. Since the operating pressure is only supplied to the open chamber 54b via the servo release line 221, there is no remarkable problem due to air mixing. In addition, there is very little possibility that any shift from the first speed of the L range or the shift from the R range or the N range to the third speed will occur.
[0054]
On the other hand, among the above-mentioned shifts, the shift from the second speed to the fourth speed is a shift for releasing the forward clutch 51 and engaging the 3-4 clutch 53 with the 2-4 brake 54 engaged. In this speed change, the second DSV 122 supplies the operating pressure to both the hydraulic chamber of the 3-4 clutch 53 and the release chamber 54b of the 2-4 brake 54, while the spool of the 3-4 shift valve 105 is moved to the left side. From this, the operating pressure is supplied only to the 3-4 clutch 53, and the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 communicates with the hydraulic chamber of the forward clutch 51 so that these hydraulic pressures are supplied. The operation of discharging the indoor hydraulic pressure from the third DSV 123 together is performed.
[0055]
Accordingly, the 1-3 shift and the 2-3 shift described above, including the 2-4 shift, are both a shift accompanied by the supply of the servo release pressure to the release chamber 54b, and in particular communicate with the release chamber 54b. The 3-4 clutch 53 is shifted to the hydraulic chamber such that the rise of the 3-4 clutch pressure is delayed, and the 3-4 clutch 53 side causes a problem caused by air mixing to be noticeable.
[0056]
On the other hand, when the operating pressure is supplied to the release chamber 54b as described above, the air that has been mixed up to that point is pushed out of the hydraulic oil or the release chamber 54b by that pressure. When any one of the shift, the 2-3 shift, or the 2-4 shift is executed, it is considered that the possibility of the occurrence of a malfunction due to air mixing has been eliminated. However, as described above, in the 2-4 shift, the operating pressure generated by the second DSV 122 is supplied to the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 only halfway during the shift operation, and the mixed air is completely pushed out. Since the sufficiently high operating pressure is not supplied to the release chamber 54b to the end, the 2-4 shift may be excluded from the shifts that can solve the above-mentioned problems.
[0057]
As shown in FIG. 11, the automatic transmission 10 includes a control unit 300 that performs control to eliminate various problems caused by air mixing when necessary based on the above-described knowledge. The control unit 300 includes a vehicle speed sensor 301 for detecting the vehicle speed, a throttle opening sensor 302 for detecting the throttle opening of the engine, an engine speed sensor 303 for detecting the engine speed, and a shift position (range selected by the driver). ) For detecting the rotational position of the turbine 23 in the torque converter 20 and the rotational speed sensor 305 for detecting the rotational speed of the turbine 23 in the torque converter 20, and the signals from the sensors 301 to 305 indicate the vehicle or engine. The operation of the first and second SVs 111 and 112 and the first to third DSVs 121 to 123 in the hydraulic control circuit 100 is controlled according to the operating state and the like.
[0058]
As shown in FIG. 12, the turbine rotation speed sensor 305 is attached to the transmission case 11, and the tip portion thereof faces the outer peripheral surface of the drum 51 a of the forward clutch 51 that rotates integrally with the turbine shaft 27. The rotational speed of the turbine shaft 27 is detected by detecting a periodic change in the magnetic field generated by the splines provided on the outer peripheral surface of the drum 51a.
[0059]
Next, an example of a specific control operation of the control unit 300 will be described.
[0060]
First, the determination of the suction of air into the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 is performed according to the flowchart shown in FIG. 13, and the operation pressure is not supplied to the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 in step S1. It is determined whether or not the 2-4 brake 54 has been released. If YES, in step S2, the spool position of the low reverse valve 103 at that time is determined. As a result, if it has moved to the right side, the air suction flag Fa is set to 1 in step S3, and if it has moved to the left side, the air suction flag Fa is set to 2 in step S4. On the other hand, when the situation that matches the determination condition of step S1 does not occur, the air suction flag Fa is reset to 0 in step S5.
[0061]
In the automatic transmission 10, as described above, when the 2-1 shift or the 4-1 shift occurs, the air suction flag Fa is set to 1, the 2-L1 shift, the 4-L1 shift, When the -R speed change, 4-R speed change, 2-N speed change, or 4-N speed change occurs, the air suction flag Fa is set to 2.
[0062]
On the other hand, the air suction release determination is performed according to the flowchart shown in FIG. 14, and in step S11, the 3-4 clutch 53 is engaged with the spool of the 3-4 shift valve 105 continuously moving to the left. If YES, the air suction flag Fa is reset to 0 in step S12.
[0063]
In the automatic transmission 10, as described above, when the 1-3 shift or the 2-3 shift occurs, the air suction flag Fa is reset to zero.
[0064]
As an example when the air suction flag Fa is set to 1, FIG. 15 shows changes with time of various parameters at the time of 2-1 shift, and FIG. 16 shows an example at the time of 2-N shift as an example when it is set to 2. As an example of resetting to 0, those at the time of 2-3 shifting are shown in FIG.
[0065]
Next, FIG. 18 shows the control at the time of 1-3 shifts, particularly the control operation of the second DSV 122 that generates the servo release pressure, among the shifts involving the supply of the servo release pressure to the release chamber 54b of the 2-4 brake 54. This will be described with reference to the flowchart shown in FIG. The interlaced upshift such as the 1-3 shift occurs mainly with a sudden decrease in the throttle opening, and the shift of the turbine rotational speed before and after the shift is relatively large.
[0066]
First, in step S21, it is determined whether or not the throttle opening is fully closed. If YES, in step S22, the hydraulic pressure (Pi) corresponding to the turbine speed (Nt ′) before the shift is calculated. If NO, the hydraulic pressure (Pi) corresponding to the target turbine rotation change rate (dNto) is calculated in step S23. In step S24, the hydraulic pressure (Pt) corresponding to the target turbine torque (Tro) is calculated. Finally, in step S30, by adding these oil pressures (Pi) and (Pt), an initial value (Pb ′) of the base oil pressure supplied to the release chamber 54b at the initial stage of shifting is obtained. However, before that, in steps S25 to S29, the incremental hydraulic pressure (Pz) is set according to the value of the air suction flag Fa.
[0067]
That is, when the air suction amount is relatively large and the flag Fa is set to 2, the incremental oil pressure (Pz) is set to C1, which is a relatively large positive value, and the air suction amount is When the flag Fa is set to 1, the incremental hydraulic pressure (Pz) is set to C2, which is a relatively small positive value. When the air suction is not determined, the incremental oil pressure (Pz) is incremented. The hydraulic pressure (Pz) is set to 0.
[0068]
In step S30, these hydraulic pressures (Pi), (Pt), and (Pz) are added, and further, learning correction control is performed separately based on the previous shift time for the purpose of optimizing the shift time. By adding the learned correction oil pressure (Pg), an initial value (Pb ′) of the base oil pressure is obtained.
[0069]
When the throttle opening is not fully closed, the initial value (Pb ′) is determined until the turbine rotation change rate (dNt) is determined to be smaller than the predetermined value C3 in step S31. When it is fully closed, the base hydraulic pressure (servo release pressure) supplied to the release chamber 54b in step S32 until it is determined in step S31 that a predetermined time (T) has elapsed after the gear shift command is output. Used as Pb).
[0070]
After the above condition is satisfied, in step S33, a value obtained by adding the predetermined value C4 for each elapsed time (tim) from when the condition is satisfied is supplied to the release chamber 54b. Used as the base hydraulic pressure (Pb) of the servo release pressure.
[0071]
In either case, in step S34, the duty ratio for realizing the base hydraulic pressure (Pb) set in step S32 or S33 is output to the second DSV 122.
[0072]
As a result, as shown in FIG. 20, in the fully closed state, the calculation is performed in step S30 until the predetermined time (T) elapses after the shift command is output to the release chamber 54b of the 2-4 brake 54. After the specified initial value (Pb ′) is supplied and the predetermined time (T) has elapsed, the base hydraulic pressure (Pb) gradually increases by the predetermined value C4 and the 3-4 clutch 53 is completely engaged. Is done.
[0073]
In this case, when it is determined that the air is sucked into the release chamber 54b, the incremental hydraulic pressure (Pz) is added to the release chamber 54b and the hydraulic chamber of the 3-4 clutch 53, compared to when the determination is not made. Since the operating pressure to be supplied is continuously set high during the shifting operation, the operating pressure actually acting on the 3-4 clutch 53 is maintained at the proper proper value, and the rising of the operating pressure due to the mixed air or 3 -4 The delay in engagement of the clutch 53 is eliminated. Therefore, it is possible to avoid the prolonged 1-3 shift time and the accompanying decrease in drive feeling, the prolonged slip time of the 3-4 clutch 53 on the engagement side, and the accompanying 3-4 clutch 53. A decrease in durability is avoided.
[0074]
Further, when the air suction amount is relatively large and the air suction flag Fa is set to 2, a large value C1 is used as the incremental hydraulic pressure (Pz), and the air suction amount is relatively small. When the suction flag Fa is set to 1, since a small value of C2 is used as the incremental hydraulic pressure (Pz), more precise control according to the situation is realized.
[0075]
Further, during this 1-3 jump upshift with a relatively large change in the turbine speed (Nt) before and after the shift, the initial value (Pb ′) of the base hydraulic pressure as the shelf pressure is adjusted with the incremental hydraulic pressure (Pz). Therefore, the servo release pressure is increased relatively slowly. As a result, the speed change operation proceeds relatively slowly, and a sudden change in the turbine speed (Nt) can be avoided.
[0076]
Note that, similarly to the 1-3 shift, the control operation of the 2-4 jump upshift that occurs exclusively when the throttle opening decreases rapidly is performed in accordance with the control operation of the 1-3 shift.
[0077]
Next, the control operation at the time of the 2-3 shift among the shifts accompanied by the supply of the servo release pressure to the release chamber 54b of the 2-4 brake 54 will be described. This 2-3 shift occurs when the throttle opening decreases as in the 1-3 shift and 2-4 shift described above, and occurs when the accelerator pedal is continuously depressed (when acceleration is requested). There is.
[0078]
First, the control operation when the throttle opening is decreased will be described with reference to the flowcharts shown in FIGS. The control operation in this case is performed substantially in accordance with the 1-3 shift or 2-4 shift control operation. In step S41, it is determined whether the throttle opening is fully closed. In S42, the hydraulic pressure (Pi) corresponding to the turbine rotational speed (Nt ′) before the shift is calculated, while in the case of NO, in step S43, the hydraulic pressure (Pi) corresponding to the target turbine rotational change rate (dNto) is calculated. In step S44, the hydraulic pressure (Pt) corresponding to the target turbine torque (Tro) is calculated.
[0079]
Next, in steps S45 to S49, when the air suction flag Fa is set to 2, the incremental oil pressure (Pz) is set to C5 which is a relatively large positive value, and when it is set to 1. The incremental hydraulic pressure (Pz) is set to C6, which is a relatively small positive value. When the incremental hydraulic pressure (Pz) is reset to 0, the incremental hydraulic pressure (Pz) is set to 0. Finally, in step S52, the initial value (Pb ′) of the base hydraulic pressure is obtained by adding the hydraulic pressures (Pi), (Pt), (Pz) and the learning correction hydraulic pressure (Pg). However, if the throttle opening is not fully closed before that, it is determined in step S50 whether or not the 3-4 clutch 53 is engaged, and as a result, the 3-4 clutch 53 is already engaged. In some cases, the incremental hydraulic pressure (Pz) is returned to 0 in step S51.
[0080]
This is because when the throttle opening is not fully closed, as will be described later, precharge control for quickly raising the servo release pressure is extended until the start of the inertia phase as a countermeasure against air contamination. This is because it is too much to increase the servo release pressure by adding the incremental hydraulic pressure (Pz) after the 3-4 clutch 53 is already engaged until such measures are taken. .
[0081]
When the throttle opening is not fully closed, in step S53, until the turbine rotation change rate (dNt) is determined to be smaller than the predetermined value C7, that is, until the inertia phase starts, in step S54, the base The initial value (Pb ′) of the hydraulic pressure is used as the base hydraulic pressure (Pb) of the servo release pressure supplied to the release chamber 54b. On the other hand, when the throttle opening is fully closed, a shift command is output in step S53. In step S54, the initial value (Pb ′) is used as the base hydraulic pressure (Pb) of the servo release pressure until it is determined that the predetermined time (T) has elapsed.
[0082]
After the above condition is satisfied, in step S55, the value obtained by adding the predetermined value C8 for each elapsed time (tim) from when the condition is satisfied is the base value of the servo release pressure. In any case, in step S56, the duty ratio for realizing the base oil pressure (Pb) set in step S54 or S55 is output to the second DSV 122.
[0083]
Next, the control operation at power-on when the throttle opening is not fully closed will be described with reference to the flowchart shown in FIG. First, in step S61, when it is determined that the initial value (Pb ′) of the base hydraulic pressure set according to the above control is equal to or less than the predetermined value C9, or when it is determined that there is no air suction, step In S62, it is determined whether or not the precharge flag Fp is set to 1. This precharge flag Fp is determined in the precharge control separately performed for the purpose of promptly supplying the operating pressure, and it is determined that the operating pressure should be supplied to the hydraulic chamber at full speed up to a predetermined hydraulic pressure by fully opening the oil passage. This flag is set to 1 when Therefore, when it is determined in step S62 that the precharge flag Fp is 1, the duty ratio of 0% is output to the second DSV 122 in step S63.
[0084]
On the other hand, when it is determined in step S62 that the precharge flag Fp is not 1, the same duty ratio as that of the first DSV 121 is output to the second DSV 122 until the control of the first DSV 121 is completed in steps S65 and S66. That is, in the 2-3 shift at the time of power-on, not only the servo release pressure generated by the second DSV 122 is controlled but also the servo apply pressure generated by the first DSV 121 is also controlled. It is intended that the releasing operation of the 2-4 brake 54 and the engaging operation of the 3-4 clutch 53 occur at good timing with each other, and that the turbine speed changes smoothly and quickly. Therefore, the 2-4 brake 54 is released almost in synchronism with the engagement operation of the 3-4 clutch 53 by making the duty ratios of the first DSV 121 and the second DSV 122 the same.
[0085]
On the other hand, when it is determined that the initial value (Pb ′) of the base hydraulic pressure is greater than the predetermined value C9, or when it is determined that there is air suction, the process proceeds from step S61 to S64, where the rate of change in turbine rotation ( Until it is determined that (dNt) has become smaller than the predetermined value C7, that is, until the inertia phase starts, the process proceeds to step S63 and the duty ratio of 0% is output to the second DSV 122. When the inertia phase starts, the process proceeds to steps S65 and S66, and the same duty ratio as that of the first DSV 121 is output to the second DSV 122 until the control of the first DSV 121 is completed as described above.
[0086]
FIG. 24 shows changes with time of various parameters during the 2-3 shift. In the figure, the solid line shows the case of shifting by reducing the throttle opening, and the chain line shows the case of shifting at power-on.
[0087]
In particular, when it is determined that air is sucked into the release chamber 54b when an acceleration request is made to keep the accelerator pedal depressed, the duty of the second DSV 122 is set to 0% instead of increasing the operating pressure by adding the incremental hydraulic pressure (Pz). Since the control for extending the precharge period for rapidly increasing the operating pressure is performed, the servo release pressure is relatively quickly increased. As a result, the speed change operation proceeds relatively quickly, and the responsiveness to the acceleration request is improved.
[0088]
In addition, since the extension of the precharge period is limited to the start of the inertia phase, for example, after the inertia phase starts, the duty ratio of the second DSV 122 is controlled to feedback control the turbine speed (Nt). However, the feedback control can be executed without any trouble, and the advantage of the precharge can be utilized to the maximum.
[0089]
As described above, when the precharge is executed at the time of power-on, the incremental hydraulic pressure (Pz) becomes zero when it is determined that the 3-4 clutch 53 is engaged.
[0090]
Further, when it is determined that the air is sucked in, the exceptional speed change control in which the operating pressure is made higher than the original value is executed as described above. Therefore, based on the result of the exceptional speed change control. When learning correction is performed, a large error is included in the content. Therefore, during the air intake determination, it is preferable to prohibit the learning correction control for setting the learning correction hydraulic pressure (Pg).
[0091]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the air suction phenomenon into the hydraulic chamber, in particular, the rising of the operating pressure due to the air suction phenomenon into the release chamber in the friction element having the fastening chamber and the release chamber. Various inconveniences such as a delay, a delay in fastening operation, and a prolonged shift time or slip time are eliminated. The present invention is widely and preferably applicable to vehicles in general equipped with an automatic transmission having a band brake type friction element using a servo cylinder.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a mechanical configuration of an automatic transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration of a hydraulic actuator for a 2-4 brake.
FIG. 3 is a circuit diagram of a hydraulic control circuit.
FIG. 4 is an enlarged view of a main part of a hydraulic control circuit showing a first speed state.
FIG. 5 is an enlarged view of the main part showing the second speed state.
FIG. 6 is an enlarged view of a main part showing a state of the third speed.
FIG. 7 is an enlarged view of a main part, similarly showing a state of the fourth speed.
FIG. 8 is an enlarged view of the main part, similarly showing the state of the first speed in the L range.
FIG. 9 is an enlarged view of the main part, similarly showing the state of the R range.
FIG. 10 is an enlarged view of a main part, similarly showing the state of the N range.
FIG. 11 is a control system diagram for a solenoid valve provided in a hydraulic control circuit.
FIG. 12 is a sectional view showing a peripheral structure of a transmission gear mechanism of the automatic transmission.
FIG. 13 is a flowchart showing a control operation for determining whether air is sucked into a release chamber of a 2-4 brake in the automatic transmission.
FIG. 14 is a flowchart showing the control operation of the suction release determination.
FIG. 15 is a time chart at the time of the suction determination.
FIG. 16 is a time chart at the same time when determining suction.
FIG. 17 is a time chart when the suction release determination is made.
FIG. 18 is a flowchart showing a servo release pressure control operation during 1-3 shift.
FIG. 19 is a flowchart showing a continuation of the control operation.
FIG. 20 is a time chart at the time of the same shift.
FIG. 21 is a flowchart showing a servo release pressure control operation at the time of 2-3 shifting when the throttle opening is exclusively small.
FIG. 22 is a flowchart showing a continuation of the control operation.
FIG. 23 is a flowchart showing a servo release pressure control operation at the time of 2-3 shifting when the throttle opening is exclusively large.
FIG. 24 is a time chart during the same shift.
[Explanation of symbols]
10 Automatic transmission
30, 40 transmission gear mechanism
53 3-4 clutch (second friction element)
54 2-4 Brake (first friction element)
54a Fastening hydraulic chamber
54b Release hydraulic chamber
121 1st duty solenoid valve
122 2nd duty solenoid valve
300 Control unit (determination means, operating pressure correction means)

Claims (9)

摩擦要素に対する作動圧の給排を制御することにより変速が実行される自動変速機の制御装置であって、上記摩擦要素として、締結用油圧室及び解放用油圧室を有する摩擦要素が備えられていると共に、上記解放用油圧室内にエアが吸い込まれていることを判定する判定手段と、該判定手段でエアの吸込みが判定されたときは、判定されないときに比べて、上記解放用油圧室に作動圧を供給する変速時における該作動圧を高くする作動圧補正手段とが備えられており、上記判定手段は、上記解放用油圧室に作動圧が供給されない状態で該油圧室の容積が増大したことをもって該油圧室内にエアが吸い込まれたと判定することを特徴とする自動変速機の制御装置。A control device for an automatic transmission in which a shift is executed by controlling supply and discharge of operating pressure to and from a friction element, wherein the friction element includes a friction element having a fastening hydraulic chamber and a release hydraulic chamber. And determining means for determining that air is being sucked into the release hydraulic chamber, and when the determination means determines air suction, the release hydraulic chamber is compared to when the determination is not made. Operating pressure correction means for increasing the operating pressure at the time of shifting for supplying operating pressure, and the determination means increases the volume of the hydraulic chamber in a state where the operating pressure is not supplied to the release hydraulic chamber. And determining that air has been sucked into the hydraulic chamber . 判定手段は、解放用油圧室に作動圧が供給されたことをもって該油圧室内へのエアの吸込み判定を解除することを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の制御装置。2. The control apparatus for an automatic transmission according to claim 1 , wherein the determination means cancels the determination of air suction into the hydraulic chamber when the operating pressure is supplied to the release hydraulic chamber. 作動圧補正手段は、解放用油圧室に供給する作動圧の棚圧を大きくすることにより作動圧を高くすることを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の制御装置。  2. The control apparatus for an automatic transmission according to claim 1, wherein the operating pressure correction means increases the operating pressure by increasing the shelf pressure of the operating pressure supplied to the release hydraulic chamber. 作動圧補正手段は、解放用油圧室に供給する作動圧のプリチャージ期間を長くすることにより作動圧を高くすることを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の制御装置。  2. The control apparatus for an automatic transmission according to claim 1, wherein the operating pressure correction means increases the operating pressure by extending a precharge period of the operating pressure supplied to the release hydraulic chamber. 作動圧補正手段は、プリチャージ期間をイナーシャフェーズの開始まで延長することを特徴とする請求項４に記載の自動変速機の制御装置。5. The control device for an automatic transmission according to claim 4 , wherein the operating pressure correction means extends the precharge period until the start of the inertia phase. 作動圧補正手段は、解放用油圧室に供給する作動圧の棚圧を大きくすることにより、又はプリチャージ期間を長くすることにより作動圧を高くすると共に、エンジン負荷を検出するエンジン負荷検出手段が備えられ、作動圧補正手段は、この検出手段で検出されたエンジン負荷に応じて、いずれによる作動圧の増大を行なうかを選択することを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の制御装置。  The operating pressure correcting means is an engine load detecting means for increasing the operating pressure by increasing the shelf pressure of the operating pressure supplied to the release hydraulic chamber or by extending the precharge period and detecting the engine load. 2. The automatic transmission control according to claim 1, wherein the operating pressure correction means selects which one to increase the operating pressure according to the engine load detected by the detecting means. 3. apparatus. 作動圧補正手段は、エンジン負荷検出手段で検出されたエンジン負荷が所定値より小さいときは、棚圧を大きくすることによる作動圧の増大を行なうことを特徴とする請求項６に記載の自動変速機の制御装置。7. The automatic transmission according to claim 6 , wherein the operating pressure correcting means increases the operating pressure by increasing the shelf pressure when the engine load detected by the engine load detecting means is smaller than a predetermined value. Machine control device. 作動圧補正手段は、エンジン負荷検出手段で検出されたエンジン負荷が所定値より大きいときは、プリチャージ期間を長くすることによる作動圧の増大を行なうことを特徴とする請求項６に記載の自動変速機の制御装置。7. The automatic operation according to claim 6 , wherein the operating pressure correcting means increases the operating pressure by extending the precharge period when the engine load detected by the engine load detecting means is larger than a predetermined value. Transmission control device. 変速結果に基づいて作動圧の学習補正を行なう学習手段が備えられ、解放用油圧室内へのエアの吸込みが判定されたときは、この学習手段は、上記学習補正を行なわないことを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の制御装置。  Learning means for performing learning correction of the operating pressure based on the shift result is provided, and when it is determined that air is sucked into the release hydraulic chamber, the learning means does not perform the learning correction. The control device for an automatic transmission according to claim 1.
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