JP5346834B2 - Control device for automatic transmission - Google Patents
Control device for automatic transmission Download PDFInfo
- Publication number
- JP5346834B2 JP5346834B2 JP2010025015A JP2010025015A JP5346834B2 JP 5346834 B2 JP5346834 B2 JP 5346834B2 JP 2010025015 A JP2010025015 A JP 2010025015A JP 2010025015 A JP2010025015 A JP 2010025015A JP 5346834 B2 JP5346834 B2 JP 5346834B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- lockup clutch
- clutch
- operating pressure
- sliding mode
- control
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
Abstract
Description
この発明は自動変速機の制御装置に関し、より具体的にはスライディングモード制御を用いてトルクコンバータのロックアップクラッチへの制御値を決定するようにした装置に関する。 The present invention relates to a control device for an automatic transmission, and more particularly to a device for determining a control value for a lockup clutch of a torque converter using sliding mode control.
下記の特許文献１において、エンジン回転数の上昇に使用されたイナーシャトルクを算出すると共に、トルコンスリップ比からトルクコンバータのトルク比をテーブル検索し、それらから自動変速機への入力トルクを算出して変速用の油圧クラッチを油圧制御する技術が提案されている。
In
そのような制御装置にあって、トルクコンバータのロックアップクラッチの動作を制御するときは、例えば運転状態からトルクコンバータへの入力トルクを算出し、それに相当するロックアップクラッチの制御圧を油圧値で算出し、ＰＩ制御則などを用いて油圧制御することになる。 In such a control device, when controlling the operation of the lock-up clutch of the torque converter, for example, the input torque to the torque converter is calculated from the operating state, and the corresponding control pressure of the lock-up clutch is expressed as a hydraulic value. It is calculated and hydraulically controlled using a PI control law or the like.
また、下記の特許文献２において、摺動抵抗を有するクラッチの制御系をスライディングモード制御法により制御装置において、クラッチの実スリップ速度と目標スリップ速度の偏差などに基づいて切換面を演算すると共に、演算された切換面に所定の傾きを持つ波形搬送波を付加して操作量を設定するように構成している。
Further, in
特許文献１記載の技術の場合、実際には油圧の応答遅れがあることから、油圧制御値に対して実際に発生するロックアップクラッチトルク（伝達トルク）にはかなりの遅れがある。また、ロックアップクラッチの摩擦特性は一般にクラッチの相対回転や油温と相関があるため、同じ油圧制御値であっても、相対回転などの状態によって発生するクラッチトルクは大きく変動して制御性を悪化させていた。
In the case of the technique described in
その点、特許文献２記載の技術にあっては、スライディングモード制御を用いることで、系への摂動や外乱に対するロバスト性を上げることができるが、搬送波を付加することから、切替関数零の近傍、即ち、目標値と実値がほぼ一致する領域においても常にある種の高周波の操作量が発生するため、クラッチ制御に応用するとき、車体振動などの別の不都合が発生する恐れがある。
In that respect, in the technique described in
この発明の目的は上記した課題を解決し、スライディングモード制御を用いることで、車体振動などの不都合を防止しつつ、系への摂動や外乱に対するロバスト性と制御性を上げるようにした自動変速機の制御装置を提供することにある。 SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to solve the above-mentioned problems, and by using sliding mode control, an automatic transmission that improves robustness and controllability to system perturbations and disturbances while preventing inconveniences such as body vibration. It is to provide a control device.
上記した課題を解決するために、請求項１にあっては、ロックアップクラッチを有するトルクコンバータを介して車両に搭載されたエンジンの出力を入力して変速する自動変速機の制御装置において、少なくとも前記自動変速機の油温と前記ロックアップクラッチの制御電流値と前記エンジンの回転数とから前記ロックアップクラッチの作動圧状態を推定するロックアップクラッチ作動圧状態推定手段と、少なくとも前記エンジンの回転数と前記自動変速機の入力回転数とから前記ロックアップクラッチの目標スリップ量と実スリップ量の偏差を求め、前記求めた偏差と油温とに基づいてスライディングモード制御の切換関数を決定する切換関数決定手段と、スライディングモード制御則によって決定されるスライディングモードを維持するのに必要なロックアップクラッチの伝達トルクと実スリップ量と油温とに基づき、前記スライディングモードを維持するのに必要なロックアップクラッチの作動圧を演算するスライディングモード維持必要ロックアップクラッチ作動圧演算手段と、少なくとも前記演算されたロックアップクラッチの作動圧に基づき、前記決定された切換関数が零となるように前記ロックアップクラッチの制御電流値を決定する制御電流値決定手段とを備える如く構成した。
In order to solve the above-described problems, in
請求項２に係る自動変速機の制御装置にあっては、ロックアップクラッチを有するトルクコンバータを介して車両に搭載されたエンジンの出力を入力して変速する自動変速機の制御装置において、前記ロックアップクラッチの目標スリップ量と実スリップ量の偏差を求め、前記求めた偏差と油温とに基づいてスライディングモード制御の切換面を決定する切換面決定手段と、少なくとも前記ロックアップクラッチの伝達トルクと実スリップ量とに基づいて前記ロックアップクラッチの作動圧を演算する作動圧演算手段と、前記演算された作動圧に基づいて前記決定された切換面が零となるように前記ロックアップクラッチの制御電流値を決定する制御電流値決定手段とを備える如く構成した。
In the automatic transmission control device according to
請求項１に係る自動変速機の制御装置にあっては、自動変速機の油温とロックアップクラッチの制御電流値とエンジンの回転数とからロックアップクラッチの作動圧状態を推定し、エンジンの回転数と自動変速機の入力回転数とからロックアップクラッチの目標スリップ量と実スリップ量の偏差を求め、それと油温に基づいてスライディングモード制御の切換関数を決定し、スライディングモード制御則によって決定されるスライディングモードを維持するのに必要なロックアップクラッチの伝達トルクと実スリップ量と油温に基づき、スライディングモードを維持するのに必要なロックアップクラッチの作動圧を演算すると共に、演算されたロックアップクラッチの作動圧に基づき、決定された切換関数が零となるようにロックアップクラッチの制御電流値を決定する如く構成したので、スライディングモード制御を用いることで、系への摂動や外乱に対するロバスト性と制御性を上げることができると共に搬送波を付加することがないので、車体振動などの不都合が発生するのを防止することができる。
In the automatic transmission control device according to
即ち、演算されたロックアップクラッチの作動圧に基づき、ロックアップクラッチの目標スリップ量と実スリップ量の偏差に基づいて決定される切換関数が零となるようにロックアップクラッチの制御電流値を決定する如く構成したので、モデル化誤差、トルクコンバータの製造ばらつきや劣化による特性変化などに起因して理論値との差異が生じようとするとき、実センサ値（ＬＣスリップ量）に基づいて演算される目標値と実値の偏差で表現される切換関数を零にすること、偏差ｅ(k)を必ず零に収束させることができ、よって高い安定性を得ることができる。 That is, based on the calculated operating pressure of the lockup clutch, the control current value of the lockup clutch is determined so that the switching function determined based on the deviation between the target slip amount and the actual slip amount of the lockup clutch becomes zero. Therefore, when a difference from the theoretical value is caused due to modeling error, manufacturing variation of torque converter or characteristic change due to deterioration, it is calculated based on the actual sensor value (LC slip amount). The switching function expressed by the deviation between the target value and the actual value can be made zero, and the deviation e (k) can always be converged to zero, so that high stability can be obtained.
また、運転者のアクセルペダル変化に伴うトルク変動や自動変速機の状態の変化など、プラントの様々な変化を予測しながらスライディングモードを維持、換言すれば目標値と実値の偏差が必ず零に収束する安定した状態を維持することができ、高いロバスト性を目標値への追従性を実現することができると共に、燃費性能を大幅に向上させることができる。 In addition, the sliding mode is maintained while predicting various changes in the plant, such as changes in the torque caused by the driver's accelerator pedal change and changes in the state of the automatic transmission.In other words, the deviation between the target value and the actual value must be zero. The converged and stable state can be maintained, high robustness can be achieved following the target value, and fuel efficiency can be greatly improved.
また、演算されたロックアップクラッチの作動圧、より具体的にはその状態推定値に基づいてロックアップクラッチの制御電流値を決定する如く構成したので、例えば油圧遅れ特性を考慮して制御電流値を決定することで、低油温で作動油の粘性が非常に大きく、従来では目標スリップ量を達成することが困難な領域においても、対処することができる。 Further, since the control current value of the lockup clutch is determined based on the calculated operating pressure of the lockup clutch, more specifically, the estimated state value thereof, for example, the control current value in consideration of the hydraulic delay characteristic By determining the above, it is possible to cope with a region where the viscosity of the hydraulic oil is very large at a low oil temperature and it is difficult to achieve the target slip amount conventionally.
さらに、ロックアップクラッチの伝達トルクに相関しないスリップ率ではなく、相関するスリップ量に基づいて切換関数を決定する如く構成したので、スライディングモード制御の制御量である切換関数と操作量であるロックアップクラッチトルクの相関を向上させることができ、安定性と追従性を実現することができる。 Furthermore, since the switching function is determined based on the correlated slip amount rather than the slip rate that is not correlated with the transmission torque of the lockup clutch, the switching function that is the control amount of the sliding mode control and the lockup that is the operation amount. The correlation of clutch torque can be improved, and stability and followability can be realized.
請求項２に係る自動変速機の制御装置にあっては、ロックアップクラッチの目標スリップ量と実スリップ量の偏差と油温に基づいてスライディングモード制御の切換面を決定し、ロックアップクラッチの伝達トルクと実スリップ量に基づいてその作動圧を演算すると共に、演算された作動圧に基づいて決定された切換面が零となるようにロックアップクラッチの制御電流値を決定するように構成したので、同様に、スライディングモード制御を用いることで、系への摂動や外乱に対するロバスト性と制御性を上げることができると共に搬送波を付加することがないので、車体振動などの不都合が発生するのを防止することができる。
In the control device for an automatic transmission according to
即ち、ロックアップクラッチの目標スリップ量と実スリップ量の偏差と油温に基づいて決定された切換面が零となるように、演算された作動圧に基づいてロックアップクラッチの制御電流値を決定する如く構成したので、同様にプラントの様々な変化を予測しながらスライディングモードを維持することができ、高いロバスト性と目標値への追従性を実現することができると共に、燃費性能を大幅に向上させることができる。 That is, the control current value of the lockup clutch is determined based on the calculated operating pressure so that the switching surface determined based on the deviation between the target slip amount and the actual slip amount of the lockup clutch and the oil temperature becomes zero. In the same way, the sliding mode can be maintained while predicting various changes in the plant, so that high robustness and follow-up to the target value can be realized, and fuel efficiency is greatly improved. Can be made.
以下、添付図面を参照してこの発明に係る自動変速機の制御装置を実施するための形態について説明する。 DESCRIPTION OF EXEMPLARY EMBODIMENTS Hereinafter, embodiments for implementing a control device for an automatic transmission according to the invention will be described with reference to the accompanying drawings.
図１はこの発明の実施例に係る自動変速機の制御装置を全体的に示す概略図である。 FIG. 1 is a schematic diagram showing an overall control apparatus for an automatic transmission according to an embodiment of the present invention.
以下説明すると、符号Ｔ／Ｍは自動変速機（以下「トランスミッション」という）を示す。トランスミッションＴ／Ｍは車両（図示せず）に搭載されてなると共に、前進５速および後進１速の速度段を有する平行軸式の有段型からなる。 In the following description, the symbol T / M indicates an automatic transmission (hereinafter referred to as “transmission”). The transmission T / M is mounted on a vehicle (not shown) and is a parallel shaft stepped type having speed stages of five forward speeds and one reverse speed.
トランスミッションＴ／Ｍは、エンジン（内燃機関）Ｅのクランクシャフトに接続されるアウトプットシャフト１０にロックアップ機構Ｌを有するトルクコンバータ（トルコン）１２を介して接続されたメインシャフト（入力軸）ＭＳと、このメインシャフトＭＳに複数のギヤ列を介して接続されたカウンタシャフト（出力軸）ＣＳとを備える。エンジンＥは複数気筒を備えると共に、ガソリンを燃料とする火花点火式のエンジンからなる。
The transmission T / M includes a main shaft (input shaft) MS connected to an
トルクコンバータ１２のロックアップ機構ＬはロックアップクラッチＬＣを備え、供給される油圧（作動油ＡＴＦの圧力）に応じてアウトプットシャフト１０に対してメインシャフトＭＳを係合（より正確にはスリップ）させる。
The lockup mechanism L of the
アウトプットシャフト１０の回転数に対するメインシャフトＭＳの回転数の比ＥＴＲはトルクコンバータ１２、より具体的にはロックアップクラッチＬＣのスリップ率を示し、アウトプットシャフト１０の回転数とメインシャフトＭＳの回転数の差ＳＬＩＰはトルクコンバータ１２、より具体的にはロックアップクラッチＬＣのスリップ量を示す。
The ratio ETR of the rotational speed of the main shaft MS to the rotational speed of the
メインシャフトＭＳには、メイン１速ギヤ１４、メイン２速ギヤ１６、メイン３速ギヤ１８、メイン４速ギヤ２０、メイン５速ギヤ２２、およびメインリバースギヤ２４が支持される。
A main
また、カウンタシャフトＣＳには、メイン１速ギヤ１４に噛合するカウンタ１速ギヤ２８、メイン２速ギヤ１６と噛合するカウンタ２速ギヤ３０、メイン３速ギヤ１８に噛合するカウンタ３速ギヤ３２、メイン４速ギヤ２０に噛合するカウンタ４速ギヤ３４、メイン５速ギヤ２２に噛合するカウンタ５速ギヤ３６、およびメインリバースギヤ２４にリバースアイドルギヤ４０を介して接続されるカウンタリバースギヤ４２が支持される。
The counter shaft CS has a counter
上記において、メインシャフトＭＳに相対回転自在に支持されたメイン１速ギヤ１４を１速用油圧クラッチ（摩擦係合要素。以下同様）Ｃ１でメインシャフトＭＳに結合すると、１速（ギヤ。速度段）が確立する。
In the above description, when the main first-
メインシャフトＭＳに相対回転自在に支持されたメイン２速ギヤ１６を２速用油圧クラッチＣ２でメインシャフトＭＳに結合すると、２速（ギヤ。速度段）が確立する。カウンタシャフトＣＳに相対回転自在に支持されたカウンタ３速ギヤ３２を３速用油圧クラッチＣ３でカウンタシャフトＣＳに結合すると、３速（ギヤ。速度段）が確立する。
When the main second-speed gear 16 that is rotatably supported on the main shaft MS is coupled to the main shaft MS by the second-speed hydraulic clutch C2, the second speed (gear, speed stage) is established. When the counter third-
カウンタシャフトＣＳに相対回転自在に支持されたカウンタ４速ギヤ３４をセレクタギヤＳＧでカウンタシャフトＣＳに結合した状態で、メインシャフトＭＳに相対回転自在に支持されたメイン４速ギヤ２０を４速−リバース用油圧クラッチＣ４ＲでメインシャフトＭＳに結合すると、４速（ギヤ。速度段）が確立する。
With the counter fourth speed gear 34 supported rotatably on the counter shaft CS coupled to the counter shaft CS by the selector gear SG, the main
また、カウンタシャフトＣＳに相対回転自在に支持されたカウンタ５速ギヤ３６を５速用油圧クラッチＣ５でカウンタシャフトＣＳに結合すると、５速（ギヤ。速度段）が確立する。
Further, when the counter fifth-
さらに、カウンタシャフトＣＳに相対回転自在に支持されたカウンタリバースギヤ４２をセレクタギヤＳＧでカウンタシャフトＣＳに結合した状態で、メインシャフトＭＳに相対回転自在に支持されたメインリバースギヤ２４を４速−リバース用油圧クラッチＣ４ＲでメインシャフトＭＳに結合すると、後進速度段が確立する。
Further, with the counter reverse gear 42 supported relative to the countershaft CS rotatably coupled to the countershaft CS by the selector gear SG, the
カウンタシャフトＣＳの回転は、ファイナルドライブギヤ４６およびファイナルドリブンギヤ４８を介してディファレンシャルＤに伝達され、それから左右のドライブシャフト５０，５０を介し、エンジンＥおよびトランスミッションＴ／Ｍが搭載される車両（図示せず）の駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。
The rotation of the counter shaft CS is transmitted to the differential D through a
車両運転席（図示せず）のフロア付近にはシフトレバー５４が設けられ、運転者の操作によって８種のレンジ、Ｐ，Ｒ，Ｎ，Ｄ５，Ｄ４，Ｄ３，２，１のいずれか選択される。
A
エンジンＥの吸気路（図示せず）に配置されたスロットルバルブ（図示せず）はＤＢＷ（Drive By Wire）機構５５に接続される。即ち、スロットルバルブはアクセルペダル（図示せず）との機械的な連結が断たれ、電動機などのアクチュエータ（図示せず）によって駆動される。 A throttle valve (not shown) disposed in the intake passage (not shown) of the engine E is connected to a DBW (Drive By Wire) mechanism 55. That is, the throttle valve is mechanically disconnected from an accelerator pedal (not shown) and driven by an actuator (not shown) such as an electric motor.
ＤＢＷ機構５５のアクチュエータの付近にはスロットル開度センサ５６が設けられ、アクチュエータの回転量を通じてスロットル開度ＴＨＨＦを示す信号を出力する。またファイナルドリブンギヤ４８の付近には車速センサ５８が設けられ、ファイナルドリブンギヤ４８が１回転するごとに車速Ｖを示す信号を出力する。
A
更に、カムシャフト（図示せず）の付近にはクランク角センサ６０が設けられ、特定気筒の所定クランク角度でＣＹＬ信号を、各気筒の所定クランク角度でＴＤＣ信号を、所定クランク角度を細分したクランク角度（例えば１５度）ごとにＣＲＫ信号を出力する。また、エンジンＥの吸気路のスロットルバルブ配置位置の下流には絶対圧センサ６２が設けられ、吸気管内絶対圧（エンジン負荷）ＰＢを示す信号を出力する。
Further, a crank angle sensor 60 is provided in the vicinity of the camshaft (not shown), and a CYL signal is subdivided at a predetermined crank angle for a specific cylinder, a TDC signal is subdivided at a predetermined crank angle for each cylinder, and A CRK signal is output for each angle (for example, 15 degrees). Further, an
また、メインシャフトＭＳの付近には第１の回転数センサ６４が設けられ、メインシャフトＭＳの回転数（トランスミッションＴ／Ｍの入力回転数）ＮＭを示す信号を出力すると共に、カウンタシャフトＣＳの付近には第２の回転数センサ６６が設けられ、カウンタシャフトＣＳの回転数（トランスミッションＴ／Ｍの出力回転数）ＮＣを示す信号を出力する。
A first
さらに、車両運転席付近に装着されたシフトレバー５４の付近にはシフトレバーポジションセンサ６８が設けられ、前記した８種のポジション（レンジ）の中、運転者によって選択されたポジションを示す信号を出力する。
Further, a shift
後述するようにトランスミッションＴ／Ｍの油圧回路Ｏのリザーバの付近には温度センサ７０が設けられて油温（作動油Automatic Transmission Fluidの温度）ＴＡＴＦに比例した信号を出力すると共に、各油圧クラッチＣｎに接続される油路には油圧スイッチ７２（図２で図示省略）がそれぞれ設けられ、各油圧クラッチＣｎに供給される油圧が所定値に達したとき、ＯＮ信号を出力する。
As will be described later, a
車両運転席のブレーキペダル（図示せず）の付近にはブレーキスイッチ７４が設けられ、運転者のブレーキペダル操作に応じてＯＮ信号を出力すると共に、アクセルペダル（図示せず）の付近にはアクセル開度センサ７６が設けられ、運転者のアクセル開度（アクセルペダル踏み込み量）ＡＰに応じた出力を生じる。
A
これらセンサ５６などの出力は、ＥＣＵ（電子制御ユニット）８０に送られる。
Outputs of these
ＥＣＵ８０は、ＣＰＵ８２，ＲＯＭ８４，ＲＡＭ８６、入力回路８８、および出力回路９０からなるマイクロコンピュータから構成される。マイクロコンピュータはＡ／Ｄ変換器９２を備える。
The
前記したセンサ５６などの出力は、入力回路８８を介してＥＣＵ８０内に入力され、アナログ出力はＡ／Ｄ変換器９２を介してデジタル値に変換されると共に、デジタル出力は波形整形回路などの処理回路（図示せず）を経て処理され、前記ＲＡＭ８６に格納される。
The output of the
車速センサ５８の出力およびクランク角センサ６０のＣＲＫ信号出力はカウンタ（図示せず）で時間間隔が計測され、車速Ｖおよびエンジン回転数ＮＥが検出される。第１の回転数センサ６４および第２の回転数センサ６６の出力もカウントされ、トランスミッションの入力軸回転数ＮＭおよび出力軸回転数ＮＣが検出される。
The time interval between the output of the
図示の如く、トランスミッションＴ／Ｍの油圧回路ＯはシフトソレノイドＳＬ１からＳＬ５とリニアソレノイドＳＬ６からＳＬ９を備える。図２は図１の油圧回路Ｏをトルクコンバータ１２を中心に部分的に示す油圧回路図である。 As shown, the hydraulic circuit O of the transmission T / M includes shift solenoids SL1 to SL5 and linear solenoids SL6 to SL9. FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram partially showing the hydraulic circuit O of FIG.
油圧回路Ｏには油圧ポンプＯ１が設けられる。油圧ポンプＯ１はエンジンＥで駆動され、前記したリザーバ（符号Ｏ２で示す）に貯留された作動油ＡＴＦを汲み上げ、ＰＨレギュレータバルブＯ３に送る。 The hydraulic circuit O is provided with a hydraulic pump O1. The hydraulic pump O1 is driven by the engine E, pumps up the hydraulic oil ATF stored in the above-described reservoir (indicated by reference numeral O2), and sends it to the PH regulator valve O3.
ＰＨレギュレータバルブＯ３は車両の走行状態に応じて油圧ポンプＯ１の吐出圧を調整し、ＰＨ圧（元圧あるいはライン圧）を生成し、油路Ｏ４に供給する。 The PH regulator valve O3 adjusts the discharge pressure of the hydraulic pump O1 in accordance with the traveling state of the vehicle, generates a PH pressure (original pressure or line pressure), and supplies it to the oil passage O4.
油路Ｏ４は各油圧クラッチＣｎに接続されると共に、トルクコンバータ１２に接続される。即ち、トルクコンバータ１２のロックアップクラッチＬＣは背圧室ＬＣ１と、背圧室ＬＣ１に接続される内圧室ＬＣ２を備える。内圧室ＬＣ２は油路Ｏ４から分岐される油路Ｏ５に接続されて油圧を供給される一方、背圧室ＬＣ１はリニアソレノイドＳＬ８に接続されて係合量が調整される。
The oil passage O4 is connected to each hydraulic clutch Cn and to the
また、ロックアップクラッチＬＣの解放時は、背圧室ＬＣ１は油路Ｏ４から分岐される油路Ｏ５に接続されて油圧を供給される一方、内圧室ＬＣ２は油路Ｏ６を介してドレンＸに接続されて油圧を排出する。 When the lockup clutch LC is released, the back pressure chamber LC1 is connected to the oil passage O5 branched from the oil passage O4 and supplied with hydraulic pressure, while the internal pressure chamber LC2 is supplied to the drain X via the oil passage O6. Connected to discharge hydraulic pressure.
トルクコンバータ１２においてロックアップクラッチＬＣは背圧室ＬＣ１と内圧室ＬＣ２の差圧（供給油圧）に応じた圧力でアウトプットシャフト１０に対してメインシャフトＭＳを係合（スリップ）させる。
In the
ＥＣＵ８０においてＣＰＵ８２は行先段あるいは目標段（変速比）を決定し、出力回路９０および電圧供給回路（図示せず）を介して油圧回路Ｏに配置されたシフトソレノイドＳＬ１からＳＬ５を励磁・非励磁してクラッチ油路の切替え制御を行う。
In the
またＣＰＵ８２はリニアソレノイドＳＬ６，ＳＬ７を励磁・非励磁して変速に関係する油圧クラッチＣｎへの供給油圧を制御すると共に、リニアソレノイドＳＬ８を励磁・非励磁してロックアップクラッチＬＣの背圧室ＬＣ１の油圧を制御し、さらにリニアソレノイドＳＬ９を励磁・非励磁してＰＨ圧を制御する。
Further, the
尚、ＣＰＵ８２はエンジンＥの燃料噴射量と点火時期を決定し、インジェクタ（図示せず）を介して決定された噴射量の燃料を供給すると共に、点火装置（図示せず）を介して決定された点火時期に従って噴射された燃料と吸気の混合気を点火するが、それらはこの発明と直接の関連を有しないので、それ以上の説明を省略する。
The
次いで、この発明に係る自動変速機の制御装置の動作を説明する。 Next, the operation of the automatic transmission control device according to the present invention will be described.
図３はその処理を示すフロー・チャートである。図示のプログラムはＣＰＵ８２によって所定時間ごとに実行される。
FIG. 3 is a flowchart showing the processing. The illustrated program is executed by the
以下説明すると、Ｓ１０においてエンジンＥの状態を推定する。これは具体的には、エンジントルク過渡値とエンジン回転推定値を常時算出することで行う。 In the following, the state of the engine E is estimated in S10. Specifically, this is performed by constantly calculating the engine torque transient value and the estimated engine rotation value.
図４はそのエンジントルク過渡値の常時推定処理を示すブロック図である。 FIG. 4 is a block diagram showing a process for constantly estimating the engine torque transient value.
先ずブロックＢ１において、検出されたエンジン回転数ＮＥ(k)と吸気管内絶対圧ＰＢ(k)とから予め設定されたエンジントルク定常値ＭＡＰ（マップ。特性）を検索し、エンジンントルク定常現在値（エンジントルクの定常値の現在値）を示すＵ(k)を算出する。 First, in block B1, a preset engine torque steady value MAP (map. Characteristic) is retrieved from the detected engine speed NE (k) and intake pipe absolute pressure PB (k), and the engine torque steady current value is obtained. U (k) indicating (the current value of the steady value of the engine torque) is calculated.
エンジントルク定常値は、エンジンＥが定常状態にあるときのエンジン回転数ＮＥと吸気管内絶対圧（負荷）ＰＢで決定されるエンジンＥの出力トルクを意味する。添字ｋは離散系のサンプル時間、より具体的には図３フロー・チャートの実行時刻を意味し、(k)を付された値は現在時刻の値、即ち、現在値を意味する。 The engine torque steady value means an output torque of the engine E determined by the engine speed NE and the intake pipe absolute pressure (load) PB when the engine E is in a steady state. The subscript k means the discrete system sample time, more specifically, the execution time of the flow chart of FIG. 3, and the value with (k) means the value of the current time, that is, the current value.
また(k+1)は１つ先の、(k-1)は１つ前のサンプル時間、より具体的には図３フロー・チャートの次回のあるいは前回の実行時刻を意味する。従って、(k+1)を付された値は未来値、(k-1)を付された値は過去値を意味する。 Further, (k + 1) means the previous sample time, (k-1) means the previous sample time, more specifically, the next or previous execution time of the flow chart of FIG. Therefore, the value given (k + 1) means the future value, and the value assigned (k-1) means the past value.
ブロックＢ１で演算されたＵ(k)（エンジンントルク定常現在値）はブロックＢ２に入力され、そこで入力Ｕ(k)から図示の如く、エンジントルク過渡現在値（エンジンＥの出力トルクの過渡値の現在値）を示す出力Ｙ(k)とエンジントルク過渡未来値（エンジンＥの出力トルクの過渡値の未来値）を示す出力Ｙ(k+1)が算出される。同図の下部にブロックＢ２の構成を数式で示す。斜体大文字は行列であることを示す。 The U (k) (engine torque steady current value) calculated in block B1 is input to block B2, where the engine torque transient current value (transient value of output torque of engine E) is input from input U (k) as shown in the figure. Output Y (k) indicating the current value of the engine torque) and output Y (k + 1) indicating the engine torque transient future value (the future value of the transient value of the output torque of the engine E). The structure of the block B2 is shown by a mathematical expression at the bottom of FIG. Italic capital letters indicate a matrix.
エンジントルク過渡値は、ＮＥとＰＢで決定される定常状態のエンジンＥの出力トルクに対して１次遅れの特性を持つと仮定し、ブロックＢ２において図示の式に従って算出される。 The engine torque transient value is assumed to have a first-order lag characteristic with respect to the output torque of the steady-state engine E determined by NE and PB, and is calculated according to the equation shown in block B2.
図５はエンジン回転推定値の常時推定処理を示すブロック図である。 FIG. 5 is a block diagram showing a process for constantly estimating the estimated engine rotation value.
先ず加減算段Ｂ３において推定されたエンジントルク過渡未来値Ｙ(k+1)からエンジントルク過渡現在値Ｙ(k)が減算されて両者の差ΔＴＥ（Δエンジントルク）が算出される。 First, the engine torque transient current value Y (k) is subtracted from the engine torque transient future value Y (k + 1) estimated in the addition / subtraction stage B3 to calculate a difference ΔTE (Δengine torque) between the two.
次いで図示の如くしてエンジン回転推定値（未来値）ＮＥ(k+1)が算出される。即ち、図５の処理においては、エンジントルク過渡値の現在、未来値の差分がエンジンＥの回転変化に使われると仮定してエンジン回転推定値を算出（推定）するようにした。 Next, as shown in the figure, an estimated engine rotation value (future value) NE (k + 1) is calculated. That is, in the process of FIG. 5, the estimated engine rotation value is calculated (estimated) on the assumption that the difference between the current and future values of the engine torque transient value is used for the rotation change of the engine E.
図３フロー・チャートの説明に戻ると、次いでＳ１２に進み、トランスミッションＴ／Ｍの状態を推定する。これはメインシャフト回転未来値、ＥＴＲ未来値、流体伝達トルクの現在値、未来値などを算出することで行う。 Returning to the description of the flow chart of FIG. 3, the process then proceeds to S12 to estimate the state of the transmission T / M. This is done by calculating the main shaft rotation future value, the ETR future value, the current value of the fluid transmission torque, the future value, and the like.
図６はその中のメインシャフト回転未来値とＥＴＲ未来値の推定処理を示す説明図である。 FIG. 6 is an explanatory view showing the main shaft rotation future value and the ETR future value estimation process.
図示の如く、メインシャフト回転未来値ＮＭ(k+1)は、メインシャフト回転現在値ＮＭ(k)と過去値ＮＭ(k-1)の差分、即ち、メインシャフト回転数ＮＭの現在値と前回値の差分を次回変化量と仮定することで算出する。 As shown in the figure, the main shaft rotation future value NM (k + 1) is the difference between the main shaft rotation current value NM (k) and the past value NM (k-1), that is, the current value of the main shaft rotation speed NM and the previous value. It is calculated by assuming the difference between the values as the next change amount.
メインシャフト回転未来値は、図６に示す如く、トランスミッションＴ／Ｍの入力回転数ＮＭの現在値と過去値の差分を次回変化量（未来値）と仮定することで算出する。 As shown in FIG. 6, the main shaft rotation future value is calculated by assuming a difference between the current value and the past value of the input rotation speed NM of the transmission T / M as the next change amount (future value).
ＥＴＲ未来値ＥＴＲ(k+1)は、上で算出されたメインシャフト回転未来値ＮＭ(k+1)とＳ１０で算出されたエンジン回転未来値ＮＥ(k+1)から、同図の末尾に示す式に従って算出する。 The ETR future value ETR (k + 1) is calculated from the main shaft rotation future value NM (k + 1) calculated above and the engine rotation future value NE (k + 1) calculated in S10 at the end of the figure. Calculate according to the formula shown.
また、流体伝達トルクＴＰの現在値ＴＰ(k)は、予めベンチでトルクコンバータ１２のポンプ容量係数τを高精度に測定して得たＭＡＰ（特性。図７に示す）を図示のパラメータから検索してポンプ容量係数τを算出し、次いで車両の走行が加速側にあるか減速側にあるかに応じて選択される図示の式に従って算出する。
Further, the current value TP (k) of the fluid transmission torque TP is retrieved from the parameters shown in the figure by MAP (characteristic, shown in FIG. 7) obtained by measuring the pump capacity coefficient τ of the
図７に示すように、ポンプ容量係数τをトルクコンバータ１２のスリップ率ＥＴＲとエンジン回転数ＮＥと油温ＴＡＴＦから検索自在にＭＡＰ化しておくのは、これらのパラメータＥＴＲ，ＮＥ、油温によってポンプ容量係数τの特性が変化するためである。
As shown in FIG. 7, the pump capacity coefficient τ is made MAP so that it can be searched from the slip ratio ETR of the
尚、流体伝達トルクＴＰの未来値ＴＰ(k+1)は、図示の式で使用されるエンジン回転数ＮＥ(k)などの未来値ＮＥ(k+1)，ＮＭ(k+1)，ＥＴＲ(k+1)を用いて行う。 The future value TP (k + 1) of the fluid transmission torque TP is a future value NE (k + 1), NM (k + 1), ETR such as the engine speed NE (k) used in the equation shown in the figure. Use (k + 1).
図３フロー・チャートの説明に戻ると、次いでＳ１４に進み、ＬＣオン領域か、即ち、ロックアップクラッチＬＣを係合するＬＣオン制御を実行する領域か否か判断する。これは、検出されたアクセル開度ＡＰと車速Ｖがそれぞれ適宜設定される所定値を超えるか否か判定することで判断する。 Returning to the description of the flow chart of FIG. 3, the process then proceeds to S14, in which it is determined whether or not it is in the LC on region, that is, the region in which the LC on control for engaging the lockup clutch LC is executed. This is determined by determining whether or not the detected accelerator opening AP and vehicle speed V exceed predetermined values that are set as appropriate.
Ｓ１４で否定されるときは以降の処理をスキップする一方、肯定されるときはＳ１６に進み、ＬＣ作動圧状態を推定する。これは、ＬＣ作動圧状態（現在、過去値）を油温ＴＡＴＦと前回ＬＣ制御電流値とエンジン回転数ＮＥから推定することで行う。 When the result in S14 is negative, the subsequent processing is skipped, while when the result is positive, the process proceeds to S16 to estimate the LC operating pressure state. This is performed by estimating the LC operating pressure state (currently past value) from the oil temperature TATF, the previous LC control current value, and the engine speed NE.
図８はその処理を示すブロック図である。 FIG. 8 is a block diagram showing the processing.
これについて説明すると、ＬＣ制御電流値に対するＬＣ作動圧最終値ＤＰＲの特性を予めベンチで測定したところ、ＬＣ作動圧最終値はＬＣ制御電流だけではなく、油温ＴＡＴＦでも相違することが判明した。 Explaining this, when the characteristics of the LC working pressure final value DPR with respect to the LC control current value were measured in advance on a bench, it was found that the LC working pressure final value differs not only with the LC control current but also with the oil temperature TATF.
そこで、ＬＣ制御電流値Ｉに対するＬＣ作動圧最終値ＤＰＲを油温ＴＡＴＦごとにベンチで測定し、ＭＡＰ（特性）としてＥＣＵ８０のＲＯＭ８４に格納しておき、図８に示す如く、ブロックＢ４において検出されたそれらのパラメータ（ＬＣ制御電流値Ｉ(k-1)と油温ＴＡＴＦ(k)）から検索してＵ(k-1)、即ち、ＬＣ作動圧最終値の前回値ＤＰＲ(k-1)を算出する。
Therefore, the LC working pressure final value DPR with respect to the LC control current value I is measured on the bench for each oil temperature TATF, and stored as MAP (characteristic) in the
ＬＣ作動圧最終値ＤＰＲは、ロックアップクラッチＬＣに供給された油圧が増減する過渡期間を経て最終的に確定したときの油圧を意味する。その「前回値」とするのは検索に用いられるＬＣ制御電流値が前回値Ｉ(k-1)のためである）。 The LC operating pressure final value DPR means the hydraulic pressure that is finally determined through a transient period in which the hydraulic pressure supplied to the lockup clutch LC increases or decreases. The “previous value” is because the LC control current value used for the search is the previous value I (k−1)).
また、そのＬＣ作動圧最終値に対するＬＣ作動圧過渡値の遅れ特性をベンチで測定したところ、２次遅れ特性で近似できることが分かった。さらに、その遅れはエンジン回転数ＮＥと油温ＴＡＴＦの影響を受けることが判明した。 Moreover, when the delay characteristic of the LC operating pressure transient value with respect to the final LC operating pressure value was measured with a bench, it was found that the second order delay characteristic can be approximated. Further, it has been found that the delay is affected by the engine speed NE and the oil temperature TATF.
そこで、ＬＣ作動圧最終値に対するＬＣ作動圧過渡値の遅れ特性をエンジン回転数ＮＥと油温ＴＡＴＦを変化させながらベンチで測定し、それらのパラメータで検索自在な２次遅れ係数ＭＡＰ（特性）としてＥＣＵ８０のＲＯＭ８４に格納しておく。
Therefore, the delay characteristic of the LC operating pressure transient value with respect to the LC operating pressure final value is measured on the bench while changing the engine speed NE and the oil temperature TATF, and a secondary delay coefficient MAP (characteristic) that can be searched with these parameters. It is stored in the
次いでブロックＢ５において、その２次遅れ係数ＭＡＰを検出されたそれらのパラメータ（エンジン回転数ＮＥ(k)と油温ＴＡＴＦ(k)）から検索して２次遅れ係数Ａ(k)，Ｂ(k)を算出する。 Next, in block B5, the second order delay coefficient MAP is retrieved from the detected parameters (engine speed NE (k) and oil temperature TATF (k)) and second order delay coefficients A (k), B (k ) Is calculated.
次いでブロックＢ６において、検索されたＬＣ作動圧最終値の前回値ＤＰＲ(k-1)と２次遅れ係数Ａ(k)，Ｂ(k)とから図示の如くｘ(k)（ＬＣ作動圧状態変数現在値）とｘ(k-1)（ＬＣ作動圧状態変数過去値）を算出する。図８において斜体大文字は行列であることを示す。 Next, in block B6, x (k) (LC operating pressure state as shown in the figure) from the previous value DPR (k-1) and the second order lag coefficients A (k) and B (k) of the searched LC operating pressure final value. Variable current value) and x (k-1) (LC operating pressure state variable past value) are calculated. In FIG. 8, italic capital letters indicate a matrix.
図３フロー・チャートの説明に戻ると、次いでＳ１８に進み、切換関数σを決定する。切換関数σは、スライディングモード制御の切換関数を意味する Returning to the description of the flow chart of FIG. 3, the process then proceeds to S18 to determine the switching function σ. The switching function σ means a switching function for sliding mode control.
図９はその処理を示すブロック図である。図示の如く、切換関数σは、ロックアップクラッチＬＣの目標スリップ量と実スリップ量の偏差を求め、求めた偏差と油温ＴＡＴＦに基づいて決定される。 FIG. 9 is a block diagram showing the processing. As shown in the figure, the switching function [sigma] is determined based on the deviation between the target slip amount and the actual slip amount of the lockup clutch LC and the obtained oil temperature TATF.
以下説明すると、まずブロックＢ７において検出されたメインシャフト回転数ＮＭ(k)とスロットル開度ＴＨＨＦ(k)とから予め設定されている目標スリップ率ＭＡＰ（特性）を検索し、目標スリップ率ＥＴＲＴを算出する。 To explain below, first, a preset target slip ratio MAP (characteristic) is retrieved from the main shaft speed NM (k) and throttle opening THHF (k) detected in block B7, and the target slip ratio ETRT is determined. calculate.
次いでブロックＢ８において検出されたメインシャフト回転数ＮＭ(k)を、メインシャフト回転数ＮＭ(k)とスロットルＴＨＨＦから算出された目標スリップ率ＥＴＲＴで除算して目標エンジン回転数ＮＥＬＣ(k)を算出する。 Next, the target engine speed NELC (k) is calculated by dividing the main shaft speed NM (k) detected in block B8 by the target slip ratio ETRT calculated from the main shaft speed NM (k) and the throttle THHF. To do.
次いで減算段Ｂ９において算出された目標エンジン回転数ＮＥＬＣから検出されたメインシャフト回転数ＮＭを除算して目標スリップ量、より正確にはＬＣ制御目標スリップ量ＳＬＩＰ_Ｔ(k)を算出する。 Next, the target slip amount, more precisely, the LC control target slip amount SLIP_T (k) is calculated by dividing the main shaft speed NM detected from the target engine speed NELC calculated in the subtraction stage B9.
尚、目標スリップ率ＭＡＰ（特性）を用いてＬＣ制御目標スリップ量ＳＬＩＰ_Ｔを算出するようにしたが、ＬＣ制御目標スリップ量ＳＬＩＰ_Ｔ自体をマップしておき、それを用いて算出しても良い。 Although the LC control target slip amount SLIP_T is calculated using the target slip ratio MAP (characteristic), the LC control target slip amount SLIP_T itself may be mapped and calculated using the map.
次いで減算段１０においてＬＣ制御目標スリップ量ＳＬＩＰ_Ｔ(k)から検出された実スリップ量ＳＬＩＰ（アウトプットシャフト１０の回転数（即ち、エンジン回転数ＮＥ）とメインシャフトの回転数ＮＭの差）を減算して偏差ｅ(k)を算出し、その偏差ｅ(k)をスライディングモード制御の切換関数σと決定する（換言すれば、偏差に基づいて切換関数を決定する）。
Next, the actual slip amount SLIP (the difference between the rotational speed of the output shaft 10 (that is, the engine rotational speed NE) and the rotational speed NM of the main shaft) detected from the LC control target slip amount SLIP_T (k) in the
尚、切換関数σ（ｘ）の線形な面は切換面と呼ばれることから、上記の処理は偏差ｅ(k)を算出し、その偏差ｅ(k)に基づいて切換面を決定する処理にも相当する。 Since the linear surface of the switching function σ (x) is called a switching surface, the above process calculates the deviation e (k) and determines the switching surface based on the deviation e (k). Equivalent to.
図１０はスライディングモード制御の概念図である。 FIG. 10 is a conceptual diagram of the sliding mode control.
同図を参照してスライディングモード制御を簡単に説明すると、スライディングモード制御の制御則はσ(k)＝０およびσ(k)＝σ(k+1)である。ここで、今回の偏差ｅ(k)と前回の偏差ｅ(k-1)の関係を下記のように定義する。
σ(k)＝ｅ(k)＋ｐｏｌｅ×ｅ(k-1) ・・・（１）
上で、ｐｏｌｅは偏差ｅ(k)の収束性を決める係数（−１＜ｐｏｌｅ≦０）であり、ｐｏｌｅを−１に近づけると収束が遅くなり、０に近づけると収束が速くなる。
The sliding mode control will be briefly described with reference to the figure. The control rules of the sliding mode control are σ (k) = 0 and σ (k) = σ (k + 1). Here, the relationship between the current deviation e (k) and the previous deviation e (k-1) is defined as follows.
σ (k) = e (k) + pole × e (k−1) (1)
In the above, pole is a coefficient (−1 <pole ≦ 0) that determines the convergence of the deviation e (k). The convergence is slow when the pole is brought close to −1, and the convergence is fast when the pole is brought close to zero.
このとき、σ(k)＝０が可能とすると、以下となる。
ｅ(k)＝−ｐｏｌｅ×ｅ(k-1) ・・・（２）
従って、−１＜ｐｏｌｅ≦０の条件を満たせば、必ずｅ(k)＜ｅ(k-1)となり、偏差は零に収束する。
At this time, if σ (k) = 0 is possible, the following occurs.
e (k) =-pole * e (k-1) (2)
Therefore, if the condition of −1 <pole ≦ 0 is satisfied, e (k) <e (k−1) is always satisfied, and the deviation converges to zero.
同図に示す如く、σ(k)が零に到達するまでを到達モード（Reaching mode）という。また、σ(k)が零に拘束されることで、（２）式に従って偏差が零に収束するまでの挙動をスライディングモード（Sliding mode）という。 As shown in the figure, the time until σ (k) reaches zero is called a reaching mode. In addition, the behavior until the deviation converges to zero according to the equation (2) when σ (k) is constrained to zero is referred to as a sliding mode.
図９の説明に戻ると、係数ｐｏｌｅ(k)は、ブロックＢ１１において偏差ｅ(k)と油温ＴＡＴＦ(k)から予め設定されたｐｏｌｅマップ（特性）を検索することで算出される。 Returning to the description of FIG. 9, the coefficient pole (k) is calculated by searching a preset pole map (characteristic) from the deviation e (k) and the oil temperature TATF (k) in the block B11.
ここで、ＬＣスリップ率ＥＴＲではなく、ＬＣスリップ量ＳＬＩＰに基づく関数を制御量とする理由について図１１以降を参照して説明する。図１１はロックアップクラッチＬＣを備えたトルクコンバータ１２の説明断面図である。
Here, the reason why the function based on the LC slip amount SLIP, not the LC slip rate ETR, is used as the control amount will be described with reference to FIG. FIG. 11 is an explanatory sectional view of the
この種の制御にあっては、通例、メインシャフト回転数ＮＭ／エンジン回転数ＮＥで定義されるスリップ率ＥＴＲの目標値と実値の偏差を零にするように、ＰＩ制御則などを用いてＬＣ制御電流（油圧）を制御している。 In this type of control, a PI control law is generally used so that the deviation between the target value and the actual value of the slip ratio ETR defined by the main shaft speed NM / engine speed NE is zero. LC control current (hydraulic pressure) is controlled.
しかしながら、スリップ率とＬＣトルクとの間には物理的な相関がない。即ち、図１０に示す構造においてロックアップクラッチＬＣが伝達するトルクＴＬＣは以下のように算出される。
ＴＬＣ＝μ×ｄＰ×Ｒｍ×Ａ
However, there is no physical correlation between slip ratio and LC torque. That is, the torque TLC transmitted by the lockup clutch LC in the structure shown in FIG. 10 is calculated as follows.
TLC = μ × dP × Rm × A
上記で、ｄＰ：ＬＣ作動圧、Ｒｍ：有効半径、Ａ：受圧面積である。μはロックアップクラッチＬＣの摩擦係数であり、ＬＣスリップ量ＳＬＩＰ、面圧、油温ＴＡＴＦに依存するが、ＬＣスリップ率ＥＴＲには依存しない。 In the above, dP: LC operating pressure, Rm: effective radius, A: pressure receiving area. μ is a friction coefficient of the lock-up clutch LC and depends on the LC slip amount SLIP, the surface pressure, and the oil temperature TATF, but does not depend on the LC slip ratio ETR.
他方、ＬＣスリップ量ＳＬＩＰとＬＣトルクの間には物理的な相関がある。図１２はＬＣトルクとＬＣ作動圧の関係を示すベンチ測定結果である。同図から明らかな如く、作動圧を固定しても、ＬＣスリップ量によってＬＣトルクは６種の特性で示すように変化する。 On the other hand, there is a physical correlation between the LC slip amount SLIP and the LC torque. FIG. 12 shows bench measurement results showing the relationship between LC torque and LC operating pressure. As is apparent from the figure, even if the operating pressure is fixed, the LC torque changes as indicated by six types of characteristics depending on the LC slip amount.
この理由から、この実施例においては、目標値をＬＣスリップ率からＬＣスリップ量に変更し、実ＬＣスリップ量との偏差に基づく関数を制御量とし、ＬＣ作動圧（制御電流値）を操作量とした。 For this reason, in this embodiment, the target value is changed from the LC slip ratio to the LC slip amount, the function based on the deviation from the actual LC slip amount is used as the control amount, and the LC operating pressure (control current value) is set as the manipulated variable. It was.
図３フロー・チャートの説明に戻ると、次いでＳ２０に進み、スライディングモード維持必要ＬＣトルク／作動圧ｄＰを演算する。 Returning to the description of the flow chart of FIG. 3, the process then proceeds to S20 to calculate the sliding mode maintenance required LC torque / operating pressure dP.
即ち、図１３に示す如く、ブロックＢ１３において、予めベンチで測定して得たＭＡＰ（特性）を、ＬＣトルクＴＬＣとスリップ量ＳＬＩＰと油温ＴＡＴＦから検索してスライディングモード維持必要ＬＣトルク／作動圧ｄＰを演算する。ＬＣトルクＴＬＣは、スライディングモード制御則によって決定されるスライディングモードを維持するのに必要なロックアップクラッチＬＣが伝達するトルクを意味する。 That is, as shown in FIG. 13, in block B13, the MAP (characteristic) obtained in advance by the bench is retrieved from the LC torque TLC, the slip amount SLIP, and the oil temperature TATF to maintain the sliding mode LC torque / operating pressure. dP is calculated. The LC torque TLC means a torque transmitted by the lockup clutch LC necessary to maintain the sliding mode determined by the sliding mode control law.
換言すれば、エンジンＥの出力トルクの過渡値とトランスミッションＴ／Ｍの状態とロックアップクラッチＬＣの作動圧状態と目標スリップ率ＳＬＩＰ_Ｔと実スリップ率ＳＬＩＰとに少なくとも基づき、図１３に示す特性を検索してスライディングモードを維持するのに必要なロックアップクラッチＬＣの作動圧ｄＰを演算する。 In other words, the characteristics shown in FIG. 13 are searched based on at least the transient value of the output torque of the engine E, the state of the transmission T / M, the operating pressure state of the lockup clutch LC, the target slip ratio SLIP_T, and the actual slip ratio SLIP. Then, the operating pressure dP of the lockup clutch LC necessary for maintaining the sliding mode is calculated.
より具体的には、スライディングモード制御則σ(k)＝σ(k+1)に従い、それを実現するための必要なＬＣトルク、より正確には次回ＬＣトルクＴＬＣを以下の如く演算する。 More specifically, according to the sliding mode control law σ (k) = σ (k + 1), the LC torque necessary for realizing it, more precisely, the next LC torque TLC is calculated as follows.
ＴＬＣ(k+1)＝（２×π×ＩＥ／６０／Ｔ）×｛（ｐｏｌｅ−１）×ＳＬＩＰ(k)−ｐｏｌｅ×ＳＬＩＰ(k-1)−ＳＬＩＰ_Ｔ(k)＋（１−ｐｏｌｅ）×ＳＬＩＰ_Ｔ(k-1)＋ｐｏｌｅ×ＳＬＩＰ_Ｔ(k-2)＋ＮＥ(k)−ＮＭ(k+1)｝＋ＴＥ(k+1)−ＴＰ(k+1) ・・・（３） TLC (k + 1) = (2 * [pi] * IE / 60 / T) * {(pole-1) * SLIP (k) -pole * SLIP (k-1) -SLIP_T (k) + (1-pole) * SLIP_T (k-1) + pole * SLIP_T (k-2) + NE (k) -NM (k + 1)} + TE (k + 1) -TP (k + 1) (3)
上記で、Ｔ：制御周期、ＩＥ：エンジンＥとタービンポンプのイナーシャであり、残余のパラメータは図３以降の処理で算出された値である。尚、ＳＬＩＰ_Ｔ(k+1)は未知なので、図３フロー・チャートの実行時刻の間に目標値は変化しないと仮定して前回値を用いる。即ち、(k+1)を(k)、(k)を(k-1)、(k-1)を(k-２)などとする。 In the above, T is the control cycle, IE is the inertia of the engine E and the turbine pump, and the remaining parameters are values calculated in the processing of FIG. Since SLIP_T (k + 1) is unknown, the previous value is used on the assumption that the target value does not change during the execution time of the flowchart of FIG. That is, (k + 1) is set to (k), (k) is set to (k-1), (k-1) is set to (k-2), and the like.
上記の演算を詳細に説明する。 The above calculation will be described in detail.
前記したスライディングモード制御則は、以下の制御電流で達成される。
Ｕ(k)＝Ｕrch(k)＋Ｕadp(k)＋Ｕeq(k) ・・・（４）
The above sliding mode control law is achieved with the following control current.
U (k) = Urch (k) + Uadp (k) + Ueq (k) (4)
（４）式で右辺の第１、第２項を到達則・適応則制御入力という。これは、σ(k)＝０にするため、スライディングモードに入力される力を意味する。
Ｕrch(k)＝−Ｋrch×σ(k)
Ｕadp(k)＝Ｕadp(k-1)×−Ｋadpσ(k) ・・・（５）
The first and second terms on the right side of equation (4) are called reaching law / adaptive law control inputs. This means the force input to the sliding mode in order to set σ (k) = 0.
Urch (k) = − Krch × σ (k)
Uadp (k) = Uadp (k−1) × −Kadpσ (k) (5)
（４）式で右辺の第３項を等価制御入力という。これはスライディングモードを維持し続ける、即ち、σ(k)＝σ(k+1)にするための力を意味する。等価制御入力は以下のように算出される。
Ｕeq(k)＝Ｋeq×｛１／(c11(k)×b11(k)＋c12(k)×a21(k))｝×｛ｄＰ(k+1)−（c11(k)×a11(k)＋c12(k)×a21(k)）×Ｘ(k)−（c11(k)×a21(k)＋c12(k)×a22(k)）×Ｘ(k-1)｝ ・・・（６）
In Equation (4), the third term on the right side is called an equivalent control input. This means a force for maintaining the sliding mode, that is, σ (k) = σ (k + 1). The equivalent control input is calculated as follows.
Ueq (k) = Keq × {1 / (c11 (k) × b11 (k) + c12 (k) × a21 (k))} × {dP (k + 1) − (c11 (k) × a11 (k) + C12 (k) × a21 (k)) × X (k) − (c11 (k) × a21 (k) + c12 (k) × a22 (k)) × X (k−1)} (6)
この等価制御入力の制御則を
σ(k+1)＝σ(k) ・・・（７）
とし、σ(k)の定義式を前記した（１）式とすると、（７）（１）式から（８）（９）式が得られる。
ｅ(k+1)＋ｐｏｌｅ×ｅ(k)
＝ｅ(k)＋ｐｏｌｅ×ｅ(k-1) ・・・（８）
ｅ(k)＝ＳＬＩＰ_Ｔ(k)−ＳＬＩＰ(k) ・・・（９）
The control law of this equivalent control input is σ (k + 1) = σ (k) (7)
When the definition formula of σ (k) is the above-described formula (1), formulas (8) and (9) are obtained from formulas (7) and (1).
e (k + 1) + pole × e (k)
= E (k) + pole * e (k-1) (8)
e (k) = SLIP_T (k) −SLIP (k) (9)
従って、（８）（９）式から等価制御入力の制御則は（１０）式に示す通りとなる。
ＳＬＩＰ_Ｔ(k+1)−ＳＬＩＰ(k+1)＋ｐｏｌｅ×｛ＳＬＩＰ_Ｔ(k)−ＳＬＩＰ(k)｝＝ＳＬＩＰ_Ｔ(k)−ＳＬＩＰ(k)＋ｐｏｌｅ×｛ＳＬＩＰ_Ｔ(k-1)−ＳＬＩＰ(k-1)｝ ・・・（１０）
Therefore, the control law of the equivalent control input is as shown in the equation (10) from the equations (8) and (9).
SLIP_T (k + 1) −SLIP (k + 1) + pole × {SLIP_T (k) −SLIP (k)} = SLIP_T (k) −SLIP (k) + pole × {SLIP_T (k−1) −SLIP (k− 1)} (10)
また、トルクコンバータ１２の前後では以下の関係式が成立(連続)する。
ＴＥ−ＩＥωＥ（１ドット）＝ＴＰ＋ＴＬＣ・・・（１１）
ここで、ωＥ：エンジンＥの角速度［ｒａｄ／ｓｅｃ］、１ドット：1回微分値である。
Further, the following relational expression is established (continuous) before and after the
TE-IEωE (1 dot) = TP + TLC (11)
Here, ωE: angular velocity of the engine E [rad / sec], 1 dot: differential value once.
サンプリング周期Ｔで離散化すると、（１１）式は（１２）式となる。
ＮＥ(k+1)＝｛（６０×Ｔ／２／ＰＩ）×｛ＴＥ(k+1)−ＴＬＣ(k+1)−
ＴＰ(k+1)｝／ＩＥ}＋ＮＥ(k) ・・・（１２）
When discretized at the sampling period T, equation (11) becomes equation (12).
NE (k + 1) = {(60 × T / 2 / PI) × {TE (k + 1) −TLC (k + 1) −
TP (k + 1)} / IE} + NE (k) (12)
（１０）（１２）式とＳＬＩＰ(k+1)＝ＮＥ(k+1)−ＮＭ(k+1)の関係から、等価制御入力の制御則が成立するＬＣトルクＴＬＣは、前記した（３）式となる。 (10) From the relationship of equation (12) and SLIP (k + 1) = NE (k + 1) −NM (k + 1), the LC torque TLC that satisfies the control law of the equivalent control input is as described above (3 ).
次いで、その必要ＬＣトルクを実現するための必要ＬＣ作動圧を、図１３に示す、予めベンチで測定して得たＬＣトルク・ＬＣ作動圧ＭＡＰ（特性）を用い、スライディングモード制御則σ(k)＝σ(k+1)を実現するスライディングモード維持必要ＬＣ作動圧ｄＰを演算する。 Next, the sliding mode control law σ (k is calculated by using the LC torque / LC operating pressure MAP (characteristic) obtained by previously measuring the required LC operating pressure for realizing the required LC torque on the bench shown in FIG. ) = Σ (k + 1) to calculate the required LC operating pressure dP for maintaining the sliding mode.
図３フロー・チャートの説明に戻ると、次いでＳ２２に進み、制御電流値を決定する。即ち、スライディングモード制御則σ(k)＝０およびσ(k)＝σ(k+1)を実現するロックアップクラッチＬＣの制御電流値を決定する。 Returning to the description of the flow chart of FIG. 3, the process then proceeds to S22 to determine the control current value. That is, the control current value of the lockup clutch LC that realizes the sliding mode control laws σ (k) = 0 and σ (k) = σ (k + 1) is determined.
図１４はその処理を示すブロック図である。 FIG. 14 is a block diagram showing the processing.
同図の上部に示す如く、切換関数σ(k)、スロットル開度ＴＨＨＦ、油温ＴＡＴＦからブロックＢ１４において予めベンチで測定されて格納されている制御電流用ゲインKrch，Kadp，KeqのＭＡＰ（特性）を検索する。次いでブロックＢ１５からＢ１７において前記した（５）式に従い、到達則入力Urchと適応則入力Uadpが算出される。 As shown in the upper part of the figure, MAP (characteristics of control current gains Krch, Kadp, and Keq stored in advance in a block B14 from the switching function σ (k), the throttle opening THHF, and the oil temperature TATF, which are measured in advance at the bench in block B14. ) Next, in the blocks B15 to B17, the reaching law input Urch and the adaptive law input Uadp are calculated according to the above-described equation (5).
即ち、実際の制御においては、モデル化誤差、トルクコンバータ１２の製造ばらつきや劣化による特性変化などに起因して理論値との差異が生じることが多く、またトルク変動入力などにより切換関数σが零から離れてしまうことも多い。
That is, in actual control, a difference from the theoretical value often occurs due to modeling errors, manufacturing variations of the
従って、この実施例においては実センサ値（ＬＣスリップ量ＳＬＩＰ）に基づいて演算される目標値と実値の偏差の時系列データを用いて切換関数σ(k)を定義するようにした。 Therefore, in this embodiment, the switching function σ (k) is defined using the time series data of the deviation between the target value calculated based on the actual sensor value (LC slip amount SLIP) and the actual value.
このように、この実施例においては偏差ｅを切換関数と決定する如く構成したので、切換関数を零にすれば、偏差ｅ(k)は必ず零に収束することとなり、よって高い安定性を得ることができる。 Thus, in this embodiment, since the deviation e is determined as the switching function, if the switching function is set to zero, the deviation e (k) will always converge to zero, thereby obtaining high stability. be able to.
また、低油温時のＡＴＦ粘度特性の高粘度化に伴うＬＣ作動圧の遅れに対しては、同図の下部に示す如く、スライディングモードを維持するための入力として演算された必要ＬＣ作動圧ｄＰについて油圧遅れ特性を考慮し、それを実現する制御電流を決定するようにした。 In addition, as shown in the lower part of the figure, the required LC operating pressure calculated as an input for maintaining the sliding mode is applied to the delay in the LC operating pressure accompanying the increase in the ATF viscosity characteristic at low oil temperature. Considering the hydraulic delay characteristics for dP, the control current for realizing it is determined.
前記した如く、ＬＣ差圧は指令電流値に対して遅れる特性を持っていることから、その遅れ特性をステップ応答によって２次遅れ系でモデル化したが、その油圧の２次遅れ特性は以下の式で表わされる（斜体大文字は行列を示す）。
Ｘ(k+1)＝Ａ×Ｘ(k)＋Ｂ×Ｕ(k) ・・・（１３）
Ｙ(k) ＝Ｃ×Ｘ(k)＋Ｄ×Ｕ(k) ・・・（１４）
As described above, since the LC differential pressure has a characteristic of being delayed with respect to the command current value, the delay characteristic is modeled by a second-order lag system by a step response. The second-order lag characteristic of the hydraulic pressure is as follows. It is expressed by an expression (italic capital letters indicate a matrix).
X (k + 1) = A * X (k) + B * U (k) (13)
Y (k) = C × X (k) + D × U (k) (14)
上記で、Ａ，Ｂ，Ｃ，ＤはＬＣ差圧の２次遅れモデル（離散系。図８のブロックＢ６に示したＡ，Ｂに同じ）であり、Ａ＝（a11 a12 a21 a22）,Ｂ＝（b11 b21），Ｃ＝（c11, c12）の行列で表わされる（Ｄ＝０とする）。 In the above, A, B, C, and D are second-order lag models of LC differential pressure (discrete system, the same as A and B shown in block B6 of FIG. 8), and A = (a11 a12 a21 a22), B = (B11 b21) and C = (c11, c12) (D = 0).
また、Ｘ：ＬＣ差圧状態推定値（＝ｘ(k)，ｘ(k-1)、Ｕ：ＬＣ作動圧最終値（＝必要ＬＣ差圧最終値）、Ｙ：スライディングモード維持必要ＬＣ作動圧（＝dＰ(k+1)）である。 Also, X: LC differential pressure state estimated value (= x (k), x (k-1), U: LC operating pressure final value (= required LC differential pressure final value), Y: Sliding mode maintenance required LC operating pressure (= DP (k + 1)).
（１４）式より、以下が得られる。
Ｙ(k+1)＝dＰ(k+1)
＝Ｃ×Ｘ(k+1)
＝c11×ｘ(k+1)＋c12×ｘ(k) ・・・（１５）
From the equation (14), the following is obtained.
Y (k + 1) = dP (k + 1)
= C x X (k + 1)
= C11 × x (k + 1) + c12 × x (k) (15)
（１３）式から以下が得られる。
ｘ(k+1)＝a11×ｘ(k)＋a12×ｘ(k-1)＋b11×Ｕ(k) ・・・（１６）
ｘ(k) ＝a21×ｘ(k)＋a22×ｘ(k-1)＋b21×Ｕ(k) ・・・（１７）
From the equation (13), the following is obtained.
x (k + 1) = a11 * x (k) + a12 * x (k-1) + b11 * U (k) (16)
x (k) = a21 * x (k) + a22 * x (k-1) + b21 * U (k) (17)
（１５）式に（１６）（１７）式を代入して変形すると、（１８）式が得られる。
dＰ(k+1)＝（c11×a11＋c12×a21）×ｘ(k)＋
（c11×a12＋c12×a22）×ｘ(k-1)＋
(c11×b11＋c12×b21)×Ｕ(k) ・・・（１８）
If the equations (16) and (17) are substituted into the equation (15) and transformed, the equation (18) is obtained.
dP (k + 1) = (c11 × a11 + c12 × a21) × x (k) +
(C11 x a12 + c12 x a22) x x (k-1) +
(c11 × b11 + c12 × b21) × U (k) (18)
図１４においてブロックＢ１７で２次遅れ係数Ａ，Ｂ，Ｃが算出され、算出された係数に基づいて等価制御入力演算ブロックＢ１９において等価制御入力Ｕeq(k)が演算される。ブロックＢ１８のＵeq(k)の演算は、（１８）式をＵ(k)について解いたものである。 In FIG. 14, secondary delay coefficients A, B, and C are calculated in block B17, and equivalent control input Ueq (k) is calculated in equivalent control input calculation block B19 based on the calculated coefficients. The operation of Ueq (k) in block B18 is obtained by solving equation (18) for U (k).
以上述べた如く、この実施例にあっては、ロックアップクラッチＬＣを有するトルクコンバータ１２を介して車両に搭載されたエンジンＥの出力を入力して変速するトランスミッション（自動変速機）Ｔの制御装置（ＥＣＵ８０）において、少なくとも前記トランスミッションＴ／Ｍの油温ＴＡＴＦと前記ロックアップクラッチＬＣの制御電流値Ｉと前記エンジンＥの回転数ＮＥとから前記ロックアップクラッチＬＣの作動圧状態、より具体的には作動圧状態変数を推定するロックアップクラッチ作動圧状態推定手段（Ｓ１０からＳ１６，Ｂ４からＢ６）と、少なくとも前記エンジンＥの回転数ＮＥと前記トランスミッションＴ／Ｍの入力回転数ＮＭ、より具体的には少なくとも前記エンジンＥの回転数ＮＥと前記トランスミッションＴ／Ｍの入力回転数ＮＭと目標スリップ率ＥＴＲＴとから前記ロックアップクラッチＬＣの目標スリップ量ＳＬＩＰ_Ｔ(k)と実スリップ量ＳＬＩＰ(k)の偏差ｅ(k)を求め、前記求めた偏差と油温ＴＡＴＦとに基づいてスライディングモード制御の切換関数σ(k)を決定する切換関数決定手段（Ｓ１８，Ｂ７からＢ１２）と、スライディングモード制御則で決定されるスライディングモードを維持するのに必要なロックアップクラッチの伝達トルクＴＬＣ(k+1)と実スリップ量ＳＬＩＰ(k) 、より具体的には少なくとも前記ロックアップクラッチの伝達トルクＴＬＣ(k+1)と実スリップ量ＳＬＩＰ(k)と油温ＴＡＴＦとに基づき、前記スライディングモードを維持するのに必要なロックアップクラッチの作動圧ｄＰ(k+1)を演算するスライディングモード維持必要ロックアップクラッチ作動圧演算手段（Ｓ２０，Ｂ１３）と、少なくとも前記演算されたロックアップクラッチの作動圧ｄＰ(k+1)、より具体的には少なくとも前記演算されたロックアップクラッチの作動圧ｄＰ(k+1)とＬＣ作動圧状態変数の現在値と過去値とに基づき、前記決定された切換関数が零（σ(k)＝０）となるように前記ロックアップクラッチの制御電流値Ｉを決定する制御電流値決定手段（Ｓ２２，Ｂ１４からＢ１９）とを備える如く構成したので、スライディングモード制御を用いることで、系への摂動や外乱に対するロバスト性と制御性を上げることができると共に搬送波を付加することがないので、車体振動などの不都合が発生するのを防止することができる。
As described above, in this embodiment, the control device for the transmission (automatic transmission) T that changes the speed by inputting the output of the engine E mounted on the vehicle via the
即ち、演算されたロックアップクラッチＬＣの作動圧ｄＰに基づき、ロックアップクラッチＬＣの目標スリップ量と実スリップ量の偏差ｅ(k)に基づいて決定される切換関数σ(k)が零となるようにロックアップクラッチＬＣの制御電流値Ｉを決定する如く構成したので、モデル化誤差、トルクコンバータ１２の製造ばらつきや劣化による特性変化などに起因して理論値との差異が生じるとき、実センサ値（ＬＣスリップ量）に基づいて演算される目標値と実値の偏差ｅ(k)で表現される切換関数を零にすること、偏差ｅ(k)を必ず零に収束させることができ、よって高い安定性を得ることができる。
That is, based on the calculated operating pressure dP of the lockup clutch LC, the switching function σ (k) determined based on the deviation e (k) between the target slip amount and the actual slip amount of the lockup clutch LC becomes zero. Since the control current value I of the lockup clutch LC is determined as described above, when the difference from the theoretical value occurs due to modeling error, characteristic variation due to manufacturing variation or deterioration of the
また、運転者のアクセルペダル変化に伴うトルク変動やトランスミッションＴ／Ｍの状態の変化など、プラントの様々な変化を予測しながらスライディングモードを維持、換言すれば目標値と実値の偏差が必ず零に収束する安定した状態を維持することができ、高いロバスト性を目標値への追従性を実現することができると共に、燃費性能を大幅に向上させることができる。 In addition, the sliding mode is maintained while predicting various changes in the plant, such as torque fluctuations due to changes in the driver's accelerator pedal and changes in the transmission T / M state. In other words, the deviation between the target value and the actual value is always zero. A stable state that converges to the target value can be maintained, high robustness can follow the target value, and fuel efficiency can be greatly improved.
また、演算されたロックアップクラッチＬＣの作動圧ｄＰ(k+1) 、より具体的にはその状態変数に基づいてロックアップクラッチの制御電流値Ｉを決定する如く構成したので、例えば油圧遅れ特性を考慮して制御電流値を決定することで、低油温でＡＴＦの粘性が非常に大きく、従来では目標スリップ量を達成することが困難な領域においても、対処することができる。 In addition, since the control current value I of the lockup clutch LC is determined based on the calculated operating pressure dP (k + 1) of the lockup clutch LC, more specifically, the state variable thereof, for example, the hydraulic delay characteristic By determining the control current value in consideration of the above, it is possible to cope with a region where the viscosity of the ATF is very large at a low oil temperature and it is difficult to achieve the target slip amount conventionally.
さらに、ロックアップクラッチＬＣの伝達トルクＴＬＣに相関しないスリップ率ＥＴＲではなく、相関するスリップ量ＳＬＩＰに基づいて切換関数を決定する如く構成したので、スライディングモード制御の制御量である切換関数と操作量であるロックアップクラッチトルクの相関を向上させることができ、安定性と追従性を実現することができる。 Further, since the switching function is determined based on the slip amount SLIP that is not correlated with the slip rate ETR that is not correlated with the transmission torque TLC of the lockup clutch LC, the switching function and the operation amount that are the control amount of the sliding mode control are configured. Thus, the correlation of the lock-up clutch torque can be improved, and stability and followability can be realized.
また、ロックアップクラッチＬＣを有するトルクコンバータ１２を介して車両に搭載されたエンジンＥの出力を入力して変速するトランスミッション（自動変速機）Ｔの制御装置（ＥＣＵ８０）において、前記ロックアップクラッチＬＣの目標スリップ量ＳＬＩＰ_Ｔ(k)と実スリップ量ＳＬＩＰ(k)の偏差ｅ(k)を求め、前記求めた偏差ｅ(k)と油温ＴＡＴＦ(k)とに基づいてスライディングモード制御の切換面σ(k)を決定する切換面決定手段（Ｓ１８，Ｂ７からＢ１２）と、少なくとも前記ロックアップクラッチＬＣの伝達トルクＴＬＣ(k+1)と実スリップ量ＳＬＩＰ(k)とに基づいて前記ロックアップクラッチの作動圧ｄＰ(k+1)を演算する作動圧演算手段（Ｓ２０，Ｂ１３）と、前記演算された作動圧に基づいて前記決定された切換面が零となるように前記ロックアップクラッチの制御電流値Ｉを決定する制御電流値決定手段（Ｓ２２，Ｂ１４からＢ１９）とを備える如く構成したので、同様に、スライディングモード制御を用いることで、系への摂動や外乱に対するロバスト性と制御性を上げることができると共に、搬送波を付加することがないので、車体振動などの不都合が発生するのを防止することができる。
Further, in a control device (ECU 80) of a transmission (automatic transmission) T that receives an output of an engine E mounted on a vehicle via a
即ち、ロックアップクラッチの目標スリップ量と実スリップ量の偏差ｅ(k)と油温ＴＡＴＦ(k)に基づいて決定された切換面σ(k)が零となるように、演算された作動圧ｄＰに基づいてロックアップクラッチの制御電流Ｉを決定する如く構成したので、同様にプラントの様々な変化を予測しながらスライディングモードを維持することができ、高いロバスト性と目標値への追従性を実現することができると共に、燃費性能を大幅に向上させることができる。 That is, the operating pressure calculated so that the switching surface σ (k) determined based on the deviation e (k) between the target slip amount and the actual slip amount of the lockup clutch and the oil temperature TATF (k) becomes zero. Since the control current I of the lock-up clutch is determined based on dP, the sliding mode can be maintained while predicting various changes in the plant, and high robustness and followability to the target value can be maintained. This can be realized and fuel efficiency can be greatly improved.
尚、上記において、この発明を平行軸式の自動変速機を例にとって説明したが、この発明はプラネタリ型の自動変速機にも妥当する。 In the above description, the present invention has been described by taking a parallel shaft type automatic transmission as an example, but the present invention is also applicable to a planetary type automatic transmission.
Ｔ／Ｍ 自動変速機（トランスミッション）、Ｅ エンジン（内燃機関）、Ｏ 油圧回路、１２ トルクコンバータ、Ｌ ロックアップ機構、ＬＣ ロックアップクラッチ、ＬＣ１ 背圧室、ＬＣ２ 内圧室、１４，１６，１８，２０，２２，２４，２８，３０，３２，３４，３６，４２ ギヤ、Ｃｎ 油圧クラッチ、５５ ＤＢＷ機構、５８ 車速センサ、６０ クランク角センサ、６２ 絶対圧センサ、６４，６６ 回転数センサ、７６ アクセル開度センサ、８０ 電子制御ユニット（ＥＣＵ） T / M automatic transmission (transmission), E engine (internal combustion engine), O hydraulic circuit, 12 torque converter, L lockup mechanism, LC lockup clutch, LC1 back pressure chamber, LC2 internal pressure chamber, 14, 16, 18, 20, 22, 24, 28, 30, 32, 34, 36, 42 Gear, Cn Hydraulic clutch, 55 DBW mechanism, 58 Vehicle speed sensor, 60 Crank angle sensor, 62 Absolute pressure sensor, 64, 66 Speed sensor, 76 Accelerator Opening sensor, 80 Electronic control unit (ECU)
Claims (2)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2010025015A JP5346834B2 (en) | 2010-02-08 | 2010-02-08 | Control device for automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2010025015A JP5346834B2 (en) | 2010-02-08 | 2010-02-08 | Control device for automatic transmission |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2011163404A JP2011163404A (en) | 2011-08-25 |
| JP5346834B2 true JP5346834B2 (en) | 2013-11-20 |
Family
ID=44594336
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2010025015A Expired - Fee Related JP5346834B2 (en) | 2010-02-08 | 2010-02-08 | Control device for automatic transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP5346834B2 (en) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN108494300A (en) * | 2018-04-13 | 2018-09-04 | 昆明理工大学 | A kind of maximal power tracing sliding-mode control based on magneto alternator disturbance observer |
Family Cites Families (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH10103500A (en) * | 1996-09-30 | 1998-04-21 | Aisin Aw Co Ltd | Lock up controller of automatic transmission |
| JP3301351B2 (en) * | 1997-06-02 | 2002-07-15 | トヨタ自動車株式会社 | Control device and method of designing the control device |
| JP2000274524A (en) * | 1999-03-24 | 2000-10-03 | Nissan Motor Co Ltd | Slip control device for torque converter |
| JP3650708B2 (en) * | 1999-05-26 | 2005-05-25 | 株式会社豊田中央研究所 | Control method for control system having dead time |
| JP2000330607A (en) * | 1999-05-24 | 2000-11-30 | Toyota Central Res & Dev Lab Inc | Controller for control system with idle time |
| JP4135291B2 (en) * | 2000-03-13 | 2008-08-20 | 株式会社デンソー | Vehicle control apparatus and recording medium |
| JP3680739B2 (en) * | 2001-02-06 | 2005-08-10 | 日産自動車株式会社 | Shift control device for continuously variable transmission |
| JP2002276795A (en) * | 2001-03-21 | 2002-09-25 | Unisia Jecs Corp | Shift control device for automatic transmission |
| JP4214720B2 (en) * | 2002-06-10 | 2009-01-28 | 日産自動車株式会社 | Toroidal continuously variable transmission |
| JP2006002910A (en) * | 2004-06-21 | 2006-01-05 | Nissan Motor Co Ltd | Lock-up clutch fastening force control device |
-
2010
- 2010-02-08 JP JP2010025015A patent/JP5346834B2/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2011163404A (en) | 2011-08-25 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| EP2527933B1 (en) | Control apparatus | |
| US20050101435A1 (en) | Control of powertrain smoothness using output torque sensing and input torque control | |
| JP2007023789A (en) | Fuel injection control device of internal combustion engine | |
| KR102142842B1 (en) | Control apparatus for linear solenoid | |
| JP4914682B2 (en) | Torque estimation and control device for vehicle start clutch | |
| JP4956587B2 (en) | Control device for automatic transmission | |
| Zoppi et al. | Software in the loop model and decoupling control for dual clutch automotive transmissions | |
| JP5346834B2 (en) | Control device for automatic transmission | |
| JP5357078B2 (en) | Control device for automatic transmission | |
| JP2010012889A (en) | Driving force controller for vehicle | |
| JP4758856B2 (en) | Hydraulic actuator control device | |
| JP6840445B2 (en) | Shift control device for belt-type continuously variable transmission | |
| JP5374434B2 (en) | Control device for automatic transmission | |
| KR19990045661A (en) | Control device of automatic transmission and its method | |
| JP4720870B2 (en) | Engine fuel diagnosis device and automatic transmission control device including the same | |
| JPH10184871A (en) | Device and method for controlling automatic transmission | |
| JP2012251581A (en) | Control device of automatic transmission | |
| JP5617563B2 (en) | Actuator control device | |
| JP5443189B2 (en) | Control device for automatic transmission | |
| JP2008164098A (en) | Control device for vehicle | |
| JP2011137535A (en) | Vehicle weight presuming device | |
| JP5451437B2 (en) | Control device for automatic transmission | |
| JP5516356B2 (en) | Control input setting method of sliding mode control device | |
| JP2014088939A (en) | Control device and control method of starting clutch | |
| JP4184873B2 (en) | Hydraulic control device for automatic transmission for vehicle |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20121128 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20130731 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20130731 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20130819 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 5346834 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |