JP5402834B2 - 車両用油圧制御装置 - Google Patents

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本発明は、車両に搭載された油圧式摩擦係合装置の油圧制御を行う技術に関するものである。
従来から、車両に搭載された油圧式摩擦係合装置を油圧制御する技術が種々提案されている。例えば、特許文献１に開示された技術がそれである。特許文献１では、例えば上記油圧式摩擦係合装置として自動変速機のクラッチが示されており、その特許文献１の自動変速機の制御装置は、上記自動変速機の入力側に連結されたエンジンが、上記クラッチの油圧制御における指示油圧（指令値）に対する実油圧の応答遅れに起因して吹き上がること等を抑制するために、エンジントルクを推定し、その推定した推定エンジントルクに位相進み処理を施し、その位相進み処理が施された推定エンジントルクに基づいて上記指示油圧を設定する。
特開平１１−１３２３２２号公報
前記自動変速機の油圧式摩擦係合装置は油圧（供給油圧）の作用で発生する摩擦力によりトルク伝達を行うように機能するものであり、その油圧式摩擦係合装置を油圧制御により作動させる目的として、油圧式摩擦係合装置に目標とするトルク容量を発生させることが挙げられる。特許文献１に明示的な記載は無いが、従来の車両用油圧制御装置は、そのトルク容量の目標値である目標トルク容量を実現するために前記油圧式摩擦係合装置へ供給する供給油圧（指令値）を算出し、ソレノイド弁等にその算出した供給油圧を出力するように指令する。その供給油圧の指令値である供給油圧指令値を算出する制御系では、例えば、その制御系の目標値として前記目標トルク容量が与えられ、その制御系の制御量として前記供給油圧指令値が出力され、その出力された供給油圧指令値に基づいてモデル化されたトルク容量（モデルトルク容量）がフィードバックされる。その場合、制御量を出力する制御要素が比例要素だけであると定常偏差が残るので、この定常偏差を解消するために上記比例要素に併せて積分要素も設けられる（後述の図１４参照）。
しかし、前記油圧式摩擦係合装置の油圧制御では、例えば自動変速機の変速作動の際には高い応答性が要求されるところ、上記制御系が比例要素に加えて積分要素を含みその積分要素で定常偏差を解消しようとすると、比例ゲインと積分ゲインとの２つのゲインを制御の安定性を考慮しつつ適合させる必要があり、十分な応答性を確保することが困難になることがあった。なお、このような課題は未公知である。
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、前記油圧式摩擦係合装置の油圧制御において、その油圧制御における定常偏差を解消しつつ、上記油圧式摩擦係合装置の応答性を十分に確保することができる車両用油圧制御装置を提供することにある。
前記目的を達成するための本発明に係る車両用油圧制御装置の要旨とするところは、（ａ）自動変速機が有する油圧式摩擦係合装置のトルク容量の目標値である目標トルク容量を実現するために、その油圧式摩擦係合装置への供給油圧の指令値である供給油圧指令値を用いて油圧制御を行う車両用油圧制御装置であって、（ｂ）前記供給油圧指令値と該供給油圧指令値による油圧値が前記油圧式摩擦係合装置に供給されることで該供給油圧指令値の変化に対して遅れて変化する前記トルク容量との間の予め定められた過渡的な関係を表すトルク容量モデルから実際の前記供給油圧指令値を用いて該実際の前記供給油圧指令値に遅れて変化するトルク容量であるモデルトルク容量値を算出し、該モデルトルク容量値と前記目標トルク容量との差分に比例する、過渡時の前記油圧式摩擦係合装置内の圧力である第1供給油圧算出値を算出し、（ｃ）前記トルク容量と前記供給油圧指令値との間の、それらの間に時間要素が存在しない予め定められた定常的な関係から、前記トルク容量モデルを用いて算出したモデルトルク容量を圧力単位に変換して定常時の前記油圧式摩擦係合装置内の圧力である第２供給油圧算出値を算出し、（ｄ） 前記第１供給油圧算出値と前記第２供給油圧算出値とを加算することにより、新たに前記供給油圧指令値を算出すことにある。
このようにすれば、前記第２供給油圧算出値は、前記モデルトルク容量を定常的に維持するための供給油圧指令値に相当するので、例えば前記目標トルク容量が一定で十分に長い時間が経過した場合（例えば経過時間が無限大）を想定すると、前記第２供給油圧算出値は、前記トルク容量モデルの入力値である実際の供給油圧指令値と一致する。従って、前記油圧式摩擦係合装置の油圧制御における定常偏差を解消することができる。更に、その油圧式摩擦係合装置の油圧制御の制御系は、前記第２供給油圧算出値に基づいて前記供給油圧指令値を算出することにより、積分要素を含まなくても定常偏差を解消することができるので、上記油圧式摩擦係合装置の応答性を十分に高く確保することが可能である。
ここで、好適には、前記第１供給油圧算出値は前記モデルトルク容量と前記目標トルク容量との差分に比例する。このようにすれば、前記油圧式摩擦係合装置の油圧制御の制御系は積分要素を含まないので、積分ゲインを適合させる必要がない。
また、好適には、前記トルク容量モデルは、前記供給油圧指令値と前記トルク容量との間の予め定められた過渡的な関係を、一次遅れ、二次遅れ、または前記トルク容量の単位時間当たりの所定の変化量で表している。このようにすれば、上記トルク容量モデルが単純化されるので、そのトルク容量モデルを簡単に構成し演算負荷を軽減することが可能である。
また、好適には、前記トルク容量モデルを構成するモデル諸元は、前記油圧式摩擦係合装置の機械的特性またはその油圧式摩擦係合装置用の油圧制御回路に設けられたオリフィスもしくはアキュムレータの機械的特性を加味して決定される。このようにすれば、車両等に応じて油圧式摩擦係合装置や油圧制御回路が異なっても、相互に異なる油圧式摩擦係合装置や油圧制御回路のそれぞれに適合した前記トルク容量モデルを構成することが可能である。なお、前記油圧式摩擦係合装置の機械的特性とは、例えばその油圧式摩擦係合装置がクラッチであれば、そのクラッチを構成するクッション、リターンスプリング、ウェーブなどのバネ定数である。また、前記オリフィスの機械的特性とは例えばそのオリフィスの開口面積であり、前記アキュムレータの機械的特性とは例えばそのアキュムレータの内圧に対抗するバネのバネ定数である。
また、好適には、前記トルク容量モデルを構成するモデル諸元は、前記油圧式摩擦係合装置に作動油が供給される場合とその油圧式摩擦係合装置から作動油が排出される場合とで別個に設定される。このようにすれば、作動油の流れ方向に応じてモデルトルク容量を精度良く算出する前記トルク容量モデルを構成することが可能である。
また、好適には、前記トルク容量モデルを表わす関係式は、小さい値となるほど前記モデルトルク容量を増加させる定数を含み、該定数は、前記油圧制御に用いられる作動油の油温が高いほど小さい値に変更される。このようにすれば、前記供給油圧指令値と前記トルク容量との間の予め定められた過渡的な関係が、例えば作動油の粘度が上記油温に応じて変化すること等に起因して上記油温の影響を受けるところ、実際値に対する前記モデルトルク容量の誤差がその過渡的な関係に対する油温の影響によって大きくなることを抑制することが可能である。
また、好適には、前記モデル諸元は、そのモデル諸元と前記油圧制御に用いられる作動油の油温またはその作動油の前記油圧式摩擦係合装置に対する給排方向とを予め関係付けたマップから決定される。このようにすれば、前記モデル諸元を逐次算出し決定する場合と比較して、演算負荷を軽減できる。
また、好適には、（ａ）前記第１供給油圧算出値は、前記モデルトルク容量と前記目標トルク容量との差分に比例ゲインを乗じて算出されるものであり、（ｂ）その比例ゲインは、前記トルク容量モデルを実際の応答に近づけるように実験的に設定される。このようにすれば、前記供給油圧指令値を算出する制御系が前記トルク容量モデルに応じて適切な応答性と安定性とを有するようにすることが可能である。
また、好適には、（ａ）前記自動変速機は、遊星歯車装置を備え前記油圧式摩擦係合装置の係合または解放により変速される有段変速機であり、（ｂ）前記油圧式摩擦係合装置は、油圧により互いに押圧させられる摩擦板と、前記供給油圧の作用によりその摩擦板を押圧するピストンとを備え、その摩擦板がそのピストンの押圧力により発生する摩擦力によって前記トルク容量を発生するクラッチまたはブレーキである。このようにすれば、自動変速機のクラッチ等に対する油圧制御に本発明を適用することが可能である。
また、好適には、（ａ）前記自動変速機は、互いに平行な１対の回転軸に設けられた有効径が可変の１対の可変プーリと、その１対の可変プーリに巻回された伝動ベルトとを備え、その可変プーリとその伝動ベルトとの間に生じる摩擦力によりトルク伝達を行うベルト式無段変速機であり、（ｂ）前記１対の可変プーリは、前記回転軸に固定された固定プーリと、その回転軸の軸心まわりに相対回転不能且つ軸心方向に移動可能に設けられた可動プーリとをそれぞれ有し、（ｃ）前記１対の可変プーリの少なくとも一方は、前記供給油圧を前記可動プーリに作用させるためにその供給油圧を受け入れるシリンダを有し、その供給油圧により前記伝動ベルトを挟圧して発生する前記摩擦力により前記トルク容量を発生することで前記油圧式摩擦係合装置として機能するものである。このようにすれば、ベルト式無段変速機の可変プーリに対する油圧制御に本発明を適用することが可能である。
また、好適には、前記トルク容量モデルは、前記可変プーリが前記伝動ベルトを挟圧するベルト挟圧力を加味して予め定められたものである。このようにすれば、上記ベルト挟圧力は前記供給油圧の作用により発生するものであり、そのベルト挟圧力に対応して前記可変プーリのトルク容量は定まるので、その可変プーリに対する油圧制御に適した前記トルク容量モデルを構成することが可能である。
また、好適には、前記供給油圧指令値は、前記第１供給油圧算出値と前記第２供給油圧算出値との合計値である。
なお、この明細書で「油圧を供給する」という場合は、「油圧を作用させ」或いは「その油圧に制御された作動油を供給する」ことを意味する。
本発明が適用された車両に備えられた自動変速機の構成を説明するための実施例１の骨子図である。 図１の自動変速機の複数のギヤ段を成立させる際の油圧式摩擦係合装置（クラッチ，ブレーキ）の作動状態を説明するための実施例１の作動表である。 図１のエンジンや自動変速機などを制御する為に車両に設けられた電気的な制御系統の要部を説明するための実施例１のブロック線図である。 図１の自動変速機を制御するための油圧制御回路のうち、クラッチ及びブレーキの各油圧アクチュエータの作動を制御するリニアソレノイドバルブに関する油圧制御回路の要部を示す実施例１の図である。 図４に示す油圧制御回路の中で油圧式摩擦係合装置（クラッチまたはブレーキ）とリニアソレノイドバルブとの間の油圧制御回路の何れか１系統をモデル化して各構成要素を模型的に示したモデル図である。 図３の電子制御装置に備えられた制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。 図３の電子制御装置が行う油圧式摩擦係合装置の油圧制御で目標トルク容量に基づいて供給油圧指令値を算出する制御系の構成を示すブロック線図である。 図７に示すトルク容量モデルが、供給油圧指令値とトルク容量との間の予め定められた過渡的な関係を、一次遅れ、二次遅れ、またはトルク容量変化率で表すそれぞれの場合において、そのトルク容量モデルの入力に対する出力の応答例を示した図である。 図３の電子制御装置の制御作動の要部、すなわち、図７のブロック線図に示すように供給油圧指令値が目標トルク容量に基づいて算出される制御作動を説明するためのフローチャートである。 本発明が適用された車両用駆動装置を説明するための実施例２の骨子図である。 図１０の車両用駆動装置を制御する為に車両に設けられた電気的な制御系統の要部を説明するための実施例２のブロック線図である。 図１０の車両用駆動装置に含まれるベルト式無段変速機用の油圧制御回路の一部を構成するベルト式無段変速機の変速比を制御するための変速制御回路の一例である。 図１０の車両用駆動装置に含まれるベルト式無段変速機用の油圧制御回路の一部を構成するベルト式無段変速機のベルト挟圧力を制御するための挟圧力制御回路の一例である。 図７のブロック線図と対比するために、油圧式摩擦係合装置の油圧制御において積分要素で定常偏差を解消する制御系を示したブロック線図である。
以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
図１は、本発明が適用された車両１０に備えられた自動変速機１２の構成を説明するための骨子図である。図２は、自動変速機１２の複数のギヤ段GS（変速段GS）を成立させる際の油圧式摩擦係合装置（クラッチ，ブレーキ）の作動状態を説明するための作動表である。この自動変速機１２は、車両１０の左右方向（横置き）に搭載するＦＦ車両に好適に用いられるものであって、車体に取り付けられる非回転部材としてのトランスアクスルケース１４（以下、「ケース１４」と表す）内において、シングルピニオン型の第１遊星歯車装置１６を主体として構成されている第１変速部１８と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置２０及びシングルピニオン型の第３遊星歯車装置２２を主体としてラビニヨ型に構成されている第２変速部２４とを共通の軸心Ｃ上に有し、入力軸２６の回転を変速して出力歯車２８から出力する。入力軸２６は、自動変速機１２の入力回転部材に相当するものであり、本実施例では走行用の駆動力源であるエンジン３０によって回転駆動される流体式伝動装置としてのトルクコンバータ３２のタービン軸と一体的に構成されている。また、出力歯車２８は、自動変速機１２の出力回転部材に相当するものであり、本実施例では例えば図３に示す差動歯車装置３４に動力を伝達するために、デフリングギヤ３６と噛み合うことでファイナルギヤ対を構成するデフドライブピニオンと同軸上に配置されたカウンタドリブンギヤと噛み合ってカウンタギヤ対を構成するカウンタドライブギヤとして機能している。そして、このように構成された自動変速機１２等において、エンジン３０の出力は、トルクコンバータ３２、自動変速機１２、差動歯車装置３４、及び一対の車軸３８等を順次介して左右の駆動輪４０へ伝達されるようになっている（図３参照）。尚、自動変速機１２やトルクコンバータ３２は中心線（軸心）Ｃに対して略対称的に構成されており、図１の骨子図においてはその軸心Ｃの下半分が省略されている。
トルクコンバータ３２は、エンジン３０の動力を流体を介することなく入力軸２６に直接伝達するロックアップ機構としてのロックアップクラッチ４２を備えている。このロックアップクラッチ４２は、係合側油室４４内の油圧と解放側油室４６内の油圧との差圧ΔＰにより摩擦係合させられる油圧式摩擦クラッチであり、それが完全係合（ロックアップオン）させられることにより、エンジン３０の動力が入力軸２６に直接伝達される。
自動変速機１２は、第１変速部１８及び第２変速部２４の各回転要素（サンギヤＳ１〜Ｓ３、キャリアＣＡ１〜ＣＡ３、リングギヤＲ１〜Ｒ３）のうちのいずれかの連結状態の組み合わせに応じて第１ギヤ段「１ｓｔ」〜第６ギヤ段「６ｔｈ」の６つの前進ギヤ段（前進変速段）が成立させられるとともに、後進ギヤ段「Ｒ」の後進ギヤ段（後進変速段）が成立させられる。図２に示すように、例えば前進ギヤ段では、クラッチＣ１とブレーキＢ２との係合により第１速ギヤ段が、クラッチＣ１とブレーキＢ１との係合により第２速ギヤ段が、クラッチＣ１とブレーキＢ３との係合により第３速ギヤ段が、クラッチＣ１とクラッチＣ２との係合により第４速ギヤ段が、クラッチＣ２とブレーキＢ３との係合により第５速ギヤ段が、クラッチＣ２とブレーキＢ１との係合により第６速ギヤ段が、それぞれ成立させられるようになっている。また、ブレーキＢ２とブレーキＢ３との係合により後進ギヤ段が成立させられ、クラッチＣ１、Ｃ２、及びブレーキＢ１〜Ｂ３の何れもが解放されることによりニュートラル状態となるように構成されている。尚、ケース１４内には、エンジン３０によって回転駆動されることにより、上記クラッチＣ１、Ｃ２、及びブレーキＢ１〜Ｂ３を作動させる為の元圧となる作動油圧を発生する機械式のオイルポンプ４８が備えられている。
図２の作動表は、上記各ギヤ段GSとクラッチＣ１、Ｃ２、及びブレーキＢ１〜Ｂ３の作動状態との関係をまとめたものであり、「○」は係合、「◎」はエンジンブレーキ時のみ係合を表している。尚、第１ギヤ段「１ｓｔ」を成立させるブレーキＢ２には並列に一方向クラッチＦ１が設けられているため、発進時（加速時）には必ずしもブレーキＢ２を係合させる必要は無い。つまり、発進時にはクラッチＣ１のみを係合させれば良い。このように、このクラッチＣ１は発進クラッチとして機能する。また、各ギヤ段GSの変速比γgs（＝入力軸２６の回転速度Ｎin／出力歯車２８の回転速度Ｎout）は、第１遊星歯車装置１６、第２遊星歯車装置２０、及び第３遊星歯車装置２２の各ギヤ比（＝サンギヤの歯数／リングギヤの歯数）ρ１、ρ２、ρ３によって適宜定められる。
上記クラッチＣ１、Ｃ２、及びブレーキＢ１〜Ｂ３（以下、特に区別しない場合は単にクラッチＣ、ブレーキＢという）は、例えば多板式のクラッチやブレーキなど油圧アクチュエータによって係合制御され、係合によりエンジン３０の動力を駆動輪４０側へ伝達する油圧式摩擦係合装置である。そして、油圧制御回路１００内のリニアソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ５（図３，４参照）の励磁、非励磁や電流制御により、各クラッチＣ及びブレーキＢの係合、解放状態が切り換えられると共に、係合、解放時の過渡係合油圧などが制御される。
図３は、エンジン３０や自動変速機１２などを制御する為に車両１０に設けられた電気的な制御系統の要部を説明するためのブロック線図である。図３において、車両１０には、例えば自動変速機１２に関連する車両用油圧制御装置としての機能を含む電子制御装置１２０が備えられている。この電子制御装置１２０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、エンジン３０の出力制御や自動変速機１２の変速制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用のエンジン制御装置や油圧制御回路１００内のリニアソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ５を制御する変速制御用の油圧制御装置等に分けて構成される。
電子制御装置１２０には、例えば作動油温センサ７４により検出された油圧制御回路１００内の作動油（例えば公知のＡＴＦ）の温度である作動油温Ｔoilを表す信号、アクセル開度センサ７６により検出された運転者による車両１０に対する要求量（ドライバ要求量）としてのアクセルペダル７８の操作量であるアクセル開度Ａccを表す信号、エンジン回転速度センサ８０により検出されたエンジン３０の回転速度であるエンジン回転速度Ｎeを表す信号、冷却水温センサ８２により検出されたエンジン３０の冷却水温Ｔwを表す信号、吸入空気量センサ８４により検出されたエンジン３０の吸入空気量Ｑを表す信号、スロットル弁開度センサ８６により検出された電子スロットル弁の開度であるスロットル弁開度θthを表す信号、車速センサ８８により検出された車速Ｖに対応する出力歯車２８の回転速度である出力軸回転速度Ｎoutを表す信号、ブレーキスイッチ９０により検出された常用ブレーキであるフットブレーキの作動中（踏込操作中）を示すフットブレーキペダル９２の操作（オン）Ｂonを表す信号、レバーポジションセンサ９４により検出されたシフトレバー９６のレバーポジション（操作位置、シフトポジション）ＰSHを表す信号、タービン回転速度センサ９８により検出されたトルクコンバータ３２のタービンの回転速度であるタービン回転速度Ｎtを表す信号などがそれぞれ供給される。なお、本実施例では、図１に示すように上記タービンは入力軸２６に直結されているので、タービン回転速度Ｎtは、入力軸２６の回転速度である入力軸回転速度Ｎinと等しい。
また、電子制御装置１２０からは、エンジン３０の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓe、例えばアクセル開度Ａccに応じて電子スロットル弁の開閉を制御する為のスロットルアクチュエータへの駆動信号や燃料噴射装置から噴射される燃料噴射量を制御する為の噴射信号やイグナイタによるエンジン３０の点火時期を制御する為の点火時期信号などが出力される。また、自動変速機１２の変速制御の為の油圧制御指令信号Ｓp、例えば自動変速機１２のギヤ段GSを切り換える為に油圧制御回路１００内のリニアソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ５の励磁、非励磁などを制御する為のバルブ指令信号（油圧指令値、駆動信号）やライン油圧ＰＬ１，ＰＬ２を調圧制御する為のリニアソレノイドバルブＳＬＴへの駆動信号などが出力される。
また、シフトレバー９６は、例えば運転席の近傍に配設され、図３に示すように、５つのレバーポジション「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、または「Ｓ」へ手動操作されるようになっている。
「Ｐ」ポジション（レンジ）は自動変速機１２内の動力伝達経路を解放しすなわち自動変速機１２内の動力伝達が遮断されるニュートラル状態（中立状態）とし且つメカニカルパーキング機構によって機械的に出力歯車２８の回転を阻止（ロック）する為の駐車ポジション（位置）である。また、「Ｒ」ポジションは自動変速機１２の出力歯車２８の回転方向を逆回転とする為の後進走行ポジション（位置）である。また、「Ｎ」ポジションは自動変速機１２内の動力伝達が遮断されるニュートラル状態とする為の中立ポジション（位置）である。また、「Ｄ」ポジションは自動変速機１２の変速を許容する変速範囲（Ｄレンジ）で第１ギヤ段「１ｓｔ」〜第６ギヤ段「６ｔｈ」の総ての前進ギヤ段を用いて自動変速制御を実行させる前進走行ポジション（位置）である。また、「Ｓ」ポジションはギヤ段の変化範囲を制限する複数種類の変速レンジすなわち高車速側のギヤ段が異なる複数種類の変速レンジを切り換えることにより手動変速が可能な前進走行ポジション（位置）である。
上記「Ｄ」ポジションは自動変速機１２の変速可能な例えば図２に示すような第１速ギヤ段乃至第６速ギヤ段の範囲で自動変速制御が実行される制御様式である自動変速モードを選択するレバーポジションでもあり、「Ｓ」ポジションは自動変速機１２の各変速レンジの最高速側ギヤ段を超えない範囲で自動変速制御が実行されると共にシフトレバー９６の手動操作により変更された変速レンジ（すなわち最高速側ギヤ段）に基づいて手動変速制御が実行される制御様式である手動変速モードを選択するレバーポジションでもある。
なお、上記実施例では、シフトレバー９６が「Ｓ」ポジションに操作されることにより、最高速側の変速レンジが設定される（シフトレンジ固定）ものであったが、シフトレバー９６の操作に基づいて変速段（ギヤ段）が指定される（ギヤ段固定）ものであっても構わない。この場合、自動変速機１２ではマニュアルシフト操作される度にその操作に対応する所望のギヤ段となるように変速制御が実行される。
図４は、車両用油圧制御装置の一部を構成する油圧制御回路１００のうちクラッチＣ１、Ｃ２、及びブレーキＢ１〜Ｂ３の各油圧アクチュエータ（油圧シリンダ）ＡＣＴ１〜ＡＣＴ５の作動を制御するリニアソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ５に関する油圧制御回路の要部を示す図である。なお、本発明の車両用油圧制御装置は、上記油圧制御回路１００および電子制御装置１２０等を含んで構成される。
図４において、油圧供給装置１０２は、エンジン３０によって回転駆動される機械式のオイルポンプ４８（図１参照）から発生する油圧を元圧として第１ライン油圧ＰＬ１を調圧する例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ（第１調圧弁）１０４と、そのプライマリレギュレータバルブ１０４から排出される油圧を元圧として第２ライン油圧ＰＬ２を調圧するセカンダリレギュレータバルブ（第２調圧弁）１０６と、スロットル弁開度θthや吸入空気量Ｑ等で表されるエンジン負荷等に応じた第１ライン油圧ＰＬ１及び第２ライン油圧ＰＬ２が調圧される為にプライマリレギュレータバルブ１０４及びセカンダリレギュレータバルブ１０６へ信号圧ＰSLTを供給するリニアソレノイドバルブＳＬＴと、第１ライン油圧ＰＬ１を元圧としてモジュレータ油圧ＰＭを一定値に調圧するモジュレータバルブ１０８とを備えている。また、油圧供給装置１０２は、シフトレバー９６の操作に基づいて機械的或いは電気的に油路が切り換えられるマニュアルバルブ１１０を備えている。このマニュアルバルブ１１０は、例えばシフトレバー９６が「Ｄ」ポジション或いは「Ｓ」ポジションへ操作されたときには、入力された第１ライン油圧ＰＬ１をドライブ油圧ＰＤとして出力し、シフトレバー９６が「Ｒ」ポジションへ操作されたときには、入力された第１ライン油圧ＰＬ１をリバース油圧ＰＲとして出力し、シフトレバー９６が「Ｐ」ポジション或いは「Ｎ」ポジションへ操作されたときには、油圧の出力を遮断する（ドライブ油圧ＰＤ及びリバース油圧ＰＲを排出側へ導く）。このように、油圧供給装置１０２は、第１ライン油圧ＰＬ１、第２ライン油圧ＰＬ２、モジュレータ油圧ＰＭ、ドライブ油圧ＰＤ、及びリバース油圧ＰＲを出力するようになっている。
また、油圧制御回路１００には、各油圧アクチュエータＡＣＴ１〜ＡＣＴ５に対応して、リニアソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ５（以下特に区別しない場合はリニアソレノイドバルブＳＬと記載する）がそれぞれ設けられている。油圧アクチュエータＡＣＴ１、ＡＣＴ２、ＡＣＴ３、ＡＣＴ５には、それぞれ対応するリニアソレノイドバルブＳＬ１、ＳＬ２、ＳＬ３、ＳＬ５により、油圧供給装置１０２からそれぞれ供給されたドライブ油圧ＰＤが電子制御装置１２０からの指令信号に応じた係合油圧（供給油圧）Ｐinc1、Ｐinc2、Ｐinb1、Ｐinb3に調圧されてそれぞれ直接的に供給される。また、各油圧アクチュエータＡＣＴ４には、対応するリニアソレノイドバルブＳＬ４により、油圧供給装置１０２から供給された第１ライン油圧ＰＬ１が電子制御装置１２０からの指令信号に応じた係合油圧Ｐinb2に調圧されて直接的に供給される。なお、ブレーキＢ３の油圧アクチュエータＡＣＴ５には、リニアソレノイドバルブＳＬ５により調圧された係合油圧Ｐinb3またはリバース油圧ＰＲのどちらかがシャトル弁１１２を介して供給されるようになっている。また、各油圧アクチュエータＡＣＴ１〜ＡＣＴ５の上流側にはアキュムレータＡＣＭ１〜ＡＣＭ５が設けられている。
このように、油圧アクチュエータＡＣＴ１、ＡＣＴ２、ＡＣＴ３、ＡＣＴ５にそれぞれ供給される係合油圧Ｐinc1、Ｐinc2、Ｐinb1、Ｐinb3はドライブ油圧ＰＤを元圧として調圧された油圧である。このような油圧制御回路１００の構成では、例えばシフトレバー９６が「Ｄ」ポジションから「Ｎ」ポジションへ操作されるＤ→Ｎ操作時には、元圧となるドライブ油圧ＰＤを供給できないので、クラッチＣ１、Ｃ２、及びブレーキＢ１、Ｂ３の解放時の係合油圧Ｐinc1、Ｐinc2、Ｐinb1、Ｐinb3を調圧することができない。すなわち、Ｄ→Ｎ操作時には、解放時の係合油圧Ｐinc1、Ｐinc2、Ｐinb1、Ｐinb3は単に排出されるだけとなる。
リニアソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ５は、基本的には何れも同じ構成であり、電子制御装置１２０によりそれぞれ独立に励磁、非励磁や電流制御がなされて各油圧アクチュエータＡＣＴ１〜ＡＣＴ５へ供給される油圧を独立に調圧制御し、クラッチＣ１、Ｃ２、及びブレーキＢ１〜Ｂ３の係合油圧Ｐinc1、Ｐinc2、Ｐinb1、Ｐinb2、Ｐinb3をそれぞれ制御するものである。そして、自動変速機１２は、例えば図２の係合作動表に示すように予め定められた係合装置が係合されることによって各ギヤ段GSが成立させられる。また、自動変速機１２の変速制御においては、例えば変速に関与するクラッチＣやブレーキＢの解放側油圧式摩擦係合装置と係合側油圧式摩擦係合装置との掴み替えによる所謂クラッチツゥクラッチ変速が実行される。このクラッチツゥクラッチ変速の際には、変速ショックを抑制しつつ可及的に速やかに変速が実行されるように解放側油圧式摩擦係合装置の解放過渡係合油圧と係合側油圧式摩擦係合装置の係合過渡係合油圧とが適切に制御される。例えば、図２の係合作動表に示すように３速→４速のアップシフトでは、ブレーキＢ３が解放されると共にクラッチＣ２が係合され、変速ショックを抑制するようにブレーキＢ３の解放過渡油圧とクラッチＣ２の係合過渡油圧とが適切に制御される。
上記解放側油圧式摩擦係合装置の解放過渡係合油圧および係合側油圧式摩擦係合装置の係合過渡係合油圧は、その油圧式摩擦係合装置（解放側油圧式摩擦係合装置および係合側油圧式摩擦係合装置を区別しない場合には、油圧式摩擦係合装置と記載）の油圧を制御するリニアソレノイドバルブ（ＳＬ１〜ＳＬ５等）の励磁電流を制御して、リニアソレノイドバルブから出力される指示油圧すなわち上記油圧式摩擦係合装置への供給油圧を制御することで調節される。例えば、３速→４速のアップシフトでは、エンジントルクＴeや車速Ｖ等の車両の走行状態に応じて、係合側油圧式摩擦係合装置に対応するクラッチＣ２のトルク容量の目標値である目標クラッチトルク容量ＴＣ２*が逐次設定され、その目標クラッチトルク容量ＴＣ２*を達成するためのクラッチＣ２への供給油圧Ｐinc2が指令値として逐次算出される。そして、リニアソレノイドバルブＳＬ２は、その算出された供給油圧Ｐinc2を出力するように指令され、その指令に基づきその供給油圧Ｐinc2をクラッチＣ２へ供給する。また、３速→４速へのアップシフトにおいて、解放側油圧式摩擦係合装置に対応するブレーキＢ３においても同様に、リニアソレノイドバルブＳＬ５からの供給油圧Ｐinb3が制御される。
図５は、油圧式摩擦係合装置（クラッチＣまたはブレーキＢ）とリニアソレノイドバルブＳＬとの間の油圧制御回路の何れか１系統をモデル化して各構成要素を模型的に示したモデル図である。図５のモデルは、クラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１〜Ｂ３の各油圧式摩擦係合装置毎に構成されるため、個々に相違するものであるので、上記油圧式摩擦係合装置の何れかを一例として示していると言える。すなわち、図５の係合装置ＣＢは図４のクラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１〜Ｂ３の各々に対応しており、図５の係合装置ＣＢへの供給油圧PC1は図４の供給油圧（係合油圧）Ｐinc1、Ｐinc2、Ｐinb1、Ｐinb2、Ｐinb3の各々に対応しており、図５の油圧アクチュエータＡＣＴは図４の油圧アクチュエータＡＣＴ１〜ＡＣＴ５の各々に対応しており、図５のアキュムレータＡＣＭは図４のアキュムレータＡＣＭ１〜ＡＣＭ５の各々に対応しており、図５のリニアソレノイドバルブＳＬＡは図４のリニアソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ５の各々に対応している。図５のように、クラッチＣまたはブレーキＢとリニアソレノイドバルブＳＬとの間の油圧制御回路をモデル化することは油圧式摩擦係合装置（以下、「係合装置ＣＢ」と表す）への供給油圧を算出するに際して必要になるので、以下に図５について説明する。
図５において、所定の係合装置ＣＢ（クラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１〜Ｂ３）を構成する油圧アクチュエータＡＣＴの上流側には、係合装置ＣＢへの供給油圧PC1（Ｐinc1、Ｐinc2、Ｐinb1、Ｐinb2、Ｐinb3）を出力するリニアソレノイドバルブＳＬＡ（ＳＬ１〜ＳＬ５）が配置され、リニアソレノイドバルブＳＬＡと油圧アクチュエータＡＣＴの間には、アキュムレータＡＣＭが設けられている。また、リニアソレノイドバルブＳＬＡとアキュムレータＡＣＭとの間の油路１２２にはオリフィス１２４が設けられ、アキュムレータＡＣＭと油圧アクチュエータＡＣＴとの間の油路１２６にはアキュムレータ１２８が設けられている。さらに、アキュムレータＡＣＭと連通する油路１３０にはオリフィス１３２が設けられている。
係合装置ＣＢは、油圧により互いに押圧させられる複数の摩擦板１３３と油圧アクチュエータＡＣＴとを含み、その油圧アクチュエータＡＣＴは、前記供給油圧PC1の作用により上記複数の摩擦板１３３を押圧するように摺動可能に設けられているピストン１３４と、そのピストン１３４を係合側（図５において右側）へ移動させる際、そのピストン１３４に推力を付与するための油圧が油路１２６から供給される油室１３６と、ピストン１３４を解放させる側へ付勢するリターンスプリング１３８とを、含んで構成されている。
アキュムレータＡＣＭは、油路１３０から油圧が供給される畜圧室１４０と、畜圧室１４０内に油圧が供給されることで移動されるピストン１４２と、畜圧室１４０のピストン１４２を挟んだ背面側に配置されピストン１４２を畜圧室１４０側へ付勢するアキュムレータスプリング１４４とを、含んで構成されている。
上記のようにモデル化される係合装置ＣＢにおいて、下記式（１）〜（４）に示す方程式（流量方程式）が成立する。ここで、ｑ１はオリフィス１２４を単位時間あたりに通過する流量を示し、ｑ２はオリフィス１２８を単位時間あたりに通過する流量を示し、ｑ３はオリフィス１３２を単位時間当たりに通過する流量を示している。また、ａ１はオリフィス１２４の開口面積を示しており、ａ２はオリフィス１２８の開口面積を示し、ａ３はオリフィス１３２の開口面積を示し、Ｂは各オリフィスの流量係数を示している。さらに、PC1はリニアソレノイドバルブＳＬＡからの供給油圧（指示油圧）を示し、ＰacはアキュムレータＡＣＭの畜圧室１４０のアキューム内圧を示し、Ｐcは油圧アクチュエータＡＣＴの油室１３６内の油圧（以下、内圧Ｐcと記載）を示し、Ｐmはオリフィス１２４とオリフィス１２８との間の油路の油圧（以下、中間経路圧Ｐmと記載）を示している。
ｑ１＝ｑ２＋ｑ３・・・・・（１）
ｑ１＝ａ１×Ｂ×（PC1−Ｐm）1/2・・・・（２）
ｑ２＝ａ２×Ｂ×（Ｐm−Ｐc）1/2・・・・（３）
ｑ３＝ａ３×Ｂ×（Ｐm−Ｐac）1/2・・・・（４）
式（１）は、オリフィス１２４を通る流量ｑ１が、オリフィス１２８を通る流量ｑ２とオリフィス１３２を通る流量との和となることを表している。また、式（２）〜式（４）は、公知であるオリフィス前後の圧力と流量の関係を示している。なお、流量係数Ｂは、一定値とはならず、オリフィスの開口面積、オリフィスの形状等に応じて変化するものであり、予め各オリフィスの流量係数Ｂが実験によって求められる。
また、油圧アクチュエータＡＣＴの内圧ＰcおよびアキュームレータＡＣＭのアキューム内圧Ｐacは、下記式（５）、（６）でそれぞれ示される。ここで、Ｆc(Ｘc)は、油圧アクチュエータＡＣＴのピストン１３４の移動量であるピストンストローク量Ｘcに対する反力を示し、Ｆac（Ｘac）はアキュムレータＡＣＭのピストン１４２の移動量であるアキュームストローク量Ｘacに対する反力を示し、Ａcは油圧アクチュエータＡＣＴのピストン１３４の断面積（受圧面積）を示し、ＡacはアキュムレータＡＣＭのピストン１４２の断面積（受圧面積）を示している。
Ｐc＝Ｆc(Ｘc)／Ａc・・・・（５）
Ｐac＝Ｆac（Ｘac）／Ａac・・・・（６）
また、オリフィス１２８を単位時間あたりに通過する流量ｑ２と油圧アクチュエータＡＣＴのピストン１３４のピストンスロトーク量Ｘcとは、下記式（７）の関係で示され、オリフィス１３２を単位時間当たりに通過する流量ｑ３とアキュムレータＡＣＭのピストン１４２のアキュームストローク量Ｘacとは、下記式（８）の関係で示される。下記式（７）は、オリフィス１２８を単位時間あたりに通過する流量ｑ２が油圧アクチュエータＡＣＴの油室１３６の体積変化と等しくなることを示しており、下記式（８）は、オリフィス１３２を単位時間あたりに通過する流量ｑ３がアキュムレータＡＣＭの畜圧室１４０の体積変化と等しくなることを示している。
ｑ２＝Ｘc×Ａc・・・・（７）
ｑ３＝Ｘac×Ａac・・・・（８）
上記式（１）〜（８）に基づく流量方程式を解くことにより、リニアソレノイドバルブＳＬＡの供給油圧PC1に対する油圧アクチュエータＡＣＴの内圧Ｐcが精緻に算出される。
上記流量方程式を解くに際して、油圧アクチュエータＡＣＴのピストン１３４のピストンストローク量Ｘcに対する反力Ｆc（Ｘc）、およびアキュムレータＡＣＭのピストン１４２のアキュームストローク量Ｘacに対する反力Ｆac（Ｘac）が予め求められる。油圧アクチュエータＡＣＴのピストン１３４のピストンストローク量Ｘcに対する反力Ｆc（Ｘc）は、言い換えれば、ピストンスロトーク量Ｘcに応じてその全長（軸長）が変化させられる油圧アクチュエータＡＣＴに備えられるリターンスプリング１３８の弾性復帰力に基づくものである。具体的には、ピストンスロトーク量Ｘcが大きくなるに従って、リターンスプリング１３８の全長（軸長）が短くなるため、反力Ｆc（Ｘc）が大きくなる。また、ピストン１３４のピストンスロトーク量Ｘcが予め設定された制限値Ｘclimに到達すると、ピストン１３４の移動が制限され、反力Ｆc（Ｘc）が一定となる。
また、アキュムレータのピストン１４２のアキュームストローク量Ｘacに対する反力Ｆac（Ｘac）は、言い換えれば、アキュームストローク量Ｘacに応じてその全長（軸長）が変化させられるアキュムレータスプリング１４４の弾性復帰力に基づくものである。具体的には、アキュームストローク量Ｘacが大きくなるに従って、アキュームスプリング１４４の全長（軸長）が短くなるため、反力Ｆac（Ｘac）が大きくなる。また、ピストン１４２のアキュームストローク量Ｘacが予め設定された制限値Ｘaclimに到達すると、ピストン１４２の移動がストッパ１４６によって制限されるため、反力Ｆac（Ｘac）が一定となる。
上記反力Ｆc(Ｘc)とピストンスロトーク量Ｘcとの関係および上記反力Ｆac（Ｘac）とアキュームストローク量Ｘacとの関係、オリフィス１２４、１２８、１３２等の各諸元の特性を予め調べて記憶しておき、油圧アクチュエータＡＣＴの容積変化と内圧Ｐcとの関係、オリフィス前後の差圧による流量等の方程式を公知の算出手段によって解くことで、供給油圧PC1に対する内圧Ｐcが精緻に算出される。このようにして、油圧アクチュエータＡＣＴの内圧Ｐcを算出できれば、その内圧Ｐcは、その油圧アクチュエータＡＣＴ内でピストン１３４が摩擦板１３３を押圧する押圧力に変換され、その押圧力により発生する摩擦板１３３相互間の摩擦力によって係合装置ＣＢにトルク容量Ｔcを発生させるので、例えば、ピストン１３４の受圧面積Ａcや係合装置ＣＢの回転半径（例えば図１の軸心Ｃまわりの回転半径）等に基づいて設定された定数を内圧Ｐcに乗じることで、その内圧Ｐcに応じたトルク容量Ｔcを容易に算出できる。
図６は、電子制御装置１２０に備えられた制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図６に示すように、電子制御装置１２０は、油圧制御部としての油圧制御手段１６０と、供給油圧指令値演算部としての供給油圧指令値演算手段１６２とを備えている。以下の制御機能の説明でも、図５に示すモデル図に基づいて説明する。
油圧制御手段１６０は、例えば自動変速機１２のクラッチツゥクラッチの変速制御が実行される場合、係合側油圧式摩擦係合装置および解放側油圧式摩擦係合装置のトルク容量Ｔc（単位は例えば「Nm」）が最適な値となるように、リニアソレノイドバルブＳＬＡから出力される供給油圧PC1（単位は例えば「kPa」）を制御する。すなわち、クラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１〜Ｂ３に対応する各油圧式摩擦係合装置（係合装置ＣＢ）の実際のトルク容量Ｔcが、車両１０の走行状態等に応じて設定されたトルク容量Ｔcの目標値である目標トルク容量Ｔctgtに一致するように、供給油圧PC1を制御する。具体的には、係合装置ＣＢの内圧Ｐc（単位は例えば「kPa」）が目標トルク容量Ｔctgtを実現する大きさとなるように、その係合装置ＣＢを制御するリニアソレノイドバルブＳＬＡに供給される励磁電流を制御する。そこで、油圧制御手段１６０は、供給油圧指令値演算手段１６２に、リニアソレノイドバルブＳＬＡに対する指令値として用いる供給油圧PC1すなわち供給油圧指令値PC1tgtを目標トルク容量Ｔctgtに基づいて算出させる。なお、本実施例において供給油圧指令値PC1tgtは、実際の供給油圧PC1と区別するために「指令値」と呼ぶものであるのでその単位としては例えば「kPa」であり、リニアソレノイドバルブＳＬＡは、供給油圧指令値PC1tgtの指令を受けることで、実際の供給油圧PC1をその供給油圧指令値PC1tgtに一致させるように作動する。
供給油圧指令値演算手段１６２は、図７のブロック線図で示される制御系に従って、油圧制御手段１６０から逐次与えられる目標トルク容量Ｔctgtに基づいて供給油圧指令値PC1tgtを逐次算出する。その図７は、目標トルク容量Ｔctgtに基づいて供給油圧指令値PC1tgtを算出する制御系の構成を示すブロック線図である。供給油圧指令値演算手段１６２は、供給油圧指令値PC1tgtを算出するため、図６に示すように、モデルトルク容量演算部としてのモデルトルク容量演算手段１６４と、第１供給油圧算出値演算部としての第１供給油圧算出値演算手段１６６と、第２供給油圧算出値演算部としての第２供給油圧算出値演算手段１６８とを備えている。
モデルトルク容量演算手段１６４の作動は図７の構成要素ELFBに対応しており、モデルトルク容量演算手段１６４は、供給油圧指令値PC1tgtと係合装置ＣＢに発生するトルク容量Ｔcとの間の予め定められた過渡的な関係を表すトルク容量モデルMDLTCを記憶している。そして、モデルトルク容量演算手段１６４は、そのトルク容量モデルMDLTCから実際の供給油圧指令値PC1tgtに基づいて上記トルク容量Ｔcを算出する。そのトルク容量モデルMDLTCから算出されたトルク容量Ｔcをモデルトルク容量Ｔcmdlと呼び、そのモデルトルク容量Ｔcmdlを発生するときの油圧アクチュエータＡＣＴの内圧Ｐcすなわちトルク容量モデルMDLTCから算出された内圧Ｐcをモデル内圧Ｐc1mdlと呼ぶ。
モデルトルク容量演算手段１６４は、前述したように、前記式（１）〜式（８）に基づく流量方程式を解くことにより油圧アクチュエータＡＣＴの内圧Ｐcを算出し、その内圧Ｐcの所定の定数を乗じてモデルトルク容量Ｔcmdlを算出することができるが、演算負荷を軽減するために、トルク容量モデルMDLTCは、前記供給油圧指令値PC1tgtとトルク容量Ｔcとの間の予め定められた過渡的な関係を、一次遅れ、二次遅れ、またはトルク容量Ｔcの単位時間当たりの所定の変化量dTcmdl（トルク容量変化率dTcmdl）で表しても差し支えない。その過渡的な関係が一次遅れ、二次遅れ、またはトルク容量変化率dTcmdlで表される場合のステップ入力に対する出力をそれぞれ図８に例示すれば、一次遅れで表される場合の出力は実線L01のようになり、二次遅れで表される場合の出力は一点鎖線L02のようになり、トルク容量変化率dTcmdlで表される場合の出力は破線L03のようになる。そして、実線L01、一点鎖線L02、または破線L03で示される何れの出力値（モデルトルク容量Ｔcmdl）も、最終的には、上記ステップ入力の入力値（供給油圧指令値PC1tgt）に応じた一定のモデルトルク容量Ｔcmdl、例えばモデル内圧Ｐc1mdlが上記ステップ入力の入力値と一致したときのモデルトルク容量Ｔcmdlに収束する。本実施例では、トルク容量モデルMDLTCは、前記供給油圧指令値PC1tgtとトルク容量Ｔcとの間の予め定められた過渡的な関係を一次遅れで表すものとして、モデルトルク容量演算手段１６４は、下記式（９）からモデル内圧Ｐc1mdlを逐次算出し、下記式（１０）を用いてその算出したモデル内圧Ｐc1mdlをモデルトルク容量Ｔcmdlに変換してそのモデルトルク容量Ｔcmdlを逐次算出する。ここで、下記式（９）において、Ｐc1mdli-1は、モデル内圧Ｐc1mdlの前回の算出値であり、PC1tgti-1は、供給油圧指令値PC1tgtの前回の算出値すなわち図７のブロック線図で構成要素ELFBの入力となる前記実際の供給油圧指令値PC1tgtであり、KPC1SMは、トルク容量モデルMDLTCを実際の応答に近付けるように実験的に設定された１よりも大きい定数である。また、下記式（１０）において、ＫPTは、モデル内圧Ｐc1mdlをモデルトルク容量Ｔcmdlに変換するために、ピストン１３４の受圧面積Ａcや係合装置ＣＢの回転半径（例えば図１の軸心Ｃまわりの回転半径）等に基づいて設定された定数である。下記式（９）で異常値を取り除くため、その前回の供給油圧指令値PC1tgti-1に対しては、前回のモデル内圧Ｐc1mdli-1を基準として定められる制限範囲GDPC1が設けられ、モデルトルク容量演算手段１６４は、上記前回の供給油圧指令値PC1tgti-1がその制限範囲GDPC1の上限値を超えていれば下記式（９）ではその前回の供給油圧指令値PC1tgti-1に替えて上記制限範囲GDPC1の上限値を用い、その制限範囲GDPC1の下限値を下回っていればその下限値を用いるのが好ましい。
Ｐc1mdl＝Ｐc1mdli-1＋（PC1tgti-1−Ｐc1mdli-1）／KPC1SM ・・・（９）
Ｔcmdl＝Ｐc1mdl×ＫPT ・・・（１０）
なお、トルク容量モデルMDLTCを構成するモデル諸元、例えば前回の供給油圧指令値PC1tgti-1に対する前記制限範囲GDPC1や上記式（９）の定数KPC1SM、および定数ＫPT等は、モデルトルク容量演算手段１６４により、係合装置ＣＢの機械的特性または係合装置ＣＢ用の油圧制御回路（図５参照）に設けられたオリフィス１２４，１２８，１３２もしくはアキュムレータＡＣＭの機械的特性を加味して決定されるのが好ましい。上記係合装置ＣＢの機械的特性とは、例えば、係合装置ＣＢを構成するクッション、リターンスプリング１３８、ウェーブなどのバネ定数、及びピストン１３４の受圧面積Ａc等である。また、オリフィス１２４，１２８，１３２の機械的特性とは、例えば、そのオリフィス１２４，１２８，１３２の開口面積ａ１，ａ２，ａ３等である。また、アキュムレータＡＣＭの機械的特性とは、例えば、アキュムレータスプリング１４４のバネ定数等である。上記係合装置ＣＢの機械的特性などが加味される場合には、例えば、定数KPC1SMはアキュムレータスプリング１４４のバネ定数が大きいほど小さくなる。
また、トルク容量モデルMDLTCを構成する前記モデル諸元は、モデルトルク容量演算手段１６４により、係合装置ＣＢに作動油が供給される場合（アプライ時）と係合装置ＣＢから作動油が排出される場合（ドレイン時）とで別個に設定されるのが好ましい。例えば、アプライ時の定数KPC1SMは、ドレイン時の定数KPC1SMと比較して大きく設定される。また、アプライ時の定数ＫPTは、ドレイン時の定数ＫPTと比較して同じに設定される。
また、トルク容量モデルMDLTCを構成する前記モデル諸元は、モデルトルク容量演算手段１６４により、作動油温Ｔoilに応じて変更されるのが好ましい。例えば、定数KPC1SMは作動油温Ｔoilが高いほど小さくなり、定数ＫPTも作動油温Ｔoilが高いほど小さくなる。
また、前記モデル諸元が作動油温Ｔoil、または、係合装置ＣＢに対する作動油の給排方向に応じて変更される際には、そのモデル諸元は、そのモデル諸元と作動油温Ｔoilまたは上記作動油の給排方向とを予め関係付けたマップ（モデル諸元マップ）から決定されるのが好ましい。そのモデル諸元マップは、例えば実機計測等により実験的に設定される。
第１供給油圧算出値演算手段１６６の作動は図７におけるモデルトルク容量Ｔcmdlと目標トルク容量Ｔctgtとの差分ＥTC（＝Ｔctgt−Ｔcmdl）を算出する差分算出箇所PT01及び構成要素ELPに対応しており、第１供給油圧算出値演算手段１６６は、モデルトルク容量演算手段１６４が算出したモデルトルク容量Ｔcmdlと目標トルク容量Ｔctgtとの差分ＥTCに基づいて第１供給油圧算出値PC101を逐次算出する。具体的には、下記式（１１）に示すように、第１供給油圧算出値PC101は、そのモデルトルク容量Ｔcmdlと目標トルク容量Ｔctgtとの差分ＥTCに比例する算出値であり、第１供給油圧算出値演算手段１６６は、そのモデルトルク容量Ｔcmdlと目標トルク容量Ｔctgtとの差分ＥTCに比例ゲインKPPC1を乗じて第１供給油圧算出値PC101を算出する。この比例ゲインKPPC1は、実験的に予め設定された定数であり、例えば、トルク容量モデルMDLTCを構成する前記モデル諸元に応じて決定される。例えば、比例ゲインKPPC1は、定数KPC1SMが大きいほど大きくなる。
PC101＝（Ｔctgt−Ｔcmdl）×KPPC1 ・・・（１１）
第２供給油圧算出値演算手段１６８の作動は図７の構成要素ELSTCに対応しており、第２供給油圧算出値演算手段１６８は、トルク容量Ｔcと供給油圧指令値PC1tgtとの間の予め定められた定常的な関係から、モデルトルク容量演算手段１６４が算出したモデルトルク容量Ｔcmdlに基づいて第２供給油圧算出値PC102を逐次算出する。上記定常的な関係とは、表現を変えれば、経過時間を無限大としたときの一定のトルク容量Ｔcとそのトルク容量Ｔcを維持する供給油圧指令値PC1tgtとの間の関係であり、トルク容量Ｔcと供給油圧指令値PC1tgtとの間に時間要素が存在しない関係である。従って、構成要素ELSTCの出力である第２供給油圧算出値PC102は、構成要素ELSTCの入力であるモデルトルク容量Ｔcmdlに基づいて下記式（１２）により算出されるので、前記式（１０）と対比すれば明らかなように、結局、第２供給油圧算出値演算手段１６８は、下記式（１３）に示すように、モデルトルク容量演算手段１６４がモデルトルク容量Ｔcmdlの算出過程で算出したモデル内圧Ｐc1mdlをそのまま第２供給油圧算出値PC102とする。
PC102＝Ｔcmdl／ＫPT ・・・（１２）
PC102＝Ｐc1mdl ・・・（１３）
供給油圧指令値演算手段１６２は、前述したように目標トルク容量Ｔctgtに基づいて供給油圧指令値PC1tgtを逐次算出するが、詳細には、第１供給油圧算出値演算手段１６６が算出した第１供給油圧算出値PC101と第２供給油圧算出値演算手段１６８が算出した第２供給油圧算出値PC102とに基づいて、供給油圧指令値PC1tgtを逐次算出する。より具体的に言えば、供給油圧指令値演算手段１６２は、図７における構成要素ELPの出力値（第１供給油圧算出値PC101）と構成要素ELSTCの出力値（第２供給油圧算出値PC102）とを合算する出力値合算箇所PT02としての機能を含んでおり、下記式（１４）に示すように、第１供給油圧算出値PC101と第２供給油圧算出値PC102との合計値を新たな供給油圧指令値PC1tgtとして算出する。
PC1tgt＝PC101＋PC102 ・・・（１４）
そして、供給油圧指令値演算手段１６２は、新たに供給油圧指令値PC1tgtを算出する毎に、その算出した供給油圧指令値PC1tgtを油圧制御手段１６０に出力し、油圧制御手段１６０は、供給油圧指令値演算手段１６２が算出した供給油圧指令値PC1tgtに実際の供給油圧PC1を一致させるようにリニアソレノイドバルブＳＬＡを作動させる。
図９は、電子制御装置１２０の制御作動の要部、すなわち、図７のブロック線図に示すように供給油圧指令値PC1tgtが目標トルク容量Ｔctgtに基づいて算出される制御作動を説明するためのフローチャートであり、例えば数msec乃至数十msec程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。
先ず、油圧制御手段１６０に対応するステップ（以下、「ステップ」を省略する）ＳＡ１においては、目標トルク容量Ｔctgtが決定される。例えば、目標トルク容量Ｔctgtは、自動変速機１２のクラッチツゥクラッチの変速制御の進行度合や車両１０の走行状態等に応じて決定される。ＳＡ１の次はＳＡ２に移る。
モデルトルク容量演算手段１６４に対応するＳＡ２においては、モデルトルク容量Ｔcmdlが、トルク容量モデルMDLTCから、実際の供給油圧指令値PC1tgtすなわち前回の供給油圧指令値PC1tgti-1に基づいて算出される。具体的には、モデルトルク容量Ｔcmdlは、前記式（９）、式（１０）を用いて算出される。本フローチャートは繰り返し実行されるところ、前記式（９）において、前回の供給油圧指令値PC1tgti-1とは、前回の演算サイクルにて算出された供給油圧指令値PC1tgti-1のことであり、前回のモデル内圧Ｐc1mdli-1とは、前回の演算サイクルにて算出されたモデル内圧Ｐc1mdli-1のことである。ＳＡ２の次はＳＡ３に移る。
第１供給油圧算出値演算手段１６６に対応するＳＡ３においては、前記式（１１）に示すように、第１供給油圧算出値PC101が、前記ＳＡ２で算出されたモデルトルク容量Ｔcmdlと前記ＳＡ１で決定された目標トルク容量Ｔctgtとの差分ＥTCに比例ゲインKPPC1を乗じて算出される。ＳＡ３の次はＳＡ４に移る。
第２供給油圧算出値演算手段１６８に対応するＳＡ４においては、第２供給油圧算出値PC102が、トルク容量Ｔcと供給油圧指令値PC1tgtとの間の予め定められた定常的な関係から、前記ＳＡ２で算出されたモデルトルク容量Ｔcmdlに基づいて算出される。結局のところ、前記ＳＡ２におけるモデルトルク容量Ｔcmdlの算出過程で算出されたモデル内圧Ｐc1mdlすなわち前記式（９）の算出値Ｐc1mdlがそのまま第２供給油圧算出値PC102となる。ＳＡ４の次はＳＡ５に移る。
供給油圧指令値演算手段１６２に対応するＳＡ５においては、供給油圧指令値PC1tgtが、前記式（１４）に示すように、前記ＳＡ３で算出された第１供給油圧算出値PC101と前記ＳＡ４で算出された第２供給油圧算出値PC102とを合計して算出される。ＳＡ５の次はＳＡ６に移る。
油圧制御手段１６０に対応するＳＡ６においては、リニアソレノイドバルブＳＬＡに対して、前記ＳＡ５で算出された供給油圧指令値PC1tgtに供給油圧PC1を一致させるように指令が為される。そして、リニアソレノイドバルブＳＬＡは、その指令に従って、実際の供給油圧PC1をその供給油圧指令値PC1tgtに一致させるように作動する。
本実施例には次のような効果（Ａ１）乃至（Ａ１０）がある。（Ａ１）本実施例によれば、（ａ）モデルトルク容量演算手段１６４は、供給油圧指令値PC1tgtと係合装置ＣＢに発生するトルク容量Ｔcとの間の予め定められた過渡的な関係を表すトルク容量モデルMDLTCから実際の供給油圧指令値PC1tgtに基づいてモデルトルク容量Ｔcmdlを算出し、（ｂ）第１供給油圧算出値演算手段１６６は、モデルトルク容量演算手段１６４が算出したモデルトルク容量Ｔcmdlと目標トルク容量Ｔctgtとの差分ＥTCに基づき第１供給油圧算出値PC101を算出し、（ｃ）第２供給油圧算出値演算手段１６８は、トルク容量Ｔcと供給油圧指令値PC1tgtとの間の予め定められた定常的な関係から、モデルトルク容量演算手段１６４が算出したモデルトルク容量Ｔcmdlに基づいて第２供給油圧算出値PC102を算出し、（ｄ）供給油圧指令値演算手段１６２は、第１供給油圧算出値演算手段１６６が算出した第１供給油圧算出値PC101と第２供給油圧算出値演算手段１６８が算出した第２供給油圧算出値PC102とに基づいて、新たに供給油圧指令値PC1tgtを算出する。ここで、前記第２供給油圧算出値PC102は、前記式（１３）から、図７に示す構成要素ELSTCの入力であるモデルトルク容量Ｔcmdlを定常的に維持するための供給油圧指令値PC1tgtに相当すると言えるので、例えば目標トルク容量Ｔctgtが一定で十分に長い時間が経過した場合（例えば経過時間が無限大）を想定すると、第２供給油圧算出値PC102は、トルク容量モデルMDLTCの入力値である実際の供給油圧指令値PC1tgtと一致する。従って、係合装置ＣＢの油圧制御における定常偏差を解消することができる。すなわち、図７のブロック線図においてモデルトルク容量Ｔcmdlと目標トルク容量Ｔctgtとの差分ＥTCの定常値（＝定常偏差）を零にすることができる。
（Ａ２）ここで、積分要素で制御系の定常偏差を解消することが従来から行われているので、本実施例の効果を説明するために、その積分要素を含む制御系の一例であるブロック線図を図１４に示す。図１４は、図７のブロック線図と対比するために、係合装置ＣＢの油圧制御において積分要素で定常偏差を解消する制御系を示したブロック線図である。図１４の構成要素ELFBは図７のものと同じである。すなわち、図７と図１４とでトルク容量モデルMDLTCは共通である。そして、図１４でＫ１は比例ゲインであり、Ｋ２は積分ゲインである。図１４では、供給油圧指令値PC1tgtは、モデルトルク容量Ｔcmdlと目標トルク容量Ｔctgtとの差分ＥTCに比例ゲインＫ１を乗じて得た出力値と、モデルトルク容量Ｔcmdlと目標トルク容量Ｔctgtとの差分ＥTCを入力値とする積分要素ELIを経た値に積分ゲインＫ２を乗じて得た出力値と、リターンスプリング１３８の反力としてキャンセルされる油圧であるリターンスプリング圧とを合計して逐次算出される。
上述した図１４に示す制御系には積分要素ELIが含まれているが本実施例の制御系には図７に示すように積分要素ELIが含まれていない。すなわち、本実施例によれば、図７に示す係合装置ＣＢの油圧制御の制御系は、第２供給油圧算出値PC102に基づいて供給油圧指令値PC1tgtを算出することにより、積分要素ELIを含まなくてもモデルトルク容量Ｔcmdlと目標トルク容量Ｔctgtとの差分ＥTCの定常値（定常偏差）を零にすることができるので、その定常偏差を上記積分要素ELIで零にする制御系例えば図１４に示す制御系と比較して、係合装置ＣＢの応答性を十分に高く確保することが可能である。
（Ａ３）また、本実施例によれば、第１供給油圧算出値PC101は、前記式（１１）に示すように、モデルトルク容量Ｔcmdlと目標トルク容量Ｔctgtとの差分ＥTCに比例するので、係合装置ＣＢの油圧制御の制御系は積分要素ELIを含まず、積分ゲインを適合させる必要がない。
（Ａ４）また、本実施例によれば、トルク容量モデルMDLTCは、前記供給油圧指令値PC1tgtとトルク容量Ｔcとの間の予め定められた過渡的な関係を、一次遅れ、二次遅れ、またはトルク容量Ｔcの単位時間当たりの所定の変化量dTcmdlで表しても差し支えなく、そのようにしたとすれば、上記トルク容量モデルMDLTCが単純化されるので、そのトルク容量モデルMDLTCを簡単に構成し演算負荷を軽減することが可能である。
（Ａ５）また、本実施例によれば、トルク容量モデルMDLTCを構成する前記モデル諸元は、係合装置ＣＢの機械的特性または係合装置ＣＢ用の油圧制御回路（図５参照）に設けられたオリフィス１２４，１２８，１３２もしくはアキュムレータＡＣＭの機械的特性を加味して決定されるのが好ましく、そのようにしたとすれば、車両等に応じて係合装置ＣＢやその係合装置ＣＢ用の油圧制御回路（図５参照）が異なっても、相互に異なる係合装置ＣＢや油圧制御回路のそれぞれに適合したトルク容量モデルMDLTCを構成することが可能である。
（Ａ６）また、本実施例によれば、トルク容量モデルMDLTCを構成する前記モデル諸元は、係合装置ＣＢに作動油が供給される場合（アプライ時）と係合装置ＣＢから作動油が排出される場合（ドレイン時）とで別個に設定されるのが好ましく、そのようにしたとすれば、上記作動油の流れ方向に応じてモデルトルク容量Ｔcmdlを精度良く算出するトルク容量モデルMDLTCを構成することが可能である。
（Ａ７）また、本実施例によれば、トルク容量モデルMDLTCを構成する前記モデル諸元は、作動油温Ｔoilに応じて変更されるのが好ましく、そのようにしたとすれば、供給油圧指令値PC1tgtと係合装置ＣＢに発生するトルク容量Ｔcとの間の予め定められた過渡的な関係が、例えば作動油の粘度が作動油温Ｔoilに応じて変化すること等に起因して作動油温Ｔoilの影響を受けるところ、実際値に対するモデルトルク容量Ｔcmdlの誤差がその過渡的な関係に対する作動油温Ｔoilの影響によって大きくなることを抑制することが可能である。
（Ａ８）また、本実施例によれば、トルク容量モデルMDLTCを構成する前記モデル諸元が作動油温Ｔoil、または、係合装置ＣＢに対する作動油の給排方向に応じて変更される際には、そのモデル諸元は、そのモデル諸元と作動油温Ｔoilまたは上記作動油の給排方向とを予め関係付けた前記モデル諸元マップから決定されるのが好ましく、そのようにしたとすれば、上記モデル諸元を逐次算出し決定する場合と比較して、演算負荷を軽減できる。
（Ａ９）また、本実施例によれば、前記式（１１）の比例ゲインKPPC1は、例えば、トルク容量モデルMDLTCを構成する前記モデル諸元に応じて決定される。そのようにしたとすれば、図７のブロック線図に示すような供給油圧指令値PC1tgtを算出する制御系がトルク容量モデルMDLTCに応じて適切な応答性と安定性とを有するようにすることが可能である。
（Ａ１０）また、本実施例によれば、自動変速機１２は、遊星歯車装置１６，２０，２２を備え係合装置ＣＢ（クラッチＣ，ブレーキＢ）の係合または解放により変速される有段変速機であり、その係合装置ＣＢ（クラッチＣ，ブレーキＢ）は、油圧により互いに押圧させられる摩擦板１３３と、係合装置ＣＢへの供給油圧PC1の作用によりその摩擦板１３３を押圧するピストン１３４とを備え、その摩擦板１３３がそのピストン１３４の押圧力に応じて発生する摩擦力によってトルク容量Ｔcを発生するクラッチまたはブレーキである。従って、自動変速機１２のクラッチＣまたはブレーキＢに対する油圧制御に本発明を適用することが可能である。
次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において実施例相互に共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。
前述の実施例１では、自動変速機１２が備えるクラッチＣまたはブレーキＢを油圧式摩擦係合装置の一例として、本発明がその油圧式摩擦係合装置の油圧制御に適用された場合を説明したが、本実施例では、ベルト式無段変速機２１８が備える出力側可変プーリ２４６を油圧式摩擦係合装置の一例として、本発明がその油圧式摩擦係合装置の油圧制御に適用された場合を説明する。
図１０は、本発明が適用された車両用駆動装置２１０の骨子図である。この車両用駆動装置２１０は横置き型で、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の動力源として用いられる内燃機関としてエンジン２１２を備えている。エンジン２１２の出力は、トルクコンバータ２１４から前後進切換装置２１６、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）２１８、減速歯車２２０を介して差動歯車装置２２２に伝達され、左右の駆動輪４０へ分配される。
エンジン２１２は、吸入空気量を電気的に調整する電気式スロットル弁２３０を備えており、運転者の出力要求量を表すアクセル開度Ａccなどに応じて電子制御装置２８０（図１１参照）により電気式スロットル弁２３０の開閉制御や燃料噴射制御等のエンジン出力制御が行われることにより、エンジン２１２の出力が増減制御される。また、エンジン２１２の吸気管２３１にはブレーキブースタ２３２が接続され、吸気管２３１内の負圧によってフットブレーキペダル９２の踏込み操作力（ブレーキ力）を助勢するようになっている。
トルクコンバータ２１４は、エンジン２１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車２１４ｐ、およびタービン軸２３４を介して前後進切換装置２１６に連結されたタービン翼車２１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車２１４ｐおよびタービン翼車２１４ｔの間にはロックアップクラッチ２２６が設けられ、それ等を一体的に連結して一体回転させることができるようになっている。上記ポンプ翼車２１４ｐには、ベルト式無段変速機２１８を変速制御したり、可変プーリ２４２、２４６が伝動ベルト２４８を挟圧するベルト挟圧力を発生させたり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧を発生する機械式のオイルポンプ２２８が設けられている。
前後進切換装置２１６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置にて構成されており、トルクコンバータ２１４のタービン軸２３４はサンギヤ２１６ｓに連結され、ベルト式無段変速機２１８の入力軸２３６はキャリア２１６ｃに連結されている。そして、キャリア２１６ｃとサンギヤ２１６ｓとの間に配設された直結クラッチ２３８が係合させられると、前後進切換装置２１６は一体回転させられてタービン軸２３４が入力軸２３６に直結され、前進方向の駆動力が駆動輪４０に伝達される。リングギヤ２１６ｒとハウジングとの間に配設された反力ブレーキ２４０が係合させられるとともに上記直結クラッチ２３８が解放されると、入力軸２３６はタービン軸２３４に対して逆回転させられ、後進方向の駆動力が駆動輪４０に伝達される。また、直結クラッチ２３８および反力ブレーキ２４０が共に解放されると、エンジン２１２とベルト式無段変速機２１８との間の動力伝達が遮断される。直結クラッチ２３８および反力ブレーキ２４０は何れも油圧式摩擦係合装置で、エンジン２１２とベルト式無段変速機２１８との間の動力伝達を遮断できる断続装置に相当する。
ベルト式無段変速機２１８は図１０に示すように動力伝達経路に配設された変速比γを連続的に変更できる自動変速機である。そして、ベルト式無段変速機２１８は、上記入力軸２３６に設けられたＶ溝幅が可変の入力側可変プーリ２４２と、出力軸２４４に設けられたＶ溝幅が可変の出力側可変プーリ２４６と、それら1対の可変プーリ２４２、２４６に巻き掛けられた伝動ベルト２４８とを備えている。そして、可変プーリ２４２、２４６と伝動ベルト２４８との間に生じる摩擦力によりトルク伝達が行われる。すなわち、可変プーリ２４２、２４６は、その可変プーリ２４２、２４６と伝動ベルト２４８との間に生じる摩擦力によりトルク容量Ｔcをそれぞれ発生する。
1対の可変プーリ２４２、２４６は、互いに平行な１対の回転軸である入力軸２３６と出力軸２４４とにそれぞれ設けられている。図１２に示すように、その1対の可変プーリ２４２、２４６の一方である入力側可変プーリ２４２は、入力軸２３６に固定された固定プーリ２４２ａと、入力軸２３６の軸心まわりに相対回転不能且つ軸心方向に移動可能に設けられた可動プーリ２４２ｂとを有しており、その可動プーリ２４２ｂは、変速制御回路３５０の供給路３６０からの油圧を可動プーリ２４２ｂに作用させ前記Ｖ溝幅を変更するために、その供給路３６０からの油圧を受け入れる油圧シリンダ２４２ｃを備えて構成されている。また、図１３に示すように、出力側可変プーリ２４６は、出力軸２４４に固定された固定プーリ２４６ａと、出力軸２４４の軸心まわりに相対回転不能且つ軸心方向に移動可能に設けられた可動プーリ２４６ｂとを有しており、その可動プーリ２４６ｂは、挟圧力制御回路３７０の挟圧力制御弁３７６からの油圧ＰOを可動プーリ２４６ｂに作用させ前記Ｖ溝幅を変更するために、その油圧ＰOを受け入れる油圧シリンダ２４６ｃを備えて構成されている。
そして、入力側可変プーリ２４２の油圧シリンダ２４２ｃの油圧が変速制御回路３５０（図１１参照）によって制御されることにより、両可変プーリ２４２、２４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト２４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout）が連続的に変化させられる。なお、上記入力軸回転速度Ｎinは入力軸２３６の回転速度であり、上記出力軸回転速度Ｎoutは出力軸２４４の回転速度である。また、本実施例では図１０から判るように、上記入力軸２３６の回転速度（入力軸回転速度Ｎin）は入力側可変プーリ２４２の回転速度と同一であり、上記出力軸２４４の回転速度（出力軸回転速度Ｎout）は出力側可変プーリ２４６の回転速度と同一である。
伝動ベルト２４８は、入力側可変プーリ２４２と出力側可変プーリ２４６との間に掛け渡されたベルト式無段変速機用の圧縮式伝動ベルト（金属ベルト）である。可変プーリ２４２、２４６はそれぞれ前記Ｖ溝幅が可変であるＶ型溝２５２（図１２，図１３参照）を外周部に有しており、各可変プーリ２４２、２４６では、上記伝動ベルト２４８はそのＶ型溝２５２に巻き掛けられている。上記Ｖ型溝２５２は、可変プーリ２４２、２４６の何れでも径方向外側に向かうほど軸心方向の相対距離が大きくなる円錐状の一対のシーブ面２５４により形成されている。
図１２は、上記変速制御回路３５０の一例で、変速比γを小さくするアップシフト用の電磁開閉弁３５２および流量制御弁３５４と、変速比γを大きくするダウンシフト用の電磁開閉弁３５６および流量制御弁３５８とを備えている。そして、アップシフト用の電磁開閉弁３５２が電子制御装置２８０（図１１参照）によりデューティ制御されると、モジュレータ圧ＰＭCVTを減圧した所定の制御圧ＰVUが流量制御弁３５４に出力され、その制御圧ＰVUに対応して調圧されたライン圧ＰＬCVTが供給路３６０から入力側可変プーリ２４２の油圧シリンダ２４２ｃに供給されることにより、入力側可変プーリ２４２のＶ型溝２５２の溝幅（Ｖ溝幅）が狭くなって変速比γが小さくなる。また、ダウンシフト用の電磁開閉弁３５６が電子制御装置２８０によりデューティ制御されると、モジュレータ圧ＰＭCVTを減圧した所定の制御圧ＰVDが流量制御弁３５８に出力され、その制御圧ＰVDに対応してドレーンポート３５８ｄが開かれることにより、入力側可変プーリ２４２内の作動油が排出路３６２から所定の流量でドレーンされて入力側可変プーリ２４２のＶ溝幅が広くなり、変速比γが大きくなる。なお、変速比γが略一定で入力側可変プーリ２４２に対する作動油の供給が必要ない場合でも、油漏れによる変速比変化を防止するため、流量制御弁３５４は所定の流通断面積でライン油路３６４と供給路３６０とを連通させ、所定の油圧を作用させるようになっている。
また、出力側可変プーリ２４６の油圧シリンダ２４６ｃの油圧は、伝動ベルト２４８が滑りを生じないように、挟圧力制御回路３７０（図１１参照）により調圧制御される。図１３は、挟圧力制御回路３７０の一例で、前記オイルポンプ２２８によりオイルタンク３７２から汲み上げられた作動油は、リニアソレノイド弁３７４に供給されるとともに、挟圧力制御弁３７６を経て出力側可変プーリ２４６の油圧シリンダ２４６ｃに供給される。リニアソレノイド弁３７４は、電子制御装置２８０によって励磁電流が連続的に制御されることにより、オイルポンプ２２８から供給された作動油の油圧を連続的に調圧して、制御圧ＰSを挟圧力制御弁３７６に出力するもので、挟圧力制御弁３７６から出力側可変プーリ２４６の油圧シリンダ２４６ｃに供給される作動油の油圧ＰOは、制御圧ＰSが高くなるに従って上昇させられ、それに伴ってベルト挟圧力すなわち可変プーリ２４２、２４６と伝動ベルト２４８との間の摩擦力が増大させられる。
リニアソレノイド弁３７４にはまた、カットバック弁３７８のＯＮ時に制御圧ＰSがフィードバック室３７４ａに供給される一方、カットバック弁３７８のＯＦＦ時には、その制御圧ＰSの供給が遮断されてフィードバック室３７４ａが大気に開放されるようになっており、カットバック弁３７８のＯＮ時にはＯＦＦ時よりも制御圧ＰS、更には油圧ＰOの特性が低圧側へ切り換えられる。カットバック弁３７８は、前記トルクコンバータ２１４のロックアップクラッチ２２６のＯＮ（係合）時に、図示しない電磁弁から信号圧ＰONが供給されることによりＯＮに切り換えられるようになっている。
図１１の電子制御装置２８０はマイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、上記ベルト式無段変速機２１８の変速制御や挟圧力制御を行う制御装置である。電子制御装置２８０は、レバーポジションセンサ９４、アクセル開度センサ７６、エンジン回転速度センサ８０、出力軸回転速度センサ２８８、入力軸回転速度センサ２９０、タービン回転速度センサ２９２、作動油温センサ７４、油圧センサ２９６などから、それぞれシフトレバー９６のレバーポジションＰSH、アクセル開度Ａcc、エンジン回転速度Ｎe、出力軸回転速度Ｎout（車速Ｖに対応）、入力軸回転速度Ｎin、タービン回転速度Ｎt、ベルト式無段変速機２１８の油圧回路の作動油温Ｔoil、出力側可変プーリ２４６の油圧ＰOなどを表す信号が供給されるようになっている。
また、電子制御装置２８０には、ベルト式無段変速機２１８の変速制御やベルト挟圧力の制御に必要な各種の情報、例えばエンジン２１２の吸入空気量Ｑ、エンジン２１２の冷却水温Ｔw、オルタネータの電気負荷ELS、アクセルＯＦＦのコースト走行時にエンジン２１２に対する燃料供給を停止するフューエルカットの有無、減筒運転の有無、エアコンのＯＮ・ＯＦＦ、ロックアップクラッチ２２６のＯＮ・ＯＦＦ、などに関する信号が供給されるようになっている。
本実施例でも、前述の実施例１で図６を用いて説明した制御機能、および図９を用いて説明した制御作動を適用することができる。すなわち、本実施例の電子制御装置２８０に備えられた制御機能の要部は図６で表され、電子制御装置２８０の制御作動の要部は図９で表される。例えば、本実施例では、図６の制御機能および図９の制御作動は、図１３に示す挟圧力制御回路３７０における出力側可変プーリ２４６の油圧シリンダ２４６ｃに供給される作動油の油圧ＰOの制御に適用され、その油圧ＰOの制御系は図７のブロック線図で表される。その場合、係合装置ＣＢには出力側可変プーリ２４６が対応し、係合装置ＣＢの油圧アクチュエータＡＣＴには油圧シリンダ２４６ｃが対応し、油圧アクチュエータＡＣＴの内圧Ｐcには油圧シリンダ２４６ｃの内圧Ｐcが対応し、係合装置ＣＢへの供給油圧PC1には油圧シリンダ２４６ｃへの油圧ＰOが対応し、リニアソレノイドバルブＳＬＡにはリニアソレノイド弁３７４及び挟圧力制御弁３７６が対応し、係合装置ＣＢのトルク容量Ｔcには出力側可変プーリ２４６と伝動ベルト２４８との間の摩擦力により発生するトルク容量Ｔcすなわち出力側可変プーリ２４６のベルト挟圧力に応じたトルク容量Ｔcが対応し、目標トルク容量Ｔctgtには上記出力側可変プーリ２４６と伝動ベルト２４８との間の摩擦力により発生するトルク容量Ｔcの目標値が対応し、供給油圧指令値PC1tgtにはリニアソレノイド弁３７４に指令される上記油圧ＰOを表す指令値が対応する。更に、トルク容量モデルMDLTCは、出力側可変プーリ２４６が伝動ベルト２４８を挟圧するベルト挟圧力を加味して予め定められる。例えば、そのベルト挟圧力は、電気式スロットル弁２３０の開度θth（スロットル弁開度θth）とベルト式無段変速機２１８の変速比γとの関数として決定されるので、トルク容量モデルMDLTCを構成する前記モデル諸元を決定するためのマップが、そのスロットル弁開度θthおよび変速比γをパラメータとして実験的に予め作成されており、上記モデル諸元は、そのマップから上記スロットル弁開度θthおよび変速比γに基づいて予め決定される。
本実施例には前述した実施例１の効果（Ａ１）乃至（Ａ９）に加えて更に次のような効果がある。本実施例によれば、（ａ）ベルト式無段変速機２１８は、互いに平行な１対の回転軸２３６，２４４に設けられた有効径が可変の１対の可変プーリ２４２，２４６と、その１対の可変プーリ２４２，２４６に巻回された伝動ベルト２４８とを備え、可変プーリ２４２，２４６と伝動ベルト２４８との間に生じる摩擦力によりトルク伝達を行う自動変速機であり、（ｂ）１対の可変プーリ２４２，２４６は、回転軸２３６，２４４に固定された固定プーリ２４２ａ，２４６ａと、その回転軸２３６，２４４の軸心まわりに相対回転不能且つ軸心方向に移動可能に設けられた可動プーリ２４２ｂ，２４６ｂとをそれぞれ有し、（ｃ）１対の可変プーリ２４２，２４６の少なくとも一方、具体的には出力側可変プーリ２４６は、前記供給油圧PC1（＝油圧ＰO）を可動プーリ２４６ｂに作用させるためにその供給油圧PC1を受け入れる油圧シリンダ２４６ｃを有し、その供給油圧PC1に応じて伝動ベルト２４８を挟圧して発生する摩擦力によりトルク容量Ｔcを発生することで前記係合装置ＣＢとして機能するものである。従って、ベルト式無段変速機２１８の出力側可変プーリ２４６に対する油圧制御に本発明を適用することが可能である。
また、本実施例によれば、トルク容量モデルMDLTCは、出力側可変プーリ２４６が伝動ベルト２４８を挟圧するベルト挟圧力を加味して予め定めらたものである。従って、上記ベルト挟圧力は供給油圧PC1（＝油圧ＰO）の作用により発生するものであり、そのベルト挟圧力に対応して出力側可変プーリ２４６のトルク容量Ｔcは定まるので、出力側可変プーリ２４６に対する油圧制御に適したトルク容量モデルMDLTCを構成することが可能である。
以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、これはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
例えば、前述の実施例１において、図７のブロック線図に示すように、構成要素ELFBの入力は供給油圧指令値PC1tgtであるが、油圧センサなどにより実際の供給油圧PC1を検出して、その検出された供給油圧PC1が供給油圧指令値PC1tgtに替えて上記構成要素ELFBの入力とされることも考え得る。
また、前述の実施例１において、図７に示す制御系は積分要素ELIを含んでいないが、構成要素ELPと並列または直列に、積分要素ELIや微分要素等の他の構成要素を備えて構成されていても差し支えない。
また、前述の実施例２において、出力側可変プーリ２４６の油圧シリンダ２４６ｃに供給される油圧ＰOに関する油圧制御が、図９のフローチャートで示す制御作動により行われるが、入力側可変プーリ２４２の油圧シリンダ２４２ｃに供給される油圧に関する油圧制御が、上記図９のフローチャートで示す制御作動により行われても差し支えない。
また、前述の実施例２において、出力側可変プーリ２４６のトルク容量Ｔcは、出力側可変プーリ２４６における伝動ベルト２４８の有効径とベルト挟圧力との積に基づいて算出されるものであるので、図７のブロック線図での目標値である目標トルク容量Ｔctgtを出力側可変プーリ２４６におけるベルト挟圧力の目標値（目標ベルト挟圧力）に置き換えて本発明を適用することも可能である。
また、前述した複数の実施例はそれぞれ、例えば優先順位を設けるなどして、相互に組み合わせて実施することができる。
１２：自動変速機
１６：第１遊星歯車装置（遊星歯車装置）
２０：第２遊星歯車装置（遊星歯車装置）
２２：第３遊星歯車装置（遊星歯車装置）
１２０，２８０：電子制御装置（車両用油圧制御装置）
１３３：摩擦板
１３４：ピストン
２１８：ベルト式無段変速機（自動変速機）
２３６：入力軸（回転軸）
２４４：出力軸（回転軸）
２４２：入力側可変プーリ（可変プーリ）
２４６：出力側可変プーリ（可変プーリ、油圧式摩擦係合装置）
２４２ａ，２４６ａ：固定プーリ
２４２ｂ，２４６ｂ：可動プーリ
２４２ｃ，２４６ｃ：油圧シリンダ（シリンダ）
２４８：伝動ベルト
Ｂ１〜Ｂ３：ブレーキ（油圧式摩擦係合装置）
Ｃ１，Ｃ２：クラッチ（油圧式摩擦係合装置）
ＣＢ：係合装置（油圧式摩擦係合装置）

Claims (11)

  1. 自動変速機が有する油圧式摩擦係合装置のトルク容量の目標値である目標トルク容量を実現するために、該油圧式摩擦係合装置への供給油圧の指令値である供給油圧指令値を用いて油圧制御を行う車両用油圧制御装置であって、
    前記供給油圧指令値と該供給油圧指令値による油圧値が前記油圧式摩擦係合装置に供給されることで該供給油圧指令値の変化に対して遅れて変化する前記トルク容量との間の予め定められた過渡的な関係を表すトルク容量モデルから実際の前記供給油圧指令値を用いて該実際の前記供給油圧指令値に遅れて変化するトルク容量であるモデルトルク容量値を算出し、該モデルトルク容量値と前記目標トルク容量との差分に比例する、過渡時の前記油圧式摩擦係合装置内の圧力である第1供給油圧算出値を算出し、
    前記トルク容量と前記供給油圧指令値との間の、それらの間に時間要素が存在しない予め定められた定常的な関係から、前記トルク容量モデルを用いて算出したモデルトルク容量を圧力単位に変換して定常時の前記油圧式摩擦係合装置内の圧力である第２供給油圧算出値を算出し、
    前記第１供給油圧算出値と前記第２供給油圧算出値とを加算することにより、新たに前記供給油圧指令値を算出する
    ことを特徴とする車両用油圧制御装置。
  2. 前記第１供給油圧算出値は前記モデルトルク容量と前記目標トルク容量との差分に比例する
    ことを特徴とする請求項１に記載の車両用油圧制御装置。
  3. 前記トルク容量モデルは、前記供給油圧指令値と前記トルク容量との間の予め定められた過渡的な関係を、一次遅れ、二次遅れ、または前記トルク容量の単位時間当たりの所定の変化量で表している
    ことを特徴とする請求項１または２に記載の車両用油圧制御装置。
  4. 前記トルク容量モデルを構成するモデル諸元は、前記油圧式摩擦係合装置の機械的特性または該油圧式摩擦係合装置用の油圧制御回路に設けられたオリフィスもしくはアキュムレータの機械的特性を加味して決定される
    ことを特徴とする請求項１から３の何れか１項に記載の車両用油圧制御装置。
  5. 前記トルク容量モデルを構成するモデル諸元は、前記油圧式摩擦係合装置に作動油が供給される場合と該油圧式摩擦係合装置から作動油が排出される場合とで別個に設定される
    ことを特徴とする請求項１から４の何れか１項に記載の車両用油圧制御装置。
  6. 前記トルク容量モデルを表わす関係式は、小さい値となるほど前記モデルトルク容量を増加させる定数を含み、該定数は、前記油圧制御に用いられる作動油の油温が高いほど小さい値に変更される
    ことを特徴とする請求項１から５の何れか１項に記載の車両用油圧制御装置。
  7. 前記モデル諸元は、該モデル諸元と前記油圧制御に用いられる作動油の油温または該作動油の前記油圧式摩擦係合装置に対する給排方向とを予め関係付けたマップから決定される
    ことを特徴とする請求項５又は６に記載の車両用油圧制御装置。
  8. 前記第１供給油圧算出値は、前記モデルトルク容量と前記目標トルク容量との差分に比例ゲインを乗じて算出されるものであり、
    該比例ゲインは、前記トルク容量モデルを実際の応答に近づけるように実験的に設定される
    ことを特徴とする請求項１から７の何れか１項に記載の車両用油圧制御装置。
  9. 前記自動変速機は、遊星歯車装置を備え前記油圧式摩擦係合装置の係合または解放により変速される有段変速機であり、
    前記油圧式摩擦係合装置は、油圧により互いに押圧させられる摩擦板と、前記供給油圧の作用により該摩擦板を押圧するピストンとを備え、該摩擦板が該ピストンの押圧力により発生する摩擦力によって前記トルク容量を発生するクラッチまたはブレーキである
    ことを特徴とする請求項１から８の何れか１項に記載の車両用油圧制御装置。
  10. 前記自動変速機は、互いに平行な１対の回転軸に設けられた有効径が可変の１対の可変プーリと、該１対の可変プーリに巻回された伝動ベルトとを備え、該可変プーリと該伝動ベルトとの間に生じる摩擦力によりトルク伝達を行うベルト式無段変速機であり、
    前記１対の可変プーリは、前記回転軸に固定された固定プーリと、該回転軸の軸心まわりに相対回転不能且つ軸心方向に移動可能に設けられた可動プーリとをそれぞれ有し、
    前記１対の可変プーリの少なくとも一方は、前記供給油圧を前記可動プーリに作用させるために該供給油圧を受け入れるシリンダを有し、該供給油圧により前記伝動ベルトを挟圧して発生する前記摩擦力により前記トルク容量を発生することで前記油圧式摩擦係合装置として機能するものである
    ことを特徴とする請求項１から８の何れか１項に記載の車両用油圧制御装置。
  11. 前記トルク容量モデルは、前記可変プーリが前記伝動ベルトを挟圧するベルト挟圧力を加味して予め定められたものである
    ことを特徴とする請求項１０に記載の車両用油圧制御装置。
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