JP2001330129A - Hydraulic controller for automatic transmission for vehicle - Google Patents
Hydraulic controller for automatic transmission for vehicleInfo
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は車両用自動変速機の
油圧制御装置に関し、詳しくは、クラッチ等の摩擦係合
要素を締結させるときのプリチャージ制御に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic control system for an automatic transmission for a vehicle, and more particularly to a precharge control for engaging a frictional engagement element such as a clutch.
【０００２】[0002]
【従来の技術】従来から、車両用の自動変速機におい
て、クラッチ等の摩擦係合要素を解放状態から締結させ
るときに、摩擦係合要素及び該摩擦係合要素に油を供給
する配管に対して油を急速充填するプリチャージを行っ
て、締結させる摩擦係合要素の油圧を締結制御の初期圧
にまで速やかに上昇させる構成が知られている。2. Description of the Related Art Conventionally, in an automatic transmission for a vehicle, when a frictional engagement element such as a clutch is engaged from a released state, a frictional engagement element and a pipe for supplying oil to the frictional engagement element are required. There is known a configuration in which a precharge for rapidly filling oil is performed, and the oil pressure of a friction engagement element to be fastened is quickly increased to an initial pressure for engagement control.
【０００３】前記プリチャージ制御を最適化する技術と
して、プリチャージ圧やプリチャージ時間を、スロット
ル開度，油温，車速等に応じて変更する構成が、特開平
７−０２７２１７号公報，特開平６−２３５４５１号公
報等に開示されている。As a technique for optimizing the precharge control, a configuration in which a precharge pressure and a precharge time are changed in accordance with a throttle opening, an oil temperature, a vehicle speed, and the like is disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 7-027217 and 7-27217. No. 6,235,451.
【０００４】また、特開平５−１０６７２２号公報に
は、摩擦係合要素の掛け替えによる変速時に発生する引
き込みトルクが所定値になるように、プリチャージ圧を
学習制御する構成が開示されている。Japanese Patent Laid-Open Publication No. Hei 5-106722 discloses a configuration in which a precharge pressure is learned and controlled so that a pull-in torque generated at the time of gear shifting by changing a frictional engagement element becomes a predetermined value.
【０００５】更に、特開平５−３１２２５８号公報に
は、プリチャージ後の回転挙動（空吹け速さ）により、
プリチャージ時間を学習制御する構成が開示されてい
る。また、特開平７−１７４２１７号公報には、変速開
始からイナーシャフェーズ（回転変動開始）までの時間
を計測し、該計測時間と目標時間との差に基づき、プリ
チャージ時間を変更する構成が開示されている。Further, Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 5-310258 discloses that the rotational behavior (pre-charge speed) after precharging is
A configuration for learning control of a precharge time is disclosed. Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-174217 discloses a configuration in which the time from the start of gear shifting to the inertia phase (start of rotation fluctuation) is measured, and the precharge time is changed based on the difference between the measured time and the target time. Have been.
【０００６】[0006]
【発明が解決しようとする課題】ところで、従来、プリ
チャージが完了すると、指示圧をプリチャージ時の圧力
から圧力制御の初期圧にまでステップ変化させ、前記初
期圧から徐々に指示圧を増大させるようにしていた。By the way, conventionally, when the precharge is completed, the command pressure is step-changed from the pressure at the time of precharge to the initial pressure for pressure control, and the command pressure is gradually increased from the initial pressure. Was like that.
【０００７】しかし、上記のような指示圧のステップ変
化に対して実際の油圧状態が応答良く反応しないため、
指示圧に追従して実圧が初期圧になっているものとして
圧力制御を進行させると、実圧と指示圧との乖離によっ
て空吹け等が発生するなどの問題が生じることがあっ
た。However, since the actual oil pressure state does not respond satisfactorily to the step change of the command pressure as described above,
If the pressure control is advanced assuming that the actual pressure is the initial pressure following the command pressure, there may be a problem that a divergence between the actual pressure and the command pressure causes an air blow or the like.
【０００８】本発明は上記問題点に鑑みなされたもので
あり、プリチャージ制御から圧力制御に移行するとき
に、実圧と指示圧との乖離を生じさせることなく圧力制
御を開始させることができる車両用自動変速機の油圧制
御装置を提供することを目的とする。[0008] The present invention has been made in view of the above problems, and it is possible to start pressure control without causing a difference between the actual pressure and the command pressure when shifting from precharge control to pressure control. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle.
【０００９】[0009]
【課題を解決するための手段】そのため請求項１記載の
発明では、プリチャージ制御から圧力制御に移行すると
きに、プリチャージ時の指示圧から圧力制御の初期圧に
まで指示圧を所定時間で滑らかに変化させる構成とし
た。Therefore, according to the first aspect of the present invention, when shifting from the precharge control to the pressure control, the command pressure is increased within a predetermined time from the command pressure at the time of precharge to the initial pressure of the pressure control. The structure was changed smoothly.
【００１０】かかる構成によると、プリチャージが終了
すると、プリチャージ時の指示圧から圧力制御の初期圧
にまでステップ的に変化させるのではなく、プリチャー
ジ時の指示圧から圧力制御の初期圧までの間を、所定時
間で滑らかに減少変化させる。According to this configuration, when the precharge is completed, the precharge is not changed from the command pressure at the time of precharge to the initial pressure for pressure control, but is changed from the command pressure at the time of precharge to the initial pressure for pressure control. Is smoothly reduced and changed in a predetermined time.
【００１１】請求項２記載の発明では、プリチャージの
終了判断からの経過時間を変数とする２次関数によって
所定時間内における指示圧を求める構成とした。かかる
構成によると、プリチャージ終了からの経過時間を変数
として指示圧を求める２次関数を設定し、該２次関数に
その時点における経過時間を代入することで、経過時間
毎の指示圧を決定する。According to the second aspect of the present invention, the command pressure within a predetermined time is obtained by a quadratic function using the elapsed time from the end of the precharge as a variable. According to this configuration, the command pressure for each elapsed time is determined by setting a quadratic function for obtaining the indicated pressure using the elapsed time from the end of the precharge as a variable and substituting the elapsed time at that time into the quadratic function. I do.
【００１２】請求項３記載の発明では、前記プリチャー
ジ時の指示圧をP-PRI、圧力制御の初期圧をP-RTN-α、
前記指示圧P-PRIから初期圧P-RTN-αまで変化させる所
定時間をTIMER1、ゲインをα、時間TIMER1内の指示圧を
Ｐｃ０、プリチャージの終了判断からの経過時間をｔと
したときに、 α＝（［P-PRI］−［P-RTN-α］）／（［P-PRI］×［TI
MER1］1/2） Ｐｃ０＝［P-PRI］×（１−α×ｔ1/2） として指示圧Ｐｃ０を設定する構成とした。According to the third aspect of the present invention, the command pressure at the time of the precharge is P-PRI, the initial pressure of the pressure control is P-RTN-α,
When the predetermined time for changing from the command pressure P-PRI to the initial pressure P-RTN-α is TIMER1, the gain is α, the command pressure within the time TIMER1 is Pc0, and the elapsed time from the end of precharge determination is t. , Α = ([P-PRI] − [P-RTN-α]) / ([P-PRI] × [TI
MER1] 1/2 ) Pc0 = [P-PRI] × (1−α × t 1/2 ) The command pressure Pc0 is set.
【００１３】請求項４記載の発明では、前記締結させる
摩擦係合要素の反力の推定値が所定以上になったとき
に、プリチャージの終了を判断する構成とした。かかる
構成によると、摩擦係合要素の反力（リターンスプリン
グ圧）を推定し、該反力が所定以上になるとプリチャー
ジの終了を判定し、その後、所定時間で滑らかに圧力制
御の初期圧にまで指示圧を減少変化させる。According to the present invention, when the estimated value of the reaction force of the friction engagement element to be fastened becomes equal to or more than a predetermined value, the end of the precharge is determined. According to this configuration, the reaction force (return spring pressure) of the friction engagement element is estimated, and when the reaction force becomes equal to or more than a predetermined value, the end of the precharge is determined. Until the indicated pressure decreases.
【００１４】請求項５記載の発明では、プリチャージ制
御から圧力制御に移行するときに、指示圧に対する実際
の油圧のゲインが所定以上である周波数域内で、プリチ
ャージ時の指示圧から圧力制御の初期圧にまで指示圧を
変化させる構成とした。According to the fifth aspect of the present invention, when shifting from the precharge control to the pressure control, within a frequency range where the actual hydraulic pressure gain with respect to the indicated pressure is equal to or greater than a predetermined value, the pressure control is performed from the indicated pressure during the precharge. The command pressure was changed to the initial pressure.
【００１５】かかる構成によると、プリチャージ制御か
ら圧力制御に移行するときに、比較的高いゲインを確保
できる周波数で指示圧をプリチャージ圧から圧力制御の
初期圧にまで変化させる。According to this configuration, when shifting from the precharge control to the pressure control, the command pressure is changed from the precharge pressure to the initial pressure of the pressure control at a frequency at which a relatively high gain can be secured.
【００１６】[0016]
【発明の効果】請求項１記載の発明によると、プリチャ
ージ制御から圧力制御に移行するときに、指示圧をステ
ップ的に変化させずに所定時間で滑らかに変化させるよ
うにしたことにより、指示圧に対する実圧の応答性を確
保でき、以って、実圧と指示圧との乖離を生じさせるこ
となく圧力制御を開始させることができるという効果が
ある。According to the first aspect of the present invention, when the pressure control is shifted from the precharge control to the pressure control, the command pressure is changed smoothly in a predetermined time without changing stepwise. Responsiveness of the actual pressure to the pressure can be ensured, so that the pressure control can be started without causing a difference between the actual pressure and the command pressure.
【００１７】請求項２記載の発明によると、プリチャー
ジ圧から圧力制御の初期圧まで滑らかに変化する指示圧
を、プリチャージ終了からの経過時間毎に簡便に得られ
るという効果がある。According to the second aspect of the present invention, there is an effect that an instruction pressure that smoothly changes from the precharge pressure to the initial pressure for pressure control can be easily obtained for each elapsed time from the end of the precharge.
【００１８】請求項３記載の発明によると、プリチャー
ジ圧から圧力制御の初期圧まで所定時間で滑らかに変化
する指示圧を、そのときのプリチャージ圧及び目標とす
る初期圧に応じて設定できるという効果がある。According to the third aspect of the present invention, the command pressure that smoothly changes from the precharge pressure to the initial pressure for pressure control within a predetermined time can be set according to the precharge pressure at that time and the target initial pressure. This has the effect.
【００１９】請求項４記載の発明によると、プリチャー
ジの終了判断を、種々の条件によって変化する充填状態
を判断して一定タイミングで行わせることができ、圧力
制御への移行を最適なタイミングで行えるという効果が
ある。According to the fourth aspect of the present invention, the end of the precharge can be determined at a fixed timing by judging the filling state that changes depending on various conditions, and the transition to the pressure control can be performed at the optimal timing. There is an effect that can be done.
【００２０】請求項５記載の発明によると、油圧が応答
できるような特性で、指示圧をプリチャージ圧から圧力
制御の初期圧にまで変化させることができ、以って、実
圧と指示圧との乖離を生じさせることなく圧力制御を開
始させることができるという効果がある。According to the fifth aspect of the present invention, the command pressure can be changed from the precharge pressure to the initial pressure for the pressure control with a characteristic such that the hydraulic pressure can respond. There is an effect that the pressure control can be started without causing a deviation from the pressure control.
【００２１】[0021]
【発明の実施の形態】以下に本発明の実施の形態を説明
する。図１は、実施の形態における車両用自動変速機の
変速機構を示すものであり、エンジン（図示省略）の出
力がトルクコンバータ１を介して変速機構２に伝達され
る構成となっている。Embodiments of the present invention will be described below. FIG. 1 shows a transmission mechanism of an automatic transmission for a vehicle according to an embodiment, in which an output of an engine (not shown) is transmitted to a transmission mechanism 2 via a torque converter 1.
【００２２】前記変速機構２は、２組の遊星歯車Ｇ１，
Ｇ２、３組の多板クラッチＨ／Ｃ，Ｒ／Ｃ，Ｌ／Ｃ、１
組のブレーキバンド２＆４／Ｂ、１組の多板式ブレーキ
Ｌ＆Ｒ／Ｂ、１組のワンウェイクラッチＬ／ＯＷＣで構
成される。The transmission mechanism 2 includes two sets of planetary gears G1,
G2, 3 sets of multiple disc clutches H / C, R / C, L / C, 1
A set of brake bands 2 & 4 / B, a set of multiple disc brakes L & R / B, and a set of one-way clutch L / OWC.
【００２３】前記２組の遊星歯車Ｇ１，Ｇ２は、それぞ
れ、サンギヤＳ１，Ｓ２、リングギヤｒ１，ｒ２及びキ
ャリアｃ１，ｃ２よりなる単純遊星歯車である。前記遊
星歯車組Ｇ１のサンギヤＳ１は、リバースクラッチＲ／
Ｃにより入力軸ＩＮに結合可能に構成される一方、ブレ
ーキバンド２＆４／Ｂによって固定可能に構成される。The two sets of planetary gears G1 and G2 are simple planetary gears composed of sun gears S1 and S2, ring gears r1 and r2, and carriers c1 and c2, respectively. The sun gear S1 of the planetary gear set G1 has a reverse clutch R /
C is configured to be connectable to the input shaft IN, and is configured to be fixable by the brake bands 2 & 4 / B.
【００２４】前記遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２は、入
力軸ＩＮに直結される。前記遊星歯車組Ｇ１のキャリア
ｃ１は、ハイクラッチＨ／Ｃにより入力軸Ｉに結合可能
に構成される一方、前記遊星歯車組Ｇ２のリングギヤｒ
２が、ロークラッチＬ／Ｃにより遊星歯車組Ｇ１のキャ
リアｃ１に結合可能に構成され、更に、ロー＆リバース
ブレーキＬ＆Ｒ／Ｂにより遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ
１を固定できるようになっている。The sun gear S2 of the planetary gear set G2 is directly connected to the input shaft IN. The carrier c1 of the planetary gear set G1 is configured to be connectable to the input shaft I by a high clutch H / C, while the ring gear r of the planetary gear set G2 is connected.
2 is configured to be connectable to the carrier c1 of the planetary gear set G1 by a low clutch L / C, and is further configured to be coupled to the carrier c of the planetary gear set G1 by a low & reverse brake L & R / B.
1 can be fixed.
【００２５】そして、出力軸ＯＵＴには、前記遊星歯車
組Ｇ１のリングギヤｒ１と、前記遊星歯車組Ｇ２のキャ
リアｃ２とが一体的に直結されている。上記構成の変速
機構２において、１速〜４速及び後退は、図２に示すよ
うに、各クラッチ・ブレーキの締結状態の組み合わせに
よって実現される。The ring gear r1 of the planetary gear set G1 and the carrier c2 of the planetary gear set G2 are directly connected directly to the output shaft OUT. In the transmission mechanism 2 having the above-described configuration, the first to fourth speeds and the reverse are realized by a combination of engagement states of the clutches and brakes, as shown in FIG.
【００２６】尚、図２において、丸印が締結状態を示
し、記号が付されていない部分は解放状態とすることを
示すが、特に、１速におけるロー＆リバースブレーキＬ
＆Ｒ／Ｂの黒丸で示される締結状態は、１レンジでのみ
の締結を示すものとする。In FIG. 2, a circle indicates a fastened state, and a part without a symbol indicates a released state.
The fastening state indicated by a black circle of & R / B indicates fastening only in one range.
【００２７】前記図２に示す各クラッチ・ブレーキの締
結状態の組み合わせによると、例えば、４速から３速へ
のダウンシフト時には、ブレーキバンド２＆４／Ｂの解
放を行う共にロークラッチＬ／Ｃの締結を行い、３速か
ら２速へのダウンシフト時には、ハイクラッチＨ／Ｃの
解放を行うと共にブレーキバンド２＆４／Ｂの締結を行
うことになり、２速から３速へのアップシフト時には、
ブレーキバンド２＆４／Ｂの解放を行うと共にハイクラ
ッチＨ／Ｃの締結を行い、３速から４速へのアップシフ
ト時には、ロークラッチＬ／Ｃの解放を行うと共にブレ
ーキバンド２＆４／Ｂの締結を行うことになる。According to the combination of the engagement states of the clutches and brakes shown in FIG. 2, for example, during a downshift from the fourth speed to the third speed, the brake bands 2 & 4 / B are released and the low clutch L / C is engaged. During the downshift from the third speed to the second speed, the high clutch H / C is released and the brake bands 2 & 4 / B are engaged. At the time of the upshift from the second speed to the third speed,
The brake bands 2 & 4 / B are released and the high clutch H / C is engaged. At the time of the upshift from the third speed to the fourth speed, the low clutch L / C is released and the brake bands 2 & 4 / B are engaged. Will be.
【００２８】上記のように、クラッチ・ブレーキ（摩擦
係合要素）の締結と解放とを同時に制御して摩擦係合要
素の掛け替えを行う変速を掛け替え変速と称するものと
する。As described above, a shift in which the engagement and disengagement of the clutch / brake (friction engagement element) is simultaneously controlled to change the friction engagement element is referred to as a shift shift.
【００２９】前記各クラッチ・ブレーキ（摩擦係合要
素）の締結・解放動作は、油圧によって制御され、各ク
ラッチ・ブレーキに対する供給油圧は、それぞれにソレ
ノイドバルブによって調整されるようになっており、図
３に示すような機構によって、各クラッチ・ブレーキに
対する油（ＡＴＦ：オートマチック・トランスミッショ
ン・フルード）の供給が制御される。The engagement / disengagement operation of each clutch / brake (friction engagement element) is controlled by hydraulic pressure, and the hydraulic pressure supplied to each clutch / brake is adjusted by a solenoid valve. The supply of oil (ATF: Automatic Transmission Fluid) to each clutch and brake is controlled by the mechanism as shown in FIG.
【００３０】図３において、エンジンによって回転駆動
されるオイルポンプ２１から吐き出される油は、調圧機
構２２によって所定のライン圧に調圧される。ライン圧
に調圧された油は、各摩擦係合要素２３毎に設けられる
ソレノイドバルブ２４を介して各摩擦係合要素２３に供
給されると共に、前記トルクコンバータ１や潤滑経路に
も供給される。In FIG. 3, the oil discharged from an oil pump 21 driven by the engine is regulated by a pressure regulating mechanism 22 to a predetermined line pressure. The oil adjusted to the line pressure is supplied to each friction engagement element 23 via a solenoid valve 24 provided for each friction engagement element 23, and is also supplied to the torque converter 1 and the lubrication path. .
【００３１】前記ソレノイドバルブ２４は、コントロー
ルユニット２５によってそのＯＮ・ＯＦＦがデューティ
制御されるようになっており、前記コントロールユニッ
ト２５には、油温を検出する油温センサ２６，運転者に
よって操作されるアクセルの開度を検出するアクセル開
度センサ２７，車両の走行速度を検出する車速センサ２
８，トルクコンバータ１のタービン回転速度を検出する
タービン回転センサ２９，エンジン回転速度を検出する
エンジン回転センサ３０等からの検出信号が入力され、
これらの検出結果に基づいて各ソレノイドバルブ２４を
制御することで、各摩擦係合要素２３の係合油圧を制御
する。The ON / OFF of the solenoid valve 24 is duty-controlled by a control unit 25. The control unit 25 has an oil temperature sensor 26 for detecting oil temperature, and is operated by a driver. Accelerator opening sensor 27 for detecting the opening of the accelerator, and a vehicle speed sensor 2 for detecting the traveling speed of the vehicle
8, detection signals from a turbine rotation sensor 29 for detecting the turbine rotation speed of the torque converter 1, an engine rotation sensor 30 for detecting the engine rotation speed, and the like are input;
By controlling each solenoid valve 24 based on these detection results, the engagement hydraulic pressure of each friction engagement element 23 is controlled.
【００３２】前記ソレノイドバルブ２４は、図４に示す
ように、バルブボディ３１と、該バルブボディ３１内に
軸方向に摺動可能に嵌挿されるスプールバルブ３２と、
該スプールバルブ３２を軸方向に変位させるソレノイド
３３とから構成される。As shown in FIG. 4, the solenoid valve 24 includes a valve body 31 and a spool valve 32 which is slidably inserted in the valve body 31 in the axial direction.
A solenoid 33 for displacing the spool valve 32 in the axial direction.
【００３３】前記バルブボディ３１には、前記調圧機構
２２からの油圧通路３４，ドレン通路３５及び摩擦係合
要素２３に対する供給路３６が接続され、前記スプール
バルブ３２が油圧通路３４とドレン通路３５とを選択的
に開口させることで、摩擦係合要素２３に対して油を込
める動作と、油を抜く動作とが制御されるようになって
いる。The valve body 31 is connected to a hydraulic passage 34, a drain passage 35 from the pressure regulating mechanism 22, and a supply passage 36 to the friction engagement element 23, and the spool valve 32 is connected to the hydraulic passage 34 and the drain passage 35. Are selectively opened, so that the operation of putting oil into the frictional engagement element 23 and the operation of draining oil are controlled.
【００３４】また、供給路３６内の圧力が、オリフィス
３７が設けられたフィードバック通路３８を介して、ス
プールバルブ３２に対し、油圧通路３４を閉じドレン通
路３５を開く方向（図で左向きの方向）に作用するよう
に構成されている。The pressure in the supply passage 36 is directed to the spool valve 32 via the feedback passage 38 provided with the orifice 37 so as to close the hydraulic passage 34 and open the drain passage 35 (to the left in the drawing). It is configured to act on.
【００３５】更に、スプリング３９は、スプールバルブ
３２を図で右向きに付勢するように設けられている。従
って、前記スプリング３９の付勢力に抗してソレノイド
３３の電磁力が作用することで、スプールバルブ３２が
図で左方向に変位する構成であり、ソレノイド３３の電
磁力が大きくすることで、スプールバルブ３２が図でよ
り左側に変位し、ドレンを多くする。Further, a spring 39 is provided so as to bias the spool valve 32 rightward in the drawing. Therefore, the spool valve 32 is displaced leftward in the drawing by the electromagnetic force of the solenoid 33 acting against the urging force of the spring 39, and the spool force is increased by increasing the electromagnetic force of the solenoid 33. The valve 32 is displaced further to the left in the figure to increase drain.
【００３６】本実施形態における掛け替え変速では、図
５に示すように、解放させる摩擦係合要素の係合油圧を
徐々に減少させつつ、締結させる摩擦係合要素の係合油
圧を徐々に増大させ、解放側摩擦係合要素から締結側摩
擦係合要素へのトルクの掛け替えが行われるようにす
る。In the shift change according to the present embodiment, as shown in FIG. 5, while gradually decreasing the engagement hydraulic pressure of the friction engagement element to be released, the engagement hydraulic pressure of the friction engagement element to be engaged is gradually increased. In addition, the torque is switched from the release-side friction engagement element to the engagement-side friction engagement element.
【００３７】また、摩擦係合要素の締結動作を必要とす
る変速要求が発生すると、まず、締結制御の初期圧より
も高い指示圧を出力することで、締結させる摩擦係合要
素に対して急速に油を充填させるプリチャージを行っ
て、摩擦係合要素に対して油を充填し、その後に係合油
圧を徐々に増大制御するようになっており、以下では、
このプリチャージについて詳述する。When a gear shift request that requires the engagement operation of the friction engagement element is generated, first, a command pressure higher than the initial pressure of the engagement control is output, so that the friction engagement element to be engaged is rapidly increased. The oil is filled in the frictional engagement element by performing a precharge to fill the oil, and then the engagement hydraulic pressure is controlled to be gradually increased.
This precharge will be described in detail.
【００３８】図６のフローチャートは、前記プリチャー
ジ制御のメインルーチンを示すものである。尚、プリチ
ャージ制御（流量制御）は変速判断に基づき開始され、
後述するように、締結側のクラッチ反力が所定値を超え
たときに終了判断されて圧力制御に移行する一方、プリ
チャージ制御（流量制御）中に、タービン回転速度が第
１基準速度を下回ったとき（トルク引け発生時）及びタ
ービン回転速度が第２基準速度（＞第１基準速度）を上
回ったとき（空吹け発生時）には、強制的に圧力制御に
移行させるようになっている。FIG. 6 is a flowchart showing a main routine of the precharge control. The precharge control (flow rate control) is started based on the shift determination,
As will be described later, when the clutch reaction force on the engagement side exceeds a predetermined value, the termination is determined and the process shifts to the pressure control. On the other hand, during the precharge control (flow rate control), the turbine rotational speed falls below the first reference speed. (When torque is reduced) and when the turbine rotation speed exceeds the second reference speed (> first reference speed) (when idling occurs), the pressure control is forcibly shifted to pressure control. .
【００３９】ステップＳ１では、締結する摩擦係合要素
に対して供給される油の目標流量を演算する。前記ステ
ップＳ１の目標流量の演算を、図７のフローチャートに
詳細に示してある。In step S1, a target flow rate of the oil supplied to the friction engagement element to be engaged is calculated. The calculation of the target flow rate in step S1 is shown in detail in the flowchart of FIG.
【００４０】ステップＳ１０１では、油を充填させる容
積Ｖｃ（cc）を、配管容積と摩擦係合要素の容積との合
計として設定する。尚、前記充填容積Ｖｃは、締結させ
る摩擦係合要素毎に予め記憶させておき、締結させる摩
擦係合要素に応じて記憶値を参照するものとすれば良
い。In step S101, the volume Vc (cc) for filling the oil is set as the sum of the volume of the pipe and the volume of the friction engagement element. The filling volume Vc may be stored in advance for each frictional engagement element to be fastened, and the stored value may be referred to according to the frictional engagement element to be fastened.
【００４１】ステップＳ１０２では、充填を完了させる
目標時間（目標充填時間）Tgt-TIME（sec）を設定す
る。前記目標充填時間Tgt-TIMEは、固定値であっても良
いが、図８に示すように、油温（ＡＴＦ温度）に応じて
変更することが好ましい。油温（ＡＴＦ温度）に応じて
目標充填時間Tgt-TIMEを設定する場合には、図８に示す
ように、油の粘性が低下する油温が高いときほど、目標
充填時間Tgt-TIMEを短くすると良い。In step S102, a target time (target filling time) Tgt-TIME (sec) for completing the filling is set. The target filling time Tgt-TIME may be a fixed value, but is preferably changed according to the oil temperature (ATF temperature) as shown in FIG. When setting the target filling time Tgt-TIME according to the oil temperature (ATF temperature), as shown in FIG. 8, the higher the oil temperature at which the viscosity of the oil decreases, the shorter the target filling time Tgt-TIME. Good.
【００４２】ステップＳ１０３では、目標流量Tgt-Q（c
c/sec）を、前記充填容積Ｖｃと目標充填時間Tgt-TIME
とから、下式に従って演算する。 目標流量Tgt-Q＝［充填容積Ｖｃ］／［目標充填時間Tgt
-TIME］ ステップＳ２では、吐出可能流量Can-Q（cc/sec）を演
算する。In step S103, the target flow rate Tgt-Q (c
c / sec) is calculated as the filling volume Vc and the target filling time Tgt-TIME.
Is calculated according to the following equation. Target flow rate Tgt-Q = [filling volume Vc] / [target filling time Tgt
-TIME] In step S2, a dischargeable flow rate Can-Q (cc / sec) is calculated.
【００４３】具体的には、図９に示すように、基準ライ
ン圧ＰＬ（Kpa）とエンジン回転速度（rpm）とに応じて
予め吐出可能流量Can-Q（cc/sec）を記憶したマップを
参照し、そのときの基準ライン圧ＰＬ及びエンジン回転
速度（rpm）に対応する吐出可能流量Can-Q（cc/sec）を
検索する。More specifically, as shown in FIG. 9, a map in which the dischargeable flow rate Can-Q (cc / sec) is stored in advance according to the reference line pressure PL (Kpa) and the engine speed (rpm). With reference to the reference line pressure PL and the engine rotation speed (rpm) at that time, a dischargeable flow rate Can-Q (cc / sec) corresponding to the engine speed (rpm) is searched.
【００４４】本実施形態において、オイルポンプ２１は
エンジンによって駆動されるから、前記エンジン回転速
度（rpm）は、オイルポンプ２１の回転速度に比例する
値として用いている。従って、オイルポンプ２１の回転
速度を求めて、吐出可能流量Can-Qの演算に用いても良
い。In this embodiment, since the oil pump 21 is driven by the engine, the engine rotation speed (rpm) is used as a value proportional to the rotation speed of the oil pump 21. Therefore, the rotational speed of the oil pump 21 may be obtained and used for calculating the dischargeable flow rate Can-Q.
【００４５】ステップＳ３では、吐出可能流量Can-Qの
中から、前記トルクコンバータ１や潤滑回路に供給され
る油の流量を必要流量Require-Q（cc/sec）として演算
する。In step S3, the flow rate of the oil supplied to the torque converter 1 and the lubrication circuit is calculated as the required flow rate Require-Q (cc / sec) from the dischargeable flow rate Can-Q.
【００４６】具体的には、図１０に示すように、エンジ
ン回転速度（rpm）に応じて予め必要流量Require-Q（cc
/sec）を記憶したテーブルを参照し、そのときのエンジ
ン回転速度（rpm）に対応する必要流量Require-Q（cc/s
ec）を検索する。Specifically, as shown in FIG. 10, the required flow rate Require-Q (cc
/ sec), refer to the table that stores the required flow rate Require-Q (cc / s) corresponding to the engine speed (rpm) at that time.
ec).
【００４７】トルクコンバータ１や潤滑経路に供給され
る油の流量は、エンジン回転速度（rpm）が高くなるほ
ど増大するので、前記必要流量Require-Q（cc/sec）
は、エンジン回転速度（rpm）が高くなるほど大きな値
に設定されるようにしてある。Since the flow rate of the oil supplied to the torque converter 1 and the lubrication path increases as the engine speed (rpm) increases, the required flow rate Require-Q (cc / sec)
Is set to a larger value as the engine rotation speed (rpm) increases.
【００４８】ステップＳ４では、吐出可能流量Can-Qか
らの漏れによる損失分を漏れ流量Leak-Q（cc/sec）とし
て演算する。具体的には、図１１に示すように、油温
（ＡＴＦ温度）に応じて予め漏れ流量Leak-Q（cc/sec）
を記憶したテーブルを参照し、そのときの油温に対応す
る漏れ流量Leak-Q（cc/sec）を検索する。In step S4, a loss due to leakage from the dischargeable flow rate Can-Q is calculated as a leakage flow rate Leak-Q (cc / sec). Specifically, as shown in FIG. 11, the leak flow rate Leak-Q (cc / sec) is previously determined according to the oil temperature (ATF temperature).
Is referred to, and a leak flow rate Leak-Q (cc / sec) corresponding to the oil temperature at that time is searched.
【００４９】油温が高い場合には、油の粘性が低下して
油の漏れ量が増大するので、前記漏れ流量Leak-Q（cc/s
ec）は、油温が高いほど大きな値に設定される。ステッ
プＳ５では、前記吐出可能流量Can-Qから、前記必要流
量Require-Q及び漏れ流量Leak-Qを減算して、その結果
を、締結側の摩擦係合要素に実際に供給できる限界流量
Limit-Q（cc/sec）とする。When the oil temperature is high, the viscosity of the oil decreases and the amount of oil leakage increases, so the leakage flow rate Leak-Q (cc / s
ec) is set to a larger value as the oil temperature is higher. In step S5, the required flow rate Require-Q and the leakage flow rate Leak-Q are subtracted from the dischargeable flow rate Can-Q, and the result is the limit flow rate that can be actually supplied to the friction engagement element on the engagement side.
Limit-Q (cc / sec).
【００５０】Limit-Q（cc/sec）＝［Can-Q］−（［Requ
ire-Q］＋［Leak-Q］） ステップＳ６では、前記目標流量Tgt-Qと限界流量Limit
-Qとの偏差に応じて、ライン圧ＰＬの補正を行う。Limit-Q (cc / sec) = [Can-Q]-([Requ
ire-Q] + [Leak-Q]) In step S6, the target flow rate Tgt-Q and the limit flow rate Limit
The line pressure PL is corrected according to the deviation from -Q.
【００５１】具体的には、図１２に示すように、前記目
標流量Tgt-Qと限界流量Limit-Qとの偏差に応じて予めラ
イン圧補正値HOSEI-P（Kpa）を記憶したテーブルを参照
し、前記偏差に対応するライン圧補正値HOSEI-Pを検索
する。Specifically, as shown in FIG. 12, refer to a table in which a line pressure correction value HOSEI-P (Kpa) is stored in advance in accordance with a deviation between the target flow rate Tgt-Q and the limit flow rate Limit-Q. Then, a line pressure correction value HOSEI-P corresponding to the deviation is searched.
【００５２】ライン圧ＰＬを増大させると流量が増える
ことから、目標流量Tgt-Qに対して限界流量Limit-Qが少
ないときほど、ライン圧ＰＬが増大補正されるように前
記補正値HOSEI-Pが設定され、基本のライン圧ＰＬに前
記ライン圧補正値HOSEI-Pを加算した結果を、最終的な
ライン圧ＰＬ（充填制御量）とする。そして、前記最終
的なライン圧ＰＬ（充填制御量）に基づいて前記調圧機
構２２を制御する。Since the flow rate increases when the line pressure PL is increased, the correction value HOSEI-P is set such that the line pressure PL is increased and corrected as the limit flow rate Limit-Q becomes smaller than the target flow rate Tgt-Q. Is set, and the result of adding the line pressure correction value HOSEI-P to the basic line pressure PL is defined as the final line pressure PL (filling control amount). Then, the pressure regulating mechanism 22 is controlled based on the final line pressure PL (filling control amount).
【００５３】ステップＳ７では、前記目標流量Tgt-Qと
限界流量Limit-Qとの偏差、及び、油温に基づき、プリ
チャージ油圧（プリチャージにおける目標クラッチ圧
力）P-PRI（Kpa）を設定する。In step S7, a precharge hydraulic pressure (target clutch pressure in precharge) P-PRI (Kpa) is set based on the deviation between the target flow rate Tgt-Q and the limit flow rate Limit-Q and the oil temperature. .
【００５４】具体的には、図１３に示すように、目標流
量Tgt-Qと限界流量Limit-Qとの偏差、及び、油温に応じ
て予めプリチャージ油圧P-PRIを記憶したマップを参照
し、そのときの偏差及び油温に対応するプリチャージ油
圧P-PRIを検索する。Specifically, as shown in FIG. 13, reference is made to a map in which the precharge hydraulic pressure P-PRI is stored in advance in accordance with the deviation between the target flow rate Tgt-Q and the limit flow rate Limit-Q, and the oil temperature. Then, the precharge hydraulic pressure P-PRI corresponding to the deviation and the oil temperature at that time is searched.
【００５５】ここで、目標流量Tgt-Qに対して限界流量L
imit-Qが少ないときほど、プリチャージ油圧P-PRIが高
く設定され、かつ、油温が低く粘性が高いときほどプリ
チャージ油圧P-PRIが高く設定される。Here, the limit flow rate L with respect to the target flow rate Tgt-Q
The pre-charge oil pressure P-PRI is set higher as imit-Q is smaller, and the pre-charge oil pressure P-PRI is set higher as oil temperature is lower and viscosity is higher.
【００５６】前記プリチャージ油圧P-PRI（充填制御
量）は、プリチャージ（流量制御）の終了が判断される
まで継続的に出力され、その後、後述するように、目標
クラッチ圧力（指示圧）を圧力制御の初期圧まで低下さ
せた後、目標クラッチ圧力（指示圧）を所定のランプ勾
配で徐々に増大させて摩擦係合要素を締結させる圧力制
御に移行させる（図５参照）。The precharge oil pressure P-PRI (filling control amount) is continuously output until the end of precharge (flow control) is determined, and then, as described later, the target clutch pressure (instruction pressure) Is reduced to the initial pressure of the pressure control, and then the target clutch pressure (instruction pressure) is gradually increased at a predetermined ramp gradient to shift to pressure control for engaging the friction engagement element (see FIG. 5).
【００５７】ここまでの制御は、図１４の制御ブロック
図に示される。即ち、目標充填時間と容積（体積）とか
ら目標流量を求める一方、基準ライン圧とエンジン回転
速度とから吐出可能流量を、エンジン回転速度からトル
クコンバータ等に供給する必要流量を求め、更に、油温
から漏れ流量を求める。The control so far is shown in the control block diagram of FIG. That is, while the target flow rate is obtained from the target filling time and the volume (volume), the dischargeable flow rate is obtained from the reference line pressure and the engine speed, and the required flow rate to be supplied to the torque converter and the like is obtained from the engine speed. Obtain the leak flow rate from the temperature.
【００５８】そして、吐出可能流量から必要流量及び漏
れ流量を減算した結果を、摩擦係合要素に対し供給可能
な限界流量とし、前記目標流量と前記限界流量との偏差
に応じてライン圧を補正し、また、プリチャージ油圧
（プリチャージ時の目標油圧）を設定することで、前記
目標流量の確保、即ち、目標充填時間での充填完了を図
る。The result obtained by subtracting the required flow rate and the leakage flow rate from the dischargeable flow rate is defined as a limit flow rate that can be supplied to the friction engagement element, and the line pressure is corrected according to the deviation between the target flow rate and the limit flow rate. Also, by setting a precharge oil pressure (a target oil pressure at the time of precharge), the target flow rate is secured, that is, the filling is completed in the target filling time.
【００５９】尚、前記目標流量と前記限界流量との偏差
に応じた補正は、ライン圧とプリチャージ油圧とのいず
れか一方についてのみ行わせる構成としても良い。ま
た、前記目標流量と前記限界流量との偏差が所定値以上
であるか否かを判別し、例えば前記偏差が所定値未満で
あればプリチャージ油圧を補正し、前記偏差が所定値以
上であればライン圧（及びプリチャージ油圧）を補正す
るなど、偏差の大きさに応じて補正対象（補正する充填
制御量）を切り換える構成としても良い。The correction according to the difference between the target flow rate and the limit flow rate may be performed only for one of the line pressure and the precharge hydraulic pressure. Further, it is determined whether or not the deviation between the target flow rate and the limit flow rate is equal to or greater than a predetermined value. For example, if the deviation is less than a predetermined value, the precharge hydraulic pressure is corrected. For example, a configuration may be employed in which the correction target (the charging control amount to be corrected) is switched according to the magnitude of the deviation, such as by correcting the line pressure (and the precharge hydraulic pressure).
【００６０】図６のフローチャートにおいて、ステップ
Ｓ８以降では、前記圧力制御への移行判断のための処理
が行われる。ステップＳ８では、前記ソレノイドバルブ
２４に対する流入流量Ｑｓを演算する。In the flowchart of FIG. 6, after step S8, a process for determining the shift to the pressure control is performed. In step S8, the inflow flow rate Qs to the solenoid valve 24 is calculated.
【００６１】前記ソレノイド流入流量Ｑｓは、油の流量
係数をＣ、ソレノイドバルブ２４で制御される油圧通路
３４の開口面積をＡ、ライン圧をＰＬ、クラッチ油圧を
Real-Pc、油の密度をρとすると、 Ｑｓ＝Ｃ・Ａ・｛（ＰＬ−Real-Pc）／ρ｝1/2………（１） として演算される。The solenoid inflow flow rate Qs is represented by the oil flow coefficient C, the opening area of the hydraulic passage 34 controlled by the solenoid valve 24, the line pressure PL, and the clutch oil pressure.
Assuming that Real-Pc and the density of the oil are ρ, the calculation is performed as follows: Qs = CA · ｛(PL−Real-Pc) / ρ｝ 1/2 (1)
【００６２】そこで、ステップＳ８では、図１５のフロ
ーチャートに示すようにして、前記ソレノイド流入流量
Ｑｓを演算する。以下、図１６の制御ブロック図を参照
しつつ、前記図１５のフローチャートに従ってソレノイ
ド流入流量Ｑｓの算出について説明する。In step S8, the solenoid inflow flow rate Qs is calculated as shown in the flowchart of FIG. Hereinafter, the calculation of the solenoid inflow flow rate Qs will be described with reference to the control block diagram of FIG. 16 and the flowchart of FIG.
【００６３】ステップＳ８０１では、開口面積Ａを求め
るために、まず、ソレノイド変位量Ｘ（cm）を演算す
る。本実施形態では、目標クラッチ油圧（指示圧）が決
定され、該目標クラッチ油圧（指示圧）に応じたデュー
ティでソレノイドバルブ２４を駆動する。そこで、その
ときの目標クラッチ油圧（指示圧）から、図１７に示す
ようなテーブルを参照して、ソレノイドの駆動デューテ
ィＤＵＴＹ（％）を求める。In step S801, a solenoid displacement X (cm) is first calculated to determine the opening area A. In the present embodiment, the target clutch oil pressure (instruction pressure) is determined, and the solenoid valve 24 is driven with a duty corresponding to the target clutch oil pressure (instruction pressure). Therefore, the drive duty DUTY (%) of the solenoid is obtained from the target clutch oil pressure (instruction pressure) at that time with reference to a table as shown in FIG.
【００６４】次いで、図１８に示すようなテーブルによ
って、前記ソレノイドの駆動デューティＤＵＴＹを、ソ
レノイドの駆動電流Ｉ（Ａ）に変換する。更に、前記ソ
レノイドの駆動電流Ｉ（Ａ）を、図１９に示すようなテ
ーブルによって、ソレノイドの吸引力Ｆsol（Kgf）に変
換する。Next, the driving duty DUTY of the solenoid is converted into a driving current I (A) of the solenoid by using a table as shown in FIG. Further, the driving current I (A) of the solenoid is converted into a suction force Fsol (Kgf) of the solenoid by a table as shown in FIG.
【００６５】ここで、スプールバルブ３２は、図２０に
示すように、スプリング３９による荷重と、ソレノイド
の吸引力（電磁力）Ｆsol（Kgf）及びフィードバック通
路３８を介するフィードバック力とがバランスする位置
に変位する。Here, as shown in FIG. 20, the spool valve 32 is at a position where the load by the spring 39 balances the attraction force (electromagnetic force) Fsol (Kgf) of the solenoid and the feedback force via the feedback passage 38. Displace.
【００６６】従って、スプリング３９のセット荷重をＦ
set（Kgf）、スプリング３９のばね定数をＫｘ、クラッ
チ油圧をReal-Pc、フィードバック力が作用するスプー
ルバルブ３２の面積をＡfbとすると、 Ｆset＋Ｋｘ・Ｘ＝Ｆsol＋Real-Pc・Ａfb という式が成り立つことになり、上式から、ソレノイド
変位量Ｘ（cm）が、 Ｘ＝（Ｆsol＋Real-Pc・Ａfb−Ｆset）／Ｋｘ として求められることになる。Therefore, the set load of the spring 39 is reduced to F
Assuming that set (Kgf), the spring constant of the spring 39 is Kx, the clutch oil pressure is Real-Pc, and the area of the spool valve 32 on which the feedback force acts is Afb, the following equation holds: Fset + Kx.X = Fsol + Real-Pc.Afb From the above equation, the solenoid displacement X (cm) is obtained as X = (Fsol + Real-Pc.Afb-Fset) / Kx.
【００６７】尚、クラッチ油圧Real-Pcの算出について
は後述する。上記のようにして、ソレノイド変位量Ｘ
（cm）を求めると、次のステップＳ８０２では、ソレノ
イドバルブ２４の開口面積Ａ（油圧供給口の開口面積）
を、ソレノイド変位量Ｘ（cm）から求める。The calculation of the clutch oil pressure Real-Pc will be described later. As described above, the solenoid displacement X
After calculating (cm), in the next step S802, the opening area A of the solenoid valve 24 (the opening area of the hydraulic pressure supply port)
From the solenoid displacement X (cm).
【００６８】具体的には、図２１に示すように、予めソ
レノイド変位量Ｘと開口面積Ａとの相関を示すテーブル
を記憶しておき、そのときのソレノイド変位量Ｘを前記
テーブルによって開口面積Ａに変換する。More specifically, as shown in FIG. 21, a table showing the correlation between the solenoid displacement X and the opening area A is stored in advance, and the solenoid displacement X at that time is stored in the opening area A by the table. Convert to
【００６９】続いてステップＳ８０３では、流量係数Ｃ
の演算を行う。この流量係数Ｃの演算は、図２２のブロ
ック図に示すようにして行われる。まず、油温に応じて
予め粘度μを記憶したテーブルを参照して、そのときの
油温での粘度μを求め、この粘度μと基準油温（例えば
80℃）での粘度μとの比を演算する。Subsequently, in step S803, the flow coefficient C
Is calculated. The calculation of the flow coefficient C is performed as shown in the block diagram of FIG. First, the viscosity μ at the oil temperature at that time is obtained by referring to a table in which the viscosity μ is stored in advance according to the oil temperature, and the viscosity μ and the reference oil temperature (for example,
Calculate the ratio to the viscosity μ at 80 ° C).
【００７０】そして、基準油温（例えば80℃）での流量
係数Ｃと前記粘度μの比と基づき、そのときの油温に対
応する流量係数Ｃを求める。そして、ステップＳ８０４
では、上記のようにして求めた開口面積Ａ，流量係数Ｃ
及び油温に応じた密度ρ、更に、後述するようにして求
められるクラッチ油圧Real-Pcに基づき、ソレノイド流
入流量Ｑｓを前記（１）式に従って算出する。Then, based on the ratio of the flow coefficient C at the reference oil temperature (for example, 80 ° C.) to the viscosity μ, the flow coefficient C corresponding to the oil temperature at that time is obtained. Then, step S804
Then, the opening area A and the flow coefficient C obtained as described above
The solenoid inflow flow rate Qs is calculated according to the above equation (1) based on the density ρ according to the oil temperature and the clutch oil pressure Real-Pc obtained as described later.
【００７１】図６のフローチャートにおいて、ステップ
Ｓ８でソレノイド流入流量Ｑｓを算出すると、次のステ
ップＳ９では、クラッチ流入流量（ソレノイド吐出流
量）Ｑｃを演算し、ステップＳ１０では、クラッチ反力
を演算する。In the flowchart of FIG. 6, when the solenoid inflow flow rate Qs is calculated in step S8, the clutch inflow flow rate (solenoid discharge flow rate) Qc is calculated in the next step S9, and the clutch reaction force is calculated in step S10.
【００７２】前記クラッチ流入流量（ソレノイド吐出流
量）Ｑｃ、クラッチ油圧Real-Pc及びクラッチ反力は、
下式（２）〜（７）の連立方程式を解くことで算出する
ことができる。The clutch inflow flow rate (solenoid discharge flow rate) Qc, clutch hydraulic pressure Real-Pc, and clutch reaction force are as follows:
It can be calculated by solving the simultaneous equations of the following equations (2) to (7).
【００７３】 Ｍｃ・ΔΔＹｃ＋Ｃｃ・ΔＹｃ＋Ｋｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）＝ Ａｃ・ΔReal-Pc …（２） Ｖｃ＝Ｖｏ＋Ａｃ・Ｙｃ …（３） Ｑｓ−Ｑｃ＝Ｖｃ／Ｋ・ΔReal-Pc …（４） Ｑｃ＝Ａｃ・ΔＹｃ …（５） Real-Pc＝Σ（ΔReal-Pc） …（６） Total-Qc＝Σ（Ｑｃ） …（７） 上式で、Ｙｃはクラッチ変位量（cm)、ΔＹｃはクラッ
チ変位量の微分値（cm/10msec）、ΔΔＹｃはクラッチ
変位量の微分値の微分値（cm/10msec2）、Ａｃはクラッ
チピストン受圧面積(cm2)、Ｃｃは流量係数、Ｍｃはク
ラッチピストン荷重（Kg）、Ｋｃはクラッチピストンば
ね定数（Kg/cm）、Ｋは体積弾性係数（Kgf/cm2）、Ｖｃ
は容量(cc）、Ｙcoはクラッチピストン初期セット変位
（cm）、Total-Qcは積算ソレノイド吐出流量、ΔReal-P
cはクラッチ油圧の微分値、Ｖｏは初期容量(cc）であ
る。Mc · ΔΔYc + Cc · ΔYc + Kc · (Yc + Yco) = Ac · ΔReal-Pc (2) Vc = Vo + Ac · Yc (3) Qs−Qc = Vc / K · ΔReal-Pc (4) Qc = Ac · ΔYc (5) Real-Pc = Σ (ΔReal-Pc) (6) Total-Qc = Σ (Qc) (7) In the above equation, Yc is the clutch displacement (cm), and ΔYc is the clutch displacement. The differential value (cm / 10msec), ΔΔYc is the differential value of the differential value of the clutch displacement (cm / 10msec 2 ), Ac is the clutch piston pressure receiving area (cm 2 ), Cc is the flow coefficient, and Mc is the clutch piston load (Kg). , Kc is the clutch piston spring constant (Kg / cm), K is the bulk modulus (Kgf / cm 2 ), Vc
Is the displacement (cc), Yco is the initial displacement of the clutch piston (cm), Total-Qc is the accumulated solenoid discharge flow, ΔReal-P
c is the differential value of the clutch oil pressure, and Vo is the initial capacity (cc).
【００７４】尚、クラッチピストン受圧面積Ａｃ、初期
容量Ｖｏ、クラッチピストン荷重Ｍｃ、クラッチピスト
ンばね定数Ｋｃ、クラッチピストン初期セット変位Ｙco
は、予め与えられる固定値である。The clutch piston pressure receiving area Ac, initial capacity Vo, clutch piston load Mc, clutch piston spring constant Kc, clutch piston initial set displacement Yco
Is a fixed value given in advance.
【００７５】また、体積弾性係数Ｋは、固定値として与
える構成であっても良いし、下式に従って算出させるよ
うにしても良い。 Ｋ＝Ｖｏ／（Ｖｏ−Total-Qc）・ΔReal-Pc 図２３の制御ブロック図に示すように、前記（４）式
（連続の式）に、ソレノイド流入流量Ｑｓ、クラッチ流
入流量（ソレノイド吐出流量）Ｑｃ、容量Ｖｃ、体積弾
性係数Ｋを代入することで、クラッチ油圧の微分値ΔRe
al-Pcが求められ、このクラッチ油圧の微分値ΔReal-Pc
を積分することで、クラッチ油圧Real-Pcが求められ
る。The bulk modulus K may be given as a fixed value, or may be calculated according to the following equation. K = Vo / (Vo−Total-Qc) · ΔReal-Pc As shown in the control block diagram of FIG. 23, the equation (4) (continuous equation) shows the solenoid inflow flow rate Qs and the clutch inflow flow rate (solenoid discharge flow rate). ) By substituting Qc, capacity Vc and bulk modulus K, the differential value ΔRe
al-Pc is obtained, and the differential value ΔReal-Pc of this clutch oil pressure is obtained.
Is integrated to obtain the clutch hydraulic pressure Real-Pc.
【００７６】一方、（２）式に示される運動方程式は、 Ｍｃ・ΔΔＹｃ＝Ａｃ・ΔReal-Pc−Ｃｃ・ΔＹｃ−Ｋ
ｃ・（Ｙｃ＋Ｙco） と書き換えることができ、上式からＭｃ・ΔΔＹｃが求
められれば、クラッチピストン荷重Ｍｃは既知の値であ
るから、ΔΔＹｃが求められる。On the other hand, the equation of motion shown in the equation (2) is as follows: Mc · ΔΔYc = Ac · ΔReal-Pc−Cc · ΔYc−K
It can be rewritten as c · (Yc + Yco), and if Mc · ΔΔYc is obtained from the above equation, the clutch piston load Mc is a known value, and thus ΔΔYc is obtained.
【００７７】そして、ΔΔＹｃを積分することでΔＹｃ
が求められ、ΔＹｃを積分することでＹｃが求められ
る。ΔＹｃが求められると、クラッチピストン受圧面積
Ａｃは既知の値であるから、前記（５）式からクラッチ
流入流量（ソレノイド吐出流量）Ｑｃが求められる。Then, by integrating ΔΔYc, ΔYc
Is obtained, and Yc is obtained by integrating ΔYc. When ΔYc is determined, the clutch piston pressure receiving area Ac is a known value, so the clutch inflow flow rate (solenoid discharge flow rate) Qc is determined from the above equation (5).
【００７８】また、ΔＹｃから、（２）式に示される運
動方程式におけるＣｃ・ΔＹｃが求められる。更に、Ｙ
ｃからは、（３）式に従って油の充填によって変化する
容量Ｖｃ、及び、（２）式に示される運動方程式におけ
るＫｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）が求められる。From ΔYc, Cc · ΔYc in the equation of motion shown in equation (2) is obtained. Furthermore, Y
From c, the capacity Vc that changes according to oil filling according to the equation (3) and Kc · (Yc + Yco) in the equation of motion shown in the equation (2) are obtained.
【００７９】ここで、クラッチの解放状態では、ソレノ
イド開口面積Ａ＝０、容量Ｖｃ＝Ｖｏ、クラッチ変位量
Ｙｃ＝０、クラッチ油圧Real-Pc＝０、ソレノイド流入
流量Ｑｓ＝０、クラッチ流入流量（ソレノイド吐出流
量）Ｑｃ＝０となるから、係る状態を初期値として演算
を繰り返すことで、プリチャージに伴って変化するクラ
ッチ流入流量（ソレノイド吐出流量）Ｑｃ、クラッチ油
圧Real-Pc、クラッチ反力を示すＫｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）
が求められる。Here, when the clutch is released, the solenoid opening area A = 0, the capacity Vc = Vo, the clutch displacement Yc = 0, the clutch hydraulic pressure Real-Pc = 0, the solenoid inflow flow rate Qs = 0, and the clutch inflow flow rate ( Since the solenoid discharge flow) Qc = 0, the calculation is repeated with this state as an initial value, so that the clutch inflow flow rate (solenoid discharge flow rate) Qc, the clutch hydraulic pressure Real-Pc, and the clutch reaction force, which change with precharge, are obtained. Kc · (Yc + Yco) shown
Is required.
【００８０】尚、図２３のブロック図では、微分値を記
号の上に付したドットで示してあり、２つのドットが付
された記号は、微分値の微分値であることを示す。ステ
ップＳ１１では、油を充填させる流量制御から、摩擦係
合要素の係合圧（伝達トルク容量）を目標圧に制御する
圧力制御への切換えを判断する。In the block diagram of FIG. 23, the differential value is indicated by a dot on the symbol, and the symbol with two dots indicates the differential value of the differential value. In step S11, it is determined whether to switch from the flow control for filling the oil to the pressure control for controlling the engagement pressure (transmission torque capacity) of the friction engagement element to the target pressure.
【００８１】具体的には、図２４のフローチャートに示
すように、まず、ステップＳ１１０１で前記クラッチ反
力Ｋｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）と所定値とを比較し、クラッチ
反力Ｋｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）が所定値以下であれば、ステ
ップＳ１１０２へ進んで流量制御（プリチャージ）を継
続させ、指示圧としてプリチャージ油圧P-PRIを出力さ
せる。Specifically, as shown in the flowchart of FIG. 24, first, in step S1101, the clutch reaction force Kc · (Yc + Yco) is compared with a predetermined value, and the clutch reaction force Kc · (Yc + Yco) is determined to be a predetermined value. If not, the process proceeds to step S1102 to continue the flow control (precharge) and output the precharge hydraulic pressure P-PRI as the command pressure.
【００８２】一方、クラッチ反力Ｋｃ・（Ｙｃ＋Ｙco）
が所定値を超えたときには、プリチャージの完了を判断
し、ステップＳ１１０３へ進み、クラッチ油圧を目標圧
に制御する圧力制御に移行させる。On the other hand, the clutch reaction force Kc · (Yc + Yco)
Exceeds the predetermined value, it is determined that the precharge has been completed, and the process proceeds to step S1103 to shift to pressure control for controlling the clutch hydraulic pressure to the target pressure.
【００８３】上記のように、クラッチ反力Ｋｃ・（Ｙｃ
＋Ｙco）に基づいて圧力制御への移行を判断させる構成
であれば、プリチャージが実際に完了してから圧力制御
に移行させることができ、圧力制御におけるクラッチ油
圧の制御精度を向上させることができる。As described above, the clutch reaction force Kc · (Yc
+ Yco), it is possible to make a transition to the pressure control after the precharge is actually completed, thereby improving the control accuracy of the clutch oil pressure in the pressure control. .
【００８４】ステップＳ１１で、流量（プリチャージ）
制御から圧力制御への移行が判断されると、ステップＳ
１２において、プリチャージ油圧P-PRIから初期圧P-RTN
-αにまで指示圧を滑らかに低下させる移行処理を行っ
たのち、ステップＳ１３へ進んで、所定のランプで締結
側の指示圧を増大させて摩擦係合要素を締結させる圧力
制御を行う。At step S11, the flow rate (precharge)
When the transition from control to pressure control is determined, step S
At 12, the precharge hydraulic pressure P-PRI is changed to the initial pressure P-RTN.
After performing a transition process for smoothly reducing the command pressure to -α, the process proceeds to step S13, in which pressure control for increasing the command pressure on the fastening side with a predetermined ramp to engage the friction engagement element is performed.
【００８５】前記ステップＳ１２における移行処理は、
図２５のフローチャートに示してある。ステップＳ１２
０１では、プリチャージ（流量制御）の終了が判断され
たか否かを判別し、終了判断されるとステップＳ１２０
２へ進む。The transition processing in step S12 is as follows.
This is shown in the flowchart of FIG. Step S12
In 01, it is determined whether or not the end of the precharge (flow rate control) is determined.
Proceed to 2.
【００８６】ステップＳ１２０２では、前記プリチャー
ジ時の指示圧をP-PRI、圧力制御の初期圧をP-RTN-α、
前記指示圧P-PRIから初期圧P-RTN-αまで変化させる所
定時間をTIMER1としたときに、ゲインαを、 α＝（［P-PRI］−［P-RTN-α］）／（［P-PRI］×［TI
MER1］1/2） として求める。In step S1202, the command pressure at the time of the precharge is P-PRI, the initial pressure for pressure control is P-RTN-α,
Assuming that TIMER1 is a predetermined time for changing the indicated pressure P-PRI to the initial pressure P-RTN-α, the gain α is α = ([P-PRI] − [P-RTN-α]) / ([ P-PRI] × [TI
MER1] 1/2 ).
【００８７】次のステップＳ１２０３では、前記所定時
間TIMER1内の締結側指示圧Ｐｃ０を、プリチャージの終
了判断からの経過時間をｔとしたときに、 Ｐｃ０＝［P-PRI］×（１−α×ｔ1/2） として求める。In the next step S1203, the engagement-side command pressure Pc0 within the predetermined time TIMER1 is defined as Pc0 = [P-PRI] × (1-α), where t is the elapsed time from the end of the precharge determination. × t 1/2 ).
【００８８】尚、ステップＳ１２０２で、ゲインαを求
める式は、Ｐｃ０＝P-PRI×（１−α×ｔ1/2）におい
て、Ｐｃ０＝P-RTN-α、ｔ＝TIMER1として、ゲインαを
求める式である。In step S1202, the equation for obtaining the gain α is as follows: Pc0 = P-PRI × (1−α × t 1/2 ), Pc0 = P-RTN-α, t = TIMER1, and the gain α This is the formula to be obtained.
【００８９】ステップＳ１２０４では、プリチャージの
終了判断から所定時間TIMER1が経過したか否か（又は、
Ｐｃ０＝P-RTN-αになったか否か）を判別し、経過時間
ｔ＝TIMER1（又はＰｃ０＝P-RTN-α）になるまでは、ス
テップＳ１２０３で指示圧Ｐｃ０の設定を行わせる。In step S1204, it is determined whether a predetermined time TIMER1 has elapsed since the end of precharge determination (or
It is determined whether or not Pc0 = P-RTN-α), and until the elapsed time t = TIMER1 (or Pc0 = P-RTN-α), the instruction pressure Pc0 is set in step S1203.
【００９０】そして、経過時間ｔ＝TIMER1（又はＰｃ０
＝P-RTN-α）になると、移行処理を終了させる。上記の
ような経過時間ｔを変数とする２次関数に基づき、所定
時間TIMER1内の締結側指示圧Ｐｃ０を決定する構成とす
れば、プリチャージ油圧P-PRIから圧力制御の初期圧ま
で所定時間TIMER1で滑らかに変化させることができ、こ
れによって、指示圧の変化に対して実油圧を応答良く変
化させ、指示圧と実油圧との乖離が生じることを防止で
きる。Then, the elapsed time t = TIMER1 (or Pc0
= P-RTN-α), the transfer process ends. If the configuration is such that the engagement-side command pressure Pc0 within the predetermined time TIMER1 is determined based on the quadratic function having the elapsed time t as a variable, the predetermined time from the precharge hydraulic pressure P-PRI to the initial pressure of the pressure control is determined. The change can be made smoothly with TIMER1, whereby the actual oil pressure can be changed with a good response to the change in the instruction pressure, and the deviation between the instruction pressure and the actual oil pressure can be prevented.
【００９１】即ち、指示圧に対する実油圧の応答（ゲイ
ン）が所定以上となるような比較的低周波の領域で指示
圧が変化するように、前記経過時間ｔを変数とする関数
及び所定時間TIMER1が決定されている。That is, the function using the elapsed time t as a variable and the predetermined time TIMER1 so that the command pressure changes in a relatively low frequency region where the response (gain) of the actual oil pressure to the command pressure becomes a predetermined value or more. Has been determined.
【００９２】プリチャージ油圧P-PRIから圧力制御の初
期圧までステップ的に変化させる場合のように高周波で
指示圧で変化させると、実油圧の応答（ゲイン）が低
く、指示圧と実油圧との間に乖離が生じることになる
が、上記のように実油圧の応答（ゲイン）が所定以上で
ある低周波域で指示圧を変化させることで、油圧の乖離
を抑制でき、以って、圧力制御の精度を向上させること
ができるものである。When the pressure is changed by the command pressure at a high frequency as in the case of stepwise change from the pre-charge oil pressure P-PRI to the initial pressure of the pressure control, the response (gain) of the actual oil pressure is low, and the However, by changing the command pressure in the low frequency range where the response (gain) of the actual oil pressure is equal to or higher than a predetermined value as described above, it is possible to suppress the oil pressure divergence. The accuracy of the pressure control can be improved.
【００９３】前記ステップＳ１３における圧力制御にお
いては、変速機の入力軸トルクに見合う伝達トルク容量
の分担を、解放側から締結側に徐々に移すように目標ク
ラッチ油圧（指示圧）を決定し、該目標クラッチ油圧を
制御デューティに変換し、該制御デューティをソレノイ
ドバルブ２４に出力する。In the pressure control in step S13, the target clutch oil pressure (instruction pressure) is determined so that the share of the transmission torque capacity corresponding to the input shaft torque of the transmission is gradually shifted from the release side to the engagement side. The target clutch oil pressure is converted into a control duty, and the control duty is output to the solenoid valve 24.
【００９４】また、前記圧力制御において、指示圧に対
して得られる実油圧が、油の温度に応じて変化すること
に対応すべく、油温に応じて指示圧を補正するようにす
る。但し、プリチャージ制御後の圧力制御の内容を、上
記のものに限定するものではなく、摩擦係合要素を締結
するときにプリチャージを行わせるものであれば、上記
のプリチャージ制御を適用することができ、それによっ
て同様の効果を得ることができる。In the pressure control, the command pressure is corrected according to the oil temperature so that the actual oil pressure obtained with respect to the command pressure changes according to the oil temperature. However, the content of the pressure control after the precharge control is not limited to the above, and the precharge control is applied as long as the precharge is performed when the friction engagement element is fastened. The same effect can be obtained.
【図１】実施の形態における自動変速機の変速機構を示
す図。FIG. 1 is a diagram showing a transmission mechanism of an automatic transmission according to an embodiment.
【図２】前記変速機構における摩擦係合要素の締結状態
の組み合わせと変速段との相関を示す図。FIG. 2 is a diagram showing a correlation between a combination of engagement states of frictional engagement elements in the transmission mechanism and a shift speed.
【図３】前記自動変速機の油圧制御系を示すシステム
図。FIG. 3 is a system diagram showing a hydraulic control system of the automatic transmission.
【図４】前記油圧制御系におけるソレノイドバルブの詳
細を示す断面図。FIG. 4 is a sectional view showing details of a solenoid valve in the hydraulic control system.
【図５】実施の形態における摩擦係合要素の掛け替えに
よる変速の様子を示すタイムチャート。FIG. 5 is a time chart showing a state of a shift by changing a friction engagement element in the embodiment.
【図６】実施の形態におけるプリチャージ制御のメイン
ルーチンを示すフローチャート。FIG. 6 is a flowchart showing a main routine of precharge control in the embodiment.
【図７】実施の形態のプリチャージ制御における目標流
量の演算ルーチンを示すフローチャート。FIG. 7 is a flowchart showing a routine for calculating a target flow rate in precharge control according to the embodiment;
【図８】実施の形態における油温→目標充填時間のテー
ブルを示す線図。FIG. 8 is a diagram showing a table of oil temperature → target filling time in the embodiment.
【図９】実施の形態におけるライン圧及びエンジン回転
速度→吐出可能流量のマップを示す線図。FIG. 9 is a diagram showing a map of line pressure and engine rotation speed → dischargeable flow rate in the embodiment.
【図１０】実施の形態における油温→必要流量のテーブ
ルを示す線図。FIG. 10 is a diagram showing a table of oil temperature → required flow rate in the embodiment.
【図１１】実施の形態における油温→漏れ流量のテーブ
ルを示す線図。FIG. 11 is a diagram showing a table of oil temperature → leakage flow rate in the embodiment.
【図１２】実施の形態における（目標流量−限界流量）
→ライン圧補正値のテーブルを示す線図。FIG. 12 (Target flow rate−Limited flow rate) in the embodiment.
→ Line diagram showing a table of line pressure correction values.
【図１３】実施の形態における（目標流量−限界流量）
及び油温→プリチャージ油圧のマップを示す線図。FIG. 13 (Target flow rate−Limit flow rate) in the embodiment.
And a diagram showing a map of oil temperature → precharge hydraulic pressure.
【図１４】実施の形態で目標流量と限界流量との偏差に
応じたプリチャージ制御を示すブロック図。FIG. 14 is a block diagram illustrating precharge control according to a deviation between a target flow rate and a limit flow rate in the embodiment.
【図１５】実施の形態のプリチャージ制御におけるソレ
ノイド流入流量の演算ルーチンを示すフローチャート。FIG. 15 is a flowchart showing a routine for calculating a solenoid inflow flow rate in precharge control according to the embodiment;
【図１６】実施の形態のプリチャージ制御におけるソレ
ノイド流入流量の演算制御を示すブロック図。FIG. 16 is a block diagram showing computation control of a solenoid inflow flow rate in precharge control according to the embodiment.
【図１７】実施の形態における目標クラッチ圧力→ソレ
ノイド駆動デューティのテーブルを示す線図。FIG. 17 is a diagram showing a table of target clutch pressure → solenoid drive duty in the embodiment.
【図１８】実施の形態におけるソレノイド駆動デューテ
ィ→ソレノイド駆動電流のテーブルを示す線図。FIG. 18 is a diagram showing a table of solenoid drive duty → solenoid drive current in the embodiment.
【図１９】実施の形態におけるソレノイド駆動電流→ソ
レノイド吸引力のテーブルを示す線図。FIG. 19 is a diagram showing a table of solenoid drive current → solenoid suction force in the embodiment.
【図２０】ソレノイドバルブの荷重バランス状態を示す
状態図。FIG. 20 is a state diagram showing a load balanced state of the solenoid valve.
【図２１】実施の形態におけるソレノイド変位→開口面
積のテーブルを示す線図。FIG. 21 is a diagram showing a table of solenoid displacement → opening area in the embodiment.
【図２２】実施の形態における流量係数の演算制御を示
すブロック図。FIG. 22 is a block diagram showing calculation control of a flow coefficient in the embodiment.
【図２３】実施の形態におけるクラッチ流入流量，クラ
ッチ油圧及びクラッチ反力の演算制御を示すブロック
図。FIG. 23 is a block diagram showing calculation control of a clutch inflow flow rate, a clutch oil pressure, and a clutch reaction force in the embodiment.
【図２４】実施の形態における流量制御→圧力制御の切
換え判断を示すフローチャート。FIG. 24 is a flowchart showing switching determination of flow control → pressure control in the embodiment.
【図２５】実施の形態における流量制御から圧力制御へ
移行するときの指示圧制御（移行処理）を示すフローチ
ャート。FIG. 25 is a flowchart showing instruction pressure control (shift processing) when shifting from flow control to pressure control in the embodiment.
１…トルクコンバータ ２…変速機構 ２１…オイルポンプ ２２…調圧機構 ２３…摩擦係合要素 ２４…ソレノイドバルブ ２５…コントロールユニット ２６…油温センサ ２７…アクセル開度センサ ２８…車速センサ ２９…タービン回転センサ ３０…エンジン回転センサ ３１…バルブボディ ３２…スプールバルブ ３３…ソレノイド ３４…油圧通路 ３５…ドレン通路 ３６…供給路 ３７…オリフィス ３８…フィードバック通路 ３９…スプリング Ｇ１，Ｇ２…遊星歯車 Ｈ／Ｃ…ハイクラッチ Ｒ／Ｃ…リバースクラッチ Ｌ／Ｃ…ロークラッチ ２＆４／Ｂ…２速／４速バンドブレーキ Ｌ＆Ｒ／Ｂ…ロー＆リバースブレーキ DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Torque converter 2 ... Transmission mechanism 21 ... Oil pump 22 ... Pressure regulating mechanism 23 ... Friction engagement element 24 ... Solenoid valve 25 ... Control unit 26 ... Oil temperature sensor 27 ... Accelerator opening sensor 28 ... Vehicle speed sensor 29 ... Turbine rotation Sensor 30 Engine rotation sensor 31 Valve body 32 Spool valve 33 Solenoid 34 Hydraulic path 35 Drain path 36 Supply path 37 Orifice 38 Feedback path 39 Spring G1, G2 planetary gear H / C High Clutch R / C ... Reverse clutch L / C ... Low clutch 2 & 4 / B ... 2nd / 4th speed band brake L & R / B ... Low & reverse brake
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き Ｆターム(参考） 3J552 MA02 MA12 MA26 NA01 NB01 PA20 PA24 PA57 RA16 SA03 SA04 SA07 SA08 SA09 SA54 SA59 TA01 TB05 TB09 VA07W VA07Y VA32Z VA48Z VA50Z VA76W VA78W VB01Z VC01Z VD02Z ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page F term (reference) 3J552 MA02 MA12 MA26 NA01 NB01 PA20 PA24 PA57 RA16 SA03 SA04 SA07 SA08 SA09 SA54 SA59 TA01 TB05 TB09 VA07W VA07Y VA32Z VA48Z VA50Z VA76W VA78W VB01Z VC01Z VD02Z
Claims (5)
て変速を行わせる車両用自動変速機の油圧制御装置にお
いて、 締結させる摩擦係合要素に油を充填させるプリチャージ
制御から前記摩擦係合要素の油圧を制御する圧力制御に
移行するときに、プリチャージ時の指示圧から圧力制御
の初期圧にまで指示圧を所定時間で滑らかに変化させる
ことを特徴とする車両用自動変速機の油圧制御装置。1. A hydraulic control system for an automatic transmission for a vehicle, which controls the engagement and disengagement of a friction engagement element by hydraulic pressure to perform a gear shift, wherein the hydraulic control apparatus controls the charging and discharging of the friction engagement element to be filled with oil. When shifting to pressure control for controlling the oil pressure of the friction engagement element, the command pressure is smoothly changed in a predetermined time from a command pressure at the time of precharging to an initial pressure for pressure control for a predetermined time. Machine hydraulic control device.
間を変数とする２次関数に基づいて、前記所定時間内に
おける指示圧を設定することを特徴とする請求項１記載
の車両用自動変速機の油圧制御装置。2. The automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the command pressure within the predetermined time is set based on a quadratic function having a variable as an elapsed time from the end of the precharge. Machine hydraulic control device.
力制御の初期圧をP-RTN-α、前記指示圧P-PRIから初期
圧P-RTN-αまで変化させる所定時間をTIMER1としたとき
に、前記ゲインαを、 α＝（［P-PRI］−［P-RTN-α］）／（［P-PRI］×［TI
MER1］1/2） として求め、前記時間TIMER1内の指示圧Ｐｃ０を、プリ
チャージの終了判断からの経過時間をｔとしたときに、 Ｐｃ０＝［P-PRI］×（１−α×ｔ1/2） として設定することを特徴とする請求項２記載の車両用
自動変速機の油圧制御装置。3. An instruction pressure at the time of the precharge is P-PRI, an initial pressure for pressure control is P-RTN-α, and a predetermined time for changing from the instruction pressure P-PRI to the initial pressure P-RTN-α is TIMER1. Then, the gain α is calculated as follows: α = ([P-PRI] − [P-RTN-α]) / ([P-PRI] × [TI
MER1] 1/2) determined as the command pressure Pc0 within the time TIMER1, the elapsed time from the completion of the precharge decision is taken as t, Pc0 = [P-PRI ] × (1-α × t 1 / 2 ) The hydraulic control apparatus for an automatic transmission for a vehicle according to claim 2, wherein:
し、該反力が所定以上になったときに、プリチャージの
終了を判断することを特徴とする請求項１〜３のいずれ
か１つに記載の車両用自動変速機の油圧制御装置。4. The apparatus according to claim 1, wherein a reaction force of the friction engagement element to be fastened is estimated, and when the reaction force exceeds a predetermined value, the end of precharge is determined. The hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle according to any one of the preceding claims.
て変速を行わせる車両用自動変速機の油圧制御装置にお
いて、 締結させる摩擦係合要素に油を充填させるプリチャージ
制御から前記摩擦係合要素の油圧を制御する圧力制御に
移行するときに、指示圧に対する実際の油圧のゲインが
所定以上である周波数域内で、プリチャージ時の指示圧
から圧力制御の初期圧にまで指示圧を変化させることを
特徴とする車両用自動変速機の油圧制御装置。5. A hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle, which controls the engagement and release of a friction engagement element by hydraulic pressure to perform a shift, wherein the hydraulic control apparatus controls the charging and discharging of the friction engagement element with oil. When shifting to the pressure control for controlling the oil pressure of the friction engagement element, within a frequency range in which the actual oil pressure gain with respect to the indicated pressure is equal to or more than a predetermined value, the indicated pressure from the indicated pressure at the time of precharge to the initial pressure of the pressure control. A hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle, wherein the hydraulic pressure is changed.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000148012A JP2001330129A (en) | 2000-05-19 | 2000-05-19 | Hydraulic controller for automatic transmission for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000148012A JP2001330129A (en) | 2000-05-19 | 2000-05-19 | Hydraulic controller for automatic transmission for vehicle |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2001330129A true JP2001330129A (en) | 2001-11-30 |
Family
ID=18654111
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2000148012A Pending JP2001330129A (en) | 2000-05-19 | 2000-05-19 | Hydraulic controller for automatic transmission for vehicle |
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| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2001330129A (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2009156396A (en) * | 2007-12-27 | 2009-07-16 | Toyota Motor Corp | Abnormality determination device of linear solenoid valve for vehicle |
| JP2010281338A (en) * | 2009-06-02 | 2010-12-16 | Honda Motor Co Ltd | Control device for lock-up clutch |
-
2000
- 2000-05-19 JP JP2000148012A patent/JP2001330129A/en active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2009156396A (en) * | 2007-12-27 | 2009-07-16 | Toyota Motor Corp | Abnormality determination device of linear solenoid valve for vehicle |
| JP2010281338A (en) * | 2009-06-02 | 2010-12-16 | Honda Motor Co Ltd | Control device for lock-up clutch |
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