JP2004044716A - Controller of automatic transmission - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To improve transmission characteristics by avoiding the generation of transmission shock in an automatic transmission. <P>SOLUTION: Friction engagement elements in the automatic transmission having a planet gear unit are engaged and released, thus switching a power transmission path from an input shaft to an output shaft for controlling transmission. Oil pressure to the friction engagement elements is controlled by a signal from an oil pressure control circuit 30, a basic oil pressure Pcb supplied to the friction engagement elements at an engagement side in an inertia phase in a speed change is calculated by a basic oil pressure calculation section 42, the maximum and minimum values are calculated by a target input shaft rotational speed calculation section 43 for the target value of feedback control in an input shaft rotational speed in an inertial phase, and an oil pressure correction value Pfb to the friction engagement elements at the engagement side is calculated by an oil pressure correction value calculation section 45 based on the actual input shaft rotation difference between an input shaft rotational speed and a target input shaft rotational speed, and the maximum and minimum values of a target value. The friction engagement elements at the engagement side are controlled by an engagement side oil pressure Pc that is calculated based on a basic oil pressure Pcb and the oil pressure correction value Pfb. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は自動変速機の制御装置に関し、特に、変速動作時における摩擦係合要素の係合側油圧の制御に関する。
【０００２】
【従来の技術】
遊星歯車式の自動変速機は、サンギヤとこれと同軸上で回転するリングギヤとこれらに噛み合うようにキャリアに回転自在に取り付けられるピニオンギヤとを備えた遊星歯車ユニットを有している。遊星歯車ユニットを構成するリングギヤなどの各要素を、クラッチ、ブレーキなどの摩擦係合要素によって連結、解放および固定状態とすると、遊星歯車列を構成する入力と出力と反力の各要素による動力伝達経路が切り換えられて変速が行われる。たとえば、特定の変速段となっている状態から他の変速段に変速操作を行うときには、係合状態となっている特定の摩擦係合要素を解放する一方、解放状態となっている他のいずれかの摩擦係合要素を係合させると、動力伝達経路が切り換えられることになる。
【０００３】
ところで、摩擦係合要素の係合動作と解放動作とが行われている変速操作中には車速の変化は車両の慣性が大きいために殆どなく出力側の回転数を一定と仮定すると、アップシフト変速は、変速前半のトルク相から後半のイナーシャ相の過程を経て終了する。トルク相では、クラッチトルクの上昇に伴い反力要素である解放側のクラッチのトルクが減少し、出力トルクは入力トルクと同じ値になるまで低下する。この過程では解放側のクラッチが係合しているため各要素の速度変化は起こらず慣性トルクは発生しない。イナーシャ相では、解放側のクラッチが解放されて反力がゼロとなり、各要素の回転速度の変化に伴い慣性トルクが発生する。イナーシャ相の前半では、係合側のクラッチトルクの増加と各要素の慣性トルクにより出力トルクが増加する。係合側のクラッチトルクが最大値に達した後のイナーシャ相の後半では出力トルクは増加しなくなるが、クラッチが滑り続けるため慣性トルクは残り、クラッチ係合が完了し変速操作が終了すると、係合したクラッチの入力側と出力側の回転数が等しくなる。
【０００４】
このイナーシャ相においては、センサにより検出された実入力軸回転数と目標入力軸回転数との偏差に応じてフィードバック制御を行って係合側の摩擦係合要素への供給油圧を補正することにより、摩擦係合要素のバラツキを補正し、適正な変速品質を得るようにした技術が開発されている。しかしながら、実際の入力軸回転数に基づいたフィードバック制御では、目標入力軸回転数と実入力軸回転数との偏差が大きい場合にはフィードバック過多となりハンチングを起こし、変速品質が悪化する問題がある。
【０００５】
特開平１１−２３１８号公報には、目標回転数と制御開始時点の実際の回転数との差分だけ目標回転数を修正し、この目標回転数の修正値を制御目標としてフィードバック制御することにより、フィードバック過多に起因したハンチングを抑制するようにした技術が開示されている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
この公報に開示されるように、目標回転数を修正することにより、制御開始時点での大きな偏差に伴うフィードバック過多を抑えることができるが、制御開始時点以降での大きな偏差には対応できない。このため、係合側の摩擦係合要素に供給される係合油圧の応答遅れや、オーバーシュート的なサージ圧などによる過渡的な圧力バラツキの発生には対応できない。つまり、制御開始時点以降に偏差が生じた場合には、フィードバック制御の特性により、入力軸回転数のハンチングは回避できず、変速ショックが発生し、常に適正な変速品質を得るのは困難である。
【０００７】
本発明の目的は、変速ショックの発生を抑制して変速特性を向上することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
本発明の自動変速機の制御装置は、サンギヤとこれと同軸上のリングギヤとこれらに噛み合うピニオンギヤとを備えた遊星歯車ユニットと、それぞれの前記ギヤを連結、解放および固定状態に設定して入力軸から出力軸への動力伝達経路を切り換える複数の摩擦係合要素とを有する自動変速機の制御装置であって、前記摩擦係合要素に対する油圧を制御する油圧制御手段と、変速時のイナーシャ相における係合側の摩擦係合要素に供給する基本油圧を算出する基本油圧算出手段と、前記イナーシャ相における目標入力軸回転数のフィードバック制御の目標値に最大値と最小値とを設定する目標入力軸回転数算出手段と、入力軸回転数と前記目標値の最大値と最小値とに応じて前記係合側の摩擦係合要素に対する油圧補正値を算出する油圧補正値算出手段と、前記基本油圧と前記油圧補正値とに基づいて係合側油圧を算出して前記油圧制御手段に前記係合側油圧を出力する係合側油圧算出手段とを有することを特徴とする。
【０００９】
本発明の自動変速機の制御装置は、前記目標値の最大値および最小値と実入力軸回転数との偏差に基づいて前記油圧補正値を比例積分制御、または比例積分微分制御することを特徴とする。本発明の自動変速機の制御装置は、目標入力軸回転数と前記実入力軸回転数の偏差の積分値が所定量となるように係合側の摩擦係合要素の油圧を学習制御することを特徴とする。
【００１０】
本発明の自動変速機の制御装置は、油圧学習値を入力トルクが小さいときには小さくし、大きいときには大きくすることを特徴とする。本発明の自動変速機の制御装置は、学習値を入力トルクまたは前記入力トルクと前記目標入力軸回転数とにより設定される運転領域毎に設定したことを特徴とする。
【００１１】
本発明の自動変速機の制御装置にあっては、イナーシャ相中における入力軸回転数と目標入力軸回転数との偏差を算出し、この偏差に基づいて係合側の摩擦係合要素に油圧補正値をフィードバックするようにしたので、イナーシャ制御開始後に係合側油圧の応答遅れが発生しても、変速ショックを発生させることなく、円滑に変速を行うことができ、変速特性を向上させることができる。また、目標回転数に最大値と最小値とを設定し、目標回転数に幅をもたせることによって、過剰なフィードバックを抑制し、適正な変速品質を確保することができる。摩擦係合要素に加えられる油圧を学習制御することによって、摩擦係合要素の経年変化やバラツキにより基本油圧に誤差が発生しても適正な変速品質を得ることができる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。図１は遊星歯車式の自動変速機の一例を示すスケルトン図であり、変速機の上半分が示されている。図１に示すように、エンジン１０の出力軸であるクランク軸１１からの動力はトルクコンバータ１２を介して変速機の入力軸１３に伝達される。駆動輪に動力を伝達する変速機の出力軸１４と入力軸１３との間に配置される自動変速機１５は、フロント側の遊星歯車ユニット１６とリア側の遊星歯車ユニット１７とを有している。
【００１３】
それぞれの遊星歯車ユニット１６，１７は、サンギヤ１６ａ，１７ａと、これと同軸上で回転するリングギヤ１６ｂ，１７ｂと、サンギヤおよびリングギヤに噛み合うピニオンギヤ１６ｃ，１７ｃとを有し、それぞれのピニオンギヤ１６ｃ，１７ｃはサンギヤと同軸上のキャリア１６ｄ，１７ｄに回転自在に取り付けられている。キャリア１６ｄはハイクラッチ２１に連結され、サンギヤ１６ａはリバースクラッチ２２と２＆４ブレーキ２３に連結され、リングギヤ１７ｂはロークラッチ２４に連結されている。そして、キャリア１６ｄはロークラッチ２４とローリバースブレーキ２５に連結されるとともにローワンウエイクラッチ２６に連結されている。
【００１４】
図１に示されるように、摩擦係合要素としてのそれぞれのクラッチとブレーキを係合状態と解放状態とに切り換えることによって、遊星歯車ユニット１６，１７におけるそれぞれのギヤからなる入力、出力および反力要素が連結状態、解放状態および固定状態のいずれかに設定される。これにより、入力軸１３から出力軸１４に対して所定の変速歯車列による動力伝達経路に切り換えられて所定の変速段が設定される。
【００１５】
この遊星歯車式の自動変速機にあっては、ロークラッチ２４を係合させると第１速の変速段に設定され、このときにはワンウエイクラッチ２６は係合状態を保持する。この状態から第２速に設定するには、係合側の摩擦係合要素としての２＆４ブレーキ２３を係合させることになる。このときには、ワンウエイクラッチ２６は係合状態ではなくなり、ロークラッチ２４のクラッチドラムは回転可能となる。さらに、第２速から第３速に設定するには、解放側の摩擦係合要素となる２＆４ブレーキ２３を解放する一方、係合側の摩擦係合要素となるハイクラッチ２１を係合させることになる。また、第３速から第４速に設定するには、解放側の摩擦係合要素となるロークラッチ２４を解放する一方、係合側の摩擦係合要素となる２＆４ブレーキ２３を係合する。
【００１６】
図２は自動変速機に組み込まれた摩擦係合要素などの油圧機器に対して作動油を供給する油圧制御回路図であり、摩擦係合要素としてのそれぞれのクラッチおよびブレーキ２１〜２５に設けられたプランジャには、電磁弁２１ａ〜２５ａにより作動油が供給されるようになっている。作動油は、オイルポンプ２８から調圧弁２９を介してそれぞれの電磁弁２１ａ〜２５ａに供給されるようになっており、オイルポンプ２８は、図１に示されるようにトルクコンバータ１２のポンプアウターシェルを介してエンジン１０により駆動される。それぞれの電磁弁２１ａ〜２５ａのソレノイドには油圧制御回路３０から制御信号が送られようになっている。
【００１７】
このような遊星歯車式の自動変速機においては、摩擦係合要素の解放と他の摩擦係合要素の係合とが行われて、アップシフトではトルク相からイナーシャ相を経て、ダウンシフトではイナーシャ相からトルク相を経て変速が行われることになる。本発明の自動変速機にあっては、イナーシャ相においては、アップシフトでは係合側、ダウンシフトでは解放側の摩擦係合要素に対して供給される油圧がイナーシャ相中における入力軸回転数と目標回転数との偏差に応じてフィードバック制御される。このフィードバック制御が行われる際には、目標回転数の最大値と最大値により定まる範囲内の入力回転数となるように係合側の摩擦係合要素に対する油圧が制御される。
【００１８】
図３は変速機の作動を制御する制御回路を示すブロック図であり、油圧制御回路３０に制御信号を送る変速機制御ユニット（ＴＣＵ）３１を有している。この変速制御ユニット３１には、クランク軸１１の回転数を検出するエンジン回転数センサ３２、スロットルバルブの開度を検出するスロットル開度センサ３３、変速機の入力軸１３の回転数を検出する入力軸回転数センサ３４、変速機の出力軸１４の回転数を検出する出力軸回転数センサ３５、その他エンジン冷却水の温度を検出する水温センサなどの各種センサが接続されている。
【００１９】
変速機制御ユニット３１は、センサなどからの信号に基づいて電磁弁２１ａ〜２５ａに対する制御信号を演算するマイクロプロセッサＣＰＵと、制御プログラム、演算式およびマップデータなどが格納されるＲＯＭと、一時的にデータを格納するＲＡＭなどを備えている。変速機制御ユニット３１は、図３に示すように、入力トルク算出部４１と基本油圧算出部４２を有しており、入力トルク算出部４１はエンジン回転数とスロットル開度とトルクコンバータ１２の特性に基づいて入力軸１３にエンジン１０から入力される入力トルクＴｔを算出し、基本油圧算出部４２は入力トルクＴｔを含む１次式に基づいて、係合側の摩擦係合要素に対して供給される基本油圧Ｐｃｂを算出する。
【００２０】
変速機制御ユニット３１は、目標入力軸回転数算出部４３と偏差算出部４４と油圧補正値算出部４５と係合側油圧算出部４６とを有しており、目標入力軸回転数算出部４３は入力軸回転数と出力回転数と変速前後のギヤ比などに基づいて目標入力軸回転数最大値Ｒｍａｘと目標入力軸回転数最小値Ｒｍｉｎとを算出し、偏差算出部４４は入力軸回転数と目標入力軸回転数との偏差Ｅｎを算出する。求められた偏差Ｅｎに基づいて油圧補正値算出部４５は係合側の摩擦係合要素の油圧補正値Ｐｆｂを算出する。基本油圧算出部４２で求められた基本油圧Ｐｃｂと油圧補正値Ｐｆｂとに基づいて、係合側油圧算出部４６は最終的に摩擦係合要素に供給される係合側油圧Ｐｃを算出し、その圧力が係合側の摩擦係合要素に供給されるように、該当する摩擦係合要素の電磁弁のソレノイドに信号が送られる。
【００２１】
変速制御ユニット３１はさらに油圧学習値算出部４７を有し、それぞれの摩擦係合要素の加工誤差や経年変化によって油圧に設計値と相違したバラツキが発生した場合には、バラツキを補正するための油圧学習値Ｐｌｒｎを算出する。この学習値は係合側油圧算出部４６において基本油圧Ｐｃｂに加算される。図３においては、入力トルク算出部４１から油圧学習値算出部４７を変速機制御ユニット３１のＣＰＵに設定された機能構成として捉えて示している。
【００２２】
図４は変速制御が行われる際のイナーシャ相における変速特性を示すタイムチャートである。図４における変速例１は変速制御がイナーシャ相となった初期に入力軸１３の実際の回転数が目標入力軸回転数最大値Ｒｍａｘよりも高い回転数となっていた場合を示し、変速例２は入力軸１３の実際の回転数が目標入力軸回転数最小値Ｒｍｉｎよりも低い回転数となっていた場合を示し、それぞれ実際の入力軸回転数の変化が太い実線Ａにより示されている。太い破線Ｂは理想的な回転数を制御目標値としてフィードバック制御した場合における入力軸回転数の変化を示し、細い破線Ｃはフィードバック制御を行わない場合における入力軸回転数の変化を示す。図４に示すように、イナーシャ相においては入力軸の回転数が頻繁に変化することがなくなり、変速ショックの発生が抑制される。
【００２３】
図５および図６は変速制御が行われる際における係合側の摩擦係合要素制御のメインルーチンを示すフローチャートであり、図７は学習制御のサブルーチンを示すフローチャートである。ステップＳ１においては、変速制御がトルク相からイナーシャ相となったか否かが判定される。この判定は入力軸回転数Ｎｉｎまたはギヤ比を計測し、判定値との比較によりイナーシャ相となったか否かを判定することができる。ステップＳ１においてイナーシャ相に切り替わったと判定されたならば、ステップＳ２においてイナーシャ相開始からの経過時間Ｔの計測を開始する。
【００２４】
イナーシャ相となると、経過時間Ｔに対する目標回転パターンＲｐｔを式（１）により算出する。この算出結果に基づいて式（２）により目標回転数の許容最大パターンＲｐｔｍａｘをステップＳ３において算出する。
【００２５】
目標回転パターンＲｐｔ＝ｆ１（Ｔ）　　・・・（１）
許容最大パターンＲｐｔｍａｘ＝ｋｃｍａｘ×ｆ１（Ｔ−ｔｄｍａｘ）　　・・・（２）
式（２）において、（Ｔ−ｔｄｍａｘ）≧０である。
【００２６】
ここで、関数ｆ１は入力軸回転が理想的に変化をするように予め設定されており、１〜０まで変化する。設定値ｋｃｍａｘとｔｄｍａｘは、摩擦係合要素のバラツキなどを考慮して変速品質が許容される入力軸回転数の時間変化の最大値のパターンにより決定されるが、入力トルクＴｔおよび出力軸回転数Ｎｏｕｔなどにより可変としても良い。なお、目標回転数の許容最大パターンＲｐｔｍａｘは、以下の式（２ａ）に示すように、経過時間Ｔと関数ｆ２により算出するようにしても良い。
【００２７】
許容最大パターンＲｐｔｍａｘ＝ｆ２（Ｔ）　　・・・（２ａ）
次いで、ステップＳ４において、式（３）により目標回転数の許容最小パターンＲｐｔｍｉｎを算出する。
【００２８】
許容最小パターンＲｐｔｍｉｎ＝ｋｃｍｉｎ×ｆ１（Ｔ＋ｔｄｍｉｎ）　　・・・（３）
ここで、設定値ｋｃｍｉｎとｔｄｍｉｎは、摩擦係合要素のバラツキなどを考慮して変速品質が許容される入力軸回転数の時間変化の最小値のパターンにより決定されるが、入力トルクＴｔおよび出力軸回転数Ｎｏｕｔなどにより可変としても良い。なお、目標回転数の許容最小パターンＲｐｔｍｉｎは、以下の式（３ａ）に示すように、経過時間Ｔと関数ｆ３により算出するようにしても良い。
【００２９】
許容最小パターンＲｐｔｍｉｎ＝ｆ３（Ｔ）　　・・・（３ａ）
さらに、ステップＳ５では許容最大パターンＲｐｔｍａｘに基づいて式（４）により目標入力軸回転数最大値Ｒｍａｘを算出し、ステップＳ６では許容最小パターンＲｐｔｍｉｎに基づいて式（５）により目標入力軸回転数最小値Ｒｍｉｎを算出する。
【００３０】
目標入力軸回転数最大値Ｒｍａｘ＝（（ｇｒｉ−ｇｒａ）×Ｒｐｔｍａｘ＋ｇｒａ）×Ｎｏｕｔ　・・（４）
目標入力軸回転数最小値Ｒｍｉｎ＝（（ｇｒｉ−ｇｒａ）×Ｒｐｔｍｉｎ＋ｇｒａ）×Ｎｏｕｔ　・・（５）
ただし、ｇｒｉは変速前のギヤ比であり、ｇｒａは変速後のギヤ比であり、Ｎｏｕｔは出力軸回転数である。
【００３１】
これらの最大値Ｒｍａｘと最小値Ｒｍｉｎと実際の入力軸回転数ＮｉｎとがステップＳ７，Ｓ８において比較され、入力軸回転数Ｎｉｎの値に応じてステップＳ９〜Ｓ１１において回転数偏差Ｅｎが以下の式（６ａ）〜（６ｃ）により算出される。
【００３２】
Ｎｉｎ＞Ｒｍａｘの時には、回転数偏差Ｅｎ＝Ｒｍａｘ−Ｎｉｎ　　・・・（６ａ）
Ｒｍｉｎ≦Ｎｉｎ≦Ｒｍａｘの時には、回転数偏差Ｅｎ＝０　　　・・・（６ｂ）
Ｎｉｎ＜Ｒｍｉｎの時には、回転数偏差Ｅｎ＝Ｒｍｉｎ−Ｎｉｎ　　・・・（６ｃ）
このように、入力軸回転数Ｎｉｎが最大値Ｒｍａｘよりも大きい場合および最小値Ｒｍｉｎよりも小さい場合には、回転数偏差Ｅｎはそれぞれ最大値Ｒｍａｘと最小値Ｒｍｉｎとの差に設定され、入力軸回転数Ｎｉｎが最大値Ｒｍａｘと最小値Ｒｍｉｎの範囲内に入っていれば、回転偏差Ｅｎは０に設定される。
【００３３】
次いで、ステップＳ１２においては式（７）に示すように、偏差Ｅｎの累積和つまり積分値Ｉｔｇを算出し、ステップＳ１３では式（８）に示すように偏差の時間差分値つまり微分値Ｄｉｖを算出する。
【００３４】
積分値Ｉｔｇ＝Ｅｎ＋Ｉｔｇ　　　・・・（７）
微分値Ｄｉｖ＝Ｅｎ（ｋ）＋Ｅｎ（ｋ−１）　　・・・（８）
ただし、ｋはこのステップＳ１３が実行された時点での制御周期である。
【００３５】
ステップＳ１４においては、偏差Ｅｎ、偏差の累積和（積分値）Ｉｔｇ、偏差の時間差分値（微分値）Ｄｉｖ、比例定数Ｋｐ、積分定数Ｋｉ、および微分定数Ｋｄに基づいて式（９）により係合側油圧補正値Ｐｆｂが算出される。
【００３６】
係合側油圧補正値Ｐｆｂ＝Ｋｐ×Ｅｎ＋Ｋｉ×Ｉｔｇ＋Ｋｄ×Ｄｉｖ　　　　・・・（９）
このように、係合側油圧補正値Ｐｆｂは、ＰＩＤ制御つまり比例・積分・微分制御されているが、ＰＩ制御（比例積分制御）によって補正制御するようにしても良い。
【００３７】
一方、ステップＳ１５では入力トルクＴｔに変速の種類によって決定される定数ｍａを乗算して式（１０）に示すように該当する係合側の摩擦係合要素の必要トルクＴｃを算出し、ステップＳ１６では式（１１）に示されるように必要トルクＴｃの１次式により係合側基本油圧Ｐｃｂを算出する。
【００３８】
必要トルクＴｃ＝ｍａ×Ｔｔ　　　　　　・・・（１０）
係合側基本油圧Ｐｃｂ＝Ｋｃ×Ｔｃ＋ｐｓｆ＋ｐｕ　　　・・・（１１）
ここで、Ｋｃおよびｐｓｆは該当する摩擦係合要素により決定される定数であり、ｐｕは目標回転数変化率により決定される変数である。
【００３９】
ステップＳ１７では、係合側基本油圧Ｐｃｂと係合側基本油圧Ｐｆｂとに基づいて式（１２）により係合側油圧Ｐｃを算出し、算出値に対応する信号が変速機制御ユニット３１から油圧制御回路３０に送られて、該当する摩擦係合部材の電磁弁のソレノイドが駆動される。
【００４０】
係合側油圧Ｐｃ＝Ｐｃｂ−Ｐｆｂ＋Ｐｌｒｎ　　　　・・・（１２）
この式において、Ｐｌｒｎは前回の同一変速で算出された係合側油圧学習値である。上述したステップＳ２〜Ｓ１７はステップＳ１８においてイナーシャ相の終了が判定されるまで繰り返して実行される。イナーシャ相の終了は、入力軸回転数またはギヤ比を計測し、判定値との比較により判定され、イナーシャ相が終了したと判定されたときには、ステップＳ１９の学習制御が実行される。
【００４１】
ステップＳ１９に示す学習制御が実行されると、ステップＳ２０において偏差累積和Ｉｔｇが判定値Ｉｍａｘよりも大きいか否かが判定され、大きいと判定されたときには、ステップＳ２１において式（１３）により油圧学習値Ｐｌｒｎから学習更新値Ｐｈｄを減算して油圧学習値Ｐｌｒｎを更新する。一方、ステップＳ２２により偏差累積和Ｉｔｇが判定値Ｉｍｉｎよりも小さいと判定されたときには、ステップＳ２３において式（１４）により油圧学習値Ｐｌｒｎに学習更新値Ｐｈｕを加算して油圧学習値Ｐｌｒｎを更新する。
【００４２】
油圧学習値Ｐｌｒｎ＝　Ｐｌｒｎ−Ｐｈｄ　　・・・（１３）
油圧学習値Ｐｌｒｎ＝　Ｐｌｒｎ＋Ｐｈｕ　　・・・（１４）
偏差累積和Ｉｔｇが判定値Ｉｍａｘと判定値Ｉｍｉｎの間にある場合には、更新することなく既に学習されている油圧学習値をそのまま保持する。ステップＳ２４では偏差累積和Ｉｔｇをリセットしてルーチンを抜ける。このようにして、係合側油圧Ｐｃにより該当する摩擦係合要素に対する油圧が制御される。
【００４３】
このように、上述した自動変速機の制御装置にあっては、目標入力軸回転数の最大値と最小値を設定し、目標入力軸回転数に幅を持たせて許容範囲を越えたときにフィードバック制御を実行することによって、摩擦係合要素の経年変化やバラツキにより基本油圧Ｐｃｂに誤差が発生しても目標入力軸回転数と実入力軸回転数の偏差による過剰なフィードバックが回避される。これにより、常に適正な変速品質を得ることができる。
【００４４】
上述した学習更新値ＰｈｄおよびＰｈｕは、それぞれ判定最大値と判定最小値との差によって算出するようにしているが、それぞれの学習更新値Ｐｈｄ、Ｐｈｕを入力トルクＴｔの関数として設定するようにしても良い。
【００４５】
図８は上述のように、学習更新値ＰｈｄおよびＰｈｕを入力トルクＴｔの関数として設定した場合における入力トルクＴｔに応じた補正値つまり学習更新値Ｐｈｄ、Ｐｈｕを示す特性線図であり、それぞれ入力トルクＴｔが大きいときには、学習更新値Ｐｈｄ、Ｐｈｕを大きくし、入力トルクＴｔが小さいときには学習更新値Ｐｈｄ、Ｐｈｕを小さくしている。ただし、一方の学習更新値のみを入力トルクＴｔに応じて変化させるようにしても良い。
【００４６】
図９は油圧学習値Ｐｌｒｎを入力トルクＴｔと入力軸回転数Ｎｔとにより設定した運転領域のマップを示す学習値のマップデータであり、運転領域毎に摩擦係合要素の油圧の学習制御を行うと、全運転領域において変速制御の精度を高めることができ、最適な変速品質を得ることができる。
【００４７】
本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能である。たとえば、自動変速機は図１に示される場合に限られず、サンギヤなどのギヤを有する遊星歯車ユニットと、これにより形成される動力伝達経路の切り換えを行うクラッチおよびブレーキつまり摩擦係合要素を有するタイプの自動変速機であれば、どのようなタイプの変速機にも本発明を適用することができる。
【００４８】
【発明の効果】
本発明によれば、イナーシャ相中における入力軸回転数と目標入力軸回転数との偏差に基づいて係合側の摩擦係合要素に油圧補正値をフィードバックするようにしたので、イナーシャ制御開始後に係合側油圧の応答遅れが発生しても、変速ショックを発生させることなく、円滑に変速を行うことができる。また、目標回転数に最大値と最小値とを設定し、目標回転数に幅をもたせることによって、過剰なフィードバックを抑制し、適正な変速品質を確保することができる。
【００４９】
さらに、摩擦係合要素に加えられる油圧を学習制御することによって、摩擦係合要素の経年変化やバラツキにより基本油圧に誤差が発生しても適正な変速品質を得ることができる。油圧の学習値を入力トルクまたは入力トルクと入力軸回転数による運転領域ごとに設定することにより、車両の全運転領域において変速品質を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】遊星歯車式の自動変速機の一例を示すスケルトン図である。
【図２】自動変速機に組み込まれた摩擦係合要素などの油圧機器に対して作動油を供給する油圧制御回路図である。
【図３】変速機の作動を制御する制御装置の機能構成を示すブロック図である。
【図４】変速制御が行われる際のイナーシャ相における変速特性を示すタイムチャートである。
【図５】変速制御が行われる際における係合側の摩擦係合要素制御のメインルーチンを示すフローチャートである。
【図６】変速制御が行われる際における係合側の摩擦係合要素制御のメインルーチンを示すフローチャートである。
【図７】学習制御のサブルーチンを示すフローチャートである。
【図８】入力トルクと学習更新値との関係を示す特性線図である。
【図９】入力トルクと入力軸回転数とにより設定した運転領域のマップを示す学習更新値のマップデータである。
【符号の説明】
１０　　　エンジン
１２　　　トルクコンバータ
１３　　　入力軸
１４　　　出力軸
１５　　　自動変速機
１６，１７　　　遊星歯車ユニット
３０　　　油圧制御回路
３１　　　変速機制御ユニット
３２　　　エンジン回転数センサ
３３　　　スロットル開度センサ
３４　　　入力軸回転数センサ
３５　　　出力軸回転数センサ
４１　　　入力トルク算出部
４２　　　基本油圧算出部
４３　　　目標入力軸回転数算出部
４４　　　偏差算出部
４５　　　油圧補正値算出部
４６　　　係合側油圧算出部
４７　　　油圧学習値算出部[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an automatic transmission, and more particularly, to control of an engagement-side hydraulic pressure of a friction engagement element during a shift operation.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art A planetary gear type automatic transmission has a planetary gear unit including a sun gear, a ring gear rotating coaxially with the sun gear, and a pinion gear rotatably mounted on a carrier so as to mesh with the sun gear. When each element such as the ring gear constituting the planetary gear unit is connected, released and fixed by frictional engagement elements such as clutches and brakes, power transmission by the input, output and reaction force elements constituting the planetary gear train The path is switched to perform the speed change. For example, when performing a shift operation from a state of a specific gear to another gear, while releasing the specific frictional engagement element in the engaged state, the other frictional element in the released state is released. When the friction engagement element is engaged, the power transmission path is switched.
[0003]
By the way, during a shift operation in which the engagement operation and the release operation of the friction engagement element are performed, the vehicle speed is hardly changed due to the large inertia of the vehicle, and it is assumed that the rotation speed on the output side is constant. The shift is completed through a process from the torque phase in the first half of the shift to the inertia phase in the second half. In the torque phase, as the clutch torque increases, the torque of the disengagement side clutch, which is a reaction force element, decreases, and the output torque decreases until it becomes the same value as the input torque. In this process, since the disengagement side clutch is engaged, the speed of each element does not change and no inertia torque is generated. In the inertia phase, the disengagement side clutch is disengaged, the reaction force becomes zero, and inertia torque is generated as the rotational speed of each element changes. In the first half of the inertia phase, the output torque increases due to the increase in the clutch torque on the engagement side and the inertia torque of each element. In the latter half of the inertia phase after the clutch torque on the engaging side reaches the maximum value, the output torque does not increase, but the inertia torque remains because the clutch continues to slip, and when the clutch engagement is completed and the gear shifting operation is completed, the engagement is stopped. The rotational speeds of the input side and the output side of the combined clutch become equal.
[0004]
In this inertia phase, feedback control is performed in accordance with the deviation between the actual input shaft speed detected by the sensor and the target input shaft speed to correct the hydraulic pressure supplied to the engagement side frictional engagement element. A technique has been developed which corrects the variation of the frictional engagement element to obtain an appropriate shift quality. However, in the feedback control based on the actual input shaft rotation speed, if the deviation between the target input shaft rotation speed and the actual input shaft rotation speed is large, there is a problem that feedback is excessive and hunting occurs, thereby degrading the shift quality.
[0005]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-2318 discloses that the target rotation speed is corrected by the difference between the target rotation speed and the actual rotation speed at the start of the control, and the corrected value of the target rotation speed is subjected to feedback control as a control target. A technique has been disclosed in which hunting due to excessive feedback is suppressed.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
As disclosed in this publication, by correcting the target rotation speed, excessive feedback due to a large deviation at the start of control can be suppressed, but it is not possible to cope with a large deviation after the start of control. For this reason, it is not possible to cope with the response delay of the engagement hydraulic pressure supplied to the frictional engagement element on the engagement side, or the occurrence of a transient pressure variation due to an overshoot surge pressure or the like. In other words, if a deviation occurs after the start of the control, hunting of the input shaft speed cannot be avoided due to the characteristics of the feedback control, a shift shock occurs, and it is difficult to always obtain an appropriate shift quality. .
[0007]
An object of the present invention is to improve the shift characteristics by suppressing the occurrence of a shift shock.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
A control device for an automatic transmission according to the present invention includes a planetary gear unit having a sun gear, a ring gear coaxial with the sun gear, and a pinion gear meshing with the sun gear, and setting the respective gears in a connected, released, and fixed state to an input shaft. A plurality of frictional engagement elements for switching a power transmission path from the motor to the output shaft, a hydraulic control means for controlling a hydraulic pressure for the frictional engagement elements, and an inertia phase at the time of gear shifting. Basic hydraulic pressure calculating means for calculating a basic hydraulic pressure to be supplied to the engagement side frictional engagement element; and a target input shaft for setting a maximum value and a minimum value as target values for feedback control of the target input shaft speed in the inertia phase. Rotation speed calculation means, and a hydraulic pressure correction for calculating a hydraulic pressure correction value for the engagement side frictional engagement element according to the input shaft rotation speed and the maximum value and the minimum value of the target value Calculation means, and engagement-side oil pressure calculation means for calculating the engagement-side oil pressure based on the basic oil pressure and the oil pressure correction value and outputting the engagement-side oil pressure to the oil pressure control means. I do.
[0009]
The control device for an automatic transmission according to the present invention performs proportional integral control or proportional integral derivative control of the hydraulic pressure correction value based on a deviation between a maximum value and a minimum value of the target value and an actual input shaft speed. And The control device for an automatic transmission according to the present invention learns and controls the oil pressure of the frictional engagement element on the engagement side such that an integral value of a deviation between a target input shaft speed and the actual input shaft speed becomes a predetermined amount. It is characterized by.
[0010]
The control device for an automatic transmission according to the present invention is characterized in that the hydraulic pressure learning value is decreased when the input torque is small, and is increased when the input torque is large. The control device for an automatic transmission according to the present invention is characterized in that the learning value is set for each input torque or for an operation range set by the input torque and the target input shaft speed.
[0011]
In the control device for the automatic transmission according to the present invention, a deviation between the input shaft rotation speed and the target input shaft rotation speed during the inertia phase is calculated, and the hydraulic pressure is applied to the engagement side frictional engagement element based on the deviation. Since the correction value is fed back, even if a response delay of the engagement side hydraulic pressure occurs after the start of the inertia control, the shift can be smoothly performed without generating a shift shock, and the shift characteristic is improved. Can be. Further, by setting a maximum value and a minimum value for the target rotational speed and providing the target rotational speed with a range, excessive feedback can be suppressed and appropriate shift quality can be ensured. By learning and controlling the oil pressure applied to the friction engagement element, an appropriate shift quality can be obtained even if an error occurs in the basic oil pressure due to aging or variation of the friction engagement element.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a skeleton diagram showing an example of a planetary gear type automatic transmission, in which an upper half of the transmission is shown. As shown in FIG. 1, power from a crankshaft 11 which is an output shaft of an engine 10 is transmitted to an input shaft 13 of a transmission via a torque converter 12. The automatic transmission 15 disposed between the output shaft 14 and the input shaft 13 of the transmission that transmits power to the drive wheels has a front-side planetary gear unit 16 and a rear-side planetary gear unit 17. I have.
[0013]
Each of the planetary gear units 16 and 17 has sun gears 16a and 17a, ring gears 16b and 17b rotating coaxially with the sun gears 16a and 17a, and pinion gears 16c and 17c meshing with the sun gear and the ring gear, respectively. It is rotatably mounted on carriers 16d, 17d coaxial with the sun gear. The carrier 16d is connected to the high clutch 21, the sun gear 16a is connected to the reverse clutch 22 and the 2 & 4 brake 23, and the ring gear 17b is connected to the low clutch 24. The carrier 16d is connected to a low clutch 24 and a low reverse brake 25, and is also connected to a low one-way clutch 26.
[0014]
As shown in FIG. 1, the input, output and reaction force of the respective gears in the planetary gear units 16 and 17 are switched by switching the respective clutches and brakes as frictional engagement elements between an engaged state and a released state. The element is set to one of the connected, released, and fixed states. As a result, the power transmission path is switched from the input shaft 13 to the output shaft 14 using a predetermined gear train, and a predetermined gear is set.
[0015]
In this planetary gear type automatic transmission, when the low clutch 24 is engaged, the first speed is established, and at this time, the one-way clutch 26 maintains the engaged state. To set the second speed from this state, the 2 & 4 brake 23 as the engagement-side friction engagement element is engaged. At this time, the one-way clutch 26 is not in the engaged state, and the clutch drum of the low clutch 24 can rotate. Further, in order to set the second speed to the third speed, the 2 & 4 brake 23 serving as the disengagement side frictional engagement element is released while the high clutch 21 serving as the engagement side frictional engagement element is engaged. become. To set the third speed to the fourth speed, the low clutch 24 serving as the disengagement side frictional engagement element is released, and the 2 & 4 brake 23 serving as the engagement side frictional engagement element is engaged.
[0016]
FIG. 2 is a hydraulic control circuit diagram for supplying hydraulic oil to a hydraulic device such as a friction engagement element incorporated in the automatic transmission, and is provided in each of the clutches and brakes 21 to 25 as friction engagement elements. The operating oil is supplied to the plunger by electromagnetic valves 21a to 25a. Hydraulic oil is supplied from an oil pump 28 to each of the solenoid valves 21a to 25a via a pressure regulating valve 29. The oil pump 28 is provided with a pump outer shell of the torque converter 12 as shown in FIG. , And is driven by the engine 10. Control signals are sent from the hydraulic control circuit 30 to the solenoids of the respective solenoid valves 21a to 25a.
[0017]
In such a planetary gear type automatic transmission, the frictional engagement element is released and the other frictional engagement elements are engaged, so that the upshift shifts from the torque phase to the inertia phase, and the downshift shifts to the inertia phase. The shift is performed from the phase through the torque phase. In the automatic transmission according to the present invention, in the inertia phase, the hydraulic pressure supplied to the friction engagement element on the engagement side in the upshift and the release side in the downshift is the same as the input shaft rotation speed in the inertia phase. Feedback control is performed according to the deviation from the target rotation speed. When this feedback control is performed, the hydraulic pressure for the frictional engagement element on the engagement side is controlled so that the input rotation speed falls within a range determined by the maximum value of the target rotation speed and the maximum value.
[0018]
FIG. 3 is a block diagram showing a control circuit for controlling the operation of the transmission, and has a transmission control unit (TCU) 31 for sending a control signal to the hydraulic control circuit 30. The shift control unit 31 includes an engine speed sensor 32 for detecting the speed of the crankshaft 11, a throttle opening sensor 33 for detecting the opening of the throttle valve, and an input for detecting the speed of the input shaft 13 of the transmission. Various sensors such as a shaft speed sensor 34, an output shaft speed sensor 35 for detecting the speed of the output shaft 14 of the transmission, and a water temperature sensor for detecting the temperature of the engine cooling water are connected.
[0019]
The transmission control unit 31 includes a microprocessor CPU that calculates control signals for the electromagnetic valves 21a to 25a based on signals from sensors and the like, a ROM that stores control programs, arithmetic expressions, map data, and the like. A RAM for storing data is provided. As shown in FIG. 3, the transmission control unit 31 includes an input torque calculation unit 41 and a basic oil pressure calculation unit 42. The input torque calculation unit 41 is configured to control the engine speed, the throttle opening, and the characteristics of the torque converter 12. The input pressure Tt input from the engine 10 to the input shaft 13 is calculated based on the input torque Tt, and the basic oil pressure calculation unit 42 supplies the input torque Tt to the engagement-side frictional engagement element based on a linear expression including the input torque Tt. Calculated basic hydraulic pressure Pcb is calculated.
[0020]
The transmission control unit 31 includes a target input shaft rotation speed calculation unit 43, a deviation calculation unit 44, a hydraulic pressure correction value calculation unit 45, and an engagement side oil pressure calculation unit 46. Calculates the maximum value Rmax of the target input shaft rotation speed and the minimum value Rmin of the target input shaft rotation speed based on the input shaft rotation speed, the output rotation speed, the gear ratio before and after the shift, and the like. And the deviation En between the target input shaft speed and the target input shaft speed are calculated. The hydraulic pressure correction value calculation unit 45 calculates the hydraulic pressure correction value Pfb of the frictional engagement element on the engagement side based on the obtained deviation En. Based on the basic oil pressure Pcb and the oil pressure correction value Pfb obtained by the basic oil pressure calculation unit 42, the engagement oil pressure calculation unit 46 calculates the engagement oil pressure Pc finally supplied to the friction engagement element, A signal is sent to the solenoid of the solenoid valve of the corresponding friction engagement element so that the pressure is supplied to the engagement side friction engagement element.
[0021]
The transmission control unit 31 further has a hydraulic pressure learning value calculation unit 47, and is used for correcting the fluctuation when the hydraulic pressure fluctuates from the design value due to a processing error or aging of each friction engagement element. The hydraulic pressure learning value Plrn is calculated. This learning value is added to the basic oil pressure Pcb in the engagement-side oil pressure calculation unit 46. In FIG. 3, the input torque calculation unit 41 to the hydraulic pressure learning value calculation unit 47 are shown as a functional configuration set in the CPU of the transmission control unit 31.
[0022]
FIG. 4 is a time chart showing shift characteristics in the inertia phase when the shift control is performed. 4 shows a case where the actual rotation speed of the input shaft 13 is higher than the target input shaft rotation speed maximum value Rmax at the beginning of the shift control in the inertia phase. Indicates a case where the actual rotation speed of the input shaft 13 is lower than the target input shaft rotation speed minimum value Rmin, and the change of the actual input shaft rotation speed is indicated by a thick solid line A. A thick broken line B indicates a change in the input shaft speed when the feedback control is performed using the ideal speed as a control target value, and a thin broken line C indicates a change in the input shaft speed when the feedback control is not performed. As shown in FIG. 4, the rotational speed of the input shaft does not frequently change in the inertia phase, and the occurrence of the shift shock is suppressed.
[0023]
FIGS. 5 and 6 are flowcharts showing a main routine of engagement-side frictional engagement element control when gear shift control is performed, and FIG. 7 is a flowchart showing a subroutine of learning control. In step S1, it is determined whether or not the shift control has changed from the torque phase to the inertia phase. In this determination, the input shaft rotation speed Nin or the gear ratio is measured, and it can be determined whether or not the inertia phase has occurred by comparison with the determination value. If it is determined in step S1 that the phase has been switched to the inertia phase, measurement of the elapsed time T from the start of the inertia phase is started in step S2.
[0024]
When the inertia phase is reached, the target rotation pattern Rpt with respect to the elapsed time T is calculated by equation (1). Based on the calculation result, an allowable maximum pattern Rptmax of the target rotation speed is calculated in step S3 by using equation (2).
[0025]
Target rotation pattern Rpt = f1 (T) (1)
Maximum allowable pattern Rptmax = kcmax × f1 (T-tdmax) (2)
In the equation (2), (T-tdmax) ≧ 0.
[0026]
Here, the function f1 is preset so that the input shaft rotation changes ideally, and changes from 1 to 0. The set values kcmax and tdmax are determined by the pattern of the maximum value of the time change of the input shaft rotation speed at which the shift quality is allowed in consideration of the variation of the friction engagement element and the like. It may be variable by Nout or the like. Note that the allowable maximum pattern Rptmax of the target rotation speed may be calculated by the elapsed time T and the function f2 as shown in the following equation (2a).
[0027]
Maximum allowable pattern Rptmax = f2 (T) (2a)
Next, in step S4, an allowable minimum pattern Rptmin of the target rotational speed is calculated by the equation (3).
[0028]
Minimum allowable pattern Rptmin = kcmin × f1 (T + tdmin) (3)
Here, the set values kcmin and tdmin are determined by the pattern of the minimum value of the time change of the input shaft rotation speed at which the shift quality is allowed in consideration of the variation of the friction engagement element and the like. It may be variable by the shaft rotation speed Nout or the like. The minimum allowable pattern Rptmin of the target rotation speed may be calculated by the elapsed time T and the function f3 as shown in the following equation (3a).
[0029]
Minimum allowable pattern Rptmin = f3 (T) (3a)
Further, in step S5, the target input shaft rotation speed maximum value Rmax is calculated by equation (4) based on the allowable maximum pattern Rptmax, and in step S6, the target input shaft rotation speed minimum value is calculated by equation (5) based on the allowable minimum pattern Rptmin. Calculate the value Rmin.
[0030]
Target input shaft rotation speed maximum value Rmax = ((gri-gra) × Rptmax + gra) × Nout (4)
Minimum value of target input shaft rotation speed Rmin = ((gri-gra) × Rptmin + gra) × Nout (5)
Here, gri is the gear ratio before shifting, gra is the gear ratio after shifting, and Nout is the output shaft rotation speed.
[0031]
The maximum value Rmax, the minimum value Rmin, and the actual input shaft rotation speed Nin are compared in steps S7 and S8, and the rotation speed deviation En is calculated in steps S9 to S11 according to the value of the input shaft rotation speed Nin in the following equation. It is calculated by (6a) to (6c).
[0032]
When Nin> Rmax, the rotational speed deviation En = Rmax−Nin (6a)
When Rmin ≦ Nin ≦ Rmax, the rotational speed deviation En = 0 (6b)
When Nin <Rmin, the rotational speed deviation En = Rmin-Nin (6c)
As described above, when the input shaft rotation speed Nin is larger than the maximum value Rmax and smaller than the minimum value Rmin, the rotation speed deviation En is set to the difference between the maximum value Rmax and the minimum value Rmin, respectively. If the rotation speed Nin falls within the range between the maximum value Rmax and the minimum value Rmin, the rotation deviation En is set to zero.
[0033]
Next, in step S12, a cumulative sum of the deviation En, that is, an integral value Itg is calculated as shown in equation (7), and in step S13, a time difference value of the deviation, that is, a differential value Div is calculated as shown in equation (8). I do.
[0034]
Integral value Itg = En + Itg (7)
Differential value Div = En (k) + En (k-1) (8)
Here, k is the control cycle at the time when step S13 is executed.
[0035]
In step S14, the equation (9) is used based on the deviation En, the cumulative sum (integral value) Itg of the deviation, the time difference value (differential value) Div of the deviation, the proportional constant Kp, the integral constant Ki, and the differential constant Kd. A combined hydraulic pressure correction value Pfb is calculated.
[0036]
Engagement-side hydraulic pressure correction value Pfb = Kp × En + Ki × Itg + Kd × Div (9)
As described above, the engagement side hydraulic pressure correction value Pfb is subjected to PID control, that is, proportional / integral / differential control, but may be corrected and controlled by PI control (proportional / integral control).
[0037]
On the other hand, in step S15, the input torque Tt is multiplied by a constant ma determined by the type of shift to calculate the required torque Tc of the corresponding engagement-side frictional engagement element as shown in equation (10). Then, as shown in the equation (11), the engagement-side basic oil pressure Pcb is calculated by a linear expression of the required torque Tc.
[0038]
Required torque Tc = ma × Tt (10)
Engagement side basic oil pressure Pcb = Kc × Tc + psf + pu (11)
Here, Kc and psf are constants determined by the corresponding frictional engagement element, and pu is a variable determined by the target rotational speed change rate.
[0039]
In step S17, based on the engagement side basic oil pressure Pcb and the engagement side basic oil pressure Pfb, the engagement side oil pressure Pc is calculated by equation (12), and a signal corresponding to the calculated value is transmitted from the transmission control unit 31 to the oil pressure control. The signal is sent to the circuit 30, and the solenoid of the solenoid valve of the corresponding friction engagement member is driven.
[0040]
Engagement hydraulic pressure Pc = Pcb−Pfb + Plrn (12)
In this equation, Plrn is an engagement-side hydraulic pressure learning value calculated in the previous same shift. Steps S2 to S17 described above are repeatedly executed until the end of the inertia phase is determined in step S18. The end of the inertia phase is determined by measuring the input shaft rotation speed or the gear ratio and comparing the measured value with the determination value. When it is determined that the inertia phase has ended, the learning control in step S19 is executed.
[0041]
When the learning control shown in step S19 is executed, it is determined in step S20 whether or not the cumulative difference Itg is larger than the determination value Imax. The hydraulic pressure learning value Plrn is updated by subtracting the learning update value Phd from the value Plrn. On the other hand, when it is determined in step S22 that the cumulative deviation Itg is smaller than the determination value Imin, in step S23, the learning update value Phu is added to the hydraulic pressure learning value Plrn according to equation (14) to update the hydraulic pressure learning value Plrn. .
[0042]
Hydraulic pressure learning value Plrn = Plrn-Phd (13)
Oil pressure learning value Plrn = Plrn + Phu (14)
When the cumulative difference Itg is between the determination value Imax and the determination value Imin, the hydraulic pressure learning value that has already been learned is maintained without updating. In step S24, the cumulative error sum Itg is reset and the routine exits. In this way, the oil pressure for the corresponding frictional engagement element is controlled by the engagement side oil pressure Pc.
[0043]
As described above, in the control device for the automatic transmission described above, the maximum value and the minimum value of the target input shaft rotation speed are set, and when the target input shaft rotation speed has a width and exceeds the allowable range. By executing the feedback control, even if an error occurs in the basic hydraulic pressure Pcb due to aging or variation of the friction engagement element, excessive feedback due to a deviation between the target input shaft speed and the actual input shaft speed is avoided. As a result, it is possible to always obtain appropriate shift quality.
[0044]
The learning update values Phd and Phu described above are calculated based on the difference between the maximum judgment value and the minimum judgment value. However, each of the learning update values Phd and Phu is set as a function of the input torque Tt. Is also good.
[0045]
FIG. 8 is a characteristic diagram showing the correction values according to the input torque Tt, that is, the learning update values Phd and Phu when the learning update values Phd and Phu are set as a function of the input torque Tt, as described above. When the torque Tt is large, the learning update values Phd and Phu are increased, and when the input torque Tt is small, the learning update values Phd and Phu are reduced. However, only one learning update value may be changed according to the input torque Tt.
[0046]
FIG. 9 is map data of learning values indicating a map of an operation region in which the hydraulic pressure learning value Plrn is set by the input torque Tt and the input shaft rotation speed Nt, and performs learning control of the oil pressure of the friction engagement element for each operation region. Thus, the accuracy of the shift control can be improved in the entire operation range, and the optimum shift quality can be obtained.
[0047]
The present invention is not limited to the above embodiment, and can be variously modified without departing from the gist thereof. For example, the automatic transmission is not limited to the case shown in FIG. 1 and includes a planetary gear unit having a gear such as a sun gear and a clutch and a brake, that is, a friction engagement element for switching a power transmission path formed by the planetary gear unit. The present invention can be applied to any type of automatic transmission as long as it is an automatic transmission.
[0048]
【The invention's effect】
According to the present invention, the hydraulic pressure correction value is fed back to the frictional engagement element on the engagement side based on the deviation between the input shaft speed and the target input shaft speed during the inertia phase. Even if a response delay of the engagement side hydraulic pressure occurs, the shift can be performed smoothly without generating a shift shock. Further, by setting a maximum value and a minimum value for the target rotational speed and providing the target rotational speed with a range, excessive feedback can be suppressed and appropriate shift quality can be ensured.
[0049]
Further, by learning and controlling the hydraulic pressure applied to the friction engagement element, an appropriate shift quality can be obtained even if an error occurs in the basic hydraulic pressure due to aging or variation of the friction engagement element. By setting the learning value of the hydraulic pressure for each operating region based on the input torque or the input torque and the input shaft rotation speed, the shift quality can be improved in the entire operating region of the vehicle.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing an example of a planetary gear type automatic transmission.
FIG. 2 is a hydraulic control circuit diagram for supplying hydraulic oil to a hydraulic device such as a friction engagement element incorporated in the automatic transmission.
FIG. 3 is a block diagram illustrating a functional configuration of a control device that controls the operation of the transmission.
FIG. 4 is a time chart showing a shift characteristic in an inertia phase when a shift control is performed.
FIG. 5 is a flowchart illustrating a main routine of engagement side frictional engagement element control when gear shift control is performed.
FIG. 6 is a flowchart showing a main routine of engagement side frictional engagement element control when gear shift control is performed.
FIG. 7 is a flowchart showing a subroutine of learning control.
FIG. 8 is a characteristic diagram showing a relationship between an input torque and a learning update value.
FIG. 9 is a map data of a learning update value showing a map of an operation region set by the input torque and the input shaft rotation speed.
[Explanation of symbols]
10 Engine
12 Torque converter
13 Input shaft
14 Output shaft
15 Automatic transmission
16, 17 planetary gear unit
30 Hydraulic control circuit
31 Transmission control unit
32 engine speed sensor
33 Throttle opening sensor
34 Input shaft speed sensor
35 Output shaft speed sensor
41 Input torque calculator
42 Basic oil pressure calculation unit
43 Target input shaft speed calculator
44 Deviation calculator
45 Hydraulic pressure correction value calculation unit
46 Engagement side oil pressure calculation unit
47 Oil pressure learning value calculation unit

Claims (5)

サンギヤとこれと同軸上のリングギヤとこれらに噛み合うピニオンギヤとを備えた遊星歯車ユニットと、それぞれの前記ギヤを連結、解放および固定状態に設定して入力軸から出力軸への動力伝達経路を切り換える複数の摩擦係合要素とを有する自動変速機の制御装置であって、
前記摩擦係合要素に対する油圧を制御する油圧制御手段と、
変速時のイナーシャ相における係合側の摩擦係合要素に供給する基本油圧を算出する基本油圧算出手段と、
前記イナーシャ相における目標入力軸回転数のフィードバック制御の目標値に最大値と最小値とを設定する目標入力軸回転数算出手段と、
入力軸回転数と前記目標値の最大値と最小値とに応じて前記係合側の摩擦係合要素に対する油圧補正値を算出する油圧補正値算出手段と、
前記基本油圧と前記油圧補正値とに基づいて係合側油圧を算出して前記油圧制御手段に前記係合側油圧を出力する係合側油圧算出手段とを有することを特徴とする自動変速機の制御装置。A planetary gear unit including a sun gear, a ring gear coaxial with the sun gear, and a pinion gear meshing with the sun gear; Control device for an automatic transmission having a friction engagement element of
Hydraulic pressure control means for controlling a hydraulic pressure for the friction engagement element,
Basic hydraulic pressure calculating means for calculating a basic hydraulic pressure to be supplied to the frictional engagement element on the engagement side in the inertia phase during shifting,
Target input shaft rotation speed calculation means for setting a maximum value and a minimum value to the target value of the feedback control of the target input shaft rotation speed in the inertia phase,
Hydraulic pressure correction value calculating means for calculating a hydraulic pressure correction value for the frictional engagement element on the engagement side according to the input shaft speed and the maximum value and the minimum value of the target value;
An automatic transmission comprising: an engagement-side hydraulic pressure calculation unit that calculates an engagement-side hydraulic pressure based on the basic hydraulic pressure and the hydraulic pressure correction value and outputs the engagement-side hydraulic pressure to the hydraulic pressure control unit. Control device. 請求項１記載の自動変速機の制御装置において、前記目標値の最大値および最小値と実入力軸回転数との偏差に基づいて前記油圧補正値を比例積分制御、または比例積分微分制御することを特徴とする自動変速機の制御装置。2. The control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the hydraulic pressure correction value is proportionally integrated or proportionally integrated and differentiated based on a difference between a maximum value and a minimum value of the target value and an actual input shaft speed. A control device for an automatic transmission, characterized in that: 請求項２記載の自動変速機の制御装置において、目標入力軸回転数と前記実入力軸回転数の偏差の積分値が所定量となるように係合側の摩擦係合要素の油圧を学習制御することを特徴とする自動変速機の制御装置。3. The control device for an automatic transmission according to claim 2, wherein the hydraulic pressure of the frictional engagement element on the engagement side is learned and controlled such that an integral value of a deviation between a target input shaft speed and the actual input shaft speed becomes a predetermined amount. A control device for an automatic transmission, comprising: 請求項３記載の自動変速機の制御装置において、油圧学習値を入力トルクが小さいときには小さくし、大きいときには大きくすることを特徴とする自動変速機の制御装置。4. The automatic transmission control device according to claim 3, wherein the hydraulic pressure learning value is decreased when the input torque is small, and is increased when the input torque is large. 請求項３または４記載の自動変速機の制御装置において、学習値を入力トルクまたは前記入力トルクと前記目標入力軸回転数とにより設定される運転領域毎に設定したことを特徴とする自動変速機の制御装置。5. The automatic transmission control device according to claim 3, wherein the learning value is set for each input torque or for each operation range set by the input torque and the target input shaft speed. Control device.

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