JP2005351484A - Automatic transmission controller for vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、車両用自動変速機制御装置に係り、特に、変速初期のショックを低減するための制御を実行する車両用自動変速機制御装置に関する。 The present invention relates to an automatic transmission control device for a vehicle, and more particularly, to an automatic transmission control device for a vehicle that executes control for reducing a shock at the initial stage of gear shifting.
車両用自動変速機においては、急激な変速の進行による変速終了時のショックと、逆に変速に時間がかかり過ぎることによる摩擦係合要素の損傷とを回避する必要があることはよく知られている。 It is well known that in an automatic transmission for a vehicle, it is necessary to avoid a shock at the end of a shift due to a rapid shift and a damage to a frictional engagement element due to the excessive shift. Yes.
このため、従来、変速終了時のショックを軽減する技術として、クラッチ油圧を一定勾配で上昇させた後、イナーシャ相期間の後半でクラッチ油圧を一定に保つ様にしたものや(例えば特許文献1参照。)、クラッチ油圧を最初は大きな増加率で上昇させ、イナーシャ相期間においてはその増加率を低下させるようにしたもの(例えば特許文献2参照。)が知られている。 For this reason, conventionally, as a technique for reducing the shock at the end of a shift, the clutch hydraulic pressure is increased at a constant gradient, and then the clutch hydraulic pressure is kept constant in the second half of the inertia phase period (see, for example, Patent Document 1). In other words, the clutch hydraulic pressure is initially increased at a large increase rate, and the increase rate is decreased during the inertia phase period (see, for example, Patent Document 2).
また、アキュムレータを備えたシステムにおいて、高負荷時にはスロットル開度に応じたゲインにてライン圧を漸増させることでクラッチ油圧の上昇勾配を大きくして変速期間を短縮し、低負荷時には変速中のライン圧を一定に保つことでクラッチ油圧の上昇勾配を小さくして変速ショックを低減する技術も知られている(特許文献3)。 Also, in a system with an accumulator, the line pressure is gradually increased by a gain according to the throttle opening at high loads, thereby increasing the clutch oil pressure increase gradient and shortening the shift period. There is also known a technique for reducing the shift shock by keeping the pressure constant to reduce the rising gradient of the clutch hydraulic pressure (Patent Document 3).
さらに、イナーシャ相期間におけるフィードバック制御の開始油圧を学習制御によって最適化しようという技術も知られている(特許文献4)。
これらの従来技術は、いずれもイナーシャ相における挙動に着目してイナーシャ相開始油圧や、イナーシャ相終了油圧を制御するものばかりであり、それ以前のトルク相に対しては、いずれも一定勾配で油圧を上昇させているだけであった。 All these conventional technologies focus on the behavior in the inertia phase and control the inertia phase start hydraulic pressure and the inertia phase end hydraulic pressure. It was only raising.
このため、例えば、アキュムレータを利用したシステムにおいては、図25に示す様に、ライン圧が適正値に対して高めに現れるときは、クラッチ油圧の上昇勾配がきつくなり、その結果、トルク相が短時間で終了してしまい、適正なライン圧におけるトルク変化(図示実線参照。)に比べて急峻なトルク変化を発生し(図示点線参照。)、乗員にショックを感じさせる。また、トルク相終了後、入力軸回転数に基づくライン圧のフィードバック制御が開始するまでの期間のクラッチ油圧の上昇勾配も大きいことから、この間のトルク変化量が大きく、これによっても乗員にショックを感じさせる。こうした変速初期の期間におけるショックは、変速終了時のショック低減技術が進むほど、かえって目立つ様になる。 For this reason, for example, in a system using an accumulator, as shown in FIG. 25, when the line pressure appears higher than the appropriate value, the clutch hydraulic pressure increases gradually, resulting in a short torque phase. It ends in time, generating a steep torque change (see the dotted line in the figure) compared to a torque change at an appropriate line pressure (see the dotted line in the figure), causing the occupant to feel a shock. In addition, since the rising gradient of the clutch oil pressure during the period from the end of the torque phase to the start of feedback control of the line pressure based on the input shaft speed is large, the amount of torque change during this period is large, which also shocks the occupant. feel it. Such shock in the initial period of gear shift becomes more conspicuous as the technology for reducing shock at the end of gear shift progresses.
逆に、ライン圧が適正値よりも低めに現れるときはクラッチ油圧は適正な場合よりも緩い勾配で上昇することとなり、図示一点鎖線の様にトルク相開始が遅れると共にトルク相終了も遅れる。さらに、その後のフィードバック制御の開始も大きく遅れる。この結果、トルク相付近におけるトルク勾配が緩やかすぎて、運転者は減速感を強く感じる様になる。そして、ライン圧が適正値よりも大幅に低い場合は、アキュムレータピストンがフルストローク分移動しても変速が終了せず、その後の圧力急上昇により急係合がなされることがある。この様な急係合が生じると、前述の減速感に加えて大きなショックが発生する。 On the contrary, when the line pressure appears lower than the appropriate value, the clutch hydraulic pressure increases with a gentler slope than when it is appropriate, and the start of the torque phase is delayed and the end of the torque phase is also delayed as shown by the dashed line in the figure. Further, the start of the subsequent feedback control is greatly delayed. As a result, the torque gradient near the torque phase is too gentle, and the driver feels a strong sense of deceleration. If the line pressure is significantly lower than the appropriate value, the gear shifting may not be completed even if the accumulator piston moves by a full stroke, and a sudden engagement may occur due to a subsequent rapid increase in pressure. When such a sudden engagement occurs, a large shock occurs in addition to the above-mentioned deceleration feeling.
こうしたライン圧のずれは、自動変速機を構成する各種部品の個体差によって生じる。また、変速時のトルク相開始油圧やトルク相終了油圧についても、エンジンの出力状態の変化を含む個体差や摩擦係合要素の摩擦材の経時変化などにより変化する。従来の制御では、こうした変速初期に発生するショックが個体差や経年変化などによってばらつくという問題には対処することができない。 Such a shift in line pressure is caused by individual differences of various parts constituting the automatic transmission. Further, the torque phase start hydraulic pressure and torque phase end hydraulic pressure at the time of shifting also change due to individual differences including changes in the output state of the engine, changes with time of the friction material of the friction engagement elements, and the like. The conventional control cannot cope with the problem that the shock generated at the initial stage of the shift varies due to individual differences or aging.
加えて、このようなショックのばらつきに対しては、イナーシャ相期間のようなフィードバック制御が困難である。それは、変速機入力軸回転数センサでは、トルク相付近の変速挙動を十分に検出できないからである。もちろん、トルクセンサを用いて出力軸トルクを直接検出すれば、トルク相付近の変速挙動に対するフィードバック制御も可能ではある。しかし、トルクセンサの追加装着は多大なコストアップにつながり、現実的ではない。 In addition, it is difficult to perform feedback control such as the inertia phase period with respect to such shock variations. This is because the transmission input shaft rotational speed sensor cannot sufficiently detect the shift behavior near the torque phase. Of course, if the output shaft torque is directly detected using a torque sensor, feedback control for the shift behavior near the torque phase is also possible. However, the additional mounting of the torque sensor leads to a significant cost increase and is not realistic.
ところで、特許文献5では、イナーシャ相の開始が遅れすぎるのを防止するため、ガードタイマがカウントアップする前にイナーシャ相の開始が検出されないときは、それまで一定に保っていたライン圧を徐々に増大させて、適正値に対してライン圧が低すぎる場合の問題をある程度解決している。
By the way, in
しかし、この特許文献5記載の技術では、ライン圧が高めに現れる様な場合には全く対処することができないという問題がある。そこで、本発明は、変速初期におけるショックのばらつきを軽減し、個体差等による変速時の違和感を低減することを目的とし、特に、ライン圧が高めに現れる場合にも充分に対処できる様にすることを目的とする。
However, the technique described in
上記目的を達するためになされた請求項1記載の発明は、入力軸と、出力軸と、係合状態を調整可能な摩擦係合手段と、該摩擦係合手段の係合状態に応じた変速比で上記入力軸の回転力を上記出力軸に伝達する変速手段とを有する車両用自動変速機を制御する車両用自動変速機制御装置であって、指示された制御量に応じて圧油を供給することにより、上記摩擦係合手段の係合状態を調整する係合状態調整手段と、上記制御量の経時変化が、単調増加で徐々に変化率が増加し、または単調減少で徐々に変化率が減少する曲線に沿うように、上記制御量を算出する制御量算出手段と、を備えたことを特徴とする車両用自動変速機制御装置を要旨としている。
In order to achieve the above object, the invention according to
このように構成された本発明では、制御量の経時変化が、単調増加で徐々に変化率が増加し、または単調減少で徐々に変化率が減少する曲線に沿うように、制御量算出手段が制御量を算出し、係合状態調整手段は、その制御量に応じて圧油を供給することにより、上記摩擦係合手段の係合状態を調整する。 In the present invention configured as described above, the control amount calculation means is configured so that the change over time of the control amount is along a curve in which the rate of change gradually increases with a monotone increase or gradually decreases with a monotone decrease. The control amount is calculated, and the engagement state adjusting unit adjusts the engagement state of the friction engagement unit by supplying pressure oil according to the control amount.
ここで、制御量が単調増加する場合は、次のように油圧を制御することができる。例えば、ライン圧等の特性変化により、制御量がかなり大きくなってから摩擦係合手段の係合状態が変化したとすると、その直後の制御量変化率(=曲線の傾き)は大きくなる。逆に、制御量が小さい内に係合状態が変化したとすると、その直後の制御量変化率は小さくなる。また、制御量が単調減少する場合は、制御量がまだ大きい内に係合状態が変化したとすると、その直後の制御量変化率は大きく、制御量が小さくなってから係合状態が変化すると、その直後の制御量変化率は小さくなる。 Here, when the control amount increases monotonously, the hydraulic pressure can be controlled as follows. For example, if the engagement state of the friction engagement means changes after the control amount becomes considerably large due to a characteristic change such as the line pressure, the control amount change rate (= the slope of the curve) immediately after that increases. Conversely, if the engagement state changes while the control amount is small, the control amount change rate immediately after that becomes small. Also, when the control amount monotonously decreases, if the engagement state changes while the control amount is still large, the control amount change rate immediately after that is large, and the engagement state changes after the control amount decreases. The control rate change rate immediately after that becomes small.
摩擦係合手段の係合状態が変化する油圧はほぼ一定であり、その後、制御量変化率は、係合状態変化時の制御量に対応する値となる。このため、本発明では、摩擦係合手段の係合状態が変化した直後の油圧を良好に制御することができ、延いては、変速ショックを良好に抑制することができる。 The hydraulic pressure at which the engagement state of the friction engagement means changes is substantially constant, and then the control amount change rate becomes a value corresponding to the control amount when the engagement state changes. For this reason, in this invention, the hydraulic pressure immediately after the engagement state of a friction engagement means changes can be controlled favorably, and, thereby, a shift shock can be suppressed favorably.
請求項2記載の発明は、請求項1記載の構成に加え、更に、上記曲線を過去の変速状態に応じて学習補正する学習補正手段を備えたことを特徴としている。ここで、変速状態としては、例えば、変速に要した時間や、フィードバック制御を併用する装置であればそのフィードバック制御の総制御量などが挙げられる。このため、本発明では、自動変速機の制御系(例えば電磁弁など)の経時変化に適応した曲線を用いて上記制御量を算出することが可能となり、請求項1記載の発明の効果に加えて、一層良好に、かつ、長期間に渡って変速ショックを抑制することができるといった効果が生じる。
The invention described in
請求項3記載の発明は、請求項1または2記載の構成に加え、更に、上記曲線の傾きを、上記係合状態調整手段に供給される油圧と、上記入力トルクとに応じて補正する傾斜補正手段を備えたことを特徴としている。係合状態調整手段に供給される油圧(例えばライン圧など)が高い場合は、それに応じて上記制御量も小さくすることが、トルク変動や変速ショックを抑制する上で望ましい。また、入力トルクが大きい場合は、ある程度トルク変動が生じても変速ショックとして実感されることが少ない。このため、上記制御量を比較的急激に増減させて変速時間を短縮することができる。 According to a third aspect of the invention, in addition to the configuration of the first or second aspect, the slope of the curve is corrected in accordance with the hydraulic pressure supplied to the engagement state adjusting means and the input torque. A correction means is provided. When the hydraulic pressure (for example, line pressure) supplied to the engagement state adjusting means is high, it is desirable to reduce the control amount accordingly in order to suppress torque fluctuation and shift shock. Further, when the input torque is large, even if torque fluctuation occurs to some extent, it is rarely felt as a shift shock. For this reason, the control amount can be increased or decreased relatively rapidly to shorten the shift time.
本発明では、係合状態調整手段に供給される油圧と、入力トルクとに応じて補正しているので、請求項1または2記載の発明の効果に加えて、変速ショックを一層良好に抑制すると共に、変速時間を短縮することができるといった効果が生じる。
In the present invention, the correction is made in accordance with the hydraulic pressure supplied to the engagement state adjusting means and the input torque, so in addition to the effect of the invention according to
請求項4記載の発明は、請求項1〜3のいずれかに記載の構成に加え、更に、上記制御量の初期値が、上記摩擦係合手段および上記係合状態調整手段の特性に応じて設定されたことを特徴としている。制御量の初期値の設定を誤ると、変速の初期に摩擦係合手段に加わる油圧が一旦減少してから増加に転じたり、一旦増加してから減少に転じるなどの不規則な挙動を起こす場合がある。ところが、摩擦係合手段および係合状態調整手段の特性に応じて制御量の初期値を設定すると、このような事態の発生を良好に防止することができる。 According to a fourth aspect of the present invention, in addition to the configuration according to any one of the first to third aspects, the initial value of the control amount depends on characteristics of the friction engagement means and the engagement state adjustment means. It is characterized by being set. If the initial value of the control amount is set incorrectly, the hydraulic pressure applied to the frictional engagement means will decrease once at the beginning of shifting, then increase, or increase once and then decrease. There is. However, if the initial value of the control amount is set in accordance with the characteristics of the friction engagement means and the engagement state adjustment means, such a situation can be satisfactorily prevented.
このため、請求項4記載の発明では、請求項1〜3のいずれかに記載の発明の効果に加えて、油圧の上記不規則な挙動を防止して、一層良好に変速ショックを抑制することができるといった効果が生じる。また、特に、アップシフトの様に摩擦係合要素を非係合状態から係合状態に切り換える際の変速ショックのばらつきを防止する目的でなされた請求項5記載の発明は、出力軸と前記入力軸との間に設けられ、油圧によって係合される複数の摩擦係合要素、及び該複数の摩擦係合要素の係合状態によって回転要素の拘束状態が決定される遊星歯車機構を備える変速歯車機構と、前記複数の摩擦係合要素の中から変速段の切換に対応して非係合状態から係合状態に切り換える摩擦係合要素を選択する係合状態切換手段と、該係合状態切換手段によって選択された摩擦係合要素に加える油圧を制御する油圧制御手段と、該油圧制御手段に対して油圧制御のための制御指令値を出力する制御指令出力手段とを備える車両用自動変速機制御装置において、前記制御指令出力手段が、変速段切り換え動作初期のイナーシャ相開始前の段階において、前記摩擦係合要素に加わる油圧を徐々に増加させ、かつその増加率が時間と共に大きくなるように、前記油圧制御手段に対する制御指令値を増加させながら出力する変速初期油圧制御手段を備えていることを特徴とする。
For this reason, in the invention according to
この請求項5記載の自動変速機制御装置によれば、非係合状態から係合状態に切り換えられる摩擦係合要素に対して加えられる油圧が、時間と共に増大し、しかも油圧の増加率も時間と共に大きくなる。従って、制御指令に対して実際の油圧が低めに現れる場合であっても、油圧の増加率が時間と共に大きくなるので、トルク相開始時期が大幅に遅れることがなく、また、トルク相開始から終了までの期間も長くなり過ぎるといったことがなくなる。 According to the automatic transmission control apparatus of the fifth aspect, the hydraulic pressure applied to the friction engagement element that is switched from the non-engaged state to the engaged state increases with time, and the rate of increase of the hydraulic pressure also increases with time. It grows with. Therefore, even if the actual oil pressure appears lower than the control command, the rate of increase of the oil pressure increases with time, so the torque phase start time is not significantly delayed, and the torque phase starts and ends. The period until is not too long.
よって、請求項5記載の制御装置によれば、ある摩擦係合要素を非係合状態から係合状態に変化させるとき、変速初期のショックの発生状況が油圧指令値に対する実際のクラッチ油圧の高低によってばらつくということがなくなる。なお、この場合、請求項6に記載した様に、前記変速初期油圧制御手段を、時間に対して2次以上の高次の関数にて表される制御指令値を出力する手段として構成するとよい。
Therefore, according to the control device of the fifth aspect, when a certain friction engagement element is changed from the non-engagement state to the engagement state, the shock occurrence state at the initial stage of the shift is the actual clutch hydraulic pressure level with respect to the hydraulic pressure command value. Will no longer vary. In this case, as described in
なお、請求項7に記載した様に、これら請求項5又は6記載の車両用自動変速機制御装置において、前記変速初期油圧制御手段を、前記制御指令値の増加率が所定値に達した後は、該制御指令値の増加率を当該所定値に固定した制御指令を出力する手段として構成するとよい。この様に構成することで、極端に低めの油圧となる様な場合に、トルク相期間が短くなり過ぎる不具合を排除することができる。
In addition, as described in
また、上記本発明の目的は、さらに、次の様な装置によっても達成できる。即ち、請求項8に記載した様に、出力軸と入力軸との間に設けられ、油圧によって係合される複数の摩擦係合要素、及び該複数の摩擦係合要素の係合状態によって回転要素の拘束状態が決定される遊星歯車機構を備える変速歯車機構と、前記複数の摩擦係合要素の中から変速段の切換に対応して非係合状態から係合状態に切り換える摩擦係合要素を選択する係合状態切換手段と、該係合状態切換手段によって選択された摩擦係合要素に加える油圧を制御する油圧制御手段と、該油圧制御手段に対して油圧制御のための制御指令値を出力する制御指令出力手段とを備える車両用自動変速機制御装置において、前記制御指令出力手段が、変速段切り換え動作初期のイナーシャ相開始前の段階において、前記摩擦係合要素に加わる油圧を徐々に増加させ、かつ所定時間経過後に前記増加率がより大きくなる様に、前記油圧制御手段に対する制御指令値を、所定時間内は第1の勾配に沿って増加し、その後該第1の勾配よりも増加率の大きい第2の勾配に沿って増加させながら出力する変速初期油圧制御手段を備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置によっても摩擦係合要素を非係合状態から係合状態に切り換える際の変速ショックのばらつきを防止できる。
The object of the present invention can also be achieved by the following apparatus. That is, as described in
そして、請求項5,6では、請求項7の採用理由として説明した様に、指令値に対して実際の油圧が極端に低い場合にショックが大きくなるおそれがあり得たが、この請求項8記載の装置では、前半を第1の勾配とし、後半を第2の勾配とすることで、後半になって油圧の増加率が加速度的に上昇しないので、請求項7記載の装置と同様に、指令値に対して実際の油圧が極端に低い場合のショック発生という問題を回避できるという効果がある。
In
なお、請求項5〜8の各装置の説明において、指令値に対するクラッチ油圧が適正値よりも高い場合、低い場合という説明をしてきたが、これら請求項5〜8記載の各装置は、指令値に対するクラッチ油圧が適正値である場合にも、以下の様な作用効果を発揮する。
In the description of each device of
それは、例えば、アップシフト時にエンジントルクが大きいとトルク相開始油圧としてより高圧が必要となり、逆にエンジントルクが低いとトルク相開始油圧としてはより低圧で足りることから、クラッチ油圧が指令値に対して適正値であっても、エンジンの運転状況に応じて、相対的にクラッチ油圧が高めであったり低めであったりすることになるからである。 For example, when the engine torque is large during upshifting, a higher pressure is required as the torque phase starting oil pressure. Conversely, when the engine torque is low, a lower pressure is sufficient as the torque phase starting oil pressure. This is because even if the value is appropriate, the clutch hydraulic pressure is relatively higher or lower depending on the operating condition of the engine.
より具体的には、例えば、エアコンオンの場合をアップシフトの設計条件としているとき、エアコンオフで走行中にアップシフト条件となったとすると、エンジントルクが設計条件よりも高い状況下でアップシフトが実施されることとなり、クラッチ油圧が相対的に高めに出ているのと同じ状況となるのである。逆に、エアコンオフの場合をアップシフトの設計条件としているとき、エアコンオンでアップシフトを行おうとすると、クラッチ油圧が相対的に低めに出ているのと同じ状況となる。 More specifically, for example, if the upshift design condition is when the air conditioner is on, and the upshift condition is met while the air conditioner is off, the upshift is performed under a situation where the engine torque is higher than the design condition. This is the same situation as when the clutch oil pressure is relatively high. On the other hand, when the upshift design condition is that the air conditioner is off, if the upshift is performed while the air conditioner is on, the situation is the same as when the clutch hydraulic pressure is relatively low.
請求項5〜8記載の各装置によれば、こうした相対的なクラッチ油圧の高低に対しても上述の作用効果が発揮されると考えればよい。従って、これら請求項5〜8記載の各装置によれば、変速条件として設計上採用したエンジントルクに対して実際の変速が高めのエンジントルクに対して実施される場合、あるいは低めのエンジントルクに対して実施される場合であっても、設計上採用されたエンジントルクにおいてアップシフトが実施されたときと同様のショックに収めることができ、運転状況による変速ショックのばらつきを防止するという効果も発揮し得るのである。
According to each apparatus of Claims 5-8, it should just be considered that the above-mentioned effect is exhibited with respect to such relative clutch hydraulic pressure levels. Therefore, according to each of the devices described in
加えて、所定の変速線によらずドライバがシフトレバーを操作して変速を行わせるいわゆるマニュアルシフトの場合にも効果を発揮する。最近では、自動変速機を搭載した車両においても、マニュアル感覚の変速ができるようにしたものもあるからである。この様な車両においてマニュアルシフトが選択されたときは、本来の変速線よりも手前でアップシフトしたり、逆に、本来の変速線を通り過ぎてからアップシフトしたりすることがあるので、例えば1→2変速であったとしても、車両の加速状態とエンジントルクあるいは変速機入力軸トルクとの関係が一定ではない。このため、適正なクラッチ油圧を予め設定しておくことはできない。しかし本発明のようにクラッチ油圧を変化させる制御を実施すれば、油圧変化の過程で適正値に達することができ、マニュアルシフトによりいかなる運転操作がなされたとしても変速ショックが過大となることが防止できる。 In addition, the present invention is also effective in the case of so-called manual shift in which a driver operates a shift lever to perform a shift regardless of a predetermined shift line. This is because recently, some vehicles equipped with an automatic transmission can be shifted like a manual gear. When a manual shift is selected in such a vehicle, an upshift may occur before the original shift line, or conversely, an upshift may occur after passing through the original shift line. → Even if there are two shifts, the relationship between the acceleration state of the vehicle and the engine torque or the transmission input shaft torque is not constant. For this reason, an appropriate clutch oil pressure cannot be set in advance. However, if control is performed to change the clutch oil pressure as in the present invention, an appropriate value can be reached in the course of oil pressure change, and any shift operation caused by manual shift is prevented from becoming excessive. it can.
なお、請求項9に記載した様に、これら請求項5〜8のいずれか記載の車両用自動変速機制御装置において、前記変速初期制御手段が、前記制御指令の初期値として、適正値より低めの係合油圧を与える様な低めの初期値を設定する低め初期値設定手段を備えるようにするとなおよい。
In addition, as described in
この請求項9記載の装置は、特に、油圧指令値に対してクラッチ油圧が設計値よりも高めにでる場合、及び、油圧指令に対するクラッチ油圧は設計値であるけれども設計条件より低いエンジントルクにおいてアップシフトが実施されようとする様な場合であっても、一旦、低めの係合油圧を与えるような初期値に落としているので、その後の増圧制御によってより高いクラッチ油圧となって制御開始直後に急激にトルク相が進行してしまうという状況を回避できるからである。
The apparatus according to
さらに、請求項10に記載した様に、請求項5〜9のいずれか記載の車両用自動変速機制御装置において、前記制御指令出力手段が、前記変速初期油圧制御手段の作動に先立って、前記非係合状態から係合状態に切り換えられる摩擦係合要素に対して作動油を急速に充填する急速充填制御手段を備えるようにするとよい。これは、非係合状態にある摩擦係合要素への油路は作動油が抜けた状態にあるので、作動油が充満された状態を早く実現して、変速が遅れ過ぎない様にするためである。特に、後述の請求項13に記載したようなアキュムレータを用いる構成において、アキュムレータのピストンがストロークする期間中に変速を終了させるのに極めて効果的であり、さらに請求項9記載の様に、高めの油圧ずれに予め対応するために、低い油圧指令を初期値とする制御と組み合わせる場合には、より一層効果的となる。
Furthermore, as described in claim 10, in the automatic transmission control device for a vehicle according to any one of
なお、請求項11に記載した様に、請求項5〜10のいずれか記載の車両用自動変速機制御装置は、前記油圧制御手段が、前記摩擦係合要素に加わる圧油を直接制御するダイレクト制御手段である様ないわゆるダイレクトクラッチ制御を採用したシステムにもそのまま適用できるし、請求項12に記載した様に、前記油圧制御手段が、前記摩擦係合要素に圧油を供給する油路のライン圧を調整するライン圧制御手段である様なシステムにも適用することができる。
In addition, as described in claim 11, in the automatic transmission control device for a vehicle according to any one of
なお、請求項13に記載した様に、ライン圧制御を採用したシステムでは、前記ライン圧が、アキュムレータを介して前記摩擦係合要素に加えられる様に構成されているとよい。アキュムレータを介在させることで、摩擦係合要素の係合油圧の変化が緩衝されスムーズな変速の進行が補償されるからである。
In addition, as described in
また、請求項14に記載した様に、請求項5〜7のいずれか記載の車両用自動変速機制御装置において、前記変速初期油圧制御指令手段が、変速の結果に基づいて、前記制御指令の算出条件を学習補正する学習補正手段を備えるようにすると、単にトルク相の進行状況のばらつきをなくすだけでなく、変速指令からトルク相開始までの時間がばらつかないようにすることもでき、一層好適である。
Further, as described in
この学習補正手段は、請求項15に記載した様に、初期油圧の増加開始から実質的にトルク相終了であるイナーシャ相開始までの時間を計測する計時手段と、所定の基準時間を設定する基準時間設定手段と、前記計時手段による計測時間と前記基準時間との差に応じて、増加開始時の初期油圧を変更する初期油圧変更手段とを備える手段として構成することができる。
As described in
より具体的には、請求項16に記載した様に、前記初期油圧変更手段を、前記計測時間が前記基準時間より長いほど前記初期油圧を大きくする手段としておくとよく、この場合、請求項17に記載した様に、前記初期油圧変更手段を、前記計測時間と前記基準時間との差に比例する量だけ前記初期油圧を大きくする手段としておくとよい。なかなかトルク相に入らない様な場合に、次回から増加開始油圧を高めにすることで、トルク相開始時刻を適正値に近づけることができるからである。
More specifically, as described in
また、請求項18に記載した様に、前記学習補正手段を、初期油圧の増加開始からイナーシャ相開始までの時間を計測する計時手段と、所定の基準時間を設定する基準時間設定手段と、前記計時手段による計測時間と前記基準時間との差に応じて、前記初期油圧制御手段による制御指令値の増加率を変更する増加率変更手段とを備えるものとして構成することもできる。
Further, as described in
より具体的には、請求項19に記載した様に、前記増加率変更手段を、前記計測時間が前記基準時間より長いほど前記増加率を大きくする手段としておくとよく、この場合、請求項20に記載した様に、前記初期油圧変更手段を、前記計測時間と前記基準時間との差に比例する量だけ前記増加率を大きくする手段としておくとよい。増加開始時の油圧ではなく、増加率を大きくすることでも、なかなかトルク相に入ることのできないシステムにおいて、次回からより早くトルク相に入ることを可能にするからである。
More specifically, as described in
また、請求項21に記載した様に、第1の勾配と第2の勾配とによる増圧制御を実行する請求項8記載の車両用自動変速機制御装置においても、前記変速初期油圧制御指令手段が、変速の結果に基づいて、前記制御指令の算出条件を学習補正する学習補正手段を備えるようにするとよい。
Further, as described in claim 21, in the automatic transmission control device for a vehicle according to
この場合、請求項22に記載した様に、請求項21記載の車両用自動変速機制御装置において、前記学習補正手段を、初期油圧の増加開始からイナーシャ相開始までの時間を計測する計時手段と、所定の基準時間を設定する基準時間設定手段と、前記計時手段による計測時間と前記基準時間との差に応じて、前記第1の勾配を変更する第1勾配変更手段とを備えるものとして構成するとよい。 In this case, as described in claim 22, in the automatic transmission control device for a vehicle according to claim 21, the learning correction unit includes a time measuring unit that measures a time from the start of the increase of the initial hydraulic pressure to the start of the inertia phase. A reference time setting means for setting a predetermined reference time; and a first slope changing means for changing the first slope according to a difference between the time measured by the time measuring means and the reference time. Good.
より具体的には、請求項23に記載した様に、前記第1勾配変更手段を、前記計測時間が前記基準時間より長いほど前記第1の勾配を大きくする手段とするとよく、この場合、請求項24に記載した様に、前記第1勾配変更手段を、前記計測時間と前記基準時間との差に比例する量だけ前記第1の勾配を大きくする手段として構成するとよい。
More specifically, as described in
一方、請求項25に記載した様に、請求項21記載の車両用自動変速機制御装置において、前記学習補正手段を、初期油圧の増加開始からイナーシャ相開始までの時間を計測する計時手段と、所定の基準時間を設定する基準時間設定手段と、前記計時手段による計測時間と前記基準時間との差に応じて、前記第2の勾配を変更する第2勾配変更手段とを備えるものとしてもよい。
On the other hand, as described in
より具体的には、請求項26に記載した様に、前記第2勾配変更手段を、前記計測時間が前記基準時間より長いほど前記第2の勾配を大きくする手段とするとよく、この場合、請求項27に記載した様に、前記第2勾配変更手段を、前記計測時間と前記基準時間との差に比例する量だけ前記第2の勾配の変更量を大きくする手段とするとよい。 More specifically, as described in claim 26, the second gradient changing means may be a means for increasing the second gradient as the measurement time is longer than the reference time. As described in Item 27, the second gradient changing means may be means for increasing the change amount of the second gradient by an amount proportional to a difference between the measurement time and the reference time.
さらに、請求項28に記載した様に、請求項21記載の車両用自動変速機制御装置において、前記学習補正手段を、初期油圧の増加開始からイナーシャ相開始までの時間を計測する計時手段と、所定の基準時間を設定する基準時間設定手段と、前記計時手段による計測時間と前記基準時間との差に応じて、前記所定時間を変更する勾配切換時期変更手段とを備えるものとしてもよい。 Further, as described in claim 28, in the automatic transmission control device for a vehicle according to claim 21, the learning correction means includes a time measuring means for measuring a time from the start of the increase of the initial hydraulic pressure to the start of the inertia phase, Reference time setting means for setting a predetermined reference time, and gradient switching timing changing means for changing the predetermined time according to the difference between the time measured by the time measuring means and the reference time may be provided.
より具体的には、請求項29に記載した様に、前記勾配切換時期変更手段を、前記計測時間が前記基準時間より長いほど前記所定時間を短くする手段とするとよく、この場合、請求項30に記載した様に、前記勾配切換時期変更手段を、前記計測時間と前記基準時間との差に比例する量だけ前記所定時間を短くする手段とするとよい。 More specifically, as described in claim 29, the gradient switching timing changing means may be means for shortening the predetermined time as the measured time is longer than the reference time. As described above, the slope switching timing changing means may be means for shortening the predetermined time by an amount proportional to the difference between the measurement time and the reference time.
請求項8記載の装置で学習補正を行うに当たっては、なかなかトルク相が開始できない装置では、第1勾配または第2勾配を大きくして、油圧の増加率を高める様にすることで対処できるからである。また、勾配を切り換える時期を早めることでも同様の作用・効果が発揮されるからである。
When learning correction is performed with the apparatus according to
[第1の実施の形態]
次に、本発明の実施の形態を図面と共に説明する。図1は本発明が適用された車両用自動変速機制御装置の構成を表す模式図である。この装置は自動車用の自動変速機1を制御するもので、先ず、自動変速機1は次のように構成されている。なお、図1では、自動変速機1においてDレンジの3速から4速へのシフトアップに関与する構成のみを記載している。
[First Embodiment]
Next, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic diagram showing the configuration of a vehicle automatic transmission control device to which the present invention is applied. This apparatus controls an
図に示すように、自動変速機1は、変速手段としての遊星歯車装置3と、摩擦係合手段としてのクラッチ5とを備えている。図示しないエンジンからトルクコンバータを介して回転力が入力される入力軸7は、遊星歯車装置3のキャリア31と一体に回転可能に接続されている。キャリア31の先端にはピニオンギヤ33が回転自在に接続され、そのピニオンギヤ33は、遊星歯車装置3のサンギヤ35とリングギヤ37との間に配設されている。サンギヤ35は、クラッチ5のクラッチディスク51と一体に回転可能に接続されると共に、一方向クラッチ39を介してキャリア31と接続され、入力軸7より高速で回転しないようにされている。また、リングギヤ37は、図示しない駆動輪に他の変速ギヤなどを介して回転力を伝達する出力軸9と一体に回転可能に接続されている。
As shown in the figure, the
クラッチディスク51を挾圧するクラッチプレート53は自動変速機1のハウジング11に固定されている。更に、クラッチ5には、クラッチプレート53にクラッチディスク51を挾圧する挾圧力を印加する油圧シリンダ55が設けられ、この油圧シリンダ55には、係合状態調整手段としての電磁弁57を介してその開弁デューティに応じた油圧が供給される。より具体的には、電磁弁57は、油圧シリンダ55の圧力室と、ライン圧を供給するライン圧供給路と、ライン圧供給路中のドレン経路との分岐位置に設置されており、デューティ制御によってドレン経路及びライン圧供給路と油圧シリンダ55の圧力室との連絡状態を制御して、油圧シリンダ55の圧力室の油圧を直接制御するもので、いわゆるダイレクト制御用のものである。
A
自動変速機1がDレンジの3速に設定されているときは、油圧シリンダ55には油圧が印加されず、クラッチディスク51とクラッチプレート53とは係合していない。このとき、入力軸7がTt方向に回転すると、ピニオンギヤ33も同方向に公転する。すると、ピニオンギヤ33には、公転方向と逆方向(Tp)に自転しようとする力が作用するが、一方向クラッチ39によりこの自転が阻止される。このため、ピニオンギヤ33,サンギヤ35,リングギヤ37,および出力軸9は、一体となって入力軸7と同方向(To)に同一速度で回転する。すなわち、自動変速機1の図示した構成による変速比は1となる。
When the
次に、自動変速機1のシフトアップが指令されると、油圧シリンダ55に油圧が印加され、クラッチディスク51とクラッチプレート53とが係合する。するとサンギヤ35の回転が阻止される。このため、ピニオンギヤ33はTt方向に公転しながらその公転方向(Tpの逆方向)へ自転し、リングギヤ37および出力軸9は、入力軸7より速い速度で入力軸7と同方向(To)に回転する。すなわち、自動変速機1の図示した構成による変速比が1より大きくなる。
Next, when the upshift of the
また、この車両用自動変速機制御装置には、駆動回路61を介して電磁弁57を開閉制御する電子制御回路(ECU)63が設けられている。電子制御回路63には、入力軸7の回転数Ntを検出する入力軸回転数センサ65,スロットル開度TAを検出するスロットル開度センサ66,エンジン回転数Neを検出するエンジン回転数センサ67,トルクコンバータの油温を検出する油温センサ69,および車速Voを検出する車速センサ70など種々のセンサの検出信号が入力されている。
The automatic transmission control device for a vehicle is provided with an electronic control circuit (ECU) 63 that controls opening and closing of the
この電子制御回路63は、CPU,ROM,RAMを中心とする周知のマイクロコンピュータによって構成され、Dレンジの3速から4速へのシフトアップ時には、上記各種センサの検出信号に基づき電磁弁57を開閉駆動するアップシフト制御処理を実行する。
This electronic control circuit 63 is constituted by a well-known microcomputer centering on CPU, ROM, and RAM. When the D range is shifted up from the 3rd speed to the 4th speed, the
次に、このアップシフト制御処理について図2のフローチャートを用いて説明する。なお、電子制御回路63は、スロットル開度TA,車速Voなどに基づいて自動変速機1の変速段を決定する周知の変速制御処理も別ルーチンで実行しており、この変速制御処理によりDレンジの3速から4速へのアップシフトが指令されると本ルーチンを実行する。
Next, the upshift control process will be described with reference to the flowchart of FIG. The electronic control circuit 63 also executes a well-known shift control process for determining the gear position of the
図に示すように、処理を開始すると、ステップ101を実行する。ここでは、予め設定された所定時間、電磁弁のデューティを100%として、ピストンが移動可能な状態となるまで油圧シリンダ55に圧油の急速充填を行う。この急速充填制御が終了すると、ステップ103,105へ順次移行し、スロットル開度TAに基づき、図3(A),(B)のマップを用いて、後述の制御デューティdnの初期値d0および係数kを演算する。なお、初期値d0の演算に使用される図3(A)のマップは、クラッチ5の容量と電磁弁57の特性とに基づいて設定されている。また、図3(A),(B)の中で、本ルーチンで使用するのは一点鎖線で示す3速から4速への変速用のマップであるが、1速から2速への変速,2速から3速への変速用のマップも、実線,波線で例示する。
As shown in the figure, when the process is started, step 101 is executed. Here, the duty of the solenoid valve is set to 100% for a predetermined time set in advance, and the hydraulic cylinder 55 is rapidly filled with pressure oil until the piston is movable. When this rapid filling control is completed, the routine proceeds to
続くステップ107では、次式により制御デューティdnを算出する。すると、図示しない他のルーチンにより、電磁弁57を制御デューティdnで開弁する駆動制御が実行される。
In the
ここで、フィードバック条件とは、クラッチ5が係合し始め(すなわち、イナーシャ相が開始され)制御デューティdnのフィードバック制御が可能となったことを表す条件で、例えば、クラッチ5の係合によって入力軸回転数Ntが所定量低下したとき成立するように定義することができる。フィードバック条件が成立していないときは(ステップ113:NO)、再びステップ107へ移行し、前述の処理を繰り返す。すなわち、フィードバック条件が成立するまで、制御デューティdnをn次の曲線に沿って増加させる。 Here, the feedback condition is a condition that indicates that the feedback control of the control duty dn is possible when the clutch 5 starts to be engaged (that is, the inertia phase is started). It can be defined so as to be established when the shaft rotational speed Nt decreases by a predetermined amount. When the feedback condition is not satisfied (step 113: NO), the process proceeds to step 107 again and the above-described processing is repeated. That is, the control duty dn is increased along the nth order curve until the feedback condition is satisfied.
フィードバック条件が成立すると(ステップ103:YES)、ステップ115へ移行してフィードバック制御を実行する。ここでは、入力回転数Ntの変化率ΔNtが所定の目標値に近づくように制御デューティdnをフィードバック制御する。続くステップ117では、変速が終了したか否か、すなわちクラッチ5が完全に係合したか否かを判断し、変速が終了するまでステップ115の処理を繰り返す。
When the feedback condition is satisfied (step 103: YES), the process proceeds to step 115 to execute feedback control. Here, the control duty dn is feedback-controlled so that the change rate ΔNt of the input rotational speed Nt approaches a predetermined target value. In the
変速が終了し、ステップ117で肯定判断すると、ステップ119へ移行し、初期値d0および係数kの補正量を算出する。ここでは、変速全体に要した時間およびフィードバック制御(ステップ115)の総制御量に基づき、それらの時間および制御量をより小さくすることができるよう、上記補正量を算出するのである。すると、次回の処理から、ステップ103,105では、図3(A),(B)から読み込んだ値にその補正量を加算した値を、初期値d0,係数kとして演算する。例えば、次回の処理では、次式により補正された初期値d0′を初期値d0として使用する。
When the shift is completed and an affirmative determination is made in
例えば、ライン圧が高くて、制御デューティdnが小さい内にイナーシャ相が開始した(時点b)とすると、イナーシャ相が開始してからフィードバック条件が成立するまで(時点b〜c)の制御デューティdnの変化率(=曲線の傾き)は小さくなる。逆に、ライン圧が低くて、制御デューティdnがかなり大きくなってからイナーシャ相が開始したとすると、イナーシャ相が開始してからフィードバック条件が成立するまでの制御デューティdnの変化率は大きくなる。 For example, assuming that the inertia phase starts while the line pressure is high and the control duty dn is small (time point b), the control duty dn until the feedback condition is satisfied (time points b to c) after the inertia phase starts. The rate of change (= the slope of the curve) becomes smaller. Conversely, if the inertia phase starts after the line pressure is low and the control duty dn becomes considerably large, the rate of change of the control duty dn from when the inertia phase starts until the feedback condition is satisfied increases.
すなわち、イナーシャ相が開始するとき(時点b)、クラッチ5に印加されている油圧はほぼ一定であり、そのときの制御デューティdn変化率は、イナーシャ相開始時の制御デューティdnに対応する値となる。このため、上記時点b〜c間でクラッチ5に印加される油圧の変化を、ライン圧,電磁弁57の特性変化などに関わらずほぼ一定にすることができる。
That is, when the inertia phase starts (time point b), the hydraulic pressure applied to the
例えば、ライン圧が高いほど制御デューティdnの変化がクラッチに印加される油圧に与える影響は大きくなるが、前述のようにライン圧が高いほど制御デューティdnの変化率が小さくなる。従って、出力トルクToの変動ΔTを小さくし、変速ショックを良好に抑制することができる。 For example, the higher the line pressure, the greater the influence of the change in the control duty dn on the hydraulic pressure applied to the clutch, but as described above, the higher the line pressure, the smaller the change rate of the control duty dn. Therefore, the fluctuation ΔT of the output torque To can be reduced and the shift shock can be satisfactorily suppressed.
なお、図4には、イナーシャ相が開始するまで制御デューティdnを直線的に増加させる場合を、比較例として波線で記載した。この場合、イナーシャ相が開始して(時点b′)からフィードバック制御が可能となる(時点c′)までの間で、クラッチ5に加わる油圧には、ライン圧や電磁弁特性の変化がそのまま反映される。従って、図4に例示するようにライン圧が高い場合には、出力トルクToの変動ΔTが大きくなり、変速ショックを抑制することができないのである。 In FIG. 4, a case where the control duty dn is linearly increased until the inertia phase starts is indicated by a wavy line as a comparative example. In this case, the change in the line pressure and the electromagnetic valve characteristic is directly reflected in the hydraulic pressure applied to the clutch 5 from the start of the inertia phase (time point b ′) to when the feedback control is possible (time point c ′). Is done. Therefore, as illustrated in FIG. 4, when the line pressure is high, the fluctuation ΔT of the output torque To increases, and the shift shock cannot be suppressed.
図5に、ライン圧PLと、出力トルクToの変動ΔTとの対応関係を例示する。図5に●で例示する本実施の形態では、ライン圧PLが変動してもΔTは殆ど変化しない。これに対して、○で例示する上記比較例では、ライン圧PLの変動がそのままΔTに反映され、変速ショックを良好に防止することができない。なお、比較例ではライン圧PLが低下したときΔTも小さくなる。 FIG. 5 illustrates a correspondence relationship between the line pressure PL and the variation ΔT of the output torque To. In this embodiment illustrated by ● in FIG. 5, ΔT hardly changes even if the line pressure PL varies. On the other hand, in the comparative example illustrated by ◯, the change in the line pressure PL is reflected as it is in ΔT, and the shift shock cannot be prevented satisfactorily. In the comparative example, ΔT also decreases when the line pressure PL decreases.
また、上記実施の形態では、初期値d0および係数kを、変速に要した時間やフィードバック制御の総制御量に応じて学習補正している(ステップ119)。このため、上記曲線を電磁弁57などの経時変化に適応したものとして、一層良好に、かつ、長期間に渡って変速ショックを抑制することができる。
In the above embodiment, the initial value d0 and the coefficient k are learned and corrected in accordance with the time required for shifting and the total control amount of feedback control (step 119). For this reason, assuming that the curve is adapted to changes over time of the
更に、上記実施の形態では、初期値d0を演算するためのマップをクラッチ5の容量と電磁弁57の特性とに基づいて設定している。初期値d0の設定を誤ると、変速の初期にクラッチ5の油圧が一旦減少してから増加に転じたりすることがあるが、クラッチ5の容量と電磁弁57の特性とに基づいて初期値d0を設定すればこのような事態の発生を良好に防止することができる。従って、一層良好に変速ショックを抑制することができる。
Further, in the above embodiment, the map for calculating the initial value d0 is set based on the capacity of the
なお、上記実施の形態において、ステップ107,111が制御量算出手段に、ステップ119が学習補正手段に、それぞれ相当する処理である。また、本発明は上記実施の形態になんら限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の形態で実施することができる。 In the above embodiment, steps 107 and 111 correspond to the control amount calculation means, and step 119 corresponds to the learning correction means. The present invention is not limited to the above-described embodiment, and can be implemented in various forms without departing from the gist of the present invention.
例えば、上記実施の形態では、制御デューティdnをn次の曲線に沿って増加させているが、指数関数など、単調増加で徐々に変化率が増加する曲線であれば、種々の曲線に沿って増加させることができる。この場合も、上記実施の形態とほぼ同様の作用・効果が得られる。 For example, in the above embodiment, the control duty dn is increased along the nth order curve. However, as long as the rate of change gradually increases with a monotonic increase such as an exponential function, the control duty dn is increased along various curves. Can be increased. Also in this case, substantially the same operation and effect as the above embodiment can be obtained.
また、上記実施の形態では、スロットル開度TAに基づいて係数kを設定しているが、図6に例示するようなマップを用い、係数kをライン圧PLおよび入力トルクTtに基づいて設定してもよい。ライン圧PLが高い場合は、それに応じて制御デューティdnも小さくすることが、トルク変動や変速ショックを抑制する上で望ましい。また、入力トルクTtが大きい場合は、ある程度トルク変動が生じても変速ショックとして実感されることが少ない。このため、制御デューティdnを比較的急激に増減させて変速時間を短縮することができる。従って、係数kを図6のマップにより設定すれば、変速ショックを良好に抑制すると共に、変速時間を短縮することができる。 In the above embodiment, the coefficient k is set based on the throttle opening degree TA. However, the coefficient k is set based on the line pressure PL and the input torque Tt using a map as illustrated in FIG. May be. When the line pressure PL is high, it is desirable to reduce the control duty dn accordingly in order to suppress torque fluctuations and shift shocks. Further, when the input torque Tt is large, even if torque fluctuation occurs to some extent, it is rarely felt as a shift shock. For this reason, the control duty dn can be increased or decreased relatively abruptly to shorten the shift time. Therefore, if the coefficient k is set according to the map of FIG. 6, the shift shock can be suppressed well and the shift time can be shortened.
なお、この種のマップは、変速の形態(例えば、1速→2速、2速→3速,……)毎に用意するのが望ましい、また、この場合、入力トルクTtは、エンジン回転数センサ67,油温センサ69の出力に基づき、次のように推定することができる。すなわち、先ず、油温センサ69を介して検出したトルクコンバータの油温により、トルクコンバータの容量係数Cを算出する。続いて、エンジン回転数センサ67を介して検出したエンジン回転数Neを二乗した値に基づき、次式により入力トルクTtを推定するのである。
This type of map is preferably prepared for each speed change mode (for example, 1st speed → 2nd speed, 2nd speed → 3rd speed,...). In this case, the input torque Tt is determined by the engine speed. Based on the outputs of the
この場合、単調減少で徐々に変化率が減少する曲線に沿って制御デューティdnを徐々に減少させる。すると、クラッチ5に加わる油圧が低下し、その係合が外れ始めると入力回転数Ntが急増する。ライン圧PLが高いと、制御デューティdnがかなり小さくなってから上記係合が外れ始めるので、そのときの制御デューティ変化率(=曲線の傾き)は小さい。逆に、ライン圧PLが低いと、制御デューティdnが大きい内に上記係合が外れ始めるので、そのときの制御デューティ変化率は大きい。上記係合が外れ始めるときの油圧はほぼ一定であり、その後の制御デューティ変化率はライン圧PLと対応した値となるので、上記係合が外れ始めた後の油圧を良好に制御することができる。従って、出力トルクToの変動ΔTも小さくなり、変速ショックを良好に抑制することができる。同様に、
電磁弁57などの特性変化に対しても変動ΔTを小さくして、変速ショックを抑制することができる。
In this case, the control duty dn is gradually decreased along a curve in which the rate of change gradually decreases with a monotonous decrease. Then, the hydraulic pressure applied to the clutch 5 decreases, and when the engagement starts to be released, the input rotational speed Nt increases rapidly. When the line pressure PL is high, the engagement starts to be disengaged after the control duty dn becomes considerably small, and the control duty change rate (= the slope of the curve) at that time is small. On the contrary, when the line pressure PL is low, the engagement starts to be disengaged while the control duty dn is large, so that the control duty change rate at that time is large. Since the hydraulic pressure when the engagement starts to be disengaged is substantially constant, and the subsequent control duty change rate becomes a value corresponding to the line pressure PL, the hydraulic pressure after the engagement starts to be disengaged can be satisfactorily controlled. it can. Therefore, the fluctuation ΔT of the output torque To is also reduced, and the shift shock can be suppressed satisfactorily. Similarly,
A change ΔT can be reduced even with respect to a characteristic change of the
なお、図7には、制御デューティdnを直線的に減少させる場合を、比較例として波線で記載した。この場合、前述のシフトアップ時と同様に、係合がはずれ始めた後の油圧変化にライン圧PLなどの変化がそのまま反映され、出力トルクToの変動ΔTが大きくなる。 In FIG. 7, the case where the control duty dn is linearly decreased is indicated by a wavy line as a comparative example. In this case, similarly to the above-described shift-up, the change in the line pressure PL or the like is directly reflected in the change in hydraulic pressure after the engagement starts to be disengaged, and the fluctuation ΔT of the output torque To increases.
また更に、本発明は、クラッチの係合を外すことによってシフトアップする変速制御や、クラッチを係合させることによってシフトダウンする変速制御にも適用することができ、前述と同様の作用・効果が得られる。 Furthermore, the present invention can also be applied to shift control for shifting up by disengaging the clutch and shift control for shifting down by engaging the clutch. can get.
[第2の実施の形態]
図8は、第2の実施の形態のシステムの全体構成を示している。
[Second Embodiment]
FIG. 8 shows the overall configuration of the system according to the second embodiment.
このシステムは、自動変速機102とデファレンシャルギア103を介して駆動車輪104に接続された電子制御エンジン101を備えている。この電子制御エンジン101は、エンジン制御コンピュータ105を備え、このコンピュータにはエンジン回転数を検出するエンジン回転センサ106、車速(自動変速機の出力軸回転数)を検出する車速センサ107、エンジンのスロットル開度を検出するスロットルセンサ108、及び吸入空気量を検出する吸入空気量センサ109の各信号が入力される。
This system includes an
エンジン制御用コンピュータ105は、これら入力情報を基に燃料噴射量を決定してエンジン101に指令を出し、また図示しないが点火信号をエンジン101に供給する。この指令に応じて、図示しない燃料供給装置、点火装置が作動し、エンジン101の回転に合わせて燃料の供給と燃焼が行われ、エンジンを運転する。
The
また自動変速機102は、トルクコンバータ110、変速歯車機構111を備える。変速歯車機構111は、図9に示す様に、クラッチやブレーキなどの各種摩擦係合要素を内蔵し、変速制御用コンピュータ114からの指令に基づき駆動されるコントロールバルブ115から適宜油圧が供給され、その油圧を各種摩擦係合要素に作動させることで変速を実現した公知のものである。
The
このコントロールバルブ115には、図8に示す様に、変速制御用コンピュータ114の指令で変速段毎に油圧を供給する経路を切り換える変速制御ソレノイド115a,115bと、油圧の大きさを制御するライン圧制御ソレノイド116とが備えられている。本実施例においては、115a,115bの2本の変速制御ソレノイドを用いる構成としたが、変速段数やコントロールバルブ115内部の構成に応じて、ソレノイドの本数を増やしてもよい。また変速過渡時の作動油の急速な充填、排出のためのタイミングを調節するソレノイドを追加しても良い。さらにライン圧制御ソレノイド116としては、本実施例では以下デューティソレノイドとして説明するが、油圧を可変にできる機構のものであればリニアソレノイドなど他の手段を用いても良い。デューティソレノイドあるいはリニアソレノイドは、図示しない油圧ポンプが発生する油圧を、ライン圧を調整するためのプレッシャレギュレータに導入する部分に設けられ、ドレン割合を調整することで、ライン圧を制御する様に構成されたものである。
As shown in FIG. 8, the
また、コントロールバルブ115は、図10に示すようなアキュムレータ120を内蔵している。このアキュムレータ120は、コントロールバルブ115から変速歯車機構110内のクラッチCLに作動油を供給する油路121に設けられ、該油路121中のオリフィス122及び逆止弁123の下流位置に取り付けられている。また、このアキュムレータ120は、段付きの穴に軸方向に移動自在に嵌合されたピストン124と、このピストン124を図示上向きに押圧するコイルスプリング125とを備えている。そして、ピストン124の大径部背面には、油路126を介してライン圧PLを元圧とする油圧が常時付与されている。コイルスプリング125のバネ圧は、この油路126から供給されるライン圧PLよりは小さくなるように設定されている。
Further, the
このアキュムレータ120は、コントロールバルブ115が開いてクラッチCLに対して例えば一定のライン圧PLを供給し始めると、油路121に作動油の充填が完了した時点から一定勾配でクラッチ油圧PCを上昇させる作用を発揮する。コントロールバルブ115にこうしたアキュムレータ120を内蔵すること自体は、従来から行われていたことである。ただし、従来は、変速時のフィードバック制御開始前のライン圧を一定に制御していたが、本実施の形態ではフィードバック制御開始前において、後述の様なライン圧制御を行う点が特徴である。即ち、従来と同様のアキュムレータ120を用いているが、フィードバック開始前のクラッチ油圧の上昇状態が、後述の様に曲線的になることが本実施の形態の特徴である。
This
なお、こうしたライン圧制御等を実施する変速制御用コンピュータ114は、図示しないがCPU,ROM,RAM,I/O装置からなるマイクロコンピュータで構成されている。そして、変速制御用コンピュータ114には、図8に示した様に、入力軸112の回転数を計測する入力軸回転センサ117、車速センサ107、スロットルセンサ108の各信号が入力され、変速すべき条件か否かの判定やライン圧の設定を実施している。
Note that the
また、エンジン制御用コンピュータ105と変速制御用コンピュータ114は、通信ライン118で結ばれ、制御情報や指令を双方向に通信できるようになっている。この通信ライン118は、LAN(Local Area Network)の様な多重通信機構を用いてもよいし、必要な通信毎に制御コンピュータの入出力ポートを接続する配線でもよい。
The
次に、本実施の形態において変速制御コンピュータ114が実行する制御内容について説明する。この制御内容は、アップシフトが行われる場合についてのものである。変速制御用コンピュータ114は、まず、図11に示す様に、変速判断に必要なスロットル開度θacc、車速(=出力軸回転数)Nos、入力軸回転数Ntを読み込む(ステップ210)。そして、変速線図に基づいて変速の有無を判定する(ステップ220)。
Next, the control contents executed by the
変速線図としては、車速とスロットル開度をパラメータとしたマップを変速制御用コンピュータ114が予め記憶している。このマップは、図14に示す様に、変速段決定の際のチャタリング防止のため、第n速(n=1,2,3)から第n+1速への変速(アップシフト)と第m速(m=2,3,4)から第m−1速への変速(ダウンシフト)とで、アップシフトの場合は実線で、ダウンシフトの場合は破線で示すように異なる判定線を用いるように構成されている。
As the shift diagram, the
変速制御用コンピュータ114は、この変速線図を用いて、前回の演算における車速−スロットル開度の関係位置と今回の演算におけるその関係位置とを結んだ線が、実線または破線の変速線を横切った場合に変速有りと判定する。変速有りと判定された場合には、変速線図から求められる新たな変速段に対応するように、変速制御ソレノイド115a,115bのON/OFF状態を切り換える(ステップ230)。
Using this shift diagram, the
変速制御ソレノイド115a,115bのON/OFF状態は、例えば下記表1の様に制御される。この関係も、予め変速制御用コンピュータ114に記憶してある。
The ON / OFF states of the shift control solenoids 115a and 115b are controlled as shown in Table 1 below, for example. This relationship is also stored in advance in the
ここで、以上のステップ250〜270の条件判断ループが、例えば16msec毎に実行されるとすると、TFの値として6を設定しておけば、ライン圧PLとしては、急速充填のための最高油圧が16×6=96msecの間出力されることになる。
Here, if the condition determination loop of the
この急速充填のための油圧は、本実施の形態では出力できる最高油圧としたが、最高油圧であっても良いし、次に述べる初期油圧制御の開始油圧より高い油圧であれば、メカの資質で決まる適当な値としても良い。また、所定の時間は充填時に設定する油圧の大きさやメカの性質で決まり、およそ50〜200msec程度の範囲で設定できる。 In this embodiment, the hydraulic pressure for rapid filling is set to the maximum hydraulic pressure that can be output. However, the hydraulic pressure may be the maximum hydraulic pressure, and if the hydraulic pressure is higher than the starting hydraulic pressure of the initial hydraulic control described below, the mechanical qualities It may be an appropriate value determined by. Further, the predetermined time is determined by the size of the hydraulic pressure set at the time of filling and the mechanical properties, and can be set in a range of about 50 to 200 msec.
以上の充填制御の油圧及び時間は、充填指令に起因してクラッチ油圧が高くなるがその油圧でトルク相に入ってしまわないように、選べば良い。その時、ライン圧指令に対するクラッチ油圧の応答遅れを考慮する必要があり、制御の設計に先立って、実験的に適正な油圧値と時間を求めることができる。 The hydraulic pressure and time for the above filling control may be selected so that the clutch hydraulic pressure increases due to the charging command, but does not enter the torque phase at that hydraulic pressure. At that time, it is necessary to consider the response delay of the clutch hydraulic pressure with respect to the line pressure command, and an appropriate hydraulic pressure value and time can be obtained experimentally prior to control design.
なおこの充填制御は、次に述べる初期油圧の制御が低い油圧からの増圧となるために、摩擦係合要素につながる油圧回路中を圧油で満たす「充填」に多くの時間がかかるのを防止し、トルク相開始までの時間を短縮するためのものである。特に本実施例で用いている油圧回路中にアキュムレータを持つ構成のものでは、アキュムレータのストローク終了までに変速(イナーシャ相)が終了しない、いわゆる棚外れ変速を防止する上で、大きな効果を持つ。また、アキュムレータを持たない構成であっても、変速指令からトルク相開始までの時間(ひいては変速時間)を短縮する効果を持つ。 In this filling control, since the initial hydraulic pressure control to be described below is an increase from a low hydraulic pressure, it takes a lot of time to “fill” the hydraulic circuit connected to the friction engagement element with the pressurized oil. This is for preventing and shortening the time until the start of the torque phase. In particular, the structure having an accumulator in the hydraulic circuit used in this embodiment has a great effect in preventing so-called off-shelf shifting, in which shifting (inertia phase) does not end before the end of the accumulator stroke. Further, even in the configuration without an accumulator, there is an effect of shortening the time from the shift command to the start of the torque phase (and thus the shift time).
こうして充填制御が終了したら、ステップ280に進んで初期油圧の増圧制御が実行される。この初期油圧の増圧制御は、図12に示す様な手順で実行される。まず、最初にタイマtを初期化する(ステップ2810)。続いて、ライン圧PLとして変速開始油圧Piを設定する(ステップ2820)。 When the filling control is completed in this way, the process proceeds to step 280, where the initial hydraulic pressure increase control is executed. This initial oil pressure increase control is executed in the procedure as shown in FIG. First, the timer t is initialized (step 2810). Subsequently, the shift start hydraulic pressure Pi is set as the line pressure PL (step 2820).
この変速開始油圧Piは、スロットル開度をパラメータとするマップから求められる。こうしたマップとしては、図15に示す様に、一点鎖線で示される変速時用と、実線で示される変速時以外用の2つが、変速制御コンピュータ114に予め記憶されている。
The shift start hydraulic pressure Pi is obtained from a map using the throttle opening as a parameter. As shown in FIG. 15, two types of maps are stored in advance in the
ここで、本実施の形態では、変速時用として従来設定されていた点線のマップPfittよりも、より低いライン圧を変速開始用ライン圧としているのが特徴である。図15に併記した従来の変速時用マップPfittは、システムが設計通りの性能を発揮することを前提に定められたものである。従って、本実施の形態においては、設計条件よりも低めのライン圧をもって変速開始油圧Piとしていることになる。この様に設計条件より低めのライン圧を変速開始油圧とするのが本実施の形態における一つの特徴である。 Here, the present embodiment is characterized in that a lower line pressure is used as a shift start line pressure than the dotted line map Pfitt that has been conventionally set for shifting. The conventional shift map Pfitt shown in FIG. 15 is determined on the premise that the system performs as designed. Therefore, in the present embodiment, the shift start hydraulic pressure Pi is set with a line pressure lower than the design condition. As described above, one characteristic of the present embodiment is that the line pressure lower than the design condition is used as the shift start hydraulic pressure.
次に、ステップ2830において、下記(4)式に基づいて、この段階におけるライン圧PLの制御値を算出する。この制御値が大きいほど、デューティソレノイド116におけるドレン割合が小さいことになる。よって、ドレン割合として言い換えると、プレッシャレギュレータにおけるポンプ吐出油のドレン割合を徐々に減少させ、かつその減少率が時間と共に大きくなるようにデューティソレノイド116に対する制御指令を算出することになる。
Next, in
従って、一番最初にこのステップ2830が実行されるときは、t=0,Δpi=0なので、PL=Piとなる。そして、続くステップ2840,2850で、上記(4)式の計算結果に基づいてソレノイド116の駆動デューティを決定し、出力する。この駆動デューティは、図16に示す様なマップを用いて決定される。この図16のマップも、変速制御用コンピュータ114に予め記憶されている。
Therefore, when this
さらにその後、ステップ2860に進んで、下記(5)式に基づいてイナーシャ相の開始判定を行う。 Thereafter, the process proceeds to step 2860, where the start of inertia phase is determined based on the following equation (5).
このステップ2860の判定の結果、まだイナーシャ相が開始していないと判定された場合は、ステップ2870に進んで、タイマtをインクリメントし、さらにステップ2830に戻って増圧制御を継続する。なお、このステップ2830〜2860のループ演算は、一定の周期(例えば16msec)で繰り返し実行される。この結果、イナーシャ相が開始されるまでの間、ライン圧PLは(4)式に従って、2次曲線的に増圧されていくことになる。
As a result of the determination in
一方、ステップ2860の判定で、イナーシャ相まで変速が進行したと判定されたときにはステップ2880に進み、タイマtの値をメモリに初期油圧制御期間Tiとして格納し、この初期油圧増圧制御ルーチンを抜ける。この初期油圧制御期間Tiは、後述する初期油圧増圧制御パラメータの学習処理に用いられる。
On the other hand, if it is determined in
こうして初期油圧増圧制御が終了すると、図11のメインルーチンに示す様に、続いて入力軸回転数フィードバック制御が実行される(ステップ290)。このフィードバック制御では、入力軸回転数Ntが上昇から下降に転じる時点を検出し、入力軸回転数Ntが設計条件に従って所定の勾配で低下するように、ライン圧をフィードバック制御するものである。このフィードバック制御自体は、従来から実施されているものと同じなので、詳しい説明は省略する。このフィードバック制御は、ステップ300の変速終了判定において、変速終了と判定されるまで、例えば16msec毎に繰り返し実行される。
When the initial hydraulic pressure increase control is thus completed, the input shaft rotational speed feedback control is subsequently executed as shown in the main routine of FIG. 11 (step 290). In this feedback control, the time point at which the input shaft rotational speed Nt changes from rising to lowering is detected, and the line pressure is feedback controlled so that the input shaft rotational speed Nt decreases at a predetermined gradient according to the design conditions. Since this feedback control itself is the same as that conventionally performed, detailed description is omitted. This feedback control is repeatedly executed, for example, every 16 msec until it is determined in
ステップ300の終了判定は、ここで説明しているアップシフトの場合には、入力軸回転数の変化の向きが反対になる時点、つまり変速の進行によって回転数が低下していたものが再び増加に転じる時点を検出すればよい。あるいは、車速に変速歯車機構111の変速が進行している段のギア比の逆数を掛けた値と入力軸回転数との差が所定値(例えば50rpm)以下になったときに変速終了と判定してもよい。
In the case of the upshift described here, the end of
ステップ300で、変速終了と判定された場合には、ステップ310に進んで、初期油圧増圧制御パラメータの学習処理が行われる。この学習処理は、図13(a)に示す様な手順で実行される。まず、ステップ3110において、初期油圧制御期間Tiと基準時間TBとの差を計算し、時間差toとする。次にステップ3120で、開始油圧補正量Δpiを時間差toから計算する。開始油圧補正量Δpiの計算方法は、図13(b)または(c)に示したようなマップにより行う。これらのマップの特徴は、時間差toが小さい時、開始油圧補正量Δpiを0(ゼロ)とする不感帯を持っていることである。
If it is determined in
その理由は、トルク相所要時間Tiの誤検出や一時的な変速状態の変化などによる学習処理の過剰反応などによって、学習結果が安定しなくなるのを防止するためである。元々初期油圧増圧制御により、多少の油圧ズレに対して変速ショックのばらつきを吸収できるので、あまり学習処理によって厳密に油圧ズレを合わせ込む必要がないことから、このような処理ができるのである。 The reason is to prevent the learning result from becoming unstable due to an erroneous detection of the torque phase required time Ti, an excessive reaction of the learning process due to a temporary change in the shift state, or the like. Since the initial hydraulic pressure increase control originally can absorb the variation of the shift shock with respect to some hydraulic pressure deviation, it is not necessary to adjust the hydraulic pressure deviation strictly by the learning process, and thus such processing can be performed.
また基準時間TBは、油圧が適正に出力され、設計通りに変速が進行した場合に、この時間で増圧制御が終了できるという時間を定めている。(4)式のaの設定の目安として説明したTfittに相当するものである。この学習処理が実行された後は、再びアップシフト変速を実行すべき状態になったとき、ステップ2820,2830において、開始油圧がPiではなく、学習結果を反映してPi+Δpiとされるようになる。
The reference time TB defines a time during which the pressure increase control can be completed when the hydraulic pressure is properly output and the shift proceeds as designed. (4) This corresponds to Tfit described as a guideline for setting a in equation (a). After the learning process is executed, when it becomes a state where the upshift is to be executed again, in
以上は、ステップ220において変速と判定された場合の制御であるが、変速と判定されなかった場合は、図11に示す様に、図15の実線の変速時以外用のマップに従ってライン圧PLが設定され(ステップ320)、図16のマップによるデューティ値の演算が実行され(ステップ330)、このデューティ値がソレノイド116に出力される(ステップ340)。
The above is the control when it is determined that the speed is changed in
次に、この様に構成された本実施の形態による作用効果について図17のタイミングチャートに基づいて説明する。ステップ220でアップシフトの変速条件になったと判定されるとステップ230が実行されて変速指令が出力される(時刻T0)。そして、ステップ250〜270の実行により、ライン圧指令として最高油圧を達成するデューティが出力される(時刻T0〜T1)。こうして、充填期間TFの間、ライン圧PLが最高油圧に維持される。この充填制御により、油路に作動油が急速に充填され、クラッチ油圧が急速に上昇する。
Next, the function and effect of the present embodiment configured as described above will be described based on the timing chart of FIG. If it is determined in
そして、充填期間TFが経過すると、今度は、一転して低めの変速開始油圧Piに相当するデューティに切り換えられ、ライン圧PLは、一旦Piまで低下された後、初期油圧増圧制御により2次曲線を描きながら上昇する(時刻T1〜T4)。この間、クラッチ油圧も一旦低下し、その後、アキュムレータ120の作用によって、やはり2次曲線を描きながら上昇する。この初期油圧増圧制御が進行する内に、変速制御はトルク相に突入し(時刻T2)、やがてトルク相を終了してイナーシャ相が開始される(時刻T3)。そして、時刻T4に至って入力軸回転数Ntが低下し始めると、フィードバック制御に移行する。
When the filling period TF elapses, the duty is changed to a duty corresponding to the lower shift start hydraulic pressure Pi, and the line pressure PL is once reduced to Pi and then subjected to secondary control by initial hydraulic pressure increase control. It rises while drawing a curve (time T1-T4). During this time, the clutch hydraulic pressure also decreases once and then increases while drawing a quadratic curve by the action of the
この様に、本実施の形態によると、急速充填後、入力軸フィードバック制御が実行されるまでの間、クラッチ油圧は2次曲線に従って上昇する。ここで、クラッチ油圧の上昇は、ライン圧が高めの場合ほど、同一時刻における微分係数がより大きな曲線となる。 Thus, according to the present embodiment, the clutch hydraulic pressure increases according to the quadratic curve until the input shaft feedback control is executed after the rapid filling. Here, the increase of the clutch hydraulic pressure becomes a curve with a larger differential coefficient at the same time as the line pressure is higher.
この結果、クラッチ油圧が適正な場合、高めの場合及び低めの場合のそれぞれの場合において、図18(a)に示す様に、トルク相開始油圧からトルク相終了油圧までの所要時間(トルク相所要期間)tTrは、それほど大きく相違しないこととなるのである。 As a result, when the clutch hydraulic pressure is appropriate, when the clutch hydraulic pressure is high, and when the clutch hydraulic pressure is low, as shown in FIG. (Time period) t Tr is not so different.
ところが、図18(b)に比較例として示す様に、ライン圧を一定にしてアキュムレータの作用だけでトルク相期間を制御しようとすると、ライン圧が高めの変速機ではきつい勾配の状態でトルク相所要期間tTrが決定するのに対し(図示点線の場合)、ライン圧が低めの変速機では緩い勾配の状態でトルク相所要期間tTrが決定し(図示一点鎖線の場合)、トルク相所要期間tTrがライン圧の大小によって大きくばらつく。 However, as shown in FIG. 18 (b) as a comparative example, if the torque phase period is controlled only by the action of the accumulator with the line pressure kept constant, the torque phase is maintained in a tight gradient state in a transmission with a high line pressure. Whereas the required period t Tr is determined (in the case of the dotted line in the figure), the torque phase required period t Tr is determined in the state of a gentle slope in the transmission with a low line pressure (in the case of the dotted line in the figure), and the torque phase is required. The period t Tr varies greatly depending on the line pressure.
この様に、本実施の形態によれば、トルク相所要期間tTrがライン圧の高い低いによらず、ほぼ一定となり、出力軸トルクの変化状態もライン圧の高い低いによる影響を受けなくなる。そして、学習制御によって変速開始油圧をPiからPi+ΔPiにすることでトルク相開始時期も設計条件に近づけていくことができるのである。 Thus, according to the present embodiment, the torque phase required period t Tr is substantially constant regardless of whether the line pressure is high or low, and the change state of the output shaft torque is not affected by the high or low line pressure. Then, by changing the shift start hydraulic pressure from Pi to Pi + ΔPi by learning control, the torque phase start timing can be brought closer to the design condition.
即ち、図18(a)をみると分かる様に、ライン圧が低い側にずれるほど、トルク相終了時刻(イナーシャ相開始時刻)は遅くなる。そこで、基準時間TBを超える時間に比例する量だけ初期油圧を高めてやれば、目標とする基準時間に近い時間でイナーシャ相に入ることができるようになるのである。 That is, as can be seen from FIG. 18A, the torque phase end time (inertia phase start time) becomes later as the line pressure is shifted to a lower side. Therefore, if the initial hydraulic pressure is increased by an amount proportional to the time exceeding the reference time TB, the inertia phase can be entered in a time close to the target reference time.
ところで、変速開始油圧の補正は、スロットル開度にかかわりなく常にΔpiだけ補正しても十分に効果があるが、次の様に、スロットル開度によって学習補正量を修正すると一層好適である。つまり、開始油圧補正量を求めた前回の変速時のスロットル間度がTVO1、今回のスロットル開度がTVO2とすると、下記(6)式によって、補正量を算出しても良い(図15参照)。 By the way, the correction of the shift start hydraulic pressure is sufficiently effective even if it is always corrected by Δpi regardless of the throttle opening, but it is more preferable to correct the learning correction amount by the throttle opening as follows. In other words, if the inter-throttle degree at the time of the previous shift for which the start hydraulic pressure correction amount is obtained is TVO1, and the current throttle opening is TVO2, the correction amount may be calculated by the following equation (6) (see FIG. 15). .
この場合は、ステップ2830で用いる(4)式に代えて、下記(7)式を用いてライン圧PLを計算すればよい。
In this case, the line pressure PL may be calculated using the following equation (7) instead of the equation (4) used in
この様に、本実施の形態によれば、変速機の個体差、経年変化あるいはその他の要因によりライン圧が設計値からずれてきても、設計条件に近い状態でトルク相を開始でき、また、トルク相所要期間を制御することができる。 Thus, according to the present embodiment, even if the line pressure deviates from the design value due to individual differences of the transmission, aging or other factors, the torque phase can be started in a state close to the design conditions, The torque phase required period can be controlled.
[第3の実施の形態]
次に、第3の実施の形態について説明する。この第3の実施の形態は、第2の実施の形態におけるステップ280の中身を、図21の様に変更したものである。
[Third Embodiment]
Next, a third embodiment will be described. In the third embodiment, the contents of
まず、この実施の形態において狙いとする作用の方から、図20を基に説明する。まず第2の実施の形態と同様に、変速指令が出力された直後には急速充填のための制御期間を設ける。そして、これに続く初期油圧増圧制御として、まず最初に緩い増圧勾配(第1の勾配)での油圧指令を出力する。このとき、アキュムレータ120の作用により、クラッチ油圧は徐々に上昇する。
First, the operation targeted in this embodiment will be described with reference to FIG. First, as in the second embodiment, a control period for rapid filling is provided immediately after the shift command is output. Then, as the subsequent initial hydraulic pressure increase control, first, a hydraulic pressure command with a gentle pressure increase gradient (first gradient) is output. At this time, the clutch hydraulic pressure gradually increases due to the action of the
この第1の勾配に従った増圧を行うための油圧指令は所定期間T1の間出力され、その後は、第1の勾配よりもきつい勾配(第2の勾配)での油圧指令の出力を行う。この勾配の切り換えタイミングは、図20に実線で示した適正なクラッチ油圧が出力されたときのトルク相終了時刻の手前にくるように設定する。これは、低油圧側にずれたときの増圧を早めるためである。 The hydraulic pressure command for increasing the pressure according to the first gradient is output for a predetermined period T1, and thereafter, the hydraulic pressure command is output at a gradient (second gradient) that is tighter than the first gradient. . The gradient switching timing is set to come before the torque phase end time when the appropriate clutch oil pressure indicated by the solid line in FIG. 20 is output. This is to accelerate the pressure increase when the pressure is shifted to the low hydraulic pressure side.
このように設定すると、クラッチ油圧が高い側にずれたときには破線で示すように、また低油圧側にずれたときには一点鎖線で示すようにそれぞれ油圧制御され、トルク相の時間tTrは図20の様になり、図18(b)に示したライン圧一定制御の場合の様に油圧ズレと共に大きく変わることがない。 With this setting, when the clutch oil pressure deviates to the higher side as shown by a broken line, also when shifted to the low pressure side is in each hydraulic control as indicated by a chain line, the time t Tr of the torque phase in FIG. 20 Thus, unlike the case of the constant line pressure control shown in FIG.
次に、図21のフローチャートについて説明する。まず、ステップ410において、タイマtを初期化する。続いてステップ420で、ライン圧PLの初期値を図15の一点鎖線で示した増圧制御開始油圧Piに設定する。次に、ステップ430において、下記(8)式に従ってライン圧PLを計算する。
Next, the flowchart of FIG. 21 will be described. First, in step 410, the timer t is initialized. Subsequently, at step 420, the initial value of the line pressure PL is set to the pressure increase control start oil pressure Pi indicated by the one-dot chain line in FIG. Next, in
ステップ470では、タイマtの値と第1の勾配設定期間T1とが比較される。そして、タイマtがT1に満たないときは、ステップ480に進んでタイマtをインクリメントし、さらにステップ430に戻って、第1の勾配での増圧制御を継続する。なおこのループ演算は、一定の周期(例えば16msec)で操り返し実行される。
In
第1の勾配の出力期間が設定期間T1を過ぎても、まだイナーシャ相開始に到っていないときには(ステップ460=NO,ステップ470=YES)、ステップ490に進む。ステップ490では、下記(9)式に従ってライン圧PLを計算する。 If the output period of the first gradient has passed the set period T1, but has not yet reached the start of the inertia phase (step 460 = NO, step 470 = YES), the process proceeds to step 490. In step 490, the line pressure PL is calculated according to the following equation (9).
さらにステップ520に進んで、(5)式に基づいてイナーシャ相の開始判定を行う。この判定で、まだ変速がイナーシャ相にまで進行していないと判断されたときは、ステップ530に進んでタイマtをインクリメントし、ステップ490に戻る。一方、イナーシャ相の開始が検出されたときには、ステップ540に進む。ステップ540では、タイマtの値をメモリTiに格納して、ステップ280の制御を終了する。メモリTiは、第2の実施の形態と同様に、初期油圧増圧制御パラメータの学習処理に用いられる。
Further, the routine proceeds to step 520, where the start of inertia phase is determined based on the equation (5). If it is determined in this determination that the speed change has not yet progressed to the inertia phase, the routine proceeds to step 530 where the timer t is incremented and the routine returns to step 490. On the other hand, when the start of the inertia phase is detected, the process proceeds to step 540. In
なお学習処理は、イナーシャ相開始検出までの時間Tiと所定時間TBとの差toに応じて、toが大きいほど、開始油圧Pi、第1の増圧勾配δp1又は第2の増圧勾配δp2を大きくするか、あるいは第1の勾配期間T1を短くするいずれかの方法を採用すればよい。 In the learning process, the start oil pressure Pi, the first pressure increase gradient δp1 or the second pressure increase gradient δp2 is increased as the to is increased in accordance with the difference to between the time Ti until the inertia phase start detection and the predetermined time TB. Either a method of increasing or a method of shortening the first gradient period T1 may be adopted.
以上のような1次関数の組み合わせで増圧する方法は、第2の実施の形態の様な2次関数、あるいはそれ以上の次数の関数で増圧する方法に比べて次のような利点を持つ。まず、摩擦係合要素の摩擦係数が個体差や経時変化によって異常に低い場合や、エンジントルクが大きく出た場合など、増圧開始油圧が極端に低かった場合には、増圧制御を終了するまでに時間がかかる。 The method of increasing pressure by the combination of linear functions as described above has the following advantages over the method of increasing pressure by a quadratic function as in the second embodiment or a function of higher order. First, when the pressure increase start oil pressure is extremely low, such as when the friction coefficient of the friction engagement element is abnormally low due to individual differences or changes over time, or when the engine torque is large, the pressure increase control is terminated. It takes time.
そのとき、高次の関数で増圧するときは、低い油圧から比較的短い時間でトルク相に入ることはできるものの、単位時間当たりの油圧増加が大きくなるので、トルク相終了までが急に進行してしまうおそれがある。これを1次関数の組み合わせで、しかも後半ほど勾配を大きくすることによって、高次関数と同等にトルク相に入るまでの時間を短縮し、さらに、トルク相に入ってからの増圧勾配も、第2の勾配で決定されることから、高次関数ほどきつい勾配にならず、トルク相が急速に終了するような問題も発生しないのである。 At that time, when the pressure is increased by a high-order function, although the torque phase can be entered in a relatively short time from a low oil pressure, the increase in oil pressure per unit time becomes large, so the end of the torque phase proceeds abruptly. There is a risk that. By combining this with a linear function and increasing the gradient in the second half, the time to enter the torque phase is shortened in the same way as the high-order function, and the pressure increasing gradient after entering the torque phase is Since it is determined by the second gradient, it does not become as steep as the higher order function, and the problem that the torque phase ends rapidly does not occur.
ただし、こうした極端なずれがある場合を除けば、第2の実施の形態の様に2次関数等の曲線で増圧する方が、低めのライン圧となっている場合のトルク相開示時刻を早める上では有利となる。 However, except for the case where there is such an extreme deviation, the torque phase disclosure time when the pressure is increased by a curve such as a quadratic function as in the second embodiment is lower when the line pressure is lower. This is advantageous.
[第4の実施の形態]
さらに別の実施の形態を説明する。
[Fourth Embodiment]
Still another embodiment will be described.
この第4の実施の形態は、第2,第3の実施の形態の両方の利点を組み合わせたもので、図22に示す様に、最初は第2の実施の形態と同様に2次関数で増圧し、増圧勾配がある値になった後は、増圧勾配を固定して1次関数的に増圧するというものである。 This fourth embodiment combines the advantages of both the second and third embodiments. As shown in FIG. 22, the fourth embodiment is initially a quadratic function as in the second embodiment. After the pressure is increased and the pressure increase gradient reaches a certain value, the pressure increase gradient is fixed and the pressure is increased in a linear function.
即ち、増圧開始と共に時間の2次関数で増圧し、その増圧勾配が所定の値になったところで勾配を一定(所定勾配の1次関数)にするのである。このように構成することによって、初期油圧が低いときにトルク相に入るまでの時間短縮については第2の実施の形態と同等の効果を有し、さらに、増圧勾配に制限を設けることで、第3の実施の形態と同様に、トルク相開始からの不必要な急増圧を防ぐことができ、第2,第3の各実施の形態の利点を共に兼ね備えるものとなるのである。 That is, the pressure is increased by a quadratic function of time with the start of pressure increase, and when the pressure increase gradient reaches a predetermined value, the gradient is made constant (a linear function of a predetermined gradient). By configuring in this way, when the initial oil pressure is low, it has the same effect as the second embodiment for shortening the time to enter the torque phase, and further, by limiting the pressure increase gradient, Similar to the third embodiment, unnecessary sudden pressure increase from the start of the torque phase can be prevented, and both the advantages of the second and third embodiments are combined.
[実験例1]
次に、第1の実施の形態が対象とするいわゆるダイレクト制御のシステムについて実験を行った結果について説明する。
[Experimental Example 1]
Next, the results of experiments conducted on the so-called direct control system targeted by the first embodiment will be described.
実験は、ダイレクト制御用の電磁弁57に対する制御デューティを、図23(a)に示す様に、急速充填後に時間の2次関数に従って増加させる方法を採用し、電磁弁57の上流側圧力であるライン圧PLを0.8MPa,0.7MPa,0.6MPaの3種類に設定したとき、どのような出力軸トルク変化が生じるかを計測したものである。なお、変速は1→2変速とし、スロットル開度TVO=28%とした。
The experiment adopts a method of increasing the control duty for the direct control
この実験の結果は図23(a)中に示す通りである。この結果から明らかな様に、電磁弁57の上流側のライン圧PLが変速機の個体差などによってばらついたとしても、トルク相期間tTrはほぼ一定となり、トルク相からイナーシャ相へ移行する際の出力軸トルク変化ΔTもほぼ一定となっていることが確認できる。
The result of this experiment is as shown in FIG. As is apparent from this result, even if the line pressure PL on the upstream side of the
なお、比較実験として、図23(b)に示す様に、急速充填後の制御デューティを一定値とする制御を行った場合を併記する。図23(b)から分かる様に、電磁弁57の上流のライン圧PLが0.6MPaの場合には結果的に変速ができなかった。また、PL=0.8MPaの場合にはトルク相からイナーシャ相へ移行する際に大きなトルク変化が生じた。トルク相期間tTrについても、グラフからはやや分かり難いが、PL=0.8MPaのときの方がPL=0.7MPaのときよりも短くなり、急にイナーシャ相に突入する傾向が見られた。
In addition, as a comparative experiment, as shown in FIG. 23 (b), a case where control is performed so that the control duty after rapid filling is a constant value is also described. As can be seen from FIG. 23 (b), when the line pressure PL upstream of the
[実験例2]
次に、第2の実施の形態が対象とする油路にアキュムレータを備え、ライン圧制御によってクラッチ油圧を制御するタイプのシステムについて実験を行った結果について説明する。
[Experiment 2]
Next, the results of experiments conducted on a system of a type in which an accumulator is provided in an oil passage targeted by the second embodiment and the clutch hydraulic pressure is controlled by line pressure control will be described.
実験は、ライン圧制御ソレノイド116に対する制御デューティを急速充填後に時間の2次関数に従って増加させる方法を採用し、ライン圧の初期値が設計条件通りである場合と、設計条件よりも+0.05MPaだけ高めの場合と、−0.05Paだけ低めの場合の3種類について、どのような出力軸トルク変化が生じるかを計測したものである。なお、変速は1→2変速とし、スロットル開度TVO=2/8とした。
The experiment adopts a method in which the control duty for the line
この実験の結果は図24(a)に示す通りである。この結果から明らかな様に、個体差によってライン圧PLが設計条件からばらついたとしても、トルク相期間tTrはほぼ一定となり、トルク相からイナーシャ相へ移行する際の出力軸トルク変化ΔTもほぼ一定となっていることが確認できる。 The result of this experiment is as shown in FIG. As is apparent from this result, even if the line pressure PL varies from the design condition due to individual differences, the torque phase period t Tr is substantially constant, and the output shaft torque change ΔT when the torque phase is shifted to the inertia phase is also substantially equal. It can be confirmed that it is constant.
なお、この実験例2についても、比較実験として、急速充填後のライン圧制御ソレノイド116に対する制御デューティを一定値とする制御を行った場合の実験結果を図24(b)として併記する。図24(b)から分かる様に、ライン圧が低めに現れる個体(−0.05MPaの場合)では、トルク相期間tTrが長くなってしまうことが確認できる。
In addition, also in this experimental example 2, as a comparative experiment, the experimental result when the control duty for the line
[まとめ]
以上いくつかの実施の形態を説明してきたが、いずれによっても、トルク相の変速ショックを低減し、しかも個体差や運転状態の変化によるショックのばらつきを吸収し、常に同じ感覚の変速感で変速を実行することができ、運転者に違和感を感じさせないようにすることができる。
[Summary]
Although several embodiments have been described above, in any case, the shift shock of the torque phase is reduced, and the shock variation due to individual differences and changes in the driving state is absorbed, and the shift is always performed with the same sense of shift. And the driver can be prevented from feeling uncomfortable.
なお、本発明は、上記した各実施の形態に限られず、その要旨を逸脱しない範囲内であれば、さらに種々なる態様にて実施できることはもちろんである。 It should be noted that the present invention is not limited to the above-described embodiments, and it goes without saying that the present invention can be implemented in various modes as long as it does not depart from the gist of the invention.
1・・・自動変速機、3・・・遊星歯車装置、5・・・クラッチ、7・・・入力軸、9・・・出力軸、51・・・クラッチディスク、53・・・クラッチプレート、55・・・油圧シリンダ、57・・・電磁弁、63・・・電子制御回路、101・・・電子制御エンジン、102・・・自動変速機、103・・・デファレンシャルギア、104・・・駆動車輪、105・・・エンジン制御コンピュータ、106・・・エンジン回転センサ、107・・・車速センサ、108・・・スロットルセンサ、109・・・吸入空気量センサ、110・・・トルクコンバータ、111・・・変速歯車機構、112・・・変速機入力軸、113・・・出力軸、114・・・変速制御コンピュータ、115・・・コントロールバルブ、115a,115b・・・変速制御ソレノイド、116・・・ライン圧制御ソレノイド、117・・・入力軸回転センサ、118・・・通信ライン、120・・・アキュムレータ。
DESCRIPTION OF
Claims (30)
指示された制御量に応じて圧油を供給することにより、上記摩擦係合手段の係合状態を調整する係合状態調整手段と、
上記制御量の経時変化が、単調増加で徐々に変化率が増加し、または単調減少で徐々に変化率が減少する曲線に沿うように、上記制御量を算出する制御量算出手段と、
を備えたことを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 An input shaft to which the rotational force from the engine is input, an output shaft that outputs the rotational force to the drive wheel, friction engagement means that can adjust the engagement state, and the engagement state of the friction engagement means A vehicular automatic transmission control apparatus for controlling a vehicular automatic transmission having transmission means for transmitting the rotational force of the input shaft to the output shaft at a transmission ratio,
An engagement state adjusting means for adjusting the engagement state of the friction engagement means by supplying pressure oil according to the instructed control amount;
A control amount calculation means for calculating the control amount so that the change over time of the control amount follows a curve in which the change rate gradually increases with a monotonic increase or gradually decreases with a monotone decrease;
An automatic transmission control device for a vehicle, comprising:
駆動輪側に回転力を出力する出力軸と、
該出力軸と前記入力軸との間に設けられ、油圧によって係合される複数の摩擦係合要素、及び該複数の摩擦係合要素の係合状態によって回転要素の拘束状態が決定される遊星歯車機構を備える変速歯車機構と、
前記複数の摩擦係合要素の中から変速段の切換に対応して非係合状態から係合状態に切り換える摩擦係合要素を選択する係合状態切換手段と、
該係合状態切換手段によって選択された摩擦係合要素に加える油圧を制御する油圧制御手段と、
該油圧制御手段に対して油圧制御のための制御指令値を出力する制御指令出力手段とを備える車両用自動変速機制御装置において、
前記制御指令出力手段が、
変速段切り換え動作初期のイナーシャ相開始前の段階において、前記摩擦係合要素に加わる油圧を徐々に増加させ、かつその増加率が時間と共に大きくなるように、前記油圧制御手段に対する制御指令値を増加させながら出力する変速初期油圧制御手段を備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 An input shaft for inputting rotational force from the engine;
An output shaft that outputs rotational force to the drive wheel side;
A plurality of friction engagement elements provided between the output shaft and the input shaft and engaged by hydraulic pressure, and a planetary state in which a restraint state of the rotation element is determined by an engagement state of the plurality of friction engagement elements A transmission gear mechanism comprising a gear mechanism;
Engagement state switching means for selecting a friction engagement element that switches from a non-engagement state to an engagement state in response to switching of the gear position among the plurality of friction engagement elements;
Hydraulic control means for controlling the hydraulic pressure applied to the friction engagement element selected by the engagement state switching means;
In a vehicle automatic transmission control device comprising a control command output means for outputting a control command value for hydraulic control to the hydraulic control means,
The control command output means is
In the stage before the start of the inertia phase at the initial stage of the gear stage switching operation, the hydraulic pressure applied to the friction engagement element is gradually increased, and the control command value for the hydraulic control means is increased so that the increase rate increases with time. An automatic transmission control device for a vehicle, comprising: a gear shift initial hydraulic pressure control means that outputs the gear while outputting.
前記変速初期油圧制御手段が、時間に対して2次以上の高次の関数にて表される制御指令値を出力する手段として構成されていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 5,
An automatic transmission control apparatus for a vehicle, wherein the shift initial hydraulic pressure control means is configured as means for outputting a control command value expressed by a higher-order function of second order or higher with respect to time.
前記変速初期油圧制御手段が、前記制御指令値の増加率が所定値に達した後は、該制御指令値の増加率を当該所定値に固定した制御指令を出力する手段として構成されていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 5 or 6,
The shift initial hydraulic control means is configured as means for outputting a control command in which the increase rate of the control command value is fixed to the predetermined value after the increase rate of the control command value reaches a predetermined value. A vehicle automatic transmission control device characterized by the above.
駆動輪側に回転力を出力する出力軸と、
該出力軸と前記入力軸との間に設けられ、油圧によって係合される複数の摩擦係合要素、及び該複数の摩擦係合要素の係合状態によって回転要素の拘束状態が決定される遊星歯車機構を備える変速歯車機構と、
前記複数の摩擦係合要素の中から変速段の切換に対応して非係合状態から係合状態に切り換える摩擦係合要素を選択する係合状態切換手段と、
該係合状態切換手段によって選択された摩擦係合要素に加える油圧を制御する油圧制御手段と、
該油圧制御手段に対して油圧制御のための制御指令値を出力する制御指令出力手段とを備える車両用自動変速機制御装置において、
前記制御指令出力手段が、
変速段切り換え動作初期のイナーシャ相開始前の段階において、前記摩擦係合要素に加わる油圧を徐々に増加させ、かつ所定時間経過後に前記増加率がより大きくなる様に、前記油圧制御手段に対する制御指令値を、所定時間内は第1の勾配に沿って増加し、その後該第1の勾配よりも増加率の大きい第2の勾配に沿って増加させながら出力する変速初期油圧制御手段を備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 An input shaft for inputting rotational force from the engine;
An output shaft that outputs rotational force to the drive wheel side;
A plurality of friction engagement elements provided between the output shaft and the input shaft and engaged by hydraulic pressure, and a planetary state in which a restraint state of the rotation element is determined by an engagement state of the plurality of friction engagement elements A transmission gear mechanism comprising a gear mechanism;
Engagement state switching means for selecting a friction engagement element that switches from a non-engagement state to an engagement state in response to switching of the gear position among the plurality of friction engagement elements;
Hydraulic control means for controlling the hydraulic pressure applied to the friction engagement element selected by the engagement state switching means;
In a vehicle automatic transmission control device comprising a control command output means for outputting a control command value for hydraulic control to the hydraulic control means,
The control command output means is
A control command for the hydraulic pressure control means so that the hydraulic pressure applied to the friction engagement element is gradually increased in the stage before the start of the inertia phase at the initial stage of the gear shift operation, and the increase rate is increased after a predetermined time has elapsed. Shift initial hydraulic control means is provided for increasing the value along a first gradient within a predetermined time and then increasing the value along a second gradient having a larger rate of increase than the first gradient. An automatic transmission control device for a vehicle characterized by the above.
前記変速初期制御手段が、前記制御指令の初期値として、適正値より低めの係合油圧を与える様な低めの初期値を設定する低め初期値設定手段を備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 In the automatic transmission control device for vehicles according to any one of claims 5 to 8,
The vehicle shift initial control means includes a low initial value setting means for setting a low initial value that gives a lower engagement hydraulic pressure than an appropriate value as an initial value of the control command. Automatic transmission control device.
前記制御指令出力手段が、前記変速初期油圧制御手段の作動に先立って、前記非係合状態から係合状態に切り換えられる摩擦係合要素に対して作動油を急速に充填する急速充填制御手段を備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 In the automatic transmission control device for vehicles according to any one of claims 5 to 9,
Prior to the operation of the shift initial hydraulic pressure control means, the control command output means rapidly fills the friction engagement element that is switched from the non-engaged state to the engaged state with a quick filling control means. An automatic transmission control device for a vehicle, comprising:
前記油圧制御手段が、前記摩擦係合要素に加わる圧油を直接制御するダイレクト制御手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 In the vehicle automatic transmission control device according to any one of claims 5 to 10,
The automatic transmission control apparatus for a vehicle, wherein the hydraulic control means is direct control means for directly controlling pressure oil applied to the friction engagement element.
前記油圧制御手段が、前記摩擦係合要素に圧油を供給する油路のライン圧を調整するライン圧制御手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 In the vehicle automatic transmission control device according to any one of claims 5 to 10,
The automatic transmission control apparatus for a vehicle, wherein the hydraulic control means is a line pressure control means for adjusting a line pressure of an oil passage for supplying pressure oil to the friction engagement element.
前記ライン圧が、アキュムレータを介して前記摩擦係合要素に加えられる様に構成されていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 12,
An automatic transmission control apparatus for a vehicle, wherein the line pressure is configured to be applied to the friction engagement element via an accumulator.
前記変速初期油圧制御指令手段が、変速の結果に基づいて、前記制御指令の算出条件を学習補正する学習補正手段を備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 In the automatic transmission control device for vehicles according to any one of claims 5 to 7,
The automatic transmission control apparatus for a vehicle, wherein the shift initial hydraulic control command means includes learning correction means for learning and correcting a calculation condition of the control command based on a result of shift.
前記学習補正手段が、
初期油圧の増加開始からイナーシャ相開始までの時間を計測する計時手段と、
所定の基準時間を設定する基準時間設定手段と、
前記計時手段による計測時間と前記基準時間との差に応じて、増加開始時の初期油圧を変更する初期油圧変更手段とを備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 14,
The learning correction means is
A time measuring means for measuring the time from the start of the initial hydraulic pressure increase to the start of the inertia phase;
A reference time setting means for setting a predetermined reference time;
An automatic transmission control device for a vehicle, comprising: an initial hydraulic pressure change means for changing an initial hydraulic pressure at the start of increase according to a difference between a measurement time by the time measuring means and the reference time.
前記初期油圧変更手段が、前記計測時間が前記基準時間より長いほど前記初期油圧を大きくする手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 15,
The automatic transmission control device for a vehicle, wherein the initial hydraulic pressure change means is a means for increasing the initial hydraulic pressure as the measured time is longer than the reference time.
前記初期油圧変更手段が、前記計測時間と前記基準時間との差に比例する量だけ前記初期油圧を大きくする手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 16,
The automatic transmission control apparatus for a vehicle, wherein the initial hydraulic pressure changing means is a means for increasing the initial hydraulic pressure by an amount proportional to a difference between the measurement time and the reference time.
前記学習補正手段が、
初期油圧の増加開始からイナーシャ相開始までの時間を計測する計時手段と、
所定の基準時間を設定する基準時間設定手段と、
前記計時手段による計測時間と前記基準時間との差に応じて、前記初期油圧制御手段による制御指令値の増加率を変更する増加率変更手段とを備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 14,
The learning correction means is
A time measuring means for measuring the time from the start of the initial hydraulic pressure increase to the start of the inertia phase;
A reference time setting means for setting a predetermined reference time;
An automatic transmission for a vehicle, comprising: an increase rate changing means for changing an increase rate of a control command value by the initial hydraulic pressure control means in accordance with a difference between a measurement time by the time measuring means and the reference time. Machine control device.
前記増加率変更手段が、前記計測時間が前記基準時間より長いほど前記増加率を大きくする手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 18,
The automatic transmission control apparatus for a vehicle, wherein the increase rate changing means is a means for increasing the increase rate as the measurement time is longer than the reference time.
前記初期油圧変更手段が、前記計測時間と前記基準時間との差に比例する量だけ前記増加率を大きくする手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 19,
The automatic transmission control apparatus for a vehicle, wherein the initial hydraulic pressure change means is a means for increasing the increase rate by an amount proportional to a difference between the measurement time and the reference time.
前記変速初期油圧制御指令手段が、変速の結果に基づいて、前記制御指令の算出条件を学習補正する学習補正手段を備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 8,
The automatic transmission control apparatus for a vehicle, wherein the shift initial hydraulic control command means includes learning correction means for learning and correcting a calculation condition of the control command based on a result of shift.
前記学習補正手段が、
初期油圧の増加開始からイナーシャ相開始までの時間を計測する計時手段と、
所定の基準時間を設定する基準時間設定手段と、
前記計時手段による計測時間と前記基準時間との差に応じて、前記第1の勾配を変更する第1勾配変更手段とを備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 21,
The learning correction means is
A time measuring means for measuring the time from the start of the initial hydraulic pressure increase to the start of the inertia phase;
A reference time setting means for setting a predetermined reference time;
An automatic transmission control apparatus for a vehicle, comprising: a first gradient changing unit that changes the first gradient according to a difference between a measurement time measured by the time measuring unit and the reference time.
前記第1勾配変更手段が、
前記計測時間が前記基準時間より長いほど前記第1の勾配を大きくする手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 22,
The first gradient changing means is
The automatic transmission control apparatus for a vehicle, wherein the first gradient is increased as the measurement time is longer than the reference time.
前記第1勾配変更手段が、
前記計測時間と前記基準時間との差に比例する量だけ前記第1の勾配を大きくする手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 23,
The first gradient changing means is
An automatic transmission control apparatus for a vehicle, characterized in that the first gradient is increased by an amount proportional to a difference between the measurement time and the reference time.
前記学習補正手段が、
初期油圧の増加開始からイナーシャ相開始までの時間を計測する計時手段と、
所定の基準時間を設定する基準時間設定手段と、
前記計時手段による計測時間と前記基準時間との差に応じて、前記第2の勾配を変更する第2勾配変更手段とを備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 21,
The learning correction means is
A time measuring means for measuring the time from the start of the initial hydraulic pressure increase to the start of the inertia phase;
A reference time setting means for setting a predetermined reference time;
An automatic transmission control apparatus for a vehicle, comprising: a second gradient changing unit that changes the second gradient in accordance with a difference between a time measured by the time measuring unit and the reference time.
前記第2勾配変更手段が、
前記計測時間が前記基準時間より長いほど前記第2の勾配を大きくする手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 25,
The second gradient changing means is
The vehicle automatic transmission control device according to claim 1, wherein the second gradient is increased as the measurement time is longer than the reference time.
前記第2勾配変更手段が、
前記計測時間と前記基準時間との差に比例する量だけ前記第2の勾配の変更量を大きくする手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 26,
The second gradient changing means is
An automatic transmission control device for a vehicle, characterized in that it is means for increasing the amount of change of the second gradient by an amount proportional to the difference between the measurement time and the reference time.
前記学習補正手段が、
初期油圧の増加開始からイナーシャ相開始までの時間を計測する計時手段と、
所定の基準時間を設定する基準時間設定手段と、
前記計時手段による計測時間と前記基準時間との差に応じて、前記所定時間を変更する勾配切換時期変更手段とを備えていることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 21,
The learning correction means is
A time measuring means for measuring the time from the start of the initial hydraulic pressure increase to the start of the inertia phase;
A reference time setting means for setting a predetermined reference time;
An automatic transmission control device for a vehicle, comprising: a gradient switching timing changing means for changing the predetermined time in accordance with a difference between a time measured by the time measuring means and the reference time.
前記勾配切換時期変更手段が、
前記計測時間が前記基準時間より長いほど前記所定時間を短くする手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 28,
The gradient switching time changing means is
The automatic transmission control device for a vehicle, wherein the predetermined time is shortened as the measurement time is longer than the reference time.
前記勾配切換時期変更手段が、
前記計測時間と前記基準時間との差に比例する量だけ前記所定時間を短くする手段であることを特徴とする車両用自動変速機制御装置。 The automatic transmission control device for a vehicle according to claim 29,
The gradient switching time changing means is
An automatic transmission control device for a vehicle, characterized in that the predetermined time is shortened by an amount proportional to a difference between the measurement time and the reference time.
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