JP2019138365A - Controller of automatic transmission and method for controlling automatic transmission - Google Patents

Abstract

To reduce arithmetic load upon calculating an estimated opening area of a pressure control valve.SOLUTION: A controller 12 is configured to calculate an estimated opening area of a regulator valve after a predetermined time, using a target hydraulic pressure of the regulator valve after the predetermined time. With the characteristic of a pressure control valve that the opening area is determined so as to attain the target hydraulic pressure, the controller calculates the estimated opening area of the regulator valve after the predetermined time, and thus there is no need to calculate the balance formula of the force of the pressure control valve, so that arithmetic load at the time of calculating the estimated opening area of the regulator valve can be reduced.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

本発明は、自動変速機を制御する技術に関する。   The present invention relates to a technique for controlling an automatic transmission.

特許文献１には、無段変速機に油圧を供給する圧力制御弁の作動を制御する油圧制御装置が開示されている。   Patent Document 1 discloses a hydraulic control device that controls the operation of a pressure control valve that supplies hydraulic pressure to a continuously variable transmission.

上記の油圧制御装置は、無段変速機の変速制御を実行する際に圧力制御弁を流れることになる作動油の流量を推定し、推定した作動油の流量に基づいて圧力制御弁の補正電流を算出している。   The hydraulic control device estimates the flow rate of hydraulic oil that will flow through the pressure control valve when performing shift control of the continuously variable transmission, and corrects the correction current of the pressure control valve based on the estimated flow rate of hydraulic oil. Is calculated.

特開２０１１−５２７９６号公報JP2011-52796A

上記の油圧制御装置は、圧力制御弁を流れる作動油の流量を推定するにあたり、圧力制御弁の力のつり合い式を用いて圧力制御弁の推定開口面積を演算している。しかしながら、圧力制御弁の力学系は複雑であり、推定開口面積の演算負荷が大きいという問題がある。   When estimating the flow rate of the hydraulic oil flowing through the pressure control valve, the hydraulic control device calculates an estimated opening area of the pressure control valve using a balance equation of force of the pressure control valve. However, the dynamic system of the pressure control valve is complicated, and there is a problem that the calculation load of the estimated opening area is large.

本発明は、このような技術的課題に鑑みてなされたもので、圧力制御弁の推定開口面積を演算する際の演算負荷を低減することを目的とする。   The present invention has been made in view of such technical problems, and an object thereof is to reduce a calculation load when calculating an estimated opening area of a pressure control valve.

本発明のある態様によれば、圧力制御弁を有する自動変速機の制御装置であって、所定時間後における前記圧力制御弁の目標油圧を用いて前記所定時間後における前記圧力制御弁の推定開口面積を演算する開口面積演算手段を備える、ことを特徴とする自動変速機の制御装置が提供される。   According to an aspect of the present invention, there is provided a control device for an automatic transmission having a pressure control valve, wherein the estimated opening of the pressure control valve after the predetermined time using the target hydraulic pressure of the pressure control valve after the predetermined time. There is provided an automatic transmission control device comprising an opening area calculating means for calculating an area.

また、本発明の別の態様によれば、圧力制御弁を有する自動変速機の制御方法であって、所定時間後における前記圧力制御弁の目標油圧を用いて前記所定時間後における前記圧力制御弁の推定開口面積を演算する、ことを特徴とする自動変速機の制御方法が提供される。   According to another aspect of the present invention, there is provided a method for controlling an automatic transmission having a pressure control valve, wherein the pressure control valve after the predetermined time is used using a target hydraulic pressure of the pressure control valve after the predetermined time. An automatic transmission control method is provided that calculates an estimated opening area of the automatic transmission.

これらの態様では、目標油圧を実現するように開口面積が決まるという圧力制御弁の特性を用いて所定時間後の圧力制御弁の推定開口面積を演算するので、圧力制御弁の力のつり合い式を計算する必要がない。よって、圧力制御弁の推定開口面積を演算する際の演算負荷を低減することができる。   In these aspects, the estimated opening area of the pressure control valve after a predetermined time is calculated using the characteristic of the pressure control valve that the opening area is determined so as to achieve the target hydraulic pressure. There is no need to calculate. Therefore, it is possible to reduce the calculation load when calculating the estimated opening area of the pressure control valve.

本発明の実施形態に係るコントローラが適用される車両の概略図である。1 is a schematic view of a vehicle to which a controller according to an embodiment of the present invention is applied. コントローラの内部構成を示す図である。It is a figure which shows the internal structure of a controller. 油圧制御回路を示す図である。It is a figure which shows a hydraulic control circuit. コントローラが実行する流量推定処理を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the flow volume estimation process which a controller performs. レギュレータ弁を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows a regulator valve.

以下、添付図面を参照しながら本発明の実施形態について説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.

図１は、本発明の実施形態に係るコントローラ１２が適用される車両の概略図である。車両は動力源としてエンジン１を備える。エンジン１の出力回転は、トルクコンバータ２、第１ギヤ列３、自動変速機４、第２ギヤ列５、差動装置６を介して駆動輪７へと伝達される。   FIG. 1 is a schematic diagram of a vehicle to which a controller 12 according to an embodiment of the present invention is applied. The vehicle includes an engine 1 as a power source. The output rotation of the engine 1 is transmitted to the drive wheels 7 via the torque converter 2, the first gear train 3, the automatic transmission 4, the second gear train 5, and the differential device 6.

トルクコンバータ２は、ロックアップクラッチ２ａを備える。ロックアップクラッチ２ａが締結されると、トルクコンバータ２における滑りがなくなり、トルクコンバータ２の伝達効率を向上させることができる。   The torque converter 2 includes a lockup clutch 2a. When the lockup clutch 2a is engaged, slippage in the torque converter 2 is eliminated, and the transmission efficiency of the torque converter 2 can be improved.

また、車両には、エンジン１の動力の一部を利用して駆動されるオイルポンプ１０と、オイルポンプ１０から供給される作動油の圧力を調圧して自動変速機４の各部位に供給する油圧制御回路１１と、制御装置としてのコントローラ１２と、が設けられている。   Further, in the vehicle, the oil pump 10 that is driven using a part of the power of the engine 1 and the pressure of the hydraulic oil supplied from the oil pump 10 are regulated and supplied to each part of the automatic transmission 4. A hydraulic control circuit 11 and a controller 12 as a control device are provided.

自動変速機４は、バリエータ２０と、バリエータ２０に対して直列に設けられる副変速機構３０と、を備えた無段変速機である。「直列に設けられる」とは、エンジン１から駆動輪７に至るまでの動力伝達経路において、バリエータ２０と副変速機構３０とが直列に設けられるという意味である。本実施形態では、副変速機構３０がバリエータ２０の出力側に設けられているが、副変速機構３０は入力側に設けられていてもよい。   The automatic transmission 4 is a continuously variable transmission including a variator 20 and a sub-transmission mechanism 30 provided in series with the variator 20. “Provided in series” means that the variator 20 and the auxiliary transmission mechanism 30 are provided in series in the power transmission path from the engine 1 to the drive wheels 7. In the present embodiment, the auxiliary transmission mechanism 30 is provided on the output side of the variator 20, but the auxiliary transmission mechanism 30 may be provided on the input side.

バリエータ２０は、プライマリプーリ２１と、セカンダリプーリ２２と、プーリ２１、２２の間に掛け回されるベルト２３とを備えた無段変速機構である。プーリ２１、２２は、それぞれ固定円錐板と、この固定円錐板に対してシーブ面を対向させた状態で配置され固定円錐板との間にＶ溝を形成する可動円錐板と、この可動円錐板の背面に設けられて可動円錐板を軸方向に変位させる油圧シリンダとを備える。   The variator 20 is a continuously variable transmission mechanism that includes a primary pulley 21, a secondary pulley 22, and a belt 23 that is wound around the pulleys 21 and 22. Each of the pulleys 21 and 22 includes a fixed conical plate, a movable conical plate that is arranged with a sheave surface facing the fixed conical plate, and forms a V-groove between the fixed conical plate, and the movable conical plate. And a hydraulic cylinder that displaces the movable conical plate in the axial direction.

プーリ２１、２２に供給される油圧を調整すると、プーリ２１、２２がベルト２３を挟持する力が変化してバリエータ２０のトルク容量（伝達可能な最大トルク）が変化し、また、Ｖ溝の幅が変化してベルト２３と各プーリ２１、２２との接触半径が変化し、バリエータ２０の変速比が無段階に変化する。   When the hydraulic pressure supplied to the pulleys 21 and 22 is adjusted, the force with which the pulleys 21 and 22 hold the belt 23 changes, the torque capacity (maximum torque that can be transmitted) of the variator 20 changes, and the width of the V-groove Changes, the contact radius between the belt 23 and the pulleys 21 and 22 changes, and the gear ratio of the variator 20 changes steplessly.

副変速機構３０は前進２段・後進１段の変速機構である。副変速機構３０は、２つの遊星歯車のキャリアを連結したラビニョウ型遊星歯車機構３１と、ラビニョウ型遊星歯車機構３１を構成する複数の回転要素に接続され、それらの連係状態を変更する複数の摩擦締結要素（Ｌｏｗブレーキ３２、Ｈｉｇｈクラッチ３３、Ｒｅｖブレーキ３４）とを備える。摩擦締結要素３２〜３４への供給油圧を調整し、摩擦締結要素３２〜３４の締結状態を変更することによって、副変速機構３０の変速段が変更される。   The subtransmission mechanism 30 is a transmission mechanism having two forward speeds and one reverse speed. The sub-transmission mechanism 30 is connected to a Ravigneaux type planetary gear mechanism 31 in which two planetary gear carriers are connected, and a plurality of friction elements connected to a plurality of rotating elements constituting the Ravigneaux type planetary gear mechanism 31 to change their linkage state. Fastening elements (Low brake 32, High clutch 33, Rev brake 34) are provided. The gear position of the subtransmission mechanism 30 is changed by adjusting the hydraulic pressure supplied to the friction engagement elements 32 to 34 and changing the engagement state of the friction engagement elements 32 to 34.

具体的には、Ｌｏｗブレーキ３２を締結し、Ｈｉｇｈクラッチ３３とＲｅｖブレーキ３４を解放すれば副変速機構３０の変速段は１速となる。Ｈｉｇｈクラッチ３３を締結し、Ｌｏｗブレーキ３２とＲｅｖブレーキ３４を解放すれば副変速機構３０の変速段は１速よりも変速比が小さな２速となる。また、Ｒｅｖブレーキ３４を締結し、Ｌｏｗブレーキ３２とＨｉｇｈクラッチ３３を解放すれば副変速機構３０の変速段は後進となる。   Specifically, if the Low brake 32 is engaged and the High clutch 33 and the Rev brake 34 are released, the gear position of the subtransmission mechanism 30 is the first speed. If the high clutch 33 is engaged and the low brake 32 and the rev brake 34 are released, the speed stage of the subtransmission mechanism 30 becomes the second speed having a smaller speed ratio than the first speed. Further, if the Rev brake 34 is engaged and the Low brake 32 and the High clutch 33 are released, the shift speed of the subtransmission mechanism 30 is reverse.

各変速段で締結される摩擦締結要素によって伝達することのできるトルクは、油圧制御回路１１から摩擦締結要素３２〜３４に供給される油圧によって決定される。   The torque that can be transmitted by the frictional engagement elements that are engaged at the respective speeds is determined by the hydraulic pressure supplied from the hydraulic control circuit 11 to the frictional engagement elements 32 to 34.

コントローラ１２は、エンジン１及び自動変速機４を制御する統合コントローラであり、図２に示すように、ＣＰＵ１２１と、ＲＡＭ・ＲＯＭからなる記憶装置１２２と、入力インターフェース１２３と、出力インターフェース１２４と、これらを相互に接続するバス１２５と、から構成される。コントローラ１２を複数のマイクロコンピュータで構成することも可能である。   The controller 12 is an integrated controller that controls the engine 1 and the automatic transmission 4, and as shown in FIG. 2, a CPU 121, a storage device 122 including a RAM / ROM, an input interface 123, an output interface 124, and the like. Are connected to each other. It is also possible to configure the controller 12 with a plurality of microcomputers.

入力インターフェース１２３には、アクセルペダルの操作量を表すアクセル開度ＡＰＯを検出するアクセル開度センサ４１の出力信号、自動変速機４の入力回転速度（＝プライマリプーリ２１の回転速度）を検出する回転速度センサ４２の出力信号、車速ＶＳＰを検出する車速センサ４３の出力信号、自動変速機４の油温を検出する油温センサ４４の出力信号、セレクトレバーの位置を検出するインヒビタスイッチ４５の出力信号、ライン圧Ｐｐｌを検出する油圧センサ４６の出力信号、ブレーキペダルが踏み込まれていることを検出するブレーキスイッチ４７の出力信号等が入力される。   The input interface 123 includes an output signal of an accelerator opening sensor 41 that detects an accelerator opening APO that represents an operation amount of the accelerator pedal, and a rotation that detects an input rotation speed of the automatic transmission 4 (= rotation speed of the primary pulley 21). The output signal of the speed sensor 42, the output signal of the vehicle speed sensor 43 for detecting the vehicle speed VSP, the output signal of the oil temperature sensor 44 for detecting the oil temperature of the automatic transmission 4, and the output signal of the inhibitor switch 45 for detecting the position of the select lever. The output signal of the hydraulic sensor 46 for detecting the line pressure Ppl, the output signal of the brake switch 47 for detecting that the brake pedal is depressed, and the like are input.

記憶装置１２２には、エンジン１の制御プログラム、自動変速機４の変速制御プログラム、この変速制御プログラムで用いる変速マップが格納されている。ＣＰＵ１２１は、記憶装置１２２に格納されているプログラムを読み出して実行し、入力インターフェース１２３を介して入力される各種信号に対して各種演算処理を施して、燃料噴射信号、点火時期信号、スロットル開度信号、変速制御信号を生成し、生成した各種信号を出力インターフェース１２４を介してエンジン１及び油圧制御回路１１に出力する。ＣＰＵ１２１が演算処理で使用する各種値、その演算結果は記憶装置１２２に適宜格納される。   The storage device 122 stores a control program for the engine 1, a shift control program for the automatic transmission 4, and a shift map used in the shift control program. The CPU 121 reads and executes a program stored in the storage device 122, performs various arithmetic processes on various signals input via the input interface 123, and performs a fuel injection signal, an ignition timing signal, a throttle opening degree. A signal and a shift control signal are generated, and the generated various signals are output to the engine 1 and the hydraulic control circuit 11 via the output interface 124. Various values used in the arithmetic processing by the CPU 121 and the arithmetic results are appropriately stored in the storage device 122.

油圧制御回路１１は、コントローラ１２からの制御信号に基づき、複数の圧力制御弁を制御して油圧の供給経路を切り換えるとともにオイルポンプ１０から供給された作動油の圧力を調圧して必要な油圧を生成し、これを自動変速機４の各部位に供給する。   The hydraulic control circuit 11 controls a plurality of pressure control valves based on a control signal from the controller 12 to switch the hydraulic pressure supply path, and adjusts the pressure of the hydraulic oil supplied from the oil pump 10 to obtain a necessary hydraulic pressure. It is generated and supplied to each part of the automatic transmission 4.

油圧制御回路１１は、図３に示すように、複数の油路、複数の圧力制御弁（レギュレータ弁５０、ソレノイド弁５１〜５３、コントロール弁５４、ロックアップソレノイド弁５５、トルクコンバータレギュレータ弁５８）を備える。ライン圧油路１１ａにはオイルポンプ１０が接続されており、オイルポンプ１０から作動油が供給される。   As shown in FIG. 3, the hydraulic control circuit 11 includes a plurality of oil passages, a plurality of pressure control valves (regulator valve 50, solenoid valves 51 to 53, control valve 54, lock-up solenoid valve 55, torque converter regulator valve 58). Is provided. An oil pump 10 is connected to the line pressure oil passage 11a, and hydraulic oil is supplied from the oil pump 10.

ライン圧油路１１ａには、レギュレータ弁５０が設けられる。レギュレータ弁５０は、オイルポンプ１０から供給された作動油の圧力を調圧してライン圧Ｐｐｌを生成する。ライン圧Ｐｐｌは、各プーリ２１、２２、摩擦締結要素３２〜３４に供給される。   A regulator valve 50 is provided in the line pressure oil passage 11a. The regulator valve 50 adjusts the pressure of the hydraulic oil supplied from the oil pump 10 to generate the line pressure Ppl. The line pressure Ppl is supplied to the pulleys 21 and 22 and the frictional engagement elements 32 to 34.

プライマリプーリ２１には、ライン圧Ｐｐｌを元圧としてソレノイド弁５１によって調圧された油圧が供給される。同様に、セカンダリプーリ２２には、ソレノイド弁５２によって調圧された油圧が供給され、摩擦締結要素３２〜３４には、ソレノイド弁５３によって調圧された油圧が供給される。   The primary pulley 21 is supplied with the hydraulic pressure regulated by the solenoid valve 51 using the line pressure Ppl as the original pressure. Similarly, the secondary pulley 22 is supplied with hydraulic pressure adjusted by the solenoid valve 52, and the friction engagement elements 32 to 34 are supplied with hydraulic pressure adjusted by the solenoid valve 53.

これにより、バリエータ２０の変速、副変速機構３０の変速段の変更、摩擦締結要素３２〜３４の容量制御が行われる。   Thereby, the speed change of the variator 20, the change of the gear position of the subtransmission mechanism 30, and the capacity control of the frictional engagement elements 32-34 are performed.

レギュレータ弁５０の下流側であるコンバータ圧油路１１ｂには、トルクコンバータレギュレータ弁５８で生成されたコンバータ圧Ｐｔｃが供給される。   A converter pressure Ptc generated by the torque converter regulator valve 58 is supplied to the converter pressure oil passage 11b on the downstream side of the regulator valve 50.

コンバータ圧油路１１ｂには、トルクコンバータ２のロックアップクラッチ２ａにアプライ圧Ｐａ及びレリーズ圧Ｐｒを供給するコントロール弁５４と、アプライ圧Ｐａとレリーズ圧Ｐｒとの差圧を制御するためのロックアップ圧Ｐｓをコントロール弁５４に供給するロックアップソレノイド弁５５が設けられる。ライン圧油路１１ａとコンバータ圧油路１１ｂとは、オリフィス５６を備えるバイパス路１１ｃにより連通している。   The converter pressure oil passage 11b has a control valve 54 for supplying the apply pressure Pa and the release pressure Pr to the lockup clutch 2a of the torque converter 2, and a lockup for controlling the differential pressure between the apply pressure Pa and the release pressure Pr. A lockup solenoid valve 55 for supplying the pressure Ps to the control valve 54 is provided. The line pressure oil passage 11 a and the converter pressure oil passage 11 b communicate with each other through a bypass passage 11 c having an orifice 56.

ロックアップクラッチ２ａは、レリーズ圧Ｐｒがアプライ圧Ｐａよりも高い状態になると解放され、アプライ圧Ｐａがレリーズ圧Ｐｒよりも高い状態になると締結される。   The lockup clutch 2a is released when the release pressure Pr is higher than the apply pressure Pa, and is engaged when the apply pressure Pa is higher than the release pressure Pr.

ロックアップソレノイド弁５５は、２方ソレノイドであって、非通電時にはコンバータ圧油路１１ｂに接続されるドレン回路１１ｄを解放して、作動油をリザーバ５７に排出する。また、通電時にはドレン回路１１ｄを遮断する方向に作動して、コンバータ圧Ｐｔｃを元圧としてロックアップ圧Ｐｓを生成し、これをコントロール弁５４に供給する。   The lock-up solenoid valve 55 is a two-way solenoid, and when not energized, releases the drain circuit 11d connected to the converter pressure oil passage 11b and discharges the hydraulic oil to the reservoir 57. Further, when energized, it operates in a direction to shut off the drain circuit 11 d, generates a lockup pressure Ps using the converter pressure Ptc as a source pressure, and supplies this to the control valve 54.

本実施形態の車両は上記のように構成され、コントローラ１２は、バリエータ２０の変速制御を行う際に各圧力制御弁を流れることになる作動油の流量を推定し、推定した流量に基づいてソレノイド弁５１、５２の補正電流を算出する。   The vehicle according to the present embodiment is configured as described above, and the controller 12 estimates the flow rate of the hydraulic oil that flows through each pressure control valve when performing the shift control of the variator 20, and the solenoid based on the estimated flow rate. The correction current of the valves 51 and 52 is calculated.

これは、バリエータ２０の変速を行う際に必要となる作動油の量がオイルポンプ１０から供給される作動油の量よりも多い場合は、バリエータ２０の変速を適切に行うことができないからである。   This is because when the amount of hydraulic oil required for shifting the variator 20 is larger than the amount of hydraulic oil supplied from the oil pump 10, the variator 20 cannot be shifted appropriately. .

以下、コントローラ１２が実行する圧力制御弁の流量推定処理について、図４に示すフローチャートを参照しながら説明する。   Hereinafter, the flow rate estimation process of the pressure control valve executed by the controller 12 will be described with reference to the flowchart shown in FIG.

なお、以下の説明では図５に示すレギュレータ弁５０の流量を推定する場合を例として説明するが、他の圧力制御弁の流量も同様に推定することができる。コントローラ１２は、油圧制御回路１１に設けられた全ての圧力制御弁について流量を推定することで、油圧制御回路１１全体の流量を予測する。   In the following description, the case where the flow rate of the regulator valve 50 shown in FIG. 5 is estimated will be described as an example, but the flow rates of other pressure control valves can be similarly estimated. The controller 12 estimates the flow rate of all the pressure control valves provided in the hydraulic control circuit 11, thereby predicting the flow rate of the entire hydraulic control circuit 11.

ステップＳ１では、コントローラ１２は、所定時間としての離散時間ｔ（ｉ）後の目標ライン圧Ｐｐｌｒｑを用いて、離散時間ｔ（ｉ）後のレギュレータ弁５０の推定開口面積Ａ（ｉ）を演算する。   In step S1, the controller 12 calculates the estimated opening area A (i) of the regulator valve 50 after the discrete time t (i) using the target line pressure Pplrq after the discrete time t (i) as the predetermined time. .

レギュレータ弁５０の流量は、式（１）：

により算出することができる。Ｑｒｅｇはレギュレータ弁５０を流れる作動油の流量、Ａはレギュレータ弁５０の開口面積、Ｃｄは流量係数、ρは流体密度を示す。 The flow rate of the regulator valve 50 is expressed by equation (1):

Can be calculated. Qreg is the flow rate of the hydraulic oil flowing through the regulator valve 50, A is the opening area of the regulator valve 50, Cd is the flow coefficient, and ρ is the fluid density.

また、レギュレータ弁５０による圧力変化は、式（２）：

により算出することができる。Ｑｏｐはオイルポンプ１０から供給される作動油の流量、Ｑｔｍはバリエータ２０等に供給される作動油の流量、Ｂは体積弾性係数を示す。Ｑｏｐは既知である。 Moreover, the pressure change by the regulator valve 50 is expressed by the equation (2):

Can be calculated. Qop is the flow rate of the hydraulic oil supplied from the oil pump 10, Qtm is the flow rate of the hydraulic oil supplied to the variator 20, etc., and B is the bulk modulus. Qop is known.

体積弾性係数Ｂは、作動油の温度や空気含有率に基づいて設定される。作動油の温度と空気含有率との一方のみに基づいて体積弾性係数Ｂを設定してもよいが、作動油の温度と空気含有率との両方に基づいて設定することで、体積弾性係数Ｂの精度をより向上させることができる。体積弾性係数Ｂは、例えば、マップを参照して設定される。   The bulk modulus B is set based on the temperature of the hydraulic oil and the air content. Although the bulk modulus B may be set based only on one of the temperature and air content of the hydraulic oil, the bulk modulus B can be set based on both the temperature of the hydraulic oil and the air content. Accuracy can be further improved. The bulk modulus B is set with reference to a map, for example.

コントローラ１２は、変速制御を実行する際にレギュレータ弁５０を制御してライン圧Ｐｐｌを調圧する。ここで、圧力制御弁の特性によりΔｔ時間後のライン圧Ｐｐｌは目標油圧になるので、離散時間ｔ（ｉ）、目標ライン圧Ｐｐｌｒｑ（ｉ）を導入すると、式（２−２）：

が導かれる。 The controller 12 controls the regulator valve 50 to adjust the line pressure Ppl when executing the shift control. Here, since the line pressure Ppl after Δt time becomes the target oil pressure due to the characteristics of the pressure control valve, when the discrete time t (i) and the target line pressure Pplrq (i) are introduced, the equation (2-2):

Is guided.

また、式（２）は、Ｑｔｍの前回の流量を用いることで、式（２−３）：

となる。 Moreover, Formula (2) uses Formula (2-3): by using the last flow volume of Qtm.

It becomes.

ここで、式（２−２）と式（２−３）の関係は式（２−４）：

である。 Here, the relationship between Formula (2-2) and Formula (2-3) is Formula (2-4):

It is.

よって、式（２−２）と式（２−３）から式（３）：

が導かれる。 Therefore, Formula (3) from Formula (2-2) and Formula (2-3):

Is guided.

式（３）より、Ｑｒｅｇ（ｉ）は式（３−２）：

となる。 From Formula (3), Qreg (i) is Formula (3-2):

It becomes.

式（１）から、開口面積Ａは式（１−２）：

となる。 From the equation (1), the opening area A is expressed by the equation (1-2):

It becomes.

式（１−２）と式（３−２）から式（４）：

が導かれる。 From Formula (1-2) and Formula (3-2) to Formula (4):

Is guided.

ステップＳ２では、コントローラ１２は、式（４）より求めた推定開口面積Ａ（ｉ）の演算値（以下、演算開口面積という。）がレギュレータ弁５０の最大開口面積よりも大きいか判定する。最大開口面積は開口面積Ａの上限値であって、設計的に定まる。   In step S <b> 2, the controller 12 determines whether the calculated value of the estimated opening area A (i) obtained from Expression (4) (hereinafter referred to as the calculated opening area) is larger than the maximum opening area of the regulator valve 50. The maximum opening area is an upper limit value of the opening area A and is determined by design.

コントローラ１２は、演算開口面積が最大開口面積よりも大きいと判定すると、推定開口面積Ａ（ｉ）として最大開口面積を採用して以降の演算を行う（ステップＳ３）。また、演算開口面積が最大開口面積以下と判定すると、推定開口面積Ａ（ｉ）として演算開口面積を採用して以降の演算を行う（ステップＳ４）。   When the controller 12 determines that the calculated opening area is larger than the maximum opening area, the controller 12 adopts the maximum opening area as the estimated opening area A (i) and performs subsequent calculations (step S3). If it is determined that the calculated opening area is equal to or less than the maximum opening area, the calculated opening area is adopted as the estimated opening area A (i), and the subsequent calculation is performed (step S4).

ステップＳ５では、コントローラ１２は、離散時間ｔ（ｉ）後のレギュレータ弁５０の推定流量Ｑｒｅｇ（ｉ）を演算する。   In step S5, the controller 12 calculates the estimated flow rate Qreg (i) of the regulator valve 50 after the discrete time t (i).

推定流量Ｑｒｅｇ（ｉ）は、式（５）：

により算出することができる。 Estimated flow rate Qreg (i) is given by equation (5):

Can be calculated.

ステップＳ６では、コントローラ１２は、レギュレータ弁５０による単位時間当たりの圧力変化量ΔＰｐｌ／Δｔを演算する。具体的には、式（２−３）により算出することができる。   In step S6, the controller 12 calculates the pressure change amount ΔPpl / Δt per unit time by the regulator valve 50. Specifically, it can be calculated by equation (2-3).

ステップＳ７では、コントローラ１２は、式（２−３）より求めた圧力変化量ΔＰｐｌ／Δｔの演算値（以下、演算圧力変化量という。）がレギュレータ弁５０の最大圧力変化量よりも大きいか判定する。最大圧力変化量は、例えば、２０ＭＰａ／ｓｅｃ程度である。なお、最大圧力変化量は圧力制御弁の固有の値であり、実験等により求められる。   In step S <b> 7, the controller 12 determines whether the calculated value of the pressure change amount ΔPpl / Δt obtained from the equation (2-3) (hereinafter referred to as the calculated pressure change amount) is larger than the maximum pressure change amount of the regulator valve 50. To do. The maximum pressure change amount is, for example, about 20 MPa / sec. Note that the maximum pressure change amount is a unique value of the pressure control valve, and is obtained through experiments or the like.

コントローラ１２は、演算圧力変化量が最大圧力変化量よりも大きいと判定すると、圧力変化量ΔＰｐｌ／Δｔとして最大圧力変化量を採用して以降の演算を行う（ステップＳ８）。また、演算圧力変化量が最大圧力変化量以下と判定すると、圧力変化量ΔＰｐｌ／Δｔとして演算圧力変化量を採用して以降の演算を行う（ステップＳ９）。   If the controller 12 determines that the calculated pressure change amount is larger than the maximum pressure change amount, the controller 12 adopts the maximum pressure change amount as the pressure change amount ΔPpl / Δt and performs subsequent calculations (step S8). If it is determined that the calculated pressure change amount is equal to or less than the maximum pressure change amount, the calculated pressure change amount is adopted as the pressure change amount ΔPpl / Δt, and the subsequent calculation is performed (step S9).

ステップＳ１０では、コントローラ１２は、離散時間ｔ（ｉ）後の推定ライン圧Ｐｐｌ（ｉ）を演算する。   In step S10, the controller 12 calculates the estimated line pressure Ppl (i) after the discrete time t (i).

推定ライン圧Ｐｐｌ（ｉ）は、式（６）：

により算出することができる。 The estimated line pressure Ppl (i) is expressed by equation (6):

Can be calculated.

続いて、上記のように流量推定処理を行うことによる効果について説明する。   Then, the effect by performing a flow volume estimation process as mentioned above is demonstrated.

圧力制御弁を流れる作動油の流量を推定する方法としては、圧力制御弁の力のつり合い式を用いて圧力制御弁の推定開口面積を演算する方法が知られている。しかしながら、圧力制御弁の力学系は複雑であり、推定開口面積の演算負荷が大きいという問題がある。   As a method for estimating the flow rate of hydraulic fluid flowing through the pressure control valve, a method is known in which an estimated opening area of the pressure control valve is calculated using a balance equation of force of the pressure control valve. However, the dynamic system of the pressure control valve is complicated, and there is a problem that the calculation load of the estimated opening area is large.

これに対して、本実施形態では、コントローラ１２は、離散時間（ｉ）後におけるレギュレータ弁５０の目標ライン圧Ｐｐｌｒｑ（ｉ）を用いて離散時間（ｉ）後におけるレギュレータ弁５０の推定開口面積Ａ（ｉ）を演算する。また、コントローラ１２は、演算した推定開口面積Ａ（ｉ）を用いて離散時間（ｉ）後におけるレギュレータ弁５０の推定流量Ｑｒｅｇ（ｉ）を演算する。   In contrast, in the present embodiment, the controller 12 uses the target line pressure Pplrq (i) of the regulator valve 50 after the discrete time (i) to estimate the opening area A of the regulator valve 50 after the discrete time (i). (I) is calculated. Moreover, the controller 12 calculates the estimated flow rate Qreg (i) of the regulator valve 50 after the discrete time (i) using the calculated estimated opening area A (i).

つまり、本実施形態では、目標油圧を実現するように開口面積が決まるという圧力制御弁の特性、より具体的には、レギュレータ弁５０の目標ライン圧Ｐｐｌｒｑ（ｉ）を用いて、レギュレータ弁５０の推定開口面積Ａ（ｉ）を演算している。これによれば、圧力制御弁の力のつり合い式を計算する必要がないので、所定時間後における圧力制御弁の推定開口面積を演算する際の演算負荷を低減することができる（請求項１、２、７に対応する効果）   That is, in the present embodiment, the pressure control valve characteristic that the opening area is determined so as to achieve the target hydraulic pressure, more specifically, the target line pressure Pplrq (i) of the regulator valve 50 is used, and The estimated opening area A (i) is calculated. According to this, since it is not necessary to calculate the balance formula of the force of the pressure control valve, it is possible to reduce the calculation load when calculating the estimated opening area of the pressure control valve after a predetermined time. (Effects corresponding to 2, 7)

また、コントローラ１２は、演算した推定流量Ｑｒｅｇ（ｉ）を用いてレギュレータ弁５０における単位時間あたりの圧力変化量ΔＰｐｌ／Δｔを演算し、演算した圧力変化量ΔＰｐｌ／Δｔを用いて離散時間（ｉ）後におけるレギュレータ弁５０の推定ライン圧Ｐｐｌ（ｉ）を演算する。   Further, the controller 12 calculates the pressure change amount ΔPpl / Δt per unit time in the regulator valve 50 using the calculated estimated flow rate Qreg (i), and uses the calculated pressure change amount ΔPpl / Δt for the discrete time (i ) After that, the estimated line pressure Ppl (i) of the regulator valve 50 is calculated.

これによれば、モデルで油圧を予測するので、様々なシチュエーションに対応させることができる。よって、様々なシチュエーションに対応するためのマップを準備する必要がない（請求項３に対応する効果）。   According to this, since the hydraulic pressure is predicted by the model, it is possible to cope with various situations. Therefore, it is not necessary to prepare a map for dealing with various situations (effect corresponding to claim 3).

また、コントローラ１２は、演算圧力変化量がレギュレータ弁５０の最大圧力変化量よりも大きい場合は、圧力変化量ΔＰｐｌ／Δｔとして最大圧力変化量を採用する。   Further, when the calculated pressure change amount is larger than the maximum pressure change amount of the regulator valve 50, the controller 12 employs the maximum pressure change amount as the pressure change amount ΔPpl / Δt.

このように制約条件を用いて計算を収束させることで、演算負荷をさらに低減できる。また、油圧推定の精度を向上させることができる（請求項４に対応する効果）。   Thus, the calculation load can be further reduced by converging the calculation using the constraint condition. In addition, the accuracy of the hydraulic pressure estimation can be improved (effect corresponding to claim 4).

また、コントローラ１２は、演算開口面積がレギュレータ弁５０の最大開口面積よりも大きい場合は、推定開口面積Ａ（ｉ）として最大開口面積を採用する。   In addition, when the calculation opening area is larger than the maximum opening area of the regulator valve 50, the controller 12 employs the maximum opening area as the estimated opening area A (i).

このように制約条件を用いて計算を収束させることで、演算負荷をさらに低減できる。また、流量推定の精度を向上させることができる（請求項５に対応する効果）。   Thus, the calculation load can be further reduced by converging the calculation using the constraint condition. In addition, the accuracy of flow rate estimation can be improved (effect corresponding to claim 5).

また、コントローラ１２は、作動油の温度及び空気含有率の少なくとも一方に基づいて作動油の体積弾性係数Ｂを設定する。   Further, the controller 12 sets the volume elastic modulus B of the hydraulic oil based on at least one of the temperature of the hydraulic oil and the air content rate.

これによれば、体積弾性係数Ｂの精度が向上するので、流量推定及び油圧推定の精度を向上させることができる（請求項６に対応する効果）。   According to this, since the accuracy of the bulk modulus B is improved, it is possible to improve the accuracy of flow rate estimation and hydraulic pressure estimation (effect corresponding to claim 6).

以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一つを示したものに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。   The embodiment of the present invention has been described above, but the above embodiment is merely one example of application of the present invention, and the technical scope of the present invention is limited to the specific configuration of the above embodiment. is not.

例えば、上記実施形態では、油圧制御回路１１は、圧力制御弁としてレギュレータ弁５０、ソレノイド弁５１〜５３、コントロール弁５４、ロックアップソレノイド弁５５、及びトルクコンバータレギュレータ弁５８を備えている。しかしながら、油圧制御回路１１の構成はこれに限られるものではなく、一部の圧力制御弁を備えない構成であってもよいし、他の圧力制御弁を備える構成であってもよい。そして、それぞれの圧力制御弁の目標油圧を用いて、それぞれの推定開口面積を演算することができる。   For example, in the above embodiment, the hydraulic control circuit 11 includes a regulator valve 50, solenoid valves 51 to 53, a control valve 54, a lockup solenoid valve 55, and a torque converter regulator valve 58 as pressure control valves. However, the configuration of the hydraulic control circuit 11 is not limited to this, and may be a configuration not including some pressure control valves or a configuration including other pressure control valves. Each estimated opening area can be calculated using the target hydraulic pressure of each pressure control valve.

４ 自動変速機
１２ コントローラ（制御装置）
５０ レギュレータ弁（圧力制御弁）
５１ ソレノイド弁（圧力制御弁）
５２ ソレノイド弁（圧力制御弁）
５３ ソレノイド弁（圧力制御弁）
５４ コントロール弁（圧力制御弁）
５５ ロックアップソレノイド弁（圧力制御弁）
５８ トルクコンバータレギュレータ弁（圧力制御弁） 4 Automatic transmission 12 Controller (control device)
50 Regulator valve (pressure control valve)
51 Solenoid valve (pressure control valve)
52 Solenoid valve (pressure control valve)
53 Solenoid valve (pressure control valve)
54 Control valve (pressure control valve)
55 Lock-up solenoid valve (pressure control valve)
58 Torque converter regulator valve (pressure control valve)

Claims (7)

圧力制御弁を有する自動変速機の制御装置であって、
所定時間後における前記圧力制御弁の目標油圧を用いて前記所定時間後における前記圧力制御弁の推定開口面積を演算する開口面積演算手段を備える、
ことを特徴とする自動変速機の制御装置。 A control device for an automatic transmission having a pressure control valve,
An opening area calculating means for calculating an estimated opening area of the pressure control valve after the predetermined time using a target hydraulic pressure of the pressure control valve after the predetermined time;
A control device for an automatic transmission. 請求項１に記載の自動変速機の制御装置であって、
前記開口面積演算手段によって演算した前記推定開口面積を用いて前記所定時間後における前記圧力制御弁の推定流量を演算する流量演算手段を備える、
ことを特徴とする自動変速機の制御装置。 The automatic transmission control device according to claim 1,
Flow rate calculating means for calculating an estimated flow rate of the pressure control valve after the predetermined time using the estimated opening area calculated by the opening area calculating unit;
A control device for an automatic transmission. 請求項２に記載の自動変速機の制御装置であって、
前記流量演算手段によって演算した前記推定流量を用いて前記圧力制御弁における単位時間あたりの圧力変化量を演算する圧力変化量演算手段と、
前記圧力変化量演算手段で演算した前記圧力変化量を用いて前記所定時間後における前記圧力制御弁の推定油圧を演算する油圧演算手段と、
を備えることを特徴とする自動変速機の制御装置。 A control device for an automatic transmission according to claim 2,
A pressure change amount calculating means for calculating a pressure change amount per unit time in the pressure control valve using the estimated flow rate calculated by the flow rate calculating means;
Oil pressure calculating means for calculating an estimated oil pressure of the pressure control valve after the predetermined time using the pressure change amount calculated by the pressure change amount calculating means;
A control device for an automatic transmission, comprising: 請求項３に記載の自動変速機の制御装置であって、
前記圧力変化量演算手段は、演算した前記圧力変化量が前記圧力制御弁の最大圧力変化量よりも大きい場合は、前記圧力変化量として前記最大圧力変化量を採用する、
ことを特徴とする自動変速機の制御装置。 A control device for an automatic transmission according to claim 3,
The pressure change amount calculation means adopts the maximum pressure change amount as the pressure change amount when the calculated pressure change amount is larger than the maximum pressure change amount of the pressure control valve.
A control device for an automatic transmission. 請求項１から４のいずれか１つに記載の自動変速機の制御装置であって、
前記開口面積演算手段は、演算した前記推定開口面積が前記圧力制御弁の最大開口面積よりも大きい場合は、前記推定開口面積として前記最大開口面積を採用する、
ことを特徴とする自動変速機の制御装置。 A control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 4,
The opening area calculating means adopts the maximum opening area as the estimated opening area when the calculated estimated opening area is larger than the maximum opening area of the pressure control valve.
A control device for an automatic transmission. 請求項１から５のいずれか１つに記載の自動変速機の制御装置であって、
作動油の温度及び空気含有率の少なくとも一方に基づいて前記作動油の体積弾性係数を設定する、
ことを特徴とする自動変速機の制御装置。 A control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 5,
Setting the bulk modulus of the hydraulic oil based on at least one of the temperature and air content of the hydraulic oil;
A control device for an automatic transmission. 圧力制御弁を有する自動変速機の制御方法であって、
所定時間後における前記圧力制御弁の目標油圧を用いて前記所定時間後における前記圧力制御弁の推定開口面積を演算する、
ことを特徴とする自動変速機の制御方法。 A control method of an automatic transmission having a pressure control valve,
Calculating an estimated opening area of the pressure control valve after the predetermined time using a target hydraulic pressure of the pressure control valve after the predetermined time;
An automatic transmission control method characterized by the above.

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