JP2535905B2 - Transmission control device for automatic transmission - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） この発明は、自動変速機の変速制御装置に関する。The present invention relates to a shift control device for an automatic transmission.

（従来の技術及びその問題点） 電子制御自動変速装置の変速中における変速クラッチ
に供給される作動油圧を、スロットル弁の弁開度や車速
を検出し、これらから予め決められた電気量を作動油圧
制御用ソレノイド弁に付加して調整するものが知られて
いる。斯かる従来の自動変速装置において、スロットル
弁の弁開度や車速の検出値は変速装置に入力する伝達ト
ルクを必ずしも正確に表すパラメータでないので、変速
ショックがなく円滑迅速な変速を確実に行うことが出来
ない。(Prior art and its problems) The operating oil pressure supplied to the shift clutch during shifting of the electronically controlled automatic transmission is detected by the valve opening of the throttle valve and the vehicle speed, and a predetermined amount of electricity is operated from these. It is known to add and adjust a solenoid valve for hydraulic control. In such a conventional automatic transmission, the detected value of the valve opening of the throttle valve or the vehicle speed is not a parameter that accurately represents the transmission torque input to the transmission, so that a smooth and speedy shift is ensured without a shift shock. I can't.

又、変速時における変速装置の入力軸回転速度の変化
率を検出し、これを目標変化率に合致させるように、結
合側クラッチ又は解放側クラッチへの供給圧をフィード
バック制御するものが知られている。しかしながら、こ
の種のフィードバック制御は、変速中にスロットル弁の
弁開度が急変する場合における追随性が悪いと、入力軸
の回転変化率をハンチングさせ、これに伴って出力トル
クもハンチングさせてしまい、円滑な変速が出来ない。
又、変速開始時のクラッチへの供給圧（初期値）が適正
でなければ、この場合にもハンチングが生じ易い。It is also known to detect the rate of change of the input shaft rotation speed of the transmission during a shift and feedback control the supply pressure to the coupling side clutch or the release side clutch so as to match this with the target rate of change. There is. However, in this type of feedback control, if the followability is poor when the valve opening of the throttle valve suddenly changes during gear shifting, the rate of change in rotation of the input shaft is hunted, and the output torque is also hunted accordingly. , I can't shift smoothly.
If the supply pressure (initial value) to the clutch at the start of gear shifting is not appropriate, hunting is likely to occur in this case as well.

上述の不都合を解消するためには変速装置の入力軸ト
ルクの瞬時値を検出し、これを変速用クラッチの油圧制
御に用いることが要請される。In order to eliminate the above-mentioned inconvenience, it is required to detect the instantaneous value of the input shaft torque of the transmission and use this for the hydraulic control of the shift clutch.

従来、動力伝達軸の軸トルクを検出する方法として、
歪ゲージや磁歪を利用してこれを検出する方法が知られ
ているが、これらのセンサは大形であり、検出値への熱
的影響が大きく、回転体である軸トルクを検出するめに
はスリップリングが必要になり、スリップリングの信頼
性及びコトスに問題があった。Conventionally, as a method of detecting the shaft torque of the power transmission shaft,
There are known methods to detect this using strain gauges and magnetostriction, but these sensors are large and have a large thermal effect on the detected value, so it is necessary to detect the axial torque of the rotating body. A slip ring was required, and there were problems with the reliability and cost of the slip ring.

スロットル弁の弁開度とエンジン回転数に応じてエン
ジンの発生トルクをマップ化しておき、これらの検出値
に応じてトルク値を演算する方法が考えられるが、エン
ジン性能の劣化に対応することが難しく、エンジン温度
（エンジン水温）の変化に対しても対応出来ないという
問題がある。また、ターボチャージャ等の過給機を備え
るエンジンにあっては、急加速時のタイムラグにより発
生トルクを上記スロットル弁の弁開度及びエンジン回転
数だけでは正確に検出し得ないという問題がある。A possible method is to map the torque generated by the engine in accordance with the valve opening of the throttle valve and the engine speed, and calculate the torque value according to these detected values. There is a problem that it is difficult to cope with changes in engine temperature (engine water temperature). Further, in an engine provided with a supercharger such as a turbocharger, there is a problem that the generated torque cannot be accurately detected only by the valve opening degree of the throttle valve and the engine speed due to a time lag during rapid acceleration.

更に、燃料噴射量と吸気量に応じて発生トルクをマッ
プ化しておき、これらの検出値に応じてトルク値を演算
する方法も考えられるが、クランク軸等のフリクション
ロスが変化すると演算トルク値に誤差が生じてしまう。
又、エンジン温度によっても誤差が大きいという問題が
ある。特に、エンジンと自動変速機との間にスリップ式
クラッチ付き流体継手が介装されている場合、自動変速
機へのトルク伝達経路はスリップ式クラッチ及び流体継
手の２つの経路を介して伝達されることとなるため、ス
リップ式クラッチや流体継手に性能上の経時変化が生じ
ると検出されるトルク値の精度がさらに低下してしまう
という問題がある。Further, it is possible to map the generated torque according to the fuel injection amount and the intake air amount and calculate the torque value according to these detected values, but if the friction loss of the crankshaft etc. changes, the calculated torque value becomes There will be an error.
There is also a problem that the error is large depending on the engine temperature. In particular, when a slip type clutch-equipped fluid coupling is provided between the engine and the automatic transmission, the torque transmission path to the automatic transmission is transmitted via two paths, the slip type clutch and the fluid coupling. Therefore, there is a problem that the accuracy of the detected torque value is further deteriorated when the slip clutch or the fluid coupling changes in performance over time.

本発明は斯かる問題点を解決するためになされたもの
で、エンジントルクを大掛かりな検出装置を用いないで
精確且つ確実に検出し、この検出値に基づいて自動変速
機の摩擦係合要素の伝達トルクを制御する、自動変速機
の変速制御装置を提供することを目的とする。The present invention has been made to solve such a problem, and accurately and surely detects engine torque without using a large-scale detection device, and based on this detection value, the friction engagement element of the automatic transmission is detected. An object of the present invention is to provide a shift control device for an automatic transmission that controls a transmission torque.

（問題点を解決するための手段） 上述の目的を達成するために本発明に依れば、所定の
変速段を達成可能な摩擦係合要素を含む自動変速機と、
エンジンと自動変速機との間に介装された流体継手と、
この流体継手の入力側と出力側とをスリップ状態で連結
可能なスリップ式クラッチと、前記摩擦係合要素の伝達
トルクを制御する第１制御手段と、前記スリップ式クラ
ッチの作動を制御する第２制御手段とを有する自動変速
機の変速制御装置において、前記流体継手の伝達トルク
を検出する第１検出手段と、前記スリップ式クラッチの
伝達トルクを検出する第２検出手段と、エンジンの回転
変化率を検出する第３検出手段と、流体継手の伝達トル
ク検出値、スリップ式クラッチの伝達トルク検出値、お
よびエンジン回転数変化率検出値に前記エンジンの慣性
モーメントを乗算した積値の夫々を加算する加算手段
と、この加算手段が求めた加算値に基づいてエンジント
ルクを算出する算出手段とを備え、前記所定の変速段へ
の変速時に、第１制御手段により前記摩擦係合要素の伝
達トルクを、前記算出手段が求めたエンジントルク算出
値に基づいて制御することを特徴とする自動変速機の変
速制御装置が提供される。(Means for Solving the Problems) According to the present invention for achieving the above object, an automatic transmission including a friction engagement element capable of achieving a predetermined shift speed,
A fluid coupling interposed between the engine and the automatic transmission,
A slip-type clutch capable of connecting the input side and the output side of the fluid coupling in a slip state, a first control means for controlling the transmission torque of the friction engagement element, and a second control for controlling the operation of the slip-type clutch. A shift control device for an automatic transmission having a control means, a first detection means for detecting a transmission torque of the fluid coupling, a second detection means for detecting a transmission torque of the slip clutch, and a rate of change in engine rotation. And a product value obtained by multiplying the transmission torque detection value of the fluid coupling, the transmission torque detection value of the slip clutch, and the engine rotation speed change rate detection value by the inertia moment of the engine. An adding means and a calculating means for calculating an engine torque based on the added value obtained by the adding means are provided, and the first control is performed when shifting to the predetermined gear. The transmission torque of the frictional engagement element by means, said calculating means is a shift control apparatus for an automatic transmission and to control based on the engine torque calculation value obtained is provided.

（作用） 内燃エンジンの爆発による平均トルクから該エンジン
のフリクションロスを差し引いた正味エンジントルク
は、トルクコンバータ等の駆動力伝達装置の伝達トルク
と、エンジン回転数変化率にクランク軸回転イナーシャ
等の所定値を乗算した積値と、スリップ式クラッチの伝
達トルクとの加算値として算出することができ、この算
出値に基づいて自動変速機の摩擦係合要素の伝達トルク
を制御する。(Operation) The net engine torque obtained by subtracting the friction loss of the engine from the average torque due to the explosion of the internal combustion engine is the transmission torque of the driving force transmission device such as a torque converter and the predetermined rate such as the crankshaft rotation inertia for the engine rotation speed change rate. It can be calculated as an added value of the product value multiplied by the value and the transmission torque of the slip clutch, and the transmission torque of the friction engagement element of the automatic transmission is controlled based on this calculated value.

（実施例） 以下、本発明の一実施例を図面に基づき詳細に説明す
る。(Example) Hereinafter, one example of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

第１図は、本発明方法を実施する車両用の、トルクコ
ンバータを備える電子制御自動変速装置の概略構成を示
し、内燃エンジン10は、例えば６気筒エンジンであり、
そのクランク軸10aにはフライホイール11が取り付けら
れ、該フライホイール11を介して、駆動力伝達装置とし
てのトルクコンバータ20の駆動軸21の一端がクランク軸
10aに直結されている。トルクコンバータ20はケーシン
グ20a、ポンプ23、ステータ24、及びタービン25からな
り、ポンプ23はトルクコンバータ20の入力用ケーシング
22を介して前記駆動軸21の他端に連結され、ステータ24
はワンウェイクラッチ24aを介してケーシング20aに連結
されている。又、タービン25は歯車変速装置30の入力軸
30aに接続されている。FIG. 1 shows a schematic configuration of an electronically controlled automatic transmission equipped with a torque converter for a vehicle that implements the method of the present invention. The internal combustion engine 10 is, for example, a 6-cylinder engine,
A flywheel 11 is attached to the crankshaft 10a, and one end of a drive shaft 21 of a torque converter 20 as a driving force transmission device is connected to the crankshaft 10a through the flywheel 11.
It is directly connected to 10a. The torque converter 20 includes a casing 20a, a pump 23, a stator 24, and a turbine 25. The pump 23 is an input casing of the torque converter 20.
22 is connected to the other end of the drive shaft 21 via a stator 24
Is connected to the casing 20a via a one-way clutch 24a. Further, the turbine 25 is an input shaft of the gear transmission 30.
It is connected to 30a.

本実施例のトルクコンバータ20はスリップ式の直結ク
ラッチ、例えばダンパクラッチ28を備えており、このダ
ンパクラッチ28は入力用ケーシング22とタービン25間に
介装され、係合時（直結時）においても適宜のスリップ
を許容してトルクコバータ20のポンプ23とタービン25と
を機械的に直結させるもので、タンパクラッチ28のスリ
ップ量、即ち、タンパクラッチ28を介して伝達されるト
ルクはタンパクラッチ油圧制御回路50により外部から制
御される。タンパクラッチ油圧制御回路50は、ダンパク
ラッチコントロールバルブ52及びダンパクラッチコント
ロールソレノイドバルブ54からなり、ソレノイドバルブ
54は常閉型のオンオフ弁であり、そのソレノイド54aは
トランスミッションコントロールユニット（以下これを
「TCU」という）16に電気的に接続されている。ダンパ
クラッチコントロールバルブ52はダンパクラッチ28に供
給される作動油の油路を切り換えると共に、ダンパクラ
ッチ28に作用する油圧を制御する。即ち、ダンパクラッ
チコントロールバルブ52はスプール52aと、このスプー
ル52aの図示左端面が臨む左端室52bに収容され、スプー
ル52aを図示右方向に押圧するバネ52cとから構成され、
左端室52bには図示しないパイロット油圧源に連通する
パイロット油路55が接続されている。パイロット油路55
にはドレン側に通過する分岐路55aが接続され、この分
岐路55a途中に前記ソレノイドバルブ54が配設されて、
ソレノイドバルブ54の開閉により左端室52bに供給され
るパイロット油圧の大きさが制御される。スプール52a
の右端面が臨む右端室52dにも前記パイロット油圧源か
らのパイロット油圧が供給されている。The torque converter 20 of the present embodiment is provided with a slip type direct coupling clutch, for example, a damper clutch 28, and the damper clutch 28 is interposed between the input casing 22 and the turbine 25 and is also engaged (at the time of direct coupling). The pump 23 of the torque converter 20 and the turbine 25 are mechanically directly connected by allowing an appropriate slip, and the slip amount of the protein latch 28, that is, the torque transmitted through the protein latch 28 is determined by the protein latch hydraulic control circuit. Externally controlled by 50. The protein latch hydraulic control circuit 50 includes a damper clutch control valve 52 and a damper clutch control solenoid valve 54.
Reference numeral 54 is a normally closed type on / off valve, and its solenoid 54a is electrically connected to a transmission control unit (hereinafter referred to as "TCU") 16. The damper clutch control valve 52 switches the oil passage of the hydraulic oil supplied to the damper clutch 28 and controls the hydraulic pressure acting on the damper clutch 28. That is, the damper clutch control valve 52 is composed of a spool 52a and a spring 52c that is housed in the left end chamber 52b facing the left end surface of the spool 52a in the drawing and presses the spool 52a rightward in the drawing,
A pilot oil passage 55 that communicates with a pilot hydraulic pressure source (not shown) is connected to the left end chamber 52b. Pilot oil passage 55
A branch passage 55a passing to the drain side is connected to, and the solenoid valve 54 is disposed in the middle of the branch passage 55a,
By opening / closing the solenoid valve 54, the magnitude of the pilot hydraulic pressure supplied to the left end chamber 52b is controlled. Spool 52a
The pilot oil pressure from the pilot oil pressure source is also supplied to the right end chamber 52d facing the right end surface of the.

左端室52bにパイロット油圧が作用してダンパクラッ
チコントロールバルブ52のスプール52aが図示右極限位
置に移動するとトルクコンバータ20に供給されたトルク
コンバータ（T/C）潤滑油圧が油路56、コントロールバ
ルブ52、油路57を介して、入力用ケーシング22とダンパ
クラッチ28間に形成される油圧室に供給され、ダンパク
ラッチ28の係合が解除される。一方、左端室52bにパイ
ロット油圧が供給されず、スプール52aが図示左極限位
置に移動すると、図示しない油圧ポンプからのライン圧
が油路58、コントロールバルブ52、油路59を介して、ダ
ンパクラッチ28とタービン25間に形成される油圧室に供
給され、ダンパクラッチ28を入力用ケーシング22に摩擦
係合させる。When the pilot oil pressure acts on the left end chamber 52b and the spool 52a of the damper clutch control valve 52 moves to the illustrated extreme right position, the torque converter (T / C) lubricating oil pressure supplied to the torque converter 20 causes the oil passage 56 and the control valve 52. Is supplied to a hydraulic chamber formed between the input casing 22 and the damper clutch 28 via the oil passage 57, and the engagement of the damper clutch 28 is released. On the other hand, when the pilot oil pressure is not supplied to the left end chamber 52b and the spool 52a moves to the left limit position shown in the figure, the line pressure from the hydraulic pump (not shown) passes through the oil passage 58, the control valve 52, and the oil passage 59, and then the damper clutch. The damper clutch 28 is frictionally engaged with the input casing 22 by being supplied to a hydraulic chamber formed between the turbine 28 and the turbine 25.

TCU16によりダンパクラッチソレノイドバルブ54のデ
ューティ率Dcを制御するとスプール52aは左端室52bに作
用するパイロット油圧とバネ52cのバネ力の合力が、右
端室52dに作用するパイロット油圧とバランスする位置
に移動し、この移動位置に対応する油圧がダンパクラッ
チ28に供給され、ダンパクラッチ28における伝達トルク
Tcが所要値に制御される。When the duty ratio Dc of the damper clutch solenoid valve 54 is controlled by the TCU 16, the spool 52a moves to a position where the combined force of the pilot oil pressure acting on the left end chamber 52b and the spring force of the spring 52c balances the pilot oil pressure acting on the right end chamber 52d. , The hydraulic pressure corresponding to this moving position is supplied to the damper clutch 28, and the transmission torque in the damper clutch 28 is
Tc is controlled to the required value.

前記歯車変速装置30は、例えば前進４段後進１段のギ
アトレインを有する。第２図は歯車変速装置30の部分構
成図であり、入力軸30aには第１の駆動ギア31及び第２
の駆動ギア32が回転自在に遊嵌されており、第１の駆動
ギア31及び第２の駆動ギア32間の入力軸30aには変速用
摩擦係合要素としての油圧クラッチ33及び34が固設さ
れ、各駆動ギア31及び32は、夫々クラッチ33及び34に係
合することにより入力軸30aと一体に回転する。入力軸3
0aと平行して中間伝動軸35が配設され、この中間伝動軸
35は図示しない最終減速歯車装置を介して駆動車軸に接
続されている。中間伝達軸35には第１の駆動ギア31と噛
合する第１の被駆動ギア36、及び第２の駆動ギア32と噛
合する第２の被駆動ギア37が固設されており、クラッチ
33と第１の駆動ギア31が係合すると入力軸30aの回転
は、クラッチ33、第１の駆動ギア31、第１の被駆動ギア
36、中間伝動軸35に伝達され、第１の変速段（例えば、
第１速）が達成される。クラッチ33の係合が解除され、
クラッチ34と第２の駆動ギア32が係合すると入力軸30a
の回転は、クラッチ34、第２の駆動ギア32、第２の被駆
動ギア37、中間伝動軸35に伝達され、第２の変速段（例
えば、第２速）が達成される。The gear transmission 30 has, for example, a gear train having four forward gears and one reverse gear. FIG. 2 is a partial configuration diagram of the gear transmission 30, in which the input shaft 30a has a first drive gear 31 and a second drive gear 31.
Drive gear 32 is rotatably fitted in the input shaft 30a between the first drive gear 31 and the second drive gear 32, and hydraulic clutches 33 and 34 are fixedly provided as gear shift friction engagement elements. The drive gears 31 and 32 rotate integrally with the input shaft 30a by engaging the clutches 33 and 34, respectively. Input shaft 3
An intermediate transmission shaft 35 is arranged in parallel with 0a.
35 is connected to the drive axle via a final reduction gear unit (not shown). A first driven gear 36 that meshes with the first driving gear 31 and a second driven gear 37 that meshes with the second driving gear 32 are fixedly mounted on the intermediate transmission shaft 35.
When the 33 and the first drive gear 31 are engaged, the rotation of the input shaft 30a is caused by the clutch 33, the first drive gear 31, and the first driven gear.
36, transmitted to the intermediate transmission shaft 35, the first speed (for example,
1st speed) is achieved. The clutch 33 is disengaged,
When the clutch 34 and the second drive gear 32 are engaged, the input shaft 30a
Is transmitted to the clutch 34, the second drive gear 32, the second driven gear 37, and the intermediate transmission shaft 35, and the second speed (for example, the second speed) is achieved.

第３図は、第２図に示す油圧クラッチ33及び34に油圧
を供給する油圧回路40を示し、第１の油圧制御弁44、第
２の油圧制御弁46、ソレノイド弁47及びソレノイド弁48
から構成される。第１及び第２の油圧制御弁44,46に
は、その各ボア44a,46aにスプール45,49が夫々摺動自在
に嵌挿され、スプール45,49の各右端面が臨む右端室44
g,46gが夫々形成されている。各右端室44g,46gにはバネ
44b,46bが収容され、バネ44b,46bはスプール45,49を図
示右側に押圧している。そして、第１及び第２の油圧制
御弁44,46には、スプール44,46の各左端面が臨む左端室
44h,46hが夫々形成されている。これらの左端室44h,46h
はオリフィス44i,46iを介してドレイン側に連通してい
る。FIG. 3 shows a hydraulic circuit 40 that supplies hydraulic pressure to the hydraulic clutches 33 and 34 shown in FIG. 2, and includes a first hydraulic control valve 44, a second hydraulic control valve 46, a solenoid valve 47, and a solenoid valve 48.
Consists of The spools 45, 49 are slidably fitted into the respective bores 44a, 46a of the first and second hydraulic control valves 44, 46, respectively, and the right end chambers 44 facing the respective right end surfaces of the spools 45, 49.
g and 46g are formed respectively. A spring is attached to each of the right end chambers 44g and 46g.
44b and 46b are accommodated, and springs 44b and 46b press the spools 45 and 49 to the right side in the figure. The first and second hydraulic control valves 44, 46 are provided with left end chambers facing the left end surfaces of the spools 44, 46.
44h and 46h are formed respectively. These leftmost chambers 44h, 46h
Communicate with the drain side through orifices 44i and 46i.

ソレノイド弁47は常開型の３方切換弁であり、３つの
ポート47c,47d,47eを有する。そして、ソレノイド弁47
は弁体47aと、該弁体47aをポート47e側に押圧してポー
ト47eを閉塞するバネ47bと、付勢時にバネ47bのバネ力
に抗して弁体47aをポート47c側に移動させ、該ポート47
cを閉塞させるソレノイド47fから構成される。一方、ソ
レノイド弁48は常閉型の３方切換弁であり、３つのポー
ト48c,48d,48eを有する。そして、ソレノイド弁48は弁
体48aと、該弁体48aをポート48c側に押圧して48cを閉塞
するバネ48bと、付勢時にバネ48bのバネ力に抗して弁体
48aをポート48e側に移動させ該ポート48cを閉塞させる
ソレノイド48fから構成される。各ソレノイド弁47及び4
8の各ソレノイド47f,48fはTCU16の出力側に夫々接続さ
れている。The solenoid valve 47 is a normally open type three-way switching valve and has three ports 47c, 47d, 47e. And solenoid valve 47
Is a valve body 47a, a spring 47b that presses the valve body 47a toward the port 47e side to close the port 47e, and moves the valve body 47a toward the port 47c side against the spring force of the spring 47b when biased, The port 47
It is composed of a solenoid 47f that closes c. On the other hand, the solenoid valve 48 is a normally closed three-way switching valve, and has three ports 48c, 48d and 48e. The solenoid valve 48 includes a valve body 48a, a spring 48b that presses the valve body 48a toward the port 48c and closes the valve 48c, and a valve body that resists the spring force of the spring 48b when energized.
The solenoid 48f is configured to move the port 48a toward the port 48e and close the port 48c. Each solenoid valve 47 and 4
The eight solenoids 47f and 48f are connected to the output side of the TCU 16, respectively.

図示しない前記油圧ポンプから延びる油路41第１の油
圧制御弁44及び第２の油圧制御弁46の各ポート44c,46c
に接続されており、第１の油圧制御弁44のポート44dに
は油路41aの一端が接続され、油路41aの他端は油圧クラ
ッチ33が接続されている。第２の油圧制御弁46のポート
46dには油路41bの一端が接続され、油路41bの他端は油
圧クラッチ34が接続されている。図示しない前記パイロ
ット油圧源から延びるパイロット油路42は第１及び第２
の油圧制御弁44,46の各左端室44h,46hに連通するポート
44e,46eに接続されると共に、ソレノイド弁47及び48の
各ポート47c,48cに接続されている。ソレノイド弁47及
び48の各ポート47d,48dはパイロット油路42a,42bを介し
て第１及び第２の油圧制御弁44,46の各右端室44g,46gに
連通するポート44f,46fに夫々接続されている。ソレノ
イド弁47及び48の各ポート47e,48eはドレイン側に連通
している。Oil passage 41 extending from the hydraulic pump (not shown) Each port 44c, 46c of the first hydraulic control valve 44 and the second hydraulic control valve 46
To the port 44d of the first hydraulic control valve 44, one end of the oil passage 41a is connected, and the other end of the oil passage 41a is connected to the hydraulic clutch 33. Port of second hydraulic control valve 46
One end of the oil passage 41b is connected to 46d, and the hydraulic clutch 34 is connected to the other end of the oil passage 41b. The pilot oil passage 42 extending from the pilot hydraulic pressure source (not shown) includes first and second pilot oil passages 42.
Of the hydraulic control valves 44 and 46 of each of the left end chambers 44h and 46h
The solenoid valves 47 and 48 are connected to the ports 47c and 48c, respectively. The ports 47d and 48d of the solenoid valves 47 and 48 are connected to the ports 44f and 46f communicating with the right end chambers 44g and 46g of the first and second hydraulic control valves 44 and 46 through the pilot oil passages 42a and 42b, respectively. Has been done. The ports 47e and 48e of the solenoid valves 47 and 48 communicate with the drain side.

油路41は図示しない調圧弁等により所定圧に圧された
作動油圧（ライン圧）を第１及び第２の油圧制御弁44,4
6に供給し、パイロット油路42は図示しない調圧弁等に
より所定圧に調圧されたパイロット油圧を第１及び第２
の油圧制御弁44,46及びソレノイド弁47,48に供給する。The oil passage 41 supplies the operating oil pressure (line pressure), which is pressurized to a predetermined pressure by a pressure adjusting valve or the like (not shown), to the first and second hydraulic pressure control valves 44, 4
6, the pilot oil passage 42 is supplied with pilot oil pressure adjusted to a predetermined pressure by a pressure adjusting valve or the like (not shown).
Supply to the hydraulic control valves 44 and 46 and the solenoid valves 47 and 48.

第１の油圧制御弁44のスプール45が左動するとポート
44cを閉塞していたスプール45のランド45aがポート44c
を開き、作動油圧が油路41、ポート44c、ポート44d、油
路41aを介してクラッチ33に供給され、スプール45が右
動するとランド45aによりポート44cが閉塞される一方、
ポート44dがドレインポート44jと連通してクラッチ33の
油圧がドレイン側に排除される。第２の油圧制御弁46の
スプール49が左動するとポート46cが閉塞していたスプ
ール49のランド49aがポート46cを開き、作動油圧が油路
41、ポート46c、ポート46d、油路41bを介してクラッチ3
4に供給され、スプール49が右動するとランド49aにより
ポート46cが閉塞される一方、ポート46dがドレインポー
ト46jと連通してクラッチ34の油圧がドレイン側に排除
される。When the spool 45 of the first hydraulic control valve 44 moves to the left, the port
Land 45a of spool 45 that blocked 44c is port 44c
The hydraulic pressure is supplied to the clutch 33 via the oil passage 41, the port 44c, the port 44d, and the oil passage 41a, and when the spool 45 moves to the right, the port 45c is closed by the land 45a.
The port 44d communicates with the drain port 44j, and the hydraulic pressure of the clutch 33 is removed to the drain side. When the spool 49 of the second hydraulic control valve 46 moves to the left, the port 46c is closed, the land 49a of the spool 49 opens the port 46c, and the operating hydraulic pressure is changed to the oil passage.
Clutch 3 via 41, port 46c, port 46d, oil passage 41b
When the spool 49 is moved to the right, the port 46c is closed by the land 49a, while the port 46d communicates with the drain port 46j, so that the hydraulic pressure of the clutch 34 is removed to the drain side.

前記フライホイール11の外周にはスタータ12のピニオ
ン12aと噛合するリングギア11aが外嵌されており、この
リングギア11aは所定の歯数（例えば、110枚）を有し、
リングギア11aに対向して電磁ピックアップ14が付設さ
れている。電磁ピックアップ（以下これを「Neセンサ」
という）14は、詳細は後述するように、エンジン10のエ
ンジン回転数Neを検出するもので、TCU16の入力側に電
気的に接続されている。A ring gear 11a that meshes with the pinion 12a of the starter 12 is externally fitted to the outer periphery of the flywheel 11, and the ring gear 11a has a predetermined number of teeth (for example, 110),
An electromagnetic pickup 14 is attached so as to face the ring gear 11a. Electromagnetic pickup (hereinafter referred to as "Ne sensor"
As will be described later in detail, 14 detects the engine speed Ne of the engine 10, and is electrically connected to the input side of the TCU 16.

TCU16の入力側には、トルクコンバータ20のタービン2
5の回転数Ntを検出するタービン回転数センサ（Ntセン
サ）15、図示しないトランスファドライブギアの回転数
Noの検出するトランスファドライブギア回転数センサ
（Noセンサ）17、エンジン10の図示しない吸気通路途中
に配設されたスロットル弁の弁開度θｔを検出するスロ
ットル弁開度センサ（θｔセンサ）18、図示しない油圧
ポンプから吐出される作動油の油温Toilを検出する油温
センサ19等が接続され、各センサからの検出信号がTCU1
6に供給される。The input side of the TCU16 is the turbine 2 of the torque converter 20.
Turbine rotation speed sensor (Nt sensor) 15 for detecting rotation speed Nt of 5, rotation speed of transfer drive gear (not shown)
A transfer drive gear speed sensor (No sensor) 17 for detecting No, a throttle valve opening sensor (θt sensor) 18 for detecting a valve opening θt of a throttle valve arranged in the intake passage (not shown) of the engine 10, An oil temperature sensor 19 for detecting an oil temperature Toil of hydraulic oil discharged from a hydraulic pump (not shown) is connected, and a detection signal from each sensor is transmitted to the TCU1.
Supplied to 6.

以下、上述のように構成される歯車変速装置の作用を
説明する。Hereinafter, the operation of the gear transmission constructed as described above will be described.

TCU16は図示しないROM,RAM等の記憶装置、中央演算装
置、I/Oインターフェイス、カウンタ等を内蔵してお
り、TCU16は記憶装置に記憶されたプログラムに従って
以下のように変速油圧制御を行う。The TCU 16 has a storage device such as a ROM and RAM (not shown), a central processing unit, an I / O interface, a counter, etc. built therein, and the TCU 16 performs shift hydraulic control according to a program stored in the storage device as follows.

TCU16は、第４図に示すメインプログラムルーチンを
所定の周期、例えば35Hzの周期で繰り返し実行する。こ
のメインプログラムルーチンでは、先ず、ステップS10
で後述する各種の初期値の読み込み設定が実行される。
次いで、TCU16は各種センサ、即ち、Neセンサ14、Ntセ
ンサ15、Noセンサ17、θｔセンサ18、油温センサ19等か
らの検出信号を読み込み記憶する（ステップS11）。そ
して、TCU16はこれらの検出信号から変速制御に必要な
パラメータ値を以下のように演算記憶する。The TCU 16 repeatedly executes the main program routine shown in FIG. 4 at a predetermined cycle, for example, a cycle of 35 Hz. In this main program routine, first, step S10
Various initial value read settings, which will be described later, are executed.
Next, the TCU 16 reads and stores detection signals from various sensors, that is, the Ne sensor 14, the Nt sensor 15, the No sensor 17, the θt sensor 18, the oil temperature sensor 19 and the like (step S11). Then, the TCU 16 calculates and stores the parameter values necessary for the shift control from the detection signals as follows.

先ず、TCU16はNeセンサ14の検出信号からエンジン回
転数Ne及びエンジン回転数Neの変化率ωｅを演算する
（ステップS12）。Neセンサ14は、リングギア11aが一回
転する間にリングギア11aの４つの歯数を検出する毎に
１個のパルス信号を発生してこれをTCU16に供給してい
る。TCU16は、第５図に示すように１デューティサイク
ル、即ち、28.6msec（35Hz）の間に供給されるNeセンサ
14からのパルス信号の内、最後の９個のパルスを検出す
るに要した時間tp（sec）を計時して次式（１）からエ
ンジン回転数Ne（rpm）を演算し、今回デューティサイ
クルのエンジン回転数（Ne）ｎとしてこれを前記記憶装
置に記憶する。First, the TCU 16 calculates the engine speed Ne and the change rate ωe of the engine speed Ne from the detection signal of the Ne sensor 14 (step S12). The Ne sensor 14 generates one pulse signal every time the number of four teeth of the ring gear 11a is detected while the ring gear 11a makes one rotation, and supplies the pulse signal to the TCU 16. The TCU16 is a Ne sensor that is supplied during one duty cycle, that is, 28.6 msec (35 Hz), as shown in FIG.
Of the pulse signals from 14, the time required to detect the last 9 pulses, tp (sec), is measured and the engine speed Ne (rpm) is calculated from the following equation (1). This is stored in the storage device as the engine speed (Ne) n.

Ne＝（９×４）÷110÷tp×60 ＝216÷（11×tp） ……（１） そして、前回のデューティサイクルにおいて記憶した
エンジン回転数（Ne）_n-1と、今回のデューティサイク
ルにおいて記憶したエンジン回転数（Ne）_ｎからエンジ
ン回転数変化率ωｅ（rad/sec²）を次式（２）により演
算記憶する。Ne = (9 × 4) ÷ 110 ÷ tp × 60 = 216 ÷ (11 × tp) (1) Then, the engine speed (Ne) _n-1 stored in the previous duty cycle and the current duty cycle The engine speed change rate ωe (rad / sec ² ) is calculated and stored from the engine speed (Ne) _n stored in (2) by the following equation (2).

ωｅ＝ΔNe×２π÷60÷Ｔ ＝（π/30T）×ΔNe ……（２） ここに、ΔNe＝（Ne）ｎ−（ne）_n-1、Ｔ＝（T₁＋
T₂）/2であり、T₁,T₂は夫々第５図に示すように、前回
及び今回のデューティサイクルのtp時間のカウント終了
時点間の時間及びカウント開始時点間の時間（sec）で
ある。ωe = ΔNe × 2π ÷ 60 ÷ T = (π / 30T) × ΔNe (2) where ΔNe = (Ne) n− (ne) _n−1 , T = (T ₁ +
T ₂ ) / 2, and T ₁ and T ₂ are, respectively, as shown in FIG. 5, the time between the count end time and the time (sec) between the count end time of the tp time of the previous and current duty cycles. is there.

タービン軸トルクTtの演算 次いで、TCU16はステップS13に進み、エンジンの正味
トルクTe及びトルクコンバータ出力軸トルク（以下、こ
れを「タービン軸トルク」という）Tt（kg・ｍ）を演算
する。Calculation of Turbine Shaft Torque Tt Next, the TCU 16 proceeds to step S13 to calculate the net torque Te of the engine and the torque converter output shaft torque (hereinafter referred to as “turbine shaft torque”) Tt (kg · m).

ここで、変速中の解放側又は結合剤のクラッチの摩擦
トルクTbとタービン軸トルクTt及び変速中のタービン回
転変化率ωｔとの関係は次式（A1）で示される。Here, the relationship between the friction torque Tb of the clutch on the disengagement side or the coupling agent during shifting, the turbine shaft torque Tt, and the turbine rotation change rate ωt during shifting is represented by the following expression (A1).

Tb＝ａ・Tt＋ｂ・ωｔ ……（A1） ここに、a,bは１速から２速へのシフトアップ、４速
から３速へのシフトダウン等のシフトパターン（変速の
種類）、各回転部の慣性モーメント等により決定される
定数である。上式（A1）から分かるようにクラッチの摩
擦トルクTb、即ちクラッチ33,34の作動油圧をタービン
軸トルクTt及び変速中のタービン回転変化率ωｔとで決
定すればエンジン性能の劣化、エンジン水温等の影響を
受けずに設定することができ、斯かる考えに基づいて得
た実験式やデータは異種エンジンにも容易に適用が可能
となる。又、タービン軸トルクTtの変化に拘わらず、タ
ービン回転変化率ωｔを目標値通りにフィードバック制
御したい場合に、タービン回転変化率ωｔの目標値から
のずれを後追い修正するのではなく、タービン軸トルク
Ttの変化量分だけ摩擦トルクTb、即ちクラッチ33,34の
作動油圧を増減させておけば、フィードバック制御の修
正ゲインを大きく設定しなくても追随性のよい、しかも
安定した変速制御が可能になる。更に、変速開始時にお
ける結合側クラッチの摩擦トルクが発生開始時点でのタ
ービン軸トルクTtを適宜値に設定し、上述の式（A1）か
ら目標とするタービン回転変化率ωｔが得られる摩擦ト
ルクTbになるように、クラッチへの供給油圧を設定すれ
ば、結合側クラッチの摩擦トルクが発生開始時点から目
標値に近いタービン回転変化率ωｔが得られることにな
り、変速フィーリングの向上が図れる。Tb = a · Tt + b · ωt (A1) where a and b are shift patterns (shift type) such as shift up from 1st speed to 2nd speed, downshift from 4th speed to 3rd speed, each rotation It is a constant determined by the moment of inertia of the part. As can be seen from the above formula (A1), if the frictional torque Tb of the clutch, that is, the operating oil pressure of the clutches 33, 34 is determined by the turbine shaft torque Tt and the turbine rotation change rate ωt during shifting, engine performance deterioration, engine water temperature, Can be set without being affected by, and the empirical formula and data obtained based on such an idea can be easily applied to different engines. Further, when it is desired to perform the feedback control of the turbine rotation change rate ωt according to the target value regardless of the change in the turbine shaft torque Tt, the deviation from the target value of the turbine rotation change rate ωt is not corrected afterwards, but the turbine shaft torque
By increasing or decreasing the friction torque Tb, that is, the hydraulic pressure of the clutches 33, 34 by the amount of change in Tt, it is possible to perform stable shift control with good followability without setting a large correction gain for feedback control. Become. Furthermore, by setting the turbine shaft torque Tt at the start of the generation of the friction torque of the coupling clutch at the start of gear shifting to an appropriate value, the friction torque Tb at which the target turbine rotation change rate ωt can be obtained from the above equation (A1). If the hydraulic pressure supplied to the clutch is set so that, the turbine rotation change rate ωt close to the target value can be obtained from the time when the friction torque of the coupling side clutch starts to be generated, and the shift feeling can be improved.

そこで、タービン軸トルクTtは、次式（３）で演算さ
れるエンジン正味トルクTeを用いて次式（４）により演
算し、これらの演算値は前記記憶装置に記憶する。Therefore, the turbine shaft torque Tt is calculated by the following equation (4) using the engine net torque Te calculated by the following equation (3), and these calculated values are stored in the storage device.

Te＝Ｃ・Ne²＋I_E・ωｅ＋Tc ……（３） Tt＝ｔ（Te−Tc）＋Tc ＝ｔ（Ｃ・Ne²＋I_E・ωｅ）＋Tc ……（４） ここに、Teはエンジン10の爆発による平均トルクから
フリクションロスやオイルポンプ駆動トルク等を差し引
いた正味トルクであり、Ｃはトルク容量係数であり、記
憶装置に予め記憶されているトルコン特性テーブルか
ら、タービン回転数Ntとエンジン回転数Neとの速度比ｅ
（＝Nt/Ne）に応じて読み出される。従って、速度比ｅ
はNtセンサ15により検出されるタービン回転数Ntと、Ne
センサ14により上述のようにして検出されるエンジン回
転数Neとから速度比ｅを先ず演算した後、演算した速度
比ｅに応じてトルク容量係数Ｃが記憶装置から読み出さ
れる。I_Eはエンジン10の慣性モーメントであり、エンジ
ン毎に設定される一定値、ｔはトルク比であり、これも
記憶装置に予め記憶されているトルコン特性テーブルか
ら、タービン回転数Ntとエンジン回転数Neと速度比ｅ
（＝Nt/Ne）に応じて読み出される。Te = C ・ Ne ² ＋ _IE ωe ＋ Tc …… (3) Tt = t (Te-Tc) ＋ Tc ＝ t (C ・ Ne ² ＋ _IE ωe) ＋ Tc …… (4) Here, Te is the engine 10 It is the net torque obtained by subtracting friction loss and oil pump drive torque from the average torque due to the explosion, C is the torque capacity coefficient, and the turbine speed Nt and engine speed are calculated from the torque converter characteristic table stored in advance in the storage device. Speed ratio with Ne e
It is read according to (= Nt / Ne). Therefore, the speed ratio e
Is the turbine speed Nt detected by the Nt sensor 15 and Ne
After the speed ratio e is first calculated from the engine speed Ne detected by the sensor 14 as described above, the torque capacity coefficient C is read from the storage device according to the calculated speed ratio e. I _E is the moment of inertia of the engine 10, a constant value set for each engine, t is the torque ratio, which is also the turbine speed Nt and engine speed from the torque converter characteristic table stored in advance in the storage device. Ne and speed ratio e
It is read according to (= Nt / Ne).

Tcはダンパクラッチ28の伝達トルクであり、この種の
スリップ式直結クラッチではトルクTcは次式（５）によ
り与えられる。Tc is the transmission torque of the damper clutch 28, and the torque Tc is given by the following equation (5) in this type of slip type direct coupling clutch.

Tc＝Pc・Ａ・ｒ・μ ＝a1・Dc−b1 ……（５） ここに、Pcはダンパクラッチ28の供給油圧であり、Ａ
はダンパクラッチ28のピストン受圧面積、ｒはダンパク
ラッチ28の摩擦半径、μはダンパクラッチ28の摩擦係数
である。そして、ダンパクラッチ28の供給油圧Pcはダン
パクラッチソレノイド54のデューティ率Dcに比例するの
で上式（５）が得られる。尚、a1及びb1はシフトモード
に応じて設定される定数であり、又、上式（５）により
演算されるTc値が正の場合にのみ有効であり、負の場合
にはTc＝０に設定される。Tc = Pc * A * r * [mu] = a1 * Dc-b1 (5) where Pc is the hydraulic pressure supplied to the damper clutch 28 and A
Is the piston pressure receiving area of the damper clutch 28, r is the friction radius of the damper clutch 28, and μ is the friction coefficient of the damper clutch 28. The hydraulic pressure Pc supplied to the damper clutch 28 is proportional to the duty ratio Dc of the damper clutch solenoid 54, so that the above equation (5) is obtained. It should be noted that a1 and b1 are constants set according to the shift mode, and are valid only when the Tc value calculated by the above equation (5) is positive, and when negative, Tc = 0. Is set.

斯くて演算記憶されたエンジン正味トルクTe及びター
ビン軸トルクTtは、Neセンサ14が検出するエンジン回転
数Ne、Ntセンサ15が検出するタービン回転数Nt、及びダ
ンパクラッチソレノイドバルブ54のデューティ率Dcによ
り略一義的にそれらの各瞬時値が演算決定できる。しか
も、上述の演算式（３）及び（４）から明白なように、
エンジン出力トルクTeはI_E・ωｅ項を含んで演算される
のでタービン回転変化率ωｔや摩擦トルクTbの影響を殆
ど受けない。このため、タービン回転変化率ωｔを目標
値に設定するために摩擦トルクTb、即ち、クラッチの供
給圧を調整した場合タービン軸トルクTtが変化してしま
うという、互いに干渉し合って制御不能の事態が生じる
ことがない。特に、変速途中においてアクセルワーク等
による外乱によりタービン軸トルクが増減し、これを補
正するように摩擦トルクTbを調整した場合に、上述のよ
うな干渉が生じないので、応答性の良い変速制御を得る
上で有利である。The engine net torque Te and the turbine shaft torque Tt thus calculated and stored are determined by the engine speed Ne detected by the Ne sensor 14, the turbine speed Nt detected by the Nt sensor 15, and the duty ratio Dc of the damper clutch solenoid valve 54. The respective instantaneous values can be calculated and determined almost uniquely. Moreover, as is clear from the above equations (3) and (4),
Since the engine output torque Te is calculated including the I _E · ωe term, it is hardly affected by the turbine rotation change rate ωt and the friction torque Tb. Therefore, the friction torque Tb, that is, the turbine shaft torque Tt changes when the clutch supply pressure is adjusted in order to set the turbine rotation change rate ωt to the target value. Does not occur. In particular, when the torque of the turbine shaft increases or decreases due to disturbance due to accelerator work etc. during gear shifting and the friction torque Tb is adjusted to compensate for this, the above-mentioned interference does not occur, so gear shift control with good responsiveness should be performed. It is advantageous in obtaining.

次に、TUC16はステップS14において、スロットル弁の
弁開度θｔとトランスファドライブギア回転数Noとか
ら、歯車変速装置30において確立すべき変速段の判定す
る。第６図は第１の変速段（以下、これを「第１速」と
して説明する）と、これより一つ高速段である第２の変
速段（以下、これを「第２速」として説明する）の変速
領域を示し、図中実線は第１速から第２速にシフトアッ
プする場合の第１速領域と第２速領域を分ける境界線で
あり、図中破線は第２速から第１速にシフトダウンする
場合の第１速領域と第２速領域を分ける境界線である。
TCU16は第６図から確立すべき変速段を決定し、これを
記憶装置に記憶しておく。Next, in step S14, the TUC 16 determines the gear stage to be established in the gear transmission 30 from the valve opening degree θt of the throttle valve and the transfer drive gear rotation speed No. FIG. 6 illustrates a first speed (hereinafter, this will be referred to as “first speed”) and a second speed, which is one speed higher than that (hereinafter, referred to as “second speed”). The solid line in the figure is a boundary line that divides the first speed range and the second speed range when shifting up from the first speed to the second speed, and the broken line in the figure indicates the second speed to the second speed. It is a boundary line that divides the first speed region and the second speed region when shifting down to the first speed.
The TCU 16 determines the shift speed to be established from FIG. 6 and stores it in the storage device.

パワーオンオフ判別 次いで、TCU16はステップS15に進み、パワーオンオフ
判別ルーチンを実行する。第７図はパワーオンオフ判別
ルーチンのフローチャートを示し、先ず、ステップS151
において判別値Tto設定する。この判別値Ttoは次式
（６）により演算される。Power On / Off Discrimination Next, the TCU 16 proceeds to step S15 and executes a power on / off discrimination routine. FIG. 7 shows a flow chart of the power on / off determination routine. First, step S151.
Set the discrimination value Tto in. This discriminant value Tto is calculated by the following equation (6).

Tto＝a2・ωto＝２π・a2・Ni ……（６） ここに、a2及びNiはシフトパターンに応じて予め設定
されている所定値であり、アップシフの場合には負の値
に、ダウンシフトの場合には正の値に夫々設定されてい
る。次に、TCU16は前記ステップS13で演算したタービン
軸トルクTtが判別値Ttoより大きいか否かを判別する
（ステップS152）。そして、判別結果が肯定（Yes）の
場合にはパワーオンシフトと判定し（ステップS153）、
否定（No）の場合にはパワーオフシフトと判定する（ス
テップS154）。TCU16はパワーオンオフ判別結果を記憶
装置に記憶して第４図に示すメインルーチンに戻る。Tto = a2 ・ ωto = 2π ・ a2 ・ Ni (6) where a2 and Ni are predetermined values that are preset according to the shift pattern, and in the case of upshifting, downshift to a negative value. In the case of, each is set to a positive value. Next, the TCU 16 determines whether the turbine shaft torque Tt calculated in step S13 is larger than the determination value Tto (step S152). If the determination result is affirmative (Yes), it is determined to be power-on shift (step S153),
If the result is negative (No), it is determined to be power-off shift (step S154). The TCU 16 stores the power on / off determination result in the storage device and returns to the main routine shown in FIG.

上述のパワーオンオフ判別方法は以下の考えに基づく
ものである。即ち、一般に、クラッチの摩擦トルクTbと
タービン軸トルクTt及び変速中のタービン回転変化率ω
ｔとの関係を与える前記式（A1）において、タービン軸
トルクTtを０に、タービン回転変化率ωｔを目標値ωto
に設定すれば上式（６）が得られ、クラッチ以外のエレ
メントが作動していない状態において、上記目標値ωto
を得るだけのタービン軸トルクTtが発生しているか否か
でパワーオンオフ判別を行うものである。これにより、
従来、パワーオンオフ判別を単にエンジン出力の正負に
より判別していたものと比較して、従来方法の欠点であ
る次の不都合が解消される。The power on / off determination method described above is based on the following idea. That is, generally, the clutch friction torque Tb, the turbine shaft torque Tt, and the turbine rotation change rate ω during shifting.
In the equation (A1) giving the relationship with t, the turbine shaft torque Tt is set to 0 and the turbine rotation change rate ωt is set to the target value ωto.
If set to, the above equation (6) is obtained, and the target value ωto
The power on / off determination is made based on whether or not the turbine shaft torque Tt sufficient to obtain is obtained. This allows
By comparing the power on / off discrimination with the conventional discrimination based on the positive / negative of the engine output, the following disadvantages of the conventional method can be solved.

即ち、パワーオン状態とパワーオフ状態とで異なるロ
ジックで変速制御を行うものでは、 （１）アップシフトの場合、エンジン出力が僅かに負の
値をとるとパワーオフ状態と判定されてしまい、結合側
摩擦エレメント（クラッチ）が解放されたままとなり、
変速が完了しない、 （２）逆に、ダウンシフトの場合、エンジン出力が僅か
に正の値をるとパワーオン状態と判定されてしまい、ト
ランスミッションの入力軸の回転が自動上昇するのを待
つことになり、結合側摩擦エレメント（クラッチ）が結
合せず変速が完了しない、という不都合が解消される。That is, in the case where the shift control is performed by different logics in the power-on state and the power-off state, (1) in the case of upshift, if the engine output takes a slightly negative value, it is determined that the power-off state is set. The side friction element (clutch) remains released,
Gear shifting is not completed. (2) Conversely, in the case of downshift, if the engine output has a slightly positive value, it will be determined as a power-on state and wait for the rotation of the transmission input shaft to automatically increase. Therefore, the inconvenience that the coupling side friction element (clutch) is not coupled and the shift is not completed is solved.

尚、リフトフットアップシフトやアクセルペタルを踏
み込みながらのダウンシフト時には極力速くパワーオン
オフ判定を行う必要があるが、上述のパワーオンオフ判
別において、タービン軸トルクTtとして前記式（４）で
求められる、エンジン正味トルクにトルク比ｔを乗算し
て求められる、言わば仮想タービン軸トルクを用いてい
るので、式（４）からI_E・ωｅの項を省いて求められる
実タービン軸トルクTt′（＝ｔ・CNe²＋Tc）を用いてパ
ワーオンオフ判別を行う場合より迅速に判別を行い得
る。即ち、例えば、リフトフットアップシフト時にはエ
ンジン出力の低下を極力早期に感知して解放側エレメン
ト（クラッチ）を逸早く解放すれば、低速段での減速シ
ョックが回避できる。これを第26図を参照して説明する
と、アクセルペダルが解放されてアップシフトに移行す
ると（第26図の（ａ））、実タービン軸トルクTt′は第
26図（ｂ）に示す破線に沿って変化する一方、仮想ター
ビン軸トルクTtは第26図（ｂ）に示す実線に沿って変化
する。従って、仮想タービン軸トルクTtを用いた場合に
は第26図（ｂ）に示すt1時点において、実タービン軸ト
ルクTt′を用いた場合には第26図（ｂ）に示すt2時点に
おいて夫々パワーオフ状態の検出が可能になる。この結
果、仮想タービン軸トルクTtを用いた場合には、実ター
ビン軸トルクTt′を用いた場合に比べΔｔ（＝t2−t1）
だけ速くパワーオフ判別を行うことができ、それだけ速
く解放側エレメントを解放させることができ、出力軸ト
ルクの落ち込み（第26図（ｃ）の斜線部参照）がなく減
速ショックを回避することが出来る。It should be noted that the power on / off determination needs to be performed as quickly as possible during the lift foot up shift or the down shift while stepping on the accelerator pedal, but in the above power on / off determination, the turbine shaft torque Tt is calculated by the equation (4), obtained by multiplying the torque ratio t of the net torque, so to speak because of the use of virtual turbine shaft torque, equation (4) actual turbine shaft torque Tt obtained by omitting the section I _E · .omega.e from '(= t · The discrimination can be performed more quickly than the case where the power on / off discrimination is performed using (CNe ² + Tc). That is, for example, at the time of a lift foot upshift, if a decrease in engine output is detected as early as possible and the release side element (clutch) is released quickly, a deceleration shock at a low speed stage can be avoided. This will be described with reference to FIG. 26. When the accelerator pedal is released and shifts to upshift ((a) in FIG. 26), the actual turbine shaft torque Tt ′ becomes the first value.
While varying along the broken line shown in FIG. 26 (b), the virtual turbine shaft torque Tt varies along the solid line shown in FIG. 26 (b). Therefore, when the virtual turbine shaft torque Tt is used, the power is changed at time t1 shown in FIG. 26 (b), and when the actual turbine shaft torque Tt 'is used, the power is changed at time t2 shown in FIG. 26 (b). The off state can be detected. As a result, when the virtual turbine shaft torque Tt is used, Δt (= t2-t1) is greater than when the actual turbine shaft torque Tt ′ is used.
The power-off determination can be performed as quickly as possible, the release side element can be released as fast as that, and the deceleration shock can be avoided without a drop in the output shaft torque (see the shaded area in FIG. 26 (c)). .

第４図に戻り、次にTCU16は前記ステップS14において
判別した、確立すべき変速域が、前回デェーティサイク
ルにおいて判別した結果と変化しているか否かを判別す
る。変化していなければ前記ステップ11に戻り、再びス
テップS11以下が繰り返し実行される。一方、変化した
場合には、ステップS14及びS15において判別したシフト
パターンに応じたシフト信号を出力して（ステップS1
7）、前記ステップS11に戻る。Returning to FIG. 4, next, the TCU 16 determines whether or not the shift range to be established, which is determined in step S14, is different from the result determined in the previous duty cycle. If it has not changed, the process returns to step 11, and steps S11 and thereafter are repeatedly executed. On the other hand, if there is a change, a shift signal corresponding to the shift pattern determined in steps S14 and S15 is output (step S1
7) and returns to step S11.

パワーオンアップシフト時油圧制御 第８図乃至第12図はパワーオンアップシフト場合の変
速油圧制御手順を示すフローチャートであり、第１速か
ら第２速にシフトアップされる場合の変速油圧制御手順
を例に、第13図を参照しながら説明する。Hydraulic pressure control during power-on upshift FIGS. 8 to 12 are flowcharts showing a shift hydraulic pressure control procedure in the case of power-on upshift, and a shift hydraulic pressure control procedure in the case of shifting up from the first speed to the second speed. An example will be described with reference to FIG.

TCU16は、第１速から第２速へのパワーオンアップシ
フトのシフト信号により、先ず、ソレノイド弁47及び48
の初期デューティ率D_U1及びD_U2を次式（８）及び（９）
により演算する（ステップS20）。The TCU 16 first receives the solenoid valves 47 and 48 by the shift signal of the power-on upshift from the first speed to the second speed.
The initial duty ratios D _U1 and D _U2 of the following equations (8) and (9)
Is calculated (step S20).

D_U1＝a4・|Tt|＋c4 ……（８） D_U2＝a5・|Tt|＋c5 ……（９） ここに、Ttはデューティサイクル毎に前記第４図のス
テップS13において演算記憶されるタービン軸トルク
値、a4,c4及びa5,c5は第１速から第２速にシフトアップ
する場合に適用される定数である。D _U1 = a4 · | Tt | + c4 (8) D _U2 = a5 · | Tt | + c5 (9) Here, Tt is the turbine calculated and stored in step S13 of FIG. 4 for each duty cycle. The shaft torque values a4, c4 and a5, c5 are constants applied when shifting up from the first speed to the second speed.

次に、TCU16は常開型ソレノイド弁47のデューティ率D
_LRを、ステップS20で設定した初期デューティ率D_U1に設
定し、該デューティ率D_LRでソレノイド弁47を開閉駆動
する信号を出力し、解放側摩擦係合要素である第１速ク
ラッチ33に初期デューティ率D_d1に対応する初期油圧の
供給を開始し、第１速クラッチ33の図示しないピストン
を、クラッチの滑りが発生する直前位置に向かって後退
させる（ステップS21、第13図（ｂ）のt1時点）。一
方、常閉型ソレノイド弁48のデューティ率D₂₄を100％に
設定し、該デューティ率D₂₄でソレノイド弁48を開閉駆
動する信号を出力して結合側摩擦係合要素である第２速
クラッチ34のピストンをクラッチの係合が開始される直
前位置（ピストンガダ詰め位置）まで進める（第13図
（ｃ）のt1時点）と共に、タイマに初期圧供給時間T_S1
をセットする（ステップS22）。このタイマはTCU16に内
蔵されるハードタイマでもよいし、プログラムの実行に
より上記初期圧供給時間T_S1を計時する所謂ソフトタイ
マであってもよい。初期圧供給時間T_S1は、この初期圧
供給時間T_S1に亘りデューティ率100％で結合側クラッチ
34に作動油圧を供給すと、クラッチ34のピストンを係合
開始直前の所定位置まで進めることができる所定値であ
る。Next, the TCU 16 uses the duty ratio D of the normally open solenoid valve 47.
_LR is set to the initial duty ratio D _U1 set in step S20, a signal for opening and closing the solenoid valve 47 is output at the duty ratio D _LR , and the first speed clutch 33, which is the disengagement side friction engagement element, is initialized. The supply of the initial hydraulic pressure corresponding to the duty ratio D _d1 is started, and the piston (not shown) of the first speed clutch 33 is retracted toward the position immediately before the clutch slips (step S21, FIG. 13 (b)). t1). On the other hand, the duty ratio D ₂₄ of the normally closed solenoid valve 48 is set to 100%, and a signal for driving the solenoid valve 48 to open and close is output at the duty ratio D ₂₄ to output the second speed clutch that is the coupling side friction engagement element. The piston of 34 is advanced to the position immediately before the engagement of the clutch is started (piston gap packing position) (time t1 in FIG. 13 (c)), and the timer is supplied with the initial pressure supply time T _S1.
Is set (step S22). This timer may be a hard timer built in the TCU 16 or a so-called soft timer that measures the initial pressure supply time T _S1 by executing a program. The initial pressure supply time T _S1 is the coupling side clutch with a duty ratio of 100% over this initial pressure supply time T _S1.
When a hydraulic pressure is supplied to 34, it is a predetermined value that allows the piston of the clutch 34 to be advanced to a predetermined position immediately before the start of engagement.

TCU16は所定時間t_Dの経過、即ち、１デーティサイク
ル（この実施例では28.6msec）の経過を待ち（ステップ
S23）、所定時間t_Dが経過すると、前回のデューティサ
イクルで設定したデューティ率D_LRに所定のデューティ
率ΔD1を加算して新たなデューティ率D_LRとし、このデ
ューティ率D_LRでソレノイド弁47を開閉駆動する信号を
出力する（ステップS24）。加算する所定デューティ率
ΔD1を、ソレノイド弁47のデューティ率D_LRが所定の速
度で増加する値（例えば、毎秒４％の割りで増加する
値）に設定してある（第13図（ｂ）のt1時点からt2時点
までのデューティ率D_LRの変化参照）。そして、TCU16は
前記ステップS22においてセットした初期圧供給時間T_S1
が経過したか否かを判別し（ステップS25）、だ経過し
ていなければステップS23に戻り、ステップS23乃至ステ
ップS25を繰り返し実行する。The TCU 16 waits for a predetermined time t _D , that is, one day cycle (28.6 msec in this embodiment) (step
S23), the predetermined time t _D has elapsed, by adding a predetermined duty ratio ΔD1 the duty ratio D _LR previously set by the duty cycle as a new duty ratio D _LR, a solenoid valve 47 at the duty ratio D _LR A signal for opening and closing is output (step S24). The predetermined duty ratio ΔD1 to be added is set to a value at which the duty ratio D _LR of the solenoid valve 47 increases at a predetermined speed (for example, a value increasing at a rate of 4% per second) (see FIG. 13 (b)). Refer to the change of duty ratio D _LR from time t1 to time t2). Then, the TCU 16 sets the initial pressure supply time T _S1 set in step S22.
It is determined whether or not has elapsed (step S25), and if is not elapsed, the process returns to step S23, and steps S23 to S25 are repeatedly executed.

ステップS25の判別結果が肯定の場合、即ち、初期圧
供給時間T_S1が経過して第２速クラッチ34が係合直前の
所定位置まで前進したとき、TCU16は第９図のステップS
27に進み、ソレノイド弁48のデューティ率D₂₄を一旦所
定値D₂₄minに設定し、このデューティ率D₂₄でソレノイ
ド弁48を開閉させる駆動信号を出力する（第13図（ｃ）
のt2時点）。所定値D₂₄minは第２の油圧制御弁46を介し
て第２速クラッチ34に供給される作動油圧が増加も減少
もしない保持圧を与えるデューティ率である。そして、
所定時間t_Dの経過、即ち、１デューティサイクルの経過
を待ち（ステップS28）、所定時間t_Dが経過すると、前
回のデューティサイクルで設定したソレノイド弁47のデ
ューティ率D_LRに所定のデューティ率ΔD1を加算して新
たなデューティ率D_LRとすると共に、ソレノイド弁48の
デューティ率D₂₄に所定のデューティ率ΔD2を加算して
新たなデューティ率D₂₄とし、これらのデューティ率D_LR
及びD₂₄で各ソレノイド弁47,48を開閉駆動する信号を出
力する（ステップS30）。加算する所定デューティ率ΔD
2はソレノイド弁48のデューティ率D₂₄が所定の速度で増
加する値（例えば、毎秒15％の割りで増加する値）に設
定してある（第13図（ｃ）のt2時点からt3時点までのデ
ューティ率D₂₄の変化参照）。When the determination result of step S25 is affirmative, that is, when the initial pressure supply time T _S1 has elapsed and the second speed clutch 34 has advanced to the predetermined position immediately before the engagement, the TCU 16 executes step S of FIG.
Proceeding to 27, the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 is once set to a predetermined value D ₂₄ min, and a drive signal for opening / closing the solenoid valve 48 at this duty ratio D ₂₄ is output (Fig. 13 (c)).
At t2). The predetermined value D ₂₄ min is a duty ratio that gives a holding pressure at which the operating oil pressure supplied to the second speed clutch 34 via the second oil pressure control valve 46 does not increase or decrease. And
The predetermined time t _D elapses, that is, one duty cycle is waited (step S28), and when the predetermined time t _D elapses, the duty ratio D _LR of the solenoid valve 47 set in the previous duty cycle is changed to the predetermined duty ratio ΔD1. the by adding together the new duty ratio D _LR, by adding a predetermined duty ratio ΔD2 the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 as a new duty ratio D _24, these duty ratio D _LR
And D ₂₄ , a signal for driving the solenoid valves 47, 48 to open and close is output (step S30). Predetermined duty ratio to add ΔD
2 is set to a value at which the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 increases at a predetermined speed (for example, a value that increases at a rate of 15% per second) (from time t2 to time t3 in FIG. 13 (c)). See the change of the duty ratio D ₂₄ ).

次に、ステップS32に進み、TCU16は、実スリップ回転
数N_SRを次式（10）により演算し、てこれを所定判定値
ΔN_SR1（例えば、10rpm）と比較する。Next, proceeding to step S32, the TCU 16 calculates the actual slip rotation speed N _SR by the following equation (10) and compares this with a predetermined determination value ΔN _SR1 (for example, 10 rpm).

N_SR＝Nt−Ntcl ……（10） ここに、Ntc1は１速時演算タービン回転数であり、No
センサ17により検出されるトランスファドライブギア回
転数Noに所定数を乗算した積値として求められる。N _SR = Nt-Ntcl (10) where Ntc1 is the calculated turbine speed at 1st speed, and No
It is obtained as a product value obtained by multiplying the transfer drive gear rotation speed No detected by the sensor 17 by a predetermined number.

実スリップ回転数N_SRを所定判定値ΔN_SR1と比較して
実スリップ回転数N_SRが所定判別値ΔN_SR1より小さいと
き（N_SR＜ΔN_SR1）、TCU16はステップS28に戻り、ステ
ップS28乃至ステップS32を繰り返し実行する。これによ
り、解放側の第１速クラッチ33は徐々に係合を解いて解
放される一方、結合側の第２速クラッチ34は係合が開始
される直前の所定位置から徐々に係合側に移動されるの
が未だ係合が開始されない。このような状態ではタービ
ン回転数Ntは、解放側の第１速クラッチ33が解放される
に従って徐々に回転数を上昇させる（第13図（ａ）の制
御区間Ａの後半部分）。即ち、制御区間Ａ（シフト信号
出力時点t1から実スリップ回転数N_SRが所定判別値ΔN
_SR1以上になったことが検出される時点t3までの制御区
間）では第２速クラッチ34の摩擦トルクが発生する前に
第１速クラッチ33の係合を徐々に解放させることによ
り、実スリップ回転数N_SRを後述する所定目標スリップ
回転数N_S0に向けて一旦上昇させる。そして、実スリッ
プ回転数N_SRが所定判別値ΔN_SR1以上になったことが検
出されると（N_SR≧ΔN_SR1）、第10図に示すステップS34
に進む。When the actual slip rotation speed N _SR is compared with the predetermined determination value ΔN _SR1 and the actual slip rotation speed N _SR is smaller than the predetermined determination value ΔN _SR1 (N _SR <ΔN _SR1 ), the TCU 16 returns to step S28, and steps S28 to S28 to Repeat S32. As a result, the first speed clutch 33 on the disengagement side is gradually disengaged and released, while the second speed clutch 34 on the coupling side gradually moves from the predetermined position immediately before the engagement is started to the engagement side. Engagement has not started yet to be moved. In such a state, the turbine rotational speed Nt gradually increases as the first speed clutch 33 on the disengagement side is released (the latter half of the control section A in FIG. 13A). That is, in the control section A (the actual slip rotation speed N _SR is the predetermined determination value ΔN from the shift signal output time t1).
_In the control section until the time point t3 when it is detected that _SR1 or more), the engagement of the first speed clutch 33 is gradually released before the friction torque of the second speed clutch 34 is generated, so that the actual slip rotation The number N _SR is once increased toward a predetermined target slip rotation number N _S0 described later. When it is detected that the actual slip rotation speed N _SR becomes equal to or greater than the predetermined determination value ΔN _SR1 (N _SR ≧ ΔN _SR1 ), step S34 shown in FIG.
Proceed to.

ステップS34では、結合側ソレノイド弁48のデューテ
ィD₂₄を前記ステップS20において演算した初期デューテ
ィD_U2に設定し、該デューティ率D₂₄でソレノイド弁48を
開閉駆動する信号を出力すると共に、前回デューティサ
イクルで設定した解放側ソレノイド弁47のデューティ率
D_LRから所定のデューティ率ΔD4（例えば、２〜６％）
を減算して新たなデューティ率D_LRとし、このデューテ
ィ率D_LRを初期値とし、実スリップ回転数N_SRを前記所定
目標スリップ回転数N_S0にフィードバック制御する油圧
制御を開始する（ステップS35）。即ち、TCU16は、続く
ステップS36で１デューティサイクルの経過を待った
後、１デューティサイクル毎に解放側ソレノイド弁47の
デューティ率D_LRを以下のように設定し、設定したデュ
ーティ率D_LRで解放側ソレノイド弁47を解放する駆動信
号を出力する（ステップS38）。In step S34, the duty D ₂₄ of the coupling side solenoid valve 48 is set to the initial duty D _U2 calculated in step S20, and a signal for driving the solenoid valve 48 to open and close at the duty ratio D ₂₄ is output, and the previous duty cycle is set. Duty ratio of release side solenoid valve 47 set in
From D _LR to a predetermined duty ratio ΔD4 (for example, 2 to 6%)
Is subtracted to obtain a new duty ratio D _LR , this duty ratio D _LR is used as an initial value, and hydraulic control for feedback control of the actual slip rotation speed N _SR to the predetermined target slip rotation speed N _S0 is started (step S35). . That, TCU 16 continues after waiting a lapse of 1 duty cycle at step S36, 1 is set as follows duty ratio D _LR of the release-side solenoid valve 47 for each duty cycle, release side at a duty ratio D _LR set A drive signal for releasing the solenoid valve 47 is output (step S38).

（D_LR）ｎ＝（Di）_ｎ＋K_P1・e_n＋K_D1（e_n−e_n-1） ……
（11） ここに、e_nは今回デューティサイクルの目標スリップ
回転数N_S0と実スリップ回転数N_SRの偏差（e_n＝N_S0−
N_SR）、e_n-1は前回デューティサイクルの目標スリップ
回転数N_S0と実スリップ回転数N_SRの偏差である。K_P1,K
_D1は比例ゲイン、微分ゲインであり、夫々所定の値に設
定されている。（Di）_ｎは積分値であり、次式（11a）
で演算される。(D _LR ) n = (Di) _n + K _P1 · e _n + K _D1 (e _{n −} e _n-1 ) ……
(11) Here, e _n is the target slip rotational speed N _S0 and the actual slip rotation speed N _SR deviation of the current duty-cycle (e _n = N _S0 -
N _SR ), e _n-1 is the deviation between the target slip rotation speed N _S0 of the previous duty cycle and the actual slip rotation speed N _SR . K _P1,, K
_D1 is a proportional gain and a differential gain, each set to a predetermined value. (Di) _n is the integral value, and is given by the following equation (11a)
Is calculated by.

（Di）_ｎ＝（Di）_n-1＋K_I1・e_n＋D_H1 ……（11a） （Di）_n-1は前回デューティサイクルにおいて設定し
た積分項であり、K_I1は積分ゲインであり、所定の値に
設定されている。 _{(Di) n = (Di)} n-1 + K I1 · e n + D H1 ...... (11a) (Di) n-1 is an integral term which is set at the previous duty cycle, K _I1 is an integral gain, a predetermined Is set to the value of.

D_H1は、変速中のアクセルワーク等によりエンジント
ルクTeが変化した場合のタービン軸トルクの変化量ΔTt
に応じて設定されるタービン軸トルクの補正値であり、
先ず、タービン軸トルクの変化量ΔTtを演算し、この変
化量ΔTtに応じたデューティ率補正量D_H1を次式（12）
により演算する。D _H1 is the amount of change in turbine shaft torque ΔTt when the engine torque Te changes due to accelerator work during gear shifting
It is a correction value of the turbine shaft torque set according to
First, the change amount ΔTt of the turbine shaft torque is calculated, and the duty ratio correction amount D _H1 according to this change amount ΔTt is calculated by the following equation (12).
Calculate with.

D_H1＝a6・ΔTt ……（12） ここに、ΔTtは、当該パワーオン域では、 ΔTt＝（Tt）_ｎ−（Tt）_n-1 ……（13） で演算されるが、後述するパワーオフ域では、 ΔTt＝−（Tt）_ｎ＋（Tt）_n-1 ……（14） で演算され、（Tt）_ｎ及び（Tt）_n-1は夫々前記第４図
のステップS13で設定される、今回時及び前回時のデュ
ーティサイクルにおけるタービン軸トルクである。又、
a6はシフトパターンに応じて予め設定されている定数で
ある。このように、積分項（Di）_ｎには、式（11a）及
び（12）から分かるように、タービン軸トルクの変化量
ΔTtで求めらるデューティ率補正量D_H1が含まれるの
で、デューティ率D_LRをタービン軸トルクの変化に対し
て遅れなく補正でき、フィードバック制御時の上述の積
分ゲイン、比例ゲイン、及び微分ゲインを大きい値に設
定する必要がなくなり、追随性がよく、しかも安定した
制御が可能になる。D _H1 = a6 · ΔTt (12) Here, ΔTt is calculated by ΔTt = (Tt) _n − (Tt) _n−1 (13) in the power-on region, but the power to be described later is used. In the off region, ΔTt =-(Tt) _n + (Tt) _n-1 (14) is calculated, and (Tt) _n and (Tt) _n-1 are set in step S13 of FIG. 4 respectively. This is the turbine shaft torque at the current and previous duty cycles. or,
a6 is a constant preset according to the shift pattern. As described above, the integral term (Di) _n includes the duty ratio correction amount D _H1 obtained from the turbine shaft torque change amount ΔTt, as can be seen from the equations (11a) and (12). The D _LR can be corrected without delay with respect to changes in the turbine shaft torque, and it is not necessary to set the integral gain, proportional gain, and derivative gain to large values during feedback control, which provides good tracking and stable control. Will be possible.

次いで、TCU16は実スリップ回転数N_SRが負の所定スリ
ップ回転数ΔN_S1（例えば−３〜−7rpm）以下であるか
否かを判別する（ステップS40）。この判別結果が否定
であればTCU16は前記ステップS36に戻り、実スリップ回
転数N_SRが負の所定スリップ回転数ΔN_S1以下になるまで
ステップS36乃至ステップS40を繰り返し実行する。これ
により、解放側のソレノイド弁47のデューティ率D
_LRは、上述のように実スリップ回転数N_SRと目標スリッ
プ回転数N_S0との差が小さくなるように、即ち、実スリ
ップ回転数N_SRが目標スリップ回転数N_S0になるようにフ
ィードバック制御されるのに対し、結合側のソレノイド
弁48のデューティ率D₂₄は初期デューティD_U2に一定に保
たれる。この結果、ソレノイド弁48の初期デューティ率
D_U2に対応する作動油圧が第２の油圧制御弁46を介して
第２速クラッチ34に供給され、クラッチ34の図示しない
ピストンは次第に係合側に移動してクラッチ34は係合を
開始する。クラッチ34の係合開始によりタービン回転数
Ntは下降しようとするが、エンジン10がパワーオン状態
にあるので、解放側のソレノイド弁47のデューティ率D
_LRをより大きい値に設定することによりタービン回転数
Ntの下降が防止される。しかしながら、係合側クラッチ
34の係合が進んで、解放側のソレノイド弁47のデューテ
ィ率D_LRをより大きい値に設定するにも拘わらず、係合
側クラッチ34の係合力がこれを上回るとタービン回転数
Ntは下降を始め、第13図（ａ）に示すt4時点に至って実
スリップ回転数N_SRが負の所定スリップ回転数ΔN_S1以下
になる。実スリップ回転数N_SRが負の所定スリップ回転
数ΔN_S1以下になったことを検出すると（ステップS40の
判別結果が肯定）、第11図に示すステップS42に進む。
斯くして、第13図に示す制御区間Ｂ（t3時点からt4時点
間の制御区間）における油圧制御が終了する。Next, the TCU 16 determines whether or not the actual slip rotation speed N _SR is less than or equal to a predetermined negative slip rotation speed ΔN _S1 (for example, -3 to -7 rpm) (step S40). If the determination result is negative, the TCU 16 returns to step S36, and repeatedly executes steps S36 to S40 until the actual slip rotation speed N _SR becomes equal to or less than the negative predetermined slip rotation speed ΔN _S1 . As a result, the duty ratio D of the release side solenoid valve 47 is
_LR is feedback-controlled so that the difference between the actual slip rotation speed N _SR and the target slip rotation speed N _S0 becomes small as described above, that is, the actual slip rotation speed N _SR becomes the target slip rotation speed N _S0. On the other hand, the duty ratio D ₂₄ of the coupling side solenoid valve 48 is kept constant at the initial duty D _U2 . As a result, the initial duty ratio of the solenoid valve 48
The hydraulic pressure corresponding to D _U2 is supplied to the second speed clutch 34 via the second hydraulic pressure control valve 46, the piston (not shown) of the clutch 34 gradually moves to the engagement side, and the clutch 34 starts the engagement. . Turbine rotation speed due to the start of engagement of the clutch 34
Although Nt tries to lower, the duty ratio D of the solenoid valve 47 on the release side is D because the engine 10 is in the power-on state.
Turbine speed by setting _LR to a larger value
Nt fall is prevented. However, the engaging clutch
If the engagement force of the engagement side clutch 34 exceeds this even though the engagement of 34 progresses and the duty ratio D _LR of the release side solenoid valve 47 is set to a larger value, the turbine speed
Nt begins to fall, and at time t4 shown in FIG. 13 (a), the actual slip rotation speed N _SR becomes equal to or less than the predetermined negative slip rotation speed ΔN _S1 . When it is detected that the actual slip rotation speed N _SR has become equal to or less than the negative predetermined slip rotation speed ΔN _S1 (the determination result in step S40 is positive), the process proceeds to step S42 shown in FIG.
Thus, the hydraulic control in the control section B (control section from the time point t3 to the time point t4) shown in FIG. 13 is completed.

なお、制御区間Ｂにおいて、実スリップ回転数N_SRが
負の所定スリップ回転数ΔN_S1以下になったことが検出
されると第11図のステップS42が実行されるが、制御区
間Ａにおいて、何らかの外乱により実スリップ回転数N
_SRが負の所定スリップ回転数ΔN_S1以下になったこと
が、例えば連続するデューティサイクルにおいて２回検
出された場合、制御区間Ｂの油圧制御を省略して直に第
11図のステップS42に進み、制御領域Ｃの油圧制御を開
始するようにしてもよい。When it is detected that the actual slip rotation speed N _SR becomes equal to or less than the predetermined negative slip rotation speed ΔN _S1 in the control section B, step S42 of FIG. Actual slip speed N due to disturbance
_If it is detected that _SR has become equal to or less than the predetermined negative slip rotation speed ΔN _S1 twice, for example, in consecutive duty cycles, the hydraulic control of the control section B is omitted and the second control is immediately performed.
It is also possible to proceed to step S42 in FIG. 11 and start the hydraulic control of the control region C.

制御区間Ｃ及びこれに続く制御区間D,Eでの油圧制御
は、結合側のソレノイド弁48のデューティ率D₂₄を、タ
ービン回転変化率ωｔと所定の目標タービン回転変化率
ωtoとの差が最小となる値にフィードバック制御し、タ
ービン回転数Ntを第２速時演算タービン回転数Ntc2に向
かって漸減させるものである。TCU16は先ず解放側のソ
レノイド弁47のデューティ率D_LRを所定デューティ率D_LR
maxに設定し、設定したデューティ率D_LRでソレノイド弁
47を開閉する駆動信号を出力する（ステップS42）。こ
の所定デューティ率D_LRmaxは第１の油圧制御弁44を介し
て第１速クラッチ33に供給される作動油圧を一定圧（保
持圧）に保ち、第１速クラッチ33のピストン位置を第13
図（ｂ）に示すt4時点での位置に保持することが出来る
値に設定してある。尚、解放側のソレノイド弁47のデュ
ーティ率D_LRは、以後変速が実質的に完了するまで（第1
3図（ｂ）に示すt4時点からt8時点まで）第１速クラッ
チ33に前記保持圧を与える所定デューティ率D_LRmaxに保
持される。In the hydraulic control in the control section C and the subsequent control sections D and E, the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 on the coupling side is set so that the difference between the turbine rotation change rate ωt and the predetermined target turbine rotation change rate ωto is the minimum. The turbine rotation speed Nt is gradually reduced toward the calculated turbine rotation speed Ntc2 at the second speed by performing feedback control to a value such that The TCU 16 first sets the duty ratio D _LR of the solenoid valve 47 on the release side to the predetermined duty ratio D _LR.
Set to max and set the duty ratio D _LR to the solenoid valve.
A drive signal for opening and closing 47 is output (step S42). The predetermined duty ratio D _LR max keeps the working hydraulic pressure supplied to the first speed clutch 33 through the first hydraulic pressure control valve 44 at a constant pressure (holding pressure), and the piston position of the first speed clutch 33 is set to the 13th speed.
It is set to a value that can be held at the position at time t4 shown in FIG. In addition, the duty ratio D _LR of the solenoid valve 47 on the release side is set until the shift is substantially completed (first
(From time t4 to time t8 shown in FIG. 3B) The first duty clutch 33 is held at a predetermined duty ratio D _LR max that applies the holding pressure.

次に、TCU16は所定時間t_Dの経過を待ち（ステップS4
3）、ステップ44に進む。ステップS44では前記目標ター
ビン回転変化率ωtoを次式（15）により設定する。Next, the TCU 16 waits for a predetermined time t _D to elapse (step S4
3) Go to step 44. In step S44, the target turbine rotation change rate ωto is set by the following equation (15).

ωto＝a7・No＋b7 ……（15） ここに、a7,b7は制御区間Ｃ〜Ｅに応じて所定値（負
の値）に設定され、a7,b7値は、式（15）により設定さ
れる目標タービン回転変化率ωtoを、フィードバック制
御が開始されて間もない制御区間Ｃではタービン回転数
Ntが漸減する値に、制御区間Ｃに続く制御区間Ｄでは制
御区間Ｃの変化率の絶対値より大きな値に設定してター
ビン回転数Ntの下降速度を早め、第２速クラッチ34の係
合が完了する制御区間Ｅでは、再び変化率の絶対値を小
さい値に設定して変速ショックの防止を図っている（第
13図（ａ）のタービン回転数Ntの時間変化参照）。ωto = a7 · No + b7 (15) Here, a7 and b7 are set to predetermined values (negative values) according to the control sections C to E, and a7 and b7 values are set by the equation (15). The target turbine rotation change rate ωto is set to the turbine rotation speed in the control section C immediately after the feedback control is started.
In the control section D subsequent to the control section C, Nt is set to a value that gradually decreases, and is set to a value larger than the absolute value of the change rate of the control section C to accelerate the lowering speed of the turbine rotation speed Nt to engage the second speed clutch 34. In the control section E in which is completed, the absolute value of the change rate is again set to a small value to prevent the shift shock (the first step).
See Fig. 13 (a), Time change of turbine speed Nt).

次いで、TCU16は結合側ソレノイド弁48のデューティ
率D₂₄を、実スリップ回転数N_SRが負の所定スリップ回転
数ΔN_S1以下になったことが検出された時点t4における
デューティ率を初期値として次式（16）により演算設定
し、設定したデューティ率D₂₄でソレノイド弁48を開閉
する駆動信号を出力する（ステップS46）。Next, the TCU 16 sets the duty ratio D ₂₄ of the coupling-side solenoid valve 48 to the duty ratio at the time t4 when the actual slip rotation speed N _SR is detected to be equal to or less than the predetermined negative slip rotation speed ΔN _S1 as an initial value. A calculation signal is set by the equation (16), and a drive signal for opening and closing the solenoid valve 48 is output at the set duty ratio D ₂₄ (step S46).

（D₂₄）ｎ＝（Di）ｎ＋K_p2・E_n＋K_D2（E_n−E_n-1） ……
（16） ここに、E_nは、ステップS44で設定された今回デュー
ティサイクルの目標タービン回転変化率ωtoと実タービ
ン回転変化率ωｔとの偏差（E_n＝ωto−ωｔ）であり、
実タービン回転変化率ωｔは今回及び前回のデューティ
サイクルにおける実タービン回転数（Nt）_ｎと（Nt）
_n-1から次式（17）により求められる。(D ₂₄ ) n = (Di) n + K _p2 · E _n ＋ K _D2 (E _n −E _n-1 ) ……
(16) Here, E _n is a deviation (E _n = ωto−ωt) between the target turbine rotation change rate ωto and the actual turbine rotation change rate ωt of the current duty cycle set in step S44,
The actual turbine rotation change rate ωt is the actual turbine speed (Nt) _n and (Nt) at the current and previous duty cycles.
_{It is calculated} from _n-1 by the following equation (17).

（ωｔ）_ｎ＝（Nt）_ｎ−（Nt）_n-1 ……（17） また、E_n-1は前回デューティサイクルの目標タービン
回転変化率ωtoと実タービン回転変化率ωｔとの偏差で
ある。K_P2,K_D2は比例ゲイン、及び微分ゲインであり、
夫々所定の値に設定されている。（Di）ｎは積分項であ
り、次式（18）で演算される。(Ωt) _n = (Nt) _n − (Nt) _n-1 (17) Further, E _n-1 is the deviation between the target turbine rotation change rate ωto and the actual turbine rotation change rate ωt of the previous duty cycle. . K _P2 and K _D2 are proportional gain and derivative gain,
Each is set to a predetermined value. (Di) n is an integral term and is calculated by the following equation (18).

（Di）ｎ＝（Di）_n-1＋K₁₂・E_n＋D_H1＋D_H2 ……（18） （Di）_n-1は前回デューティサイクルにおいて設定し
た積分項であり、K₁₂は積分ゲインであり、所定の値に
設定されている。(Di) n = (Di) _n-1 + K ₁₂ · E _n + D _H1 + D _H2 (18) (Di) _n-1 is the integral term set in the previous duty cycle, and K ₁₂ is the integral gain. , Is set to a predetermined value.

D_H1は、変速中のアクセルワーク等によりエンジント
ルクTeが変化した場合のタービン軸トルクの変化量ΔTt
に応じて設定されるタービン軸トルクの補正値であり、
前記式（12）〜（14）と同じ演算式から求められる。D _H1 is the amount of change in turbine shaft torque ΔTt when the engine torque Te changes due to accelerator work during gear shifting
It is a correction value of the turbine shaft torque set according to
It is obtained from the same arithmetic expression as the above expressions (12) to (14).

D_H2は、制御区間がＣからＤに、ＤからＥに変化した
時点においてのみ適用される、目標タービン回転変化率
変更時の補正デューティ率であり、次式（19）及び（2
0）から求められる。D _H2 is a corrected duty ratio when the target turbine rotation change rate is changed, which is applied only when the control section changes from C to D and from D to E, and is expressed by the following equations (19) and (2
It is calculated from 0).

D_H2＝α・Δωto ……（19） Δωto＝（ωto）_ｎ−（ωto）_n-1 ……（20） ここに、（ωto）_ｎは今回デューティサイクル以降に
適用すべき目標タービン回転変化率であり、（ωto）
_n-1は前回まで適用していた目標タービン回転変化率で
ある。αはシフトパターンに応じて設定される定数であ
る。D _H2 = α ・ Δωto …… (19) Δωto = (ωto) _n − (ωto) _n-1 …… (20) where (ωto) _n is the target turbine rotation change rate to be applied after the current duty cycle. And (ωto)
_n-1 is the target turbine rotation change rate that was applied until the previous time. α is a constant set according to the shift pattern.

このように、デューティサイクル毎に演算されるデュ
ーティ率D₂₄の積分項（Di）ｎも、前述した制御区間Ｂ
において演算された解放側ソレノイド弁47のデューティ
率D_LRと同様に、デューティ率補正量D_H1による補正、即
ち、タービン軸トルクの変化量ΔTtで補正され、更に、
制御区間変更時には目標タービン回転変化率の変化量Δ
ωtoに応じて補正されるので、デューティ率D₂₄をター
ビン軸トクルの変化に対し、又、目標タービン回転変化
率の変化に対して遅れなく補正でき、フィードバック制
御時の上述の積分ゲイン、比例ゲイン、及び微分ゲイン
を大きい値に設定する必要がなくなり、追随性がよく、
しかもハンチングのない安定した制御が可能になる。In this way, the integral term (Di) n of the duty ratio D ₂₄ calculated for each duty cycle also becomes
Similarly to the duty ratio D _{LR of} the release side solenoid valve 47 calculated in, correction by the duty ratio correction amount D _H1 , that is, correction by the turbine shaft torque change amount ΔTt,
When the control section is changed, the amount of change in the target turbine rotation change rate Δ
Since it is corrected according to ωto, the duty ratio D ₂₄ can be corrected without delay with respect to changes in the turbine shaft tokule and changes in the target turbine rotation change rate. , And the differential gain do not need to be set to a large value, and the followability is good,
Moreover, stable control without hunting is possible.

TCU16はステップS46でデューティ率D₂₄の演算及び駆
動信号の出力の後、ステップS48に進み、タービン回転
数Ntが２速時演算タービン回転数Ntc2の所定値回転数
（２速時演算タービン回転数Ntc2よりΔNtc2（例えば、
80〜120rpm）だけ高い回転数Ntc20に至ったか否かを判
別する。そして、この判別結果が否定の場合には前記ス
テップS43に戻り、ステップS43乃至ステップS48を繰り
返し実行する。After calculating the duty ratio D ₂₄ and outputting the drive signal in step S46, the TCU 16 proceeds to step S48 where the turbine rotation speed Nt is a predetermined value of the calculated turbine rotation speed Ntc2 at the second speed (the calculated turbine rotation speed at the second speed). ΔNtc2 from Ntc2 (for example,
80 to 120 rpm) to determine whether the rotational speed has reached a high Ntc20. Then, if the determination result is negative, the process returns to step S43, and steps S43 to S48 are repeatedly executed.

制御区間Ｃに突入したばかりの時点では、結合側クラ
ッチ34は係合を開始したばかりであり、上述した目標タ
ービン回転変化率ωtoでタービン回転数Ntを減少させる
ことにより、係合開始時の変速ショックが回避される。
そして、TCU16はタービン回転数Ntが減速してトランス
ファドライブギア回転数Noに所定係数を乗算した回転数
（例えば、2.8×No）に至ったとき、制御区間Ｃを離脱
して制御区間Ｄに突入したと判断し、前記ステップS44
での目標タービン回転変化率ωtoの絶対値をより大きい
値に変更する（第13図（ａ）のt5時点）。At the time when the control section C has just entered, the coupling side clutch 34 has just started to engage, and by reducing the turbine speed Nt at the target turbine rotation change rate ωto, the gear shift at the start of engagement is performed. Shock is avoided.
Then, the TCU 16 departs from the control section C and enters the control section D when the turbine speed Nt is decelerated and reaches a rotation speed (for example, 2.8 × No) obtained by multiplying the transfer drive gear rotation speed No by a predetermined coefficient. It is determined that the above step S44
The absolute value of the target turbine rotation change rate ωto in (3) is changed to a larger value (time t5 in FIG. 13 (a)).

目標タービン回転変化率ωtoの絶対値をより大きい値
に変更すると、結合側ソレノイド弁48のデューティ率D
₂₄は制御区間Ｃにおいて設定される値より大きい値に設
定され（第13図（ｃ）のt5時点からt6時点間）、タービ
ン回転数Ntは略目標タービン回転変化率ωtoで急激に減
少することになる。目標タービン回転変化率ωtoの絶対
値をより大きい値に設定ればするほど、変速応答性が改
善されることになる。If the absolute value of the target turbine speed change rate ωto is changed to a larger value, the duty ratio D
₂₄ is set to a value larger than the value set in the control section C (between time t5 and time t6 in FIG. 13 (c)), and the turbine speed Nt sharply decreases at a substantially target turbine speed change rate ωto. become. The larger the absolute value of the target turbine rotation change rate ωto is set, the more the gear shift response is improved.

次いで、タービン回転数Ntが更に減速してトランスフ
ァドライブギア回転数Noに所定係数を乗算した回転数
（例えば、2.2×No）に至ったとき、即ち、第２速クラ
ッチ34のピストンが次第に係合完了位置近傍に移動した
とき、制御区間Ｄを離脱して制御区間Ｅに突入したと判
断し、前記ステップS44で設定される目標タービン回転
変化率ωtoの絶対値を制御区間Ｄにおいて設定される値
より小さい値に変更する（第13図（ａ）のt6時点）。目
標タービン回転変化率ωtoの絶対値をより小さい値に変
更すると、結合側ソレノイド弁48のデューティ率D₂₄は
制御区間Ｄにおいて設定される値より小さい値に設定さ
れ（第13図（ｃ）のt6時点からt7時点間）、タービン回
転数Ntは略目標タービン回転変化率ωtoで緩慢に減少す
ることになり、解放側のクラッチ33の係合が完全に解除
され、これにより結合側のクラッチ34の係合が完了する
時点近傍での変速ショックが回避されることになる。Next, when the turbine rotation speed Nt further decreases and reaches a rotation speed (for example, 2.2 × No) obtained by multiplying the transfer drive gear rotation speed No by a predetermined coefficient, that is, the piston of the second speed clutch 34 gradually engages. When moving to the vicinity of the completion position, it is determined that the control section D has left and the control section E has entered, and the absolute value of the target turbine rotation change rate ωto set in step S44 is set to the value set in the control section D. Change to a smaller value (time t6 in Fig. 13 (a)). When the absolute value of the target turbine rotation change rate ωto is changed to a smaller value, the duty ratio D ₂₄ of the coupling side solenoid valve 48 is set to a value smaller than the value set in the control section D (see FIG. 13 (c)). From time t6 to time t7), the turbine speed Nt gradually decreases at the target turbine speed change rate ωto, and the disengagement side clutch 33 is completely disengaged. The shift shock near the point when the engagement of is completed is avoided.

前記ステップS48の判別結果が肯定の場合、即ち、タ
ービン回転数Ntが２速時演算タービン回転数Ntc2の所定
直上回転数Ntc20に至ると（第13図（ｃ）のt7時点）、T
CU16は前記タイマに所定時間T_SF（例えば、0.5sec）を
セットし（ステップS50）、所定時間T_SFの経過を待つ
（ステップS51）。所定時間T_SFの経過を待つことにより
確実に結合側クラッチ34の係合を完了させることが出来
る。When the determination result of the step S48 is affirmative, that is, when the turbine speed Nt reaches the predetermined upper speed Ntc20 of the calculated turbine speed Ntc2 at the 2nd speed (time t7 in FIG. 13 (c)), T
The CU 16 sets a predetermined time T _SF (for example, 0.5 sec) in the timer (step S50) and waits for the predetermined time T _SF to elapse (step S51). By waiting for the predetermined time T _SF to elapse, engagement of the coupling side clutch 34 can be surely completed.

前記所定時間T_SFが経過してステップS51の判別結果が
肯定になると、TCU16は解放側ソレノイド弁47及び結合
側ソレノイド弁48のデューティ率D_LR,D₂₄をいずれも100
％に設定し、該デューティ率D_LR,D₂₄でソレノイド弁47,
48を開閉する駆動信号を出力する（第13図（ｂ）及び
（ｃ）のt8時点。斯くして、第１速段から第２速段への
パワーオンアップシフトの変速油圧制御が完了する。When the predetermined time T _SF elapses and the determination result of step S51 becomes affirmative, the TCU 16 sets the duty ratios D _LR and D ₂₄ of the release side solenoid valve 47 and the coupling side solenoid valve 48 to 100, respectively.
%, The solenoid valve 47, with the duty ratio D _LR , D ₂₄
A drive signal for opening and closing 48 is output (at time t8 in FIGS. 13B and 13C.) Thus, the shift hydraulic pressure control for the power-on upshift from the first gear to the second gear is completed. .

パワーオンダウンシフト時油圧制御 第14図乃至第16図はパワーオンダウンシフトの場合の
変速油圧制御手順を示すフローチャートであり、第２速
から第１速にシフトダウンされる場合の変速油圧制御手
順を例に、第17図を参照しながら説明する。Hydraulic pressure control during power-on downshift FIGS. 14 to 16 are flow charts showing a shift hydraulic pressure control procedure in the case of power-on downshift, and a shift hydraulic pressure control procedure in the case of downshifting from the second speed to the first speed. Will be described with reference to FIG.

TCU16は、第２速から第１速へのパワーオンダウンシ
フトのシフト信号により、先ず、ソレノイド弁47及び48
の初期デューティ率D_d1及びD_d2を前記式（８）及び
（９）と同様の次式（21）及び（22）により演算する
（ステップS60）。The TCU 16 first receives the solenoid valves 47 and 48 by the shift signal of the power-on downshift from the second speed to the first speed.
The initial duty ratios D _d1 and D _d2 are calculated by the following equations (21) and (22) similar to the equations (8) and (9) (step S60).

D_d1＝a8・|Tt|＋c8 ……（21） D_d2＝a9・|Tt|＋c9 ……（22） ここに、a8,c8及びa9,c9は第２速から第１速にシフト
ダウンする場合に適用される定数である。D _d1 ＝ a8 ・ | Tt | ＋ c8 …… (21) D _d2 ＝ a9 ・ | Tt | ＋ c9 …… (22) where a8, c8 and a9, c9 are downshifted from second gear to first gear Is a constant that applies in some cases.

次に、TCU16は解放側のソレノイド弁48のデューティ
率D₂₄をステップS60で設定した初期デューティ率D_d1に
設定し、該デューティ率D₂₄でソレノイド弁48を開閉駆
動する信号を出力し、解放側摩擦係合要素である第２速
クラッチ34に初期デューティD_d1に対応する初期油圧の
供給を開始し、第２速クラッチ34の図示しないピストン
を、クラッチの滑りが発生する直前位置に向かって後退
させる（ステップS62、第17図（ｂ）のt10時点）。一
方、結合側のソレノイド弁47のデューティ率D_LRを０％
に設定し、該デューティ率D_LRでソレノイド弁47を開閉
駆動する信号を出力して、即ち、常開型ソレノイド弁47
を全開にして結合側摩擦係合要素である第１速クラッチ
33のピストンをクラッチの係合が開始される直前位置
（ピストンガタ詰め位置）に向けて移動させる（第17図
（ｃ）のt10時点）に共に、タイマに初期圧供給時間Ts2
をセットする（ステップS64）。この初期圧供給時間Ts2
に亘り、デューティ率０％で常開型ソレノイド弁47を駆
動して結合側クラッチ33に作動油圧を供給すると、クラ
ッチ33のピストンを係合開始直前の所定位置まで進める
ことが出来る。Next, the TCU 16 sets the duty ratio D ₂₄ of the release-side solenoid valve 48 to the initial duty ratio D _d1 set in step S60, outputs a signal for driving the solenoid valve 48 to open and close at the duty ratio D ₂₄ , and releases it. The supply of the initial hydraulic pressure corresponding to the initial duty D _d1 is started to the second speed clutch 34 that is the side friction engagement element, and the piston (not shown) of the second speed clutch 34 is moved toward the position immediately before the clutch slips. It is moved backward (step S62, time t10 in FIG. 17 (b)). On the other hand, set the duty ratio D _LR of the solenoid valve 47 on the coupling side to 0%.
Is set to, and a signal for driving the solenoid valve 47 to open and close is output at the duty ratio D _LR , that is, the normally open solenoid valve 47.
First speed clutch which is a coupling side friction engagement element
33 is moved toward the position immediately before the clutch starts to be engaged (piston backlash closing position) (at time t10 in FIG. 17 (c)), and the initial pressure supply time Ts2 is set by the timer.
Is set (step S64). This initial pressure supply time Ts2
When the normally open solenoid valve 47 is driven at a duty ratio of 0% to supply operating hydraulic pressure to the coupling side clutch 33, the piston of the clutch 33 can be advanced to a predetermined position immediately before the start of engagement.

TCU16はステップS64でセットした初期圧供給時間Ts2
が経過したか否かを判別し（ステップS66）、未だ経過
していなければこの初期圧供給時間Ts2が経過するまで
繰り返しステップS66を実行して待機する。TCU16 is the initial pressure supply time Ts2 set in step S64.
It is determined whether or not has elapsed (step S66), and if it has not yet elapsed, step S66 is repeatedly executed and waits until this initial pressure supply time Ts2 has elapsed.

ステップS66の判別結果が肯定の場合、即ち、初期圧
供給時間Ts2が経過して第１速クラッチ33が係合直前の
所定位置まで前進したとき、TCU16は第15図のステップS
68に進み、結合側ソレノイド弁47のデューティ率D_LRを
前記保持圧を与える所定値D_LRmaxに設定し、このデュー
ティ率D_LRでソレノイド弁47を開閉させる駆動信号を出
力する（第17図（ｃ）のt11時点）。尚、結合側のソレ
ノイド弁47のデューティ率D_LRは、以後タービン回転数N
tが１速時演算タービン回転数Ntc1に達するまで（第17
図（ａ）に示すt11時点からt15時点まで）、第１速クラ
ッチ33に前記保持圧を与える所定デューティ率D_LRmaxに
保持される。When the determination result of step S66 is affirmative, that is, when the initial pressure supply time Ts2 has elapsed and the first speed clutch 33 has advanced to the predetermined position immediately before the engagement, the TCU 16 executes step S of FIG.
Proceeding to 68, the duty ratio D _LR of the coupling side solenoid valve 47 is set to a predetermined value D _LR max that gives the holding pressure, and a drive signal for opening and closing the solenoid valve 47 at this duty ratio D _LR is output (Fig. 17). (At t11 in (c)). The duty ratio D _LR of the solenoid valve 47 on the coupling side will be
Until t reaches the calculated turbine speed Ntc1 at 1st speed (17th
From time t11 to time t15 shown in FIG. 7A), the first duty clutch 33 is held at a predetermined duty ratio D _LR max that applies the holding pressure.

一方、解放側のクラッチ34のピストンが係合を徐々に
解放する側に移動し、クラッチ34の摩擦トルクが軽減さ
れるためにタービン回転数Ntは次第に上昇を開始する。
そして、TCU16はタービン回転数Ntが第１の所定判別値
（例えば、1.5×No）を超えて上昇したか否かを判別し
（ステップS70）、回転数1.5×Noを超えていなければ、
超えるまでステップS70の判別を繰り返して待機する。On the other hand, the piston of the clutch 34 on the disengagement side gradually moves to the side where the engagement is released, and the friction torque of the clutch 34 is reduced, so that the turbine speed Nt gradually starts to increase.
Then, the TCU 16 determines whether or not the turbine rotation speed Nt has risen above a first predetermined determination value (for example, 1.5 × No) (step S70), and if it does not exceed the rotation speed 1.5 × No,
The determination in step S70 is repeated until the number exceeds, and the process waits.

タービン回転数Ntが回転数1.5×Noを超えると（第17
図（ａ）のt12時点）、第17図に示す制御区間Ａの変速
油圧制御が終了して制御区間Ｂに突入したことになり、
TCU16は、続くステップS71で１デューティサイクルの経
過を待った後、フィードバック制御によりタービン回転
変化率ωｔを調整しながらタービン回転数Ntを１速時演
算タービン回転数Ntc1に向けて上昇させる油圧制御を開
始する。即ち、制御区間Ｂ及びこれに続く制御区間C,D
での油圧制御は、解放側のソレノイド弁48のデューティ
率D₂₄を、タービン回転変化率ωｔと所定の目標タービ
ン回転変化率ωtoとの差が最小となる値にフィードバッ
ク制御し、タービン回転数Ntを第１速時演算タービン回
転数Ntc1に向かって漸増させるものである。When the turbine speed Nt exceeds 1.5 × No. (No. 17
(At time t12 in FIG. 17A), the shift hydraulic control of the control section A shown in FIG. 17 is completed and the control section B is entered.
In the subsequent step S71, the TCU 16 waits for one duty cycle to elapse, and then starts the hydraulic control for increasing the turbine rotation speed Nt toward the first-speed operation turbine rotation speed Ntc1 while adjusting the turbine rotation change rate ωt by feedback control. To do. That is, control section B and subsequent control sections C and D
In the hydraulic control at, the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 on the release side is feedback-controlled to a value that minimizes the difference between the turbine rotation change rate ωt and a predetermined target turbine rotation change rate ωto, and the turbine rotation speed Nt Is gradually increased toward the first speed calculated turbine rotation speed Ntc1.

TCU16は、先ずステップS72において、前記目標タービ
ン回転変化率ωtoを次式（23）により設定する。First, in step S72, the TCU 16 sets the target turbine rotation change rate ωto by the following equation (23).

ωto＝a10・No＋b10 ……（23） ここに、a10,b10は制御区間Ｂ〜Ｄに応じて所定値
（正の値）に設定され・a10,b10値は、式（23）により
設定される目標タービン回転変化率ωtoを、フィードバ
ック制御が開始されて間もない制御区間Ｂではタービン
回転数Ntが漸増する値に、制御区間Ｂに続く制御区間Ｃ
では制御区間Ｂの変化率より大きな値に設定してタービ
ン回転数Ntの上昇速度を早め、タービン回転数Ntが１速
時演算タービン回転数Nct1に接近する制御区間Ｄでは、
再び小さい変化率に設定してタービン回転数Ntの吹上が
りを防止しするような値に設定されている（第17図
（ａ）のタービン回転数Ntの時間変化参照）。ωto = a10 ・ No ＋ b10 (23) Here, a10 and b10 are set to predetermined values (positive values) according to the control sections B to D. ・ a10 and b10 values are set by the equation (23). The target turbine rotation change rate ωto is set to a value that the turbine rotation speed Nt gradually increases in the control section B immediately after the feedback control is started, to a control section C that follows the control section B.
Then, in the control section D in which the turbine rotation speed Nt is set to a value larger than the change rate of the control section B to increase the rising speed of the turbine rotation speed Nt, and the turbine rotation speed Nt approaches the 1st speed calculated turbine rotation speed Nct1,
The rate of change is set to a small value again to prevent the turbine speed Nt from rising (see time change of turbine speed Nt in FIG. 17 (a)).

次いで、TCU16は解放側ソレノイド弁48のデューティ
率D₂₄を、タービン回転数Ntが回転数1.5×Noを超えたt1
2時点におけるデューティ率を初期値として前記式（1
6）及び（18）と同一の演算式により演算設定し、設定
したデューティ率D₂₄でソレノイド弁48を開閉する駆動
信号を出力する（ステップS74）。尚、前記式（16）及
び（18）における積分ゲインK₁₂、比例ゲインK_P2、及び
微分ゲインK_D2は、夫々パワーオンダンシフトにおける
シフトパターンに最適な所定の値に設定されている。Next, the TCU 16 sets the duty ratio D ₂₄ of the release side solenoid valve 48 to t1 when the turbine speed Nt exceeds the speed 1.5 × No.
Using the duty factor at the time 2 as the initial value, the above equation (1
6) and (18) are calculated and set by the same formula, and a drive signal for opening and closing the solenoid valve 48 is output at the set duty ratio D ₂₄ (step S74). The integral gain K ₁₂ , the proportional gain K _P2 , and the differential gain K _D2 in the above equations (16) and (18) are set to predetermined values that are optimum for the shift pattern in the power-on-dan shift, respectively.

TCU16はステップS74におけるデューティ率D₂₄の演算
及び駆動信号の出力の後、ステップS76に進み、タービ
ン回転数Ntが１速時演算タービン回転数Ntc1に至ったか
否かを判別する。そして、この判別結果が否定の場合に
は前記ステップS71に戻り、ステップS71乃至ステップS7
6を繰り返し実行する。After calculating the duty ratio D ₂₄ and outputting the drive signal in step S74, the TCU 16 proceeds to step S76, and determines whether or not the turbine rotation speed Nt has reached the 1st speed calculated turbine rotation speed Ntc1. If the determination result is negative, the process returns to step S71, and steps S71 to S7.
Repeat 6

制御区間Ｂに突入したばかりの時点では、解放側クラ
ッチ34は係合解除を開始したばりであり、上述した目標
タービン回転変化率ωt0でタービン回転数Ntを上昇させ
ることにより、タービン回転数Ntの吹上がりが回避され
る。そして、TCU16はタービン回転数Ntが上昇してトラ
ンスファドライブギア回転数Noに所定係数を乗算した回
転数（例えば、1.7×No）に至ったとき、制御区間Ｂを
離脱して制御区間Ｃに突入したと判断し、前記ステップ
S72において目標タービン回転変化率ωtoにより大きい
値に変更する（第17図（ａ）のt13時点）。Immediately after entering the control section B, the disengagement side clutch 34 has just started disengagement, and the turbine rotation speed Nt is increased by increasing the turbine rotation speed Nt at the target turbine rotation change rate ωt0 described above. Blowing up is avoided. Then, when the turbine rotation speed Nt rises and reaches the rotation speed (for example, 1.7 × No) obtained by multiplying the transfer drive gear rotation speed No by a predetermined coefficient, the TCU 16 leaves the control section B and enters the control section C. It is determined that the above step,
In S72, the target turbine rotation change rate ωto is changed to a larger value (time t13 in FIG. 17 (a)).

目標タービン回転変化率ωtoをより大きい値に変更す
ると、解放側ソレノイド弁48のデューティ率D₂₄は制御
区間Ｂにおいて設定される値より小さい値に設定され
（第17図（ｂ）のt13時点からt14時点間）、タービン回
転数Ntは略目標タービン回転変化率ωtoで急激に上昇す
ることになる。目標タービン回転変化率ωtoをより大き
い値に設定ればするほど、変速応答性が改善されること
になる。When the target turbine rotation change rate ωto is changed to a larger value, the duty ratio D ₂₄ of the release side solenoid valve 48 is set to a value smaller than the value set in the control section B (from time t13 in FIG. 17 (b)). During time t14), the turbine speed Nt sharply increases at the target turbine speed change rate ωto. The larger the target turbine rotation change rate ωto is set, the more the shift response is improved.

次いで、タービン回転数Ntが更に上昇してトランスフ
ァドライブギア回転数Noに所定係数を乗算した回転数
（例えば、2.4×No）に至ったとき、即ち、第２速クラ
ッチの係合が次第に解除されタービン回転数Ntが１速時
演算タービン回転数Ntc1に近づいたとき、制御区間Ｃを
離脱して制御区間Ｄに突入したと判断し、前記ステップ
S72において設定される目標タービン回転変化率ωtoを
制御区間Ｃにおいて設定される値より小さい値に変更す
る（第17図（ａ）の14時点）。目標タービン回転変化率
ωtoより小さい値に変更すると、解放側ソレノイド弁48
のデューティ率D₂₄は制御区間Ｃにおいて設定される値
より大きい値に設定され（第17図（ｂ）のt14時点からt
15時点間）、タービン回転数Ntは略目標タービン回転変
化率ωtoで緩慢に上昇することにより、タービン回転Nt
が１速時演算タービン回転数Ntc1を超えて大きくオーバ
ーシュートすることが回避されることになる。Next, when the turbine rotation speed Nt further increases and reaches a rotation speed (for example, 2.4 × No) obtained by multiplying the transfer drive gear rotation speed No by a predetermined coefficient, that is, the engagement of the second speed clutch is gradually released. When the turbine speed Nt approaches the calculated turbine speed Ntc1 at the 1st speed, it is determined that the control section C is departed and the control section D is entered.
The target turbine rotation change rate ωto set in S72 is changed to a value smaller than the value set in the control section C (14th point in FIG. 17A). If the value is changed to a value smaller than the target turbine rotation change rate ωto, the release side solenoid valve 48
The duty ratio D _{24 of} is set to a value larger than the value set in the control section C (from time t14 in FIG. 17 (b) to time t14.
(15 time points), the turbine speed Nt slowly increases at the target turbine rotation change rate ωto, so that the turbine speed Nt
A large overshoot exceeding the calculated turbine speed Ntc1 at 1st speed is avoided.

ステップS76の判別結果が肯定となり、タービン回転
数Ntが１速時演算タービン回転数Ntc1に至ったことが検
出されると（第17図（ａ）のt15時点）、制御区間Ｄの
油圧制御を終えて制御区間Ｅの油圧制御を開始する。こ
の制御区間Ｅでの油圧制御は実スリップ回転数N_SRと目
標スリップ回転数N_S0（例えば、20rpm）の偏差を最小に
するように解放側のソレノイド弁48のデューティ率D₂₄
をフィードバック制御し、この間に結合側の第１速クラ
ッチ33の係合を次第に強めるように制御するものであ
る。即ち、TCU16はステップS78において、結合側のソレ
ノイド弁47のデューティ率D_LRを前記ステップS60で設定
した前記デューティ率D_LRmaxより小さい初期デューティ
率D₄₂に設定し、該デューティ率D_LRでソレノイド弁47を
開閉する駆動信号を出力する（第17図（ｃ）のt15時
点）。これにより、結合側の第１速クラッチ33のピスト
ンは徐々に係合側に移動し始める。When the determination result of step S76 is affirmative and it is detected that the turbine speed Nt has reached the first-speed calculated turbine speed Ntc1 (time t15 in FIG. 17A), the hydraulic control of the control section D is performed. After that, the hydraulic control of the control section E is started. In the hydraulic control in the control section E, the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 on the release side is set so as to minimize the deviation between the actual slip rotation speed N _SR and the target slip rotation speed N _S0 (for example, 20 rpm).
Is feedback-controlled, and during this time, the engagement of the first speed clutch 33 on the coupling side is gradually increased. That is, in step S78, the TCU 16 sets the duty ratio D _LR of the solenoid valve 47 on the coupling side to an initial duty ratio D ₄₂ which is smaller than the duty ratio D _LRmax set in step S60, and the solenoid valve is _operated at the duty ratio D _LR. A drive signal for opening / closing 47 is output (at time t15 in FIG. 17 (c)). As a result, the piston of the first speed clutch 33 on the coupling side gradually starts to move to the engagement side.

次いで、TCU16は、ステップS79において、所定時間t_D
の経過を待った後、１デューティサイクル毎に解放側ソ
レノイド弁48のデューティ率D₂₄を前記式（11）及び（1
1a）に類似の次式（24）及び（24a）により演算し、こ
のデューティ率D₂₄でソレノイド弁48を開閉する駆動信
号を出力する（ステップS80）。Next, in step S79, the TCU 16 sets a predetermined time t _D.
After waiting for the elapse of time, the duty ratio D ₂₄ of the release side solenoid valve 48 is set to the above equations (11) and (1
Calculation is performed by the following equations (24) and (24a) similar to 1a), and a drive signal for opening and closing the solenoid valve 48 at this duty ratio D ₂₄ is output (step S80).

（D₂₄）ｎ＝（Di）_ｎ＋K_P1・e_n＋K_D1（e_n−e_n-1） ……
（24） （Di）ｎ＝（Di）_n-1＋K_I1・e_n＋D_H1 ……（24a） ここに、（Di）_n-1は前回デューティサイクルにおい
て設定した積分項であり、初期値としてタービン回転数
Ntが１速時演算タービン回転数Ntc1を超えたことを検出
したt15時点の直前に設定されたデューティ率が用いら
れる。K_l1,K_P1,K_D1は積分ゲイン、比例ゲイン、微分ゲ
インであり、夫々当該パワーオンダウンシフトに最適な
所定の値に設定されている。e_nは、今回デューティサイ
クルの目標スリップ回転数N_S0と実スリップ回転数N_SRの
偏差（e_n＝N_S0−N_SR）、e_n-1は前回デューティサイクル
の目標スリップ回転数N_S0と実スリップ回転数N_SRの偏差
である。 _{(D 24) n = (Di} ) n + K P1 · e n + K D1 (e n -e n-1) ......
(24) (Di) n = (Di) n-1 + K I1 · e n + D H1 ...... (24a) Here, (Di) _n-1 is an integral term which is set at the previous duty cycle, as an initial value Turbine speed
The duty ratio set immediately before the time point t15 when it is detected that Nt exceeds the calculated turbine speed Ntc1 at the 1st speed is used. K _l1 , K _P1 , and K _D1 are an integral gain, a proportional gain, and a differential gain, respectively, which are set to predetermined values that are optimum for the power-on downshift. e _n is the deviation between the target slip rotation speed N _S0 of the current duty cycle and the actual slip rotation speed N _SR (e _n = N _S0 −N _SR ), and e _n-1 is the target slip rotation speed N _S0 of the previous duty cycle. This is the deviation of the actual slip rotation speed N _SR .

D_H1は、変速中のアクセルワーク等によりエンジント
ルクTeが変化した場合のタービン軸トルクの変化量ΔTt
に応じて設定されるタービン軸トルクの補正値であり、
この値は前述した演算式（12）〜（14）により演算す
る。D _H1 is the amount of change in turbine shaft torque ΔTt when the engine torque Te changes due to accelerator work during gear shifting
It is a correction value of the turbine shaft torque set according to
This value is calculated by the above-mentioned calculation formulas (12) to (14).

次いで、TCU16は、ステップS82〜85において、実スリ
ップ回転数N_SRの絶対値が所定スリップ回転数（例え
ば、5rpm）より小さい状態が連続して２デューティサイ
クルに亘って検出されたか否かを判別する。即ち、ステ
ップS82では実スリップ回転数N_SRの絶対値が所定スリッ
プ回転数（5rpm）より小さいか否かを判別し、この判別
結果が否定である限り、TCU16はフラグFLG値を０にリセ
ットして（ステップS83）、前記ステップS79に戻り、ス
テップS79乃至ステップS82を繰り返し実行する。結合側
のクラッチ33の摩擦トルクが小さく、この摩擦トルクの
増加量に対して、フードバック制御によりクラッチ34の
摩擦トルクの減少量（開放量）を大きくして、パワーオ
ン状態にあるエンジン10によりタービン回転数Ntを引き
上げようとするトルクが勝っている間はタービン回転数
Ntを１速時演算タービン回転数Ntc1より目標スリップ回
転数N_S0だけ高い回転数に保持することができるが、ク
ラッチ33の摩擦トルクが大きくなるとタービン回転数Nt
は次第に下降しステップS82の判別結果が肯定となり、
ステップS84が実行される。Next, in steps S82 to 85, the TCU 16 determines whether or not the state in which the absolute value of the actual slip rotation speed N _SR is smaller than the predetermined slip rotation speed (for example, 5 rpm) is continuously detected over two duty cycles. To do. That is, in step S82, it is determined whether or not the absolute value of the actual slip rotation speed N _SR is smaller than the predetermined slip rotation speed (5 rpm), and as long as this determination result is negative, the TCU 16 resets the flag FLG value to 0. (Step S83), the process returns to step S79, and steps S79 to S82 are repeated. The friction torque of the clutch 33 on the coupling side is small, and the decrease amount (opening amount) of the friction torque of the clutch 34 is increased by the hood back control with respect to the increase amount of this friction torque. Turbine speed while the torque to increase turbine speed Nt is prevailing
Nt can be maintained at a speed higher than the target turbine speed Ntc1 at the 1st speed by the target slip speed N _S0, but if the friction torque of the clutch 33 increases, the turbine speed Nt
Gradually decreases and the determination result of step S82 becomes positive,
Step S84 is executed.

ステップS84ではフラグFLG値が値１に等しいか否かを
判別する。タービン回転数Ntが下降してステップS82に
おいて初めて肯定と判別された場合にはステップS84で
の判別結果は否定となり、斯かる場合にはステップS85
においてフラグFLG値に値１をセットして前記ステップS
79に戻り、ステップS79及びステップS80を実行する。そ
して、ステップS82において再び実スリップ回転数N_SRの
絶対値が所定スリップ回転数（5rpm）より小さいことを
判別すると、即ち、連続して２回実スリップ回転数N_SR
の絶対値が所定スリップ回転数より小さいことを検出す
ると（第17図（ａ）のt16時点）、ステップS84の判別結
果は肯定になり、制御区域Ｅでの油圧制御が終わりステ
ップS87が実行されることになる。In step S84, it is determined whether the flag FLG value is equal to value 1. If the turbine rotational speed Nt is decreased and is determined to be positive in step S82 for the first time, the determination result in step S84 is negative, and in this case, step S85
In step S1, the flag FLG value is set to 1
Returning to 79, step S79 and step S80 are executed. Then, in step S82, when it is determined again that the absolute value of the actual slip rotation speed N _SR is smaller than the predetermined slip rotation speed (5 rpm), that is, the actual slip rotation speed N _SR is repeated twice.
When it is detected that the absolute value of is smaller than the predetermined slip rotation speed (time t16 in FIG. 17 (a)), the determination result of step S84 becomes affirmative, the hydraulic control in the control area E ends, and step S87 is executed. Will be.

TCU16は、ステップS87において結合側及び解放側のソ
レノイド弁47及び48のデューティ率D_LR及びD₂₄をいずれ
も０％に設定して、TCU16はソレノイド弁47及び48には
いづれも駆動信号を出力しない。斯くして、第２速クラ
ッチ34の解放及び第１速クラッチ33の結合を終え、第２
速段から第１速段へのパワーオンダウンシフトの変速油
圧制御が完了する。In step S87, the TCU 16 sets the duty ratios D _LR and D ₂₄ of the solenoid valves 47 and 48 on the coupling side and the release side to 0%, and the TCU 16 outputs a drive signal to both the solenoid valves 47 and 48. do not do. Thus, the disengagement of the second speed clutch 34 and the engagement of the first speed clutch 33 are completed, and the second speed clutch 34 is released.
The shift hydraulic control for the power-on downshift from the first gear to the first gear is completed.

パワーオフアップシフト時油圧制御 第18図乃至第20図はパワーオフアップシフトの場合の
変速油圧制御手順を示すフローチャートであり、第１速
から第２速にシフトアップされる場合の変速油圧制御手
順を例に、第21図を参照しながら説明する。Hydraulic power control during power-off upshift Fig. 18 to Fig. 20 are flowcharts showing a shift hydraulic pressure control procedure in the case of power-off upshift, and a shift hydraulic pressure control procedure in the case of shifting up from the first speed to the second speed. Will be described as an example with reference to FIG.

TCU16は、第１速から第２速へのパワーオフアップシ
フトのシフト信号により、先ず、結合側のソレノイド弁
48の初期デューティ率D_U2を前記式（９）と同じ演算式
により演算する（ステップS90）。First, the TCU16 uses the shift signal for the power-off upshift from the first speed to the second speed to first connect the solenoid valve on the coupling side.
The initial duty ratio D _U2 of 48 is calculated by the same formula as the formula (9) (step S90).

次に、TCU16は解放側のソレノイド弁47のデューティ
率D_LRを前記保持圧を与える所定デューティ率D_LRmaxに
設定し、このデューティ率D_LRでソレノイド弁47を開閉
駆動する信号を出力し、解放側摩擦係合要素である第１
速クラッチ33の図示しないピストンを、クラッチが完全
に滑り、しかも係合を直に再開させることが出来る待機
位置に向かって後退させる（ステップS92、第21図
（ｂ）のt21時点）。即ち、エンジン10がパワーオフ運
転状態にある場合には解放側のクラッチ33をシフト信号
の出力後、直に係合解除してもタービン回転数Ntが吹上
がる心配がなく、寧ろ逸早くクラッチ33を解放しないと
変速ショックが発生する虞がある。一方、結合側のソレ
ノイド弁48のデューティ率D₂₄を100％に設定し、該デュ
ーティ率D₂₄でソレノイド弁48を開閉駆動する信号を、
即ち、ソレノイド弁48を全開にする駆動信号を出力して
結合側摩擦係合要素である第２速クラッチ34のピストン
をクラッチの係合が開始される直前位置（ピストンガダ
詰め位置）に向かって進める（第21図（ｃ）のt21時
点）と共に、タイマに前記初期圧供給時間Ts1をセット
する（ステップS93）。Next, the TCU 16 sets the duty ratio D _LR of the release side solenoid valve 47 to a predetermined duty ratio D _LR max that gives the holding pressure, and outputs a signal for driving the solenoid valve 47 to open and close at this duty ratio D _LR , First release-side friction engagement element
The piston (not shown) of the high speed clutch 33 is retracted toward the standby position where the clutch can be completely slipped and the engagement can be directly resumed (step S92, time t21 in FIG. 21 (b)). That is, when the engine 10 is in the power-off operation state, there is no concern that the turbine speed Nt will rise even if the clutch 33 on the disengagement side is immediately disengaged after the shift signal is output. If not released, a shift shock may occur. On the other hand, the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 on the coupling side is set to 100%, and a signal for driving the solenoid valve 48 to open and close at the duty ratio D ₂₄ ,
That is, a drive signal for fully opening the solenoid valve 48 is output to advance the piston of the second speed clutch 34, which is the coupling-side frictional engagement element, to the position immediately before the engagement of the clutch is started (piston dead position). At the same time (at time t21 in FIG. 21 (c)), the initial pressure supply time Ts1 is set in the timer (step S93).

そして、TCU16はステップS93でセットした初期圧供給
時間Ts1が経過したか否かを判別し（ステップS95）、未
だ経過していなければこの初期圧供給時間Ts1が経過す
るまでステップS95を繰り返し実行する。Then, the TCU 16 determines whether or not the initial pressure supply time Ts1 set in step S93 has elapsed (step S95), and if it has not yet elapsed, repeatedly executes step S95 until this initial pressure supply time Ts1 has elapsed. .

ステップS95の判別結果が肯定の場合、即ち、初期圧
供給時間Ts1が経過して第２速クラッチ34が係合直前の
所定位置まで前進したとき、TCU16はステップS96に進
み、結合側ソレノイド弁48のデューティ率D₂₄を前記ス
テップS90において演算した初期デューティ率D_U2に設定
し、該デューティ率D₂₄でソレノイド弁48を開閉する開
弁駆動信号を出力する（第21図（ｃ）のt22時点）。そ
して、所定時間t_Dの経過、即ち、１デューティサイクル
の経過を待ち（ステップS98）、所定時間t_Dが経過する
と、前回のデューティサイクルで設定したソレノイド弁
48のデューティ率D₂₄に所定のデューティ率ΔD5を加算
して新たなデューティ率D₂₄とし、この新たなデューテ
ィ率D₂₄でソレノイド弁48を開閉駆動する信号を出力す
る（ステップS99）。加算する所定デューティ率ΔD5は
ソレノイド弁48のデューティ率D₂₄が所定の速度（例え
ば、デューティ率D₂₄が毎秒14〜17％の割りで増加する
速度）で増加するように設定してある（第21図（ｃ）の
t22時点からt23時点までデューティ率D₂₄の変化参
照）。When the determination result of step S95 is affirmative, that is, when the initial pressure supply time Ts1 has elapsed and the second speed clutch 34 has advanced to the predetermined position immediately before engagement, the TCU 16 proceeds to step S96 and the coupling side solenoid valve 48. t22 time of the duty ratio D ₂₄ is set to the initial duty ratio D _U2 computed in step S90, and outputs a valve opening driving signal for opening and closing the solenoid valve 48 at the duty ratio D ₂₄ (FIG. 21 (c) ). Then, the lapse of the predetermined time t _D , that is, the lapse of one duty cycle is waited (step S98), and when the predetermined time t _D has passed, the solenoid valve set in the previous duty cycle is set.
A predetermined duty ratio ΔD5 is added to the duty ratio D _{24 of} 48 to obtain a new duty ratio D _24, and a signal for driving the solenoid valve 48 to open and close with the new duty ratio D ₂₄ is output (step S99). Predetermined duty ratio ΔD5 speed duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 is in a predetermined adding (e.g., the rate at which the duty ratio D ₂₄ is increased by dividing per second from 14 to 17%) is set to increase with (a Figure 21 (c)
(Refer to the change of the duty ratio D ₂₄ from time t22 to time t23).

次に、ステップS100に進み、TCU16は、実スリップ回
転数N_sRを前記式（10）により演算してこれを負の所定
判別値ΔN_SR2（例えば、−８〜−12rpm）と比較する。Next, proceeding to step S100, the TCU 16 calculates the actual slip rotation speed N _sR by the equation (10) and compares this with a predetermined negative determination value ΔN _SR2 (for example, -8 to -12 rpm).

実スリップ回転数N_SRを所定判別値ΔN_SR2と比較して
実スリップ回転数N_SRが所定判別値ΔN_SR2より大きいと
き（N_SR＞ΔN_SR2）、TCU16はステップS98に戻り、ステ
ップ98乃至ステップS100を繰り返し実行して、ソレノイ
ド48のデューティ率D₂₄を徐々に増加させる。これによ
り、結合側のクラッチ34は係合を開始し、クラッチ34の
摩擦トルクが徐々に増加する。すると、タービン回転数
Ntは徐々に低下し、前記ステップS100の判別結果が肯定
となり、TCU16は第19図に示すステップS102に進み、制
御区間Ａの油圧制御を終えて制御区間Ｂの油圧制御を開
始する。When the actual slip rotation speed N _SR is compared with the predetermined determination value ΔN _SR2 and the actual slip rotation speed N _SR is larger than the predetermined determination value ΔN _SR2 (N _SR > ΔN _SR2 ), the TCU 16 returns to step S98, and steps 98 to 98 are executed. The duty ratio D ₂₄ of the solenoid 48 is gradually increased by repeatedly executing S100. As a result, the coupling-side clutch 34 starts to engage, and the friction torque of the clutch 34 gradually increases. Then, turbine speed
Nt gradually decreases, the determination result of the step S100 becomes affirmative, the TCU 16 proceeds to step S102 shown in FIG. 19, finishes the hydraulic control of the control section A, and starts the hydraulic control of the control section B.

制御区間Ｂ及びこれに続く制御区間C,Dでの油圧制御
は、結合側のソレノイド弁48のデューティ率D₂₄を、タ
ービン回転変化率ωｔと所定の目標タービン回転変化率
ωtoとの差が最小となる値にフィードバック制御し、タ
ービン回転数Ntを２速時演算タービン回転数Ntc2に向か
って漸減させるものである。In the hydraulic control in the control section B and the subsequent control sections C and D, the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 on the coupling side is set so that the difference between the turbine rotation change rate ωt and the predetermined target turbine rotation change rate ωto is the minimum. The turbine rotation speed Nt is gradually reduced toward the calculated turbine rotation speed Ntc2 at the second speed by performing feedback control to a value such that

先ず、TCU16はステップS102において、１デューティ
サイクルの経過（所定時間t_Dの経過）を待った後、前記
目標タービン回転変化率ωtoを制御区間Ｂ〜Ｄに応じて
予め記憶されている所定値に設定する。各制御区間Ｂ〜
Ｄに設定される目標タービン回転変化率ωtoは、フィー
ドバック制御が開始されて間もない制御区間Ｂではター
ビン回転数Ntが漸減する値に、制御区間Ｂに続く制御区
間Ｃでは制御区間Ｂの変化率の絶対値より大きな値に設
定してタービン回転数Ntの下降速度を早め、第２速クラ
ッチ34の係合が略完了し、タービン回転数Ntが２速時演
算タービン回転数Ntc2に近づく制御区間Ｅでは、再び変
化率の絶対値を小さい値に設定して変速ショックの防止
を図るようにしている（第21図（ａ）のタービン回転数
Ntの時間変化参照）。First, TCU 16 is set in step S102, the 1 after waiting elapse of duty cycle (a predetermined time has elapsed t _D), a predetermined value stored in advance in accordance with the target turbine speed change rate ωto the control section B~D To do. Each control section B ~
The target turbine speed change rate ωto set to D is a value at which the turbine speed Nt gradually decreases in the control section B immediately after the feedback control is started, and changes in the control section B in the control section C following the control section B. The speed is set to a value larger than the absolute value of the rate to accelerate the descending speed of the turbine speed Nt, the second speed clutch 34 is almost completely engaged, and the turbine speed Nt approaches the second speed calculated turbine speed Ntc2. In section E, the absolute value of the rate of change is again set to a small value to prevent shift shock (turbine speed in FIG. 21 (a)).
(See Nt time change).

次いで、TCU16は結合側ソレノイド弁48のデューティ
率D₂₄を、実スリップ回転数N_SRが負の所定スリップ回転
数ΔN_S2（例えば、−８〜−12rpm）以下になったことが
検出された時点t23におけるデューティ率を初期値とし
て前記演算式（16）及び（18）により演算設定し、設定
したデューティ率D₂₄でソレノイド弁48を開閉する駆動
信号を出力する（ステップS106）。尚、前記演算式（1
6）及び（18）に適用される積分ゲインK₁₂、比例ゲイン
K_P2及び微分ゲインK_D2は夫々パワーオフアップシフトの
シフトパターンに最適な所定の値に設定されている。Next, the TCU 16 detects the duty ratio D ₂₄ of the coupling side solenoid valve 48 at the time when it is detected that the actual slip rotation speed N _SR has become equal to or less than a predetermined negative slip rotation speed ΔN _S2 (eg, -8 to -12 rpm). The duty ratio at t23 is used as an initial value to perform calculation and setting by the above-mentioned calculation formulas (16) and (18), and a drive signal for opening / closing the solenoid valve 48 at the set duty ratio D ₂₄ is output (step S106). The above equation (1
Integral gain K ₁₂ applied to 6) and (18), proportional gain
The K _P2 and the differential gain K _D2 are respectively set to predetermined values that are optimum for the shift pattern of the power-off upshift.

TCU16はステップS106におけるデューティ率D₂₄の演算
及び駆動信号の出力の後、ステップS107に進み、タービ
ン回転数Ntが下降して２速時演算タービン回転数Ntc2の
所定直上回転数Nct20（２速時演算タービン回転数Ntc2
よりΔNtc2（例えば、80〜12rpm）だけ高い回転数）に
至ったか否かを判別する。そして、この判別結果が否定
の場合には前記ステップS102に戻り、ステップS102乃至
ステップS107を繰り返し実行する。After calculating the duty ratio D ₂₄ and outputting the drive signal in step S106, the TCU 16 proceeds to step S107, in which the turbine speed Nt is decreased and the turbine speed Ntc2 at the second speed is directly above the predetermined turbine speed Nct20 (at the second speed). Calculated turbine speed Ntc2
Then, it is determined whether or not ΔNtc2 (for example, a rotation speed higher by 80 to 12 rpm) is reached. If the determination result is negative, the process returns to step S102, and steps S102 to S107 are repeated.

制御区間Ｂに突入したばかりの時点では、結合側クラ
ッチ34は係合を開始したばかりであり、上述した目標タ
ービン回転変化率ωtoでタービン回転数Ntを減少させる
ことにより、係合開始時の変速ショックが回避される。
そして、TCU16はタービン回転数Ntが減速してトランス
ファドライブギア回転数Noに所定係数を乗算した回転数
（例えば、2.8×No）に至ったとき、制御区間Ｂを離脱
して制御区間Ｃに突入したと判断し、前記ステップS104
において目標タービン回転変化率ωtoの絶対値を制御区
間Ｃに適用される値より大きい値に変更する（第21図
（ａ）のt24時点）。At the time of just entering the control section B, the engagement side clutch 34 has just started to engage, and by changing the turbine rotation speed Nt at the target turbine rotation change rate ωto, the gear shift at the start of engagement is performed. Shock is avoided.
Then, the TCU 16 departs from the control section B and enters the control section C when the turbine speed Nt decelerates and reaches a speed (for example, 2.8 × No) obtained by multiplying the transfer drive gear speed No by a predetermined coefficient. It is determined that the step S104
In, the absolute value of the target turbine rotation change rate ωto is changed to a value larger than the value applied to the control section C (time t24 in FIG. 21 (a)).

目標タービン回転変化率ωtoの絶対値をより大きい値
に変更すると、結合側ソレノイド弁48のデューティ率D
₂₄は制御区間Ｂにおいて設定される値より大きい値に設
定され（第21図（ｃ）のt24時点からt25時点間）、ター
ビン回転数Ntは、略この大きい値に設置された目標ター
ビン回転変化率ωtoで急激に減少することになる。尚、
目標タービン回転変化率ωtoの絶対値をより大きい値に
設定ればするほど、変速応答性が改善されることにな
る。If the absolute value of the target turbine speed change rate ωto is changed to a larger value, the duty ratio D
₂₄ is set to a value larger than the value set in the control section B (between t24 time and t25 time in FIG. 21 (c)), and the turbine speed Nt is substantially the same as the target turbine speed change set to this large value. It will decrease sharply at the rate ωto. still,
The larger the absolute value of the target turbine rotation change rate ωto is set, the more the gear shift response is improved.

次いで、タービン回転数Ntが更に減速してトランスフ
ァドライブギア回転数Noに所定係数を乗算した積値（例
えば、2.2×No）に至ったとき、即ち、第２速クラッチ3
4の係合が次第に完了位置近傍に移動したとき、制御区
間Ｃを離脱して制御区間Ｄに突入したと判断し、前記ス
テップS104で設定される目標タービン回転変化率ωtoの
絶対値を制御区間Ｃにおいて設定される値より小さい値
に変更する（第21図（ａ）のt25時点）。目標タービン
回転変化率ωtoの絶対値をより小さい値に変更すると、
結合側ソレノイド弁48のデューティ率D₂₄は制御区間Ｃ
において設定される値より小さい値に設定され（第21図
（ｃ）のt25時点からt26時点間）、タービン回転数Ntは
略目標タービン回転変化率ωtoで緩慢に減少することに
なり、結合側のクラッチ34の係合が完了点近傍における
タービン回転数Ntが２速時演算タービン回転数Ntc2に円
滑に移行し、変速ショックが回避されることになる。Next, when the turbine speed Nt further decreases and reaches a product value obtained by multiplying the transfer drive gear speed No by a predetermined coefficient (for example, 2.2 × No), that is, the second speed clutch 3
When the engagement of 4 gradually moves to the vicinity of the completion position, it is determined that the control section C is separated and the control section D is entered, and the absolute value of the target turbine rotation change rate ωto set in step S104 is set to the control section. The value is changed to a value smaller than the value set in C (time t25 in FIG. 21 (a)). If the absolute value of the target turbine rotation change rate ωto is changed to a smaller value,
The duty ratio D ₂₄ of the coupling side solenoid valve 48 is the control section C
Is set to a value smaller than the value set in (from time t25 to time t26 in FIG. 21 (c)), the turbine speed Nt gradually decreases at the target turbine speed change rate ωto, and the coupling side The turbine speed Nt in the vicinity of the completion point of the engagement of the clutch 34 smoothly shifts to the calculated turbine speed Ntc2 at the second speed, and the shift shock is avoided.

前記ステップS107の判別結果が肯定の場合、即ち、タ
ービン回転数Ntが２速時演算タービン回転数Ntc2の所定
直上回転数Ntc20に至ると（第21図（ｃ）のt26時点）、
TCU16は前記タイマに所定時間T_SF（例えば、0.5sec）を
セットし（ステップS109）、この所定時間T_SFの経過を
待つ（ステップS110）。この所定時間T_SFの経過を待つ
ことにより確実に結合側クラッチ34の係合を完了させる
ことが出来る。When the determination result of the step S107 is affirmative, that is, when the turbine rotation speed Nt reaches the predetermined immediately above rotation speed Ntc20 of the calculated turbine rotation speed Ntc2 at the second speed (time t26 in FIG. 21 (c)),
The TCU 16 sets a predetermined time T _SF (for example, 0.5 sec) in the timer (step S109), and waits for the predetermined time T _SF to elapse (step S110). By waiting for the elapse of the predetermined time T _SF , the engagement of the coupling side clutch 34 can be surely completed.

前記所定時間T_SFが経過してステップS110の判別結果
が肯定になると、ステップS112に進みTCU16は解放側ソ
レノイド弁47及び結合側ソレノイド弁48のデューティ率
D_LR,D₂₄をいずれも100％に設定し、該デューティ率D_LR,
D₂₄でソレノイド弁47,48を開閉する駆動信号を出力する
（第21図（ｂ）及び（ｃ）のt27時点）。斯くして、第
１速段から第２速段へのパワーオフアップシフトの変速
油圧制御が完了する。When the predetermined time T _SF has elapsed and the determination result of step S110 is affirmative, the process proceeds to step S112, where the TCU 16 determines the duty ratio of the release side solenoid valve 47 and the coupling side solenoid valve 48.
Set both D _LR and D ₂₄ to 100%, and set the duty ratio D _LR ,
A drive signal for opening and closing the solenoid valves 47, 48 is output at D ₂₄ (at time t27 in FIGS. 21B and 21C). Thus, the shift hydraulic pressure control for the power-off upshift from the first gear to the second gear is completed.

パワーオフダウンシフト時油圧制御 第22図乃至第24図はパワーオフダウンシフトの場合の
変速油圧制御手順を示すフローチャートであり、第２速
から第１速にシフトダウンされる場合の変速油圧制御手
順を例に、第25図を参照しながら説明する。Power Off Downshift Hydraulic Control FIGS. 22 to 24 are flowcharts showing a shift hydraulic control procedure for a power off downshift, and a shift hydraulic control procedure for a downshift from the second speed to the first speed. Will be described as an example with reference to FIG.

TCU16は、第２速から第１速へのパワーオフダウンシ
フトのシフト信号により、先ず、ソレノイド弁47及び48
の初期デューティD_d1及びD_d2を前記演算式（21）及び
（22）により演算する（ステップS114）。尚、演算式
（21）及び（22）において適用されるa8,c8及びa9,c9は
第２速から第１速にパワーオフダウンシフトする場合に
最適な所定値に設定してある。The TCU 16 first receives the solenoid valves 47 and 48 by the shift signal of the power-off downshift from the second speed to the first speed.
The initial duties D _d1 and D _d2 of the above are calculated by the above equations (21) and (22) (step S114). Incidentally, a8, c8 and a9, c9 applied in the arithmetic expressions (21) and (22) are set to optimum predetermined values when the power-off downshift is performed from the second speed to the first speed.

次に、TCU16は解放側のソレノイド弁48のデューティ
率D₂₄をステップS114で設定した初期デューティ率D_d1に
設定し、該デューティ率D₂₄でソレノイド弁48を開閉駆
動する信号を出力し、解放側摩擦係合要素である第２速
クラッチ34の図示しないピストンを、クラッチの滑りが
発生する直前位置に向かって後退させる（ステップS11
5、第25図（ｂ）のt31時点）。一方、結合側のソレノイ
ド弁47のデューティ率D_LRを100％に設定し、該デューテ
ィ率D_LRでソレノイド弁47を開閉駆動する信号を出力し
て結合側摩擦係合要素である第１速クラッチ33のピスト
ンをクラッチの係合が開始される直前位置（ピストンガ
タ詰め位置）に向かって移動させる（第25図（ｃ）のt3
1時点）と共に、タイマに前記初期圧供給時間Ts2をセッ
トする（ステップS116）。Next, the TCU 16 sets the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 on the release side to the initial duty ratio D _d1 set in step S114, outputs a signal for driving the solenoid valve 48 to open and close at the duty ratio D ₂₄ , and releases it. The piston (not shown) of the second speed clutch 34, which is a side friction engagement element, is retracted toward the position immediately before the clutch slips (step S11).
5, at t31 in Figure 25 (b)). On the other hand, the duty ratio D _LR of the solenoid valve 47 on the coupling side is set to 100%, and a signal for driving the solenoid valve 47 to open and close is output at the duty ratio D _LR to output the first speed clutch which is a friction engaging element on the coupling side. The piston of 33 is moved toward the position immediately before the engagement of the clutch is started (piston loosening position) (t3 in FIG. 25 (c)).
At the same time (one time point), the timer is set to the initial pressure supply time Ts2 (step S116).

TCU16は所定時間t_Dの経過、即ち、１デューティサイ
クル（28.6msec）の経過を待ち（ステップs118）、所定
時間t_Dが経過すると、前回のデューティサイクルで設定
したデューティ率D₂₄に所定のデューティ率ΔD6を減算
して新たなデューティ率D₂₄とし、このデューティ率D₂₄
でソレノイド弁48を開閉駆動する信号を出力する（ステ
ップS120）。減算する所定デューティ率ΔD6はソレノイ
ド弁48のデューティ率D₂₄が所定の速度で減少する値
（例えば、毎秒８〜12％の割りで減少する値）に設定し
てある（第25図（ｂ）のt31時点からt33時点までのデュ
ーティ率D₂₄の変化参照）。そして、TCU16は前記ステッ
プS116においてセットした初期圧供給時間Ts2が経過し
たか否かを判別し（ステップS122）、未だ経過していな
ければステップS118に戻り、ステップS118乃至ステップ
S122を繰り返し実行する。これにより、ソレノイド48の
デューティ率D₂₄は徐々に減少して解放側のクラッチ34
は係合解除開始位置に向かって徐々に移動する。The TCU 16 waits for a predetermined time t _D , that is, for one duty cycle (28.6 msec) (step s118), and when the predetermined time t _D elapses, a predetermined duty is set to the duty ratio D ₂₄ set in the previous duty cycle. by subtracting the rate ΔD6 as a new duty ratio D _24, the duty ratio D ₂₄
Outputs a signal for driving the solenoid valve 48 to open and close (step S120). The predetermined duty ratio ΔD6 to be subtracted is set to a value at which the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 decreases at a predetermined speed (for example, a value that decreases at a rate of 8 to 12% per second) (FIG. 25 (b)). Refer to the change of the duty ratio D ₂₄ from time t31 to time t33). Then, the TCU 16 determines whether or not the initial pressure supply time Ts2 set in step S116 has elapsed (step S122), and if it has not yet elapsed, returns to step S118, and steps S118 to S118.
Repeat S122. As a result, the duty ratio D ₂₄ of the solenoid 48 is gradually decreased and the release clutch 34
Gradually moves toward the disengagement start position.

ステップS122の判別結果が肯定の場合、即ち、初期圧
供給時間Ts2が経過して第１速クラッチ33が係合開始直
前の所定位置まで前進したとき、TCU16は第23のステッ
プS124に進み、ソレノイド弁47のデューティ率D_LRをス
テップS114において演算した初期デューティ率D_d2に設
定し、このデューティ率D_LRでソレノイド弁47を開閉さ
せる駆動信号を出力する（第25図（ｃ）のt32時点）。
これにより、結合側のクラッチ33のピストンは徐々に係
合開始位置に向けて移動し続ける。尚、ソレノイド弁47
デューティ率D_LRは後述する制御区間Ｃに突入するまで
（第25図（ｃ）のt34時点）、前記初期デューティ率D_d2
に保持される。If the determination result of step S122 is affirmative, that is, when the initial pressure supply time Ts2 has elapsed and the first speed clutch 33 has advanced to the predetermined position immediately before the start of engagement, the TCU 16 proceeds to step 23 of step 23 The duty ratio D _LR of the valve 47 is set to the initial duty ratio D _d2 calculated in step S114, and a drive signal for opening and closing the solenoid valve 47 with this duty ratio D _LR is output (at time t32 in FIG. 25 (c)). .
As a result, the piston of the coupling side clutch 33 gradually continues to move toward the engagement start position. The solenoid valve 47
The duty ratio D _LR is the initial duty ratio D _d2 until the control section C described later is entered (at time t34 in FIG. 25 (c)).
Is held.

次いで、TCU16は所定時間t_Dの経過、即ち、１デュー
ティサイクルの経過を待ち（ステップS125）、所定時間
t_Dが経過すると、前記ステップS120と同じようにして、
新たなデューティ率D₂₄の演算及び開弁駆動信号の出力
を継続させる（ステップS126）。そして、ステップS128
に進み、TCU16は、実スリップ回転数N_SRを次式（25）に
より演算してこれを負の所定判別値ΔN_SR2（例えば、−
８〜−12rpm）と比較する。Next, the TCU 16 waits for a predetermined time t _D , that is, for one duty cycle (step S125), and then waits for a predetermined time.
When t _D has elapsed, in the same manner as in step S120,
The calculation of the new duty ratio D ₂₄ and the output of the valve opening drive signal are continued (step S126). Then, in step S128
Then, the TCU 16 calculates the actual slip rotation speed N _{SR according} to the following equation (25) and calculates the negative predetermined discrimination value ΔN _SR2 (for example, −N _SR2 ).
8 to -12 rpm).

N_SR＝Nt−Ntc2 ……（25） ここに、Ntc2は２速時演算タービン回転数であり、ト
ランスファドライブギア回転数Noに所定数を乗算した積
値として求められる。N _SR = Nt−Ntc2 (25) Here, Ntc2 is the calculated turbine rotational speed at the second speed, and is calculated as a product value obtained by multiplying the transfer drive gear rotational speed No by a predetermined number.

実スリップ回転数N_SRが負の所定判別値ΔN_SR2より大
きいとき（N_SR＞ΔN_SR2）、TCU16はステップS125に戻
り、ステップS125乃至ステップS128を繰り返して実行す
る。これにより、解放側の第２速クラッチ34は徐々に係
合を解いて解放される。このとき結合側の第１速クラッ
チ33の係合が未だ開始されてないと、タービン回転数Nt
は徐々に回転数を下降させる（第25図（ａ）の制御区間
Ａ（シフト信号出力時点t31から実スリップ回転数N_SRが
所定判別値ΔN_SR2以下になったことが検出される時点t3
3までの制御区間）の後半部分）。そして、実スリップ
回転数N_SRが所定判別値ΔN_SR2以下になったことが検出
されると（N_SR≦ΔN_SR2）、ステップS130に進む。When the actual slip rotation speed N _SR is larger than the predetermined negative determination value ΔN _SR2 (N _SR > ΔN _SR2 ), the TCU 16 returns to step S125 and repeats steps S125 to S128. As a result, the second speed clutch 34 on the disengagement side is gradually disengaged and released. At this time, if the engagement of the first speed clutch 33 on the coupling side is not yet started, the turbine speed Nt
Gradually decreases the rotational speed (control section A in FIG. 25 (a) (time t3 when it is detected that the actual slip rotational speed N _SR has become equal to or less than the predetermined determination value ΔN _SR2 from the shift signal output time t31).
Control section up to 3) latter half)). Then, when it is detected that the actual slip rotation speed N _SR becomes equal to or less than the predetermined determination value ΔN _SR2 (N _SR ≦ ΔN _SR2 ), the process proceeds to step S130.

ステップS130では、TCU16は、前回デューティサイク
ルで設定した解放側ソレノイド弁48のデューティ率D₂₄
に所定のデューティ率ΔD7（例えば、２〜６％）を加算
して一旦デューティ率ΔD7だけ大きいデューティ率D₂₄
を設定し、このデューティ率D₂₄を初期値とし、実スリ
ップ回転数N_SRと所定目標スリップ回転数N_S1（例えば、
−20rpm）の偏差e_n（＝N_S1−N_SR）を最小にするフィー
ドバック制御を開始する。即ち、結合側クラッチ33の係
合が未だ開始されていない場合には解放側クラッチ34の
デューティ率D₂₄をより小さい値に設定すると摩擦トル
クの減少によりタービン回転数Ntは下降しようとするの
に対し、デューティ率D₂₄をより大きい値に設定すると
摩擦トルクの増加によりタービン回転数Ntは上昇しよう
とするため、デューティ率D₂₄のフィードバック制御に
よりタービン回転数Ntを所定回転数に保持することが可
能である。In step S130, the TCU 16 determines the duty ratio D _{24 of} the release-side solenoid valve 48 set in the previous duty cycle.
Predetermined duty ratio Derutadi7 (e.g., 2-6%) only adds once duty ratio Derutadi7 large duty ratio D ₂₄
Set, the duty ratio D ₂₄ as the initial value, the actual slip rotation speed N _SR and the predetermined target slip rotational speed N _S1 (e.g.,
Deviation e _n of -20Rpm) a (= N _S1 -N _SR) starts the feedback control that minimizes. That is, when the engagement of the coupling side clutch 33 is not yet started, if the duty ratio D ₂₄ of the disengagement side clutch 34 is set to a smaller value, the turbine speed Nt tends to decrease due to the reduction of the friction torque. On the other hand, if the duty ratio D ₂₄ is set to a larger value, the turbine speed Nt tends to increase due to an increase in friction torque, so it is possible to maintain the turbine speed Nt at a predetermined speed by feedback control of the duty ratio D _24. It is possible.

そこで、TCU16は、ステップS132で１デューティサイ
クルの経過を待った後、１デューティサイクル毎に解放
側ソレノイド弁48のデューティ率D₂₄を前記演算式（2
4）を用いて設定する（ステップS134）。尚、演算式に
適用される積分ゲインK₁₁、比例ゲインK_P1、微分ゲイン
K_D1は夫々パワーオフダウンシフトに最適な所定の値に
設定されている。Therefore, the TCU 16 waits for the passage of one duty cycle in step S132, and then calculates the duty ratio D ₂₄ of the release-side solenoid valve 48 for each duty cycle by the above-mentioned equation (2
4) is used to set (step S134). Note that the integral gain K ₁₁ , the proportional gain K _P1 , and the derivative gain applied to the arithmetic expression
K _D1 is set to a predetermined value that is optimal for power-off downshift.

次いで、TCU16は実スリップ回転数N_SRが所定スリップ
回転数ΔN_S2（例えば、３〜8rpm）以上であるか否かを
判別する（ステップS135）。この判別結果が否定であれ
ばTCU16は前記ステップS132に戻り、実スリップ回転数N
_SRが所定スリップ回転数ΔN_S2以上になるまでステップS
132乃至ステップS135を繰り返し実行する。これによ
り、解放側のソレノイド弁48のデューティ率D₂₄は、上
述のように実スリップ回転数N_SRと目標スリップ回転数N
_S1との差が小さくなるように、即ち、実スリップ回転数
N_SRが目標スリップ回転数N_S1になるようにフィードバッ
ク制御されるのに対し、結合側のソレノイド弁47のデュ
ーティ率D_LRは初期デューティ率D_d2に一定に保たれる。
この結果、ソレノイド弁47の初期デューティ率D_d2に対
応する作動油圧が第１の油圧制御弁44を介して第１速ク
ラッチ33に供給され、クラッチ33の係合が開始され、図
示しないピストンは次第に係合完了位置側に移動する。
クラッチ33のピストンの移動によりタービン回転数Ntは
上昇を始める。このタービン回転数Ntの上昇を打消すよ
うにソレノイド弁48のデューティ率D₂₄がより小さい値
に設定されたデューティ率D₂₄の値は次第に減少する。
解放側のソレノイド弁48のデューティ率D₂₄をより小さ
い値に設定するにも拘わらず、係合側クラッチ33の係合
力の増加により、タービン回転数Ntが上昇し、第25図
（ａ）に示すt34時点に至って実スリップ回転数N_SRが所
定スリップ回転数ΔN_S2以上になる。TCU16は、実スリッ
プ回転数N_SRが所定スリップ回転数ΔN_S2以上になったこ
とを検出すると（ステップS135の判別結果が肯定）、第
24図に示すステップS136に進む。斯くして、第25図に示
す制御区間Ｂ（t33時点からt34時点間の制御区間）にお
ける油圧制御が終了する。Next, the TCU 16 determines whether the actual slip rotation speed N _SR is equal to or higher than a predetermined slip rotation speed ΔN _S2 (for example, 3 to 8 rpm) (step S135). If this determination result is negative, the TCU 16 returns to step S132, and the actual slip rotation speed N
Step S until _SR becomes equal to or higher than the predetermined slip rotation speed ΔN _S2
132 to step S135 are repeatedly executed. As a result, the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 on the release side becomes equal to the actual slip rotation speed N _SR and the target slip rotation speed N as described above.
The difference from _S1 becomes small, that is, the actual slip rotation speed
While feedback control is performed so that N _SR becomes the target slip rotation speed N _S1 , the duty ratio D _LR of the solenoid valve 47 on the coupling side is kept constant at the initial duty ratio D _d2 .
As a result, the working hydraulic pressure corresponding to the initial duty ratio D _d2 of the solenoid valve 47 is supplied to the first speed clutch 33 via the first hydraulic pressure control valve 44, the engagement of the clutch 33 is started, and the piston (not shown) It gradually moves to the engagement completion position side.
The turbine speed Nt starts to increase due to the movement of the piston of the clutch 33. The value of the duty ratio D ₂₄ the duty ratio D ₂₄ is set to a smaller value of the solenoid valve 48 so as to cancel the increase in the turbine speed Nt gradually decreases.
Despite setting the duty ratio D ₂₄ of the solenoid valve 48 on the disengagement side to a smaller value, the turbine rotation speed Nt rises due to the increase in the engaging force of the engagement side clutch 33, as shown in FIG. At time t34 shown, the actual slip rotation speed N _SR becomes equal to or higher than the predetermined slip rotation speed ΔN _S2 . When the TCU 16 detects that the actual slip rotation speed N _SR has become equal to or higher than the predetermined slip rotation speed ΔN _S2 (the determination result in step S135 is positive),
24. Go to step S136 shown in FIG. Thus, the hydraulic control in the control section B (control section from the time point t33 to the time point t34) shown in FIG. 25 is completed.

尚、制御区間Ｂにおいて、実スリップ回転数N_SRが所
定スリップ回転数ΔN_S2以上になったことが検出される
と第24図のステップS136が実行されるが、制御区間Ａに
おいて、何らかの外乱により実スリップ回転数N_SRが所
定スリップ回転数ΔN_S2以上になったことが、例えば連
続するデューティサイクルにおいて２回検出された場
合、制御区間Ｂの油圧制御を省略して直に第24図のステ
ップS136に進み、制御領域Ｃの油圧制御を開始するよう
にしてもよい。When it is detected that the actual slip rotation speed N _SR becomes equal to or higher than the predetermined slip rotation speed ΔN _S2 in the control section B, step S136 in FIG. 24 is executed, but in the control section A, some disturbance causes When it is detected that the actual slip rotation speed N _SR becomes equal to or higher than the predetermined slip rotation speed ΔN _S2 , for example, twice in consecutive duty cycles, the hydraulic control of the control section B is omitted and the step shown in FIG. You may make it advance to S136 and start the hydraulic control of the control area | region C.

制御区間Ｃ及びこれに続く制御区間D,Eでの油圧制御
は、結合側のソレノイド弁47のデューティ率D_LRを、ダ
ービン回転変化率ωｔと所定の目標タービン回転変化率
ωtoとの差が最小となる値にフィードバック制御し、タ
ービン回転数Ntを１速時演算タービン回転数Ntc1に向か
って漸増させるものである。In the hydraulic control in the control section C and the subsequent control sections D and E, the duty ratio D _LR of the coupling side solenoid valve 47 is set so that the difference between the Durbin rotation change rate ωt and the predetermined target turbine rotation change rate ωto is the minimum. The turbine rotation speed Nt is gradually increased toward the calculated turbine rotation speed Ntc1 at the first speed by performing feedback control to a value such that

TCU16は先ず、ステップS136において解放側ソレノイ
ド48のデューティ率D₂₄を前記保持圧を与える所定デュ
ーティ率D₂₄minに設定して第２速クラッチ34に保持圧を
供給するようにし、次で、所定時間t_Dの経過を待った後
（ステップS138）、記憶装置に予め記憶されている所定
値を制御区間Ｃ〜Ｅに応じて読み出し、これを目標ター
ビン回転変化率ωtoとして設定する（ステップS139）。
読み出される目標タービン回転変化率ωtoを、フィード
バック制御が開始されて間もない制御区間Ｃではタービ
ン回転数Ntが漸減する小さい値に設定し、制御区間Ｃに
続く制御区間Ｄでは制御区間Ｃの変化率より大きな値に
設定してタービン回転数Ntの下降速度を早め、第１速ク
ラッチ33の係合が完了する制御区間Ｅでは、再び小さい
変化率に設定して変速ショックの防止が図られる（第25
図（ａ）のタービン回転数Ntの時間変化参照）。First, in step S136, the TCU 16 sets the duty ratio D ₂₄ of the release side solenoid 48 to a predetermined duty ratio D ₂₄ min that gives the holding pressure to supply the holding pressure to the second speed clutch 34, and then, the predetermined value. after waiting a lapse of time t _D (step S138), it reads out in accordance with predetermined values stored in advance in the storage device in the control section C to E, which is set as the target turbine speed change rate Omegato (step S139).
The target turbine rotation change rate ωto to be read is set to a small value where the turbine speed Nt gradually decreases in the control section C immediately after the feedback control is started, and the control section C changes in the control section D following the control section C. In the control section E in which the lowering speed of the turbine speed Nt is increased by setting the value larger than the above rate and the engagement of the first speed clutch 33 is completed, the change rate is set to a small change rate again to prevent the shift shock ( 25th
(Refer to the time change of the turbine speed Nt in FIG.

次いで、TCU16は結合側ソレノイド弁47のデューティ
率D_LRを、実スリップ回転数N_SRが所定スリップ回転数Δ
N_S2以上になったことが検出され時点t34におけるデュー
ティ率、即ち、初期デューティ率D_d2を初期値として前
記演算式（16）及び（18）と類似の次式（26）及び（26
a）により演算設定し、設定したデューティ率D_LRでソレ
ノイド弁47を開閉する駆動信号を出力する（ステップS1
40）。Next, the TCU 16 sets the duty ratio D _LR of the coupling side solenoid valve 47 so that the actual slip rotation speed N _SR is equal to the predetermined slip rotation speed Δ.
When it is detected that N _S2 or more is detected, the duty ratio at the time point t34, that is, the initial duty ratio D _d2 is used as an initial value, and the following equations (26) and (26) similar to the above equations (16) and (18) are used.
The calculation signal is set by a), and the drive signal for opening and closing the solenoid valve 47 is output at the set duty ratio D _LR (step S1).
40).

（D_LR）ｎ＝（Di）_ｎ＋K_P1・E_n＋K_p1＋K_D1（E_n−E_n-1）
……（26） （Di）ｎ＝（Di）_n-1＋K_I1・E_n＋D_H1＋D_H2 ……（26a） ここに、（Di）_n-1は前回デューティサイクルにおい
て設定した積分項であり、K_I1,K_P1,K_D1は積分ゲイン、
比例ゲイン、微分ゲインであり、夫々当該パワーオフダ
ウンシフトに最適な所定の値に設定されている。E_nは、
ステップS139で設定された今回デューティサイクルの目
標タービン回転変化率ωtoと実タービン回転変化率ωｔ
との偏差（E_n＝ωto−ωｔ）、E_n-1は前回デューティサ
イクルの目標タービン回転変化率ωtoと実タービン回転
変化率ωｔとの偏差である。 _{(D LR) n = (Di} ) n + K P1 · E n + K p1 + K D1 (E n -E n-1)
(26) (Di) n = (Di) _n-1 + K _I1 · E _n + D _H1 + D _H2 …… (26a) where (Di) _n-1 is the integral term set in the previous duty cycle. , K _{I1,, P1} , K _D1 are integral gains,
Proportional gain and differential gain, which are set to predetermined values that are optimal for the power-off downshift. E _n is
The target turbine rotation change rate ωto and the actual turbine rotation change rate ωt of the current duty cycle set in step S139
(E _n = ωto−ωt), E _n−1 is the deviation between the target turbine rotation change rate ωto and the actual turbine rotation change rate ωt of the previous duty cycle.

D_H1は、変速中のアクセルワーク等によりエンジント
ルクTeが変化した場合のタービン軸トルクの変化量ΔTt
に応じて設定されるタービン軸トルクの補正値であり、
この値は前述した演算式（12）〜（14）により演算す
る。D _H1 is the amount of change in turbine shaft torque ΔTt when the engine torque Te changes due to accelerator work during gear shifting
It is a correction value of the turbine shaft torque set according to
This value is calculated by the above-mentioned calculation formulas (12) to (14).

D_H2は、制御区間がＣからＤに、ＤからＥに変化した
時点においてのみ適用される、目標タービン回転変化率
変更時の補正デューティ率であり、前述の演算式（19）
及び（20）から求められる。尚、演算式（19）における
係数αはパワーオフダウンシフトの変速パターンに最適
な値に設定されている。D _H2 is a corrected duty ratio when the target turbine rotation change rate is changed, which is applied only when the control section changes from C to D and from D to E, and the above equation (19) is used.
And (20). The coefficient α in the equation (19) is set to an optimum value for the shift pattern of power off downshift.

TCU16はステップS140におけるデューティ率D_LRの演算
及び駆動信号の出力の後、ステップS142に進み、タービ
ン回転数Ntが１速時演算タービン回転数Ntc1より所定回
転数（例えば、80〜120rpm）だけ低い回転数Ntc10に至
ったか否かを判別する。そして、この判別結果が否定の
場合には前記ステップS138に戻り、ステップS138乃至ス
テップS142を繰り返し実行する。After calculating the duty ratio D _LR and outputting the drive signal in step S140, the TCU 16 proceeds to step S142 where the turbine rotation speed Nt is lower than the calculated turbine rotation speed Ntc1 at the first speed by a predetermined rotation speed (for example, 80 to 120 rpm). It is determined whether or not the rotation speed reaches Ntc10. If the determination result is negative, the process returns to step S138, and steps S138 to S142 are repeated.

制御区間Ｃに突入したばかりの時点では、結合側クラ
ッチ33は係合を開始したばかりであり、上述した目標タ
ービン回転変化率ωtoでタービン回転数Ntを上昇させる
ことにより、係合開始時の変速ショックが回避される。
そして、TCU16はタービン回転数Ntが上昇してトランス
ファドライブギア回転数Noに所定係数を乗算した回転数
（例えば、1.7×No）に至ったとき、制御区間Ｃを離脱
して制御区間Ｄに突入したと判断し、前記ステップS139
において目標タービン回転変化率ωtoをより大きい値に
変更する（第25図（ａ）のt35時点）。Immediately after entering the control section C, the engagement side clutch 33 has just started to engage, and by increasing the turbine speed Nt at the target turbine rotation change rate ωto, the gear shift at the time of engagement start. Shock is avoided.
Then, when the turbine speed Nt rises and reaches a speed (for example, 1.7 × No) obtained by multiplying the transfer drive gear speed No by a predetermined coefficient, the TCU 16 leaves the control section C and enters the control section D. It is determined that the step S139
At, the target turbine rotation change rate ωto is changed to a larger value (at time t35 in FIG. 25 (a)).

目標タービン回転変化率ωtoをより大きい値に変更す
ると、結合側ソレノイド弁47のデューティ率D_LRは制御
区間Ｃにおいて設定される値より小さい値に設定され
（第25図（ｃ）のt35時点からt36時点間）、タービン回
転数Ntは略目標タービン回転変化率ωtoで急激に上昇す
ることになる。目標タービン回転変化率ωtoをより大き
い値に設定ればするほど、変速応答性が改善されること
になる。When the target turbine rotation change rate ωto is changed to a larger value, the duty ratio D _LR of the coupling side solenoid valve 47 is set to a value smaller than the value set in the control section C (from time t35 in FIG. 25 (c). During time t36), the turbine rotation speed Nt rapidly increases at the target turbine rotation change rate ωto. The larger the target turbine rotation change rate ωto is set, the more the shift response is improved.

次いで、タービン回転数Ntが更に上昇してトランスフ
ァドライブギア回転数Noに所定係数を乗算した回転数
（例えば、2.4×No）に至ったとき、即ち、第１速クラ
ッチ33のピストンが、次第に係合完了位置近傍に移動
し、タービン回転数Ntが１速時演算タービン回転数Ntc1
に接近したとき、制御区間Ｄを離脱して制御区間Ｅに突
入したと判断し、前記ステップS139で設定される目標タ
ービン回転変化率ωtoを制御区間Ｄにおいて設定される
値より小さい値に変更する（第25図（ａ）のt36時
点）。目標タービン回転変化率ωtoをより小さい値に変
更すると、結合側ソレノイド弁47のデューティ率D_LRは
制御区間Ｄにおいて設定される値より大きい値に設定さ
れ（第25図（ｃ）のt36時点からt37時点間）、タービン
回転数Ntは略目標タービン回転変化率ωtoで緩慢に上昇
することになり、結合側のクラッチ33の係合が完了する
時点近傍で生ずる変速ショックが回避されることにな
る。Next, when the turbine speed Nt further increases and reaches a speed (for example, 2.4 × No) obtained by multiplying the transfer drive gear speed No by a predetermined coefficient, that is, the piston of the first speed clutch 33 is gradually engaged. When the turbine rotation speed Nt is 1st speed, the calculated turbine rotation speed Ntc1
When the control section D is approached, it is determined that the control section D is left and the control section E is entered, and the target turbine rotation change rate ωto set in step S139 is changed to a value smaller than the value set in the control section D. (At time t36 in FIG. 25 (a)). When the target turbine rotation change rate ωto is changed to a smaller value, the duty ratio D _LR of the connecting side solenoid valve 47 is set to a value larger than the value set in the control section D (from time t36 in FIG. 25 (c). During time t37), the turbine speed Nt will slowly increase at a substantially target turbine speed change rate ωto, and a shift shock that occurs around the time when the engagement of the coupling side clutch 33 is completed is avoided. .

前記ステップS142の判別結果が肯定の場合、即ち、タ
ービン回転数Ntが１速時演算タービン回転数Ntc1より所
定回転数（80〜120rpm）だけ低い回転数Ntc10に至ると
（第25図（ｃ）のt37時点）、TCU16は直に解放側ソレノ
イド弁48及び結合側ソレノイド弁47のデューティ率D₂₄,
D_LRをいずれも０％に設定し、該デューティ率D₂₄,D_LRで
ソレノイド弁48,47を開閉する駆動信号を出力する（第2
5図（ｂ）及び（ｃ）のt37時点）。斯くして、第２速段
から第１速段へのパワーオフダウンシフトの変速油圧制
御が完了する。When the determination result of the step S142 is affirmative, that is, when the turbine speed Nt reaches the speed Ntc10 which is lower than the calculated turbine speed Ntc1 at the first speed by a predetermined speed (80 to 120 rpm) (FIG. 25 (c)). At time t37), the TCU 16 immediately determines the duty ratio D ₂₄ , D ₂₄ , of the release side solenoid valve 48 and the coupling side solenoid valve 47.
Both D _LR are set to 0% and a drive signal for opening / closing the solenoid valves 48, 47 is output at the duty ratios D ₂₄ , D _LR (second
(At time t37 in FIGS. 5 (b) and (c)). Thus, the shift hydraulic pressure control for the power-off downshift from the second speed stage to the first speed stage is completed.

上述の実施例では説明の簡単化の為に、第１速段と第
２速段間の変速時の油圧制御手順についてのみ説明した
が、第２速段の第３速段間の変速等、他の変速段間の変
速時の油圧制御手順についても同じように説明出来るこ
とは勿論のことである。In the above-mentioned embodiment, for simplification of description, only the hydraulic control procedure at the time of shifting between the first speed and the second speed has been described. However, shifting between the second speed and the third speed, etc. It goes without saying that the hydraulic pressure control procedure at the time of shifting between the other shift stages can be similarly explained.

又、自動変速装置の変速用摩擦係合要素として油圧ク
ラッチを例に説明したが、変速用摩擦係合要素としては
これに限定されず、変速用ブレーキであってもよい。Further, the hydraulic clutch has been described as an example of the shifting frictional engagement element of the automatic transmission, but the shifting frictional engagement element is not limited to this, and may be a shifting brake.

（発明の効果） 以上詳述したように、本発明の自動変速機の変速制御
装置に依れば、所定の変速段の達成可能な摩擦係合要素
を含む自動変速機と、エンジンと自動変速機との間に介
装された流体継手と、この流体継手の入力側と出力側と
をスリップ状態で連結可能なスリップ式クラッチと、前
記摩擦係合要素の伝達トルクを制御する第１制御手段
と、前記スリップ式クラッチの作動を制御する第２制御
手段とを有する自動変速機の変速制御装置において、前
記流体継手の伝達トルクを検出する第１検出手段と、前
記スリップ式クラッチの伝達トルクを検出する第２検出
手段と、エンジンの回転数変化率を検出する第３検出手
段と、流体継手の伝達トルク検出値、スリップ式クラッ
チの伝達トルク検出値、およびエンジン回転数変化率検
出値にエンジンの慣性モーメントを乗算した積値の夫々
を加算する加算手段と、この加算手段が求めた加算値に
基づいてエンジントルクを算出する算出手段とを備え、
前記所定の変速段への変速時に、第１制御手段により前
記摩擦係合要素の伝達トルクを、前記算出手段が求めた
エンジントルク算出値に基づいて制御するようにしたの
で、変速中の摩擦係合要素の伝達トルクを運転状態に合
わせて最適に制御することができる。又、エンジントル
クを流体継手の伝達トルクとスリップ式クラッチの伝達
トルクを利用して算出するため、夫々に経時変化が生じ
てもエンジントルクを精確且つ確実に検出できるという
効果を奏する。(Effects of the Invention) As described in detail above, according to the shift control device for an automatic transmission of the present invention, an automatic transmission including a friction engagement element that can achieve a predetermined shift speed, an engine, and an automatic transmission. A fluid coupling interposed between the machine and a machine, a slip type clutch capable of coupling an input side and an output side of the fluid coupling in a slip state, and a first control means for controlling a transmission torque of the friction engagement element. And a second control means for controlling the operation of the slip clutch, a first control means for detecting a transmission torque of the fluid coupling, and a transmission torque of the slip clutch. Second detection means for detecting, third detection means for detecting the rate of change of engine speed, detection value of transmission torque of fluid coupling, detection value of transmission torque of slip type clutch, and detection rate of engine speed change rate. An adding means for adding each product value obtained by multiplying the inertia moment of the engine; and a calculating means for calculating the engine torque based on the added value obtained by the adding means,
At the time of shifting to the predetermined shift speed, the transmission torque of the friction engagement element is controlled by the first control means based on the engine torque calculation value obtained by the calculation means. The transmission torque of the combined element can be optimally controlled according to the operating state. Further, since the engine torque is calculated by utilizing the transmission torque of the fluid coupling and the transmission torque of the slip clutch, there is an effect that the engine torque can be accurately and surely detected even if a change over time occurs in each.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

図面は本発明の一実施例を示し、第１図は、本発明方法
が実施されるトルクコンバータを備えた自動変速装置の
概略構成図、第２図は、第１図に示す歯車変速装置30の
内部構成の一部を示すギアトレイン図、第３図は、第１
図に示す油圧回路40の内部構成の一部を示す油圧回路
図、第４図は、第１図に示すトランスミッションコント
ロールユニット（TCU）16により実行される変速時の油
圧制御手順を示すメインプログラムルーチンのフローチ
ャート、第５図は、エンジン回転数Neの演算に用いられ
る、エンジン回転数（Ne）センサ14からのパルス信号の
発生状況を示すタイミングチャート、第６図は、スロッ
トル弁開度とトランスファドライブギア回転数とにより
区画される変速段領域を示すシフトマップ図、第７図
は、パワーオンオフ判定ルーチンのフローチャート、第
８図乃至第12図は、パワーオンアップシフト時に実行さ
れる油圧制御手順を示すフローチャート、第13図は、パ
ワーオンアップシフト時におけるタービン回転数Nt及び
トランスファドライブギア回転数Noの時間変化、並びに
解放側及び結合側ソレノイド弁のデューティ率変化を示
すタイミングチャート、第14図乃至第16図は、パワーオ
ンダウンシフト時に実行される油圧制御手順を示すフロ
ーチャート、第17図は、パワーオンダウンシフト時にお
けるタービン回転数Nt及びトランスファドライブギア回
転数Noの時間変化、並びに解放側及び結合側ソレノイド
弁のデューティ率変化を示すタイミングチャート、第18
図乃至第20図は、パワーオフアップシフト時に実行され
る油圧制御手順を示すフローチャート、第21図は、パワ
ーオフアップシフト時におけるタービン回転数Nt及びト
ランスファドライブギア回転数Noの時間変化、並びに解
放側及び結合側ソレノイド弁のデューティ率変化を示す
タイミングチャート、第22図乃至第24図は、パワーオフ
ダウンシフト時に実行される油圧制御手順を示すフロー
チャート、第25図は、パワーオフダウンシフト時におけ
るタービン回転数Nt及びトランスファドライブギア回転
数Noの時間変化、並びに解放側及び結合側ソレノイド弁
のデューティ率変化を示すタイミングチャート、第26図
は、リフトフットアップシフト時におけるスロットル弁
の弁開度、タービン軸トルク及び出力軸トルクの時間変
化を説明するためのタイミングチャートである。 10……内燃エンジン、11a……リングギア、14……Neセ
ンサ、15……Ntセンサ、16……トランスミッションコン
トロールユニット（TCU）、17……Noセンサ、19……油
温センサ、20……トルクコンバータ、21……駆動軸、23
……ポンプ、25……タービン、28……ダンパクラッチ、
30……歯車変速装置、30a……タービン軸（入力軸）、3
1……第１の駆動ギア、32……第２の駆動ギア、33,34…
…油圧クラッチ（変速クラッチ）、35……中間伝動軸、
41……油路、42……パイロット油路、44……第１の油圧
制御弁、46……第２の油圧制御弁、47……常開型ソレノ
イド弁、48……常閉型ソレノイド弁、50……ダンパクラ
ッチ油圧制御回路、52……ダンパクラッチコントロール
バルブ、54……ダンパクラッチコントロールソレノイド
バルブ。The drawings show one embodiment of the present invention. FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an automatic transmission equipped with a torque converter in which the method of the present invention is implemented, and FIG. 2 is a gear transmission 30 shown in FIG. Fig. 3 is a gear train diagram showing a part of the internal structure of the
FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram showing a part of the internal configuration of the hydraulic circuit 40 shown in FIG. 4, and FIG. 4 is a main program routine showing a hydraulic control procedure at the time of gear shift executed by the transmission control unit (TCU) 16 shown in FIG. FIG. 5 is a timing chart showing the state of generation of pulse signals from the engine speed (Ne) sensor 14 used in the calculation of the engine speed Ne, and FIG. 6 is the throttle valve opening and transfer drive. FIG. 7 is a shift map showing a shift speed region divided by the number of gear rotations, FIG. 7 is a flowchart of a power on / off determination routine, and FIGS. 8 to 12 show hydraulic control procedures executed at power on upshift. Flowchart shown in Fig. 13 is turbine rotation speed Nt and transfer drive gear rotation during power-on upshift. Timing chart showing the number change with time and the duty ratio change of the release side and coupling side solenoid valves, FIGS. 14 to 16 are flowcharts showing the hydraulic control procedure executed at the power-on downshift, and FIG. Is a timing chart showing the time changes of the turbine speed Nt and the transfer drive gear speed No at the time of power-on downshift, and the duty ratio changes of the release side and coupling side solenoid valves.
Figures 20 to 20 are flowcharts showing a hydraulic control procedure executed at the time of power-off upshift, and Figure 21 is a time-dependent change and release of turbine speed Nt and transfer drive gear speed No at the time of power off upshift. 22 to 24 are timing charts showing the duty ratio changes of the solenoid valves on the coupling side and the coupling side, FIGS. 22 to 24 are flowcharts showing a hydraulic control procedure executed at the time of power off downshift, and FIG. 25 is at the time of power off downshift. A timing chart showing the change over time of the turbine speed Nt and the transfer drive gear speed No, and the duty ratio change of the release side and coupling side solenoid valves, FIG. 26 is the valve opening of the throttle valve at the time of lift foot upshift, Ties for explaining changes in turbine shaft torque and output shaft torque with time. It is a ring chart. 10 …… Internal combustion engine, 11a …… Ring gear, 14 …… Ne sensor, 15 …… Nt sensor, 16 …… Transmission control unit (TCU), 17 …… No sensor, 19 …… Oil temperature sensor, 20 …… Torque converter, 21 …… Drive shaft, 23
...... Pump, 25 …… Turbine, 28 …… Damper clutch,
30: Gear transmission, 30a: Turbine shaft (input shaft), 3
1 ... 1st drive gear, 32 ... 2nd drive gear, 33, 34 ...
… Hydraulic clutch (shift clutch), 35… Intermediate transmission shaft,
41 ... Oil path, 42 ... Pilot oil path, 44 ... First hydraulic control valve, 46 ... Second hydraulic control valve, 47 ... Normally open solenoid valve, 48 ... Normally closed solenoid valve , 50 …… Damper clutch hydraulic control circuit, 52 …… Damper clutch control valve, 54 …… Damper clutch control solenoid valve.

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】所定の変速段を達成可能な摩擦係合要素を
含む自動変速機と、 エンジンと前記自動変速機との間に介装された流体継手
と、 該流体継手の入力側と出力側とをスリップ状態で連結可
能なスリップ式クラッチと、 前記摩擦係合要素の伝達トルクを制御する第１制御手段
と、 前記スリップ式クラッチの作動を制御する第２制御手段
と を有する自動変速機の変速制御装置において、 前記流体継手の伝達トルクを検出する第１検出手段と、 前記スリップ式クラッチの伝達トルクを検出する第２検
出手段と、 前記エンジンの回転数変化率を検出する第３検出手段
と、 前記流体継手の伝達トルク検出値、前記スリップ式クラ
ッチの伝達トルク検出値、およびエンジン回転数変化率
検出値に前記エンジンの慣性モーメントを乗算した積値
の夫々を加算する加算手段と、 該加算手段が求めた加算値に基づいて前記エンジンのエ
ンジントルクを算出する算出手段とを備え、 前記所定の変速段への変速時に、第１制御手段により前
記摩擦係合要素の伝達トルクを、前記算出手段が求めた
エンジントルク算出値に基づいて制御することを特徴と
する自動変速機の変速制御装置。1. An automatic transmission including a frictional engagement element capable of achieving a predetermined shift speed, a fluid coupling interposed between an engine and the automatic transmission, and an input side and an output of the fluid coupling. An automatic transmission having a slip clutch that can be connected to the side in a slip state, a first control unit that controls the transmission torque of the friction engagement element, and a second control unit that controls the operation of the slip clutch. In the shift control device, the first detection means for detecting the transmission torque of the fluid coupling, the second detection means for detecting the transmission torque of the slip clutch, and the third detection for detecting the rotational speed change rate of the engine. Means for detecting a transmission torque of the fluid coupling, a transmission torque detection value of the slip clutch, and a product value obtained by multiplying an engine speed change rate detection value by an inertia moment of the engine. And a calculating means for calculating the engine torque of the engine based on the added value obtained by the adding means, and the friction is controlled by the first control means at the time of shifting to the predetermined gear position. A shift control device for an automatic transmission, characterized in that the transmission torque of an engagement element is controlled based on an engine torque calculation value obtained by the calculating means.