JP2750693B2 - 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） 本発明は、車両用自動変速機の変速制御装置、特に変
速動作中における摩擦締結要素の締結力を調整可能とし
た変速制御装置に関する。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a shift control device for an automatic transmission for a vehicle, and more particularly to a shift control device capable of adjusting a fastening force of a friction engagement element during a shifting operation.

（従来の技術） 一般に、車両に搭載される自動変速機は、エンジン出
力が入力されるトルクコンバータと、該トルクコンバー
タの出力によって駆動される変速歯車機構とを有し、こ
の変速歯車機構の動力伝達経路を複数の摩擦締結要素の
選択的作動によって切り換えて、運転状態に最も適した
変速段に自動的に設定するように構成されたもので、上
記摩擦締結要素の制御用として、各種のバルブを組み込
んだ油圧制御回路が備えられている。2. Description of the Related Art Generally, an automatic transmission mounted on a vehicle includes a torque converter to which an engine output is input, and a transmission gear mechanism driven by the output of the torque converter. The transmission path is switched by the selective operation of the plurality of frictional engagement elements to automatically set the gear position most suitable for the operating state. Various valves are used for controlling the frictional engagement element. Is provided with a hydraulic control circuit.

ところで、この種の自動変速機においては、変速時に
おける上記摩擦締結要素の開放もしくは締結動作時に、
その締結力の変化が適切に行われないと所謂変速シュッ
クが発生するという問題があり、これに対処するため
に、例えば特開昭56−10851号公報に示されているよう
に、変動動作中における摩擦締結要素の締結力の変化を
最適に制御することが考えられている。By the way, in this type of automatic transmission, at the time of opening or engaging operation of the friction engagement element during gear shifting,
If the change of the fastening force is not performed properly, there is a problem that a so-called shift shock occurs. To cope with this problem, for example, as shown in Japanese Patent Application Laid-Open No. It has been considered to optimally control the change in the fastening force of the friction fastening element in the above.

この公報に示された装置は、変速時に摩擦締結要素の
締結力を徐々に変化させるように該摩擦締結要素に供給
される油圧を制御すると共に、特に、運転状態に応じて
予め設定された変速時間の基準値と実際の変速時間とを
比較し、その差に応じて上記油圧を補正制御するように
したもので、これによれば、上記摩擦締結要素の締結力
の変化が適切に行われることになって、変速ショックの
低減が期待できる。The device disclosed in this publication controls the hydraulic pressure supplied to the frictional engagement element so as to gradually change the engagement force of the frictional engagement element at the time of gear shifting, and in particular, performs a gear shift that is set in advance according to the operating state. The reference value of the time is compared with the actual shift time, and the hydraulic pressure is corrected and controlled according to the difference. According to this, the change in the engagement force of the friction engagement element is appropriately performed. As a result, reduction of shift shock can be expected.

（発明が解決しようとする課題） ところで、自動変速機における変速動作は、変速歯車
機構に制動力が作用して出力トルクが降下する前半のト
ルクフェーズと、上記変速歯車機構に作用する慣性力に
より出力トルクが増大する後半のイナーシャフェーズと
の２つの挙動が異なるフェーズに分かれて行われ、従っ
て変速ショックの効果的に低減するためには、上記両フ
ェーズの特性に応じて摩擦締結要素の締結力ないし締結
用の油圧をそれぞれ適切に制御することが必要となる。
そこで、例えば当該変速によるトルクコンバータの出力
回転数変化が生じていないトルクフェーズでは、この締
結用油圧を所定の特性に従ってフィードフォワード制御
し、当該変速によるトルクコンバータの出力回転数変化
が生じているイナーシャフェーズでは、トルクコンバー
タの出力回転数を目標回転数に収束させるように上記油
圧をフィードバック制御することにより、当該摩擦締結
要素の締結力を変速ショックが最も抑制されるように変
化させることが考えられるが、その場合には、出力トル
クの引き込みが生じるトルクフェーズの所要時間を最適
に制御しなければ、該変速ショックの低減制御が精度良
く行えないことになるのである。(Problems to be Solved by the Invention) Meanwhile, the shift operation in the automatic transmission is performed by a torque phase in the first half when the output torque decreases due to the braking force acting on the transmission gear mechanism and the inertia force acting on the transmission gear mechanism. The two behaviors, that is, the inertia phase in the latter half in which the output torque increases, are performed in different phases. Therefore, in order to effectively reduce the shift shock, the engagement force of the friction engagement element must be adjusted according to the characteristics of the two phases. In addition, it is necessary to appropriately control the hydraulic pressure for fastening.
Thus, for example, in a torque phase in which the output rotation speed of the torque converter does not change due to the shift, feed-forward control of the engagement hydraulic pressure is performed according to predetermined characteristics, and the inertia in which the output rotation speed of the torque converter changes due to the shift is generated. In the phase, it is conceivable to perform feedback control of the hydraulic pressure so as to converge the output rotation speed of the torque converter to the target rotation speed, thereby changing the engagement force of the friction engagement element so that the shift shock is most suppressed. However, in this case, unless the time required for the torque phase in which the output torque is drawn is controlled optimally, the shift shock reduction control cannot be performed accurately.

そこで、本発明は、下記のように変速中における摩擦
締結要素の締結力ないし該要素に供給される油圧の制御
をトルクフェーズとイナーシャフェーズとに分けて行う
場合に、出力トルクの引き込みが生じるトルクフェーズ
の所要時間を常に最適に制御し得るようにし、もって変
速ショックを一層効果的に低減することを目的とする。In view of the above, the present invention provides a torque generating pull-in of an output torque when the control of the engagement force of a friction engagement element or the hydraulic pressure supplied to the element during a shift is performed in a torque phase and an inertia phase as described below. An object of the present invention is to make it possible to always optimally control the time required for a phase, and thereby to reduce shift shock more effectively.

（課題を解決するための手段） 上記課題の解決のため、本発明に係る自動変速機の変
速制御装置は次のような手段を用いたことを特徴とす
る。(Means for Solving the Problems) To solve the above problems, a shift control device for an automatic transmission according to the present invention is characterized by using the following means.

即ち、第１図に示すように、本願の請求項１に係る発
明（以下、第１発明という）は、トルクコンバータ１
と、変速歯車機構２と、該変速歯車機構２の動力伝達経
路を切り換える複数の摩擦締結要素３…３と、該複数の
摩擦締結要素３…３を選択的に締結させて所要の変速段
を得る変速制御手段４とを有し、且つ変速動作中に上記
摩擦締結要素３…３の締結力を調整する締結力調整手段
５が備えられた自動変速機の変速制御装置であって、変
速動作期間を、変速前半の、当該変速による上記トルク
コンバータ１の出力回転数が生じていないトルクフェー
ズと、変速後半の、当該変速による上記出力回転数変化
が生じているイナーシャルフェーズとに分け、上記トル
クフェーズでは、上記複数の摩擦締結要素３…３のうち
当該変速により締結される摩擦締結要素の締結力を所定
の処理値から所定量ずつ増加させるべく上記締結力調整
手段５をフィードフォワード制御し、上記イナーシャフ
ェーズでは、上記トルクコンバータ１の出力回転数を所
定の目標回転数に近づけるように上記摩擦締結要素の締
結力を変更させるべく上記締結力調整手段５をフィード
バック制御する締結力制御手段６が設けられていると共
に、上記トルクフェーズの継続時間を求め、該継続時間
が予め設定された目標時間に近づくように、次回の上記
フィードフォワード制御の内容を変更する変更手段７が
備えられていることを特徴とする。That is, as shown in FIG. 1, the invention according to claim 1 of the present application (hereinafter referred to as a first invention) is a torque converter 1
, A plurality of friction fastening elements 3... For switching the power transmission path of the transmission gear mechanism 2, and the plurality of friction fastening elements 3. A shift control device for the automatic transmission, the shift control device comprising: The period is divided into a first half of the shift, a torque phase in which the output speed of the torque converter 1 does not occur due to the shift, and a second half of the shift, an inertial phase in which the change in the output speed occurs due to the shift. In the phase, the fastening force adjusting means 5 is fed to increase the fastening force of the friction fastening element to be fastened by the speed change among the plurality of friction fastening elements 3... 3 by a predetermined amount from a predetermined processing value. And in the inertia phase, a fastening force for feedback-controlling the fastening force adjusting means 5 to change the fastening force of the friction fastening element so that the output speed of the torque converter 1 approaches a predetermined target speed. Control means 6 is provided, and changing means 7 for determining the duration of the torque phase and changing the content of the next feedforward control so that the duration approaches a preset target time. It is characterized by having been done.

また、請求項２に係る発明（以下、第２発明という）
は、上記第１発明において、上記変更手段７が、上記ト
ルクフェーズの継続時間が予め設定された目標時間に近
づくように、次回の上記フィードフォワード制御におけ
る上記初期値を変更することを特徴とする。The invention according to claim 2 (hereinafter, referred to as a second invention)
In the first invention, the changing means 7 changes the initial value in the next feedforward control so that the duration of the torque phase approaches a target time set in advance. .

そして、請求項３に係る発明（以下、第３発明とい
う）は、トルクコンバータと、変速歯車機構と、作動圧
が供給されることにより、該変速歯車機構の動力伝達経
路を切り換える複数の摩擦締結要素と、与えられる信号
値に応じて、該複数の摩擦締結要素への作動圧の給排状
態を調整して所要の変速段を得る複数のソレノイドバル
ブと、車両の運転状態を検出する運転状態検出手段と、
該運転状態検出手段の検出結果に基づいて上記信号値を
決定し、その信号を上記ソレノイドバルブに出力する制
御手段とが備えられた自動変速機の変速制御装置であっ
て、上記制御手段が、変速動作期間を、変速前半の、当
該変速による上記トルクコンバータの出力回転数変化が
生じていないトルクフェーズと、変速後半の、当該変速
による上記出力回転数変化が生じているイナーシャフェ
ーズとに分け、上記トルクフェーズでは、上記複数のソ
レノイドバルブのうち当該変速により締結される摩擦締
結要素に作動圧を供給するソレノイドバルブに対し、上
記信号値として所定の初期値を出力した後、該摩擦締結
要素に供給される作動圧を上昇させるべく該信号値を所
定量づつ変更するフィードフォワード制御を行ない、上
記イナーシャフェーズでは、上記トルクコンバータの出
力回転数を所定の目標回転数に近づけるように上記摩擦
締結要素の締結力を変更させるべく上記信号値を決定
し、その信号を出力するフィードバック制御を行なうと
共に、上記トルクフェーズの継続時間を求め、該継続時
間が予め設定された目標時間に近づくように、次回の上
記フェーズフォワード制御における上記初期値を変更す
るように構成されていることを特徴とする。The invention according to claim 3 (hereinafter, referred to as a third invention) provides a torque converter, a speed change gear mechanism, and a plurality of frictional engagements for switching a power transmission path of the speed change gear mechanism by supplying an operating pressure. Elements, a plurality of solenoid valves for adjusting a supply / discharge state of operating pressure to the plurality of frictional engagement elements in accordance with a given signal value to obtain a required shift speed, and an operating state for detecting an operating state of the vehicle. Detecting means;
A control unit for determining the signal value based on the detection result of the operating state detection unit and outputting the signal to the solenoid valve; anda control unit for the automatic transmission, the control unit comprising: The shift operation period is divided into a first half of the shift, a torque phase in which the output rotation speed of the torque converter does not change due to the shift, and a second half of the shift, an inertia phase in which the output rotation speed changes due to the shift, In the torque phase, a predetermined initial value is output as the signal value to a solenoid valve that supplies operating pressure to a friction engagement element that is engaged by the shift among the plurality of solenoid valves, and then the friction engagement element is output to the friction engagement element. Feedforward control is performed to change the signal value by a predetermined amount so as to increase the supplied operating pressure. In the method, the signal value is determined so as to change the fastening force of the friction engagement element so that the output rotation speed of the torque converter approaches a predetermined target rotation speed, and feedback control for outputting the signal is performed. It is characterized in that the duration of the torque phase is obtained, and the initial value in the next phase forward control is changed so that the duration approaches a preset target time.

（作用） 上記第１発明の構成によれば、変速中の締結力制御手
段６により摩擦締結要素３…３の締結力を調整する締結
力調整手段５が駆動されて、上記締結力が変速前半のト
ルクフェーズにおいてはフィードフォワード制御で、変
速後半のイナーシャフェーズにおいてはフィードバック
制御でそれぞれ適切に制御されることになるが、その際
に変更手段７によりトルクフェーズの継続時間が求めら
れ、該継続時間が予め設定された目標時間に近づくよう
に、次回の上記フィードフォワード制御の内容が変更さ
れるから、出力トルクの引き込みが生じるトルクフェー
ズの所要時間を学習して、その学習値に基いて制御量の
初期値や変化率等を補正制御することにより、上記摩擦
締結要素の締結力の変化を変速ショックが最も抑制され
るように制御することが可能となる。(Operation) According to the configuration of the first aspect of the invention, the fastening force control means 6 during the gear shift drives the fastening force adjusting means 5 for adjusting the fastening force of the friction fastening elements 3,. In the inertia phase in the latter half of the shift, the torque control is appropriately controlled by the feedback control. In this case, the duration of the torque phase is obtained by the changing means 7, and the duration is determined. The next time the content of the feedforward control is changed so that it approaches the preset target time, the time required for the torque phase in which the output torque is drawn is learned, and the control amount is determined based on the learned value. By correcting and controlling the initial value and the rate of change of the frictional engagement element, the change in the engagement force of the frictional engagement element is controlled so that the shift shock is most suppressed. Can be controlled.

その場合に、特に、第２発明によれば、次回のフィー
ドフォワード制御における上記初期値が変更されること
により、該トルクフェーズ時間が最適時間に学習制御さ
れることになる。In this case, in particular, according to the second aspect of the invention, by changing the initial value in the next feedforward control, the torque phase time is learned and controlled to the optimum time.

また、特に、第３発明によれば、摩擦締結要素への作
動圧の給排状態が複数のソレノイドバルブにより調整さ
れて所要の変速段が得られる構成において、該ソレノイ
ドバルブに対して制御手段によって学習補正されたフィ
ードフォワード制御における上記処置値や作動圧の上昇
信号が出力されることにより、トルクフェーズ時間が最
適時間に学習制御されることになる。In particular, according to the third aspect, in a configuration in which the supply / discharge state of the operating pressure to / from the friction engagement element is adjusted by the plurality of solenoid valves to obtain a required shift speed, the solenoid valve is controlled by the control means. By outputting the increase value of the treatment value or the operating pressure in the feedforward control after the learning correction, the torque phase time is learned and controlled to the optimum time.

（実 施 例） 以下、本発明の実施例について説明する。(Examples) Hereinafter, examples of the present invention will be described.

まず、第２図によりこの実施例に係る自動変速機の機
械的構成を説明すると、該自動変速機は、主たる構成要
素として、トルクコンバータ10と、該コンバータ10の出
力により駆動される変速歯車機構20と、該機構20の動力
伝達経路を切換えるクラッチやブレーキ等の複数の摩擦
締結要素31〜36及びワンウェイクラッチ37,38とを有
し、これらにより前進４段、後退１段の変速段が得られ
るようになっている。First, the mechanical structure of the automatic transmission according to this embodiment will be described with reference to FIG. 2. The automatic transmission is mainly composed of a torque converter 10 and a transmission gear mechanism driven by the output of the converter 10. 20 and a plurality of frictional fastening elements 31 to 36 such as clutches and brakes for switching the power transmission path of the mechanism 20 and one-way clutches 37 and 38, which provide four forward speeds and one reverse speed. It is supposed to be.

上記トルクコンバータ10は、エンジン出力軸Ａに連結
されたポンプ11と、該ポンプ11により作動油を介して駆
動されるタービン12と、該ポンプ11とタービン12との間
に介設され且つ固定部材13にワンウェイクラッチ14を介
して支持されてトルク増大作用を行うステータ15と、上
記エンジン出力軸Ａとタービン12とを直結するロックア
ップクラッチ16とで構成されている。そして、上記ター
ビン12の回転がタービンシャフト17を介して上記変速歯
車機構20側に出力されるようになっている。ここで、上
記エンジン出力軸Ａに中空のタービンシャフト17内を貫
通するポンプシャフト18が連結され、該シャフト18によ
り変速機後端部に備えられたオイルポンプ19を駆動する
ようになっている。The torque converter 10 includes a pump 11 connected to an engine output shaft A, a turbine 12 driven by the pump 11 via hydraulic oil, and a fixed member interposed between the pump 11 and the turbine 12. The engine includes a stator 15 supported by a one-way clutch 14 via a one-way clutch 14 to increase the torque, and a lock-up clutch 16 directly connecting the engine output shaft A and the turbine 12. The rotation of the turbine 12 is output to the transmission gear mechanism 20 via a turbine shaft 17. Here, a pump shaft 18 penetrating through a hollow turbine shaft 17 is connected to the engine output shaft A, and the shaft 18 drives an oil pump 19 provided at the rear end of the transmission.

一方、上記変速歯車機構20はラビニョプラネタリギヤ
装置で構成され、上記タービンシャフト17上に遊嵌合さ
れた小径のスモールサンギヤ21と、該サンギヤ21の後方
において同じくタービンシャフト17上に遊嵌合された大
径のラージサンギヤ22と、上記スモールサンギヤ21に噛
合された複数個のショートピニオンギヤ23と、前半部が
該ショートピニオンギヤ23に噛合され且つ後半部が上記
ラージサンギヤ22に噛合されたロングピニオンギヤ24
と、該ロングピニオンギヤ24及び上記ショートピニオン
ギヤ23を回転自在に支持するキャリヤ25と、ロングピニ
オンギヤ24の前半部に噛合されたリングギヤ26とで構成
されている。On the other hand, the transmission gear mechanism 20 is composed of a Ravigneaux planetary gear device, and has a small-diameter small sun gear 21 loosely fitted on the turbine shaft 17, and also loosely fitted on the turbine shaft 17 behind the sun gear 21. A large sun gear 22 having a large diameter, a plurality of short pinion gears 23 meshed with the small sun gear 21, and a long pinion gear 24 meshed with a front half of the short pinion gear 23 and a rear half of the large sun gear 22.
And a carrier 25 rotatably supporting the long pinion gear 24 and the short pinion gear 23, and a ring gear 26 meshed with the front half of the long pinion gear 24.

そして、上記タービンシャフト17とスモールサンギヤ
21との間にフォワードクラッチ31と第１ワンウェイクラ
ッチ37とが直列に介設され、またこれらのクラッチ31,3
7に並列にコーストクラッチ32が介設されていると共
に、タービンシャフト17とキャリヤ25との間には３−４
クラッチ33が介設され、さらに該タービンシャフト17と
ラージサンギヤ22との間にリバースクラッチ34が介設さ
れている。また、上記上記ラージサンギヤ22とリバース
クラッチ34との間にはラージサンギヤ22を固定するバン
ドブレーキでなる２−４ブレーキ35が設けられていると
共に、上記キャリヤ25と変速機ケースＢとの間には、該
キャリヤ25の反力を受け止める第２ワンウェイクラッチ
38と、キャリヤ25を固定するローリバースブレーキ36と
が並列に設けられている。そして、上記リングギヤ26が
出力ギヤ27に連結され、該出力ギヤ27から差動装置を介
して左右の車輪（図示せず）に回転が伝達されるように
なっている。The turbine shaft 17 and the small sun gear
A forward clutch 31 and a first one-way clutch 37 are interposed in series between the clutches 21 and 21.
7 is provided in parallel with the coast clutch 32, and between the turbine shaft 17 and the carrier 25 is 3-4.
A clutch 33 is provided, and a reverse clutch 34 is provided between the turbine shaft 17 and the large sun gear 22. Further, between the large sun gear 22 and the reverse clutch 34, a 2-4 brake 35 which is a band brake for fixing the large sun gear 22 is provided, and between the carrier 25 and the transmission case B. Is a second one-way clutch that receives the reaction force of the carrier 25
38 and a low reverse brake 36 for fixing the carrier 25 are provided in parallel. The ring gear 26 is connected to an output gear 27, and rotation is transmitted from the output gear 27 to left and right wheels (not shown) via a differential device.

ここで、上記各クラッチやブレーキ等の摩擦締結要素
31〜36及びワンウェイクラッチ37,38の作動状態と変速
段との関係をまとめると第１表のようになる。Here, friction engagement elements such as the above clutches and brakes
Table 1 summarizes the relationship between the operating states of the gears 31 to 36 and the one-way clutches 37 and 38 and the shift speeds.

次に、第３図により上記各摩擦締結要素31〜36のアク
チュエータに対して作動油を給排してこれらを作動させ
る油圧制御回路40について説明する。ここで、上記各ア
クチュエータのうち、２−４ブレーキ35のアクチュエー
タ35′はアプライポート35aとレリーズポート35bとを有
するサーボピストンで構成され、アプライポート35aの
みに作動油圧が供給されているときに２−４ブレーキ35
を締結させると共に、両ポート35a,35bとも作動油圧が
供給されていないとき及び両ポート35a,35bとも作動油
圧が供給されているときに、２−４ブレーキ35を解放さ
せるようになっている。 Next, a hydraulic control circuit 40 for supplying and discharging hydraulic oil to and operating the actuators of the above-mentioned frictional fastening elements 31 to 36 will be described with reference to FIG. Here, among the above actuators, the actuator 35 'of the 2-4 brake 35 is constituted by a servo piston having an apply port 35a and a release port 35b. -4 brake 35
And the 2-4 brake 35 is released when both ports 35a and 35b are not supplied with hydraulic pressure and when both ports 35a and 35b are supplied with hydraulic pressure.

この油圧制御回路40には、第２図に示すオイルポンプ
19から吐出される作動油の圧力を所定のライン圧に調整
するレギュレータバルブ41と、上記ライン圧が入力ポー
トａに導入され、これをP,R,N,D,2,1レンジのシフト操
作に応じて第１〜第４出力ポートｂ〜ｅから各油圧回路
に選択的に供給するマニュアルバルブ42とが備えられて
る。また、このマニュアルバルブ42と上記各摩擦締結要
素31〜36との間の各油圧回路上には、変速動作に直接関
与するものとして、２−４ブレーキ35のアクチュエータ
35′のアプライポート34aに対する油圧（サーボアプラ
イ圧）の給排を制御する１−２シフトバルブ43、３−４
クラッチ33に対する油圧（３−４クラッチ圧）の給排を
制御する２−３シフトバルブ44、上記アクチュエータ3
5′のレリーズポート35b内の油圧（サーボレリーズ圧）
を調整するサーボコントロールバルブ45、及び上記３−
４クラッチ圧を調整する３−４コントロールバルブ46が
備えられている共に、さらに、それぞれ所定の作用を行
うコーストコントロールバルブ47、コーストエキゾース
トバルブ48、リバースコントロールバルブ49、フォワー
ドコントロールバルブ50、ロックアップコントロールバ
ルブ51、ローレジューシングバルブ52、コンバータリリ
ーフバルブ53等が備えられている。The hydraulic control circuit 40 includes an oil pump shown in FIG.
A regulator valve 41 for adjusting the pressure of the hydraulic oil discharged from 19 to a predetermined line pressure, and the line pressure is introduced into an input port a, which is used to perform a P, R, N, D, 2, 1 range shift operation. And a manual valve 42 for selectively supplying the hydraulic circuit from each of the first to fourth output ports b to e in response to the above. Further, on each hydraulic circuit between the manual valve 42 and each of the frictional engagement elements 31 to 36, the actuator of the 2-4 brake 35
1-2 shift valve 43, 3-4 for controlling supply / discharge of hydraulic pressure (servo apply pressure) to / from 35 'apply port 34a
A 2-3 shift valve 44 for controlling the supply / discharge of hydraulic pressure (3-4 clutch pressure) to / from the clutch 33;
Hydraulic pressure in 5 'release port 35b (servo release pressure)
Servo control valve 45 for adjusting
A 4-4 control valve 46 for adjusting the clutch pressure is provided, and further, a coast control valve 47, a coast exhaust valve 48, a reverse control valve 49, a forward control valve 50, a lock-up control, which respectively perform predetermined operations. A valve 51, a low reducing valve 52, a converter relief valve 53 and the like are provided.

以上の構成に加えて、この油圧制御回路40には、第
１、第２ソレノイドバルブ（以下、第１、第2SLバルブ
という）61,62が備えられ、上記１−２シフトバルブ43
が、両SLバルブ61,62によって給排が制御されるパイロ
ット圧によって切り換え動作されるようになっており、
また上記２−３シフトバルブ44が、第2SLバルブ62によ
って給排が制御されるパイロット圧によって切り換え動
作されるようになっている。In addition to the above configuration, the hydraulic control circuit 40 includes first and second solenoid valves (hereinafter, referred to as first and second SL valves) 61 and 62, and the 1-2 shift valve 43.
However, the switching operation is performed by a pilot pressure whose supply and discharge is controlled by both SL valves 61 and 62,
The 2-3 shift valve 44 is switched by a pilot pressure whose supply and discharge is controlled by the second SL valve 62.

さらに、この油圧制御回路40には、上記ライン圧を減
圧するソレノイドレジューシングバルブ70と、該バルブ
70によって減圧された油圧をデューティ制御により所定
のパイロット圧に調整する第１〜第４デューティソレノ
イドバルブ（以下、第１〜第4DSLバルブという）71〜74
とが備えられている。これらのDSLバルブ71〜74のう
ち、第1DSLバルブ71は、上記サーボコントロールバルブ
45に供給されるパイロット圧を、また第2DSLバルブ72
は、上記３−４コントロールバルブ46に供給されるパイ
ロット圧をそれぞれ調整する。従って、上記サーボレリ
ーズ圧、即ち２−４ブレーキ35の締結力が第1DSLバルブ
71のデューティ率に応じて、また上記３−４クラッチ
圧、即ち３−４クラッチ33の締結力が第2DSLバルブ72の
デューティ率に応じてそれぞれ制御されることになる。The hydraulic control circuit 40 further includes a solenoid reducing valve 70 for reducing the line pressure,
First to fourth duty solenoid valves (hereinafter referred to as first to fourth DSL valves) 71 to 74 for adjusting the hydraulic pressure reduced by 70 to a predetermined pilot pressure by duty control.
And are provided. Of these DSL valves 71 to 74, the first DSL valve 71 is the servo control valve described above.
The pilot pressure supplied to 45 and the second DSL valve 72
Adjusts the pilot pressure supplied to the 3-4 control valve 46, respectively. Therefore, the above servo release pressure, that is, the fastening force of the 2-4 brake 35 is the first DSL valve
The 3-4 clutch pressure, that is, the engagement force of the 3-4 clutch 33, is controlled in accordance with the duty ratio of the second DSL valve 72 in accordance with the duty ratio of the 71, respectively.

ここで、上記第１、第2SLバルブ61,62及び第１、第2D
SLバルブ71,72の作動と、１−２シフトバルブ43、２−
３シフトバルブ44、サーボコントロールバルブ45及び３
−４コントロールバルブ46の作動との関係について説明
すると、１−２シフトバルブ43は、第1SLバルブ61がOFF
で、第2SLバルブ62がONのときに、第1SLバルブ61側のみ
からパイロット圧が供給されて、サーボアプライ圧の供
給を遮断する状態となり、これ以外の場合にサーボアプ
ライ圧を供給する状態となる。また、２−３シフトバル
バ44は、第2SLバルブ62がOFFのときにパイロット圧が供
給されて、３−４クラッチ圧を供給する状態となり、ON
のときに該３−４クラッチ圧の供給を遮断する状態とな
る。また、サーボコントロールバルブ45は、第1DSLバル
ブ71がOFF（デューティ率０％）のときにパイロット圧
が最大とされることによってサーボレリーズ圧を最大と
し、第1DSLバルブ71がON（デューティ率100％）のとき
にバイロット圧が最小とされて上記サーボレリーズ圧を
最小（零）とする。さらに、３−４コントロールバルブ
46は、第2DSLバルブ72がOFF（デューティ率０％）のと
きにバイロット圧が最大とされることによって３−４ク
ラッチ圧を最大とし、第2DSLバルブ72がON（デューティ
率100％）のときにパイロット圧が最小とされて上記３
−４クラッチ圧を最小（零）とする。Here, the first and second SL valves 61 and 62 and the first and second D
The operation of the SL valves 71 and 72 and the 1-2 shift valves 43 and 2-
3 shift valve 44, servo control valve 45 and 3
The relationship between the operation of the -4 control valve 46 and the 1-2 shift valve 43 is as follows.
Therefore, when the second SL valve 62 is ON, the pilot pressure is supplied only from the first SL valve 61 side, and the supply of the servo apply pressure is interrupted.In other cases, the servo apply pressure is supplied. Become. The 2-3 shift valve 44 is supplied with the pilot pressure when the second SL valve 62 is OFF and supplies the 3-4 clutch pressure.
At this time, the supply of the 3-4 clutch pressure is interrupted. The servo control valve 45 maximizes the servo release pressure by setting the pilot pressure to the maximum when the first DSL valve 71 is OFF (duty rate 0%), and turns the first DSL valve 71 ON (duty rate 100%). In the case of ()), the bilot pressure is minimized, and the servo release pressure is minimized (zero). In addition, 3-4 control valve
46 indicates that when the second DSL valve 72 is OFF (duty ratio 0%), the bi-rot pressure is maximized to maximize the 3-4 clutch pressure, and when the second DSL valve 72 is ON (duty ratio 100%). The pilot pressure is minimized and
-4 Set the clutch pressure to the minimum (zero).

そして、第２表に各バルブの駆動パターンを示すよう
に、１速では、第1SLバルブ61がOFFで、第2SLバルブ62
がONとされることにより、サーボアプライ圧及び３−４
クラッチ圧の供給が遮断され、且つ第1DSLバルブ71がOF
Fとされることにより、サーボレリズ圧が供給される。
これにより２−４ブレーキ35及び３−４クラッチ33が共
に解放された状態となる。なお、この場合、第2DSLバル
ブ72もOFFとされて、３−４コントロールバルブ46のス
プールが３−４クラッチ圧を最大とする状態となるが、
２−３シフトバルブ44により該３−４クラッチ圧の供給
が遮断されるのである。次に、２速では、第1SLバルブ6
1がONとなることにより、サーボアプライ圧が供給され
ると共に、第1DSLバルブ71がONとなってサーボレリーズ
圧が排出されることにより、上記２−４ブレーキ35が締
結される。この場合、第2SLバルブ62はONのままで３−
４クラッチ圧の供給が遮断されているので、３−４クラ
ッチ33は解放状態に保持される。また、３速では、第2S
Lバルブ62がOFFとなることにより２−３シフトバルブ44
が３−４クラッチ圧を供給する状態となると共に、第2D
SLバルブ72がOFFとなって３−４クラッチ圧を最大とす
るので、３−４クラッチ33が完全に締結されることにな
る。また、この場合においては、サーボアプライ圧が供
給された状態にあるが、第1DSLバルブ71が再びOFFとな
って、サーボレリズ圧が最大とされることにより、２−
４ブレーキ35が解放されることになる。さらに、４速で
は、第2SLバルブ62及び第2DSLバルブ72が共にOFFの状態
に保持されて、３−４クラッチ33が締結状態に保持され
ると共に、サーボアプライ圧が供給されている状態で、
第1DSLバルブ71が再びONとなってサーボレリーズ圧が最
小とされることにより、２−４ブレーキ35が再び締結さ
れることになる。なお、第1SLバルブ61によって給排が
制御されるパイロット圧は、コーストエグゾーストバル
ブ48にも供給されて、コーストクラッチ圧の供給を遮断
するように作用し、従って該第1SLバルブ61がOFFとなっ
て上記パイロット圧が供給される１、４速でコーストク
ラッチ32が解放され、該第1SLバルブ61がONとなる２、
３速で該コーストクラッチ32が締結される。As shown in Table 2, the driving pattern of each valve is shown in Table 1. At the first speed, the first SL valve 61 is OFF and the second SL valve 62
Is turned ON, the servo apply pressure and 3-4
The supply of the clutch pressure is cut off, and the first DSL valve 71 is turned off.
By setting F, the servo release pressure is supplied.
As a result, both the 2-4 brake 35 and the 3-4 clutch 33 are released. In this case, the second DSL valve 72 is also turned off, and the spool of the 3-4 control valve 46 is in a state where the 3-4 clutch pressure is maximized.
The supply of the 3-4 clutch pressure is interrupted by the 2-3 shift valve 44. Next, in 2nd gear, the first SL valve 6
When 1 is turned on, the servo apply pressure is supplied, and the first DSL valve 71 is turned on to discharge the servo release pressure, whereby the 2-4 brake 35 is engaged. In this case, while the second SL valve 62 remains ON,
Since the supply of the four clutch pressure is interrupted, the 3-4 clutch 33 is held in the released state. In 3rd gear, 2nd S
When the L valve 62 is turned off, the 2-3 shift valve 44
Is ready to supply 3-4 clutch pressure, and the 2D
Since the SL valve 72 is turned off to maximize the 3-4 clutch pressure, the 3-4 clutch 33 is completely engaged. Further, in this case, although the servo apply pressure is supplied, the first DSL valve 71 is turned off again, and the servo release pressure is maximized.
The four brakes 35 will be released. Further, at the fourth speed, while the second SL valve 62 and the second DSL valve 72 are both kept in the OFF state, the 3-4 clutch 33 is kept in the engaged state, and the servo apply pressure is supplied,
When the first DSL valve 71 is turned on again and the servo release pressure is minimized, the 2-4 brake 35 is re-engaged. The pilot pressure, the supply and discharge of which is controlled by the first SL valve 61, is also supplied to the coast exhaust valve 48, and acts to cut off the supply of the coast clutch pressure, so that the first SL valve 61 is turned off. When the above-mentioned pilot pressure is supplied, the coast clutch 32 is released at the first and fourth speeds, and the first SL valve 61 is turned on.
At the third speed, the coast clutch 32 is engaged.

以上の各変速段についてのバルブパターンは変速動作
が行われていない状態におけるものであるが、第３図の
油圧制御回路40によれば、第１、第2SLバルブ61,62をOF
Fとした状態で、第１、第2DSLバルブ71,72のON,OFF（デ
ューティ制御）のみで、変速動作中に１〜４速の変速段
を実現できるようになっている。この場合のバルブ駆動
パターンは第３表に示す通りであって、上記のように第
１、第2SLバルブ61,62がOFFであるからサーボアプライ
圧が全ての変速段で供給されると共に、２速と４速で第
1DSLバルブ71がONとされてサーボレリーズ圧が零とされ
ることにより、２速と４速で２−４ブレーキ35が締結さ
れ、また３速と４速で第2DSLバルブ72がOFFとなって３
−４クラッチ圧が最大とされることにより、３速と４速
で３−４クラッチ33が締結され、これにより１〜４速の
変速段が得られるのである。 Although the valve patterns for the above-described gears are in a state where the gearshift operation is not performed, according to the hydraulic control circuit 40 in FIG. 3, the first and second SL valves 61 and 62 are turned off.
In the state of F, only the first and second DSL valves 71 and 72 can be turned on and off (duty control) to realize the first to fourth speeds during the speed change operation. The valve drive pattern in this case is as shown in Table 3. Since the first and second SL valves 61 and 62 are OFF as described above, the servo apply pressure is supplied at all the shift speeds, and First and fourth speed
When the 1DSL valve 71 is turned on and the servo release pressure is reduced to zero, the 2-4 brake 35 is engaged in the second and fourth speeds, and the second DSL valve 72 is turned off in the third and fourth speeds. 3
By maximizing the -4 clutch pressure, the 3-4 clutch 33 is engaged in the third speed and the fourth speed, whereby the first to fourth speeds can be obtained.

なお、第３図に示す第3DSLバルブ73はロックアップコ
ントロールバルブ51に供給されるパイロット圧を、第4D
SLバルブ74はレギュレータバルブ41に供給されるパイロ
ット圧を調整し、上記ロックアップクラッチ16の作動及
びライン圧をそれぞれ制御する。The third DSL valve 73 shown in FIG. 3 controls the pilot pressure supplied to the lock-up control
The SL valve 74 adjusts the pilot pressure supplied to the regulator valve 41, and controls the operation of the lock-up clutch 16 and the line pressure, respectively.

そして、上記第１、第2SLバルブ61,62及び第１〜第4D
SLバルブ71〜74は、第４図に示すようにコントロールユ
ニット80からの制御信号によって制御されるようになっ
ていると共に、このコントロールユニット80には、当該
車両の車速を検出する車速センサ81からの信号と、エン
ジンの吸気通路におけるスロットバルブの開度を検出す
るスロットル開度センサ82からの信号と、第２図に示す
トルクコンバータ10におけるタービン12の回転数を検出
するタービン回転数センサ83からの信号と、当該自動変
速機の出力トルクを検出する出力トルクセンサ84からの
信号と、さらに上記油圧制御回路40における作動油の油
温センサ85からの信号とを入力するようになっている。
そして、該コントロールユニット80は、上記車速センサ
81からの信号とスロットル開度センサ82からの信号とに
基いて、予め設定されている変速パターンから最適変速
段を判定し、この最適変速段となるように第２表に示す
駆動パターンに従って上記第１、第2SLバルブ61,62及び
第１、第2DSLバルブ71、72に制御信号を出力すると共
に、特に、変速中においては、第１、第2SLバルブ61,62
をOFFに保持して、第１、第2DSLバルブ71,72を第３表に
示す駆動パターンに従って作動させるように制御信号を
出力するようになっている。Then, the first and second SL valves 61 and 62 and the first to fourth D
As shown in FIG. 4, the SL valves 71 to 74 are controlled by a control signal from a control unit 80, and the control unit 80 is provided with a vehicle speed sensor 81 for detecting the vehicle speed of the vehicle. , A signal from a throttle opening sensor 82 for detecting the opening of the slot valve in the intake passage of the engine, and a turbine speed sensor 83 for detecting the speed of the turbine 12 in the torque converter 10 shown in FIG. , A signal from an output torque sensor 84 that detects the output torque of the automatic transmission, and a signal from a hydraulic oil temperature sensor 85 in the hydraulic control circuit 40.
The control unit 80 is provided with the vehicle speed sensor.
Based on the signal from the controller 81 and the signal from the throttle opening sensor 82, the optimum gear position is determined from a predetermined gear pattern, and the optimum gear position is determined according to the driving patterns shown in Table 2 so as to achieve the optimum gear position. A control signal is output to the first and second SL valves 61 and 62 and the first and second DSL valves 71 and 72, and the first and second SL valves 61 and 62 especially during shifting.
Is kept OFF, and a control signal is output so that the first and second DSL valves 71 and 72 are operated according to the driving patterns shown in Table 3.

そして、この変速中の制御においては、第５図に示す
ように、変速動作期間を変速指令の出力時点t₀から変速
歯車機構の実効ギヤ比が変化し始める時点t₁までのトル
クフェーズと、これに続く上記実効ギヤ比の変化が終了
する時点t₂までのイナーシャフェーズとに分けて行うよ
うになっている。つまり、各変速段間での変速時に、第
１、第2DSLバルブ71,72は、トルクフェーズにおいて
は、第４表に示すパターンでデューティ率Ｄがフィード
フォワード制御され、イナーシャフェーズにおいては、
第５表に示すパターンでフィードフォワード制御とフィ
ードバック制御とを使い分けてデューティ率Ｄが制御さ
れるようになっている。Then, the control in this shift, as shown in FIG. 5, the torque phase of the shift operation time period from the output time point t ₀ of the shift command to the time t ₁ that the effective gear ratio of the transmission gear mechanism begins to change, change of the effective gear ratio subsequent thereto is adapted to perform divided into the inertia phase until time t ₂ to end. In other words, at the time of shifting between the respective gears, the first and second DSL valves 71 and 72 perform feedforward control of the duty ratio D in the pattern shown in Table 4 in the torque phase, and in the inertia phase,
The duty ratio D is controlled by selectively using feedforward control and feedback control in the patterns shown in Table 5.

ここで、変速中に第1,第2DSLバルブ71,72ともONからO
FFに切り換わる２→３変速時（第３表参照）について説
明すると、トルクフェーズでは、第４表の太枠部で示す
ように、第１、第2DSLバルブ71,72ともデューティ率Ｄ
が減少する方向に所定の特性でフィードフォワード制御
され、またイナーフェーズでは、第５表の太枠部で示す
ように、第1DSLバルブ71はデューティ率Ｄが減少する方
向に所定の特性でフィードフォワード制御される一方、
第2DSLバルブ72についてはデューティ率Ｄのフィードバ
ック制御が行われるのである。 Here, during shifting, both the first and second DSL valves 71 and 72 are turned from ON to O
At the time of 2 → 3 shift to switch to FF (see Table 3), in the torque phase, as shown by the thick frame in Table 4, both the first and second DSL valves 71 and 72 have the duty ratio D.
In the inner phase, the first DSL valve 71 feeds forward with a predetermined characteristic in the direction in which the duty ratio D decreases, as shown by the thick frame in Table 5. While controlled
The feedback control of the duty ratio D is performed for the second DSL valve 72.

なお、第５図に示すように、トルクフェーズの後半部
においては出力トルクが降下すると共に、この出力トル
クはイナーシャフェーズへの移行時点t₁で上昇に転じ、
その後、変速終了時点t₂で変速後の変速段に対応する値
に収束するのであるが、これは、加速中の変速であるか
減衰中の変速であるかによらず、またシャフトアップで
あるかシフトダウンであるかによらず、変速時には常に
現れる現象である。Note that, as shown in FIG. 5, with the second half of the torque phase output torque drops, the output torque is turned upward at the transition time t ₁ to the inertia phase,
Thereafter, than it converges to the value corresponding to the speed after the shift at the shift end time t _2, this is regardless of whether the shift in the attenuation or a shift during acceleration, also is the shaft up It is a phenomenon that always appears at the time of shifting, regardless of whether it is a downshift or a downshift.

次に、第６図以下のフローチャートに従って本実施例
の具体的動作を説明する。Next, a specific operation of the present embodiment will be described with reference to the flowcharts in FIG.

第６図のフローチャートは変速制御のメインプログラ
ムを示すもので、まず、第４図に示すセンサ81,82から
の信号が示す現実の車速とエンジンのスロットル開度と
を予め設定された変速パターンに照らし、変速すべき最
適変速段を決定する（ステップS₁）。そして、現変速段
からこの最適変速段への変速動作を行うべきときには、
変速制御として、前述の第４表に示す制御パターンに従
ってトルクフェーズ制御を行う（ステップS₂）と共に、
トルクフェーズの終了を判定すれば、次に第５表に示す
制御パターンに従うイナーシャフェーズ制御に移行する
（ステップS₃,S₄）。そして、イナーシャフェーズの終
了を判定した時点で、最適変速段への制御を行う（ステ
ップS₅,S₆）。The flowchart of FIG. 6 shows the main program of the shift control. First, the actual vehicle speed and the throttle opening of the engine indicated by the signals from the sensors 81 and 82 shown in FIG. light, to determine the optimum gear to be shift (step S _1). Then, when a shift operation from the current gear position to the optimum gear position is to be performed,
As shift control, torque phase control is performed according to the control patterns shown in Table 4 (step S ₂ ).
When determining the completion of the torque phase, and then shifts to the inertia phase control according to the control pattern shown in Table 5 (Step S _3, S _4). Then, when it is determined the completion of the inertia phase, performs control to optimum gear (Step S _5, S _6).

このフローチャートのステップS₂のトルクフェーズ制
御においては、第７図に示すフローチャートに従って、
第1,第2DSLバルブ71,72のデューティ率Ｄが次のように
して決定される。In the torque phase control of step S ₂ of the flowchart, according to the flow chart shown in FIG. 7,
The duty ratio D of the first and second DSL valves 71 and 72 is determined as follows.

すなわち、変速指令の入力を判定したときに、まず、
第８図（１）に示すようにエンジンのスロットル開度に
応じて設定されたマップから最適トルクフェーズ時間Tt
₀を設定すると共に、上記第３表に示す今回の変速動作
の現変速段と最適変速段とに応じたバルブの駆動パター
ンを決定し、また第８図（２）に示すマップから油圧制
御回路40における作動油の油温に応じた第１、第2DSLバ
ルブ71,72のデューティ率Ｄの変化量ｄと、最大値D_MAX,
最小値D_MINとを検索する（ステップS₁₁〜S₁₄）。さら
に、上記デューティ率Ｄの初期値D₀を第８図（３）に示
すマップから検索すると共に、この初期値D₀を前回の変
速時に得られた補正量ΔD₀で補正する（ステップS₁₅,S
₁₆）。That is, when the input of the shift command is determined, first,
As shown in FIG. 8 (1), an optimum torque phase time Tt is obtained from a map set according to the throttle opening of the engine.
_{In addition} to setting ₀ , the valve drive pattern according to the current shift speed and the optimal shift speed of the current shift operation shown in Table 3 is determined, and the hydraulic control circuit is determined from the map shown in FIG. The change amount d of the duty ratio D of the first and second DSL valves 71 and 72 according to the oil temperature of the hydraulic oil at 40 and the maximum value D _MAX ,
Search for the minimum value D _MIN (Step S ₁₁ ~S _14). Furthermore, the search from a map showing the initial value D ₀ of the duty ratio D in FIG. 8 (3), is corrected by the correction amount [Delta] D ₀ obtained the initial value D ₀ at the time of the last shift (Step S ₁₅ , S
₁₆ ).

そして、上記第１、第2DSLバルブ71,72のそれぞれに
ついて、前述の第４表に示すデューティ率Ｄの増減を判
定し、減少させる場合には、各制御サイクル毎に前回の
デューティ率D_n-1から上記変化量ｄを減算して今回のデ
ューティ率D_nとすることにより、該デューティ率Ｄを次
第に減少させる。その場合に、このデューティ率D_nが上
記の最小値D_MINより小さくなれば、この最小値D_MINに固
定する（ステップS₁₇〜S₂₀）。同様にデューティ率Ｄを
増加させる場合には、各制御サイクル毎に前回のデュー
ティ率D_n-1に上記変化量ｄを加算して今回のデューティ
率D_nとすることにより、該デューティ率Ｄを次第に増大
させる。その場合に、このデューティ率D_nが上記の最大
値D_MAXより大きくなれば、この最大値D_MAXに固定する
（ステップS₂₁〜S₂₃）。また、デューティ率Ｄを増減さ
せない場合には、これを０％または100％に保持する
（ステップS₂₄）。Then, for each of the first and second DSL valves 71 and 72, it is determined whether the duty ratio D shown in Table 4 is increased or decreased, and when the duty ratio is decreased, the previous duty ratio D _n− with this duty ratio D _n from ₁ by subtracting the amount of change d, gradually reduces the duty ratio D. In that case, the duty ratio D _n is the smaller than the minimum value D _MIN above, is fixed to the minimum value D _MIN (Step S ₁₇ ~S _20). Similarly, in the case of increasing the duty ratio D, the change amount d is added to the previous duty ratio D _n-1 for each control cycle to obtain the current duty ratio D _n. Increase gradually. In that case, the duty ratio D _n is the greater than the maximum value D _MAX above, is fixed to the maximum value D _MAX (step S ₂₁ ~S _23). Also, when no increase or decrease the duty ratio D is kept at 0% or 100% (step S _24).

このように、第１、第2DSLバルブ71,72のデューティ
率Ｄを制御する一方で、第４図に示すトルクセンサ84か
らの信号を入力し、当該自動変速機の出力トルクＴを検
出すると共に、前記検出値T_n-1と今回検出値T_nとの差Δ
T₁（T_n−T_n-1）、及び前々回検出値T_n-2と前回検出値T
_n-1との差ΔT₂（T_n-1−T_n-2）を算出する（ステップS₂₅
〜S₂₇）。そして、ΔT₂＜０で、且つΔT1＞０のとき、
即ち出力トルクＴが減少から増加に転じたときにトルク
フェーズが終了して、イナーシャフェーズに移行したも
のと判断する（ステップS₂₈,S₂₉）。As described above, while controlling the duty ratios D of the first and second DSL valves 71 and 72, the signal from the torque sensor 84 shown in FIG. 4 is input, and the output torque T of the automatic transmission is detected. , The difference Δ between the detected value T _n-1 and the current detected value T _n
T ₁ (T _n −T _n−1 ), and the detection value T _n−2 and the previous detection value T _two times before
calculates a difference _{ΔT 2 (T n-1 -T} n-2) with _n-1 (step S ₂₅
~S _27). And when ΔT ₂ <0 and ΔT1> 0,
That the torque phase ends when the output torque T is turned from decreasing to increasing, it is determined that the transition to the inertia phase (step S _28, S _29).

次に、所定の学習条件、例えば当該車両の制動でない
こと、自動変速機がＤレンジにシフトされていること、
さらには上記油圧制御回路40における作動油の油温が所
定値以上であることなどの条件が成立しているか否かを
判定し、成立している場合には上記のようにして判断さ
れたトルクフェーズ終了時までの時間、即ちトルクフェ
ーズの所要時間Ttを学習する（ステップS₃₀,S₃₁）。そ
して、その学習値Ttと第８図（１）のマップから検索し
た上記の最適トルクフェーズ時間Tt₀との偏差ΔTt（Tt
−Tt₀）を算出し、その値が所定の許容範囲内にない場
合には、第８図（４）に示すマップからその偏差ΔTtの
絶対値に応じて上記デューティ率Ｄの初期値D₀に対する
補正量ΔD₀を決定すると共に、その正負を上記偏差ΔTt
の正負に応じて設定する（ステップS₃₂〜S₃₇）。これに
より、トルクフェーズ制御が終了することになるが（ス
テップS₃₈）、上記補正量ΔD₀は、次回の変速時に第
１、第2DSLバルブ71,72のデューティ率Ｄの初期値D₀に
対する補正量として用いられ（ステップS₁₆）、従っ
て、この初期値D₀が前回制御時のトルクフェーズの所要
時間Ttに応じて補正されることになって、該時間Ttが上
記の最適トルクフェーズ時間Tt₀に一致するように、デ
ューティ率Ｄが決定されることになる。Next, predetermined learning conditions, for example, that the vehicle is not braked, that the automatic transmission is shifted to the D range,
Further, it is determined whether or not a condition such as the oil temperature of the hydraulic oil in the hydraulic control circuit 40 is equal to or higher than a predetermined value is satisfied. If the condition is satisfied, the torque determined as described above is determined. time until the phase ends, namely to learn the required time Tt of the torque phase (step S _30, S _31). Then, the deviation [Delta] Tt (Tt between the learned value Tt and 8 (1) above the optimum torque phase time Tt ₀ retrieved from the map of
−Tt ₀ ), and if the value is not within the predetermined allowable range, the initial value D _{0 of the} duty ratio D is obtained from the map shown in FIG. 8 (4) according to the absolute value of the deviation ΔTt. the deviation and determines the correction amount [Delta] D _0, the positive and negative for the ΔTt
Set in accordance with the positive or negative (step S ₃₂ ~S _37). Thus, although results in the torque phase control is terminated (step S _38), the correction amount [Delta] D ₀ is the first on the next shift, the correction to the initial value D ₀ of the duty ratio D of the 2DSL valve 71 used as the amount (step S _16), thus, supposed to be the initial value D ₀ is corrected in accordance with the duration Tt of the torque phase in the previous control, said time Tt is the optimum torque phase time Tt _The duty ratio D is determined so as to coincide with _zero .

次に、第６図のフローチャートのステップS₄によるイ
ナーシャフェーズ制御を第９図のフローチャートに従っ
て説明する。Next, the inertia phase control in step S ₄ in the flowchart of FIG. 6 in accordance with the flowchart of FIG. 9.

この制御においては、上記のようにして自動変速機の
出力トルクＴの変化によりトルクフェーズからイナーシ
ャフェーズへの移行を検出したときに、車速と最適変速
段の変速比とから変速後の目標タービン回転数NT₀を算
出する（ステップS₄₁,S₄₂）と共に、第10図（１）のマ
ップからエンジンのスロットル開度や変速段等に応じた
最適イナーシャフェーズ時間Ti₀を検索し、また前記の
第５表に基いてバルブの制御パターンを決定し、さらに
第10図（２）のマップから作動油の油温に応じてイナー
シャフェーズでのデューティ率Ｄの変化率ｄ′と、最大
値D_MAX′及び最小値D_MIN′とを検索する（ステップS₄₃
〜S₄₅）。次に、第１、第2DSLバルブ71,72のいずれかに
ついてフィードフォワード制御を行うか否かを上記第５
表のバルブ制御パターンに従って判定し、このフィード
フォワード制御を行う場合には、イナーシャフェーズへ
の移行時点におけるデューティ率Ｄをこの制御の初期値
D₀′として読み込むと共に、上記変化量Ｄ′を前回の変
速時に得られた補正量Δｄ′で補正し、その後デューテ
ィ率Ｄの増減を判定する（ステップS₄₆〜S₅₀）。そし
て、デューティ率Ｄを減少させる場合には、前回の制御
サイクル時におけるデューティ率D_n-1から上記変化量
ｄ′を減算して今回のデューティ率D_nを算出することに
より、該デューティ率Ｄを次第に減少させると共に、最
小値D_MIN′より小さくなればこの最小値D_MIN′に固定す
る（ステップS₅₁〜S₅₃）。また、デューティ率Ｄを増加
させる場合には、前回のデューティ率D_n-1に上記変化量
ｄ′を加算することにより、該デューティ率Ｄを次第に
増加させると共に、最大値D_MAX′より大きくなければこ
の最大値D_MAX′に固定する（ステップS₅₄〜S₅₆）。さら
に増減させない場合には、デューティ率Ｄを０％もしく
は100％に固定する（ステップS₅₇）。In this control, when the shift from the torque phase to the inertia phase is detected by the change in the output torque T of the automatic transmission as described above, the target turbine rotation speed after the shift is determined from the vehicle speed and the gear ratio of the optimal gear. The number NT ₀ is calculated (steps S ₄₁ , S ₄₂ ), and at the same time, the optimum inertia phase time Ti ₀ corresponding to the throttle opening degree of the engine, the gear position and the like is searched from the map of FIG. 10 (1). The control pattern of the valve is determined based on Table 5, and the rate of change d 'of the duty ratio D in the inertia phase and the maximum value D _MAX are determined from the map of FIG. 'and minimum value D _MIN' Search for (step S ₄₃
~S _45). Next, it is determined whether feedforward control is to be performed for any one of the first and second DSL valves 71 and 72.
In the case where the determination is made according to the valve control pattern shown in the table and the feedforward control is performed, the duty ratio D at the time of transition to the inertia phase is set to the initial value of this control.
While reading as D ₀ ′, the change amount D ′ is corrected by the correction amount Δd ′ obtained at the time of the previous shift, and then the increase or decrease of the duty ratio D is determined (steps S _{46 to} S ₅₀ ). When reducing the duty ratio D, by calculating the current duty ratio D _n from the duty ratio D _n-1 at the previous control cycle by subtracting the amount of change d ', the duty ratio D gradually with decreasing, 'becomes smaller than the minimum value D _MIN' the minimum value D _MIN fixed to (step S ₅₁ ~S _53). When increasing the duty ratio D, the change amount d 'is added to the previous duty ratio D _n-1 to gradually increase the duty ratio D and make it larger than the maximum value D _MAX '. if fixed to the maximum value D _MAX '(step S ₅₄ ~S _56). If the duty ratio D is not to be further increased or decreased, the duty ratio D is fixed to 0% or 100% (step _S57 ).

次に、上記第１、第2DSLバルブ71,72のいずれかにつ
いてフィードバック制御を行うか否かを上記第５表のバ
ルブ制御パターンから判定し、この制御を行う場合は、
イナーシャフェーズへの移行時に、その時点のタービ回
転数Ntと上記ステップS₄₂で算出した変速後の目標回転
数Nt₀とに基いて該タービン回転数Ntの１制御サイクル
での変化量ｎを次式にしたがって算出する（ステップS
₅₈〜S₆₀）。Next, it is determined from the valve control patterns in Table 5 whether or not to perform feedback control on any of the first and second DSL valves 71 and 72.
During the transition to the inertia phase, following a variation n in one control cycle of the turbine speed Nt based on the target rotation speed Nt ₀ after gear shift calculated in turbine speed Nt and the step S ₄₂ at the time Calculate according to the formula (Step S
₅₈ ~S _60).

ｎ＝（Nt−Nt₀）×16/Ti₀ ここで、上式中の「16」は１制御サイクルの所要時間
（単位:m秒）を示し、また「Ti₀」は上記ステップS₄₃で
マップから検索した最適イナーシャフェーズ時間であ
る。 _{n = (Nt-Nt 0)} × 16 / Ti 0 , where "16" in the above formula is the time required for one control cycle (unit: m sec) indicates, also "Ti _0" in the step S ₄₃ This is the optimum inertia phase time retrieved from the map.

また、この変化量ｎを用いて、各制御サイクル毎にそ
のサイクルの目標タービン回転数Nt₁,Nt₂,…,Nt_n,…を
次式に従って算出する（ステップS₆₁）。Further, by using the change amount n, the target turbine speed Nt ₁ of the cycle in each control cycle, Nt _2, ..., Nt _n, ... a is calculated according to the following equation (step S _61).

Nt_n＝Nt_n-1−ｎ そして、今回の変動動作がシャフトアップかシフトダ
ウンかを判定し、シフトアップのときは制御サイクル毎
の目標回転数Nt_nが変速後の目標回転数Nt₀より小さくな
らないようにする処理を行いながら、実際の回転数Ntが
変速後の目標回転数Nt₀に所定値αを加算した値より小
さくなるまで以上の動作を繰り返し（ステップS₆₂〜
S₆₅）、またシフトダウンのときは、逆に、制御サイク
ル毎の目標回転数Nt_nが変速後の目標回転数Nt₀より大き
くならないようにする処理を行いながら、実際の回転数
Ntが変速後の目標回転数Nt₀から所定値αを減算した値
より大きくなるまで以上の動作を繰り返し（ステップS
₆₆〜S₆₈）、このようにしてフィードバック制御のため
の各制御サイクル毎の目標回転数を設定する。そして、
タービン回転数Ntが変速後の目標回転数Nt₀に対して上
記の所定値α以内の誤差範囲に収まれば、このイナーシ
ャフェーズ制御が終了することになるが、このときに、
所定の学習条件が成立していれば、該イナーシャフェー
ズの所要時間Tiを学習する（ステップS₆₉,S₇₀）。そし
て、この学習値Tiの上記最適イナーシャフェーズ時間Ti
₀に対する偏差ΔTi（Ti−Tio）を算出し、これが所定の
許容範囲内にあるか否かを判定する（ステップS₇₁,
S₇₂）と共に、許容範囲内にない場合には、その偏差△T
iの絶対値に応じて第10図（３）に示すマップから上記
デューティ率Ｄの変化量ｄ′に対する補正量Δｄ′を決
定すると共に、その正負を上記偏差ΔTiの正負に応じて
決定する（ステップS₇₃〜S₇₆）。これにより、このイナ
ーシャフェーズ制御が終了することになるが（ステップ
S₇₇）、上記のようにして得られた補正量Δｄ′は、次
回の変速時にステップS₄₉でデューティ率Ｄの変化量
ｄ′に対する補正に用いられ、従って、この変化量ｄ′
は前回制御時におけるイナーシャフェーズの所要時間Ti
に応じて補正されることになって、この所要時間Tiが最
適インシャフェーズ時間Ti₀となるようにデューティ率
Ｄが決定されることになる。なお、イナーシャフェーズ
においてフィードバック制御を行わない場合は、上記ス
テップS₅₈からステップS₇₈を実行し、最適イナーシャフ
ェーズ時間Tioが経過した時点で制御を終了する。Nt _n = Nt _n−1 −n Then, it is determined whether the current fluctuation operation is shaft up or shift down, and in the case of shift up, the target rotation speed Nt _{n for} each control cycle is larger than the target rotation speed Nt ₀ after shifting. while process to avoid small, the actual rotational speed Nt repeats the above operation until less than a value obtained by adding a predetermined value α to the target rotation speed Nt ₀ after the shift (step S ₆₂ ~
S _65), and when the downshift, on the contrary, while the processing target rotation speed Nt _n in each control cycle so as not to be greater than the target rotation speed Nt ₀ after the shift, the actual rotational speed
Nt repeats the above operation from the target rotation speed Nt ₀ after the shift to larger than the value obtained by subtracting a predetermined value alpha (Step S
_{66 to} S ₆₈ ), thus setting the target rotation speed for each control cycle for feedback control. And
If the turbine speed Nt falls within the error range within the above-described predetermined value α with respect to the target speed Nt ₀ after the shift, the inertia phase control ends, but at this time,
If the predetermined learning condition is satisfied, the required time Ti of the inertia phase is learned (steps _S69 , _S70 ). Then, the optimal inertia phase time Ti
A deviation ΔTi (Ti−Tio) from ₀ is calculated, and it is determined whether or not this is within a predetermined allowable range (step S ₇₁ ,
Along with _S72 ), if it is not within the allowable range, the deviation ΔT
The correction amount Δd ′ for the change amount d ′ of the duty ratio D is determined from the map shown in FIG. 10 (3) according to the absolute value of i, and its sign is determined according to the sign of the deviation ΔTi ( step S ₇₃ ~S _76). As a result, this inertia phase control is terminated (step
S ₇₇ ), the correction amount Δd ′ obtained as described above is used for correcting the change amount d ′ of the duty ratio D in step S ₄₉ at the next shift, and accordingly, the change amount d ′
Is the required time of inertia phase Ti in the previous control
, And the duty ratio D is determined such that the required time Ti becomes the optimum in-phase time Ti ₀ . In the case of not performing feedback control in the inertia phase, it performs the steps S ₇₈ from the step S _58, the control is ended when the optimum inertia-phase period Tio has elapsed.

以上のようにして、変速動作前半のトルクフェーズと
後半のイナーシャフェーズのそれぞれについてフィード
フォワード制御のためのデューティ率Ｄが決定され、ま
たイナーシャフェーズでのフィードバック制御のための
各制御サイクル毎の目標回転数Nt_nが決定されると、第
１、第2DSLバルブ71,72が駆動されるのであるが、その
駆動動作は第11図に示すフローチャートに従って、次の
ように行われる。As described above, the duty ratio D for feedforward control is determined for each of the torque phase in the first half of the shift operation and the inertia phase in the second half, and the target rotation for each control cycle for feedback control in the inertia phase is determined. When the number Nt _n is determined, first, although the 2DSL valve 71, 72 is being driven, the driving operation according to the flow chart shown in FIG. 11, is performed as follows.

まず、トルクフェーズ制御中であることを判定した場
合には、最初に第1DSLバルブ71のデューティカウンタ値
Ｋを読み込み、このカウンタ値Ｋが2k（ｋは2m秒ごとに
更新される０〜７のカウンタ値）以下であるか否を判定
する（ステップS₈₁〜S₈₃）。このデューティカウンタ値
Ｋは、第７図のトルクフェーズ制御によって各制御サイ
クル毎に逐次決定されたデューティ率Ｄを、次式 Ｋ＝16×D/100 に従って時間に換算した値であって、例えばＤ＝50％と
すると、Ｋ＝8m秒となる。ここで、１制御サイクル時間
は16m秒としている。First, when it is determined that the torque phase control is being performed, first, the duty counter value K of the first DSL valve 71 is read, and this counter value K is set to 2k (k is 0 to 7 updated every 2 ms). counter value) determines whether at either less (step S ₈₁ to S _83). The duty counter value K is a value obtained by converting the duty ratio D sequentially determined for each control cycle by the torque phase control of FIG. 7 into time according to the following equation K = 16 × D / 100. = 50%, K = 8 ms. Here, one control cycle time is 16 ms.

そして、Ｋ＞2kの場合は上記第1DSLバルブ71をONに、
Ｋ≦2kの場合は該バルブ71をOFFにする（ステップS₈₄,S
₈₅）。従って、上例の場合、ｋが４になるまで、即ち各
制御サイクルの開始時から8m秒が経過するまで第1DSLバ
ルブ71がONとされ、8m秒の経過後その制御サイクルが終
了するまでOFFとされる。また、同様にして、第2DSLバ
ルブ72についても、そのデューティ率Ｄに応じた時間配
分でON,OFFされる（ステップS₈₆〜S₈₉）。If K> 2k, turn on the first DSL valve 71,
If K ≦ 2k, the valve 71 is turned off (steps S ₈₄ , S
₈₅ ). Therefore, in the case of the above example, the first DSL valve 71 is turned on until k becomes 4, that is, 8 ms have elapsed since the start of each control cycle, and turned off until the control cycle ends after 8 ms has elapsed. It is said. In the same manner, for the first 2DSL valve 72, ON time distribution in accordance with the duty ratio D, is OFF (step S ₈₆ ~S _89).

また、イナーシャフェーズにおいては、まず、第1DSL
バルブ71についてフィードフォワード制御するかフィー
ドバック制御するかを判定し、フィードフォワード制御
する場合には、上記ステップS₈₂〜S₈₅と同じ内容のサブ
プログラムSUB₁を実行し、フィードバック制御する場合
は、フィードバックフラグF_FB1をセットする（ステップ
S₉₀〜S₉₃）。同様に、第2DSLバルブ72についても、フィ
ードフォワード制御する場合は、上記ステップS₆₈〜S₈₉
と同じ内容のサブプログラムSUB₂を実行し、フィードバ
ック制御する場合は、フィードバックフラグF_FB2をセッ
トする（ステップS₉₄〜S₉₆）。In the inertia phase, first, the first DSL
It determines whether to feedback control for controlling a feed-forward for the valve 71, when the feed-forward control executes a subprogram SUB ₁ with the same content as the steps S ₈₂ to S _85, when the feedback control, the feedback Set the flag _FFB1 (step
S ₉₀ ~S _93). Similarly, the second 2DSL valve 72, when the feedforward control, the step S ₆₈ to S ₈₉
Run the subprogram SUB ₂ having the same contents as when the feedback control sets the feedback flag F _FB2 (Step S ₉₄ ~S _96).

そして、上記フィードバックフラグF_FB1,F_FB2の少な
くとも一方がセットされている場合には、そのセットさ
れているDSLバルブ71,72についてのフィードバック制御
を次のように行う（ステップS₉₇,S₉₈）。If at least one of the feedback flags F _FB1 and F _FB2 is set, the feedback control for the set DSL valves 71 and 72 is performed as follows (steps S ₉₇ and S ₉₈ ). .

つまり、まず、第９図のフローチャートのステップS
₆₁で算出した当該制御サイクルにおける目標タービン回
転数Nt_nと、現実のタービン回転数Ntとを読み込む（ス
テップS₉₉〜S₁₀₀）。次いで、今回の変動動作がシフト
アップであるかシフトダウンであるかを判定すると共に
（ステップS₁₀₁）、現実のタービン回転数Ntと上記目標
回転数Nt_nとを比較し、シフトアップの場合はNt＞Nt_nの
ときに、シフトダウンの場合はNt＜Nt_nのときに、それ
ぞれバルブOFFフラグF_OFFがリセットされておれば、当
該DSLバルブをONとし、それ以外の場合は、該DSLバルブ
をOFFとし且つ上記バルブOFFフラグF_OFFをセットする
（ステップS₁₀₁〜S₁₀₈）。つまり、シフトアップの場合
は、各制御サイクルにおいて現実のタービン回転数Ntが
目標回転数NT_nに低下するまで当該DSLバルブをONにし、
シフトダウンの場合は、現実の回転数Ntが目標回転数Nt
_nに上昇するまで当該DSLバルブをONにするのである（第
12図参照）。その場合は、上記バルブOFFフラグF
_OFFは、１制御サイクル中においてDSLバルブが一旦OFF
になった後に再びONになることを防止するためのもので
ある。そして、その後、上記フィードフォワード制御で
用いられるカウンタ値ｋを１づつ増加させる動作を行
い、これが７になったとき、即ち１回の制御サイクルが
終了したときに該カウンタ値ｋと上記バルブOFFフラグF
_OFFをリセットする（ステップS₁₀₉〜S₁₁₁）。That is, first, step S in the flowchart of FIG.
A target turbine rotational speed Nt _n in the calculated the control cycle at _61, reads the actual turbine speed Nt (Step S ₉₉ ~S _100). Then, along with this change operation to determine whether the downshift is a shift-up (step S _101), compares the actual turbine speed Nt and the target revolution speed Nt _n, if a shift-up when Nt> Nt _n, when in the case of downshifting Nt <of nt _n, if I have valve OFF flag F _OFF each is reset, and the DSL valve and oN, otherwise, the DSL valve It was turned OFF and sets the valve OFF flag F _OFF (step S ₁₀₁ ~S _108). That is, in the case of upshift, the DSL valve to ON until actual turbine speed Nt is reduced to the target rotation speed NT _n in each control cycle,
In the case of a downshift, the actual rotation speed Nt is equal to the target rotation speed Nt.
_The DSL valve is turned on until it rises to _n (No.
See Figure 12). In that case, the valve OFF flag F
_OFF means that the DSL valve is turned off once during one control cycle
This is to prevent turning on again after it has become. Then, thereafter, an operation of increasing the counter value k used in the feedforward control is performed by one. When the counter value k becomes 7, that is, when one control cycle is completed, the counter value k and the valve OFF flag are set. F
Reset _OFF (step S ₁₀₉ ~S _111).

そして、以上の制御を繰り返すことにより、当該DSL
バルブのフィードバック制御が、タービン回転数Ntを変
速後の目標回転数Nt₀に収束させるように行われること
になる。Then, by repeating the above control, the DSL
Feedback control of the valve, will be done so as to converge the turbine speed Nt to the target rotation speed Nt ₀ after the shift.

以上のようにして、変速時に、その前半のトルクフェ
ーズにおいては、第１、第2DSLバルブ71,72がフィード
フォワード制御され、また後半のイナーフェーズにおい
ては両バルブ71,72がフィードフォワード制御またはフ
ィードバック制御され、これにより、第３図に示すサー
ボコントロールバルブ45及び３−４コントロールバルブ
46を介して、変速中のサーボレリーズ圧及び３−４クラ
ッチ圧の変化、換言すれば、２−４ブレーキ35及び３−
４クラッチ33の締結力の変化が、変速ショックをできる
だけ抑制するように制御されることになる。As described above, at the time of gear shifting, the first and second DSL valves 71 and 72 are feed-forward controlled in the first half torque phase, and both valves 71 and 72 are fed forward control or feedback in the second half inner phase. 3 and the control valve 45 and the 3-4 control valve shown in FIG.
46, changes in the servo release pressure and the 3-4 clutch pressure during shifting, in other words, the 2-4 brakes 35 and 3
The change in the engagement force of the four clutches 33 is controlled so as to suppress the shift shock as much as possible.

そして、特に本案においては、上記のように学習制御
によって求められるトルクフェーズの所要時間Ttが、自
動変速機の出力トルクが降下から上昇に転じる時点に基
いて判定されるので、当該変速動作の態様に拘らず、変
速時には常に求められることになる。これにより、上記
DSLバルブ71,72のデューティ制御によって調整されるサ
ーボレリーズ圧もしくは３−４クラッチ圧の制御が精度
良く行われると共に、これにともなって２−４ブレーキ
35もしくは３−４クラッチ33の締結力も最適の状態に精
度良く制御されることになり、変速ショックが一層効果
的に低減されることになる。In particular, in the present invention, the required time Tt of the torque phase determined by the learning control as described above is determined based on the time point at which the output torque of the automatic transmission changes from decreasing to increasing. Regardless of this, it is always required at the time of shifting. This allows
The servo release pressure or the 3-4 clutch pressure controlled by the duty control of the DSL valves 71 and 72 is accurately controlled, and accordingly, the 2-4 brake is applied.
The engagement force of the 35 or 3-4 clutch 33 is also accurately controlled to an optimum state, and the shift shock is more effectively reduced.

ここで、以上の説明では、自動変速機の出力トルクが
降下した後、上昇に転じた時点をトルクフェーズからイ
ナーシャフェーズへの移行時点としたが、第５図に矢印
Ｘで示すように出力トルクが降下開始する時点を上記両
フェーズの移行時点として以上の制御を行うようにして
もよい。このようにすれば、応答遅れによる制御精度の
悪化が低減されると共に、出力トルクの落ち込み量を少
なくすることが期待できる。Here, in the above description, the point in time when the output torque of the automatic transmission decreases and then starts to increase is defined as the transition point from the torque phase to the inertia phase. However, as shown by the arrow X in FIG. The above control may be performed by setting the time at which the vehicle starts to descend as the transition time of both phases. In this way, it is possible to reduce deterioration in control accuracy due to a response delay and to reduce the amount of drop in output torque.

なお、トルクフェーズからイナーシャフェーズに移行
する時点を判定するために当該自動変速機の出力トルク
を検出するトルクセンサ84としては、第13図に示すもの
を用いることができる。このトルクセンサ84は、自動変
速機の出力側に連結されるプロペラシャフト100に一体
的に設けたもので、該シャフト100の外周面に歪み検出
素子101を貼り付けると共に、該シャフト内に上記歪み
検出素子101からの信号を外部の変換器に送信する発信
器102と、その電源103とを組み込み、且つ該発信器102
のアンテナ104をプロペラシャフト100の外周に巻付けた
構成とされている。これによれば、自動変速機の出力ト
ルクをプロペラシャフトの周囲に大きなスペースを必要
とすることなく、非接触で検出することが可能となる。It should be noted that the torque sensor 84 shown in FIG. 13 can be used as the torque sensor 84 that detects the output torque of the automatic transmission in order to determine the point in time when the phase shifts from the torque phase to the inertia phase. The torque sensor 84 is provided integrally with a propeller shaft 100 connected to the output side of the automatic transmission. The distortion sensor 101 is attached to the outer peripheral surface of the shaft 100, and the torque A transmitter 102 for transmitting a signal from the detection element 101 to an external converter, and a power supply 103 for the transmitter 102;
The antenna 104 is wound around the outer periphery of the propeller shaft 100. According to this, the output torque of the automatic transmission can be detected in a non-contact manner without requiring a large space around the propeller shaft.

また、このように自動変速機の出力トルクを直接検出
する代わりに、このトルクに対応する当該車両の前後方
向の加速度を検出することもできる。この場合、例えば
第14図に示すように、加速度に応じて前後に揺動するウ
エイト部材111と、その揺動量を検出する検出器112とで
構成される加速度センサ110を用いることができ、上記
出力トルクを安価な構成で検出することができるように
なる。さらに、上記加速度を車速の微分値から求めるこ
とも可能である。Instead of directly detecting the output torque of the automatic transmission as described above, it is also possible to detect the longitudinal acceleration of the vehicle corresponding to the torque. In this case, for example, as shown in FIG. 14, an acceleration sensor 110 composed of a weight member 111 that swings back and forth according to the acceleration and a detector 112 that detects the swing amount can be used. The output torque can be detected with an inexpensive configuration. Further, the acceleration can be obtained from a differential value of the vehicle speed.

（発明の効果） 以上のように本発明に係る自動変速機の変速制御装置
によれば、変動動作期間を前半のトルクフェーズと後半
のイナーシャフェーズとに分け、これら両フェーズのそ
れぞれについてその特性に応じた方法で摩擦締結要素の
締結力を制御することにより変速ショックの低減を図る
場合に、出力トルクの引き込みが生じるトルクフェーズ
の継続時間を目標値にすべくフィードフォワード制御初
期の油圧供給制御を学習補正することにより、該トルク
フェーズ時間を最適に制御するようにしたから、変速シ
ョックを最適に抑制することが可能となる。(Effects of the Invention) As described above, according to the shift control device for an automatic transmission according to the present invention, the fluctuating operation period is divided into the first half torque phase and the second half inertia phase, and the characteristics of each of these two phases are determined. In order to reduce the shift shock by controlling the engagement force of the friction engagement element in accordance with the appropriate method, the hydraulic pressure supply control in the initial stage of the feedforward control is performed so that the duration of the torque phase in which the output torque is drawn is set to the target value. By performing the learning correction, the torque phase time is optimally controlled, so that the shift shock can be optimally suppressed.

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

第１図は本発明の全体構成図、第２〜14図は本発明の実
施例を示すもので、第２図は自動変速機の骨子図、第３
図は油圧制御回路図、第４図は制御システム図、第５図
は変速時における実効ギヤ比、タービン回転数及び出力
トルクの変化の一例を示すタイムチャート図、第６図は
変速制御のメインプログラムを示すフローチャート図、
第７図はトルクフェーズ制御を示すフローチャート図、
第８図（１）〜（４）はこの制御で用いられる各マップ
の説明図、第９図はイナーシャフェーズ制御を示すフロ
ーチャート図、第10図（１）〜（３）はこの制御で用い
られる各マップの説明図、第11図はバルブ駆動動作を示
すフローチャート図、第12図はフィードバック制御の動
作説明図、第13図はトルクセンサの一例を示す断面図、
第14図は加速度センサの一例を示す概略図である。 10……トルクコンバータ、20……変速歯車機構、31〜36
……摩擦締結要素、40,80……変速制御手段、締結力制
御手段、変更手段（油圧制御回路、コントロールユニッ
ト）、71,72……締結力調整手段（第1,第2DSLバルブ）FIG. 1 is an overall configuration diagram of the present invention, FIGS. 2 to 14 show an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a skeleton diagram of an automatic transmission, and FIG.
Fig. 4 is a hydraulic control circuit diagram, Fig. 4 is a control system diagram, Fig. 5 is a time chart diagram showing an example of changes in the effective gear ratio, turbine speed and output torque during shifting, and Fig. 6 is a main diagram of shifting control. Flowchart diagram showing a program,
FIG. 7 is a flowchart showing torque phase control;
FIGS. 8 (1) to 8 (4) are explanatory diagrams of maps used in this control, FIG. 9 is a flowchart showing inertia phase control, and FIGS. 10 (1) to 3 (3) are used in this control. FIG. 11 is an explanatory diagram of each map, FIG. 11 is a flowchart showing a valve driving operation, FIG. 12 is an operation explanatory diagram of feedback control, FIG. 13 is a sectional view showing an example of a torque sensor,
FIG. 14 is a schematic diagram showing an example of the acceleration sensor. 10: Torque converter, 20: Transmission gear mechanism, 31-36
…… Friction fastening elements, 40,80… Shift control means, fastening force control means, change means (hydraulic control circuit, control unit), 71,72… Fastening force adjustment means (first and second DSL valves)

Claims (3)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】トルクコンバータと、 変速歯車機構と、 該変速歯車機構の動力伝達経路を切り換える複数の摩擦
締結要素と、 該複数の摩擦締結要素を選択的に締結させて所要の変速
段を得る変速制御手段とを有し、 且つ変速動作中に上記摩擦締結要素の締結力を調整する
締結力調整手段が備えられた自動変速機の変速制御装置
であって、 変速動作期間を、変速前半の、当該変速による上記トル
クコンバータの出力回転数変化が生じていないトルクフ
ェーズと、変速後半の、当該変速による上記出力回転数
変化が生じているイナーシャフェーズとに分け、 上記トルクフェーズでは、上記複数の摩擦締結要素のう
ち当該変速により締結される摩擦締結要素の締結力を所
定の初期値から所定量ずつ増加させるべく上記締結力調
整手段をフィードフォワード制御し、上記イナーシャフ
ェーズでは、上記トルクコンバータの出力回転数を所定
の目標回転数に近づけるように上記摩擦締結要素の締結
力を変更させるべく上記締結力調整手段をフィードバッ
ク制御する締結力制御手段が設けられていると共に、 上記トルクフェーズの継続時間を求め、該継続時間が予
め設定された目標時間に近づくように、次回の上記フィ
ードフォワード制御の内容を変更する変更手段が備えら
れていることを特徴とする自動変速機の変速制御装置。1. A torque converter, a speed change gear mechanism, a plurality of friction engagement elements for switching a power transmission path of the speed change gear mechanism, and selectively engaging the plurality of friction engagement elements to obtain a required gear position. A shift control device for an automatic transmission, comprising: a shift control unit; and a fastening force adjusting unit configured to adjust a fastening force of the friction engagement element during a shifting operation. A torque phase in which the output rotation speed of the torque converter does not change due to the shift; and an inertia phase in which the output rotation speed changes due to the shift in the latter half of the shift. In order to increase the fastening force of the friction fastening element that is fastened by the shift among the friction fastening elements by a predetermined amount from a predetermined initial value, the fastening force adjusting means is fed back. Word control, and in the inertia phase, engagement force control means for performing feedback control of the engagement force adjustment means so as to change the engagement force of the friction engagement element so that the output speed of the torque converter approaches a predetermined target speed. And a change means for obtaining the duration of the torque phase and changing the content of the next feedforward control so that the duration approaches a preset target time. A shift control device for an automatic transmission. 【請求項２】上記変更手段が、上記トルクフェーズの継
続時間が予め設定された目標時間に近づくように、次回
の上記フィードフォワード制御における上記初期値を変
更することを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の
変速制御装置。2. The apparatus according to claim 1, wherein said changing means changes said initial value in the next feedforward control so that the duration of said torque phase approaches a preset target time. A shift control device for an automatic transmission according to claim 1. 【請求項３】トルクコンバータと、 変速歯車機構と、 作動圧が供給されることにより、該変速歯車機構の動力
伝達経路を切り換える複数の摩擦締結要素と、 与えられる信号値に応じて、該複数の摩擦締結要素への
作動圧の給排状態を調整して所要の変速段を得る複数の
ソレノイドバルブと、 車両の運転状態を検出する運転状態検出手段と、 該運転状態検出手段の検出結果に基づいて上記信号値を
決定し、その信号を上記ソレノイドバルブに出力する制
御手段とが備えられた自動変速機の変速制御装置であっ
て、 上記制御手段が、 変速動作期間を、変速前半の、当該変速による上記トル
クコンバータの出力回転数変化が生じていないトルクフ
ェーズと、変速後半の、当該変速による上記出力回転数
変化が生じているイナーシャフェーズとに分け、 上記トルクフェーズでは、上記複数のソレノイドバルブ
のうち当該変速により締結される摩擦締結要素に作動圧
を供給するソレノイドバルブに対し、上記信号値として
所定の初期値を出力した後、該摩擦締結要素に供給され
る作動圧を上昇させるべく該信号値を所定量つづ変更す
るフィードフォワード制御を行ない、上記イナーシャフ
ェーズでは、上記トルクコンバータの出力回転数を所定
の目標回転数に近づけるように上記摩擦締結要素の締結
力を変更させるべく上記信号値を決定し、その信号を出
力するフィードバック制御を行なうと共に、 上記トルクフェーズの継続時間を求め、該継続時間が予
め設定された目標時間に近づくように、次回の上記フィ
ードフォワード制御における上記初期値を変更するよう
に構成されていることを特徴とする自動変速機の変速制
御装置。3. A torque converter, a speed change gear mechanism, a plurality of frictional engagement elements for switching a power transmission path of the speed change gear mechanism when an operating pressure is supplied, and a plurality of friction engagement elements according to a given signal value. A plurality of solenoid valves for adjusting a supply / discharge state of the operating pressure to the frictional engagement element to obtain a required gear stage; an operating state detecting means for detecting an operating state of the vehicle; and a detection result of the operating state detecting means. And a control means for determining the signal value based on the signal value and outputting the signal to the solenoid valve, the control means comprising: A torque phase in which the output rotation speed of the torque converter does not change due to the shift, and an inertia phase in which the output rotation speed changes due to the shift in the latter half of the shift. In the torque phase, a predetermined initial value is output as the signal value to the solenoid valve that supplies operating pressure to the friction engagement element that is engaged by the shift among the plurality of solenoid valves, and then the friction engagement is performed. In order to increase the operating pressure supplied to the element, feedforward control is performed to change the signal value by a predetermined amount, and in the inertia phase, the friction is adjusted so that the output speed of the torque converter approaches a predetermined target speed. The signal value is determined so as to change the fastening force of the fastening element, feedback control for outputting the signal is performed, and the duration of the torque phase is determined, so that the duration approaches a preset target time. Is configured to change the initial value in the next feedforward control. Shift control device for an automatic transmission according to claim.